(57)【要約】      （修正有）【課題】軸受での摺動損失が低減された２段ロータリ膨張機を提供する。【解決手段】２段ロータリ膨張機は、２つのシリンダ１５および１６を備えている。第１シリンダ１５の第１溝には、第１ベーンが配置されている。第２シリンダ１６には、第１溝の位置からシャフト１３の回転方向と反対の回転方向に所定角度進んだ位置において第２溝１６ａが形成されている。第２溝１６ａに第２ベーン２２が配置されている。シャフト１３の周方向に関する第１ベーンの位置を第１基準位置、同じく第２ベーンの位置を第２基準位置、シャフト１３の回転方向と反対の回転方向に沿った第１基準位置から第２基準位置までの所定角度をφと定義する（ただし、０°＜φ＜９０°）。軸受１７の軸受面には、第１基準位置から見てシャフト１３の回転方向に９０°〜（１８０°−φ）の範囲に凹部が設けられている。【選択図】図１
2011163189.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１シリンダと、
前記第１シリンダに対して同心円状に配置された第２シリンダと、
前記第１シリンダおよび前記第２シリンダを貫いているシャフトと、
前記第１シリンダ内で回転するように前記シャフトに取り付けられた円環状の第１ピストンと、
前記第２シリンダ内で回転するように前記シャフトに取り付けられた円環状の第２ピストンと、
前記第１シリンダに形成された第１溝と、
前記第１溝に配置され、前記第１シリンダと前記第１ピストンとの間の空間を第１吸入空間と第１吐出空間とに仕切る第１ベーンと、
前記第１溝の位置から前記シャフトの回転方向と反対の回転方向に所定角度進んだ位置において前記第２シリンダに形成された第２溝と、
前記第２溝に配置され、前記第２シリンダと前記第２ピストンとの間の空間を第２吸入空間と第２吐出空間とに仕切る第２ベーンと、
前記第１シリンダと前記第２シリンダとを隔てている中板と、
前記第１吐出空間と前記第２吸入空間とを連通して１つの膨張室を形成するように前記中板に設けられ、前記シャフトの軸方向から平面視したときに前記第１ベーンと前記第２ベーンとによって挟まれた扇形の領域に位置している連通孔と、
前記シャフトを支持する軸受と、
前記シャフトの周方向に関する前記第１ベーンの位置を第１基準位置、前記シャフトの周方向に関する前記第２ベーンの位置を第２基準位置、前記反対の回転方向に沿った前記第１基準位置から前記第２基準位置までの前記所定角度をφ（ただし、０°＜φ＜９０°）と定義したとき、前記第１基準位置から見て前記シャフトの回転方向に９０°〜（１８０°−φ）の範囲に位置しているとともに、他の範囲の部分よりも広い軸受すき間を形成するように前記軸受の軸受面に設けられた凹部と、
を備えた、２段ロータリ膨張機。
【請求項２】
３０°＜φ＜９０°を満たすように前記第１シリンダと前記第２シリンダとの相対的な位置関係が定められている、請求項１に記載の２段ロータリ膨張機。
【請求項３】
前記第１ピストンと前記第１ベーンとが互いに一体に形成され、
前記第２ピストンと前記第２ベーンとが互いに一体に形成されている、請求項１または２に記載の２段ロータリ膨張機。
【請求項４】
前記凹部が、前記第１基準位置から見て前記シャフトの回転方向に９０°〜（１８０°−φ）の範囲にのみ設けられている、請求項１〜３のいずれか１項に記載の２段ロータリ膨張機。
【請求項５】
前記凹部が、前記シャフトの回転軸に対して傾斜した方向、かつ前記シャフトの回転軸と平行な方向に関する前記軸受面の下端から上端に向かって延びている溝の形状を有する、請求項１〜４のいずれか１項に記載の２段ロータリ膨張機。
【請求項６】
前記溝状の凹部が、前記シャフトと前記軸受との間のすき間に潤滑油を供給する給油路として機能するように、前記軸受面の下端から上端にわたって形成されている、請求項５に記載の２段ロータリ膨張機。
【請求項７】
前記凹部が、前記シャフトの回転軸と平行な方向に関する前記軸受面の上端から下端または下端から上端に向かって延び、かつ前記軸受面の下端と上端との間で途切れている座繰りの形状を有する、請求項１〜４のいずれか１項に記載の２段ロータリ膨張機。
【請求項８】
前記凹部が、（i）前記シャフトの回転軸に対して傾斜した方向、かつ前記シャフトの回転軸と平行な方向に関する前記軸受面の下端から上端に向かって延びている溝の形状を有するとともに、前記軸受面の下端から上端にわたって形成された第１セグメントと、（ii）前記シャフトの回転軸と平行な方向に関する前記軸受面の上端から下端または下端から上端に向かって延び、かつ前記軸受面の下端と上端との間で途切れている座繰りの形状を有する第２セグメントとを含む、請求項１〜４のいずれか１項に記載の２段ロータリ膨張機。
【請求項９】
前記第１シリンダの上側に配置された上軸受と、前記第２シリンダの下側に配置された下軸受とが、複数の前記軸受として設けられ、
前記上軸受および前記下軸受に、それぞれ、前記凹部が設けられている、請求項１〜４のいずれか１項に記載の２段ロータリ膨張機。
【請求項１０】
前記上軸受の前記凹部が、（i）前記シャフトの回転軸に対して傾斜した方向、かつ前記シャフトの回転軸と平行な方向に関する前記上軸受の軸受面の下端から上端に向かって延びている溝の形状を有するとともに、前記上軸受の軸受面の下端から上端にわたって形成された第１セグメントと、（ii）前記シャフトの回転軸と平行な方向に関する前記上軸受の軸受面の上端から下端または下端から上端に向かって延び、かつ前記上軸受の軸受面の下端と上端との間で途切れている座繰りの形状を有する第２セグメントとの少なくとも一方を含み、
前記下軸受の前記凹部が、前記第１基準位置から見て前記シャフトの回転方向に９０°〜（１８０°−φ）の範囲かつ当該下軸受の下端と上端との間の領域の全体に形成されている、請求項９に記載の２段ロータリ膨張機。
【請求項１１】
作動流体を圧縮する圧縮機と、
前記圧縮機で圧縮された作動流体を放熱させる放熱器と、
前記放熱器で放熱した作動流体を膨張させる、請求項１〜１０のいずれか１項に記載の２段ロータリ膨張機と、
前記２段ロータリ膨張機で膨張した作動流体を蒸発させる蒸発器と、
を備えた、冷凍サイクル装置。
【請求項１２】
前記作動流体が二酸化炭素である、請求項１１に記載の冷凍サイクル装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、２段ロータリ膨張機およびそれを用いた冷凍サイクル装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
ヒートポンプ給湯機・空調機を高効率化する技術として、容積式膨張機の採用が検討されている（特許文献１参照）。特に、２段ロータリ膨張機は、単段ロータリ膨張機で必要とされる吸入制御機構等が不要であり、騒音および振動の原因となる吸入脈動および吐出脈動を抑制できる。高効率な２段ロータリ膨張機によれば、ヒートポンプ給湯機・空調機の更なる高効率化が可能である。２段ロータリ膨張機の更なる高効率化には、軸受等の摺動部分の損失の低減が有効である。例えば、圧縮機の分野においては、「中抜き」と呼ばれる小径部をシャフトに設け、これによりシャフトと軸受との間の摺動損失の低減が図られている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００５−１０６０４６号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
２段ロータリ膨張機の機械損失は比較的大きいため、効率を高めるために機械損失を低減する余地が依然として残されている。本発明は、軸受での摺動損失が低減された２段ロータリ膨張機を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
すなわち、本発明は、
第１シリンダと、
前記第１シリンダに対して同心円状に配置された第２シリンダと、
前記第１シリンダおよび前記第２シリンダを貫いているシャフトと、
前記第１シリンダ内で回転するように前記シャフトに取り付けられた円環状の第１ピストンと、
前記第２シリンダ内で回転するように前記シャフトに取り付けられた円環状の第２ピストンと、
前記第１シリンダに形成された第１溝と、
前記第１溝に配置され、前記第１シリンダと前記第１ピストンとの間の空間を第１吸入空間と第１吐出空間とに仕切る第１ベーンと、
前記第１溝の位置から前記シャフトの回転方向と反対の回転方向に所定角度進んだ位置において前記第２シリンダに形成された第２溝と、
前記第２溝に配置され、前記第２シリンダと前記第２ピストンとの間の空間を第２吸入空間と第２吐出空間とに仕切る第２ベーンと、
前記第１シリンダと前記第２シリンダとを隔てている中板と、
前記第１吐出空間と前記第２吸入空間とを連通して１つの膨張室を形成するように前記中板に設けられ、前記シャフトの軸方向から平面視したときに前記第１ベーンと前記第２ベーンとによって挟まれた扇形の領域に位置している連通孔と、
前記シャフトを支持する軸受と、
前記シャフトの周方向に関する前記第１溝の位置を第１基準位置、前記シャフトの周方向に関する前記第２溝の位置を第２基準位置、前記反対の回転方向に沿った前記第１基準位置から前記第２基準位置までの前記所定角度をφ（ただし、０°＜φ＜９０°）と定義したとき、前記第１基準位置から見て前記シャフトの回転方向に９０°〜（１８０°−φ）の範囲に位置しているとともに、他の範囲の部分よりも広い軸受すき間を形成するように前記軸受の軸受面に設けられた凹部と、
を備えた、２段ロータリ膨張機を提供する。
【０００６】
他の側面において、本発明は、
作動流体を圧縮する圧縮機と、
前記圧縮機で圧縮された作動流体を放熱させる放熱器と、
前記放熱器で放熱した作動流体を膨張させる、上記本発明の２段ロータリ膨張機と、
前記２段ロータリ膨張機で膨張した作動流体を蒸発させる蒸発器と、
を備えた、冷凍サイクル装置を提供する。
【発明の効果】
【０００７】
後述するように、軸受が発揮する支持力は、シャフトの周方向に関して均一でない。２段ロータリ膨張機の軸受には、理論上、シャフトの支持への寄与が大きい部分と、寄与が小さい部分とが存在する。本発明によれば、寄与が小さい部分に凹部を形成する。つまり、シャフトの支持への寄与が小さい部分とシャフトとの間の軸受すき間を、軸受の信頼性が損なわれない程度に広くする。これにより、従来その部分で生じていた摺動損失を削減できるので、２段ロータリ膨張機の効率が高まる。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】本発明の第１実施形態に係る２段ロータリ膨張機の縦断面図
【図２Ａ】図１に示す２段ロータリ膨張機のX1-X1線に沿った横断面図
【図２Ｂ】図１に示す２段ロータリ膨張機のX2-X2線に沿った横断面図
【図３Ａ】図１に示す２段ロータリ膨張機の第１ピストンに作用する力Ｆｐ1およびＦｃ1ならびに第１偏心部に作用する力Ｆｃ1’を示す概略図
【図３Ｂ】図１に示す２段ロータリ膨張機の第２ピストンに作用する力Ｆｐ2およびＦｃ2ならびに第２偏心部に作用する力Ｆｃ2’を示す概略図
【図４】図１に示す２段ロータリ膨張機の第１ピストンに対する荷重の作用方向とシャフトの回転角度との関係を示すグラフ
【図５】荷重の作用方向および軸受支持力の作用方向を示す概略図
【図６Ａ】上軸受内でのシャフトの偏心方向を示す概略図
【図６Ｂ】下軸受内でのシャフトの偏心方向を示す概略図
【図７Ａ】上軸受の展開図
【図７Ｂ】変形例に係る上軸受の展開図
【図７Ｃ】他の変形例に係る上軸受の展開図
【図８】下軸受の展開図
【図９】本発明の第２実施形態に係る２段ロータリ膨張機の縦断面図
【図１０Ａ】図９に示す２段ロータリ膨張機のX3-X3に沿った横断面図
【図１０Ｂ】図９に示す２段ロータリ膨張機のX4-X4に沿った横断面図
【図１１Ａ】図９に示す２段ロータリ膨張機の第１ピストンに作用する力Ｆｐｅ1およびＦｐｓ1ならびに第１ベーンに作用する力Ｆｖ1を示す概略図
【図１１Ｂ】第１吸入空間の内圧と第１吐出空間の内圧との差に基づいて第１ピストンに作用する力Ｆｐ1を示す概略図
【図１１Ｃ】第１揺動ピストンに作用する力Ｆ1およびＦｃ1ならびにシャフトの第１偏心部に作用する力Ｆｃ1’を示す概略図
【図１１Ｄ】図９に示す２段ロータリ膨張機の第２ピストンに作用する力Ｆｐｅ2およびＦｐｄ1ならびに第２ベーンに作用する力Ｆｖ2を示す概略図
【図１１Ｅ】第２吸入空間の内圧と第２吐出空間の内圧との差に基づいて第２ピストンに作用する力Ｆｐ2を示す概略図
【図１１Ｆ】第２揺動ピストンに作用する力Ｆ2およびＦｃ2ならびにシャフトの第２偏心部に作用する力Ｆｃ2’を示す概略図
【図１２】図９に示す２段ロータリ膨張機の第１ピストンに対する荷重の作用方向とシャフトの回転角度との関係を示すグラフ
【図１３】本実施形態の２段ロータリ膨張機を適用した膨張機一体型圧縮機の概略図
【図１４Ａ】本実施形態の２段ロータリ膨張機を用いた冷凍サイクル装置の構成図
【図１４Ｂ】図１３に示す膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクル装置の構成図
【発明を実施するための形態】
【０００９】
（第１実施形態）
図１に示すように、本実施形態のロータリ膨張機１００は、密閉容器１２、発電機１１および膨張機構５０を備えている。発電機１１と膨張機構５０とは、シャフト１３によって互いに連結されている。密閉容器１２内において、発電機１１が上に位置し、膨張機構５０が下に位置している。密閉容器１２の底部には潤滑油が溜められており、膨張機構５０が潤滑油に浸かっている。
【００１０】
発電機１１は、ステータ１１ａおよびロータ１１ｂを含む。ステータ１１ａおよびロータ１１ｂは、それぞれ、密閉容器１２およびシャフト１３に固定されている。
【００１１】
図１および図２に示すように、膨張機構５０は、上軸受１７、第１シリンダ１５、第２シリンダ１６、下軸受１８、第１ピストン１９、第１ベーン２１、第２ピストン２０、第２ベーン２２、中板３０およびシャフト１３を備えている。第２シリンダ１６は、第１シリンダ１５に対して同心円状に配置されており、中板３０によって第１シリンダ１５から隔てられている。シャフト１３は、円形の第１シリンダ１５および円形の第２シリンダ１６を貫通しているとともに、第１シリンダ１５の上側（第１側）に配置された上軸受１７および第２シリンダ１６の下側（第２側）に配置された下軸受１８によって回転可能に支持されている。シャフト１３の回転軸は、シリンダ１５および１６の中心に一致している。シャフト１３は、それぞれ半径方向の外向きに突出している、第１偏心部１３ａおよび第２偏心部１３ｂを有する。第１偏心部１３ａには、第１シリンダ１５内で回転するように円環状の第１ピストン１９が取り付けられている。第２偏心部１３ｂには、第２シリンダ１６内で回転するように円環状の第２ピストン２０が取り付けられている。
【００１２】
図２Ａに示すように、第１シリンダ１５には第１ベーン溝１５ａが形成されている。第１ベーン溝１５ａには、第１ベーン２１が長手方向にスライド可能に配置されている。第１バネ３１は、第１ベーン２１の背面側に配置されている。第１バネ３１の一端が第１シリンダ１５に接触し、他端が第１ベーン２１に接触しており、これにより第１ベーン２１が第１ピストン１９に向けて押されている。第１ベーン２１は、円弧状の先端面を有し、その先端面において第１ピストン１９と線接触している。
【００１３】
図２Ｂに示すように、第２シリンダ１６には第２ベーン溝１６ａが形成されている。第２ベーン溝１６ａには、第２ベーン２２が長手方向にスライド可能に配置されている。第２バネ３２は、第２ベーン２２の背面側に配置されている。第２バネ３２の一端が第２シリンダ１６に接触し、他端が第２ベーン２２に接触しており、これにより第２ベーン２２が第２ピストン２０に向けて押されている。第２ベーン２２は、円弧状の先端面を有し、その先端面において第２ピストン２０と線接触している。
【００１４】
このように、本実施形態に示す膨張機構５０は、ローリングピストン型の流体機械で構成されている。
【００１５】
第１シリンダ１５と第１ピストン１９との間には三日月形状の空間が形成されている。この三日月状の空間は、第１ベーン２１により、第１吸入空間２５ａと第１吐出空間２５ｂとに仕切られている。また、第２シリンダ１６と第２ピストン２０との間にも三日月形状の空間が形成されている。この三日月状の空間は、第２ベーン２２により、第２吸入空間２６ａと第２吐出空間２６ｂとに仕切られている。中板３０には連通孔３０ａが形成されている。連通孔３０ａは、第１シリンダ１５から第２シリンダ１６に向かって中板３０を厚さ方向に貫いている。連通孔３０ａを介して、第１吐出空間２５ｂと第２吸入空間２６ａとが連通し、これにより単一の膨張室が形成される。
【００１６】
第１シリンダ１５には、膨張させるべき作動流体を第１吸入空間２５ａに供給しうるように、吸入ポート１５ｂが形成されている。第２シリンダ１６には、膨張した作動流体を第２吐出空間２６ｂから追い出せるように、吐出ポート１６ｄが形成されている。２段ロータリ膨張機１００の運転時において、吸入ポート１５ｂおよび吐出ポート１６ｄは、それぞれ、第１吸入空間２５ａおよび第２吐出空間２６ｂに面する。また、吸入ポート１５ｂおよび吐出ポート１６ｄには、それぞれ、密閉容器１２の内外を貫いている吸入管２７および吐出管２８が接続されている。
【００１７】
なお、吸入ポート１５ｂは、中板３０の反対側で第１シリンダ１５を閉塞している部材（本実施形態では上軸受１７）に形成されていてもよい。同様に、吐出ポート１６ｄは、中板３０の反対側で第２シリンダ１６を閉塞している部材（本実施形態では下軸受１８）に形成されていてもよい。
【００１８】
本実施形態では、第１シリンダ１５の内径が第２シリンダ１６の内径に等しく、かつ第１ピストン１９の外径が第２ピストン２０の外径に等しい。第１シリンダ１５の高さは、第２シリンダ１６の高さよりも小さい。したがって、第２吸入空間２６ａと第２吐出空間２６ｂの合計体積は、第１吸入空間２５ａと第１吐出空間２５ｂの合計体積よりも大きい。言い換えれば、第２シリンダ１６側の押しのけ容積が、第１シリンダ１５側の押しのけ容積よりも大きい。ただし、押しのけ容積の大小関係が本実施形態と同じである限り、シリンダの内径、シリンダの高さおよびピストンの外径の大小関係は不問である。
【００１９】
図２Ａに示すように、第１シリンダ１５側において、連通孔３０ａの位置および吸入ポート１５ｂの位置は、それぞれ、第１ベーン２１の左右に振り分ける形で定められている。図２Ｂに示すように、第２シリンダ１６側において、連通孔３０ａの位置および吐出ポート１６ｄの位置は、それぞれ、第２ベーン２２の左右に振り分ける形で定められている。このような構成によれば、第１シリンダ１５および第２シリンダ１６内のデッドスペース、すなわち膨張室として使えない空間を極力減らせる。その結果、膨張室の容積を十分に確保できる。
【００２０】
第２ベーン溝１６ａは、第１ベーン溝１５ａの位置からシャフト１３の回転方向と反対方向に所定角度回転した位置において第２シリンダ１６に形成されている。つまり、シャフト１３の周方向に関して、第１ベーン２１は、第２ベーン２２のそれとは異なる角度位置に配置されている。本明細書では、シャフト１３の周方向に関する第１ベーン２１の位置を第１基準位置、同じく第２ベーン２２の位置を第２基準位置、シャフト１３の回転方向と反対方向に沿った第１基準位置から第２基準位置までの所定角度をφと定義する。「第１ベーン２１の位置」とは、第１ベーン溝１５ａの中心線の位置を意味する。「第１ベーン溝１５ａの中心線」とは、平面視で第１ベーン溝１５ａを二等分し、かつシャフト１３の回転軸と交差する直線を意味する。同様に、「第２ベーン２２の位置」とは、第２ベーン溝１６ａの中心線の位置を意味する。「第２ベーン溝１６ａの中心線」とは、平面視で第２ベーン溝１６ａを二等分し、かつシャフト１３の回転軸と交差する直線を意味する。つまり、シャフト１３の周方向に関して、第１ベーン２１の位置は、第１ベーン溝１５ａの位置に等しい。同様に、第２ベーン２２の位置は、第２ベーン溝１６ａの位置に等しい。
【００２１】
シャフト１３の周方向に関して、第１ベーン２１の位置が第２ベーン２２の位置と相違している場合、シャフト１３の軸方向に関して、第１吐出空間２５ｂの一部が第２吸入空間２６ａの一部に重なる。そのため、第１吐出空間２５ｂと第２吸入空間２６ａとを最短距離で連通するように、中板３０に連通孔３０ａを形成できる。つまり、連通孔３０ａは、シャフト１３の軸方向から平面視したときに、第１ベーン２１と第２ベーン２２とによって挟まれた扇形の領域に位置している。この構成によれば、連通孔３０ａの体積を最小にできるため、連通孔３０ａの中での作動流体の脈動を防止できる。このことは、２段ロータリ膨張機１００の振動および騒音の低減にとって有利である。また、中板３０の加工性の観点で、連通孔３０ａを軸方向に真っ直ぐ形成することは好ましい。
【００２２】
角度φは、連通孔３０ａを形成するのに必要十分な値に設定されうる。具体的には、０°＜φ＜９０°の範囲内の任意の角度を角度φとして定めることができる。本実施形態では、３０°＜φ＜９０°を満たすように第１シリンダ１５と第２シリンダ１６との相対的な位置関係が定められている。角度φのより好ましい範囲は、例えば３０°＜φ＜４５°である。
【００２３】
また、シャフト１３の周方向に関して、第１偏心部１３ａの突出方向（偏心方向）は、第２偏心部１３ｂのそれと相違している。本実施形態において、第１偏心部１３ａの突出方向と第２偏心部１３ｂの突出方向との角度差は、角度φに一致している。この構成によると、第１ピストン１９の上死点のタイミングが、第２ピストン２０の上死点のタイミングに一致する。上死点のタイミングが一致していると、第１吐出空間２５ｂおよび第２吸入空間２６ａによって形成された膨張室の体積を円滑に増加させることができる。その結果、２段ロータリ膨張機１００の効率（動力回収効率）が向上する。なお、「上死点」とは、ベーンがベーン溝に最も押し込まれた状態を意味する。
【００２４】
シャフト１３と上軸受１７との間には、例えば５〜２０μｍの範囲の径方向の広さを有するすき間（いわゆる軸受すき間）が形成されている。シャフト１３と下軸受１８との間にも、同様の軸受すき間が形成されている。これらの軸受すき間は非圧縮性の潤滑油で満たされており、シャフト１３が、上軸受１７および下軸受１８で支持されながら円滑に回転することを可能にしている。図１に示すように、上軸受１７の軸受面および下軸受１８の軸受面には、それぞれ、凹部１３０および１３１が形成されている。
【００２５】
次に、２段ロータリ膨張機１００の運転について説明する。高圧の作動流体は、吸入管２７および吸入ポート１５ｂを経て第１吸入空間２５ａに吸入される。シャフト１３の回転に伴って第１吸入空間２５ａの容積が拡大する。シャフト１３がさらに回転すると、第１吸入空間２５ａが第１吐出空間２５ｂへと移行し、吸入行程が終了する。高圧の作動流体は、連通孔３０ａを通じて第１吐出空間２５ｂから第２吸入空間２６ａへと移動する。その後、第１吐出空間２５ｂ、連通孔３０ａおよび第２吸入空間２６ａで構成された膨張室の容積が増加する方向、すなわち、第１吐出空間２５ｂの容積が減少し、かつ第２吸入空間２６ａの容積が増加する方向にシャフト１３が回転する。これにより、発電機１１が駆動される。シャフト１３の回転に伴って、第１吐出空間２５ｂは消滅し、第２吸入空間２６ａが第２吐出作動室２６ｂへと移行し、これにより膨張行程が終了する。膨張した作動流体は、吐出ポート１６ｄを通じて吐出管２８へと導かれる。
【００２６】
第１吸入空間２５ａには高圧の作動流体が存在し、第１吐出空間２５ｂには膨張中の作動流体が閉じ込められている。そのため、第１吸入空間２５ａ内の圧力は、第１吐出空間２５ｂ内の圧力よりも常に高い。すなわち、第１吸入空間２５ａと第１吐出空間２５ｂとの間には常に差圧が存在する。また、第２吸入空間２６ａには、膨張中の作動流体が閉じ込められ、第２吐出空間２６ｂには膨張後の低圧の作動流体が存在している。そのため、第２吸入空間２６ａ内の圧力は、第２吐出空間２６ｂ内の圧力よりも常に高い。すなわち、第２吸入空間２６ａと第２吐出空間２６ｂとの間にも常に差圧が存在する。これらの差圧より、第１ピストン１９、第２ピストン２０およびシャフト１３を回転させるためのトルクが生みされ、これにより発電機１１が駆動される。図２Ａおよび図２Ｂの断面図において、シャフト１３の回転方向は反時計回りに一致している。
【００２７】
図３Ａは、第１ピストンおよび第１偏心部のそれぞれに作用する力を示す概略図である。図３Ａにおいて、第１シリンダ１５の中心を原点Ｏｃ1、原点Ｏｃ1を通り第１ベーン２１の長手方向に平行な軸をｘ1軸、原点Ｏｃ1を通りｘ1軸に直交する軸をｙ1軸と定義する。第１ベーン２１の位置（第１基準位置）は、ｘ1軸に一致している。ｘ1軸は、シャフト１３の周方向において０°の回転角度を有する。さらに、シャフト１３の回転方向（反時計回り方向）を正の回転方向と定義する。
【００２８】
また、第１ピストン１９の中心をＯｐ1、第１ベーン２１の先端面を構成している円弧の中心をＯｖ1、第１ピストン１９と第１シリンダ１５との接点をＡ1、第１ベーン２１と第１ピストン１９との接点をＢ1で表す。また、線分Ｏｃ1Ｏｖ1と線分Ｏｖ1Ｏｐ1とのなす角度をξ1で表す。
【００２９】
同様に、図３Ｂに示すように、第２シリンダ１６の中心をＯｃ2と定義する。第２シリンダ１６は、第１シリンダ１５と同心円状に配置されているので、シャフト１３の軸方向に関して原点Ｏｃ1は原点Ｏｃ2に一致している。原点Ｏｃ2を通り、第２ベーン２２の長手方向に平行な軸をｘ2軸、原点Ｏｃ2を通りｘ2軸に直交する軸をｙ2軸と定義する。さらに、シャフト１３の回転方向（反時計回り方向）を正の回転方向と定義する。
【００３０】
また、第２ピストン２０の中心をＯｐ2、第２ベーン２２の先端面を構成している円弧の中心をＯｖ2、第２ピストン２０と第２シリンダ１６との接点をＡ2、第２ベーン２２と第２ピストン２０との接点をＢ2、線分Ｏｃ2Ｏｖ2と線分Ｏｖ2Ｏｐ2とのなす角度をξ2で表す。
【００３１】
ｘ1軸からの接点Ａ1の進み角度、およびｘ2軸からの接点Ａ2の進み角度は、それぞれ、ｘ1軸からのシャフト１３の回転角度およびｘ2軸からのシャフト１３の回転角度に等しい。したがって、これらの進み角度をθ（単位：度）で表す。
【００３２】
図３Ａに示すように、第１吸入空間２５ａの内圧Ｐｓと第１吐出空間２５ｂの内圧Ｐｅとの差に基づいて第１ピストン１９に作用する荷重をＦｐ1、ｘ1ｙ1座標における荷重Ｆｐ1の作用方向をθｆｐ1（単位：度）で表す。荷重Ｆｐ1は、第１ピストン１９全体でみると、線分Ａ1Ｏｖ1に垂直な方向に作用する。第１ピストン１９の半径をＲｐ1とすると、線分Ａ1Ｂ1の長さは２Ｒｐ1ｃｏｓ（（θ−ξ1）／２）で表される。したがって、荷重Ｆｐ1および作用方向θｆｐ1は、それぞれ、下記式１および式２で表される。式１において、Ｈ1は、第１ピストン１９の高さを表している。
【００３３】
（式１）
Ｆｐ1＝２×Ｈ1×Ｒｐ1×ｃｏｓ（（θ−ξ1）／２）×（Ｐｓ−Ｐｅ）
【００３４】
（式２）
θｆｐ1＝１８０°＋（θ＋ξ1）／２
【００３５】
図３Ｂに示すように、第２吸入空間２６ａの内圧Ｐｅと第２吐出空間２６ｂの内圧Ｐｄとの差に基づいて第２ピストン２０に作用する荷重をＦｐ2、ｘ2ｙ2座標における荷重Ｆｐ2の作用方向をθｆｐ2’（単位：度）で表す。荷重Ｆｐ1および作用方向θｆｐ1と同様、荷重Ｆｐ2および作用方向θｆｐ2’は、それぞれ、下記式３および式４で表される。式３において、Ｈ2は、第２ピストン２０の高さを表している。
【００３６】
（式３）
Ｆｐ2＝２×Ｈ2×Ｒｐ2×ｃｏｓ（（θ−ξ2）／２）×（Ｐｓ−Ｐｅ）
【００３７】
（式４）
θｆｐ2’＝１８０°＋（θ＋ξ2）／２
【００３８】
ここで、第２ベーン２２は、第１ベーン２１の位置からシャフト１３の回転方向と反対の回転方向にφ°進んだ位置に配置されている。すなわち、ｘ1軸からシャフト１３の回転方向と反対の方向にφ°回転した位置にｘ2軸が存在する。したがって、ｘ1ｙ1座標における荷重Ｆｐ2の作用角度θｆｐ2を下記式５で表せる。
【００３９】
（式５）
θｆｐ2＝１８０°＋（（θ＋ξ2）／２）−φ
【００４０】
一方で、θとξ1との間、およびθとξ2との間には、それぞれ、下記式６および式７の幾何的関係がある。式６において、Ｒｖ1は、第１ベーン２１の先端面を構成している円弧の半径、Ｒｃ1は、第１シリンダ１５の内径を表している。式７において、Ｒｖ2は、第２ベーン２２の先端面を構成している円弧の半径、Ｒｃ2は、第２シリンダ１６の内径を表している。
【００４１】
（式６）
（Ｒｖ1＋Ｒｐ1）ｓｉｎξ1＝（Ｒｃ1−Ｒｐ1）ｃｏｓθ
【００４２】
（式７）
（Ｒｖ2＋Ｒｐ2）ｓｉｎξ2＝（Ｒｃ2−Ｒｐ2）ｃｏｓθ
【００４３】
任意のθに対するξ1を式６で求め、求めたξ1を式２に代入すると、シャフト１３が１回転する期間における荷重Ｆｐ1の作用方向θｆｐ1の変化を特定できる。図４に示すように、シャフト１３が１回転する間に、作用方向θｆｐ1は１８０°〜３６０°の間で変化する。同じ方法で、荷重Ｆｐ2の作用方向θｆｐ2の変化を特定できる。作用方向θｆｐ2は（１８０°−φ）〜（３６０°−φ）の間で変化する。
【００４４】
第１ピストン１９には、荷重Ｆｐ1だけでなく、第１バネ３１の力、および、その力により発生する摩擦力も働く。しかし、第１バネ３１の力に比べて荷重Ｆｐ1は十分に大きいので、荷重Ｆｐ1以外の力は無視できる。また、第１ピストン１９は、シャフト１３の第１偏心部１３ａからも荷重Ｆｃ1を受ける。荷重Ｆｃ1は荷重Ｆｐ1とほぼ同じ大きさで、荷重Ｆｐ1と１８０°反対の作用方向を持っている。つまり、第１ピストン１９は、荷重Ｆｃ1と荷重Ｆｐ1とが釣り合った状態で偏心回転する。
【００４５】
第２ピストン２０には、荷重Ｆｐ2だけでなく、第２バネ３２の力、および、その力により発生する摩擦力も働く。しかし、第２バネ３２の力に比べて荷重Ｆｐ2は十分に大きいので、荷重Ｆｐ2以外の力は無視できる。また、第２ピストン２０は、シャフト１３の第２偏心部１３ｂからも荷重Ｆｃ2を受ける。荷重Ｆｃ2は荷重Ｆｐ2とほぼ同じ大きさで、荷重Ｆｐ2と１８０°反対の作用方向を持っている。つまり、第２ピストン２０は、荷重Ｆｃ2と荷重Ｆｐ2とが釣り合った状態で偏心回転する。
【００４６】
第１偏心部１３ａは、作用・反作用の法則に基づき、第１ピストン１９から荷重Ｆｃ1と同じ大きさで、かつ、荷重Ｆｃ1と１８０°反対の作用方向を持つ荷重Ｆｃ1’を受ける。同様に、第２偏心部１３ｂは、第２ピストン２０から荷重Ｆｃ2と同じ大きさで、かつ、荷重Ｆｃ2と１８０°反対の作用方向を持つ荷重Ｆｃ2’を受ける。したがって、荷重Ｆｃ1’と荷重Ｆｃ2’との和の大きさ（スカラー）は、荷重Ｆｐ1と荷重Ｆｐ2との和の大きさ（スカラー）に等しい。荷重Ｆｃ1’と荷重Ｆｃ2’との合力（ベクトル和）をＦｃ’（＝Ｆｃ1’＋Ｆｃ2’）で表す。
【００４７】
荷重Ｆｃ1’の作用方向は、荷重Ｆｐ1の作用方向θｆｐ1に略一致する。また、荷重Ｆｃ2’の作用方向は、荷重Ｆｐ2の作用方向θｆｐ2に略一致する。したがって、荷重Ｆｃ’の作用方向をθｆｃとすると、作用方向θｆｃは、ｘ1ｙ1座標において、シャフト１３が１回転する間に（１８０°−φ）〜３６０°の間で変化する。
【００４８】
次に、潤滑油が軸受すき間で生成するべき力の方向を説明する。図５に示すように、膨張機構５０は、上軸受１７および下軸受１８を有し、いわゆる両持ちに構成されている。上軸受１７および下軸受１８は、偏心部１３ａおよび１３ｂを挟むように、それぞれ、第１シリンダ１５の上と、第２シリンダ１６の下に配置されている。上軸受１７内の潤滑油が生み出す支持力をＦｕ、下軸受１８内の潤滑油が生み出す支持力をＦｌで表す。支持力Ｆｕの作用点Ｐｕを高さ方向に関する上軸受１７の中点、支持力Ｆｌの作用点Ｐｌを高さ方向に関する下軸受１８の中点と仮定する。また、荷重Ｆｃ’（＝Ｆｃ1’＋Ｆｃ2’）の作用点をＰｃで表す。軸受１７および１８は、偏心部１３ａおよび１３ｂを挟むように配置されているので、荷重Ｆｃ’の作用点Ｐｃは、高さ方向に関して、下軸受１８の中点と上軸受１７の中点との間に位置する。ここで、「高さ方向」は、シャフト１３の回転軸に平行な方向である。
【００４９】
高さ方向に関して、作用点Ｐｌから作用点Ｐｕまでの距離をＬ、作用点Ｐｌから作用点Ｐｃまでの距離をＬｃで表す。荷重Ｆｃ’の作用点Ｐｃは、高さ方向に関して、軸受１８の中点と上軸受１７の中点との間に位置するため、Ｌｃ＜Ｌである。シャフト１３における力とモーメントの釣り合いの式は、それぞれ、下記式８および式９で表される。
【００５０】
（式８）
Ｆｕ＋Ｆｌ＝Ｆｃ’
【００５１】
（式９）
Ｆｌ×Ｌｃ−Ｆｕ×（Ｌ−Ｌｃ）＝０
【００５２】
式８および式９から、支持力Ｆｕが支持力Ｆｌと同一符号（同一方向）を有し、支持力ＦｕおよびＦｌの向きが、それぞれ、荷重Ｆｃ’の方向と対向していることが分かる。すなわち、上軸受１７および下軸受１８のそれぞれの中の潤滑油が協調して荷重Ｆｃ’を受け止めている。
【００５３】
図６Ａおよび６Ｂを参照して、上軸受１７および下軸受１８のそれぞれにおけるシャフト１３の挙動を説明する。一般に、シャフトに荷重が加わったとき、その荷重と対向する支持力をシャフトと軸受との間の潤滑油が生み出すために、シャフトは荷重の作用方向から当該シャフトの回転方向に９０°進んだ方向に偏心することが知られている（山本雄二、兼田▲貞▼宏著「トライボロジー」理工学社、1998年、P.84）。本実施形態によると、上軸受１７における支持力Ｆｕの作用方向が、下軸受１８における支持力Ｆｌの作用方向に一致している。そのため、図６Ａおよび６Ｂに示すように、上軸受１７におけるシャフト１３の偏心方向は、下軸受１８におけるそれに一致する。具体的に、シャフト１３は、荷重Ｆｃ’の作用方向から当該シャフト１３の回転方向（図６Ａおよび６Ｂでは反時計周り方向）に９０°進んだ方向に偏心する。
【００５４】
ある方向にシャフト１３が偏心すると、その偏心方向から見て、シャフト１３の回転方向と反対側の領域では、軸受すき間の狭まる方向に非圧縮性の潤滑油が巻き込まれる。そのため、当該領域において潤滑油は相対的に高い圧力を有する。潤滑油の圧力が高い領域（以下、「高圧領域」という）は、シャフト１３の偏心方向を基準として、シャフト１３の回転方向と反対方向に軸受の円周長さの約１／４の範囲に発生する。他方、偏心方向から見て、シャフト１３の回転方向と同じ側の領域では、軸受すき間の広がる方向に非圧縮性の潤滑油が放出される。そのため、当該領域において潤滑油は相対的に低い圧力を有する。潤滑油の圧力が低い領域（以下、「低圧領域」という）は、シャフト１３の偏心方向を基準として、シャフト１３の回転方向と同一方向に軸受の円周長さの約１／４の範囲に発生する。
【００５５】
図６Ａに示すように、上軸受１７の高圧領域における潤滑油の圧力の総和が正圧力Ｆｕｐを形成する。正圧力Ｆｕｐは、シャフト１３と上軸受１７との間のすき間を広げる方向に作用する。また、低圧領域における潤滑油の圧力の総和が負圧力Ｆｕｍを形成する。負圧力Ｆｕｍは、シャフト１３と上軸受１７との間のすき間を狭める方向に作用する。正圧力Ｆｕｐと負圧力Ｆｕｍとの合力が、上軸受１７における支持力Ｆｕとなる。
【００５６】
図６Ｂに示すように、下軸受１８の高圧領域における潤滑油の圧力の総和が正圧力Ｆｌｐを形成する。正圧力Ｆｌｐは、シャフト１３と下軸受１８との間のすき間を広げる方向に作用する。また、低圧領域における潤滑油の圧力の総和が負圧力Ｆｌｍを形成する。負圧力Ｆｌｍは、シャフト１３と下軸受１８との間のすき間を狭める方向に作用する。正圧力Ｆｌｐと負圧力Ｆｌｍとの合力が、下軸受１８における支持力Ｆｌとなる。
【００５７】
このように、支持力ＦｕおよびＦｌは、軸受１７および１８でシャフト１３が偏心することに基づいて発生する。この現象は、しばしば「くさび効果」と呼ばれる。正圧力ＦｕｐおよびＦｌｐは、ともに軸受すき間を広げる方向に作用するので、支持力ＦｕおよびＦｌの発生に重要な成分である。これに対し、負圧力ＦｕｍおよびＦｌｍは、ともに軸受すき間を狭める方向に作用するので、支持力を減少させる成分である。
【００５８】
そして、荷重Ｆｃ’の作用方向の変化と、荷重Ｆｃ’の作用方向に応じたシャフト１３の偏心方向とから、シャフト１３が１回転する期間における正圧力Ｆｕｐの作用方向の変化を特定できる。同様に、シャフト１３が１回転する期間における正圧力Ｆｌｐの作用方向の変化を特定できる。言い換えれば、軸受１７および１８のそれぞれについて、高圧領域の発生範囲を特定できる。
【００５９】
先に説明したように、ｘ1ｙ1座標において、荷重Ｆｃ’の作用方向θｆｃは、シャフト１３が１回転する間に（１８０°−φ）〜３６０°の範囲で変化する。シャフト１３は、荷重Ｆｃ’の作用方向θｆｃからシャフト１３の回転方向に９０°進んだ方向に偏心するので、シャフト１３の偏心方向は、（２７０°−φ）〜３６０°および０°〜９０°の範囲で変化する。また、高圧領域は、偏心方向からシャフト１３の回転方向と反対方向に約９０°までの範囲に現れる。つまり、高圧領域は（１８０°−φ）〜３６０°および０°〜９０°の範囲に出現しうる。逆に、９０°〜（１８０°−φ）の領域で潤滑油は高圧にならず、当該領域は正圧力ＦｕｐおよびＦｌｐの発生に殆ど寄与しない。
【００６０】
図１および図６Ａに示すように、本実施形態では、上軸受１７の凹部１３０が、基準位置（ｘ1軸）から見てシャフト１３の回転方向に９０°〜（１８０°−φ）の範囲に位置している。図１および図６Ｂに示すように、下軸受１８の凹部１３１が、基準位置（ｘ1軸）から見てシャフト１３の回転方向に９０°〜（１８０°−φ）の範囲に位置している。このような位置に凹部１３０および１３１を設けることにより、支持力ＦｕおよびＦｌを落とすことなく摺動損失を削減できるので、２段ロータリ膨張機１００の効率が高まる。凹部１３０および１３１は、それぞれ、これらが形成されていない部分よりも広い軸受すき間を形成する。本実施形態では、上軸受１７および下軸受１８に、それぞれ、凹部１３０および１３１が設けられている。これにより、上軸受１７および下軸受１８の両方で摺動損失を削減できる。
【００６１】
凹部１３０および１３１の深さは特に限定されず、摺動損失を十分に低減できるように適宜調節すればよい。一般に、すべり軸受の損失は、軸受すき間の広さに反比例する。凹部１３０および１３１の深さ（最大深さ）を例えば１００〜１０００μｍに調節すれば、凹部１３０および１３１における摺動損失は、これらが形成されていない部分における摺動損失に対して、単位面積当たり約１／１００以下になる。つまり、凹部１３０および１３１における摺動損失を実質的に無視できる程度まで小さくできる。
【００６２】
図７Ａに上軸受の展開図を示す。この展開図は、ｘ1軸方向を基準としてシャフト１３の回転方向に展開した上軸受１７を示している。横軸はシャフト１３の回転方向に沿ったｘ1軸からの角度、縦軸は上軸受１７の高さである。図７Ａの例では、凹部１３０が、基準位置（ｘ1軸）から見てシャフト１３０の回転方向に９０°〜（１８０°−φ）の範囲にのみ設けられている。そして、９０°〜（１８０°−φ）の範囲外では、一定の広さの軸受すき間が形成されていることが好ましい。このようにすれば、支持力Ｆｕを落とすことなく摺動損失のみを削減できる。なお、本発明は、次の理由により、９０°〜（１８０°−φ）の範囲外に凹部１３０に類似する他の凹部が設けられた態様を排除しない。９０°〜（１８０°−φ）の範囲外に凹部が設けられていた場合、軸受の支持力が減少するかもしれない。しかし、９０°〜（１８０°−φ）の範囲に凹部が設けられている限りにおいて、摺動損失を減らす効果は得られる。
【００６３】
具体的に、凹部１３０は、上軸受１７の高さ方向、すなわちシャフト１３の回転軸に対して傾斜した方向、かつシャフト１３の回転軸と平行な方向に関する軸受面の下端から上端に向かって延びている溝の形状を有する。凹部１３０は、いわば、シャフト１３の回転軸と平行な方向に延びる螺旋を描くように形成されている。そして、溝状の凹部１３０が、上軸受１７の軸受面の下端から上端にわたって形成されている。つまり、凹部１３０は、シャフト１３と上軸受１７との間のすき間に潤滑油を供給する給油路として機能しうる。このような凹部１３０によれば、摺動損失を低減できるだけでなく、上軸受１７の軸受面の下端から上端に至る全面に安定して潤滑油を供給できる。また、凹部１３０の上端から余分な潤滑油を密閉容器１２内に排出できる。密閉容器１２の底部に溜められた潤滑油の油面が上軸受１７の上面よりも下に位置していたとしても、上軸受１７の上端まで確実に給油できる。
【００６４】
また、溝状の凹部１３０は、シャフト１３の回転方向と同じ方向に傾斜していることが望ましい。言い換えれば、上軸受１７の軸受面の下端から上端に進むにつれて、凹部１３０の位置がシャフト１３の回転方向に移動するように、凹部１３０の傾斜方向が設定されている。溝状の凹部１３０がこのような方向に傾斜していると、シャフト１３の回転による遠心力を利用して潤滑油を上に送ることが可能である。
【００６５】
また、本実施形態の２段ロータリ膨張機１００は、比較的小容積のロータリ膨張機が必要になる用途、例えば、家庭用ヒートポンプに好適である。一般に、家庭用ヒートポンプへの適用が想定される２段ロータリ膨張機は、その吸入容積が例えば１ｃｃ以下と小さいものである。軸受での摺動損失を極力小さくするべく、シャフトの直径も１０ｍｍ程度と小さく設計する。このような小容積の２段ロータリ膨張機では、軸受側にのみ給油溝を設けることが望ましい。シャフトに給油溝を設けることも可能であるが、小径のシャフトの加工は難しく、また、加工できたとしても剛性の低下が懸念されるからである。
【００６６】
ただし、凹部１３０を給油路として利用することは必須でないし、凹部１３０が螺旋状に延びていることも必須でない。図７Ｂの変形例に示すように、シャフト１３の回転軸と平行な方向に関する軸受面の上端から下端または下端から上端に向かって延び、かつ軸受面の下端と上端との間で途切れている凹部１３３が上軸受１７の軸受面に設けられていてもよい。凹部１３３は、上軸受１７の軸受面を上端から下端（または下端から上端）に向かって削り取った浅い座繰りの形状を有している。このような凹部１３３は、容易に形成できるという軸受の加工上の利点がある。
【００６７】
さらに、図７Ａに示す例と図７Ｂに示す例とを組み合わせることも可能である。すなわち、図７Ｃに示すように、上軸受１７の軸受面に設けられた凹部１４０は、（i）シャフト１３の回転軸に対して傾斜した方向、かつシャフト１３の回転軸と平行な方向に関する上軸受１７の軸受面の下端から上端に向かって延びている溝の形状を有するとともに、上軸受１７の軸受面の下端から上端にわたって形成された第１セグメント１３０と、（ii）シャフト１３の回転軸と平行な方向に関する上軸受１７の軸受面の上端から下端または下端から上端に向かって延び、かつ上軸受１７の軸受面の下端と上端との間で途切れている第２セグメント１３３とを含む。第２セグメント１３３は、第１セグメント１３０よりも上側の領域と第１セグメント１３０よりも下側の領域とのそれぞれに設けられている。この凹部１４０によれば、図７Ａおよび７Ｂを参照して説明した効果が重畳的に得られる。
【００６８】
次に、図８に下軸受の展開図を示す。上軸受１７の場合と同様に、この展開図は、ｘ1軸方向を基準としてシャフト１３の回転方向に展開した下軸受１８を示している。横軸はシャフト１３の回転方向に沿ったｘ1軸からの進み角度、縦軸は下軸受１８の高さである。本実施形態において、下軸受１８は密閉容器１２の底部に溜められた潤滑油に浸かっており、下軸受１８への潤滑油の供給は比較的容易に行える。そのため、凹部１３１に給油路の機能を持たせる意義は小さい。図８に示す例では、凹部１３１が平面視で矩形の形状を有している。つまり、凹部１３１は、９０°〜（１８０°−φ）の範囲かつ下軸受１８の下端と上端との間の領域の全体に形成されている。このような凹部１３１によれば、下軸受１８での摺動損失を最大限に削減できる。
【００６９】
また、図６Ｂに示すように、シャフト１３の回転軸に直交する断面において、凹部１３１は円弧状の表面プロファイルを有している。このような構成によると、摺動損失の低減に一層の効果がある。なお、下軸受１８の凹部１３１が上軸受１７の凹部１３０（または１３３）と同じ構成を有していてもよい。
【００７０】
（第２実施形態）
本実施形態の２段ロータリ膨張機は、揺動ピストン型（スイング型）の流体機械で構成された膨張機構を有する。第１実施形態と同一または対応する構成要素には同一の参照符号を付し、説明を省略する。
【００７１】
図９、１０Ａおよび１０Ｂに示すように、膨張機構７０は、第１実施形態と異なる部分として、第１揺動ピストン５７、第１ブッシュ６４、第２揺動ピストン５８および第２ブッシュ６５を有する。第１揺動ピストン５７は、第１ピストン６０および第１ベーン６２で構成されている。第１ピストン６０および第１ベーン６２は、互いに一体に形成されている。第１シリンダ１５内で回転するように第１偏心部１３ａに第１ピストン６０が取り付けられている。同様に、第２揺動ピストン５８は、第２ピストン６１および第２ベーン６３で構成されている。第２ピストン６１および第２ベーン６３は、互いに一体に形成されている。第２シリンダ１６内で回転するように第２偏心部１３ｂに第２ピストン６１が取り付けられている。
【００７２】
図１０Ａに示すように、第１シリンダ１５には第１ブッシュ溝１５ｆが形成されている。第１ブッシュ溝１５ｆに一対の第１ブッシュ６４が摺動可能に配置されている。第１ブッシュ６４は、略半円柱の形状を有する部材であり、その外周面は、平面と円弧面とで構成されている。第１ブッシュ６４の平面が第１ベーン６２の側面に向かい合い、第１ブッシュ６４の円弧面が第１ブッシュ溝１５ｆの円弧面に向かい合っている。すなわち、一対の第１ブッシュ６４で第１ベーン６２を摺動可能に挟んでいるとともに、第１ブッシュ６４自身も第１シリンダ１５に対して摺動できる。第１シリンダ１５内で第１ピストン６０が回転すると、第１ベーン６２は、少しずつ姿勢を変えながら第１ブッシュ溝１５ｆの中を前後に動く。このように、第１ベーン６２は、第１ブッシュ６４を介して、第１シリンダ１５の第１ブッシュ溝１５ｆに揺動可能に配置されている。第１ブッシュ６４も第１ブッシュ溝１５ｆの中で回転（揺動）できる。
【００７３】
図１０Ｂに示すように、第１シリンダ１５と同じように、第２シリンダ１６には第２ブッシュ溝１６ｆが形成されている。第２ブッシュ溝１６ｆに一対の第２ブッシュ６５が摺動可能に配置されている。第２ブッシュ６５の構造および働きは、第１ブッシュ６４のそれと同じである。
【００７４】
第１実施形態と同様に、第２ブッシュ溝１６ｆは、第１ブッシュ溝１５ｆの位置からシャフト１３の回転方向と反対方向に所定角度回転した位置において第２シリンダ１６に形成されている。つまり、シャフト１３の周方向に関して、第１ベーン６２は、第２ベーン６３のそれとは異なる角度位置に配置されている。第１実施形態と同様に、シャフト１３の周方向に関する第１ベーン６２の位置を第１基準位置、同じくシャフト１３の周方向に関する第２ベーン６３の位置を第２基準位置、シャフト１３の回転方向と反対方向に沿った第１基準位置から第２基準位置までの所定角度をφと定義する。「第１ベーン６２の位置」とは、第１ブッシュ溝１５ｆの中心線の位置を意味する。「第１ブッシュ溝１５ｆの中心線」とは、平面視で第１ブッシュ溝１５ｆを二等分し、かつシャフト１３の回転軸と交差する直線を意味する。同様に、「第２ベーン６３の位置」とは、第２ブッシュ溝１６ｆの中心線の位置を意味する。「第２ブッシュ溝１６ｆの中心線」とは、平面視で第２ブッシュ溝１６ｆを二等分し、かつシャフト１３の回転軸と交差する直線を意味する。シャフト１３の周方向に関して、第１ベーン６２の位置は、第１ブッシュ溝１５ｆの位置に等しい。同様に、第２ベーン６３の位置は、第２ブッシュ溝１６ｆの位置に等しい。
【００７５】
本実施形態においても、３０°＜φ＜９０°（または３０°＜φ＜４５°）を満たすように第１シリンダ１５と第２シリンダ１６との相対的な位置関係が定められている。また、第１ピストン１９の上死点のタイミングが、第２ピストン２０の上死点のタイミングに一致するように、第１偏心部１３ａの突出方向と第２偏心部１３ｂの突出方向との角度差が角度φに一致している。
【００７６】
図１１Ａは、第１ピストンおよび第１偏心部のそれぞれに作用する力を示す概略図であって、第１シリンダの内部を拡大して示している。図１１Ａにおいて、第１シリンダ１５の中心を原点Ｏｃ1、一対の第１ブッシュ６４の回転運動の中心点をＯｂ1、原点Ｏｃ1および中心点Ｏｂ1を通る軸をｘ1軸、原点Ｏｃ1を通り、ｘ1軸と直行する軸をｙ1軸と定義する。ｘ1軸は、シャフト１３の周方向において０°の回転角度を有する。さらに、シャフト１３の回転方向（図１１Ａでは反時計回り方向）を正の回転方向と定義する。
【００７７】
また、第１ピストン６０の中心をＯｐ1、第１ピストン６０と第１シリンダ１５との接点をＡ1で表す。線分Ｏｃ1Ｏｂ1と線分Ｏｂ1Ｏｐ1とのなす角度をξ1（単位：度）で表す。第１ベーン６２と第１ピストン６０との節点をＢｓ1およびＢｄ1で表す。詳細には、第１吸入空間２５ａに面した節点をＢｓ1で、第１吐出空間２５ｂに面した節点をＢｄ1で表す。また、第１ピストン６０の外周面によって規定された仮想円と線分Ｏｂ1Ｏｐ1との交点をＢ1で表す。第１吸入空間２５ａに近い側に配置された第１ブッシュ６４の円弧面と平面とで形成された２つの節点のうち、第１ピストン６０に近い側の節点をＣｓ1で表す。第１吐出空間２５ｂに近い側に配置された第１ブッシュ６４の円弧面と平面とで形成された２つの節点のうち、第１ピストン６０に近い側の節点をＣｄ1で表す。線分Ｃｓ1Ｃｄ1と線分Ｏｂ1Ｏｐ1との交点をＣ1で表す。
【００７８】
図１１Ｄは、第２ピストンおよび第２偏心部のそれぞれに作用する力を示す概略図であって、第２シリンダの内部を拡大して示している。図１１Ｄにおいて、第２シリンダ１６の中心を原点Ｏｃ2、一対の第２ブッシュ６５の回転運動の中心点をＯｂ2、原点Ｏｃ2および中心点Ｏｂ2を通る軸をｘ2軸、原点Ｏｃ2を通り、ｘ2軸と直行する軸をｙ2軸と定義する。ｘ2軸は、シャフト１３の周方向において（０°−φ）の回転角度を有する。
【００７９】
また、第２ピストン６１の中心をＯｐ2、第２ピストン６１と第２シリンダ１６との接点をＡ2で表す。線分Ｏｃ2Ｏｂ2と線分Ｏｂ2Ｏｐ2とのなす角度をξ2（単位：度）で表す。第２ベーン６３と第２ピストン６１との節点をＢｓ1およびＢｄ1で表す。詳細には、第２吸入空間２６ａに面した節点をＢｓ2で、第２吐出空間２６ｂに面した節点をＢｄ2で表す。また、第２ピストン６１の外周面によって規定された仮想円と線分Ｏｂ2Ｏｐ2との交点をＢ2で表す。第２吸入空間２６ａに近い側に配置された第２ブッシュ６５の円弧面と平面とで形成された２つの節点のうち、第２ピストン６１に近い側の節点をＣｓ2で表す。第２吐出空間２６ｂに近い側に配置された第２ブッシュ６５の円弧面と平面とで形成された２つの節点のうち、第２ピストン６１に近い側の節点をＣｄ2で表す。線分Ｃｓ2Ｃｄ2と線分Ｏｂ2Ｏｐ2との交点をＣ2で表す。
【００８０】
第１シリンダ１５と第２シリンダ１６は同心円状に配置されているので、シャフト１３の軸方向に関して原点Ｏｃ1は原点Ｏｃ2に一致している。また、ｘ1軸からの接点Ａ1の進み角度、およびｘ2軸からの接点Ａ2の進み角度は、それぞれ、ｘ1軸からのシャフト１３の回転角度およびｘ2軸からのシャフト１３の回転角度に等しい。したがって、これらの進み角度をθ（単位：度）で表す。
【００８１】
次に、第１ピストン６０および第１ベーン６２のそれぞれに作用する荷重を考える。図１１Ａに示すように、第１吸入空間２５ａの内圧Ｐｓに基づいて第１ピストン６０に作用する荷重をＦｐｓ1、第１吐出空間２５ｂの内圧Ｐｅに基づいて第１ピストン６０に作用する荷重をＦｐｅ1とする。また、ｘ1ｙ1座標において、荷重Ｆｐｓ1の作用方向をθｆｐｓ1（単位：度）で、荷重Ｆｐｅ1の作用方向をθｆｐｅ1（単位：度）で表す。
【００８２】
荷重Ｆｐｓ1は、第１ピストン６０全体でみると、線分Ａ1Ｂｓ1に垂直な方向に作用する。第１ピストン６０の半径をＲｐ1、線分Ｏｐ1Ｂ1と線分Ｏｐ1Ｂｓ1とのなす角度をγ1とすると、線分Ａ1Ｂｓ1の長さは２Ｒｐ1ｓｉｎ（（θ＋ξ1−γ1）／２）で表される。したがって、荷重Ｆｐｓ1は下記式１０で表される。また、荷重Ｆｐｓ1の作用方向θｆｐｓ1は下記式１１で表される。式１０において、Ｈ1は、第１ピストン６０の高さを表している。第１ベーン６２の中心線（線分Ｏｂ1Ｏｐ1に一致）から第１ベーン６２の側面までの幅をＷｖ1とすると、角度γ1は、ｓｉｎ（γ1）＝Ｗｖ1／Ｒｐ1を満たす。幅Ｗｖ1は、第１ベーン６２の幅の半分に相当する。
【００８３】
（式１０）
Ｆｐｓ1＝２×Ｈ1×Ｒｐ1×ｓｉｎ（（θ＋ξ1−γ1）／２）×Ｐｓ
【００８４】
（式１１）
θｆｐｓ1＝（（θ−ξ1＋γ1）／２）＋１８０°
【００８５】
荷重Ｆｐｅ1は、第１ピストン６０全体でみると、線分Ａ1Ｂｄ1に垂直な方向に作用する。線分Ａ1Ｂｄ1の長さは２Ｒｐ1ｓｉｎ（（θ＋ξ1＋γ1）／２）で表される。したがって、荷重Ｆｐｅ1は下記式１２で表される。また、荷重Ｆｐｅ1の作用方向θｆｐｅ1は下記式１３で表される。
【００８６】
（式１２）
Ｆｐｅ1＝２×Ｈ1×Ｒｐ1×ｓｉｎ（（θ＋ξ1＋γ1）／２）×Ｐｅ
【００８７】
（式１３）
θｆｐｅ1＝（（θ−ξ1−γ1）／２）
【００８８】
ここで、第１ピストン６０の半径Ｒｐ1は、幅Ｗｖ1よりも十分大きいため、Ｗｖ1／Ｒｐ1≒０となり、ｓｉｎ（γ1）≒０と考えられる。したがって、上記式１０〜式１３は、それぞれ、次のように近似できる。
【００８９】
Ｆｐｓ1＝２×Ｈ1×Ｒｐ1×ｓｉｎ（（θ＋ξ1）／２）×Ｐｓ
Ｆｐｅ1＝２×Ｈ1×Ｒｐ1×ｓｉｎ（（θ＋ξ1）／２）×Ｐｅ
θｆｐｓ1＝（（θ−ξ1）／２）＋１８０°
θｆｐｅ1＝（（θ−ξ1）／２）
【００９０】
よって、第１吸入空間２５ａの内圧Ｐｓと第１吐出空間２５ｂの内圧Ｐｅとの差に基づいて第１ピストン６０に作用する荷重をＦｐ1、荷重Ｆｐ1の作用方向をθｆｐ1（単位：度）で表すと、荷重Ｆｐ1および作用方向θｆｐ1は、それぞれ、下記式１４および式１５で表される。図１１Ｂに示すように、荷重Ｆｐ1は第１ピストン６０全体で見ると、線分Ａ1Ｂ1に垂直な方向に作用する。
【００９１】
（式１４）
Ｆｐ1＝２×Ｈ1×Ｒｐ1×ｓｉｎ（（θ＋ξ1）／２）×（Ｐｓ−Ｐｅ）
【００９２】
（式１５）
θｆｐ1＝（（θ−ξ1）／２）＋１８０°
【００９３】
また、第１吸入空間２５ａの内圧Ｐｓと第１吐出空間２５ｂの内圧Ｐｅとの差に基づいて第１ベーン６２に作用する荷重をＦｖ1、ｘ1ｙ1軸における荷重Ｆｖ1の作用方向をθｆｖ1（単位：度）で表す。荷重Ｆｖ1は線分Ｂ1Ｃ1に垂直な方向に作用する。第１ピストン６０の偏心量をｅ1（原点Ｏｃ1から第１ピストン６０の中心点Ｏｐ1までの距離）、第１ブッシュ６４の半径をＲｋ1（中心点Ｏｂ1から第１ブッシュ６４の円弧面までの距離）とすると、線分Ｂ1Ｃ1の長さは、下記式１６で表される。したがって、荷重Ｆｖ1および作用方向θｆｖ1は、それぞれ、下記式１７および式１８で表される。
【００９４】
（式１６）
（線分Ｂ1Ｃ1の長さ）＝ｅ1（ｓｉｎ（θ）／ｓｉｎ（ξ1））−Ｒｐ1−（Ｒｋ12−Ｗｖ12）1/2
【００９５】
（式１７）
Ｆｖ1＝（ｅ1×（ｓｉｎ（θ）／ｓｉｎ（ξ1））−Ｒｐ1−（Ｒｋ12−Ｗｖ12）1/2）×Ｈ1×（Ｐｓ−Ｐｅ）
【００９６】
（式１８）
θｆｖ1＝（９０°−ξ1）＋１８０°
【００９７】
本実施形態において、第１ピストン６０および第１ベーン６２は互いに一体に形成されている。第１吸入空間２５ａの内圧Ｐｓと第１吐出空間２５ｂの内圧Ｐｅとの差に基づいて各部に作用する力、すなわち、図１１Ｃに示すように、荷重Ｆｐ1と荷重Ｆｖ1との合力が、第１ピストン６０および第１ベーン６２によって構成された部材（第１揺動ピストン５７）に作用する荷重Ｆ1となる。したがって、荷重Ｆ1およびその作用方向θｆ1は、それぞれ、下記式１９および式２０で表される。
【００９８】
（式１９）
Ｆ1＝（（Ｆｐ1ｃｏｓ（θｆｐ1）＋Ｆｖ1ｃｏｓ（θｆｖ1））2＋（Ｆｐ1ｓｉｎ（θｆｐ1）＋Ｆｖ1ｓｉｎ（θｆｖ1））2）1/2
【００９９】
（式２０）
θｆ1＝ｔａｎ-1（（Ｆｐ1ｓｉｎ（θｆｐ1）＋Ｆｖ1ｓｉｎ（θｆｖ1））／（Ｆｐ1ｃｏｓ（θｆｐ1）＋Ｆｖ1ｃｏｓ（θｆｖ1）））
【０１００】
次に、第２ピストン６１および第２ベーン６３のそれぞれに作用する荷重を考える。図１１Ｄに示すように、第２吸入空間２６ａの内圧Ｐｅに基づいて第２ピストン６１に作用する荷重をＦｐｅ2、第２吐出空間２６ｂの内圧Ｐｄに基づいて第２ピストン６１に作用する荷重をＦｐｄ2とする。また、ｘ2ｙ2座標において、荷重Ｆｐｄ2の作用方向をθｆｐｄ2（単位：度）で、荷重Ｆｐｅ2の作用方向をθｆｐｅ2（単位：度）で表す。
【０１０１】
荷重Ｆｐｅ2は、第２ピストン６１全体でみると、線分Ａ2Ｂｓ2に垂直な方向に作用する。第２ピストン６１の半径をＲｐ2、線分Ｏｐ2Ｂ2と線分Ｏｐ2Ｂｓ2とのなす角度をγ2とすると、線分Ａ2Ｂｓ2の長さは２Ｒｐ2ｓｉｎ（（θ＋ξ2−γ2）／２）で表される。したがって、荷重Ｆｐｅ2は下記式２１で表される。また、荷重Ｆｐｅ2の作用方向θｆｐｅ2は下記式２２で表される。式２１において、Ｈ2は、第２ピストン６１の高さを表している。第２ベーン６３の中心線（線分Ｏｂ2Ｏｐ2に一致）から第２ベーン６３の側面までの幅をＷｖ2とすると、角度γ2は、ｓｉｎ（γ2）＝Ｗｖ2／Ｒｐ2を満たす。幅Ｗｖ2は、第２ベーン６３の幅の半分に相当する。
【０１０２】
（式２１）
Ｆｐｅ2＝２×Ｈ2×Ｒｐ2×ｓｉｎ（（θ＋ξ2−γ2）／２）×Ｐｅ
【０１０３】
（式２２）
θｆｐｅ2＝（（θ−ξ2＋γ2）／２）＋１８０°
【０１０４】
荷重Ｆｐｄ2は、第２ピストン６１全体でみると、線分Ａ2Ｂｄ2に垂直な方向に作用する。線分Ａ2Ｂｄ2の長さは２Ｒｐ2ｓｉｎ（（θ＋ξ2＋γ2）／２）で表される。したがって、荷重Ｆｐｄ2は下記式２３で表される。また、荷重Ｆｐｄ2の作用方向θｆｐｄ2は下記式２４で表される。
【０１０５】
（式２３）
Ｆｐｄ2＝２×Ｈ2×Ｒｐ2×ｓｉｎ（（θ＋ξ2＋γ2）／２）×Ｐｄ
【０１０６】
（式２４）
θｆｐｄ2＝（（θ−ξ2−γ2）／２）
【０１０７】
ここで、第２ピストン６１の半径Ｒｐ2は、幅Ｗｖ2よりも十分大きいため、Ｗｖ2／Ｒｐ2≒０となり、ｓｉｎ（γ2）≒０と考えられる。したがって、上記式２１〜２４は、それぞれ、次のように近似できる。
【０１０８】
Ｆｐｅ2＝２×Ｈ2×Ｒｐ2×ｓｉｎ（（θ＋ξ2）／２）×Ｐｅ
Ｆｐｄ2＝２×Ｈ2×Ｒｐ2×ｓｉｎ（（θ＋ξ2）／２）×Ｐｄ
θｆｐｅ2＝（（θ−ξ2）／２）＋１８０°
θｆｐｄ2＝（（θ−ξ2）／２）
【０１０９】
よって、第２吸入空間２６ａの内圧Ｐｅと第２吐出空間２６ｂの内圧Ｐｄとの差に基づいて第２ピストン６１に作用する荷重をＦｐ2、ｘ2ｙ2座標における荷重Ｆｐ2の作用方向をθｆｐ2（単位：度）で表すと、荷重Ｆｐ2および作用方向θｆｐ2は、それぞれ、下記式２５および式２６で表される。図１１Ｅに示すように、荷重Ｆｐ2は第２ピストン６１全体で見ると、線分Ａ2Ｂ2に垂直な方向に作用する。
【０１１０】
（式２５）
Ｆｐ2＝２×Ｈ2×Ｒｐ2×ｓｉｎ（（θ＋ξ2）／２）×（Ｐｅ−Ｐｄ）
【０１１１】
（式２６）
θｆｐ2＝（（θ−ξ2）／２）＋１８０°
【０１１２】
また、第２吸入空間２６ａの内圧Ｐｅと第２吐出空間２６ｂの内圧Ｐｄとの差に基づいて第２ベーン６３に作用する荷重をＦｖ2、ｘ2ｙ2軸における荷重Ｆｖ2の作用方向をθｆｖ2（単位：度）で表す。荷重Ｆｖ2は線分Ｂ2Ｃ2に垂直な方向に作用する。第２ピストン６１の偏心量をｅ2（原点Ｏｃ2から第２ピストン６１の中心点Ｏｐ2までの距離）、第２ブッシュ６５の半径をＲｋ2（中心点Ｏｂ2から第２ブッシュ６５の円弧面までの距離）とすると、線分Ｂ2Ｃ2の長さは、下記式２７で表される。したがって、荷重Ｆｖ2および作用方向θｆｖ2は、それぞれ、下記式２８および式２９で表される。
【０１１３】
（式２７）
（線分Ｂ2Ｃ2の長さ）＝ｅ2（ｓｉｎ（θ）／ｓｉｎ（ξ2））−Ｒｐ2−（Ｒｋ22−Ｗｖ22）1/2
【０１１４】
（式２８）
Ｆｖ2＝（ｅ2×（ｓｉｎ（θ）／ｓｉｎ（ξ2））−Ｒｐ2−（Ｒｋ22−Ｗｖ22）1/2）×Ｈ2×（Ｐｅ−Ｐｄ）
【０１１５】
（式２９）
θｆｖ2＝（９０°−ξ2）＋１８０°
【０１１６】
本実施形態において、第２ピストン６１および第２ベーン６３は互いに一体に形成されている。第２吸入空間２６ａの内圧Ｐｅと第２吐出空間２６ｂの内圧Ｐｄとの差に基づいて各部に作用する力、すなわち、図１１Ｆに示すように、荷重Ｆｐ2と荷重Ｆｖ2との合力が、第２ピストン６１および第２ベーン６３によって構成された部材（第２揺動ピストン５８）に作用する荷重Ｆ2となる。したがって、荷重Ｆ2およびｘ2ｙ2軸における荷重Ｆ2の作用方向θｆ2’は、それぞれ、下記式３０および式３１で表される。
【０１１７】
（式３０）
Ｆ2＝（（Ｆｐ2ｃｏｓ（θｆｐ2）＋Ｆｖ2ｃｏｓ（θｆｖ2））2＋（Ｆｐ2ｓｉｎ（θｆｐ2）＋Ｆｖ2ｓｉｎ（θｆｖ2））2）1/2
【０１１８】
（式３１）
θｆ2’＝ｔａｎ-1（（Ｆｐ2ｓｉｎ（θｆｐ2）＋Ｆｖ2ｓｉｎ（θｆｖ2））／（Ｆｐ2ｃｏｓ（θｆｐ2）＋Ｆｖ2ｃｏｓ（θｆｖ2）））
【０１１９】
ｘ1軸とｘ2軸とのなす角度は、角度φに等しい。したがって、ｘ1ｙ1座標での荷重Ｆ2の作用方向θｆ2は、下記式３２で表される。
【０１２０】
（式３２）
θｆ2＝θｆ2’−φ
【０１２１】
一方で、θとξ1との間、θとξ2との間には、それぞれ、下記式３３および式３４の幾何的関係がある。式３３において、Ｘｋ1は線分Ｏｃ1Ｏｂ1の長さに一致している。式３４において、Ｘｋ2は線分Ｏｃ2Ｏｂ2の長さに一致している。
【０１２２】
（式３３）
ｅ1×ｓｉｎ（１８０°−（θ＋ξ1））＝Ｘｋ1×ｓｉｎ（ξ1）
【０１２３】
（式３４）
ｅ2×ｓｉｎ（１８０°−（θ＋ξ2））＝Ｘｋ2×ｓｉｎ（ξ2）
【０１２４】
任意のθに対するξ1を式３３で求め、求めたξ1を式１５および式１８にそれぞれ代入する。これにより、任意のθに対する作用方向θｆｐ1およびθｆｖ1が求まる。作用方向θｆｐ1およびθｆｖ1を式２０に代入すると、シャフト１３が１回転する期間における荷重Ｆｐ1の作用方向θｆｐ1の変化を特定できる。図１２に示すように、シャフト１３が１回転する間に、作用方向θｆｐ1は、概ね１８０°〜３６０°の間で変化する。同様の方法で、ｘ1ｙ1座標における荷重Ｆｐ2の作用方向θｆｐ2の変化を特定できる。作用方向θｆｐ2は（１８０°−φ）〜（３６０°−φ）の間で変化する。
【０１２５】
第１実施形態で説明したように、第１偏心部１３ａは、作用・反作用の法則に基づき、第１ピストン６０から荷重Ｆｃ1と同じ大きさ、かつ荷重Ｆｃ1と１８０°反対の作用方向を持つ荷重Ｆｃ1’を受ける。同様に、第２偏心部１３ｂは、第２ピストン６１から荷重Ｆｃ2と同じ大きさ、かつ荷重Ｆｃ2と１８０°反対の作用方向を持つ荷重Ｆｃ2’を受ける。したがって、荷重Ｆｃ1’と荷重Ｆｃ2’との和の大きさは、荷重Ｆｐ1と荷重Ｆｐ2との和の大きさに等しい。荷重Ｆｃ1’と荷重Ｆｃ2’との合力をＦｃ’（＝Ｆｃ1’＋Ｆｃ2’）で表す。
【０１２６】
荷重Ｆｃ1’の作用方向は、荷重Ｆｐ1の作用方向θｆｐ1に略一致する。また、荷重Ｆｃ2’の作用方向は、荷重Ｆｐ2の作用方向θｆｐ2に略一致する。したがって、荷重Ｆｃ’の作用方向をθｆｃとすると、作用方向θｆｃは、ｘ1ｙ1座標において、シャフト１３が１回転する間に、（１８０°−φ）〜３６０°の間で変化する。
【０１２７】
また、第１実施形態で図５を参照して説明したように、支持力ＦｕおよびＦｌの向きは、それぞれ、荷重Ｆｃ’と対向する。
【０１２８】
第１実施形態で説明した理論によれば、シャフト１３は、荷重Ｆｃ’の作用方向θｆｃからシャフト１３の回転方向に９０°進んだ方向に偏心する。そのため、シャフト１３の偏心方向は、（２７０°−φ）〜３６０°および０°〜９０°の範囲で変化する。潤滑油が高圧になる領域（高圧領域）は、偏心方向からシャフト１３の回転方向と反対方向に約９０°までの範囲に現れる。つまり、高圧領域は（１８０°−φ）〜３６０°および０°〜９０°の範囲に出現しうる。逆に、９０°〜（１８０°−φ）の領域で潤滑油は高圧にならず、当該領域は正圧力ＦｕｐおよびＦｌｐの発生に殆ど寄与しない。こうした事実は、図６Ａおよび６Ｂを参照して第１実施形態で説明した通りである。
【０１２９】
ゆえに、本実施形態においても、第１実施形態で説明したのと同じ理論に基づき、図７Ａ〜７Ｃを参照して説明したように、上軸受１７に凹部１３０を設けることができる。上軸受１７には、凹部１３３を設けてもよいし、凹部１４０を設けてもよい。また、図８を参照して説明したように、下軸受１８に凹部１３１を設けることができる。これにより、信頼性を損なうことなく軸受１７および１８の摺動損失を削減でき、ひいてはロータリ膨張機２００の効率を高めることができる。
【０１３０】
（膨張機一体型圧縮機への適用）
図１３に示すように、第１実施形態で説明した２段ロータリ膨張機１００を膨張機一体型圧縮機４００に適用できる。すなわち、膨張機一体型圧縮機４００は、圧縮機構８０、電動機１１、膨張機構５０およびシャフト１３を備えている。圧縮機構８０、電動機１１および膨張機構５０は、密閉容器１２の上からこの順番またはこれと逆の順番で配置されているとともに、動力伝達可能となるようにシャフト１３で互いに連結されている。膨張機構５０が作動流体から回収した動力は、シャフト１３を介して圧縮機構８０に直接伝達される。これにより、圧縮機構８０を駆動するために電動機１１で消費される電力を低減できる。膨張機構５０に代えて、第２実施形態で説明した２段ロータリ膨張機２００の膨張機構７０も使用できる。
【０１３１】
（冷凍サイクル装置への適用）
図１４Ａに示すように、２段ロータリ膨張機１００を用いて冷凍サイクル装置を構成できる。冷凍サイクル装置５００は、圧縮機５０１、放熱器５０２、２段ロータリ膨張機１００および蒸発器５０３を備えている。また、図１４Ｂに示す他の冷凍サイクル装置６００は、図１３に示す膨張機一体型圧縮機４００と、膨張機一体型圧縮機４００の圧縮機構８０で圧縮された冷媒（作動流体）を冷却するための放熱器５０２と、膨張機一体型圧縮機４００の膨張機構５０で膨張した冷媒を蒸発させるための蒸発器５０３とを備えている。
【０１３２】
図１４Ａに示す冷凍サイクル装置５００では、冷媒から回収された動力が回生電力に変換されるのに対し、図１４Ｂに示す冷凍サイクル装置６００では、膨張機構５０が冷媒から回収した動力がシャフト１３を介して圧縮機構８０に直接伝達される。これらの冷凍サイクル装置５００および６００は、給湯機や空調機等の機器に好適に使用できる。例えば、二酸化炭素のように比較的高い圧力（例えばサイクルの高圧側で１０ＭＰａ前後）で運転が行われる冷媒を使用する場合、膨張機構５０の軸受にも比較的大きい荷重が懸かり、摺動損失も大きくなりがちである。そのような場面に本発明の適用が特に推奨される。
【符号の説明】
【０１３３】
１１  電動機
１２  密閉容器
１３  シャフト
１３ａ  第１偏心部
１３ｂ  第２偏心部
１５  第１シリンダ
１５ｂ  吸入ポート
１５ａ  第１ベーン溝
１６  第２シリンダ
１６ｄ  吐出ポート
１６ａ  第２ベーン溝
１７  上軸受
１８  下軸受
１９，６０  第１ピストン
２０，６１  第２ピストン
２１，６２  第１ベーン
２２，６３  第２ベーン
２５ａ  第１吸入空間
２５ｂ  第１吐出空間
２６ａ  第２吸入空間
２６ｂ  第２吐出空間
２７  吸入管
２８  吐出管
３０  中板
３０ａ  連通孔
３１  第１バネ
３２  第２バネ
５０，７０  膨張機構
８０  圧縮機構
１００，２００  ロータリ膨張機
１３０，１３１，１３３，１４０  凹部
４００  膨張機一体型圧縮機
５００，６００  冷凍サイクル装置
５０１  圧縮機
５０２  放熱器
５０３  蒸発器
【図１】
2011163189.tif 000003
【図２Ａ】
2011163189.tif 000004
【図２Ｂ】
2011163189.tif 000005
【図３Ａ】
2011163189.tif 000006
【図３Ｂ】
2011163189.tif 000007
【図４】
2011163189.tif 000008
【図５】
2011163189.tif 000009
【図６Ａ】
2011163189.tif 000010
【図６Ｂ】
2011163189.tif 000011
【図７Ａ】
2011163189.tif 000012
【図７Ｂ】
2011163189.tif 000013
【図７Ｃ】
2011163189.tif 000014
【図８】
2011163189.tif 000015
【図９】
2011163189.tif 000016
【図１０Ａ】
2011163189.tif 000017
【図１０Ｂ】
2011163189.tif 000018
【図１１Ａ】
2011163189.tif 000019
【図１１Ｂ】
2011163189.tif 000020
【図１１Ｃ】
2011163189.tif 000021
【図１１Ｄ】
2011163189.tif 000022
【図１１Ｅ】
2011163189.tif 000023
【図１１Ｆ】
2011163189.tif 000024
【図１２】
2011163189.tif 000025
【図１３】
2011163189.tif 000026
【図１４Ａ】
2011163189.tif 000027
【図１４Ｂ】
2011163189.tif 000028