JP4701875B2

JP4701875B2 - Rotary expander

Info

Publication number: JP4701875B2
Application number: JP2005191601A
Authority: JP
Inventors: 克己鉾谷; 英二熊倉; 哲也岡本; 昌和岡本; 優芽井ノ口
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2005-06-30
Filing date: 2005-06-30
Publication date: 2011-06-15
Anticipated expiration: 2025-06-30
Also published as: JP2007009805A

Description

本発明は、流体の膨張により動力が発生するロータリ式膨張機に関し、特に、動力回収効率の改善対策に係るものである。 The present invention relates to a rotary expander that generates power by expansion of a fluid, and particularly relates to measures for improving power recovery efficiency.

従来より、流体の膨張により動力を発生させる容積型膨張機として、例えばロータリ式膨張機が知られている（例えば、特許文献１参照）。この膨張機は、例えば蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程を行うのに用いられる。 Conventionally, for example, a rotary expander is known as a positive displacement expander that generates power by expanding a fluid (see, for example, Patent Document 1). This expander is used, for example, to perform an expansion stroke of a vapor compression refrigeration cycle.

上記膨張機は、シリンダと、該シリンダの内周面に沿って公転するピストンとを備え、シリンダとピストンとの間に形成される膨張室が吸入／膨張側と排出側とに区画されている。そして、ピストンの公転動作に伴って、膨張室は吸入／膨張側であった部分が排出側に、排出側であった部分が吸入／膨張側に順に切り換わり、流体の吸入／膨張作用と排出作用とが同時に並行して行われる。 The expander includes a cylinder and a piston that revolves along the inner peripheral surface of the cylinder, and an expansion chamber formed between the cylinder and the piston is partitioned into a suction / expansion side and a discharge side. . As the piston revolves, the portion of the expansion chamber that is on the suction / expansion side is switched to the discharge side, and the portion that is on the discharge side is switched to the suction / expansion side in turn. The action is performed simultaneously in parallel.

上記膨張機では、ピストンの１回転中に流体がシリンダ内に供給される吸入過程の角度範囲と、流体の膨張が行われる膨張過程の角度範囲が予め定められている。つまり、この種の膨張機では、一般に膨張比（吸入冷媒と排出冷媒の密度比）が一定になっている。そして、吸入過程の角度範囲で流体がシリンダに導入される一方、残った膨張過程の角度範囲で流体が定められた膨張比で膨張し、その膨張により発生した回転動力が回収される。
特開平８−３３８３５６号公報 In the expander, the angle range of the suction process in which the fluid is supplied into the cylinder during one rotation of the piston and the angle range of the expansion process in which the fluid is expanded are determined in advance. That is, in this type of expander, the expansion ratio (density ratio between the intake refrigerant and the exhaust refrigerant) is generally constant. Then, while the fluid is introduced into the cylinder in the angular range of the suction process, the fluid expands at a predetermined expansion ratio in the remaining angular range of the expansion process, and the rotational power generated by the expansion is recovered.
JP-A-8-338356

しかしながら、上述した従来の容積型膨張機は、固有の膨張比（吸入冷媒と排出冷媒の密度比）を有しているため、運転条件の変動によって動力回収効率が低下するという問題があった。つまり、上記膨張機が用いられる蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、冷却対象の温度変化や放熱（加熱）対象の温度変化により該冷凍サイクルの高圧圧力および低圧圧力が変化するので、その圧力比も変動し、それに伴って膨張機の吸入冷媒と排出冷媒の密度もそれぞれ変動する。これにより、冷凍サイクルが上記膨張機の膨張比とは異なる膨張比で運転されることになり、上記膨張機における動力回収効率が低下してしまう。また、起動時においては、吸入冷媒の圧力が低いことから、やはり膨張機の膨張比とは異なる膨張比で起動することになる。この点について、以下に詳しく説明する。 However, since the above-described conventional positive displacement expander has an inherent expansion ratio (density ratio between the intake refrigerant and the exhaust refrigerant), there is a problem in that power recovery efficiency decreases due to fluctuations in operating conditions. That is, in the vapor compression refrigeration cycle in which the expander is used, the high pressure and low pressure of the refrigeration cycle change due to the temperature change of the cooling target and the temperature change of the heat dissipation (heating) target. Accordingly, the density of the refrigerant sucked and discharged from the expander also varies. As a result, the refrigeration cycle is operated at an expansion ratio different from the expansion ratio of the expander, and power recovery efficiency in the expander decreases. Further, at the time of start-up, since the pressure of the suction refrigerant is low, the start-up is also started at an expansion ratio different from the expansion ratio of the expander. This point will be described in detail below.

一般に、膨張機は、定められた設計膨張比で運転が行われているときに最大限の動力回収効率が得られるように構成されている。図７は、理想的な運転条件での膨張室の容積変化と圧力変化との関係を示すグラフである。先ず、流体はａ点からｂ点までの間で膨張室内に供給され、ｂ点から膨張を開始する。このｂ点を過ぎると、流体の供給が停止するため、圧力が一旦ｃ点まで急激に低下し、その後は膨張しながらｄ点まで緩やかに圧力が低下する。そして、ｄ点で膨張室のシリンダ容積が最大になった後、排出側になって容積が縮小するとｅ点まで排出される。その後、ａ点に戻り、次のサイクルの吸入過程が開始される。この図の状態では、ｄ点の圧力は冷凍サイクルの低圧圧力と一致しており、動力回収の効率のよい運転が行われる。 Generally, an expander is configured to obtain the maximum power recovery efficiency when it is operated at a defined design expansion ratio. FIG. 7 is a graph showing the relationship between expansion chamber volume change and pressure change under ideal operating conditions. First, the fluid is supplied into the expansion chamber from the point a to the point b, and starts expanding from the point b. When the point b is passed, the supply of fluid stops, so the pressure once drops rapidly to the point c, and then gradually decreases to the point d while expanding. Then, after the cylinder volume of the expansion chamber becomes maximum at the point d, when the volume is reduced on the discharge side, it is discharged to the point e. Thereafter, returning to the point a, the inhalation process of the next cycle is started. In the state of this figure, the pressure at the point d coincides with the low pressure of the refrigeration cycle, and an operation with high power recovery efficiency is performed.

一方、上記膨張機を空調機に用いている場合は、冷房運転と暖房運転の切り換えや外気温度の変化などの運転条件の変動により、冷凍サイクルの実際の膨張比が該冷凍サイクルの設計膨張比ないし膨張機の固有膨張比を外れることがある。特に、運転条件の変動により冷凍サイクルの実際の膨張比が設計膨張比よりも小さくなると、膨張室の内圧が冷凍サイクルの低圧圧力よりも低くなり、膨張機の内部で過膨張が発生してしまう。また、起動時においては、運転中の場合と比べて吸入冷媒の圧力が低いため、固有膨張比の下で膨張した冷媒圧力が当然に冷凍サイクルの低圧圧力よりも低くなり、やはり過膨張が発生してしまう。 On the other hand, when the expander is used for an air conditioner, the actual expansion ratio of the refrigeration cycle is changed to the design expansion ratio of the refrigeration cycle due to fluctuations in operating conditions such as switching between cooling operation and heating operation and changes in outside air temperature. Or it may deviate from the expansion ratio of the expander. In particular, if the actual expansion ratio of the refrigeration cycle becomes smaller than the design expansion ratio due to fluctuations in operating conditions, the internal pressure of the expansion chamber becomes lower than the low pressure of the refrigeration cycle, and overexpansion occurs inside the expander . In addition, at the time of start-up, since the suction refrigerant pressure is lower than that during operation, the refrigerant pressure expanded under the natural expansion ratio is naturally lower than the low-pressure pressure of the refrigeration cycle, and overexpansion also occurs. Resulting in.

図８は、過膨張が発生したときの膨張室の容積変化と圧力変化との関係を示すグラフであり、冷凍サイクルの低圧圧力が図７の例よりも上昇した状態となっている。この場合、流体はａ点からｂ点までの間で膨張室内に供給された後、膨張機の固有膨張比に従ってｄ点まで圧力が低下する。一方、冷凍サイクルの低圧圧力は、ｄ点よりも高いｄ’点になっている。したがって、冷媒は、膨張過程の完了後、排出過程においてｄ点からｄ’点まで昇圧された後、ｅ’点まで排出され、次のサイクルの吸入過程が開始されることになる。 FIG. 8 is a graph showing the relationship between the volume change of the expansion chamber and the pressure change when overexpansion occurs, and the low pressure of the refrigeration cycle is higher than that in the example of FIG. In this case, after the fluid is supplied into the expansion chamber from the point a to the point b, the pressure decreases to the point d according to the natural expansion ratio of the expander. On the other hand, the low-pressure pressure in the refrigeration cycle is a d 'point higher than the d point. Therefore, after the expansion process is completed, the refrigerant is pressurized from the point d to the point d ′ in the discharge process, and then discharged to the point e ′, and the suction process of the next cycle is started.

このような状況においては、膨張機内で冷媒の排出のために動力の内部消費が行われることになる。つまり、過膨張の発生時には、回収動力は図８で示す（面積Ｉ）−（面積II）分しか得られないことになり、図７の場合と比べて回収動力が大幅に減少することになる。 In such a situation, internal consumption of power is performed for discharging the refrigerant in the expander. That is, at the time of occurrence of overexpansion, the recovered power can be obtained only by (area I)-(area II) shown in FIG. 8, and the recovered power is greatly reduced as compared with the case of FIG. .

本発明は、斯かる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、ロータリ式膨張機における過膨張を防止し、動力回収効率の低下を抑制することである。 This invention is made | formed in view of such a point, The place made into the objective is preventing the excessive expansion | swelling in a rotary type expander, and suppressing the fall of power recovery efficiency.

第１の発明は、シリンダ（71,81）と該シリンダ（71,81）の内周面に摺接するロータリピストン（75,85）との間の流体室（72,82）で流体を膨張させる膨張機構（60）を備えたロータリ式膨張機を前提としている。そして、上記膨張機構（60）は、ロータリピストン（75,85）に一体形成されて流体室（72,82）を高圧側と低圧側とに区画するブレード（76,86）を備える一方、上記シリンダ（71,81）の内周面から上記ロータリピストン（75,85）を離隔させるピストン離隔機構を備えている。さらに、上記ロータリピストン（75,85）は、回転軸（40）が貫通する貫通孔（91）がピストン離隔機構として形成され、上記ロータリピストン（75,85）の貫通孔（91）の内面には、回転軸（40）の軸径よりも大きい大径部（94）がシリンダ（71,81）内の過半分の流体室（72,82）が低圧側となる側に形成されている。 In the first invention, the fluid is expanded in the fluid chamber (72, 82) between the cylinder (71, 81) and the rotary piston (75, 85) slidably contacting the inner peripheral surface of the cylinder (71, 81). A rotary expander equipped with an expansion mechanism (60) is assumed. The expansion mechanism (60) includes a blade (76, 86) that is integrally formed with the rotary piston (75, 85) and partitions the fluid chamber (72, 82) into a high pressure side and a low pressure side. from the inner circumferential surface of the cylinder (71, 81) comprises a piston spaced Organization for spacing the rotary piston (75, 85). Further, the rotary piston (75, 85) has a through hole (91) through which the rotating shaft (40) passes as a piston separation mechanism, and is formed on the inner surface of the through hole (91) of the rotary piston (75, 85). The large-diameter portion (94) larger than the shaft diameter of the rotary shaft (40) is formed on the side where the majority of the fluid chambers (72, 82) in the cylinder (71, 81) are on the low pressure side.

上記の発明では、ロータリピストン（75,85）がシリンダ（71,81）に内接しながら回転する。その回転に伴って、高圧の流体が流体室（72,82）に流入して膨張し、低圧となった流体が流体室（72,82）から流出する。ここで、運転条件の変動に伴って、または起動の際に流体室（72,82）で過膨張が生じると、つまり流体室（72,82）の圧力が流出側の圧力より低くなると、ピストン離隔機構（91）によってロータリピストン（75,85）がシリンダ（71,81）から離隔する。これにより、過膨張状態の流体室（72,82）へ流出側の流体が流れ込むので、流体室（72,82）の圧力が流出側の圧力まで上昇し、過膨張が解消される。 In the above invention, the rotary piston (75, 85) rotates while inscribed in the cylinder (71, 81). Along with the rotation, the high-pressure fluid flows into the fluid chamber (72, 82) and expands, and the low-pressure fluid flows out of the fluid chamber (72, 82). Here, if overexpansion occurs in the fluid chamber (72, 82) due to fluctuations in operating conditions or at the time of start-up, that is, if the pressure in the fluid chamber (72, 82) becomes lower than the pressure on the outflow side, The rotary piston (75, 85) is separated from the cylinder (71, 81) by the separation mechanism (91). Thereby, since the fluid on the outflow side flows into the fluid chamber (72, 82) in the overexpanded state, the pressure in the fluid chamber (72, 82) rises to the pressure on the outflow side, and the overexpansion is eliminated.

さらに、上記の発明では、揺動ピストン型の膨張機構（60）において、高圧の流体が流体室（72,82）の高圧側に流入して膨張した後、低圧側から流出する。したがって、実際の運転膨張比が膨張機の固有膨張比と一致している場合、流体室（72,82）において高圧側の圧力が低圧側の圧力より高くなり、つまり過膨張が生じないので、効率のよい動力回収が行われる。Furthermore, in the above invention, in the swinging piston type expansion mechanism (60), the high pressure fluid flows into the high pressure side of the fluid chamber (72, 82) and expands, and then flows out from the low pressure side. Therefore, when the actual operation expansion ratio matches the inherent expansion ratio of the expander, the pressure on the high pressure side is higher than the pressure on the low pressure side in the fluid chamber (72, 82), that is, no overexpansion occurs. Efficient power recovery is performed.

一方、実際の運転膨張比が膨張機の固有膨張比より小さくなると、つまり過膨張が生じると、流体室（72,82）において低圧側の圧力が高圧側の圧力より高くなる。したがって、ロータリピストン（75,85）が低圧側から高圧側へ向かって押されることになる。そこで、本発明では、回転軸（40）の軸径よりも大きい大径部（94）がシリンダ（71,81）内の過半分の流体室（72,82）が低圧側となる側に形成されている。すなわち、上記大径部（94）が貫通孔（91）の内面の過半分に形成され、ロータリピストン（75,85）の貫通孔（91）における低圧側となる部分に回転軸（40）との間隙（S）が設けられる。これにより、ロータリピストン（75,85）は、低圧側から高圧側へ向かって回転軸（40）に対して可動自在になるので、シリンダ（71,81）の内周面から離隔可能になる。したがって、流体室（72,82）における高圧側の圧力が流出側である低圧側の圧力まで上昇し、過膨張が解消される。On the other hand, when the actual operation expansion ratio becomes smaller than the natural expansion ratio of the expander, that is, when overexpansion occurs, the pressure on the low pressure side becomes higher than the pressure on the high pressure side in the fluid chamber (72, 82). Therefore, the rotary piston (75, 85) is pushed from the low pressure side toward the high pressure side. Therefore, in the present invention, the large-diameter portion (94) larger than the shaft diameter of the rotating shaft (40) is formed on the side where the excess fluid chamber (72, 82) in the cylinder (71, 81) is on the low pressure side. Has been. That is, the large-diameter portion (94) is formed in the majority of the inner surface of the through hole (91), and the rotary shaft (40) is connected to the low pressure side of the through hole (91) of the rotary piston (75, 85). Gap (S) is provided. As a result, the rotary piston (75, 85) is movable with respect to the rotating shaft (40) from the low pressure side to the high pressure side, and thus can be separated from the inner peripheral surface of the cylinder (71, 81). Accordingly, the pressure on the high pressure side in the fluid chamber (72, 82) rises to the pressure on the low pressure side, which is the outflow side, and overexpansion is eliminated.

また、第２の発明は、上記第１の発明において、上記膨張機構（60）は、互いに押しのけ容積が異なる流体室（72,82）を複数備え、流体が押しのけ容積の小さい流体室（72）から押しのけ容積の大きい流体室（82）へ順に流れて膨張するように構成されている。そして、上記ロータリピストン（75,85）の貫通孔（91）は、押しのけ容積が最大の流体室（82）を有するシリンダ（81）の内周面からそのロータリピストン（85）を離隔させるように構成されている。 Further, according to a second aspect, in the first aspect, the expansion mechanism (60) includes a plurality of fluid chambers (72, 82) having different displacement volumes, and the fluid chamber (72) having a small displacement volume. The fluid chamber (82) having a large displacement volume is sequentially flowed to expand. The through hole (91) of the rotary piston (75, 85) is configured to separate the rotary piston (85) from the inner peripheral surface of the cylinder (81) having the fluid chamber (82) having the largest displacement volume. It is configured.

上記の発明では、高圧の流体が押しのけ容積が小さい流体室（72）から順に流れて膨張し、最終的に膨張完了後の低圧の流体が押しのけ容積が最大の流体室（82）から流出する。つまり、押しのけ容積の小さい前段側の流体室（72）の流出側は、押しのけ容積の大きい流体室（82）の流入側に接続される。ここで、運転条件の変動に伴って過膨張が生じると、ピストン離隔機構（91）により、最大の押しのけ容積を有する流体室（82）においてロータリピストン（85）がシリンダ（81）から離隔する。これにより、膨張機構（60）における流出側の流体が確実に過膨張状態の流体室（82）へ流れるので、確実に過膨張が解消される。 In the above invention, the high-pressure fluid flows in order from the fluid chamber (72) having the smallest displacement volume and expands, and finally the low-pressure fluid after completion of the expansion flows out from the fluid chamber (82) having the largest displacement volume. That is, the outflow side of the upstream fluid chamber (72) with a small displacement volume is connected to the inflow side of the fluid chamber (82) with a large displacement volume. Here, when overexpansion occurs in accordance with fluctuations in operating conditions, the piston separation mechanism (91) separates the rotary piston (85) from the cylinder (81) in the fluid chamber (82) having the largest displacement volume. Thereby, the fluid on the outflow side in the expansion mechanism (60) surely flows into the fluid chamber (82) in the overexpanded state, so that the overexpansion is surely eliminated.

また、第３の発明は、上記第１または第２の発明において、上記ロータリピストン（75,85）の貫通孔（91）は、回転軸（40）との間隙（S）の最大距離がロータリピストン（75,85）の外径の１／５００以上１／１００以下である。 According to a third aspect of the present invention, in the first or second aspect, the through hole (91) of the rotary piston (75, 85) has a maximum distance (S) between the rotary shaft (40) and the rotary shaft (40). It is 1/500 or more and 1/100 or less of the outer diameter of the piston (75,85).

上記の発明では、ロータリピストン（75,85）とシリンダ（71,81）との離隔距離がロータリピストン（75,85）の大きさ（外径）に応じて適切に定められる。 In the above invention, the separation distance between the rotary piston (75, 85) and the cylinder (71, 81) is appropriately determined according to the size (outer diameter) of the rotary piston (75, 85).

また、第４の発明は、上記第１または第２の発明において、上記ロータリピストン（75,85）の貫通孔（91）の内面には、回転軸（40）の軸径と概ね等しい小径部（92）が形成されている。一方、上記ロータリピストン（75,85）の貫通孔（91）は、回転軸（40）との間隙（S）の最大距離が上記小径部（92）の径の１／４００以上１／５０以下である。 According to a fourth aspect of the present invention, in the first or second aspect of the present invention, the inner diameter of the through hole (91) of the rotary piston (75, 85) is a small diameter portion substantially equal to the shaft diameter of the rotary shaft (40). (92) is formed. On the other hand, in the through hole (91) of the rotary piston (75, 85), the maximum distance of the gap (S) with the rotary shaft (40) is 1/400 to 1/50 of the diameter of the small diameter portion (92). It is.

上記の発明では、ロータリピストン（75,85）とシリンダ（71,81）との離隔距離がロータリピストン（75,85）の大きさ（内径）に応じて適切に定められる。 In the above invention, the separation distance between the rotary piston (75, 85) and the cylinder (71, 81) is appropriately determined according to the size (inner diameter) of the rotary piston (75, 85).

また、第５の発明は、上記第１の発明において、流体として冷媒が循環して蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路（20）に用いられる。 The fifth invention is used in the refrigerant circuit (20) according to the first invention, wherein the refrigerant circulates as a fluid and performs a vapor compression refrigeration cycle.

上記の発明では、例えば、空調機などの冷媒回路（20）に用いられ、膨張機構（60）において蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷媒の膨張行程が行われる。そして、この蒸気圧縮式冷凍サイクルでは、運転条件によって高圧圧力や低圧圧力が変動し、実際の膨張比が変化する。ここで、現在一般に使用されている冷媒（例えば、Ｒ１０４Ａ）について、膨張比が暖房時では約４，冷房時では約３となる例を想定した場合、暖房時を基準として膨張比を選定すると、冷房時に過膨張が生じることになる。また、冷房負荷が小さいときなどは、さらに過膨張が生じやすくなる。ところが、本発明では、このような過膨張が効果的に解消される。 In the above invention, for example, the refrigerant circuit (20) such as an air conditioner is used, and the expansion process of the refrigerant of the vapor compression refrigeration cycle is performed in the expansion mechanism (60). In this vapor compression refrigeration cycle, the high pressure and low pressure vary depending on the operating conditions, and the actual expansion ratio changes. Here, assuming an example in which the expansion ratio is about 4 at the time of heating and about 3 at the time of cooling, assuming that the expansion ratio is selected based on the heating time, for a refrigerant (for example, R104A) that is generally used at present, Overexpansion occurs during cooling. Further, when the cooling load is small, overexpansion is more likely to occur. However, in the present invention, such overexpansion is effectively eliminated.

また、第６の発明は、上記第５の発明において、上記膨張機構（60）は、冷媒の圧縮機構（50）が機械的に連結されている。 In a sixth aspect based on the fifth aspect , the expansion mechanism (60) is mechanically connected to the refrigerant compression mechanism (50).

上記の発明では、圧縮機構（50）において蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷媒の圧縮行程が行われる。上記膨張機構（60）において冷媒の膨張により回転動力が回収され、この回転動力が圧縮機構（50）に機械的に伝達される。これにより、圧縮機構（50）の負荷トルクが低減される。 In the above invention, the compression process of the refrigerant of the vapor compression refrigeration cycle is performed in the compression mechanism (50). Rotational power is recovered by expansion of the refrigerant in the expansion mechanism (60), and this rotational power is mechanically transmitted to the compression mechanism (50). Thereby, the load torque of the compression mechanism (50) is reduced.

また、第７の発明は、上記第５または第６の発明において、上記冷媒が二酸化炭素である。 In a seventh aspect based on the fifth or sixth aspect , the refrigerant is carbon dioxide.

上記の発明では、二酸化炭素が臨界圧状態まで圧縮される超臨界サイクルが行われる。このサイクルでは、例えば膨張比が暖房時には約３，冷房には約２となり、一般の冷媒を用いた通常の冷凍サイクルに比べて、冷房時に生じる過膨張の度合いが増大する。ところが、このような過膨張が確実に且つ効果的に解消される。 In the above invention, a supercritical cycle in which carbon dioxide is compressed to a critical pressure state is performed. In this cycle, for example, the expansion ratio is about 3 for heating and about 2 for cooling, and the degree of overexpansion that occurs during cooling increases compared to a normal refrigeration cycle using a general refrigerant. However, such overexpansion is reliably and effectively eliminated.

したがって、第１の発明によれば、ロータリピストン（75,85）をシリンダ（71,81）の内周面から離隔させるピストン離隔機構（91）を設けるようにしたため、流体室（72,82）が過膨張状態になると、ロータリピストン（75,85）をシリンダ（71,81）から離隔させて流出側の流体を流体室（72,82）へ流すことができる。これにより、流体室（72,82）の圧力を上昇させることができるので、過膨張を解消することができる。したがって、膨張機構（60）による動力回収効率の低下を抑制することができ、運転効率を向上させることができる。 Therefore, according to the first aspect of the invention, since the piston separation mechanism (91) for separating the rotary piston (75, 85) from the inner peripheral surface of the cylinder (71, 81) is provided, the fluid chamber (72, 82) When the is in an overexpanded state, the rotary piston (75, 85) can be separated from the cylinder (71, 81) and the fluid on the outflow side can flow to the fluid chamber (72, 82). Thereby, since the pressure of the fluid chamber (72, 82) can be increased, overexpansion can be eliminated. Therefore, a reduction in power recovery efficiency due to the expansion mechanism (60) can be suppressed, and the operation efficiency can be improved.

また、第１の発明によれば、ピストン離隔機構として、ロータリピストン（75,85）がシリンダ（71,81）から離隔する方向に可動自在となるようにロータリピストン（75,85）の貫通孔（91）を形成するようにしたので、簡易な機構でロータリピストン（75,85）をシリンダ（71,81）から離隔させることができる。これにより、安価で且つ故障の少ない機器を提供することができる。Further, according to the first invention, the through-hole of the rotary piston (75, 85) as the piston separation mechanism is movable in the direction in which the rotary piston (75, 85) is separated from the cylinder (71, 81). Since (91) is formed, the rotary piston (75, 85) can be separated from the cylinder (71, 81) with a simple mechanism. Thereby, it is possible to provide an inexpensive device with few failures.

特に、第２の発明によれば、押しのけ容積が異なる複数の流体室（72,82）を有する膨張機構（60）の場合、最大の押しのけ容積を有する流体室（82）においてロータリピストン（85）をシリンダ（81）から離隔させるようにしたので、流出側の流体を過膨張状態の流体室（82）へ流すことができる。したがって、確実に過膨張を解消することができる。 In particular, according to the second invention, in the case of the expansion mechanism (60) having a plurality of fluid chambers (72, 82) having different displacement volumes, the rotary piston (85) in the fluid chamber (82) having the largest displacement volume. Is separated from the cylinder (81), so that the fluid on the outflow side can flow into the overexpanded fluid chamber (82). Therefore, overexpansion can be reliably eliminated.

また、第３の発明によれば、間隙（S）の最大距離をロータリピストン（75,85）5）の外径に基づいて、また第４の発明によれば、間隙（S）の最大距離をロータリピストン（75,85）の小径部（92）の径に基づいてそれぞれ設定するようにしたので、膨張機容量の大小に応じて適切な間隙（S）を形成することができる。 According to the third invention, the maximum distance of the gap (S) is based on the outer diameter of the rotary piston (75, 85) 5), and according to the fourth invention, the maximum distance of the gap (S). Is set based on the diameter of the small diameter portion (92) of the rotary piston (75, 85), so that an appropriate gap (S) can be formed according to the size of the expander capacity.

また、第５の発明によれば、例えば、空調機などの蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路（20）に用いるようにしたので、空調機などの運転条件は変化しやすいが、その際にも過膨張を確実に防止することができ、動力回収効率の低下を抑制することができる。したがって、機器の省エネ化を図ることができる。 Further, according to the fifth invention, for example, since the refrigerant circuit (20) that performs a vapor compression refrigeration cycle of an air conditioner or the like is used, the operating conditions of the air conditioner or the like are easily changed. Also, it is possible to reliably prevent overexpansion and to suppress a reduction in power recovery efficiency. Therefore, energy saving of the device can be achieved.

また、第６の発明によれば、冷媒の圧縮機構（50）を膨張機構（60）に機械的に連結するようにしたため、圧縮機構（50）の負荷トルクを低減することができる。したがって、例えば、圧縮機構（50）を駆動するための電動機の必要トルクを低減できる。この結果、機器の省エネ化を一層図ることができる。 According to the sixth aspect of the invention, since the refrigerant compression mechanism (50) is mechanically coupled to the expansion mechanism (60), the load torque of the compression mechanism (50) can be reduced. Therefore, for example, the required torque of the electric motor for driving the compression mechanism (50) can be reduced. As a result, further energy saving of the device can be achieved.

また、第７の発明によれば、冷媒に二酸化炭素を用いたため、過膨張の度合いが増大して動力損失が大きくなるが、その損失を効果的に抑制することができる。また、特に二酸化炭素の場合、地球環境に優しい機器および装置を提供することができる。 According to the seventh invention, since carbon dioxide is used as the refrigerant, the degree of overexpansion increases and the power loss increases, but the loss can be effectively suppressed. In particular, in the case of carbon dioxide, it is possible to provide equipment and devices that are friendly to the global environment.

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

本実施形態の空調機（10）は、本発明に係るロータリ式膨張機を備えている。 The air conditioner (10) of the present embodiment includes the rotary expander according to the present invention.

〈空調機の全体構成〉
図１に示すように、上記空調機（10）は、いわゆるセパレート型のものであって、室外機（11）と室内機（13）とを備えている。上記室外機（11）には、室外ファン（12）、室外熱交換器（23）、第１四路切換弁（21）、第２四路切換弁（22）および圧縮膨張ユニット（30）が収納されている。上記室内機（13）には、室内ファン（14）および室内熱交換器（24）が収納されている。上記室外機（11）は屋外に設置され、上記室内機（13）は屋内に設置されている。また、上記室外機（11）と室内機（13）とは、一対の連絡配管（15,16）で接続されている。なお、上記圧縮膨張ユニット（30）の詳細は後述する。 <Overall configuration of air conditioner>
As shown in FIG. 1, the air conditioner (10) is of a so-called separate type, and includes an outdoor unit (11) and an indoor unit (13). The outdoor unit (11) includes an outdoor fan (12), an outdoor heat exchanger (23), a first four-way switching valve (21), a second four-way switching valve (22), and a compression / expansion unit (30). It is stored. The indoor unit (13) houses an indoor fan (14) and an indoor heat exchanger (24). The outdoor unit (11) is installed outdoors, and the indoor unit (13) is installed indoors. The outdoor unit (11) and the indoor unit (13) are connected by a pair of connecting pipes (15, 16). The details of the compression / expansion unit (30) will be described later.

上記空調機（10）には、冷媒回路（20）が設けられている。この冷媒回路（20）は、圧縮膨張ユニット（30）や室内熱交換器（24）などが接続された閉回路である。また、この冷媒回路（20）には、冷媒として二酸化炭素（ＣＯ_２）が充填されている。 The air conditioner (10) is provided with a refrigerant circuit (20). The refrigerant circuit (20) is a closed circuit to which a compression / expansion unit (30), an indoor heat exchanger (24), and the like are connected. The refrigerant circuit (20) is filled with carbon dioxide (CO ₂ ) as a refrigerant.

上記室外熱交換器（23）および室内熱交換器（24）は、何れもクロスフィン型のフィン・アンド・チューブ熱交換器により構成されている。上記室外熱交換器（23）では、冷媒回路（20）を循環する冷媒が室外ファン（12）により取り込まれた室外空気と熱交換する。上記室内熱交換器（24）では、冷媒回路（20）を循環する冷媒が室内ファン（14）により取り込まれた室内空気と熱交換する。 Both the outdoor heat exchanger (23) and the indoor heat exchanger (24) are constituted by cross fin type fin-and-tube heat exchangers. In the outdoor heat exchanger (23), the refrigerant circulating in the refrigerant circuit (20) exchanges heat with the outdoor air taken in by the outdoor fan (12). In the indoor heat exchanger (24), the refrigerant circulating in the refrigerant circuit (20) exchanges heat with the indoor air taken in by the indoor fan (14).

上記第１四路切換弁（21）は、４つのポートを備えている。この第１四路切換弁（21）は、第１のポートが圧縮膨張ユニット（30）の吐出ポート（33）に、第２のポートが連絡配管（15）を介して室内熱交換器（24）の一端に、第３のポートが室外熱交換器（23）の一端に、第４のポートが圧縮膨張ユニット（30）の吸入ポート（32）にそれぞれ接続されている。そして、上記第１四路切換弁（21）は、第１のポートと第２のポートとが連通し且つ第３のポートと第４のポートとが連通する状態（図１に実線で示す状態）と、第１のポートと第３のポートとが連通し且つ第２のポートと第４のポートとが連通する状態（図１に破線で示す状態）とに切り換わる。 The first four-way selector valve (21) has four ports. In the first four-way selector valve (21), the first port is connected to the discharge port (33) of the compression / expansion unit (30), and the second port is connected to the indoor heat exchanger (24 via the connecting pipe (15)). ), A third port is connected to one end of the outdoor heat exchanger (23), and a fourth port is connected to the suction port (32) of the compression / expansion unit (30). The first four-way selector valve (21) is in a state where the first port and the second port communicate with each other and the third port and the fourth port communicate with each other (the state indicated by a solid line in FIG. 1). ), And the first port and the third port communicate with each other and the second port and the fourth port communicate with each other (state indicated by a broken line in FIG. 1).

上記第２四路切換弁（22）は、４つのポートを備えている。この第２四路切換弁（22）は、第１のポートが圧縮膨張ユニット（30）の流出ポート（35）に、第２のポートが室外熱交換器（23）の他端に、第３のポートが連絡配管（16）を介して室内熱交換器（24）の他端に、第４のポートが圧縮膨張ユニット（30）の流入ポート（34）にそれぞれ接続されている。そして、上記第２四路切換弁（22）は、第１のポートと第２のポートとが連通し且つ第３のポートと第４のポートとが連通する状態（図１に実線で示す状態）と、第１のポートと第３のポートとが連通し且つ第２のポートと第４のポートとが連通する状態（図１に破線で示す状態）とに切り換わる。 The second four-way selector valve (22) has four ports. The second four-way selector valve (22) has a first port at the outflow port (35) of the compression / expansion unit (30), a second port at the other end of the outdoor heat exchanger (23), and a third port. Are connected to the other end of the indoor heat exchanger (24) through the connecting pipe (16), and the fourth port is connected to the inflow port (34) of the compression / expansion unit (30). The second four-way selector valve (22) is in a state in which the first port and the second port communicate with each other and the third port and the fourth port communicate with each other (a state indicated by a solid line in FIG. 1). ), And the first port and the third port communicate with each other and the second port and the fourth port communicate with each other (state indicated by a broken line in FIG. 1).

〈圧縮膨張ユニットの構成〉
図２に示すように、圧縮膨張ユニット（30）は、横長で円筒形の密閉容器であるケーシング（31）を備えている。このケーシング（31）内には、図２における左から右に向かって順に、圧縮機構（50）と、電動機（45）と、膨張機構（60）とが配置されている。なお、以下の説明で用いる「右」「左」は、何れも参照する図面におけるものを意味する。 <Configuration of compression / expansion unit>
As shown in FIG. 2, the compression / expansion unit (30) includes a casing (31) which is a horizontally long and cylindrical sealed container. In the casing (31), a compression mechanism (50), an electric motor (45), and an expansion mechanism (60) are arranged in order from left to right in FIG. Note that “right” and “left” used in the following description mean those in the referenced drawings.

上記電動機（45）は、ケーシング（31）の長手方向における中央部に配置されている。この電動機（45）は、ステータ（46）とロータ（47）とにより構成されている。このステータ（46）は、上記ケーシング（31）に固定されている。上記ロータ（47）は、ステータ（46）の内側に配置され、同軸にシャフト（40）の主軸部（44）が貫通している。 The said electric motor (45) is arrange | positioned in the center part in the longitudinal direction of a casing (31). The electric motor (45) includes a stator (46) and a rotor (47). The stator (46) is fixed to the casing (31). The rotor (47) is disposed inside the stator (46), and the main shaft portion (44) of the shaft (40) passes through coaxially.

上記シャフト（40）は、回転軸を構成している。このシャフト（40）では、左端側に１つの小径偏心部（43）が形成され、右端側に２つの大径偏心部（41,42）が形成されている。 The shaft (40) constitutes a rotating shaft. In the shaft (40), one small-diameter eccentric part (43) is formed on the left end side, and two large-diameter eccentric parts (41, 42) are formed on the right end side.

上記小径偏心部（43）は、主軸部（44）よりも小径に形成され、主軸部（44）の軸心から所定量だけ偏心している。一方、上記各大径偏心部（41,42）は、主軸部（44）よりも大径に形成されている。左右に並んだ２つの大径偏心部（41,42）のうち、右側のものが第１大径偏心部（41）を、左側のものが第２大径偏心部（42）をそれぞれ構成している。上記第１大径偏心部（41）および第２大径偏心部（42）は、何れも主軸部（44）の軸心から同じ方向へ偏心している。その偏心量は、第２大径偏心部（42）の方が第１大径偏心部（41）よりも大きくなっている。また、上記第２大径偏心部（42）の外径は、第１大径偏心部（41）の外径よりも大きくなっている。 The small diameter eccentric portion (43) is formed to have a smaller diameter than the main shaft portion (44), and is eccentric from the shaft center of the main shaft portion (44) by a predetermined amount. On the other hand, each of the large-diameter eccentric parts (41, 42) has a larger diameter than the main shaft part (44). Of the two large-diameter eccentric parts (41, 42) arranged side by side, the right one constitutes the first large-diameter eccentric part (41) and the left one constitutes the second large-diameter eccentric part (42). ing. The first large-diameter eccentric part (41) and the second large-diameter eccentric part (42) are both eccentric in the same direction from the axis of the main shaft part (44). The amount of eccentricity of the second large-diameter eccentric part (42) is larger than that of the first large-diameter eccentric part (41). The outer diameter of the second large diameter eccentric portion (42) is larger than the outer diameter of the first large diameter eccentric portion (41).

上記圧縮機構（50）は、いわゆるスクロール式圧縮機を構成している。この圧縮機構（50）は、固定スクロール（51）と、可動スクロール（54）と、フレーム（57）とを備えている。また、この圧縮機構（50）には、吸入ポート（32）および吐出ポート（33）が設けられている。この吸入ポート（32）および吐出ポート（33）は、それぞれ配管によってケーシング（31）の外部へ延長されている。 The compression mechanism (50) constitutes a so-called scroll compressor. The compression mechanism (50) includes a fixed scroll (51), a movable scroll (54), and a frame (57). The compression mechanism (50) is provided with a suction port (32) and a discharge port (33). The suction port (32) and the discharge port (33) are each extended outside the casing (31) by piping.

上記固定スクロール（51）では、鏡板（52）に渦巻き壁状の固定側ラップ（53）が突設されている。この固定スクロール（51）の鏡板（52）は、ケーシング（31）の内壁に固定されている。一方、上記可動スクロール（54）では、板状の鏡板（55）に渦巻き壁状の可動側ラップ（56）が突設されている。上記固定スクロール（51）および可動スクロール（54）は、互いに対向する状態で配置されている。そして、上記固定側ラップ（53）と可動側ラップ（56）が噛み合うことにより、圧縮室（59）が区画される。 In the fixed scroll (51), a spiral-wall-shaped fixed-side wrap (53) projects from the end plate (52). The end plate (52) of the fixed scroll (51) is fixed to the inner wall of the casing (31). On the other hand, in the movable scroll (54), a spiral wall-shaped movable side wrap (56) projects from a plate-shaped end plate (55). The fixed scroll (51) and the movable scroll (54) are arranged facing each other. The compression chamber (59) is defined by the meshing of the fixed wrap (53) and the movable wrap (56).

上記吸入ポート（32）は、一端が固定側ラップ（53）および可動側ラップ（56）の外周側に接続されている。一方、上記吐出ポート（33）は、一端が固定スクロール（51）の鏡板（52）の中央部に接続されて圧縮室（59）に開口している。 One end of the suction port (32) is connected to the outer peripheral side of the fixed side wrap (53) and the movable side wrap (56). On the other hand, one end of the discharge port (33) is connected to the central part of the end plate (52) of the fixed scroll (51) and opens into the compression chamber (59).

上記可動スクロール（54）の鏡板（55）は、右側面の中央部に突出部分が形成されており、この突出部分にシャフト（40）の小径偏心部（43）が回転自在に嵌合されている。また、上記可動スクロール（54）は、オルダムリング（58）を介してフレーム（57）に支持されている。このオルダムリング（58）は、可動スクロール（54）の自転を規制するためのものである。そして、上記可動スクロール（54）は、自転することなく、所定の旋回半径で公転する。 The end plate (55) of the movable scroll (54) has a protruding portion formed at the center of the right side surface, and the small diameter eccentric portion (43) of the shaft (40) is rotatably fitted to the protruding portion. Yes. The movable scroll (54) is supported by the frame (57) via an Oldham ring (58). The Oldham ring (58) is for regulating the rotation of the movable scroll (54). The movable scroll (54) revolves at a predetermined turning radius without rotating.

上記膨張機構（60）は、いわゆる揺動ピストン型の流体機械であって、本発明に係るロータリ式膨張機を構成している。この膨張機構（60）には、対になったシリンダ（81,82）およびピストン（75,85）が二組設けられている。また、上記膨張機構（60）には、フロントヘッド（61）と、中間プレート（63）と、リアヘッド（62）とが設けられている。 The expansion mechanism (60) is a so-called oscillating piston type fluid machine, and constitutes a rotary expander according to the present invention. The expansion mechanism (60) is provided with two pairs of cylinders (81, 82) and pistons (75, 85) which are paired. The expansion mechanism (60) is provided with a front head (61), an intermediate plate (63), and a rear head (62).

上記膨張機構（60）では、図２における左から右へ向かって順に、フロントヘッド（61）、第２シリンダ（81）、中間プレート（63）、第１シリンダ（71）およびリアヘッド（62）が積層された状態となっている。この状態において、第２シリンダ（81）は、左側端面がフロントヘッド（61）によって閉塞され、右側端面が中間プレート（63）によって閉塞されている。一方、上記第１シリンダ（71）は、左側端面が中間プレート（63）によって閉塞され、右側端面がリアヘッド（62）によって閉塞されている。また、上記第２シリンダ（81）の内径は、第１シリンダ（71）の内径よりも大きくなっている。 In the expansion mechanism (60), the front head (61), the second cylinder (81), the intermediate plate (63), the first cylinder (71), and the rear head (62) are sequentially arranged from left to right in FIG. It is in a laminated state. In this state, the second cylinder (81) has its left end face closed by the front head (61) and its right end face closed by the intermediate plate (63). On the other hand, the first cylinder (71) has its left end face closed by the intermediate plate (63) and its right end face closed by the rear head (62). The inner diameter of the second cylinder (81) is larger than the inner diameter of the first cylinder (71).

上記シャフト（40）は、積層された状態のフロントヘッド（61）、第２シリンダ（81）、中間プレート（63）、第１シリンダ（71）およびリアヘッド（62）を貫通している。また、上記シャフト（40）の第１大径偏心部（41）は第１シリンダ（71）内に位置し、第２大径偏心部（42）は第２シリンダ（81）内に位置している。 The shaft (40) passes through the stacked front head (61), second cylinder (81), intermediate plate (63), first cylinder (71) and rear head (62). The first large-diameter eccentric portion (41) of the shaft (40) is located in the first cylinder (71), and the second large-diameter eccentric portion (42) is located in the second cylinder (81). Yes.

図３および図５に示すように、上記第１シリンダ（71）内には第１ピストン（75）が収納され、第２シリンダ（81）内には第２ピストン（85）が収納されている。これら第１ピストン（75）および第２ピストン（85）は、何れも円環状あるいは円筒状に形成されている。そして、上記第１ピストン（75）の外径と第２ピストン（85）の外径とは、互いに等しくなっている。すなわち、上述したように、第１シリンダ（71）の内径よりも第２シリンダ（81）の内径が大きいため、第２シリンダ（81）における第２流体室（82）の押しのけ容積が第１シリンダ（71）における第１流体室（72）の押しのけ容積よりも大きくなっている。 As shown in FIGS. 3 and 5, the first piston (75) is accommodated in the first cylinder (71), and the second piston (85) is accommodated in the second cylinder (81). . The first piston (75) and the second piston (85) are both formed in an annular shape or a cylindrical shape. The outer diameter of the first piston (75) and the outer diameter of the second piston (85) are equal to each other. That is, as described above, since the inner diameter of the second cylinder (81) is larger than the inner diameter of the first cylinder (71), the displacement volume of the second fluid chamber (82) in the second cylinder (81) is the first cylinder. It is larger than the displacement volume of the first fluid chamber (72) in (71).

上記第１ピストン（75）は、外周面が第１シリンダ（71）の内周面に摺接すると共に、右側端面がリアヘッド（62）に、左側端面が中間プレート（63）にそれぞれ摺接している。上記第１シリンダ（71）の内周面と第１ピストン（75）の外周面との間には、第１流体室（72）が形成される。一方、上記第２ピストン（85）は、外周面が第２シリンダ（81）の内周面に摺接すると共に、右側端面が中間プレート（63）に、左側端面がフロントヘッド（61）にそれぞれ摺接している。上記第２シリンダ（81）の内周面と第２ピストン（85）の外周面との間には、第２流体室（82）が形成される。 The first piston (75) has an outer peripheral surface in sliding contact with the inner peripheral surface of the first cylinder (71), a right end surface in sliding contact with the rear head (62), and a left end surface in sliding contact with the intermediate plate (63). . A first fluid chamber (72) is formed between the inner peripheral surface of the first cylinder (71) and the outer peripheral surface of the first piston (75). On the other hand, the second piston (85) has an outer peripheral surface that is in sliding contact with an inner peripheral surface of the second cylinder (81), a right end surface that slides on the intermediate plate (63), and a left end surface that slides on the front head (61). Touching. A second fluid chamber (82) is formed between the inner peripheral surface of the second cylinder (81) and the outer peripheral surface of the second piston (85).

上記各ピストン（75,85）には、ブレード（76,86）が１つずつ一体に設けられている。このブレード（76,86）は、ピストン（75,85）の径方向へ延びる板状に形成され、ピストン（75,85）の外周面から外側へ突出している。そして、上記第１シリンダ（71）内の第１流体室（72）は、第１ブレード（76）によって高圧側の第１高圧室（73）と低圧側の第１低圧室（74）とに仕切られている。上記第２シリンダ（81）内の第２流体室（82）は、第２ブレード（86）によって高圧側の第２高圧室（83）と低圧側の第２低圧室（84）とに仕切られている。 Each of the pistons (75, 85) is integrally provided with one blade (76, 86). The blades (76, 86) are formed in a plate shape extending in the radial direction of the piston (75, 85) and project outward from the outer peripheral surface of the piston (75, 85). The first fluid chamber (72) in the first cylinder (71) is divided into a first high pressure chamber (73) on the high pressure side and a first low pressure chamber (74) on the low pressure side by the first blade (76). It is partitioned. The second fluid chamber (82) in the second cylinder (81) is partitioned by a second blade (86) into a second high pressure chamber (83) on the high pressure side and a second low pressure chamber (84) on the low pressure side. ing.

上記各シリンダ（71,81）には、一対のブッシュ（77,87）が一組ずつ設けられている。このブッシュ（77,87）は、内側面が平面となって外側面が円弧面となる略半月状に形成された小片である。このブッシュ（77,87）は、ブレード（76,86）を挟み込んだ状態で装着され、内側面がブレード（76,86）と、外側面がシリンダ（81,82）とそれぞれ摺動するように構成されている。そして、上記ブレード（76,86）は、ブッシュ（77,87）を介してシリンダ（71,81）に支持され、該シリンダ（71,81）に対して回動自在に且つ進退自在に構成されている。 Each cylinder (71, 81) is provided with a pair of bushes (77, 87). The bushes (77, 87) are small pieces formed in a substantially meniscus shape in which the inner surface is a flat surface and the outer surface is a circular arc surface. These bushes (77, 87) are mounted with the blade (76, 86) sandwiched between them so that the inner surface slides with the blade (76, 86) and the outer surface slides with the cylinder (81, 82). It is configured. The blade (76, 86) is supported by the cylinder (71, 81) via the bush (77, 87), and is configured to be rotatable and advance / retreat with respect to the cylinder (71, 81). ing.

上記第１シリンダ（71）と第２シリンダ（81）とは、それぞれの周方向におけるブッシュ（77,87）の位置が一致する状態で配置されている。つまり、上記第１シリンダ（71）に対する第２シリンダ（81）の配置角度が０°となっている。ここで、第１大径偏心部（41）および第２大径偏心部（42）が主軸部（44）の軸心に対して同じ方向へ偏心しているため、第１ブレード（76）が第１シリンダ（71）の外側へ最も退いた状態になるのと同時に、第２ブレード（86）が第２シリンダ（81）の外側へ最も退いた状態になる。要するに、上記２つのピストン（75,85）は、回転周期が同期している。 The first cylinder (71) and the second cylinder (81) are disposed in a state in which the positions of the bushes (77, 87) in the respective circumferential directions coincide. That is, the arrangement angle of the second cylinder (81) with respect to the first cylinder (71) is 0 °. Here, since the first large-diameter eccentric portion (41) and the second large-diameter eccentric portion (42) are eccentric in the same direction with respect to the axis of the main shaft portion (44), the first blade (76) The second blade (86) is most retracted to the outside of the second cylinder (81) at the same time as it is most retracted to the outside of the one cylinder (71). In short, the rotation periods of the two pistons (75, 85) are synchronized.

上記膨張機構（60）は、流入ポート（34）と流出ポート（35）が設けられている。上記流入ポート（34）は、第１シリンダ（71）を半径方向に貫通し、終端が第１シリンダ（71）の内周面のうち、図３および図５におけるブッシュ（77）のやや左側の箇所に開口している。つまり、この流入ポート（34）は、第１高圧室（73）と連通している。一方、上記流出ポート（35）は、第２シリンダ（81）を半径方向に貫通し、始端が第２シリンダ（81）の内周面のうち、図３および図５におけるブッシュ（87）のやや右側の箇所に開口している。つまり、この流出ポート（35）は、第２低圧室（84）と連通している。なお、上記流入ポート（34）および流出ポート（35）は、それぞれ配管によってケーシング（31）の外部へ延長されている。 The expansion mechanism (60) is provided with an inflow port (34) and an outflow port (35). The inflow port (34) penetrates the first cylinder (71) in the radial direction, and the terminal end is slightly on the left side of the bush (77) in FIGS. 3 and 5 in the inner peripheral surface of the first cylinder (71). It is open at a point. That is, the inflow port (34) communicates with the first high pressure chamber (73). On the other hand, the outflow port (35) penetrates through the second cylinder (81) in the radial direction, and the start end is a little of the bush (87) in FIGS. 3 and 5 in the inner peripheral surface of the second cylinder (81). There is an opening on the right side. That is, the outflow port (35) communicates with the second low pressure chamber (84). The inflow port (34) and the outflow port (35) are each extended outside the casing (31) by piping.

上記中間プレート（63）は、厚さ方向に対して斜めに貫通する連通路（64）が設けられている。この連通路（64）は、入口側である一端が第１シリンダ（71）内における第１ブレード（76）の右側の位置に開口し、出口側である他端が第２シリンダ（81）内における第２ブレード（86）の左側の位置に開口している。つまり、上記連通路（64）は、第１流体室（72）の第１低圧室（74）と第２流体室（82）の第２高圧室（83）とを連通させる。そして、これら第１低圧室（74）と連通路（64）と第２高圧室（83）は、１つの閉空間である膨張室（66）を構成している。 The intermediate plate (63) is provided with a communication path (64) penetrating obliquely with respect to the thickness direction. The communication path (64) has one end on the inlet side opened to the right side of the first blade (76) in the first cylinder (71) and the other end on the outlet side in the second cylinder (81). Is opened at a position on the left side of the second blade (86). That is, the communication path (64) communicates the first low pressure chamber (74) of the first fluid chamber (72) and the second high pressure chamber (83) of the second fluid chamber (82). The first low-pressure chamber (74), the communication passage (64), and the second high-pressure chamber (83) constitute an expansion chamber (66) that is one closed space.

本実施形態の膨張機構（60）では、第１シリンダ（71）と、そこに設けられたブッシュ（77）と、第１ピストン（75）と、第１ブレード（76）とが第１ロータリ機構部（70）を構成している。また、第２シリンダ（81）と、そこに設けられたブッシュ（87）と、第２ピストン（85）と、第２ブレード（86）とが第２ロータリ機構部（80）を構成している。つまり、上記第１ピストン（75）および第２ピストン（85）がロータリピストンを構成している。 In the expansion mechanism (60) of the present embodiment, the first cylinder (71), the bush (77) provided there, the first piston (75), and the first blade (76) are the first rotary mechanism. Part (70). The second cylinder (81), the bush (87) provided there, the second piston (85), and the second blade (86) constitute a second rotary mechanism (80). . That is, the first piston (75) and the second piston (85) constitute a rotary piston.

上記膨張機構（60）では、２つのロータリ機構部（70,80）における回転周期が同期しているため、第１低圧室（74）の容積が減少してゆく過程と、第２高圧室（83）の容積が増加してゆく過程とが同期することになる（図５参照）。ここで、両シリンダ（71,81）における押しのけ容積に差があるため、その差分だけ第２高圧室（83）の容積増大量が第１低圧室（74）の容積減少量より大きくなり、結果として上記膨張室（66）の容積が増大することになる。したがって、上記膨張機構（60）では、膨張室（66）の容積がシャフト（40）の回転に伴って増大するので、冷媒が第１低圧室（74）から第２高圧室（83）へ膨張しながら流入する。 In the expansion mechanism (60), since the rotation cycles of the two rotary mechanism parts (70, 80) are synchronized, the process of decreasing the volume of the first low pressure chamber (74) and the second high pressure chamber ( 83) is synchronized with the process of increasing the volume (see FIG. 5). Here, since there is a difference in displacement volume between both cylinders (71, 81), the volume increase amount of the second high pressure chamber (83) is larger than the volume decrease amount of the first low pressure chamber (74) by the difference, and the result As a result, the volume of the expansion chamber (66) increases. Therefore, in the expansion mechanism (60), since the volume of the expansion chamber (66) increases as the shaft (40) rotates, the refrigerant expands from the first low pressure chamber (74) to the second high pressure chamber (83). While flowing in.

上記第２ピストン（85）は、図４〜図６に示すように、シャフト（40）の第２大径偏心部（42）が回転自在に貫通する貫通孔（91）が形成されている。この貫通孔（91）は、本発明の特徴として、第２低圧室（84）や流出ポート（35）の冷媒が第２高圧室（83）（膨張室（66））へ流れ込むように、第２ピストン（85）を第２シリンダ（81）の内周面から離隔させるコンプライアンス機構としてのピストン離隔機構を構成している。なお、上記第１ピストン（75）は、シャフト（40）の第１大径偏心部（41）が回転自在に貫通する貫通孔（図示せず）が形成されている。この貫通孔は、径が第１大径偏心部（41）の外径と概ね等しくなっている。 As shown in FIGS. 4 to 6, the second piston (85) has a through hole (91) through which the second large-diameter eccentric portion (42) of the shaft (40) passes rotatably. As a feature of the present invention, the through hole (91) is configured so that the refrigerant in the second low pressure chamber (84) and the outflow port (35) flows into the second high pressure chamber (83) (expansion chamber (66)). A piston separation mechanism is configured as a compliance mechanism that separates the two pistons (85) from the inner peripheral surface of the second cylinder (81). The first piston (75) is formed with a through hole (not shown) through which the first large-diameter eccentric part (41) of the shaft (40) passes rotatably. The through hole has a diameter substantially equal to the outer diameter of the first large diameter eccentric portion (41).

上記第２ピストン（85）の貫通孔（91）の内面は、小径部（92）と平面部（93）と大径部（94）から構成され、全体として略楕円形に形成されている。 The inner surface of the through hole (91) of the second piston (85) is composed of a small diameter part (92), a flat surface part (93), and a large diameter part (94), and is formed in a substantially elliptical shape as a whole.

上記小径部（92）の径は、第２大径偏心部（42）の外径と概ね等しくなっている。この小径部（92）は、図４における貫通孔（91）の内面のほぼ左半分に形成された円弧形状である。上記平面部（93）は、小径部（92）の両端（P0,P1）に連続して形成されている。つまり、この各平面部（93）は、小径部（92）の両端（P0,P1）における第２大径偏心部（42）の接線であり、該両端（P0,P1）から僅かな距離だけ延びている。上記大径部（94）は、各平面部（93）の延端を結んでなる円弧形状であり、図４における貫通孔（91）の内面のほぼ右半分に形成されている。そして、この大径部（94）の径は、第２大径偏心部（42）の外径よりも大きくなっている。なお、上記大径部（94）は、円弧形状に限らず、楕円弧形状に形成してもよい。 The diameter of the small diameter part (92) is substantially equal to the outer diameter of the second large diameter eccentric part (42). The small diameter portion (92) has an arc shape formed in substantially the left half of the inner surface of the through hole (91) in FIG. The plane portion (93) is formed continuously at both ends (P0, P1) of the small diameter portion (92). That is, each flat surface portion (93) is a tangent line of the second large-diameter eccentric portion (42) at both ends (P0, P1) of the small-diameter portion (92), and is a slight distance from the both ends (P0, P1). It extends. The large-diameter portion (94) has an arc shape formed by connecting the extended ends of the flat portions (93), and is formed on the almost right half of the inner surface of the through hole (91) in FIG. The diameter of the large diameter portion (94) is larger than the outer diameter of the second large diameter eccentric portion (42). The large diameter portion (94) is not limited to the arc shape, and may be formed in an elliptic arc shape.

そして、上記第２ピストン（85）は、平面部（93）および大径部（94）と第２大径偏心部（42）との間に間隙（S）が形成されている。この間隙（S）は、図４および図５（図６）における第２ピストン（85）における貫通孔（91）の内面の右半分以上、すなわち第２流体室（82）における主として第２低圧室（84）となる側に形成されている。このように、第２ピストン（85）の貫通孔（91）は、第２低圧室（84）の冷媒圧力が第２高圧室（83）の冷媒圧力（即ち、膨張室（66）の冷媒圧力）よりも大きくなったときに、その圧力差によって第２ピストン（85）が押されて第２低圧室（84）側から第２高圧室（83）側へ向かって可動することにより、第２シリンダ（81）の内周面から離隔するように構成されている。 In the second piston (85), a gap (S) is formed between the flat portion (93) and the large diameter portion (94) and the second large diameter eccentric portion (42). This gap (S) is not less than the right half of the inner surface of the through hole (91) in the second piston (85) in FIGS. 4 and 5 (FIG. 6), that is, mainly the second low pressure chamber in the second fluid chamber (82). (84) is formed on the side. Thus, in the through hole (91) of the second piston (85), the refrigerant pressure in the second low pressure chamber (84) is changed to the refrigerant pressure in the second high pressure chamber (83) (that is, the refrigerant pressure in the expansion chamber (66)). ), The second piston (85) is pushed by the pressure difference and moved from the second low-pressure chamber (84) side to the second high-pressure chamber (83) side. The cylinder (81) is configured to be separated from the inner peripheral surface.

本実施形態では、図４におけるX0線とX1線との成す角度θが２００°で設定されている。つまり、上記貫通孔（91）の大径部（94）が貫通孔（91）の内面の過半分を占め、間隙（S）が第２流体室（82）における第２低圧室（84）となる側に位置する。これにより、第２ピストン（85）は、低圧側から高圧側へ向かってシャフト（40）に対して可動自在となり、確実に第２シリンダ（81）の内周面から離隔可能となる。なお、上記X0線およびX1線は、小径部（92）の両端（P0,P1）における平面部（93）への垂線である。また、上記角度θは、２００°に限られず、第２ピストン（85）が可動自在となる角度であればよい。 In the present embodiment, the angle θ formed by the X0 line and the X1 line in FIG. 4 is set to 200 °. That is, the large diameter portion (94) of the through hole (91) occupies a majority of the inner surface of the through hole (91), and the gap (S) is connected to the second low pressure chamber (84) in the second fluid chamber (82). Located on the side. Thereby, the second piston (85) is movable with respect to the shaft (40) from the low pressure side to the high pressure side, and can be reliably separated from the inner peripheral surface of the second cylinder (81). Incidentally, the X0 wire and X1 line is a vertical line of the planar portion at both ends (P0, P1) of the small diameter portion (92) to (93). The angle θ is not limited to 200 °, and may be any angle that allows the second piston (85) to move.

また、本実施形態では、間隙（S）の最大距離（Smax）が第２ピストン（85）の外径φＤの１／５００以上１／１００以下に設定されている。例えば、第２ピストン（85）の外径φＤが３０ｍｍの場合、間隙（S）の最大距離（Smax）は６０μｍ〜３００μｍとなる。これにより、第２ピストン（85）の大きさ、つまり膨張機容量の大小に応じて適切な間隙（S）が形成される。 In the present embodiment, the maximum distance (Smax) of the gap (S) is set to 1/500 or more and 1/100 or less of the outer diameter φD of the second piston (85). For example, when the outer diameter φD of the second piston (85) is 30 mm, the maximum distance (Smax) of the gap (S) is 60 μm to 300 μm. Accordingly, an appropriate gap (S) is formed according to the size of the second piston (85), that is, the size of the expander capacity.

なお、上記間隙（S）の最大距離（Smax）は、第２ピストン（85）の貫通孔（91）における小径部（92）の内径φｄの１／４００以上１／５０以下に設定されるようにしてもよい。この場合の同様に、膨張機容量に応じて適切な間隙（S）を形成できる。また、上述した間隙（S）の最大距離（Smax）の外径φＤおよび内径φｄに対する割合はより好ましい値であって、これに限られるものではない。 The maximum distance (Smax) of the gap (S) is set to be not less than 1/400 and not more than 1/50 of the inner diameter φd of the small diameter portion (92) in the through hole (91) of the second piston (85). It may be. Similarly to this case, an appropriate gap (S) can be formed according to the expander capacity. Further, the ratio of the maximum distance (Smax) of the gap (S) to the outer diameter φD and the inner diameter φd is a more preferable value, and is not limited to this.

−運転動作−
次に、上記空調機（10）の運転動作について説明する。ここでは、空調機（10）の冷房運転時および暖房運転時の動作について説明し、続いて膨張機構（60）の動作について説明する。 -Driving action-
Next, the operation of the air conditioner (10) will be described. Here, the operation of the air conditioner (10) during the cooling operation and the heating operation will be described, and then the operation of the expansion mechanism (60) will be described.

〈冷房運転〉
この冷房運転時は、第１四路切換弁（21）および第２四路切換弁（22）が図１に破線で示す状態に切り換えられる。この状態で圧縮膨張ユニット（30）の電動機（45）に通電すると、冷媒回路（20）で冷媒が循環して蒸気圧縮式冷凍サイクルが行われる。 <Cooling operation>
During this cooling operation, the first four-way switching valve (21) and the second four-way switching valve (22) are switched to the state shown by the broken line in FIG. When the electric motor (45) of the compression / expansion unit (30) is energized in this state, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (20) to perform a vapor compression refrigeration cycle.

上記圧縮機構（50）で圧縮された高圧冷媒は、吐出ポート（33）を通って圧縮膨張ユニット（30）から吐出される。この状態で、高圧冷媒の圧力は、その臨界圧力よりも高くなっている。この高圧冷媒は、第１四路切換弁（21）を通って室外熱交換器（23）へ送られ、室外空気へ放熱する。 The high-pressure refrigerant compressed by the compression mechanism (50) is discharged from the compression / expansion unit (30) through the discharge port (33). In this state, the pressure of the high-pressure refrigerant is higher than its critical pressure. This high-pressure refrigerant is sent to the outdoor heat exchanger (23) through the first four-way switching valve (21) and dissipates heat to the outdoor air.

上記室外熱交換器（23）で放熱した高圧冷媒は、第２四路切換弁（22）を通り、流入ポート（34）から圧縮膨張ユニット（30）の膨張機構（60）へ流入する。この膨張機構（60）の膨張室（65）では、高圧冷媒が膨張し、その内部エネルギがシャフト（40）の回転動力に変換される。そして、膨張後の低圧冷媒は、流出ポート（35）を通って圧縮膨張ユニット（30）から流出し、第２四路切換弁（22）を通って室内熱交換器（24）へ送られる。 The high-pressure refrigerant radiated by the outdoor heat exchanger (23) passes through the second four-way switching valve (22) and flows into the expansion mechanism (60) of the compression / expansion unit (30) from the inflow port (34). In the expansion chamber (65) of the expansion mechanism (60), the high-pressure refrigerant expands, and the internal energy is converted into the rotational power of the shaft (40). The low-pressure refrigerant after expansion flows out of the compression / expansion unit (30) through the outflow port (35), and is sent to the indoor heat exchanger (24) through the second four-way switching valve (22).

上記室内熱交換器（24）では、低圧冷媒が室内空気から吸熱して蒸発し、室内空気が冷却される。上記室内熱交換器（24）から出た低圧ガス冷媒は、第１四路切換弁（21）を通り、吸入ポート（32）から圧縮膨張ユニット（30）の圧縮機構（50）へ吸入される。そして、この圧縮機構（50）は、吸入した冷媒を再び圧縮して吐出する。 In the indoor heat exchanger (24), the low-pressure refrigerant absorbs heat from the room air and evaporates to cool the room air. The low-pressure gas refrigerant discharged from the indoor heat exchanger (24) passes through the first four-way switching valve (21) and is sucked into the compression mechanism (50) of the compression / expansion unit (30) from the suction port (32). . The compression mechanism (50) compresses and sucks the sucked refrigerant again.

〈暖房運転〉
この暖房運転時は、第１四路切換弁（21）および第２四路切換弁（22）が図１に実線で示す状態に切り換えられる。この状態で圧縮膨張ユニット（30）の電動機（45）に通電すると、冷媒回路（20）で冷媒が循環して蒸気圧縮式冷凍サイクルが行われる。 <Heating operation>
During this heating operation, the first four-way switching valve (21) and the second four-way switching valve (22) are switched to the state shown by the solid line in FIG. When the electric motor (45) of the compression / expansion unit (30) is energized in this state, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (20) to perform a vapor compression refrigeration cycle.

上記圧縮機構（50）で圧縮された高圧冷媒は、吐出ポート（33）を通って圧縮膨張ユニット（30）から吐出される。この状態で、高圧冷媒の圧力は、その臨界圧力よりも高くなっている。この高圧冷媒は、第１四路切換弁（21）を通って室内熱交換器（24）へ送られる。この室内熱交換器（24）では、高圧冷媒が室内空気へ放熱し、室内空気が加熱される。 The high-pressure refrigerant compressed by the compression mechanism (50) is discharged from the compression / expansion unit (30) through the discharge port (33). In this state, the pressure of the high-pressure refrigerant is higher than its critical pressure. This high-pressure refrigerant is sent to the indoor heat exchanger (24) through the first four-way switching valve (21). In the indoor heat exchanger (24), the high-pressure refrigerant radiates heat to the room air, and the room air is heated.

上記室内熱交換器（24）で放熱した高圧冷媒は、第２四路切換弁（22）を通り、流入ポート（34）から圧縮膨張ユニット（30）の膨張機構（60）へ流入する。この膨張機構（60）の膨張室（65）では、高圧冷媒が膨張し、その内部エネルギがシャフト（40）の回転動力に変換される。そして、膨張後の低圧冷媒は、流出ポート（35）を通って圧縮膨張ユニット（30）から流出し、第２四路切換弁（22）を通って室外熱交換器（23）へ送られる。 The high-pressure refrigerant radiated by the indoor heat exchanger (24) passes through the second four-way switching valve (22) and flows into the expansion mechanism (60) of the compression / expansion unit (30) through the inflow port (34). In the expansion chamber (65) of the expansion mechanism (60), the high-pressure refrigerant expands, and the internal energy is converted into the rotational power of the shaft (40). The low-pressure refrigerant after expansion flows out of the compression / expansion unit (30) through the outflow port (35), and is sent to the outdoor heat exchanger (23) through the second four-way switching valve (22).

上記室外熱交換器（23）では、流入した低圧冷媒が室外空気から吸熱して蒸発する。上記室外熱交換器（23）から出た低圧ガス冷媒は、第１四路切換弁（21）を通り、吸入ポート（32）から圧縮膨張ユニット（30）の圧縮機構（50）へ吸入される。そして、この圧縮機構（50）は、吸入した冷媒を再び圧縮して吐出する。 In the outdoor heat exchanger (23), the low-pressure refrigerant that has flowed in absorbs heat from the outdoor air and evaporates. The low-pressure gas refrigerant discharged from the outdoor heat exchanger (23) passes through the first four-way switching valve (21) and is sucked from the suction port (32) into the compression mechanism (50) of the compression / expansion unit (30). . The compression mechanism (50) compresses and sucks the sucked refrigerant again.

〈膨張機構の動作〉
上記膨張機構（60）の動作について図５〜図９を参照しながら説明する。なお、図５および図６は、シャフト（40）の反時計周りの回転を回転角４５°毎に示したものである。 <Operation of expansion mechanism>
The operation of the expansion mechanism (60) will be described with reference to FIGS. 5 and 6 show the counterclockwise rotation of the shaft (40) at every rotation angle of 45 °.

先ず、上記第１ロータリ機構部（70）の第１高圧室（73）へ高圧冷媒が流入する過程について、図５（図６）を参照しながら説明する。回転角が０°の状態からシャフト（40）が僅かに回転すると、第１ピストン（75）と第１シリンダ（71）の接触位置が流入ポート（34）の開口部を通過し、流入ポート（34）から第１高圧室（73）へ高圧冷媒が流入し始める。その後、シャフト（40）の回転角が９０°,１８０°,２７０°と次第に大きくなるにつれて、第１高圧室（73）へ高圧冷媒が流入してゆく。この第１高圧室（73）への高圧冷媒の流入は、シャフト（40）の回転角が３６０°に達するまで続く。 First, the process of the high-pressure refrigerant flowing into the first high-pressure chamber (73) of the first rotary mechanism (70) will be described with reference to FIG. 5 (FIG. 6). When the shaft (40) rotates slightly from the state where the rotation angle is 0 °, the contact position between the first piston (75) and the first cylinder (71) passes through the opening of the inflow port (34), and the inflow port ( 34) The high-pressure refrigerant begins to flow from the first high-pressure chamber (73). Thereafter, as the rotation angle of the shaft (40) gradually increases to 90 °, 180 °, and 270 °, the high-pressure refrigerant flows into the first high-pressure chamber (73). The inflow of the high-pressure refrigerant into the first high-pressure chamber (73) continues until the rotation angle of the shaft (40) reaches 360 °.

その際、第１高圧室（73）へ流入する高圧冷媒の流速は、シャフト（40）の回転角が０°から１８０°に至るまでは次第に増大してゆき、その回転角が１８０°から３６０°に至るまでは次第に減少してゆく。そして、シャフト（40）の回転角が３６０°となって高圧冷媒の流速変化割合がゼロになった時点で、第１高圧室（73）への高圧冷媒の流入が終了する。 At that time, the flow rate of the high-pressure refrigerant flowing into the first high-pressure chamber (73) gradually increases until the rotation angle of the shaft (40) reaches from 0 ° to 180 °, and the rotation angle increases from 180 ° to 360 °. It gradually decreases until it reaches °. Then, when the rotation angle of the shaft (40) becomes 360 ° and the flow rate change rate of the high-pressure refrigerant becomes zero, the flow of the high-pressure refrigerant into the first high-pressure chamber (73) is completed.

次に、上記膨張機構（60）で冷媒が膨張する過程について、図５（図６）を参照しながら説明する。回転角が０°の状態からシャフト（40）が僅かに回転すると、第１低圧室（74）と第２高圧室（83）の両方が連通路（64）と連通状態になり、第１低圧室（74）から第２高圧室（83）へと冷媒が流入し始める。その後、シャフト（40）の回転角が９０°,１８０°,２７０°と次第に大きくなるにつれ、第１低圧室（74）の容積が次第に減少すると同時に第２高圧室（83）の容積が次第に増加し、結果として膨張室（66）の容積が次第に増加してゆく。この膨張室（66）の容積増加は、シャフト（40）の回転角が３６０°に達する直前まで続く。そして、この膨張室（66）の容積が増加する過程で該膨張室（66）内の冷媒が膨張し、この冷媒の膨張によってシャフト（40）が回転駆動される。このように、第１低圧室（74）内の冷媒は、連通路（64）を通って第２高圧室（83）へ膨張しながら流入してゆく。 Next, the process of expansion of the refrigerant by the expansion mechanism (60) will be described with reference to FIG. 5 (FIG. 6). When the shaft (40) is slightly rotated from the state where the rotation angle is 0 °, both the first low pressure chamber (74) and the second high pressure chamber (83) are in communication with the communication path (64), and the first low pressure chamber The refrigerant begins to flow from the chamber (74) into the second high pressure chamber (83). Thereafter, as the rotation angle of the shaft (40) gradually increases to 90 °, 180 °, and 270 °, the volume of the first low pressure chamber (74) gradually decreases and the volume of the second high pressure chamber (83) gradually increases. As a result, the volume of the expansion chamber (66) gradually increases. This increase in the volume of the expansion chamber (66) continues until just before the rotation angle of the shaft (40) reaches 360 °. The refrigerant in the expansion chamber (66) expands in the process of increasing the volume of the expansion chamber (66), and the shaft (40) is rotationally driven by the expansion of the refrigerant. Thus, the refrigerant in the first low pressure chamber (74) flows through the communication passage (64) while expanding into the second high pressure chamber (83).

続いて、第２ロータリ機構部（80）の第２低圧室（84）から膨張後の冷媒が流出してゆく過程について説明する。上記第２低圧室（84）は、シャフト（40）の回転角が０°の時点から流出ポート（35）に連通し始める。つまり、第２低圧室（84）から流出ポート（35）へと冷媒が流出し始める。その後、シャフト（40）の回転角が９０°,１８０°,２７０°と次第に大きくなってゆき、その回転角が３６０°に達するまでの間に亘って、第２低圧室（84）から膨張後の低圧冷媒が流出してゆく。 Next, a process in which the expanded refrigerant flows out of the second low pressure chamber (84) of the second rotary mechanism (80) will be described. The second low pressure chamber (84) starts to communicate with the outflow port (35) when the rotation angle of the shaft (40) is 0 °. That is, the refrigerant starts to flow from the second low pressure chamber (84) to the outflow port (35). After that, the shaft (40) has a rotation angle gradually increased to 90 °, 180 °, and 270 °, and after the expansion from the second low pressure chamber (84) until the rotation angle reaches 360 °. The low-pressure refrigerant flows out.

ここで、蒸気圧縮式冷凍サイクルの理想的な動作が行われて、膨張室（62）で過膨張が発生していない場合は、図５に示すように、１回転中に亘って第１ピストン（75）および第２ピストン（85）の何れもが各シリンダ（71,81）の内周面から離隔することなく摺接している。 Here, when the ideal operation of the vapor compression refrigeration cycle is performed and no excessive expansion occurs in the expansion chamber (62), as shown in FIG. 5, the first piston is rotated during one rotation. Both (75) and the second piston (85) are in sliding contact without being separated from the inner peripheral surface of each cylinder (71, 81).

具体的に、上記膨張室（66）内における冷媒圧力は、シャフト（40）の回転に伴って次第に低下してゆくが、第２低圧室（84）内における冷媒圧力よりも低くなることはない。したがって、上記第２ロータリ機構部（80）において、１回転中に亘って第２ピストン（85）が第２高圧室（83）側（図５における左側）から第２低圧室（84）側（図５における右側）へその圧力差により押される。ところが、第２ピストン（85）は、内面の略左半分が第２大径偏心部（42）と密接しているため、第２高圧室（83）側から第２低圧室（84）側へ可動しない。特に、回転角９０°のときは、第２ピストン（85）の第２シリンダ（81）から離隔する方向への動きが拘束される。 Specifically, the refrigerant pressure in the expansion chamber (66) gradually decreases as the shaft (40) rotates, but does not become lower than the refrigerant pressure in the second low-pressure chamber (84). . Accordingly, in the second rotary mechanism section (80), the second piston (85) is moved from the second high pressure chamber (83) side (left side in FIG. 5) to the second low pressure chamber (84) side (during one rotation). It is pushed by the pressure difference to the right side in FIG. However, since the second piston (85) has a substantially left half of the inner surface in close contact with the second large-diameter eccentric portion (42), the second high-pressure chamber (83) side to the second low-pressure chamber (84) side. It does not move. In particular, when the rotation angle is 90 °, the movement of the second piston (85) in the direction away from the second cylinder (81) is restricted.

この場合、膨張室（66）の容積変化と圧力変化との関係は、図７に示す状態となる。つまり、高圧流体はａ点からｂ点までの間に膨張室（66）に供給された後、ｂ点から膨張が開始する。この膨張室（66）は高圧流体の導入が停止すると圧力が一旦ｃ点まで急激に下がり、その後の膨張によりｄ点まで緩やかに圧力が低下していく。そして、膨張室（66）で排出過程が行われた後、ａ点に戻って次の吸入過程が開始される。このとき、吸入冷媒と流出冷媒の密度比は設計膨張比であり、動力回収効率のよい運転が行われる。 In this case, the relationship between the volume change of the expansion chamber (66) and the pressure change is as shown in FIG. That is, after the high-pressure fluid is supplied to the expansion chamber (66) between the points a and b, the expansion starts from the point b. In the expansion chamber (66), when the introduction of the high-pressure fluid stops, the pressure once drops rapidly to the point c, and the pressure gradually decreases to the point d due to the subsequent expansion. After the discharge process is performed in the expansion chamber (66), the process returns to the point a and the next suction process is started. At this time, the density ratio between the suction refrigerant and the outflow refrigerant is the design expansion ratio, and the operation with good power recovery efficiency is performed.

一方、冷房運転と暖房運転の切り換え、あるいは外気温度の変化などにより、高圧圧力や低圧圧力が設計圧力を外れて膨張室（66）で過膨張が発生する場合は、膨張機構（60）は図６に示す動作が行われる。 On the other hand, if the high pressure or low pressure deviates from the design pressure and overexpansion occurs in the expansion chamber (66) due to switching between cooling operation and heating operation or a change in the outside air temperature, the expansion mechanism (60) The operation shown in FIG.

具体的に、膨張室（66）内における冷媒圧力は、シャフト（40）の回転に伴って次第に低下してゆき、回転角２７０°付近以降では第２低圧室（84）内における冷媒圧力よりも低くなる。したがって、上記第２ロータリ機構部（80）において、回転角２７０°付近で第２ピストン（85）が第２低圧室（84）側（図６における右側）から第２高圧室（83）側へ（図６における左側）へその圧力差により押される。押された第２ピストン（85）は、内側の間隙（S）の分だけ第２高圧室（83）側へ可動して第２シリンダ（81）から離隔する（図６のＡ部参照）。その結果、第２高圧室（83）と第２低圧室（84）とが連通するため、第２低圧室（84）や流出ポート（35）から冷媒が第２高圧室（83）へ流れ込んで、膨張室（66）内における冷媒圧力が蒸気圧縮式冷凍サイクルの低圧圧力まで上昇する。なお、上記のように第２ピストン（85）が第２シリンダ（81）から離隔した結果、第２ピストン（85）の内面の左半分（第２高圧室（83）側）に新たな間隙（S'）が生じる。 Specifically, the refrigerant pressure in the expansion chamber (66) gradually decreases with the rotation of the shaft (40), and after the rotation angle of about 270 °, the refrigerant pressure in the second low pressure chamber (84). Lower. Therefore, in the second rotary mechanism (80), the second piston (85) moves from the second low pressure chamber (84) side (right side in FIG. 6) to the second high pressure chamber (83) side at a rotation angle of about 270 °. (Left side in FIG. 6) is pushed by the pressure difference. The pushed second piston (85) moves toward the second high-pressure chamber (83) by the inner gap (S) and is separated from the second cylinder (81) (see part A in FIG. 6). As a result, the second high pressure chamber (83) and the second low pressure chamber (84) communicate with each other, so that the refrigerant flows into the second high pressure chamber (83) from the second low pressure chamber (84) and the outflow port (35). The refrigerant pressure in the expansion chamber (66) rises to the low pressure of the vapor compression refrigeration cycle. As a result of the separation of the second piston (85) from the second cylinder (81) as described above, a new gap (in the second high pressure chamber (83) side) on the left half of the inner surface of the second piston (85) ( S ′) occurs.

この場合、図８において過膨張の領域を示す面積IIにおいて動力が消費され、膨張機構（60）の動力回収効率が大幅に低下するのに対して、上記間隙（S）を設けたことによって、図９に示すように図８の面積IIに示した動力消費が行われなくなる。したがって、面積Ｉの分だけは確実に動力回収を行うことができ、面積IIの分の回収効率低下を防止できる。 In this case, power is consumed in the area II indicating the region of overexpansion in FIG. 8, and the power recovery efficiency of the expansion mechanism (60) is greatly reduced. On the other hand, by providing the gap (S), As shown in FIG. 9, the power consumption shown in the area II of FIG. 8 is not performed. Therefore, power can be reliably recovered for the area I, and a reduction in recovery efficiency for the area II can be prevented.

また、上述した図６に示す膨張機構（60）の動作は、起動時の過膨張が発生した際にも行われる。つまり、起動時は、第１低圧室（74）内の冷媒圧力が設計圧力よりも低いため、膨張室（66）内の冷媒圧力が蒸気圧縮式冷凍サイクルの低圧圧力よりも低くなり過膨張状態となるが、それが確実に解消される。したがって、起動時における動力回収効率が向上するので、電動機（45）に必要な起動トルクが軽減される。 The above-described operation of the expansion mechanism (60) shown in FIG. 6 is also performed when excessive expansion occurs at the time of startup. That is, at the time of start-up, since the refrigerant pressure in the first low pressure chamber (74) is lower than the design pressure, the refrigerant pressure in the expansion chamber (66) becomes lower than the low pressure of the vapor compression refrigeration cycle, and an overexpanded state. However, it is definitely resolved. Therefore, since the power recovery efficiency at the time of starting is improved, the starting torque necessary for the electric motor (45) is reduced.

−実施形態の効果−
以上説明したように、この実施形態によれば、第２シリンダ（81）の内周面に摺接して回転する第２ピストン（85）を該第２シリンダ（81）の内周面から離隔させるピストン離隔機構（91）を設けるようにしたため、第２低圧室（84）および流出ポート（35）の冷媒を膨張室（66）へ流すことができる。これにより、膨張室（66）内の圧力を蒸気圧縮式冷凍サイクルの低圧圧力まで上昇させることができ、過膨張の状態を解消することができる。したがって、過膨張の状態で冷媒を流出させる無駄な動力を消費しなくてもよいので、膨張機構（60）による動力回収効率が向上する。 -Effect of the embodiment-
As described above, according to this embodiment, the second piston (85) that rotates in sliding contact with the inner peripheral surface of the second cylinder (81) is separated from the inner peripheral surface of the second cylinder (81). Since the piston separation mechanism (91) is provided, the refrigerant in the second low-pressure chamber (84) and the outflow port (35) can flow to the expansion chamber (66). Thereby, the pressure in an expansion chamber (66) can be raised to the low pressure of a vapor compression refrigeration cycle, and the state of overexpansion can be eliminated. Therefore, it is not necessary to consume the useless power that causes the refrigerant to flow out in the overexpanded state, so that the power recovery efficiency by the expansion mechanism (60) is improved.

特に、本実施形態では、ピストン離隔機構として、第２ピストン（85）の貫通孔（91）を第２大径偏心部（42）よりも大きく形成して該第２大径偏心部（42）との間に間隙（S）を設け、第２高圧室（83）と第２低圧室（84）との圧力差によって第２ピストン（85）を第２低圧室（84）側から第２高圧室（83）側へ向かって可動させるようにしたので、簡易な機構で第２ピストン（85）を第２シリンダ（81）から離隔させることができる。これにより、安価な機器を提供することができる。 In particular, in the present embodiment, as the piston separation mechanism, the through hole (91) of the second piston (85) is formed larger than the second large diameter eccentric portion (42), and the second large diameter eccentric portion (42). A gap (S) is provided between the second high pressure chamber (83) and the second low pressure chamber (84) so that the second piston (85) is moved from the second low pressure chamber (84) side to the second high pressure chamber. Since it was made to move toward the chamber (83) side, the second piston (85) can be separated from the second cylinder (81) with a simple mechanism. Thereby, an inexpensive apparatus can be provided.

また、第２ピストン（85）の間隙（S）が１回転中に亘ってほぼ第２低圧室（84）となる側に位置するようにしたので、過膨張の発生により生じた圧力差で確実に第２ピストン（85）を第２低圧室（84）側から第２高圧室（83）側へ可動させることができる。したがって、確実に過膨張を解消することができる。 In addition, since the gap (S) of the second piston (85) is positioned on the side that becomes the second low-pressure chamber (84) for one rotation, the pressure difference caused by the occurrence of overexpansion is ensured. The second piston (85) can be moved from the second low pressure chamber (84) side to the second high pressure chamber (83) side. Therefore, overexpansion can be reliably eliminated.

また、上記間隙（S）の最大距離（Smax）を第２ピストン（85）の外径φＤの１／５００以上で１／１００以下に設定するようにしたので、第２ピストン（85）の大きさ、つまり膨張機容量の大小に応じて適切な間隙（S）を形成することができる。 Further, since the maximum distance (Smax) of the gap (S) is set to 1/500 or more and 1/100 or less of the outer diameter φD of the second piston (85), the size of the second piston (85) That is, an appropriate gap (S) can be formed according to the size of the expander capacity.

また、押しのけ容積が異なる２つの流体室（72,82）を有し、冷媒が押しのけ容積が小さい順に流体室（72,82）を流れて膨張する膨張機構（60）において、押しのけ容積が大きい第２流体室（82）の第２ピストン（85）を対象として第２シリンダ（81）から離隔させるようにしたので、流出ポート（35）の冷媒を膨張室（66）へ流すことができる。したがって、確実に膨張室（66）の圧力を蒸気圧縮式冷凍サイクルの低圧圧力まで上昇させることができ、過膨張を確実に解消することができる。 The expansion mechanism (60) has two fluid chambers (72, 82) having different displacement volumes and expands by flowing through the fluid chambers (72, 82) in order of increasing displacement volume. Since the second piston (85) of the two fluid chamber (82) is separated from the second cylinder (81), the refrigerant in the outflow port (35) can flow to the expansion chamber (66). Therefore, the pressure of the expansion chamber (66) can be reliably increased to the low pressure of the vapor compression refrigeration cycle, and overexpansion can be reliably eliminated.

また、本実施形態では、膨張機構（60）に電動機（45）を介して圧縮機構（50）を機械的に連結するようにしたので、起動時などの電動機（45）の必要トルクを低減することができる。この結果、運転効率の向上を図ることができる。 In this embodiment, since the compression mechanism (50) is mechanically connected to the expansion mechanism (60) via the electric motor (45), the required torque of the electric motor (45) at the time of start-up is reduced. be able to. As a result, driving efficiency can be improved.

また、冷媒として二酸化炭素（ＣＯ２）を用いるようにしたので、臨界圧力まで圧縮して行う蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、例えば暖房運転を基準とする設計をした場合に冷房運転を行うと過膨張が生じやすくなるが、その過膨張の発生を効果的に且つ確実に防止することができる。さらに、二酸化炭素を用いることから、地球環境に優しい機器および装置を提供することができる。 In addition, since carbon dioxide (CO2) is used as a refrigerant, in a vapor compression refrigeration cycle that is compressed to a critical pressure, for example, when a cooling operation is performed based on a design based on a heating operation, overexpansion may occur. Although it tends to occur, the occurrence of the overexpansion can be effectively and reliably prevented. Furthermore, since carbon dioxide is used, it is possible to provide equipment and devices that are friendly to the global environment.

《その他の実施形態》
例えば、上記実施形態では、互いに押しのけ容積が異なる２つの流体室（72,82）を有する膨張機構（60）について説明したが、本発明は、流体室を１つだけ有する膨張機構（60）を備えたロータリ式膨張機に適用してもよい。 << Other Embodiments >>
For example, in the above-described embodiment, the expansion mechanism (60) having two fluid chambers (72, 82) having different displacement volumes has been described. However, the present invention includes an expansion mechanism (60) having only one fluid chamber. You may apply to the rotary expander provided.

また、上記第２ピストン（85）の貫通孔（91）の内面形状は、上記実施形態のものだけに限られず、膨張室（66）の冷媒圧力が第２低圧室（84）の冷媒圧力よりも大きくなったときに、その圧力差によって第２ピストン（85）が第２シリンダ（81）の内周面から離隔するように可動自在となれば如何なる形状であってもよい。 Further, the shape of the inner surface of the through hole (91) of the second piston (85) is not limited to that of the above embodiment, and the refrigerant pressure in the expansion chamber (66) is greater than the refrigerant pressure in the second low pressure chamber (84). If the second piston (85) becomes movable so as to be separated from the inner peripheral surface of the second cylinder (81) due to the pressure difference, it may have any shape.

なお、以上の実施形態および変形例は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。 In addition, the above embodiment and modification are essentially preferable illustrations, Comprising: It does not intend restrict | limiting the range of this invention, its application thing, or its use.

以上説明したように、本発明は、高圧流体の膨張によって動力を発生させるロータリ式膨張機として有用である。 As described above, the present invention is useful as a rotary expander that generates power by expanding a high-pressure fluid.

実施形態に係る空調機を示す配管系統図である。It is a piping system diagram showing an air conditioner according to an embodiment. 実施形態に係る圧縮膨張ユニットを示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the compression / expansion unit which concerns on embodiment. 実施形態に係る膨張機構の要部を示す横断面図である。It is a cross-sectional view which shows the principal part of the expansion mechanism which concerns on embodiment. 実施形態に係る上死点での第２ピストンを示す横断面図である。It is a cross-sectional view showing the second piston at the top dead center according to the embodiment. 設計条件での膨張機構の動作を回転角９０°毎に示す横断面図である。It is a cross-sectional view which shows operation | movement of the expansion mechanism on design conditions for every rotation angle of 90 degrees. 過膨張発生時の膨張機構の動作を回転角９０°毎に示す横断面図である。It is a cross-sectional view which shows operation | movement of the expansion mechanism at the time of over-expansion generation | occurrence | production for every rotation angle of 90 degrees. 設計条件での膨張室の容積と圧力との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the volume of an expansion chamber in a design condition, and a pressure. 過膨張発生時の膨張室の容積と圧力との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the volume of an expansion chamber at the time of overexpansion generation | occurrence | production, and pressure. 過膨張防止対策時の膨張室の容積と圧力との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the volume of an expansion chamber at the time of an overexpansion prevention measure, and a pressure.

10 圧縮膨張ユニット（ロータリ式膨張機）
20 冷媒回路
40 シャフト（回転軸）
50 圧縮機構
60 膨張機構
71,81 第１，第２シリンダ
72,82 第１，第２流体室
75,85 第１，第２ピストン（ロータリピストン）
76,86 第１，第２ブレード
91 貫通孔（ピストン離隔機構）
92 小径部
94 大径部
S 間隙 10 Compression / expansion unit (rotary expander)
20 Refrigerant circuit
40 shaft (rotary axis)
50 Compression mechanism
60 Expansion mechanism
71,81 1st and 2nd cylinders
72,82 First and second fluid chambers
75,85 First and second piston (rotary piston)
76,86 1st and 2nd blades
91 Through hole (piston separation mechanism)
92 Small diameter part
94 Large diameter part
S gap

Claims

An expansion mechanism (60) for expanding fluid in a fluid chamber (72, 82) between the cylinder (71, 81) and the rotary piston (75, 85) slidingly contacting the inner peripheral surface of the cylinder (71, 81) A rotary expander provided,
The expansion mechanism (60) includes a blade (76, 86) integrally formed with the rotary piston (75, 85) and dividing the fluid chamber (72, 82) into a high pressure side and a low pressure side,
Comprises a piston spaced Organization for spacing the rotary piston (75, 85) from the inner peripheral surface of the cylinder (71, 81),
In the rotary piston (75, 85), a through hole (91) through which the rotating shaft (40) passes is formed as a piston separation mechanism,
On the inner surface of the through hole (91) of the rotary piston (75, 85), a large-diameter portion (94) larger than the shaft diameter of the rotary shaft (40) is a majority fluid chamber in the cylinder (71, 81). A rotary expander characterized in that (72, 82) is formed on the low pressure side .

In claim 1,
The expansion mechanism (60) includes a plurality of fluid chambers (72, 82) having different displacement volumes, and the fluid flows in order from a fluid chamber (72) having a smaller displacement volume to a fluid chamber (82) having a larger displacement volume. Configured to
The through hole (91) of the rotary piston (75, 85) is configured to separate the rotary piston (85) from the inner peripheral surface of the cylinder (81) having the fluid chamber (82) having the largest displacement volume. A rotary expander characterized by that.

In claim 1 or 2 ,
The through-hole (91) of the rotary piston (75, 85) has a maximum distance (S) between the rotary shaft (40) and 1/500 or more of the outer diameter D of the rotary piston (75, 85). A rotary expander characterized by the following.

In claim 1 or 2 ,
On the inner surface of the through hole (91) of the rotary piston (75, 85), a small diameter portion (92) substantially equal to the shaft diameter of the rotary shaft (40) is formed, while the rotary piston (75, 85) passes through. The rotary expander characterized in that the hole (91) has a maximum distance (S) between the rotation shaft (40) and a diameter d of the small diameter portion (92) of 1/400 to 1/50. .

In claim 1,
A rotary expander characterized by being used in a refrigerant circuit (20) that performs a vapor compression refrigeration cycle by circulating a refrigerant as a fluid.

In claim 5 ,
The expansion mechanism (60) is a rotary expander in which a refrigerant compression mechanism (50) is mechanically coupled.

In claim 5 or 6 ,
The rotary expander characterized in that the refrigerant is carbon dioxide.