CN101506597A - 冷冻循环装置以及用于该冷冻循环装置的流体机械 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种冷冻循环装置冷冻循环装置(1)，其具有制冷剂循环的制冷剂回路。制冷剂回路依次连接压缩制冷剂的压缩机(2)、使被压缩机(2)压缩的制冷剂散热的散热器(3)、作为动力回收机构的流体压力马达(4)、使由流体压力马达(4)喷出的制冷剂蒸发的蒸发器(5)而成。流体压力马达(4)基本上连续进行吸入制冷剂的行程和喷出制冷剂的行程。

Description

冷冻循环装置以及用于该冷冻循环装置的流体机械

技术领域

本发明涉及一种冷冻循环装置以及用于该冷冻循环装置的流体机械。

背景技术

通常，冷冻循环装置的制冷剂回路形成依次连接压缩制冷剂的压缩机、冷却制冷剂的气体冷却器、使制冷剂膨胀的膨胀阀以及加热制冷剂的蒸发器的结构。在该制冷剂回路的冷冻循环中，在膨胀阀中制冷剂从高压向低压膨胀，在此同时压力降低，这时放出内部能量。制冷剂回路的低压侧(蒸发器侧)和高压侧(气体冷却器侧)之间的压力差越大，放出的内部能量越大，所以冷冻循环的能量效率降低。

鉴于这样的问题，提出有种种在膨胀机中回收放出的制冷剂的内部能量的技术。例如在特开2004—44569号公报中，在用于驱动压缩机的电动机的旋转轴上连接转动式膨胀机的旋转轴而进行能量回收的技术。

图26是在用于驱动压缩机502的电动机506的旋转轴上连接膨胀机504的轴507而进行能量回收的以往的冷冻循环装置501的结构图。

冷冻循环装置501如图26所示，具有依次连接气体冷却器503、膨胀机504、蒸发器505以及压缩机502而成的制冷剂回路。膨胀机504是作为旋转轴具有轴507的转动式或涡旋式的膨胀机。轴507与驱动压缩机502的电动机506连接。轴507的旋转能量(动力)传递给电动机506的旋转轴。因此，在膨胀机504中制冷剂从高压向低压膨胀并与此同时压力降低时放出的内部能量的一部分被转换为轴507的旋转能量而传递给电动机506，作为用于驱动压缩机502的动力的一部分利用。因此，根据冷冻循环装置501能够实现高的能量效率。

另外，在特开昭57—108555号公报中公开有使用不具有固有的比容(膨胀比)的驱动马达而从制冷剂回收能量的技术。图30是表示特开昭57—108555号公报公开的媒介驱动马达的结构和动作原理的图。媒介驱动马达700具有缸体701、在缸体701内旋转的转子702(活塞)、将形成在缸体701和转子702之间的动作室分隔为吸入侧动作室706a和喷出侧动作室706b的叶片705。在缸体701上形成吸入口703以能够使制冷剂吸入吸入侧动作室706a，并且形成喷出口704以能够从喷出侧动作室706b喷出制冷剂。在吸入口703以及喷出口704上不设置阀，但是转子702的形状进行特别设计，以使得制冷剂不会从吸入口703直接向喷出口704抽吸。具体地，转子702的外周面的一部分具有与缸体701的内周面相同的曲率半径。

从制冷剂进行动力回收的技术公开于特开2006—266171号公报中。在特开2006—266171号公报中，提出有连接设于压缩机的吸入侧的副压缩机的旋转轴和转动式膨胀机的旋转轴而进行动力回收的技术。

图27是使用特开2006—266171号公报中记载的膨胀机一体型压缩机608的动力回收型冷冻循环装置601的结构图。如图27所示，冷冻循环装置601具有依次连接副压缩机602、主压缩机603、气体冷却器604、膨胀机605以及蒸发器606而成的制冷剂回路。

图28是膨胀机一体型压缩机608的剖面图。如图28和图27所示，膨胀机一体型压缩机608由具有相互共用的旋转轴607的副压缩机602和膨胀机605构成。因此，由膨胀机605回收的能量经由旋转轴607供给副压缩机602，作为副压缩机602的驱动力利用。因此，根据图27所示的冷冻循环装置601，能够实现高能量效率。

图29是膨胀机605的剖面图。如图29所示，膨胀机605是一体形成活塞611a和叶片611b的摆动型膨胀机。叶片611b上安装有套靴。套靴612上形成有与动作室614连通的微细的制冷剂路径613。在膨胀机605中，叶片611b做往复运动，并且套靴612进行摆动运动。通过该叶片611b的往复运动和套靴612的摆动运动来开闭制冷剂路径613，制冷剂的吸入时刻得以控制。

特开2004—44569号公报和特开2006—266171号公报中公开的膨胀机具有固有的比容(吸入容积和喷出容积之比)。因此，在特开2004—44569号公报和特开2006—266171号公报中公开的膨胀机中，喷出压力根据吸入压力和膨胀机的容积自动决定。但是冷冻循环的高压和低压由动作条件随时变化。因此，产生膨胀机的喷出压力(从膨胀机喷出的制冷剂的压力)与制冷剂循环的低压不一致的情况。例如在膨胀机的喷出压力比冷冻循环的低压低的情况下，产生过膨胀损失，出现膨胀机的制冷剂的内部能量的回收效率降低的问题。

即，上述各文献公开的膨胀机的使用中难以有效率地回收制冷剂内部能量。

另外，图28和图29所示的膨胀机605结构复杂，成本和生产性存在问题。根据膨胀机605，在摆动运动的套靴612上需要形成微细的制冷剂路径613。因此，若使用膨胀机605，则冷冻循环装置的结构变得复杂，容易导致成本增大或生产性降低。

图30所示的媒介驱动马达700，由于没有固有的容积比(容积比为1)，对制冷剂的能量的回收效率难以受到冷冻循环的压力状态的影响。另外，由于结构简单，所以也难以导致成本和生产性的问题。但是，根据该媒介驱动马达700，如图30的行程4和行程5所示，在缸体701内仅形成一个动作室706的状态持续到转子702的旋转角为大约90°的程度，并且从行程5可知，吸入口703和喷出口704两者被转子702关闭的期间持续时间比较长。因此，若媒介驱动马达700作为动力回收机构组装在制冷剂回路中，则制冷剂回路的制冷剂的脉动变得极大，成为噪音和振动发生的原因。另外，也容易产生活塞的润滑不良。

发明内容

本发明是鉴于上述问题而研发的，其目的在于提供一种能够以高能量效率进行运转，并且结构简单的冷冻循环装置。

即，本发明中，

一种冷冻循环装置，其具有制冷剂循环的制冷剂回路，其特征在于：

制冷剂回路具有：

压缩制冷剂的压缩机；

使由压缩机压缩的制冷剂散热的散热器；

基本上连续进行吸入来自散热器的制冷剂的吸入行程和喷出该吸入后的制冷剂的喷出行程的动力回收机构；

使由动力回收机构喷出的制冷剂蒸发的蒸发器。

在另一侧面中，本发明提供一种流体机械，其用于具有制冷剂回路的冷冻循环装置，该制冷剂回路具有：压缩制冷剂的压缩机；使由压缩机压缩后的制冷剂散热的散热器；以及使制冷剂蒸发的蒸发器，

该流体机械设有动力回收机构，该动力回收机构基本上连续进行吸入来自散热器的制冷剂的行程和将该吸入后的制冷剂向所述蒸发器侧喷出的行程。

根据本发明，能够实现以高能量效率进行运转，并且结构简单的冷冻循环装置。

附图说明

图1是第一实施方式的冷冻循环装置的结构图。

图2是表示第一实施方式的压缩机、电动机以及流体压力马达结构的剖面图。

图3是图2的III-III向视图。

图4A是图3的IV-IV向视图。

图4B是表示制冷剂的流动方向的IV-IV向视图。

图5是第一实施方式的流体压力马达的动作原理图。

图6是第一实施方式的冷冻循环装置的冷冻循环的莫里尔线图。

图7是设置有内部热交换器的冷冻循环装置的结构图。

图8是表示第一实施方式的流体压力马达的制冷剂的比容和压力的关系的曲线图。

图9是第二实施方式的冷冻循环装置的结构图。

图10是设有第二实施方式的发电机的流体压力马达的纵剖面图。

图11是设置有变形例1的发电机的流体压力马达的纵剖面图。

图12是表示变形例2的流体压力马达的结构的剖面图。

图13是变形例2的流体压力马达的动作原理图。

图14是第三实施方式的冷冻循环装置的结构图。

图15是图14所示的流体机械的剖面图。

图16是图15的D1-D1向视图。

图17是图15的D2-D2向视图。

图18是流体压力马达的动作原理图。

图19是增压器的动作原理图。

图20是图15的D3-D3向视图。

图21是表示压缩机的概略结构的模式图。

图22是冷冻循环的莫里尔线图。

图23是表示增压器和压缩机的制冷剂的比容和压力的关系的曲线图。

图24A是表示流体压力马达的回收转矩和轴的旋转角的关系的曲线图。

图24B是表示增压器的负载转矩和轴的旋转角的关系的曲线图。

图24C是压力差抵消的原因的说明图。

图25是变形例1的增压器的剖面图。

图26是以往的冷冻循环装置的结构图。

图27是使用图26所示的以往的膨胀机一体型压缩机的动力回收型冷冻循环装置的结构图。

图28是以往的膨胀机一体型压缩机的纵剖面图。

图29是图28的D5-D5向视图。

图30是以往的媒介驱动马达的动作原理图。

图31是以往的转动型流体机械的结构图。

具体实施方式

以下，参照附图说明本发明的实施方式。其中，本发明不限于以下说明的实施方式。另外，各实施方式在不脱离本发明的构思的范围内，又可以相互组合。

<<第一实施方式>>

第一实施方式其特性上目的是：以通常仅对非压缩性的媒介使用的流体压力马达作为动力回收机构适用于使用压缩性的媒介的冷冻循环装置，从而有效地抑制过膨胀损失，提高冷冻循环装置的运转的能量效率。

另外，在本说明书中，所谓“流体压力马达”是指：通过吸入侧的制冷剂的压力(吸入的制冷剂的压力)和喷出侧的制冷剂的压力(马达的喷出口所连接的配管内的制冷剂的压力)之间的压力差旋转，不使吸入的制冷剂体积变化，而开始喷出行程的马达。详细地，流体压力马达是指在吸入的制冷剂的喷出行程开始之前不使制冷剂体积变化的马达。另外，喷出行程开始后，换言之，流体压力马达的内部与低压的喷出路径连通后，流体压力马达的内部减压，制冷剂膨胀。

本说明书中公开的技术对于使用二氧化碳等在高压侧构成超临界状态的制冷剂的冷冻循环装置特别有效。在高压侧使用构成超临界状态的制冷剂的情况下，由散热器的出口的制冷剂的密度和蒸发器的入口的制冷剂的密度之比表示的制冷剂的膨胀率非常小。在这种制冷剂膨胀时有效地放出的能量中，基于压力下降放出的内部能量占据其大部分，而基于比容的增加而放出的内部能量很少，不同情况下可能会比过膨胀损失小。因此，索性放弃基于比容的增加放出的内部能量的回收，采用能够防止过膨胀损失产生的结构，要比尝试回收全部放出的内部能量的结构在能量回收效率上更有利。

另外，在第一实施方式中，作为动力回收机构适用的流体压力马达是基本上连续进行吸入制冷剂的吸入行程和喷出该吸入的制冷剂的喷出行程的马达。具体地，构成为基本上没有同时关闭制冷剂的吸入路径和喷出路径的期间、即基本上在整个期间制冷剂的吸入路径和喷出路径中至少一个开放的结构。

因此，压力脉动的产生得以抑制。因此，构成吸入路径的吸入管等冷冻循环装置的结构部件的破损、转矩变动导致的流体压力马达的旋转的不稳定化、振动和噪音的产生等问题难以形成。另外，“基本上没有同时关闭制冷剂的吸入路径和喷出路径的期间”是指在不产生流体压力马达的转矩变动的程度下包括在瞬间吸入路径和喷出路径同时关闭的情况的概念。

另外，制冷剂回路如下所述使从流体压力马达喷出的制冷剂的至少一部分成为气态而构成。喷出的制冷剂的一部分变为气态，获得压缩性，从而缓和由间歇制冷剂喷出产生的喷出流速引起的水击力。结果，能够使流体压力马达更顺畅地工作，并且能够进一步降低振动和噪音。

以下，参照图1～图8详细说明第一实施方式的结构及其作用效果。

—冷冻循环装置1的概要—

图1是第一实施方式的冷冻循环装置1的结构图。冷冻循环装置1具有依次连接压缩机2、第一热交换器3、流体压力马达4、第二热交换器5而成的制冷剂回路。在第一实施方式中说明在该制冷剂回路中填充在高压侧(从压缩机2经由第一热交换器3到达流体压力马达4的部分)中构成超临界状态的制冷剂(具体地为二氧化碳)的例子。但是，本发明中，制冷剂不限于在高压侧为超临界状态，也可以是在高压侧不构成超临界状态的制冷剂(例如弗利昂类等)。

压缩机2由电动机6驱动，将循环的制冷剂压缩为高温高压。第一热交换器3通过使制冷剂和被加热流体热交换，从而将由压缩机2压缩为高温高压的制冷剂冷却而形成低温高压。流体压力马达4吸入由第一热交换器3形成低温高压的制冷剂，向第二热交换器5侧喷出。流体压力马达4内，吸入的制冷剂的体积直到喷出行程开始没有变化。流体压力马达4的内部与低压的喷出路径连通，当喷出行程开始，则流体压力马达4的内部减压，流体压力马达4内的制冷剂膨胀而成低压。第二热交换器5通过使制冷剂和被冷却流体热交换，从而将由流体压力马达4喷出的低压的制冷剂加热。并且由第二热交换器5加热后的制冷剂吸入压缩机2，由压缩机2压缩并再次形成高温高压。冷冻循环装置1通过反复进行这样的制冷剂的循环(冷冻循环)，从而将外部气体等冷却(制冷)或加热(制热)。

—冷冻循环装置1的具体结构—

图2是表示图1的实施方式的压缩机2、电动机6以及流体压力马达4的结构的剖面图(纵剖面图)。图3是图2的III-III向视图(横剖面图)。图4A是图3的IV-IV向视图(横剖面图)。图5是流体压力马达4的动作原理图，关于轴51的旋转角θ每90°表示流体压力马达4的状态。

如图2所示，在本实施方式中，压缩机2、电动机6以及流体压力马达4一体收纳在密闭容器11的内部，实现了压缩化。

—电动机6以及压缩机2的结构—

在密闭容器11的内部空间11a的中央配置有电动机6。详细地，电动机6由相对于密闭容器11不能够旋转地固定的筒状的定子6b和设于定子6b的内部的相对于定子6b旋转自如的转子6a构成。在转子6a的平面看中央形成有在轴方向贯通的贯通孔。在该贯通孔插入固定从转子6a上下延伸的轴7(压缩机轴)。即，轴7通过驱动电动机6而旋转。

压缩机2为涡旋式的压缩机，配置并固定在密闭容器11的内部空间11a的上部。压缩机2具有固定涡轮32、旋转涡轮33、奥德姆(Oldham)环34、轴承部件35、消音器36、吸入管37、喷出管38。

固定涡轮32安装成相对于密闭容器11不变位。在固定涡轮32的下面形成平面看漩涡状(例如渐开形状等)的盖板(lap)32a。旋转涡轮33与固定涡轮32相对配置，其与固定涡轮32相对的表面上形成有与盖板32a啮合的平面看旋涡状(例如渐开形状等)的盖板33a。在这些盖板32a和33a之间划分形成月牙状的动作室(压缩室)39。另外，旋转涡轮33的周边部接触并支承在以向下侧突出的方式设置的推力轴承32b，以构成固定涡轮32的周边部。

在旋转涡轮33的下面中央部上嵌合插入固定有设于从转子6a延伸的轴7的上端部、且具有与轴7不同的中心轴的偏心部7b。另外，在旋转涡轮33的下侧配置有奥德姆环34。该奥德姆环34限制旋转涡轮33的自转，且通过该奥德姆环34的作用，旋转涡轮33伴随着轴7的旋转而以从轴7的中心轴偏心的状态旋转运动而构成。

伴随着旋转涡轮33的旋转运转，形成在盖板32a和盖板33a之间的动作室39其容积缩小并同时从外侧向内侧移动。由此，从吸入管37吸入动作室39的制冷剂被压缩。并且，被压缩后的制冷剂经由设于固定涡轮32的中央部的喷出孔32c以及消音器36的内部空间36a，从贯通固定涡轮32和轴承部件35而形成的流路40向密闭容器11的内部空间11a喷出。喷出的制冷剂暂时滞留在内部空间11a中。该滞留期间中混入制冷剂的润滑用的油(冷冻机油)由重力或离心力分离。并且，油被分离后的制冷剂从喷出管38向制冷剂回路喷出。

另外，压缩机2若是具有轴7，且以该轴7为中心进行旋转动作的压缩机，则不限于涡旋式的压缩机。例如压缩机2也可以是转动式的压缩机。

—流体压力马达4的结构—

如图2所示，在电动机6的下方配置有流体压力马达4。本实施方式中，说明关于流体压力马达4由转动式的流体压力马达构成的例子。“转动式”包括活塞和叶片由不同部件构成的转动活塞式、和活塞与叶片一体化构成的摆动式两者。另外，流体压力马达4不限于转动式。流体压力马达4例如也可以是涡旋式的流体压力马达。

流体压力马达4具有作为旋转轴的轴51。该轴51在组装时通过接头13与轴7连接，与轴7同步旋转。在轴51的下端部配置有油泵14。通过该油泵14经由设于轴7和51各自上的供油孔7a和51a而对压缩机2和流体压力马达4的轴承、间隙等中供给润滑和密封用的油。

轴51具备偏心部51b，且该偏心部51b具有以与轴51的中心轴不同的中心轴。该偏心部51b与设于偏心部51b的外周上的筒状(具体地为圆筒状)的活塞53嵌合。因此，活塞53随着轴51的旋转而偏心旋转运动。

活塞53其两端由兼作轴51的轴承的第一闭塞部件56和第二闭塞部件57闭塞，配置在具有内周面的缸体52内。轴51贯通缸体52的中心。缸体52的内部空间的中心轴与轴51的中心轴一致。因此活塞53以相对于缸体52的中心轴偏心的状态轴支承在轴51上。并且，如图3所示，在活塞53和缸体52的内周面之间划分形成有基本上容积(总容积)不变的动作室60。

在缸体52的上止点侧(图3中左侧)形成有与缸体52的内部连通的线条状的槽52c。在该槽52c上配置有滑动变位自如配置的板状的分隔部件54。分隔部件54的一端与配置在分隔部件54的后方的弹簧55连接。通过该弹簧55对分隔部件54向活塞53方向施力，分隔部件54的另一端形成总是靠压在活塞53的外周面上的状态。由此，通过活塞53、缸体52、第一闭塞部件56以及第二闭塞部件57将被划分形成的动作室60划分为高压侧的吸入动作室60a和低压侧的喷出动作室60b。

在吸入动作室60a与分隔部件54相邻的部分上，如图2所示，开口吸入路径61。该吸入路径61形成在位于缸体52的上侧的第一闭塞部件56上。吸入路径61与吸入管58连通。经由吸入路径61将制冷剂从吸入管58导向吸入动作室60a。另一方面，在喷出动作室60b的与分隔部件54相邻的部分上开口有喷出路径62。该喷出路径62位于缸体52的下侧，形成在比形成有吸入路径61的第一闭塞部件56更从压缩机2离开的第二闭塞部件57上。喷出路径62与喷出管59连通。经由喷出路径62将制冷剂从喷出动作室60b向喷出管59排出。

如图3所示，吸入路径61相对于吸入动作室60a的开口63(吸入口63)形成为从吸入动作室60a的与分隔部件54相邻的部分向吸入动作室60a的扩宽的方向(图3中逆时针方向)以圆弧状延伸的大致扇形。并且，仅在活塞53位于上止点的瞬间时，吸入口63由缸体52完全闭锁。并且，在除了活塞53位于上止点的瞬间的全部期间，吸入口63的至少一部分变成打开的状态。具体地，在缸体52的半径方向位于外侧的吸入口63的端边63a形成为在平面看沿活塞53位于上止点时的外周面的圆弧状(即与活塞53的外周面相同的半径的圆弧状)。

另外，喷出路径62相对于喷出动作室60b的开口64(喷出口64)形成为从吸入动作室60b的与分隔部件54相邻的部分向喷出动作室60b扩宽的方向(图3中顺时针方向)上以圆弧状延伸的大致扇形。并且，仅在活塞53位于上止点的瞬间时，喷出口64完全由缸体52闭锁。并且，在除了活塞53位于上止点的瞬间的全部期间，喷出口64的至少一部分变为打开的状态。具体地，在缸体52的半径方向位于外侧的喷出口64的端边64a形成为在平面看沿位于上止点时的活塞53的外周面的圆弧状(即与活塞53的外周面相同的半径的圆弧状)。

图31表示以往的转动式流体机械的结构。在该流体机械中，吸入孔720和喷出孔722分别形成在缸体724的内周面。在活塞726位于上止点的瞬间，吸入孔720和喷出孔722没有完全关闭。因此，在该瞬间，流体能够通过动作室728而从吸入孔720向喷出孔722直接喷出。这成为该流体机械作为动力回收机构使用时的效率良好的能量回收的障碍。

相对于此，根据本实施方式，仅在活塞53位于上止点的瞬间，吸入口63和喷出口64两者完全关闭。活塞53从上止点稍转动，则动作室60立刻被划分为吸入动作室60a和喷出动作室60b，吸入口63仅与吸入动作室60a连通，喷出口64仅与喷出动作室60b连通。因此，不能够在设计上实现制冷剂从吸入路径61向喷出路径62的喷出。由此，能够实现高效率的能量回收。

另外，在除了活塞53位于上止点的瞬间以外的全部期间，吸入口63打开，吸入路径61与吸入动作室60a连通，并且喷出口64也打开，喷出路径62与喷出动作室60b连通。即，实现了吸入路径61和喷出路径62同时关闭的期间基本上不存在的结构。因此，如图30所示的以往的媒介驱动马达700所示，难以产生吸入口703和喷出口704两者由转子702封闭的期间长时间持续而引起的问题(主要是脉动的问题)。

另外，“活塞53位于上止点的瞬间”是指分隔部件54最压入槽52c中的瞬间，流体压力马达4变为图5的ST1所示的状态的瞬间。其中，“活塞53位于上止点的瞬间”不限于活塞53严格地位于上止点的瞬间，而可以是包括活塞53位于上止点时左右一定程度的期间。当活塞53位于上止点时的活塞53的旋转角(θ)为0°时，例如在活塞53的旋转角(θ)为0°±5°以内(或者0°±3°)的期间，吸入口63和喷出口64两者被关闭的结构也包含在吸入路径61和喷出路径62被同时关闭的期间基本上不存在的结构中。

另外，在该第一实施方式中，喷出口64的开口面积设定为比吸入口63的开口面积大。吸入口63的开口面积和喷出口64的开口面积之间的关系不特别限定，例如吸入口63和喷出口64可以具有相同的开口面积。

吸入路径61相对于吸入动作室60a的开口部61c如图4A所示，在吸入动作室60a(高压侧的动作室)的扩宽方向延伸而相对于缸体5的轴方向(图4A的上下方向)倾斜形成。另一方面，喷出路径62相对于喷出动作室60b的开口部62c在喷出动作室60b(低压侧的动作室)的扩宽方向上延伸而相对于缸体52的轴方向倾斜形成。另外，如图4A所示，喷出路径62的口径(内径或剖面积)比吸入路径61的口径设定得大。

—流体压力马达4的动作原理—

接着，参照图5说明流体压力马达4的动作原理。另外，在图5中表示ST1～ST4的四个状态的图。ST1为活塞53的旋转角(θ、图5中以逆时针方向为正)为0°、360°、720°时的图。ST2为活塞53的旋转角(θ)为90°、450°时的图。ST3为活塞53的旋转角(θ)为180°、540°时的图。ST4为活塞53的旋转角(θ)为270°、630°时的图。

如图5的ST1所示，活塞53位于上止点时(θ＝0°)，吸入口63和喷出口64都由活塞53打开，动作室60处于不与吸入路径61以及喷出路径62的任一个连通的孤立状态。在该状态下活塞53旋转，随着θ增加，由缸体52的内周面、活塞53的外周面、第一闭塞部件56、第二闭塞部件57以及分隔部件54划分形成的吸入动作室60a重新形成，并且其容积有增大的趋势(ST2～ST4)。随着吸入动作室60a的容积扩大，从第一热交换器3侧供给的低温高压的制冷剂经由吸入路径61流入吸入动作室60a。该吸入行程进行至旋转角(θ)为360°，即活塞53再次位于上止点。

在活塞53再次位于上止点的瞬间，由活塞53关闭吸入口63和喷出口64两者，如ST1所示动作室60孤立。之后进一步使活塞53旋转，从而喷出口64打开，孤立的动作室60此后与喷出路径62连通。这样，仅在活塞53位于上止点的瞬间，动作室60孤立，吸入行程和喷出行程基本上连续进行。吸入的制冷剂在动作室60中不压缩或膨胀，而从动作室60喷出。吸入容积和喷出容积基本上相等。

通过配置在制冷剂回路内的压缩机2的功能，流体压力马达4的第二热交换器5侧比第一热交换器3侧形成为低压。在上述孤立的动作室60与喷出路径62连通而使动作室60构成喷出动作室60b的瞬间，喷出动作室60b内的低温高压的制冷剂被吸引到低压侧。于是，喷出动作室60b内的压力瞬间下降，变为与制冷剂回路的低压侧的压力相等。随着活塞53的旋转角(θ)变大，喷出动作室60b内的制冷剂依次向制冷剂回路的低压侧喷出。然后，在活塞53再次位于上止点时(θ＝720°)，喷出动作室60b消减。与该喷出行程同步，再次形成吸入动作室60a，进行接下来的吸入行程。如以上，从吸入行程开始到喷出行程结束的一连串的行程当活塞53旋转720°时结束。

该流体压力马达4通过高压的吸入动作室60a和低压的喷出动作室60b之间的压力差接受力，由此使活塞53和与活塞53连接的轴51逆时针旋转。轴51的转矩传递给与轴51连接的轴7，在压缩机2中作为用于压缩制冷剂的动力的一部分利用。

—冷冻循环—

接着，参照图6详细说明冷冻循环装置1的冷冻循环。

图6所示的点E为临界点。EL为饱和液线。EG为饱和气线。L_P为通过临界点(点E)的等压线。R_T为通过临界点(点E)的等温线。在图6所示的莫里尔线图上，饱和气线EG右侧且等压线L_P下方区域为气态。饱和液线EL左侧且等温线R_T的下侧的区域为液态。等压线L_P、等温线R_T上侧的区域为超临界态。饱和液线EL右侧且饱和气线EG左侧的区域为气液二相。另外，图6中的ABCD的闭环表示图1所示的动力回收型的冷冻循环。ABCD的闭环中的AB表示压缩机2的制冷剂的状态变化。BC表示第一热交换器3的制冷剂的状态变化。CD表示流体压力马达4的制冷剂的状态变化。DA表示第二热交换器5的制冷剂的状态变化。

在压缩机2中，制冷剂从低温低压的气态(点A)被向高温高压的超临界态(点B)压缩。然后，制冷剂在第一热交换器3中从高温高压的超临界态(点B)冷却至低温高压的液态(点C)。之后，制冷剂在流体压力马达4中从低温高压的液态(点C)经由饱和液(点S)膨胀(压力下降)到气液二态(点D)。在该压力下降(膨胀)的行程中，从点C到点S，制冷剂为非压缩性的液态，所以制冷剂的比容几乎不变化。另一方面，从点S到点D之间会因从液态向气态的变化引起伴随急剧比容变化的压力降低、即伴随膨胀的压力降低。并且，制冷剂在第二热交换器5中被加热，从气液二态(点D)伴随着蒸发的同时向气态(点A)变化。

流体压力马达4的气液二态的压力降低(SD)的压力差与单态(液态)的压力降低(CS)的压力差相比充分小。若点C变为热焓更低侧的点C′，则气液二态的压力降低从SD向S′D′变化，这样的倾向当流体压力马达4的吸入侧的点C越向低热焓侧移动越显著。

然而，制热用和供热水用等利用冷冻循环的高温侧热源的情况下，与利用制冷用等低温侧热源的情况相比，要由第一热交换器3加热的被加热媒介(例如空气或水)的温度变低。因此，点C有向低热焓侧移动的倾向。另外，如图7(电动机6及轴7省略)所示，在压缩机2的吸入侧和流体压力马达4的吸入侧设置内部热交换器18的情况下，要吸入压缩机2的制冷剂和要吸入流体压力马达4的制冷剂进行热交换。于是，如图6所示，点C向点C′移动，点A向点A′移动，冷冻循环形成由A′B′C′D′的闭环确定的状态。因此，在气液二态的压力降低(SD)的压力差变小的倾向比液态的压力降低(CS)的压力差变小的倾向更显著。另外，该倾向作为冷冻循环的制冷剂使用二氧化碳比使用弗利昂或碳化氢的情况更显著。

—作用和效果—

首先，用图8所示例来说明代替以往的膨胀机而使用流体压力马达4作为动力回收机构所得到的作用效果。

图8是表示流体压力马达4的制冷剂的比容和压力的关系。图8中，点C、点D、点S分别与图6的点C、点D、点S对应。另外，图8表示冷冻循环装置1用于供热水机的情况下的计算机模拟的结果。点C的压力为9.77Mpa，温度为16.3℃。点D的压力为3.96MPa。点C和点D之间假定为等热焓。

如图8所示，在作为非压缩性的液态下的压力下降(CS)中，比容保持大致一定而仅压力降低。另外，在气液二态的压力下降(SD)中，由于伴随从液态到气态的态变化，所以比容较大增加。即，液态(CS)的压力下降比气液二态(SD)的压力下降大数倍。

图8的FCSDHG所包围的部分的面积相当于能够从每单位质量的制冷剂回收的动力的理论值。相当于由该FCSDHG包围的部分的面积的理论回收动力W_all通过由FCHG包围的压力下降的回收动力W_P和由CSDH包围的比容的增加形成的回收动力W_e(膨胀的回收动力)的合计表示。在图8所示的模型中，实际上W_p为W_all的大约96％，W_e为W_all的大约4％。因此可知，基于膨胀的回收动力W_e所占理论回收动力W_all极少，其大部分为压力下降的回收动力W_p。

本实施方式中作为动力回收机构使用的流体压力马达4不使吸入的制冷剂膨胀而使其喷出，所以仅能够回收理论回收动力W_all中的回收动力W_p的量。相对于此，作为动力回收机构使用以往的膨胀机的情况下，能够回收理论回收动力W_all的全部，即也回收回收动力W_e。

但是，如上所述，膨胀的回收动力W_e占理论回收动力W_all的比率极少，压力下降的回收动力W_p占其大部分。因此，能够由流体压力马达4回收的动力与以往的膨胀机所能够回收的动力实际上没有很大差距，即使使用流体压力马达4的情况下也能够有效率地回收动力。特别是，在冷冻循环的高压侧制冷剂为超临界态的情况下，利用制热或供热水等高温侧热源的情况下，膨胀的回收动力W_e所占理论回收动力W_all非常少。因此，如本实施方式所示作为动力回收机构即使使用流体压力马达4，也能够实现以高能量效率运转的冷冻循环装置1。

另外，作为动力回收机构使用具有固有的比容的膨胀机的情况下，有可能产生过膨胀损失。相对于此，如本实施方式所示，作为动力回收机构使用流体压力马达4的情况下没有产生过膨胀损失的可能。

若产生过膨胀损失，则相当于在图8中虚线所示的DJI包围的部分的面积的能量作为过膨胀损失丧失。例如，如图8所示，若制冷剂的比容膨胀到为点C的2.0倍的点I时，则制冷剂从点D到点I之间暂时过膨胀到比冷冻循环的低压侧的压力低的压力。之后，在喷出行程的开始时压力上升到冷冻循环的低压即点J，进行直至点G的喷出行程。该制冷剂的过膨胀引起的损失(过膨胀损失W_loss)，在例如图8所示的例子中，相当于理论回收动力W_all的约3％，与相当于W_all的约4％的W_e匹敌。另外，过膨胀所示W_loss的大小根据冷冻循环装置1的运转条件而不同，根据运转条件也有过膨胀损失W_loss与基于膨胀的回收动力W_e相等或构成W_e以上的情况。

这样，理论上即使使用也能够回收W_e的膨胀机构的情况下，实际上因为过膨胀损失，也不能稳定回收如此之大的动力。相对于此，作为动力回收机构使用流体压力马达4的情况下，能够回收理论回收动力W_all的大部分，并且也不会产生因制冷剂的过膨胀所引起的损失W_loss。因此，不关冷冻循环装置1的运转状态，能够稳定回收动力。根据情况不同，能够回收比作为动力回收机构使用以往的膨胀机的情况大的动力。换言之，作为动力回收机构使用流体压力马达4，从而能够进一步提高动力的平均回收效率。

另外，流体压力马达4与以往的膨胀机比较具有简单的结构，所以作为动力回收机构使用流体压力马达4，从而能够降低冷冻循环装置1的成本。另外，也能够降低因滑动部和密封部的摩擦导致的损失和制冷剂的泄漏导致的损失。

另外，在本实施方式中，实际上没有吸入路径61和喷出路径62同时关闭的期间，所以制冷剂向吸入路径61的吸入和制冷剂从喷出路径62的喷出不是断续的，而实际上是连续进行的。另外，在本实施方式的流体压力马达4中，吸入动作室60a的容积以正弦波形状变化，且仅在活塞53位于上止点，吸入动作室60a的容积变化率为零的瞬间，吸入口63关闭。换言之，吸入口63仅在吸入动作室60a所吸入的制冷剂的流速为零的瞬间关闭。另外，喷出动作室60b的容积以正弦波形状变化，且仅在活塞53位于上止点，喷出动作室60b的容积变化率为零的瞬间，喷出口64关闭。换言之，喷出口64仅在喷出动作室60b所喷出的制冷剂的流速为零的瞬间关闭。因此，压力脉动和其引起的水击现象能够倍有效抑制。结果，冷冻循环装置1的构成部件的破损、振动和噪音被抑制。另外，压缩机2的转矩变动也降低，能够进行稳定的冷冻循环装置1的运转。

另外，从流体压力马达4喷出的制冷剂的至少一部分为气态。具体地，从流体压力马达4喷出气液二态的制冷剂。详细地，与喷出行程的开始同时，制冷剂减压，一部分制冷剂从液态变化为气态，从而变为气液二态。因此，即使在本实施方式中，由于制冷剂的喷出瞬间停止，所以产生若干水击力。但是，喷出的气态的制冷剂成为缓冲，该水击力被缓和。因此，流体压力马达4的动力能够变得更顺滑。另外，能够进一步降低振动和噪音。

如图31所说明那样，在缸体724的内周面上形成吸入口720和喷出口722的结构中，在活塞726位于上止点的瞬间，不能够完全闭锁吸入口720和喷出口722两者。相对于此，本实施方式中，吸入口63形成在第一闭塞部件56上，喷出口64形成在第二闭塞部件57上。因此，在活塞53位于上止点的瞬间，吸入口63和喷出口64两者完全被闭锁，能够有效抑制从吸入口63向喷出口64的抽吸。结果，能够实现有效率的动力回收，能够实现以更高的效率进行运转的冷冻循环装置1。

另外，吸入口63也可以形成在第二闭塞部件57上，喷出口64也可以形成在第一闭塞部件56上。换言之，吸入路径61也可以形成在第二闭塞部件57上，喷出路径62也可以形成在第一闭塞部件56上。另外，吸入口63和喷出口64两者也可以形成在第一闭塞部件56或第二闭塞部件57上。换言之，吸入路径61和喷出路径62两者也可以形成在第一闭塞部件56或第二闭塞部件57上。通过这样的结构也能够得到与上述相同的效果。

另外，活塞53位于上止点的瞬间，能够完全关闭吸入口63和喷出口64两者的结构通过如下实现：将在缸体52的半径方向位于外侧的吸入口63的端边63a形成为平面看沿着当活塞53位于上止点时的外周面的圆弧状，并且将在缸体52的半径方向位于外侧的喷出口64的端边64a形成为在平面看沿着当活塞53位于上止点时的外周面的圆弧状。

本实施方式中，如参照图4A所说明，开口部61c沿着吸入动作室60a的扩宽方向延伸而相对于缸体52的轴方向倾斜形成。换言之，吸入路径61与吸入动作室60a的连接部分即开口部61c以随着接近吸入动作室60a而远离包含轴51的中心轴和与分隔部件54的长度方向平行的中心线的基准面BH的方式在第一闭塞部件56的内部倾斜延伸。由此，如图4B虚线箭头所示，能够减小制冷剂吸入吸入动作室60a时的制冷剂的流动方向的变化，制冷剂顺畅吸入吸入动作室60a。这样，能够抑制因制冷剂的吸入行程中制冷剂的流动方向急剧变化引起的压力损失，能够提高动力回收的效率。

同样地，开口部62c也在喷出动作室60b的展开的方向上延伸而相对于缸体52倾向形成。换言之，喷出路径62与喷出动作室60b的连接部分即开口部62c，以随着远离喷出动作室60b而越接近包含与轴51的中心轴和与分隔部件54的长度方向平行的中心线的基准面BH的方式在第二闭塞部件57的内部斜向延伸。由此，如图4B虚线箭头所示，能够减小制冷剂从喷出动作室60b喷出时的制冷剂的流动方向的变化，制冷剂从喷出动作室60b顺畅地喷出。这样，能够抑制因制冷剂的喷出行程中制冷剂的流动方向急剧变化导致的压力损失，能够提高动力回收的效率。

另外，吸入路径61形成在第一闭塞部件56上，另一方面，喷出路径62形成在与第一闭塞部件56不同的第二闭塞部件57上，从而防止在平面看比较接近的吸入路径61和喷出路径62的干涉，提高设计自由度。该结构，如参照图4A进行说明所示，当吸入路径61和喷出路径62相对于缸体52的轴倾斜形成时特别有效。

另外，位于内部的制冷剂的温度比较高的吸入路径61形成在接近压缩机2的第一闭塞部件56上，位于内部的制冷剂的温度比较低的喷出路径62形成在从压缩机2离开的第二闭塞部件57上。因此，能够将从压缩机2向流体压力马达4的热移动抑制在最小限。因此，能够有效抑制第一热交换器3和第二热交换器5中的热交换量减少，冷冻循环的COP降低。

在本实施方式中，喷出路径62的开口面积比吸入路径61的开口面积大。换言之，喷出口64的开口面积设定为比吸入口63的开口面积大。喷出的制冷剂比吸入的制冷剂具有更大的比容，所以喷出制冷剂时的压力损失比吸入制冷剂时的压力损失大。若形成增大喷出口64的结构，则喷出制冷剂时的压力损失能够被有效降低，能够组合降低制冷剂的压力损失。因此，能够进一步提高动力回收的效率。

从更有效抑制从流体压力马达4喷出制冷剂时的压力损失的观点看，也可以设置多个喷出口64。另外，从相同观点出发看，如参照图4A所说明那样，使喷出路径62的口径比吸入路径61的口径大也是有效的。

另外，在本实施方式中，采用不设有阀机构那样的吸入机构的1缸体的转动式的流体压力马达4。由此，与使用以往的具有涡旋式膨胀机或多段转动式膨胀机、吸入机构的1缸体的转动式膨胀机构等的情况相比能够以简单的结构回收动力。因此，在能够实现低成本的同时，并且能够通过降低因机械的滑动部减少引起的摩擦损失而能够提高机械效率。另外，另外，转动式压缩机的部件的流动使用容易，也能够期待进一步的成本降低。

<<第二实施方式>>

在上述的第一实施方式中，说明了流体压力马达4的轴51与电动机6的轴7连接，通过流体压力马达4回收的能量直接供给压缩机2的例子。但是，本发明不限于此，例如也可以将由流体压力马达4回收的能量暂时转换为电能。在第二实施方式中，说明了这样的结构例。另外，在本实施方式中的说明中，图3与上述第一实施方式共通参照。另外，具有基本上相同功能的结构要素使用与上述第一实施方式共通的附图标记进行说明，其说明省略。其中，如以下详述，在本实施方式中，制冷剂向流体压力马达4的吸入方向可变构成，所以吸入管58作为第一连接管58、喷出管59作为第二连接管59，吸入路径61作为第一路径61，喷出路径62作为第二路径62说明。

图9是第二实施方式的动力回收式的冷冻循环装置8的结构图。图10是具有第二实施方式的发电机15的流体压力马达4的纵剖面图。

如上所述，本实施方式中的冷冻循环装置8在流体压力马达4的轴51和电动机6的轴7不连接的方面与上述第一实施方式的冷冻循环装置1不同。本实施方式中，如图9和图10所示，流体压力马达4的轴51与发电机15不同。

具体地，如图10所示，发电机15与流体压力马达4一起收纳在密闭容器16内，实现压缩化。发电机15具有不能够转动且不能够变位地安装座密闭容器16上的圆筒状的定子15b。在定子15b的内部，具有比定子15b的内径小些许的外径的圆筒状的转子15a能够转动地相对于定子15b配置。在转子15a的内部中不能够转动且不能够上下移动地插入固定流体压力马达4的轴51。然后，驱动流体压力马达4，伴随着轴51的旋转，转子15a相对于定子15b相对旋转，由此形成发电的构造。另外，该发电机15在轴51顺时针旋转的情况和逆时针旋转的情况下都能够发电。

在图9和图10中没有图示，但是发电机15与向驱动压缩机2的电动机6的供电线电气连接，由发电机15发电的电力供给电动机6，作为驱动压缩机2的动力的一部分使用。

如图9所示，在本实施方式中，在制冷剂回路内，设有作为能够切换被压缩的制冷剂的流向的切换机构的四通阀9。因此，能够改变由压缩机2压缩并挤出的制冷剂的流向。

具体地，在四通阀9上连接压缩机2的吸入口(吸入管37)以及喷出口(喷出管38)、和第一热交换器3、第二热交换器5。并且，通过操作四通阀9，从而能够切换将压缩机2的喷出口与第一热交换器3连接，另一方面，使压缩机2的吸入口与第二热交换器5连接的第一连接状态(图9中实线所示的连接状态)、和将压缩机2的喷出口与第二热交换器5连接，另一方面，将压缩机2的吸入口与第一热交换器3连接的第二连接状态(图9中虚线所示的连接状态)。

在第二连接状态中，由压缩机2压缩并形成高温高压的制冷剂供给第二热交换器5。这种情况下，第二热交换器5起到作为气体冷却器(散热器)的功能。制冷剂在第二热交换器5中被冷却，并形成低温高压。形成低温高压的制冷剂从流体压力马达4的第二连接管59经由第二路径62而流入动作室60。动作室60内的制冷剂经由第一路径61而从第一连接管58向第一热交换器3侧喷出。并且，在第一热交换器3中被加热而气化的制冷剂再次发挥压缩机2。因此，在该第二连接状态下，与第一连接状态相反方向上使轴51旋转。

在第一连接状态中，与上述第一实施方式同样地，第一热交换器3起到作为气体冷却器(散热器)的功能，第二热交换器5起到作为蒸发器的功能。另一方面，在第二连接状态中，与上述第一实施方式相反，第一热交换器3起到作为蒸发器的功能，第二热交换器5起到作为气体冷却器(散热器)的功能。因此，根据该第二实施方式的冷冻循环装置8，例如能够进行制冷制热装置等的冷却(制冷)和加热(制热)两者。

如以上，若从第一连接状态向第二连接状态进行切换连接状态，则压缩机2的轴7的旋转方向不变化，但是流体压力马达4的轴51的旋转方向变化，轴7和轴51的旋转方向相反。因此，如第一实施方式所示，在流体压力马达4的轴51与压缩机2的轴7连接，总是使轴7和轴51连动而旋转的结构中，不能够切换第一连接状态和第二连接状态。因此，在第一实施方式中，仅通过导入一个四通阀9，不能够改变由压缩机2压缩的制冷剂的流向。

相对于此，如本实施方式所示，轴7和轴51独立旋转构成的情况下，也能够使轴7和轴51相互逆向旋转。即，通过形成设置四通阀9的同时，将轴51与发电机15连接而发电的结构，而能够回收动力，并能够实现可进行冷却(制冷)和加热(制热)两者的制冷制热装置(制冷制热空调等)。

另外，在具有固有容积比的膨胀机中，需要在使动作室的容积扩大的方向上流动制冷剂，不能在逆方向上流动制冷剂。因此，仅通过将膨胀阀转换为膨胀机，不能够实现可切换本实施方式那样的多个连接状态。相对于此，在流体压力马达中，由于制冷剂的流向确定，所以如上所述仅将流体压力马达用于替换膨胀阀，就能够容易实现能够高效率回收内部能量的制冷制热空调等。另外，还有用于切换制冷剂的流通方向的四通阀仅有一个就足够的优点。

以上，作为第一和第二实施方式，说明将一个缸体的转动式的流体压力马达作为动力回收机构使用的例子。但是，切换第一状态和第二状态的切换机构不限于四通阀，例如也能够使用桥电路等。

另外，流体压力马达不限于该结构，例如也可以为多缸体的转动式的流体压力马达。另外，也可以是转动式以外的方式的流体压力马达例如涡旋式流体压力马达。

在以下的变形例1中，说明作为第二实施方式的变形例使用2缸体的转动式流体压力马达的例子。另外，在变形例2中，能够替代第一和第二实施方式所说明的转动式的流体压力马达的涡旋式的流体压力马达。另外，以下的变形例1的说明中，图9与上述第二实施方式共通参照。另外，具有基本上相同功能的结构要素以与上述第一和第二实施方式共通的附图标记进行说明，其说明省略。

<<变形例1>>

图11是具有变形例1的发电机15的流体压力马达4a的纵剖面图。流体压力马达4a是具有两个缸体52a和52b的2缸体型。

本实施例1中，在轴51上设有两个偏心部51b1和51b2。偏心部51b1上以偏心的状态安装有活塞53a。活塞53a收纳在由闭塞部件56a和57a闭塞两端的缸体52a中。由活塞53a、闭塞部件56a、闭塞部件57a以及缸体52a划分形成动作室60c。动作室60c被由弹簧55a向活塞53a方向施力的分隔部件54a划分为两个空间(吸入动作室和喷出动作室)。

另一方面，在偏心部51b2上以偏心的状态安装有活塞53b。活塞53b收纳在由闭塞部件56b(与闭塞部件57a共通)和57b闭塞两端的缸体52b中。由活塞53b、闭塞部件56b、57b以及缸体52b划分形成动作室60d。动作室60d通过由弹簧55b而在活塞53b方向上施力的分隔部件54b划分成两个空间(吸入动作室以及喷出动作室)。

在闭塞部件56a上形成有第一路径61。该第一路径61连接在一端与第一热交换器3连接的第一连接管58的另一端连接。另外，第一连接61与由上述分隔部件54a划分为两个的动作室60c的一方以及又上述分隔部件54b划分为两个的动作室60d的一方连通。

在闭塞部件57a上形成有第二路径62a。该第二路径62a连接在一端与第二热交换器5连接的第二连接管59a的另一端连接。另外，第二路径62a与由上述分隔部件54a划分为两个动作室60c的另一方连通。另一方面，在闭塞部件57b上形成有第二路径62b。该第二路径62b与第二连接管59b连接。另外，第二路径62b与由上述分隔部件54b划分为两个的动作室60d的另一方连通。另外，第二连接管59b与第二连接管59a一起连接在第二热交换器5上。

在参照图9说明的第一连接状态上，如图11中实线箭头所示，来自第一热交换器3的制冷剂从第一连接管58经由第一路径61供给两个动作室60c以及60d。并且，动作室60c内的制冷剂经由第二路径62a从第二连接管59a向第二热交换器5侧喷出。另外，动作室60d内的制冷剂经由第二路径62b从第二连接管59b向第二热交换器5侧喷出。第二连接状态下，在虚线箭头所示的方向上流动制冷剂。

这样，变形例1的流体压力马达4a在由上述分隔部件54a而划分为两个的动作室60c的一方以及由上述分隔部件54b划分为两个的动作室60d的一方两者上连通共通的第一路径61而构成。其中，也可以在动作室60c和60d各自上连通不同的第一路径而构成。即，也可以在各动作室上设置专用的第一路径。

在该变形例1中，多个活塞53a、53b使各上止点等间隔位于轴51的旋转方向上而配置。具体地，两个活塞53a、53b以各上止点等间隔位于轴51的旋转方向上而相对配置。因此，活塞53a的相位和活塞53b的相位相互错开1/2周期。

根据上述结构，由活塞53a和53b能够相互抵消转矩变动。因此，流体压力马达4a的旋转更稳定，能够降低振动和噪音。特别是，在流体压力马达中，由于喷出行程开始时制冷剂压力从吸入压力刀喷出压力急剧变化，所以与具有膨胀行程的膨胀机相比，喷出的振动和噪音容易变大，因此，如变形例1所示形成2缸体而起到的效果是显著的。

另外，缸体也可以设置3个以上。这种情况下，优选配置成各自的上止点等间隔位于轴51的旋转方向上。具体地，设置三个缸体的情况下，优选相互错开120°配置。

<<变形例2>>

本变形例2中，参照图12和图13说明涡旋式的流体压力马达的结构例。另外，在本实施例2的说明中，基本上具有相同功能的结构要素使用上述第一和第二实施方式以及变形例1共用的附图标记进行说明，其说明省略。

—涡旋式的流体压力马达4b的结构—

如图12所示，流体压力马达4b具有旋转涡轮71、固定涡轮72、奥德姆环34a、轴承部件35a、吸入管73、喷出管74。

固定涡轮72不能变位且不能旋转地相对于密闭容器16安装。在固定涡轮72的上面形成有渐开形状的卷片72a。另一方面，旋转涡轮71与固定涡轮72相对配置，在与该固定涡轮72相对的表面上形成与卷片72a啮合的渐开形状的卷片71a。通过这些卷片72a和71a划分形成动作室75。

在旋转涡轮71的上部中央部嵌合插入固定设置轴51的下端部上的具有与轴51不同中心轴的偏心部。另外，在旋转涡轮71的上侧配置有奥德姆环34a。该奥德姆环34a限制旋转涡轮71的自转，通过该奥德姆环34a的功能使得旋转涡轮71伴随轴51的旋转而以相对于轴51的中心轴偏心的状态旋转运动而构成。

在固定涡轮72上形成有开闭自如地开设在动作室75的平面看的中央部上并且连接在与密闭容器16外的吸入管73连接的吸入路径72b。经由该吸入路径72b将制冷剂吸入动作室75内。

—涡轮式的流体压力马达4b的动作原理—

接着，参照图13说明流体压力马达4b的动作原理。另外，在图13中表示S1～S4的四个状态的图。轴51的旋转角由φ表示，以S1所示的状态为φ＝0°进行说明。

在S1所示的状态下，卷片72a的始端接触卷片71a的内周面，卷片71a的始端接触卷片72a的内周面。通过固定涡轮72和旋转涡轮71来形成与吸入路径72b连通的吸入动作室75a。

随着旋转涡轮71旋转，旋转角φ变大，旋转涡轮71和固定涡轮72的触点P1和P2向外侧移动，从吸入路径72b吸入制冷剂，并同时吸入动作室75a的容积扩大(参照吸入行程：S2～S4)。

然后当再次返回S1所示的状态时，即φ＝360°时吸入形成完成。详细地，触点P1位于固定涡轮72的卷片72a的终端，另一方面触点P2位于旋转涡轮71的卷片71a的始端。并且，如S1所示，旋转涡轮71和固定涡轮72在触点P1和P2内侧的触点P3和P4上也接触。由此，吸入动作室75a与吸入路径72b遮断，形成月牙状的孤立的两个动作室75b。

旋转角φ超过360°，则触点P1和P2消灭。即，旋转涡轮71的卷片71a的终端从固定涡轮72的卷片72a离开，另一方面，固定涡轮72的卷片72a的终端从旋转涡轮71的卷片71a离开。由此，孤立的两个动作室75b各自与喷出管74连通，形成喷出动作室75。并且，随着旋转角Φ从360°继续增大，喷出动作室75c的容积减少，随着喷出动作室75c内的制冷剂从喷出管74喷出(喷出行程)。

如以上说明，仅在φ＝0°的瞬间，旋转涡轮71和固定涡轮72在触点P1～P4这四个点上接触，动作室孤立。此外的期间，旋转涡轮71和固定涡轮72仅在触点P1和触点P2这两点上接触，吸入动作室75a总是与吸入路径72b连通，另一方面喷出动作室75b总是与喷出管74连通。通过这样的结构，实现涡旋式的流体压力马达4b。

即使在本变形例2中说明的涡旋式的流体压力马达4b作为冷冻循环装置的动力回收机构使用的情况下，与在上述实施方式中说明的转动式的流体压力马达的情况同样地能够实现有效率的动力回收。这样，能够实现以高的能效运转的冷冻循环装置。

另外，本实施例2中说明的涡旋式的流体压力马达4b，与上述第一、二实施方式说明的转动式的流体压力马达4同样地，制冷剂流动的方向未被决定。即，涡旋式的流体压力马达4b也能够替换吸入口和喷出口进行运转。因此，也能够替换第二实施方式的流体压力马达4，而使用本实施例2的流体压力马达4b。

《第三实施方式》

本实施方式，在蒸发器和压缩机之间配置由流体压力马达构成的增压器，将该增压器通过由流体压力马达构成的动力回收机构回收的动力驱动。这样，通过在冷冻循环装置上配置动力回收机构和通过由该动力回收机构回收的动力驱动的增压器，从而能够提高冷冻循环装置的能效。另外，通过由与压缩机和膨胀机比较相对较简单的结构的流体压力马达构成增压器和动力回收机构两者，从而能够简单且廉价地行程冷冻循环装置的结构。本实施方式中使用的流体压力马达和前面的实施方式说明的流体压力马达的基本结构是共通的。

以下，参照图14～图15来说明本实施方式中的冷冻循环装置。

—冷冻循环装置101的概要—

图14是实施方式的冷冻循环装置101的结构图。冷冻循环装置101设有包括压缩机103、气体冷却器104、动力回收机构105、蒸发器106、增压器102的制冷剂回路109。填充在制冷剂回路109中的制冷剂例如是二氧化碳或氟代烃。在使用如二氧化碳这样在冷冻循环的高压侧构成超临界状态的制冷剂的情况下，如前所述，是能够发挥本发明特有优秀的效果的。

压缩机103具有压缩机构103a(压缩机主体)、与压缩机构103a连接的电动机108、收纳压缩机构103a和电动机108的壳体160。压缩机构103a由电动机108驱动。压缩机构103a将在制冷剂回路109内循环的制冷剂压缩为高温高压。压缩机构103a例如可以是涡旋式压缩机，也可以是转动式压缩机。

气体冷却器(散热器)104与压缩机103连接。气体冷却器104使由压缩机103压缩的制冷剂散热。换言之，气体冷却器104将由压缩机103压缩的制冷剂冷却。由气体冷却器104冷却的制冷剂变位低温高压。

动力回收机构105与气体冷却器104连接。动力回收机构105由流体压力马达构成。具体地，动力回收机构105基本上连续进行吸入来自气体冷却器104的制冷剂的行程和将该吸入的制冷剂喷出的行程。即，动力回收机构105吸入由气体冷却器104变为低温高压的制冷剂，基本上不发生体积变化而向蒸发器106侧喷出。在此，通过压缩机103隔着动力回收机构105而使气体冷却器104侧变为比较高的高压，蒸发器106侧变为比较低的低压。因此，被动力回收机构105吸收的制冷剂当从动力回收机构105喷出时膨胀，形成低压。

蒸发器106与动力回收机构105连接。蒸发器106将来自动力回收机构105的制冷剂加热并蒸发。

增压器102配置在蒸发器106和压缩机103之间。增压器102由轴12与动力回收机构105连接。增压器102通过由动力回收机构105回收的动力驱动。增压器102与动力回收机构105同样地由流体压力马达构成。增压器102基本上连续进行吸入来自蒸发器106的制冷剂的行程和将该吸入的制冷剂向压缩机103侧喷出的行程。增压器102吸入来自蒸发器106的制冷剂，基本上没有发生体积变化而向压缩机103侧喷出。来自蒸发器106的制冷剂从增压器102喷出从而被预备升压。预备升压的制冷剂被压缩机103压缩并再次变为高温高压。

—冷冻循环装置101的具体结构—

—流体机械110—

如图15所示，动力回收机构105和增压器102构成一个流体机械110。流体机械110具有被冷冻机油充满的密闭容器111。动力回收机构105和增压器102配置在该密闭容器111内。由此，实现冷冻循环装置101的压缩化。

(动力回收机构105的结构)

动力回收机构105配置在密闭容器111的下部。另外，本实施方式中，说明了关于动力回收机构105由转动式的流体压力马达构成的例子。其中，动力回收机构105可以由转动式以外的流体压力马达例如图12所示的涡旋式的流体压力马达构成。

动力回收机构105具有第一密闭部件115和第二密闭部件113。第一闭塞部件115和第二闭塞部件113相对设置。在第一闭塞部件115和第二闭塞部件113之间配置有第一缸体22。第一缸体22具有大致圆筒形的内部空间。该第一缸体22的内部空间由第一闭塞部件115和第二闭塞部件113闭塞。

轴12在第一缸体22的轴方向上在第一缸体22内贯通。轴12配置在第一缸体22的中心轴上。轴12由上述第二闭塞部件113和后述的第三闭塞部件114支承。轴12上形成在轴方向上被轴12贯通的供油孔12a。经由该供油孔12a将密闭容器111内的冷冻机油供给增压器102和动力回收机构105的轴承或间隙等中。

第一活塞21配置在第一缸体22的内周面和第一闭塞部件115和第二闭塞部件113划分形成的大致圆筒形的内部空间内。第一活塞21以相对于轴12的中心轴偏心的状态嵌入轴12。具体地，轴12具备与轴12的中心轴具有不同的中心轴的偏心部12b。在该偏心部12b上嵌入筒形状的第一活塞21。因此，第一活塞21相对于第一缸体22的中心轴偏心。因此，第一活塞21伴随轴12的旋转而偏心旋转运动。

通过该第一活塞21和第一缸体22的内周面和第一闭塞部件115和第二闭塞部件113在第一缸体22内划分形成第一动作室23(同时参照图16)。第一动作室23即使第一活塞21与轴12一起旋转，其容积实际上也不变。

如图16所示，在第一缸体22上形成有在第一动作室23开口的线条状的槽22a。该线条槽22a上滑动自如地插入板状的第一分隔部件24。第一分隔部件24和线条槽22a的底部之间配置有施力机构25。通过该施力机构25，第一分隔部件24朝向第一活塞21的外周面靠压。由此，第一动作室23被划分为两个空间。具体地，第一动作室23被划分为高压侧的吸入动作室23a和低压侧的喷出动作室23b。

另外，施力机构25例如能够由弹簧构成。具体地，施力机构25可以是压缩盘簧。

另外，施力机构25也可以是作为的气体弹簧等。即，也可以是第一分隔部件24当在第一分隔部件24的背面空间的体积缩小的方向上滑动时，其背面空间内的压力设定为比第一动作室23的压力高，通过该压力差相对于第一分隔部件24作用向第一活塞21方向的靠压力。例如，也可以以第一分隔部件24的背面空间作为密闭空间，背面空间的体积通过第一分隔部件24的后退而减少时，对第一分隔部件24施加反作用力。当然，施力机构25也可以由压缩盘簧和气体弹簧等多种弹簧构成。另外，第一动作室23的压力是所谓的吸入动作室23a的压力和喷出动作室23b的压力的平均压力。背面空间是指形成在第一分隔部件24的后端和线条槽22a的底部之间的空间。

在吸入动作室23a的与第一分隔部件24相邻的部分上，如图16所示，开设吸入路径27。如图15所示，该吸入路径27形成在位于第一缸体22的下侧的第二闭塞部件113。如图15所示，吸入路径27与吸入管28连通。图14所示的来自气体冷却器104的高压的制冷剂经由吸入管28和吸入路径27导向吸入动作室23a。

吸入路径27(第一吸入路径)相对于吸入动作室23a的开口(吸入口)26形成在吸入动作室23a从吸入动作室23a与第一分隔部件24相邻的部分扩宽的方向上以圆弧状延伸的大致扇形。吸入口26仅当第一活塞21位于上止点上时，由第一活塞21完全闭锁。并且，在除了第一活塞21位于上止点的瞬间除外的全部期间，吸入口26的至少一部分露出吸入动作室23a。具体地，在平面看，吸入口26的外侧端边26a形成沿着位于上止点的第一活塞21的外周面的圆弧状。换言之，外侧端边26a形成与第一活塞21的外周面大致相同的半径的圆弧状。

另一方面，在喷出动作室23b的与第一分隔部件24相邻的部分上开设喷出路径30(第一喷出路径)。如图15所示，该喷出路径50也与吸入路径27同样地，形成在第二闭塞部件113上。喷出路径30与喷出管31连通(参照图15)。由此，喷出动作室23b内的制冷剂经由喷出路径30和喷出管31而向蒸发器106侧喷出。另外，在图15中，喷出管31相对于吸入管28位于纸面背面侧，所以并用附图标记31和附图标记28，但是该记载并不意味着吸入管28和喷出管31由共用的管构成。

喷出路径30的相对于喷出动作室23b的开口(喷出孔)29形成从喷出动作室23b的与第一分隔部件24相邻的部分向喷出动作室23b的扩展的方向以圆弧状延伸的大致扇形。喷出孔29仅当第一活塞21位于上止点时，由第一活塞21完全闭锁。并且，在除了第一活塞21位于上止点的瞬间外的整个期间，喷出孔29的至少一部分露出喷出动作室23b。具体地，在平面看，关于第一缸体22的半径方向而位于外侧的喷出孔29的外侧端边29a形成沿着位于上止点的第一活塞21的外周面的圆弧状。换言之，外侧端边29a形成与第一活塞21的外周面大致相同的半径的圆弧状。

这样，动力回收机构105具有与前面的实施方式所说明的转动式的流体压力马达大致相同的结构。关于上止点，也如第一实施方式所说明那样。

如上所述通过形成吸入路径27和喷出路径30，从而如图18左上图(ST1)所示，仅在第一活塞21位于上止点的瞬间，吸入口26和喷出口29两者完全关闭。即，第一动作室23形成一个的瞬间，吸入口26和喷出口29两者完全关闭。更详细地，在吸入动作室23a与喷出路径30连通的瞬间之前，吸入动作室23a与吸入路径27连通。并且，吸入动作室23a与喷出路径30连通，吸入动作室32a构成喷出动作室23b的瞬间以后，吸入口26被第一活塞21关闭。因此，抑制从吸入路径27向喷出路径30的制冷剂的抽吸。因此，实现高效率的动力回收。

另外，从完全禁止制冷剂从吸入路径27向喷出路径30抽吸，优选在第一活塞21位于上止点的瞬间，吸入口26和喷出口29两者关闭。其中，即使在第一活塞21位于上止点的瞬间，仅吸入口26和喷出口29的一方关闭的情况下，吸入口26关闭的时刻和喷出口29关闭的时刻之差构成轴12的旋转角，若小于10°左右，则在吸入路径27和喷出路径30之间基本上不产生抽吸。即，吸入口26关闭的时刻和喷出口29关闭的时刻之差构成轴12的旋转角，通过将其设定为小于10°左右，从而能够抑制制冷剂从吸入路径27向喷出路径30抽吸。这与第一实施方式和第二实施方式也是共通的。

如上所述，吸入动作室23a总是与吸入路径27连通。另外，喷出动作室23b总是与喷出路径30连通。换言之，在动力回收机构105中，基本上连续进行吸入制冷剂的行程和喷出该吸入的制冷剂的行程。因此，吸入的制冷剂基本上不发生体积变化而通过动力回收机构105。

(动力回收机构105的动作)

图18是动力回收机构105的动作原理图，表示ST1～ST4的四个状态的图。从图18和图5的对比可明确，关于动力回收机构105的动作原理，能够援用第一实施方式的流体压力马达的说明。

当第一活塞21旋转，吸入口26打开，则如图18(ST2～ST4)所示，通过从吸入口26流入的高压的制冷剂增大吸入动作室23a的容积。伴随着该吸入动作室23a的容积扩大，施加给第一活塞21的旋转力矩构成轴12的旋转驱动力的一部分。

从动力回收机构105看，蒸发器106侧比气体冷却器104侧更低压。喷出动作室23b内的低温高压的制冷剂吸入蒸发器106侧，从喷出动作室23b向喷出路径30喷出。当喷出动作室23b和喷出路径30连通，开始喷出行程，则制冷剂的比容急增。通过该制冷剂的喷出行程使得施加给第一活塞21的旋转力矩也构成轴12的旋转驱动力的一部分。即，轴12通过高压的制冷剂向吸入动作室23a的流入和喷出行程的制冷剂的吸引而旋转。并且，该轴12的旋转力矩如后详述，作为增压器的动力利用。

(增压器102的结构)

如图15所示，增压器102在密闭容器111内，配置在动力回收机构105的上方。这样将比较高温的增压器102配置在比较低温的动力回收机构105上方，从而能够抑制增压器102和动力回收机构105之间的热交换。其中，也可以将增压器102配置在动力回收机构105的下方。

增压器102通过轴12而与动力回收机构105连接。本实施方式中，说明了增压器102由转动式的流体压力马达构成的例子。其中，增压器102也可以由转动式以外的流体压力马达例如图12所示的涡旋式的流体压力马达构成。

增压器102的基本结构与上述动力回收机构105大致相同。具体地，增压器102如图15所示，具有第一闭塞部件115和第三闭塞部件114。第一闭塞部件115是增压器102和动力回收机构105的共通的结构部件。第一闭塞部件115和第三闭塞部件114相互对立。具体地，第三闭塞部件114与第一闭塞部件115的与第二闭塞部件113相对的面的相反侧的面相对。在第一闭塞部件115和第三闭塞部件114之间配置有第二缸体42。第二缸体42具有大致圆筒形的内部空间。该第二缸体42的内部空间通过第一闭塞部件115和第三闭塞部件114闭塞。

轴12在第二缸体42的轴方向上贯通第二缸体42内。轴12配置在第二缸体42的中心轴上。第二活塞41配置在由第二缸体42的内周面和第一闭塞部件115和第三闭塞部件114划分形成的大致圆筒形的内部空间内。第二活塞41以相对于轴12的中心轴偏心的状态下嵌入轴12上。具体地，轴12具有与轴12的中心轴不同的中心轴的偏心部12c。在该偏心部12c上嵌入筒状的第二活塞41。因此，从而活塞41相对于第二缸体42的中心轴偏心。因此，从而活塞41伴随轴12的旋转而偏心旋转运动。

另外，安装有第二活塞41的偏心部12c在与安装有第一活塞21的偏心部12b大致相同的方向上偏心。因此，在本实施方式中，第一活塞21相对于第一缸体22的中心轴的偏心方向和第二活塞41相对于第二缸体42的中心轴的偏心方向相互大致相同。

通过该第二活塞41和第二缸体42的内周面和第一闭塞部件115和第三闭塞部件114，在第二缸体42内划分形成第二动作室43(也参照图17)。第二动作室43即使第二活塞41与轴12一起旋转，容积基本上也不变化。另外，“大致相同”不仅是完全相同的情况，一百块具有±2～3°程度的误差的情况。

如图17所示，在第二缸体42上形成有在第二动作室43上开口的线条形的槽42a。该线条槽42a上滑动自如地插入板状的第二分隔部件44。第二分隔部件44和线条槽42a的底部之间配置有施力机构45。通过该施力机构45，第二分隔部件44朝向第二活塞41的外周面靠压。由此，第二动作室43被划分为两个空间。具体地，第二动作室43被划分为高压侧的吸入动作室43a和低压侧的喷出动作室43b。

另外，施力机构45例如能够由弹簧构成。具体地，施力机构45可以是压缩盘簧。

另外，施力机构45也可以是所谓的气体弹簧等。即，也可以是第二分隔部件44当在缩小背面空间115的体积的方向上滑动时，其背面空间155内的压力设定为比第二动作室43的压力高，通过该背面空间155和第二动作室43之间的压力差相对于第二分隔部件44作用向第二活塞41方向的靠压力。例如，也可以以背面空间155作为密闭空间，背面空间155的体积因第二分隔部件44的后退而减少时，对第二分隔部件44施加反作用力。另外，也可以是这样，第二分隔部件44最接近轴12的中心轴时，背面空间155不是密闭空间，但是当第二分隔部件44以某种程度从第二活塞41离开时，背面空间155构成密闭空间。当然，施力机构45也可以由压缩盘簧和气体弹簧等多种弹簧构成。另外，第二动作室43的压力是所谓的吸入动作室43a的压力和喷出动作室43b的压力的平均压力。背面空间155是指形成在第二分隔部件44的后端和线条槽42a的底部之间的空间。

在吸入动作室43a的与第一分隔部件44相邻的部分上，如图17所示，开设吸入路径47(第二吸入路径)。如图15所示，该吸入路径47形成在位于第二缸体42的下侧的第三闭塞部件114。吸入路径47与吸入管48连通。来自蒸发器106(参照图1)的制冷剂经由吸入管48和吸入路径47导入吸入动作室43a。

在吸入路径47的相对于吸入动作室43a的开口(吸入口)46形成在吸入动作室43a从吸入动作室43a的与第二分隔部件44相邻的部分扩宽的方向上以圆弧状延伸的大致扇形。吸入口46仅当第二活塞41位于上止点上时，由第二活塞41完全闭锁。并且，在除了第二活塞41位于上止点的瞬间除外的全部期间，吸入口46的至少一部分露出吸入动作室43a。具体地，在平面看，关于第二缸体42的半径方向位于外侧的吸入口46的外侧端边46a形成沿着位于上止点的第二活塞41的外周面的圆弧状。换言之，外侧端边46a形成与第二活塞41的外周面大致相同的半径的圆弧状。

另一方面，喷出动作室43b的与第二分隔部件44相邻的部分上开设喷出路径50(第二喷出路径)。如图15所示，该喷出路径50也与吸入路径47同样地，形成在第三闭塞部件114上。喷出路径50与喷出管151连通。由此，喷出动作室43b内的制冷剂经由喷出路径50和喷出管151二向压缩机103侧喷出。另外，图15中，喷出管151相对于吸入管48位于纸面背面侧，所以并用附图标记151和48，但是该记载并不意味着通过与吸入管48和喷出管151所共用的管构成。

喷出路径50经由连通路径156与背面空间155连接。具体地，在本实施方式中，该连通路径156当第二分隔部件44最接近轴12的中心轴时与背面空间155连通。连通路径156当第二分隔部件44以某种程度离开轴12的中心轴时，则由第二分隔部件44堵塞。即，在第二分隔部件44从最接近轴12的中心轴的前进位置向最远离轴12的中心轴的后退位置滑动的期间，连通路径156从开状态向闭状态变化，背面空间155从与连通路径156连通的开放空间向与连通路径156遮蔽的密闭空间变化。因此，由第二分隔部件44堵塞连通路径156，背面空间155变为密闭空间后，背面空间155作为气体弹簧，在第二活塞41方向上靠压第二分隔部件44。

喷出路径50的相对于喷出动作室43b的开口(喷出口)49形成在吸入动作室43a从吸入动作室43a的与第二分隔部件44相邻的部分扩宽的方向上以圆弧状延伸的大致扇形。吸入口49仅当第二活塞41位于上止点上时，由第二活塞41完全闭锁。并且，在除了第二活塞41位于上止点的瞬间除外的全部期间，吸入口49的至少一部分露出吸入动作室43b。具体地，在平面看，关于第二缸体42的半径方向位于外侧的喷出口49的外侧端边49a形成沿着位于上止点的第二活塞41的外周面的圆弧状。换言之，外侧端边49a形成与第二活塞41的外周面大致相同的半径的圆弧状。

关于第二活塞41的上止点，也援用第一实施方式中的说明。

如上所述通过形成吸入路径47和喷出路径50，从而如图19左上图所示，仅在第二活塞41位于上止点的瞬间，吸入口46和喷出口49两者完全关闭。即，第一动作室43形成一个的瞬间，吸入口46和喷出口49两者完全关闭。即，在第二动作室43构成一个的瞬间，吸入口46和喷出口49两者完全关闭。更详细地，在吸入动作室43a与喷出口49连通的瞬间之前，吸入动作室43a与吸入路径47连通。并且，吸入动作室43a与喷出路径50连通，吸入动作室42a构成喷出动作室43b的瞬间以后，吸入口46被第二活塞41关闭。因此，抑制制冷剂向压力比较低的吸入路径47的逆流。因此，实现高效率的过给。结果，能够提高被回收的动力的利用效率。

另外，从完全限制制冷剂从吸入路径50向喷出路径47抽吸的观点看，优选在第二活塞41位于上止点的瞬间，吸入口47和喷出路径50两者关闭。其中，即使在第二活塞41位于上止点的瞬间，仅吸入口46和喷出口49的一方关闭的情况下，吸入口46关闭的时刻和喷出口49关闭的时刻之差构成轴12的旋转角，若小于10°左右，则实际上不产生从喷出路径50向吸入路径47的制冷剂的逆流。即，吸入口46关闭的时刻和喷出口49关闭的时刻之差构成轴12的旋转角，通过将其设定为小于10°左右，从而能够抑制制冷剂从喷出路径50向吸入路径47的逆流。

另外，如上所述，吸入动作室43a总是与吸入路径47连通。另外，喷出动作室43b总是与喷出路径50连通。换言之，在增压器102中基本上连续进行吸入制冷剂的行程和喷出该吸入的制冷剂的行程。因此，吸入的制冷剂基本上没有体积变化而通过增压器102。

(增压器102的动作)

接着，参照图19详细说明增压器102的动作原理。图19中表示T1～T4的四个状态的图。根据图19和图5的对比可明确，关于增压器102的动作原理，能够援用第一实施方式的流体压力马达的说明。

轴12通过由动力回收机构105回收的动力旋转。与该轴12的旋转一起，第二活塞41也旋转，驱动增压器102。

第二动作室43基本上其容积是不变的。吸入动作室43a总是与吸入路径47连通。喷出动作室43b总是与喷出路径50连通。因此，在增压器102的第二动作室43内，制冷剂既没有压缩也没用膨胀。轴12通过动力回收机构105旋转，增压器102被驱动，相应地，第二动作室43的下游侧比第二动作室43的上游侧形成高压。换言之，通过以由动力回收机构105回收的动力驱动的增压器102，喷出口49的压缩机103侧的压力比吸入口46的蒸发器106侧的压力高。即，通过增压器102而升压。

另外，在本实施方式中，动力回收机构105的第一活塞21位于上止点的时刻和增压器102的第二活塞41位于上止点的时刻大致一致。

(平衡配重152)

如图15所示，在流体机械110上设有平衡配重152。具体地，在轴12的端部安装有平衡配重152a和平衡配重152b。另外，在本说明书中，平衡配重152a和平衡配重152b总称为平衡配重152。

平衡配重152用于降低具有轴12、相对于轴12以偏心状态安装的第一活塞21、相对于轴12以偏心的状态安装的第二活塞41的旋转体153的绕轴12的旋转轴的重量不均。特别是，用于使旋转体153的轴12的绕旋转轴的重量平衡均匀。

具体地，平衡配重152a以及152b的各个如图20所示形成以轴12的中心轴为中心轴的圆柱形。即，平衡配重152a以及152b的各自的形状(外部形状)相对于轴12的旋转轴为轴对称。另一方面，在平衡配重152a以及152b的各个上形成有以轴12的中心轴为中心的平面看圆弧状的内部空间154。因此，平衡配重152a以及152b的各个绕轴12的中心轴具有重量不均。并且，如图15所示，平衡配重152a以及152b以其位于第一活塞21和第二活塞41的偏心方向相反一侧的部分比位于与上述偏心方向一致的一侧的部分重的方式相对于轴12安装。即，平衡配重152a以及152b以其形成内部空间154的部分比轴12的中心轴更位于第一活塞21和第二活塞41的偏心方向侧的方式安装在轴12上。

另外，在平衡配重152a和152b的各自上形成与内部空间154连通的连通孔157。这是用于使后面详述的填满密闭容器111内的润滑剂流入内部空间154。

—压缩机103—

图21是表示压缩机103的概略结构的模式图。压缩机103具有压缩机构103a、电动机108、收纳它们的壳体160。在壳体160的底部形成有储存冷冻机油的油储存部161。在该油储存部161内配置有流体泵162。通过该流体泵162汲取储存在油储存部161上的冷冻机油，供给压缩机构103a。

本实施方式中，如图21所示，压缩机103配置在比流体机械110高的位置上。并且，在油储存部161上连接着均油管163。另外，该均油管163与密闭容器111连接。在均油管163上安装有节流机构164。通过该节流机构164调整壳体160内的压力和密闭容器111内的压力。具体地，通过该节流机构164将密闭容器111内的压力调整为不到壳体160内的压力。更具体地，通过节流机构164使密闭容器111内的压力调整为制冷剂回路109的高压侧的压力和制冷剂回路109的低压侧的压力之间的压力。换言之，密闭容器111内的压力设定为大于制冷剂回路109的低压侧的压力，不到制冷剂回路109的高压侧的压力。

—冷冻循环—

接着，参照图22说明冷冻循环装置101的冷冻循环。图22是与图6相同的莫里尔线图。图22中，h_A、h_B、h_C、h_D、h_E分别表示A、B、C、D、E各点的制冷剂的热焓。

图22中的ABCDE的闭环表示图14所示的动力回收型的冷冻循环装置101的冷冻循环。ABCDE闭环中的A-B表示增压器102的制冷剂的状态变化。B-C表示压缩机构103a的制冷剂的状态变化。C-D表示气体冷却器104的制冷剂的状态变化。D-E表示动力回收机构105的制冷剂的状态变化。E-A表示蒸发器106的制冷剂的状态变化。

在压缩机构103a中，制冷剂被从低温低压的气态(点B)向高温高压的超临界态(点C)压缩。压缩机构103a中压缩的制冷剂被从气体冷却器104中的超临界态(点C)冷却倒液态(点D)。另外，点B的制冷剂的温度和压力比点A的温度和压力稍高。

之后，制冷剂在动力回收机构105中，经由饱和液(点S)从低温高压的液态(点D)膨胀(压力下降)到气液二态(点E)。该压力降低(膨胀)的行程中，制冷剂从点D到点S为非压缩性的液态，所以制冷剂的比容几乎没有变化。另一方面，从点S到点E之间从液态到气态的变态引起伴随比容急剧变化的压力下降即伴随膨胀的压力下降。

来自动力回收机构105的制冷剂在蒸发器106中被加热，伴随着蒸发的同时从气液二态(点E)向气态(点A)变化。被蒸发器106加热的制冷剂在增压器102升压并向气态(点B)变化。

—作用和效果—

如以上所说明，本实施方式中中，由动力回收机构105回收动力。由动力回收机构105回收的动力作为增压器102的动力利用。因此，能够实现高的能效。具体地，使用图22进行说明，则在动力回收机构105中，作为相对于(h_D-h_E)的功能作为动力从制冷剂回收。大概算的话，相当于该回收的热焓(h_D-h_E)乘以动力回收机构105的效率η_exp和增压器102的效率η_pump而得到的热焓η_exp·η_pump(h_D-h_E)＝(h_B-h_A)的能量由增压器102供给制冷剂。结果，制冷剂从图22所示的点A被升压到点B。

例如，在未配置增压器102的冷冻循环装置中，压缩机构103a将制冷剂从蒸发器106的出口侧的点A压缩到气体冷却器104的入口侧的点C。相对于此，在设置有与动力回收机构105连接的增压器102的本实施方式中的冷冻循环装置101中，通过使制冷剂通过增压器102，而将制冷剂从点A升压到点B。因此，压缩机构103a只要从点B压缩到点C即可。因此，压缩机构103a的工作量能够以相当于(h_B-h_A)的能量减少。结果，能够提高冷冻循环装置101的COP。

另外，例如作为动力回收机构105也考虑使用以往的膨胀机。作为动力回收机构105使用以往的膨胀机的情况下，能够回收制冷剂的膨胀引起的能量和吸入侧和喷出侧的压力差引起的能量两者。相对于此，流体压力马达在内部不使制冷剂膨胀。因此，如本实施方式所示，作为动力回收机构105使用流体压力马达的情况下，仅能够回收吸入侧和喷出侧的压力差引起的能量。因此，从外观上看，作为动力回收机构105使用以往的膨胀机能够提高能效。

但是，如参照图8在第一实施方式中所说明，动力回收机构105使用流体压力马达相反能够提高冷冻循环装置101的能效。特别是，在使用二氧化碳这样的额超临界制冷剂的冷冻循环装置中，不具有固有比容的流体压力马达的使用在防止过膨胀损失带来的效率的降低的观点来看是优秀的。

另外，在本实施方式中，动力回收机构105和增压器102与需要引导阀等的压缩机和膨胀机等比较，则由结构相对简单的流体压力马达构成。特别是，在本实施方式中，动力回收机构105和增压器102在流体压力马达中也由结构比较简单的转动式的流体压力马达构成。因此，能够简单实现廉价的冷冻循环装置101。

例如，如上述的特开2006—266171号公报所示，也考虑代替增压器102而配置副压缩机。但是，副压缩机与增压器102相比，结构非常复杂，制造成本高。因此，若使用副压缩机，则冷冻循环装置101的结构复杂。另外，冷冻循环装置101的制造成本上升。

另外，在作为升压机使用增压器102的情况下，也能够期待与作为升压机使用副压缩机的情况相同的同等的结果。以下，参照图23详细说明其理由。

图23是表示增压器102和压缩机构3a的制冷剂的比容和压力的关系的曲线图。图23中的、点A、点B、点C分别与图22中的点A、点B、点C对应。另外，图23表示冷冻循环装置101用于供热水机的情况的计算机模拟的结果。点A的压力为3.96Mpa。点A的温度为10.7℃。点B的压力为4.36MPa。点C的压力为9.77Mpa。点A和点B之间、以及点B和点C之间假定为等热焓。

如图23所示，来自蒸发器106的制冷剂首先被吸入增压器102。并且，在增压器102中，制冷剂被从点A升压到点B。严密地说，增压器102不会基本上发生体积变化而喷出制冷剂。并且，通过送出增压器102的制冷剂而使制冷剂升压。因此，如升压副压缩机的情况那样，制冷剂的状态不会从点A向点B直接变化。制冷剂从吸入动作室43a到喷出动作室43b移动时，保持比容恒定，从点A升压到点O。之后，从喷出动作室43b喷出时，从点O向点B等压变化到与压缩机构103a的吸入侧的制冷剂相同的比容。

在此，由图23的NCBOALM所包围的部分的面积相当于压缩单位质量的制冷剂所需的作功的理论值。与该NCBOALM包围的部分的面积相当的全理论压缩作功W_c0由增压器102的理论压缩作功W_c1和压缩机构103a的理论压缩作功W_c2的合计值表示。另外，增压器102的理论压缩作功W_c1由隔热压缩(AB)的作功W_c11和与隔热压缩相比增加的作功W_c12的合计值表示。在此，动力回收机构105的效率η_exp为81％，增压器102的效率η_pump为81％时，则在图23所示的模型中，实际上W_c1为W_c0(＝W_c1+W_c2)的10％。W_c2为W_c0的90％。W_c12为W_c1的4％。W_c12为W_c0的0.4％。

这样，代替副压缩机而使用增压器102的情况的作功的增加W_c12是极少的。另外，作功所占全理论压缩作功W_c0的增加量W_c12的比率为几乎可以忽略的水平。因此，在作为升压机使用增压器102的情况下，也能够实现高能效。

另外，使用增压器102的情况下，没有因喷出阀引起的压力损失等。因此，作为升压机使用增压器102的情况，比作为升压机使用副压缩机的情况，能够实现相对高的能效。

另外，例如代替增压器102而配置副压缩机，作为动力回收机构配置膨胀机的情况下，由膨胀机回收的回收转矩和在副压缩机中附加的负载转矩，波形相互不同。换言之，在一周期的期间内，回收转矩和负载转矩的比率变化。回收转矩对负载转矩的比率变大则轴的转速增大。另一方面，若回收转矩相对于负载转矩的比率变小，则轴的转速减少。即，在一周期期间内，产生轴的转速增大的旋转角区域和轴的转速减少的旋转角区域。因此，轴的旋转变得不顺畅。另外，能量的回收效率也降低。

代替增压器102而配置副压缩机，作为动力回收机构配置流体压力马达的情况下，也能够与上述的情况同样地，不能够充分抑制基于回收转矩相对于负载转矩的比率变化的轴的转速不均。

在流体压力马达中，吸入行程和喷出行程连续进行。另外，吸入动作室的压力与吸入侧的压力相等、恒定。另一方面，喷出动作室的压力与喷出侧的压力相等、恒定。这样，作用于活塞的压力总是恒定。因此，回收转矩相对于轴的旋转的波形为大致正弦波。

相对于此，在副压缩机中，动作室从吸入路径和喷出路径两者孤立，在其间压缩制冷剂。因此，吸入动作室的压力恒定，但是在压缩行程中，动作室的压力上升。因此，负载转矩相对于轴的旋转的波形不构成正弦波。

这样，代替增压器102而配置副压缩机，作为动力回收机构配置流体压力马达的情况下，回收转矩和负载转矩的波形相互不同。结果，实现轴的充分顺畅运转是困难的。

另外，配置增压器102，作为动力回收机构使用膨胀机的情况也同样。作为动力回收机构使用膨胀机，则回收转矩相对于轴的旋转的波形不构成正弦波。相对于此，由于增压器102为流体压力马达，所以负载转矩相对于轴的旋转的波形为大致正弦波。这样，这种情况下，也是回收转矩和负载转矩的波形相互不同。结果，实现轴的充分顺畅运转是困难的。

相对于此，在本实施方式中中，相互连接的增压器102和动力回收机构105各自由流体压力马达构成。因此，如图24A和图24B所示，由动力回收机构105回收的回收转矩的波形和增压器102的负载转矩的波形比较近似。具体地，回收转矩的波形和负载转矩的波形在表示回收转矩的纵轴方向上为相似形状。并且，回收转矩的波形和负载转矩的波形双方都为以轴12的旋转角360°为一个周期的正弦波。这样，负载转矩和回收转矩的比率恒定。具体地，负载转矩变大，则回收转矩也变大。负载转矩变小，则相应地，回收转矩也变小。结果，轴12不减速，能够顺畅地旋转。这样，功能的回收效率提高。另外，振动和噪音的产生得以抑制。

具体地，通过使动力回收机构105的活塞位于上止点的时刻和增压器102的活塞位于上止点的时刻同步，从而能够使负载转矩的波形和回收转矩的波形相互吻合。换言之，在轴12的任何的旋转角度上，负载转矩和回收转矩的比率基本上都是恒定的。因此，能够抑制轴的旋转速度不均。结果，能够进一步提高冷冻循环装置的能效。另外，由于能够抑制轴的旋转速度不均，所以也能够抑制冷冻循环装置的振动和噪音。

更具体地，在本实施方式中，相对于轴12配置第一分隔部件24的方向、和相对于轴12配置第二分隔部件44的方向相互大致相同。另外，第一活塞21相对于第一缸体22的中心轴的偏心方向、和第二活塞41相对于第二缸体42的中心轴的偏心方向相互大致相同。由此，使由动力回收机构105的活塞位于上止点的时刻和增压器102的活塞位于上止点的时刻同步(一致)。轴12的偏心部12b、12c的朝向为相同的结构，与为不同的结构相比，容易制造流体机械110。

另外，通过使第一活塞21相对于第一缸体22的中心轴的偏心方向、和第二活塞41相对于第二缸体42的中心轴的偏心方向也相互大致相同，从而能够降低轴12、轴支承承该轴12的第二闭塞部件113以及第三闭塞部件114之间的摩擦力。

在动力回收机构105的第一活塞21上作用从比较高压的吸入动作室23a朝向比较低压的喷出动作室23b的方向的压力差。同样地，在增压器102的第二活塞41上作用从比较高压的喷出动作室43b朝向比较低压的吸入动作室43a的压力差。这些压力差经由偏心部12b、12c靠压轴12，作用于轴支承承轴12的第二闭塞部件113以及第三闭塞部件114的轴承部。结果，相对于轴12产生旋转阻碍力，促进轴12的磨耗、轴承部的磨耗。

考虑这样的问题，在本实施方式中，采用作用于第一活塞21的压力差和作用于第二活塞41的压力差相互反向的结构。如图24C所示，在动力回收机构105中，作用于第一活塞21的压力差F₁为第一活塞21的面积S₁乘以吸入压力P_es和喷出压力P_ed的差的值。在增压器102中，作用于第二活塞41上的压力差F₂为第二活塞41的面积S2乘以喷出压力P_cd和吸入压力P_cs的差的值。将压力差F₁和压力差F₂投影在同一平面上，则它们会相互抵消。两个活塞21、41的偏心方向和偏心量相等时，关于轴方向，压力差F₁和压力差F₂的作用点一致，更可靠地相互抵消。

在第一活塞21和第二活塞41之间，压力差抵消的结果，能够降低轴12和第二闭塞部件113之间的摩擦率、以及轴12和第三闭塞部件114之间的摩擦率。这样，能够降低使轴12旋转所需的必要的动力，能够提高能量回收。另外，轴1、第二闭塞部件113以及第三闭塞部件114的磨耗也得以抑制。

其中，形成上述的结构的情况下，包括第一活塞21和第二活塞41的旋转体153的、绕轴12的中心轴的重量平衡存在不均。具体地，第一活塞21和第二活塞41的偏心方向侧比较重。另一方面，与偏心方向相反的一侧比较轻。本实施方式中，为了降低该旋转体153的绕轴12的中心轴的重量不均，在轴12上安装有两个平衡配重152a、152b。通过这两个平衡配重152a、152b，降低旋转体153的绕轴12的中心轴的重量不均。本实施方式中，特别是旋转体153的绕轴12的中心轴的重量平衡为均匀的。因此，实现旋转体153的顺畅的旋转。另外，旋转体153的旋转时的振动得以抑制，降低冷冻循环装置101的振动和噪音。另外，从有效降低旋转体153的振动的观点看，在轴12的各两端至少配置平衡配重152是可行的。其中，也可以在平衡配重152a、152b的基础上，再在轴12上安装一个或多个平衡配重。

如图15和图20所示，平衡配重152a、152b的各自的形状相对于轴12的旋转轴为轴对称。因此平衡配重152a、152b不因轴12的旋转而变位。换言之，平衡配重152a、152b所占的空间的形状不论轴12的旋转角如何而为恒定的。例如，平衡配重152a、152b通过轴12的旋转而变位的情况下，通过使平衡配重152a、152b旋转，从而搅拌密闭容器111内的冷冻机油。结果，产生能量损失，降低能量的回收效率。相对于此，本实施方式中，平衡配重152a、152b的各自的形状相对于轴12的旋转轴为轴对称。因此，即使平衡配重152a、152b旋转，与不会太搅拌密闭容器111内的冷冻机油。因此，平衡配重152a、152b旋转导致的能量损失得以抑制。结果，实现能够的高回收效率。

另外，如本实施方式所示，优选当在圆柱形的主体上形成以轴12的中心轴为中心的平面看圆弧状的内部空间154，从而绕轴12的旋转轴形成重量不均的情况下，以使冷冻机油导入内部空间154的方式，事先与内部空间154连通的连通孔157。

另外，从减少平衡配重152的数量的观点等看，也可以使第一活塞21相对于第一缸体22的中心轴的偏心方向和第二活塞41相对于第二缸体42的中心轴的偏心方向相互不同。例如可以使第一活塞21相对于第一缸体22的中心轴的偏心方向和第二活塞41相对于第二缸体42的中心轴的偏心方向相差180°。

其中，在轴12以高速旋转的流体机械110或压缩机构103a重，为了抑制滑动部的磨耗，对滑动部供给冷冻机油。本实施方式中，流体机械110的密闭容器111内被冷冻机油填满。并且，该冷冻机油渗入各滑动部，对各滑动部进行润滑。因此，能够对各滑动部可靠地供给冷冻机油。作为冷冻机油的供给方法，如压缩机103所示，考虑使用流体泵对压缩机构103a的滑动部供给冷冻机油的方法。但是，这种情况下，若流体泵产生故障或冷冻机油的液面降低，则会担心不能对各滑动部供给充分量的冷冻机油。相对于此，如本实施方式所示，若使密闭容器111内由冷冻机油填满，将动力回收机构105和增压器102直接浸渍在冷冻机油中，则相对于各滑动部，能够可靠地供给充分量的冷冻机油。

另外，安装有电动机108的压缩机构103a的情况下，壳体160由冷冻机油填满是不理想的。若冷冻机油的绝缘性不充分，则电动机108会受到损害。另一方面，在密闭容器111的情况下，由于内部不收纳电子部件，所以没有损害等问题。

另外，在本实施方式中，储存比较多量的冷冻机油的压缩机103配置在高于流体机械110的位置上。并且，设有连通压缩机103的油储存部161和密闭容器111内的均油管163。因此，若密闭容器111内的冷冻机油的量减少，则经由均油管163从压缩机103的油储存部161对密闭容器111自动补给冷冻机油。另外，向动力回收机构105和增压器102供油的冷冻机油经由制冷剂回路109的制冷剂配管返回压缩机103的油储存部161。因此，储存在压缩机103的油储存部161中的冷冻机油的量能够总是维持大致一定量。

另外，在均油管163上安装节流机构164。通过该节流机构164，能够调整冷冻机油向密闭容器111的流量和密闭容器111内的压力。

另外，由增压器102预备升压的制冷剂的温度比较低，所以在图15的流体机械110中，在增压器102和动力回收机构105之间难以引起热交换器。该热交换量比连接动力回收机构105和压缩机构103a的结构(第一实施方式的结构)的热交换量小。因此，抑制热从动作时构成高温的机构向形成低温移动，在提高能效的观点中，连接动力回收机构105和增压器102的结构比第一实施方式有利。

另外，在本实施方式中，动力回收机构105和增压器102收纳在密闭容器111内。由此，动力回收机构105和增压器102被紧凑压缩，实现了压缩的冷冻循环装置101。另外，在本实施方式中，第一闭塞部件115由增压器102和动力回收机构105共通使用，所以能够实现特别压缩紧凑的冷冻循环装置111。另外，在本实施方式中，吸入路径27和喷出路径30两者形成在第二闭塞部件113上。另一方面，吸入路径47和喷出路径50形成在第三闭塞部件114。这样，通过将吸入路径27(47)和喷出路径30(50)形成在同一侧的闭塞部件上，从而能够薄化第一闭塞部件115的厚度，实现流体机械110的进一步紧凑化。例如，将吸入路径27、喷出路径30、吸入路径47以及喷出路径50的任一个形成在第一闭塞部件115上，则相应地不得不加厚第一闭塞部件115的厚度。结果，流体机械110大型化。另外，从流体机械110的紧凑化的观点看，也可以将吸入路径27、喷出路径30、吸入路径47以及喷出路径50全部形成在第一闭塞部件115上。

其中，靠压第二分隔部件44的施力机构45是设于狭窄的背面空间155上的压缩的弹簧。因此，根据运转条件，施力机构45的施力力会不足。施力机构45的施力力若不足，则吸入动作室43a和喷出动作室43b相连，引起制冷剂的抽吸。结果，能量回收效率降低。因此，优选使背面空间155内的压力比第二动作室43的压力大，第二分隔部件44靠压第二活塞41的压力维持比第二动作室43的压力高。

另一方面，第二分隔部件44靠压第二活塞41的压力越高，则第二分隔部件44和第二活塞41的滑动摩擦也越大。结果，第二分隔部件44和第二活塞41的摩擦变得激烈。因此，第二分隔部件44靠压第二活塞41的压力在高于第二动作室43的压力的范围内优选极低值。

本实施方式中，在缸体42上形成有连通背面空间155和比较高压的喷出路径50的连通路径156。因此，背面空间155内的压力与喷出路径50内的压力相等。因此，背面空间155作为所谓气体弹簧作用，第二分隔部件44靠压第二活塞44的压力能够总是维持高于第二动作室43的压力。结果，抑制制冷剂的抽吸，能够进一步提高冷冻循环装置101的能效。

另外，增压器102由于是流体压力马达，所以吸入动作室43a和喷出动作室43b的压力差没那么大。因此，背面空间155的压力不会那么高。因此，若对第二分隔部件44和第二活塞41之间施加过剩的压力，则抑制第二分隔部件44和第二活塞41的磨耗。从特别有效抑制第二分隔部件44和第二活塞41之间的磨耗的观点看，背面空间155内的压力比密闭容器111内的压力低是特别优选的。

其中，将第二分隔部件44相对于第二活塞41施予的力最必要的时候是在第二分隔部件44最离开轴12的中心轴时。即，第二活塞41位于上止点，第二分隔部件44的运转方向变化时。这是因为，在第二活塞41到达上止点之前，第二分隔部件44被第二活塞41靠压，但是第二活塞41到达上止点后，第二活塞41的周面接触第二分隔部件44的部分的位置接近轴12的中心轴时，第二活塞41通过上止点后，第二活塞41和第二分隔部件44之间的压力有降低的倾向。

另一方面，第二活塞41在第二分隔部件最接近轴12的中心轴时，即第二活塞41位于下止点时，没必要对第二分隔部件44施加那么大的施力力。这是因为，自第二活塞41到达下止点时开始，第二分隔部件44开始由第二活塞41靠压。

因此，优选连通路径156当第二分隔部件44在缩小背面空间155的体积的方向上滑动时，由第二分隔部件44闭锁形成。即，优选第二分隔部件44在缩小背面空间155的体积的方向上滑动时背面空间155构成密闭空间，形成所谓的气体弹簧。据此，当作为第二分隔部件44相对于第二活塞41施予的力最需要的第二活塞41位于上止点时，第二分隔部件44通过气体弹簧的作用朝向第二活塞41施力。因此，即使在第二活塞41位于上止点时，也能够将第二分隔部件44和第二活塞41之间的压力保持较高。结果，能够有效抑制从吸入动作室43a向喷出动作室43b的制冷剂的抽吸。

《变形例1》

在上述实施方式中，说明了背面空间155由连通路径156与喷出路径50连通的例子。但是，如图25所示，也可以通过施力机构45的施力力，由连通路径156连通吸入路径47和背面空间155。

本实施例中，背面空间155由于与比较低压的吸入路径47连通，所以与上述实施方式的情况比较，背面空间155内的压力变低。因此，第二活塞41位于下止点时的第二分隔部件44和第二活塞41之间的压力(作用于触点的负载)比上述实施方式的情况小。因此，在本实施例1中特别优选，第二分隔部件44在缩小背面空间155的体积的方向上滑动时，由第二分隔部件44闭锁连通路径156，以能够可靠地得到气体弹簧的效果，

《变形例2》

另外，也可以将背面空间155于密闭空间111内连通，形成于密闭容器111内的压力相同的压力。并且，也可以通过调整图21所示的节流机构164来调整密闭容器111内的压力和背面空间155内的压力。这种情况下，从抑制从增压器102的高压侧向低压侧的制冷剂的抽吸，并且抑制第二分隔部件44和第二活塞41的过度摩擦的观点来看，密闭容器111内的压力和背面空间155的压力优选在制冷剂回路109的高压侧的压力和低压侧的压力之间。

《变形例3》

另外，背面空间155也可以形成密闭空间。这种情况下，优选背面空间155内的压力比第二动作室43的压力高。背面空间155内的压力优选为密闭容器111内的压力以下。

《变形例4》

从平衡配重152的数量降低的观点等看，也可以使第一活塞21相对于第一缸体22的中心轴的偏心方向和第二活塞41相对于第二缸体42的中心轴的偏心方向相互不同。特别是从降低平衡配重152的数量的观点来看，优选使第一活塞21相对于第一缸体22的中心轴的偏心方向和第二活塞41相对于第二缸体42的中心轴的偏心方向相差180°。

另外，第一活塞21的相对于第一缸体22的的中心轴的偏心方向和第二活塞41相对于第二缸体42的中心轴的偏心方向相互不同，从而在冷冻循环装置101的起动时，容易起动动力回收机构105和增压器102。

冷冻循环装置101停止时，制冷剂回路109的整体的压力相等。若起动压缩机103时，则压缩机103的吸入侧即压缩机103和增压器102之间的配管内的压力降低。另一方面，压缩机103的喷出侧即压缩机103和动力回收机构105之间的配管的压力上升。因此，通过压缩机103的吸入侧和压缩机103的喷出侧之间的压力差，在增压器102和动力回收机构105两者产生起动转矩。通过该起动转矩，增压器102和动力回收机构105开始自控旋转。

例如，在第一活塞21的相对于第一缸体22的的中心轴的偏心方向和第二活塞41相对于第二缸体42的中心轴的偏心方向相同的情况下，在冷冻循环装置101停止时，能够产生动力回收机构105的第一活塞21和增压器102的第二活塞41都位于上止点(即θ＝0°)的情况。这种情况下，动力回收机构105和增压器102的起动转矩变小，起动困难。

另一方面，第一活塞21的相对于第一缸体22的的中心轴的偏心方向和第二活塞41相对于第二缸体42的中心轴的偏心方向不同的情况下，相位不同，所以没有两者起动转矩同时为零的情况。因此，在冷冻循环装置101的起动时，容易起动动力回收机构105和增压器102。

第一活塞21的相对于第一缸体22的的中心轴的偏心方向和第二活塞41相对于第二缸体42的中心轴的偏心方向相差180°是特别优选的。这种情况，一方的起动转矩为零时，另一方的起动转矩最大。因此，动力回收机构105和增压器102的起动特别容易。

(其他变形例)

从流体机械110的紧凑化的观点看，也可以使吸入路径27、喷出路径30、吸入路径47以及喷出路径50全部形成在第一闭塞部件115上。

在制冷剂回路9上也可以填充高压侧不形成超临界状态的制冷剂。具体地，在制冷剂回路109上例如填充弗利昂类制冷剂。

也可以在平衡配重152a和152b的基础上，另外再将一个或多个平衡配重安装在轴12上。

关于制冷剂回路9由压缩机103、气体冷却器104、动力回收机构105、蒸发器106、增压器102构成的例子进行了说明，但是制冷剂回路9也可以还具有上述结构要素以外的结构要素(例如气液分离器或油分离器)。

在上述实施方式中，关于动力回收机构105和增压器102直接由轴12连接的例子进行了说明，但是本发明不限于此。例如，也可以在动力回收机构105上连接发电机，而在增压器102上连接电动机，通过由该发电机得到的电力对驱动增压器102的电动机进行驱动。

产业上的可利用性

本发明对于供热水机、制冷制热空调等冷冻循环装置是有用的。

Claims (42)

1、一种冷冻循环装置，其具有制冷剂循环的制冷剂回路，其特征在于：

所述制冷剂回路具有：

压缩机，其压缩制冷剂；

散热器，其使由所述压缩机压缩的制冷剂散热；

动力回收机构，其基本上连续进行吸入来自所述散热器的制冷剂的吸入行程和喷出该吸入后的制冷剂的喷出行程；

蒸发器，其使由所述动力回收机构喷出的制冷剂蒸发。

2、如权利要求1所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述动力回收机构具备：

缸体，其两端由第一闭塞部件和第二闭塞部件闭塞，并且该缸体具有内周面；

旋转自如的轴，其在所述缸体的轴方向上贯通所述缸体；

筒状的活塞，其在所述缸体内以相对于所述缸体的中心轴偏心的状态轴支承于所述轴，且在该活塞和所述缸体的内周面之间划分形成动作室；

分隔部件，其将所述动作室分隔成高压侧和低压侧；

吸入路径，其伴随所述活塞的旋转而开闭，且与所述高压侧的动作室连通；以及

喷出路径，其伴随所述活塞的旋转而开闭，且与所述低压侧的动作室连通，

所述吸入路径形成于所述第一闭塞部件或所述第二闭塞部件，所述喷出路径形成于所述第一闭塞部件或所述第二闭塞部件。

3、如权利要求1所述的冷冻循环装置，其特征在于：

从所述动力回收机构喷出的制冷剂的至少一部分变成气态。

4、如权利要求1所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述制冷剂为二氧化碳。

5、如权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述吸入路径和所述喷出路径中的至少一方仅在所述活塞位于上止点的瞬间由所述活塞闭锁。

6、如权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述吸入路径在所述高压侧的动作室的与所述分隔部件相邻的部分开口，并且所述吸入路径相对于所述动作室的开口的外侧的端边形成为沿着位于上止点时的所述活塞的外周面的圆弧状。

7、如权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述喷出路径在所述低压侧的动作室的与所述分隔部件相邻的部分开口，并且所述喷出路径相对于所述动作室的开口的外侧的端边形成为沿着位于上止点时的所述活塞的外周面的圆弧状。

8、如权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述吸入路径在所述高压侧的动作室的与所述分隔部件相邻的部分开口，并且所述吸入路径相对于所述动作室的开口部以在所述高压侧的动作室的扩宽方向上延伸的方式相对于所述缸体的轴方向倾斜地形成。

9、如权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述喷出路径在所述低压侧的动作室的与所述分隔部件相邻的部分开口，并且所述喷出路径相对于所述动作室的开口部以在所述低压侧的动作室的扩宽方向上延伸的方式相对于缸体的轴方向倾斜地形成。

10、如权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述吸入路径及所述喷出路径中的任一方形成在所述第一闭塞部件上，另一方形成在所述第二闭塞部件上。

11、如权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述喷出路径相对于所述动作室的开口面积比所述吸入路径相对于所述动作室的开口面积大。

12、如权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述喷出路径的口径比所述吸入路径的口径大。

13、如权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述动力回收机构还具有：

一个或多个其他缸体，其两端被闭锁且具有内周面，所述轴贯通其中心轴而定位；

筒状的其他活塞，其在所述其他缸体内以相对于所述其他缸体的中心轴偏心的状态旋转自如地轴支承于所述轴，且在该其他活塞和所述其他缸体的内周面之间划分形成其他动作室；

其他分隔部件，其将所述其他动作室分隔成高压侧和低压侧；

其他吸入路径，其伴随所述其他活塞的旋转而开闭，且与所述高压侧的其他动作室连通；以及

其他喷出路径，其伴随所述其他活塞的旋转而开闭，且与所述低压侧的其他动作室连通。

14、如权利要求13所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述多个活塞配置成各个上止点的位置在所述轴的旋转方向上等间隔地定位。

15、如权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述压缩机是具有压缩机轴且以所述压缩机轴为中心进行旋转动作的转动式或涡旋式的压缩机，所述压缩机轴与所述动力回收机构的所述轴连接。

16、如权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述吸入路径位于比所述喷出路径更靠近所述压缩机的位置。

17、如权利要求2所述的冷冻循环装置，其特征在于：

还设有与所述轴连接，且通过所述轴的旋转发电的发电机。

18、如权利要求1所述的冷冻循环装置，其特征在于：

具备：第一热交换器和第二热交换器，其配置在所述制冷剂回路内，且分别与所述动力回收机构连接；以及

切换机构，其连接所述压缩机的喷出口和吸入口与所述第一热交换器和所述第二热交换器，并能够切换第一连接状态和第二连接状态，所述第一连接状态是将所述压缩机的喷出口与所述第一热交换器连接，并将所述压缩机的吸入口与所述第二热交换器连接；所述第二连接状态是将所述压缩机的喷出口与所述第二热交换器连接，并将所述压缩机的吸入口与所述第一热交换器连接，并且

在所述第一连接状态中，所述第一热交换器起到作为所述散热器的作用，所述第二热交换器起到作为所述蒸发器的作用，在所述第二连接状态中，所述第一热交换器起到作为所述蒸发器的作用，所述第二热交换器起到作为散热器的作用。

19、如权利要求18所述的冷冻循环装置，其特征在于：

该冷冻循环装置为制冷制热空调机。

20、如权利要求1所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述制冷剂回路还具有增压器，该增压器由通过所述动力回收机构回收的动力驱动，且基本上连续进行吸入来自所述蒸发器的制冷剂的行程和将该吸入的制冷剂向所述压缩机侧喷出的行程。

21、如权利要求20所述的冷冻循环装置，其特征在于：

还具有收纳所述动力回收机构和所述增压器的密闭容器。

22、如权利要求21所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述密闭容器被冷冻机油填满。

23、如权利要求21所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述压缩机具有：压缩机主体，其压缩并喷出制冷剂；

壳体，其形成有内部空间，该内部空间收纳所述压缩机主体，并从所述压缩机主体喷出被压缩后的制冷剂，

在所述内部空间的下部形成有积存对所述压缩机主体进行润滑的冷冻机油的油积存部，

所述压缩机还设有使所述油积存部与所述密闭容器的内部连通的油管。

24、如权利要求23所述的冷冻循环装置，其特征在于：

还具备安装在所述油管上的节流机构。

25、如权利要求23所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述密闭容器的内部的压力比所述制冷剂回路的高压侧的压力低，并比所述制冷剂回路的低压侧的压力高。

26、如权利要求20所述的冷冻循环装置，其特征在于：

具备：第一闭塞部件；

第二闭塞部件，其与所述第一闭塞部件相对；

第一缸体，其两端由所述第一闭塞部件和所述第二闭塞部件闭塞，并且具有内周面；

第三闭塞部件，其与所述第一闭塞部件相对；

第二缸体，其两端由所述第一闭塞部件和所述第三闭塞部件闭塞，并且具有与所述第一缸体的中心轴共用的中心轴，且具有内周面；

旋转自如的轴，其配置在所述第一缸体和所述第二缸体的中心轴上，并且贯通所述第一缸体和所述第二缸体；

筒状的第一活塞，其在所述第一缸体内以相对于所述第一缸体的中心轴偏心的状态轴支承在所述轴上，并在该第一活塞和所述第一缸体的内周面之间划分形成容积基本上不变的第一动作室；

第一分隔部件，其将所述第一动作室分隔成高压侧和低压侧；

第一吸入路径，其伴随所述第一活塞的旋转而开闭，且与所述第一动作室的高压侧部分连通；

第一喷出路径，其伴随所述第一活塞的旋转而开闭，且与所述第一动作室的低压侧部分连通；

筒状的第二活塞，其在所述第二缸体内，以相对于所述第二缸体的中心轴偏心的状态轴支承在所述轴上，并在该第二活塞和所述第二缸体的内周面之间划分形成容积基本上不变的第二动作室；

第二分隔部件，其将所述第二动作室分隔成高压侧和低压侧；

第二吸入路径，其伴随所述第二活塞的旋转而开闭，且与所述第二动作室的低压侧部分连通；以及

第二喷出路径，其伴随所述第二活塞的旋转而开闭，且与所述第二动作室的高压侧部分连通，

所述动力回收机构由所述第一闭塞部件、所述第二闭塞部件、所述第一缸体、所述第一活塞、所述第一分隔部件、所述第一吸入路径、所述第一喷出路径构成，

所述增压器由所述第一闭塞部件、所述第三闭塞部件、所述第二缸体、所述第二活塞、所述第二分隔部件、所述第二吸入路径、所述第二喷出路径构成，

27、如权利要求26所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述第一吸入路径和所述第一喷出路径都形成于所述第二闭塞部件。

28、如权利要求26所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述第一吸入路径和所述第一喷出路径中至少一方仅在所述第一活塞位于上止点的瞬间由所述第一活塞闭锁。

29、如权利要求26所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述第二吸入路径和所述第二喷出路径都形成于所述第三闭塞部件。

30、如权利要求26所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述第二吸入路径和所述第二喷出路径中至少一方仅在所述第二活塞位于上止点的瞬间由所述第二活塞闭锁。

31、如权利要求26所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述第一活塞位于上止点的时刻和所述第二活塞位于上止的时刻大致相同。

32、如权利要求26所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述第一活塞相对于所述第一缸体的中心轴的偏心方向和所述第二活塞相对于所述第二缸体的中心轴的偏心方向大致相同。

33、如权利要求26所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述冷冻循环装置还设有平衡配重，该平衡配重配置在所述轴的各端部，降低包含所述轴和所述第一活塞和所述第二活塞的旋转体的绕所述轴的旋转轴的重量不均。

34、如权利要求33所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述各平衡配重的形状相对于所述轴的旋转轴呈轴对称。

35、如权利要求26所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述压缩机具有：

压缩机主体，其压缩并喷出制冷剂；

壳体，其形成有内部空间，该内部空间收纳所述压缩机主体，并从所述压缩机主体喷出被压缩后的制冷剂，

所述内部空间和所述密闭容器连通，

在所述第二缸体上形成有能够滑动地插入所述第二分隔部件的槽，

由所述槽和所述第二分隔部件划分形成的背面空间内的压力比所述密闭容器内的压力低。

36、如权利要求26所述的冷冻循环装置，其特征在于：

在所述第二缸体上形成有能够滑动地插入所述第二分隔部件的槽，

由所述槽和所述第二分隔部件划分形成的背面空间内的压力比所述第二动作室内的压力高。

37、如权利要求26所述的冷冻循环装置，其特征在于：

在所述第二缸体上形成有能够滑动地插入所述第二分隔部件的槽，

由所述槽和所述第二分隔部件划分形成的背面空间为密闭空间。

38、如权利要求26所述的冷冻循环装置，其特征在于：

在所述第二缸体上形成有能够滑动地插入所述第二分隔部件的槽，

还具备连通管，该连通管使由所述槽和所述第二分隔部件划分形成的背面空间与所述第二吸入路径或所述第二喷出路径连通。

39、如权利要求38所述的冷冻循环装置，其特征在于：

所述连通管使由所述槽和所述第二分隔部件划分形成的背面空间与所述第二吸入路径连通，

当所述第二分隔部件向缩小所述背面空间的体积的方向上滑动时，所述第二分隔部件闭锁所述连通孔。

40、一种流体机械，其用于具有制冷剂回路的冷冻循环装置，该制冷剂回路具有：压缩制冷剂的压缩机；使由所述压缩机压缩后的制冷剂散热的散热器；以及使制冷剂蒸发的蒸发器，所述流体机械的特征在于：

设有动力回收机构，该动力回收机构基本上连续进行吸入来自所述散热器的制冷剂的行程和将该吸入后的制冷剂向所述蒸发器侧喷出的行程。

41、如权利要求40所述的流体机械，其特征在于：

所述流体机械还设有增压器，该增压器由通过所述动力回收机构回收的动力驱动，基本上连续进行吸入来自所述蒸发器的制冷剂的行程和将该吸入后的制冷剂向所述压缩机侧喷出的行程。

42、如权利要求41所述的流体机械，其特征在于：

所述流体机械还设有收纳所述动力回收机构和所述增压器的密闭容器。

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