CN100348837C - 容积型膨胀机及流体机械 - Google Patents

容积型膨胀机及流体机械 Download PDF

Info

Publication number
CN100348837C
CN100348837C CNB200380105818XA CN200380105818A CN100348837C CN 100348837 C CN100348837 C CN 100348837C CN B200380105818X A CNB200380105818X A CN B200380105818XA CN 200380105818 A CN200380105818 A CN 200380105818A CN 100348837 C CN100348837 C CN 100348837C
Authority
CN
China
Prior art keywords
expansion
expansion chamber
mentioned
pressure
service channel
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
CNB200380105818XA
Other languages
English (en)
Other versions
CN1726338A (zh
Inventor
鉾谷克己
森胁道雄
冈本昌和
熊仓英二
冈本哲也
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Daikin Industries Ltd
Original Assignee
Daikin Industries Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Daikin Industries Ltd filed Critical Daikin Industries Ltd
Publication of CN1726338A publication Critical patent/CN1726338A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN100348837C publication Critical patent/CN100348837C/zh
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
    • F01C20/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines or engines
    • F01C20/10—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines or engines characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber
    • F01C20/16—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines or engines characterised by changing the positions of the inlet or outlet openings with respect to the working chamber using lift valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
    • F01C1/00—Rotary-piston machines or engines
    • F01C1/30—Rotary-piston machines or engines having the characteristics covered by two or more groups F01C1/02, F01C1/08, F01C1/22, F01C1/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F01C1/32—Rotary-piston machines or engines having the characteristics covered by two or more groups F01C1/02, F01C1/08, F01C1/22, F01C1/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having both the movement defined in group F01C1/02 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F01C1/322—Rotary-piston machines or engines having the characteristics covered by two or more groups F01C1/02, F01C1/08, F01C1/22, F01C1/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having both the movement defined in group F01C1/02 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes hinged to the outer member and reciprocating with respect to the outer member
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
    • F01C11/00—Combinations of two or more machines or engines, each being of rotary-piston or oscillating-piston type
    • F01C11/006—Combinations of two or more machines or engines, each being of rotary-piston or oscillating-piston type of dissimilar working principle
    • F01C11/008—Combinations of two or more machines or engines, each being of rotary-piston or oscillating-piston type of dissimilar working principle and of complementary function, e.g. internal combustion engine with supercharger

Abstract

一种容积型膨胀机，设置有连通膨胀室(62)的膨胀过程中间位置和流出位置的联络通道(72)，并通过使流出的流体返回到膨胀室(62)中，来防止在规定的运转条件下膨胀室(62)的压力过度降低，抑制动力回收的效率降低。

Description

容积型膨胀机及流体机械
技术领域
本发明涉及一种具有利用高压流体膨胀来产生动力的膨胀机构的容积型膨胀机、和具有该膨胀机的流体机械。
背景技术
以往，作为利用高压流体的膨胀来产生动力的膨胀机，例如已经公知有旋转式膨胀机等容积型膨胀机(例如，参照特开平8-338356号公报)。该膨胀机例如可以用于进行蒸汽压缩式冷冻循环的膨胀行程。
上述膨胀机具有汽缸、和沿该汽缸的内周面公转的活塞，形成于汽缸和活塞之间的膨胀室被划分成吸入/膨胀侧和排出侧。并且，随着活塞的公转动作，膨胀室依次进行如下切换：曾是吸入/膨胀侧的部分被切换成排出侧，曾是排出侧的部分被切换成吸入/膨胀侧，高压流体的吸入/膨胀作用和排出作用同时并行进行。
在上述膨胀机中，预先规定在活塞旋转1圈中向汽缸内供给高压流体的吸入过程的角度范围和进行流体的膨胀的膨胀过程的角度范围。即，在该种膨胀机中，一般膨胀比(吸入致冷剂和排出致冷剂的密度比)是固定的。并且，在吸入过程的角度范围内，将高压流体导入汽缸中，另一方面，在剩余的膨胀过程的角度范围内，以规定的膨胀比使流体膨胀，回收旋转动力。
这样，容积型膨胀机具有固有的膨胀比(吸入致冷剂和排出致冷剂的密度比)。另一方面，在使用上述膨胀机的蒸汽压缩式冷冻循环中，该冷冻循环的高压压力和低压压力根据冷却对象的温度变化或放热(加热)对象的温度变化而变化，因此其压力比也发生变动，与此相伴，膨胀机的吸入致冷剂和排出致冷剂的密度也分别变动。因此，在这种情况下，冷冻循环以与上述膨胀机不同的膨胀比运转，上述膨胀机的动力回收效率降低。
因此，下面对该点进行说明。
首先，膨胀机构成为在以设计膨胀比进行运转动作时可以获得最大限度的动力回收效率。图12是表示在理想的运转条件下的膨胀室的容积变化和压力变化的关系的曲线图。如图所示，高压流体在从a点到b点之间，供给到膨胀室内，从b点开始膨胀。当过了b点时，由于停止高压流体的供给，因此压力突然急剧下降到c点，然后进行膨胀，同时压力平缓地降低到d点。并且，在d点膨胀室的汽缸容积达到最大之后，当变为排出侧，而容积缩小时，则被排出到e点。然后返回至a点，开始下一循环的吸入过程。在该图的状态下，d点的压力与冷冻循环的低压压力一致，可以进行动力回收效率高的运转。
另一方面，在将上述膨胀机用于空调机的情况下，根据制冷运转和供暖运转的切换或外部气体温度的变化等运转条件的变动，冷冻循环的实际的膨胀比有时会偏离该循环的设计膨胀比或者膨胀机的固有膨胀比。特别是根据运转条件的变化，冷冻循环的实际膨胀比小于设计膨胀比时，膨胀室的内压低于冷冻循环的低压压力，有时会处于在膨胀机的内部产生过膨胀的状态。
图13是表示此时的膨胀室的容积变化和压力变化的关系的曲线图，冷冻循环的低压压力变成比图12的例子上升了的状态。该情况下，流体在从a点到b点之间被供给到汽缸内，然后按照膨胀机的固有膨胀比，压力降低到d点。另一方面，冷冻循环的低压压力达到高于d点的d’点。因此，致冷剂在膨胀过程结束后，在排出过程中从d点升压到d’点，然后排出到e点，开始下一循环的吸入过程。
在这样的状况下，在膨胀机内为了排出致冷剂而进行动力的内部消耗。即，在产生过膨胀时，回收动力只能获得如图13所示的(面积I)-(面积II)部分，与图12的运转条件相比，回收动力大幅度减少。
发明内容
本发明是鉴于上述问题点而提出的，其目的在于，防止容积型膨胀机的过膨胀，抑制动力回收效率的降低。
本发明设有连通膨胀室62、137的膨胀过程中间位置和流体流出位置的联络通道72、80、140，在产生过膨胀的运转状态下，使流出侧的流体返回到膨胀室62、137。
具体地讲，本发明之一以具有膨胀机构60、130的容积型膨胀机为前提，所述膨胀机构60、130通过向膨胀室62、137供给的高压流体膨胀来产生动力。并且，该膨胀机的特征在于，具有从上述膨胀室62、137的流体流出侧连通到膨胀过程中间位置的联络通道72、80、140，在该联络通道72、80、140上设有开闭机构73、77、87、145，上述联络通道72、80、140在刚产生过膨胀之后的位置与上述膨胀室62、137连通。
在本发明之一中，例如当冷冻循环的膨胀比与膨胀机的固有膨胀比一致时，不打开开闭机构73、77、87、145，使联络通道72、80、140为关闭状态。此时，膨胀室62、137的容积变化与压力变化的关系如图12所示，可以高效地进行动力回收。另一方面，当随着运转条件的变化而在膨胀室62、137产生过膨胀时，可以通过打开开闭机构73、77、87、145来解除过膨胀的状态。即，在产生过膨胀时，由于流体流出侧的压力高于膨胀室62、137内的压力，因此，通过使流体从流体流出侧导入膨胀室62、137，可以将膨胀室62、137的压力提高至流体流出侧的压力。因此，在本发明中，不进行图13的面积II所示的动力消耗，而是成为图14所示的运转状态。由此，可以可靠地进行面积I部分的动力回收，可以防止面积II部分的回收效率降低。
本发明之二是具有一种容积型膨胀机，其具有膨胀机构60、130，所述膨胀机构60、130通过向膨胀室62、137供给的高压流体膨胀来产生动力，其特征在于，具有从上述膨胀室62、137的流体流出侧连通到膨胀过程中间位置的联络通道72、80、140，在该联络通道72、80、140上设有开闭机构73、77、87、145，上述联络通道72、80、140在能够产生过膨胀的最初位置与上述膨胀室62、137连通。
本发明之三是具有一种容积型膨胀机，其具有膨胀机构60、130，所述膨胀机构60、130通过向膨胀室62、137供给的高压流体膨胀来产生动力，其特征在于，具有从上述膨胀室62、137的流体流出侧连通到膨胀过程中间位置的联络通道72、80、140，在该联络通道72、80、140上设有开闭机构73、77、87、145，上述联络通道72、80、140在从吸入/膨胀过程中的吸入过程的结束位置向膨胀过程侧为该吸入/膨胀过程的大约4分之1的位置，与上述膨胀室62、137连通。
本发明之四是具有一种容积型膨胀机，其具有膨胀机构60、130，所述膨胀机构60、130通过向膨胀室62、137供给的高压流体膨胀来产生动力，其特征在于，具有从上述膨胀室62、137的流体流出侧连通到膨胀过程中间位置的联络通道72、80、140，在该联络通道72、80、140上设有开闭机构73、77、87、145，上述联络通道72、80、140在从吸入/膨胀过程中的吸入过程的结束位置向膨胀过程侧为该吸入/膨胀过程的从大约4分之1到大约8分之3的位置，与上述膨胀室62、137连通。
另外，本发明之五在本发明一至四任一项发明的容积型膨胀机基础上，其特征在于，开闭机构73、87、145由单向阀构成，所述单向阀容许流体从膨胀室62、137的流体流出侧朝向膨胀过程中间位置流通，另一方面，禁止流体从该膨胀过程中间位置向流体流出侧流通。
另外，本发明之六在本发明之五的容积型膨胀机基础上，其特征在于，单向阀73、87、145为自复式单向阀，并且构成为当膨胀室62、137在膨胀过程中间位置的流体压力比流体流出侧的压力降低了大于等于规定值时，单向阀73、87、145开口。
在本发明之五、六中，在产生过膨胀，相比膨胀室62、137的流体流出侧，该膨胀室62、137的膨胀过程中间位置的压力变低的条件下，使单向阀73、87、145为打开状态，可以将流出侧的流体导入膨胀室62、137。因此，与本发明之一相同，膨胀室62、137的压力上升到流出压力，解除过膨胀的状态。
另外，在本发明之六中，单向阀73、87、145为自复式单向阀，由于在膨胀室62、137和流体流出侧没有规定的压差的情况下，可以可靠地关闭联络通道72、80、140，因此可以防止虽未产生过膨胀却打开联络通道72、80、140这样的误动作。
另外，本发明之七在本发明一至四任一项发明的容积型膨胀机基础上，其特征在于，开闭机构77由电磁阀构成，当膨胀室62在膨胀过程中间位置的流体压力比流体流出侧的压力降低了大于等于规定值时，该电磁阀开口。
在本发明之七中，例如，若事先分别检测出膨胀室62的压力和流体流出侧的压力，考虑到当膨胀室62内的压力小于流体流出侧压力时产生过膨胀，因此，此时可以打开电磁阀。这样，与本发明之五、六相同，膨胀室62的压力上升到流体流出侧的压力，解除过膨胀状态。
另外，本发明之八在本发明之一～七任意一项发明的容积型膨胀机基础上，其特征在于，联络通道80、140是以通过构成膨胀机构60、130的构成部件61、132的内部的形式来形成。
在本发明之八中，当形成产生过膨胀的条件时，从膨胀室62、137流出的流体的一部分通过形成于上述构成部件61、132的内部的联络通道80、140而导入膨胀室62、137，阻止过膨胀的产生。
另外，本发明之九在本发明之一～八的任意一项发明的容积型膨胀机的基础上，其特征在于，膨胀机构60、130构成为进行蒸汽压缩式冷冻循环的膨胀行程。
在蒸汽压缩式冷冻循环中，如上所述，高压压力和低压压力根据运转条件而变动，实际的膨胀比也据此而变化。这里，对于当前一般经常使用的致冷剂(例如R410A)，若假设以供暖时膨胀比约为4，制冷时约为3为例，在当供暖时选定了适当的膨胀比的情况下，在制冷时则会产生过膨胀。另外，在实际运转时，当制冷负荷较小等时，更容易产生过膨胀。对此，在本发明之九中，由于可以在过膨胀时使流体从流出侧返回到膨胀室62、137，因此可以有效地解除过膨胀的状态。
另外，本发明之十在本发明之一～八的任意一项发明的容积型膨胀机的基础上，其特征在于，膨胀机构60、130构成为进行高压压力达到超临界压力的蒸汽压缩式冷冻循环的膨胀行程。
在将CO2等用作致冷剂而进行的超临界循环中，例如膨胀比在供暖时约为3，在制冷时约为2，制冷时的动力损失大于使用了当前一般使用的致冷剂的冷冻循环。对此，当使流出侧的流体返回到膨胀室62、137时，可以有效地减少动力损失。
另外，本发明之十一在本发明之一～十的任意一项发明的容积型膨胀机的基础上，其特征在于，膨胀机构60、130是旋转式的膨胀机构60、130，其构成为通过流体的膨胀来回收旋转动力。作为旋转式的膨胀机构60、130，可以采用摇动活塞式、旋转活塞式、或者涡旋式等的膨胀机构60、130。
另外，本发明之十二为一种流体机械，其在壳体31、101内具有容积型膨胀机60、130、电动机40、110、以及由上述容积型膨胀机60、130和电动机40、110驱动来压缩流体的压缩机50、120，其特征在于，由本发明之十一的容积型膨胀机构成容积型膨胀机60、130。
该情况下，在压缩机50、120和膨胀机60、130成为一体的流体机械中，由于有效地防止膨胀机60、130中的过膨胀，并可抑制电动机40、110的动力消耗，因此可以提高运转效率。
根据本发明之一，当膨胀室62、137的内压下降到小于膨胀机构60、130的流体流出侧压力时，由于可以使流体从上述流体流出侧返回到该膨胀室62、137内，因此可以解除产生过膨胀的状态。因此，没有图13的面积II所表示的动力损失，如图14所示那样，可以可靠地进行面积I部分的动力回收。这样，在产生过膨胀的运转条件下，可以提高动力回收效率。
另外，根据本发明之五、六，通过在联络通道72、80、140设置单向阀73、87、145，可以用简单的结构可靠地防止过膨胀。特别是根据本发明之六，由于在不产生过膨胀的运转条件下用自复力关闭单向阀73、87、145，因此可以防止在应关闭联络通道72、80、140的状态下的误动作。所以，可以防止膨胀机的动作变得不稳定的问题。
另外，根据本发明之七，在联络通道72上设置电磁阀77，由于在膨胀室62内的压力下降到小于流体流出侧的压力时使该电磁阀77打开，因此与本发明之五、六相同，可以可靠地解除过膨胀的状态，由此可以提高动力回收效率。
另外，根据本发明之八，由于上述联络通道72、80、140形成为贯穿构成膨胀机构60、130的构成部件61、132的内部，因此可以紧凑地构成该膨胀机构。
另外，根据本发明之九，将本发明的膨胀机用于进行蒸汽压缩式冷冻循环的膨胀行程。因此，在蒸汽压缩式冷冻循环中，运转条件容易变化，此时，在膨胀机中由于过膨胀而导致动力回收的效率容易降低，对此，通过抑制过膨胀，可以有效地防止动力回收效率的降低。
另外，根据本发明之十，由于将本发明的膨胀机用于超临界循环，因此针对该超临界循环中的由于过膨胀而导致的动力损失特别大这一点，可以更加有效地抑制该损失。
另外，根据本发明之十一，在具备由摇动活塞式、旋转活塞式、或者涡旋式等所代表的旋转式的膨胀机构60、130的膨胀机中，通过抑制过膨胀，可以提高旋转动力的回收效率。
另外，根据本发明之十二，在于壳体31、101内具备容积型膨胀机60、130、电动机40、110和压缩机50、120的流体机械中，在将膨胀机60、130的回收动力与电动机40、110一起用作压缩机50、120的驱动动力的情况下，由于提高了基于膨胀机60、130的动力回收效率，因此可以抑制电动机40、110向压缩机50、120的驱动输入，可以进行高效的运转。
附图说明
图1是实施方式1的空调机的配管系统图。
图2是实施方式1的压缩·膨胀单元的概略截面图。
图3是表示膨胀机构部的动作的概略截面图。
图4是表示轴的旋转角度为0°或360°的实施方式1的膨胀机构部的主要部分的概略截面图。
图5是表示轴的旋转角度为45°的实施方式1的膨胀机构部的主要部分的概略截面图。
图6是表示轴的旋转角度为90°的实施方式1的膨胀机构部的主要部分的概略截面图。
图7是表示轴的旋转角度为135°的实施方式1的膨胀机构部的主要部分的概略截面图。
图8是表示轴的旋转角度为180°的实施方式1的膨胀机构部的主要部分的概略截面图。
图9是表示轴的旋转角度为225°的实施方式1的膨胀机构部的主要部分的概略截面图。
图10是表示轴的旋转角度为270°的实施方式1的膨胀机构部的主要部分的概略截面图。
图11是表示轴的旋转角度为315°的实施方式1的膨胀机构部的主要部分的概略截面图。
图12是表示在设计压力的运转条件下膨胀室的容积和压力的关系的曲线图。
图13是表示低膨胀比条件下的膨胀室的容积和压力的关系的曲线图。
图14是表示低膨胀比对策时的膨胀室的容积和压力的关系的曲线图。
图15是表示实施方式2的膨胀机构部的主要部分的概略截面图。
图16是表示实施方式3的膨胀机构部的主要部分的概略截面图。
图17是表示实施方式4的膨胀机构部的主要部分的概略截面图。
图18是表示膨胀机构部的动作的概略截面图。
图19是实施方式4的压缩·膨胀单元的概略截面图。
图20是表示实施方式4的膨胀机构部的放大截面图。
具体实施方式
(实施方式1)
下面，根据附图对本发明的实施方式进行详细说明。该实施方式1使用本发明的流体机械构成空调机10。
(空调机的整体结构)
如图1所示，上述空调机10是所谓的分离型空调机，具有室外机11和室内机13。在室外机11中容纳有：室外风扇12、室外换热器23、第1四路切换阀21、第2四路切换阀22和压缩·膨胀单元30。在室内机13中容纳有室内风扇14和室内换热器24。并且，室外机11设置在屋外，室内机13设置在屋内。另外，室外机11和室内机13用一对联络配管15、16连接。此外，压缩·膨胀单元30的详细说明将在以后叙述。
在上述空调机10中设有致冷剂回路20。该致冷剂回路20是连接压缩·膨胀单元30和室内换热器24等的闭合回路。在该致冷剂回路20中填充有二氧化碳CO2作为致冷剂。
上述室外换热器23和室内换热器24均是由交错翅片(cross fin)型的翅片管式(fin-and-tube)换热器构成。在室外换热器23中，在致冷剂回路20循环的致冷剂与室外空气进行热交换。在室内换热器24中，在致冷剂回路20循环的致冷剂与室内空气进行热交换。
上述第1四路切换阀21具有4个阀口(port)。该第1四路切换阀21的第1阀口与压缩·膨胀单元30的排出口35通过配管连接，第2阀口经由联络配管15与室内换热器24的一端通过配管连接，第3阀口与室外换热器23的一端通过配管连接，第4阀口与压缩·膨胀单元30的吸入口34通过配管连接。另外，第1四路切换阀21可切换成下述两种状态：第1阀口与第2阀口连通，且第3阀口与第4阀口连通的状态(图1中实线所示状态)；和第1阀口与第3阀口连通，且第2阀口与第4阀口连通的状态(图1中虚线所示状态)。
上述第2四路切换阀22具有4个阀口。该第2四路切换阀22的第1阀口与压缩·膨胀单元30的流出口37通过配管连接，第2阀口与室外换热器23的另一端通过配管连接，第3阀口经由联络配管16与室内换热器24的另一端通过配管连接，第4阀口与压缩·膨胀单元30的流入口36通过配管连接。另外，第2四路切换阀22可切换成下述两种状态：第1阀口与第2阀口连通且第3阀口与第4阀口连通的状态(图1中实线所示状态)；和第1阀口与第3阀口连通且第2阀口与第4阀口连通的状态(图1中虚线所示状态)。
(压缩·膨胀单元的结构)
如图2所示，压缩·膨胀单元30构成本发明的流体机械。在该压缩·膨胀单元30中，在作为横向较长的圆筒形密闭容器的壳体31的内部，容纳有压缩机构部50、膨胀机构部60、和电动机40。另外，在该壳体31内，从图2的左向右，依次配置有压缩机构部50、电动机40、膨胀机构部60。另外，在参照图2的说明中使用的“左”“右”分别指该图的“左”“右”。
上述电动机40配置在壳体31的长度方向的中央部。该电动机40由定子41和转子42构成。定子41固定在上述壳体31上。转子42配置在定子41的内侧。另外，轴45的主轴部48与转子42在同一中心上，贯通该转子42。
上述轴45在其右端侧形成有大直径偏心部46，在其左端侧形成有小直径偏心部47。大直径偏心部46形成为直径大于主轴部48，其距主轴部48的轴心仅偏离规定量。另一方面，小直径偏心部47形成为直径小于主轴部48，其距主轴部48的轴心仅偏离规定量。并且，该轴45构成旋转轴。
在上述轴45上，虽未图示，但连结有油泵。另外，在上述壳体31的底部蓄留有润滑油。利用油泵将该润滑油汲上来，并提供给压缩机构部50和膨胀机构部60用于润滑。
上述压缩机构部50构成所谓的涡旋压缩机。该压缩机构部50具有：固定涡旋件(scroll)51、可动涡旋件54、框架57。并且，在压缩机构部50上设有吸入口34和排出口35。
在上述固定涡旋件51中，在端板52上突出设置有螺旋状的固定侧搭接部(lap)53。该固定涡旋件51的端板52固定在壳体31上。另一方面，在上述可动涡旋件54中，在板状的端板55上突出设置有螺旋状的可动侧搭接部56。固定涡旋件51和可动涡旋件54以相互对置的姿态配置。并且，通过固定侧搭接部53和可动侧搭接部56啮合，来划分压缩室59。
上述吸入口34的一端连接在固定侧搭接部53和可动侧搭接部56的外周侧。另一方面，上述排出口35连接在固定涡旋件51的端板52的中央部，其一端朝向压缩室59开口。
在上述可动涡旋件54的端板55的右侧面中央部形成有突出部分，在该突出部分中插入有轴45的小直径偏心部47。另外，上述可动涡旋件54经由欧氏环(Oldham ling)58由框架57支撑。该欧氏环58是限制可动涡旋件54自转的部件。并且，可动涡旋件54不自转，而是以规定的旋转半径公转。该可动涡旋件54的旋转半径与小直径偏心部47的偏心量相同。
上述膨胀机构部60是所谓摇动活塞型的膨胀机构，构成本发明的容积型膨胀机。该膨胀机构部60具有汽缸61、前头部(front head)63、后头部(rear head)64、活塞65。另外，在膨胀机构部60上设有流入口36和流出口37。
上述汽缸61的左侧端面由前头部63堵塞，其右侧端面由后头部64堵塞。即，前头部63和后头部64分别构成堵塞部件。
上述活塞65容纳在用前头部63和后头部64堵塞两端的汽缸61的内部。并且，如图4所示，在汽缸61内形成膨胀室62，而且活塞65的外周面与汽缸61的内周面实质上滑动接触。
如图4(a)所示，上述活塞65形成为圆环状或圆筒状。活塞65的内径与大直径偏心部46的外径大致相等。并且，轴45的大直径偏心部46设置为贯通活塞65，活塞65的内周面和大直径偏心部46的外周面大致在整个表面上滑动接触。
另外，在上述活塞65上一体地设置有叶片(blade)66。该叶片66形成为板状，从活塞65的外周面向外侧突出。夹在汽缸61的内周面和活塞65的外周面的膨胀室62被该叶片66分隔成高压侧(吸入/膨胀侧)和低压侧(排出侧)。
在上述汽缸61中设有一对衬套(bush)67。各衬套67分别形成为半月状。该衬套67以夹持叶片66的状态而设置，并与叶片66滑动接触。另外，衬套67在夹持叶片66的状态下，可相对于汽缸61自由转动。
如图4所示，上述流入口36形成在前头部63上，构成导入通道。流入口36的末端，在前头部63的内侧面，并且是在流入口36不直接与膨胀室连通的位置开口。具体地讲，流入口36的末端，在前头部63的内侧面中与大直径偏心部46的端面滑动接触的部分上，并且在图4(a)的主轴部48轴心的稍稍左上的位置开口。
在前头部63上也形成有槽状通道69。如图4(b)所示，该槽状通道69通过从前头部63的内侧面侧掏挖前头部63，而形成为在前头部63的内侧面开口的凹槽状。
前头部63的内侧面的槽状通道69的开口部分形成为在图4(a)中的上下方向细长的长方形。槽状通道69位于比该图4(a)的主轴部48的轴心更靠左侧的位置。另外，该槽状通道69在图4(a)中，其上端位于比汽缸61的内周面稍稍靠内侧的位置，并且，其下端位于前头部63的内侧面中与大直径偏心部46的端面滑动接触的部分。而且，该槽状通道69可与膨胀室62连通。
在轴45的大直径偏心部46上形成有连通道70。如图4(b)所示，该连通道70通过从大直径偏心部46的端面侧掏挖该大直径偏心部46，而形成为在与前头部63相向的大直径偏心部46的端面开口的凹槽状。
另外，如图4(a)所示，连通道70形成为沿大直径偏心部46的外周延伸的圆弧状。而且，连通道70的周长方向的中央，在连结主轴部48的轴心和大直径偏心部46的轴心的直线上，并相对于大直径偏心部46的轴心而位于主轴部48的轴心的相反侧。并且，当轴45旋转时，大直径偏心部46的连通道70也随之移动，经由该连通道70，流入口36与槽状通道69间歇性地连通。
如图4(a)所示，上述流出口37形成于汽缸61上。该流出口37的起始端朝向与膨胀室62面对的汽缸61的内周面开口。另外，流出口37的起始端朝向该图4(a)的叶片66的右侧附近开口。
并且，作为本发明的特征，在上述膨胀机构部60上设有作为联络通道的联络管72，该联络通道连通作为膨胀室62的流体流出侧的流出口37和该膨胀室62的膨胀过程中间位置。在该联络管72上，设有在膨胀室62中产生过膨胀时开口的开闭机构73。
上述开闭机构73由单向阀73构成，该单向阀73容许致冷剂从上述流出口37朝向膨胀室62流通，另一方面，禁止致冷剂向反方向流通。该单向阀73为自复式单向阀，并且包括：作为阀体的球74；具有与该球74接触离开的阀座面75a的阀壳75；顶推球74，使球74与阀座面75a压接的复位弹簧76。该复位弹簧76以较弱的力将球74按压在阀座面75a上，另一方面，当在膨胀室62中产生过膨胀时，利用该膨胀室62和流出口37之间的压差而开口。当以轴45的旋转中心为基准，使衬套67的转动中心的某位置为0°时，上述单向阀73被设在图4(a)中向逆时针方向转大约225°的位置。
(运转动作)
对上述空调机10的动作进行说明。这里，对空调机10的制冷运转时和供暖运转时的动作进行说明，接下来对膨胀机构部60的动作进行说明。
(制冷运转)
在制冷运转时，将第1四路切换阀21和第2四路切换阀22切换成图1中虚线所示的状态。当在该状态下对压缩·膨胀机构30的电动机40通电时，致冷剂在致冷剂回路20中循环，进行蒸汽压缩式的冷冻循环。
在压缩机构部50被压缩的致冷剂通过排出口35，从压缩·膨胀单元30排出。在该状态下，致冷剂的压力变得高于其临界压力。该排出致冷剂通过第1四路切换阀21被输送到室外换热器23。在室外换热器23中，流入的致冷剂与由室外风扇12输送的室外空气进行热交换。通过该热交换，致冷剂对室外空气放热。
在室外换热器23中放热后的致冷剂通过第2四路切换阀22，并通过流入口36流入到压缩·膨胀单元30的膨胀机构部60。在膨胀机构部60中，高压致冷剂膨胀，其内部的能量转换为轴45的旋转动力。膨胀后的低压致冷剂通过流出口37从压缩·膨胀单元30流出，通过第2四路切换阀22输送到室内换热器24。
在室内换热器24中，流入的致冷剂与由室内风扇14输送的室内空气进行热交换。通过该热交换，致冷剂从室内空气中吸热并蒸发，室内空气被冷却。从室内换热器24出来的低压气体致冷剂通过第1四路切换阀21，并通过吸入口34被吸入到压缩·膨胀单元30的压缩机构部50。压缩机构部50对吸入的致冷剂进行压缩并将其排出。
(供暖运转)
在供暖运转时，第1四路切换阀21和第2四路切换阀22切换成图1中实线所示的状态。当在该状态下对压缩·膨胀机构30的电动机40通电时，致冷剂在致冷剂回路20中循环，进行蒸汽压缩式的冷冻循环。
在压缩机构部50被压缩的致冷剂通过排出口35，从压缩·膨胀单元30排出。在该状态下，致冷剂的压力变得高于其临界压力。该排出致冷剂通过第1四路切换阀21被输送到室内换热器24。在室内换热器24中，流入的致冷剂与室内空气进行热交换。通过该热交换，致冷剂对室内空气放热，室内空气被加热。
在室内换热器24中放热后的致冷剂通过第2四路切换阀22，并通过流入口36流入到压缩·膨胀单元30的膨胀机构部60。在膨胀机构部60中，高压致冷剂膨胀，其内部的能量转换为轴45的旋转动力。膨胀后的低压致冷剂通过流出口37从压缩·膨胀单元30流出，并通过第2四路切换阀22输送到室外换热器23。
在室外换热器23中，流入的致冷剂与室外空气进行热交换，致冷剂从室内空气吸热并蒸发。从室外换热器23出来的低压气体致冷剂通过第1四路切换阀21，并通过吸入口34被吸入到压缩·膨胀单元30的压缩机构部50。压缩机构部50对吸入的致冷剂进行压缩并将其排出。
(膨胀机构部的动作)
参照图3～图11对膨胀机构部60的动作进行说明。另外，图3是表示轴45每旋转45°的旋转角度时，垂直于大直径偏心部46中心轴的膨胀机构部60的截面的图。另外，在图4～图11中，各(a)图表示按图3的每个旋转角度对膨胀机构部60的截面进行放大的图，各(b)图是表示沿大直径偏心部46的中心轴的膨胀机构部60的截面的示意图。另外，在图4～图11中，在各(b)图中，省略主轴部48的截面的图示。
当将高压致冷剂导入膨胀室62时，轴45向图3～图11各图中的逆时针方向旋转。
在轴45的旋转角度为0°的时刻，如图3、图4所示，流入口36的末端由大直径偏心部46的端面覆盖。即，流入口36处于由大直径偏心部46堵塞的状态。大直径偏心部46的连通道70仅与槽状通道69连通。槽状通道69被活塞65和大直径偏心部46的端面覆盖，并处于与膨胀室62不连通的状态。膨胀室62通过与流出口37连通，其整体成为低压侧。在该时刻，膨胀室62处于从流入口36被隔断的状态，高压致冷剂不流入膨胀室62。
在轴45的旋转角度为45°的时刻，如图3、图5所示，流入口36处于与大直径偏心部46的连通道70连通的状态。该连通道70也与槽状通道69连通。槽状通道69处于其在图3和图5(a)中的上端部分偏离活塞65的端面的状态，与膨胀室62的高压侧连通。在该时刻，膨胀室62处于经由连通道70和槽状通道69而与流入口36连通的状态，高压致冷剂流入膨胀室62的高压侧。即，将高压致冷剂向膨胀室62的导入是在轴45的旋转角度从0°转到45°之间开始的。
在轴45的旋转角度为90°的时刻，如图3、图6所示，膨胀室62依然处于经由连通道70和槽状通道69而与流入口36连通的状态。因此，在轴45的旋转角度从45°转到90°之间，高压致冷剂继续流入膨胀室62的高压侧。
在轴45的旋转角度为135°的时刻，如图3、图7所示，大直径偏心部46的连通道70处于偏离槽状通道69和流入口36两者的状态。在该时刻，膨胀室62处于从流入口36被隔断的状态，高压致冷剂不流入膨胀室62。因此，将高压致冷剂向膨胀室62导入是在轴45的旋转角度从90°转到135°之间结束的。
在高压致冷剂向膨胀室62的导入结束后，膨胀室62的高压侧成为闭合空间，流入其中的致冷剂膨胀。即，如图3和图8～图11的各图所示，轴45旋转，膨胀室62的高压侧的容积增大。另外，其间，从与流出口37连通的膨胀室62的低压侧，通过流出口37持续排出膨胀后的低压致冷剂。
在轴45的旋转角度从315°转到360°之间，膨胀室62中的致冷剂的膨胀一直持续到活塞65与汽缸61的接触部分到达流出口37。当活塞65与汽缸61的接触部分穿过流出口37时，膨胀室62与流出口37连通，开始排出膨胀了的致冷剂。
这里，进行冷冻循环的理想动作，在膨胀室62不产生过膨胀的情况下，单向阀73不动作。此时，膨胀室62的容积变化和压力变化的关系为图12的曲线所示的状态。即，高压流体在a点到b点之间被供给到膨胀室内，然后从b点开始膨胀。当膨胀室62停止高压流体的导入时，压力突然向c点急剧下降，然后由于膨胀，压力平缓降低到d点。并且，在膨胀室62进行排出过程后，返回至a点，开始下一循环的吸入过程。此时，吸入致冷剂和排出致冷剂的密度比为设计膨胀比，可以进行动力回收效率高的运转。
另一方面，在上述致冷剂回路20中，由于制冷运转和供暖运转的切换，或者根据外部气体温度的变化等，如图13所示，有时高压压力和低压压力会偏离设计压力。特别是由于运转条件的变化低压压力上升等，实际膨胀比变得小于设计膨胀比时，膨胀机构部60的膨胀室62的压力低于流出口37的压力，处于产生过膨胀的状态。
在该实施方式1中，当这样做而达到在膨胀室62产生过膨胀的条件时，根据流出口37和膨胀室62的压差，例如在225°到270°以后的位置上，产生使上述单向阀73打开的作用。由此，从流出口37向膨胀室62供给致冷剂，膨胀室62的压力上升到冷冻循环的低压压力。即，在不设置上述单向阀73的情况下，在图13中表示过膨胀的区域的面积II，消耗动力，膨胀机构部60的动力回收效率大幅度降低，对此，通过设置上述单向阀73，如图14所示，从而不进行图13的面积II所示的动力消耗。因此，可以可靠地进行面积I部分的动力回收，可以防止面积II部分的回收效率降低。
(实施方式1的效果)
如以上所说明，根据该第1实施方式，设置从作为膨胀室62的流体流出侧的流出口37向该膨胀室62的膨胀过程中间位置连通的联络管72，在发生过膨胀时，利用单向阀73使该联络管72开口，因此，通过使膨胀室62中的压力上升，来解除过膨胀状态。因此，在过膨胀的状态下，使致冷剂排出而不消耗动力，提高了基于膨胀机构部60的动力回收效率，并且，由于提高了动力回收效率，因此可以抑制向压缩机构部50的无用输入，可以高效地进行运转。
另外，在本实施方式1中，以轴45的旋转角度大约为225°的位置作为上述膨胀过程中间位置，在该位置将联络管72与膨胀室62连接。对此，如图13所示，在膨胀室62的容积变化过半的附近产生过膨胀。由此，可以在过膨胀发生后立即解除过膨胀状态。即，上述联络管72的连接位置越接近流出口37，在过膨胀产生后，将流出侧的致冷剂导入膨胀室62就越花费时间，而越需要升压动力，对此，由于本实施方式的连接位置是刚产生过膨胀之后的位置，因此可以进一步提高动力的回收效率。
而且，在本实施方式1中，使用自复方式的单向阀73作为开闭机构，因此可以简化开闭机构的结构，并且可以在不产生过膨胀的运转条件下，可靠地关闭单向阀73，所以可以防止联络管72在本来应是关闭的状态下却打开等预期之外的动作。因此，可以实现膨胀机的动作稳定化。
另外，在本实施方式1中，对于下述情况，即，在将作为致冷剂的二氧化碳CO2压缩至超临界状态而进行的蒸汽压缩式冷冻循环中，例如在以供暖运转为基准来进行的设计的情况下，当进行制冷运转时容易产生过膨胀，可以有效地防止该过膨胀的产生。
(实施方式2)
本发明的实施方式2，如图15所示，是在实施方式1的流体机械中，在膨胀部60的联络管72上设置电磁阀77而不是单向阀73的例子。在该实施方式2中，联络管72，其一端与流出口37侧连接，其另一端与汽缸61直接连接并连通于膨胀室62。
上述电磁阀77与实施方式1的单向阀73同样，构成为在膨胀室62产生过膨胀时开口。因此，在本实施方式2的空调机10中，除一般设于致冷剂回路20上的高压压力传感器78a之外，还设有检测膨胀室的压力的过膨胀压力传感器78b。并且，该空调机10的控制单元79，当根据由这些传感器78a、78b检测出的压力，而判断出产生有过膨胀时，打开电磁阀77，将膨胀室62的流体流出侧的流体导入该膨胀室62的膨胀过程中间位置。
在该第2实施方式中，其他部分的构成与实施方式1相同。
在本实施方式2中，在产生过膨胀时，通过打开联络管72的电磁阀77，可使膨胀室62的致冷剂压力上升，可以解除过膨胀状态。过膨胀的解除与实施方式1同样，按照图14进行。并且，在该情况下，由于使过膨胀的致冷剂排出不需消耗动力，因此提高了基于膨胀机构部60的动力回收效率。另外，由于提高了动力回收效率，因此可以抑制向压缩机构部50的无用输入，可以进行高效的运转。
(实施方式3)
本发明的实施方式3与实施方式1、2相比，是改变了连通流出口37和膨胀室62的膨胀过程中间位置的联络通道的结构的例子。
在实施方式1、2中，对设置联络管72作为联络通道的例子进行了说明，而在该实施方式3中，如图16(a)、图16(b)所示，联络通道80形成于作为膨胀机构部60的构成部件的汽缸61内部。作为该联络通道80，在汽缸61的后头部64侧的面上形成有第1凹陷部81，在前头部63侧的面上形成有第2凹陷部82。另外，在该汽缸61上形成有：连通第1凹陷部81和第2凹陷部82的连通孔83；连通流出口37和第1凹陷部81的第1连通槽84；连通第2凹陷部82和膨胀室62的第2连通槽85。第1连通槽84经由流出侧连通孔86与流出口37连通。
上述第1凹陷部81朝向汽缸61的后头部64侧的面开口，另一方面，通过在汽缸61上安装后头部64，来堵塞其开口部。另外，上述第2凹陷部82朝向汽缸61的前头部63侧的面开口，通过在该汽缸61上安装前头部63，堵塞其开口部。
上述第2凹陷部82形成为在图的上下方向为细长的长孔形状，其长径线设计为与轴45的旋转角度为0°或者180°状态时的叶片66大致平行。图中，上述连通孔83形成于第2凹陷部82的上端部侧，第2连通槽85形成于第2凹陷部82的下端部侧。当用轴的旋转角度表示时，第2连通槽85在大约225°的位置与膨胀室62连通。
在第2凹陷部82上设置有单向阀87。该单向阀87由具有挠性的形成为薄板状的簧片阀88构成。该簧片阀88在与上述第2凹陷部82的连通孔83相反侧的端部(下侧端部)，固定于汽缸61，在连通孔83侧的端部(上侧端部)，可以开闭该连通孔83。上述簧片阀88与阀挡89一起固定于汽缸61上。图中，该阀挡89的下端部在第2凹陷部82内固定于汽缸上，另一方面，上端部远离汽缸61。利用该阀挡89，可决定簧片阀88的可动范围。
在该实施方式3中，联络通道80的功能与实施方式1、2相同。即，空调机10以设计膨胀比运转时，膨胀机构部60的流出口37和膨胀室62之间不产生压差，单向阀87为关闭状态。并且，伴随膨胀室62的容积变化的致冷剂的压力变化与冷冻循环的实际的致冷剂压力一致，运转在图12所示的理想的状态下进行，可进行高效率的动力回收。
另一方面，当运转条件变动，成为在膨胀室62中产生过膨胀的状态时，膨胀室62内的压力低于流出口37，单向阀87利用压差而打开。因此，流出侧的致冷剂被导入膨胀室62内，该膨胀室62的压力上升，解除过膨胀的状态。因此，在该情况下，也和实施方式1、2相同，提高了动力回收效率，所以减少了向压缩机构部60的无用输入，可以进行高效的运转。
(实施方式4)
本发明的实施方式4，在上述实施方式1中改变了膨胀机构部60的结构。具体地讲，针对上述实施方式1的膨胀机构部60构成为摇动活塞型，本实施方式的膨胀机构部60构成为旋转活塞型。这里，就本实施方式的膨胀机构部60，对与上述实施方式1的不同点进行说明。
如图17所示，在本实施方式中，叶片66与活塞65各自独立形成。即，本实施方式的活塞65形成为纯粹的圆环状或圆筒状。另外，在本实施方式的汽缸61上形成有叶片槽68。
上述叶片66以自由进退的状态设置在汽缸61的叶片槽68上。另外，叶片66由未图示的弹簧顶推，其前端(图17中的下端)被按压在活塞65的外周面上。如图18依次所示，即使活塞65在汽缸61内移动，该叶片66也是沿叶片槽68在该图中作上下移动，其前端保持为与活塞65接触的状态。并且，通过将叶片66的前端按压在活塞65的圆周侧面上，膨胀室被分隔成高压侧和低压侧。
在该实施方式4中，通过联络管72连接流出口37和膨胀室62的膨胀过程中间位置，在联络管72上设有单向阀73。因此，在产生过膨胀的低膨胀比条件下，流出口37侧的致冷剂被导入膨胀室62内，因此可以与上述实施方式同样地解除过膨胀，提高动力回收效率。
(实施方式5)
本发明的实施方式5与上述实施方式相比，是改变了压缩·膨胀单元的结构的例子。该压缩·膨胀单元使用在与实施方式1相同的致冷剂回路中。
如图19所示，在该压缩·膨胀单元100中，在作为纵向较长的圆筒形的密闭容器的壳体101的内部，容纳有电动机110、压缩机构部120和膨胀机构部130。在该压缩·膨胀单元100中，电动机110配置在壳体101的中央部，在电动机110的下方配置有压缩机构部120，在电动机110的上方配置有膨胀机构部130。
上述电动机110包括固定在壳体101上的定子111、和相对该定子111可以旋转的转子112，在转子112上连结有轴115。并且，轴115的下端部与压缩机构部120连结，轴115的上端部与膨胀机构部130连结。
在上述压缩机构部120中，采用摇动活塞式的压缩机构。该压缩机构部120由第1压缩机构120A和第2压缩机构120B构成，第1压缩机构120A和第2压缩机构120B配置成上下两段。该压缩机构部120从上方向下方依次层叠有构成前头部的下部框架121、第1汽缸122、中间板123、第2汽缸124和后头部125，下部框架121固定在壳体101上。
上述轴115能够旋转地保持在下部框架121和后头部125上。另外，在轴115上，在与第1汽缸122对应的位置上形成有第1大直径偏心部116，在与第2汽缸124对应的位置上形成有第2大直径偏心部117。第1大直径偏心部116和第2大直径偏心部117的偏心方向彼此形成为180°的相位差，可以获得轴115旋转时的平衡。
在第1大直径偏心部116上安装有第1活塞126。该第1活塞126构成为，经由与图4说明的相同的叶片和衬套而能够摇动地保持在第1汽缸122上，其外周面与第1汽缸122的内周面在实质上滑动接触。另外，在第2大直径偏心部117上安装有第2活塞127。该第2活塞127构成为，同样经由叶片和衬套而能够摇动地保持在第2汽缸124上，其外周面与第2汽缸124的内周面在实质上滑动接触。
在第1汽缸122和第2汽缸124上分别形成有吸入口104A、104B。各吸入口104A、104B分别与形成在汽缸122、124和活塞126、127之间的压缩室128A、128B的吸入侧连通。另外，虽未图示，但在第1汽缸122和第2汽缸124上形成有从上述压缩室128A、128B的排出侧经由排出阀而与壳体101的内部空间连通的排出口。另一方面，在壳体101中的电动机110的上方位置固定有作为排出口的排出管105，充满壳体101内的高压致冷剂从该排出管105排出到致冷剂回路。
上述膨胀机构部130由涡旋式膨胀机构构成。该膨胀机构部130如放大截面图的图20所示，具有：固定在壳体101上的上部框架131；固定在上部框架131上的固定涡旋件132；和经由欧氏环133而保持在上部框架131上的可动涡旋件134。固定涡旋件132和可动涡旋件134具有相互啮合的搭接部135、136，两个搭接部135、136之间形成有螺旋状的膨胀室137。在固定涡旋件132上形成有：与膨胀室137的径向内侧端部连通的流入口106；和与膨胀室137的径向外侧端部连通的流出口107。
在上述轴115的上端形成有涡旋件连结部118，在该涡旋件连结部118上，在与轴115的旋转中心偏离位置上，形成有连结孔119。在可动涡旋件134的下面形成有连结轴138，该连结轴138能够旋转地支撑在涡旋件连结部118的连结孔119上。另外，涡旋件连结部118能够旋转地支撑在上部框架131上。
在固定涡旋件132上形成有联络通道140，该联络通道140连通作为膨胀室137的流体流出侧的流出口107和该膨胀室137的膨胀过程中间位置。这里所说的膨胀过程中间位置是形成为螺旋状的膨胀室137的径向内侧端和外侧端之间的位置。另外，在该联络通道140上设有在膨胀室62、137中产生过膨胀时开口的开闭机构145。
开闭机构145由使用簧片阀146的单向阀构成。簧片阀146构成为，在膨胀室137和流入口106间不产生压差时，堵塞上述联络通道140，另一方面，当膨胀室137的压力降低而与流入口106的压差超过规定值时打开。该簧片阀146由阀挡147决定可动范围。
对该实施方式5的膨胀机构部130的动作进行说明。
首先，当高压致冷剂流入上述膨胀室137时，可动涡旋件134通过欧氏环禁止自转，因此在以偏离轴115的旋转中心的偏心量作为旋转半径的旋转轨道上，可动涡旋件134不进行自转只进行公转动作。由此，膨胀室137的容积发生变化，致冷剂膨胀到规定的低压压力。伴随着可动涡旋件134进一步做公转动作，致冷剂从流出口107排出。
在该实施方式中，在冷冻循环以设计膨胀比进行动作时，在膨胀室137和流出口107之间不产生压差，簧片阀146关闭。另一方面，当运转条件变化而成为产生过膨胀的状态时，膨胀室137内的压力降低至低于流出口107侧的压力。于是，上述簧片阀146由于流出口107和膨胀室137之间的压差而开口，将流出侧的致冷剂提供给膨胀过程中间位置的膨胀室137。由此，膨胀室137的压力上升到流出侧的压力。因此，与上述各实施方式所说明的相同，不产生图13的面积II的动力损失。由此，按照图14进行运转动作，运转效率提高。
(其他的实施方式)
本发明对于上述实施方式也可以如下构成。
例如，在上述实施方式1～3中，虽然对在膨胀机构部60的前头部63侧形成流入口36的例子进行了说明，但是流入口36也可以设在后头部64侧。另外，在这些实施方式中，为了将高压致冷剂导入膨胀室137，经由设在轴45上的大直径偏心部46的端面的连通道70和设于前头部63的内面上的槽状通道69，使流入口36和膨胀室62连通。但也可以对该结构进行适当改变。
另外，在上述各实施方式中，对在一个壳体31、101内具有膨胀机构部60、130、压缩机构部50、120和电动机40、110的压缩·膨胀单元30、100进行了说明，但本发明也可适用于与压缩机分开形成的膨胀机上。
总之，在本发明中，只要采用如下结构：设置连通膨胀机构60、130的流体流出侧和膨胀室62、137的中间位置的联络通道72、80、140，在产生过膨胀的条件下打开该联络通道72、80、140，其他结构可以适当改变。
如上所述，本发明对容积型膨胀机和流体机械是有用的。

Claims (12)

1.一种容积型膨胀机，其具有膨胀机构(60、130)，所述膨胀机构(60、130)通过向膨胀室(62、137)供给的高压流体膨胀来产生动力，其特征在于，
具有从上述膨胀室(62、137)的流体流出侧连通到膨胀过程中间位置的联络通道(72、80、140)，
在该联络通道(72、80、140)上设有开闭机构(73、77、87、145)，
上述联络通道(72、80、140)在刚产生过膨胀之后的位置与上述膨胀室(62、137)连通。
2.一种容积型膨胀机，其具有膨胀机构(60、130)，所述膨胀机构(60、130)通过向膨胀室(62、137)供给的高压流体膨胀来产生动力，其特征在于，
具有从上述膨胀室(62、137)的流体流出侧连通到膨胀过程中间位置的联络通道(72、80、140)，
在该联络通道(72、80、140)上设有开闭机构(73、77、87、145)，
上述联络通道(72、80、140)在能够产生过膨胀的最初位置与上述膨胀室(62、137)连通。
3.一种容积型膨胀机，其具有膨胀机构(60、130)，所述膨胀机构(60、130)通过向膨胀室(62、137)供给的高压流体膨胀来产生动力，其特征在于，
具有从上述膨胀室(62、137)的流体流出侧连通到膨胀过程中间位置的联络通道(72、80、140)，
在该联络通道(72、80、140)上设有开闭机构(73、77、87、145)，
上述联络通道(72、80、140)在从吸入/膨胀过程中的吸入过程的结束位置向膨胀过程侧为该吸入/膨胀过程的大约4分之1的位置，与上述膨胀室(62、137)连通。
4.一种容积型膨胀机，其具有膨胀机构(60、130)，所述膨胀机构(60、130)通过向膨胀室(62、137)供给的高压流体膨胀来产生动力，其特征在于，
具有从上述膨胀室(62、137)的流体流出侧连通到膨胀过程中间位置的联络通道(72、80、140)，
在该联络通道(72、80、140)上设有开闭机构(73、77、87、145)，
上述联络通道(72、80、140)在从吸入/膨胀过程中的吸入过程的结束位置向膨胀过程侧为该吸入/膨胀过程的从大约4分之1到大约8分之3的位置，与上述膨胀室(62、137)连通。
5.根据权利要求1～4的任意一项所述的容积型膨胀机，其特征在于，
开闭机构(73、87、145)由单向阀构成，所述单向阀容许流体从膨胀室(62、137)的流体流出侧朝向膨胀过程中间位置流通，另一方面，禁止流体从该膨胀过程中间位置向流体流出侧流通。
6.根据权利要求5所述的容积型膨胀机，其特征在于，
单向阀(73、87、145)为自复式单向阀，并且构成为当膨胀室(62、137)在膨胀过程中间位置的流体压力比流体流出侧的压力降低了大于等于规定值时，单向阀(73、87、145)开口。
7.根据权利要求1～4的任意一项所述的容积型膨胀机，其特征在于，
开闭机构(77)由电磁阀构成，当膨胀室(62)在膨胀过程中间位置的流体压力比流体流出侧的压力降低了大于等于规定值时，该电磁阀开口。
8.根据权利要求1～7的任意一项所述的容积型膨胀机，其特征在于，
联络通道(80、140)形成为通过构成膨胀机构(60、130)的构成部件(61、132)的内部。
9.根据权利要求1～8的任意一项所述的容积型膨胀机，其特征在于，
膨胀机构(60、130)构成为进行蒸汽压缩式冷冻循环的膨胀行程。
10.根据权利要求1～8的任意一项所述的容积型膨胀机，其特征在于，
膨胀机构(60、130)构成为进行高压压力达到超临界压力的蒸汽压缩式冷冻循环的膨胀行程。
11.根据权利要求1～10的任意一项所述的容积型膨胀机，其特征在于，
膨胀机构(60、130)是旋转式的膨胀机构(60、130)，
其构成为通过流体的膨胀来回收旋转动力。
12.一种流体机械，在壳体(31、101)内具有容积型膨胀机(60、130)、电动机(40、110)、以及由上述容积型膨胀机(60、130)和电动机(40、110)驱动来压缩流体的压缩机(50、120)，其特征在于，
容积型膨胀机(60、130)由权利要求11所述的容积型膨胀机构成。
CNB200380105818XA 2002-12-11 2003-12-03 容积型膨胀机及流体机械 Expired - Fee Related CN100348837C (zh)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP358946/2002 2002-12-11
JP2002358946A JP2004190559A (ja) 2002-12-11 2002-12-11 容積型膨張機及び流体機械

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN1726338A CN1726338A (zh) 2006-01-25
CN100348837C true CN100348837C (zh) 2007-11-14

Family

ID=32500915

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CNB200380105818XA Expired - Fee Related CN100348837C (zh) 2002-12-11 2003-12-03 容积型膨胀机及流体机械

Country Status (6)

Country Link
US (1) US7419369B2 (zh)
EP (1) EP1577490A4 (zh)
JP (1) JP2004190559A (zh)
CN (1) CN100348837C (zh)
AU (1) AU2003289147A1 (zh)
WO (1) WO2004053298A1 (zh)

Families Citing this family (25)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4561225B2 (ja) * 2004-08-05 2010-10-13 ダイキン工業株式会社 容積型膨張機及び流体機械
JP4617811B2 (ja) * 2004-09-30 2011-01-26 ダイキン工業株式会社 流体機械
WO2006057212A1 (ja) * 2004-11-25 2006-06-01 Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. 流体機械およびそれを用いたヒートポンプ装置
JP4682795B2 (ja) * 2005-10-19 2011-05-11 パナソニック株式会社 膨張機一体型圧縮機及び冷凍サイクル装置
EP1953337A4 (en) * 2005-10-31 2011-03-30 Panasonic Corp EXPANDER AND HEAT PUMP USING THE SAME
WO2007052510A1 (ja) * 2005-10-31 2007-05-10 Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. 膨張機およびこれを用いたヒートポンプ
CN101454540B (zh) * 2006-05-26 2012-06-06 松下电器产业株式会社 膨胀机及膨胀机一体型压缩机
JP4760642B2 (ja) * 2006-09-21 2011-08-31 株式会社富士通ゼネラル 膨張機
JP4775206B2 (ja) * 2006-09-21 2011-09-21 株式会社富士通ゼネラル 膨張機を備えた冷媒回路
JP4888000B2 (ja) * 2006-09-21 2012-02-29 株式会社富士通ゼネラル 膨張機
EP3176364A1 (en) * 2006-10-11 2017-06-07 Panasonic Intellectual Property Management Co., Ltd. Rotary expander
JP4875484B2 (ja) * 2006-12-28 2012-02-15 三菱重工業株式会社 多段圧縮機
JP4930314B2 (ja) * 2007-10-03 2012-05-16 パナソニック株式会社 容積型膨張機、膨張機一体型圧縮機、および冷凍サイクル装置
JP2009097486A (ja) * 2007-10-19 2009-05-07 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 圧縮機
JP2009215985A (ja) * 2008-03-11 2009-09-24 Daikin Ind Ltd 膨張機
CN102089525B (zh) 2008-05-30 2013-08-07 艾默生环境优化技术有限公司 具有包括活塞致动的输出调节组件的压缩机
US8616014B2 (en) 2009-05-29 2013-12-31 Emerson Climate Technologies, Inc. Compressor having capacity modulation or fluid injection systems
WO2011089638A1 (ja) 2010-01-19 2011-07-28 三菱電機株式会社 容積型膨張機及びこの容積型膨張機を用いた冷凍サイクル装置
US20120131949A1 (en) * 2010-04-30 2012-05-31 Panasonic Corporation Fluid machine and refrigeration cycle apparatus
JP2012202261A (ja) * 2011-03-24 2012-10-22 Mitsubishi Electric Corp 膨張機、及び排熱回生システム
WO2016011791A1 (zh) * 2014-07-24 2016-01-28 摩尔动力(北京)技术股份有限公司 流体机构
JP6403282B2 (ja) * 2015-09-11 2018-10-10 株式会社神戸製鋼所 熱エネルギー回収装置
JP6434395B2 (ja) * 2015-10-23 2018-12-05 株式会社アドヴィックス 液圧制御装置
US11656003B2 (en) 2019-03-11 2023-05-23 Emerson Climate Technologies, Inc. Climate-control system having valve assembly
CN112324513B (zh) * 2020-11-13 2022-09-06 珠海格力电器股份有限公司 一种膨胀机和空调器

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5677502A (en) * 1979-11-28 1981-06-25 Toshiba Corp Turbine by-pass system
JPS5848706A (ja) * 1981-09-18 1983-03-22 Toshiba Corp ランキンサイクル装置
JPS61122302U (zh) * 1985-01-18 1986-08-01
JP2000227080A (ja) * 1999-02-05 2000-08-15 Nippon Soken Inc スクロール型膨張機

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1623316A (en) * 1926-06-05 1927-04-05 Justus R Kinney Relief valve for rotary pumps
JPH0774638B2 (ja) * 1984-11-28 1995-08-09 株式会社東芝 ロータリー式圧縮機
JPS63201303A (ja) 1987-02-16 1988-08-19 Fuji Electric Co Ltd 混圧抽気タ−ビンの保護装置
JPH08338356A (ja) 1995-06-13 1996-12-24 Toshiba Corp ローリングピストン式膨張機
JPH10266980A (ja) 1997-03-27 1998-10-06 Toshiba Corp スクロール式膨張機
JP4635382B2 (ja) * 2001-06-08 2011-02-23 ダイキン工業株式会社 スクロール型膨張機及び冷凍装置
CN1307394C (zh) * 2005-05-23 2007-03-28 西安交通大学 一种压缩－膨胀机的制备方法

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5677502A (en) * 1979-11-28 1981-06-25 Toshiba Corp Turbine by-pass system
JPS5848706A (ja) * 1981-09-18 1983-03-22 Toshiba Corp ランキンサイクル装置
JPS61122302U (zh) * 1985-01-18 1986-08-01
JP2000227080A (ja) * 1999-02-05 2000-08-15 Nippon Soken Inc スクロール型膨張機

Also Published As

Publication number Publication date
WO2004053298A1 (ja) 2004-06-24
US20060165542A1 (en) 2006-07-27
US7419369B2 (en) 2008-09-02
EP1577490A1 (en) 2005-09-21
AU2003289147A1 (en) 2004-06-30
CN1726338A (zh) 2006-01-25
EP1577490A4 (en) 2011-01-19
JP2004190559A (ja) 2004-07-08

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN100348837C (zh) 容积型膨胀机及流体机械
AU2005220466B2 (en) Rotary expander
AU2005240929B2 (en) Rotary compressor
US7914267B2 (en) Multistage compressor for a CO2 cycle that includes a rotary compressing mechanism and a scroll compressing mechanism
CN100460629C (zh) 膨胀机
CN101542072B (zh) 流体机械和冷冻循环装置
KR100826755B1 (ko) 용적형 팽창기 및 유체기계
AU2005288061B2 (en) Positive displacement expander
CN101680300B (zh) 冷冻循环装置及使用于其的流体机械
JP2003139059A (ja) 流体機械
JP2004197640A (ja) 容積型膨張機及び流体機械
KR20060030521A (ko) 스크롤형 유체기계
JP5656691B2 (ja) 冷凍装置
US20230103065A1 (en) Scroll compressor with engineered shared communication port
JP2001207983A (ja) 気体圧縮機
CN211623711U (zh) 一种摆动转子式膨胀压缩机
KR100677527B1 (ko) 로터리 압축기
US11022122B2 (en) Intermediate discharge port for a compressor
CN111120320A (zh) 一种摆动转子式膨胀压缩机
JP2012098000A (ja) 冷凍サイクル装置

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20071114

Termination date: 20181203

CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee