WO2004055331A1 - 容積型膨張機及び流体機械 - Google Patents
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- F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
- F25B9/06—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point using expanders
Definitions
- the present invention relates to a positive displacement expander provided with an expansion mechanism that generates power when a high-pressure fluid expands, and a fluid machine provided with the expander.
- a positive displacement expander such as a rotary expander
- This expander can be used for performing an expansion stroke of a vapor compression refrigeration cycle (see, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-116371).
- the expander includes a cylinder and a piston revolving along the inner peripheral surface of the cylinder, and an expansion chamber formed between the cylinder and the piston is divided into a suction side expansion side and a discharge side. . Then, as the piston revolves, the portion of the expansion chamber that was on the suction / expansion side is switched to the discharge side, and the portion on the discharge side is switched to the suction z expansion side, in order to achieve the suction / expansion action of the high-pressure fluid. The discharging operation is performed simultaneously and in parallel.
- the angle range of the suction process in which the high-pressure fluid is supplied into the cylinder during one rotation of the biston and the angle range of the expansion process in which the fluid is expanded are determined in advance.
- the expansion ratio (density ratio between the intake refrigerant and the discharge refrigerant) is generally constant.
- the high-pressure fluid is introduced into the cylinder in the angular range of the suction process, and the fluid is expanded at a predetermined expansion ratio in the remaining angular range of the expansion process to recover the rotational power.
- the positive displacement expander has a specific expansion ratio.
- the high pressure and low pressure of the refrigeration cycle change due to a change in the temperature of the object to be cooled or a change in the temperature to be radiated (heated). Accordingly, the densities of the intake refrigerant and exhaust refrigerant of the expander also change. Move. Therefore, in this case, the refrigeration cycle is operated at an expansion ratio different from that of the expander, and as a result, the operation efficiency is reduced.
- a bypass passage is provided in parallel with the expander, and a flow control valve is provided in the bypass passage. ing. Therefore, in this device, it is possible to match the refrigerant flow rate between the compression stroke side and the expansion stroke side of the refrigeration cycle by flowing a part of the refrigerant through the bypass passage under the condition that the expansion ratio is small. However, in this case, since the refrigerant that does not pass through the expander does not perform expansion work, the recovery power of the expander is reduced, and the operating efficiency is reduced.
- FIG. 12 is a graph showing a relationship between a change in volume of the expansion chamber and a change in pressure under ideal operating conditions in the case of a carbon dioxide refrigerant in which a high pressure is a supercritical pressure.
- a high-pressure fluid having characteristics similar to an incompressible fluid is supplied into the expansion chamber from point a to point b, and starts to expand from point b. After point b, the supply of high-pressure fluid stops, so the pressure temporarily drops to point c, and then gradually expands to point d while expanding.
- the actual expansion ratio of the refrigeration cycle is reduced due to changes in operating conditions such as switching between cooling operation and heating operation and changes in outside air temperature. Deviates from the design expansion ratio of the cycle or the specific expansion ratio of the expander Sometimes. In particular, if the actual expansion ratio of the refrigeration cycle is smaller than the designed expansion ratio, the internal pressure of the expansion chamber will be lower than the low pressure of the refrigeration cycle, causing overexpansion inside the expander. Sometimes.
- FIG. 13 is a graph showing the relationship between the change in volume of the expansion chamber and the change in pressure at this time, and shows a state in which the low pressure of the refrigeration cycle is higher than that in the example of FIG.
- the pressure drops to point d according to the specific expansion ratio of the expander.
- the low pressure of the refrigeration cycle is d 'point higher than d point. Therefore, after completion of the expansion process, in the discharge process, the refrigerant is pressurized from the point d to the point d ', discharged to the point e', and the suction process in the next cycle is started.
- the present invention has been made in view of such a problem, and an object of the present invention is to enable power recovery by an expander even under conditions where the expansion ratio is small, and to eliminate overexpansion. In other words, it is to prevent the operating efficiency from being reduced. Disclosure of the invention
- a communication passage (72) is provided which branches from the fluid inflow side to the expansion chamber (62) and communicates with the suction / expansion process position of the expansion chamber (62).
- a high-pressure fluid on the inflow side can be introduced.
- the first invention presupposes a positive displacement expander provided with an expansion mechanism (60) that generates power when the high-pressure fluid supplied to the expansion chamber (62) expands.
- the expander includes a communication passage (72) that branches off from the fluid inflow side of the expansion chamber (62) and communicates with the expansion chamber (62) at the suction Z expansion process position. ) Is equipped with a flow control mechanism (73, 75, 76).
- the communication control mechanism (73, 75, 76) is not opened, and the communication passage (72) is opened. Keep closed. In this case, since the operation is performed at the designed expansion ratio, the power recovery by the expander is performed efficiently.
- the flow control mechanism (73, 75, 76) is opened and operation is performed.
- the refrigerant flows into the expander while adjusting the flow rate. Therefore, it is possible to allow all the refrigerant to flow to the expander without changing the rotation speed, and the cooling medium, which had conventionally bypassed the expander, performs expansion work in the expander, so that the power recovery efficiency is improved. improves.
- the overexpansion state in a state where overexpansion occurs in the expansion chamber (62), the overexpansion state can be eliminated by opening the flow control mechanism (73, 75, 76).
- the pressure in the expansion chamber (62) when overexpansion occurs, the pressure in the expansion chamber (62) is lower than that on the fluid outflow side, but by supplementarily introducing high-pressure fluid from the fluid inflow side to the expansion chamber (62), The pressure in the expansion chamber (62) can be increased to the pressure on the fluid outflow side. Therefore, in the present invention, the power consumption shown in the area II in FIG. 13 is not performed, and as shown in FIG. 14, the refrigerant gradually expands to the point d ′ in the expansion process. This can prevent the power recovery efficiency from being reduced during overexpansion.
- the second invention is characterized in that, in the positive displacement expander of the first invention, the flow control mechanism (73, 75, 76) is constituted by an injection valve (73) capable of adjusting the force S and the opening degree.
- the operation is performed with the injection valve (73) closed.
- the flow rate of the refrigerant was adjusted by adjusting the opening of the injection valve (73).
- the refrigerant can be introduced into the expander.
- the expansion work of the refrigerant is performed by the expander.
- the fluid on the high pressure side can be introduced into the expansion chamber (62) by opening the injection valve (73), and the pressure can be increased. Therefore, the state of overexpansion can be eliminated.
- a third invention is characterized in that, in the positive displacement expander of the first invention, the flow control mechanism (73, 75, 76) includes a solenoid valve (75) that can be opened and closed.
- the coolant can be introduced into the expansion chamber (62) while adjusting the flow rate of the coolant. Therefore, the refrigerant performs expansion work even under the condition in which the refrigerant has conventionally bypassed the expander, and power recovery efficiency is improved.
- the pressure of the fluid at the intermediate position of the flow control mechanism (73, 75, 76) in the expansion process of the expansion chamber (62) is the pressure on the fluid outflow side. It is characterized by a differential pressure valve (76) that opens when it falls below a predetermined value.
- the flow rate of the expander when the flow rate of the expander is insufficient with respect to the flow rate of the compressor, usually, overexpansion occurs.
- the refrigerant is introduced from the passage (72), so that the flow rates of the compressor and the expander can be easily brought close to each other.
- the expander when the differential pressure valve (76) is opened when the pressure of the expansion chamber (62) approaches the pressure on the fluid outflow side (before the pressure becomes the same), the expander operates at high speed. In addition, it is possible to prevent the timing of opening and closing the differential pressure valve (76) from being delayed and the effect from being insufficient.
- the expansion mechanism (60) is configured to perform an expansion process of a vapor compression refrigeration cycle. It is characterized by.
- the high pressure and the low pressure fluctuate depending on the operating conditions, and the actual expansion ratio changes accordingly. Therefore, under the condition that the expansion ratio becomes small, the power recovery efficiency is reduced by the refrigerant bypass in the conventional expander, whereas the use of the expander of the present invention can effectively suppress the efficiency reduction. Also, assuming that the expansion ratio of a refrigerant commonly used at present (for example, R410A) is about 4 during heating and about 3 during cooling, if an appropriate expansion ratio is selected during heating During cooling, overexpansion occurs. In addition, when the cooling load is small during actual operation, overexpansion is more likely to occur. On the other hand, in the fifth aspect of the present invention, the fluid on the inflow side is supplementarily introduced from the communication passage (72) into the expansion chamber (62), whereby the overexpansion state can be effectively eliminated. .
- a refrigerant commonly used at present for example, R410A
- a sixth aspect of the present invention is the positive displacement expander according to any one of the first to fourth aspects, wherein the expansion mechanism (60) controls the expansion stroke of the vapor compression refrigeration cycle in which the high pressure becomes a supercritical pressure. It is characterized in that it is configured to do so.
- the expansion ratio becomes about 3 during heating and about 2 during cooling, and the power loss during cooling is lower than that of a refrigeration cycle using a refrigerant that is currently generally used. growing.
- the fluid on the inflow side is supplementarily introduced from the communication passage (72) into the expansion chamber (62), the power loss can be effectively reduced.
- a seventh aspect of the present invention is the positive displacement expander according to any one of the first to fourth aspects, wherein the expansion mechanism (60) is a rotary expansion mechanism, and the rotary power is recovered by expansion of the fluid. It is characterized in that it is configured to accommodate.
- the expansion mechanism (60) such as a swinging piston type, a single ring piston type, or a scroll type can be used.
- the eighth invention provides a positive displacement expander (60), an electric motor (40), and a fluid driven by the positive displacement expander (60) and the electric motor (40) in a casing (31).
- the compressor (50) and the expander (60) in a fluid machine in which a compressor (50) and an expander (60) are integrated, the compressor (50) and the expander (60) generally rotate at the same rotational speed, and therefore, a low expansion ratio condition is obtained.
- the efficiency of power recovery is likely to decrease, but by introducing the refrigerant into the expander (60), the power recovery efficiency can be particularly effectively increased.
- the fluid can be supplementarily introduced into the expansion chamber (62) from the fluid inflow side, a state in which the high-pressure fluid (refrigerant) bypasses the expansion mechanism (60) conventionally.
- the fluid can be introduced into the expansion mechanism (60) under the condition of the low expansion ratio. This makes it possible for the high-pressure fluid to always perform expansion work, and the power recovery efficiency is improved.
- the overexpansion can be eliminated. Therefore, the power loss represented by the area II in FIG. 13 can be eliminated, and the power can be reliably recovered as shown in FIG. As described above, it is also possible to increase the power recovery efficiency under operating conditions in which overexpansion occurs.
- the expansion ratio of the vapor compression refrigeration cycle is reduced, and conventionally, the refrigerant does not flow to the expander.
- the refrigerant can flow through the expander when bypassed, so that the efficiency of power recovery can be reliably increased. Also, over-expansion can be reliably prevented.
- the solenoid valve (75) is provided in the communication passage (72), the solenoid valve (75) is opened and closed under a low expansion ratio condition, and refrigerant flows into the expansion chamber (62).
- the introduction can prevent the power recovery efficiency from lowering.
- the pressure in the expansion chamber (62) By opening the solenoid valve (75) when the pressure drops below the fluid outflow side, the state of overexpansion can be reliably eliminated.
- the pressure difference valve (76) is provided in the communication passage (72), and when the pressure in the expansion chamber (62) falls below the fluid outflow side, the pressure difference valve (76) is activated. Since the high pressure fluid is introduced into the expansion chamber (62) by utilizing the opening, the power recovery efficiency can be easily increased under low expansion ratio conditions. In addition, as in the second and third inventions, the state of overexpansion can be reliably eliminated.
- the expander of the present invention is used for performing the expansion stroke of the vapor compression refrigeration cycle. Therefore, in the vapor compression refrigeration cycle, the operating conditions change and the power recovery efficiency of the expander tends to decrease when the expansion ratio is low, but it is possible to effectively prevent the efficiency reduction.
- the expander of the present invention is used for a supercritical cycle. Therefore, while the power loss in the supercritical cycle is particularly large, the loss can be reduced more effectively. It can be suppressed.
- a fluid machine including a positive displacement expander (60), an electric motor (40), and a compressor (50) in a casing (31).
- the power is used for driving the compressor (50) together with the motor (40)
- the power recovery efficiency of the expander (60) can be increased, so the drive input to the compressor (50) by the motor (40) can be reduced. It is possible to control the operation efficiently.
- FIG. 1 is a piping diagram of an air conditioner according to the first embodiment.
- FIG. 2 is a schematic sectional view of the compression / expansion unit according to the first embodiment.
- FIG. 3 is a schematic sectional view showing the operation of the expansion mechanism.
- FIG. 4 is a schematic cross-sectional view showing a main part of an expansion mechanism in Embodiment 1 at a shaft rotation angle of 0 ° or 360 °.
- FIG. 5 is a schematic cross-sectional view showing a main part of the expansion mechanism in the first embodiment at a shaft rotation angle of 45 °.
- FIG. 6 is a schematic cross-sectional view showing a main part of an expansion mechanism in the first embodiment at a shaft rotation angle of 90 °.
- FIG. 7 is a schematic cross-sectional view showing a main part of the expansion mechanism in the first embodiment at a rotation angle of 135 ° of the shaft.
- FIG. 8 is a schematic cross-sectional view showing a main part of the expansion mechanism in the first embodiment at a shaft rotation angle of 180 °.
- FIG. 9 is a schematic cross-sectional view showing the main part of the expansion mechanism in the first embodiment at a rotation angle of the shaft of 25 °.
- FIG. 10 is a schematic cross-sectional view showing a main part of the expansion mechanism in the first embodiment at a shaft rotation angle of 270 °.
- FIG. 11 is a schematic cross-sectional view showing a main part of the expansion mechanism in the first embodiment at a rotation angle of the shaft of 3 15 °.
- FIG. 12 is a graph showing the relationship between the volume of the expansion chamber and the pressure under operating conditions at the design pressure.
- FIG. 13 is a graph showing the relationship between the volume of the expansion chamber and the pressure under a low expansion ratio condition.
- FIG. 14 is a first graph showing the relationship between the volume of the expansion chamber and the pressure when taking measures against the low expansion ratio.
- FIG. 15 is a second graph showing the relationship between the volume of the expansion chamber and the pressure when a low expansion ratio is taken.
- FIG. 16 is a schematic cross-sectional view illustrating a main part of an expansion mechanism according to the second embodiment.
- FIG. 17 is a schematic cross-sectional view illustrating a main part of an expansion mechanism according to the third embodiment.
- FIG. 18 is a schematic sectional view showing the structure and operation of the differential pressure valve.
- FIG. 19 is a schematic sectional view showing a main part of an expansion mechanism according to the fourth embodiment.
- FIG. 20 is a schematic sectional view showing the operation of the expansion mechanism.
- an air conditioner (10) is configured using the fluid machine of the present invention.
- the air conditioner (10) is of a so-called separate type and includes an outdoor unit (11) and an indoor unit (13).
- the outdoor unit (11) includes an outdoor fan (12), an outdoor heat exchanger (23), a first four-way switching valve (21), a second four-way switching valve (22), and a compression / expansion unit ( 30) is stored.
- the indoor unit (13) contains an indoor fan (14) and an indoor heat exchanger (24).
- the outdoor unit (11) is installed outdoors, and the indoor unit (13) is installed indoors.
- the outdoor unit (11) and the indoor unit (13) are connected by a pair of connecting pipes (15, 16). The details of the compression / expansion unit (30) will be described later.
- the air conditioner (10) is provided with a refrigerant circuit (20).
- the refrigerant circuit (20) is a closed circuit to which the compression / expansion unit (30), the indoor heat exchanger (24), and the like are connected. Further, this refrigerant circuit (20), carbon dioxide (C 0 2) is filled as refrigerant.
- Both the outdoor heat exchanger (23) and the indoor heat exchanger (24) are cross-fin type fin-and-tube heat exchangers.
- the refrigerant circulating in the refrigerant circuit (20) exchanges heat with outdoor air.
- the indoor heat exchanger (24) the refrigerant circulating in the refrigerant circuit (20) exchanges heat with indoor air.
- the first four-way switching valve (21) has four ports.
- This first four-way switching valve (21) has a first port connected to the discharge port (35) of the compression / expansion unit (30) by piping, and a second port connected to the room via the communication pipe (15).
- the third port is connected to one end of the heat exchanger (24) by piping, the third port is connected to one end of the outdoor heat exchanger (23) by piping, and the fourth port is the suction port (34) of the compression / expansion unit (30). ) And piping connection.
- the first four-way switching valve (21) is in a state where the first port and the second port are in communication and the third port and the fourth port are in communication (the state shown by the solid line in FIG. 1). And a state where the first port and the third port communicate with each other and the second port and the fourth port communicate with each other (a state shown by a broken line in FIG. 1).
- the second four-way switching valve (22) has four ports.
- This second four-way switch The valve (22) has a first port connected to the outlet port (37) of the compression / expansion unit (30) by piping, and a second port connected to the other end of the outdoor heat exchanger (23) by piping.
- the third port is connected to the other end of the indoor heat exchanger (24) via the connecting pipe (16), and the fourth port is connected to the inlet port (36) of the compression / expansion unit (30). It has been done.
- the second four-way switching valve (22) is in a state where the first port and the second port are in communication and the third port and the fourth port are in communication (a state shown by a solid line in FIG. 1). And a state where the first port and the third port communicate with each other and the second port and the fourth port communicate with each other (a state shown by a broken line in FIG. 1).
- the compression / expansion unit (30) constitutes the fluid machine of the present invention.
- a compression mechanism (50), an expansion mechanism (60), and an electric motor (40) are housed inside a casing (31), which is a horizontally long and cylindrical closed container. ing.
- a compression mechanism (50), a motor (40), and an expansion mechanism (60) are arranged in this order from left to right in FIG. Note that “right” and “left” used in the description with reference to FIG. 2 mean “right” and “left” in FIG.
- the electric motor (40) is arranged at the longitudinal center of the casing (31).
- the electric motor (40) includes a stator (41) and a rotor (42).
- the stator (41) is fixed to the casing (31).
- the rotor (42) is arranged inside the stator (41).
- the main shaft (48) of the shaft (45) penetrates through the rotor (42) at the same center as the rotor (42).
- the shaft (45) has a large-diameter eccentric portion (46) formed on the right end thereof and a small-diameter eccentric portion (47) formed on the left end thereof.
- the large-diameter eccentric portion (46) is formed to have a larger diameter than the main shaft portion (48), and is eccentric by a predetermined amount from the axis of the main shaft portion (48).
- the small-diameter eccentric portion (47) is formed smaller in diameter than the main shaft portion (48), and is eccentric by a predetermined amount from the axis of the main shaft portion (48). And this shaft (45) constitutes a rotating shaft.
- an oil pump is connected to the shaft (45).
- lubricating oil is stored at the bottom of the above-mentioned case sink, (31). This lubricating oil is oil Pumped by a pump, supplied to the compression mechanism (50) and the expansion mechanism (60) and used for lubrication.
- the compression mechanism (50) constitutes a so-called scroll compressor.
- the compression mechanism (50) includes a fixed scroll (51), a movable scroll (54), and a frame (57).
- the compression mechanism (50) is provided with a suction port (34) and a discharge port (35).
- a spiral-shaped fixed wrap (53) is projected from the end plate (52).
- the end plate (52) of the fixed scroll (51) is fixed to the casing (31).
- a spiral movable wrap (56) protrudes from a plate-like end plate (55).
- the fixed scroll (51) and the movable scroll ( 5 ) are arranged so as to face each other.
- the compression chamber (59) Is partitioned.
- suction port (34) is connected to the outer peripheral sides of the fixed wrap (53) and the movable wrap (56).
- discharge port (35) is connected to the center of the end plate (52) of the fixed scroll (51), and one end of the discharge port (35) opens to the compression chamber (59).
- the end plate (55) of the movable scroll (54) has a protruding portion formed at the center on the right side thereof, and the small-diameter eccentric portion (47) of the shaft (45) is inserted into this protruding portion.
- the movable scroll (54) is supported by a frame (57) via an Oldham ring (58).
- the Oldham ring (58) is a movable scroll
- the orbiting scroll (54) to control the rotation. Then, the orbiting scroll (54) revolves at a predetermined turning radius without rotating.
- the turning radius of the orbiting scroll (54) is the same as the eccentricity of the small-diameter eccentric part (47).
- the expansion mechanism (60) is a so-called swinging piston type expansion mechanism, and constitutes the positive displacement expander of the present invention.
- the expansion mechanism (60) includes a cylinder (61), and Furontoe' de (6 3), and Riae' de (64), and a piston (65).
- the inflation mechanism (60) is provided with an inflow port (36) and an outflow port (37).
- the cylinder (61) has a left end face closed by a front head (63) and a right end face closed by a rear head (64). That is, the front head (63) and the rear head (64) each constitute a closing member.
- the piston (65) is housed in a cylinder (61) whose both ends are closed by a front head (63) and a rear head (64). As shown in FIG. 4, an expansion chamber (62) is formed in the cylinder (61), and the outer peripheral surface of the piston (65) substantially slides on the inner peripheral surface of the cylinder (61). It has become.
- the piston (65) is formed in an annular or cylindrical shape.
- the inner diameter of the piston (65) is approximately equal to the outer diameter of the large-diameter eccentric (46).
- the large-diameter eccentric portion (46) of the shaft (45) is provided to penetrate the piston (65), and the inner peripheral surface of the piston (65) and the outer peripheral surface of the large-diameter eccentric portion (46) are provided. Slides over almost the entire surface.
- the piston (65) is provided with a blade (66) on the body.
- the blade (66) is formed in a plate shape and protrudes outward from the outer peripheral surface of the piston (65).
- the expansion chamber (62) sandwiched between the inner peripheral surface of the cylinder (61) and the outer peripheral surface of the piston (65) is divided into a high-pressure side (suction Z expansion side) and a low-pressure side (discharge side) by the blade (66). Is divided into
- the cylinder (61) is provided with a pair of bushes (67). Each bush (67) is shaped like a half moon. The bush (67) is installed with the blade (66) sandwiched therebetween, and slides with the blade (66). The bush (67) is rotatable with respect to the cylinder (61) with the blade (66) sandwiched therebetween. '
- the inflow port (36) is formed in the front head (63) and forms an introduction passage.
- the end of the inflow port (36) is open on the inner surface of the front head (63) at a position where the inflow port (36) does not directly communicate with the expansion chamber (62).
- the end of the inflow port (36) is located at the part of the inner surface of the front head (6: 3) that is in contact with the end surface of the large-diameter eccentric part (46), as shown in Fig. 4 (a).
- the part () has an opening at the slightly upper left position of the axis.
- a groove-like passage (69) is also formed in the front head ( 63 ).
- Fig. 4 (b) As shown, the groove-shaped passage (69) is formed in a concave groove shape that is opened on the inner surface of the front head (63) by digging down the front head (63) from the inner surface side.
- the opening of the groove-shaped passage (69) on the inner side surface of the front head (63) has a rectangular shape which is vertically elongated in FIG. 4 (a).
- the groove-shaped passage (69) is located on the left side of the axis of the main shaft portion (48) in FIG. 4 (a).
- the upper end of the groove-shaped passage (69) is located slightly inside the inner peripheral surface of the cylinder (61), and the lower end in FIG. 63) is located at the portion of the inner surface that slides in contact with the end surface of the large-diameter eccentric portion (46).
- the groove-shaped passage (69) can communicate with the expansion chamber (62).
- a communication path (70) is formed in the large-diameter eccentric portion (46) of the shaft (45). As shown in FIG. 4 (b), the communication passage (70) is formed by digging the large-diameter eccentric portion (46) from the end face thereof, thereby forming the large-diameter eccentric portion (46) facing the front head (63). Is formed in the shape of a concave groove that opens at the end face of.
- the communication passage (70) is formed in an arc shape extending along the outer periphery of the large-diameter eccentric portion (46). Further, the center of the communication passage (70) in the circumferential direction is on a line connecting the axis of the main shaft portion (48) and the axis of the large-diameter eccentric portion (46). It is located on the opposite side of the axis from the axis of the main shaft (48).
- the communication passage (70) of the large-diameter eccentric part (46) also moves, and through this communication passage (70), the inflow port (36) and the groove-like passage (69). ) Communicates intermittently.
- the outflow port (37) is formed in the cylinder (61).
- the starting end of the outflow port (37) is open to the inner peripheral surface of the cylinder (61) facing the expansion chamber (62).
- the beginning of the outflow port (37) is open near the right side of the blade (66) in Fig. 4 (a).
- the expansion mechanism (60) branches from the inflow port (36) on the fluid inflow side of the expansion chamber (62), and the suction / expansion process of the expansion chamber (62).
- a communication pipe (72) is provided as a communication passage communicating with the location.
- the connection pipe (72) is used to switch the flow / stop of the refrigerant flowing through the connection pipe (72) and to adjust the flow rate.
- a flow control mechanism (73) is provided.
- the connecting pipe (72) is connected near the left side of the blade (66) in Fig. 4 (a). Specifically, assuming that the position of the center of rotation of the bush (67) is 0 ° with respect to the center of rotation of the shaft (45), the connecting pipe (72) rotates counterclockwise in FIG. 4 (a). It is connected to the cylinder (61) at about 20 ° to 30 ° in the direction. Further, the opening / closing mechanism (73) is constituted by a motor-operated valve (injection valve) whose opening can be adjusted. By adjusting the opening of the electric valve (73), it is possible to adjust the flow rate of the refrigerant flowing through the communication pipe (72).
- the air conditioner (10) of the second embodiment detects the pressure of the expansion chamber (62) in addition to the high-pressure pressure sensor (74a) and the low-pressure pressure sensor (74b) generally provided in the refrigerant circuit (20). Overpressure sensor (74c) is provided.
- the control means (74) of the air conditioner (10) can control the motor-operated valve (73) based on the pressure detected by these sensors (74a, 74b, 74c). .
- the operation of the air conditioner (10) will be described.
- the operation of the air conditioner (10) during the cooling operation and the heating operation will be described, and then the operation of the expansion mechanism (60) will be described.
- the first four-way switching valve (21) and the second four-way switching valve (22) are switched to the state shown by broken lines in FIG. In this state, when the electric motor (40) of the compression / expansion unit (30) is energized, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (20) to perform a vapor compression refrigeration cycle.
- the refrigerant compressed in the compression mechanism (50) is discharged from the compression / expansion unit (30) through the discharge port (35). In this state, the pressure of the refrigerant is higher than its critical pressure. This discharged refrigerant passes through the first four-way switching valve (21) and passes through the outdoor heat exchanger.
- the inflow refrigerant exchanges heat with the indoor air sent by the indoor fan (14).
- the refrigerant absorbs heat from room air and evaporates, thereby cooling the room air.
- the low-pressure gas refrigerant discharged from the indoor heat exchanger (24) passes through the first four-way switching valve (21), passes through the suction port (34), and the compression mechanism (50) of the compression / expansion unit (30). ).
- the compression mechanism (50) compresses and discharges the drawn refrigerant.
- the first four-way switching valve (21) and the second four-way switching valve (22) are switched to the state shown by the solid line in FIG. In this state, when the electric motor (40) of the compression / expansion unit (30) is energized, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (20) to perform a vapor compression refrigeration cycle.
- the refrigerant compressed in the compression mechanism (50) is discharged from the compression / expansion unit (30) through the discharge port (35). In this state, the pressure of the refrigerant is higher than its critical pressure.
- the discharged refrigerant passes through the first four-way switching valve (21) and is sent to the indoor heat exchanger (24). In the indoor heat exchanger (24), the flowing refrigerant exchanges heat with indoor air. By this heat exchange, the refrigerant radiates heat to the room air, and the room air is heated.
- the refrigerant radiated by the indoor heat exchanger (24) passes through the second four-way switching valve (22) and flows into the expansion mechanism (60) of the compression / expansion unit (30) through the inflow port (36). I do.
- the high-pressure refrigerant expands, and its internal energy is converted into rotational power for the shaft (45).
- the low-pressure refrigerant after expansion flows out of the compression • expansion unit ( 30 ) through the outflow port (37), passes through the second four-way switching valve (22), and is sent to the outdoor heat exchanger (23).
- the inflowing refrigerant exchanges heat with outdoor air, and the refrigerant flows into the room. Absorb heat from outside air and evaporate.
- the low-pressure gas refrigerant discharged from the outdoor heat exchanger (23) passes through the first four-way switching valve (21), passes through the suction port (34), and is compressed by the compression mechanism (50) of the expansion unit (30). ).
- the compression mechanism (50) compresses the sucked refrigerant and discharges it.
- FIG. 3 shows a cross section of the expansion mechanism (60) perpendicular to the center axis of the large-diameter eccentric part (46) at every 45 ° rotation angle of the shaft (45).
- each (a) is an enlarged view of a section of the expansion mechanism (60) at each rotation angle in FIG. 3, and each (b) is a large diameter.
- FIG. 9 schematically shows a cross section of the expansion mechanism (60) along the central axis of the eccentric part (46). 4 to 11, the cross section of the main shaft portion (48) is omitted in each of the drawings (b).
- the end of the inflow port (36) is covered with the end face of the large-diameter eccentric part (46), as shown in Figs.
- the inflow port (36) is closed by the large-diameter eccentric part (46).
- the communication passage (70) of the large-diameter eccentric part (46) communicates only with the groove-shaped passage (69).
- the groove-shaped passage (69) is covered by the piston (65) and the end face of the large-diameter eccentric part (46), and is in a state of not communicating with the expansion chamber (62).
- the entire expansion chamber (62) is on the low pressure side by communicating with the outflow port (37). At this point, the expansion chamber (62) is shut off from the inflow port (36), and the high-pressure refrigerant does not flow into the expansion chamber (62).
- the inlet port (36) is in communication with the communication passage (70) of the large-diameter eccentric part (46) as shown in Figs. It becomes.
- the communication passage (70) also communicates with the groove-shaped passage (69).
- the groove-shaped passage (69) is in a state in which the upper end in FIGS. 3 and 5 (a) is disengaged from the end face of the piston (65), and communicates with the high pressure side of the expansion chamber (62).
- the expansion chamber (62) is in communication with the inflow port (36) through the communication passage (70) and the groove-shaped passage (69).
- High pressure medium flows into the high pressure side of the expansion chamber (62). In other words, the introduction of the high-pressure coolant into the expansion chamber (62) is started during the rotation of the shaft (45) from 0 ° to 45 °.
- the expansion chamber (62) still flows through the communication passage (70) and the groove-like passage (69). It is in communication with port (36). Therefore, the high-pressure refrigerant continues to flow into the high-pressure side of the expansion chamber (62) until the rotation angle of the shaft (45) reaches 45 ° to 90 °.
- the shaft (4 5) At the time the rotation angle of the 1 3 5 ° in FIG. 3, as shown in FIG. 7, the communication passage (70) is a groove-like passage (69) and the inlet port of the large diameter eccentric portion (46) Both (36) are out of the range.
- the expansion chamber (62) is shut off from the inflow port (36), and the high-pressure refrigerant does not flow into the expansion chamber (62). Therefore, the introduction of the high-pressure refrigerant into the expansion chamber (62) is completed before the rotation angle of the shaft (45) reaches 90 ° to 135 °.
- the high-pressure side of the expansion chamber (62) becomes a closed space, and the refrigerant flowing into it expands. That is, as shown in FIG. 3 and FIGS. 8 to 11, the shaft (45) rotates and the volume on the high pressure side in the expansion chamber (62) increases. In the meantime, the expanded low-pressure refrigerant continues to be discharged from the low-pressure side of the expansion chamber (62) communicating with the outflow port (37) through the outflow port (37).
- the expansion of the refrigerant in the expansion chamber (62) is caused by the contact of the piston (65) with the cylinder (61) during the rotation angle of the shaft (45) from 315 ° to 360 °.
- the motor-operated valve (73) is closed.
- the relationship between the change in volume of the expansion chamber (62) and the change in pressure is as shown in the graph of FIG.
- the pressure in the expansion chamber (62) drops sharply to point c, and the pressure expands slowly to point d due to the subsequent expansion. I will do it.
- the discharge process is performed in the expansion chamber (62)
- the process returns to the point a and the next suction process is started.
- the density ratio between the suction refrigerant and the discharge refrigerant is the design expansion ratio, and operation with high power recovery efficiency is performed.
- the control means (74) performs the following operation control based on the pressure detected by the sensors (74a, 74b, 74c).
- the actual expansion ratio may be lower than the designed expansion ratio due to a rise in low pressure due to changes in operating conditions. Under such conditions, generally, the amount of refrigerant discharged from the compression mechanism (50) at the same rotation speed increases, while the expansion mechanism (60) generally flows at the same rotation speed at the same rotation speed. The amount of refrigerant in the expansion mechanism (60) is smaller than the amount of refrigerant in the compression mechanism (50).
- the required amount of refrigerant can always be introduced into the expansion mechanism (60) by the motor-operated valve (73).
- (50) and the expansion mechanism (60) can be adjusted so that the flow rates are the same. By doing so, the operating efficiency can be improved, whereas the efficiency has been reduced by the refrigerant that does not perform expansion work by bypassing the expansion mechanism (60).
- Figure 15 shows the state of operation for adjusting the opening of the motor-operated valve (73).
- the refrigerant gradually expands to point d and point d after completing the suction process from point a to point b '.
- the coolant is further discharged to point e ', after which the next suction process is started in the expansion chamber (62).
- the expansion work is performed in the area I surrounded by the points a, b ', d', and e ', so that efficient operation can be performed.
- the expansion chamber (62) even if the low pressure pressure rises and the actual expansion ratio becomes smaller than the design expansion ratio, even if the expansion chamber (62) is at a pressure lower than the outflow port (37), overexpansion is prevented. Can be prevented.
- the electric valve (73) is opened to a predetermined opening, and a part of the high-pressure refrigerant is introduced from the communication pipe (72) into the expansion chamber (62). .
- the pressure in the expansion chamber (62) can be increased to the low pressure of the refrigeration cycle, and overexpansion can be eliminated.
- the expansion chamber (62) branches from the inflow port (37) on the fluid inflow side and communicates with the position of the expansion chamber (62) in the suction Z expansion process.
- a communication pipe (72) is provided to adjust the opening of the motor-operated valve (73) under operating conditions with a small expansion ratio so that the flow rate of the compressor (50) and the flow rate of the expander (60) can be equalized. ing. This makes it possible to recover power in the expander (60) even under conditions where the refrigerant bypasses the expander (60) in the past, and efficient operation can be performed.
- the motor-operated valve (73) can be opened and the communication pipe (72) can be opened under the condition where over-expansion occurs, so that the over-expansion state is reduced by increasing the pressure of the expansion chamber (62). Can be resolved. Therefore, power is not consumed to discharge the refrigerant under the condition where overexpansion occurs, and the power recovery efficiency by the expansion mechanism (60) is improved. And, since the power recovery efficiency is improved, useless input to the compression mechanism (50) can be suppressed, and efficient operation can be performed.
- the connecting pipe (72) is placed in the expansion chamber (62) at the position in the suction Z expansion process, particularly at the initial position of the process (about 20 ° in the rotation angle of the shaft (45)). (Up to 30 °), high-pressure refrigerant is supplied to the expansion chamber (62) during the suction / expansion process under operating conditions that require introduction of high-pressure refrigerant to the expansion chamber (62). Can be introduced almost always.
- the second embodiment of the present invention relates to the fluid machine of the first embodiment, as shown in FIG. 16, in which the communication pipe (72) of the expansion mechanism (60) is provided with a solenoid valve that can be opened and closed instead of a motor-operated valve (73). (75)
- the control means (74) opens and closes the solenoid valve (75) at a predetermined timing under the condition that the actual expansion ratio is smaller than the design expansion ratio, and also controls the solenoid valve under the condition that overexpansion occurs. It is configured to perform operation control to open (75).
- the other parts are configured in the same manner as the first embodiment.
- the flow rate of the compressor (50) and the flow rate of the expander (60) are made almost the same by opening and closing the solenoid valve (75) at a predetermined timing under the operating condition with a small expansion ratio. be able to. And, even under conditions where the refrigerant bypasses the expander (60) in the past, power can be recovered in the expander (60), and efficient operation can be performed.
- the solenoid valve (75) of the communication pipe (72) when overexpansion occurs, the solenoid valve (75) of the communication pipe (72) is opened to raise the pressure of the refrigerant in the expansion chamber (62) to reduce the state of overexpansion. Can be resolved. Elimination of overexpansion is performed according to FIG. 14 similarly to the first embodiment. Also in this case, no power is consumed to discharge the overexpanded refrigerant, so that the power recovery efficiency by the expansion mechanism (60) is improved. In addition, since the power recovery efficiency is improved, it is possible to suppress unnecessary input to the compression mechanism (50) and perform efficient operation.
- Embodiment 3 of the present invention as shown in FIG. 17, as the flow control mechanism provided in the communication pipe (72), the electric valve (73) of Embodiment 1 and the solenoid valve (75) of Embodiment 2 are used instead. It uses a differential pressure valve (76).
- the differential pressure valve (76) operates when a predetermined differential pressure is generated between the pressure of the fluid at the intermediate position of the expansion process of the expansion chamber (62) and the pressure on the fluid outflow side. It acts directly on the differential pressure valve (76).
- the differential pressure valve (76) includes a valve case (81) fixed in the path of the communication pipe (72) and a valve body movably provided in the valve case (81). (82) and a coil panel (83) for urging the valve body (82) in one direction.
- the valve case (81) is a hollow member formed with a storage recess (81a) for holding the valve body (82) so as to be slidable, and has four ports communicating with the storage recess (81a).
- the valve body (S2) is connected to a closed position for closing the communication pipe (72) and the communication pipe (72). It can be displaced to an open position to open, and is urged by the coil panel (83) from the open position (FIG. 18 (b)) to the closed position (FIG. 18 (a)).
- the connecting pipe (72) is fixed to the valve case (81) in a direction crossing the direction of movement of the valve element (82) in the valve case (81).
- the valve element (82) is fitted in the storage portion (81a) of the valve case (81), and is formed so as to be able to slide between the closed position and the open position.
- the valve element (82) has a communication hole (82a) that opens the communication pipe (72) at the open position and closes the communication pipe (72) at the closed position.
- the valve case (81) has a first communication pipe (85) communicating with an intermediate position of the expansion chamber (62) in the expansion process, and a second communication pipe (85) communicating with the outflow port (37) on the fluid outflow side. 86) is connected.
- the first communication pipe (85) is connected to the valve case (81) at the end opposite to the coil panel (83), that is, at the end on the open position side of the valve body (82), and is connected to the expansion chamber (62).
- the second communication pipe (86) is connected to the valve case (81) at the end on the coil panel (83) side, that is, the end on the closed position side of the valve body (82).
- Pressure P 2 is applied to the valve body (82).
- the pressure difference between the outflow port (37) of the expansion mechanism (60) and the expansion chamber (62) is substantially equal. Does not occur, and the differential pressure valve (76) is closed. Then, the change in the refrigerant pressure due to the change in the volume of the expansion chamber (62) and the actual refrigerant pressure in the refrigeration cycle match, and the operation is performed in the ideal state shown in FIG. Recovery is performed.
- the flow rate of the expander (60) is smaller than the flow rate of the compressor (50). Therefore, when the refrigerant is introduced into the expansion chamber (62) at this time, the flow rate of the expander (60) can be easily approximated to the flow rate of the compressor (50). The problem of reduced efficiency due to bypass refrigerant can also be solved.
- the opening / closing timing of the differential pressure valve (76) may be delayed so that a sufficient effect cannot be obtained.
- the panel force may be set so that the differential pressure valve (76) is opened when approaching the side pressure.
- Embodiment 4 of the present invention is obtained by changing the configuration of the expansion mechanism (60) in Embodiment 1 described above.
- the expansion mechanism (60) of the first embodiment is configured as a swinging piston
- the expansion mechanism (60) of the present embodiment is configured as a rolling piston. ing.
- the differences of the expansion mechanism (60) of the present embodiment from the first embodiment will be described.
- the blade (66) is formed separately from the biston (65). That is, the piston (S5) of the present embodiment is formed in a simple annular or cylindrical shape. Further, a blade groove (68) is formed in the cylinder (61) of the present embodiment.
- the blade (66) is provided in the blade groove (68) of the cylinder (61) so as to be able to advance and retreat.
- the blade (66) is urged by a spring (not shown), and its tip (the lower end in FIG. 17) is pressed against the outer peripheral surface of the piston (S5).
- the blade (66) moves up and down in the same figure along the blade groove (68).
- the tip is kept in contact with the piston (65).
- the expansion chamber (62) is partitioned into a high pressure side and a low pressure side.
- connection pipe (7 2) connection pipe (72)
- communication pipe (72) to the electric valves (73 ) Is provided. Therefore, part of the refrigerant at the inflow port (36) side under low expansion ratio conditions Can be introduced into the expansion chamber (62) in an auxiliary manner, so that the power recovery efficiency can be improved as in the above embodiments, and overexpansion can be eliminated.
- the present invention may be configured as follows in the above embodiment.
- the inflow port (36) is formed on the front head (63) side of the expansion mechanism (60), but the inflow port (36) is located on the rear head (64) side. May be provided.
- the communication path (70) on the end face of the large-diameter eccentric part (46) provided on the shaft (45) is connected to the front head.
- the inflow port (36) and the expansion chamber (62) communicate with each other through a groove-like passage (69) provided on the inner surface of (63). Is also good.
- the compression / expansion unit (30) in which the expansion mechanism (60), the compression mechanism (50), and the electric motor (40) are provided in one casing (31) is described.
- the present invention may be applied to an expander formed separately from the compressor.
- a communication passage (72) is provided which branches from the fluid inflow side of the expansion mechanism (60) and communicates with the suction Z expansion process position of the expansion chamber (62).
- Other configurations may be changed as appropriate as long as the configuration can be opened under the conditions.
- the present invention is useful for a positive displacement expander and a fluid machine.
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Abstract
容積型膨張機(60)を蒸気圧縮式冷凍サイクル等に用いる場合に、膨張室(62)への流入ポート(37)から分岐して膨張室(62)の吸入/膨張過程位置に連通する連絡通路(72)を設け、膨張室(62)への流入側の高圧流体の一部を該膨張室(62)へ導入できるようにすることで、実際の膨張比が設計膨張比よりも小さくなる条件での動力回収の効率低下を抑える。
Description
明 糸田 書 容積型膨張機及び流体機械 技術分野
本発明は、 高圧流体が膨張することにより動力を発生させる膨張機構を備えた 容積型膨張機と、 この膨張機を備えた流体機械とに関するものである。 背景技術
従来より、 高圧流体の膨張により動力を発生させる膨張機として、 例えばロー タリ式膨張機などの容積型膨張機が知られている (例えば特開平 8— 3 3 8 3 5 6号公報参照)。 この膨張機は、蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程を行うのに用 いることができる (例えば特開 2 0 0 1— 1 1 6 3 7 1号公報参照)。
上記膨張機は、 シリンダと、 このシリンダの内周面に沿って公転するピストン とを備え、 シリンダとビストンとの間に形成される膨張室が吸入ノ膨張側と排出 側とに区画されている。 そして、 ピストンの公転動作に伴って、 膨張室は吸入/ 膨張側であった部分が排出側に、 排出側であった部分が吸入 z膨張側に順に切り 換わり、 高圧流体の吸入/膨張作用と排出作用とが同時に並行して行われる。 上記膨張機では、 ビス トンの 1回転中に高圧流体がシリンダ内に供給される吸 入過程の角度範囲と、 流体の膨張が行われる膨張過程の角度範囲が予め定められ ている。 つまり、 この種の膨張機では、 一般に膨張比 (吸入冷媒と排出冷媒の密 度比) が一定になっている。 そして、 吸入過程の角度範囲で高圧流体をシリンダ に導入する一方、 残った膨張過程の角度範囲で流体を定められた膨張比で膨張さ せ、 回転動力を回収するようになっている。
一解決課題—
このように、 容積型膨張機は固有の膨張比を有している。 一方、 上記膨張機が 用いられる蒸気圧縮式冷凍サイクルでは、 冷却対象の温度変化や放熱 (加熱) 対 象の温度変化により該冷凍サイクルの高圧圧力と低圧圧力が変化するので、 その 圧力比も変動し、 それに伴って膨張機の吸入冷媒と排出冷媒の密度もそれぞれ変
動する。 したがって、 この場合は、 冷凍サイクルが上記膨張機とは異なる膨張比 で運転されることになり、 その結果、 運転効率が低下してしまう。
例えば、 蒸気圧縮式冷凍サイクルの圧力比が小さくなる条件、 言い換えると膨 張比が小さくなる条件では、 同じ回転数において圧縮機から吐出される冷媒量は 増加する。 しかし、 膨張機では、 膨張比に関わらず、 同じ回転数の場合はほぼ同 じ量の冷媒が流れる。 そのため、 実際の膨張比が設計膨張比よりも小さくなる条 件では、 圧縮機からの冷媒量に比べて膨張機に流せる冷媒量が少なくなる。
これに対し、 上記特開 2 0 0 1— 1 1 6 3 7 1号公報に記載の装置では、 膨張 機と並列にバイパス通路が設けられており、 このバイパス通路には流量制御弁が 設けられている。 したがって、 この装置では、膨張比が小さくなる条件において、 冷媒の一部をバイパス通路に流すことで、 冷凍サイクルの圧縮行程側と膨張行程 側とで冷媒流量を合わせることが可能である。 し力 し、 このようにすると、 膨張 機を通らない冷媒が膨張仕事をしないために、 膨張機による回収動力が減ってし まい、 運転効率が低下することになる。
また、 設計膨張比よりも低膨張比の条件では、 膨張室内で過膨張が発生し、 こ れにより効率が低下する問題もある。 そこで、 この点について説明する。
一般に、 膨張機は、 設計膨張比で運転動作が行われているときに最大限の動力 回収効率が得られるように構成されている。 図 1 2は、 高圧圧力が超臨界圧力と なる二酸化炭素冷媒の場合の理想的な運転条件での膨張室の容積変化と圧力変化 との関係を示すグラフである。 図示するように、 非圧縮性流体に近い特性の高圧 流体は a点から b点までの間に膨張室内に供給され、 b点から膨張を開始する。 b点を過ぎると高圧流体の供給が停止するため、 圧力が一旦 c点まで急激に下が り、 その後は膨張しながら d点まで緩やかに圧力が低下する。 そして、 d点で膨 張室のシリンダ容積が最大になった後、 排出側になって容積が縮小すると e点ま で排出される。 その後は a点に戻り、 次のサイクルの吸入過程が開始される。 こ の図の状態では、 d点の圧力は冷凍サイクルの低圧圧力と一致している。
一方、 上記膨張機を空調機に用いている場合には、 上述したように、 冷房運転 と暖房運転の切り換えや外気温度の変化などの運転条件の変動により、 冷凍サイ クルの実際の膨張比が該サイクルの設計膨張比ないし膨張機の固有膨張比を外れ
ることがある。 特に、 冷凍サイクルの実際の膨張比が設計膨張比よりも小さくな ると、 膨張室の内圧が冷凍サイクルの低圧圧力よりも低くなり、 膨張機の内部で 過膨張が発生する状態になってしまうことがある。
図 1 3はこのときの膨張室の容積変化と圧力変化との関係を示すグラフであ り、 冷凍サイクルの低圧圧力が図 1 2の例よりも上昇した状態を示している。 こ の場合、 流体は a点から b点までの間でシリンダ内に供給された後、 膨張機の固 有膨張比に従って d点まで圧力が低下する。 一方、 冷凍サイクルの低圧圧力は d 点よりも高い d ' 点になっている。 したがって、 膨張過程の完了後、 排出過程に おいて冷媒が d点から d ' 点まで昇圧され、 さらに e ' 点まで排出されて、 次の サイクルの吸入過程が開始されることになる。
このような状況において、 膨張機内では冷媒の排出のために動力の内部消費が 行われることになる。 つまり、 過膨張発生時には、 回収動力は図 1 3で示す (面 積 I ) 一 (面積 II) 分しか得られないことになり、 図 1 2の運転条件と比べて回 収動力が大幅に減少してしまう。
本発明は、 このような問題点に鑑みて創案されたものであり、 その目的は、 膨 張比が小さくなる条件でも膨張機での動力回収を行えるようにするとともに、 過 膨張を解消できるようにして、 運転効率が低下するのを防止することである。 発明の開示
本発明は、 膨張室 (62) への流体流入側から分岐して該膨張室 (62) の吸入/ 膨張過程位置に連通する連絡通路 (72) を設け、 この連絡通路 (72) から膨張室 (62) へ、 流入側の高圧流体を導入できるようにしたものである。
具体的に、 第 1の発明は、 膨張室 (62) に供給された高圧流体が膨張すること により動力が発生する膨張機構 (60) を備えた容積型膨張機を前提としている。 そして、 この膨張機は、 上記膨張室 (62) の流体流入側から分岐して該膨張室 (6 2) の吸入 Z膨張過程位置に連通する連絡通路 (72) を備え、 該連絡通路 (72) に 流通制御機構 (73, 75, 76) が設けられていることを特徴としている。
この第 1の発明では、 例えば冷凍サイクルの膨張比と膨張機の固有膨張比とが 一致しているときには、 流通制御機構 (73, 75, 76) を開かず、 連絡通路 (72) を
閉じた状態とする。 このときは、 設計膨張比で運転が行われるため、 膨張機での 動力回収が効率よく行われる。
一方、運転条件の変化に伴って実際の膨張比が設計膨張比よりも小さくなると、 流通制御機構 (73, 75, 76) を開いて運転を行う。 この場合、 冷媒は、 流量調整を 行いながら膨張機を流れる状態となる。 したがって、 回転数を変えなくてもすべ ての冷媒を膨張機に流すことが可能になり、 従来は膨張機をバイパスしていた冷 媒が膨張機で膨張仕事を行うため、 動力の回収効率が向上する。
また、 この発明では、 膨張室 (62) で過膨張が生じる状態において、 流通制御 機構 (73, 75, 76) を開くことにより過膨張の状態も解消できる。 つまり、 過膨張 が生じるときは、 膨張室 (62) 内の圧力が流体流出側よりも低くなつているが、 流体流入側から膨張室 (62) へ高圧流体を補助的に導入することで、 膨張室 (62) の圧力を流体流出側の圧力まで高めることができる。 したがって、 この発明では、 図 1 3の面積 IIに示した動力消費が行われなくなり、 図 1 4に示すように、 冷媒 が膨張過程において d '点まで徐々に膨張する運転状態になる。 このことにより、 過膨張時に動力回収効率が低下するのも防止できる。
また、 第 2の発明は、 第 1の発明の容積型膨張機において、 流通制御機構 (73, 75, 76) 力 S、 開度調整可能なインジェクション弁 (73) により構成されていること を特徴としている。
この第 2の発明では、 冷凍サイクルの膨張比と膨張機の固有膨張比とがー致し ているときにはインジェクション弁 (73) を閉鎖して運転を行う。 一方、 蒸気圧 縮式冷凍サイクルの膨張比が小さくなる条件において、 従来であれば冷媒に膨張 機をバイパスさせる場合でも、 インジェクション弁 (73) の開度を調整して冷媒 を流量調整し、 その冷媒を膨張機に導入することが可能となる。 これにより、 膨 張機で冷媒の膨張仕事が行われる。 また、 膨張室 (62) で過膨張が生じる状態に おいても、 インジェクション弁 (73) を開くことにより高圧側の流体を膨張室 (6 2) に導入し、 その圧力を上昇させることができるので、 過膨張の状態を解消でき る。
また、 第 3の発明は、 第 1の発明の容積型膨張機において、 流通制御機構 (73, 75, 76) 、開閉可能な電磁弁(75) により構成されていることを特徴としている。
この第 3の発明では、 電磁弁の開閉するタイミングを制御することにより、 冷 媒の流量を調整しながら膨張室 (62) に導入することができる。 したがって、 従 来は冷媒に膨張機をバイパスさせていた条件でも冷媒が膨張仕事を行い、 動力の 回収効率が向上する。
また、 過膨張に対しては、 以下のような制御を行う。 つまり、 膨張室 (62) の 膨張過程中間位置における流体の圧力と流体流出側の圧力とがー致しているか差 圧が小さいときは、 過膨張は生じていないと考えられるので、 電磁弁 (75) を閉 鎖した状態で運転を行う。 一方、 運転状態の変化に伴って膨張室 (62) の膨張過 程中間位置における流体の圧力と流体流出側の圧力との差圧が一定以上に大きく なったときには、 膨張室 (62) で過膨張が生じる状態になっていると考えられる ので、 電磁弁 (75) を開いた状態で運転を行う。 このためには、 例えば膨張室 (6 2) の圧力と流体流出側の圧力とをそれぞれ検出しておけばよい。 こうすれば、 過 膨張が発生する条件では、高圧流体の一部を膨張室(62) に供給して膨張室 (62) の圧力を流体流出側の圧力まで上昇させられるため、過膨張の状態を解消できる。 また、 第 4の発明は、 第 1の発明の容積型膨張機において、 流通制御機構 (73, 75, 76) 力 膨張室 (62) の膨張過程中間位置における流体の圧力が流体流出側の 圧力に対して所定値よりも低下すると開口する差圧弁 (76) により構成されてい ることを特徴としている。
この第 4の発明は、 圧縮機の流量に対して膨張機の流量が不足しているときに は、 通常、 過膨張が発生していることから、 この過膨張時に膨張室 (62) に連絡 通路 (72) から冷媒を導入するようにして、 圧縮機と膨張機の流量を簡易的に近 づけるようにしたものである。
この構成において、 過膨張が生じていないときは、 膨張室 (62) の膨張過程中 間位置における流体の圧力と流体流出側の圧力とがー致しているか差圧が小さい ため、 差圧弁 (76) が閉鎖した状態で運転が行われる。 一方、 運転状態の変化に 伴って過膨張が生じる状態になったとき、 膨張室 (62) の膨張過程中間位置にお ける流体の圧力と流体流出側の圧力との差圧が一定以上に大きくなるので、 差圧 弁 (76) が開口する。 そうすると高圧流体の一部が膨張室 (62) に供給されるの で、 膨張室 (62) の圧力が流体流出側の圧力まで上昇し、 過膨張の状態が解消さ
れる。 なお、 差圧が小さくなるか、 なくなると、 差圧弁 (76) は閉鎖され、 連絡 通路 (72) から膨張室 (62) への高庄流体の導入は停止する。
また、 この発明では、 膨張室 (62) の圧力が流体流出側の圧力に近づいたとき (同じになる前) に差圧弁 (76) が開くようにすると、 膨張機が高速で運転され ていても、 差圧弁 (76) の開閉のタイミングが遅れて効果不十分になるのを防止 できる。
また、 第 5の発明は、 第 1から第 4のいずれか 1の発明の容積型膨張機におい て、 膨張機構 (60) が蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程を行うように構成され ていることを特徴としている。
蒸気圧縮式冷凍サイクルでは、 上述したように運転条件によって高圧圧力や低 圧圧力が変動し、 それによつて実際の膨張比も変化する。 したがって、 膨張比が 小さくなる条件で、 従来の膨張機では冷媒のパイパスにより動力回収効率が低下 するのに対して、 この発明の膨張機を用いると効率低下を効果的に抑えられる。 また、 現在一般によく使用されている冷媒 (例えば R 4 1 0 A) について、 暖 房時に膨張比が約 4、 冷房時に約 3となる例を想定すると、 暖房時に適正な膨張 比を選定した場合は冷房時には過膨張が生じる。 また、 実際の運転時で冷房負荷 の小さいときなどは、 さらに過膨張が発生しやすくなる。 これに対して、 この第 5の発明では、 流入側の流体を連絡通路 (72) から膨張室 (62) へ補助的に導入 することにより、 過膨張の状態を効果的に解消することができる。
また、 第 6の発明は、 第 1から第 4のいずれか 1の発明の容積型膨張機におい て、 膨張機構 (60) 高圧圧力が超臨界圧となる蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨 張行程を行うように構成されていることを特徴としている。
冷媒に C O 2などを用いて行う超臨界サイクルでは、例えば膨張比が暖房時に約 3、 冷房時に約 2となり、 冷房時の動力損失が、 現在一般に使用されている冷媒 を用いた冷凍サイクルよりも大きくなる。 これに対して、 流入側の流体を連絡通 路 (72) から膨張室 (62) に補助的に導入すると、 動力損失を効果的に低減でき る。
また、 第 7の発明は、 第 1から第 4のいずれか 1の発明の容積型膨張機におい て、 膨張機構 (60) が回転式の膨張機構であり、 流体の膨張により回転動力を回
収するように構成されていることを特徴としている。 回転式の膨張機構 (60) と しては、 揺動ピス トン式、 口一リングピストン式、 あるいはスクロール式などの 膨張機構 (60) を採用することができる。
また、 第 8の発明は、 ケーシング (31) 内に、 容積型膨張機 (60) と、 電動機 (40) と、 上記容積型膨張機 (60) 及び電動機 (40) により駆動されて流体を圧 縮する圧縮機 (50) とを備えた流体機械であって、 容積型膨張機 (60) 力 第 7 の発明の容積型膨張機により構成されていることを特徴としている。
この発明では、 圧縮機 (50) と膨張機 (60) が一体になつた流体機械において、 圧縮機 (50) と膨張機 (60) が一般に同じ回転数で回転するため、 低膨張比の条 件で動力回収の効率が低下しやすいのに対して、 冷媒を膨張機 (60) に導入する ことにより、 動力回収効率を特に効果的に高められる。
一効果一
第 1の発明によれば、 流体流入側から該膨張室 (62) 内に流体を補助的に導入 することができるため、 従来は高圧流体 (冷媒) が膨張機構 (60) をバイパスす る状態としていた低膨張比の条件で、 膨張機構 (60) に流体を導入できる。 これ により、 高圧流体に膨張仕事を常に行わせることが可能となり、 動力回収効率が 向上する。
また、 過膨張が発生する条件のときに膨張機構 (60) に冷媒を導入すると、 過 膨張を解消できる。 したがって、 図 1 3の面積 IIで表される動力損失をなく し、 図 1 4に示すように確実に動力回収をすることができる。 このように、 過膨張が 発生する運転条件において、 動力回収効率を高めることも可能となる。
また、 第 2の発明によれば、 連絡通路 (72) にインジェクション弁 (73) を設 けることにより、 蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張比が小さくなり、 従来であれば 冷媒を膨張機に流さずにバィパスさせる場合に、 冷媒を膨張機に流すことが可能 となるので、 確実に動力回収の効率を高められる。 また、 過膨張も確実に防止で きる。
また、 第 3の発明によれば、 連絡通路 (72) に電磁弁 (75) を設けているため、 低膨張比条件で該電磁弁 (75) を開閉し、 膨張室 (62) に冷媒を導入することに より、 動力回収効率が低下するのを防止できる。 また、 膨張室 (62) 内の圧力が
流体流出側よりも下がったときに該電磁弁 (75) を開くことにより、 過膨張の状 態も確実に解消できる。
また、 第 4の発明によれば、 連絡通路 (72) に差圧弁 (76) を設け、 膨張室 (6 2) 内の圧力が流体流出側よりも下がったときに該差圧弁 (76) が開くことを利用 して膨張室 (62) へ高圧流体を導入するようにしているため、 簡易的に低膨張比 条件で動力回収効率を高められる。 また、 第 2, 第 3の発明と同様に過膨張の状 態を確実に解消することもできる。
第 5の発明によれば、 蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程を行うのに本発明の 膨張機を用いるようにしている。 したがって、 蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて は運転条件が変化しゃすく、 低膨張比のときに膨張機において動力回収の効率が 低下しやすいのに対して、 その効率低下を効果的に防止できる。
また、 第 6の発明によれば、 本発明の膨張機を超臨界サイクルに用いるように しているため、 該超臨界サイクルにおける動力損失が特に大きいのに対して、 該 損失をより効果的に抑えることが可能となる。
また、 第 7の発明によれば、 揺動ピス トン式、 ローリングピス トン式、 あるい はスクロール式などで代表される回転式の膨張機構 (60) を備えた膨張機におい て、 過膨張を抑えることにより、 回転動力の回収効率を高めることができる。 また、 第 8の発明によれば、 ケーシング (31) 内に容積型膨張機 (60) と電動 機 (40) と圧縮機 (50) とを備えた流体機械で、 膨張機 (60) の回収動力を電動 機 (40) とともに圧縮機 (50) の駆動動力に用いる場合に、 膨張機 (60) による 動力回収効率を高められるので、 電動機 (40) による圧縮機 (50) への駆動入力 を抑え、 効率的な運転をすることが可能となる。 図面の簡単な説明
図 1は、 実施形態 1における空調機の配管系統図である。
図 2は、 実施形態 1における圧縮'膨張ュニットの概略断面図である。
図 3は、 膨張機構部の動作を示す概略断面図である。
図 4は、 シャフ トの回転角度 0 ° 又は 3 6 0 ° での実施形態 1における膨張機 構部の要部を示す概略断面図である。
図 5は、 シャフトの回転角度 4 5 ° での実施形態 1における膨張機構部の要部 を示す概略断面図である。
図 6は、 シャフトの回転角度 9 0 ° での実施形態 1における膨張機構部の要部 を示す概略断面図である。
図 7は、 シャフトの回転角度 1 3 5 ° での実施形態 1における膨張機構部の要 部を示す概略断面図である。
図 8は、 シャフトの回転角度 1 8 0 ° での実施形態 1における膨張機構部の要 部を示す概略断面図である。
図 9は、 シャフトの回転角度 2 2 5 ° での実施形態 1における膨張機構部の要 部を示す概略断面図である。
図 1 0は、 シャフトの回転角度 2 7 0 ° での実施形態 1における膨張機構部の 要部を示す概略断面図である。
図 1 1は、 シャフトの回転角度 3 1 5 ° での実施形態 1における膨張機構部の 要部を示す概略断面図である。
図 1 2は、 設計圧力での運転条件で膨張室の容積と圧力との関係を示すグラフ である。
図 1 3は、低膨張比条件での膨張室の容積と圧力との関係を示すグラフである。 図 1 4は、 低膨張比対策時の膨張室の容積と圧力との関係を示す第 1のグラフ でめる。
図 1 5は、 低膨張比対策時の膨張室の容積と圧力との関係を示す第 2のグラフ である。
図 1 6は、 実施形態 2における膨張機構部の要部を示す概略断面図である。 図 1 7は、 実施形態 3における膨張機構部の要部を示す概略断面図である。 図 1 8は、 差圧弁の構造と動作を示す概略断面図である。
図 1 9は、 実施形態 4における膨張機構部の要部を示す概略断面図である。 図 2 0は、 膨張機構部の動作を示す概略断面図である。 発明を実施するための最良の形態
(実施形態 1 )
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。 この実施形態 1は、 本発明の流体機械を用いて空調機 (10) を構成したものである。
《空調機の全体構成》
図 1に示すように、 上記空調機 (10) は、 いわゆるセパレート型のものであつ て、 室外機 (11) と室内機 (13) とを備えている。 室外機 (11) には、 室外ファ ン (12)、 室外熱交換器 (23)、 第 1四路切換弁 (21)、 第 2四路切換弁 (22)、 及 び圧縮'膨張ュニット (30) が収納されている。 室内機 (13) には、 室内ファン (1 4) 及び室内熱交換器 (24) が収納されている。 そして、 室外機 (11) は屋外に設 置され、 室内機 (13) は屋内に設置されている。 また、 室外機 (11) と室内機 (1 3) とは、 一対の連絡配管 (15, 16) で接続されている。 尚、圧縮'膨張ュニット (3 0) の詳細は後述する。
上記空調機 (10) には、 冷媒回路 (20) が設けられている。 この冷媒回路 (20) は、 圧縮'膨張ユニット (30) や室内熱交換器 (24) などが接続された閉回路であ る。 また、 この冷媒回路 (20) には、 冷媒として二酸化炭素 (C 0 2) が充填され ている。
上記室外熱交換器 (23) と室内熱交換器 (24) とは、 何れもクロスフィン型の フィン ·アンド ·チューブ熱交換器で構成されている。室外熱交換器(23) では、 冷媒回路 (20) を循環する冷媒が室外空気と熱交換する。 室内熱交換器 (24) で は、 冷媒回路 (20) を循環する冷媒が室内空気と熱交換する。
上記第 1四路切換弁 (21) は、 4つのポートを備えている。 この第 1四路切換 弁 (21) は、 その第 1のポートが圧縮'膨張ユニット (30) の吐出ポート (35) と 配管接続され、 第 2のポートが連絡配管 (15) を介して室内熱交換器 (24) の一 端と配管接続され、 第 3のポートが室外熱交換器 (23) の一端と配管接続され、 第 4のポートが圧縮'膨張ユニット (30) の吸入ポート (34) と配管接続されてい る。 そして、 第 1四路切換弁 (21) は、 第 1のポートと第 2のポートとが連通し 且つ第 3のポートと第 4のポートとが連通する状態(図 1に実線で示す状態) と、 第 1のポートと第 3のポートとが連通し且つ第 2のポートと第 4のポートとが連 通する状態 (図 1に破線で示す状態) とに切り換わる。
上記第 2四路切換弁 (22) は、 4つのポートを備えている。 この第 2四路切換
弁 (22) は、 その第 1のポートが圧縮'膨張ユニット (30) の流出ポート (37) と 配管接続され、 第 2のポートが室外熱交換器 (23) の他端と配管接続され、 第 3 のポートが連絡配管 (16) を介して室内熱交換器 (24) の他端と配管接続され、 第 4のポートが圧縮'膨張ユニッ ト (30) の流入ポート (36) と配管接続されてい る。 そして、 第 2四路切換弁 (22) は、 第 1のポートと第 2のポートとが連通し 且つ第 3のポートと第 4のポートとが連通する状態(図 1に実線で示す状態) と、 第 1のポートと第 3のポートとが連通し且つ第 2のポートと第 4のポートとが連 通する状態 (図 1に破線で示す状態) とに切り換わる。
《圧縮'膨張ュニットの構成》
図 2に示すように、 圧縮'膨張ュニット (30) は、 本発明の流体機械を構成して いる。 この圧縮'膨張ユニット (30) では、 横長で円筒形の密閉容器であるケーシ ング (31) の内部に、 圧縮機構部 (50)、 膨張機構部 (60)、 及び電動機 (40) が 収納されている。 また、 このケ一シンク' (31) 内では、 図 2における左から右に 向かって、 圧縮機構部 (50)、 電動機 (40)、 膨張機構部 (60) の順で配置されて いる。 尚、 図 2を参照しながらの説明で用いる「右」「左」は、 それぞれ同図におけ る「右」「左」を意味する。
上記電動機 (40) は、 ケーシング (31) の長手方向の中央部に配置されている。 この電動機 (40) は、 ステータ (41) とロータ (42) とにより構成されている。 ステータ (41) は、 上記ケーシング (31) に固定されている。 ロータ (42) は、 ステータ (41) の内側に配置されている。 また、 ロータ (42) には、 該ロータ (4 2) と同一中心上にシャフト (45) の主軸部 (48) が貫通している。
上記シャフト (45) は、 その右端側に大径偏心部 (46) が形成され、 その左端 側に小径偏心部 (47) が形成されている。 大径偏心部 (46) は、 主軸部 (48) よ りも大径に形成され、 主軸部 (48) の軸心から所定量だけ偏心している。 一方、 小径偏心部 (47) は、 主軸部 (48) よりも小径に形成され、 主軸部 (48) の軸心 から所定量だけ偏心している。 そして、 このシャフト (45) は、 回転軸を構成し ている。
上記シャフト (45) には、 図示しないが、 油ポンプが連結されている。 また、 上記ケーシンク、' (31) の底部には、 潤滑油が貯留されている。 この潤滑油は、 油
ポンプによって汲み上げられ、 圧縮機構部 (50) や膨張機構部 (60) へ供給され て潤滑に利用される。
上記圧縮機構部 (50) は、 いわゆるスクロール圧縮機を構成している。 この圧 縮機構部 (50) は、 固定スクロール (51) と、 可動スクロール (54) と、 フレー ム (57) とを備えている。 また、 圧縮機構部 (50) には、 吸入ポート (34) と吐 出ポート (35) とが設けられている。
上記固定スクロール (51) では、 鏡板 (52) に渦巻き状の固定側ラップ (53) が突設されている。 この固定スクロール (51) の鏡板 (52) は、 ケーシング (31 ) に固定されている。 一方、 上記可動スクロール (54) では、 板状の鏡板 (55) に 渦巻き状の可動側ラップ (56) が突設されている。 固定スクロール (51) と可動 スクロール (5 とは、 互いに対向する姿勢で配置されている。 そして、 固定側 ラップ (53) と可動側ラップ (56) が嚙み合うことにより、 圧縮室 (59) が区画 される。
上記吸入ポート (34) は、 その一端が固定側ラップ (53) 及び可動側ラップ (5 6) の外周側に接続されている。 一方、 上記吐出ポート (35) は、 固定スクロール (51) の鏡板 (52) の中央部に接続され、 その一端が圧縮室 (59) に開口してい る。
上記可動スクロール (54) の鏡板 (55) は、 その右側面の中央部に突出部分が 形成されており、 この突出部分にシャフ ト (45) の小径偏心部 (47) が揷入され ている。 また、 上記可動スクロール (54) は、 オルダムリング (58) を介してフ レーム (57) に支持されている。 このオルダムリ ング (58) は、 可動スクロール
(54) の自転を規制するためのものである。 そして、 可動スクロール (54) は、 自転することなく、 所定の旋回半径で公転する。 この可動スクロール (54) の旋 回半径は、 小径偏心部 (47) の偏心量と同じである。
上記膨張機構部 (60) は、 いわゆる揺動ピス トン型の膨張機構であって、 本発 明の容積型膨張機を構成している。 この膨張機構部 (60) は、 シリンダ (61) と、 フロントへッ ド (63) と、 リァへッ ド (64) と、 ピス トン (65) とを備えている。 また、 膨張機構部 (60) には、 流入ポート (36) と流出ポート (37) とが設けら れている。
上記シリンダ (61) は、 その左側端面がフロントへッド (63) により閉塞され、 その右側端面がリアヘッド (64) により閉塞されている。 つまり、 フロントへッ ド (63) とリアヘッド (64) は、 それぞれが閉塞部材を構成している。
上記ピス トン (65) は、 両端がフロントヘッド (63) とリアヘッド (64) で閉 塞されたシリンダ (61) の内部に収納されている。 そして、 図 4に示すように、 シリンダ (61) 内に膨張室 (62) が形成されるとともに、 ピス トン (65) の外周 面がシリンダ (61) の内周面に実質的に摺接するようになつている。
図 4 ( a ) に示すように、 上記ピス トン (65) は、 円環状あるいは円筒状に形 成されている。 ピス トン (65) の内径は、 大径偏心部 (46) の外径と概ね等しく なっている。 そして、 シャフ ト (45) の大径偏心部 (46) がピス トン (65) を貫 通するように設けられ、 ピス トン (65) の内周面と大径偏心部 (46) の外周面が ほぼ全面に亘つて摺接する。
また、 上記ピス トン (65) には、 ブレード (66) がー体に設けられている。 こ のブレード (66) は、 板状に形成されており、 ピストン (65) の外周面から外側 へ突出している。 シリンダ (61) の内周面とピス トン (65) の外周面に挟まれた 膨張室 (62) は、 このブレード (66) によって高圧側 (吸入 Z膨張側) と低圧側 (排出側) とに仕切られる。
上記シリンダ (61 ) には、 一対のブッシュ (67) が設けられている。 各ブッシ ュ (67) は、 それぞれが半月状に形成されている。 このブッシュ (67) は、 ブレ ード (66) を挟み込んだ状態で設置され、 ブレード (66) と摺動する。 また、 ブ ッシュ (67) は、 ブレード (66) を挟んだ状態でシリンダ (61) に対して回動自 在となっている。 '
図 4に示すように、 上記流入ポート (36) は、 フロントヘッド (63) に形成さ れており、 導入通路を構成している。 流入ポート (36) の終端は、 フロントへッ ド (63) の内側面において、 流入ポート (36) が直接に膨張室 (62) と連通する ことのない位置に開口している。 具体的に、 流入ポート (36) の終端は、 フロン トへッド (6:3) の内側面のうち大径偏心部 (46) の端面と搢接する部分において、 図 4 ( a ) における主軸部 ( ) の軸心のやや左上の位置に開口している。
フロントヘッド (63) には、 溝状通路 (69) も形成されている。 図 4 ( b ) に
示すように、 この溝状通路 (69) は、 フロントヘッド (63) をその内側面側から 掘り下げることにより、 フロントヘッド (63) の内側面に開口する凹溝状に形成 されている。
フロントへッド(63) の内側面における溝状通路(69)の開口部分は、図 4 ( a ) において上下に細長い長方形状となっている。 溝状通路 (69) は、 この図 4 ( a ) における主軸部 (48) の軸心よりも左側に位置している。 また、 この溝状通路 (6 9) は、 図 4 ( a ) における上端がシリンダ (61) の内周面よりも僅かに内側に位 置すると共に、 図 4 ( a ) における下端がフロントヘッド (63) の内側面のうち 大径偏心部 (46) の端面と摺接する部分に位置している。 そして、 この溝状通路 (69) は、 膨張室 (62) と連通可能になっている。
シャフト (45) の大径偏心部 (46) には、 連通路 (70) が形成されている。 図 4 ( b ) に示すように、 この連通路 (70) は、 大径偏心部 (46) をその端面側か ら掘り下げることにより、 フロントヘッド (63) に向き合った大径偏心部 (46) の端面に開口する凹溝状に形成されている。
また、 図 4 ( a ) に示すように、 連通路 (70) は、 大径偏心部 (46) の外周に 沿って延びる円弧状に形成されている。 更に、 連通路 (70) におけるその周長方 向の中央は、 主軸部 (48) の軸心と大径偏心部 (46) の軸心を結んだ線上であつ て、 大径偏心部 (46) の軸心に対して主軸部 (48) の軸心とは反対側に位置して いる。 そして、 シャフト (45) が回転すると、 それに伴って大径偏心部 (46) の 連通路 (70) も移動し、 この連通路 (70) を介して流入ポート (36) と溝状通路 (69) が間欠的に連通する。
図 4 ( a ) に示すように、 上記流出ポート (37) は、 シリンダ (61) に形成さ れている。 この流出ポート (37) の始端は、 膨張室 (62) に臨むシリンダ (61) の内周面に開口している。 また、 流出ポート (37) の始端は、 この図 4 ( a ) に おけるブレード (66) の右側近傍に開口している。
そして、 本発明の特徴として、 上記膨張機構部 (60) には、 膨張室 (62) の流 体流入側である流入ポート (36) から分岐して該膨張室 (62) の吸入/膨張過程 位置に連通する連絡通路として、 連絡管 (72) が設けられている。 この連絡管 (7 2) には、 該連絡管 (72) を流れる冷媒の流通/停止の切り換えや流量調整を行う
流通制御機構 (73) が設けられている。
上記連絡管 (72) は、 図 4 ( a ) におけるブレード (66) の左側近傍に接続さ れている。 具体的には、 上記連絡管 (72) は、 シャフト (45) の回転中心を基準 としてブッシュ (67) の回動中心のある位置を 0 ° とすると、 図 4 ( a ) におい て反時計回り方向へ約 2 0 ° 〜3 0 ° の位置において、 シリンダ (61) に接続さ れている。 また、 上記開閉機構 (73) は、 開度調整可能な電動弁 (インジェクシ ヨン弁) により構成されている。 この電動弁 (73) の開度を調整すると、 上記連 絡管 (72) を流れる冷媒の流量を調整することが可能である。 また、 該電動弁 (7 3) を閉鎖すると、 連絡管 (72) に冷媒を流さない状態にすることができる。 本実施形態 2の空調機 (10) には、 一般に冷媒回路 (20) に設けられる高圧圧 力センサ (74a) 及び低圧圧力センサ (74b) に加えて、 膨張室 (62) の圧力を検 出する過膨張圧力センサ (74c) が設けられている。 また、 この空調機 (10) の制 御手段 (74) は、 これらのセンサ (74a, 74b,74c) により検出される圧力に基づい て、 上記電動弁 (73) を制御できるようになつている。
一運転動作一
上記空調機 (10) の動作について説明する。 ここでは、 空調機 (10) の冷房運 転時及び暖房運転時の動作について説明し、 続いて膨張機構部 (60) の動作につ いて説明する。
《冷房運転》
冷房運転時には、 第 1四路切換弁 (21) 及び第 2四路切換弁 (22) が図 1に破 線で示す状態に切り換えられる。 この状態で圧縮'膨張ュ-ット (30) の電動機(4 0) に通電すると、 冷媒回路 (20) で冷媒が循環して蒸気圧縮式の冷凍サイクルが 行われる。
圧縮機構部 (50) で圧縮された冷媒は、 吐出ポート (35) を通って圧縮'膨張ュ ニット (30) から吐出される。 この状態で、 冷媒の圧力は、 その臨界圧力よりも 高くなつている。 この吐出冷媒は、 第 1四路切換弁 (21) を通って室外熱交換器
( 23) へ送られる。 室外熱交換器 (23) では、 流入した冷媒が室外フ了ン ( 12) により送られる室外空気と熱交換する。' この熱交換により、 冷媒が室外空気に対 して放熱する。
室外熱交換器 (23) で放熱した冷媒は、 第 2四路切換弁 (22) を通過し、 流入 ポート (36) を通って圧縮'膨張ユニット (30) の膨張機構部 (60) へ流入する。 膨張機構部 (60) では、 高圧冷媒が膨張し、 その内部エネルギがシャフト (45) の回転動力に変換される。 膨張後の低圧冷媒は、 流出ポート (37) を通って圧縮 ·膨張ュニット (30) から流出し、 第 2四路切換弁 (22) を通過して室内熱交換器 (24) へ送られる。
室内熱交換器 (24) では、 流入した冷媒が室内ファン (14) により送られる室 内空気と熱交換する。 この熱交換により、 冷媒が室内空気から吸熱して蒸発し、 室内空気が冷却される。 室内熱交換器 (24) から出た低圧ガス冷媒は、 第 1四路 切換弁 (21) を通過し、 吸入ポート (34) を通って圧縮 ·膨張ユニット (30) の圧 縮機構部 (50) へ吸入される。 圧縮機構部 (50) は、 吸入した冷媒を圧縮して吐 出する。
《暖房運転》
暖房運転時には、 第 1四路切換弁 (21) 及び第 2四路切換弁 (22) が図 1に実 線で示す状態に切り換えられる。 この状態で圧縮'膨張ュニット (30) の電動機(4 0) に通電すると、 冷媒回路 (20) で冷媒が循環して蒸気圧縮式の冷凍サイクルが 行われる。
圧縮機構部 (50) で圧縮された冷媒は、 吐出ポート (35) を通って圧縮'膨張ュ ニット (30) から吐出される。 この状態で、 冷媒の圧力は、 その臨界圧力よりも 高くなつている。 この吐出冷媒は、 第 1四路切換弁 (21) を通過して室内熱交換 器 (24) へ送られる。 室内熱交換器 (24) では、 流入した冷媒が室内空気と熱交 換する。 この熱交換により、 冷媒が室内空気へ放熱し、 室内空気が加熱される。 室内熱交換器 (24) で放熱した冷媒は、 第 2四路切換弁 (22) を通過じ、 流入 ポート (36) を通って圧縮'膨張ユニット (30) の膨張機構部 (60) へ流入する。 膨張機構部 (60) では、 高圧冷媒が膨張し、 その内部エネルギがシャフト (45) の回転動力に変換される。 膨張後の低圧冷媒は、 流出ポート (37) を通って圧縮 •膨張ュニット (30) から流出し、 第 2四路切換弁 (22) を通過して室外熱交換器 (23) へ送られる。
室外熱交換器 (23) では、 流入した冷媒が室外空気と熱交換を行い、 冷媒が室
外空気から吸熱して蒸発する。 室外熱交換器 (23) から出た低圧ガス冷媒は、 第 1四路切換弁 (21) を通過し、 吸入ポート (34) を通って圧縮'膨張ユニット (3 0) の圧縮機構部 (50) へ吸入される。 圧縮機構部 (50) は、 吸入した冷媒を圧縮 して吐出する。
《膨張機構部の動作》
膨張機構部 (60) の動作について、図 3〜図 1 1を参照しながら説明する。 尚、 図 3は、 大径偏心部 (46) の中心軸に対して垂直な膨張機構部 (60) の断面をシ ャフト (45) の回転角度 4 5 ° 毎に示したものである。 また、 図 4〜図 1 1にお いて、 各 (a ) 図は図 3における回転角度毎に膨張機構部 (60) の断面を拡大図 示したものであり、 各 (b ) 図は大径偏心部 (46) の中心軸に沿った膨張機構部 (60) の断面を模式的に示したものである。 尚、 図 4〜図 1 1において、 各 (b ) 図では主軸部 (48) の断面の図示を省略している。
膨張室 (62) へ高圧冷媒を導入すると、 シャフト (45) が図 3〜図 1 1の各図 における反時計方向へ回転する。
シャフト (45) の回転角度が 0 ° の時点では、 図 3, 図 4に示すように、 流入 ポート (36) の終端が大径偏心部 (46) の端面で覆われている。 つまり、 流入ポ ート (36) は、 大径偏心部 (46) によって塞がれた状態となっている。 大径偏心 部 (46) の連通路 (70) は、 溝状通路 (69) のみに連通している。 溝状通路 (69) は、 ピストン (65) と大径偏心部 (46) の端面によって覆われており、 膨張室 (6 2) に連通しない状態となっている。 膨張室 (62) は、 流出ポート (37) に連通す ることにより、その全体が低圧側となっている。 この時点において、膨張室(62) は流入ポート (36) から遮断された状態となっており、 高圧冷媒は膨張室 (62) へ流入しない。
シャフ ト (45) の回転角度が 4 5 ° の時点では、 図 3, 図 5に示すように、 流 入ポート (36) が大径偏心部 (46) の連通路 (70) に連通した状態となる。 この 連通路 (70) は、 溝状通路 (69) にも連通している。 溝状通路 (69) は、 図 3や 図 5 ( a ) における上端部分がピス トン (65) の端面から外れた状態となり、 膨 張室 (62) の高圧側と連通する。 この時点において、 膨張室 (62) が連通路 (70) 及び溝状通路 (69) を介して流入ポート (36) に連通された状態となっており、
高圧 7令媒が膨張室 (62) の高圧側へ流入する。 つまり、 膨張室 (62) への高圧冷 媒の導入は、 シャフト (45) の回転角度が 0 ° から 4 5 ° に至るまでの間に開始 される。
シャフト (45) の回転角度が 9 0 ° の時点では、 図 3, 図 6に示すように、 依 然、 膨張室 (62) が連通路 (70) 及び溝状通路 (69) を介して流入ポート (36) に連通された状態となっている。 このため、 シャフト (45) の回転角度が 4 5 ° から 9 0 ° に至るまでの間は、膨張室(62) の高圧側へ高圧冷媒が流入し続ける。 シャフト (45) の回転角度が 1 3 5 ° の時点では、 図 3, 図 7に示すように、 大径偏心部 (46) の連通路 (70) が溝状通路 (69) 及び流入ポート (36) の両方 から外れた状態となる。 この時点において、 膨張室 (62) は流入ポート (36) か ら遮断された状態となっており、 高圧冷媒は膨張室 (62) へ流入しない。 したが つて、 膨張室 (62) への高圧冷媒の導入は、 シャフト (45) の回転角度が 9 0 ° から 1 3 5 ° に至るまでの間に終了する。
膨張室 (62) への高圧冷媒の導入が終了した後は、 膨張室 (62) の高圧側が閉 空間となり、 そこへ流入した冷媒が膨張する。 つまり、 図 3や図 8〜図 1 1の各 図に示すように、 シャフト (45) が回転して膨張室 (62) における高圧側の容積 が増大してゆく。 また、 その間、 流出ポート (37) に連通する膨張室 (62) の低 圧側からは、 膨張後の低圧冷媒が流出ポート (37) を通じて排出され続ける。 膨張室 (62) における冷媒の膨張は、 シャフト (45) の回転角度が 3 1 5 ° か ら 3 6 0 ° に至るまでの間において、 ピストン (65) におけるシリンダ (61) と の接触部分が流出ポート (37) に達するまで続く。 そして、 ピストン (65) にお けるシリンダ (61) との接触部分が流出ポート (37) を横切ると、 膨張室 (62) が流出ポート (37) と連通され、 膨張した冷媒の排出が開始される。
ここで、 冷凍サイクルの理想的な動作が行われていて、 膨張室 (62) において 過膨張が発生していない場合は、 電動弁 (73) を閉鎖した状態とする。 このとき は、 膨張室 (62) の容積変化と圧力変化との関係は、 図 1 2のグラフに示す状態 となる。 つまり、 高圧流体は a点から b点までの間に膨張室 (62) 内に供給され た後、 b点から膨張が開始する。 膨張室 (62) は高圧流体の導入が停止すると圧 力が一旦 c点へ急激に下がり、 その後の膨張により d点まで緩やかに圧力が低下
していく。 そして、 該膨張室 (62) で排出過程が行われた後、 a点に戻って次の 吸入過程が開始される。 このとき、 吸入冷媒と排出冷媒の密度比は設計膨張比で あり、 動力回収効率のよい運転が行われる。
一方、 上記冷媒回路 (20) では、 冷房運転と暖房運転の切り換え、 あるいは外 気温度の変化などにより、 高圧圧力や低圧圧力が設計圧力を外れることがある。 このような場合、 上記制御手段 (74) は、 上記センサ (74a, 74b, 74c) により検出 される圧力に基づいて以下のような運転制御を行う。
例えば、 運転条件の変化により低圧圧力が上昇するなどして、 実際の膨張比が 設計膨張比よりも小さくなることがある。 このような条件では、 一般に、 同じ回 転数での圧縮機構部 (50) からの吐出冷媒量が増加する一方、 膨張機構部 (60) では、 同じ回転数ではほぼ同じ冷媒量が流れるため、 圧縮機構部 (50) からの冷 媒量に比べて膨張機構部 (60) の冷媒量が少なくなる。 本実施形態では、 このよ うなとき、 電動弁 (73) の開度を調整すると、 該電動弁 (73) で必要な量の冷媒 を常に膨張機構部 (60) に導入できるので、 圧縮機構部 (50) と膨張機構部 (60) の流量が同じになるように調整することができる。 こうすることにより、 従来は 膨張機構部 (60) をバイパスして膨張仕事を行わない冷媒により効率が低下して いたのに対し、 運転効率を改善できる。
電動弁 (73) の開度調整を行う運転の状態を図 1 5に示している。 この場合、 冷媒は a点から b ' 点への吸入過程を終えた後、 d, 点まで徐々に膨張する。 冷 媒はさらに e ' 点まで排出され、 その後膨張室 (62) では次の吸入過程が開始さ れる。 この運転状態では a点、 b ' 点、 d ' 点、 及び e ' 点で囲まれた面積 Iに おいて膨張仕事が行われるので、 効率のよい運転を行うことができる。
また、 この実施形態 1では、 低圧圧力が上昇して実際の膨張比が設計膨張比よ りも小さくなり、 膨張室 (62) が流出ポート (37) より低い圧力になる条件でも、 過膨張を防止することができる。 つまり、 膨張室 (62) で過膨張が生じる条件に なると、 電動弁 (73) を所定開度に開き、 高圧冷媒の一部を連絡管 (72) から膨 張室 (62) 内に導入する。 これにより、 膨張室 (62) の圧力を冷凍サイクルの低 圧圧力まで上昇させ、 過膨張を解消することができる。 したがって、 上記電動弁 ( 73) を設けない場合は、 図 1 3において過膨張の領域を示す面積 I Iにおいて動
力が消費され、 膨張機構部 (60) の動力回収効率が大幅に低下するのに対して、 図 1 4に示すように図 1 3の面積 IIに示した動力消費が行われなくなる。 したが つて、 面積 IIの分の回収効率低下を防止できる。
一実施形態 1の効果—
以上説明したように、 この実施形態 1によれば、 膨張室 (62) の流体流入側で ある流入ポート (37) から分岐して該膨張室 (62) の吸入 Z膨張過程内の位置へ 連通する連絡管 (72) を設け、 膨張比の小さい運転条件において電動弁 (73) の 開度を調整し、 圧縮機 (50) の流量と膨張機 (60) の流量を同じにできるように している。 このことにより、 従来は冷媒に膨張機 (60) をバイパスさせていたよ うな条件でも膨張機 (60) での動力回収を行うことが可能となり、 効率のよい運 転を行うことができる。
また、 この実施形態 1では、 過膨張が発生する条件では電動弁 (73) を開いて 連絡管 (72) を開通できるので、 膨張室 (62) の圧力を上昇させることにより過 膨張の状態を解消できる。 したがって、 過膨張の発生する条件で冷媒を排出させ るのに動力を消費することがなくなり、 膨張機構部 (60) による動力回収効率が 向上する。 そして、 動力回収効率が向上するため、 圧縮機構部 (50) への無駄な 入力を抑え、 効率のよい運転を行うことが可能となる。
また、 上記構成では、 連絡管 (72) を膨張室 (62) に、 上記吸入 Z膨張過程内 の位置のうち、 特に該過程の初期の位置 (シャフト (45) の回転角度で約 2 0 ° 〜 3 0 ° の位置) において接続しているので、 高圧冷媒を膨張室 (62) へ導入す ることが必要な運転条件において、 吸入/膨張過程中の該膨張室 (62) に高圧冷 媒の一部をほとんど常時導入することができる。
また、 この実施形態 1では、 冷媒である二酸化炭素 (C 0 2 ) を超臨界状態まで 圧縮して行う蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、 例えば暖房運転を基準とする設 計をした場合に冷房運転を行うと過膨張が生じやすいのに対して、 その過膨張の 発生を効果的に防止できる。
(実施形態 2 )
本発明の実施形態 2は、実施形態 1の流体機械において、図 1 6に示すように、 膨張機構部 (60) の連絡管 (72) に、 電動弁 (73) でなく開閉可能な電磁弁 (75)
を設けた例である。 また、 上記制御手段 (74) は、 実際の膨張比が設計膨張比よ りも小さくなる条件で上記電磁弁(75)を所定のタイミングで開閉するとともに、 過膨張の発生する条件でも該電磁弁 (75) を開く運転制御を行うように構成され ている。
この実施形態 2において、その他の部分は実施形態 1 と同様に構成されている。 本実施形態 2においては、 膨張比の小さい運転条件においては電磁弁 (75) を 所定のタイミングで開閉することにより、 圧縮機 (50) の流量と膨張機 (60) の 流量をほとんど同じにすることができる。 そして、 従来は冷媒に膨張機 (60) を バイパスさせていたような条件でも膨張機 (60) での動力回収を行うことが可能 となり、 効率のよい運転を行うことができる。
また、 本実施形態 2においては、 過膨張が発生したときには、 連絡管 (72) の 電磁弁 (75) を開くことにより、 膨張室 (62) の冷媒の圧力を上昇させて過膨張 の状態を解消できる。 過膨張の解消は、 実施形態 1と同様に図 1 4にしたがって 行われる。 この場合も、 過膨張の冷媒を排出させるのに動力を消費しないため、 膨張機構部 (60) による動力回収効率が向上する。 また、 動力回収効率が向上す るため、 圧縮機構部 (50) への無駄な入力を抑え、 効率のよい運転を行うことも 可能である。
(実施形態 3 )
本発明の実施形態 3は、 図 1 7に示すように、 連絡管 (72) に設ける流通制御 機構として、 実施形態 1の電動弁 (73) や実施形態 2の電磁弁 (75) に代えて差 圧弁 (76) を用いたものである。 この差圧弁 (76) は、 膨張室 (62) の膨張過程 中間位置における流体の圧力と流体流出側の圧力とに所定の差圧が生じたときに 動作をするものであり、 これらの圧力が該差圧弁 (76) に直接に作用する。
上記差圧弁 (76) は、 図 1 8に示すように、 上記連絡管 (72) の経路中に固定 された弁ケース (81) と、 弁ケース (81) 内に可動に設けられた弁体 (82) と、 弁体 (82) を一方向に付勢するコイルパネ (83) とから構成されている。 弁ケー ス (81) は、 上記弁体 (82) をスライ ド可能に保持する収納凹部 (81a) が形成さ れた中空の部材であり、該収納凹部(81a)に連通する 4つのポートを備えている。 上記弁体 (S2) は、 上記連絡管 (72) を閉鎖する閉鎖位置と、 該連絡管 (72) を
開放する開放位置とに変位可能であり、 上記コイルパネ (83) によって開放位置 (図 1 8 ( b ) ) から閉鎖位置 (図 1 8 ( a ) ) へ付勢されている。
上記連絡管 (72) は、 上記弁ケース (81) における弁体 (82) の移動方向と交 差する向きで上記弁ケース (81) に固定されている。 弁体 (82) は、 弁ケース (8 1) の収納 00部 (81a) に嵌合し、 上記閉鎖位置と開放位置とにスライ ド可能に形 成されている。 また、 弁体 (82) は、 開放位置で上記連絡管 (72) を開口し、 閉鎖位置で該連絡管 (72) を閉鎖する連通孔 (82a) を有している。
上記弁ケース (81) には、 膨張室 (62) の膨張過程中間位置に連通する第 1連 通管 (85) と、 流体流出側である流出ポート (37) に連通する第 2連通管 (86) とが接続されている。 第 1連通管 (85) は、 コイルパネ (83) と反対側の端部、 つまり弁体 (82) の開放位置側の端部において、 上記弁ケース (81) に接続され、 膨張室 (62) からの圧力 P 1を弁体 (82) に与える。 また、 第 2連通管 (86) は、 コイルパネ (83) 側の端部、 つまり弁体 (82) の閉鎖位置側の端部において、 上 記弁ケース (81) に接続され、 流体流出側からの圧力 P 2を弁体 (82) に与える。 このことにより、 膨張室 (62) の圧力が流体流出側の圧力よりも所定値以上に低 下して、 両圧力 P 1, P 2の間に所定の差圧が生じたときには、 上記差圧弁 (76) が動作する。
この実施形態 3においては、 空調機(10) が設計圧力で運転されているときは、 膨張機構部 (60) の流出ポート (37) と膨張室 (62) との間に実質的に差圧は発 生せず、 差圧弁 (76) は閉じた状態となっている。 そして、 膨張室 (62) の容積 変化に伴う冷媒の圧力変化と、冷凍サイクルにおける実際の冷媒圧力とがー致し、 運転が図 1 2に示す理想的な状態で行われて、 効率のよい動力回収が行われる。
一方、 運転条件が変動して膨張室 (62) で過膨張が発生する状態になると、 膨 張室 (62) 内の圧力 P 1が流出ポート (37) の圧力 P 2よりも下がり、 差圧弁 (7 6) が開口する。 したがって、 流入側の冷媒の一部が膨張室 (62) 内に補助的に導 入されて該膨張室 (62) の圧力が上昇し、 過膨張の状態が解消される。 したがつ て、 この場合にも実施形態 1, 2と同様に動力回収効率が向上するため、 圧縮機 構部 (60) への無駄な入力を減らし、 効率のよい運転を行うことが可能となる。 また、 差圧弁 (76) が開口しているときは過膨張の状態であり、 このときは概
ね膨張機 (60) の流量が圧縮機 (50) の流量よりも少なくなつている。 したがつ て、 このときに冷媒を膨張室 (62) に導入すると、 簡易的に膨張機 (60) の流量 を圧縮機 (50) の流量に近づけることができるため、 膨張機 (60) をバイパスす る冷媒による効率低下の問題も解消できる。
なお、 膨張機 (60) が高速回転するときは、 差圧弁 (76) の開閉のタイミング が遅れて十分な効果が得られないことが考えられるため、 膨張室 (62) 内の圧力 が冷媒流出側の圧力に近づいたときに差圧弁 (76) を開くようにパネ力を設定し てもよい。
(実施形態 4 )
本発明の実施形態 4は、 上記実施形態 1において膨張機構部 (60) の構成を変 更したものである。 具体的には、 上記実施形態 1の膨張機構部 (60) が揺動ビス トン型に構成されているのに対し、 本実施形態の膨張機構部 (60) は、 ローリン グピス トン型に構成されている。 ここでは、 本実施形態の膨張機構部 (60) につ いて、 上記実施形態 1 と異なる点を説明する。
図 1 9に示すように、 本実施形態において、 ブレード (66) は、 ビストン (65) と別体に形成されている。 つまり、 本実施形態のピス トン (S5) は、 単純な円環 状あるいは円筒状に形成されている。 また、 本実施形態のシリンダ (61 ) には、 ブレード溝 (68) が形成されている。
上記ブレード (66) は、 シリンダ (61) のブレード溝 (68) に、 進退自在な状 態で設けられている。 また、 ブレード (66) は、 図外のバネによって付勢され、 その先端 (図 1 7における下端) がピス トン (S5) の外周面に押し付けられてい る。 図 2 0に順次示すように、 シリンダ (61) 内でピス トン (65) が移動しても、 このブレード (66) は、 ブレード溝 (68) に沿って同図の上下に移動し、 その先 端がピス トン (65) と接した状態に保たれる。 そして、 プレード (66) の先端を ピス トン (65) の周側面に押し付けることで、 膨張室 (62) が高圧側と低圧側に 仕切られる。
この実施形態 4においても、 流入ポート (36) と膨張室 (62) の吸入 Z膨張過 程内の位置とが連絡管 (72) により接続され、 連絡管 (72) には電動弁 (73) が 設けられている。 したがって、 低膨張比条件で流入ポート (36) 側の冷媒の一部
を補助的に膨張室 (62) 内に導入できるので、 上記各実施形態と同様に動力回収 効率を高められるとともに、 過膨張を解消することも可能となる。
(その他の実施形態)
本発明は、 上記実施形態について、 以下のような構成としてもよい。
例えば、 上記実施形態 1〜3では、 膨張機構部 (60) のフロントヘッド (63) 側に流入ポート (36) を形成した例について説明したが、 流入ポート (36) はリ アヘッド (64) 側に設けてもよい。 また、 これらの実施形態では、 高圧冷媒を膨 張室 (62) に導入するために、 シャフト (45) に設けた大径偏心部 (46) の端面 の連通路 (70) と、 フロントヘッ ド (63) の内面に設けた溝状通路 (69) とを介 して、 流入ポート (36) と膨張室 (62) とを連通させるようにしているが、 この ような構成も適宜変更してもよい。
また、 上記各実施形態では揺動ビストン型の膨張機構とローリングビストン型 の膨張機構に本発明を適用した例について説明したが、 本発明はスクロール型の 膨張機構に適用することも可能である。
また、 上記各実施形態では、 膨張機構部 (60) と圧縮機構部 (50) と電動機 (4 0) とを 1つのケーシング (31) 内に備えた圧縮'膨張ユニッ ト (30) について説 明したが、 本発明は、 圧縮機と別体に形成した膨張機に適用してもよい。
要するに、 本発明では、 膨張機構 (60) の流体流入側から分岐して膨張室 (62) の吸入 Z膨張過程位置に連通する連絡通路 (72) を設け、 この連絡通路 (72) を 所定の条件において開くことが可能な構成にしている限り、 その他の構成は適宜 変更してもよレ、。 産業上の利用可能性
以上のように、 本発明は、 容積型膨張機及び流体機械に対して有用である
Claims
1 . 膨張室(62) に供給された高圧流体が膨張することにより動力が発生する膨 張機構 (60) を備えた容積型膨張機であって、
上記膨張室 (62) の流体流入側から分岐して該膨張室 (62) の吸入/膨張過程 位置に連通する連絡通路 (72) を備え、
該連絡通路 (72) に流通制御機構 (73,7δ,76) が設けられていることを特徴と する容積型膨張機。
2 . 請求項 1に記載の容積型膨張機において、
流通制御機構 (73, 75, 76) 1 開度調整可能なインジェクション弁 (73) によ り構成されていることを特徴とする容積型膨張機。
3 . 請求項 1に記載の容積型膨張機において、
流通制御機構 (73, 75, 76) は、 開閉可能な電磁弁 (75) により構成されている ことを特徴とする容積型膨張機。
4 . 請求項 1に記載の容積型膨張機において、
流通制御機構 (73, 75, 76) は、 膨張室 (62) の膨張過程中間位置における流体 の圧力が流体流出側の圧力に対して所定値よりも低下すると開口する差圧弁(76) により構成されていることを特徴とする容積型膨張機。
5 . 請求項 1から 4のいずれか 1に記載の容積型膨張機において、
膨張機構 (60) が蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程を行うように構成されて いることを特徴とする容積型膨張機。
6 . 請求項 1から 4のいずれか 1に記載の容積型膨張機において、
膨張機構 (SO) は、 高圧圧力が超臨界圧となる蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張 行程を行うように構成されていることを特徴とする容積型膨張機。
7 . 請求項 1から 4のいずれか 1に記載の容積型膨張機において、
膨張機構 (60) が回転式の膨張機構であり、
流体の膨張により回転動力を回収するように構成されていることを特徴とする 容積型膨張機。
8 . ケーシング (31) 内に、 容積型膨張機 (60) と、 電動機 (40) と、 上記容 積型膨張機 (60) 及び電動機 (40) により駆動されて流体を圧縮する圧縮機 (50) とを備えた流体機械であって、
容積型膨張機 (eo) 、 請求項 7に記載の容積型膨張機により構成されている ことを特徴とする流体機械。
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