(57)【要約】【課題】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。【解決手段】ロータリ膨張機１００は、シリンダ１５と、シャフト１３と、ピストン１９と、ベーン２１と、吸入管２７と、軸受１７とを備えている。ベーン２１は、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
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【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、
前記シリンダに形成された溝に配置されているとともに、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仕切り部材と、
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仕切り部材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、ロータリ膨張機。
【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に記載のロータリ膨張機。
【請求項３】
前記シリンダに対して同心状に配置された第２シリンダと、
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２シリンダに形成された第２溝に配置されているとともに、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仕切り部材と、
前記吐出空間と前記第２吸入空間とを連通して１つの膨張室を形成する連通孔を有するとともに、前記シリンダと前記第２シリンダとを隔てている中板と、
をさらに備えた、請求項１または２に記載のロータリ膨張機。
【請求項４】
前記凹部が、前記シャフトの回転軸に平行な方向に螺旋状に延びている溝の形状を有する、請求項１〜３のいずれか１項に記載のロータリ膨張機。
【請求項５】
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４に記載のロータリ膨張機。
【請求項６】
前記凹部が、前記軸受の軸受面の下端と上端との間で途切れている浅い座繰りの形状を有する、請求項１〜３のいずれか１項に記載のロータリ膨張機。
【請求項７】
前記凹部が、（i）前記シャフトの回転軸に平行な方向に螺旋状に延びている溝の形状を有するとともに、前記軸受の軸受面の下端から上端にわたって形成された第１セグメントと、（ii）前記軸受の軸受面の下端と上端との間で途切れている浅い座繰りの形状を有する第２セグメントとを含む、請求項１〜３のいずれか１項に記載のロータリ膨張機。
【請求項８】
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１〜３のいずれか１項に記載のロータリ膨張機。
【請求項９】
前記上軸受の前記凹部が、（i）前記シャフトの回転軸に平行な方向に螺旋状に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）前記上軸受の軸受面の下端と上端との間で途切れている浅い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８に記載のロータリ膨張機。
【請求項１０】
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１〜９のいずれか１項に記載のロータリ膨張機と、
前記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１１】
前記作動流体が二酸化炭素である、請求項１０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、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）。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。
【０００３】
例えば、往復動圧縮機の分野では、シャフトに「中抜き」と呼ばれる小径部を形成している（特許文献２参照）。中抜きが形成された部分を軸受で支持することにより、軸受の荷重支持能力を落とすことなく、シャフトと軸受との間の摺動損失を低減できる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特許第３９０４２２１号公報
【特許文献２】特開２００２−７０７４０号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
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、荷重支持能力を損なうことなく、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。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
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、
前記シリンダに形成された溝に配置されているとともに、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仕切り部材と、
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仕切り部材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、ロータリ膨張機を提供する。
【０００７】
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、上記本発明のロータリ膨張機と、
前記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】
【０００８】
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。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、ロータリ膨張機の効率が高まる。
【図面の簡単な説明】
【０００９】
【図１】本発明の第１実施形態に係るロータリ膨張機の縦断面図
【図２】図１に示すロータリ膨張機のX1-X1線に沿った横断面図
【図３】ピストンおよびシャフトの偏心部に作用する力を示す概略図
【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実施形態に係るロータリ膨張機の縦断面図
【図１０】図９に示すロータリ膨張機の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】ピストンおよびシャフトの偏心部に作用する力を示す概略図
【図１４】本発明の第３実施形態に係るロータリ膨張機の縦断面図
【図１５Ａ】図１４に示すロータリ膨張機のX3-X3線に沿った横断面図
【図１５Ｂ】図１４に示すロータリ膨張機のX4-X4線に沿った横断面図
【図１６Ａ】第１ピストンおよび第１偏心部に作用する力を示す概略図
【図１６Ｂ】第２ピストンおよび第２偏心部に作用する力を示す概略図
【図１７】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１８】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１９】本実施形態の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２０Ａ】本実施形態のロータリ膨張機を用いた冷凍サイクル装置の構成図
【図２０Ｂ】図１９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】
【００１０】
（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。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。
【００１１】
発電機１１は、密閉容器１２に固定されたステータ１１ａと、シャフト１３に固定されたロータ１１ｂとを含む。シャフト１３は、発電機１１と膨張機構５０とに共用されている。
【００１２】
図１および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、ピストン１９、ベーン２１、バネ２３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。偏心部１３ａには、シリンダ１５内で回転するように円環状のピストン１９が取り付けられている。このように、本実施形態のロータリ膨張機１００は、ベーン２１とピストン１９とが別々の部材で構成された、いわゆるローリングピストン型の構造を有している。
【００１３】
シリンダ１５にはベーン溝１５ａが形成されている。ベーン溝１５ａには、仕切り部材としてのベーン２１が長手方向にスライド可能に配置されている。バネ２３は、ベーン２１の背面側に配置されている。バネ２３の一端がシリンダ１５に接触し、他端がベーン２１に接触しており、これによりベーン２１がピストン１９に向けて押されている。ベーン２１は、円弧状の先端面を有し、その先端面においてピストン１９と線接触している。
【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。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がベーン溝１５ａ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３は、ピストンおよびシャフトの偏心部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３において、シリンダ１５の中心を原点Ｏｃ、原点Ｏｃを通りベーン２１の長手方向に平行な軸をｘ軸、原点Ｏｃを通りｘ軸に直交する軸をｙ軸と定義する。ベーン２１の位置、すなわち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。
【００２０】
また、ピストン１９の中心をＯｐ、ベーン２１の先端面を構成している円弧の中心をＯｖ、ピストン１９とシリンダ１５との接点をＡ、ベーン２１とピストン１９との接点をＢ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ＯｃＯｖと線分ＯｖＯｐ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ＯｃＯｖ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】
さらに、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。荷重Ｆｐの作用方向θｆｐは、また、θ＋（∠ＢＯｐＡ）／２で表される。（∠ＢＯｐＡ）＝３６０°−θ＋ξであるから、荷重Ｆｐの作用方向θｆｐは下記式１で表される。
【００２２】
（式１）
θｆｐ＝１８０°＋（θ＋ξ）／２
【００２３】
荷重Ｆｐは、内圧Ｐｅと内圧Ｐｄとの差に基づく力であるとともに、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。ピストン１９の半径をＲｐとすると、線分ＡＢの長さは２Ｒｐｃｏｓ（（θ−ξ）／２）で表される。したがって、荷重Ｆｐは下記式２で表される。式２において、Ｈは、ピストン１９の高さを表している。
【００２４】
（式２）
Ｆｐ＝２×Ｈ×Ｒｐ×ｃｏｓ（（θ−ξ）／２）×（Ｐｅ−Ｐｄ）
【００２５】
一方で、θとξとの間には下記式３の幾何的関係がある。式３において、Ｒｖは、ベーン２１の先端面を構成している円弧の半径、Ｒｃは、シリンダ１５の半径を表している。
【００２６】
（式３）
（Ｒｖ＋Ｒｐ）ｓｉｎξ＝（Ｒｃ−Ｒｐ）ｃｏｓθ
【００２７】
任意のθに対するξを式３で求め、求めたξを式１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Ｆｐの作用方向θｆｐ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θｆｐは１８０°〜３６０°の間で変化する。
【００２８】
ピストン１９には、荷重Ｆｐだけでなく、バネ２３がベーン２１を押すことに基づく荷重や、その荷重により発生する摩擦力も働く。しかし、バネ２３の力に比べて荷重Ｆｐは遥かに大きいので、荷重Ｆｐ以外の力は全て無視できる。また、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Ｆｐとほぼ同じ大きさで、荷重Ｆｐ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Ｆｐとが釣り合った状態で偏心回転する。
【００２９】
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Ｆｐ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Ｆｐの作用方向θｆｐ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。
【００３０】
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４および式５で表される。
【００３１】
（式４）
Ｆｕ＋Ｆｌ＝Ｆｃ’
【００３２】
（式５）
Ｆｕ×Ｌｕ−Ｆｌ×Ｌｌ＝０
【００３３】
式４および式５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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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Ｆｕｍ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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
先に説明したように、荷重Ｆｃ’の作用方向θｆｃは、荷重Ｆｐの作用方向θｆｐ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。
【００４１】
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、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。
【００４２】
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。
【００４３】
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。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。
【００４４】
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の回転軸に平行な方向に螺旋状に延びている溝の形状を有する。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。
【００４５】
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。
【００４６】
また、本実施形態のロータリ膨張機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。
【００４７】
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、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。
【００４８】
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の回転軸に平行な方向に螺旋状に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）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よりも上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。
【００４９】
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かつ容易に行える。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。
【００５０】
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。
【００５１】
（第２実施形態）
図９に示すように、本実施形態のロータリ膨張機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。
【００５２】
ロータリ膨張機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。
【００５３】
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。
【００５４】
図１２は、ロータリ膨張機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。
【００５５】
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。
【００５６】
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１５ｃ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。
【００５７】
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。図１３に示すように、その差圧に基づき、ピストン１９に荷重Ｆｐが作用する。荷重Ｆｐの作用方向θｆｐは、先に説明した式１で表される。したがって、本実施形態においても、シャフト１３が１回転する間に、荷重Ｆｐの作用方向θｆｐは、１８０°〜３６０°の間で変化する（図４参照）。第１実施形態で説明したように、偏心部１３ａがピストン１９から受ける荷重Ｆｃ’の大きさと作用方向は、荷重Ｆｐのそれとほぼ同じである。したがって、荷重Ｆｃ’の作用方向θｆｃも１８０°〜３６０°の間で変化する。
【００５８】
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。
【００５９】
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。
【００６０】
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。
【００６１】
（第３実施形態）
図１４に示すように、本実施形態の２段ロータリ膨張機３００は、密閉容器１２、発電機１１および膨張機構７０を備えている。図１４、１５Ａおよび１５Ｂに示すように、膨張機構７０は、上軸受１７、第１シリンダ３５、中板５４、第２シリンダ３６、下軸受１８、第１ピストン３９、第２ピストン４０、第１ベーン４１、第２ベーン４２、第１バネ４３、第２バネ４４およびシャフト３３で構成されている。
【００６２】
第２シリンダ３６は、第１シリンダ３５に対して同心状に配置されており、中板５４によって第１シリンダ３５から隔てられている。シャフト３３は、第１シリンダ３５および第２シリンダ３６を貫通しているとともに、上軸受１７および下軸受１８によって回転可能に支持されている。シャフト３３の回転軸は、シリンダ３５および３６の中心に一致している。シャフト３３は、半径方向の外向きに突出している第１偏心部３３ａおよび第２偏心部３３ｂを有する。第１偏心部３３ａには、第１シリンダ３５内で回転するように円環状の第１ピストン３９が取り付けられている。第２偏心部３３ｂには、第２シリンダ３６内で回転するように円環状の第２ピストン４０が取り付けられている。
【００６３】
図１５Ａに示すように、第１シリンダ３５には第１ベーン溝３５ａが形成されている。第１ベーン溝３５ａには、第１仕切り部材としての第１ベーン４１が長手方向にスライド可能に配置されている。第１バネ４３は、第１ベーン４１の背面側に配置されている。第１バネ４３の一端が第１シリンダ３５に接触し、他端が第１ベーン４１に接触しており、これにより第１ベーン４１が第１ピストン３９に向けて押されている。第１ベーン４１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３９と線接触している。
【００６４】
図１５Ｂに示すように、第２シリンダ３６側の構成も第１シリンダ３５側の構成と概ね同じである。
【００６５】
第１シリンダ３５と第１ピストン３９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４１により、第１吸入空間４５ａと第１吐出空間４５ｂとに仕切られている。また、第２シリンダ３６と第２ピストン４０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４２により、第２吸入空間４６ａと第２吐出空間４６ｂとに仕切られている。中板５４には連通孔５４ａが形成されている。連通孔５４ａは、第１シリンダ３５から第２シリンダ３６に向かって中板５４を斜めに貫いている。連通孔５４ａを介して、第１吐出空間４５ｂと第２吸入空間４６ａとが連通し、これにより単一の膨張室が形成される。
【００６６】
第１シリンダ３５には、膨張させるべき作動流体を第１吸入空間４５ａに供給しうるように、吸入ポート３５ｂが形成されている。第２シリンダ３６には、膨張した作動流体を第２吐出空間４６ｂから追い出せるように、吐出ポート３６ｂが形成されている。ロータリ膨張機３００の運転時において、吸入ポート３５ｂおよび吐出ポート３６ｂは、それぞれ、第１吸入空間４５ａおよび第２吐出空間４６ｂに面する。また、吸入ポート３５ｂおよび吐出ポート３６ｂ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。
【００６７】
なお、吸入ポート３５ｂは、中板５４の反対側で第１シリンダ３５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３６ｂは、中板５４の反対側で第２シリンダ３６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。
【００６８】
本実施形態では、第１シリンダ３５の内径が第２シリンダ３６の内径に等しく、かつ第１ピストン３９の外径が第２ピストン４０の外径に等しい。第１シリンダ３５の高さは、第２シリンダ３６の高さよりも小さい。したがって、第２吸入空間４６ａと第２吐出空間４６ｂの合計体積は、第１吸入空間４５ａと第１吐出空間４５ｂの合計体積よりも大きい。言い換えれば、第２シリンダ３６側の押しのけ容積が、第１シリンダ３５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。
【００６９】
シャフト３３の周方向に関して、第１ベーン４１の位置は、第２ベーン４２の位置に一致している。つまり、第１ベーン４１の中心線が、平面視で第２ベーン４２の中心線に一致しており、これら中心線がｘ軸に重なっている（図１６Ａおよび１６Ｂ参照）。さらに、シャフト３３の周方向に関して、第１偏心部３３ａの突出方向（偏心方向）が、第２偏心部３３ｂのそれに一致している。第１ピストン３９が上死点を占有するタイミングが、第２ピストン４０が上死点を占有するタイミングに一致している。このような構成によれば、第１吐出空間４５ｂおよび第２吸入空間４６ａ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ので、ロータリ膨張機３００の効率（動力回収効率）が向上する。
【００７０】
なお、「第１ベーン４１の中心線が第２ベーン４２の中心線に一致している」「第１偏心部３３ａの偏心方向が、第２偏心部３３ｂのそれに一致している」とは、必ずしも完全一致を意味しない。すなわち、シャフト３３の回転角度で表して±２°程度のずれが存在していても、本発明の趣旨を逸脱しない限り「一致」と考えて差し支えない。
【００７１】
図１５Ａに示すように、第１シリンダ３５側において、連通孔５４ａの開口の位置および吸入ポート３５ｂの位置は、それぞれ、第１ベーン４１の左右に振り分ける形で設定されている。図１５Ｂに示すように、第２シリンダ３６側において、連通孔５４ａの開口の位置および吐出ポート３６ｂの位置は、それぞれ、第２ベーン４２の左右に振り分ける形で設定されている。このような構成によれば、シリンダ３５および３６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。
【００７２】
本実施形態では、吸入ポート３５ｂにバルブを設けていない。そのため、作動流体は、吸入管２７および吸入ポート３５ｂを通じて、シャフト３３の全回転角度で第１吸入空間４５ａに吸入される。吐出ポート３６ｂにもバルブを設けていないので、膨張した作動流体は、吐出ポート３６ｂを経由して、シャフト３３の全回転角度で第２吐出空間４６ｂから吐出管２８へと吐出される。このように、３６０°連続吸入および３６０°連続吐出を可能とすれば、騒音や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。
【００７３】
次に、ロータリ膨張機３００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３５ｂを経て第１吸入空間４５ａに吸入される。シャフト３３の回転に伴って第１吸入空間４５ａの容積が拡大する。シャフト３３がさらに回転すると、第１吸入空間４５ａが第１吐出空間４５ｂ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５４ａを通じて第１吐出空間４５ｂから第２吸入空間４６ａへと移動する。その後、第１吐出空間４５ｂ、連通孔５４ａおよび第２吸入空間４６ａ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４５ｂの容積が減少し、かつ第２吸入空間４６ａの容積が増加する方向にシャフト３３が回転する。これにより、発電機１１が駆動される。シャフト３３の回転に伴って、第１吐出空間４５ｂは消滅し、第２吸入空間４６ａが第２吐出空間４６ｂ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３６ｂを通じて吐出管２８へと導かれる。
【００７４】
以下に説明するように、本実施形態においても第１実施形態と全く同じ方法でシャフト３３に作用する荷重の大きさと向きを計算できる。
【００７５】
図１６Ａは、第１ピストン３９および第１偏心部３３ａに作用する力を示す概略図である。まず、第１実施形態と同じ方法でｘｙ座標を定義する。すなわち、第１シリンダ３５の中心を原点Ｏｃ1、原点Ｏｃ1を通り第１ベーン４１の長手方向に平行な軸をｘ軸、原点Ｏｃ1を通りｘ軸に直交する軸をｙ軸と定義する。第１ベーン４１の位置、すなわちｘ軸をシャフト３３の周方向において０°の回転角度を有する基準位置と定義する。さらに、シャフト３３の回転方向（図１６Ａでは反時計回り方向）を正の回転方向と定義する。
【００７６】
また、第１ピストン３９の中心をＯｐ1、第１ベーン４１の先端面を構成している円弧の中心をＯｖ1、第１ピストン３９と第１シリンダ３５との接点をＡ1、第１ベーン４１と第１ピストン３９との接点をＢ1で表す。また、ｘ軸からのシャフト３３の回転角度をθ（単位：度）、線分Ｏｃ1Ｏｖ1と線分Ｏｖ1Ｏｐ1とのなす角度をξ1で表す。θは、ｘ軸からの接点Ａ1の進み角度でもある。
【００７７】
同様に、図１６Ｂに示すように、第２シリンダ３６の中心Ｏｃ2を原点とするｘｙ座標を定義する。第２ピストン４０の中心をＯｐ2、第２ベーン４２の先端面を構成している円弧の中心をＯｖ2、第２ピストン４０と第２シリンダ３６との接点をＡ2、第２ベーン４２と第２ピストン４０との接点をＢ2、線分Ｏｃ2Ｏｖ2と線分Ｏｖ2Ｏｐ2とのなす角度をξ2で表す。
【００７８】
シャフト３３の周方向に関して、第１ベーン４１の位置は第２ベーン４２の位置に一致している。同様に、第１偏心部３３ａの偏心方向は第２偏心部３３ｂの偏心方向に一致している。したがって、ｘ軸からの接点Ａ1およびＡ2の進み角度は、いずれもθで表される。
【００７９】
第１実施形態で説明した理論に基づき、第１ピストン３９に作用する荷重Ｆｐ1の作用方向θｆｐ1および第２ピストン４０に作用する荷重Ｆｐ2の作用方向θｆｐ2は、それぞれ、下記式６および７で表される。
【００８０】
（式６）
θｆｐ1＝１８０°＋（θ＋ξ1）／２
【００８１】
（式７）
θｆｐ2＝１８０°＋（θ＋ξ2）／２
【００８２】
荷重Ｆｐ1およびＦｐ2は、それぞれ、下記式８および９で表される。式８および式９において、Ｈ1およびＨ2は、それぞれ、第１ピストン３９の高さおよび第２ピストン４０の高さを表している。Ｒｐ1およびＲｐ2は、それぞれ、第１ピストン３９の半径および第２ピストン４０の半径を表している。Ｐｓは、第１吸入空間４５ａの内圧、すなわち膨張前の作動流体の圧力を表している。Ｐｅは、第１吐出空間４５ｂおよび第２吸入空間４６ａによって形成された膨張室の内圧、すなわち膨張中の作動流体の圧力を表している。Ｐｄは、第２吐出空間４６ｂの内圧、すなわち膨張後の作動流体の圧力を表している。
【００８３】
（式８）
Ｆｐ1＝２×Ｈ1×Ｒｐ1×ｃｏｓ（（θ−ξ1）／２）×（Ｐｓ−Ｐｅ）
【００８４】
（式９）
Ｆｐ2＝２×Ｈ2×Ｒｐ2×ｃｏｓ（（θ−ξ2）／２）×（Ｐｅ−Ｐｄ）
【００８５】
θとξ1との間には下記式１０の幾何学的関係がある。同様に、θとξ2との間には下記式１１の幾何的関係がある。式１０において、Ｒｖ1は、第１ベーン４１の先端面を構成している円弧の半径、Ｒｃ1は、第１シリンダ３５の半径を表している。式１１において、Ｒｖ2は、第２ベーン４２の先端面を構成している円弧の半径、Ｒｃ2は、第２シリンダ３６の半径を表している。
【００８６】
（式１０）
（Ｒｖ1＋Ｒｐ1）ｓｉｎξ1＝（Ｒｃ1−Ｒｐ1）ｃｏｓθ
【００８７】
（式１１）
（Ｒｖ2＋Ｒｐ2）ｓｉｎξ2＝（Ｒｃ2−Ｒｐ2）ｃｏｓθ
【００８８】
任意のθに対するξ1を式１０で求め、求めたξ1を式６に代入すると、シャフト３３が１回転する期間における荷重Ｆｐ1の発生方向θｆｐ1の変化を特定できる。同様の方法で、荷重Ｆｐ2の発生方向θｆｐ2の変化を特定できる。図１７に示すように、シャフト３３が１回転する間に、作用方向θｆｐ1およびθｆｐ2は１８０°〜３６０°の間で変化する。
【００８９】
また、本実施形態では、第１シリンダ３５の内径が第２シリンダ３６の内径に等しく、かつ第１ピストン３９の外径が第２ピストン４０の外径に等しいため、作用方向θｆｐ1が作用方向θｆｐ2に常に一致している。しかし、第１シリンダ３５の内径が第２シリンダ３６の内径と異なっていたり、第１ピストン３９の外径が第２ピストン４０の外径と異なっていたりしても、作用方向θｆｐ1およびθｆｐ2は略一致する。なぜなら、ξ1とξ2がθに比べて遥かに小さいからである。
【００９０】
図１６Ａに示すように、第１ピストン３９は、シャフト３３の第１偏心部３３ａ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。同様に、図１６Ｂに示すように、第２ピストン４０がシャフト３３の第２偏心部３３ｂから受ける荷重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。荷重Ｆｐ1の作用方向が荷重Ｆｐ2のそれにほぼ等しいため、荷重Ｆｃ1の作用方向も荷重Ｆｃ2のそれにほぼ等しい。
【００９１】
第１偏心部３３ａは、作用・反作用の法則に基づき、第１ピストン３９から荷重Ｆｃ1と大きさ、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３３ｂは、第２ピストン４０から荷重Ｆｃ2と大きさ、かつ荷重Ｆｃ2と１８０°反対の作用方向を持つ荷重Ｆｃ2’を受ける。荷重Ｆｃ1’は、荷重Ｆｐ1とほぼ同じ大きさおよび作用方向を有している。荷重Ｆｃ2’も、荷重Ｆｐ2とほぼ同じ大きさおよび作用方向を有している。したがって、荷重Ｆｃ1’と荷重Ｆｃ2’とを合計した荷重の大きさは、荷重Ｆｐ1と荷重Ｆｐ2との和となる。当該合計荷重の作用方向も荷重Ｆｐ1の作用方向θｆｐ1（≒荷重Ｆｐ2の作用方向θｆｐ2）に略一致する。つまり、シャフト３３には、荷重Ｆｐ1と荷重Ｆｐ2とを合計した大きさの荷重が、θｆｐ1（≒θｆｐ2）の方向に作用する。したがって、荷重Ｆｃ1’とＦｃ2’とを合計した荷重の作用方向θｆｃは、荷重Ｆｐ1の作用方向θｆｐ1と同様、シャフト３３が１回転する間に１８０°〜３６０°の間で変化する。
【００９２】
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１８に示すように、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Ｆｃ1’の作用点Ｐｃ1を高さ方向に関する第１偏心部３３ａの中点、荷重Ｆｃ2’の作用点Ｐｃ2を高さ方向に関する第２偏心部３３ｂ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。さらに、高さ方向に関して、作用点Ｐｃ1から作用点Ｐｌまでの距離をＬｌ、作用点Ｐｃ1から作用点Ｐｕまでの距離をＬｕ、作用点Ｐｃ1から作用点Ｐｃ2までの距離をＬｃ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、式１２および式１３で表される。
【００９３】
（式１２）
Ｆｕ＋Ｆｌ＝Ｆｃ1’＋Ｆｃ2’
【００９４】
（式１３）
Ｆｕ×Ｌｕ＋Ｆｃ2’×Ｌｃ−Ｆｌ×Ｌｌ＝０
【００９５】
式１２および式１３から下記式１４および式１５が得られる。
【００９６】
（式１４）
Ｆｕ＝Ｆｃ1’×Ｌｌ／（Ｌｕ＋Ｌｌ）＋Ｆｃ2’×（Ｌｌ−Ｌｃ）／（Ｌｕ＋Ｌｌ）
【００９７】
（式１５）
Ｆｌ＝Ｆｃ1’×Ｌｕ／（Ｌｕ＋Ｌｌ）＋Ｆｃ2’×（Ｌｕ＋Ｌｃ）／（Ｌｕ＋Ｌｌ）
【００９８】
本実施形態の２段ロータリ膨張機３００ではＬｌ＞Ｌｃである。したがって、式１４および式１５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Ｆｃ1’およびＦｃ2’の方向と対向していることを理解できる。すなわち、第１実施形態と同様に、上軸受１７と下軸受１８内の潤滑油が協調して荷重Ｆｃ1’およびＦｃ2’を受け止めている。
【００９９】
第１実施形態で説明した理論によれば、シャフト３３は、荷重Ｆｃ1’（およびＦｃ2’）の作用方向θｆｃ1（≒θｆｃ2）からシャフト３３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３３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３３の回転方向と反対方向に約９０°までの範囲に出現しうる。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。
【０１００】
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２段ロータリ膨張機３００の効率を高めることができる。
【０１０１】
（膨張機一体型圧縮機への適用）
図１９に示すように、第１実施形態で説明したロータリ膨張機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ロータリ膨張機２００の膨張機構６０や第３実施形態で説明したロータリ膨張機３００の膨張機構７０も使用できる。
【０１０２】
（冷凍サイクル装置への適用）
図２０Ａに示すように、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、ロータリ膨張機１００および蒸発器５０３を備えている。また、図２０Ｂに示す他の冷凍サイクル装置６００は、図１９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。
【０１０３】
図２０Ａ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２０Ｂ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】
【０１０４】
１１  電動機
１２  密閉容器
１３，３３  シャフト
１５  シリンダ
１５ａ  ベーン溝
１５ｂ，１７ｂ  吸入ポート
１５ｃ，１７ｃ  吐出ポート
１７  上軸受
１８  下軸受
１９  ピストン
２１  ベーン
２３  バネ
２５ａ  吸入空間
２５ｂ  吐出空間
２７  吸入管
２８  吐出管
３５  第１シリンダ
３６  第２シリンダ
３５ａ  第１ベーン溝
３６ａ  第２ベーン溝
３９  第１ピストン
４０  第２ピストン
４１  第１ベーン
４２  第２ベーン
４３  第１バネ
４４  第２バネ
４５ａ  第１吸入空間
４５ｂ  第１吐出空間
４６ａ  第２吸入空間
４６ｂ  第２吐出空間
５０，６０，７０  膨張機構
５４  中板
５４ａ  連通孔
８０  圧縮機構
１００，２００，３００  ロータリ膨張機
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】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６Ａ】
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【図６Ｂ】
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【図７Ａ】
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【図７Ｂ】
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【図７Ｃ】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５Ａ】
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【図１５Ｂ】
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【図１６Ａ】
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【図１６Ｂ】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０Ａ】
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【図２０Ｂ】
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