CN1946940A - 膨胀器 - Google Patents

Abstract

缸筒(2)、滚子(4)、上支承元件(7)以及下支承元件(8)形成空间，该空间由叶片(5)分隔成多个工作腔(12)。工作流体通过吸入孔(7c)被吸入到工作腔(12)内，工作流体在工作腔(12)内膨胀，所述工作腔的容积随着旋转而改变，并且工作流体从排出孔(2b)中被排放到排出空间(20)内。在工作腔(12)内的压力高于排出空间(20)内的压力时打开的压差调节阀(21)被设置在排出孔(2b)上。利用这一结构，即使产生工作流体的过度膨胀也可以执行再次加压。因此，可以防止过度膨胀损失。

Description

膨胀器

技术领域

本发明涉及一种作为原动机的膨胀器，其通过高压可压缩流体被操作以产生旋转动力。

背景技术

通常，作为用于热泵循环的膨胀器，存在一种在专利文献1中披露的旋转式膨胀器。

对膨胀器的结构进行说明。图16是常规膨胀器的竖向截面图。图17是沿图16的线Z-Z截取的常规膨胀器的横截面图。为了便于说明，轴3的轴向通道3b和径向通道3c，以及上支承元件7的吸入通道7b和吸入孔7c以虚线示出。

膨胀器包括容器1、缸筒2、具有偏心部分3a的轴3、在缸筒2内偏心旋转的滚子4、在叶片槽2a内往复运动的叶片5、叶片弹簧6、用于支承轴3的上支承元件7和下支承元件8、用于吸入工作流体的吸入管9、以及用于排出工作流体的排出管10。

通过叶片5分隔的工作腔12在缸筒2、滚子4、上支承元件7和下支承元件8之间形成。上支承元件7包括吸入空间7a、吸入通道7b、以及作为在吸入通道7b的工作腔12一侧的开口的吸入孔7c。轴3包括轴向通道3b和径向通道3c。缸筒2具有用于将工作流体从工作腔12排入排出空间20的排出孔2b。

下面，将对膨胀器的操作进行说明。图18(a)-(d)表示膨胀器的操作，并与沿图16中的线Z-Z截取的截面图对应。

如图16所示，高压工作流体从吸入管9通过吸入空间7a以及轴3的轴向通道3b流入轴3的径向通道3c。轴3的径向通道3c的形状被构造成使得如图18所示径向通道3c仅使轴3的外圆周表面一定的角度范围打开，并形成流入定时控制装置，该装置随着轴3的旋转反复在径向通道3c和上支承元件7的吸入通道7b之间形成连通状态和非连通状态。

当径向通道3c和吸入通道7b实现相互连通时，工作流体从径向通道3c通过吸入通道7b和吸入孔7c被吸入工作腔12内。

基于工作腔12对膨胀器的操作进行说明。图18(a)表示即将进行吸入冲程之前的状态。从这一状态，如果轴3在逆时针方向上旋转，则轴3的径向通道3c和上支承元件7的吸入通道7b实现相互连通，流入定时控制装置打开，并且开始进行高压工作流体流入工作腔12的吸入冲程。

图18(b)表示轴3在逆时针方向上的旋转之后的状态。在该状态中，轴3的径向通道3c和上支承元件7的吸入通道7b之间的连通被断开，在流入定时控制装置被关闭，即完成吸入冲程之后立即形成这一状态。

此时工作腔12的容积是膨胀器的吸入容积Vs。随后，被吸入工作腔12内的高压工作流体进入膨胀冲程，在该冲程中，工作流体被膨胀并减压同时使轴3在增大工作腔12容积的方向上旋转，这一状态通过图18(c)被转换到图18(d)所示的状态。

这一状态是工作腔12即将与排出孔2b实现连通之前的状态，此时，工作腔12的容积是膨胀器的排放容积Vd。随后，如果轴3略微旋转，则工作腔12与排出孔2b实现连通，并且开始排放冲程。

随着工作腔12的容积的减小，工作流体从排出孔2b被排放到排出空间20内。积聚在排出空间20内的低压工作流体通过排出管10被排放到膨胀器外部。

从以上说明中显而易见的是，根据这一结构的膨胀器，从吸入冲程到膨胀冲程的转换取决于流入定时控制装置的打开和闭合。因此，据发现，流入定时控制装置是一个主要组成构件。在专利文献2、3、4中示出了除以上结构之外的流入定时控制装置的实例。旋转式膨胀器重复处于图18(a)-(d)所示的状态，在膨胀冲程中相继产生的工作腔12使轴3在容积增加的方向上旋转，并且输出旋转动力。

将对膨胀器用于热泵循环的实例进行说明。图19表示将二氧化碳用作工作流体的热泵循环的构思示意图和莫利尔(Mollier)线图。图19(a)表示标准的热泵循环，图19(b)表示采用膨胀器的热泵循环以及图19(c)是莫利尔(Mollier)线图。

在图19(a)中所示的标准的热泵循环包括压缩机13、气体冷却器14、膨胀阀15以及蒸发器16。压缩机13由驱动构件17例如马达驱动。在这种情况下的Mollier示意图对应于图19(c)中的ABCD。

然而，在图19(b)所示的采用膨胀器18的热泵循环中，采用膨胀器18代替膨胀阀15，膨胀器18的轴通过驱动构件17直接与压缩机13的轴相连。如果考虑到膨胀器18中的工作流体的膨胀冲程大致是绝热膨胀，则在这种情况下的莫利叶线图是图19(c)中的ABCD′。

通过采用例如热泵结构，通过膨胀器18在工作流体的膨胀冲程中收集的旋转动力有助于压缩机13的驱动操作，使得驱动构件17的载荷可以被减小，在与Mollier示意图上的DD′相对应的部分处蒸发器16的焓差被提高，并且致冷能力可以得到提高。

专利文献1

日本待审专利申请No.H8-82296

专利文献2

日本待审专利申请No.H8-338356

专利文献3

日本待审专利申请No.2001-153077

专利文献4

日本待审专利申请No.2003-172244

在具有以上结构的常规膨胀器中，吸入容积Vs和排放容积Vd通过流入定时控制装置和排出孔确定，并且因此每个装置具有特定容积比(Vd/Vs)。如果工作流体的绝热指数被定义为k，在开始膨胀冲程时工作腔12的压力被定义为Ps，并且在完成膨胀冲程时工作腔12内的压力被定义为Pd，则形成以下关系：

(公式1)

$\mathrm{Pd}={\left\{\frac{\mathrm{Vs}}{\mathrm{Vd}}\right\}}^k\mathrm{Ps}$

从该公式中，完成膨胀冲程时的压力Pd由开始膨胀冲程时的压力即吸入压力Ps、容积比(Vd/Vs)以及绝热指数k确定。

在图19(b)所示的采用膨胀器的热泵循环中，气体冷却器14内的压力被定义为Ph并且蒸发器16内的压力被定义为Pl。在此，Ph和Pl由蒸发器16的外部温度以及工作流体和空气之间的热交换量确定。因此，Ph和Pl根据安装热泵处的外部温度而变化。由于从气体冷却器14流出的工作流体象现在这样被吸入膨胀器18内，因此膨胀器18的吸入压力Ps等于气体冷却器14的压力Ph。膨胀器18的排放压力Pd由公式1给出，并且是Ps的函数。因此，排放压力Pd不总等于Pl，并且通常Pd＞Pl或Pd＜Pl。Pd＝Pl的情况被称为完全膨胀，Pd＞Pl的情况被称为不完全膨胀，Pd＜Pl的情况被称为过度膨胀。

图20是膨胀器18的压力容积(PV)示意图。图20(a)表示不完全膨胀(Pd＞Pl)，并且(b)表示过度膨胀(Pd＜Pl)。

将对图20(a)所示的不完全膨胀进行说明。

在吸入冲程中，吸入工作流体直至工作腔12的容积等于压力Ps(＝Ph)下的Vs。在图中，这与AB对应。在膨胀冲程中，工作腔12的容积从Vs提高到Vd，并且据此，工作流体的压力从Ps减小到Pd。在图中，这与BC对应。在排放冲程中，具有压力Pd的工作腔12实现与排出孔2b的连通，并且工作流体流入排出空间20中，其是容器1具有低压Pl的内部空间。因此，压力在保持容积Vd不变的同时从Pd减小到Pl。在图中，这与CD对应。工作流体被排出直至工作腔12的容积从压力Pl状态下的Vd变为零。在图中，这与DE对应。

在PV图上，由于面积表示工作载荷，因此由膨胀器18收集的动力与由PV图上的ABCDE围绕的面积相对应。

另一方面，如果膨胀器18的容积比(Vd/Vs)被设定成使得其满足完全膨胀(Pd＝Pl)，则由膨胀器18收集的动力与由PV图上的ABCFDE围绕的面积相对应。因此，在不完全膨胀的情况下，所收集的动力与完全膨胀相比所减小的是由CFD围绕的面积部分。也就是，所产生的不完全膨胀损失与面积CFD相对应。

将对图20(b)所示的过度膨胀进行说明。

吸入冲程和膨胀冲程与图20(a)的不完全膨胀相同。在PV图上，用AB表示吸入冲程，并且用BC表示膨胀冲程。在排放冲程中，具有压力Pd的工作腔12实现与排出孔2b的连通，并且工作流体从具有更高压力Pl的排出空间20中流入。因此，在保持工作腔12的容积不变的同时压力从Pd上升到Pl。在图中，这与CD对应。在压力Pl的状态下，工作流体被排出直至工作腔12的容积从Vd变为零。在图中，这与DE对应。

由膨胀器18收集的动力等于通过从在膨胀冲程中收集的由ABCG围绕的面积中减去由于在排放冲程中压力从PD升高到Pl所需要的与排放载荷相对应的由CDEG围绕的面积所得到的值。也就是，由膨胀器18收集的动力等于通过从ABFE围绕的面积中减去CDF围绕的面积所得到的值。

另一方面，如果膨胀器18的容积比(Vd/Vs)被设定成使得容积比(Vd/Vs)满足完全膨胀(Pd＝Pl)，则由膨胀器18收集的动力与由PV图上的ABFE围绕的面积相对应。因此，在过度膨胀的情况下，可收集的动力与完全膨胀相比所减小的是由CDF围绕的面积部分。也就是，所产生的不完全膨胀损失相当于面积CDF。

如上所述，在常规膨胀器中，由于容积比(Vd/Vs)是恒定的，因此产生了不完全膨胀损失或过度膨胀损失，并且在完全膨胀的情况下，存在的问题是仅能获得比从工作流体中获得的动力更小的动力。

为了解决以上通常的问题完成了本发明，本发明的目的是提供一种可以防止不完全膨胀损失或过度膨胀损失的高效膨胀器。

发明内容

本发明的第一方面提供了一种膨胀器，包括：缸筒；具有偏心部分的轴；装在所述偏心部分上并在缸筒内偏心旋转的滚子；用于封闭缸筒两个端面的封闭元件；用于将由缸筒、滚子和封闭元件形成的空间分隔成多个工作腔的叶片；吸入孔，工作流体通过所述吸入孔流入工作腔；排出孔，工作流体从工作腔中通过所述排出孔被排入到排出空间内；以及对工作流体流入吸入孔内进行控制的流入定时控制装置，其中膨胀器使工作流体膨胀，其中，使工作流体膨胀的膨胀器还包括使开始工作腔的膨胀冲程时的压力和完成膨胀冲程时的压力之间的比值改变的压力比控制装置。

利用这一方面，即使排出空间内压力改变，完成膨胀冲程时，工作腔内的压力与排出空间内的压力也可以相互匹配，并且可以防止膨胀器的过度膨胀损失。因此，可以提供一种高效膨胀器。

根据本发明的第二方面，在第一方面的膨胀器中，通过工作腔内的压力与排出空间内的压力之间的差值操作的压差调节阀被用作为所述压力比控制装置。

利用这一方面，可以通过对由工作腔内的压力和排出空间内的压力之间的差值确定的过度膨胀进行探测自动控制阀的打开和关闭操作，并且因此可以利用简单的结构可靠地防止过度膨胀损失的产生。

根据本发明的第三方面，在第二方面的膨胀器中，压差调节阀被设置在排出孔上。

利用这一方面，可以利用这样一种极为简单的结构防止过度膨胀损失的产生，即压差调节阀仅被加在常规膨胀器的排出孔上。

根据本发明的第四方面，在第三方面的膨胀器中，压差调节阀在工作腔内的压力低于排出空间内的压力时关闭。

利用这一方面，当在膨胀冲程中产生过度膨胀时，如果压差调节阀被关闭以紧密封闭工作腔，在工作腔内的工作流体被再次加压，可以防止过度膨胀损失的产生。

根据本发明的第五方面，在第四方面的膨胀器中，压差调节阀是簧片阀。

利用这一方面，压差调节阀在产生过度膨胀时关闭。可以极为容易地构成压差调节阀。

根据本发明的第六方面，在第四方面的膨胀器中，压差调节阀具有圆锥阀部分。

利用这一方面，由于由排出孔所导致的无用容积变小，因此可以防止效率变差。

根据本发明的第七方面，在第二方面的膨胀器中，压力比控制装置包括使工作腔与排出空间实现相互连通的连通孔，并且压差调节阀被设置在所述连通孔上。

利用这一方面，可以利用极为简单的结构防止过度膨胀损失的产生。

根据本发明的第八方面，在第七方面的膨胀器中，压差调节阀在工作腔内的压力低于排出空间内的压力时打开。

利用这一方面，如果工作腔内的压力变得低于排出空间内的压力，即使是略低，工作流体也可以从排出空间中流入到工作腔内，并且可以防止过度膨胀。

根据本发明的第九方面，在第八方面的膨胀器中，连通孔在工作腔处的开口被形成在封闭元件上。

利用这一方面，滚子和缸筒的密封部分不会相互叠加，降低了工作流体的泄漏并且可以防止效率变差。

根据本发明的第十方面，在第二方面的膨胀器中，压力比控制装置包括设置在排出孔上的第一压差调节阀、以及设置在使工作腔与排出孔实现相互连通的连通孔上的第二压差调节阀。

利用这一方面，在膨胀冲程中，由于流过第二压差调节阀的工作流体的压力损失的原因，工作腔内的压力变得略低于排出空间内的压力。因此，即使产生过度膨胀损失，也可以通过第一压差调节阀执行再次加压，并且可以降低过度膨胀损失。

根据本发明的第十一方面，在第一到第十方面中任意一方面的膨胀器中，从液相或超临界相膨胀到气-液两相的流体被用作为工作流体。

当流体从液相或超临界相膨胀到气-液两相时，工作流体的比容积在很大程度上根据气体和液体比例而变化，并且易于产生过度膨胀或不完全膨胀。根据这一方面，即使在易于产生过度膨胀或不完全膨胀时，也可以抑制过度膨胀损失，并且可以提高膨胀器的效率。

根据本发明的第十二方面，在第一到第十一方面中任意一方面的膨胀器中，膨胀器被用在采用二氧化碳作为工作流体的热泵循环中。

二氧化碳合乎环保要求但热泵循环的高压和低压之间的差值很大，并且即使是压力比略微改变，也会产生很大的过度膨胀损失。利用这一方面，可以提高采用二氧化碳的高压效率。

根据本发明的第十三方面，在第十二方面的膨胀器中，膨胀器的轴直接与被用在热泵循环中的压缩机的轴相连。

利用这一方面，可以防止膨胀器起动时的过度膨胀，不会产生任何转矩变化。因此，可以高效并平稳地起动热泵循环中的压缩机。

附图说明

图1是本发明第一实施方式的膨胀器的竖向截面图；

图2是本发明第一实施方式的膨胀器的横向截面图；

图3是本发明第一实施方式的膨胀器的工作腔的PV图；

图4是本发明第二实施方式的膨胀器的横向截面图；

图5是本发明第二实施方式的膨胀器的竖向截面图；

图6是本发明第三实施方式的膨胀器的竖向截面图；

图7是本发明第四实施方式的膨胀器的横向截面图；

图8表示本发明第四实施方式的膨胀器的工作腔的操作；

图9是本发明第四实施方式的膨胀器的工作腔的PV图；

图10是本发明第五实施方式的膨胀器的横向截面图；

图11是本发明第五实施方式的膨胀器的竖向截面图；

图12是本发明第六实施方式的膨胀器的横向截面图；

图13是本发明第七实施方式的膨胀器的横向截面图；

图14是本发明第七实施方式的膨胀器的竖向截面图；

图15是本发明第七实施方式的膨胀器的工作腔的PV图；

图16是常规膨胀器的竖向截面图；

图17是常规膨胀器的横向截面图；

图18表示常规膨胀器的工作腔的操作；

图19表示常规热泵循环的构思；以及

图20是常规膨胀器的PV图。

具体实施方式

(第一实施方式)

参照附图对本发明的实施方式进行说明。

本发明第一实施方式中的膨胀器具有与参照图l6-20说明的常规膨胀器基本上相同的结构，除了排出孔具有压差调节阀之外。相同功能的部件用同一标记表示，并且对与常规实例相同的结构和操作的说明将被省去。图1是第一实施方式的膨胀器的竖向截面图。图2是第一实施方式的膨胀器的横向截面图。图1与表示常规膨胀器的图16相对应，并且图2是沿图1中的线Z-Z截取的截面图。

本实施方式中的膨胀器包括容器1、具有圆筒形内壁的缸筒2、具有偏心部分3a的轴3、装在轴3的偏心部分3a内并在缸筒2内偏心旋转的滚子4、以其末端与滚子4的外周表面接触的状态在缸筒2的叶片槽2a内往复运动的叶片5、用于将叶片5偏压在滚子4上的叶片弹簧6、封闭缸筒2的上侧端面并支承轴3的上支承元件7、封闭缸筒2的下侧端面且支承轴3并固定容器1的下支承元件8、用于从容器1的外部吸入工作流体的吸入管9、用于将工作流体排到容器1外部的排出管10以及使轴3穿过容器1的机械密封件11。

由缸筒2、滚子4、作为封闭元件的上支承元件7以及下支承元件8形成的空间通过叶片5被分隔成多个工作腔12。上支承元件7包括吸入空间7a、吸入通道7b、以及作为吸入通道7b的工作腔12一侧上的开口的吸入孔7c。轴3包括轴向通道3b以及径向通道3c。缸筒2具有排出孔2b，通过该排出孔2b工作流体从工作腔12中被排入排出空间20内。

轴3的径向通道3c如图2所示仅使轴3外周表面一定的角度范围打开，并且径向通道3c和吸入通道7b一起形成例如流入定时控制装置，该装置随着轴3的旋转而反复在径向通道3c和上支承元件7的吸入通道7b之间实现连通和非连通，并且控制工作流体通过吸入空间7a和轴向通道3b从吸入管9流入径向通道3c。通过径向通道3c的形状以及在轴3一侧的吸入管7b的打开调节连通和非连通定时。

当径向通道3c和吸入通道7b实现相互连通，即当流入定时控制装置打开时，工作流体通过吸入通道7b和吸入孔7c从径向通道3c中被吸入工作腔12内。

在本实施方式的膨胀器中，如图2所示，缸筒2在其外周具有包括排出孔2b的槽口2c，并具有包括阀止动件21b和封盖排出孔2b的簧片阀21a的压差调节阀21槽口2c的作用是确保布置压差调节阀21的空间，使缸筒2变薄、并且使工作腔12和压差调节阀21之间的空间缩短，该空间为无用容积。

压差调节阀21被设计成使得其在工作腔12内的压力低于排出空间20内的压力时关闭，并且其在工作腔12内的压力高于排出空间20内的压力时打开。也就是，膨胀器包括作为压力比控制装置的压差调节阀21，其改变工作腔12的膨胀冲程开始时的压力和完成膨胀冲程时的压力之间的比值。换句话说，即使排出空间20内的压力变化，压力比控制装置也总是可以使完成膨胀冲程时工作腔12内的压力与排出空间20内的压力平衡。

根据本实施方式的膨胀器，作为工作腔12的吸入容积Vs和排放容积Vd比值的容积比(Vd/Vs)被设定的足够大，使得在任何状态下都不会产生不完全膨胀。

例如，当膨胀器被用在处于气相或超临界相的单个相域的系统中时，高压是Ph并且低压是Pl，如果假定的最大压力比被定义为(Ph/Pl)max，并且绝热指数被定义为k，则容积比(Vd/Vs)被设定成满足以下公式。

(公式2)

$\frac{\mathrm{Vd}}{\mathrm{Vs}}>{\left\{{\left(\frac{\mathrm{Ph}}{\mathrm{Pl}}\right)}_{\max }\right\}}^{\frac{1}{k}}$

当工作流体从单个相域膨胀到两相域时，如果在工作流体膨胀前的比容积被定义为vh，工作流体膨胀之后两相域内的比容积被定义为vl并且假定的最大比容积比率被定义为(vl/vh)max，则容积比(Vd/Vs)被设定成满足以下公式。

公式3

$\frac{\mathrm{Vd}}{\mathrm{Vs}}>{\left(\frac{\mathrm{vl}}{\mathrm{vh}}\right)}_{\max }$

将对具有以上结构的本实施方式的膨胀器的操作和作用进行说明。

图3是第一实施方式的膨胀器的工作腔的PV图。

如果轴3在逆时针方向上旋转，则轴3的径向通道3c和上支承元件7的吸入通道7b实现相互连通。这样流入定时控制装置打开，开始高压工作流体流入工作腔12的吸入冲程，如果连通被切断，则流入定时控制装置关闭，并完成吸入冲程。吸入冲程与PV图上的AB对应，并且在那时工作腔12的容积等于Vs，压力等于Ps。

然后，被吸入到工作腔12中的高压工作流体进入膨胀冲程，此时，工作流体膨胀且被减压，同时使轴3在增大工作腔12的容积的方向上转动。膨胀冲程与PV图上的BC相对应，此时工作腔12的容积等于Vd，工作腔12中的压力等于Pd。

在本实施方式中，在膨胀冲程BC中一定产生过度膨胀，在完成膨胀冲程的C点的压力Pd低于容器1内排出空间20的压力PL

此时，在本实施方式中，排出孔2b具有压差调节阀21，并且工作腔12内的压力Pd低于排出空间20内的压力Pl。因此，压差调节阀21关闭。由此，压差调节阀21关闭以紧密封闭工作腔12并且因此工作流体不会流入工作腔12内。

随着轴3的旋转，工作腔12内的容积减小，并且工作流体沿PV图上的CF被压缩。

如果工作腔12内的压力升高到与排出空间20内的压力相等的值，则压差调节阀21打开，并且开始排放冲程。排放冲程与PV示意图上FE对应。

从以上PV图的操作和说明中显而易见的是，由本实施方式的膨胀器收集的动力与在PV图上由ABFE围绕的面积相对应，并且不会产生与由FCD围绕的面积相对应的过度膨胀。因此，在本实施方式的膨胀器中，当工作腔12内的压力低于排出空间20内的压力时，压差调节阀21关闭。利用这一点可以防止过度膨胀损失，并且可以提高膨胀器的效率。由于膨胀器的容积比预先被设定成不产生不完全膨胀以应对排出空间20内的压力Pl的任何变化，因此可以防止不完全膨胀损失以及过度膨胀损失并且总可以保持高效率。

作为本实施方式的压力比控制装置，膨胀器采用压差调节阀，该压差调节阀利用工作腔内的压力和排出空间内的压力之间的差值自动打开和关闭。因此，可以利用简单的结构可靠地防止过度膨胀损失。本实施方式的压差调节阀可以用极为简单的结构实现，在该结构中常规实例也拥有的排出孔设有阀。此外，所述阀是簧片阀，该簧片阀具有以下作用：即能够以极为简单的方式形成在过度膨胀时可关闭的阀结构。

(第二实施方式)

本发明第二实施方式的膨胀器与第一实施方式的膨胀器相同，除了改变了排出孔和压差调节阀的位置之外。相同功能的部件由同一标记表示，并且省去了对相同结构和作用的说明。

图4是第二实施方式的膨胀器的横向截面图。图5是沿图4中的线Y-Y截取的第二实施方式的膨胀器的竖向截面图。

在本实施方式的膨胀器中，下支承元件8作为用于封闭缸筒2下端面的封闭元件具有排出孔8a，工作流体通过该排出孔8a从工作腔12中被排入到排出空间20内，并且排出孔8a具有压差调节阀22。压差调节阀22包括簧片阀22a和阀止动件22b。

在第二实施方式中，与第一实施方式相比改变了排出孔8a和压差调节阀22的位置，但当然可以实现与第一实施方式相同的效果。另外，可以实现以下作用。

也就是，当如在第一实施方式中那样使排出孔2b在缸筒2的壁面上形成时，由于形成了槽口2c，因此降低了缸筒2的强度并使缸筒2变形，增大了滚子4和缸筒2之间的间隙，工作流体泄漏并且膨胀器的性能变差。

然而，根据第二实施方式的膨胀器，排出孔8a可以在不会使缸筒2的强度变差的情况下具有压差调节阀22，并且可以防止缸筒2变形以及工作流体泄漏时所产生的性能变差。

当如在第一实施方式中那样使排出孔2b在缸筒2的壁面上形成时，由于形成了槽口2c，因此减小了排出孔2b一侧上的叶片槽2a的厚度并且叶片槽2a易于变形。因此，工作流体从叶片槽2a和叶片5之间的间隙中泄漏，并且膨胀器的性能变差。此外，存在以下不利的可能，即叶片槽2a的变形增加了叶片槽2a和叶片5之间的滑动表面压力，易于产生异常磨损并且膨胀器的可靠性变差。

但是，在第二实施方式中，排出孔8a可以在不会使缸筒2的叶片槽2a的强度变差的情况下具有压差调节阀22，并且可以提高性能和可靠性。

当膨胀器被用在采用比容积比氟利昂(flon)更小的二氧化碳作为工作流体的热泵循环中时，或者当膨胀器的转数需要被设定得更高而工作流体的流速相同时，必须减小工作腔12的容积。在这种情况下，缸筒2的高度h被设定得更小。但是，当如在第一实施方式中那样地使排出孔2b在缸筒2的壁面上形成并且使压差调节阀设置在排出孔2b上时，由于空间狭窄，因此难以布置压差调节阀21本身，或者压差调节阀21的形状受到限制并且在一些情况下压差调节阀21不能被设计成所需形状。因此，压差调节阀21的强度变得不足，并且压差调节阀21在一些情况下会被损坏。

但是，根据第二实施方式的膨胀器，由于作为封闭元件的下支承元件8具有排出孔8a和压差调节阀22，因此可以确保足够的空间以设置压差调节阀22，并且压差调节阀22可以被形成具有所需形状。

(第三实施方式)

本发明第三实施方式的膨胀器与第二实施方式的膨胀器相同，除了改变了排出孔和压差调节阀的形状之外。相同功能的部件由同一标记表示，并且省去了对相同结构和作用的说明。

图6是本发明第三实施方式的膨胀器的竖向截面图。

根据第三实施方式的膨胀器，下支承元件8具有排出孔8b，该排出孔8b上更靠近工作腔12的部分被形成为具有圆锥形表面。膨胀器具有用于打开和封闭排出孔8b的压差调节阀23。压差调节阀23包括具有装配在排出孔8b内的这种圆锥形表面的阀部分23a、用于将阀部分23a偏压在排出孔8b上的阀弹簧23b以及用于固定阀弹簧23b的阀弹簧座23c。

根据压差调节阀23，当工作腔12内的压力低于排出空间20内的压力时，阀弹簧23b的弹簧力克服由排出空间20内的压力和工作腔12内的压力之间的差值所产生的力，并且排出孔8b被封闭。当工作腔12内的压力高于排出空间20内的压力时，由排出空间20内的压力和工作腔12内的压力之间的差值所产生的力克服阀弹簧23b的弹簧力，并且排出孔8b被打开。

尽管在本实施方式中改变了排出孔8b和压差调节阀23的形状，但由于排出孔8b和压差调节阀23被布置在与第二实施方式相同的位置，因此当然能够实现与第二实施方式相同的作用。另外，可以实现以下作用。

也就是，根据本实施方式的膨胀器，排出孔8b上更靠近工作腔12的部分以及压差调节阀23的阀部分23a包括圆锥形表面并且它们被相互装配。因此，当压差调节阀23关闭时，工作腔12和压差调节阀23之间的空间的无用容积变得相当小。

因此，如果具有与排出空间20同样低的压力的无用容积与高压工作腔12实现连通，则工作腔12内的压力被减小，并且可由工作腔12收集的动力被减小。因此，可以防止膨胀器的效率变差。

在第一到第三实施方式中，对采用簧片阀21a和22a的压差调节阀21和22以及采用阀部分23a和阀弹簧23b的压差调节阀23进行描述。备选地，可以采用当工作腔12内的压力高于排出空间20内的压力时打开的压差调节阀。而且利用这种压差调节阀无论其结构如何都可以实现相同的作用。

(第四实施方式)

本发明第四实施方式的膨胀器与参照图16-20说明的常规膨胀器相同，除了缸筒具有用于使工作腔和排出空间相互连通的连通孔以及压差调节阀设置在连通孔中之外。相同功能的部件由同一标记表示，并且省去了对相同结构和作用的说明。

图7是第四实施方式的膨胀器的横向截面图。其竖向截面图与图16所示的常规膨胀器的竖向截面图相同，并且图7是沿图16的线Z-Z截取的视图。仅以横截面图示出了连通孔31附近的膨胀器的一部分。

除了图16中所示的常规结构，本实施方式的膨胀器包括设置在缸筒2上使排出空间20和工作腔12相互连通的连通孔31，以及设置在连通孔31上的压差调节阀32。尽管从轴3的中心轴线观察，连通孔31被设置在逆时针方向上与叶片槽2a的位置成210°角的区域，但连通孔31的位置并不局限于此。后文将对连通孔31的位置状态进行描述。

压差调节阀32包括阀部分32a、阀弹簧32b以及阀弹簧座32c。与第一到第三实施方式的压差调节阀21-23相反，压差调节阀32在工作腔12内的压力高于排出空间20内的压力时关闭，并且压力调节阀32在工作腔12内的压力低于排出空间20内的压力时打开。也就是，压差调节阀32起到压力比控制装置的作用，其改变工作腔12膨胀冲程开始时的压力与完成膨胀冲程时的压力的比值。

根据本实施方式的膨胀器，作为吸入容积Vs和排出容积Vd比值的容积比(Vd/Vs)被设定得足够大，使得在任何状态下都不会产生不完全膨胀。设定方式与在第一实施方式中所述的相同。

将对具有以上结构的本实施方式的膨胀器的操作和作用进行说明。

图8表示第四实施方式的膨胀器的操作，并与图18相对应。仅以横截面示出了连通孔31附近的膨胀器的一部分。轴3的轴向通道3b和径向通道3c以及上支承元件7的吸入通道7b和吸入孔7c在图中以虚线示出。图9是第四实施方式的工作腔12的PV图。

利用基于工作腔12的PV示意图的比较对膨胀器的操作进行说明。以下说明并不取决于流入定时控制装置的结构。

图8(a)表示流入定时控制装置即将打开之前的状态，即吸入冲程之前的状态，这与图9中的PV示意图上的点A对应。如果轴3从该状态在逆时针方向上旋转，则轴3的径向通道3c和上支承元件7的吸入通道7b实现相互连通，流入定时控制装置打开，并且开始执行高压工作流体流入工作腔12内的吸入冲程。

图8(b)所示的在轴3在逆时针方向上旋转之后的状态表示流入定时控制装置关闭时的瞬间，即完成吸入冲程的状态，这与图9中的点B对应。工作腔12的容积等于膨胀器的吸入容积Vs。

随后，被吸入工作腔12内的高压工作流体进入膨胀冲程，在该膨胀冲程中工作流体在使轴3在工作腔12的容积增加的方向上旋转的同时被膨胀并减压。在图8(c)所示的状态中，工作腔12实现与连通孔31的连通。

连通孔31设置在在任何状态下都不会产生过度膨胀的位置，除了在工作腔12和连通孔31实现相互连通的瞬间，即在图8(c)所示的状态中工作腔12的过渡期之外。

例如，假定膨胀器被用于一种系统，在该系统中图8(c)所示的状态在图9的PV示意图的点H上，此时的容积被定义成Vd′，并且在气相或超临界相的单个相域中，高压是Ph，并且低压是Pl。在该系统中，如果假定的最小压力比被定义为(Ph/Pl)min，并且绝热指数被定义为k，容积比(Vd′/Vs)被设定成满足以下公式。

(公式4)

$\frac{V{d}^{\&prime;}}{\mathrm{Vs}}<{\left\{{\left(\frac{\mathrm{Ph}}{\mathrm{Pl}}\right)}_{\min }\right\}}^{\frac{1}{k}}$

当工作流体从单个相域膨胀到两相域时，如果工作流体膨胀之前的比容积被定义为vh，工作流体膨胀之后气相和液相的平均比容积被定义为vl，并且假定的最小比容积比率被定义为(vl/vh)min，则容积比(Vd′/Vs)被设定成满足以下公式。

(公式5)

$\frac{V{d}^{\&prime;}}{\mathrm{Vs}}<{\left(\frac{\mathrm{vl}}{\mathrm{vh}}\right)}_{\min }$

如果轴3进一步旋转，则工作腔12内的压力从图9所示PV示意图上的点H的状态进一步被减小并等于图9中的点F。此后，工作流体在常规膨胀器中过度膨胀，但在本实施方式中，工作腔12内的压力通过过度膨胀低于排出空间20内的压力Pl，并且同时连通孔31的压差调节阀32打开，具有压力Pl的工作流体从排出空间20流入工作腔12，由此工作腔12内的压力不会被减小低于排出空间20内的压力Pl也就是，不会产生过度膨胀。

如果从图8(c)到图8(d)的变化被应用在图9中的PV图上，该变化中容积变成等于即将排放之前的值Vd，则在常规膨胀器中，由于产生过度膨胀，因此容积沿图9中的FC变化并且压力变为等于Pd，在工作腔12与排出孔2b实现连通时的瞬间，压力沿图9中的CD上升到Pl。

然而，在本实施方式中，与连通孔31和压差调节阀32配合，在保持压力Pl恒定的同时容积沿Fd变化到Vd。随后，在轴3旋转的同时开始排放冲程，工作流体从工作腔12中通过排出孔2b被排入到排出空间20内，并且这与图9中的DE对应。

从以上对PV示意图的操作和说明中显而易见的是，可由本实施方式的膨胀器收集的动力与由PV示意图上的ABFE围绕的面积相对应，并且不会产生在常规膨胀器中产生的与由FCD围绕的面积相对应的过度膨胀。因此，可以提高膨胀器的效率。此外，可以应对排出空间20内的压力Pl的任何变化，并且防止过度膨胀，以及一直保持高效率。

在本实施方式的膨胀器中，在一个位置设置具有压差调节阀32的连通孔31，但也可以在两个或多个位置设置两个或多个连通孔，并且如果在满足公式4或5的位置布置至少一个连通孔，则能够实现的作用当然与在一个位置设置连通孔时所实现的作用相同。

如果在一个位置设置连通孔31，则从连通孔31中流出的工作流体不容易立即流过工作腔12，并且由于工作腔12月牙形薄且长的形状或由于连通孔31的通道阻力而会产生压力损失，并且因此不能完全消除过度膨胀损失。但是，如果在两个或多个位置设置两个或多个连通孔31，则可以使工作流体迅速地分布在工作腔12的整个空间上，并且因此可以更明显地表现出防止过度膨胀和提高膨胀器效率的作用。

(第五实施方式)

本发明第五实施方式的膨胀器与第四实施方式的膨胀器相同，除了改变了排出孔的位置之外。相同功能的部件由同一标记表示，并且省去了对相同结构和作用的说明。

图10是第五实施方式的膨胀器的横向截面图。图11是沿图10中的线Y-Y截取的第五实施方式的膨胀器的竖向截面图。

在本实施方式的膨胀器中，下支承元件8具有使工作腔12与排出空间20相互连接的连通孔33。也就是，连通孔33在工作腔12上的开孔被设置在作为封闭元件的下支承元件8上。连通孔33具有包括阀部分34a、阀弹簧34b以及阀弹簧座34c的压差调节阀34。

尽管在本实施方式中改变了连通孔33的位置，但是当然可以实现与第四实施方式相同的作用。另外，还可以实现以下作用。

也就是，当连通孔31如在第四实施方式那样被形成在缸筒2的壁面上时，如果作为滚子4和缸筒2的线接触点的密封部分随着轴3的旋转在连通孔31上被相互叠加，则由于连通孔31的原因而使工作流体在由密封部分分隔的工作腔12之间泄漏。

然而，在本实施方式的膨胀器中，由于作为一个封闭元件的下支承元件8具有连通孔33，因此滚子4和缸筒2的密封部分不会相互叠加并且因此可以减少工作流体的泄漏，以及提高效率。作为另一个封闭元件的上支承元件7可具有连通孔(未示出)，并且利用这一结构也可以实现相同的作用。

(第六实施方式)

本发明第六实施方式的膨胀器与第五实施方式的膨胀器相同，除了改变了排出孔的位置之外。相同功能的部件由同一标记表示，并且省去了对相同结构和作用的说明。

图12是第六实施方式的膨胀器的横向截面图。

根据本实施方式的膨胀器，从轴3的中心轴线上观察，连通孔35被设置在与吸入孔7c相同的角度位置。

尽管在本实施方式中改变了连通孔35的位置，但是当然可以实现与第五实施方式相同的作用。另外，还可以实现以下作用。

也就是，当常规膨胀器或第一到第五实施方式中任何膨胀器被用于图19(b)所示的热泵循环时，在热泵循环停止时，气体冷却器14的压力Ph和蒸发器16的压力Pl相等，并且循环开始之后瞬间Ph和Pl之间的差值相当小。因此，在循环开始之后瞬间时刻到驱动状态被转换为正常驱动状态时刻的过程中，产生具有一定膨胀比的过度膨胀。

因此，循环开始时过度膨胀所需的载荷变得很大，由于转矩变化膨胀器不能平稳地操作，并且在使热泵循环的开始延迟的恶性循环中产生这种情况。

特别是在如图19(b)所示的压缩机13的轴和膨胀器18的轴彼此直接相连的一种热泵循环的情况下，压缩机13的起动受到由膨胀器18的过度膨胀所引起的载荷转矩变化的不利影响。特别是在采用通过变换器进行无传感器控制的无电刷电动机17的压缩机13的情况下，由循环开始时的转矩变化所引起的旋转偏差易于产生同步损失。

然而，在采用本实施方式的膨胀器的情况下，由于从轴3的中心轴线观察连通孔35被设置在与吸入孔7c相同的角度位置，因此在吸入冲程完成并且该冲程被转换到膨胀冲程时，工作腔12和连通孔35实现相互连通。因此即使在循环开始时也不会产生过度膨胀。

因此，不会由过度膨胀产生转矩变化，并且可以平稳有效地开始热泵循环。这对于压缩机13的轴直接与膨胀器18的轴相连的热泵循环特别有效。

(第七实施方式)

本发明第七实施方式的膨胀器与第二实施方式的膨胀器相同，除了缸筒具有使工作腔与排出空间实现相互连通的连通孔并且压差调节阀设置在连通孔上之外。相同功能的部件由同一标记表示，并且省去了对相同结构和作用的说明。

图13是第七实施方式的膨胀器的横向截面图。图14是沿图13中的线Y-Y截取的第七实施方式的膨胀器的竖向截面图。

根据本实施方式的膨胀器，包括簧片阀41a和阀止动件41b的第一压差调节阀41设置在排出孔8c上，缸筒2具有连通孔42，工作腔12和排出空间20通过所述连通孔42相互连通，并且第二压差调节阀43设置在连通孔42上。第二压差调节阀43包括阀部分43a、阀弹簧43b以及阀弹簧座43c。

在本实施方式的膨胀器中，由于排出孔8c和设置在排出孔8c上的第一压差调节阀41的结构与第二实施方式的结构完全相同，因此当然可以实现相同的作用。此外，由于在缸筒2上形成的连通孔42以及设置在连通孔42上的第二压差调节阀43的结构与第五实施方式的结构完全相同，因此当然可以实现相同的作用。

从具有这些结构组合的本实施方式的膨胀器中，能够实现以下作用。

图15是第七实施方式的膨胀器的工作腔12的PV示意图。

由于设置有连通孔42以及第二压差调节阀43，因此在与图15中的点F对应的工作腔12内的压力变为等于排出压力Pl之后的瞬间，工作流体从排出空间20中流入工作腔12内，试图将工作腔12内的压力保持在与排出空间20内的压力Pl相同的大小。

但是，在实际情况下，由于连通孔42上的压力损失或者工作腔12具有薄且长的形状，因此流入工作腔12内的工作流体不会分布在整个工作腔12上，并且工作腔12内的压力略低于排出空间20内的压力Pl。

也就是，如果在完成膨胀冲程瞬间降低的压力被定义为ΔP，则在完成膨胀冲程时压力等于图15中的点I。工作腔12的容积越大，或者膨胀器的转速越高，ΔP表现得越明显。因此，当排出孔8c不具有第一压差调节阀41时，在工作腔12和排出孔8c实现相互连通时的瞬间，工作腔12内的压力升高到排出空间20内的压力Pl。因此，产生由图15的PV示意图上FID围绕的面积所代表的过度膨胀损失。

然而，根据本实施方式的膨胀器，由于排出孔8c具有第一压差调节阀41，因此执行与图15中的IJ相对应的再次加压。这样，根据本实施方式的膨胀器，FIJ变为过度压缩损失，并且与不设置第一压差调节阀41的结构相比，过度压缩损失被降低由IDJ围绕的面积。因此，与第五实施方式相比可以进一步提高效率。

通过第一到第七实施方式的膨胀器可以实现以下作用。

在采用常规膨胀器的情况下，当工作流体从液相或超临界相膨胀到气-液两相时，由于即使是容积比恒定的情况下，在膨胀器出口处的工作流体的密度在很大程度上根据干度而变化，因此，膨胀器的压力比也可以灵敏地改变。于是，特别容易产生过度膨胀损失和不完全膨胀损失。

然而，根据第一到第七实施方式的膨胀器，由于防止了产生过度膨胀损失和不完全膨胀损失，因此可以采用从液相或超临界相膨胀到气-液两相的工作流体，并且可以更显著地提高膨胀器的效率。

当包括二氧化碳作为主成分的工作流体被用于常规膨胀器时，由于工作压力很高并且压差很大，因此即使是含有膨胀器的热泵循环的膨胀比略微变化，也会产生很大的过度膨胀或不完全膨胀。

然而，根据第一到第七实施方式的膨胀器，由于防止产生不完全膨胀和过度膨胀，因此本发明可以被应用在含有用于使以二氧化碳作为主成分的工作流体进行膨胀的膨胀器的热泵上，可以更显著地提高高压效率。

在本发明的膨胀器中，在工作腔内的压力变得比排出空间内的压力更高时打开的压差调节阀被设置在排出孔上。由于即使在产生过度膨胀时也可以执行再次加压，因此可以防止过度膨胀损失。另外，如果膨胀器的容积比预先被设定得足够大，使得不会产生不完全膨胀，则可以提供一种在任何状态下都不会产生不完全膨胀损失和过度膨胀损失的高效膨胀器。

根据本发明，膨胀器具有使工作腔与排出空间连通的连通孔，并且连通孔具有在工作腔内的压力变得低于排出空间内的压力时打开的压差调节阀。因此，如果工作腔内的压力变得低于排出空间内的压力，则工作流体从排出空间中流入工作腔内，工作腔内的压力变得等于排出空间内的压力并且因此可以防止过度膨胀。另外，如果膨胀器的容积比预先被设定得足够大，使得不会产生不完全膨胀，则可以提供一种在任何状态下都不会产生不完全膨胀损失和过度膨胀损失的高效膨胀器。

工业实用性

本发明的膨胀器可以被用作原动机或从可压缩气体中获得旋转动力的发电机。

Claims (13)

1.一种膨胀器，包括：缸筒；具有偏心部分的轴；装在所述偏心部分上并在所述缸筒内偏心旋转的滚子；用于封闭所述缸筒两个端面的封闭元件；用于将由所述缸筒、所述滚子和所述封闭元件形成的空间分隔成多个工作腔的叶片；吸入孔，工作流体通过所述吸入孔流入所述工作腔内；排出孔，工作流体从所述工作腔中通过所述排出孔被排放到排出空间内；以及对工作流体流入所述吸入孔内进行控制的流入定时控制装置，其中膨胀器使工作流体膨胀，其中，使工作流体膨胀的膨胀器进一步包括使开始所述工作腔的膨胀冲程时的压力和完成膨胀冲程时的压力之间的比值改变的压力比控制装置。

2.如权利要求1所述的膨胀器，其特征在于，通过所述工作腔内的压力与所述排出空间内的压力之间的差值操作的压差调节阀被用作所述压力比控制装置。

3.如权利要求2所述的膨胀器，其特征在于，所述压差调节阀被设置在所述排出孔上。

4.如权利要求3所述的膨胀器，其特征在于，所述压差调节阀在所述工作腔内的压力低于所述排出空间内的压力时关闭。

5.如权利要求4所述的膨胀器，其特征在于，所述压差调节阀是簧片阀。

6.如权利要求4所述的膨胀器，其特征在于，所述压差调节阀具有圆锥阀部分。

7.如权利要求2所述的膨胀器，其特征在于，所述压力比控制装置包括使所述工作腔与所述排出空间实现相互连通的连通孔，并且压差调节阀被设置在所述连通孔上。

8.如权利要求7所述的膨胀器，其特征在于，所述压差调节阀在所述工作腔内的压力低于所述排出空间内的压力时打开。

9.如权利要求8所述的膨胀器，其特征在于，所述连通孔通向所述工作腔的开口被形成在所述封闭元件上。

10.如权利要求2所述的膨胀器，其特征在于，所述压力比控制装置包括设置在所述排出孔上的第一压差调节阀以及设置在使所述工作腔与所述排出孔实现相互连通的所述连通孔上的第二压差调节阀。

11.如权利要求1-10中任意一项所述的膨胀器，其特征在于，从液相或超临界相膨胀到气-液两相的流体被用作工作流体。

12.如权利要求1-11中任意一项所述的膨胀器，其特征在于，膨胀器被用在采用二氧化碳作为工作流体的热泵循环中。

13.如权利要求12所述的膨胀器，其特征在于，所述膨胀器的轴直接与被用在所述热泵循环中的压缩机的轴相连。

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