(57)【要約】【課題】軸受での摺動損失が低減されたスイング型膨張機を提供する。【解決手段】スイング型膨張機１００は、シリンダ１５、シャフト１３、ピストン１９、ベーン２１および軸受１７を備えている。ピストン１９は、シリンダ１５内で回転するようにシャフト１３に取り付けられている。ベーン２１はピストン１９と一体に形成されているとともに、シリンダ１５に形成された溝１５ｄに揺動可能に保持され、かつシリンダ１５とピストン１９との間の空間を吸入空間２５ａと吐出空間２５ｂとに仕切っている。シャフト１３の周方向に関するベーン２１の位置を基準位置と定義する。軸受１７の軸受面には、基準位置から見てシャフト１３の回転方向に９０°〜１８０°の範囲に凹部１３０が設けられている。【選択図】図１
2011163188.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
シリンダと、
前記シリンダを貫いているシャフトと、
前記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ピストンと、
前記ピストンと一体に形成されているとともに、前記シリンダに形成された溝に揺動可能に保持され、かつ前記シリンダと前記ピストンとの間の空間を吸入空間と吐出空間とに仕切るベーンと、
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ベーンの位置を基準位置と定義したとき、前記基準位置から見て前記シャフトの回転方向に９０°〜１８０°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、スイング型膨張機。
【請求項２】
前記凹部が、前記基準位置から見て前記シャフトの回転方向に９０°〜１８０°の範囲にのみ設けられている、請求項１に記載のスイング型膨張機。
【請求項３】
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または２に記載のスイング型膨張機。
【請求項４】
前記溝状の凹部が、前記軸受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、前記軸受の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３に記載のスイング型膨張機。
【請求項５】
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または２に記載のスイング型膨張機。
【請求項６】
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または２に記載のスイング型膨張機。
【請求項７】
前記シリンダの上側に配置された上軸受と、前記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または２に記載のスイング型膨張機。
【請求項８】
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、前記基準位置から見て前記シャフトの回転方向に９０°〜１８０°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７に記載のスイング型膨張機。
【請求項９】
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１〜８のいずれか１項に記載のスイング型膨張機と、
前記スイング型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１０】
前記作動流体が二酸化炭素である、請求項９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、スイング型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）。高効率な容積式膨張機によれば、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。容積式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２００６−９７６２４号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
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ロータリ膨張機を提供することを目的とする。本発明は、特に、互いに一体に形成されたピストンおよびベーンを用いたスイング型膨張機を対象とする。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
すなわち、本発明は、
シリンダと、
前記シリンダを貫いているシャフトと、
前記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ピストンと、  前記ピストンと一体に形成されているとともに、前記シリンダに形成された溝に揺動可能に保持され、かつ前記シリンダと前記ピストンとの間の空間を吸入空間と吐出空間とに仕切るベーンと、
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ベーンの位置を基準位置と定義したとき、前記基準位置から見て前記シャフトの回転方向に９０°〜１８０°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、スイング型膨張機を提供する。
【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、上記本発明のスイング型膨張機と、
前記スイング型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。スイング型膨張機の軸受には、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、スイング型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実施形態に係るスイング型膨張機の縦断面図
【図２】図１に示すスイング型膨張機のX1-X1線に沿った横断面図
【図３Ａ】ピストンに作用する力ＦｐｅおよびＦｐｄならびにベーンに作用する力Ｆｖを示す概略図
【図３Ｂ】吸入空間の内圧と吐出空間の内圧との差に基づいてピストンに作用する力Ｆｐを示す概略図
【図３Ｃ】揺動ピストンに作用する力Ｆおよびシャフトの偏心部に作用する力Ｆｃ’を示す概略図
【図４】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実施形態に係るスイング型膨張機の縦断面図
【図１０】図９に示すスイング型膨張機のX2-X2線に沿った横断面図
【図１１】ピストンが上死点を占有している状態を示す拡大横断面図
【図１２】運転時におけるピストンの動きを示す遷移図
【図１３】各実施形態のスイング型膨張機を適用した膨張機一体型圧縮機の概略図
【図１４Ａ】各実施形態のスイング型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、本実施形態のスイング型膨張機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、シリンダ１５、下軸受１８、揺動ピストン２２、一対のブッシュ２０およびシャフト１３を備えている。シャフト１３は、円形のシリンダ１５を貫通しているとともに、シリンダ１５の上側（第１側）に配置された上軸受１７およびシリンダ１５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の中心に一致している。シャフト１３は、半径方向の外向きに突出している偏心部１３ａを有する。
【００１２】
揺動ピストン２２は、ピストン１９およびベーン２１で構成されている。ベーン２１およびピストン１９は互いに一体に形成されている。シリンダ１５内で回転するように偏心部１３ａにピストン１９が取り付けられている。
【００１３】
シリンダ１５にはブッシュ溝１５ｄが形成されている。このブッシュ溝１５ｄに一対のブッシュ２０が摺動可能に配置されている。ブッシュ２０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。ブッシュ２０の平面がベーン２１の側面に向かい合い、ブッシュ２０の円弧面がブッシュ溝１５ｄの円弧面に向かい合っている。すなわち、一対のブッシュ２０でベーン２１を摺動可能に挟んでいるとともに、ブッシュ２０自身もシリンダ１５に対して摺動できる。シリンダ１５内でピストン１９が回転すると、ベーン２１は、少しずつ姿勢を変えながらブッシュ溝１５ｄの中を前後に動く。このように、ベーン２１は、ブッシュ２０を介して、シリンダ１５のブッシュ溝１５ｄに揺動可能に配置されている。ブッシュ２０もブッシュ溝１５ｄの中で回転（揺動）できる。
【００１４】
シリンダ１５とピストン１９との間には三日月形状の空間が形成されている。この三日月形状の空間は、ベーン２１により、吸入空間２５ａと吐出空間２５ｂとに仕切られている。シリンダ１５には、膨張させるべき作動流体を吸入空間２５ａに供給しうるように、吸入ポート１５ｂが形成されている。また、シリンダ１５には、膨張した作動流体を吐出空間２５ｂから追い出せるように、吐出ポート１５ｃが形成されている。スイング型膨張機１００の運転時において、吸入ポート１５ｂおよび吐出ポート１５ｃは、それぞれ、吸入空間２５ａおよび吐出空間２５ｂに面する。また、吸入ポート１５ｂおよび吐出ポート１５ｃには、それぞれ、密閉容器１２の内外を貫いている吸入管２７（吸入経路）および吐出管２８（吐出経路）が接続されている。
【００１５】
シリンダ１５には、吸入空間２５ａへの作動流体の供給タイミングを制御するための吸入制御機構１２０が設けられている。吸入制御機構１２０は、吸入管２７と吸入空間２５ａとの連通を制御するように構成されており、典型的には電磁弁で構成されている。吸入制御機構１２０が開くと、吸入管２７と吸入空間２５ａとが連通する一方、シャフト１３の所定の回転角度（例えばベーン２１の位置から見て回転方向に１８０°）で吸入制御機構１２０が閉じると、吸入管２７と吸入空間２５ａとの連通が遮断される。なお、吸入ポート１５ｂおよび吐出ポート１５ｃは、上軸受１７および下軸受１８のどちらか一方に形成されていてもよい。
【００１６】
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。
【００１７】
ピストン１９が上死点を占有しているとき、すなわち、ベーン２１がブッシュ溝１５ｄに最大限押し込まれたとき、吸入制御機構１２０は閉状態である。シャフト１３の回転に伴って、吸入空間２５ａが出現するとともに、その容積が拡大する。ピストン１９とシリンダ１５との接点が、ベーン２１に近い側における吸入ポート１５ｂの縁を通過すると、吸入制御機構１２０は開状態に切り替わる。これにより、高圧の作動流体が吸入管２７および吸入ポート１５ｂを経て、吸入空間２５ａに吸入され始める。シャフト１３がさらに回転して、吸入空間２５ａの容積が所定の容積に達したとき、吸入制御機構１２０は閉状態に切り替わる。これにより、吸入行程が終了する。シャフト１３がさらに回転すると、吸入空間２５ａの容積は拡大するが、作動流体は供給されないので、吸入空間２５ａ内の作動流体は膨張する。膨張行程は、吸入空間２５ａが吐出ポート１５ｃと連通する時点まで続く。吸入空間２５ａが吐出ポート１５ｃと連通すると、吸入空間２５ａが吐出空間２５ｂへと切り替わり、膨張した作動流体が吐出ポート１５ｃを通じて吐出管２８へと導かれる。
【００１８】
吸入空間２５ａには高圧の作動流体または膨張中の作動流体が閉じ込められ、吐出空間２５ｂには常に低圧の作動流体が存在している。そのため、吸入空間２５ａ内の圧力は吐出空間２５ｂ内の圧力よりも常に高い。すなわち、吸入空間２５ａと吐出空間２５ｂとの間には常に差圧が存在する。その差圧により、ピストン１９およびシャフト１３を回転させるためのトルクが生み出され、これにより発電機１１が駆動される。図２の断面図において、シャフト１３の回転方向は反時計回り方向に一致している。
【００１９】
図３Ａは、ピストンおよびベーンに作用する力を示す概略図であって、シリンダの内部を拡大して示している。図３Ａにおいて、シリンダ１５の中心を原点Ｏｃ、一対のブッシュ２０の回転運動の中心点をＯｂ、原点Ｏｃおよび中心点Ｏｂを通る軸をｘ軸、原点Ｏｃを通り、ｘ軸と直行する軸をｙ軸と定義する。ｘ軸をシャフト１３の周方向において０°の回転角度を有する基準位置とする。シャフト１３の周方向に関するベーン２１の位置は、ｘ軸に一致しているものとする。ｘ軸は、また、平面視でブッシュ溝１５ｄを左右対称に二等分している。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。
【００２０】
また、ピストン１９の中心をＯｐ、ピストン１９とシリンダ１５との接点をＡで表す。また、ｘ軸からのシャフト１３の回転角度をθ（単位：度）、線分ＯｃＯｂと線分ＯｂＯｐとのなす角度をξ（単位：度）で表す。θは、シャフト１３の回転方向に沿った線分ＯｃＯｂと線分ＯｃＡとのなす角度、すなわちｘ軸からの接点Ａの進み角度でもある。
【００２１】
また、ベーン２１とピストン１９との節点をＢｓおよびＢｄで表す。詳細には、吸入空間２５ａに面した節点をＢｓで、吐出空間２５ｂに面した節点をＢｄで表す。また、ピストン１９の外周面によって規定された仮想円と線分ＯｂＯｐとの交点をＢで表す。吸入空間２５ａに近い側に配置されたブッシュ２０の円弧面と平面とで形成された２つの節点のうち、ピストン１９に近い側の節点をＣｓで表す。吐出空間２５ｂに近い側に配置されたブッシュ２０の円弧面と平面とで形成された２つの節点のうち、ピストン１９に近い側の節点をＣｄで表す。線分ＣｓＣｄと線分ＯｂＯｐとの交点をＣで表す。
【００２２】
さらに、吸入空間２５ａの内圧Ｐｅに基づいてピストン１９に作用する荷重をＦｐｅ、吐出空間２５ｂの内圧Ｐｄに基づいてピストン１９に作用する荷重をＦｐｄとする。また、荷重Ｆｐｅの作用方向をθｆｐｅ（単位：度）で、荷重Ｆｐｄの作用方向をθｆｐｄ（単位：度）で表す。
【００２３】
荷重Ｆｐｅは、ピストン１９全体でみると、線分ＡＢｓに垂直な方向に作用する。ピストン１９の半径をＲｐ、線分ＯｐＢと線分ＯｐＢｓとのなす角度をγとすると、線分ＡＢｓの長さは２Ｒｐｓｉｎ（（θ＋ξ−γ）／２）で表される。したがって、荷重Ｆｐｅは下記式１で表される。また、荷重ＦＰｅの作用方向θｆｐｅは下記式２で表される。式１において、Ｈは、ピストン１９の高さを表している。ベーン２１の中心線（線分ＯｂＯｐに一致）からベーン２１の側面までの幅をＷｖとすると、角度γはｓｉｎ（γ）＝Ｗｖ／Ｒｐを満たす。幅Ｗｖは、ベーン２１の幅の半分に相当する。
【００２４】
（式１）
Ｆｐｅ＝２×Ｈ×Ｒｐ×ｓｉｎ（（θ＋ξ−γ）／２）×Ｐｅ
【００２５】
（式２）
θｆｐｅ＝（（θ−ξ＋γ）／２）＋１８０°
【００２６】
荷重Ｆｐｄは、ピストン１９全体でみると、線分ＡＢｄに垂直な方向に作用する。線分ＡＢｄの長さは２Ｒｐｓｉｎ（（θ＋ξ＋γ）／２）で表される。したがって、荷重Ｆｐｄは下記式３で表される。また、荷重Ｆｐｄの作用方向θｆｐｄは下記式４で表される。
【００２７】
（式３）
Ｆｐｄ＝２×Ｈ×Ｒｐ×ｓｉｎ（（θ＋ξ＋γ）／２）×Ｐｄ
【００２８】
（式４）
θｆｐｄ＝（（θ−ξ−γ）／２）
【００２９】
ここで、ピストン１９の半径Ｒｐは、幅Ｗｖよりも十分大きいため、Ｗｖ／Ｒｐ≒０となり、ｓｉｎ（γ）≒０と考えられる。したがって、上記式１〜式４は、それぞれ、次のように近似できる。
【００３０】
Ｆｐｅ＝２×Ｈ×Ｒｐ×ｓｉｎ（（θ＋ξ）／２）×Ｐｅ
Ｆｐｄ＝２×Ｈ×Ｒｐ×ｓｉｎ（（θ＋ξ）／２）×Ｐｄ
θｆｐｅ＝（（θ−ξ）／２）＋１８０°
θｆｐｄ＝（（θ−ξ）／２）
【００３１】
よって、吸入空間２５ａの内圧Ｐｅと吐出空間２５ｂの内圧Ｐｄとの差に基づいてピストン１９に作用する荷重をＦｐ、荷重Ｆｐの作用方向をθｆｐ（単位：度）で表すと、荷重Ｆｐおよび作用方向θｆｐは、それぞれ、下記式５および６で表される。図３Ｂに示すように、荷重Ｆｐはピストン１９全体で見ると、線分ＡＢに垂直な方向に作用する。
【００３２】
（式５）
Ｆｐ＝２×Ｈ×Ｒｐ×ｓｉｎ（（θ＋ξ）／２）×（Ｐｅ−Ｐｄ）
【００３３】
（式６）
θｆｐ＝（（θ−ξ）／２）＋１８０°
【００３４】
また、吸入空間２５ａの内圧Ｐｅと吐出空間２５ｂの内圧Ｐｄとの差に基づいてベーン２１に作用する荷重をＦｖ、荷重Ｆｖの作用方向をθｆｖ（単位：度）で表す。荷重Ｆｖは線分ＢＣに垂直な方向に作用する。ピストン１９の偏心量をｅ（原点Ｏｃからピストン１９の中心Ｏｐまでの距離）、ブッシュ２０の半径をＲｋ（中心点Ｏｂからブッシュ２０の円弧面までの距離）とすると、線分ＢＣの長さは下記式７で表される。したがって、荷重Ｆｖおよび作用方向θｆｖは、それぞれ、下記式８および式９で表される。
【００３５】
（式７）
（線分ＢＣの長さ）＝ｅ（ｓｉｎ（θ）／ｓｉｎ（ξ））−Ｒｐ−（Ｒｋ2−Ｗｖ2）1/2
【００３６】
（式８）
Ｆｖ＝（ｅ（ｓｉｎ（θ）／ｓｉｎ（ξ））−Ｒｐ−（Ｒｋ2−Ｗｖ2）1/2）×Ｈ×（Ｐｅ−Ｐｄ）
【００３７】
（式９）
θｆｖ＝（９０°−ξ）＋１８０°
【００３８】
本実施形態において、ピストン１９およびベーン２１は互いに一体に形成されている。吸入空間２５ａの内圧Ｐｅと吐出空間２５ｂ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３Ｃに示すように、荷重Ｆｐと荷重Ｆｖとの合力が、ピストン１９およびベーン２１によって構成された部材（揺動ピストン２２）に作用する荷重Ｆとなる。したがって、荷重Ｆおよびその作用方向θｆは、それぞれ、下記式１０および式１１で表される。
【００３９】
（式１０）
Ｆ＝（（Ｆｐｃｏｓ（θｆｐ）＋Ｆｖｃｏｓ（θｆｖ））2＋（Ｆｐｓｉｎ（θｆｐ）＋Ｆｖｓｉｎ（θｆｖ））2）1/2
【００４０】
（式１１）
θｆ＝ｔａｎ-1（（Ｆｐｓｉｎ（θｆｐ）＋Ｆｖｓｉｎ（θｆｖ））／（Ｆｐｃｏｓ（θｆｐ）＋Ｆｖｃｏｓ（θｆｖ）））
【００４１】
一方で、θとξとの間には下記式１２の幾何的関係がある。式１２において、Ｘｋは線分ＯｃＯｂの長さに一致している。
【００４２】
（式１２）
ｅ×ｓｉｎ（１８０°−（θ＋ξ））＝Ｘｋ×ｓｉｎ（ξ）
【００４３】
任意のθに対するξを式１２で求め、求めたξを式６および式９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θｆｐおよびθｆｖが求まる。作用方向θｆｐおよびθｆｖを式１１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Ｆの作用方向θｆ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θｆは１８０°〜３６０°の間で変化する。
【００４４】
また、図３Ｃに示すように、ピストン１９は、シャフト１３の偏心部１３ａからも荷重Ｆｃを受ける。荷重Ｆｃは荷重Ｆとほぼ同じ大きさで、荷重Ｆと１８０°反対の作用方向を持っている。つまり、ピストン１９は、荷重Ｆｃと荷重Ｆとが釣り合った状態で回転する（揺動する）。
【００４５】
シャフト１３の偏心部１３ａは、作用・反作用の法則に基づき、ピストン１９から荷重Ｆｃと同じ大きさ、かつ荷重Ｆｃと１８０°反対の作用方向を持つ荷重Ｆｃ’を受ける。この荷重Ｆｃ’がシャフト１３のトルクを生み出す力である。荷重Ｆｃ’は、荷重Ｆとほぼ大きさおよび作用方向を持っている。したがって、荷重Ｆｃ’の作用方向をθｆｃとすると、θｆｃは、荷重Ｆの作用方向θｆと同様、シャフト１３が１回転する間に１８０°〜３６０°の間で変化する。
【００４６】
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。軸受１７および１８は、偏心部１３ａを挟むようにシリンダ１５の上下にそれぞれ配置されている。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。また、荷重Ｆｃ’の作用点Ｐｃを高さ方向に関する偏心部１３ａの中点、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。「高さ方向」は、シャフト１３の回転軸に平行な方向である。さらに、高さ方向に関して、作用点Ｐｃから作用点Ｐｕまでの距離をＬｕ、作用点Ｐｃから作用点Ｐｌまでの距離をＬｌで表す。すると、力とモーメントの釣り合いの式が、それぞれ、下記式１３および式１４で表される。
【００４７】
（式１３）
Ｆｕ＋Ｆｌ＝Ｆｃ’
【００４８】
（式１４）
Ｆｕ×Ｌｕ−Ｆｌ×Ｌｌ＝０
【００４９】
式１３および式１４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の方向が、それぞれ、荷重Ｆｃ’の方向と対向していることを理解できる。すなわち、上軸受１７と下軸受１８内の潤滑油が協調して荷重Ｆｃ’を受け止めている。
【００５０】
図６Ａおよび６Ｂを参照して、上軸受１７と下軸受１８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。
【００５１】
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。
【００５２】
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。
【００５３】
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。
【００５４】
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。
【００５５】
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。
【００５６】
先に説明したように、荷重Ｆｃ’の作用方向θｆｃは、荷重Ｆの作用方向θｆと同様、シャフト１３が１回転する間に１８０°〜３６０°の範囲で変化する（図４参照）。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°〜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°〜３６０°および０°〜９０°の範囲に出現しうる。逆に、９０°〜１８０°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。
【００５７】
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（ｘ軸）から見てシャフト１３の回転方向に９０°〜１８０°の範囲に位置している。下軸受１８の凹部１３１が、基準位置（ｘ軸）から見てシャフト１３の回転方向に９０°〜１８０°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、スイング型膨張機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。
【００５８】
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。
【００５９】
図７Ａに上軸受の展開図を示す。この展開図は、ｘ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ｘ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（ｘ軸）から見てシャフト１３０の回転方向に９０°〜１８０°の範囲にのみ設けられている。そして、９０°〜１８０°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°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°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°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。
【００６０】
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。
【００６１】
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。
【００６２】
また、本実施形態のスイング型膨張機１００は、比較的小容積のスイング型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スイング型膨張機は、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スイング型膨張機では、軸受側にのみ給油溝を設けることが多い。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。
【００６３】
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。
【００６４】
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。
【００６５】
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、ｘ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ｘ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°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。
【００６６】
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。
【００６７】
（第２実施形態）
図９に示すように、本実施形態のスイング型膨張機２００は、密閉容器１２、発電機１１および膨張機構６０を備えている。図１０に示すように、膨張機構６０は、シリンダ１５に吸入制御機構１２０が設けられていない点で先に説明した膨張機構５０（図２および３参照）と相違する。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。また、第１実施形態と同様にｘｙ座標を定義する。
【００６８】
スイング型膨張機２００は、上軸受１７に形成された吸入ポート１７ｂおよび吐出ポート１７ｃを有している。吸入管２７および吐出管２８は、それぞれ、上軸受１７に接続されている。各ポート１７ｂおよび１７ｃは、下軸受１８に形成されていてもよいし、一方が上軸受１７、他方が下軸受１８に形成されていてもよい。
【００６９】
図１１に示すように、シリンダ１５の中心Ｏｃから遠い側における吸入ポート１７ｂの縁（外縁）は、平面視で、上死点を占有しているときのピストン１９の外形に一致している。同様に、シリンダ１５の中心Ｏｃから遠い側における吐出ポート１７ｃの外縁も、平面視で、上死点を占有しているときのピストン１９の外形に一致している。つまり、吸入ポート１７ｂおよび吐出ポート１７ｃの各外縁は、平面視で円弧状に形成されている。このような構成によると、吸入ポート１７ｂから吐出ポート１７ｃに高圧の作動流体が直接吹き抜けるのを防止できる。なお、吸入ポート１７ｂおよび吐出ポート１７ｃの外縁の一部または全部が、上死点を占有しているときのピストン１９の外形よりも中心Ｏｃの近くに位置している場合にも、同様の吹き抜け防止効果が得られる。
【００７０】
図１２は、スイング型膨張機２００の運転時におけるピストンの動きを示す遷移図である。図１２中の各図は、基準位置（ｘ軸）からのシャフト１３の回転角度θが、０°、９０°、１８０°および２７０°の状態を示している。
【００７１】
θ＝０°のとき、偏心部１３ａはｘ軸方向を向いており、ピストン１９はいわゆる上死点を占有している。吸入ポート１７ｂおよび吐出ポート１７ｃは、それぞれ、ピストン１９によって閉じられている。この状態からシャフト１３が回転すると、吸入ポート１７ｂおよび吐出ポート１７ｃが開き始める。
【００７２】
θ＝９０°、１８０°、２７０°とシャフト１３が回転するのにしたがい、吸入空間２５ａの容積が拡大し、それにより、高圧の作動流体が吸入空間２５ａに吸入される（吸入行程）。吸入行程は、ピストン１９が次に上死点に達するまで、すなわちシャフト１３が１回転する期間継続する。ピストン１９が次に上死点に達すると、吸入空間２５ａが吐出空間２５ｂに移行すると同時に、吐出ポート１７ｃが吐出空間２５ｂに連通する。この瞬間、吐出空間２５ｂの作動流体の圧力が急激に低下する。低圧の作動流体は、吐出ポート１７ｃを通じて吐出管２８に導かれる。他方、θ＝０°のとき、吸入空間２５ａが新たに出現して吸入ポート１７ｂと連通し、それにより、高圧の作動流体が吸入空間２５ａに吸入され始める。
【００７３】
第１実施形態で図３Ａ〜図３Ｃを参照して説明したように、シャフト１３の偏心部１３ａは、ピストン１９から荷重Ｆｃ’を受ける。荷重Ｆｃ’は、荷重Ｆ（式１０参照）とほぼ大きさおよび作用方向を持っている。したがって、荷重Ｆｃ’の作用方向をθｆｃとすると、θｆｃは、荷重Ｆの作用方向θｆ（式１１参照）と同様、シャフト１３が１回転する間に１８０°〜３６０°の間で変化する。
【００７４】
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’と対向する方向となる。
【００７５】
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°〜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°〜３６０°および０°〜９０°の範囲に出現しうる。逆に、９０°〜１８０°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。
【００７６】
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、ひいてはスイング型膨張機２００の効率を高めることができる。
【００７７】
（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スイング型膨張機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スイング型膨張機２００の膨張機構６０も使用できる。
【００７８】
（冷凍サイクル装置への適用）
図１４Ａに示すように、スイング型膨張機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、スイング型膨張機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。
【００７９】
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】
【００８０】
１１  電動機
１２  密閉容器
１３  シャフト
１３ａ  偏心部
１５  シリンダ
１５ｂ，１７ｂ  吸入ポート
１５ｃ，１７ｃ  吐出ポート
１５ｄ  ブッシュ溝
１７  上軸受
１８  下軸受
１９  ピストン
２０  ブッシュ
２１  ベーン
２２  揺動ピストン
２５ａ  吸入空間
２５ｂ  吐出空間
２７  吸入管
２８  吐出管
５０，６０  膨張機構
８０  圧縮機構
１００，２００  スイング型膨張機
１２０  吸入制御機構
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】
2011163188.tif 000003
【図２】
2011163188.tif 000004
【図３Ａ】
2011163188.tif 000005
【図３Ｂ】
2011163188.tif 000006
【図３Ｃ】
2011163188.tif 000007
【図４】
2011163188.tif 000008
【図５】
2011163188.tif 000009
【図６Ａ】
2011163188.tif 000010
【図６Ｂ】
2011163188.tif 000011
【図７Ａ】
2011163188.tif 000012
【図７Ｂ】
2011163188.tif 000013
【図７Ｃ】
2011163188.tif 000014
【図８】
2011163188.tif 000015
【図９】
2011163188.tif 000016
【図１０】
2011163188.tif 000017
【図１１】
2011163188.tif 000018
【図１２】
2011163188.tif 000019
【図１３】
2011163188.tif 000020
【図１４Ａ】
2011163188.tif 000021
【図１４Ｂ】
2011163188.tif 000022