"揺動スクロールの一方の面に設けられた第1の膨張側渦巻歯と膨張側固定スクロールに設けられた第2の膨張側渦巻歯とが組み合わされて膨張室が形成され、該膨張室に流入した冷媒を膨張させながら動力を回収するスクロール型の膨張機構と、前記揺動スクロールの他方の面に設けられた第1の圧縮側渦巻歯と圧縮側固定スクロールに設けられた第2の圧縮側渦巻歯とが組み合わされて圧縮室が形成され、前記膨張機構で回収された動力によって前記圧縮室に吸入された冷媒を圧縮するスクロール型のサブ圧縮機構と、を備え、前記揺動スクロールの台板を共有して前記膨張機構と前記サブ圧縮機構とが背面合わせに一体形成されたスクロール膨張機であって、前記揺動スクロールには、前記膨張機構の前記膨張室へ冷媒を導く冷媒流路として、前記他方の面から前記一方の面に貫通する貫通孔が形成され、前記膨張機構の前記膨張室へ流入する冷媒は、前記サブ圧縮機構側から前記貫通孔に流入して、前記膨張機構の前記膨張室へ導かれることを特徴とするスクロール膨張機。前記揺動スクロールと前記圧縮側固定スクロールとの間には、前記圧縮室よりも内周側に、第1のシール部及び該第1のシール部の内周側に配置された第2のシール部が形成され、前記揺動スクロールに形成された前記貫通孔は、前記サブ圧縮機構側の開口部が、前記第1のシール部と前記第2のシール部との間に開口し、前記膨張機構側の開口部が、前記第1の膨張側渦巻歯の内周側端部近傍の前記膨張室に開口していることを特徴とする請求項1に記載のスクロール膨張機。前記膨張側固定スクロール及び前記圧縮側固定側スクロールに回転自在に支持され、当該支持部の間に設けられた偏心部が前記揺動スクロールに回転自在に挿入された回転軸と、前記揺動スクロールの自転を防止するオルダムリングと、を備え、前記第2のシール部は前記回転軸の前記偏心部を囲うように形成され、前記第1のシール部は、前記第1の圧縮側渦巻歯の形状に対応して、その中心部が前記第2のシール部の中心部から偏心して形成され、前記貫通孔の前記サブ圧縮機構側の開口部は、前記第1のシール部と前記第2のシール部との距離が最も遠くなる箇所に形成されていることを特徴とする請求項2に記載のスクロール膨張機。動力源によって駆動され、低圧の冷媒を高圧に圧縮する主圧縮機と、主圧縮機から吐出された高圧の冷媒を冷却するガスクーラと、低圧の冷媒を加熱する蒸発器と、請求項1~請求項3のいずれか一項に記載のスクロール膨張機と、を備え、前記膨張機構は、前記ガスクーラの冷媒流出口と前記蒸発器の冷媒流入口との間に接続され、前記サブ圧縮機構の冷媒吸入口と前記主圧縮機の冷媒吸入口とは、蒸発器の冷媒流出口に並列接続され、前記サブ圧縮機構の冷媒吐出口は、前記主圧縮機の圧縮室の途中に接続され、前記サブ圧縮機構で圧縮後の冷媒をさらに昇圧する追加圧縮が、前記駆動源によって駆動される前記主圧縮機によって行われることを特徴とする冷凍サイクル装置。特許文献1に開示された冷凍サイクル装置の膨張機構及びサブ圧縮機構つまり、冷媒の膨張過程で動力を回収する膨張機構、及び、この回収された動力を冷媒の圧縮過程に用いるサブ圧縮機構を膨張機として一体的に形成することがある。また、膨張機構及びサブ圧縮機構を一体形成した膨張機としては、揺動スクロール台板に膨張機構とサブ圧縮機構の渦巻が背面合わせに形成された両面スクロール型で構成する場合がある。このような両面スクロール型の膨張機を用いた冷凍サイクル装置の場合、膨張機構の吸入容積/サブ圧縮機構の吸入容積に応じて上記式1を満たすように膨張機構の入口での冷媒流量/サブ圧縮機構の入口での冷媒流量を調整し、回収動力に応じて中間圧サブ圧縮機構が吐出する冷媒圧力を調整することにより、流量的にも動力的にも過不足ない運転が可能となる。このとき、揺動スクロール台板の膨張機構側の面には膨張過程において高圧から低圧となる冷媒の圧力が作用し、揺動スクロール台板のサブ圧縮機構側の面にはサブ圧縮過程において低圧から中間圧となる冷媒の圧力が作用する。このため、通常、揺動スクロールは、膨張機構側からサブ圧縮機構側への軸方向ガス荷重スラスト荷重により、サブ圧縮機構側の渦巻歯の先端が押し付けられるようになる。過大な歯先押付は、歯先摺動損失の増大となるだけでなく、歯先摺動抵抗が膨張動力による駆動力を上回り運転ができなくなる可能性もある。こうした事態を避けるための工夫として、揺動スクロール台板の膨張機構側の面に形成された渦巻歯の外径ができるだけ小さく、揺動スクロール台板のサブ圧縮機構側の面に形成された渦巻歯の外径ができるだけ大きくなるような渦巻仕様の組み合わせにすることがある。つまり、揺動スクロール台板の膨張機構側の面に作用するスラスト荷重の受圧面積を小さくし、揺動スクロール台板のサブ圧縮機構側に作用するスラスト荷重の受圧面積を大きくすることがある。さらに、膨張機構側に作用する高圧冷媒をサブ圧縮機構側に導いて、サブ圧縮機構側から膨張機構側への押付け力の一部として作用させるという手段がある。ここで、サブ圧縮機構側の渦巻歯の先端が押し付けられる力を渦巻仕様の組み合わせによって軽減するには、設計的な限界がある。このため、通常、膨張機構側に作用する高圧冷媒のサブ圧縮機構側への導入を併用する必要がある。膨張機構側に作用する高圧冷媒をサブ圧縮機構側に導入する従来の構成は、以下のようになっている。つまり、揺動スクロールとサブ圧縮機構側の固定スクロールとの間において、サブ圧縮機構側の渦巻歯の内周側端面よりも内周側にシールで区画して形成した高圧受圧面積部を形成する。そして、この高圧受圧面積部と膨張機構の膨張室とを連通させる高圧導入経路を設けるというものである。しかしながら、このような構成では、シール性能が低下した場合、高圧受圧面積部が漏れ流路下流側の一部となってしまう。このため、サブ圧縮機構側の渦巻歯の先端が押し付けられる荷重を低減する効果以下、サブ圧縮機構側歯先押付低減効果と称するが、期待される程得られないという課題があった。本発明は、上述のような課題を解決するものであり、高圧受圧面積部のシール性如何によらずサブ圧縮機構側歯先押付低減効果を得ることができ、安定して作動することができる両面スクロール型の膨張機及びこの膨張機を用いた冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。本発明に係るスクロール膨張機は、揺動スクロールの一方の面に設けられた第1の膨張側渦巻歯と膨張側固定スクロールに設けられた第2の膨張側渦巻歯とが組み合わされて膨張室が形成され、該膨張室に流入した冷媒を膨張させながら動力を回収するスクロール型の膨張機構と、前記揺動スクロールの他方の面に設けられた第1の圧縮側渦巻歯と圧縮側固定スクロールに設けられた第2の圧縮側渦巻歯とが組み合わされて圧縮室が形成され、前記膨張機構で回収された動力によって前記圧縮室に吸入された冷媒を圧縮するスクロール型のサブ圧縮機構と、を備え、前記揺動スクロールの台板を共有して前記膨張機構と前記サブ圧縮機構とが背面合わせに一体形成されたスクロール膨張機であって、前記揺動スクロールには、前記膨張機構の前記膨張室へ冷媒を導く冷媒流路として、前記他方の面から前記一方の面に貫通する貫通孔が形成され、前記膨張機構の前記膨張室へ流入する冷媒は、前記サブ圧縮機構側から前記貫通孔に流入して、前記膨張機構の前記膨張室へ導かれるものである。また、本発明に係る冷凍サイクル装置は、動力源によって駆動され、低圧の冷媒を高圧に圧縮する主圧縮機と、主圧縮機から吐出された高圧の冷媒を冷却するガスクーラと、低圧の冷媒を加熱する蒸発器と、本発明に係る前記スクロール膨張機と、を備え、前記膨張機構は、前記ガスクーラの冷媒流出口と前記蒸発器の冷媒流入口との間に接続され、前記サブ圧縮機構の冷媒吸入口と前記主圧縮機の冷媒吸入口とは、蒸発器の冷媒流出口に並列接続され、前記サブ圧縮機構の冷媒吐出口は、前記主圧縮機の圧縮室の途中に接続され、前記サブ圧縮機構で圧縮後の冷媒をさらに昇圧する追加圧縮が、前記駆動源によって駆動される前記主圧縮機によって行われるものである。本発明によれば、膨張前の高圧冷媒は、サブ圧縮機構側から揺動スクロールの貫通孔に流入し、膨張機構の膨張室へ導かれる。つまり、揺動スクロールに形成された貫通孔は、膨張機構の膨張室へ高圧冷媒を流入吸入させるための吸入経路と、サブ圧縮機構側から膨張機構側への押付け力として作用させる高圧冷媒を揺動スクロールのサブ圧縮機構側に導く高圧導入孔と、を兼ね備えた構成となっている。このため、揺動スクロールに形成された貫通孔の前後では、サブ圧縮機構側が常に膨張機構側以上の圧力となる。つまり、揺動スクロールに形成された貫通孔近傍に作用する荷重は、常に、揺動スクロールが膨張機構側へ押し付けられる方向に作用する。したがって、本発明によれば、安定して作動することができる両面スクロール型の膨張機及びこの膨張機を用いた冷凍サイクル装置を得ることができる。実施の形態.以下、図面に基づいて本実施の形態に係るスクロール膨張機及びこのスクロール膨張機を用いた冷凍サイクル装置について説明する。なお、以下の各図において、同一の符号を付したものは、同一の又はこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。また、明細書全文に表れている構成要素の形態は、あくまで例示であってこれらの記載に限定されるものではない。図1は、本発明の実施の形態に係るスクロール膨張機の構造を示す概略断面図である。また、図2は、このスクロール膨張機の揺動スクロールを示す平面図である。なお、図2aはサブ圧縮機構3側から見た揺動スクロール52を示すものであり、図2bは、膨張機構2側から見た揺動スクロール52を示すものである。つまり、図2aに示す揺動スクロールを図2の右側に回転させて裏返すと、図2bの状態となる。このスクロール膨張機1は、膨張機構2及びサブ圧縮機構3を背面合わせの両面スクロール型として一体形成したものである。また、スクロール膨張機1は、膨張機構2の揺動スクロールの台板とサブ圧縮機構3の揺動スクロールの台板とが共有されているものである。図1に示すように、スクロール膨張機1は、揺動スクロール52、サブ圧縮機構3を構成するサブ圧縮固定スクロール61、及び膨張機構2を構成する膨張固定スクロール51等から構成されている。これら揺動スクロール52、サブ圧縮固定スクロール61及び膨張固定スクロール51等は、圧力容器4に収容されている。揺動スクロール52は、台板の上面にサブ圧縮側渦巻歯52cが形成され、台板の下面に膨張側渦巻歯52aが形成されたものである。この揺動スクロール52の上方には、サブ圧縮固定スクロール61が設けられている。サブ圧縮固定スクロール61の下面部には渦巻歯61aが形成されており、サブ圧縮固定スクロール61の渦巻歯61aと揺動スクロール52の上面側のサブ圧縮側渦巻歯52cとが組み合わされるように、サブ圧縮固定スクロール61は配置されている。サブ圧縮固定スクロール61の渦巻歯61aと揺動スクロール52の上面側のサブ圧縮側渦巻歯52cとが組み合わされることにより、サブ圧縮固定スクロール61の渦巻歯61aと揺動スクロール52の上面側のサブ圧縮側渦巻歯52cとの間には、圧縮室が形成される。また、揺動スクロール52の下方には、膨張固定スクロール51が設けられている。膨張固定スクロール51の上面部には渦巻歯51aが形成されており、膨張固定スクロール51の渦巻歯51aと揺動スクロール52の下面側の膨張側渦巻歯52aとが組み合わされるように、膨張固定スクロール51は配置されている。膨張固定スクロール51の渦巻歯51aと揺動スクロール52の下面側の膨張側渦巻歯52aとが組み合わされることにより、膨張固定スクロール51の渦巻歯51aと揺動スクロール52の下面側の膨張側渦巻歯52aとの間には、膨張室が形成される。また、揺動スクロール52と膨張固定スクロール51との間には、オルダムリング77が設けられている。このオルダムリング77のキー部は揺動スクロール52の膨張機構2側の面に形成されたオルダム溝52dに摺動自在に嵌め合わされており、これにより、揺動スクロール52の自転を防止している。つまり、スクロール膨張機1は、揺動スクロール52の上面部とサブ圧縮固定スクロール61によってサブ圧縮機構3が構成され、揺動スクロール52の下面部と膨張固定スクロール51によって膨張機構2が構成されている。なお、揺動スクロール52の膨張機構2側の面には膨張過程において高圧から低圧となる冷媒の圧力が作用し、揺動スクロール52のサブ圧縮機構3側の面にはサブ圧縮過程において低圧から中間圧となる冷媒の圧力が作用する。本実施の形態に係るスクロール膨張機1においては、膨張側渦巻歯52aの外径寸法をサブ圧縮側渦巻歯52cの外径寸法よりも小さく形成し、揺動スクロール52の膨張機構2側の面に作用する軸方向のガス荷重スラスト荷重と揺動スクロール52のサブ圧縮機構3側の面に作用する軸方向のガス荷重との差を抑制している図2参照。つまり、本実施の形態に係るスクロール膨張機1においては、揺動スクロール52の膨張機構2側の受圧面積をサブ圧縮機構3側の受圧面積よりも小さく形成し、揺動スクロール52の膨張機構2側の面に作用する軸方向のガス荷重スラスト荷重と揺動スクロール52のサブ圧縮機構3側の面に作用する軸方向のガス荷重との差を抑制している。回転軸78は、揺動スクロール52、サブ圧縮固定スクロール61及び膨張固定スクロール51を貫通して設けられている。より詳しくは、回転軸78は、サブ圧縮固定スクロール61の上軸受61bと膨張固定スクロール51の下軸受51bとに挿入され、上軸受61bと下軸受51bとによって回転自在に支持されている。また、回転軸78は、偏心部78aが揺動スクロール52の揺動軸受52bに挿入され、揺動軸受52bに回転自在に支持されている。また、回転軸78の両端近傍には、揺動スクロール52の遠心力によるアンバランスを相殺するため、バランサ79a,79bが設置されている。また、回転軸78の下端部には、油ポンプ76が設けられている。回転軸78が回転することにより、圧力容器4の下部に貯留された潤滑油9は、回転軸78に形成された給油孔図示せずに吸入される。この給油孔に吸入された潤滑油9は、各軸受上軸受61b、下軸受51b及び揺動軸受52bに供給される。なお、下軸受51b及び揺動軸受52bに供給された潤滑油9の一部は、膨張機構2で膨張した冷媒と共にスクロール膨張機1の外部へ持ち出される。この持ち出された潤滑油9は、サブ圧縮機構3に吸入される冷媒と共に、スクロール膨張機1内圧力容器4内に戻ってくる。この戻ってきた潤滑油9を圧力容器4の下部へ戻すため、サブ圧縮固定スクロール61及び膨張固定スクロール51を回転軸78の軸方向に貫通する返油孔31が形成されている。スクロール膨張機1の圧力容器4には、膨張機構2の膨張室に冷媒を流入吸入させる膨張吸入管15、膨張室で膨張した冷媒を流出吐出する膨張吐出管16、サブ圧縮機構3の圧縮室に冷媒を吸入させる冷媒を圧力容器4内へ導くサブ圧縮吸入管19、及び圧縮室で圧縮した冷媒を吐出するサブ圧縮吐出管20が設けられている。より詳しくは、揺動スクロール52の台板には、回転軸78の軸方向に換言すると、サブ圧縮機構3側から膨張機構2側に貫通する高圧導入孔52fが形成されている。また、サブ圧縮固定スクロール61には、高圧導入孔52fに連通する膨張吸入孔35が形成されている。膨張吸入管15は膨張吸入孔35に連通しており、膨張吸入管15に流入した冷媒は、膨張吸入孔35及び高圧導入孔52fを介して膨張機構2の膨張室に流入する。また、スクロール膨張機1には、偏心シール72a,72b、及び同心シール73が設けられている。図2に示すように、揺動スクロール52の中央部には、回転軸78の偏心部78aが挿入される揺動軸受52bが設けられている。また、揺動スクロール52の両面には、その中心部膨張側渦巻歯52aの内周端側、及びサブ圧縮側渦巻歯52cの内周端側に所謂球根形状部が形成されている。偏心シール72a及び同心シール73は、揺動スクロール52の上面側サブ圧縮機構3側の球根形状部に設けられている。つまり、偏心シール72aと同心シール73との間が高圧受圧面積部となる。なお、偏心シール72aが本発明における第1のシール部に相当し、同心シール73が本発明における第2のシール部に相当する。同心シール73は、例えば揺動軸受52b換言すると、回転軸78の偏心部78aと同心状に配置されている。偏心シール72aは、例えば球根形状部の外周部近傍に設けられている。揺動スクロール52の上面側サブ圧縮機構3側の球根形状部はサブ圧縮側渦巻歯52cの形状に対応して形成されるため、偏心シール72aの中心位置は、同心シール73の中心位置から偏心した位置となっている。つまり、同心シール73は、高圧環境になる高圧受圧面積部と圧力容器4内雰囲気の低圧環境になる揺動軸受52b近傍とをシールするものである。また、偏心シール72aは、高圧環境になる高圧受圧面積部と中間圧の環境になる圧縮室とをシールするものである。図2に示すように、高圧導入孔52fは、偏心シール72aと同心シール73との距離が最も遠くなる位置に開口している。このように高圧導入孔52fを形成することにより、高圧受圧面積部となる球根形状部に対して一様に高圧冷媒の圧力を作用させることができる。また、図2に示すように、偏心シール72bは、揺動スクロール52の下面側膨張機構2側の球根形状部に設けられている。偏心シール72bは、例えば球根形状部の外周部近傍に設けられている。偏心シール72bは、圧力容器4内雰囲気の低圧環境になる揺動軸受52b近傍と、高圧の環境になる膨張室より詳しくは、最内周部分の膨張室とをシールするものである。このように構成されたスクロール膨張機1は、定常運転時、次のように動作する。膨張吸入管15から流入した高圧の冷媒は、膨張吸入孔35及び高圧導入孔52fを経て中央部側の膨張室に流入し吸入され、膨張する。揺動スクロール52は、膨張室で冷媒が膨張するときの動力により揺動運動を行う。これにより、サブ圧縮機構3においては、サブ圧縮吸入管19から吸入ポート別位相断面のため図示せずを経て低圧の冷媒を圧縮室に吸入し、昇圧する。中間圧まで昇圧された冷媒は吐出ポートから吐出弁32を押し開けて、サブ圧縮吐出管20へと吐出される。なお、膨張室で膨張後の冷媒は膨張吐出管16から排出される。続いて、本実施の形態に係るスクロール膨張機1が用いられる冷凍サイクル装置の一例について説明する。図3は、本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置の一例を示す回路構成図である。本実施の形態に係る冷凍サイクル装置100は、冷媒を圧縮する圧縮源として、モータ6によって主圧縮機構7が駆動される主圧縮機5と、膨張機構2で回収された動力により駆動されるサブ圧縮機構3と、を備えている。主圧縮機5つまり、主圧縮機構7の冷媒吸入口とサブ圧縮機構3の冷媒吸入口図1に示すサブ圧縮吸入管19とは、蒸発器12の冷媒流出口に並列接続されている。また、サブ圧縮機構3の冷媒吐出口図1に示すサブ圧縮吐出管20は、主圧縮機5つまり、主圧縮機構7の圧縮途中の圧縮室に逆止弁81を経て接続されている。また、主圧縮機5つまり、主圧縮機構7の冷媒吐出口はガスクーラ11の冷媒流入口に接続され、ガスクーラ11の冷媒流出口は、予膨張弁14を介して膨張機構2の冷媒流入口図1に示す膨張吸入管15に接続されている。また、膨張機構2の冷媒流出口図1に示す膨張吐出管16は、蒸発器12の冷媒流入口に接続されている。このように構成された冷凍サイクル装置100は、次のように動作する。モータ6に電気を供給することにより、主圧縮機5つまり、主圧縮機構7で冷媒を低圧Plから高圧Phまで昇圧圧縮する。高圧Phまで昇圧された冷媒は、ガスクーラ11に流入して冷却された後に、膨張機構2に流入する。膨張機構2に流入した高圧Phの冷媒は、低圧Plまで膨張した後に膨張機構2から流出する。この冷媒の膨張過程で発生する動力を膨張機構2で回収することにより、サブ圧縮機構3が駆動される。膨張機構2から流出した低圧Plの冷媒は、蒸発器12で加熱された後に蒸発器12から流出する。蒸発器12から流出した冷媒の全流量を1とすると、サブ圧縮機構3が作動することにより、蒸発器12から流出した冷媒は、サブ圧縮機構3と主圧縮機5にw:1-wの割合で分流される。このとき、膨張機構2の入口の冷媒比容積をvexi、サブ圧縮入口の冷媒比容積をvs、膨張機構2の吸入容積/サブ圧縮機構3の吸入容積をσvECとすると、wが1/σvEC×vexi/vsとなるように主圧縮機5の吸入量回転数を調整することにより、膨張機構2とサブ圧縮機構3の流量はマッチングが取れる。また、分流比w分の冷媒について、サブ圧縮機構3で低圧Plから回収動力に見合う中間圧Pmまでの圧縮を行ない、中間圧Pmから高圧Phまでの追加圧縮を主圧縮機5に戻してモータ6駆動の主圧縮機構7で行なうことにより、膨張機構2とサブ圧縮機構3の動力も釣り合いが取れる。すなわち、本実施の形態に係るスクロール膨張機1は、吸入容積比σvECが固定であり、回収動力が膨張機構2側の条件に依存して決まることとなる。そして、本実施の形態に係るスクロール膨張機1は、主圧縮機5つまり、主圧縮機構7とサブ圧縮機構3との分流比で流量のマッチングを図り、主圧縮機5つまり、主圧縮機構7での追加圧縮で動力のマッチングを図っている。なお、図1には予膨張弁14が記載されているが、これは起動時など過渡時に膨張機構2側の圧力をコントロールするためのもので、定常時は全開で流量マッチングに関わらないようになっている。本実施の形態に係る冷凍サイクル装置の定常運転時における動作状況を、縦軸に冷媒圧力P、横軸に比エンタルピhのモリエル線図上に示すと図4のようになる。なお、図4において、csはサブ圧縮機構3及び主圧縮機5の冷媒吸入口=蒸発器12の冷媒流出口、c1dが主圧縮機5の冷媒吐出口=ガスクーラ11の冷媒流入口、exiは膨張機構2の冷媒流入口=ガスクーラ11の冷媒流出口、exoが膨張機構2の冷媒流出口=蒸発器12の冷媒流入口を示している。つまり、c1d→exiが、図3におけるガスクーラ11での冷却過程を示している。また、本実施の形態では冷媒として二酸化炭素CO2を想定しているので、圧力Phが臨界圧を超えている。また、膨張機構2の前後のエンタルピ差hexi-hexoが動力として回収されるエネルギに相当し、この動力が、流量w分を中間圧Pmまでサブ圧縮するcs→c2dの動力として利用される。主圧縮機5では、流量1-w分のcs→c1dの圧縮と流量w分のc2d→c1dの追加圧縮を行なう。以下、説明の理解を容易とするために、膨張機構2における動力回収とサブ圧縮機構3における動力利用に伴なう損失を無しすなわちスクロール膨張機1の回収効率を100と仮定する。スクロール膨張機1の回収効率を100とすると、エンタルピ差hcs-hexo×流量1相当分が冷凍能力で、エンタルピ差hc2d-hcs×流量1-wエンタルピ差hc1d-hc2d×流量1相当分の電気入力が主圧縮機5のモータで消費されるので、この比率が所謂サイクルC.O.P.となる。ここで、動力回収を行なわない冷凍サイクル装置では、蒸発器12入口のエンタルピはhexiと等くなる。このため、膨張機構2で動力回収を行なうことにより、冷凍能力としてエンタルピ差hexi-hexo×流量1分の増大と、入力としてエンタルピ差hc2d-hcs×流量w分の減少が、C.O.P.向上に寄与することになる。また前述の如く、分流比wはスクロール膨張機1の吸入容積比σvECに応じて決まり、膨張機構2側とサブ圧縮機構3側のエンタルピ差の比hexi-hexo/hc2d-hcsは分流比wと等しくなるので、中間圧PmのレベルはσvECに依存する。また、スクロール膨張機1は同一の圧力容器4内に膨張機構2側の冷媒とサブ圧縮機構3側の冷媒が流入し、冷媒圧力ガス圧に起因する動力のやり取りを行う。このため、膨張機構2-サブ圧縮機構3間の荷重膨張機構2側から揺動スクロール52にかかる荷重とサブ圧縮機構3側から揺動スクロール52にかかる荷重との差や膨張機構2-サブ圧縮機構3間の伝熱等に配慮して、サブ圧縮機構3が吐出する冷媒図4に示すc2d位置の圧力や温度をσvECの設定により調整することが可能となる。ここで、膨張機構及びサブ圧縮機構を背面合わせの両面スクロール型として一体形成したスクロール膨張機を冷凍サイクル装置に用いる場合、揺動スクロールの一方の面では高圧Phから低圧Plの膨張過程が進行し、揺動スクロールの他方の面では低圧Plから中間圧Pmのサブ圧縮過程が進行する。このため、揺動スクロールの膨張機構側の面に作用する軸方向のガス荷重スラスト荷重と、揺動スクロールのサブ圧縮機構側の面に作用する軸方向のガス荷重と、は等しくならない。そして、揺動スクロールに作用する両ガス荷重の差が中間圧Pmに依存して過大になると、当該荷重差によって渦巻歯の先端部に押付け力が発生し、摺動損失の増大や運転安定性の低下を引き起こす。例えば、揺動スクロールの台板中央部で発生する内部熱リーク膨張室内の冷媒と圧縮室内の冷媒との熱リークが許容レベルとなうように吸入容積比σvECを設定すると、中間圧Pmは概ね高圧Ph低圧Pl/2以下となる。この場合、渦巻歯の形状や寸法等にもよるが、揺動スクロールに作用するスラスト荷重の差により、揺動スクロールのサブ圧縮側渦巻歯の先端部に過大な押付け力が生じるのを避けられず、そのままでは運転できない。このスラストアンバランスの問題つまり、揺動スクロールのサブ圧縮側渦巻歯の先端部に過大な押付け力が生じる問題を解決するために、膨張機構より詳しくは膨張室の高圧冷媒をサブ圧縮機構側の中央部に導くことにより、揺動スクロールのサブ圧縮機構側の面に作用するスラスト荷重を増し、揺動スクロールの膨張機構側の面に作用するスラスト荷重とバランスさせるという方法が考えられる。図6は、膨張機構の高圧冷媒をサブ圧縮機構側に導入する従来のスクロール膨張機両面スクロール型の膨張機の最も一般的な構造を示す概略縦断面図である。また、図7は、図6に示すスクロール膨張機の揺動スクロールを示す平面図である。なお、図7aはサブ圧縮機構3側から見た揺動スクロール52を示すものであり、図7bは、膨張機構2側から見た揺動スクロール52を示すものである。つまり、図7aに示す揺動スクロールを図7の右側に回転させて裏返すと、図7bの状態となる。従来のスクロール膨張機101は、本実施の形態に係るスクロール膨張機1と同様に、膨張側渦巻歯52aの外径寸法をサブ圧縮側渦巻歯52cの外径寸法よりも小さく形成し、揺動スクロール52の膨張機構2側の受圧面積をサブ圧縮機構3側の受圧面積よりも小さくすることにより、揺動スクロール52の膨張機構2側の面に作用する軸方向のガス荷重スラスト荷重と揺動スクロール52のサブ圧縮機構3側の面に作用する軸方向のガス荷重との差を抑制している。また、従来のスクロール膨張機101は、揺動スクロール52を軸方向に貫通する高圧導入孔52eにより、膨張機構2の入口側の膨張室に吸入された直後の膨張前の高圧冷媒をサブ圧縮機構3の中央部に作用させるようになっている。つまり、高圧導入孔52eの膨張機構2側の開口部は、膨張室の最内周部分に開口している。また、高圧導入孔52eのサブ圧縮機構3側の開口部は、偏心シール72aと同心シール73とで区画された高圧受圧面積部に開口している。これにより、同心シール73と偏心シール72aとで区画された高圧受圧面積部に高圧が作用するようになっている。このときの揺動スクロールに作用するスラスト荷重の状況を低圧Plを基準圧として模式的に示すと図8のようになる。図8aは、定常運転時において高圧受圧面積部を形成する偏心シール72aと同心シール73のシール性が保たれているときの状況を示している。図8aに示すように、膨張機構2側では、偏心シール72bから外側の渦巻歯部分膨張室には高圧Phから低圧Plが作用している。一方、サブ圧縮機構3側では、偏心シール72aから外側の渦巻歯部分圧縮室には中間圧Pmから低圧Plが作用している。また、サブ圧縮機構3側では、高圧受圧面積部偏心シール72aと同心シール73との間に、高圧導入孔52eを通って膨張機構2側から導かれた冷媒の高圧Phが作用している。なお、図8aでは膨張室内の圧力変化や圧縮室内の圧力変化の状態を、簡易的に中央部から外周側にかけての傾斜圧力分布で示している。サブ圧縮機構3側の高圧受圧面積部に高圧導入孔52eから導かれた冷媒の高圧Phが作用より、トータルで、膨張機構2側から揺動スクロール52に作用するスラスト荷重と、サブ圧縮機構3側から揺動スクロール52に作用するスラスト荷重とが、概ね釣り合うようになっている。図8aに対して、図8bは高圧受圧面積部を形成する偏心シール72a及び/又は同心シール73のシール性が不完全で、高圧受圧面積部から冷媒漏れが生じている状況を示している。このような状況では、高圧導入孔52eから受圧面積部を経て偏心シール72aの外側又は同心シール73の内側への漏れ流路が形成される。そして、この漏れ流路からの冷媒の漏れ流量に応じて、高圧導入孔52e、偏心シール72a又は同心シール73で圧損が生じる。このため、高圧受圧面積部偏心シール72aと同心シール73との間に作用する圧力は、高圧Phではなく、高圧導入孔52e分の圧損ΔP2だけ低いPh-ΔP2となる。これにより、膨張機構2側から揺動スクロール52に作用するスラスト荷重と、サブ圧縮機構3側から揺動スクロール52に作用するスラスト荷重とのスラスト荷重の釣り合いが崩れることがある。このようなスラスト荷重のアンバランス状態が極端になると、サブ圧縮機構3側の渦巻歯揺動スクロール52のサブ圧縮側渦巻歯52c及びサブ圧縮固定スクロール61の渦巻歯61aの先端部が押し付けられる状態となる。これにより、膨張機構2側の渦巻歯揺動スクロール52の膨張側渦巻歯52a及び膨張固定スクロール51の渦巻歯51aの先端部に形成されるすきまが拡大してしまう。このため、このすきまからの漏れで減圧する冷媒の流量膨張動力を発生させない冷媒の流量が増大し、回収動力が減少してしまう。したがって、サブ圧縮機構3側の渦巻歯先端が押し付けられることによる摺動抵抗を駆動力が上回れなくなり、スクロール膨張機101は停止状態に至る。図8cは、そのような停止状態を示したものである。サブ圧縮機構3にてサブ圧縮されないので、サブ圧縮機構3側においては偏心シール72aから外側の渦巻歯部分圧縮室には中間圧Pmから低圧Plが作用しない。このため、サブ圧縮機構3側から揺動スクロール52に作用するスラスト荷重は、高圧受圧面積部偏心シール72aと同心シール73との間に作用するPh-ΔP2分のみとなる。これに対して、膨張機構2側においては、増大した歯先すきまからの漏れ流量による圧損ΔP分低い圧力が中央部から一つ外側の膨張室に作用する。このように、図8cに示す停止状態においては、偏心シール72bから外側の渦巻歯部分膨張室に高圧Phから低圧Plが作用している正常状態簡易的に傾斜圧力分布で示した図8aに示す状態に比べると、膨張機構2側から揺動スクロール52に作用するスラスト荷重が増大する。以上のように、膨張機構2の高圧冷媒をサブ圧縮機構3側に導入する従来のスクロール膨張機101では、一旦停止状態に陥ると、駆動力を失った上にスラストバランスが崩れてサブ圧縮機構3側渦巻歯先端の押付けが強まるので、再起動はますます困難になり、正常状態に復帰することは出来なくなってしまう。そこで、本実施の形態に係るスクロール膨張機1おいては、膨張吸入孔35に流入した膨張前の冷媒が、揺動スクロール52のサブ圧縮機構3側の面に形成された高圧受圧面積部偏心シール72aと同心シール73との間を経て、高圧導入孔52fから膨張機構2の膨張室より詳しくは、中心部側の膨張室に流入するようになっている。つまり、図6に示した従来のスクロール膨張機101の高圧導入孔52eとは異なり、本実施の形態に係るスクロール膨張機1の高圧導入孔52fは、単に高圧受圧面積部偏心シール72aと同心シール73との間に高圧冷媒を導くのみでなく、膨張機構2の膨張室へ高圧冷媒を流入吸入させるための吸入経路も兼ねている。このため、本実施の形態に係るスクロール膨張機1の高圧導入孔52fは、ポート径開口径が相応の大きさとなっている。つまり、本実施の形態に係るスクロール膨張機1の高圧導入孔52fは、図6に示した従来のスクロール膨張機101の高圧導入孔52eよりもポート径開口径を拡大し、膨張機構2へ高圧冷媒を流入吸入させる過程で過大な損失が生じないようにしている。また、図2の説明で上述したように、高圧導入孔52fのサブ圧縮機構3側の開口位置高圧受圧面積部における開口位置は、最適な位置となるように、偏心シール72aと同心シール73との距離が最も遠くなる位置となっている。また、高圧導入孔52fの膨張機構2側の開口位置高圧受圧面積部における開口位置が最適な位置となるように、揺動スクロール52に形成された膨張側渦巻歯52aとサブ圧縮側渦巻歯52cの位相を、図6に示した従来のスクロール膨張機101と異ならせている。このように構成された本実施の形態に係るスクロール膨張機1においては、揺動スクロール52に作用するスラスト荷重は図5に示すようになる。図5aは、定常運転時において高圧受圧面積部を形成する偏心シール72aと同心シール73のシール性が保たれているときの状況を示している。図5aに示すように、サブ圧縮機構3側では、高圧受圧面積部偏心シール72aと同心シール73との間に高圧Phが作用している。また、偏心シール72aから外側の渦巻歯部分圧縮室には中間圧Pmから低圧Plが作用している。一方、膨張機構2側では、偏心シール72bから外側の渦巻歯部分膨張室の内周側に、高圧Phから高圧導入孔52f通過による圧損分低下したPh-ΔP1が作用し、偏心シール72bから外側の渦巻歯部分膨張室の外周側には、低圧Plが作用している。つまり、膨張機構2側では、偏心シール72bから外側の渦巻歯部分膨張室に、Ph-ΔP1から低圧Plが作用している。これにより、トータルで、膨張機構2側から揺動スクロール52に作用するスラスト荷重と、サブ圧縮機構3側から揺動スクロール52に作用するスラスト荷重とが、概ね釣り合うようになっている。ここで、本実施の形態に係るスクロール膨張機1と従来のスクロール膨張機101において、高圧導入孔の前後の圧力つまり、膨張機構2側開口部近傍及びサブ圧縮機構3側開口部近傍に作用する圧力に着目してみる。まず、従来のスクロール膨張機101における高圧導入孔52eの前後の圧力について着目する。図8aに示す状態では、高圧導入孔52eは、圧力を導入するだけで圧損を生じない。このため、膨張機構2側及びサブ圧縮機構3側の双方において、高圧Phが作用する。また、図8b,cに示す状態においては、サブ圧縮機構3側では、高圧受圧面積部偏心シール72aと同心シール73との間での漏れによって高圧導入孔52eで生じる圧損ΔP2だけ低下する。このため、図8b,cに示す状態においては、高圧導入孔52eのサブ圧縮機構3側の開口部近傍には圧力Ph-ΔP2が作用し、高圧導入孔52eの膨張機構2側の開口部近傍には高圧Phが作用する。次に、本実施の形態に係るスクロール膨張機1における高圧導入孔52fの前後の圧力について着目する。本実施の形態に係るスクロール膨張機1は、図5a,bの双方の状態において、高圧導入孔52fのサブ圧縮機構3側の開口部近傍には高圧Phが作用する。また、本実施の形態に係るスクロール膨張機1は、図5a,bの双方の状態において、高圧導入孔52fの膨張機構2側の開口部近傍には、吸入流量の高圧導入孔52f分の圧損ΔP1だけ低下したPh-ΔP1が作用する。つまり、高圧導入孔の前後の圧力は、従来のスクロール膨張機101では膨張機構2側≧サブ圧縮機構3側となるのに対して、本実施の形態に係るスクロール膨張機1では膨張機構2側<サブ圧縮機構3側となる。本実施の形態に係るスクロール膨張機1においては、高圧導入孔52fを単なる圧力導入のための細孔から膨張室への吸入経路も兼ねる構成としたことで、高圧導入孔52f前後の差圧は常に、膨張機構2側の渦巻歯の先端部が押し付けられる方向に作用することになる。何らかの要因でスクロール膨張機としての運転が停止した場合、従来のスクロール膨張機101では図8cに示す状態となり、本実施の形態に係るスクロール膨張機1では図5bの状態となる。つまり、何らかの要因でスクロール膨張機としての運転が停止した場合、従来のスクロール膨張機101では、膨張機構2側の渦巻歯の先端部に形成されるすきまが大きいため、膨張機構2側の渦巻歯の先端部が押し付けられているときと比べると、歯先すきまからの漏れ流量による圧損ΔPがつきにくい。このため、従来のスクロール膨張機101では、外周側に位置する膨張室の圧力Ph-ΔPは高圧Phに近くなり、膨張機構2側からサブ圧縮機構3側に作用するスラスト荷重が増大する傾向にある。一方、本実施の形態に係るスクロール膨張機1においては、膨張機構2側の渦巻歯の先端部が押し付けられやすい状態となっているので、膨張機構2側の渦巻歯の歯先すきまからの漏れ流量による圧損ΔP’が比較的大きくなる。このため、本実施の形態に係るスクロール膨張機1においては、揺動スクロール52に作用するスラスト加重が膨張機構2側からサブ圧縮機構3側に加わりづらくすることができる。このことは、以下のことを示唆している。つまり、膨張機構2側が冷媒流れの上流側となる細孔として高圧導入孔52eを形成した従来の構成では、サブ圧縮機構3側の渦巻歯先端の押付け力が過剰になって停止状態へ移行しやすく、また、停止状態から復帰しづらい。これに対して、膨張機構2への吸入経路を兼ね、サブ圧縮機構3側冷媒流れの上流側となる貫通孔として高圧導入孔52fを形成した本実施の形態の構成においては、このような停止状態に陥り難く、また停止状態となっても復帰し易くなる。例えば、図8cの状態となった従来のスクロール膨張機101においては、駆動力増大のために膨張機構2の入口流量を増大させると、漏れ量も増えるためにΔP2が増大する。このため、サブ圧縮機構3の渦巻歯先端にかかる押付け力が増加して、摩擦抵抗が増加してしまう。一方、図5bとなった本実施の形態に係るスクロール膨張機1においては、駆動力増大のために膨張機構2の入口流量を増大させると、ΔP1が増大する。このため、サブ圧縮機構3の渦巻歯先端にかかる押付け力が軽減され、サブ圧縮機構3の渦巻歯先端にかかる押付け力の過剰による停止状態からの復帰を促すことになる。以上、本実施の形態に係るスクロール膨張機1及び当該スクロール膨張機1を用いた冷凍サイクル装置100においては、高圧受圧面積部のシール性如何によらず、安定して作動することができる。"