JP4992545B2

JP4992545B2 - 膨張機

Info

Publication number: JP4992545B2
Application number: JP2007133712A
Authority: JP
Inventors: 巧引地; 英俊田口; 信吾大八木; 雄司尾形; 賢宣和田
Original assignee: Panasonic Corp; Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Current assignee: Panasonic Corp; Panasonic Holdings Corp
Priority date: 2007-05-21
Filing date: 2007-05-21
Publication date: 2012-08-08
Anticipated expiration: 2027-05-21
Also published as: JP2008286150A

Description

本発明は、高圧流体を膨張させることによって動力を回収する膨張機に関する。

従来より、高圧流体の膨張により動力を発生させる膨張機として、例えばロータリ式の膨張機が知られている（例えば、特許文献１参照）。また、膨張機単体だけでなく、圧縮機と一体となった膨張機一体型圧縮機も知られており、冷凍サイクル内に設置して、膨張機で回収した動力を圧縮機で作動流体を圧縮するためのエネルギーの一部として利用する用途などに用いられている（例えば、特許文献２参照）。

従来の膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルについて説明する。図９は、従来の膨張機一体型圧縮機２００を用いた冷凍サイクル９０の概略図である。冷凍サイクル９０は、圧縮機１、膨張機３Ｂ、および回転電動機６を有する膨張機一体型圧縮機２００と、ガスクーラ２、蒸発器４、膨張弁５から構成されている。従来の膨張機一体型圧縮機２００では、圧縮機１と回転電動機６と膨張機３Ｂとを順にシャフト７で直結している。

冷凍サイクル９０において、圧縮機１、ガスクーラ２、膨張機３Ｂ、蒸発器４は、主回路８により順に接続されている。また、ガスクーラ２と蒸発器４とは、副回路９により接続されている。これにより、作動流体の流路は、ガスクーラ２の出口側で膨張機３Ｂを通る主回路８と、膨張弁５を通る副回路９に分岐し、蒸発器４の入口側で合流する。

冷凍サイクル９０の作動流体としては、二酸化炭素を用いている。作動流体は、圧縮機１において高温高圧へと圧縮された後、ガスクーラ２において冷却される。そして、ガスクーラ２から吐出された作動流体は、膨張機３Ｂあるいは膨張弁５において低温低圧へと膨張した後、蒸発器４で加熱される。膨張機３Ｂでは、作動流体の膨張エネルギーを回収してシャフト７の回転エネルギーに変換し、圧縮機１を駆動するエネルギーの一部として利用することで、回転電動機６の動力を低減させている。

次に、従来の膨張機一体型圧縮機２００について、具体的に説明する。図１０は、従来の膨張機一体型圧縮機２００の縦断面図である。図１１（ａ）は、図１０のＣ−Ｃ断面線における膨張機３Ｂの横断面図、図１１（ｂ）は、図１０のＤ−Ｄ断面線における膨張機３Ｂの横断面図である。

図１０に示すように、密閉容器１１内には、上方から、スクロール式の圧縮機１、回転電動機６、２段ロータリ式の膨張機３Ｂが配され、シャフト７により順に連結されている。

スクロール式の圧縮機１は、固定スクロール２１、旋回スクロール２２、軸受２５、マフラー２６、吸入管２８、吐出管３０から構成されている。旋回スクロール２２は、シャフト７の偏心部７ａと嵌合され、シャフト７の回転運動により旋回運動を行う。固定スクロール２１および軸受２５には、マフラー２６内の空間２７、および密閉容器１１の内部空間１１ａと連通した流路２４が軸方向に形成されている。旋回スクロール２２と軸受２５との間には、オルダムリングなどの自転規制機構２３が設けられている。固定スクロール２１と旋回スクロール２２とが対向して配置されることにより、作動室２９が形成される。

吸入管２８より吸入した作動冷媒は、作動室２９に流入し、旋回スクロール２２の旋回運動により作動室２９の容積が縮小することで、圧縮される。圧縮された作動冷媒は、吐出孔２０からマフラー２６内の空間２７、流路２４を経由し、密閉容器１１内の内部空間１１ａへ吐出される。作動流体は、内部空間１１ａに滞留する間に、重力や遠心力などにより混入した潤滑用オイルと分離された後、吐出管３０からガスクーラ２へと吐出される。

回転電動機６は、ロータ６ａとステータ６ｂとにより構成されている。ステータ６ｂは、密閉容器１１に固定されている。ロータ６ａは、ステータ６ｂの内側に配置され、シャフト７が貫通している。

２段ロータリ式の膨張機３Ｂは、図１０、図１１に示すように、吸入管４０、下側端面板４３、第１のシリンダ４４、第１のピストン４５、中仕切り板４６、第２のシリンダ４９、第２のピストン５０、上側端面板５１、吐出管５４から構成されている。

上側端面板５１には、吐出管５４と連通する流路５９および吐出孔５３が形成されている。下側端面板４３には、吸入管４０と連通する流路４１および第１の吸入孔４２が形成されている。第１のシリンダ４４の内部には、第１のベーン５７および第１のばね５５が設けられている。第２のシリンダ４９の内部には、第２のベーン５８および第２のばね５６が設けられている。中仕切り板４６には、連通孔４８が形成されている。

作動室４７は、下側端面板４３、第１のシリンダ４４、第１のピストン４５、および中仕切り板４６から形成され、第１のベーン５７により作動室４７ａ、４７ｂに区画される。作動室５２は、第２のシリンダ４９、第２のピストン５０、中仕切り板４６、および上側端面板５１から形成され、第２のベーン５８により作動室５２ａ、５２ｂに区画される。作動室４７ｂと作動室５２ａとは、連通孔４８を介して連通している。作動室５２は、作動室４７よりも容積が大きくなるように形成されている。

第１のピストン４５、第２のピストン５０は、それぞれシャフト７の偏心部７ｂ、７ｃと嵌合し、シャフト７の回転運動により、偏心回転運動する。

吸入管４０より吸入した作動冷媒は、流路４１および第１の吸入孔４２を経て、作動室４７ａに流入する。作動室４７ａに流入した作動冷媒は、第１のピストン４５の偏心回転運動により、作動室４７ｂの位置まで移動し、連通孔４８を介して作動室５２ａへ流入する。作動室４７ｂ、連通孔４８および作動室５２ａはひとつの膨張室を形成している。膨張室内の作動冷媒は、シャフト７の回転に伴って、容積の小さい作動室４７ｂから容積の大きい作動室５２ａへ移動し、膨張する。

このように、膨張機３Ｂに流入した作動冷媒は、作動室４７ｂ、連通孔４８および作動室５２ａで形成される膨張室の容積の増加とともに膨張され、吐出孔５３および流路５９を経て、吐出管５４から蒸発器４へと吐出される。

一般に、ロータリ式の膨張機は、ピストンとシリンダとの間に形成される膨張室に作動冷媒を導入して膨張させることで動力を発生させるため、作動冷媒の吸入容積と吐出容積はピストンとシリンダの幾何学形状で決定される。すなわち、この種の膨張機では、膨張比は一定となっている。

一方、ロータリ式の膨張機が用いられる冷凍サイクルでは、冷却対象（または加熱対象）の温度変化により、冷凍サイクルの高圧側の圧力と低圧側の圧力が変化し、膨張機の吸入冷媒と吐出冷媒の密度もそれぞれ変動する。したがって、この場合、冷凍サイクルは膨張機と異なる膨張比で運転されることになり、その結果、運転効率が低下してしまう。

この問題を解決するために、特許文献２では、図９に示す膨張弁５を開けて、膨張機３Ｂを流れる作動流体の一部を副回路９に流すことにより、運転効率の低下を抑制している。また、この他に上記問題を回避する手段として、膨張機３Ｂでの膨張過程に、膨張機への吸入冷媒量を追加導入する方式が特許文献３、４に開示されている。

図１２は、従来の膨張機一体型圧縮機２００におけるインジェクション回路図である。なお、図１２は、図１０に記載の膨張機一体型圧縮機２００にインジェクション通路６６を接続した場合の、Ｃ−Ｃ断面線およびＤ−Ｄ断面線における膨張機３Ｂの断面図である。

図１２に示すように、インジェクション通路６６は、膨張機吸入経路６５より分岐し、流通制御機構６０を介して連通孔４８に連通するように、膨張機一体型圧縮機２００に設置されている。流通制御機構６０としては、切換弁、電磁切換弁、差圧弁が用いられている。流通制御機構６０の開閉および開度調節は、低圧圧力センサ６１、高圧圧力センサ６２、過膨張圧力センサ６４により検出される圧力に基づいて、コントローラ６３で制御されており、必要に応じて作動室４７ｂおよび５２ａに高圧流体を導入する。これにより、冷凍サイクルの膨張比に対する膨張機の膨張比の不一致により発生する、過膨張による動力回収の低下を回避している。
特開平８−３３８３５６号公報特開２００１−１１６３７１号公報特開２００４−１９７６４０号公報特開２００５−２５６６６７号公報

しかしながら、特許文献２では、副回路９を通過する作動流体の膨張エネルギーを回収できないという課題がある。また、特許文献３および４では、膨張室への高圧流体導入量を制御するコントローラ６３、低圧圧力センサ６１、高圧圧力センサ６２、過膨張圧力センサ６４が必要であり、部品点数の増加によるコストの増加およびシステム制御の複雑化が問題となっている。

本発明は、上記事情に鑑みてなされたものであり、動力回収式の冷凍サイクルにおいて、冷凍サイクルの膨張比に対する膨張機の膨張比の不一致による回収動力の低下を防ぎ、簡素な構成で、作動流体の膨張エネルギーを効率良く回収することが可能な膨張機を提供することを目的としている。

上述した課題を解決するために、本発明の膨張機は、冷凍サイクル内に設置され、高圧の作動流体が作動室で膨張することにより、シャフトを回転させて動力を発生させる膨張機において、前記作動室に前記作動流体を導くための吸入孔であって、第１の吸入孔と、前記第１の吸入孔の位置から前記シャフトの回転方向に所定角度進んだ位置に設けられた、差圧弁を備える第２の吸入孔とを含む、複数の吸入孔を備え、前記差圧弁はピストンとばねから構成され、前記ピストンの受圧面の一方に前記ばねと制御圧力である前記冷凍サイクルの低圧側圧力、前記ピストンの受圧面の他方に制御圧力である前記冷凍サイクルの高圧側圧力を作用させることで、前記冷凍サイクルの高圧側圧力と低圧側圧力が常時作用しており、前記高圧側圧力と前記低圧側圧力との圧力差が所定値よりも小さくなると開状態となるように、前記制御圧力を導入する経路の少なくとも一方にオイルを導入し、オイル流路に絞りを設置している。

本発明の膨張機によれば、膨張機を用いた動力回収式の冷凍サイクルにおいて、冷凍サイクルの膨張比に対する膨張機の膨張比の不一致による回収動力の低下を防ぎ、簡素な構成で、作動流体の膨張エネルギーを効率良く回収することができるので、従来よりも高効率な動力回収式の冷凍サイクルを提供することができる。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。

（実施の形態１）
本発明の実施の形態１における膨張機一体型圧縮機１００は、２段ロータリ式の膨張機３Ａの一部形状が異なることを除き、従来の膨張機一体型圧縮機２００とほぼ同様の構成である。同一機能部品については同一番号を使用し、従来例と同一の構成および作用の説明は省略する。

本実施の形態１における２段ロータリ式の膨張機３Ａの構成を説明する。図１は、本実施の形態１における膨張機一体型圧縮機１００の構成を示す縦断面図、図２は、図１における膨張機３Ａの拡大図である。図３（ａ）は、図２のＡ−Ａ断面線における横断面図、図３（ｂ）は、図２のＢ−Ｂ断面線における横断面図である。図４（ａ）は、図１における差圧弁７０の詳細図、図４（ｂ）は、図１における差圧弁７１の詳細図である。

図１〜図４に示すように、本実施の形態１における２段ロータリ式の膨張機３Ａは、従来の膨張機一体型圧縮機２００における膨張機３Ｂに加えて、差圧弁７０、７１を備えた第２の吸入孔７３、第３の吸入孔７４と、流路７２、圧力導入路７８を有する。

第２の吸入孔７３、第３の吸入孔７４は、作動室４７ａに開口するよう下側端面板４３と下側端面板カバー７９に連通して形成されている。差圧弁７０、７１は、それぞれ往復動可能なピストン７５ａ、７５ｂと、ばね７６ａ、７６ｂとで構成され、第２の吸入孔７３、第３の吸入孔７４の内部に設置されている。流路７２は、吸入管４０と連通する流路４１から分岐するよう下側端面板４３に形成され、差圧弁７０および７１を経由して第２の吸入孔７３および第３の吸入孔７４に連通している。圧力導入路７８は、吐出管５４と連通する流路５９より分岐するよう上側端面板５１に形成され、さらに第２のシリンダ４９、中板仕切り板４６、第１のシリンダ４４を貫通して、第２の吸入孔７３、第３の吸入孔７４に開口するよう下側端面板４３に連通して形成されている。膨張機３Ａの吐出圧力を差圧弁７０、７１に導いている。

ピストン７５ａ、７５ｂのそれぞれの上側受圧面側には、圧力室８１ａ、８１ｂを備えている。圧力室８１ａおよび８１ｂは、圧力導入路７８、流路５９を介して吐出管５４に連通している。また、ピストン７５ａおよび７５ｂの下側受圧面側には、圧力室７７ａ、７７ｂを備えている。圧力室７７ａ、７７ｂの底部には、圧力室７７ａ、７７ｂよりも断面積が縮小され、密閉容器１１の内部空間１１ａに連通する絞り８０ａ、８０ｂを備えている。上記構成により、圧力室８１ａ、８１ｂには、膨張機３Ａの吐出圧力を差圧弁７０、７１に導くことができ、圧力室７７ａ、７７ｂには、圧縮機１の吐出圧力を差圧弁７０、７１に導くことができる。

ピストン７５ａ、７５ｂは、上側から圧力室８１ａ、８１ｂの圧力とばね７６ａ、７６ｂにより下方に押され、下側から圧力室７７ａ、７７ｂの圧力により上方に押されている。上記各圧力室の圧力が、差圧弁７０、７１の開閉を操作する制御圧力となる。例えば、上側から押される力が、下側から押される力より大きくなると、ピストン７５ａ、７５ｂは下方に移動し、吸入管４０と連通した流路７２と、第２の吸入孔７３および第３の吸入孔７４とが連通する。なお、差圧弁７０、７１に対する制御圧力は、冷凍サイクルの運転条件によってそれぞれ異なるため、第２の吸入孔７３のみが流路７２と連通する場合もある。また、第２の吸入孔７３および第３の吸入孔７４の両方が流路７２と連通する場合もある。

本実施の形態１における膨張機一体型圧縮機１００を用いた動力回収式の冷凍サイクル９５について説明する。図５は、本実施の形態１における膨張機一体型圧縮機１００を用いた動力回収式の冷凍サイクル９５の概略図である。作動流体は、圧縮機１、ガスクーラ２、膨張機３Ａ、蒸発器４の順に流れ、各部で作動流体に対して圧縮、放熱、膨張、蒸発を行う。

図５に示した冷凍サイクル９５において、差圧弁７０、７１の上側受圧面側の圧力室８１ａ、８１ｂには、膨張機３Ａと蒸発器４とを接続する主回路８より分岐した圧力導入路７８を経由して、膨張機３Ａの吐出圧力Ｐｌが導入されている。また、差圧弁７０、７１の下側受圧面側の圧力室７７ａ、７７ｂには、圧縮機１とガスクーラ２とを接続する主回路８より分岐した圧力導入路８０を経由して、圧縮機１の吐出圧力Ｐｈが導入されている。

このように、本実施の形態１では、差圧弁７０、７１を備え、膨張機３Ａの吐出圧力Ｐｌおよび圧縮機１の吐出圧力Ｐｈを圧力室８１ａ、８１ｂ、および圧力室７７ａ、７７ｂにそれぞれ導入することで、差圧弁７０、７１を制御することができる。

本実施の形態１における膨張機一体型圧縮機１００の動作について説明する。なお、圧縮機１の動作については、従来の膨張機一体型圧縮機２００と同様であるので、説明を省略する。

まず、本実施の形態１における２段ロータリ式の膨張機３Ａの動作について説明する。なお、第２の吸入孔７３および第３の吸入孔７４が閉口しているときは、従来の膨張機３Ｂと同様の動作を行う。

第２の吸入孔７３だけが差圧弁７０の動作により開口し、第３の吸入孔７４は閉口している場合について説明する。図１〜図４に示すように、第２の吸入孔７３は、差圧弁７０の動作により開かれると、流路７２を介して作動室４７ａと連通する。このとき、作動室４７ａ内の冷媒は、流路７２から流入する冷媒と同一圧力になる。第１のピストン４５がシャフト７の回転により偏心回転運動するため、第１の吸入孔４２は徐々に閉じられていく。しかし、この時点では、第２の吸入孔７３は第１のピストン４５の影響を受けず、まだ開いているため、第１の吸入孔４２が第１のピストン４５により閉じられた後も、吸入管４０より作動流体は作動室４７ａへ流入する。さらに、第１のピストン４５が、偏心回転運動を行って第２の吸入孔７３を閉じると同時に、作動流体の流入は無くなり、作動流体の流入が完了する。

第２の吸入孔７３および第３の吸入孔７４が差圧弁７０、７１の動作により共に開口している場合は、第２の吸入孔７３だけが開口している場合と同様、第１の吸入孔４２、第２の吸入孔７３、第３の吸入孔７４は共に流路７２を介して作動室４７ａと連通する。このとき、作動室４７ａ内の冷媒は、流路７２から流入する冷媒と同一圧力になる。図３に示すように、第３の吸入孔７４は第２の吸入孔７３よりも下流側に設置されているため、第１の吸入孔４２および第２の吸入孔７３が第１のピストン４５の偏心回転運動により閉じられた後も、作動流体が作動室４７ａへ流入する。さらに、第１のピストン４５が、偏心回転運動を行って第３の吸入孔７４を閉じると同時に、作動流体の流入は無くなり、作動流体の流入が完了する。

このように、第２の吸入孔７３および第３の吸入孔７４を設けることにより、従来の膨張機３Ｂに比べて、作動流体の流入終了タイミングを遅らせることができ、膨張機３Ａでの作動流体の膨張比が小さくなる。なお、第２の吸入孔７３および第３の吸入孔７４を任意の位置に設置すれば、任意の膨張比を得ることができる。

これにより、冷凍サイクルの膨張比が運転条件により変化しても、膨張機の膨張比を冷凍サイクルの膨張比に合わせることができ、膨張比の不一致により発生する回収動力の低減を防止することができる。

次に、本実施の形態１における膨張機３Ａの差圧弁７０、７１の動作について説明する。図６（ａ）は、本実施の形態１における第２の吸入孔７３が閉じた場合の差圧弁７０の動作原理図、図６（ｂ）は、本実施の形態１における第２の吸入孔７３が開いた場合の差圧弁７０の動作原理図である。図７は、本実施の形態１における膨張機一体型圧縮機１００を用いた冷凍サイクル９５のモリエル線図である。

図７に示すように、圧縮機１に流入した作動冷媒は、Ａから圧縮されてＢまで昇圧される。圧縮機１から吐出されてガスクーラ２に流入した作動冷媒は、放熱してＣに達する。ガスクーラ２から吐出されて膨張機３Ａに流入した作動冷媒は、膨張してＤまで降圧する。膨張機３Ａから吐出されて蒸発器４に流入した作動冷媒は、蒸発した後、再びＡに戻る。このように、冷凍サイクル９５において、作動冷媒はＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄのサイクルを繰り返す。

冷凍サイクル９５は必要能力、外気温等により運転条件を変更して運転するため、図７に示すサイクル１（Ａ１−Ｂ１−Ｃ１−Ｄ１）、サイクル２（Ａ２−Ｂ２−Ｃ２−Ｄ２）、サイクル３（Ａ３−Ｂ３−Ｃ３−Ｄ３）のように、冷凍サイクル９５内の圧力、エンタルピーは変化する。

サイクル１の低圧側の圧力をＰｌ１、高圧側の圧力をＰｈ１、サイクル２の低圧側の圧力をＰｌ２、高圧側の圧力をＰｈ２、サイクル３の低圧側の圧力をＰｌ３、高圧側の圧力をＰｈ３とすると、各サイクルにおける高低の圧力差Ｐｓは、それぞれ、Ｐｓ１＝Ｐｈ１−Ｐｌ１、Ｐｓ２＝Ｐｈ２−Ｐｌ２、Ｐｓ３＝Ｐｈ３−Ｐｌ３と表すことができ、Ｐｓ１＞Ｐｓ２＞Ｐｓ３となる。

上述したように、本実施の形態１においては、ピストン７５ａ、７５ｂの上側受圧面側の圧力室８１ａ、８１ｂには低圧側の圧力Ｐｌが作用し、下側受圧面側の圧力室７７ａ、７７ｂには高圧側の圧力Ｐｈが作用している。

上記ピストン７５ａ、７５ｂへの圧力Ｐｌ、Ｐｈの作用を用いて、例えば、ばね７６ａが、図６（ａ）のように、圧力差Ｐｓ１の時には圧縮されて、第２の吸入孔７３と流路７２とは連通しないが、図６（ｂ）のように、圧力差Ｐｓ２の時には伸長して、第２の吸入孔７３と流路７２とが連通するように、ばね７６ａのばね力を設定する。サイクル１では、ピストン７５ａが第２の吸入孔７３を塞ぐため、流路７２の作動流体は作動室４７ａへ導入されないが、運転条件が変更されてサイクル２になると、第２の吸入孔７３が開き、流路７２の作動流体を作動室４７ａへ導入することができる。

また同様に、例えば、ばね７６ｂが、圧力差Ｐｓ２の時には圧縮されて、第３の吸入孔７４と流路７２とは連通しないが、圧力差Ｐｓ３の時には伸長して、第３の吸入孔７４と流路７２とが連通するように、ばね７６ｂのばね力を設定する。サイクル１、２では、ピストン７５ｂが第３の吸入孔７４を塞ぐため、流路７２の作動流体は作動室４７ａへ導入されないが、運転条件が変更されてサイクル３になると、第３の吸入孔７４が開き、流路７２の作動流体を作動室４７ａへ導入することができる。

したがって、本実施の形態１の膨張機一体型圧縮機１００においては、冷凍サイクルの運転条件の変更に伴う高低圧力の変化によって生じる圧力差の変化を利用して、差圧弁を自動的に開閉することができるので、差圧弁を制御するコントローラ等を必要としない構成で、効率の良い冷凍サイクルの運転が可能となる。

また、圧力差に応じて開度が変化する差圧弁を用いることにより、作動室へ流入する作動流体の流入経路の断面積を調節することができる。さらに、作動室に流入する作動流体の流量を追加した吸入孔の位置と差圧弁の開度により、作動室へ流入する作動流体の流入経路の断面積をより細かく調節することができる。そのため、膨張機の膨張比もより細かな調整が可能となり、これにより、必要とされる冷凍サイクルの膨張比に対して、より細かく対応させることができ、膨張比の不一致により発生する回収動力の低減をより防止することができる。

なお、本実施の形態１では、図５に示すように、ピストン７５ａ、７５ｂの下側受圧面側の圧力室７７ａ、７７ｂに密閉容器１１内の圧縮機１から吐出された高圧側の圧力Ｐｈを導入しているが、図８に示す本実施の形態１における別の動力回収式の冷凍サイクル９８の概略図のように、ガスクーラ２と膨張機３Ａとを接続する主回路８から流路７２とは別に分岐した圧力導入路８０により、ガスクーラ２の吐出圧力Ｐｈを圧力室７７ａ、７７ｂに導入して差圧弁７０、７１の開閉制御に利用した場合でも、上記同様、効率の良い冷凍サイクルの運転が可能となる。

また、密閉容器１１内の底部に貯留されている圧縮機１および膨張機３Ａの潤滑用オイルを、断面積を縮小した絞り８０ａ、８０ｂを介して圧力室７７ａ、７７ｂに導入することで、ピストン７５ａ、７５ｂの上下動により発生する潤滑用オイルが、絞り８０ａ、８０ｂを通過する際に抵抗を付与することができる（ダンパー効果）。そのため、差圧弁７０、７１の制御圧力が急激に変化しても、ピストン７５ａ、７５ｂの上下運動の時間を遅らせることが可能となり、激しい上下動によるピストン７５ａ、７５ｂ、および、ばね７６ａ、７６ｂの損傷や破損を防止することができる。また、第２の吸入孔７３、第３の吸入孔７４の急激な開閉を防止することができるため、作動室４７ａへ流入する作動流体の急激な流量変化を抑制することができ、冷凍サイクルの安定化を図ることができる。

本実施の形態１では、膨張機３Ａと圧縮機１がシャフト７で連結された膨張機一体型圧縮機１００を用いたが、膨張機３Ａと圧縮機１が独立してそれぞれ異なる回転軸を有する構成としても、上記同様、効率の良い冷凍サイクルの運転が可能となる。

また、本実施の形態１では、差圧弁７０、７１としてピストンタイプを用いたが、リードバルブ、またはボール弁を用いた場合でも、上記同様、効率の良い冷凍サイクルの運転が可能である。

本実施の形態１では、追加の吸入孔を２つとしたが、追加の吸入孔が１つの場合でも、作動流体の流入終了タイミングを遅らせることができ、膨張機３Ａによる作動流体の膨張比を変化させることができる。そのため、追加の吸入孔を有しない場合に比べて、膨張比の不一致による膨張機の回収動力の低減を緩和することができ、安価な構成で効率の良い冷凍サイクルの運転が可能である。また、追加の吸入孔が３つ以上の場合では、作動流体の流入終了をより細かく変化させることができるため、更なる冷凍サイクル効率の向上が可能となる。

本発明の膨張機は、作動流体の膨張エネルギーを回収する動力回収手段として有用であり、冷凍サイクルを用いた空調機や給湯機などの用途に適用できる。

本発明の実施の形態１における膨張機一体型圧縮機の縦断面図図１における膨張機の拡大図（ａ）図２のＡ−Ａ断面線における横断面図（ｂ）図２のＢ−Ｂ断面線における横断面図（ａ）図１における差圧弁の詳細図（ｂ）図１における差圧弁の詳細図本発明の実施の形態１における動力回収式の冷凍サイクルの概略図（ａ）本発明の実施の形態１における追加吸入孔が閉じた場合の差圧弁の動作原理図（ｂ）本発明の実施の形態１における追加吸入孔が開いた場合の差圧弁の動作原理図本発明の実施の形態１における冷凍サイクルのモリエル線図本発明の実施の形態１における別の動力回収式の冷凍サイクルの概略図従来の膨張機一体型圧縮機を用いた動力回収式の冷凍サイクルの概略図従来の膨張機一体型圧縮機の縦断面図（ａ）図１０のＣ−Ｃ断面線における膨張機の横断面図（ｂ）図１０のＤ−Ｄ断面線における膨張機の横断面図従来の膨張機一体型圧縮機におけるインジェクション回路図

符号の説明

１圧縮機
２ガスクーラ
３Ａ，３Ｂ膨張機
４蒸発器
５膨張弁
６回転電動機
６ａロータ
６ｂステータ
７シャフト
７ａ，７ｂ，７ｃ偏心部
８主回路
９副回路
１１密閉容器
１１ａ内部空間
２０吐出孔
２１固定スクロール
２２旋回スクロール
２３自転規制機構
２４流路
２５軸受
２６マフラー
２７空間
２８吸入管（圧縮機）
２９作動室
３０吐出管（圧縮機）
４０吸入管（膨張機）
４１流路
４２第１の吸入孔
４３下側端面板
４４第１のシリンダ
４５第１のピストン
４６中仕切り板
４７，４７ａ，４７ｂ，５２，５２ａ，５２ｂ作動室
４８連通孔
４９第２のシリンダ
５０第２のピストン
５１上側端面板
５３吐出孔
５４吐出管（膨張機）
５５第１のばね
５６第２のばね
５７第１のベーン
５８第２のベーン
５９流路
６０流通制御機構
６１低圧圧力センサ
６２高圧圧力センサ
６３コントローラ
６４過膨張圧力センサ
６５膨張機吸入経路
６６インジェクション通路
７０，７１差圧弁
７２流路
７３第２の吸入孔
７４第３の吸入孔
７５ａ，７５ｂピストン
７６ａ，７６ｂばね
７７ａ，７７ｂ，８１ａ，８１ｂ圧力室
７８，８０圧力導入路
７９下側端面板カバー
８０ａ，８０ｂ絞り
９０，９５，９８冷凍サイクル
１００，２００膨張機一体型圧縮機

Claims

冷凍サイクル内に設置され、高圧の作動流体が作動室で膨張することにより、シャフトを回転させて動力を発生させる膨張機において、
前記作動室に前記作動流体を導くための吸入孔であって、第１の吸入孔と、前記第１の吸入孔の位置から前記シャフトの回転方向に所定角度進んだ位置に設けられた、差圧弁を備える第２の吸入孔とを含む、複数の吸入孔を備え、
前記差圧弁はピストンとばねから構成され、前記ピストンの受圧面の一方に前記ばねと制御圧力である前記冷凍サイクルの低圧側圧力、前記ピストンの受圧面の他方に制御圧力である前記冷凍サイクルの高圧側圧力を作用させることで、前記冷凍サイクルの高圧側圧力と低圧側圧力が常時作用しており、前記高圧側圧力と前記低圧側圧力との圧力差が所定値よりも小さくなると開状態となり、
前記制御圧力を導入する経路の少なくとも一方にオイルを導入し、オイル流路に絞りを設置した、
膨張機。
前記膨張機が密閉容器内に配され、前記差圧弁の制御圧力に用いる前記冷凍サイクルの高圧側圧力または低圧側圧力の少なくとも一方に前記密閉容器の内部空間の圧力を利用する、請求項１に記載の膨張機。
前記差圧弁は、制御圧力の変動により開度が変化する、請求項１または２のいずれかに記載の膨張機。