WO2007052510A1 - 膨張機およびこれを用いたヒートポンプ - Google Patents

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WO2007052510A1
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pressure
working fluid
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suction
suction hole
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Hiroshi Hasegawa
Masaru Matsui
Atsuo Okaichi
Takeshi Ogata
Masanobu Wada
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Matsushita Electric Industrial Co., Ltd.
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    • F25B9/008—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant the refrigerant being carbon dioxide

Definitions

  • the present invention relates to an expander used in a refrigeration cycle apparatus (heat pump) that can be used as an air conditioner, a water heater, and the like, and a heat pump using the expander.
  • a refrigeration cycle apparatus heat pump
  • FIG. 12 shows a refrigeration cycle using a conventional expander-integrated compressor.
  • the main circuit 108 of the working fluid (refrigerant) is composed of the compressor 101, the gas cooler (heat radiator) 102, the expander 103, and the evaporator 104.
  • the motivation 106 is connected by a shaft 107 to form an expander-integrated compressor.
  • the refrigerant circuit includes a sub circuit 109 together with the main circuit 108.
  • the sub circuit 109 branches off from the main circuit 108 on the outlet side of the gas cooler 102 and joins the main circuit 108 on the inlet side of the evaporator 104.
  • the working fluid passing through the main circuit 108 is expanded in the expander 103, and the working fluid passing through the sub circuit 109 is expanded by the expansion valve 105.
  • the working fluid is compressed from a low temperature and a low pressure to a high temperature and a high pressure in the compressor 101, and then cooled to a low temperature and a high pressure in the gas cooler 102. Then, it expands to the low temperature and low pressure (gas-liquid two-phase) through the expander 103 or the expansion valve 105, and then is heated by the evaporator 104 to return to the low temperature and low pressure (gas phase).
  • the expander 103 collects the expansion energy of the working fluid and converts it into rotational energy of the shaft 107. This rotational energy is used as part of the work for driving the compressor 101, and as a result, the power of the rotary motor 106 can be reduced.
  • the suction volume of the compressor 101 is Vcs
  • the suction volume of the expander 103 is Ves
  • the rotation speed of the shaft 107 is N
  • the volume flow rate of the working fluid on the inlet side of the compressor 101 and the expansion machine 103 The volume flow rates of the working fluid on the inlet side are (Vcs XN) and (Ves XN), respectively. Since the mass flow rate of the working fluid in the sub circuit 109 is zero, the mass flow rate in the compressor 101 and the mass flow rate in the expander 103 are equal.
  • FIG. 13 shows a Mollier diagram of the refrigeration cycle.
  • the compression process in the compressor 101 corresponds to AB
  • the heat release process in the gas cooler 102 corresponds to BC
  • the expansion process in the expander 103 corresponds to CD
  • the evaporation process in the evaporator 104 corresponds to DA.
  • the density ratio of the working fluid at point A on the inlet side of compressor 101 and point C on the inlet side of expander 103 is constant at (Ves / Vcs). Then the density p at point C is (VcsZVes) ⁇
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, and an object thereof is to provide an expander that can efficiently recover the expansion energy of a working fluid. Another object of the present invention is to provide a heat pump including the expander.
  • a first piston disposed in the first cylinder so as to rotate eccentrically in the first cylinder, and forming a first working chamber with the first cylinder;
  • a first partition member that partitions the first working chamber into a first suction side space and a first discharge side space; a second cylinder disposed concentrically with the first cylinder;
  • a second piston disposed in the second cylinder so as to be eccentrically rotated in the second cylinder, and forming a second working chamber having a larger volume than the first working chamber with the second cylinder;
  • a second partition member that partitions the second working chamber into a second suction side space and a second discharge side space;
  • a communication path that connects the first discharge side space and the second suction side space to form an expansion chamber in which a working fluid can expand;
  • a control pressure path connected to the differential pressure valve and supplying a control pressure for opening and closing the differential pressure valve to the differential pressure valve;
  • a rotary expander including the above is provided.
  • the present invention also provides an expander-integrated compressor comprising the expander according to the present invention, a compressor, and a shaft connecting the expander and the compressor.
  • the present invention provides a heat pump comprising the expander or the expander-integrated compressor according to the present invention.
  • the expander of the present invention by opening and closing the differential pressure valve of the second suction hole, the timing of transition from the working fluid suction process to the working fluid expansion process is adjusted, and the time for the suction process to be performed is adjusted.
  • the ratio of the length of time during which the expansion process takes place relative to the length can be controlled. For this reason, according to the present invention, the above (VesZVcs) can be changed.
  • a restriction with a constant density ratio can be avoided. Accordingly, the entire amount of the working fluid can be flowed into the expander, and the expansion energy of the working fluid can be efficiently recovered.
  • the rotation speed of the expander can be controlled while maintaining the amount of working fluid flowing into the expander. For this reason, the rotational speed of the generator connected to the expander is made close to the rated rotational speed, and it becomes easy to maintain high power generation efficiency by the generator.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of an expander-integrated compressor according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2A is a D1-D1 cross-sectional view of an expander portion of the expander-integrated compressor of FIG.
  • 2B is a cross-sectional view taken along the line D2-D2 of the expander portion of the expander-integrated compressor of FIG.
  • FIG. 3 Configuration of refrigeration cycle apparatus (heat pump) using the expander-integrated compressor of Fig. 1. It is a figure which shows an example.
  • FIG. 4 is a partial enlarged cross-sectional view of the D1-D1 cross section of the expander portion of the expander-integrated compressor of FIG.
  • FIG. 5A is a diagram showing an operation principle of an expander unit of the expander-integrated compressor of FIG.
  • FIG. 5B is a diagram showing the operating principle of the expander unit of the expander-integrated compressor of FIG. 1 together with FIG. 5A.
  • FIG. 6A is a diagram showing the relationship between the rotation angle of the shaft and each stroke of the working chamber in the expander portion of the expander-integrated compressor of FIG. 1.
  • FIG. 6A is a diagram showing the relationship between the rotation angle of the shaft and each stroke of the working chamber in the expander portion of the expander-integrated compressor of FIG. 1.
  • 6B is a diagram showing the relationship between the rotation angle of the shaft and the working chamber volume in the expander portion of the expander-integrated compressor of FIG. 1.
  • FIG. 7 is a Mollier diagram of a refrigeration cycle using the expander-integrated compressor of FIG. 1.
  • FIG. 8 is a PV diagram showing the relationship between pressure and working chamber volume in the expander section of the expander-integrated compressor in FIG. 1.
  • FIG. 9 is a diagram showing a configuration of a heat pump according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 10 is a diagram illustrating the relationship between the efficiency of the generator and the rotational speed of the generator.
  • FIG. 11 is a diagram showing a configuration of a heat pump according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 12 is a diagram showing a configuration of a heat pump using a conventional expander-integrated compressor.
  • FIG. 13 is a diagram showing a Mollier diagram of a heat pump using a conventional expander-integrated compressor.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing the configuration of the expander-integrated compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2A is a cross-sectional view taken along the line D1-D1 of the expander portion of the expander-integrated compressor of FIG.
  • FIG. 2B is a cross-sectional view of the expander section taken along the D2-D2 cross section.
  • the expander-integrated compressor includes a hermetic container 11, a scroll-type compressor unit 1 disposed on the upper side of the sealed container 11, and a two-stage rotary type expansion unit disposed on the lower side.
  • Rotor 6a and stator 6b arranged between tension machine part 3, compressor part 1 and expander part 3 And a shaft 7 connecting the compressor unit 1, the expander unit 3, and the rotary motor 6.
  • the scroll compressor unit 1 includes a fixed scroll 21, an orbiting scroll 22, an Oldham ring 23, a bearing member 24, a muffler 25, a suction pipe 26, and a discharge pipe 27.
  • the orbiting scroll 22 fitted to the eccentric shaft 7a of the shaft 7 and constrained to rotate by the Oldham ring 23 has a spiral-shaped wrap 22a meshing with the wrap 21a of the fixed scroll 21, and the shaft
  • a crescent-shaped working chamber 28 formed between the laps 21a and 22a is swung along with the rotation of 7 and the volume is reduced while moving from the outside to the inside. Compress working fluid.
  • the compressed working fluid passes through the discharge hole 21b provided in the central portion of the fixed scroll 21, the inner space 25a of the muffler 25, and the flow path 29 passing through the fixed scroll 21 and the bearing member 24 in this order. It is discharged into the internal space 11a of the sealed container 11.
  • the working fluid discharged into the inner space 11a is discharged into the refrigeration cycle from the discharge pipe 27 after the mixed lubricating oil is separated by gravity or centrifugal force while staying in the inner space 11a. .
  • the two-stage rotary expander unit 3 includes a first cylinder 41, a second cylinder 42 that is thicker than the first cylinder 41, and an intermediate plate 43 that partitions the cylinders 41 and 42. Yes.
  • the first cylinder 41 and the second cylinder 42 are arranged concentrically with each other.
  • the expander unit 3 is further fitted with the eccentric portion 7b of the shaft 7, and the first piston 44 that rotates eccentrically in the first cylinder 41, and the vane groove 41a of the first cylinder 41 (FIG. 2A).
  • the first vane 46 is in contact with the other end of the first vane 46, and the first vane 46 is moved to the first piston 44.
  • the first spring 48 to be urged and the eccentric portion 7c of the shaft 7 are fitted, and the second piston 45 that rotates eccentrically in the second cylinder 42 and the vane groove 42a of the second cylinder 42 (Fig. 2B) 2), the second vane 47 with one end in contact with the second piston 45, and the other end of the second vane 47.
  • the second vane 47 is connected to the second piston 45.
  • the expander unit 3 further includes an upper end plate 50 and a lower end plate 51 arranged so as to sandwich the first and second cylinders 41 and 42 and the intermediate plate 43.
  • the upper end plate 50 and the middle plate 43 hold the first cylinder 41 in the vertical direction
  • the middle plate 43 and the lower end plate 51 are the second cylinder. Hold the 42 up and down.
  • a working chamber whose volume changes in accordance with the rotation of the pistons 44 and 45 is formed in the first cylinder 41 and the second cylinder 42.
  • the upper end plate 50 and the lower end plate 51 also function as bearing members that rotatably hold the shaft 7 together with the bearing member 24 of the compressor unit 1.
  • the expander unit 3 also includes a muffler 52, a suction pipe 53, and a discharge pipe (not shown).
  • FIG. 2A and 2B inside the first cylinder 41, there is a suction-side working chamber 55a (first suction-side space) and a first piston 44 and a first vane 46, and The discharge side working chamber 55b (first discharge side space) is partitioned by the second piston 45 and the second vane 47 inside the second cylinder 42, and the suction side working chamber 56a (second suction side space) ) And discharge-side working chamber 56b (second discharge-side space) are formed.
  • the total volume of the two working chambers 56a and 56b in the second cylinder 42 is larger than the total volume of the two working chambers 55a and 55b in the first cylinder 41.
  • the high-pressure working fluid flows into the working chamber 55a, it expands to a low pressure while rotating the shaft 7 in the working chamber formed by the working chamber 55b and the working chamber 56a, and communicates with the working chamber 56b.
  • the ink is discharged from a discharge hole 51a provided in the lower end plate 51.
  • the working fluid discharged from the discharge hole 51a is discharged from the discharge pipe to the refrigeration cycle via the inner space 52a of the muffler 52 and the flow path 57 passing through the first and second cylinders 41 and 42 in this order.
  • a discharge valve 82 is arranged in the discharge hole 51 a provided in the lower end plate 51.
  • the discharge valve 82 also has, for example, a metal thin plate force, and is disposed so as to block the discharge hole 51a on the side of the inner space 52a of the muffler 52.
  • the discharge valve 82 is a differential pressure valve that opens when the pressure on the upstream side (the working chamber 56b side on the discharge side of the second cylinder 42) becomes higher than the pressure on the downstream side (the inner space 52a side of the muffler 52).
  • the differential pressure valve 82 has a function of preventing excessive expansion of the working fluid in the expander unit 3.
  • the working fluid is sucked into the working chamber 55 a through at least the first suction hole 71 communicating with the suction pipe 53.
  • the expander unit 3 is operated on the suction side of the first cylinder 41.
  • a second suction hole 73, a third suction hole 75, and a fourth suction hole 77 are further provided as suction holes for guiding the working fluid to the moving chamber 55a.
  • the second suction hole 73, the third suction hole 75, and the fourth suction hole 77 are provided at positions where the positional force provided with the first suction hole 71 is advanced by a predetermined angle in the rotation direction of the pistons 44 and 45.
  • differential pressure valves 72, 74, and 76 are provided with differential pressure valves 72, 74, and 76, and their opening / closing is controlled by these valves 72, 74, and 76.
  • Each of the differential pressure valves 72, 74, and 76 includes plungers 72b, 74b, and 76b and flanges 72c, 74c, and 76c, respectively.
  • the differential pressure valves 72, 74, and 76 are arranged inside the first cylinder 41 between the outer peripheral surface and the inner peripheral surface of the first cylinder 41. In this way, the expansion of the size of the expander part 3 due to the provision of these differential pressure valves 72, 74, 76 can be suppressed, and the design of the expander part 3 is easy. If the second suction hole 73, the third suction hole 75, and the fourth suction hole 77 may be provided in the upper end plate 50, the differential pressure valves 72, 74, and 76 may also be provided in the upper end plate 50. It can be arranged inside.
  • Plunger 72b, 74b, 76bi, working chamber 55a [communication groove 72a, 74a, 76a [this, groove 7 2a, 74a, 76a] .
  • the grooves 72a, 74a, 76a are formed in the first cylinder 41 so as to connect the working chamber 55a and the pressure pipes 78, 79, 80.
  • One end of the springs 72c, 74c, 76c is locked to the end surface of the groove 72a, 74a, 76a on the pressure pipe 78, 7 9, 80 side, and the other end is the end surface of the plunger 72b, 74b, 76b Talk to you.
  • the plunger 72b, 74b, 76b force can be maintained even if it moves to the closed position closest to the working chamber 55a. With the length shortened, it is pushed into the grooves 72a, 74a, 76a.
  • the pressure pipes 78, 79, 80 connected to the differential pressure valves 72, 74, 76 are control pressures for supplying the differential pressure valves 72, 74, 76 with control pressure for opening and closing the differential pressure valves 72, 74, 76.
  • the control pressure supplied to the differential pressure valves 72, 74, 76 is equal to the pressure of the working fluid before expansion (P1) or the pressure of the working fluid after expansion (P2).
  • a control pressure equal to one of the pressure (P1) and pressure (P2) forces is supplied to the differential pressure valves 72, 74, and 76 through the pressure pipes 78, 79, and 80 in a switchable manner.
  • the differential pressure valves 7 2, 74, 76 are closed, and at least when the control pressure is equal to the pressure (P2), the differential pressure valves 72, 74 , 76 opens. In this way, opening / closing of the differential pressure valves 72, 74, 76 can be easily controlled.
  • the expander unit 3 further includes a main passage 90 for guiding the working fluid to the first suction hole 71, a branch from the main passage 90, and an arc along the outer periphery of the working chamber 55a of the first cylinder 41. And a sub-passage 81 for guiding the working fluid to the second, third and fourth suction holes 73, 75, 77.
  • the upper end plate 50 as a bearing member has a main passage 90 for guiding the working fluid from the suction pipe 53 to the first suction hole 71, and a differential pressure valve 72, A sub-passage 81 for leading to 74 and 76 is formed.
  • the sub-passage 81 extends in the upper end plate 50 so as to form an arc along the outer periphery of the working chamber 55a of the first cylinder 41, and allows the suction pipe 53 and the grooves 72a, 74a, 76a to communicate with each other.
  • the differential pressure valves 72, 74, 76 are provided so as to be continuous with (a) the suction holes 73, 75, 77, and at least a part thereof is related to the axial direction of the shaft 7.
  • the first cylinder 41 extends in the radially outward grooves 72a, 74a, 76a and (b) the grooves 72a, 74a, 76a so as to overlap with the sub-passage 81.
  • the main passage 90 through the open position that allows the working fluid to flow to the suction holes 73, 75, 77, and the working fluid from the main passage 90 to the suction holes 73, 75, 77 through the sub-passage 81 Includes a plunger that can reciprocate in two positions, a closed position that prohibits distribution. The reciprocating force of the plunger is controlled by the control pressure. In this way, the working fluid can be efficiently led from each of the second, third and fourth suction holes 73, 75, 77 to the working chamber 55a on the suction side of the first cylinder 41.
  • the end surface of the first cylinder 41 is closed on the side opposite to the side where the second cylinder 42 is located, and the first piston 44 and the second piston 45 are rotated.
  • a main passage 90 and a sub-passage 81 are provided in the upper end plate 50 as a bearing member for supporting the shaft 7 for this purpose. Since the upper end plate 50 has a higher degree of freedom in shape and dimensions than the first cylinder 41, it is easy to provide the main passage 90 and the sub-passage 81 and connect the suction pipe 53 to the main passage 90.
  • a primary passage 90 and a secondary passage 81 may be provided in the first cylinder 41.
  • one selected from the main passage 90 and the sub passage 81 may be provided in the first cylinder 41 and the other may be provided in the upper end plate 50.
  • the first suction hole 71 and the second, third, and fourth suction holes 73, 75, and 77 are formed on the inner side wall of the first cylinder 41. As mentioned above, the suction holes 71, 73, 75, 77 need only face the working chamber 55a of the first cylinder 41, and thus are formed in the upper end plate 50 adjacent to the first cylinder 41. It may be.
  • the above notation, in which the position of the suction hole is indicated by the angle ⁇ , is precisely the first straight line 70a connecting the contact point of the first vane 46 and the first piston 44 and the central axis 70 of the shaft 7 with the central axis.
  • the second, third, and fourth suction holes 73, 75, and 77 are formed at positions where the angle ⁇ is larger than the first suction hole 71, that is, on the downstream side, in accordance with the above-described notation.
  • the pressure in the working chamber 55a acts on one end face (end face close to the working chamber 55a) of the plunger 72b, 74b, 76b, and the other end face (end face far from the working chamber 55a).
  • the pressure in the pressure pipes 78, 79, 80 and the pressure by the urging force of the springs 72c, 74c, 76c act on).
  • the opening / closing of the differential pressure valves 72, 74, 76 is determined by the balance of these pressures and urging forces.
  • the pressure in the working chamber 55a is equal to the pressure in the pressure pipes 78, 79, 80, the springs 72c, 74c, The plunger 72b, 74b, 76b force S moves forward by the urging force of 76c, and the differential pressure valve 72, 74, 76 force S is closed.
  • the pressure in the working chamber 55a exceeds the sum of the pressure in the pressure pipes 78, 79, 80 and the biasing force of the springs 72c, 74c, 76c, the plunger in the working chamber 55a 72b, 74b, 76b force S Retreats and differential pressure valve 72, 74, 76 force S opens. If this is used for IJ and the pressure in the pressure pipes 78, 79, 80 is individually adjusted, the opening / closing of the differential pressure valves 72, 74, 76 can be individually controlled.
  • the control pressure for controlling the opening and closing of the differential pressure valves 72, 74, 76 is the pressure of the working fluid circulating in the heat pump while changing from the high pressure state to the low pressure state or vice versa. It is preferable to use it.
  • opening / closing of the differential pressure valves 72, 74, 76 is controlled by the pressure of the working fluid will be described.
  • FIG. 3 shows an example of the configuration of a power recovery type refrigeration cycle apparatus (heat pump) using the expander-integrated compressor of the present embodiment.
  • This device is equipped with a gas cooler (radiator) 2 and an evaporator 4 together with an expander-integrated compressor so that the working fluid flows in the order of the compressor part 1, the gas cooler 2, the expander part 3, and the evaporator 4. It further has a tube 8 connected to the.
  • the pipe body 8 includes a high-pressure working fluid, that is, a portion through which the working fluid discharged from the compressor unit 1 and flowing into the expander unit 3 passes, specifically, the gas cooler 2 and the expander unit 3
  • a high-pressure pipe 83 is connected between the two.
  • the pipe 8 has a low-pressure working fluid, that is, a portion through which the working fluid before being discharged from the expander unit 3 and flowing into the compressor unit 1 passes, specifically, the expander unit 3 and the evaporator 4.
  • a low-pressure pipe 84 is connected to the portion between the two.
  • the high pressure pipe 83 and the low pressure pipe 84 are branched and connected to switching valves (three-way valves) 85, 86, 87.
  • the switching valves (three-way valves) 85, 86, 87 are also connected to pressure pipes 78, 79, 80, respectively.
  • Control pressure to open / close differential pressure valves 72, 74, 76 is supplied to differential pressure valves 72, 74, 76 by pressure pipes 78, 79, 80, high pressure pipe 83, low pressure pipe 84 and switching valves 85, 86, 87
  • the control pressure path is configured.
  • the switching valve 85, 86, 87 By switching the switching valves 85, 86, 87, the high pressure pipe 83 or the low pressure pipe 84 is connected to the pressure pipes 78, 79, 80.
  • the pressure pipes 78, 79, 80 are supplied with pressure on the high-pressure side or low-pressure side of the refrigeration cycle.
  • the switching valve 85 connects the pressure pipe 78 and the low pressure pipe 84
  • the switching valves 86 and 87 connect the pressure pipes 79 and 80 to the high pressure pipe 83, respectively. Yes.
  • the pressure Psp due to the biasing force of the springs 72c, 74c, 76c is set to be smaller than the difference between the pressure Pes and the pressure Ped (Psp-Ped). .
  • the plunger 72b, 74b, 76b is closed by the differential pressure valve 72, 74, 76 force S. It is set to a sufficient size.
  • the differential pressure valves 72, 74, 76 are simply added to the basic configuration of the refrigeration cycle apparatus by adding the three-way valves 85, 86, 87 and the self-tubes 83, 84 shown in FIG. The pressure in the back side space of the plungers 72b, 74b, 76b can be switched.
  • an actuator for operating the differential pressure valve becomes unnecessary.
  • an actuator typified by an electric actuator
  • the use of an actuator requires the volume of the sealed container 11 to be increased, which increases the size of the entire apparatus.
  • the electric actuator is operated at high temperature and high pressure. In order to use it in a fluid, it is necessary to prevent the working fluid from penetrating into the insulating resin, deteriorating the grease and reducing its reliability. For this reason, general-purpose products cannot be used, and the manufacturing cost is significantly increased.
  • the inside of the closed vessel 11 has a pressure of 100 atm or higher and a temperature of 100 ° C or higher, and the carbon dioxide is in a supercritical state. Deterioration is promoted due to remarkable fluid penetration.
  • the differential pressure valve is opened and closed by the control pressure acting on the differential pressure valve, and the differential pressure valve is closed when at least the control pressure is equal to the pressure of the working fluid sucked into the working chamber.
  • a differential pressure valve that opens the differential pressure valve may be used. More specifically, as described above, a plunger in which the pressure in the working chamber acts on one end surface and a control pressure acts on the other end surface, and a spring that biases the plunger toward the working chamber side A differential pressure valve provided with is preferable. This differential pressure valve is compact, has a simple configuration, and is excellent in reliability.
  • disposing the differential pressure valve in the cylinder reduces the size of the device. It is advantageous.
  • FIGS. 5A and 5B show operation principle diagrams of the first cylinder 41 and the second cylinder 42.
  • 5A and 5B show the states of the cylinders 41 and 42 when the rotation angle ⁇ of the shaft 7 is 45 °.
  • the rotation angle ⁇ of the shaft 7 is the contact force between the first cylinder 41 and the first piston 44, the so-called top dead center located at the first vane 46 is 0 °, and the rotation direction of the shaft 7 is clockwise. Display as positive.
  • the chamber 55b communicates with the working chamber 56a of the second cylinder 42 through the communication hole 43a to form one working chamber.
  • the suction process When the suction process is completed, the working fluid expansion process is started.
  • the volume of the working chamber 55b decreases.
  • the volume of the working chamber 56a is larger than that of the first cylinder 41 because the second cylinder 42 is higher in the axial direction and has a larger volume. Increases at a rate.
  • the sum of the volumes of the working chamber 55b and the working chamber 56a increases, and the working fluid expands.
  • the contact between the second cylinder 42 and the second piston 45 passes through the discharge hole 51a, and the working chamber 56a communicates with the discharge hole 51a. At this point, the expansion process is complete.
  • FIG. 6A shows the shaft in the case where the most downstream suction hole is the first suction hole 71, the second suction hole 73, the third suction hole 75, and the fourth suction hole 77.
  • the relationship between the rotation angle ⁇ and the transition point of each process from inhalation to exhalation is shown.
  • the more downstream the suction hole is opened that is, the larger the angle ⁇ , the slower the transition from the suction process to the expansion process, and the longer the suction process, the shorter the expansion process. . That is, the ratio of the length of time during which the expansion process is performed to the length of time during which the inhalation process is performed becomes small.
  • FIG. 6B shows the relationship between the rotation angle ⁇ of the shaft 7 and the working chamber volume.
  • the working fluid is a force that moves in the order of the working chamber 55a, the working chamber 55b, the working chamber 56a, and the working chamber 56b.
  • the vertical axis in the figure shows the suction volume Vesk (subscript k is the number from (1) to (4)), the working chamber volume at the end of the suction process in (1) to (4) in Fig. 6A, and the discharge process. Indicates the discharge volume Ved, which is the working chamber volume at the start.
  • the suction volume Vesk increases as the downstream suction hole opens.
  • the discharge volume Ved is constant regardless of the force ⁇ .
  • the first differential valve 72, 74, 76 is provided in addition to the first suction hole 71 provided in the conventional two-stage rotary type expander section 3.
  • the suction hole 73, the third suction hole 75, and the fourth suction hole 77 the suction volume Vesk can be selected in four steps.
  • the density ratio (VcsZV esk) of the working fluid on the inlet side of the compressor unit 1 and the expander unit 3 can be controlled.
  • the temperature and pressure on the inlet side of the expander unit 3 can be controlled, and the efficiency of the refrigeration cycle, which was impossible with a conventional refrigeration cycle using an expander-integrated compressor, is possible. It becomes. [0060]
  • the number of differential pressure valves is four, but the number of k may be two or more as appropriate.
  • the control of the differential pressure valve controls the suction process.
  • the ratio of the length of time of the expansion process to the length of time is R1 (ratio when the working fluid is sucked by the force of only the first suction hole 71) and R2 (actuated from the first suction hole 71 and the second suction hole 73)
  • the density ratio (VcsZVesk) can be changed in two steps by selecting the ratio (when the fluid is inhaled) and the force.
  • a third suction hole 75 provided with a differential pressure valve may be further arranged downstream of the second suction hole 73.
  • the differential pressure valve of the second suction hole 73 and the third suction valve 75 is opened, and the working fluid is sucked into the working chamber 55a from the first suction hole 71, the second suction hole 73, and the third suction hole 75.
  • the ratio R3 of the length of the expansion process of the working fluid in the working chamber to the length of the suction process of the working fluid into the working chamber is smaller than the above ratios R1 and R2 (R3 ⁇ R2 ⁇ R1) .
  • the density ratio (VcsZVesk) can be changed in three stages.
  • the differential pressure valves 72, 74 of the second suction hole 73 and the third suction hole 75 are opened, and the working fluid is supplied from the first suction hole 71, the second suction hole 73, and the third suction hole 75 to the working chamber.
  • the length t3 of the suction process of the working fluid into the working chamber 55a when sucking into the working chamber 55a can be made larger than the above-described length t2.
  • Figure 8 shows the relationship between the working chamber volume and pressure (PV diagram).
  • the number attached to the symbol in the figure is the number of the most downstream suction hole that is open as described above.
  • Point ⁇ ⁇ represents the start of the expansion process
  • point S ⁇ represents the end of the expansion process
  • point T represents the start of the discharge process.
  • carbon dioxide Since the refrigeration cycle is assumed to be a body, an inflection point ⁇ 3 ⁇ due to phase change is shown during the expansion process.
  • overexpansion occurs at least when the angle ⁇ is set to 180 ° or less.
  • Overexpansion is a phenomenon in which the pressure Pedk becomes lower than the low pressure side pressure Ped of the refrigeration cycle.
  • an overexpansion loss occurs because the working fluid is pushed out from the discharge hole 51a into the inner space 52a of the muffler 52 having a pressure higher than that in the working chamber 56b during the discharge process.
  • the magnitude of the overexpansion loss can be shown by the area of the triangle S ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ in Fig. 8.
  • the volume ratio (VedZVesk) in the expansion process is changed in four stages by the operation of the three differential pressure valves 72, 74, and 76.
  • the control pressures Pes and Ped used for the four-stage control are only two stages. In order to create multi-stage control pressure, a complicated mechanism for creating pressure is required.
  • the control pressure must be adjusted accordingly. If the control pressure is constant when controlling depending on the magnitude of the control pressure, the positive / negative of the differential pressure may reverse during the transient period as described above, and the differential pressure valves 72, 74, 76 may not function. .
  • the control pressure also changes in a self-aligned manner during the transition period, so that stable control can be performed.
  • the heat pump together with the expander described in the present embodiment, has a compressor, a high-pressure pipe through which the working fluid compressed by the compressor and having a high pressure flows, and the expander expands to a low pressure.
  • a switching valve connected to the pressure pipe, the high-pressure pipe and the low-pressure pipe.
  • the pressure of the working fluid in the pipe or the pressure of the working fluid in the low-pressure pipe may be configured to act on the differential pressure valve as a control pressure.
  • the control pressure acts on the differential pressure valve.
  • the differential pressure valve When at least the control pressure is equal to the pressure Pes of the working fluid sucked into the working chamber, the differential pressure valve is closed, and at least the control pressure is the pressure Ped of the working fluid discharged from the working chamber.
  • the differential pressure valve is actuated so that the differential pressure valve opens when
  • additional suction holes 73, 75, 77 are formed in the side wall inside the first cylinder 40, and these absorbers 73, 75, 77 , 74a, 76a are formed, and the grooves 72a, 74a, 76a [the pressure pipes 78, 79, 80 are placed so as to communicate with each other].
  • the pressure pipes 78, 79, 80 can be arranged by inserting a hole force provided on the side wall of the sealed container 11. For this reason, it is easy to assemble and is suitable for reducing manufacturing costs.
  • the compressor section 1 is a compressor section having a normal structure in which the expander section 3 is made variable so that the expander section 3 can be used in a refrigerating cycle.
  • the normal structure can be used as it is, so the development cost can be reduced.
  • the expander unit 3 rotates in the same rotation as the compressor unit 1 while controlling the circulation amount of the working fluid in the refrigeration cycle by the rotation speed of the compressor unit 1.
  • the suction volume Ves ⁇ can be adjusted according to the operating conditions while rotating by a number. Therefore, it is possible to share the role of the compressor unit 1 and the expander unit 3 in controlling the refrigeration cycle, and the control algorithm of the refrigeration cycle using the expander-integrated compressor becomes easy.
  • the type of working fluid used in the expander-integrated compressor of the present embodiment is not limited. Carbon oxide is suitable. This is because the effect of power recovery by the expander becomes more prominent. For this reason, when the working fluid is carbon dioxide, the effect of increasing the efficiency by avoiding a constant density ratio becomes remarkable.
  • the expander unit 3 is a multi-stage rotary type.
  • the scroll type sliding vane type expander is provided with a plurality of suction holes provided with differential pressure valves similar to the present embodiment.
  • the same effect can be obtained.
  • the suction process is performed in the working chamber 55a in contact with the first cylinder 41 over a wide area. It is advantageous.
  • the present invention can be suitably applied to a single-port type expander in which a vane and a piston are integrated.
  • a two-stage rotary expander (expander unit) further including a second expansion mechanism having a first expansion mechanism and a working chamber communicating with the working chamber of the first expansion mechanism through a communication hole.
  • the expander unit 3 may be used alone, that is, as an expander separated from the compressor.
  • Fig. 9 shows the configuration of a power recovery type refrigeration cycle apparatus using a separate type expander.
  • This apparatus has substantially the same configuration as the refrigeration cycle apparatus shown in FIG. 3 (the same reference numerals are used for the same members and description thereof is omitted), but an expander-integrated compressor (reference numeral 1 in FIG. 3). , 3, 6, 7), the compressor 61 and the expander 63 separated from each other, the rotary motor 66 connected to the compressor 61 via the shaft 7d, and the expander 63 via the shaft 7e. It has a generator 67 connected.
  • the refrigeration cycle of this apparatus includes a compressor 61, a gas cooler (heat radiator) 2, an expander 63, and an evaporator 4.
  • the compressor 61 is driven by a rotary motor 66, and in the expander 63, the expansion energy of the working fluid is converted into electrical energy by a generator 67, and this energy is used as part of the input of the rotary motor 66.
  • FIG. 10 shows an efficiency curve of a general generator 67. Since the generator 67 is designed to have the highest power generation efficiency at a predetermined rated speed Nr, the power generation efficiency decreases as the speed goes away from the rated speed. For this reason, the rotational speed of the generator 67 is rated as much as possible. It is desirable to be in the vicinity of the rotation speed Nr. However, in the refrigeration cycle, the circulating volume and density of the working fluid change, so it is difficult to operate the expander with a constant suction volume Ves only near the rated speed Nr. If the expander unit 3 of the first embodiment is used as the expander 63, the rotation speed can be controlled in the vicinity of the rated rotation speed Nr by adjusting the suction volume Vesk.
  • a refrigeration cycle apparatus having the configuration shown in FIG. 11 is used instead of the configuration shown in FIG.
  • This device has substantially the same configuration as the refrigeration cycle device shown in FIG. 3 (the same reference numerals are used for the same members and the description thereof is omitted), but instead of the three-way valves 85, 8 6, 87, For rotary valve 92 power!
  • the rotary valve 92 includes a cylinder 92a and a piston 92c that is rotatable about a rotation shaft 92b disposed therein.
  • the contact surface between the inner wall of the cylinder 92a and the piston 92c is sealed, and the piston 92c can be driven to rotate from the outside.
  • the internal space of the cylinder 92a is divided by the piston 92c into a low pressure space 93a that communicates with the low pressure pipe 84 and a high pressure space 93b that communicates with the high pressure pipe 83.
  • Pressure pipes 78, 79, 80 are connected to the cylinder 92a of the rotary valve 92 in this order from the low pressure space 93a side to the high pressure space 93b side. With this connection, the pressure of the pressure pipes 78, 79, and 80 can be sequentially switched between the suction pressure Pes and the discharge pressure Ped by rotating the piston 92c.
  • the differential pressure valve 72 is opened, but the differential pressure valves 74 and 76 are closed. It becomes.
  • the second suction hole 73 is the most downstream suction hole opened (state shown in FIG. 6A (2)).
  • the piston 92c is rotated counterclockwise in FIG. 11 from the state shown in FIG. 11, low pressure is also supplied to the pressure pipe 79, and the differential pressure valve 74 is opened together with the differential pressure valve 72.
  • the third suction hole 75 is the most downstream suction hole opened (state shown in FIG. 6A (3)).
  • the expander of the present invention provides an efficient means for recovering the expansion energy of the working fluid in the refrigeration cycle, and in particular, the high efficiency of the heat pump using the expander-integrated compressor. It has a great utility value as a means to realize a kite.

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Abstract

　本発明の膨張機は、作動室に作動流体を導く複数の吸入孔を備え、複数の吸入孔が、第１吸入孔７１と、差圧弁７２を備えた第２吸入孔７３とを含む。差圧弁７２を開いて第１吸入孔７１および第２吸入孔７３から作動流体を作動室５５ａに吸入する場合における、作動室に作動流体が吸入される吸入過程の時間の長さに対する、作動室において作動流体が膨張する膨張過程の時間の長さの比Ｒ２が、差圧弁７２を閉じて第１吸入孔７１のみから作動流体を作動室５５ａに吸入する場合における、上記時間の長さの比Ｒ１よりも小さい。

Description

明 細 書
膨張機およびこれを用いたヒートポンプ
技術分野
[0001] 本発明は、空調機、給湯機等として利用可能な冷凍サイクル装置 (ヒートポンプ）に 用いる膨張機、およびこの膨張機を用いたヒートポンプに関するものである。
背景技術
[0002] 作動流体 (冷媒)の膨張エネルギーを膨張機で回収し、その回収されたエネルギー を圧縮機の仕事の一部として利用する動力回収式の冷凍サイクルが提案されている 。そのような冷凍サイクルとして、例えば、膨張機と圧縮機とをシャフトで連結した流体 機械 (以下、「膨張機一体型圧縮機」 t ヽぅ）を用いた冷凍サイクルが知られて!/ヽる (特 開 2001— 116371号公報）。
[0003] 以下、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。
[0004] 図 12に従来の膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルを示す。この冷凍サイク ルでは、圧縮機 101、ガスクーラ (放熱器） 102、膨張機 103および蒸発器 104から 作動流体 (冷媒)の主回路 108が構成されており、圧縮機 101と膨張機 103と回転電 動機 106とは、シャフト 107によって連結されて膨張機一体型圧縮機となっている。 冷媒回路は、主回路 108とともに副回路 109を備えており、副回路 109は、ガスクー ラ 102の出口側で主回路 108と分岐し、蒸発器 104の入口側で主回路 108と合流す る。主回路 108を通過する作動流体は膨張機 103において膨張し、副回路 109を通 過する作動流体は膨張弁 105により膨張する。
[0005] 作動流体は、圧縮機 101にお ヽて低温低圧から高温高圧へと圧縮された後、ガス クーラ 102において低温高圧へと冷却される。そして、膨張機 103または膨張弁 105 にお!/ヽて低温低圧 (気液二相）へと膨張した後、蒸発器 104で加熱されて低温低圧 ( 気相）に戻る。膨張機 103は、作動流体の膨張エネルギーを回収してシャフト 107の 回転エネルギーに変換する。この回転エネルギーは圧縮機 101を駆動する仕事の 一部として利用され、その結果、回転電動機 106の動力を低減することができる。
[0006] ここで、膨張弁 105を全閉とし、副回路 109の作動流体の質量流量をゼロとした場 合の冷凍サイクルの動作を説明する。
[0007] 圧縮機 101の吸入容積を Vcs、膨張機 103の吸入容積を Vesとし、シャフト 107の 回転数を Nとすると、圧縮機 101の入口側での作動流体の体積流量と膨張機 103の 入口側での作動流体の体積流量とは、それぞれ、（Vcs X N)、（Ves X N)となる。副 回路 109の作動流体の質量流量がゼロであるため、圧縮機 101での質量流量と膨 張機 103での質量流量とは等しくなる。この質量流量を Gとすると、圧縮機 101の入 口側での作動流体の密度と膨張機 103の入口側での作動流体の密度は、それぞれ の体積流量と質量流量の比から、 {GZ(Vcs X N) }、 {GZ(Ves X N) }となる。これ らの式より、圧縮機 101の入口側での作動流体の密度と膨張機 103の入口側の作動 流体の密度の比は、 {GZ(Vcs X N) }Z{GZ(Ves X N) }、即ち、（VesZVcs)とな つて一定となる。
[0008] 図 13に冷凍サイクルのモリエル線図を示す。図中、圧縮機 101における圧縮過程 は AB、ガスクーラ 102における放熱過程は BC、膨張機 103における膨張過程は C D、蒸発機 104における蒸発過程は DAに相当する。圧縮機 101の入口側の点 Aと、 膨張機 103の入口側の点 Cにおける作動流体の密度比は、 (Ves/Vcs)で一定とな るので、点 Aでの作動流体の密度を p とすると、点 Cでの密度 p は (VcsZVes) ^
0 c 0 となる。点 Aの密度が一定であると仮定すると、点 Cの圧力を増加させる場合には、 = (Vcs/Ves) の線上で点 C力 点 C'の方向へと変化することになる。即ち、点 c 0
Cを等温線 (T=T )に沿って圧力だけ増加させた点 C"に変化させることは不可能と なり、冷凍サイクルの自由な制御が阻害される。冷凍サイクルには、ある熱源温度に おいて成績係数 (COP)が最大となる最適高圧が存在 (例えば、特開 2002— 8176 6号公報)するため、温度と圧力の自由な制御ができないと、効率の良い運転ができ なくなる。
[0009] 圧縮機 101の入口側の密度と膨張機 103の入口側の密度の比が一定となる制約 は、圧縮機 101での質量流量と膨張機 103での質量流量が等しぐかつ、体積流量 の比が一定であることに起因している。この制約は、膨張弁 105を開けて冷媒回路を 流れる作動流体の一部を副回路 109に流すことにより回避することができる（特開 20 01— 116371号公報）。 [0010] 従来の膨張機一体型圧縮機を用いた動力回収式のヒートポンプでは、圧縮機と膨 張機が同じ回転数であることによって生じる密度比一定の制約を回避するためには、 作動流体を、膨張機を設けた主回路とともに、膨張弁を設けた副回路に流さざるを得 ない。しかし、これでは、副回路を通過する作動流体の膨張エネルギーを回収できな い。
[0011] 作動流体の膨張エネルギーを効率よく回収できな!/、と 、う課題は、膨張機一体型 圧縮機を用いる場合に顕著となるが、圧縮機とシャフトで連結されていない分離型の 膨張機を用いる場合にも発生する。分離型の膨張機を用いる場合、作動流体の膨張 エネルギーは、膨張機に接続された発電機により回収される。発電機の発電効率は 定格回転数カゝら離れるほど低下するため、発電機は定格回転数の近傍で運転する ことが望ましい。しかし、冷凍サイクルでは、作動流体の循環量や密度が運転条件に 応じて変化するため、発電機を定格回転数の近傍のみで運転することは困難である 。このため、分離型の膨張機においても、作動流体の膨張エネルギーを効率よく回 収することは容易ではない。
発明の開示
[0012] 本発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであり、作動流体の膨張エネルギー を効率よ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する。本発明は、さら に、その膨張機を含むヒートポンプを提供することを目的とする。
[0013] 即ち、本発明は、
第 1シリンダと、
前記第 1シリンダ内で偏心回転するように前記第 1シリンダ内に配置され、前記第 1 シリンダとの間に第 1作動室を形成する第 1ピストンと、
前記第 1作動室を第 1吸入側空間と第 1吐出側空間とに仕切る第 1仕切部材と、 前記第 1シリンダと同心状に配置された第 2シリンダと、
前記第 2シリンダ内で偏心回転するように前記第 2シリンダ内に配置され、前記第 2 シリンダとの間に前記第 1作動室よりも大容積の第 2作動室を形成する第 2ピストンと 前記第 2作動室を第 2吸入側空間と第 2吐出側空間とに仕切る第 2仕切部材と、 前記第 1吐出側空間と前記第 2吸入側空間とを連通し、作動流体が膨張しうる膨張 室を形成する連通路と、
前記第 1吸入側空間に前記作動流体を導くための吸入孔であって、第 1吸入孔と、 前記第 1吸入孔の位置から前記第 1ピストン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吸入孔とを含む、複数の吸入孔と、
前記差圧弁に接続され、前記差圧弁を開閉させるための制御圧力を前記差圧弁 に供給する制御圧力路と、
を備えたロータリ型膨張機を提供する。
[0014] また、本発明は、本発明による前記膨張機と、圧縮機と、前記膨張機と前記圧縮機 とを連結するシャフトと、を備えた膨張機一体型圧縮機を提供する。
[0015] さらに、本発明は、本発明による前記膨張機または前記膨張機一体型圧縮機を備 えたヒートポンプを提供する。
[0016] 本発明の膨張機では、第 2吸入孔の差圧弁を開閉することにより、作動流体の吸入 過程から当該作動流体の膨張過程に移行するタイミングを調整し、吸入過程が行わ れる時間の長さに対する膨張過程が行われる時間の長さの比を制御することができ る。このため、本発明によれば、上記 (VesZVcs)を変更することが可能となり、例え ば、膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルにおいて、密度比一定の制約を回 避することができる。従って、作動流体の全量を膨張機に流入させ、作動流体の膨張 エネルギーを効率よく回収することができる。
[0017] 本発明の膨張機を分離型の膨張機として用いると、膨張機に流入する作動流体の 量を維持しながら膨張機の回転数を制御できる。このため、膨張機に接続された発 電機の回転数を定格回転数の近傍とし、発電機による発電効率を高く維持すること が容易となる。
図面の簡単な説明
[0018] [図 1]本発明の第 1の実施形態における膨張機一体型圧縮機の縦断面図である。
[図 2A]図 1の膨張機一体型圧縮機の膨張機部の D1— D1断面図である。
[図 2B]図 1の膨張機一体型圧縮機の膨張機部の D2— D2断面図である。
[図 3]図 1の膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクル装置 (ヒートポンプ)の構成の 一例を示す図である。
圆 4]図 1の膨張機一体型圧縮機の膨張機部の D1— D1断面の部分拡大断面図で ある。
[図 5A]図 1の膨張機一体型圧縮機の膨張機部の動作原理を示す図である。
[図 5B]図 5Aとともに、図 1の膨張機一体型圧縮機の膨張機部の動作原理を示す図 である。
[図 6A]図 1の膨張機一体型圧縮機の膨張機部におけるシャフトの回転角と作動室の 各行程との関係を示す図である。
[図 6B]図 1の膨張機一体型圧縮機の膨張機部におけるシャフトの回転角と作動室容 積との関係を示す図である。
[図 7]図 1の膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルのモリエル線図である。
[図 8]図 1の膨張機一体型圧縮機の膨張機部における圧力と作動室容積との関係を 示す PV線図である。
[図 9]本発明の第 2の実施形態のヒートポンプの構成を示す図である。
[図 10]発電機の効率と発電機の回転数との関係を例示する図である。
[図 11]本発明の第 3の実施形態のヒートポンプの構成を示す図である。
[図 12]従来の膨張機一体型圧縮機を用いたヒートポンプの構成を示す図である。
[図 13]従来の膨張機一体型圧縮機を用いたヒートポンプのモリエル線図を示す図で ある。
発明を実施するための最良の形態
[0019] 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。
[0020] (第 1の実施形態）
図 1は、本発明の第 1の実施形態の膨張機一体型圧縮機の構成を示す縦断面図、 図 2Aは、図 1の膨張機一体型圧縮機の膨張機部の D1— D1断面における横断面 図、図 2Bは、同膨張機部の D2— D2断面における横断面図である。
[0021] 本実施形態における膨張機一体型圧縮機は、密閉容器 11と、その内部の上側に 配置されたスクロール式の圧縮機部 1と、その下側に配置された 2段ロータリ式の膨 張機部 3と、圧縮機部 1と膨張機部 3との間に配置された回転子 6aおよび固定子 6b を備えた回転電動機 6と、圧縮機部 1、膨張機部 3および回転電動機 6を連結するシ ャフト 7と、を備えている。
[0022] スクロール式の圧縮機部 1は、固定スクロール 21と、旋回スクロール 22と、オルダム リング 23と、軸受部材 24と、マフラー 25と、吸入管 26と、吐出管 27とを備えている。 シャフト 7の偏心軸 7aに嵌合され、かつ、オルダムリング 23により自転運動を拘束さ れた旋回スクロール 22は、渦巻き形状のラップ 22aが、固定スクロール 21のラップ 21 aと嚙み合いながら、シャフト 7の回転に伴って旋回運動を行い、ラップ 21a, 22aの間 に形成される三日月形状の作動室 28が外側から内側に移動しながら容積を縮小す ることにより、吸入管 26から吸入された作動流体を圧縮する。圧縮された作動流体は 、固定スクロール 21の中央部に設けた吐出孔 21b、マフラー 25の内側空間 25a、な らびに固定スクロール 21および軸受部材 24を貫通する流路 29をこの順に経由して 、密閉容器 11の内部空間 11aへと吐出される。内側空間 11aに吐出された作動流体 は、内部空間 11aに滞留する間に、混入した潤滑用のオイルを重力や遠心力などに より分離された後、吐出管 27から冷凍サイクルへと吐出される。
[0023] 2段ロータリ式の膨張機部 3は、第 1シリンダ 41と、第 1シリンダ 41よりも厚みのある 第 2シリンダ 42と、これらのシリンダ 41, 42を仕切る中板 43とを備えている。第 1シリ ンダ 41と第 2シリンダ 42とは、互いに同心状の配置である。膨張機部 3は、さらに、シ ャフト 7の偏心部 7bと嵌合し、第 1シリンダ 41の中で偏心回転運動する第 1ピストン 44 と、第 1シリンダ 41のべーン溝 41a (図 2A参照）に往復動自在に保持され、一方の端 部が第 1ピストン 44に接する第 1ベーン 46と、第 1ベーン 46の他方の端部に接し、第 1ベーン 46を第 1ピストン 44へと付勢する第 1ばね 48と、シャフト 7の偏心部 7cと嵌合 し、第 2シリンダ 42の中で偏心回転運動する第 2ピストン 45と、第 2シリンダ 42のべ一 ン溝 42a (図 2B参照）に往復動自在に保持され、一方の端部が第 2ピストン 45に接 する第 2ベーン 47と、第 2ベーン 47の他方の端部に接し、第 2ベーン 47を第 2ピスト ン 45へと付勢する第 2ばね 49と、を備えている。
[0024] 膨張機部 3は、さらに、第 1および第 2シリンダ 41, 42ならびに中板 43を狭持するよ うに配置された上側端板 50および下側端板 51を備えている。上側端板 50および中 板 43は第 1シリンダ 41を上下力も狭持し、中板 43および下側端板 51は第 2シリンダ 42を上下力ゝら狭持する。上側端板 50、中板 43および下側端板 51による狭持により 、第 1シリンダ 41および第 2シリンダ 42内には、ピストン 44, 45の回転に応じて容積 が変化する作動室が形成される。上側端板 50および下側端板 51は、圧縮機部 1の 軸受部材 24とともにシャフト 7を回転自在に保持する軸受部材としても機能する。膨 張機部 3も、圧縮機部 1と同様、マフラー 52と、吸入管 53と、吐出管（図示省略)とを 備えている。
[0025] 図 2A,図 2Bに示すように、第 1シリンダ 41の内側には、第 1ピストン 44および第 1 ベーン 46により区画された、吸入側の作動室 55a (第 1吸入側空間）および吐出側の 作動室 55b (第 1吐出側空間）が、第 2シリンダ 42の内側には、第 2ピストン 45および 第 2ベーン 47により区画された、吸入側の作動室 56a (第 2吸入側空間）および吐出 側の作動室 56b (第 2吐出側空間）がそれぞれ形成される。第 2シリンダ 42における 2 つの作動室 56a, 56bの合計容積は、第 1シリンダ 41における 2つの作動室 55a, 55 bの合計容積よりも大きい。第 1シリンダ 41の吐出側の作動室 55bと、第 2シリンダ 42 の吸入側の作動室 56aとは、中板 43に設けられた連通孔 43aにより連通しており、一 つの作動室 (膨張室)として機能する。高圧の作動流体は、作動室 55aに流入した後 、作動室 55bと作動室 56aから形成される作動室においてシャフト 7を回転させなが ら膨張して低圧になり、作動室 56bに連通するように下側端板 51に設けられた吐出 孔 51aから吐出する。吐出孔 51aから吐出された作動流体は、マフラー 52の内部空 間 52a、第 1および第 2シリンダ 41, 42を貫通する流路 57、をこの順に経由して吐出 管から冷凍サイクルへと吐出される。
[0026] 図 2Bに示すように、下側端板 51に設けられた吐出孔 51aには、吐出弁 82が配置 されている。吐出弁 82は、例えば金属の薄板力も構成され、吐出孔 51aをマフラー 5 2の内部空間 52a側力 塞ぐように配置されている。吐出弁 82は、上流側（第 2シリン ダ 42の吐出側の作動室 56b側）の圧力が下流側（マフラー 52の内部空間 52a側）の 圧力より高くなると開く差圧弁である。差圧弁 82は、膨張機部 3における作動流体の 過膨張を防止する機能を有する。
[0027] 膨張機部 3において、作動流体は、作動室 55aに、少なくとも、吸入管 53に連通し た第 1吸入孔 71を経由して吸入される。膨張機部 3は、第 1シリンダ 41の吸入側の作 動室 55aに作動流体を導く吸入孔として、第 1吸入孔 71とともに、第 2吸入孔 73、第 3吸入孔 75および第 4吸入孔 77をさらに備えている。第 2吸入孔 73、第 3吸入孔 75 および第 4吸入孔 77は、第 1吸入孔 71が設けられている位置力もピストン 44, 45の 回転方向に所定角度進んだ位置に設けられている。これら追加の吸入孔 73, 75, 7 7には、差圧弁 72, 74, 76力 己置されており、これらの弁 72, 74, 76によってその 開閉が制御される。差圧弁 72, 74, 76は、それぞれ、プランジャー 72b, 74b, 76b と、ば、ね 72c, 74c, 76cとを備えて! /、る。
[0028] 即ち、本実施形態においては、第 1シリンダ 41の外周面と内周面との間における第 1シリンダ 41の内部に差圧弁 72, 74, 76が配置されている。このようにすれば、これ らの差圧弁 72, 74, 76を設けることによる膨張機部 3の寸法拡大を抑制することがで き、膨張機部 3の設計も容易である。なお、第 2吸入孔 73、第 3吸入孔 75および第 4 吸入孔 77が、上側端板 50に設けられていてもよぐその場合には、差圧弁 72, 74, 76も上側端板 50の内部に配置されうる。
[0029] プランジャー 72b, 74b, 76biま、作動室 55a【こ連通した溝 72a, 74a, 76a【こ、溝 7 2a, 74a, 76aに沿った往復動が自在となるように配置されている。溝 72a, 74a, 76 aは、作動室 55aと圧力管 78, 79, 80とを接続するように第 1シリンダ 41内に形成さ れている。ばね 72c, 74c, 76cの一方の端部は、溝 72a, 74a, 76aの圧力管 78, 7 9, 80側の端面に係止され、他方の端部はプランジャー 72b, 74b, 76bの端面に接 して ヽる。ば、ね 72c, 74c, 76dま、プランジャー 72b, 74b, 76b力 ^最も作動室 55aに 近接した閉鎖位置に移動してもプランジャー 72b, 74b, 76bに対する付勢力を保ち うるように、その長さを縮めた状態で、溝 72a, 74a, 76aに押し込まれている。
[0030] 差圧弁 72, 74, 76に接続された圧力管 78, 79, 80は、差圧弁 72, 74, 76を開閉 させるための制御圧力を差圧弁 72, 74, 76に供給する制御圧力路の役割を担う。 差圧弁 72, 74, 76に供給される制御圧力は、膨張前の作動流体の圧力（P1)、また は膨張後の作動流体の圧力（P2)に等しい。圧力管 78, 79, 80を通じて、圧力（P1 )および圧力（P2)力 選ばれる一方に等しい制御圧力が差圧弁 72, 74, 76に切り 替え可能に供給される。少なくとも制御圧力が圧力（P1)に等しい場合には差圧弁 7 2, 74, 76が閉じ、少なくとも制御圧力が圧力（P2)に等しい場合には差圧弁 72, 74 , 76が開く。このようにすれば、差圧弁 72, 74, 76の開閉を容易に制御することがで きる。
[0031] 膨張機部 3は、さらに、作動流体を第 1吸入孔 71に導くための主通路 90と、主通路 90から分岐するとともに、第 1シリンダ 41の作動室 55aの外周に沿って弧を描くように 設けられ、作動流体を第 2、第 3および第 4吸入孔 73, 75, 77へと導くための副通路 81とを含む。このような主通路 90および副通路 81を設けることにより、第 2、第 3およ び第 4吸入孔 73, 75, 77の各々に、膨張させるべき作動流体を吸入管 53から概ね 最短距離で導くことができ、圧力損失の増大を防ぐことができる。
[0032] 具体的に、軸受部材としての上側端板 50には、作動流体を吸入管 53から第 1吸入 孔 71に導くための主通路 90と、作動流体を吸入管 53から差圧弁 72, 74, 76にまで 導くための副通路 81が形成されている。副通路 81は、上側端板 50内を第 1シリンダ 41の作動室 55aの外周に沿って弧を描くように伸長し、吸入管 53と溝 72a, 74a, 7 6aとを連通させている。
[0033] このように、本実施形態では、差圧弁 72, 74, 76が、（a)吸入孔 73, 75, 77に連 続するように設けられ、少なくとも一部がシャフト 7の軸方向に関して副通路 81と重な り合うように第 1シリンダ 41の半径方向外向きに延びる溝 72a, 74a, 76aと、（b)溝 7 2a, 74a, 76aに酉己置され、畐 ij通路 81を介した主通路 90力ら吸人孔 73, 75, 77へ の作動流体の流通を許容する開放位置と、副通路 81を介した主通路 90から吸入孔 73, 75, 77への作動流体の流通を禁止する閉鎖位置との 2位置を往復動可能なプ ランジャーとを含む。プランジャーの往復動作力 制御圧力によって制御される。この ようにすれば、第 2、第 3および第 4吸入孔 73, 75, 77の各々から、第 1シリンダ 41の 吸入側の作動室 55aに、能率的に作動流体を導くことができる。
[0034] また、本実施形態では、第 2シリンダ 42の位置する側とは反対側にぉ 、て第 1シリ ンダ 41の端面を閉塞し、かつ第 1ピストン 44および第 2ピストン 45を回転させるため のシャフト 7を支える軸受部材としての上側端板 50に、主通路 90および副通路 81を 設けている。上側端板 50は、第 1シリンダ 41よりも形状や寸法の自由度が高いので、 主通路 90および副通路 81を設け、主通路 90に吸入管 53を接続することが容易で ある。もちろん、このような主通路 90および副通路 81を第 1シリンダ 41に設けてもよ いし、主通路 90および副通路 81から選ばれる一方を第 1シリンダ 41、他方を上側端 板 50に設けてもよい。
[0035] プランジャー 72b, 74b, 76bが作動室 55a側から押し込まれて圧力管 78, 79, 80 側へと後退すると、差圧弁 72, 74, 76が開き、作動流体が吸入孔 73, 75, 77からも 作動室 55aへと吸入される。プランジャー 72b, 74b, 76b力 S圧力管 78, 79, 8(K則力 ら押し込まれて作動室 55a側へと前進すると、差圧弁 72, 74, 76が閉じ、作動流体 が第 1吸入孔 71のみ力 作動室 55aへと吸入される。プランジャー 72b, 74b, 76b が作動室 55a内へと突出しないように、吸入孔 73, 75, 77の径は、プランジャー 72b , 74b, 76bの径よりも小さく設計されている。
[0036] 第 1吸入孔 71および第 2、第 3、第 4吸入孔 73, 75, 77は、第 1シリンダ 41の内側 の側壁に形成されている。先に言及したように、吸入孔 71, 73, 75, 77は、第 1シリ ンダ 41の作動室 55aに面していれば十分なので、第 1シリンダ 41に隣接する上側端 板 50に形成されていてもよい。第 1吸入孔 71は、シャフト 7の中心軸 70を基準に第 1 ベーン 46からシャフト 7の回転方向（図 2Aで時計回り）について φ = 20° の位置に 形成されている。同様の表記に従うと、第 2吸入孔 73は φ = 90° 、第 3吸入孔 75は = 135° 、第 4吸入孔 77は φ = 180° の位置にそれぞれ形成されている。吸入 孔の位置を角度 φにより示す上述の表記法は、正確には、第 1ベーン 46と第 1ピスト ン 44との接点とシャフト 7の中心軸 70とを結ぶ第 1直線 70aを、中心軸 70を中心とし て、シャフト 7の回転方向について、当該吸入孔とシャフト 7の中心軸 70とを結ぶ第 2 直線 (例えば第 2吸入孔 73については直線 70b)にまで回転させるときの角度である 。第 2、第 3、第 4吸入孔 73, 75, 77は、第 1吸入孔 71よりも、上述の表記法に従って 、角度 φが大きくなる位置に、換言すれば下流側に形成されている。
[0037] プランジャー 72b, 74b, 76bの一方の端面（作動室 55aに近い側の端面）には、作 動室 55a内の圧力が作用し、他方の端面 (作動室 55aから遠い側の端面）には、圧 力管 78, 79, 80内の圧力と、ばね 72c, 74c, 76cの付勢力による圧力とが作用する 。溝 72a, 74a, 76aにおけるプランジャー 72b, 74b, 76bの位置、良!]ち差圧弁 72, 74, 76の開閉は、これら圧力および付勢力のバランスにより定まる。例えば、作動室 55a内の圧力と、圧力管 78, 79, 80内の圧力とが等しい場合には、ばね 72c, 74c, 76cの付勢力によりプランジャー 72b, 74b, 76b力 S前進して差圧弁 72, 74, 76力 S閉 じられる。他方、作動室 55a内の圧力が圧力管 78, 79, 80内の圧力とばね 72c, 74 c, 76cの付勢力との合計を上回る大きさであれば、作動室 55a内の圧力によりプラン ジャー 72b, 74b, 76b力 S後退して差圧弁 72, 74, 76力 S開く。これを禾 IJ用して、圧力 管 78, 79, 80内の圧力を個別に調整すれば、差圧弁 72, 74, 76の開閉を個別に 制御できる。
[0038] 差圧弁 72, 74, 76の開閉を制御するための制御圧力としては、ヒートポンプ内を、 高圧状態から低圧状態へと、またはその逆へと変化しながら循環する作動流体の圧 力を用いることが好ましい。以下、作動流体の圧力により、差圧弁 72, 74, 76の開閉 を制御する形態について説明する。
[0039] 図 3に、本実施形態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 装置 (ヒートポンプ)の構成の一例を示す。この装置は、膨張機一体型圧縮機とともに 、ガスクーラ (放熱器) 2、蒸発器 4を備え、作動流体が、圧縮機部 1、ガスクーラ 2、膨 張機部 3、蒸発器 4の順に流れるように接続する管体 8をさらに備えている。
[0040] 管体 8には、高圧の作動流体、即ち圧縮機部 1から吐出され膨張機部 3に流入する 前の作動流体が通過する部分、具体的にはガスクーラ 2と膨張機部 3との間の部分 に高圧管 83が接続されている。また、管体 8には、低圧の作動流体、即ち膨張機部 3 力 吐出され圧縮機部 1に流入する前の作動流体が通過する部分、具体的には膨 張機部 3と蒸発器 4との間の部分に低圧管 84が接続されている。高圧管 83および低 圧管 84は、それぞれ分岐して、切替弁（三方弁） 85, 86, 87に接続されている。切 替弁（三方弁） 85, 86, 87は、それぞれ、圧力管 78, 79, 80にも接続されている。 圧力管 78, 79, 80、高圧管 83、低圧管 84および切替弁 85, 86, 87によって、差圧 弁 72, 74, 76を開閉させるための制御圧力を差圧弁 72, 74, 76に供給する制御圧 カ路が構成されている。
[0041] 切替弁 85, 86, 87の切り替えにより、圧力管 78, 79, 80には高圧管 83または低 圧管 84が接続される。こうして、圧力管 78, 79, 80には、冷凍サイクルの高圧側また は低圧側の圧力が供給される。図 3に示した例では、切替弁 85が圧力管 78と低圧 管 84とを接続し、切替弁 86, 87は、圧力管 79, 80を高圧管 83とそれぞれ接続して いる。この状態では、圧力管 78を通じて、差圧弁 72のプランジャー 72bに、膨張機 部 3の吐出圧力 Pedに等しい低圧が付与され、圧力管 79, 80を通じて、差圧弁 74, 76のプランジャー 74b, 76bに、膨張機部 3の吸入圧力 Pesに等しい高圧が付与さ れる。
[0042] 図 4の断面図に、上記のように切替弁 85, 86, 87を設定した場合における、差圧 弁 72, 74, 76のプランジャー 72b, 74b, 76bに作用する圧力を併せて示す。作動 室 55aには、吸入圧力 Pesを有する作動流体が吸入される。このため、吸入圧力 Pes と吐出圧力 Pedとの相違を反映して（Pes > Ped)、プランジャー 72bが後退し、これ に伴って差圧弁 72が開き、第 2吸入孔 73からは作動流体が作動室 55aに吸入され る。他方、両方の端面に等しい圧力 Pesが作用しているプランジャー 74b, 76bは、 ばね 74c, 76cの付勢力により前進した状態となり、差圧弁 74, 76が閉じた状態とな る。このため、第 3吸入孔 75および第 4吸入孔 77からは作動流体が作動室 55aに吸 入されない。
[0043] 上述の説明から明らかなように、ばね 72c, 74c, 76cの付勢力による圧力 Pspは、 圧力 Pesと圧力 Pedとの差よりも小さく設定されている（Pspく（Pes— Ped) )。また、 ばね 72c, 74c, 76cの付勢力による圧力 Pspは、その他の圧力により生じうる圧力差 力 0となる場合に、プランジャー 72b, 74b, 76bを差圧弁 72, 74, 76力 S閉じるに足り る大きさに設定されている。
[0044] 以上のとおり、冷凍サイクル装置の基本的な構成に、図 3に示した三方弁 85, 86, 87および酉己管 83, 84を追カロするだけで、差圧弁 72, 74, 76のプランジャー 72b, 7 4b, 76bの背面側空間の圧力を切り替えることができる。
[0045] なお、図 3に示した構成では、高圧管 83と低圧管 84との間には三方弁 85, 86, 87 が配置されているため、高圧管 83から低圧管 84に直接作動流体が流れることはな い。従って、冷凍サイクルを循環する作動流体は全て膨張機部 3を通過する。
[0046] 以上のように差圧弁を作動させると、差圧弁を作動させるためのァクチユエータが 不要となる。電動ァクチユエータに代表されるァクチユエータを用いて差圧弁を作動 させることも可能ではあるが、ァクチユエータを使用すると、密閉容器 11の容積拡大 が必要となり、装置全体が大型化する。また、電動ァクチユエータを高温高圧の作動 流体中で使用するためには、絶縁用の樹脂に作動流体が浸透して榭脂が劣化し、 信頼性が低下することを防止する必要がある。このため、汎用品を用いることができ ず製造コストが大幅に高くなる。特に、作動流体として二酸化炭素を用いる場合、密 閉容器 11の内部は、圧力 100気圧以上、温度 100°C以上となり、し力も二酸ィ匕炭素 が超臨界状態となるため、榭脂に対する作動流体の浸透が顕著となって劣化が促進 される。
[0047] 従って、差圧弁としては、上記のように、差圧弁に作用する制御圧力により開閉され 、少なくとも制御圧力が作動室に吸入される作動流体の圧力に等しい場合には差圧 弁が閉じ、少なくとも制御圧力が作動室力 吐出される作動流体の圧力に等しい場 合には差圧弁が開く差圧弁を用いるとよい。より具体的には、上記で説明したように、 一方の端面に作動室内の圧力が作用し、他方の端面に制御圧力が作用するプラン ジャーと、プランジャーを作動室側へと付勢するばねとを備えた差圧弁が好適である 。この差圧弁は、コンパクトであり、構成がシンプルで信頼性にも優れている。また、 上記のように、作動室の内壁の少なくとも一部力 シリンダとシリンダの内側で偏心回 転するピストンとにより構成される場合には、差圧弁を、シリンダ内に配置すると装置 の小型化に有利である。
[0048] 図 5Aおよび図 5Bに、第 1シリンダ 41および第 2シリンダ 42の動作原理図を示す。
図 5A, Bには、シャフト 7の回転角 Θが 45° ごとのシリンダ 41, 42の状態が示されて いる。ここで、シャフト 7の回転角 Θを、第 1シリンダ 41と第 1ピストン 44との接点力 第 1ベーン 46に位置するいわゆる上死点を 0° とし、シャフト 7の回転方向である時計 回りを正として表示する。
[0049] 膨張機部 3は、シャフト 7が 3回転する間に吸入過程から吐出過程までの 1サイクル を行う。このため、図 5A, Bでは、回転角 Θを、整数 n(n=0、 1、 2)を用いて表現し ている。また、図 5A, Bでは、図 3を参照して説明したように、第 2吸入孔 73が開き、 第 3吸入孔 75および第 4吸入孔 77が閉じている状態についての動作原理を示して いる。
[0050] ピストン 44, 45の 1周目（n=0)の 0 =0° 力もサイクルが開始され、 Θ = 20° (図 示せず)で第 1シリンダ 41と第 1ピストン 44との接点が第 1吸入孔 71を通過すると、作 動室 55aと第 1吸入孔 71とが連通して吸入過程が始まる。 Θ = 90° で第 1シリンダ 4 1と第 1ピストン 44との接点が第 2吸入孔 73を通過すると、作動室 55aと第 2吸入孔 7 3とが連通し、以降、作動室 55aには、第 1吸入孔 71および第 2吸入孔 73から作動流 体が流入する。作動室 55aは、 0 = 135° で第 3吸入孔 75と、 0 = 180° で第 4吸 入孔 77と連通する力 これら吸入孔 75, 77は、差圧弁 74, 76によって閉じられてい る。
[0051] Θの増加に伴って作動室 55aの容積は増加し、 2周目（n= l)開始の Θ = 360° を過ぎると、作動室 55aは作動室 55bに変化し、かつ、作動室 55bは連通孔 43aを介 して第 2シリンダ 42の作動室 56aと連通し、一つの作動室を形成する。さらにシャフト 7が回転すると、 0 = 380° (図示せず）において、第 1シリンダ 41と第 1ピストン 44と の接点が第 1吸入孔 71を通過し、作動室 55bと第 1吸入孔 71との連通が断たれる。 従来の 2段ロータリ式の膨張機では、第 2吸入孔 73が設けられていないために、この 時点で吸入過程が終了する。
[0052] これに対し、本実施形態では、第 1吸入孔 71が閉じられても、第 2吸入孔 73からは 作動流体の流入が続く。そして、 Θ =450° に至った段階で、第 1シリンダ 41と第 1 ピストン 44との接点が第 2吸入孔 73を通過するため、作動室 55bと第 2吸入孔 73と の連通が断たれ、この時点で吸入過程が終了する。
[0053] 吸入過程が終了すると、作業流体の膨張過程が開始される。シャフト 7がさらに回 転すると、作動室 55bの容積は減少する力 第 1シリンダ 41よりも第 2シリンダ 42のほ うが軸方向に高く容積が大きいために、作動室 56aの容積はそれ以上の割合で増加 する。その結果、作動室 55bと作動室 56aとの容積の和は増加し、作動流体は膨張 する。 0 = 700° (図示せず）に至ると、第 2シリンダ 42と第 2ピストン 45との接点が吐 出孔 51aを通過し、作動室 56aが吐出孔 51aと連通する。この時点で、膨張過程は 終了する。
[0054] 膨張過程が終了すると、作業流体の吐出過程が開始される。 3周目（n= 2)開始の
Θ = 720° において、第 1シリンダ 41の作動室 55bは消滅、第 2シリンダ 42の作動 室 56aは作動室 56bに変化し、さらに、シャフト 7が回転するにつれて、作動室 56bの 容積が減少し、作動流体が吐出孔 51aから吐き出される。 θ = 1080° で作動室 56 bが消滅し、吐出過程が終了する。
[0055] 以上の説明から明らかなように、第 1シリンダ 41と第 1ピストン 44との接点力 複数 の吸入孔 71, 73, 75, 77で開いている吸入孔のうち、最下流側の吸入孔を 2周目に 通過した時点で吸入過程が終了し、膨張過程が開始される。
[0056] 図 6Aに、開いている最下流側の吸入孔を、第 1吸入孔 71、第 2吸入孔 73、第 3吸 入孔 75、および第 4吸入孔 77とした場合における、シャフトの回転角 Θと吸入から吐 出に至る各過程の移行時点との関係を示す。図 6Aに示したとおり、下流側、即ち角 度 φが大きい吸入孔が開いているほど、吸入過程から膨張過程へと移行するタイミン グが遅くなり、吸入過程が長くなつて膨張過程が短くなる。即ち、吸入過程が行われ る時間の長さに対する膨張過程が行われる時間の長さの比が小さくなる。
[0057] 図 6Bに、シャフト 7の回転角 Θと作動室容積との関係を示す。作動流体は、作動室 55a,作動室 55b、作動室 56a、作動室 56bの順に移動する力 その過程で作動室 の容積は正弦波曲線状に変化する。図中の縦軸に、図 6Aの（1)から (4)における吸 入過程終了時の作動室容積である吸入容積 Vesk (添字 kは（1)から (4)の番号）と、 吐出過程開始時の作動室容積である吐出容積 Vedを示す。下流側の吸入孔が開く ほど吸入容積 Veskは増加する力 φによらず吐出容積 Vedは一定である。
[0058] 以上のように、本実施の形態では、従来の 2段ロータリ式の膨張機部 3に設けられ ていた第 1吸入孔 71に加えて、差圧弁 72, 74, 76を備えた第 2吸入孔 73、第 3吸入 孔 75、第 4吸入孔 77を設けることにより、吸入容積 Veskを 4段階力も選択することが できる。これにより、圧縮機部 1と膨張機部 3の入口側の作動流体の密度比 (VcsZV esk)を制御することが可能となる。
[0059] 図 7に、本実施形態の膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルのモリエル線図 を例示する。密度比を選択することができるため、 2段ロータリ式の膨張機部 3の入口 側の状態に相当する点 Cを、等温線（図示した例では T= 35°C)に沿って圧力だけを 変化させ、 C , C , C , C力も選択することが可能となる。こうして、 2段ロータリ式の
1 2 3 4
膨張機部 3の入口側の温度と圧力が制御できるようになり、従来の膨張機一体型圧 縮機を用いた冷凍サイクルでは不可能であった、効率の良!、冷凍サイクルの運転が 可能となる。 [0060] 本実施形態では、差圧弁の数を 4としたが、 kの数は 2以上力 適宜選択すればよ い。
[0061] kの数が 2である場合、即ち第 1吸入孔 71と、差圧弁を備えた第 2吸入孔 73とが配 置されている場合には、差圧弁の制御により、吸入過程の時間の長さに対する膨張 過程の時間の長さの比を R1 (第 1吸入孔 71のみ力も作動流体が吸入される場合の 比）と R2 (第 1吸入孔 71および第 2吸入孔 73から作動流体が吸入される場合の比）と 力も選択して、上記密度比 (VcsZVesk)を 2段階に変化させることができる。
[0062] 言い換えれば、差圧弁 72を開いて第 1吸入孔 71および第 2吸入孔 73から作動流 体を第 1シリンダ 41の作動室 55aに吸入する場合における、作動室 55aに作動流体 が吸入される吸入過程の時間の長さ t2が、差圧弁 72を閉じて第 1吸入孔 41のみか ら作動流体を作動室 55aに吸入する場合における、作動室 55aに作動流体が吸入さ れる吸入過程の時間の長さ tlよりも大とすることができる。
[0063] 密度比選択を多段階に行う必要があれば、差圧弁を配置した吸入孔を増設して k の数を増やしていくとよい。例えば、第 1吸入孔 71、差圧弁を備えた第 2吸入孔 73と ともに、第 2吸入孔 73よりも下流側に、差圧弁を備えた第 3吸入孔 75をさらに配置し てもよい。この場合は、第 2吸入孔 73および第 3吸入弁 75の差圧弁を開いて、第 1吸 入孔 71、第 2吸入孔 73および第 3吸入孔 75から作動流体を作動室 55aに吸入する 場合における、作動室への作動流体の吸入過程の長さに対する、作動室における 作動流体の膨張過程の長さの比 R3が、上記の比 R1および R2よりも小さくなる（R3 <R2<R1)。このため、密度比 (VcsZVesk)は 3段階に変化させることができる。
[0064] 言い換えれば、第 2吸入孔 73および第 3吸入孔 75の差圧弁 72, 74を開いて、第 1 吸入孔 71、第 2吸入孔 73および第 3吸入孔 75から作動流体を作動室 55aに吸入す る場合における、作動室 55aへの作動流体の吸入過程の長さ t3が、上述した長さ t2 よりち大とすることがでさる。
[0065] 次に、吐出孔 51aに吐出弁 82を設けたことによる効果について説明する。図 8に作 動室の容積と圧力の関係（PV線図）を示す。図中の記号に添えられた数字は、上記 と同様、開いている最下流側の吸入孔の番号である。点 Ρ φは膨張過程の開始、点 S φは膨張過程の終了、点 Tは吐出過程の開始を表す。なお、二酸化炭素を作動流 体とする冷凍サイクルを想定しているため、膨張過程の途中で相変化に起因する変 極点 <3 Φが示されている。
[0066] 吐出容積 Vedが一定であるため、下流側の吸入孔が開いて吸入容積 Veskが大き くなるにつれて、膨張過程の前後における容積比（=VedZVeSk)が小さくなり、膨 張過程終了時の圧力 Pedkが高くなる。このため、例えば、差圧弁を備えた吸入孔 73 , 75, 77を角度 φにより表示して 180° までの範囲に配置する場合、角度 φが最大 値 180° となる場合の膨張過程終了時の圧力 Pedが冷凍サイクルの低圧側圧力 Pe
4
dより低くなるように設定し、不足膨張が生じないように設計することが望ましい。不足 膨張が生じると、作動流体の圧力差によるエネルギーの一部が回収できなくなるため である。
[0067] このように設計すると、少なくとも角度 φを 180° 以下に設定した場合に、過膨張が 生じる。過膨張とは、圧力 Pedkが冷凍サイクルの低圧側圧力 Pedよりも低くなる現象 である。過膨張が発生すると、吐出過程において、吐出孔 51aから、作動室 56b内よ りも圧力が高いマフラー 52の内部空間 52aに作動流体を押出すために、過膨張損 失が発生する。過膨張損失の大きさは、図 8における三角形 S φ Τの面積により 示すことができる。
[0068] し力し、吐出孔 51a〖こ吐出弁 82を設けておくと、作動室 56bで過膨張 R φ S φが生 じた場合は、吐出過程において再圧縮が行われる。吐出過程において、作動室 56b は、シャフト 7の回転とともに容積が小さくなる。吐出孔 51aに吐出弁 82を配置してお くと、過膨張により低下した作動室 56bの圧力が冷凍サイクルの低圧側圧力 Pedに等 しくなるまで吐出弁 82が開かないため、作動流体が作動室 56bで再圧縮される。こう して、吐出弁 82を配置しておけば、過膨張損失を防ぐことができる。
[0069] 以下、本実施形態のその他の特徴を説明する。
[0070] 本実施形態では、 3つの差圧弁 72, 74, 76の作動により、膨張過程の容積比 (Ve dZVesk)を 4段階に変化させることとした。しかし、 4段階の制御に用いた制御圧力 Pes, Pedは 2段階に過ぎない。多段階の制御圧力を創出するためには、圧力を作る ための複雑な機構が必要となる。また、冷凍サイクルの起動時や運転条件の変更時 などの過渡期間には、膨張機部 3の作動室 55aの圧力が急速に変化するため、これ に応じて制御圧力も調整しなければならない。制御圧力の大きさに頼って制御する 場合に制御圧力を一定とすると、上記のような過渡期間には、差圧の正負が逆転し、 差圧弁 72, 74, 76が機能しなくなることもある。これに対し、本実施形態では、過渡 期間には、制御圧力も自己整合的に変化するため、安定した制御ができる。
[0071] このように、ヒートポンプは、本実施形態で説明した膨張機とともに、圧縮機と、圧縮 機により圧縮されて高圧となった作動流体が流れる高圧管と、膨張機において膨張 して低圧となった作動流体が流れる低圧管と、差圧弁に制御圧力を与える圧力管と 、圧力管、高圧管および低圧管に接続された切替弁とをさらに備え、切替弁を切り換 えることにより、高圧管内の作動流体の圧力または低圧管内の作動流体の圧力を、 制御圧力として、差圧弁に作用させる構成とするとよい。制御圧力は、差圧弁に作用 し、少なくとも制御圧力が作動室に吸入される作動流体の圧力 Pesに等しい場合に は差圧弁が閉じ、少なくとも制御圧力が作動室から吐出される作動流体の圧力 Ped に等しい場合には差圧弁が開くように、差圧弁を作動させる。
[0072] 本実施形態では、追加の吸入孔 73, 75, 77を第 1シリンダ 40の内部の側壁に形 成し、これらの吸人子し 73, 75, 77【こ続くよう【こ溝 72a, 74a, 76aを形成し、溝 72a, 7 4a, 76a【こ連通するよう【こ圧力管 78, 79, 80を酉己置した。圧力管 78, 79, 80ίま、図 1に示すように、密閉容器 11の側壁に設けた孔力 差し込むことにより配置できる。こ のため、組立が容易であり、製造コストの低減に適している。
[0073] 本実施形態では、膨張機部 3の吸入容積 Veskを可変としたことにより、膨張機を用 Vヽな ヽ冷凍サイクルに用いる通常の構造を有する圧縮部を圧縮機部 1とした。圧縮 機部 1については、通常の構造をそのまま用いることができるため、開発コストを削減 できる。
[0074] 本実施形態の膨張機一体型圧縮機を用いると、冷凍サイクルの作動流体の循環量 を圧縮機部 1の回転数で制御しつつ、膨張機部 3は圧縮機部 1と同一回転数で回転 させながら、運転条件に応じて吸入容積 Ves φを調整することができる。従って、圧 縮機部 1と膨張機部 3の冷凍サイクルの制御上の役割分担が可能であり、膨張機一 体型圧縮機を用いた冷凍サイクルの制御アルゴリズムも容易になる。
[0075] 本実施形態の膨張機一体型圧縮機に用いる作動流体の種類に制限はないが、二 酸化炭素が適している。膨張機による動力回収の効果がより顕著となるためである。 このため、作動流体を二酸化炭素とすると、密度比一定を回避することによる高効率 化の効果も顕著になる。
[0076] なお、本発明では、膨張機部 3を多段ロータリ式としたが、スクロール式ゃスライディ ングベーン式の膨張機に、本実施形態と同様の差圧弁を設けた複数の吸入孔を設 けても同様の効果を得ることができる。ロータリ式の膨張機の段数についても特に制 限はない。ただし、 2段またはそれ以上の段数のロータリ式の膨張機では、吸入過程 が第 1シリンダ 41に広い面積で接する作動室 55aで行われるために、差圧弁を備え た吸入孔を多数設けるには有利である。また、ベーンとピストンが一体ィ匕されている口 一タリ式の膨張機に対しても、本発明を好適に採用できる。
[0077] (第 2の実施形態）
第 1の実施形態では、第 1膨張機構とともに、第 1膨張機構の作動室と連通孔により 連通する作動室を備えた第 2膨張機構をさらに備えた 2段ロータリ式の膨張機 (膨張 機部 3)について説明した。
[0078] 膨張機部 3は、単体で用いても、即ち、圧縮機と分離した膨張機として用いてもよい 。図 9に、分離型の膨張機を用いた動力回収式の冷凍サイクル装置の構成を示す。 この装置は、図 3で示した冷凍サイクル装置とほぼ同様の構成を有するが（同一部材 については同一番号を使用し、説明を省略する）、膨張機一体型圧縮機（図 3の参照 符号 1, 3, 6, 7)に代えて、互いに分離された圧縮機 61と膨張機 63、シャフト 7dを介 して圧縮機 61に接続された回転電動機 66、およびシャフト 7eを介して膨張機 63に 接続された発電機 67を備えている。この装置の冷凍サイクルは、圧縮機 61、ガスク ーラ (放熱器) 2、膨張機 63、蒸発器 4で構成されている。圧縮機 61は回転電動機 6 6により駆動され、膨張機 63では作動流体の膨張エネルギーが発電機 67により電気 エネルギーに変換され、このエネルギーが回転電動機 66の入力の一部に用いられ る。
[0079] 図 10に、一般的な発電機 67の効率曲線を示す。発電機 67は、所定の定格回転数 Nrで発電効率が最も高くなるように設計されているため、回転数が定格回転数から 離れるほど発電効率が低下する。このため、発電機 67の回転数は、できるだけ定格 回転数 Nrの近傍とすることが望ましい。しかし、冷凍サイクルでは、作動流体の循環 量や密度が変化するため、吸入容積 Vesが一定の膨張機では定格回転数 Nrの近 傍だけで運転することが困難である。第 1の実施形態の膨張機部 3を膨張機 63として 用いれば、吸入容積 Veskの調整により回転数を定格回転数 Nrの近傍に制御するこ とで可能となる。
[0080] (第 3の実施形態）
本実施形態では、図 3に示した構成に代えて、図 11に示す構成を有する冷凍サイ クル装置とする。この装置では、図 3で示した冷凍サイクル装置とほぼ同様の構成を 有するが（同一部材については同一番号を使用し、説明を省略する）、三方弁 85, 8 6, 87に代免て、ロータジ弁 92力用!ヽられる。
[0081] ロータリ弁 92は、シリンダ 92aと、その内部に配置された回転軸 92bを中心に回転 可能なピストン 92cとを備えている。シリンダ 92aの内壁とピストン 92cの接触面はシ ールされており、ピストン 92cは外部から回転駆動することができる。シリンダ 92aの内 部の空間は、ピストン 92cにより、低圧管 84と連通する低圧空間 93aと、高圧管 83と 連通する高圧空間 93bとに分割されている。
[0082] ロータリ弁 92のシリンダ 92aには、低圧空間 93a側から高圧空間 93b側にかけて、 圧力管 78, 79, 80がこの順に接続されている。この接続により、ピストン 92cを回転さ せることにより、圧力管 78, 79, 80の圧力を吸入圧力 Pesと吐出圧力 Pedの間で順 次切り替えることができる。
[0083] 図 11に示した状態では、圧力管 78に低圧が供給され、圧力管 79, 80には高圧が 供給されるため、差圧弁 72は開くが、差圧弁 74, 76は閉じた状態となる。この状態 では、第 2吸入孔 73が、開いた最下流の吸入孔となる（図 6A (2)の状態)。図 11に 示した状態から、ピストン 92cを図 11において反時計回りに回転させていくと、圧力 管 79にも低圧が供給されることとなり、差圧弁 72とともに差圧弁 74が開く。この状態 では、第 3吸入孔 75が、開いた最下流の吸入孔となる（図 6A (3)の状態)。ピストン 9 2cを反時計回りにさらに回転させていくと、差圧弁 72, 74, 76はすべて開き、第 4吸 入孔 77が、開いた最下流の吸入孔となる（図 6A (4)の状態)。逆に、図 11に示した 状態から、ピストン 92cを時計回りに回転させていくと、圧力管 78にも高圧が供給され ることとなり、差圧弁 72, 74, 76はすべて閉じ、差圧弁が配置されていない第 1吸入 孔 71のみ力も作動流体が供給される（図 6A(1)の状態)。
[0084] 本実施形態のようにロータリ弁 92を用いると、 1つの弁により、複数の差圧弁を制御 できる。制御対象のァクチユエータが 1つで済むため、制御が簡単であり、配管の構 成もシンプルとなる。
産業上の利用可能性
[0085] 以上説明したとおり、本発明の膨張機は、冷凍サイクルにおける作動流体の膨張ェ ネルギーを回収する効率の良い手段を提供し、特に膨張機一体型圧縮機を用いるヒ ートポンプの高効率ィ匕を実現するものとして、多大な利用価値を有する。

Claims

請求の範囲
[1] 第 1シリンダと、
前記第 1シリンダ内で偏心回転するように前記第 1シリンダ内に配置され、前記第 1 シリンダとの間に第 1作動室を形成する第 1ピストンと、
前記第 1作動室を第 1吸入側空間と第 1吐出側空間とに仕切る第 1仕切部材と、 前記第 1シリンダと同心状に配置された第 2シリンダと、
前記第 2シリンダ内で偏心回転するように前記第 2シリンダ内に配置され、前記第 2 シリンダとの間に前記第 1作動室よりも大容積の第 2作動室を形成する第 2ピストンと 前記第 2作動室を第 2吸入側空間と第 2吐出側空間とに仕切る第 2仕切部材と、 前記第 1吐出側空間と前記第 2吸入側空間とを連通し、作動流体が膨張しうる膨張 室を形成する連通路と、
前記第 1吸入側空間に前記作動流体を導くための吸入孔であって、第 1吸入孔と、 前記第 1吸入孔の位置から前記第 1ピストン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吸入孔とを含む、複数の吸入孔と、
前記差圧弁に接続され、前記差圧弁を開閉させるための制御圧力を前記差圧弁 に供給する制御圧力路と、
を備えたロータリ型膨張機。
[2] 前記制御圧力が、膨張前の前記作動流体の圧力 (P1)、または膨張後の前記作動 流体の圧力（P2)に等しぐ前記制御圧力路を通じて、前記圧力（P1)および前記圧 力（P2)力 選ばれる一方に等しい前記制御圧力が前記差圧弁に切り替え可能に供 給される請求項 1に記載のロータリ型膨張機。
[3] 少なくとも前記制御圧力が前記圧力（P1)に等しい場合には前記差圧弁が閉じ、 少なくとも前記制御圧力が前記圧力 (P2)に等しい場合には前記差圧弁が開く請 求項 2に記載のロータリ型膨張機。
[4] 前記差圧弁を開いて前記第 1吸入孔および前記第 2吸入孔から前記作動流体を 前記第 1吸入側空間に吸入する場合における、前記第 1吸入側空間に前記作動流 体が吸入される吸入過程の時間の長さ t2が、前記差圧弁を閉じて前記第 1吸入孔の みから前記作動流体を前記第 1吸入側空間に吸入する場合における、前記第 1吸入 側空間に前記作動流体が吸入される吸入過程の時間の長さ tlよりも大である、請求 項 1に記載のロータリ型膨張機。
[5] 前記差圧弁が、一方の端面に前記第 1作動室内の圧力が作用し、他方の端面に 前記制御圧力が作用するプランジャーと、前記プランジャーを前記第 1作動室側へと 付勢するばねとを備えた請求項 1に記載のロータリ型膨張機。
[6] 前記差圧弁が、前記第 1シリンダの外周面と内周面との間における前記第 1シリン ダ内に配置された請求項 1に記載のロータリ型膨張機。
[7] 前記作動流体を前記第 1吸入孔に導くための主通路と、前記主通路から分岐する とともに、前記第 1作動室の外周に沿って設けられ、前記作動流体を前記第 2吸入孔 へと導くための副通路と、をさらに備えた請求項 1に記載のロータリ型膨張機。
[8] 前記第 2吸入孔が、前記第 1シリンダまたは前記第 1シリンダを閉塞する閉塞部材 に設けられ、
前記差圧弁が、（a)前記第 2吸入孔に連続するように設けられ、少なくとも一部が前 記副通路と重なり合うように前記第 1シリンダの半径方向外向きに延びる溝と、（b)前 記溝に配置され、前記副通路を介した前記主通路から前記第 2吸入孔への前記作 動流体の流通を許容する開放位置と、前記副通路を介した前記主通路から前記第 2 吸入孔への前記作動流体の流通を禁止する閉鎖位置との 2位置を往復動可能なプ ランジャーとを含み、
前記プランジャーの往復動作が、前記制御圧力によって制御される請求項 7に記 載のロータリ型膨張機。
[9] 前記主通路および前記副通路が、前記第 2シリンダの位置する側とは反対側にお いて前記第 1シリンダの端面を閉塞し、かつ前記第 1ピストンおよび前記第 2ピストン を回転させるためのシャフトを支える軸受部材に設けられている、請求項 7に記載の ロータリ型膨張機。
[10] 前記複数の吸入孔が、差圧弁を備えた第 3吸入孔をさらに含み、
前記第 2吸入孔および前記第 3吸入孔の差圧弁を開いて、前記第 1吸入孔、前記 第 2吸入孔および前記第 3吸入孔から前記作動流体を前記第 1吸入側空間に吸入 する場合における、前記第 1吸入側空間への前記作動流体の吸入過程の長さ t3が
、前記長さ t2よりも大である、請求項 1に記載のロータリ型膨張機。
[11] 請求項 1に記載の膨張機と、圧縮機と、前記膨張機と前記圧縮機とを連結するシャ フトと、を備えた膨張機一体型圧縮機。
[12] 請求項 1に記載の膨張機を備えたヒートポンプ。
[13] 請求項 11に記載の膨張機一体型圧縮機を備えたヒートポンプ。
[14] 請求項 1に記載の膨張機を備えたヒートポンプであって、
圧縮機と、前記圧縮機により圧縮されて高圧となった作動流体が流れる高圧管と、 前記膨張機において膨張して低圧となった作動流体が流れる低圧管と、前記差圧弁 に前記制御圧力を与える圧力管と、前記圧力管、前記高圧管および前記低圧管に 接続された切替弁とをさらに備え、
前記圧力管、前記高圧管、前記低圧管および前記切替弁によって前記制御圧力 路が構成され、
前記切替弁を切り換えることにより、前記高圧管内の作動流体の圧力または前記低 圧管内の作動流体の圧力を、前記制御圧力として、前記差圧弁に作用させる、ヒート ポンプ。
[15] 前記作動流体が二酸化炭素である、請求項 14に記載のヒートポンプ。
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