JP5523629B2 - スクロール膨張機及び冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、減圧過程（膨張過程）から動力回収を行なうスクロール膨張機、及びこのスクロール膨張機を備えた冷凍サイクル装置に関するものである。

冷凍・空調用途に用いられる冷凍サイクル装置において、冷媒の減圧過程（膨張過程）を容積型の膨張機構で行なうことにより膨張動力を回収し、この回収された動力を用いて冷媒の圧縮過程の一部を行なうために容積型の圧縮機構を用いるものがある。このような膨張機構及び圧縮機構を用いた冷凍サイクル装置の場合、所謂“密度比一定の制約”により体積流量をマッチングさせる必要があるため、
（膨張機構の入口での冷媒流量×膨張機構の入口での冷媒比容積／膨張機構の吸入容積）＝（圧縮機構の入口での冷媒流量×圧縮機構の入口での冷媒比容積／圧縮機構の吸入容積）…（１）
となるように流量又は比容積を調整する必要がある。

冷媒の減圧過程（膨張過程）を容積型の膨張機構で行なう膨張機構と、この回収された動力を冷媒の圧縮過程に用いる圧縮機構とを備え、上記式（１）の関係を満たした従来の冷凍サイクル装置としては、例えば特許文献１に開示された冷凍サイクル装置がある。特許文献１に開示された冷凍サイクル装置においては、膨張機構で回収された動力で駆動する圧縮機構は、低圧から高圧まで冷媒を圧縮するのではなく、低圧から中間圧まで冷媒を圧縮（サブ圧縮）している（以下、このように中間圧での圧縮を行う圧縮機構をサブ圧縮機構と称する）。また、特許文献１に開示された冷凍サイクル装置においては、膨張機構で回収された動力で駆動する圧縮機構は、冷凍サイクル装置を循環する（より詳しくは、蒸発器から流出する）冷媒の全流量を圧縮するのではなく、冷凍サイクル装置を循環する冷媒の一部流量を圧縮している。これにより、特許文献１に開示された冷凍サイクル装置は、上記式（１）の関係を満たしている。

特開昭５８−２１７１６３公報

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。

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。 本発明の実施の形態に係る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。 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。 本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置が定常運転している際の冷媒の状態変化を示すモリエル線図である。 本実施の形態に係るスクロール膨張機の揺動スクロールに作用するスラスト荷重の分布を模式的に示す断面図である。 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両面スクロール膨張機の最も一般的な構造を示す概略縦断面図である。 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。 図６に示すスクロール膨張機の揺動スクロールに作用するスラスト荷重の分布を模式的に示す断面図である。

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２（ａ）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２（ｂ）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２（ａ）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２（ｂ）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７（ａ）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７（ｂ）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７（ａ）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７（ｂ）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８（ａ）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８（ａ）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８（ａ）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８（ａ）に対して、図８（ｂ）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８（ｃ）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８（ｃ）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８（ａ）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５（ａ）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５（ａ）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８（ａ）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８（ｂ），（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８（ｂ），（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５（ａ），（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５（ａ），（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８（ｃ）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５（ｂ）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８（ｃ）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５（ｂ）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。

１ スクロール膨張機、２ 膨張機構、３ サブ圧縮機構、４ 圧力容器、５ 主圧縮機、６ モータ、７ 主圧縮機構、９ 潤滑油、１１ ガスクーラ、１２ 蒸発器、１４ 予膨張弁、１５ 膨張吸入管、１６ 膨張吐出管、１９ サブ圧縮吸入管、２０ サブ圧縮吐出管、３１ 返油孔、３２ 吐出弁、３５ 膨張吸入孔、５１ 膨張固定スクロール、５１ａ 渦巻歯、５１ｂ 下軸受、５２ 揺動スクロール、５２ａ 膨張側渦巻歯、５２ｂ 揺動軸受、５２ｃ サブ圧縮側渦巻歯、５２ｄ オルダム溝、５２ｅ，５２ｆ 高圧導入孔、６１ サブ圧縮固定スクロール、６１ａ 渦巻歯、６１ｂ 上軸受、７２ａ，７２ｂ 偏心シール、７３ 同心シール、７６ 油ポンプ、７７ オルダムリング、７８ 回転軸、７８ａ 偏心部、７９ａ，７９ｂ バランサ、８１ 逆止弁、１００ 冷凍サイクル装置、１０１ 従来のスクロール膨張機。

Claims (4)

1. 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。
2. 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。
3. 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。
4. 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。

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