JP4065316B2 - 膨張機およびこれを用いたヒートポンプ - Google Patents

Description

本発明は、冷凍サイクル装置（ヒートポンプ）に適用される膨張機、さらにこの膨張機を用いたヒートポンプに関するものである。

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

以下、膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルについて説明する。

図２０に従来の膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルを示す。この冷凍サイクルでは、圧縮機１、ガスクーラ（放熱器）２、膨張機３および蒸発器４から作動流体（冷媒）の主回路８が構成されており、圧縮機１と膨張機３と回転電動機６とは、シャフト７によって連結されて膨張機一体型圧縮機となっている。冷媒回路は、主回路８とともに副回路９を備えており、副回路９は、ガスクーラ２の出口側で主回路８と分岐し、蒸発器４の入口側で主回路８と合流する。主回路８を通過する作動流体は膨張機３において膨張し、副回路９を通過する作動流体は膨張弁５により膨張する。

作動流体は、圧縮機１において低温低圧から高温高圧へと圧縮された後、ガスクーラ２において低温高圧へと冷却される。そして、膨張機３または膨張弁５において低温低圧（気液二相）へと膨張した後、蒸発器４で加熱されて低温低圧（気相）に戻る。膨張機３は、作動流体の膨張エネルギーを回収してシャフト７の回転エネルギーに変換する。この回転エネルギーは圧縮機１を駆動する仕事の一部として利用され、その結果、回転電動機６の動力を低減することができる。

ここで、膨張弁５を全閉とし、副回路９の作動流体の質量流量をゼロとした場合の冷凍サイクルの動作を説明する。

圧縮機１の吸入容積をＶｃｓ、膨張機３の吸入容積をＶｅｓとし、シャフト７の回転数をＮとすると、圧縮機１の入口側での作動流体の体積流量と膨張機３の入口側での作動流体の体積流量とは、それぞれ、（Ｖｃｓ×Ｎ）、（Ｖｅｓ×Ｎ）となる。副回路９の作動流体の質量流量がゼロであるため、圧縮機１での質量流量と膨張機３での質量流量とは等しくなる。この質量流量をＧとすると、圧縮機１の入口側での作動流体の密度と膨張機３の入口側での作動流体の密度は、それぞれの体積流量と質量流量の比から、｛Ｇ／（Ｖｃｓ×Ｎ）｝、｛Ｇ／（Ｖｅｓ×Ｎ）｝となる。これらの式より、圧縮機１の入口側での作動流体の密度と膨張機３の入口側の作動流体の密度の比は、｛Ｇ／（Ｖｃｓ×Ｎ）｝／｛Ｇ／（Ｖｅｓ×Ｎ）｝、すなわち、（Ｖｅｓ／Ｖｃｓ）となって一定となる。

図２１に冷凍サイクルのモリエル線図を示す。図中、圧縮機１における圧縮過程はＡＢ、ガスクーラ２における放熱過程はＢＣ、膨張機３における膨張過程はＣＤ、蒸発機４における蒸発過程はＤＡに相当する。圧縮機１の入口側の点Ａと、膨張機３の入口側の点Ｃにおける作動流体の密度比は、（Ｖｅｓ／Ｖｃｓ）で一定となるので、点Ａでの作動流体の密度をρ₀とすると、点Ｃでの密度ρ_cは（Ｖｃｓ／Ｖｅｓ）ρ₀となる。点Ａの密度が一定であると仮定すると、点Ｃの圧力を増加させる場合には、ρ_c＝（Ｖｃｓ／Ｖｅｓ）ρ₀の線上で点Ｃから点Ｃ’の方向へと変化することになる。すなわち、点Ｃを等温線（Ｔ＝Ｔ_c）に沿って圧力だけ増加させた点Ｃ”に変化させることは不可能となり、冷凍サイクルの自由な制御が阻害される。冷凍サイクルには、ある熱源温度において成績係数（ＣＯＰ）が最大となる最適高圧が存在（例えば、特開２００２−８１７６６号公報）するため、温度と圧力の自由な制御ができないと、効率の良い運転ができなくなる。

圧縮機１の入口側の密度と膨張機３の入口側の密度の比が一定となる制約は、圧縮機１での質量流量と膨張機３での質量流量が等しく、かつ、体積流量の比が一定であることに起因している。この制約は、膨張弁５を開けて冷媒回路を流れる作動流体の一部を副回路９に流すことにより回避することができる（特開２００１−１１６３７１号公報）。

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

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

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

すなわち、本発明は、
シリンダと、
偏心部を有するシャフトと、
前記偏心部に嵌合し、前記シリンダの内側で偏心回転するピストンと、
前記シリンダと前記ピストンとの間の空間を、吸入側空間と吐出側空間とに仕切るための仕切り部材と、を有するロータリ式の膨張機構をｎ個（ｎは２以上の整数）と、
１番目の膨張機構の吸入側空間に作動流体を吸入する第１吸入孔と、
ｋ番目（ｋは１からｎ−１までの整数）の膨張機構の吐出側空間と（ｋ＋１）番目の膨張機構の吸入側空間とを結び一つの空間を形成する連通孔と、
ｎ番目の膨張機構の吐出側空間から作動流体を吐出する吐出孔と、
前記１番目の膨張機構の吸入側空間との接続位置が可変であり、当該吸入側空間へと作動流体を吸入する第２吸入孔と、
を備えた、膨張機を提供する。

また、本発明は、本発明による膨張機からなる膨張機部と、前記シャフトを介して前記膨張機部に一体に連結されている圧縮機部とを備えた、膨張機一体型圧縮機を提供する。

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

本発明の膨張機では、１番目の膨張機構の吸入側空間と第２吸入孔との接続位置を変更することにより、作動流体の吸入過程から当該作動流体の膨張過程に移行するタイミングを調整し、吸入過程が行われる時間の長さに対する膨張過程が行われる時間の長さの比を制御することができる。このため、本発明によれば、上記（Ｖｅｓ／Ｖｃｓ）を変更することが可能となり、例えば、膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルにおいて、密度比一定の制約を回避することができる。従って、作動流体の副回路を設けずに作動流体の全量を膨張機に流入させて、作動流体の膨張エネルギーを効率よく回収することができる。

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

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。

（第１の実施形態）
図１は、本発明の第１の実施形態の膨張機一体型圧縮機の構成を示す縦断面図、図２Ａは、図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部のＤ１−Ｄ１断面における横断面図、図２Ｂは、同膨張機部のＤ２−Ｄ２断面における横断面図、図３Ａは、同膨張機部の上側端板の固定部の部分切り取り斜視図、図３Ｂは、同上側端板の可動部の斜視図、図３Ｃは、同上側端板の固定部と可動部とを一体化した状態を示す部分切り取り斜視図である。

本実施形態における膨張機一体型圧縮機１００は、密閉容器１１と、その内部の上側に配置されたスクロール式の圧縮機部２０と、その下側に配置された２段ロータリ式の膨張機部４０と、圧縮機部２０と膨張機部４０との間に配置された回転子１２ａおよび固定子１２ｂを備えた回転電動機１２と、圧縮機部２０、膨張機部４０および回転電動機１２を連結するシャフト１３と、を備えている。シャフト１３は、複数の部分を一軸に連結したものであってもよい。

スクロール式の圧縮機部２０は、固定スクロール２１と、旋回スクロール２２と、オルダムリング２３と、軸受部材２４と、マフラー２５と、吸入管２６と、吐出管２７とを備えている。シャフト１３の偏心軸１３ａに嵌合され、かつ、オルダムリング２３により自転運動を拘束された旋回スクロール２２は、渦巻き形状のラップ２２ａが、固定スクロール２１のラップ２１ａと噛み合いながら、シャフト１３の回転に伴って旋回運動を行い、ラップ２１ａ，２２ａの間に形成される三日月形状の作動室２８が外側から内側に移動しながら容積を縮小することにより、吸入管２６から吸入された作動流体を圧縮する。圧縮された作動流体は、固定スクロール２１の中央部に設けた吐出孔２１ｂ、マフラー２５の内側空間２５ａ、ならびに固定スクロール２１および軸受部材２４を貫通する流路２９をこの順に経由して、密閉容器１１の内部空間１１ａへと吐出される。内側空間１１ａに吐出された作動流体は、内部空間１１ａに滞留する間に、混入した潤滑用のオイルを重力や遠心力などにより分離された後、吐出管２７から冷凍サイクルへと吐出される。

２段ロータリ式の膨張機部４０は、第１シリンダ４１と、第１シリンダ４１よりも厚みのある第２シリンダ４２と、これらシリンダ４１，４２を仕切る中板４３とを備えている。第１シリンダ４１と第２シリンダ４２とは、互いに同心状の配置である。膨張機部４０は、さらに、シャフト１３の偏心部１３ｂと嵌合し、第１シリンダ４１の中で偏心回転運動する第１ピストン４４と、第１シリンダ４１のベーン溝に往復動自在に保持され、一方の端部が第１ピストン４４に接する第１ベーン４６と、第１ベーン４６の他方の端部に接し、第１ベーン４６を第１ピストン４４へと付勢する第１ばね４８と、第２シリンダ４２は、シャフト１３の偏心部１３ｃと嵌合し、第２シリンダ４２の中で偏心回転運動する第２ピストン４５と、第２シリンダ４２のベーン溝に往復動自在に保持され、一方の端部が第２ピストン４５に接する第２ベーン４７と、第２ベーン４７の他方の端部に接し、第２ベーン４７を第２ピストン４５へと付勢する第２ばね４９と、を備えている。

第１シリンダ４１、シャフト１３、第１ピストン４４および第１ベーン４６により、第１番目（１段目）の膨張機構が構成される。同様に、第２シリンダ４２、シャフト１３、第２ピストン４５および第２ベーン４７により、第２番目（２段目）の膨張機構が構成される。なお、ピストン４４，４５とベーン４６，４７とは、一体化されていてもよい（いわゆるスイングピストン）。

膨張機部４０は、さらに、第１および第２シリンダ４１，４２ならびに中板４３を狭持するように配置された上側端板７３および下側端板５１を備えている。上側端板７３および中板４３は第１シリンダ４１を上下から狭持し、中板４３および下側端板５１は第２シリンダ４２を上下から狭持する。上側端板７３、中板４３および下側端板５１による狭持により、第１シリンダ４１および第２シリンダ４２内には、ピストン４４，４５の回転に応じて容積が変化する作動室が形成される。上側端板７３および下側端板５１は、各シリンダ４１，４２を閉塞する閉塞部材であるとともに、圧縮機部２０の軸受部材２４とともにシャフト１３を回転自在に保持する軸受部材としても機能する。膨張機部４０も、圧縮機部２０と同様、マフラー５２と、吸入管５３と、吐出管５４とを備えている。

図２Ａ，図２Ｂに示すように、第１シリンダ４１の内側には、第１ピストン４４および第１ベーン４６により区画された、吸入側の作動室５５ａ（第１吸入側空間）および吐出側の作動室５５ｂ（第１吐出側空間）が、第２シリンダ４２の内側には、第２ピストン４５および第２ベーン４７により区画された、吸入側の作動室５６ａ（第２吸入側空間）および吐出側の作動室５６ｂ（第２吐出側空間）がそれぞれ形成される。第２シリンダ４２における２つの作動室５６ａ，５６ｂの合計容積は、第１シリンダ４１における２つの作動室５５ａ，５５ｂの合計容積よりも大きい。第１シリンダ４１の吐出側の作動室５５ｂと、第２シリンダ４２の吸入側の作動室５６ａとは、中板４３に設けられた連通孔４３ａにより連通しており、一つの作動室（膨張室）として機能する。高圧の作動流体は、作動室５５ａに流入した後、作動室５５ｂと作動室５６ａから形成される作動室においてシャフト１３を回転させながら膨張して低圧になる。

図１に示すように、上側端板７３は、固定部７１と可動部７２とを備えている。図３Ａに示すように、固定部７１は、可動部７２を嵌め合わせるための貫通孔７１ｆを有する。貫通孔７１ｆは、円筒凹面７１ａと、円筒凹面７１ａと同じ中心軸７０を有し、円筒凹面７１ａよりも小さな内径を有する円筒凹面７１ｂと、これら円筒凹面７１ａ，７１ｂを接続する段差面７１ｃとによって囲まれている。なお、流体機械（膨張機一体型圧縮機１００）を組み立てると、中心軸７０はシャフト１３の中心軸に一致する。

固定部７１の内部には、吸入管５３からの作動流体を作動室５５ａに導く流入路として、流入路７１ｄ（第１流入路）と、流入路７１ｄからの分岐路である流入路７１ｅ（第２流入路）とが設けられている。図１および図２Ａに示すように、流入路７１ｅに連通する流路として、第１シリンダ４１には、流入路４１ａおよび第１吸入孔４１ｂが設けられており、第１吸入孔４１ｂは、第１シリンダ４１内の吸入側の作動室５５ａに連通している。

図３Ｂに示すように、上側端板７３の可動部７２は、シャフト１３を回転自在に保持するための貫通孔７２ａを有し、外周面として、固定部７１の円筒凹面７１ａに当接する円筒凸面７２ｂと、固定部７１の円筒凹面７１ｂに当接する円筒凸面７２ｃと、これら円筒凸面７２ｂ，７２ｃの間において固定部７１の段差面７１ｃに当接する段差面７２ｇと、を備えている。上側端板７３の可動部７２の円筒凸面７２ｃには、この円筒凸面７２ｃを周方向に周回する歯車７２ｅが設けられている。可動部７２は、円筒凸面７２ｂ上を周方向に沿って周回する流路溝７２ｄと、流路溝７２ｄに接続された第２吸入孔７２ｆとをさらに備えている。図１および図２Ａに示すように、第２吸入孔７２ｆは、流路溝７２ｄから第１シリンダ４１の作動室５５ａに向かって軸方向に延び、第１シリンダ４１内の吸入側の作動室５５ａに連通している。

図３Ｃに示すように、固定部７１と可動部７２とは、固定部７１の貫通孔７１ｆに可動部７１が回転自在に嵌め込まれて一体化される。固定部７１の段差面７１ｃと可動部７２の段差面７２ｇとは、互いに当接して、可動部７２が固定部７１より上側に抜け出るのを防止する。固定部７１の下端面と可動部７２の下端面とは、同一平面を構成し、この平面が第１シリンダ４１の上方の隔壁を構成する。

可動部７２を回転させると、第２吸入孔７２ｆは、シャフト１３の中心軸７０との間の距離を一定に保持しながら、中心軸７０を回転中心として回転移動する。可動部７２の回転は、第１シリンダ４１の吸入側の作動室５５ａにおける第２吸入孔７２の位置の相対的変化をもたらす。すなわち、第１吸入孔４１ｂと第１シリンダ４１の吸入側の作動室５５ａとの接続位置が固定されているのに対し、第２吸入孔７２ｆと作動室５５ａとの接続位置は可変である。後述するように、第２吸入孔７２ｆの接続位置の変更が、膨張機一体型圧縮機における密度比一定の制約の回避を可能とする。

図３Ａ，図３Ｂ，図３Ｃを参照して説明したように、第２吸入孔７２ｆは、作動流体が最初に流入する１番目の流体機構に含まれる第１シリンダ４１の端面を閉塞する閉塞部材としての端板７３に設けるとよい。簡単な構成で移動可能な第２吸入孔７２ｆを構成できるためである。また、上側端板７３のシリンダ４１側は平面であるため、端板７３を複数の部品で構成しても加工精度を高めることは容易である。

また、上記で説明したように、端板７３の少なくとも一部を、シャフト１３を回転中心とする回転が可能な可動部７２とし、可動部７２に第２吸入孔７２ｆを設けることが好ましい。第２吸入孔７２ｆの移動範囲を大きく確保することが容易になるためである。

また、本実施形態においては、可動部７２がシャフト１３を支持する円筒状の軸受面（貫通孔７２ａの内周面）を含んでいる。したがって、シャフト１３を支持するための軸受を別途設ける必要がなく、これにより、部品点数増を抑制することができる。

また、固定部７１は、環状の形態を有し、膨張機部４０の外部から可動部７２に設けられた第２吸入孔７２ｆへと作動流体を供給する流入路７１ｄ（第１流入路）と、流入路７１ｄから分岐し、第１吸入孔４１ｂに作動流体を供給する流入路７１ｅ（第２流入路）とが内部に設けられている。このような固定部７１に可動部７２が回転可能に合体する。２つの流入路７１ｄ，７１ｅを固定部７１の内部に設けることにより、第２吸入孔７２ｆへ作動流体を導く配管が不要となるので、密閉容器１１の内部の省スペース化に有利である。また、固定部７１の内部に流入路７１ｄ，７１ｅを設けるので、作動流体の漏れの問題が生じにくい。

図１に戻って説明を続ける。上側端板７３の固定部７１には、回転部７２の歯車７２ｅと噛み合う歯車７５と、歯車７５を駆動する回転電動機７６（電動アクチュエータ）とがさらに設置されている。歯車７２ｅ，７５を介して、可動部７２は回転電動機７６により駆動される。このように、膨張機部４０は、可動部７２を回転させる駆動機構７５，７６をさらに備えていてもよい。駆動機構７５，７６は、密閉容器１１の外部に設けられた、可動部７２の回転角度を制御する制御器（図示省略）に接続され、この制御器からの制御信号を受けて可動部７２を回転させ、作動室５５ａへの接続位置を制御する。回転電動機７６としてステッピングモータやサーボモータを用いると、第２吸入孔７２ｆの位置を高精度に制御することが可能となる。また、可動部７２の回転角度を検出する検出器（例えばエンコーダ）を設けてもよい。なお、可動部７２の駆動手段として、回転電動機７６以外の手段、例えば流体の圧力差を利用するアクチュエータを用いても構わない。

吸入管５３から膨張機部４０に流入した作動流体は、上側端板７３の固定部７１の流入路７１ｄから二つの経路に分かれて作動室５５ａに流入する。第１経路は、固定部７１内の流入路７１ｄ、分岐流入路７１ｅ、第１シリンダ４１内の流入路４１ａ、第１吸入孔４１ｂを経由する経路である。第２経路は、固定部７１内の流入路７１ｄ、可動部７２の流路溝７２ｄ、第２吸入孔７２ｆを経由する経路である。このように、膨張機部４０では、吸気管５３から最初の作動室５５ａに、作動室５５ａとの接続位置が固定された第１吸入孔４１ｂと、作動室５５ａとの接続位置が可変である第２吸入孔７２ｆとを経由して、作動流体を供給する。これら２つの経路には、開閉可能な電磁弁や差圧弁などの流量制御機構を配置する必要はない。

第１シリンダ４１に吸入された作動流体は、第２シリンダ４２を経由し、下側端板５１に設けられた吐出孔５１ａ、マフラー５２の内部空間５２ａ、第１および第２シリンダ４１，４２を貫通する流路５７、をこの順に経由して吐出管５４から冷凍サイクルへと吐出される。なお、吐出孔５１ａは、第２シリンダ４２に設けられていてもよい。

図２Ｂに示すように、下側端板５１に設けられた吐出孔５１ａには、吐出弁７４が設置されている。吐出弁７４は、例えば金属の薄板から構成され、吐出孔５１ａをマフラー５２の内部空間５２ａ側から塞ぐように配置されている。吐出弁７４は、上流側（第２シリンダ４２の吐出側の作動室５６ｂ側）の圧力が下流側（マフラー５２の内部空間５２ａ側）の圧力より高くなると開く差圧弁である。吐出弁７４は、膨張機部４０における作動流体の過膨張を防止する機能を有する。

図４Ａ，図４Ｂ，図４Ｃに、第１吸入孔４１ｂおよび第２吸入孔７２ｆの位置を示す。第２吸入孔７２ｆの位置は、シャフト１３を中心とした第１ベーン４６の位置を基準とする角度φにより表示して、２０°（図４Ａ）、９０°（図４Ｂ）、１８０°（図４Ｃ）にそれぞれ調整されている。角度φは、正確には、第１ベーン４６と第１ピストン４４との接点とシャフト１３の中心軸７０とを結ぶ第１直線８０を、中心軸７０を中心として、シャフト１３の回転方向（図示した例では時計回り）について、第２吸入孔７２ｆとシャフト１３の中心軸７０とを結ぶ第２直線９０にまで回転させるときの角度である。この表記方法に従うと、図示した例では、第１吸入孔４１ｂは２０°の位置に固定されている。また、吐出孔５１ａは、第２シリンダ４２における同様の表記において、３４０°の位置に固定されている。これに対し、第２吸入孔７２ｆの位置は、０°から３６０°の間で任意に設定できる。

図５Ａに、第２吸入孔７２ｆの角度φが９０°の場合の第１シリンダ４１の動作原理図を、図５Ｂに、上記に対応する第２シリンダ４２の動作原理図をそれぞれ示す。ここでは、シャフト１３の回転角θを、第１シリンダ４１と第１ピストン４４との接点が、第１ベーン４６に位置するいわゆる上死点にあるときを０°とし、シャフト１３の回転方向である時計回りを正として表示する。

θ＝０°以降に生成する作動室５５ａに、θ＝２０°以降において第１吸入孔４１ｂから作動流体が流入する。θ＝９０°以降は、第１吸入孔４１ｂおよび第２吸入孔７２ｆから作動室５５ａに作動流体が流入する。θ＝３６０°を過ぎると、作動室５５ａは作動室５５ｂに変化し、かつ、連通孔４３ａを介して第２シリンダ４２の作動室５６ａと連通する。さらにシャフト１３が回転すると、θ＝３８０°（図示せず）において、第１シリンダ４１と第１ピストン４４との接点が第１吸入孔４１ｂを通過し、作動室５５ｂと第１吸入孔４１ｂとの連通が断たれる。従来の２段ロータリ式の膨張機部では、この時点で作動流体の吸入過程が終了する。

これに対し、本実施形態の膨張機部４０には、第２吸入孔７２ｆが設けられているため、θ＝３８０°に至っても、第２吸入孔７２ｆからの作動流体の流入が継続する。この膨張機部４０では、θ＝４５０°になり、第１シリンダ４１と第１ピストン４４との接点が第２吸入孔７２ｆを通過して作動室５５ｂと第２吸入孔７２ｆとの連通が断たれた時点で、作動流体の吸入過程が終了する。

吸入過程が終了すると、作業流体の膨張過程が開始される。シャフト１３がさらに回転すると、作動室５５ｂの容積は減少するが、第１シリンダ４１よりも第２シリンダ４２のほうが軸方向に高く容積が大きいために、作動室５６ａの容積はそれ以上の割合で増加する。その結果、シャフト１３の回転に伴い、作動室５５ｂと作動室５６ａの容積の和は増大し、作業流体は膨張する。θ＝７００°（図示せず）に至ると、第２シリンダ４２と第２ピストン４５の接点が吐出孔５１ａを通過し、作動室５６ａが吐出孔５１ａと連通する。この時点で、膨張過程は終了する。

膨張過程が終了すると、作業流体の吐出過程が開始される。θ＝７２０°において、作動室５５ｂは消滅、作動室５６ａは作動室５６ｂに変化し、さらに、シャフト１３が回転するにつれて、作動室５６ｂの容積が減少し、作動流体が吐出孔５１ａから吐き出される。θ＝１０８０°で作動室５６ｂは消滅し、吐出過程が終了する。

図６Ａに、シャフト１３の回転角θと、吸入から吐出に至る各過程の移行時点との関係を、第２吸入孔７２ｆの角度φが２０°，９０°，１８０°の場合について示す。上記説明から明らかなように、吸入過程が終了するシャフト１３の回転角θは、第１シリンダ４１と第１ピストン４４との接点が２回目に第２吸入孔７２ｆを通過する際の角度となる。この角度は、θ＝（３６０＋φ）と表すことができる。従って、第２吸入孔７２ｆの角度φが大きくなるにつれて、吸入過程から膨張過程へと移行するタイミングが遅くなり、吸入過程が長くなって膨張過程が短くなる。すなわち、吸入過程が行われる時間の長さに対する膨張過程が行われる時間の長さの比が小さくなる。

図６Ｂに、シャフト１３の回転角θと作動室容積との関係を示す。作動流体は、作動室５５ａ、作動室５５ｂ、作動室５６ａ、作動室５６ｂの順に移動するが、その過程で作動室の容積は正弦波曲線状に変化する。図中の縦軸に、第２吸入孔７２ｆの角度φが２０°，９０°，１８０°の場合の吸入過程終了時の作動室の容積である吸入容積Ｖｅｓφと、吐出過程開始時の作動室の容積である吐出容積Ｖｅｄを示す。φの増加とともに吸入容積Ｖｅｓφは増加するが、φによらず吐出容積Ｖｅｄは一定である。

以上のように、本実施形態では、従来の２段ロータリ式の膨張機部４０に設けられていた固定された第１吸入孔４１ｂに加え、移動可能な第２吸入孔７２ｆを設けることにより、作動室５５ａ，５５ｂ，５６ａ，５６ｂの吸入過程終了時の容積である吸入容積Ｖｅｓφを可変とした。これにより、圧縮機部２０と膨張機部４０の入口側の作動流体の密度比（Ｖｃｓ／Ｖｅｓφ）を制御することが可能となる。

図７に、本実施形態の膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルのモリエル線図を例示する。密度比を変化させることができるため、２段ロータリ式の膨張機部４０の入口側の状態に相当する点Ｃを、等温線（図示した例ではＴ＝３５℃）に沿って圧力だけを変化させ、点Ｃ´または点Ｃ″に移動させることが可能となる。こうして、２段ロータリ式の膨張機部４０の入口側の温度と圧力が自由に制御できるようになり、従来の膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルでは不可能であった、効率の良い冷凍サイクルの運転が可能となる。

特に、本実施形態のように、シャフト１３の軸を中心に回転が可能である可動部７２に第２吸入孔７２ｆを形成し、角度φを０°から３６０°まで調整可能とすると、制御の幅が大きいため、冷凍サイクルの効率を図りやすい。

次に、吐出孔５１ａに吐出弁７４を設けたことによる効果について説明する。図８に作動室の容積と圧力の関係（ＰＶ線図）を示す。図中の記号の添え字φは第２吸入孔７２ｆの角度φである。点Ｐφは膨張過程の開始、点Ｓφは膨張過程の終了、点Ｔは吐出過程の開始を表す。なお、二酸化炭素を作動流体とする冷凍サイクルを想定しているため、膨張過程の途中で相変化に起因する曲点Ｑφが示されている。

吐出容積Ｖｅｄが一定であるため、第２吸入孔７２ｆの移動に伴って吸入容積Ｖｅｓφが大きくなるにつれて、膨張過程の前後における容積比（＝Ｖｅｄ／Ｖｅｓφ）が小さくなり、膨張過程終了時の圧力Ｓφが高くなる。このため、例えば、第２吸入孔７２ｆの角度φの範囲を２０°から１８０°の範囲で制御する場合、最大角度１８０°を選択した場合の膨張過程終了時の圧力Ｓ₁₈₀が冷凍サイクルの低圧側圧力Ｐｅｄより低くなるように設定し、不足膨張が生じないように設計することが望ましい。不足膨張が生じると、作動流体の圧力差によるエネルギーの一部が回収できなくなるためである。

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

しかし、吐出孔５１ａに吐出弁７４を設けておくと、作動室５６ｂで過膨張ＣφＤφが生じた場合は、吐出過程において再圧縮が行われる。吐出過程において、作動室５６ｂは、シャフト１３の回転とともに容積が小さくなる。吐出孔５１ａに吐出弁７４を配置しておくと、過膨張により低下した作動室５６ｂの圧力が冷凍サイクルの低圧側圧力Ｐｄに等しくなるまで吐出弁７４が開かないため、作動流体が作動室５ｂで再圧縮される。こうして、吐出弁７４を配置しておけば、過膨張損失を防ぐことができる。

以下、本実施形態の膨張機一体型圧縮機のその他の特徴を説明する。

本実施形態では、第２吸入孔７２ｆを設けた上側端板７３の可動部７２を、シャフト１３を中心として、シャフト１３の回転方向と同じ方向に回転可能とするとよい。シャフト１３と可動部７２との間の摩擦力により、小さい動力で可動部７２を回転させることができるためである。これによれば、回転電動機７６を小型化し、密閉容器１１の内部に収納することが容易となる。

本実施形態では、可動部７２が３６０°回転すれば元の位置に戻ってくる。このため、常に同じ方向にだけ可動部７２を回転駆動すればよく、回転電動機７６の制御が簡単である。シャフト１３と可動部７２との間の摩擦力が回転駆動の妨げになることもない。

本実施形態では、膨張機部４０の吸入容積Ｖｅｓφを可変としたことにより、膨張機を用いない冷凍サイクルに用いる通常の構造を有する圧縮機部２０とした。圧縮機部２０については、通常の構造をそのまま用いることができるため、開発コストを削減できる。

本実施形態の膨張機一体型圧縮機を用いると、冷凍サイクルの作動流体の循環量を圧縮機部２０の回転数で制御しつつ、膨張機部４０は圧縮機部２０と同一回転数で回転させながら、運転条件に応じて吸入容積Ｖｅｓφを調整することができる。従って、圧縮機部２０と膨張機部４０の冷凍サイクルの制御上の役割分担が可能であり、膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルの制御アルゴリズムも容易になる。

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

なお、本実施形態では、第１吸入孔４１ｂとともに移動可能な第２吸入孔７２ｆを設けたが、移動可能な吸入孔の数は２以上あってもよく、この場合は、最も下流側の位置に配置される吸入孔により、吸入容積Ｖｅｓφが定まる。また、本実施形態では、膨張機部４０を２段としたが、３段以上の場合でも、１段目のシリンダに対して移動可能な第２吸入孔を設けることにより、上記と同様の効果を得ることができる。

次に、図９Ａに、本実施形態の膨張機一体型圧縮機を用いた動力回収式のヒートポンプの構成を示す。図９Ａに示すヒートポンプは、膨張機一体型圧縮機１００、ガスクーラ（放熱器）２、蒸発器４およびそれらを互いに接続する管体８８（冷媒管）を含む。図２０に示す従来例においては、膨張機３に並列接続された副回路９が不可欠であったが、本実施形態の膨張機一体型圧縮機を用いたヒートポンプでは、そうした副回路が本質的には不要である。ただし、他の目的、例えば、ヒートポンプの起動および停止を安定して行う目的で、副回路を設けてもよい。

さらに、本実施形態の膨張機部４０は、単体で用いても、すなわち、圧縮機と分離した膨張機として用いてもよい。図９Ｂに、分離型の膨張機を用いた動力回収式のヒートポンプの構成を示す。この装置は、圧縮機８１、ガスクーラ（放熱器）８２、膨張機８３および蒸発器８４を備え、さらに圧縮機８１、ガスクーラ８２、膨張機８３および蒸発器８４をこの順に接続するとともに作動流体が循環する管体８８（冷媒管）を備えている。膨張機８３は、図１等で説明した膨張機部４０を含む。このヒートポンプでは、膨張機８３で得た作動流体の膨張エネルギーは発電機８６により電気エネルギーに変換され、圧縮機８１を回転させる回転電動機８５の入力の一部に用いられる。

図１０に、一般的な発電機８６の効率曲線を示す。発電機８６は、所定の定格回転数Ｎｒで発電効率が最も高くなるように設計されているため、回転数が定格回転数から離れるほど発電効率が低下する。このため、発電機８６の回転数は、できるだけ定格回転数Ｎｒの近傍とすることが望ましい。しかし、冷凍サイクルでは、作動流体の循環量や密度が変化するため、吸入容積Ｖｅｓが一定の膨張機では定格回転数Ｎｒの近傍だけで運転することが困難である。第１の実施形態の膨張機部４０を膨張機８３として用いれば、吸入容積Ｖｅｓφの調整により回転数を定格回転数Ｎｒの近傍に制御することが可能となる。

（第２の実施形態）
先の実施形態でも触れたように、膨張機の吸入容積を変化させるための第２吸入孔の位置は、流体の圧力差を利用するアクチュエータによっても変化させることができる。流体の圧力差を利用するアクチュエータによれば、高温高圧下といった過酷な環境下での信頼性が高い。また、膨張機で膨張させるべき作動流体を、上記アクチュエータの動力源にそのまま利用できるという利点がある。本実施形態では、そのようなアクチュエータを含む吸入容積可変型の膨張機について説明する。なお、本実施形態において、第１実施形態で説明したものと同一部品には、同一符号を使用する。

図１１は、第２実施形態における膨張機の縦断面図である。図１１に示すように、膨張機３０３はロータリ式膨張機である。膨張機３０３は、密閉容器１１、密閉容器１１内に配置された発電機８６および、発電機８６に接続された膨張機部４００を備えている。膨張機部４００は、ポート部材４１２ｂ（可動部材）、ポート部材４１２ｂを収容するハウジング４１３およびアクチュエータ４０６を含む。

ポート部材４１２ｂは、１番目の膨張機構のシリンダ４１（第１シリンダ）を閉塞し、シャフト１３を回転中心としてシャフト１３とは独立して回転可能である。ポート部材４１２ｂには、追加の第２吸入孔４１２ｃが設けられている。アクチュエータ４０６は、動力源として流体の圧力差を利用した流体圧アクチュエータであり、高圧流体と低圧流体との差圧に基づく大きさの回転力をポート部材４１２ｂに与える。中心軸線Ｏ周りにおけるポート部材４１２ｂの回転角度を切り替えると、第２吸入孔４１２ｃの位置が変化する。これにより、膨張機部４００において、作動流体の吸入過程から膨張過程に移行するタイミングが変化し、吸入過程が行われる時間の長さに対する膨張過程が行われる時間の長さの比が変化する。

アクチュエータ４０６の動力源である高圧流体および低圧流体として、当該膨張機３０３で膨張させるべき作動流体を用いることができる。このようにすれば、アクチュエータ４０６を動作させるための流体を別途準備する必要がなくなる。また、異種の流体同士の混合を防ぐ厳重なシール構造が不要である。アクチュエータ４０６の動力源として作動流体を用いるための機構は、以下の説明によって明らかにされる。

本実施形態においては、シャフト１３の中心軸線Ｏと平行な方向において、アクチュエータ４０６、ポート部材４１２ｂおよび１番目の膨張機構のシリンダ４１（第１シリンダ）が、この順番かつ同心状に並んで配置されている。このような配置とすれば、アクチュエータ４０６およびポート部材４１２ｂを新たに設けることによる寸法拡大を極力抑制することが可能であるため、小型の膨張機３０３に好都合である。

以下、膨張機３０３の各部分について個別に説明する。
発電機８６は、密閉容器１１の側壁に固定された固定子８６ｂと、固定子８６ｂの内側に配置された回転子８６ａとを備えている。回転子８６ａの中心部には、シャフト１３が固定されている。シャフト１３は、回転子１３ａから下方に向かって延び、膨張機部４００に共用されている。

密閉容器１１の底部には、潤滑油を貯留する油溜まり４０５が形成されている。シャフト１３の下端部は、この油溜まり４０５内に配置されている。シャフト１３の下端部には図示しない油ポンプが形成され、シャフト１３の内部および／または外周部には、図示しない給油通路が形成されている。シャフト１３が回転すると、油溜まり４０５の潤滑油は上記油ポンプによって汲み上げられ、上記給油通路を通じて膨張機部４００の各摺動部に供給される。

膨張機部４００の基本構造および作動流体を膨張させる仕組みは、第１実施形態で説明した通りであるから、ここでは省略する。なお、軸受部材としての上側端板４２４と第１シリンダ４１との間に、第２吸入孔４１２ｃの位置を変化させるためのアクチュエータ４０６およびポート部材４１２ｂが配置されている点、および第１シリンダ４１の端面がポート部材４１２ｂによって閉塞されている点については、本実施形態と第１実施形態とで相違する。

以下、ポート部材４１２ｂおよびアクチュエータ４０６について詳しく説明する。ポート部材４１２ｂは、中心部にシャフト１３を貫通させる孔が形成された略円板状をなし、外形が第１シリンダ４１と略一致するハウジング４１３の内部に配置されている。ハウジング４１３の内径と、ポート部材４１２ｂの外径とは略等しく、径方向へのポート部材４１２ｂの変位はハウジング４１３によって規制される。ただし、ポート部材４１２ｂは、ハウジング４１３の内部をスムーズに回転できるようになっている。ポート部材４１２ｂには、アクチュエータ４０６のピストン４３０と重なり合わない位置において、軸方向の上下に貫通するように第２吸入孔４１２ｃが形成されている。ポート部材４１２ｂが回転することにより、第２吸入孔４１２ｃがシャフト１３の回転方向に移動する。

図１２Ａは、図１１に示す膨張機のＤ３−Ｄ３断面図である。図１２Ａに示すように、アクチュエータ４０６は、ポート部材駆動用偏心部４１２ａ、ポート部材駆動用ピストン４３０、ポート部材駆動用シリンダ４３２、ポート部材駆動用ベーン４３３、ポート部材駆動用ばね４３４、吸入管５３および制御圧管４３５を備えている。ポート部材駆動用シリンダ４３２の中心部にシャフト１３が位置している。

以下の説明において、アクチュエータ４０６の各部品に関し、簡略の目的で「ポート部材駆動用」の文言を省略する。

図１２Ａに示すように、偏心部４１２ａは、シャフト１３に対して偏心しており、シリンダ４３２の内部に配置されている。シリンダ４３２の上側は上側端板４２４（図１１参照）により閉塞されている。ピストン４３０は、シリンダ４３２との間に圧力室４３１（４３１ａ，４３１ｂ）を形成するように、偏心部４１２ａに嵌め合わされている。偏心部４１２ａおよびピストン４３０は、シャフト１３の中心軸線Ｏに対して偏心した状態を保ちながら、シリンダ４３２内を回転（詳細には偏心揺動）する。偏心部４１２ａにはシャフト１３が貫通する貫通孔が形成されている。偏心部４１２ａとシャフト１３とは接合されておらず、互いに独立して回転できる。

ベーン４３３は、先端がピストン４３０に接するように、シリンダ４３２に設けられたベーン溝に往復動自在に保持されている。ばね４３４は、ベーン４３３をピストン４３０に向けて付勢している。

シリンダ４３２の内部に形成された圧力室４３１ａ，４３１ｂは、ベーン４３３によって、第１圧力室４３１ａと第２圧力室４３１ｂとの二つの空間に分離されている。また、シリンダ４３２には、高圧側流入孔４５０と低圧側流入孔４５１とが設けられている。これら高圧側流入孔４５０と低圧側流入孔４５１とは、周方向に所定角度離れており、それぞれ、シリンダ４３２の内外を貫いている。第１圧力室４３１ａには、高圧側流入孔４５０を介して吸入管５３が接続されている。吸入管５３は、膨張前の高圧の作動流体を第１圧力室４３１ａに供給する。第２圧力室４３１ｂには、低圧側流入孔４５１を介して制御圧管４３５が接続されている。制御圧管４３５は、第１圧力室４３１ａ側に供給される作動流体よりも低い圧力の作動流体を第２圧力室４３１ｂに供給する。第１圧力室４３１ａと第２圧力室４３１ｂとの差圧は、ピストン４３０に回転力を与える。作動流体の差圧から回転力を受けたピストン４３０は、偏心部４１２ａおよびポート部材４１２ｂを回転させる。

また、シリンダ４３２には、吸入管５３から上側端板４２４を通り、シリンダ４３２、ハウジング４１３、第１シリンダ４１を経由して通り第１シリンダ４１の作動室５５ａへと作動流体を吸入させるための吸入通路４３７が形成されている。

すなわち、本実施形態の膨張機３０３における膨張機部４００は、第１シリンダ４１に形成された第１吸入孔４１ｂに接続し、その第１シリンダ４１に作動流体（冷媒）を送るための吸入経路４３７と、その吸入経路４３７から分岐した分岐経路としての高圧側流入孔４５０とを含む。アクチュエータ４０６の高圧室４３１ａと高圧側流入孔４５０とが接続され、高圧側流入孔４５０を通じてアクチュエータ４０６に供給される高圧の作動流体が、アクチュエータ４０６を駆動するための高圧流体として利用されている。さらに、ポート部材４１２ｂに設けられた第２吸入孔４１２ｃの一端がアクチュエータ４０６の高圧室４３１ａに接続するように、アクチュエータ４０６とポート部材４１２ｂとが上下に隣接して配置されており、高圧流体としてアクチュエータ４０６に供給された作動流体が、ポート部材４１２ｂに設けられた第２吸入孔４１２ｃを通じて第１シリンダ４１における作動室５５ａ（図２Ａ参照）に供給される。

このようにすれば、アクチュエータ４０６を動作させるための流体を別途準備する必要がなくなる。異種の流体同士の混合を防ぐ厳重なシール構造が不要であるとともに、異種の流体同士が混ざることによって冷凍サイクルの特性が変化するといった不具合も生じない。また、膨張機３０３で使用する作動流体をアクチュエータ４０６の動力源とすることにより、外部から電力等のエネルギーを供給せずに済むため、作動流体の膨張エネルギーの回収効率向上に有利である。

また、シリンダ４３２の内周面上には、シャフト１３の中心軸線Ｏに向かって凸形状を有する第１ストッパ４３６ａと第２ストッパ４３６ｂとが、周方向に所定角度離れて設けられている。これらストッパ４３６ａ，４３６ｂは、ピストン４３０が、作動流体の圧力差（作動流体（冷媒）が二酸化炭素の場合、定格運転時には、高圧側は約１０ＭＰａ超、低圧側は約３〜５ＭＰａの圧力となる）により回転するときの可動範囲（中心軸線Ｏ周りの回転角）を制限する。これにより、ポート部材４１２ｂは、所定角度（例えば約１８０°）の範囲内での回転運動だけが許容されるようになる。

なお、アクチュエータ４０６のピストン４３０の回転中心は、シャフト１３の回転中心と一致していてもよい。ただし、本実施形態のようにピストン４３０が偏心回転する構造を採用すれば、ポート部材４１２ｂを上下に貫通する第２吸入孔４１２ｃの形成スペースを余裕で確保することができ、膨張機の小型化にも有利である。

図１２Ｂは、図１に示す膨張機３０３のＤ４−Ｄ４断面図である。図１２Ｂに示すように、ポート部材４１２ｂには、回転ばね４３９（付勢手段）が取り付けられている。回転ばね４３９は、ポート部材４１２ｂに内蔵されていると好ましい。回転ばね４３９は、ポート部材４１２ｂと、ハウジング４１３（またはシリンダ４３２）とに介在しており、ポート部材４１２ｂ、偏心部４１２ａおよびピストン４３０を常時所定の回転方向に付勢する。図１２Ａに示すように、本実施形態では、第１圧力室４３１ａを高圧側、第２圧力室４３１ｂを低圧側とするため、回転ばね４３９の付勢方向を、第１圧力室４３１ａの容積が減少する方向、すなわち、第２吸入孔４１２ｃの位置が第１吸入孔４１ｂ（図２Ａ参照）に近づく方向に設定している。このような回転ばね４３９の働きにより、ストッパ４３６ａ，４３６ｂによって定められる可動範囲内において、ポート部材４１２ｂの位置を連続的に変化させることができるようになる。また、第１圧力室４３１ａに供給する作動流体が高圧、第２圧力室４３１ｂに供給する作動流体が低圧という関係のもとで、ポート部材４１２ｂを正逆両方向に回転させることが可能となる。

もちろん、回転ばね４３９を設けない場合であっても、第１圧力室４３１ａに供給する作動流体の圧力と、第２圧力室４３１ｂに供給する作動流体の圧力との大小関係を逆転させれば、ポート部材４１２ｂを正逆両方向に回転させることができる。ストッパ４３６ａ，４３６ｂを設けることにより、ポート部材４１２ｂの回転範囲を制限することもできる。ただし、そのような構成においては、膨張機３０３で使用する作動流体をアクチュエータ４０６の動力源に利用することが難しくなるし、構造の複雑化を招く。したがって、本実施形態のようにするのが好ましい。

さらに、上記のような回転ばね４３９によれば、シリンダ４３２内でピストン４３０が占有する位置に応じて、ピストン４３０に与える回転力の大きさが変化する。第１圧力室４３１ａに供給する高圧の作動流体と、第２圧力室４３１ｂに供給する低圧の作動流体との差圧が偏心部４１２ａおよびピストン４３０に与える正方向（または逆方向）の回転力と、回転ばね４３９による反発力、すなわち、ポート部材４１２ｂに与えられる逆方向（または正方向）の回転力とが均衡することにより、所定の回転角上にポート部材４１２ｂが位置決めされる。このようにすれば、アクチュエータ４０６の第１圧力室４３１ａに供給する作動流体と、第２圧力室４３１ｂに供給する作動流体との差圧を調整することにより、ポート部材４１２ｂを自在に変位させる制御が可能になる。つまり、膨張機３０３の運転状況に応じて最適な位置に第２吸入孔４１２ｃを合わせることが可能になる。

上述したように、高圧の作動流体は吸入管５３から吸入通路４３７を通り、第１シリンダ４１に設けた第１吸入孔４１ｂから作動室５５ａ（図２Ａ参照）に流入する。その経路とは別に、高圧の作業流体は、吸入管５３から分岐した高圧側流入孔４５０を経由してシリンダ４３２内部の第１圧力室４３１ａに流入し、ポート部材４１２ｂに設けられた第２吸入孔４１２ｃを経由して作動室５５ａに流入する。ポート部材４１２ｂが回転することにより、第２吸入孔４１２ｃの位置が変化するため、第１シリンダ４１への作動流体の吸入容積が変化する。

また、本実施形態では、ポート部材駆動用偏心部４１２ａとポート部材４１２ｂとが、中心軸線Ｏに平行な上下方向で連結または一体化されている。図１１および図１２Ｂに示すように、ポート部材４１２ｂは、略円板状の形態を有し、一方の主面で第１シリンダ４１を閉塞するとともに、他方の主面側でポート部材駆動用偏心部４１２ａと連結（または一体化して）してポート部材駆動用シリンダ４３２を閉塞している。第１シリンダ４１から遠い側に位置する部分がポート部材駆動用偏心部４１２ａであり、第１シリンダ４１に近い側に位置する部分がポート部材４１２ｂとなっている。このようにすれば、アクチュエータ４０６からポート部材４１２ｂへの動力伝達機構を省略でき、部位品点数増の抑制および構造の単純化に資するとともに、ひいては信頼性の高い膨張機３０３を提供できるようになる。なお、ポート部材駆動用偏心部４１２ａ自体にポート部材駆動用ピストン４３０の役割を兼務させることができるので、その場合には、ポート部材４１２ｂはポート部材駆動用ピストン４３０と一体化された部品として構成することができる。

第１吸入孔４１ｂと第２吸入孔４１２ｃとの位置関係については、図４Ａ，図４Ｂ，図４Ｃで説明した通りである。

また、第１シリンダ４１および第２シリンダ４２の動作原理については、図５Ａ，図５Ｂで説明した通りである。

また、シャフト１３の回転角θと、吸入から吐出に至る各過程の移行時点との関係については、図６Ａで説明した通りである。

また、シャフト１３の回転角θと作動室容積との関係については、図６Ｂで説明した通りである。

次に、アクチュエータ４０６の制御圧管４３５に供給する作動流体の圧力を制御するための圧力調整器について説明する。図１３に示すヒートポンプ３００は、圧縮機８１と、ガスクーラ８２と、図１１で説明した膨張機３０３と、蒸発器８４と、圧力調整器５００Ａとを備えている。圧力調整器５００Ａは、膨張機３０３のアクチュエータ４０６に供給するべき高圧流体と低圧流体との差圧を調整する。このような圧力調整器５００Ａを設けることにより、アクチュエータ４０６の動作を膨張機３０３の外部から制御することが可能となる。なお、図１３の例においては、圧力調整器５００Ａを膨張機３０３の外部に設置するようにしているが、膨張機３０３の内部に設置することも可能である。

圧力調整器５００Ａは、膨張機３０３の吸入管５３に一端が接続される第１圧力管５０１と、膨張機３０３の制御圧管４３５に一端が接続される第２圧力管５０２と、膨張機３０３の吐出管５４に一端が接続される第３圧力管５０３と、それら圧力管５０１，５０２，５０３の他端が接続される中空のハウジング５１３とを備えている。つまり、放熱器３０２の出口配管が、第１圧力管５０１と膨張機３０３の吸入管５３とに分岐している。また、膨張機３０３の吐出管５４と第３圧力管５０３とが合流して蒸発器３０４の入口配管になっている。ハウジング５１３の内部は、第１圧力調整室５０４と、第２圧力調整室５０５と、第３圧力調整室５０６との３つの圧力調整室に区画されている。第１圧力調整室５０４には、第１圧力管５０１が接続されている。第２圧力調整室５０５には、第２圧力管５０２が接続されている。第３圧力調整室５０６には、第３圧力管５０３が接続されている。

第３圧力調整室５０６には弾性体５０７（ばね）が配置されている。第２圧力調整室５０５と第３圧力調整室５０６との間には、両圧力調整室を仕切るとともに、一端が弾性体５０７に接続されたピストン５０８が配置されている。ピストン５０８は、第２圧力調整室５０５と第３圧力調整室５０６との間で進退可能となっている。ピストン５０８には、第２圧力調整室５０５と第３圧力調整室５０６とを連通する微細流路５１４が形成されている。第１圧力調整室５０４と第２圧力調整室５０５との間には、両圧力調整室間を流れる作動流体の量を調整する弁５０９が設けられている。弁５０９には連結軸５１２の一端が接続されている。連結軸５１２の他端は、鉄芯５１１に接続されている。鉄芯５１１の周りにはコイル５１０が配置されている。鉄芯５１１とコイル５１０は、プランジャ型ソレノイドを構成している。

圧力調整器５００Ａにおいて、第１圧力調整室５０４は、冷媒回路の高圧側の圧力に等しく、第３圧力調整室５０６は、冷媒回路の低圧側の圧力に等しい。また、圧力調整器５００Ａにより制御される第２圧力調整室５０５の圧力は、膨張機３０３の制御圧管４３５に供給され、膨張機部４００の吸入容積を変更することに使用される。

図１３のような構成において、連結軸５１２には、弾性体５０７の弾性復帰力と、第２圧力調整室５０５と第３圧力調整室５０６との圧力差による圧力と、コイル５１０に流す電流により与えられる駆動力とが加わる。これらの力が釣り合うような位置に連結軸５１２が静止する。コイル５１０に流す電流を変化させることにより、第２圧力調整室５０５の圧力を制御することができる。

すなわち、圧力調整器５００Ａは、膨張機部４００の第１吸入孔４１ｂに送られるべき高圧の作動流体の一部を取得し、取得した作動流体を減圧することによってアクチュエータ４０６の第２圧力室４３１ｂに供給する低圧の作動流体を作り出す。そして、作動流体の減圧の度合いを調整することによって、ポート部材駆動用シリンダ４３２内に形成された第２圧力室４３１ｂの圧力を制御し、中心軸線Ｏ周りにおけるポート部材４１２ｂおよびポート部材４１２ｂに設けられた第２吸入孔４１２ｃの位置を制御する。このようにすれば、第２吸入孔４１２ｃの位置の制御を容易かつ正確に行える。

このように、ヒートポンプ３００は、膨張機部４００の第１吸入孔４１ｂに作動流体を送るための主配管（吸入管５３）に一端が接続され、他端が圧力調整器５００Ａに接続され、膨張させるべき高圧の作動流体の一部を圧力調整器５００Ａの第１圧力調整室５０４に供給する第１圧力管５０１と、圧力調整器５００Ａの第２圧力調整室５０５に一端が接続され、他端がアクチュエータ４０６（詳しくは制御圧管４３５）に接続され、圧力調整器５００Ａで減圧されて低圧となった作動流体をアクチュエータ４０６の低圧室４３１ｂ（図１４参照）に供給する第２圧力管５０２と、を備えている。

圧力調整器５００の作用について説明する。例えば、膨張機３０３（膨張機部４００）の吸入容積を増加させたい場合、コイル５１０に流れる電流を増加させる。すると、鉄芯５１１に働く弾性体５０７方向の力が増大し、弾性体５０７を縮めるとともに弁５０９が第１圧力調整室５０４と第２圧力調整室５０５との通路を狭める。それにより、第２圧力調整室５０５の圧力が低下して第３圧力調整室５０６の圧力に近づく。これに伴い、制御圧管４３５内の圧力と吸入管５３内の圧力との差圧が増大する。ポート部材駆動用ピストン４３０およびポート部材駆動用偏心部４１２ａは、第２圧力室４３１ｂの容積が減少する方向に回転する。第２吸入孔４１２ｃは、例えば、図４Ｃの位置に到来する。この結果、図５Ａ，図５Ｂにおいて説明した原理に従い膨張機３０３の吸入時間が長くなり吸入容積が増大する。

逆に、膨張機３０３（膨張機部４００）の吸入容積を低減させたい場合、コイル５１０に流れる電流を減少させる。すると、鉄芯５１１に働く弾性体５０７方向の力が減少し、弾性体５０７の長さが伸びるとともに弁５０９が第１圧力調整室５０４と第２圧力調整室５０５との通路を広げる。それにより、第２圧力調整室５０５の圧力が増大して第１圧力調整室５０４の圧力に近づく。これに伴い、制御圧管４３５内の圧力と吸入管５３内の圧力との差圧が減少する。ポート部材駆動用ピストン４３０およびポート部材駆動用偏心部４１２ａは、第２圧力室４３１ｂの容積が増大する方向に回転する。第２吸入孔４１２ｃは、例えば、図４Ａの位置に到来する。この結果、図５Ａ，図５Ｂにおいて説明した原理に従い膨張機３０３の吸入時間が短くなり吸入容積が減少する。

また、図１５に示すような構成の圧力調整器を採用することも可能である。まず、図１４に示すごとく、アクチュエータ４０６’において、制御圧管４３５と吸入管５３とをバイパスする微細な通路４４０を設けておく。図１５に示すごとく、圧力調整器５００Ｂは、ハウジング５１５、コイル５１０、鉄芯５１１、連結軸５１２、ピストン５１６および弾性体５０７（ばね）を備える。ハウジング５１５の内部は、２つの圧力調整室５２０，５２１に仕切られている。両圧力調整室５２０，５２１の間には、両調整室間を流れる作動流体の量を調整する弁５０９が配置されている。コイル５１０および鉄芯５１１は、プランジャ型ソレノイドを構成する。弾性体５０７は、ピストン５１６を介して弁５０９を開放する方向に付勢する。他方、コイル５１０に電流を流すと、鉄芯５１１は連結軸５１２を介して弁５０９を閉鎖する方向に付勢する。すなわち、コイル５１０に流す電流を制御することにより、弁５０９の開度を制御することができる。弁５０９の開度に応じて、制御圧管４３５が接続する圧力調整室５２１の圧力を変化させることができる。

なお、図１３および図１５の例では、作動流体を常時少しずつ流して制御圧力を保つ必要があるので、どうしても膨張エネルギーの回収効率は落ちる。そこで、図１６Ａに示すような構成で制御圧力を作るようにすれば、膨張エネルギーの回収効率をいっそう高めることが可能である。

図１６Ａに示す圧力調整器５００Ｃは、内部が第１圧力調整室５６１と、第２圧力調整室５６２と、第３圧力調整室５６３との３つの圧力調整室に仕切られたハウジング５６０を備えている。第１圧力調整室５６１には、膨張前の作動流体が流通する第１圧力管５０１が接続されている。第２圧力調整室５６２には、この第２圧力調整室５６２と、膨張機３０３におけるアクチュエータ４０６の第２圧力室４３１ｂ（図１２Ａ参照）とを連通する第２圧力管５０２が接続されている。第３圧力調整室５６３には、膨張後の作動流体が流通する第３圧力管５０３が接続されている。第１圧力調整室５６１と第２圧力調整室５６２との間には第１弁５８０が配置されている。第１弁５８０は、コイル５７０、鉄芯５７３、弾性体５８４（ばね）および連結軸５７６によって構成されたプランジャ型ソレノイドを駆動することによって開閉を制御できる。第１弁５８０を開放することにより、高圧の作動流体を第２圧力調整室５６２に送り込むことができる。他方、第２圧力調整室５６２と第３圧力調整室５６３との間には第２弁５８１が配置されている。第１弁５８０と同様に、第２弁５８１は、コイル５７１、鉄芯５７４、弾性体５８５（ばね）および連結軸５７７によって構成されたプランジャ型ソレノイドによって開閉を制御できる。第２弁５８１を開放することにより、第２圧力調整室５６２から第３圧力調整室５６３に作動流体を送り込むことができる。すなわち、２つ（複数）の弁５８０，５８１の開閉を制御することによって、膨張前の作動流体が持つ圧力と、膨張後の作動流体が持つ圧力との間の制御圧力を作り出し、第２圧力調整室５６２内、ひいてはアクチュエータ４０６の第２圧力室４３１ｂ内をその作り出した制御圧力に保持することが可能となる。第２圧力調整室５６２の圧力が所望の圧力よりも高い場合には第１弁５８０を閉じて第２弁５８１を開く一方、所望の圧力よりも低い場合には第１弁５８０を開いて第２弁５８１を閉じる。

また、図１６Ｂのブロック図に示すように、圧力調整器５００Ｃは、第２圧力調整室５６２内の圧力を検出する圧力センサ５９０と、その圧力センサ５９０の検出結果に基づいて弁５８０，５８１の開閉を制御するコントローラ５９１を備えていてもよい。圧力センサ５９０については、膨張機３０３におけるアクチュエータ４０６の第２圧力室４３１ｂ内に配置するようにしてもよい。コントローラ５９１は、圧力センサ５９０からのセンサ信号を取得し、目標とする圧力値と現在の圧力値との差分を算出する。算出した差分が予め定めた許容範囲内に無い場合には、その差分が小さくなるように第１弁５８０および第２弁５８１の開閉を制御する。具体的には、現在の圧力値が目標とする圧力値よりも小さい場合には、第１弁５８０側のソレノイドを一定時間駆動して、一定量の高圧作動流体が第１圧力調整室５６１から第２圧力調整室５６２に流れ込むようにする。逆に、現在の圧力値が目標とする圧力値よりも大きい場合には、第２弁５８１側のソレノイドを一定時間駆動して、第２圧力調整室５６２から第３圧力調整室５６３に作動流体を移動させる。

このような処理を繰り返し行うことにより、第２圧力調整室５６２の圧力を迅速かつ正確に所望の圧力に調整することが可能となる。第１弁５８０および第２弁５８１を開閉するソレノイド（コイル５７０，５７１）に常時電流を流す必要が無いため、圧力調整器５００Ｃの電力消費を抑制することでき、作動流体の膨張エネルギーの回収効率向上に有利である。また、圧力センサ５９０からの入力を定期的に監視するようなプログラムをコントローラ５９１に組み込んでおけば、作動流体の不可避的な漏れ等によって圧力変動が生じたとしても、第２圧力調整室５６２内の圧力を所望の圧力に自動的に回復させることが可能となる。

（第３の実施形態）
第２実施形態に示す膨張機の特徴は、第１実施形態で説明したように、膨張機部と圧縮機部とがシャフトを介して一体化されている膨張機一体型圧縮機に好適に採用することができる。図１７は、そのような膨張機一体型圧縮機の縦断面図である。

膨張機一体型圧縮機７００は、密閉容器１１と、密閉容器１１の内部の上側に配置されたスクロール式の圧縮機部２０と、密閉容器１１の内部の下側に配置された２段ロータリ式の膨張機部４００と、圧縮機部２０と膨張機部４００との間に配置された回転電動機１２と、それら圧縮機部２０、膨張機部４００および回転電動機１２に共用のシャフト１３と、を備えている。回転電動機１２がシャフト１３を回転駆動することにより、圧縮機部２０が作動する。この膨張機一体型圧縮機７００においては、作動流体（冷媒）が膨張機部４００で膨張する際にシャフト１３に与える回転力を、圧縮機部２０の補助動力として利用するようになっている。作動流体の膨張エネルギーをいったん電気エネルギーに変換することなく、圧縮機部２０に直接伝達するので、高いエネルギー回収効率を見込める。

第２実施形態で説明したように、膨張機部４００は、吸入容積を変更するための第２吸入孔４１２ｃが設けられたポート部材４１２ｂと、ポート部材４１２ｂを回転変位させるためのアクチュエータ４０６とを備えている。ポート部材４１２ｂおよびアクチュエータ４０６の構造および機能については、第２実施形態で説明した通りである。

また、圧縮機部２０および膨張機部４００の基本構造や動作原理についても、第１実施形態で説明した通りである。

図１７の膨張機一体型圧縮機７００によれば、制御圧管４３５により与えられる作動流体と、吸入管５３により与えられる作動流体との圧力差によってアクチュエータ４０６を駆動し、ポート部材４１２ｂの位置（中心軸線Ｏ周りの回転角）を変更することができる。ポート部材４１２ｂの位置を制御することにより、膨張機部４００の吸入容積を自由に制御することが可能となる。このような膨張機一体型圧縮機７００を使用したヒートポンプによれば、バイパス回路を設けることなく、膨張機部４００を流れる作動流体の流量を自由に制御することが可能となり、ひいては高効率のヒートポンプシステムを実現できるようになる。

（第４の実施形態）
第２実施形態の膨張機に組み込んだアクチュエータは、膨張機または膨張機一体型圧縮機に好適に採用できるものであるが、別の用途の回転アクチュエータとして構成することができる。

図１８は、第４の実施形態にかかる回転アクチュエータの縦断面図である。図１９は、図１８のＤ５−Ｄ５断面図である。図１８および図１９に示すごとく、回転アクチュエータ８００は、シリンダ８０６と、シリンダ８０６の内外を貫くシャフト８０１と、シリンダ８０６内を偏心揺動してシャフト８０１を回転させるピストン８０７と、シリンダ８０６とピストン８０７との間に形成された圧力室８０８を第１圧力室８０８ａと第２圧力室８０８ｂとに仕切るベーン８１２と、を備えている。

シャフト８０１は、その中間部で半径方向外向きに膨出する偏心部８０２を有するとともに、一端部が上側端板８０３を貫き、他端部が下側端板８０４を貫いている。下側端板８０４の下部には閉塞部材８０５が配置されている。上側端板８０３および／または閉塞部材８０５は、シャフト８０１のための軸受を含むものであってもよい。シャフト８０１の偏心部８０２は、シリンダ８０６の内部に配置されているとともに、リング状のピストン８０７が嵌め合わされている。

また、回転アクチュエータ８００は、ベーン８１２と、ばね８０９と、吸入管８１０と、制御圧管８１１とを備えている。ベーン８１２は、先端がピストン８０７に接するように、シリンダ８０６に設けられたベーン溝に往復動自在に保持されている。ばね８０９は、ベーン８１２をピストン８０７に向けて付勢している。シリンダ８０６の上方を塞ぐ上側端板８０３には、第１圧力室８０８ａにつながる第１流入孔８２０と、第２圧力室８０８ｂにつながる第２流入孔８２１とが形成されている。第１圧力室８０８ａには、第１流入孔８２０を介して吸入管８１０が接続されている。第２圧力室８０８ｂには、第２流入孔８２１を介して制御圧管８１１が接続されている。第１圧力室８０８ａに流入させる第１の流体と、第２圧力室８０８ｂに流入させる第２の流体との圧力差によりピストン８０７に力が加わり、偏心部８０２、ひいてはシャフト８０１全体が回転する。また、シリンダ８０６の内周面上には、周方向に所定角度離れて第１ストッパ８１３ａと、第２ストッパ８１３ｂとが形成されている。これらのストッパ８１３ａ，８１３ｂは、ピストン８０７が、作業流体の圧力差により回転するときの回転範囲を制限する。

なお、本実施形態では、シャフト８０１の回転に反発力を与える弾性体を設けていないが、第２実施形態で説明したような弾性体（回転ばね４３９：図１２Ｂ参照）を設けるようにしてもよい。そのようにすれば、第１圧力室８０８ａに流入させる第１の流体と、第２圧力室８０８ｂに流入させる第２の流体との差圧調整によって、シャフト８０１の回転角を制御することが可能となる。なお、第１の流体と第２の流体とは、同種の流体であってもよいし、異種の流体であってもよい。そのような流体として、例えば、油圧回路のオイル、冷媒回路の冷媒または空気圧回路の空気を利用することが可能である。

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

本発明の第１の実施形態における膨張機一体型圧縮機の縦断面図 図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部のＤ１−Ｄ１断面図 図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部のＤ２−Ｄ２断面図 図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部の上側端板の固定部の部分切り取り斜視図 図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部の上側端板の可動部の斜視図 固定部と可動部とを一体化した上側端板の部分切り取り斜視図 図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部のＤ１−Ｄ１断面の部分拡大図 図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部のＤ１−Ｄ１断面の部分拡大図 図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部のＤ１−Ｄ１断面の部分拡大図 図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部の第１シリンダの動作原理図 図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部の第２シリンダの動作原理図 図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部におけるシャフトの回転角と作動室の各行程との関係を示す図 図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部におけるシャフトの回転角と作動室容積との関係を示す図 図１の膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクルのモリエル線図 図１の膨張機一体型圧縮機の膨張機部における圧力と作動室容積との関係を示すＰＶ線図 膨張機一体型圧縮機を用いたヒートポンプの構成図 分離型の膨張機を用いたヒートポンプの構成図 発電機の効率と発電機の回転数との関係を例示するグラフ 本発明の第２の実施形態における膨張機の縦断面図 図１１の膨張機のＤ３−Ｄ３断面図 図１１の膨張機のＤ４−Ｄ４断面図 図１１の膨張機と圧力調整器を備えたヒートポンプの構成図 アクチュエータの変形例の横断面図 圧力調整器の変形例の構成図 圧力調整器の別の変形例の構成図 図１６Ａの圧力調整器に圧力センサを設ける例のブロック図 本発明の第３の実施形態における膨張機一体型圧縮機の縦断面図 回転アクチュエータの断面図 図１８の回転アクチュエータのＤ５−Ｄ５断面図 従来の膨張機一体型圧縮機を用いたヒートポンプの構成図 従来の膨張機一体型圧縮機を用いたヒートポンプにおけるモリエル線図

Claims (25)

1. シリンダと、
   偏心部を有するシャフトと、
   前記偏心部に嵌合し、前記シリンダの内側で偏心回転するピストンと、
   前記シリンダと前記ピストンとの間の空間を、吸入側空間と吐出側空間とに仕切るための仕切り部材と、を有するロータリ式の膨張機構をｎ個（ｎは２以上の整数）と、
   １番目の膨張機構の吸入側空間に作動流体を吸入する第１吸入孔と、
   ｋ番目（ｋは１からｎ−１までの整数）の膨張機構の吐出側空間と（ｋ＋１）番目の膨張機構の吸入側空間とを結び一つの空間を形成する連通孔と、
   ｎ番目の膨張機構の吐出側空間から作動流体を吐出する吐出孔と、
   前記１番目の膨張機構の吸入側空間との接続位置が可変であり、当該吸入側空間へと作動流体を吸入する第２吸入孔と、
   を備えた、膨張機。
2. 前記ｋ番目の膨張機構の前記シリンダと前記（ｋ＋１）番目の膨張機構の前記シリンダとの間に配置され、両者を仕切る中板をさらに備え、
   前記１番目の膨張機構の前記シリンダに前記第１吸入孔が設けられ、前記中板に前記連通孔が設けられ、前記ｎ番目の膨張機構の前記シリンダおよび／またはそのシリンダを閉塞する閉塞部材に前記吐出孔が設けられている、請求項１に記載の膨張機。
3. 前記１番目の膨張機構の前記シリンダの端面を閉塞する閉塞部材をさらに備え、
   前記閉塞部材に前記第２吸入孔が設けられている、請求項１に記載の膨張機。
4. 前記閉塞部材が、前記シャフトを回転中心とする回転が可能な可動部を含み、
   前記可動部に前記第２吸入孔が設けられている、請求項３に記載の膨張機。
5. 前記可動部が、前記シャフトを支持する円筒状の軸受面を含む、請求項４に記載の膨張機。
6. 前記可動部を回転させる駆動機構をさらに備えた、請求項４に記載の膨張機。
7. 前記駆動機構が電動アクチュエータを含む、請求項６に記載の膨張機。
8. 当該膨張機の外部から前記可動部に設けられた前記第２吸入孔へと作動流体を供給する第１流入路と、前記第１流入路から分岐し、前記第１吸入孔に作動流体を供給する第２流入路とが内部に設けられ、前記可動部が回転可能に合体する環状の固定部を、前記閉塞部材がさらに含む、請求項４に記載の膨張機。
9. 請求項１に記載の膨張機からなる膨張機部と、前記シャフトを介して前記膨張機部に一体に連結されている圧縮機部とを備えた、膨張機一体型圧縮機。
10. 請求項１に記載の膨張機を備えたヒートポンプ。
11. 請求項９に記載の膨張機一体型圧縮機を備えたヒートポンプ。
12. 前記１番目の膨張機構の前記シリンダを閉塞し、前記シャフトを回転中心として前記シャフトとは独立して回転可能である可動部材と、
    高圧流体と低圧流体との差圧に基づく大きさの回転力を前記可動部材に与えるアクチュエータと、をさらに備え、
    前記可動部材に前記第２吸入孔が設けられている、請求項１に記載の膨張機。
13. 前記高圧流体および前記低圧流体として作動流体が用いられる、請求項１２に記載の膨張機。
14. 前記シャフトの中心軸線と平行な方向において、前記アクチュエータ、前記可動部材および前記１番目の膨張機構が、この順番で配置されている、請求項１２に記載の膨張機。
15. 前記第１吸入孔に接続し、前記１番目の膨張機構の前記シリンダに作動流体を送るための吸入経路と、
    前記吸入経路から分岐した分岐経路と、をさらに備え、
    前記アクチュエータの高圧室と前記分岐経路とが接続され、前記分岐経路を通じて前記アクチュエータに供給される高圧の作動流体が前記高圧流体として利用され、
    さらに、前記第２吸入孔の一端が前記アクチュエータの前記高圧室に接続するように、前記アクチュエータと前記可動部材とが隣接して配置され、
    前記高圧流体として前記アクチュエータに供給された作動流体が、前記可動部材に設けられた前記第２吸入孔を通じて前記１番目の流体機構の前記吸入側空間に供給される、請求項１２に記載の膨張機。
16. 前記アクチュエータは、
    可動部材駆動用シリンダと、
    前記可動部材駆動用シリンダとの間に圧力室を形成するとともに、前記可動部材駆動用シリンダ内を偏心揺動することにより前記可動部材を回転させる可動部材駆動用ピストンと、
    前記圧力室を、前記高圧流体を流入させる高圧室と、前記低圧流体を流入させる低圧室とに仕切る可動部材駆動用仕切り部材と、
    を含む、請求項１２に記載の膨張機。
17. 前記可動部材は略円板状の形態を有し、一方の主面で前記１番目の膨張機構の前記シリンダを閉塞するとともに、他方の主面で前記可動部材駆動用ピストンまたはその可動部材駆動用ピストンの内側に配置された偏心部と連結もしくは一体化して前記可動部材駆動用シリンダを閉塞している、請求項１６に記載の膨張機。
18. 前記可動部材駆動用シリンダの内周面上に設けられ、前記シャフトの中心軸線に向かって凸形状を有するとともに、前記可動部材駆動用シリンダ内における前記可動部材駆動用ピストンの可動範囲を制限するストッパをさらに備えた、請求項１６に記載の膨張機。
19. 前記可動部材を所定の回転方向に付勢する付勢手段をさらに備えた、請求項１６に記載の膨張機。
20. 前記付勢手段は、前記シャフトの中心軸線周りにおいて前記可動部材が占有する位置に応じて、その可動部材に与える回転力の大きさが変化するように構成されたものであり、
    前記高圧流体と前記低圧流体との差圧が前記可動部材駆動用ピストンに与える正方向の回転力と、前記付勢手段が前記可動部材に与える逆方向の回転力とを均衡させることにより、前記シャフトの中心軸線周りにおける前記可動部材の位置が制御される、請求項１９に記載の膨張機。
21. 請求項１２に記載の膨張機からなる膨張機部と、前記シャフトを介して前記膨張機部に一体に連結されている圧縮機部とを備えた、膨張機一体型圧縮機。
22. 請求項１２に記載の膨張機を備えたヒートポンプ。
23. 前記アクチュエータに供給する前記高圧流体と前記低圧流体との差圧を調整する圧力調整器をさらに備えた、請求項２２に記載のヒートポンプ。
24. 前記圧力調整器は、前記第１吸入孔に送られるべき作動流体の一部を取得し、取得した作動流体を減圧することによって前記低圧流体を作り出すとともに、減圧の度合いを調整することによって、前記シャフトの中心軸線周りにおける前記第２吸入孔の位置を制御する、請求項２３に記載のヒートポンプ。
25. 前記第１吸入孔に作動流体を送るための主配管に一端が接続され、他端が前記圧力調整器に接続され、膨張させるべき高圧の作動流体の一部を前記圧力調整器の第１室に供給する第１圧力管と、前記圧力調整器の第２室に一端が接続され、他端が前記アクチュエータに接続され、前記圧力調整器で減圧されて低圧となった作動流体を前記アクチュエータの低圧室に供給する第２圧力管と、をさらに備えた、請求項２３に記載のヒートポンプ。

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