JP2009299653A

JP2009299653A - スクロール膨張機

Info

Publication number: JP2009299653A
Application number: JP2008157902A
Authority: JP
Inventors: Akira Iwashida; 鶸田　　晃; Takashi Morimoto; 敬森本; Akira Ikeda; 明池田; Masaru Shiotani; 優塩谷
Original assignee: Panasonic Corp
Current assignee: Panasonic Corp
Priority date: 2008-06-17
Filing date: 2008-06-17
Publication date: 2009-12-24
Anticipated expiration: 2028-06-17
Also published as: JP5091019B2

Abstract

【課題】スクロール膨張機の旋回スクロールを固定スクロールに押し付けて漏れを防いで、高効率なスクロール膨張機を提供すること。
【解決手段】スクロール膨張機５０は、固定スクロール１２及び旋回スクロール１３の渦巻きラップの外壁及び内壁曲線を、基礎円半径をａとするインボリュート曲線で形成し、固定スクロール１２の固定ラップ１２Ｘの厚さをＴｆ、旋回スクロール１３の旋回ラップ１３Ｘの厚さをＴｍ、旋回スクロール１３を偏心駆動させるクランク軸４と主軸受部材との間の半径隙間をＣ１、クランク軸４と旋回スクロール１３のボス部１３ａとの間の半径隙間をＣ２としたとき、クランク軸４の偏心量Ｒ０を（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）／２＋（Ｃ１＋Ｃ２）／２以上したものである。この構成によって、旋回ラップ１３Ｘを固定ラップ１２Ｘに押し付けることによって漏れを防ぎ、高効率なスクロール膨張機を提供することができる。
【選択図】図１

Description

本発明は、固定スクロールと旋回スクロールを噛み合わせて膨張室を形成し、その膨張室の容積変化により、吸入、膨張、吐出を行うスクロール膨張機に関する。

従来、この種のスクロール膨張機としては、例えば、図６に示すような容積形流体機械がある（特許文献１）。図６は、従来の容積形流体機械の縦断面図である。
この容積形流体機械１０１は、固定スクロール１０６と旋回スクロール１０７とを互いに噛み合わせて作動室１３１を形成する膨張部１３０と、旋回スクロール１０７に嵌合するクランク軸１０４と、フレーム１０８とを備える膨張機１０２を密閉容器１０５内に設置している。容積形流体機械１０１は、膨張部１３０の中央から高圧作動流体を作動室１３１に流入させ、その作動室１３１を外周に移動させつつその作動室１３１の容積を拡大させて高圧作動流体を膨張させる。旋回スクロール１０７とフレーム１０８との間には背圧室１１５が形成されている。密閉容器１０５内の高圧作動流体を背圧室１１５へ供給する背圧供給機構１４０が設けられると共に、背圧室１１５が所定圧力となるように調整する背圧調整機構１５０が設けられている。ここで、旋回スクロール１０７の反ラップ側の高圧圧力及び背圧室１１５の圧力から発生する押し付け力から、旋回スクロール１０７のラップ面に存在する作動室１３１の圧力から発生する引離し力を引いたものをスラスト力と定義する。
この構成によれば、上記のスラスト力が過大とならないようにして、膨張機の機械摩擦損失を低減し、エネルギ効率の向上を図ることができると共に、膨張機の摺動部の高信頼性を確保することができる。また、旋回スクロール１０７は常に固定スクロール１０６に軸方向に押し付けられるので、旋回スクロール１０７のラップ先端の漏れを防いで、漏れ損失を低減することができる。
一方、例えば、図７に示すような容積形流体機械がある（特許文献２）。図７は、従来の容積形流体機械の偏心軸受部拡大図である。
この容積形流体機械は、可動スクロール２０２ｂのラップを固定スクロール（図示せず）のラップに押し付けるために、駆動軸２２４の端部２２４ａに設けられた穴部２２４ｂに、半径方向に移動可能な偏心軸受２２３とこの偏心軸受２２３を押すバネ２２５とを配設している。
この構成によれば、可動スクロール２０２ｂのラップを固定スクロールのラップに強制的に押し付けることにより、ラップ先端の漏れを防ぐことができる。
特開２００６−２２０１４３号公報特開平５−１６４０８３号公報

しかしながら、上記特許文献１の構成によれば、旋回スクロール１０７のラップと固定スクロール１０６のラップ間の漏れについて考えると、圧縮機の場合は、クランク軸１０４や旋回スクロール１０７の軸受部の隙間に存在する油膜力によって、旋回スクロール１０７が固定スクロール１０６に押し付けられるが、膨張機の場合は、同様の油膜力によって旋回スクロール１０７が固定スクロール１０６から離されるために、旋回スクロール１０７のラップと固定スクロール１０６のラップ間の漏れが増大し、体積効率の低下を招いていた。
一方、特許文献２の構成によれば、穴部２２４ｂにバネ２２５を格納する必要があることから、端部２２４ａの直径が大きくなり、摺動損失の増大を招いていた。

したがって本発明は、前記従来の課題を解決するもので、単純な構成で旋回スクロールのラップを固定スクロールのラップに押し付けることによって漏れを防ぎ、高効率なスクロール膨張機を提供することを目的とする。

請求項１記載の本発明のスクロール膨張機は、圧縮機と、前記圧縮機により圧縮された作動流体を冷却する放熱器と、前記作動流体を蒸発させる蒸発器と、これらの間に前記作動流体を循環させる配管とを有する冷凍サイクル装置に用いられ、鏡板から渦巻きラップがそれぞれ立ち上がる固定スクロール及び旋回スクロールを噛み合わせて膨張室を形成し、前記旋回スクロールを自転規制機構による自転の規制のもとに旋回させたときに、前記膨張室が容積を変えながら移動することで、前記放熱器の出口から前記作動流体を吸入し、膨張させ、吐出して、前記蒸発器の入口へ送り出すスクロール膨張機であって、前記固定スクロール及び前記旋回スクロールの前記渦巻きラップの外壁及び内壁曲線を、基礎円半径をａとするインボリュート曲線で形成し、前記固定スクロールの前記渦巻きラップの厚さをＴｆ、前記旋回スクロールの前記渦巻きラップの厚さをＴｍ、前記旋回スクロールを偏心駆動させるクランク軸と主軸受部材との間の半径隙間をＣ１、前記クランク軸と前記旋回スクロールのボス部との間の半径隙間をＣ２としたとき、前記クランク軸の偏心量Ｒ０を（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）／２＋（Ｃ１＋Ｃ２）／２以上としたことを特徴とする。
請求項２記載の本発明は、請求項１に記載のスクロール膨張機において、前記固定スクロールのラップ厚さＴｆ及び前記旋回スクロールのラップ厚さＴｍを、（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）以上としたことを特徴とする。
請求項３記載の本発明は、請求項１または請求項２に記載のスクロール膨張機において、前記クランク軸と前記主軸受部材との間の主軸受部及び前記クランク軸と前記旋回スクロールのボス部との間の偏心軸受部にブッシュ部材を挿入し、前記ブッシュ部材を構成する材料の縦弾性係数を、前記クランク軸を構成する材料の縦弾性係数よりも小さくしたことを特徴とする。
請求項４記載の本発明は、請求項１または請求項２に記載のスクロール膨張機において、前記クランク軸と前記主軸受部材との間の主軸受部及び前記クランク軸と前記旋回スクロールのボス部との間の偏心軸受部にブッシュ部材を挿入し、前記ブッシュ部材を構成する材料をカーボン系材料としたことを特徴とする。
請求項５記載の本発明は、請求項１から請求項４のいずれかに記載のスクロール膨張機において、前記作動流体としての冷媒を、二酸化炭素としたことを特徴とする。

本発明のスクロール膨張機によれば、軸受部の隙間に存在する油膜力によって、旋回スクロールを固定スクロールに押し付けることができるので、ラップ間の漏れを防ぎ、高効率なスクロール膨張機を提供することができる。
特に高圧・低膨張比冷媒である二酸化炭素冷媒を冷凍サイクルの膨張要素として用いた場合に、高効率を実現することができる。

本発明の第１の実施の形態によるスクロール膨張機は、固定スクロール及び旋回スクロールの渦巻きラップの外壁及び内壁曲線を、基礎円半径をａとするインボリュート曲線で形成し、固定スクロールの渦巻きラップの厚さをＴｆ、旋回スクロールの渦巻きラップの厚さをＴｍ、旋回スクロールを偏心駆動させるクランク軸と主軸受部材との間の半径隙間をＣ１、クランク軸と旋回スクロールのボス部との間の半径隙間をＣ２としたとき、クランク軸の偏心量Ｒ０を（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）／２＋（Ｃ１＋Ｃ２）／２以上したものである。本実施の形態によれば、旋回スクロールのラップを固定スクロールのラップに押し付けることによって漏れを防ぎ、高効率なスクロール膨張機を提供することができる。また、ラップ同士を押し付けるためのバネが不要であり、スクロール膨張機を単純な構成とする。
本発明の第２の実施の形態は、第１の実施の形態によるスクロール膨張機において、固定スクロールのラップ厚さＴｆ及び旋回スクロールのラップ厚さＴｍを、（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）以上としたものである。本実施の形態によれば、ラップ同士を押し付けても十分な強度を確保して信頼性を高めながら、ラップ先端の漏れも同時に防ぐことができる。
本発明の第３の実施の形態は、第１または第２の実施の形態によるスクロール膨張機において、クランク軸と主軸受部材との間の主軸受部及びクランク軸と旋回スクロールのボス部との間の偏心軸受部にブッシュ部材を挿入し、ブッシュ部材を構成する材料の縦弾性係数を、クランク軸を構成する材料の縦弾性係数よりも小さくしたものである。本実施の形態によれば、過渡的に潤滑油の粘度が上昇したりあるいは回転数が上昇したりして、旋回スクロールを固定スクロールのラップに押し付ける力が増大した場合においても、ブッシュ部材が局部的に変形することによって、クランク軸のカジリや異常磨耗を防ぐことができる。
本発明の第４の実施の形態は、第１または第２の実施の形態によるスクロール膨張機において、クランク軸と主軸受部材との間の主軸受部及びクランク軸と旋回スクロールのボス部との間の偏心軸受部にブッシュ部材を挿入し、ブッシュ部材を構成する材料をカーボン系材料としたものである。本実施の形態によれば、過渡的に潤滑油の粘度が上昇したりあるいは回転数が上昇したりして、旋回スクロールを固定スクロールのラップに押し付ける力が増大した場合においても、ブッシュ部材が局部的に磨耗することによって、クランク軸のカジリや異常磨耗を防ぐことができる。
本発明の第５の実施の形態は、第１から第４の実施の形態によるスクロール膨張機において、作動流体としての冷媒を、二酸化炭素としたものである。二酸化炭素冷媒はフロン系冷媒に比べて差圧が大きいが、本実施の形態によれば、ラップ間の漏れをより防止するので、より高効率なスクロール膨張機を提供することができる。また、膨張機による動力回収効果が他の作動流体と比べて大きいので、より高効率な冷凍サイクル装置を提供することができる。

以下、本発明の実施例について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施例によって本発明が限定されるものではない。
図１は、本発明による一実施例のスクロール膨張機の断面図である。
本実施例のスクロール膨張機５０では、クランク軸４の主軸部４ａを軸支するように密閉容器１内に溶接や焼き嵌めなどにて固定した主軸受部材１１と、この主軸受部材１１上にボルト止めした固定スクロール１２との間に、固定スクロール１２と噛み合う旋回スクロール１３を挟み込んで、スクロール式の膨張機構部２を構成している。そして、旋回スクロール１３と主軸受部材１１との間に、旋回スクロール１３の自転を防止して円軌道運動するように案内するオルダムリングなどからなる、自転規制機構１４を設けている。

上記構成において、クランク軸４の上端にある偏心軸部４ｂにて旋回スクロール１３のボス部１３ａを偏心駆動することにより、旋回スクロール１３を円軌道運動させる。これにより、固定スクロール１２の固定ラップ１２Ｘと旋回スクロール１３の旋回ラップ１３Ｘとの間に形成している膨張室１５が中央から外周に移動するとともに、膨張室１５の容積が大きくなる。その容積変化を利用して、密閉容器１外に通じた吸入パイプ１６から固定スクロール１２の中央部の吸入口１７を経て吸入した作動流体（以下、冷媒）を膨張する。
そして、膨張して所定圧以下になった冷媒を固定スクロール１２の外周側の吐出パイプ１８から密閉容器１外に吐出させる。このように、スクロール式の膨張機構部２において、冷媒の吸入と膨張と吐出とが繰り返される。
また、クランク軸４の他端側は副軸受部材２１によって支持され、クランク軸４の他端側の先端には容積型ポンプ２５を備えている。潤滑油６は、潤滑油溜まり２０から容積型ポンプ２５にて吸い上げられて、クランク軸４の軸方向の中心に設けられた給油経路（図示せず）を経て、主軸受部１１ａ、偏心軸受部１１ｂを潤滑および冷却する。その後、潤滑油戻し孔２６を経て、再循環を行う。なお、旋回スクロール１３の反ラップ側のボス部１３ａの先端面に、中心部１３ｂと外周部１３ｃとを仕切るシール部材５を配置している。
また、密閉容器１内は均圧管４０を通して圧縮機（図示せず）と連通しており、密閉容器１内の圧力は高圧に保たれている。同時に密閉容器１内の潤滑油溜まり２０は圧縮機の潤滑油溜まり（図示せず）と連通しており、潤滑油６は過不足なく圧縮機と密閉容器１内に供給される構成になっている。
このとき、シール部材５は、偏心軸受部１１ｂに到達した潤滑油６の圧力と背圧室２９の圧力とを仕切る役割を持っているので、シール部材５で仕切られた中心部１３ｂ側は、高圧に保たれている。また、背圧室２９は、吐出される冷媒と圧力的に連通しており低圧に保たれている。シール部材５から漏れた潤滑油６は、自転規制機構１４を潤滑した後、吐出される冷媒とともに密閉容器１外へと吐出される。

次に、旋回スクロール１３の旋回ラップ１３Ｘと固定スクロール１２の固定ラップ１２Ｘが接触する場合の、主軸受部１１ａ及び偏心軸受部１１ｂ及び旋回スクロール１３に働く力の定義を、図２に示す。
図２は、本実施例のスクロール膨張機の主軸受部及び偏心軸受部に作用する力を示す図である。
図中の、左側の図象は主軸受部１１ａ、中央の図象は偏心軸受部１１ｂ、右側の図象はラップの接触部拡大を示している。ここで、主軸部４ａと偏心軸部４ｂは偏心量Ｒ０だけ離れている。
そして、偏心軸受部１１ｂに注目すると、偏心軸受部側の作用力は、油膜力Ｆ_ＰＸ１，Ｆ_ＰＹ１の他に、接線方向ガス力Ｆｆ、半径方向ガス力Ｆｒ、旋回スクロール１３の遠心力Ｆｃ、ラップ間の径方向力Ｆ_ｗである。また、主軸受部１１ａに注目すると、主軸受部側の作用力は、油膜反力Ｒ_ＰＸ１，Ｒ_ＰＹ１、主軸受部側に発生する油膜力Ｆ_ＰＸ２，Ｆ_ＰＹ２とバランスウエイトの遠心力Ｆ_ＢＷである。
圧縮機運転と膨張機運転に関しては、回転方向が異なるのみで、各力の定義は同じになる。ちなみに、圧縮機運転は反時計まわりに、膨張機運転は時計まわりに回転しているものとする。

次に、主軸受部１１ａ及び偏心軸受部１１ｂに発生する油膜力について、図３に示す。
図３は、本実施例のスクロール膨張機の圧縮機運転と膨張機運転での作用する力を示す図である。添え字ｉ＝１は偏心軸受部１１ｂ、ｉ＝２は主軸受部１１ａを示している。
ここで、先ほどの図２で示した偏心量Ｒ０を（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）／２としている。そして、ａは、固定スクロール１２及び旋回スクロール１３の渦巻きラップの外壁及び内壁曲線を形成するインボリュート曲線の基礎円半径であり、Ｔｆは固定スクロール１２の渦巻きラップの厚さであり、Ｔｍは旋回スクロール１３の渦巻きラップの厚さである。更に、圧縮機運転は反時計まわりに、膨張機運転は時計まわりに回転しているものとする。
ここで、β_ｉは偏心角で最大油膜反力が発生する角度を示している。両軸受部の負荷容量をＦ_Ｐｉとすると、油膜力Ｆ_ＰＸｉ，Ｆ_ＰＹｉは膨張機及び圧縮機で異なり、それぞれ次式（数式１）から（数式４）で表される。
膨張機の場合、
Ｆ_ＰＸｉ＝Ｆ_Ｐｉｓｉｎ（−β_ｉ）・・・・・（数式１）
Ｆ_ＰＹｉ＝Ｆ_Ｐｉｃｏｓ（−β_ｉ）・・・・・（数式２）
圧縮機の場合、
Ｆ_ＰＸｉ＝Ｆ_Ｐｉｓｉｎ（＋β_ｉ）・・・・・（数式３）
Ｆ_ＰＹｉ＝Ｆ_Ｐｉｃｏｓ（＋β_ｉ）・・・・・（数式４）
ここで、膨張機と圧縮機では回転方向が違うために、偏心角β_ｉの符号が反対となることに注意する。
図３及び上式から、圧縮機運転の場合は、ラップ方向の油膜力Ｆ_ＰＸｉは、ラップ同士を押し付ける方向に作用する。これに対して、膨張機運転の場合は、ラップ方向の油膜力Ｆ_ＰＸｉは、ラップ同士を離す方向に作用することが分かる。

次に、偏心量Ｒ０を（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）／２＋（Ｃ１＋Ｃ２）／２としたときの、主軸受部１１ａ及び偏心軸受部１１ｂ部に発生する膨張機運転での油膜力について、図４に示す。
図４は、本実施例のスクロール膨張機の偏心量Ｒ０を（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）／２＋（Ｃ１＋Ｃ２）／２以上の時の、膨張機に作用する力を示す図である。Ｃ１は旋回スクロールを偏心駆動させるクランク軸４と主軸受部材１１との間の半径隙間である。即ち、Ｃ１は主軸受部材１１の内径と主軸部４ａの外径の寸法差である。また、Ｃ２はクランク軸４と旋回スクロール１３のボス部１３ａとの間の半径隙間である。即ち、Ｃ２はボス部１３ａの内径と偏心軸部４ｂの外径の寸法差である。
ここで、α_ｉは油膜厚が最小になる方向を示し、次式（数式５）で表される。
α_ｉ＝ｔａｎ^−１（Ｅ_Ｘｉ／Ｅ_Ｙｉ）・・・・・（数式５）
また、油膜力は次式（数式６）、（数式７）で表される。
Ｆ_ＰＸｉ＝Ｆ_Ｐｉｓｉｎ（α_ｉ−β_ｉ）・・・・・（数式６）
Ｆ_ＰＹｉ＝Ｆ_Ｐｉｃｏｓ（α_ｉ−β_ｉ）・・・・・（数式７）
ここで、図中のようにα_ｉ＞β_ｉとなる偏心量を決めれば、油膜力によってラップ同士を押し付けることが可能となる。

次に、α_ｉ＞β_ｉとなる偏心量の範囲についてより詳細に述べる。
横軸に主軸受部及び偏心軸受部の半径隙間の合計Ｃ１＋Ｃ２を、縦軸に（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）／２を基準（＝０）としたときの偏差量をとり、ラップ間の径方向力Ｆ_ｗが０（零）になる点をプロットした線を、図５に示す。
図５は、本実施例のスクロール膨張機のラップ間の径方向力発生領域を示す図である。
図中の、膨張機運転における径方向力Ｆ_ｗが零になる点を結んだ、膨張機の線より上の縦軸正の方向の領域は、ラップ間の径方向力が発生する領域を示している。また、膨張機運転との違いを明らかにするために、同様の計算を行い、圧縮機運転における径方向力Ｆ_ｗが零になる点をプロットした圧縮機の線を、同時に示す。更に、偏差量が（Ｃ１＋Ｃ２）／２であるラインと、設計不可領域の境界線を示している。
図５から、（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）／２を基準（＝０）としたときの、偏差量が（Ｃ１＋Ｃ２）／２以上で且つ上記境界線以下の領域において、膨張機運転の場合は、ラップ間の径方向力Ｆ_ｗが発生していることが分かる。即ち、油膜力によってラップ同士を押し付けることが可能である。

また、本計算において、膨張機運転の場合は、潤滑油６の冷媒溶解時の動粘度を３.８ｃＳｔと与えている。しかし、冷凍サイクル装置に実用上用いられる１〜１０ｃＳｔの範囲であれば、ラップ間の径方向力発生の領域は多少の影響を受けるが、図５に示した結果と同様に、おおよそ（Ｃ１＋Ｃ２）／２以上の領域において、ラップ間の径方向力が発生することを確認している。
一方、圧縮機運転の場合は、偏心量を（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）／２（図中では、縦軸がマイナスの領域）としても、ラップ間の径方向力Ｆ_ｗが発生していることが確認できる。
つまり、本実施例のスクロール膨張機では、偏心量Ｒ０を（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）／２＋（Ｃ１＋Ｃ２）／２以上にする構成によって、旋回スクロール１３の旋回ラップ１３Ｘを固定スクロール１２の固定ラップ１２Ｘに押し付けることが可能となり、結果、ラップ間の漏れを防ぎ、高効率なスクロール膨張機を提供することができる。また、ラップ同士を押し付けるためのバネが不要であり、単純な構成で且つ摺動損失の増大を招かないスクロール膨張機を提供することができる。
ところで、スクロール圧縮機の場合、偏心量Ｒ０を（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）／２＋（Ｃ１＋Ｃ２）／２以上にする構成であると、押し付け力が過大となり、結果、ラップ折れやカジリ等の信頼性上の問題が発生するので、本実施例の構成はスクロール圧縮機には適応できない。

なお、固定スクロール１２の固定ラップ１２Ｘ厚さＴｆ及び旋回スクロール１３の旋回ラップ１３Ｘ厚さＴｍを、（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）以上とする構成（図示せず）によって、ラップ同士を強く押し付けても十分な強度を確保して信頼性を高めながら、ラップ先端の漏れも同時に防ぐことができるので、より高効率なすクロール膨張機を提供することができる。
また、上記構成において、一般的には、固定ラップ１２Ｘ及び旋回ラップ１３Ｘの材料強度が同程度で、厚さＴｆ，Ｔｍが同じであるので、Ｔｆ＝Ｔｍ，Ｔｆ≧（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）より、Ｔｆ≧２πａ／３およびＴｍ≧２πａ／３となる。且つ、（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）＞０であるから、πａ＞Ｔｆ≧２πａ／３、πａ＞Ｔｍ≧２πａ／３となる。
また、主軸受部１１ａ及び偏心軸受部１１ｂにブッシュ部材を挿入し、ブッシュ部材を構成する材料の縦弾性係数を、クランク軸４を構成する材料の縦弾性係数よりも小さくする構成（図示せず）によって、過渡的に潤滑油の粘度が上昇したりあるいは回転数が上昇したりして、旋回スクロール１３を固定スクロール１２のラップに押し付ける力が増大した場合においても、ブッシュ部材が局部的に変形することによって、クランク軸４のカジリや異常磨耗を防ぐことができる。
また、主軸受部１１ａ及び偏心軸受部１１ｂにブッシュ部材を挿入し、ブッシュ部材を構成する材料をカーボン系材料とする構成（図示せず）によって、過渡的に潤滑油の粘度が上昇したりあるいは回転数が上昇したりして、旋回スクロール１３を固定スクロール１２のラップに押し付ける力が増大した場合においても、ブッシュ部材が局部的に磨耗することによって、クランク軸４のカジリや異常磨耗を防ぐことができる。
更に、本実施例のスクロール膨張機では、作動流体としての冷媒を、二酸化炭素としている。二酸化炭素冷媒は、フロン系冷媒に比べて差圧が大きいので、ラップ間の漏れをより防止する本実施例の構成によって、より性能の高いスクロール膨張機を提供することができる。言い換えれば、二酸化炭素冷媒は、膨張機による動力回収効果が他の作動流体（例えば、フロン系冷媒）と比べて大きいので、高効率を実現するスクロール膨張機を用いれば、より高効率な特徴を有する冷凍サイクル装置を提供することができる。

以上のように、本発明にかかるスクロール膨張機は、固定スクロール及び旋回スクロールの渦巻きラップの外壁及び内壁曲線を、基礎円半径をａとするインボリュート曲線で形成し、固定スクロールの渦巻きラップの厚さをＴｆ、旋回スクロールの渦巻きラップの厚さをＴｍ、旋回スクロールを偏心駆動させるクランク軸と主軸受部材との間の半径隙間をＣ１、クランク軸と旋回スクロールのボス部との間の半径隙間をＣ２としたとき、クランク軸の偏心量Ｒ０を（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）／２＋（Ｃ１＋Ｃ２）／２以上としたものである。
この構成によって、軸受部の隙間に存在する油膜力によって、旋回スクロールを固定スクロールに押し付けることができるので、漏れを防ぎ、高効率なスクロール膨張機を提供することができる。従って、作動流体を冷媒と限ることなく、空気，ヘリウムを作動流体とするスクロール膨張機や、スクロール流体機械にも適用できる。

本発明による一実施例のスクロール膨張機の断面図本実施例のスクロール膨張機の主軸受部及び偏心軸受部に作用する力を示す図本実施例のスクロール膨張機の圧縮機運転と膨張機運転での作用する力を示す図本実施例のスクロール膨張機の偏心量Ｒ０を（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）／２＋（Ｃ１＋Ｃ２）／２以上の時の、膨張機に作用する力を示す図本実施例のスクロール膨張機のラップ間の径方向力発生領域を示す図従来の容積形流体機械の縦断面図従来の容積形流体機械の偏心軸受部拡大図

符号の説明

１密閉容器
２膨張機構部
４クランク軸
４ａ主軸部
４ｂ偏心軸部
５シール部材
６潤滑油
１１主軸受部材
１１ａ主軸受部
１１ｂ偏心軸受部
１２固定スクロール
１２Ｘ固定ラップ
１３旋回スクロール
１３ａボス部
１３ｂ中心部
１３ｃ外周部
１３Ｘ旋回ラップ
１４自転規制機構
１５膨張室
１６吸入パイプ
１７吸入口
１８吐出パイプ
２０潤滑油溜まり
２１副軸受部材
２５容積型ポンプ
２６潤滑油戻し孔
２９背圧室
４０均圧管
５０スクロール膨張機

Claims

圧縮機と、前記圧縮機により圧縮された作動流体を冷却する放熱器と、前記作動流体を蒸発させる蒸発器と、これらの間に前記作動流体を循環させる配管とを有する冷凍サイクル装置に用いられ、
鏡板から渦巻きラップがそれぞれ立ち上がる固定スクロール及び旋回スクロールを噛み合わせて膨張室を形成し、前記旋回スクロールを自転規制機構による自転の規制のもとに旋回させたときに、前記膨張室が容積を変えながら移動することで、前記放熱器の出口から前記作動流体を吸入し、膨張させ、吐出して、前記蒸発器の入口へ送り出すスクロール膨張機であって、
前記固定スクロール及び前記旋回スクロールの前記渦巻きラップの外壁及び内壁曲線を、基礎円半径をａとするインボリュート曲線で形成し、前記固定スクロールの前記渦巻きラップの厚さをＴｆ、前記旋回スクロールの前記渦巻きラップの厚さをＴｍ、前記旋回スクロールを偏心駆動させるクランク軸と主軸受部材との間の半径隙間をＣ１、前記クランク軸と前記旋回スクロールのボス部との間の半径隙間をＣ２としたとき、前記クランク軸の偏心量Ｒ０を（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）／２＋（Ｃ１＋Ｃ２）／２以上としたことを特徴とするスクロール膨張機。
前記固定スクロールのラップ厚さＴｆ及び前記旋回スクロールのラップ厚さＴｍを、（２πａ−Ｔｆ−Ｔｍ）以上としたことを特徴とする請求項１に記載のスクロール膨張機。
前記クランク軸と前記主軸受部材との間の主軸受部及び前記クランク軸と前記旋回スクロールのボス部との間の偏心軸受部にブッシュ部材を挿入し、前記ブッシュ部材を構成する材料の縦弾性係数を、前記クランク軸を構成する材料の縦弾性係数よりも小さくしたことを特徴とする請求項１または請求項２に記載のスクロール膨張機。
前記クランク軸と前記主軸受部材との間の主軸受部及び前記クランク軸と前記旋回スクロールのボス部との間の偏心軸受部にブッシュ部材を挿入し、前記ブッシュ部材を構成する材料をカーボン系材料としたことを特徴とする請求項１または請求項２に記載のスクロール膨張機。
前記作動流体としての冷媒を、二酸化炭素としたことを特徴とする請求項１から請求項４のいずれかに記載のスクロール膨張機。