JP2009215985A

JP2009215985A - Expander

Info

Publication number: JP2009215985A
Application number: JP2008060726A
Authority: JP
Inventors: Eiji Kumakura; 英二熊倉; Masakazu Okamoto; 昌和岡本; Masanori Ukibune; 正倫浮舟; Katsumi Hokotani; 克己鉾谷
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2008-03-11
Filing date: 2008-03-11
Publication date: 2009-09-24
Also published as: WO2009113261A1; EP2251528A1; US20110002803A1; CN101960090A

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To prevent the blow-by of an expander and to improve the efficiency of the expander. <P>SOLUTION: A flow-in port 81 and a flow-out port 82 are formed at a cylinder 71 of the expander. When an inner diameter of the cylinder is defined Dc, a port diameter Di of the flow-in port is defined to satisfy a relation 0.065×Dc≤Di≤0.13×Dc. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明は、シリンダ内で減圧する流体の動力を回収する膨張機に関するものである。 The present invention relates to an expander that recovers the power of a fluid that is depressurized in a cylinder.

従来より、流体の動力を回収する膨張機が知られており、空気調和装置等の冷凍装置に適用されている。 2. Description of the Related Art Conventionally, an expander that recovers fluid power is known and applied to a refrigeration apparatus such as an air conditioner.

特許文献１には、この種の容積型膨張機が開示されている。容積型膨張機は、冷媒が循環して冷凍サイクルを行う冷媒回路に接続され、該冷凍サイクルの膨張行程を行うように構成されている。膨張機は、いわゆる回転式の流体機械を構成しており、シリンダと、シリンダの内周面に沿って回転するピストンとを備えている。そして、膨張機では、シリンダとピストンとの間に流体室（膨張室）が区画されている。 Patent Document 1 discloses a positive displacement expander of this type. The positive displacement expander is connected to a refrigerant circuit that circulates refrigerant and performs a refrigeration cycle, and is configured to perform an expansion stroke of the refrigeration cycle. The expander constitutes a so-called rotary fluid machine, and includes a cylinder and a piston that rotates along the inner peripheral surface of the cylinder. In the expander, a fluid chamber (expansion chamber) is defined between the cylinder and the piston.

膨張機では、流入ポートから膨張室内に冷媒が流入する。膨張室では、冷媒が減圧する際に、この冷媒の動力がピストンの回転動力として回収される。膨張室で減圧した冷媒は、流出ポートより冷媒回路へ流出する。以上のように、この種の容積型膨張機では、冷媒の運動エネルギーがピストン、及び回転軸の回転動力として回収される。この回転動力は、圧縮機の駆動動力、あるいは発電機の駆動源として利用される。
特開平８−３３８３５６号公報 In the expander, the refrigerant flows into the expansion chamber from the inflow port. In the expansion chamber, when the refrigerant is depressurized, the power of the refrigerant is recovered as the rotational power of the piston. The refrigerant decompressed in the expansion chamber flows out from the outflow port to the refrigerant circuit. As described above, in this type of positive displacement expander, the kinetic energy of the refrigerant is recovered as the rotational power of the piston and the rotating shaft. This rotational power is used as a driving power for the compressor or a driving source for the generator.
JP-A-8-338356

しかしながら、従来の回転式膨張機では、膨張室が流入ポートと連通し始める際に、流入ポートと流出ポートとが膨張室を介して一時的に連通状態となる、いわゆる吹き抜け現象が発生してしまうという問題があった。 However, in the conventional rotary expander, when the expansion chamber starts to communicate with the inflow port, a so-called blow-through phenomenon occurs in which the inflow port and the outflow port are temporarily in communication with each other through the expansion chamber. There was a problem.

具体的には、例えば図９に示すように、従来の回転式膨張機（100）では、シリンダ（101）内をピストン（102）が、図９(Ａ)→(Ｂ)→(Ｃ)→(Ｄ)→(Ａ)→…という順に、回転動作を行う。ここで、図９(Ａ)の状態で流入ポート（103）から膨張室（105）内へ流入した流体は、ピストン（102）が図９(Ｂ)、(Ｃ)という順で膨張室（105）の容積が拡大されて減圧され、この際に冷媒の動力が回収される。ここで、ピストン（102）が更に回転して、ピストンが図９(Ｄ)の回転位置（シリンダのうちブッシュ（106）と最も近接する上死点位置）に至ると、流入ポート（103）と流出ポート（104）とが膨張室（105）を通じて連通してしまうことがあった。その結果、図９(Ｄ)の状態では、流入ポート（103）から流入した冷媒の動力が回収されずに流出ポート（104）より流出されてしまうという、上記の吹き抜き現象が一時的に起こってしまい、膨張機の動力回収効率の低下を招くという問題が生じる。 Specifically, for example, as shown in FIG. 9, in a conventional rotary expander (100), a piston (102) is placed in a cylinder (101), and FIG. 9 (A) → (B) → (C) → The rotation operation is performed in the order of (D) → (A) →. Here, the fluid that has flowed into the expansion chamber (105) from the inflow port (103) in the state of FIG. 9 (A) has the piston (102) in the expansion chamber (105) in the order of FIGS. ) Is expanded and the pressure is reduced, and at this time, the power of the refrigerant is recovered. Here, when the piston (102) further rotates and the piston reaches the rotational position of FIG. 9 (D) (the top dead center position closest to the bush (106) of the cylinder), the inflow port (103) In some cases, the outflow port (104) communicated with the expansion chamber (105). As a result, in the state of FIG. 9 (D), the above-described blowout phenomenon that the power of the refrigerant flowing in from the inflow port (103) flows out of the outflow port (104) without being recovered temporarily occurs. As a result, there arises a problem that the power recovery efficiency of the expander is reduced.

本発明は、斯かる点に鑑みてなされたものであり、膨張機の吹き抜けを防止し、膨張機の効率の向上を図ることである。 This invention is made | formed in view of such a point, and is preventing the blowout of an expander and aiming at the improvement of the efficiency of an expander.

第１の発明は、流入ポート（81）及び流出ポート（82）が形成されるシリンダ（71）と、該シリンダ（71）内に回転軸（40）と偏心した状態で収納されるピストン（75）と、該ピストン（75）と上記シリンダ（71）との間に形成される流体室（72）を流体の高圧側と低圧側とに仕切るブレード（76）とを備え、上記流体室（72）で減圧する流体の動力を回収する膨張機を前提としている。そして、この膨張機は、上記シリンダ（71）の内径をＤc[mm]とすると、上記流入ポート（81）の口径Ｄi[mm]が、０．０６５×Ｄc≦Ｄi≦０．１３×Ｄcの関係を満たすことを特徴とするものである。 The first invention is a cylinder (71) in which an inflow port (81) and an outflow port (82) are formed, and a piston (75) accommodated in the cylinder (71) in an eccentric state with respect to the rotating shaft (40). ) And a blade (76) that partitions a fluid chamber (72) formed between the piston (75) and the cylinder (71) into a high pressure side and a low pressure side of the fluid, and the fluid chamber (72 ) Is assumed to be an expander that recovers the power of the fluid to be depressurized. In this expander, when the inner diameter of the cylinder (71) is Dc [mm], the diameter Di [mm] of the inflow port (81) is 0.065 × Dc ≦ Di ≦ 0.13 × Dc. It is characterized by satisfying the relationship.

第１の発明では、流入ポート（81）からシリンダ（71）の流体室（72）へ高圧の流体が流入する。この流体は、流体室（72）で減圧されて低圧の流体となる。この際、流体の動力によりピストン（75）が回転駆動され、これにより流体の動力がピストン（75）及び回転軸（40）の回転動力として回収される。流体室（72）で減圧されて低圧となった流体は、流出ポート（82）より膨張機の外部へ流出する。 In the first invention, high-pressure fluid flows from the inflow port (81) into the fluid chamber (72) of the cylinder (71). This fluid is decompressed in the fluid chamber (72) and becomes a low-pressure fluid. At this time, the piston (75) is rotationally driven by the power of the fluid, whereby the power of the fluid is recovered as the rotational power of the piston (75) and the rotating shaft (40). The fluid that has been depressurized in the fluid chamber (72) to a low pressure flows out of the expander through the outflow port (82).

ここで、本発明では、流入ポート（81）の口径をＤiとして、シリンダ（71）の内径をＤcとすると、Ｄi≦０．１３Ｄcとなっている。つまり、本発明の流入ポート径Ｄiは、０．１３Ｄc以下となるように口径が規定されている。これにより、本発明では、流入ポート径Ｄiが過大な口径とならないので、従来例の図９(Ｄ)の状態で流入ポート（81）と流出ポート（82）とが流体室（72）を通じて連通してしまうのを回避できる。その結果、本発明の膨張機では、いわゆる吹き抜け現象の発生を防止でき、膨張機の効率の低下を防止できる。 Here, in the present invention, if the diameter of the inflow port (81) is Di and the inner diameter of the cylinder (71) is Dc, then Di ≦ 0.13Dc. That is, the aperture is defined so that the inflow port diameter Di of the present invention is 0.13 Dc or less. Accordingly, in the present invention, since the inflow port diameter Di does not become an excessive diameter, the inflow port (81) and the outflow port (82) communicate with each other through the fluid chamber (72) in the state of FIG. Can be avoided. As a result, in the expander of the present invention, it is possible to prevent the so-called blow-through phenomenon and to prevent the efficiency of the expander from decreasing.

また、本発明では、０．０６５Ｄc≦Ｄiとなっている。つまり、本発明の流入ポート径Ｄiは、０．０６５Ｄc以上となるように口径が規定されている。これにより、本発明では、流入ポート径Ｄiが過小な口径とならないので、流入ポート（81）での圧力損失の増大を回避できる。その結果、本発明の膨張機では、圧力損失の増大に伴う膨張機の動力回収効率の低下も防止できる。即ち、本発明の膨張機では、上記吹き抜け現象を回避しつつ、且つ流入ポート（81）の圧力損失も抑えることができるので、膨張機の効率を最大限に高めることが可能となる。 In the present invention, 0.065Dc ≦ Di. That is, the aperture is defined so that the inflow port diameter Di of the present invention is 0.065 Dc or more. Thereby, in this invention, since the inflow port diameter Di does not become a too small opening diameter, the increase in the pressure loss in an inflow port (81) can be avoided. As a result, in the expander of the present invention, it is possible to prevent a decrease in power recovery efficiency of the expander accompanying an increase in pressure loss. That is, in the expander of the present invention, the blowout phenomenon can be avoided and the pressure loss at the inflow port (81) can be suppressed, so that the efficiency of the expander can be maximized.

第２の発明は、第１の発明の膨張機において、上記流入ポート（81）内の流体の密度をρi[kg/m³]とし、上記流出ポート（82）内の流体の密度をρo[kg/m³]とすると、上記流出ポート（82）の口径をＤo[mm]が、Ｄo＝Ｄi×（ρi/ρo）²の関係を満たすことを特徴とするものである。 According to a second invention, in the expander of the first invention, the density of the fluid in the inflow port (81) is ρi [kg / m ³ ], and the density of the fluid in the outflow port (82) is ρo [ When kg / m ³ ], the diameter of the outflow port (82), Do [mm], satisfies the relationship Do = Di × (ρi / ρo) ² .

第２の発明では、流入ポート（81）内の流体の密度をρiとし、上記流出ポート（82）内の流体の密度をρoとすると、流出ポート（82）の口径Ｄoが、Ｄo＝Ｄi×（ρi/ρo）²となっている。ところで、流出ポート（82）では、流入ポート（81）を流れる流体よりも低密度の流体が流れるため、流入ポート径Ｄiと流出ポート径Ｄoとを同径とすると、流出ポート（82）の径が過小となり流出ポート（82）での圧力損失が若干大きくなってしまう虞がある。そこで、本発明では、流体室（72）で減圧される後の流体の密度ρoに対する、流体室（72）で減圧される前の流体の密度ρiの比（密度比ρi/ρo）を考慮し、流入ポート径Ｄiに密度比（ρi/ρo）の２乗を乗じたものを流出ポート径Ｄoとしている。 In the second invention, when the density of the fluid in the inflow port (81) is ρi and the density of the fluid in the outflow port (82) is ρo, the diameter Do of the outflow port (82) is Do = Di × (Ρi / ρo) ² By the way, in the outflow port (82), a fluid having a density lower than that of the fluid flowing in the inflow port (81) flows. Therefore, if the inflow port diameter Di and the outflow port diameter Do are the same, The pressure loss at the outflow port (82) may be slightly increased. Therefore, in the present invention, the ratio (density ratio ρi / ρo) of the density ρi of the fluid before being depressurized in the fluid chamber (72) to the density ρo of the fluid after depressurizing in the fluid chamber (72) is considered. The inflow port diameter Di is obtained by multiplying the inflow port diameter Di by the square of the density ratio (ρi / ρo).

第３の発明は、流入ポート（81）及び流出ポート（82）が形成されるシリンダ（71）と、該シリンダ（71）内に回転軸（40）と偏心した状態で収納されるピストン（75）と、該ピストン（75）と上記シリンダ（71）との間に形成される流体室（72）を流体の高圧側と低圧側とに仕切るブレード（76）とを備え、上記流体室（72）で減圧する流体の動力を回収する膨張機を前提としている。そして、この膨張機は、上記シリンダ（71）の内径をＤc[mm]とすると、上記流出ポート（82）の口径Ｄo[mm]が、０．０６５×Ｄc≦Ｄo≦０．１３×Ｄcの関係を満たすことを特徴とするものである。 According to a third aspect of the invention, a cylinder (71) in which an inflow port (81) and an outflow port (82) are formed, and a piston (75) accommodated in the cylinder (71) in an eccentric state with respect to the rotating shaft (40) ) And a blade (76) that partitions a fluid chamber (72) formed between the piston (75) and the cylinder (71) into a high pressure side and a low pressure side of the fluid, and the fluid chamber (72 ) Is assumed to be an expander that recovers the power of the fluid to be depressurized. In this expander, when the inner diameter of the cylinder (71) is Dc [mm], the diameter Do [mm] of the outflow port (82) is 0.065 × Dc ≦ Do ≦ 0.13 × Dc. It is characterized by satisfying the relationship.

第３の発明は、第１の発明と同様の膨張機を前提としている。ここで、本発明では、流出ポート（82）の口径をＤoとして、シリンダ（71）の内径をＤcとすると、Ｄo≦０．１３Ｄcとなっている。つまり、本発明の流入ポート径Ｄoは、０．１３Ｄc以下となるように口径が規定されている。これにより、本発明では、流出ポート径Ｄoが過大な口径とならないので、従来例の図９(Ｄ)に示すような吹き抜け現象の発生を防止でき、膨張機の効率の低下を防止できる。 The third invention is based on the same expander as that of the first invention. Here, in the present invention, when the diameter of the outflow port (82) is Do and the inner diameter of the cylinder (71) is Dc, Do ≦ 0.13Dc. That is, the aperture is defined so that the inflow port diameter Do of the present invention is 0.13 Dc or less. Accordingly, in the present invention, since the outflow port diameter Do does not become an excessive diameter, the occurrence of the blow-through phenomenon as shown in FIG. 9D of the conventional example can be prevented, and the efficiency of the expander can be prevented from being lowered.

また、本発明では、０．０６５Ｄc≦Ｄoとなっている。つまり、本発明の流出ポート径Ｄoは、０．０６５Ｄc以上となるように口径が規定されている。これにより、本発明では、流出ポート径Ｄoが過小な口径とならないので、流出ポート（82）での圧力損失の増大を回避できる。その結果、本発明の膨張機では、圧力損失の増大に伴う膨張機の動力回収効率の低下も防止できる。即ち、本発明の膨張機では、上記第１の発明と同様、吹き抜け現象を回避しつつ、且つ流出ポート（82）の圧力損失も抑えることができるので、膨張機の効率を最大限に高めることが可能となる。 In the present invention, 0.065Dc ≦ Do. That is, the caliber is defined so that the outflow port diameter Do of the present invention is 0.065 Dc or more. Thereby, in this invention, since the outflow port diameter Do does not become a too small diameter, the increase in the pressure loss in an outflow port (82) can be avoided. As a result, in the expander of the present invention, it is possible to prevent a decrease in power recovery efficiency of the expander accompanying an increase in pressure loss. That is, in the expander of the present invention, the blowout phenomenon can be avoided and the pressure loss of the outflow port (82) can be suppressed as in the first aspect of the invention, so that the efficiency of the expander is maximized. Is possible.

第４の発明は、第３の発明の膨張機において、上記流入ポート（81）内の流体の密度をρi[kg/m³]とし、上記流出ポート（82）内の流体の密度をρo[kg/m³]とすると、上記流入ポート（81）の口径Ｄi[mm]が、Ｄi＝Ｄo×（ρo/ρi）²の関係を満たすことを特徴とするものである。 According to a fourth invention, in the expander of the third invention, the density of the fluid in the inflow port (81) is ρi [kg / m ³ ], and the density of the fluid in the outflow port (82) is ρo [ When kg / m ³ ], the diameter Di [mm] of the inflow port (81) satisfies the relationship Di = Do × (ρo / ρi) ² .

第４の発明では、流入ポート（81）内の流体の密度をρiとし、上記流出ポート（82）内の流体の密度をρoとすると、流入ポート（81）の口径Ｄiが、Ｄi＝Ｄo×（ρo/ρi）²となっている。ところで、流入ポート（81）では、流出ポート（82）を流れる流体よりも高密度の流体が流れるため、流入ポート径Ｄiと流出ポート径Ｄoとを同径とすると、流入ポート（81）の径が必要以上に大きくなってしまう虞がある。そこで、本発明では、流体室（72）で減圧される後の流体の密度ρoに対する、流体室（72）で減圧される前の流体の密度ρiの比（密度比ρi/ρo）を考慮し、流出ポート径Ｄoに密度比（ρo/ρi）の２乗を乗じたものを流入ポート径Ｄiとしている。 In the fourth invention, assuming that the density of the fluid in the inflow port (81) is ρi and the density of the fluid in the outflow port (82) is ρo, the diameter Di of the inflow port (81) is Di = Do × (Ρo / ρi) ² By the way, in the inflow port (81), a fluid having a higher density than the fluid flowing in the outflow port (82) flows. Therefore, if the inflow port diameter Di and the outflow port diameter Do are the same, the diameter of the inflow port (81) May become larger than necessary. Therefore, in the present invention, the ratio (density ratio ρi / ρo) of the density ρi of the fluid before being depressurized in the fluid chamber (72) to the density ρo of the fluid after depressurizing in the fluid chamber (72) is considered. The inflow port diameter Di is obtained by multiplying the outflow port diameter Do by the square of the density ratio (ρo / ρi).

第１の発明では、シリンダ（71）の内径をＤc[mm]とすると、流入ポート（81）の口径Ｄi[mm]が、０．０６５×Ｄc≦Ｄi≦０．１３×Ｄcの関係を満たしている。これにより、本発明によれば、流入ポート径Ｄiが大き過ぎとならないので、いわゆる吹き抜け現象を防止でき、且つ流入ポート径Ｄiが小さ過ぎとならないので、流入ポート（81）での圧力損失の増大を防止できる。その結果、本発明では、所望とする効率を得ることができ、この膨張機が適用される冷凍装置等の省エネ性の向上を図ることができる。 In the first invention, when the inner diameter of the cylinder (71) is Dc [mm], the diameter Di [mm] of the inflow port (81) satisfies the relationship of 0.065 × Dc ≦ Di ≦ 0.13 × Dc. ing. Thus, according to the present invention, since the inflow port diameter Di is not too large, the so-called blow-through phenomenon can be prevented and the inflow port diameter Di is not too small, so that the pressure loss at the inflow port (81) is increased. Can be prevented. As a result, in the present invention, desired efficiency can be obtained, and energy saving performance of a refrigeration apparatus to which the expander is applied can be improved.

同様に、第３の発明では、流出ポート（82）の口径Ｄo[mm]が、０．０６５×Ｄc≦Ｄo≦０．１３×Ｄcの関係を満たしている。これにより、本発明によれば、流出ポート径Ｄoが大き過ぎとならないので、いわゆる吹き抜け現象を防止でき、且つ流出ポート径Ｄoが小さ過ぎとならないので、流出ポート（82）での圧力損失の増大を防止できる。その結果、本発明では、所望とする効率を得ることができ、この膨張機が適用される冷凍装置等の省エネ性の向上を図ることができる。 Similarly, in the third invention, the diameter Do [mm] of the outflow port (82) satisfies the relationship of 0.065 × Dc ≦ Do ≦ 0.13 × Dc. Thereby, according to the present invention, the outflow port diameter Do is not too large, so that the so-called blow-through phenomenon can be prevented and the outflow port diameter Do is not too small, so that the pressure loss at the outflow port (82) is increased. Can be prevented. As a result, in the present invention, desired efficiency can be obtained, and energy saving performance of a refrigeration apparatus to which the expander is applied can be improved.

また、第２の発明や第４の発明によれば、流入ポート（81）や流出ポート（82）での流体の密度の比を考慮して、これらの流入ポート（81）や流出ポート（82）での圧力損失を低減できるように最適な径を得ることができる。 Further, according to the second and fourth inventions, in consideration of the ratio of the fluid density at the inflow port (81) and the outflow port (82), the inflow port (81) and the outflow port (82) ), The optimum diameter can be obtained.

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。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

本発明に係る膨張機は、圧縮膨張ユニット（30）に組み込まれている。圧縮膨張ユニット（30）は、室内の冷房と暖房とを切り換えて行う空気調和装置（10）に搭載されている。空気調和装置（10）は、冷媒が循環して冷凍サイクルを行う冷媒回路（20）を備えた、冷凍装置を構成している。 The expander according to the present invention is incorporated in the compression / expansion unit (30). The compression / expansion unit (30) is mounted on an air conditioner (10) that switches between indoor cooling and heating. The air conditioner (10) constitutes a refrigeration apparatus including a refrigerant circuit (20) that performs a refrigeration cycle by circulating refrigerant.

図１に示すように、空気調和装置（10）は、屋外に設置される室外機（11）と、屋内に設置される室内機（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）、及び上記圧縮膨張ユニット（30）が収容されている。また、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。室外機（11）及び室内機（13）は、一対の連絡配管（15,16）で互いに接続されている。 As shown in FIG. 1, the air conditioner (10) includes an outdoor unit (11) installed outdoors and an indoor unit (13) installed indoors. 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 the compression / expansion unit (30). Is housed. The indoor unit (13) houses an indoor fan (14) and an indoor heat exchanger (24). The outdoor unit (11) and the indoor unit (13) are connected to each other by a pair of connecting pipes (15, 16).

空気調和装置（10）には、冷媒回路（20）が設けられている。冷媒回路（20）は、冷媒が循環して冷凍サイクルが行われる閉回路である。冷媒回路（20）には、冷媒として二酸化炭素（ＣＯ_２）が充填されている。 The air conditioner (10) is provided with a refrigerant circuit (20). The refrigerant circuit (20) is a closed circuit in which a refrigerant is circulated and a refrigeration cycle is performed. The refrigerant circuit (20) is filled with carbon dioxide (CO ₂ ) as a refrigerant.

室外熱交換器（23）及び室内熱交換器（24）は、冷媒と空気とが熱交換する空気熱交換器を構成している。即ち、室外熱交換器（23）では、室外ファン（12）が送風する室外空気と冷媒とが熱交換する。また、室内熱交換器（24）では、室内ファン（14）が送風する室内空気と冷媒とが熱交換する。 The outdoor heat exchanger (23) and the indoor heat exchanger (24) constitute an air heat exchanger in which heat is exchanged between the refrigerant and the air. That is, in the outdoor heat exchanger (23), the outdoor air blown by the outdoor fan (12) exchanges heat with the refrigerant. In the indoor heat exchanger (24), the indoor air blown by the indoor fan (14) and the refrigerant exchange heat.

圧縮膨張ユニット（30）は、圧縮機構（50）と膨張機構（60）とシャフト（40）と電動機（45）とがケーシング（31）に収容されて構成されている。圧縮機構（50）には、吸入管（32）と吐出管（33）とが接続され、膨張機構（60）には、流入管（34）と流出管（35）とが接続されている。圧縮膨張ユニット（30）の詳細は後述する。 The compression / expansion unit (30) includes a compression mechanism (50), an expansion mechanism (60), a shaft (40), and an electric motor (45) accommodated in a casing (31). A suction pipe (32) and a discharge pipe (33) are connected to the compression mechanism (50), and an inflow pipe (34) and an outflow pipe (35) are connected to the expansion mechanism (60). Details of the compression / expansion unit (30) will be described later.

第１四路切換弁（21）及び第２四路切換弁（22）は、それぞれ４つのポートを備えている。第１四路切換弁（21）では、第１のポートが圧縮膨張ユニット（30）の吐出管（33）に、第２のポートが室内熱交換器（24）の一端に、第３のポートが室外熱交換器（23）の一端に、第４のポートが圧縮膨張ユニット（30）の吸入管（32）にそれぞれ接続されている。第２四路切換弁（22）は、第１のポートが圧縮膨張ユニット（30）の流出管（35）に、第２のポートが室外熱交換器（23）の他端に、第３のポートが室内熱交換器（24）の他端に、第４のポートが圧縮膨張ユニット（30）の流入管（34）にそれぞれ接続されている。 The first four-way selector valve (21) and the second four-way selector valve (22) each have four ports. In the first four-way switching valve (21), the first port is at the discharge pipe (33) of the compression / expansion unit (30), the second port is at one end of the indoor heat exchanger (24), and the third port Is connected to one end of the outdoor heat exchanger (23), and the fourth port is connected to the suction pipe (32) of the compression / expansion unit (30). The second four-way selector valve (22) has a first port at the outflow pipe (35) of the compression / expansion unit (30), a second port at the other end of the outdoor heat exchanger (23), and a third port. The port is connected to the other end of the indoor heat exchanger (24), and the fourth port is connected to the inflow pipe (34) of the compression / expansion unit (30).

第１四路切換弁（21）及び第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）とに切り換わるようにそれぞれ構成されている。 In the first four-way switching valve (21) and the second four-way switching valve (22), the first port and the second port communicate with each other, and the third port and the fourth port communicate with each other. (The state indicated by the solid line in FIG. 1), the state in which the first port communicates with the third port, and the state in which the second port communicates with the fourth port (state indicated by the broken line in FIG. 1) Each is configured to switch.

圧縮膨張ユニット（30）は、図２に示すように、円筒形の密閉容器であるケーシング（31）を備えている。そして、ケーシング（31）内には、その長手方向の一端から他端に向かって順に、圧縮機構（50）、電動機（45）、及び膨張機構（60）が順に配列されている。 As shown in FIG. 2, the compression / expansion unit (30) includes a casing (31) which is a cylindrical sealed container. In the casing (31), the compression mechanism (50), the electric motor (45), and the expansion mechanism (60) are sequentially arranged from one end to the other end in the longitudinal direction.

電動機（45）は、ステータ（46）とロータ（47）とを有している。ステータ（46）は、ケーシング（31）の内壁に固定されている。ロータ（47）は、ステータ（46）の内側に配置され、且つ内部にはシャフト（40）が貫通している。 The electric motor (45) includes a stator (46) and a rotor (47). The stator (46) is fixed to the inner wall of the casing (31). The rotor (47) is disposed inside the stator (46), and the shaft (40) passes through the rotor (47).

シャフト（40）は、回転軸を構成し、主軸部（44）と小径偏心部（43）と大径偏心部（41）とによって構成されている。シャフト（40）には、その一端側に小径偏心部（43）が形成され、その他端側に大径偏心部（41）が形成されている。小径偏心部（43）は、主軸部（44）よりも小径に形成され、主軸部（44）の軸心から所定量だけ偏心している。大径偏心部（41）は、主軸部（44）よりも大径に形成され、主軸部（44）の軸心から所定量だけ偏心している。 The shaft (40) constitutes a rotating shaft and is constituted by a main shaft portion (44), a small diameter eccentric portion (43), and a large diameter eccentric portion (41). The shaft (40) has a small-diameter eccentric portion (43) formed at one end thereof and a large-diameter eccentric portion (41) formed at the other end thereof. The small diameter eccentric portion (43) is formed to have a smaller diameter than the main shaft portion (44), and is eccentric from the shaft center of the main shaft portion (44) by a predetermined amount. The large-diameter eccentric part (41) is formed with a larger diameter than the main shaft part (44), and is eccentric from the axis of the main shaft part (44) by a predetermined amount.

圧縮機構（50）は、いわゆるスクロール式圧縮機を構成している。この圧縮機構（50）は、固定スクロール（51）と、可動スクロール（54）とを有している。固定スクロール（51）は、鏡板（52）に渦巻き壁状の固定側ラップ（53）が突設されて形成されている。固定スクロール（51）の鏡板（52）は、ケーシング（31）の内壁に固定されている。一方、可動スクロール（54）は、板状の鏡板（55）に渦巻き壁状の可動側ラップ（56）が突設されて形成されている。固定スクロール（51）及び可動スクロール（54）は、互いに対向する状態で配置され、固定側ラップ（53）と可動側ラップ（56）とが噛み合うことにより圧縮室（59）が区画される。可動スクロール（54）は、その鏡板（55）の上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（40）の小径偏心部（43）が回転自在に嵌合されている。また、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ように構成されている。 The compression mechanism (50) constitutes a so-called scroll compressor. The compression mechanism (50) has a fixed scroll (51) and a movable scroll (54). The fixed scroll (51) is formed by projecting a spiral wall-shaped fixed side wrap (53) on the end plate (52). The end plate (52) of the fixed scroll (51) is fixed to the inner wall of the casing (31). On the other hand, the movable scroll (54) is formed by projecting a spiral wall-shaped movable side wrap (56) on a plate-shaped end plate (55). The fixed scroll (51) and the movable scroll (54) are arranged so as to face each other, and the compression chamber (59) is defined by the fixed side wrap (53) and the movable side wrap (56) meshing with each other. The movable scroll (54) has a protruding portion formed at the center of the upper surface of the end plate (55), and the small diameter eccentric portion (43) of the shaft (40) is rotatably fitted to the protruding portion. Yes. The movable scroll (54) is supported by the frame (57) via the Oldham ring (58). The Oldham ring (58) is for regulating the rotation of the movable scroll (54). The movable scroll (54) is configured to revolve with a predetermined turning radius without rotating.

固定スクロール（51）には、その外周側に上記吸入管（32）が接続されている。吸入管（32）の終端は、圧縮室（59）の最外周位置に開口している。固定スクロール（51）には、その軸心部に上記吐出管（33）が接続されている。吐出管（33）の始端は、圧縮室（59）の中央位置に開口している。 The suction pipe (32) is connected to the outer periphery of the fixed scroll (51). The end of the suction pipe (32) opens to the outermost peripheral position of the compression chamber (59). The discharge pipe (33) is connected to the axial center of the fixed scroll (51). The starting end of the discharge pipe (33) opens at the center position of the compression chamber (59).

上記膨張機構（60）は、図２および図３に示すように、いわゆる揺動ピストン型の流体機械であって、本発明に係る膨張機を構成している。膨張機構（60）は、シリンダ（71）と、該シリンダ（71）内に収納されたピストン（75）と、フロントヘッド（61）と、リアヘッド（62）とを有している。膨張機構（60）では、シャフト（40）の軸心方向の一端側から他端側に向かって、フロントヘッド（61）、シリンダ（71）、及びリアヘッド（62）が順に積層されている。シリンダ（71）は、両端が開放される円筒状に形成されている。そして、シリンダ（71）は、その一端側がフロントヘッド（61）に閉塞され、その他端側がリアヘッド（62）に閉塞されている。シャフト（40）の主軸部（44）は、フロントヘッド（61）、シリンダ（71）、及びリアヘッド（62）を貫通している。 As shown in FIGS. 2 and 3, the expansion mechanism (60) is a so-called oscillating piston type fluid machine, and constitutes an expander according to the present invention. The expansion mechanism (60) includes a cylinder (71), a piston (75) accommodated in the cylinder (71), a front head (61), and a rear head (62). In the expansion mechanism (60), the front head (61), the cylinder (71), and the rear head (62) are stacked in this order from one end side to the other end side in the axial direction of the shaft (40). The cylinder (71) is formed in a cylindrical shape whose both ends are open. The cylinder (71) has one end closed by the front head (61) and the other end closed by the rear head (62). The main shaft portion (44) of the shaft (40) passes through the front head (61), the cylinder (71), and the rear head (62).

ピストン（75）は、シリンダ（71）の内径よりも小さい外径を有する円筒状に形成されている。ピストン（75）は、その外周面がシリンダ（71）の内周面に摺接し、その一端面がフロントヘッド（61）に摺接し、その他端面がリアヘッド（62）に摺接している。シリンダ（71）の内周面とピストン（75）の外周面との間には、流体室（72）が形成されている。 The piston (75) is formed in a cylindrical shape having an outer diameter smaller than the inner diameter of the cylinder (71). The piston (75) has an outer peripheral surface in sliding contact with the inner peripheral surface of the cylinder (71), one end surface thereof in sliding contact with the front head (61), and the other end surface in sliding contact with the rear head (62). A fluid chamber (72) is formed between the inner peripheral surface of the cylinder (71) and the outer peripheral surface of the piston (75).

また、膨張機構（60）には、ブレード（76）と一対のブッシュ（77）とが設けられている。ブレード（76）は、ピストン（75）と一体的に形成されている。ブレード（76）は、ピストン（75）の外周面から径方向外側へ延びる板状に形成されている。そして、シリンダ（71）内の流体室（72）は、ブレード（76）によって冷媒の高圧側となる高圧室（73）と、冷媒の低圧側となる低圧室（74）とに仕切られている（図３参照）。 The expansion mechanism (60) is provided with a blade (76) and a pair of bushes (77). The blade (76) is formed integrally with the piston (75). The blade (76) is formed in a plate shape extending radially outward from the outer peripheral surface of the piston (75). The fluid chamber (72) in the cylinder (71) is partitioned by a blade (76) into a high-pressure chamber (73) that becomes the high-pressure side of the refrigerant and a low-pressure chamber (74) that becomes the low-pressure side of the refrigerant. (See FIG. 3).

上記一対のブッシュ（77）は、シリンダ（71）の内部のブッシュ溝に嵌合して配設されている。各ブッシュ（77）は、互いに対向する面が平面状となり、且つ外側面が円弧状となる略半月状に形成されている。そして、両ブッシュ（77）の間に上記ブレード（76）が摺動自在に保持されている。即ち、膨張機構（60）では、ブッシュ（77）がシリンダ（71）に対して回動自在となり、且つブッシュ（77）に対してブレード（76）が進退自在となっている。 The pair of bushes (77) are disposed so as to be fitted into bush grooves inside the cylinder (71). Each bush (77) is formed in a substantially meniscus shape in which the surfaces facing each other are planar and the outer surface is arcuate. The blade (76) is slidably held between the bushes (77). That is, in the expansion mechanism (60), the bush (77) is rotatable with respect to the cylinder (71), and the blade (76) is movable back and forth with respect to the bush (77).

シリンダ（71）には、流入ポート（81）と流出ポート（82）とが形成されている。流入ポート（81）は、高圧の冷媒を流体室（72）へ導入するための流入口を構成し、流出ポート（82）は、流体室（72）で減圧された低圧の冷媒を流体室（72）の外部へ排出するための流出口を構成している。 An inflow port (81) and an outflow port (82) are formed in the cylinder (71). The inflow port (81) constitutes an inlet for introducing high-pressure refrigerant into the fluid chamber (72), and the outflow port (82) receives low-pressure refrigerant depressurized in the fluid chamber (72) in the fluid chamber (72). 72) constitutes an outlet for discharging to the outside.

具体的に、流入ポート（81）及び流出ポート（82）は、シリンダ（71）を径方向に貫通している。シリンダ（71）では、ブッシュ（77）の近傍で、且つブッシュ（77）を挟み込むように流入ポート（81）及び流出ポート（82）が形成されている。流入ポート（81）及び流出ポート（82）は、その内部に流路断面が円形状となる冷媒の流路を構成している。ここで、流入ポート（81）及び流出ポート（82）の口径は、その始端から終端に亘って均一となっている。 Specifically, the inflow port (81) and the outflow port (82) penetrate the cylinder (71) in the radial direction. In the cylinder (71), an inflow port (81) and an outflow port (82) are formed in the vicinity of the bush (77) so as to sandwich the bush (77). The inflow port (81) and the outflow port (82) form a refrigerant flow path having a circular cross section in the flow path. Here, the caliber of the inflow port (81) and the outflow port (82) is uniform from the start end to the end.

流入ポート（81）は、シリンダ（71）において、ブッシュ（77）を基準として時計回りに若干ずれた箇所に形成されている。流入ポート（81）の始端には、上記流入管（34）の終端が接続している。流入ポート（81）の終端は、流体室（72）のうちの高圧室（73）に臨むように開口している。流出ポート（82）は、シリンダ（71）において、ブッシュ（77）を基準として反時計回りに若干ずれた箇所に形成されている。流出ポート（82）の始端は、流体室（72）のうちの低圧室（74）に臨むように開口している。流出ポート（82）の終端には、上記流出管（35）の始端が接続している。 The inflow port (81) is formed in the cylinder (71) at a position slightly shifted clockwise with respect to the bush (77). The end of the inflow pipe (34) is connected to the start end of the inflow port (81). The end of the inflow port (81) is opened to face the high pressure chamber (73) of the fluid chamber (72). The outflow port (82) is formed in the cylinder (71) at a location slightly shifted counterclockwise with respect to the bush (77). The starting end of the outflow port (82) opens so as to face the low-pressure chamber (74) of the fluid chamber (72). The starting end of the outflow pipe (35) is connected to the end of the outflow port (82).

〈膨張機の設計値について〉
次に、本実施形態に係る膨張機構（60）の各設計値について説明する。ここで、図４は、空気調和装置（10）の運転条件に基づく膨張機構（60）の各設計点の一例であり、図５は、膨張機構（60）の各設計寸法の一例である。 <Expansion device design values>
Next, each design value of the expansion mechanism (60) according to the present embodiment will be described. Here, FIG. 4 is an example of each design point of the expansion mechanism (60) based on the operating conditions of the air conditioner (10), and FIG. 5 is an example of each design dimension of the expansion mechanism (60).

図４に示すように、空気調和装置（10）の冷媒回路（20）で通常の冷凍サイクルが行われる場合、膨張機構（60）の高圧側（流入側）の冷媒の圧力Ｐiは１１．５[MPa]であり、該高圧側の冷媒の温度Ｔiは１０℃である。また、膨張機構（60）の低圧側（流出側）の冷媒の圧力Ｐoは３．５[Mpa]であり、該高圧側の冷媒の温度Ｔoは０℃である。更に、膨張機構（60）の流入側（即ち、流入ポート（81）内）の冷媒の密度ρiは９３１．７[kg/m³]であり、膨張機構（60）の流出側（即ち、流出ポート（82）内）の冷媒の密度ρoは７１３．３[kg/m³]である。 As shown in FIG. 4, when a normal refrigeration cycle is performed in the refrigerant circuit (20) of the air conditioner (10), the refrigerant pressure Pi on the high pressure side (inflow side) of the expansion mechanism (60) is 11.5. [MPa], and the temperature Ti of the high-pressure side refrigerant is 10 ° C. The pressure Po of the refrigerant on the low pressure side (outflow side) of the expansion mechanism (60) is 3.5 [Mpa], and the temperature To of the refrigerant on the high pressure side is 0 ° C. Further, the density ρi of the refrigerant on the inflow side (ie, in the inflow port (81)) of the expansion mechanism (60) is 931.7 [kg / m ³ ], and the outflow side (ie, outflow) of the expansion mechanism (60). The density ρo of the refrigerant in the port (82) is 713.3 [kg / m ³ ].

図５では、シリンダ容積Ｖccが異なる３種類（Ａ、Ｂ、及びＣ）の膨張機構（60）について、各設計寸法の一例を示している。なお、ここで、これらの膨張機構（60）では、シリンダ（71）の内径Ｄcに基づいて、流入ポート（81）の口径Ｄiが規定されている。具体的に、各膨張機構（60）では、シリンダ内径Ｄc[mm]と、流入ポート径Ｄi[mm]との関係が、０．０６５×Ｄc≦Ｄi≦０．１３×Ｄcを満たすように規定されている。また、各膨張機構（60）の流入ポート（81）は、その口径Ｄiが、Ｄi＝０．０８５×Ｄｃとなるように構成されている。一方、各膨張機構（60）では、流出ポート（82）の口径が、流入ポート（81）の口径Ｄiと、上述の冷媒の密度ρi及び密度ρoに基づいて規定されている。具体的には、各膨張機構（60）の流出ポート（82）は、その口径Ｄo[mm]が、Ｄo＝Ｄi×（ρi/ρo）²となるように構成されている。 In FIG. 5, an example of each design dimension is shown about the expansion mechanism (60) of three types (A, B, and C) from which cylinder volume Vcc differs. Here, in these expansion mechanisms (60), the diameter Di of the inflow port (81) is defined based on the inner diameter Dc of the cylinder (71). Specifically, in each expansion mechanism (60), the relationship between the cylinder inner diameter Dc [mm] and the inflow port diameter Di [mm] is defined to satisfy 0.065 × Dc ≦ Di ≦ 0.13 × Dc. Has been. In addition, the inflow port (81) of each expansion mechanism (60) is configured such that its diameter Di is Di = 0.085 × Dc. On the other hand, in each expansion mechanism (60), the diameter of the outflow port (82) is defined based on the diameter Di of the inflow port (81) and the density ρi and density ρo of the refrigerant described above. Specifically, the outflow port (82) of each expansion mechanism (60) is configured such that its diameter Do [mm] is Do = Di × (ρi / ρo) ² .

本実施形態では、以上のようにして流入ポート（81）及び流出ポート（82）の口径が規定されることで、流入ポート（81）から流出ポート（82）への冷媒の吹き抜け現象が回避され、且つ流入ポート（81）及び流出ポート（82）での冷媒の圧力損失も低減されている。この点についての詳細は後述する。 In the present embodiment, the diameters of the inflow port (81) and the outflow port (82) are defined as described above, so that the refrigerant blow-off phenomenon from the inflow port (81) to the outflow port (82) is avoided. In addition, the pressure loss of the refrigerant at the inflow port (81) and the outflow port (82) is also reduced. Details of this point will be described later.

−運転動作−
次に、空気調和装置（10）の基本的な運転動作について図１を参照しながら説明する。空気調和装置（10）では、冷房運転と暖房運転とが切り換えて行われる。 -Driving action-
Next, the basic operation of the air conditioner (10) will be described with reference to FIG. In the air conditioner (10), cooling operation and heating operation are switched.

冷房運転では、第１四路切換弁（21）および第２四路切換弁（22）が図１の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（45）に通電すると、冷媒回路（20）で冷媒が循環して蒸気圧縮式冷媒サイクルが行われる。 In the cooling operation, the first four-way switching valve (21) and the second four-way switching valve (22) are switched to the state indicated by the broken line in FIG. When the electric motor (45) of the compression / expansion unit (30) is energized in this state, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (20) to perform a vapor compression refrigerant cycle.

圧縮機構（50）で圧縮されて高圧となった冷媒は、吐出管（33）を通じて圧縮膨張ユニット（30）から吐出される。高圧冷媒は室外熱交換器（23）へ送られ、室外空気へ放熱する。室外熱交換器（23）で放熱した高圧冷媒は、流入管（34）から圧縮膨張ユニット（30）の膨張機構（60）へ流入する。膨張機構（60）の流体室（72）では、高圧冷媒が減圧される。この際、冷媒の内部エネルギーがシャフト（40）の回転動力に変換される。流体室（72）で減圧されて低圧となった冷媒は、流出管（35）を通って圧縮膨張ユニット（30）から流出する。 The refrigerant compressed to high pressure by the compression mechanism (50) is discharged from the compression / expansion unit (30) through the discharge pipe (33). The high-pressure refrigerant is sent to the outdoor heat exchanger (23) and radiates heat to the outdoor air. The high-pressure refrigerant radiated by the outdoor heat exchanger (23) flows from the inflow pipe (34) into the expansion mechanism (60) of the compression / expansion unit (30). In the fluid chamber (72) of the expansion mechanism (60), the high-pressure refrigerant is depressurized. At this time, the internal energy of the refrigerant is converted into the rotational power of the shaft (40). The refrigerant that has been depressurized in the fluid chamber (72) to a low pressure flows out from the compression / expansion unit (30) through the outflow pipe (35).

低圧冷媒は、室内熱交換器（24）へ送られる。室内熱交換器（24）では、低圧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）から流出した低圧冷媒は、吸入管（32）を通じて圧縮膨張ユニット（30）の圧縮機構（50）へ吸入され、圧縮機構（50）で再び圧縮される。 The low-pressure refrigerant is sent to the indoor heat exchanger (24). In the indoor heat exchanger (24), the low-pressure refrigerant absorbs heat from the room air and evaporates to cool the room air. The low-pressure refrigerant flowing out of the indoor heat exchanger (24) is sucked into the compression mechanism (50) of the compression / expansion unit (30) through the suction pipe (32), and is compressed again by the compression mechanism (50).

暖房運転では、第１四路切換弁（21）および第２四路切換弁（22）が図１の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（45）に通電すると、冷媒回路（20）で冷媒が循環して蒸気圧縮式冷媒サイクルが行われる。 In 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 (45) of the compression / expansion unit (30) is energized in this state, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (20) to perform a vapor compression refrigerant cycle.

圧縮機構（50）で圧縮されて高圧となった冷媒は、吐出管（33）を通じて圧縮膨張ユニット（30）から吐出される。高圧冷媒は、室内熱交換器（24）へ送られる。室内熱交換器（24）では、高圧冷媒が室内空気へ放熱し、室内空気が加熱される。室内熱交換器（24）で放熱した高圧冷媒は、流入管（34）から圧縮膨張ユニット（30）の膨張機構（60）へ流入する。膨張機構（60）の流体室（72）では、高圧冷媒が減圧される。この際、冷媒の内部エネルギーがシャフト（40）の回転動力に変換される。流体室（72）で減圧されて低圧となった冷媒は、流出管（35）を通って圧縮膨張ユニット（30）から流出する。 The refrigerant compressed to high pressure by the compression mechanism (50) is discharged from the compression / expansion unit (30) through the discharge pipe (33). The high-pressure refrigerant is sent to the indoor heat exchanger (24). In the indoor heat exchanger (24), the high-pressure refrigerant radiates heat to the room air, and the room air is heated. The high-pressure refrigerant radiated by the indoor heat exchanger (24) flows from the inflow pipe (34) into the expansion mechanism (60) of the compression / expansion unit (30). In the fluid chamber (72) of the expansion mechanism (60), the high-pressure refrigerant is depressurized. At this time, the internal energy of the refrigerant is converted into the rotational power of the shaft (40). The refrigerant that has been depressurized in the fluid chamber (72) to a low pressure flows out from the compression / expansion unit (30) through the outflow pipe (35).

低圧冷媒は、室外熱交換器（23）へ送られ、室外空気から吸熱して蒸発する。室外熱交換器（23）を流出した低圧冷媒は、吸入管（32）を通じて圧縮膨張ユニット（30）の圧縮機構（50）へ吸入され、圧縮機構（50）で再び圧縮される。 The low-pressure refrigerant is sent to the outdoor heat exchanger (23), absorbs heat from the outdoor air, and evaporates. The low-pressure refrigerant that has flowed out of the outdoor heat exchanger (23) is sucked into the compression mechanism (50) of the compression / expansion unit (30) through the suction pipe (32), and is compressed again by the compression mechanism (50).

次に膨張機構（60）の動作について図６を参照しながら説明する。図６では、ピストン（75）の回転角が時計回りに９０°ずつ異なるものを図６(Ａ)、(Ｂ)、(Ｃ)、(Ｄ)の順に表している。膨張機構（60）では、シャフト（40）の回転に伴い、高圧室（73）の容積が拡大していく過程（流入過程）と、低圧室（74）の容積が減少していく過程（流出過程）とが同時に行われる。 Next, the operation of the expansion mechanism (60) will be described with reference to FIG. In FIG. 6, the pistons (75) whose rotation angles are different by 90 ° in the clockwise direction are shown in the order of FIGS. 6 (A), (B), (C), and (D). In the expansion mechanism (60), as the shaft (40) rotates, the volume of the high pressure chamber (73) increases (inflow process) and the volume of the low pressure chamber (74) decreases (outflow). Process).

先ず、膨張機構（60）の流体室（72）へ高圧冷媒が流入する流入過程について説明する。図６(Ｄ)の状態からシャフト（40）が僅かに回転して、ピストン（75）とシリンダ（71）の接点が流入ポート（81）を通過すると、流入ポート（81）から流体室（72）へ高圧冷媒が流入し始める。その後、シャフト（40）が図６(Ａ)→(Ｂ)→(Ｃ)の順に回転して、高圧室（73）の容積が拡大していくと、流入ポート（81）から流体室（72）へ順次冷媒が吸入される。また、この際には、高圧冷媒が減圧される一方、この冷媒の内部エネルギーによってピストン（75）が回転駆動される。高圧室（73）への高圧冷媒の流入は、ピストン（75）の回転角が３６０°に達するまで続く。 First, an inflow process in which high-pressure refrigerant flows into the fluid chamber (72) of the expansion mechanism (60) will be described. When the shaft (40) is slightly rotated from the state of FIG. 6D and the contact point between the piston (75) and the cylinder (71) passes through the inflow port (81), the fluid chamber (72 ) Begins to flow into the high-pressure refrigerant. Thereafter, when the shaft (40) rotates in the order of FIGS. 6 (A) → (B) → (C) and the volume of the high-pressure chamber (73) increases, the fluid chamber (72) The refrigerant is sucked in sequence. At this time, the high-pressure refrigerant is decompressed, and the piston (75) is rotationally driven by the internal energy of the refrigerant. The inflow of the high-pressure refrigerant into the high-pressure chamber (73) continues until the rotation angle of the piston (75) reaches 360 °.

ここで、本実施形態では、図６(Ｄ)に示す状態において、流入ポート（81）と流出ポート（82）とは、ピストン（75）によって仕切られたままである。つまり、本実施形態の流入ポート（81）の口径Ｄiが、０．０６５×Ｄc≦Ｄi≦０．１３×Ｄcを満たすように規定されているので、図６(Ｄ)の状態において、流入ポート（81）と流出ポート（82）とが、流体室（72）を介して連通することが回避されている。これにより、流入ポート（81）から流体室（72）へ流入した冷媒が、ピストン（75）及びシャフト（40）へ内部エネルギーを付与しないまま、流出ポート（82）より外部へ流出してしまうことが防止される。 Here, in the present embodiment, in the state shown in FIG. 6D, the inflow port (81) and the outflow port (82) remain partitioned by the piston (75). That is, since the diameter Di of the inflow port (81) of the present embodiment is defined to satisfy 0.065 × Dc ≦ Di ≦ 0.13 × Dc, the inflow port in the state of FIG. (81) and the outflow port (82) are prevented from communicating via the fluid chamber (72). As a result, the refrigerant flowing into the fluid chamber (72) from the inflow port (81) flows out of the outflow port (82) without applying internal energy to the piston (75) and the shaft (40). Is prevented.

次に、膨張機構（60）の低圧室（74）から低圧冷媒が外部へ流出する流出過程について説明する。図６(Ｄ)の状態からシャフト（40）が僅かに回転して、ピストン（75）とシリンダ（71）との接点が流出ポート（82）に至ると、低圧室（74）と流出ポート（82）とが連通する。その結果、低圧室（74）の低圧冷媒が流出ポート（82）を通じて流体室（72）の外部へ流出し始める。その後、シャフト（40）が図６(Ａ)→(Ｂ)→(Ｃ)の順に回転して、低圧室（74）の容積が縮小していくと、流出ポート（82）から流体室（72）の外部へ順次冷媒が吐出される。高圧室（73）への高圧冷媒の流入は、ピストン（75）の回転角が３６０°に達するまで続く。 Next, an outflow process in which low-pressure refrigerant flows out from the low-pressure chamber (74) of the expansion mechanism (60) will be described. When the shaft (40) rotates slightly from the state of FIG. 6D and the contact point between the piston (75) and the cylinder (71) reaches the outflow port (82), the low pressure chamber (74) and the outflow port ( 82). As a result, the low-pressure refrigerant in the low-pressure chamber (74) starts to flow out of the fluid chamber (72) through the outflow port (82). Thereafter, when the shaft (40) rotates in the order of FIGS. 6 (A) → (B) → (C) and the volume of the low pressure chamber (74) is reduced, the fluid chamber (72) is discharged from the outflow port (82). ) Is sequentially discharged to the outside. The inflow of the high-pressure refrigerant into the high-pressure chamber (73) continues until the rotation angle of the piston (75) reaches 360 °.

−実施形態の効果−
上記実施形態では、流入ポート（81）の口径Ｄiが、０．０６５×Ｄc≦Ｄi≦０．１３×Ｄcの関係を満たしている。これにより、本実施形態では、膨張機構（60）での効率（動力回収効率）を最大限に発揮させることができる。この点について、図７及び図８を参照しながら説明する。 -Effect of the embodiment-
In the above embodiment, the diameter Di of the inflow port (81) satisfies the relationship of 0.065 × Dc ≦ Di ≦ 0.13 × Dc. Thereby, in this embodiment, the efficiency (power recovery efficiency) in the expansion mechanism (60) can be maximized. This point will be described with reference to FIGS.

まず、図７は、シリンダ容積（即ち、シリンダ内径Ｄc）が異なる３種類の膨張機構（Ａ，Ｂ，Ｃ）について、流入ポート径Ｄiと、理論上の膨張機効率との関係を示したものである。同図に示すように、シリンダ内径Ｄcが約２２[mm]である膨張機構Ａでは、流入ポート径Ｄiを約１．９ｍｍとすると、膨張機効率が最も高くなる（図７のａ点）。一方、膨張機構Ａの流入ポート径Ｄiが大きくなり過ぎると（例えば約２．９[mm]程度になると）、膨張機構Ａの膨張機効率が低下する。これは、流入ポート径Ｄiが過大となると、例えば図９(Ｄ)に示すように、流入ポート（103）と流出ポート（104）とが連通していわゆる吹き抜け現象が起こってしまうためである。また、膨張機構Ａの流入ポート径Ｄiが小さくなり過ぎても（例えば約１．２[mm]程度になると）、膨張機構Ａの膨張機効率が低下する。これは、流入ポート径Ｄiが過小になると、流入ポート（81）での冷媒の流路の圧力損失が増大し、いわゆる図示効率が低下してしまうためである。 First, FIG. 7 shows the relationship between the inlet port diameter Di and the theoretical expander efficiency for three types of expansion mechanisms (A, B, C) having different cylinder volumes (ie, cylinder inner diameter Dc). It is. As shown in the figure, in the expansion mechanism A in which the cylinder inner diameter Dc is about 22 [mm], when the inflow port diameter Di is about 1.9 mm, the expander efficiency becomes the highest (point a in FIG. 7). On the other hand, when the inflow port diameter Di of the expansion mechanism A becomes too large (for example, about 2.9 [mm]), the expander efficiency of the expansion mechanism A decreases. This is because when the inflow port diameter Di is excessive, the inflow port (103) and the outflow port (104) communicate with each other, for example, as shown in FIG. Further, even if the inflow port diameter Di of the expansion mechanism A becomes too small (for example, about 1.2 [mm]), the expander efficiency of the expansion mechanism A decreases. This is because if the inflow port diameter Di is too small, the pressure loss of the refrigerant flow path at the inflow port (81) increases, and so-called illustrated efficiency decreases.

同様に、シリンダ内径Ｄcが約３０[mm]である膨張機構Ｂでは、流入ポート径Ｄiを約２．６ｍｍとすると、膨張機効率が最も高くなり（図７のｂ点）、シリンダ内径Ｄcが約３８[mm]である膨張機構Ｃでは、流入ポート径Ｄiを約３．２[mm]とすると、膨張機効率が最も高くなる（図７のｃ点）。 Similarly, in the expansion mechanism B in which the cylinder inner diameter Dc is about 30 [mm], when the inflow port diameter Di is about 2.6 mm, the expander efficiency is the highest (point b in FIG. 7), and the cylinder inner diameter Dc is In the expansion mechanism C which is about 38 [mm], when the inflow port diameter Di is about 3.2 [mm], the expander efficiency becomes the highest (point c in FIG. 7).

図８は、上記の各膨張機構Ａ，Ｂ，Ｃで高い効率を得るための、シリンダ内径Ｄｃと流入ポート径Ｄiとの関係を近似して求めたグラフである。即ち、図８のＬ線の関係式に示すように、流入ポート径Ｄiが０．０８５×Ｄcとなるように、流入ポート径Ｄiを規定することで、シリンダ内径Ｄcに対応して高い効率を得ることができる。また、図８でハッチングを付した領域は、図７に示す理論膨張機効率が、約９０％以上（図７のＬ線以上）となる範囲を示している。即ち、流入ポート径Ｄiを、０．０６５×Ｄc≦Ｄi≦０．１３×Ｄcの関係を満たすように規定することで、シリンダ内径Ｄcに対応するようにして比較的高い膨張機効率を得ることができる。 FIG. 8 is a graph obtained by approximating the relationship between the cylinder inner diameter Dc and the inlet port diameter Di in order to obtain high efficiency in each of the expansion mechanisms A, B, and C described above. That is, as shown in the relational expression of the L line in FIG. 8, by defining the inflow port diameter Di so that the inflow port diameter Di becomes 0.085 × Dc, high efficiency corresponding to the cylinder inner diameter Dc is achieved. Obtainable. Further, the hatched region in FIG. 8 indicates a range where the theoretical expander efficiency shown in FIG. 7 is about 90% or more (above L line in FIG. 7). That is, by defining the inflow port diameter Di so as to satisfy the relationship of 0.065 × Dc ≦ Di ≦ 0.13 × Dc, relatively high expander efficiency can be obtained corresponding to the cylinder inner diameter Dc. Can do.

即ち、本実施形態では、流入ポート（81）の口径Ｄi[mm]が、０．０６５×Ｄc≦Ｄi≦０．１３×Ｄcの関係を満たしているので、流入ポート径Ｄiが大き過ぎとならないので、いわゆる吹き抜け現象を防止でき、且つ流入ポート径Ｄiが小さ過ぎとならないので、流入ポート（81）での圧力損失の増大を防止できる。その結果、本実施形態の膨張機構（60）では、所望とする効率を得ることができ、この膨張機が適用される空気調和装置（10）の省エネ性の向上を図ることができる。 That is, in this embodiment, since the diameter Di [mm] of the inflow port (81) satisfies the relationship of 0.065 × Dc ≦ Di ≦ 0.13 × Dc, the inflow port diameter Di is not too large. Therefore, the so-called blow-through phenomenon can be prevented and the inflow port diameter Di is not too small, so that an increase in pressure loss at the inflow port (81) can be prevented. As a result, in the expansion mechanism (60) of the present embodiment, desired efficiency can be obtained, and energy saving performance of the air conditioner (10) to which the expander is applied can be improved.

一方、本実施形態では、流出ポート（82）の口径Ｄo[mm]が、Ｄo＝Ｄi×（ρi/ρo）²となるよう規定されている。即ち、流出ポート（82）では、流入ポート（81）を流れる流体よりも低密度の流体が流れるため、流入ポート径Ｄiと流出ポート径Ｄoとを同径とすると、流出ポート径Ｄoが過小となり流出ポート（82）での圧力損失が若干大きくなってしまう虞がある。そこで、本実施形態では、流出側（低圧側）の冷媒の密度ρoに対する、流出側（高圧側）の冷媒の密度ρiの比（密度比ρi/ρo）を考慮し、流入ポート径Ｄiに密度比（ρi/ρo）の２乗を乗じたものを流出ポート径Ｄoとしている。これにより、流出ポート（82）での圧力損失の増大を回避でき、膨張機構（60）の効率を更に向上させることができる。 On the other hand, in this embodiment, the diameter Do [mm] of the outflow port (82) is defined to be Do = Di × (ρi / ρo) ² . That is, in the outflow port (82), a fluid having a density lower than that of the fluid flowing in the inflow port (81) flows. Therefore, if the inflow port diameter Di and the outflow port diameter Do are the same diameter, the outflow port diameter Do becomes too small. The pressure loss at the outflow port (82) may be slightly increased. Therefore, in this embodiment, the ratio (density ratio ρi / ρo) of the density ρi of the refrigerant on the outflow side (high pressure side) to the density ρo of the refrigerant on the outflow side (low pressure side) is taken into consideration. The product of the ratio (ρi / ρo) squared is the outflow port diameter Do. Thereby, an increase in pressure loss at the outflow port (82) can be avoided, and the efficiency of the expansion mechanism (60) can be further improved.

《その他の実施形態》
上記実施形態については、以下のような構成としてもよい。 << Other Embodiments >>
About the said embodiment, it is good also as following structures.

上記実施形態では、流入ポート（81）の口径Ｄi[mm]が、０．０６５×Ｄc≦Ｄi≦０．１３×Ｄcの関係を満たすようにしている。しかしながら、これに代わって、流出ポート（82）の口径Ｄoが、０．０６５×Ｄc≦Ｄo≦０．１３×Ｄcの関係を満たすようにしても良い。このようにしても、Ｄoが過大となり過ぎて吹き抜けが発生するのを防止でき、且つＤoが過小となり過ぎて圧力損失が増大するのを防止できる。その結果、この場合にも、膨張機構（60）で高い効率を得ることができる。また、この場合には、流入ポート（81）の口径Ｄiが、Ｄi＝Ｄo×（ρo/ρi）²の関係を満たすように規定する。即ち、流出ポート（82）では、流入ポート（81）を流れる流体よりも高密度の流体が流れるため、流入ポート径Ｄiと流出ポート径Ｄoとを同径とすると、流入ポート（81）の径が必要以上に大きくなってしまう虞がある。そこで、流出側（低圧側）の冷媒の密度ρoに対する、流入側（高圧側）の冷媒の密度ρiの比（密度比ρi/ρo）を考慮し、流出ポート径Ｄoに密度比（ρo/ρi）の２乗を乗じたものを流入ポート径Ｄiとしても良い。 In the above embodiment, the diameter Di [mm] of the inflow port (81) satisfies the relationship of 0.065 × Dc ≦ Di ≦ 0.13 × Dc. However, instead of this, the diameter Do of the outflow port (82) may satisfy the relationship of 0.065 × Dc ≦ Do ≦ 0.13 × Dc. Even in this case, it is possible to prevent Do from becoming excessively large and to prevent a blow-through from occurring, and it is possible to prevent Do from becoming excessively small and increase in pressure loss. As a result, also in this case, high efficiency can be obtained by the expansion mechanism (60). Further, in this case, the diameter Di of the inflow port (81) is defined so as to satisfy the relationship Di = Do × (ρo / ρi) ² . That is, in the outflow port (82), a fluid having a higher density than the fluid flowing through the inflow port (81) flows. Therefore, if the inflow port diameter Di and the outflow port diameter Do are the same, the diameter of the inflow port (81) May become larger than necessary. Therefore, considering the ratio (density ratio ρi / ρo) of the density ρi of the inflow side (high pressure side) to the density ρo of the refrigerant on the outflow side (low pressure side), the density ratio (ρo / ρi) ) Squared may be used as the inflow port diameter Di.

なお、以上の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。 In addition, the above embodiment is an essentially preferable illustration, Comprising: It does not intend restrict | limiting the range of this invention, its application thing, or its use.

以上説明したように、本発明は、シリンダ内で減圧する流体の動力を回収する膨張機について有用である。 As described above, the present invention is useful for an expander that recovers the power of a fluid that is depressurized in a cylinder.

図１は、実施形態に係る空気調和装置の概略構成を示す配管系統図である。FIG. 1 is a piping system diagram illustrating a schematic configuration of an air conditioner according to an embodiment. 図２は、実施形態に係る圧縮膨張ユニットの縦断面図である。FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the compression / expansion unit according to the embodiment. 図３は、実施形態に係る膨張機構の横断面図である。FIG. 3 is a cross-sectional view of the expansion mechanism according to the embodiment. 図４は、実施形態に係る膨張機構に関する各設計点の一例を示す表である。FIG. 4 is a table showing an example of each design point related to the expansion mechanism according to the embodiment. 図５は、実施形態に係る膨張機構の設計寸法の一例を示す表である。FIG. 5 is a table showing an example of design dimensions of the expansion mechanism according to the embodiment. 図６は、実施形態に係る膨張機構の動作を説明するための横断面図であり、図６(Ａ)は回転角９０°の状態を、図６(Ｂ)は回転角１８０°の状態を、図６(Ｃ)は回転角２７０°の状態を、図６(Ｄ)は回転角３６０°（０°）の状態をそれぞれ示すものである。6A and 6B are cross-sectional views for explaining the operation of the expansion mechanism according to the embodiment. FIG. 6A shows a state at a rotation angle of 90 °, and FIG. 6B shows a state at a rotation angle of 180 °. 6C shows a state at a rotation angle of 270 °, and FIG. 6D shows a state at a rotation angle of 360 ° (0 °). 図７は、シリンダ内径が異なる３つの膨張機構について、ポート径と膨張機効率との関係を示すグラフである。FIG. 7 is a graph showing the relationship between port diameter and expander efficiency for three expansion mechanisms having different cylinder inner diameters. 図８は、高い膨張機効率を得るための、シリンダ内径とポート径との関係を示すグラフである。FIG. 8 is a graph showing the relationship between the cylinder inner diameter and the port diameter to obtain high expander efficiency. 図９は、従来例の膨張機構の動作を説明するための横断面図であり、図６(Ａ)は回転角９０°の状態を、図６(Ｂ)は回転角１８０°の状態を、図６(Ｃ)は回転角２７０°の状態を、図６(Ｄ)は回転角３６０°（０°）の状態をそれぞれ示すものである。9 is a cross-sectional view for explaining the operation of the conventional expansion mechanism, FIG. 6 (A) shows a state at a rotation angle of 90 °, FIG. 6 (B) shows a state at a rotation angle of 180 °, FIG. 6C shows a state where the rotation angle is 270 °, and FIG. 6D shows a state where the rotation angle is 360 ° (0 °).

Explanation of symbols

60 膨張機構（膨張機）
71 シリンダ
72 流体室
73 高圧室
74 低圧室
75 ピストン
76 ブレード
81 流入ポート
82 流出ポート
Ｄc シリンダ内径
Ｄi 流入ポート径
Ｄo 流出ポート径
ρi 流入側（高圧側）の冷媒密度
ρo 流出側（低圧側）の冷媒密度 60 Expansion mechanism (expander)
71 cylinders
72 Fluid chamber
73 High pressure chamber
74 Low pressure chamber
75 piston
76 blade
81 Inflow port
82 Outflow port Dc Cylinder inner diameter Di Inflow port diameter Do Outflow port diameter ρi Refrigerant density on inflow side (high pressure side) ρo Refrigerant density on outflow side (low pressure side)

Claims

A cylinder (71) in which an inflow port (81) and an outflow port (82) are formed; a piston (75) housed in the cylinder (71) in an eccentric state with the rotary shaft (40); 75) and a blade (76) for partitioning the fluid chamber (72) formed between the cylinder (71) into a high pressure side and a low pressure side of the fluid, and the fluid chamber (72) An expander that recovers power,
When the inner diameter of the cylinder (71) is Dc [mm],
The diameter Di [mm] of the inflow port (81) is
An expander satisfying a relationship of 0.065 × Dc ≦ Di ≦ 0.13 × Dc.

In claim 1,
When the density of fluid in the inflow port (81) is ρi [kg / m ³ ] and the density of fluid in the outflow port (82) is ρo [kg / m ³ ],
Do [mm] is the diameter of the outflow port (82).
An expander satisfying the following relationship: Do = Di × (ρi / ρo) ²

A cylinder (71) in which an inflow port (81) and an outflow port (82) are formed; a piston (75) housed in the cylinder (71) in an eccentric state with the rotary shaft (40); 75) and a blade (76) for partitioning the fluid chamber (72) formed between the cylinder (71) into a high pressure side and a low pressure side of the fluid, and the fluid chamber (72) An expander that recovers power,
When the inner diameter of the cylinder (71) is Dc [mm],
The diameter Do [mm] of the outflow port (82) is
An expander satisfying a relationship of 0.065 × Dc ≦ Do ≦ 0.13 × Dc.

In claim 3,
When the density of fluid in the inflow port (81) is ρi [kg / m ³ ] and the density of fluid in the outflow port (82) is ρo [kg / m ³ ],
The diameter Di [mm] of the inflow port (81) is
An expander satisfying the following relationship: Di = Do × (ρo / ρi) ²