JP4854633B2 - ロータリ型流体機械および冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、ロータリ型流体機械および冷凍サイクル装置に関する。

従来から、空気調和装置や給湯機に適用される冷凍サイクル装置の流体機械として、ロータリ型流体機械が利用されている。特許文献１には、冷媒を圧縮する圧縮ユニットと、膨張時の冷媒から動力を回収する膨張ユニットとを備えた流体機械が開示されている。

図１４を参照して、特許文献１に開示された流体機械の構成を簡単に説明する。図１４に示す流体機械１３０は、スクロール型圧縮機構１５０（圧縮ユニット）と、ロータリ型膨張機構１６０（膨張ユニット）とを備えている。圧縮機構１５０と膨張機構１６０とは、シャフト１４０で連結されている。膨張機構１６０で回収した動力がシャフト１４０によって圧縮機構１５０に伝達される。これにより、モータの負荷が軽減する。

膨張機構１６０は、２つのシリンダ１７１，１８１を備えている。第１シリンダ１７１の内部に第１ピストン１７５が配置されている。第１シリンダ１７１と第１ピストン１７５との間に流体室１７２が形成されている。同様に、第２シリンダ１８１の内部に第２ピストン１８５が配置されており、第２シリンダ１８１と第２ピストン１８５との間に流体室１８２が形成されている。第１シリンダ１７１の流体室１７２の容積（押しのけ容積）は、第２シリンダ１８１の流体室１８２の容積（押しのけ容積）よりも小さい。

第１シリンダ１７１と第２シリンダ１８１との間には、両者を隔てる中板１６３が配置されている。中板１６３は連通路１６４を有する。連通路１６４を介して、第１シリンダ１７１の流体室１７２と、第２シリンダ１８１の流体室１８２とが接続されている。また、第１シリンダ１７１の流体室１７２に冷凍サイクル装置の高圧側ラインが接続され、第２シリンダ１８１の流体室１８２に冷凍サイクル装置の低圧側ラインが接続されている。流体室１７２に流入した冷媒は、ピストン１７５，１８５の回転とともに、連通路１６４を通って流体室１７２から流体室１８２へと膨張しながら移動する。つまり、２つのシリンダ１７１，１８１内に１つの膨張室が形成される。
特開２００５−１０６０４６号公報

流体室１７２と流体室１８２とを接続する連通路１６４は、中板１６３を厚さ方向に貫通している。第１シリンダ１７１側における連通路１６４の開口は、第１ピストン１７５と中板１６３とが重なり合う領域に位置している。同様に、第２シリンダ１８１側における連通路１６４の開口は、第２ピストン１８５と中板１６３とが重なり合う領域に位置している。連通路１６４の開閉は、ピストン１７５，１８５がシリンダ１７１，１８１内で回転することによって行われる。

上記のような構成においては、ロータリ型流体機械の性質上、下記（１）〜（３）の条件が同時成立することがある。すると、第１シリンダ１７１の流体室１７２と連通路１６４との圧力差に基づき、第１ピストン１７５の連通路１６３を塞いでいる部分が局所的に中板１６３に強く押し付けられる。その結果、動力損失の増加、部品（中板、ピストン）の摩耗による信頼性の低下といった問題をひきおこす可能性がある。
（１）第１シリンダ１７１側において、第１ピストン１７５によって連通路１６４が閉じられている
（２）連通路１６４が低圧の流体で満たされている
（３）第１シリンダ１７１の流体室１７２が高圧の流体で満たされている

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、ピストンに局所的に作用する押し付け力を低減ないし緩和し、ロータリ型流体機械の効率および信頼性を改善することを目的とする。

すなわち、本発明は、
シリンダと、
シリンダの内部で運動するピストンと、
シリンダの第１側を閉塞する第１閉塞部材と、
シリンダの第２側を閉塞する第２閉塞部材と、
シリンダ、第１閉塞部材、第２閉塞部材およびピストンによって形成される流体室を、吸入側流体室と吐出側流体室とに仕切るベーンと、
作動流体が流通する通路であって、ピストンによって開閉が行われるように少なくとも一部が第２閉塞部材に形成され、吐出側流体室の圧力以下の圧力を有する空間と流体室とを接続する連通路と、
連通路の圧力と流体室の圧力との差によってピストンに作用する押し付け力を、押圧力低減用流体を用いて低減する押付力低減機構と、
を備えた、ロータリ型流体機械を提供する。

本発明のロータリ型流体機械は、２以上のシリンダを有していてもよい。すなわち、本発明のロータリ型流体機械は、上記シリンダが第１シリンダ、上記ピストンが第１ピストン、上記ベーンが第１ベーンとして構成され、第２閉塞部材を第１シリンダと共用し、かつ第１シリンダに連なる（同心状となる）ように配置された第２シリンダと、第２シリンダの内部で運動する第２ピストンと、第２閉塞部材とは反対側において第２シリンダを閉塞する第３閉塞部材と、第２シリンダ、第２閉塞部材、第３閉塞部材および第２ピストンによって形成される流体室を、吸入側流体室と吐出側流体室とに仕切る第２ベーンとをさらに備えていてもよい。第２閉塞部材に設けられた連通路によって、第１シリンダ側の吐出側流体室と、第２シリンダ側の吸入側流体室とが連通し、作動流体を膨張ないし圧縮する１つの流体室が形成されていてもよい。

他の側面において、本発明は、
冷媒を圧縮する圧縮機と、
圧縮機で圧縮された冷媒を放熱させる放熱器と、
放熱器で放熱した冷媒を膨張させるとともに冷媒から動力を回収する膨張機と、
膨張機で膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器とを備え、
膨張機として、上記本発明のロータリ型流体機械が用いられた、冷凍サイクル装置を提供する。

上記本発明のロータリ型流体機械によれば、押付力低減機構によって、連通路の開口付近において、ピストンに局所的に作用する押し付け力を低減することができる。この結果、ピストンと他の部品（閉塞部材、シリンダおよびベーンなど）との摺動摩擦が小さくなり、動力損失を抑えることができるので、ロータリ型流体機械の効率が高まる。また、ピストンと他の部品（閉塞部材、シリンダおよびベーンなど）との摺動による、これらの部品の摩耗を抑制する効果も得られるので、ロータリ型流体機械の信頼性が高まる。

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。

（第１実施形態）
図１は、本発明の第１実施形態にかかる流体機械の縦断面図である。図２Ａは、図１に示す流体機械のＤ１−Ｄ１横断面図である。図２Ｂは、図１に示す流体機械のＤ２−Ｄ２横断面図である。

図１に示すように、流体機械２００Ａは、密閉容器１と、密閉容器１内の上部に配置されたスクロール型の圧縮機構２と、密閉容器１内の下部に配置された２段ロータリ型の膨張機構３と、圧縮機構２と膨張機構３との間に配置された電動機４と、圧縮機構２、膨張機構３および電動機４を連結するシャフト５とを備えている。電動機４がシャフト５を駆動することにより、圧縮機構２が作動する。膨張機構３は、膨張する作動流体から動力を回収してシャフト５に与え、電動機４によるシャフト５の駆動をアシストする。圧縮機構２と膨張機構３とは、シャフト５で連結されているので回転数が一致する。作動流体は、例えば、二酸化炭素やハイドロフルオロカーボンのような冷媒である。

「ロータリ型」には、ピストンが自転を行う「ローリングピストン型」だけでなく、ピストンが自転を行わない「スイングピストン型」も含まれる。

本明細書中では、シャフト５の軸方向を上下方向と定義し、圧縮機構２が配置されている側を上側、膨張機構３が配置されている側を下側と定義する。圧縮機構２の型式は特に限定されず、ロータリ型のような他の型式であってもよい。また、圧縮機構２と膨張機構３との位置関係が上下で入れ替わってもよい。

流体機械２００Ａは、シャフト５が鉛直方向と平行になる姿勢で使用されるものであってもよいし、水平方向と平行になる姿勢で使用されるものであってもよい。流体機械２００Ａから圧縮機構２を省略し、電動機４を発電機として用いることにより、流体機械２００Ａが発電機を内蔵したロータリ型膨張機として構成されていてもよい。その場合、膨張機構３によって回収された動力は、発電機によって電力に変換される。

図１に示すように、密閉容器１の底部はオイル貯まり２５として利用されている。シャフト５の下端部には、オイル貯まり２５に貯められたオイルを吸入するオイルポンプ６が設けられている。オイルポンプ６は、容積式ポンプであってもよいし、遠心式ポンプであってもよい。オイルポンプ６に吸入されたオイルは、シャフト５の内部に形成された給油路２９を通じて圧縮機構２および膨張機構３に供給され、圧縮機構２および膨張機構３のそれぞれの摺動部分における潤滑性とシール性とを確保するために使用される。オイルポンプ６が設けられる位置は、オイル貯まり２５内であればよく、シャフト５の下端部に限られない。場合によっては、オイルポンプ６を省略してもよい。

圧縮機構２は、旋回スクロール７と、固定スクロール８と、オルダムリング１１と、軸受部材１０と、マフラー１６と、吸入管１３と、吐出管１５とを備えている。シャフト５の偏心軸５ａに嵌合され、かつ、オルダムリング１１により自転運動を拘束された旋回スクロール７は、渦巻き形状のラップ７ａが、固定スクロール８のラップ８ａと噛み合いながら、シャフト５の回転に伴って旋回運動を行い、ラップ７ａ，８ａの間に形成される三日月形状の流体室１２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１３から吸入された冷媒を圧縮する。圧縮された冷媒は、リード弁３６を押し開き、固定スクロール８の中央部に設けられた吐出ポート８ｂ、マフラー１６の内部空間１６ａ、ならびに固定スクロール８および軸受部材１０を貫通する流路１７をこの順に経由して、密閉容器１の内部空間２４に吐出される。

このように、流体機械２００Ａは、密閉容器１の内部空間２４が圧縮後の冷媒で満たされる高圧シェル型の構成を採用する。密閉容器１の内部空間２４に吐出された冷媒は、内部空間２４に滞留する間に重力や遠心力によってオイルと分離され、その後、吐出管１５から放熱器１１２（図１３参照）に向けて吐出される。

シャフト５の内部には、給油路２９が軸方向に延びるように形成されている。シャフト５の給油路２９を通って圧縮機構２に到達したオイルは、旋回スクロール７と偏心軸５ａとの摺動面や、旋回スクロール７と固定スクロール８との摺動面を潤滑する。その後、オイルは、圧縮機構２の下方に排出され、電動機４から加熱作用を受ける。オイルの密度は圧縮後の冷媒の密度よりも大きいので、オイルは冷媒と分かれてオイル貯まり２５に戻る。

シャフト５を介して圧縮機構２を駆動する電動機４は、密閉容器１に固定された固定子２１と、シャフト５に固定された回転子２２とを含む。電動機４は、同期機および誘導機のいずれであってもよい。密閉容器１の上部に配置されたターミナル（図示省略）から電動機４に電力が供給される。電動機４は、圧縮機構２から吐出された冷媒およびオイルによって冷却される。

シャフト５は、圧縮機構２側に位置する第１シャフト５ｓと、膨張機構３側に位置する第２シャフト５ｔとを含む。第１シャフト５ｓと第２シャフト５ｔとは、膨張機構３によって回収された動力が圧縮機構２に伝達されるように、嵌め合わせによって直接連結されている。ただし、連結器のような他の部品を用いて第１シャフト５ｓと第２シャフト５ｔとが連結されていてもよい。第１シャフト５ｓの回転数と第２シャフト５ｔの回転数が相違するようにギアを介して両者が連結されていてもよいし、クラッチやトルクコンバータを介して両者が連結されていてもよい。第１シャフト５ｓおよび第２シャフト５ｔに代えて、単一の部品からなるシャフトを採用してもよい。

膨張機構３は、第１シリンダ４２と、第１シリンダ４２よりも厚みのある第２シリンダ４４と、これらのシリンダ４２，４４を仕切る中板４３とを備えている。第１シリンダ４２と第２シリンダ４４とは、互いに同心状の配置である。図２Ａおよび図２Ｂに示すように、膨張機構３は、さらに、シャフト５の偏心部５ｃに嵌合し、第１シリンダ４２の中で偏心回転運動する第１ピストン４６と、第１シリンダ４２のベーン溝４２ａに往復動自在に保持され、一方の端部が第１ピストン４６に接する第１ベーン４８と、第１ベーン４８の他方の端部に接し、第１ベーン４８を第１ピストン４６へと付勢する第１ばね５０と、シャフト５の偏心部５ｄに嵌合し、第２シリンダ４４の中で偏心回転運動する第２ピストン４７と、第２シリンダ４４のベーン溝４４ａに往復動自在に保持され、一方の端部が第２ピストン４７に接する第２ベーン４９と、第２ベーン４９の他方の端部に接し、第２ベーン４９を第２ピストン４７へと付勢する第２ばね５１と、を備えている。

第１ベーン４８および第２ベーン４９は上下方向で重なる位置、言い換えると、シャフト５の回転軸の周りにおいて同一の角度位置に配置されている。シャフト５の２つの偏心部５ｃ，５ｄは、シャフト５の回転軸の周りにおいて同一の方向に偏心している。したがって、第１ベーン４８が第１シリンダ４２の外側に最も退いた状態（いわゆる上死点）となるタイミングと、第２ベーン４９が第２シリンダ４４の外側に最も退いた状態となるタイミングとが一致する。なお、これらのタイミングは、互いに相違していてもよい。

図１に示すように、膨張機構３は、さらに、第１シリンダ４２、第２シリンダ４４および中板４３を挟むように配置され、シャフト５を回転自在に保持する上軸受部材４５および下軸受部材４１を備えている。下軸受部材４１は、第１シリンダ４２の下側（第１側）を閉塞している。中板４３は、第１シリンダ４２の上側（第２側）および第２シリンダ４４の下側を閉塞している。上軸受部材４５は、第２シリンダ４４の上側を閉塞している。上軸受部材４５、中板４３および下軸受部材４１により、シリンダ４２，４４とピストン４６，４７との間に流体室５５，５６が形成される。中板４３には、２つの流体室５５，５６を接続する連通路４３ａが形成されている。連通路４３ａの開閉は、ピストン４６，４７によって行われる。

本実施形態において、連通路４３ａは、その中心線が中板４３の厚さ方向に対して一定角度傾いている斜め孔である。ただし、第１ベーン４８の位置と第２ベーン４９の位置とが上下方向で重ならず、これら２つのベーン４８，４９がシャフト５の回転軸の周りで所定の角度間隔で配置されている場合には、中板４３を最短距離で貫くように連通路４３ａを形成することができる。

下軸受部材４１は下軸受カバー４０によって覆われており、下軸受部材４１と下軸受カバー４０との間に下軸受内空間４０ａが形成されている。下軸受内空間４０ａは、膨張させるべき冷媒の流路として用いられる。下軸受部材４１には、下軸受内空間４０ａから第１シリンダ４２の流体室５５に冷媒を吸入させる吸入ポート４１ａが形成されている。上軸受部材４５には、その外周部から吸入管５２および吐出管５３が挿入されている。吸入管５２は、上軸受部材４５の内部に一部が形成された吸入路５７に接続している。吸入路５７は、第２シリンダ４４、中板４３、第１シリンダ４２および下軸受部材４１を軸方向に貫通する吸入路５８を介して、下軸受内空間４０ａに接続している。吐出管５３は、上軸受部材４５の内部に形成された吐出路４５ｃに接続している。吐出路４５ｃの一端は、第２シリンダ４４の流体室５６に面する吐出ポート４５ａに接続している。

図２Ａに示すように、第１シリンダ４２の内側には、第１ピストン４６および第１ベーン４８により区画された、吸入側の流体室５５ａおよび吐出側の流体室５５ｂが形成されている。図２Ｂに示すように、第２シリンダ４４の内側には、第２ピストン４７および第２ベーン４９により区画された、吸入側の流体室５６ａおよび吐出側の流体室５６ｂが形成されている。第２シリンダ４４における２つの流体室５６ａ，５６ｂの合計容積は、第１シリンダ４２における２つの流体室５５ａ，５５ｂの合計容積よりも大きい。本実施形態では、第２シリンダ４４の高さを第１シリンダ４２の高さよりも大きくすることによって、流体室５５（５５ａ＋５５ｂ）と流体室５６（５６ａ＋５６ｂ）との容積差を作り出している。ただし、シリンダ４２，４４の内径を互いに異ならせたり、ピストン４６，４７の外径を互いに異ならせたりすることによって、容積差が生ずるようにしてもよい。

以下、第１シリンダ４２の吸入側の流体室５５ａを第１吸入側流体室５５ａ、吐出側の流体室５５ｂを第１吐出側流体室５５ｂと表記する。同様に、第２シリンダ４４の吸入側の流体室５６ａを第２吸入側流体室５６ａ、吐出側の流体室５６ｂを第２吐出側流体室５６ｂと表記する。

第１吐出側流体室５５ｂと第２吸入側流体室５６ａとは、中板４３の連通路４３ａにより接続されており、一つの流体室（膨張室）として機能する。高圧の冷媒は、吸入管５２、吸入路５７、吸入路５８および下軸受内空間４０ａを流通し、吸入ポート４１ａから第１吸入側流体室５５ａに流入する。第１吸入側流体室５５ａに流入した冷媒は、シャフト５の回転に伴って第１吐出側流体室５５ｂに移動し、第１吐出側流体室５５ｂおよび第２吸入側流体室５６ａによって構成される膨張室においてシャフト５を回転させながら膨張する。その後、第２吐出側流体室５６ｂに移動した低圧の冷媒は、上軸受部材４５の吐出ポート４５ａから吐出路４５ｃおよび吐出管５３へと吐出される。

一般に、ロータリ型の流体機構は、シリンダ内の空間を仕切るベーンの潤滑が不可欠となる。本実施形態においては、オイル貯まり２５に貯められたオイルに膨張機構３を浸漬することにより、ベーン溝４２ａ，４４ａとベーン４８，４９との隙間にオイルを供給し、ベーン４８，４９の潤滑を行っている。図１に示すように、第２ベーン４９の下端面よりも上に油面を位置させるのに必要な量のオイルが、オイル貯まり２５に貯められている。

軸受部材４１，４５やピストン４６，４７への給油は、オイルポンプ６および給油路２９を用いて行うことができる。また、第２シャフト５ｔの下端から膨張機構３のシリンダ４２，４４に向かって延びるように、第２シャフト５ｔの外周面に給油溝を形成することによって給油を行うようにしてもよい。密閉容器１の内部空間２４には、圧縮後の冷媒が吐出されるため、密閉容器１の内部の圧力は、膨張機構３の流体室５５，５６内の圧力よりも高い。したがって、オイルポンプの助けを借りなくても、オイルは、第２シャフト５ｔの外周面の溝を伝って膨張機構３の摺動部分に供給されうる。

次に、流体機械２００Ａの動作時における膨張機構３の内部の圧力状態について説明する。なお、以下の説明で具体的に示される角度は、あくまでも一例にすぎず、連通路４３ａの位置によって変化することを断っておく。

図６Ａは、ベーンが最大限に押し込まれた状態を基準角度（＝０°）とし、その基準角度からシャフトを正方向（図６Ａにおいて時計回り）に約３４０°回転させた時点の各シリンダの状態を示している。図６Ａと同様、図６Ｂは、基準角度からシャフトを約２０°回転させた時点の各シリンダの状態を示している。図６Ａおよび図６Ｂは、いずれも、上段図が第１シリンダ４２、下段図が第２シリンダ４４を示している。

図６Ａに示す時点において、上段図に示すように、第１ピストン４６が連通路４３ａを完全に塞いでいる。第１シリンダ４２の流体室の大部分を占める第１吸入側流体室５５ａは、膨張前の冷媒で満たされており、高圧状態になっている。下段図に示すように、第２ピストン４７は連通路４３ａを完全には塞いでおらず、連通路４３ａと第２吸入側流体室５６ａとが連通している。第２吸入側流体室５６ａは、膨張後の低圧の冷媒で満たされているため、連通路４３ａの内部も低圧になる。このように、図６Ａに示す時点において、第１吸入側流体室５５ａと連通路４３ａとの間には、大きな圧力差が生じている。

次に、図６Ｂに示す時点においても、上段図に示すように、第１ピストン４６は連通路４３ａを完全に塞いでいる。第１吸入側流体室５５ａ（容積はごく僅か）および第１吐出側流体室５５ｂは、いずれも膨張前の冷媒で満たされている。下段図に示すように、第２ピストン４７も連通路４３ａを塞いでいる。図６Ａに示す状態から図６Ｂに示す状態へと各ピストン４６，４７が回転する期間中、連通路４３ａには膨張前の冷媒が流入しない。したがって、図６Ｂの時点において、連通路４３ａには膨張後の低圧の冷媒が残存している。このように、図６Ｂに示す時点においても、第１シリンダ４２の流体室５５ａ，５５ｂと連通路４３ａとの間には、大きな圧力差が生じている。なお、シャフト５の回転角度が約２０°を超えると、連通路４３ａが開き始める。

以上より、シャフト５の回転角度が約３４０°から約２０°に変化する期間中、第１シリンダ４２の流体室５５（５５ａ，５５ｂ）と連通路４３ａとの間に大きな圧力差が生じた状態が継続する。

図７は、シャフト５が１回転する期間における、第１吸入側流体室５５ａ、第１吐出側流体室５５ｂおよび連通路４３ａの圧力変化を模式的に示すグラフである。第１吸入側流体室５５ａの圧力が一点鎖線で示され、第１吐出側流体室５５ｂの圧力が実線で示され、連通路４３ａの圧力が破線で示されている。膨張前の冷媒の圧力を１０ＭＰａ、膨張後の冷媒の圧力を４ＭＰａに設定している。ただし、これらの圧力値は、圧力変化の傾向を説明するための例示に過ぎない。

第１吸入側流体室５５ａは、シャフト５の回転角度によらず、常に、吸入冷媒と同じ１０ＭＰａという高圧状態となる。第１吐出側流体室５５ｂは、シャフト５の回転角度が０°〜２０°の期間Ｐ１において１０ＭＰａと高圧になる。回転角度が２０°を超えた時点で、第１吐出側流体室５５ｂと連通路４３ａとが連通する。その直後、第１吐出側流体室５５ｂの圧力は、５ＭＰａ程度まで急低下する。その後、シャフト５の回転とともに第１吐出側流体室５５ｂの圧力は緩やかに低下し、３４０°〜３６０°の期間Ｐ２では、約４ＭＰａになる。連通路４３ａの圧力は、シャフト５の回転角度が０°〜２０°の期間Ｐ１において４ＭＰａと低いが、連通路４３ａと第１吐出側流体室５５ｂとが連通した直後に５ＭＰａ程度まで急上昇し、その後は第１吐出側流体室５５ｂの圧力とともに変化する。

図６Ａおよび図６Ｂを参照して説明したように、シャフト５の回転角度が０°〜２０°および３４０°〜３６０°の期間Ｐ１，Ｐ２において、連通路４３ａは第１ピストン４６に塞がれ、第１吸入側流体室５５ａおよび第１吐出側流体室５５ｂと分断される。その期間Ｐ１，Ｐ２において、連通路４３ａと第１吸入側流体室５５ａとの間、または、連通路４３ａと第１吐出側流体室５５ｂとの間には、約６ＭＰａの圧力差が生じている。

流体機械２００Ａの作動時において、ピストン４６，４７、ベーン４８，４９およびシャフト５のような摺動部品はオイルで潤滑およびシールされている。したがって、第１ピストン４６の上下端面には、オイルを介して高圧の冷媒の圧力がかかる。しかしながら、連通路４３ａが膨張後の冷媒の圧力に等しい低圧状態となっている場合、連通路４３ａの開口付近の圧力が他の部分に比べて局所的に低くなる。言い換えると、第１ピストン４６にかかる上下方向の荷重の面内分布が不均一となる。この結果、連通路４３ａに面する第１ピストン４６の部分に、局所的に、中板４３に向かう方向の押し付け力が作用する。このような状態は、連通路４３ａが第１ピストン４６によって塞がれている期間中（図７に示す期間Ｐ１およびＰ２）、継続する。

連通路４３の圧力と流体室５５（５５ａ，５５ｂ）の圧力との差によって第１ピストン４６に局所的に作用する押し付け力を低減する手段として、流体機械２００Ａの膨張機構３は、押付力低減機構を含む。押し付け力を低減することにより、第１ピストン４６と中板４３との摺動による動力損失が小さくなるとともに、第１ピストン４６や中板４３の摩耗を防ぐことができる。この押付力低減機構は、押し付け力の作用する方向とは逆方向の力を、押付力低減用流体を用いて第１ピストン４６に作用させることによって、上述した押し付け力を低減するように構成されているとよい。押付力低減用流体を用いる構成によれば、第１ピストン４６の端面にピンポイントで圧力をかけることが容易となる。

具体的には、図２Ａに示すように、流体導入路７１が上述した押付力低減機構として機能する。流体導入路７１は、連通路４３ａの開口の周囲において下軸受部材４１に向かう方向の押し返し力を第１ピストン４６の端面に加えるために、中板４３と第１ピストン４６との間の微小隙間（摺動面）に、流体室５５（５５ａ，５５ｂ）内の圧力以上の圧力を有する押付力低減用流体を導入する。流体導入路７１は、中板４３の第１シリンダ４２を閉塞する側の端面に開口するように、少なくとも一部が中板４３に形成されているとよい。

流体導入路７１によって導入する押付力低減用流体の圧力が流体室５５（５５ａ，５５ｂ）内の圧力以上である場合、第１ピストン４６の端面の単位面積あたりに作用する力が大きくなるので、流体導入路７１の開口面積を小さくすることができる。すなわち、流体導入路７１の径を小さくすることができるので、中板４３の内部をくり抜く形で流体導入路７１を形成しても、中板４３の強度が損なわれずに済む。また、流体導入路７１が小径であればあるほど、設計上の自由度は高くなる。また、流体導入路７１が中板４３の第１シリンダ４２を閉塞する側の端面４３ｅ（図３参照）に開口していると、第１ピストン４６の端面に圧力を直接加えることができる。したがって、連通路４３ａと流体室５５との圧力差によって第１ピストン４６に作用する押し付け力を確実に低減することができる。

図３は、第１シリンダ４２側から見た中板４３の平面図（つまり中板４３の下面図）である。図４は、図３に示す中板のIV-IV断面図である。図３に破線で示すように、中板４３の内部をくり抜く形で流体導入路７１が形成されている。流体導入路７１は、その一方の開口７１ｐが連通路４３ａの開口の近傍に位置し、他方の開口７１ｑが中板４３の外周面に位置するように、中板４３の中心側から外向きにまっすぐ延びている。つまり、流体導入路７１の全部が中板４３に形成されている。このようにすれば、部品点数の増加がなく、コスト増の問題が生じにくい。

図１に示すように、中板４３の外周面は、オイル貯まり２５に貯められたオイルに接触しているので、流体導入路７１にはオイル貯まり２５に貯められたオイルが直接流入する。オイルは、その圧力を殆ど低下させることなく、第１ピストン４６と中板４３との間の微小隙間に導入されうる。このように、本実施形態において流体導入路７１は、押付力低減用流体として流体機械２００Ａの潤滑用のオイルを第１ピストン４６と中板４３との間の微小隙間に導入するように形成されている。

図１を参照して説明したように、密閉容器１の内部空間２４は、圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒で満たされている。したがって、オイル貯まり２５から流体導入路７１に流入するオイルの圧力は、圧縮機構２から吐出された冷媒の圧力に略等しい。高圧のオイルは、流体導入路７１を流通し、第１ピストン４６と中板４３との間の微小隙間（通常、数十μｍの広さがある）に導入される。導入されたオイルにより、第１ピストン４６と中板４３とを離間させる方向の力が第１ピストン４６の端面に作用する。この方向の力は、連通路４３ａと流体室５５（５５ａ，５５ｂ）との圧力差により第１ピストン４６に作用する押し付け力と反対方向の力である。この結果、第１ピストン４６を中板４３の連通路４３ａ付近に押し付ける力が低減（相殺）され、第１ピストン４６と中板４３とが強く摺動することによる動力損失の増大や部品の摩耗を防ぐことができる。

圧縮機構２から吐出された冷媒は、放熱器１１２（図１３参照）や配管を流通する際に圧力損失によって若干減圧され、その後、膨張機構３に吸入される。そのため、圧縮機構２から吐出された冷媒の圧力は、膨張機構３に吸入される冷媒の圧力よりも高い。流体導入路７１を通じてオイル貯まり２５から第１ピストン４６と中板４３との間の微小隙間に導入されるオイルの圧力は、圧縮機構２から吐出された冷媒の圧力に概ね等しいので、膨張機構３に吸入される冷媒の圧力、すなわち、第１シリンダ４２の流体室５５（５５ａ，５５ｂ）の圧力よりも高い。流体導入路７１によってオイル貯まり２５に貯められたオイルを上記微小隙間に直接導入することにより、第１ピストン４６への押し付け力を低減する効果を十分に得ることができる。

なお、図１を参照して説明したように、オイルポンプ６に吸入されたオイルも給油路２９を流通し、第１ピストン４６と中板４３との間の微小隙間に供給されうる。しかしながら、給油路２９を通じて供給されたオイルの圧力は、オイル貯まり２５から直接導入されるオイルの圧力に比べて低い。また、給油路２９からのオイルは、まず第１ピストン４６の内周面とシャフト５の偏心部５ｃとの間の微小隙間に供給され、その後、第１ピストン４６と中板４３との間の微小隙間に満遍なく供給される。したがって、このようなルートで供給されるオイルによっては、局所的に作用する押し付け力を低減する効果を得ることができない。

図３に示すように、本実施形態において、流体導入路７１の開口面積は、連通路４３ａの開口面積よりも小さい。導入するオイルの圧力が非常に高いので、流体導入路７１の開口面積は小さくてもよい。流体導入路７１の開口面積が小さいと、オイルが過剰に導入されにくい。また、流体導入路７１は、その全長が最小となるように形成されていてもよい。具体的には、シャフト５の回転軸と、連通路４３ａの周囲に位置する開口７１ｐの中心とを通る直線に対して平行に流体導入路７１が延びていてもよい。このようにすれば、流体導入路７１を流通するオイルの圧力損失は最小となる。

また、図３に示すように、流体導入路７１から第１ピストン４６と中板４３との間の微小隙間に導入されたオイルが連通路４３ａの開口の周囲に導かれるように、中板４３に浅い座ぐり７３（または溝）が形成されていてもよい。本実施形態において、座ぐり７３は、連通路４３ａの開口を周方向に囲む円弧状であり、流体導入路７１と一部がつながっている。流体導入路７１からのオイルは、その一部が座ぐり７３に流れ込み、保持される。これにより、第１ピストン４６を下軸受部材４１に向けて押し戻す作用の及ぶ領域が連通路４３ａの開口の周囲に拡大するとともに、潤滑性も向上する。一般に、連通路４３ａを第１ピストン４６が通過する際には、連通路４３ａの縁においてオイルがそぎ取られ、油膜切れが発生しやすい。本実施形態によれば、座ぐり７３にオイルが保持されるとともに、座ぐり７３からオイルが徐々に供給されるので、油膜切れを確実に防ぐことができ、ピストン４６や中板４３の摩耗を防ぐ効果が高まる。

また、図５に示すように、流体導入路７１の開口７１ｐは、第１ピストン４６と中板４３とが常時重なり合っている領域ＣＡ（図５中に破線で示す領域）に、その全部が位置しているとよい。領域ＣＡは、連通路４３ａの開口よりも内側の円環状の領域である。このような領域ＣＡに流体導入路７１の開口７１ｐがあれば、シャフト５の回転角度によらず、流体導入路７１が第１ピストン４６によって常時塞がれる。その結果、流体導入路７１からのオイルが流体室５５に過剰に流入し、多量のオイルが冷媒に混ざって流体機械２００Ａの外部に吐出されることを回避できる。蒸発器や放熱器における熱交換効率の観点から、冷媒に混入しているオイルの冷媒に対する割合は小さい方がよい。なお、流体室５５へのオイルの流れ込みを抑制するために、座ぐり７３を省略してもよい。

（第２実施形態）
ピストンに作用する押し付け力を低減するための押付力低減用流体として、オイルの他に冷媒（作動流体）を用いることができる。使用する冷媒は、膨張機構３で膨張する前の高圧冷媒であってもよいし、膨張後の低圧冷媒であってもよい。本実施形態では、高圧冷媒を使用する例について説明する。

図８は、中板を第１シリンダ側から見た、図３と同様の下面図である。押付力低減機構としての流体導入路７６が中板４３に形成されている。流体導入路７６の一方の開口７６ｐは、第１実施形態と同じ位置にある。流体導入路７６の他方の開口７６ｑは、中板４３を厚さ方向に貫通する吸入路５８に面している。図１を参照して説明したように、膨張前の冷媒は、吸入管５２、吸入路５７、吸入路５８および下軸受内空間４０ａを流通し、吸入ポート４１ａから第１吸入側流体室５５ａに流入する。つまり、本実施形態において、流体導入路７６は、第１吸入側流体室５５ａに冷媒を吸入させる吸入路５８と、第１ピストン４６と中板４３との間の微小隙間とを接続し、その微小隙間に高圧冷媒を導入するように形成されている。

第１ピストン４６に押し付け力が作用する期間Ｐ１，Ｐ２（図７参照）において、第１シリンダ４２の流体室５５（５５ａ，５５ｂ）は膨張前の冷媒で満たされている。したがって、流体導入路７６を流通し、第１ピストン４６と中板４３との間の微小隙間に導入される高圧冷媒の圧力は、流体室５５（５５ａ，５５ｂ）の圧力と概ね等しい。高圧冷媒の導入により、第１ピストン４６と中板４３とを離間させる方向の力が第１ピストン４６の端面に作用する。この結果、第１実施形態と同じ効果を得ることができる。

また、本実施形態によれば、膨張させるべき冷媒を押付力低減用流体として用いるので、次のような効果も得られる。冷凍サイクル装置（図１３参照）の運転状態によって吸入管５２（図１参照）に吸入される冷媒の圧力が急激に変化し、これに伴って流体室５５の圧力が急激に変化した場合、流体導入路７６によって導入される冷媒の圧力も同様に変化する。そのため、冷凍サイクル装置の運転状態によらず、第１ピストン４６の両端面に作用する力の均衡を保つことができ、膨張機構３の信頼性がいっそう高まる。

図１に示すように、流体導入路７６の接続元である吸入路５８は、流体室５５の周囲において第１シリンダ４２の高さ方向（つまり上下方向）に延びるように形成されている。流体導入路７６は、中板４３の内部を通じて、吸入路５８と微小隙間（第１ピストン４６と中板４３との）とを接続する。言い換えれば、流体導入路７６は、吸入路５８から分岐した分岐路である。本実施形態によれば、流体導入路７６の全部が中板４３に形成されるので、部品点数の増加がなく、コスト増の問題が生じにくい。

流体導入路７６の接続元は、吸入路５８に通じた空間であればよい。吸入管５２、上軸受部材４５の内部に形成された吸入路５７および下軸受内空間４０ａには、膨張前の高圧冷媒が存在する。したがって、吸入路５８に通じているそのような空間と、第１ピストン４６と中板４３との間の微小隙間とを接続することができれば、流体導入路７６の接続元は特に限定されない。ただし、中板４３を貫通するように形成されている吸入路５８を接続元とすることにより、流体導入路７６の全長を短くすることができ、圧力損失を防ぐ観点で有利である。さらに、図８の例では、吸入路５８がシャフト５の基準位置（ベーンのある位置）から１８０°反対側に形成されているが、吸入路５８の数や位置は適宜変更可能である。例えば、流体導入路７６と吸入路５８とを直線的に接続することができるように、シャフト５の周方向に沿った複数箇所に吸入路５８が形成されていてもよい。

また、第１実施形態と同様に、流体導入路７６の開口７６ｐは、第１ピストン４６と中板４３とが常時重なり合っている領域ＣＡ（図５参照）に、その全部が位置しているとよい。本実施形態では、流体導入路７６から導入される押付力低減用流体が流体室５５で膨張する冷媒そのものなので、冷媒にオイルが過剰混入するといった問題は無い。ただし、膨張効率の低下を防ぐ観点から、流体導入路７６は第１ピストン４６によって常時塞がれているとよい。

（第３実施形態）
押付力低減用流体として使用する冷媒は、膨張後または膨張中の低圧冷媒であってもよい。本実施形態では、低圧冷媒を使用する例について説明する。低圧冷媒を用い、第１ピストン４６に作用する押し付け力を低減するためには、第１ピストン４６と下軸受部材４１との間の微小隙間（摺動面）に低圧冷媒を導入すればよい。

図９は、本実施形態にかかる膨張機構３の縦断面図である。ただし、図１とは異なる角度での断面を示している。本実施形態によれば、連通路４３ａに面する側とは反対側の第１ピストン４６の端面（図９中では下端面）に作用する力を低減するために、下軸受部材４１（第１閉塞部材）と第１ピストン４６との間の微小隙間に、流体室５５の圧力以下の圧力を有する押付力低減用流体を導入する流体導入路７８が、押付力低減機構として形成されている。下軸受部材４１の流体室５５側の端面（図９中では上端面）に流体導入路７８が開口するように、流体導入路７８の少なくとも一部が下軸受部材４１に形成されている。

本実施形態によれば、第１ピストン４６と下軸受部材４１との微小隙間に流体導入路７８が開口しているので、第１ピストン４６の下端面は、部分的に低圧冷媒に晒される。この結果、第１ピストン４６を中板４３の連通路４３ａ付近に押し付ける力が弱くなり、第１ピストン４６と中板４３とが強く摺動することによる動力損失の増大や部品の摩耗を防ぐことができる。

流体導入路７８の一方の開口７８ｐは、下軸受部材４１の上端面に位置し、他方の開口７８ｑは、中板４３に形成された連通路４３ａ内に位置している。流体導入路７８は、中板４３、第１シリンダ４２および下軸受部材４１に形成されており、連通路４３ａおよび流体室５５以外の空間からは隔離されている。このように、流体導入路７８は、下軸受部材４１と第１ピストン４６との間の微小隙間と、連通路４３ａとを接続し、当該微小隙間に連通路４３ａを満たす冷媒を導入する。連通路４３ａと同じ圧力の冷媒に第１ピストン４６の端面を晒すことができるので、押し付け力の低減効果を確実に得ることができる。

第１シリンダ４２の流体室５５に面する流体導入路７８の開口７８ｐは、同じく流体室５５に面する連通路４３ａの開口と、上下方向で重なり合っているとよい。流体導入路７８には、連通路４３ａを満たす冷媒が流入するので、連通路４３ａの圧力と流体導入路７８の圧力は等しくなる。流体導入路７８の開口７８ｐが、連通路４３ａの開口と上下方向で重なっている場合、第１ピストン４６を下軸受部材４１に向けて押す力と、中板４３に向けて押す力との均衡を図ることができる。つまり、第１ピストン４６の一端面にかかる圧力の面内分布と他端面にかかる圧力の面内分布とを均一化できる。したがって、第１ピストン４６は、下軸受部材４１および中板４３のいずれにも強く押し付けられることなくスムーズに動作できるようになり、動力損失の増大や部品の摩耗が確実に防止される。

また、連通路４３ａと流体導入路７８とが直接接続しているので、冷凍サイクル装置（図１３参照）の運転状態によらず、連通路４３ａの圧力と流体導入路７８の圧力とが常に一致する。つまり、冷凍サイクル装置の運転状態によらず、第１ピストン４６の両端面に作用する力の均衡を図ることができる。この結果、膨張機構３の信頼性がいっそう高まる。なお、流体導入路７８の開口７８ｐと連通路４３ａの開口とは、上下方向に関し、一部が互いに重なり合っていてもよいし、全部が互いに重なり合っていてもよい（つまり、開口の大きさ、形状および位置が同一）。

（第４実施形態）
第１ピストン４６に作用する押し付け力を低減する押付力低減機構は、図１０に示すように、第１ピストン４６の一端面にかかる圧力の面内分布と他端面にかかる圧力の面内分布とが均一化するように、第１ピストン４６と中板４３との間の微小隙間と、第１ピストン４６と下軸受部材４１との間の微小隙間とを接続する均圧用通路４６ｈを含むものであってもよい。このような均圧用通路４６ｈによれば、連通路４３ａの圧力と流体室５５の圧力との差によって第１ピストン４６に作用する押し付け力を低減することができる。また、第１ピストン４６に作用する押し付け力を低減するために、第１シリンダ４２の内部の流体（冷媒）を用いるので、先に説明したいくつかの実施形態と同様に、第１ピストン４６の一端面にかかる圧力の面内分布と他端面にかかる圧力の面内分布とを安定して均一化できる。

均圧用通路４６ｈは、第１ピストン４６を厚さ方向に貫通する少なくとも１つの貫通孔４６ｈでありうる。このような貫通孔４６ｈは、第１ピストン４６を加工することによって容易に形成できる。また、貫通孔４６ｈの全長は短いので、圧力の変化を迅速に伝達することが可能である。

第１ピストン４６の運動にともなって、貫通孔４６ｈと連通路４３ａとが重なり合い、貫通孔４６ｈに連通路４３ａの冷媒が流入する。貫通孔４６ｈが連通路４３ａに少しでも重なっている限り、連通路４３ａを満たす冷媒は貫通孔４６ｈに流入する。そして、貫通孔４６ｈの内部が連通路４３ａと同じ圧力になる。したがって、第１ピストン４６にかかる圧力の面内分布は両端面でほぼ等しくなり、中板４３ａに向かう方向の押し付け力が第１ピストン４６に殆ど作用しなくなる。言い換えれば、貫通孔４６ｈが連通路４３ａと接続することにより、第１ピストン４６にかかっていた荷重が抜けるような形となる。

貫通孔４６ｈの位置は、図７で説明した期間Ｐ１，Ｐ２において、連通路４３ａと重なることができる位置であれば特に限定されない。ただし、本実施形態において、膨張機構３はローリングピストン型の膨張機構であり、第１ピストン４６は自転する。そこで、周方向に沿った複数箇所に等角度間隔で貫通孔４６ｈを形成することにより、上記期間Ｐ１，Ｐ２において、連通路４３ａと貫通孔４６ｈとを確実に接続させることが可能となる。

また、貫通孔４６ｈの形状は特に限定されず、図１０に示すような円筒状とすることができる。また、図１１Ａに示すようなスリット状としてもよい。スリット状の貫通孔４６ｓによれば、第１ピストン４６の半径方向の強度を確保しやすく、かつデッドボリュームを少なくすることができる。膨張機構３の効率の観点においては、デッドボリュームは少ないほど好ましい。

スリット状の貫通孔４６ｓも複数箇所に形成されているとよい。本実施形態では、複数の貫通孔４６ｓがシャフト５の回転軸から見て放射状に等角度間隔で配列している。さらに、図１１Ｂの拡大平面図に示すように、隣り合う２つのスリット状貫通孔４６ｓ，４６ｓの長辺（第１ピストン４６の平面図における貫通孔４６ｓの長辺）のなす角度をθ₁、第１ピストン４６が上死点に達した瞬間における当該第１ピストン４６の外形の中心点Ｏ₁から連通路４３ａの外形に接するように引いた２本の線分がなす角度をθ₂としたとき、θ₁＜θ₂の関係を満足するように、複数の貫通孔４６ｓの位置、大きさおよび範囲が定められているとよい。このようにすれば、第１ピストン４６の回転が停止した状態においても、複数の貫通孔４６ｓのいずれかが必ず連通路４３ａと接続するので、本発明の効果を流体機械２００Ａの停止時や始動時においても常に得ることができる。

また、貫通孔が形成される第１ピストンは、自転を行わない、いわゆるスイングピストンであってもよい。図１２に示すように、第１ピストン４６には、外周部の一部を円弧状に切り欠く形で自転防止用の座ぐり４６ｇが形成されている。均圧用通路としての貫通孔４６ｈは、連通路４３ａの全部が第１ピストン４６の外形よりも内側に位置する期間（図７を参照して説明した期間Ｐ１，Ｐ２）において、連通路４３ａと接続しうる位置に１つのみ形成されている。

座ぐり４６ｇにベーン４８の先端部が嵌ることによって、第１ピストン４６の自転が禁止される。流体機械２００Ａの作動時においては、第１ピストン４６の端面の常に同じ部分が、連通路４３ａを覆う。この場合、貫通孔４６ｈを１つのみ形成すれば足りるため、加工コストの増加や第１ピストン４６の強度低下を防ぐことができ、膨張機構３の信頼性をさらに高めることが可能となる。なお、ベーン４８と第１ピストン４６とを一体化することによって、ピストン４６の自転が禁止されていてもよい。

以上、本実施形態では、２つのシリンダを用いて１つの膨張室を形成するロータリ膨張機（膨張機構）について説明したが、本発明の適用範囲はこれらに限定されない。例えば、高圧冷媒を吸入して低圧空間に吐出する単段のロータリ型膨張機に本発明を適用してもよいし、３段以上のシリンダを有する多段のロータリ型膨張機に本発明を適用してもよい。膨張機だけでなく、圧縮機に本発明を適用してもよい。

説明した各実施形態において、中板４３に形成された連通路４３ａは、第１吐出側流体室５５ｂから作動流体を吐出させるための通路であり、第２吸入側流体室５６ａに作動流体を吸入させるための通路でもある。一方、本発明を単段のロータリ型膨張機または圧縮機に適用する場合にまで視点を拡げると、中板（第２閉塞部材）に形成された連通路は、吐出側流体室の圧力以下の圧力を有する空間と、流体室とを接続する通路となる。

また、本発明は、二酸化炭素を冷媒として用いる冷凍サイクル装置の膨張機または圧縮機に適用した場合に、より高い効果を得ることができる。ハイドロフルオロカーボンのようなフロン系冷媒に比べ、二酸化炭素は冷凍サイクルにおける高低圧差が非常に大きく、連通路４３ａの容積が僅かであったとしても、第１ピストン４６に強い押し付け力が作用しやすいからである。

図１３は、図１の流体機械を用いた冷凍サイクル装置の概略図である。蒸気圧縮式冷凍サイクル装置１１０は、冷媒を圧縮する圧縮機２と、圧縮機２で圧縮された冷媒を放熱させる放熱器１１２と、放熱器１１２で放熱した冷媒を膨張させるとともに冷媒から動力を回収する膨張機３と、膨張機３で膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器１１４と、これらの要素を上記順番で接続して冷媒回路を形成する冷媒管とを備えている。圧縮機２および膨張機３として、本実施形態の流体機械２００Ａを用いることができる。

冷凍サイクル装置１１０は、給湯機、空気調和装置等に利用することができる。図１３の構成では、放熱器１１２および蒸発器１１４における冷媒の流通方向が一定であるが、流通方向が変更できるように冷媒回路上に四方弁が設けられていてもよい。

本発明の第１実施形態にかかるロータリ型流体機械の縦断面図 図１に示す膨張機一体型圧縮機のＤ１−Ｄ１横断面図 同じくＤ２−Ｄ２横断面図 中板の下面図 図３に示す中板のIV-IV断面図 流体導入路の開口の位置を説明する図 シャフトを正方向（図中時計回り）に３４０°回転させた時点の各シリンダの状態を示す図 同じく２０°回転させた時点の各シリンダの状態を示す図 シャフトが１回転する間の、第１吸入側流体室、第１吐出側流体室および連通路の圧力変化を模式的に示すグラフ 第２実施形態にかかる中板の下面図 第３実施形態にかかる膨張機構の拡大縦断面図 第４実施形態にかかる第１ピストンの平面図 第１ピストンの第１変形例の平面図 スリット状貫通孔の形成形態を具体的に示す図 第１ピストンの第２変形例の平面図 図１に示す流体機械を用いた、本発明の冷凍サイクル装置の構成図 従来の流体機械の断面図

符号の説明

２ 圧縮機構
３ 膨張機構
４１ 下軸受部材（第１閉塞部材）
４２ 第１シリンダ
４３ 中板（第２閉塞部材）
４３ａ 連通路
４４ 第２シリンダ
４５ 上軸受部材（第３閉塞部材）
４５ｃ 吐出路
４６ 第１ピストン
４６ｈ，４６ｓ 貫通孔（均圧用通路）
４７ 第２ピストン
４８ 第１ベーン
４９ 第２ベーン
５８ 吸入路
７１，７６，７８ 流体導入路
７３ 座ぐり
１１０ 冷凍サイクル装置
１１２ 放熱器
１１４ 蒸発器
２００Ａ 流体機械

Claims (16)

1. シリンダと、
   前記シリンダの内部で運動するピストンと、
   前記シリンダの第１側を閉塞する第１閉塞部材と、
   前記シリンダの第２側を閉塞する第２閉塞部材と、
   前記シリンダ、前記第１閉塞部材、前記第２閉塞部材および前記ピストンによって形成される流体室を、吸入側流体室と吐出側流体室とに仕切るベーンと、
   作動流体が流通する通路であって、前記ピストンによって開閉が行われるように少なくとも一部が前記第２閉塞部材に形成され、前記吐出側流体室の圧力以下の圧力を有する空間と前記流体室とを接続する連通路と、
   前記連通路の圧力と前記流体室の圧力との差によって前記ピストンに作用する押し付け力を、押圧力低減用流体を用いて低減する押付力低減機構と、
   を備えた、ロータリ型流体機械。
2. 前記押付力低減機構は、前記押し付け力の作用する方向とは逆方向の力を前記ピストンに作用させることによって前記押し付け力を低減するように構成されている、請求項１に記載のロータリ型流体機械。
3. 前記押付力低減機構は、前記連通路の開口の周囲において前記第１閉塞部材に向かう方向の押し返し力を前記ピストンの端面に加えるために、前記第２閉塞部材と前記ピストンとの間の微小隙間に、前記流体室の圧力以上の圧力を有する前記押付力低減用流体を導入する流体導入路を含み、
   前記第２閉塞部材の前記シリンダを閉塞する側の端面に前記流体導入路が開口するように、前記流体導入路の少なくとも一部が前記第２閉塞部材に形成されている、請求項２に記載のロータリ型流体機械。
4. 前記流体導入路は、前記押付力低減用流体として当該ロータリ型流体機械の潤滑用のオイルを前記微小隙間に導入するように形成されている、請求項３に記載のロータリ型流体機械。
5. 前記流体導入路から前記微小隙間に導入されたオイルが前記連通路の開口の周囲に導かれるように、前記第２閉塞部材に座ぐりが形成されている、請求項４に記載のロータリ型流体機械。
6. 前記押付力低減用流体が前記作動流体であり、
   前記流体導入路は、前記吸入側流体室に前記作動流体を吸入させる吸入路と前記微小隙間とを接続する、または、前記吸入路に通じた空間と前記微小隙間とを接続し、前記微小隙間に前記作動流体を導入するように形成されている、請求項３に記載のロータリ型流体機械。
7. 前記吸入路または前記吸入路に通じた空間が前記流体室の周囲において前記シリンダの高さ方向に延びるように形成されており、
   前記流体導入路は、前記第２閉塞部材の内部を通じて、前記吸入路と前記微小隙間とを接続する、または、前記吸入路に通じた空間と前記微小隙間とを接続する、請求項６に記載のロータリ型流体機械。
8. 前記押付力低減機構は、前記連通路に面する側とは反対側の前記ピストンの端面に作用する力を低減しうるように、前記第１閉塞部材と前記ピストンとの間の微小隙間に、前記流体室の圧力以下の圧力を有する前記押付力低減用流体を導入する流体導入路を含み、
   前記第１閉塞部材の前記シリンダを閉塞する側の端面に前記流体導入路が開口するように、前記流体導入路の少なくとも一部が前記第１閉塞部材に形成されている、請求項１に記載のロータリ型流体機械。
9. 前記押付力低減用流体が前記作動流体であり、
   前記流体導入路は、前記連通路と前記微小隙間とを接続し、前記微小隙間に前記連通路を満たす前記作動流体を導入する、請求項８に記載のロータリ型流体機械。
10. 前記流体導入路の開口は、前記ピストンと前記第１閉塞部材とが常時重なり合っている領域内または前記ピストンと前記第２閉塞部材とが常時重なり合っている領域内に、その全部が位置している、請求項３ないし請求項９のいずれか１項に記載のロータリ型流体機械。
11. 前記押付力低減機構は、前記ピストンの一端面にかかる圧力の面内分布と他端面にかかる圧力の面内分布とが均一化するように、前記ピストンと前記第１閉塞部材との間の微小隙間と、前記ピストンと前記第２閉塞部材との間の微小隙間とを接続する均圧用通路を含む、請求項１に記載のロータリ型流体機械。
12. 前記均圧用通路は、前記ピストンを厚さ方向に貫通する少なくとも１つの貫通孔を含み、
    前記ピストンの運動にともなって、前記貫通孔と前記連通路とが重なり合い、前記貫通孔に前記連通路の前記作動流体が流入する、請求項１１に記載のロータリ型流体機械。
13. 前記貫通孔がスリット状である、請求項１２に記載のロータリ型流体機械。
14. 前記シリンダが第１シリンダ、前記ピストンが第１ピストン、前記ベーンが第１ベーンとして構成され、
    前記第２閉塞部材を前記第１シリンダと共用し、かつ前記第１シリンダに連なるように配置された第２シリンダと、
    前記第２シリンダの内部で運動する第２ピストンと、
    前記第２閉塞部材とは反対側において前記第２シリンダを閉塞する第３閉塞部材と、
    前記第２シリンダ、前記第２閉塞部材、前記第３閉塞部材および前記第２ピストンによって形成される流体室を、吸入側流体室と吐出側流体室とに仕切る第２ベーンとをさらに備え、
    前記第２閉塞部材に形成された前記連通路によって、前記第１シリンダ側の前記吐出側流体室と、前記第２シリンダ側の前記吸入側流体室とが連通し、１つの流体室が形成されている、請求項１ないし請求項１３のいずれか１項に記載のロータリ型流体機械。
15. 前記作動流体が二酸化炭素である、請求項１ないし請求項１４のいずれか１項に記載のロータリ型流体機械。
16. 冷媒を圧縮する圧縮機と、
    前記圧縮機で圧縮された冷媒を放熱させる放熱器と、
    前記放熱器で放熱した冷媒を膨張させるとともに冷媒から動力を回収する膨張機と、
    前記膨張機で膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器とを備え、
    前記膨張機として、請求項１ないし請求項１５のいずれか１項に記載のロータリ型流体機械が用いられた、冷凍サイクル装置。

Images