JP2006046222A - 容積型膨張機及び流体機械 - Google Patents

Abstract

【課題】 連絡通路及び流通制御機構を備えた容量型圧縮機において、連絡通路に形成される膨張室の死容積に起因する動力回収効率の低下を抑制する。
【解決手段】 膨張室（62）を有する膨張機構（60）に、該膨張室（62）から連絡通路（72）側への流体の流出を抑制する逆流防止機構（80）を設けることで、流通制御機構（73,75,76）を閉じた状態の運転時における膨張室（62）の死容積を低減できるようにする。
【選択図】 図４

Description

本発明は、高圧流体が膨張することにより動力を発生させる膨張機構を備えた容積型膨張機と、この膨張機を備えた流体機械とに関するものである。

従来より、高圧流体の膨張により動力を発生させる膨張機として、例えばロータリ式膨張機などの容積型膨張機が知られている（例えば特許文献１参照）。このような膨張機は、蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程に用いられている。（例えば特許文献２参照）。

上記膨張機は、シリンダと、このシリンダの内周面に沿って公転するピストンとを備え、シリンダとピストンとの間に形成される膨張室が吸入／膨張側と排出側とに区画されている。そして、ピストンの公転動作に伴って、膨張室は吸入／膨張側であった部分が排出側に、排出側であった部分が吸入／膨張側に順に切り換わり、高圧流体の吸入／膨張作用と排出作用とが同時に並行して行われる。以上のようにして、この膨張機は、流体の膨張によって発生する回転動力を回収し、この回転動力を例えば圧縮機の駆動源として利用するようにしている。

なお、上記膨張機は、吸入流体と排出流体との密度比である膨張比が設計膨張比として予め定められている。この設計膨張比は、膨張機が用いられる蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧圧力と低圧圧力との圧力比に基づいて決定される。

ところが、実際の運転では、冷却対象の温度や放熱（加熱）対象の温度が変化するため、上記冷凍サイクルの圧力比が設計時に想定した値より小さいくなることがある。具体的に、例えば蒸気圧縮式冷凍サイクルの低圧圧力が上昇してしまう場合、設計膨張比で膨張された流体の圧力（以下、膨張圧力と称す）が上記低圧圧力よりも低くなってしまうことがある。この場合、膨張機では、流体を膨張し過ぎることとなり、いったんは上記膨張圧力まで圧力低下した流体を上記低圧圧力まで昇圧してから排出することになる。よって、この膨張機によって膨張し過ぎた分の仕事量、さらに昇圧された流体を排出するための余分な動力を費やしてしまうこととなる。したがって、従来より、このような理由によって生じる過膨張損失を低減できる膨張機が望まれていた。

このような問題を解決するべく、本願出願人は、膨張室の流入側の流体（高圧流体）の一部を膨張室の吸入／膨張過程位置にバイパスさせる膨張機を考案した。具体的に、この膨張機は、膨張室への流体流入側から分岐して膨張室の吸入／膨張過程位置に連通する連絡通路を備えている。また、連絡通路には、該連絡通路をバイパスさせる高圧流体の流量を調整する流通制御機構として電動弁が設けられている。

以上の構成の膨張機において、例えば上述のように冷凍サイクルの低圧圧力が膨張機の膨張圧力より高い場合、電動弁を所定開度に開放し、高圧流体を連絡通路を介して膨張室の吸入／膨張過程位置にバイパスさせるようにしている。そして、膨張機の膨張圧力を上記低圧圧力に近づけるように昇圧することで、上述した過膨張損失を低減できるようにしている（特許文献３参照）。
特開平８−３３８３５６号公報 特開２００１−１１６３７１号公報 特開２００４−１９７６４０号公報

ところで、上述のように過膨張損失を低減するようにした膨張機において、冷凍サイクルの低圧圧力と膨張機の膨張圧力とがほぼ等しい場合には、電動弁を全閉の状態とし、通常の膨張運転を行うようにしている。ここで、電動弁を全閉の状態とした場合、連絡通路における電動弁から膨張室までの間の空間が膨張室と連通する死容積となってしまい、その結果、この膨張機の動力回収効率が低下してしまうという問題があった。

このことについて、図１３及び図１４を参照しながら詳細に説明する。図１３は、上述のような死容積が無い理想条件における膨張室の容積変化と圧力変化との関係を示すグラフである。なお、このグラフは、被膨張流体として臨界圧力よりも高圧のＣＯ₂を冷媒として用いた場合を示したものである。

まず、図１３のａ点からｂ点まで膨張室の容積が大きくなると、高圧流体が膨張室内に供給される。次に、ｂ点を過ぎると、高圧流体の供給が停止すると同時に高圧流体の膨張が開始される。膨張室内の高圧流体は、その圧力がｃ点まで急激に低下して飽和状態となる。その後、この流体は、その一部が蒸発して気液二相状態となり、その圧力がｄ点まで緩やかに低下する。そして、ｄ点で膨張室のシリンダ容積が最大になった後、この膨張室が排出側に至ると、膨張室のシリンダ容積がｅ点まで縮小され、低圧流体が膨張室より排出される。その後、ａ点に戻り、再び高圧流体が膨張室へ供給される。

これに対し、連絡通路における電動弁から膨張室までの間の空間が死容積となる場合、図１４に示すように、ｂ点から高圧流体の膨張が開始すると、高圧流体が上記死容積の分だけ膨張することとなる。このため、ｂ点の流体がｄ点に至るまでの流体の圧力は、ｂ点→ｃ’点→ｄ点のように低下し、上述の理想条件におけるｂ点→ｃ点→ｄ点のような圧力低下の挙動より低い挙動で膨張する。よって、この膨張機における流体の膨張によって得られる動力回収量、すなわちＳ１の面積は、理想条件の膨張機よりもＳ２の面積分だけ少なくなってしまう。したがって、この膨張機の動力回収効率が低下してしまう。

本発明は、このような問題点に鑑みて創案されたものであり、その目的は、連絡通路及び流通制御機構を備えた容量型圧縮機において、連絡通路に形成される膨張室の死容積に起因する動力回収効率の低下を抑制することである。

本発明は、膨張室を有する膨張機構に、該膨張室から連絡通路側への流体の流出を抑制する逆流防止機構を設けるようにしたものである。

具体的に、第１の発明は、高圧流体が膨張室（62）で膨張して動力が発生する膨張機構（60）と、膨張室（62）の流体流入側から分岐して該膨張室（62）の吸入／膨張過程位置に連通する連絡通路（72）と、該連絡通路（72）に配置されて流体流量を調整する流通制御機構（73,75,76）とを備えた容積型膨張機を前提としている。そして、この容積型膨張機は、上記膨張機構（60）に、膨張室（62）から連絡通路（72）側への流体の流出を防止する逆流防止機構（80）が設けられていることを特徴とするものである。ここで、「逆流防止機構」は、膨張室（62）から連絡通路（72）側への流体の流出を防止するものであるが、この流体の流れと逆方向、すなわち連絡通路（72）から膨張室（62）側への流体の流入を許容するものでもある。

上記第１の発明では、例えば膨張機構（60)で膨張されて膨張室（72）より排出される直前の流体圧力（膨張圧力）が冷凍サイクルの低圧圧力がより小さい場合、流通制御機構（73,75,76）を開の状態とすることができる。このように流通制御機構（73,75,76）を開の状態とすると、流体流入側から分岐して連絡通路（72）を流れる高圧流体が、吸入／膨張過程位置に導入される。その結果、膨張室（62）内の膨張圧力が昇圧される。よって、膨張室（62）の膨張圧力と冷凍サイクルの低圧圧力との差が小さくなり、上述した過膨張損失が低減される。

一方、例えば膨張室（62）の膨張圧力と冷凍サイクルの低圧圧力とがほぼ等しい場合、流通制御機構（73,75,76）を閉じた状態にできる。この場合には、流体流入側の高圧流体は、連絡通路（72）に分岐されず、膨張室（62）の吸入側に直接導入される。そして、膨張機構（60）は、通常運転による流体の膨張を行う。

ここで、本発明では、膨張機構（60）に膨張室（62）から連絡通路（72）側への流体の流出を防止する逆流防止機構（80）を設けている。よって、仮に流通制御機構（73,75,76）が全閉となった状態でも、連絡通路（72）のうち該流通制御機構（73,75,76）から膨張室（62）までの間の空間へ膨張室（62）内の流体が流れ込むことを防止できる。したがって、連絡通路（72）内の空間の一部が膨張室（62）の死容積となることを抑えることができる。

第２の発明は、第１の発明の容積型膨張機において、逆流防止機構（80）が、流通制御機構を兼ねていることを特徴とするものである。

上記第２の発明では、逆流防止機構（80）に流通制御機構の機能が具備される。すなわち、逆流防止機構（80）が開の状態とすることで連絡通路（72）より膨張室（62）への高圧流体の導入を行うことができる一方、逆流防止機構（80）を全閉の状態とすることで、連絡通路（72）から膨張室（62）への高圧流体の導入を停止できると同時に膨張室（62）から連絡通路（72）側への流体の流出を防止することができる。

第３の発明は、第１の発明の容積型膨張機において、逆流防止機構（80）が、連絡通路（72）における上記流通制御機構（73,75,76）よりも膨張室（72）寄りに配置されていることを特徴とするものである。ここで、連絡通路（72）に設けられる逆流防止機構（80）は、膨張室（62）に近ければ近いほど好ましい。

上記第３の発明では、第２の発明と異なり、逆流防止機構（80）と流通制御機構（73,75,76）とが別々に設けられる。ここで、逆流防止機構（80）は、連絡通路（72）における流通制御機構（73,75,76）よりも膨張室（62）寄りに設けられるため、従来の膨張機では、連絡通路（72）に形成される死容積が流通制御機構（73,75,76）から膨張室（72）までの空間となるのに対し、本発明の膨張機では、上記死容積が逆流防止機構（80）から膨張室（62）までの空間となる。このため、連絡通路（62）に形成される死容積を従来の膨張機よりも小さくすることができる。

第４の発明は、第３の発明の容積型膨張機において、逆流防止機構（80）が逆止弁により構成されていることを特徴とするものである。

上記第４の発明では、逆流防止機構（80）として逆止弁が構成される。そして、この逆止弁によって、膨張室（72）から連絡通路（62）側への流体の流出が防止される。

第５の発明は、第１から第４のいずれか１の発明の容積型膨張機において、流通制御機構（73,75,76）が、開度調整可能な電動弁（73）により構成されていることを特徴とするものである。

上記第５の発明では、電動弁（73）の開度が調整されることで、連絡通路（72）を介して膨張室（62）へバイパスされる高圧流体の流量が所定流量に調整される。ここで、電動弁（73）が全閉された状態では、逆流防止機構（80）によって膨張室（62）から連絡通路（62）側への流体の流出が阻止される。したがって、連絡通路（72）において、上記電動弁（73）から膨張室（62）までの間の空間が死容積となってしまうことが回避できる。

第６の発明は、第１から第４のいずれか１の発明の容積型膨張機において、流通制御機構（73,75,76）が、開閉可能な電磁開閉弁（75）により構成されていることを特徴とするものである。

上記第６の発明では、電磁開閉弁（75）の開閉するタイミングが制御されることで、連絡通路（72）を介して膨張室（62）へバイパスされる高圧流体の流量が所定流量に調整される。ここで、電磁開閉弁（75）が全閉された状態では、逆流防止機構（80）によって膨張室（62）から連絡通路（62）側への流体の流出が阻止される。したがって、連絡通路（72）において、上記電磁開閉弁（75）から膨張室（62）までの間の空間が死容積となってしまうことが回避される。

第７の発明は、第１から第４のいずれか１の発明の容積型膨張機において、流通制御機構（73,75,76）は、膨張室（62）の膨張過程における流体の圧力と流体流出側の圧力との差圧が所定値より大きくなると開口する差圧弁（76）により構成されていることを特徴とするものである。

上記第７の発明では、膨張室（62）の膨張過程における流体の圧力と流体流出側の圧力との差圧を検知し、この差圧が所定値より大きくなると差圧弁（76）が開口する。その結果、連絡配管（72）を介して高圧流体が膨張室（62）に導入される。よって、上記膨張過程における流体の圧力を流体流出側の圧力まで近似させることができる。よって、この膨張機構（60）における過膨張損失を低減できる。

一方、膨張室（62）の膨張過程における流体の圧力と流体流出側の圧力との差圧が所定値より小さい場合には、差圧弁（76）が遮断される。その結果、連絡通路（72）を介して行われる膨張室（62）への高圧流体の供給が停止する。ここで、差圧弁（76）が全閉された状態では、逆流防止機構（80）によって膨張室（62）から連絡通路（62）側への流体の流出が阻止される。したがって、連絡通路（72）において、上記差圧弁（76）から膨張室（62）までの間の空間が死容積となってしまうことが回避される。

第８の発明は、第１から第７のいずれか１の発明の容積型膨張機において、膨張機構（60）が蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程を行うように構成されていることを特徴とするものである。

上記第８の発明では、蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程を行う容積型膨張機において、膨張室（62）から連絡通路（72）側への流体の流出が、逆流防止機構（80）によって防止される。

第９の発明は、第１から第７のいずれか１の発明の容積型膨張機において、膨張機構（60）は、高圧圧力が超臨界圧となる蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程を行うように構成されていることを特徴とするものである。

上記第９の発明では、高圧圧力が臨界圧力より大きくなる、いわゆる超臨界サイクルの膨張行程を行う容積型膨張機において、膨張室（62）から連絡通路（72）側への流体の流出が、逆流防止機構（80）によって防止される。

第１０の発明は、第９の発明の容積型膨張機において、膨張機構（60）が、ＣＯ₂冷媒を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程を行うように構成されていることを特徴とするものである。

上記第１０の発明では、ＣＯ₂を冷媒として用いて超臨界サイクルの膨張行程を行う容積型膨張機において、膨張室（62）から連絡通路（72）側への流体の流出が、逆流防止機構（80）によって防止される。

第１１の発明は、第１から第１０のいずれか１の発明の容積型膨張機において、膨張機構（60）が回転式の膨張機構であり、流体の膨張により回転動力を回収するように構成されていることを特徴とするものである。ここで、「回転式の膨張機構」は、スイング式、ロータリー式、スクロール式などの流体機械で構成された膨張機構を意味するものである。

上記第１１の発明では、回転式の膨張機構を有する容積型膨張機において、膨張室（62）から連絡通路（72）側への流体の流出が、逆流防止機構（80）によって防止される。

第１２の発明は、ケーシング（31）内に、容積型膨張機（60）と、電動機（40）と、上記容積型膨張機（60）及び電動機（40）により駆動されて流体を圧縮する圧縮機（50）とを備えた流体機械を前提としている。そして、この流体機械は、容積型膨張機（60）が、第１から第１１のいずれか１の発明の容積型膨張機により構成されていることを特徴とするものである。

上記第１２の発明では、第１から第１１の発明の容積型膨張機（60）の回転動力及び電動機（40）の回転動力が圧縮機（50）に伝達されて、圧縮機（50）が駆動される。

上記第１の発明によれば、流通制御機構（73,75,76）が全閉の状態なり、膨張機で通常運転が行われる際、膨張室（62）から連絡通路（72）側への流体の流出を逆流防止機構（80）によって防止するようにしている。よって、連絡通路（72）の一部が膨張室（72）の死容積となってしまうことを抑制できる。このため、例えば図１４に示すように、膨張過程における流体圧力がｂ→ｃ’→ｄのように低下してしまい、その結果、この膨張機で得られる回収動力がＳ１の面積まで低減してしまうことを抑制できる。したがって、この膨張機によって図１３に示すような理想状態に近い流体の膨張を行うことができ、この膨張機で得られる動力回収効率を向上させることができる。

上記第２の発明によれば、逆流防止機構（80）に流通制御機構の機能を具備させるようにしている。よって、逆流防止機構（80）によって、連絡通路（72）から膨張室（72）の吸入／膨張過程位置へのバイパス流量を調整できるとともに、膨張室（72）から連絡通路（72）側への流体の流出を防止することができる。したがって、この膨張機の部品点数を減らすことができる。

上記第３の発明によれば、連絡通路（72）における流通制御機構（73,75,76）よりも膨張室（62）寄りに逆流防止機構（80）を配置することで、連絡通路（72）の死容積を確実に縮小できるようにしている。また、逆流防止機構（80）を流通制御機構（73,75,76）よりも膨張室（62）寄りに配置することで、上記流通制御機構（73,75,76）を連絡配管（72）の如何なる位置に配置しても、連絡通路（72）の死容積が大きくなることはない。したがって、例えば連絡通路（72）が膨張機構（60）の内部に形成されて膨張室（62）と連通している場合において、膨張機構（60）の外部に位置する連絡配管（72）の部位に上記流通制御機構（73,75,76）を配置することもできる。このようにすると、比較的複雑な構造となりやすい流通制御機構（73,75,76）の交換やメンテナンスを容易に行うことができる。

上記第４の発明によれば、逆流防止機構（80）として逆止弁を用いるようにしている。よって、簡素な構造によって膨張室（62）から連絡通路（72）側への流体の流出を抑制できるとともに、連絡通路（72）の一部が膨張室（62）の死容積となってしまうことを効果的に抑制できる。

上記第５の発明によれば、流通制御機構（73,75,76）を電動弁（73）で構成することで、連絡通路（72）における高圧流体のバイパス量を容易に調整できるようにしている。よって、この膨張機が冷凍サイクルの膨張行程に用いられる場合、冷凍サイクルの低圧圧力が膨張室（62）の膨張圧力よりも低くなる際、所定流量の高圧流体を連絡通路（72）より膨張室（62）に導入し、上記膨張圧力を冷凍サイクルの低圧圧力に近似させることができる。したがって、この膨張機の動力回収効率を一層向上させることができる。

上記第６の発明によれば、流通制御機構（73,75,76）を電磁開閉弁（75）で構成し、該電磁開閉弁（75）の開閉のタイミングを変えることで、高圧流体のバイパス量を容易に調整できるようにしている。よって、流通制御機構を比較的単純な構造で構成することができるとともに、第５の発明と同様の作用効果を得ることができる。

上記第７の発明によれば、膨張室（62）の膨張過程における流体の圧力と流体流出側の圧力との差圧が所定値より大きくなる場合に、差圧弁（76）を開口させることで、高圧流体を連絡通路（72）より膨張室（62）へ導入できるようにしている。そして、上記膨張過程における流体の圧力と流体流出側の圧力とを近似できるようにしている。よって、例えばこの膨張機が冷凍サイクルの膨張行程に用いられる場合、膨張室（62）の膨張圧力と冷凍サイクルの低圧圧力とをほぼ同圧とさせることができる。したがって、この膨張機の過膨張損失を確実に低減でき、動力回収効率の向上を図ることができる。

上記第８の発明によれば、本発明の膨張機を蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程に利用するようにしている。したがって、上記圧縮式冷凍サイクルにおける膨張機の過膨張損失を効果的に低減できる。また、連絡配管（80）における死容積を逆流防止機構（80）によって確実に小さくすることができ、上記圧縮式冷凍サイクルの膨張行程で得られる動力を効果的に回収することができる。

上記第９の発明によれば、本発明の膨張機を超臨界サイクルの膨張行程に利用するようにしている。ところで、超臨界サイクルの膨張行程では、膨張機へ流入する冷媒の圧力が比較的高いため、膨張室（72）の死容積に起因して動力回収量が低下しやすくなる。一方、本発明では、このような膨張室（72）の死容積を極力減らすようにしているため、この膨張機の動力回収効率を効果的に向上させることができる。

上記第１０の発明によれば、本発明の膨張機をＣＯ₂冷媒を用いた超臨界サイクルの膨張行程に利用するようにしている。したがって、第９の発明で上述した作用効果を得ることができる。

上記第１１の発明によれば、本発明の膨張機を、スイング式、ロータリー式、スクロール式などに代表される回転式の膨張機に適用している。よって、この回転式の膨張機による流体の膨張によって得られる回転動力の回収効率の向上を図ることができる。

上記第１２の発明によれば、本発明の容積型膨張機（60）を、圧縮機（50）、電動機（40）を備えた流体機械に適用している。よって、容積型膨張機（60）の動力回収効率を向上させることで、電動機（40）が担う上記圧縮機（50）の動力を低減しながらこの圧縮機（50）を効率的に駆動することができる。また、この流体機械の容積型膨張機（60）を蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程に利用する一方、この流体機械の圧縮機（50）を圧縮行程に利用することで、省エネルギー性に優れた冷凍サイクルを行うことができる。

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。

《発明の実施形態１》
実施形態１は、本発明の流体機械を用いて空調機（10）を構成したものである。

《空調機の全体構成》
図１に示すように、上記空調機（10）は、いわゆるセパレート型のものであって、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）、及び圧縮・膨張ユニット（30）が収納されている。一方、室内機（13）には、室内ファン（14）及び室内熱交換器（24）が収納されている。そして、上記室外機（11）と上記室内機（13）とは、一対の連絡通路（15,16）で接続されている。

上記空調機（10）には、冷媒回路（20）が設けられている。この冷媒回路（20）は、圧縮・膨張ユニット（30）や室内熱交換器（24）などが接続された閉回路である。また、この冷媒回路（20）には、冷媒として二酸化炭素（ＣＯ₂）が充填されている。

上記室外熱交換器（23）と室内熱交換器（24）とは、何れもクロスフィン型のフィン・アンド・チューブ熱交換器で構成されている。室外熱交換器（23）では、冷媒回路（20）を循環する冷媒が室外空気と熱交換する。室内熱交換器（24）では、冷媒回路（20）を循環する冷媒が室内空気と熱交換する。

上記第１四路切換弁（21）は、４つのポートを備えている。この第１四路切換弁（21）は、第１のポートが圧縮・膨張ユニット（30）の吐出ポート（35）と配管接続され、第２のポートが連絡通路（15）を介して室内熱交換器（24）の一端と配管接続され、第３のポートが室外熱交換器（23）の一端と配管接続され、第４のポートが圧縮・膨張ユニット（30）の吸入ポート（34）と配管接続されている。そして、第１四路切換弁（21）は、第１のポートと第２のポートとが連通し且つ第３のポートと第４のポートとが連通する状態（図１に実線で示す状態）と、第１のポートと第３のポートとが連通し且つ第２のポートと第４のポートとが連通する状態（図１に破線で示す状態）とに切換可能に構成されている。

上記第２四路切換弁（22）は、４つのポートを備えている。この第２四路切換弁（22）は、第１のポートが圧縮・膨張ユニット（30）の流出ポート（37）と配管接続され、第２のポートが室外熱交換器（23）の他端と配管接続され、第３のポートが連絡通路（16）を介して室内熱交換器（24）の他端と配管接続され、第４のポートが圧縮・膨張ユニット（30）の流入ポート（36）と配管接続されている。そして、第２四路切換弁（22）は、第１のポートと第２のポートとが連通し且つ第３のポートと第４のポートとが連通する状態（図１に実線で示す状態）と、第１のポートと第３のポートとが連通し且つ第２のポートと第４のポートとが連通する状態（図１に破線で示す状態）とに切換可能に構成されている。

《圧縮・膨張ユニットの構成》
図２に示すように、圧縮・膨張ユニット（30）は、本発明の流体機械を構成している。この圧縮・膨張ユニット（30）は、横長で円筒形の密閉容器であるケーシング（31）の内部に、圧縮機構（50）、膨張機構（60）、及び電動機（40）を収納している。また、このケーシング（31）内では、図２における左から右に向かって、圧縮機構（50）、電動機（40）、膨張機構（60）の順で配置されている。なお、図２を参照しながらの以下の説明で用いる「左」「右」は、それぞれ図２における「左」「右」を意味する。

上記電動機（40）は、ケーシング（31）の長手方向の中央部に配置されている。この電動機（40）は、ステータ（41）とロータ（42）とにより構成されている。ステータ（41）は、上記ケーシング（31）に固定されている。ロータ（42）は、ステータ（41）の内側に配置されている。また、ロータ（42）には、該ロータ（42）と同軸にシャフト（45）の主軸部（48）が貫通している。

上記シャフト（45）は、その右端側に大径偏心部（46）が形成され、その左端側に小径偏心部（47）が形成されている。大径偏心部（46）は、主軸部（48）よりも大径に形成され、主軸部（48）の軸心から所定量だけ偏心している。一方、小径偏心部（47）は、主軸部（48）よりも小径に形成され、主軸部（48）の軸心から所定量だけ偏心している。そして、このシャフト（45）は、回転軸を構成している。

上記シャフト（45）には、図示しないが、油ポンプが連結されている。また、上記ケーシング（31）の底部には、潤滑油が貯留されている。この潤滑油は、油ポンプによって汲み上げられ、圧縮機構（50）や膨張機構（60）へ供給されて潤滑に利用される。

上記圧縮機構（50）は、いわゆるスクロール圧縮機を構成している。この圧縮機構（50）は、固定スクロール（51）と、可動スクロール（54）と、フレーム（57）とを備えている。また、圧縮機構（50）には、上述の吸入ポート（34）と吐出ポート（35）とが設けられている。

上記固定スクロール（51）では、鏡板（52）に渦巻き状の固定側ラップ（53）が突設されている。この固定スクロール（51）の鏡板（52）は、ケーシング（31）に固定されている。一方、上記可動スクロール（54）では、板状の鏡板（55）に渦巻き状の可動側ラップ（56）が突設されている。固定スクロール（51）と可動スクロール（54）とは、互いに対向する姿勢で配置されている。そして、固定側ラップ（53）と可動側ラップ（56）が噛み合うことにより、圧縮室（59）が区画される。

上記吸入ポート（34）は、その一端が固定側ラップ（53）及び可動側ラップ（56）の外周側に接続されている。一方、上記吐出ポート（35）は、固定スクロール（51）の鏡板（52）の中央部に接続され、その一端が圧縮室（59）に開口している。

上記可動スクロール（54）の鏡板（55）は、その右側面の中央部に突出部分が形成されており、この突出部分にシャフト（45）の小径偏心部（47）が挿入されている。また、上記可動スクロール（54）は、オルダムリング（58）を介してフレーム（57）に支持されている。このオルダムリング（58）は、可動スクロール（54）の自転を規制するためのものである。そして、可動スクロール（54）は、自転することなく、所定の旋回半径で公転する。この可動スクロール（54）の旋回半径は、小径偏心部（47）の偏心量と同じである。

上記膨張機構（60）は、いわゆる揺動ピストン型の膨張機構であって、本発明の容積型膨張機を構成している。この膨張機構（60）は、シリンダ（61）と、フロントヘッド（63）と、リアヘッド（64）と、ピストン（65）とを備えている。また、膨張機構（60）には、上述の流入ポート（36）と流出ポート（37）とが設けられている。

上記シリンダ（61）は、その左側端面がフロントヘッド（63）により閉塞され、その右側端面がリアヘッド（64）により閉塞されている。つまり、フロントヘッド（63）とリアヘッド（64）は、それぞれが閉塞部材を構成している。

上記ピストン（65）は、両端がフロントヘッド（63）とリアヘッド（64）で閉塞されたシリンダ（61）の内部に収納されている。そして、図４に示すように、シリンダ（61）内に膨張室（62）が形成されるとともに、ピストン（65）の外周面がシリンダ（61）の内周面に実質的に摺接するようになっている。

図４(Ａ)に示すように、上記ピストン（65）は、円環状あるいは円筒状に形成されている。ピストン（65）の内径は、大径偏心部（46）の外径と概ね等しくなっている。そして、シャフト（45）の大径偏心部（46）がピストン（65）を貫通するように設けられ、ピストン（65）の内周面と大径偏心部（46）の外周面とがほぼ全面に亘って摺接する。

また、上記ピストン（65）には、ブレード（66）が一体に設けられている。このブレード（66）は、板状に形成されており、ピストン（65）の外周面から外側へ突出している。シリンダ（61）の内周面とピストン（65）の外周面に挟まれた膨張室（62）は、このブレード（66）によって高圧側（吸入／膨張側）と低圧側（排出側）とに仕切られる。

上記シリンダ（61）には、一対のブッシュ（67）が設けられている。各ブッシュ（67）は、それぞれが半月状に形成されている。このブッシュ（67）は、ブレード（66）を挟み込んだ状態で設置され、ブレード（66）と摺動する。また、ブッシュ（67）は、ブレード（66）を挟んだ状態でシリンダ（61）に対して回動自在となっている。

図４に示すように、上記流入ポート（36）は、フロントヘッド（63）に形成されており、導入通路を構成している。流入ポート（36）の終端は、フロントヘッド（63）の内側面において、流入ポート（36）が直接に膨張室（62）と連通することのない位置に開口している。具体的に、流入ポート（36）の終端は、フロントヘッド（63）の内側面のうち大径偏心部（46）の端面と摺接する部分において、図４(Ａ)における主軸部（48）の軸心のやや左上の位置に開口している。

フロントヘッド（63）には、溝状通路（69）も形成されている。図４(Ｂ)に示すように、この溝状通路（69）は、フロントヘッド（63）をその内側面側から掘り下げることにより、フロントヘッド（63）の内側面に開口する凹溝状に形成されている。

フロントヘッド（63）の内側面における溝状通路（69）の開口部分は、図４(Ａ)において上下に細長い長方形状となっている。溝状通路（69）は、同図(Ａ)における主軸部（48）の軸心よりも左側に位置している。また、この溝状通路（69）は、同図(Ａ)における上端がシリンダ（61）の内周面よりも僅かに内側に位置すると共に、同図(Ａ)における下端がフロントヘッド（63）の内側面のうち大径偏心部（46）の端面と摺接する部分に位置している。そして、この溝状通路（69）は、膨張室（62）と連通可能になっている。

シャフト（45）の大径偏心部（46）には、連通路（70）が形成されている。図４(Ｂ)に示すように、この連通路（70）は、大径偏心部（46）をその端面側から掘り下げることにより、フロントヘッド（63）に向き合った大径偏心部（46）の端面に開口する凹溝状に形成されている。

また、図４(Ａ)に示すように、連通路（70）は、大径偏心部（46）の外周に沿って延びる円弧状に形成されている。更に、連通路（70）におけるその周長方向の中央は、主軸部（48）の軸心と大径偏心部（46）の軸心を結んだ線上であって、大径偏心部（46）の軸心に対して主軸部（48）の軸心とは反対側に位置している。そして、シャフト（45）が回転すると、それに伴って大径偏心部（46）の連通路（70）も移動し、この連通路（70）を介して流入ポート（36）と溝状通路（69）が間欠的に連通する。

図４(Ａ)に示すように、上記流出ポート（37）は、シリンダ（61）に形成されている。この流出ポート（37）の始端は、膨張室（62）に臨むシリンダ（61）の内周面に開口している。また、流出ポート（37）の始端は、同図(Ａ)におけるブレード（66）の右側近傍に開口している。

さらに、上記膨張機構（60）には、膨張室（62）の流体流入側である流入ポート（36）から分岐して該膨張室（62）の吸入／膨張過程位置に連通する連絡通路として、連絡管（72）が設けられている。この連絡管（72）には、該連絡管（72）を流れる冷媒の流通／停止の切り換えや流量調整を行う流通制御機構（73）と、膨張室（62）から連絡管（72）側への流体の流出を防止する逆流防止機構（80）とが設けられている。

上記連絡管（72）は、図４(Ａ)におけるブレード（66）の左側近傍に接続されている。具体的には、上記連絡管（72）は、シャフト（45）の回転中心を基準としてブッシュ（67）の回動中心のある位置を０°とすると、図４（Ａ）において反時計回り方向へ約２０°〜３０°の位置において、シリンダ（61）内に一部が貫通して接続されている。

上記流通制御機構（73）は、上記連絡管（72）のうちシリンダ（61）の外部に位置する部位に設けられている。この流通制御機構（73）は、開度調整可能な電動弁（インジェクション弁）により構成されている。そして、電動弁（73）は、その開度を調整することにより、上記連絡管（72）を流れる冷媒の流量を調整可能に構成されている。

上記逆流防止機構は、逆止弁（80）で構成されている。この逆止弁（80）は、連絡管（72）のうちシリンダ（61）の内部に位置する部位に設けられている。そして、逆止弁（80）は、電動弁（73）よりも膨張室（62）側で、且つ該膨張室（62）の近傍に配置されている。

より具体的に、逆止弁（80）は、図１２に示すように、支持台（81）、コイルバネ（82）、弁体（83）、及び弁座（84）とで構成されている。支持台（81）は、連絡管（72）の内壁に固定支持されている。この支持台（81）には、複数の流通孔（85）が形成されている。コイルバネ（82）は、その一端が上記支持台（81）における膨張室（62）と反対側の面に支持されている一方、その他端に上記弁体（83）が支持されている。弁体（83）は、略半球状ないし、台形円柱状に形成されたボール型の弁体で構成されている。弁座（84）は、弁体（83）の先端部近傍に位置するよう連絡管（72）に固定支持されている。この弁座（84）には、上記コイルバネ（82）によって付勢される弁体（83）が当接可能となっている。以上の構成により、逆止弁（80）は、連絡管（72）から膨張室（62）側への流体の流れを許容する一方、膨張室（62）から連絡管（72）側への流体の流れを禁止するように構成されている。

図４に示すように、本実施形態１の空調機（10）には、一般に冷媒回路（20）に設けられる高圧圧力センサ（74a）及び低圧圧力センサ（74b）に加えて、膨張室（62）の圧力を検出する過膨張圧力センサ（74c）が設けられている。また、この空調機（10）の制御手段（74）は、これらのセンサ（74a,74b,74c）により検出される圧力に基づいて、上記電動弁（73）を制御できるようになっている。

−運転動作−
上記空調機（10）の動作について説明する。ここでは、空調機（10）の冷房運転時及び暖房運転時の動作について説明し、続いて膨張機構（60）の動作について説明する。

《冷房運転》
冷房運転時には、第１四路切換弁（21）及び第２四路切換弁（22）が図１に破線で示す状態に切り換えられる。この状態で圧縮・膨張ユニット（30）の電動機（40）に通電すると、冷媒回路（20）でＣＯ₂冷媒が循環して蒸気圧縮式の冷凍サイクル（超臨界サイクル）が行われる。

圧縮機構（50）で圧縮された冷媒は、吐出ポート（35）を通って圧縮・膨張ユニット（30）から吐出される。この状態で、冷媒の圧力は、その臨界圧力よりも高くなっている。この吐出冷媒は、第１四路切換弁（21）を通って室外熱交換器（23）へ送られる。室外熱交換器（23）では、流入した冷媒が室外ファン（12）により送られる室外空気と熱交換する。この熱交換により、冷媒が室外空気に対して放熱する。

室外熱交換器（23）で放熱した冷媒は、第２四路切換弁（22）を通過し、流入ポート（36）を通って圧縮・膨張ユニット（30）の膨張機構（60）へ流入する。膨張機構（60）では、高圧冷媒が膨張し、その内部エネルギがシャフト（45）の回転動力に変換される。膨張後の低圧冷媒は、流出ポート（37）を通って圧縮・膨張ユニット（30）から流出し、第２四路切換弁（22）を通過して室内熱交換器（24）へ送られる。

室内熱交換器（24）では、流入した冷媒が室内ファン（14）により送られる室内空気と熱交換する。この熱交換により、冷媒が室内空気から吸熱して蒸発し、室内空気が冷却される。室内熱交換器（24）から出た低圧ガス冷媒は、第１四路切換弁（21）を通過し、吸入ポート（34）を通って圧縮・膨張ユニット（30）の圧縮機構（50）へ吸入される。圧縮機構（50）は、吸入した冷媒を圧縮して吐出する。

《暖房運転》
暖房運転時には、第１四路切換弁（21）及び第２四路切換弁（22）が図１に実線で示す状態に切り換えられる。この状態で圧縮・膨張ユニット（30）の電動機（40）に通電すると、冷媒回路（20）でＣＯ₂冷媒が循環して蒸気圧縮式の冷凍サイクル（超臨界サイクル）が行われる。

圧縮機構（50）で圧縮された冷媒は、吐出ポート（35）を通って圧縮・膨張ユニット（30）から吐出される。この状態で、冷媒の圧力は、その臨界圧力よりも高くなっている。この吐出冷媒は、第１四路切換弁（21）を通過して室内熱交換器（24）へ送られる。室内熱交換器（24）では、流入した冷媒が室内空気と熱交換する。この熱交換により、冷媒が室内空気へ放熱し、室内空気が加熱される。

室内熱交換器（24）で放熱した冷媒は、第２四路切換弁（22）を通過し、流入ポート（36）を通って圧縮・膨張ユニット（30）の膨張機構（60）へ流入する。膨張機構（60）では、高圧冷媒が膨張し、その内部エネルギがシャフト（45）の回転動力に変換される。膨張後の低圧冷媒は、流出ポート（37）を通って圧縮・膨張ユニット（30）から流出し、第２四路切換弁（22）を通過して室外熱交換器（23）へ送られる。

室外熱交換器（23）では、流入した冷媒が室外空気と熱交換を行い、冷媒が室外空気から吸熱して蒸発する。室外熱交換器（23）から出た低圧ガス冷媒は、第１四路切換弁（21）を通過し、吸入ポート（34）を通って圧縮・膨張ユニット（30）の圧縮機構（50）へ吸入される。圧縮機構（50）は、吸入した冷媒を圧縮して吐出する。

《膨張機構の動作》
次に、膨張機構（60）の動作について、図３〜図１１を参照しながら説明する。なお、図３は、大径偏心部（46）の中心軸に対して垂直な膨張機構（60）の断面をシャフト（45）の回転角度４５°毎に示したものである。また、図４〜図１１の各図において、(Ａ)は図３における回転角度毎に膨張機構（60）の断面を拡大図示したものであり、(Ｂ)は大径偏心部（46）の中心軸に沿った膨張機構（60）の断面を模式的に示したものである。なお、図４〜図１１の各図において、(Ｂ)では主軸部（48）の断面の図示を省略している。

膨張室（62）へ高圧冷媒を導入すると、シャフト（45）が図３〜図１１の各図における反時計方向へ回転する。

シャフト（45）の回転角度が０°の時点では、図３，図４に示すように、流入ポート（36）の終端が大径偏心部（46）の端面で覆われる。つまり、流入ポート（36）は、大径偏心部（46）によって塞がれた状態となる。一方、大径偏心部（46）の連通路（70）は、溝状通路（69）のみに連通する状態となる。この溝状通路（69）は、ピストン（65）と大径偏心部（46）の端面によって覆われており、膨張室（62）に連通しない状態となっている。また、膨張室（62）は、流出ポート（37）に連通することにより、その全体が低圧側となっている。この時点において、膨張室（62）は流入ポート（36）から遮断された状態となっており、高圧冷媒は膨張室（62）へ流入しない。

シャフト（45）の回転角度が４５°の時点では、図３，図５に示すように、流入ポート（36）が大径偏心部（46）の連通路（70）に連通した状態となる。この連通路（70）は、溝状通路（69）にも連通している。溝状通路（69）は、図３や図５(Ａ)における上端部分がピストン（65）の端面から外れた状態となり、膨張室（62）の高圧側と連通する。この時点において、膨張室（62）が連通路（70）及び溝状通路（69）を介して流入ポート（36）に連通された状態となっており、高圧冷媒が膨張室（62）の高圧側へ流入する。つまり、膨張室（62）への高圧冷媒の導入は、シャフト（45）の回転角度が０°から４５°に至るまでの間に開始される。

シャフト（45）の回転角度が９０°の時点では、図３，図６に示すように、依然、膨張室（62）が連通路（70）及び溝状通路（69）を介して流入ポート（36）に連通された状態となっている。このため、シャフト（45）の回転角度が４５°から９０°に至るまでの間は、膨張室（62）の高圧側へ高圧冷媒が流入し続ける。

シャフト（45）の回転角度が１３５°の時点では、図３，図７に示すように、大径偏心部（46）の連通路（70）が溝状通路（69）及び流入ポート（36）の両方から外れた状態となる。この時点において、膨張室（62）は流入ポート（36）から遮断された状態となっており、高圧冷媒は膨張室（62）へ流入しない。したがって、膨張室（62）への高圧冷媒の導入は、シャフト（45）の回転角度が９０°から１３５°に至るまでの間に終了する。

膨張室（62）への高圧冷媒の導入が終了した後は、膨張室（62）の高圧側が閉空間となり、そこへ流入した冷媒が膨張する。つまり、図３や図８〜図１１の各図に示すように、シャフト（45）が回転して膨張室（62）における高圧側の容積が増大してゆく。また、その間、流出ポート（37）に連通する膨張室（62）の低圧側からは、膨張後の低圧冷媒が流出ポート（37）を通じて排出され続ける。

膨張室（62）における冷媒の膨張は、シャフト（45）の回転角度が３１５°から３６０°に至るまでの間において、ピストン（65）におけるシリンダ（61）との接触部分が流出ポート（37）に達するまで続く。そして、ピストン（65）におけるシリンダ（61）との接触部分が流出ポート（37）を横切ると、膨張室（62）が流出ポート（37）と連通され、膨張した冷媒の排出が開始される。

以上のような膨張機構（60）の動作時において、上記冷媒回路（20）における冷房運転と暖房運転の切り換え、あるいは外気温度の変化などにより、冷凍サイクルの低圧圧力が上昇することがある。このような条件下では、膨張室（62）で膨張された冷媒の圧力（図１１(Ａ)における低圧冷媒の圧力）が、冷凍サイクルの低圧圧力よりも小さくなり、低圧冷媒の排出時に過膨張損失が生じてしまう。そこで、本実施形態の膨張機構（60）においては、上記制御手段（74）が、上記センサ（74a,74b,74c）により検出される圧力に基づいて以下のような運転制御を行う。

具体的に、例えば低圧圧力センサ（74b）と過膨張圧力センサ（74c）との差圧が所定値より大きくなると、連絡管（72）の電動弁（73）が所定開度に開放される。その結果、流入ポート（36）より分岐された高圧冷媒が連絡管（72）を流通する。そして、電動弁（73）を通過した高圧冷媒が逆止弁（80）に至る。

高圧冷媒が逆止弁（80）に至ると、図１２(Ａ)に示すように、逆止弁（80）の弁体（81）がこの高圧冷媒によって膨張室（62）側に押圧される。その結果、弁座（84）から弁体（81）が離れ、両者の間を高圧冷媒が通過する。そして、高圧冷媒は、支持台（81）の流通孔（85）を通過した後、膨張室（62）内に導入される。その結果、膨張室（62）の冷媒圧力が上昇する。このため、膨張室（62）で膨張された冷媒の圧力と冷凍サイクルの低圧圧力とがほぼ等しくなり、上述したような過膨張損失が低減される。

一方、冷媒回路（20）において理想状態の冷凍サイクルが行われている場合には、連絡管（72）より膨張室（62）への高圧冷媒のインジェクションを行う必要がなく、膨張機構（60）は通常の運転を行う。よって、この状態では連絡管（72）の電動弁（73）が全閉の状態となる。その結果、逆止弁（80）の弁体（83）には、流入ポート（36）側からの高圧冷媒の圧力が作用せず、弁体（83）は、図１２(Ｂ)に示すように、コイルバネ（82）の付勢力によって弁座（84）に押し当てられた状態となる。したがって、膨張機構（60）の通常運転時には、膨張室（62）から連絡管（72）側への冷媒の流出が、逆止弁（80）によって抑止される。

−実施形態１の効果−
以上説明したように、上記実施形態１によれば、膨張室（62）で過膨張が生じる条件において、連絡管（72）の電動弁（73）を所定開度に開放することで、流入ポート（37）から分岐する高圧冷媒を連絡管（72）より膨張室（62）に導入するようにしている。よって、膨張室（62）で膨張される冷媒の圧力を昇圧させ、過膨張を解消することができる。したがって、この膨張機の動力回収効率を向上させることができる。

一方、膨張機構（60）で理想的な膨張が行われ、電動弁（73）を閉じて運転を行う際には、逆止弁（80）が膨張室（62）から連絡管（72）側への冷媒の流出を防止するようにしている。このため、連絡管（72）における電動弁（73）から膨張室（62）までの間の容積が膨張室（62）の死容積となり、その結果、図１４に示すように膨張行程における冷媒の圧力が低下してしまうことを抑制できる。よって、従来のように連絡管（72）に逆止弁（80）を設けない場合では、動力回収量が図１４のＳ１の面積となってしまうのに対し、本発明のように連絡管（72）に逆止弁（80）を設けることで、動力回収量を図１４のＳ１＋Ｓ２の面積とすることができる。すなわち、本発明の膨張機では、電動弁（13）を全閉の状態とした通常運転時において、逆止弁（80）によって上述した死容積を抑えるようにしているので、このような通常運転時の動力回収効率を向上させることができる。

また、上記実施形態１では、逆止弁（80）をシリンダ（61）の内部に位置する連絡管（72）で且つ膨張室（62）の近傍に配置している。よって、連絡管（72）の死容積を極力抑えることができる。また、上記実施形態１では、電動弁（73）をシリンダ（61）の外部に位置する連絡管（72）に設けている。よって、比較的構造が複雑となる電動弁（73）を膨張機構（60）の外部より容易に交換、メンテナンスできる。

さらに、上記実施形態１では、膨張機構（60）を超臨界サイクルの膨張行程に利用するようにしている。ところで、超臨界サイクルの膨張行程では、膨張機へ流入する冷媒の圧力が比較的高いため、膨張室（72）の死容積に起因して動力回収量が低下しやすくなる。一方、本実施形態では、このような膨張室（72）の死容積を逆止弁（80）によって極力減らすようにしているため、この膨張機の動力回収効率を効果的に向上させることができる。

《発明の実施形態２》
本発明の実施形態２は、実施形態１の流体機械において、図１５に示すように、膨張機構（60）の連絡管（72）に、電動弁（73）でなく開閉可能な電磁弁（75）を設けた例である。また、上記制御手段（74）は、膨張室（62）で過膨張が生じる条件で上記電磁弁（75）を所定のタイミングで開閉するように構成されている。この実施形態２において、その他の部分は、上記逆流防止機構も含めて実施形態１と同様に構成されている。

この実施形態２においては、過膨張が発生したときには、連絡管（72）の電磁弁（75）を所定のタイミングで開くことにより、膨張室（62）の冷媒の圧力を上昇させて過膨張の状態を解消することができる。また、本実施形態２においても、電磁弁（75）が全閉の状態となる通常運転時において、膨張室（62）から連絡管（72）への冷媒の流出を逆止弁（80）によって防止できる。よって、本実施形態においても、膨張室（62）の死容積に起因する動力回収効率の低下を抑制することができる。

《発明の実施形態３》
本発明の実施形態３は、図１６に示すように、連絡管（72）に設ける流通制御機構として、実施形態１の電動弁（73）や実施形態２の電磁弁（75）に代えて差圧弁（76）を用いたものである。この差圧弁（76）は、膨張室（62）の膨張過程中間位置における流体の圧力と流体流出側の圧力とに所定の差圧が生じたときに動作をするものであり、これらの圧力が該差圧弁（76）に直接に作用する。また、実施形態３においても、上述と同様にして逆流防止機構である逆止弁（80）が連絡管（72）に設けられている。

上記差圧弁（76）は、図１７に示すように、上記連絡管（72）の経路中に固定された弁ケース（91）と、弁ケース（91）内に可動に設けられた弁体（92）と、弁体（92）を一方向に付勢するバネ（93）（図１７(Ｂ）参照）とから構成されている。弁ケース（91）は、上記弁体（92）をスライド可能に保持する収納凹部（91a）が形成された中空の部材であり、該収納凹部（91a）に連通する４つのポートを備えている。上記弁体（92）は、上記連絡管（72）を閉鎖する閉鎖位置（図１７(Ａ)位置）と、該連絡管（92）を開放する開放位置（図１７(Ｂ)位置）とに変位可能であり、上記バネ（93）によって開放位置から閉鎖位置へ付勢されている。

上記連絡管（72）は、上記弁ケース（91）における弁体（92）の移動方向と交差する向きで上記弁ケース（91）に固定されている。弁体（92）は、弁ケース（91）の収納凹部（91a）に嵌合し、上記閉鎖位置と開放位置とにスライド可能に形成されている。また、弁体（92）は、開放位置で上記連絡管（72）を開口し、閉鎖位置で該連絡管（72）を閉鎖する連通孔（92a）を有している。

上記弁ケース（91）には、膨張室（62）の膨張過程中間位置に連通する第１連通管（95）と、流体流出側である流出ポート（37）に連通する第２連通管（96）とが接続されている。第１連通管（95）は、バネ（93）と反対側の端部、つまり弁体（92）の開放位置側の端部において、上記弁ケース（91）に接続され、膨張室（62）からの圧力Ｐ１を弁体（92）に与える。また、第２連通管（96）は、バネ（83）側の端部、つまり弁体（92）の閉鎖位置側の端部において、上記弁ケース（91）に接続され、流体流出側からの圧力Ｐ２（冷凍サイクルの低圧圧力）を弁体（92）に与える。このことにより、膨張室（62）の圧力よりも流体流出側の圧力が上昇して、両圧力Ｐ１，Ｐ２の間に所定値より大きい差圧が生じたときには、上記差圧弁（76）が動作する。

この実施形態３において、例えば冷凍サイクルの低圧である流出ポート（37）の圧力Ｐ２が膨張室（62）の圧力Ｐ１よりも大きくなり、両圧力Ｐ１，Ｐ２の差が所定値より大きくなると、差圧弁（76）が開口する。よって、流入側の冷媒の一部が連絡管（72）を介して膨張室（62）に導入される。その結果、膨張室（62）の圧力が昇圧されて、過膨張が解消される。

一方、膨張機構（60）が理想状態で運転を行っている場合、膨張機構（60）の流出ポート（37）と膨張室（62）との間で実質的に差圧は発生せず、差圧弁（76）は閉じた状態となる。ここで、実施形態３においても、図１６に示すように、逆流防止機構である逆止弁（80）が、膨張室（62）から連絡管（72）への冷媒の流出を防止している。よって、膨張室（62）の死容積を縮小させることができ、動力回収効率の高い運転を行うことができる。

《発明の実施形態４》
本発明の実施形態４は、上記実施形態１において膨張機構（60）の構成を変更したものである。具体的には、上記実施形態１の膨張機構（60）が揺動ピストン型に構成されているのに対し、本実施形態の膨張機構（60）は、ローリングピストン型に構成されている。ここでは、本実施形態の膨張機構（60）について、上記実施形態１と異なる点を説明する。

図１８に示すように、本実施形態において、ブレード（66）は、ピストン（65）と別体に形成されている。つまり、本実施形態のピストン（65）は、単純な円環状あるいは円筒状に形成されている。また、本実施形態のシリンダ（61）には、ブレード溝（68）が形成されている。

上記ブレード（66）は、シリンダ（61）のブレード溝（68）に、進退自在な状態で設けられている。また、ブレード（66）は、図外のバネによって付勢され、その先端（図１８における下端）がピストン（65）の外周面に押し付けられている。そして、図１９（逆流防止機構（80）の図示省略）に順次示すように、シリンダ（61）内でピストン（65）が移動しても、このブレード（66）は、ブレード溝（68）に沿って同図の上下に移動し、その先端がピストン（65）と接した状態に保たれる。そして、ブレード（66）の先端をピストン（65）の周側面に押し付けることで、膨張室（62）が高圧側と低圧側に仕切られる。

この実施形態４においても、流入ポート（36）と膨張室（62）の吸入／膨張過程内の位置とが連絡管（72）により接続され、連絡管（72）には電動弁（73）が設けられている。したがって、膨張機構（60）の過膨張時には、流入ポート（36）側の冷媒の一部を膨張室（62）内に導入できるので、上記過膨張を解消できる。

さらに、この実施形態４においても、連絡管（72）における電動弁（73）よりも膨張室（62）寄りに逆流防止機構である逆止弁（80）が設けられている。よって、電動弁（73）が全閉の状態となる通常運転時において、膨張室（62）から連絡配管（72）側への冷媒の流出を防止でき、膨張室（62）の死容積を縮小させることができる。よって、この膨張機構（60）の動力回収効率を向上させることができる。

《発明の実施形態５》
本発明の実施形態５は、上記実施形態１において膨張機構（60）の構成を変更したものである。具体的には、上記実施形態１の膨張機構（60）が揺動ピストン型に構成されているのに対し、本実施形態の膨張機構（60）は、スクロール型に構成されている。また、上記実施形態１の流体機械が、図２に示すように、左右方向に横長のいわゆる横型式であったのに対し、本実施形態の流体機械は、実施形態１の流体機械を９０°回転させた（図２において反時計回りに９０°回転させた）状態となる、上下方向に縦長な、いわゆる縦型式のものである。ここでは、本実施形態の膨張機構（60）について、上記実施形態１と異なる点を説明する。なお、図２０を参照しながらの以下の説明で用いる「上」「下」は、それぞれ図２０における「上」「下」を意味する。

図２０に示すように、膨張機構（60）は、ケーシング（31）に固定された上部フレーム（131）と、上部フレーム（131）に固定された固定スクロール（132）と、上部フレーム（131）にオルダムリング（133）を介して保持された可動スクロール（134）とを備えている。

固定スクロール（132）は、平板状の固定側鏡板部（135）と、該固定側鏡板部（135）の前面（同図における下面）に立設された渦巻壁状の固定側ラップ（136）とを備えている。一方、可動スクロール（134）は、平板状の可動側鏡板部（137）と、該可動側鏡板部（137）の前面（同図における上面）に立設された渦巻壁状の可動側ラップ（138）とを備えている。膨張機構（60）では、固定スクロール（132）の固定側ラップ（136）と可動スクロール（134）の可動側ラップ（138）とが互いに噛み合うことで複数の流体室（膨張室）（62a,62b）が形成されている（図２１参照）。具体的に、固定側ラップ（136）の内側面と可動側ラップ（138）の外側面とに挟まれた空間が、第１の膨張室としてのＡ室（62a）を構成している。一方、固定側ラップ（136）の外側面と可動側ラップ（138）の内側面とに挟まれた空間が、第２の膨張室としてのＢ室（62b）を構成している。

図２０に示すように、シャフト（45）では、その上端にスクロール連結部（118）が形成されている。このスクロール連結部（118）には、シャフト（45）の回転中心から偏心した位置に連結孔（119）が形成されている。可動スクロール（134）では、可動側鏡板部（137）の背面（図２０における下面）に連結軸（139）が突設されている。この連結軸（139）は、スクロール連結部（118）の連結孔（119）に回転自在に支持されている。また、シャフト（45）のスクロール連結部（118）は、上部フレーム（131）に回転自在に支持されている。

また、固定スクロール（132）には、流入ポート（36）と流出ポート（37）とが形成されている。流入ポート（36）は、固定側鏡板部（135）を厚さ方向へ貫通しており、その下端が固定側ラップ（136）の巻き始め側端部の内側面の近傍に開口している。流出ポート（37）は、固定側平板部を厚さ方向へ貫通しており、その下端が固定側ラップ（136）の巻き終わり側端部の近傍に開口している。

さらに、固定スクロール（60）には、上記流入ポート（36）から分岐して上記膨張室（62）に連通する連絡管（連絡配管）（72）が接続されている。具体的に、連絡管（72）は、流入ポート（36）から分岐する主連絡管（72）と、該主連絡管（72）からさらに２つに分岐する２つの連絡管（72a,72b）とで構成されている。

２つに分岐する連絡管（72a,72b）は、固定側鏡板部（135）を厚さ方向へ貫通している。この２つの連絡管（72a,72b）のうち、上記Ａ室（62a）と連通する連絡管がＡ室用連絡管（72a）を構成し、上記Ｂ室（62b）と連通する連絡管がＢ室用連絡管（72b）を構成している。そして、固定側鏡板部（135）の前面では、固定側ラップ（62）に沿ってその巻き始め端から約３６０°進んだ位置の外側面の近傍にＢ室用連絡管（72b）が、そこから固定側ラップ（62）に沿って更に約１８０度進んだ位置の内側面の近傍にＡ室用連絡管（72a）がそれぞれ開口している。

また、上記主連絡管（72）には、流入ポート（36）から上記膨張室（62）への高圧冷媒の流量を調整する流通制御機構として電動弁（73）が設けられている。さらに、Ａ室用連絡管（72a）及びＢ室用連絡管（72b）における膨張室（62）の近傍には、各連絡管（72a,72b）よりも大径の空間がそれぞれ形成されている。そして、これらの空間には、逆流防止機構として逆止弁（80）がそれぞれ設けられている。この逆止弁（80）は、いわゆるリード弁によって構成されており、連絡管（72）から膨張室（62a,62b）への冷媒の流通を許容する一方、膨張室（62a,62b）から連絡管（72）への冷媒の流通を禁止するように構成されている。すなわち、両逆止弁（80）は、膨張室（62a,62b）から連絡管（72）側への冷媒の流出を防止するように構成されている。

<膨張機構の動作>
次に、膨張機構（60）の動作について、図２０及び図２２を参照しながら説明する。

図２２では、固定側ラップ（136）の巻き始め側端部が可動側ラップ（138）の内側面に接すると同時に可動側ラップ（138）の巻き始め側端部が固定側ラップ（136）の内側面に接する状態を基準の０°としている。

流入ポート（36）へ導入された高圧冷媒は、固定側ラップ（136）の巻き始め近傍と可動側ラップ（138）の巻き始め近傍に挟まれた１つの空間へ流入してゆき、それに伴って可動スクロール（134）が公転する。可動スクロール（134）の公転角度が３６０°になると、Ａ室（62a）とＢ室（62b）と流入ポート（36）から遮断された閉空間となり、Ａ室（62a）及びＢ室（62b）への高圧冷媒の流入が終了する。

その後、Ａ室（62a）及びＢ室（62b）の内部では冷媒が膨張してゆき、それに伴って可動スクロール（134）が公転する。Ａ室（62a）及びＢ室（62b）の容積は、可動スクロール（134）が移動するにつれて大きくなってゆく。そして、Ｂ室（62b）は、可動スクロール（134）の公転角度が８４０°から９００°へ至る途中で流出ポート（37）に連通し、その後はＢ室（62b）内の冷媒が流出ポート（37）へ送出されてゆく。一方、Ａ室（62a）は、可動スクロール（134）の公転角度が１０２０°から１０８０°へ至る途中で流出ポート（37）に連通し、その後はＡ室（62a）内の冷媒が流出ポート（37）へ送出されてゆく。

以上のような膨張機構（60）において、膨張室（62a,62b）が過膨張となる場合には、図２０に示す主連絡管（72）の電動弁（73）が所定開度に開放される。その結果、流入ポート（37）より主連絡管（72）に分岐された高圧冷媒がＡ室用連絡管（72a）を介してＡ室（62a）に導入されると同時にＢ室用連絡管（72b）を介してＢ室（62b）に導入される。そして、両膨張室（62a,62b）において膨張される冷媒が昇圧され、膨張室（62）における過膨張が解消される。

一方、膨張機構（60）で通常運転が行われる場合には、電動弁（73）が全閉の状態となる。ここで、Ａ室用連絡管（72a）及びＢ室用連絡管（72b）には逆止弁（80）がそれぞれ設けられている。したがって、Ａ室（62a）及びＢ室（62b）の冷媒が連絡管（72）側に流出してしまうことが防止される。よって、連絡管（72）における電動弁（73）からＡ室（62a）までの空間、加えて連絡管（72）における電動弁（73）からＢ室（62b）までの空間が各膨張室（62a,62b）の死容積となってしまうことが抑制される。したがって、実施形態５においても、死容積に起因する膨張室内の圧力低下を抑制でき、この容積型膨張機の動力回収効率を向上させることができる。

《発明の実施形態６》
本発明の実施形態６は、上記実施形態１において膨張機構（60）の構成を変更したものである。具体的には、上記実施形態１の膨張機構（60）が１段の揺動ピストン型に構成されているのに対し、本実施形態の膨張機構（60）は、２段の揺動ピストン型に構成されている。また、上記実施形態１の流体機械が、図２に示すように、左右方向に横長のいわゆる横型式であったのに対し、本実施形態の流体機械は、実施形態１の流体機械を９０°回転させた（図２において反時計回りに９０°回転させた）状態となる、上下方向に縦長な、いわゆる縦型式のものである。ここでは、本実施形態の膨張機構（60）について、上記実施形態１と異なる点を説明する。なお、図２３を参照しながらの以下の説明で用いる「上」「下」は、それぞれ図２３における「上」「下」を意味する。

圧縮・膨張ユニット（30）のシャフト（45）には、その上端側に２つの大径偏心部（46a,46b）が形成されている。各大径偏心部（46a,46b）は、主軸部（48）よりも大径に形成されている。上下に並んだ２つの大径偏心部（46a,46b）のうち、下側のものが第１大径偏心部（46a）を構成し、上側のものが第２大径偏心部（46b）を構成している。第１大径偏心部（46a）と第２大径偏心部（46b）とは、何れも同じ方向へ偏心している。第２大径偏心部（46b）の外径は、第１大径偏心部（46a）の外径よりも大きくなっている。また、主軸部（48）の軸心に対する偏心量は、第２大径偏心部（46b）の方が第１大径偏心部（46a）よりも大きくなっている。

膨張機構（60）は、いわゆる２段式の揺動ピストン型の流体機械である。この膨張機構部（60）には、対になったシリンダ（61a,61b）及びピストン（65a,65b）が二組設けられている。また、膨張機構（60）には、フロントヘッド（63）と、中間プレート（101）と、リアヘッド（64）とが設けられている。

上記膨張機構（60）では、図２３における下から上へ向かって順に、フロントヘッド（63）、第１シリンダ（61a）、中間プレート（101）、第２シリンダ（61b）、リアヘッド（64）が積層された状態となっている。この状態において、第１シリンダ（61a）は、その下側端面がフロントヘッド（63）により閉塞され、その上側端面が中間プレート（101）により閉塞されている。一方、第２シリンダ（61b）は、その下側端面が中間プレート（101）により閉塞され、その上側端面がリアヘッド（64）により閉塞されている。また、第２シリンダ（61b）の内径は、第１シリンダ（61a）の内径よりも大きくなっている。さらに第２シリンダ（61b）の上下方向における厚み寸法は、第１シリンダ（61a）の厚み寸法よりも大きくなっている。

上記シャフト（45）は、積層された状態のフロントヘッド（63）、第１シリンダ（61a）、中間プレート（101）、第２シリンダ（61b）、及びリアヘッド（64）を貫通している。また、シャフト（45）は、その第１大径偏心部（46a）が第１シリンダ（61a）内に位置し、その第２大径偏心部（46b）が第２シリンダ（61b）内に位置している。

図２４及び図２５に示すように、第１シリンダ（61a）内には第１ピストン（65a）が、第２シリンダ（61b）内には第２ピストン（65b）がそれぞれ設けられている。第１及び第２ピストン（65a,65b）は、何れも円環状あるいは円筒状に形成されている。第１ピストン（65a）の外径と第２ピストン（65b）の外径とは、互いに等しくなっている。第１ピストン（65a）の内径は第１大径偏心部（46a）の外径と、第２ピストン（65b）の内径は第２大径偏心部（46b）の外径とそれぞれ概ね等しくなっている。そして、第１ピストン（65a）には第１大径偏心部（46a）が、第２ピストン（65b）には第２大径偏心部（46b）がそれぞれ貫通している。

上記第１ピストン（65a）は、その外周面が第１シリンダ（61a）の内周面に、一方の端面がフロントヘッド（63）に、他方の端面が中間プレート（101）にそれぞれ摺接している。第１シリンダ（61a）内には、その内周面と第１ピストン（65a）の外周面との間に膨張室の一部である第１流体室（62a）が形成される。

一方、上記第２ピストン（65b）は、その外周面が第２シリンダ（61b）の内周面に、一方の端面がリアヘッド（64）に、他方の端面が中間プレート（101）にそれぞれ摺接している。第２シリンダ（61b）内には、その内周面と第２ピストン（65b）の外周面との間に膨張室の一部である第２流体室（62b）が形成される。

上記第１及び第２ピストン（65a,65b）のそれぞれには、ブレード（66a,66b）が１つずつ一体に設けられている。ブレード（66a,66b）は、ピストン（65a,65b）の半径方向へ延びる板状に形成されており、ピストン（65a,65b）の外周面から外側へ突出している。

上記各シリンダ（61a,61b）には、一対のブッシュ（67a,67b）が一組ずつ設けられている。各ブッシュ（67a,67b）は、内側面が平面となって外側面が円弧面となるように形成された小片である。一対のブッシュ（67a,67b）は、ブレード（66a,66b）を挟み込んだ状態で設置されている。各ブッシュ（67a,67b）は、その内側面がブレード（66a,66b）と、その外側面がシリンダ（61a,61b）と摺動する。そして、ピストン（65a,65b）と一体のブレード（66a,66b）は、ブッシュ（67a,67b）を介してシリンダ（61a,61b）に支持され、シリンダ（61a,61b）に対して回動自在で且つ進退自在となっている。

第１シリンダ（61a）内の第１流体室（62a）は、第１ピストン（65a）と一体の第１ブレード（66a）によって仕切られており、図２５における第１ブレード（66a）の左側が高圧側の第１高圧室（102a）となり、その右側が低圧側の第１低圧室（103a）となっている。第２シリンダ（61b）内の第２流体室（62b）は、第２ピストン（65b）と一体の第２ブレード（66b）によって仕切られており、図２５における第２ブレード（66b）の左側が高圧側の第２高圧室（102b）となり、その右側が低圧側の第２低圧室（103b）となっている。

図２３に示すように、上記第１シリンダ（61a）には、流入ポート（36）が接続されている。この流入ポート（36）はフロントヘッド（63）に形成されており、導入通路を構成している。この流入ポート（36）の終端は、第１シリンダ（61a）の内周面のうち、図２４におけるブッシュ（67a）のやや左側の箇所に開口している。そして、流入ポート（36）は、第１高圧室（102a）（即ち第１流体室（62a）の高圧側）と連通可能となっている。一方、上記第２シリンダ（61b）には、流出ポート（37）が形成されている。流出ポート（37）は、第２シリンダ（61b）の内周面のうち、図２４におけるブッシュ（67b）のやや右側の箇所に開口している。そして、流出ポート（37）は、第２低圧室（103b）（即ち第２流体室（62b）の低圧側）と連通可能となっている。

上記中間プレート（101）には、連通路（70）が形成されている。この連通路（70）は、中間プレート（101）を貫通するように形成されている。中間プレート（101）における第１シリンダ（61a）側の面では、第１ブレード（66a）の右側の箇所に連通路（70）の一端が開口している。中間プレート（101）における第２シリンダ（66b）側の面では、第２ブレード（66b）の左側の箇所に連通路（64）の他端が開口している。そして、連通路（70）は、図示しないが中間プレート（101）の厚み方向に対して斜めに延びており、第１低圧室（103a）（即ち第１流体室（62a）の低圧側）と第２高圧室（102b）（即ち第２流体室（62b）の高圧側）の両方に連通可能となっている。

さらに、第１シリンダ（61a）には、図２３及び図２４に示すような連絡管（72）が接続されている。連絡管（72）は、流入ポート（36）より分岐しており、膨張室の一部である第１流体室（62a）と連通している。この連絡管（72）は、フロントヘッド（63）の内部に形成されており、ケーシング（31）の外周よりシャフト（45）に向かって延びた後、上方向に屈曲し、その終端の開口が第１シリンダ（61a）の内部に臨んでいる。この連絡管（72）の開口は、第１シリンダ（61a）における上記連通路（64）の一方の開口の近傍に位置している。

また、この連絡管（72）には、上記実施形態と同様、流通制御機構としての電動弁（73）と、逆流防止機構としての逆止弁（80）が設けられている。電動弁（73）は、その開度を調整することにより、上記連絡管（72）より第１流体室（62a）に導入される冷媒の流量を調整可能に構成されている。一方、逆止弁（80）は、連絡管（72）における第１シリンダ（61a）の近傍で、該連絡管（72）の屈曲した部分に設けられている。そして、逆止弁（80）は、膨張室の一部である第１流体室（62a）から連絡管（72）側への冷媒の流出を防止するように構成されている。

〈膨張機構の動作〉
次に、実施形態６の膨張機構（60）の動作について説明する。

先ず、第１シリンダ（61a）の第１高圧室（102a）へ高圧冷媒が流入する過程について、図２５を参照しながら説明する。なお、図２５では、連絡管（72）、電動弁（73）、及び逆止弁（80）の図示を省略している。

回転角が０°の状態からシャフト（45）が僅かに回転すると、第１ピストン（65a）と第１シリンダ（61a）の接触位置が流入ポート（36）の開口部を通過し、流入ポート（36）から第１高圧室（102a）へ高圧冷媒が流入し始める。その後、シャフト（45）の回転角が９０°,１８０°,２７０°と次第に大きくなるにつれて、第１高圧室（102a）へ高圧冷媒が流入してゆく。この第１高圧室（102a）への高圧冷媒の流入は、シャフト（45）の回転角が３６０°に達するまで続く。

次に、膨張機構（60）において冷媒が膨張する過程について、同図を参照しながら説明する。回転角が０°の状態からシャフト（45）が僅かに回転すると、第１低圧室（103a）と第２高圧室（102b）の両方が連通路（70）と連通状態になり、第１低圧室（103a）から第２高圧室（102b）へと冷媒が流入し始める。その後、シャフト（45）の回転角が９０°,１８０°,２７０°と次第に大きくなるにつれ、第１低圧室（103a）の容積が次第に減少すると同時に第２高圧室（102b）の容積が次第に増加し、結果として膨張室（62）の容積が次第に増加してゆく。この膨張室（62）の容積増加は、シャフト（45）の回転角が３６０°に達する直前まで続く。そして、膨張室（62）の容積が増加する過程で膨張室（62）内の冷媒が膨張し、この冷媒の膨張によってシャフト（45）が回転駆動される。このように、第１低圧室（103a）内の冷媒は、連通路（70）を通って第２高圧室（102b）へ膨張しながら流入してゆく。

続いて、第２シリンダ（61b）の第２低圧室（103b）から冷媒が流出してゆく過程について、同図を参照しながら説明する。第２低圧室（103b）は、シャフト（45）の回転角が０°の時点から流出ポート（37）に連通し始める。つまり、第２低圧室（103b）から流出ポート（37）へと冷媒が流出し始める。その後、シャフト（45）の回転角が９０°,１８０°,２７０°と次第に大きくなってゆき、その回転角が３６０°に達するまでの間に亘って、第２低圧室（103b）から膨張後の低圧冷媒が流出してゆく。

以上のような膨張機構（60）において、膨張室（62）が過膨張となる場合には、図２４連絡管（72）の電動弁（73）が所定開度に開放される。その結果、流入ポート（37）より連絡管（72）に分岐された高圧冷媒が第１シリンダ（61a）の第１低圧室（103a）に導入される。そして、第１低圧室（103a）から第２高圧室（102b）において膨張される冷媒が昇圧され、膨張室（62）における過膨張が解消される。

一方、膨張機構（60）で通常運転が行われる場合には、電動弁（73）が全閉の状態となる。ここで、上記実施形態と同様、連絡管（72）には逆止弁（80）が設けられている。よって、第１流体室（62a）から連絡管（72）側に冷媒が流出することが防止される。このため、連絡管（72）における電動弁（73）から第１流体室（62a）までの空間が膨張室（62）の死容積となってしまうことが抑制される。したがって、実施形態６においても、死容積に起因する膨張室（62）内の圧力低下を抑制でき、この容積型膨張機の動力回収効率を向上させることができる。

《その他の実施形態》
本発明は、上記実施形態について、以下のような構成としてもよい。

上記各実施形態では、膨張機構（60）と圧縮機構（50）と電動機（40）とを１つのケーシング（31）内に備えた圧縮・膨張ユニット（30）について説明したが、本発明は、圧縮機と別体に形成した膨張機に適用してもよい。

また、上記実施形態１では、逆流防止機構（80）として図１２に示すような逆止弁を設けるようにしている。しかしながら、逆流防止機構（80）として例えば実施形態５と同様図２６に示すようなリード弁からなる逆止弁を用いるようにしてもよい。また、例えば連絡管（72）をフロントヘッドやリアヘッドに形成する場合には、実施形態６と同様に図２７に示すような逆止弁を用いるようにしてもよい。以上のように、逆流防止機構（80）の構成は、膨張機構（60）や連絡管（72）の形状に応じて如何なる構成としてもよい。

また、上記実施形態では、流通制御機構（73,75,76）と逆流防止機構（80）とを別体で構成している。しかしながら、逆流防止機構（80）は、流通制御機構を兼ねるように構成してもよい。具体的には、例えば図２８に示すように、連絡通路（72）における膨張室（62）の近傍において、実施形態１の逆止弁の代わりに電動弁（80）を配置する一方、図４に示すような電動弁（73）を省略した構成としてもよい。この構成においては、逆流防止機構（80）としての電動弁の開度が所定開度に開放されることで、連絡管（72）から膨張室（62）への冷媒量を調整して過膨張を解消できる。一方、逆流防止機構（80）としての電動弁を遮断することで、連絡管（72）から膨張室（62）への冷媒の供給が停止され、通常の運転が行われる。ここで、逆流防止機構（80）としての電動弁が閉じた場合には、膨張室（62）から連絡管（72）への冷媒の流出が防止されるため、膨張室（62）の死容積を効果的に減少させることができる。よって、この形態においても、死容積に起因する動力回収効率の低下を抑制することができる。また、この構成では、一つの部品によって流通制御機構と逆流防止機構の双方の機能を得ることができるため、この膨張機構（60）の部品点数を減らすことができる。

以上説明したように、本発明は、高圧流体が膨張することにより動力を発生させる膨張機構を備えた容積型膨張機と、この膨張機を備えた流体機械について有用である。

実施形態１における空調機の配管系統図である。 実施形態１における圧縮・膨張ユニットの概略断面図である。 膨張機構の動作を示す概略断面図である。 シャフトの回転角度０°又は３６０°での実施形態１における膨張機構の要部を示す概略断面図である。 シャフトの回転角度４５°での実施形態１における膨張機構の要部を示す概略断面図である。 シャフトの回転角度９０°での実施形態１における膨張機構の要部を示す概略断面図である。 シャフトの回転角度１３５°での実施形態１における膨張機構の要部を示す概略断面図である。 シャフトの回転角度１８０°での実施形態１における膨張機構の要部を示す概略断面図である。 シャフトの回転角度２２５°での実施形態１における膨張機構の要部を示す概略断面図である。 シャフトの回転角度２７０°での実施形態１における膨張機構の要部を示す概略断面図である。 シャフトの回転角度３１５°での実施形態１における膨張機構の要部を示す概略断面図である。 実施形態１の逆流防止機構の要部拡大断面図である。設計圧力での運転条件での膨張室の容積と圧力との関係を示すグラフである。 理想状態における膨張室の容積と圧力との関係を示すグラフである。 連絡通路に死容積が形成された場合における膨張室の容積と圧力との関係を示すグラフである。 実施形態２における膨張機構の要部を示す概略断面図である。 実施形態３における膨張機構の要部を示す概略断面図である。 実施形態３における差圧弁の構造と動作を示す概略断面図である。 実施形態４における膨張機構の要部を示す概略断面図である。 実施形態４の膨張機構の動作を示す概略断面図である。 実施形態５の膨張機構の要部を示す概略断面図である。 実施形態５の膨張機構の内部構造を示す概略構成図である。 実施形態５の膨張機構の動作を示す概略断面図である。 実施形態６の膨張機構の要部を示す概略断面図である。 実施形態６の膨張機構の内部を示す概略断面図である。 実施形態６の膨張機構の動作を示す概略断面図である。 その他の実施形態の逆流防止機構の第１の例を示す概略断面図である。 その他の実施形態の逆流防止機構の第２の例を示す概略断面図である。 その他の実施形態の逆流防止機構の第３の例を示す概略断面図である。

符号の説明

（10） 空調機
（20） 冷媒回路
（30） 圧縮・膨張ユニット（流体機械）
（31） ケーシング
（40） 電動機
（50） 圧縮機
（60） 膨張機構（容積型膨張機）
（61） シリンダ
（62） 膨張室
（72） 連絡管（連絡通路）
（73） 電動弁（流通制御機構）
（75） 電磁弁（流通制御機構）
（76） 差圧弁（流通制御機構）
(80) 逆止弁（逆流防止機構）

Claims (12)

1. 高圧流体が膨張室（62）で膨張して動力が発生する膨張機構（60）と、膨張室（62）の流体流入側から分岐して該膨張室（62）の吸入／膨張過程位置に連通する連絡通路（72）と、該連絡通路（72）に配置されて流体流量を調整する流通制御機構（73,75,76）とを備えた容積型膨張機であって、
   上記膨張機構（60）には、膨張室（62）から連絡通路（72）側への流体の流出を防止する逆流防止機構（80）が設けられていることを特徴とする容積型膨張機。
2. 請求項１に記載の容積型膨張機において、
   逆流防止機構（80）は、流通制御機構を兼ねていることを特徴とする容積型膨張機。
3. 請求項１に記載の容積型膨張機において、
   逆流防止機構（80）は、連絡通路（72）における上記流通制御機構（73,75,76）よりも膨張室（72）寄りに配置されていることを特徴とする容積型膨張機。
4. 請求項３に記載の容積型膨張機において、
   逆流防止機構（80）が逆止弁により構成されていることを特徴とする容積型膨張機。
5. 請求項１から４のいずれか１に記載の容積型膨張機において、
   流通制御機構（73,75,76）は、開度調整可能な電動弁（73）により構成されていることを特徴とする容積型膨張機。
6. 請求項１から４のいずれか１に記載の容積型膨張機において、
   流通制御機構（73,75,76）は、開閉可能な電磁開閉弁（75）により構成されていることを特徴とする容積型膨張機。
7. 請求項１から４のいずれか１に記載の容積型膨張機において、
   流通制御機構（73,75,76）は、膨張室（62）の膨張過程における流体の圧力と流体流出側の圧力との差圧が所定値より大きくなると開口する差圧弁（76）により構成されていることを特徴とする容積型膨張機。
8. 請求項１から７のいずれか１に記載の容積型膨張機において、
   膨張機構（60）が蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程を行うように構成されていることを特徴とする容積型膨張機。
9. 請求項１から７のいずれか１に記載の容積型膨張機において、
   膨張機構（60）は、高圧圧力が超臨界圧となる蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程を行うように構成されていることを特徴とする容積型膨張機。
10. 請求項９に記載の容積型膨張機において、
    膨張機構（60）は、ＣＯ₂を冷媒として用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルの膨張行程を行うように構成されていることを特徴とする容積型圧縮機。
11. 請求項１から１０のいずれか１に記載の容積型膨張機において、
    膨張機構（60）が回転式の膨張機構であり、
    流体の膨張により回転動力を回収するように構成されていることを特徴とする容積型膨張機。
12. ケーシング（31）内に、容積型膨張機（60）と、電動機（40）と、上記容積型膨張機（60）及び電動機（40）により駆動されて流体を圧縮する圧縮機（50）とを備えた流体機械であって、
    容積型膨張機（60）が、請求項１から１１のいずれか１に記載の容積型膨張機により構成されていることを特徴とする流体機械。

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