(57)【要約】【課題】膨張機の吹き抜けを防止し、膨張機の効率の向上を図る。【解決手段】膨張機のシリンダ（71）には、流入ポート（81）と流出ポート（82）とが形成される。シリンダの内径をＤcとすると、流入ポートの口径Ｄiが、０．０６５×Ｄｃ≦Ｄｉ≦０．１３×Ｄｃの関係を満たすように規定される。【選択図】図８
2009215985.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
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であって、
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膨張機。
【請求項２】
請求項１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膨張機。
【請求項３】
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であって、
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膨張機。
【請求項４】
請求項３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膨張機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
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。
【背景技術】
【０００２】
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。
【０００３】
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。
【０００４】
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。
【特許文献１】特開平８−３３８３５６号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
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。
【０００６】
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。
【０００７】
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。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
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。
【０００９】
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。
【００１０】
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。
【００１１】
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。
【００１２】
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。
【００１３】
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。
【００１４】
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。
【００１５】
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。
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。
【発明の効果】
【００１９】
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。
【００２０】
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。
【００２１】
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。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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（ＣＯ２）が充填されている。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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）。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
〈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。
【００４３】
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。
【００４４】
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。
【００４５】
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。
【００４６】
−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。
【００４７】
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。
【００４８】
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。
【００４９】
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。
【００５０】
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。
【００５１】
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。
【００５２】
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。
【００５３】
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。
【００５４】
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。
【００５５】
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。
【００５６】
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。
【００５７】
−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。
【００５８】
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。
【００５９】
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）。
【００６０】
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。
【００６１】
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。
【００６２】
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。
【００６３】
《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。
【００６４】
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。
【００６５】
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。
【産業上の利用可能性】
【００６６】
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。
【図面の簡単な説明】
【００６７】
【図１】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。
【図２】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。
【図３】図３は、実施形態に係る膨張機構の横断面図である。
【図４】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。
【図５】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。
【図６】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。
【図７】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。
【図８】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。
【図９】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。
【符号の説明】
【００６８】
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
【図１】
2009215985.tif 000003
【図２】
2009215985.tif 000004
【図３】
2009215985.tif 000005
【図４】
2009215985.tif 000006
【図５】
2009215985.tif 000007
【図６】
2009215985.tif 000008
【図７】
2009215985.tif 000009
【図８】
2009215985.tif 000010
【図９】
2009215985.tif 000011