WO2008050654A1

WO2008050654A1 - Dispositif à cycle frigorifique et machine à fluide utilisée pour celui-ci

Info

Publication number: WO2008050654A1
Application number: PCT/JP2007/070268
Authority: WO
Inventors: Hiroshi Hasegawa; Masaru Matsui; Takeshi Ogata; Fumitoshi Nishiwaki; Hidetoshi Taguchi; Fuminori Sakima; Masanobu Wada
Original assignee: Panasonic Corporation
Priority date: 2006-10-25
Filing date: 2007-10-17
Publication date: 2008-05-02
Also published as: EP2077426A1; EP2077426A4; CN101506597A; CN101506597B; JP2009092378A; US20100251757A1; JP5178560B2; JPWO2008050654A1; US8074471B2; JP4261620B2

Description

明細書

冷凍サイクル装置およびそれに用いる流体機械

技術分野

[0001] 本発明は、冷凍サイクル装置およびそれに用いる流体機械に関する。

背景技術

[0002] 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。

[0003] 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一回収を行う技術が提案されている。

[0004] 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。

[0005] 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。

[0006] 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と吐出彻 J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!/、な!/、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の外周面の一部力 S、シリンダ 701の内周面と同一の曲率半径を有している。

[0007] 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。

[0008] 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、冷凍サイクノレ装置 601は、畐 IJ圧縮機 602、主圧縮機 603、ガスクーラ 604、 S彭張機 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。

[0009] 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により回収されたェネルギ一は、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。

[0010] 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 61 l aとべーン 61 lbとが一体形成されたスウィング型である。ベーン 61 lbには、シュ一 612が取り付けられている。シユー 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、シユー 612が揺動運動する。このべーン 61 lbの往復運動とシユー 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。

[0011] 特開 2004— 44569号公報ゃ特開 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号公報ゃ特開 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。ところ力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。

[0012] 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。

[0013] 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、揺動運動するシユー 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。

[0014] 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。し力、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。

発明の開示

[0015] 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、高いェ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。

[0016] 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、

冷媒回路は、

冷媒を圧縮する圧縮機と、

圧縮機により圧縮された冷媒を放熱させる放熱器と、

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、

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、

を有する冷凍サイクル装置を提供する。

[0017] 他の側面において、本発明は、

冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮機により圧縮された冷媒を放熱させる放熱器と、冷媒を蒸発させる蒸発器と、を有する冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置に用いられる流体機械であって、

放熱器からの冷媒を吸入する行程と、その吸入した冷媒を蒸発器側に吐出する行程と、を実質的に連続して行う動力回収手段を備えた流体機械を提供する。

[0018] 本発明によれば、高!/、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。

図面の簡単な説明

[0019] [図 1]第 1の実施形態に係る冷凍サイクル装置の構成図

[図 2]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 3]図 2における ΙΠ-ΠΙ矢視図

[図 4A]図 3における IV-IV矢視図園 4B]冷媒の流れ方向を示す IV-IV矢視図

園 5]第 1の実施形態における流体圧モータの動作原理図

園 6]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園 7]内部熱交換器を設けた冷凍サイクル装置の構成図

園 8]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

園 9]第 2の実施形態に係る冷凍サイクル装置の構成図

園 10]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

園 11]変形例 1の発電機を備えた流体圧モータの縦断面図

[図 12]変形例 2に係る流体圧モータの構成を表す断面図

園 13]変形例 2に係る流体圧モータの動作原理図

園 14]第 3の実施形態に係る冷凍サイクル装置の構成図

[図 15]図 14に示す流体機械の断面図

[図 16]図 15における D1— D1矢視図

[図 17]図 15における D2— D2矢視図

園 18]流体圧モータの動作原理図

園 19]過給機の動作原理図

[図 20]図 15における D3— D3矢視図

[図 21]圧縮機の概略構成を表す模式図

[図 22]冷凍サイクルのモリエル線図

園 23]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 [図 24A]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園 24B]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園 24C]差圧力が相殺される理由の説明図

園 25]変形例 1に係る過給機の断面図

園 26]従来の冷凍サイクル装置の構成図

園 27]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ノレ装置の構成図 [図 28]従来の膨張機一体型圧縮機の縦断面図

[図 29]図 28における D5— D5矢視図

[図 30]従来の媒質駆動モータの動作原理図

[図 31]従来のロータリ式流体機械の構成図

発明を実施するための最良の形態

[0020] 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。

[0021] くく第 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ょうとするものである。

[0022] 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。

[0023] 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力 S、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ェネルギー回収効率の面で有利となりうる。

[0024] 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。

[0025] 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《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。

[0026] さらに、冷媒回路は、下記の如ぐ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。

[0027] 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。

[0028] 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ぐ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。

[0029] 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。

[0030] 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 ΠΗΠ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。

[0031] 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。

[0032] 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）が揷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。

[0033] 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、車由受咅才 35と、マフラー 36と、吸人管 37と、吐出管 38とを備免てい

[0034] 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（例えばインポリュート形状等）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（例えばインポリュート形状等）のラップ 33aが形成されている。これらラップ 32aおよび 33 a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。

[0035] 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が嵌合揷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レ、る。

[0036] 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。 [0037] 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。

[0038] 一流体圧モータ 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。

[0039] 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つている。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。

[0040] 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!/、る。

[0041] 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。

[0042] 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つている。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。

[0043] 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 6 1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。

[0044] 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 5 3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。

[0045] 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。

[0046] 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

[0047] 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。

[0048] 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。

[0049] 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ぐピストン 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。

[0050] 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ぐ例えば、吸入口 63と吐出口 64とが相互に同じ開口面積を有して!/、てもよ!/、。

[0051] 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。

[0052] 一流体圧モータ 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、 ST；!〜 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 )力 80° 、 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。

[0053] 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 6 3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!/、ずれにも連通して!/、な!/、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 5 3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!/、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 fiわれる。

[0054] 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。

[0055] 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。

[0056] 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 [0057] 冷凍サイタノレー

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は臨界点（点 E)を通る等圧線である。 Rは臨界点（点 E)を通る等温線である。

P T

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より下の領域は

P

気相である。飽和液線 ELより左側かつ等温線 Rより下側の領域は液相である。等圧

T

線し、等温線 R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 p τ

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。

[0058] 圧縮機 2におレ、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) 力、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（ 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!/、ながら気相（点 A)へと変化する。

[0059] 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がより低ェンタルピー側の点 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が低ェンタルピー側に移るほど顕著である。

[0060] 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が低ェ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。

[0061] 一作用および効果

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。

[0062] 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°C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

[0063] 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。

[0064] 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 は、 FCHGで囲まれた圧力降下による回収動力 Wと、 CSDHで囲まれた

all p

比容積の増加による回収動力 W (膨張による回収動力）との合計で表される。図 8に

e

示すモデルでは、実際に Wが W の約 96%、 Wが W の約 4%となる。このことから

p all e all

分かるように、理論回収動力 W に占める膨張による回収動力 Wはごく僅かであり、

all e その大半が圧力降下による回収動力 wである。

P

[0065] 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 のうち回収動力 W all 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 のすベて、すなわち回収動力 Wをも回収する

ail e

ことが可能となる。

[0066] しかしながら、上述のように、理論回収動力 W に占める膨張による回収動力 Wの

all e 割合はごく僅かであり、圧力降下による回収動力 Wがその大半を占めている。このた

P

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ぐ流体圧モータ 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 に

all 占める膨張による回収動力 Wは非常に少ない。そのため、本実施形態のように動力

e

回収手段として流体圧モータ 4を用いたとしても、高!/、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。

[0067] 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レ、。

[0068] 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倍になる点ほ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 )は、例えば図 8に示す

loss

ケースでは、理論回収動力 W の約 3%に相当し、 W の約 4%に相当する Wに匹敵

all all e する。また、過膨張損失 W 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

loss

り、運転条件によっては過膨張損失 W が膨張による回収動力 Wと同等あるいはそ

loss e

れ以上となる場合もある。 [0069] 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 の大部分

all

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 も生じることがない。

loss

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。

[0070] 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力 S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。

[0071] 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。

[0072] 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。し力もながら、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。

[0073] 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。

[0074] 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ぐ吐出経路 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の両方力第 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!/、てもよ!/、。このような構成によつても、上記と同様の効果が得られる。

[0075] 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。

[0076] 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 6 Oa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。

[0077] 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。

[0078] 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。

[0079] 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力 Sできる。

[0080] 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 ¾]串をより向上すること力できる。

[0081] 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。

[0082] 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口一タリ式膨張機、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力 S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。

[0083] くく第 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ぐ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。 [0084] 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。

[0085] 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 5 1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タル装置 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。

[0086] 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揷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!/、ずれにぉレ、ても発電できるように設計されて!/、る。

[0087] 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つている。

[0088] 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。

[0089] 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!/、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力 Sできる。

[0090] 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に戻るようになつている。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。

[0091] 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。

[0092] 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。

[0093] 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

〇

[0094] 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力 S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。

[0095] 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。し力もながら、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ぐ例えばブリッジ回路等であってもよい。

[0096] また、流体圧モータは、この構成に限定されるものではなぐ例えば多シリンダの口一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。

[0097] 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。

[0098] くく変形例 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。

[0099] 本変形例 1では、シャフト 51には、 2つの偏心部 51blと 51b2と力 S設けられている。

偏心部 51M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。

[0100] 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に収糸内されている。ビス卜ン 53b、閉塞咅才 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 5 3b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。

[0101] 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。

[0102] 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 62 a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。

[0103] 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 6 Oc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。 [0104] 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。

[0105] 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つている。

[0106] 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力、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。

[0107] なお、シリンダを 3つ以上設けてもよぐその場合は、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。

[0108] くく変形例 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。

[0109] 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、旋回スクローノレ 71と、固定スクローノレ 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。 [0110] 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、インポ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とかみ合うインポリュート形状のラップ 71 a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。

[0111] 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揷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。

[0112] 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つている。

[0113] 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、 S 1〜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、 S 1に示す状態を φ = 0° として説明する。

[0114] S 1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 71 a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。

[0115] 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

)。

[0116] そして、再び S 1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、 S 1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。

[0117] 回転角 φ力 ¾60° 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 75 cとなる。そして、回転角 φ力 ¾60° 力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)。

[0118] 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。

[0119] 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、高レ、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。

[0120] 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。

[0121] 《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力 S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。

[0122] 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。

[0123] 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口フルォロカーボンである。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。

[0124] 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!/、し、ロータリ式の圧縮機であってもよ!/、。

[0125] 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。

[0126] 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。

[0127] 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。

[0128] 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 1 03によって圧縮されて再び高温高圧となる。

[0129] 冷凍サイクル装置 101の具体的構成

一流体機械 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。

[0130] (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。

[0131] 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 1 13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。

[0132] 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内の冷凍機油力過給機 102や動力回収手段 105の軸受ゃ隙間等に供給される。

[0133] 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。

[0134] 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 11 3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。

[0135] 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が摺動自在に揷入されている。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。

[0136] なお、付勢手段 25は、例えば、ばねによって構成すること力 S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。

[0137] 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 、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。

[0138] 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。

[0139] 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 2 6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。 [0140] 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 2 8に対して紙面背面側に位置するため、符号 31と符号 28とを併記している力 S、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。

[0141] 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 29 a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。

[0142] 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。

[0143] 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 2 6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。

[0144] 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ぉレ、て、吸入口 26と吐出口 29との一方のみしか閉じられて!/、な!/、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力シャフト 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力 S、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。

[0145] 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。

[0146] (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、 ST；!〜 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。

[0147] 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!/、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。

[0148] 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 力も吐出経路 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 1 2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。

[0149] (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。

[0150] 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レ、てもよレ、。

[0151] 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。

[0152] 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 4 2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!/、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。

[0153] 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。

[0154] 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 11 4とにより、第 2シリンダ 42内に第 2作動室 43が区画形成されてレ、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ぐ ± 2〜3° 程度の誤差がある場合も含むとレ、う趣旨である。

[0155] 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が摺動自在に揷入されている。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 43 bとに区画されている。

[0156] なお、付勢手段 45は、例えば、ばねによって構成すること力 S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。

[0157] 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。

[0158] 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。

[0159] 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。

[0160] 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とを併記している力この記載は、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。

[0161] 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つている。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。

[0162] 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 49 a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。

[0163] 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。

[0164] 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 43 a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 43 b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。

[0165] 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ぉレ、て、吸入口 46と吐出口 49との一方のみしか閉じられて!/、な!/、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力シャフト 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力 S、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。

[0166] 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。

[0167] (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 1 9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。

[0168] 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。

[0169] 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。

[0170] 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。

[0171] (バランスウェイト 152)

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

[0172] バランスウェイト 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。

[0173] 具体的には、バランスウェイト 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、バランスウェイト 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、バランスウェイト 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、バランスウェイト 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、バランスウェイト 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力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、バランスウェイト 152aおよび 152bは、内部空間 154が形成された部分力シャフト 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。

[0174] なお、バランスウェイト 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。

[0175] 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 10 3a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 1 60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

〇

[0176] 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 16 4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内の圧力力 S、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!/、る。

[0177] 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 、 h 、 h 、 h 、 hは

A B C D E

、それぞれ A、 B、 C、 D、 Eの各点における冷媒のェンタルピーを示している。

[0178] 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。

[0179] 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。

[0180] 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)の行程にぉレ、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。

[0181] 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)力気相（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。

[0182] 一作用および効果

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 — h )に相当するエネルギーが動力として回収

D E

される。おおよそのところ、この回収されたェンタルピー（h —h )に、動力回収手段 1

D E

05の効率 7] と過給機 102の効率 7] とを乗じて得られるェンタルピー 7] · η exp pump exp pump

(h -h ) = (h -h )に相当するエネルギー力 S、過給機 102によって冷媒に与えら

D E B A

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。

[0183] 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 -h )に相当するエネルギー

B A

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を向上させること力 Sできる。

[0184] 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 1 05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。

[0185] 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力、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力できること力ある。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。

[0186] 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。

[0187] 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。

[0188] 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。

[0189] 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°C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との間は等ェントロピーであると仮定している。

[0190] 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 10 2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 43 a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。

[0191] 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 は、過給機 102での理論圧縮仕事 W と、圧縮機 cO cl 構 103aでの理論圧縮仕事 W との合計で表される。さらに、過給機 102での理論圧

C2

縮仕事 W は、断熱圧縮 (AB)の仕事 W と、断熱圧縮に比べて増加した仕事 Wc cl cll 12 との合計で表される。ここで、動力回収手段 105の効率 7] を 81 %とし、過給機 102 exp

の効率 7] を 81 %とすると、図 23に示すモデルでは、実際に W は W (=W +W pump cl cO cl

)の 10%となる。 W は W の 90%となる。 W は W の 4%となる。 W は W の 0· 4 c2 c2 cO cl2 cl cl2 cO

%となる。

[0192] 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 はごく

cl2 僅かである。また、全理論圧縮仕事 W に占める仕事の増加分 W 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、高レ、エネルギー効率を実現できる。

[0193] 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。

[0194] 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、回収トノレ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。したがつて、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。

[0195] 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。

[0196] 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ぐ一定している。一方、吐出作動室の圧力は吐出側の圧力と等しぐ一定している。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。

[0197] 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!/、。

[0198] 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。

[0199] 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。

[0200] 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 10 5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 24 B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。

[0201] 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 1 02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力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、冷凍サイタ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

[0202] 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 1 2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 1 10の製造が容易になる。

[0203] 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 4 1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 11 4との間の摩擦力を低減することができる。

[0204] 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の方向に向力、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に向力、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。

[0205] 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 Fは

1

、第 1ピストン 21の面積 Sに吸入圧力 P と吐出圧力 P との差を乗じた値となる。過給 es ed

機 102において、第 2ピストン 41に働く差圧力 Fは、第 2ピストン 41の面積 Sに吐出圧力 P と吸入圧力 P との差を乗じた値となる。差圧力 Fおよび差圧力 Fを同一平 cd cs 1 2 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 Fおよび差圧力 Fの作

1 2 用点が一致し、より確実に相殺されうる。

[0206] 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力 S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力 S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。

[0207] 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つのバランスゥェイト 152aおよび 152b力 S取り付けられている。これら 2つのバランスウェイト 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ェイト 152を配置することが効果的である。ただし、バランスウェイト 152aおよび 152bに加えて、さらに 1または複数のバランスウェイトをシャフト 12に取り付けるようにしてもよい。

[0208] 図 15および図 20に示すように、バランスウェイト 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、バランスウェイト 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、バランスゥェイト 152aおよび 152bの占める空間の形状力シャフト 12の回転角度によらず一定である。例えば、バランスウェイト 152aおよび 152bがシャフト 12の回転によって変位する場合、バランスウェイト 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、バランスウェイト 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、バランスウェイト 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、ノランスウェイト 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!/ヽ。したがって、バランスウェイト 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。 [0209] 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。

[0210] また、バランスウェイト 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。

[0211] 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。

[0212] 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レ、。冷凍機油の絶縁性が十分でなければ、電動機 1 08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!/ヽなレ、ため、ショート等の問題は生じなレ、。

[0213] 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 11 1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 1 11内の冷凍機油の量が減ると、均油管 163を介して圧縮機 103のオイノレ溜り 161力、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 1 03のオイノレ溜り 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。

[0214] 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によつて、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。

[0215] 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

[0216] 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との両方力第 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!/、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のすベてを第 1閉塞部材 115に形成するようにしてもよ!/、。 [0217] 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 43 b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。

[0218] 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!/、範囲で極力低!/、ことが好まし!/、。

[0219] 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つている。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。

[0220] 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 1 11内の圧力よりも低!/、ことが特に好まし!/、。

[0221] 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。

[0222] 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。

[0223] 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力 S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。

[0224] 《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。し力もながら、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。

[0225] 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。 [0226] 《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。

[0227] 《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!/、。

[0228] 《変形例 4》

バランスウェイト 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、バランスウェイト 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 4 1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力 S好ましい。

[0229] 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 4 1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が起動しゃすくなる。

[0230] 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 1 03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 1 05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。

[0231] 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 2 1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。

[0232] 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 4 1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。

[0233] 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。

[0234] 《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のすベてを第 1閉塞部材 115に形成するようにしてもよ!/、。

[0235] 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。

[0236] バランスウェイト 152aおよび 152bに加えて、さらに 1または複数のバランスウェイトをシャフト 12に取り付けるようにしてもよい。

[0237] 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力 S、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。 [0238] 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力 S、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。

産業上の利用可能性

[0239] 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。

Claims

請求の範囲

[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、

を有する冷凍サイクル装置。

[2] 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て!/、る請求項 1に記載の冷凍サイクル装置。

[3] 前記動力回収手段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レ、る請求項 1に記載の冷凍サイクル装置。

[4] 前記冷媒は二酸化炭素である請求項 1に記載の冷凍サイクル装置。

[5] 前記吸入経路および前記吐出経路のうちの少なくとも一方は、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る請求項 2に記載の冷凍サイクル装置。

[6] 前記吸入経路は前記高圧側の作動室の前記仕切部材と隣接した部分に開口しており、且つ前記吸入経路の前記作動室に対する開口は、その外側の端辺が上死点に位置したときの前記ピストンの外周面に沿った円弧状に形成されている請求項 2に記載の冷凍サイクル装置。

[7] 前記吐出経路は前記低圧側の作動室の前記仕切部材と隣接した部分に開口しており、且つ前記吐出経路の前記作動室に対する開口は、その外側の端辺が上死点に位置したときの前記ピストンの外周面に沿った円弧状に形成されている請求項 2に記載の冷凍サイクル装置。

[8] 前記吸入経路は前記高圧側の作動室の前記仕切部材と隣接した部分に開口しており、且つ前記吸入経路の前記作動室に対する開口部は、前記高圧側の作動室の広がる方向に延びるように前記シリンダの軸方向に対して傾斜して形成されている請求項 2に記載の冷凍サイクル装置。

[9] 前記吐出経路は前記低圧側の作動室の前記仕切部材と隣接した部分に開口しており、且つ前記吐出経路の前記作動室に対する開口部は、前記低圧側の作動室の広がる方向に延びるように前記シリンダの軸方向に対して傾斜して形成されている請求項 2に記載の冷凍サイクル装置。

[10] 前記吸入経路および前記吐出経路のうち!/、ずれか一方が前記第 1閉塞部材に形成され、他方が前記第 2閉塞部材に形成されている請求項 2に記載の冷凍サイクノレ装置。

[11] 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 2に記載の冷凍サイクル装置。

[12] 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 2に記載の冷凍サイタル装置。

[13] 前記動力回収手段は、

両端が閉鎖され且つ内周面を有し、前記シャフトがその中心軸を貫通するように位置する他の 1または複数のシリンダと、

前記他のシリンダ内において前記他の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回転自在に軸支され、前記他のシリンダの内周面との間に他の作動室を区画形成する筒状の他のピストンと、

前記他の作動室を高圧側と低圧側とに仕切る他の仕切部材と、

前記他のピストンの回転に伴って開閉され前記高圧側の他の作動室に連通する他の吸入経路と、

前記他のピストンの回転に伴って開閉され前記低圧側の他の作動室に連通する他の吐出経路と、

をさらに備えている請求項 2に記載の冷凍サイクル装置。

[14] 前記複数のピストンは、各々の上死点の位置が前記シャフト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請求項 13に記載の冷凍サイクル装置。

[15] 前記圧縮機は、圧縮機シャフトを有し、前記圧縮機シャフトを中心に回転動作を行うロータリ式またはスクロール式の圧縮機であり、前記圧縮機シャフトは前記動力回収手段の前記シャフトに連結されている請求項 2に記載の冷凍サイクル装置。

[16] 前記吸入経路は前記吐出経路よりも前記圧縮機寄りに位置している請求項 2に記載の冷凍サイクル装置。

[17] 前記シャフトに連結され、前記シャフトの回転により発電する発電機をさらに備えた請求項 2に記載の冷凍サイクル装置。

[18] 前記冷媒回路内に配置され、それぞれ前記動力回収手段に接続された第 1熱交換器および第 2熱交換器と、

前記圧縮機の吐出口および吸入口と前記第 1熱交換器と前記第 2熱交換器とが接続されており、前記圧縮機の吐出口を前記第 1熱交換器に接続する一方、前記圧縮機の吸入口を前記第 2熱交換器に接続する第 1の接続状態と、前記圧縮機の吐出口を前記第 2熱交換器に接続する一方、前記圧縮機の吸入口を前記第 1熱交換器に接続する第 2の接続状態とを切り替え可能な切り替え機構と、

を備え、

前記第 1の接続状態において、前記第 1熱交換器が前記放熱器として機能し、前記第 2熱交換器が前記蒸発器として機能する一方、前記第 2の接続状態において、前記第 1熱交換器が前記蒸発器として機能し、前記第 2熱交換器が前記放熱器として機能する請求項 1に記載の冷凍サイクル装置。

[19] 冷暖房エアコンである請求項 18に記載の冷凍サイクル装置。

[20] 前記冷媒回路が、

前記動力回収手段により回収された動力によって駆動され、前記蒸発器からの冷媒を吸入する行程と、その吸入した冷媒を前記圧縮機側に吐出する行程と、を実質的に連続して行う過給機をさらに有する請求項 1に記載の冷凍サイクル装置。

[21] 前記動力回収手段と前記過給機とを収納する密閉容器をさらに備えた請求項 20 に記載の冷凍サイクル装置。

[22] 前記密閉容器は、冷凍機油で満たされて!/、る請求項 21に記載の冷凍サイクル装置。

[23] 前記圧縮機は、

冷媒を圧縮して吐出する圧縮機本体と、

前記圧縮機本体を収納し、前記圧縮機本体から圧縮された冷媒が吐出される内部空間が形成されたケーシングと、

を有し、

前記内部空間の下部には、前記圧縮機本体を潤滑する冷凍機油が溜められるォィル溜りが形成されており、

前記オイル溜りと、前記密閉容器の内部とを連通させる油管をさらに備えた請求項 21に記載の冷凍サイクル装置。

[24] 前記油管に取り付けられた絞り機構をさらに備えた請求項 23に記載の冷凍サイクル装置。

[25] 前記密閉容器の内部の圧力は、前記冷媒回路の高圧側の圧力よりも低ぐ前記冷媒回路の低圧側の圧力よりも高い請求項 23に記載の冷凍サイクル装置。

[26] 第 1閉塞部材と、

前記第 1閉塞部材に対向する第 2閉塞部材と、

前記第 1閉塞部材と前記第 2閉塞部材とにより両端が閉塞され、内周面を有する第 1シリンダと、

前記第 1閉塞部材に対向する第 3閉塞部材と、

前記第 1閉塞部材と前記第 3閉塞部材とにより両端が閉塞されており、前記第 1シリンダの中心軸と共通する中心軸を有し、内周面を有する第 2シリンダと、

前記第 1シリンダと前記第 2シリンダとの中心軸上に配置され、前記第 1シリンダと前記第 2シリンダとを貫通する回転自在のシャフトと、

前記第 1シリンダ内において、前記第 1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、前記第 1シリンダの内周面との間に、容積が実質的に不変である第 1作動室を区画形成する筒状の第 1ピストンと、

前記第 1作動室を高圧側と低圧側とに仕切る第 1仕切部材と、

前記第 1ピストンの回転に伴って開閉され、前記第 1作動室の高圧側部分に連通する第 1吸入経路と、

前記第 1ピストンの回転に伴って開閉され、前記第 1作動室の低圧側部分に連通する第 1吐出経路と、

前記第 2シリンダ内において、前記第 2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、前記第 2シリンダの内周面との間に、容積が実質的に不変である第 2作動室を区画形成する筒状の第 2ピストンと、

前記第 2作動室を高圧側と低圧側とに仕切る第 2仕切部材と、

前記第 2ピストンの回転に伴って開閉され、前記第 2作動室の低圧側部分に連通する第 2吸入経路と、

前記第 2ピストンの回転に伴って開閉され、前記第 2作動室の高圧側部分に連通する第 2吐出経路と、

を備え、

前記動力回収手段は、前記第 1閉塞部材と、前記第 2閉塞部材と、前記第 1シリンダと、前記第 1ピストンと、前記第 1仕切部材と、前記第 1吸入経路と、前記第 1吐出経路と、により構成されており、

前記過給機は、前記第 1閉塞部材と、前記第 3閉塞部材と、前記第 2シリンダと、前記第 2ピストンと、前記第 2仕切部材と、前記第 2吸入経路と、前記第 2吐出経路と、により構成されている請求項 20に記載の冷凍サイクル装置。

[27] 前記第 1吸入経路および前記第 1吐出経路は、いずれも前記第 2閉塞部材に形成されている請求項 26に記載の冷凍サイクル装置。

[28] 前記第 1吸入経路および前記第 1吐出経路のうち少なくとも一方は、前記第 1ピストンが上死点に位置する瞬間のみ、前記第 1ピストンによって閉鎖される請求項 26に記載の冷凍サイクル装置。

[29] 前記第 2吸入経路および前記第 2吐出経路は、いずれも前記第 3閉塞部材に形成されている請求項 26に記載の冷凍サイクル装置。

[30] 前記第 2吸入経路および前記第 2吐出経路のうち少なくとも一方は、前記第 2ピストンが上死点に位置する瞬間のみ、前記第 2ピストンによって閉鎖される請求項 26に記載の冷凍サイクル装置。

[31] 前記第 1ピストンが上死点に位置するタイミングと、前記第 2ピストンが上死点に位置するタイミングとが略同一である請求項 26に記載の冷凍サイクル装置。

[32] 前記第 1ピストンの前記第 1シリンダの中心軸に対する偏心方向と、前記第 2ピストンの前記第 2シリンダの中心軸に対する偏心方向とは、相互に略同一である請求項 2

6に記載の冷凍サイクル装置。

[33] 前記シャフトの各端部に配置され、前記シャフトと前記第 1ピストンと前記第 2ピストンとを含む回転体の前記シャフトの回転軸周りの重量ばらつきを低減するバランスゥエイトをさらに備えた請求項 26に記載の冷凍サイクル装置。

[34] 前記各バランスウェイトの形状は、前記シャフトの回転軸に対して軸対称である請求項 33に記載の冷凍サイクル装置。

[35] 前記圧縮機は、

冷媒を圧縮して吐出する圧縮機本体と、

を有し、

前記内部空間と前記密閉容器とは連通しており、

前記第 2シリンダには、前記第 2仕切部材が摺動可能に揷入された溝が形成されており、

前記溝と前記第 2仕切部材とにより区画形成される背面空間内の圧力は、前記密閉容器内の圧力よりも低い請求項 26に記載の冷凍サイクル装置。

[36] 前記第 2シリンダには、前記第 2仕切部材が摺動可能に揷入された溝が形成されており、

前記溝と前記第 2仕切部材とにより区画形成される背面空間内の圧力が前記第 2 作動室内の圧力よりも高い請求項 26に記載の冷凍サイクル装置。

[37] 前記第 2シリンダには、前記第 2仕切部材が摺動可能に揷入された溝が形成されており、

前記溝と前記第 2仕切部材とにより区画形成される背面空間は密閉空間である請求項 26に記載の冷凍サイクル装置。

[38] 前記第 2シリンダには、前記第 2仕切部材が摺動可能に揷入された溝が形成されており、

前記溝と前記第 2仕切部材とにより区画形成される背面空間と、前記第 2吸入経路または前記第 2吐出経路と、を連通させる連通管をさらに備えた請求項 26に記載の冷凍サイクル装置。

[39] 前記連通管は、前記溝と前記第 2仕切部材とによって区画形成される背面空間と、前記第 2吸入経路と、を連通させるものであり、

前記第 2仕切部材は、前記第 2仕切部材が前記背面空間の体積を縮小する方向にスライドしたときに、前記連通孔を閉鎖する請求項 38に記載の冷凍サイクル装置。

[40] 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放熱器と

、冷媒を蒸発させる蒸発器と、を有する冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置に用いられる流体機械であって、

前記放熱器からの冷媒を吸入する行程と、その吸入した冷媒を前記蒸発器側に吐出する行程と、を実質的に連続して行う動力回収手段を備えた流体機械。

[41] 前記動力回収手段により回収された動力によって駆動され、前記蒸発器からの冷媒を吸入する行程と、その吸入した冷媒を前記圧縮機側に吐出する行程と、を実質的に連続して行う過給機をさらに備えた請求項 40に記載の流体機械。前記動力回収手段と前記過給機とを収納する密閉容器をさらに備えた請求項 41 に記載の流体機械。