(57)【要約】【課題】膨張機構への給油圧力を適切にして膨張機構からの冷凍機油の漏れ量を抑制すること。【解決手段】膨張機（30）は、膨張機ケーシング（34）内に膨張機構（31）を備えている。圧縮機ケーシング（24）内の高圧の冷凍機油と膨張機構（31）とに連通する給油用配管（52）を備えている。給油用配管（52）には、高圧の冷凍機油を減圧する給油用絞り弁（53）が設けられている。コントローラ（130）は、給油用配管（52）の冷凍機油の圧力が冷凍サイクルの高圧ＨＰに基づいて定められた所定の圧力まで減圧されるように、給油用絞り弁（53）の開度を制御する。【選択図】図１
2010164224.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機（20）および膨張機（30）が接続され、冷媒を循環させて冷凍サイクルを行う冷媒回路（11）を備え、
上記圧縮機（20）は、密閉状の圧縮機ケーシング（24）と、該圧縮機ケーシング（24）に収容され、吸入した冷媒を圧縮して該圧縮機ケーシング（24）内へ吐出する圧縮機構（21）とを備え、上記圧縮機ケーシング（24）内に貯留された潤滑油を上記圧縮機構（21）へ供給するように構成され、
上記膨張機（30）は、密閉状の膨張機ケーシング（34）と、該膨張機ケーシング（34）に収容され、該膨張機ケーシング（34）の外部から直に流入した冷媒を膨張させて該膨張機ケーシング（34）の外部へ直に流出させる膨張機構（31）とを備えた冷凍装置であって、
上記圧縮機ケーシング（24）と上記膨張機構（31）との間に接続され、上記圧縮機ケーシング（24）内の潤滑油が上記膨張機構（31）へ供給される油供給通路（52）と、
上記油供給通路（52）に設けられ、該油供給通路（52）の潤滑油を所定の圧力に減圧させる圧力調整機構（53,54）とを備えている
ことを特徴とする冷凍装置。
【請求項２】
請求項１において、
上記圧力調整機構（53,54）は、上記冷凍サイクルの高圧ＨＰよりも低く且つ上記膨張機ケーシング（34）の内圧よりも高い圧力に、上記油供給通路（52）の潤滑油を減圧させるように構成されている
ことを特徴とする冷凍装置。
【請求項３】
請求項１において、
上記圧力調整機構（53）は、上記冷凍サイクルの高圧ＨＰに基づいて定めた所定の圧力に、上記油供給通路（52）の潤滑油を減圧させるように構成されている
ことを特徴とする冷凍装置。
【請求項４】
請求項３において、
上記冷凍サイクルの高圧ＨＰと低圧ＬＰの差圧をΔＰとした場合、
上記圧力調整機構（53）は、（高圧ＨＰ−ΔＰ×０．３）以上で高圧ＨＰよりも低い圧力に、上記油供給通路（52）の潤滑油を減圧させるように構成されている
ことを特徴とする冷凍装置。
【請求項５】
請求項３において、
上記冷凍サイクルの高圧ＨＰと低圧ＬＰの差圧をΔＰとした場合、
上記圧力調整機構（53）は、（高圧ＨＰ−ΔＰ×０．２）以上で（高圧ＨＰ−ΔＰ×０．１）以下の圧力に、上記油供給通路（52）の潤滑油を減圧させるように構成されている
ことを特徴とする冷凍装置。
【請求項６】
請求項２または３において、
上記圧力調整機構（53）は、開度可変の絞り弁で構成されている
ことを特徴とする冷凍装置。
【請求項７】
請求項６において、
上記油供給通路（52）の潤滑油のうち上記圧力調整機構（53）よりも下流側の潤滑油の圧力を検出する給油圧力センサ（56）と、上記膨張機（30）の流入側の冷媒圧力を検出する冷媒圧力センサ（57）とを備え、
上記給油圧力センサ（56）の圧力が、上記冷媒圧力センサ（57）の圧力に応じて定められた目標圧力となるように、上記圧力調整機構（53）の開度が調整される
ことを特徴とする冷凍装置。
【請求項８】
請求項６において、
上記油供給通路（52）の上記圧力調整機構（53）よりも上流に設けられ、上記油供給通路（52）の潤滑油に含まれる異物を捕捉する異物捕捉手段（55）を備えている
ことを特徴とする冷凍装置。
【請求項９】
請求項１乃至３の何れか１項において、
上記圧縮機（20）の吸入側と上記膨張機ケーシング（34）内とを連通させる連通管（42）と、該連通管（42）に設けられ、上記膨張機ケーシング（34）の内圧が上記冷凍サイクルの高圧ＨＰと低圧ＬＰの間の所定値以下となるように上記連通管（42）の流路を絞る絞り機構（43,44）とを備えている
ことを特徴とする冷凍装置。
【請求項１０】
請求項９において、
上記絞り機構（43）は、開度可変の絞り弁で構成され、
上記膨張機ケーシング（34）の内圧を検出するための戻り油圧力センサ（46）と、
上記膨張機ケーシング（34）内の温度を検出するための戻り油温度センサ（47）とを備え、
上記戻り油圧力センサ（46）の圧力が上記戻り油温度センサ（47）の温度に相当する飽和圧力よりも低くなるように、上記絞り機構（43）の開度が調節される
ことを特徴とする冷凍装置。
【請求項１１】
請求項９において、
上記絞り機構（43）は、開度可変の絞り弁で構成され、
上記膨張機ケーシング（34）の内圧を検出するための戻り油圧力センサ（46）と、
上記膨張機ケーシング（34）内の温度を検出するための戻り油温度センサ（47）とを備え、
上記戻り油温度センサ（47）の温度が上記戻り油圧力センサ（46）の圧力に相当する飽和温度よりも高くなるように、上記絞り機構（43）の開度が調節される
ことを特徴とする冷凍装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、圧縮機と膨張機とが別体に設けられた冷凍装置に関し、特に、膨張機への給油圧力規定に係るものである。
【背景技術】
【０００２】
従来より、冷媒回路で冷媒を循環させて冷凍サイクルを行う冷凍装置が知られており、空調機等の用途に広く利用されている。例えば特許文献１には、冷媒を圧縮する圧縮機と、冷媒を膨張させる動力回収用の膨張機とを備えた冷凍装置が開示されている。具体的に、特許文献１の図１に記載された冷凍装置では、膨張機が圧縮機と１本の軸で連結され、膨張機で得られた動力が圧縮機の駆動に利用される。また、特許文献１の図６に記載された冷凍装置では、圧縮機には電動機が、膨張機には発電機がそれぞれ連結されている。この冷凍装置は、圧縮機が電動機により駆動されて冷媒を圧縮する一方、発電機が膨張機より駆動されて発電を行っている。
【０００３】
また、特許文献２には、いわゆる密閉式高圧ドーム型の圧縮機が開示されている。この圧縮機は、圧縮機構と電動機が１つのケーシング内に収容されている。この圧縮機では、冷媒が吸入管を通じて圧縮機構へ直に吸入される一方、該圧縮機構で圧縮された高圧冷媒がケーシング内へ吐出される。そのため、ケーシング内が高圧雰囲気となる。ケーシング内に吐出された高圧冷媒は、吐出管から流出する。また、この圧縮機では、ケーシングの底部に貯留されている潤滑油が圧力差によってクランク軸の給油通路に流入し、各摺動部へ供給される。
【０００４】
さらに、特許文献３には、互いに別体に設けられた冷凍装置について圧縮機と膨張機のそれぞれに潤滑油を確実に供給する構成が開示されている。具体的に、圧縮機のケーシングの底部と膨張機の膨張機構とに接続され、圧縮機のケーシングの底に溜まった潤滑油を膨張機構へ直に供給するための給油用配管が設けられている。また、膨張機のケーシングの底部と圧縮機の吸入側配管とに接続され、膨張機のケーシング内に溜まった潤滑油を圧縮機へ戻すための油戻し用配管が設けられている。
【特許文献１】特開２０００−２４１０３３号公報
【特許文献２】特開２００５−００２８３２号公報
【特許文献３】特開２００８−２２４０５３号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
上記特許文献１に開示されているような互いに別体の圧縮機と膨張機が冷媒回路に接続された冷凍装置において、上記特許文献２に開示されているような密閉型圧縮機を用いることができる。その場合、圧縮機では、ケーシング内に貯留されている潤滑油を用いて圧縮機構の潤滑が行われる。
【０００６】
そして、膨張機の膨張機構は、圧縮機の圧縮機構と同様に流体機械で構成されるため、同様に潤滑油による潤滑が必要である。そこで、潤滑油を膨張機構へ確実に供給する方法として、上記特許文献３に開示されているような、圧縮機のケーシング内の潤滑油を用いて膨張機の膨張機構へ直に供給することが考えられる。
【０００７】
ところが、この場合、圧縮機のケーシング内の潤滑油は高温且つ高圧で膨張機のケーシング内圧よりも高いため、その圧力差によって潤滑油が膨張機構からケーシング内へ多量に漏れ出てしまう。そして、膨張機構から高温の潤滑油が漏れると、ケーシング内の温度が高くなり、膨張機構を流通する冷媒が加熱されて熱損失（熱ロス）が生じるという問題があった。また、潤滑油がケーシング内へ漏れ出た分だけ、圧縮機のケーシングから膨張機構へ供給される潤滑油量が増加し、これによって膨張機構が加熱されて熱ロスが一層増大してしまうという問題があった。
【０００８】
本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、膨張機と高圧ドーム型の圧縮機とが別体に設けられ、圧縮機の高温高圧の潤滑油を用いて膨張機の膨張機構へ供給する冷凍装置において、膨張機構から漏れ出る潤滑油量を低減することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
第１の発明は、圧縮機（20）および膨張機（30）が接続され、冷媒を循環させて冷凍サイクルを行う冷媒回路（11）を備え、上記圧縮機（20）は、密閉状の圧縮機ケーシング（24）と、該圧縮機ケーシング（24）に収容され、吸入した冷媒を圧縮して該圧縮機ケーシング（24）内へ吐出する圧縮機構（21）とを備え、上記圧縮機ケーシング（24）内に貯留された潤滑油を上記圧縮機構（21）へ供給するように構成され、上記膨張機（30）は、密閉状の膨張機ケーシング（34）と、該膨張機ケーシング（34）に収容され、該膨張機ケーシング（34）の外部から直に流入した冷媒を膨張させて該膨張機ケーシング（34）の外部へ直に流出させる膨張機構（31）とを備えた冷凍装置を前提としている。そして、本発明の冷凍装置は、上記圧縮機ケーシング（24）と上記膨張機構（31）との間に接続され、上記圧縮機ケーシング（24）内の潤滑油が上記膨張機構（31）へ供給される油供給通路（52）と、上記油供給通路（52）に設けられ、該油供給通路（52）の潤滑油を所定の圧力に減圧させる圧力調整機構（53）とを備えているものである。
【００１０】
上記第１の発明では、圧縮機ケーシング（24）の内部空間が高圧雰囲気となる。つまり、圧縮機（20）がいわゆる高圧ドーム型のものである。したがって、圧縮機ケーシング（24）内の圧力が圧縮機構（21）から吐出された冷媒と等しくなる。膨張機構（31）では、流入した高圧冷媒が膨張し、それにより動力が回収される。圧縮機ケーシング（24）内に貯留された潤滑油は、圧縮機構（21）から圧縮機ケーシング（24）内に吐出された冷媒とほぼ等しい高圧（冷凍サイクルの高圧）になっている。この高圧の潤滑油は、油供給通路（52）を通じて膨張機構（31）へ直に供給される。その際、油供給通路（52）では、高圧の潤滑油が圧力調整機構（53,54）によって所定の圧力に減圧される。つまり、膨張機構（31）に対する潤滑油の供給圧力（給油圧力）が高圧よりも低い圧力となる。これにより、膨張機（30）では、膨張機構（31）に対する給油圧力と膨張機ケーシング（34）の内圧との圧力差が従来に比べて小さくなる。このため、膨張機構（31）から膨張機ケーシング（34）内へ漏れ出る潤滑油の量が減少する。
【００１１】
第２の発明は、上記第１の発明において、上記圧力調整機構（53）は、上記冷凍サイクルの高圧ＨＰよりも低く且つ上記膨張機ケーシング（34）の内圧よりも高い圧力に、上記油供給通路（52）の潤滑油を減圧させるように構成されているものである。
【００１２】
上記第２の発明では、膨張機構（31）に対する給油圧力が高圧ＨＰよりも低いため、
上述したように、従来に比べて膨張機構（31）から膨張機ケーシング（34）内へ漏れ出る潤滑油の量が減少する。また、給油圧力が膨張機ケーシング（34）の内圧よりも低いと、その圧力関係により潤滑油が膨張機構（31）へ流れにくくなるが、本発明では、給油圧力が膨張機ケーシング（34）の内圧よりも高いため、確実に潤滑油が膨張機構（31）へ流れる。
【００１３】
第３の発明は、上記第１の発明において、上記圧力調整機構（53）は、上記冷凍サイクルの高圧ＨＰに基づいて定めた所定の圧力に、上記油供給通路（52）の潤滑油を減圧させるように構成されているものである。
【００１４】
上記第３の発明では、運転条件によって高圧ＨＰが変動するが、常に高圧ＨＰに基づいて定められた圧力に給油圧力が設定される。そのため、給油圧力が運転条件に応じて適切に設定される。
【００１５】
第４の発明は、上記第３の発明において、上記冷凍サイクルの高圧ＨＰと低圧ＬＰの差圧をΔＰとした場合、上記圧力調整機構（53）は、（高圧ＨＰ−ΔＰ×０．３）以上で高圧ＨＰよりも低い圧力に、上記油供給通路（52）の潤滑油を減圧させるように構成されているものである。
【００１６】
上記第４の発明では、給油圧力が（高圧ＨＰ−ΔＰ×０．３）以上で高圧ＨＰよりも低い圧力になるように、油供給通路（52）の潤滑油が減圧される。例えば図１１に示すように、給油圧力が低下するに従ってドーム漏れ油量は低下する。ところが、給油圧力が低下しすぎると、流体室（72,82）内から冷媒が潤滑部等を通じて漏れ出てしまう。そこで、本発明では、ドーム漏れ油量や冷媒漏れ量が適切に抑えられる範囲として、給油圧力が上記の範囲で設定される。
【００１７】
第５の発明は、上記第３の発明において、上記冷凍サイクルの高圧ＨＰと低圧ＬＰの差圧をΔＰとした場合、上記圧力調整機構（53）は、（高圧ＨＰ−ΔＰ×０．２）以上で（高圧ＨＰ−ΔＰ×０．１）以下の圧力に、上記油供給通路（52）の潤滑油を減圧させるように構成されているものである。
【００１８】
上記第５の発明では、給油圧力が（高圧ＨＰ−ΔＰ×０．２）以上で（高圧ＨＰ−ΔＰ×０．１）以下の圧力になるように、油供給通路（52）の潤滑油が減圧される。例えば図１１に示すように、給油圧力が低下するに従ってドーム漏れ油量は低下する。ところが、ある値（約９．６ＭＰａ）以下に給油圧力が低下すると、流体室（72,82）内から冷媒が潤滑部等を通じて漏れ出てしまう。そこで、本発明では、ドーム漏れ油量を抑えつつ、冷媒漏れ量が殆どない範囲として、給油圧力が上記の範囲で設定される。
【００１９】
第６の発明は、上記第２または第３の発明において、上記圧力調整機構（53）は、開度可変の絞り弁で構成されているものである。
【００２０】
上記第６の発明では、絞り弁の開度によって膨張機構（31）に対する給油圧力が変動する。絞り弁の開度が絞られる（小さくなる）ことによって、給油圧力が減少される。
【００２１】
第７の発明は、上記第６の発明において、上記油供給通路（52）の潤滑油のうち上記圧力調整機構（53）よりも下流側の潤滑油の圧力を検出する給油圧力センサ（56）と、上記膨張機（30）の流入側の冷媒圧力を検出する冷媒圧力センサ（57）とを備えている。そして、本発明は、上記給油圧力センサ（56）の圧力が、上記冷媒圧力センサ（57）の圧力に応じて定められた目標圧力となるように、上記圧力調整機構（53）の開度が調整されるものである。
【００２２】
上記第７の発明では、膨張機構（31）に対する給油圧力が給油圧力センサ（56）によって検出され、膨張機（30）へ流入する高圧冷媒の圧力（冷媒流入圧力）が冷媒圧力センサ（57）によって検出される。そして、本発明では、冷媒流入圧力が冷凍サイクルの高圧ＨＰとして代用される。
【００２３】
第８の発明は、上記第６の発明において、上記油供給通路（52）の上記圧力調整機構（53）よりも上流に設けられ、上記油供給通路（52）の潤滑油に含まれる異物を捕捉する異物捕捉手段（55）を備えているものである。
【００２４】
上記第８の発明では、圧縮機ケーシング（24）内に貯留された潤滑油には圧縮機構（21）等の摩耗粉等の異物が混入している。この異物は潤滑油と共に油供給通路（52）へ流入する虞がある。油供給通路（52）に流入した異物は異物捕捉手段（55）によって捕捉される。
【００２５】
第９の発明は、上記第１乃至第８の何れか１の発明において、上記圧縮機（20）の吸入側と上記膨張機ケーシング（34）内とを連通させる連通管（42）と、該連通管（42）に設けられ、上記膨張機ケーシング（34）の内圧が上記冷凍サイクルの高圧ＨＰと低圧ＬＰの間の所定値以下となるように上記連通管（42）の流路を絞る絞り機構（43,44）とを備えているものである。
【００２６】
上記第９の発明では、膨張機ケーシング（34）の内圧が低くなると、その内圧と膨張機構（31）に対する給油圧力との圧力差が増大し、膨張機構（31）から膨張機ケーシング（34）内へ漏れ出る潤滑油が増加する。そのため、熱損失（熱ロス）が増大する。また、膨張機ケーシング（34）の内圧と膨張機構（31）に対する給油圧力との圧力差が増大すると、膨張機構（31）内の摺動部の摺動荷重（スラスト荷重）が増大し、機械損失（スラスト損失）が増大する。逆に、膨張機ケーシング（34）の内圧が高くなると、その膨張機ケーシング（34）内の冷媒（膨張機構（31）から漏れ出た冷媒）の密度が増大し、膨張機構（31）の出力軸（回転軸）などの回転体の回転抵抗が増大する。これにより、いわゆる風損が増大するため、膨張機構（31）による回収動力が低下し、冷凍サイクルのＣＯＰが低下する（図１３参照）。
【００２７】
そこで、本発明では、膨張機ケーシング（34）の内圧が適切な圧力以下（冷凍サイクルにおける高圧と低圧の間の所定圧力以下）に規制される。つまり、熱損失、スラスト損失および風損の影響を考慮して、ＣＯＰが高くなる圧力領域（例えば、図１４において６ＭＰａ以下）に膨張機ケーシング（34）の内圧が規制される。このように、ＣＯＰは、高圧と低圧の間の所定圧力で最大となり、その所定圧力以下では比較的高い値を維持するが、所定圧力を超えると、低領域となる。
【００２８】
第１０の発明は、上記第９の発明において、上記絞り機構（43）は、開度可変の絞り弁で構成されている。そして、本発明は、上記膨張機ケーシング（34）の内圧を検出するための戻り油圧力センサ（46）と、上記膨張機ケーシング（34）内の温度を検出するための戻り油温度センサ（47）とを備え、上記戻り油圧力センサ（46）の圧力が上記戻り油温度センサ（47）の温度に相当する飽和圧力よりも低くなるように、上記絞り機構（43）の開度が調節されるものである。
【００２９】
上記第１０の発明では、膨張機ケーシング（34）の内圧が膨張機ケーシング（34）内の温度に相当する飽和圧力（温度相当飽和圧力）よりも低くなるため、膨張機構（31）から膨張機ケーシング（34）内に漏れ出た冷媒が凝縮することはない。冷媒が凝縮液化すると、膨張機構（31）の出力軸等の回転抵抗が著しく増大して風損が顕著となるが、これが防止される。つまり、本発明では、膨張機ケーシング（34）内の冷媒が凝縮しない圧力領域に膨張機ケーシング（34）の内圧が規制される。
【００３０】
第１１の発明は、上記第９の発明において、上記絞り機構（43）は、開度可変の絞り弁で構成されている。そして、本発明は、上記膨張機ケーシング（34）の内圧を検出するための戻り油圧力センサ（46）と、上記膨張機ケーシング（34）内の温度を検出するための戻り油温度センサ（47）とを備え、上記戻り油温度センサ（47）の温度が上記戻り油圧力センサ（46）の圧力に相当する飽和温度よりも高くなるように、上記絞り機構（43）の開度が調節されるものである。
【００３１】
上記第１１の発明では、膨張機ケーシング（34）内の温度が膨張機ケーシング（34）の内圧に相当する飽和温度（圧力相当飽和温度）よりも高くなるため、膨張機構（31）から膨張機ケーシング（34）内に漏れ出た冷媒が凝縮することはない。冷媒が凝縮液化すると、膨張機構（31）の出力軸等の回転抵抗が著しく増大して風損が顕著となるが、これが防止される。つまり、本発明では、圧力相当飽和温度が膨張機ケーシング（34）内の実際の温度よりも低くなるように、膨張機ケーシング（34）の内圧が規制される。
【発明の効果】
【００３２】
以上のように、本発明によれば、高圧の潤滑油を所定の圧力に減圧するようにしたので、膨張機構（31）から膨張機ケーシング（34）内へ漏れ出る潤滑油の量を低減することができる。その結果、熱損失を低減することができる。また、本発明により、流体室（72,82）へ漏れ出る潤滑油の量も低減できる。その結果、いわゆる油上がりを抑制することができる。
【００３３】
また、第２の発明によれば、給油圧力を高圧ＨＰよりも低く且つ膨張機ケーシング（34）の内圧よりも高くなるようにしたので、確実に潤滑油を膨張機構（31）へ供給することができる。
【００３４】
また、第３の発明によれば、給油圧力を高圧ＨＰに基づいて定めた圧力に減圧するようにしたため、給油圧力を運転条件に応じて最適化させることができる。その結果、膨張機構（31）から膨張機ケーシング（34）内へ漏れ出る潤滑油の量を運転条件に応じて適切に低減することができる。
【００３５】
また、第４の発明では、給油圧力を（高圧ＨＰ−ΔＰ×０．３）以上で高圧ＨＰよりも低い圧力に減圧するようにした。よって、膨張機構（31）から膨張機ケーシング（34）内へ漏れ出る潤滑油の量、流体室（72,82）へ漏れ出る潤滑油の量、流体室（72,82）から膨張機構（31）へ漏れ出る冷媒の量を確実に抑制することができる。
【００３６】
さらに、第５の発明では、給油圧力を（高圧ＨＰ−ΔＰ×０．２）以上で（高圧ＨＰ−ΔＰ×０．１）以下の圧力に減圧するようにした。よって、膨張機構（31）から膨張機ケーシング（34）内へ漏れ出る潤滑油の量および流体室（72,82）へ漏れ出る潤滑油の量を抑制しつつ、流体室（72,82）から膨張機構（31）へ漏れ出る冷媒の量を殆どなくすことができる。
【００３７】
また、第６の発明によれば、絞り弁（53）の開度を調節するだけで、容易に給油圧力をを適切な値に調節することができる。
【００３８】
さらに、第８の発明によれば、油供給通路（52）における圧力調整機構（53）の上流に異物捕捉手段（55）を設けるようにしたため、圧縮機ケーシング（24）から油供給通路（52）へ潤滑油と共に流入した異物が異物捕捉手段（55）によって捕捉される。そのため、絞り弁である圧力調整機構（53）に異物が詰まるのを防止できる。よって、給油圧力の制御を確実に行うことができる。
【００３９】
さらに、第９の発明によれば、熱損失、スラスト損失および風損を考慮して、膨張機ケーシング（34）の内圧を適切な圧力以下（冷凍サイクルにおける高圧ＨＰと低圧ＬＰの間の所定値以下）に規制するようにした。したがって、熱損失を一層低減することができ、スラスト損失および風損による影響をできるだけ抑制し、高いＣＯＰを得ることができる。
【００４０】
また、第１０および第１１の発明によれば、膨張機ケーシング（34）内の冷媒が凝縮しない圧力領域に膨張機ケーシング（34）の内圧を規制するようにした。したがって、冷媒が凝縮液化することによる風損の著しいの増大を防止することができる。よって、確実に高いＣＯＰを得ることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００４１】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、以下の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。
【００４２】
《実施形態１》
本発明の実施形態１について説明する。本実施形態は、本発明に係る冷凍装置によって構成された空調機（10）である。
【００４３】
〈空調機の全体構成〉
図１に示すように、本実施形態の空調機（10）は、冷媒回路（11）を備えている。この冷媒回路（11）には、圧縮機（20）と、膨張機（30）と、室外熱交換器（14）と、室内熱交換器（15）と、第１四方切換弁（12）と、第２四方切換弁（13）とが接続されている。冷媒回路（11）には、ＨＦＣ系の冷媒が充填されている。また、冷媒回路（11）には、給油用配管（52）と、油戻し用配管（42）と、冷却用熱交換器（58）とが設けられている。
【００４４】
上記冷媒回路（11）の構成について説明する。圧縮機（20）は、その吐出管（26）が第１四方切換弁（12）の第１ポートに接続され、その吸入管（25）が第１四方切換弁（12）の第２ポートに接続されている。膨張機（30）は、その流出管（36）が第２四方切換弁（13）の第１ポートに接続され、その流入管（35）が第２四方切換弁（13）の第２ポートに接続されている。室外熱交換器（14）は、その一端が第１四方切換弁（12）の第３ポートに接続され、その他端が第２四方切換弁（13）の第４ポートに接続されている。室内熱交換器（15）は、その一端が第２四方切換弁（13）の第３ポートに接続され、その他端が第１四方切換弁（12）の第４ポートに接続されている。この冷媒回路（11）では、圧縮機（20）の吸入管（25）と第１四方切換弁（12）の第２ポートとを繋ぐ配管が吸入側配管（16）を構成している。
【００４５】
上記室外熱交換器（14）は、冷媒を室外空気と熱交換させるための空気熱交換器である。室内熱交換器（15）は、冷媒を室内空気と熱交換させるための空気熱交換器である。第１四方切換弁（12）と第２四方切換弁（13）は、それぞれ、第１ポートと第３ポートが連通し且つ第２ポートと第４ポートが連通する第１状態（図１に実線で示す状態）と、第１ポートと第４ポートが連通し且つ第２ポートと第３ポートが連通する第２状態（図２に破線で示す状態）とに切り換わるように構成されている。
【００４６】
上記圧縮機（20）は、いわゆる高圧ドームタイプの全密閉型圧縮機である。この圧縮機（20）は、縦長の円筒形に形成された圧縮機ケーシング（24）を備えている。圧縮機ケーシング（24）の内部には、圧縮機構（21）と電動機（23）と駆動軸（22）とが収容されている。圧縮機構（21）は、いわゆるロータリ式の容積型流体機械を構成している。圧縮機ケーシング（24）内では、圧縮機構（21）の上方に電動機（23）が配置されている。駆動軸（22）は、上下方向へ延びる状態で配置され、圧縮機構（21）と電動機（23）を連結している。
【００４７】
上記圧縮機ケーシング（24）には、吸入管（25）と吐出管（26）が設けられている。吸入管（25）は、圧縮機ケーシング（24）の胴部の下端付近を貫通しており、その終端が圧縮機構（21）へ直に接続されている。吐出管（26）は、圧縮機ケーシング（24）の頂部を貫通しており、その始端が圧縮機ケーシング（24）内における電動機（23）の上側の空間に開口している。圧縮機構（21）は、吸入管（25）から吸い込んだ冷媒を圧縮して圧縮機ケーシング（24）内へ吐出する。
【００４８】
上記圧縮機ケーシング（24）の底部には、潤滑油としての冷凍機油が貯留されている。本実施形態では、ポリアルキレングリコール（ＰＡＧ）が冷凍機油として用いられる。駆動軸（22）の内部には、図示しないが、その軸方向へ延びる給油通路が形成されている。この給油通路は、駆動軸（22）の下端に開口している。駆動軸（22）の下端は、油溜まり（27）に浸かった状態となっている。圧縮機ケーシング（24）内の冷凍機油は、駆動軸（22）の給油通路を通じて圧縮機構（21）へ供給される。
【００４９】
上記膨張機（30）は、縦長の円筒形に形成された膨張機ケーシング（34）を備えている。膨張機ケーシング（34）の内部には、膨張機構（31）と発電機（33）と出力軸（32）とが収容されている。膨張機構（31）は、いわゆるロータリ式の容積型流体機械を構成している。膨張機構（31）の詳細は後述する。膨張機ケーシング（34）内では、膨張機構（31）の下方に発電機（33）が配置されている。出力軸（32）は、上下方向へ延びる状態で配置され、膨張機構（31）と発電機（33）を連結している。
【００５０】
上記膨張機ケーシング（34）には、流入管（35）と流出管（36）が設けられている。流入管（35）と流出管（36）は、何れも膨張機ケーシング（34）の胴部の上端付近を貫通している。流入管（35）は、その終端が膨張機構（31）へ直に接続されている。流出管（36）は、その始端が膨張機構（31）へ直に接続されている。膨張機構（31）は、流入管（35）を通って流入した冷媒を膨張させ、膨張後の冷媒を流出管（36）へ送り出す。つまり、膨張機（30）を通過する冷媒は、膨張機ケーシング（34）の内部空間へは流れ込まずに膨張機構（31）だけを通過する。
【００５１】
上記給油用配管（52）は、その始端が圧縮機（20）に接続され、その終端が膨張機（30）に接続されている。具体的に、給油用配管（52）の始端部は、圧縮機ケーシング（24）の底部を貫通し、圧縮機ケーシング（24）の内部空間に開口している。この給油用配管（52）の始端部は、圧縮機ケーシング（24）の底に溜まった冷凍機油（油溜まり（27））に浸かった状態となっており、駆動軸（22）の下端と概ね同じ高さに開口している。一方、給油用配管（52）の終端部は、膨張機ケーシング（34）内の膨張機構（31）に直に接続されている。膨張機構（31）に対する給油用配管（52）の接続位置については後述する。この給油用配管（52）は、本発明に係る油供給通路を構成している。圧縮機ケーシング（24）の底に溜まった冷凍機油は、給油用配管（52）を通って膨張機構（31）へ供給される。
【００５２】
上記給油用配管（52）には、給油用絞り弁（53）が設けられている。この給油用絞り弁（53）は、開度可変の電動弁であり、本発明に係る圧力調整機構（絞り機構）を構成している。この給油用絞り弁（53）では、給油用配管（52）を流れる冷凍機油の圧力が減圧される。また、給油用配管（52）における給油用絞り弁（53）の下流側には、冷凍機油の圧力を検出するための給油圧力センサ（56）が設けられている。また、膨張機（30）の流入管（35）と第２四方切換弁（13）の第２ポートとの間の配管には、冷媒の圧力を検出する冷媒圧力センサ（57）が設けられている。つまり、冷媒圧力センサ（57）は膨張機（30）の流入側の冷媒圧力を検出する。
【００５３】
上記冷却用熱交換器（58）は、給油用配管（52）と吸入側配管（16）とに接続されている。この冷却用熱交換器（58）は、給油用配管（52）を流れる冷凍機油と、吸入側配管（16）を流れる冷媒とを熱交換させる。
【００５４】
上記油戻し用配管（42）は、その始端が膨張機（30）に接続され、その終端が吸入側配管（16）に接続されている。具体的に、油戻し用配管（42）の始端部は、膨張機ケーシング（34）の底部を貫通し、膨張機ケーシング（34）の内部空間に開口している。この油戻し用配管（42）の始端部は、膨張機ケーシング（34）の底面付近に開口して油溜まり（37）に連通している。一方、油戻し用配管（42）の終端部は、吸入側配管（16）における冷却用熱交換器（58）の下流側に接続されている。膨張機（30）では、膨張機構（31）から漏れ出た潤滑油としての冷凍機油が膨張機ケーシング（34）内に溜まり込む。この膨張機ケーシング（34）内に溜まった冷凍機油は、油戻し用配管（42）を通って吸入側配管（16）へ導入され、吸入側配管（16）を流れる冷媒と共に圧縮機構（21）へ吸入される。なお、油戻し用配管（42）は、本発明に係る連通管を構成している。
【００５５】
上記油戻し用配管（42）には、戻り油用絞り弁（43）が設けられている。この戻り油用絞り弁（43）は、開度可変の電動弁であり、本発明に係る絞り機構を構成している。つまり、戻り油用絞り弁（43）は、油戻し用配管（42）を流れる冷凍機油の流量を絞ることにより減圧するものである。
【００５６】
また、上記油戻し用配管（42）における戻り油用絞り弁（43）の上流側には、戻り油圧力センサ（46）と戻り油温度センサ（47）が設けられている。戻り油圧力センサ（46）は、油戻し用配管（42）を流れる冷凍機油の圧力を検出する。戻り油温度センサ（47）は、油戻し用配管（42）を流れる冷凍機油の温度を検出する。戻り油圧力センサ（46）の検出圧力は、膨張機ケーシング（34）内の圧力とほぼ同じとなるため、そのケーシング（34）内の圧力として代用する。戻り油温度センサ（47）の検出温度は、膨張機ケーシング（34）内の温度とほぼ同じ温度であるため、そのケーシング（34）内の温度として代用する。
【００５７】
また、上記給油用配管（52）および油戻し用配管（42）には、それぞれ異物捕捉手段（45,55）が設けられている。何れの異物捕捉手段（45,55）も、絞り弁（43,53）の上流側に設けられている。この異物捕捉手段（45,55）は、冷凍機油に含まれる摩耗粉などの異物を捕捉するものである。これにより、異物が絞り弁（43,53）に詰まってしまうことを回避できる。異物捕捉手段（45,55）としては、例えば図５に示す略Ｖの字状のフィルタ（メッシュ部材）や、図６に示す多孔質焼結材などを用いることができる。
【００５８】
また、上記空調機（10）は、弁制御手段であるコントローラ（130）を備えている。コントローラ（130）は、給油用絞り弁（53）の開度を調節して、給油用配管（52）から膨張機構（31）への冷凍機油の供給圧力を制御するように構成されている。さらに、コントローラ（130）は、戻り油用絞り弁（43）の開度を調節して、膨張機ケーシング（34）内の圧力を制御するように構成されている。また、コントローラ（130）には、戻り油圧力センサ（46）、戻り油温度センサ（47）、給油圧力センサ（56）および冷媒圧力センサ（57）の各検出値が入力される。そして、コントローラ（130）は、入力された各検出値に基づいて、ドーム内圧力が所定の中間圧力（冷媒回路（11）における高圧と低圧の間の所定圧力）以下となるように、戻り油用絞り弁（43）を制御する。このコントローラ（130）の詳細な制御動作については後述する。
【００５９】
〈膨張機の構成〉
上記膨張機（30）の構成について、図２〜図４を参照しながら詳細に説明する。
【００６０】
図２に示すように、出力軸（32）の上端部には、２つの偏心部（79,89）が形成されている。２つの偏心部（79,89）は、出力軸（32）の主軸部（38）よりも大径に形成されており、下側のものが第１偏心部（79）を、上側のものが第２偏心部（89）をそれぞれ構成している。第１偏心部（79）と第２偏心部（89）とは、何れも同じ方向へ偏心している。第２偏心部（89）の外径は、第１偏心部（79）の外径よりも大きくなっている。主軸部（38）の軸心に対する偏心量は、第２偏心部（89）の方が第１偏心部（79）よりも大きくなっている。
【００６１】
上記出力軸（32）には、軸内主通路（107）が形成されている。軸内主通路（107）は、出力軸（32）の軸心に沿って延びている。軸内主通路（107）の一端は、出力軸（32）の上端面に開口している。軸内主通路（107）の他端は、直角に屈曲して出力軸（32）の径方向へ延びており、出力軸（32）のうち第１偏心部（79）から幾分下がった部分の外周面に開口している。軸内主通路（107）には、出力軸（32）の径方向へ延びる分岐通路（108,109）が２つ形成されている。第１分岐通路（108）は、第１偏心部（79）の外周面に開口している。第２分岐通路（109）は、第２偏心部（89）の外周面に開口している。
【００６２】
上記膨張機構（31）は、いわゆる揺動ピストン型のロータリ式流体機械で構成されている。この膨張機構（31）には、対になったシリンダ（71,81）およびピストン（75,85）が二組設けられている。また、膨張機構（31）には、フロントヘッド（61）と、中間プレート（63）と、リアヘッド（62）とが設けられている。
【００６３】
上記膨張機構（31）では、下から上へ向かって順に、フロントヘッド（61）、第１シリンダ（71）、中間プレート（63）、第２シリンダ（81）、リアヘッド（62）、上部プレート（65）が積層された状態となっている。この状態において、第１シリンダ（71）は、その下側端面がフロントヘッド（61）により閉塞され、その上側端面が中間プレート（63）により閉塞されている。一方、第２シリンダ（81）は、その下側端面が中間プレート（63）により閉塞され、その上側端面がリアヘッド（62）により閉塞されている。また、第２シリンダ（81）の内径は、第１シリンダ（71）の内径よりも大きくなっている。
【００６４】
上記出力軸（32）は、積層された状態のフロントヘッド（61）、第１シリンダ（71）、中間プレート（63）、第２シリンダ（81）を貫通している。また、出力軸（32）は、その第１偏心部（79）が第１シリンダ（71）内に位置し、その第２偏心部（89）が第２シリンダ（81）内に位置している。
【００６５】
図３および図４にも示すように、第１シリンダ（71）内には第１ピストン（75）が、第２シリンダ（81）内には第２ピストン（85）がそれぞれ設けられている。第１および第２ピストン（75,85）は、何れも円環状あるいは円筒状に形成されている。第１ピストン（75）の外径と第２ピストン（85）の外径とは、互いに等しくなっている。第１ピストン（75）の内径は第１偏心部（79）の外径と、第２ピストン（85）の内径は第２偏心部（89）の外径とそれぞれ概ね等しくなっている。そして、第１ピストン（75）には第１偏心部（79）が、第２ピストン（85）には第２偏心部（89）がそれぞれ貫通している。
【００６６】
上記第１ピストン（75）は、その外周面が第１シリンダ（71）の内周面に、一方の端面がフロントヘッド（61）に、他方の端面が中間プレート（63）にそれぞれ摺接している。第１シリンダ（71）内には、その内周面と第１ピストン（75）の外周面との間に第１流体室（72）が形成される。一方、上記第２ピストン（85）は、その外周面が第２シリンダ（81）の内周面に、一方の端面がリアヘッド（62）に、他方の端面が中間プレート（63）にそれぞれ摺接している。第２シリンダ（81）内には、その内周面と第２ピストン（85）の外周面との間に第２流体室（82）が形成される。
【００６７】
上記第１および第２ピストン（75,85）のそれぞれには、ブレード（76,86）が１つずつ一体に設けられている。ブレード（76,86）は、ピストン（75,85）の半径方向へ延びる板状に形成されており、ピストン（75,85）の外周面から外側へ突出している。第１ピストン（75）のブレード（76）は第１シリンダ（71）のブッシュ孔（78）に、第２ピストン（85）のブレード（86）は第２シリンダ（81）のブッシュ孔（88）にそれぞれ挿入されている。各シリンダ（71,81）のブッシュ孔（78,88）は、シリンダ（71,81）を厚み方向へ貫通すると共に、シリンダ（71,81）の内周面に開口している。
【００６８】
上記各シリンダ（71,81）には、一対のブッシュ（77,87）が一組ずつ設けられている。各ブッシュ（77,87）は、内側面が平面となって外側面が円弧面となるように形成された小片である。各シリンダ（71,81）において、一対のブッシュ（77,87）は、ブッシュ孔（78,88）に挿入されてブレード（76,86）を挟み込んだ状態となる。各ブッシュ（77,87）は、その内側面がブレード（76,86）と摺接し、その外側面がシリンダ（71,81）と摺動する。そして、ピストン（75,85）と一体のブレード（76,86）は、ブッシュ（77,87）を介してシリンダ（71,81）に支持され、シリンダ（71,81）に対して回動自在で且つ進退自在となっている。
【００６９】
上記第１シリンダ（71）内の第１流体室（72）は、第１ピストン（75）と一体の第１ブレード（76）によって仕切られており、図３，図４における第１ブレード（76）の左側が高圧側の第１高圧室（73）となり、その右側が低圧側の第１低圧室（74）となっている。第２シリンダ（81）内の第２流体室（82）は、第２ピストン（85）と一体の第２ブレード（86）によって仕切られており、図３，図４における第２ブレード（86）の左側が高圧側の第２高圧室（83）となり、その右側が低圧側の第２低圧室（84）となっている。
【００７０】
上記第１シリンダ（71）と第２シリンダ（81）とは、それぞれの周方向におけるブッシュ（77,87）の位置が一致する状態で配置されている。言い換えると、第２シリンダ（81）の第１シリンダ（71）に対する配置角度が０°となっている。上述のように、第１偏心部（79）と第２偏心部（89）とは、主軸部（38）（44）の軸心に対して同じ方向へ偏心している。したがって、第１ブレード（76）が第１シリンダ（71）の外側へ最も退いた状態になるのと同時に、第２ブレード（86）が第２シリンダ（81）の外側へ最も退いた状態になる。
【００７１】
上記第１シリンダ（71）には、流入ポート（67）が形成されている。流入ポート（67）は、第１シリンダ（71）の内周面のうち、図３，図４におけるブッシュ（77）のやや左側の箇所に開口している。流入ポート（67）は、第１高圧室（73）と連通可能となっている。図示しないが、流入ポート（67）には、流入管（35）が接続されている。
【００７２】
上記第２シリンダ（81）には、流出ポート（68）が形成されている。流出ポート（68）は、第２シリンダ（81）の内周面のうち、図３，図４におけるブッシュ（87）のやや右側の箇所に開口している。流出ポート（68）は、第２低圧室（84）と連通可能となっている。図示しないが、流出ポート（68）には、流出管（36）が接続されている。
【００７３】
上記中間プレート（63）には、連通路（64）が形成されている。この連通路（64）は、中間プレート（63）を厚み方向へ貫通している。中間プレート（63）における第１シリンダ（71）側の面では、第１ブレード（76）の右側の箇所に連通路（64）の一端が開口している。中間プレート（63）における第２シリンダ（81）側の面では、第２ブレード（86）の左側の箇所に連通路（64）の他端が開口している。そして、図２に示すように、連通路（64）は、中間プレート（63）の厚み方向に対して斜めに延びており、第１低圧室（74）と第２高圧室（83）とを互いに連通させている。
【００７４】
上述のように、第１ロータリ機構部（70）の第１低圧室（74）と、第２ロータリ機構部（80）の第２高圧室（83）とは、連通路（64）を介して互いに連通している。そして、第１低圧室（74）と連通路（64）と第２高圧室（83）とによって１つの閉空間が形成され、この閉空間が膨張室（66）を構成している。
【００７５】
上記フロントヘッド（61）は、その中央部が下方へ突出した形状となっている。また、フロントヘッド（61）の中央部には貫通孔が形成されており、この貫通孔に出力軸（32）が挿通されている。フロントヘッド（61）は、出力軸（32）における第１偏心部（79）の下側の部分を支持する滑り軸受を構成している。フロントヘッド（61）では、出力軸（32）の主軸部（38）が挿通される貫通孔の下部に、円周溝が形成されている。この円周溝は、出力軸（32）の外周面に開口する軸内主通路（107）の端部と対向する位置に形成されており、下側油溜め室（102）を構成している。
【００７６】
上記リアヘッド（62）の中央部には貫通孔が形成されており、この貫通孔に出力軸（32）の主軸部（38）が挿通されている。リアヘッド（62）は、出力軸（32）における第２偏心部（89）の上側の部分を支持する滑り軸受を構成している。
【００７７】
上記上部プレート（65）は、やや厚肉の円板状に形成されており、リアヘッド（62）の上に載置されている。上部プレート（65）では、その下面の中央部に円形の凹陥部が形成されている。上部プレート（65）は、その凹陥部が出力軸（32）の上端面と対面する位置に設けられる。上部プレート（65）には、給油用配管（52）の終端が接続されている。給油用配管（52）の終端は、上部プレート（65）を上方から下方へ向かって貫通して凹陥部に開口している。上部プレート（65）の凹陥部は、給油用配管（52）から供給された冷凍機油を溜めるための上側油溜め室（101）を構成している。また、上部プレート（65）では、その下面に凹溝（103）が形成されている。凹溝（103）は、上側油溜め室（101）の周縁から上部プレート（65）の外周方向へ延びている。
【００７８】
上記膨張機構（31）では、リアヘッド（62）に第１通路（104）が形成され、中間プレート（63）に第２通路（105）が形成され、フロントヘッド（61）に第３通路（106）が形成されている。第１通路（104）は、リアヘッド（62）を厚み方向へ貫通し、凹溝（103）の終端を第２シリンダ（81）のブッシュ孔（88）と連通させている。第２通路（105）は、中間プレート（63）を厚み方向へ貫通し、第２シリンダ（81）のブッシュ孔（88）を第１シリンダ（71）のブッシュ孔（78）と連通させている。フロントヘッド（61）において、第３通路（106）の一端は、フロントヘッド（61）の上面のうち第１シリンダ（71）のブッシュ孔（78）に臨む部分に開口している。また、フロントヘッド（61）において、第３通路（106）の他端は、出力軸（32）が挿通される貫通孔の内周面に開口している。
【００７９】
以上のように構成された本実施形態の膨張機構（31）では、第１シリンダ（71）と、そこに設けられたブッシュ（77）と、第１ピストン（75）と、第１ブレード（76）とが第１ロータリ機構部（70）を構成している。また、第２シリンダ（81）と、そこに設けられたブッシュ（87）と、第２ピストン（85）と、第２ブレード（86）とが第２ロータリ機構部（80）を構成している。
【００８０】
−運転動作−
上記空調機（10）の動作について説明する。
【００８１】
〈冷房運転および暖房運転の動作〉
先ず、冷房運転時には、第１四方切換弁（12）および第２四方切換弁（13）が第１状態（図１に実線で示す状態）に設定され、冷媒回路（11）で冷媒が循環して蒸気圧縮冷凍サイクルが行われる。
【００８２】
圧縮機（20）では、電動機（23）によって圧縮機構（21）が回転駆動される。圧縮機構（21）は、吸入管（25）から吸い込んだ冷媒を圧縮して圧縮機ケーシング（24）内へ吐出する。圧縮機ケーシング（24）内の高圧冷媒は、吐出管（26）を通って圧縮機（20）から吐出される。圧縮機（20）から吐出された冷媒は、室外熱交換器（14）へ送られて室外空気へ放熱する。室外熱交換器（14）で放熱した高圧冷媒は、膨張機（30）へ流入する。
【００８３】
膨張機（30）では、流入管（35）を通って膨張機構（31）へ流入した高圧冷媒が膨張し、それによって発電機（33）が回転駆動される。発電機（33）で発生した電力は、圧縮機（20）の電動機（23）へ供給される。膨張機構（31）で膨張した冷媒は、流出管（36）を通って膨張機（30）から送り出される。膨張機（30）から送出された低圧冷媒は、室内熱交換器（15）へ送られる。室内熱交換器（15）では、流入した冷媒が室内空気から吸熱して蒸発し、室内空気が冷却される。室内熱交換器（15）から出た低圧冷媒は、圧縮機（20）の吸入管（25）へ流入する。
【００８４】
次に、暖房運転時には、第１四方切換弁（12）および第２四方切換弁（13）が第２状態（図１に破線で示す状態）に設定され、冷媒回路（11）で冷媒が循環して蒸気圧縮冷凍サイクルが行われる。冷房運転時と同様に、この冷媒回路（11）で行われる冷凍サイクルは、その高圧が冷媒である二酸化炭素の臨界圧力よりも高い値に設定されている。
【００８５】
圧縮機（20）では、電動機（23）によって圧縮機構（21）が回転駆動される。圧縮機構（21）は、吸入管（25）から吸い込んだ冷媒を圧縮して圧縮機ケーシング（24）内へ吐出する。圧縮機ケーシング（24）内の高圧冷媒は、吐出管（26）を通って圧縮機（20）から吐出される。圧縮機（20）から吐出された冷媒は、室内熱交換器（15）へ送られる。室内熱交換器（15）では、流入した冷媒が室内空気へ放熱し、室内空気が加熱される。室内熱交換器（15）で放熱した高圧冷媒は、膨張機（30）へ流入する。
【００８６】
膨張機（30）では、流入管（35）を通って膨張機構（31）へ流入した高圧冷媒が膨張し、それによって発電機（33）が回転駆動される。発電機（33）で発生した電力は、圧縮機（20）の電動機（23）へ供給される。膨張機構（31）で膨張した冷媒は、流出管（36）を通って膨張機（30）から送り出される。膨張機（30）から送出された低圧冷媒は、室外熱交換器（14）へ送られる。室外熱交換器（14）では、流入した冷媒が室外空気から吸熱して蒸発する。室外熱交換器（14）から出た低圧冷媒は、圧縮機（20）の吸入管（25）へ流入する。
【００８７】
〈膨張機構の動作〉
膨張機構（31）の動作について、図４を参照しながら説明する。
【００８８】
先ず、第１ロータリ機構部（70）の第１高圧室（73）へ超臨界状態の高圧冷媒が流入する過程について説明する。回転角が０°の状態から出力軸（32）が僅かに回転すると、第１ピストン（75）と第１シリンダ（71）の接触位置が流入ポート（67）の開口部を通過し、流入ポート（67）から第１高圧室（73）へ高圧冷媒が流入し始める。その後、出力軸（32）の回転角が９０°,１８０°,２７０°と次第に大きくなるにつれて、第１高圧室（73）へ高圧冷媒が流入してゆく。この第１高圧室（73）への高圧冷媒の流入は、出力軸（32）の回転角が３６０°に達するまで続く。
【００８９】
次に、膨張機構（31）において冷媒が膨張する過程について説明する。回転角が０°の状態から出力軸（32）が僅かに回転すると、第１低圧室（74）と第２高圧室（83）が連通路（64）を介して互いに連通し、第１低圧室（74）から第２高圧室（83）へと冷媒が流入し始める。その後、出力軸（32）の回転角が９０°,１８０°,２７０°と次第に大きくなるにつれ、第１低圧室（74）の容積が次第に減少すると同時に第２高圧室（83）の容積が次第に増加し、結果として膨張室（66）の容積が次第に増加してゆく。この膨張室（66）の容積増加は、出力軸（32）の回転角が３６０°に達する直前まで続く。そして、膨張室（66）の容積が増加する過程で膨張室（66）内の冷媒が膨張し、この冷媒の膨張によって出力軸（32）が回転駆動される。このように、第１低圧室（74）内の冷媒は、連通路（64）を通って第２高圧室（83）へ膨張しながら流入してゆく。
【００９０】
続いて、第２ロータリ機構部（80）の第２低圧室（84）から冷媒が流出してゆく過程について説明する。第２低圧室（84）は、出力軸（32）の回転角が０°の時点から流出ポート（68）に連通し始める。つまり、第２低圧室（84）から流出ポート（68）へと冷媒が流出し始める。その後、出力軸（32）の回転角が９０°,１８０°,２７０°と次第に大きくなってゆき、その回転角が３６０°に達するまでの間に亘って、第２低圧室（84）から膨張後の低圧冷媒が流出してゆく。
【００９１】
〈圧縮機および膨張機の潤滑動作〉
圧縮機（20）と膨張機（30）を冷凍機油により潤滑する動作について説明する。
【００９２】
圧縮機（20）では、圧縮機ケーシング（24）の内圧が、圧縮機構（21）から吐出された冷媒の圧力とほぼ同じになっている。このため、圧縮機ケーシング（24）の底に溜まった冷凍機油の圧力も、圧縮機構（21）から吐出された冷媒の圧力とほぼ同じになっている。一方、圧縮機構（21）は、吸入管（25）から低圧冷媒を吸入する。したがって、圧縮機構（21）には、圧縮機ケーシング（24）の内圧よりも低圧となる部分が存在する。このため、圧縮機ケーシング（24）の底に溜まった冷凍機油は、駆動軸（22）内の給油通路を通って圧縮機構（21）へ流入し、圧縮機構（21）の潤滑に利用される。圧縮機構（21）へ供給された冷凍機油は、圧縮された冷媒と共に圧縮機ケーシング（24）内へ吐出され、再び圧縮機ケーシング（24）の底部へ戻ってくる。
【００９３】
冷媒回路（11）を循環する冷媒の圧力は、圧縮機（20）から膨張機（30）へ至るまでの間に幾分低下する。このため、膨張機構（31）を通過する冷媒の圧力は、必然的に圧縮機ケーシング（24）の内圧よりも低くなる。このため、圧縮機ケーシング（24）の底に溜まった冷凍機油は、給油用配管（52）を通って膨張機構（31）へ流入する。その際、給油用配管（52）へ流入した冷凍機油は、冷却用熱交換器（58）で吸入側配管（16）内の冷媒と熱交換して冷却され、その後に膨張機構（31）へ流入する。
【００９４】
膨張機構（31）に流入した冷凍機油は、膨張機構（31）の潤滑に利用される。その後、この冷凍機油は、その一部は膨張機構（31）から漏れ出て膨張機ケーシング（34）の底に溜まり、残りは膨張後の冷媒と共に膨張機（30）から流出する。
【００９５】
具体的に、膨張機構（31）では、給油用配管（52）を通じて供給された冷凍機油が上側油溜め室（101）へ導入される。上側油溜め室（101）へ流入した冷凍機油は、出力軸（32）の軸内主通路（107）と、出力軸（32）とリアヘッド（62）の摺動部分と、凹溝（103）とに分配される。
【００９６】
出力軸（32）の軸内主通路（107）へ流入した冷凍機油は、その一部が各分岐通路（108,109）を通じて偏心部（79,89）とピストン（75,85）の摺動部分に供給され、残りが下側油溜め室（102）へ流入する。下側油溜め室（102）へ流入した冷凍機油は、出力軸（32）とフロントヘッド（61）の摺動部分へ供給される。
【００９７】
凹溝（103）へ流入した冷凍機油は、第１通路（104）を通って第２シリンダ（81）のブッシュ孔（88）へ流入する。このブッシュ孔（88）へ流入した冷凍機油は、その一部が、第２シリンダ（81）とブッシュ（87）の摺動部分や、第２ブレード（86）とブッシュ（87）の摺動部分へ供給される。ブッシュ孔（88）へ流入した冷凍機油の残りは、第２通路（105）を通って第１シリンダ（71）のブッシュ孔（78）へ流入する。このブッシュ孔（78）へ流入した冷凍機油は、その一部が、第１シリンダ（71）とブッシュ（77）の摺動部分や、第１ブレード（76）とブッシュ（77）の摺動部分へ供給される。ブッシュ孔（78）へ流入した冷凍機油の残りは、第３通路（106）を通じてフロントヘッド（61）と出力軸（32）の隙間へ供給される。以上により、膨張機構（31）が冷凍機油によって潤滑される。
【００９８】
冷媒と共に膨張機（30）から流出した冷凍機油は、冷媒と共に冷媒回路（11）内を流れて圧縮機（20）へ吸入される。一方、膨張機ケーシング（34）の底に溜まった冷凍機油は、油戻し用配管（42）を通って吸入側配管（16）へ流入し、冷媒と共に圧縮機（20）へ吸入される。ここで、吸入側配管（16）を流れる冷媒の圧力は、冷媒回路（11）内で最も低くなっている。このため、膨張機ケーシング（34）内の冷凍機油は、油戻し用配管（42）を流れて吸入側配管（16）に流入する。圧縮機（20）の圧縮機構（21）へ冷媒と共に吸入された冷凍機油は、圧縮後の冷媒と共に圧縮機構（21）から圧縮機ケーシング（24）の内部空間へ吐出され、その後に圧縮機ケーシング（24）の底部へと流れ落ちてゆく。
【００９９】
〈コントローラの制御動作〉
コントローラ（130）の制御動作について説明する。本実施形態のコントローラ（130）は、膨張機構（31）に対する給油圧力の制御と、膨張機ケーシング（34）の内圧の制御とを行う。
【０１００】
先ず、膨張機構（31）に対する給油圧力の制御動作について説明する。コントローラ（130）は、図７のフローチャートに基づいて給油圧力の制御を行う。ステップＳＴ１において、膨張機（30）の冷媒流入圧力が検出される。つまり、冷媒圧力センサ（57）の検出値がコントローラ（130）に入力される。
【０１０１】
続くステップＳＴ２では、冷凍機油の供給圧力の目標給油圧力が決定される。目標給油圧力は、検出された冷媒流入圧力に基づいて定められる。具体的には、「冷媒流入圧力−ΔＰ×０．３≦目標給油圧力＜冷媒流入圧力」の関係式を満たすように目標給油圧力が定められる。ここに、冷媒流入圧力は冷凍サイクルの高圧ＨＰとして代用されている。ΔＰは、冷媒流入圧力と圧縮機（20）の吸入圧力との差圧である。つまり、ΔＰは冷凍サイクルにおける高圧ＨＰと低圧ＬＰの差圧である。このように、目標給油圧力は冷凍サイクルの高圧ＨＰに基づいて定められる。また、上記の関係式を満たす目標給油圧力は、後述する膨張機ケーシング（34）の内圧よりも高い。このように、
続くステップＳＴ３では、給油圧力センサ（56）の圧力が目標給油圧力となるように、コントローラ（130）によって給油用絞り弁（53）の開度が調節される（絞られる）。これにより、給油用配管（52）を流れる高圧の冷凍機油が減圧される。即ち、膨張機構（31）への給油圧力が減少され最適化される。
【０１０２】
ここで、従来のように圧縮機ケーシング（24）から高温高圧の冷凍機油が減圧されずにそのまま膨張機構（31）へ供給された場合、図９に示すように、各運転において供給油量比が大きくなっている。給油圧力が高いため、シリンダ（71,81）内への冷凍機油の漏れ量および膨張機構（31）から膨張機ケーシング（34）内への冷凍機油の漏れ量が多い。このように、冷凍機油の漏れ量が多くなると、その分、給油用配管（52）から膨張機構（31）へ供給される冷凍機油の量も多くなる。これに対し、上述したように給油圧力が減少されて最適化された場合、図１０に示すように、何れの運転においても供給油量比が小さくなっている。特に、冷房定格運転および暖房定格運転では著しく小さくなっている。つまり、給油圧力と流体室（72,82）の内圧との圧力差および給油圧力と膨張機ケーシング（34）の内圧との圧力差が小さくなるため、シリンダ（71,81）内への冷凍機油の漏れ量および膨張機構（31）から膨張機ケーシング（34）内への冷凍機油の漏れ量が少なくなる。このように、冷凍機油の漏れ量が少なくなると、給油用配管（52）から膨張機構（31）へ供給される冷凍機油の量も少なくなる。
【０１０３】
また、給油圧力の最適値について図１１を参照しながら説明する。図１１は、冷房定格運転において冷凍サイクルの高圧ＨＰが１０．２ＭＰａで低圧ＬＰが４．１ＭＰａの条件のもと、給油圧力（供給油圧）を高圧ＨＰから減少させたときの供給油量比の実験結果である。先ず、給油圧力を減少させるに従って、膨張機構（31）へ供給される冷凍機油の量（供給油量）、膨張機ケーシング（34）内への冷凍機油の漏れ量（ドーム漏れ油量）は少なくなり、シリンダ（71,81）内への冷凍機油の漏れ量（シリンダ漏れ油量）も僅かではあるが少なくなる。このように、給油圧力を減少させるほど冷凍機油の漏れ量が抑えられる。ところで、給油圧力が減少して、給油圧力と流体室（72,82）の内圧との圧力差が小さくなると、逆に流体室（72,82）内の冷媒が摺動部等を通じて外部へ漏れやすくなる。図１１の実験結果では、給油圧力９．６ＭＰａ付近まで減少すると冷媒が漏れ始める。そして、給油圧力が減少するほど冷媒漏れ量は多くなり、給油圧力８．８ＭＰａ付近から急激に冷媒漏れ量が増加する。このことから、上記の高圧ＨＰおよび低圧ＬＰの条件では、給油圧力を約９．６ＭＰａまで減少させれば、ドーム漏れ油量およびシリンダ漏れ油量を抑えつつ、冷媒漏れ量も抑えることができる。つまり、約９．６ＭＰａが最適値である。これを上記の関係式に当てはめると、「高圧ＨＰ−ΔＰ×０．１＝給油圧力」、即ち「１０．２ＭＰａ−（１０．２ＭＰａ−４．１ＭＰａ）×０．１＝約９．６ＭＰａ」となる。なお、ΔＰはΔＰ＝高圧ＨＰ−低圧ＬＰである。また、給油圧力が約８．５ＭＰａ以上、即ち「１０．２ＭＰａ−（１０．２ＭＰａ−４．１ＭＰａ）×０．３＝約８．５ＭＰａ」以上であれば、ドーム漏れ油量、シリンダ漏れ油量および冷媒漏れ量は許容範囲内に抑えることができる。
【０１０４】
図示しないが、他の運転（暖房定格運転、冷房中間運転、暖房中間運転）についても同様に実験を行った。それぞれの関係式は次のとおりである。暖房定格運転についての関係式は、「８．８ＭＰａ−（８．８ＭＰａ−３．４ＭＰａ）×０．１＝約８．２ＭＰａ（給油圧力）」である。冷房中間運転についての関係式は、「９．２ＭＰａ−（９．２ＭＰａ−５．１ＭＰａ）×０．１７＝約８．５ＭＰａ（給油圧力）」である。暖房中間運転についての関係式は、「７．２ＭＰａ−（７．２ＭＰａ−３．６ＭＰａ）×０．１４＝約６．７ＭＰａ（給油圧力）」である。
【０１０５】
以上の実験結果から、「冷媒流入圧力（高圧ＨＰ）−ΔＰ×０．３≦目標給油圧力＜冷媒流入圧力（高圧ＨＰ）」を満たす目標給油圧力を設定することにより、ドーム漏れ油量、シリンダ漏れ油量および冷媒漏れ量を抑えることができる。より望ましくは、「冷媒流入圧力（高圧ＨＰ）−ΔＰ×０．２≦目標給油圧力≦冷媒流入圧力（高圧ＨＰ）−ΔＰ×０．１」を満たす目標給油圧力を設定することにより、従来（図１４の「最適化なし」参照。）に比べて、ドーム漏れ油量およびシリンダ漏れ油量を抑えつつ、冷媒漏れ量を殆どなくすことができる（図１４の「供給油圧最適化」参照。）。
【０１０６】
次に、膨張機ケーシング（34）の内圧（以下、膨張機ドーム内圧力または単にドーム内圧力という。）の制御動作について説明する。
【０１０７】
先ず、ドーム内圧力が低くなると、膨張機構（31）に対する給油圧力とドーム内圧力との圧力差が大きくなり、膨張機構（31）から膨張機ケーシング（34）内へ漏れ出る冷凍機油の量が増大する。それによって、熱損失（熱ロス）が増大し、冷凍サイクルのＣＯＰ（成績係数）が低下する。また、膨張機構（31）に対する給油圧力とドーム内圧力との圧力差が大きくなると、膨張機構（31）における各摺動部の摺動荷重（スラスト荷重）が増大し、それによりスラスト損失（機械損失）が増大する。その結果、冷凍サイクルのＣＯＰが低下する。
【０１０８】
一方、図１３に示すように、ドーム内圧力が低くなるに従って、膨張機（30）における風損が低下し冷凍サイクルのＣＯＰが向上する。逆に、ドーム内圧力が高くなるに従って、膨張機（30）における風損が増大しＣＯＰが低下する。さらに、所定の中間圧力（図１３では、６ＭＰａ）以下になると、風損が急激に低下する。この所定の中間圧力は、膨張機構（31）から膨張機ケーシング（34）内へ漏れ出た冷媒が凝縮する圧力である。つまり、この中間圧力以上になると、冷媒が凝縮液化する。このように、膨張機（30）では、ドーム内圧力が高くなると膨張機ケーシング（34）内の冷媒の密度が高くなり、膨張機構（31）の出力軸（32）や発電機（33）の回転抵抗が増大する。これにより、風損が増大する。特に、ドーム内圧力がさらに高くなり、冷媒が凝縮液化すると、出力軸（32）や発電機（33）の回転抵抗が著しく増大し、風損が顕著となる。
【０１０９】
そして、図１４に示すように、上述した熱損失、スラスト損失および風損による影響を全て考慮したＣＯＰは、ドーム内圧力が所定の中間圧力（図１４では、６ＭＰａ）で最高となる。そして、その所定の中間圧力以下ではＣＯＰが比較的高い値で推移し、所定の中間圧力（６ＭＰａ）を超えるとＣＯＰが急激に低下する。また、所定の中間圧力より高い圧力領域（即ち、約６．１ＭＰａ以上の領域）では、ＣＯＰが比較的低い値で推移する。
【０１１０】
具体的に、コントローラ（130）は、図８に示すフローチャートに基づいてドーム内圧力の制御動作を行う。
【０１１１】
先ず、ステップＳＴ１１において、戻り油圧力センサ（46）によってドーム内圧力（即ち、油戻し用配管（42）の冷凍機油の圧力）が検出され、コントローラ（130）に入力される。続いて、ステップＳＴ１２では、コントローラ（130）において入力された圧力に相当する飽和温度（即ち、圧力相当飽和温度）が算出される。
【０１１２】
次に、ステップＳＴ１３に移行し、コントローラ（130）において、戻り油温度センサ（47）によって検出された油戻し用配管（42）の冷凍機油の温度（即ち、膨張機ケーシング（34）内の温度であり、以下、ドーム内温度という。）と圧力相当飽和温度とが大小比較される。そして、ステップＳＴ１４において、ドーム内温度が圧力相当飽和温度よりも高くなるようにコントローラ（130）が戻り油用絞り弁（43）の開度を調節する。具体的に、ステップＳＴ１３においてドーム内温度が圧力相当飽和温度よりも低いと判定されると、圧力相当飽和温度を低下させるために、戻り油用絞り弁（43）の開度が大きくなる。そうすると、ドーム内圧力が低下し、その圧力相当飽和温度が低下する。つまり、ドーム内圧力が所定の中間圧力（例えば、６ＭＰａ）以下となる。これにより、冷凍装置（10）のＣＯＰを高くすることができる。なお、ステップＳＴ１３においてドーム内温度が圧力相当飽和温度よりも高いと判定されると、ステップＳＴ１４では戻り油用絞り弁（43）の開度はそのままで維持される。
【０１１３】
このように、コントローラ（130）は、ドーム内圧力に相当する飽和温度よりも実際のドーム内温度が高くなるように、ドーム内圧力を規制するようにしている。言い換えれば、コントローラ（130）は、ドーム内圧力を実際のドーム内温度に相当する飽和圧力よりも低下させるように戻り油用絞り弁（43）の開度調節を行う。
【０１１４】
なお、本実施形態では、ドーム内圧力を所定の中間圧力以下ではなく、所定の中間圧力（図１４では、６ＭＰａ）そのものにするように、戻り油用絞り弁（43）の開度調節を行うようにしてもよい。その場合、図１４に示すように、最高のＣＯＰを得ることができる。
【０１１５】
以上のように、膨張機構（31）に対する給油圧力を最適化し、さらにドーム内圧力を最適化することにより、従来（図１４の「最適化なし」参照。）に比べて、供給油量比を著しく抑えることができる（図１４の「供給油圧＋ドーム圧最適化」参照。）。
【０１１６】
−実施形態１の効果−
本実施形態によれば、給油用配管（52）に給油用絞り弁（53）を設け、膨張機構（31）に対する給油圧力が高圧ＨＰよりも低くドーム内圧力（膨張機ケーシング（34）の内圧）よりも高くなるように、具体的には給油圧力が「冷媒流入圧力（高圧ＨＰ）−ΔＰ×０．３≦給油圧力＜冷媒流入圧力（高圧ＨＰ）」を満たすように、給油用絞り弁（53）の開度を調節した。したがって、ドーム漏れ油量、シリンダ漏れ油量および冷媒漏れ量を抑えることができる。その結果、熱損失および油上がりを抑制することができ、ＣＯＰを向上させることができる。
【０１１７】
さらには、給油圧力が「冷媒流入圧力（高圧ＨＰ）−ΔＰ×０．２≦目標給油圧力≦冷媒流入圧力（高圧ＨＰ）−ΔＰ×０．１」を満たすように、給油用絞り弁（53）の開度を調節することにより、ドーム漏れ油量およびシリンダ漏れ油量を抑えつつ、冷媒漏れ量を殆どなくすことができる。
【０１１８】
さらに、本実施形態によれば、ドーム内圧力を所定の中間圧力以下に規制するようにした。つまり、ドーム内圧力を冷媒が凝縮しない圧力領域となるように規制した。このため、上記の給油圧力の最適化と相まって、熱損失を格段に抑えることができる。また、ドーム内圧力の規制によって、スラスト損失および風損の影響を抑えて、高いＣＯＰを得ることができる。
【０１１９】
また、戻り油圧力センサ（46）および戻り油温度センサ（47）を設けて、ドーム内圧力に相当する飽和温度よりも実際のドーム内温度（膨張機ケーシング（34）内の温度）が高くなるようにドーム内圧力を調節するようにした。したがって、確実にドーム内圧力を冷媒が凝縮しない圧力領域とすることができる。その結果、確実に高いＣＯＰを得ることができる。
【０１２０】
また、本実施形態では、各絞り弁（43,53）の上流に異物捕捉手段（45,55）を設けるようにしたため、絞り弁（43,53）の詰まりを防止することができる。その結果、給油圧力およびドーム内圧力の制御を確実に行うことができる。
【０１２１】
また、本実施形態では、圧縮機ケーシング（24）から流出して給油用配管（52）を流れる冷凍機油を、冷却用熱交換器（58）で冷却してから膨張機構（31）へ供給している。このため、圧縮機ケーシング（24）内に貯留された冷凍機油をそのまま膨張機構（31）へ導入する場合に比べ、給油用配管（52）を通じて供給された冷凍機油から膨張機構（31）を通過する冷媒へ侵入する熱量を削減することができる。したがって、本実施形態によれば、膨張機構（31）を通過する冷媒のエンタルピを低く抑えることができ、熱損失を抑制することができる。その結果、空調機（10）の冷房能力や暖房能力の低下を抑制することができる。
【０１２２】
《実施形態２》
本発明の実施形態２について説明する。図１５に示すように、本実施形態の空調機（10）は、上記実施形態１において戻り油用絞り弁（43）および給油用絞り弁（53）をそれぞれキャピラリチューブ（44,54）に代え、戻り油圧力センサ（46）、戻り油温度センサ（47）、給油圧力センサ（56）および冷媒圧力センサ（57）を省略したものである。
【０１２３】
上記各キャピラリチューブ（44,54）は、一定の絞り度に固定された絞り機構を構成している。給油用配管（52）のキャピラリチューブ（54）は、常に、膨張機構（31）に対する給油圧力が上記実施形態と同様の目標給油圧力となるように、絞り度が設定されている。一方、油戻し用配管（42）のキャピラリチューブ（44）は、常に、ドーム内圧力が上記実施形態１と同様の所定の中間圧力以下となるように、絞り度が設定されている。つまり、運転条件が変化しても、膨張機ケーシング（34）内の冷媒が凝縮しない圧力領域にドーム内圧力が規制される。
【０１２４】
なお、本実施形態では、キャピラリチューブ（44,54）に代えて多孔質焼結部材を設けることができる。多孔質焼結部材は、本発明に係る絞り機構を構成し、キャピラリチューブ（44,54）と比べて異物が詰まりにくい構成となっている。そのため、確実に所定の絞り度を維持することができる。その他の構成、作用および効果は実施形態１と同様である。
【０１２５】
《実施形態３》
本発明の実施形態３について説明する。本実施形態の空調機（10）は、上記実施形態１において膨張機（30）の構成を変更したものである。ここでは、本実施形態の膨張機（30）について、上記実施形態１と異なる点を説明する。
【０１２６】
図１６に示すように、出力軸（32）の上端部には、１つの偏心部（99）が形成されている。この偏心部（99）は、出力軸（32）の主軸部（38）よりも大径に形成されている。出力軸（32）には、軸内主通路（113）が形成されている。軸内主通路（113）は、出力軸（32）の軸心に沿って延びている。軸内主通路（113）の一端は、出力軸（32）の上端面に開口している。軸内主通路（113）の他端は、直角に屈曲して出力軸（32）の径方向へ延びており、出力軸（32）のうち偏心部（99）から幾分下がった部分の外周面に開口している。軸内主通路（113）には、出力軸（32）の径方向へ延びる分岐通路（114）が１つ形成されている。この分岐通路（114）は、偏心部（99）の外周面に開口している。
【０１２７】
膨張機構（31）は、いわゆる揺動ピストン型のロータリ式流体機械で構成されている。この膨張機構（31）には、フロントヘッド（61）と、シリンダ（91）と、ピストン（95）と、リアヘッド（62）と、上部プレート（65）とが１つずつ設けられている。
【０１２８】
膨張機構（31）では、下から上へ向かって順に、フロントヘッド（61）、シリンダ（91）、リアヘッド（62）、上部プレート（65）が積層された状態となっている。この状態において、シリンダ（91）は、その下側端面がフロントヘッド（61）により閉塞され、その上側端面がリアヘッド（62）により閉塞されている。
【０１２９】
出力軸（32）は、積層された状態のフロントヘッド（61）、シリンダ（91）、リアヘッド（62）を貫通している。また、出力軸（32）は、その偏心部（99）がシリンダ（91）内に位置している。
【０１３０】
図１７にも示すように、シリンダ（91）内にはピストン（95）が設けられている。このピストン（95）は、円環状あるいは円筒状に形成されている。ピストン（95）の内径は偏心部（99）の外径と概ね等しくなっている。そして、ピストン（95）には出力軸（32）の偏心部（99）が貫通している。
【０１３１】
ピストン（95）は、その外周面がシリンダ（91）の内周面に、一方の端面がフロントヘッド（61）に、他方の端面がリアヘッド（62）にそれぞれ摺接している。シリンダ（91）内には、その内周面とピストン（95）の外周面との間に流体室（92）が形成される。
【０１３２】
ピストン（95）には、ブレード（96）が一体に設けられている。ブレード（96）は、ピストン（95）の半径方向へ延びる板状に形成されており、ピストン（95）の外周面から外側へ突出している。このブレード（96）はシリンダ（91）のブッシュ孔（98）に挿入されている。シリンダ（91）のブッシュ孔（98）は、シリンダ（91）を厚み方向へ貫通すると共に、シリンダ（91）の内周面に開口している。
【０１３３】
シリンダ（91）には、一対のブッシュ（97）が設けられている。各ブッシュ（97）は、内側面が平面となって外側面が円弧面となるように形成された小片である。シリンダ（91）において、一対のブッシュ（97）は、ブッシュ孔（98）に挿入されてブレード（96）を挟み込んだ状態となる。ブッシュ（97）は、その内側面がブレード（96）と摺接し、その外側面がシリンダ（91）と摺動する。そして、ピストン（95）と一体のブレード（96）は、ブッシュ（97）を介してシリンダ（91）に支持され、シリンダ（91）に対して回動自在で且つ進退自在となっている。
【０１３４】
シリンダ（91）内の流体室（92）は、ピストン（95）と一体のブレード（96）によって仕切られており、図１７におけるブレード（96）の左側が高圧側の高圧室（93）となり、その右側が低圧側の低圧室（94）となっている。フロントヘッド（61）には流入ポート（67）が形成されている。流入ポート（67）は、フロントヘッド（61）の上面のうち高圧室（93）に臨む部分に開口している。また、流入ポート（67）の開口位置は、シリンダ（91）の内周面の近傍で且つ図１７におけるブレード（96）の左側近傍に設定されている。シリンダ（91）には流出ポート（68）が形成されている。流出ポート（68）は、シリンダ（91）の内周面のうち、図１７におけるブッシュ（97）のやや右側の箇所に開口している。この流出ポート（68）は、低圧室（94）と連通可能となっている。
【０１３５】
フロントヘッド（61）は、その中央部が下方へ突出した形状となっている。また、フロントヘッド（61）の中央部には貫通孔が形成されており、この貫通孔に出力軸（32）の主軸部（38）が挿通されている。フロントヘッド（61）は、出力軸（32）における偏心部（99）の下側の部分を支持する滑り軸受を構成している。フロントヘッド（61）では、出力軸（32）が挿通される貫通孔の下部に、円周溝が形成されている。この円周溝は、出力軸（32）の外周面に開口する軸内主通路（113）の端部と対向する位置に形成されており、下側油溜め室（102）を構成している。フロントヘッド（61）の全体形状や、フロントヘッド（61）に下側油溜め室（102）が形成される点は、上記実施形態１と同様である。
【０１３６】
リアヘッド（62）の中央部には貫通孔が形成されており、この貫通孔に出力軸（32）の主軸部（38）が挿通されている。リアヘッド（62）は、出力軸（32）における偏心部（99）の上側の部分を支持する滑り軸受を構成している。また、リアヘッド（62）の上面の中央部には、円形の凹陥部が貫通孔と同軸上に形成されている。この凹陥部は、給油用配管（52）から供給された冷凍機油を溜めるための上側油溜め室（101）を構成している。更に、リアヘッド（62）の上面には、凹溝（103）が形成されている。凹溝（103）は、上側油溜め室（101）の周縁からリアヘッド（62）の外周方向へ延びている。
【０１３７】
上部プレート（65）は、やや厚肉の円板状に形成されており、リアヘッド（62）の上に載置されている。上部プレート（65）には、給油用配管（52）の終端が接続されている。給油用配管（52）の終端は、上部プレート（65）を上方から下方へ向かって貫通して上側油溜め室（101）に開口している。
【０１３８】
膨張機構（31）では、リアヘッド（62）に第１通路（111）が形成され、フロントヘッド（61）に第２通路（112）が形成されている。第１通路（111）は、リアヘッド（62）を厚み方向へ貫通し、凹溝（103）の終端をシリンダ（91）のブッシュ孔（98）と連通させている。フロントヘッド（61）において、第２通路（112）の一端は、フロントヘッド（61）の上面のうちシリンダ（91）のブッシュ孔（98）に臨む部分に開口している。また、フロントヘッド（61）において、第２通路（112）の他端は、出力軸（32）が挿通される貫通孔の内周面に開口している。
【０１３９】
−運転動作−
空調機（10）の冷房運転および暖房運転や、圧縮機構（21）および膨張機構（31）へ冷凍機油を供給する動作は、上記実施形態１の場合と同様である。ここでは、本実施形態の膨張機構（31）が冷媒から動力を回収する動作について、図１７を参照しながら説明する。
【０１４０】
出力軸（32）が同図(ａ)の状態（回転角が０°の状態）から同図の反時計方向へ僅かに回転すると、流入ポート（67）が高圧室（93）と連通し、流入ポート（67）から高圧室（93）へ高圧冷媒が流入する。この時、低圧室（94）は流出ポート（68）と連通しており、低圧室（94）の圧力は冷凍サイクルの低圧と概ね等しくなっている。このため、ピストン（95）は高圧室（93）へ流入した冷媒によって押し動かされ、出力軸（32）が同図の反時計方向へ回転を続ける。
【０１４１】
そして、同図(ｂ)〜(ｄ)に順次示すように、高圧室（93）の容積はピストン（95）が移動するのにつれて拡大する一方、低圧室（94）の容積はピストン（95）が移動するのにつれて縮小してゆく。その後、ピストン（95）は同図(ａ)の状態に戻るが、慣性力によって回転し続け、再び高圧室（93）に流入ポート（67）が連通すると同時に低圧室（94）に流出ポート（68）が連通する状態となり、出力軸（32）が継続的に回転駆動される。
【０１４２】
膨張機構（31）では、給油用配管（52）を通じて供給された冷凍機油が上側油溜め室（101）へ導入される。上側油溜め室（101）へ流入した冷凍機油は、出力軸（32）の軸内主通路（113）と、出力軸（32）とリアヘッド（62）の摺動部分と、凹溝（103）とに分配される。
【０１４３】
出力軸（32）の軸内主通路（113）へ流入した冷凍機油は、その一部が分岐通路（114）を通じて偏心部（99）とピストン（95）の摺動面に供給され、残りが下側油溜め室（102）へ流入する。下側油溜め室（102）へ流入した冷凍機油は、出力軸（32）とフロントヘッド（61）の摺動部分へ供給される。
【０１４４】
凹溝（103）へ流入した冷凍機油は、第１通路（111）を通ってシリンダ（91）のブッシュ孔（98）へ流入する。このブッシュ孔（98）へ流入した冷凍機油は、その一部が、シリンダ（91）とブッシュ（97）の摺動部分や、ブレード（96）とブッシュ（97）の摺動部分へ供給される。ブッシュ孔（98）へ流入した冷凍機油の残りは、第２通路（112）を通じてフロントヘッド（61）と出力軸（32）の隙間へ供給される。
【産業上の利用可能性】
【０１４５】
以上説明したように、本発明は、互いに別体に形成された圧縮機と膨張機を備える冷凍装置について有用である。
【図面の簡単な説明】
【０１４６】
【図１】図１は、実施形態１に係る空調機の構成を示す冷媒回路図である。
【図２】図２は、実施形態１に係る膨張機の要部を示す概略の縦断面図である。
【図３】図３は、実施形態１に係る膨張機構の要部拡大図である。
【図４】図４は、実施形態１に係る膨張機構の回転角９０°毎の状態を示す概略の横断面図である。
【図５】図５は、異物捕捉手段を示す概略の縦断面図である。
【図６】図６は、異物捕捉手段を示す概略の縦断面図である。
【図７】図７は、コントローラの制御動作を示すフローチャートである。
【図８】図８は、コントローラの制御動作を示すフローチャートである。
【図９】図９は、従来における各運転毎の供給油量比を示すグラフである。
【図１０】図１０は、各運転毎の供給油量比を示すグラフである。
【図１１】図１１は、最適な給油圧力について説明するためのグラフである。
【図１２】図１２は、供給油量比を示すグラフである。
【図１３】図１３は、膨張機ドーム内圧力と風損との関係を示すグラフである。
【図１４】図１４は、膨張機ドーム内圧力とＣＯＰとの関係を示すグラフである。
【図１５】図１５は、実施形態２に係る空調機の構成を示す冷媒回路図である。
【図１６】図１６は、実施形態３に係る膨張機の要部を示す概略の縦断面図である。
【図１７】図１７は、実施形態３に係る膨張機構の回転角９０°毎の状態を示す概略の横断面図である。
【符号の説明】
【０１４７】
10        冷凍装置
11        冷媒回路
20        圧縮機
21        圧縮機構
24        圧縮機ケーシング
30        膨張機
31        膨張機構
34        膨張機ケーシング
42        油戻し用配管（連通管）
43        戻り油用絞り弁（絞り機構）
52        給油用配管（油供給通路）
53        給油用絞り弁（圧力調整機構）
55        異物捕捉手段
56        給油圧力センサ
57        冷媒圧力センサ
130       コントローラ（制御手段）
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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