KR100756161B1 - 회전식 팽창기 - Google Patents

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에이지 구마꾸라
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Abstract

회전식 팽창기(60)에 2개의 회전기구부(70, 80)를 구성한다. 제 1 회전기구부(70)는, 제 2 회전기구부(80)보다 변위량(displacement)이 작게 구성된다. 제 1 회전기구부(70)의 제 1 저압실(74)과 제 2 회전기구부(80)의 제 2 고압실(83)은, 연통로(64)에서 접속되어 1개의 팽창실(66)을 구성한다. 제 1 회전기구부(70)로 도입된 고압냉매는, 팽창실(66) 내에서 팽창된다. 연통로(64)에는, 주입통로(37)가 접속된다. 전동밸브(90)를 열면, 주입통로(37)로부터도 팽창실(66)로 고압냉매가 도입된다. 이로써, 실제의 팽창비가 설계팽창비보다 작아지는 조건에서도, 동력 회수의 효율저하가 억제된다.

Description

회전식 팽창기{ROTARY TYPE EXPANSION MACHINE}
본 발명은, 고압유체의 팽창에 의해 동력을 발생시키는 팽창기에 관한 것이다.
종래, 고압유체의 팽창에 의해 동력을 발생시키는 팽창기로서, 예를 들어 회전식 팽창기 등의 용적형 팽창기가 알려져 있다(예를 들어 특허문헌 1 참조). 이 팽창기는, 증기압축식 냉동주기의 팽창행정을 행하는데 이용할 수 있다(예를 들어 특허문헌 2 참조).
상기 팽창기는, 실린더와, 이 실린더의 내주 면을 따라 공전하는 피스톤을 구비하며, 실린더와 피스톤 사이에 형성되는 팽창실이 흡입/팽창측과 배출측으로 구획된다. 그리고 피스톤의 공전동작에 따라, 팽창실은 흡입/팽창측인 부분이 배출측으로, 배출측인 부분이 흡입/팽창측으로 차례로 절환되어, 고압유체의 흡입/팽창 작용과 배출작용이 동시에 병행하여 이루어진다.
상기 팽창기에서는, 피스톤의 1회전 중에 고압유체가 실린더 내에 공급되는 흡입과정의 각도범위와, 유체의 팽창이 행해지는 팽창과정의 각도범위가 미리 정해져있다. 즉, 이러한 종류의 팽창기에서는, 일반적으로 팽창비(흡입냉매와 배출냉매의 밀도 비)가 일정하다. 그리고 흡입과정의 각도범위에서 고압유체를 실린더에 도입하는 한편, 남은 팽창과정의 각도범위에서 유체를 정해진 팽창비로 팽창시켜, 회전동력을 회수하도록 구성된다.
특허문헌 1 일특개평 8-338356호 공보
특허문헌 2 일특개 2001-116371호 공보
발명의 개시
발명이 해결하고자 하는 과제
이와 같이, 용적형 팽창기는 고유의 팽창비를 갖는다. 한편, 상기 팽창기가 이용되는 증기압축식 냉동주기에서는, 냉각대상의 온도변화나 방열(放熱)(가열) 대상의 온도변화에 의해 이 냉동주기의 고압압력과 저압압력이 변화한다. 그리고 고압압력과 저압압력의 비(압력비)도 변동하며, 이에 따라 팽창기의 흡입냉매와 배출냉매의 밀도도 각각 변동한다. 따라서 이 경우는, 냉동주기가 상기 팽창기와 다른 팽창비로 운전되게 되고, 그 결과 운전효율이 저하되어버린다.
예를 들어 증기압축식 냉동주기의 압력비가 작아지는 조건에서는, 압축기 입구에서의 냉매밀도와 팽창기 입구에서의 냉매밀도 비가 작아진다. 그러나 압축기와 팽창기가 모두 용적형 유체기계이며 서로 1개의 축으로 연결되어 있는 경우, 압축기를 통과하는 냉매의 체적유량(流量)과 팽창기를 통과하는 냉매의 체적유량과의 비는 항상 일정하며 변화하지 않는다. 이 때문에 증기압축식 냉동주기의 압력비가 작아지면, 압축기를 통과하는 냉매의 질량유량에 대해 팽창기를 통과하는 냉매의 질량유량이 상대적으로 과소해져, 적절한 조건에서 냉동주기를 행할 수 없게 된다.
이에 대해 상기 특허문헌 2의 장치에서는, 팽창기와 병렬로 우회통로가 형성되며, 이 우회통로에는 유량제어밸브가 설치된다. 그리고 증기압축식 냉동주기의 압력비가 작아지는 조건에서는, 팽창기로 유입된 냉매의 일부를 우회통로로 보내고, 팽창기와 우회통로의 양쪽에서 냉매를 보내도록 한다. 그러나 이와 같이 하면, 팽창기를 통과하지 않고 우회통로를 흐르는 냉매가 팽창 일(work)을 하지 않으므로, 팽창기에 의한 회수동력이 감소해버려, 운전효율이 저하되게 된다.
또 설계팽창비보다 저팽창비의 조건에서는, 팽창실 내에서 과팽창이 발생하며, 이 때문에 효율이 저하되는 문제도 있다. 이 문제점에 대해 설명한다.
일반적으로 팽창기는, 설계팽창비로 운전동작이 행해질 때에 최대한의 동력회수효율이 얻어지도록 구성된다. 도 8은 고압압력이 초임계압력인 2산화탄소 냉매인 경우의 이상적인 운전조건에서의 팽창실의 용적변화와 압력변화의 관계를 나타내는 그래프이다. 도시하는 바와 같이, 비 압축성유체에 가까운 특성인 고압유체는 점(a)부터 점(b)까지 사이에 팽창실(66) 내에 공급되어, 점(b)부터 팽창을 시작한다. 점(b)을 지나면 초임계상태로부터 포화상태로 될 때까지 압력이 점(c)까지 급격하게 내려가고, 그 후는 팽창되면서 점(d)까지 완만하게 압력이 저하된다. 그리고 점(d)에서 팽창실의 실린더 용적이 최대로 된 후, 배출측이 되어 용적이 축소되면 점(e)까지 배출된다. 그 후는 점(a)으로 돌아가, 다음 주기의 흡입과정이 시작된다. 이 도의 상태에서, 점(d)의 압력은 냉동주기의 저압압력과 일치한다.
한편, 상기 팽창기를 공조기에 이용하는 경우에는, 전술한 바와 같이, 냉방운전과 난방운전의 절환이나 외기온도 변화 등 운전조건의 변동에 의해, 냉동주기의 실제 팽창비가 이 주기의 설계팽창비 내지 팽창기의 고유팽창비를 벗어나는 일이 있다. 특히, 냉동주기의 실제 팽창비가 설계팽창비보다 작아지면, 팽창실의 내압이 냉동주기의 저압압력보다 낮아져, 이른바 과팽창 상태에 빠져버린다.
도 9는 이 때의 팽창실 용적변화와 압력변화의 관계를 나타내는 그래프이며, 냉동주기의 저압압력이 도 8의 예보다 상승한 상태를 나타낸다. 이 경우, 유체는 점(a)부터 점(b)까지 사이에 실린더 내에 공급된 후, 팽창기의 고유팽창비에 따라 점(d)까지 압력이 저하된다. 한편, 냉동주기의 저압압력은 점(d)보다 높은 점(d`)이 된다. 따라서 팽창과정의 완료 후, 배출과정에서 냉매가 점(d)부터 점(d`)까지 승압되고, 다시 점(e`)까지 배출되어, 다음 주기의 흡입과정이 시작되게 된다.
이와 같은 상황에서는, 팽창기로부터 냉매를 배출하기 위해 동력이 소비되게 된다. 구체적으로는, 도 9의 (면적 Y)에서 표시되는 만큼의 동력이, 냉매를 배출하기 위해 소비된다. 이 때문에 과팽창 상태에 빠졌을 경우, 팽창기에서 회수할 수 있는 것은 도 9의 (면적 X)에서 (면적 Y)를 뺀 동력으로 되어버려, 도 8의 운전조건에 비해 회수동력이 대폭으로 감소해버린다.
본 발명은 이러한 점에 감안하여 이루어진 것으로, 그 목적으로 하는 바는, 팽창비가 작아지는 조건에서도 팽창기에서의 동력회수를 행할 수 있도록 함과 더불어, 과팽창을 해소할 수 있도록 하여 운전효율이 저하되는 것을 방지하는 데 있다.
과제를 해결하기 위한 수단
제 1 발명은, 양끝이 막힌 실린더(71, 81), 상기 각 실린더(71, 81) 내에 유체실(72, 82)을 형성하기 위한 피스톤(75, 85), 및 상기 유체실(72, 82)을 고압측 고압실(73, 83)과 저압측 저압실(74, 84)로 구획하기 위한 블레이드(76, 86)가 각각에 설치된 복수의 회전기구부(70, 80)와, 상기 각 회전기구부(70, 80)의 피스톤(75, 85)과 맞물리는 1개의 회전축(40)을 구비하며, 공급된 고압유체의 팽창에 의해 동력을 발생시키는 회전식 팽창기를 대상으로 한다. 그리고 상기 복수의 회전기구부(70, 80)는, 각각의 변위량(displacement)이 서로 상이하며 변위량이 작은 것부터 차례로 직렬 접속되고, 상기 복수의 회전기구부(70, 80) 중 서로 접속된 2개에서는, 전(前)단측 회전기구부(70)의 저압실(74)과 후(後)단측 회전기구부(80)의 고압실(83)이 서로 연통되어 1개의 팽창실(66)을 형성하는 한편, 상기 고압유체의 일부를 팽창과정의 상기 팽창실(66)로 도입하기 위한 주입통로(37)와, 상기 주입통로(37)에 구성된 유통제어기구를 구비하는 것이다.
제 2 발명은, 상기 제 1 발명에 있어서, 각 회전기구부(70, 80)의 실린더(71, 81)는, 각각의 사이에 중간플레이트(63)가 개재된 상태로 적층되며, 상기 각 중간플레이트(63)에는, 서로 인접하는 2개의 회전기구부(70, 80) 중 전단측 회전기구부(70)의 저압실(74)과 후단측 회전기구부(80)의 고압실(83)을 연통시키기 위한 연통로(64)가 형성되는 한편, 주입통로(37)는, 상기 중간플레이트(63)에 형성되어 종단이 상기 연통로(64)에 개구되는 것이다.
제 3 발명은, 상기 제 1 발명에 있어서, 주입통로(37)는, 복수의 회전기구부(70, 80) 중 변위량이 최소가 아닌 것의 고압실(83)에 종단이 개구되는 것이다.
제 4 발명은, 상기 제 1, 제 2 또는 제 3 발명에 있어서, 유통제어기구는, 개방도 조절 가능한 조절밸브(90)로 구성되는 것이다.
제 5 발명은, 상기 제 1, 제 2 또는 제 3 발명에 있어서, 유통제어기구는, 개폐 가능한 전자(電磁)밸브(91)로 구성되는 것이다.
제 6 발명은, 상기 제 1, 제 2 또는 제 3 발명에 있어서, 유통제어기구는, 팽창실(60) 내의 유체와, 변위량이 최대인 회전기구부(80)로부터 유출된 유체의 압력차에 따라 개방도가 변화하는 차압밸브(92)로 구성되는 것이다.
제 7 발명은, 상기 제 1∼제 6 발명 중 어느 하나에 있어서, 변위량이 최소인 회전기구부(70)의 고압실(73)에 도입되는 유체는, 임계압력 이상의 이산화탄소인 것이다.
-작용-
상기 제 1 발명에서는, 변위량이 서로 상이한 복수의 회전기구부(70, 80)가 회전식 팽창기(60)에 구성된다. 이들 복수의 회전기구부(70, 80)는, 변위량이 작은 것부터 큰 것으로 차례로 직렬 접속된다. 즉, 변위량이 작은 전단측 회전기구부(70)의 유출측은, 변위량이 큰 후단측 회전기구부(80)의 유입측에 접속된다.
이 발명의 회전식 팽창기(60)에서 고압유체는, 처음에 변위량이 최소인 회전기구부(70)의 고압실(73)로 도입된다. 고압유체는, 이 유체실의 용적이 최대로 될 때까지 계속 유입된다. 이어서, 고압유체로 채워진 유체실(72)은 저압측의 저압실(74)이 되어, 변위량이 큰 후단측 회전기구부(80)의 고압실(83)과 연통된다. 이 저압실(74) 내의 유체는, 후단측 회전기구부(80)의 고압실(83)로 유입되면서 팽창한다. 유체는, 이와 같은 팽창을 순차 반복하여, 최종적으로 변위량이 최대인 회전기구부(80)로부터 송출된다. 그리고 이와 같은 유체의 팽창에 의해, 회전식 팽창기(60)의 회전축(40)이 구동된다.
이 발명의 회전식 팽창기(60)에서, 요구되는 팽창비가 고유팽창비와 일치할 때에는, 주입통로(37)에서의 유체 유통을 유통제어기구로 차단시킨다. 이 때는, 설계팽창비로 운전이 행해지므로, 팽창기에서의 동력회수가 효율적으로 이루어진다.
한편, 운전조건의 변화에 따라 실제의 팽창비가 설계팽창비보다 작아지면, 주입통로(37)에서의 유체 고압유통을 유통제어기구로 허용시켜, 내부에서 유체가 팽창되고 있는 팽창실(66), 즉 팽창과정의 팽창실(66)에 주입통로(37)로부터 고압유체를 공급한다. 이로써, 회전식 팽창기(60)의 회전속도가 일정해도, 주입통로(37)에서의 냉매유량을 조절함으로써, 회전식 팽창기(60)로부터 유출되는 냉매의 질량유량이 변화한다. 또 이 회전식 팽창기(60)에서는, 주입통로(37)를 통해 팽창실(66)로 도입된 유체로부터도 동력회수가 이루어진다.
또한 이 발명에서는, 주입통로(37)를 통해 팽창실로 유체를 도입함으로써, 과팽창이 회피된다. 즉, 팽창실(66) 내의 압력이 유체 유출측보다 낮아지면, 과팽창상태에 빠지게 된다. 이에 대해, 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로 고압유체를 보조적으로 도입하면, 팽창실(66)의 압력은 유체 유출측 압력까지 높아진다. 이로써, 과팽창에 의해 도 9의 (면적 Y)에 나타낸 동력이 소비되지 않게 되어, 도 10이나 도 14에 나타내는 바와 같이, 냉매가 팽창과정에서 점(d`)까지 서서히 팽창하는 운전상태로 된다.
상기 제 2 발명에서는, 중간플레이트(63)에 연통로(64)가 형성된다. 1개의 팽창실(66)을 형성하는 전단측 회전기구부(70)의 저압실(74)과 후단측 회전기구부(80)의 고압실(83)은, 이 연통로(64)를 개재하고 서로 접속된다. 또 이 발명에서는 중간플레이트(63)에 주입통로(37)가 형성된다. 이 주입통로(37)는, 그 종단이 연통로(64)로 개구된다. 주입통로(37)를 통해 공급되는 유체는, 먼저 연통로(64)로 유입되며, 그 후에 후단측 회전기구부(80)의 고압실(83)로 유입되어간다.
상기 제 3 발명에서는, 변위량이 최소가 아닌 회전기구부(80), 즉 최전단을 제외한 어느 하나 또는 복수 회전기구부(80)의 고압실(83)로, 주입통로(37)의 종단이 개구된다. 주입통로(37)를 통해 공급되는 유체는, 이 고압실(83)로 직접 보내진다.
상기 제 4 발명에서는, 유량제어기구가 조절밸브(90)로 구성된다. 이 조절밸브(90)의 개방도를 변경하면, 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로의 유체 공급량이 변화한다. 또 조절밸브(90)를 전폐로 하면, 주입통로(37)에서의 유체 유통이 차단된다.
상기 제 5 발명에서는, 유량제어기구가 전자밸브(91)로 구성된다. 이 전자밸브(91)를 열면 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로 유체가 공급되며, 전자밸브(91)를 닫으면 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로의 유체 공급이 정지된다. 또 전자밸브(91)를 개폐하는 시간간격을 조절하면, 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로의 유체 공급량이 변화한다.
상기 제 6 발명에서는, 유량제어기구가 차압밸브(92)로 구성된다. 이 차압밸브(92)는, 팽창실(66) 내의 유체와 최후단의 회전기구부(80)로부터 유출된 유체의 압력차에 따라 개방도가 변화한다. 그리고 차압밸브(92)의 개방도가 변화하면, 이에 따라 주입통로(37)에서의 유체 유량이 변화한다. 즉, 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로의 유체 공급량은, 팽창실(66) 내의 유체와 최후단의 회전기구부(80)로부터 유출된 유체의 압력차에 대응하여 조절된다.
상기 제 7 발명에 있어서, 복수의 회전기구부(70, 80) 중, 변위량이 최소인 것에서는, 그 고압실(73)로 이산화탄소(CO2)가 공급된다. 이 고압실(73)로 도입되는 이산화탄소의 압력은, 이산화탄소의 임계압력 이상이다. 그리고 이 고압실(73)로 유입된 이산화탄소는, 직렬접속된 복수의 회전기구부(70, 80)를 순차 통과하면서 팽창한다.
발명의 효과
본 발명에 의하면, 팽창과정의 팽창실(66)에 대해 주입통로(37)로부터 고압유체를 보조적으로 도입할 수 있다. 이로써, 종래에는 고압유체의 일부가 팽창기를 우회할 수 밖에 없던 운전조건에서도, 공급된 고압유체 전부를 팽창실(66)로 도입할 수 있다. 그 결과, 회전식 팽창기(60)로 공급되는 모든 고압유체로부터 동력을 회수하는 것이 가능해져, 회전식 팽창기(60)의 동력회수 효율을 향상시킬 수 있다.
또 본 발명에 의하면, 종래에는 과팽창을 피할 수 없었던 운전조건에서도, 팽창과정의 팽창실(66)로 주입통로(37)로부터 고압유체를 보조적으로 도입함으로써, 과팽창 상태로 빠지는 것을 회피할 수 있다. 이로써, 과팽창에 의해 도 9의 (면적 Y)에 나타낸 동력이 소비되는 일이 없어져, 도 10이나 도 14에 나타내는 바와 같이 동력회수를 확실하게 행할 수 있다. 이와 같이 본 발명에 의하면, 종래에는 과팽창이 발생했던 운전조건에서도, 고압유체로부터 회수 가능한 동력을 증대시킬 수 있다.
또한 본 발명의 회전식 팽창기(60)에서, 공급된 고압유체는, 처음에 변위량이 최소인 회전기구부(70)의 고압실(73)로 도입된다. 그리고 이 고압실(73)을 향하는 유체의 유속은, 고압실(73)의 용적변화 비율에 대응하여 완만하게 증감한다. 이로써, 본 발명의 회전식 팽창기(60)에서는, 고압실(73)을 향하는 유체의 유속변화가 완만해져, 도입되는 유체의 준급한 압력변동을 방지할 수 있다. 따라서 본 발명에 의하면, 회전식 팽창기(60)로 도입되는 유체의 맥동을 완화시킬 수 있으며, 그에 따르는 진동이나 소음을 대폭으로 저감시켜 회전식 팽창기(60)의 신뢰성을 향상시킬 수 있다.
상기 제 2 발명에서는, 중간플레이트(63)의 연통로(64)에 주입통로(37)를 접속시킨다. 이로써, 각 실린더(71, 81)에서의 피스톤(75, 85) 위치에 상관없이 주입통로(37)를 항상 팽창실(66)과 연통시킬 수 있으며, 팽창실(66) 내에서의 유체 팽창이 시작되고 나서 끝날 때까지, 즉 팽창과정의 전(全) 기간에 걸쳐 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로 유체를 보내기가 가능해진다.
상기 제 4 발명에 의하면, 유량제어기구를 개방도 조절 가능한 조절밸브(90)로 구성하므로, 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로의 유체 공급량을 비교적 자유롭게 설정하기가 가능해진다. 이로써, 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로 적절한 양의 유체를 보낼 수 있어, 회전식 팽창기(60)의 동력회수 효율을 확실하게 향상시킬 수 있다.
상기 제 6 발명에 있어서, 유량제어기구를 구성하는 차압밸브(92)는, 팽창실(66) 내의 유체와 최후단의 회전기구부(80)로부터 유출된 유체의 압력차에 따라 개방도가 변화한다. 여기서 팽창실(66) 내에서 과팽창이 발생하면, 팽창실(66) 내의 유체 압력은, 최후단의 회전기구부(80)로부터 유출된 유체의 압력보다 낮아진다. 이로써, 팽창실(66) 내의 유체 압력이 최후단의 회전기구부(80)로부터 유출된 유체의 압력에 대해 저하됨에 따라 개방도가 증대하도록 차압밸브(92)를 구성하면, 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로의 유체 공급량을 차압밸브(92)에 의해 자동적으로 조절하기가 가능해진다. 따라서 이 발명에 의하면, 차압밸브(92)에 대한 특별한 개방도 제어를 행하지 않아도, 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로의 유체 공급량을 최적화 할 수 있다.
도면의 간단한 설명
도 1은 제 1 실시형태에 있어서 공조기의 배관 계통도.
도 2는 제 1 실시형태에 있어서 압축·팽창유닛의 개략단면도.
도 3은 제 1 실시형태에 있어서 팽창기구부의 주요부 확대도.
도 4는 제 1 실시형태에 있어서 팽창기구부의 각 회전기구부를 개별 도시한 단면도.
도 5는 제 1 실시형태의 팽창기구부에 있어서 샤프트 회전각 90°마다의 각 회전기구부 상태를 나타내는 단면도.
도 6은 제 1 실시형태의 팽창기구부에 있어서 샤프트의 회전각과, 팽창실 등의 용적 및 팽창실 내압과의 관계를 나타내는 관계도.
도 7의 (A)는 제 1 실시형태의 팽창기구부에 대한 샤프트의 회전각과 유체 유입유속의 관계를 나타내는 관계도이며, (B)는 종래의 회전식 팽창기에 대한 샤프트의 회전각과 유체 유입유속의 관계를 나타내는 관계도.
도 8은 설계압력에서의 운전조건에 있어서 팽창실 등의 용적과 압력의 관계를 나타내는 그래프.
도 9는 종래의 팽창기에 있어서 저팽창비 조건에서의 팽창실 등의 용적과 압력의 관계를 나타내는 그래프.
도 10은 제 1 실시형태의 팽창기구부에 있어서 저팽창비 대책 시 팽창실 등의 용적과 압력의 관계를 나타내는 그래프.
도 11은 제 2 실시형태에 있어서 팽창기구부의 각 회전기구부를 개별 도시한 단면도.
도 12는 제 3 실시형태에 있어서 팽창기구부의 각 회전기구부를 개별 도시한 단면도.
도 13의 (A)는 밸브체가 폐쇄위치에 있는 상태의 차압밸브를 나타내는 개략단면도이며, (B)는 밸브체가 개방위치에 있는 상태의 차압밸브를 나타내는 개략단면도.
도 14는, 제 3 실시형태의 팽창기구부에 있어서 저팽창비 대책 시 팽창실 등의 용적과 압력의 관계를 나타내는 제 2 그래프.
도 15는 그 밖의 실시형태에 있어서 팽창기구부의 각 회전기구부를 개별 도시한 단면도.
부호의 설명
37 : 주입통로 40 : 샤프트(회전축)
63 : 중간플레이트 64 : 연통로
66 : 팽창실 70 : 제 1 회전기구부
71 : 제 1 실린더 72 : 제 1 유체실
73 : 제 1 고압실 74 : 제 1 저압실
75 : 제 1 피스톤 76 : 제 1 블레이드
80 : 제 2 회전기구부 81 : 제 2 실린더
82 : 제 2 유체실 83 : 제 2 고압실
84 : 제 2 저압실 85 : 제 2 피스톤
86 : 제 2 블레이드
90 : 전동밸브(유통제어기구, 조절밸브)
91 : 전자(電磁)밸브(유통제어기구)
92 : 차압밸브(유통제어기구)
이하, 본 발명의 실시형태를 도면에 기초하여 상세하게 설명한다.
(제 1 실시형태)
본 발명의 제 1 실시형태에 대해 설명한다. 본 실시형태의 공조기(10)는 본 발명에 관한 회전식 팽창기를 구비한다.
<공조기의 전체구성>
도 1에 나타내는 바와 같이 상기 공조기(10)는, 이른바 분리형의 것으로, 실외기(11)와 실내기(13)를 구비한다. 실외기(11)에는, 실외팬(12), 실외 열교환기(23), 제 1 십자절환밸브(21), 제 2 십자절환밸브(22), 및 압축·팽창유닛(30)이 수납된다. 실내기(13)에는, 실내팬(14) 및 실내 열교환기(24)가 수납된다. 실외기(11)는 옥외에 설치되며, 실내기(13)는 옥내에 설치된다. 또 실외기(11)와 실내기(13)는, 한 쌍의 연락배관(15, 16)으로 접속된다. 그리고 압축·팽창유닛(30)의 상세는 후술하기로 한다.
상기 공조기(10)에는 냉매회로(20)가 구성된다. 이 냉매회로(20)는, 압축·팽창유닛(30)이나 실내 열교환기(24) 등이 접속된 폐회로이다. 또 이 냉매회로(20)에는, 냉매로서 이산화탄소(CO2)가 충전된다.
상기 실외 열교환기(23)와 실내 열교환기(24)는, 모두 크로스핀식 핀튜브 열교환기로 구성된다. 실외 열교환기(23)에서는, 냉매회로(20)를 순환하는 냉매가 실외공기와 열교환 된다. 실내 열교환기(24)에서는, 냉매회로(20)를 순환하는 냉매가 실내공기와 열교환 된다.
상기 제 1 십자절환밸브(21)는 4개의 포트를 구비한다. 이 제 1 십자절환밸브(21)는, 그 제 1 포트가 압축·팽창유닛(30)의 토출관(36)에, 제 2 포트가 연락배관(15)을 개재하고 실내 열교환기(24)의 한 끝에, 제 3 포트가 실외 열교환 기(23)의 한 끝에, 제 4 포트가 압축·팽창유닛(30)의 흡입포트(32)에 각각 접속된다. 그리고 제 1 십자절환밸브(21)는, 제 1 포트와 제 2 포트가 연통되며 또 제 3 포트와 제 4 포트가 연통되는 상태(도 1에 실선으로 나타내는 상태)와, 제 1 포트와 제 3 포트가 연통되며 제 2 포트와 제 4 포트가 연통되는 상태(도 1에 점선으로 나타내는 상태)로 절환된다.
상기 제 2 십자절환밸브(22)는 4개의 포트를 구비한다. 이 제 2 십자절환밸브(22)는, 그 제 1 포트가 압축·팽창유닛(30)의 유출포트(35)에, 제 2 포트가 실외 열교환기(23)의 다른 끝에, 제 3 포트가 연락배관(16)을 개재하고 실내 열교환기(24)의 다른 끝에, 제 4 포트가 압축·팽창유닛(30)의 유입포트(34) 및 주입통로(37)에 각각 접속된다. 그리고 제 2 십자절환밸브(22)는, 제 1 포트와 제 2 포트가 연통되며 또 제 3 포트와 제 4 포트가 연통되는 상태(도 1에 실선으로 나타내는 상태)와, 제 1 포트와 제 3 포트가 연통되며 제 2 포트와 제 4 포트가 연통되는 상태(도 1에 점선으로 나타내는 상태)로 절환된다.
<압축·팽창유닛의 구성>
도 2에 나타내는 바와 같이, 압축·팽창유닛(30)은 세로로 긴 원통형의 밀폐용기인 케이싱(31)을 구비한다. 이 케이싱(31)의 내부에는, 밑에서 위를 향해 차례로, 압축기구부(50)와, 전동기(45)와, 팽창기구부(60)가 배치된다.
상기 케이싱(31)에는 토출관(36)이 설치된다. 이 토출관(36)은, 전동기(45)와 팽창기구부(60) 사이에 배치되며, 케이싱(31)의 내부공간으로 연통된다.
상기 전동기(45)는, 케이싱의 길이 방향 중앙부에 배치된다. 이 전동기(45) 는, 고정자(46)와 회전자(47)로 구성된다. 고정자(46)는 상기 케이싱(31)에 고정된다. 회전자(47)는 고정자(46)의 안쪽에 배치된다. 또 회전자(47)에는, 이 회전자(47)와 동축으로 샤프트(40)의 주축부(44)가 관통된다.
상기 샤프트(40)는 회전축을 구성한다. 이 샤프트(40)에서는, 그 하단측에 2개의 하측 편심부(58, 59)가 형성되며, 그 상단측에 2개의 대경 편심부(41, 42)가 형성된다.
2개의 하측 편심부(58, 59)는, 주축부(44)보다 큰 지름으로 형성되며, 하측이 제 1 하측 편심부(58)를, 상측이 제 2 하측 편심부(59)를 각각 구성한다. 제 1 하측 편심부(58)와 제 2 하측 편심부(59)에서는, 주축부(44)의 축심에 대한 편심방향이 역으로 된다.
2개의 대경 편심부(41, 42)는 주축부(44)보다 큰 지름으로 형성되며, 하측이 제 1 대경 편심부(41)를 구성하며, 상측이 제 2 대경 편심부(42)를 구성한다. 제 1 대경 편심부(41)와 제 2 대경 편심부(42)는, 모두 같은 방향으로 편심된다. 제 2 대경 편심부(42)의 바깥 지름은, 제 1 대경 편심부(41)의 바깥 지름보다 크다. 또 주축부(44)의 축심에 대한 편심량은, 제 2 대경 편심부(42) 쪽이 제 1 대경 편심부(41)보다 크다.
압축기구부(50)는 요동피스톤형의 회전압축기를 구성한다. 이 압축기구부(50)는, 실린더(51, 52)와 피스톤(57)을 2개씩 구비한다. 압축기구부(50)에서는, 밑에서 위를 향해 차례로, 리어헤드(55)와, 제 1 실린더(51)와, 중간플레이트(56)와, 제 2 실린더(52)와, 프론트헤드(54)가 적층된 상태로 구성된다.
제 1 및 제 2 실린더(51, 52)의 내부에는, 원통형의 피스톤(57)이 1개씩 배치된다. 도시하지 않지만, 피스톤(57)의 측면에는 평판형의 블레이드가 돌출 형성되며, 이 블레이드는 요동부시를 개재하고 실린더(51, 52)에 지지된다. 제 1 실린더(51) 내의 피스톤(57)은, 샤프트(40)의 제 1 하측 편심부(58)와 맞물린다. 한편, 제 2 실린더(52) 내의 피스톤(57)은, 샤프트(40)의 제 2 하측 편심부(59)와 맞물린다. 각 피스톤(57, 57)은, 그 내주 면이 하측 편심부(58, 59)의 외주 면과 미끄럼 접촉하며, 그 외주 면이 실린더(51, 52)의 내주 면과 미끄럼 접촉한다. 그리고 피스톤(57, 57)의 외주 면과 실린더(51, 52)의 내주 면 사이에 압축실(53)이 형성된다.
제 1 및 제 2 실린더(51, 52)에는, 각각 흡입포트(33)가 1개씩 형성된다. 각 흡입포트(33)는, 실린더(51, 52)를 반지름 방향으로 관통하며, 그 종단이 실린더(51, 52)의 내주 면에 개구된다. 또 각 흡입포트(33)는 배관에 의해 케이싱(31)의 외부로 연장된다.
프론트헤드(54) 및 리어헤드(55)에는, 각각 토출포트가 1개씩 형성된다. 프론트헤드(54)의 토출포트는, 제 2 실린더(52) 내의 압축실(53)을 케이싱(31)의 내부공간과 연통시킨다. 리어헤드(55)의 토출포트는, 제 1 실린더(51) 내의 압축실(53)을 케이싱(31)의 내부공간과 연통시킨다. 또 각 토출포트는, 그 종단에 리드밸브로 된 토출밸브가 배치되며, 이 토출밸브에 의해 개폐된다. 여기서, 도 2에서 토출포트 및 토출밸브의 도시는 생략한다. 그리고 압축기구부(50)로부터 케이싱(31)의 내부공간으로 토출된 가스냉매는, 토출관(36)을 통해 압축·팽창유닛(30) 으로부터 토출된다.
상기 팽창기구부(60)는, 이른바 요동피스톤형의 유체기계이며, 본 발명의 회전식 팽창기를 구성한다. 이 팽창기구부(60)에는, 쌍을 이룬 실린더(71, 81) 및 피스톤(75, 85)이 2조 설치된다. 또 팽창기구부(60)에는, 프론트헤드(61)와, 중간플레이트(63)와, 리어헤드(62)가 설치된다.
상기 팽창기구부(60)에서는 밑에서 위를 향해, 프론트헤드(61), 제 1 실린더(71), 중간플레이트(63), 제 2 실린더(81), 리어헤드(62)가 적층된 상태로 된다. 이 상태에서 제 1 실린더(71)는, 그 하측 단면이 프론트헤드(61)로 막히며, 그 상측 단면이 중간플레이트(63)로 막힌다. 한편, 제 2 실린더(81)는, 그 하측 단면이 중간플레이트(63)로 막히며, 그 상측 단면이 리어헤드(62)로 막힌다. 또 제 2 실린더(81)의 안지름은, 제 1 실린더(71)의 안지름보다 크다.
상기 샤프트(40)는, 적층된 상태의 프론트헤드(61), 제 1 실린더(71), 중간플레이트(63), 제 2 실린더(81), 및 리어헤드(62)를 관통한다. 또 샤프트(40)는 그 제 1 대경편심부(41)가 제 1 실린더(71) 내에 위치하며, 그 제 2 대경편심부(42)가 제 2 실린더(81) 내에 위치한다.
도 3, 도 4 및 도 5에 나타내는 바와 같이, 제 1 실린더(71) 내에는 제 1 피스톤(75)이, 제 2 실린더(81) 내에는 제 2 피스톤(85)이 각각 설치된다. 제 1 및 제 2 피스톤(75, 85)은, 모두 고리형 또는 원통형으로 형성된다. 제 1 피스톤(75)의 바깥 지름과 제 2 피스톤(85)의 바깥 지름은 서로 같게 구성된다. 제 1 피스톤(75)의 안지름은 제 1 대경펀심부(41)의 바깥 지름과, 제 2 피스톤(85)의 안지름 은 제 2 대경편심부(42)의 바깥 지름과 각각 대략 같게 구성된다. 그리고 제 1 피스톤(75)에는 제 1 대경 편심부(41)가, 제 2 피스톤(85)에는 제 2 대경 편심부(42)가 각각 관통한다.
상기 제 1 피스톤(75)은, 그 외주 면이 제 1 실린더(71)의 내주 면에, 한쪽 단면이 프론트헤드(61)에, 다른 쪽 단면이 중간플레이트(63)에 각각 미끄럼 접촉한다. 제 1 실린더(71) 내에는, 그 내주 면과 제 1 피스톤(75)의 외주 면 사이에 제 1 유체실(72)이 형성된다. 한편 상기 제 2 피스톤(85)은, 그 외주 면이 제 2 실린더(81)의 내주 면에, 한쪽 단면이 리어헤드(62)에, 다른 쪽 단면이 중간플레이트(63)에 각각 미끄럼 접촉한다. 제 2 실린더(81) 내에는, 그 내주 면과 제 2 피스톤(85)의 외주 면 사이에 제 2 유체실(82)이 형성된다.
상기 제 1 및 제 2 피스톤(75, 85) 각각에는, 블레이드(76, 86)가 1개씩 일체로 형성된다. 블레이드(76, 86)는, 피스톤(75, 85)의 반지름 방향으로 이어지는 판상으로 형성되며, 피스톤(75, 85)의 외주 면으로부터 바깥쪽으로 돌출된다.
상기 각 실린더(71, 81)에는, 한 쌍의 부시(77, 87)가 1조씩 장착된다. 각 부시(77, 87)는, 내측 면이 평면이며 외측 면이 원호 면이 되도록 형성된 작은 조각이다. 한 쌍의 부시(77, 87)는 블레이드(76, 86)를 사이에 둔 상태에서 설치된다. 각 부시(77, 87)는 그 내측 면이 블레이드(76, 86)와 미끄럼운동을 하며, 그 외측 면이 실린더(71, 81)와 미끄럼운동을 한다. 그리고 피스톤(75, 85)과 일체인 블레이드(76, 86)는, 부시(77, 87)를 개재하고 실린더(71, 81)에 지지되며, 실린더(71, 81)에 대해 회전운동 자유롭게 또 진퇴 자유롭게 구성된다.
제 1 실린더(71) 내의 제 1 유체실(72)은, 제 1 피스톤(75)과 일체인 제 1 블레이드(76)로 구획되며, 도 4에서의 제 1 블레이드(76) 왼쪽이 고압측 제 1 고압실(73)이 되고, 그 오른쪽이 저압측 제 1 저압실(74)이 된다. 제 2 실린더(81) 내의 제 2 유체실(82)은, 제 2 피스톤(85)과 일체인 제 2 블레이드(86)로 구획되며, 도 4에서의 제 2 블레이드(86) 왼쪽이 고압측 제 2 고압실(83)이 되고, 그 오른쪽이 저압측 제 2 저압실(84)이 된다.
상기 제 1 실린더(71)와 제 2 실린더(81)는, 각각의 둘레방향에서 부시(77, 87) 위치가 일치하는 자세로 배치된다. 바꾸어 발하면, 제 2 실린더(81)의 제 1 실린더(71)에 대한 배치각도가 0°이다. 전술한 바와 같이, 제 1 대경편심부(41)와 제 2 대경편심부(42)는, 주축부(44)의 축심에 대해 동일방향으로 편심된다. 따라서 제 1 블레이드(76)가 제 1 실린더(71)의 가장 바깥쪽으로 후퇴한 상태로 되는 동시에, 제 2 블레이드(86)가 제 2 실린더(81)의 가장 바깥쪽으로 후퇴한 상태로 된다.
상기 제 1 실린더(71)에는, 유입포트(34)가 형성된다. 유입포트(34)는 제 1 실린더(71)의 내주 면 중, 도 3, 도 4에서 부시(77)의 약간 왼쪽 부분에 개구된다. 유입포트(34)는 제 1 고압실(73)(즉, 제 1 유체실(72)의 고압측)과 연통 가능하게 구성된다. 한편 상기 제 2 실린더(81)에는, 유출포트(35)가 형성된다. 유출포트(35)는 제 2 실린더(81)의 내주 면 중, 도 3, 도 4에서 부시(87)의 약간 오른쪽 부분에 개구된다. 유출포트(35)는 제 2 저압실(84)(즉, 제 2 유체실(82)의 저압측)과 연통 가능하게 구성된다.
상기 중간플레이트(63)에는, 연통로(64)가 형성된다. 이 연통로(64)는 중간플레이트(63)를 두께방향으로 관통한다. 중간플레이트(63)의 제 1 실린더(71) 쪽 면에서는, 제 1 블레이드(76)의 오른쪽 부분에 연통로(64)의 한끝이 개구된다. 중간플레이트(63)의 제 2 실린더(81) 쪽 면에서는, 제 2 블레이드(86)의 왼쪽 부분에 연통로(64)의 다른 끝이 개구된다. 그리고 도 3에 나타내는 바와 같이 연통로(64)는, 중간플레이트(63)의 두께방향에 대해 비스듬히 이어지며, 제 1 저압실(74)(즉, 제 1 유체실(72)의 저압측)과 제 2 고압실(83)(즉, 제 2 유체실(82)의 고압측)을 서로 연통시킨다.
상기 중간플레이트(63)에는, 주입통로(37)가 형성된다(도 2 참조). 주입통로(37)는 대략 수평방향으로 이어지도록 형성되며, 그 종단이 연통로(64)에 개구된다. 주입통로(37)의 시작단 쪽은, 배관을 개재하고 케이싱(31)의 외부로 이어진다. 이 주입통로(37)에는, 유입포트(34)로 향하는 고압냉매의 일부가 도입된다. 또 주입통로(37)에는, 전동밸브(90)가 설치된다. 이 전동밸브(90)는, 개방도 가변의 조절밸브이며, 유통제어기구를 구성한다.
이상과 같이 구성된 본 실시형태의 팽창기구부(60)에서는, 제 1 실린더(71)와, 거기에 장착된 부시(77)와, 제 1 피스톤(75)과, 제 1 블레이드(76)가 제 1 회전기구부(70)를 구성한다. 또 제 2 실린더(81)와, 거기에 장착된 부시(87)와, 제 2 피스톤(85)과, 제 2 블레이드(86)가 제 2 회전기구부(80)를 구성한다.
전술한 바와 같이 상기 팽창기구부(60)에서는, 제 1 블레이드(76)가 제 1 실린더(71)의 가장 바깥쪽으로 후퇴하는 시점과, 제 2 블레이드(86)가 제 2 실린 더(81)의 가장 바깥쪽으로 후퇴하는 시점이 동기한다. 즉, 제 1 회전기구부(70)에서 제 1 저압실(74)의 용적이 감소해가는 과정과, 제 2 회전기구부(80)에서 제 2 고압실(83)의 용적이 증가해가는 과정이 동기한다(도 5 참조). 또 전술한 바와 같이, 제 1 회전기구부(70)의 제 1 저압실(74)과, 제 2 회전기구부(80)의 제 2 고압실(83)은, 연통로(64)를 개재하고 서로 연통된다. 그리고 제 1 저압실(74)과 연통로(64)와 제 2 고압실(83)에 의해 하나의 폐쇄공간이 형성되며, 이 폐쇄공간이 팽창실(66)을 구성한다. 이 점에 대해 도 6을 참조하면서 설명한다.
이 도 6에서는, 제 1 블레이드(76)가 제 1 실린더(71)의 가장 외주 쪽으로 후퇴한 상태에서의 샤프트(40) 회전각을 0°로 한다. 또 여기서는 제 1 유체실(72)의 최대용적이 3㎖이며, 제 2 유체실(62)의 최대용적이 10㎖인 것으로 가정하여 설명한다.
도 6에 나타내는 바와 같이, 샤프트(40)의 회전각이 0°인 시점에서는, 제 1 저압실(74)의 용적이 최대값인 3㎖로 되며, 제 2 고압실(83)의 용적이 최소값인 0㎖로 된다. 제 1 저압실(74)의 용적은, 도 6에 일점쇄선으로 나타내는 바와 같이, 샤프트(40)가 회전함에 따라 점차 감소하며, 그 회전각이 360°에 달한 시점에서 최소값인 0㎖로 된다. 한편 제 2 고압실(83)의 용적은, 도 6에 이점쇄선으로 나타내는 바와 같이, 샤프트(40)가 회전함에 따라 점차 증가하며, 그 회전각이 360°에 달한 시점에서 최대값인 10㎖로 된다. 그리고 연통로(64)의 용적을 무시하면, 어느 회전각에서의 팽창실(66) 용적은, 그 회전각에서의 제 1 저압실(74) 용적과 제 2 고압실(83) 용적을 서로 합한 값이 된다. 즉 팽창실(66)의 용적은, 도 6에 실선 으로 나타내는 바와 같이, 샤프트(40)의 회전각이 0°인 시점에서 최소값인 3㎖로 되며, 샤프트(40)가 회전함에 따라 점차 증가하여, 그 회전각이 360°에 달한 시점에서 최대값인 10㎖로 된다.
본 실시형태의 공조기(10)에는, 일반적으로 냉매회로(20)에 설치되는 고압압력센서(101) 및 저압압력센서(102)에 추가로, 팽창실(66)의 압력을 검출하는 과팽창압력센서(103)가 설치된다. 또 이 공조기(10)의 제어기(100)는, 이들 센서(101, 102, 103)로부터 검출되는 압력에 기초하여, 상기 전동밸브(90)의 개방도를 제어할 수 있도록 구성된다.
-운전동작-
상기 공조기(10)의 동작에 대해 설명한다. 여기서는 공조기(10)의 냉방운전 및 난방운전 시의 동작에 대해 설명하며, 이어서 팽창기구부(60)의 동작에 대해 설명한다.
<냉방운전>
냉방운전 시에는, 제 1 십자절환밸브(21) 및 제 2 십자절환밸브(22)가 도 1에 점선으로 나타내는 상태로 절환된다. 이 상태에서 압축·팽창유닛(30)의 전동기(45)를 통전시키면, 냉매회로(20)에서 냉매가 순환되어 증기압축식의 냉동주기가 이루어진다.
압축기구부(50)에서 압축된 냉매는, 토출관(36)을 지나 압축·팽창유닛(30)으로부터 토출된다. 이 상태에서 냉매의 압력은, 그 임계압력보다 높아진 상태이다. 이 토출냉매는, 제 1 십자절환밸브(21)를 지나 실외 열교환기(23)로 보내진 다. 실외 열교환기(23)에서는, 유입된 냉매가 실외공기에 방열한다.
실외 열교환기(23)에서 방열한 냉매는, 제 2 십자절환밸브(22)를 통과하여, 유입포트(34)를 지나 압축·팽창유닛(30)의 팽창기구부(60)로 유입된다. 팽창기구부(60)에서는, 고압냉매가 팽창하여, 그 내부 에너지가 샤프트(40)의 회전동력으로 변환된다. 팽창 후의 저압냉매는, 유출포트(35)를 지나 압축·팽창유닛(30)으로부터 유출되며, 제 2 십자절환밸브(22)를 통과하여 실내 열교환기(24)로 보내진다.
실내 열교환기(24)에서는, 유입된 냉매가 실내공기로부터 흡열하고 증발하여, 실내공기가 냉각된다. 실내 열교환기(24)로부터 나온 저압가스냉매는, 제 1 십자절환밸브(21)를 통과하여, 흡입포트(32)를 지나 압축·팽창유닛(30)의 압축기구부(50)로 흡입된다. 압축기구부(50)는, 흡입된 냉매를 압축하여 토출한다.
<난방운전>
난방운전 시에는, 제 1 십자절환밸브(21) 및 제 2 십자절환밸브(22)가 도 1에 실선으로 나타내는 상태로 절환된다. 이 상태에서 압축·팽창유닛(30)의 전동기(45)를 통전시키면, 냉매회로(20)에서 냉매가 순환되어 증기압축식의 냉동주기가 이루어진다.
압축기구부(50)에서 압축된 냉매는, 토출관(36)을 지나 압축·팽창유닛(30)으로부터 토출된다. 이 상태에서 냉매의 압력은, 그 임계압력보다 높아진 상태이다. 이 토출냉매는, 제 1 십자절환밸브(21)를 통과하여 실내 열교환기(24)로 보내진다. 실내 열교환기(24)에서는, 유입된 냉매가 실내공기에 방열하여, 실내공기가 가열된다.
실내 열교환기(24)에서 방열한 냉매는, 제 2 십자절환밸브(22)를 통과하여, 유입포트(34)를 지나 압축·팽창유닛(30)의 팽창기구부(60)로 유입된다. 팽창기구부(60)에서는, 고압냉매가 팽창하여, 그 내부 에너지가 샤프트(40)의 회전동력으로 변환된다. 팽창 후의 저압냉매는, 유출포트(35)를 지나 압축·팽창유닛(30)으로부터 유출되며, 제 2 십자절환밸브(22)를 통과하여 실외 열교환기(23)로 보내진다.
실외 열교환기(23)에서는, 유입된 냉매가 실외공기로부터 흡열하여 증발한다. 실외 열교환기(23)로부터 나온 저압가스냉매는, 제 1 십자절환밸브(21)를 통과하여, 흡입포트(32)를 지나 압축·팽창유닛(30)의 압축기구부(50)로 흡입된다. 압축기구부(50)는, 흡입된 냉매를 압축하여 토출한다.
<팽창기구부의 동작>
팽창기구부(60)의 동작에 대해 설명한다.
우선, 제 1 회전기구부(70)의 제 1 고압실(73)에 초임계상태의 고압냉매가 유입되는 과정에 대해, 도 5 및 도 7을 참조하면서 설명한다. 회전각이 0°인 상태로부터 샤프트(40)가 약간 회전하면, 제 1 피스톤(75)과 제 1 실린더(71)의 접촉위치가 유입포트(34)의 개구부를 통과하여, 유입포트(34)로부터 제 1 고압실(73)로 고압냉매가 유입되기 시작한다. 그 후, 샤프트(40)의 회전각이 90°, 180°, 270°로 점차 커짐에 따라, 제 1 고압실(73)로 고압냉매가 유입되어간다. 이 제 1 고압실(73)로의 고압냉매 유입은 샤프트(40)의 회전각이 360°에 달할 때까지 계속된다.
이 때, 제 1 고압실(73)에 유입되는 고압냉매의 유속은, 도 7의 (A)에 나타 내는 바와 같이, 샤프트(40)의 회전각이 0°에서 180°에 이르기까지는 점차 증대해가며, 그 회전각이 180°에서 360°에 이르기까지는 점차 감소해간다. 그리고 샤프트(40)의 회전각이 360°로 되어 고압냉매의 유속변화 비율이 영으로 된 시점에서, 제 1 고압실(73)로의 고압냉매 유입이 종료된다.
다음으로, 팽창기구부(60)에서 냉매가 팽창하는 과정에 대해, 도 5 및 도 6을 참조하면서 설명한다. 회전각이 0°인 상태로부터 샤프트(40)가 약간 회전하면, 제 1 저압실(74)과 제 2 고압실(83)이 연통로(64)를 개재하고 서로 연통되어, 제 1 저압실(74)로부터 제 2 고압실(83)로 냉매가 유입되기 시작한다. 그 후, 샤프트(40)의 회전각이 90°, 180°, 270°로 점차 커짐에 따라, 제 1 저압실(74)의 용적이 점차 감소하는 동시에, 제 2 고압실(83)의 용적이 점차 증가하며, 결과적으로 팽창실(66)의 용적이 점차 증가해간다. 이 팽창실(66)의 용적 증가는, 샤프트(40)의 회전각이 360°에 달하기 직전까지 계속된다. 그리고 팽창실(66)의 용적이 증가하는 과정에서 팽창실(66) 내의 냉매가 팽창하여, 이 냉매의 팽창에 의해 샤프트(40)가 회전 구동된다. 이와 같이, 제 1 저압실(74) 내의 냉매는, 연통로(64)를 통해 제 2 고압실(83)로 팽창하면서 유입되어간다.
냉매가 팽창하는 과정에서, 팽창실(66) 내의 냉매압력은, 도 6에 점선으로 나타내는 바와 같이, 샤프트(40)의 회전각이 커짐에 따라 점차 저하되어간다. 구체적으로 제 1 저압실(74)을 채우는 초임계상태의 냉매는, 샤프트(40)의 회전각이 약 55°까지 달하는 사이에 급격하게 압력 저하되어, 포화액 상태로 된다. 그 후, 팽창실(66) 내의 냉매는 그 일부가 증발하면서 완만하게 압력 저하되어간다.
이어서, 제 2 회전기구부(80)의 제 2 저압실(84)로부터 냉매가 유출되어 가는 과정에 대해 도 5를 참조하면서 설명한다. 제 2 저압실(84)은, 샤프트(40)의 회전각이 0°인 시점부터 유출포트(35)로 연통되기 시작한다. 즉, 제 2 저압실(84)로부터 유출포트(35)로 냉매가 유출되기 시작한다. 그 후, 샤프트(40)의 회전각이 90°, 180°, 270°로 점차 커져가, 그 회전각이 360°까지 달하는 동안에 걸쳐, 제 2 저압실(84)로부터 팽창 후의 저압냉매가 유출되어간다.
<전동밸브의 제어>
여기서, 냉동주기의 이상적인 동작이 이루어지며 팽창실(66)에서 과팽창이 발생하지 않은 경우는, 전동밸브(90)를 폐쇄한 상태로 한다. 이 때, 팽창실(66)의 용적변화와 압력변화의 관계는, 도 8의 그래프에 나타내는 상태로 된다. 즉 초임계상태의 고압냉매는 점(a)부터 점(b)까지 사이에 제 1 고압실(73) 내로 유입된다. 그 후, 제 1 고압실(73)은, 연통로(64)와 연통되어 제 1 저압실(74)로 절환된다. 제 1 저압실(74)과 제 2 고압실(83)로 구성된 팽창실(66)에서는, 내부의 고압냉매가 점(b)부터 점(c) 사이에 급격하게 압력 강하되어 포화상태로 된다. 포화상태로 된 냉매는, 그 일부를 증발시키면서 팽창되어가고, 점(d)까지 완만하게 압력 강하되어간다. 그리고 제 2 고압실(83)은, 유출포트(35)와 연통되어 제 2 저압실(84)로 절환된다. 이 제 2 저압실(84)의 유체는, 점(e)까지 사이에 유출포트(35)로 송출되어간다. 이 때는, 흡입냉매와 배출냉매의 밀도 비가 설계팽창비와 일치하여, 동력회수 효율이 좋은 운전이 이루어진다.
한편, 상기 냉매회로(20)에서는, 냉방운전과 난방운전의 절환, 또는 외기온 도의 변화 등 때문에, 고압압력이나 저압압력이 설계값에서 벗어나는 일이 있다. 이와 같은 경우, 상기 제어기(100)는, 상기 센서(101, 102, 103)로부터 검출되는 압력에 기초하여 다음과 같은 운전제어를 한다.
예를 들어 운준조건이 변화하여 저압압력이 상승하면, 실제의 팽창비가 설계팽창비보다 작아지는 경우가 있다. 저압압력이 상승하면, 이에 따라 압축기구부(50)로 흡입되는 냉매의 밀도가 높아진다. 이 때문에 샤프트(40)의 회전속도가 일정한 채라도, 압축기구부(50)로부터의 토출냉매 질량유량이 증가한다. 한편, 고압압력이 거의 변화하지 않으면, 팽창기구부(60)로 유입되는 냉매의 밀도도 변화하지 않는다. 이로써, 샤프트(40)의 회전속도가 일정하면, 팽창기구부(60)로 유입할 수 있는 냉매의 질량유량은 변화하지 않는다. 따라서 이 경우에는, 팽창기구부(60)를 통과할 수 있는 냉매의 질량유량은, 압축기구부(50)를 통과할 수 있는 냉매의 질량유량에 대해 상대적으로 적어진다.
이와 같은 운전상태에서는, 제어기(100)에 의해 전동밸브(90)를 열어, 초임계상태인 고압냉매의 일부를 주입통로(37)로부터 팽창과정의 팽창실(66)로 도입시킨다. 이렇게 함으로써, 실제의 팽창비가 설계팽창비보다 작아지는 운전조건이라도, 팽창기구부(60)로부터 송출되는 냉매의 질량유량을, 압축기구부(50)로부터 토출되는 냉매의 질량유량과 일치시킬 수 있다.
전동밸브(90)의 개방도 조정을 행하는 운전 상태를 도 10에 나타낸다. 이 경우, 냉매는 점(a)부터 점(b`)으로의 흡입과정을 마친 후, 점(d`)까지 서서히 팽창된 다음 점(e`)까지 배출된다. 이 운전상태에서는 점(a`, b`, d`, 및 e`)으로 둘러싸인 (면적 X)로 나타내지는 만큼의 팽창 일(work)이 샤프트(40)의 회전동력으로서 회수된다.
또 팽창기구부(60)에서는, 저압압력이 상승하여 실제의 팽창비가 설계팽창비보다 작아져, 종래에는 팽창실(66)이 유출포트(35)보다 낮은 압력이었던 운전조건에서도, 과팽창을 방지할 수 있다. 즉, 팽창실(66)에서 과팽창이 발생하는 조건으로 되면, 전동밸브(90)를 소정 개방도로 열어, 고압냉매의 일부를 주입통로(37)로부터 팽창과정의 팽창실(66)로 도입시킨다. 이로써, 팽창실(66)의 압력이 냉동주기의 저압압력까지 상승하여, 과팽창이 회피된다.
여기서, 주입통로(37)로부터의 냉매도입을 행하지 않으면, 도 9의 (면적 Y)로 나타내지는 동력이 팽창기구부(60)로부터 냉매를 송출하기 위해 소비되어버린다. 이에 반해 주입통로(37)로부터 냉매를 도입하면, 도 10에 나타내는 바와 같이 팽창과정 종료시점에서의 팽창실(66) 내압이 냉동주기의 저압과 일치하거나, 또는 냉동주기의 저압보다 높아져, 동력을 소비하는 일없이 팽창기구부(60)로부터 냉매가 송출되어간다.
-제 1 실시형태의 효과-
본 실시형태에서는, 초임계상태의 고압냉매 일부를 팽창과정의 팽창실(66)로 도입하기 위한 주입통로(37)를 압축·팽창유닛(30)에 형성한다. 그리고 냉동주기의 팽창비가 팽창기구부(60)의 설계값보다 작아지는 운전상태에서는, 전동밸브(90)의 개방도를 조정하여 주입통로(37)에서의 냉매유량을 조절하고, 압축기구부(50)로부터의 토출냉매량과 팽창기구부(60)로부터의 유출냉매량의 균형을 취한다. 이로 써, 종래에는 팽창기구부(60)를 우회시킬 수 밖에 없던 고압냉매도 팽창실(66)로 도입하기가 가능해져, 냉매회로(20)를 순환하여 팽창기구부(60)로 유입되는 모든 고압냉매로부터 동력을 회수할 수 있다.
또 본 실시형태에 의하면, 종래에는 과팽창이 발생하는 운전조건에서도, 전동밸브(90)를 열어 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로 고압냉매를 도입함으로써, 팽창실(66)의 내압을 상승시켜 과팽창의 발생을 회피할 수 있다. 이로써, 팽창기구부(60)에서는 과팽창에 의해 팽창실(66) 냉매를 배출하기 위해 동력을 소비하는 일이 없어진다. 따라서 과팽창에 기인하는 회수동력의 손실을 삭감하고, 그 결과 압축기구부(50)를 구동시키기 위해 전동기(45)에서 소비되는 전력을 삭감할 수 있다.
또한 본 실시형태의 팽창기구부(60)에서는, 중간플레이트(63)의 연통로(64)에 주입통로(37)를 접속한다. 이로써, 각 실린더(71, 81)에서의 피스톤(75, 85) 위치에 상관없이 주입통로(37)를 항상 팽창실(66)과 연통시킬 수 있으며, 팽창실(66) 내에서의 냉매 팽창이 시작된 후 끝날 때까지, 즉 팽창과정의 전 기간에 걸쳐 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로 고압냉매를 보내기가 가능해진다.
또 본 실시형태에서는, 개방도를 연속적으로 조절할 수 있는 전동밸브(90)를 주입통로(37)에 설치하여, 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로의 고압냉매 공급량을 비교적 자유롭게 설정하는 것이 가능해진다. 이로써, 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로 적절한 양의 고압냉매를 보낼 수 있어, 팽창기구부(60)의 동력회수 효율을 확실하게 향상시킬 수 있다.
또한 본 실시형태의 팽창기구부(60)에서, 공급된 초임계상태의 고압냉매는, 처음에 변위량이 작은 제 1 회전기구부(70)의 제 1 고압실(73)로 도입된다. 그리고 이 제 1 고압실(73)을 향하는 유체의 유속은, 제 1 고압실(73)의 용적변화 비율에 대응하여 완만하게 증감한다. 이로써, 상기 팽창기구부(60)에서는, 제 1 고압실(73)을 향하는 고압냉매의 유속변화가 완만해져, 도입되는 유체의 준급한 압력변동을 방지할 수 있다. 따라서 본 실시형태에 의하면, 팽창기구부(60)로 도입되는 고압냉매의 맥동을 완화할 수 있으며, 이에 따르는 진동이나 소음을 대폭으로 저감하여 팽창기구부(60)의 신뢰성을 향상시킬 수 있다.
또 본 실시형태에서는, 주입통로(37) 및 전동밸브(90)가 설치된 팽창기구부(60)를, 냉매인 이산화탄소(CO2)를 초임계상태까지 압축시켜 증기압축식 냉동주기를 행하는 공조기(10)에 적용한다. 이 공조기(10)에서, 예를 들어 난방운전 시의 운전조건을 기준으로 하여 압축·팽창유닛(30)을 설계한 경우에는, 냉방운전 시의 운전조건에서 과팽창이 발생하기 쉬워진다. 따라서 이러한 종류의 공조기(10)에 상기 팽창기구부(60)를 적용하면, 운전조건에 상관없이 과팽창의 발생을 방지할 수 있어, 공조기(10)의 운전효율을 확실하게 향상시킬 수 있다.
(제 2 실시형태)
본 발명의 제 2 실시형태에 대해 설명한다. 여기서는 본 실시형태에 대해, 상기 제 1 실시형태와 다른 점을 설명한다.
도 11에 나타내는 바와 같이, 본 실시형태의 팽창기구부(60) 주입통로(37)에는, 상기 제 1 실시형태의 전동밸브(90) 대신에 전자(電磁)밸브(91)가 설치된다. 즉 본 실시형태에서는, 전자밸브(91)가 유통제어기구를 구성한다. 이 전자밸브(91)를 개폐하면, 주입통로(37)에서의 고압냉매가 유통되거나, 차단된다. 또 본 실시형태의 제어기(100)는, 고압압력센서(101), 저압압력센서(102), 및 과팽창압력센서(103)의 각 검출값에 기초하여 전자밸브(91)를 개폐하도록 구성된다.
본 실시형태에서, 냉동주기의 팽창 비가 팽창기구부(60)의 설계팽창 비와 일치하는 운전조건에서는, 전자밸브(91)가 폐쇄된다. 한편, 예를 들어 냉동주기의 저압압력이 상승하여 실제의 팽창비가 설계팽창비보다 작아지는 운전조건에서는, 전자밸브(91)를 열어 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로 고압냉매를 도입한다. 이렇게 함으로써, 실제의 팽창비가 설계팽창비보다 작아지는 운전조건이라도, 팽창기구부(60)로부터 송출되는 냉매의 질량유량을, 압축기구부(50)로부터 토출되는 냉매의 질량유량과 일치시킬 수 있다. 또 주입통로(37)로부터의 고압냉매 도입에 의해 팽창실(66)의 내압이 상승하므로, 과팽창 발생도 회피할 수 있다.
(제 3 실시형태)
본 발명의 제 3 실시형태에 대해 설명한다. 여기서는 본 실시형태에 대해, 상기 제 1 실시형태와 다른 점을 설명한다.
도 12에 나타내는 바와 같이, 본 실시형태의 팽창기구부(60) 주입통로(37)에는, 상기 제 1 실시형태의 전동밸브(90) 대신에 차압밸브(92)가 설치된다. 즉 본 실시형태에서는, 차압밸브(92)가 유통제어기구를 구성한다. 이 차압밸브(92)는, 팽창실(66) 내의 냉매와 제 2 회전기구부(80)의 유출포트(35)로 송출된 냉매의 압력차에 따라, 그 개방도가 변화한다.
도 13에 나타내는 바와 같이 상기 차압밸브(92)는, 주입통로(37)에 접속된 밸브케이스(93)와, 밸브케이스(93) 내에 이동 가능하게 설치된 밸브체(95)와, 밸브체(95)를 한 방향으로 누르는 코일스프링(97)으로 구성된다. 상기 밸브체(95)는, 상기 주입통로(37)를 폐쇄하는 폐쇄위치와, 이 주입통로(37)를 개방하는 개방위치로 변위 가능하며, 상기 코일스프링(97)에 의해 도 13에서의 하향으로 눌려진다.
상기 주입통로(37)는, 상기 밸브케이스(93)의 벨브체(95) 이동방향과 교차하는 방향으로 상기 밸브케이스(93)에 접속된다. 벨브체(95)는, 벨브케이스(93)의 수납 오목부(94)에 끼워지며, 밸브케이스(93) 내에서 슬라이딩하여 상기 폐쇄위치와 개방위치 사이를 이동한다. 또 밸브체(95)에는, 주입통로(37)를 개방위치에서 개구시키고 폐쇄위치에서 폐쇄하는 연통공(96)이 형성된다.
상기 밸브케이스(93)에는, 팽창과정의 팽창실(66)로 연통되는 제 1 연통관(98)과, 유출포트(35)로 연통되는 제 2 연통관(99)이 접속된다. 제 1 연통관(98)은 코일스프링(97) 쪽 단부, 즉 밸브체(95)의 개방위치 쪽 단부에서 상기 밸브케이스(93)에 접속되며, 팽창실(66) 내의 냉매압력(P1)을 밸브케이스(93) 내로 도입한다. 이 냉매압력(P1)은, 도 13의 밸브체(95) 상단 면에 작용한다. 한편 제 2 연통관(99)은, 코일스프링(97)과 반대쪽의 단부, 즉 밸브체(95)의 폐쇄위치 쪽 단부에서 상기 밸브케이스(93)에 접속되며, 유출포트(35)의 냉매압력(P2)을 밸브케이스(93) 내로 도입한다. 이 냉매압력(P2)은, 도 13의 밸브체(95) 하단 면에 작용한다.
상기 차압밸브(92)에서 밸브체(95)에는, 냉매압력(P1)에 의한 누름 압력과 코일스프링(97) 탄성력의 합력과, 냉매압력(P2)에 의한 누름 압력이 작용한다. 그리고 냉매압력(P1)에 의한 누름 압력과 코일스프링(97) 탄성력의 합력이 냉매압력(P2)에 의한 누름 압력보다 큰 상태에서는, 밸브체(95)가 폐쇄위치를 향해 이동해간다. 역으로 냉매압력(P1)에 의한 누름 압력과 코일스프링(97) 탄성력의 합력이 냉매압력(P2)에 의한 누름 압력보다 작은 상태에서는, 밸브체(95)가 개방위치를 향해 이동해간다.
본 실시형태에서, 냉동주기의 팽창 비가 팽창기구부(60)의 설계팽창 비와 일치하는 운전조건에서는, 팽창실(66)의 냉매압력(P1)에 의한 누름 압력과 코일스프링(97) 탄성력의 합력이 유출포트(35)의 냉매압력(P2)에 의한 누름 압력보다 큰 상태이다. 이로써, 차압밸브(92)의 밸브체가 폐쇄위치로 되어, 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로 고압냉매 도입은 도입되지 않는 상태로 된다. 그리고 팽창실(66)의 용적변화에 따르는 냉매의 압력변화와, 냉동주기에서의 실제 냉매압력이 일치하는 이상적인 운전상태로 되어(도 8 참조), 팽창기구부(60)에서는 고압냉매로부터의 동력 회수가 효율적으로 이루어진다.
한편, 운전조건이 변화하여 냉동주기의 저압압력이 설계값보다 높아지면, 팽창실(66) 내에서 과팽창이 발생할 우려가 있다. 이와 같은 운전조건에서는, 유출포트(35)의 냉매압력(P2)에 의한 누름 압력이 팽창실(66)의 냉매압력(P1)에 의한 누름 압력과 코일스프링(97) 탄성력의 합력보다 커져, 차압밸브(92)의 밸브체가 개방위치를 향해 이동한다. 그리고 차압밸브(92)가 개방상태로 되어 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로 고압냉매가 보조적으로 도입되고, 팽창실(66) 내의 압력이 상승 하여 과팽창 발생이 회피된다.
또 차압밸브(92)가 개구하고 있을 때는 과팽창 상태이며, 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로 고압냉매를 도입하지 않으면, 팽창기구부(60)를 통과하는 냉매량이 압축기구부(50)를 통과하는 냉매량보다 적어져버린다. 이런 경우에 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로 고압냉매를 도입하면, 팽창기구부(60)를 통과하는 냉매량을 압축기구부(50)를 통과하는 냉매량과 균형있게 할 수 있다. 그리고 종래에는 팽창기구부(60)를 우회시킬 수 밖에 없었던 고압냉매로부터도 동력을 회수할 수 있어, 팽창기구부(60)에서의 회수동력을 증대시킬 수 있다.
주입통로(37)의 유통제어기구로서 차압밸브(92)를 이용한 경우의 팽창기구부(60) 운전상태를 도 14에 나타낸다. 이 경우, 냉매는 점(a)부터 점(b)의 사이에 제 1 고압실(73) 내로 유입된다. 그 후 제 1 고압실(73)은, 연통로(64)와 연통되어 제 1 저압실(74)로 절환된다. 제 1 저압실(74)과 제 2 고압실(83)로 구성된 팽창실(66)에서, 내부의 고압냉매는, 점(b)부터 점(c)의 사이에 급격하게 압력 강하되어 포화상태로 된 후, 일부를 증발시키면서 팽창하여 점(d`)까지 완만하게 압력 강하되어간다. 그 동안, 냉매의 압력이 점(c)부터 약간 저하된 시점에서 차압밸브(92)가 열리기 시작하여, 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로 고압냉매가 도입되기 시작한다. 이어서 제 2 고압실(83)은, 유출포트(35)와 연통되어 제 2 저압실(84)로 절환된다. 이 제 2 저압실(84)의 냉매는 점(e)까지 사이에 유출포트(35)로 송출되어간다.
이 운전상태에서는 점(a, b, d`, 및 e`)으로 둘러싸인 (면적 X)으로 나타내 지는 만큼의 팽창 일(work)이 샤프트(40)의 회전동력으로서 회수된다. 따라서 제 1, 제 2 실시형태와 마찬가지로, 이 경우에도 팽창기구부(60)에서 고압냉매로부터 회수되는 동력을 증대시킬 수 있어, 압축기구부(50)를 구동시키기 위한 전동기(45)에서 소비되는 전력을 삭감할 수 있다.
여기서 팽창기구부(60)가 고속회전할 때는, 차압밸브(92)의 개폐 시점이 지연되어 충분한 효과가 얻어지지 못하는 경우를 생각할 수 있다. 그래서 팽창실(66) 내의 냉매압력이 유출포트(35)의 냉매압력에 가까워졌을 때에 차압밸브(92)를 열도록 스프링의 탄성력을 설정해도 된다.
-제 3 실시형태의 효과-
본 실시형태에서, 유량제어기구를 구성하는 차압밸브(92)는, 팽창실(66) 내의 냉매 압력과 제 2 회전기구부(80)로부터 유출포트(35)로 유출된 냉매 압력과의 차에 따라 개방도가 변화한다. 여기서 팽창실(66) 내에서 과팽창이 발생하면, 팽창실(66) 내의 냉매압력은, 유출포트(35)의 냉매압력보다 낮아진다. 그리고 상기 차압밸브(92)는, 팽창실(66) 내의 냉매압력이 유출포트(35)의 냉매압력에 대해 저하됨에 따라 개방도가 증대하여, 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로의 고압냉매 공급량을 자동적으로 조절한다. 따라서 본 실시형태에 의하면, 외부로부터 차압밸브(92)의 개방도를 조절하지 않아도, 주입통로(37)로부터 팽창실(66)로의 고압냉매 공급량을 최적화할 수 있다.
(그 밖의 실시형태)
상기 각 실시형태에서는, 도 15에 나타내는 바와 같이, 주입통로(37)의 종단 을 제 2 회전기구부(80)의 제 2 고압실(82)로 개구시켜도 된다. 이 변형예의 주입통로(37) 종단은, 제 2 실린더(81)의 내주 면 중 도 15에 있어서 블레이드(86)의 왼쪽 근방위치에 개구된다. 그리고 주입통로(37)를 흐르는 고압냉매는, 팽창실(66)을 구성하는 제 2 고압실(82)로 보내진다.
또 상기 각 실시형태에서는, 롤링피스톤형의 회전식 팽창기에 의해 팽창기구부(60)를 구성해도 된다. 이 변형예의 팽창기구부(60)에서는, 각 회전기구부(70, 80)에서 블레이드(76, 86)가 피스톤(75, 85)과 별체로 형성된다. 그리고 이 블레이드(76, 86)는 그 선단이 피스톤(75, 85)의 외주면에 눌려, 피스톤(75, 85)의 이동에 따라 진퇴한다.
그리고 이상의 실시형태는 본질적으로 바람직한 예시이며, 본 발명, 그 적용물, 또는 그 용도 범위의 제한을 의도하는 것은 아니다.
이상 설명한 바와 같이 본 발명은, 고압유체의 팽창에 의해 동력을 발생시키는 팽창기에 대해 유용하다.

Claims (7)

  1. 양끝이 폐색된 실린더(71, 81), 상기 각 실린더(71, 81) 내에 유체실(72, 82)을 형성하기 위한 피스톤(75, 85), 및 상기 유체실(72, 82)을 고압측의 고압실(73, 83)과 저압측의 저압실(74, 84)로 구획하기 위한 블레이드(76, 86)가 각각에 설치된 복수의 회전기구부(70, 80)와,
    상기 각 회전기구부(70, 80)의 피스톤(75, 85)과 결합되는 1개의 회전축(40)을 구비하며,
    공급된 고압유체의 팽창에 의해 동력을 발생시키는 회전식 팽창기로서,
    상기 복수의 회전기구부(70, 80)는, 각각의 변위량(displacement)이 서로 상이하며 변위량이 작은 쪽부터 차례로 직렬 접속되고,
    상기 복수의 회전기구부(70, 80) 중 서로 접속된 2개에서는, 전(前)단측 회전기구부(70)의 저압실(74)과 후(後)단측 회전기구부(80)의 고압실(83)이 서로 연통되어 1개의 팽창실(66)을 형성하는 한편,
    상기 고압유체의 일부를 팽창과정의 상기 팽창실(66)로 도입하기 위한 주입통로(37)와, 상기 주입통로(37)에 구성된 유통제어기구를 구비하는 회전식 팽창기.
  2. 제 1 항에 있어서,
    각 회전기구부(70, 80)의 실린더(71, 81)는, 각각의 사이에 중간플레이트(63)가 개재된 상태로 적층되며,
    상기 각 중간플레이트(63)에는, 서로 인접하는 2개의 회전기구부(70, 80) 중 전단측 회전기구부(70)의 저압실(74)과 후단측 회전기구부(80)의 고압실(83)을 연통시키기 위한 연통로(64)가 형성되는 한편,
    주입통로(37)는, 상기 중간플레이트(63)에 형성되어 종단이 상기 연통로(64)에 개구되는 회전식 팽창기.
  3. 제 1 항에 있어서,
    주입통로(37)는, 복수의 회전기구부(70, 80) 중 변위량이 최소가 아닌 것의 고압실(83)에 종단이 개구되는 회전식 팽창기.
  4. 제 1, 제 2 또는 제 3 항 중 어느 한 항에 있어서,
    유통제어기구는, 개방도 조절 가능한 조절밸브(90)에 의해 구성되는 회전식 팽창기.
  5. 제 1, 제 2 또는 제 3 항 중 어느 한 항에 있어서,
    유통제어기구는, 개폐 가능한 전자(電磁)밸브(91)에 의해 구성되는 회전식 팽창기.
  6. 제 1, 제 2 또는 제 3 항 중 어느 한 항에 있어서,
    유통제어기구는, 팽창실(66) 내의 유체와, 변위량이 최대인 회전기구부(80) 로부터 유출된 유체의 압력차에 따라 개방도가 변화하는 차압밸브(92)에 의해 구성되는 회전식 팽창기.
  7. 제 1, 제 2 또는 제 3 항 중 어느 한 항에 있어서,
    변위량이 최소인 회전기구부(70)의 고압실(73)로 도입되는 유체는, 임계압력 이상의 이산화탄소인 회전식 팽창기.
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Families Citing this family (28)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
SE0400350L (sv) * 2004-02-17 2005-02-15 Svenska Rotor Maskiner Ab Skruvrotorexpander
JP4735159B2 (ja) * 2005-09-26 2011-07-27 ダイキン工業株式会社 膨張機
WO2007052510A1 (ja) * 2005-10-31 2007-05-10 Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. 膨張機およびこれを用いたヒートポンプ
WO2007052569A1 (ja) * 2005-10-31 2007-05-10 Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. 膨張機およびこれを用いたヒートポンプ
US7583855B2 (en) * 2006-02-23 2009-09-01 Siemens Aktiengesellschaft Signal source data input for radio frequency planning
DE102007013817B4 (de) * 2006-03-23 2009-12-03 DENSO CORPORATION, Kariya-shi Abwärmesammelsystem mit Expansionsvorrichtung
JP4715615B2 (ja) * 2006-04-20 2011-07-06 ダイキン工業株式会社 冷凍装置
JP4784385B2 (ja) * 2006-04-28 2011-10-05 パナソニック株式会社 冷凍サイクル装置
JP5014346B2 (ja) * 2006-08-22 2012-08-29 パナソニック株式会社 膨張機一体型圧縮機およびそれを備えた冷凍サイクル装置
US8172558B2 (en) 2006-10-11 2012-05-08 Panasonic Corporation Rotary expander with discharge and introduction passages for working fluid
JP4997935B2 (ja) * 2006-11-24 2012-08-15 ダイキン工業株式会社 流体機械
JP5240356B2 (ja) * 2006-12-08 2013-07-17 ダイキン工業株式会社 冷凍装置
JP4946840B2 (ja) * 2006-12-08 2012-06-06 ダイキン工業株式会社 冷凍装置
JP4924092B2 (ja) * 2007-02-26 2012-04-25 パナソニック株式会社 冷凍サイクル装置
JP4992545B2 (ja) * 2007-05-21 2012-08-08 パナソニック株式会社 膨張機
KR101316247B1 (ko) * 2007-07-31 2013-10-08 엘지전자 주식회사 로터리 식 2단 압축기
JP2009215985A (ja) * 2008-03-11 2009-09-24 Daikin Ind Ltd 膨張機
GB2458481A (en) * 2008-03-19 2009-09-23 D W Garside Rotary engine combined with rotary expander
WO2010084552A2 (en) * 2009-01-20 2010-07-29 Panasonic Corporation Refrigeration cycle apparatus
DK2627876T3 (en) 2010-10-14 2015-06-15 Energreen Heat Recovery As A method and system for utilizing a power source of relatively low temperature
CN104422197A (zh) * 2013-08-19 2015-03-18 易真平 动能回馈热泵
EP3150935B1 (en) * 2014-05-30 2019-03-06 Mitsubishi Electric Corporation Air conditioner
CN105041383B (zh) * 2014-07-24 2018-04-10 摩尔动力(北京)技术股份有限公司 受控阀容积型变界流体机构
JP6248878B2 (ja) * 2014-09-18 2017-12-20 株式会社富士通ゼネラル 空気調和装置
KR102354420B1 (ko) 2014-12-24 2022-01-24 삼성전자주식회사 이미지 센서
CN112648784A (zh) * 2019-10-10 2021-04-13 中车石家庄车辆有限公司 蓄冷剩余使用时长的确定方法、装置和计算机设备
CN111121348B (zh) * 2019-12-26 2020-10-20 珠海格力电器股份有限公司 膨胀机及具有其的制冷系统
CN112324513B (zh) * 2020-11-13 2022-09-06 珠海格力电器股份有限公司 一种膨胀机和空调器

Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2004044569A (ja) * 2002-05-14 2004-02-12 Daikin Ind Ltd ロータリ式膨張機及び流体機械

Family Cites Families (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5952343B2 (ja) * 1976-02-27 1984-12-19 日立金属株式会社 熱ポンプ装置
JPS5969661A (ja) * 1982-10-12 1984-04-19 株式会社デンソー 冷凍サイクル
JPS5952343A (ja) 1983-08-12 1984-03-26 Hitachi Ltd タツチ式座標入力装置
JPS61122301U (ko) * 1985-01-18 1986-08-01
JPS6342802U (ko) * 1986-09-08 1988-03-22
JPS63201303A (ja) 1987-02-16 1988-08-19 Fuji Electric Co Ltd 混圧抽気タ−ビンの保護装置
JPH07217406A (ja) * 1994-02-01 1995-08-15 Hitachi Ltd 膨張機のバイパスライン
JPH08338356A (ja) * 1995-06-13 1996-12-24 Toshiba Corp ローリングピストン式膨張機
JP2000087892A (ja) 1998-09-08 2000-03-28 Daikin Ind Ltd ２段圧縮機及び空気調和装置
JP2001116371A (ja) 1999-10-20 2001-04-27 Daikin Ind Ltd 空気調和装置
JP2003172244A (ja) * 2001-12-05 2003-06-20 Daikin Ind Ltd ロータリ式膨張機、流体機械、及び冷凍装置
JP4074770B2 (ja) * 2002-03-14 2008-04-09 松下電器産業株式会社 容積型膨張機
JP4075429B2 (ja) * 2002-03-26 2008-04-16 三菱電機株式会社 冷凍空調装置

Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2004044569A (ja) * 2002-05-14 2004-02-12 Daikin Ind Ltd ロータリ式膨張機及び流体機械

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