CN202182593U - 膨胀阀、热泵式制冷循环设备和空气处理机组 - Google Patents

Abstract

本实用新型涉及一种膨胀阀、使用该膨胀阀的热泵式制冷循环设备和具有热泵式制冷循环设备的空气处理机组。其中，第一膨胀阀设置在室外机中，第二膨胀阀设置在室内机中。管道连接第一膨胀阀的第一接合管以及第二膨胀阀的第二接合管。当制冷剂从第二接合管流入，并且从第二接合管流出时，由于制冷剂的压力，第一和第二膨胀阀处于完全打开状态。当制冷剂从第一接合管流入，并且从第二接合管流出时，第一和第二膨胀阀处于半闭合状态(流量控制状态)。在制冷模式中，第二膨胀阀就在室内热交换器之前膨胀制冷剂，在制热模式中，第一膨胀阀就在室外热交换器之前膨胀制冷剂。在制热和制冷模式中，大量的制冷剂流经管道，从而减小压力损失。

Description

膨胀阀、热泵式制冷循环设备和空气处理机组

技术领域

本实用新型涉及用于沿制冷剂第一流动方向控制制冷剂流量并且沿第二流动方向排出制冷剂的膨胀阀、使用该膨胀阀的热泵式制冷循环设备和具有热泵式制冷循环设备的空气处理机组。

背景技术

传统地，在热泵式制冷循环设备中，膨胀阀介于室外热交换器和室内热交换器之间。在制冷模式中，来自室外热交换器的制冷剂由膨胀阀膨胀并且引导到室内热交换器。在制热模式中，来自室内热交换器的制冷剂由膨胀阀膨胀并且引导到室外热交换器。并且已提出了多种适于正常操作、除霜操作和抽湿操作的用于控制制冷剂流量的膨胀阀(例如日本待审专利申请公开号No.2000-266194和日本已审查专利申请公开号No.H6-65915)。

附带地，在很多热泵式制冷循环设备中，膨胀阀设置在室外热交换器(室外机)侧。在该情况下，由膨胀阀膨胀的制冷剂经由长管道流入室内热交换器。因此，存在一个问题，即膨胀的制冷剂遭受压力损失，并且很难由膨胀阀进行流量控制。膨胀阀设置在室内热交换器侧的情况存在同样的问题。

因此，本实用新型的目的是提供一种膨胀阀，其用于在制冷模式中控制室内热交换器的流量，用于在制热模式中控制室外热交换器的流量，并且提供一种具有所述膨胀阀的热泵式制冷循环设备。

实用新型内容

根据至少一个目前优选的实施方式，提供一种用于沿第一流的方向控制制冷剂流量并且沿第二方向排出制冷剂的膨胀阀。

所述膨胀阀包括：

阀壳体，其具有用于与圆柱状主阀室和所述主阀室侧部连通的第一端口，和与所述主阀室沿其轴向的端部连通的第二端口；

活塞状阀座，其沿所述主阀室的轴向可滑动地布置在所述主阀室中，并且具有与所述第二端口相对的在所述主阀室中的子阀室、用于将所述子阀室连接到所述第二端口的阀端口和用于总是将所述子阀室连接到所述第一端口的连接孔；

阀芯，其用于相对于所述阀座沿轴向打开和闭合所述阀座的阀端口；和

驱动构件，其用于沿轴向驱动所述阀芯，

其中，在所述第一端口处于高制冷剂压力并且所述第二端口处于低制冷剂压力的情况下，通过使用由于所述第一和第二端口之间的压差围绕所述第二端口坐落的阀座闭合所述第二端口，并且通过使用驱动构件控制阀芯沿轴向的位置，以控制从所述子阀室流经所述阀芯和所述阀端口之间的路径的制冷剂流量；并且

其中，在所述第一端口处于低制冷剂压力并且所述第二端口处于高制冷剂压力的情况下，通过使制冷剂反向流动，使制冷剂经由所述第二端口和所述主阀室排到所述第一端口，通过使用所述驱动构件沿轴向移动所述阀芯，并且通过由所述第二和第一端口之间的压差将所述阀座与所述第二端口分离来打开所述第二端口。

优选地，所述阀座为活塞式构件，其第二端口侧的底壁为锥形壁，并且所述连接孔设置在所述阀座的一侧。

优选地，所述阀座包括其上形成所述阀端口的圆盘，和形成在所述圆盘外周处并且滑动接触所述主阀室内部的多个导向板，并且所述连接孔形成在所述相邻导向壁之间。

优选地，所述驱动构件包括转子外壳，其围绕所述阀壳体的与所述第一端口相对的开口固定，以形成圆柱状转子室；具有转子轴的转子，该转子轴在所述转子室和所述主阀室轴向上，并且可旋转且可动地沿轴向布置在所述转子室中；和定子线圈，其附接到所述转子外壳的外圆周，并且驱动所述转子，所述阀体布置在靠近所述阀座的转子轴处，所述驱动构件还包括支撑构件，其固定到所述阀壳体的开口，用于将所述主阀室与所述转子室分离，并且用于支撑所述转子的转子轴，并且构造用于通过使用所述支撑构件和所述转子轴的螺纹机构，利用所述转子的旋转沿轴向移动所述转子和所述转子轴，控制所述阀端口的打开，并且构造用于在所述转子沿轴向移动时，使用与所述主阀室和所述转子室连通的压力平衡路径平衡所述主阀室和所述转子室之间的压力，

其中，所述支撑构件包括：装配部，其用于装配到所述阀壳体的开口中；和凸缘部，其固定到围绕所述阀壳体的开口的周部的端部，

其中，在所述转子室侧开放的连通路径形成在所述凸缘上，所述装配部的外径比所述阀壳体的内圆周的内径小预定量，

其中，沿垂直于所述轴向的径向凹入的凹入部在所述凸缘侧形成在所述装配部上，并且所述装配部的外圆周和所述阀壳体的内圆周之间的间隙通过所述凹入部与所述连通路径连通；并且

其中，所述压力平衡路径包括在所述第一装配部外圆周和所述阀壳体内圆周之间的间隙和连通路径。

根据本实用新型的另一方面，提供一种热泵式制冷循环设备，其中，制冷模式和制热模式通过使制冷剂的流动方向反向来转换，

所述制冷循环设备包括：

两个上述膨胀阀，包括第一和第二膨胀阀，并且介于室内热交换器和室外热交换器之间；

其中，所述膨胀阀的第一端口经由管道彼此连接，并且

其中，所述第一膨胀阀的第二端口在所述室外热交换器侧连接到所述室外热交换器，并且所述第二膨胀阀的第二端口在所述室内热交换器处连接到所述室内热交换器。

根据本实用新型的另一方面，提供一种具有上述热泵式制冷循环设备的空气处理机组，

其中，所述第一膨胀阀与所述室外热交换器一起布置在室外机组中，所述第二膨胀阀与所述室内热交换器一起布置在室内机组中。

本实用新型的这些和其他目的、特征和优点将在与附图一起阅读下面的详细描述时变得更明显。

附图说明

图1是显示根据本实用新型第一实施例的热泵式制冷循环设备的示意图；

图2是显示根据本实用新型第一实施例的处于闭合状态的膨胀阀的垂直剖视图；

图3是显示处于完全打开状态的膨胀阀的垂直剖视图；

图4A和4B是显示膨胀阀的流速受控时阀芯和阀座之间位置关系的示意图；

图5A和5B是显示膨胀阀完全打开时阀芯和阀座之间位置关系的示意图；

图6是显示根据第二实施例的闭合的紧凑阀10的垂直剖视图；

图7是根据第二实施例的打开的紧凑阀10的垂直剖视图；

图8是沿图7的线P-P的剖视图；

图9是显示根据第二实施例的紧凑阀10的阀座的立体视图；

图10A、10B和10C是显示根据第二实施例的膨胀阀的第一示例支撑构件的局部侧剖视图、仰视图和立体视图；

图10D是显示阀壳体的剖视图；

图11A和11B是显示根据第二实施例的膨胀阀的第二示例支撑构件的局部侧剖视图和仰视图；

图12A和12B是显示根据第二实施例的膨胀阀的第三示例支撑构件的局部侧剖视图和仰视图；

图13A和13B是显示传统膨胀阀的支撑构件的局部侧剖视图和俯视图。

具体实施方式

将参照附图说明膨胀阀、热泵式制冷循环设备和空气处理机组的实施例。

如图1中所示，第一膨胀阀10₁安装在室外机100上，第二膨胀阀10₂安装在室内机200上。而且，室外热交换器20安装在室外机100上，室内热交换器30安装在室内机200上。流动路径转换阀40和压缩机50安装在室外机100上。膨胀阀10₁和10₂、室外热交换器20、室内热交换器30、流动路径转换阀40和压缩机50如图1中所示连接，并且构成热泵式制冷循环设备。附带地，图1中没有显示储液器、压力传感器、热传感器等。

流动路径转换阀40将制冷循环设备的流动路径转换为制冷模式或制热模式。在图1中由实线箭头标示的制冷模式中，由压缩机50压缩的制冷剂从流动路径转换阀40流到室外热交换器20，然后经由第一膨胀阀10₁和管道a流到第二膨胀阀10₂。然后，制冷剂由该第二膨胀阀10₂膨胀，并且流到室内热交换器30。流入室内热交换器30的制冷剂经由流动路径开关阀40流入压缩机50中。另一方面，在由图1中虚线箭头标示的制热模式中，由压缩机50压缩的制冷剂从流动路径转换阀40流入室内热交换器30，然后经由第二膨胀阀10₂和管道a流到第一膨胀阀10₁。然后，制冷剂由该第一膨胀阀10₁膨胀，并且依序循环到室外热交换器20、流动路径转换阀40和压缩机50。

膨胀阀10₁、10₂处于后面描述的完全打开状态，从而不控制制冷剂的流量，或处于半闭合状态，以控制制冷剂的流量。在完全打开状态中，制冷剂从后面描述的处于“A”侧的接合管12a流入，并且流出到处于“B”侧的接合管11a。而且，在半打开状态中，制冷剂从处于“B”侧的接合管11a处流入，并且流出到处于“A”侧的接合管12a。即，在制冷模式中，第一膨胀阀10₁处于完全打开状态，第二膨胀阀10₂处于半闭合状态。而且，在制热模式中，第二膨胀阀10₂处于完全打开状态，并且第一膨胀阀10₁处于半闭合状态。因此，在制冷模式中，室外热交换器20作为冷凝器工作，室内热交换器30作为蒸发器工作，从而冷却房间内部。而且，在制热模式中，室外热交换器20作为蒸发器工作，室内热交换器30作为冷凝器工作，从而使房间内部变暖。

而且，在制冷模式中，第二膨胀阀10₂将制冷剂就在室内热交换器30之前膨胀，并且在制热模式中，第一膨胀阀10₁将制冷剂就在室外热交换器20之前膨胀。在制冷和制热模式中，大量的制冷剂流经连接第一膨胀阀10₁和第二膨胀阀10₂的管道a。因此，减小了膨胀阀具有流量控制功能之前的压力损失，并且提高了运转性能。

接下来，将参照图2和3说明根据第一实施例的第一膨胀阀10₁和第二膨胀阀10₂。

如图2和3中所示，第一膨胀阀10₁和第二膨胀阀10₂中的每一个(后文称为膨胀阀10)包括阀壳体1。圆柱状主阀室1A、在所述主阀室内周处开放的第一端口11和在所述主阀室1A的沿轴向L1的端部处开放的第二端口12形成在阀壳体1上。接合管11a、12a分别附接到第一端口11和第二端口12。

阀座2设置在主阀室1A中。阀座2包括围绕主阀室1A的轴线L1具有大直径的大直径部21，和小直径部22。小直径部22的内部是子阀室2A。而且，用于将子阀室2A连接到第二端口12的阀端口23和作为用于持续将子阀室2A连接到第一端口11的多个高压入口24的连接孔形成在小直径部22上。阀座2以活塞形状形成。大直径部21的外周可滑动地紧靠在主阀室1A的内周上。阀座2在主阀室1A上沿轴L1滑动。高压入口24的阀的容量系数C₂₄和阀端口23的阀的容量系数C₂₃之间的关系是C₂₄＞C₂₃。因此，如后面所述，当第二端口12处于高压时，第二端口12和子阀室2A之间的压差将阀座2和第二端口12分离。

支撑构件3通过固定托架31固定到支撑构件3。长导向孔32沿轴L1的方向形成在支撑构件3上。圆柱状阀管座4可滑动地沿轴向L1的方向装配到导向孔32中。因而，阀管座4通过支撑构件3相对于阀壳体1沿轴L1的方向可动。

阀管座4与主阀室1A同轴布置。端部以针状形成的阀芯5在子阀室2A侧固定到阀管座4的底部。当阀芯5和阀管座4在阀座2的子阀室2A中沿轴L1的方向移动时，阀端口23的开放的空间增大或减小。因而从第一端口11流到第二端口12的制冷剂流量可控。附带地，阀芯5在图2中所示的完全闭合位置和图3中所示的完全打开位置之间可动。

阀管座4与作为后面描述的驱动构件的步进马达6的转子轴61接合。即，凸缘61a一体形成在转子轴61的下端61A。该凸缘61a和阀管座4的上端保持垫圈41。转子轴61的下端61A可旋转地接合阀管座4的上端。由于该接合，阀管座4由转子轴61可旋转地悬挂。弹簧托架42沿轴L1的方向可动设置在阀管座4中。压缩弹簧在预定载荷下设置在弹簧托架42和阀芯5之间。因而，将弹簧托架42向上推动，以紧靠在转子轴61的下端61A上。

公螺纹61b形成在转子轴61上。该公螺纹61a螺纹接合到形成在支撑构件3上的母螺纹3a中。因而，当转子轴61旋转时，转子轴61沿轴L1的方向移动。

步进马达61b的外壳62通过焊接等方式气密固定到阀壳体1的上端。外周多极磁化的磁转子63可旋转地设置在外壳62中。转子轴61固定到磁转子63。圆柱状导杆62a从外壳62的顶板悬挂。圆柱状轴承64设置在导杆62a内部。转子轴61的上端61B可旋转地装配到轴承64中。

附接到导杆62a外周的螺旋引导件65和螺纹接合到螺旋引导件65中的可动止动部66设置在外壳62中。突出部63a形成在磁转子63上。当磁转子63旋转时，突出部63a推动可动止动部66，由于可动止动部66螺纹接合到螺旋引导件65中，因此使可动止动部66旋转地上下移动。

由于可动止动部66的该垂直移动，可动止动部66紧靠在螺旋引导件65的上端处的止动部65a上或螺旋引导件65下端处的止动部65b上，以打开或闭合膨胀阀10。

定子线圈67安装在外壳62的外周上。作为驱动构件的步进马达6对应于施加到定子线圈67的定子线圈(未示出)的脉冲信号的多个脉冲旋转磁转子63。由于磁转子63的旋转，转子轴61旋转，并且转子轴61沿L1的轴向移动，以使阀芯5和阀管座4沿轴L1的方向移动。

通过上述结构，膨胀阀10如下所述运转。图2显示了高压制冷剂从接合管11a(第一端口11)流入，然后制冷剂的流量受控，并且然后膨胀的制冷剂从接合管12a(第二端口12)流出的状态。在该情况下，第一端口11、主阀室1A、高压入口24和子阀室2A处于高压，并且第二端口12处于低压。因此，由于其间制冷剂的压差，阀座2坐落在第二端口12的周围，以闭合第二端口12。然后，当步进马达6沿轴L1的方向控制阀芯5的位置时，从子阀室2A经由阀芯5和阀端口23之间流动的制冷剂流量受控。

另一方面，压缩机50停止，并且流动路径转换阀40转换。此时，步进马达6控制阀芯5与阀座2分离(向上)，然后，压缩机再次启动。因而，当高压冷却剂从接合管12a(第二端口12)流入，并且制冷剂从接合管11a(第一端口11)流出时，第二端口12处于高压，并且主阀室1A、子阀室2A和第一端口11处于低压。然后，如图3中所示，压差将阀座2从第二端口12分离，即第二端口打开。因而，制冷剂经由第二端口和主阀室1A流动，并且从第一端口11排出。

图4A和4B为显示阀芯5和阀座2之间在流量受控时的位置关系的示意图，图5A和5B为显示阀芯5和阀座2之间在膨胀阀完全打开时的位置关系的示意图。附带地，由于步进马达6如上所述由脉冲信号驱动，因此旋转数量对应于从阀芯5处于下端的状态施加的脉冲信号的数量。图4A显示了步进马达6的脉冲信号数量为零，并且阀端口23由阀芯5闭合的状态。图4B显示了脉冲数量为150的状态。流量控制在零到480脉冲范围内。图5A显示了就在图3中所示的状态之前的状态，即压缩机50停止，脉冲数量为480脉冲，以将阀芯5与阀端口23分离。然后，在流动路径转换阀40转换，并且压缩机50再次启动之后，高压制冷剂从第二端口12流入，并且阀座2与第二端口12分离，如图5B中所示。附带地，当图5A中阀芯5和阀座2之间的间隙设置为“A1”，并且阀座2和围绕第二端口12的区域之间的间隙设置为“B”时，膨胀阀10设计成使A1＞B。因此，即使当阀座2分离，并且阀座2的上端紧靠在支撑构件3上时，即，阀座2处于最高位置处，阀芯5和阀座2之间仍存在间隙A2，并且阀芯5从不与阀端口23咬合。

图6是显示根据第二实施例的闭合的紧凑阀10的垂直剖视图。图7是显示根据第二实施例的打开的紧凑阀10的垂直剖视图。图8是沿图7的P-P线的剖视图。图9是显示根据第二实施例的紧凑阀10的阀座的立体视图。附带地，第二实施例的紧凑阀10也可用于图1的制冷循环设备中。

第二实施例的该紧凑阀10包括阀壳体7。圆柱状主阀室7A形成在阀壳体7中。接合管711附接到主阀室7A的一侧的内周壁。接合管711的一端为在主阀室7A上开放的第一端口71。而且，阀座圈721和接合管722沿轴L1的方向在一侧附接到主阀室7A的端部。阀座圈721的端部为第二端口72。附带地，阀座圈721和阀壳体7可彼此一体形成。

阀座8布置在主阀室7A中。阀座8通过压制金属板形成，并且包括垂直于主阀室7A的轴L1的圆盘81，以及三个导向板82、83和84。导向板82、83、84从圆盘81的外周延伸到三个方向，并且垂直地平行于轴L1以L形状延伸。由圆盘81和三个导向板82、83、84围绕的内部为子阀室8A。而且，将子阀室8A与第二端口72连通的阀端口81a形成在圆盘81的中心中。如图8中所示，两个导向板83、84布置在第一端口71的接合管711的端部两侧。这两个导向板83、84构成总是将子阀室8A与第一端口71连接的连接部。

而且，当导向板82、83、84的外周可滑动地接触主阀室7A的内部时，阀座8可沿轴L1的方向在主阀室7A中滑动。由于阀端口81a的过流面积小于第一端口71的过流面积，因此当制冷剂经由第二端口72流动时，紧凑阀10处于完全打开状态，如图7中所示。因而，当第二端口72处于高压下时，由于第二端口72和子阀室8A之间的压差，阀座8移动远离第二端口72(阀座圈721)。

支撑构件x1在阀壳体7的上端处附接到开口7a。支撑构件x1包括基本上圆柱状的合成树脂制成的支架x11、用于装配到阀壳体7的开口7a中的装配部x12和环形金属凸缘x13。沿轴L1方向延伸的导向孔x11a设置在支架x11上，母螺纹部x11b形成在支架x11的上部中心。圆柱状阀管座44与导向孔x11a沿轴向L1可滑动地配合。

阀管座44与主阀室7A同轴。端部为针状的阀体51固定在位于阀管座44的子阀室8A侧的底部。当阀体51和阀管座44在阀座8的子阀室8A中沿轴向L1一起移动时，阀体51通过增大或减小阀端口81a的打开面积控制从第一端口71流到第二端口72的流量。附带地，阀体51可在图6中的最下方完全闭合位置和图7中所示的最高处完全打开位置之间移动。

而且，阀管座44与作为驱动装置的步进马达9的转子轴91结合。凸缘9a一体形成在转子轴91的下端91A处。垫圈441夹在该凸缘91a和阀管座44的上端之间。转子轴91的下端91A可旋转地与阀管座44的上端接合。由于该接合，阀管座44以阀管座44从转子轴91悬挂的状态可旋转地支撑。而且，在阀管座44中，弹簧轴承442沿轴向L1可动布置。压缩螺旋弹簧443介于弹簧轴承442和阀体51之间，并且由特定载荷偏置。因而，将弹簧轴承442被向上推动，并且与转子轴91的下端91A接合。

公螺纹部91b形成在转子轴91上。该公螺纹部91b与形成在支撑构件x1上的母螺纹部x11b螺纹接合。因而，当转子轴91旋转时，转子轴91沿轴向L1移动。

步进马达9的外壳92通过焊接等方式密封地固定到阀壳体7的外圆周端部。外壳92形成圆柱状转子室92A。外周多极化的磁转子93可旋转地布置在转子室92A中。转子轴91固定到磁转子93。而且，圆柱状导杆92a从外壳92的顶板悬挂。

而且，附接到导杆92a外周的螺旋导向线95和与螺旋导向线95螺纹接合的可动止动部96布置在外壳92中。突出部93a形成在磁转子93中。由于可动止动部96与螺旋导向线95螺纹接合，因此当磁转子93旋转时，突出部93a围绕可动止动部96撞击，以使可动止动部96旋转地上下移动。然后，当可动止动部96与螺旋导向线95下端的止动部95b接触时，阀停止闭合。

而且，定子线圈97布置在外壳92的外周处。当脉冲信号提供给定子线圈97时，步进马达9对应于脉冲信号数量旋转磁转子93。然后，由于磁转子93的旋转，因此与磁转子93一体形成的转子轴91旋转。当转子轴91旋转时，转子轴91沿轴向L1移动，并且阀管座44和阀体51沿轴向L1移动。

根据上述结构，第二实施例的紧凑阀10如下面所述运转。首先，高压制冷剂从接合管711(第一端口71)流入，并且制冷剂的流量受控，然后膨胀的制冷剂从接合管722(第二端口72)流出。在该情况下，由于第一端口71、主阀室7A和子阀室8A处于高压，并且第二端口72处于低压，因此由于压差，阀座8安装在阀座圈721上，以闭合第二端口72。于是，当步进马达9控制阀体51沿轴向L1的位置时，可调节从子阀室8A流到阀体51和阀端口81a之间的空间的制冷剂流量。

另一方面，压缩机50停止，并且流动路径转换阀40切换。此时，步进马体9控制阀体51从阀座8远离(向上)，并且压缩机50再次被驱动。由于阀体51与阀座8分离，因此当制冷剂从接合管722流入时，虽然阀座8安装在阀座圈721上，但是第二端口72处于高压，并且主阀室7A、子阀室8A和第一端口71处于低压。然后，由于制冷剂的压差，阀座8移动远离阀座圈721(第二端口72)。即，第二端口72打开。因而，制冷剂经由第二端口72和主阀室7A流到第一端口71。

附带地，类似于第一实施例，步进马达9由脉冲信号驱动。在图6中所示的制冷剂流动条件下，流量控制在0脉冲到480脉冲的范围内操作。

因而，根据第一和第二实施例的膨胀阀10可处于不控制流量的完全打开状态(图3、图7)和控制制冷剂流量的半闭合状态(图2、图6)。因此，实现了图1中所示的热泵式制冷循环设备中的两个膨胀阀10₁、10₂。因此，在热泵式制冷循环设备中，在制冷和制热模式中，大量的制冷剂流经管道“a”，并且减小压力损失。

在根据第二实施例的阀座2中，由于面对第二端口12的壁为锥形壁，因此，如果在阀座2密封阀座2(坐落在阀座2上)时出现小的位移，则锥形壁起向心作用。但是，在根据第二实施例的阀座8中，由于平直圆盘密封第二端口72，因此，当阀座8落下时，位移以阀座8和阀壳体7之间的间隙形式出现。因而，在阀座8落下之后，并且在流动压力从第一端口71作用到第二端口72之前，通过将步进马达9设置在0脉冲的底部位置，以及将阀体51装配到阀端口81a的外周来进行定心。而且，即使第二实施例的阀座被压制，则当圆盘81面对第二端口72的壁为锥形时，仍可获得类似于第一实施例的对中效果。

在上述实施例中，压差将阀座移动远离第二端口。当压差较小时，阀座升高不充分，可能出现压力损失。因此，优选第一实施例的阀座2由树脂或轻金属制成，例如铝。但是，当阀座2由树脂制成时，如果灰尘混合在管装置中，则阀座可能显著磨损。相反，由于第二实施例的阀座8通过压制金属板形成，因此阀座8较轻，并且抗磨损性提高。

膨胀阀10构造成用于有效平衡转子室92A和主阀室7A之间的压力，以防止出现故障，并且防止外物进入转子室92A。下文将说明膨胀阀10的结构。

图10包括显示根据第二实施例的膨胀阀10的第一示例的支撑构件x1的局部侧剖视图(图10A)、仰视图(图10B)和立体视图(图10C)，以及显示了阀壳体7的剖视图(图10D)。小直径部x12a靠近凸缘x13形成在支撑构件x1的装配部x12上。如图10B中所示，装配部x12形成在装配部x12的整个圆周上，并且沿径向垂直于轴向L1具有凹入形状。而且，用于连通转子室92A和小直径部x12a的连通路径x13a形成在凸缘x13上。四个连通路径x13a围绕轴L1方向形成。连通路径x13a的内径为约1mm。

装配部x12的外周的外径φd2成形为比阀壳体7的内圆周的内径φd3小0.3mm(特定量)。由此，0.15mm宽的间隙x12b(参见图6)形成在装配部x12的外圆周和阀壳体7的内圆周之间。连通转子室92A和主阀室7A的压力平衡路径包括间隙x12b、小直径部x12a和连通路径x13a。

由于螺旋进给机构类似于上面所述包括转子轴91的公螺纹部91b和支撑构件x1的母螺纹部x11b，因此当磁转子93旋转时，转子轴91沿轴向L1移动。由此，阀体51和阀管座44一起沿轴向L1移动，并且流体的流量受到控制。而且，当阀体51移动时，由于间隙x12b、小直径部x12a和连通路径x13a，转子室92A和主阀室7A的压力平衡。

沿制冷剂流动方向的压力平衡路径的总开放横截面积分别如下设置在间隙x12b、小直径部x12a(凹入部)和连通路径x13a中。小直径部x12a的总开放横截面积充分大于连通路径x13a的总开放横截面积(四个路径之和)。间隙x12b的总开放横截面积也大于连通路径x13a的总开放横截面积。而且，如上所述，连通路径x13a的直径为1mm，具有用于平稳地平衡转子室92A和主阀室7A之间压力的充分的总开放横截面积。因此，总压力平衡路径可平稳地平衡转子室92A和主阀室7A之间的压力。作为对照，间隙x12b的宽度为0.15mm，并且充分小于连通路径x13a的φd1约1mm，由此防止外物从主阀室7A进入转子室92A。

即，间隙x12b包括装配部x12的外圆周和阀壳体7的内圆周，其直径比连通路径13a的直径φd1(约1mm)大几个数量级。因此，虽然使间隙x12b的宽度较小，但是总打开横截面积变得充分大。因而，可同时实现平稳的压力平衡和防止外物进入。

图11包括显示第二实施例的膨胀阀10第二示例的支撑构件x2的局部侧剖视图(图11A)和仰视图(图11B)。图12包括显示了第二实施例的膨胀阀第三示例的支撑构件x3的局部侧剖视图(图12A)和仰视图(图12B)。

在图11中所示的第二示例中，支撑构件x2附接到阀壳体7上端处的开口7a。支撑构件x2包括基本上圆柱状的合成树脂制成的支架x21、用于装配到阀壳体7的开口7a中的装配部x22和环形金属凸缘x23。沿轴L1方向延伸的导向孔x21a设置在支架x21上，并且母螺纹部x21b形成在支架x21的上部中心处。圆柱状阀管座44与导向孔x21a沿轴向L1可滑动地装配在一起。而且，转子轴91的公螺纹部91b与支撑构件x2的母螺纹部x21b螺纹接合。螺纹进给机构包括转子轴91的公螺纹部91b和支撑构件x2的母螺纹部x21b。

凹入部x22a形成在凸缘x23侧的支撑构件x2的装配部x22上。四个凹入部x22a围绕装配部x22以中空形状垂直于轴向L1沿径向布置。而且，用于将转子室92A和凹入部x22a连通的连通路径x23a形成在凸缘x23上。四个连通路径x13a围绕轴L1形成。连通路径x23a的内径φd1为约1mm。

装配部x22外圆周的外径φd2与阀壳体7内圆周的内径φd3之间的关系与第一示例的相同。0.15mm宽的间隙x22b(图11A)形成在装配部x22的外圆周和阀壳体7的内圆周之间。将转子室92A与主阀室7A连通的压力平衡路径包括间隙x22b、凹入部x22a和连通路径x23a。而且，其操作与第一示例相同。当阀体51移动时，转子室92A和主阀室7A的压力由于间隙x22b、凹入部x22a和连通路径x23a而平衡。

在该第二示例中，间隙x22b、凹入部x22a和连通路径x23a的总开放横截面积的关系类似于第一示例中的间隙x12b、小直径部x12a和连通路径x13a的总开放横截面积的关系。由此，类似于第一示例，可同时通过总压力平衡路径实现平稳的压力平衡，并且通过间隙x22b防止外物进入。

在图12中所示的第三示例中，支撑构件x3在阀壳体7的上端附接到开口7a。支撑构件x3包括基本上圆柱状的合成树脂制成的支架x31、用于装配到阀壳体7的开口7a中的装配部x32和环形金属凸缘x33。沿轴L1延伸的导向孔x31a设置在支架x31上，并且母螺纹部x31b形成在支架x31的上端中央处。圆柱状阀管座44与导向孔x31a沿轴向可滑动地装配。而且，转子轴91的公螺纹部91b与支撑构件x3的母螺纹部x31b螺纹接合。螺纹进给机构包括转子轴91的公螺纹部91b和支撑构件x3的母螺纹部x31b。

凹入部x32a在凸缘x33侧形成于支撑构件x3的的装配部x32上。该凹入部x32a形成在装配部x32的整个圆周上，并且沿垂直于轴L1的径向具有凹入形状。凹入部x32a的内壁在主阀室7A侧以锥形壁x32a1形成，以使垂直于轴L1的横截面积朝向转子室92A变得更大。用于连通转子室92A和凹入部x32a的连通路径x33a形成在凸缘x33上。四个连通路径x33a围绕轴向L1形成。连通路径x33a的内径φd1为约1mm。

装配部x32的外圆周的外径φd2和阀壳体7的内圆周的内径φd3与第一示例的相同。0.15mm宽的间隙x32b(图12A)形成在装配部x32的外圆周和阀壳体7的内圆周之间。连通转子室92A和主阀室7A的压力平衡路径包括间隙x32b、凹入部x32a和连通路径x33a。而且，其操作与第一示例相同。当阀体51移动时，转子室92A和主阀室7A的压力由于间隙x32b、凹入部x32a和连通路径x33a而平衡。

在该第三示例中，间隙x32b、凹入部x32a和连通路径x33a的总开放横截面积的关系类似于第一示例中的间隙x12b、小直径部x12a和连通路径x13a的总开放横截面积。由此，类似于第一示例，可同时通过总压力平衡路径实现平稳的压力平衡，并且通过间隙x32b防止外物进入。

而且，由于凹入部x32a的锥形壁x32a1，因此凹入部的横截面积朝向转子室92A变大，由此可减小损失因素，并且可减小压力平衡路径的压力损失。

图13包括显示传统膨胀阀的支撑构件x4的局部侧剖视图(图13A)和俯视图(图13B)。传统支撑构件4包括支架x41、装配部42和凸缘x43，导向孔x41a和母螺纹部x41b形成在支架x41上，其基本上与前述实施例相似。从阀室10A笔直穿过到达转子室92A的压力平衡孔x42a、x43a形成在装配部x42和凸缘x43上，其与前述实施例不同。四个压力平衡孔x42a、x43a围绕轴向L1形状。压力平衡孔x42a、x43a中的每一个的内径φd1为约1mm。

由于压力平衡孔x42a、x43a中的每一个的内径φd1由用于钻孔的钻头直径限定，因此限制最小直径φd1＝W1。因此，存在防止外物进入的限制。相对的是，第一到第三示例的间隙x12b、x22b、x32b的宽度W2为

W2＝(φd3-φd2)/2

即，通过相对于阀壳体的内径φd3调节装配部x12、x22、x32的外径φd2，易于最小化间隙x12b、x22b、x32b的宽度W2，并且可防止物体进入。

而且，传统压力平衡孔x42a、x43a的开放面积A1为：

A1＝π(φd1/2)²ⁿ(在前面的示例中n＝4)

作为对照，间隙x12b、x22b、x32b的外圆周的开放面积为：

A2＝π[(φd3/2)²-(φd/2)²]

即，通过调节装配部x12、x22、x32的外径φd2，可能使A1小于A2几个数量级，而使W1大于W2几个数量级，同时防止外物进入，可起高压平衡作用。

在第一到第三示例中，φd2比φd3小0.3mm，并且间隙x12b、x22b、x32b的宽度为0.15mm。但是，φd2可以比φd3小0.1到0.4mm，并且间隙x12b、x22b、x32b的宽度可以为0.05到0.2mm。

在第一到第三示例中，连通路径(x13a、x23a、x33a)通过小直径部或凹入部(x12a、x22a、x32a)和间隙(x12b、x22b、x23b)连通。但是，通过消除小直径部或凹入部(x12a、x22a、x32a)，并且通过形成沿径向略微向外移动的连通路径(x13a、x23a、x33a)，可使连通路径(x13a、x23a、x33a)和间隙(x12b、x22b、x23b)直接彼此连通。

附带地，通常，空气处理机组设置有用于捕获机组中的外物的过滤器。国内和国外的该过滤器的目径(mesh size)通常为80到120目(80到120目每英寸)。因此，用于防止外物在制冷循环过程中从主阀室进入转子室的间隙为约80到120目(例如0.15mm)，并且第一到第三示例的间隙x12b、x22b、x23b因此为0.15mm宽。

而且，已经描述了间隙宽度为80到120目的实施例。但是，间隙宽度可调节到防止外物进入转子室的尺寸，并且本实用新型不限于80到120目。

当空气处理机组中的外物非常小时，需要将过滤器的目径变为小于120目。当过滤器的目径较小时，构成网眼的线的面积较大，并且过流面积减小。由此，过滤器处的压力损失增大。因此，由于空气处理机组的压缩损失增大，所以使过滤器的目径更小不是优选的。

因此，当膨胀阀的间隙变得小于0.15mm时，非常小的外物可由间隙捕获，由此不需要使过滤器的目径变得非常小。结果可减小空气处理机组的压力损失，并且可使大量的制冷剂通过。即，当空气处理机组设置有过滤器时，过滤器不阻挡制冷剂的流动，并且空气处理机组可通过大量的制冷剂。

虽然本实用新型已经参照附图以示例方式充分描述了本实用新型，但是应可理解，对于本领域中的技术人员来说，多种改变和修改是显而易见的。因此，除非另外这样的改变和修改偏离本文后面限定的本实用新型的范围，这样的改变和修改应理解为包含在本实用新型的范围中。

Claims (6)

1.一种用于沿制冷剂的第一流动方向控制制冷剂流量并且用于沿第二流动方向排出所述制冷剂的膨胀阀，

所述膨胀阀包括：

阀壳体，其具有与圆柱状的主阀室和所述主阀室侧部相连通的第一端口，以及与所述主阀室延其轴向的端部相连通的第二端口；

阀座，其沿所述主阀室的轴向可滑动地布置在所述主阀室中，并且具有与所述第二端口相对的在所述主阀室中的子阀室、用于将所述子阀室连接到所述第二端口的阀端口和用于总是将所述子阀室连接到所述第一端口的连接孔；

阀芯，其用于通过相对于所述阀座沿轴向移动，打开和闭合所述阀座的阀端口；和

驱动构件，其用于沿轴向驱动所述阀芯，

其中，在所述第一端口处于高制冷剂压力并且所述第二端口处于低制冷剂压力的情况下，通过使用因所述第一和第二端口之间的压差而使围绕所述第二端口坐落的阀座闭合所述第二端口，并且通过使用驱动构件控制所述阀芯沿轴向的位置，从而控制从所述子阀室流经所述阀芯和所述阀端口之间的路径的制冷剂流量；并且

其中，在所述第一端口处于低制冷剂压力并且所述第二端口处于高制冷剂压力的情况下，通过使制冷剂反向流动，使制冷剂经由所述第二端口和所述主阀室排向所述第一端口，通过使用所述驱动构件沿轴向移动所述阀芯，并且通过由所述第二和第一端口之间的压差将所述阀座与所述第二端口分离，来打开所述第二端口。

2.根据权利要求1中所述的膨胀阀，

其中，所述阀座为活塞式构件，其在所述第二端口侧的底壁为锥形壁，并且其中，所述连接孔设置在所述阀座的一侧。

3.根据权利要求1中所述的膨胀阀，

其中，所述阀座包括其上形成所述阀端口的圆盘，和形成在所述圆盘外周部并且滑动接触所述主阀室内部的多个导向板，并且

其中，所述连接孔形成在相邻的所述导向板之间。

4.根据权利要求1所述的膨胀阀，

其中，所述驱动构件包括转子外壳，其围绕与所述第一端口相对的所述阀壳体的开口而固定，以形成圆柱状转子室；具有转子轴的转子，所述转子轴在所述转子室和所述主阀室的轴向上，并且可旋转及可动地沿轴向布置在所述转子室中；以及定子线圈，其附接到所述转子外壳的外周并驱动所述转子，所述阀体布置在靠近所述阀座的转子轴处，所述驱动构件还包括支撑构件，其固定到所述阀壳体的所述开口，用于将所述主阀室与所述转子室分离，并且用于支撑所述转子的转子轴，并且构造用于利用所述转子的旋转，从而通过所述支撑构件和所述转子轴的螺纹机构沿轴向移动所述转子和所述转子轴，进而控制所述阀端口的打开，并且所述支撑构件构造用于在所述转子沿轴向移动时，使用与所述主阀室和所述转子室连通的压力平衡路径来平衡所述主阀室和所述转子室之间的压力，

其中，所述支撑构件包括：装配部，其用于装配到所述阀壳体的所述开口中；和凸缘部，其固定到围绕所述阀壳体的所述开口的周部的端部上，

其中，在所述转子室侧开放的连通路径形成在所述凸缘上，所述装配部的外径比所述阀壳体的内周的内径小预定量，

其中，沿垂直于所述轴向的径向凹入的凹入部在所述凸缘侧形成在所述装配部上，并且所述装配部的外周和所述阀壳体的内周之间的间隙通过所述凹入部与所述连通路径连通；并且

其中，所述压力平衡路径包括在所述第一装配部外周和所述阀壳体内周之间的间隙和所述连通路径。

5.一种热泵式制冷循环设备，其中，制冷模式和制热模式通过使制冷剂的流动方向反向来转换，

所述制冷循环设备包括：

两个根据权利要求1中所述的膨胀阀，包括第一和第二膨胀阀，并且介于室内热交换器和室外热交换器之间；

其中，所述两个膨胀阀的第一端口经由管道彼此连接，并且

其中，所述第一膨胀阀的第二端口在所述室外热交换器侧连接到所述室外热交换器，并且所述第二膨胀阀的第二端口在所述室内热交换器侧连接到所述室内热交换器。

6.一种具有根据权利要求5中所述的热泵式制冷循环设备的空气处理机组，

其中，所述第一膨胀阀与所述室外热交换器一起布置在室外机组中，所述第二膨胀阀与所述室内热交换器一起布置在室内机组中。

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