(57)【要約】【課題】第１シリンダから第２シリンダに作動流体が移動する際の圧力損失が小さい多段ロータリ型流体機械を提供する。【解決手段】膨張機１００は、第１シリンダ１０５と、第２シリンダ１０６とを備えた２段ロータリ式である。第１シリンダ１０５と第２シリンダ１０６とを隔てる中板１０４には、第１シリンダ１０５と第１ピストン１０９との間の吐出側作動室１１５ｂと、第２シリンダ１０６と第２ピストン１１０との間の吸入側作動室１１６ａとを連通し、冷媒を第１作動室１１５ｂから第２作動室１１６ａに送り込む連通孔１０４ｂが形成されている。連通孔１０４ｂは、第１シリンダ１０５側の開口縁の一部が、第１シリンダ１０５と第１角度位置で内接する直径がｄ1以上Ｄ1未満の仮想円の一部をなし、第１角度位置から第１ピストン１０９の回転方向とは反対方向に延びるように、その形状および位置が設定されている。【選択図】図２Ａ
2007239588.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１シリンダと、
前記第１シリンダの内外を貫くシャフトと、
前記シャフトに取り付けられ、前記第１シリンダ内で偏心回転する第１ピストンと、
前記シャフトを共有する形で前記第１シリンダと同心状に配置された第２シリンダと、
前記シャフトに取り付けられ、前記第２シリンダ内で偏心回転する第２ピストンと、
前記第１シリンダに形成された第１溝に進退可能に装着され、前記第１シリンダと前記第１ピストンの間の空間を第１吸入側空間と第１吐出側空間とに仕切る第１仕切り部材と、
前記第２シリンダに形成された第２溝に進退可能に装着され、前記第２シリンダと前記第２ピストンの間の空間を第２吸入側空間と第２吐出側空間とに仕切る第２仕切り部材と、
前記第１吐出側空間と前記第２吸入側空間とを連通して１つの作動室を形成する連通孔を有するとともに、前記第１シリンダと前記第２シリンダとを隔てる中板とを備え、
前記第１ピストンの外径をｄ1、前記第１シリンダの内径をＤ1と定義したとき、
前記連通孔は、前記第１シリンダ側の開口縁の一部が、前記第１シリンダと第１角度位置で内接する直径がｄ1以上Ｄ1未満の仮想円の一部をなし、前記第１角度位置から前記第１ピストンの回転方向とは反対方向に延びるように、その形状および位置が設定されている、多段ロータリ型流体機械。
【請求項２】
第１シリンダと、
前記第１シリンダの内外を貫くシャフトと、
前記シャフトに取り付けられ、前記第１シリンダ内で偏心回転する第１ピストンと、
前記シャフトを共有する形で前記第１シリンダと同心状に配置された第２シリンダと、
前記シャフトに取り付けられ、前記第２シリンダ内で偏心回転する第２ピストンと、
前記第１シリンダに形成された第１溝に進退可能に装着され、前記第１シリンダと前記第１ピストンの間の空間を第１吸入側空間と第１吐出側空間とに仕切る第１仕切り部材と、
前記第２シリンダに形成された第２溝に進退可能に装着され、前記第２シリンダと前記第２ピストンの間の空間を第２吸入側空間と第２吐出側空間とに仕切る第２仕切り部材と、
前記第１吐出側空間と前記第２吸入側空間とを連通して１つの作動室を形成する連通孔を有するとともに、前記第１シリンダと前記第２シリンダとを隔てる中板とを備え、
前記シャフトの回転軸に平行な方向において、前記連通孔は、前記第１シリンダ側の開口縁の一部が、前記第１シリンダの内周面に沿うように、その形状および位置が設定されている、多段ロータリ型流体機械。
【請求項３】
前記第１シリンダと前記第２シリンダとは、それらの内径Ｄ1とＤ2が等しく設定されるとともに同心状の配置となっている、請求項１または請求項２記載の多段ロータリ型流体機械。
【請求項４】
前記第１仕切り部材と前記第２仕切り部材とは、前記シャフトの回転軸周りにおいて互いに所定角度ずれた配置となっており、
前記第１仕切り部材と前記第２仕切り部材とによって挟まれた角度領域内において、前記第１シリンダから前記第２シリンダに向かって延びるように、前記中板に前記連通孔が形成されている、請求項１ないし請求項３のいずれか１項に記載の多段ロータリ型流体機械。
【請求項５】
前記連通孔は、前記第１シリンダ側の開口縁が、前記第１仕切り部材の可動域に沿うように、その形状および位置が設定されている、請求項１ないし請求項３のいずれか１項に記載の多段ロータリ型流体機械。
【請求項６】
前記連通孔は、前記第２シリンダ側の開口縁が、前記第２シリンダの内周面および前記第２仕切り部材の可動域に沿うように、その形状および位置が設定されている、請求項１ないし請求項３のいずれか１項に記載の多段ロータリ型流体機械。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、冷凍冷蔵庫や空調機等の圧縮機や膨張機に代表される多段ロータリ型流体機械に関する。
【背景技術】
【０００２】
冷媒の膨張エネルギーを膨張機で回収し、その回収し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装置が提案されている。例えば、そうした冷凍サイクル装置に適用する膨張機として、特開２００５−１０６０４６号公報に示すような２段ロータリ型膨張機が検討されている。
【０００３】
図１０Ａ，図１０Ｂは、従来の２段ロータリ型膨張機２００の横断面図である。図１０Ａの方が１段目のシリンダ２０５（第１シリンダ）を示しており、図１０Ｂの方が２段目のシリンダ２０６（第２シリンダ）を示している。第１シリンダ２０５に吸入された冷媒は、第１シリンダ２０５の作動室２１５ｂと、第２シリンダ２０６の作動室２１６ａと、両作動室２１５ｂ，２１６ａを連通する連通孔２０４ａとによって構成される膨張室で膨張する。第１シリンダ２０５と第２シリンダ２０６とは、中板によって仕切られており、この中板を厚さ方向に貫通するように連通孔２０４ａが形成されている。このような構造を採用すると、冷媒を吸入する作動室と、冷媒を膨張させる作動室と、冷媒を吐出する作動室とを簡単に仕切ることができると同時に、吸入側の作動室では３６０°連続吸入が可能となり、吸入脈動の低減を図ることができる。
【特許文献１】特開２００５−１０６０４６号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
上記のような２段ロータリ型膨張機２００において、第１シリンダ２０５の作動室２１５ｂと第２シリンダ２０６の作動室２１６ａとを連通する連通孔２０４ａの断面形状は、通常、円形である。以下、図１１Ａ〜図１１Ｄを参照しながら、円形の連通孔２０４ａの作用について説明する。図１１Ａ〜図１１Ｄは、シャフト２０３が反時計回りに回転するときの、第１シリンダ２０５の作動室２１５ｂと連通孔２０４ａとの連通状態を示している。
【０００５】
図１１Ａは、第１シリンダ２０５の作動室２１５ｂと連通孔２０４ａとが連通する瞬間を表している。第１シリンダ２０５の作動室２１５ｂと第２シリンダ２０６の作動室２１６ａとの連通は、シャフト２０３の回転運動に伴って連通孔２０４ａが閉じた状態から徐々に開くことで始まる。連通孔２０４ａが円形の場合、第１シリンダ２０５の作動室２１５ｂと連通孔２０４ａとが連通する瞬間は、連通孔２０４ａと第１シリンダ２０５との接点Ｐが、第１ピストン２０９と第１シリンダ２０５との接点Ｑに一致する瞬間である。
【０００６】
図１１Ｂは、作動室２１５ｂと連通孔２０４ａとが連通してからシャフト２０３が２０°回転した状態を表している。図１１Ｃは、作動室２１５ｂと連通孔２０４ａとが連通してからシャフト２０３が４０°回転した状態を表している。図１１Ｄは、作動室２１５ｂと連通孔２０４ａとが連通してからシャフト２０３が６０°回転した状態を表している。各図において、連通部分を斜線で示している。
【０００７】
図１２は、第１シリンダ２０５の作動室２１５ｂと第２シリンダ２０６の作動室２１６ａとの連通が始まった時点を基準として、シャフト２０３の回転角と、連通孔２０４ａのうち第１ピストン２０９と重なっていない部分の面積（以降、連通面積という）の割合との関係を示すグラフである。図１１Ａ〜図１１Ｄおよび図１２から理解できるように、第１シリンダ２０５の作動室２１５ｂと連通孔２０４ａとが連通してからシャフト２０３が２０°回転した状態で、連通面積は連通孔２０４ａの開口面積の約１．３％であり、シャフト２０３が４０°回転した状態でも１０％弱で、連通面積はなかなか大きくならない。
【０００８】
一般に、膨張機を熱家電機器に導入する場合、その能力的な理由から膨張機の作動室の容積は１ｃｃ以下が望ましい。具体的にいえば、第１シリンダ２０５の内径は２０〜４０ｍｍというオーダの大きさであり、連通孔２０４ａの直径は３〜４ｍｍ程度となる。したがって、作動室２１５ｂと連通孔２０４ａとが連通してから、シャフト２０３が３０°〜４０°程度回転するまでは、微小隙間を通じて作動室２１５ｂから連通孔２０４ａに冷媒が漏れ入る状態となっている。
【０００９】
また、従来の２段ロータリ型膨張機２００においては、作動室２１５ｂと連通孔２０４ａとが連通する瞬間、作動室２１５ｂ側の冷媒の圧力は吸入圧力と同等で高圧であり、連通孔２０４ａ側の冷媒の圧力は吐出圧力と同等で低圧となっている。例えば、冷媒を二酸化炭素とする場合、その圧力差は５０気圧に達する。このような大きな差圧が存在する状態で微小隙間に作動流体を流すと、大きな流体抵抗が発生し、作動流体の圧力損失が顕著となる。圧力損失の拡大は、膨張エネルギーの回収効率低下に直結する問題である。また、こうした問題は、２段ロータリ型膨張機だけでなく、２段ロータリ型圧縮機のような他の多段ロータリ型流体機械でも起こる可能性がある。
【００１０】
上記の問題に鑑み、本発明は、第１シリンダから第２シリンダに作動流体（冷媒）が移動する際の圧力損失が小さい多段ロータリ型流体機械を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
すなわち、本発明は、
第１シリンダと、
第１シリンダの内外を貫くシャフトと、
シャフトに取り付けられ、第１シリンダ内で偏心回転する第１ピストンと、
シャフトを共有する形で第１シリンダと同心状に配置された第２シリンダと、
シャフトに取り付けられ、第２シリンダ内で偏心回転する第２ピストンと、
第１シリンダに形成された第１溝に進退可能に装着され、第１シリンダと第１ピストンの間の空間を第１吸入側空間と第１吐出側空間とに仕切る第１仕切り部材と、
第２シリンダに形成された第２溝に進退可能に装着され、第２シリンダと第２ピストンの間の空間を第２吸入側空間と第２吐出側空間とに仕切る第２仕切り部材と、
第１吐出側空間と第２吸入側空間とを連通して１つの作動室を形成する連通孔を有するとともに、第１シリンダと第２シリンダとを隔てる中板とを備え、
第１ピストンの外径をｄ1、第１シリンダの内径をＤ1と定義したとき、
連通孔は、第１シリンダ側の開口縁の一部が、第１シリンダと第１角度位置で内接する直径がｄ1以上Ｄ1未満の仮想円の一部をなし、第１角度位置から第１ピストンの回転方向とは反対方向に延びるように、その形状および位置が設定されている、多段ロータリ型流体機械を提供する。
【００１２】
また、本発明の他の側面において、連通孔は、シャフトの回転軸に平行な方向において、第１シリンダ側の開口縁の一部が、第１シリンダの内周面に沿うように、その形状および位置が設定される。
【発明の効果】
【００１３】
上記本発明の多段ロータリ型流体機械によれば、第１シリンダの第１吐出側空間と連通孔との連通面積は、少なくとも連通孔が円形状である場合に比べて、連通初期から急速に増大するようになる。すなわち、作動流体が微小隙間を通る時間を短縮することができるため、作動流体の圧力損失を低減することができ、ひいては多段ロータリ型流体機械の高効率化に資する。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１４】
以下、添付の図面を参照しつつ本発明の実施形態について説明する。ロータリ型膨張機やロータリ型圧縮機に代表されるロータリ型流体機械は、ローリングピストン方式またはスイング方式に細分されるが、本発明はそのいずれに対しても適用可能である。本明細書ではローリングピストン方式を例にして説明する。
【００１５】
（第１実施形態）
図１は、本発明の一実施形態である２段ロータリ型膨張機の構成を示す縦断面図である。図２Ａは、図１の２段ロータリ型膨張機のＸ１−Ｘ１横断面図、図２Ｂは、Ｘ２−Ｘ２横断面図である。図１に示す２段ロータリ型膨張機１００は、密閉容器１０２、発電機１０１および膨張機構部１２０を備えている。
【００１６】
発電機１０１は、密閉容器１０２に固定されたステータ１０１ａと、シャフト１０３と、シャフト１０３に固定されたロータ１０１ｂとを含む。
【００１７】
膨張機構部１２０は、上軸受部材１０７、第１シリンダ１０５、中板１０４、第２シリンダ１０６、下軸受部材１０８、第１ピストン１０９、第２ピストン１１０、第１ベーン１１１、第２ベーン１１２、第１バネ１１３、第２バネ１１４およびシャフト１０３を備えており、いわゆる２段ロータリ型の構成になっている。シャフト１０３は、発電機１０１と共用であって、中板１０４によってそれぞれ独立するように隔てられた第１シリンダ１０５と第２シリンダ１０６を貫通し、上軸受部材１０７および下軸受部材１０８によって回転自在に支持されている。シャフト１０３には、半径方向の外向きに突出する形で、第１偏心部１０３ａと第２偏心部１０３ｂとが設けられている。第１偏心部１０３ａには、第１シリンダ１０５の内部に配置されたリング状の第１ピストン１０９が嵌合している。第２偏心部１０３ｂには、第２シリンダ１０６の内部に配置された第２ピストン１１０が嵌合している。
【００１８】
図２Ａに示すごとく、第１シリンダ１０５には第１ベーン溝１０５ａが形成されている。第１ベーン溝１０５ａには、第１ベーン１１１がスライド自在、言い換えれば、長手方向に進退可能に装着されている。第１バネ１１３は、第１ベーン１１１の背面側に配置されており、一端が第１シリンダ１０５に接触し他端が第１ベーン１１１に接触して第１ベーン１１１を第１ピストン１０９に押し付けている。また、図２Ｂに示すごとく、第２シリンダ１０６には第２ベーン溝１０６ａが形成されている。第２ベーン溝１０６ａには、第２ベーン１１２がスライド自在、言い換えれば、長手方向に進退可能に装着されている。第２バネ１１４は、第２ベーン１１２の背面側に配置されており、一端が第２シリンダ１０６に接触し他端が第２ベーン１１２に接触して第２ベーン１１２を第２ピストン１１０に押し付けている。
【００１９】
第１シリンダ１０５と第１ピストン１０９により形成される三日月形状の空間は、仕切り部材である第１ベーン１１１により吸入側の作動室である第１吸入側作動室１１５ａと、吐出側の作動室である第１吐出側作動室１１５ｂとに仕切られている。また、第２シリンダ１０６と第２ピストン１１０により形成される三日月形状の空間は、仕切り部材である第２ベーン１１２により吸入側の作動室である第２吸入側作動室１１６ａと、吐出側の作動室である第２吐出側作動室１１６ｂとに仕切られている。第２吸入側作動室１１６ａと第２吐出側作動室１１６ｂの合計体積は、第１吸入側作動室１１５ａと第１吐出側作動室１１５ｂの合計体積よりも大である。
【００２０】
第１シリンダ１０５に形成されている吸入孔１０５ｂは、第１吸入側作動室１１５ａに連通している。また、中板１０４には、厚さ方向に貫通する形で連通孔１０４ｂが形成されており、その連通孔１０４ｂにより、第１シリンダ１０５の第１吐出側作動室１１５ｂと第２シリンダ１０６の第２吸入側作動室１１６ａとが連通して一つの空間、つまり膨張室を形成している。また、第２シリンダ１０６に形成されている吐出孔１０６ｂは、第２吐出側作動室１１６ｂに連通している。
【００２１】
第１シリンダ１０５の内径Ｄ1と、第２シリンダ１０６の内径Ｄ2とは等しい。また、第１シリンダ１０５と第２シリンダ１０６とは、同心状の配置となっている。ただし、シャフト１０３の回転軸Ｏ周りにおける第１ベーン１１１の配置位置と、同じく第２ベーン１１２の配置位置とは所定角度、例えば数１０度ずらしてある。また、シャフト１０３の第１偏心部１０３ａと第２偏心部１０３ｂとは、シャフト１０３の回転軸Ｏ周りにおいて突出する向きが相違している。この突出向きの相違は、第１ベーン１１１と第２ベーン１１２の角度差に一致している。つまり、第１ピストン１０９が上死点（第１ベーン１１１を最も押し上げる位置）に到来するタイミングと、第２ピストン１１０が上死点（第１ベーン１１２を最も押し上げる位置）に到来するタイミングとは一致する。このような構成は、第１シリンダ１０５の第１吐出側作動室１１５ｂと第２シリンダ１０６の第２吸入側作動室１１６ａで形成される膨張室の体積を円滑に増加させることができ、膨張機１００の回収動力を最大化する。また、連通孔１０４ｂは、第１ベーン１１１と第２ベーン１１２とによって挟まれた角度領域内において、第１シリンダ１０５から第２シリンダ１０６に向かって延びるように、中板１０４に形成されている。このような構成とすることにより、シャフト１０３の回転軸Ｏに平行な方向に関する連通孔１０４ｂの長さを最短とすることができ、連通孔１０４ｂを冷媒（作動流体）が通過する際の圧力損失の低減を図ることができる。ただし、後述するように、第１ベーン１１１と第２ベーン１１２とを、回転軸Ｏに対して同一角度に位置させてもよい。
【００２２】
次に、膨張機１００の作用について説明する。
高圧の冷媒は、図２Ａに示した吸入管１１７から吸入孔１０５ｂを経て、第１シリンダ１０５の第１吸入側作動室１１５ａに吸入される。シャフト１０３の回転運動に伴って第１吸入側作動室１１５ａの容積は拡大し、やがて、第１吐出側作動室１１５ｂへと移行し、吸入行程が終了する。高圧の冷媒は、連通孔１０４ｂを通じて第１シリンダ１０５の第１吐出側作動室１１５ｂから第２シリンダ１０６の第２吸入側作動室１１６ａに移動する。これにともない、連通孔１０４ｂで連通した作動室全体の容積が増加する方向、すなわち、第１シリンダ１０５の第１吐出側作動室１１５ｂの容積が減少し、第２シリンダ１０６の第２吸入側作動室１１６ａの容積が増加する方向にシャフト１０３が回転し、発電機１０１を駆動する。シャフト１０３の回転に伴って第１シリンダ１０５の第１吐出側作動室１１５ｂは消滅する。第２シリンダ１０６の第２吸入側作動室１１６ａは、吐出孔１０６ｂと連通する第２吐出作動室１１６ｂへと移行し、膨張行程が終了する。そして、低圧となった冷媒は吐出孔１０６ｂから吐出管１１８に吐出される。
【００２３】
図３Ａに、第１シリンダ１０５側における連通孔１０４ｂの拡大図を示す。図３Ａは、第１ベーン１１１が最も押し出された状態、すなわち下死点における、第１ベーン１１１、第１ピストン１０９および連通孔１０４ｂの三者の位置関係を示している。第１シリンダ１０５側において、連通孔１０４ｂは、第１シリンダ１０５の周方向に関する最大開口幅が、シャフト１０３の回転軸Ｏに向かう方向に関する最大開口幅よりも大となっている。具体的に、連通孔１０４ｂの開口縁の一部（開口縁Ｈ1Ｉ1）は、第１シリンダ１０５の内径Ｄ1未満、かつ第１ピストン１０９の外径ｄ1以上の直径を有する仮想円の一部をなし、その円弧状の開口縁Ｈ1Ｉ1が第１シリンダ１０５の内周面に隣接する形となっている。このような開口形状および位置の連通孔１０４ｂを形成することにより、第１シリンダ１０５の第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｂとの連通面積が、連通初期から急速に増大するようになる。
【００２４】
次に、連通孔１０４ｂの形状および位置を決定する手順について説明する。
まず、図３Ａに示すごとく、第１シリンダ１０５の内径中心Ｏ1から、第１シリンダ１０５と第１ベーン溝１０５ａの側面とが交差する点Ｈ1に向けて仮想線を引く。第１シリンダ１０５の内径中心Ｏ1は、シャフト１０３の回転軸Ｏに一致している。次に、線分Ｏ1Ｈ1上に中心を持ち、直径が第１ピストン１０９の外径ｄ1と同一、かつ第１シリンダ１０５と点Ｈ1（第１角度位置）で内接する仮想円を描く。この仮想円のうち、点Ｈ1から第１ピストン１０９の回転方向とは反対方向（図３Ａで言えば時計回り）に延びる一部を、連通孔１０４ｂの開口縁Ｈ1Ｉ1に設定する。つまり、第１ピストン１０９が点Ｈ1で第１シリンダ１０５と内接するとき、連通孔１０４ｂの開口縁Ｈ1Ｉ1は、第１ピストン１０９の外周縁に一致することとなる。連通孔１０４ｂの開口縁Ｈ1Ｉ1を第１ピストン１０９の外周縁に合わせることにより、第１シリンダ１０５の第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｂとの連通を円滑化することができる。
【００２５】
連通孔１０４ｂの開口縁Ｈ1Ｉ1以外の開口縁Ｉ1Ｊ1，Ｊ1Ｋ1，Ｋ1Ｈ1に関しては、ある程度任意に設定することができる。本実施形態では、次のように設定している。すなわち、開口縁Ｈ1Ｉ1の角度が２０°となるよう点Ｉ1を設定し、次に点Ｉ1から第１シリンダ１０５の内径中心Ｏ1に向けて仮想線を引き、この仮想線上に開口縁Ｉ1Ｊ1を設定する。また、点Ｈ1から第１ベーン１１１の長手方向に沿って仮想線（第１ベーン溝１０５ａの延長線でもある）を引き、この仮想線上に開口縁Ｈ1Ｋ1を設定する。さらに、連通孔１０４ｂの開口面積が、従来例で示した円形の連通孔２０４ａ（図１１Ａ参照）と等しくなるように、点Ｏ1を中心とした仮想円を描き、点Ｊ1と点Ｋ1を設定する。ただし、開口縁Ｊ1Ｋ1が曲線である必然性は無く、例えば直線状など、連通孔１０４ｂの開口面積を調節しやすいように適宜設定することができる。
【００２６】
なお、本実施形態においては、第１シリンダ１０５側の一部の開口縁Ｈ1Ｋ1が第１ベーン１１１の可動域（第１ベーン１１１が動作しうる範囲）に沿うように、連通孔１０４ｂの形状および位置を設定している。このようにすれば、図１１Ａ等で説明した円形の連通孔に比べて、以下に説明する動力回収ロスを防ぐことができる。
【００２７】
図１１Ａ等から分かるように、従来の円形の連通孔を採用する場合、ベーンと連通孔との間にどうしても空間が生ずる。第２シリンダに送り込まれずにこの空間にとどまる冷媒は微量であるが、ピストンの回転に応じて圧縮作用を受け、ピストンの回転にブレーキをかけるトルクを発生させ、膨張エネルギーの回収ロスを生む。これに対し、本実施形態の連通孔１０４ｂを採用することにより、冷媒が取り残される空間をほとんど無くすることができるので、従来の円形の連通孔に比べて、より多くのエネルギーを回収できるようになる。
【００２８】
次に、第２シリンダ１０６側について説明する。図３Ｂに示すごとく、第２シリンダ１０６側において、連通孔１０４ｂは、第２シリンダ１０６の内周面に一致する開口縁ｈ1ｉ1と、第２ベーン１１２の可動域に沿う開口縁ｉ1ｊ1とを含むように、その形状および位置を設定することができる。その他の開口縁ｈ1ｋ1，ｊ1ｋ1は、開口面積を十分確保できるように、適宜定めることができる。例えば、本実施形態では、連通孔１０４ｂの開口縁ｈ1ｉ1ｊ1ｋ1が回転軸Ｏを中心とした扇形の一部をなす形となっている。連通孔１０４ｂの開口形状および位置をこのように調整することにより、次のような効果が見込める。
【００２９】
図１０Ａ，Ｂに示すごとく、従来の円形の連通孔２０４ａの場合、ベーンに目一杯近づけたとしても、どうしても連通孔２０４ａとベーンとの間に空間が生ずる。この問題については、既に説明した通りである。第２シリンダ２０６側にこのような空間がある場合、第１シリンダ２０５の作動室２１５ｂと第２シリンダ２０６の作動室２１６ａとの連通タイミングを如何に最適化したとしても、第２シリンダ２０６においては、その連通タイミングが到来する直前まで、連通孔１０４ｂから冷媒が供給されず、冷媒がほとんど存在しない状態から容積が増大させられる状態になる。このような現象は、ピストンの回転方向とは逆方向にブレーキトルクを発生させる。また、この結果として非常に低圧になった第２シリンダ２０６側の作動室に連通孔１０４ｂが連通すると、冷媒の膨張エネルギーは自由膨張によって消費され、動力回収できない。このように、連通孔１０４ｂとベーンとの間の空間は、膨張機の性能を低下させる原因となる。
【００３０】
ところが、本実施形態における連通孔１０４ｂによれば、開口縁ｈ1ｉ1ｊ1ｋ1と第２ベーン１１２との間の空間の体積がほぼゼロに等しい。したがって、第１ピストン１０９と第２ピストン１１０との位相差、ならびに第１ベーン１１１と第２ベーン１１２の位置を適切に調整することにより、ブレーキをかけるトルクの発生が起こらないようにする、または十分低減することが可能となる。
【００３１】
なお、第２シリンダ１０６側における開口形状および位置を、第１シリンダ１０５側と同様のルールにて定めた連通孔１０４ｂ’も採用できる。すなわち、図３Ｃに破線で示すごとく、第２シリンダ１０６側の開口縁ｈ2ｉ2が、第２シリンダ１０６と周方向における点ｈ2（第２角度位置）で内接して第２ピストン１１０の外径ｄ2と同一直径の仮想円の一部をなすように、連通孔１０４ｂ’の形状および位置（開口縁ｈ2ｉ2ｊ2ｋ2の形状および位置）を設定することができる。この場合、図２Ａから容易に理解できるように、図３Ａに記した点Ｈ1（第１角度位置）と、図３Ｃに記した点ｈ2（第２角度位置）とは、シャフト１０３の回転軸Ｏ周りにおいて一致する。つまり、連通孔１０４ｂ’は、回転軸Ｏに沿う方向において横断面形状が一定となるように、シャフト１０３の回転軸Ｏに沿って第１シリンダ１０５から第２シリンダ１０６に向かって真っ直ぐ延びている。このような形状であれば、中板１０４の加工も容易であるし、連通孔１０４ｂが第１シリンダ１０５と第２シリンダ１０６とを最短距離でつなぐので、圧力損失を最小にすることができる。
【００３２】
また、第１シリンダ１０５側と第２シリンダ側１０６とで開口位置が異なるような連通孔も採用できる。すなわち、中板１０４を斜めに穿孔することにより、第１シリンダ１０５の第１吐出側作動室１１５ｂと第２シリンダ１０６の第２吸入側作動室１１６ａとを連通する連通孔を形成することも可能である。そうする場合には、第１シリンダ１０５側の点Ｈ1（第１角度位置）と、第２シリンダ１０６側の点ｈ1（第２角度位置）とは一致せず、所定角度だけ離間することとなる。
【００３３】
また、回転軸Ｏに垂直な方向における連通孔１０４ｂの断面形状（横断面形状）は、回転軸Ｏに沿う方向において一定であってもよいし、そうでなくともよい。具体的には、図３Ｄに示すように、中板１０４を厚さ方向に貫き、横断面形状が円形の貫通孔ＴＨを形成したのち、貫通孔ＴＨの両端を座ぐることにより、開口縁Ｈ1Ｉ1Ｊ1Ｋ1（第１シリンダ１０５側）および開口縁ｈ1ｉ1ｊ1ｋ1（第２シリンダ１０６側）を有する連通孔１３４ｂを形成する。このようにすれば、中板１０４の加工も容易である。
【００３４】
以上のような形状の連通孔１０４ｂにおいて、シャフト１０３が反時計回りに回転した場合、第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｂとの連通の状態は、図４Ａ〜図４Ｄに示すようになる。第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｂとが連通する瞬間は、第１ピストン１０９と第１シリンダ１０５との接点が点Ｈ1と一致する時である。図４Ａは第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｂとが連通する瞬間を表している。連通孔１０４ｂの開口縁Ｈ1Ｉ1が第１ピストン１０９の外周縁に一致している様子が分かる。図４Ｂは、第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｂとが連通してからシャフト１０３が２０°回転した状態を表している。図４Ｃは、第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｂとが連通してからシャフト１０３が４０°回転した状態を表している。図４Ｄは、第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｂとが連通してからシャフト１０３が６０°回転した状態を表している。各図において、第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｂとの連通部分を斜線で表している。連通開始直後より、開口縁Ｈ1Ｉ1に沿う領域が直ちに連通部分として現れる様子が理解できる。
【００３５】
図５に、シャフト１０３の回転角と、第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｂとの連通面積の割合との関係を示す。第１シリンダ１０５の第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｂとの連通が始まった時点（連通開始時点）を、シャフト１０３の回転角ゼロとしている。本発明では、第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｂとが連通してからシャフト１０３が２０°回転した状態で、連通面積は連通孔１０４ｂの開口面積の１４％に達し、４０°回転した状態では約４０％に達している。つまり、連通開始から初期の段階で、連通面積が急激に増大している。そして、連通開始からシャフト１０３が約８０°回転する頃には、第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｂが完全に連通する。したがって、本実施形態の連通孔１０４ｂを採用することにより、冷媒が微小隙間を通る時間を極力短くして圧力損失の低減を図ることが可能である。なお、従来の円形の連通孔２０４ａの場合には、連通面積の増加速度が本発明に比べて格段に小さいことが分かる。
【００３６】
（第２実施形態）
図６は、シャフト１０３から開口縁Ｈ2Ｉ2を第１シリンダ１０５に沿うように設定した連通孔１０４ｃを示している。連通孔１０４ｃの開口縁のうち、シャフト１０３から最も離れて位置する開口縁Ｈ2Ｉ2は、第１シリンダ１０５の内径Ｄ1と同一の直径を有する円の一部をなし、シャフト１０３の回転軸Ｏに平行な方向において、その円弧状の開口縁Ｈ2Ｉ2が第１シリンダ１０５の内周面に一致している。この点については第２シリンダ１０６側においても同様である。また、第１シリンダ１０５と第２シリンダ１０６との位置関係等についても、第１実施形態と同様である。
【００３７】
シャフト１０３が反時計回りに回転した場合、第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｃとの連通の状態は、図７Ａ〜図７Ｄに示すようになる。第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｃとが連通する瞬間は、第１ピストン１０９と第１シリンダ１０５との接点が点Ｉ2と一致する時である。図７Ａは、第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｃとが連通する瞬間を表している。図７Ｂは、第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｃとが連通してからシャフト１０３が２０°回転した状態を表している。図７Ｃは、第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｃとが連通してからシャフト１０３が４０°回転した状態を表している。図７Ｄは、第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｃとが連通してからシャフト１０３が６０°回転した状態を表している。各図において、連通部分を斜線で示している。
【００３８】
図８に、シャフト１０３の回転角と、第１吐出側作動室１１５ｂと連通孔１０４ｃとの連通面積の割合との関係を示す。本実施形態の連通孔１０４ｃを採用した場合の連通面積の増加速度は、従来の円形の連通孔２０４ａと比べれば十分に大きい。
【００３９】
（第３実施形態）
図９は、一部が第１シリンダ１０５の陰に隠れた形の連通孔１０４ｄを示している。図９のような連通孔１０４ｄは、中板１０４を穿孔するドリルを第１シリンダ１０５の周方向に沿って移動させるようにして形成することができる。この連通孔１０４ｄは、第１シリンダ１０５によって部分的に塞がれているものの、実質的な開口縁は、第１シリンダ１０５の内周面１０５ｐに一致する円弧Ｈ3Ｉ3である。
【００４０】
第１シリンダ１０５の周方向に沿う方向を長手方向とすると、連通孔１０４ｄは、長手方向両端に位置する開口縁Ｈ3Ｋ3，Ｉ3Ｊ3が共に等しい径の円弧をなしている。長手方向に沿う開口縁Ｈ3Ｉ3は、第１シリンダ１０５の内周面１０５ｐに一致する。さらに、長手方向に沿う他の一つの開口縁であって、第１シリンダ１０５の内周面１０５ｐに一致する開口縁Ｈ3Ｉ3の反対側に位置する開口縁Ｊ3Ｋ3についても、第１シリンダ１０５の内径と同一直径の仮想円の一部をなす。このような形状の連通孔１０４ｄとしても、連通面積の増加速度は、従来の円形の連通孔２０４ａと比べれば十分に大きい。こうした点は、第２シリンダ１０６側についても同様である。
【００４１】
以上、本実施形態で説明した連通孔１０４ｂ，１０４ｂ’，１０４ｃ，１０４ｄ，１３４を採用することにより、第１シリンダ１０５の吐出側作動室１１５ａと第２シリンダ１０６の吸入側作動室１１６ａとの連通を速やかに行うことができる。すなわち、連通している部分の微小隙間からが漏れ入る状態が短時間となるので、圧力損失の低減を図ることができ、ひいては膨張機の効率を向上させることが可能となる。また、本発明は、第１シリンダ１０５の吐出側作動室１１５ａと第２シリンダ１０６の吸入側作動室１１６ａとの間に５０気圧に達する大きな圧力差が生ずる二酸化炭素を冷媒とする場合に、特に有効である。
【００４２】
また、本実施形態では、連通孔１０４ｂ，１０４ｂ’，１０４ｃ，１０４ｄの開口形状について言及したが、連通孔１０４ｂ，１０４ｂ’，１０４ｃ，１０４ｄの断面形状は特に限定されず、開口形状をそのまま中板１０４の内部に反映させる必要はない。例えば、図３Ｄでも触れたように、開口形状は本実施形態のように設定し、中板の内部は円筒形とした連通孔も、本実施形態と同様の効果を得ることができる。
【００４３】
また、本実施形態では、２段ロータリ型膨張機の場合を例に説明したが、３段以上の多段型でも同様の効果が得られる。
【産業上の利用可能性】
【００４４】
本発明の２段ロータリ型膨張機１００は、冷凍サイクルにおける冷媒の膨張エネルギーを回収する動力回収手段として有用であるとともに、冷媒以外の圧縮性流体からのエネルギー回収手段としても有用である。
【図面の簡単な説明】
【００４５】
【図１】本発明の一実施形態にかかる２段ロータリ型膨張機の縦断面図
【図２Ａ】図１の２段ロータリ型膨張機の横断面図
【図２Ｂ】図１の２段ロータリ型膨張機の他の横断面図
【図３Ａ】図２Ａの部分拡大図
【図３Ｂ】図２Ｂの部分拡大図
【図３Ｃ】連通孔の変形例を示す平面図
【図３Ｄ】連通孔の他の変形例を示す断面図
【図４Ａ】作動室と連通孔との連通状態を示す動作説明図
【図４Ｂ】図４Ａに続く図
【図４Ｃ】図４Ｂに続く図
【図４Ｄ】図４Ｃに続く図
【図５】シャフトの回転角と、連通孔の連通面積の割合との関係を示すグラフ
【図６】連通孔の他の形態を示す平面図
【図７Ａ】図６に示す連通孔と作動室との連通状態を示す動作説明図
【図７Ｂ】図７Ａに続く図
【図７Ｃ】図７Ｂに続く図
【図７Ｄ】図７Ｃに続く図
【図８】シャフトの回転角と、図６に示す連通孔の連通面積の割合との関係を示すグラフ
【図９】連通孔の他の形態を示す平面図
【図１０Ａ】従来の２段ロータリ型膨張機の横断面図
【図１０Ｂ】従来の２段ロータリ型膨張機の他の横断面図
【図１１Ａ】円形の連通孔と作動室との連通状態を示す動作説明図
【図１１Ｂ】図１１Ａに続く図
【図１１Ｃ】図１１Ｂに続く図
【図１１Ｄ】図１１Ｃに続く図
【図１２】シャフトの回転角と、円形の連通孔の連通面積の割合との関係を示すグラフ
【符号の説明】
【００４６】
１００  ２段ロータリ型膨張機
１０１  発電機
１０２  密閉容器
１０３  シャフト
１０４  中板
１０５  第１シリンダ
１０６  第２シリンダ
１０９  第１ピストン
１１０  第２ピストン
１０４ｂ，１０４ｂ’，１０４ｃ，１０４ｄ，１３４  連通孔
１１５ｂ  第１吐出側作動室
１１６ａ  第２吸入側作動室
１２０  膨張機構部
【図１】
2007239588.tif 000003
【図２Ａ】
2007239588.tif 000004
【図２Ｂ】
2007239588.tif 000005
【図３Ａ】
2007239588.tif 000006
【図３Ｂ】
2007239588.tif 000007
【図３Ｃ】
2007239588.tif 000008
【図３Ｄ】
2007239588.tif 000009
【図４Ａ】
2007239588.tif 000010
【図４Ｂ】
2007239588.tif 000011
【図４Ｃ】
2007239588.tif 000012
【図４Ｄ】
2007239588.tif 000013
【図５】
2007239588.tif 000014
【図６】
2007239588.tif 000015
【図７Ａ】
2007239588.tif 000016
【図７Ｂ】
2007239588.tif 000017
【図７Ｃ】
2007239588.tif 000018
【図７Ｄ】
2007239588.tif 000019
【図８】
2007239588.tif 000020
【図９】
2007239588.tif 000021
【図１０Ａ】
2007239588.tif 000022
【図１０Ｂ】
2007239588.tif 000023
【図１１Ａ】
2007239588.tif 000024
【図１１Ｂ】
2007239588.tif 000025
【図１１Ｃ】
2007239588.tif 000026
【図１１Ｄ】
2007239588.tif 000027
【図１２】
2007239588.tif 000028