专利名称：旋转式膨胀机及流体机械的制作方法
技术领域：
本发明涉及通过高压流体的膨胀而产生功率的膨胀机以及具有膨胀机的流体机械。
背景技术：
以往，所谓的旋转式流体机械被众所周知，作为在冷冻装置中压缩制冷剂的压缩机被广泛利用。另一方面，在特开2000-234814号公报中公开的冷冻装置中，将作为膨胀机构的膨胀机设置在制冷剂回路中，从为超临界状态的高压流体的制冷剂进行功率回收。上述旋转式流体机械，也能够作为这样的功率回收用膨胀机使用。此时，能够将高压流体导入作为膨胀机的旋转式流体机械，通过高压流体的膨胀获得功率。将象这样在膨胀机中回收的功率利用在压缩机的驱动中。
对作为膨胀机的旋转式流体机械，即旋转式膨胀机的动作加以说明。在旋转式膨胀机中，膨胀室的容积随着其旋转轴的旋转而变化。从膨胀室的容积几乎成为最小的时刻开始，开始对膨胀室导入高压流体。对于膨胀室的高压流体的导入，在旋转轴的旋转角成为规定值的时刻结束。并且，之后，制冷剂在密封的膨胀室内膨胀，旋转轴因该膨胀而旋转。也就是说，在上述旋转式膨胀机中旋转轴旋转一次之间，具有高压流体流入膨胀室的时期和不流入的时期。
如上所述，在上述旋转式膨胀机中，高压流体被间歇地导入膨胀室。并且，在膨胀室的容积增大的工序途中将朝向膨胀室的高压流体的流动切断。也就是说，在高压流体的流速较高的状态下，将朝向膨胀室的高压流体的流动切断。因此，存在这样的问题在与旋转式膨胀机连接的管道内产生流体的脉动，成为振动和噪音的原因。特别是存在这样的问题在超临界状态下将液体状高压流体向旋转式膨胀机导入时，因其高压流体为非压缩性而产生水锤现象，振动和噪音过大，有时会导致管道等的破损。
发明内容
鉴于上述各点，本发明的目的在于在通过高压流体的膨胀获得功率的旋转式膨胀机、及具有旋转式膨胀机的流体机械中，降低因流体的脉动而引起的振动等，使可靠性提高。
第1发明是以这样的旋转式膨胀机为对象，包括分别设置了两端被堵塞的外壳71、81、用以在上述各外壳71、81内形成流体室72、82的活塞75、85以及用以将上述流体室72、82隔离为高压侧高压室73、83和低压侧低压室74、84的叶片76、86的多个旋转机构部70、80；和嵌合在上述活塞75、85的偏心部41、42的数目形成为与上述旋转机构部70、80的数目相同的一根旋转轴40。并且，上述多个旋转机构部70、80，各自的排量彼此不同，从排量较小的机构部开始依次串联连接。在上述多个旋转机构部70、80中的相互连接的两个旋转机构部，流体从前段侧旋转机构部70的低压室74流入后段侧旋转机构部80的高压室83。
第2发明是以这样的旋转式膨胀机为对象，包括分别设置了两端被堵塞的外壳71、81、用以在上述各外壳71、81内形成流体室72、82的活塞75、85以及用以将上述流体室72、82隔离为高压侧高压室73、83和低压侧低压室74、84的叶片76、86的多个旋转机构部70、80；和嵌合在上述活塞75、85的偏心部41、42的数目形成为与上述旋转机构部70、80的数目相同的一根旋转轴40。并且，上述多个旋转机构部70、80，各自的排量彼此不同，从排量较小的机构部开始依次串联连接。在上述多个旋转机构部70、80中的相互连接的两个旋转机构部，前段侧旋转机构部70的低压室74和后段侧旋转机构部80的高压室83相互连通，形成一个膨胀室66。
第3发明是在上述第1或第2发明的基础上，多个旋转机构部70、80，各自的叶片76、86成为向外壳71、81的外周侧退得最多的状态的时期彼此同期。
第4发明是在上述第1、第2或第3发明的基础上，旋转轴40的各偏心部41、42，各自的偏心方向形成为彼此不同。
第5发明是在上述第1、第2或第3发明的基础上，旋转轴40的各偏心部41、42，各自的偏心方向形成为彼此的角度间隔相等。
第6发明是在上述第1或第2发明的基础上，各旋转机构部70、80的外壳71、81，以相互之间夹有中间板63的状态叠层。在上述各中间板63形成有朝厚度方向贯通该中间板63的连通路64，该连通路64用以让邻接的两个旋转机构部70、80中的前段侧旋转机构部70的低压室74和后段侧旋转机构部80的高压室83连通。上述各外壳71、81，以上述连通路64的长度成为最短的形式布置。
第7发明是在上述第1、第2或第3发明的基础上，各旋转机构部70、80的外壳71、81，以相互之间夹有中间板63的状态叠层。在上述各中间板63形成有朝厚度方向贯通该中间板63的连通路64，该连通路64用以让邻接的两个旋转机构部70、80中的前段侧旋转机构部70的低压室74和后段侧旋转机构部80的高压室83连通。旋转轴40中的各偏心部41、42的偏心方向相互不同，且不同于所规定的角度，以使上述连通路64的长度成为最短。
第8发明是在上述第1、第2或第3发明的基础上，在上述多个旋转机构部70、80中的相互连接的两个旋转机构部，前段侧旋转机构部70的低压室74和后段侧旋转机构部80的高压室83通过连通路64连接在一起。在上述连通路64的途中设置有用以缓和在该连通路64的压力变动的具有规定容积的中间室65。
第9发明是在上述第1到第8发明的任意一个发明的基础上，叶片76、86，不与活塞75、85形成为一体，并且，在其前端被按压在该活塞75、85的状态下由外壳71、81支撑，进退自由。
第10发明是在上述第1到第8发明的任意一个发明的基础上，叶片76、86，以从活塞75、85的侧面突出的形式与该活塞75、85形成为一体，并且，由外壳71、81支撑，进退自由且转动自由。
第11发明是在上述第1到第10发明的任意一个发明的基础上，向排量最小的旋转机构部70的高压室73导入的流体，为大于等于临界压力的二氧化碳。
第12发明是以这样的流体机械为对象，包括上述第1发明的旋转式膨胀机60、嵌合在该旋转式膨胀机60的旋转轴40的压缩机50和收纳上述旋转式膨胀机60及压缩机50的外壳31。将在上述压缩机50中压缩的流体喷出到上述外壳31内。并且，上述旋转式膨胀机60所具有的多个旋转机构部70、80，被布置为排量越大的，距离上述压缩机50越远。
第13发明是以这样的流体机械为对象，包括上述第2发明的旋转式膨胀机60、嵌合在该旋转式膨胀机60的旋转轴40的压缩机50和收纳上述旋转式膨胀机60及压缩机50的外壳31。将在上述压缩机50中压缩的流体喷出到上述外壳31内。并且，上述旋转式膨胀机60所具有的多个旋转机构部70、80，被布置为排量越大的，距离上述压缩机50越远。
第14发明在上述第12或第13发明的基础上，多个旋转机构部70、80，各自的叶片76、86成为向外壳71、81的外周侧退得最多的状态的时期彼此同期。
第15发明是在上述第12或第13发明的流体机械的基础上，在旋转式膨胀机60中设置有阻碍外壳31内的流体向通过该旋转式膨胀机60的流体传热的绝热部件100。
-作用-在上述第1及第2发明中，将排量相互不同的多个旋转机构部70、80设置在旋转式膨胀机60中。这些多个旋转机构部70、80，从排量较小的旋转机构部开始朝着较大的旋转机构部依次串联连接。也就是说，排量较小的前段侧旋转机构部70的流出侧连接在排量较大的后段侧旋转机构部80的流入侧。
在本发明的旋转式膨胀机60中，最初，将高压流体向排量最小的旋转机构部70导入。具体地说，将高压流体向此旋转机构部70中的流体室72的高压侧，即高压室73导入。也就是说，高压流体从叶片77朝外壳71的外周侧退得最多的状态开始，到旋转轴40旋转几乎一次期间不断地流入高压室73。
这里，假设叶片77朝外壳71的外周侧退得最多的状态中的旋转轴40的旋转角为0°的话，则高压室73的容积增大比例从该旋转角为0°到180°为止逐渐增大，高压室73的容积增大比例从该旋转角为180°到360°为止逐渐变小。并且，流入高压室73的流体流速，从旋转轴40的旋转角为0°到180°为止逐渐变快，从该旋转角为180°到360°为止逐渐变慢。因此，在朝向高压室73的流体的流动被切断的时刻，该流体的流速几乎成为0。
接着，充满了高压流体的流体室72，成为低压侧低压室74，与排量较大的后段侧旋转机构部80的高压室83连通。该低压室74内的流体一边流入后段侧旋转机构部80的高压室83，一边膨胀。也就是说，在上述第2发明中，流体在由前段侧旋转机构部70的低压室74和后段侧旋转机构部80的高压室83构成的膨胀室66的内部膨胀。流体，依次重复这样的膨胀，最后从排量最大的旋转机构部80送出。并且，旋转式膨胀机60的旋转轴40通过这样的流体膨胀而驱动。也就是说，将导入旋转式膨胀机60的高压流体的内部能量变换成旋转轴40的旋转功率。
在上述第3及第14发明中，在旋转机构部70、80中叶片76、86退得最多的时期彼此同期。在前段侧旋转机构部70中低压室74的容积为最大的时刻，在后段侧旋转机构部80中高压室83的容积为最小。在前段侧旋转机构部70中低压室74的容积开始减少后，与此相伴，在后段侧旋转机构部80中高压室83的容积开始增大。并且，在前段侧旋转机构部70中低压室74的容积为最小的时刻，在后段侧旋转机构部80中高压室83的容积为最大。
在上述第4及第5发明中，将旋转轴40的各偏心部41、42形成为向彼此不同的方向偏心。因此，旋转轴40通过活塞75、85从各旋转机构部70、80的高压室73、83内的流体所受到的力，各自的作用方向彼此不同。
而且，在上述第5发明中，旋转轴40中的各偏心部41、42的偏心方向错开一定角度的间隔。例如，当形成在旋转轴40的偏心部41、42为两个时，各自的偏心方向间隔180°，当为3个时，各自的偏心方向间隔120°。并且，旋转轴40从各旋转机构部70、80的高压室73、83内的流体所接受的力的各自的作用方向的角度间隔几乎一定。
在上述第6及第7发明中，在中间板63形成连通路64，该连通路64连接前段侧旋转机构部70的低压室74和后段侧旋转机构部80的高压室83。这里，假设在前段侧旋转机构部70中在叶片77的右侧形成低压室74的话，则在后段侧旋转机构部80中在叶片86的左侧形成高压室83。并且，如果为了使连通路64的低压室74侧的开口位置和高压室83侧的开口位置大致重叠而让各外壳71、81的布置角度错开的话，则连通路64的伸长方向和中间板63的厚度方向所成的角度最小，连通路64的长度最短。
在上述第8发明中，在连通路64的途中设置中间室65。将中间室65形成为可降低连通路64中的压力变动的容积。并且，从前段侧旋转机构部70的低压室74流出的流体，通过连通路64及中间室65流入后段侧旋转机构部80的高压室83。
在上述第9发明中，在各旋转机构部70、80中，不将叶片76、86与活塞75、85形成为一体。该叶片76、86，其前端被按压在活塞75、85，随着活塞75、85的偏心运动而进退。也就是说，在此发明中，各旋转机构部70、80，构成为所谓的滚动活塞型。
在上述第10发明中，在各旋转机构部70、80中，将叶片76、86与活塞75、85形成为一体。该叶片76、86，在由外壳71、81支撑的状态下，相对于外壳71、81进退自由且转动自由。与该叶片76、86一体的活塞75、85在嵌合在旋转轴40的偏心部41、42的同时，在外壳71、81内进行摇动运动。也就是说，在此发明中，各旋转机构部70、80构成为所谓的摇动活塞型。
在上述第11发明中，在多个旋转机构部70、80中的排量最小的旋转机构部中，将二氧化碳(CO2)送入它的高压室73。向该高压室73导入的二氧化碳的压力大于等于二氧化碳的临界压力。并且，流入该高压室73的二氧化碳一边依次通过串联连接的多个旋转机构部70、80，一边膨胀。
在上述第12发明中，将上述第1发明的旋转式膨胀机60和压缩机50收纳在外壳31内。并且，在上述第13发明中，将一上述第2发明的旋转式膨胀机60和压缩机50收纳在外壳31内。在这些发明中，压缩机50嵌合在旋转式膨胀机60的旋转轴40。该压缩机50，被在旋转式膨胀机60中获得的功率驱动，吸入且压缩流体。在压缩机50中压缩的流体被喷向外壳31内的空间，通过该空间后向外壳31的外部送出。另外，该压缩机50，不必是仅通过旋转式膨胀机60驱动的压缩机，也可以是例如通过电动机和上述旋转式膨胀机60两方而驱动的压缩机。
在上述第12及第13发明的旋转式膨胀机60中，多个旋转机构部70、80，被布置为排量越大的旋转机构部距离上述压缩机50越远。这里，通过旋转式膨胀机60的流体，随着其膨胀，压力下降，其温度也渐渐下降。另一方面，向旋转式膨胀机60流入的流体，从排量较小的旋转机构部70依次通过排量较大的旋转机构部80。因此，在该旋转式膨胀机60中，排量较大的旋转机构部80那边所通过的流体的温度较低。并且，在此发明中，将通过的流体温度较低的旋转机构部80布置在距离喷出高温高压的流体的压缩机50较远的位置上。
在上述第15发明中，将绝热部件100设置在旋转式膨胀机60中。一般，通过旋转式膨胀机60的流体，与在压缩机50中被压缩且向外壳31内喷出的流体相比温度较低，因来自压缩机50的喷出流体的热移动而在某种程度上被加热。上述绝热部件100，阻碍从压缩机50的喷出流体向通过旋转式膨胀机60的流体的传热，削减对于通过旋转式膨胀机60的流体的加热量。
-效果-在本发明的旋转式膨胀机60中，最初将所提供的高压流体向排量最小的旋转机构部70的高压室73导入。并且，使朝向该高压室73的流体的流速与高压室73的容积变化比例相对应地缓慢增减。
这里，在以往的旋转式膨胀机60中，在流速较高的状态下将所导入的流体的流动切断，随之产生了急剧的压力变动。而在本发明的旋转式膨胀机60中，由于朝向高压室73的流体的流速变化缓慢，因此能够防止所导入的流体的急剧压力变动。所以，使用本发明，能够大大地缓和向旋转式膨胀机60导入的流体的脉动，能够大大地降低随之而引起的振动和噪音，提高旋转式膨胀机60的可靠性。
在上述第3及第14发明中，在前段侧旋转机构部70中低压室74的容积从最大值开始减少的时期、和在后段侧旋转机构部80中高压室83的容积从最小值开始增大的时期同期。因此，能够顺利地进行向旋转式膨胀机60所提供的高压流体的膨胀，能够有效地从高压流体进行功率回收。
在上述第4及第5发明中，旋转轴40的各偏心部41、42彼此朝不同的方向偏心。因此，旋转轴40从各旋转机构部70、80的高压室73、83内的流体所接受的力的各自的作用方向彼此不同，在某种程度上互相消除。因此，使用这些各个发明，与各偏心部41、42的偏心方向相同，旋转轴40从高压室73、83内的流体接受方向相同的力的情况相比，能够削减作用在旋转轴40的直径方向的负荷，能够减少旋转轴40和轴承之间的摩擦损失，提高旋转式膨胀机60的效率。
特别是在上述第5发明中，旋转轴40中的各偏心部41、42的偏心方向为等角度间隔。因此，旋转轴40从各旋转机构部70、80的高压室73、83内的流体所接受的力的各自的作用方向为等角度间隔，相互几乎完全消除。因此，使用本发明，能够大大地降低旋转轴40和轴承之间的摩擦损失，能够大幅度地提高旋转式膨胀机60的效率。
在上述第6及第7发明中，将各外壳71、81的布置角度错开，尽量缩短连通路64的长度。因此，能够削减从前段侧旋转机构部70的低压室74到后段侧旋转机构部80的高压室83为止的流体的压力损失，能够增大在旋转式膨胀机60中所回收的功率。
在上述第8发明中，将容积较大的中间室65设置在连通路64。因此，能够缓和在连通路64中从前段侧旋转机构部70的低压室74向着后段侧旋转机构部80的高压室83流动的流体的压力变动。
在上述第11发明中，将超临界状态的二氧化碳导入旋转式膨胀机60。也就是说，本发明的结构适用于所导入的流体实质上为非压缩性，因流体的脉动而造成的危害较大的旋转式膨胀机。因此，使用本发明，在以往因流体的导入时的脉动而造成的危害较大的旋转式膨胀机中，能够确实地控制那样的脉动的发生，确实地提高其可靠性。
在上述第12及第13发明中，在与压缩机50一起收纳在一个外壳31内的旋转式膨胀机60中，将排量较大的旋转机构部80布置在距离压缩机50较远的位置。也就是说，将通过的流体温度较低的旋转机构部80布置在距离压缩机50较远的位置，尽量在靠压缩机50的地方布置所通过的流体温度较高的旋转机构部70。因此，使用本发明，与将排量较大的旋转机构部80朝着与压缩机50较近的方向布置的情况相比，能够削减从压缩机50的喷出流体向旋转式膨胀机60的流体移动的热量。
在上述第15发明中，用绝热部件100阻碍向旋转式膨胀机60的流体的传热。因此，使用本发明，能够更进一步地削减从压缩机50的喷出流体向着旋转式膨胀机60的流体移动的热量。
图1为第1实施例中的空调机的管道系统图。
图2为第1实施例中的压缩·膨胀机组的概要剖面图。
图3为第1实施例中的膨胀机构部的要部放大图。
图4为示出了第1实施例的膨胀机构部中的轴旋转角每为90°的各旋转机构部的状态的要部剖面图。
图5为示出了第1实施例的膨胀机构部中的轴旋转角和膨胀室等的容积及膨胀室的内压的关系的关系图。
图6为示出了第1实施例的膨胀机构部和以往的旋转式膨胀机的轴旋转角与流体的流入流速的关系的关系图。
图7为第1实施例的变形例1中的膨胀机构部的要部放大图。
图8为第1实施例的变形例2中的膨胀机构部的要部剖面图。
图9为示出了第2实施例的膨胀机构部中的轴旋转角每为90°的各旋转机构部的状态的要部剖面图。
图10为示出了第3实施例的膨胀机构部中的轴旋转角每为90°的各旋转机构部的状态的要部剖面图。
图11为第4实施例中的压缩·膨胀机组的概要剖面图。
图12为第5实施例中的压缩·膨胀机组的概要剖面图。
图13为第5实施例和比较例所涉及的压缩·膨胀机组的概要结构图。
图14为第5实施例的变形例中的压缩·膨胀机组的概要剖面图。
具体实施例方式
以下，参照附图对本发明的实施例加以详细说明。
(第1实施例)对本发明的第1实施例加以说明。本实施例的空调机10，包括本发明所涉及的旋转式膨胀机。
<空调机的整体结构>
如图1所示，上述空调机10为所谓的分离型空调机，包括室外机11和室内机13。将室外风扇12、室外热交换器23、第1四路切换阀21、第2四路切换阀22及压缩·膨胀机组30收纳在室外机11中。将室内风扇14及室内热交换器24收纳在室内机13中。将室外机11设置在屋外，将室内机13设置在屋内。并且，室外机11和室内机13用一对连接管道15、16连接在一起。另外，以后再对压缩·膨胀机组30的详细情况加以说明。
将制冷剂回路20设置在上述空调机10中。该制冷剂回路20为连接了压缩·膨胀机组30和室内热交换器24等的闭回路。并且，向该制冷剂回路20充填作为制冷剂的二氧化碳(CO2)。
上述室外热交换器23和室内热交换器24都由交叉散热片式翅片管型热交换器构成。在室外热交换器23中，在制冷剂回路20中循环的制冷剂与室外空气热交换。在室内热交换器24中，在制冷剂回路20中循环的制冷剂与室内空气热交换。
上述第1四路切换阀21具有4个接口(port)。该第1四路切换阀21，其第1接口连接在压缩·膨胀机组30的喷出接口33上，第2接口通过连接管道15连接在室内热交换器24的一端，第3接口连接在室外热交换器23的一端，第4接口连接在压缩·膨胀机组30的吸入接口32上。并且，第1四路切换阀21切换成第1接口和第2接口连通且第3接口和第4接口连通的状态(图1用实线所示的状态)、以及第1接口和第3接口连通且第2接口和第4接口连通的状态(图1用虚线所示的状态)。
上述第2四路切换阀22具有4个接口。该第2四路切换阀22，其第1接口连接在压缩·膨胀机组30的流出接口35上，第2接口连接在室外热交换器23的另一端，第3接口通过连接管道16连接在室内热交换器24的另一端，第4接口连接在压缩·膨胀机组30的流入接口34上。并且，第2四路切换阀22切换成第1接口和第2接口连通且第3接口和第4接口连通的状态(图1用实线所示的状态)、以及第1接口和第3接口连通且第2接口和第4接口连通的状态(图1用虚线所示的状态)。
<压缩·膨胀机组的结构>
如图2所示，压缩·膨胀机组30包括为长方形的圆筒形密封容器的外壳31。在该外壳31的内部，从图2的左边朝着右边依次布置有压缩机构部50、电动机45和膨胀机构部60。另外，在下述说明中所用的“右”、“左”都意味着所参照的图中的位置。
上述电动机45布置在外壳31的长边方向的中央部。该电动机45由定子46和转子47构成。定子46固定在上述外壳31上。转子47布置在定子46的内侧。并且，与该转子47同轴的轴40的主轴部44贯穿转子47。
上述轴40构成旋转轴。在该轴40中，在其左端侧形成有一个小直径偏心部43，在其右端侧形成有两个大直径偏心部41、42。
小直径偏心部43，形成为直径小于主轴部44，从主轴部44的轴心偏离所规定的量。另一方面，各大直径偏心部41、42，形成为直径大于主轴部44。左右排列的两个大直径偏心部41、42中的右侧偏心部构成第1大直径偏心部41，左侧偏心部构成第2大直径偏心部42。第1大直径偏心部41和第2大直径偏心部42都朝相同的方向偏心。第2大直径偏心部42的外径大于第1大直径偏心部41的外径。并且，相对于主轴部44的轴心的偏心量，是第2大直径偏心部42大于第1大直径偏心部41。
上述压缩机构部50构成所谓的涡型压缩机。该压缩机构部50包括固定涡(scroll)51、可动涡54和框架57。并且，将吸入接口32和喷出接口33设置在压缩机构部50中。
在上述固定涡51中，将漩涡壁状固定侧涡旋齿部(wrap)53突出设置在镜板52。将该固定涡51的镜板52固定在外壳31。另一方面，在上述可动涡54中，将漩涡壁状可动侧涡旋齿部56突出设置在板状镜板55。将固定涡51和可动涡54以相互面对面的形式布置。并且，通过固定侧涡旋齿部53和可动侧涡旋齿部56相互咬合在一起，来区划压缩室59。
上述吸入接口32，其一端连接在固定侧涡旋齿部53和可动侧涡旋齿部56的外周侧。另一方面，上述喷出接口33，连接在固定涡51的镜板52的中央部，其一端在压缩室59开口。
上述可动涡54的镜板55，在其右侧面的中央部形成有突出部分，轴40的小直径偏心部43插入该突出部分。并且，上述可动涡54通过十字头环58由框架57支撑。该十字头环58是用以限制可动涡54的自传的。并且，可动涡54不自传，用规定的旋转半径公转。
上述膨胀机构部60，为所谓的摇动活塞型流体机械，构成本发明的旋转式膨胀机。在该膨胀机构部60设置有两组成对的外壳81、82及活塞75、85。并且，在膨胀机构部60设置有前头部61、中间板63和后头部62。
在上述膨胀机构部60中，为从图2的左边朝着右边依次叠层前头部61、第2外壳81、中间板63、第1外壳71、后头部62的状态。在该状态中，第2外壳81，其左侧端面被前头部61堵塞，其右侧端面被中间板63堵塞。另一方面，第1外壳71，其左侧端面被中间板63堵塞，其右侧端面被后头部62堵塞。并且，第2外壳81的内径大于第1外壳71的内径。
上述轴40贯穿叠层的状态的前头部61、第2外壳81、中间板63、第1外壳71及后头部62。并且，轴40，其第1大直径偏心部41位于第1外壳71内，其第2大直径偏心部42位于第2外壳81内。
如图3及图4所示，在第1外壳71内设置有第1活塞75，在第2外壳81内设置有第2活塞85。第1及第2活塞75、85都形成为圆环状或圆筒状。第1活塞75的外径和第2活塞85的外径彼此相等。第1活塞75的内径和第1大直径偏心部41的外径几乎相等，第2活塞85的内径和第2大直径偏心部42的外径几乎相等。并且，第1大直径偏心部41贯穿第1活塞75，第2大直径偏心部42贯穿第2活塞85。
上述第1活塞75，其外周面滑动接触在第1外壳71的内周面，一端面滑动接触在后头部62，另一端面滑动接触在中间板63。在第1外壳71内，在其内周面和第1活塞75的外周面之间形成第1流体室72。另一方面，上述第2活塞85，其外周面滑动接触在第2外壳81的内周面，一端面滑动接触在前头部61，另一端面滑动接触在中间板63。在第2外壳81内，在其内周面和第2活塞85的外周面之间形成第2流体室82。
在上述第1及第2活塞75、85分别设置有一个与其成为一体的叶片76、86。叶片76、86形成为朝着活塞75、85的半径方向延伸的板状，从活塞75、85的外周面朝外侧突出。
在上述各外壳71、81分别设置有一组一对衬套77、87。各衬套77、87为内侧面是平面，外侧面是圆弧面的小片。以夹着叶片76、86的状态设置有一对衬套77、87。各衬套77、87，其内侧面与叶片76、86滑动接触，其外侧面与外壳81、82滑动接触。并且，与活塞75、85一体的叶片76、86，通过衬套77、87支撑在外壳71、81上，相对于外壳71、81转动自由且进退自由。
第1外壳71内的第1流体室72，被与第1活塞75一体的第1叶片76隔开，图4中的第1叶片76的左侧为高压侧第1高压室73，其右侧为低压侧第1低压室74。第2外壳81内的第2流体室82，被与第2活塞85一体的第2叶片86隔开，图4中的第2叶片86的左侧为高压侧第2高压室83，其右侧为低压侧第2低压室84。
将上述第1外壳71和第2外壳81以各自的周方向的衬套77、87的位置一致的形式布置着。换句话说，第2外壳81对于第1外壳71的布置角度为0°。如上所述，第1大直径偏心部41和第2大直径偏心部42，对于主轴部44的轴心朝着相同的方向偏心。因此，在第1叶片76成为向第1外壳71的外侧退得最多的状态的同时，第2叶片86成为向第2外壳81的外侧退得最多的状态。
在上述第1外壳71形成有流入接口34。流入接口34在第1外壳71的内周面中的图3及图4的衬套77的稍靠左侧的地方开口。流入接口34可与第1高压室73(即，第1流体室72的高压侧)连通。另一方面，在上述第2外壳81形成有流出接口35。流出接口35在第2外壳81的内周面中的图3及图4的衬套87的稍靠右侧的地方开口。流出接口35可与第2低压室84(即，第2流体室82的低压侧)连通。
在上述中间板63设置有连通路64。该连通路64形成为贯穿中间板63。在中间板63中的第1外壳71侧的面中，连通路64的一端在第1叶片76的右侧地方开口。在中间板63中的第2外壳81侧的面中，连通路64的另一端在第2叶片86的左侧地方开口。并且，如图3所示，连通路64，相对于中间板63的厚度方向倾斜延伸，可与第1低压室74(即，第1流体室72的低压侧)和第2高压室83(即，第2流体室82的高压侧)两边连通。
在上述结构的本实施例的膨胀机构部60中，第1外壳71、设置在那里的衬套77、第1活塞75和第1叶片76构成第1旋转机构部70。并且，第2外壳81、设置在那里的衬套87、第2活塞85和第2叶片86构成第2旋转机构部80。
如上所述，在上述膨胀机构部60中，第1叶片76向第1外壳71的外侧退得最多的时期、和第2叶片86向第2外壳81的外侧退得最多的时期同期。也就是说，在第1旋转机构部70中第1低压室74的容积逐渐减少的过程、和在第2旋转机构部80中第2高压室83的容积逐渐增加的过程同期(参照图4)。并且，如上所述，第1旋转机构部70的第1低压室74和第2旋转机构部80的第2高压室83通过连通路64相互连通。并且，由第1低压室74、连通路64和第2高压室83形成一个闭空间，该闭空间构成膨胀室66。参照图5对此点加以说明。
在该图5中，假设第1叶片76向第1外壳71的外周侧退得最多的状态下的轴40的旋转角为0°。并且，这里，假定第1流体室72的最大容积为3ml(毫升)，第2流体室82的最大容积为10ml，来进行说明。
如图5所示，在轴40的旋转角为0°的时刻，第]低压室74的容积为最大值的3ml，第2高压室83的容积为最小值的Oml。第1低压室74的容积随着轴40的旋转而逐渐减少，在其旋转角到达360°的时刻成为最小值的Oml，如同图一点划线所示。另一方面，第2低压室84的容积随着轴40的旋转而逐渐增加，在其旋转角到达360°的时刻成为最大值的10ml，如同图双点划线所示。并且，若无视连通路64的容积的话，则某旋转角中的膨胀室66的容积为将该旋转角中的第1低压室74的容积和第2高压室83的容积加在一起的值。也就是说，膨胀室66的容积，在轴40的旋转角为0°的时刻成为最小值的3ml，随着轴40的旋转而逐渐增加，在其旋转角到达360°的时刻成为最大值的10ml，如同图实线所示。
-运行动作-对上述空调机10的动作加以说明。这里，对空调机10的制冷运转时及暖气运转时的动作加以说明，接着对膨胀机构部60的动作加以说明。
<制冷运转>
在制冷运转时，将第1四路切换阀21及第2四路切换阀22切换成图1用虚线所示的状态。在该状态下对压缩·膨胀机组30的电动机45通电后，制冷剂在制冷剂回路20中循环，进行蒸气压缩式制冷循环。
在压缩机构部50中压缩的制冷剂，通过喷出接口33从压缩·膨胀机组30喷出。在此状态下，制冷剂的压力高于其临界压力。该喷出制冷剂通过第1四路切换阀21送到室外热交换器23。在室外热交换器23中，流入的制冷剂向室外空气放热。
在室外热交换器23中放热的制冷剂，通过第2四路切换阀22，通过流入接口34，流入压缩·膨胀机组30的膨胀机构部60。在膨胀机构部60中，高压制冷剂膨胀，其内部能量转换成轴40的旋转功率。膨胀后的低压制冷剂，通过流出接口35从压缩·膨胀机组30流出，通过第2四路切换阀22送到室内热交换器24。
在室内热交换器24中，流入的制冷剂从室内空气吸热且蒸发，将室内空气冷却。从室内热交换器24出来的低压气体制冷剂，通过第1四路切换阀21，通过吸入接口32，吸入压缩·膨胀机组30的压缩机构部50。压缩机构部50压缩吸入的制冷剂，且将其喷出。
<暖气运转>
在暖气运转时，将第1四路切换阀21及第2四路切换阀22切换成图1用实线所示的状态。在该状态下对压缩·膨胀机组30的电动机45通电后，制冷剂在制冷剂回路20中循环，进行蒸气压缩式制冷循环。
在压缩机构部50中压缩的制冷剂，通过喷出接口33从压缩·膨胀机组30喷出。在此状态下，制冷剂压力高于其临界压力。该喷出制冷剂通过第1四路切换阀21送到室内热交换器24。在室内热交换器24中，流入的制冷剂向室内空气放热，将室内空气加热。
在室内热交换器24中放热的制冷剂，通过第2四路切换阀22，通过流入接口34，流入压缩·膨胀机组30的膨胀机构部60。在膨胀机构部60中，高压制冷剂膨胀，其内部能量转换成轴40的旋转功率。膨胀后的低压制冷剂，通过流出接口35从压缩·膨胀机组30流出，通过第2四路切换阀22送到室外热交换器23。
在室外热交换器23中，流入的制冷剂从室外空气吸热且蒸发。从室外热交换器23出来的低压气体制冷剂，通过第1四路切换阀21，通过吸入接口32，吸入压缩·膨胀机组30的压缩机构部50。压缩机构部50压缩吸入的制冷剂，且将其喷出。
<膨胀机构部的动作>
对膨胀机构部60的动作加以说明。
首先，参照图4及图6对超临界状态的高压制冷剂流入第1旋转机构部70的第1高压室73的过程加以说明。在轴40从旋转角为0°的状态旋转一点后，第1活塞75和第1外壳71的接触位置通过流入接口34的开口部，高压制冷剂开始从流入接口34流入第1高压室73。然后，随着轴40的旋转角从90°、180°、270°逐渐增大，高压制冷剂流入第1高压室73。朝着该第1高压室73的高压制冷剂的流入，一直继续到轴40的旋转角到达360°为止。
那时，流入第1高压室73的高压制冷剂的流速，在轴40的旋转角从0°到180°为止时逐渐增大，在其旋转角从180°到360°为止时逐渐减少，如图6(A)所示。并且，在轴40的旋转角成为360°，高压制冷剂的流速变化比例成为O的时刻，朝向第1高压室73的高压制冷剂的流入结束。
其次，参照图4及图5对在膨胀机构部60中制冷剂膨胀的过程加以说明。在轴40从旋转角为0°的状态旋转一点后，第1低压室74和第2高压室83两边成为与连通路64连通的状态，制冷剂开始从第1低压室74流入第2高压室83。然后，随着轴40的旋转角从90°、180°、270°逐渐增大，第1低压室74的容积逐渐减少，同时，第2高压室83的容积逐渐增加，其结果，膨胀室66的容积逐渐增加。该膨胀室66的容积增加一直继续到轴40的旋转角即将到达360°之前。并且，在膨胀室66的容积增加的过程中膨胀室66内的制冷剂膨胀，轴40因该制冷剂的膨胀而旋转驱动。这样一来，第1低压室74内的制冷剂，通过连通路64，一边膨胀一边流入第2高压室83。
在制冷剂膨胀的过程中，膨胀室66内的制冷剂压力，随着轴40的旋转角变大而逐渐降低，如图5虚线所示。具体地说，满足第1低压室74的超临界状态的制冷剂在轴40的旋转角到达大约55°为止的期间，压力急剧下降，成为饱和液状态。然后，膨胀室66内的制冷剂，其一部分一边蒸发，压力一边缓慢下降。
接着，参照图4对制冷剂从第2旋转机构部80的第2低压室84流出的过程加以说明。第2低压室84，从轴40的旋转角为0°的时刻开始与流出接口35连通。也就是说，制冷剂开始从第2低压室84向流出接口35流出。然后，轴40的旋转角从90°、180°、270°逐渐增大，膨胀后的低压制冷剂在其旋转角到达360°为止的整个期间从第2低压室84流出。
-第1实施例的效果-这里，在以往的旋转式膨胀机中，在一个外壳内流体室的容积增大的过程途中让高压制冷剂流入，在切断高压制冷剂的流动之后，让制冷剂在流体室内膨胀。与此相伴，向高压室流入的高压制冷剂的流速，随着轴的旋转而逐渐增大，在轴的旋转角成为规定值的时刻急剧下降到0，如图6(B)所示。因此，在旋转式膨胀机的流入侧产生急剧的压力变动，由此产生的噪音和振动过大。另外，同图示出了设置两个外壳的情况，交替进行向实线所示的第1外壳的制冷剂导入、和向虚线所示的第2外壳的制冷剂导入。
而在本实施例的膨胀机构部60中，从流入接口34流入第1高压室73的制冷剂的流速随着轴40的旋转而缓慢变化(参照图6(A))。并且，在连接在膨胀机构部60的流入接口34的管道中，其内部的制冷剂流速也缓慢变化。因此，能够防止随着膨胀机构部60的动作而产生制冷剂的急剧压力变动的现象。所以，使用本实施例，能够大大地缓和向膨胀机构部60导入的制冷剂的脉动，能够大大地降低随之带来的振动和噪音，提高膨胀机构部60的可靠性。
-第1实施例的变形例1-在本实施例中，也可以如下述那样构成膨胀机构部60。
也就是说，如图7所示，也可以将第2外壳81设置为与第1外壳71仅错开规定的角度，以使中间板63两侧面的连通路64的开口部互相重叠。在本变形例的轴40中，第1大直径偏心部41的偏心方向和第2大直径偏心部42的偏心方向彼此不同。具体地说，第1大直径偏心部41的偏心方向和第2大直径偏心部42的偏心方向所成的角度，与第2外壳81相对于第1外壳71的布置角度相等。因此，在本变形例中，第1叶片76朝第1外壳71的外侧退得最多的时期也和第2叶片86朝第2外壳81的外侧退得最多的时期同期。
在本变形例中，中间板63的第1外壳71侧和第2外壳81侧的各个面中的连通路64的开口位置，在外壳71、81的周方向上几乎一致。因此，本变形例的连通路64，形成为大致朝中间板63的厚度方向延伸的样子，连通路64的长度最短。因此，使用本变形例，能够削减从第1旋转机构部70的第1低压室74到第2旋转机构部80的第2高压室83为止的制冷剂压力损失，能够增大可在膨胀机构部60中回收的功率。
-第1实施例的变形例2-在本实施例的膨胀机构部60中，如图8所示，也可以在连通路64的途中设置中间室65。将该中间室65形成为较大的容积。例如，中间室65的容积大于连通路64自身的容积。在设置这样的中间室65后，即使制冷剂开始从第1低压室74流入连通路64时等，也降低了在连通路64的制冷剂压力变动。并且，抑制了通过连通路64从第1低压室74朝向第2高压室83的制冷剂的脉动。
(发明的第2实施例)对本发明的第2实施例加以说明。本实施例为在上述第1实施例中改变了膨胀机构部60的结构的例子。这里，对于本实施例的膨胀机构部60与上述第1实施例的不同之处加以说明。
如图9所示，在本实施例的膨胀机构部60中，以第2外壳81与第1外壳71朝向相反的形式布置第2外壳81。也就是说，第2外壳81相对于第1外壳71的布置角度为180°。并且，在本实施例的轴40中，第1大直径偏心部41的偏心方向和第2大直径偏心部42的偏心方向有180°的不同。也就是说，在该轴40中，第1大直径偏心部41的偏心方向和第2大直径偏心部42的偏心方向为等角度间隔。
因此，在本实施例中，第1叶片76向第1外壳71的外侧退得最多的时期、和第2叶片86向第2外壳81的外侧退得最多的时期也是同期的。另外，在本实施例中，第1旋转机构部70的第1低压室74和第2旋转机构部80的第2高压室83也可通过连通路64连通。
这里，在各旋转机构部70、80中，高压室73、83的内压高于低压室74、84的内压，因该压力差而产生的力作用在轴40的各大直径偏心部41、42上。并且，在本实施例中，因第1高压室73和第1低压室74的内压差而产生的作用在第1大直径偏心部41的力、以及因第2高压室83和第2低压室84的内压差而产生的作用在第2大直径偏心部42的力，各自的作用方向彼此相反。因此，作用在轴40的这两个力彼此消除，作用在轴40的直径方向的负荷大大降低。所以，使用本实施例，能够降低轴40和其轴承之间的摩擦损失，能够提高膨胀机构部60的效率。
(第3实施例)对本发明的第3实施例加以说明。本实施例为在上述第1实施例中改变了膨胀机构部60的结构的例子。具体地说，上述第1实施例的膨胀机构部60由摇动活塞型流体机械构成，而本实施例的膨胀机构部60由滚动活塞型流体机械构成。这里，对于本实施例的膨胀机构部60与上述第1实施例的不同之处加以说明。
如图10所示，在本实施例的各旋转机构部70、80中，不将叶片76、86与活塞75、85形成为一体。也就是说，将本实施例的各活塞75、85形成为单纯的圆环状或圆筒状。并且，在本实施例的各外壳71、81分别形成有一个叶片槽78、88。
在各旋转机构部70、80中，叶片76、86以进退自由的状态设置在外壳71、81的叶片槽78、88中。并且，叶片76、86，被图外的弹簧压着，其前端(图10中的下端)被压在活塞75、85的外周面。如图10依次所示，即使活塞75、85在外壳71、81内移动，该叶片76、86沿着叶片槽78、88在同图上下移动，其前端也会保持为与活塞75、85接触的状态。并且，通过将叶片76、86的前端压在活塞75、85的周侧面，来将各流体室72、82分别隔离为高压侧高压室73、83和低压侧低压室74、84。
(第4实施例)对本发明的第4实施例加以说明。本实施例为在上述第1实施例中改变了膨胀机构部60的结构的例子。这里，对本实施例的膨胀机构部60与上述第1实施例的不同之处加以说明。
如图11所示，在本实施例的膨胀机构部60中，在靠近于电动机45的地方布置有第1旋转机构部70，在离电动机45较远的地方布置有第2旋转机构部80。
具体地说，在该膨胀机构部60中，为从图11的左边朝着右边依次叠层了前头部61、第1外壳71、中间板63、第2外壳81、后头部62的状态。在该状态下，第1外壳71，其左侧端面被前头部61堵塞，其右侧端面被中间板63堵塞。另一方面，第2外壳81，其左侧端面被中间板63堵塞，其右侧端面被后头部62堵塞。
并且，在本实施例的轴40中左右排列的两个大直径偏心部41、42中的左侧偏心部构成第1大直径偏心部41，右侧偏心部构成第2大直径偏心部42。并且，第1活塞75嵌合在位于第1外壳71内的第1大直径偏心部41，第2活塞85嵌合在位于第2外壳81内的第2大直径偏心部42。
(第5实施例)对本发明的第5实施例加以说明。这里，对本实施例的压缩·膨胀机组30与上述第4实施例的不同之处加以说明。
如图12所示，为流体机械的上述压缩·膨胀机组30构成为垂直分型铸型。具体地说，在该压缩·膨胀机组30中，外壳31为纵向长的圆筒形密封容器。在该外壳31内从下向上依次布置有压缩机构部50、电动机45和膨胀机构部60。并且，以沿着外壳31的长边方向上下延伸的形式布置有轴40。
压缩机构部50构成摇动活塞型旋转压缩机。该压缩机构部50包括各两个外壳91、92和活塞97。在压缩机构部50中，为从下向上依次叠层了后头部95、第1外壳91、中间板96、第2外壳92和前头部94的状态。
在第1及第2外壳91、92的内部分别布置有一个圆筒状活塞97。并且，在活塞97、97的外周面和外壳91、92的内周面之间形成压缩室93。并且，平板状叶片突出设置在活塞97的侧面，该叶片通过摇动衬套由外壳91、92支撑，图中没有示出。
在第1及第2外壳91、92分别设置有一个吸入接口32。各吸入接口32在半径方向上贯穿外壳91、92，其终端在外壳91、92的内周面开口。
在前头部94及后头部95分别形成有一个喷出接口。前头部94的喷出接口使第2外壳92内的压缩室93与外壳31的内部空间连通。后头部95的喷出接口使第1外壳91内的压缩室93与外壳31的内部空间连通。并且，各喷出接口，在其终端设置有由簧片阀构成的喷出阀，通过该喷出阀开、关。另外，在图12中，省略了喷出接口及喷出阀的图示。
在轴40的下部形成有两个下侧偏心部98、99。这两个下侧偏心部98、99的直径形成为大于主轴部44，下侧的偏心部构成第1下侧偏心部98，上侧的偏心部构成第2下侧偏心部99。第1下侧偏心部98位于第1外壳91内，与活塞97嵌合，第2下侧偏心部99位于第2外壳92内，与活塞97嵌合。并且，在第1下侧偏心部98和第2下侧偏心部99中，相对于主轴部44的轴心的偏心方向相反。
将喷出管36装在外壳31。该喷出管36，被布置在电动机45和膨胀机构部60之间，与外壳31的内部空间连通。从压缩机构部50喷出到外壳31的内部空间的气体制冷剂通过喷出管36送到压缩·膨胀机组30。
膨胀机构部60的结构与上述第4实施例的结构一样。但是，随着压缩·膨胀机组30为垂直分型铸型，在膨胀机构部60中，为从下朝上依次叠层了前头部61、第1外壳71、中间板63、第2外壳81和后头部62的状态。也就是说，在膨胀机构部60中，将排量较小的第1旋转机构部70布置在离压缩机构部50较近的下侧，将排量较大的第2旋转机构部80布置在离压缩机构部50较远的上侧。
-第5实施例的效果-在本实施例的压缩·膨胀机组30中，在压缩机构部50中压缩的高温高压气体制冷剂通过外壳31的内部空间流入喷出管36。因此，通过膨胀机构部60的制冷剂在某种程度上被从压缩机构部50喷出的制冷剂加热。在通过膨胀机构部60的制冷剂被加热后，从膨胀机构部60送出的低压制冷剂的焓增大，低压制冷剂的吸热量就减少所增大的焓的量。并且，在从压缩机构部50中压缩的制冷剂夺了热后，从喷出管36送出的高压制冷剂的焓降低，高压制冷剂的放热量就减少所降低的焓的量。并且，在本实施例的空调机10中，会导致因低压制冷剂的吸热量减少而造成的制冷能力的降低、和因高压制冷剂的放热量减少而造成的暖气能力的降低。
而在本实施例的膨胀机构部60中，将让更低温的制冷剂流动的第2旋转机构部80布置在离压缩机构部50较远的上侧。因此，与将第2旋转机构部80布置在离压缩机构部50较近的下侧时相比，能够削减通过膨胀机构部60的制冷剂和从压缩机构部50喷出的制冷剂之间的热交换量。
参照图13对此点加以说明。如同图所示，以将5℃的低压制冷剂吸入压缩机沟部50，将在压缩机构部50中压缩的90℃的高压制冷剂从喷出管36喷出，将30℃的高压制冷剂导入膨胀机构部60的第1旋转机构部70，将0℃的低压制冷剂从膨胀机构部60的第2旋转机构部80送出的运转状态为例加以说明。
如图13(A)所示，在将第2旋转机构部80布置在离压缩机构部50较近的下侧后，被压缩的90℃的高压制冷剂与从第2旋转机构部80送出的0℃的低压制冷剂热交换，相互进行热交换的制冷剂温度差到达90℃左右。另一方面，如图13(B)所示，在将第1旋转机构部70布置在离压缩机构部50较近的下侧后，被压缩的90℃的高压制冷剂与导入第1旋转机构部70的30℃的高压制冷剂热交换，相互进行热交换的制冷剂温度差被抑制在60℃左右。
因此，如本实施例所示，若将排量较大的第2旋转机构部80布置在离压缩机构部50较远的位置上的话，则能够减少从压缩机构部50的喷出制冷剂进入膨胀机构部60的制冷剂的进入热量。并且，使用本实施例，能够抑制因从压缩机构部50的喷出制冷剂向膨胀机构部60的制冷剂的传热而引起的制冷能力和暖气能力的降低。
-第5实施例的变形例-如图14所示，在本实施例的压缩·膨胀机组30中，也可以在膨胀机构部60设置绝热部件100。该绝热部件100，大致形成为圆板状，设置为与膨胀机构部60中的前头部61的下面相接。并且，绝热部件100由FRP等热传导率较低的材料构成。通过设置绝热部件100，能够更进一步地削减从压缩机构部50的喷出制冷剂进入膨胀机构部60的制冷剂的进入热量。
(其它实施例)在上述各实施例中，也可以如下述那样构成膨胀机构部60。
首先，在上述各实施例中，在膨胀机构部60设置有两个旋转机构部70、80，但是旋转机构部的数目并不限于两个，也可以是3个或3个以上。此时，各旋转机构部构成为各自的排量互不相同，以排量较小的顺序连接在一起。
并且，在上述各实施例中，通过使各外壳71、81的内径与各大直径偏心部41、42的偏心量不同，来使各旋转机构部70、80的排量不同，也可以代替它，通过使各外壳71、81及各活塞75、85的高度不同，来使各旋转机构部70、80的排量不同。而且，也可以通过使各外壳71、81的内径、各大直径偏心部41、42的偏心量和各外壳71、81及各活塞75、85的高度都不同，来使各旋转机构部70、80的排量不同。
并且，在上述各实施例中，将第1活塞75和第2活塞85形成为各自的外径彼此相等，但两者的外径也可以不同。也就是说，若第2旋转机构部80的排量大于第1旋转机构部70的排量的话，则第1活塞75和第2活塞85的外径不必彼此相等，一方的外径大于另一方的外径也没有关系。
(实用性)如上所述，本发明对通过流体的膨胀来驱动旋转轴的旋转式膨胀机、以及包括旋转式膨胀机的流体机械有用。
权利要求
1.一种旋转式膨胀机，包括多个旋转机构部(70、80)和一根旋转轴(40)，在该多个旋转机构部(70、80)分别设置了两端被堵塞的外壳(71、81)、用以在上述各外壳(71、81)内形成流体室(72、82)的活塞(75、85)以及用以将上述流体室(72、82)隔离为高压侧高压室(73、83)和低压侧低压室(74、84)的叶片(76、86)，该一根旋转轴(40)，嵌合在上述活塞(75、85)的偏心部(41、42)的数目形成为与上述旋转机构部(70、80)的数目相同，其特征在于上述多个旋转机构部(70、80)，各自的排量彼此不同，从排量较小的旋转机构部开始依次串联连接；在上述多个旋转机构部(70、80)中的相互连接的两个旋转机构部，流体从前段侧旋转机构部(70)的低压室(74)流入后段侧旋转机构部(80)的高压室(83)。
2.一种旋转式膨胀机，包括多个旋转机构部(70、80)和一根旋转轴(40)，在该多个旋转机构部(70、80)分别设置了两端被堵塞的外壳(71、81)、用以在上述各外壳(71、81)内形成流体室(72、82)的活塞(75、85)以及用以将上述流体室(72、82)隔离为高压侧高压室(73、83)和低压侧低压室(74、84)的叶片(76、86)，该一根旋转轴(40)，嵌合在上述活塞(75、85)的偏心部(41、42)的数目形成为与上述旋转机构部(70、80)的数目相同，其特征在于上述多个旋转机构部(70、80)，各自的排量彼此不同，从排量较小的旋转机构部开始依次串联连接；在上述多个旋转机构部(70、80)中的相互连接的两个旋转机构部，前段侧旋转机构部(70)的低压室(74)和后段侧旋转机构部(80)的高压室(83)相互连通，形成一个膨胀室(66)。
3.根据权利要求1或2所述的旋转式膨胀机，其特征在于多个旋转机构部(70、80)，各自的叶片(76、86)成为向外壳(71、81)的外周侧退得最多的状态的时期彼此同期。
4.根据权利要求1、2或3所述的旋转式膨胀机，其特征在于旋转轴(40)的各偏心部(41、42)，各自的偏心方向形成为彼此不同。
5.根据权利要求1、2或3所述的旋转式膨胀机，其特征在于旋转轴(40)的各偏心部(41、42)，各自的偏心方向形成为彼此的角度间隔相等。
6.根据权利要求1或2所述的旋转式膨胀机，其特征在于各旋转机构部(70、80)的外壳(71、81)，以彼此之间夹有中间板(63)的状态叠层；在上述各中间板(63)形成有朝厚度方向贯通该中间板(63)的连通路(64)，该连通路(64)用以让邻接的两个旋转机构部(70、80)中的前段侧旋转机构部(70)的低压室(74)和后段侧旋转机构部(80)的高压室(83)连通；上述各外壳(71、81)，以上述连通路(64)的长度为最短的形式布置。
7.根据权利要求3所述的旋转式膨胀机，其特征在于各旋转机构部(70、80)的外壳(71、81)，以彼此之间夹有中间板(63)的状态叠层；在上述各中间板(63)形成有朝厚度方向贯通该中间板(63)的连通路(64)，该连通路(64)用以让邻接的两个旋转机构部(70、80)中的前段侧旋转机构部(70)的低压室(74)和后段侧旋转机构部(80)的高压室(83)连通；旋转轴(40)中的各偏心部(41、42)的偏心方向相互不同，所不同的是一个规定角度，以使上述连通路(64)的长度为最短。
8.根据权利要求1、2或3所述的旋转式膨胀机，其特征在于在上述多个旋转机构部(70、80)中的相互连接的两个旋转机构部，前段侧旋转机构部(70)的低压室(74)和后段侧旋转机构部(80)的高压室(83)通过连通路(64)连接在一起；在上述连通路(64)的途中设置有用以缓和在该连通路(64)中的压力变动的具有规定容积的中间室(65)。
9.根据权利要求1、2或3所述的旋转式膨胀机，其特征在于叶片(76、86)，不与活塞(75、85)形成为一体，并且，以其前端被按压在该活塞(75、85)的状态下由外壳(71、81)支撑，进退自由。
10.根据权利要求1、2或3所述的旋转式膨胀机，其特征在于叶片(76、86)，以从活塞(75、85)的侧面突出的形式与该活塞(75、85)形成为一体，并且，由外壳(71、81)支撑，进退自由且转动自由。
11.根据权利要求1、2或3所述的旋转式膨胀机，其特征在于向排量最小的旋转机构部(70)的高压室(73)导入的流体，为大于等于临界压力的二氧化碳。
12.一种流体机械，包括权利要求1中所述的旋转式膨胀机(60)、嵌合在该旋转式膨胀机(60)的旋转轴(40)的压缩机(50)和收纳上述旋转式膨胀机(60)及压缩机(50)的外壳(31)，将在上述压缩机(50)中压缩的流体喷出到上述外壳(31)内，其特征在于上述旋转式膨胀机(60)所具有的多个旋转机构部(70、80)的排量越大的被布置在距离上述压缩机(50)越远的位置上。
13.一种流体机械，包括权利要求2中所述的旋转式膨胀机(60)、嵌合在该旋转式膨胀机(60)的旋转轴(40)的压缩机(50)和收纳上述旋转式膨胀机(60)及压缩机(50)的外壳(31)，将在上述压缩机(50)中压缩的流体喷出到上述外壳(31)内，其特征在于上述旋转式膨胀机(60)所具有的多个旋转机构部(70、80)的排量越大的被布置在距离上述压缩机(50)越远的位置上。
14.根据权利要求12或13所述的流体机械，其特征在于多个旋转机构部(70、80)，各自的叶片(76、86)成为向外壳(71、81)的外周侧退得最多的状态的时期彼此同期。
15.根据权利要求12或13所述的流体机械，其特征在于在旋转式膨胀机(60)中设置有阻碍热从外壳(31)内的流体传向通过该旋转式膨胀机(60)的流体的绝热部件(100)。
全文摘要
本发明公开了一种旋转式膨胀机及流体机械。在旋转式膨胀机(60)中设置排量彼此不同的两个旋转机构部(70、80)。排量较小的第1旋转机构部(70)的流出侧连接在排量较大的第2旋转机构部(80)的流入侧。并且，第1旋转机构部(70)中的第1低压室(74)的容积减少过程，与第2旋转机构部(80)中的第2高压室(83)的容积增大过程同期。高压制冷剂，首先被导入第1旋转机构部(70)的第1高压室(73)，然后，一边膨胀一边通过连通路(64)从第1低压室(74)流入第2高压室(83)。膨胀后的制冷剂从第2旋转机构部(80)的第2低压室(84)向流出接口(35)流出。
文档编号F01C1/356GK1833093SQ20048002284
公开日2006年9月13日 申请日期2004年9月3日 优先权日2003年9月8日
发明者冈本昌和, 森脇道雄, 熊仓英二, 冈本哲也, 鉾谷克己 申请人:大金工业株式会社