JP2004197640A

JP2004197640A - Positive displacement expander and fluid machine

Info

Publication number: JP2004197640A
Application number: JP2002366495A
Authority: JP
Inventors: Masakazu Okamoto; 昌和岡本; Katsumi Hokotani; 克己鉾谷; Eiji Kumakura; 英二熊倉; Tetsuya Okamoto; 哲也岡本; Michio Moriwaki; 道雄森脇
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2002-12-18
Filing date: 2002-12-18
Publication date: 2004-07-15
Also published as: AU2003289148A1; WO2004055331A1

Abstract

【課題】容積型膨張機（60）を蒸気圧縮式冷凍サイクル等に用いる場合に、実際の膨張比が設計膨張比よりも小さくなる条件での動力回収の効率低下を抑える。
【解決手段】膨張室（62）への流入ポート（37）から分岐して膨張室（62）の吸入／膨張過程位置に連通する連絡通路（72）を設け、膨張室（62）への流入側の高圧流体の一部を該膨張室（62）へ導入できるようにする。
【選択図】図４When a positive displacement expander (60) is used in a vapor compression refrigeration cycle or the like, a reduction in power recovery efficiency under conditions where the actual expansion ratio is smaller than a design expansion ratio is suppressed.
A communication passage (72) that branches from an inflow port (37) into an expansion chamber (62) and communicates with a suction / expansion process position of the expansion chamber (62) is provided, and flows into the expansion chamber (62). A portion of the high pressure fluid on the side can be introduced into the expansion chamber (62).
[Selection diagram] Fig. 4

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、高圧流体が膨張することにより動力を発生させる膨張機構を備えた容積型膨張機と、この膨張機を備えた流体機械とに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、高圧流体の膨張により動力を発生させる膨張機として、例えばロータリ式膨張機などの容積型膨張機が知られている（例えば特許文献１参照）。この膨張機は、蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程を行うのに用いることができる（例えば特許文献２参照）。
【０００３】
上記膨張機は、シリンダと、このシリンダの内周面に沿って公転するピストンとを備え、シリンダとピストンとの間に形成される膨張室が吸入／膨張側と排出側とに区画されている。そして、ピストンの公転動作に伴って、膨張室は吸入／膨張側であった部分が排出側に、排出側であった部分が吸入／膨張側に順に切り換わり、高圧流体の吸入／膨張作用と排出作用とが同時に並行して行われる。
【０００４】
上記膨張機では、ピストンの１回転中に高圧流体がシリンダ内に供給される吸入過程の角度範囲と、流体の膨張が行われる膨張過程の角度範囲が予め定められている。つまり、この種の膨張機では、一般に膨張比（吸入冷媒と排出冷媒の密度比）が一定になっている。そして、吸入過程の角度範囲で高圧流体をシリンダに導入する一方、残った膨張過程の角度範囲で流体を定められた膨張比で膨張させ、回転動力を回収するようになっている。
【０００５】
【特許文献１】
特開平８−３３８３５６号公報
【特許文献２】
特開２００１−１１６３７１等公報
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
このように、容積型膨張機は固有の膨張比を有している。一方、上記膨張機が用いられる蒸気圧縮式冷凍サイクルでは、冷却対象の温度変化や放熱（加熱）対象の温度変化により該冷凍サイクルの高圧圧力と低圧圧力が変化するので、その圧力比も変動し、それに伴って膨張機の吸入冷媒と排出冷媒の密度もそれぞれ変動する。したがって、この場合は、冷凍サイクルが上記膨張機とは異なる膨張比で運転されることになり、その結果、運転効率が低下してしまう。
【０００７】
例えば、蒸気圧縮式冷凍サイクルの圧力比が小さくなる条件、言い換えると膨張比が小さくなる条件では、同じ回転数において圧縮機から吐出される冷媒量は増加する。しかし、膨張機では、膨張比に関わらず、同じ回転数の場合はほぼ同じ量の冷媒が流れる。そのため、実際の膨張比が設計膨張比よりも小さくなる条件では、圧縮機からの冷媒量に比べて膨張機に流せる冷媒量が少なくなる。
【０００８】
これに対し、上記特許文献２の装置では、膨張機と並列にバイパス通路が設けられており、このバイパス通路には流量制御弁が設けられている。したがって、この装置では、膨張比が小さくなる条件において、冷媒の一部をバイパス通路に流すことで、冷凍サイクルの圧縮行程側と膨張行程側とで冷媒流量を合わせることが可能である。しかし、このようにすると、膨張機を通らない冷媒が膨張仕事をしないために、膨張機による回収動力が減ってしまい、運転効率が低下することになる。
【０００９】
また、設計膨張比よりも低膨張比の条件では、膨張室内で過膨張が発生し、これにより効率が低下する問題もある。そこで、この点について説明する。
【００１０】
一般に、膨張機は、設計膨張比で運転動作が行われているときに最大限の動力回収効率が得られるように構成されている。図１２は、高圧圧力が超臨界圧力となる二酸化炭素冷媒の場合の理想的な運転条件での膨張室（62）の容積変化と圧力変化との関係を示すグラフである。図示するように、非圧縮性流体に近い特性の高圧流体はａ点からｂ点までの間に膨張室（62）内に供給され、ｂ点から膨張を開始する。ｂ点を過ぎると高圧流体の供給が停止するため、圧力が一旦ｃ点まで急激に下がり、その後は膨張しながらｄ点まで緩やかに圧力が低下する。そして、ｄ点で膨張室（62）のシリンダ容積が最大になった後、排出側になって容積が縮小するとｅ点まで排出される。その後はａ点に戻り、次のサイクルの吸入過程が開始される。この図の状態では、ｄ点の圧力は冷凍サイクルの低圧圧力と一致している。
【００１１】
一方、上記膨張機を空調機に用いている場合には、上述したように、冷房運転と暖房運転の切り換えや外気温度の変化などの運転条件の変動により、冷凍サイクルの実際の膨張比が該サイクルの設計膨張比ないし膨張機の固有膨張比を外れることがある。特に、冷凍サイクルの実際の膨張比が設計膨張比よりも小さくなると、膨張室（62）の内圧が冷凍サイクルの低圧圧力よりも低くなり、膨張機の内部で過膨張が発生する状態になってしまうことがある。
【００１２】
図１３はこのときの膨張室（62）の容積変化と圧力変化との関係を示すグラフであり、冷凍サイクルの低圧圧力が図１２の例よりも上昇した状態を示している。この場合、流体はａ点からｂ点までの間でシリンダ内に供給された後、膨張機の固有膨張比に従ってｄ点まで圧力が低下する。一方、冷凍サイクルの低圧圧力はｄ点よりも高いｄ’点になっている。したがって、膨張過程の完了後、排出過程において冷媒がｄ点からｄ’点まで昇圧され、さらにｅ’点まで排出されて、次のサイクルの吸入過程が開始されることになる。
【００１３】
このような状況において、膨張機内では冷媒の排出のために動力の内部消費が行われることになる。つまり、過膨張発生時には、回収動力は図１３で示す（面積Ｉ）−（面積II）分しか得られないことになり、図１２の運転条件と比べて回収動力が大幅に減少してしまう。
【００１４】
本発明は、このような問題点に鑑みて創案されたものであり、その目的は、膨張比が小さくなる条件でも膨張機での動力回収を行えるようにするとともに、過膨張を解消できるようにして、運転効率が低下するのを防止することである。
【００１５】
【課題を解決するための手段】
本発明は、膨張室（62）への流体流入側から分岐して該膨張室（62）の吸入／膨張過程位置に連通する連絡通路（72）を設け、この連絡通路（72）から膨張室（62）へ、流入側の高圧流体を導入できるようにしたものである。
【００１６】
具体的に、請求項１に記載の発明は、膨張室（62）に供給された高圧流体が膨張することにより動力が発生する膨張機構（60）を備えた容積型膨張機を前提としている。そして、この膨張機は、上記膨張室（62）の流体流入側から分岐して該膨張室（62）の吸入／膨張過程位置に連通する連絡通路（72）を備え、該連絡通路（72）に流通制御機構（73,75,76）が設けられていることを特徴としている。
【００１７】
この請求項１の発明では、例えば冷凍サイクルの膨張比と膨張機の固有膨張比とが一致しているときには、流通制御機構（73,75,76）を開かず、連絡通路（72）を閉じた状態とする。このときは、設計膨張比で運転が行われるため、膨張機での動力回収が効率よく行われる。
【００１８】
一方、運転条件の変化に伴って実際の膨張比が設計膨張比よりも小さくなると、流通制御機構（73,75,76）を開いて運転を行う。この場合、冷媒は、流量調整を行いながら膨張機を流れる状態となる。したがって、回転数を変えなくてもすべての冷媒を膨張機に流すことが可能になり、従来は膨張機をバイパスしていた冷媒が膨張機で膨張仕事を行うため、動力の回収効率が向上する。
【００１９】
また、この発明では、膨張室（62）で過膨張が生じる状態において、流通制御機構（73,75,76）を開くことにより過膨張の状態も解消できる。つまり、過膨張が生じるときは、膨張室（62）内の圧力が流体流出側よりも低くなっているが、流体流入側から膨張室（62）へ高圧流体を補助的に導入することで、膨張室（62）の圧力を流体流出側の圧力まで高めることができる。したがって、この発明では、図１３の面積IIに示した動力消費が行われなくなり、図１４に示すように、冷媒が膨張過程においてｄ’点まで徐々に膨張する運転状態になる。このことにより、過膨張時に動力回収効率が低下するのも防止できる。
【００２０】
また、請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の容積型膨張機において、流通制御機構（73,75,76）が、開度調整可能なインジェクション弁（73）により構成されていることを特徴としている。
【００２１】
この請求項２の発明では、冷凍サイクルの膨張比と膨張機の固有膨張比とが一致しているときにはインジェクション弁（73）を閉鎖して運転を行う。一方、蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張比が小さくなる条件において、従来であれば冷媒に膨張機をバイパスさせる場合でも、インジェクション弁（73）の開度を調整して冷媒を流量調整し、その冷媒を膨張機に導入することが可能となる。これにより、膨張機で冷媒の膨張仕事が行われる。また、膨張室（62）で過膨張が生じる状態においても、インジェクション弁（73）を開くことにより高圧側の流体を膨張室（62）に導入し、その圧力を上昇させることができるので、過膨張の状態を解消できる。
【００２２】
また、請求項３に記載の発明は、請求項１に記載の容積型膨張機において、流通制御機構（73,75,76）が、開閉可能な電磁弁（75）により構成されていることを特徴としている。
【００２３】
この請求項３の発明では、電磁弁の開閉するタイミングを制御することにより、冷媒の流量を調整しながら膨張室（62）に導入することができる。したがって、従来は冷媒に膨張機をバイパスさせていた条件でも冷媒が膨張仕事を行い、動力の回収効率が向上する。
【００２４】
また、過膨張に対しては、以下のような制御を行う。つまり、膨張室（62）の膨張過程中間位置における流体の圧力と流体流出側の圧力とが一致しているか差圧が小さいときは、過膨張は生じていないと考えられるので、電磁弁（75）を閉鎖した状態で運転を行う。一方、運転状態の変化に伴って膨張室（62）の膨張過程中間位置における流体の圧力と流体流出側の圧力との差圧が一定以上に大きくなったときには、膨張室（62）で過膨張が生じる状態になっていると考えられるので、電磁弁（75）を開いた状態で運転を行う。このためには、例えば膨張室（62）の圧力と流体流出側の圧力とをそれぞれ検出しておけばよい。こうすれば、過膨張が発生する条件では、高圧流体の一部を膨張室（62）に供給して膨張室（62）の圧力を流体流出側の圧力まで上昇させられるため、過膨張の状態を解消できる。
【００２５】
また、請求項４に記載の発明は、請求項１に記載の容積型膨張機において、流通制御機構（73,75,76）が、膨張室（62）の膨張過程中間位置における流体の圧力が流体流出側の圧力に対して所定値よりも低下すると開口する差圧弁（76）により構成されていることを特徴としている。
【００２６】
この請求項４の発明は、圧縮機の流量に対して膨張機の流量が不足しているときには、通常、過膨張が発生していることから、この過膨張時に膨張室（62）に連絡通路（72）から冷媒を導入するようにして、圧縮機と膨張機の流量を簡易的に近づけるようにしたものである。
【００２７】
この構成において、過膨張が生じていないときは、膨張室（62）の膨張過程中間位置における流体の圧力と流体流出側の圧力とが一致しているか差圧が小さいため、差圧弁（76）が閉鎖した状態で運転が行われる。一方、運転状態の変化に伴って過膨張が生じる状態になったとき、膨張室（62）の膨張過程中間位置における流体の圧力と流体流出側の圧力との差圧が一定以上に大きくなるので、差圧弁（76）が開口する。そうすると高圧流体の一部が膨張室（62）に供給されるので、膨張室（62）の圧力が流体流出側の圧力まで上昇し、過膨張の状態が解消される。なお、差圧が小さくなるか、なくなると、差圧弁（76）は閉鎖され、連絡通路（72）から膨張室（62）への高圧流体の導入は停止する。
【００２８】
また、この発明では、膨張室（62）の圧力が流体流出側の圧力に近づいたとき（同じになる前）に差圧弁（76）が開くようにすると、膨張機が高速で運転されていても、差圧弁（76）の開閉のタイミングが遅れて効果不十分になるのを防止できる。
【００２９】
また、請求項５に記載の発明は、請求項１から４のいずれか１に記載の容積型膨張機において、膨張機構（60）が蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程を行うように構成されていることを特徴としている。
【００３０】
蒸気圧縮式冷凍サイクルでは、上述したように運転条件によって高圧圧力や低圧圧力が変動し、それによって実際の膨張比も変化する。したがって、膨張比が小さくなる条件で、従来の膨張機では冷媒のバイパスにより動力回収効率が低下するのに対して、この発明の膨張機を用いると効率低下を効果的に抑えられる。
【００３１】
また、現在一般によく使用されている冷媒（例えばＲ１０４Ａ）について、暖房時に膨張比が約４、冷房時に約３となる例を想定すると、暖房時に適正な膨張比を選定した場合は冷房時には過膨張が生じる。また、実際の運転時で冷房負荷の小さいときなどは、さらに過膨張が発生しやすくなる。これに対して、この請求項５の発明では、流入側の流体を連絡通路（72）から膨張室（62）へ補助的に導入することにより、過膨張の状態を効果的に解消することができる。
【００３２】
また、請求項６に記載の発明は、請求項１から４のいずれか１に記載の容積型膨張機において、膨張機構（60）が、高圧圧力が超臨界圧となる蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程を行うように構成されていることを特徴としている。
【００３３】
冷媒にＣＯ₂ などを用いて行う超臨界サイクルでは、例えば膨張比が暖房時に約３、冷房時に約２となり、冷房時の動力損失が、現在一般に使用されている冷媒を用いた冷凍サイクルよりも大きくなる。これに対して、流入側の流体を連絡通路（72）から膨張室（62）に補助的に導入すると、動力損失を効果的に低減できる。
【００３４】
また、請求項７に記載の発明は、請求項１から６のいずれか１に記載の容積型膨張機において、膨張機構（60）が回転式の膨張機構であり、流体の膨張により回転動力を回収するように構成されていることを特徴としている。回転式の膨張機構（60）としては、揺動ピストン式、ローリングピストン式、あるいはスクロール式などの膨張機構（60）を採用することができる。
【００３５】
また、請求項８に記載の発明は、ケーシング（31）内に、容積型膨張機（60）と、電動機（40）と、上記容積型膨張機（60）及び電動機（40）により駆動されて流体を圧縮する圧縮機（50）とを備えた流体機械であって、容積型膨張機（60）が、請求項７に記載の容積型膨張機により構成されていることを特徴としている。
【００３６】
この発明では、圧縮機（50）と膨張機（60）が一体になった流体機械において、圧縮機（50）と膨張機（60）が一般に同じ回転数で回転するため、低膨張比の条件で動力回収の効率が低下しやすいのに対して、冷媒を膨張機（60）に導入することにより、動力回収効率を特に効果的に高められる。
【００３７】
【発明の実施の形態１】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。この実施形態１は、本発明の流体機械を用いて空調機（10）を構成したものである。
【００３８】
《空調機の全体構成》
図１に示すように、上記空調機（10）は、いわゆるセパレート型のものであって、室外機（11）と室内機（13）とを備えている。室外機（11）には、室外ファン（12）、室外熱交換器（23）、第１四路切換弁（21）、第２四路切換弁（22）、及び圧縮・膨張ユニット（30）が収納されている。室内機（13）には、室内ファン（14）及び室内熱交換器（24）が収納されている。そして、室外機（11）は屋外に設置され、室内機（13）は屋内に設置されている。また、室外機（11）と室内機（13）とは、一対の連絡配管（15,16）で接続されている。尚、圧縮・膨張ユニット（30）の詳細は後述する。
【００３９】
上記空調機（10）には、冷媒回路（20）が設けられている。この冷媒回路（20）は、圧縮・膨張ユニット（30）や室内熱交換器（24）などが接続された閉回路である。また、この冷媒回路（20）には、冷媒として二酸化炭素（ＣＯ₂）が充填されている。
【００４０】
上記室外熱交換器（23）と室内熱交換器（24）とは、何れもクロスフィン型のフィン・アンド・チューブ熱交換器で構成されている。室外熱交換器（23）では、冷媒回路（20）を循環する冷媒が室外空気と熱交換する。室内熱交換器（24）では、冷媒回路（20）を循環する冷媒が室内空気と熱交換する。
【００４１】
上記第１四路切換弁（21）は、４つのポートを備えている。この第１四路切換弁（21）は、その第１のポートが圧縮・膨張ユニット（30）の吐出ポート（35）と配管接続され、第２のポートが連絡配管（15）を介して室内熱交換器（24）の一端と配管接続され、第３のポートが室外熱交換器（23）の一端と配管接続され、第４のポートが圧縮・膨張ユニット（30）の吸入ポート（34）と配管接続されている。そして、第１四路切換弁（21）は、第１のポートと第２のポートとが連通し且つ第３のポートと第４のポートとが連通する状態（図１に実線で示す状態）と、第１のポートと第３のポートとが連通し且つ第２のポートと第４のポートとが連通する状態（図１に破線で示す状態）とに切り換わる。
【００４２】
上記第２四路切換弁（22）は、４つのポートを備えている。この第２四路切換弁（22）は、その第１のポートが圧縮・膨張ユニット（30）の流出ポート（37）と配管接続され、第２のポートが室外熱交換器（23）の他端と配管接続され、第３のポートが連絡配管（16）を介して室内熱交換器（24）の他端と配管接続され、第４のポートが圧縮・膨張ユニット（30）の流入ポート（36）と配管接続されている。そして、第２四路切換弁（22）は、第１のポートと第２のポートとが連通し且つ第３のポートと第４のポートとが連通する状態（図１に実線で示す状態）と、第１のポートと第３のポートとが連通し且つ第２のポートと第４のポートとが連通する状態（図１に破線で示す状態）とに切り換わる。
【００４３】
《圧縮・膨張ユニットの構成》
図２に示すように、圧縮・膨張ユニット（30）は、本発明の流体機械を構成している。この圧縮・膨張ユニット（30）では、横長で円筒形の密閉容器であるケーシング（31）の内部に、圧縮機構部（50）、膨張機構部（60）、及び電動機（40）が収納されている。また、このケーシング（31）内では、図２における左から右に向かって、圧縮機構部（50）、電動機（40）、膨張機構部（60）の順で配置されている。尚、図２を参照しながらの説明で用いる「右」「左」は、それぞれ同図における「右」「左」を意味する。
【００４４】
上記電動機（40）は、ケーシング（31）の長手方向の中央部に配置されている。この電動機（40）は、ステータ（41）とロータ（42）とにより構成されている。ステータ（41）は、上記ケーシング（31）に固定されている。ロータ（42）は、ステータ（41）の内側に配置されている。また、ロータ（42）には、該ロータ（42）と同軸にシャフト（45）の主軸部（48）が貫通している。
【００４５】
上記シャフト（45）は、その右端側に大径偏心部（46）が形成され、その左端側に小径偏心部（47）が形成されている。大径偏心部（46）は、主軸部（48）よりも大径に形成され、主軸部（48）の軸心から所定量だけ偏心している。一方、小径偏心部（47）は、主軸部（48）よりも小径に形成され、主軸部（48）の軸心から所定量だけ偏心している。そして、このシャフト（45）は、回転軸を構成している。
【００４６】
上記シャフト（45）には、図示しないが、油ポンプが連結されている。また、上記ケーシング（31）の底部には、潤滑油が貯留されている。この潤滑油は、油ポンプによって汲み上げられ、圧縮機構部（50）や膨張機構部（60）へ供給されて潤滑に利用される。
【００４７】
上記圧縮機構部（50）は、いわゆるスクロール圧縮機を構成している。この圧縮機構部（50）は、固定スクロール（51）と、可動スクロール（54）と、フレーム（57）とを備えている。また、圧縮機構部（50）には、吸入ポート（34）と吐出ポート（35）とが設けられている。
【００４８】
上記固定スクロール（51）では、鏡板（52）に渦巻き状の固定側ラップ（53）が突設されている。この固定スクロール（51）の鏡板（52）は、ケーシング（31）に固定されている。一方、上記可動スクロール（54）では、板状の鏡板（55）に渦巻き状の可動側ラップ（56）が突設されている。固定スクロール（51）と可動スクロール（54）とは、互いに対向する姿勢で配置されている。そして、固定側ラップ（53）と可動側ラップ（56）が噛み合うことにより、圧縮室（59）が区画される。
【００４９】
上記吸入ポート（34）は、その一端が固定側ラップ（53）及び可動側ラップ（56）の外周側に接続されている。一方、上記吐出ポート（35）は、固定スクロール（51）の鏡板（52）の中央部に接続され、その一端が圧縮室（59）に開口している。
【００５０】
上記可動スクロール（54）の鏡板（55）は、その右側面の中央部に突出部分が形成されており、この突出部分にシャフト（45）の小径偏心部（47）が挿入されている。また、上記可動スクロール（54）は、オルダムリング（58）を介してフレーム（57）に支持されている。このオルダムリング（58）は、可動スクロール（54）の自転を規制するためのものである。そして、可動スクロール（54）は、自転することなく、所定の旋回半径で公転する。この可動スクロール（54）の旋回半径は、小径偏心部（47）の偏心量と同じである。
【００５１】
上記膨張機構部（60）は、いわゆる揺動ピストン型の膨張機構であって、本発明の容積型膨張機を構成している。この膨張機構部（60）は、シリンダ（61）と、フロントヘッド（63）と、リアヘッド（64）と、ピストン（65）とを備えている。また、膨張機構部（60）には、流入ポート（36）と流出ポート（37）とが設けられている。
【００５２】
上記シリンダ（61）は、その左側端面がフロントヘッド（63）により閉塞され、その右側端面がリアヘッド（64）により閉塞されている。つまり、フロントヘッド（63）とリアヘッド（64）は、それぞれが閉塞部材を構成している。
【００５３】
上記ピストン（65）は、両端がフロントヘッド（63）とリアヘッド（64）で閉塞されたシリンダ（61）の内部に収納されている。そして、図４に示すように、シリンダ（61）内に膨張室（62）が形成されるとともに、ピストン（65）の外周面がシリンダ（61）の内周面に実質的に摺接するようになっている。
【００５４】
図４(ａ)に示すように、上記ピストン（65）は、円環状あるいは円筒状に形成されている。ピストン（65）の内径は、大径偏心部（46）の外径と概ね等しくなっている。そして、シャフト（45）の大径偏心部（46）がピストン（65）を貫通するように設けられ、ピストン（65）の内周面と大径偏心部（46）の外周面がほぼ全面に亘って摺接する。
【００５５】
また、上記ピストン（65）には、ブレード（66）が一体に設けられている。このブレード（66）は、板状に形成されており、ピストン（65）の外周面から外側へ突出している。シリンダ（61）の内周面とピストン（65）の外周面に挟まれた膨張室（62）は、このブレード（66）によって高圧側（吸入／膨張側）と低圧側（排出側）とに仕切られる。
【００５６】
上記シリンダ（61）には、一対のブッシュ（67）が設けられている。各ブッシュ（67）は、それぞれが半月状に形成されている。このブッシュ（67）は、ブレード（66）を挟み込んだ状態で設置され、ブレード（66）と摺動する。また、ブッシュ（67）は、ブレード（66）を挟んだ状態でシリンダ（61）に対して回動自在となっている。
【００５７】
図４に示すように、上記流入ポート（36）は、フロントヘッド（63）に形成されており、導入通路を構成している。流入ポート（36）の終端は、フロントヘッド（63）の内側面において、流入ポート（36）が直接に膨張室（62）と連通することのない位置に開口している。具体的に、流入ポート（36）の終端は、フロントヘッド（63）の内側面のうち大径偏心部（46）の端面と摺接する部分において、同図(ａ)における主軸部（48）の軸心のやや左上の位置に開口している。
【００５８】
フロントヘッド（63）には、溝状通路（69）も形成されている。図４(ｂ)に示すように、この溝状通路（69）は、フロントヘッド（63）をその内側面側から掘り下げることにより、フロントヘッド（63）の内側面に開口する凹溝状に形成されている。
【００５９】
フロントヘッド（63）の内側面における溝状通路（69）の開口部分は、図４(ａ)において上下に細長い長方形状となっている。溝状通路（69）は、同図(ａ)における主軸部（48）の軸心よりも左側に位置している。また、この溝状通路（69）は、同図(ａ)における上端がシリンダ（61）の内周面よりも僅かに内側に位置すると共に、同図(ａ)における下端がフロントヘッド（63）の内側面のうち大径偏心部（46）の端面と摺接する部分に位置している。そして、この溝状通路（69）は、膨張室（62）と連通可能になっている。
【００６０】
シャフト（45）の大径偏心部（46）には、連通路（70）が形成されている。図４(ｂ)に示すように、この連通路（70）は、大径偏心部（46）をその端面側から掘り下げることにより、フロントヘッド（63）に向き合った大径偏心部（46）の端面に開口する凹溝状に形成されている。
【００６１】
また、図４(ａ)に示すように、連通路（70）は、大径偏心部（46）の外周に沿って延びる円弧状に形成されている。更に、連通路（70）におけるその周長方向の中央は、主軸部（48）の軸心と大径偏心部（46）の軸心を結んだ線上であって、大径偏心部（46）の軸心に対して主軸部（48）の軸心とは反対側に位置している。そして、シャフト（45）が回転すると、それに伴って大径偏心部（46）の連通路（70）も移動し、この連通路（70）を介して流入ポート（36）と溝状通路（69）が間欠的に連通する。
【００６２】
図４(ａ)に示すように、上記流出ポート（37）は、シリンダ（61）に形成されている。この流出ポート（37）の始端は、膨張室（62）に臨むシリンダ（61）の内周面に開口している。また、流出ポート（37）の始端は、同図(ａ)におけるブレード（66）の右側近傍に開口している。
【００６３】
そして、本発明の特徴として、上記膨張機構部（60）には、膨張室（62）の流体流入側である流入ポート（36）から分岐して該膨張室（62）の吸入／膨張過程位置に連通する連絡通路として、連絡管（72）が設けられている。この連絡管（72）には、該連絡管（72）を流れる冷媒の流通／停止の切り換えや流量調整を行う流通制御機構（73）が設けられている。
【００６４】
上記連絡管（72）は、図４（ａ）におけるブレード（66）の左側近傍に接続されている。具体的には、上記連絡管（72）は、シャフト（45）の回転中心を基準としてブッシュ（67）の回動中心のある位置を０°とすると、図４（ａ）において反時計回り方向へ約２０°〜３０°の位置において、シリンダ（61）に接続されている。また、上記開閉機構（73）は、開度調整可能な電動弁（インジェクション弁）により構成されている。この電動弁（73）の開度を調整すると、上記連絡管（72）を流れる冷媒の流量を調整することが可能である。また、該電動弁（73）を閉鎖すると、連絡管（72）に冷媒を流さない状態にすることができる。
【００６５】
本実施形態２の空調機（10）には、一般に冷媒回路（20）に設けられる高圧圧力センサ（74a）及び低圧圧力センサ（74b）に加えて、膨張室（62）の圧力を検出する過膨張圧力センサ（74c）が設けられている。また、この空調機（10）の制御手段（74）は、これらのセンサ（74a,74b,74c）により検出される圧力に基づいて、上記電動弁（73）を制御できるようになっている。
【００６６】
−運転動作−
上記空調機（10）の動作について説明する。ここでは、空調機（10）の冷房運転時及び暖房運転時の動作について説明し、続いて膨張機構部（60）の動作について説明する。
【００６７】
《冷房運転》
冷房運転時には、第１四路切換弁（21）及び第２四路切換弁（22）が図１に破線で示す状態に切り換えられる。この状態で圧縮・膨張ユニット（30）の電動機（40）に通電すると、冷媒回路（20）で冷媒が循環して蒸気圧縮式の冷凍サイクルが行われる。
【００６８】
圧縮機構部（50）で圧縮された冷媒は、吐出ポート（35）を通って圧縮・膨張ユニット（30）から吐出される。この状態で、冷媒の圧力は、その臨界圧力よりも高くなっている。この吐出冷媒は、第１四路切換弁（21）を通って室外熱交換器（23）へ送られる。室外熱交換器（23）では、流入した冷媒が室外ファン（12）により送られる室外空気と熱交換する。この熱交換により、冷媒が室外空気に対して放熱する。
【００６９】
室外熱交換器（23）で放熱した冷媒は、第２四路切換弁（22）を通過し、流入ポート（36）を通って圧縮・膨張ユニット（30）の膨張機構部（60）へ流入する。膨張機構部（60）では、高圧冷媒が膨張し、その内部エネルギがシャフト（45）の回転動力に変換される。膨張後の低圧冷媒は、流出ポート（37）を通って圧縮・膨張ユニット（30）から流出し、第２四路切換弁（22）を通過して室内熱交換器（24）へ送られる。
【００７０】
室内熱交換器（24）では、流入した冷媒が室内ファン（14）により送られる室内空気と熱交換する。この熱交換により、冷媒が室内空気から吸熱して蒸発し、室内空気が冷却される。室内熱交換器（24）から出た低圧ガス冷媒は、第１四路切換弁（21）を通過し、吸入ポート（34）を通って圧縮・膨張ユニット（30）の圧縮機構部（50）へ吸入される。圧縮機構部（50）は、吸入した冷媒を圧縮して吐出する。
【００７１】
《暖房運転》
暖房運転時には、第１四路切換弁（21）及び第２四路切換弁（22）が図１に実線で示す状態に切り換えられる。この状態で圧縮・膨張ユニット（30）の電動機（40）に通電すると、冷媒回路（20）で冷媒が循環して蒸気圧縮式の冷凍サイクルが行われる。
【００７２】
圧縮機構部（50）で圧縮された冷媒は、吐出ポート（35）を通って圧縮・膨張ユニット（30）から吐出される。この状態で、冷媒の圧力は、その臨界圧力よりも高くなっている。この吐出冷媒は、第１四路切換弁（21）を通過して室内熱交換器（24）へ送られる。室内熱交換器（24）では、流入した冷媒が室内空気と熱交換する。この熱交換により、冷媒が室内空気へ放熱し、室内空気が加熱される。
【００７３】
室内熱交換器（24）で放熱した冷媒は、第２四路切換弁（22）を通過し、流入ポート（36）を通って圧縮・膨張ユニット（30）の膨張機構部（60）へ流入する。膨張機構部（60）では、高圧冷媒が膨張し、その内部エネルギがシャフト（45）の回転動力に変換される。膨張後の低圧冷媒は、流出ポート（37）を通って圧縮・膨張ユニット（30）から流出し、第２四路切換弁（22）を通過して室外熱交換器（23）へ送られる。
【００７４】
室外熱交換器（23）では、流入した冷媒が室外空気と熱交換を行い、冷媒が室外空気から吸熱して蒸発する。室外熱交換器（23）から出た低圧ガス冷媒は、第１四路切換弁（21）を通過し、吸入ポート（34）を通って圧縮・膨張ユニット（30）の圧縮機構部（50）へ吸入される。圧縮機構部（50）は、吸入した冷媒を圧縮して吐出する。
【００７５】
《膨張機構部の動作》
膨張機構部（60）の動作について、図３〜図１１を参照しながら説明する。尚、図３は、大径偏心部（46）の中心軸に対して垂直な膨張機構部（60）の断面をシャフト（45）の回転角度４５°毎に示したものである。また、図４〜図１１の各図において、(ａ)は図３における回転角度毎に膨張機構部（60）の断面を拡大図示したものであり、(ｂ)は大径偏心部（46）の中心軸に沿った膨張機構部（60）の断面を模式的に示したものである。尚、図４〜図１１の各図において、(ｂ)では主軸部（48）の断面の図示を省略している。
【００７６】
膨張室（62）へ高圧冷媒を導入すると、シャフト（45）が図３〜図１１の各図における反時計方向へ回転する。
【００７７】
シャフト（45）の回転角度が０°の時点では、図３，図４に示すように、流入ポート（36）の終端が大径偏心部（46）の端面で覆われている。つまり、流入ポート（36）は、大径偏心部（46）によって塞がれた状態となっている。大径偏心部（46）の連通路（70）は、溝状通路（69）のみに連通している。溝状通路（69）は、ピストン（65）と大径偏心部（46）の端面によって覆われており、膨張室（62）に連通しない状態となっている。膨張室（62）は、流出ポート（37）に連通することにより、その全体が低圧側となっている。この時点において、膨張室（62）は流入ポート（36）から遮断された状態となっており、高圧冷媒は膨張室（62）へ流入しない。
【００７８】
シャフト（45）の回転角度が４５°の時点では、図３，図５に示すように、流入ポート（36）が大径偏心部（46）の連通路（70）に連通した状態となる。この連通路（70）は、溝状通路（69）にも連通している。溝状通路（69）は、図３や図５(ａ)における上端部分がピストン（65）の端面から外れた状態となり、膨張室（62）の高圧側と連通する。この時点において、膨張室（62）が連通路（70）及び溝状通路（69）を介して流入ポート（36）に連通された状態となっており、高圧冷媒が膨張室（62）の高圧側へ流入する。つまり、膨張室（62）への高圧冷媒の導入は、シャフト（45）の回転角度が０°から４５°に至るまでの間に開始される。
【００７９】
シャフト（45）の回転角度が９０°の時点では、図３，図６に示すように、依然、膨張室（62）が連通路（70）及び溝状通路（69）を介して流入ポート（36）に連通された状態となっている。このため、シャフト（45）の回転角度が４５°から９０°に至るまでの間は、膨張室（62）の高圧側へ高圧冷媒が流入し続ける。
【００８０】
シャフト（45）の回転角度が１３５°の時点では、図３，図７に示すように、大径偏心部（46）の連通路（70）が溝状通路（69）及び流入ポート（36）の両方から外れた状態となる。この時点において、膨張室（62）は流入ポート（36）から遮断された状態となっており、高圧冷媒は膨張室（62）へ流入しない。したがって、膨張室（62）への高圧冷媒の導入は、シャフト（45）の回転角度が９０°から１３５°に至るまでの間に終了する。
【００８１】
膨張室（62）への高圧冷媒の導入が終了した後は、膨張室（62）の高圧側が閉空間となり、そこへ流入した冷媒が膨張する。つまり、図３や図８〜図１１の各図に示すように、シャフト（45）が回転して膨張室（62）における高圧側の容積が増大してゆく。また、その間、流出ポート（37）に連通する膨張室（62）の低圧側からは、膨張後の低圧冷媒が流出ポート（37）を通じて排出され続ける。
【００８２】
膨張室（62）における冷媒の膨張は、シャフト（45）の回転角度が３１５°から３６０°に至るまでの間において、ピストン（65）におけるシリンダ（61）との接触部分が流出ポート（37）に達するまで続く。そして、ピストン（65）におけるシリンダ（61）との接触部分が流出ポート（37）を横切ると、膨張室（62）が流出ポート（37）と連通され、膨張した冷媒の排出が開始される。
【００８３】
ここで、冷凍サイクルの理想的な動作が行われていて、膨張室（62）において過膨張が発生していない場合は、電動弁（73）を閉鎖した状態とする。このときは、膨張室（62）の容積変化と圧力変化との関係は、図１２のグラフに示す状態となる。つまり、高圧流体はａ点からｂ点までの間に膨張室（62）内に供給された後、ｂ点から膨張が開始する。膨張室（62）は高圧流体の導入が停止すると圧力が一旦ｃ点へ急激に下がり、その後の膨張によりｄ点まで緩やかに圧力が低下していく。そして、該膨張室（62）で排出過程が行われた後、ａ点に戻って次の吸入過程が開始される。このとき、吸入冷媒と排出冷媒の密度比は設計膨張比であり、動力回収効率のよい運転が行われる。
【００８４】
一方、上記冷媒回路（20）では、冷房運転と暖房運転の切り換え、あるいは外気温度の変化などにより、高圧圧力や低圧圧力が設計圧力を外れることがある。
このような場合、上記制御手段（74）は、上記センサ（74a,74b,74c）により検出される圧力に基づいて以下のような運転制御を行う。
【００８５】
例えば、運転条件の変化により低圧圧力が上昇するなどして、実際の膨張比が設計膨張比よりも小さくなることがある。このような条件では、一般に、同じ回転数での圧縮機構部（50）からの吐出冷媒量が増加する一方、膨張機構部（60）では、同じ回転数ではほぼ同じ冷媒量が流れるため、圧縮機構部（50）からの冷媒量に比べて膨張機構部（60）の冷媒量が少なくなる。本実施形態では、このようなとき、電動弁（73）の開度を調整すると、該電動弁（73）で必要な量の冷媒を常に膨張機構部（60）に導入できるので、圧縮機構部（50）と膨張機構部（60）の流量が同じになるように調整することができる。こうすることにより、従来は膨張機構部（60）をバイパスして膨張仕事を行わない冷媒により効率が低下していたのに対し、運転効率を改善できる。
【００８６】
電動弁（73）の開度調整を行う運転の状態を図１５に示している。この場合、冷媒はａ点からｂ’点への吸入過程を終えた後、ｄ’点まで徐々に膨張する。冷媒はさらにｅ’点まで排出され、その後膨張室（62）では次の吸入過程が開始される。この運転状態ではａ点、ｂ’点、ｄ’点、及びｅ’点で囲まれた面積Ｉにおいて膨張仕事が行われるので、効率のよい運転を行うことができる。
【００８７】
また、この実施形態１では、低圧圧力が上昇して実際の膨張比が設計膨張比よりも小さくなり、膨張室（62）が流出ポート（37）より低い圧力になる条件でも、過膨張を防止することができる。つまり、膨張室（62）で過膨張が生じる条件になると、電動弁（73）を所定開度に開き、高圧冷媒の一部を連絡管（72）から膨張室（62）内に導入する。これにより、膨張室（62）の圧力を冷凍サイクルの低圧圧力まで上昇させ、過膨張を解消することができる。したがって、上記電動弁（73）を設けない場合は、図１３において過膨張の領域を示す面積IIにおいて動力が消費され、膨張機構部（60）の動力回収効率が大幅に低下するのに対して、図１４に示すように図１３の面積IIに示した動力消費が行われなくなる。したがって、面積IIの分の回収効率低下を防止できる。
【００８８】
−実施形態１の効果−
以上説明したように、この実施形態１によれば、膨張室（62）の流体流入側である流入ポート（37）から分岐して該膨張室（62）の吸入／膨張過程内の位置へ連通する連絡管（72）を設け、膨張比の小さい運転条件において電動弁（73）の開度を調整し、圧縮機（50）の流量と膨張機（60）の流量を同じにできるようにしている。このことにより、従来は冷媒に膨張機（60）をバイパスさせていたような条件でも膨張機（60）での動力回収を行うことが可能となり、効率のよい運転を行うことができる。
【００８９】
また、この実施形態１では、過膨張が発生する条件では電動弁（73）を開いて連絡管（72）を開通できるので、膨張室（62）の圧力を上昇させることにより過膨張の状態を解消できる。したがって、過膨張の発生する条件で冷媒を排出させるのに動力を消費することがなくなり、膨張機構部（60）による動力回収効率が向上する。そして、動力回収効率が向上するため、圧縮機構部（50）への無駄な入力を抑え、効率のよい運転を行うことが可能となる。
【００９０】
また、上記構成では、連絡管（72）を膨張室（62）に、上記吸入／膨張過程内の位置のうち、特に該過程の初期の位置（シャフト（45）の回転角度で約２０°〜３０°の位置）において接続しているので、高圧冷媒を膨張室（62）へ導入することが必要な運転条件において、吸入／膨張過程中の該膨張室（62）に高圧冷媒の一部をほとんど常時導入することができる。
【００９１】
また、この実施形態１では、冷媒である二酸化炭素（ＣＯ２）を超臨界状態まで圧縮して行う蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、例えば暖房運転を基準とする設計をした場合に冷房運転を行うと過膨張が生じやすいのに対して、その過膨張の発生を効果的に防止できる。
【００９２】
【発明の実施の形態２】
本発明の実施形態２は、実施形態１の流体機械において、図１６に示すように、膨張機構部（60）の連絡管（72）に、電動弁（73）でなく開閉可能な電磁弁（75）を設けた例である。また、上記制御手段（74）は、実際の膨張比が設計膨張比よりも小さくなる条件で上記電磁弁（75）を所定のタイミングで開閉するとともに、過膨張の発生する条件でも該電磁弁（75）を開く運転制御を行うように構成されている。
【００９３】
この実施形態２において、その他の部分は実施形態１と同様に構成されている。
【００９４】
本実施形態２においては、膨張比の小さい運転条件においては電磁弁（75）を所定のタイミングで開閉することにより、圧縮機（50）の流量と膨張機（60）の流量をほとんど同じにすることができる。そして、従来は冷媒に膨張機（60）をバイパスさせていたような条件でも膨張機（60）での動力回収を行うことが可能となり、効率のよい運転を行うことができる。
【００９５】
また、本実施形態２においては、過膨張が発生したときには、連絡管（72）の電磁弁（75）を開くことにより、膨張室（62）の冷媒の圧力を上昇させて過膨張の状態を解消できる。過膨張の解消は、実施形態１と同様に図１４にしたがって行われる。この場合も、過膨張の冷媒を排出させるのに動力を消費しないため、膨張機構部（60）による動力回収効率が向上する。また、動力回収効率が向上するため、圧縮機構部（50）への無駄な入力を抑え、効率のよい運転を行うことも可能である。
【００９６】
【発明の実施の形態３】
本発明の実施形態３は、図１７に示すように、連絡管（72）に設ける流通制御機構として、実施形態１の電動弁（73）や実施形態２の電磁弁（75）に代えて差圧弁（76）を用いたものである。この差圧弁（76）は、膨張室（62）の膨張過程中間位置における流体の圧力と流体流出側の圧力とに所定の差圧が生じたときに動作をするものであり、これらの圧力が該差圧弁（76）に直接に作用する。
【００９７】
上記差圧弁（76）は、図１８に示すように、上記連絡管（72）の経路中に固定された弁ケース（81）と、弁ケース（81）内に可動に設けられた弁体（82）と、弁体（82）を一方向に付勢するコイルバネ（83）とから構成されている。弁ケース（81）は、上記弁体（82）をスライド可能に保持する収納凹部（81a）が形成された中空の部材であり、該収納凹部（81a）に連通する４つのポートを備えている。上記弁体（82）は、上記連絡管（72）を閉鎖する閉鎖位置と、該連絡管（72）を開放する開放位置とに変位可能であり、上記コイルバネ（83）によって開放位置（図１８（ｂ））から閉鎖位置（図１８（ａ））へ付勢されている。
【００９８】
上記連絡管（72）は、上記弁ケース（81）における弁体（82）の移動方向と交差する向きで上記弁ケース（81）に固定されている。弁体（82）は、弁ケース（81）の収納凹部（81a）に嵌合し、上記閉鎖位置と開放位置とにスライド可能に形成されている。また、弁体（82）は、開放位置で上記連絡管（72）を開口し、閉鎖位置で該連絡管（72）を閉鎖する連通孔（82a）を有している。
【００９９】
上記弁ケース（81）には、膨張室（62）の膨張過程中間位置に連通する第１連通管（85）と、流体流出側である流出ポート（37）に連通する第２連通管（86）とが接続されている。第１連通管（85）は、コイルバネ（83）と反対側の端部、つまり弁体（82）の開放位置側の端部において、上記弁ケース（81）に接続され、膨張室（62）からの圧力Ｐ１を弁体（82）に与える。また、第２連通管（86）は、コイルバネ（83）側の端部、つまり弁体（82）の閉鎖位置側の端部において、上記弁ケース（81）に接続され、流体流出側からの圧力Ｐ２を弁体（82）に与える。このことにより、膨張室（62）の圧力が流体流出側の圧力よりも所定値以上に低下して、両圧力Ｐ１，Ｐ２の間に所定の差圧が生じたときには、上記差圧弁（76）が動作する。
【０１００】
この実施形態３においては、空調機（10）が設計圧力で運転されているときは、膨張機構部（60）の流出ポート（37）と膨張室（62）との間に実質的に差圧は発生せず、差圧弁（76）は閉じた状態となっている。そして、膨張室（62）の容積変化に伴う冷媒の圧力変化と、冷凍サイクルにおける実際の冷媒圧力とが一致し、運転が図１２に示す理想的な状態で行われて、効率のよい動力回収が行われる。
【０１０１】
一方、運転条件が変動して膨張室（62）で過膨張が発生する状態になると、膨張室（62）内の圧力Ｐ１が流出ポート（37）の圧力Ｐ２よりも下がり、差圧弁（76）が開口する。したがって、流入側の冷媒の一部が膨張室（62）内に補助的に導入されて該膨張室（62）の圧力が上昇し、過膨張の状態が解消される。したがって、この場合にも実施形態１，２と同様に動力回収効率が向上するため、圧縮機構部（60）への無駄な入力を減らし、効率のよい運転を行うことが可能となる。
【０１０２】
また、差圧弁（76）が開口しているときは過膨張の状態であり、このときは概ね膨張機（60）の流量が圧縮機（50）の流量よりも少なくなっている。したがって、このときに冷媒を膨張室（62）に導入すると、簡易的に膨張機（60）の流量を圧縮機（50）の流量に近づけることができるため、膨張機（60）をバイパスする冷媒による効率低下の問題も解消できる。
【０１０３】
なお、膨張機（60）が高速回転するときは、差圧弁（76）の開閉のタイミングが遅れて十分な効果が得られないことが考えられるため、膨張室（62）内の圧力が冷媒流出側の圧力に近づいたときに差圧弁（76）を開くようにバネ力を設定してもよい。
【０１０４】
【発明の実施の形態４】
本発明の実施形態４は、上記実施形態１において膨張機構部（60）の構成を変更したものである。具体的には、上記実施形態１の膨張機構部（60）が揺動ピストン型に構成されているのに対し、本実施形態の膨張機構部（60）は、ローリングピストン型に構成されている。ここでは、本実施形態の膨張機構部（60）について、上記実施形態１と異なる点を説明する。
【０１０５】
図１９に示すように、本実施形態において、ブレード（66）は、ピストン（65）と別体に形成されている。つまり、本実施形態のピストン（65）は、単純な円環状あるいは円筒状に形成されている。また、本実施形態のシリンダ（61）には、ブレード溝（68）が形成されている。
【０１０６】
上記ブレード（66）は、シリンダ（61）のブレード溝（68）に、進退自在な状態で設けられている。また、ブレード（66）は、図外のバネによって付勢され、その先端（図１７における下端）がピストン（65）の外周面に押し付けられている。図２０に順次示すように、シリンダ（61）内でピストン（65）が移動しても、このブレード（66）は、ブレード溝（68）に沿って同図の上下に移動し、その先端がピストン（65）と接した状態に保たれる。そして、ブレード（66）の先端をピストン（65）の周側面に押し付けることで、膨張室（62）が高圧側と低圧側に仕切られる。
【０１０７】
この実施形態４においても、流入ポート（36）と膨張室（62）の吸入／膨張過程内の位置とが連絡管（72）により接続され、連絡管（72）には電動弁（73）が設けられている。したがって、低膨張比条件で流入ポート（36）側の冷媒の一部を補助的に膨張室（62）内に導入できるので、上記各実施形態と同様に動力回収効率を高められるとともに、過膨張を解消することも可能となる。
【０１０８】
【発明のその他の実施の形態】
本発明は、上記実施形態について、以下のような構成としてもよい。
【０１０９】
例えば、上記実施形態１〜３では、膨張機構部（60）のフロントヘッド（63）側に流入ポート（36）を形成した例について説明したが、流入ポート（36）はリアヘッド（64）側に設けてもよい。また、これらの実施形態では、高圧冷媒を膨張室（62）に導入するために、シャフト（45）に設けた大径偏心部（46）の端面の連通路（70）と、フロントヘッド（63）の内面に設けた溝状通路（69）とを介して、流入ポート（36）と膨張室（62）とを連通させるようにしているが、このような構成も適宜変更してもよい。
【０１１０】
また、上記各実施形態では揺動ピストン型の膨張機構とローリングピストン型の膨張機構に本発明を適用した例について説明したが、本発明はスクロール型の膨張機構に適用することも可能である。
【０１１１】
また、上記各実施形態では、膨張機構部（60）と圧縮機構部（50）と電動機（40）とを１つのケーシング（31）内に備えた圧縮・膨張ユニット（30）について説明したが、本発明は、圧縮機と別体に形成した膨張機に適用してもよい。
【０１１２】
要するに、本発明では、膨張機構（60）の流体流入側から分岐して膨張室（62）の吸入／膨張過程位置に連通する連絡通路（72）を設け、この連絡通路（72）を所定の条件において開くことが可能な構成にしている限り、その他の構成は適宜変更してもよい。
【０１１３】
【発明の効果】
請求項１に記載の発明によれば、流体流入側から該膨張室（62）内に流体を補助的に導入することができるため、従来は高圧流体（冷媒）が膨張機構（60）をバイパスする状態としていた低膨張比の条件で、膨張機構（60）に流体を導入できる。これにより、高圧流体に膨張仕事を常に行わせることが可能となり、動力回収効率が向上する。
【０１１４】
また、過膨張が発生する条件のときに膨張機構（60）に冷媒を導入すると、過膨張を解消できる。したがって、図１３の面積IIで表される動力損失をなくし、図１４，図１５に示すように確実に動力回収をすることができる。このように、過膨張が発生する運転条件において、動力回収効率を高めることも可能となる。
【０１１５】
また、請求項２に記載の発明によれば、連絡通路（72）にインジェクション弁（73）を設けることにより、蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張比が小さくなり、従来であれば冷媒を膨張機に流さずにバイパスさせる場合に、冷媒を膨張機に流すことが可能となるので、確実に動力回収の効率を高められる。また、過膨張も確実に防止できる。
【０１１６】
また、請求項３に記載の発明によれば、連絡通路（72）に電磁弁（75）を設けているため、低膨張比条件で該電磁弁（75）を開閉し、膨張室（62）に冷媒を導入することにより、動力回収効率が低下するのを防止できる。また、膨張室（62）内の圧力が流体流出側よりも下がったときに該電磁弁（75）を開くことにより、過膨張の状態も確実に解消できる。
【０１１７】
また、請求項４に記載の発明によれば、連絡通路（72）に差圧弁（76）を設け、膨張室（62）内の圧力が流体流出側よりも下がったときに該差圧弁（76）が開くことを利用して膨張室（62）へ高圧流体を導入するようにしているため、簡易的に低膨張比条件で動力回収効率を高められる。また、請求項２，３の発明と同様に過膨張の状態を確実に解消することもできる。
【０１１８】
請求項５に記載の発明によれば、蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程を行うのに本発明の膨張機を用いるようにしている。したがって、蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいては運転条件が変化しやすく、低膨張比のときに膨張機において動力回収の効率が低下しやすいのに対して、その効率低下を効果的に防止できる。
【０１１９】
また、請求項６に記載の発明によれば、本発明の膨張機を超臨界サイクルに用いるようにしているため、該超臨界サイクルにおける動力損失が特に大きいのに対して、該損失をより効果的に抑えることが可能となる。
【０１２０】
また、請求項７に記載の発明によれば、揺動ピストン式、ローリングピストン式、あるいはスクロール式などで代表される回転式の膨張機構（60）を備えた膨張機において、過膨張を抑えることにより、回転動力の回収効率を高めることができる。
【０１２１】
また、請求項８に記載の発明によれば、ケーシング（31）内に容積型膨張機（60）と電動機（40）と圧縮機（50）とを備えた流体機械で、膨張機（60）の回収動力を電動機（40）とともに圧縮機（50）の駆動動力に用いる場合に、膨張機（60）による動力回収効率を高められるので、電動機（40）による圧縮機（50）への駆動入力を抑え、効率的な運転をすることが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施形態１における空調機の配管系統図である。
【図２】実施形態１における圧縮・膨張ユニットの概略断面図である。
【図３】膨張機構部の動作を示す概略断面図である。
【図４】シャフトの回転角度０°又は３６０°での実施形態１における膨張機構部）の要部を示す概略断面図である。
【図５】シャフトの回転角度４５°での実施形態１における膨張機構部の要部を示す概略断面図である。
【図６】シャフトの回転角度９０°での実施形態１における膨張機構部の要部を示す概略断面図である。
【図７】シャフトの回転角度１３５°での実施形態１における膨張機構部の要部を示す概略断面図である。
【図８】シャフトの回転角度１８０°での実施形態１における膨張機構部の要部を示す概略断面図である。
【図９】シャフトの回転角度２２５°での実施形態１における膨張機構部の要部を示す概略断面図である。
【図１０】シャフトの回転角度２７０°での実施形態１における膨張機構部の要部を示す概略断面図である。
【図１１】シャフトの回転角度３１５°での実施形態１における膨張機構部の要部を示す概略断面図である。
【図１２】設計圧力での運転条件での膨張室の容積と圧力との関係を示すグラフである。
【図１３】低膨張比条件での膨張室の容積と圧力との関係を示すグラフである。
【図１４】低膨張比対策時の膨張室の容積と圧力との関係を示す第１のグラフである。
【図１５】低膨張比対策時の膨張室の容積と圧力との関係を示す第２のグラフである。
【図１６】実施形態２における膨張機構部の要部を示す概略断面図である。
【図１７】実施形態３における膨張機構部の要部を示す概略断面図である。
【図１８】差圧弁の構造と動作を示す概略断面図である。
【図１９】実施形態４における膨張機構部の要部を示す概略断面図である。
【図２０】膨張機構部の動作を示す概略断面図である。
【符号の説明】
（10）空調機
（20）冷媒回路
（30）圧縮・膨張ユニット（流体機械）
（31）ケーシング
（40）電動機
（50）圧縮機
（60）膨張機構（容積型膨張機）
（61）シリンダ（構成部材）
（62）膨張室
（72）連絡管（連絡通路）
（73）電動弁（流通制御機構）
（75）電磁弁（流通制御機構）
（76）差圧弁（流通制御機構）[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a positive displacement expander provided with an expansion mechanism that generates power when a high-pressure fluid expands, and a fluid machine provided with the expander.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as an expander that generates power by expansion of a high-pressure fluid, for example, a positive displacement expander such as a rotary expander is known (for example, see Patent Document 1). This expander can be used for performing an expansion stroke of a vapor compression refrigeration cycle (for example, see Patent Document 2).
[0003]
The expander includes a cylinder and a piston revolving along the inner peripheral surface of the cylinder, and an expansion chamber formed between the cylinder and the piston is partitioned into a suction / expansion side and a discharge side. . As the piston revolves, the portion of the expansion chamber that was on the suction / expansion side is switched to the discharge side, and the portion on the discharge side is switched to the suction / expansion side in order. The discharging operation is performed simultaneously and in parallel.
[0004]
In the above-described expander, the angle range of the suction process in which the high-pressure fluid is supplied into the cylinder during one rotation of the piston and the angle range of the expansion process in which the fluid is expanded are determined in advance. That is, in this type of expander, the expansion ratio (density ratio between the suction refrigerant and the discharge refrigerant) is generally constant. The high-pressure fluid is introduced into the cylinder in the angular range of the suction process, and the fluid is expanded at a predetermined expansion ratio in the remaining angular range of the expansion process to recover the rotational power.
[0005]
[Patent Document 1]
JP-A-8-338356
[Patent Document 2]
JP 2001-116371 A
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
Thus, the positive displacement expander has a unique expansion ratio. On the other hand, in a vapor compression refrigeration cycle using the above-described expander, the high-pressure pressure and the low-pressure pressure of the refrigeration cycle change due to a change in the temperature of the object to be cooled or a change in the temperature of the object to be radiated (heated). Accordingly, the density of the suction refrigerant and the density of the discharge refrigerant of the expander also vary. Therefore, in this case, the refrigeration cycle is operated at an expansion ratio different from that of the expander, and as a result, the operation efficiency is reduced.
[0007]
For example, under conditions where the pressure ratio of the vapor compression refrigeration cycle decreases, in other words, under conditions where the expansion ratio decreases, the amount of refrigerant discharged from the compressor at the same rotation speed increases. However, in the expander, substantially the same amount of refrigerant flows at the same rotational speed regardless of the expansion ratio. Therefore, under the condition that the actual expansion ratio is smaller than the designed expansion ratio, the amount of refrigerant that can flow through the expander is smaller than the amount of refrigerant from the compressor.
[0008]
On the other hand, in the device disclosed in Patent Document 2, a bypass passage is provided in parallel with the expander, and a flow control valve is provided in the bypass passage. Therefore, in this device, the flow rate of the refrigerant can be matched between the compression stroke side and the expansion stroke side of the refrigeration cycle by flowing a part of the refrigerant through the bypass passage under the condition that the expansion ratio becomes small. However, in this case, since the refrigerant that does not pass through the expander does not perform expansion work, the recovery power of the expander is reduced, and the operating efficiency is reduced.
[0009]
In addition, if the expansion ratio is lower than the design expansion ratio, overexpansion occurs in the expansion chamber, which lowers the efficiency. Therefore, this point will be described.
[0010]
Generally, the expander is configured to obtain the maximum power recovery efficiency when the operation is performed at the design expansion ratio. FIG. 12 is a graph showing a relationship between a change in volume of the expansion chamber (62) and a change in pressure under ideal operating conditions in the case of a carbon dioxide refrigerant in which the high pressure becomes a supercritical pressure. As shown in the figure, a high-pressure fluid having characteristics similar to an incompressible fluid is supplied into the expansion chamber (62) between the points a and b, and starts to expand at the point b. After the point b, the supply of the high-pressure fluid is stopped, so that the pressure drops abruptly to the point c, and then gradually expands to the point d while expanding. Then, after the cylinder volume of the expansion chamber (62) reaches the maximum at the point d, when the volume decreases on the discharge side, the gas is discharged to the point e. Thereafter, the operation returns to the point a, and the suction process of the next cycle is started. In the state shown in this figure, the pressure at point d coincides with the low pressure of the refrigeration cycle.
[0011]
On the other hand, when the expander is used for an air conditioner, as described above, the actual expansion ratio of the refrigeration cycle is changed by the change in operating conditions such as switching between the cooling operation and the heating operation and changes in the outside air temperature. It may deviate from the design expansion ratio of the cycle or the specific expansion ratio of the expander. In particular, when the actual expansion ratio of the refrigeration cycle becomes smaller than the designed expansion ratio, the internal pressure of the expansion chamber (62) becomes lower than the low pressure of the refrigeration cycle, and overexpansion occurs inside the expander. Sometimes.
[0012]
FIG. 13 is a graph showing the relationship between the change in volume of the expansion chamber (62) and the change in pressure at this time, and shows a state in which the low pressure of the refrigeration cycle is higher than in the example of FIG. In this case, after the fluid is supplied into the cylinder from the point a to the point b, the pressure decreases to the point d according to the specific expansion ratio of the expander. On the other hand, the low pressure of the refrigeration cycle is at point d 'which is higher than point d. Therefore, after the completion of the expansion process, the refrigerant is pressurized from the point d to the point d 'in the discharging process, discharged to the point e', and the suction process of the next cycle is started.
[0013]
In such a situation, the internal power is consumed inside the expander to discharge the refrigerant. That is, when overexpansion occurs, only the (area I)-(area II) shown in FIG. 13 is obtained, and the recovered power is significantly reduced as compared with the operating conditions in FIG.
[0014]
The present invention has been made in view of such a problem, and an object of the present invention is to make it possible to recover power in an expander even under conditions where the expansion ratio is small, and to eliminate overexpansion. Therefore, it is to prevent the operation efficiency from decreasing.
[0015]
[Means for Solving the Problems]
According to the present invention, a communication passage (72) is provided which branches from a fluid inflow side to the expansion chamber (62) and communicates with a suction / expansion process position of the expansion chamber (62). The high pressure fluid on the inflow side can be introduced into (62).
[0016]
Specifically, the invention described in claim 1 is based on the premise of a positive displacement expander provided with an expansion mechanism (60) that generates power by expanding a high-pressure fluid supplied to an expansion chamber (62). The expander includes a communication passage (72) that branches from the fluid inflow side of the expansion chamber (62) and communicates with the suction / expansion process position of the expansion chamber (62). Is provided with a flow control mechanism (73, 75, 76).
[0017]
According to the first aspect of the invention, for example, when the expansion ratio of the refrigeration cycle and the specific expansion ratio of the expander match, the communication control mechanism (73, 75, 76) is not opened, and the communication passage (72) is closed. State. At this time, since the operation is performed at the design expansion ratio, power recovery by the expander is efficiently performed.
[0018]
On the other hand, when the actual expansion ratio becomes smaller than the design expansion ratio due to a change in the operating condition, the operation is performed with the flow control mechanism (73, 75, 76) opened. In this case, the refrigerant flows through the expander while adjusting the flow rate. Therefore, it is possible to flow all the refrigerant to the expander without changing the rotation speed, and the refrigerant that has conventionally bypassed the expander performs expansion work with the expander, thereby improving power recovery efficiency. .
[0019]
Further, according to the present invention, in a state where overexpansion occurs in the expansion chamber (62), the state of overexpansion can be resolved by opening the flow control mechanism (73, 75, 76). In other words, when overexpansion occurs, the pressure in the expansion chamber (62) is lower than the fluid outflow side, but the high pressure fluid is supplementarily introduced from the fluid inflow side to the expansion chamber (62), The pressure in the expansion chamber (62) can be increased to the pressure on the fluid outflow side. Therefore, in the present invention, the power consumption indicated by the area II in FIG. 13 is not performed, and the operation state is such that the refrigerant gradually expands to the point d ′ in the expansion process as shown in FIG. As a result, it is possible to prevent the power recovery efficiency from being reduced during overexpansion.
[0020]
According to a second aspect of the present invention, in the positive displacement expander according to the first aspect, the flow control mechanism (73, 75, 76) is constituted by an injection valve (73) whose opening can be adjusted. It is characterized by:
[0021]
According to the second aspect of the invention, when the expansion ratio of the refrigeration cycle and the specific expansion ratio of the expander match, the operation is performed with the injection valve (73) closed. On the other hand, under the condition that the expansion ratio of the vapor compression refrigeration cycle is small, the flow rate of the refrigerant is adjusted by adjusting the opening degree of the injection valve (73) even if the expansion device is bypassed with the refrigerant in the related art. Can be introduced into the expander. Thereby, the expansion work of the refrigerant is performed by the expander. Further, even in a state where overexpansion occurs in the expansion chamber (62), the fluid on the high pressure side can be introduced into the expansion chamber (62) by opening the injection valve (73) and the pressure can be increased. The state of expansion can be eliminated.
[0022]
According to a third aspect of the present invention, in the positive displacement expander according to the first aspect, the flow control mechanism (73, 75, 76) is configured by an openable / closable solenoid valve (75). Features.
[0023]
According to the third aspect of the present invention, by controlling the timing of opening and closing the solenoid valve, the refrigerant can be introduced into the expansion chamber (62) while adjusting the flow rate of the refrigerant. Therefore, the refrigerant performs expansion work even under the condition in which the refrigerant bypasses the expander, and the power recovery efficiency is improved.
[0024]
The following control is performed for overexpansion. That is, when the pressure of the fluid at the intermediate position of the expansion process of the expansion chamber (62) is equal to the pressure on the fluid outflow side or the pressure difference is small, it is considered that overexpansion has not occurred. Operate with () closed. On the other hand, when the differential pressure between the pressure of the fluid at the intermediate position of the expansion process of the expansion chamber (62) and the pressure on the fluid outlet side becomes larger than a certain value due to the change of the operation state, the expansion chamber (62) over-expands. The operation is performed with the solenoid valve (75) open because it is considered that a state occurs. For this purpose, for example, the pressure in the expansion chamber (62) and the pressure on the fluid outflow side may be detected. With this configuration, under the condition where overexpansion occurs, a part of the high-pressure fluid is supplied to the expansion chamber (62) and the pressure of the expansion chamber (62) can be increased to the pressure on the fluid outflow side. Can be eliminated.
[0025]
According to a fourth aspect of the present invention, in the positive displacement expander according to the first aspect, the flow control mechanism (73, 75, 76) controls the pressure of the fluid at an intermediate position in the expansion process of the expansion chamber (62). It is characterized by comprising a differential pressure valve (76) that opens when the pressure on the fluid outflow side drops below a predetermined value.
[0026]
According to the fourth aspect of the present invention, when the flow rate of the expander is insufficient with respect to the flow rate of the compressor, usually overexpansion occurs. The refrigerant is introduced from (72), so that the flow rates of the compressor and the expander are easily brought close to each other.
[0027]
In this configuration, when overexpansion does not occur, the pressure of the fluid at the intermediate position of the expansion process of the expansion chamber (62) and the pressure on the fluid outflow side are equal or the differential pressure is small. The operation is performed in a state where is closed. On the other hand, when overexpansion occurs due to a change in the operation state, the differential pressure between the pressure of the fluid at the intermediate position of the expansion process of the expansion chamber (62) and the pressure on the fluid outflow side becomes larger than a certain value. , The differential pressure valve (76) opens. Then, a part of the high-pressure fluid is supplied to the expansion chamber (62), so that the pressure in the expansion chamber (62) increases to the pressure on the fluid outflow side, and the state of overexpansion is eliminated. When the differential pressure decreases or disappears, the differential pressure valve (76) is closed, and the introduction of the high-pressure fluid from the communication passage (72) to the expansion chamber (62) stops.
[0028]
Further, in the present invention, when the differential pressure valve (76) is opened when the pressure of the expansion chamber (62) approaches (becomes equal to) the pressure on the fluid outflow side, the expander is operated at a high speed. In addition, it is possible to prevent the timing of opening and closing the differential pressure valve (76) from being delayed and the effect from being insufficient.
[0029]
According to a fifth aspect of the present invention, in the positive displacement expander according to any one of the first to fourth aspects, the expansion mechanism (60) is configured to perform an expansion stroke of a vapor compression refrigeration cycle. It is characterized by having.
[0030]
In the vapor compression refrigeration cycle, as described above, the high pressure and the low pressure fluctuate depending on the operating conditions, and accordingly, the actual expansion ratio also changes. Therefore, under the condition that the expansion ratio is small, the power recovery efficiency is reduced by the bypass of the refrigerant in the conventional expander, whereas the use of the expander of the present invention can effectively suppress the decrease in efficiency.
[0031]
Also, assuming an example in which the expansion ratio is about 4 during heating and about 3 during cooling for a refrigerant (eg, R104A) that is commonly used at present, if an appropriate expansion ratio is selected during heating, overexpansion during cooling Occurs. Further, when the cooling load is small during actual operation, overexpansion is more likely to occur. On the other hand, according to the fifth aspect of the present invention, the state of overexpansion can be effectively eliminated by introducing the fluid on the inflow side from the communication passage (72) to the expansion chamber (62) in an auxiliary manner. it can.
[0032]
According to a sixth aspect of the present invention, in the positive displacement expander according to any one of the first to fourth aspects, the expansion mechanism (60) is provided with a vapor compression refrigeration cycle in which the high pressure is supercritical. It is characterized in that it is configured to perform an expansion stroke.
[0033]
CO as refrigerant _Two In a supercritical cycle performed by using, for example, the expansion ratio becomes about 3 during heating and about 2 during cooling, and the power loss during cooling is larger than that of a refrigeration cycle using a refrigerant generally used at present. In contrast, when the fluid on the inflow side is supplementarily introduced from the communication passage (72) into the expansion chamber (62), the power loss can be effectively reduced.
[0034]
According to a seventh aspect of the present invention, in the positive displacement expander according to any one of the first to sixth aspects, the expansion mechanism (60) is a rotary expansion mechanism, and the rotational power is increased by the expansion of the fluid. It is configured to be collected. As the rotary expansion mechanism (60), an expansion mechanism (60) such as an oscillating piston type, a rolling piston type, or a scroll type can be adopted.
[0035]
Further, according to the invention described in claim 8, the positive displacement expander (60), the electric motor (40), and the positive displacement expander (60) and the electric motor (40) are driven in the casing (31). A fluid machine comprising a compressor (50) for compressing a fluid, wherein the positive displacement expander (60) is constituted by the positive displacement expander according to claim 7.
[0036]
According to the present invention, in the fluid machine in which the compressor (50) and the expander (60) are integrated, the compressor (50) and the expander (60) generally rotate at the same rotational speed. However, the efficiency of power recovery is easily reduced by introducing the refrigerant into the expander (60).
[0037]
Embodiment 1 of the present invention
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the first embodiment, an air conditioner (10) is configured using the fluid machine of the present invention.
[0038]
《Overall configuration of air conditioner》
As shown in FIG. 1, the air conditioner (10) is of a so-called separate type, and includes an outdoor unit (11) and an indoor unit (13). The outdoor unit (11) includes an outdoor fan (12), an outdoor heat exchanger (23), a first four-way switching valve (21), a second four-way switching valve (22), and a compression / expansion unit (30). Is stored. The indoor unit (13) houses an indoor fan (14) and an indoor heat exchanger (24). The outdoor unit (11) is installed outdoors, and the indoor unit (13) is installed indoors. The outdoor unit (11) and the indoor unit (13) are connected by a pair of connecting pipes (15, 16). The details of the compression / expansion unit (30) will be described later.
[0039]
The air conditioner (10) is provided with a refrigerant circuit (20). The refrigerant circuit (20) is a closed circuit to which the compression / expansion unit (30), the indoor heat exchanger (24), and the like are connected. The refrigerant circuit (20) has carbon dioxide (CO 2) as a refrigerant. _Two ) Is filled.
[0040]
Each of the outdoor heat exchanger (23) and the indoor heat exchanger (24) is a cross-fin type fin-and-tube heat exchanger. In the outdoor heat exchanger (23), the refrigerant circulating in the refrigerant circuit (20) exchanges heat with outdoor air. In the indoor heat exchanger (24), the refrigerant circulating in the refrigerant circuit (20) exchanges heat with indoor air.
[0041]
The first four-way switching valve (21) has four ports. The first four-way switching valve (21) has a first port connected to a discharge port (35) of the compression / expansion unit (30) by piping, and a second port connected to the room via a communication pipe (15). A third port is connected to one end of the outdoor heat exchanger (23) by a pipe connection to one end of the heat exchanger (24), and a fourth port is a suction port (34) of the compression / expansion unit (30). And piping. The first four-way switching valve (21) is in a state where the first port and the second port are in communication and the third port and the fourth port are in communication (a state shown by a solid line in FIG. 1). And a state where the first port and the third port communicate with each other and the second port and the fourth port communicate with each other (a state shown by a broken line in FIG. 1).
[0042]
The second four-way switching valve (22) has four ports. The second four-way switching valve (22) has a first port connected to an outflow port (37) of the compression / expansion unit (30) by a pipe, and a second port connected to another port of the outdoor heat exchanger (23). The third port is connected to the other end of the indoor heat exchanger (24) via a communication pipe (16), and the fourth port is connected to the inflow port (30) of the compression / expansion unit (30). 36) and piping connection. The second four-way switching valve (22) is in a state where the first port and the second port communicate with each other and the third port and the fourth port communicate with each other (a state shown by a solid line in FIG. 1). And a state where the first port and the third port communicate with each other and the second port and the fourth port communicate with each other (a state shown by a broken line in FIG. 1).
[0043]
<< Configuration of compression / expansion unit >>
As shown in FIG. 2, the compression / expansion unit (30) constitutes the fluid machine of the present invention. In the compression / expansion unit (30), a compression mechanism (50), an expansion mechanism (60), and an electric motor (40) are housed inside a casing (31), which is a horizontally long and cylindrical closed container. I have. In the casing (31), a compression mechanism (50), an electric motor (40), and an expansion mechanism (60) are arranged in this order from left to right in FIG. Note that “right” and “left” used in the description with reference to FIG. 2 mean “right” and “left” in FIG.
[0044]
The electric motor (40) is arranged at the center in the longitudinal direction of the casing (31). The electric motor (40) includes a stator (41) and a rotor (42). The stator (41) is fixed to the casing (31). The rotor (42) is arranged inside the stator (41). The main shaft portion (48) of the shaft (45) passes through the rotor (42) coaxially with the rotor (42).
[0045]
The shaft (45) has a large-diameter eccentric portion (46) formed on the right end thereof, and a small-diameter eccentric portion (47) formed on the left end thereof. The large-diameter eccentric portion (46) is formed to have a larger diameter than the main shaft portion (48), and is eccentric by a predetermined amount from the axis of the main shaft portion (48). On the other hand, the small-diameter eccentric portion (47) is formed smaller in diameter than the main shaft portion (48), and is eccentric by a predetermined amount from the axis of the main shaft portion (48). And this shaft (45) constitutes a rotating shaft.
[0046]
Although not shown, an oil pump is connected to the shaft (45). Further, lubricating oil is stored at the bottom of the casing (31). This lubricating oil is pumped up by an oil pump, supplied to the compression mechanism (50) and the expansion mechanism (60), and used for lubrication.
[0047]
The compression mechanism (50) constitutes a so-called scroll compressor. The compression mechanism (50) includes a fixed scroll (51), a movable scroll (54), and a frame (57). The compression mechanism (50) is provided with a suction port (34) and a discharge port (35).
[0048]
In the fixed scroll (51), a spiral fixed wrap (53) is projected from the end plate (52). The end plate (52) of the fixed scroll (51) is fixed to the casing (31). On the other hand, in the movable scroll (54), a spiral movable wrap (56) is projected from a plate-shaped end plate (55). The fixed scroll (51) and the movable scroll (54) are arranged so as to face each other. The fixed-side wrap (53) and the movable-side wrap (56) mesh with each other to define a compression chamber (59).
[0049]
One end of the suction port (34) is connected to the outer peripheral sides of the fixed wrap (53) and the movable wrap (56). On the other hand, the discharge port (35) is connected to the center of the end plate (52) of the fixed scroll (51), and one end of the discharge port (35) opens to the compression chamber (59).
[0050]
The end plate (55) of the movable scroll (54) has a protruding portion formed at the center on the right side thereof, and the small-diameter eccentric portion (47) of the shaft (45) is inserted into this protruding portion. The movable scroll (54) is supported by a frame (57) via an Oldham ring (58). The Oldham ring (58) is for restricting rotation of the movable scroll (54). Then, the orbiting scroll (54) revolves at a predetermined turning radius without rotating. The turning radius of the movable scroll (54) is the same as the amount of eccentricity of the small-diameter eccentric portion (47).
[0051]
The expansion mechanism (60) is a so-called oscillating piston type expansion mechanism, and constitutes the positive displacement expander of the present invention. The expansion mechanism (60) includes a cylinder (61), a front head (63), a rear head (64), and a piston (65). The expansion mechanism (60) is provided with an inflow port (36) and an outflow port (37).
[0052]
The cylinder (61) has a left end face closed by a front head (63), and a right end face closed by a rear head (64). That is, the front head (63) and the rear head (64) each constitute a closing member.
[0053]
The piston (65) is housed inside a cylinder (61) whose both ends are closed by a front head (63) and a rear head (64). Then, as shown in FIG. 4, an expansion chamber (62) is formed in the cylinder (61), and the outer peripheral surface of the piston (65) substantially slides on the inner peripheral surface of the cylinder (61). Has become.
[0054]
As shown in FIG. 4A, the piston (65) is formed in an annular or cylindrical shape. The inner diameter of the piston (65) is substantially equal to the outer diameter of the large-diameter eccentric part (46). The large-diameter eccentric portion (46) of the shaft (45) is provided so as to penetrate the piston (65), and the inner peripheral surface of the piston (65) and the outer peripheral surface of the large-diameter eccentric portion (46) cover almost the entire surface. It slides over it.
[0055]
A blade (66) is provided integrally with the piston (65). The blade (66) is formed in a plate shape and protrudes outward from the outer peripheral surface of the piston (65). The expansion chamber (62) sandwiched between the inner peripheral surface of the cylinder (61) and the outer peripheral surface of the piston (65) is moved to a high pressure side (suction / expansion side) and a low pressure side (discharge side) by the blade (66). Be partitioned.
[0056]
The cylinder (61) is provided with a pair of bushes (67). Each bush (67) is formed in a half-moon shape. The bush (67) is installed with the blade (66) sandwiched therebetween, and slides with the blade (66). The bush (67) is rotatable with respect to the cylinder (61) with the blade (66) sandwiched therebetween.
[0057]
As shown in FIG. 4, the inflow port (36) is formed in the front head (63), and forms an introduction passage. The end of the inflow port (36) is open on the inner surface of the front head (63) at a position where the inflow port (36) does not directly communicate with the expansion chamber (62). Specifically, the end of the inflow port (36) is located at a portion of the inner side surface of the front head (63) that is in sliding contact with the end surface of the large-diameter eccentric portion (46), of the main shaft portion (48) in FIG. It opens at a slightly upper left position on the axis.
[0058]
A groove-shaped passage (69) is also formed in the front head (63). As shown in FIG. 4 (b), the groove-like passage (69) is formed into a concave groove shape opening on the inner surface of the front head (63) by digging the front head (63) from the inner surface side. Have been.
[0059]
The opening of the groove-shaped passage (69) on the inner surface of the front head (63) has a vertically elongated rectangular shape in FIG. 4 (a). The groove-shaped passage (69) is located on the left side of the axis of the main shaft portion (48) in FIG. The upper end of the groove-shaped passage (69) is slightly inside the inner peripheral surface of the cylinder (61), and the lower end of the groove-shaped passage (69) is the front head (63). Of the large-diameter eccentric portion (46) of the inner side surface of the slidable portion. The groove-shaped passage (69) can communicate with the expansion chamber (62).
[0060]
A communication passage (70) is formed in the large-diameter eccentric portion (46) of the shaft (45). As shown in FIG. 4 (b), the communication path (70) is formed by digging the large-diameter eccentric portion (46) from the end face side, thereby forming the large-diameter eccentric portion (46) facing the front head (63). It is formed in the shape of a concave groove opening at the end face.
[0061]
As shown in FIG. 4A, the communication path (70) is formed in an arc shape extending along the outer periphery of the large-diameter eccentric portion (46). Further, the center of the communication path (70) in the circumferential direction is on a line connecting the axis of the main shaft portion (48) and the axis of the large-diameter eccentric portion (46), and the large-diameter eccentric portion (46) Is located on the opposite side to the axis of the main shaft portion (48). When the shaft (45) rotates, the communication passage (70) of the large-diameter eccentric portion (46) also moves, and the inflow port (36) and the groove-shaped passage (69) are moved through the communication passage (70). ) Communicate intermittently.
[0062]
As shown in FIG. 4A, the outflow port (37) is formed in a cylinder (61). The start end of the outflow port (37) is open to the inner peripheral surface of the cylinder (61) facing the expansion chamber (62). The starting end of the outflow port (37) is open near the right side of the blade (66) in FIG.
[0063]
As a feature of the present invention, the expansion mechanism (60) branches off from the inflow port (36) on the fluid inflow side of the expansion chamber (62) and is located at the suction / expansion process position of the expansion chamber (62). A communication pipe (72) is provided as a communication passage communicating with the communication pipe. The communication pipe (72) is provided with a flow control mechanism (73) for switching the flow / stop of the refrigerant flowing through the communication pipe (72) and adjusting the flow rate.
[0064]
The communication pipe (72) is connected near the left side of the blade (66) in FIG. Specifically, assuming that the position of the center of rotation of the bush (67) with respect to the center of rotation of the shaft (45) is 0 °, the connecting pipe (72) is counterclockwise in FIG. At about 20 ° to 30 °, it is connected to the cylinder (61). Further, the opening / closing mechanism (73) is configured by an electric valve (injection valve) whose opening can be adjusted. By adjusting the opening of the electric valve (73), it is possible to adjust the flow rate of the refrigerant flowing through the communication pipe (72). Further, when the electric valve (73) is closed, it is possible to prevent the refrigerant from flowing through the communication pipe (72).
[0065]
The air conditioner (10) according to the second embodiment includes a high-pressure pressure sensor (74a) and a low-pressure pressure sensor (74b) generally provided in the refrigerant circuit (20), and an air-conditioning device for detecting the pressure of the expansion chamber (62). An expansion pressure sensor (74c) is provided. The control means (74) of the air conditioner (10) can control the electric valve (73) based on the pressure detected by these sensors (74a, 74b, 74c).
[0066]
-Driving operation-
The operation of the air conditioner (10) will be described. Here, the operation during the cooling operation and the heating operation of the air conditioner (10) will be described, and then the operation of the expansion mechanism (60) will be described.
[0067]
《Cooling operation》
During the cooling operation, the first four-way switching valve (21) and the second four-way switching valve (22) are switched to the state shown by the broken line in FIG. When the electric motor (40) of the compression / expansion unit (30) is energized in this state, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (20), and a vapor compression refrigeration cycle is performed.
[0068]
The refrigerant compressed by the compression mechanism (50) is discharged from the compression / expansion unit (30) through the discharge port (35). In this state, the pressure of the refrigerant is higher than its critical pressure. The discharged refrigerant is sent to the outdoor heat exchanger (23) through the first four-way switching valve (21). In the outdoor heat exchanger (23), the flowing refrigerant exchanges heat with outdoor air sent by the outdoor fan (12). By this heat exchange, the refrigerant radiates heat to the outdoor air.
[0069]
The refrigerant radiated in the outdoor heat exchanger (23) passes through the second four-way switching valve (22) and flows into the expansion mechanism (60) of the compression / expansion unit (30) through the inflow port (36). I do. In the expansion mechanism (60), the high-pressure refrigerant expands, and its internal energy is converted into rotational power of the shaft (45). The expanded low-pressure refrigerant flows out of the compression / expansion unit (30) through the outflow port (37), passes through the second four-way switching valve (22), and is sent to the indoor heat exchanger (24).
[0070]
In the indoor heat exchanger (24), the inflowing refrigerant exchanges heat with the indoor air sent by the indoor fan (14). By this heat exchange, the refrigerant absorbs heat from the room air and evaporates, thereby cooling the room air. The low-pressure gas refrigerant discharged from the indoor heat exchanger (24) passes through the first four-way switching valve (21), passes through the suction port (34), and the compression mechanism (50) of the compression / expansion unit (30). Inhaled to The compression mechanism (50) compresses and discharges the sucked refrigerant.
[0071]
《Heating operation》
During the heating operation, the first four-way switching valve (21) and the second four-way switching valve (22) are switched to the state shown by the solid line in FIG. When the electric motor (40) of the compression / expansion unit (30) is energized in this state, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (20), and a vapor compression refrigeration cycle is performed.
[0072]
The refrigerant compressed by the compression mechanism (50) is discharged from the compression / expansion unit (30) through the discharge port (35). In this state, the pressure of the refrigerant is higher than its critical pressure. The discharged refrigerant passes through the first four-way switching valve (21) and is sent to the indoor heat exchanger (24). In the indoor heat exchanger (24), the inflowing refrigerant exchanges heat with indoor air. Due to this heat exchange, the refrigerant radiates heat to the room air, and the room air is heated.
[0073]
The refrigerant radiated by the indoor heat exchanger (24) passes through the second four-way switching valve (22) and flows into the expansion mechanism (60) of the compression / expansion unit (30) through the inflow port (36). I do. In the expansion mechanism (60), the high-pressure refrigerant expands, and its internal energy is converted into rotational power of the shaft (45). The expanded low-pressure refrigerant flows out of the compression / expansion unit (30) through the outflow port (37), passes through the second four-way switching valve (22), and is sent to the outdoor heat exchanger (23).
[0074]
In the outdoor heat exchanger (23), the inflowing refrigerant exchanges heat with outdoor air, and the refrigerant absorbs heat from the outdoor air and evaporates. The low-pressure gas refrigerant discharged from the outdoor heat exchanger (23) passes through the first four-way switching valve (21), passes through the suction port (34), and the compression mechanism (50) of the compression / expansion unit (30). Inhaled to The compression mechanism (50) compresses and discharges the sucked refrigerant.
[0075]
<< Operation of expansion mechanism >>
The operation of the expansion mechanism (60) will be described with reference to FIGS. FIG. 3 shows a cross section of the expansion mechanism (60) perpendicular to the center axis of the large-diameter eccentric part (46) at every 45 ° rotation angle of the shaft (45). In each of FIGS. 4 to 11, (a) is an enlarged view of a cross section of the expansion mechanism (60) for each rotation angle in FIG. 3, and (b) is a large-diameter eccentric portion (46). 5 schematically shows a cross section of the expansion mechanism section (60) along the central axis of FIG. In each of FIGS. 4 to 11, the cross section of the main shaft portion (48) is omitted in (b).
[0076]
When the high-pressure refrigerant is introduced into the expansion chamber (62), the shaft (45) rotates counterclockwise in each of FIGS.
[0077]
When the rotation angle of the shaft (45) is 0 °, the end of the inflow port (36) is covered with the end face of the large-diameter eccentric portion (46), as shown in FIGS. That is, the inflow port (36) is closed by the large-diameter eccentric portion (46). The communication passage (70) of the large-diameter eccentric portion (46) communicates only with the groove-shaped passage (69). The groove-shaped passage (69) is covered by the piston (65) and the end face of the large-diameter eccentric portion (46), and is in a state of not communicating with the expansion chamber (62). The expansion chamber (62) communicates with the outflow port (37), so that the whole is on the low pressure side. At this point, the expansion chamber (62) is shut off from the inflow port (36), and the high-pressure refrigerant does not flow into the expansion chamber (62).
[0078]
When the rotation angle of the shaft (45) is 45 °, as shown in FIGS. 3 and 5, the inflow port (36) is in communication with the communication path (70) of the large-diameter eccentric part (46). The communication passage (70) also communicates with the groove-like passage (69). The upper end portion of the groove-shaped passage (69) in FIGS. 3 and 5 (a) is disengaged from the end surface of the piston (65), and communicates with the high pressure side of the expansion chamber (62). At this point, the expansion chamber (62) is in communication with the inflow port (36) through the communication passage (70) and the groove-shaped passage (69), and the high-pressure refrigerant is supplied to the high-pressure refrigerant in the expansion chamber (62). To the side. That is, the introduction of the high-pressure refrigerant into the expansion chamber (62) is started before the rotation angle of the shaft (45) reaches 0 ° to 45 °.
[0079]
When the rotation angle of the shaft (45) is 90 °, as shown in FIGS. 3 and 6, the expansion chamber (62) is still connected to the inflow port (69) through the communication passage (70) and the groove-like passage (69). 36). Therefore, the high-pressure refrigerant continues to flow into the high-pressure side of the expansion chamber (62) until the rotation angle of the shaft (45) reaches 45 ° to 90 °.
[0080]
When the rotation angle of the shaft (45) is 135 °, as shown in FIGS. 3 and 7, the communication path (70) of the large-diameter eccentric part (46) is formed by the groove-shaped path (69) and the inflow port (36). From both of them. At this point, the expansion chamber (62) is shut off from the inflow port (36), and the high-pressure refrigerant does not flow into the expansion chamber (62). Therefore, the introduction of the high-pressure refrigerant into the expansion chamber (62) is completed before the rotation angle of the shaft (45) reaches 90 ° to 135 °.
[0081]
After the introduction of the high-pressure refrigerant into the expansion chamber (62) is completed, the high-pressure side of the expansion chamber (62) becomes a closed space, and the refrigerant flowing into it expands. That is, as shown in FIG. 3 and FIGS. 8 to 11, the shaft (45) rotates and the volume on the high pressure side in the expansion chamber (62) increases. In the meantime, the expanded low-pressure refrigerant continues to be discharged from the low-pressure side of the expansion chamber (62) communicating with the outflow port (37) through the outflow port (37).
[0082]
In the expansion of the refrigerant in the expansion chamber (62), the portion of the piston (65) in contact with the cylinder (61) is connected to the outlet port (37) during the rotation angle of the shaft (45) from 315 ° to 360 °. Continue until you reach. Then, when the contact portion of the piston (65) with the cylinder (61) crosses the outflow port (37), the expansion chamber (62) communicates with the outflow port (37), and discharge of the expanded refrigerant is started.
[0083]
Here, when the ideal operation of the refrigeration cycle is being performed and overexpansion has not occurred in the expansion chamber (62), the electric valve (73) is closed. At this time, the relationship between the change in volume of the expansion chamber (62) and the change in pressure is as shown in the graph of FIG. That is, after the high-pressure fluid is supplied into the expansion chamber (62) between the point a and the point b, the expansion starts from the point b. When the introduction of the high-pressure fluid stops, the pressure of the expansion chamber (62) drops rapidly to the point c, and the pressure gradually drops to the point d by the subsequent expansion. Then, after the discharge process is performed in the expansion chamber (62), the process returns to the point a and the next suction process is started. At this time, the density ratio between the suction refrigerant and the discharge refrigerant is the design expansion ratio, and operation with high power recovery efficiency is performed.
[0084]
On the other hand, in the refrigerant circuit (20), the high pressure or the low pressure may deviate from the design pressure due to switching between the cooling operation and the heating operation or a change in the outside air temperature.
In such a case, the control means (74) performs the following operation control based on the pressure detected by the sensors (74a, 74b, 74c).
[0085]
For example, the actual expansion ratio may be smaller than the design expansion ratio due to an increase in low pressure due to a change in operating conditions. Under such conditions, the amount of refrigerant discharged from the compression mechanism (50) at the same rotation speed generally increases, while the same amount of refrigerant flows at the same rotation speed in the expansion mechanism (60). The amount of refrigerant in the expansion mechanism (60) is smaller than the amount of refrigerant from the mechanism (50). In this embodiment, by adjusting the opening of the motor-operated valve (73) at this time, the required amount of refrigerant can always be introduced into the expansion mechanism (60) by the motor-operated valve (73). (50) and the flow rate of the expansion mechanism (60) can be adjusted to be the same. By doing so, the operation efficiency can be improved, whereas the efficiency has been reduced by the refrigerant that bypasses the expansion mechanism (60) and does not perform expansion work.
[0086]
FIG. 15 shows a state of the operation for adjusting the opening of the motor-operated valve (73). In this case, the refrigerant gradually expands to the point d 'after completing the suction process from the point a to the point b'. The refrigerant is further discharged to the point e ′, and then the next suction process is started in the expansion chamber (62). In this operation state, the expansion work is performed in the area I surrounded by the points a, b ', d', and e ', so that efficient operation can be performed.
[0087]
Further, in the first embodiment, even under the condition that the low pressure pressure rises and the actual expansion ratio becomes smaller than the design expansion ratio, the over-expansion is prevented even under the condition that the expansion chamber (62) has a lower pressure than the outflow port (37). can do. That is, when the condition for overexpansion occurs in the expansion chamber (62), the electric valve (73) is opened to a predetermined opening, and a part of the high-pressure refrigerant is introduced into the expansion chamber (62) from the communication pipe (72). Thereby, the pressure of the expansion chamber (62) can be increased to the low pressure of the refrigeration cycle, and overexpansion can be eliminated. Therefore, when the motor-operated valve (73) is not provided, power is consumed in the area II indicating the region of overexpansion in FIG. 13, and the power recovery efficiency of the expansion mechanism (60) is greatly reduced. As shown in FIG. 14, the power consumption indicated by the area II in FIG. 13 is not performed. Therefore, it is possible to prevent a reduction in the collection efficiency for the area II.
[0088]
-Effects of Embodiment 1-
As described above, according to the first embodiment, the expansion chamber (62) branches off from the inflow port (37) on the fluid inflow side and communicates with the expansion chamber (62) at a position in the suction / expansion process. A communication pipe (72) is provided to adjust the opening of the motor-operated valve (73) under operating conditions with a small expansion ratio so that the flow rate of the compressor (50) and that of the expander (60) can be equalized I have. This makes it possible to recover power in the expander (60) even under conditions where the refrigerant bypasses the expander (60) in the past, and efficient operation can be performed.
[0089]
Further, in the first embodiment, the motor-operated valve (73) can be opened and the communication pipe (72) can be opened under the condition where the over-expansion occurs, so that the over-expansion state is reduced by increasing the pressure of the expansion chamber (62). Can be resolved. Therefore, power is not consumed to discharge the refrigerant under the condition where overexpansion occurs, and the power recovery efficiency by the expansion mechanism (60) is improved. Further, since the power recovery efficiency is improved, useless input to the compression mechanism (50) can be suppressed, and efficient operation can be performed.
[0090]
Further, in the above configuration, the connecting pipe (72) is placed in the expansion chamber (62) at the initial position (in the rotation angle of the shaft (45) of about 20 °- 30 ° position), a part of the high-pressure refrigerant is supplied to the expansion chamber (62) during the suction / expansion process under the operating conditions that require the high-pressure refrigerant to be introduced into the expansion chamber (62). Can be introduced almost always.
[0091]
Further, in the first embodiment, in a vapor compression refrigeration cycle in which carbon dioxide (CO2) as a refrigerant is compressed to a supercritical state, for example, when a cooling operation is performed when a design based on a heating operation is performed, an excessive While expansion is likely to occur, overexpansion can be effectively prevented.
[0092]
Embodiment 2 of the present invention
Embodiment 2 of the present invention relates to the fluid machine of Embodiment 1, as shown in FIG. 16, in which the connecting pipe (72) of the expansion mechanism (60) is provided with an openable / closable electromagnetic valve (73) instead of an electric valve (73). 75). The control means (74) opens and closes the electromagnetic valve (75) at a predetermined timing under a condition that the actual expansion ratio is smaller than the designed expansion ratio, and also controls the electromagnetic valve (75) under the condition that overexpansion occurs. 75) It is configured to perform operation control to open.
[0093]
In the second embodiment, the other parts are configured in the same manner as the first embodiment.
[0094]
In the second embodiment, the flow rate of the compressor (50) and the flow rate of the expander (60) are made almost the same by opening and closing the solenoid valve (75) at a predetermined timing under the operating condition with a small expansion ratio. be able to. In addition, even in a condition in which the expander (60) is conventionally bypassed by the refrigerant, the power can be recovered in the expander (60), and an efficient operation can be performed.
[0095]
In the second embodiment, when overexpansion occurs, the solenoid valve (75) of the communication pipe (72) is opened to increase the pressure of the refrigerant in the expansion chamber (62) to reduce the overexpansion state. Can be resolved. Elimination of overexpansion is performed according to FIG. 14 as in the first embodiment. Also in this case, power is not consumed to discharge the over-expanded refrigerant, so that the power recovery efficiency of the expansion mechanism (60) is improved. Further, since the power recovery efficiency is improved, useless input to the compression mechanism (50) can be suppressed, and efficient operation can be performed.
[0096]
Third Embodiment of the Invention
In the third embodiment of the present invention, as shown in FIG. 17, a flow control mechanism provided in the communication pipe (72) is different from the electric valve (73) of the first embodiment and the solenoid valve (75) of the second embodiment. It uses a pressure valve (76). The differential pressure valve (76) operates when a predetermined differential pressure is generated between the pressure of the fluid at the intermediate position of the expansion process of the expansion chamber (62) and the pressure on the fluid outflow side. It acts directly on the differential pressure valve (76).
[0097]
As shown in FIG. 18, the differential pressure valve (76) includes a valve case (81) fixed in a path of the communication pipe (72) and a valve body (movably provided in the valve case (81)). 82) and a coil spring (83) for urging the valve (82) in one direction. The valve case (81) is a hollow member formed with a storage recess (81a) for slidably holding the valve body (82), and includes four ports communicating with the storage recess (81a). . The valve body (82) is displaceable between a closed position for closing the communication pipe (72) and an open position for opening the communication pipe (72), and is opened by the coil spring (83) (FIG. 18). (B)) to the closed position (FIG. 18 (a)).
[0098]
The connecting pipe (72) is fixed to the valve case (81) in a direction intersecting the moving direction of the valve element (82) in the valve case (81). The valve element (82) is fitted into the storage recess (81a) of the valve case (81), and is slidable between the closed position and the open position. The valve element (82) has a communication hole (82a) that opens the communication pipe (72) at the open position and closes the communication pipe (72) at the closed position.
[0099]
The valve case (81) has a first communication pipe (85) communicating with an intermediate position of the expansion chamber (62) in the expansion process, and a second communication pipe (86) communicating with the outflow port (37) on the fluid outflow side. ) And are connected. The first communication pipe (85) is connected to the valve case (81) at the end opposite to the coil spring (83), that is, at the end on the open position side of the valve element (82), and is connected to the expansion chamber (62). Is applied to the valve body (82). Further, the second communication pipe (86) is connected to the valve case (81) at the end on the coil spring (83) side, that is, the end on the closed position side of the valve element (82), and is connected to the fluid outflow side. Pressure P2 is applied to valve body (82). As a result, when the pressure in the expansion chamber (62) decreases to a predetermined value or more below the pressure on the fluid outflow side and a predetermined differential pressure is generated between the two pressures P1 and P2, the differential pressure valve (76) Works.
[0100]
In the third embodiment, when the air conditioner (10) is operated at the design pressure, the pressure difference between the outlet port (37) of the expansion mechanism (60) and the expansion chamber (62) is substantially equal. Does not occur, and the differential pressure valve (76) is in a closed state. Then, the pressure change of the refrigerant due to the volume change of the expansion chamber (62) matches the actual refrigerant pressure in the refrigeration cycle, and the operation is performed in an ideal state shown in FIG. Is performed.
[0101]
On the other hand, when the operating condition fluctuates and overexpansion occurs in the expansion chamber (62), the pressure P1 in the expansion chamber (62) becomes lower than the pressure P2 in the outflow port (37), and the differential pressure valve (76) Opens. Therefore, a part of the refrigerant on the inflow side is supplementarily introduced into the expansion chamber (62), the pressure of the expansion chamber (62) increases, and the state of overexpansion is eliminated. Therefore, also in this case, since the power recovery efficiency is improved as in the first and second embodiments, useless input to the compression mechanism (60) can be reduced, and efficient operation can be performed.
[0102]
When the differential pressure valve (76) is open, it is in an overexpanded state, and at this time, the flow rate of the expander (60) is generally smaller than the flow rate of the compressor (50). Therefore, when the refrigerant is introduced into the expansion chamber (62) at this time, the flow rate of the expander (60) can be easily approximated to the flow rate of the compressor (50). The problem of efficiency reduction due to the above can be solved.
[0103]
When the expander (60) rotates at a high speed, it is considered that the opening / closing timing of the differential pressure valve (76) is delayed so that a sufficient effect cannot be obtained. The spring force may be set so as to open the differential pressure valve (76) when approaching the side pressure.
[0104]
Embodiment 4 of the present invention
The fourth embodiment of the present invention is obtained by changing the configuration of the expansion mechanism (60) in the first embodiment. Specifically, the expansion mechanism (60) of the first embodiment is configured as a swinging piston, whereas the expansion mechanism (60) of the present embodiment is configured as a rolling piston. . Here, the differences of the expansion mechanism (60) of the present embodiment from the first embodiment will be described.
[0105]
As shown in FIG. 19, in this embodiment, the blade (66) is formed separately from the piston (65). That is, the piston (65) of the present embodiment is formed in a simple annular or cylindrical shape. Further, a blade groove (68) is formed in the cylinder (61) of the present embodiment.
[0106]
The blade (66) is provided in the blade groove (68) of the cylinder (61) so as to be able to advance and retreat. The blade (66) is urged by a spring (not shown), and its tip (the lower end in FIG. 17) is pressed against the outer peripheral surface of the piston (65). As shown in FIG. 20, even when the piston (65) moves in the cylinder (61), the blade (66) moves up and down in the same figure along the blade groove (68), and the tip of the blade (66) moves. It is kept in contact with the piston (65). Then, by pressing the tip of the blade (66) against the peripheral side surface of the piston (65), the expansion chamber (62) is partitioned into a high pressure side and a low pressure side.
[0107]
Also in the fourth embodiment, the inflow port (36) and the position of the expansion chamber (62) in the suction / expansion process are connected by the communication pipe (72), and the communication pipe (72) is provided with the motor-operated valve (73). Is provided. Therefore, a part of the refrigerant on the inflow port (36) side can be supplementarily introduced into the expansion chamber (62) under the condition of the low expansion ratio, so that the power recovery efficiency can be improved as in the above embodiments, and Can be eliminated.
[0108]
Other Embodiments of the Invention
The present invention may be configured as follows in the above embodiment.
[0109]
For example, in the first to third embodiments, an example is described in which the inflow port (36) is formed on the front head (63) side of the expansion mechanism (60), but the inflow port (36) is formed on the rear head (64) side. It may be provided. In these embodiments, in order to introduce the high-pressure refrigerant into the expansion chamber (62), the communication path (70) on the end face of the large-diameter eccentric part (46) provided on the shaft (45) and the front head (63) ), The inflow port (36) and the expansion chamber (62) are communicated with each other through the groove-shaped passage (69) provided on the inner surface of the inner surface, but such a configuration may be appropriately changed.
[0110]
Further, in each of the above embodiments, the example in which the present invention is applied to the oscillating piston type expansion mechanism and the rolling piston type expansion mechanism has been described. However, the present invention can be applied to a scroll type expansion mechanism.
[0111]
In each of the above embodiments, the description has been given of the compression / expansion unit (30) including the expansion mechanism (60), the compression mechanism (50), and the electric motor (40) in one casing (31). The present invention may be applied to an expander formed separately from a compressor.
[0112]
In short, in the present invention, a communication passage (72) is provided which branches from the fluid inflow side of the expansion mechanism (60) and communicates with the suction / expansion process position of the expansion chamber (62). Other configurations may be appropriately changed as long as the configuration is such that the configuration can be opened under the conditions.
[0113]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention, since the fluid can be supplementarily introduced into the expansion chamber (62) from the fluid inflow side, conventionally, the high-pressure fluid (refrigerant) bypasses the expansion mechanism (60). The fluid can be introduced into the expansion mechanism (60) under the condition of a low expansion ratio that has been in the state of being expanded. This allows the high-pressure fluid to always perform expansion work, and improves power recovery efficiency.
[0114]
In addition, when the refrigerant is introduced into the expansion mechanism (60) under the condition where the overexpansion occurs, the overexpansion can be eliminated. Therefore, the power loss represented by the area II in FIG. 13 can be eliminated, and the power can be reliably recovered as shown in FIGS. In this manner, the power recovery efficiency can be increased under the operating condition in which the overexpansion occurs.
[0115]
Further, according to the second aspect of the present invention, by providing the injection valve (73) in the communication passage (72), the expansion ratio of the vapor compression refrigeration cycle is reduced. In the case of bypassing without flowing, it is possible to flow the refrigerant to the expander, so that the efficiency of power recovery can be surely increased. In addition, overexpansion can be reliably prevented.
[0116]
According to the third aspect of the present invention, since the solenoid valve (75) is provided in the communication passage (72), the solenoid valve (75) is opened and closed under a low expansion ratio condition, and the expansion chamber (62) is opened. By introducing the refrigerant into the circumstance, it is possible to prevent the power recovery efficiency from lowering. In addition, by opening the solenoid valve (75) when the pressure in the expansion chamber (62) drops below the fluid outflow side, the state of overexpansion can be reliably eliminated.
[0117]
According to the fourth aspect of the present invention, the pressure difference valve (76) is provided in the communication passage (72), and the pressure difference valve (76) is provided when the pressure in the expansion chamber (62) falls below the fluid outflow side. ) Is used to introduce the high-pressure fluid into the expansion chamber (62), so that the power recovery efficiency can be easily increased under low expansion ratio conditions. Further, similarly to the invention of the second and third aspects, the state of overexpansion can be surely eliminated.
[0118]
According to the fifth aspect of the present invention, the expander of the present invention is used for performing the expansion stroke of the vapor compression refrigeration cycle. Therefore, in the vapor compression refrigeration cycle, the operating conditions are likely to change, and when the expansion ratio is low, the efficiency of power recovery in the expander tends to decrease, but the efficiency reduction can be effectively prevented.
[0119]
According to the invention of claim 6, since the expander of the present invention is used in a supercritical cycle, the power loss in the supercritical cycle is particularly large, but the loss is more effectively reduced. It is possible to suppress it.
[0120]
According to the seventh aspect of the present invention, excessive expansion is suppressed in an expander provided with a rotary expansion mechanism (60) represented by a swing piston type, a rolling piston type, a scroll type, or the like. Thereby, the efficiency of recovering the rotational power can be increased.
[0121]
According to the invention described in claim 8, the fluid machine including the positive displacement expander (60), the electric motor (40), and the compressor (50) in the casing (31) includes the expander (60). When the recovered power is used for driving the compressor (50) together with the motor (40), the power recovery efficiency of the expander (60) can be increased, so the drive input to the compressor (50) by the motor (40) And efficient operation can be achieved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a piping diagram of an air conditioner according to a first embodiment.
FIG. 2 is a schematic sectional view of a compression / expansion unit according to the first embodiment.
FIG. 3 is a schematic sectional view showing the operation of an expansion mechanism.
FIG. 4 is a schematic cross-sectional view showing a main part of an expansion mechanism in the first embodiment at a rotation angle of the shaft of 0 ° or 360 °.
FIG. 5 is a schematic cross-sectional view illustrating a main part of an expansion mechanism in the first embodiment at a rotation angle of a shaft of 45 °.
FIG. 6 is a schematic sectional view showing a main part of an expansion mechanism in Embodiment 1 at a rotation angle of a shaft of 90 °.
FIG. 7 is a schematic cross-sectional view illustrating a main part of an expansion mechanism in the first embodiment at a rotation angle of 135 ° of the shaft.
FIG. 8 is a schematic cross-sectional view illustrating a main part of an expansion mechanism in the first embodiment at a rotation angle of a shaft of 180 °.
FIG. 9 is a schematic cross-sectional view showing a main part of an expansion mechanism in the first embodiment at a rotation angle of 225 ° of the shaft.
FIG. 10 is a schematic cross-sectional view showing a main part of an expansion mechanism in the first embodiment at a rotation angle of a shaft of 270 °.
FIG. 11 is a schematic cross-sectional view showing a main part of an expansion mechanism in Embodiment 1 at a rotation angle of the shaft of 315 °.
FIG. 12 is a graph showing the relationship between the volume of the expansion chamber and the pressure under operating conditions at the design pressure.
FIG. 13 is a graph showing the relationship between the volume of the expansion chamber and the pressure under a low expansion ratio condition.
FIG. 14 is a first graph showing a relationship between a volume of an expansion chamber and a pressure when a low expansion ratio is taken.
FIG. 15 is a second graph showing the relationship between the volume of the expansion chamber and the pressure when a low expansion ratio is taken.
FIG. 16 is a schematic cross-sectional view illustrating a main part of an expansion mechanism according to a second embodiment.
FIG. 17 is a schematic cross-sectional view illustrating a main part of an expansion mechanism according to a third embodiment.
FIG. 18 is a schematic sectional view showing the structure and operation of a differential pressure valve.
FIG. 19 is a schematic cross-sectional view illustrating a main part of an expansion mechanism according to a fourth embodiment.
FIG. 20 is a schematic sectional view showing the operation of the expansion mechanism.
[Explanation of symbols]
(10) Air conditioner
(20) Refrigerant circuit
(30) Compression / expansion unit (fluid machinery)
(31) Casing
(40) Electric motor
(50) Compressor
(60) Expansion mechanism (displacement type expander)
(61) Cylinder (component)
(62) Expansion chamber
(72) Communication pipe (communication passage)
(73) Electric valve (flow control mechanism)
(75) Solenoid valve (flow control mechanism)
(76) Differential pressure valve (flow control mechanism)

Claims

A positive displacement expander including an expansion mechanism (60) that generates power by expanding a high-pressure fluid supplied to an expansion chamber (62),
A communication passageway (72) that branches off from the fluid inflow side of the expansion chamber (62) and communicates with the suction / expansion process position of the expansion chamber (62);
A positive displacement expander characterized in that a flow control mechanism (73, 75, 76) is provided in the communication passage (72).

The positive displacement expander according to claim 1,
A positive displacement expander characterized in that the flow control mechanism (73, 75, 76) comprises an injection valve (73) whose opening can be adjusted.

The positive displacement expander according to claim 1,
The flow control mechanism (73, 75, 76) is a positive displacement expander characterized by being constituted by a solenoid valve (75) that can be opened and closed.

The positive displacement expander according to claim 1,
The flow control mechanism (73, 75, 76) is constituted by a differential pressure valve (76) that opens when the pressure of the fluid at the intermediate position of the expansion chamber (62) is lower than a predetermined value with respect to the pressure on the fluid outflow side. A positive displacement expander characterized by being made.

The positive displacement expander according to any one of claims 1 to 4,
A positive displacement expander characterized in that the expansion mechanism (60) is configured to perform an expansion stroke of a vapor compression refrigeration cycle.

The positive displacement expander according to any one of claims 1 to 4,
A positive displacement expander characterized in that the expansion mechanism (60) is configured to perform an expansion stroke of a vapor compression refrigeration cycle in which a high pressure becomes a supercritical pressure.

The positive displacement expander according to any one of claims 1 to 6,
The expansion mechanism (60) is a rotary expansion mechanism,
A positive displacement expander configured to recover rotational power by expansion of a fluid.

In the casing (31), a positive displacement expander (60), an electric motor (40), and a compressor (50) driven by the positive displacement expander (60) and the electric motor (40) to compress a fluid are provided. A fluid machine comprising:
A fluid machine characterized in that a positive displacement expander (60) is constituted by the positive displacement expander according to claim 7.