JP4065315B2

JP4065315B2 - 膨張機およびこれを用いたヒートポンプ

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Publication number: JP4065315B2
Application number: JP2007542617A
Authority: JP
Inventors: 寛長谷川; 大松井; 敦雄岡市; 雄司尾形; 賢宣和田
Original assignee: Panasonic Corp; Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Current assignee: Panasonic Corp; Panasonic Holdings Corp
Priority date: 2005-10-31
Filing date: 2006-10-25
Publication date: 2008-03-26
Anticipated expiration: 2026-10-25
Also published as: EP1953338B1; JPWO2007052510A1; EP1953338A1; WO2007052510A1; EP1953338A4; US20090241581A1

Description

本発明は、空調機、給湯機等として利用可能な冷凍サイクル装置（ヒートポンプ）に用いる膨張機、およびこの膨張機を用いたヒートポンプに関するものである。

作動流体（冷媒）の膨張エネルギーを膨張機で回収し、その回収されたエネルギーを圧縮機の仕事の一部として利用する動力回収式の冷凍サイクルが提案されている。そのような冷凍サイクルとして、例えば、膨張機と圧縮機とをシャフトで連結した流体機械（以下、「膨張機一体型圧縮機」という）を用いた冷凍サイクルが知られている（特開２００１−１１６３７１号公報）。

以下、膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルについて説明する。

図１２に従来の膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルを示す。この冷凍サイクルでは、圧縮機１０１、ガスクーラ（放熱器）１０２、膨張機１０３および蒸発器１０４から作動流体（冷媒）の主回路１０８が構成されており、圧縮機１０１と膨張機１０３と回転電動機１０６とは、シャフト１０７によって連結されて膨張機一体型圧縮機となっている。冷媒回路は、主回路１０８とともに副回路１０９を備えており、副回路１０９は、ガスクーラ１０２の出口側で主回路１０８と分岐し、蒸発器１０４の入口側で主回路１０８と合流する。主回路１０８を通過する作動流体は膨張機１０３において膨張し、副回路１０９を通過する作動流体は膨張弁１０５により膨張する。

作動流体は、圧縮機１０１において低温低圧から高温高圧へと圧縮された後、ガスクーラ１０２において低温高圧へと冷却される。そして、膨張機１０３または膨張弁１０５において低温低圧（気液二相）へと膨張した後、蒸発器１０４で加熱されて低温低圧（気相）に戻る。膨張機１０３は、作動流体の膨張エネルギーを回収してシャフト１０７の回転エネルギーに変換する。この回転エネルギーは圧縮機１０１を駆動する仕事の一部として利用され、その結果、回転電動機１０６の動力を低減することができる。

ここで、膨張弁１０５を全閉とし、副回路１０９の作動流体の質量流量をゼロとした場合の冷凍サイクルの動作を説明する。

圧縮機１０１の吸入容積をＶｃｓ、膨張機１０３の吸入容積をＶｅｓとし、シャフト１０７の回転数をＮとすると、圧縮機１０１の入口側での作動流体の体積流量と膨張機１０３の入口側での作動流体の体積流量とは、それぞれ、（Ｖｃｓ×Ｎ）、（Ｖｅｓ×Ｎ）となる。副回路１０９の作動流体の質量流量がゼロであるため、圧縮機１０１での質量流量と膨張機１０３での質量流量とは等しくなる。この質量流量をＧとすると、圧縮機１０１の入口側での作動流体の密度と膨張機１０３の入口側での作動流体の密度は、それぞれの体積流量と質量流量の比から、｛Ｇ／（Ｖｃｓ×Ｎ）｝、｛Ｇ／（Ｖｅｓ×Ｎ）｝となる。これらの式より、圧縮機１０１の入口側での作動流体の密度と膨張機１０３の入口側の作動流体の密度の比は、｛Ｇ／（Ｖｃｓ×Ｎ）｝／｛Ｇ／（Ｖｅｓ×Ｎ）｝、即ち、（Ｖｅｓ／Ｖｃｓ）となって一定となる。

図１３に冷凍サイクルのモリエル線図を示す。図中、圧縮機１０１における圧縮過程はＡＢ、ガスクーラ１０２における放熱過程はＢＣ、膨張機１０３における膨張過程はＣＤ、蒸発機１０４における蒸発過程はＤＡに相当する。圧縮機１０１の入口側の点Ａと、膨張機１０３の入口側の点Ｃにおける作動流体の密度比は、（Ｖｅｓ／Ｖｃｓ）で一定となるので、点Ａでの作動流体の密度をρ₀とすると、点Ｃでの密度ρ_cは（Ｖｃｓ／Ｖｅｓ）ρ₀となる。点Ａの密度が一定であると仮定すると、点Ｃの圧力を増加させる場合には、ρ_c＝（Ｖｃｓ／Ｖｅｓ）ρ₀の線上で点Ｃから点Ｃ’の方向へと変化することになる。即ち、点Ｃを等温線（Ｔ＝Ｔ_c）に沿って圧力だけ増加させた点Ｃ”に変化させることは不可能となり、冷凍サイクルの自由な制御が阻害される。冷凍サイクルには、ある熱源温度において成績係数（ＣＯＰ）が最大となる最適高圧が存在（例えば、特開２００２−８１７６６号公報）するため、温度と圧力の自由な制御ができないと、効率の良い運転ができなくなる。

圧縮機１０１の入口側の密度と膨張機１０３の入口側の密度の比が一定となる制約は、圧縮機１０１での質量流量と膨張機１０３での質量流量が等しく、かつ、体積流量の比が一定であることに起因している。この制約は、膨張弁１０５を開けて冷媒回路を流れる作動流体の一部を副回路１０９に流すことにより回避することができる（特開２００１−１１６３７１号公報）。

従来の膨張機一体型圧縮機を用いた動力回収式のヒートポンプでは、圧縮機と膨張機が同じ回転数であることによって生じる密度比一定の制約を回避するためには、作動流体を、膨張機を設けた主回路とともに、膨張弁を設けた副回路に流さざるを得ない。しかし、これでは、副回路を通過する作動流体の膨張エネルギーを回収できない。

作動流体の膨張エネルギーを効率よく回収できないという課題は、膨張機一体型圧縮機を用いる場合に顕著となるが、圧縮機とシャフトで連結されていない分離型の膨張機を用いる場合にも発生する。分離型の膨張機を用いる場合、作動流体の膨張エネルギーは、膨張機に接続された発電機により回収される。発電機の発電効率は定格回転数から離れるほど低下するため、発電機は定格回転数の近傍で運転することが望ましい。しかし、冷凍サイクルでは、作動流体の循環量や密度が運転条件に応じて変化するため、発電機を定格回転数の近傍のみで運転することは困難である。このため、分離型の膨張機においても、作動流体の膨張エネルギーを効率よく回収することは容易ではない。

本発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであり、作動流体の膨張エネルギーを効率よく回収することが可能な膨張機を提供することを目的とする。本発明は、さらに、その膨張機を含むヒートポンプを提供することを目的とする。

即ち、本発明は、
第１シリンダと、
前記第１シリンダ内で偏心回転するように前記第１シリンダ内に配置され、前記第１シリンダとの間に第１作動室を形成する第１ピストンと、
前記第１作動室を第１吸入側空間と第１吐出側空間とに仕切る第１仕切部材と、
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、
前記第２シリンダ内で偏心回転するように前記第２シリンダ内に配置され、前記第２シリンダとの間に前記第１作動室よりも大容積の第２作動室を形成する第２ピストンと、
前記第２作動室を第２吸入側空間と第２吐出側空間とに仕切る第２仕切部材と、
前記第１吐出側空間と前記第２吸入側空間とを連通し、作動流体が膨張しうる膨張室を形成する連通路と、
前記第１吸入側空間に前記作動流体を導くための吸入孔であって、第１吸入孔と、前記第１吸入孔の位置から前記第１ピストンの回転方向に所定角度進んだ位置に設けられた、差圧弁を備える第２吸入孔とを含む、複数の吸入孔と、
前記差圧弁に接続され、前記差圧弁を開閉させるための制御圧力を前記差圧弁に供給する制御圧力路と、
を備えたロータリ型膨張機を提供する。

また、本発明は、本発明による前記膨張機と、圧縮機と、前記膨張機と前記圧縮機とを連結するシャフトと、を備えた膨張機一体型圧縮機を提供する。

さらに、本発明は、本発明による前記膨張機または前記膨張機一体型圧縮機を備えたヒートポンプを提供する。

本発明の膨張機では、第２吸入孔の差圧弁を開閉することにより、作動流体の吸入過程から当該作動流体の膨張過程に移行するタイミングを調整し、吸入過程が行われる時間の長さに対する膨張過程が行われる時間の長さの比を制御することができる。このため、本発明によれば、上記（Ｖｅｓ／Ｖｃｓ）を変更することが可能となり、例えば、膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルにおいて、密度比一定の制約を回避することができる。従って、作動流体の全量を膨張機に流入させ、作動流体の膨張エネルギーを効率よく回収することができる。

本発明の膨張機を分離型の膨張機として用いると、膨張機に流入する作動流体の量を維持しながら膨張機の回転数を制御できる。このため、膨張機に接続された発電機の回転数を定格回転数の近傍とし、発電機による発電効率を高く維持することが容易となる。

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。

（第１の実施形態）
図１は、本発明の第１の実施形態の膨張機一体型圧縮機の構成を示す縦断面図、図２Ａは、図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部のＤ１−Ｄ１断面における横断面図、図２Ｂは、同膨張機部のＤ２−Ｄ２断面における横断面図である。

本実施形態における膨張機一体型圧縮機は、密閉容器１１と、その内部の上側に配置されたスクロール式の圧縮機部１と、その下側に配置された２段ロータリ式の膨張機部３と、圧縮機部１と膨張機部３との間に配置された回転子６ａおよび固定子６ｂを備えた回転電動機６と、圧縮機部１、膨張機部３および回転電動機６を連結するシャフト７と、を備えている。

スクロール式の圧縮機部１は、固定スクロール２１と、旋回スクロール２２と、オルダムリング２３と、軸受部材２４と、マフラー２５と、吸入管２６と、吐出管２７とを備えている。シャフト７の偏心軸７ａに嵌合され、かつ、オルダムリング２３により自転運動を拘束された旋回スクロール２２は、渦巻き形状のラップ２２ａが、固定スクロール２１のラップ２１ａと噛み合いながら、シャフト７の回転に伴って旋回運動を行い、ラップ２１ａ，２２ａの間に形成される三日月形状の作動室２８が外側から内側に移動しながら容積を縮小することにより、吸入管２６から吸入された作動流体を圧縮する。圧縮された作動流体は、固定スクロール２１の中央部に設けた吐出孔２１ｂ、マフラー２５の内側空間２５ａ、ならびに固定スクロール２１および軸受部材２４を貫通する流路２９をこの順に経由して、密閉容器１１の内部空間１１ａへと吐出される。内側空間１１ａに吐出された作動流体は、内部空間１１ａに滞留する間に、混入した潤滑用のオイルを重力や遠心力などにより分離された後、吐出管２７から冷凍サイクルへと吐出される。

２段ロータリ式の膨張機部３は、第１シリンダ４１と、第１シリンダ４１よりも厚みのある第２シリンダ４２と、これらのシリンダ４１，４２を仕切る中板４３とを備えている。第１シリンダ４１と第２シリンダ４２とは、互いに同心状の配置である。膨張機部３は、さらに、シャフト７の偏心部７ｂと嵌合し、第１シリンダ４１の中で偏心回転運動する第１ピストン４４と、第１シリンダ４１のベーン溝４１ａ（図２Ａ参照）に往復動自在に保持され、一方の端部が第１ピストン４４に接する第１ベーン４６と、第１ベーン４６の他方の端部に接し、第１ベーン４６を第１ピストン４４へと付勢する第１ばね４８と、シャフト７の偏心部７ｃと嵌合し、第２シリンダ４２の中で偏心回転運動する第２ピストン４５と、第２シリンダ４２のベーン溝４２ａ（図２Ｂ参照）に往復動自在に保持され、一方の端部が第２ピストン４５に接する第２ベーン４７と、第２ベーン４７の他方の端部に接し、第２ベーン４７を第２ピストン４５へと付勢する第２ばね４９と、を備えている。

膨張機部３は、さらに、第１および第２シリンダ４１，４２ならびに中板４３を狭持するように配置された上側端板５０および下側端板５１を備えている。上側端板５０および中板４３は第１シリンダ４１を上下から狭持し、中板４３および下側端板５１は第２シリンダ４２を上下から狭持する。上側端板５０、中板４３および下側端板５１による狭持により、第１シリンダ４１および第２シリンダ４２内には、ピストン４４，４５の回転に応じて容積が変化する作動室が形成される。上側端板５０および下側端板５１は、圧縮機部１の軸受部材２４とともにシャフト７を回転自在に保持する軸受部材としても機能する。膨張機部３も、圧縮機部１と同様、マフラー５２と、吸入管５３と、吐出管（図示省略）とを備えている。

図２Ａ，図２Ｂに示すように、第１シリンダ４１の内側には、第１ピストン４４および第１ベーン４６により区画された、吸入側の作動室５５ａ（第１吸入側空間）および吐出側の作動室５５ｂ（第１吐出側空間）が、第２シリンダ４２の内側には、第２ピストン４５および第２ベーン４７により区画された、吸入側の作動室５６ａ（第２吸入側空間）および吐出側の作動室５６ｂ（第２吐出側空間）がそれぞれ形成される。第２シリンダ４２における２つの作動室５６ａ，５６ｂの合計容積は、第１シリンダ４１における２つの作動室５５ａ，５５ｂの合計容積よりも大きい。第１シリンダ４１の吐出側の作動室５５ｂと、第２シリンダ４２の吸入側の作動室５６ａとは、中板４３に設けられた連通孔４３ａにより連通しており、一つの作動室（膨張室）として機能する。高圧の作動流体は、作動室５５ａに流入した後、作動室５５ｂと作動室５６ａから形成される作動室においてシャフト７を回転させながら膨張して低圧になり、作動室５６ｂに連通するように下側端板５１に設けられた吐出孔５１ａから吐出する。吐出孔５１ａから吐出された作動流体は、マフラー５２の内部空間５２ａ、第１および第２シリンダ４１，４２を貫通する流路５７、をこの順に経由して吐出管から冷凍サイクルへと吐出される。

図２Ｂに示すように、下側端板５１に設けられた吐出孔５１ａには、吐出弁８２が配置されている。吐出弁８２は、例えば金属の薄板から構成され、吐出孔５１ａをマフラー５２の内部空間５２ａ側から塞ぐように配置されている。吐出弁８２は、上流側（第２シリンダ４２の吐出側の作動室５６ｂ側）の圧力が下流側（マフラー５２の内部空間５２ａ側）の圧力より高くなると開く差圧弁である。差圧弁８２は、膨張機部３における作動流体の過膨張を防止する機能を有する。

膨張機部３において、作動流体は、作動室５５ａに、少なくとも、吸入管５３に連通した第１吸入孔７１を経由して吸入される。膨張機部３は、第１シリンダ４１の吸入側の作動室５５ａに作動流体を導く吸入孔として、第１吸入孔７１とともに、第２吸入孔７３、第３吸入孔７５および第４吸入孔７７をさらに備えている。第２吸入孔７３、第３吸入孔７５および第４吸入孔７７は、第１吸入孔７１が設けられている位置からピストン４４，４５の回転方向に所定角度進んだ位置に設けられている。これら追加の吸入孔７３，７５，７７には、差圧弁７２，７４，７６が配置されており、これらの弁７２，７４，７６によってその開閉が制御される。差圧弁７２，７４，７６は、それぞれ、プランジャー７２ｂ，７４ｂ，７６ｂと、ばね７２ｃ，７４ｃ，７６ｃとを備えている。

即ち、本実施形態においては、第１シリンダ４１の外周面と内周面との間における第１シリンダ４１の内部に差圧弁７２，７４，７６が配置されている。このようにすれば、これらの差圧弁７２，７４，７６を設けることによる膨張機部３の寸法拡大を抑制することができ、膨張機部３の設計も容易である。なお、第２吸入孔７３、第３吸入孔７５および第４吸入孔７７が、上側端板５０に設けられていてもよく、その場合には、差圧弁７２，７４，７６も上側端板５０の内部に配置されうる。

プランジャー７２ｂ，７４ｂ，７６ｂは、作動室５５ａに連通した溝７２ａ，７４ａ，７６ａに、溝７２ａ，７４ａ，７６ａに沿った往復動が自在となるように配置されている。溝７２ａ，７４ａ，７６ａは、作動室５５ａと圧力管７８，７９，８０とを接続するように第１シリンダ４１内に形成されている。ばね７２ｃ，７４ｃ，７６ｃの一方の端部は、溝７２ａ，７４ａ，７６ａの圧力管７８，７９，８０側の端面に係止され、他方の端部はプランジャー７２ｂ，７４ｂ，７６ｂの端面に接している。ばね７２ｃ，７４ｃ，７６ｃは、プランジャー７２ｂ，７４ｂ，７６ｂが最も作動室５５ａに近接した閉鎖位置に移動してもプランジャー７２ｂ，７４ｂ，７６ｂに対する付勢力を保ちうるように、その長さを縮めた状態で、溝７２ａ，７４ａ，７６ａに押し込まれている。

差圧弁７２，７４，７６に接続された圧力管７８，７９，８０は、差圧弁７２，７４，７６を開閉させるための制御圧力を差圧弁７２，７４，７６に供給する制御圧力路の役割を担う。差圧弁７２，７４，７６に供給される制御圧力は、膨張前の作動流体の圧力（Ｐ１）、または膨張後の作動流体の圧力（Ｐ２）に等しい。圧力管７８，７９，８０を通じて、圧力（Ｐ１）および圧力（Ｐ２）から選ばれる一方に等しい制御圧力が差圧弁７２，７４，７６に切り替え可能に供給される。少なくとも制御圧力が圧力（Ｐ１）に等しい場合には差圧弁７２，７４，７６が閉じ、少なくとも制御圧力が圧力（Ｐ２）に等しい場合には差圧弁７２，７４，７６が開く。このようにすれば、差圧弁７２，７４，７６の開閉を容易に制御することができる。

膨張機部３は、さらに、作動流体を第１吸入孔７１に導くための主通路９０と、主通路９０から分岐するとともに、第１シリンダ４１の作動室５５ａの外周に沿って弧を描くように設けられ、作動流体を第２、第３および第４吸入孔７３，７５，７７へと導くための副通路８１とを含む。このような主通路９０および副通路８１を設けることにより、第２、第３および第４吸入孔７３，７５，７７の各々に、膨張させるべき作動流体を吸入管５３から概ね最短距離で導くことができ、圧力損失の増大を防ぐことができる。

具体的に、軸受部材としての上側端板５０には、作動流体を吸入管５３から第１吸入孔７１に導くための主通路９０と、作動流体を吸入管５３から差圧弁７２，７４，７６にまで導くための副通路８１が形成されている。副通路８１は、上側端板５０内を第１シリンダ４１の作動室５５ａの外周に沿って弧を描くように伸長し、吸入管５３と溝７２ａ，７４ａ，７６ａとを連通させている。

このように、本実施形態では、差圧弁７２，７４，７６が、（ａ）吸入孔７３，７５，７７に連続するように設けられ、少なくとも一部がシャフト７の軸方向に関して副通路８１と重なり合うように第１シリンダ４１の半径方向外向きに延びる溝７２ａ，７４ａ，７６ａと、（ｂ）溝７２ａ，７４ａ，７６ａに配置され、副通路８１を介した主通路９０から吸入孔７３，７５，７７への作動流体の流通を許容する開放位置と、副通路８１を介した主通路９０から吸入孔７３，７５，７７への作動流体の流通を禁止する閉鎖位置との２位置を往復動可能なプランジャーとを含む。プランジャーの往復動作が、制御圧力によって制御される。このようにすれば、第２、第３および第４吸入孔７３，７５，７７の各々から、第１シリンダ４１の吸入側の作動室５５ａに、能率的に作動流体を導くことができる。

また、本実施形態では、第２シリンダ４２の位置する側とは反対側において第１シリンダ４１の端面を閉塞し、かつ第１ピストン４４および第２ピストン４５を回転させるためのシャフト７を支える軸受部材としての上側端板５０に、主通路９０および副通路８１を設けている。上側端板５０は、第１シリンダ４１よりも形状や寸法の自由度が高いので、主通路９０および副通路８１を設け、主通路９０に吸入管５３を接続することが容易である。もちろん、このような主通路９０および副通路８１を第１シリンダ４１に設けてもよいし、主通路９０および副通路８１から選ばれる一方を第１シリンダ４１、他方を上側端板５０に設けてもよい。

プランジャー７２ｂ，７４ｂ，７６ｂが作動室５５ａ側から押し込まれて圧力管７８，７９，８０側へと後退すると、差圧弁７２，７４，７６が開き、作動流体が吸入孔７３，７５，７７からも作動室５５ａへと吸入される。プランジャー７２ｂ，７４ｂ，７６ｂが圧力管７８，７９，８０側から押し込まれて作動室５５ａ側へと前進すると、差圧弁７２，７４，７６が閉じ、作動流体が第１吸入孔７１のみから作動室５５ａへと吸入される。プランジャー７２ｂ，７４ｂ，７６ｂが作動室５５ａ内へと突出しないように、吸入孔７３，７５，７７の径は、プランジャー７２ｂ，７４ｂ，７６ｂの径よりも小さく設計されている。

第１吸入孔７１および第２、第３、第４吸入孔７３，７５，７７は、第１シリンダ４１の内側の側壁に形成されている。先に言及したように、吸入孔７１，７３，７５，７７は、第１シリンダ４１の作動室５５ａに面していれば十分なので、第１シリンダ４１に隣接する上側端板５０に形成されていてもよい。第１吸入孔７１は、シャフト７の中心軸７０を基準に第１ベーン４６からシャフト７の回転方向（図２Ａで時計回り）についてφ＝２０°の位置に形成されている。同様の表記に従うと、第２吸入孔７３はφ＝９０°、第３吸入孔７５はφ＝１３５°、第４吸入孔７７はφ＝１８０°の位置にそれぞれ形成されている。吸入孔の位置を角度φにより示す上述の表記法は、正確には、第１ベーン４６と第１ピストン４４との接点とシャフト７の中心軸７０とを結ぶ第１直線７０ａを、中心軸７０を中心として、シャフト７の回転方向について、当該吸入孔とシャフト７の中心軸７０とを結ぶ第２直線（例えば第２吸入孔７３については直線７０ｂ）にまで回転させるときの角度である。第２、第３、第４吸入孔７３，７５，７７は、第１吸入孔７１よりも、上述の表記法に従って、角度φが大きくなる位置に、換言すれば下流側に形成されている。

プランジャー７２ｂ，７４ｂ，７６ｂの一方の端面（作動室５５ａに近い側の端面）には、作動室５５ａ内の圧力が作用し、他方の端面（作動室５５ａから遠い側の端面）には、圧力管７８，７９，８０内の圧力と、ばね７２ｃ，７４ｃ，７６ｃの付勢力による圧力とが作用する。溝７２ａ，７４ａ，７６ａにおけるプランジャー７２ｂ，７４ｂ，７６ｂの位置、即ち差圧弁７２，７４，７６の開閉は、これら圧力および付勢力のバランスにより定まる。例えば、作動室５５ａ内の圧力と、圧力管７８，７９，８０内の圧力とが等しい場合には、ばね７２ｃ，７４ｃ，７６ｃの付勢力によりプランジャー７２ｂ，７４ｂ，７６ｂが前進して差圧弁７２，７４，７６が閉じられる。他方、作動室５５ａ内の圧力が圧力管７８，７９，８０内の圧力とばね７２ｃ，７４ｃ，７６ｃの付勢力との合計を上回る大きさであれば、作動室５５ａ内の圧力によりプランジャー７２ｂ，７４ｂ，７６ｂが後退して差圧弁７２，７４，７６が開く。これを利用して、圧力管７８，７９，８０内の圧力を個別に調整すれば、差圧弁７２，７４，７６の開閉を個別に制御できる。

差圧弁７２，７４，７６の開閉を制御するための制御圧力としては、ヒートポンプ内を、高圧状態から低圧状態へと、またはその逆へと変化しながら循環する作動流体の圧力を用いることが好ましい。以下、作動流体の圧力により、差圧弁７２，７４，７６の開閉を制御する形態について説明する。

図３に、本実施形態の膨張機一体型圧縮機を用いた動力回収式の冷凍サイクル装置（ヒートポンプ）の構成の一例を示す。この装置は、膨張機一体型圧縮機とともに、ガスクーラ（放熱器）２、蒸発器４を備え、作動流体が、圧縮機部１、ガスクーラ２、膨張機部３、蒸発器４の順に流れるように接続する管体８をさらに備えている。

管体８には、高圧の作動流体、即ち圧縮機部１から吐出され膨張機部３に流入する前の作動流体が通過する部分、具体的にはガスクーラ２と膨張機部３との間の部分に高圧管８３が接続されている。また、管体８には、低圧の作動流体、即ち膨張機部３から吐出され圧縮機部１に流入する前の作動流体が通過する部分、具体的には膨張機部３と蒸発器４との間の部分に低圧管８４が接続されている。高圧管８３および低圧管８４は、それぞれ分岐して、切替弁（三方弁）８５，８６，８７に接続されている。切替弁（三方弁）８５，８６，８７は、それぞれ、圧力管７８，７９，８０にも接続されている。圧力管７８，７９，８０、高圧管８３、低圧管８４および切替弁８５，８６，８７によって、差圧弁７２，７４，７６を開閉させるための制御圧力を差圧弁７２，７４，７６に供給する制御圧力路が構成されている。

切替弁８５，８６，８７の切り替えにより、圧力管７８，７９，８０には高圧管８３または低圧管８４が接続される。こうして、圧力管７８，７９，８０には、冷凍サイクルの高圧側または低圧側の圧力が供給される。図３に示した例では、切替弁８５が圧力管７８と低圧管８４とを接続し、切替弁８６，８７は、圧力管７９，８０を高圧管８３とそれぞれ接続している。この状態では、圧力管７８を通じて、差圧弁７２のプランジャー７２ｂに、膨張機部３の吐出圧力Ｐｅｄに等しい低圧が付与され、圧力管７９，８０を通じて、差圧弁７４，７６のプランジャー７４ｂ，７６ｂに、膨張機部３の吸入圧力Ｐｅｓに等しい高圧が付与される。

図４の断面図に、上記のように切替弁８５，８６，８７を設定した場合における、差圧弁７２，７４，７６のプランジャー７２ｂ，７４ｂ，７６ｂに作用する圧力を併せて示す。作動室５５ａには、吸入圧力Ｐｅｓを有する作動流体が吸入される。このため、吸入圧力Ｐｅｓと吐出圧力Ｐｅｄとの相違を反映して（Ｐｅｓ＞Ｐｅｄ）、プランジャー７２ｂが後退し、これに伴って差圧弁７２が開き、第２吸入孔７３からは作動流体が作動室５５ａに吸入される。他方、両方の端面に等しい圧力Ｐｅｓが作用しているプランジャー７４ｂ，７６ｂは、ばね７４ｃ，７６ｃの付勢力により前進した状態となり、差圧弁７４，７６が閉じた状態となる。このため、第３吸入孔７５および第４吸入孔７７からは作動流体が作動室５５ａに吸入されない。

上述の説明から明らかなように、ばね７２ｃ，７４ｃ，７６ｃの付勢力による圧力Ｐｓｐは、圧力Ｐｅｓと圧力Ｐｅｄとの差よりも小さく設定されている（Ｐｓｐ＜（Ｐｅｓ−Ｐｅｄ））。また、ばね７２ｃ，７４ｃ，７６ｃの付勢力による圧力Ｐｓｐは、その他の圧力により生じうる圧力差が０となる場合に、プランジャー７２ｂ，７４ｂ，７６ｂを差圧弁７２，７４，７６が閉じるに足りる大きさに設定されている。

以上のとおり、冷凍サイクル装置の基本的な構成に、図３に示した三方弁８５，８６，８７および配管８３，８４を追加するだけで、差圧弁７２，７４，７６のプランジャー７２ｂ，７４ｂ，７６ｂの背面側空間の圧力を切り替えることができる。

なお、図３に示した構成では、高圧管８３と低圧管８４との間には三方弁８５，８６，８７が配置されているため、高圧管８３から低圧管８４に直接作動流体が流れることはない。従って、冷凍サイクルを循環する作動流体は全て膨張機部３を通過する。

以上のように差圧弁を作動させると、差圧弁を作動させるためのアクチュエータが不要となる。電動アクチュエータに代表されるアクチュエータを用いて差圧弁を作動させることも可能ではあるが、アクチュエータを使用すると、密閉容器１１の容積拡大が必要となり、装置全体が大型化する。また、電動アクチュエータを高温高圧の作動流体中で使用するためには、絶縁用の樹脂に作動流体が浸透して樹脂が劣化し、信頼性が低下することを防止する必要がある。このため、汎用品を用いることができず製造コストが大幅に高くなる。特に、作動流体として二酸化炭素を用いる場合、密閉容器１１の内部は、圧力１００気圧以上、温度１００℃以上となり、しかも二酸化炭素が超臨界状態となるため、樹脂に対する作動流体の浸透が顕著となって劣化が促進される。

従って、差圧弁としては、上記のように、差圧弁に作用する制御圧力により開閉され、少なくとも制御圧力が作動室に吸入される作動流体の圧力に等しい場合には差圧弁が閉じ、少なくとも制御圧力が作動室から吐出される作動流体の圧力に等しい場合には差圧弁が開く差圧弁を用いるとよい。より具体的には、上記で説明したように、一方の端面に作動室内の圧力が作用し、他方の端面に制御圧力が作用するプランジャーと、プランジャーを作動室側へと付勢するばねとを備えた差圧弁が好適である。この差圧弁は、コンパクトであり、構成がシンプルで信頼性にも優れている。また、上記のように、作動室の内壁の少なくとも一部が、シリンダとシリンダの内側で偏心回転するピストンとにより構成される場合には、差圧弁を、シリンダ内に配置すると装置の小型化に有利である。

図５Ａおよび図５Ｂに、第１シリンダ４１および第２シリンダ４２の動作原理図を示す。図５Ａ，Ｂには、シャフト７の回転角θが４５°ごとのシリンダ４１，４２の状態が示されている。ここで、シャフト７の回転角θを、第１シリンダ４１と第１ピストン４４との接点が、第１ベーン４６に位置するいわゆる上死点を０°とし、シャフト７の回転方向である時計回りを正として表示する。

膨張機部３は、シャフト７が３回転する間に吸入過程から吐出過程までの１サイクルを行う。このため、図５Ａ，Ｂでは、回転角θを、整数ｎ（ｎ＝０、１、２）を用いて表現している。また、図５Ａ，Ｂでは、図３を参照して説明したように、第２吸入孔７３が開き、第３吸入孔７５および第４吸入孔７７が閉じている状態についての動作原理を示している。

ピストン４４，４５の１周目（ｎ＝０）のθ＝０°からサイクルが開始され、θ＝２０°（図示せず）で第１シリンダ４１と第１ピストン４４との接点が第１吸入孔７１を通過すると、作動室５５ａと第１吸入孔７１とが連通して吸入過程が始まる。θ＝９０°で第１シリンダ４１と第１ピストン４４との接点が第２吸入孔７３を通過すると、作動室５５ａと第２吸入孔７３とが連通し、以降、作動室５５ａには、第１吸入孔７１および第２吸入孔７３から作動流体が流入する。作動室５５ａは、θ＝１３５°で第３吸入孔７５と、θ＝１８０°で第４吸入孔７７と連通するが、これら吸入孔７５，７７は、差圧弁７４，７６によって閉じられている。

θの増加に伴って作動室５５ａの容積は増加し、２周目（ｎ＝１）開始のθ＝３６０°を過ぎると、作動室５５ａは作動室５５ｂに変化し、かつ、作動室５５ｂは連通孔４３ａを介して第２シリンダ４２の作動室５６ａと連通し、一つの作動室を形成する。さらにシャフト７が回転すると、θ＝３８０°（図示せず）において、第１シリンダ４１と第１ピストン４４との接点が第１吸入孔７１を通過し、作動室５５ｂと第１吸入孔７１との連通が断たれる。従来の２段ロータリ式の膨張機では、第２吸入孔７３が設けられていないために、この時点で吸入過程が終了する。

これに対し、本実施形態では、第１吸入孔７１が閉じられても、第２吸入孔７３からは作動流体の流入が続く。そして、θ＝４５０°に至った段階で、第１シリンダ４１と第１ピストン４４との接点が第２吸入孔７３を通過するため、作動室５５ｂと第２吸入孔７３との連通が断たれ、この時点で吸入過程が終了する。

吸入過程が終了すると、作業流体の膨張過程が開始される。シャフト７がさらに回転すると、作動室５５ｂの容積は減少するが、第１シリンダ４１よりも第２シリンダ４２のほうが軸方向に高く容積が大きいために、作動室５６ａの容積はそれ以上の割合で増加する。その結果、作動室５５ｂと作動室５６ａとの容積の和は増加し、作動流体は膨張する。θ＝７００°（図示せず）に至ると、第２シリンダ４２と第２ピストン４５との接点が吐出孔５１ａを通過し、作動室５６ａが吐出孔５１ａと連通する。この時点で、膨張過程は終了する。

膨張過程が終了すると、作業流体の吐出過程が開始される。３周目（ｎ＝２）開始のθ＝７２０°において、第１シリンダ４１の作動室５５ｂは消滅、第２シリンダ４２の作動室５６ａは作動室５６ｂに変化し、さらに、シャフト７が回転するにつれて、作動室５６ｂの容積が減少し、作動流体が吐出孔５１ａから吐き出される。θ＝１０８０°で作動室５６ｂが消滅し、吐出過程が終了する。

以上の説明から明らかなように、第１シリンダ４１と第１ピストン４４との接点が、複数の吸入孔７１，７３，７５，７７で開いている吸入孔のうち、最下流側の吸入孔を２周目に通過した時点で吸入過程が終了し、膨張過程が開始される。

図６Ａに、開いている最下流側の吸入孔を、第１吸入孔７１、第２吸入孔７３、第３吸入孔７５、および第４吸入孔７７とした場合における、シャフトの回転角θと吸入から吐出に至る各過程の移行時点との関係を示す。図６Ａに示したとおり、下流側、即ち角度φが大きい吸入孔が開いているほど、吸入過程から膨張過程へと移行するタイミングが遅くなり、吸入過程が長くなって膨張過程が短くなる。即ち、吸入過程が行われる時間の長さに対する膨張過程が行われる時間の長さの比が小さくなる。

図６Ｂに、シャフト７の回転角θと作動室容積との関係を示す。作動流体は、作動室５５ａ、作動室５５ｂ、作動室５６ａ、作動室５６ｂの順に移動するが、その過程で作動室の容積は正弦波曲線状に変化する。図中の縦軸に、図６Ａの（１）から（４）における吸入過程終了時の作動室容積である吸入容積Ｖｅｓｋ（添字ｋは（１）から（４）の番号）と、吐出過程開始時の作動室容積である吐出容積Ｖｅｄを示す。下流側の吸入孔が開くほど吸入容積Ｖｅｓｋは増加するが、φによらず吐出容積Ｖｅｄは一定である。

以上のように、本実施の形態では、従来の２段ロータリ式の膨張機部３に設けられていた第１吸入孔７１に加えて、差圧弁７２，７４，７６を備えた第２吸入孔７３、第３吸入孔７５、第４吸入孔７７を設けることにより、吸入容積Ｖｅｓｋを４段階から選択することができる。これにより、圧縮機部１と膨張機部３の入口側の作動流体の密度比（Ｖｃｓ／Ｖｅｓｋ）を制御することが可能となる。

図７に、本実施形態の膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルのモリエル線図を例示する。密度比を選択することができるため、２段ロータリ式の膨張機部３の入口側の状態に相当する点Ｃを、等温線（図示した例ではＴ＝３５℃）に沿って圧力だけを変化させ、Ｃ₁，Ｃ₂，Ｃ₃，Ｃ₄から選択することが可能となる。こうして、２段ロータリ式の膨張機部３の入口側の温度と圧力が制御できるようになり、従来の膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルでは不可能であった、効率の良い冷凍サイクルの運転が可能となる。

本実施形態では、差圧弁の数を４としたが、ｋの数は２以上から適宜選択すればよい。

ｋの数が２である場合、即ち第１吸入孔７１と、差圧弁を備えた第２吸入孔７３とが配置されている場合には、差圧弁の制御により、吸入過程の時間の長さに対する膨張過程の時間の長さの比をＲ１（第１吸入孔７１のみから作動流体が吸入される場合の比）とＲ２（第１吸入孔７１および第２吸入孔７３から作動流体が吸入される場合の比）とから選択して、上記密度比（Ｖｃｓ／Ｖｅｓｋ）を２段階に変化させることができる。

言い換えれば、差圧弁７２を開いて第１吸入孔７１および第２吸入孔７３から作動流体を第１シリンダ４１の作動室５５ａに吸入する場合における、作動室５５ａに作動流体が吸入される吸入過程の時間の長さｔ２が、差圧弁７２を閉じて第１吸入孔４１のみから作動流体を作動室５５ａに吸入する場合における、作動室５５ａに作動流体が吸入される吸入過程の時間の長さｔ１よりも大とすることができる。

密度比選択を多段階に行う必要があれば、差圧弁を配置した吸入孔を増設してｋの数を増やしていくとよい。例えば、第１吸入孔７１、差圧弁を備えた第２吸入孔７３とともに、第２吸入孔７３よりも下流側に、差圧弁を備えた第３吸入孔７５をさらに配置してもよい。この場合は、第２吸入孔７３および第３吸入弁７５の差圧弁を開いて、第１吸入孔７１、第２吸入孔７３および第３吸入孔７５から作動流体を作動室５５ａに吸入する場合における、作動室への作動流体の吸入過程の長さに対する、作動室における作動流体の膨張過程の長さの比Ｒ３が、上記の比Ｒ１およびＲ２よりも小さくなる（Ｒ３＜Ｒ２＜Ｒ１）。このため、密度比（Ｖｃｓ／Ｖｅｓｋ）は３段階に変化させることができる。

言い換えれば、第２吸入孔７３および第３吸入孔７５の差圧弁７２，７４を開いて、第１吸入孔７１、第２吸入孔７３および第３吸入孔７５から作動流体を作動室５５ａに吸入する場合における、作動室５５ａへの作動流体の吸入過程の長さｔ３が、上述した長さｔ２よりも大とすることができる。

次に、吐出孔５１ａに吐出弁８２を設けたことによる効果について説明する。図８に作動室の容積と圧力の関係（ＰＶ線図）を示す。図中の記号に添えられた数字は、上記と同様、開いている最下流側の吸入孔の番号である。点Ｐφは膨張過程の開始、点Ｓφは膨張過程の終了、点Ｔは吐出過程の開始を表す。なお、二酸化炭素を作動流体とする冷凍サイクルを想定しているため、膨張過程の途中で相変化に起因する変極点Ｑφが示されている。

吐出容積Ｖｅｄが一定であるため、下流側の吸入孔が開いて吸入容積Ｖｅｓｋが大きくなるにつれて、膨張過程の前後における容積比（＝Ｖｅｄ／Ｖｅｓｋ）が小さくなり、膨張過程終了時の圧力Ｐｅｄｋが高くなる。このため、例えば、差圧弁を備えた吸入孔７３，７５，７７を角度φにより表示して１８０°までの範囲に配置する場合、角度φが最大値１８０°となる場合の膨張過程終了時の圧力Ｐｅｄ₄が冷凍サイクルの低圧側圧力Ｐｅｄより低くなるように設定し、不足膨張が生じないように設計することが望ましい。不足膨張が生じると、作動流体の圧力差によるエネルギーの一部が回収できなくなるためである。

このように設計すると、少なくとも角度φを１８０°以下に設定した場合に、過膨張が生じる。過膨張とは、圧力Ｐｅｄｋが冷凍サイクルの低圧側圧力Ｐｅｄよりも低くなる現象である。過膨張が発生すると、吐出過程において、吐出孔５１ａから、作動室５６ｂ内よりも圧力が高いマフラー５２の内部空間５２ａに作動流体を押出すために、過膨張損失が発生する。過膨張損失の大きさは、図８における三角形ＲφＳφＴの面積により示すことができる。

しかし、吐出孔５１ａに吐出弁８２を設けておくと、作動室５６ｂで過膨張ＲφＳφが生じた場合は、吐出過程において再圧縮が行われる。吐出過程において、作動室５６ｂは、シャフト７の回転とともに容積が小さくなる。吐出孔５１ａに吐出弁８２を配置しておくと、過膨張により低下した作動室５６ｂの圧力が冷凍サイクルの低圧側圧力Ｐｅｄに等しくなるまで吐出弁８２が開かないため、作動流体が作動室５６ｂで再圧縮される。こうして、吐出弁８２を配置しておけば、過膨張損失を防ぐことができる。

以下、本実施形態のその他の特徴を説明する。

本実施形態では、３つの差圧弁７２，７４，７６の作動により、膨張過程の容積比（Ｖｅｄ／Ｖｅｓｋ）を４段階に変化させることとした。しかし、４段階の制御に用いた制御圧力Ｐｅｓ，Ｐｅｄは２段階に過ぎない。多段階の制御圧力を創出するためには、圧力を作るための複雑な機構が必要となる。また、冷凍サイクルの起動時や運転条件の変更時などの過渡期間には、膨張機部３の作動室５５ａの圧力が急速に変化するため、これに応じて制御圧力も調整しなければならない。制御圧力の大きさに頼って制御する場合に制御圧力を一定とすると、上記のような過渡期間には、差圧の正負が逆転し、差圧弁７２，７４，７６が機能しなくなることもある。これに対し、本実施形態では、過渡期間には、制御圧力も自己整合的に変化するため、安定した制御ができる。

このように、ヒートポンプは、本実施形態で説明した膨張機とともに、圧縮機と、圧縮機により圧縮されて高圧となった作動流体が流れる高圧管と、膨張機において膨張して低圧となった作動流体が流れる低圧管と、差圧弁に制御圧力を与える圧力管と、圧力管、高圧管および低圧管に接続された切替弁とをさらに備え、切替弁を切り換えることにより、高圧管内の作動流体の圧力または低圧管内の作動流体の圧力を、制御圧力として、差圧弁に作用させる構成とするとよい。制御圧力は、差圧弁に作用し、少なくとも制御圧力が作動室に吸入される作動流体の圧力Ｐｅｓに等しい場合には差圧弁が閉じ、少なくとも制御圧力が作動室から吐出される作動流体の圧力Ｐｅｄに等しい場合には差圧弁が開くように、差圧弁を作動させる。

本実施形態では、追加の吸入孔７３，７５，７７を第１シリンダ４０の内部の側壁に形成し、これらの吸入孔７３，７５，７７に続くように溝７２ａ，７４ａ，７６ａを形成し、溝７２ａ，７４ａ，７６ａに連通するように圧力管７８，７９，８０を配置した。圧力管７８，７９，８０は、図１に示すように、密閉容器１１の側壁に設けた孔から差し込むことにより配置できる。このため、組立が容易であり、製造コストの低減に適している。

本実施形態では、膨張機部３の吸入容積Ｖｅｓｋを可変としたことにより、膨張機を用いない冷凍サイクルに用いる通常の構造を有する圧縮部を圧縮機部１とした。圧縮機部１については、通常の構造をそのまま用いることができるため、開発コストを削減できる。

本実施形態の膨張機一体型圧縮機を用いると、冷凍サイクルの作動流体の循環量を圧縮機部１の回転数で制御しつつ、膨張機部３は圧縮機部１と同一回転数で回転させながら、運転条件に応じて吸入容積Ｖｅｓφを調整することができる。従って、圧縮機部１と膨張機部３の冷凍サイクルの制御上の役割分担が可能であり、膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルの制御アルゴリズムも容易になる。

本実施形態の膨張機一体型圧縮機に用いる作動流体の種類に制限はないが、二酸化炭素が適している。膨張機による動力回収の効果がより顕著となるためである。このため、作動流体を二酸化炭素とすると、密度比一定を回避することによる高効率化の効果も顕著になる。

なお、本発明では、膨張機部３を多段ロータリ式としたが、スクロール式やスライディングベーン式の膨張機に、本実施形態と同様の差圧弁を設けた複数の吸入孔を設けても同様の効果を得ることができる。ロータリ式の膨張機の段数についても特に制限はない。ただし、２段またはそれ以上の段数のロータリ式の膨張機では、吸入過程が第１シリンダ４１に広い面積で接する作動室５５ａで行われるために、差圧弁を備えた吸入孔を多数設けるには有利である。また、ベーンとピストンが一体化されているロータリ式の膨張機に対しても、本発明を好適に採用できる。

（第２の実施形態）
第１の実施形態では、第１膨張機構とともに、第１膨張機構の作動室と連通孔により連通する作動室を備えた第２膨張機構をさらに備えた２段ロータリ式の膨張機（膨張機部３）について説明した。

膨張機部３は、単体で用いても、即ち、圧縮機と分離した膨張機として用いてもよい。図９に、分離型の膨張機を用いた動力回収式の冷凍サイクル装置の構成を示す。この装置は、図３で示した冷凍サイクル装置とほぼ同様の構成を有するが（同一部材については同一番号を使用し、説明を省略する）、膨張機一体型圧縮機（図３の参照符号１，３，６，７）に代えて、互いに分離された圧縮機６１と膨張機６３、シャフト７ｄを介して圧縮機６１に接続された回転電動機６６、およびシャフト７ｅを介して膨張機６３に接続された発電機６７を備えている。この装置の冷凍サイクルは、圧縮機６１、ガスクーラ（放熱器）２、膨張機６３、蒸発器４で構成されている。圧縮機６１は回転電動機６６により駆動され、膨張機６３では作動流体の膨張エネルギーが発電機６７により電気エネルギーに変換され、このエネルギーが回転電動機６６の入力の一部に用いられる。

図１０に、一般的な発電機６７の効率曲線を示す。発電機６７は、所定の定格回転数Ｎｒで発電効率が最も高くなるように設計されているため、回転数が定格回転数から離れるほど発電効率が低下する。このため、発電機６７の回転数は、できるだけ定格回転数Ｎｒの近傍とすることが望ましい。しかし、冷凍サイクルでは、作動流体の循環量や密度が変化するため、吸入容積Ｖｅｓが一定の膨張機では定格回転数Ｎｒの近傍だけで運転することが困難である。第１の実施形態の膨張機部３を膨張機６３として用いれば、吸入容積Ｖｅｓｋの調整により回転数を定格回転数Ｎｒの近傍に制御することで可能となる。

（第３の実施形態）
本実施形態では、図３に示した構成に代えて、図１１に示す構成を有する冷凍サイクル装置とする。この装置では、図３で示した冷凍サイクル装置とほぼ同様の構成を有するが（同一部材については同一番号を使用し、説明を省略する）、三方弁８５，８６，８７に代えて、ロータリ弁９２が用いられる。

ロータリ弁９２は、シリンダ９２ａと、その内部に配置された回転軸９２ｂを中心に回転可能なピストン９２ｃとを備えている。シリンダ９２ａの内壁とピストン９２ｃの接触面はシールされており、ピストン９２ｃは外部から回転駆動することができる。シリンダ９２ａの内部の空間は、ピストン９２ｃにより、低圧管８４と連通する低圧空間９３ａと、高圧管８３と連通する高圧空間９３ｂとに分割されている。

ロータリ弁９２のシリンダ９２ａには、低圧空間９３ａ側から高圧空間９３ｂ側にかけて、圧力管７８，７９，８０がこの順に接続されている。この接続により、ピストン９２ｃを回転させることにより、圧力管７８，７９，８０の圧力を吸入圧力Ｐｅｓと吐出圧力Ｐｅｄの間で順次切り替えることができる。

図１１に示した状態では、圧力管７８に低圧が供給され、圧力管７９，８０には高圧が供給されるため、差圧弁７２は開くが、差圧弁７４，７６は閉じた状態となる。この状態では、第２吸入孔７３が、開いた最下流の吸入孔となる（図６Ａ（２）の状態）。図１１に示した状態から、ピストン９２ｃを図１１において反時計回りに回転させていくと、圧力管７９にも低圧が供給されることとなり、差圧弁７２とともに差圧弁７４が開く。この状態では、第３吸入孔７５が、開いた最下流の吸入孔となる（図６Ａ（３）の状態）。ピストン９２ｃを反時計回りにさらに回転させていくと、差圧弁７２，７４，７６はすべて開き、第４吸入孔７７が、開いた最下流の吸入孔となる（図６Ａ（４）の状態）。逆に、図１１に示した状態から、ピストン９２ｃを時計回りに回転させていくと、圧力管７８にも高圧が供給されることとなり、差圧弁７２，７４，７６はすべて閉じ、差圧弁が配置されていない第１吸入孔７１のみから作動流体が供給される（図６Ａ（１）の状態）。

本実施形態のようにロータリ弁９２を用いると、１つの弁により、複数の差圧弁を制御できる。制御対象のアクチュエータが１つで済むため、制御が簡単であり、配管の構成もシンプルとなる。

以上説明したとおり、本発明の膨張機は、冷凍サイクルにおける作動流体の膨張エネルギーを回収する効率の良い手段を提供し、特に膨張機一体型圧縮機を用いるヒートポンプの高効率化を実現するものとして、多大な利用価値を有する。

本発明の第１の実施形態における膨張機一体型圧縮機の縦断面図である。図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部のＤ１−Ｄ１断面図である。図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部のＤ２−Ｄ２断面図である。図１の膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクル装置（ヒートポンプ）の構成の一例を示す図である。図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部のＤ１−Ｄ１断面の部分拡大断面図である。図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部の動作原理を示す図である。図５Ａとともに、図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部の動作原理を示す図である。図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部におけるシャフトの回転角と作動室の各行程との関係を示す図である。図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部におけるシャフトの回転角と作動室容積との関係を示す図である。図１の膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルのモリエル線図である。図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部における圧力と作動室容積との関係を示すＰＶ線図である。本発明の第２の実施形態のヒートポンプの構成を示す図である。発電機の効率と発電機の回転数との関係を例示する図である。本発明の第３の実施形態のヒートポンプの構成を示す図である。従来の膨張機一体型圧縮機を用いたヒートポンプの構成を示す図である。従来の膨張機一体型圧縮機を用いたヒートポンプのモリエル線図を示す図である。

Claims

第１シリンダと、
前記第１シリンダ内で偏心回転するように前記第１シリンダ内に配置され、前記第１シリンダとの間に第１作動室を形成する第１ピストンと、
前記第１作動室を第１吸入側空間と第１吐出側空間とに仕切る第１仕切部材と、
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、
前記第２シリンダ内で偏心回転するように前記第２シリンダ内に配置され、前記第２シリンダとの間に前記第１作動室よりも大容積の第２作動室を形成する第２ピストンと、
前記第２作動室を第２吸入側空間と第２吐出側空間とに仕切る第２仕切部材と、
前記第１吐出側空間と前記第２吸入側空間とを連通し、作動流体が膨張しうる膨張室を形成する連通路と、
前記第１吸入側空間に前記作動流体を導くための吸入孔であって、第１吸入孔と、前記第１吸入孔の位置から前記第１ピストンの回転方向に所定角度進んだ位置に設けられた、差圧弁を備える第２吸入孔とを含む、複数の吸入孔と、
前記差圧弁に接続され、前記差圧弁を開閉させるための制御圧力を前記差圧弁に供給する制御圧力路と、
を備え、
前記制御圧力が、膨張前の前記作動流体の圧力（Ｐ１）、または膨張後の前記作動流体の圧力（Ｐ２）に等しく、前記制御圧力路を通じて、前記圧力（Ｐ１）および前記圧力（Ｐ２）から選ばれる一方に等しい前記制御圧力が前記差圧弁に切り替え可能に供給されるロータリ型膨張機。
少なくとも前記制御圧力が前記圧力（Ｐ１）に等しい場合には前記差圧弁が閉じ、
少なくとも前記制御圧力が前記圧力（Ｐ２）に等しい場合には前記差圧弁が開く請求項１に記載のロータリ型膨張機。
前記差圧弁を開いて前記第１吸入孔および前記第２吸入孔から前記作動流体を前記第１吸入側空間に吸入する場合における、前記第１吸入側空間に前記作動流体が吸入される吸入過程の時間の長さｔ２が、前記差圧弁を閉じて前記第１吸入孔のみから前記作動流体を前記第１吸入側空間に吸入する場合における、前記第１吸入側空間に前記作動流体が吸入される吸入過程の時間の長さｔ１よりも大である、請求項１に記載のロータリ型膨張機。
前記差圧弁が、一方の端面に前記第１作動室内の圧力が作用し、他方の端面に前記制御圧力が作用するプランジャーと、前記プランジャーを前記第１作動室側へと付勢するばねとを備えた請求項１に記載のロータリ型膨張機。
前記差圧弁が、前記第１シリンダの外周面と内周面との間における前記第１シリンダ内に配置された請求項１に記載のロータリ型膨張機。
前記作動流体を前記第１吸入孔に導くための主通路と、前記主通路から分岐するとともに、前記第１作動室の外周に沿って設けられ、前記作動流体を前記第２吸入孔へと導くための副通路と、をさらに備えた請求項１に記載のロータリ型膨張機。
前記第２吸入孔が、前記第１シリンダまたは前記第１シリンダを閉塞する閉塞部材に設けられ、
前記差圧弁が、（ａ）前記第２吸入孔に連続するように設けられ、少なくとも一部が前記副通路と重なり合うように前記第１シリンダの半径方向外向きに延びる溝と、（ｂ）前記溝に配置され、前記副通路を介した前記主通路から前記第２吸入孔への前記作動流体の流通を許容する開放位置と、前記副通路を介した前記主通路から前記第２吸入孔への前記作動流体の流通を禁止する閉鎖位置との２位置を往復動可能なプランジャーとを含み、
前記プランジャーの往復動作が、前記制御圧力によって制御される請求項６に記載のロータリ型膨張機。
前記主通路および前記副通路が、前記第２シリンダの位置する側とは反対側において前記第１シリンダの端面を閉塞し、かつ前記第１ピストンおよび前記第２ピストンを回転させるためのシャフトを支える軸受部材に設けられている、請求項６に記載のロータリ型膨張機。
前記複数の吸入孔が、差圧弁を備えた第３吸入孔をさらに含み、
前記第２吸入孔および前記第３吸入孔の差圧弁を開いて、前記第１吸入孔、前記第２吸入孔および前記第３吸入孔から前記作動流体を前記第１吸入側空間に吸入する場合における、前記第１吸入側空間への前記作動流体の吸入過程の長さｔ３が、前記長さｔ２よりも大である、請求項１に記載のロータリ型膨張機。
請求項１に記載の膨張機と、圧縮機と、前記膨張機と前記圧縮機とを連結するシャフトと、を備えた膨張機一体型圧縮機。
請求項１に記載の膨張機を備えたヒートポンプ。
請求項１０に記載の膨張機一体型圧縮機を備えたヒートポンプ。
請求項１に記載の膨張機を備えたヒートポンプであって、
圧縮機と、前記圧縮機により圧縮されて高圧となった作動流体が流れる高圧管と、前記膨張機において膨張して低圧となった作動流体が流れる低圧管と、前記差圧弁に前記制御圧力を与える圧力管と、前記圧力管、前記高圧管および前記低圧管に接続された切替弁とをさらに備え、
前記圧力管、前記高圧管、前記低圧管および前記切替弁によって前記制御圧力路が構成され、
前記切替弁を切り換えることにより、前記高圧管内の作動流体の圧力または前記低圧管内の作動流体の圧力を、前記制御圧力として、前記差圧弁に作用させる、ヒートポンプ。
前記作動流体が二酸化炭素である、請求項１３に記載のヒートポンプ。