流体機械および冷凍サイクル装置

本発明は、流体機械および冷凍サイクル装置に関する。

大能力の冷凍サイクル装置には、大能力の圧縮機が必要である。 特許文献１には、複数台の圧縮機を並列に接続することによって、冷凍サイクル装置の大能力化を図る方法が開示されている。 特許文献１に開示されている圧縮機を図９に示す。

図９に示すように、連結圧縮機７００は、第１圧縮機７０１ａおよび第２圧縮機７０１ｂを備えている。 第１圧縮機７０１ａの上部と第２圧縮機７０１ｂの上部とが、均圧管７０７によって接続されている。 第１圧縮機７０１ａの底部と第２圧縮機７０１ｂの底部とが、均油管７０８によって接続されている。 均油管７０８を通じて、第１圧縮機７０１ａと第２圧縮機７０１ｂとの間を潤滑油が往来できるため、各圧縮機での潤滑油の過不足が起こらない。

一方で、現在、給湯器や空調機に応用される冷凍サイクル装置の省エネルギー化に関する研究開発が活発に行われている。 省エネルギー化に関する技術の一つとして、膨張機一体型圧縮機の開発が進められている。 膨張機一体型圧縮機は、圧縮機と膨張機とがシャフトで連結された流体機械のことである。 特許文献２に開示されている膨張機一体型圧縮機を図１０に示す。

図１０に示すように、膨張機一体型圧縮機８００は、密閉容器８０２と、密閉容器８０２内の上部に配置された圧縮機構８０１と、密閉容器８０２内の下部に配置された膨張機構８０４とを備えている。 圧縮機構８０１と膨張機構８０４とが第１シャフト８０３および第２シャフト８０５によって連結されている。 圧縮機構８０１と膨張機構８０４との間には、圧縮機構８０１に潤滑油を供給するためのオイルポンプ８０８が設けられている。 膨張機構８０４で冷媒から回収された動力は、シャフト８０３，８０５を介して圧縮機構８０１に伝達される。 これにより、圧縮機構８０１を駆動するための電動機の負荷を軽減できる。

本発明者らは、図９に示す第１圧縮機７０１ａとして、図１０に示す膨張機一体型圧縮機８００を用いることを検討した。 その結果、次のような問題が存在することを突き止めた。

図１０に示す膨張機一体型圧縮機８００では、動作時に低温となる膨張機構８０４が密閉容器８０２内の下部に配置されているので、膨張機構８０４の周囲を満たす潤滑油の温度は比較的低い。 他方、図９に示す第２圧縮機７０１ｂでは、容器内に溜められた潤滑油の温度は比較的高い。 そのため、図９に示す第２圧縮機７０１ｂと図１０に示す膨張機一体型圧縮機８００とを均油管で接続すると、潤滑油を介して第２圧縮機７０１ｂから膨張機一体型圧縮機８００へと熱移動が起こる可能性がある。 このような熱移動は、第２圧縮機７０１ｂの吐出冷媒温度の低下および膨張機構８０４の吐出冷媒温度の上昇を招くので好ましくない。

本発明の目的は、第１圧縮機として膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクル装置において、第１圧縮機と第２圧縮機との間の熱移動を抑制することにある。

すなわち、本発明は、
第１密閉容器と、前記第１密閉容器内に配置された第１圧縮機構と、鉛直方向に関して前記第１圧縮機構よりも下に位置するように前記第１密閉容器内に配置された膨張機構と、前記第１圧縮機構と前記膨張機構とを連結しているシャフトとを有し、前記第１圧縮機構および前記膨張機構のための潤滑油で前記膨張機構の周囲が満たされるように前記第１密閉容器内に第１油溜まりが形成されている第１圧縮機と、
第２密閉容器と、前記第２密閉容器内に配置された第２圧縮機構とを有し、前記第２圧縮機構のための潤滑油が溜まるように前記第２密閉容器の底部に第２油溜まりが形成されており、前記第１圧縮機構に対する前記第２圧縮機構の接続が並列接続である第２圧縮機と、
鉛直方向に関して前記膨張機構よりも上に位置している開口部を前記第１密閉容器側に有し、前記第１油溜まりと前記第２油溜まりとの間を潤滑油が流通しうるように前記第１密閉容器と前記第２密閉容器とを接続している油通路と、
を備えた、流体機械を提供する。

他の側面において、本発明は、
作動流体を圧縮するための圧縮機と、
前記圧縮機で圧縮された作動流体を放熱させるための放熱器と、
前記放熱器で放熱した作動流体を膨張させるための膨張機と、
前記膨張機で膨張した作動流体を蒸発させるための蒸発器と、を備え、
前記圧縮機および前記膨張機として、上記流体機械が用いられた、冷凍サイクル装置を提供する。

第１圧縮機の動作時において、膨張機構の周囲を満たす潤滑油の温度は比較的低くなる。 しかし、膨張機構よりも上に圧縮機構が配置されているので、膨張機構よりも上に溜められた潤滑油の温度は、膨張機構の周囲に溜められた潤滑油の温度に比べて高くなる。

本発明では、第１密閉容器側（第１圧縮機側）における油通路の開口部が、鉛直方向に関して、膨張機構よりも上に位置している。 そのため、膨張機構よりも上に溜められた高温の潤滑油が第２圧縮機に移動する。 もしくは、第２圧縮機の高温の潤滑油が膨張機構よりも上の領域に移動する。 つまり、膨張機構の周囲の低温の潤滑油が第２圧縮機に移動したり、第２圧縮機の高温の潤滑油が膨張機構の周囲に移動したりすることを極力回避できる。 その結果、第１圧縮機と第２圧縮機との間の熱移動が抑制される。

本発明の第１実施形態にかかる冷凍サイクル装置の構成図

本発明の第１実施形態にかかる流体機械の断面図

油通路、油面および電動機の相対位置関係の説明図

変形例にかかる流体機械の側面図

図４に示す流体機械の上面図

他の変形例にかかる流体機械の模式図

第２実施形態にかかる流体機械の断面図

第３実施形態にかかる流体機械の断面図

従来の圧縮機の断面図

従来の膨張機一体型圧縮機の断面図

以下、本発明の実施形態について、図面を参照しながら説明する。 なお、本発明は、下記の実施形態に限定されるものではない。

＜第１実施形態＞
図１は、本発明の第１実施形態にかかる冷凍サイクル装置１００の構成図である。 冷凍サイクル装置１００は、流体機械１０１、放熱器１０３、蒸発器１０５および配管１１７ａ〜１１７ｄを備えている。 流体機械１０１には、作動流体としての冷媒を圧縮したり、膨張させたりする役割がある。 流体機械１０１の圧縮機構で圧縮された冷媒は、放熱器１０３で放熱する。 流体機械１０１の膨張機構で膨張した冷媒は、蒸発器１０５で蒸発する。 流体機械１０１、放熱器１０３および蒸発器１０５が配管１１７ａ〜１１７ｄによって相互に接続され、これによって、冷媒回路が形成されている。

流体機械１０１は、第１圧縮機１０７（膨張機一体型圧縮機）と、第１圧縮機１０７に組み合わされた第２圧縮機１０８と、第１圧縮機１０７と第２圧縮機１０８とを接続している油通路１０９とで構成されている。 油通路１０９によって、第１圧縮機１０７における潤滑油の量と、第２圧縮機１０８における潤滑油の量との均衡が保たれる。 油通路１０９の開口部が油面の近傍に位置しているため、油面近傍の高温の潤滑油が第１圧縮機１０７と第２圧縮機１０８との間を往来する。 これにより、第２圧縮機１０８の圧縮機構１０２ｂから第１圧縮機１０７の膨張機構１０４への熱移動を防げる。

第１圧縮機１０７の圧縮機構１０２ａと、第２圧縮機１０８の圧縮機構１０２ｂとによって、圧縮機部１０２が形成されている。 冷凍サイクル装置１００において、圧縮機構１０２ａと圧縮機構１０２ｂとは並列に接続されている。 具体的には、配管１１７ａの分岐した部分が、圧縮機構１０２ａの吸入口と圧縮機構１０２ｂの吸入口とのそれぞれに接続されている。 これにより、蒸発器１０５から流出した冷媒が圧縮機構１０２ａと圧縮機構１０２ｂとのそれぞれに導かれる。 また、配管１１７ｂの分岐した部分が、第１圧縮機１０７の密閉容器と第２圧縮機１０８の密閉容器とのそれぞれに挿入されている。 これにより、圧縮機構１０２ａで圧縮された冷媒と圧縮機構１０２ｂで圧縮された冷媒とが配管１１７ｂにおいて合流し、放熱器１０３に導かれる。 放熱器１０３において放熱した冷媒は、第１圧縮機１０７の膨張機構１０４で膨張する。 膨張後の冷媒は、蒸発器１０５に送られる。

冷凍サイクル装置１００の冷媒回路には、高圧部分（圧縮機部１０２から膨張機構１０４に至る部分）において超臨界状態となる冷媒が充填されている。 そのような冷媒の具体例は、二酸化炭素である。 ただし、冷媒は二酸化炭素に限定されず、冷媒回路内で超臨界状態とならないものであってもよい。 冷媒として、ハイドロフルオロカーボン等のフッ素冷媒を用いてもよい。

二酸化炭素を冷媒として用いた冷凍サイクル装置は、フッ素冷媒を使用した冷凍サイクル装置に比べて、サイクルの高低圧差が非常に大きい。 そのため、膨張機構１０４での動力回収効率に優れ、冷凍サイクル装置１００の効率向上の効果が高い。 ただし、サイクルの高低圧差が大きいことから、油面の変動幅も大きくなる可能性がある。 それゆえ、油通路１０９を設けることによって得られる効果も高い。

本実施形態の冷凍サイクル装置１００において、冷媒の流通方向は一定である。 ただし、冷凍サイクル装置１００には、冷媒の流通方向を変更可能にするための経路（配管）および方向切替弁が設けられていてもよい。 さらに、第２圧縮機１０８を停止して第１圧縮機１０７のみが動作しうるように、冷媒回路に分配弁が設けられていてもよい。

図２は、図１に示す流体機械１０１の断面図である。 第１圧縮機１０７は、第１密閉容器１１１、第１圧縮機構１０２ａ、膨張機構１０４、第１電動機１１０および第１シャフト１１３を備えている。 第１圧縮機構１０２ａは、第１密閉容器１１１内の上部に配置されている。 膨張機構１０４は、第１密閉容器１１１内の下部に配置されている。 第１電動機１１０は、第１圧縮機構１０２ａと膨張機構１０４との間に配置されている。 第１シャフト１１３は、第１圧縮機構１０２ａ、膨張機構１０４および第１電動機１１０を互いに連結している。 第１密閉容器１１１内には、第１圧縮機構１０２ａおよび膨張機構１０４のための潤滑油で膨張機構１０４の周囲が満たされるように第１油溜まり１１２が形成されている。 本実施形態では、第１シャフト１１３の軸方向が鉛直方向に平行となるように、流体機械１０１が設計されている。

第１密閉容器１１１は、略円筒の形状を有している。 第１密閉容器１１１の底部は下向きに凸であり、いわゆる碗状に形成されている。 第１密閉容器１１１の下側部分が第１油溜まり１１２として利用されている。

第１電動機１１０は、第１圧縮機構１０２ａを駆動するための要素であり、第１密閉容器１１１の内壁に固定された固定子１１０ｂと、固定子１１０ｂの内側に配置された回転子１１０ａとを備えている。 回転子１１０ａには、上下方向に延びる第１シャフト１１３が固定されている。

第１シャフト１１３は、上シャフト１１３ａ、下シャフト１１３ｂおよび連結器１１４を含む。 上シャフト１１３ａは第１圧縮機構１０２ａに接続された部分であり、下シャフト１１３ｂは膨張機構１０４に接続された部分である。 上シャフト１１３ａおよび下シャフト１１３ｂは、膨張機構１０４によって回収された動力が第１圧縮機構１０２ａに伝達されるように、連結器１１４によって連結されている。 ただし、上シャフト１１３ａと下シャフト１１３ｂとが、嵌めあわせによって直接連結されていてもよい。 上シャフト１１３ａの回転数と下シャフト１１３ｂの回転数が相違するようにギアを介して両者が連結されていてもよいし、クラッチやトルクコンバータを介して両者が連結されていてもよい。 上シャフト１１３ａおよび下シャフト１１３ｂに代えて、単一の部品からなるシャフトを採用してもよい。

上シャフト１１３ａの内部には、給油路１１５が軸方向に延びるように形成されている。 給油路１１５を通じて、第１油溜まり１１２の潤滑油が第１圧縮機構１０２ａに供給される。 同様に、下シャフト１１３ｂの内部には、給油路１３９が軸方向に延びるように形成されている。 給油路１３９を通じて、第１油溜まり１１２の潤滑油が膨張機構１０４に供給される。

第１圧縮機構１０２ａは、上シャフト１１３ａの上端部に取り付けられている。 第１圧縮機構１０２ａは、上シャフト１１３ａの回転に伴って冷媒を吸入、圧縮および吐出する容積式圧縮機構である。 本実施形態では、第１圧縮機構１０２ａとしてスクロール圧縮機構が採用されている。 ただし、圧縮機構の具体的構成は何ら限定されず、ロータリ式等の他の形式の圧縮機構であってもよい。

膨張機構１０４は、下シャフト１１３ｂの下部に取り付けられている。 膨張機構１０４は冷媒を吸入、膨張および吐出する容積式膨張機構である。 膨張機構１０４内において冷媒が膨張すると、その膨張エネルギーが回転駆動力として下シャフト１１３ｂに伝えられる。 この回転駆動力は連結器１１４を介して上シャフト１１３ａへと伝えられ、第１電動機１１０による第１シャフト１１３（上シャフト１１３ａ）の駆動をアシストする。 本実施形態では、膨張機構１０４として２段ロータリ膨張機構が採用されている。 ただし、膨張機構の具体的構成は何ら限定されず、スクロール式やスクリュー式等の他の形式の膨張機構であってもよい。

なお、「ロータリ式」には、「ローリングピストン式」や「スライディングベーン式」だけでなく、ピストンとベーンとが一体化された「スイングピストン式」も含まれる。

第１密閉容器１１１の上側部分には、第１圧縮機構１０２ａに冷媒を導くための吸入管１３５と、圧縮された冷媒を第１密閉容器１１１の外部に導くための吐出管１３７とが設けられている。 吸入管１３５は、第１密閉容器１１１の側壁を貫通しており、第１圧縮機構１０２ａに直接接続されている。 吸入管１３５からの冷媒は、第１密閉容器１１１の内部空間を経由することなく、第１圧縮機構１０２ａに直接吸入される。 吐出管１３７は、第１密閉容器１１１の上壁を貫通しているとともに、第１密閉容器１１１の内部空間に向かって開口している。 第１圧縮機構１０２ａで圧縮された冷媒は、第１密閉容器１１１の内部空間に吐出され、その内部空間を流通した後、吐出管１３７を通じて外部に吐出される。

第１密閉容器１１１の下側部分には、膨張機構１０４に冷媒を導くための吸入管１２９と、膨張した冷媒を第１密閉容器１１１の外部に導くための吐出管１３０とが設けられている。 吸入管１２９および吐出管１３０は、それぞれ、第１密閉容器１１１の側壁を貫通しているとともに、膨張機構１０４に直接接続されている。 吸入管１２９からの冷媒は、第１密閉容器１１１の内部空間を経由することなく、膨張機構１０４に直接吸入される。 膨張した冷媒は、吐出管１３０を通じて第１密閉容器１１１の外部に直接吐出される。

第１電動機１１０と膨張機構１０４との間には、副軸受１３３、第１オイルポンプ１１８、流動抑制部材１２２およびスペーサ１２３が、第１電動機１１０側からこの順番で配置されている。 第１給油機構としての第１オイルポンプ１１８は、ポンプ本体１１９と、ポンプ本体１１９を収容しているハウジング１１６とで構成されており、第１油溜まり１１２の潤滑油を第１圧縮機構１０２ａに供給する。 ポンプ本体１１９は、第１シャフト１１３（上シャフト１１３ａ）に取り付けられており、第１シャフト１１３とともに回転する。 本実施形態における第１オイルポンプ１１８には、ロータリポンプやトロコイドポンプ（登録商標）等の公知の容積式ポンプを使用できる。

ハウジング１１６には、第１油溜まり１１２に開口している吸入口１２０と、オイルチャンバ１２１とが形成されている。 オイルチャンバ１２１は、連結器１１４を配置するためのスペースを兼ねている。 上シャフト１１３ａの下部および下シャフト１１３ｂの上部がハウジング１１６に挿し込まれており、それぞれ、連結器１１４に嵌め合わされている。 上シャフト１１３ａにおける第１オイルポンプ１１８よりも上側の部分は、副軸受１３３によって回転可能に支持されている。 連結器１１４には、オイルチャンバ１２１と上シャフト１１３ａの給油路１１５とを連通するための給油孔１１４ａが、径方向に貫通する形で形成されている。 ポンプ本体１１９の回転に応じて、潤滑油が、吸入口１２０からオイルチャンバ１２１へと送られる。 潤滑油は、その後、給油孔１１４ａを通じて給油路１１５に導かれ、第１圧縮機構１０２ａへと供給される。

流動抑制部材１２２は、第１油溜まり１１２内において、第１オイルポンプ１１８と膨張機構１０４との間に設けられている。 流動抑制部材１２２によって、潤滑油の上下方向（鉛直方向）の流動が抑制されるので、第１油溜まり１１２で潤滑油が安定した温度成層を形成する。 すなわち、油面１１２ａの近くに比較的高温の潤滑油が溜まり、膨張機構１０４の周囲に比較的低温の潤滑油が溜まる。 これにより、潤滑油を介して第１圧縮機構１０２ａから膨張機構１０４に熱が移動するのを防止できる。

流動抑制部材１２２は、第１密閉容器１１１の内径よりもやや小さい直径を有する円形の板材でできている。 流動抑制部材１２２の中央部には、第１シャフト１１３（下シャフト１１３ｂ）を通すための貫通孔が形成されている。 流動抑制部材１２２は、第１油溜まり１１２内に水平に配置されている。 第１密閉容器１１１の内壁と流動抑制部材１２２の外周面との間には、潤滑油の通過を許容する隙間（流路）が形成されている。 潤滑油の通過を許容する流路として、流動抑制部材１２２に貫通孔が形成されていてもよい。

スペーサ１２３は、流動抑制部材１２２の下側に設けられている。 スペーサ１２３によって、膨張機構１０４と流動抑制部材１２２との間に潤滑油が滞留しうる空間が形成されている。 つまり、スペーサ１２３は、安定した温度成層の形成、ひいては第１圧縮機構１０２ａから膨張機構１０４への熱移動の防止に寄与する。

なお、第１シャフト１１３の軸方向に関して、複数の流動抑制部材１２２が設けられていてもよい。 例えば、副軸受１３３が第２の流動抑制部材として機能するものであってもよい。 さらに、流動抑制部材１２２とスペーサ１２３とが一体化されていてもよいし、流動抑制部材１２２と第１オイルポンプ１１８のハウジング１１６とが一体化されていてもよい。

第２圧縮機１０８は、第２密閉容器１２５、第２圧縮機構１０２ｂ、第２電動機１２４および第２シャフト１２７を備えている。 第２圧縮機構１０２ｂは、第２密閉容器１２５内の上部に配置されている。 第２シャフト１２７は、第２圧縮機構１０２ｂと第２電動機１２４とを連結している。 第２密閉容器１２５の底部には第２油溜まり１２６が形成されている。 第２油溜まり１２６には、第２圧縮機構１０２ｂのための潤滑油が溜められている。 第２シャフト１２７の軸方向は、鉛直方向に略平行である。

第２密閉容器１２５は、略円筒の形状を有している。 第２密閉容器１２５の底部は下向きに凸であり、いわゆる碗状に形成されている。 第２密閉容器１２５の底部が第２油溜まり１２６として利用されている。 本実施形態において、第２密閉容器１２５の内径は、第１密閉容器１１１の内径に一致している。

第２電動機１２４は、第２圧縮機構１０２ｂを駆動するための要素であり、第２密閉容器１２５の内壁に固定された固定子１２４ｂと、固定子１２４ｂの内側に配置された回転子１２４ａとを備えている。 回転子１２４ａには、上下方向に延びる第２シャフト１２７が固定されている。

第２シャフト１２７の内部には、給油路１３１が軸方向に延びるように形成されている。 給油路１３１を通じて、第２油溜まり１２６の潤滑油が第２圧縮機構１０２ｂに供給される。

第２圧縮機構１０２ｂは、第２シャフト１２７の上端部に取り付けられている。 第２圧縮機構１０２ｂは、第２シャフト１２７の回転に伴って冷媒を吸入、圧縮および吐出する容積式圧縮機構である。 本実施形態では、第２圧縮機構１０２ｂとしてスクロール圧縮機構が採用されている。 ただし、圧縮機構の具体的構成は何ら限定されず、ロータリ式等の他の形式の圧縮機構であってもよい。

第２密閉容器１２５の上側部分には、第２圧縮機構１０２ｂに冷媒を導くための吸入管１２８と、圧縮された冷媒を第２密閉容器１２５の外部に導くための吐出管１３８とが設けられている。 吸入管１２８は、第２密閉容器１２５の側壁を貫通しており、第２圧縮機構１０２ｂに直接接続されている。 吸入管１２８からの冷媒は、第２密閉容器１２５の内部空間を経由することなく、第２圧縮機構１０２ｂに直接吸入される。 吐出管１３８は、第２密閉容器１２５の上壁を貫通しているとともに、第２密閉容器１２５の内部空間に向かって開口している。 第２圧縮機構１０２ｂで圧縮された冷媒は、第２密閉容器１２５の内部空間に吐出され、その内部空間を流通した後、吐出管１３８を通じて外部に吐出される。

第２電動機１２４の下方には、副軸受１３４と第２オイルポンプ１３２とが配置されている。 第２給油機構としての第２オイルポンプ１３２は、ポンプ本体１３２ａと、ポンプ本体１３２ａを覆うカバー１３２ｂとで構成されており、第２油溜まり１２６に溜められた潤滑油を第２圧縮機構１０２ｂに供給する。 ポンプ本体１３２ａは、第２シャフト１２７に取り付けられており、第２シャフト１２７とともに回転する。 カバー１３２ｂには吸入口１３２ｃが形成されている。 第２シャフト１２７における第２オイルポンプ１３２よりも上の部分は、副軸受１３４によって回転可能に支持されている。 本実施形態における第２オイルポンプ１３２には、ロータリポンプやトロコイドポンプ（登録商標）等の容積式ポンプを使用できる。 ただし、第２オイルポンプ１３２の具体的構成は特に限定されない。 例えば、カバー１３２ｂが無く、ポンプ本体１３２ａの下面に吸入口１３２ｃが形成されていてもよい。 容積式ポンプに代えて、速度式ポンプを用いてもよい。

第１圧縮機１０７において、吸入管１３５は、図１に示す配管１１７ａの分岐した部分を形成している。 吐出管１３７は、配管１１７ｂの分岐した部分を形成している。 第２圧縮機１０８において、吸入管１２８は、図１に示す配管１１７ａの分岐した部分を形成している。 吐出管１３８は、配管１１７ｂの分岐した部分を形成している。 吐出管１３７と吐出管１３８とは、第１密閉容器１１１および第２密閉容器１２５の外部において、相互に接続されている。 配管１１７ｂは、第１密閉容器１１１の内部空間と第２密閉容器１２５の内部空間とを連通している均圧通路を形成している。 ただし、配管１１７ｂとは別に、冷媒の流通を許容するように第１密閉容器１１１の内部空間と第２密閉容器１２５の内部空間とを連通する配管が設けられていてもよい。 さらに、その配管に弁が設けられていてもよい。

油通路１０９は、第１油溜まり１１２と第２油溜まり１２６との間を潤滑油が往来しうるように第１密閉容器１１１と第２密閉容器１２５とを接続している。 油通路１０９の一端は、第１密閉容器１１１の側壁を貫通し、第１油溜まり１１２に向かって開口している。 油通路１０９の他端は、第２密閉容器１２５の側壁を貫通し、第２油溜まり１２６に向かって開口している。 以下において、第１密閉容器１１１側における油通路１０９の一の開口部を第１開口部１０９ａ、第２密閉容器１２５側における油通路１０９の他の開口部を第２開口部１０９ｂとする。

油通路１０９は、典型的には配管によって形成しうる。 本実施形態では、ストレート形状を有する円管で油通路１０９が形成されている。 言い換えると、油通路１０９は真っ直ぐ水平に延びている。 ただし、油通路１０９が管状であることは必須ではない。 また、軸方向に関して、第１密閉容器１１１の底面を基準として、第１開口部１０９ａと第２開口部１０９ｂとが等しい高さに位置している。 ただし、軸方向に関して、第１開口部１０９ａの位置と第２開口部１０９ｂの位置とが異なっていてもよい。 また、第１密閉容器１１１と第２密閉容器１２５との間で油通路１０９が曲がっていてもよい。

第１密閉容器１１１と第２密閉容器１２５とは、吐出管１３７および吐出管１３８（配管１１７ｂ）によって互いに接続されているので、一方の内圧が他方の内圧よりも高くなった場合には、圧力差が駆動力となって一方から他方へと冷媒が流れ込む。 これにより、第１密閉容器１１１の内圧と第２密閉容器１２５の内圧とが等しくなる。 例えば、第１密閉容器１１１の内圧が第２密閉容器１２５の内圧よりも高くなると、第１密閉容器１１１内の高圧冷媒が、吐出管１３７および吐出管１３８を経由して第２密閉容器１２５内へと流入する。

また、第１油溜まり１１２と第２油溜まり１２６とは、油通路１０９によって互いに接続されているので、一方の油面が低下した場合には他方から潤滑油が流入する。 例えば、第２油溜まり１２６の油量が少なくなると、第１油溜まり１１２の潤滑油が油通路１０９を通じて第２油溜まり１２６内に流れ込む。 第１油溜まり１１２の油面１１２ａと第２油溜まり１２６の油面１２６ａとが、鉛直方向に関して一致する。

第１圧縮機１０７において、膨張機構１０４は、第１油溜まり１１２の潤滑油に完全に浸漬している。 軸方向に関して、油面１１２ａは副軸受１３３よりも上にある。 冷凍サイクル装置１００の運転時において、膨張機構１０４は冷媒の膨張に伴って低温となる。 そのため、膨張機構１０４の周囲を満たす潤滑油も低温となる。 一方、第１密閉容器１１１の内部空間が第１圧縮機構１０２ａの吐出冷媒で満たされるので、油面１１２ａ付近の潤滑油は比較的高温になる。 したがって、第１油溜まり１１２の潤滑油は、油面１１２ａ付近で比較的高温になり、膨張機構１０４の周囲で比較的低温になっている。

第２圧縮機１０８において、第２密閉容器１２５の内部空間が第２圧縮機構１０２ａの吐出冷媒で満たされるので、油面１２６ａ付近の潤滑油は比較的高温になる。 熱は、第２油溜まり１２６の潤滑油全体に伝わり、第２油溜まり１２６の潤滑油全体が比較的高温になる。

油通路１０９の第１開口部１０９ａは、鉛直方向に関して、膨張機構１０４よりも上に位置している。 そのため、膨張機構１０４よりも上に存在する潤滑油が油通路１０９に流入できる。 つまり、比較的高温の潤滑油が第１油溜まり１１２と第２油溜まり１２６との間を優先的に往来する。 この結果として、潤滑油を介して第１圧縮機１０７の膨張機構１０４と第２圧縮機１０８との間で熱移動が起こるのを防止できる。

なお、本明細書において、「鉛直方向に関して膨張機構１０４よりも上に位置する」とは、少なくとも膨張機構１０４の膨張室よりも上に位置することを意味する。 好ましくは膨張機構１０４に接続された吸入管１２９および吐出管１３０よりも上に位置することを意味する。

また、鉛直方向に関して、油通路１０９の第１開口部１０９ａが流動抑制部材１２２よりも上に位置している。 流動抑制部材１２２よりも上に溜められた潤滑油の温度は比較的高い。 そのため、潤滑油が油通路１０９を通じて第１油溜まり１１２から第２油溜まり１２６に移動した場合に、第２油溜まり１２６の潤滑油の温度が低下しにくい。 これにより、第２圧縮機構１０２ｂの吐出冷媒温度の低下が防止される。 この効果を一層高めるために、本実施形態では、鉛直方向に関して、油通路１０９の第１開口部１０９ａと、流動抑制部材１２２と、膨張機構１０４とが、上から（第１圧縮機構１０２ａ側から）この順番で配列している。

前述したように、第１密閉容器１１１の内部空間と第２密閉容器１２５の内部空間とは、吐出管１３７および吐出管１３８によって連通しているため、定常運転時における両密閉容器の内圧は等しい。 しかし、第１圧縮機構１０２ａと第２圧縮機構１０２ｂの両方または一方の運転状態が大きく変わる過渡時、例えば起動時において、一方の密閉容器の内圧が他方の密閉容器の内圧よりも大幅に高くなる場合がある。 このとき、高圧側の密閉容器から低圧側の密閉容器へと油通路１０９を経由して大量の潤滑油が流れ込み、高圧側の密閉容器の油溜まりの油面が一時的に大幅に低下する。 また、低圧側の密閉容器の油面は一時的に大幅に上昇する。

本実施形態では、鉛直方向に関して、油通路１０９の第１開口部１０９ａが第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０よりも上に位置している。 このような構成によれば、第１油溜まり１１２の油面１１２ａが油通路１０９の第１開口部１０９ａの下端まで低下した時点で第１密閉容器１１１から第２密閉容器１２５への潤滑油の流出が停止する。 すなわち、油面１１２ａは、第１開口部１０９ａの下端よりも低くなりえず、第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０よりも低くなりえない。 油面１１２ａが第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０よりも常に上にあるので、起動時などの過渡時においても、第１オイルポンプ１１８が潤滑油を安定して吸入できる。 第１圧縮機構１０２ａに対して潤滑油が安定供給されるので、第１圧縮機構１０２ａの信頼性が高まる。

より好ましくは、第１シャフト１１３の軸方向に関して、油通路１０９の第１開口部１０９ａと、第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０と、流動抑制部材１２２とが、上からこの順番で配列していることである。 このような構成によれば、上述した各効果を享受できる。

また、本実施形態では、鉛直方向に関して、油通路１０９の第２開口部１０９ｂが、第２オイルポンプ１３２の吸入口１３２ｃよりも上に位置している。 このようにすれば、第２密閉容器１２５の内圧が第１密閉容器１１１の内圧よりも一時的に高くなった場合であっても、第２オイルポンプ１３２が潤滑油を確実に吸入できる。 第２圧縮機構１０２ｂに対して潤滑油が安定供給されるので、第２圧縮機１０８の信頼性が高まる。

また、本実施形態では、鉛直方向に関して、油通路１０９の第１開口部１０９ａが第１電動機１１０の回転子１１０ａよりも下に位置しており、油通路１０９の第２開口部１０９ｂが第２電動機１２４の回転子１２４ａよりも下に位置している。 このような構成によれば、各電動機が潤滑油に浸漬するのを防止できる。 具体的には、以下に説明する関係を満たすように設計を行えば、電動機が潤滑油に浸漬するのを確実に防げる。

図３に示すように、まず、第１密閉容器１１１の底面を鉛直方向に関する基準位置とする。 冷凍サイクル装置１００の停止時において、油面１１２ａまでの高さをho1、油面１２６ａまでの高さをho2、第１電動機１１０の回転子１１０ａの下端までの高さをH1、第２電動機１２４の回転子１２４ａの下端までの高さをH2、第１開口部１０９ａの下端までの高さをh1、第２開口部１０９ｂの下端までの高さをh2、水平方向に関する第１密閉容器１１１の断面積をA1（第１油溜まり１１２の断面積）、水平方向に関する第２密閉容器１２５の断面積をA2（第２油溜まり１２６の断面積）と定義する。 このとき、下記式（１）を満たすように油通路１０９の第２開口部１０９ｂの位置が定められている。

ho1＋(A2/A1)(ho2-h2)＜H1 ・・・（１）

上記式（１）は、第２開口部１０９ｂの下端よりも上に存在する潤滑油の全てが第１油溜まり１１２に流入した場合であっても、常に、油面１１２ａが回転子１１０ａの下端よりも下に位置することを意味している。 つまり、仮に、第２油溜まり１２６から第１油溜まり１１２へと大量の潤滑油が流れ込んだとしても、回転子１１０ａが潤滑油に浸漬しない。

冷凍サイクル装置１００の運転時において、潤滑油は冷媒とともに冷媒回路を循環する。 そのため、冷凍サイクル装置１００の運転時に第１油溜まり１１２および第２油溜まり１２６の油量は、停止時よりも必ず少なくなる。 運転停止時に上記式（１）を満たせば、運転時にもho1＜H1の関係が必ず成立する。 これにより、回転子１１０ａが潤滑油に浸漬することによる第１電動機１１０の負荷の増大を回避でき、ひいては、第１圧縮機１０７の消費電力増大および冷凍サイクル装置１００の性能低下を防止できる。

さらに、第２開口部１０９ｂと同様に、下記式（２）を満たすように油通路１０９の第１開口部１０９ａの位置が定められている。

ho2＋(A1/A2)(ho1-h1)＜H2 ・・・（２）

運転停止時に上記式（２）を満たすならば、第１油溜まり１１２から第２油溜まり１２６に大量の潤滑油が流れ込んでも、ho2＜H2の関係が必ず成立する。 これにより、回転子１２４ａが潤滑油に浸漬することによる第２電動機１２４の負荷の増大を回避でき、第２圧縮機１０８の消費電力増大および冷凍サイクル装置１００の性能低下を防止できる。

また、本実施形態では、鉛直方向に関して、第１開口部１０９ａと第２開口部１０９ｂとが等しい高さに位置している。 このような構成によれば、第１油溜まり１１２と第２油溜まり１２６との間での潤滑油の授受がスムーズになる。

また、本実施形態では、ストレート形状を有する円管で油通路１０９が形成されている。 このような構成によれば、潤滑油が油通路１０９を流れる際に発生する圧力損失を小さく抑えることができる。 また、第１密閉容器１１１と第２密閉容器１２５とを最短距離で接続できるので、油通路１０９において潤滑油が失う熱量を最小化できる。

また、本実施形態において、第１圧縮機１０７は、第１圧縮機構１０２ａで圧縮された冷媒が第１密閉容器１１１の内部空間を経由して第１密閉容器１１１の外部に吐出されるように構成されている。 第２圧縮機１０８は、第２圧縮機構１０２ｂで圧縮された冷媒が第２密閉容器１２５の内部空間を経由して第２密閉容器１２５の外部に吐出されるように構成されている。 そして、第１密閉容器１１１の内部空間と第２密閉容器１２５の内部空間とを連通する均圧通路が設けられている。 具体的には、吐出管１３７と吐出管１３８とを分岐部分として有する配管１１７ｂによって、均圧通路が形成されている。 両密閉容器の内圧がほぼ等しく保たれるので、油面１１２ａと油面１２６ａに作用する圧力もほぼ等しくなる。 配管１１７ｂおよび油通路１０９の働きに基づき、油面１１２ａおよび油面１２６ａがほぼ等しい高さに保持される。 そのため、第１圧縮機１０７および第２圧縮機１０８の油面の管理が容易である。 油面を管理するための他の特別な手段（例えば油面センサ）を設ける必要がないので、製造コストや部品点数の削減に有利である。

また、本実施形態では、鉛直方向に関して、第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０と、第２オイルポンプ１３２の吸入口１３２ｃとが、等しい高さに位置している。 第１油溜まり１１２の油面１１２ａが第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０よりも上にあれば、第２油溜まり１２６の油面１２６ａも第２オイルポンプ１３２の吸入口１３２ｃよりも上になる。 この逆も成立する。 したがって、油面の管理が容易であるとともに、各圧縮機構に潤滑油を確実に供給できるので、第１圧縮機構１０２ａおよび第２圧縮機構１０２ｂの信頼性が向上する。

図２に示すように、第１密閉容器１１１は、第１圧縮機構１０２ａおよび膨張機構１０４を収容するために、第２密閉容器１２５よりも鉛直方向に長い。 さらに、膨張機構１０４と第1圧縮機構１０２ａとの間に第１オイルポンプ１１８が配置されている。 そのため、鉛直方向に関する第１密閉容器１１１の中央付近に第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０が位置している。 これに対し、第２圧縮機１０８において、第２オイルポンプ１３２の吸入口１３２ｃは、第２密閉容器１２５の底部付近に位置している。 基準位置（第１密閉容器１１１の底面）から第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０までの高さと、第２オイルポンプ１３２の吸入口１３２ｃまで高さとを等しくするには、第２圧縮機１０８側で高さの調節が必要である。 しかし、第２密閉容器１２５を長くすることは、放熱ロスを抑制する観点で好ましくない。 そこで、本実施形態では、第２密閉容器１２５の下部に、第１密閉容器１１１の高さに対する第２密閉容器１２５の高さを補完するための底上げ部材１４０を設けている。 このようにすれば、既存の圧縮機を設計変更することなく第２圧縮機１０８に転用できるので、製造および開発コストを抑制できる。

底上げ部材１４０として、筐体、支持脚および支柱等の構造物を利用できる。 そのような構造物は、金属でできていてもよいし、樹脂でできていてもよい。 さらに、図１に示した放熱器１０３を底上げ部材１４０として用いてもよい。

本実施形態では、第１圧縮機構１０２ａがスクロール圧縮機構である。 給油が容易であるという理由から、油面１１２ａよりも上に配置するべき第１圧縮機構１０２ａとして、スクロール圧縮機構は優れている。 第１圧縮機１０７において、温熱源である第１圧縮機構１０２ａが上側に配置され、冷熱源である膨張機構１０４が下側に配置されている。 このようなレイアウトによれば、高温かつ低密度の潤滑油が油面１１２ａ近傍を占め、低温かつ高密度の潤滑油が膨張機構１０４の周囲を満たすので、自然対流が起こりにくい。 すなわち、高温の潤滑油と低温の潤滑油が混ざりにくいので、第１圧縮機構１０２ａと膨張機構１０４との間の熱移動が抑制され、第１圧縮機１０７の吐出冷媒の温度低下を抑制できる。 結果として、冷凍サイクル装置１００の高効率化を図れる。

本実施形態では、膨張機構１０４が２段ロータリ膨張機構である。 一般にロータリ流体機構は、シール性と潤滑性を維持するために、全体が潤滑油に浸漬していることが望ましい。 詳しくは、シャフトとベーンに給油が必要となる。 本実施形態では、膨張機構１０４は第１密閉容器１１１内の下部に配置されており、第１油溜まり１１２に浸漬している。 そのため、膨張機構１０４に確実かつ容易に給油でき、膨張機構１０４の高効率で動作させることができる。 結果として、冷凍サイクル装置１００の高効率化を図れる。

（第１変形例）
図４および図５に示すように、本変形例にかかる流体機械２０１では、油通路１０９がＵ字状の曲管で形成されており、その曲管が、水平方向に関する同じ方向から第１密閉容器１１１および第２密閉容器１２５のそれぞれに挿し込まれている。 このような構成によれば、一方の密閉容器に油通路１０９としての曲管を接続するための作業（例えばロウ付け）を行う際に、工具が他方の密閉容器に干渉しにくい。 また、同じ方向から作業を行えるので、作業効率も向上し、生産性が高まる。

（第２変形例）
図２を参照して説明したように、鉛直方向に関して、油通路１０９の第１開口部１０９ａが第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０よりも上に位置していると、第１圧縮機構１０２ａに対して潤滑油を安定供給できるという効果が得られる。 この効果は、熱移動を防止できる効果から切り離して享受しえる。 具体的には、圧縮機構と膨張機構との位置関係が図２に示す第１圧縮機１０７とは逆の場合にも、当該効果を得ることができる。

すなわち、図６に示す流体機械２０２の第１圧縮機２０７（膨張機一体型圧縮機）は、(a)第１密閉容器１１１と、(b)第１密閉容器１１１内の上部に配置された膨張機構１０４と、(c)第１密閉容器１１１内の下部に配置された第１圧縮機構１０２ａと、(d)膨張機構１０４と第１圧縮機構１０２ａとを連結しているシャフト１１３と、(e)第１圧縮機構１０２ａの周囲が潤滑油で満たされるように第１密閉容器１１１内に形成された第１油溜まり１１２と、(f)膨張機構１０４と第１圧縮機構１０２ａとの間に配置され、第１油溜まり１１２の潤滑油を膨張機構１０４に供給するための第１オイルポンプ１１８（第１給油機構）と、を備えている。 鉛直方向（軸方向）に関して、油通路１０９の第１開口部１０９ａが第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０よりも上に位置しているので、起動時などの過渡時においても、第１オイルポンプ１１８が潤滑油を安定して吸入できる。

各変形例にかかる流体機械も、図２に示す流体機械と同様、図１に示す冷凍サイクル装置１００に好適に採用できる。

＜第２実施形態＞
図７は、本発明の第２実施形態にかかる流体機械の断面図である。 流体機械２０３は、第１実施形態で説明した流体機械１０１に代えて、冷凍サイクル装置１００（図１）に適用されうる。 以下、第１実施形態と同じ要素には同一符号を付し、説明を省略する。

流体機械２０３は、縦長の第２密閉容器２２５を有する第２圧縮機２０８を備えている点で第１実施形態と相違している。 第２密閉容器２２５は、通常の圧縮機に用いられる密閉容器よりも上下方向に伸長されている。 具体的には、第２密閉容器２２５の寸法が、第１圧縮機１０７の第１密閉容器１１１の寸法と同じである。 このような構成によれば、部品共通化によるコスト削減効果が見込める。 また、第２油溜まり１２６内に油除け部材１４１を設けると、潤滑油の充填量および放熱ロスを低減できる。

流体機械２０３において、第１圧縮機１０７から冷媒とともに冷媒回路へと吐出される潤滑油の量は、第２圧縮機２０８から冷媒回路へと吐出される潤滑油の量よりも多い。 第１圧縮機１０７では、第１圧縮機構１０２ａおよび膨張機構１０４で潤滑油が利用されるのに対し、第２圧縮機２０８では、第２圧縮機構１０２ｂのみで潤滑油が利用されるからである。 したがって、第１油溜まり１１２の潤滑油の消費スピードは、第２油溜まり１２６の潤滑油の消費スピードよりも速い。 一方、第１密閉容器１１１の内部空間で冷媒から分離されて、第１油溜まり１１２に回収される潤滑油の量は、各圧縮機構の容積がほぼ等しいことを前提とすれば、第２密閉容器２２５の内部空間で冷媒から分離されて、第２油溜まり１２６に回収される潤滑油の量に概ね等しい。 したがって、通常の運転時においては、第１油溜まり１１２の潤滑油が減少しやすい。 潤滑油の消費スピードの相違を解消するように、第２油溜まり１２６から第１油溜まり１１２へと油通路１０９を経由して潤滑油が流れ込む。

本実施形態では、油通路１０９の第１開口部１０９ａが第２開口部１０９ｂよりも低い位置に定められている。 このようにすれば、第１開口部１０９ａ付近の潤滑油のヘッドが第２開口部１０９ｂ付近の潤滑油のヘッドよりも小さい状態となるので、第２油溜まり１２６から第１油溜まり１１２への潤滑油の移動がスムーズになる。 その結果、潤滑油不足が防止され、第１圧縮機１０７の信頼性が向上する。

また、潤滑油の消費スピードの相違は、潤滑油の吸入量および吐出量がより多くなる運転状態（例えば起動時）で顕著となる。 また、そのような運転状態では、吐出冷媒から分離および回収される潤滑油よりも、冷媒とともに冷媒回路へと吐出される潤滑油の方が多くなる。 したがって、第１油溜まり１１２の油面１１２ａおよび第２油溜まり１２６の油面１２６ａは一時的に低下する。 より低い位置まで低下する可能性があるのは、第１油溜まり１１２の油面１１２ａである。

本実施形態では、鉛直方向に関して、第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０が、第２オイルポンプ１３２の吸入口１３２ｃよりも低い位置にある。 このようにすれば、油面１１２ａが油面１２６ａよりも低くなった場合においても、第１オイルポンプ１１８が吸入口１２０から潤滑油を吸入し続けることができる。 これにより、第１圧縮機構１０２ａへの潤滑油の供給不足が防止され、第１圧縮機１０７の信頼性が向上する。

＜第３実施形態＞
図８は、本発明の第３実施形態にかかる流体機械の断面図である。 流体機械２０４は、第１実施形態で説明した流体機械１０１に代えて、冷凍サイクル装置１００（図１）に適用されうる。

流体機械２０４は、第１圧縮機３０７および第２圧縮機１０８を備えている。 第２圧縮機１０８は、第１実施形態と同じものである。 第１圧縮機３０７は、第１密閉容器１１１、第１電動機１１０、第１圧縮機構１４２、第１オイルポンプ１４５、第１シャフト１５０（上シャフト１４３および下シャフト１１３ｂを有する）および膨張機構１０４を備えている。 鉛直方向に関して、第１電動機１１０、第１圧縮機構１４２、第１オイルポンプ１４５および膨張機構１０４が、上からこの順番で配列している。

第１圧縮機構１４２は、ロータリ圧縮機構である。 第１圧縮機構１４２は上シャフト１４３の下側に取り付けられている。 上シャフト１４３の上側に第１電動機１１０が取り付けられている。 第１圧縮機構１４２の下側には膨張機構１０４が配置されている。 上シャフト１４３は第１圧縮機構１４２よりも下側に突出している。 第１オイルポンプ１４５の内部に配置された連結器１１４を介して、上シャフト１４３と下シャフト１１３ｂとが連結されている。

上シャフト１４３には給油路１４４が形成されている。 第１オイルポンプ１４５は、吸入口１４５ａおよびオイルチャンバ１４５ｂを有しており、オイルチャンバ１４５ｂに連結器１１４が配置されている。 吸入口１４５ａ、オイルチャンバ１４５ｂおよび連結器１１４の給油孔１１４ａを経由して、給油路１４４に第１油溜まり１１２の潤滑油が導かれる。 給油路１４４に導かれた潤滑油が第１圧縮機構１４２に供給され、第１圧縮機構１４２の内部を潤滑する。

第１圧縮機構１４２は、ベーン１４６とベーン溝１４７とを有する。 ベーン溝１４７にベーン１４６が摺動可能に配置されている。 ベーン溝１４７の一部は、第１油溜まり１１２に露出しており、第１油溜まり１１２の潤滑油がベーン溝１４７に直接供給される。

鉛直方向に関して、油通路１０９の第１開口部１０９ａは、第１圧縮機構１４２に向かい合う高さに位置している。 第１圧縮機構１４２は、冷凍サイクル装置１００の運転時に高温となり、自身の周囲に存在する潤滑油を加熱する。 第１圧縮機構１４２と膨張機構１０４との間には、流動抑制部材１２２とスペーサ１２３とが設けられている。 このような構成によれば、膨張機構１０４の周囲の低温の潤滑油が第２圧縮機１０８に移動したり、第２圧縮機１０８の高温の潤滑油が膨張機構１０４の周囲に移動したりするのを防止できる。 こうした効果は、第１実施形態で説明した通りである。

また、油通路１０９の第１開口部１０９ａの下端が、鉛直方向に関して、ベーン１４６およびベーン溝１４７よりも上に位置している。 このような位置関係によれば、油面１１２ａがベーン１４６およびベーン溝１４７よりも下まで低下する恐れが小さい。 そのため、ベーン１４６およびベーン溝１４７への給油不足を防止でき、第１圧縮機構１４２の信頼性が向上する。

本発明は、作動流体から動力を回収するための膨張機構を有する第１圧縮機と、第１圧縮機に組み合わされた第２圧縮機とを備えた流体機械、およびそれを用いた冷凍サイクル装置に有用である。 冷凍サイクル装置の用途は何ら限定されず、例えば、給湯機、温水暖房装置、空気調和装置に適用しうる。

本発明は、流体機械および冷凍サイクル装置に関する。

大能力の冷凍サイクル装置には、大能力の圧縮機が必要である。 特許文献１には、複数台の圧縮機を並列に接続することによって、冷凍サイクル装置の大能力化を図る方法が開示されている。 特許文献１に開示されている圧縮機を図９に示す。

図９に示すように、連結圧縮機７００は、第１圧縮機７０１ａおよび第２圧縮機７０１ｂを備えている。 第１圧縮機７０１ａの上部と第２圧縮機７０１ｂの上部とが、均圧管７０７によって接続されている。 第１圧縮機７０１ａの底部と第２圧縮機７０１ｂの底部とが、均油管７０８によって接続されている。 均油管７０８を通じて、第１圧縮機７０１ａと第２圧縮機７０１ｂとの間を潤滑油が往来できるため、各圧縮機での潤滑油の過不足が起こらない。

一方で、現在、給湯器や空調機に応用される冷凍サイクル装置の省エネルギー化に関する研究開発が活発に行われている。 省エネルギー化に関する技術の一つとして、膨張機一体型圧縮機の開発が進められている。 膨張機一体型圧縮機は、圧縮機と膨張機とがシャフトで連結された流体機械のことである。 特許文献２に開示されている膨張機一体型圧縮機を図１０に示す。

図１０に示すように、膨張機一体型圧縮機８００は、密閉容器８０２と、密閉容器８０２内の上部に配置された圧縮機構８０１と、密閉容器８０２内の下部に配置された膨張機構８０４とを備えている。 圧縮機構８０１と膨張機構８０４とが第１シャフト８０３および第２シャフト８０５によって連結されている。 圧縮機構８０１と膨張機構８０４との間には、圧縮機構８０１に潤滑油を供給するためのオイルポンプ８０８が設けられている。 膨張機構８０４で冷媒から回収された動力は、シャフト８０３，８０５を介して圧縮機構８０１に伝達される。 これにより、圧縮機構８０１を駆動するための電動機の負荷を軽減できる。

本発明者らは、図９に示す第１圧縮機７０１ａとして、図１０に示す膨張機一体型圧縮機８００を用いることを検討した。 その結果、次のような問題が存在することを突き止めた。

図１０に示す膨張機一体型圧縮機８００では、動作時に低温となる膨張機構８０４が密閉容器８０２内の下部に配置されているので、膨張機構８０４の周囲を満たす潤滑油の温度は比較的低い。 他方、図９に示す第２圧縮機７０１ｂでは、容器内に溜められた潤滑油の温度は比較的高い。 そのため、図９に示す第２圧縮機７０１ｂと図１０に示す膨張機一体型圧縮機８００とを均油管で接続すると、潤滑油を介して第２圧縮機７０１ｂから膨張機一体型圧縮機８００へと熱移動が起こる可能性がある。 このような熱移動は、第２圧縮機７０１ｂの吐出冷媒温度の低下および膨張機構８０４の吐出冷媒温度の上昇を招くので好ましくない。

本発明の目的は、第１圧縮機として膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクル装置において、第１圧縮機と第２圧縮機との間の熱移動を抑制することにある。

すなわち、本発明は、
第１密閉容器と、前記第１密閉容器内に配置された第１圧縮機構と、鉛直方向に関して前記第１圧縮機構よりも下に位置するように前記第１密閉容器内に配置された膨張機構と、前記第１圧縮機構と前記膨張機構とを連結しているシャフトとを有し、前記第１圧縮機構および前記膨張機構のための潤滑油で前記膨張機構の周囲が満たされるように前記第１密閉容器内に第１油溜まりが形成されている第１圧縮機と、
第２密閉容器と、前記第２密閉容器内に配置された第２圧縮機構とを有し、前記第２圧縮機構のための潤滑油が溜まるように前記第２密閉容器の底部に第２油溜まりが形成されており、前記第１圧縮機構に対する前記第２圧縮機構の接続が並列接続である第２圧縮機と、
鉛直方向に関して前記膨張機構よりも上に位置している開口部を前記第１密閉容器側に有し、前記第１油溜まりと前記第２油溜まりとの間を潤滑油が流通しうるように前記第１密閉容器と前記第２密閉容器とを接続している油通路と、
を備えた、流体機械を提供する。

他の側面において、本発明は、
作動流体を圧縮するための圧縮機と、
前記圧縮機で圧縮された作動流体を放熱させるための放熱器と、
前記放熱器で放熱した作動流体を膨張させるための膨張機と、
前記膨張機で膨張した作動流体を蒸発させるための蒸発器と、を備え、
前記圧縮機および前記膨張機として、上記流体機械が用いられた、冷凍サイクル装置を提供する。

第１圧縮機の動作時において、膨張機構の周囲を満たす潤滑油の温度は比較的低くなる。 しかし、膨張機構よりも上に圧縮機構が配置されているので、膨張機構よりも上に溜められた潤滑油の温度は、膨張機構の周囲に溜められた潤滑油の温度に比べて高くなる。

本発明では、第１密閉容器側（第１圧縮機側）における油通路の開口部が、鉛直方向に関して、膨張機構よりも上に位置している。 そのため、膨張機構よりも上に溜められた高温の潤滑油が第２圧縮機に移動する。 もしくは、第２圧縮機の高温の潤滑油が膨張機構よりも上の領域に移動する。 つまり、膨張機構の周囲の低温の潤滑油が第２圧縮機に移動したり、第２圧縮機の高温の潤滑油が膨張機構の周囲に移動したりすることを極力回避できる。 その結果、第１圧縮機と第２圧縮機との間の熱移動が抑制される。

本発明の第１実施形態にかかる冷凍サイクル装置の構成図

本発明の第１実施形態にかかる流体機械の断面図

油通路、油面および電動機の相対位置関係の説明図

変形例にかかる流体機械の側面図

図４に示す流体機械の上面図

他の変形例にかかる流体機械の模式図

第２実施形態にかかる流体機械の断面図

第３実施形態にかかる流体機械の断面図

従来の圧縮機の断面図

従来の膨張機一体型圧縮機の断面図

以下、本発明の実施形態について、図面を参照しながら説明する。 なお、本発明は、下記の実施形態に限定されるものではない。

＜第１実施形態＞
図１は、本発明の第１実施形態にかかる冷凍サイクル装置１００の構成図である。 冷凍サイクル装置１００は、流体機械１０１、放熱器１０３、蒸発器１０５および配管１１７ａ〜１１７ｄを備えている。 流体機械１０１には、作動流体としての冷媒を圧縮したり、膨張させたりする役割がある。 流体機械１０１の圧縮機構で圧縮された冷媒は、放熱器１０３で放熱する。 流体機械１０１の膨張機構で膨張した冷媒は、蒸発器１０５で蒸発する。 流体機械１０１、放熱器１０３および蒸発器１０５が配管１１７ａ〜１１７ｄによって相互に接続され、これによって、冷媒回路が形成されている。

流体機械１０１は、第１圧縮機１０７（膨張機一体型圧縮機）と、第１圧縮機１０７に組み合わされた第２圧縮機１０８と、第１圧縮機１０７と第２圧縮機１０８とを接続している油通路１０９とで構成されている。 油通路１０９によって、第１圧縮機１０７における潤滑油の量と、第２圧縮機１０８における潤滑油の量との均衡が保たれる。 油通路１０９の開口部が油面の近傍に位置しているため、油面近傍の高温の潤滑油が第１圧縮機１０７と第２圧縮機１０８との間を往来する。 これにより、第２圧縮機１０８の圧縮機構１０２ｂから第１圧縮機１０７の膨張機構１０４への熱移動を防げる。

第１圧縮機１０７の圧縮機構１０２ａと、第２圧縮機１０８の圧縮機構１０２ｂとによって、圧縮機部１０２が形成されている。 冷凍サイクル装置１００において、圧縮機構１０２ａと圧縮機構１０２ｂとは並列に接続されている。 具体的には、配管１１７ａの分岐した部分が、圧縮機構１０２ａの吸入口と圧縮機構１０２ｂの吸入口とのそれぞれに接続されている。 これにより、蒸発器１０５から流出した冷媒が圧縮機構１０２ａと圧縮機構１０２ｂとのそれぞれに導かれる。 また、配管１１７ｂの分岐した部分が、第１圧縮機１０７の密閉容器と第２圧縮機１０８の密閉容器とのそれぞれに挿入されている。 これにより、圧縮機構１０２ａで圧縮された冷媒と圧縮機構１０２ｂで圧縮された冷媒とが配管１１７ｂにおいて合流し、放熱器１０３に導かれる。 放熱器１０３において放熱した冷媒は、第１圧縮機１０７の膨張機構１０４で膨張する。 膨張後の冷媒は、蒸発器１０５に送られる。

冷凍サイクル装置１００の冷媒回路には、高圧部分（圧縮機部１０２から膨張機構１０４に至る部分）において超臨界状態となる冷媒が充填されている。 そのような冷媒の具体例は、二酸化炭素である。 ただし、冷媒は二酸化炭素に限定されず、冷媒回路内で超臨界状態とならないものであってもよい。 冷媒として、ハイドロフルオロカーボン等のフッ素冷媒を用いてもよい。

二酸化炭素を冷媒として用いた冷凍サイクル装置は、フッ素冷媒を使用した冷凍サイクル装置に比べて、サイクルの高低圧差が非常に大きい。 そのため、膨張機構１０４での動力回収効率に優れ、冷凍サイクル装置１００の効率向上の効果が高い。 ただし、サイクルの高低圧差が大きいことから、油面の変動幅も大きくなる可能性がある。 それゆえ、油通路１０９を設けることによって得られる効果も高い。

本実施形態の冷凍サイクル装置１００において、冷媒の流通方向は一定である。 ただし、冷凍サイクル装置１００には、冷媒の流通方向を変更可能にするための経路（配管）および方向切替弁が設けられていてもよい。 さらに、第２圧縮機１０８を停止して第１圧縮機１０７のみが動作しうるように、冷媒回路に分配弁が設けられていてもよい。

図２は、図１に示す流体機械１０１の断面図である。 第１圧縮機１０７は、第１密閉容器１１１、第１圧縮機構１０２ａ、膨張機構１０４、第１電動機１１０および第１シャフト１１３を備えている。 第１圧縮機構１０２ａは、第１密閉容器１１１内の上部に配置されている。 膨張機構１０４は、第１密閉容器１１１内の下部に配置されている。 第１電動機１１０は、第１圧縮機構１０２ａと膨張機構１０４との間に配置されている。 第１シャフト１１３は、第１圧縮機構１０２ａ、膨張機構１０４および第１電動機１１０を互いに連結している。 第１密閉容器１１１内には、第１圧縮機構１０２ａおよび膨張機構１０４のための潤滑油で膨張機構１０４の周囲が満たされるように第１油溜まり１１２が形成されている。 本実施形態では、第１シャフト１１３の軸方向が鉛直方向に平行となるように、流体機械１０１が設計されている。

第１密閉容器１１１は、略円筒の形状を有している。 第１密閉容器１１１の底部は下向きに凸であり、いわゆる碗状に形成されている。 第１密閉容器１１１の下側部分が第１油溜まり１１２として利用されている。

第１電動機１１０は、第１圧縮機構１０２ａを駆動するための要素であり、第１密閉容器１１１の内壁に固定された固定子１１０ｂと、固定子１１０ｂの内側に配置された回転子１１０ａとを備えている。 回転子１１０ａには、上下方向に延びる第１シャフト１１３が固定されている。

第１シャフト１１３は、上シャフト１１３ａ、下シャフト１１３ｂおよび連結器１１４を含む。 上シャフト１１３ａは第１圧縮機構１０２ａに接続された部分であり、下シャフト１１３ｂは膨張機構１０４に接続された部分である。 上シャフト１１３ａおよび下シャフト１１３ｂは、膨張機構１０４によって回収された動力が第１圧縮機構１０２ａに伝達されるように、連結器１１４によって連結されている。 ただし、上シャフト１１３ａと下シャフト１１３ｂとが、嵌めあわせによって直接連結されていてもよい。 上シャフト１１３ａの回転数と下シャフト１１３ｂの回転数が相違するようにギアを介して両者が連結されていてもよいし、クラッチやトルクコンバータを介して両者が連結されていてもよい。 上シャフト１１３ａおよび下シャフト１１３ｂに代えて、単一の部品からなるシャフトを採用してもよい。

上シャフト１１３ａの内部には、給油路１１５が軸方向に延びるように形成されている。 給油路１１５を通じて、第１油溜まり１１２の潤滑油が第１圧縮機構１０２ａに供給される。 同様に、下シャフト１１３ｂの内部には、給油路１３９が軸方向に延びるように形成されている。 給油路１３９を通じて、第１油溜まり１１２の潤滑油が膨張機構１０４に供給される。

第１圧縮機構１０２ａは、上シャフト１１３ａの上端部に取り付けられている。 第１圧縮機構１０２ａは、上シャフト１１３ａの回転に伴って冷媒を吸入、圧縮および吐出する容積式圧縮機構である。 本実施形態では、第１圧縮機構１０２ａとしてスクロール圧縮機構が採用されている。 ただし、圧縮機構の具体的構成は何ら限定されず、ロータリ式等の他の形式の圧縮機構であってもよい。

膨張機構１０４は、下シャフト１１３ｂの下部に取り付けられている。 膨張機構１０４は冷媒を吸入、膨張および吐出する容積式膨張機構である。 膨張機構１０４内において冷媒が膨張すると、その膨張エネルギーが回転駆動力として下シャフト１１３ｂに伝えられる。 この回転駆動力は連結器１１４を介して上シャフト１１３ａへと伝えられ、第１電動機１１０による第１シャフト１１３（上シャフト１１３ａ）の駆動をアシストする。 本実施形態では、膨張機構１０４として２段ロータリ膨張機構が採用されている。 ただし、膨張機構の具体的構成は何ら限定されず、スクロール式やスクリュー式等の他の形式の膨張機構であってもよい。

なお、「ロータリ式」には、「ローリングピストン式」や「スライディングベーン式」だけでなく、ピストンとベーンとが一体化された「スイングピストン式」も含まれる。

第１密閉容器１１１の上側部分には、第１圧縮機構１０２ａに冷媒を導くための吸入管１３５と、圧縮された冷媒を第１密閉容器１１１の外部に導くための吐出管１３７とが設けられている。 吸入管１３５は、第１密閉容器１１１の側壁を貫通しており、第１圧縮機構１０２ａに直接接続されている。 吸入管１３５からの冷媒は、第１密閉容器１１１の内部空間を経由することなく、第１圧縮機構１０２ａに直接吸入される。 吐出管１３７は、第１密閉容器１１１の上壁を貫通しているとともに、第１密閉容器１１１の内部空間に向かって開口している。 第１圧縮機構１０２ａで圧縮された冷媒は、第１密閉容器１１１の内部空間に吐出され、その内部空間を流通した後、吐出管１３７を通じて外部に吐出される。

第１密閉容器１１１の下側部分には、膨張機構１０４に冷媒を導くための吸入管１２９と、膨張した冷媒を第１密閉容器１１１の外部に導くための吐出管１３０とが設けられている。 吸入管１２９および吐出管１３０は、それぞれ、第１密閉容器１１１の側壁を貫通しているとともに、膨張機構１０４に直接接続されている。 吸入管１２９からの冷媒は、第１密閉容器１１１の内部空間を経由することなく、膨張機構１０４に直接吸入される。 膨張した冷媒は、吐出管１３０を通じて第１密閉容器１１１の外部に直接吐出される。

第１電動機１１０と膨張機構１０４との間には、副軸受１３３、第１オイルポンプ１１８、流動抑制部材１２２およびスペーサ１２３が、第１電動機１１０側からこの順番で配置されている。 第１給油機構としての第１オイルポンプ１１８は、ポンプ本体１１９と、ポンプ本体１１９を収容しているハウジング１１６とで構成されており、第１油溜まり１１２の潤滑油を第１圧縮機構１０２ａに供給する。 ポンプ本体１１９は、第１シャフト１１３（上シャフト１１３ａ）に取り付けられており、第１シャフト１１３とともに回転する。 本実施形態における第１オイルポンプ１１８には、ロータリポンプやトロコイドポンプ（登録商標）等の公知の容積式ポンプを使用できる。

ハウジング１１６には、第１油溜まり１１２に開口している吸入口１２０と、オイルチャンバ１２１とが形成されている。 オイルチャンバ１２１は、連結器１１４を配置するためのスペースを兼ねている。 上シャフト１１３ａの下部および下シャフト１１３ｂの上部がハウジング１１６に挿し込まれており、それぞれ、連結器１１４に嵌め合わされている。 上シャフト１１３ａにおける第１オイルポンプ１１８よりも上側の部分は、副軸受１３３によって回転可能に支持されている。 連結器１１４には、オイルチャンバ１２１と上シャフト１１３ａの給油路１１５とを連通するための給油孔１１４ａが、径方向に貫通する形で形成されている。 ポンプ本体１１９の回転に応じて、潤滑油が、吸入口１２０からオイルチャンバ１２１へと送られる。 潤滑油は、その後、給油孔１１４ａを通じて給油路１１５に導かれ、第１圧縮機構１０２ａへと供給される。

流動抑制部材１２２は、第１油溜まり１１２内において、第１オイルポンプ１１８と膨張機構１０４との間に設けられている。 流動抑制部材１２２によって、潤滑油の上下方向（鉛直方向）の流動が抑制されるので、第１油溜まり１１２で潤滑油が安定した温度成層を形成する。 すなわち、油面１１２ａの近くに比較的高温の潤滑油が溜まり、膨張機構１０４の周囲に比較的低温の潤滑油が溜まる。 これにより、潤滑油を介して第１圧縮機構１０２ａから膨張機構１０４に熱が移動するのを防止できる。

流動抑制部材１２２は、第１密閉容器１１１の内径よりもやや小さい直径を有する円形の板材でできている。 流動抑制部材１２２の中央部には、第１シャフト１１３（下シャフト１１３ｂ）を通すための貫通孔が形成されている。 流動抑制部材１２２は、第１油溜まり１１２内に水平に配置されている。 第１密閉容器１１１の内壁と流動抑制部材１２２の外周面との間には、潤滑油の通過を許容する隙間（流路）が形成されている。 潤滑油の通過を許容する流路として、流動抑制部材１２２に貫通孔が形成されていてもよい。

スペーサ１２３は、流動抑制部材１２２の下側に設けられている。 スペーサ１２３によって、膨張機構１０４と流動抑制部材１２２との間に潤滑油が滞留しうる空間が形成されている。 つまり、スペーサ１２３は、安定した温度成層の形成、ひいては第１圧縮機構１０２ａから膨張機構１０４への熱移動の防止に寄与する。

なお、第１シャフト１１３の軸方向に関して、複数の流動抑制部材１２２が設けられていてもよい。 例えば、副軸受１３３が第２の流動抑制部材として機能するものであってもよい。 さらに、流動抑制部材１２２とスペーサ１２３とが一体化されていてもよいし、流動抑制部材１２２と第１オイルポンプ１１８のハウジング１１６とが一体化されていてもよい。

第２圧縮機１０８は、第２密閉容器１２５、第２圧縮機構１０２ｂ、第２電動機１２４および第２シャフト１２７を備えている。 第２圧縮機構１０２ｂは、第２密閉容器１２５内の上部に配置されている。 第２シャフト１２７は、第２圧縮機構１０２ｂと第２電動機１２４とを連結している。 第２密閉容器１２５の底部には第２油溜まり１２６が形成されている。 第２油溜まり１２６には、第２圧縮機構１０２ｂのための潤滑油が溜められている。 第２シャフト１２７の軸方向は、鉛直方向に略平行である。

第２密閉容器１２５は、略円筒の形状を有している。 第２密閉容器１２５の底部は下向きに凸であり、いわゆる碗状に形成されている。 第２密閉容器１２５の底部が第２油溜まり１２６として利用されている。 本実施形態において、第２密閉容器１２５の内径は、第１密閉容器１１１の内径に一致している。

第２電動機１２４は、第２圧縮機構１０２ｂを駆動するための要素であり、第２密閉容器１２５の内壁に固定された固定子１２４ｂと、固定子１２４ｂの内側に配置された回転子１２４ａとを備えている。 回転子１２４ａには、上下方向に延びる第２シャフト１２７が固定されている。

第２シャフト１２７の内部には、給油路１３１が軸方向に延びるように形成されている。 給油路１３１を通じて、第２油溜まり１２６の潤滑油が第２圧縮機構１０２ｂに供給される。

第２圧縮機構１０２ｂは、第２シャフト１２７の上端部に取り付けられている。 第２圧縮機構１０２ｂは、第２シャフト１２７の回転に伴って冷媒を吸入、圧縮および吐出する容積式圧縮機構である。 本実施形態では、第２圧縮機構１０２ｂとしてスクロール圧縮機構が採用されている。 ただし、圧縮機構の具体的構成は何ら限定されず、ロータリ式等の他の形式の圧縮機構であってもよい。

第２密閉容器１２５の上側部分には、第２圧縮機構１０２ｂに冷媒を導くための吸入管１２８と、圧縮された冷媒を第２密閉容器１２５の外部に導くための吐出管１３８とが設けられている。 吸入管１２８は、第２密閉容器１２５の側壁を貫通しており、第２圧縮機構１０２ｂに直接接続されている。 吸入管１２８からの冷媒は、第２密閉容器１２５の内部空間を経由することなく、第２圧縮機構１０２ｂに直接吸入される。 吐出管１３８は、第２密閉容器１２５の上壁を貫通しているとともに、第２密閉容器１２５の内部空間に向かって開口している。 第２圧縮機構１０２ｂで圧縮された冷媒は、第２密閉容器１２５の内部空間に吐出され、その内部空間を流通した後、吐出管１３８を通じて外部に吐出される。

第２電動機１２４の下方には、副軸受１３４と第２オイルポンプ１３２とが配置されている。 第２給油機構としての第２オイルポンプ１３２は、ポンプ本体１３２ａと、ポンプ本体１３２ａを覆うカバー１３２ｂとで構成されており、第２油溜まり１２６に溜められた潤滑油を第２圧縮機構１０２ｂに供給する。 ポンプ本体１３２ａは、第２シャフト１２７に取り付けられており、第２シャフト１２７とともに回転する。 カバー１３２ｂには吸入口１３２ｃが形成されている。 第２シャフト１２７における第２オイルポンプ１３２よりも上の部分は、副軸受１３４によって回転可能に支持されている。 本実施形態における第２オイルポンプ１３２には、ロータリポンプやトロコイドポンプ（登録商標）等の容積式ポンプを使用できる。 ただし、第２オイルポンプ１３２の具体的構成は特に限定されない。 例えば、カバー１３２ｂが無く、ポンプ本体１３２ａの下面に吸入口１３２ｃが形成されていてもよい。 容積式ポンプに代えて、速度式ポンプを用いてもよい。

第１圧縮機１０７において、吸入管１３５は、図１に示す配管１１７ａの分岐した部分を形成している。 吐出管１３７は、配管１１７ｂの分岐した部分を形成している。 第２圧縮機１０８において、吸入管１２８は、図１に示す配管１１７ａの分岐した部分を形成している。 吐出管１３８は、配管１１７ｂの分岐した部分を形成している。 吐出管１３７と吐出管１３８とは、第１密閉容器１１１および第２密閉容器１２５の外部において、相互に接続されている。 配管１１７ｂは、第１密閉容器１１１の内部空間と第２密閉容器１２５の内部空間とを連通している均圧通路を形成している。 ただし、配管１１７ｂとは別に、冷媒の流通を許容するように第１密閉容器１１１の内部空間と第２密閉容器１２５の内部空間とを連通する配管が設けられていてもよい。 さらに、その配管に弁が設けられていてもよい。

油通路１０９は、第１油溜まり１１２と第２油溜まり１２６との間を潤滑油が往来しうるように第１密閉容器１１１と第２密閉容器１２５とを接続している。 油通路１０９の一端は、第１密閉容器１１１の側壁を貫通し、第１油溜まり１１２に向かって開口している。 油通路１０９の他端は、第２密閉容器１２５の側壁を貫通し、第２油溜まり１２６に向かって開口している。 以下において、第１密閉容器１１１側における油通路１０９の一の開口部を第１開口部１０９ａ、第２密閉容器１２５側における油通路１０９の他の開口部を第２開口部１０９ｂとする。

油通路１０９は、典型的には配管によって形成しうる。 本実施形態では、ストレート形状を有する円管で油通路１０９が形成されている。 言い換えると、油通路１０９は真っ直ぐ水平に延びている。 ただし、油通路１０９が管状であることは必須ではない。 また、軸方向に関して、第１密閉容器１１１の底面を基準として、第１開口部１０９ａと第２開口部１０９ｂとが等しい高さに位置している。 ただし、軸方向に関して、第１開口部１０９ａの位置と第２開口部１０９ｂの位置とが異なっていてもよい。 また、第１密閉容器１１１と第２密閉容器１２５との間で油通路１０９が曲がっていてもよい。

第１密閉容器１１１と第２密閉容器１２５とは、吐出管１３７および吐出管１３８（配管１１７ｂ）によって互いに接続されているので、一方の内圧が他方の内圧よりも高くなった場合には、圧力差が駆動力となって一方から他方へと冷媒が流れ込む。 これにより、第１密閉容器１１１の内圧と第２密閉容器１２５の内圧とが等しくなる。 例えば、第１密閉容器１１１の内圧が第２密閉容器１２５の内圧よりも高くなると、第１密閉容器１１１内の高圧冷媒が、吐出管１３７および吐出管１３８を経由して第２密閉容器１２５内へと流入する。

また、第１油溜まり１１２と第２油溜まり１２６とは、油通路１０９によって互いに接続されているので、一方の油面が低下した場合には他方から潤滑油が流入する。 例えば、第２油溜まり１２６の油量が少なくなると、第１油溜まり１１２の潤滑油が油通路１０９を通じて第２油溜まり１２６内に流れ込む。 第１油溜まり１１２の油面１１２ａと第２油溜まり１２６の油面１２６ａとが、鉛直方向に関して一致する。

第１圧縮機１０７において、膨張機構１０４は、第１油溜まり１１２の潤滑油に完全に浸漬している。 軸方向に関して、油面１１２ａは副軸受１３３よりも上にある。 冷凍サイクル装置１００の運転時において、膨張機構１０４は冷媒の膨張に伴って低温となる。 そのため、膨張機構１０４の周囲を満たす潤滑油も低温となる。 一方、第１密閉容器１１１の内部空間が第１圧縮機構１０２ａの吐出冷媒で満たされるので、油面１１２ａ付近の潤滑油は比較的高温になる。 したがって、第１油溜まり１１２の潤滑油は、油面１１２ａ付近で比較的高温になり、膨張機構１０４の周囲で比較的低温になっている。

第２圧縮機１０８において、第２密閉容器１２５の内部空間が第２圧縮機構１０２ａの吐出冷媒で満たされるので、油面１２６ａ付近の潤滑油は比較的高温になる。 熱は、第２油溜まり１２６の潤滑油全体に伝わり、第２油溜まり１２６の潤滑油全体が比較的高温になる。

油通路１０９の第１開口部１０９ａは、鉛直方向に関して、膨張機構１０４よりも上に位置している。 そのため、膨張機構１０４よりも上に存在する潤滑油が油通路１０９に流入できる。 つまり、比較的高温の潤滑油が第１油溜まり１１２と第２油溜まり１２６との間を優先的に往来する。 この結果として、潤滑油を介して第１圧縮機１０７の膨張機構１０４と第２圧縮機１０８との間で熱移動が起こるのを防止できる。

なお、本明細書において、「鉛直方向に関して膨張機構１０４よりも上に位置する」とは、少なくとも膨張機構１０４の膨張室よりも上に位置することを意味する。 好ましくは膨張機構１０４に接続された吸入管１２９および吐出管１３０よりも上に位置することを意味する。

また、鉛直方向に関して、油通路１０９の第１開口部１０９ａが流動抑制部材１２２よりも上に位置している。 流動抑制部材１２２よりも上に溜められた潤滑油の温度は比較的高い。 そのため、潤滑油が油通路１０９を通じて第１油溜まり１１２から第２油溜まり１２６に移動した場合に、第２油溜まり１２６の潤滑油の温度が低下しにくい。 これにより、第２圧縮機構１０２ｂの吐出冷媒温度の低下が防止される。 この効果を一層高めるために、本実施形態では、鉛直方向に関して、油通路１０９の第１開口部１０９ａと、流動抑制部材１２２と、膨張機構１０４とが、上から（第１圧縮機構１０２ａ側から）この順番で配列している。

前述したように、第１密閉容器１１１の内部空間と第２密閉容器１２５の内部空間とは、吐出管１３７および吐出管１３８によって連通しているため、定常運転時における両密閉容器の内圧は等しい。 しかし、第１圧縮機構１０２ａと第２圧縮機構１０２ｂの両方または一方の運転状態が大きく変わる過渡時、例えば起動時において、一方の密閉容器の内圧が他方の密閉容器の内圧よりも大幅に高くなる場合がある。 このとき、高圧側の密閉容器から低圧側の密閉容器へと油通路１０９を経由して大量の潤滑油が流れ込み、高圧側の密閉容器の油溜まりの油面が一時的に大幅に低下する。 また、低圧側の密閉容器の油面は一時的に大幅に上昇する。

本実施形態では、鉛直方向に関して、油通路１０９の第１開口部１０９ａが第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０よりも上に位置している。 このような構成によれば、第１油溜まり１１２の油面１１２ａが油通路１０９の第１開口部１０９ａの下端まで低下した時点で第１密閉容器１１１から第２密閉容器１２５への潤滑油の流出が停止する。 すなわち、油面１１２ａは、第１開口部１０９ａの下端よりも低くなりえず、第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０よりも低くなりえない。 油面１１２ａが第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０よりも常に上にあるので、起動時などの過渡時においても、第１オイルポンプ１１８が潤滑油を安定して吸入できる。 第１圧縮機構１０２ａに対して潤滑油が安定供給されるので、第１圧縮機構１０２ａの信頼性が高まる。

より好ましくは、第１シャフト１１３の軸方向に関して、油通路１０９の第１開口部１０９ａと、第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０と、流動抑制部材１２２とが、上からこの順番で配列していることである。 このような構成によれば、上述した各効果を享受できる。

また、本実施形態では、鉛直方向に関して、油通路１０９の第２開口部１０９ｂが、第２オイルポンプ１３２の吸入口１３２ｃよりも上に位置している。 このようにすれば、第２密閉容器１２５の内圧が第１密閉容器１１１の内圧よりも一時的に高くなった場合であっても、第２オイルポンプ１３２が潤滑油を確実に吸入できる。 第２圧縮機構１０２ｂに対して潤滑油が安定供給されるので、第２圧縮機１０８の信頼性が高まる。

また、本実施形態では、鉛直方向に関して、油通路１０９の第１開口部１０９ａが第１電動機１１０の回転子１１０ａよりも下に位置しており、油通路１０９の第２開口部１０９ｂが第２電動機１２４の回転子１２４ａよりも下に位置している。 このような構成によれば、各電動機が潤滑油に浸漬するのを防止できる。 具体的には、以下に説明する関係を満たすように設計を行えば、電動機が潤滑油に浸漬するのを確実に防げる。

図３に示すように、まず、第１密閉容器１１１の底面を鉛直方向に関する基準位置とする。 冷凍サイクル装置１００の停止時において、油面１１２ａまでの高さをho1、油面１２６ａまでの高さをho2、第１電動機１１０の回転子１１０ａの下端までの高さをH1、第２電動機１２４の回転子１２４ａの下端までの高さをH2、第１開口部１０９ａの下端までの高さをh1、第２開口部１０９ｂの下端までの高さをh2、水平方向に関する第１密閉容器１１１の断面積をA1（第１油溜まり１１２の断面積）、水平方向に関する第２密閉容器１２５の断面積をA2（第２油溜まり１２６の断面積）と定義する。 このとき、下記式（１）を満たすように油通路１０９の第２開口部１０９ｂの位置が定められている。

ho1＋(A2/A1)(ho2-h2)＜H1 ・・・（１）

上記式（１）は、第２開口部１０９ｂの下端よりも上に存在する潤滑油の全てが第１油溜まり１１２に流入した場合であっても、常に、油面１１２ａが回転子１１０ａの下端よりも下に位置することを意味している。 つまり、仮に、第２油溜まり１２６から第１油溜まり１１２へと大量の潤滑油が流れ込んだとしても、回転子１１０ａが潤滑油に浸漬しない。

冷凍サイクル装置１００の運転時において、潤滑油は冷媒とともに冷媒回路を循環する。 そのため、冷凍サイクル装置１００の運転時に第１油溜まり１１２および第２油溜まり１２６の油量は、停止時よりも必ず少なくなる。 運転停止時に上記式（１）を満たせば、運転時にもho1＜H1の関係が必ず成立する。 これにより、回転子１１０ａが潤滑油に浸漬することによる第１電動機１１０の負荷の増大を回避でき、ひいては、第１圧縮機１０７の消費電力増大および冷凍サイクル装置１００の性能低下を防止できる。

さらに、第２開口部１０９ｂと同様に、下記式（２）を満たすように油通路１０９の第１開口部１０９ａの位置が定められている。

ho2＋(A1/A2)(ho1-h1)＜H2 ・・・（２）

運転停止時に上記式（２）を満たすならば、第１油溜まり１１２から第２油溜まり１２６に大量の潤滑油が流れ込んでも、ho2＜H2の関係が必ず成立する。 これにより、回転子１２４ａが潤滑油に浸漬することによる第２電動機１２４の負荷の増大を回避でき、第２圧縮機１０８の消費電力増大および冷凍サイクル装置１００の性能低下を防止できる。

また、本実施形態では、鉛直方向に関して、第１開口部１０９ａと第２開口部１０９ｂとが等しい高さに位置している。 このような構成によれば、第１油溜まり１１２と第２油溜まり１２６との間での潤滑油の授受がスムーズになる。

また、本実施形態では、ストレート形状を有する円管で油通路１０９が形成されている。 このような構成によれば、潤滑油が油通路１０９を流れる際に発生する圧力損失を小さく抑えることができる。 また、第１密閉容器１１１と第２密閉容器１２５とを最短距離で接続できるので、油通路１０９において潤滑油が失う熱量を最小化できる。

また、本実施形態において、第１圧縮機１０７は、第１圧縮機構１０２ａで圧縮された冷媒が第１密閉容器１１１の内部空間を経由して第１密閉容器１１１の外部に吐出されるように構成されている。 第２圧縮機１０８は、第２圧縮機構１０２ｂで圧縮された冷媒が第２密閉容器１２５の内部空間を経由して第２密閉容器１２５の外部に吐出されるように構成されている。 そして、第１密閉容器１１１の内部空間と第２密閉容器１２５の内部空間とを連通する均圧通路が設けられている。 具体的には、吐出管１３７と吐出管１３８とを分岐部分として有する配管１１７ｂによって、均圧通路が形成されている。 両密閉容器の内圧がほぼ等しく保たれるので、油面１１２ａと油面１２６ａに作用する圧力もほぼ等しくなる。 配管１１７ｂおよび油通路１０９の働きに基づき、油面１１２ａおよび油面１２６ａがほぼ等しい高さに保持される。 そのため、第１圧縮機１０７および第２圧縮機１０８の油面の管理が容易である。 油面を管理するための他の特別な手段（例えば油面センサ）を設ける必要がないので、製造コストや部品点数の削減に有利である。

また、本実施形態では、鉛直方向に関して、第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０と、第２オイルポンプ１３２の吸入口１３２ｃとが、等しい高さに位置している。 第１油溜まり１１２の油面１１２ａが第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０よりも上にあれば、第２油溜まり１２６の油面１２６ａも第２オイルポンプ１３２の吸入口１３２ｃよりも上になる。 この逆も成立する。 したがって、油面の管理が容易であるとともに、各圧縮機構に潤滑油を確実に供給できるので、第１圧縮機構１０２ａおよび第２圧縮機構１０２ｂの信頼性が向上する。

図２に示すように、第１密閉容器１１１は、第１圧縮機構１０２ａおよび膨張機構１０４を収容するために、第２密閉容器１２５よりも鉛直方向に長い。 さらに、膨張機構１０４と第1圧縮機構１０２ａとの間に第１オイルポンプ１１８が配置されている。 そのため、鉛直方向に関する第１密閉容器１１１の中央付近に第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０が位置している。 これに対し、第２圧縮機１０８において、第２オイルポンプ１３２の吸入口１３２ｃは、第２密閉容器１２５の底部付近に位置している。 基準位置（第１密閉容器１１１の底面）から第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０までの高さと、第２オイルポンプ１３２の吸入口１３２ｃまで高さとを等しくするには、第２圧縮機１０８側で高さの調節が必要である。 しかし、第２密閉容器１２５を長くすることは、放熱ロスを抑制する観点で好ましくない。 そこで、本実施形態では、第２密閉容器１２５の下部に、第１密閉容器１１１の高さに対する第２密閉容器１２５の高さを補完するための底上げ部材１４０を設けている。 このようにすれば、既存の圧縮機を設計変更することなく第２圧縮機１０８に転用できるので、製造および開発コストを抑制できる。

底上げ部材１４０として、筐体、支持脚および支柱等の構造物を利用できる。 そのような構造物は、金属でできていてもよいし、樹脂でできていてもよい。 さらに、図１に示した放熱器１０３を底上げ部材１４０として用いてもよい。

本実施形態では、第１圧縮機構１０２ａがスクロール圧縮機構である。 給油が容易であるという理由から、油面１１２ａよりも上に配置するべき第１圧縮機構１０２ａとして、スクロール圧縮機構は優れている。 第１圧縮機１０７において、温熱源である第１圧縮機構１０２ａが上側に配置され、冷熱源である膨張機構１０４が下側に配置されている。 このようなレイアウトによれば、高温かつ低密度の潤滑油が油面１１２ａ近傍を占め、低温かつ高密度の潤滑油が膨張機構１０４の周囲を満たすので、自然対流が起こりにくい。 すなわち、高温の潤滑油と低温の潤滑油が混ざりにくいので、第１圧縮機構１０２ａと膨張機構１０４との間の熱移動が抑制され、第１圧縮機１０７の吐出冷媒の温度低下を抑制できる。 結果として、冷凍サイクル装置１００の高効率化を図れる。

本実施形態では、膨張機構１０４が２段ロータリ膨張機構である。 一般にロータリ流体機構は、シール性と潤滑性を維持するために、全体が潤滑油に浸漬していることが望ましい。 詳しくは、シャフトとベーンに給油が必要となる。 本実施形態では、膨張機構１０４は第１密閉容器１１１内の下部に配置されており、第１油溜まり１１２に浸漬している。 そのため、膨張機構１０４に確実かつ容易に給油でき、膨張機構１０４の高効率で動作させることができる。 結果として、冷凍サイクル装置１００の高効率化を図れる。

（第１変形例）
図４および図５に示すように、本変形例にかかる流体機械２０１では、油通路１０９がＵ字状の曲管で形成されており、その曲管が、水平方向に関する同じ方向から第１密閉容器１１１および第２密閉容器１２５のそれぞれに挿し込まれている。 このような構成によれば、一方の密閉容器に油通路１０９としての曲管を接続するための作業（例えばロウ付け）を行う際に、工具が他方の密閉容器に干渉しにくい。 また、同じ方向から作業を行えるので、作業効率も向上し、生産性が高まる。

（第２変形例）
図２を参照して説明したように、鉛直方向に関して、油通路１０９の第１開口部１０９ａが第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０よりも上に位置していると、第１圧縮機構１０２ａに対して潤滑油を安定供給できるという効果が得られる。 この効果は、熱移動を防止できる効果から切り離して享受しえる。 具体的には、圧縮機構と膨張機構との位置関係が図２に示す第１圧縮機１０７とは逆の場合にも、当該効果を得ることができる。

すなわち、図６に示す流体機械２０２の第１圧縮機２０７（膨張機一体型圧縮機）は、(a)第１密閉容器１１１と、(b)第１密閉容器１１１内の上部に配置された膨張機構１０４と、(c)第１密閉容器１１１内の下部に配置された第１圧縮機構１０２ａと、(d)膨張機構１０４と第１圧縮機構１０２ａとを連結しているシャフト１１３と、(e)第１圧縮機構１０２ａの周囲が潤滑油で満たされるように第１密閉容器１１１内に形成された第１油溜まり１１２と、(f)膨張機構１０４と第１圧縮機構１０２ａとの間に配置され、第１油溜まり１１２の潤滑油を膨張機構１０４に供給するための第１オイルポンプ１１８（第１給油機構）と、を備えている。 鉛直方向（軸方向）に関して、油通路１０９の第１開口部１０９ａが第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０よりも上に位置しているので、起動時などの過渡時においても、第１オイルポンプ１１８が潤滑油を安定して吸入できる。

各変形例にかかる流体機械も、図２に示す流体機械と同様、図１に示す冷凍サイクル装置１００に好適に採用できる。

＜第２実施形態＞
図７は、本発明の第２実施形態にかかる流体機械の断面図である。 流体機械２０３は、第１実施形態で説明した流体機械１０１に代えて、冷凍サイクル装置１００（図１）に適用されうる。 以下、第１実施形態と同じ要素には同一符号を付し、説明を省略する。

流体機械２０３は、縦長の第２密閉容器２２５を有する第２圧縮機２０８を備えている点で第１実施形態と相違している。 第２密閉容器２２５は、通常の圧縮機に用いられる密閉容器よりも上下方向に伸長されている。 具体的には、第２密閉容器２２５の寸法が、第１圧縮機１０７の第１密閉容器１１１の寸法と同じである。 このような構成によれば、部品共通化によるコスト削減効果が見込める。 また、第２油溜まり１２６内に油除け部材１４１を設けると、潤滑油の充填量および放熱ロスを低減できる。

流体機械２０３において、第１圧縮機１０７から冷媒とともに冷媒回路へと吐出される潤滑油の量は、第２圧縮機２０８から冷媒回路へと吐出される潤滑油の量よりも多い。 第１圧縮機１０７では、第１圧縮機構１０２ａおよび膨張機構１０４で潤滑油が利用されるのに対し、第２圧縮機２０８では、第２圧縮機構１０２ｂのみで潤滑油が利用されるからである。 したがって、第１油溜まり１１２の潤滑油の消費スピードは、第２油溜まり１２６の潤滑油の消費スピードよりも速い。 一方、第１密閉容器１１１の内部空間で冷媒から分離されて、第１油溜まり１１２に回収される潤滑油の量は、各圧縮機構の容積がほぼ等しいことを前提とすれば、第２密閉容器２２５の内部空間で冷媒から分離されて、第２油溜まり１２６に回収される潤滑油の量に概ね等しい。 したがって、通常の運転時においては、第１油溜まり１１２の潤滑油が減少しやすい。 潤滑油の消費スピードの相違を解消するように、第２油溜まり１２６から第１油溜まり１１２へと油通路１０９を経由して潤滑油が流れ込む。

本実施形態では、油通路１０９の第１開口部１０９ａが第２開口部１０９ｂよりも低い位置に定められている。 このようにすれば、第１開口部１０９ａ付近の潤滑油のヘッドが第２開口部１０９ｂ付近の潤滑油のヘッドよりも小さい状態となるので、第２油溜まり１２６から第１油溜まり１１２への潤滑油の移動がスムーズになる。 その結果、潤滑油不足が防止され、第１圧縮機１０７の信頼性が向上する。

また、潤滑油の消費スピードの相違は、潤滑油の吸入量および吐出量がより多くなる運転状態（例えば起動時）で顕著となる。 また、そのような運転状態では、吐出冷媒から分離および回収される潤滑油よりも、冷媒とともに冷媒回路へと吐出される潤滑油の方が多くなる。 したがって、第１油溜まり１１２の油面１１２ａおよび第２油溜まり１２６の油面１２６ａは一時的に低下する。 より低い位置まで低下する可能性があるのは、第１油溜まり１１２の油面１１２ａである。

本実施形態では、鉛直方向に関して、第１オイルポンプ１１８の吸入口１２０が、第２オイルポンプ１３２の吸入口１３２ｃよりも低い位置にある。 このようにすれば、油面１１２ａが油面１２６ａよりも低くなった場合においても、第１オイルポンプ１１８が吸入口１２０から潤滑油を吸入し続けることができる。 これにより、第１圧縮機構１０２ａへの潤滑油の供給不足が防止され、第１圧縮機１０７の信頼性が向上する。

＜第３実施形態＞
図８は、本発明の第３実施形態にかかる流体機械の断面図である。 流体機械２０４は、第１実施形態で説明した流体機械１０１に代えて、冷凍サイクル装置１００（図１）に適用されうる。

流体機械２０４は、第１圧縮機３０７および第２圧縮機１０８を備えている。 第２圧縮機１０８は、第１実施形態と同じものである。 第１圧縮機３０７は、第１密閉容器１１１、第１電動機１１０、第１圧縮機構１４２、第１オイルポンプ１４５、第１シャフト１５０（上シャフト１４３および下シャフト１１３ｂを有する）および膨張機構１０４を備えている。 鉛直方向に関して、第１電動機１１０、第１圧縮機構１４２、第１オイルポンプ１４５および膨張機構１０４が、上からこの順番で配列している。

第１圧縮機構１４２は、ロータリ圧縮機構である。 第１圧縮機構１４２は上シャフト１４３の下側に取り付けられている。 上シャフト１４３の上側に第１電動機１１０が取り付けられている。 第１圧縮機構１４２の下側には膨張機構１０４が配置されている。 上シャフト１４３は第１圧縮機構１４２よりも下側に突出している。 第１オイルポンプ１４５の内部に配置された連結器１１４を介して、上シャフト１４３と下シャフト１１３ｂとが連結されている。

上シャフト１４３には給油路１４４が形成されている。 第１オイルポンプ１４５は、吸入口１４５ａおよびオイルチャンバ１４５ｂを有しており、オイルチャンバ１４５ｂに連結器１１４が配置されている。 吸入口１４５ａ、オイルチャンバ１４５ｂおよび連結器１１４の給油孔１１４ａを経由して、給油路１４４に第１油溜まり１１２の潤滑油が導かれる。 給油路１４４に導かれた潤滑油が第１圧縮機構１４２に供給され、第１圧縮機構１４２の内部を潤滑する。

第１圧縮機構１４２は、ベーン１４６とベーン溝１４７とを有する。 ベーン溝１４７にベーン１４６が摺動可能に配置されている。 ベーン溝１４７の一部は、第１油溜まり１１２に露出しており、第１油溜まり１１２の潤滑油がベーン溝１４７に直接供給される。

鉛直方向に関して、油通路１０９の第１開口部１０９ａは、第１圧縮機構１４２に向かい合う高さに位置している。 第１圧縮機構１４２は、冷凍サイクル装置１００の運転時に高温となり、自身の周囲に存在する潤滑油を加熱する。 第１圧縮機構１４２と膨張機構１０４との間には、流動抑制部材１２２とスペーサ１２３とが設けられている。 このような構成によれば、膨張機構１０４の周囲の低温の潤滑油が第２圧縮機１０８に移動したり、第２圧縮機１０８の高温の潤滑油が膨張機構１０４の周囲に移動したりするのを防止できる。 こうした効果は、第１実施形態で説明した通りである。

また、油通路１０９の第１開口部１０９ａの下端が、鉛直方向に関して、ベーン１４６およびベーン溝１４７よりも上に位置している。 このような位置関係によれば、油面１１２ａがベーン１４６およびベーン溝１４７よりも下まで低下する恐れが小さい。 そのため、ベーン１４６およびベーン溝１４７への給油不足を防止でき、第１圧縮機構１４２の信頼性が向上する。

本発明は、作動流体から動力を回収するための膨張機構を有する第１圧縮機と、第１圧縮機に組み合わされた第２圧縮機とを備えた流体機械、およびそれを用いた冷凍サイクル装置に有用である。 冷凍サイクル装置の用途は何ら限定されず、例えば、給湯機、温水暖房装置、空気調和装置に適用しうる。