CN101389828A - 涡旋式膨胀机及制冷循环装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种涡旋式膨胀机，其使动涡盘(21)的涡卷(201)与静涡盘(22)的涡卷(202)啮合，并在动涡盘(21)的涡卷内壁(201a)侧和动涡盘(21)的涡卷外壁(201b)侧分别形成内壁侧膨胀室(203a)及外壁侧膨胀室(203b)。内壁侧膨胀室(203a)及外壁侧膨胀室(203b)在吸入结束时的容积相等，在排出开始时的容积不同，且膨胀比不同。

Description

涡旋式膨胀机及制冷循环装置

技术领域

本发明涉及一种通过使压缩性流体膨胀而回收动力能的涡旋式膨胀机及具备该涡旋式膨胀机的制冷循环装置。

背景技术

涡旋式膨胀机包括相互啮合的静涡盘和动涡盘，在静涡盘及动涡盘上分别设置有端板和竖立设置于端板的旋涡状的涡卷。在涡旋式膨胀机中，在静涡盘的端板及涡卷、和动涡盘的端板及涡卷之间形成有膨胀室。动涡盘利用自转限制机构来限制自转，并沿圆轨道旋转。这样，通过所述动涡盘旋转，上述膨胀室在改变容积的同时移动，进行流体的吸入、膨胀及排出。

上述膨胀室分别形成于动涡盘的涡卷内壁侧和涡卷外壁侧。涡卷内壁侧的膨胀室(以下，称内壁侧膨胀室)以及涡卷外壁侧的膨胀室(以下，称外壁侧膨胀室)的各膨胀比由动涡盘及静涡盘的涡卷形状决定。例如，日本特开平8-28461号公报及日本特开2002-364563号公报所公开的，在现有涡旋式膨胀机中，静涡盘及动涡盘的涡卷形成为使内壁侧膨胀室的膨胀比与外壁侧膨胀室的膨胀比相等的形状。

参照图15，对现有的涡旋式膨胀机的膨胀室进行说明。该涡旋式膨胀机包括具有涡卷502的静涡盘和具有涡卷501的动涡盘。在动涡盘的涡卷内壁501a侧形成有内壁侧膨胀室503a，在涡卷外壁501b侧形成有外壁侧膨胀室503b。

在该涡旋式膨胀机设置于制冷循环装置的情况下，成为膨胀对象的流体为制冷剂，制冷剂从涡盘的中心的吸入口507吸入。吸入后的制冷剂伴随上述膨胀室503a、503b的容积变化而膨胀，并向各涡盘的外周部移动，从排出口506排出。

图15表示最内侧的膨胀室503a、503b从吸入过程向膨胀过程转移的瞬间。换言之，图15表示在涡盘的中心侧，动涡盘的涡卷内壁501a与静涡盘的涡卷外壁502b接触、动涡盘的涡卷外壁501b与静涡盘的涡卷内壁502a接触的瞬间，即，产生接触面504、505的瞬间。由图15可知，内壁侧膨胀室503a与外壁侧膨胀室503b同时关闭。

并且，随着膨胀过程的进行，接触面504、505沿涡卷形状向外周侧移动，不久，在涡盘的最外周部同时消失。即，内壁侧膨胀室503a与外壁侧膨胀室503b同时打开。在该涡旋式膨胀机中，通过使静涡盘的涡卷内壁502a的渐开线在中途部502c终止，动涡盘的涡卷内壁501a与静涡盘的涡卷外壁502b的接触面504消失的位置和动涡盘的涡卷外壁501b与静涡盘的涡卷内壁502a的接触面505消失的位置错开180度。由此，内壁侧膨胀室503a与外壁侧膨胀室503b同时打开。

这样，在现有的涡旋式膨胀机中，内壁侧膨胀室503a及外壁侧膨胀室503b的关闭开始时间及打开开始时间均相等，膨胀的开始及结束的时刻为同时。其结果，该两室503a、503b的膨胀比相等。

但是，在如上述的涡旋式膨胀机中，由于两膨胀室503a、503b的膨胀比始终为固定的，因此，在如制冷循环装置等这样根据运转条件变动适宜的膨胀比的用途中，未必能够始终进行有效的膨胀动作。

具体而言，在涡旋式膨胀机使用于例如制冷循环装置的情况下，当制冷循环装置的运转条件改变时，制冷循环的高压及低压也改变。因此，膨胀机的吸入压力及排出压力也改变。但是，如上所述，由于膨胀室的膨胀比被预先设定为固定的设计膨胀比，因此，根据吸入压力及排出压力的值，在膨胀机中会发生制冷剂的膨胀过度或膨胀不足。

图16A～C表示膨胀过程的压力-体积线图。图16A是膨胀室的膨胀比与制冷循环装置的高压/低压的条件一致的情况。即，膨胀室的膨胀比与制冷循环装置的高低压的压力比为一致的情况。在该情况下，膨胀过程中不产生损失。

与之相对，图16B表示与图16A的制冷循环装置的高压/低压的条件相比，高压高(Ph2>Ph1)、低压低(Pl2<Pl1)的运转条件。这样的运转条件与图16A的运转条件相比，会发生当散热器的外部温度高时散热，当蒸发器的外部温度低时受热的情况。设计膨胀室的吸入容积和排出容积，使得在高压/低压为Ph1/Pl1的条件下制冷剂无过不足地膨胀。因此，当吸入膨胀室的制冷剂的压力为比Ph1大的Ph2时，从膨胀室排出的制冷剂没有膨胀到制冷循环装置的低压Pl2，而以比Pl2高的压力排出。因此，在图16B的运转条件下，成为膨胀不足，从而产生图16B中的斜线部分所示的损失。

图16C表示与图16A的制冷循环装置的高压/低压的条件相比，高压低(Ph3<Ph1)、低压高(Pl3>Pl1)的运转条件的情况。这样的运转条件与图16A的运转条件相比，会发生当散热器的外部温度低时散热，当蒸发器的外部温度高时受热的情况。如上所述，设计膨胀室的吸入容积和排出容积，使在高压/低压为Ph1/Pl1的条件下制冷剂无过不足地膨胀。因此，当吸入膨胀室的制冷剂的压力为比Ph1小的Ph3时，从膨胀室排出的制冷剂比制冷循环装置的低压Pl3更膨胀，并用比Pl3低的压力排出。因此，在图16C的运转条件下，成为过度膨胀，从而产生图16C中的斜线部分所示的损失。

这样，在具备现有的涡旋式膨胀机的制冷循环装置中，仅限于在制冷循环装置的高压/低压与涡旋式膨胀机的设计膨胀比一致的情况下，可以高效运转。但是，其另一方面，运转条件即使稍有改变，由膨胀不足和膨胀过度所引起的损失也容易变大。因此，膨胀机的动力回收性能低下，不能充分提高制冷循环装置的能力。

发明内容

本发明是为解决上述课题而作出的，其目的在于抑制涡旋式膨胀机的动力回收性能伴随运转条件的改变而降低。进而，本发明的目的在于提供一种使用所述涡旋式膨胀机，可应对大的运转范围的高效制冷循环装置。

即，本发明提供一种涡旋式膨胀机，其包括：

第一涡盘，其具有第一旋涡状涡卷；和

第二涡盘，其具有与所述第一旋涡状涡卷啮合的第二旋涡状涡卷，并与所述第一涡盘一起在所述第一旋涡状涡卷的内壁侧及外壁侧分别形成内壁侧膨胀室及外壁侧膨胀室，

通过所述第一涡盘相对于所述第二涡盘相对旋转，使所述内壁侧膨胀室及所述外壁侧膨胀室从所述各涡盘的中心侧向外周侧一边增加容积一边移动，

并以使所述内壁侧膨胀室的膨胀比与所述外壁侧膨胀室的膨胀比不同的方式，确定所述第一旋涡状涡卷和所述第二旋涡状涡卷的形状。

由此，即使在运转条件改变的情况下，也不会在两膨胀室(内壁侧膨胀室及外壁侧膨胀室)同时发生过度膨胀，或同时发生膨胀不足。由于两个膨胀室的膨胀比不同，即使一侧的膨胀室产生过度膨胀，另一侧的膨胀室能抑制过度膨胀。另外，即使一侧的膨胀室产生膨胀不足，另一侧的膨胀室能抑制膨胀不足。从而，根据上述涡旋式膨胀机，即使运转条件变动的情况下，也能够抑制由过度膨胀和膨胀不足所带来的动力回收性能的显著降低。

在另一方面，本发明提供一种制冷循环装置，其用配管依次连接压缩机、散热器、膨胀机、以及蒸发器而成，其中，

所述膨胀机由上述本发明的涡旋式膨胀机而构成。

根据上述制冷循环装置，能够在广泛的运转范围实现高效率。

附图说明

图1是本发明的实施方式1的制冷循环装置的结构图。

图2是本发明的实施方式1的涡旋式膨胀机的纵截面图。

图3A是本发明的实施方式1的涡旋式膨胀机的动涡盘及静涡盘的横截面图。

图3B是内壁侧膨胀室开放瞬间的动涡盘及静涡盘的横截面图。

图3C是外壁侧膨胀室开放瞬间的动涡盘及静涡盘的横截面图。

图4A是现有的涡旋式膨胀机的膨胀过程的压力-体积线图。

图4B是本发明的实施方式1的涡旋式膨胀机的膨胀过程的压力-体积线图。

图5是现有的涡旋式膨胀机的膨胀过程的压力-体积线图。

图6A是现有的涡旋式膨胀机的特性图。

图6B是本发明的实施方式1的涡旋式膨胀机的特性图。

图6C是比较现有的涡旋式膨胀机及本发明的实施方式1的涡旋式膨胀机的特性的图。

图7A是表示现有的涡旋式膨胀机的夏期的两膨胀室的膨胀效率的图。

图7B是表示现有的涡旋式膨胀机的中间期的两膨胀室的膨胀效率的图。

图7C是表示现有的涡旋式膨胀机的冬期的两膨胀室的膨胀效率的图。

图8A是表示本发明的实施方式1的涡旋式膨胀机的夏期的两膨胀室的膨胀效率的图。

图8B是表示本发明的实施方式1的涡旋式膨胀机的中间期的两膨胀室的膨胀效率的图。

图8C是表示本发明的实施方式1的涡旋式膨胀机的冬期的两膨胀室的膨胀效率的图。

图9是本发明的实施方式2的涡旋式膨胀机的动涡盘及静涡盘的横截面图。

图10是本发明的实施方式3的涡旋式膨胀机的动涡盘及静涡盘的横截面图。

图11是本发明的实施方式4的涡旋式膨胀机的动涡盘及静涡盘的局部横截面图。

图12是本发明的实施方式5的涡旋式膨胀机的动涡盘及静涡盘的局部横截面图。

图13是本发明的实施方式6的涡旋式膨胀机的动涡盘及静涡盘的局部横截面图。

图14是本发明的实施方式7的涡旋式膨胀机的动涡盘及静涡盘的局部横截面图。

图15是现有的涡旋式膨胀机的动涡盘及静涡盘的横截面图。

图16A是膨胀过程的压力-体积线图。

图16B是继图16A之后的压力-体积线图。

图16C是继图16B之后的压力-体积线图。

具体实施方式

本发明的涡旋式膨胀机，具体而言，可以为如下构成。

本发明的涡旋式膨胀机可以包括：吸入路，其形成于所述动涡盘或所述静涡盘的中心侧，将流体吸入所述内壁侧膨胀室及所述外壁侧膨胀室；排出路，其形成于所述动涡盘或所述静涡盘的外周侧，排出所述内壁侧膨胀室及所述外壁侧膨胀室的流体。

并且，所述内壁侧膨胀室和所述外壁侧膨胀室可以为吸入结束时容积彼此相等，排出开始时容积彼此不同。

由此，能够将对现有设计进行的变更抑制得较少，使两膨胀室的膨胀比不同。

可以伴随所述第一涡盘相对于所述第二涡盘的相对旋转，在所述各涡盘的中心侧，同时产生所述第一旋涡状涡卷的内壁与所述第二旋涡状涡卷的外壁的接触面即第一接触面，和所述第一旋涡状涡卷的外壁与所述第二旋涡状涡卷的内壁的接触面即第二接触面，通过在所述第二旋涡状涡卷的内壁设置渐开线台阶，相对于所述第一接触面在从所述各涡盘中心侧向外周侧移动后消失的第一消失位置，所述第二接触面从所述各涡盘中心侧向外周侧移动后消失的第二消失位置向所述第二旋涡状涡卷的涡卷卷绕始端侧偏移比0度大且比180度小的规定角度，或比180度大且比360度小的规定角度。

所谓“渐开线台阶”是指以某一部分为界，渐开线曲线产生变化或结束时的该部分。换言之，可以将在与旋转面平行的横截面上的外形线脱离渐开线曲线的部分称为“渐开线台阶”。例如，当削去按照基圆半径为固定的渐开线曲线而形成的旋涡状涡卷的内壁的一部分时，产生这种渐开线台阶，该旋涡状涡卷的内壁的接触面(与其他的旋涡状涡卷的外壁的接触面)消失的位置发生变化。

通过从现有的形状变更第二旋涡状涡卷的形状，能够变更第二旋涡状涡卷的渐开线结束位置(第二接触面的消失位置)。根据上述的涡旋式膨胀机，第一消失位置和第二消失位置偏移比0度大且比180度小的规定角度，或比180度大且比360度小的规定角度，第二消失位置位于第二旋涡状涡卷的最外周部。这里，第二旋涡状涡卷的最外周部并不是第一旋涡状涡卷的与第二旋涡状涡卷双重啮合的部分，而是第二涡盘中壁厚的部分。因此，由于内壁侧膨胀室及外壁侧膨胀室的膨胀比不同，即使从现有的形状改变第二涡盘的形状，涡卷的壁厚也没有大的改变，因此，能够确保如现有的涡卷的强度，并能够维持高可靠性。

另外，可以伴随所述第一涡盘相对于所述第二涡盘的相对旋转，在所述各涡盘的中心侧，同时产生所述第一旋涡状涡卷的内壁与所述第二旋涡状涡卷的外壁的接触面即第一接触面，和所述第一旋涡状涡卷的外壁与所述第二旋涡状涡卷的内壁的接触面即第二接触面，通过在所述第一旋涡状涡卷的外壁设置渐开线台阶，相对于所述第一接触面从所述各涡盘中心侧向外周侧移动后消失的第一消失位置，所述第二接触面从所述各涡盘中心侧向外周侧移动后消失的第二消失位置向所述第二旋涡状涡卷的涡卷卷绕始端侧偏移比0度大且比180度小的规定角度，或比180度大且比360度小的规定角度。

所述内壁侧膨胀室和所述外壁侧膨胀室可以为吸入结束时的容积彼此不同，排出开始时的容积彼此相等。

由此，能够将对现有的设计进行的变更抑制得较少，使两膨胀室的膨胀比不同。

可以构成为伴随所述第一涡盘相对于所述第二涡盘的相对旋转，在所述各涡盘的中心侧，产生所述第一旋涡状涡卷的内壁与所述第二旋涡状涡卷的外壁的接触面即第一接触面，和所述第一旋涡状涡卷的外壁与所述第二旋涡状涡卷的内壁的接触面即第二接触面，产生所述第一接触面的位置处的所述第一旋涡状涡卷的内壁渐开角比产生所述第二接触面的位置处的所述第二旋涡状涡卷的内壁渐开角大，所述第一接触面和所述第二接触面在从所述各涡盘中心侧向外周侧移动后同时消失。

在第一旋涡状涡卷与第二旋涡状涡卷分离的瞬间，即上述各接触面消失的瞬间，由于排出压力与各膨胀室开放时的膨胀室内压力的压力差，有产生振动之虞。但是，根据上述涡旋式膨胀机，第一接触面和第二接触面同时消失，两膨胀室同时开放。因此，与交替开放两膨胀室的情况相比，能够抑制振动，且能够抑制噪音。

可以构成为伴随所述第一涡盘相对于所述第二涡盘的相对旋转，在所述各涡盘的中心侧，产生所述第一旋涡状涡卷的内壁与所述第二旋涡状涡卷的外壁的接触面即第一接触面，和所述第一旋涡状涡卷的外壁与所述第二旋涡状涡卷的内壁的接触面即第二接触面，产生所述第一接触面的位置处的所述第一旋涡状涡卷的内壁渐开角比产生所述第二接触面的位置处的所述第二旋涡状涡卷的内壁渐开角小，所述第一接触面和所述第二接触面在从所述各涡盘中心侧向外周侧移动后同时消失。

并且，调整涡卷的形状包括调整涡卷的壁厚。

另外，在本发明的制冷循环装置中，能够使所述内壁侧膨胀室及所述外壁侧膨胀室中至少任一侧的膨胀室的膨胀比，与该制冷循环装置的运转条件中作为发生频率最高而预先设定的规定的基准膨胀比不同。由此，与在制冷循环装置的运转条件中，以发生频率最高的膨胀比作为基准来设计两膨胀室的情况(两膨胀室的膨胀比＝基准膨胀比)相比，能够在大范围的运转条件下实现高效率。

以下，参照附图对本发明的实施方式进行说明。但是，本发明并不限定于以下实施方式。

(实施方式1)

图1是本发明的实施方式1的制冷循环装置100的结构图。制冷循环装置100通过配管105依次连接压缩机101、散热器102、膨胀机103、以及蒸发器104而构成。并且，该制冷循环装置100为制冷剂的流通方向固定的装置，但是，本发明的制冷循环装置也可以是例如可改变制冷剂的流通方向的能可逆运转的制冷循环装置等。制冷循环装置100可用作例如热水器、空调装置等。

如图2所示，膨胀机103为涡旋式膨胀机。膨胀机103包括：主轴承构件11、静涡盘22、以及动涡盘21。

主轴承构件11通过焊接和热装等固定于密闭容器13内，轴支承驱动轴14的主轴部14a。用螺栓(未图示)固定静涡盘22于该主轴承构件11上。静涡盘22包括端板22a和旋涡状涡卷202。动涡盘21也包括端板21a和旋涡状涡卷201。

动涡盘21夹在主轴承构件11和静涡盘22之间，静涡盘22的涡卷202和动涡盘21的涡卷201相互啮合。由此，在动涡盘21和静涡盘22之间形成膨胀室203。更详细而言，如图3A所示，膨胀室203由两个膨胀室即内壁侧膨胀室203a(膨胀室A)和外壁侧膨胀室203b(膨胀室B)构成，所述内壁侧膨胀室203a形成于动涡盘21的涡卷201(以下，称旋转侧涡卷201)的内壁201a和静涡盘22的涡卷202(以下，称固定侧涡卷202)的外壁202b之间，所述外壁侧膨胀室203b形成于旋转侧涡卷201的外壁201b和固定侧涡卷202的内壁202a之间。

如图2所示，在动涡盘21和主轴承构件11之间设置有诸如十字滑环的自转限制机构12，以防止动涡盘21的自转并引导其进行圆轨道运动。

在驱动轴14的上端形成有偏心轴部14b。通过该偏心轴部14b偏心驱动动涡盘21，使动涡盘21进行圆轨道运动。由此，形成于静涡盘22和动涡盘21之间的膨胀室203在扩大其容积的同时从中心侧向外周侧移动。

在密闭容器13的上侧设置有连通密闭容器13内外的吸入管15。从该吸入管15流入的制冷剂经由设置于主轴承构件11及静涡盘22的制冷剂通路(虚线箭头)，从静涡盘22的中心部的吸入路207被吸入到膨胀室203。吸入的制冷剂随上述膨胀室203的容积变化而膨胀。膨胀后的制冷剂通过形成于静涡盘22的外周侧的排出路206及排出管16，排出到密闭容器13的外部。此外，符号25表示发电机。

驱动轴14的下端侧由副轴承构件17支承，在驱动轴14的下端设置有容积式泵18。通过容积式泵18从润滑油储油室20抽出润滑油19，经由设置于驱动轴14轴向中心的供油孔31而润滑并冷却主轴承部11a及偏心轴承部11b，然后经由回油孔(未图示)返回润滑油储油室20。

通常，在涡旋压缩机中，在静涡盘的中心部的排出路上设置有簧片阀。而在本实施方式的涡旋式膨胀机中不需要上述的簧片阀。因此，可以直接连接吸入管15和静涡盘22的中心部的吸入路207。或者，在密闭容器13的内部设置临时储存待膨胀制冷剂的室，通过该室能够连接吸入管15与静涡盘22的中心部吸入路207。

另外，所谓的高压壳式的涡旋压缩机的密闭容器内充满压缩后的高温高压的制冷剂。高温高压的制冷剂经由密闭容器的内部空间向外部排出。与之相对，在本实施方式的涡旋式膨胀机中，膨胀前的制冷剂及膨胀后的制冷剂不经过密闭容器13的内部空间。

图3A是动涡盘21及静涡盘22的横截面图。在本实施方式的涡旋式膨胀机103中，内壁侧膨胀室203a和外壁侧膨胀室203b的膨胀比不同。

图3A表示最内侧的内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b从吸入过程向膨胀过程转移的瞬间。换言之，图3A表示在涡盘21、22的中心侧，旋转侧涡卷201的内壁201a与固定侧涡卷202的外壁202b接触，旋转侧涡卷201的外壁201b与固定侧涡卷202的内壁202a接触的瞬间。当将旋转侧涡卷201的内壁201a与固定侧涡卷202的外壁202b的接触面作为第一接触面204，将旋转侧涡卷201的外壁201b与固定侧涡卷202的内壁202a的接触面作为第二接触面205时，图3A表示在动涡盘21及静涡盘22的中心侧重新产生第一接触面204及第二接触面205的瞬间。

如图3A所示，同时关闭内壁侧膨胀室203a和外壁侧膨胀室203b，关闭该两室203a、203b时的容积(关入容积)彼此相等。随动涡盘21的旋转，上述接触面204、205沿涡卷201、202的涡卷形状从中心侧向外周侧移动，上述膨胀室203a、203b扩大容积的同时向涡盘21、22的外周侧移动。最终，上述接触面204、205在最外周部消失，膨胀室203a、203b开放(与排出路206连通)。

在本实施方式中，固定侧涡卷202的形状被设计成第一接触面204消失的位置204e与第二接触面205消失的位置205e偏移约90度。所谓“第一接触面204消失的位置204e”是指当第一接触面204消失时，该第一接触面204所占据的旋转侧涡卷201上(或固定侧涡卷202上)的位置。图3A中，表示为旋转侧涡卷201上的位置。同样，所谓“第二接触面205消失的位置205e”是指是指当第二接触面205消失时，该第二接触面205所占据的旋转侧涡卷201上(或固定侧涡卷202上)的位置。位置204e和位置205e的角度差可以考虑为连接位置204e、205e与轴14的旋转中心的两条线段所成的角度。

当将从涡卷201、202的外周侧向中心侧的方向称作“涡卷的卷绕始端侧”时，第二接触面205消失的位置205e相对于第一接触面204消失的位置204e向涡卷的卷绕始端侧偏移约90度。在本实施方式中，静涡盘22的涡卷202的内壁202a在第二接触面205消失的位置205e处不连续，在该位置205e结束渐开线。即，在该位置形成渐开线的台阶。

由此，外壁侧膨胀室203b的开放时间滞后于内壁侧膨胀室203a的开放时间。因此，外壁侧膨胀室203b的开放时的容积大于内壁侧膨胀室203a的开放时的容积(开放容积)。

在具体的本实施方式中，用轴14的转动角度来考虑，外壁侧膨胀室203b的开放时间比内壁侧膨胀室203a的开放时间滞后约90度。图3B表示内壁侧膨胀室203a开放的瞬间，图3C表示外壁侧膨胀室203b开放的瞬间。图3B的状态和图3C的状态的相位差为约90度。

如上所述，在本实施方式中，内壁侧膨胀室203a与外壁侧膨胀室203b在吸入结束时的容积相等，在排出开始时的容积不同。其结果，内壁侧膨胀室203a与外壁侧膨胀室203b的膨胀比不同。

内壁侧膨胀室203a的膨胀比和外壁侧膨胀室203b的膨胀比的比率并不限定于图3A所示的示例。内壁侧膨胀室203a和外壁侧膨胀室203b的膨胀比彼此的比率可通过适当设定第一接触面204消失的位置204e及第二接触面205消失的位置205e而任意变更。例如，可通过变更静涡盘22的涡卷202的内壁202a的形状而适当变更。

并且，内壁侧膨胀室203a的开放时间和外壁侧膨胀室203b的开放时间的相位差并不限定于本实施方式，可以适当调整。当从实用性方面考虑时，优选的是，调整涡卷201、202的形状(以及尺寸)，使内壁侧膨胀室203a的开放时间和外壁侧膨胀室203b的开放时间的相位差以轴14的转动角度表示为30度～150度。换言之，可以在从旋转侧涡卷201的卷绕终端的位置向涡卷的卷绕始端侧推进30度～150度的位置上确定固定侧涡卷202的卷绕终端的位置(渐开线的台阶)(本实施方式为约90度)。由此，各膨胀室203a、203b的膨胀比可设定为希望值。

在制冷循环装置100(参照图1)中，用压缩机101升温升压的制冷剂流入散热器102，通过向外部输送热量而散热。其次，制冷剂被吸入膨胀机103，膨胀且成为低温低压。该低温低压的制冷剂流入蒸发器104，从外部受热，再次被吸入压缩机101。在制冷循环装置100中，制冷剂反复进行上述循环。

0058制冷循环装置100的高压侧压力(以下简称高压)及低压侧压力(以下简称低压)不是固定的，而是根据运转条件而不同。因此，为循环运转而所需的膨胀机103中的制冷剂的压力比(对应于从高压到低压膨胀时的压力变化)，即用(高压/低压)表示的膨胀比根据运转条件而变化。

但是，当膨胀机103为涡旋式膨胀机时，根据膨胀室的设计规格等将膨胀机103的膨胀比预先设定为固定的值。因此，当符合某一个运转条件的最佳膨胀比来设计膨胀机103时，在运转条件改变的情况下会发生不能使高压充分膨胀到希望的低压的膨胀不足和低压降低到需要值以上的过度膨胀现象。

这里，参照图4对涡旋式膨胀机的膨胀不足及过度膨胀进行说明。图4A及4B是膨胀过程的压力-体积线图，图4A表示现有的涡旋式膨胀机，即，内壁侧膨胀室及外壁侧膨胀室的膨胀比相等的涡旋式膨胀机。另一方面，图4B表示内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b的膨胀比不同的本实施方式的涡旋式膨胀机103。在图4A及4B中，运转条件1的高低压力差(Ph1-Pl1)比运转条件2的高低压力差(Ph2-Pl2)大。并且，在图4中分别将内壁侧膨胀室、外壁侧膨胀室标记为A室、B室。

这里，现有的涡旋式膨胀机以运转条件1为基准进行设计。即，以内壁侧膨胀室及外壁侧膨胀室的膨胀比均与运转条件1的高低压的比率(Ph1/Pl1)相等的方式来设计现有的涡旋式膨胀机，在内壁侧膨胀室及外壁侧膨胀室的任一室中，都以使制冷剂适度膨胀而进行设计。

另一方面，在本实施方式的涡旋式膨胀机103中，内壁侧膨胀室203a(A室)以运转条件2为基准进行设计，外壁侧膨胀室203b(B室)以运转条件1为基准进行设计。即，内壁侧膨胀室203a的膨胀比以使制冷剂在运转条件2时适度膨胀来进行设计，外壁侧膨胀室203b以使制冷剂在运转条件1时适度膨胀来进行设计。

如图4A所示，对现有的涡旋式膨胀机而言，在运转条件1下，两膨胀室在膨胀过程中均不会产生损失。另一方面，当改变运转条件，成为运转条件2时，两膨胀室都发生过度膨胀，从而在任一室中都会产生损失(图中的斜线部的面积为损失量)。

如图4B所示，在本实施方式的涡旋式膨胀机103中，在运转条件1下，外壁侧膨胀室203b(B室)不产生损失，但是，在内壁侧膨胀室203a(A室)中会产生由于不能充分膨胀而因膨胀不足所引起的损失(图中的交叉线部的面积为损失量)。另一方面，当运转条件从运转条件1变为运转条件2时，在外壁侧膨胀室203b(B室)发生过度膨胀而产生损失(图中的斜线部的面积为损失量)，但是，由于在内壁侧膨胀室203a(A室)中适度膨胀，因此，不会产生损失。

下面，针对现有的涡旋式膨胀机和本实施方式的涡旋式膨胀机103，在考虑运转条件的变动的基础上比较膨胀的损失量。这里，将运转条件1的出现比例设定为F1，将运转条件2的出现比例设定为F2(F1+F2＝1.0)。另外，将运转条件1的膨胀不足损失量设定为L1，将运转条件2的过度膨胀损失量设定为L2。

为了考虑全部运转条件下的损失，根据各运转条件的出现比例对上述损失量L1、L2进行加权，当内壁侧膨胀室及外壁侧膨胀室的膨胀比相等时(现有的涡旋式膨胀机)，总损失量为2×F2×L2。另一方面，当内壁侧膨胀室及外壁侧膨胀室的膨胀比不相等时(本实施方式的涡旋式膨胀机103)，总损失量为F1×L1+F2×L2。

因此，当2×F2×L2>F1×L1+F2×L2时，本实施方式的涡旋式膨胀机103比现有的涡旋式膨胀机的总损失量小。因此，在本实施方式的制冷循环装置100中，涡旋式膨胀机103被设计为2×F2×L2>F1×L1+F2×L2。

图5是现有的涡旋式膨胀机的膨胀过程的压力-体积线图，其表示内壁侧膨胀室(A室)及外壁侧膨胀室(B室)的两室均始终发生膨胀不足或过度膨胀的情况。这里，在现有的涡旋式膨胀机中，若考虑降低全部运转条件下的损失，则可以在内壁侧膨胀室及外壁侧膨胀室的两方都在运转条件1时发生稍微的膨胀不足，在运转条件2时发生稍微的过度膨胀，并考虑这些运转条件的出现比例的基础上来决定两室的膨胀比的设计方法。

但是，即使是上述设计方法，在运转条件1、2下两室也都始终发生膨胀不足或过度膨胀。而当出现膨胀不足或过度膨胀时，其压力变动会成为振动的原因。

即，在现有的涡旋式膨胀机中，在运转条件1、2的任一个下，两侧的膨胀室成为振动源，容易使膨胀机整体的振动变大。与之相对，根据本实施方式的涡旋式膨胀机103，由于内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b的膨胀比不同，因此，在运转条件1、2的任一个下，一侧的膨胀室成为振动源，而另一侧的膨胀室并不是振动源(参照图4A、B)。因此，本实施方式的涡旋式膨胀机103与现有的涡旋式膨胀机相比，即使运转条件变动振动也不易变大。

图6A表示在具备现有的涡旋式膨胀机的制冷循环装置中，膨胀比的发生频率的分布和各膨胀室的膨胀效率，及考虑这些发生频率的膨胀效率(发生频率×膨胀效率)。图6B表示在具备本实施方式的涡旋式膨胀机103的制冷循环装置100中，膨胀比的发生频率的分布和各膨胀室的膨胀效率，及考虑这些发生频率的膨胀效率。并且，在图6A及图6B中，将内壁侧膨胀室及外壁侧膨胀室分别表示为膨胀室A、B。图6C是针对现有的涡旋式膨胀机和本实施方式的涡旋式膨胀机103，比较考虑了发生频率的膨胀效率的图。并且，所谓膨胀比的发生频率即为制冷循环装置的运转条件的发生频率。

如图6A所示，在现有的普通涡旋式膨胀机中，决定两膨胀室A、B的膨胀比以符合发生频率最高的膨胀比。在膨胀比是发生频率最高的膨胀比时，这种普通涡旋式膨胀机(参照图6)表现出优良的膨胀效率。但是，当制冷循环装置的膨胀比与设计膨胀比有偏差时，两膨胀室A、B的膨胀效率急剧降低。

但是，如本实施方式的涡旋式膨胀机103，隔着发生频率最高的膨胀比，使一侧的膨胀室的膨胀比稍小，使另一侧膨胀室的膨胀比稍大。于是，如图6B所示，当膨胀比为发生频率最高的膨胀比时，比现有的涡旋式膨胀机的膨胀效率差，但是，能够在偏离发生频率最高的膨胀比时防止膨胀效率急剧降低。

如图6C所示，与膨胀比相等的现有的涡旋式膨胀机比较，本实施方式的涡旋式膨胀机103通过使两个膨胀室的膨胀比不同，能够在广泛的膨胀比中维持高膨胀效率。由此，即使制冷循环装置100的实际的膨胀比的发生频率与设计值不同，也能够防止膨胀效率的降低，并可利用膨胀机103有效地进行动力回收。另外，不进行设计变更，也能够供给与气候不同的多个地域相对应的制冷循环装置。

例如，当制冷循环装置为热泵热水器时，在该热泵热水器全年运转的情况下，存在夏期、冬期、中间(春、秋)期的多个的运转条件，且中间期的发生频率最大。在社团法人日本制冷空调工业会规格(JRA4050:2005)中，为了利用热泵热水器的在各期的运转条件下的实测值计算年度消费电量，不仅规定各运转条件，也规定运转天数(带负载运转天数)。根据该规定，夏期92天、中间期152天、冬期121天。

在现有的蒸气泵热水器的典型例中，以外气温(干球温度/湿球温度)16℃/12℃、水温17℃、沸腾温度65℃的中间期的运转条件作为基准，以使该运转条件下发挥最高的COP(coefficient of performance)而进行设计。因此，在现有的普通的涡旋式膨胀机中，两膨胀室A、B的膨胀比由中间期的膨胀比决定，则除中间期的运转条件以外，有不能利用膨胀机进行有效的动力回收的缺点。

这里，作为示例，考虑将本实施方式的涡旋式膨胀机103搭载于采用二氧化碳作为制冷剂的热泵热水器上的情况。该热泵热水器的夏期、冬期及中间期的运转条件分别采用：夏期：高压9Mpa/低压3.5Mpa、膨胀机入口温度35℃，冬期：高压11.5Mpa/低压2.8Mpa、膨胀机入口温度8℃，中间期：高压10Mpa/低压3Mpa、膨胀机入口温度20℃。另外，各期的膨胀比根据运转条件为夏期：2.97，冬期：1.95，中间期：2.68。

现有的涡旋式膨胀机以两膨胀室的膨胀比发生频率最高的中间期的2.68进行设计。图7A表示现有的涡旋式膨胀机的夏期的两膨胀室的膨胀效率。图7B表示现有的涡旋式膨胀机的中间期的两膨胀室的膨胀效率。图7C表示现有的涡旋式膨胀机的冬期的两膨胀室的膨胀效率。

如图7A～C所示，当将在各期中适度膨胀的膨胀比的膨胀室的膨胀效率设定为100.0时，在其前后的膨胀比中，由于膨胀不足或过度膨胀会使性能降低。在膨胀室的膨胀比以2.68设计的情况下，夏期的膨胀效率为98.4(图7A)，中间期的膨胀效率为100.0(图7B)，冬期的膨胀效率为68.7(图7C)。由于膨胀室有A室、B室两室，因此，当将各期的膨胀效率设定为两室的膨胀效率的平均值时，则成为夏期98.4、中间期100.0、冬期68.7。当根据各期的膨胀效率和各运转条件的发生频率(热泵热水器的带负载运转天数)，来计算年度的现有的涡旋式膨胀机的膨胀效率时，相对于全年始终适度膨胀的情况的理想膨胀效率100.0，现有的涡旋式膨胀机的实际的年度膨胀效率为89.2。

在本实施方式的涡旋式膨胀机103中，A室的膨胀比设定为发生频率最高的中间期的2.68，B室的膨胀比设定为中间期和冬期之间的2.32。图8A表示实施方式1的涡旋式膨胀机的夏期的两膨胀室的膨胀效率。图8B表示实施方式1的涡旋式膨胀机的中间期的两膨胀室的膨胀效率。图8C表示实施方式1的涡旋式膨胀机的冬期的两膨胀室的膨胀效率。如图8所示，当将在各期中适度膨胀的膨胀比的膨胀室的膨胀效率设定为100.0时，A室的夏期的膨胀效率为98.4，中间期的膨胀效率为100.0，冬期的膨胀效率为68.7。B室的夏期的膨胀效率为92.0，中间期的膨胀效率为96.3，冬期的膨胀效率为91.4。当将各期的膨胀效率设定为两室的膨胀效率的平均时，则成为夏期95.2、中间期98.2、冬期80.0。当根据各期的膨胀效率和各运转条件的发生频率(热泵热水器的带负载运转天数)，计算年度的本实施方式的涡旋式膨胀机103的膨胀效率时，相对于全年始终适度膨胀的情况的理想膨胀效率100.0，本实施方式的涡旋式膨胀机的实际的年度膨胀效率为91.4。

即，根据本实施方式的涡旋式膨胀机103，相对于现有的涡旋式膨胀机，年度的膨胀效率为(91.4/89.2)×100＝102.5％，能够实现年度性能的提高。在本实施方式中，作为示例例举了热泵热水器和其运转条件，但是，本发明的涡旋式膨胀机并不限定于该制冷循环装置、循环条件，也能适用其它的各种制冷循环装置、运转条件。

从而，根据本实施方式的涡旋式膨胀机103，通过使两个膨胀室203a、203b的膨胀比不同，能够在不增大膨胀机构的振动的情况下抑制由过度膨胀或膨胀不足所引起的动力回收性能的降低。基于本实施方式的制冷循环装置100，能够在大范围的运转条件下维持高效率。

本实施方式的涡旋式膨胀机并不限定于所述实施方式1的涡旋式膨胀机103。下面，对本发明的涡旋式膨胀机的其他的实施方式进行说明。

(实施方式2)

图9是实施方式2的涡旋式膨胀机的动涡盘21及静涡盘22的横截面图。其它的构成由于与实施方式1同样，因此省略其说明。

图9也与图3A同样，表示最内侧的内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b从吸入过程向膨胀过程转移的瞬间。在本实施方式中也同时关闭内壁侧膨胀室203a和外壁侧膨胀室203b，其两室的关入容积相等。上述膨胀室203a、203b也在容积改变的同时向涡盘21、22的外周部移动。并且，最终旋转侧涡卷201和固定侧涡卷202的接触面在最外周部消失。

在本实施方式中，第一接触面204(旋转侧涡卷201的内壁201a和固定侧涡卷202的外壁202b的接触面)消失的位置204e与第二接触面205(旋转侧涡卷201的外壁201b和固定侧涡卷202的内壁202a的接触面)消失的位置205e偏移约270度。第二接触面205消失的位置205e相对于第一接触面204消失的位置204e，从涡卷的卷绕始端侧偏移约270度。固定侧涡卷202的内壁202a在第二接触面205消失的位置205e不连续，用该位置205e结束渐开线涡卷。在该位置205e形成渐开线台阶。

由此，外壁侧膨胀室203b的开放时间比内壁侧膨胀室203a的开放时间早。因此，外壁侧膨胀室203b的开放时的容积小于内壁侧膨胀室203a的开放时的容积。在具体的本实施方式中，用轴14的转动角度来考虑，外壁侧膨胀室203b的开放时间比内壁侧膨胀室203a的开放时间早约90度。

内壁侧膨胀室203a的开放时间和外壁侧膨胀室203b的开放时间的相位差并不限定于本实施方式，可以适当调整。当从实用性方面考虑时，可以在从旋转侧涡卷201的卷绕终端的位置向卷绕始端侧推进210度～330度的位置上确定固定侧涡卷202的卷绕终端的位置(渐开线的台阶)。由此，各膨胀室203a、203b的膨胀比可设定为希望值。

这样，在本实施方式中，内壁侧膨胀室203a与外壁侧膨胀室203b在吸入结束时的容积相等，在排出开始时的容积不同。其结果，内壁侧膨胀室203a与外壁侧膨胀室203b膨胀比不同。

从而，根据本实施方式，也能够提供抑制由涡旋式膨胀机的过度膨胀或膨胀不足所引起的动力回收性能的降低且高效的制冷循环装置。

在实施方式1及2中，当变更静涡盘22的内壁202a的最外周部的渐开线结束位置时，从现有形状改变静涡盘22的涡卷202的最外周部的形状。具体而言，是削去静涡盘22的涡卷202的最外周部的一部分，形成渐开线的台阶。根据本实施方式，上述台阶形成于静涡盘22的涡卷202中的厚壁部分。因此，即使改变现有的形状，涡卷202的壁厚也没有大的改变，因此，能够确保如现有的涡卷强度，并能够维持高可靠性。

(实施方式3)

图10是实施方式3的涡旋式膨胀机的动涡盘21及静涡盘22的横截面图。其它的构成由于与实施方式1同样，因此省略其说明。

图10也与图3A同样，表示最内侧的内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b从吸入过程向膨胀过程转移的瞬间。在本实施方式中也同时关闭内壁侧膨胀室203a和外壁侧膨胀室203b，其两室的关入容积相等。上述膨胀室203a、203b也在容积改变的同时向涡盘21、22的外周部移动。并且，最终旋转侧涡卷201和固定侧涡卷202的接触面消失在最外周部。

在本实施方式中，固定侧涡卷202的内壁202a至排出路206的附近用渐开线涡卷所构成。即，内壁202a光滑连续到排出路206的附近，没有形成台阶。

在本实施方式中，第一接触面204(旋转侧涡卷201的内壁201a和固定侧涡卷202的外壁202b的接触面)消失的位置204e与第二接触面205(旋转侧涡卷201的外壁201b和固定侧涡卷202的内壁202a的接触面)消失的位置205e偏移约90度。第二接触面205消失的位置205e相对于与第一接触面204消失的位置204e，从涡卷的卷绕始端侧偏移约90度(合适的范围是30度～150度)。旋转侧涡卷201的外壁201b在第二接触面205消失的位置205e处不连续，用该位置205e结束渐开线涡卷。在该位置205e形成渐开线台阶。

由此，外壁侧膨胀室203b的开放时间滞后于内壁侧膨胀室203a的开放时间。因此，外壁侧膨胀室203b的开放时的容积大于内壁侧膨胀室203a的开放时的容积。

这样，在本实施方式中，内壁侧膨胀室203a与外壁侧膨胀室203b在吸入结束时的容积相等，在排出开始时的容积不同。其结果，内壁侧膨胀室203a与外壁侧膨胀室203b的膨胀比不同。

根据本实施方式，也能够提供抑制由涡旋式膨胀机的过度膨胀或膨胀不足所引起的动力回收性能的降低且高效的制冷循环装置。

并且，也可以按第一接触面204的消失位置204e与第二接触面205的消失位置205e偏移大于180度的方式，结束旋转侧涡卷201的外壁201b的渐开线涡卷。例如，可以使第二接触面205消失的位置205e相对于第一接触面204e消失的位置向涡卷的卷绕始端侧偏移210度～330度。此时，外壁侧膨胀室203b的开放时间早于内壁侧膨胀室203a的开放时间。因此，能够使外壁侧膨胀室203b的开放时的容积小于内壁侧膨胀室203a的开放时的容积。如上构成，也能够使内壁侧膨胀室203a与外壁侧膨胀室203b的膨胀比不同。

并且，在本实施方式中，当变更旋转侧涡卷201的外壁201b的最外周部的渐开线结束位置时，虽然从现有形状改变旋转侧涡卷201的最外周部的形状，但旋转侧涡卷201的最外周部是比较容易进行加工作业的部位。因此，可以用比较简单的加工作业设定内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b的膨胀比的比率。

(实施方式4)

如图11所示，实施方式4的涡旋式膨胀机通过变更旋转侧涡卷201的内壁201a的形状，使内壁侧膨胀室203a的吸入结束时的闭入容积与外壁侧膨胀室203b的吸入结束时的闭入容积不同。

在本实施方式中，在吸入路207的附近(具体是指渐开角不足180度的卷绕始端部)，旋转侧涡卷201的内壁201a由图中双点划线表示的比普通的渐开线涡卷(按照规定的渐开线旋涡状延伸的涡卷)更深地削去的圆弧等形成，从中途开始由普通的渐开线涡卷形成。另一方面，旋转侧涡卷201的外壁201b在全部区域由普通的渐开线涡卷形成。旋转侧涡卷201的卷绕始端部包括以脱离渐开线曲线的方式向轴14的半径方向的外侧推出的内壁201a和按渐开线曲线而成的外壁201b。即，旋转侧涡卷201的卷绕始端部的壁厚从内壁201a侧被减小，比固定侧涡卷202的卷绕始端部的壁厚小。另外，固定侧涡卷202的内壁202a及外壁202b也由普通的渐开线涡卷形成。

此外，虽然未图示，但内壁侧膨胀室203a和外壁侧膨胀室203b同时向排出路206开放，且开放之前的内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b的容积彼此相等。

图11表示由旋转侧涡卷201的外壁201b与固定侧涡卷202的内壁202a形成的外壁侧膨胀室203b从吸入过程向膨胀过程转移的瞬间。旋转侧膨胀室涡卷201的外壁201b与固定侧涡卷202的内壁202a的接触面、即关入的切点To产生于图示的固定侧涡卷202的内壁渐开角ψs处。

当旋转侧涡卷201的内壁201a由普通的渐开线涡卷形成时，由旋转侧涡卷201的内壁201a和固定侧涡卷202的外壁202b形成的内壁侧膨胀室203a的关入切点、即内壁侧膨胀室203a从吸入过程向膨胀过程转移时的切点形成于在旋转侧涡卷201的内壁渐开角与固定侧涡卷202的内壁渐开角ψs相等的位置处。

但是，由于旋转侧涡卷201的内壁201a在卷绕始端附近由比渐开线涡卷更深地削去的圆弧等形成，并从中途开始由普通的渐开线涡卷形成，因此，在普通的位置不产生关入切点，在该渐开线涡卷的初始渐开角ψm处，形成初始切点Ti，之后从吸入过程向膨胀过程转移。此外，图11中所示的渐开角ψm表示在假设内壁201a按照渐开线曲线而成时该内壁201的渐开角。上述内容在图12所示的第5实施方式也同样。

旋转侧涡卷201的内壁201a与固定侧涡卷202的外壁202b最初产生切点Ti时的旋转侧涡卷201的渐开角ψm比旋转侧涡卷201的外壁201b与固定侧涡卷202的内壁202a最初产生切点To时的旋转侧涡卷的渐开角ψs大。

伴随动涡盘21的旋转，最初产生切点To，然后产生切点Ti。因此，伴随切点Ti的产生而形成的内壁侧膨胀室203a比之前伴随切点To的产生而形成的外壁侧膨胀室203b在吸入结束时的关入容积大。

在本实施方式中，内壁侧膨胀室203a和外壁侧膨胀室203b同时向排出路206开放，开放时的两膨胀室203a、203b的容积(排出开始时的容积)相等。另一方面，如上所述，内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b的吸入结束时的关入容积彼此不同。其结果，内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b的膨胀比彼此不同。

从而，在本实施方式中，也能够提供抑制由涡旋式膨胀机的过度膨胀或膨胀不足所引起的动力回收性能的降低且高效的制冷循环装置。

另外，旋转侧涡卷201和固定侧涡卷202的切点分离的瞬间，排出压力与膨胀室203a、203b开放时的膨胀室内压力的压力差成为振动源，有产生振动的可能性。但是，根据本实施方式，在内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b的关入容积不同的情况下，同时开放两膨胀室203a、203b。因此，与交替开放两膨胀室203a、203b的情况相比较，能够抑制膨胀机构的振动。

并且，内壁渐开角ψm、ψs可以表示从渐开角＝0度开始的角度，也可以不这样表示。即，可以将以规定的渐开角作为基准时的渐开角表示为内壁渐开角ψm、ψs，本说明书中即采用该方法。其原因在于渐开角＝0度的位置，即渐开线曲线的开始位置有难以严谨地规定的情况。并且，所谓规定的渐开角是指例如在0度～45度之间设定的渐开角。例如，能够将渐开角＝约20度作为规定的渐开角进行处理。

(实施方式5)

如图12所示，实施方式5的涡旋式膨胀机通过变更固定侧涡卷202的内壁202a的形状，使内壁侧膨胀室203a的吸入结束时的闭入容积与外壁侧膨胀室203b的吸入结束时的闭入容积不同。

在本实施方式中，固定侧涡卷202的内壁202a，在吸入路207的附近(卷绕始端部)，由图中双点划线表示的比普通的渐开线涡卷更深地削去的圆弧形成，从中途开始由普通的渐开线涡卷形成。另一方面，固定侧涡卷202的外壁202b由普通的渐开线涡卷形成。固定侧涡卷202的卷绕始端部包括以脱离渐开线曲线的方式向轴14的半径方向的外侧推出的内壁202a和按渐开线曲线而成的外壁202b。即，固定侧涡卷202的卷绕始端部的壁厚从内壁202a侧开始被减小，比旋转侧涡卷201的卷绕始端部的壁厚小。旋转侧涡卷201的内壁201a及外壁201b由普通的渐开线涡卷形成。

虽然未图示，但在本实施方式中，内壁侧膨胀室203a和外壁侧膨胀室203b也同时向排出路206开放，开放时的内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b的容积彼此相等。

图12表示由固定侧涡卷202的外壁202b与旋转侧涡卷201的内壁201a形成的外壁侧膨胀室203a从吸入过程向膨胀过程转移的瞬间。固定侧膨胀室涡卷202的外壁202b与旋转侧涡卷201的内壁201a的接触面、即关入的切点Ti产生于图示的旋转侧涡卷201的内壁渐开角ψm处。

当固定侧涡卷202的内壁202a由普通的渐开线涡卷形成时，由固定侧涡卷202的内壁202a和旋转侧涡卷201的外壁201b形成的外壁侧膨胀室203b的关入切点、即外壁侧膨胀室203b从吸入过程向膨胀过程转移时的切点产生于固定侧涡卷202的内壁渐开角与旋转侧涡卷201的内壁渐开角ψm相等的位置处。

但是，由于固定侧涡卷202的内壁202a在卷绕始端附近用比渐开线涡卷更深地削去的圆弧等形成，并从中途开始由普通的渐开线涡卷形成，因此，在普通的位置不产生关入切点，在该渐开线涡卷的初始渐开角ψs处，产生初始切点To，之后从吸入过程向膨胀过程转移。

固定侧涡卷202的内壁202a与旋转侧涡卷201的外壁201b最初产生切点To时的固定侧涡卷202的渐开角ψs比固定侧涡卷202的外壁202b与旋转侧涡卷201的内壁201a最初产生切点Ti时的旋转侧涡卷201的渐开角ψm大。

伴随动涡盘21的旋转，最初产生切点Ti，然后产生切点To。因此，伴随切点To的产生而形成的外壁侧膨胀室203b比之前伴随切点Ti的产生而形成的内壁侧膨胀室203a其关入容积大。

在本实施方式中，内壁侧膨胀室203a和外壁侧膨胀室203b同时向排出路206开放，开放时的两膨胀室203a、203b的容积相等。另一方面，如上所述，内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b的吸入结束时的关入容积彼此不同。其结果，内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b的膨胀比彼此不同。

因此，在本实施方式中，也能够提供抑制由涡旋式膨胀机的过度膨胀或膨胀不足所引起的动力回收性能的降低且高效的制冷循环装置。

另外，与实施方式4同样，与交替开放两膨胀室203a、203b的情况相比较，能够抑制膨胀机构的振动。

(实施方式6)

即使为上述实施方式4及5以外的方式，也能够改变涡旋式膨胀机的两个膨胀室203a、203b的吸入结束时的闭入容积。如图13所示，实施方式6的涡旋式膨胀机通过变更旋转侧涡卷201的外壁201b的形状，使内壁侧膨胀室203a的吸入结束时的闭入容积与外壁侧膨胀室203b的吸入结束时的闭入容积不同。

在本实施方式中，旋转侧涡卷201的外壁201b，在吸入路207的附近(卷绕始端部)，由图中双点划线表示的比普通的渐开线涡卷更深地削去的圆弧形成，且从中途开始由普通的渐开线涡卷形成。旋转侧涡卷201的卷绕始端部包括以脱离渐开线曲线的方式向轴14的半径方向的内侧拉下的外壁201b和按渐开线曲线而成的内壁201a。

由此，产生旋转侧涡卷201的内壁201a与固定侧涡卷202的外壁202b的切点Ti时的旋转侧涡卷201的内壁渐开角ψm比产生旋转侧涡卷201的外壁201b与固定侧涡卷202的内壁202a的切点To时的旋转侧涡卷202的内壁的渐开角ψs小。

如上所述，在本实施方式中，能够使内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b在吸入结束时的关入容积不同，且可同时开放两膨胀室203a、203b，并能够使两膨胀室203a、203b的膨胀比不同。

从而，在本实施方式中也能够获得与实施方式4及5同样的效果。

(实施方式7)

如图14所示，实施方式7的涡旋式膨胀机通过变更固定侧涡卷202的外壁202b的形状，使内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b的吸入结束时的闭入容积不同。

在本实施方式中，固定侧涡卷202的外壁202b，在吸入路207的附近(卷绕始端部)，由图中双点划线表示的比普通的渐开线涡卷更深地削去地圆弧形成，且从中途开始由普通的渐开线涡卷形成。固定侧涡卷202的卷绕始端部包括以脱离渐开线曲线的方式向轴14的半径方向的内侧拉下的外壁202b和按照渐开线曲线而成的内壁202a。

由此，产生旋转侧涡卷201的内壁201a与固定侧涡卷202的外壁202b的切点Ti时的旋转侧涡卷201的内壁渐开角ψm比产生旋转侧涡卷201的外壁201b与固定侧涡卷202的内壁202a的切点To时的固定侧涡卷202的内壁渐开角ψs大。

如上所述，在本实施方式中，也能够使内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b在吸入结束时的关入容积不同，且可同时开放两膨胀室203a、203b，并能够使两膨胀室203a、203b的膨胀比不同。

因此，在本实施方式中也能够获得与实施方式4及5同样的效果。

并且，本发明的涡旋式膨胀机不限定于上述各实施方式，可进行其他各种变形。

本发明的涡旋式膨胀机也可以为内壁侧膨胀室203a及外壁侧膨胀室203b的吸入结束时的闭入容积彼此不同，且两膨胀室203a、203b的开放时的容积也彼此不同。

工业实用性

本发明对通过使压缩性气体膨胀而回收动力能的涡旋式膨胀机及配备该涡旋式膨胀机的制冷循环装置有用。

Claims (9)

1.一种涡旋式膨胀机，包括：

第一涡盘，其具有第一旋涡状涡卷；和

第二涡盘，其具有与所述第一旋涡状涡卷啮合的第二旋涡状涡卷，并与所述第一涡盘一起在所述第一旋涡状涡卷的内壁侧及外壁侧分别形成内壁侧膨胀室及外壁侧膨胀室，

通过所述第一涡盘相对于所述第二涡盘相对旋转，使所述内壁侧膨胀室及所述外壁侧膨胀室从所述各涡盘的中心侧向外周侧一边增加容积一边移动，

并以使所述内壁侧膨胀室的膨胀比与所述外壁侧膨胀室的膨胀比不同的方式，确定所述第一旋涡状涡卷和所述第二旋涡状涡卷的形状。

2.根据权利要求1所述的涡旋式膨胀机，其中，

所述内壁侧膨胀室和所述外壁侧膨胀室在吸入结束时容积彼此相等，在排出开始时容积彼此不同。

3.根据权利要求2所述的涡旋式膨胀机，其中，

伴随所述第一涡盘相对于所述第二涡盘的相对旋转，在所述各涡盘的中心侧，同时产生所述第一旋涡状涡卷的内壁与所述第二旋涡状涡卷的外壁的接触面即第一接触面，和所述第一旋涡状涡卷的外壁与所述第二旋涡状涡卷的内壁的接触面即第二接触面，

通过在所述第二旋涡状涡卷的内壁设置渐开线台阶，相对于所述第一接触面从所述各涡盘中心侧向外周侧移动后消失的第一消失位置，所述第二接触面从所述各涡盘中心侧向外周侧移动后消失的第二消失位置向所述第二旋涡状涡卷的涡卷卷绕始端侧偏移比0度大且比180度小的规定角度，或比180度大且比360度小的规定角度。

4.根据权利要求2所述的涡旋式膨胀机，其中，

伴随所述第一涡盘相对于所述第二涡盘的相对旋转，在所述各涡盘的中心侧，同时产生所述第一旋涡状涡卷的内壁与所述第二旋涡状涡卷的外壁的接触面即第一接触面，和所述第一旋涡状涡卷的外壁与所述第二旋涡状涡卷的内壁的接触面即第二接触面，

通过在所述第一旋涡状涡卷的外壁设置渐开线台阶，相对于所述第一接触面从所述各涡盘中心侧向外周侧移动后消失的第一消失位置，所述第二接触面从所述各涡盘中心侧向外周侧移动后消失的第二消失位置向所述第二旋涡状涡卷的涡卷卷绕始端侧偏移比0度大且比180度小的规定角度，或比180度大且比360度小的规定角度。

5.根据权利要求1所述的涡旋式膨胀机，其中，

调整所述第一及第二旋涡状涡卷的形状，使所述内壁侧膨胀室的开放时间和所述外壁侧膨胀室的开放时间的相位差以轴的转动角度表示为30度～50度。

6.根据权利要求1所述的涡旋式膨胀机，其中，

所述内壁侧膨胀室和所述外壁侧膨胀室在吸入结束时的容积彼此不同，在排出开始时的容积彼此相等。

7.根据权利要求6所述的涡旋式膨胀机，其中，

伴随所述第一涡盘相对于所述第二涡盘的相对旋转，在所述各涡盘的中心侧，产生所述第一旋涡状涡卷的内壁与所述第二旋涡状涡卷的外壁的接触面即第一接触面，和所述第一旋涡状涡卷的外壁与所述第二旋涡状涡卷的内壁的接触面即第二接触面，

产生所述第一接触面的位置处的所述第一旋涡状涡卷的内壁渐开角比产生所述第二接触面的位置处的所述第二旋涡状涡卷的内壁渐开角大，

所述第一接触面和所述第二接触面在从所述各涡盘中心侧向外周侧移动后同时消失。

8.根据权利要求6所述的涡旋式膨胀机，其中，

伴随所述第一涡盘相对于所述第二涡盘的相对旋转，在所述各涡盘的中心侧，产生所述第一旋涡状涡卷的内壁与所述第二旋涡状涡卷的外壁的接触面即第一接触面，和所述第一旋涡状涡卷的外壁与所述第二旋涡状涡卷的内壁的接触面即第二接触面，

产生所述第一接触面的位置处的所述第一旋涡状涡卷的内壁渐开角比产生所述第二接触面的位置处的所述第二旋涡状涡卷的内壁渐开角小，

所述第一接触面和所述第二接触面在从所述各涡盘中心侧向外周侧移动后同时消失。

9.一种制冷循环装置，其用配管依次连接压缩机、散热器、膨胀机、以及蒸发器而成，其中，

所述膨胀机由权利要求1所述的涡旋式膨胀机构成。

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