WO2009136488A1 - 流体機械 - Google Patents

流体機械 Download PDF

Info

Publication number
WO2009136488A1
WO2009136488A1 PCT/JP2009/001973 JP2009001973W WO2009136488A1 WO 2009136488 A1 WO2009136488 A1 WO 2009136488A1 JP 2009001973 W JP2009001973 W JP 2009001973W WO 2009136488 A1 WO2009136488 A1 WO 2009136488A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
compressor
sub
refrigerant
fluid machine
power recovery
Prior art date
Application number
PCT/JP2009/001973
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
長谷川寛
尾形雄司
和田賢宣
塩谷優
咲間文順
Original Assignee
パナソニック株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by パナソニック株式会社 filed Critical パナソニック株式会社
Priority to EP09742613A priority Critical patent/EP2177767A1/en
Priority to US12/668,310 priority patent/US20100275638A1/en
Priority to CN200980000534A priority patent/CN101688537A/zh
Priority to JP2010511015A priority patent/JPWO2009136488A1/ja
Publication of WO2009136488A1 publication Critical patent/WO2009136488A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
    • F01C13/00—Adaptations of machines or engines for special use; Combinations of engines with devices driven thereby
    • F01C13/04—Adaptations of machines or engines for special use; Combinations of engines with devices driven thereby for driving pumps or compressors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/02—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents
    • F04C18/0207—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents both members having co-operating elements in spiral form
    • F04C18/0215—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents both members having co-operating elements in spiral form where only one member is moving
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/30—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C18/34—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C18/356—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member
    • F04C18/3562—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member the inner and outer member being in contact along one line or continuous surfaces substantially parallel to the axis of rotation
    • F04C18/3564—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the outer member the inner and outer member being in contact along one line or continuous surfaces substantially parallel to the axis of rotation the surfaces of the inner and outer member, forming the working space, being surfaces of revolution
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/005—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids of dissimilar working principle
    • F04C23/006—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids of dissimilar working principle having complementary function
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/008—Hermetic pumps

Definitions

  • the present invention relates to a fluid machine in which a compressor and a power recovery machine are integrated for use in a power recovery refrigeration cycle apparatus.
  • FIG. 10 is a longitudinal sectional view of a conventional fluid machine 10 in which a compressor and an expander are integrated.
  • the conventional fluid machine 10 includes a compressor 1, a rotary electric motor 7, and an expander 3 arranged in order from above in an airtight container 8 and connected by a common shaft 6. It consists of
  • FIG. 11 is a configuration diagram of a power recovery type refrigeration cycle apparatus 300 using the conventional fluid machine 10.
  • the conventional power recovery refrigeration cycle apparatus 300 includes a fluid machine 10, a first heat exchanger 2, a second heat exchanger 4, and a compressor 1, a first heat exchanger 2, and an expansion. It is comprised by the refrigerant
  • the refrigerant is compressed by the compressor 1 to be changed from a low pressure to a high temperature and a high pressure, and is cooled by the first heat exchanger 2 to dissipate heat.
  • the refrigerant that has become the medium temperature and high pressure in the first heat exchanger 2 expands in the expander 3 and changes from high pressure to low temperature and low pressure, and is heated in the second heat exchanger 4 to evaporate.
  • the refrigerant that has become a medium temperature and low pressure in the second heat exchanger 4 returns to the compressor 1 again and repeats the above circulation.
  • the expander 3 converts pressure energy generated when the refrigerant expands into energy for driving the compressor 1 together with the rotary motor 7 via the shaft 6.
  • the present invention has been made in view of such points, and is intended to greatly reduce the heat transfer from the compressor to the power recovery machine in order to prevent the COP of the power recovery type refrigeration cycle apparatus from decreasing. Objective.
  • a fluid machine includes a sealed container, a rotary electric motor including a stator and a rotor disposed in the sealed container, and a refrigerant disposed in the sealed container.
  • a compressor that compresses and discharges it into the sealed container
  • a power recovery device that is disposed in the sealed container and recovers power from the refrigerant by sucking and discharging the refrigerant, the rotary electric motor, and the compression
  • a sub-compressor which is shared between the compressor and the power recovery machine and which is arranged between the compressor and the power recovery machine and boosts the refrigerant by rotation of the shaft and sends it to the compressor And.
  • the temperature of the sub-compressor and the low-temperature power recovery machine with a slight increase in temperature are substantially the same. There is almost no heat transfer between the sub-compressor and the power recovery machine. In addition, heat transfer occurs between the high-temperature compressor and the low-temperature sub-compressor, but even if the heat from the compressor heats the refrigerant compressed by the sub-compressor, the refrigerant discharged from the sub-compressor Since it is sent to the compressor, the temperature rise of the sub compressor hardly occurs. In addition, since heat transferred from the compressor to the sub-compressor is returned to the compressor again by the refrigerant, only heat circulation is performed in the compression stroke.
  • the power recovery type refrigeration cycle apparatus is configured using the fluid machine of the present invention, it is possible to greatly reduce the heat transfer from the high temperature compressor to the low temperature power recovery machine, and the power recovery type refrigeration cycle
  • the COP of the apparatus can be improved.
  • the longitudinal cross-sectional view of the fluid machine which concerns on Embodiment 1 of this invention 2A is a cross-sectional view of the sub-compressor taken along line IIA-IIA in FIG. 1
  • FIG. 2B is a cross-sectional view of the expander taken along line IIB-IIB in FIG. 1
  • FIG. 2C is an expander taken along line IIC-IIC in FIG.
  • FIG. 9A is a conceptual diagram of a fluid machine according to Modification 2.
  • FIG. 9B is a conceptual diagram of a fluid machine according to Modification 3.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a fluid machine 21 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • 2A is a cross-sectional view of the sub-compressor 23 taken along the line IIA-IIA in FIG. 1
  • FIG. 2B is a cross-sectional view of the expander 24 as a power recovery machine taken along the line IIB-IIB in FIG. 1
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the expander 24 taken along the line IIC-IIC in FIG. 1.
  • the fluid machine 21 includes a vertically long cylindrical sealed container 8. Inside the hermetic container 8, a scroll compressor 22, a rotary electric motor 7 including a stator 7a and a rotor 7b, a rotary sub compressor 23, and a two-stage rotary expander 24 are provided from above. Arranged in order.
  • the compressor 22, the rotary electric motor 7, the sub compressor 23, and the expander 24 are connected to one axis by a shaft 6 that extends in the vertical direction. In other words, the compressor 22, the rotary electric motor 7, the sub compressor 23 and the expander 24 share the shaft 6.
  • An oil sump 34 is formed at the bottom of the sealed container 8. Note that the oil surface 34a of the oil reservoir 34 in the first embodiment is located above an oil pump 35 described later and below the rotary electric motor 7, and the sub compressor 23 and the expander 24 are oil reservoir 34. I'm immersed in A discharge pipe 47 for discharging the refrigerant discharged from the compressor 22 into the sealed container 8 to the outside of the sealed container 8 is provided above the sealed container 8. A suction pipe 46 for the compressor 22, a discharge pipe 59 and a suction pipe 63 for the sub-compressor 23, and a suction pipe 81 and a discharge pipe 83 for the expander 24 are respectively sealed at the side of the sealed container 8. The container 8 is disposed through. A suction pipe 46 for the compressor 22 and a discharge pipe 59 for the sub compressor 23 are connected by a refrigerant pipe 29.
  • the shaft 6 is formed by connecting a main shaft 31 and a sub shaft 32 by a joint 33 and integrating them.
  • the main shaft 31 is pivotally supported by an upper bearing member 44 and a lower bearing member 36, and an upper end portion thereof is provided with an eccentric portion 31b.
  • An oil supply passage 31 a is formed inside the main shaft 31, and the oil supply passage 31 a communicates with an oil pump 35 provided above the sub compressor 23.
  • the auxiliary shaft 32 is pivotally supported by the upper bearing member 54 and the lower bearing member 78, and is provided with eccentric portions 32a, 32b, and 32c in the middle.
  • An oil supply path 32 d that opens to the oil sump 34 at the lower end surface of the sub shaft 32 is formed inside the sub shaft 32.
  • the scroll compressor 22 includes a main shaft 31, a fixed scroll 41, an orbiting scroll 42, an Oldham ring 43, and a muffler 45 that are shared with the rotary electric motor 7.
  • the fixed scroll 41 is fixed to the inner peripheral surface of the sealed container 8, and a muffler 45 is installed on the upper surface thereof.
  • the upper bearing member 44 is fixed to the lower surface of the fixed scroll 41 with the orbiting scroll 42 interposed therebetween.
  • a spiral wrap 41a is formed in the lower surface of the fixed scroll 41, and a discharge hole 41c is formed in the center thereof.
  • a spiral wrap 42 a is formed on the upper surface of the orbiting scroll 42.
  • the orbiting scroll 42 is disposed so as to face the fixed scroll 41 so that the wrap 42 a meshes with the wrap 41 a of the fixed scroll 41. Thereby, a crescent-shaped working chamber 48 is formed between the wrap 41a and the wrap 42a.
  • the lower surface of the orbiting scroll 42 is fitted to the eccentric portion 31 b of the main shaft 31, and an Oldham ring for restraining the rotation of the orbiting scroll 42 between the peripheral edge portion and the upper bearing member 44. 43 is arranged.
  • the crescent-shaped working chamber 48 reduces the volume while moving from the outside to the inside.
  • the refrigerant sucked from the suction pipe 46 is compressed.
  • the compressed refrigerant passes through the inner space of the muffler 45 from the discharge hole 41 c of the fixed scroll 41, the flow path 49 provided in the peripheral portion of the fixed scroll 41 and the upper bearing member 44, and the inner space of the sealed container 8. Is discharged.
  • the refrigerant discharged into the internal space descends to the lower side of the rotary motor 7 with the lubricating oil mixed therein.
  • the refrigerant is separated from the oil by gravity, centrifugal force, or the like, then rises in the internal space of the sealed container 8 and is discharged from the discharge pipe 47 to the outside.
  • a trochoid pump is used as the oil pump 35.
  • the oil in the oil reservoir 34 is supplied to the compressor 22 by the oil pump 35 through the oil supply passage 31a of the main shaft 31, and lubricates the sliding portion of the compressor 22 and seals the gap. Thereafter, the oil discharged from the compressor 22 falls into the internal space and falls to the lower side of the rotary motor 7 together with the refrigerant. The oil returns to the oil sump 34 after being separated from the refrigerant by gravity or centrifugal force.
  • a substantially disc-shaped lower bearing member 36 having the same diameter as the inner diameter of the sealed container 8 is fixed to the inner peripheral surface of the sealed container 8.
  • An oil pump 35 is fixed to the lower surface of the lower bearing member 36.
  • the lower bearing member 36 is provided with through holes 36a through which oil is circulated at appropriate positions.
  • a substantially disc-shaped upper bearing member 54 having the same diameter as the inner diameter of the sealed container 8 is fixed to the inner peripheral surface of the sealed container 8 below the joint 33.
  • a communication passage 54 a that penetrates the upper bearing member 54 is provided at the peripheral edge of the upper bearing member 54.
  • the communication passage 54a allows oil to flow between the upper portion and the lower portion of the oil reservoir 34 sandwiching the upper bearing member 54, and automatically adjusts the oil amount between them. Is called.
  • a lower bearing member 78 is fixed to the lower surface of the upper bearing member 54 with the sub compressor 23 and the expander 24 interposed therebetween.
  • the rotary sub compressor 23 includes a sub shaft 32, a cylinder 51, a piston 52, a vane 53, a spring 62, and a discharge valve 61 (see FIG. 1).
  • the discharge valve 61 is not an essential component.
  • the discharge valve 61 is provided as in the present embodiment, the refrigerant is compressed inside the sub compressor 23 as will be described later, and when there is no discharge valve 61, the sub compressor 23 forcibly discharges the refrigerant. As a result, the refrigerant is compressed outside the sub compressor 23. Thus, in any case, the refrigerant is pressurized by the sub compressor 23.
  • the piston 52 is disposed inside the cylinder 51.
  • the piston 52 engages with the eccentric portion 32 a of the sub shaft 32 and rotates eccentrically as the sub shaft 32 rotates.
  • An upper bearing member 54 is installed above the cylinder 51 and the piston 52 so as to be in contact with their upper end surfaces, and a first middle plate 55 is provided below the cylinder 51 and the piston 52 so as to be in contact with their lower end surfaces. is set up. As a result, a crescent-shaped space 57 is formed inside the sub compressor 23.
  • the cylinder 51 is provided with a vane groove 51a, and a vane 53 is inserted therein.
  • a spring 62 is installed on the back surface of the vane 53 so that the tip of the vane 53 is in contact with the outer peripheral surface of the piston 52.
  • the crescent-shaped space 57 is partitioned into a suction side working chamber 57a and a discharge side working chamber 57b.
  • a disc-shaped discharge cover 56 having a slightly smaller diameter than the upper bearing member 54 is installed above the upper bearing member 54.
  • a discharge space 56 a that covers the upper side of the sub compressor 23 is formed between the sub compressor 23 and the oil pump 35.
  • an annular recess that goes around the sub shaft 32 is provided on the upper surface of the upper bearing member 54, and the discharge space 56 a is formed by closing the recess with the discharge cover 56. ing.
  • the discharge space 56 a is filled with the refrigerant immediately after being discharged from the sub compressor 23.
  • the discharge space 56a communicates with the discharge pipe 59, and the refrigerant once discharged into the discharge space 56a is discharged to the outside through the discharge pipe 59.
  • the cylinder 51 and the upper bearing member 54 are formed with a suction hole 58 extending from the suction pipe 63 to the suction side working chamber 57a, and the refrigerant flows from the suction pipe 63 connected to the cylinder 51 through the suction hole 58 to the suction side working chamber 57a. Inhaled.
  • the upper bearing member 54 is formed with a discharge hole 60 penetrating the upper bearing member 54, and the refrigerant is discharged from the discharge side working chamber 57 b to the discharge space 56 a through the discharge hole 60.
  • a pressure setting discharge valve 61 is installed above the discharge hole 60, and the flow of the refrigerant is controlled by the discharge valve 61.
  • the suction hole 58 communicates with the suction side working chamber 57a, whereby the refrigerant is sucked from the suction pipe 63 and the volume of the suction side working chamber 57a. Will expand.
  • the suction side working chamber 57 a is transferred to the discharge side working chamber 57 b and communicates with the discharge hole 60.
  • the volume of the discharge side working chamber 57b decreases, whereby the refrigerant is compressed.
  • the discharge valve 61 is deformed to open the discharge hole 60 and the refrigerant flows into the discharge space 56a. As a result, the refrigerant that has filled the discharge space 56 a is pushed out to the discharge pipe 59.
  • the discharge space 56a has a heat transfer member (in this embodiment, the discharge cover 56 and the upper bearing member 54) between them in order to actively recover the heat moving from the compressor 22 side to the expander 24 side by the refrigerant. ) In a large area. As described above, by increasing the contact area between the refrigerant and the heat transfer member, the heat moving from the compressor 22 side to the expander 24 side by the refrigerant passing through the discharge space 56a can be efficiently recovered. Further, by providing such a discharge space 56 a, an excellent heat insulating effect can be obtained between the compressor 22 and the sub compressor 23.
  • a refrigerant flow toward the discharge pipe 56 is formed over the entire area in the discharge space 56a. From such a viewpoint, it is preferable that the position of the discharge pipe 59 and the position of the discharge hole 60 be as far apart as possible. In order to realize this, it is preferable that the discharge pipe 59 and the discharge hole 60 are in opposite positions with the sub shaft 32 interposed therebetween.
  • the hermetic container 8 is in contact with the compressor 22 and the stator 7a of the rotary electric motor 7. For this reason, heat is transmitted to the refrigerant flowing through the suction pipe 81 and the discharge pipe 83 for the expander 24 using the sealed container 8 as a heat transfer path, or heat is transmitted to the oil around the expander 24.
  • the upper bearing member 54 in contact with the sealed container 8 and the discharge cover 56 in contact with the upper container member 54 are made of a material having a higher thermal conductivity than that of the sealed container 8, and heat transmitted through the sealed container 8 is discharged into the discharge space. You may make it actively guide to 56a.
  • the sealed container 8 is made of an iron-based material such as carbon steel or cast iron.
  • a material constituting the upper bearing member 54 and the discharge cover 56 for example, a copper-based material such as brass or an aluminum-based material such as duralumin can be used. If it does in this way, the heat recovery effect by the refrigerant in discharge space 56a can further be heightened.
  • the two-stage rotary expander 24 includes a sub shaft 32, a first cylinder 71, a second cylinder 72, a first piston 73, and a second piston 74 that are shared with the sub compressor 23.
  • the first piston 73 and the second piston 74 are disposed inside the first cylinder 71 and the second cylinder 72, respectively.
  • the first piston 73 and the second piston 74 are fitted to the eccentric portions 32 b and 32 c of the sub shaft 32, respectively, and rotate eccentrically as the sub shaft 32 rotates.
  • a first intermediate plate 55 is installed above the first cylinder 71 and the first piston 73 so as to be in contact with the upper end surfaces thereof, and below the second cylinder 72 and the second piston 74 at the lower end surfaces thereof.
  • a lower bearing member 78 is installed so as to contact.
  • a second intermediate plate 77 is installed so as to be in contact with.
  • a crescent-shaped first space 79 and second space 80 are formed inside the expander 24 via the second intermediate plate 77.
  • the first cylinder 71 and the second cylinder 72 are provided with a first vane groove 71a and a second vane groove 72a, respectively, and a first vane 75 and a second vane 76 are inserted therein.
  • a first spring 85 and a second spring 86 are provided on the back surfaces of the first vane 75 and the second vane 76, respectively, and the tips of the first vane 75 and the second vane 76 are the first piston 73 and the second piston 74, respectively. It is comprised so that it may touch the outer peripheral surface.
  • the crescent-shaped first space 79 and second space 80 become the first suction side working chamber 79a and the first discharge side working chamber 79b, and the second suction side working chamber 80a and the second discharge side working chamber. It is partitioned into 80b.
  • the volume of the second space 80 that is, the total volume of the second suction side working chamber 80a and the second discharge side working chamber 80b is equal to the volume of the first space 79, that is,
  • the first suction side working chamber 79a and the first discharge side working chamber 79b are formed so as to be larger than the total volume, and the ratio of these volumes corresponds to an increase in the specific volume of the refrigerant due to expansion.
  • the first intermediate plate 55 and the first cylinder 71 are formed with a suction hole 82 from the suction pipe 81 to the first suction side working chamber 79a, and the suction pipe 81 connected to the first middle plate 55 is connected to the first suction side.
  • the refrigerant is sucked into the working chamber 79a.
  • a discharge hole 84 extending from the second discharge side working chamber 80b to the discharge pipe 83 is formed, and the discharge pipe connected to the lower bearing member 78 from the second discharge side working chamber 80b.
  • the refrigerant is discharged to 83.
  • the second intermediate plate 77 is formed with a communication hole 77a that communicates the first discharge side working chamber 79b and the second suction side working chamber 80a, thereby constituting one expansion chamber.
  • the suction hole 82 communicates with the first suction side working chamber 79a, whereby the refrigerant is sucked from the suction pipe 81 and the first suction is performed.
  • the volume of the side working chamber 79a increases.
  • the first suction side working chamber 79a moves to the first discharge side working chamber 79b and communicates with the second suction side working chamber 80a through the communication hole 77a.
  • the volume of the first discharge side working chamber 79b decreases, and the volume of the second suction side working chamber 80a communicated by the communication hole 77a increases, so that the refrigerant Expands.
  • the auxiliary shaft 32 makes one round again, the first discharge side working chamber 79b disappears, the communication hole 77a is closed, and the second suction side working chamber 80a shifts to the second discharge side working chamber 80b.
  • the volume of the second discharge side working chamber 80 b decreases and the refrigerant is discharged from the discharge pipe 83 to the outside through the discharge hole 84.
  • FIG. 3 is a configuration diagram of a power recovery refrigeration cycle apparatus 100 using the fluid machine 21 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the power recovery refrigeration cycle apparatus 100 according to the first embodiment includes a fluid machine 21, a first heat exchanger 2, a second heat exchanger 4, and a refrigerant pipe 29. Yes.
  • the refrigerant pipe 29 connects the constituent elements so that the compressor 22, the first heat exchanger 2, the expander 24, the second heat exchanger 4, and the sub compressor 23 are arranged in this order.
  • a refrigerant (specifically, carbon dioxide) is placed in a supercritical state on the refrigerant tube 29 on the high pressure side (portion from the compressor 22 through the first heat exchanger 2 to the expander 24).
  • the refrigerant is not limited to a supercritical state on the high pressure side, and may be a refrigerant that does not enter the supercritical state on the high pressure side (for example, a fluorocarbon refrigerant).
  • the refrigerant is compressed from a medium temperature low pressure to a high temperature high pressure in the compressor 22 and then cooled by heat exchange with the outside in the first heat exchanger 2 to become a medium temperature high pressure. And in the expander 24, after expanding from medium temperature high pressure to low temperature low pressure, in the 2nd heat exchanger 4, it is heated by heat exchange with the exterior, and becomes medium temperature low pressure. Thereafter, the sub-compressor 23 is compressed from the medium temperature low pressure to the intermediate pressure, and then returns to the compressor 22 again. In the expander 24, the expansion pressure energy generated when the refrigerant expands is converted into energy for driving the compressor 22 and the sub compressor 23 through the shaft 6 together with the rotary electric motor 7.
  • FIG. 4 is a Mollier diagram of the power recovery type refrigeration cycle apparatus 100 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • point A-point B are compression processes by the sub-compressor 23
  • point B-point C are compression processes by the main compressor 22
  • point C-point D are heat dissipation processes by the first heat exchanger 2
  • Point D to point E indicate the expansion process by the expander 24
  • point E to point A indicate the evaporation process by the second heat exchanger 4.
  • the amount of work, the amount of heat exchange, and the amount of recovered power in each process can be determined from the difference in enthalpy at each point.
  • h A is the enthalpy at the inlet of the sub-compressor 23
  • h B is the enthalpy at the outlet of the sub-compressor 23
  • h C is the enthalpy at the outlet of the compressor 22
  • h D is the enthalpy at the inlet of the expander 24 and h E indicates the enthalpy at the outlet of the expander 24.
  • the broken line T D in FIG. 4 the temperature at point D indicating the state of the suction side of the expander 24, the broken line T E is the temperature in the E point indicating the state of the discharge side of the expander 24, the broken line T C is It is the temperature at the point C indicating the discharge side state of the compressor 22, and shows the isotherm at each temperature.
  • a temperature relatively close to the dashed line T D and the broken line T E a lower temperature than the broken line T C.
  • a broken line T C is about 100 ° C.
  • a broken line T D is about 25 ° C.
  • the broken line T E is about 5 ° C..
  • Temperature of the is point A on the inlet side of the auxiliary compressor 23 is only slightly higher than the dashed line T E, is defined as the temperature difference in the refrigeration cycle apparatus 100 according to Embodiment 1 "superheat" .
  • the normal degree of superheat is about 5 ° C.
  • the degree of superheat is preferably as small as possible from the viewpoint of reducing the compression work of the compressor.
  • the temperature of the point is the temperature B at the outlet side of the auxiliary compressor 23 is found to be relatively close to the dashed line T D.
  • the compression ratio of the sub-compressor 23, that is, the ratio of the suction volume of the sub-compressor 23 to the suction volume of the compressor 22, is 1.2
  • the temperature rise from the point A to the point B is suppressed to about 20 ° C. it can, which is about the same as a temperature difference between the broken line T D and the broken line T E.
  • the compression ratio of the sub-compressor 23 considering that the temperature of the point A is substantially the same as the broken line T E, the compression ratio of the sub-compressor 23 to be 1.2 or less, the temperature difference between the sub-compressor 23 and the expander 24 It becomes one index to lose.
  • the temperature of the sub-compressor 23 disposed in the oil sump 34 is a temperature at point A-point B
  • the temperature of the expander 24 disposed further below is a temperature at point D-point E.
  • the temperatures at points D, E, A, and B are relatively close within the range of about 5 ° C. to 25 ° C., compared with the temperature at point C. As described above, it is significantly lower. As a result, the temperature in the vicinity of the sub compressor 23 of the oil reservoir 34 is affected by the internal temperature of the sub compressor 23 and the temperature is lowered.
  • the oil that contacts the discharge cover 56 of the oil sump 34 corresponds to the refrigerant temperature in the discharge space 56a. It is further cooled to near the temperature. Further, the oil staying below the sub compressor 23 in the oil reservoir 34 has substantially the same temperature as that near the sub compressor 23 because the temperatures of the sub compressor 23 and the expander 24 are relatively close.
  • the oil reservoir 34 is formed with a temperature stratification from the temperature at the point C to the temperature at the point B between the oil level 34 a and the discharge cover 56 on the sub compressor 23.
  • a temperature layer having a substantially constant temperature is formed between the expander 24 and no heat transfer.
  • the heat transfer occurs between the compressor 22 and the sub compressor 23 through the temperature stratification. That is, the temperature of the high-temperature refrigerant discharged from the compressor 22 into the sealed container 8 is reduced by dissipating heat to the oil reservoir 34.
  • the refrigerant whose temperature has decreased rises in the sealed container 8 and is discharged from the discharge pipe 47 to the first heat exchanger 2. Thereafter, the refrigerant that has passed through the expander 24 and the second heat exchanger 4 is sucked into the sub compressor 23. In the sub compressor 23, the refrigerant is compressed and absorbs heat from the oil reservoir 34, so that the temperature rises.
  • the refrigerant whose temperature has risen is discharged from the discharge pipe 59 to the refrigerant pipe 29 and immediately sucked into the compressor 22 from the suction pipe 46.
  • the compressor 22 since the refrigerant is sucked into the compressor with heat absorbed from the oil reservoir 34, the refrigerant temperature after compression is compared with the case where the heat absorbed from the oil reservoir 34 is not accompanied, To rise.
  • the temperature rise in the compressor 22 is canceled by the heat transfer from the compressor 22 to the sub compressor 23 by the refrigerant through the temperature stratification.
  • the sub-compressor 23 is disposed between the compressor 23 and the expander 24, so that heat transfer from the compressor 22 to the sub-compressor 23 is prevented.
  • the heat circulation does not substantially occur, and at the same time, the heat transfer from the sub compressor 23 to the expander 24 does not occur because the temperature is substantially the same. Therefore, heat transfer from the compressor 22 to the expander 24 can be suppressed.
  • the oil pump 35 moves the oil reservoir 34 from the bottom to the compressor 22 at the top.
  • the compressor 22 is positioned above the rotary electric motor 7, the distance between the compressor 22 and the sub compressor 23 can be increased, so that the effect of suppressing heat transfer using the sub compressor 23 is achieved. Can be made more prominent.
  • an oil pump 35 that supplies lubricating oil to the compressor 22 is disposed above the sub-compressor 23 so that high-temperature oil that lubricates the compressor 22 is circulated above the sub-compressor 23. be able to. Therefore, heat of the compressor 22 can be prevented from being transferred to the expander 24 by forced convection, and the effect of suppressing heat transfer using the sub-compressor 23 can be made more remarkable.
  • the compressor 22 is of a scroll type, the oil can be easily lubricated even if the compressor 22 is disposed above the rotary electric motor 7. It is possible to achieve both reliability.
  • a discharge space 56 a that covers the upper side of the sub-compressor 23 is provided on the sub-compressor 23, and the ratio of the discharge space 56 a that covers the radial cross section of the sealed container 8 is increased.
  • the heat flowing downward from the upper compressor 22 can be efficiently absorbed by the discharge space 56a. Therefore, compared with the case where there is no discharge space 56a on the sub-compressor 23, the effect of suppressing heat transfer can be made more remarkable.
  • the discharge space 56a covers at least a part of the upper side of the sub compressor 23, and the discharge space 56a is filled with the refrigerant just before being sucked into the sub compressor 23 instead of the discharge space 56a. It goes without saying that the same effect can be obtained even if a suction space is provided.
  • the suction pipe 63 may be connected to the upper bearing member 56 and the discharge pipe 59 may be connected to the cylinder 51.
  • a rotary type such as the sub compressor 23 being a one-stage rotary type and the expander 24 being a two-stage rotary type, it is as if the cylinders of the sub compressor 23 and the expander 24 are arranged in three stages. It can be configured simply as a rotary type. Therefore, it is possible to prevent an increase in size and cost due to the provision of the sub compressor 23. Further, the configuration in which the sub compressor 23 is immersed in the oil reservoir 34 can be facilitated.
  • the power recovery effect by the expander 24 can be increased compared to Freon. Moreover, even if the temperature of the refrigerant discharged from the compressor 22 is high and the amount of heat transfer from the compressor 22 to the expander 24 is increased, the effect of suppressing heat transfer becomes more remarkable by the sub compressor 23.
  • the compression ratio of the sub compressor 23 that is, the ratio of the suction volume of the sub compressor 23 to the suction volume of the compressor 22 to 1.2 or less
  • the temperature of the sub compressor 23 and the temperature of the expander 24 are set. And the temperature difference can be almost eliminated, so that the effect of suppressing the amount of heat transfer by the sub-compressor 23 becomes more remarkable.
  • FIG. 5 is a longitudinal sectional view of the fluid machine 121 according to Embodiment 2 of the present invention.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view of the fluid pressure motor 124 taken along line VI-VI in FIG.
  • the fluid machine 121 according to Embodiment 2 of the present invention uses a rotary fluid pressure motor 124 instead of the expander 24 as a power recovery machine that recovers power from the refrigerant by sucking and discharging the refrigerant.
  • the configuration is the same as that of the first embodiment.
  • the power recovery type refrigeration cycle apparatus 200 according to the second embodiment of the present invention has the same configuration as that of the first embodiment. Therefore, the same reference numerals are used for the same configurations as in the first embodiment, and the description is omitted.
  • the scroll compressor 22 As shown in FIGS. 5 and 6, in the fluid machine 121 according to the second embodiment, the scroll compressor 22, the rotary motor 7 including the stator 7 a and the rotor 7 b, A rotary sub-compressor 23 and a rotary fluid pressure motor 124 are arranged in order from the top, and these are connected to one axis by a shaft 6.
  • An oil sump 34 is formed at the bottom of the sealed container 8. Note that the oil surface 34a of the oil reservoir 34 in the second embodiment is located above the oil pump 35 as in the first embodiment, and the sub-compressor 23 and the fluid pressure motor 124 are arranged in the oil reservoir 34. I'm immersed in it.
  • a discharge pipe 47 for discharging the refrigerant discharged from the compressor 22 into the sealed container 8 to the outside of the sealed container 8 is provided above the sealed container 8.
  • a suction pipe 46 for the compressor 22, a discharge pipe 59 and a suction pipe 63 for the sub-compressor 23, and a suction pipe (not shown) and a discharge pipe for the fluid pressure motor 124 are provided.
  • a suction pipe 46 for the compressor 22 and a discharge pipe 59 for the sub compressor 23 are connected by a refrigerant pipe 29.
  • the shaft 6 is obtained by connecting the main shaft 31 and the sub shaft 132 by a joint 33 and integrating them.
  • the main shaft 31 is pivotally supported by an upper bearing member 44 and a lower bearing member 36, and an upper end portion thereof is provided with an eccentric portion 31b.
  • An oil supply passage 31 a is formed inside the main shaft 31, and the oil supply passage 31 a communicates with an oil pump 35 provided at the lower portion of the main shaft 31.
  • the auxiliary shaft 132 is pivotally supported by the upper bearing member 54 and the lower bearing member 178, and is provided with eccentric portions 132a and 132b in the middle.
  • An oil supply path 132 d that opens to the oil reservoir 34 at the lower end surface of the sub shaft 132 is formed inside the sub shaft 132.
  • the rotary fluid pressure motor 124 includes a sub shaft 132 shared with the sub compressor 23, a cylinder 171, a piston 173, a vane 175, and a spring 162.
  • the piston 173 is arranged inside the cylinder 171.
  • the piston 173 is fitted to the eccentric portion 132 b of the sub shaft 132 and rotates eccentrically with the rotation of the sub shaft 132.
  • a first intermediate plate 55 is installed above the cylinder 171 and the piston 173 so as to be in contact with their upper end surfaces, and a lower bearing member 178 is provided below the cylinder 171 and the piston 173 so as to be in contact with their lower end surfaces. is set up. Thereby, a crescent-shaped space 179 is formed inside the fluid pressure motor 124.
  • the cylinder 171 is provided with a vane groove 171a, and a vane 175 is inserted therein.
  • a spring 162 is provided on the back surface of the vane 175 so that the tip of the vane 175 is in contact with the outer peripheral surface of the piston 173.
  • the crescent-shaped space 179 is partitioned into a suction side working chamber 179a and a discharge side working chamber 179b.
  • the fluid pressure motor 124 in the second embodiment has the same basic rotary mechanism configuration as the sub-compressor 23, but the shapes of the suction hole 182 and the discharge hole 184 are different.
  • the suction hole 182 and the discharge hole 184 will be described in detail.
  • the suction hole 182 and the discharge hole 184 are formed only in the lower bearing member 178.
  • the shapes of the suction hole 182 and the discharge hole 184 are formed such that a part of their contours substantially overlaps the contour of the outer peripheral surface of the piston 173 when the piston 173 is located at the top dead center.
  • the suction hole 182 and the discharge hole 184 are completely blocked by the piston 173 at the moment when the piston 173 is located at the top dead center, or in a very short section before and after the piston 173, and at least a part of them is otherwise It becomes an open state.
  • the suction side working chamber 179a is always in communication with the suction hole 182 and the discharge side working chamber 179b is always in communication with the discharge hole 184, and from the suction hole 182 to the discharge hole 184.
  • the vane 175 prevents the refrigerant from blowing through directly. Then, a rotational force is applied to the sub shaft 132 due to a pressure difference between the high pressure suction side working chamber 179a and the low pressure discharge side working chamber 179b, and the power is thereby recovered.
  • the refrigerant expands under reduced pressure when the suction-side working chamber 179a is transferred to the discharge-side working chamber 179b and the discharge-side working chamber 179b communicates with the discharge hole 184.
  • FIG. 7 is a PV diagram of the fluid pressure motor 124 according to the second embodiment and the expander 24 according to the first embodiment.
  • the expansion process of the expander 24 is represented by point D-point S-point E, and the recovery power corresponds to the area GDSEIH. If the pressure ratio of the refrigeration cycle does not match the expansion ratio of the expander 24, an overexpansion loss corresponding to the area EJK occurs.
  • the fluid pressure motor 124 does not have an expansion process, and the recovered power corresponds to the area GDIH, and the recovered power is less than that of the expander 24.
  • carbon dioxide is used as the refrigerant
  • the recovery power in the expander 24 due to the expansion of the refrigerant corresponding to the area DSEI is very small compared to the entire recovery power in the expander 24. Further, if an overexpansion loss occurs in the expander 24, the overexpansion loss cancels out the recovered power or exceeds the recovered power due to expansion.
  • the configuration is very simple.
  • the fluid pressure motor 124 can be integrally formed with the sub compressor 23 with a simple configuration like a two-stage rotary compressor, so that heat transfer suppression using the sub compressor 23 is performed. Further cost reduction and downsizing can be achieved.
  • the fluid machine 221 includes a rotary compressor 222, a rotary sub-compressor 223, and a rotary
  • the expander 224 may be arranged in order from the top and integrated.
  • the rotary electric motor 7, the subcompressor 23, and the expander 24 (or fluid pressure motor 124)
  • the expander 24 (or the fluid pressure motor 124), the rotary motor 7, the sub compressor 23, and the compressor 22 may be arranged in this order from the top.
  • the expander 24 (or fluid pressure motor 124), the sub compressor 23, the rotary electric motor 7, and the compressor 22 may be arranged in this order from the top.
  • the fluid machine in the present invention is useful for a power recovery type refrigeration cycle apparatus.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)
  • Rotary Pumps (AREA)

Abstract

　圧縮機（２２）と動力回収機（２４）の間に副圧縮機（２３）を設置し、副圧縮機（２３）で予備的に圧縮した後の冷媒を圧縮機（２２）に流入させる。副圧縮機（２３）と動力回収機（２４）はほぼ同じ温度となるため、これらの間に熱移動は殆ど生じない。また、高温の圧縮機（２２）と低温の副圧縮機（２３）の間では熱移動が生じるが、圧縮機（２２）からの熱が副圧縮機（２３）の冷媒を加熱しても、副圧縮機（２３）からの吐出冷媒は圧縮機（２２）へと送られるため、副圧縮機（２３）の温度上昇は殆ど生じない。

Description

流体機械
　本発明は、動力回収型冷凍サイクル装置に用いるための、圧縮機と動力回収機とを一体化した流体機械に関する。
　従来より、冷媒が膨張する際に発生する圧力エネルギーを、膨張機で運動エネルギーとして回収し、圧縮機を駆動するエネルギーの一部として用いる、いわゆる、動力回収型冷凍サイクル装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。
　図１０は、圧縮機と膨張機とを一体構成した従来の流体機械１０の縦断面図である。図１０に示すように、従来の流体機械１０は、密閉容器８の内部に、圧縮機１と、回転電動機７と、膨張機３とを上方から順に配置し、共有のシャフト６により連結することで構成されている。
　図１１は、従来の流体機械１０を用いた動力回収型冷凍サイクル装置３００の構成図である。図１１に示すように、従来の動力回収型冷凍サイクル装置３００は、流体機械１０、第１熱交換器２、第２熱交換器４、および、圧縮機１と第１熱交換器２と膨張機３と第２熱交換器４とを順に接続する冷媒管５により構成されている。
　従来の動力回収型冷凍サイクル装置３００において、冷媒は、圧縮機１で圧縮されて低圧から高温高圧となり、第１熱交換器２で冷却されて放熱する。第１熱交換器２で中温高圧となった冷媒は、膨張機３で膨張して高圧から低温低圧となり、第２熱交換器４で加熱されて蒸発する。第２熱交換器４で中温低圧となった冷媒は、再び圧縮機１へと戻り、上記循環を繰り返す。膨張機３は、冷媒が膨張する際に発生する圧力エネルギーを、シャフト６を介して回転電動機７と共に圧縮機１を駆動するエネルギーに変換する。
国際公開第２００７／０００８５４号パンフレット
　しかしながら、上記従来の流体機械１０では、密閉容器８の内部に、圧縮機１と膨張機３とが近接して配置されているため、高温の圧縮機１から低温の膨張機３へと熱移動が生じる。その結果、第１熱交換器２や第２熱交換器４の熱交換量が減り、動力回収型冷凍サイクル装置３００のＣＯＰ（Coefficient of Performance）が低下するという課題が生じていた。
　本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、動力回収型冷凍サイクル装置のＣＯＰの低下を防止するために圧縮機から動力回収機への熱移動を大幅に低減できるようにすることを目的とする。
　上述した課題を解決するために、本発明の流体機械は、密閉容器と、前記密閉容器内に配置された、固定子と回転子からなる回転電動機と、前記密閉容器内に配置された、冷媒を圧縮して前記密閉容器内に吐出する圧縮機と、前記密閉容器内に配置された、冷媒を吸入して吐出することにより冷媒から動力を回収する動力回収機と、前記回転電動機、前記圧縮機および前記動力回収機に共有される、鉛直方向に延びるシャフトと、前記圧縮機と前記動力回収機の間に配置され、前記シャフトの回転により冷媒を昇圧して前記圧縮機に送る副圧縮機と、を備えている。
　本発明の流体機械によれば、圧縮機と動力回収機との間に副圧縮機を設置したことで、温度上昇が僅かな副圧縮機と低温の動力回収機とはほぼ同じ温度となるため、副圧縮機と動力回収機との間に熱移動は殆ど生じない。また、高温の圧縮機と低温の副圧縮機との間では熱移動が生じるが、圧縮機からの熱が副圧縮機で圧縮される冷媒を加熱しても、副圧縮機からの吐出冷媒は圧縮機へと送られるため、副圧縮機の温度上昇は殆ど生じない。しかも、圧縮機から副圧縮機へ伝わった熱は冷媒によって再び圧縮機へ戻されるため、圧縮行程内で熱循環が行われるだけとなる。
　したがって、本発明の流体機械を用いて動力回収型冷凍サイクル装置を構成すれば、高温の圧縮機から低温の動力回収機への熱移動を大幅に低減することが可能となり、動力回収型冷凍サイクル装置のＣＯＰを向上させることができる。
本発明の実施の形態１に係る流体機械の縦断面図 図２Ａは図１のIIＡ－IIＡ線における副圧縮機の横断面図、図２Ｂは図１のIIＢ－IIＢ線における膨張機の横断面図、図２Ｃは図１のIIＣ－IIＣ線における膨張機の横断面図 図１に示す流体機械を用いた動力回収型冷凍サイクル装置の構成図 図３に示す冷凍サイクル装置のモリエル線図 本発明の実施の形態２に係る流体機械の縦断面図 図５のVI－VI線における流体圧モータの横断面図 本発明の実施の形態１における膨張機、および、本発明の実施の形態２における流体圧モータのＰＶ線図 変形例１の流体機械の縦断面図 図９Ａは変形例２の流体機械の概念図、図９Ｂは変形例３の流体機械の概念図 従来の流体機械の縦断面図 図１０に示す流体機械を用いた動力回収型冷凍サイクル装置の構成図
　以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。なお、本発明の実施の形態においては、冷媒として二酸化炭素を用いたヒートポンプに本発明を適用した例を説明する。また、従来例と同一構成要素については同一符号を用い、説明を省略する。
　（実施の形態１）
　＜流体機械２１の構成＞
　図１は、本発明の実施の形態１に係る流体機械２１の縦断面図である。図２Ａは、図１のIIＡ－IIＡ線における副圧縮機２３の横断面図、図２Ｂは、図１のIIＢ－IIＢ線における動力回収機である膨張機２４の横断面図、図２Ｃは、図１のIIＣ－IIＣ線における膨張機２４の横断面図である。
　図１に示すように、本実施の形態１における流体機械２１は、縦長円筒状の密閉容器８を備えている。密閉容器８の内部には、スクロール式の圧縮機２２と、固定子７ａと回転子７ｂからなる回転電動機７と、ロータリ式の副圧縮機２３と、２段ロータリ式の膨張機２４が上から順に配置されている。圧縮機２２、回転電動機７、副圧縮機２３および膨張機２４は、鉛直方向に延びるシャフト６により一軸に連結されている。換言すれば、圧縮機２２、回転電動機７、副圧縮機２３および膨張機２４はシャフト６を共有している。
　密閉容器８の底部には、油溜り３４が形成されている。なお、本実施の形態１における油溜り３４の油面３４ａは、後述する油ポンプ３５よりも上方かつ回転電動機７よりも下方に位置しており、副圧縮機２３および膨張機２４は油溜り３４の中に浸っている。密閉容器８の上部には、圧縮機２２から密閉容器８内に吐出された冷媒を密閉容器８外に排出するための吐出管４７が設けられている。密閉容器８の側部には、圧縮機２２用の吸入管４６、副圧縮機２３用の吐出管５９と吸入管６３、および、膨張機２４用の吸入管８１と吐出管８３が、それぞれ密閉容器８を貫通して配設されている。圧縮機２２用の吸入管４６と副圧縮機２３用の吐出管５９とは、冷媒管２９により接続されている。
　シャフト６は、主シャフト３１と副シャフト３２とを、継手３３により接続して一体化させたものである。主シャフト３１は、上軸受部材４４および下軸受部材３６により軸支され、その上端部には偏心部３１ｂが備えられている。主シャフト３１の内部には給油路３１ａが形成され、この給油路３１ａは副圧縮機２３よりも上側に設けられた油ポンプ３５と連通している。副シャフト３２は、上軸受部材５４および下軸受部材７８により軸支され、中間には偏心部３２ａ，３２ｂ，３２ｃが備えられている。副シャフト３２の内部には、副シャフト３２の下端面で油溜り３４に開口する給油路３２ｄが形成されている。
　スクロール式の圧縮機２２は、回転電動機７と共有する主シャフト３１、固定スクロール４１、旋回スクロール４２、オルダムリング４３、および、マフラー４５により構成されている。
　固定スクロール４１は、密閉容器８の内周面に固定され、その上面にはマフラー４５が設置されている。上軸受部材４４は、旋回スクロール４２を挟んで固定スクロール４１の下面に固定されている。固定スクロール４１の下面には渦巻き形状のラップ４１ａが、その中央部には吐出孔４１ｃが、それぞれ形成されている。旋回スクロール４２の上面にも同様に、渦巻き形状のラップ４２ａが形成されている。旋回スクロール４２は、ラップ４２ａが固定スクロール４１のラップ４１ａと噛み合うように、固定スクロール４１と対向配置されている。これにより、ラップ４１ａとラップ４２ａとの間には、三日月形状の作動室４８が形成される。また、旋回スクロール４２の下面は、主シャフト３１の偏心部３１ｂに嵌合しており、その周縁部と上軸受部材４４との間には、旋回スクロール４２の自転運動を拘束するためのオルダムリング４３が配置されている。
　旋回スクロール４２が、主シャフト３１の回転に伴って旋回運動すると、三日月形状の作動室４８は、外側から内側に移動しながら容積を縮小する。これにより、吸入管４６から吸入された冷媒が圧縮される。圧縮された冷媒は、固定スクロール４１の吐出孔４１ｃからマフラー４５の内部空間、固定スクロール４１および上軸受部材４４を貫通するそれらの周縁部に設けられた流路４９を通じて、密閉容器８の内部空間へと吐出される。
　上記内部空間に吐出された冷媒は、潤滑用の油が混入したまま回転電動機７の下側へと降下する。そして、冷媒は、重力や遠心力などにより油と分離した後、密閉容器８の内部空間を上昇して、吐出管４７から外部へと吐出される。
　本実施形態では、油ポンプ３５としてトロコイドポンプが用いられている。油溜り３４の油は、油ポンプ３５により主シャフト３１の給油路３１ａを通じて圧縮機２２へ供給されて、圧縮機２２の摺動部の潤滑と隙間のシールを行う。その後、圧縮機２２から排出された油は、上記内部空間へと落下し、冷媒と共に回転電動機７の下側に降下する。そして、油は、重力や遠心力などにより冷媒と分離した後、油溜り３４へと戻る。
　油ポンプ３５の上側では、密閉容器８の内径と同一の直径を有する略円盤状の下軸受部材３６が密閉容器８の内周面に固定されている。そして、下軸受部材３６の下面に油ポンプ３５が固定されている。なお、下軸受部材３６には、油を流通させるための貫通孔３６ａが適所に設けられている。
　継手３３の下側では、密閉容器８の内径と同一の直径を有する略円盤状の上軸受部材５４が密閉容器８の内周面に固定されている。上軸受部材５４の周縁部には、上軸受部材５４を貫通する連絡通路５４ａが設けられている。この連絡通路５４ａによって、上軸受部材５４を挟んだ油溜り３４の上側部分と下側部分との間での油の往来が許容されており、それらの間での油量調節が自動的に行われる。上軸受部材５４の下面には、下軸受部材７８が副圧縮機２３および膨張機２４を挟んで固定されている。
　ロータリ式の副圧縮機２３は、図２Ａに示すように、副シャフト３２、シリンダ５１、ピストン５２、ベーン５３、ばね６２、および、吐出弁６１（図１参照）により構成されている。ここで、吐出弁６１は必須の構成要素ではない。本実施形態のように吐出弁６１がある場合は、後述するように副圧縮機２３の内部で冷媒が圧縮され、吐出弁６１がない場合は、副圧縮機２３が強制的に冷媒を吐出することにより副圧縮機２３の外部で冷媒が圧縮される。このように、いずれの場合も冷媒が副圧縮機２３によって昇圧される。
　シリンダ５１の内側には、ピストン５２が配置されている。ピストン５２は、副シャフト３２の偏心部３２ａと嵌合し、副シャフト３２の回転に伴って偏心回転する。シリンダ５１およびピストン５２の上方には、それらの上端面に接するように上軸受部材５４が設置され、シリンダ５１およびピストン５２の下方には、それらの下端面に接するように第１中板５５が設置されている。これにより、副圧縮機２３の内部には、三日月状の空間５７が形成される。
　また、シリンダ５１には、ベーン溝５１ａが設けられ、その内部にはベーン５３が挿入されている。ベーン５３の背面には、ばね６２が設置され、ベーン５３の先端がピストン５２の外周面に接するように構成されている。これにより、上記三日月状の空間５７が、吸入側作動室５７ａと吐出側作動室５７ｂとに区画されている。
　本実施の形態１においては、上軸受部材５４の上側に、上軸受部材５４よりも少し小さな直径を有する円盤状の吐出カバー５６が設置されている。これにより、副圧縮機２３と油ポンプ３５との間に、副圧縮機２３の上側を覆う吐出空間５６ａが形成されている。具体的には、上軸受部材５４の上面には、副シャフト３２の周りを一周する環状の窪みが設けられており、この窪みが吐出カバー５６で閉塞されることにより、吐出空間５６ａが形成されている。吐出空間５６ａは、副圧縮機２３から吐出された直後の冷媒で満たされる。また、吐出空間５６ａは吐出管５９と連通しており、いったん吐出空間５６ａに吐出された冷媒は吐出管５９を通じて外部へ排出される。なお、理由は後述するが、吐出空間５６ａは、密閉容器８の径方向断面積において、出来るだけ大きな面積を占めることが望ましい。
　シリンダ５１および上軸受部材５４には、吸入管６３から吸入側作動室５７ａへ至る吸入孔５８が形成され、吸入孔５８を通じてシリンダ５１に接続された吸入管６３から吸入側作動室５７ａへ冷媒が吸入される。また、上軸受部材５４には、上軸受部材５４を貫通する吐出孔６０が形成され、吐出孔６０を通じて吐出側作動室５７ｂから吐出空間５６ａへ冷媒が吐出される。吐出孔６０の上部には、圧力設定用の吐出弁６１が設置され、この吐出弁６１によって冷媒の流れが制御される。
　ピストン５２が、副シャフト３２の回転に伴って偏心回転運動すると、吸入孔５８が吸入側作動室５７ａと連通することで吸入管６３より冷媒が吸入されていくと共に、吸入側作動室５７ａの容積が拡大していく。副シャフト３２が１周すると、吸入側作動室５７ａは吐出側作動室５７ｂに移行し、吐出孔６０と連通する。さらなる副シャフト３２の回転に伴って、吐出側作動室５７ｂの容積が減少していくことで、冷媒は圧縮される。圧縮された冷媒の圧力が所定の圧力に達すると、吐出弁６１の変形により吐出孔６０が開き、冷媒が吐出空間５６ａへと流入する。これにより、吐出空間５６ａを満たしていた冷媒が吐出管５９に押し出される。
　吐出空間５６ａは、圧縮機２２側から膨張機２４側へ移動する熱を冷媒によって積極的に回収するために、それらの間にある伝熱部材（本実施形態では吐出カバー５６および上軸受部材５４）に冷媒を大きな面積で接触させる役割を果たす。このように、冷媒と伝熱部材との接触面積を大きくすることにより、吐出空間５６ａを通過する冷媒によって圧縮機２２側から膨張機２４側へ移動する熱を効率的に回収することができる。また、このような吐出空間５６ａを設けることにより、圧縮機２２と副圧縮機２３との間で優れた断熱効果を得ることができる。
　なお、熱伝達効率を高める観点から、吐出空間５６ａ内では、全域に亘って吐出管５６に向かう冷媒の流れが形成されることが好ましい。このような観点からは、吐出管５９の位置と吐出孔６０の位置とはなるべく離れていることが好ましい。これを実現するために、吐出管５９と吐出孔６０とが副シャフト３２を挟んで反対の位置にあることが好ましい。
　ところで、密閉容器８には、圧縮機２２および回転電動機７の固定子７ａが接している。このため、密閉容器８を伝熱経路として、膨張機２４用の吸入管８１および吐出管８３を流通する冷媒に熱が伝わったり、膨張機２４の周囲の油に熱が伝わったりする。これを抑制するためには、密閉容器８に接する上軸受部材５４およびこれに接する吐出カバー５６を密閉容器８よりも熱伝導率の大きい材料で構成して、密閉容器８を伝わる熱を吐出空間５６ａに積極的に導くようにしてもよい。一般に、密閉容器８は、炭素鋼や鋳鉄のような鉄系材料で構成される。この場合、上軸受部材５４および吐出カバー５６を構成する材料として、例えば真鍮のような銅系材料またはジュラルミンのようなアルミニウム系材料を用いることができる。このようにすれば、吐出空間５６ａでの冷媒による熱回収効果をさらに高めることができる。
　２段ロータリ式の膨張機２４は、図２Ｂおよび図２Ｃに示すように、副圧縮機２３と共有する副シャフト３２、第１シリンダ７１、第２シリンダ７２、第１ピストン７３、第２ピストン７４、第１ベーン７５、第２ベーン７６、第２中板７７、第１ばね８５、および、第２ばね８６により構成されている。
　第１シリンダ７１および第２シリンダ７２の内側には、第１ピストン７３および第２ピストン７４が、それぞれ配置されている。第１ピストン７３および第２ピストン７４は、副シャフト３２の偏心部３２ｂおよび３２ｃとそれぞれ嵌合し、副シャフト３２の回転に伴って偏心回転する。第１シリンダ７１および第１ピストン７３の上方には、それらの上端面に接するように第１中板５５が設置され、第２シリンダ７２および第２ピストン７４の下方には、それらの下端面に接するように下軸受部材７８が設置されている。第１シリンダ７１および第１ピストン７３と、第２シリンダ７２および第２ピストン７４の間には、第１シリンダ７１および第１ピストン７３の下端面ならびに第２シリンダ７２および第２ピストン７４の上端面に接するように第２中板７７が設置されている。これにより、膨張機２４の内部には、三日月状の第１空間７９および第２空間８０が、第２中板７７を介して形成される。
　また、第１シリンダ７１および第２シリンダ７２には、それぞれ、第１ベーン溝７１ａおよび第２ベーン溝７２ａが設けられ、その内部には第１ベーン７５および第２ベーン７６が挿入されている。第１ベーン７５および第２ベーン７６の背面には、それぞれ、第１ばね８５および第２ばね８６が設けられ、第１ベーン７５および第２ベーン７６の先端が第１ピストン７３および第２ピストン７４の外周面に接するように構成されている。これにより、上記三日月状の第１空間７９および第２空間８０が、第１吸入側作動室７９ａと第１吐出側作動室７９ｂ、および、第２吸入側作動室８０ａと第２吐出側作動室８０ｂに区画されている。なお、本実施の形態１においては、第２空間８０の容積、すなわち、第２吸入側作動室８０ａと第２吐出側作動室８０ｂとの合計の容積が、第１空間７９の容積、すなわち、第１吸入側作動室７９ａと第１吐出側作動室７９ｂとの合計の容積よりも大きくなるように形成されており、これらの容積の比が膨張による冷媒の比容積の増加分に相当する。
　第１中板５５および第１シリンダ７１には、吸入管８１から第１吸入側作動室７９ａへ至る吸入孔８２が形成され、第１中板５５に接続された吸入管８１から第１吸入側作動室７９ａへ冷媒が吸入される。第２シリンダ７２および下軸受部材７８には、第２吐出側作動室８０ｂから吐出管８３へ至る吐出孔８４が形成され、第２吐出側作動室８０ｂから下軸受部材７８に接続された吐出管８３へ冷媒が吐出される。第２中板７７には、第１吐出側作動室７９ｂと第２吸入側作動室８０ａとを連通する連通孔７７ａが形成されており、これらによって一つの膨張室が構成されている。
　第１ピストン７３が、副シャフト３２の回転に伴って偏心回転運動すると、吸入孔８２が第１吸入側作動室７９ａと連通することで吸入管８１より冷媒が吸入されていくと共に、第１吸入側作動室７９ａの容積が拡大していく。副シャフト３２が一周すると、第１吸入側作動室７９ａは第１吐出側作動室７９ｂに移行し、連通孔７７ａを介して第２吸入側作動室８０ａと連通する。さらなる副シャフト３２の回転に伴って、第１吐出側作動室７９ｂの容積が減少していくと共に、連通孔７７ａにより連通した第２吸入側作動室８０ａの容積が増加していくことで、冷媒は膨張する。そして、副シャフト３２が再び一周すると、第１吐出側作動室７９ｂは消滅すると共に連通孔７７ａが閉鎖され、第２吸入側作動室８０ａは第２吐出側作動室８０ｂに移行する。さらなる副シャフト３２の回転に伴って、第２吐出側作動室８０ｂの容積は減少していくと共に、冷媒は吐出孔８４を介して吐出管８３から外部へ吐出される。
　＜動力回収型冷凍サイクル装置１００の概略構成＞
　図３は、本発明の実施の形態１における流体機械２１を用いた動力回収型冷凍サイクル装置１００の構成図である。図３に示すように、本実施の形態１に係る動力回収型冷凍サイクル装置１００は、流体機械２１、第１熱交換器２、第２熱交換器４、および、冷媒管２９により構成されている。冷媒管２９は、圧縮機２２、第１熱交換器２、膨張機２４、第２熱交換器４、および、副圧縮機２３の順になるよう、各構成要素を接続している。
　本実施の形態１では、冷媒管２９に、高圧側（圧縮機２２から第１熱交換器２を経て膨張機２４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。なお、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ことはなく、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。
　冷媒は、圧縮機２２において、中温低圧から高温高圧に圧縮された後、第１熱交換器２において、外部との熱交換により冷却されて中温高圧となる。そして、膨張機２４において、中温高圧から低温低圧へと膨張した後、第２熱交換器４において、外部との熱交換により加熱されて中温低圧となる。その後、副圧縮機２３において、中温低圧から中間圧まで圧縮された後、再び圧縮機２２に戻る。膨張機２４では、冷媒が膨張する際に発生する膨張圧力エネルギーを、回転電動機７と共に、シャフト６を介して圧縮機２２と副圧縮機２３とを駆動するエネルギーに変換する。
　＜流体機械２１の温度分布＞
　図４は、本発明の実施の形態１に係る動力回収型冷凍サイクル装置１００のモリエル線図である。図４における点Ａ－点Ｂは、副圧縮機２３による圧縮過程、点Ｂ－点Ｃは、主圧縮機２２による圧縮過程、点Ｃ－点Ｄは、第１熱交換器２による放熱過程、点Ｄ－点Ｅは、膨張機２４による膨張過程、点Ｅ－点Ａは、第２熱交換器４による蒸発過程を示している。それぞれの過程における仕事量、熱交換量、動力回収量は、各点におけるエンタルピーの差から求めることができる。
　図４において、ｈＡは副圧縮機２３の入口におけるエンタルピー、ｈＢは副圧縮機２３の出口におけるエンタルピー、ｈＣは圧縮機２２の出口におけるエンタルピー、ｈＤは膨張機２４の入口におけるエンタルピーおよびｈＥは膨張機２４の出口におけるエンタルピーを示している。
　また、図４における破線ＴＤは、膨張機２４の吸入側の状態を示す点Ｄにおける温度、破線ＴＥは、膨張機２４の吐出側の状態を示す点Ｅにおける温度、破線ＴＣは、圧縮機２２の吐出側の状態を示す点Ｃにおける温度であり、それぞれの温度における等温線を示している。
　図４から分かるように、破線ＴＤと破線ＴＥとは比較的近い温度であり、破線ＴＣに比べて低い温度となる。具体的な例として、給湯機などに用いるヒートポンプの場合、破線ＴＣは約１００℃、破線ＴＤは約２５℃、破線ＴＥは約５℃である。副圧縮機２３の入口側の温度である点Ａの温度は、破線ＴＥより若干高いだけであり、この温度差を本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００では「過熱度」と定義する。冷凍サイクル装置の運転条件にもよるが、通常の過熱度は約５℃であり、圧縮機の圧縮仕事を減らす観点から、一般的に、過熱度は小さいほど望ましい。
　また、副圧縮機２３の出口側の温度である点Ｂの温度は、破線ＴＤに比較的近いことがわかる。特に、副圧縮機２３の圧縮比、すなわち、圧縮機２２の吸入容積に対する副圧縮機２３の吸入容積の比率が１．２の場合、点Ａから点Ｂへの温度上昇を約２０℃に抑えることができ、これは破線ＴＤと破線ＴＥの温度差とほぼ同じである。また、点Ａの温度が破線ＴＥとほぼ同じであることを考慮すると、副圧縮機２３の圧縮比を１．２以下とすることが、副圧縮機２３と膨張機２４との温度差を無くす一つの指標となる。
　なお、副圧縮機２３の圧縮比ｒは、副圧縮機２３の吸入容積Ｖ′と、圧縮機２２の吸入容積Ｖと、冷媒の断熱指数κとを用いて、以下に示す式（数１）により計算できる。実際には、冷媒の断熱指数κが１．１～１．２程度であることから、κ≒１と近似させても大差は無く、副圧縮機２３の吸入容積Ｖ′と圧縮機２２の吸入容積Ｖの比率にほぼ相当する。
　（数１）　ｒ＝（Ｖ′／Ｖ）κ
　＜流体機械２１内部での熱の流れ＞
　圧縮機２２からの吐出冷媒は、前述のように、一旦、密閉容器８の内部空間へ吐出されるため、密閉容器８内の油溜り３４の油面３４ａよりも上方の冷媒温度は、点Ｃが示す高い温度（約１００℃）となる。これにより、油溜り３４の油面３４ａ近傍は、密閉容器８の内部空間に滞留する高温の冷媒と接していること、および、高温の圧縮機２２を潤滑した後に冷媒と分離して落下してきた高温の油に覆われることにより、温度が高い。
　一方、油溜り３４内に配置された副圧縮機２３の温度は、点Ａ－点Ｂの温度となり、さらにその下方に配置された膨張機２４の温度は、点Ｄ－点Ｅの温度となる。副圧縮機２３の圧縮比を１．２以下とした場合、点Ｄ、点Ｅ、点Ａ、点Ｂの温度は約５℃～２５℃の範囲内で比較的近く、点Ｃの温度に比べて大幅に低いことは前述した通りである。これにより、油溜り３４の副圧縮機２３近傍は、副圧縮機２３の内部温度の影響を受けて、温度が低下する。特に、本実施の形態１では、副圧縮機２３の上側を覆う吐出空間５６ａを設けているため、油溜り３４の吐出カバー５６に接する油は、吐出空間５６ａ内の冷媒温度に相当する点Ｂの温度近くまで、さらに冷やされる。また、油溜り３４の副圧縮機２３より下方に滞留する油は、副圧縮機２３と膨張機２４の温度が比較的近いため、副圧縮機２３近傍とほぼ同じ温度となる。
　このように、油溜り３４には、油面３４ａから副圧縮機２３上の吐出カバー５６までの間で、点Ｃの温度から点Ｂの温度までの温度成層が形成され、副圧縮機２３と膨張機２４との間で、熱移動の生じない、ほぼ一定温度の温度層が形成される。
　上記温度成層を介して、圧縮機２２と副圧縮機２３との間では、熱移動が生じる。すなわち、圧縮機２２から密閉容器８内へ吐出された高温の冷媒は、油溜り３４に放熱することで温度が低下する。温度が低下した冷媒は、密閉容器８内を上昇して、吐出管４７より第１熱交換器２へと吐出される。その後、膨張機２４、第２熱交換器４を通過した冷媒は、副圧縮機２３へ吸入される。副圧縮機２３において、冷媒は、圧縮されること、および、油溜り３４から吸熱することで、温度が上昇する。温度が上昇した冷媒は、吐出管５９から冷媒管２９へと吐出され、直ちに吸入管４６から圧縮機２２へと吸入される。圧縮機２２において、冷媒は、油溜り３４から吸熱した熱を伴って圧縮機へ吸入されるため、圧縮後の冷媒の温度は、油溜り３４から吸熱した熱を伴わない場合と比較して、上昇する。圧縮機２２での温度上昇分は、温度成層を介しての冷媒による圧縮機２２から副圧縮機２３への熱移動により、キャンセルされる。
　このように、圧縮機２２と副圧縮機２３の間では、油溜り３４の温度成層と、副圧縮機２３から圧縮機２２への直接的な冷媒の流れにより、熱循環が生じる。したがって、圧縮機２２と副圧縮機２３との間には、大きな温度差があるにも関わらず、実質的に熱移動が無い状態を実現することができる。
　＜流体機械２１の構成による効果＞
　以上のように、本実施の形態１における流体機械２１では、圧縮機２３と膨張機２４との間に副圧縮機２３を配置したことにより、圧縮機２２から副圧縮機２３への熱移動は、熱循環により実質的に生じず、また同時に、副圧縮機２３から膨張機２４への熱移動も、温度がほぼ同じであるため生じない。したがって、圧縮機２２から膨張機２４への熱移動を抑制することが可能である。特に、密閉容器８の内部に、圧縮機２２と副圧縮機２３と膨張機２４とを鉛直方向に並べて配置した場合、油ポンプ３５により、底部の油溜り３４から最上部の圧縮機２２へと油を供給させるため、鉛直方向の油の循環により、上記各構成要素間での熱移動がより顕著になる。このような場合でも、膨張機２４による動力回収の効果を得ながら、第１熱交換器２および第２熱交換器４での熱交換量を確保することができるので、効率の良いヒートポンプを実現することができる。
　また、圧縮機２２を膨張機２４の上方とし、これらの間に副圧縮機２３を配置したことにより、密閉容器８の内部において、上方が高温、下方が低温となり、自然対流による熱移動を防止することができる。したがって、副圧縮機２３を用いた熱移動抑制の効果をより顕著にすることができる。
　また、密閉容器８底部の油溜り３４内に副圧縮機２３を配置したことにより、圧縮機２２からの熱を、副圧縮機２３が冷媒よりも熱伝達率が高い油を介して、効率的に吸収することができる。したがって、副圧縮機２３を用いた熱移動抑制の効果をより顕著にすることができる。
　また、圧縮機２２を回転電動機７よりも上方に位置させたことにより、圧縮機２２と副圧縮機２３との距離を大きく取ることができるので、副圧縮機２３を用いた熱移動抑制の効果をより顕著にすることができる。
　また、圧縮機２２へ潤滑用油を供給する油ポンプ３５を、副圧縮機２３よりも上方に配置することにより、圧縮機２２を潤滑する高温の油を副圧縮機２３よりも上方で循環させることができる。したがって、強制対流により圧縮機２２の熱が膨張機２４に熱が伝わることを防止することができ、副圧縮機２３を用いた熱移動抑制の効果をより顕著にすることができる。
　また、圧縮機２２をスクロール式とすることにより、回転電動機７よりも上側に圧縮機２２を配置しても、油の潤滑を容易に行うことができるので、熱移動抑制の効果と圧縮機２２の信頼性とを両立させることができる。
　また、副圧縮機２３の上に、副圧縮機２３の上側を覆う吐出空間５６ａを設け、密閉容器８の径方向断面において吐出空間５６ａが覆う割合を大きくし、副圧縮機２３からの吐出冷媒で満たしたことにより、上側の圧縮機２２から下側へ流れてくる熱を吐出空間５６ａで効率良く吸収することができる。したがって、副圧縮機２３上に吐出空間５６ａが無い場合と比較して、熱移動抑制の効果をより顕著にすることができる。
　なお、吐出空間５６ａが少なくとも副圧縮機２３の上側の一部を覆っていれば効果を発揮すること、および、吐出空間５６ａの代わりに、副圧縮機２３に吸入される直前の冷媒で満たされた吸入空間を設けても、同様の効果を得ることができることは言うまでも無い。副圧縮機２３と油ポンプ３５との間に吸入空間を設けるには、吸入管６３を上軸受部材５６に接続するとともに、吐出管５９をシリンダ５１に接続すればよい。
　また、副圧縮機２３を１段ロータリ式、および、膨張機２４を２段ロータリ式というように、いずれもロータリ式を採用したことにより、副圧縮機２３と膨張機２４のシリンダをあたかも３段ロータリ式としてシンプルに構成することが可能である。したがって、副圧縮機２３を設けたことによる大型化、コスト増加を防止することができる。また、副圧縮機２３を油溜り３４に浸す構成を容易にすることができる。
　また、冷媒を二酸化炭素としたことにより、フロンに比べて膨張機２４による動力回収効果を大きくさせることができる。また、圧縮機２２からの吐出冷媒の温度が高く、圧縮機２２から膨張機２４への熱移動量が多くなっても、副圧縮機２３により、熱移動抑制の効果がより顕著になる。
　また、副圧縮機２３の圧縮比、すなわち、圧縮機２２の吸入容積に対する副圧縮機２３の吸入容積の比率を１．２以下とすることにより、副圧縮機２３の温度と膨張機２４の温度とをより近づけて温度差をほぼなくすことができるので、副圧縮機２３による熱移動量抑制の効果がより顕著になる。
　なお、副圧縮機２３の圧縮比が１．２を上回っても、副圧縮機２３による熱移動量抑制の効果が無くなる訳ではなく、いかなる圧縮比であっても、圧縮機２２よりも副圧縮機２３の温度の方が低いので、熱移動量抑制の効果を得ることができることは言うまでも無い。
　（実施の形態２）
　＜流体機械１２１の構成＞
　図５は、本発明の実施の形態２における流体機械１２１の縦断面図である。図６は、図５のVI－VI線における流体圧モータ１２４の横断面図である。本発明の実施の形態２における流体機械１２１は、冷媒を吸入して吐出することにより冷媒から動力を回収する動力回収機として膨張機２４の代わりにロータリ式の流体圧モータ１２４を用いたこと以外は、実施の形態１と同様の構成である。また、本発明の実施の形態２に係る動力回収型冷凍サイクル装置２００も、実施の形態１と同様の構成である。したがって、実施の形態１と同様の構成に関しては同じ符号を使用し、説明を省略する。
　図５および図６に示すように、本実施の形態２における流体機械１２１では、密閉容器８の内部に、スクロール式の圧縮機２２と、固定子７ａと回転子７ｂからなる回転電動機７と、ロータリ式の副圧縮機２３と、ロータリ式の流体圧モータ１２４が上から順に配置されているとともに、これらがシャフト６により一軸に連結されている。
　密閉容器８の底部には、油溜り３４が形成されている。なお、本実施の形態２における油溜り３４の油面３４ａは、実施の形態１と同様に油ポンプ３５よりも上方に位置しており、副圧縮機２３および流体圧モータ１２４は油溜り３４の中に浸っている。密閉容器８の上部には、圧縮機２２から密閉容器８内に吐出された冷媒を密閉容器８外に排出するための吐出管４７が設けられている。密閉容器８の側部には、圧縮機２２用の吸入管４６、副圧縮機２３用の吐出管５９と吸入管６３、および、流体圧モータ１２４用の吸入管（図示せず）と吐出管１８３が、それぞれ密閉容器８を貫通して配設されている。圧縮機２２用の吸入管４６と副圧縮機２３用の吐出管５９とは、冷媒管２９により接続されている。
　シャフト６は、主シャフト３１と副シャフト１３２とを、継手３３により接続して一体化させたものである。主シャフト３１は、上軸受部材４４および下軸受部材３６により軸支され、その上端部には偏心部３１ｂが備えられている。主シャフト３１の内部には、給油路３１ａが形成され、この給油路３１ａは主シャフト３１の下部に設けられた油ポンプ３５と連通している。副シャフト１３２は、上軸受部材５４および下軸受部材１７８により軸支され、中間には偏心部１３２ａ，１３２ｂが備えられている。副シャフト１３２の内部には、副シャフト１３２の下端面で油溜り３４に開口する給油路１３２ｄが形成されている。
　ロータリ式の流体圧モータ１２４は、副圧縮機２３と共有する副シャフト１３２、シリンダ１７１、ピストン１７３、ベーン１７５、および、ばね１６２により構成されている。
　シリンダ１７１の内側には、ピストン１７３が配置されている。ピストン１７３は、副シャフト１３２の偏心部１３２ｂと嵌合し、副シャフト１３２の回転に伴って偏心回転する。シリンダ１７１およびピストン１７３の上方には、それらの上端面に接するように第１中板５５が設置され、シリンダ１７１およびピストン１７３の下方には、それらの下端面に接するように下軸受部材１７８が設置されている。これにより、流体圧モータ１２４の内部には、三日月状の空間１７９が形成される。
　また、シリンダ１７１には、ベーン溝１７１ａが設けられ、その内部にはベーン１７５が挿入されている。ベーン１７５の背面には、ばね１６２が設けられ、ベーン１７５の先端がピストン１７３の外周面に接するように構成されている。これにより、上記三日月状の空間１７９が、吸入側作動室１７９ａと吐出側作動室１７９ｂとに区画されている。
　本実施の形態２における流体圧モータ１２４は、基本的なロータリ式機構の構成は副圧縮機２３と同様であるが、吸入孔１８２および吐出孔１８４の形状が異なる。以下、吸入孔１８２および吐出孔１８４について、詳細に説明する。
　吸入孔１８２および吐出孔１８４は、下軸受部材１７８にのみ形成されている。吸入孔１８２および吐出孔１８４の形状は、それらの輪郭の一部が、ピストン１７３が上死点に位置する時に、ピストン１７３の外周面の輪郭と略重なるように形成されている。これにより、吸入孔１８２および吐出孔１８４は、ピストン１７３が上死点に位置する瞬間、あるいは、その前後の極短い区間において、ピストン１７３によって完全に閉塞され、それ以外は少なくともそれらの一部が開口した状態になる。したがって、ピストン１７３が上死点に位置する瞬間を除いて、吸入側作動室１７９ａは吸入孔１８２と、吐出側作動室１７９ｂは吐出孔１８４と常に連通し、かつ、吸入孔１８２から吐出孔１８４へは、ベーン１７５により、直接冷媒が吹き抜けることを防止している。そして、高圧の吸入側作動室１７９ａと低圧の吐出側作動室１７９ｂとの圧力差により副シャフト１３２に回転力が付与され、これにより動力が回収される。なお、冷媒は、吸入側作動室１７９ａが吐出側作動室１７９ｂに移行して吐出側作動室１７９ｂが吐出孔１８４に連通した時に、減圧して膨張する。
　＜流体機械１２１の作用・効果＞
　図７は、本実施の形態２における流体圧モータ１２４、および、実施の形態１における膨張機２４のＰＶ線図である。
　図７に示すように、膨張機２４の膨張過程は、点Ｄ－点Ｓ－点Ｅで表され、その回収動力は、面積ＧＤＳＥＩＨに相当する。もし、冷凍サイクルの圧力比が、膨張機２４の膨張比と適合しない場合は、面積ＥＪＫに相当する過膨張損失が発生する。それに対し、流体圧モータ１２４は、膨張過程が存在せず、その回収動力は、面積ＧＤＩＨに相当し、膨張機２４よりも回収動力が少ない。しかしながら、冷媒に二酸化炭素を用いた場合、面積ＤＳＥＩに相当する冷媒の膨張による膨張機２４での回収動力は、膨張機２４での回収動力全体に比べて非常に少ない。また、膨張機２４において過膨張損失が生じると、過膨張損失は回収動力と相殺、あるいは、膨張による回収動力を上回ってしまう。
　したがって、冷凍サイクルの様々な運転条件を考慮すれば、流体圧モータ１２４を用いても、膨張機２４と同等の動力回収効果を得ることが可能であり、かつ、流体圧モータ１２４は、膨張機２４と比べて構成が非常にシンプルである。また、流体圧モータ１２４は、副圧縮機２３とあたかも２段ロータリ式の圧縮機のようなシンプルな構成で一体に形成することができるので、副圧縮機２３を用いた熱移動抑制を行いながら、さらなる低コスト化、および、コンパクト化を達成することができる。
　《変形例》
　上記実施の形態では、スクロール式の圧縮機２２を用いた例について説明したが、上記構成に限定されるものではない。例えば、図８に示すように、流体機械２２１として、密閉容器８の内部に、回転電動機７よりも下側に、ロータリ式の圧縮機２２２と、ロータリ式の副圧縮機２２３と、ロータリ式の膨張機２２４とを上から順に配置して、一体化させても良い。
　また、上記実施の形態では、密閉容器８の内部に、上側から圧縮機２２、回転電動機７、副圧縮機２３、膨張機２４（または流体圧モータ１２４）の順に配置したが、上記構成に限定されるものではない。例えば、図９Ａに示すように、上側から膨張機２４（または流体圧モータ１２４）、回転電動機７、副圧縮機２３、圧縮機２２の順に並べても良い。あるいは、図９Ｂに示すように、上側から膨張機２４（または流体圧モータ１２４）、副圧縮機２３、回転電動機７、圧縮機２２の順に並べても良い。
　本発明における流体機械は、動力回収型冷凍サイクル装置に有用である。

Claims (11)

  1. 　密閉容器と、
    　前記密閉容器内に配置された、固定子と回転子からなる回転電動機と、
    　前記密閉容器内に配置された、冷媒を圧縮して前記密閉容器内に吐出する圧縮機と、
    　前記密閉容器内に配置された、冷媒を吸入して吐出することにより冷媒から動力を回収する動力回収機と、
    　前記回転電動機、前記圧縮機および前記動力回収機に共有される、鉛直方向に延びるシャフトと、
    　前記圧縮機と前記動力回収機の間に配置され、前記シャフトの回転により冷媒を昇圧して前記圧縮機に送る副圧縮機と、
    を備える、流体機械。
  2. 　前記圧縮機は、前記動力回収機の上方に位置する、請求項１に記載の流体機械。
  3. 　前記密閉容器の底部には油溜りが形成され、前記副圧縮機と前記動力回収機は前記油溜り内に配置され、前記圧縮機は前記油溜りよりも上方に位置している、請求項２に記載の流体機械。
  4. 　前記回転電動機は前記圧縮機と前記油溜りの間に配置されている、請求項３に記載の流体機械。
  5. 　前記圧縮機へ前記油溜りの油を供給する油ポンプをさらに備え、前記油ポンプは、前記副圧縮機よりも上方に位置する、請求項３または４に記載の流体機械。
  6. 　前記副圧縮機と前記油ポンプとの間には、前記副圧縮機に吸入される直前の冷媒、あるいは、前記副圧縮機から吐出された直後の冷媒のいずれかが満たされる空間が設けられている、請求項５に記載の流体機械。
  7. 　前記圧縮機がスクロール式である、請求項１～６のいずれか一項に記載の流体機械。
  8. 　前記副圧縮機および前記動力回収機が共にロータリ式である、請求項１～７のいずれか一項に記載の流体機械。
  9. 　前記動力回収機が流体圧モータである、請求項８に記載の流体機械。
  10. 　前記冷媒が二酸化炭素である、請求項１～９のいずれか一項に記載の流体機械。
  11. 　前記圧縮機の吸入容積に対する前記副圧縮機の吸入容積の比率が１．２以下である、請求項１～１０のいずれか一項に記載の流体機械。
PCT/JP2009/001973 2008-05-08 2009-04-30 流体機械 WO2009136488A1 (ja)

Priority Applications (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP09742613A EP2177767A1 (en) 2008-05-08 2009-04-30 Fluid machine
US12/668,310 US20100275638A1 (en) 2008-05-08 2009-04-30 Fluid machine
CN200980000534A CN101688537A (zh) 2008-05-08 2009-04-30 流体机械
JP2010511015A JPWO2009136488A1 (ja) 2008-05-08 2009-04-30 流体機械

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2008121944 2008-05-08
JP2008-121944 2008-05-08

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2009136488A1 true WO2009136488A1 (ja) 2009-11-12

Family

ID=41264545

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2009/001973 WO2009136488A1 (ja) 2008-05-08 2009-04-30 流体機械

Country Status (5)

Country Link
US (1) US20100275638A1 (ja)
EP (1) EP2177767A1 (ja)
JP (1) JPWO2009136488A1 (ja)
CN (1) CN101688537A (ja)
WO (1) WO2009136488A1 (ja)

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2013005568A1 (ja) * 2011-07-01 2013-01-10 東芝キヤリア株式会社 多気筒回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置
JP2018009565A (ja) * 2016-06-30 2018-01-18 株式会社デンソー 多段圧縮機
JP2020532683A (ja) * 2017-09-06 2020-11-12 上海海立電器有限公司 圧縮機及びその製造方法

Families Citing this family (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2007132649A1 (ja) * 2006-05-17 2007-11-22 Panasonic Corporation 膨張機一体型圧縮機
WO2008087795A1 (ja) * 2007-01-15 2008-07-24 Panasonic Corporation 膨張機一体型圧縮機
US8323010B2 (en) * 2007-11-21 2012-12-04 Panasonic Corporation Expander-compressor unit
CN101868597B (zh) * 2007-11-21 2012-05-30 松下电器产业株式会社 膨胀机一体型压缩机
WO2009066413A1 (ja) * 2007-11-21 2009-05-28 Panasonic Corporation 膨張機一体型圧縮機
WO2009141956A1 (ja) * 2008-05-23 2009-11-26 パナソニック株式会社 流体機械および冷凍サイクル装置
CN101865568A (zh) * 2010-06-25 2010-10-20 蔡茂林 马达电机联轴式压力能回收热泵机构
CN103782038B (zh) * 2012-07-09 2016-08-17 松下知识产权经营株式会社 回转式压缩机
CN104422197A (zh) * 2013-08-19 2015-03-18 易真平 动能回馈热泵
CN105986987A (zh) * 2015-02-12 2016-10-05 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 压缩机及空调器
WO2017059665A1 (zh) * 2015-10-10 2017-04-13 广东美芝制冷设备有限公司 空调系统及具有其的空调器
CN105443384B (zh) * 2015-11-17 2018-02-13 珠海格力节能环保制冷技术研究中心有限公司 压缩机及其控制方法和空调器
CN109026692B (zh) * 2018-08-27 2024-05-14 珠海凌达压缩机有限公司 一种多缸泵体结构及压缩机

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0683984U (ja) * 1993-05-07 1994-12-02 三菱重工業株式会社 ２段圧縮装置および２段圧縮機
JP2000087892A (ja) * 1998-09-08 2000-03-28 Daikin Ind Ltd ２段圧縮機及び空気調和装置
JP2003139059A (ja) * 2001-10-31 2003-05-14 Daikin Ind Ltd 流体機械
WO2006112168A1 (ja) * 2005-03-31 2006-10-26 Daikin Industries, Ltd. 流体機械
JP2008038915A (ja) * 2006-05-17 2008-02-21 Matsushita Electric Ind Co Ltd 膨張機一体型圧縮機
WO2008050654A1 (fr) * 2006-10-25 2008-05-02 Panasonic Corporation Dispositif à cycle frigorifique et machine à fluide utilisée pour celui-ci

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4321095B2 (ja) * 2003-04-09 2009-08-26 日立アプライアンス株式会社 冷凍サイクル装置
JP4055902B2 (ja) * 2003-04-28 2008-03-05 株式会社日立製作所 膨張機を備えた冷凍装置
JP4561326B2 (ja) * 2004-03-17 2010-10-13 ダイキン工業株式会社 流体機械
JP4457928B2 (ja) * 2005-03-15 2010-04-28 ダイキン工業株式会社 冷凍装置
CN101163861B (zh) * 2005-03-29 2010-12-29 三菱电机株式会社 涡旋膨胀机
DE602006020880D1 (de) * 2005-06-29 2011-05-05 Panasonic Corp Strömungsmaschine und kühlzyklusvorrichtung
WO2007132649A1 (ja) * 2006-05-17 2007-11-22 Panasonic Corporation 膨張機一体型圧縮機

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0683984U (ja) * 1993-05-07 1994-12-02 三菱重工業株式会社 ２段圧縮装置および２段圧縮機
JP2000087892A (ja) * 1998-09-08 2000-03-28 Daikin Ind Ltd ２段圧縮機及び空気調和装置
JP2003139059A (ja) * 2001-10-31 2003-05-14 Daikin Ind Ltd 流体機械
WO2006112168A1 (ja) * 2005-03-31 2006-10-26 Daikin Industries, Ltd. 流体機械
JP2008038915A (ja) * 2006-05-17 2008-02-21 Matsushita Electric Ind Co Ltd 膨張機一体型圧縮機
WO2008050654A1 (fr) * 2006-10-25 2008-05-02 Panasonic Corporation Dispositif à cycle frigorifique et machine à fluide utilisée pour celui-ci

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2013005568A1 (ja) * 2011-07-01 2013-01-10 東芝キヤリア株式会社 多気筒回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置
JPWO2013005568A1 (ja) * 2011-07-01 2015-02-23 東芝キヤリア株式会社 多気筒回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置
JP2018009565A (ja) * 2016-06-30 2018-01-18 株式会社デンソー 多段圧縮機
JP2020532683A (ja) * 2017-09-06 2020-11-12 上海海立電器有限公司 圧縮機及びその製造方法

Also Published As

Publication number Publication date
US20100275638A1 (en) 2010-11-04
CN101688537A (zh) 2010-03-31
JPWO2009136488A1 (ja) 2011-09-08
EP2177767A1 (en) 2010-04-21

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2009136488A1 (ja) 流体機械
US8087260B2 (en) Fluid machine and refrigeration cycle apparatus
JP4837094B2 (ja) 冷凍サイクル装置及びそれに用いる流体機械
CN101688536B (zh) 旋转式压缩机及制冷循环装置
JP4261620B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP5631398B2 (ja) ロータリ圧縮機及び冷凍サイクル装置
JP5631399B2 (ja) ロータリ圧縮機及び冷凍サイクル装置
US20090064709A1 (en) Refrigerating air conditioner
WO2009096167A1 (ja) 膨張機一体型圧縮機およびそれを用いた冷凍サイクル装置
KR101096824B1 (ko) 냉동장치
JP4077029B2 (ja) 膨張機および膨張機一体型圧縮機
JP4697734B2 (ja) 冷凍サイクル
JP4777217B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP4696530B2 (ja) 流体機械
JP4989269B2 (ja) 流体機械および冷凍サイクル装置
JP5824664B2 (ja) ロータリ圧縮機及び冷凍サイクル装置
JP5045471B2 (ja) 膨張機
JP5119786B2 (ja) 流体機械および冷凍サイクル装置
JP4924450B2 (ja) 膨張機
JP2009162123A (ja) 冷凍サイクル装置及びそれに用いる流体機械
JP4923954B2 (ja) 圧縮機
JP4655051B2 (ja) 回転式圧縮機
JP2014238062A (ja) ロータリ圧縮機
JP2012042111A (ja) 冷凍サイクル装置
JP2009186064A (ja) 膨張機及び冷凍装置

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 200980000534.1

Country of ref document: CN

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2010511015

Country of ref document: JP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2009742613

Country of ref document: EP

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 09742613

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 12668310

Country of ref document: US

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE