容積型膨脹機及流體機械的製作方法

2023-06-24 01:14:01 2

專利名稱：容積型膨脹機及流體機械的製作方法
技術領域：
本發明涉及一種具有利用高壓流體膨脹來產生動力的膨脹機構的容積型膨脹機、和具有該膨脹機的流體機械。
背景技術：
以往，作為利用高壓流體的膨脹來產生動力的膨脹機，例如已經公知有旋轉式膨脹機等容積型膨脹機(例如，參照特開平8-338356號公報)。該膨脹機例如可以用於進行蒸汽壓縮式冷凍循環的膨脹行程。
上述膨脹機具有汽缸、和沿該汽缸的內周面公轉的活塞，形成於汽缸和活塞之間的膨脹室被劃分成吸入/膨脹側和排出側。並且，隨著活塞的公轉動作，膨脹室依次進行如下切換曾是吸入/膨脹側的部分被切換成排出側，曾是排出側的部分被切換成吸入/膨脹側，高壓流體的吸入/膨脹作用和排出作用同時並行進行。
在上述膨脹機中，預先規定在活塞旋轉1圈中向汽缸內供給高壓流體的吸入過程的角度範圍和進行流體的膨脹的膨脹過程的角度範圍。即，在該種膨脹機中，一般膨脹比(吸入致冷劑和排出致冷劑的密度比)是固定的。並且，在吸入過程的角度範圍內，將高壓流體導入汽缸中，另一方面，在剩餘的膨脹過程的角度範圍內，以規定的膨脹比使流體膨脹，回收旋轉動力。
這樣，容積型膨脹機具有固有的膨脹比(吸入致冷劑和排出致冷劑的密度比)。另一方面，在使用上述膨脹機的蒸汽壓縮式冷凍循環中，該冷凍循環的高壓壓力和低壓壓力根據冷卻對象的溫度變化或放熱(加熱)對象的溫度變化而變化，因此其壓力比也發生變動，與此相伴，膨脹機的吸入致冷劑和排出致冷劑的密度也分別變動。因此，在這種情況下，冷凍循環以與上述膨脹機不同的膨脹比運轉，上述膨脹機的動力回收效率降低。
因此，下面對該點進行說明。
首先，膨脹機構成為在以設計膨脹比進行運轉動作時可以獲得最大限度的動力回收效率。圖12是表示在理想的運轉條件下的膨脹室的容積變化和壓力變化的關係的曲線圖。如圖所示，高壓流體在從a點到b點之間，供給到膨脹室內，從b點開始膨脹。當過了b點時，由於停止高壓流體的供給，因此壓力突然急劇下降到c點，然後進行膨脹，同時壓力平緩地降低到d點。並且，在d點膨脹室的汽缸容積達到最大之後，當變為排出側，而容積縮小時，則被排出到e點。然後返回至a點，開始下一循環的吸入過程。在該圖的狀態下，d點的壓力與冷凍循環的低壓壓力一致，可以進行動力回收效率高的運轉。
另一方面，在將上述膨脹機用於空調機的情況下，根據製冷運轉和供暖運轉的切換或外部氣體溫度的變化等運轉條件的變動，冷凍循環的實際的膨脹比有時會偏離該循環的設計膨脹比或者膨脹機的固有膨脹比。特別是根據運轉條件的變化，冷凍循環的實際膨脹比小於設計膨脹比時，膨脹室的內壓低於冷凍循環的低壓壓力，有時會處於在膨脹機的內部產生過膨脹的狀態。
圖13是表示此時的膨脹室的容積變化和壓力變化的關係的曲線圖，冷凍循環的低壓壓力變成比圖12的例子上升了的狀態。該情況下，流體在從a點到b點之間被供給到汽缸內，然後按照膨脹機的固有膨脹比，壓力降低到d點。另一方面，冷凍循環的低壓壓力達到高於d點的d』點。因此，致冷劑在膨脹過程結束後，在排出過程中從d點升壓到d』點，然後排出到e點，開始下一循環的吸入過程。
在這樣的狀況下，在膨脹機內為了排出致冷劑而進行動力的內部消耗。即，在產生過膨脹時，回收動力只能獲得如圖13所示的(面積I)一(面積II)部分，與圖12的運轉條件相比，回收動力大幅度減少。

發明內容
本發明是鑑於上述問題點而提出的，其目的在於，防止容積型膨脹機的過膨脹，抑制動力回收效率的降低。
本發明設有連通膨脹室62、137的膨脹過程中間位置和流體流出位置的聯絡通道72、80、140，在產生過膨脹的運轉狀態下，使流出側的流體返回到膨脹室62、137。
具體地講，本發明之一以具有膨脹機構60、130的容積型膨脹機為前提，所述膨脹機構60、130通過向膨脹室62、137供給的高壓流體膨脹來產生動力。並且，該膨脹機的特徵在於，具有從上述膨脹室62、137的流體流出側連通到膨脹過程中間位置的聯絡通道72、80、140，在該聯絡通道72、80、140上設有開閉機構73、77、87、145。
在本發明之一中，例如當冷凍循環的膨脹比與膨脹機的固有膨脹比一致時，不打開開閉機構73、77、87、145，使聯絡通道72、80、140為關閉狀態。此時，膨脹室62、137的容積變化與壓力變化的關係如圖12所示，可以高效地進行動力回收。另一方面，當隨著運轉條件的變化而在膨脹室62、137產生過膨脹時，可以通過打開開閉機構73、77、87、145來解除過膨脹的狀態。即，在產生過膨脹時，由於流體流出側的壓力高於膨脹室62、137內的壓力，因此，通過使流體從流體流出側導入膨脹室62、137，可以將膨脹室62、137的壓力提高至流體流出側的壓力。因此，在本發明中，不進行圖13的面積II所示的動力消耗，而是成為圖14所示的運轉狀態。由此，可以可靠地進行面積I部分的動力回收，可以防止面積II部分的回收效率降低。
另外，本發明之二在本發明之一的容積型膨脹機基礎上，其特徵在於，開閉機構73、87、145由單向閥構成，所述單向閥容許流體從膨脹室62、137的流體流出側朝向膨脹過程中間位置流通，另一方面，禁止流體從該膨脹過程中間位置向流體流出側流通。
另外，本發明之三在本發明之二的容積型膨脹機基礎上，其特徵在於，單向閥73、87、145為自複式單向閥，並且構成為當膨脹室62、137在膨脹過程中間位置的流體壓力比流體流出側的壓力降低了大於等於規定值時，單向閥73、87、145開口。
在本發明之二、三中，在產生過膨脹，相比膨脹室62、137的流體流出側，該膨脹室62、137的膨脹過程中間位置的壓力變低的條件下，使單向閥73、87、145為打開狀態，可以將流出側的流體導入膨脹室62、137。因此，與本發明之一相同，膨脹室62、137的壓力上升到流出壓力，解除過膨脹的狀態。
另外，在本發明之三中，單向閥73、87、145為自複式單向閥，由於在膨脹室62、137和流體流出側沒有規定的壓差的情況下，可以可靠地關閉聯絡通道72、80、140，因此可以防止雖未產生過膨脹卻打開聯絡通道72、80、140這樣的誤動作。
另外，本發明之四在本發明之一的容積型膨脹機基礎上，其特徵在於，開閉機構77由電磁閥構成，當膨脹室62在膨脹過程中間位置的流體壓力比流體流出側的壓力降低了大於等於規定值時，該電磁閥開口。
在本發明之四中，例如，若事先分別檢測出膨脹室62的壓力和流體流出側的壓力，考慮到當膨脹室62內的壓力小於流體流出側壓力時產生過膨脹，因此，此時可以打開電磁閥。這樣，與本發明之二、三相同，膨脹室62的壓力上升到流體流出側的壓力，解除過膨脹狀態。
另外，本發明之五在本發明之一～四任意一項發明的容積型膨脹機基礎上，其特徵在於，聯絡通道80、140是以通過構成膨脹機構60、130的構成部件61、132的內部的形式來形成。
在本發明之五中，當形成產生過膨脹的條件時，從膨脹室62、137流出的流體的一部分通過形成於上述構成部件61、132的內部的聯絡通道80、140而導入膨脹室62、137，阻止過膨脹的產生。
另外，本發明之六在本發明之一～四的任意一項發明的容積型膨脹機的基礎上，其特徵在於，膨脹機構60、130構成為進行蒸汽壓縮式冷凍循環的膨脹行程。
在蒸汽壓縮式冷凍循環中，如上所述，高壓壓力和低壓壓力根據運轉條件而變動，實際的膨脹比也據此而變化。這裡，對於當前一般經常使用的致冷劑(例如R410A)，若假設以供暖時膨脹比約為4，製冷時約為3為例，在當供暖時選定了適當的膨脹比的情況下，在製冷時則會產生過膨脹。另外，在實際運轉時，當製冷負荷較小等時，更容易產生過膨脹。對此，在本發明之六中，由於可以在過膨脹時使流體從流出側返回到膨脹室62、137，因此可以有效地解除過膨脹的狀態。
另外，本發明之七在本發明之一～四的任意一項發明的容積型膨脹機的基礎上，其特徵在於，膨脹機構60、130構成為進行高壓壓力達到超臨界壓力的蒸汽壓縮式冷凍循環的膨脹行程。
在將CO2等用作致冷劑而進行的超臨界循環中，例如膨脹比在供暖時約為3，在製冷時約為2，製冷時的動力損失大於使用了當前一般使用的致冷劑的冷凍循環。對此，當使流出側的流體返回到膨脹室62、137時，可以有效地減少動力損失。
另外，本發明之八在本發明之一～四的任意一項發明的容積型膨脹機的基礎上，其特徵在於，膨脹機構60、130是旋轉式的膨脹機構60、130，其構成為通過流體的膨脹來回收旋轉動力。作為旋轉式的膨脹機構60、130，可以採用搖動活塞式、旋轉活塞式、或者渦旋式等的膨脹機構60、130。
另外，本發明之九為一種流體機械，其在殼體31、101內具有容積型膨脹機60、130、電動機40、110、以及由上述容積型膨脹機60、130和電動機40、110驅動來壓縮流體的壓縮機50、120，其特徵在於，由本發明之八的容積型膨脹機構成容積型膨脹機60、130。
該情況下，在壓縮機50、120和膨脹機60、130成為一體的流體機械中，由於有效地防止膨脹機60、130中的過膨脹，並可抑制電動機40、110的動力消耗，因此可以提高運轉效率。
根據本發明之一，當膨脹室62、137的內壓下降到小於膨脹機構60、130的流體流出側壓力時，由於可以使流體從上述流體流出側返回到該膨脹室62、137內，因此可以解除產生過膨脹的狀態。因此，沒有圖13的面積II所表示的動力損失，如圖14所示那樣，可以可靠地進行面積I部分的動力回收。這樣，在產生過膨脹的運轉條件下，可以提高動力回收效率。
另外，根據本發明之二、三，通過在聯絡通道72、80、140設置單向閥73、87、145，可以用簡單的結構可靠地防止過膨脹。特別是根據本發明之三，由於在不產生過膨脹的運轉條件下用自復力關閉單向閥73、87、145，因此可以防止在應關閉聯絡通道72、80、140的狀態下的誤動作。所以，可以防止膨脹機的動作變得不穩定的問題。
另外，根據本發明之四，在聯絡通道72上設置電磁閥77，由於在膨脹室62內的壓力下降到小於流體流出側的壓力時使該電磁閥77打開，因此與本發明之二、三相同，可以可靠地解除過膨脹的狀態，由此可以提高動力回收效率。
另外，根據本發明之五，由於上述聯絡通道72、80、140形成為貫穿構成膨脹機構60、130的構成部件61、132的內部，因此可以緊湊地構成該膨脹機構。
另外，根據本發明之六，將本發明的膨脹機用於進行蒸汽壓縮式冷凍循環的膨脹行程。因此，在蒸汽壓縮式冷凍循環中，運轉條件容易變化，此時，在膨脹機中由於過膨脹而導致動力回收的效率容易降低，對此，通過抑制過膨脹，可以有效地防止動力回收效率的降低。
另外，根據本發明之七，由於將本發明的膨脹機用於超臨界循環，因此針對該超臨界循環中的由於過膨脹而導致的動力損失特別大這一點，可以更加有效地抑制該損失。
另外，根據本發明之八，在具備由搖動活塞式、旋轉活塞式、或者渦旋式等所代表的旋轉式的膨脹機構60、130的膨脹機中，通過抑制過膨脹，可以提高旋轉動力的回收效率。
另外，根據本發明之九，在於殼體31、101內具備容積型膨脹機60、130、電動機40、110和壓縮機50、120的流體機械中，在將膨脹機60、130的回收動力與電動機40、110一起用作壓縮機50、120的驅動動力的情況下，由於提高了基於膨脹機60、130的動力回收效率，因此可以抑制電動機40、110向壓縮機50、120的驅動輸入，可以進行高效的運轉。


圖1是實施方式1的空調機的配管系統圖。
圖2是實施方式1的壓縮·膨脹單元的概略截面圖。
圖3是表示膨脹機構部的動作的概略截面圖。
圖4是表示軸的旋轉角度為0°或360°的實施方式1的膨脹機構部的主要部分的概略截面圖。
圖5是表示軸的旋轉角度為45°的實施方式1的膨脹機構部的主要部分的概略截面圖。
圖6是表示軸的旋轉角度為90°的實施方式1的膨脹機構部的主要部分的概略截面圖。
圖7是表示軸的旋轉角度為135°的實施方式1的膨脹機構部的主要部分的概略截面圖。
圖8是表示軸的旋轉角度為180°的實施方式1的膨脹機構部的主要部分的概略截面圖。
圖9是表示軸的旋轉角度為225°的實施方式1的膨脹機構部的主要部分的概略截面圖。
圖10是表示軸的旋轉角度為270°的實施方式1的膨脹機構部的主要部分的概略截面圖。
圖11是表示軸的旋轉角度為315°的實施方式1的膨脹機構部的主要部分的概略截面圖。
圖12是表示在設計壓力的運轉條件下膨脹室的容積和壓力的關係的曲線圖。
圖13是表示低膨脹比條件下的膨脹室的容積和壓力的關係的曲線圖。
圖14是表示低膨脹比對策時的膨脹室的容積和壓力的關係的曲線圖。
圖15是表示實施方式2的膨脹機構部的主要部分的概略截面圖。
圖16是表示實施方式3的膨脹機構部的主要部分的概略截面圖。
圖17是表示實施方式4的膨脹機構部的主要部分的概略截面圖。
圖18是表示膨脹機構部的動作的概略截面圖。
圖19是實施方式4的壓縮·膨脹單元的概略截面圖。
圖20是表示實施方式4的膨脹機構部的放大截面圖。
具體實施例方式
(實施方式1)下面，根據附圖對本發明的實施方式進行詳細說明。該實施方式1使用本發明的流體機械構成空調機10。
(空調機的整體結構)如圖1所示，上述空調機10是所謂的分離型空調機，具有室外機11和室內機13。在室外機11中容納有室外風扇12、室外換熱器23、第1四路切換閥21、第2四路切換閥22和壓縮·膨脹單元30。在室內機13中容納有室內風扇14和室內換熱器24。並且，室外機11設置在屋外，室內機13設置在屋內。另外，室外機11和室內機13用一對聯絡配管15、16連接。此外，壓縮·膨脹單元30的詳細說明將在以後敘述。
在上述空調機10中設有致冷劑迴路20。該致冷劑迴路20是連接壓縮·膨脹單元30和室內換熱器24等的閉合迴路。在該致冷劑迴路20中填充有二氧化碳CO2作為致冷劑。
上述室外換熱器23和室內換熱器24均是由交錯翅片(cross fin)型的翅片管式(fin-and-tube)換熱器構成。在室外換熱器23中，在致冷劑迴路20循環的致冷劑與室外空氣進行熱交換。在室內換熱器24中，在致冷劑迴路20循環的致冷劑與室內空氣進行熱交換。
上述第1四路切換閥21具有4個閥口(port)。該第1四路切換閥21的第1閥口與壓縮·膨脹單元30的排出口35通過配管連接，第2閥口經由聯絡配管15與室內換熱器24的一端通過配管連接，第3閥口與室外換熱器23的一端通過配管連接，第4閥口與壓縮·膨脹單元30的吸入口34通過配管連接。另外，第1四路切換閥21可切換成下述兩種狀態第1閥口與第2閥口連通，且第3閥口與第4閥口連通的狀態(圖1中實線所示狀態)；和第1閥口與第3閥口連通，且第2閥口與第4閥口連通的狀態(圖1中虛線所示狀態)。
上述第2四路切換閥22具有4個閥口。該第2四路切換閥22的第1閥口與壓縮·膨脹單元30的流出口37通過配管連接，第2閥口與室外換熱器23的另一端通過配管連接，第3閥口經由聯絡配管16與室內換熱器24的另一端通過配管連接，第4閥口與壓縮·膨脹單元30的流入口36通過配管連接。另外，第2四路切換閥22可切換成下述兩種狀態第1閥口與第2閥口連通且第3閥口與第4閥口連通的狀態(圖1中實線所示狀態)；和第1閥口與第3閥口連通且第2閥口與第4閥口連通的狀態(圖1中虛線所示狀態)。
(壓縮·膨脹單元的結構)如圖2所示，壓縮·膨脹單元30構成本發明的流體機械。在該壓縮·膨脹單元30中，在作為橫向較長的圓筒形密閉容器的殼體31的內部，容納有壓縮機構部50、膨脹機構部60、和電動機40。另外，在該殼體31內，從圖2的左向右，依次配置有壓縮機構部50、電動機40、膨脹機構部60。另外，在參照圖2的說明中使用的「左」「右」分別指該圖的「左」「右」。
上述電動機40配置在殼體31的長度方向的中央部。該電動機40由定子41和轉子42構成。定子41固定在上述殼體31上。轉子42配置在定子41的內側。另外，軸45的主軸部48與轉子42在同一中心上，貫通該轉子42。
上述軸45在其右端側形成有大直徑偏心部46，在其左端側形成有小直徑偏心部47。大直徑偏心部46形成為直徑大於主軸部48，其距主軸部48的軸心僅偏離規定量。另一方面，小直徑偏心部47形成為直徑小於主軸部48，其距主軸部48的軸心僅偏離規定量。並且，該軸45構成旋轉軸。
在上述軸45上，雖未圖示，但連結有油泵。另外，在上述殼體31的底部蓄留有潤滑油。利用油泵將該潤滑油汲上來，並提供給壓縮機構部50和膨脹機構部60用於潤滑。
上述壓縮機構部50構成所謂的渦旋壓縮機。該壓縮機構部50具有固定渦旋件(scroll)51、可動渦旋件54、框架57。並且，在壓縮機構部50上設有吸入口34和排出口35。
在上述固定渦旋件51中，在端板52上突出設置有螺旋狀的固定側搭接部(lap)53。該固定渦旋件51的端板52固定在殼體31上。另一方面，在上述可動渦旋件54中，在板狀的端板55上突出設置有螺旋狀的可動側搭接部56。固定渦旋件51和可動渦旋件54以相互對置的姿態配置。並且，通過固定側搭接部53和可動側搭接部56嚙合，來劃分壓縮室59。
上述吸入口34的一端連接在固定側搭接部53和可動側搭接部56的外周側。另一方面，上述排出口35連接在固定渦旋件51的端板52的中央部，其一端朝向壓縮室59開口。
在上述可動渦旋件54的端板55的右側面中央部形成有突出部分，在該突出部分中插入有軸45的小直徑偏心部47。另外，上述可動渦旋件54經由歐氏環(Oldham ling)58由框架57支撐。該歐氏環58是限制可動渦旋件54自轉的部件。並且，可動渦旋件54不自轉，而是以規定的旋轉半徑公轉。該可動渦旋件54的旋轉半徑與小直徑偏心部47的偏心量相同。
上述膨脹機構部60是所謂搖動活塞型的膨脹機構，構成本發明的容積型膨脹機。該膨脹機構部60具有汽缸61、前頭部(front head)63、後頭部(rear head)64、活塞65。另外，在膨脹機構部60上設有流入口36和流出口37。
上述汽缸61的左側端面由前頭部63堵塞，其右側端面由後頭部64堵塞。即，前頭部63和後頭部64分別構成堵塞部件。
上述活塞65容納在用前頭部63和後頭部64堵塞兩端的汽缸61的內部。並且，如圖4所示，在汽缸61內形成膨脹室62，而且活塞65的外周面與汽缸61的內周面實質上滑動接觸。
如圖4(a)所示，上述活塞65形成為圓環狀或圓筒狀。活塞65的內徑與大直徑偏心部46的外徑大致相等。並且，軸45的大直徑偏心部46設置為貫通活塞65，活塞65的內周面和大直徑偏心部46的外周面大致在整個表面上滑動接觸。
另外，在上述活塞65上一體地設置有葉片(blade)66。該葉片66形成為板狀，從活塞65的外周面向外側突出。夾在汽缸61的內周面和活塞65的外周面的膨脹室62被該葉片66分隔成高壓側(吸入/膨脹側)和低壓側(排出側)。
在上述汽缸61中設有一對襯套(bush)67。各襯套67分別形成為半月狀。該襯套67以夾持葉片66的狀態而設置，並與葉片66滑動接觸。另外，襯套67在夾持葉片66的狀態下，可相對於汽缸61自由轉動。
如圖4所示，上述流入口36形成在前頭部63上，構成導入通道。流入口36的末端，在前頭部63的內側面，並且是在流入口36不直接與膨脹室連通的位置開口。具體地講，流入口36的末端，在前頭部63的內側面中與大直徑偏心部46的端面滑動接觸的部分上，並且在圖4(a)的主軸部48軸心的稍稍左上的位置開口。
在前頭部63上也形成有槽狀通道69。如圖4(b)所示，該槽狀通道69通過從前頭部63的內側面側掏挖前頭部63，而形成為在前頭部63的內側面開口的凹槽狀。
前頭部63的內側面的槽狀通道69的開口部分形成為在圖4(a)中的上下方向細長的長方形。槽狀通道69位於比該圖4(a)的主軸部48的軸心更靠左側的位置。另外，該槽狀通道69在圖4(a)中，其上端位於比汽缸61的內周面稍稍靠內側的位置，並且，其下端位於前頭部63的內側面中與大直徑偏心部46的端面滑動接觸的部分。而且，該槽狀通道69可與膨脹室62連通。
在軸45的大直徑偏心部46上形成有連通道70。如圖4(b)所示，該連通道70通過從大直徑偏心部46的端面側掏挖該大直徑偏心部46，而形成為在與前頭部63相向的大直徑偏心部46的端面開口的凹槽狀。
另外，如圖4(a)所示，連通道70形成為沿大直徑偏心部46的外周延伸的圓弧狀。而且，連通道70的周長方向的中央，在連結主軸部48的軸心和大直徑偏心部46的軸心的直線上，並相對於大直徑偏心部46的軸心而位於主軸部48的軸心的相反側。並且，當軸45旋轉時，大直徑偏心部46的連通道70也隨之移動，經由該連通道70，流入口36與槽狀通道69間歇性地連通。
如圖4(a)所示，上述流出口37形成於汽缸61上。該流出口37的起始端朝向與膨脹室62面對的汽缸61的內周面開口。另外，流出口37的起始端朝向該圖4(a)的葉片66的右側附近開口。
並且，作為本發明的特徵，在上述膨脹機構部60上設有作為聯絡通道的聯絡管72，該聯絡通道連通作為膨脹室62的流體流出側的流出口37和該膨脹室62的膨脹過程中間位置。在該聯絡管72上，設有在膨脹室62中產生過膨脹時開口的開閉機構73。
上述開閉機構73由單向閥73構成，該單向閥73容許致冷劑從上述流出口37朝向膨脹室62流通，另一方面，禁止致冷劑向反方向流通。該單向閥73為自複式單向閥，並且包括作為閥體的球74；具有與該球74接觸離開的閥座面75a的閥殼75；頂推球74，使球74與閥座面75a壓接的復位彈簧76。該復位彈簧76以較弱的力將球74按壓在閥座面75a上，另一方面，當在膨脹室62中產生過膨脹時，利用該膨脹室62和流出口37之間的壓差而開口。當以軸45的旋轉中心為基準，使襯套67的轉動中心的某位置為0°時，上述單向閥73被設在圖4(a)中向逆時針方向轉大約225°的位置。
(運轉動作)對上述空調機10的動作進行說明。這裡，對空調機10的製冷運轉時和供暖運轉時的動作進行說明，接下來對膨脹機構部60的動作進行說明。
(製冷運轉)在製冷運轉時，將第1四路切換閥21和第2四路切換閥22切換成圖1中虛線所示的狀態。當在該狀態下對壓縮·膨脹機構30的電動機40通電時，致冷劑在致冷劑迴路20中循環，進行蒸汽壓縮式的冷凍循環。
在壓縮機構部50被壓縮的致冷劑通過排出口35，從壓縮·膨脹單元30排出。在該狀態下，致冷劑的壓力變得高於其臨界壓力。該排出致冷劑通過第1四路切換閥21被輸送到室外換熱器23。在室外換熱器23中，流入的致冷劑與由室外風扇12輸送的室外空氣進行熱交換。通過該熱交換，致冷劑對室外空氣放熱。
在室外換熱器23中放熱後的致冷劑通過第2四路切換閥22，並通過流入口36流入到壓縮·膨脹單元30的膨脹機構部60。在膨脹機構部60中，高壓致冷劑膨脹，其內部的能量轉換為軸45的旋轉動力。膨脹後的低壓致冷劑通過流出口37從壓縮·膨脹單元30流出，通過第2四路切換閥22輸送到室內換熱器24。
在室內換熱器24中，流入的致冷劑與由室內風扇14輸送的室內空氣進行熱交換。通過該熱交換，致冷劑從室內空氣中吸熱並蒸發，室內空氣被冷卻。從室內換熱器24出來的低壓氣體致冷劑通過第1四路切換閥21，並通過吸入口34被吸入到壓縮·膨脹單元30的壓縮機構部50。壓縮機構部50對吸入的致冷劑進行壓縮並將其排出。
(供暖運轉)在供暖運轉時，第1四路切換閥21和第2四路切換閥22切換成圖1中實線所示的狀態。當在該狀態下對壓縮·膨脹機構30的電動機40通電時，致冷劑在致冷劑迴路20中循環，進行蒸汽壓縮式的冷凍循環。
在壓縮機構部50被壓縮的致冷劑通過排出口35，從壓縮·膨脹單元30排出。在該狀態下，致冷劑的壓力變得高於其臨界壓力。該排出致冷劑通過第1四路切換閥21被輸送到室內換熱器24。在室內換熱器24中，流入的致冷劑與室內空氣進行熱交換。通過該熱交換，致冷劑對室內空氣放熱，室內空氣被加熱。
在室內換熱器24中放熱後的致冷劑通過第2四路切換閥22，並通過流入口36流入到壓縮·膨脹單元30的膨脹機構部60。在膨脹機構部60中，高壓致冷劑膨脹，其內部的能量轉換為軸45的旋轉動力。膨脹後的低壓致冷劑通過流出口37從壓縮·膨脹單元30流出，並通過第2四路切換閥22輸送到室外換熱器23。
在室外換熱器23中，流入的致冷劑與室外空氣進行熱交換，致冷劑從室內空氣吸熱並蒸發。從室外換熱器23出來的低壓氣體致冷劑通過第1四路切換閥21，並通過吸入口34被吸入到壓縮·膨脹單元30的壓縮機構部50。壓縮機構部50對吸入的致冷劑進行壓縮並將其排出。
(膨脹機構部的動作)參照圖3～圖11對膨脹機構部60的動作進行說明。另外，圖3是表示軸45每旋轉45°的旋轉角度時，垂直於大直徑偏心部46中心軸的膨脹機構部60的截面的圖。另外，在圖4～圖11中，各(a)圖表示按圖3的每個旋轉角度對膨脹機構部60的截面進行放大的圖，各(b)圖是表示沿大直徑偏心部46的中心軸的膨脹機構部60的截面的示意圖。另外，在圖4～圖11中，在各(b)圖中，省略主軸部48的截面的圖示。
當將高壓致冷劑導入膨脹室62時，軸45向圖3～圖11各圖中的逆時針方向旋轉。
在軸45的旋轉角度為0°的時刻，如圖3、圖4所示，流入口36的末端由大直徑偏心部46的端面覆蓋。即，流入口36處於由大直徑偏心部46堵塞的狀態。大直徑偏心部46的連通道70僅與槽狀通道69連通。槽狀通道69被活塞65和大直徑偏心部46的端面覆蓋，並處於與膨脹室62不連通的狀態。膨脹室62通過與流出口37連通，其整體成為低壓側。在該時刻，膨脹室62處於從流入口36被隔斷的狀態，高壓致冷劑不流入膨脹室62。
在軸45的旋轉角度為45°的時刻，如圖3、圖5所示，流入口36處於與大直徑偏心部46的連通道70連通的狀態。該連通道70也與槽狀通道69連通。槽狀通道69處於其在圖3和圖5(a)中的上端部分偏離活塞65的端面的狀態，與膨脹室62的高壓側連通。在該時刻，膨脹室62處於經由連通道70和槽狀通道69而與流入口36連通的狀態，高壓致冷劑流入膨脹室62的高壓側。即，將高壓致冷劑向膨脹室62的導入是在軸45的旋轉角度從0°轉到45°之間開始的。
在軸45的旋轉角度為90°的時刻，如圖3、圖6所示，膨脹室62依然處於經由連通道70和槽狀通道69而與流入口36連通的狀態。因此，在軸45的旋轉角度從45°轉到90°之間，高壓致冷劑繼續流入膨脹室62的高壓側。
在軸45的旋轉角度為135°的時刻，如圖3、圖7所示，大直徑偏心部46的連通道70處於偏離槽狀通道69和流入口36兩者的狀態。在該時刻，膨脹室62處於從流入口36被隔斷的狀態，高壓致冷劑不流入膨脹室62。因此，將高壓致冷劑向膨脹室62導入是在軸45的旋轉角度從90°轉到135°之間結束的。
在高壓致冷劑向膨脹室62的導入結束後，膨脹室62的高壓側成為閉合空間，流入其中的致冷劑膨脹。即，如圖3和圖8～圖11的各圖所示，軸45旋轉，膨脹室62的高壓側的容積增大。另外，其間，從與流出口37連通的膨脹室62的低壓側，通過流出口37持續排出膨脹後的低壓致冷劑。
在軸45的旋轉角度從315°轉到360°之間，膨脹室62中的致冷劑的膨脹一直持續到活塞65與汽缸61的接觸部分到達流出口37。當活塞65與汽缸61的接觸部分穿過流出口37時，膨脹室62與流出口37連通，開始排出膨脹了的致冷劑。
這裡，進行冷凍循環的理想動作，在膨脹室62不產生過膨脹的情況下，單向閥73不動作。此時，膨脹室62的容積變化和壓力變化的關係為圖12的曲線所示的狀態。即，高壓流體在a點到b點之間被供給到膨脹室內，然後從b點開始膨脹。當膨脹室62停止高壓流體的導入時，壓力突然向c點急劇下降，然後由於膨脹，壓力平緩降低到d點。並且，在膨脹室62進行排出過程後，返回至a點，開始下一循環的吸入過程。此時，吸入致冷劑和排出致冷劑的密度比為設計膨脹比，可以進行動力回收效率高的運轉。
另一方面，在上述致冷劑迴路20中，由於製冷運轉和供暖運轉的切換，或者根據外部氣體溫度的變化等，如圖13所示，有時高壓壓力和低壓壓力會偏離設計壓力。特別是由於運轉條件的變化低壓壓力上升等，實際膨脹比變得小於設計膨脹比時，膨脹機構部60的膨脹室62的壓力低於流出口37的壓力，處於產生過膨脹的狀態。
在該實施方式1中，當這樣做而達到在膨脹室62產生過膨脹的條件時，根據流出口37和膨脹室62的壓差，例如在225°到270°以後的位置上，產生使上述單向閥73打開的作用。由此，從流出口37向膨脹室62供給致冷劑，膨脹室62的壓力上升到冷凍循環的低壓壓力。即，在不設置上述單向閥73的情況下，在圖13中表示過膨脹的區域的面積II，消耗動力，膨脹機構部60的動力回收效率大幅度降低，對此，通過設置上述單向閥73，如圖14所示，從而不進行圖13的面積II所示的動力消耗。因此，可以可靠地進行面積I部分的動力回收，可以防止面積II部分的回收效率降低。
(實施方式1的效果)如以上所說明，根據該第1實施方式，設置從作為膨脹室62的流體流出側的流出口37向該膨脹室62的膨脹過程中間位置連通的聯絡管72，在發生過膨脹時，利用單向閥73使該聯絡管72開口，因此，通過使膨脹室62中的壓力上升，來解除過膨脹狀態。因此，在過膨脹的狀態下，使致冷劑排出而不消耗動力，提高了基於膨脹機構部60的動力回收效率，並且，由於提高了動力回收效率，因此可以抑制向壓縮機構部50的無用輸入，可以高效地進行運轉。
另外，在本實施方式1中，以軸45的旋轉角度大約為225°的位置作為上述膨脹過程中間位置，在該位置將聯絡管72與膨脹室62連接。對此，如圖13所示，在膨脹室62的容積變化過半的附近產生過膨脹。由此，可以在過膨脹發生後立即解除過膨脹狀態。即，上述聯絡管72的連接位置越接近流出口37，在過膨脹產生後，將流出側的致冷劑導入膨脹室62就越花費時間，而越需要升壓動力，對此，由於本實施方式的連接位置是剛產生過膨脹之後的位置，因此可以進一步提高動力的回收效率。
而且，在本實施方式1中，使用自複方式的單向閥73作為開閉機構，因此可以簡化開閉機構的結構，並且可以在不產生過膨脹的運轉條件下，可靠地關閉單向閥73，所以可以防止聯絡管72在本來應是關閉的狀態下卻打開等預期之外的動作。因此，可以實現膨脹機的動作穩定化。
另外，在本實施方式1中，對於下述情況，即，在將作為致冷劑的二氧化碳CO2壓縮至超臨界狀態而進行的蒸汽壓縮式冷凍循環中，例如在以供暖運轉為基準來進行的設計的情況下，當進行製冷運轉時容易產生過膨脹，可以有效地防止該過膨脹的產生。
(實施方式2)本發明的實施方式2，如圖15所示，是在實施方式1的流體機械中，在膨脹部60的聯絡管72上設置電磁閥77而不是單向閥73的例子。在該實施方式2中，聯絡管72，其一端與流出口37側連接，其另一端與汽缸61直接連接並連通於膨脹室62。
上述電磁閥77與實施方式1的單向閥73同樣，構成為在膨脹室62產生過膨脹時開口。因此，在本實施方式2的空調機10中，除一般設於致冷劑迴路20上的高壓壓力傳感器78a之外，還設有檢測膨脹室的壓力的過膨脹壓力傳感器78b。並且，該空調機10的控制單元79，當根據由這些傳感器78a、78b檢測出的壓力，而判斷出產生有過膨脹時，打開電磁閥77，將膨脹室62的流體流出側的流體導入該膨脹室62的膨脹過程中間位置。
在該第2實施方式中，其他部分的構成與實施方式1相同。
在本實施方式2中，在產生過膨脹時，通過打開聯絡管72的電磁閥77，可使膨脹室62的致冷劑壓力上升，可以解除過膨脹狀態。過膨脹的解除與實施方式1同樣，按照圖14進行。並且，在該情況下，由於使過膨脹的致冷劑排出不需消耗動力，因此提高了基於膨脹機構部60的動力回收效率。另外，由於提高了動力回收效率，因此可以抑制向壓縮機構部50的無用輸入，可以進行高效的運轉。
(實施方式3)本發明的實施方式3與實施方式1、2相比，是改變了連通流出口37和膨脹室62的膨脹過程中間位置的聯絡通道的結構的例子。
在實施方式1、2中，對設置聯絡管72作為聯絡通道的例子進行了說明，而在該實施方式3中，如圖16(a)、圖16(b)所示，聯絡通道80形成於作為膨脹機構部60的構成部件的汽缸61內部。作為該聯絡通道80，在汽缸61的後頭部64側的面上形成有第1凹陷部81，在前頭部63側的面上形成有第2凹陷部82。另外，在該汽缸61上形成有連通第1凹陷部81和第2凹陷部82的連通孔83；連通流出口37和第1凹陷部81的第1連通槽84；連通第2凹陷部82和膨脹室62的第2連通槽85。第1連通槽84經由流出側連通孔86與流出口37連通。
上述第1凹陷部81朝向汽缸61的後頭部64側的面開口，另一方面，通過在汽缸61上安裝後頭部64，來堵塞其開口部。另外，上述第2凹陷部82朝向汽缸61的前頭部63側的面開口，通過在該汽缸61上安裝前頭部63，堵塞其開口部。
上述第2凹陷部82形成為在圖的上下方向為細長的長孔形狀，其長徑線設計為與軸45的旋轉角度為0°或者180°狀態時的葉片66大致平行。圖中，上述連通孔83形成於第2凹陷部82的上端部側，第2連通槽85形成於第2凹陷部82的下端部側。當用軸的旋轉角度表示時，第2連通槽85在大約225°的位置與膨脹室62連通。
在第2凹陷部82上設置有單向閥87。該單向閥87由具有撓性的形成為薄板狀的簧片閥88構成。該簧片閥88在與上述第2凹陷部82的連通孔83相反側的端部(下側端部)，固定於汽缸61，在連通孔83側的端部(上側端部)，可以開閉該連通孔83。上述簧片閥88與閥擋89一起固定於汽缸61上。圖中，該閥擋89的下端部在第2凹陷部82內固定於汽缸上，另一方面，上端部遠離汽缸61。利用該閥擋89，可決定簧片閥88的可動範圍。
在該實施方式3中，聯絡通道80的功能與實施方式1、2相同。即，空調機10以設計膨脹比運轉時，膨脹機構部60的流出口37和膨脹室62之間不產生壓差，單向閥87為關閉狀態。並且，伴隨膨脹室62的容積變化的致冷劑的壓力變化與冷凍循環的實際的致冷劑壓力一致，運轉在圖12所示的理想的狀態下進行，可進行高效率的動力回收。
另一方面，當運轉條件變動，成為在膨脹室62中產生過膨脹的狀態時，膨脹室62內的壓力低於流出口37，單向閥87利用壓差而打開。因此，流出側的致冷劑被導入膨脹室62內，該膨脹室62的壓力上升，解除過膨脹的狀態。因此，在該情況下，也和實施方式1、2相同，提高了動力回收效率，所以減少了向壓縮機構部60的無用輸入，可以進行高效的運轉。
(實施方式4)本發明的實施方式4，在上述實施方式1中改變了膨脹機構部60的結構。具體地講，針對上述實施方式1的膨脹機構部60構成為搖動活塞型，本實施方式的膨脹機構部60構成為旋轉活塞型。這裡，就本實施方式的膨脹機構部60，對與上述實施方式1的不同點進行說明。
如圖17所示，在本實施方式中，葉片66與活塞65各自獨立形成。即，本實施方式的活塞65形成為純粹的圓環狀或圓筒狀。另外，在本實施方式的汽缸61上形成有葉片槽68。
上述葉片66以自由進退的狀態設置在汽缸61的葉片槽68上。另外，葉片66由未圖示的彈簧頂推，其前端(圖17中的下端)被按壓在活塞65的外周面上。如圖18依次所示，即使活塞65在汽缸61內移動，該葉片66也是沿葉片槽68在該圖中作上下移動，其前端保持為與活塞65接觸的狀態。並且，通過將葉片66的前端按壓在活塞65的圓周側面上，膨脹室被分隔成高壓側和低壓側。
在該實施方式4中，通過聯絡管72連接流出口37和膨脹室62的膨脹過程中間位置，在聯絡管72上設有單向閥73。因此，在產生過膨脹的低膨脹比條件下，流出口37側的致冷劑被導入膨脹室62內，因此可以與上述實施方式同樣地解除過膨脹，提高動力回收效率。
(實施方式5)本發明的實施方式5與上述實施方式相比，是改變了壓縮·膨脹單元的結構的例子。該壓縮·膨脹單元使用在與實施方式1相同的致冷劑迴路中。
如圖19所示，在該壓縮·膨脹單元100中，在作為縱向較長的圓筒形的密閉容器的殼體101的內部，容納有電動機110、壓縮機構部120和膨脹機構部130。在該壓縮·膨脹單元100中，電動機110配置在殼體101的中央部，在電動機110的下方配置有壓縮機構部120，在電動機110的上方配置有膨脹機構部130。
上述電動機110包括固定在殼體101上的定子111、和相對該定子111可以旋轉的轉子112，在轉子112上連結有軸115。並且，軸115的下端部與壓縮機構部120連結，軸115的上端部與膨脹機構部130連結。
在上述壓縮機構部120中，採用搖動活塞式的壓縮機構。該壓縮機構部120由第1壓縮機構120A和第2壓縮機構120B構成，第1壓縮機構120A和第2壓縮機構120B配置成上下兩段。該壓縮機構部120從上方向下方依次層疊有構成前頭部的下部框架121、第1汽缸122、中間板123、第2汽缸124和後頭部125，下部框架121固定在殼體101上。
上述軸115能夠旋轉地保持在下部框架121和後頭部125上。另外，在軸115上，在與第1汽缸122對應的位置上形成有第1大直徑偏心部116，在與第2汽缸124對應的位置上形成有第2大直徑偏心部117。第1大直徑偏心部116和第2大直徑偏心部117的偏心方向彼此形成為180°的相位差，可以獲得軸115旋轉時的平衡。
在第1大直徑偏心部116上安裝有第1活塞126。該第1活塞126構成為，經由與圖4說明的相同的葉片和襯套而能夠搖動地保持在第1汽缸122上，其外周面與第1汽缸122的內周面在實質上滑動接觸。另外，在第2大直徑偏心部117上安裝有第2活塞127。該第2活塞127構成為，同樣經由葉片和襯套而能夠搖動地保持在第2汽缸124上，其外周面與第2汽缸124的內周面在實質上滑動接觸。
在第1汽缸122和第2汽缸124上分別形成有吸入口104A、104B。各吸入口104A、104B分別與形成在汽缸122、124和活塞126、127之間的壓縮室128A、128B的吸入側連通。另外，雖未圖示，但在第1汽缸122和第2汽缸124上形成有從上述壓縮室128A、128B的排出側經由排出閥而與殼體101的內部空間連通的排出口。另一方面，在殼體101中的電動機110的上方位置固定有作為排出口的排出管105，充滿殼體101內的高壓致冷劑從該排出管105排出到致冷劑迴路。
上述膨脹機構部130由渦旋式膨脹機構構成。該膨脹機構部130如放大截面圖的圖20所示，具有固定在殼體101上的上部框架131；固定在上部框架131上的固定渦旋件132；和經由歐氏環133而保持在上部框架131上的可動渦旋件134。固定渦旋件132和可動渦旋件134具有相互嚙合的搭接部135、136，兩個搭接部135、136之間形成有螺旋狀的膨脹室137。在固定渦旋件132上形成有與膨脹室137的徑向內側端部連通的流入口106；和與膨脹室137的徑向外側端部連通的流出口107。
在上述軸115的上端形成有渦旋件連結部118，在該渦旋件連結部118上，在與軸115的旋轉中心偏離位置上，形成有連結孔119。在可動渦旋件134的下面形成有連結軸138，該連結軸138能夠旋轉地支撐在渦旋件連結部118的連結孔119上。另外，渦旋件連結部118能夠旋轉地支撐在上部框架131上。
在固定渦旋件132上形成有聯絡通道140，該聯絡通道140連通作為膨脹室137的流體流出側的流出口107和該膨脹室137的膨脹過程中間位置。這裡所說的膨脹過程中間位置是形成為螺旋狀的膨脹室137的徑向內側端和外側端之間的位置。另外，在該聯絡通道140上設有在膨脹室62、137中產生過膨脹時開口的開閉機構145。
開閉機構145由使用簧片閥146的單向閥構成。簧片閥146構成為，在膨脹室137和流入口106間不產生壓差時，堵塞上述聯絡通道140，另一方面，當膨脹室137的壓力降低而與流入口106的壓差超過規定值時打開。該簧片閥146由閥擋147決定可動範圍。
對該實施方式5的膨脹機構部130的動作進行說明。
首先，當高壓致冷劑流入上述膨脹室137時，可動渦旋件134通過歐氏環禁止自轉，因此在以偏離軸115的旋轉中心的偏心量作為旋轉半徑的旋轉軌道上，可動渦旋件134不進行自轉只進行公轉動作。由此，膨脹室137的容積發生變化，致冷劑膨脹到規定的低壓壓力。伴隨著可動渦旋件134進一步做公轉動作，致冷劑從流出口107排出。
在該實施方式中，在冷凍循環以設計膨脹比進行動作時，在膨脹室137和流出口107之間不產生壓差，簧片閥146關閉。另一方面，當運轉條件變化而成為產生過膨脹的狀態時，膨脹室137內的壓力降低至低於流出口107側的壓力。於是，上述簧片閥146由於流出口107和膨脹室137之間的壓差而開口，將流出側的致冷劑提供給膨脹過程中間位置的膨脹室137。由此，膨脹室137的壓力上升到流出側的壓力。因此，與上述各實施方式所說明的相同，不產生圖13的面積II的動力損失。由此，按照圖14進行運轉動作，運轉效率提高。
(其他的實施方式)本發明對於上述實施方式也可以如下構成。
例如，在上述實施方式1～3中，雖然對在膨脹機構部60的前頭部63側形成流入口36的例子進行了說明，但是流入口36也可以設在後頭部64側。另外，在這些實施方式中，為了將高壓致冷劑導入膨脹室137，經由設在軸45上的大直徑偏心部46的端面的連通道70和設於前頭部63的內面上的槽狀通道69，使流入口36和膨脹室62連通。但也可以對該結構進行適當改變。
另外，在上述各實施方式中，對在一個殼體31、101內具有膨脹機構部60、130、壓縮機構部50、120和電動機40、110的壓縮·膨脹單元30、100進行了說明，但本發明也可適用於與壓縮機分開形成的膨脹機上。
總之，在本發明中，只要採用如下結構設置連通膨脹機構60、130的流體流出側和膨脹室62、137的中間位置的聯絡通道72、80、140，在產生過膨脹的條件下打開該聯絡通道72、80、140，其他結構可以適當改變。
如上所述，本發明對容積型膨脹機和流體機械是有用的。
權利要求
1.一種容積型膨脹機，其具有膨脹機構(60、130)，所述膨脹機構(60、130)通過向膨脹室(62、137)供給的高壓流體膨脹來產生動力，其特徵在於，具有從上述膨脹室(62、137)的流體流出側連通到膨脹過程中間位置的聯絡通道(72、80、140)，在該聯絡通道(72、80、140)上設有開閉機構(73、77、87、145)。
2.根據權利要求1所述的容積型膨脹機，其特徵在於，開閉機構(73、87、145)由單向閥構成，所述單向閥容許流體從膨脹室(62、137)的流體流出側朝向膨脹過程中間位置流通，另一方面，禁止流體從該膨脹過程中間位置向流體流出側流通。
3.根據權利要求2所述的容積型膨脹機，其特徵在於，單向閥(73、87、145)為自複式單向閥，並且構成為當膨脹室(62、137)在膨脹過程中間位置的流體壓力比流體流出側的壓力降低了大於等於規定值時，單向閥(73、87、145)開口。
4.根據權利要求1所述的容積型膨脹機，其特徵在於，開閉機構(77)由電磁閥構成，當膨脹室(62)在膨脹過程中間位置的流體壓力比流體流出側的壓力降低了大於等於規定值時，該電磁閥開口。
5.根據權利要求1～4的任意一項所述的容積型膨脹機，其特徵在於，聯絡通道(80、140)形成為通過構成膨脹機構(60、130)的構成部件(61、132)的內部。
6.根據權利要求1～4的任意一項所述的容積型膨脹機，其特徵在於，膨脹機構(60、130)構成為進行蒸汽壓縮式冷凍循環的膨脹行程。
7.根據權利要求1～4的任意一項所述的容積型膨脹機，其特徵在於，膨脹機構(60、130)構成為進行高壓壓力達到超臨界壓力的蒸汽壓縮式冷凍循環的膨脹行程。
8.根據權利要求1～4的任意一項所述的容積型膨脹機，其特徵在於，膨脹機構(60、130)是旋轉式的膨脹機構(60、130)，其構成為通過流體的膨脹來回收旋轉動力。
9.一種流體機械，在殼體(31、101)內具有容積型膨脹機(60、130)、電動機(40、110)、以及由上述容積型膨脹機(60、130)和電動機(40、110)驅動來壓縮流體的壓縮機(50、120)，其特徵在於，容積型膨脹機(60、130)由權利要求8所述的容積型膨脹機構成。
全文摘要
一種容積型膨脹機，設置有連通膨脹室(62)的膨脹過程中間位置和流出位置的聯絡通道(72)，並通過使流出的流體返回到膨脹室(62)中，來防止在規定的運轉條件下膨脹室(62)的壓力過度降低，抑制動力回收的效率降低。
文檔編號F04C23/02GK1726338SQ200380105818
公開日2006年1月25日 申請日期2003年12月3日 優先權日2002年12月11日
發明者鉾谷克己, 森脅道雄, 岡本昌和, 熊倉英二, 岡本哲也 申請人:大金工業株式會社