JP4306689B2 - 蒸気圧縮式冷凍機 - Google Patents

Description

本発明は膨脹機として、高圧流体を減圧膨脹させながら機械的エネルギーを回収するラ ジアル型流体機械を用いる蒸気圧縮式冷凍機に関する。

膨脹機を用いて蒸気圧縮式冷凍機の消費動力の低減を図った発明として、例えば特開平１０−１９４０１号公報が知られている。

ところで、膨脹機は高圧流体を等エントロピ的に膨脹させることにより、高圧流体から機械的エネルギを回収するものであるが、図１１に示されるモリエル線図から明らかなように、エンタルピが小さくなるほど、等エントロピ線の傾きが大きくなって圧力の変化量に対するエンタルピの変化量が小さくなるため、減圧膨脹時に回収可能なエネルギの最大理論値は、圧縮時に必要とするエネルギに対して大幅に小さくなる。

したがって、膨脹機の機械損失が大きいと、回収したエネルギが機械損失により消費され、蒸気圧縮式冷凍機の消費動力を十分に低減することができないおそれがある。

本発明は、上記点に鑑み、蒸気圧縮式冷凍機を効率よく運転できるようにすることを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載の発明では、冷媒を吸入圧縮する圧縮機（ １）と、
前記圧縮機（１）から吐出する冷媒を放冷する放熱器（３）と、
前記放熱器（３）から流出する冷媒を減圧膨脹させながら機械的エネルギーを回収する ラジアル型流体機械（４）と、
前記ラジアル型流体機械（４）にて減圧膨脹された冷媒を蒸発させる蒸発器（５）とを 備える蒸気圧縮式冷凍機であって、
前記ラジアル型流体機械（４）は、
回転する回転ライナー（１１）と、前記回転ライナー（１１）内に設けられ、前記回転ライナー（１１）の回転中心からずれた位置に、前記回転ライナー（１１）の回転中心軸線と平行な回転中心軸線を有して回転する回転シリンダ（１２）と、前記回転シリンダ（１２）に形成された挿入穴（１２ａ）に、摺動可能に収納されたプランジャ（１３）とを備え、
前記プランジャ（１３）は、前記挿入穴（１２ａ）と前記プランジャ（１３）とによって構成される作動室（１２ｂ）の体積変化に応じて前記回転ライナー（１１）の内壁側から前記作動室（１２ｂ）の体積を縮小させる向きの力を受け、
さらに、前記作動室（１２ｂ）と外部とを連通させる吸排ポート（１８）を開閉するバ ルブ手段（１４）が、前記回転シリンダ（１２）の回転中心に配置されており、
前記バルブ手段（１４）は、前記バルブ手段（１４）を長手方向に変位させることによ り、前記回転シリンダ（１２）の回転角に対する前記吸排ポート（１８）の開閉時期を変 化させることができるように構成されていることを特徴とする。

これにより、回転シリンダ（１２）の回転角に対する前記吸排ポート（１８）の開閉時 期を変化させることで、作動室（１２ｂ）内に導入する冷媒量を可変制御することができ る。そのため、膨張機をなすラジアル型流体機械（４）への冷媒導入量を制御することで 、蒸気圧縮式冷凍機を効率よく運転できる。

請求項２に記載の発明では、吸排ポート（１８）の断面中心を通るポート軸線（ＣＬ）は、プランジャ（１３）の断面中心を通ってプランジャ（１３）の摺動方向と平行な軸線（ＣＬｐ）より回転シリンダ（１２）の回転中心側に位置していることを特徴とする。

これにより、ポート軸線（ＣＬ）が軸線（ＣＬｐ）と一致しているものに比べて、小さな吸排角度にて吸排ポート（１８）を連通させることができる。

なお、吸排角度とは、後述する図５に示されるように、吸排ポート（１８）の断面積全体がバルブ手段（１４）と連通するに必要な円周角を言うものである。

請求項３に記載の発明では、冷媒圧を利用してバルブ手段（１４）を長手方向に変位させるアクチュエータ（１９ａ、２０、２１）を備えることを特徴とする。

これにより、冷媒圧を利用した簡単な構成のアクチュエータにてバルブ手段（１４）の 長手方向変位を行うことができる。

請求項４に記載の発明では、ラジアル型流体機械（４）によって回収した機械的エネルギーを圧縮機（１）に与えることを特徴とする。

これにより、後述するように、蒸気圧縮式冷凍機を効率よく運転することができ得る。

請求項５に記載の発明のごとく、放熱器（３）内の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる場合がある蒸気圧縮式冷凍機に適用してよい。

因みに、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。

（第１実施形態）
本実施形態は、本発明に係るラジアル型流体機械を蒸気圧縮式冷凍機の膨脹機に適用したものであって、図１は蒸気圧縮式冷凍機の模式図であり、図２、３は膨脹機の軸方向断面図であり、図４は図２のＡ−Ａ断面図であり、図５はバルブ１４と吸排ポート１８との接続部分を示す拡大図であり、図６（ａ）はバルブ１４の斜視図であり、図６（ｂ）はバルブ１４のＩ-Ｉ断面図であり、図６（ｃ）はバルブ１４のＩＩ−ＩＩ断面図である。

先ず、図１に基づいて蒸気圧縮式冷凍機の構成について述べる。

圧縮機１は電動式のモータ２から動力を得て冷媒を吸入圧縮し、放熱器３は圧縮機１からから吐出する冷媒を放冷する高圧側熱交換器である。膨脹機４は放熱器３から流出する高圧冷媒を減圧膨脹させながら機械的エネルギーを回収し、その回収した機械的エネルギーをモータ２に与えることにより間接的に回収したエネルギーを圧縮機１に与えるラジアル型流体機械であり、蒸発器５は減圧膨脹された冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器である。

なお、本実施形態では、冷媒として二酸化炭素を採用しており、蒸発器５又は放熱器３側の熱負荷が大きいときには、放熱器３内の冷媒圧力、つまり圧縮機１の吐出圧を冷媒の臨界圧力以上まで上昇させて必要な能力を得ている。

因みに、本実施形態では、圧縮機１、モータ２及び膨脹機４は互いのシャフトを直列に連結して一体化して膨脹機一体型圧縮機を構成している。

次に、図２〜図６を用いて膨脹機４の構造について述べる。

膨脹機４は、図２に示すように、概略、ハウジング１０、回転ライナー１１、回転シリンダ１２、プランジャ１３及びバルブ１４等からなるものである。

そして、回転ライナー１１は軸受１５ａを介して第１保持器１６に回転可能に支持された円筒状のものであり、回転シリンダ１２は、図４に示すように、回転ライナー１１内において、回転ライナー１１の回転中心からずれた位置に、回転ライナー１１の回転中心軸線と平行な回転中心軸線を有して回転する略円柱状のものである。

なお、回転シリンダ１２は、図２、３に示すように、軸受１５ｂ、１５ｃを介して第１保持器１６及び第２保持器１７に可能に支持されているとともに、その回転軸１２ｃにモータ２のシャフト２ａがスプラインにて連結され、第１、２保持器１６、１７は、ハウジング１０内に圧入固定されている。

プランジャ１３は、図４に示すように、回転シリンダ１２に形成された挿入穴１２ａに摺動可能に収納された円柱状のピストンであり、その一端側１３ａは、回転ライナー１１の内壁１１ａの曲率半径より小さな曲率半径を有する曲面状に形成されているとともに、回転ライナー１１の内壁１１ａに接触している。

このとき、挿入穴１２ａは、プランジャ１３の断面中心を通ってプランジャ１３の摺動方向と平行なプランジャ摺動軸線ＣＬｐが、回転シリンダ１２の回転中心からずれるように回転シリンダ１２に複数本（本実施形態では、４本）形成されている。

バルブ１４は、回転シリンダ１２の回転中心に位置して外部、つまり放熱器３の冷媒出口側と作動室１２ｂとを連通させる吸排ポート１８を開閉する略円柱状のバルブ手段であり、このバルブ１４の外周面には、図６に示すように、回転シリンダ１２の回転角に対する吸排ポート１８の開閉時期を制御する吸入溝部１４ａ及び排出溝部１４ｂが形成され、その中心部には、放熱器３から流出した高圧の冷媒を作動室１２ｂ内に導く導入通路１４ｃが形成されている。

なお、吸入溝部１４ａは作動室１２ｂに流入する際に吸排ポート１８の開閉時期を制御するものであり、排出溝部１４ｂは作動室１２ｂから流出する際に吸排ポート１８の開閉時期を制御するものである。

また、バルブ１４は、図２に示すように、キー１４ｄにて中心軸周りに回転することを防止された状態で、その長手方向に摺動可能に回転シリンダ１２及び第３保持器１９に保持されている。

そして、このバルブ１４は、バルブ１４に形成されたフランジ部１４ｅと第３保持器１９とによって形成された制御圧室１９ａ内の圧力と、フランジ部１４ｅを挟んで制御圧力室１９ａと反対側に配置された弾性手段としてのコイルバネ２０の弾性力が釣り合う位置で停止するように変位する。したがって、制御圧力室１９ａ内の圧力を制御することによりバルブ１４を摺動変位させることができる。

また、吸排ポート１８は、図５に示すように、吸排ポート１８の断面中心を通るポート軸線ＣＬがプランジャ摺動軸線ＣＬｐより回転シリンダ１２の回転中心側に位置するようにプランジャ摺動軸線ＣＬｐに対してオフセット配置されている。因みに、本実施形態では、ポート軸線ＣＬは回転シリンダ１２の回転中心を通って回転シリンダ１２の径方向に延びるシリンダ径方向軸線（図示せず。）と一致している。

ここで、作動室１２ｂとは、プランジャ１３の他端側と挿入穴１２ａとによって形成される空間であり、本実施形態では、作動室１２ｂの体積を拡大することにより冷媒を減圧膨脹させる。

また、図２中、圧力制御弁２１は、放熱器３から流出した高圧冷媒を調圧し、その調圧した冷媒圧を制御圧室１９ａに供給する圧力制御手段である。そして、本実形態では、制御圧室１９ａ、コイルバネ２０及び圧力制御弁２１によりバルブ１４を摺動変位させるアクチュエータが構成されている。

因みに、制御圧室１９ａと圧力制御弁２１とは連通路２１ａにより繋がっており、膨脹機４とモータ２側とはリップシール２２により密閉されている。

次に、本実施形態に係る膨脹機４、すなわちラジアル型流体機械の特徴的作動を述べる（図４参照）。

なお、ラジアル型流体機械の基本的作動は、周知のラジアル型流体機械と同じであるので、ここで、周知のラジアル型流体機械との相違点を中心に本実施形態に係る膨脹機４、すなわちラジアル型流体機械の特徴的作動を述べる。

因みに、ラジアル型流体機械について記載された書籍としては、例えば「ピストンポンプ・モータの理論と実際」（オーム社）等がある。

放熱器３からバルブ１４に導かれた高圧冷媒は、吸入溝部１４ａと連通する吸排ポート１８に連なる作動室１２ｂ内に流入する。そして、作動室１２ｂ内に流入した冷媒は、作動室１２ｂの体積を拡大させる向きの力をプランジャ１３に作用させるので、プランジャ１３の先端側１３ａは、回転ライナー１１の内径を拡大させるような向きの力を回転ライナー１１の内壁１１ａに作用させる。

このとき、プランジャ１３は、回転ライナー１１の内壁１１ａから反力Ｆとして、作動室１２ｂの体積を縮小させる向きの力を受けるが、プランジャ摺動軸線ＣＬｐが回転シリンダ１２の回転中心がずれているので、回転ライナー１１の内壁１１ａからの反力Ｆが回転シリンダ１２を回転させる力となる。

そして、作動室１２ｂ内に流入した冷媒は、プランジャ１３を回転ライナー１１の内壁１１ａ側に押し付けて作動室１２ｂを拡大させて、自らは減圧膨脹していく。

なお、図４において、（１）に示す位置にある作動室１２ｂは、冷媒の吸入が完了した直後を示しており、反力Ｆが最も大きくなる時である。（２）に示す位置にある作動室１２ｂは膨脹過程の最後を示しており、（３）に示す位置にある作動室１２ｂは膨脹を終えた冷媒を排出する排出工程を示し、（４）に示す位置にある作動室１２ｂは冷媒の吸入を開始する直前の状態を示すものである。

また、バルブ１４をその軸方向に変位させると、回転シリンダ１２の回転角に対する、吸入溝部１４ａ及び排出溝部１４ｂと吸排ポート１８とが連通するバルブ１４の吸排角度θ（図５参照）が変化するように吸入溝部１４ａ及び排出溝部１４ｂの形状が選定されているため、圧力制御弁２１により制御圧室１９ａ内の圧力を制御することにより、作動室１２ｂ内に導入する冷媒量を可変制御することができる。

次に、本実施形態の作用効果を述べる。

図７は周知のラジアル型流体機械の特徴を示す断面図であり、本実施形態ではプランジャ摺動軸線ＣＬｐが回転シリンダ１２の回転中心からずれているのに対して、周知のラジアル型流体機械では、プランジャ摺動軸線ＣＬｐが回転シリンダ１２の回転中心と一致している。

ここで、反力Ｆが略最大となる時、すなわち図４、７の（１）に示す位置において本実施形態と周知のラジアル型流体機械とを比較したとき、回転ライナー１１の内壁１１ａがプランジャ１３に対して作用させる反力Ｆの向きは、周知のラジアル型流体機械では、プランジャ１３と内壁１１ａとの接点から回転ライナー１１の回転中心に向かう向きであり、かつ、周知のラジアル型流体機械においては、プランジャ摺動軸線ＣＬｐの方向と反力Ｆの方向とが相違しているため、反力Ｆがそのまま回転シリンダ１２を回転させる力とならない。

つまり、周知のラジアル型流体機械では、反力Ｆが略最大となる時、反力Ｆのうちプランジャ摺動軸線ＣＬｐと直交する方向成分の力Ｆｒが回転シリンダ１２を回転させる力となる。このとき、力Ｆｒはプランジャ１３と挿入穴１２ａの内壁との摩擦抵抗を増大させる要因となる。

これに対して、本実施形態では、反力Ｆがそのまま回転シリンダ１２を回転させる力となり、かつ、反力Ｆプランジャ摺動軸線ＣＬｐの方向と反力Ｆの方向とが一致しているため、プランジャ１３と挿入穴１２ａの内壁との摩擦抵抗を増大させる力が発生し難い。

したがって、本実施形態に係る膨脹機４、つまりラジアル型流体機械によれば、周知のラジアル型流体機械に比べて機械損失を低減することができる。

また、ポート軸線ＣＬはプランジャ摺動軸線ＣＬｐより回転シリンダ１２の回転中心側に位置しているので、ポート軸線ＣＬがプランジャ摺動軸線ＣＬｐと一致させた場合に比べて、小さな吸排角度θにて吸排ポート１８と吸入溝部１４ａ又は排出溝部１４ｂとを連通させることができる。

したがって、バルブ１４の製造バラツキ及びバルブ１４の作動バラツキによる吸排角度θの誤差、つまり制御目標吸排量と実際の吸排量との差を小さくすることができる。

また、プランジャ１３の先端側１３ａは、本実施形態では、先端側１３ａに形成された曲面の曲率半径より大きな曲面、すなわち回転ライナー１１の内壁１１ａに接触しているのに対して、図７に示すラジアル型流体機械はプランジャ１３と内壁１１ａとの間にスリッパ１００を介在させている。

したがって、本実施形態では、図７に示すラジアル型流体機械に比べて部品点数の低減を図りながら、プランジャ１３の先端側１３ａにおける接触面圧が増大することを抑制できる。

また、放熱器３又は蒸発器５における熱負荷が変化すると、膨脹機４に流入する冷媒の密度が変化するので、熱負荷に応じて膨脹機４に流入させる冷媒量を変化させることが望ましい。

これに対して、本実施形態では、前述したように、容易に膨脹機４に流入させる冷媒量を制御することができるので、蒸気圧縮式冷凍機を効率よく運転することができる。

因みに、図２はバルブ１４の長手方向（軸方向）位置が図３よりも右側へ移動した状態 を示しており、この場合は、バルブ１４の吸入溝部１４ａのうち円周長さが小さい部分（ 図６（ｂ）に示す部分）が吸排ポート１８と連通する。これにより、図２は膨脹機４に流入させる冷媒量が最小となる状態を示す。
これに対し、図３はバルブ１４の長手方向（軸方向）位置が図２よりも左側へ移動した 状態を示しており、この場合は、バルブ１４の吸入溝部１４ａのうち円周長さが大きい部 分（図６（ｃ）に示す部分）が吸排ポート１８と連通する。これにより、図３は膨脹機４に流入させる冷媒量が最大となる状態を示すものである。

（第２実施形態）
第１実施形態では、本発明に係るラジアル型流体機械を膨脹機に適用したが、本実施形態は、本発明に係るラジアル型流体機械を圧縮機又はポンプに適用したものである。

そして、図８は本実施形態に係るラジアル型流体機械の軸方向断面図であり、膨脹機として本発明を適用した第１実施形態と圧縮機又はポンプに適用した本実施形態との最も大きな相違点は、流体流れ及び回転シリンダ１２及び回転ライナー１１の回転の向きが逆転することであり、その他、基本的な作動及び特徴は同じである。

なお、図８中、吐出弁１４ｆは吐出される流体が逆流することを防止するリード弁状の弁であり、ストッパ１４ｇは吐出弁１４の最大開度を規制するものである。

（その他の実施形態）
上述の実施形態では、反力Ｆが略最大となる時に反力Ｆの方向がプランジャ摺動軸線ＣＬｐと一致するように、換言すれば、反力Ｆが略最大となる時にプランジャ摺動軸線ＣＬｐが回転ライナー１１の回転中心を通るように、プランジャ摺動軸線ＣＬｐをシリンダ径方向軸線からずらしたが、本発明はこれに限定されるものではなく、反力Ｆが略最大となる時に反力Ｆの方向がプランジャ摺動軸線ＣＬｐと相違していてもよい。

また、上述の実施形態では、ポート軸線ＣＬはシリンダ径方向軸線と一致していたが、本発明はこれに限定されるものでない。

上述の実施形態では、回転ライナー１１の内壁１１ａの曲面をそのまま利用してプランジャ１３の先端側１３ａが接触する曲面の曲率半径を先端側１３ａの曲率半径より大きくしたが、本発明はこれに限定されるものではなく、図９に示すように、先端側１３ａの曲率半径より大きい曲率半径を有する曲面が形成された凹部１１ｂを形成してもよい。

また、上述の実施形態では、制御圧室１９ａ、コイルバネ２０及び圧力制御弁２１にて冷媒圧を調圧し、バルブ１４を摺動変位させるアクチュエータが構成されていたが、本発明は、これに限定されるものではなく、モータ等の電磁力利用したアクチュエータやピエゾ素子を利用したアクチュエータなどであってもよい。

また、上述の実施形態では、膨脹機４、モータ２及び圧縮機１の順で直列に並んで一体化されていたが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えば図１０に示すように、電動式圧縮機の圧縮機１に膨脹機４を直列に接続してもよい。

また、上述の実施形態では、蒸気圧縮式冷凍機に本発明に係るラジアル型流体機械を適用したが、本発明の適用はこれに限定されるものではない。

また、上述の実施形態では、蒸気圧縮式冷凍機では、二酸化炭素を冷媒として高圧側の冷媒圧力を冷媒の臨界圧力以上としたが、本発明はこれに限定されるものではない。

また、上述の実施形態では、回転ライナー１１を円筒状とし、回転シリンダ１２を円柱状としたが、本発明はこれに限定されるものではなく、プランジャ１３の先端１３ａは回転ライナー１１の内壁１１ａを摺動するものでないので、例えば回転ライナー１１の内壁及び回転シリンダ１２外周を多角形状としてもよい。

また、本明細書でいう「プランジャ摺動軸線ＣＬｐが中心を通る」とは、厳密に中心がプランジャ摺動軸線ＣＬｐに位置するものを意味するものではなく、技術思想として、「プランジャ摺動軸線ＣＬｐが中心を通る」という意味である。

本発明の実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍機の模式図である。 本発明の第１実施形態に係る膨脹機の軸方向断面図である。 本発明の第１実施形態に係る膨脹機の軸方向断面図である。 図２のＡ−Ａ断面図である。 本発明の実施形態に係る膨脹機のバルブ１４と吸排ポート１８との接続部分を示す拡大図である。 （ａ）はバルブ１４の斜視図であり、（ｂ）はバルブ１４のＩ-Ｉ断面図であり、（ｃ）はバルブ１４のＩＩ−ＩＩ断面図である。 従来の技術に係るラジアル型流体機械の軸方向断面図である。 本発明の第２実施形態に係る圧縮機の軸方向断面図である。 本発明のその他の実施形態に係るラジアル型流体機械のプランジャ先端部の拡大図である。 本発明のその他の実施形態に係る膨脹機一体型電動圧縮機の模式図である。 モリエル線図である。

符号の説明

１１…回転ライナー、１２…回転シリンダ、１３…プランジャ、
１４…バルブ、１４ａ…吸入溝部、１４ｂ…排出溝部、１４ｃ…導入通路。

Claims (5)

1. 冷媒を吸入圧縮する圧縮機（１）と、
   前記圧縮機（１）から吐出する冷媒を放冷する放熱器（３）と、
   前記放熱器（３）から流出する冷媒を減圧膨脹させながら機械的エネルギーを回収する ラジアル型流体機械（４）と、
   前記ラジアル型流体機械（４）にて減圧膨脹された冷媒を蒸発させる蒸発器（５）とを 備える蒸気圧縮式冷凍機であって、
   前記ラジアル型流体機械（４）は、
   回転する回転ライナー（１１）と、前記回転ライナー（１１）内に設けられ、前記回転ライナー（１１）の回転中心からずれた位置に、前記回転ライナー（１１）の回転中心軸線と平行な回転中心軸線を有して回転する回転シリンダ（１２）と、前記回転シリンダ（１２）に形成された挿入穴（１２ａ）に、摺動可能に収納されたプランジャ（１３）とを備え、
   前記プランジャ（１３）は、前記挿入穴（１２ａ）と前記プランジャ（１３）とによって構成される作動室（１２ｂ）の体積変化に応じて前記回転ライナー（１１）の内壁側から前記作動室（１２ｂ）の体積を縮小させる向きの力を受け、
   さらに、前記作動室（１２ｂ）と外部とを連通させる吸排ポート（１８）を開閉するバ ルブ手段（１４）が、前記回転シリンダ（１２）の回転中心に配置されており、
   前記バルブ手段（１４）は、前記バルブ手段（１４）を長手方向に変位させることによ り、前記回転シリンダ（１２）の回転角に対する前記吸排ポート（１８）の開閉時期を変 化させることができるように構成されていることを特徴とする蒸気圧縮式冷凍機。
2. 前記吸排ポート（１８）の断面中心を通るポート軸線（ＣＬ）は、前記プランジャ（１３ ）の断面中心を通って前記プランジャ（１３）の摺動方向と平行な軸線（ＣＬｐ）より前 記回転シリンダ（１２）の回転中心側に位置していることを特徴とする請求項１に記載の 蒸気圧縮式冷凍機。
3. 冷媒圧を利用して前記バルブ手段（１４）を長手方向に変位させるアクチュエータ（１９ ａ、２０、２１）を備えることを特徴とする請求項１または２に記載の蒸気圧縮式冷凍機 。
4. 前記ラジアル型流体機械（４）によって回収した機械的エネルギーを前記圧縮機（１）に 与えることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍機。
5. 前記放熱器（３）内の冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる場合があることを特徴とする 請求項１ないし４のいずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍機。

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