JP5191405B2 - 膨張機一体型圧縮機および冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、膨張機一体型圧縮機および冷凍サイクル装置に関する。

空気調和装置や給湯機に採用されている従来の冷凍サイクル装置は、膨張弁を用いて冷媒を膨張させている。近年、膨張弁に代えて、容積式の膨張機を用いることにより、冷媒の膨張エネルギーを動力の形で回収し、冷凍サイクルの効率を向上させる試みがある（特許文献１，２参照）。
特開２００４−４４５６９号公報 特開２００５−１０６０４６号公報

軸受等の摺動部分を有する膨張機は、その摺動部分をオイルで潤滑する必要がある。例えば、二酸化炭素を冷媒として用いる冷凍サイクル装置では、潤滑用のオイルとして、ＰＡＧ（ポリアルキレングリコール）を使用できる。

オイルは冷媒回路を循環するので、圧縮機に使用するオイルの種類と膨張機に使用するオイルの種類は同一であることが不可欠である。圧縮機において、冷媒は圧縮されて高温高圧状態となるので、圧縮機の摺動部分を潤滑するオイルの温度は相対的に高くなる。これに対し、膨張機において、冷媒は膨張して低温低圧状態となるので、膨張機の摺動部分を潤滑するオイルの温度は相対的に低くなる。

図１０は、温度の変化に対するオイル（ＰＡＧ）の粘度の変化を示すグラフである。グラフに示すように、温度の変化に対するオイルの粘度の変化は大きい。オイルの粘度の変化が大きいため、圧縮機ではオイルの粘度が適切であったとしても、膨張機ではオイルの粘度が大きくなりすぎる可能性がある。オイルの粘度が大きすぎると、軸受等の摺動部分での機械損失が大きくなるので好ましくない。

本発明は、軸受等の摺動部分での機械損失を小さくすることを目的とする。

すなわち、本発明は、
密閉容器と、
圧縮側軸受を有し、前記密閉容器内に納められた圧縮機構と、
膨張側軸受を有し、前記密閉容器内に納められた膨張機構と、
前記圧縮側軸受および前記膨張側軸受によって支持されているとともに、前記圧縮機構と前記膨張機構とを連結しているシャフトとを備え、
前記圧縮機構の型式が前記膨張機構の型式と同じであり、
前記膨張側軸受の内径（φ_e）と前記膨張側軸受での前記シャフトの外径（Ｄ_e）との差（φ_e−Ｄ_e）と、前記膨張側軸受での前記シャフトの外径（Ｄ_e）との比（φ_e−Ｄ_e）／（Ｄ_e）が、前記圧縮側軸受の内径（φ_c）と前記圧縮側軸受での前記シャフトの外径（Ｄ_c）との差（φ_c−Ｄ_c）と、前記圧縮側軸受での前記シャフトの外径（Ｄ_c）との比（φ_c−Ｄ_c）／（Ｄ_c）よりも大きい、膨張機一体型圧縮機を提供する。

別の側面において、本発明は、
密閉容器と、
圧縮側シリンダと、前記圧縮側シリンダ内に配置された圧縮側ピストンとを有し、前記密閉容器内に納められたロータリ圧縮機構と、
膨張側シリンダと、前記膨張側シリンダ内に配置された膨張側ピストンとを有し、前記密閉容器内に納められたロータリ膨張機構と、
前記ロータリ圧縮機構と前記ロータリ膨張機構とを連結しているシャフトとを備え、
前記膨張側シリンダ内の作動室の高さ（Ｈ_e）と前記膨張側ピストンの厚み（Ｔ_e）との差（Ｈ_e−Ｔ_e）と、前記膨張側ピストンの厚み（Ｔ_e）との比（Ｈ_e−Ｔ_e）／（Ｔ_e）が、前記圧縮側シリンダ内の作動室の高さ（Ｈ_c）と前記圧縮側ピストンの厚み（Ｔ_c）との差（Ｈ_c−Ｔ_c）と、前記圧縮側ピストンの厚み（Ｔ_c）との比（Ｈ_c−Ｔ_c）／（Ｔ_c）よりも大きい、膨張機一体型圧縮機を提供する。

さらに別の側面において、本発明は、
密閉容器と、
圧縮側シリンダと、前記圧縮側シリンダ内に配置された圧縮側ピストンと、前記圧縮側シリンダと前記圧縮側ピストンとの間の空間を高圧作動室と低圧作動室とに仕切る圧縮側ベーンと、前記圧縮側ベーンが配置されている圧縮側ベーン溝とを有し、前記密閉容器内に納められたロータリ圧縮機構と、
膨張側シリンダと、前記膨張側シリンダ内に配置された膨張側ピストンと、前記膨張側シリンダと前記膨張側ピストンとの間の空間を高圧作動室と低圧作動室とに仕切る膨張側ベーンと、前記膨張側ベーンが配置されている膨張側ベーン溝とを有し、前記密閉容器内に納められたロータリ膨張機構と、
前記ロータリ圧縮機構と前記ロータリ膨張機構とを連結しているシャフトとを備え、
前記膨張側ベーン溝の幅（Ｋ_e）と前記膨張側ベーンの幅（Ｗ_e）との差（Ｋ_e−Ｗ_e）と、前記膨張側ベーンの幅（Ｗ_e）との比（Ｋ_e−Ｗ_e）／（Ｗ_e）が、前記圧縮側ベーン溝の幅（Ｋ_c）と前記圧縮側ベーンの幅（Ｗ_c）との差（Ｋ_c−Ｗ_c）と、前記圧縮側ベーンの幅（Ｗ_c）との比（Ｋ_c−Ｗ_c）／（Ｗ_c）よりも大きい、および／または、
前記膨張側ベーン溝の高さ（ｈ_e）と前記膨張側ベーンの高さ（Ｌ_e）との差（ｈ_e−Ｌ_e）と、前記膨張側ベーンの高さ（Ｌ_e）との比（ｈ_e−Ｌ_e）／（Ｌ_e）が、前記圧縮側ベーン溝の高さ（ｈ_c）と前記圧縮側ベーンの高さ（Ｌ_c）との差（ｈ_c−Ｌ_c）と、前記圧縮側ベーンの高さ（Ｌ_c）との比（ｈ_c−Ｌ_c）／（Ｌ_c）よりも大きい、膨張機一体型圧縮機を提供する。

上記本発明の膨張機一体型圧縮機によれば、膨張機構の摺動部分における隙間比を圧縮機構の摺動部分における隙間比よりも意図的に大きくしているので、膨張機構の摺動部分での機械損失を抑制できる。つまり、膨張機構によって作動流体（典型的には冷媒）の膨張エネルギーを従来よりも効率良く回収できる。したがって、従来よりも高効率な動力回収式の冷凍サイクル装置を提供できる。

同一型式の圧縮機構と膨張機構とを本発明の対象としている理由は次の通りである。一見すると、圧縮機構の型式と膨張機構の型式とが相違していたとしても、同じ機能を有する摺動部分になら本発明を適用できるように思われる。しかし、この認識は必ずしも正しくない。なぜなら、型式の相違が設計思想自体の相違にリンクしている場合が多いからである。ある型式の流体機構（例えばロータリ式）では常識的な設計思想が、別の流体機構（例えばスクロール式）ではそうとも限らない場合は多々ある。同一型式の流体機構において、隙間比の大小関係を規定する本発明が意味を持つものとなる。

なお、圧縮機構および膨張機構の摺動部分としては、シャフトと軸受が挙げられる。ロータリ圧縮機構およびロータリ膨張機構の場合には、さらに、シリンダとピストン、ベーンとベーン溝が挙げられる。

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。

図１に示すように、膨張機一体型圧縮機２００は、密閉容器１と、密閉容器１内の上部に配置されたロータリ圧縮機構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を連結しているシャフト５と、電動機４と膨張機構３との間に配置されたオイルポンプ６と、膨張機構３とオイルポンプ６との間に配置された断熱部材３０（断熱構造）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。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などの冷媒である。

密閉容器１は、各構成要素を収容するための内部空間２４を有する。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。オイルは、圧縮機構２および膨張機構３の摺動部分における潤滑性とシール性を確保するために使用される。オイル貯まり２５のオイル量は、オイルポンプ６のオイル吸入口６２ｑよりも上、かつ電動機４よりも下に油面ＳＬ（図３参照）が位置するように調節されている。

オイル貯まり２５は、オイルポンプ６が位置する上槽２５ａと、膨張機構３が位置する下槽２５ｂとを含む。上槽２５ａと下槽２５ｂとは、断熱部材３０によって隔てられている。オイルポンプ６の周囲が上槽２５ａのオイルで満たされ、膨張機構３の周囲が下槽２５ｂのオイルで満たされている。上槽２５ａのオイルは主に圧縮機構２のために使用され、下槽２５ｂのオイルは主に膨張機構３のために使用される。

電動機４とオイルポンプ６との間には、支持フレーム７５が配置されている。支持フレーム７５は密閉容器１に固定されており、この支持フレーム７５を介して、オイルポンプ６、断熱部材３０および膨張機構３が密閉容器１に固定されている。支持フレーム７５の外周部には、オイルをオイル貯まり２５に戻すための貫通孔７５ａが設けられている。

オイルポンプ６は、上槽２５ａのオイルを吸入し、圧縮機構２の摺動部分に供給する。圧縮機構２を潤滑後、支持フレーム７５の貫通孔７５ａを通じて上槽２５ａに戻ったオイルは、圧縮機構２および電動機４によって加熱されているので、相対的に高温である。上槽２５ａに戻ったオイルは、再びオイルポンプ６に吸入される。一方、膨張機構３の摺動部分には、下槽２５ｂのオイルが供給される。膨張機構３の摺動部分を潤滑したオイルは、直接下槽２５ｂに戻される。下槽２５ｂのオイルは、膨張機構３によって冷却されているので、相対的に低温である。圧縮機構２と膨張機構３との間にオイルポンプ６を配置し、そのオイルポンプ６を用いて圧縮機構２への給油を行うことにより、圧縮機構２を潤滑する高温のオイルの循環経路を膨張機構３から遠ざけることができる。言い換えれば、圧縮機構２を潤滑する高温のオイルの循環経路と、膨張機構３を潤滑する低温のオイルの循環経路とを分けることができる。これにより、オイルを介した圧縮機構２から膨張機構３への熱移動が抑制される。

圧縮機構２から膨張機構３への熱移動を抑制することにより、圧縮機構２から吐出された冷媒の温度低下、膨張機構３から吐出された冷媒の温度上昇を防ぐことができ、膨張機一体型圧縮機２００を用いたシステム（冷凍サイクル装置）の成績係数が改善する。熱移動を抑制する効果は、圧縮機構２と膨張機構３との間にあるオイルポンプ６のみによっても得られるが、断熱部材３０を設けることにより、その効果を高めることが可能である。

以下、各構成要素についてさらに詳しく説明する。

圧縮機構２は、シリンダ７と、シリンダ７内に配置されたピストン８と、シリンダ７とピストン８との間に形成された作動室１６を高圧作動室と低圧作動室とに仕切るベーン９と、ばね１０を備えている。ピストン８は、シャフト５の偏心部５ａに取り付けられており、シリンダ７内で偏心回転する。シリンダ７に形成されたベーン溝７ａにベーン９が摺動可能に配置されている。ベーン９の一端（先端）は、ピストン８に接している。ばね１０は、ベーン９の他端（後端）に接しており、ベーン９をピストン８に向けて押す。

圧縮機構２は、さらに、冷媒を作動室１６に導く吸入管１４と、圧縮された冷媒を密閉容器１の外部へと導く吐出管１５と、下軸受１１と、上軸受１２と、マフラー１３とを備えている。下軸受１１および上軸受１２によってシリンダ７が閉じられて作動室１６が形成されている。下軸受１１および上軸受１２には、それぞれ、吸入孔１１ｐおよび吐出孔１２ｑが形成されている。吸入孔１１ｐに吸入管１４が接続されている。

冷媒は、吸入管１４および吸入孔１１ｐを通じて作動室１６に導かれ、圧縮される。圧縮された冷媒は、吐出孔１２ｑおよびマフラー１３を経由して、密閉容器１の内部空間２４へと吐出される。内部空間２４に吐出された冷媒は、当該冷媒に混入しているオイルを重力や遠心力などによって分離した後、吐出管１５から密閉容器１の外部へと導かれる。

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。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その冷媒に混入している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連結器６３によって連結されている。ただし、第１シャフト５ｓと第２シャフト５ｔとが直接嵌め合わされていてもよい。さらに、シャフト５が単一の部品で作られていてもよい。

シャフト５の内部には、圧縮機構２の摺動部分に通ずる給油路２９が軸方向に延びるように形成されている。給油路２９には、オイルポンプ６から吐出されたオイルが送り込まれる。給油路２９に送られたオイルは、膨張機構３を経由することなく、圧縮機構２の各摺動部分に供給される。このようにすれば、圧縮機構２に向かうオイルが膨張機構３で冷却されないので、オイルを介した圧縮機構２から膨張機構３への熱移動を効果的に抑制できる。

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、第１シリンダ４２と第２シリンダ４４とを仕切っている中板４３とを備えている。第１シリンダ４２および第２シリンダ４４は、互いに同心状に配置されている。図２Ａおよび図２Ｂに示すように、膨張機構３は、さらに、第１ピストン４６、第１ベーン４８、第１ばね５０、第２ピストン４７、第２ベーン４９および第２ばね５１を備えている。

図２Ａに示すように、第１ピストン４６は、シャフト５の偏心部５ｃに嵌合しており、第１シリンダ４２の中で偏心回転する。第１ベーン４８は、第１シリンダ４２に形成された第１ベーン溝４２ａに摺動可能に配置されている。第１ベーン４８の一端（先端）は、第１ピストン４６に接している。第１ばね５０は、第１ベーン４８の他端（後端）に接しており、第１ベーン４８を第１ピストン４６に向けて押す。

図２Ｂに示すように、第２ピストン４７は、シャフト５の偏心部５ｄに嵌合しており、第２シリンダ４４の中で偏心回転する。第２ベーン４９は、第２シリンダ４４に形成された第２ベーン溝４４ａに摺動可能に配置されている。第２ベーン４９の一端は、第２ピストン４７に接している。第２ばね５１は、第２ベーン４９の他端に接しており、第２ベーン４９を第２ピストン４７に向けて押す。

図２Ａに示すように、第１シリンダ４２の内側には、吸入側の作動室５５ａおよび吐出側の作動室５５ｂが形成されている。作動室５５ａと作動室５５ｂとは、第１ピストン４６および第１ベーン４８によって仕切られている。図２Ｂに示すように、第２シリンダ４４の内側には、吸入側の作動室５６ａおよび吐出側の作動室５６ｂが形成されている。作動室５６ａと作動室５６ｂとは、第２ピストン４７および第２ベーン４９によって仕切られている。

第２シリンダ４４における作動室５６ａおよび作動室５６ｂの合計容積は、第１シリンダ４２における作動室５５ａおよび作動室５５ｂの合計容積よりも大きい。第１シリンダ４２の吐出側の作動室５５ｂと、第２シリンダ４４の吸入側の作動室５６ａとが、中板４３に形成された貫通孔４３ａを介して連通することによって、作動室５５ｂおよび作動室５６ａが単一の膨張室として機能する。

図１に示すように、膨張機構３は、さらに、下軸受４１、上軸受４５、吸入管５２および吐出管５３を備えている。下軸受４１および中板４３によって第１シリンダ４２が閉じられ、中板４３および上軸受４５によって第２シリンダ４４が閉じられている。これにより、第１シリンダ４２および第２シリンダ４４内には、それぞれ、作動室５５および作動室５６が形成されている。

上軸受４５の内部には、冷媒を作動室５５に導くための吸入経路８０と、作動室５６から吐出された冷媒を膨張機構３の外部へと導くための吐出経路８１とが形成されている。吸入経路８０は、第２シリンダ４４、中板４３および第１シリンダ４２を貫通する形で下軸受４１まで延び、第１シリンダ４２内の作動室５５に連通している。吸入管５２は、密閉容器１の外部から第１シリンダ４２の作動室５５へと冷媒を導くことができるように、上軸受４５に直接挿入され、吸入経路８０に接続されている。吐出管５３は、第２シリンダ４４の作動室５６から密閉容器１の外部へと冷媒を導くことができるように、上軸受４５に直接挿入され、吐出経路８１に接続されている。

膨張前の冷媒は、吸入管５２および吸入経路８０を経て第１シリンダ４２の作動室５５ａに流入する。第１シリンダ４２の作動室５５ａに流入した冷媒は、シャフト５の回転に応じて作動室５５ｂに移り、作動室５５ｂ、貫通孔４３ａおよび作動室５６ａによって形成された膨張室においてシャフト５を回転させながら膨張する。膨張後の冷媒は、作動室５６ｂ、吐出経路８１および吐出管５３を経て密閉容器１の外部へと導かれる。

膨張機構３の周囲の空間はオイルで満たされている。ベーン４８（４９）の後端がオイル貯まり２５に面していることによって、ベーン４８（４９）とベーン溝４２ａ（４４ａ）との間の摺動面の潤滑を行える。その他の摺動部分、例えば軸受やピストンへの給油は、第２シャフト５ｔの下端から上方に向かって延びるように、第２シャフト５ｔの外周面に形成された給油溝（図示省略）によって行える。第２シャフト５ｔの下端にオイルポンプを設け、そのオイルポンプで軸受やピストンへの給油を行うようにしてもよい。膨張機構３の各摺動部分には、オイル貯まり２５の下槽２５ｂに貯められた低温のオイルが供給される。

図３に示すように、オイルポンプ６は、シャフト５の回転に伴う作動室の容積の増減によりオイルを圧送するように構成された容積式ポンプである。オイルポンプ６に隣接して、連結器６３を収容する中空の中継部材７１が設けられている。オイルポンプ６および中継部材７１の中央部を貫通するように、シャフト５が通されている。

オイルポンプ６は、シャフト５（第２シャフト５ｔ）の偏心部に取り付けられたピストン６１と、ピストン６１を収容するハウジング６２（シリンダ）とを含む。ピストン６１とハウジング６２との間には、三日月状の作動室６４が形成されている。すなわち、オイルポンプ６には、ロータリ式の流体機構が採用されている。ハウジング６２には、オイル貯まり２５（具体的には上槽２５ａ）と作動室６４とを接続するオイル吸入路６２ａと、作動室６４と給油路２９とを接続するオイル吐出路６２ｂおよび中継通路６２ｃが形成されている。第２シャフト５ｔの回転に伴ってハウジング６２内をピストン６１が偏心回転する。これにより、作動室６４の容積が増減し、オイルの吸入および吐出が行われる。このような機構は、第２シャフト５ｔの回転運動をカム機構等で他の運動に変換することなく、オイルを圧送する運動に直接利用するので、機械ロスが小さいという利点がある。また、比較的単純な構造によるので、信頼性も高い。

オイルポンプ６と中継部材７１は、オイルポンプ６のハウジング６２の上面と中継部材７１の下面とが接するように、軸方向の上下に隣接して配置されている。ハウジング６２の上面によって、中継部材７１が閉じられている。さらに、中継部材７１は、シャフト５（第１シャフト５ｓ）を支持する軸受部７６を有している。言い換えれば、中継部材７１はシャフト５を支持する軸受の機能も有している。軸受部７６の潤滑を行えるように、シャフト５の給油路２９が、軸受部７６に対応する区間で分岐している。なお、軸受部７６に相当する部分を、支持フレーム７５が有していてもよい。さらには、支持フレーム７５と中継部材７１とが単一の部品からなっていてもよい。

中継部材７１の内部空間７０ｈには連結器６３が配置されている。第１シャフト５ｓと連結器６３とは、例えば、第１シャフト５ｓの外周面に設けられた溝と、連結器６３の内周面に設けられた溝とが係合することにより、同期回転するように連結される。第２シャフト５ｔと連結器６３も、同様の方法で固定できる。連結器６３は、中継部材７１内において第１シャフト５ｓおよび第２シャフト５ｔと同期回転する。膨張機構３によって第２シャフト５ｔに与えられるトルクは、連結器６３を介して第１シャフト５ｓに伝達される。

給油路２９は、第１シャフト５ｓおよび第２シャフト５ｔにまたがって形成されている。シャフト５の連結部と、給油路２９の入口２９ｐと、オイルポンプ６の本体部分とが、圧縮機構２に近い側からこの順番で並んでいる。給油路２９の入口２９ｐは、第２シャフト５ｔの上端部とピストン６１が嵌め合わされた部分（偏心部）との間における、第２シャフト５ｔの外周面に形成されている。中継通路６２ｃは、第２シャフト５ｔを周方向に取り囲む環状の空間であり、この環状の空間に給油路２９の入口２９ｐが面している。

オイルポンプ６から吐出されたオイルは、オイル吐出路６２ｂおよび中継通路６２ｃを通じて給油路２９に導かれる。中継部材７１は、連結器６３を収容するハウジングとしての役割、および、シャフト５の軸受としての役割を担う。

図１に示すように、断熱部材３０は、円板状の形状を有する。この断熱部材３０によって、上槽２５ａと下槽２５ｂとの間のオイルの往来が制限されている。断熱部材３０の働きにより、上槽２５ａに貯められたオイルの温度と、下槽２５ｂに貯められたオイルの温度との差が大きくなる。なお、断熱部材３０の外周面と密閉容器１の内周面との間に隙間が形成されており、この隙間を通じて上槽２５ａと下槽２５ｂとをオイルが往来できる。

圧縮機構２において、冷媒は圧縮されて高温高圧状態となるので、圧縮機構の摺動部分を潤滑するオイルの温度は相対的に高くなる。膨張機構３において、冷媒は膨張して低温低圧状態となるので、膨張機構３の摺動部分を潤滑するオイルの温度は相対的に低くなる。図１０に示すように、オイルの粘度は温度に応じて変化する。そのため、圧縮機構２ではオイル粘度が適正あっても、膨張機構３ではオイル粘度が高すぎ、機械損失が大きくなる可能性がある。膨張機構３の摺動部分における隙間を、圧縮機を設計する際に考えられている寸法よりも広めに設計することによって、当該摺動部分での機械損失を低減できる。

「摺動部分」の典型的な例は、軸受とシャフト、シリンダとピストン、ベーンとベーン溝である。正確には、ピストンやベーンは、閉塞部材としての役割を担う軸受の表面やシリンダの表面を摺動する。圧縮機構２のこれらの摺動部分には、シャフト５の給油路２９を通じて給油できる。膨張機構３のこれらの摺動部分には、シャフト５の外周面に形成された給油溝を通じて、または、オイル貯まり２５から直接給油できる。以下、各摺動部分における隙間の寸法について説明する。

<<軸受隙間比>>
容積式圧縮機等の流体機械において、軸受隙間の寸法と軸径との比で定義される軸受隙間比を１／１０００程度に設定することが知られている（例えば、社団法人日本トライボロジー学会編「トライボロジーハンドブック」第１版 養賢堂 ２００１年３月３０日 ｐ１１１）。軸受隙間の寸法とは、軸受の内径と軸径との差で定義される設計値のことである。圧縮機構２に関して言えば、従来のこの指針に基づいて設計を行なうことに問題はない。しかし、従来のこの指針に基づいて膨張機構３の設計を行なうと、軸受でのせん断応力が大きくなり、機械損失が大きくなる。したがって、膨張機構３の軸受隙間比を、圧縮機を設計する際に考えられている値よりも大きめに設定する。詳細には、膨張機構３の軸受隙間比が圧縮機構２の軸受隙間比よりも大きくなるように膨張機構３の設計を行うことで、膨張機構３の軸受での機械損失を低減できる。

図４に示すように、圧縮機構２の下軸受１１（圧縮側軸受）の内径をφ_c、下軸受１１でのシャフト５の外径をＤ_c、膨張機構３の上軸受４５（膨張側軸受）の内径をφ_e、上軸受４５でのシャフト５の外径をＤ_eとする。本実施形態では、下軸受１１での第１シャフト５ｓの外径がＤ_cで表され、上軸受４５での第２シャフト５ｔの外径がＤ_eで表される。このとき、圧縮機構２の下軸受１１における軸受隙間比Ｒ_cは、Ｒ_c＝（φ_c−Ｄ_c）／Ｄ_cで表される。膨張機構３の上軸受４５における軸受隙間比Ｒ_eは、Ｒ_e＝（φ_e−Ｄ_e）／Ｄ_eで表される。Ｒ_e＞Ｒ_cを満足するように圧縮機構２および膨張機構３の設計を行なうことにより、膨張機構３の上軸受４５での機械損失を低減できる。

Ｒ_eとＲ_cとの差の範囲に特に限定は無く、例えば１．５Ｒ_c＜Ｒ_e＜２．５Ｒ_cの関係を満足するようにＲ_eおよびＲ_cを定めてもよい。

また、圧縮機構２におけるオイル粘度μ_cと膨張機構３におけるオイル粘度μ_eから、膨張機構３における軸受隙間比Ｒ_eを見出してもよい。具体的には、下記式（１）によれば、オイル粘度に対して適正な軸受隙間比Ｒ_eを設定できる。
Ｒ_e＝（μ_e／μ_c）×Ｒ_c ・・・（１）

例えば、圧縮機構２の吐出冷媒温度が６０〜８０℃であり、膨張機構３の周囲温度が１０〜３０℃であり、オイルとしてＰＡＧを使用する場合、図１０のグラフよりオイル粘度μ_cは、８０℃、６０℃、３０℃および１０℃で、それぞれ、３３ｍｍ²／ｓ、６０ｍｍ²／ｓ、１３５ｍｍ²／ｓおよび２７２ｍｍ²／ｓである。圧縮機構２におけるオイル温度と膨張機構３におけるオイル温度との差が５０℃であるとすれば、膨張機構３における軸受隙間比Ｒ_eを２７２Ｒ_c／６０〜１３５Ｒ_c／３３の範囲に設定しうる。

本実施形態では、圧縮機構２が電動機４よりも上方に設けられ、膨張機構３が電動機４よりも下方に設けられているとともに、膨張機構３の周囲の空間がオイルで満たされている。そのため、圧縮機構２におけるオイル温度と膨張機構３におけるオイル温度との間に差異が生じやすい。つまり、本実施形態のレイアウトによれば、軸受隙間比Ｒ_cおよびＲ_eを適正に設定することによる機械損失の低減効果をより十分に享受できる。

また、本実施形態では、オイルポンプ６および断熱部材３０の働きによって圧縮機構２から膨張機構３への熱移動が抑制されている。このことは、圧縮機構２から膨張機構３への熱移動を防いで各機構の効率を向上させる観点では好ましいが、オイル粘度の観点では好ましくない。軸受隙間比Ｒ_cおよびＲ_eを適正に設定すれば、熱移動の抑制効果を損なうことなく、オイル粘度の問題を解消できる。

ところで、膨張機構３の下軸受４１における軸受隙間比は、上軸受４５における軸受隙間比Ｒ_eと等しくてもよいし、異なっていてもよい。具体的には、膨張機構３の下軸受４１における軸受隙間比を膨張機構３の上軸受４５における軸受隙間比よりも大きくしてもよい。本実施形態では、膨張機構３が複数のシリンダを有するので、上軸受４５と下軸受４１とが軸方向にある程度離れている。この場合、上軸受４５と下軸受４１でもある程度のオイルの温度差が生じる。

図５に示すように、上軸受４５の内径をφ_e1、上軸受４５でのシャフト５（詳細には第２シャフト５ｔ）の外径をＤ_e1、下軸受４１の内径をφ_e2、下軸受４１でのシャフト５の外径をＤ_e2とする。上軸受４５における軸受隙間比Ｒ_e1は、Ｒ_e1＝（φ_e1−Ｄ_e1）／Ｄ_e1で表される。下軸受４１における軸受隙間比Ｒ_e2は、Ｒ_e2＝（φ_e2−Ｄ_e2）／Ｄ_e2で表される。Ｒ_e2＞Ｒ_e1を満足し、かつ膨張機構３の上軸受４５における軸受隙間比Ｒ_e1が圧縮機構２の下軸受１１における軸受隙間比Ｒ_cよりも大きくなるように圧縮機構２および膨張機構３の設計を行なえば、更なる機械損失の低減を期待できる。

軸受隙間比Ｒ_e1とＲ_e2との差の範囲に特に限定は無く、例えば１．１Ｒ_e1＜Ｒ_e2＜１．５Ｒ_e1の関係を満足するようにＲ_e1およびＲ_e2を定めてもよい。

なお、圧縮機構２の上軸受１２に関して言えば、下軸受１１におけるオイル温度と上軸受１２におけるオイル温度とに殆ど差がない。したがって、上軸受１２には、下軸受１１と同じ軸受隙間比（例えば１／１０００）を採用できる。

本実施形態では、圧縮機構２の吸入容積が膨張機構３の吸入容積よりも大きく、第１シャフト５ｓが第２シャフト５ｔよりも太い。そのため、圧縮機構２での軸受隙間の寸法と膨張機構３での軸受隙間の寸法とが等しい場合でも、膨張機構３での軸受隙間比は圧縮機構２での軸受隙間比よりも大きくなる。

<<シリンダ隙間比>>
シリンダとピストンの設計に軸受とシャフトの設計思想を導入してもよい。すなわち、シリンダ内の作動室の高さとピストンの厚みとの差で定義される設計値をシリンダ隙間の寸法、シリンダ隙間の寸法とピストンの厚みとの比をシリンダ隙間比と定義し、このシリンダ隙間比に軸受隙間比の設計思想を導入する。

具体的には、図６に示すように、圧縮機構２のシリンダ７内の作動室１６の高さをＨ_c、ピストン８の厚みをＴ_c、膨張機構３の第２シリンダ４４内の作動室５６の高さをＨ_e、第２ピストン４７の厚みをＴ_eとする。このとき、圧縮機構２におけるシリンダ隙間比α_cは、α_c＝（Ｈ_c−Ｔ_c）／Ｔ_cで表される。膨張機構３の第２シリンダ４４におけるピストン隙間比α_eは、α_e＝（Ｈ_e−Ｔ_e）／Ｔ_eで表される。α_e＞α_cを満足するように圧縮機構２および膨張機構３の設計を行なうことにより、膨張機構３の第２シリンダ４４での機械損失を低減できる。

α_eとα_cとの差の範囲に特に限定は無く、例えば１．５α_c＜α_e＜２．５α_cの関係を満足するようにα_eおよびα_cを定めてもよい。

なお、膨張機構３の第１シリンダ４２におけるシリンダ隙間比は、第２シリンダ４４におけるシリンダ隙間比α_eと等しくてもよい。また、本実施形態のように第１シリンダ４２が第２シリンダ４４よりも下方に位置している場合には、オイル貯まり２５に貯められたオイルの温度勾配を考慮して、第１シリンダ４２におけるシリンダ隙間比を第２シリンダ４４におけるシリンダ隙間比よりも大きくしてもよい。逆に、第１シリンダ４２が第２シリンダ４４よりも上方に位置している場合には、第１シリンダ４２におけるシリンダ隙間比を第２シリンダ４４におけるシリンダ隙間比よりも小さくしてもよい。

<<ベーン隙間比>>
ベーン溝とベーンの設計に軸受とシャフトの設計思想を導入してもよい。すなわち、ベーン溝の幅とベーンの幅との差で定義される設計値を幅方向ベーン隙間の寸法、幅方向ベーン隙間の寸法とベーンの幅との比を幅方向ベーン隙間比と定義し、この幅方向ベーン隙間比に軸受隙間比の設計思想を導入する。

具体的には、図７Ａに示すように、圧縮機構２のベーン溝７ａの幅をＫ_c、ベーン９の幅をＷ_cとし、図７Ｂに示すように、膨張機構３の第２ベーン溝４４ａの幅をＫ_e、第２ベーン４９の幅をＷ_eとする。このとき、圧縮機構２のベーン溝７ａにおける幅方向ベーン隙間比β_cは、β_c＝（Ｋ_c−Ｗ_c）／Ｗ_cで表される。膨張機構３の第２ベーン溝４４ａにおける幅方向ベーン隙間比β_eは、β_e＝（Ｋ_e−Ｗ_e）／Ｗ_eで表される。β_e＞β_cを満足するように圧縮機構２および膨張機構３の設計を行なうことにより、膨張機構３の第２ベーン溝４４ａでの機械損失を低減できる。

また、ベーンの幅方向だけでなく、ベーンの高さ方向にも同様の設計思想を導入してもよい。具体的には、図８Ａに示すように、圧縮機構２のベーン溝７ａの高さをｈ_c、ベーン９の高さをＬ_cとし、図８Ｂに示すように、膨張機構３の第２ベーン溝４４ａの高さをｈ_e、第２ベーン４９の高さをＬ_eとする。このとき、圧縮機構２のベーン溝７ａにおける高さ方向ベーン隙間比γ_cは、γ_c＝（ｈ_c−Ｌ_c）／Ｌ_cで表される。膨張機構３の第２ベーン溝４４ａにおける高さ方向ベーン隙間比γ_eは、γ_e＝（ｈ_e−Ｌ_e）／Ｌ_eで表される。γ_e＞γ_cを満足するように圧縮機構２および膨張機構３の設計を行なうことにより、膨張機構３の第２ベーン溝４４ａでの機械損失を更に低減できる。

β_eとβ_cとの差の範囲に特に限定は無く、例えば１．５β_c＜β_e＜２．５β_cの関係を満足するようにβ_eおよびβ_cを定めてもよい。γ_eとγ_cとの差の範囲にも特に限定は無く、例えば１．５γ_c＜γ_e＜２．５γ_cの関係を満足するようにγ_eおよびγ_cを定めてもよい。

なお、ベーン溝とベーンに関して言えば、β_e＞β_cおよびγ_e＞γ_cの一方のみが満たされてもよいし、両方が満たされてもよい。

また、膨張機構３の第１ベーン溝４２ａにおける幅方向ベーン隙間比は、第２ベーン溝４４ａにおける幅方向ベーン隙間比β_eと等しくてもよい。同様に、膨張機構３の第１ベーン溝４２ａにおける高さ方向ベーン隙間比は、第２ベーン溝４４ａにおける高さ方向ベーン隙間比β_eと等しくてもよい。

また、本実施形態のように第１シリンダ４２が第２シリンダ４４よりも下方に位置している場合には、オイル貯まり２５に貯められたオイルの温度勾配を考慮して、第１ベーン溝４２ａにおける幅方向ベーン隙間比を第２ベーン溝４４ａにおける幅方向ベーン隙間比よりも大きくしてもよい。逆に、第１シリンダ４２が第２シリンダ４４よりも上方に位置している場合には、第１ベーン溝４２ａにおける幅方向ベーン隙間比を第２ベーン溝４４ａにおける幅方向ベーン隙間比よりも小さくしてもよい。このことは、高さ方向ベーン隙間比についても当てはまる。

（変形例）
本実施形態において、ロータリ圧縮機構２およびロータリ膨張機構３には、ベーンとピストンとが別々の部品で作られているローリングピストン式の機構が採用されている。ただし、「ロータリ式」には、ベーンとピストンとが一体化されたスイングピストン式も含まれる。ロータリ式の機構は、シリンダを１段のみ有するものであってもよいし、シリンダを複数段有するものであってもよい。

また、圧縮機構および膨張機構の型式はロータリ式に限定されず、圧縮機構の型式と膨張機構の型式とが同じであればよい。例えば、スライディングベーン式、スクロール式、往復式、スクリュー式等の他の型式の流体機構（典型的には容積式流体機構）を採用できる。

本実施形態では、圧縮機構２が鉛直方向の上側に配置され、膨張機構３が鉛直方向の下側に配置されている。ただし、圧縮機構２と膨張機構３の位置関係はこれと逆であってもよい。つまり、膨張機構３が鉛直方向の上側に配置され、圧縮機構２が鉛直方向の下側に配置されていてもよい。圧縮機構２および膨張機構３におけるオイル粘度の相違の問題は本実施形態以外のレイアウトでも生じるからである。

同様の理由で、シャフトの軸方向が水平方向に平行であり、水平方向の左右に圧縮機構と膨張機構が位置していてもよい。シャフトの軸方向が水平方向に平行となるレイアウトは、圧縮機構から膨張機構への熱移動を防ぐ観点では不利であるが、重心が低くなることによる安定性の改善が期待できる。

（冷凍サイクル装置の実施形態）
図９は、本実施形態にかかる冷凍サイクル装置の構成図である。冷凍サイクル装置５００は、図１等を参照して説明した膨張機一体型圧縮機２００、冷媒を冷却する放熱器４０２、および冷媒を蒸発させる蒸発器４０３を備えている。膨張機一体型圧縮機２００の機械損失を低減することにより、冷凍サイクル装置５００の効率が向上する。この冷凍サイクル装置５００は、空気調和装置、給湯機（暖房機能を持つものを含む）、乾燥機などの製品に適用できる。

冷凍機用オイルとしては、ポリオールエステル、ポリビニルエーテル、ポリカーボネート、ポリアルキレングリコール等が挙げられる。二酸化炭素を冷媒として使用する場合には、潤滑性の観点から、ポリアルキレングリコールが適している。図１０を参照して説明したように、ポリアルキレングリコールの粘度の変動幅は非常に大きい。したがって、二酸化炭素とポリアルキレングリコールを組み合わせに対して、本発明は特に有効である。

また、給湯機用の冷凍サイクル装置に対して、本発明は特に有効である。給湯機では、９０℃程度の湯を沸かすために、冷媒をかなり高温まで圧縮する。この場合、圧縮機構でのオイル温度と膨張機構でのオイル温度との差が大きくなりやすいので、本発明を適用することによる機械損失の低減効果が大きくなる。

本発明の実施形態にかかる膨張機一体型圧縮機の縦断面図 図１に示す膨張機一体型圧縮機のＤ１−Ｄ１横断面図 図１に示す膨張機一体型圧縮機のＤ２−Ｄ２横断面図 図１の部分拡大断面図 圧縮機構および膨張機構の各部（軸受およびシャフト）の寸法を示す概略図 膨張機構の各部（軸受およびシャフト）の寸法を示す概略図 圧縮機構および膨張機構の各部（シリンダおよびピストン）の寸法を示す概略図 圧縮機構における各部（ベーン溝およびベーン）の寸法を示す概略図 膨張機構における各部（ベーン溝およびベーン）の寸法を示す概略図 圧縮機構における各部（ベーン溝およびベーン）の寸法を示す概略図 膨張機構における各部（ベーン溝およびベーン）の寸法を示す概略図 冷凍サイクル装置の一例の構成図 温度の変化に対するＰＡＧの粘度の変化を示すグラフ

１ 密閉容器
２ 圧縮機構
３ 膨張機構
４ 電動機
５ シャフト
５ｓ 第１シャフト
５ｔ 第２シャフト
７ シリンダ
７ａ ベーン溝
８ ピストン
９ ベーン
１１ 下軸受
１２ 上軸受
１６ 作動室
４１ 下軸受
４２ 第１シリンダ
４４ 第２シリンダ
４２ａ 第１ベーン溝
４４ａ 第２ベーン溝
４５ 上軸受
４６ 第１ピストン
４７ 第２ピストン
４８ 第１ベーン
４９ 第２ベーン
５５ 作動室
５６ 作動室
２００ 膨張機一体型圧縮機
４０２ 放熱器
４０３ 蒸発器
５００ 冷凍サイクル装置

Claims (7)

1. 密閉容器と、
   圧縮側軸受を有し、前記密閉容器内に納められた圧縮機構と、
   膨張側軸受を有し、前記密閉容器内に納められた膨張機構と、
   前記圧縮側軸受および前記膨張側軸受によって支持されているとともに、前記圧縮機構と前記膨張機構とを連結しているシャフトとを備え、
   前記圧縮機構の型式が前記膨張機構の型式と同じであり、
   前記膨張側軸受の内径（φ_e）と前記膨張側軸受での前記シャフトの外径（Ｄ_e）との差（φ_e−Ｄ_e）と、前記膨張側軸受での前記シャフトの外径（Ｄ_e）との比（φ_e−Ｄ_e）／（Ｄ_e）が、前記圧縮側軸受の内径（φ_c）と前記圧縮側軸受での前記シャフトの外径（Ｄ_c）との差（φ_c−Ｄ_c）と、前記圧縮側軸受での前記シャフトの外径（Ｄ_c）との比（φ_c−Ｄ_c）／（Ｄ_c）よりも大きい、膨張機一体型圧縮機。
2. 前記圧縮機構と前記膨張機構との間に配置され、前記シャフトを駆動する電動機をさらに備え、
   前記圧縮機構が前記電動機よりも上方に設けられ、前記膨張機構が前記電動機よりも下方に設けられている、請求項１に記載の膨張機一体型圧縮機。
3. 前記膨張側軸受が上軸受と下軸受とを含み、
   前記下軸受の内径（φ_e2）と前記下軸受での前記シャフトの外径（Ｄ_e2）との差（φ_e2−Ｄ_e2）と、前記下軸受での前記シャフトの外径（Ｄ_e2）との比（φ_e2−Ｄ_e2）／（Ｄ_e2）が、前記上軸受の内径（φ_e1）と前記上軸受での前記シャフトの外径（Ｄ_e1）との差（φ_e1−Ｄ_e1）と、前記上軸受での前記シャフトの外径（Ｄ_e1）との比（φ_e1−Ｄ_e1）／（Ｄ_e1）よりも大きく、
   前記比（φ_e1−Ｄ_e1）／（Ｄ_e1）が、前記比（φ_c−Ｄ_c）／（Ｄ_c）よりも大きい、請求項２に記載の膨張機一体型圧縮機。
4. 密閉容器と、
   圧縮側シリンダと、前記圧縮側シリンダ内に配置された圧縮側ピストンとを有し、前記密閉容器内に納められたロータリ圧縮機構と、
   膨張側シリンダと、前記膨張側シリンダ内に配置された膨張側ピストンとを有し、前記密閉容器内に納められたロータリ膨張機構と、
   前記ロータリ圧縮機構と前記ロータリ膨張機構とを連結しているシャフトとを備え、
   前記膨張側シリンダ内の作動室の高さ（Ｈ_e）と前記膨張側ピストンの厚み（Ｔ_e）との差（Ｈ_e−Ｔ_e）と、前記膨張側ピストンの厚み（Ｔ_e）との比（Ｈ_e−Ｔ_e）／（Ｔ_e）が、前記圧縮側シリンダ内の作動室の高さ（Ｈ_c）と前記圧縮側ピストンの厚み（Ｔ_c）との差（Ｈ_c−Ｔ_c）と、前記圧縮側ピストンの厚み（Ｔ_c）との比（Ｈ_c−Ｔ_c）／（Ｔ_c）よりも大きい、膨張機一体型圧縮機。
5. 密閉容器と、
   圧縮側シリンダと、前記圧縮側シリンダ内に配置された圧縮側ピストンと、前記圧縮側シリンダと前記圧縮側ピストンとの間の空間を高圧作動室と低圧作動室とに仕切る圧縮側ベーンと、前記圧縮側ベーンが配置されている圧縮側ベーン溝とを有し、前記密閉容器内に納められたロータリ圧縮機構と、
   膨張側シリンダと、前記膨張側シリンダ内に配置された膨張側ピストンと、前記膨張側シリンダと前記膨張側ピストンとの間の空間を高圧作動室と低圧作動室とに仕切る膨張側ベーンと、前記膨張側ベーンが配置されている膨張側ベーン溝とを有し、前記密閉容器内に納められたロータリ膨張機構と、
   前記ロータリ圧縮機構と前記ロータリ膨張機構とを連結しているシャフトとを備え、
   前記膨張側ベーン溝の幅（Ｋ_e）と前記膨張側ベーンの幅（Ｗ_e）との差（Ｋ_e−Ｗ_e）と、前記膨張側ベーンの幅（Ｗ_e）との比（Ｋ_e−Ｗ_e）／（Ｗ_e）が、前記圧縮側ベーン溝の幅（Ｋ_c）と前記圧縮側ベーンの幅（Ｗ_c）との差（Ｋ_c−Ｗ_c）と、前記圧縮側ベーンの幅（Ｗ_c）との比（Ｋ_c−Ｗ_c）／（Ｗ_c）よりも大きい、および／または、
   前記膨張側ベーン溝の高さ（ｈ_e）と前記膨張側ベーンの高さ（Ｌ_e）との差（ｈ_e−Ｌ_e）と、前記膨張側ベーンの高さ（Ｌ_e）との比（ｈ_e−Ｌ_e）／（Ｌ_e）が、前記圧縮側ベーン溝の高さ（ｈ_c）と前記圧縮側ベーンの高さ（Ｌ_c）との差（ｈ_c−Ｌ_c）と、前記圧縮側ベーンの高さ（Ｌ_c）との比（ｈ_c−Ｌ_c）／（Ｌ_c）よりも大きい、膨張機一体型圧縮機。
6. 請求項１〜５のいずれか１項に記載の膨張機一体型圧縮機と、
   前記膨張機一体型圧縮機の前記圧縮機構で圧縮された冷媒を冷却する放熱器と、
   前記膨張機一体型圧縮機の前記膨張機構で膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器と、
   を備えた、冷凍サイクル装置。
7. 前記冷媒が二酸化炭素であり、
   潤滑用のオイルがポリアルキレングリコールである、請求項６に記載の冷凍サイクル装置。

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