JP2009024621A - スクロール膨張機 - Google Patents

Abstract

【課題】この発明は、正転時および逆転時に、渦巻側面隙間の極小状態を維持して駆動力の減少を回避し、安定して動作できるスクロール膨張機を得る。
【解決手段】スライダ７４には、第１および第２スライド面８１ａ，８１ｂの面間隔が孔中心と直交する方向に先細り形状の内形形状に形成された軸嵌入孔８１が形成されている。主軸７８には、第１および第２摺動面８０ａ，８０ｂの面間隔が偏心方向に狭まる先細り形状の外形形状に形成された偏心軸部８０が形成されている。そして、主軸７８が、偏心軸部８０を軸嵌入孔８１に嵌入して回転自在に配設されている。正転時に、第１スライド面８１ａが第１摺動面８０ａ上を揺動半径が増大する方向に摺動移動するように第１スライド面８１ａの角度が設定され、かつ、逆転時に、第２スライド面８１ｂが第２摺動面８０ｂ上を揺動半径が増大する方向に摺動移動するように第２スライド面８１ｂの角度が設定されている。
【選択図】図４

Description

本発明は、冷凍・空調用途の冷凍サイクル内で用いられ、冷媒の膨張過程からエネルギーを動力として回収・利用するスクロール膨張機に関し、特に動力源により駆動される主圧縮機とは異なり、動力回収を行う膨張機構と動力利用を行うサブ圧縮機構とが一体の渦巻部品を揺動させることにより成り立つスクロール膨張機における半径方向隙間低減のための可変半径クランク機構に関するものである。

冷凍・空調用に用いられる冷凍サイクルにおいて、膨張過程の冷媒から機械エネルギーを回収して圧縮過程の一部の動力として利用する膨張機を、モータなどで駆動されて冷媒を圧縮する主圧縮機とは独立に構成したものが提案されている。このような膨張機では、サブ圧縮機構が膨張機構により回収された動力のみによって駆動されて昇圧動作を行うので、サブ圧縮に要する仕事に摺動損失などの諸処の損失動力を加えたものが、回収動力以下とならなければならない。従って、動力回収の効率を高めるためには、損失動力を小さく抑える必要がある。

ここで、膨張機構とサブ圧縮機構とをそれぞれ完結したものとし、膨張機構からサブ圧縮機構に動力を伝達する動力伝達部材を配する構成をとると、膨張機構およびサブ圧縮機構のそれぞれの可動部品に作動圧によるガス荷重が作用し、可動部品を潤滑支持する部分で摺動損失を生じてしまい、高効率の動力回収は望めない。

これに対し、膨張機構とサブ圧縮機構との可動部品の一体化を図り、ガス荷重をできる限り相殺することで、可動部品および動力伝達部品での摺動損失を抑えることが試みられている。

このような膨張機をスクロール型で構成する場合、台板の表面に膨張機構の渦巻を、台板の背面にサブ圧縮機構の渦巻をそれぞれ形成して揺動スクロールを構成し、圧縮／膨張過程で揺動スクロールに作用する軸方向のスラスト荷重を相殺する。このようなスクロール膨張機では、揺動スクロールの膨張側渦巻において回収された動力はそのまま背面のサブ圧縮側渦巻においてサブ圧縮仕事に用いられるため、動力伝達のための軸などの動力伝達部材は必要がない。そして、揺動スクロールの運動を規制するクランク軸とオルダムリングを備えるのが一般的であり、クランク軸は揺動スクロール中央部を貫通し、オルダムリングは揺動スクロールの台板と膨張側固定スクロール又はサブ圧縮側固定スクロールとの間で自転規制を行う。

一般に、揺動スクロールがクランク軸とオルダムリングとにより規制されながら揺動運動するスクロール流体機械においては、径方向の渦巻側面隙間の極小化を目的として、クランク軸と揺動スクロールとの間にブッシュを配し、クランク軸の回転中心とブッシュの外径中心との距離が変化する可変半径クランク機構を用いていた。そして、クランク軸に形成された平面上をブッシュがスライドする、スライダタイプの可変半径クランク機構において、逆転運転時の動作に配慮し、圧縮機の逆転運転時に揺動スクロールの揺動半径が小さくなる方向に動くようにスライダ摺動面の角度設定を行っていた（例えば、特許文献１参照）。

特開平５−２４８３７２号公報

特許文献１に記載のスクロール型圧縮機においては、圧縮機を逆転運転させた場合の圧縮室内真空運転を回避し、スクロール部品の渦巻歯先の損傷を防止するために、スライダの負荷側摺動面と反負荷側摺動面とが平行ではなく、揺動半径が大きくなる移動方向に対してスライダの軸嵌入穴が末広がりの形状となっている。これは、圧縮機における結線誤りなどによる逆転運転に対応したものであり、モータによって駆動されることが前提となっている。

そこで、サブ圧縮機構が膨張機構により回収された動力のみによって駆動されるスクロール膨張機に、揺動半径が大きくなる移動方向に対してスライダの軸嵌入穴が末広がりの形状となっている可変半径クランク機構を採用した場合、逆転運転では、径方向の渦巻側面隙間が拡がり、サブ圧縮機構を駆動するために十分な動力が得られず、機能停止に陥るという問題がある。

この発明は、上述のような問題を解決するためになされたものであり、駆動側の膨張ガス荷重と被駆動側のサブ圧縮ガス荷重との大小関係が逆転した場合においても、渦巻側面隙間の極小状態を維持して駆動力の減少を回避し、安定して動作できるスクロール膨張機を得ることを目的としている。

この発明のスクロール膨張機は、揺動スクロールと膨張側固定スクロールとが該揺動スクロールの一面に形成された渦巻歯と該膨張側固定スクロールに形成された渦巻歯とを咬合するように配置され、冷媒を膨張させて動力を回収する膨張機構と、上記揺動スクロールと圧縮側固定スクロールとが該揺動スクロールの他面に形成された渦巻歯と該圧縮側固定スクロールに形成された渦巻歯とを咬合するように配置され、上記膨張機構で回収した動力で冷媒を圧縮するサブ圧縮機構と、２つのスライド面の面間隔が孔中心と直交する方向に狭まる先細り形状の内形形状に形成された軸嵌入孔が形成され、上記揺動スクロールの中央に穿設された揺動軸受部に嵌入されたスライダと、２つの摺動面の面間隔が偏心方向に狭まる先細り形状の外形形状に形成された偏心軸部を有し、該偏心軸部を上記軸嵌入孔に嵌入して回転自在に配設された主軸と、を備えている。そして、上記スライダは、上記揺動スクロールの正転時に、正転側のスライド面が正転側の上記摺動面上を揺動半径が増大する方向に摺動移動するように正転側のスライド面角度が設定され、かつ、上記揺動スクロールの逆転時に、逆転側のスライド面が逆転側の上記摺動面上を揺動半径が増大する方向に摺動移動するように逆転側のスライド面角度が設定されている。

この発明によれば、揺動スクロールの正転時に、正転側のスライド面が正転側の摺動面上を揺動半径が増大する方向に摺動移動するように正転側のスライド面角度が設定されている。そこで、揺動スクロールの正転時には、渦巻歯側面の半径方向隙間が極小化され、漏れの少ない膨張が行われ、サブ圧縮機構を駆動するために十分な動力が得られる。
また、揺動スクロールの逆転時には、逆転側のスライド面が逆転側の摺動面上を揺動半径が増大する方向に摺動移動するように逆転側のスライド面角度が設定されているので、荷重逆転が発生しても、渦巻歯側面の半径方向隙間の極小化状態が維持され、主軸とスライダとの間のロックが回避される。そこで、渦巻歯側面の半径方向隙間の拡大に起因する駆動トルクの減少が起こらず、荷重逆転時からの復帰が容易となる。

図１はこの発明の実施の形態によるスクロール膨張機の構成を示す縦断面図である。図において、同一の符号を付したものは、同一またはこれに相当するものであり、このことは、明細書の全文において共通することである。さらに、明細書全文の表れている構成要素の形態は、あくまで例示であって、これらの記載の限定されるものではない。

図１において、スクロール膨張機１の密閉容器４内の下方には、膨張機構２が設置されており、膨張機構２の上方には、サブ圧縮機構３が設置されている。膨張機構２は、台板５１ａの上面に渦巻歯５１ｃを形成した固定スクロール５１（膨張側固定スクロール）と、台板５３ａの下面に渦巻歯５３ｃを形成した揺動スクロール５３とからなる。固定スクロール５１の渦巻歯５１ｃと揺動スクロール５３の渦巻歯５３ｃとは、逆の巻き方向で、咬合するように配置されている。また、サブ圧縮機構３は、台板５２ａの下面に渦巻歯５２ｃを形成した固定スクロール５２（圧縮側固定スクロール）と、台板５３ａの上面に渦巻歯５３ｄを形成した揺動スクロール５３とからなる。固定スクロール５２の渦巻歯５２ｃと揺動スクロール５３の渦巻歯５３ｄとは、逆の巻き方向で、咬合するように配置されている。ここで、サブ圧縮機構３の渦巻歯５２ｃ，５３ｄは、膨張機構２の渦巻歯５１ｃ、５３ｃと同じ巻き方向で、揺動スクロール５３が揺動したときに、一方で圧縮、他方で膨張できるようになっている。

主軸７８は、膨張機構２の固定スクロール５１およびサブ圧縮機構３の固定スクロール５２それぞれの中央に形成された軸受部５１ｂ，５２ｂによって、回転自由に両持ち支持されている。スリーブ７５が主軸７８の軸受部５１ｂに対応する部分に同軸に外嵌状態に嵌め込まれている。スライダ７４が揺動スクロール５３の中央に穿設された揺動軸受部５３ｂに内嵌状態に嵌め込まれている。そして、主軸７８の中央部に形成された偏心軸部８０が、後述するスライダ７４に穿設された軸嵌入孔８１に嵌入されている。これにより、スライダ７４の外径中心と主軸７８の軸心との間の距離が変動可能で、スライダ７４が揺動スクロール５３に作用するガス圧による力で揺動半径が大きくなる方向に移動する可変半径クランク機構を構成し、揺動スクロール５３が揺動運動できる。

膨張機構２の外周であって密閉容器４の側面には、冷媒を吸入する膨張吸入管１５および膨張した冷媒を吐出する膨張吐出管１６が設置されている。一方、サブ圧縮機構３の上方であって密閉容器４の上面には、冷媒を吸入するサブ圧縮吸入管１９が設置されており、サブ圧縮機構３の外周であって密閉容器４の側面には、圧縮した冷媒を吐出するサブ圧縮吐出管２０が設置されている。

サブ圧縮機構３においては、固定スクロール５２および揺動スクロール５３それぞれの渦巻歯５２ｃ，５３ｄの先端には、固定スクロール５２の渦巻歯５２ｃと揺動スクロール５３の渦巻歯５３ｄとで形成されるサブ圧縮室３ａを仕切るチップシール７１が装着されている。また、固定スクロール５２における揺動スクロール５３に対向する面であって渦巻歯５２ｃの外周には、揺動スクロール５３と固定スクロール５２とをシールする外周シール７３が設けられている。

一方、膨張機構２においては、揺動スクロール５３の固定スクロール５１に対向する面であって揺動軸受部５３ｂの外周には、揺動スクロール５３と固定スクロール５１とをシールする内周シール７２が設けられている。また、固定スクロール５１および揺動スクロール５３の渦巻歯５１ｃ，５３ｃの先端には、固定スクロール５１の渦巻歯５１ｃと揺動スクロール５３の渦巻歯５３ｃとで形成される膨張室２ａを仕切るチップシール７１が装着されている。

揺動スクロール５３は、サブ圧縮機構３に設けたオルダムリング７７によって、自転を規正される。また、揺動スクロール５３が揺動運動することによって発生する遠心力を相殺するために、上および下バランサ７９ａ，７９ｂが主軸７８の両端側に取り付けられている。主軸７８の下端には、油ポンプ７６が取り付けられ、密閉容器４の下部空間の底部に貯留されている潤滑油９を各軸受部に供給する。

主軸７８内には、主に軸受部５１ｂに給油する油孔７８ａ、軸受部５２ｂおよび揺動軸受部５３ｂに給油する油孔７８ｂ、およびガス抜き孔７８ｃが設けられている。そして、主軸７８の軸受部５２ｂに対応する部分の外周面には、螺旋溝（図示せず）が設けられており、油孔７８ｂを介して軸受部５２ｂに給油された潤滑油９が螺旋溝を通って上部空間にオーバーフローするようになっている。また、サブ圧縮される冷媒は、主圧縮機５から潤滑油を含んでサブ圧縮吸入管１９を介して供給され、揺動スクロール５３と固定スクロール５２とによりサブ圧縮された後、上部空間に一旦開放されることにより油分離され、サブ圧縮吐出管２０から排出される。そして、軸受部５２ｂからオーバーフローされ、さらに油分離されて上部空間の下部に溜まった潤滑油９が、返油孔３１を介して下部空間に戻される。

スリーブ７５が主軸７８の軸受部５１ｂに対応する部分に同軸に外嵌状態に嵌め込まれ、スライダ７４が主軸７８の揺動軸受部５３ｂに対応する部分に外嵌状態に嵌め込まれている。これにより、スライダ７４の外径中心は主軸７８の軸心からの距離が変動可能で、揺動スクロール５３に作用するガス圧による力で揺動半径が大きくなる方向に移動する可変半径クランク機構が構成される。

つぎに、このように構成されたスクロール膨張機１を用いた冷凍サイクルについて図２を参照しつつ説明する。
冷凍サイクルでは、スクロール膨張機１のサブ圧縮機構３がガスクーラ１１の上流側に配設され、膨張機構２がガスクーラ１１の下流側に配設されている。この時、膨張機構２とサブ圧縮機構３とが一体に構成されていることの制約から、膨張機構２の通過流量を調整するためのバイパス膨張弁１３が膨張機構２と並列に、膨張機構２の体積流量を調整するための予膨張弁１４が膨張機構２と直列上流側に設けられている。また、膨張機構２が蒸発器１２の上流側に配設され、サブ圧縮機構３が蒸発器１２の下流側に配設された主圧縮機５の下流側に配設されている。

このように構成された冷凍サイクルでは、モータ６に給電されると、主圧縮機５が駆動され、冷媒が圧縮される。圧縮された冷媒は、サブ圧縮吸入管１９からサブ圧縮機構３に送り込まれ、固定スクロール５２の渦巻歯５２ｃと揺動スクロール５３の渦巻歯５３ｄとで形成されるサブ圧縮室３ａ内で圧縮昇圧される。サブ圧縮室３ａ内で圧縮昇圧された冷媒は、吐出弁３２から吐出されて密閉容器４の上部空間に一旦開放され、油分離された後、サブ圧縮吐出管２０から密閉容器４外へ吐出される。サブ圧縮吐出管２０から吐出された冷媒は、ガスクーラ１１に送り込まれて冷却される。冷却された冷媒の一部が、予膨張弁１４で膨張されて、あるいは膨張されずに膨張吸入管１５から膨張機構２に送り込まれ、固定スクロール５１の渦巻歯５１ｃと揺動スクロール５３の渦巻歯５３ｃとで形成される膨張室２ａ内で膨張減圧される。ガスクーラ１１で冷却された冷媒の残部は、バイパス膨張弁１３で膨張減圧される。膨張室２ａ内で膨張減圧された冷媒は、膨張吐出管１６から吐出され、バイパス膨張弁１３で膨張減圧された冷媒の残部とともに蒸発器１２に送り込まれ、加熱された後、主圧縮機５に送り込まれる。

この時の冷凍サイクルの動作について図３を用いて説明する。図３は冷凍サイクルの動作を説明するモリエル線図であり、縦軸は冷媒圧力を、横軸は比エンタルピを表している。なお、図３はＣＯ_２のように高圧側が超臨界となる冷媒を用いることを想定している。

冷媒は、主圧縮機５にて中間圧Ｐｍまで減圧される（ａ→ｄ’）。主圧縮機５で圧縮された中間圧Ｐｍの冷媒は、サブ圧縮吸入管１９からサブ圧縮機構３のサブ圧縮室３ａ内に送り込まれ、高圧Ｐｈまで昇圧される（ｄ’→ｄ）。高圧Ｐｈまで昇圧された冷媒は、サブ圧縮吐出管２０からガスクーラ１１に送り込まれ、冷却される（ｄ→ｃ）。ついで、冷却された冷媒は、膨張吸入管１５から膨張機構２の膨張室３ａ内に送り込まれ、低圧Ｐｌまで膨張減圧される（ｃ→ｂ）。この時、バイパス膨張弁１３で減圧されると、点ｃから比エンタルピ一定で減圧して点ｂ’に至る。この減圧時の比エンタルピ差（＝ｂ’−ｂ）が膨張動力として回収され、サブ圧縮機構３における比エンタルピ差（＝ｄ−ｄ’）分の圧縮動力として利用される。冷媒は、膨張過程でサブ圧縮に必要な動力を回収されてから、膨張吐出管１６から吐出され、蒸発器１２に送り込まれ、加熱される（ｂ→ａ）。加熱された冷媒が主圧縮機５に送り込まれる。

ここで、揺動スクロール５３の圧縮仕事を行うときの運動と位相を規制する主軸７８およびオルダムリング７７が設けられているので、この膨張機構２で回収された膨張動力が、サブ圧縮機構３の圧縮動力に加えて、揺動スクロール５３、主軸７８、オルダムリング７７などの駆動に伴う摺動損失分の仕事をまかなうことになる。

サブ圧縮機構３のサブ圧縮室３ａ内が中間圧Ｐｍであり、サブ圧縮機構３のサブ圧縮室３ａの外周側が膨張後の低圧Ｐｌである。そこで、固定スクロール５２における揺動スクロール５３に対向する面であって渦巻歯５２ｃの外周に設けられた外周シール７３が、サブ圧縮室３ａの内外の差圧をシールする。また、揺動スクロール５３の固定スクロール５１に対向する面であって揺動軸受部５３ｂの外周に設けられた内周シール７２が、膨張室２ａと揺動軸受部５３ｂ側との差圧をシールする。

つぎに、このスクロール膨張機１の可変半径クランク機構について説明する。図４はこの発明の実施の形態に係るスクロール膨張機における揺動軸受部周りを示す横断面図であり、図４の（ａ）は揺動軸受部の正転時の状態を示し、図４の（ｂ）は揺動軸受部が過渡的に逆転した状態、あるいは軸が先行しようとした状態を示している。

主軸７８の揺動軸受部５３ｂに対応する部位は、長さの異なる相対する２つの円弧の端部同士を直線で接続した断面形状の偏心軸部８０に作製されている。つまり、偏心軸部８０は２つの偏心軸部円弧面で２つの平面状の第１および第２摺動面８０ａ，８０ｂの端部同士を接続する外形形状の柱状に作製されている。スライダ７４は、揺動スクロール５３の台板５３ａの中央部に穿設された円形の揺動軸受部５３ｂに回転自在に嵌入されている。このスライダ７４には、長さの異なる相対する２つの円弧の端部同士を直線で接続した断面形状の軸嵌入孔８１が穿設されている。つまり、軸嵌入孔８１は、２つのスライダ円弧面で２つの平面状の第１および第２スライド面８１ａ，８１ｂの端部同士を接続する内形形状の筒状に作製され、偏心軸部８０が遊嵌状態に嵌め込まれる。ここで、第１摺動面８０ａおよび第１スライド面８１ａが正転側の摺動面およびスライド面であり、第２摺動面８０ｂおよび第２スライド面８１ｂが逆転側の摺動面およびスライド面である。

まず、揺動スクロール５３の正転時には、図４の（ａ）に示されるように、第１スライド面８１ａが第１摺動面８０ａに密接し、第２スライド面８１ｂが第２摺動面８０ｂから離間している。そして、駆動側（膨張側）のガス荷重Ｆｇθが揺動スクロール５３を介してスライダ７４に作用する。ここで、第１スライド面８１ａが揺動スクロール５３からの膨張側の周方向ガス荷重Ｆｇθに対して揺動半径Ｒｒが増大する方向に角度が付けられているので、このガス荷重Ｆｇθがスライダ７４に作用すると、第１スライド面８１ａが第１摺動面８０ａに接触した状態で、すなわち負荷側平面接触状態で図４の（ａ）中下方にスライド移動する。そして、揺動スクロール５３の渦巻歯５３ｃの側面が固定スクロール５１の渦巻歯５１ｃの側面に当接し、第１スライド面８１ａのスライド移動が停止する。この時、この周方向ガス荷重Ｆｇθが第１スライド面８１ａに作用する反力Ｆｎと渦巻歯５３ｃの側面に作用する押し付け力Ｆｗとの合力とつり合う。

そこで、スライダ７４は第１摺動面８０ａ上を揺動半径Ｒｒが増大する方向へ移動して、揺動スクロール５３の渦巻歯５３ｃの側面を固定スクロール５１の渦巻歯５１ｃの側面に押し付け、渦巻歯５３ｃ，５１ｃ間の隙間がなく、漏れの少ない膨張を行うことができる。

正転時に諸処の原因により揺動スクロール５３が減速して、慣性により主軸７８が先行するとき、あるいは圧縮側の周方向ガス荷重が膨張側の周方向ガス荷重を上まわり逆転しようとするときは、図４の（ｂ）に示されるようになる。つまり、第２スライド面８１ｂと第２摺動面８０ｂとの隙間分だけ、主軸７８側の位相が進み、スライダ７４と偏心軸部８０との相対回転が点Ａ，Ｂの２点で接触した状態で止まる。この状態から、圧縮側の周方向ガス荷重が膨張側の周方向ガス荷重を上まわる状態が継続すると、点Ｂを支点としてスライダ７４側の位相が遅れ、第２スライド面８１ｂが第２摺動面８０ｂに密接して、逆転時可変半径クランク機構となる。

ここで、第２スライド面８１ｂも揺動スクロール５３からの圧縮側の周方向ガス荷重Ｆｇθに対して揺動半径Ｒｒが増大する方向に角度が付けられているので、このガス荷重Ｆｇθがスライダ７４に作用すると、第２スライド面８１ｂが第２摺動面８０ｂに接触した状態、即ち反負荷側平面接触状態で図４の（ｂ）中下方にスライド移動する。そして、揺動スクロール５３の渦巻歯５３ｃの側面が固定スクロール５１の渦巻歯５１ｃの側面に当接し、第２スライド面８１ｂのスライド移動が停止する。つまり、渦巻歯５３ｃ，５１ｃ間の隙間の極小化状態が維持される。

ついで、膨張側の周方向ガス荷重が圧縮側の周方向ガス荷重を上まわると、即ち駆動トルクが回復すると、図４の（ｂ）の過渡状態に戻り、点Ａを支点としてスライダ７４側の移動が進み、図４の（ａ）の状態に戻る。

このように、負荷側平面接触状態（図４の（ａ）の状態）と反負荷側平面接触状態とは、図４の（ｂ）の過渡状態を経由して入れ替わることになるが、第１および第２スライド面８１ａ，８１ｂが膨張側および圧縮側の周方向ガス荷重に対してそれぞれ揺動半径Ｒｒが増大する方向に角度を付けられているので、渦巻歯５３ｃ，５１ｃ間の隙間の極小状態が維持される。従って、過渡的な荷重逆転時にも、偏心軸部８０とスライダ７４との間のロックが回避され、かつ渦巻歯間の隙間増大による駆動トルクの減少が起こらず、荷重逆転時からの復帰が容易となる。

なお、上記説明では、膨張機構２に着目して説明しているが、サブ圧縮機構３においても、同様に、渦巻歯５３ｄ，５２ｃ間の隙間の縮小状態も維持される。又、図４では分かりやすくするために、偏心軸部８０とスライダ７４とのクリアランスを拡大して示しているが、実機での偏心軸部８０とスライダ７４との間の相対回転は微小なものである。

つぎに、比較のために、本願の可変半径クランク機構に代えて、一般に圧縮機で用いられていた従来の可変半径クランク機構を用いた場合について説明する。図５は比較例のスクロール膨張機における揺動軸受部周りを示す横断面図であり、図５の（ａ）は揺動軸受部の正転時の状態を示し、図５の（ｂ）は揺動軸受部が過渡的に逆転した状態、あるいは軸が先行しようとした状態を示している。

従来の可変半径クランク機構では、偏心軸部８２は１つの円弧の端部同士を直線で接続した断面Ｄ字形状に作製されている。つまり、偏心軸部８２は１つの偏心軸部円弧面８２ｂで１つの平面状の摺動面８２ａの端部同士を接続する外形形状の柱状に作製されている。スライダ８３には、１つの円弧の端部同士を直線で接続した断面形状の軸嵌入孔８４が穿設されている。軸嵌入孔８４は、１つのスライダ円弧面８４ｂで１つの平面状のスライド面８４ａの端部同士を接続する内形形状の筒状に作製され、偏心軸部８２が遊嵌状態に嵌め込まれる。

まず、揺動スクロール５３の正転時には、図５の（ａ）に示されるように、スライド面８４ａが摺動面８２ａに密接している。そして、膨張側のガス荷重Ｆｇθが揺動スクロール５３を介してスライダ８３に作用する。ここで、スライド面８４ａが揺動スクロール５３からの膨張側の周方向ガス荷重Ｆｇθに対して揺動半径Ｒｒが増大する方向に角度が付けられているので、このガス荷重Ｆｇθがスライダ８３に作用すると、スライド面８４ａが摺動面８２ａに接触した状態で、すなわち負荷側平面接触状態で図５の（ａ）中下方にスライド移動する。そして、揺動スクロール５３の渦巻歯５３ｃの側面が固定スクロール５１の渦巻歯５１ｃの側面に当接し、スライド面８４ａのスライド移動が停止する。この時、この周方向ガス荷重Ｆｇθがスライド面８４ａに作用する反力Ｆｎと渦巻歯５３ｃの側面に作用する押し付け力Ｆｗとの合力とつり合う。

そこで、スライダ８３は摺動面８２ａ上を揺動半径Ｒｒが増大する方向へ移動して、揺動スクロール５３の渦巻歯５３ｃの側面を固定スクロール５１の渦巻歯５１ｃの側面に押し付け、渦巻歯５３ｃ，５１ｃ間の隙間がなく、漏れの少ない膨張を行うことができる。

ついで、揺動スクロール５３が減速して、慣性により偏心軸部８２が先行するとき、あるいは圧縮側の周方向ガス荷重が膨張側の周方向ガス荷重を上まわり逆転しようとするときは、図５の（ｂ）に示されるようになる。つまり、偏心軸部円弧面８２ｂとスライダ円弧面８４ｂとの隙間分だけ、偏心軸部８２側の位相が進み、スライダ８３と偏心軸部８２との相対回転が点Ａ，Ｂの２点で接触した状態で止まる。この時、点Ｂでは曲率半径が僅かに異なる偏心軸部円弧面８２ｂとスライダ円弧面８４ｂとの円筒面同士が接触している。このため、偏心軸部８２が点Ａを支点として点Ｂでスライダ８３の軸嵌入孔８４の内壁面を押し広げるように作用し、スライダ８３の軸嵌入孔８４の内壁面が弾性変形する。これにより、偏心軸部８２とスライダ８３とが相対運動しなくなる、いわゆるロック状態に陥りやすくなる。

この状態は、渦巻歯側面の隙間が極小状態で発生するとは限らない。そこで、過渡的な不安定な状態である渦巻歯側面の隙間がある状態、即ち揺動半径が最大より小さい状態でロックすると、渦巻歯側面の隙間からの漏れが多くなり、膨張による駆動側のガス荷重が減少する。このため、軽くロックした状態であっても、再び負荷側平面接触状態に戻す力が不足し、荷重逆転時からの復帰が困難となる。

また、ロック状態に陥らずに反負荷側平面接触状態に移行した場合でも、反負荷側にはスライド面が形成されていないので、偏心軸部円弧面８２ｂとスライダ円弧面８４ｂとの円筒面同士の接触点のガス荷重作用点に対する位置によって、揺動半径の増大／減少が変わり、渦巻歯側面の隙間シール機構として機能しない。このため、渦巻歯５３ｃの渦巻歯５１ｃへの押しつけが崩れた状態に一度陥ると、やはり負荷側平面接触状態への復帰が困難となる。

このように、動力源により軸側から駆動され、負荷側のガス荷重に対して、常にそれを上回る駆動力が供給されることが前提となっている圧縮機の場合と異なり、渦巻歯による膨張動力を回収して圧縮動力として利用する駆動形態をとり、逆転やそれに伴う過渡状態が常に想定され、渦巻歯側面の隙間が拡大すると駆動力を失う膨張機構とサブ圧縮機構とが一体に構成された膨張機においては、可変半径クランク機構を構成するスライダ形状は軸先行／逆転時の挙動も考慮したものとしておく必要がある。

つぎに、楔形状のスライダの形状パラメータについて検討する。図６は一般的な楔形状のスライダの形状パラメータを示す図であり、図６の（ａ）は正転側スライド面接触状態を示し、図６の（ｂ）は逆転側スライド面接触状態を示している。

図６において、偏心軸部８５は２つの偏心軸部円弧面で２つの平面状の第１および第２摺動面８５ａ，８５ｂの端部同士を接続する外形形状の柱状に作製されている。また、スライダ８６に穿設された軸嵌入孔８７は、２つのスライダ円弧面で２つの平面状の第１および第２スライド面８７ａ，８７ｂの端部同士を接続する内形形状の筒状に作製され、偏心軸部８５が遊嵌状態に嵌め込まれる。ここで、正転側スライド面が第１スライド面８７ａに相当し、逆転側スライド面が第２スライド面８７ｂに相当し、正転側摺動面が第１摺動面８５ａに相当し、逆転側摺動面が第２摺動面８５ｂに相当する。

スライダの形状パラメータは下記の通りである。
Ｏ_０：主軸中心
Ｏ_１：スライダ中心
Ｒｒ：渦巻で定まる揺動半径
θ_１：正転時の正転側スライド面角度
ｈ_１：主軸中心と正転側摺動面との間の距離
Ｈ_１：スライダ中心と正転側スライド面との間の距離
θ_２：正転時の逆転側スライド面角度
ｈ_２：主軸中心と逆転側摺動面との間の距離
Ｈ_２：スライダ中心と逆転側スライド面との間の距離
δ：正転時の逆転側スライド面と逆転側摺動面との間の距離
θ_１’：逆転時の正転側スライド面角度
θ_２’：逆転時の逆転側スライド面角度
δ’：逆転時の正転側スライド面と正転側摺動面との間の距離

これらのパラメータについては、図６の（ａ）に示される正転側スライド面接触状態から、下記の式（１），（２）が成り立つ。
Ｈ_１＋Ｒｒ・ｓｉｎθ_１＝ｈ_１ ・・・（１）
ｈ_２＋δ＋Ｒｒ・ｓｉｎθ_２＝Ｈ_２ ・・・（２）
同様に、図６の（ｂ）に示される逆転側スライド面接触状態から、下記の式（３），（４）が成り立つ。
Ｈ_２−Ｒｒ・ｓｉｎθ_２’＝ｈ_２ ・・・（３）
Ｈ_１＋Ｒｒ・ｓｉｎθ_１’−ｈ_１ ＝δ’・・・（４）

式（１）は、渦巻から決まる揺動半径Ｒｒに対して所定のスライダ角θ_１で作動するようなスライダ機構のスライド面の位置を、ｈ_１、Ｈ_１で与えるもので、圧縮機（軸駆動）／膨張機（渦巻駆動）に拘わらず、通常のスライダ設計で寸法決定するときに成り立つ。

逆転時にもガス荷重によって揺動半径Ｒｒが増大して渦巻歯側面の押し付けができるためには、θ_２’＜０となる必要がある。式（３）から、θ_２’＝ｓｉｎ^−１｛（Ｈ_２−ｈ_２）／Ｒｒ｝であり、この条件を満足するためには式（５）であることが必要となる。
Ｈ_２＜ｈ_２ ・・・（５）

また、正転時および逆転時に渦巻歯側面押し付け側として作動するスライダ角を与えるだけではなく、図６に示されるように、所定のクリアランスが非接触平面側に存在してスライド可能となる。そこで、式（２），（４）より、式（６），（７）を満たす必要がある。
δ＝Ｈ_２−ｈ_２＋Ｒｒ・ｓｉｎθ_２＞０ ・・・（６）
δ’＝Ｈ_１＋Ｒｒ・ｓｉｎθ_１’−ｈ_１＞０ ・・・（７）

ここで、Ｒｒ，Ｈ_１（又はｈ_１），θ_１に対して、式（１）でｈ１（又はＨ_１）を定め、式（６）、（７）を満足するようにＨ_２，ｈ_２，θ_２（又はδ）の組み合わせを選ぶことで、スライダ機構部分の形状を決定することができる。さらに、式（１），（４），（７）は正転側スライド面に関し、式（２），（３）および式（５），（６）は逆転側スライド面に関して記述しているので、正転時と逆転時とで部品自体の形状は同じであることから、式（８）で両者を関係づければよい。
θ_１’−θ_２’＝θ_１−θ_２ ・・・（８）

図７は本発明の楔形状のスライダの形状パラメータを示す図であり、図７の（ａ）は正転側スライド面接触状態を示し、図７の（ｂ）は逆転側スライド面接触状態を示している。
図６の一般的な楔形状のスライダでは、式（５）を満たしていないが、図７の本願の楔形状のスライダでは、式（５）を満たしている。そこで、図６の一般的な楔形状のスライダでは、逆転時のスライダ角θ_２’が正（図６中反時計回りが正）となっており、渦巻歯側面が押し付けられない。一方、図７の本願の楔形状のスライダでは、逆転時のスライダ角θ_２’が負（図７中反時計回りが正）となっており、渦巻歯側面が押し付けられる。このように、偏心方向に対して両スライド面の間隔が狭まる所謂先細り形状をしていても、逆転時に押し付け方向に作動するとは限らないことがわかる。

以上のように、本発明によれば、台板５３ａの両面に膨張用の渦巻歯５３ｃとサブ圧縮用の渦巻歯５３ｄとを形成した揺動スクロール５３の中央部に揺動軸受部５３ｂを穿設し、スライダ７４を揺動軸受部５３ｂに嵌入し、主軸７８の偏心軸部８０をスライダ７４に穿設された軸嵌入孔８１に挿通している。そして、偏心軸部８０および軸嵌入孔８１には、それぞれ第１および第２摺動面８０ａ，８０ｂ、および第１および第２スライド面８１ａ，８１ｂを形成し、揺動スクロール５３の正転時および逆転時に、第１および第２スライド面８１ａ，８１ｂが第１および第２摺動面８０ａ，８０ｂ上を揺動半径が増大する方向に摺動移動するようにスライド面角度を設定している。そこで、主軸７８が先行し、あるいは逆転した時に、過渡的にもスライダ７４がロックしたり、渦巻歯側面の接触関係が崩れたりすることがなく、ガス漏れにより駆動トルクが減少して、正転に復帰できなくなることが防止でき、安定して運転できる信頼性の高いスクロール膨張機が得られる。

この発明の実施の形態によるスクロール膨張機の構成を示す縦断面図である。 この発明の実施の形態によるスクロール膨張機を搭載した冷凍サイクルの回路図である。 図２に示される冷凍サイクルの動作を説明するモリエル線図である。 この発明の実施の形態に係るスクロール膨張機における揺動軸受部周りを示す横断面図である。 比較例のスクロール膨張機における揺動軸受部周りを示す横断面図である。 一般的な楔形状のスライダの形状パラメータを示す図である。 この発明のスライダの形状パラメータを示す図である。

符号の説明

１ スクロール膨張機、２ 膨張機構、３ サブ圧縮機構、５１ 固定スクロール（膨張側固定スクロール）、５２ 固定スクロール（圧縮側固定スクロール）、５３ 揺動スクロール、５３ｂ 揺動軸受部、７４ スライダ、７８ 主軸、８０ 偏心軸部、８０ａ 第１摺動面、８０ｂ 第２摺動面、８１ 軸嵌入孔、８１ａ 第１スライド面、８１ｂ 第２スライド面。

Claims (2)

1. 揺動スクロールと膨張側固定スクロールとが該揺動スクロールの一面に形成された渦巻歯と該膨張側固定スクロールに形成された渦巻歯とを咬合するように配置され、冷媒を膨張させて動力を回収する膨張機構と、
   上記揺動スクロールと圧縮側固定スクロールとが該揺動スクロールの他面に形成された渦巻歯と該圧縮側固定スクロールに形成された渦巻歯とを咬合するように配置され、上記膨張機構で回収した動力で冷媒を圧縮するサブ圧縮機構と、
   ２つのスライド面の面間隔が孔中心と直交する方向に狭まる先細り形状の内形形状に形成された軸嵌入孔が形成され、上記揺動スクロールの中央に穿設された揺動軸受部に嵌入されたスライダと、
   ２つの摺動面の面間隔が偏心方向に狭まる先細り形状の外形形状に形成された偏心軸部を有し、該偏心軸部を上記軸嵌入孔に嵌入して回転自在に配設された主軸と、を備え、
   上記スライダは、上記揺動スクロールの正転時に、正転側のスライド面が正転側の上記摺動面上を揺動半径が増大する方向に摺動移動するように正転側のスライド面角度が設定され、かつ、上記揺動スクロールの逆転時に、逆転側のスライド面が逆転側の上記摺動面上を揺動半径が増大する方向に摺動移動するように逆転側のスライド面角度が設定されていることを特徴とするスクロール膨張機。
2. 上記スライダと上記偏心軸部は、上記スライダの中心と逆転側の上記スライド面との距離をＨ_２とし、上記主軸の軸心と逆転側の上記摺動面との距離をｈ_２としたときに、Ｈ_２＜ｈ_２を満足するように作製されていることを特徴とする請求項１記載のスクロール膨張機。

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