专利名称：旋转式膨胀机的制作方法
技术领域：
本发明涉及通过高压流体的膨胀来产生动力的膨胀机。
背景技术：
以往，作为通过高压流体的膨胀来产生动力的膨胀机，例如公知有旋转式膨胀机等容积型膨胀机(例如，参照专利文献1)。该膨胀机可以应用于进行蒸汽压缩式制冷循环的膨胀行程(例如，参照专利文献2)。
上述膨胀机具有气缸和沿该气缸的内周面公转的活塞，在气缸和活塞之间形成的膨胀室被划分为吸入/膨胀侧和排出侧。进而，伴随活塞的公转动作，膨胀室依次进行如下切换曾是吸入/膨胀侧的部分切换成排出侧，曾是排出侧的部分切换成吸入/膨胀侧，高压流体的吸入/膨胀作用和排出作用同时并行进行。
在上述膨胀机中，预先规定在活塞旋转一圈中向气缸内供给高压流体的吸入过程的角度范围和进行流体膨胀的膨胀过程的角度范围。即，在这种膨胀机中，一般膨胀比(吸入制冷剂和排出制冷剂的密度比)是一定的。进而，在吸入过程的角度范围内，将高压流体导入气缸，另一方面，在剩余的膨胀过程的角度范围内，按规定的膨胀比使流体膨胀，就可以回收旋转动力。
专利文献1日本特开平8-338356号公报专利文献2日本特开2001-116371号公报这样，容积型膨胀机具有固有的膨胀比。另一方面，在使用上述膨胀机的蒸汽压缩式制冷循环中，该制冷循环的高压压力和低压压力根据冷却对象的温度变化或散热(加热)对象的温度变化而变化。进而，高压压力与低压压力之比(压力比)也发生变动，随之，膨胀机的吸入制冷剂和排出制冷剂的密度也分别发生变动。从而，在该情况下，制冷循环以不同于上述膨胀机的膨胀比进行运转，其结果，运转效率降低。
例如，在蒸汽压缩式制冷循环的压力比变小的条件下，压缩机的入口中的制冷剂密度与膨胀机的入口中的制冷剂密度之比变小。可是，在压缩机和膨胀机都是容积型的流体机械、并且相互用一根轴连接起来的情况下，通过压缩机的制冷剂的体积流量与通过膨胀机的制冷剂的体积流量之比通常一定而不变化。因此，当蒸汽压缩式制冷循环的压力比变小时，相对于通过压缩机的制冷剂的质量流量，通过膨胀机的制冷剂的质量流量变得相对过小，从而就变得在适当的条件下不能进行制冷循环。
与此相对，在上述专利文献2的装置中，与膨胀机并列地设置有旁通通路，在该旁通通路中设置有流量控制阀。进而，在蒸汽压缩式制冷循环的压力比变小的条件下，使输送到膨胀机的制冷剂的一部分流向旁通通路，使制冷剂在膨胀机和旁通通路两者中流动。但是，这样，由于不通过膨胀机而流过旁通通路的制冷剂并不进行膨胀工作，所以，基于膨胀机的回收动力减小，从而运转效率降低。
此外，在比设计膨胀比低的低膨胀比的条件下，在膨胀室内产生过膨胀，从而，也存在效率降低的问题。对该问题点进行说明。
一般，膨胀机构成为，当以设计膨胀比进行运转动作时可得到最大限度的动力回收效率。图8是表示高压压力成为超临界压力的二氧化碳制冷剂的情况下的、理想的运转条件下的膨胀室的容积变化和压力变化的关系的曲线图。如图所示，接近非压缩性流体的特性的高压流体在从点a到点b之间供给到膨胀室66内，从点b开始膨胀。当超过点b时，从超临界状态直到变成饱和状态为止，压力急剧下降到点c，然后进行膨胀，同时压力平缓地降低到点d。进而，膨胀室的气缸容积在点d变为最大后，当成为排出侧而容积缩小时，流体被排出到点e。此后，返回到点a，开始下次循环的吸入过程。在该图的状态下，点d的压力与制冷循环的低压压力一致。
另一方面，在将上述膨胀机应用在空调机的情况下，如上所述，由于制冷运转和供暖运转的切换或外部气体温度的变化等运转条件的变动，制冷循环的实际的膨胀比有时会偏离该循环的设计膨胀比或者膨胀机的固有膨胀比。特别地，当制冷循环的实际的膨胀比变得比设计膨胀比小时，膨胀室的内压变得比制冷循环的低压压力低，陷入所谓过膨胀的状态。
图9是表示此时的膨胀室的容积变化与压力变化的关系的曲线图，表示制冷循环的低压压力从图8的示例上升后的状态。在此情况下，当流体从点a到点b之间供给到气缸内之后，根据膨胀机的固有膨胀比，压力降低到点d。另一方面，制冷循环的低压压力变为比点d高的点d′。从而，在膨胀过程完成后，在排出过程中，制冷剂从点d升压到点d′，进一步排出到点e′，就开始下一次的循环吸入过程。
在这样的状况下，为了从膨胀机排出制冷剂就要消耗动力。具体地，为了排出制冷剂而消耗掉用图9的面积Y表示的那部分动力。因此，当陷入过膨胀状态的情况下，可以用膨胀机回收的动力为图9中从面积X减去面积Y后的动力，与图8的运转条件相比，回收动力大幅度地减少。
发明内容
本发明鉴于这种问题点而完成，其目的在于，即使在膨胀比变小的条件下，也可以进行膨胀机中的动力回收，同时，可以解除过膨胀，可以防止运转效率降低。
第1发明以旋转式膨胀机为对象，该旋转式膨胀机通过供给的高压流体的膨胀来产生动力，具备多个旋转机构部70、80和一根旋转轴40，所述多个旋转机构部70、80分别设置有两端被封闭的气缸71、81；活塞75、85，其用于在上述各气缸71、81内形成流体室72、82；以及叶片76、86，其用于将上述流体室72、82分隔为高压侧的高压室73、83和低压侧的低压室74、84；所述一根旋转轴40与上述各旋转机构部70、80的活塞75、85接合。并且，上述多个旋转机构部70、80各自的排出容积互不相同，从排出容积小的开始依次串联连接，在上述多个旋转机构部70、80中的相互连接的2个中，前级侧的旋转机构部70的低压室74与后级侧的旋转机构部80的高压室83相互连通，形成一个膨胀室66，另一方面，旋转式膨胀机具备注入通路37，其用于将上述高压流体的一部分导入到膨胀过程的上述膨胀室66中；和流通控制机构，其设置在上述注入通路37中。
第2发明是在上述第1发明中，各旋转机构部70、80的气缸71、81以在彼此之间夹持中间板63的状态被层叠起来，在上述各中间板63中形成有连通路64，该连通路64用于使相邻的2个旋转机构部70、80中的前级侧的旋转机构部70的低压室74与后级侧的旋转机构部80的高压室83相互连通，另一方面，注入通路37形成在上述中间板63中，其末端在上述连通路64中开口。
第3发明是在上述第1发明中，注入通路37的末端在多个旋转机构部70、80中排出容积不是最小的旋转机构部的高压室83中开口。
第4发明是在上述第1、第2或第3发明中，流通控制机构由开度可调节的调节阀90构成。
第5发明是在上述第1、第2或第3发明中，流通控制机构由可开闭的电磁阀91构成。
第6发明是在上述第1、第2或第3发明中，流通控制机构由差压阀92构成，该差压阀92的开度根据膨胀室66内的流体与从排出容积最大的旋转机构部80流出的流体的压力差而变化。
第7发明是在上述第1～第6间的任何一个发明中，被导入到排出容积最小的旋转机构部70的高压室73中的流体是大于等于临界压力的二氧化碳。
—作用—在上述第1发明中，排出容积互不相同的多个旋转机构部70、80设置在旋转式膨胀机60中。这些多个旋转机构部70、80从排出容积小的向大的依次串联连接。即，排出容积小的前级侧的旋转机构部70的流出侧连接到排出容积大的后级侧的旋转机构部80的流入侧。
在本发明的旋转式膨胀机60中，高压流体最初被导入到排出容积最小的旋转机构部70的高压室73中。高压流体不断流入，直到该流体室72的容积变为最大。接着，被高压流体充满的流体室72成为低压侧的低压室74，与排出容积大的后级侧的旋转机构部80的高压室83连通。该低压室74内的流体一边流入后级侧的旋转机构部80的高压室83一边膨胀。流体依次反复这样的膨胀，最终，从排出容积最大的旋转机构部80送出。进而，通过这样的流体的膨胀，驱动旋转式膨胀机60的旋转轴40。
在本发明的旋转式膨胀机60中，当要求的膨胀比与固有膨胀比一致时，通过流通控制机构，将注入通路37中的流体的流通切断。此时，由于按设计膨胀比进行运转，所以，可以高效地进行膨胀机中的动力回收。
另一方面，当伴随运转条件的变化，实际的膨胀比变得比设计膨胀比小时，通过流通控制机构，容许注入通路37中的流体的高压流通，对于流体正在内部膨胀的膨胀室66、即对于膨胀过程的膨胀室66，从注入通路37供给高压流体。因此，即使旋转式膨胀机60的旋转速度一定，也能通过调节注入通路37中的制冷剂流量，使从旋转式膨胀机60流出的制冷剂的质量流量发生变化。此外，在该旋转式膨胀机60中，也可以从通过注入通路37并导入膨胀室66的流体中进行动力回收。
此外，在本发明中，流体通过注入通路37并导入到膨胀室中，由此，就可以避免过膨胀。即，当膨胀室66内的压力变得比流体流出侧低时，就会陷于过膨胀中。与此相对，如果从注入通路37将高压流体辅助地导入到膨胀室66中，就可使膨胀室66的压力提高到流体流出侧的压力。因此，就不会因过膨胀而消耗图9的面积Y所示的动力，如图10或图14所示，制冷剂在膨胀过程中，成为缓慢膨胀到点d′的运转状态。
在上述第2发明中，在中间板63中形成连通路64。形成一个膨胀室66的前级侧的旋转机构部70的低压室74与后级侧的旋转机构部80的高压室83经由该连通路64相互连接。此外，在该发明中，在中间板63中形成注入通路37。该注入通路37的末端在连通路64中开口。通过注入通路37供给的流体首先流入连通路64，然后，流入后级侧的旋转机构部80的高压室83中。
在上述第3发明中，注入通路37的末端在排出容积不是最小的旋转机构部80、即除最前级之外的任何一个或多个旋转机构部80的高压室83中开口。通过注入通路37供给的流体直接被送入该高压室83中。
在上述第4发明中，流量控制机构由调节阀90构成。当改变该调节阀90的开度时，从注入通路37向膨胀室66供给的流体的供给量发生变化。此外，当使调节阀90全闭时，注入通路37中的流体的流通被切断。
在上述第5发明中，流量控制机构由电磁阀91构成。当打开该电磁阀91时，流体从注入通路37向膨胀室66供给，当关闭电磁阀91时，停止从注入通路37向膨胀室66供给流体。此外，如果调节开闭电磁阀91的时间间隔，则从注入通路37向膨胀室66供给的流体的供给量就会变化。
在上述第6发明中，流量控制机构由差压阀92构成。该差压阀92的开度根据膨胀室66内的流体与从最后级的旋转机构部80流出的流体的压力差而变化。进而，当差压阀92的开度变化时，与之对应，注入通路37中的流体的流量发生变化。即，根据膨胀室66内的流体与从最后级的旋转机构部80流出的流体的压力差来调节从注入通路37向膨胀室66供给的流体的供给量。
在上述第7发明中，在多个旋转机构部70、80中排出容积最小的旋转机构部中，将二氧化碳(CO2)送入其高压室73中。被导入该高压室73的二氧化碳的压力为大于等于二氧化碳的临界压力。进而，流入该高压室73的二氧化碳一边依次通过串联连接的多个旋转机构部70、80一边膨胀。
发明的效果根据本发明，可以从注入通路37将高压流体辅助地导入到膨胀过程的膨胀室66中。因此，即使在以往不得不在膨胀机中分流高压流体的一部分的运转条件下，也可以将供给的全部高压流体导入到膨胀室66中。其结果，就可以从供给到旋转式膨胀机60的全部高压流体回收动力，可以使旋转式膨胀机60的动力回收效率提高。
此外，根据本发明，即使在以往不能避免过膨胀的运转条件下，通过从注入通路37将高压流体辅助地导入到膨胀过程的膨胀室66中，可以避免陷入过膨胀。因此，就不会因过膨胀而消耗图9的面积Y所示的动力，如图10或图14所示，可以可靠地进行动力回收。这样，根据本发明，即使在以往产生过膨胀的运转条件下，也可以增加能够从高压流体回收的动力。
此外，在本发明的旋转式膨胀机60中，所供给的高压流体最初被导入排出容积最小的旋转机构部70的高压室73中。进而，朝向该高压室73的流体的流速对应于高压室73的容积变化率平缓地增减。因此，在本发明的旋转式膨胀机60中，朝向高压室73的流体的流速变化变得平缓，可以防止被导入流体急剧的压力变动。从而，根据本发明，可以缓和导入到旋转式膨胀机60中的流体的波动，可以大幅度地降低伴随该波动的振动和噪声，可以使旋转式膨胀机60的可靠性提高。
在上述第2发明中，注入通路37连接到中间板63的连通路64上。因此，无论在各气缸71、81中的活塞75、85的位置怎样，都可以使注入通路37总是与膨胀室66连通，从膨胀室66内的流体的膨胀开始到结束，即在膨胀过程的整个期间，都可以将流体从注入通路37送入膨胀室66。
根据上述第4发明，由于利用开度可调节的调节阀90构成流量控制机构，因此，就可以比较自由地设定从注入通路37向膨胀室66供给的流体的供给量。因此，可以从注入通路37向膨胀室66送入适量的流体，可以使旋转式膨胀机60的动力回收效率可靠地提高。
在上述第6发明中，构成流量控制机构的差压阀92的开度根据膨胀室66内的流体与从最后级的旋转机构部80流出的流体的压力差而变化。此处，当在膨胀室66内产生过膨胀时，膨胀室66内的流体的压力变得比从最后级的旋转机构部80流出的流体的压力低。因此，如果以下述方式构成差压阀92，即，随着膨胀室66内的流体的压力相对于从最后级的旋转机构部80流出的流体的压力降低，差压阀92的开度增大，则通过差压阀92，就可以自动地调节从注入通路37向膨胀室66供给的流体的供给量。从而，根据本发明，即使不对差压阀92进行特别的开度控制，也可以使从注入通路37向膨胀室66供给的流体的供给量最优化。
图1是实施方式1中的空调机的配管系统图。
图2是实施方式1中的压缩·膨胀单元的概略剖面图。
图3是实施方式1中的膨胀机构部的主要部分放大图。
图4是单独地图示实施方式1中的膨胀机构部的各旋转机构部的剖面图。
图5是表示实施方式1的膨胀机构部中的轴每旋转90°旋转角时各旋转机构部的状态的剖面图。
图6是表示实施方式1的膨胀机构部中的轴的旋转角与膨胀室等的容积以及膨胀室的内压的关系的关系图。
图7(A)是表示关于实施方式1的膨胀机构部的轴的旋转角与流体的流入流速的关系的关系图，图7(B)是表示关于以往的旋转式膨胀机的轴的旋转角与流体的流入流速的关系的关系图。
图8是表示在设计压力的运转条件下膨胀室等的容积与压力的关系的曲线图。
图9是表示在以往的膨胀机中的低膨胀比的条件下，膨胀室等的容积与压力的关系的曲线图。
图10是表示在实施方式1的膨胀机构部中应对低膨胀比时的膨胀室等的容积与压力的关系的曲线图。
图11是单独地图示实施方式2中的膨胀机构部的各旋转机构部的剖面图。
图12是单独地图示实施方式3中的膨胀机构部的各旋转机构部的剖面图。
图13(A)是表示阀芯处于关闭位置状态的差压阀的概略剖面图，图13(B)是表示阀芯处于打开位置状态的差压阀的概略剖面图。
图14是表示实施方式3的膨胀机构部中应对低膨胀比时的膨胀室等的容积与压力的关系的第2曲线图。
图15是单独地图示其它实施方式中的膨胀机构部的各旋转机构部的剖面图。
符号说明37注入通路；40轴(旋转轴)；63中间板；64连通路；66膨胀室；70第1旋转机构部；71第1气缸；72第1流体室；73第1高压室；74第1低压室；75第1活塞；76第1叶片；80第2旋转机构部；81第2气缸；82第2流体室；83第2高压室；84第2低压室；85第2活塞；86第2叶片；90电动阀(流通控制机构、调节阀)；91电磁阀(流通控制机构)；92差压阀(流通控制机构)。
具体实施例方式
以下，根据附图对本发明的实施方式详细地进行说明。
《发明的实施方式1》对本发明的实施方式1进行说明。本实施方式的空调机10具有本发明所涉及的旋转式膨胀机。
<空调机的整体结构>
如图1所示，上述空调机10是所谓分离型的，具有室外机11和室内机13。在室外机11中收容有室外风扇12、室外热交换器23、第1四路切换阀21、第2四路切换阀22以及压缩·膨胀单元30。在室内机13中收容有室内风扇14以及室内热交换器24。室外机11被设置在室外，室内机13被设置在室内。此外，室外机11和室内机13用一对连接配管15、16连接起来。此外，压缩·膨胀单元30的详细情况将在后面叙述。
在上述空调机10中设置有制冷剂回路20。该制冷剂回路20是连接压缩·膨胀单元30和室内热交换器24等的闭合回路。此外，在该制冷剂回路20中填充有二氧化碳(CO2)作为制冷剂。
上述室外热交换器23和室内热交换器24都是由交叉翅片(cross fin)型的翅片管式(fin-and-tube)热交换器构成。在室外热交换器23中，在制冷剂回路20中循环的制冷剂与室外空气进行热交换。在室内热交换器24中，在制冷剂回路20中循环的制冷剂与室内空气进行热交换。
上述第1四路切换阀21具有4个阀口(port)。该第1四路切换阀21的第1阀口连接到压缩·膨胀单元30的排出管36上，第2阀口经由连接配管15连接到室内热交换器24的一端，第3阀口连接到室外热交换器23的一端，第4阀口连接到压缩·膨胀单元30的吸入口32上。进而，第1四路切换阀21可切换成如下2个状态第1阀口与第2阀口连通且第3阀口与第4阀口连通的状态(图1中用实线表示的状态)；和第1阀口与第3阀口连通且第2阀口与第4阀口连通的状态(图1中用虚线表示的状态)。
上述第2四路切换阀22具有4个阀口。该第2四路切换阀22的第1阀口连接到压缩·膨胀单元30的流出口35，第2阀口连接到室外热交换器23的另一端，第3阀口经由连接配管16连接到室内热交换器24的另一端，第4阀口连接到压缩·膨胀单元30的流入口34和注入通路37。进而，第2四路切换阀22可切换成如下2个状态第1阀口与第2阀口连通且第3阀口与第4阀口连通的状态(图1中用实线表示的状态)，和第1阀口与第3阀口连通且第2阀口与第4阀口连通的状态(图1中用虚线表示的状态)。
<压缩·膨胀单元的结构>
如图2所示，压缩·膨胀单元30具有纵长且为圆筒形的密闭容器的壳体31。在该壳体31的内部，从下向上依次配置有压缩机构部50、电动机45以及膨胀机构部60。
在上述壳体31中安装有排出管36。该排出管36配置在电动机45与膨胀机构部60之间，与壳体31的内部空间连通。
上述电动机45配置在壳体31的长度方向的中央部。该电动机45由定子46和转子47构成。定子46固定在上述壳体31中。转子47配置在定子46的内侧。此外，在转子47中，与该转子47同轴地贯通有轴40的主轴部44。
上述轴40构成旋转轴。在该轴40上，在其下端侧形成2个下侧偏心部58、59，在其上端侧形成2个大径偏心部41、42。
2个下侧偏心部58、59比起主轴部44形成为大径，下侧的部分构成第1下侧偏心部58，上侧的部分构成第2下侧偏心部59。在第1下侧偏心部58和第2下侧偏心部59中，主轴部44相对于轴心的偏心方向相反。
2个大径偏心部41、42比起主轴部44形成为大径，下侧的部分构成第1大径偏心部41，上侧的部分构成第2大径偏心部42。第1大径偏心部41和第2大径偏心部42都向相同的方向偏心。第2大径偏心部42的外径比第1大径偏心部41的外径大。此外，对于主轴部44相对于轴心的偏心量，第2大径偏心部42比第1大径偏心部41大。
压缩机构部50构成摆动活塞型的旋转压缩机。该压缩机构部50具有气缸51、52和活塞57各2个。在压缩机构部50中，成为后气缸盖55、第1气缸51、中间板56、第2气缸52、前气缸盖54从下向上依次层叠起来的状态。
在第1和第2气缸51、52的内部，各配置一个圆筒状的活塞57。虽然没有图示，但在活塞57的侧面突出设置有平板状的叶片(blade)，该叶片经由摆动衬套支承在气缸51、52上。第1气缸51内的活塞57与轴40的第1下侧偏心部58接合。另一方面，第2气缸52内的活塞57与轴40的第2下侧偏心部59接合。各活塞57、57的内周面与下侧偏心部58、59的外周面滑动接触，各活塞57、57的外周面与气缸51、52的内周面滑动接触。进而，在活塞57、57的外周面与气缸51、52的内周面之间形成压缩室53。
在第1和第2气缸51、52上分别形成一个吸入口33。各吸入口33在半径方向上贯通气缸51、52，其末端在气缸51、52的内周面上开口。此外，各吸入口33通过配管向壳体31的外部延长。
在前气缸盖54和后气缸盖55上分别形成一个排出口。前气缸盖54的排出口使第2气缸52内的压缩室53与壳体31的内部空间连通。后气缸盖55的排出口使第1气缸51内的压缩室53与壳体31的内部空间连通。此外，在各排出口的末端设置有由针簧片阀构成的排出阀，通过该排出阀对各排出口进行开闭。并且，在图2中，省略了排出口和排出阀的图示。进而，从压缩机构部50向壳体31的内部空间排出的气体制冷剂通过排出管36从压缩·膨胀单元30送出。
上述膨胀机构部60是所谓摆动活塞型的流体机械，构成本发明的旋转式膨胀机。在该膨胀机构部60中设置有2组成对的气缸71、81和活塞75、85。此外，在膨胀机构部60中，设置有前气缸盖61、中间板63以及后气缸盖62。
在上述膨胀机构部60中，成为前气缸盖61、第1气缸71、中间板63、第2气缸81、后气缸盖62从下向上依次层叠起来的状态。在该状态下，第1气缸71的下侧端面被前气缸盖61封闭，上侧端面被中间板63封闭。另一方面，第2气缸81的下侧端面被中间板63封闭，上侧端面被后气缸盖62封闭。此外，第2气缸81的内径比第1气缸71的内径大。
上述轴40贯通层叠状态下的前气缸盖61、第1气缸71、中间板63、第2气缸81以及后气缸盖62。此外，轴40的第1大径偏心部41位于第1气缸71内，其第2大径偏心部42位于第2气缸81内。
如图3、图4和图5所示，在第1气缸71内设置有第1活塞75，在第2气缸81内设置有第2活塞85。第1和第2活塞75、85都形成为圆环状或圆筒状。第1活塞75的外径与第2活塞85的外径彼此相等。第1活塞75的内径与第1大径偏心部41的外径、第2活塞85的内径与第2大径偏心部42的外径分别大致相等。进而，在第1活塞75中贯通有第1大径偏心部41，在第2活塞85中贯通有第2大径偏心部42。
对于上述第1活塞75，其外周面与第1气缸71的内周面滑动接触，其一个端面与前气缸盖61滑动接触，其另一端面与中间板63滑动接触。在第1气缸71内，在其内周面与第1活塞75的外周面之间形成第1流体室72。另一方面，对于上述第2活塞85，其外周面与第2气缸81的内周面滑动接触，其一个端面与后气缸盖62滑动接触，其另一端面与中间板63滑动接触。在第2气缸81内，在其内周面与第2活塞85的外周面之间形成第2流体室82。
分别在上述第1、第2活塞75、85上，一体地设置有1个叶片76、86。叶片76、86形成为向活塞75、85的半径方向延伸的板状，从活塞75、85的外周面向外侧突出。
在上述各气缸71、81上，各设置1组成对的衬套77、87。各衬套77、87是形成为内侧面为平面、外侧面为圆弧面的小片。一对衬套77、87以夹持叶片76、86的状态设置。各衬套77、87的内侧面与叶片76、86滑动接触，其外侧面与气缸71、81滑动接触。进而，与活塞75、85一体的叶片76、86经由衬套77、87支承在气缸71、81上，相对于气缸71、81可自由转动且可自由进退。
第1气缸71内的第1流体室72通过与第1活塞75一体的第1叶片76被分隔，图4中的第1叶片76的左侧成为高压侧的第1高压室73，右侧成为低压侧的第1低压室74。第2气缸81内的第2流体室82通过与第2活塞85一体的第2叶片86被分隔，图4中的第2叶片86的左侧成为高压侧的第2高压室83，其右侧成为低压侧的第2低压室84。
上述第1气缸71和第2气缸81以各自周方向中的衬套77、87的位置一致的姿态进行配置。换言之，第2气缸81相对于第1气缸71的配置角度为0°。如上所述，第1大径偏心部41和第2大径偏心部42相对于主轴部44的轴心向相同的方向偏心。从而，第1叶片76成为向第1气缸71的外侧最后退的状态，同时，第2叶片86成为向第2气缸81的外侧最后退的状态。
在上述第1气缸71上形成有流入口34。流入口34在第1气缸71的内周面中的、图3和图4中的衬套77的稍微左侧的部位开口。流入口34可以与第1高压室73(即，第1流体室72的高压侧)连通。另一方面，在上述第2气缸81上形成有流出口35。流出口35在第2气缸81的内周面中的、图3和图4中的衬套87的稍微右侧的部位开口。流出口35可以与第2低压室84(即，第2流体室82的低压侧)连通。
在上述中间板63中形成有连通路64。该连通路64沿厚度方向贯通中间板63。在中间板63中的第1气缸71侧的面上，连通路64的一端在第1叶片76的右侧的部位开口。在中间板63中的第2气缸81侧的面上，连通路64的另一端在第2叶片86的左侧的部位开口。进而，如图3所示，连通路64相对于中间板63的厚度方向倾斜地延伸，使第1低压室74(即第1流体室72的低压侧)与第2高压室83(即第2流体室82的高压侧)相互连通。
在上述中间板63中形成有注入通路37(参照图2)。注入通路37形成为大致向水平方向延伸，其末端在连通路64中开口。注入通路37的始端侧经由配管向壳体31的外部延伸。在该注入通路37中，导入朝向流入口34的高压制冷剂的一部分。此外，在注入通路37中设置有电动阀90。该电动阀90是开度可变的调节阀，构成流通控制机构。
在如上构成的本实施方式的膨胀机构部60中，第1气缸71、设置在其上的衬套77、第1活塞75以及第1叶片76构成第1旋转机构部70。此外，第2气缸81、设置在其上的衬套87、第2活塞85以及第2叶片86构成第2旋转机构部80。
如上所述，在上述膨胀机构部60中，第1叶片76向第1气缸71的外侧最后退的正时(timing)与第2叶片86向第2气缸81的外侧最后退的正时同步。即，在第1旋转机构部70中第1低压室74的容积减小的过程和在第2旋转机构部80中第2高压室83的容积增加的过程同步(参照图5)。此外，如上所述，第1旋转机构部70的第1低压室74和第2旋转机构部80的第2高压室83经由连通路64相互连通。进而，通过第1低压室74、连通路64以及第2高压室83形成一个封闭空间，该封闭空间构成膨胀室66。关于这点，一边参照图6一边进行说明。
在该图6中，将第1叶片76向第1气缸71的外周侧最后退的状态下的轴40的旋转角设为0°。此外，在这里，假定第1流体室72的最大容积是3ml(毫升)，第2流体室82的最大容积是10ml(毫升)，进行说明。
如图6所示，在轴40的旋转角为0°的时刻，第1低压室74的容积成为最大值、即3ml(毫升)，第2高压室83的容积成为最小值、即0ml(毫升)。如该图中用点划线表示的那样，第1低压室74的容积随着轴40的旋转而逐渐减小，在该旋转角达到360°的时刻成为最小值0ml。另一方面，如该图中用双点划线表示的那样，第2高压室83的容积随着轴40的旋转而逐渐增大，在该旋转角达到360°的时刻成为最大值10ml。进而，当忽视连通路64的容积时，某旋转角的膨胀室66的容积就成为该旋转角的第1低压室74的容积和第2高压室83的容积相加后的值。即，如该图中用实线表示的那样，膨胀室66的容积在轴40的旋转角为0°的时刻成为最小值3ml，随着轴40的旋转而逐渐增加，在该旋转角达到360°的时刻，成为最大值10ml。
在本实施方式的空调机10中，一般，除设置在制冷剂回路20中的高压压力传感器101和低压压力传感器102之外，还设置有检测膨胀室66的压力的过膨胀压力传感器103。此外，该空调机10的控制器100构成为，可根据由这些传感器101、102、103检测的压力控制上述电动阀90的开度。
—运转动作—对上述空调机10的动作进行说明。此处，对空调机10的制冷运转时和供暖运转时的动作进行说明，接着，对膨胀机构部60的动作进行说明。
<制冷运转>
在制冷运转时，第1四路切换阀21和第2四路切换阀22被切换为图1中用虚线所示的状态。在该状态下，当对压缩·膨胀单元30的电动机45通电时，制冷剂在制冷剂回路20中循环，进行蒸汽压缩式的制冷循环。
在压缩机构部50中被压缩后的制冷剂通过排出管36，从压缩·膨胀单元30排出。在该状态下，制冷剂的压力变为比其临界压力高。该排出的制冷剂通过第1四路切换阀21，被输送到室外热交换器23。在室外热交换器23中，流入的制冷剂向室外空气散热。
在室外热交换器23中散热后的制冷剂通过第2四路切换阀22并通过流入口34，流入到压缩·膨胀单元30的膨胀机构部60。在膨胀机构部60中，高压制冷剂膨胀，其内部的能量转换为轴40的旋转动力。膨胀后的低压制冷剂通过流出口35从压缩·膨胀单元30流出，通过第2四路切换阀22输送到室内热交换器24。
在室内热交换器24中，流入的制冷剂从室内空气中吸热并蒸发，室内空气被冷却。从室内热交换器24出来的低压气体制冷剂通过第1四路切换阀21并通过吸入口32，被吸入到压缩·膨胀单元30的压缩机构部50中。压缩机构部50对吸入的制冷剂进行压缩并将其排出。
<供暖运转>
在供暖运转时，第1四路切换阀21和第2四路切换阀22被切换为图1中实线所示的状态。在该状态下，当对压缩·膨胀单元30的电动机45通电时，制冷剂在制冷剂回路20中循环，进行蒸汽压缩式的制冷循环。
在压缩机构部50中被压缩后的制冷剂通过排出管36，从压缩·膨胀单元30排出。在该状态下，制冷剂的压力变为比其临界压力高。该排出的制冷剂通过第1四路切换阀21，被输送到室内热交换器24。在室内热交换器24中，流入的制冷剂向室内空气散热，从而室内空气被加热。
在室内热交换器24中散热后的制冷剂通过第2四路切换阀22并通过流入口34，流入到压缩·膨胀单元30的膨胀机构部60。在膨胀机构部60中，高压制冷剂膨胀，其内部的能量转换为轴40的旋转动力。膨胀后的低压制冷剂通过流出口35从压缩·膨胀单元30流出，通过第2四路切换阀22输送到室外热交换器23。
在室外热交换器23中，流入的制冷剂从室外空气中吸热并蒸发。从室外热交换器23出来的低压气体制冷剂通过第1四路切换阀21并通过吸入口32，被吸入到压缩·膨胀单元30的压缩机构部50中。压缩机构部50对吸入的制冷剂进行压缩并将其排出。
<膨胀机构部的动作>
对膨胀机构部60的动作进行说明。
首先，对超临界状态的高压制冷剂流入第1旋转机构部70的第1高压室73的过程进行说明。一边参照图5和图7一边进行说明。当轴40从旋转角为0°的状态稍稍旋转时，第1活塞75和第1气缸71的接触位置就通过流入口34的开口部，高压制冷剂便开始从流入口34向第1高压室73流入。然后，随着轴40的旋转角按90°、180°、270°逐渐变大，高压制冷剂继续向第1高压室73流入。高压制冷剂向该第1高压室73的流入继续到轴40的旋转角达到360°为止。
此时，向第1高压室73流入的高压制冷剂的流速如图7(A)所示随轴40的旋转角从0°到180°逐渐增大，随该旋转角从180°到360°逐渐减小。进而，在轴40的旋转角变为360°、高压制冷剂的流速变化率成为0的时刻，高压制冷剂向第1高压室73的流入结束。
接着，一边参照图5和图6，一边对制冷剂在膨胀机构部60中膨胀的过程进行说明。当轴40从旋转角为0°的状态稍稍旋转时，第1低压室74和第2高压室83经由连通路64相互连通，制冷剂开始从第1低压室74向第2高压室83流入。然后，随着轴40的旋转角按90°、180°、270°逐渐变大，第1低压室74的容积逐渐减小，同时，第2高压室83的容积逐渐增加，结果，膨胀室66的容积逐渐增加。该膨胀室66的容积增加继续到轴40的旋转角即将达到360°之前。进而，在膨胀室66的容积增加的过程中，膨胀室66内的制冷剂膨胀，通过该制冷剂的膨胀，轴40被旋转驱动。这样，第1低压室74内的制冷剂通过连通路64，一边膨胀一边向第2高压室83流入。
在制冷剂膨胀的过程中，膨胀室66内的制冷剂压力如图6中的虚线所示，随着轴40的旋转角变大而逐渐降低。具体地，充满第1低压室74的超临界状态的制冷剂，在轴40的旋转角达到约55°为止的期间内，压力急剧降低，成为饱和液的状态。然后，对于膨胀室66内的制冷剂，其一部分一边蒸发一边平缓地降低压力。
接着，一边参照图5，一边对制冷剂从第2旋转机构部80的第2低压室84流出的过程进行说明。第2低压室84从轴40的旋转角为0°的时刻开始与流出口35连通。即，制冷剂开始从第2低压室84向流出口35流出。然后，轴40的旋转角按90°、180°、270°逐渐变大，在直到该旋转角达到360°为止的整个期间，膨胀后的低压制冷剂从第2低压室84流出。
<电动阀的控制>
此处，在进行制冷循环的理想的动作、且膨胀室66中没有发生过膨胀的情况下，使电动阀90成为关闭的状态。此时，膨胀室66的容积变化和压力变化的关系就成为图8的曲线图所示的状态。即，超临界状态的高压制冷剂在从点a到点b期间流入第1高压室73内。然后，第1高压室73与连通路64连通，切换到第1低压室74。在由第1低压室74和第2高压室83构成的膨胀室66中，内部的高压制冷剂从点b到点c期间压力急剧下降，成为饱和状态。成为饱和状态后的制冷剂一边使其一部分蒸发一边膨胀，压力平缓地降低到点d。进而，第2高压室83与流出口35连通，切换到第2低压室84。该第2低压室84的流体在到点e为止的期间，向流出口35送出。此时，吸入制冷剂和排出制冷剂的密度比与设计膨胀比一致，进行动力回收效率很高的运转。
另一方面，在上述制冷剂回路20中，通过制冷运转和供暖运转的切换、或者外气温度的变化等，有时高压压力和低压压力会偏离设计值。在这样的情况下，上述控制器100根据由上述传感器101、102、103检测出的压力进行如下的运转控制。
例如，当运转条件变化、低压压力上升时，有时实际的膨胀比会变得比设计膨胀比小。当低压压力上升时，随之，向压缩机构部50吸入的制冷剂的密度变高。因此，即使在轴40的旋转速度一定的状态下，从压缩机构部50排出的制冷剂的质量流量也会增加。另一方面，如果高压压力几乎不变化，则向膨胀机构部60流入的制冷剂的密度也不会变化。因此，如果轴40的旋转速度一定的话，可以向膨胀机构部60流入的制冷剂的质量流量也不变化。从而，在这样的情况下，可以通过膨胀机构部60的制冷剂的质量流量相对于可以通过压缩机构部50的制冷剂的质量流量就相对变少。
在这样的运转状态中，通过控制器100打开电动阀90，使超临界状态的高压制冷剂的一部分从注入通路37导入膨胀过程的膨胀室66。这样，即使在实际的膨胀比变得比设计膨胀比小的运转条件下，也可以使从膨胀机构部60送出的制冷剂的质量流量与从压缩机构部50排出的制冷剂的质量流量一致。
图10表示进行电动阀90的开度调整的运转状态。在此情况下，当制冷剂从点a向点b′的吸入过程结束后，逐渐膨胀到点d′，之后，排出到点e′。在该运转状态下，由点a、点b′、点d′以及点e′包围的面积X所示的那部分的膨胀工作作为轴40的旋转动力被回收。
此外，在膨胀机构部60中，低压压力上升，实际的膨胀比变得比设计膨胀比小，即使在以往膨胀室66成为比流出口35低的压力的运转条件下，也可以防止过膨胀。即，当成为在膨胀室66中产生过膨胀的条件时，将电动阀90打开到预定开度，使高压制冷剂的一部分从注入通路37导入到膨胀过程的膨胀室66中。从而，膨胀室66的压力上升到制冷循环的低压压力，可避免过膨胀。
此处，如果不从注入通路37导入制冷剂，为了从膨胀机构部60送出制冷剂，图9的面积Y所示的动力就会被消耗掉。与此相对，当从注入通路37导入制冷剂时，如图10所示，在膨胀过程的结束时刻的膨胀室66的内压与制冷循环的低压一致，或者变得比制冷循环的低压高，不必消耗动力即可从膨胀机构部60将制冷剂送出。
—实施方式1的效果—在本实施方式中，在压缩·膨胀单元30中设置有注入通路37，该注入通路37用于将超临界状态的高压制冷剂的一部分导入到膨胀过程的膨胀室66中。进而，在制冷循环的膨胀比变得比膨胀机构部60的设计值小的运转状态下，调整电动阀90的开度，调节注入通路37中的制冷剂流量，使从压缩机构部50排出的制冷剂量与从膨胀机构部60流出的制冷剂量均衡。从而，也可以将以往不得不在膨胀机构部60分流的高压制冷剂导入膨胀室66中，可以从在制冷剂回路20中循环并向膨胀机构部60送出的全部高压制冷剂中回收动力。
此外，根据本实施方式，即使在以往发生过膨胀的运转条件下，通过打开电动阀90，将高压制冷剂从注入通路37向膨胀室66导入，从而使膨胀室66的内压上升，可以避免过膨胀的产生。因此，在膨胀机构部60中，就不会消耗因过膨胀使制冷剂从膨胀室66排出所需的动力。从而，可以削减由过膨胀引起的回收动力的损失，其结果，可以削减为了驱动压缩机构部50而在电动机45上消耗的电力。
此外，在本实施方式的膨胀机构部60中，将注入通路37连接到中间板63的连通路64上。因此，无论各气缸71、81中的活塞75、85的位置怎样，都可以使注入通路37总是与膨胀室66连通，从膨胀室66内的制冷剂的膨胀开始到结束，即在膨胀过程的整个期间，可以将高压制冷剂从注入通路37送入膨胀室66中。
此外，在本实施方式中，将可连续地调节开度的电动阀90设置在注入通路37中，可以比较自由地设定高压制冷剂从注入通路37向膨胀室66的供给量。因此，可以将适量的高压制冷剂从注入通路37送入到膨胀室66，可以可靠地使膨胀机构部60的动力回收效率提高。
此外，在本实施方式的膨胀机构部60中，所供给的超临界状态的高压制冷剂最初被导入排出容积小的第1旋转机构部70的第1高压室73中。进而，朝向该第1高压室73的流体的流速对应于第1高压室73的容积变化率缓慢地增减。因此，在上述膨胀机构部60中，朝向第1高压室73的高压制冷剂的流速变化就很缓慢，可以防止被导入的流体急剧的压力变动。从而，根据本实施方式，可以使导入到膨胀机构部60中的高压制冷剂的波动缓和，可以大幅度地降低伴随该波动的振动和噪声，可以使膨胀机构部60的可靠性提高。
此外，在本实施方式中，将设置有注入通路37和电动阀90的膨胀机构部60应用在如下的空调机10中，即，该空调机10将作为制冷剂的二氧化碳(CO2)压缩到超临界状态，进行蒸汽压缩式制冷循环。在该空调机10中，例如，在以供暖运转时的运转条件为基准设计压缩·膨胀单元30的情况下，在制冷运转时的运转条件下容易产生过膨胀。从而，如果将上述膨胀机构部60应用在这种空调机10中，无论运转条件怎样，都可以防止过膨胀的产生，可以可靠地提高空调机10的运转效率。
《发明的实施方式2》对本发明的实施方式2进行说明。此处，在本实施方式中，对与上述实施方式1不同之处进行说明。
如图11所示，在本实施方式的膨胀机构部60的注入通路37中，设置电磁阀91来代替上述实施方式1的电动阀90。即，在本实施方式中，电磁阀91构成流通控制机构。当开闭该电磁阀91时，使注入通路37中的高压制冷剂间歇地流通。此外，本实施方式的控制器100具有这样的结构根据高压压力传感器101、低压压力传感器102以及过膨胀压力传感器103的各检测值来开闭电磁阀91。
在本实施方式中，在制冷循环的膨胀比与膨胀机构部60的设计膨胀比一致的运转条件下，电磁阀91被关闭。另一方面，例如，在制冷循环的低压压力上升、实际的膨胀比变得比设计膨胀比小的运转条件下，打开电磁阀91，从注入通路37向膨胀室66导入高压制冷剂，通过这样，即使在实际膨胀比变得比设计膨胀比小的运转条件下，也可以使从膨胀机构部60送出的制冷剂的质量流量与从压缩机构部50排出的制冷剂的质量流量一致。此外，通过从注入通路37导入高压制冷剂，膨胀室66的内压上升，因此，也可以避免过膨胀的产生。
《发明实施方式3》对本发明的实施方式3进行说明。此处，关于本实施方式，对其与上述实施方式1不同之处进行说明。
如图12所示，在本实施方式的膨胀机构部60的注入通路37中，设置差压阀92来代替上述实施方式1的电动阀90。即，在本实施方式中，差压阀92构成流通控制机构。对于该差压阀92，其开度根据膨胀室66内的制冷剂与向第2旋转机构部80的流出口35送出的制冷剂的压力差而变化。
如图13所示，上述差压阀92由下列部分构成阀壳93，其连接到注入通路37；阀芯95，其可动地设置在阀壳93内；以及螺旋弹簧97，其对阀芯95向一个方向施力。上述阀芯95可变位到如下2个位置关闭位置，其关闭上述注入通路37；和打开位置，其打开该注入通路37，通过上述螺旋弹簧97对上述阀芯95朝向图13中的下方施力。
上述注入通路37以与上述阀壳93中的阀芯95的移动方向交叉的方向连接到上述阀壳93上。阀芯95嵌合到阀壳93的收容凹部94中，在阀壳93内滑动，在上述关闭位置和打开位置之间移动。此外，在阀芯95上形成有连通孔96，该连通孔96在打开位置使注入通路37开口，在关闭位置将注入通路37关闭。
在上述阀壳93上连接有第1连通管98，其连通到膨胀过程的膨胀室66；和第2连通管99，其连通到流出口35。第1连通管98在螺旋弹簧97侧的端部、即阀芯95的打开位置侧的端部连接到上述阀壳93，将膨胀室66内的制冷剂压力P1导入到阀壳93内。该制冷剂压力P1作用在图13中的阀芯95的上端面。另一方面，第2连通管99在螺旋弹簧97的相反侧的端部、即阀芯95的关闭位置侧的端部连接到上述阀壳93上，将流出口35的制冷剂压力P2导入到阀壳93内。该制冷剂压力P2作用在图13中的阀芯95的下端面。
在上述差压阀92中，在阀芯95上作用有由制冷剂压力P1形成的推压力与螺旋弹簧97的弹力的合力；以及由制冷剂压力P2形成的推压力。进而，在由制冷剂压力P1形成的推压力与螺旋弹簧97的弹力的合力比由制冷剂压力P2形成的推压力大的状态下，阀芯95朝向关闭位置移动。反之，在由制冷剂压力P1形成的推压力与螺旋弹簧97的弹力的合力比由制冷剂压力P2形成的压力小的状态下，阀芯95朝向打开位置移动。
在本实施方式中，在制冷循环的膨胀比与膨胀机构部60的设计膨胀比一致的运转条件下，就成为由膨胀室66的制冷剂压力P1形成的推压力与螺旋弹簧97的弹力的合力比由流出口35的制冷剂压力P2形成的推压力大的状态。因此，差压阀92的阀芯95成为关闭位置，处于不能从注入通路37向膨胀室66导入高压制冷剂的状态。进而，成为伴随膨胀室66的容积变化的制冷剂的压力变化与制冷循环中的实际的制冷剂压力一致的理想的运转状态(参照图8)，在膨胀机构部60中，可以从高压制冷剂高效地进行动力的回收。
另一方面，当运转条件变化、制冷循环的低压压力变得比设计值高时，在膨胀室66内有可能产生过膨胀。在这样的运转条件下，由流出口35中的制冷剂压力P2形成的推压力变得比由膨胀室66的制冷剂压力P1形成的推压力与螺旋弹簧97的弹力的合力大，差压阀92的阀芯朝向打开位置移动。进而，差压阀92就成为打开状态，从注入通路37将高压制冷剂辅助地导入膨胀室66，膨胀室66内的压力上升，可以避免过膨胀的产生。
此外，差压阀92开口时是过膨胀的状态，如果没有从注入通路37将高压制冷剂导入膨胀室66的话，通过膨胀机构部60的制冷剂量就会变得比通过压缩机构部50的制冷剂量少。此时，当将高压制冷剂从注入通路37导入膨胀室66时，可以使通过膨胀机构部60的制冷剂量与通过压缩机构部50的制冷剂量均衡。进而，也可以从以往不得不在膨胀机构部60分流的高压制冷剂中回收动力，从而可以使膨胀机构部60中的回收动力增大。
图14表示使用差压阀92作为注入通路37的流通控制机构的情况下的膨胀机构部60的运转状态。在该情况下，制冷剂从点a到点b期间流入第1高压室73内。然后，第1高压室73与连通路64连通，切换到第1低压室74。在由第1低压室74和第2高压室83构成的膨胀室66中，内部的高压制冷剂从点b到点c期间压力急剧下降，成为饱和状态，其后，一边使其一部分蒸发一边膨胀，压力缓慢下降到点d′。在此期间，在制冷剂的压力稍微从点c下降的时刻，差压阀92打开，开始从注入通路37向膨胀室66导入高压制冷剂。接着，第2高压室83与流出口35连通，切换到第2低压室84。该第2低压室84的制冷剂在到点e为止的期间向流出口35送出。
在该运转状态中，由点a、点b、点d′以及点e′包围的面积X所示的部分的膨胀工作作为轴40的旋转动力被回收。从而，与实施方式1、2相同，在该情况下，也可以使在膨胀机构部60中从高压制冷剂回收的动力增大，可以削减为了驱动压缩机构部50而在电动机45上消耗的电力。
并且，当膨胀机构部60高速运转时，可以认为差压阀92的开闭正时被延迟而不能得到充分的效果。因此，也可以将弹力设定成，在膨胀室66内的制冷剂压力接近流出口35的制冷剂压力时打开差压阀92。
—实施方式3的效果—在本实施方式中，构成流量控制机构的差压阀92的开度根据膨胀室66内的制冷剂的压力与从第2旋转机构部80向流出口35流出的制冷剂的压力之差而变化。此处，当在膨胀室66内产生过膨胀时，膨胀室66内的制冷剂压力变得比流出口35的制冷剂压力低。进而，上述差压阀92随着膨胀室66内的制冷剂压力相对于流出口35的制冷剂压力降低，其开度增大，自动地调节从注入通路37向膨胀室66供给的高压制冷剂的供给量。从而，根据本实施方式，即使不从外部对差压阀92的开度进行调节，也可以将从注入通路37向膨胀室66供给的高压制冷剂的供给量最优化。
《其它实施方式》如图15所示，在上述各实施方式中，也可以将注入通路37的末端在第2旋转机构部80的第2高压室82开口。该变形例的注入通路37的末端在第2气缸81的内周面中的、该图中的叶片86的左侧附近位置开口。进而，流过注入通路37的高压制冷剂被送入构成膨胀室66的第2高压室82。
此外，在上述各实施方式中，也可以利用滚动活塞型的旋转式膨胀机来构成膨胀机构部60。在该变形例的膨胀机构部60中，在各旋转机构部70、80中，叶片76、86与活塞75、85分开形成。进而，该叶片76、86的前端按压在活塞75、85的外周面上，伴随活塞75、85的移动而进退。
并且，以上的实施方式本质上是优选的示例，但并不是有意地限制本发明、其适用物或限制其用途的范围。
如以上说明的那样，本发明对通过高压流体的膨胀来产生动力的膨胀机是很有用的。
权利要求
1.一种旋转式膨胀机，该旋转式膨胀机通过供给的高压流体的膨胀来产生动力，具备多个旋转机构部(70、80)，其分别设置有两端被封闭的气缸(71、81)；活塞(75、85)，其用于在所述各气缸(71、81)内形成流体室(72、82)；以及叶片(76、86)，其用于将所述流体室(72、82)分隔为高压侧的高压室(73、83)和低压侧的低压室(74、84)；及一根旋转轴(40)，其与所述各旋转机构部(70、80)的活塞(75、85)接合，其特征在于，所述多个旋转机构部(70、80)各自的排出容积互不相同，从排出容积小的旋转机构部开始依次串联连接，在所述多个旋转机构部(70、80)中的相互连接的2个中，前级侧的旋转机构部(70)的低压室(74)与后级侧的旋转机构部(80)的高压室(83)相互连通，形成一个膨胀室(66)，另一方面，该旋转式膨胀机具备注入通路(37)，其用于将所述高压流体的一部分导入到膨胀过程的所述膨胀室(66)中；和流通控制机构，其设置在所述注入通路(37)中。
2.如权利要求1所述的旋转式膨胀机，其特征在于，各旋转机构部(70、80)的气缸(71、81)以在彼此之间夹持中间板(63)的状态被层叠起来，在所述各中间板(63)中形成有连通路(64)，该连通路(64)用于使相邻的2个旋转机构部(70、80)中的前级侧的旋转机构部(70)的低压室(74)与后级侧的旋转机构部(80)的高压室(83)连通，另一方面，注入通路(37)形成在所述中间板(63)中，其末端在所述连通路(64)中开口。
3.如权利要求1所述的旋转式膨胀机，其特征在于，注入通路(37)的末端在多个旋转机构部(70、80)中排出容积不是最小的旋转机构部的高压室(83)中开口。
4.如权利要求1、2或3所述的旋转式膨胀机，其特征在于，流通控制机构由开度可调节的调节阀(90)构成。
5.如权利要求1、2或3所述的旋转式膨胀机，其特征在于，流通控制机构由可开闭的电磁阀(91)构成。
6.如权利要求1、2或3所述的旋转式膨胀机，其特征在于，流通控制机构由差压阀(92)构成，该差压阀(92)的开度根据膨胀室(66)内的流体与从排出容积最大的旋转机构部(80)流出的流体的压力差而变化。
7.如权利要求1、2或3所述的旋转式膨胀机，其特征在于，被导入到排出容积最小的旋转机构部(70)的高压室(73)中的流体是大于等于临界压力的二氧化碳。
全文摘要
本发明提供一种旋转式膨胀机(60)，该旋转式膨胀机设置有2个旋转机构部(70、80)。第1旋转机构部(70)的排出容积比第2旋转机构部(80)的排出容积小。第1旋转机构部(70)的第1低压室(74)和第2旋转机构部(80)的第2高压室(83)通过连通路(64)连接，构成一个膨胀室(66)。导入到第1旋转机构部(70)中的高压制冷剂在膨胀室(66)内膨胀。注入通路(37)连接到连通路(64)。当打开电动阀(90)时，高压制冷剂也从注入通路(37)导入到膨胀室(66)中。由此，即使在实际的膨胀比变得比设计膨胀比小的条件下，也可以抑制动力回收的效率降低。
文档编号F01C13/04GK1930372SQ20058000744
公开日2007年3月14日 申请日期2005年3月4日 优先权日2004年3月10日
发明者冈本昌和, 森胁道雄, 熊仓英二, 冈本哲也, 鉾谷克己 申请人:大金工业株式会社