JP5178560B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、冷凍サイクル装置に関する。

一般的に、冷凍サイクル装置の冷媒回路は、冷媒を圧縮する圧縮機、冷媒を冷却するガスクーラ、冷媒を膨張させる膨張弁および冷媒を加熱する蒸発器が順に接続された構成となっている。この冷媒回路における冷凍サイクルでは、膨張弁において冷媒が高圧から低圧へと膨張を伴いながら圧力降下し、その際に内部エネルギーが放出される。冷媒回路の低圧側（蒸発器側）と高圧側（ガスクーラ側）との間の圧力差が大きくなればなるほど、放出される内部エネルギーが大きくなるため、冷凍サイクルのエネルギー効率は低下してしまう。

このような問題に鑑み、膨張機において放出される冷媒の内部エネルギーを回収する技術が種々提案されている。例えば、特開２００４−４４５６９号公報では、圧縮機を駆動するための電動機の回転軸にロータリ式膨張機の回転軸を連結してエネルギー回収を行う技術が提案されている。

図２６は、圧縮機５０２を駆動するための電動機５０６の回転軸に膨張機５０４のシャフト５０７を連結してエネルギー回収を行う従来の冷凍サイクル装置５０１の構成図である。

冷凍サイクル装置５０１は、図２６に示すように、ガスクーラ５０３、膨張機５０４、蒸発器５０５および圧縮機５０２が順に接続されてなる冷媒回路を備えている。膨張機５０４は、回転軸としてシャフト５０７を有するロータリ式またはスクロール式の膨張機である。シャフト５０７は圧縮機５０２を駆動する電動機５０６に連結されている。シャフト５０７の回転エネルギー（動力）が電動機５０６の回転軸へ伝達される。このため、膨張機５０４において冷媒が高圧から低圧へと膨張を伴いながら圧力降下する際に放出される内部エネルギーの一部は、シャフト５０７の回転エネルギーに変換されて電動機５０６に伝達され、圧縮機５０２を駆動するための動力の一部として利用される。したがって、冷凍サイクル装置５０１によれば高いエネルギー効率を実現することができる。

また、特開昭５７−１０８５５５号公報には、固有の容積比（膨張比）を有さない媒質駆動モータを用いて冷媒からエネルギー回収を行う技術が開示されている。図３０は、特開昭５７−１０８５５５号公報に開示された媒質駆動モータの構成と動作原理を示す図である。媒質駆動モータ７００は、シリンダ７０１と、シリンダ７０１内で回転するロータ７０２（ピストン）と、シリンダ７０１とロータ７０２との間に形成される作動室を吸入側作動室７０６ａと吐出側作動室７０６ｂとに仕切るベーン７０５とを備えている。シリンダ７０１には、吸入側作動室７０６ａに冷媒を吸入できるように吸入口７０３が形成されるとともに、吐出側作動室７０６ｂから冷媒を吐出できるように吐出口７０４が形成されている。吸入口７０３および吐出口７０４には弁が設けられていないが、吸入口７０３から吐出口７０４に冷媒が直接吹き抜けることがないように、ロータ７０２の形状に工夫がなされている。具体的には、ロータ７０２の外周面の一部が、シリンダ７０１の内周面と同一の曲率半径を有している。

冷媒から動力回収を行う技術は、特開２００６−２６６１７１号公報にも開示されている。特開２００６−２６６１７１号公報では、圧縮機の吸入側に設けた副圧縮機の回転軸と、ロータリ式膨張機の回転軸とを連結して動力回収を行う技術が提案されている。

図２７は、特開２００６−２６６１７１号公報に記載された膨張機一体型圧縮機６０８を用いた動力回収型冷凍サイクル装置６０１の構成図である。図２７に示すように、冷凍サイクル装置６０１は、副圧縮機６０２、主圧縮機６０３、ガスクーラ６０４、膨張機６０５および蒸発器６０６が順に接続されてなる冷媒回路を備えている。

図２８は、膨張機一体型圧縮機６０８の断面図である。図２８および図２７に示すように、膨張機一体型圧縮機６０８は、相互に共通の回転軸６０７を有する副圧縮機６０２と膨張機６０５とにより構成されている。このため、膨張機６０５により回収されたエネルギーは、回転軸６０７を介して副圧縮機６０２に供給され、副圧縮機６０２の駆動力として利用される。したがって、図２７に示す冷凍サイクル装置６０１によれば、高いエネルギー効率を実現することができる。

図２９は、膨張機６０５の断面図である。図２９に示すように、膨張機６０５は、ピストン６１１ａとベーン６１１ｂとが一体形成されたスウィング型である。ベーン６１１ｂには、シュー６１２が取り付けられている。シュー６１２には、作動室６１４に連通する微細な冷媒経路６１３が形成されている。膨張機６０５では、ベーン６１１ｂが往復運動すると共に、シュー６１２が揺動運動する。このベーン６１１ｂの往復運動とシュー６１２の揺動運動とにより冷媒経路６１３が開閉され、冷媒の吸入タイミングが制御される。

特開２００４−４４５６９号公報や特開２００６−２６６１７１号公報に開示された膨張機は固有の容積比（吸入容積と吐出容積との比）を有している。このため、特開２００４−４４５６９号公報や特開２００６−２６６１７１号公報に開示された膨張機では、吐出圧力は吸入圧力と膨張機の容積比とから自動的に決定される。ところが、冷凍サイクルの高圧と低圧とは作動条件により随時変化するものである。このため、膨張機の吐出圧力（膨張機から吐出される冷媒の圧力）が冷凍サイクルの低圧と一致しない場合が生じる。例えば、膨張機の吐出圧力が冷凍サイクルの低圧よりも低くなるような場合には過膨張損失が生じ、膨張機における冷媒の内部エネルギーの回収効率が低下してしまうという問題がある。

すなわち、上記各文献に開示された膨張機を用いたのでは冷媒の内部エネルギーを効率的に回収することが難しい。

さらに、図２８および図２９に示す膨張機６０５は構成が複雑であり、コストおよび生産性に問題がある。膨張機６０５によると、揺動運動するシュー６１２に、微細な冷媒経路６１３を形成する必要がある。このため、膨張機６０５を用いると冷凍サイクル装置の構成が複雑となり、コストの増大や生産性の低下を招きやすい。

図３０に示す媒質駆動モータ７００は、固有の容積比を有さないので（容積比が１）、冷媒からのエネルギーの回収効率は、冷凍サイクルの圧力状態に左右されにくい。また、構造がシンプルなので、コストや生産性の問題も招来しにくい。しかしながら、この媒質駆動モータ７００によれば、図３０の行程４および行程５に示すように、シリンダ７０１内に作動室７０６が１つのみ形成された状態がロータ７０２の回転角で約９０°も継続するうえ、行程５から分かるように、吸入口７０３および吐出口７０４の両方がロータ７０２によって閉じられた期間が比較的長く続く。そのため、媒質駆動モータ７００を動力回収手段として冷媒回路に組み込むと、冷媒回路における冷媒の脈動が極めて大きくなり、騒音および振動の発生原因となる。また、ピストンの潤滑不良も発生しやすい。

本発明は、上記問題に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、高いエネルギー効率で運転可能でありながらも、シンプルな構成の冷凍サイクル装置を提供することにある。

すなわち、本発明は、
冷媒が循環する冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置であって、
前記冷媒回路は、
冷媒を圧縮する圧縮機と、
前記圧縮機により圧縮された冷媒を放熱させることによって、給湯用途で使用される被加熱媒体を加熱する放熱器と、
前記放熱器からの冷媒を吸入する吸入行程と、その吸入した冷媒を吐出する吐出行程と、を実質的に連続して行う動力回収手段と、
前記動力回収手段により吐出された冷媒を蒸発させる蒸発器と、
を有し、
前記冷媒は二酸化炭素であり、
前記動力回収手段は、
第１閉塞部材と第２閉塞部材とにより両端が閉塞され、内周面を有するシリンダと、
前記シリンダをその軸方向に貫通する回転自在のシャフトと、
前記シリンダ内において前記シリンダの中心軸に対して偏心した状態で前記シャフトに軸支され、前記シリンダの内周面との間に作動室を区画形成する円筒状のピストンと、
前記作動室を高圧側と低圧側とに仕切る仕切部材と、
前記ピストンの回転に伴って開閉され前記高圧側の作動室に連通する吸入経路と、
前記ピストンの回転に伴って開閉され前記低圧側の作動室に連通する吐出経路と、
を備え、
前記吸入経路が前記第１閉塞部材または前記第２閉塞部材に形成され、前記吐出経路が前記第１閉塞部材または前記第２閉塞部材に形成され、
前記吸入経路および前記吐出経路は、前記ピストンが上死点に位置する瞬間のみ前記ピストンによって閉鎖され、
前記吸入経路の前記高圧側の作動室に対する開口は、前記高圧側の作動室の前記仕切部材と隣接する部分から前記高圧側の作動室が広がる方向に円弧状に延びる略扇状に形成され、
前記吐出経路の前記低圧側の作動室に対する開口は、前記低圧側の作動室の前記仕切部材と隣接する部分から前記低圧側の作動室が広がる方向に円弧状に延びる略扇状に形成されている、冷凍サイクル装置を提供する。

本発明によれば、高いエネルギー効率で運転可能でありながらも、シンプルな構成の冷凍サイクル装置を実現することができる。

以下、本発明の実施形態について、図面を参照しながら説明する。ただし、本発明は、以下に説明する実施形態によって限定解釈されるものではない。また、各実施形態は、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、相互に組み合わせてもよい。

<<第１の実施形態>>
第１の実施形態は、その特性上、通常は非圧縮性の媒体に対してのみ用いられる流体圧モータを、圧縮性の媒体を用いる冷凍サイクル装置に動力回収手段として適用することにより、過膨張損失の発生を効果的に抑制し、冷凍サイクル装置の運転のエネルギー効率を向上しようとするものである。

なお、本明細書において、「流体圧モータ」とは、吸入側の冷媒の圧力（吸入する冷媒の圧力）と吐出側の冷媒の圧力（モータの吐出口が連結された配管内の冷媒の圧力）との間の圧力差によって回転し、吸入した冷媒を体積変化させることなく吐出行程を開始するモータをいう。詳細には、流体圧モータは、吸入した冷媒の吐出行程が開始されるまでは、冷媒を体積変化させないモータをいう。なお、吐出行程が開始された後は、換言すれば、流体圧モータの内部が低圧な吐出経路と連通した後は、流体圧モータの内部が減圧され、冷媒が膨張する。

本明細書で開示する技術は、二酸化炭素などの高圧側で超臨界状態となる冷媒を用いる冷凍サイクル装置に特に有効なものである。高圧側で超臨界状態となる冷媒を用いた場合、放熱器の出口における冷媒の密度と蒸発器の入口における冷媒の密度との比で表される冷媒の膨張率は非常に小さい。この種の冷媒が膨張時に放出するエネルギーは、圧力降下に基づいて放出される内部エネルギーが大部分を占め、比容積の増加に基づいて放出される内部エネルギーは僅かであり、それは、場合によっては過膨張損失よりも小さくなる。したがって、比容積の増加に基づいて放出される内部エネルギーの回収をあえて断念し、過膨張損失の発生を防止できる構成を採用した方が、放出される内部エネルギーの全量の回収を試みた構成よりもエネルギー回収効率の面で有利となりうる。

また、第１の実施形態では、動力回収手段として適用する流体圧モータは、冷媒を吸入する吸入行程と、その吸入した冷媒を吐出する吐出行程とを実質的に連続して行うものである。具体的には、冷媒の吸入経路と吐出経路とが同時に閉じられる期間が実質的にない、すなわち、実質的に全期間にわたって冷媒の吸入経路と吐出経路とのうち少なくとも一方が開放されているように構成されている。

このため、圧力脈動の発生が抑制される。したがって、吸入経路を構成する吸入管等の冷凍サイクル装置の構成部材の破損、トルク変動による流体圧モータの回転の不安定化、振動および騒音の発生、といった問題が表面化しにくくなる。なお、「吸入経路と吐出経路とが同時に閉じられる期間が実質的にない」とは、流体圧モータのトルク変動が生じない程度において瞬間的に吸入経路と吐出経路とが同時に閉じられることを含む概念である。

さらに、冷媒回路は、下記の如く、流体圧モータから吐出される冷媒の少なくとも一部が気相となるように構成されている。吐出される冷媒の一部が気相となって圧縮性を獲得することにより、間欠的な冷媒吐出によって生じる吐出流速の変動に起因する水撃力が緩和される。この結果、流体圧モータのよりスムーズな稼働が可能になるとともに、振動および騒音をより低減することができる。

以下、第１の実施形態の構成およびその作用効果について、図１ないし図８を参照しながら詳細に説明する。

−冷凍サイクル装置１の概要−
図１は第１の実施形態に係る冷凍サイクル装置１の構成図である。冷凍サイクル装置１は、圧縮機２と、第１熱交換器３と、流体圧モータ４と、第２熱交換器５とが順に接続されてなる冷媒回路を備えている。第１の実施形態では、この冷媒回路に、高圧側（圧縮機２から第１熱交換器３を経て流体圧モータ４に至る部分）において超臨界状態となる冷媒（具体的には二酸化炭素）が充填されている例について説明する。しかしながら、本発明において、冷媒は、高圧側において超臨界状態となるものに限定されるものではなく、高圧側において超臨界状態とならない冷媒（例えばフロン系冷媒等）であってもよい。

圧縮機２は、電動機６により駆動され、循環する冷媒を高温高圧に圧縮する。第１熱交換器３は、冷媒と被加熱流体とを熱交換させることにより、圧縮機２によって高温高圧に圧縮された冷媒を冷却して低温高圧にする。流体圧モータ４は、第１熱交換器３によって低温高圧にされた冷媒を吸入し、第２熱交換器５側に吐出する。流体圧モータ４内において、吸入した冷媒の体積は、吐出行程が始まるまでは変化しない。流体圧モータ４の内部が低圧な吐出経路と連通し、吐出行程が始まると、流体圧モータ４の内部は減圧され、流体圧モータ４内の冷媒は膨張して低圧となる。第２熱交換器５は、冷媒と被冷却流体とを熱交換させることによって、流体圧モータ４により吐出された低圧の冷媒を加熱する。そして、第２熱交換器５によって加熱された冷媒は圧縮機２に吸入され、圧縮機２によって圧縮されて再び高温高圧となる。冷凍サイクル装置１は、このような冷媒の循環（冷凍サイクル）を繰り返すことによって外気等を冷却（冷房）したり加熱（暖房）したりするものである。

−冷凍サイクル装置１の具体的構成−
図２は、第１の実施形態における圧縮機２、電動機６および流体圧モータ４の構成を表す断面図（縦断面図）である。図３は図２におけるIII-III矢視図（横断面図）である。図４Ａは図３におけるIV-IV矢視図（横断面図）である。図５は流体圧モータ４の動作原理図であり、シャフト５１の回転角θに関して９０°ごとに流体圧モータ４の状態を示している。

図２に示すように、本実施形態においては、圧縮機２、電動機６および流体圧モータ４は密閉容器１１の内部に一体的に収納され、コンパクト化が図られている。

−電動機６および圧縮機２の構成−
密閉容器１１の内部空間１１ａの中央には電動機６が配置されている。詳細に、電動機６は密閉容器１１に対して回転不能に固定された円筒状の固定子６ｂと、固定子６ｂの内部に設けられ、固定子６ｂに対して回転自在な回転子６ａとにより構成されている。回転子６ａの平面視中央には軸方向に貫通する貫通孔が形成されている。その貫通孔に回転子６ａから上下に延びるシャフト７（圧縮機シャフト）が挿入されて固定されている。すなわち、シャフト７は電動機６を駆動させることにより回転するようになっている。

圧縮機２は、スクロール式の圧縮機であり、密閉容器１１の内部空間１１ａの上部に配置固定されている。圧縮機２は、固定スクロール３２と、旋回スクロール３３と、オルダムリング３４と、軸受部材３５と、マフラー３６と、吸入管３７と、吐出管３８とを備えている。

固定スクロール３２は密閉容器１１に対して変位不能に取り付けられている。固定スクロール３２の下面には平面視渦巻き状（例えばインボリュート形状等）のラップ３２ａが形成されている。旋回スクロール３３は固定スクロール３２に対向配置されており、その固定スクロール３２に対向する表面上に、ラップ３２ａとかみ合う平面視渦巻き状（例えばインボリュート形状等）のラップ３３ａが形成されている。これらラップ３２ａおよび３３ａの間に三日月状の作動室（圧縮室）３９が区画形成されている。また、旋回スクロール３３の周辺部は、固定スクロール３２の周辺部を構成するように下側に突出する形で設けられたスラスト軸受３２ｂに当接して支持されている。

旋回スクロール３３の下面中央部には、回転子６ａから延びるシャフト７の上端部に設けられ、シャフト７とは異なる中心軸を有する偏心部７ｂが嵌合挿入されて固定されている。また、旋回スクロール３３の下側にはオルダムリング３４が配置されている。このオルダムリング３４は旋回スクロール３３の自転を規制するものであり、このオルダムリング３４の機能により、旋回スクロール３３はシャフト７の回転に伴ってシャフト７の中心軸から偏心した状態で旋回運動するように構成されている。

旋回スクロール３３の旋回運動に伴い、ラップ３２ａとラップ３３ａとの間に形成された作動室３９が、その容積を縮小しながら外側から内側に移動する。これにより、吸入管３７から作動室３９に吸入された冷媒が圧縮される。そして、圧縮された冷媒は、固定スクロール３２の中央部に設けられた吐出孔３２ｃおよびマフラー３６の内部空間３６ａを経由し、固定スクロール３２および軸受部材３５を貫通して形成された流路４０から密閉容器１１の内部空間１１ａへと吐出される。吐出された冷媒は、内部空間１１ａに一時滞留される。その滞留期間中に冷媒に混入した潤滑用のオイル（冷凍機油）が重力や遠心力により分離される。そして、オイルが分離された冷媒は吐出管３８から冷媒回路へと吐出される。

なお、圧縮機２は、シャフト７を有し、そのシャフト７を中心に回転動作を行う圧縮機であれば、スクロール式の圧縮機に限定されない。例えば、圧縮機２がロータリ式の圧縮機であってもよい。

−流体圧モータ４の構成−
図２に示すように、電動機６の下方には流体圧モータ４が配置されている。本実施形態では、流体圧モータ４がロータリ式の流体圧モータにより構成されている例について説明する。「ロータリ式」には、ピストンとベーンとが別部材で構成されたローリングピストン式と、ピストンとベーンとが一体化されたスイング式との両方が含まれる。ただし、流体圧モータ４は特にロータリ式に限定されるものではない。流体圧モータ４は、例えばスクロール式の流体圧モータであってもよい。

流体圧モータ４は、回転軸としてのシャフト５１を備えている。このシャフト５１は、組立て時に継手１３によってシャフト７と連結され、シャフト７と同期して回転するようになっている。シャフト５１の下端部にはオイルポンプ１４が設置されている。このオイルポンプ１４によって、シャフト７および５１の各々に設けられた給油孔７ａおよび５１ａを介して圧縮機２および流体圧モータ４の軸受、隙間等に潤滑およびシールのためのオイルが供給されるようになっている。

シャフト５１は、シャフト５１の中心軸と異なる中心軸を有する偏心部５１ｂを備えている。この偏心部５１ｂは、偏心部５１ｂの外周に設けられた筒状（具体的には円筒状）のピストン５３と嵌合している。このため、ピストン５３は、シャフト５１の回転に伴って偏心回転運動するようになっている。

ピストン５３は、シャフト５１の軸受を兼ねる第１閉塞部材５６および第２閉塞部材５７により両端が閉塞され、内周面を有するシリンダ５２内に配置されている。シャフト５１は、シリンダ５２の中心を貫通している。シリンダ５２の内部空間の中心軸はシャフト５１の中心軸と一致している。このため、ピストン５３はシリンダ５２の中心軸に対して偏心した状態でシャフト５１に軸支されている。そして、図３に示すように、ピストン５３とシリンダ５２の内周面との間に容積（総容積）が実質的に不変である作動室６０が区画形成されている。

シリンダ５２の上死点側（図３において左側）には、シリンダ５２の内部に連通する線条の溝５２ｃが形成されている。その溝５２ｃに摺動変位自在に配置された板状の仕切部材５４が配置されている。仕切部材５４の一方端は、仕切部材５４の後方に配置されたばね５５に連結されている。このばね５５によって仕切部材５４がピストン５３方向に付勢されており、仕切部材５４の他方端が常時ピストン５３の外周面に押圧された状態となっている。これにより、ピストン５３、シリンダ５２、第１閉塞部材５６および第２閉塞部材５７により、区画形成された作動室６０が高圧側の吸入作動室６０ａと低圧側の吐出作動室６０ｂとに区画されている。

吸入作動室６０ａの仕切部材５４と隣接する部分には、図２に示すように、吸入経路６１が開口している。この吸入経路６１はシリンダ５２の上側に位置する第１閉塞部材５６に形成されている。吸入経路６１は、吸入管５８と連通している。吸入経路６１を介して、吸入管５８から吸入作動室６０ａへと冷媒が導かれる。一方、吐出作動室６０ｂの仕切部材５４と隣接する部分には、吐出経路６２が開口している。この吐出経路６２は、シリンダ５２の下側に位置し、吸入経路６１が形成された第１閉塞部材５６よりも圧縮機２から離れたところに位置する第２閉塞部材５７に形成されている。吐出経路６２は、吐出管５９と連通している。吐出経路６２を介して、吐出作動室６０ｂから吐出管５９へと冷媒が排出される。

図３に示すように、吸入経路６１の吸入作動室６０ａに対する開口６３（吸入口６３）は、吸入作動室６０ａの仕切部材５４と隣接する部分から吸入作動室６０ａの広がる方向（図３では反時計回り）に円弧状に延びる略扇状に形成されている。そして、ピストン５３が上死点に位置する瞬間においてのみ、吸入口６３はシリンダ５２によって完全に閉鎖される。そして、ピストン５３が上死点に位置する瞬間を除いた全期間にわたって、吸入口６３の少なくとも一部が開いた状態となる。具体的には、シリンダ５２の半径方向に関して外側に位置する吸入口６３の端辺６３ａが、平面視において上死点に位置したときのピストン５３の外周面に沿った円弧状（すなわち、ピストン５３の外周面と同じ半径の円弧状）に形成されている。

また、吐出経路６２の吐出作動室６０ｂに対する開口６４（吐出口６４）は、吐出作動室６０ｂの仕切部材５４と隣接する部分から吐出作動室６０ｂの広がる方向（図３では時計回り）に円弧状に延びる略扇状に形成されている。そして、ピストン５３が上死点に位置する瞬間においてのみ、吐出口６４はシリンダ５２によって完全に閉鎖される。そして、ピストン５３が上死点に位置する瞬間を除いた全期間にわたって、吐出口６４の少なくとも一部が開いた状態となる。具体的には、シリンダ５２の半径方向に関して外側に位置する吐出口６４の端辺６４ａが、平面視において上死点に位置したときのピストン５３の外周面に沿った円弧状（すなわち、ピストン５３の外周面と同じ半径の円弧状）に形成されている。

図３１に、従来のロータリ式流体機械の構成を示す。この流体機械においては、吸入孔７２０および吐出孔７２２が、それぞれ、シリンダ７２４の内周面に形成されている。ピストン７２６が上死点に位置する瞬間において、吸入孔７２０および吐出孔７２２は、完全に閉じられていない。そのため、この瞬間においては、作動室７２８を通じて吸入孔７２０から吐出孔７２２へと流体が直接吹き抜けることが可能である。このことは、当該流体機械を動力回収手段として用いる際の効率的なエネルギー回収の妨げとなる。

これに対し、本実施形態によれば、ピストン５３が上死点に位置する瞬間においてのみ吸入口６３と吐出口６４との両方が完全に閉じられる。ピストン５３が上死点から少しでも回転すると、作動室６０は直ちに吸入作動室６０ａと吐出作動室６０ｂとに区画され、吸入口６３が吸入作動室６０ａのみに連通し、吐出口６４が吐出作動室６０ｂのみに連通する。そのため、吸入経路６１から吐出経路６２への冷媒の吹き抜けが設計上起こりえない。これにより、高効率なエネルギー回収が実現されている。

また、ピストン５３が上死点に位置する瞬間を除く全期間にわたって、吸入口６３が開いて吸入経路６１が吸入作動室６０ａに連通するとともに、吐出口６４も開いて吐出経路６２が吐出作動室６０ｂに連通する。すなわち、吸入経路６１と吐出経路６２とが同時に閉じられる期間が実質的に存在しない構成が実現されている。そのため、図３０に示す従来の媒質駆動モータ７００のように、吸入口７０３および吐出口７０４の両方がロータ７０２によって閉じられた期間が長く続くことによる問題（主に脈動の問題）が生じにくい。

なお、「ピストン５３が上死点に位置する瞬間」とは、仕切部材５４が溝５２ｃに最も押し込まれた瞬間であり、流体圧モータ４が図５のＳＴ１に示す状態になる瞬間である。ただし、「ピストン５３が上死点に位置する瞬間」は、厳密にピストン５３が上死点に位置している瞬間に限定されるものではなく、ピストン５３が上死点に位置しているときを挟んである程度の期間を有するものであってもよい。ピストン５３が上死点に位置しているときのピストン５３の回転角（θ）を０°としたとき、例えば、ピストン５３の回転角（θ）が０°±５°以内（または０°±３°）である期間にわたって吸入口６３および吐出口６４の両方が閉じられるような構成も、吸入経路６１と吐出経路６２とが同時に閉じられる期間が実質的にない構成に含まれるものとする。

なお、この第１の実施形態では、吐出口６４の開口面積が吸入口６３の開口面積よりも大きく設定されている。ただし、吸入口６３の開口面積と吐出口６４の開口面積との関係は特に限定されるものではなく、例えば、吸入口６３と吐出口６４とが相互に同じ開口面積を有していてもよい。

吸入経路６１の吸入作動室６０ａに対する開口部６１ｃは、図４Ａに示すように、吸入作動室６０ａ（高圧側の作動室）の広がる方向に延びるようにシリンダ５２の軸方向（図４Ａにおける上下方向）に対して傾斜して形成されている。一方、吐出経路６２の吐出作動室６０ｂに対する開口部６２ｃは、吐出作動室６０ｂ（低圧側の作動室）の広がる方向に延びるようにシリンダ５２の軸方向に対して傾斜して形成されている。なお、図４Ａに示すように、吐出経路６２の口径（内径または断面積）は吸入経路６１の口径よりも大きく設定されている。

−流体圧モータ４の動作原理−
次に、図５を参照しながら流体圧モータ４の動作原理について説明する。なお、図５には、ＳＴ１〜ＳＴ４までの４つの状態の図が示されている。ＳＴ１は、ピストン５３の回転角（θ、図５において反時計回り方向を正とする）が０°、３６０°、７２０°であるときの図である。ＳＴ２は、ピストン５３の回転角（θ）が９０°、４５０°であるときの図である。ＳＴ３は、ピストン５３の回転角（θ）が１８０°、５４０°であるときの図である。ＳＴ４は、ピストン５３の回転角（θ）が２７０°、６３０°であるときの図である。

図５のＳＴ１に示すように、ピストン５３が上死点に位置するとき（θ＝０°）、吸入口６３および吐出口６４はいずれもピストン５３によって閉じられており、作動室６０は吸入経路６１および吐出経路６２のいずれにも連通していない孤立した状態にある。この状態からピストン５３が回転してθが増加するに伴い、シリンダ５２の内周面、ピストン５３の外周面、第１閉塞部材５６、第２閉塞部材５７および仕切部材５４によって区画形成される吸入作動室６０ａが新規に形成されると共に、その容積が増大していく（ＳＴ２〜ＳＴ４）。吸入作動室６０ａの容積拡大に伴って、第１熱交換器３側から供給される低温高圧の冷媒が吸入経路６１を経由して吸入作動室６０ａに流入していく。この吸入行程は回転角（θ）が３６０°になるまで、すなわちピストン５３が再び上死点に位置するまで行われる。

ピストン５３が再び上死点に位置した瞬間、ピストン５３によって吸入口６３および吐出口６４の両方が閉じられ、ＳＴ１に示すように、作動室６０は孤立する。その後、さらにピストン５３が回転することによって吐出口６４が開き、孤立した作動室６０が今度は吐出経路６２と連通する。このように、ピストン５３が上死点に位置する瞬間のみ作動室６０が孤立し、吸入行程と吐出行程とが実質的に連続して行われる。吸入された冷媒は作動室６０において圧縮や膨張されることなく作動室６０から吐出される。吸入容積と吐出容積とは、実質的に等しくなる。

冷媒回路内に配置された圧縮機２の機能により、流体圧モータ４よりも第２熱交換器５側は第１熱交換器３側よりも低圧にされている。上記孤立した作動室６０が吐出経路６２と連通して作動室６０が吐出作動室６０ｂとなった瞬間に、吐出作動室６０ｂ内の低温高圧の冷媒が低圧側に吸引される。すると、吐出作動室６０ｂ内の圧力は瞬間的に低下し、冷媒回路の低圧側の圧力と等しくなる。ピストン５３の回転角（θ）が大きくなるに伴って吐出作動室６０ｂ内の冷媒が順次冷媒回路の低圧側に吐出されていく。そして、ピストン５３が再び上死点に位置したとき（θ＝７２０°）吐出作動室６０ｂは消滅する。この吐出行程と同期して、吸入作動室６０ａが再び形成され、次の吸入行程が行われる。以上のように、吸入行程開始から吐出行程終了までの一連の行程は、ピストン５３が７２０°回転すると完了する。

この流体圧モータ４は、高圧の吸入作動室６０ａと低圧の吐出作動室６０ｂとの間の圧力差により力を受け、それによりピストン５３とピストン５３に連結されたシャフト５１とを反時計回りに回転させる。シャフト５１の回転トルクはシャフト５１に連結されたシャフト７に伝達され、圧縮機２において冷媒を圧縮するための動力の一部として利用される。

−冷凍サイクル−
次に、冷凍サイクル装置１の冷凍サイクルについて図６を参照して詳細に説明する。図６中に示す点Ｅは臨界点である。ＥＬは飽和液線である。ＥＧは飽和ガス線である。Ｌ_Pは臨界点（点Ｅ）を通る等圧線である。Ｒ_Tは臨界点（点Ｅ）を通る等温線である。図６に示すモリエル線図上で、飽和ガス線ＥＧより右側かつ等圧線Ｌ_Pより下の領域は気相である。飽和液線ＥＬより左側かつ等温線Ｒ_Tより下側の領域は液相である。等圧線Ｌ_P、等温線Ｒ_Tよりも上側の領域は超臨界相である。飽和液線ＥＬより右側かつ飽和ガス線ＥＧよりも左側の領域は気液二相である。なお、図６中のＡＢＣＤの閉ループは図１で示した動力回収型の冷凍サイクルを示している。ＡＢＣＤの閉ループ中のＡＢは圧縮機２における冷媒の状態変化を示している。ＢＣは第１熱交換器３における冷媒の状態変化を示している。ＣＤは流体圧モータ４における冷媒の状態変化を示している。ＤＡは第２熱交換器５における冷媒の状態変化を示している。

圧縮機２において、冷媒は低温低圧の気相（点Ａ）から高温高圧の超臨界相（点Ｂ）へと圧縮される。そして、冷媒は第１熱交換器３において高温高圧の超臨界相（点Ｂ）から低温高圧の液相（点Ｃ）まで冷却される。その後、冷媒は、流体圧モータ４において低温高圧の液相（点Ｃ）から飽和液（点Ｓ）を経て気液二相（点Ｄ）まで膨張（圧力降下）する。この圧力降下（膨張）の行程において、点Ｃから点Ｓまでは冷媒が非圧縮性の液相であるため、冷媒の比容積はそれほど変化しない。その一方、点Ｓから点Ｄの間は液相から気相への相変化による急激な比容積の変化を伴う圧力降下、すなわち、膨張を伴う圧力降下が起きる。そして、冷媒は第２熱交換器５において加熱され、気液二相（点Ｄ）から蒸発を伴いながら気相（点Ａ）へと変化する。

流体圧モータ４における気液二相の圧力降下（ＳＤ）の圧力差は、単相（液相）の圧力降下（ＣＳ）の圧力差に比べて十分に小さい。点Ｃがより低エンタルピー側の点Ｃ'になると気液二相の圧力降下がＳＤからＳ'Ｄ'へと変化することから分かるように、この傾向は流体圧モータ４の吸入側の点Ｃが低エンタルピー側に移るほど顕著である。

ところで、暖房用途や給湯用途など冷凍サイクルの高温側熱源を利用する場合は、冷房用途などの低温側熱源を利用する場合に比べて、第１熱交換器３によって加熱されるべき被加熱媒体（例えば空気や水）の温度が低くなる。このため、点Ｃが低エンタルピー側に移る傾向がある。また、図７（電動機６およびシャフト７は省略）に示すように、圧縮機２の吸入側と流体圧モータ４の吸入側に内部熱交換器１８を設けた場合、圧縮機２に吸入されるべき冷媒と、流体圧モータ４に吸入されるべき冷媒とが熱交換する。すると、図６に示すように、点Ｃが点Ｃ'に、点Ａが点Ａ'にそれぞれ移動し、冷凍サイクルはＡ'Ｂ'Ｃ'Ｄ'の閉ループで特定される状態になる。このため、気液二相での圧力降下（ＳＤ）の圧力差が液相での圧力降下（ＣＳ）の圧力差よりも小さくなる傾向がより顕著になる。また、この傾向は、冷凍サイクルの冷媒としてフロンや炭化水素を用いる場合よりも二酸化炭素を用いる方がより顕著となる。

−作用および効果−
まず、動力回収手段として従来の膨張機に代えて流体圧モータ４を用いることにより得られる作用効果について、図８に示す例を用いて説明する。

図８は、流体圧モータ４における冷媒の比容積と圧力の関係を表すグラフである。図８中、点Ｃ、点Ｄ、点Ｓは、それぞれ、図６の点Ｃ、点Ｄ、点Ｓに対応している。なお、図８は、冷凍サイクル装置１を給湯機に用いた場合の計算機シミュレーションの結果を示している。点Ｃにおける圧力は９．７７ＭＰａであり、温度は１６．３℃である。点Ｄにおける圧力は３．９６ＭＰａである。点Ｃと点Ｄの間は等エントロピーであると仮定している。

図８に示すように、非圧縮性である液相での圧力降下（ＣＳ）では、比容積がほぼ一定のまま圧力だけが低下する。また、気液二相での圧力降下（ＳＤ）では、液相から気相への相変化を伴うために比容積が大きく増加する。すなわち、液相（ＣＳ）における圧力降下の方が、気液二相（ＳＤ）における圧力降下よりも数倍大きくなる。

図８のＦＣＳＤＨＧで囲まれる部分の面積は、単位質量あたりの冷媒から回収可能な動力の理論値に相当する。このＦＣＳＤＨＧで囲まれる部分の面積に相当する理論回収動力Ｗ_allは、ＦＣＨＧで囲まれた圧力降下による回収動力Ｗ_pと、ＣＳＤＨで囲まれた比容積の増加による回収動力Ｗ_e（膨張による回収動力）との合計で表される。図８に示すモデルでは、実際にＷ_pがＷ_allの約９６％、Ｗ_eがＷ_allの約４％となる。このことから分かるように、理論回収動力Ｗ_allに占める膨張による回収動力Ｗ_eはごく僅かであり、その大半が圧力降下による回収動力Ｗ_pである。

本実施形態において動力回収手段として用いた流体圧モータ４は、吸入した冷媒を膨張させることなく吐出するものであるため、理論回収動力Ｗ_allのうち回収動力Ｗ_p分だけしか回収することができない。それに対して、動力回収手段として従来の膨張機を用いた場合は、理論回収動力Ｗ_allのすべて、すなわち回収動力Ｗ_eをも回収することが可能となる。

しかしながら、上述のように、理論回収動力Ｗ_allに占める膨張による回収動力Ｗ_eの割合はごく僅かであり、圧力降下による回収動力Ｗ_pがその大半を占めている。このため、流体圧モータ４により回収可能な動力は、従来の膨張機により回収可能な動力と実際上大差なく、流体圧モータ４を用いた場合でも効率的に動力を回収することが可能である。特に、冷凍サイクルの高圧側において冷媒が超臨界相となるような場合や、暖房や給湯などの高温側熱源を利用する場合においては、理論回収動力Ｗ_allに占める膨張による回収動力Ｗ_eは非常に少ない。そのため、本実施形態のように動力回収手段として流体圧モータ４を用いたとしても、高いエネルギー効率で運転可能な冷凍サイクル装置１を実現することができる。

また、動力回収手段として固有の容積比を有する膨張機を用いた場合には、過膨張損失が生じる虞がある。これに対して、本実施形態のように、動力回収手段として流体圧モータ４を用いた場合は過膨張損失が生じる虞がない。

過膨張損失が生じると、図８において破線で示すＤＪＩで囲まれる部分の面積に相当するエネルギーが過膨張損失として失われる。例えば、図８に示すように、冷媒の比容積が点Ｃの２．０倍になる点Ｉまで膨張したとすると、冷媒は点Ｄから点Ｉの間で冷凍サイクルの低圧側の圧力よりも低い圧力まで一旦過膨張する。その後、吐出行程の開始時に冷凍サイクルの低圧である点Ｊまで圧力が上昇し、点Ｇまでの吐出行程が行われる。この冷媒の過膨張に起因する損失（過膨張損失Ｗ_loss）は、例えば図８に示すケースでは、理論回収動力Ｗ_allの約３％に相当し、Ｗ_allの約４％に相当するＷ_eに匹敵する。また、過膨張損失Ｗ_lossの大きさは冷凍サイクル装置１の運転条件によって異なり、運転条件によっては過膨張損失Ｗ_lossが膨張による回収動力Ｗ_eと同等あるいはそれ以上となる場合もある。

このように、理論上はＷ_eも回収可能な膨張機を用いた場合でも、実際上は過膨張損失によってそれほど大きな動力を安定的に回収することができない。それに対して、動力回収手段として流体圧モータ４を用いた場合は、理論回収動力Ｗ_allの大部分を回収することができ、且つ冷媒の過膨張に起因する損失Ｗ_lossも生じることがない。そのため、冷凍サイクル装置１の運転状態に関わらず、安定的に動力を回収することができる。場合によっては従来の膨張機を動力回収手段として用いる場合よりも大きな動力の回収が可能となる。言い換えれば、流体圧モータ４を動力回収手段として用いることによって、動力の平均回収効率をより向上することが可能となる。

また、流体圧モータ４は従来の膨張機と比較してシンプルな構成を有しているため、流体圧モータ４を動力回収手段として用いることによって冷凍サイクル装置１のコストを低減させることができる。さらに、摺動部やシール部の摩擦による損失や冷媒の漏れによる損失も低減することができる。

また、本実施形態では、吸入経路６１と吐出経路６２とが同時に閉じられる期間が実質的にないため、吸入経路６１への冷媒の吸入および吐出経路６２からの冷媒の吐出が、断続的ではなく実質的に連続して行われる。また、本実施形態の流体圧モータ４では、吸入作動室６０ａの容積は正弦波状に変化し、且つピストン５３が上死点に位置し、吸入作動室６０ａの容積変化率がゼロとなる瞬間のみ吸入口６３が閉じられる。換言すれば、吸入口６３は吸入作動室６０ａが吸込む冷媒の流速がゼロとなる瞬間だけ閉じられることになる。さらに、吐出作動室６０ｂの容積は正弦波状に変化し、且つピストン５３が上死点に位置し、吐出作動室６０ｂの容積変化率がゼロとなる瞬間のみ吐出口６４が閉じられる。換言すれば、吐出口６４は吐出作動室６０ｂが吐出する冷媒の流速がゼロとなる瞬間だけ閉じられることになる。したがって、圧力脈動およびそれに起因する水撃現象が効果的に抑制される。その結果、冷凍サイクル装置１の構成部材の破損、振動および騒音が抑制される。また、圧縮機２の回転トルク変動も低減され、安定した冷凍サイクル装置１の運転が可能となる。

さらに、流体圧モータ４から吐出される冷媒の少なくとも一部は気相である。具体的には、流体圧モータ４からは気液二相の冷媒が吐出される。詳細には、吐出行程の開始と同時に冷媒は減圧し、一部の冷媒が液相から気相へと相変化し気液二相となる。このため、本実施形態においても瞬間的には冷媒の吐出が停止されるため、若干の水撃力が生じる。しかしながら、吐出される気相の冷媒がクッションとなり、その水撃力は緩和される。したがって、流体圧モータ４の動作をよりスムーズにすることができる。また、振動および騒音をより低減することができる。

図３１で説明したように、シリンダ７２４の内周面に吸入口７２０および吐出口７２２が形成された構成では、ピストン７２６が上死点に位置する瞬間において吸入口７２０および吐出口７２２の両方を完全に閉鎖できない。それに対して、本実施形態では、吸入口６３が第１閉塞部材５６に形成され、吐出口６４が第２閉塞部材５７に形成されている。したがって、ピストン５３が上死点に位置する瞬間において吸入口６３および吐出口６４の両方を完全に閉鎖し、吸入口６３から吐出口６４への吹き抜けを効果的に抑制することが可能となる。その結果、効率的な動力回収が可能となり、より高い効率で運転可能な冷凍サイクル装置１を実現することが可能となる。

また、吸入口６３が第２閉塞部材５７に形成されていてもよいし、吐出口６４が第１閉塞部材５６に形成されていてもよい。言い換えれば、吸入経路６１が第２閉塞部材５７に形成されていてもよく、吐出経路６２が第１閉塞部材５６に形成されていてもよい。さらに、吸入口６３および吐出口６４の両方が、第１閉塞部材５６または第２閉塞部材５７に形成されていてもよい。言い換えれば、吸入経路６１および吐出経路６２の両方が、第１閉塞部材５６または第２閉塞部材５７に形成されていてもよい。このような構成によっても、上記と同様の効果が得られる。

なお、ピストン５３が上死点に位置する瞬間において吸入口６３および吐出口６４の両方を完全に閉鎖可能な構成は、シリンダ５２の半径方向に関して外側に位置する吸入口６３の端辺６３ａを、平面視において上死点に位置したときのピストン５３の外周面に沿った円弧状に形成すると共に、シリンダ５２の半径方向に関して外側に位置する吐出口６４の端辺６４ａを、平面視において上死点に位置したときのピストン５３の外周面に沿った円弧状に形成することにより実現される。

本実施形態では、図４Ａを参照して説明したように、開口部６１ｃが吸入作動室６０ａの広がる方向に延びるようにシリンダ５２の軸方向に対して傾斜して形成されている。言い換えれば、吸入経路６１の吸入作動室６０ａとの接続部分である開口部６１ｃは、吸入作動室６０ａに近づくにつれて、シャフト５１の中心軸と仕切部材５４の長手方向に平行な中心線とを含む基準面ＢＨから遠ざかるように、第１閉塞部材５６の内部で斜めに延びている。これにより、図４Ｂに破線矢印で示すように、冷媒が吸入作動室６０ａに吸入される際の冷媒の流動方向の変化を小さくでき、冷媒が吸入作動室６０ａにスムーズに吸入される。よって冷媒の吸入行程における冷媒の流動方向が急激に変化することによる圧力損失を抑制でき、動力回収の効率を向上することができる。

同様に、開口部６２ｃも、吐出作動室６０ｂの広がる方向に延びるようにシリンダ５２の軸方向に対して傾斜して形成されている。言い換えれば、吐出経路６２の吐出作動室６０ｂとの接続部分である開口部６２ｃは、吐出作動室６０ｂから遠ざかるにつれて、シャフト５１の中心軸と仕切部材５４の長手方向に平行な中心線とを含む基準面ＢＨに近づくように、第２閉塞部材５７の内部で斜めに延びている。これにより、図４Ｂに破線矢印で示すように、冷媒が吐出作動室６０ｂから吐出される際の冷媒の流動方向の変化を小さくでき、冷媒が吐出作動室６０ｂからスムーズに吐出される。よって冷媒の吐出行程における冷媒の流動方向が急激に変化することによる圧力損失を抑制でき、動力回収の効率を向上することができる。

また、吸入経路６１を第１閉塞部材５６に形成する一方、吐出経路６２を第１閉塞部材５６とは異なる第２閉塞部材５７に形成するようにしたことにより、平面視において比較的近接する吸入経路６１と吐出経路６２との干渉が防止され、設計自由度が向上する。この構成は、図４Ａを参照して説明したように、吸入経路６１および吐出経路６２をシリンダ５２の軸に対して斜めに形成するときに特に有効である。

また、比較的内部の冷媒の温度が高い吸入経路６１が圧縮機２と近い第１閉塞部材５６に形成され、比較的内部の冷媒の温度が低い吐出経路６２が圧縮機２から離れた第２閉塞部材５７に形成されている。そのため、圧縮機２から流体圧モータ４への熱移動を最小限に抑えることができる。したがって、第１熱交換器３や第２熱交換器５における熱交換量が減少して冷凍サイクルのＣＯＰが低下することを効果的に抑制することができる。

本実施形態では、吐出経路６２の開口面積が、吸入経路６１の開口面積よりも大きい。言い換えれば、吐出口６４の開口面積が吸入口６３の開口面積よりも大きく設定されている。吸入された冷媒よりも吐出される冷媒の方が大きな比容積を有するため、冷媒が吸入される際の圧力損失よりも冷媒が吐出される際の圧力損失が大きくなる。吐出口６４を大きくする構成によれば、冷媒が吐出される際の圧力損失を効果的に低減でき、総合的に冷媒の圧力損失を低減することができる。したがって、動力回収の効率をより向上することができる。

流体圧モータ４から冷媒が吐出される際の圧力損失をより効果的に抑制する観点から、複数の吐出口６４を設けるようにしてもよい。また、同様の観点から、図４Ａを参照して説明したように、吐出経路６２の口径を吸入経路６１の口径よりも大きくすることも効果的である。

なお、本実施形態では、弁機構のような吸入機構を設けない１シリンダのロータリ式の流体圧モータ４を採用している。これにより、従来のスクロール式膨張機や多段ロータリ式膨張機、吸入機構を備えた１シリンダのロータリ式膨張機等を用いる場合に比べてシンプルな構成で動力回収を行うことが可能となる。したがって、低コストであると共に、メカの摺動部が減ることによる摩擦損失の低減により機械効率を向上させることが可能である。また、ロータリ式圧縮機の部品の流用が容易であり、さらなる低コスト化も期待できる。

<<第２の実施形態>>
上記第１の実施形態では、流体圧モータ４のシャフト５１が電動機６のシャフト７に連結されており、流体圧モータ４により回収されたエネルギーを直接圧縮機２に供給する例について説明した。しかしながら、本発明はこの構成に限定されるものではなく、例えば流体圧モータ４により回収されたエネルギーを一旦電気エネルギーに変換するようにしてもよい。第２の実施形態では、そのような構成例について説明する。なお、本実施形態の説明において、図３は上記第１の実施形態と共通に参照する。また、実質的に同じ機能を有する構成要素を上記第１の実施形態と共通の参照符号で説明し、説明を省略する。ただし、以下に詳細に説明するように、本実施形態では、流体圧モータ４への冷媒の吸入方向が可変に構成されているため、吸入管５８を第１接続管５８、吐出管５９を第２接続管５９、吸入経路６１を第１経路６１、吐出経路６２を第２経路６２として説明する。

図９は第２の実施形態に係る動力回収式の冷凍サイクル装置８の構成図である。図１０は第２の実施形態の発電機１５を備えた流体圧モータ４の縦断面図である。

上述の通り、本実施形態に係る冷凍サイクル装置８は、流体圧モータ４のシャフト５１と電動機６のシャフト７とが連結されていない点で上記第１の実施形態に係る冷凍サイクル装置１と異なる。本実施形態では、図９および図１０に示す通り、流体圧モータ４のシャフト５１は発電機１５に連結されている。

具体的に、発電機１５は、図１０に示すように、密閉容器１６内に流体圧モータ４と共に収納されてコンパクト化が図られている。発電機１５は、密閉容器１６に回動不能且つ変位不能に取り付けられた円筒状の固定子１５ｂを備えている。固定子１５ｂの内部には、固定子１５ｂの内径よりも若干小さな外径を有する円筒状の回転子１５ａが固定子１５ｂに対して回転自在に配置されている。この回転子１５ａの内部には、流体圧モータ４のシャフト５１が回動不能且つ上下動不能に挿入されて固定されている。そして、流体圧モータ４が駆動され、シャフト５１が回転するに伴って、回転子１５ａが固定子１５ｂに対して相対的に回転し、それにより発電される仕組みになっている。なお、この発電機１５は、シャフト５１が時計回りに回転した場合および反時計回りに回転した場合のいずれにおいても発電できるように設計されている。

図９および図１０には図示していないが、発電機１５は圧縮機２を駆動させる電動機６への給電ラインに電気的に接続されており、発電機１５によって発電された電力は電動機６に供給されて圧縮機２を駆動させる動力の一部として使用されるようになっている。

図９に示すように、本実施形態では、冷媒回路内に、圧縮された冷媒の流れる方向を切り替えることができる切り替え機構としての四方弁９が設けられている。このため、圧縮機２により圧縮されて押し出された冷媒の流れる方向が可変となっている。

具体的に、四方弁９には、圧縮機２の吸入口（吸入管３７）および吐出口（吐出管３８）と、第１熱交換器３と、第２熱交換器５とが接続されている。そして、四方弁９を操作することによって、圧縮機２の吐出口を第１熱交換器３に接続する一方、圧縮機２の吸入口を第２熱交換器５に接続する第１の接続状態（図９において実線で示す接続状態）と、圧縮機２の吐出口を第２熱交換器５に接続する一方、圧縮機２の吸入口を第１熱交換器３に接続する第２の接続状態（図９において破線で示す接続状態）とを切り替えることができる。

第２の接続状態においては、圧縮機２により圧縮され高温高圧になった冷媒は第２熱交換器５に供給される。この場合は、第２熱交換器５がガスクーラ（放熱器）として機能し、冷媒は第２熱交換器５において冷却され低温高圧となる。低温高圧となった冷媒は流体圧モータ４の第２接続管５９から第２経路６２を経由して作動室６０に流入する。作動室６０内の冷媒は第１経路６１を経由して第１接続管５８から第１熱交換器３側に吐出される。そして、第１熱交換器３において加熱されて気化した冷媒が再び圧縮機２に戻るようになっている。したがって、この第２の接続状態では、第１の接続状態とは逆の方向にシャフト５１が回転する。

第１の接続状態においては、上記第１の実施形態と同様に、第１熱交換器３がガスクーラ（放熱器）として機能し、第２熱交換器５が蒸発器として機能する。一方、第２の接続状態においては、上記第１の実施形態とは逆に、第１熱交換器３が蒸発器として機能し、第２熱交換器５がガスクーラ（放熱器）として機能する。したがって、この第２の実施形態に係る冷凍サイクル装置８によれば、例えば冷暖房装置等の冷却（冷房）と加熱（暖房）との両方が可能になる。

以上のように、第１の接続状態から第２の接続状態へと接続状態を切り替えると、圧縮機２のシャフト７の回転方向は変化しないものの、流体圧モータ４のシャフト５１の回転方向は変化し、シャフト７とシャフト５１との回転方向が逆になる。このため、第１の実施形態のように、流体圧モータ４のシャフト５１が圧縮機２のシャフト７と連結されており、常にシャフト７とシャフト５１とが連動して回転する構成では、第１の接続状態と第２の接続状態を切り替えることはできない。したがって、第１の実施形態に四方弁９を１つ導入するのみでは圧縮機２により圧縮された冷媒の流れる方向を可変にすることはできない。

それに対して、本実施形態のように、シャフト７とシャフト５１とが独立して回転するように構成されている場合は、シャフト７とシャフト５１とを相互に逆の回転方向に回転させることも可能となる。すなわち、四方弁９を設けると共に、シャフト５１を発電機１５に接続して発電させる構成とすることで、動力回収が可能で、冷却（冷房）と加熱（暖房）との両方が可能な冷暖房装置（冷暖房エアコン等）などを実現することが可能となる。

なお、固有の容積比を有する膨張機では、作動室の容積を拡大させる方向に冷媒を流す必要があり、逆方向に冷媒を流すことができない。このため、膨張弁を膨張機に置き換えるのみでは、本実施形態のような複数の接続状態を切り替え可能な構成を実現することはできない。それに対して、流体圧モータでは、冷媒の流れる方向が決まっていないため、上述のように、流体圧モータを膨張弁の替わりに用いるだけで、高効率に内部エネルギーを回収することができる冷暖房エアコン等を容易に実現することができる。また、冷媒の流通方向を切り替えるための四方弁が１つで足りるという利点もある。

以上、第１および第２の実施形態として、１シリンダのロータリ式の流体圧モータを動力回収手段として用いた例について説明した。しかしながら、第１の状態と第２の状態とを切り替える切り替え機構は四方弁に限定されるものではく、例えばブリッジ回路等であってもよい。

また、流体圧モータは、この構成に限定されるものではなく、例えば多シリンダのロータリ式の流体圧モータであってもよい。さらには、ロータリ式以外の方式の流体圧モータ、例えば、スクロール式の流体圧モータであってもよい。

以下の変形例１では、第２の実施形態の変形例として２シリンダ式のロータリ式流体圧モータ用いる例について説明する。また、変形例２では、第１および第２の実施形態において説明したロータリ式の流体圧モータに代用可能なスクロール式の流体圧モータについて説明する。なお、以下の変形例１の説明において、図９を上記第２の実施形態と共通に参照する。また、実質的に同じ機能を有する構成要素を上記第１および第２の実施形態と共通の参照符号で説明し、説明を省略する。

<<変形例１>>
図１１は変形例１の発電機１５を備えた流体圧モータ４ａの縦断面図である。流体圧モータ４ａは、２つのシリンダ５２ａおよび５２ｂを備えた２シリンダタイプのものである。

本変形例１では、シャフト５１には、２つの偏心部５１ｂ１と５１ｂ２とが設けられている。偏心部５１ｂ１にはピストン５３ａが偏心した状態で取り付けられている。ピストン５３ａは閉塞部材５６ａおよび５７ａによって両端が閉塞されたシリンダ５２ａに収納されている。ピストン５３ａ、閉塞部材５６ａ、閉塞部材５７ａおよびシリンダ５２ａによって作動室６０ｃが区画形成されている。作動室６０ｃは、ばね５５ａによってピストン５３ａ方向に付勢された仕切部材５４ａによって二つの空間（吸入作動室および吐出作動室）に区画されている。

一方、偏心部５１ｂ２にはピストン５３ｂが偏心した状態で取り付けられている。ピストン５３ｂは閉塞部材５６ｂ（閉塞部材５７ａと共通）および５７ｂによって両端が閉塞されたシリンダ５２ｂに収納されている。ピストン５３ｂ、閉塞部材５６ｂ、５７ｂおよびシリンダ５２ｂによって作動室６０ｄが区画形成されている。作動室６０ｄは、ばね５５ｂによってピストン５３ｂ方向に付勢された仕切部材５４ｂによって二つの空間（吸入作動室および吐出作動室）に区画されている。

閉塞部材５６ａには第１経路６１が形成されている。この第１経路６１は第１熱交換器３に一端が接続された第１接続管５８の他端に接続されている。また、第１経路６１は上記仕切部材５４ａによって２つに区画された作動室６０ｃの一方および上記仕切部材５４ｂによって２つに区画された作動室６０ｄの一方に連通している。

閉塞部材５７ａには第２経路６２ａが形成されている。この第２経路６２ａは第２熱交換器５に一端が接続された第２接続管５９ａの他端に接続されている。また、第２経路６２ａは上記仕切部材５４ａによって２つに区画された作動室６０ｃの他方に連通している。一方、閉塞部材５７ｂには第２経路６２ｂが形成されている。この第２経路６２ｂは、第２接続管５９ｂに連結されている。また、第２経路６２ｂは上記仕切部材５４ｂによって２つに区画された作動室６０ｄの他方に連通している。なお、第２接続管５９ｂは、第２接続管５９ａと共に第２熱交換器５に接続されている。

図９を参照して説明した第１の接続状態においては、図１１中に実線矢印で示すように、第１熱交換器３からの冷媒が第１接続管５８から第１経路６１を介して両作動室６０ｃおよび６０ｄに供給される。そして、作動室６０ｃ内の冷媒は第２経路６２ａを経由して第２接続管５９ａから第２熱交換器５側に吐出される。一方、作動室６０ｄ内の冷媒は第２経路６２ｂを経由して第２接続管５９ｂから第２熱交換器５側に吐出される。第２の接続状態においては、破線矢印で示す方向に冷媒が流れる。

このように、変形例１に係る流体圧モータ４ａは、上記仕切部材５４ａによって２つに区画された作動室６０ｃの一方および上記仕切部材５４ｂによって２つに区画された作動室６０ｄの一方の両方には共通した第１経路６１が連通するように構成されている。ただし、作動室６０ｃおよび６０ｄのそれぞれに異なる第１経路が連通するように構成されていてもよい。すなわち、それぞれに専用の第１経路を設けるようにしてもよい。

この変形例１において、複数のピストン５３ａ，５３ｂは、各々の上死点の位置がシャフト５１の回転方向において等間隔に位置するように配置されている。具体的に、２つのピストン５３ａ，５３ｂは、各々の上死点の位置がシャフト５１の回転方向において等間隔に位置するように、対向して配置されている。このため、ピストン５３ａの位相とピストン５３ｂの位相とは相互に１／２周期ずれるようになっている。

上記構成によれば、ピストン５３ａと５３ｂとで互いにトルク変動を打ち消すことができる。したがって、流体圧モータ４ａの回転がより安定化し、振動および騒音を低減することができる。特に、流体圧モータでは、吐出行程の開始時に冷媒圧力が吸入圧力から吐出圧力まで急激に変化するために、膨張行程を有する膨張機と比較して吐出の振動および騒音が大きくなりやすいので、本変形例１のように２シリンダにすることによる効果が顕著である。

なお、シリンダを３つ以上設けてもよく、その場合は、各々の上死点の位置がシャフト５１の回転方向において等間隔に位置するように配置することが好ましい。具体的に、３つのシリンダを設けた場合は、互いに１２０°ずつずらして配置することが好ましい。

<<変形例２>>
本変形例２では、スクロール式の流体圧モータの構成例について図１２および図１３を参照しながら説明する。なお、本変形例２の説明において、実質的に同じ機能を有する構成要素を上記第１および第２の実施形態並びに変形例１と共通の参照符号で説明し、説明を省略する。

−スクロール式の流体圧モータ４ｂの構成―
図１２に示すように、流体圧モータ４ｂは、旋回スクロール７１と、固定スクロール７２と、オルダムリング３４ａと、軸受部材３５ａと、吸入管７３と、吐出管７４とを備えている。

固定スクロール７２は密閉容器１６に対して変位および回転不能に取り付けられている。固定スクロール７２の上面には、インボリュート形状のラップ７２ａが形成されている。一方、旋回スクロール７１は固定スクロール７２に対向配置されており、その固定スクロール７２に対向する表面上には、ラップ７２ａとかみ合うインボリュート形状のラップ７１ａが形成されている。これらラップ７２ａおよび７１ａによって作動室７５が区画形成される。

旋回スクロール７１の上部中央部には、シャフト５１の下端部に設けられ、シャフト５１とは異なる中心軸を有する偏心部が嵌合挿入されて固定されている。また、旋回スクロール７１の上側にはオルダムリング３４ａが配置されている。このオルダムリング３４ａは旋回スクロール７１の自転を規制するものであり、このオルダムリング３４ａの機能により、旋回スクロール７１はシャフト５１の回転に伴ってシャフト５１の中心軸から偏心した状態で旋回運動するように構成されている。

固定スクロール７２には、作動室７５の平面視における中央部に開閉自在に開口すると共に、密閉容器１６外に連通する吸入管７３に接続された吸入経路７２ｂが形成されている。この吸入経路７２ｂを経由して冷媒が作動室７５内に吸入されるようになっている。

−スクロール式の流体圧モータ４ｂの動作原理−
次に、流体圧モータ４ｂの動作原理について図１３を参照しながら説明する。なお、図１３には、Ｓ１〜Ｓ４までの４つの状態の図が示されている。シャフト５１の回転角をφで表し、Ｓ１に示す状態をφ＝０°として説明する。

Ｓ１に示す状態において、ラップ７２ａの始端がラップ７１ａの内周面に接し、ラップ７１ａの始端がラップ７２ａの内周面に接する。固定スクロール７２と旋回スクロール７１とによって、吸入経路７２ｂに連通する吸入作動室７５ａが形成される。

旋回スクロール７１が旋回し、回転角φが大きくなるにつれて、旋回スクロール７１と固定スクロール７２との接点Ｐ１およびＰ２は外側に移動していき、吸入経路７２ｂから冷媒を吸入しながら吸入作動室７５ａの容積が拡大していく（吸入行程：Ｓ２〜Ｓ４参照）。

そして、再びＳ１に示す状態に戻ったときに、すなわちφ＝３６０°となったときに吸入行程が終了する。詳細に、接点Ｐ１は固定スクロール７２のラップ７２ａの終端に位置する一方、接点Ｐ２は旋回スクロール７１のラップ７１ａの終端に位置する。且つ、Ｓ１に示すように、旋回スクロール７１と固定スクロール７２とは接点Ｐ１およびＰ２よりも内側の接点Ｐ３およびＰ４においても接触する。これにより、吸入作動室７５ａは、吸入経路７２ｂと遮断され、三日月状の孤立した２つの作動室７５ｂとなる。

回転角φが３６０°を超えると、接点Ｐ１およびＰ２が消滅する。すなわち、旋回スクロール７１のラップ７１ａの終端が固定スクロール７２のラップ７２ａから離れる一方、固定スクロール７２のラップ７２ａの終端が旋回スクロール７１のラップ７１ａから離れる。これにより、孤立した２つの作動室７５ｂのそれぞれが吐出管７４に連通し、吐出作動室７５ｃとなる。そして、回転角φが３６０°からさらに増大するに従って吐出作動室７５ｃの容積が減少していき、これに伴って吐出作動室７５ｃ内の冷媒が吐出管７４から吐出されていく（吐出行程）。

以上説明したように、φ＝０°となった瞬間だけ、旋回スクロール７１と固定スクロール７２とが接点Ｐ１〜Ｐ４の４点で接して作動室が孤立する。それ以外の期間においては、旋回スクロール７１と固定スクロール７２とが接点Ｐ１およびＰ２の２点のみで接し、吸入作動室７５ａは常に吸入経路７２ｂに連通している一方、吐出作動室７５ｂは常に吐出管７４に連通する。このような構成によって、スクロール式の流体圧モータ４ｂが実現される。

本変形例２において説明したスクロール式の流体圧モータ４ｂを冷凍サイクル装置の動力回収手段として適用した場合でも、上記実施形態において説明したロータリ式の流体圧モータを適用した場合と同様に効率的な動力回収が実現される。よって、高いエネルギー効率で運転可能な冷凍サイクル装置を実現することが可能となる。

また、本変形例２において説明したスクロール式の流体圧モータ４ｂも、上記第１、２の実施形態で説明したロータリ式の流体圧モータ４と同様に、冷媒の流れる方向が決まっていない。すなわち、スクロール式の流体圧モータ４ｂも、吸入口と吐出口とを入れ替えて運転することができる。したがって、第２の実施形態の流体圧モータ４に換えて本変形例２の流体圧モータ４ｂを用いることも可能である。

《第３の実施形態》
本実施形態は、蒸発器と圧縮機との間に、流体圧モータからなる過給機を配置し、その過給機を流体圧モータからなる動力回収手段により回収された動力によって駆動する構成としたことを特徴とする。このように、冷凍サイクル装置に動力回収手段と、その動力回収手段により回収される動力によって駆動される過給機を配置することにより、冷凍サイクル装置のエネルギー効率を向上させることができる。また、過給機と動力回収手段との両方を、圧縮機や膨張機と比較して比較的シンプルな構成の流体圧モータにより構成することで、冷凍サイクル装置の構成をシンプルかつ安価にすることができる。本実施形態で用いる流体圧モータと、先の実施形態で説明した流体圧モータの基本構造は共通である。

以下、本実施形態に係る冷凍サイクル装置について、図１４〜図２５を参照しながら詳細に説明する。

−冷凍サイクル装置１０１の概要−
図１４は実施形態に係る冷凍サイクル装置１０１の構成図である。冷凍サイクル装置１０１は、圧縮機１０３と、ガスクーラ１０４と、動力回収手段１０５と、蒸発器１０６と、過給機１０２と、を有する冷媒回路１０９を備えている。冷媒回路１０９に充填される冷媒は、例えば二酸化炭素やハイドロフルオロカーボンである。二酸化炭素のように冷凍サイクルの高圧側で超臨界状態となる冷媒を使用する場合に本発明が特に優れた効果を発揮することは、先に述べた通りである。

圧縮機１０３は、圧縮機構１０３ａ（圧縮機本体）と、圧縮機構１０３ａに接続された電動機１０８と、圧縮機構１０３ａおよび電動機１０８を収納するケーシング１６０と、を備えている。圧縮機構１０３ａは、電動機１０８により駆動される。圧縮機構１０３ａは、冷媒回路１０９内を循環する冷媒を高温高圧に圧縮する。圧縮機構１０３ａは、例えば、スクロール式の圧縮機であってもよいし、ロータリ式の圧縮機であってもよい。

ガスクーラ（放熱器）１０４は、圧縮機１０３に接続されている。ガスクーラ１０４は、圧縮機１０３により圧縮された冷媒を放熱させる。言い換えれば、ガスクーラ１０４は、圧縮機１０３により圧縮された冷媒を冷却する。ガスクーラ１０４により冷却された冷媒は低温高圧になる。

動力回収手段１０５は、ガスクーラ１０４に接続されている。動力回収手段１０５は、流体圧モータにより構成されている。具体的に、動力回収手段１０５は、ガスクーラ１０４からの冷媒を吸入する行程と、その吸入した冷媒を吐出する行程と、を実質的に連続して行う。すなわち、動力回収手段１０５は、ガスクーラ１０４によって低温高圧にされた冷媒を吸入し、実質的に体積変化させることなく蒸発器１０６側に吐出する。ここで、圧縮機１０３により、動力回収手段１０５を挟んでガスクーラ１０４側が比較的高圧となっており、蒸発器１０６側が比較的低圧となっている。このため、動力回収手段１０５に吸入された冷媒は動力回収手段１０５から吐出されるときに膨張し、低圧となる。

蒸発器１０６は、動力回収手段１０５に接続されている。蒸発器１０６は、動力回収手段１０５からの冷媒を加熱して蒸発させる。

過給機１０２は、蒸発器１０６と圧縮機１０３との間に配置されている。過給機１０２は、シャフト１２によって動力回収手段１０５に連結されている。過給機１０２は、動力回収手段１０５により回収された動力により駆動される。過給機１０２は、動力回収手段１０５と同様に流体圧モータにより構成されている。過給機１０２は、蒸発器１０６からの冷媒を吸入する行程と、その吸入した冷媒を圧縮機１０３側に吐出する行程と、を実質的に連続して行う。過給機１０２は、蒸発器１０６からの冷媒を吸入し、実質的に体積変化させることなく圧縮機１０３側に吐出する。蒸発器１０６からの冷媒は、過給機１０２から吐出されることによって予備的に昇圧される。予備的に昇圧された冷媒は圧縮機１０３によって圧縮されて再び高温高圧となる。

−冷凍サイクル装置１０１の具体的構成−
−流体機械１１０−
図１５に示すように、動力回収手段１０５と過給機１０２とは、ひとつの流体機械１１０を構成している。流体機械１１０は、冷凍機油により満たされた密閉容器１１１を有している。動力回収手段１０５と過給機１０２とは、この密閉容器１１１内に配置されている。これにより、冷凍サイクル装置１０１のコンパクト化が図られている。

（動力回収手段１０５の構成）
動力回収手段１０５は、密閉容器１１１の下部に配置されている。なお、本実施形態では、動力回収手段１０５がロータリ式の流体圧モータによって構成されている例について説明する。ただし、動力回収手段１０５は、ロータリ式以外の流体圧モータ、例えば図１２に示すスクロール式の流体圧モータによって構成されていてもよい。

動力回収手段１０５は、第１閉塞部材１１５と、第２閉塞部材１１３とを備えている。第１閉塞部材１１５と第２閉塞部材１１３とは、相互に対向している。第１閉塞部材１１５と第２閉塞部材１１３との間には、第１シリンダ２２が配置されている。第１シリンダ２２は略円筒形の内部空間を有する。その第１シリンダ２２の内部空間は、第１閉塞部材１１５と第２閉塞部材１１３とによって閉塞されている。

シャフト１２は、第１シリンダ２２内を第１シリンダ２２の軸方向に貫通している。シャフト１２は第１シリンダ２２の中心軸上に配置されている。シャフト１２は、上記第２閉塞部材１１３と、後述する第３閉塞部材１１４とによって支持されている。シャフト１２には、シャフト１２を軸方向に貫通する給油孔１２ａが形成されている。この給油孔１２ａを経由して、密閉容器１１１内の冷凍機油が、過給機１０２や動力回収手段１０５の軸受や隙間等に供給される。

第１ピストン２１は、第１シリンダ２２の内周面と第１閉塞部材１１５と第２閉塞部材１１３とにより区画形成された略円筒形状の内部空間内に配置されている。第１ピストン２１は、シャフト１２の中心軸に対して偏心した状態でシャフト１２にはめ込まれている。具体的には、シャフト１２は、シャフト１２の中心軸と異なる中心軸を有する偏心部１２ｂを備えている。この偏心部１２ｂに筒状の第１ピストン２１がはめ込まれている。このため、第１ピストン２１は、第１シリンダ２２の中心軸に対して偏心している。したがって、第１ピストン２１は、シャフト１２の回転に伴って偏心回転運動する。

この第１ピストン２１と第１シリンダ２２の内周面と第１閉塞部材１１５と第２閉塞部材１１３とにより、第１シリンダ２２内に第１作動室２３が区画形成されている（図１６も参照）。第１作動室２３は、第１ピストン２１がシャフト１２と共に回転しても容積が実質的に不変である。

図１６に示すように、第１シリンダ２２には、第１作動室２３に開口する線条の溝２２ａが形成されている。この線条溝２２ａには、板状の第１仕切部材２４が摺動自在に挿入されている。第１仕切部材２４と線条溝２２ａの底部との間には、付勢手段２５が配置されている。この付勢手段２５によって、第１仕切部材２４は第１ピストン２１の外周面に向けて押圧されている。これにより、第１作動室２３は、２つの空間に区画されている。具体的に、第１作動室２３は、高圧側の吸入作動室２３ａと、低圧側の吐出作動室２３ｂとに区画されている。

なお、付勢手段２５は、例えば、ばねによって構成することができる。具体的に、付勢手段２５は、圧縮コイルばねであってもよい。

また、付勢手段２５は、所謂ガスばね等であってもよい。すなわち、第１仕切部材２４が、第１仕切部材２４の背面空間の体積を縮小する方向にスライドしたときに、その背面空間内の圧力が、第１作動室２３の圧力よりも高くなるように設定されており、その圧力差により、第１仕切部材２４に対して第１ピストン２１方向への押圧力が作用するようにしてもよい。例えば、第１仕切部材２４の背面空間を密閉空間とし、背面空間の体積が第１仕切部材２４の後退により減少したときに第１仕切部材２４に反力が加わるようにしてもよい。勿論、付勢手段２５を、圧縮コイルばねやガスばね等の複数種類のばねにより構成してもよい。なお、第１作動室２３の圧力とは、吸入作動室２３ａの圧力と吐出作動室２３ｂの圧力との平均圧力をいうものとする。背面空間とは、第１仕切部材２４の後端と線条溝２２ａの底部との間に形成される空間をいう。

吸入作動室２３ａの第１仕切部材２４と隣接する部分には、図１６に示すように、吸入経路２７が開口している。図１５に示すように、この吸入経路２７は第１シリンダ２２の下側に位置する第２閉塞部材１１３に形成されている。図１５に示すように、吸入経路２７は吸入管２８と連通している。図１４に示すガスクーラ１０４からの高圧の冷媒は、吸入管２８および吸入経路２７を介して吸入作動室２３ａに導かれる。

吸入経路２７（第１吸入経路）の吸入作動室２３ａに対する開口（吸入口）２６は、吸入作動室２３ａの第１仕切部材２４と隣接する部分から吸入作動室２３ａの広がる方向に円弧状に延びる略扇状に形成されている。吸入口２６は、第１ピストン２１が上死点に位置するときにおいてのみ、第１ピストン２１によって完全に閉鎖される。そして、第１ピストン２１が上死点に位置する瞬間を除いた全期間にわたって、吸入口２６の少なくとも一部が吸入作動室２３ａに露出している。具体的には、平面視において、吸入口２６の外側端辺２６ａが、上死点に位置する第１ピストン２１の外周面に沿った円弧状に形成されている。言い換えれば、外側端辺２６ａは、第１ピストン２１の外周面と略同一の半径の円弧状に形成されている。

一方、吐出作動室２３ｂの第１仕切部材２４と隣接する部分には、吐出経路３０（第１吐出経路）が開口している。図１５に示すように、この吐出経路３０も、吸入経路２７と同様に、第２閉塞部材１１３に形成されている。吐出経路３０は、吐出管３１と連通している（図１５参照）。これにより、吐出作動室２３ｂ内の冷媒は、吐出経路３０および吐出管３１を介して蒸発器１０６側に吐出される。なお、図１５では、吐出管３１は、吸入管２８に対して紙面背面側に位置するため、符号３１と符号２８とを併記しているが、この記載は、吸入管２８と吐出管３１とが共通する管により構成されていることを意味するものではない。

吐出経路３０の吐出作動室２３ｂに対する開口（吐出口）２９は、吐出作動室２３ｂの第１仕切部材２４と隣接する部分から吐出作動室２３ｂの広がる方向に円弧状に延びる略扇状に形成されている。吐出口２９は、第１ピストン２１が上死点に位置するときにおいてのみ、第１ピストン２１によって完全に閉鎖される。そして、第１ピストン２１が上死点に位置する瞬間を除いた全期間にわたって、吐出口２９の少なくとも一部が吐出作動室２３ｂに露出している。具体的には、平面視において、第１シリンダ２２の半径方向に関して外側に位置する吐出口２９の外側端辺２９ａが、上死点に位置する第１ピストン２１の外周面に沿った円弧状に形成されている。言い換えれば、外側端辺２９ａは、第１ピストン２１の外周面と略同一の半径の円弧状に形成されている。

このように、動力回収手段１０５は、先の実施形態で説明したロータリ式の流体圧モータとほぼ同一の構成を有している。上死点についても、第１の実施形態で説明した通りである。

上記のように吸入経路２７と吐出経路３０とを形成することによって、図１８の左上図（ＳＴ１）に示すように、第１ピストン２１が上死点に位置する瞬間においてのみ吸入口２６と吐出口２９との両方が完全に閉じられる。すなわち、第１作動室２３がひとつとなる瞬間に吸入口２６と吐出口２９との両方が完全に閉じられる。より詳細には、吸入作動室２３ａが吐出経路３０と連通する瞬間まで、吸入作動室２３ａは吸入経路２７と連通している。そして、吸入作動室２３ａが吐出経路３０と連通して吸入作動室２３ａが吐出作動室２３ｂとなった瞬間以降は、吸入口２６が第１ピストン２１によって閉じられる。このため、吸入経路２７から吐出経路３０への冷媒の吹き抜けが抑制される。したがって、高効率な動力回収が実現される。

なお、吸入経路２７から吐出経路３０への冷媒の吹き抜けを完全に禁止する観点からは、第１ピストン２１が上死点に位置する瞬間において、吸入口２６と吐出口２９との両方が閉じられることが好ましい。ただし、第１ピストン２１が上死点に位置する瞬間において、吸入口２６と吐出口２９との一方のみしか閉じられていない場合であっても、吸入口２６が閉じられるタイミングと、吐出口２９が閉じられるタイミングとの差が、シャフト１２の回転角にして、１０°程度よりも小さければ、吸入経路２７と吐出経路３０との間で実質的に吹き抜けは生じない。つまり、吸入口２６が閉じられるタイミングと、吐出口２９が閉じられるタイミングとの差が、シャフト１２の回転角にして、１０°程度よりも小さく設定することで、吸入経路２７から吐出経路３０への冷媒の吹き抜けを抑制することができる。これらは、第１の実施形態や第２の実施形態にも共通していえる。

上述のように、吸入作動室２３ａは、常に吸入経路２７と連通している。また、吐出作動室２３ｂは、常に吐出経路３０に連通している。言い換えれば、動力回収手段１０５において、冷媒を吸入する行程と、その吸入した冷媒を吐出する行程とが実質的に連続して行われる。このため、吸入した冷媒は、実質的に体積変化することなく動力回収手段１０５を通過する。

（動力回収手段１０５の動作）
図１８は、動力回収手段１０５の動作原理図であり、ＳＴ１〜ＳＴ４までの４つの状態の図が示されている。図１８と図５との対比から明らかなように、動力回収手段１０５の動作原理については、第１の実施形態における流体圧モータの説明を援用できる。

第１ピストン２１が回転し、吸入口２６が開くと、図１８（ＳＴ２〜ＳＴ４）に示すように、吸入口２６から流入する高圧の冷媒によって吸入作動室２３ａの容積が増大していく。この吸入作動室２３ａの容積拡大に伴って第１ピストン２１に加わる回転トルクがシャフト１２の回転駆動力の一部となる。

動力回収手段１０５からみて蒸発器１０６側は、ガスクーラ１０４側よりも低圧である。吐出作動室２３ｂ内の低温高圧の冷媒は蒸発器１０６側に吸引され、吐出作動室２３ｂから吐出経路３０へと吐出される。吐出作動室２３ｂと吐出経路３０とが連通し、吐出行程が始まると、冷媒の比容積が急増する。この冷媒の吐出行程によって、第１ピストン２１に加わる回転トルクもシャフト１２の回転駆動力の一部となる。すなわち、シャフト１２は、吸入作動室２３ａへの高圧の冷媒の流入と、吐出行程における冷媒の吸引とによって回転する。そして、このシャフト１２の回転トルクは、後に詳述するように、過給機の動力として利用される。

（過給機１０２の構成）
図１５に示すように、過給機１０２は、密閉容器１１１内において、動力回収手段１０５よりも上方に配置されている。このように比較的高温の過給機１０２を、比較的低温の動力回収手段１０５よりも上方に配置することにより、過給機１０２と動力回収手段１０５との間の熱交換を抑制することができる。ただし、過給機１０２を動力回収手段１０５よりも下方に配置してもよい。

過給機１０２はシャフト１２により動力回収手段１０５と連結されている。本実施形態では、過給機１０２がロータリ式の流体圧モータによって構成されている例について説明する。ただし、過給機１０２は、ロータリ式以外の流体圧モータ、例えば図１２に示すスクロール式の流体圧モータによって構成されていてもよい。

過給機１０２の基本的な構成は、上述の動力回収手段１０５と略同一である。具体的に、過給機１０２は、図１５に示すように、第１閉塞部材１１５と、第３閉塞部材１１４とを備えている。第１閉塞部材１１５は、過給機１０２と動力回収手段１０５との共通の構成部材である。第１閉塞部材１１５と第３閉塞部材１１４とは、相互に対向している。具体的には、第３閉塞部材１１４は、第１閉塞部材１１５の第２閉塞部材１１３と対向する面とは反対側の面と対向している。第１閉塞部材１１５と第３閉塞部材１１４との間には、第２シリンダ４２が配置されている。第２シリンダ４２は略円筒形の内部空間を有する。その第２シリンダ４２の内部空間は、第１閉塞部材１１５と第３閉塞部材１１４とによって閉塞されている。

シャフト１２は、第２シリンダ４２内を第２シリンダ４２の軸方向に貫通している。シャフト１２は第２シリンダ４２の中心軸上に配置されている。第２ピストン４１は、第２シリンダ４２の内周面と第１閉塞部材１１５と第３閉塞部材１１４とにより区画形成された略円筒形状の内部空間内に配置されている。第２ピストン４１は、シャフト１２の中心軸に対して偏心した状態でシャフト１２にはめ込まれている。具体的には、シャフト１２は、シャフト１２の中心軸と異なる中心軸を有する偏心部１２ｃを備えている。この偏心部１２ｃに筒状の第２ピストン４１がはめ込まれている。このため、第２ピストン４１は、第２シリンダ４２の中心軸に対して偏心している。したがって、第２ピストン４１は、シャフト１２の回転に伴って偏心回転運動する。

なお、第２ピストン４１が取り付けられた偏心部１２ｃは、第１ピストン２１が取り付けられた偏心部１２ｂと略同一の方向に偏心している。このため、本実施形態では、第１シリンダ２２の中心軸に対する第１ピストン２１の偏心方向と、第２シリンダ４２の中心軸に対する第２ピストン４１の偏心方向とは、相互に略同一である。

この第２ピストン４１と第２シリンダ４２の内周面と第１閉塞部材１１５と第３閉塞部材１１４とにより、第２シリンダ４２内に第２作動室４３が区画形成されている（図１７も参照）。第２作動室４３は、第２ピストン４１がシャフト１２と共に回転しても容積が実質的に不変である。なお、「略同一」とは、完全に同一である場合だけでなく、±２〜３°程度の誤差がある場合も含むという趣旨である。

図１７に示すように、第２シリンダ４２には、第２作動室４３に開口する線条の溝４２ａが形成されている。この線条溝４２ａには、板状の第２仕切部材４４が摺動自在に挿入されている。第２仕切部材４４と線条溝４２ａの底部との間には、付勢手段４５が配置されている。この付勢手段４５によって第２仕切部材４４は第２ピストン４１の外周面に対して押しつけられている。これにより、第２作動室４３は、２つの空間に区画されている。具体的に、第２作動室４３は、高圧側の吸入作動室４３ａと、低圧側の吐出作動室４３ｂとに区画されている。

なお、付勢手段４５は、例えば、ばねによって構成することができる。具体的に、付勢手段４５は、圧縮コイルばねであってもよい。

また、付勢手段４５は、所謂ガスばね等であってもよい。すなわち、第２仕切部材４４が背面空間１５５の体積を縮小する方向にスライドしたときに、背面空間１５５内の圧力が、第２作動室４３の圧力よりも高くなるように設定されており、その背面空間１５５と第２作動室４３との間の圧力差により、第２仕切部材４４に対して第２ピストン４１方向への押圧力が作用するようにしてもよい。例えば、背面空間１５５を密閉空間として、背面空間１５５の体積が第２仕切部材４４の後退により減少したときに第２仕切部材４４に反力が加わるようにしてもよい。また、第２仕切部材４４がシャフト１２の中心軸に最も接近したときには背面空間１５５が密閉空間ではないものの、第２仕切部材４４がある程度第２ピストン４１から離れたときに背面空間１５５が密閉空間となるようにしてもよい。勿論、付勢手段４５を、圧縮コイルばねやガスばね等の複数種類のばねにより構成してもよい。なお、第２作動室４３の圧力とは、吸入作動室４３ａの圧力と吐出作動室４３ｂの圧力との平均圧力をいうものとする。背面空間１５５とは、第２仕切部材４４の後端と線条溝４２ａの底部との間に形成される空間をいう。

吸入作動室４３ａの第２仕切部材４４と隣接する部分には、図１７に示すように、吸入経路４７（第２吸入経路）が開口している。図１５に示すように、この吸入経路４７は第２シリンダ４２の上側に位置する第３閉塞部材１１４に形成されている。吸入経路４７は、吸入管４８と連通している。蒸発器１０６（図１参照）からの冷媒は、吸入管４８および吸入経路４７を介して吸入作動室４３ａに導かれる。

吸入経路４７の吸入作動室４３ａに対する開口（吸入口）４６は、吸入作動室４３ａの第２仕切部材４４と隣接する部分から吸入作動室４３ａの広がる方向に円弧状に延びる略扇状に形成されている。吸入口４６は、第２ピストン４１が上死点に位置するときにおいてのみ、第２ピストン４１によって完全に閉鎖される。そして、第２ピストン４１が上死点に位置する瞬間を除いた全期間にわたって、吸入口４６の少なくとも一部が吸入作動室４３ａに露出している。具体的には、平面視において、第２シリンダ４２の半径方向に関して外側に位置する吸入口４６の外側端辺４６ａが、上死点に位置する第２ピストン４１の外周面に沿った円弧状に形成されている。言い換えれば、外側端辺４６ａは、第２ピストン４１の外周面と略同一の半径の円弧状に形成されている。

一方、吐出作動室４３ｂの第２仕切部材４４と隣接する部分には、吐出経路５０（第２吐出経路）が開口している。図１５に示すように、この吐出経路５０も、吸入経路４７と同様に、第３閉塞部材１１４に形成されている。吐出経路５０は、吐出管１５１と連通している。これにより、吐出作動室４３ｂ内の冷媒は、吐出経路５０および吐出管１５１を介して圧縮機１０３側に吐出される。なお、図１５では、吐出管１５１は、吸入管４８に対して紙面背面側に位置するため、符号１５１と符号４８とを併記しているが、この記載は、吸入管４８と吐出管１５１とが共通する管により構成されていることを意味するものではない。

吐出経路５０は、連通経路１５６を介して背面空間１５５に接続されている。具体的に、本実施形態において、この連通経路１５６は、第２仕切部材４４がシャフト１２の中心軸に最も接近したときには背面空間１５５に連通している。連通経路１５６は、第２仕切部材４４が、シャフト１２の中心軸からある程度離れると、第２仕切部材４４によって塞がれるようになっている。つまり、シャフト１２の中心軸に最も接近した前進位置から、シャフト１２の中心軸から最も離間した後退位置へと第２仕切部材４４がスライドする期間において、連通経路１５６が開状態から閉状態へと変化し、背面空間１５５が連通経路１５６と連通した開放空間から、連通経路１５６から遮断された密閉空間へと変化する。このため、第２仕切部材４４によって連通経路１５６が塞がれ、背面空間１５５が密閉空間になった後は、背面空間１５５はガスばねとして第２仕切部材４４を第２ピストン４１方向に押圧する。

吐出経路５０の吐出作動室４３ｂに対する開口（吐出口）４９は、吐出作動室４３ｂの第２仕切部材４４と隣接する部分から吐出作動室４３ｂの広がる方向に円弧状に延びる略扇状に形成されている。吐出口４９は、第２ピストン４１が上死点に位置するときにおいてのみ、第２ピストン４１によって完全に閉鎖される。そして、第２ピストン４１が上死点に位置する瞬間を除いた全期間にわたって、吐出口４９の少なくとも一部が吐出作動室４３ｂに露出している。具体的には、平面視において、第２シリンダ４２の半径方向に関して外側に位置する吐出口４９の外側端辺４９ａが、上死点に位置する第２ピストン４１の外周面に沿った円弧状に形成されている。言い換えれば、外側端辺４９ａは、第２ピストン４１の外周面と略同一の半径の円弧状に形成されている。

第２ピストン４１の上死点についても、第１の実施形態での説明を援用する。

上記のように吸入経路４７と吐出経路５０とを形成することによって、図１９の左上図に示すように、第２ピストン４１が上死点に位置する瞬間においてのみ吸入口４６と吐出口４９との両方が完全に閉じられる。すなわち、第２作動室４３がひとつとなる瞬間に吸入口４６と吐出口４９との両方が完全に閉じられる。より詳細には、吸入作動室４３ａが吐出口４９と連通する瞬間まで、吸入作動室４３ａは吸入経路４７と連通している。そして、吸入作動室４３ａが吐出経路５０と連通して吸入作動室４３ａが吐出作動室４３ｂとなった瞬間以降は、吸入口４６が第２ピストン４１によって閉じられる。このため、比較的圧力が高い吐出経路５０から、比較的圧力が低い吸入経路４７への冷媒の逆流が抑制される。したがって、高効率な過給が実現される。その結果、回収された動力の利用効率が向上する。

なお、吐出経路５０から吸入経路４７への冷媒の逆流を完全に規制する観点からは、第２ピストン４１が上死点に位置する瞬間において、吸入経路４７と吐出経路５０との両方が閉じられることが好ましい。ただし、第２ピストン４１が上死点に位置する瞬間において、吸入口４６と吐出口４９との一方のみしか閉じられていない場合であっても、吸入口４６が閉じられるタイミングと、吐出口４９が閉じられるタイミングとの差が、シャフト１２の回転角にして、１０°程度よりも小さければ、吐出経路５０から吸入経路４７への冷媒の逆流は実質的に生じない。つまり、吸入口４６が閉じられるタイミングと、吐出口４９が閉じられるタイミングとの差が、シャフト１２の回転角にして、１０°程度よりも小さく設定することで、吐出経路５０から吸入経路４７への冷媒の逆流を抑制することができる。

なお、上述のように吸入作動室４３ａは、常に吸入経路４７と連通している。また、吐出作動室４３ｂは、常に吐出経路５０に連通している。言い換えれば、過給機１０２において、冷媒を吸入する行程と、その吸入した冷媒を吐出する行程とが実質的に連続して行われる。このため、吸入した冷媒は、実質的に体積変化することなく過給機１０２を通過する。

（過給機１０２の動作）
次に、図１９を参照しながら過給機１０２の動作原理について詳細に説明する。図１９には、Ｔ１〜Ｔ４までの４つの状態の図が示されている。図１９と図５との対比から明らかなように、過給機１０２の動作原理については、第１の実施形態における流体圧モータの説明を援用できる。

シャフト１２は、動力回収手段１０５によって回収された動力によって回転する。このシャフト１２の回転と共に、第２ピストン４１も回転し、過給機１０２が駆動される。

第２作動室４３は、実質的に容積が不変である。吸入作動室４３ａは吸入経路４７と常に連通している。吐出作動室４３ｂは吐出経路５０と常に連通している。このため、過給機１０２の第２作動室４３内においては、冷媒は圧縮も膨張もしない。シャフト１２が動力回収手段１０５によって回転し、過給機１０２が駆動される分、第２作動室４３の上流側よりも第２作動室４３の下流側の方が高圧になる。言い換えれば、動力回収手段１０５によって回収された動力で駆動される過給機１０２によって、吐出口４９よりも圧縮機１０３側の圧力が吸入口４６よりも蒸発器１０６側の圧力より高くなる。つまり、過給機１０２によって昇圧される。

なお、本実施形態において、動力回収手段１０５の第１ピストン２１が上死点に位置するタイミングと、過給機１０２の第２ピストン４１が上死点に位置するタイミングとは略一致している。

（バランスウエイト１５２）
図１５に示すように、流体機械１１０には、バランスウエイト１５２が設けられている。具体的には、シャフト１２の端部に、バランスウエイト１５２ａおよびバランスウエイト１５２ｂが取り付けられている。なお、本明細書では、バランスウエイト１５２ａとバランスウエイト１５２ｂとを総称してバランスウエイト１５２と称呼している。

バランスウエイト１５２は、シャフト１２と、シャフト１２に対して偏心した状態で取り付けられた第１ピストン２１と、シャフト１２に対して偏心した状態で取り付けられた第２ピストン４１とを含む回転体１５３のシャフト１２の回転軸周りの重量ばらつきを低減するためのものである。特には、回転体１５３のシャフト１２の回転軸周りの重量バランスを均一にするためのものである。

具体的には、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂのそれぞれは、図２０に示すように、シャフト１２の中心軸を中心軸とする円柱状に形成されている。すなわち、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂのそれぞれの形状（外部形状）は、シャフト１２の回転軸に対して軸対称である。一方、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂのそれぞれには、シャフト１２の中心軸を中心とした平面視円弧状の内部空間１５４が形成されている。このため、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂのそれぞれは、シャフト１２の中心軸周りに重量偏差を有する。そして、図１５に示すように、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂは、第１ピストン２１および第２ピストン４１の偏心方向とは反対側に位置する部分が、上記偏心方向に一致する側に位置する部分よりも重くなるようにシャフト１２に対して取り付けられている。つまり、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂは、内部空間１５４が形成された部分が、シャフト１２の中心軸よりも第１ピストン２１と第２ピストン４１との偏心方向側に位置するように、シャフト１２に取り付けられている。

なお、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂのそれぞれには、内部空間１５４に連通する連通孔１５７が形成されている。これは、後に詳述する密閉容器１１１内を満たす潤滑が内部空間１５４に流入するようにするためのものである。

−圧縮機１０３−
図２１は圧縮機１０３の概略構成を表す模式図である。圧縮機１０３は、圧縮機構１０３ａと、電動機１０８と、それらを収納するケーシング１６０とを備えている。ケーシング１６０の底部には、冷凍機油が溜められたオイル溜り１６１が形成されている。そのオイル溜り１６１内には、流体ポンプ１６２が配置されている。この流体ポンプ１６２によってオイル溜り１６１に溜められた冷凍機油が吸い上げられ、圧縮機構１０３ａに供給される。

本実施形態では、図２１に示すように、圧縮機１０３は流体機械１１０よりも高い位置に配置されている。そして、オイル溜り１６１には、均油管１６３が接続されている。また、この均油管１６３は密閉容器１１１に接続されている。均油管１６３には、絞り機構１６４が取り付けられている。この絞り機構１６４により、ケーシング１６０内の圧力と密閉容器１１１内の圧力とが調整されている。具体的には、この絞り機構１６４により、密閉容器１１１内の圧力がケーシング１６０内の圧力未満に調整されている。より具体的には、絞り機構１６４によって、密閉容器１１１内の圧力が、冷媒回路１０９の高圧側の圧力と冷媒回路１０９の低圧側の圧力との間となるように調整されている。言い換えれば、密閉容器１１１内の圧力は、冷媒回路１０９の低圧側の圧力より大きく冷媒回路１０９の高圧側の圧力未満に設定されている。

−冷凍サイクル−
次に、図２２を参照しながら、冷凍サイクル装置１０１における冷凍サイクルについて説明する。図２２は、図６と同様のモリエル線図である。図２２中、ｈ_A、ｈ_B、ｈ_C、ｈ_D、ｈ_Eは、それぞれＡ、Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ｅの各点における冷媒のエンタルピーを示している。

図２２中のＡＢＣＤＥの閉ループは、図１４で示した動力回収型の冷凍サイクル装置１０１の冷凍サイクルを示している。ＡＢＣＤＥの閉ループ中のＡ−Ｂは、過給機１０２による冷媒の状態変化を示している。Ｂ−Ｃは、圧縮機構１０３ａにおける冷媒の状態変化を示している。Ｃ−Ｄは、ガスクーラ１０４における冷媒の状態変化を示している。Ｄ−Ｅは、動力回収手段１０５における冷媒の状態変化を示している。Ｅ−Ａは、蒸発器１０６における冷媒の状態変化を示している。

圧縮機構１０３ａにおいて、冷媒は低温低圧の気相（点Ｂ）から高温高圧の超臨界相（点Ｃ）へと圧縮される。圧縮機構１０３ａで圧縮された冷媒は、ガスクーラ１０４においての超臨界相（点Ｃ）から液相（点Ｄ）まで冷却される。なお、点Ｂでの冷媒の温度および圧力は点Ａでの温度および圧力よりもやや高い。

その後、冷媒は、動力回収手段１０５において、飽和液（点Ｓ）を経て低温高圧の液相（点Ｄ）から気液二相（点Ｅ）まで膨張（圧力降下）する。この圧力降下（膨張）の行程において、点Ｄから点Ｓまでは冷媒が非圧縮性の液相であるため、冷媒の比容積はそれほど変化しない。その一方、点Ｓから点Ｅの間は液相から気相への相変化による急激な比容積の変化を伴う圧力降下、すなわち、膨張を伴う圧力降下となる。

動力回収手段１０５からの冷媒は、蒸発器１０６において加熱され、蒸発を伴いながら気液二相（点Ｅ）から気相（点Ａ）へと変化する。蒸発器１０６により加熱された冷媒は、過給機１０２にて昇圧され気相（点Ｂ）へと変化する。

−作用および効果−
以上説明したように、本実施形態では、動力回収手段１０５により動力が回収される。動力回収手段１０５で回収された動力は、過給機１０２の動力として利用される。このため、高いエネルギー効率が実現されている。具体的に、図２２を用いて説明すると、動力回収手段１０５では、冷媒から（ｈ_D−ｈ_E）に相当するエネルギーが動力として回収される。おおよそのところ、この回収されたエンタルピー（ｈ_D−ｈ_E）に、動力回収手段１０５の効率η_expと過給機１０２の効率η_pumpとを乗じて得られるエンタルピーη_exp・η_pump（ｈ_D−ｈ_E）＝（ｈ_B−ｈ_A）に相当するエネルギーが、過給機１０２によって冷媒に与えられる。その結果、冷媒は、図２２に示す点Ａから点Ｂまで昇圧される。

例えば、過給機１０２が配置されていない冷凍サイクル装置では、圧縮機構１０３ａが蒸発器１０６の出口側の点Ａからガスクーラ１０４の入口側の点Ｃまで冷媒を圧縮する。それに対して、動力回収手段１０５に接続された過給機１０２が設けられた本実施形態の冷凍サイクル装置１０１では、過給機１０２を通過することによって、冷媒は点Ａから点Ｂまで昇圧される。このため、圧縮機構１０３ａは、冷媒を点Ｂから点Ｃまで圧縮すればよい。したがって、圧縮機構１０３ａの仕事量を（ｈ_B−ｈ_A）に相当するエネルギー分だけ減らすことができる。その結果、冷凍サイクル装置１０１のＣＯＰを向上させることができる。

また、例えば、動力回収手段１０５として従来の膨張機を用いることも考えられる。動力回収手段１０５として従来の膨張機を用いた場合、冷媒の膨張によるエネルギーと、吸入側と吐出側との圧力差によるエネルギーとの両方を回収することができる。それに対して、流体圧モータは、内部で冷媒を膨張させない。このため、本実施形態のように、動力回収手段１０５として流体圧モータを用いた場合は、吸入側と吐出側との圧力差によるエネルギーしか回収できない。このため、見かけ上は、動力回収手段１０５として従来の膨張機を用いた方が、エネルギー効率が向上するように思える。

しかしながら、第１の実施形態で図８を参照して説明したように、動力回収手段１０５として流体圧モータを用いた方が、かえって冷凍サイクル装置１０１のエネルギー効率を高くすることができることがある。特に、二酸化炭素のような超臨界冷媒を用いる冷凍サイクル装置においては、固有の容積比を有さない流体圧モータの使用が、過膨張損失による効率の低下を防ぐ観点で優れている。

また、本実施形態では、動力回収手段１０５と過給機１０２とが、リードバルブ等が必要な圧縮機や膨張機等と比較して構成のシンプルな流体圧モータにより構成されている。特に、本実施形態では、動力回収手段１０５と過給機１０２とが、流体圧モータの中でも比較的シンプルな構造のロータリ式の流体圧モータにより構成されている。したがって、シンプルで安価な冷凍サイクル装置１０１が実現されている。

例えば、上述の特開２００６−２６６１７１号公報のように、過給機１０２のかわりに副圧縮機を配置することも考えられる。しかしながら、副圧縮機は過給機１０２よりも構成が非常に複雑で、製造コストが高い。したがって、副圧縮機を用いると、冷凍サイクル装置１０１の構成が複雑になる。また、冷凍サイクル装置１０１の製造コストが上昇する。

また、過給機１０２を昇圧機として用いた場合でも、副圧縮機を昇圧機として用いた場合と同等の結果を期待できる。以下、その理由について、図２３を参照しながら、詳細に説明する。

図２３は、過給機１０２および圧縮機構３ａにおける冷媒の比容積と圧力の関係を表すグラフである。図２３中の、点Ａ、点Ｂ、点Ｃは、それぞれ、図２２中の点Ａ、点Ｂ、点Ｃに対応している。なお、図２３は、冷凍サイクル装置１０１を給湯機に用いた場合の計算機シミュレーションの結果を示している。点Ａにおける圧力を３．９６ＭＰａとする。点Ａにおける温度を１０．７℃とする。点Ｂにおける圧力を４.３６ＭＰａとする。点Ｃにおける圧力を９．７７ＭＰａとする。点Ａと点Ｂとの間、および点Ｂと点Ｃとの間は等エントロピーであると仮定している。

図２３に示すように、蒸発器１０６からの冷媒は、まず過給機１０２に吸入される。そして、過給機１０２において、冷媒は点Ａから点Ｂまで昇圧される。厳密には、過給機１０２は、冷媒を実質的に体積変化させることなく吐出する。そして、過給機１０２の冷媒を送り出す力によって冷媒が昇圧される。このため、副圧縮機を用いた場合のように、冷媒の状態は点Ａから点Ｂへと直接変化するのではない。冷媒は、吸入作動室４３ａから吐出作動室４３ｂに移る際に、比容積一定のまま、点Ａから点Ｏまで昇圧する。その後、吐出作動室４３ｂから吐出される際に、点Ｏから点Ｂへと、圧縮機構１０３ａの吸入側の冷媒と同じ比容積まで等圧変化する。

ここで、図２３のＮＣＢＯＡＬＭで囲まれる部分の面積は、単位質量あたりの冷媒を圧縮するのに必要な仕事の理論値に相当する。このＮＣＢＯＡＬＭで囲まれる部分の面積に相当する全理論圧縮仕事Ｗ_c0は、過給機１０２での理論圧縮仕事Ｗ_c1と、圧縮機構１０３ａでの理論圧縮仕事Ｗ_c2との合計で表される。さらに、過給機１０２での理論圧縮仕事Ｗ_c1は、断熱圧縮（ＡＢ）の仕事Ｗ_c11と、断熱圧縮に比べて増加した仕事Ｗ_c12との合計で表される。ここで、動力回収手段１０５の効率η_expを８１％とし、過給機１０２の効率η_pumpを８１％とすると、図２３に示すモデルでは、実際にＷ_c1はＷ_c0（＝Ｗ_c1＋Ｗ_c2）の１０％となる。Ｗ_c2はＷ_c0の９０％となる。Ｗ_c12はＷ_c1の４％となる。Ｗ_c12はＷ_c0の０．４％となる。

このように、副圧縮機に替えて過給機１０２を用いた場合の仕事の増加分Ｗ_c12はごく僅かである。また、全理論圧縮仕事Ｗ_c0に占める仕事の増加分Ｗ_c12の割合は、ほとんど無視できるレベルである。このため、過給機１０２を昇圧機として用いた場合でも、高いエネルギー効率を実現できる。

また、過給機１０２を用いた場合は、吐出弁による圧力損失等がない。このため、過給機１０２を昇圧機として用いた場合の方が、副圧縮機を昇圧機として用いた場合よりも高いエネルギー効率を実現できる可能性がある。

また、例えば、過給機１０２のかわりに副圧縮機を配置し、動力回収手段として膨張機を配置した場合、膨張機により回収される回収トルクと、副圧縮機において付加される負荷トルクとは、相互に波形が異なる。言い換えれば、一周期の間に、回収トルクと負荷トルクとの比率が変化する。負荷トルクに対する回収トルクの比率が大きくなるとシャフトの回転数が増大する。一方、負荷トルクに対する回収トルクの比率が小さくなるとシャフトの回転数が減少する。つまり、一周期の間に、シャフトの回転数が増大する回転角領域と、シャフトの回転数が減少する回転角領域とが生じる。したがって、シャフトの回転がスムーズでなくなる。また、エネルギーの回収効率も低下する。

過給機１０２のかわりに副圧縮機を配置し、動力回収手段として流体圧モータを配置した場合も、上記の場合と同様に、負荷トルクに対する回収トルクの比率の変化に基づくシャフトの回転速度ムラを十分に抑制することはできない。

流体圧モータでは、吸入行程と吐出行程とが連続して行われる。また、吸入作動室の圧力は吸入側の圧力と等しく、一定している。一方、吐出作動室の圧力は吐出側の圧力と等しく、一定している。よって、ピストンに作用する圧力は、常に一定である。したがって、シャフトの回転に対する回収トルクの波形は略正弦波状となる。

それに対して、副圧縮機では、作動室が吸入経路と吐出経路との両方から孤立し、その間に冷媒が圧縮される。このため、吸入作動室の圧力は一定であるものの、圧縮行程において、作動室の圧力は上昇する。したがって、シャフトの回転に対する負荷トルクの波形は正弦波状とはならない。

このように、過給機１０２の替わりに副圧縮機を配置し、動力回収手段として流体圧モータを配置した場合は、回収トルクと負荷トルクとの波形が相互に異なる。その結果、シャフトの十分にスムーズな回転を実現することが困難である。

また、過給機１０２を配置し、動力回収手段として膨張機を用いた場合も同様である。動力回収手段として膨張機を用いると、シャフトの回転に対する回収トルクの波形は正弦波状とはならない。それに対して、過給機１０２は流体圧モータであるため、シャフトの回転に対する負荷トルクの波形は略正弦波状となる。このように、この場合も、回収トルクと負荷トルクとの波形が相互に異なる。その結果、シャフトの十分にスムーズな回転を実現することが困難である。

これに対して、本実施形態では、相互に連結された過給機１０２と動力回収手段１０５とのそれぞれが流体圧モータにより構成されている。このため、図２４Ａおよび図２４Ｂに示すように、動力回収手段１０５で回収される回収トルクの波形と、過給機１０２における負荷トルクの波形とは、比較的近似する。具体的には、回収トルクの波形と負荷トルクの波形とは、回収トルクを示す縦軸方向において相似形である。そして、回収トルクの波形と、負荷トルクの波形とは、双方とも、シャフト１２の回転角３６０°を一周期とした正弦波状である。よって、負荷トルクと回収トルクとの比率が一定している。具体的には、負荷トルクが大きくなると回収トルクも大きくなる。負荷トルクが小さくなると、その分だけ回収トルクも小さくなる。その結果、シャフト１２が減速せずにスムーズに回転する。よって、エネルギーの回収効率が向上する。また、振動および騒音の発生が抑制される。

具体的に、動力回収手段１０５のピストンが上死点に位置するタイミングと、過給機１０２のピストンが上死点に位置するタイミングとを同期させることにより、負荷トルクの波形と、回収トルクの波形とを相互にあわせることができる。言い換えれば、シャフト１２のどのような回転角においても、負荷トルクと回収トルクとの比率が、実質的に一定となる。したがって、シャフトの回転速度ムラを抑制することができる。その結果、冷凍サイクル装置のエネルギー効率をより向上させることができる。また、シャフトの回転速度ムラを抑制できるので、冷凍サイクル装置の振動および騒音を抑制することもできる。

より具体的に、本実施形態では、シャフト１２に対して第１仕切部材２４が配置された方向と、シャフト１２に対して第２仕切部材４４が配置された方向とを相互に略同一にしている。さらに、第１ピストン２１の第１シリンダ２２の中心軸に対する偏心方向と、第２ピストン４１の第２シリンダ４２の中心軸に対する偏心方向とを相互に略同一にしている。これにより、動力回収手段１０５のピストンが上死点に位置するタイミングと、過給機１０２のピストンが上死点に位置するタイミングとを同期（一致）させている。シャフト１２の偏心部１２ｂ，１２ｃの向きが同一となる構成は、異なる構成に比べて、流体機械１１０の製造が容易になる。

また、第１ピストン２１の第１シリンダ２２の中心軸に対する偏心方向と、第２ピストン４１の第２シリンダ４２の中心軸に対する偏心方向とも相互に略同一にすることによって、シャフト１２と、そのシャフト１２を軸支する第２閉塞部材１１３および第３閉塞部材１１４との間の摩擦力を低減することができる。

動力回収手段１０５の第１ピストン２１には、比較的高圧の吸入作動室２３ａから比較的低圧の吐出作動室２３ｂの方向に向かう差圧力が作用する。同様に、過給機１０２の第２ピストン４１には、比較的高圧の吐出作動室４３ｂから比較的低圧の吸入作動室４３ａに向かう差圧力が作用する。これらの差圧力は、偏心部１２ｂ，１２ｃを介してシャフト１２を押し、シャフト１２を軸支する第２閉塞部材１１３および第３閉塞部材１１４の軸受部に作用する。その結果、シャフト１２に対して回転阻害力が生じ、シャフト１２の摩耗、軸受部の摩耗が促進される。

こうした問題を考慮して、本実施形態では、第１ピストン２１に作用する差圧力と、第２ピストン４１に作用する差圧力とが、互いに反対方向となる構成が採用されている。図２４Ｃに示すように、動力回収手段１０５において、第１ピストン２１に働く差圧力Ｆ₁は、第１ピストン２１の面積Ｓ₁に吸入圧力Ｐ_esと吐出圧力Ｐ_edとの差を乗じた値となる。過給機１０２において、第２ピストン４１に働く差圧力Ｆ₂は、第２ピストン４１の面積Ｓ₂に吐出圧力Ｐ_cdと吸入圧力Ｐ_csとの差を乗じた値となる。差圧力Ｆ₁および差圧力Ｆ₂を同一平面に投影すると、これらが互いに相殺されることが分かる。２つのピストン２１，４１の偏心方向および偏心量が等しいときは、軸方向に関して差圧力Ｆ₁および差圧力Ｆ₂の作用点が一致し、より確実に相殺されうる。

第１ピストン２１と第２ピストン４１との間で、差圧力が相殺する結果、シャフト１２と第２閉塞部材１１３との間の摩擦力、ならびにシャフト１２と第３閉塞部材１１４との間の摩擦力を低減することができる。よって、シャフト１２を回転させるために必要な動力を低減することができ、エネルギー回収を向上させることができる。また、シャフト１２、第２閉塞部材１１３および第３閉塞部材１１４の摩耗も抑制することができる。

ただし、上記のような構成とした場合、シャフト１２、第１ピストン２１および第２ピストン４１を含む回転体１５３の、シャフト１２の中心軸周りの重量バランスにムラが生じる。具体的には、第１ピストン２１および第２ピストン４１の偏心方向側が比較的重くなる。一方、偏心方向と逆側が比較的軽くなる。本実施形態では、この回転体１５３のシャフト１２の中心軸周りの重量ばらつきを低減するために、シャフト１２に２つのバランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂが取り付けられている。これら２つのバランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂによって、回転体１５３のシャフト１２の中心軸周りの重量ばらつきが低減されている。本実施形態では、特に、回転体１５３のシャフト１２の中心軸周りの重量バランスが均一にされている。したがって、回転体１５３のスムーズな回転が実現されている。また、回転体１５３の回転時における振動が抑制され、冷凍サイクル装置１０１の振動および騒音が低減する。なお、回転体１５３の振動を効果的に低減する観点から、シャフト１２の両端のそれぞれに少なくともバランスウエイト１５２を配置することが効果的である。ただし、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂに加えて、さらに１または複数のバランスウエイトをシャフト１２に取り付けるようにしてもよい。

図１５および図２０に示すように、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂのそれぞれの形状は、シャフト１２の回転軸に対して軸対称である。このため、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂは、シャフト１２の回転によって変位しない。言い換えれば、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂの占める空間の形状が、シャフト１２の回転角度によらず一定である。例えば、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂがシャフト１２の回転によって変位する場合、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂが回転することによって、密閉容器１１１内の冷凍機油が攪拌される。このため、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂに対して回転抵抗が生じる。その結果、エネルギー損失が生じ、エネルギーの回収効率が低下する。それに対して、本実施形態では、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂのそれぞれの形状は、シャフト１２の回転軸に対して軸対称である。このため、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂが回転しても密閉容器１１１内の冷凍機油をあまり攪拌しない。したがって、バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂが回転することによるエネルギー損失が抑制されている。その結果、エネルギーの高い回収効率が実現されている。

なお、本実施形態のように、円柱状の本体に、シャフト１２の中心軸を中心とした平面視円弧状の内部空間１５４を形成することにより、シャフト１２の回転軸周りに重量偏差を形成するような場合には、冷凍機油が内部空間１５４に導入されるように、内部空間１５４に連通する連通孔１５７を形成しておくことが好ましい。

また、バランスウエイト１５２の数量低減の観点等から、第１ピストン２１の第１シリンダ２２の中心軸に対する偏心方向と、第２ピストン４１の第２シリンダ４２の中心軸に対する偏心方向とを相互に異ならしめてもよい。例えば、第１ピストン２１の第１シリンダ２２の中心軸に対する偏心方向と、第２ピストン４１の第２シリンダ４２の中心軸に対する偏心方向とが１８０°異なるようにしてもよい。

ところで、シャフト１２が高速で回転する流体機械１１０や圧縮機構１０３ａにおいては、摺動部の摩耗を抑制するために、摺動部に冷凍機油を供給する。本実施形態では、流体機械１１０の密閉容器１１１内が冷凍機油により満たされている。そして、この冷凍機油が各摺動部にしみこみ、各摺動部が潤滑される。このため、各摺動部に冷凍機油を確実に供給することができる。冷凍機油の供給方法としては、圧縮機１０３のように、流体ポンプを用いて圧縮機構１０３ａの摺動部に冷凍機油を供給する方法が考えられる。しかし、この場合は、流体ポンプの故障や冷凍機油の油面の低下が生じると、各摺動部に十分な量の冷凍機油が確実に供給されなくなる虞がある。それに対して、本実施形態のように、密閉容器１１１内を冷凍機油で満たし、動力回収手段１０５および過給機１０２を冷凍機油に直接浸漬すれば、各摺動部に対して、十分な量の冷凍機油を確実に供給することができる。

なお、電動機１０８が取り付けられた圧縮機構１０３ａの場合は、ケーシング１６０を冷凍機油で満たすことは好ましくない。冷凍機油の絶縁性が十分でなければ、電動機１０８がショートするためである。一方、密閉容器１１１の場合は、内部に電子部品を収納していないため、ショート等の問題は生じない。

さらに、本実施形態では、比較的多量の冷凍機油が溜められた圧縮機１０３が流体機械１１０よりも高い位置に配置されている。そして、圧縮機１０３のオイル溜り１６１と密閉容器１１１内とを連通させる均油管１６３が設けられている。このため、密閉容器１１１内の冷凍機油の量が減ると、均油管１６３を介して圧縮機１０３のオイル溜り１６１から密閉容器１１１に冷凍機油が自動的に補給される。また、動力回収手段１０５および過給機１０２へ給油された冷凍機油は冷媒回路１０９の冷媒配管を経由して圧縮機１０３のオイル溜り１６１に戻る。したがって、圧縮機１０３のオイル溜り１６１に溜められた冷凍機油の量を常に略一定量に維持することができる。

なお、均油管１６３には、絞り機構１６４が取り付けられている。この絞り機構１６４によって、冷凍機油の密閉容器１１１への流量および密閉容器１１１内の圧力が調整可能となっている。

また、過給機１０２で予備昇圧された冷媒の温度は比較的低いので、図１５の流体機械１１０において過給機１０２と動力回収手段１０５との間で熱交換は起こりにくい。その熱交換量は、動力回収手段１０５と圧縮機構１０３ａとを接続する構成（第１の実施形態の構成）での熱交換量に比べて小さい。したがって、作動時に高温となる機構から低温となる機構への熱移動を抑制し、エネルギー効率を高める観点において、動力回収手段１０５と過給機１０２とを接続する構成は、第１の実施形態よりも有利である。

また、本実施形態では、動力回収手段１０５と過給機１０２とは密閉容器１１１に収納されている。これにより、動力回収手段１０５と過給機１０２とがコンパクトにまとめられており、コンパクトな冷凍サイクル装置１０１が実現されている。また、本実施形態では、第１閉塞部材１１５を過給機１０２と動力回収手段１０５とで共通に使用しているため、特にコンパクトな冷凍サイクル装置１０１が実現されている。さらに、本実施形態では、吸入経路２７と吐出経路３０との両方が、第２閉塞部材１１３に形成されている。一方、吸入経路４７と吐出経路５０とは第３閉塞部材１１４に形成されている。このように、吸入経路２７（４７）と吐出経路３０（５０）とを同じ側の閉塞部材に形成することによって、第１閉塞部材１１５の厚さを薄くすることができ、さらなる流体機械１１０のコンパクト化が図られている。例えば、吸入経路２７、吐出経路３０、吸入経路４７および吐出経路５０のいずれかを第１閉塞部材１１５に形成すると、その分だけ第１閉塞部材１１５の厚さを厚くしなければならない。その結果、流体機械１１０が大型化する。なお、流体機械１１０のコンパクト化の観点から、吸入経路２７、吐出経路３０、吸入経路４７および吐出経路５０のすべてを第１閉塞部材１１５に形成するようにしてもよい。

ところで、第２仕切部材４４を押圧する付勢手段４５は、狭い背面空間１５５に設置されたコンパクトなばねである。このため、運転条件によっては、付勢手段４５の付勢力が不足する。付勢手段４５の付勢力が不足すると、吸入作動室４３ａと吐出作動室４３ｂとがつながり、冷媒の吹き抜けがおこる。その結果、エネルギー回収効率が低下する。このため、背面空間１５５内の圧力を第２作動室４３の圧力よりも大きくして、第２仕切部材４４が第２ピストン４１を押圧する圧力を第２作動室４３の圧力よりも高く維持することが好ましい。

一方、第２仕切部材４４が第２ピストン４１を押圧する圧力が高くなるほど、第２仕切部材４４と第２ピストン４１との摺動摩擦も増大する。その結果、第２仕切部材４４と第２ピストン４１との摩耗が激しくなる。このため、第２仕切部材４４が第２ピストン４１を押圧する圧力は、第２作動室４３の圧力よりも高い範囲で極力低いことが好ましい。

本実施形態では、背面空間１５５と、比較的高圧な吐出経路５０とを連通させる連通経路１５６がシリンダ４２に形成されている。このため、背面空間１５５内の圧力が吐出経路５０内の圧力と等しくなっている。したがって、背面空間１５５が所謂ガスばねとして働き、第２仕切部材４４が第２ピストン４１を押圧する圧力を第２作動室４３の圧力よりも常に高く維持することができる。その結果、冷媒の吹き抜けが抑制され、冷凍サイクル装置１０１のエネルギー効率をより向上させることができる。

また、過給機１０２は流体圧モータであるため、吸入作動室４３ａと吐出作動室４３ｂとの圧力差はそれほど大きくない。このため、背面空間１５５の圧力がそれほど高くなることはない。したがって、第２仕切部材４４と第２ピストン４１との間に過剰な圧力が印加されず、第２仕切部材４４と第２ピストン４１との摩耗が抑制されている。第２仕切部材４４と第２ピストン４１との摩耗を特に効果的に抑制する観点から、背面空間１５５内の圧力は、密閉容器１１１内の圧力よりも低いことが特に好ましい。

ところで、第２仕切部材４４を第２ピストン４１に対して付勢する力が最も必要となるのは、第２仕切部材４４がシャフト１２の中心軸から最も離れたときである。すなわち、第２ピストン４１が上死点に位置し、第２仕切部材４４の運動方向が変化するときである。これは、第２ピストン４１が上死点に達するまでは、第２仕切部材４４は第２ピストン４１によって押圧されるものの、第２ピストン４１が上死点に達した後は、第２ピストン４１の周面の第２仕切部材４４と接触している部分の位置がシャフト１２の中心軸に近づいていき、第２ピストン４１が上死点を通過した後は、第２ピストン４１と第２仕切部材４４との間の圧力が低下する傾向にあるためである。

一方、第２ピストン４１が、第２仕切部材４４がシャフト１２の中心軸に最も近づいたとき、すなわち、第２ピストン４１が下死点に位置するときには、第２仕切部材４４に対してそれほど大きな付勢力は必要ない。これは、第２ピストン４１が下死点に達したときから、第２仕切部材４４は第２ピストン４１によって押圧され始めるからである。

したがって、連通経路１５６は、第２仕切部材４４が背面空間１５５の体積を縮小する方向にスライドしたときに、第２仕切部材４４によって閉鎖されるように形成されていることが好ましい。すなわち、第２仕切部材４４が背面空間１５５の体積を縮小する方向にスライドしたときに背面空間１５５が密閉空間となり、所謂ガスばねが形成されるようにすることが好ましい。これによれば、第２仕切部材４４を第２ピストン４１に対して付勢する力が最も必要となる第２ピストン４１が上死点に位置したときにおいて、第２仕切部材４４は、ガスばねの作用により、第２ピストン４１に向けて付勢される。このため、第２ピストン４１が上死点に位置したときにおいても、第２仕切部材４４と第２ピストン４１との間の圧力を比較的高く保つことができる。その結果、吸入作動室４３ａから吐出作動室４３ｂへの冷媒の吹き抜けを効果的に抑制することができる。

《変形例１》
上記実施形態では、背面空間１５５が連通経路１５６によって吐出経路５０と連通している例について説明した。しかしながら、図２５に示すように、付勢手段４５の付勢力によっては、吸入経路４７と背面空間１５５とを連通経路１５６で連通させてもよい。

本変形例では、背面空間１５５は、比較的低圧な吸入経路４７に連通しているため、上記実施形態の場合と比較して、背面空間１５５内の圧力が低くなる。このため、第２ピストン４１が下死点に位置するときにおける第２仕切部材４４と第２ピストン４１との間の圧力（接点に働く荷重）が、上記実施形態の場合よりもさらに小さくなる。したがって、ガスばねの効果が確実に得られるように、本変形例１では、連通経路１５６を、第２仕切部材４４が背面空間１５５の体積を縮小する方向にスライドしたときに、第２仕切部材４４によって閉鎖されるように形成することが特に好ましい。

《変形例２》
また、背面空間１５５を密閉容器１１１内と連通させて密閉容器１１１内の圧力と同じ圧力にしてもよい。そして、密閉容器１１１内の圧力と背面空間１５５内の圧力とを、図２１に示す絞り機構１６４を調整することで調整してもよい。この場合、過給機１０２における高圧側から低圧側への冷媒の吹き抜けを抑制すると共に、第２仕切部材４４と第２ピストン４１との過剰な摩耗を抑制する観点から、密閉容器１１１内の圧力と背面空間１５５の圧力とは、冷媒回路１０９の高圧側の圧力と低圧側の圧力との間であることが好ましい。

《変形例３》
また、背面空間１５５を密閉空間としてもよい。この場合、背面空間１５５内の圧力は、第２作動室４３の圧力よりも高いことが好ましい。背面空間１５５内の圧力は、密閉容器１１１内の圧力以下であることが好ましい。

《変形例４》
バランスウエイト１５２の数量低減の観点等から、第１ピストン２１の第１シリンダ２２の中心軸に対する偏心方向と、第２ピストン４１の第２シリンダ４２の中心軸に対する偏心方向とを相互に異ならしめてもよい。特に、バランスウエイト１５２の数量低減の観点等からは、第１ピストン２１の第１シリンダ２２の中心軸に対する偏心方向と、第２ピストン４１の第２シリンダ４２の中心軸に対する偏心方向とが１８０°異なるようにすることが好ましい。

また、第１ピストン２１の第１シリンダ２２の中心軸に対する偏心方向と、第２ピストン４１の第２シリンダ４２の中心軸に対する偏心方向とを相互に異ならしめることで、冷凍サイクル装置１０１の起動時において、動力回収手段１０５および過給機１０２が起動しやすくなる。

冷凍サイクル装置１０１の停止時には、冷媒回路１０９の全体の圧力が等しくなる。圧縮機１０３を起動すると、圧縮機１０３の吸入側、すなわち圧縮機１０３と過給機１０２との間の配管内の圧力は低下する。一方、圧縮機１０３の吐出側、すなわち圧縮機１０３と動力回収手段１０５との間の配管の圧力は上昇する。したがって、圧縮機１０３の吸入側と圧縮機１０３の吐出側との間の圧力差により、過給機１０２と動力回収手段１０５との両方に起動トルクが生じる。この起動トルクにより、過給機１０２と動力回収手段１０５とが自律回転を開始する。

例えば、第１ピストン２１の第１シリンダ２２の中心軸に対する偏心方向と、第２ピストン４１の第２シリンダ４２の中心軸に対する偏心方向とが相互に同じであるような場合には、冷凍サイクル装置１０１の停止時において、動力回収手段１０５の第１ピストン２１と過給機１０２の第２ピストン４１とが、共に上死点（すなわち、θ＝０°）に位置するケースが生じ得る。この場合、動力回収手段１０５および過給機１０２の起動トルクが小さくなり、起動が困難となる可能性がある。

一方、第１ピストン２１の第１シリンダ２２の中心軸に対する偏心方向と、第２ピストン４１の第２シリンダ４２の中心軸に対する偏心方向とが相互に異なる場合は、位相が相互に異なるため、両方の起動トルクが同時にゼロになることはあり得ない。したがって、冷凍サイクル装置１０１の起動時において、動力回収手段１０５および過給機１０２が起動しやすくなる。

第１ピストン２１の第１シリンダ２２の中心軸に対する偏心方向と、第２ピストン４１の第２シリンダ４２の中心軸に対する偏心方向とが１８０°異なるようにすることが特に好ましい。この場合は、一方の起動トルクがゼロとなるときに、他方の起動トルクが最大となる。したがって、動力回収手段１０５および過給機１０２の起動が特に容易となる。

《その他の変形例》
流体機械１１０のコンパクト化の観点から、吸入経路２７、吐出経路３０、吸入経路４７および吐出経路５０のすべてを第１閉塞部材１１５に形成するようにしてもよい。

冷媒回路９には、高圧側において超臨界状態とならない冷媒が充填されていてもよい。具体的に、冷媒回路１０９には、例えば、フロン系冷媒が充填されていてもよい。

バランスウエイト１５２ａおよび１５２ｂに加えて、さらに１または複数のバランスウエイトをシャフト１２に取り付けるようにしてもよい。

冷媒回路９が、圧縮機１０３と、ガスクーラ１０４と、動力回収手段１０５と、蒸発器１０６と、過給機１０２とにより構成されている例について説明したが、冷媒回路９は、上記構成要素以外の構成要素（例えば気液分離器やオイル分離器）をさらに有するものであってもよい。

上記実施形態では、動力回収手段１０５と過給機１０２とが直接シャフト１２で接続されている例について説明したが、本発明は、この構成に限定されない。例えば、動力回収手段１０５に発電機を接続する一方、過給機１０２に電動機を接続し、その発電機により得られた電力により過給機１０２を駆動する電動機を駆動するようにしてもよい。

本発明は、給湯機、冷暖房エアコン等の冷凍サイクル装置に有用である。

第１の実施形態に係る冷凍サイクル装置の構成図 第１の実施形態における圧縮機、電動機および流体圧モータの構成を表す断面図 図２におけるIII-III矢視図 図３におけるIV-IV矢視図 冷媒の流れ方向を示すIV-IV矢視図 第１の実施形態における流体圧モータの動作原理図 第１の実施形態の冷凍サイクル装置における冷凍サイクルのモリエル線図 内部熱交換器を設けた冷凍サイクル装置の構成図 第１の実施形態の流体圧モータにおける冷媒の比容積と圧力の関係を表すグラフ 第２の実施形態に係る冷凍サイクル装置の構成図 第２の実施形態の発電機を備えた流体圧モータの縦断面図 変形例１の発電機を備えた流体圧モータの縦断面図 変形例２に係る流体圧モータの構成を表す断面図 変形例２に係る流体圧モータの動作原理図 第３の実施形態に係る冷凍サイクル装置の構成図 図１４に示す流体機械の断面図 図１５におけるＤ１−Ｄ１矢視図 図１５におけるＤ２−Ｄ２矢視図 流体圧モータの動作原理図 過給機の動作原理図 図１５におけるＤ３−Ｄ３矢視図 圧縮機の概略構成を表す模式図 冷凍サイクルのモリエル線図 過給機および圧縮機における冷媒の比容積と圧力の関係を表すグラフ 流体圧モータにおける回収トルクとシャフトの回転角との関係を表すグラフ 過給機における負荷トルクとシャフトの回転角との関係を表すグラフ 差圧力が相殺される理由の説明図 変形例１に係る過給機の断面図 従来の冷凍サイクル装置の構成図 図２６に示す従来の膨張機一体型圧縮機を用いた動力回収型冷凍サイクル装置の構成図 従来の膨張機一体型圧縮機の縦断面図 図２８におけるＤ５−Ｄ５矢視図 従来の媒質駆動モータの動作原理図 従来のロータリ式流体機械の構成図

Claims (3)

1. 冷媒が循環する冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置であって、
   前記冷媒回路は、
   冷媒を圧縮する圧縮機と、
   前記圧縮機により圧縮された冷媒を放熱させることによって、給湯用途で使用される被加熱媒体を加熱する放熱器と、
   前記放熱器からの冷媒を吸入する吸入行程と、その吸入した冷媒を吐出する吐出行程と、を実質的に連続して行う動力回収手段と、
   前記動力回収手段により吐出された冷媒を蒸発させる蒸発器と、
   を有し、
   前記冷媒は二酸化炭素であり、
   前記動力回収手段は、
   第１閉塞部材と第２閉塞部材とにより両端が閉塞され、内周面を有するシリンダと、
   前記シリンダをその軸方向に貫通する回転自在のシャフトと、
   前記シリンダ内において前記シリンダの中心軸に対して偏心した状態で前記シャフトに軸支され、前記シリンダの内周面との間に作動室を区画形成する円筒状のピストンと、
   前記作動室を高圧側と低圧側とに仕切る仕切部材と、
   前記ピストンの回転に伴って開閉され前記高圧側の作動室に連通する吸入経路と、
   前記ピストンの回転に伴って開閉され前記低圧側の作動室に連通する吐出経路と、
   を備え、
   前記吸入経路が前記第１閉塞部材または前記第２閉塞部材に形成され、前記吐出経路が前記第１閉塞部材または前記第２閉塞部材に形成され、
   前記吸入経路および前記吐出経路は、前記ピストンが上死点に位置する瞬間のみ前記ピストンによって閉鎖され、
   前記吸入経路の前記高圧側の作動室に対する開口は、前記高圧側の作動室の前記仕切部材と隣接する部分から前記高圧側の作動室が広がる方向に円弧状に延びる略扇状に形成され、
   前記吐出経路の前記低圧側の作動室に対する開口は、前記低圧側の作動室の前記仕切部材と隣接する部分から前記低圧側の作動室が広がる方向に円弧状に延びる略扇状に形成されている、冷凍サイクル装置。
2. 前記作動室に対する前記吐出経路の開口面積が、前記作動室に対する前記吸入経路の開口面積よりも大きい請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記吐出経路の口径が前記吸入経路の口径よりも大きい請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。

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