JP2009062951A - ２段ロータリ型膨張機 - Google Patents

Abstract

【課題】従来の２段ロータリ型膨張機では、１段目の作動室と２段目の作動室との連通が終わる瞬間、１段目の作動室で閉じ込められる作動流体が存在し、この作動流体の圧縮作用により、損失および騒音が発生していた。
【解決手段】２段ロータリ型の膨張機部１０１において、上軸受部材１０７に、弁ピストン１２６と、弁ピストン１２６の背面に設置された弁ばね１２７とを格納する筒状の弁シリンダ１２５を設け、弁ピストン１２６の背面側に吸入圧力を導く弁背圧供給路１３０と、弁ピストン１２６の側面側に吸入圧供給路１３１とを設けることにより、第１吐出側空間１１５ｂ内の圧力が吸入圧力より高くなった時に、第１吐出側空間１１５ｂ内に閉じ込められた作動流体を弁シリンダ１２５に排出する。
【選択図】図３

Description

本発明は、２段ロータリ型膨張機と、それを用いた冷凍サイクル装置に関する。

膨張機で回収した作動流体の膨張エネルギーを、圧縮機の駆動エネルギーの一部として利用する動力回収式の冷凍サイクル装置が提案されている。上記冷凍サイクル装置に適用する膨張機として、２段ロータリ型膨張機などが検討されている（例えば、特許文献１参照）。

図５（ａ）は、従来の２段ロータリ型の膨張機部１００における第１シリンダ１０５の横断面図である。図５（ｂ）は、従来の２段ロータリ型の膨張機部１００における第２シリンダ１０６の横断面図である。

図５（ａ）、（ｂ）に示すように、従来の２段ロータリ型の膨張機部１００は、密閉容器１０２の内部に、膨張機シャフト１０３、中板１０４（図示せず）、第１シリンダ１０５、第２シリンダ１０６、上軸受部材１０７（図示せず）、下軸受部材１０８（図示せず）、第１ピストン１０９、第２ピストン１１０、第１ベーン１１１、第２ベーン１１２、第１ばね１１３、および第２ばね１１４を備えている。

膨張機シャフト１０３は、径方向に突出する第１偏心部１０３ａと第２偏心部１０３ｂとを有し、密閉容器１０２の中央部に配置されている。

第１シリンダ１０５には、第１ベーン溝１０５ａが形成されている。第１ベーン溝１０５ａには、第１ベーン１１１がスライド可能、言い換えれば、長手方向に進退可能に装着されている。第１ベーン１１１の背面側には、第１ばね１１３が配置されている。第１シリンダ１０５の内面には、吸入ポート１０５ｂが形成され、密閉容器１０２の内外を貫く膨張機吸入管１１７と連通している。第１シリンダ１０５の内部空間には、リング状の第１ピストン１０９が配置されている。第１ピストン１０９の外面は、第１ばね１１３により押し付けられた第１ベーン１１１の先端と接触し、第１ピストン１０９の内面は、膨張機シャフト１０３の第１偏心部１０３ａと嵌合している。第１シリンダ１０５と第１ピストン１０９の上面には、上軸受部材１０７（図示せず）が設置され、膨張機シャフト１０３を回転可能に支持している。

第２シリンダ１０６には、第２ベーン溝１０６ａが形成されている。第２ベーン溝１０６ａには、第２ベーン１１２がスライド可能、言い換えれば、長手方向に進退可能に装着されている。第２ベーン１１２の背面側には、第２ばね１１４が配置されている。第２シリンダ１０６の内面には、吐出ポート１０６ｂが形成され、密閉容器１０２の内外を貫く膨張機吐出管１１８と連通している。第２シリンダ１０６の内部空間には、リング状の第２ピストン１１０が配置されている。第２ピストン１１０の外面は、第２ばね１１４により押し付けられた第２ベーン１１２の先端と接触し、第２ピストン１１０の内面は、膨張機シャフト１０３の第２偏心部１０３ｂと嵌合している。第２シリンダ１０６と第２ピストン１１０の下面には、下軸受部材１０８（図示せず）が設置され、膨張機シャフト１０３を回転可能に支持している。

第１シリンダ１０５と第２シリンダ１０６、および、第１ピストン１０９と第２ピストン１１０は、中板１０４（図示せず）を挟んで、それぞれ上下に配置されている。中板１０４には、厚さ方向に貫通するように、連通孔１０４ａが形成されている。

第１シリンダ１０５、第１ピストン１０９、上軸受部材１０７、および中板１０４により形成される三日月形状の空間（作動室）は、仕切り部材である第１ベーン１１１により、吸入側の作動室である第１吸入側空間１１５ａと、吐出側の作動室である第１吐出側空間１１５ｂとに仕切られる。第２シリンダ１０６、第２ピストン１１０、下軸受部材１０８、および中板１０４により形成される三日月形状の空間（作動室）は、仕切り部材である第２ベーン１１２により、吸入側の作動室である第２吸入側空間１１６ａと、吐出側の作動室である第２吐出側空間１１６ｂとに仕切られる。連通孔１０４ａが、第１吐出側空間１１５ｂと第２吸入側空間１１６ａとを連通することで、１つの膨張室が形成される。

第１ピストン１０９と第２ピストン１１０が反時計回りに回転することで、作動流体は、膨張機吸入管１１７より第１シリンダ１０５の吸入ポート１０５ｂを通じて、第１吸入側空間１１５ａに吸入される。吸入された作動流体は、上記膨張室で膨張し、第２吐出側空間１１６ｂから第２シリンダ１０６の吐出ポート１０６ｂを通じて、膨張機吐出管１１８より吐出される。

上述したように、第１シリンダ１０５と第２シリンダ１０６とは、連通孔１０４ａが形成された中板１０４（図示せず）によって仕切られている。このような構造を採用すると、作動流体が吸入される作動室と、作動流体が膨張する作動室と、作動流体が吐出される作動室とを簡単に仕切ることができると同時に、吸入側の作動室では３６０°連続吸入が可能となり、吸入脈動の低減を図ることができる。

また、第１シリンダ１０５と第２シリンダ１０６とは、同心状の配置となっているが、第１ベーン１１１と第２ベーン１１２、および、第１ベーン溝１０５ａと第２ベーン溝１０６ａとは、膨張機シャフト１０３の中心軸Ｚを基点として、互いに所定角度ずれた配置となっている。第１ベーン１１１と第２ベーン１１２、および、第１ベーン溝１０５ａと第２ベーン溝１０６ａとが成す角度は、例えば数１０度である。また、膨張機シャフト１０３の第１偏心部１０３ａと第２偏心部１０３ｂとは、膨張機シャフト１０３の中心軸Ｚに対して、突出する向き（偏心方向）が相違しており、第１ベーン１１１と第２ベーン１１２、および、第１ベーン溝１０５ａと第２ベーン溝１０６ａとが成す角度と一致している。つまり、第１ピストン１０９が上死点に達するタイミングと、第２ピストン１１０が上死点に達するタイミングとが一致する。上記構成によれば、連通孔１０４ａを介して、第１吐出側空間１１５ｂと第２吸入側空間１１６ａとで形成される膨張室の体積を円滑に増加させることができ、２段ロータリ型の膨張機部１００の回収動力を最大化させることができる。なお、ここで上死点とは、第１ベーン１１１および第２ベーン１１２が、膨張機シャフト１０３から最も遠ざかった状態、下死点とは、第１ベーン１１１および第２ベーン１１２が、膨張機シャフト１０３に最も近い状態を示す。

上記従来の２段ロータリ型の膨張機部１００を冷凍サイクル装置に適用し、冷凍サイクル装置全体の効率を向上させる手段として、例えば、上記２段ロータリ型の膨張機部１００と作動流体を圧縮する圧縮機部とを一軸で連結した膨張機一体型圧縮機などが検討されている。図６に、従来の膨張機一体型圧縮機１を組み込んだ冷凍サイクル装置を示す。

図６に示す冷凍サイクル装置は、２段ロータリ型の膨張機部１００と圧縮機部２００を有する膨張機一体型圧縮機１と、凝縮器３００と、蒸発器３１０とを、流通路３０２により接続することで構成されている。また、凝縮器３００と２段ロータリ型の膨張機部１００との間には、流通路３０２から分岐したインジェクション通路３０１を有する。インジェクション通路３０１の出口側開口部は、２段ロータリ型の膨張機部１００の第２吸入側空間１１６ａに接続されている。

２段ロータリ型の膨張機部１００と圧縮機部２００とは、電動機２０２を挟んで一軸で連結されている。これにより、構造が単純であり、かつ、２段ロータリ型の膨張機部１００において高圧の作動流体が等エントロピー膨張を行うことで発生した回転動力を、圧縮機部２００の駆動動力の一部として直接利用することができるため、動力回収ロスが少ない。

一般に、膨張機一体型圧縮機においては、２段ロータリ型の膨張機部と圧縮機部とが常時、同一回転数で回転するため、一定の作動流体の循環量でシステムを運転するには、「作動流体の密度比＝一定」の運転条件（制約）が発生する。そのため、冷凍サイクル装置全体の制御が難しくなり、必ずしも高効率運転が実現できるとは限らない。

例えば、冷凍サイクルの運転条件によっては、冷凍サイクル装置全体の高圧圧力と低圧圧力との差が縮小して、冷凍サイクル装置全体の膨張比（高圧作動流体の密度と低圧作動流体の密度との比）が、２段ロータリ型の膨張機部が持つ固有の膨張比よりも小さくなる場合がある。つまり、２段ロータリ型の膨張機部内の吐出間際の流体圧力が、冷凍サイクル装置全体の低圧圧力よりも低くなり、過膨張の状態に陥る。その結果、２段ロータリ型の膨張機部の回転方向とは逆向きの差圧力が働き、回収動力が低下する。

そこで、図６に示す冷凍サイクル装置では、上記「作動流体の密度比＝一定」の運転条件（制約）を排除する構成、すなわち、過膨張の状態に陥った場合には、連通孔１０４ａ、もしくは、インジェクション通路３０１により、高圧作動流体を膨張途中の作動流体に注入する構成となっている。これにより、２段ロータリ型の膨張機部１００内の吐出間際の流体圧力が、冷凍サイクル装置全体の低圧圧力よりも低くなることを防ぎ、膨張機一体型圧縮機１における回転動力の低下を防止することができる。
特開２００５−１０６０４６号公報

図７は、図５（ａ）の上死点における連通孔１０４ａ付近の拡大図である。図７中のθ１は、第１ピストン１０９が、第１吐出側空間１１５ｂと第２吸入側空間１１６ａとの連通が終わる瞬間から上死点に達するまでの回転角度を示す。

図７に示すように、第１ピストン１０９が連通孔１０４ａの開口部１０４ａ１を塞ぎ、第１吐出側空間１１５ｂと第２吸入側空間１１６ａとの連通が終わる瞬間には、第１吐出側空間１１５ｂは密閉状態となり、第１吐出側空間１１５ｂ内の作動流体は行き場を失う。この密閉状態は、第１吐出側空間１１５ｂと第２吸入側空間１１６ａとの連通が終わる瞬間（図７）から上死点に達するまで続くが、その間、第１吐出側空間１１５ｂの容積は徐々に小さくなり、上死点に達した時には、第１吐出側空間１１５ｂの容積は最も小さくなる。

従来の２段ロータリ型の膨張機部１００が、二酸化炭素を作動流体とする冷凍サイクル装置に用いられた場合、図７の瞬間では、第１吐出側空間１１５ｂ内の二酸化炭素は、十分に膨張減圧した後であり、液相の比率が高い気液二相状態となっている。したがって、第１吐出側空間１１５ｂ内に閉じ込められた作動流体の大部分は、液相状態の二酸化炭素と潤滑油とで構成される非圧縮性流体とみなされる。閉じ込められた作動流体は、第１ピストン１０９が、角度θ１回転して、第１吐出側空間１１５ｂの容積が小さくなるのに従って圧縮されるが、作動流体が非圧縮性であるために、第１吐出側空間１１５ｂの容積が少し小さくなっただけでも、その圧力は急激に上昇する。その結果、著しく高圧となった非圧縮性流体は、第１シリンダ１０５と第１ベーン１１１との間、第１ピストン１０９や第１シリンダ１０５と上軸受部材１０７との間、もしくは、第１ピストン１０９や第１シリンダ１０５と中板１０４との間にある隙間を通って、第１吐出側空間１１５ｂの外に漏れ出すか、第１ベーン１１１を跳ね上げることで、第１ベーン１１１と第１ピストン１０９との接合部に生じた隙間から、第１吸入側空間１１５ａ側に漏れ出すと考えられる。

このように、従来の２段ロータリ型の膨張機部１００が閉じ込められた作動流体を圧縮する間、膨張機シャフト１０３には回転方向とは逆向きにブレーキトルクが作用する。また、高圧作動流体が第１吸入側空間１１５ａ側に漏れた後、一度跳ね上がった第１ベーン１１１が衝撃を伴って、再度、第１ピストン１０９と接合するため、騒音が発生する。さらに、この衝撃によって、膨張機シャフト１０３の第１偏心部１０３ａと第１ピストン１０９との接合部において、膨張機シャフト１０３の回転方向とは逆向きに働く摩擦抗力が瞬間的に異常増大し、膨張機シャフト１０３の円滑な回転を妨げる。

本発明は、上記課題を解決するもので、第１ピストン１０９が、第１吐出側空間１１５ｂと第２吸入側空間１１６ａとの連通が終わる瞬間から上死点に達するまで、第１吐出側空間１１５ｂが密閉状態となって、第１吐出側空間１１５ｂ内の作動流体が行き場を失った時、閉じ込められた作動流体が圧縮されることにより発生する損失を低減し、高効率の２段ロータリ型膨張機を提供することを目的とする。

上記従来の課題を解決するために、本発明の２段ロータリ型膨張機は、第１シリンダと、前記第１シリンダの内外を貫くシャフトと、前記シャフトに取り付けられ前記第１シリンダ内で偏心回転する第１ピストンと、前記シャフトを共有する形で前記第１シリンダと同心状に配置された第２シリンダと、前記シャフトに取り付けられ前記第２シリンダ内で偏心回転する第２ピストンと、前記第１シリンダに形成された第１溝に進退可能に装着され前記第１シリンダと前記第１ピストンとの間の空間を第１吸入側空間と第１吐出側空間とに仕切る第１仕切り部材と、前記第２シリンダに形成された第２溝に進退可能に装着され前記第２シリンダと前記第２ピストンとの間の空間を第２吸入側空間と第２吐出側空間とに仕切る第２仕切り部材と、前記第１吸入側空間に作動流体を吸入するための吸入ポートと、前記第２吐出側空間から前記作動流体を吐出するための吐出ポートと、前記第１シリンダに設けられた筒状の弁シリンダと、前記弁シリンダ内を軸方向に動く弁ピストンと、前記弁ピストンの前記第１シリンダとは反対側の背面に設置された弁ばねとを備え、前記第１吐出側空間の圧力が前記吸入ポートの圧力よりも高い場合に、前記弁シリンダと前記弁ピストンとで形成される空間に前記第１吐出側空間の作動流体を排出することを特徴とする。

本発明の２段ロータリ型膨張機によれば、第１吐出側空間が密閉状態となって、第１吐出側空間内の作動流体が行き場を失った時に、閉じ込められた作動流体が圧縮されることにより発生する損失を低減し、高効率な冷凍サイクル装置を提供することが可能となる。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。

（実施の形態１）
図１は、本発明の実施の形態１における２段ロータリ型の膨張機部１０１を用いた膨張機一体型圧縮機２の構成を示す縦断面図である。図１に示すように、本実施の形態１における膨張機一体型圧縮機２は、密閉容器２０１の内部に、圧縮機部２００、電動機２０２、オイルを圧縮機部２００に供給するオイルポンプ部１５０、および２段ロータリ型の膨張機部１０１を上から順に備え、圧縮機シャフト２１１および膨張機シャフト１０３により結合されている。圧縮機シャフト２１１と膨張機シャフト１０３とは、シャフト連結部材１５１で連結されることで、一つの軸となっている。

圧縮機部２００は、圧縮機シャフト２１１、旋回スクロール２１２、固定スクロール２１３、オルダムリング（図示せず）、軸受部材２１５、マフラー２１６、圧縮機吸入管２１７、および圧縮機吐出管２１８を備えている。

圧縮機シャフト２１１の内部には、オイル供給路２１１ｂが形成されている。圧縮機シャフト２１１の上端部には、偏心部２１１ａが形成され、旋回スクロール２１２の下面と嵌合している。旋回スクロール２１２の上面および固定スクロール２１３の下面には、渦巻き形状のラップ２１２ａおよびラップ２１３ａがそれぞれ形成されている。ラップ２１２ａとラップ２１３ａが噛み合うように配置されることで、三日月形状の圧縮機作動室２１９が形成される。旋回スクロール２１２と軸受部材２１５の間には、オルダムリングが設けられ、旋回スクロール２１２の自転運動が拘束されている。固定スクロール２１３の中央部には、圧縮機吐出孔２１３ｂが設けられている。固定スクロール２１３および軸受部材２１５の外周縁近傍には、上下に貫通する流路２２０が形成されている。

圧縮機シャフト２１１の回転に伴って旋回スクロール２１２が旋回運動を行うことにより、圧縮機作動室２１９は、外側から内側に移動しながら容積を縮小させる。これにより、圧縮機吸入管２１７から圧縮機作動室２１９へ吸入された作動流体が圧縮される。圧縮された作動流体は、圧縮機吐出孔２１３ｂ、マフラー２１６の内部空間２１６ａ、流路２２０を順に経由して、密閉容器２０１の内部空間２３０に吐出される。

電動機２０２は、密閉容器２０１に固定されたステータ２０２ａと、圧縮機シャフト２１１に固定されたロータ２０２ｂとを含む。圧縮機シャフト２１１は、電動機２０２と圧縮機２００とに共用されている。

電動機２０２の下方には、オイルプール１５７が設けられている。オイルプール１５７には、２段ロータリ型の膨張機部１０１と圧縮機部２００とを循環するオイルが蓄えられている。オイルプール１５７の中には、圧縮機部２００側の比較的高温のオイルが２段ロータリ型の膨張機部１０１に直接接触しないように、仕切り板１５２が配置されている。仕切り板１５２には、仕切り板連通孔１５２ａが設けられている。

オイルポンプ部１５０は、オイルポンプ隔壁板１５３と、膨張機シャフト１０３の回転と共に駆動するオイルポンプ１５４と、シャフト連結部材１５１の周りを取り囲むように配置された連結器ブロック１５５とで構成され、仕切り板１５２の上面側に設置されている。

オイルポンプ隔壁板１５３の下面には、オイル吸入溝１５３ａが溝状に形成されており、オイルポンプ１５４は、このオイル吸入溝１５３ａを介して、仕切り板１５２の上面以上に存在するオイルを吸入することができる。また、オイルポンプ隔壁板１５３には、上下方向に貫通するオイル吐出孔１５３ｂが形成されており、オイルポンプ１５４内のオイルを上方向に吐出することができる。

連結器ブロック１５５の内部には、シャフト連結部材１５１を取り囲むように、シャフト連結室１５６が形成されている。シャフト連結室１５６は、オイルポンプ１５４よりオイル吐出孔１５３ｂを通じて吐出されたオイルにより満たされている。

シャフト連結部材１５１には、シャフト連結室１５６と圧縮機シャフト２１１の下端部とを連通するオイル貫通孔１５１ａが設けられている。圧縮機シャフト２１１の内部には、下端から上端にかけてオイル供給路２１１ｂが加工されている。

シャフト連結部材１５１により連結された圧縮機シャフト２１１と膨張機シャフト１０３とが一体となって回転することにより、オイルポンプ１５４は、仕切り板１５２の上面以上に存在するオイルを、オイル吸入溝１５３ａからシャフト連結室１５６、オイル貫通孔１５１ａを介して、オイル供給路２１１ｂに送り込む。オイル供給路２１１ｂを通って圧縮機部２００に到達したオイルは、旋回スクロール２１２と圧縮機シャフト２１１の偏心部２１１ａとの摺動面や、旋回スクロール２１２と固定スクロール２１３との摺動面を潤滑する。圧縮機部２００より密閉容器２０１の内部空間２３０に吐出された作動流体は、内部空間２３０に滞留する間に、重力や遠心力によってオイルと分離され、その後、圧縮機吐出管２１８から密閉容器２０１の外に吐出される。

図２は、図１のＸ−Ｘ線における弁シリンダ１２５の開口部１２５ａ付近の横断面図である。図３（ａ）は、弁背圧調節弁１２８が閉じて、吸入流体流量調節弁１２９が開いている時の弁ピストン１２６の動作拡大図、図３（ｂ）は、第１吐出側空間１１５ｂが密閉状態の時の弁ピストン１２６の動作拡大図、図３（ｃ）は、弁背圧調節弁１２８が開いて、吸入流体流量調節弁１２９が閉じている時の弁ピストン１２６の動作拡大図である。なお、従来の２段ロータリ型の膨張機部１００と同一構成要素については同一符号を用い、その説明を省略する。

図１〜図３に示すように、本実施の形態１における２段ロータリ型の膨張機部１０１は、従来の２段ロータリ型の膨張機部１００に加えて、弁シリンダ１２５、弁ピストン１２６、弁ばね１２７、弁背圧調節弁１２８、吸入流体流量調節弁１２９、弁背圧供給路１３０、吸入圧供給路１３１、高低圧連絡路１３２を有する。

弁シリンダ１２５は、上軸受部材１０７の内部に筒状に設けられ、第１吐出側空間１１５ｂと連通している。図２に示すように、弁シリンダ１２５の第１吐出側空間１１５ｂ側の開口部１２５ａは、なるべく第１吐出側空間１１５ｂ側の第１ベーン溝１０５ａ側面と第１シリンダ１０５内面との交点の近傍に位置するように設計することが望ましい。弁シリンダ１２５の内部には、軸方向に動く弁ピストン１２６と、弁ピストン１２６の背面に設置された弁ばね１２７を格納している。また、弁シリンダ１２５には、膨張機吐出管１１８から分岐して弁ピストン１２６の背面側と連通する弁背圧供給路１３０と、膨張機吸入管１１７から分岐して弁ピストン１２６の側面側と連通する吸入圧供給路１３１とが接続されている。弁背圧供給路１３０と吸入圧供給路１３１とは、膨張機吸入管１１７と接続した高低圧連絡路１３２により連通されている。

弁背圧供給路１３０の、高低圧連絡路１３２側接続部と膨張機吐出管１１８側接続部との間、好ましくは、膨張機吐出管１１８寄りの位置には、作動流体の流量を調節する弁背圧調節弁１２８が設置されている。高低圧連絡路１３２の、弁背圧供給路１３０側接続部と吸入圧供給路１３１側接続部との間には、膨張機吸入管１１７より弁背圧供給路１３０へ供給する吸入作動流体の流量を調節する吸入流体流量調節弁１２９が設置されている。

次に、本実施の形態１における２段ロータリ型の膨張機部１０１の動作について説明する。

まず、弁背圧調節弁１２８が閉じて、吸入流体流量調節弁１２９が開いている場合を説明する。上記の場合、弁背圧供給路１３０には、膨張機吸入管１１７の作動流体の圧力、すなわち、吸入圧力がそのまま作用する。これにより、第１吐出側空間１１５ｂでの膨張過程において、弁ピストン１２６の背面にかかる圧力＝吸入圧力は、第１吐出側空間１１５ｂの圧力より高いので、図３（ａ）に示すように、弁ピストン１２６には下方へ押し付ける力が作用し、弁シリンダ１２５の開口部１２５ａと吸入圧供給路１３１の弁シリンダ１２５側の開口部１３１ａは閉じた状態となる。

そして、第１吐出側空間１１５ｂと第２吸入側空間１１６ａとの連通が終わる瞬間、すなわち、第１ピストン１０９が連通孔１０４ａの開口部１０４ａ１を塞ぐ瞬間には、第１吐出側空間１１５ｂ内の作動流体は、行き場を失って閉じ込められる。第１吐出側空間１１５ｂが密閉状態となると、膨張機シャフト１０３の回転に従って第１吐出側空間１１５ｂの容積が減少するため、圧力は急激に上昇する。これにより、図３（ｂ）に示すように、第１吐出側空間１１５ｂ内の作動流体の圧力が、瞬間的に弁ピストン１２６の背面にかかる圧力＝吸入圧力よりも高くなって、弁ピストン１２６を押し上げるため、弁シリンダ１２５の開口部１２５ａと吸入圧供給路１３１の開口部１３１ａが開いた状態となる。

したがって、上記構成によれば、第１吐出側空間１１５ｂ内に閉じ込められた作動流体を、弁シリンダ１２５内に排出することができ、吸入圧供給路１３１を経由して膨張機吸入管１１７へ戻し、再び第１吸入側空間１１５ａに吸入させることができる。

次に、弁背圧調節弁１２８が開いて、吸入流体流量調節弁１２９が閉じている場合を説明する。上記の場合、弁背圧供給路１３０には、膨張機吐出管１１８の作動流体の圧力、すなわち、吐出圧力がそのまま作用する。これにより、第１吐出側空間１１５ｂでの膨張過程において、第１吐出側空間１１５ｂの圧力は、弁ピストン１２６の背面にかかる圧力＝制御圧力より高いので、図３（ｃ）に示すように、弁ピストン１２６には上方へ押し上げる力が作用し、弁シリンダ１２５の開口部１２５ａと吸入圧供給路１３１の開口部１３１ａは常に開いた状態となる。

したがって、上記構成によれば、第１吐出側空間１１５ｂが密閉状態になることはなく、第１吐出側空間１１５ｂには、吸入ポート１０５ｂから吸入される作動流体に加えて、膨張機吸入管１１７の作動流体を、弁シリンダ１２５を経由して常に流入させることができる。また、弁シリンダ１２５の開口部１２５ａが、図２に示す位置、すなわち、第１吐出側空間１１５ｂ側の第１ベーン溝１０５ａ側面と第１シリンダ１０５内面との交点の近傍に配置するように形成されることで、弁シリンダ１２５の開口部１２５ａから第１吐出空間１１５ｂへの作動流体の吸入過程を、第１ピストン１０９が上死点に達する直前まで継続させることができる。

このように、本実施の形態１における２段ロータリ型の膨張機部１０１の弁シリンダ１２５は、作動室への作動流体の吸入容積を増加させる機能を有するので、膨張機一体型圧縮機における「作動流体の密度比＝一定」の運転条件（制約）を回避することができる。

また、本実施の形態１の２段ロータリ型の膨張機部１０１においては、弁背圧調節弁１２８を閉じて、吸入流体流量調節弁１２９の開度を調節することにより、弁背圧供給路１３０の圧力を、吸入圧力と吐出圧力の中間圧力にすることができる。具体的には、吸入流体流量調節弁１２９から弁背圧供給路１３０に流れる作動流体の流量が、吸入圧供給路１３１から弁シリンダ１２５を経由して第１吐出側空間１１５ｂに流入する作動流体の流量と同じになるように、吸入流体流量調節弁１２９の開度を調節することにより、弁背圧供給路１３０の圧力を一定の中間圧力に保つことができる。

上記の場合、第１吐出側空間１１５ｂの圧力は、第１吐出側空間１１５ｂと吸入ポート１０５ｂとの連通終了後でも、しばらくの間は、弁ピストン１２６の背面にかかる中間圧力よりも高いため、図３（ｃ）に示すように、弁シリンダ１２５の開口部１２５ａと吸入圧供給路１３１の開口部１３１ａは開いた状態となり、吸入圧供給路１３１から弁シリンダ１２５を経由した作動流体を、第１吐出側空間１１５ｂへ流入させることができる。

作動流体の膨張が進み、第１吐出側空間１１５ｂと第２吸入側空間１１６ａとで形成される膨張室の容積拡大による膨張の効果が、弁シリンダ１２５を経由した中間圧力を有する作動流体の吸入による圧力上昇の効果を上回ると、第１吐出側空間１１５ｂの圧力が低下し始める。やがて、第１吐出側空間１１５ｂの圧力が、弁ピストン１２６の背面にかかる中間圧力よりも低くなると、弁ピストン１２６には下方に押し付ける力の方が作用するため、図３（ａ）に示すように、弁シリンダ１２５の開口部１２５ａと吸入圧供給路１３１の開口部１３１ａは閉じた状態となる。

そして、第１吐出側空間１１５ｂと第２吸入側空間１１６ａとの連通が終わる瞬間、すなわち、第１ピストン１０９が連通孔１０４ａの開口部１０４ａ１を塞ぐ瞬間には、第１吐出側空間１１５ｂ内の作動流体は、行き場を失って閉じ込められる。第１吐出側空間１１５ｂが密閉状態となると、膨張機シャフト１０３の回転に従って第１吐出側空間１１５ｂの容積が減少するため、圧力は急激に上昇する。これにより、図３（ｂ）に示すように、第１吐出側空間１１５ｂ内の作動流体の圧力が、瞬間的に弁ピストン１２６の背面にかかる圧力＝吸入圧力よりも高くなって、弁ピストン１２６を押し上げるため、弁シリンダ１２５の開口部１２５ａと吸入圧供給路１３１の開口部１３１ａが開いた状態となる。

したがって、上記構成によれば、第１吐出側空間１１５ｂには、吸入ポート１０５ｂから吸入される作動流体に加えて、膨張機吸入管１１７の作動流体を、弁シリンダ１２５を経由して流入させることができる。また、第１吐出側空間１１５ｂ内に閉じ込められた作動流体を、弁シリンダ１２５内に排出することができ、吸入圧供給路１３１を経由して膨張機吸入管１１７へ戻し、再び第１吸入側作動室１１５ａに吸入させることができる。

以上の説明から明らかなように、本実施の形態１の構成、すなわち、弁シリンダ１２５、弁ピストン１２６、弁ばね１２７、弁背圧調節弁１２８、吸入流体流量調節弁１２９、弁背圧供給路１３０、吸入圧供給路１３１、高低圧連絡路１３２からなる構成を採ることにより、第１吐出側空間１１５ｂ内に閉じ込められた作動流体を圧縮することによる２段ロータリ型膨張機の損失を低減することが可能となる。

なお、本実施の形態１では、第１吐出側空間１１５ｂ内に閉じ込められた、一旦減圧した作動流体が、吸入圧力や中間圧力よりも高い圧力にまで圧縮されることを利用して、弁ピストン１２６を押し上げて弁シリンダ１２５内に排出しているのだが、この時、弁ばね１２７を圧縮するのに必要な仕事が発生し、損失となる。しかしながら、閉じ込められる作動流体の大部分は、液流体と潤滑油であると考えられ、作動流体が第１吐出側空間１１５ｂ内に閉じ込められてから吸入圧力や中間圧力よりも高く昇圧されるまでの膨張機シャフト１０３が回転する角度は微小であるため、損失は軽微である。また、上記圧縮力を利用して弁ピストン１２６を押し上げているため、弁ばね１２７には強力なばねを使用する必要はなく、その圧縮仕事も小さい。

また、２段ロータリ型の膨張機部１０１と圧縮機２００とを一軸で直結して、冷凍サイクル装置で用いることを想定し、圧縮機２００と２段ロータリ型の膨張機部１０１が同一回転数で回転するために生じる「作動流体の密度比＝一定」の運転条件（制約）を回避することができる機能を弁シリンダ１２５に持たせたが、これに限られるものではない。本実施の形態１の２段ロータリ型の膨張機部１０１において、弁背圧供給路１３０に常時、吸入圧力を導入する構成であってもよい。

（その他の実施の形態）
吸入容積が小さい、すなわち、第１シリンダ１０５や第１ピストン１０９の大きさが小さい２段ロータリ型の膨張機部に、本発明の２段ロータリ型の膨張機部１０１を適用した場合について説明する。

図４（ａ）は、吸入完了時における連通孔１０４ａ付近の拡大図、図４（ｂ）は、第１吐出側空間１１５ｂと第２吸入側空間１１６ａとの連通終了時における連通孔１０４ａ付近の拡大図である。図４（ａ）に示すように、連通孔１０４ａの容積が、吸入完了時に吸入容積に含まれることを避けるため、第１ピストン１０９が連通孔１０４ａの開口部１０４ａ１を塞ぐよう、膨張機シャフト１０３側に寄った位置に、連通孔１０４ａを配置することがある。この場合、図４（ｂ）に示すように、第１吐出側空間１１５ｂと第２吸入側空間１１６ａとの連通が終わる瞬間、第１吐出側空間１１５ｂに閉じ込められた作動流体の体積は大きくなり、吸入容積に比べて数％オーダーの規模となる。このため、閉じ込められた作動流体は、図４（ｂ）の瞬間から図４（ａ）の上死点に達するまでの角度θ２に渡って圧縮されることになり、発生する損失は相対的に大きくなる。よって、図４（ａ）に示すような２段ロータリ型の膨張機部に本発明を適用した場合、さらに顕著な効果を得ることができる。

なお、実施の形態では、膨張機一体型圧縮機を用いて説明したが、これに限られることはなく、２段ロータリ型膨張機でも同様の効果を奏することができる。

また、圧縮機部２００をスクロール圧縮機としたが、ロータリ型、スイング型などの圧縮機でもよい。膨張機部１０１を２段ロータリ型としたが、同じロータリ型でもスイング方式の場合には、第１ベーン１１１と第２ベーン１１２、第１ピストン１０９と第２ピストン１１０とを一つの部品で構成することができる。この場合、第１ベーン１１１と第２ベーン１１２に相当する部分が、第１ピストン１０９と第２ピストン１１０に相当する部分とともに、前後左右に揺動する。

また、２段ロータリ型の膨張機部１０１において、吸入ポート１０５ｂを第１シリンダ１０５に形成したが、これに限られることはなく、上軸受部材１０７に形成してもよい。同様に、吐出ポート１０６ｂを第２シリンダ１０６に形成したが、これに限られることはなく、下軸受部材１０８に形成してもよい。

本発明の２段ロータリ型膨張機は、作動流体の膨張エネルギーを回収して動力回収手段とすることができ、冷凍サイクルを用いた空調機や給湯機などの用途に適用できる。

本発明の実施の形態１の膨張機一体型圧縮機の縦断面図 図１のＸ−Ｘ線における弁シリンダの開口部付近の図 （ａ）弁背圧調節弁が閉、吸入流体流量調節弁が開の時の弁ピストンの動作拡大図（ｂ）第１吐出側空間が密閉状態の時の弁ピストンの動作拡大図（ｃ）弁背圧調節弁が開、吸入流体流量調節弁が閉の時の弁ピストンの動作拡大図 （ａ）吸入完了時における第１吐出側空間に閉じ込められた作動流体の容積を示す説明図（ｂ）第１シリンダの作動室と第２シリンダの作動室との連通が終わる瞬間における第１吐出側空間に閉じ込められた作動流体の容積を示す説明図 （ａ）従来の２段ロータリ型の膨張機部における第１シリンダの横断面図（ｂ）従来の２段ロータリ型の膨張機部における第２シリンダの横断面図 従来の膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクル装置の図 図５（ａ）の上死点における連通孔付近の拡大図

符号の説明

１，２ 膨張機一体型圧縮機
１００，１０１ 膨張機部
１０２，２０１ 密閉容器
１０３ 膨張機シャフト
１０３ａ 第１偏心部
１０３ｂ 第２偏心部
１０４ 中板
１０４ａ 連通孔
１０４ａ１ 開口部
１０５ 第１シリンダ
１０５ａ 第１ベーン溝
１０５ｂ 吸入ポート
１０６ 第２シリンダ
１０６ａ 第２ベーン溝
１０６ｂ 吐出ポート
１０７ 上軸受部材
１０８ 下軸受部材
１０９ 第１ピストン
１１０ 第２ピストン
１１１ 第１ベーン
１１２ 第２ベーン
１１３ 第１ばね
１１４ 第２ばね
１１５ａ 第１吸入側空間
１１５ｂ 第１吐出側空間
１１６ａ 第２吸入側空間
１１６ｂ 第２吐出側空間
１１７ 膨張機吸入管
１１８ 膨張機吐出管
１２５ 弁シリンダ
１２５ａ 開口部
１２６ 弁ピストン
１２７ 弁ばね
１２８ 弁背圧調節弁
１２９ 吸入流体流量調節弁
１３０ 弁背圧供給路
１３１ 吸入圧供給路
１３１ａ 開口部
１３２ 高低圧連絡路
１５０ オイルポンプ部
１５１ シャフト連結部材
１５１ａ オイル貫通孔
１５２ 仕切り板
１５２ａ 仕切り板連通孔
１５３ オイルポンプ隔壁板
１５３ａ オイル吸入溝
１５３ｂ オイル吐出溝
１５４ オイルポンプ
１５５ 連結器ブロック
１５６ シャフト連結室
１５７ オイルプール
２００ 圧縮機部
２０２ 電動機
２０２ａ ステータ
２０２ｂ ロータ
２１１ 圧縮機シャフト
２１１ａ 偏心部
２１１ｂ オイル供給路
２１２ 旋回スクロール
２１２ａ ラップ
２１３ 固定スクロール
２１３ａ ラップ
２１３ｂ 圧縮機吐出孔
２１５ 軸受部材
２１６ マフラー
２１６ａ 内部空間
２１７ 圧縮機吸入管
２１８ 圧縮機吐出管
２１９ 圧縮機作動室
２２０ 流路
２３０ 内部空間
３００ 凝縮器
３０１ インジェクション通路
３０２ 流通路
３１０ 蒸発器

Claims (5)

1. 第１シリンダと、
   前記第１シリンダの内外を貫くシャフトと、
   前記シャフトに取り付けられ前記第１シリンダ内で偏心回転する第１ピストンと、
   前記シャフトを共有する形で前記第１シリンダと同心状に配置された第２シリンダと、
   前記シャフトに取り付けられ前記第２シリンダ内で偏心回転する第２ピストンと、
   前記第１シリンダに形成された第１溝に進退可能に装着され前記第１シリンダと前記第１ピストンとの間の空間を第１吸入側空間と第１吐出側空間とに仕切る第１仕切り部材と、
   前記第２シリンダに形成された第２溝に進退可能に装着され前記第２シリンダと前記第２ピストンとの間の空間を第２吸入側空間と第２吐出側空間とに仕切る第２仕切り部材と、
   前記第１吸入側空間に作動流体を吸入するための吸入ポートと、
   前記第２吐出側空間から前記作動流体を吐出するための吐出ポートと、
   前記第１シリンダに設けられた筒状の弁シリンダと、
   前記弁シリンダ内を軸方向に動く弁ピストンと、
   前記弁ピストンの前記第１シリンダとは反対側の背面に設置された弁ばねとを備え、
   前記第１吐出側空間の圧力が前記吸入ポートの圧力よりも高い場合に、前記弁シリンダと前記弁ピストンとで形成される空間に前記第１吐出側空間の作動流体を排出する２段ロータリ型膨張機。
2. 前記弁シリンダには、前記弁ピストンの背面に前記吸入ポートの圧力以下の作動流体を導く弁背圧供給路と、前記弁背圧供給路の圧力が前記第１吐出側空間の圧力よりも低い場合に、前記第１吐出側空間に前記吸入ポートの作動流体を導く吸入圧供給路とを備える、請求項１に記載の２段ロータリ型膨張機。
3. 前記弁シリンダの前記第１吐出側空間に面する開口部は、前記第１シリンダと前記第１溝との前記第１吐出側空間側の交点を内包することを特徴とする、請求項１に記載の２段ロータリ型膨張機。
4. 作動流体を圧縮する圧縮機と、
   前記圧縮機で圧縮された作動流体を放熱させる放熱器と、
   前記放熱器で放熱した作動流体を膨張させる膨張機と、
   前記膨張機で膨張した作動流体を蒸発させる蒸発器と、を備え、
   前記膨張機が、請求項１に記載の２段ロータリ型膨張機からなる冷凍サイクル装置。
5. 二酸化炭素を作動流体とすることを特徴とする、請求項４に記載の冷凍サイクル装置。

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