JP4104351B2

JP4104351B2 - Expansion machine

Info

Publication number: JP4104351B2
Application number: JP2002059196A
Authority: JP
Inventors: 誠宇田; 博行牧野; 耕平大園
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2001-03-06
Filing date: 2002-03-05
Publication date: 2008-06-18
Anticipated expiration: 2022-03-05
Also published as: JP2002332801A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ケーシングと、駆動力を出力する出力軸と、出力軸と一体になってケーシングに回転自在に支持されたロータと、出力軸の軸線を囲むようにロータに環状にかつ半径方向内外に配置された複数のアキシャルピストンシリンダ群と、ケーシングに固定されて複数のアキシャルピストンシリンダ群のピストンを前記軸線方向に案内する共通の斜板とを備えた膨張機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
特許第２８７４３００号公報および実開昭４８−５４７０２号公報には、半径方向内側および半径方向外側に配置された二つのアキシャルピストンシリンダ群を備えたピストンポンプあるいはピストンモータが記載されている。これらは何れもオイルのような非圧縮性流体を作動媒体とするもので、半径方向内側および半径方向外側のアキシャルピストンシリンダ群は円周方向に位相をずらして配置されており、また前者は半径方向内側のアキシャルピストンシリンダ群のピストン径が、半径方向外側のアキシャルピストンシリンダ群のピストン径よりも小さくなっている。
【０００３】
また特開２０００−３２０４５３号公報には、ロータの半径方向内側および半径方向外側にそれぞれアキシャルピストンシリンダ群およびベーン群を配置し、高温高圧の蒸気をアキシャルピストンシリンダ群を経てベーン群に供給することで圧力エネルギーを機械エネルギーに変換する膨張機が記載されている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、高温高圧の蒸気を作動媒体とする膨張機には、ベーンを摺動自在に支持するロータをカムリングの内部に配置したベーン型のものと、複数のシリンダおよびピストンを軸線に対して放射状に配置したラジアル型のものと、複数のシリンダおよびピストンを軸線に対して平行に配置したアキシャル型のものとがある。
【０００５】
ベーン型の膨張機は蒸気の膨張比を大きく取れるという利点があるが、ベーンの先端とカムリングの内周面との容積あたりのシール長さが長くなり、シールが難しいために蒸気のリーク量が多くなる問題がある。
【０００６】
またラジアル型の膨張機はシリンダおよびピストンが軸線に対して放射状に配置されるため、隣接するシリンダ間に形成される扇形のデッドスペースにより寸法が大型化するだけでなく、蒸気をシリンダに配分するロータリバルブの摺動面を円筒面とし、摺動自在なクリアランスを設けた場合、平坦な摺動面を有するロータリバルブに比べて蒸気のリーク量が増加する問題がある。
【０００７】
それに対して、アキシャル型の膨張機はシリンダおよびピストンを軸方向に配置することから、シリンダ間のデッドスペースをより小さくして半径方向の断面配置を小さくできるので、デッドスペースが大きくなるラジアル型の膨張機に比べて小型化が可能である。またシリンダおよびピストン間の蒸気のリーク量はベーンおよびカムリング間の蒸気のリーク量に比べて小さく、しかも平坦な摺動面を有して蒸気のリーク量が小さいロータリバルブを採用することができるので、ベーン型あるいはラジアル型の膨張機に比べて高出力化が可能である。
【０００８】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、アキシャル型の膨張機の更なる小型高出力化を図ることを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、ケーシングと、駆動力を出力する出力軸と、出力軸と一体になってケーシングに回転自在に支持されたロータと、出力軸の軸線を囲むようにロータに環状にかつ半径方向内外に配置された複数のアキシャルピストンシリンダ群と、ケーシングに固定されて複数のアキシャルピストンシリンダ群のピストンを前記軸線方向に案内する共通の斜板とを備えた膨張機であって、複数のアキシャルピストンシリンダ群のピストンを半径方向外側に位置するものほど大径にするとともに、複数のアキシャルピストンシリンダ群を給・排気バルブを介して直列に接続し、高温高圧の圧縮性作動媒体を最初に半径方向内側のアキシャルピストンシリンダ群に供給し、次にその膨張作用を一部終了して降温降圧した前記作動媒体を半径方向外側のアキシャルピストンシリンダ群に向けて順次供給することを特徴とする膨張機が提案される。上記構成によれば、複数のアキシャルピストンシリンダ群を出力軸に関して半径方向内外に配置し、各々のアキシャルピストンシリンダ群のピストンを共通の斜板に案内させて複数段連続して機能させるので、ベーン型の膨張機に比べて作動媒体のリーク量が減少するのは勿論のこと、ベーン型の膨張機やラジアル型の膨張機に比べて本来的にスペース効率が高いアキシャル型の膨張機のスペース効率を更に高め、小型で高出力な膨張機を得ることができる。
【００１０】
また複数のアキシャルピストンシリンダ群のピストンを半径方向外側に位置するものほど大径にし、かつ高温高圧の圧縮性作動媒体を直列に接続した複数のアキシャルピストンシリンダ群の半径方向内側のものから半径方向外側のものへと順次供給するので、デッドスペースの発生を最小限に抑えて膨張機を小型化できるだけでなく、最初に半径方向内側の小径のアキシャルピストンシリンダ群に体積が小さい高圧の作動媒体が作用し、次に半径方向外側の大径のアキシャルピストンシリンダ群に一部膨張作用を終了した体積が大きい低圧の作動媒体が作用するようになり、作動媒体の圧力エネルギーを余すところ無く機械エネルギーに変換することができる。しかも高圧の作動媒体が作用することでリークが発生し易い半径方向内側のアキシャルピストンシリンダ群の摺動部の面積を最小限に抑え、作動媒体のリークを一層低減することができる。
【００１１】
更に、半径方向内側のアキシャルピストンシリンダ群に膨張前の高温の作動媒体が作用し、半径方向外側のアキシャルピストンシリンダ群に膨張後の低温の作動媒体が作用するようになるため、高温の作動媒体が作用する半径方向内側のアキシャルピストンシリンダ群から放散する熱を、低温の作動媒体が作用する半径方向外側のアキシャルピストンシリンダ群で回収し、熱エネルギーの損失を減少させることができる。
【００１２】
また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、半径方向内外に隣接するアキシャルピストンシリンダ群の配列ピッチを円周方向にずらしたことを特徴とする膨張機が提案される。
【００１３】
上記構成によれば、半径方向内外に隣接するアキシャルピストンシリンダ群の配列ピッチが円周方向にずれているので、半径方向外側のシリンダに挟まれた空間に半径方向内側のシリンダを配置して膨張機の外径寸法を一層小型化することができるだけでなく、複数のアキシャルピストンシリンダ群の出力トルクの変動を減少させることができる。
【００１４】
また請求項３に記載された発明によれば、請求項または請求項２の構成に加えて、複数のアキシャルピストンシリンダ群に作動媒体を供給・排出する前記吸・排気バルブよりなる作動媒体供給・排出部と、ロータよりなる動力変換部と、出力軸および斜板よりなる出力部とを前記軸線の一端側から他端側に順次配置したことを特徴とする膨張機が提案される。
【００１５】
上記構成によれば、作動媒体供給・排出部と出力部とが動力変換部を挟んで離れた位置に配置されるので、出力部の摺動部を潤滑するオイルが、高温の作動媒体が通過する作動媒体供給・排出部により加熱されて変質するのを防止し、出力部の潤滑性能を確保することができる。
【００１６】
尚、実施例のロータリバルブ６１は本発明の吸・排気バルブに対応する。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を、添付図面に示した本発明の実施例に基づいて説明する。図１〜図１８は本発明の第１実施例を示すもので、図１は膨張機の縦断面図、図２は図１の２−２線断面図、図３は図１の３部拡大図、図４は図１の４部拡大断面図（図８の４−４線断面図）、図５は図４の５−５線矢視図、図６は図４の６−６線矢視図、図７は図４の７−７線断面図、図８は図４の８−８線断面図、図９は図４の９−９線断面図、図１０は図１の１０−１０線矢視図、図１１は図１の１１−１１線矢視図、図１２は図１０の１２−１２線断面図、図１３は図１１の１３−１３線断面図、図１４は図１０の１４−１４線断面図、図１５は出力軸のトルク変動を示すグラフ、図１６は高圧段の吸入系を示す作用説明図、図１７は高圧段の排出系および低圧段の吸入系を示す作用説明図、図１８は低圧段の排出系を示す作用説明図である。
【００１８】
図１〜図３に示すように、本実施例の膨張機Ｍは例えばランキンサイクル装置に使用されるものであって、作動媒体としての高温高圧蒸気の熱エネルギーおよび圧力エネルギーを機械エネルギーに変換して出力する。膨張機Ｍのケーシング１１は、ケーシング本体１２と、ケーシング本体１２の前面開口部にシール部材１３を介して嵌合して複数本のボルト１４…で結合される前部カバー１５と、ケーシング本体１２の後面開口部にシール部材１６を介して嵌合して複数本のボルト１７…で結合される後部カバー１８とから構成される。ケーシング本体１２の下面開口部にオイルパン１９がシール部材２０を介して当接し、複数本のボルト２１…で結合される。またケーシング本体１２の上面にシール部材２２（図１２参照）を介してブリーザ室隔壁２３が重ね合わされ、更にその上面にシール部材２４（図１２参照）を介してブリーザ室カバー２５が重ね合わされ、複数本のボルト２６…で共締めされる。
【００１９】
ケーシング１１の中央を前後方向に延びる軸線Ｌまわりに回転可能なロータ２７と出力軸２８とが溶接で一体化されており、ロータ２７の後部がアンギュラボールベアリング２９およびシール部材３０を介してケーシング本体１２に回転自在に支持されるとともに、出力軸２８の前部がアンギュラボールベアリング３１およびシール部材３２を介して前部カバー１５に回転自在に支持される。前部カバー１５の後面に２個のシール部材３３，３４およびノックピン３５を介して嵌合する斜板ホルダ３６が複数本のボルト３７…で固定されており、この斜板ホルダ３６にアンギュラボールベアリング３８を介して斜板３９が回転自在に支持される。斜板３９の回転軸線は前記ロータ２７および出力軸２８の軸線Ｌに対して傾斜しており、その傾斜角は固定である。
【００２０】
ロータ２７と別部材で構成された７本のスリーブ４１…が、ロータ２７の内部に軸線Ｌを囲むように円周方向に等間隔で配置される。ロータ２７のスリーブ支持孔２７ａ…に支持されたスリーブ４１…の内周に形成された高圧シリンダ４２…に高圧ピストン４３…が摺動自在に嵌合しており、高圧シリンダ４２…の前端開口部から前方に突出する高圧ピストン４３…の半球状部が、斜板３９の後面に凹設した７個のディンプル３９ａ…にそれぞれ突き当てられ押圧する。スリーブ４１…の後端とロータ２７のスリーブ支持孔２７ａ…との間には耐熱金属性のシール部材４４…が装着され、この状態でスリーブ４１…の前端を押さえる単一のセットプレート４５が複数本のボルト４６…でロータ２７の前面に固定される。スリーブ支持孔２７ａ…の底部近傍は僅かに大径になっており、スリーブ４１…の外周面との間に間隙α（図３参照）が形成される。
【００２１】
高圧ピストン４３…は高圧シリンダ４２…との摺動面をシールする圧力リング４７…およびオイルリング４８…を備えており、圧力リング４７…の摺動範囲とオイルリング４８…の摺動範囲とは相互にオーバーラップしないように設定されている。高圧ピストン４３…を高圧シリンダ４２…に挿入するとき、圧力リング４７…およびオイルリング４８…を高圧シリンダ４２…にスムーズに係合させるべく、セットプレート４５に前面側が広がるようにテーパした開口部４５ａ…が形成される。
【００２２】
以上のように、圧力リング４７…の摺動範囲とオイルリング４８…の摺動範囲とが相互にオーバーラップしないように設定したので、オイルリング４８…が摺動する高圧シリンダ４２…の内壁に付着したオイルが、圧力リング４７…の摺動により高圧作動室８２…に取り込まれないようにし、蒸気にオイルが混入するのを確実に防止することができる。特に、高圧ピストン４３…は圧力リング４７…およびオイルリング４８…に挟まれた部分が若干小径になっているため（図３参照）、オイルリング４８…の摺動面に付着したオイルが圧力リング４７…の摺動面に移動するのを効果的に防止することができる。
【００２３】
また７本のスリーブ４１…をロータ２７のスリーブ支持孔２７ａ…に装着して高圧シリンダ４２…を構成したので、スリーブ４１…に熱伝導性、耐熱性、耐摩耗性、強度等に優れた材質を選択することができる。これにより性能および信頼性の向上が可能になるだけでなく、ロータ２７に直接高圧シリンダ４２…を加工する場合に比べて加工が容易になり、加工精度も向上する。しかも何れかのスリーブ４１が摩耗・損傷した場合に、ロータ２７全体を交換することなく、異常のあるスリーブ４１だけを交換すれば良いので経済的である。
【００２４】
またスリーブ支持孔２７ａ…の底部近傍を僅かに大径にしてスリーブ４１…の外周面とロータ２７との間に間隙αを形成したので、高圧作動室８２…に供給された高温高圧蒸気によりロータ２７が熱変形しても、その影響がスリーブ４１…に及び難くして高圧シリンダ４２…の歪みを防止することができる。
【００２５】
前記７本の高圧シリンダ４２…と、そこに嵌合する７本の高圧ピストン４３…とは、第１のアキシャルピストンシリンダ群４９を構成する。
【００２６】
ロータ２７の外周部に７本の低圧シリンダ５０…が軸線Ｌおよび高圧シリンダ４２…の半径方向外側を囲むように円周方向に等間隔で配置される。これら低圧シリンダ５０…は高圧シリンダ４２…よりも大きな直径を有しており、かつ低圧シリンダ５０…の円周方向の配列ピッチは高圧シリンダ４２…の円周方向の配列ピッチに対して半ピッチ分ずれている。これにより、隣接する低圧シリンダ５０…間に形成される空間に高圧シリンダ４２…を配置することが可能になり、スペースを有効利用してロータ２７の直径の小型化に寄与することができる。
【００２７】
７本の低圧シリンダ５０…にはそれぞれ低圧ピストン５１…が摺動自在に嵌合しており、これら低圧ピストン５１…はリンク５２…を介して斜板３９に接続される。即ち、リンク５２…の前端の球状部５２ａは斜板３９にナット５３…で固定した球面軸受５４…に揺動自在に支持され、リンク５２…の後端の球状部５２ｂは低圧ピストン５１…にクリップ５５…で固定した球面軸受５６…に揺動自在に支持される。低圧ピストン５１…の頂面近傍の外周面には、圧力リング７８…およびオイルリング７９…が隣接して装着される。圧力リング７８…およびオイルリング７９…の摺動範囲は相互にオーバーラップするので、圧力リング７８…の摺動面に油膜を形成してシール性および潤滑性を高めることができる。
【００２８】
前記７本の低圧シリンダ５０…と、そこに嵌合する７本の低圧ピストン４１…とは、第２のアキシャルピストンシリンダ群５７を構成する。
【００２９】
以上のように、第１のアキシャルピストンシリンダ群４９の高圧ピストン４３…の前端を半球状に形成し、その前端を斜板３９に形成したディンプル３９ａ…に当接させたので、高圧ピストン４３…を斜板３９に機械的に連結する必要がなくなって、部品点数の削減と組付性の向上とが可能になる。一方、第２のアキシャルピストンシリンダ群５７の低圧ピストン５１…はリンク５２…および前後の球面軸受５４…，５６…を介して斜板３９に連結されているので、第２のアキシャルピストンシリンダ群５７に供給される中温中圧蒸気の温度および圧力が不足して低圧作動室８４…が負圧になっても、低圧ピストン５１…と斜板３９とが離れて打音や損傷が発する虞がない。
【００３０】
また斜板３９は前部カバー１５にボルト３７…で締結されるが、そのときの斜板３９の軸線Ｌまわりの締結位相を変化させることで、第１のアキシャルピストンシリンダ群４９および第２のアキシャルピストンシリンダ群５７に対する蒸気の供給・排出タイミングをずらして膨張機Ｍの出力特性を変更することができる。
【００３１】
また一体化されたロータ２７および出力軸２８は、それぞれケーシング本体１２に設けたアンギュラボールベアリング２９および前部カバー１５に設けたアンギュラボールベアリング３１に支持されるが、ケーシング本体１２およびアンギュラボールベアリング２９間に介装するシム５８の厚さと、前部カバー１５およびアンギュラボールベアリング３１間に介装するシム５９の厚さとを調整することにより、軸線Ｌに沿うロータ２７の位置を前後方向に調整することができる。このロータ２７の軸線Ｌ方向の位置の調整により、斜板３９に案内される高圧・低圧ピストン４３…，５１…とロータ２７に設けられた高圧・低圧シリンダ４２…，５０…との軸線Ｌ方向の相対的な位置関係が変化し、高圧・低圧作動室８２…，８４…における蒸気の膨張比を調整することができる。
【００３２】
仮に、斜板３９を支持する斜板ホルダ３６が前部カバー１５に対して一体に形成されていると、前部カバー１５にアンギュラボールベアリング３１やシム５９を着脱するためのスペースを確保するのが困難になるが、斜板ホルダ３６を前部カバー１５に対し着脱可能にしたことで、上記問題が解消される。また仮に斜板ホルダ３６が前部カバー１５と一体であると、膨張機Ｍの分解・組立時に予め前部カバー１５側に組み付けた斜板３９に、ケーシング１１内の狭い空間で７本のリンク５２…を連結・分離する面倒な作業が必要となるが、斜板ホルダ３６を前部カバー１５に対し着脱可能にしたことで、予めロータ２７側に斜板３９および斜板ホルダ３６を組み付けてサブアセンブリを構成することが可能となり、組付性が大幅に向上する。
【００３３】
次に、第１のアキシャルピストンシリンダ群４９および第２のアキシャルピストンシリンダ群５７に対する蒸気の供給・排出系統を、図４〜図９に基づいて説明する。
【００３４】
図４に示すように、ロータ２７の後端面に開口する円形断面の凹部２７ｂおよび後部カバー１８の前面に開口する円形断面の凹部１８ａに、ロータリバルブ６１が収納される。軸線Ｌに沿うように配置されたロータリバルブ６１は、ロータリバルブ本体６２と、固定側バルブプレート６３と、可動側バルブプレート６４とを備える。可動側バルブプレート６４は、ロータ２７の凹部２７ｂの底面にガスケット６５を介して嵌合した状態で、ノックピン６６およびボルト６７でロータ２７に固定される。可動側バルブプレート６４に平坦な摺動面６８を介して当接する固定側バルブプレート６３はノックピン６９を介してロータリバルブ本体６２に相対回転不能に結合される。従って、ロータ２７が回転すると、可動側バルブプレート６４および固定側バルブプレート６３は摺動面６８において相互に密着しながら相対回転する。固定側バルブプレート６３および可動側バルブプレート６４は、超硬合金やセラミックス等の耐久性に優れた材質で構成されており、その摺動面６８に耐熱性、潤滑性、耐蝕性、耐摩耗性を有する部材を介在させたりコーティングしたりすることが可能である。
【００３５】
ロータリバルブ本体６２は、大径部６２ａ、中径部６２ｂおよび小径部６２ｃを備えた段付き円柱状の部材であって、その大径部６２ａの外周に嵌合する環状の摺動部材７０が、ロータ２７の凹部２７ｂに円筒状の摺動面７１を介して摺動自在に嵌合するとともに、その中径部６２ｂおよび小径部６２ｃが後部カバー１８の凹部１８ａにシール部材７２，７３を介して嵌合する。摺動部材７０は、超硬合金やセラミックス等の耐久性に優れた材質で構成される。ロータリバルブ本体６２の外周に植設されたノックピン７４が、後部カバー１８の凹部１８ａに軸線Ｌ方向に形成された長孔１８ｂに係合しており、従ってロータリバルブ本体６２は後部カバー１８に対して相対回転不能、かつ軸線Ｌ方向に移動可能に支持される。
【００３６】
後部カバー１８に軸線Ｌを囲むように複数個（例えば、７個）のプリロードスプリング７５…が支持されており、これらプリロードスプリング７５…に中径部６２ｂおよび小径部６２ｃ間の段部６２ｄを押圧されたロータリバルブ本体６２は、固定側バルブプレート６３および可動側バルブプレート６４の摺動面６８を密着させるべく前方に向けて付勢される。後部カバー１８の凹部１８ａの底面とロータリバルブ本体６２の小径部６２ｃの後端面との間に圧力室７６が区画されており、後部カバー１８を貫通するように接続された蒸気供給パイプ７７が前記圧力室７６に連通する。従って、ロータリバルブ本体６２は前記プリロードスプリング７５…の弾発力に加えて、圧力室７６に作用する蒸気圧によっても前方に付勢される。
【００３７】
第１のアキシャルピストンシリンダ群４９に高温高圧蒸気を供給する高圧段の蒸気吸入経路が、図１６に網かけして示される。図１６と図５〜図９とを併せて参照すると明らかなように、蒸気供給パイプ７７から高温高圧蒸気が供給される圧力室７６に上流端が連通する第１蒸気通路Ｐ１が、ロータリバルブ本体６２を貫通して固定側バルブプレート６３との合わせ面に開口し、固定側バルブプレート６３を貫通する第２蒸気通路Ｐ２に連通する。ロータリバルブ本体６２および固定側バルブプレート６３の合わせ面からの蒸気のリークを防止すべく、該合わせ面に装着されたシール部材８１（図７および図１６参照）により第１、第２蒸気通路Ｐ１，Ｐ２の接続部の外周がシールされる。
【００３８】
可動側バルブプレート６４およびロータ２７にはそれぞれ７本の第３蒸気通路Ｐ３…（図５参照）および第４蒸気通路Ｐ４…が円周方向に等間隔に形成されており、第４蒸気通路Ｐ４…の下流端は第１のアキシャルピストンシリンダ群４９の高圧シリンダ４２…および高圧ピストン４３間に区画された７個の高圧作動室８２…に連通する。図６から明らかなように、固定側バルブプレート６３に形成された第２蒸気通路Ｐ２の開口は、高圧ピストン４３の上死点ＴＤＣの前後に均等に開口せずに矢印Ｒで示すロータ２７の回転方向進み側に僅かにずれて開口している。これにより、できるだけ長い膨張期間、即ち充分な膨張比を確保でき、かつ上死点ＴＤＣの前後に均等に開口を設定した場合に生じる負の仕事を極力少なくし、更に高圧作動室８２…内に残留する膨張蒸気を減少して充分な出力（効率）が得られる。
【００３９】
第１のアキシャルピストンシリンダ群４９から中温中圧蒸気を排出して第２のアキシャルピストンシリンダ群５７に供給する高圧段の蒸気排出経路および低圧段の蒸気吸入経路が、図１７に網かけして示される。図１７と図５〜図８とを併せて参照すると明らかなように、固定側バルブプレート６３の前面には円弧状の第５蒸気通路Ｐ５（図６参照）が開口しており、この第５蒸気通路Ｐ５は固定側バルブプレート６３の後面に開口する円形の第６蒸気通路Ｐ６（図７参照）に連通する。第５蒸気通路Ｐ５は、高圧ピストン４３の下死点ＢＤＣに対して矢印Ｒで示すロータ２７の回転方向進み側に僅かにずれた位置から、上死点ＴＤＣに対して回転方向遅れ側に僅かにずれた位置に亘って開口している。これにより、可動側バルブプレート６４の第３蒸気通路Ｐ３…は下死点ＢＤＣから第２蒸気通路Ｐ２と重複しない（好ましくは第２蒸気通路Ｐ２と重複する直前の）角度範囲に亘って固定側バルブプレート６３の第５蒸気通路Ｐ５に連通することができ、その間に第３蒸気通路Ｐ３…から第５蒸気通路Ｐ５への蒸気の排出が行われる。
【００４０】
ロータリバルブ本体６２には、軸線Ｌ方向に延びる第７蒸気通路Ｐ７と、略半径方向に延びる第８蒸気通路Ｐ８とが形成されており、第７蒸気通路Ｐ７の上流端は前記第６蒸気通路Ｐ６の下流端に連通するとともに、第７蒸気通路Ｐ７の下流端はロータリバルブ本体６２および摺動部材７０に跨がって配置された継ぎ手部材８３の内部の第９蒸気通路Ｐ９を経て、摺動部材７０を半径方向に貫通する第１０蒸気通路Ｐ１０に連通する。そして第１０蒸気通路Ｐ１０は、ロータ２７に放射状に形成した７本の第１１蒸気通路Ｐ１１…を介して、第２のアキシャルピストンシリンダ群５７の低圧シリンダ５０…および低圧ピストン４１…間に区画された７個の低圧作動室８４…に連通する。
【００４１】
ロータリバルブ本体６２と固定側バルブプレート６３との合わせ面からの蒸気のリークを防止すべく、該合わせ面に装着されたシール部材８５（図７および図１７参照）により第６、第７蒸気通路Ｐ６，Ｐ７の接続部の外周がシールされる。摺動部材７０の内周面とロータリバルブ本体６２との間は２個のシール部材８６，８７でシールされ、継ぎ手部材８３の外周面と摺動部材７０との間はシール部材８８でシールされる。
【００４２】
ロータ２７および出力軸２８の内部は肉抜きされて調圧室８９が区画されており、この調圧室８９と第８蒸気通路Ｐ８とが、ロータリバルブ本体６２に形成した第１２蒸気通路Ｐ１２および第１３蒸気通路Ｐ１３と、固定側バルブプレート６３に形成した第１４蒸気通路Ｐ１４と、ボルト６７の内部を貫通する第１５蒸気通路Ｐ１５とを介して連通する。７本の第３蒸気通路Ｐ３…から第５蒸気通路Ｐ５に排出される中温中圧蒸気の圧力はロータ２７の１回転につき圧力が７回脈動するが、その中温中圧蒸気を第２のアキシャルピストンシリンダ群５７に供給する途中の第８蒸気通路Ｐ８を調圧室８９に連通させたことで、前記圧力の脈動を緩衝して一定圧の蒸気を第２のアキシャルピストンシリンダ群５７に供給し、低圧作動室８４…への蒸気の充填効率を高めることができる。
【００４３】
また調圧室８９はロータ２７および出力軸２８の中心のデッドスペースを利用して形成されているので膨張機Ｍの大型化を招くこともなく、肉抜きによる軽量化の効果も持ち、しかも調圧室８９の外周は高温高圧蒸気で作動する第１のアキシャルピストンシリンダ群４９で取り囲まれるので、第２のアキシャルピストンシリンダ群５７に供給される中温中圧蒸気の熱損失が生じることもない。更に、第１のアキシャルピストンシリンダ群４９に取り囲まれたロータ２７の中心部が温度上昇した場合には、調圧室８９の中温中圧蒸気でロータ２７の冷却を図ることができ、その結果として加熱された中温中圧蒸気で第２のアキシャルピストンシリンダ群５７の出力向上を図ることができる。
【００４４】
第２のアキシャルピストンシリンダ群５７から低温低圧蒸気を排出する蒸気排出経路が、図１８に網かけして示される。図１８、図８および図９を併せて参照すると明らかなように、摺動部材７０の摺動面７１に、ロータ２７に形成した７個の第１１蒸気通路Ｐ１１…に連通可能な円弧状の第１６蒸気通路Ｐ１６が切り欠かれており、この第１６蒸気通路Ｐ１６はロータリバルブ本体６２の外周に円弧状に切り欠かれた第１７蒸気通路Ｐ１７に連通する。第１６蒸気通路Ｐ１６は、低圧ピストン５１の下死点ＢＤＣに対して矢印Ｒで示すロータ２７の回転方向進み側に僅かにずれた位置から、上死点ＴＤＣに対して回転方向遅れ側に僅かにずれた位置に亘って開口している。これにより、ロータ２７の第１１蒸気通路Ｐ１１…は下死点ＢＤＣから第１０蒸気通路Ｐ１０と重複しない（好ましくは第１０蒸気通路Ｐ１０と重複する直前の）角度範囲に亘って摺動部材７０の第１６蒸気通路Ｐ１６に連通することができ、その間に第１１蒸気通路Ｐ１１…から第１６蒸気通路Ｐ１６への蒸気の排出が行われる。
【００４５】
更に第１７蒸気通路Ｐ１７は、ロータリバルブ本体６２の内部に形成された第１８蒸気通路Ｐ１８〜第２０蒸気通路Ｐ２０および後部カバー１８の切欠１８ｄを介して、ロータリバルブ本体６２および後部カバー１８間に形成された蒸気排出室９０に連通し、この蒸気排出室９０は後部カバー１８に形成した蒸気排出孔１８ｃに連通する。
【００４６】
以上のように、第１のアキシャルピストンシリンダ群４９への蒸気の供給・排出と第２のアキシャルピストンシリンダ群５７への蒸気の供給・排出とを共通のロータリバルブ６１で制御するので、各々別個のロータリバルブを用いる場合に比べて膨張機Ｍを小型化することができる。しかも第１のアキシャルピストンシリンダ群４９に高温高圧蒸気を供給するバルブを、ロータリバルブ本体６２と一体の固定側バルブプレート６３の前端の平坦な摺動面６８に形成したので、高温高圧蒸気のリークを効果的に防止することができる。なぜならば、平坦な摺動面６８は高精度の加工が容易なため、円筒状の摺動面に比べてクリアランスの管理が容易であるからである。
【００４７】
特に、複数本のプリロードスプリング７５…でロータリバルブ本体６２にプリセット荷重を与えて軸線Ｌ方向前方に付勢し、更に蒸気供給パイプ７７から圧力室７６に供給した高温高圧蒸気でロータリバルブ本体６２を軸線Ｌ方向前方に付勢することにより、固定側バルブプレート６３および可動側バルブプレート６４の摺動６８に高温高圧蒸気の圧力に応じた面圧を発生させ、その摺動面６８からの蒸気のリークを一層効果的に抑制することができる。
【００４８】
また第２のアキシャルピストンシリンダ群５７に中温中圧蒸気を供給するバルブはロータリバルブ本体６２の外周の円筒状の摺動面７１に形成されているが、そこを通過する中温中圧蒸気は前記高温高圧蒸気に比べて圧力が低下しているため、摺動面７１に対する面圧を発生させなくとも、所定のクリアランス管理を施せば蒸気のリークは実用上問題ない。
【００４９】
またロータリバルブ本体６２に内部に、高温高圧蒸気が流れる第１蒸気通路Ｐ１と、中温中圧蒸気が流れる第７蒸気通路Ｐ７および第８蒸気通路Ｐ８と、低温低圧蒸気が流れる第１７蒸気通路Ｐ１７〜第２０蒸気通路Ｐ２０とを集約して形成したので蒸気温度の低下を防止できるだけでなく、高温高圧蒸気のシール部（例えば、シール部材８１）を低温低圧蒸気で冷却して耐久性を高めることができる。
【００５０】
更に、後部カバー１８をケーシング本体１２から取り外すだけで、ケーシング本体１２に対してロータリバルブ６１を着脱することができるので、修理、清掃、交換等のメンテナンス作業性が大幅に向上する。また高温高圧蒸気が通過するロータリバルブ６１は高温になるが、オイルによる潤滑が必要な斜板３９や出力軸２８がロータ２７を挟んでロータリバルブ６１の反対側に配置されるので、高温となるロータリバルブ６１の熱でオイルが加熱されて斜板３９や出力軸２８の潤滑性能が低下するのを防止することができる。またオイルはロータリバルブ６１を冷却して過熱を防止する機能も発揮する。
【００５１】
次に、図１０〜図１４を参照してブリーザの構造を説明する。
【００５２】
ケーシング本体１２の上壁１２ａとブリーザ室隔壁２３との間に区画された下部ブリーザ室１０１はケーシング本体１２の上壁１２ａに形成された連通孔１２ｂを介してケーシング１１内の潤滑室１０２に連通する。潤滑室１０２の底部に設けたオイルパン１９にはオイルが貯留されており、その油面はロータ２７の下端よりも僅かに高くなっている（図１参照）。下部ブリーザ室１０１の内部には上端がブリーザ室隔壁２３の下面に接触する３枚の隔壁１２ｃ〜１２ｅが上向きに突設されており、これら隔壁１２ｃ〜１２ｅにより構成された迷路の一端に前記連通孔１２ｂが開口するとともに、迷路の他端に向かう経路の途中に前記上壁１２ａを貫通する４個のオイル戻し孔１２ｆ…が形成される。オイル戻し孔１２ｆ…は下部ブリーザ室１０１の最も低い位置に形成されており（図１４参照）、従って下部ブリーザ室１０１内で凝縮したオイルを潤滑室１０２に確実に戻すことができる。
【００５３】
ブリーザ室隔壁２３とブリーザ室カバー２５との間に上部ブリーザ室１０３が区画されており、この上部ブリーザ室１０３と下部ブリーザ室１０１とが、ブリーザ室隔壁２３を貫通して上部ブリーザ室１０３内に煙突状に突出する４個の連通孔２３ａ…，２３ｂにより連通する。ブリーザ室隔壁２３を貫通する凝縮水戻し孔２３ｃの下方に位置するケーシング本体１２の上壁１２ａに凹部１２ｇが形成されており、この凹部１２ｇの周囲がシール部材１０４でシールされる。
【００５４】
ブリーザ室隔壁２３に形成された第１ブリーザ通路Ｂ１の一端が上部ブリーザ室１０３の高さ方向中間部に開口する。第１ブリーザ通路Ｂ１の他端は、ケーシング本体１２に形成した第２ブリーザ通路Ｂ２および後部カバー１８に形成した第３ブリーザ通路Ｂ３を介して蒸気排出室９０に連通する。また上壁１２ａに形成した凹部１２ｇはケーシング本体１２に形成した第４ブリーザ通路Ｂ４および前記第３ブリーザ通路Ｂ３を介して蒸気排出室９０に連通する。第１ブリーザ通路Ｂ１および第２ブリーザ通路Ｂ２の連通部の外周はシール部材１０５によりシールされる。
【００５５】
図２に示すように、下部ブリーザ室１０１に連通する継ぎ手１０６とオイルパン１９に連通する継ぎ手１０７とが透明なオイルレベルゲージ１０８で接続されており、このオイルレベルゲージ１０８内のオイルの油面により潤滑室１０２内のオイルの油面を外部から知ることができる。即ち、潤滑室１０２は密閉構造となっており、外部からオイルレベルゲージを挿入することはシール性の維持から難しく、構造が複雑化することが避けられない。しかしながら、このオイルレベルゲージ１０８によって、潤滑室１０２の密閉状態を維持しつつ外部からオイルの油面を容易に知ることができる。
【００５６】
次に、上記構成を備えた本実施例の膨張機Ｍの作用を説明する。
【００５７】
図１６に示すように、蒸発器で水を加熱して発生した高温高圧蒸気は蒸気供給パイプ７７を介して膨張機Ｍの圧力室７６に供給され、そこからロータリバルブ６１のロータリバルブ本体６２に形成した第１蒸気通路Ｐ１と、このロータリバルブ本体６２と一体の固定側バルブプレート６３に形成した第２蒸気通路Ｐ２とを経て、可動側バルブプレート６４との摺動面６８に達する。そして摺動面６８に開口する第２蒸気通路Ｐ２はロータ２７と一体に回転する可動側バルブプレート６４に形成した第３蒸気通路Ｐ３に瞬間的に連通し、高温高圧蒸気は第３蒸気通路Ｐ３からロータ２７に形成した第４蒸気通路Ｐ４を経て、第１のアキシャルピストンシリンダ群４９の７個の高圧作動室８２…のうちの上死点に在る高圧作動室８２に供給される。
【００５８】
ロータ２７の回転に伴って第２蒸気通路Ｐ２および第３蒸気通路Ｐ３の連通が絶たれた後も高圧作動室８２内で高温高圧蒸気が膨張することで、スリーブ４１の高圧シリンダ４２に嵌合する高圧ピストン４３が上死点から下死点に向けて前方に押し出され、その前端が斜板３９のディンプル３９ａを押圧する。その結果、高圧ピストン４３が斜板３９から受ける反力でロータ２７に回転トルクが与えられる。そしてロータ２７が７分の１回転する毎に、新たな高圧作動室８２内に高温高圧蒸気が供給されてロータ２７が連続的に回転駆動される。
【００５９】
図１７に示すように、ロータ２７の回転に伴って下死点に達した高圧ピストン４３が上死点に向かって後退する間に、高圧作動室８２から押し出された中温中圧蒸気は、ロータ２７の第４蒸気通路Ｐ４と、可動側バルブプレート６４の第３蒸気通路Ｐ３と、摺動面６８と、固定側バルブプレート６３の第５蒸気通路Ｐ５および第６蒸気通路Ｐ６と、ロータリバルブ本体６２の第７蒸気通路Ｐ７〜第１０蒸気通路Ｐ１０と、摺動面７１とを経て、ロータ２７の回転に伴って上死点に達した第２のアキシャルピストンシリンダ群５７の低圧作動室８４に連なる第１１蒸気通路Ｐ１１に供給される。低圧作動室８４に供給された中温中圧蒸気は第１０蒸気通路Ｐ１０と第１１蒸気通路Ｐ１１との連通が絶たれた後も低圧作動室８４内で膨張することで、低圧シリンダ５０に嵌合する低圧ピストン５１が上死点から下死点に向けて前方に押し出され、低圧ピストン５１に接続されたリンク５２が斜板３９を押圧する。その結果、低圧ピストン５１の押圧力がリンク５２を介して斜板３９の回転力に変換され、この回転力は斜板３９のディンプル３９ａを介して高圧ピストン４３からロータ２７に回転トルクを伝える。即ち、斜板３９と同期回転するロータ２７に回転トルクが伝達されることになる。尚、リンク５２は膨張行程での負圧発生時に低圧ピストン５１が斜板３９から離脱するのを防止すべく、低圧ピストン５１と斜板３９との結合を維持する機能を果たすもので、膨張作用による回転トルクは、上述の如く斜板３９のディンプル３９ａを介して高圧ピストン４３から斜板３９と同期回転するロータ２７に伝達される構成となっている。そしてロータ２７が７分の１回転する毎に、新たな低圧作動室８４内に中温中圧蒸気が供給されてロータ２７が連続的に回転駆動される。
【００６０】
このとき、前述したように、第１のアキシャルピストンシリンダ群４９の高圧作動室８２…から排出される中温中圧蒸気の圧力はロータ２７の１回転につき圧力が７回脈動するが、その脈動を調圧室８９で緩衝することにより、一定圧の蒸気を第２のアキシャルピストンシリンダ群５７に供給して低圧作動室８４…への蒸気の充填効率を高めることができる。
【００６１】
図１８に示すように、ロータ２７の回転に伴って下死点に達した低圧ピストン５１が上死点に向かって後退する間に、低圧作動室８４から押し出された低温低圧蒸気は、ロータ２７の第１１蒸気通路Ｐ１１と、摺動面７１と、摺動部材７０の第１６蒸気通路Ｐ１６と、ロータリバルブ本体６２の第１７蒸気通路Ｐ１７〜第２０蒸気通路Ｐ２０を経て蒸気排出室９０に排出され、そこから蒸気排出孔１８ｃを経て凝縮器に供給される。
【００６２】
上述のようにして膨張機Ｍが作動するとき、第１のアキシャルピストンシリンダ群４９の７本の高圧ピストン４３…と、第２のアキシャルピストンシリンダ群５７の７本の低圧ピストン５１…とが共通の斜板３９に接続されるので、第１、第２のアキシャルピストンシリンダ群４９，５７の出力を合成して出力軸２８を駆動することができ、膨張機Ｍを小型化しながら高出力を得ることができる。このとき、第１のアキシャルピストンシリンダ群４９の７本の高圧ピストン４３…と、第２のアキシャルピストンシリンダ群５７の７本の高圧ピストン５１…とが円周方向に半ピッチずれて配置されているため、図１５に示すように、第１のアキシャルピストンシリンダ群４９の出力トルクの脈動と、第２のアキシャルピストンシリンダ群５７の出力トルクの脈動とが相互に打ち消しあい、出力軸２８の出力トルクがフラットになる。
【００６３】
またアキシャル型の膨張機はラジアル型の膨張機に比べてスペース効率が高いという特徴があるが、それを半径方向に２段に配置したことでスペース効率を更に高めることができる。特に、体積が小さい高圧の蒸気で作動するために小直径で済む第１のアキシャルピストンシリンダ群４９を半径方向内側に配置し、体積が大きい低圧の蒸気で作動するために大直径となる第２のアキシャルピストンシリンダ群５７を半径方向外側に配置したので、空間を有効利用して膨張機Ｍの一層の小型化が可能となる。しかも円形断面を有することで加工精度を高くできるシリンダ４２…，５０…およびピストン４３…，５１…を用いたことにより、ベーンを用いた場合に比べて蒸気のリーク量が少なくなり、更なる高出力を望むことができる。
【００６４】
また高温の蒸気で作動する第１のアキシャルピストンシリンダ群４９を半径方向内側に配置し、低温の蒸気で作動する第２のアキシャルピストンシリンダ群５７を半径方向外側に配置したので、第２のアキシャルピストンシリンダ群５７とケーシング１１の外部との温度差を最小限に抑え、ケーシング１１の外部への熱逃げを最小限に抑えて膨張機Ｍの効率を高めることができる。また半径方向内側の高温の第１のアキシャルピストンシリンダ群４９から逃げた熱を、半径方向外側の低温の第２のアキシャルピストンシリンダ群５７で回収することができるので、膨張機Ｍの効率を更に高めることができる。
【００６５】
また軸線Ｌに対して直角方向に見たとき、第１のアキシャルピストンシリンダ群４９の後端は第２のアキシャルピストンシリンダ群５７の後端よりも前方に位置しているので、第１のアキシャルピストンシリンダ群４９から軸線Ｌ方向後方に逃げた熱を第２のアキシャルピストンシリンダ群５７で回収し、膨張機Ｍの効率を更に高めることができる。更に、高圧側の摺動面６８が低圧側の摺動面７１よりもロータ２７の凹部２７ｂの奥側に在るので、ケーシング１１の外部の圧力と低圧側の摺動面７１との差圧を最小限に抑えて低圧側の摺動面７１からの蒸気のリーク量を減少させることができ、しかも高圧側の摺動面６８から漏れた蒸気圧を低圧側の摺動面７１で回収して有効に利用することができる。
【００６６】
さて、膨張機Ｍの運転中にケーシング１１の潤滑室１０２内で回転するロータ２７によってオイルパン１９に貯留されたオイルが攪拌されて撥ね上げられ、高圧シリンダ４２…と高圧ピストン４３…との摺動部、低圧シリンダ５０…と低圧ピストン５１…との摺動部、出力軸２８を支持するアンギュラボールベアリング３１、ロータ２７を支持するアンギュラボールベアリング２９、斜板３９を支持するアンギュラボールベアリング３８、高圧ピストン４３…と斜板３９との摺動部、リンク５２…の両端の球面軸受５４…，５６…等を潤滑する。
【００６７】
潤滑室１０２の内部には、オイルの攪拌により飛散したオイルミストと、ロータ２７の高温部に加熱されて蒸発したオイルの蒸気とが充満しており、これに高圧作動室８２…および低圧作動室８４…から潤滑室１０２に漏出した蒸気が混合する。蒸気の漏出により潤滑室１０２の圧力が蒸気排出室９０の圧力よりも高くなると、前記オイル分および蒸気の混合物はケーシング本体１２の上壁１２ａに形成した連通孔１２ｂから下部ブリーザ室１０１に流入する。下部ブリーザ室１０１の内部は隔壁１２ｃ〜１２ｅにより迷路構造になっており、そこを通過する間に凝縮したオイルは、ケーシング本体１２の上壁１２ａに形成した４個のオイル戻し孔１２ｆ…から落下して潤滑室１０２に戻される。
【００６８】
オイル分を除去された蒸気はブリーザ室隔壁２３の４個の連通孔２３ａ…，２３ｂを通過して上部ブリーザ室１０３に流入し、その上壁を区画するブリーザ室カバー２５を介して外部の空気に熱を奪われて凝縮する。上部ブリーザ室１０３内で凝縮した水は、上部ブリーザ室１０３内に煙突状に突出する４個の連通孔２３ａ…，２３ｂに流入することなく、ブリーザ室隔壁２３に形成した凝縮水戻し孔２３ｃを通過して凹部１２ｇに落下し、そこでから第４ブリーザ通路Ｂ４および第３ブリーザ通路Ｂ３を経て蒸気排出室９０に排出される。このとき、蒸気排出室９０に戻される凝縮水の量は、高圧作動室８２…および低圧作動室８４…から潤滑室１０２に漏出した蒸気の量に見合った量となる。また蒸気排出室９０と上部ブリーザ室１０３とは圧力平衡通路として機能する第１蒸気通路Ｂ１〜第３蒸気通路Ｂ３で常時連通しているので、蒸気排出室９０と潤滑室１０２との圧力平衡を確保することができる。
【００６９】
暖機完了前の過渡期において、潤滑室１０２の圧力が蒸気排出室９０の圧力よりも低くなった場合には、蒸気排出室９０の蒸気が第３ブリーザ通路Ｂ３、第２ブリーザ通路Ｂ２および第１ブリーザ通路Ｂ１、上部ブリーザ室１０３および下部ブリーザ室１０１を経て潤滑室１０２に流入することが考えられるが、暖機完了後は潤滑室１０２への蒸気の漏出により潤滑室１０２の圧力が蒸気排出室９０の圧力よりも高くなるため、上述したオイルおよび蒸気の分離作用が開始される。
【００７０】
作動媒体である蒸気（あるいは水）が蒸発器、膨張機、凝縮器および循環ポンプよりなる閉回路を循環するランキンサイクルシステムでは、作動媒体にオイルが混入してシステムが汚損されるのを極力回避することが必要であるが、オイルを分離する下部ブリーザ室１０１および凝縮水を分離する上部ブリーザ室１０３により、蒸気（あるいは水）へのオイルの混入を最小限に抑え、オイルを分離するフィルターの負担を軽減して小型化およびコストダウンを図ることができ、しかもオイルの汚れや劣化を防止することができる。
【００７１】
次に、図１９に基づいて本発明の第２実施例を説明する。
【００７２】
図１９は固定側バルブプレート６３の摺動面６８を示すもので、第１実施例を示す図６に対応している。プリセットスプリング７５…の弾発力と圧力室７６に作用する高温高圧蒸気の圧力とにより摺動面６８にシール面圧を与えているが、摺動面６８の全域に亘って均一なシール面圧を確保することは困難である。なぜならば、摺動面６８を通る第２蒸気通路Ｐ２および第３蒸気通路Ｐ３…には高温高圧蒸気が供給されるため、その高温高圧蒸気が固定側バルブプレート６３および可動側バルブプレート６４を引き離してシール面圧を低下させるように作用するからである。一方、摺動面６８を通る第５蒸気通路Ｐ５および第３蒸気通路Ｐ３…には中温中圧蒸気が供給されるが、その圧力は前記高温高圧蒸気に比べて低いため、摺動面６８を引き離してシール面圧を低下させる作用も小さくなる。その結果、前記第２蒸気通路Ｐ２、第３蒸気通路Ｐ…および第５蒸気通路Ｐ５の蒸気圧により摺動面６８にアンバランスな荷重が加わり、これが摺動面６８のシール性能を低下させる要因となる。
【００７３】
そこで本第２実施例では、固定側バルブプレート６３の摺動面６８に、軸線Ｌを通る第１４蒸気通路Ｐ１４の外周を囲む環状の第１圧力溝Ｇ１を刻設し、この第１圧力溝Ｇ１を中温中圧蒸気が通る第５蒸気通路Ｐ５に連通させるととともに、第１圧力溝Ｇ１の外周を囲む部分円弧状の第２圧力溝Ｇ２を刻設し、この第２圧力溝Ｇ２を高温高圧蒸気が通過する第２蒸気通路Ｐ２に連通させている。前記第１、第２圧力溝Ｇ１，Ｇ２の作用により、摺動面６８のシール面圧が不均一になるのを緩和し、摺動面６８の偏当たりによるシール性の低下や摩耗の発生を防止することができる。また高圧の第２圧力溝Ｇ２から漏れた蒸気が低圧の第１圧力溝Ｇ１に流入する際に、摩耗粉を第１圧力溝Ｇ１に排出して高圧作動室８２…への流入を阻止する効果も発揮する。更に、オイルによる潤滑が望めない摺動面６８に蒸気を均一に分布させ、潤滑性能の向上を図ることができる。
【００７４】
次に、図２０に基づいて本発明の第３実施例を説明する。
【００７５】
第３実施例は第２実施例の変形であって、高温高圧蒸気が通る第２蒸気通路Ｐ２に連通する第２圧力溝Ｇ２を省略し、中温中圧蒸気が通る第５蒸気通路Ｐ１５に連通する第１圧力溝Ｇ１だけを設けたものである。本第３実施例によれば、第２実施例に比べて構造が簡単になるだけでなく、摩耗粉の回収効果も高められ、しかも蒸気のリーク量も第２実施例に比べて減少する。
【００７６】
以上、本発明の実施例を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。
【００７７】
例えば、実施例では第１のアキシャルピストンシリンダ群４９および第２のアキシャルピストンシリンダ群５７を設けているが、３セット以上のアキシャルピストンシリンダ群を設けても良い。
【００７８】
【発明の効果】
以上のように請求項１に記載された発明によれば、複数のアキシャルピストンシリンダ群を出力軸に関して半径方向内外に配置し、各々のアキシャルピストンシリンダ群のピストンを共通の斜板に案内させて複数段連続して機能させるので、ベーン型の膨張機に比べて作動媒体のリーク量が減少するのは勿論のこと、ベーン型の膨張機やラジアル型の膨張機に比べて本来的にスペース効率が高いアキシャル型の膨張機のスペース効率を更に高め、小型で高出力な膨張機を得ることができる。
【００７９】
また複数のアキシャルピストンシリンダ群のピストンを半径方向外側に位置するものほど大径にし、かつ高温高圧の圧縮性作動媒体を直列に接続した複数のアキシャルピストンシリンダ群の半径方向内側のものから半径方向外側のものへと順次供給するので、デッドスペースの発生を最小限に抑えて膨張機を小型化できるだけでなく、最初に半径方向内側の小径のアキシャルピストンシリンダ群に体積が小さい高圧の作動媒体が作用し、次に半径方向外側の大径のアキシャルピストンシリンダ群に一部膨張作用を終了した体積が大きい低圧の作動媒体が作用するようになり、作動媒体の圧力エネルギーを余すところ無く機械エネルギーに変換することができる。しかも高圧の作動媒体が作用することでリークが発生し易い半径方向内側のアキシャルピストンシリンダ群の摺動部の面積を最小限に抑え、作動媒体のリークを一層低減することができる。
【００８０】
更に、半径方向内側のアキシャルピストンシリンダ群に膨張前の高温の作動媒体が作用し、半径方向外側のアキシャルピストンシリンダ群に膨張後の低温の作動媒体が作用するようになるため、高温の作動媒体が作用する半径方向内側のアキシャルピストンシリンダ群から放散する熱を、低温の作動媒体が作用する半径方向外側のアキシャルピストンシリンダ群で回収し、熱エネルギーの損失を減少させることができる。
【００８１】
また請求項２に記載された発明によれば、半径方向内外に隣接するアキシャルピストンシリンダ群の配列ピッチが円周方向にずれているので、半径方向外側のシリンダに挟まれた空間に半径方向内側のシリンダを配置して膨張機の外径寸法を一層小型化することができるだけでなく、複数のアキシャルピストンシリンダ群の出力トルクの変動を減少させることができる。
【００８２】
また請求項３に記載された発明によれば、作動媒体供給・排出部と出力部とが動力変換部を挟んで離れた位置に配置されるので、出力部の摺動部を潤滑するオイルが、高温の作動媒体が通過する作動媒体供給・排出部により加熱されて変質するのを防止し、出力部の潤滑性能を確保することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】膨張機の縦断面図
【図２】図１の２−２線断面図
【図３】図１の３部拡大図
【図４】図１の４部拡大断面図（図８の４−４線断面図）
【図５】図４の５−５線矢視図
【図６】図４の６−６線矢視図
【図７】図４の７−７線断面図
【図８】図４の８−８線断面図
【図９】図４の９−９線断面図
【図１０】図１の１０−１０線矢視図
【図１１】図１の１１−１１線矢視図
【図１２】図１０の１２−１２線断面図
【図１３】図１１の１３−１３線断面図
【図１４】図１０の１４−１４線断面図
【図１５】出力軸のトルク変動を示すグラフ
【図１６】高圧段の吸入系を示す作用説明図
【図１７】高圧段の排出系および低圧段の吸入系を示す作用説明図
【図１８】低圧段の排出系を示す作用説明図
【図１９】本発明の第２実施例を示す、前記図６に対応する図
【図２０】本発明の第３実施例を示す、前記図６に対応する図
【符号の説明】
１１ケーシング
２７ロータ
２８出力軸
３９斜板
４３高圧ピストン（ピストン）
４９第１のアキシャルピストンシリンダ群（アキシャルピストンシリンダ群）
５１低圧ピストン（ピストン）
５７第２のアキシャルピストンシリンダ群（アキシャルピストンシリンダ群）
６１ロータリバルブ（吸・排気バルブ）
Ｌ軸線[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a casing, an output shaft that outputs a driving force, a rotor that is integrated with the output shaft and is rotatably supported by the casing, an annular shape in the rotor so as to surround the axis of the output shaft, and radial inner and outer surfaces. And a common swash plate that is fixed to a casing and guides the pistons of the plurality of axial piston cylinder groups in the axial direction.
[0002]
[Prior art]
Japanese Patent No. 2874300 and Japanese Utility Model Laid-Open No. 48-54702 describe a piston pump or a piston motor provided with two axial piston cylinder groups arranged radially inside and radially outside. All of these use an incompressible fluid such as oil as a working medium, and the axial piston cylinder groups on the radially inner side and the radially outer side are arranged out of phase in the circumferential direction. The piston diameter of the axial piston cylinder group on the inner side in the direction is smaller than the piston diameter of the axial piston cylinder group on the outer side in the radial direction.
[0003]
Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-320453 discloses that an axial piston cylinder group and a vane group are arranged on the radially inner side and the radially outer side of a rotor, respectively, and high-temperature and high-pressure steam is supplied to the vane group via the axial piston cylinder group. Describes an expander that converts pressure energy into mechanical energy.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, the expander using high-temperature and high-pressure steam as a working medium includes a vane type in which a rotor that slidably supports a vane is disposed inside a cam ring, and a plurality of cylinders and pistons radially with respect to an axis. There are a radial type arranged and an axial type arranged with a plurality of cylinders and pistons parallel to the axis.
[0005]
The vane type expander has the advantage that a large expansion ratio of steam can be obtained, but the seal length per volume between the tip of the vane and the inner peripheral surface of the cam ring is long, and it is difficult to seal, so the amount of steam leakage is low. There are many problems.
[0006]
Further, in the radial type expander, since the cylinder and the piston are radially arranged with respect to the axis, not only the size is increased by the fan-shaped dead space formed between adjacent cylinders, but also the steam is distributed to the cylinders. When the sliding surface of the rotary valve is a cylindrical surface and a slidable clearance is provided, there is a problem that the amount of steam leakage is increased compared to a rotary valve having a flat sliding surface.
[0007]
On the other hand, since the axial type expander arranges the cylinder and the piston in the axial direction, the dead space between the cylinders can be made smaller and the cross-sectional arrangement in the radial direction can be made smaller. Smaller than an expander. Moreover, the amount of steam leakage between the cylinder and the piston is small compared to the amount of steam leakage between the vane and the cam ring, and a rotary valve having a flat sliding surface and a small amount of steam leakage can be adopted. Higher output is possible compared to vane type or radial type expanders.
[0008]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object thereof is to further reduce the size and output of an axial type expander.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to the invention described in claim 1, a casing, an output shaft that outputs a driving force, a rotor that is integrated with the output shaft and is rotatably supported by the casing, A plurality of axial piston cylinder groups arranged annularly and radially in and out of the rotor so as to surround the axis of the output shaft, and a common piston that is fixed to the casing and guides the pistons of the plurality of axial piston cylinder groups in the axial direction An expander equipped with a swash plate, the pistons of a plurality of axial piston cylinder groups located in the radially outward direction have a larger diameter, and the plurality of axial piston cylinder groups are connected in series via supply / exhaust valves. connect to initially fed to the radially inner axial piston cylinder group a compressible working medium at high temperature and high pressure, then a part thereof expansion agent Expander is proposed, characterized in that sequentially supplied toward the working medium temperature was lowered buck by Ryo radially outer axial piston cylinder group. According to the above configuration, the plurality of axial piston cylinder groups are arranged radially inward and outer with respect to the output shaft, and the pistons of each axial piston cylinder group are guided by the common swash plate to function continuously in multiple stages. As a matter of course, the amount of leakage of the working medium is reduced compared to the type expander, and the space efficiency of the axial type expander, which is inherently higher in space efficiency than the vane type or radial type expander. Can be further improved, and a small and high output expander can be obtained.
[0010]
Also, the larger the pistons of the plurality of axial piston cylinder groups are located at the radially outer side, the larger the diameter, and the radial direction from the radially inner one of the plurality of axial piston cylinder groups in which high-temperature and high-pressure compressive working media are connected in series. Sequential supply to the outside allows miniaturization of the expander by minimizing the occurrence of dead space, and a high-pressure working medium with a small volume is first added to the small-diameter axial piston cylinder group at the radially inner side. Then, the large-diameter axial piston cylinder group on the outside in the radial direction is acted on by a low-pressure working medium with a large volume that has partially expanded. Can be converted. Moreover, the area of the sliding portion of the axial piston cylinder group on the radially inner side where leakage is likely to occur due to the action of the high-pressure working medium can be minimized, and the leakage of the working medium can be further reduced.
[0011]
Furthermore, since the high-temperature working medium before expansion acts on the axial piston cylinder group on the radially inner side, and the low-temperature working medium after expansion acts on the axial piston cylinder group on the radially outer side, the high-temperature working medium The heat dissipated from the radially inner axial piston cylinder group on which is applied can be recovered by the radially outer axial piston cylinder group on which the low-temperature working medium acts to reduce the loss of thermal energy.
[0012]
According to the invention described in claim 2, in addition to the configuration of claim 1, an expander characterized in that the arrangement pitch of the axial piston cylinder groups adjacent in the radial direction inside and outside is shifted in the circumferential direction. Proposed.
[0013]
According to the above configuration, since the arrangement pitch of the axial piston cylinder groups adjacent to each other in the radial direction is shifted in the circumferential direction, the radially inner cylinder is disposed in the space between the radially outer cylinders to expand. Not only can the outer diameter of the machine be further reduced, but also fluctuations in output torque of a plurality of axial piston cylinder groups can be reduced.
[0014]
According to the invention described in claim 3, in addition to the configuration of claim or claim 2, the working medium supply and made from said intake and exhaust valves for supplying and discharging the working medium to a plurality of axial piston cylinder group An expander is proposed in which a discharge unit, a power conversion unit including a rotor, and an output unit including an output shaft and a swash plate are sequentially arranged from one end side to the other end side of the axis.
[0015]
According to the above configuration, since the working medium supply / discharge unit and the output unit are arranged at positions separated by the power conversion unit, the oil that lubricates the sliding part of the output unit passes through the high-temperature working medium. It is possible to prevent the working medium supplying / discharging unit from being heated and changing its quality and to ensure the lubrication performance of the output unit.
[0016]
The rotary valve 61 of the embodiment corresponds to the intake / exhaust valve of the present invention.
[0017]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described based on examples of the present invention shown in the accompanying drawings. 1 to 18 show a first embodiment of the present invention. FIG. 1 is a longitudinal sectional view of an expander, FIG. 2 is a sectional view taken along line 2-2 of FIG. 1, and FIG. 4 and 4 are enlarged sectional views (part 4-4 in FIG. 8) of FIG. 1, FIG. 5 is a view taken along line 5-5 in FIG. 4, and FIG. 6 is a line 6-6 in FIG. 7 is a sectional view taken along line 7-7 in FIG. 4, FIG. 8 is a sectional view taken along line 8-8 in FIG. 4, FIG. 9 is a sectional view taken along line 9-9 in FIG. FIG. 11 is a sectional view taken along line 11-11 in FIG. 1, FIG. 12 is a sectional view taken along line 12-12 in FIG. 10, FIG. 13 is a sectional view taken along line 13-13 in FIG. FIG. 15 is a graph showing the torque fluctuation of the output shaft, FIG. 16 is an operation explanatory view showing the high-pressure stage suction system, and FIG. 17 is a high-pressure stage discharge system and low-pressure stage suction system. FIG. 18 is a diagram illustrating the operation of the low-pressure stage discharge system. It is.
[0018]
As shown in FIGS. 1-3, the expander M of a present Example is used for a Rankine-cycle apparatus, for example, Comprising: The thermal energy and pressure energy of the high temperature / high pressure steam as a working medium are converted into mechanical energy. Output. The casing 11 of the expander M includes a casing main body 12, a front cover 15 that is fitted to a front opening of the casing main body 12 via a seal member 13 and is coupled by a plurality of bolts 14, and the casing main body 12. The rear cover 18 is fitted to the rear opening through the seal member 16 and joined by a plurality of bolts 17. An oil pan 19 abuts the lower surface opening of the casing body 12 via a seal member 20 and is coupled by a plurality of bolts 21. Further, a breather chamber partition wall 23 is superimposed on the upper surface of the casing body 12 via a seal member 22 (see FIG. 12), and a breather chamber cover 25 is superimposed on the upper surface of the casing body 12 via a seal member 24 (see FIG. 12). It is fastened with the bolts 26 of the book.
[0019]
A rotor 27 rotatable around an axis L extending in the front-rear direction at the center of the casing 11 and an output shaft 28 are integrated by welding, and the rear portion of the rotor 27 is connected to the casing body via an angular ball bearing 29 and a seal member 30. 12, and the front portion of the output shaft 28 is rotatably supported by the front cover 15 via the angular ball bearing 31 and the seal member 32. A swash plate holder 36 which is fitted to the rear surface of the front cover 15 via two seal members 33 and 34 and a knock pin 35 is fixed by a plurality of bolts 37... A swash plate 39 is rotatably supported through 38. The rotation axis of the swash plate 39 is inclined with respect to the axis L of the rotor 27 and the output shaft 28, and the inclination angle is fixed.
[0020]
Seven sleeves 41... Made of a member different from the rotor 27 are arranged at equal intervals in the circumferential direction so as to surround the axis L inside the rotor 27. A high pressure piston 43 is slidably fitted to a high pressure cylinder 42 formed on the inner periphery of a sleeve 41 supported by the sleeve support hole 27a of the rotor 27, and a front end opening of the high pressure cylinder 42 is slidably fitted. The hemispherical portions of the high-pressure pistons 43 projecting forward are pressed against and pressed against the seven dimples 39a formed in the rear surface of the swash plate 39, respectively. A heat-resistant metal seal member 44 is mounted between the rear end of the sleeves 41 and the sleeve support holes 27a of the rotor 27. In this state, a plurality of single set plates 45 that press the front ends of the sleeves 41 are provided. The bolts 46 are fixed to the front surface of the rotor 27. The vicinity of the bottom of the sleeve support holes 27a is slightly larger in diameter, and a gap α (see FIG. 3) is formed between the sleeves 41 and the outer peripheral surface of the sleeve 41.
[0021]
The high pressure piston 43 is provided with a pressure ring 47 and an oil ring 48 for sealing a sliding surface with the high pressure cylinder 42, and the sliding range of the pressure ring 47 and the sliding range of the oil ring 48 are as follows. It is set not to overlap each other. When the high-pressure pistons 43 are inserted into the high-pressure cylinders 42, the opening 45a tapered so that the front side of the set plate 45 is widened so that the pressure rings 47 and the oil rings 48 are smoothly engaged with the high-pressure cylinders 42. ... is formed.
[0022]
As described above, since the sliding range of the pressure rings 47 and the sliding range of the oil rings 48 are set so as not to overlap each other, the inner wall of the high pressure cylinder 42 on which the oil rings 48 slide is formed. It is possible to prevent the adhering oil from being taken into the high-pressure working chambers 82 by sliding of the pressure rings 47, and to reliably prevent the oil from being mixed into the steam. In particular, since the high-pressure piston 43 has a slightly small diameter between the pressure ring 47 and the oil ring 48 (see FIG. 3), the oil attached to the sliding surface of the oil ring 48 is the pressure ring. It can prevent effectively that it moves to the sliding surface of 47 ....
[0023]
Since the seven sleeves 41 are mounted in the sleeve support holes 27a of the rotor 27 to form the high-pressure cylinder 42, the sleeves 41 are made of a material having excellent thermal conductivity, heat resistance, wear resistance, strength, and the like. Can be selected. As a result, not only performance and reliability can be improved, but also processing becomes easier and processing accuracy is improved as compared with the case where the high-pressure cylinders 42. Moreover, when any sleeve 41 is worn or damaged, it is economical because only the abnormal sleeve 41 needs to be replaced without replacing the entire rotor 27.
[0024]
Further, since the vicinity of the bottom portion of the sleeve support hole 27a is slightly increased in diameter to form a gap α between the outer peripheral surface of the sleeve 41 and the rotor 27, the rotor is heated by the high-temperature and high-pressure steam supplied to the high-pressure working chamber 82. Even if 27 is thermally deformed, it is difficult to affect the sleeves 41 and the high pressure cylinders 42 can be prevented from being distorted.
[0025]
The seven high-pressure cylinders 42 and the seven high-pressure pistons 43 fitted therein constitute a first axial piston cylinder group 49.
[0026]
Seven low-pressure cylinders 50 are arranged on the outer peripheral portion of the rotor 27 at equal intervals in the circumferential direction so as to surround the outside in the radial direction of the axis L and the high-pressure cylinders 42. These low-pressure cylinders 50 have a larger diameter than the high-pressure cylinders 42, and the circumferential arrangement pitch of the low-pressure cylinders 50 is half a pitch with respect to the circumferential arrangement pitch of the high-pressure cylinders 42. It is off. As a result, the high pressure cylinders 42 can be arranged in the space formed between the adjacent low pressure cylinders 50, and the space can be effectively used to contribute to the reduction in the diameter of the rotor 27.
[0027]
Low pressure pistons 51 are slidably fitted to the seven low pressure cylinders 50, and these low pressure pistons 51 are connected to the swash plate 39 via links 52. That is, the spherical portion 52a at the front end of the link 52 ... is swingably supported by a spherical bearing 54 ... fixed to the swash plate 39 with a nut 53 ..., and the spherical portion 52b at the rear end of the link 52 ... is attached to the low pressure piston 51 .... The spherical bearings 56 fixed by clips 55 are supported so as to be swingable. Pressure rings 78 and oil rings 79 are mounted adjacent to the outer peripheral surface near the top surface of the low pressure pistons 51. Since the sliding ranges of the pressure rings 78 and the oil rings 79 overlap with each other, an oil film can be formed on the sliding surface of the pressure rings 78 to improve sealing performance and lubricity.
[0028]
The seven low-pressure cylinders 50 and the seven low-pressure pistons 41 fitted therein constitute a second axial piston cylinder group 57.
[0029]
As described above, the front ends of the high-pressure pistons 43 of the first axial piston cylinder group 49 are formed in a hemispherical shape, and the front ends thereof are brought into contact with the dimples 39a formed on the swash plate 39. It is no longer necessary to mechanically connect the swash plate 39 to the swash plate 39, and the number of parts can be reduced and the assemblability can be improved. On the other hand, the low pressure pistons 51 of the second axial piston cylinder group 57 are connected to the swash plate 39 via links 52 and front and rear spherical bearings 54, 56, so the second axial piston cylinder group 57. Even if the temperature and pressure of the intermediate-temperature / medium-pressure steam supplied to the tank is insufficient and the low-pressure working chamber 84 becomes negative pressure, the low-pressure pistons 51 and the swash plate 39 are not separated from each other, and there is no risk of hitting or damage. .
[0030]
The swash plate 39 is fastened to the front cover 15 with bolts 37... By changing the fastening phase around the axis L of the swash plate 39 at that time, so that the first axial piston cylinder group 49 and the second The output characteristic of the expander M can be changed by shifting the supply / discharge timing of the steam to the axial piston cylinder group 57.
[0031]
The integrated rotor 27 and output shaft 28 are supported by an angular ball bearing 29 provided on the casing body 12 and an angular ball bearing 31 provided on the front cover 15, respectively. By adjusting the thickness of the shim 58 interposed therebetween and the thickness of the shim 59 interposed between the front cover 15 and the angular ball bearing 31, the position of the rotor 27 along the axis L is adjusted in the front-rear direction. be able to. By adjusting the position of the rotor 27 in the axis L direction, the high pressure / low pressure pistons 43, 51 guided by the swash plate 39 and the high pressure / low pressure cylinders 42, 50 provided in the rotor 27 in the axis L direction. , And the expansion ratio of the steam in the high-pressure / low-pressure working chambers 82, 84,... Can be adjusted.
[0032]
If the swash plate holder 36 that supports the swash plate 39 is formed integrally with the front cover 15, a space for attaching and detaching the angular ball bearing 31 and the shim 59 to the front cover 15 is secured. However, since the swash plate holder 36 is detachable from the front cover 15, the above problem is solved. If the swash plate holder 36 is integrated with the front cover 15, seven links in a narrow space in the casing 11 are attached to the swash plate 39 that is assembled in advance on the front cover 15 side when the expander M is disassembled and assembled. 52. However, since the swash plate holder 36 is made detachable from the front cover 15, the swash plate 39 and the swash plate holder 36 are assembled in advance on the rotor 27 side. Subassemblies can be constructed, and the assemblability is greatly improved.
[0033]
Next, a steam supply / discharge system for the first axial piston cylinder group 49 and the second axial piston cylinder group 57 will be described with reference to FIGS.
[0034]
As shown in FIG. 4, the rotary valve 61 is accommodated in a concave section 27 b having a circular cross section that opens to the rear end surface of the rotor 27 and a concave section 18 a having a circular section that opens to the front surface of the rear cover 18. The rotary valve 61 arranged along the axis L includes a rotary valve main body 62, a fixed side valve plate 63, and a movable side valve plate 64. The movable valve plate 64 is fixed to the rotor 27 with a knock pin 66 and a bolt 67 in a state where the movable side valve plate 64 is fitted to the bottom surface of the recess 27 b of the rotor 27 via the gasket 65. The fixed side valve plate 63 that abuts the movable side valve plate 64 via a flat sliding surface 68 is coupled to the rotary valve main body 62 via a knock pin 69 so as not to be relatively rotatable. Therefore, when the rotor 27 rotates, the movable side valve plate 64 and the fixed side valve plate 63 rotate relative to each other while closely contacting each other on the sliding surface 68. The fixed side valve plate 63 and the movable side valve plate 64 are made of a material having excellent durability such as cemented carbide or ceramics, and the sliding surface 68 has heat resistance, lubricity, corrosion resistance, and wear resistance. It is possible to interpose or coat a member having
[0035]
The rotary valve main body 62 is a stepped columnar member having a large diameter portion 62a, a medium diameter portion 62b, and a small diameter portion 62c, and an annular sliding member 70 fitted to the outer periphery of the large diameter portion 62a. The rotor 27 is slidably fitted into the recess 27 b via the cylindrical sliding surface 71, and the medium diameter portion 62 b and the small diameter portion 62 c are inserted into the recess 18 a of the rear cover 18 via the seal members 72 and 73. And fit. The sliding member 70 is made of a material having excellent durability such as cemented carbide or ceramics. A knock pin 74 planted on the outer periphery of the rotary valve main body 62 engages with a long hole 18b formed in the recess 18a of the rear cover 18 in the direction of the axis L, so that the rotary valve main body 62 is in contact with the rear cover 18. Thus, it is supported so that it cannot rotate relative to the axis L and is movable in the direction of the axis L.
[0036]
A plurality of (for example, seven) preload springs 75 are supported by the rear cover 18 so as to surround the axis L, and a step 62d between the medium diameter portion 62b and the small diameter portion 62c is pressed against the preload springs 75. The rotary valve main body 62 is urged forward to bring the sliding surfaces 68 of the fixed side valve plate 63 and the movable side valve plate 64 into close contact. A pressure chamber 76 is defined between the bottom surface of the concave portion 18a of the rear cover 18 and the rear end surface of the small diameter portion 62c of the rotary valve body 62, and the steam supply pipe 77 connected to penetrate the rear cover 18 includes the above-described steam supply pipe 77. It communicates with the pressure chamber 76. Accordingly, the rotary valve main body 62 is also urged forward by the vapor pressure acting on the pressure chamber 76 in addition to the elastic force of the preload springs 75.
[0037]
A high-pressure stage steam intake path for supplying high-temperature and high-pressure steam to the first axial piston cylinder group 49 is shown in FIG. As is apparent when referring to FIG. 16 and FIGS. 5 to 9 together, the first steam passage P1 whose upstream end communicates with the pressure chamber 76 to which the high-temperature and high-pressure steam is supplied from the steam supply pipe 77 is the rotary valve body. The second steam passage P <b> 2 passes through the second steam passage P <b> 2 that passes through the fixed side valve plate 63 through the opening 62. In order to prevent the leakage of steam from the mating surfaces of the rotary valve body 62 and the fixed valve plate 63, the first and second steam passages P1 are provided by the seal member 81 (see FIGS. 7 and 16) mounted on the mating surfaces. , P2 is sealed at the outer periphery.
[0038]
Seven third steam passages P3... (See FIG. 5) and fourth steam passages P4... Are formed in the movable valve plate 64 and the rotor 27 at equal intervals in the circumferential direction. The downstream end of ... communicates with the high pressure cylinders 42 of the first axial piston cylinder group 49 and the seven high pressure working chambers 82 defined between the high pressure pistons 43. As is clear from FIG. 6, the opening of the second steam passage P2 formed in the fixed valve plate 63 does not open evenly before and after the top dead center TDC of the high pressure piston 43, and the rotor 27 indicated by the arrow R The opening is slightly shifted toward the rotation direction leading side. As a result, an expansion period as long as possible, that is, a sufficient expansion ratio can be ensured, and negative work generated when the openings are set evenly before and after the top dead center TDC is reduced as much as possible. Further, in the high pressure working chamber 82. A sufficient output (efficiency) can be obtained by reducing the remaining expanded steam.
[0039]
The high-pressure stage steam discharge path and the low-pressure stage steam suction path that discharge medium-temperature and intermediate-pressure steam from the first axial piston cylinder group 49 and supply them to the second axial piston cylinder group 57 are shaded in FIG. Indicated. As is apparent when referring to FIG. 17 and FIGS. 5 to 8 together, an arc-shaped fifth steam passage P5 (see FIG. 6) is opened on the front surface of the fixed valve plate 63. The steam passage P5 communicates with a circular sixth steam passage P6 (see FIG. 7) that opens on the rear surface of the fixed valve plate 63. The fifth steam passage P5 is slightly shifted from the position slightly shifted to the rotation direction advance side of the rotor 27 indicated by the arrow R with respect to the bottom dead center BDC of the high pressure piston 43 to the rotation direction delay side with respect to the top dead center TDC. It opens over the position which shifted to. Accordingly, the third steam passage P3... Of the movable side valve plate 64 does not overlap with the second steam passage P2 from the bottom dead center BDC (preferably just before overlapping with the second steam passage P2). It is possible to communicate with the fifth steam passage P5 of the valve plate 63, during which steam is discharged from the third steam passage P3... To the fifth steam passage P5.
[0040]
The rotary valve body 62 is formed with a seventh steam passage P7 extending in the direction of the axis L and an eighth steam passage P8 extending substantially in the radial direction. The upstream end of the seventh steam passage P7 is the sixth steam passage. The downstream end of the sixth steam passage P7 communicates with the downstream end of P6, and the downstream end of the seventh steam passage P7 passes through the ninth steam passage P9 inside the joint member 83 disposed across the rotary valve main body 62 and the sliding member 70, and then slides. It communicates with the tenth steam passage P10 that penetrates the moving member 70 in the radial direction. The tenth steam passage P10 is partitioned between the low pressure cylinders 50 and the low pressure pistons 41 of the second axial piston cylinder group 57 via seven eleventh steam passages P11 formed radially in the rotor 27. The seven low pressure working chambers 84 communicate with each other.
[0041]
In order to prevent steam leakage from the mating surface of the rotary valve main body 62 and the stationary valve plate 63, sixth and seventh steam passages are provided by seal members 85 (see FIGS. 7 and 17) mounted on the mating surface. The outer periphery of the connection part of P6 and P7 is sealed. Between the inner peripheral surface of the sliding member 70 and the rotary valve main body 62 is sealed by two seal members 86 and 87, and between the outer peripheral surface of the joint member 83 and the sliding member 70 is sealed by a sealing member 88. The
[0042]
The interior of the rotor 27 and the output shaft 28 is thinned to define a pressure regulating chamber 89, and the pressure regulating chamber 89 and the eighth steam passage P8 are formed in a twelfth steam passage P12 formed in the rotary valve main body 62 and The thirteenth steam passage P13 communicates with a fourteenth steam passage P14 formed in the fixed side valve plate 63 and a fifteenth steam passage P15 penetrating through the bolt 67. The medium-temperature intermediate-pressure steam discharged from the seven third steam passages P3... To the fifth steam passage P5 pulsates seven times for each rotation of the rotor 27. By connecting the eighth steam passage P8 in the middle of supplying the piston cylinder group 57 to the pressure regulating chamber 89, the pulsation of the pressure is buffered and steam of a constant pressure is supplied to the second axial piston cylinder group 57. The efficiency of filling the steam into the low-pressure working chambers 84 can be increased.
[0043]
Further, since the pressure adjusting chamber 89 is formed by using a dead space at the center of the rotor 27 and the output shaft 28, the expansion machine M is not increased in size, and it has the effect of reducing the weight by removing the meat, and the pressure adjusting chamber 89 is adjusted. Since the outer periphery of the pressure chamber 89 is surrounded by the first axial piston cylinder group 49 that operates with high-temperature and high-pressure steam, the heat loss of the intermediate-temperature and intermediate-pressure steam supplied to the second axial piston cylinder group 57 does not occur. Furthermore, when the temperature of the central portion of the rotor 27 surrounded by the first axial piston cylinder group 49 rises, the rotor 27 can be cooled with the medium-temperature and medium-pressure steam in the pressure regulating chamber 89, and as a result, The output of the second axial piston cylinder group 57 can be improved by the heated intermediate temperature and intermediate pressure steam.
[0044]
A steam discharge path for discharging low-temperature and low-pressure steam from the second axial piston cylinder group 57 is shown in FIG. As is apparent when referring to FIGS. 18, 8, and 9 together, the sliding surface 71 of the sliding member 70 has an arc shape that can communicate with the seven eleventh steam passages P <b> 11 formed in the rotor 27. A sixteenth steam passage P16 is cut out, and the sixteenth steam passage P16 communicates with a seventeenth steam passage P17 cut out in an arc shape on the outer periphery of the rotary valve body 62. The sixteenth steam passage P16 is slightly shifted from the position slightly shifted from the bottom dead center BDC of the low pressure piston 51 to the advance side in the rotational direction of the rotor 27 as indicated by the arrow R, and slightly from the top dead center TDC to the rotational direction delay side. It opens over the position which shifted to. Accordingly, the eleventh steam passage P11... Of the rotor 27 does not overlap with the tenth steam passage P10 from the bottom dead center BDC (preferably just before overlapping with the tenth steam passage P10). It is possible to communicate with the sixteenth steam passage P16, during which steam is discharged from the eleventh steam passage P11 to the sixteenth steam passage P16.
[0045]
Further, the seventeenth steam passage P17 is provided between the rotary valve main body 62 and the rear cover 18 via an eighteenth steam passage P18 to a twentieth steam passage P20 formed in the rotary valve main body 62 and a notch 18d of the rear cover 18. The steam discharge chamber 90 communicates with the formed steam discharge chamber 90, and the steam discharge chamber 90 communicates with a steam discharge hole 18 c formed in the rear cover 18.
[0046]
As described above, the supply / discharge of the steam to the first axial piston cylinder group 49 and the supply / discharge of the steam to the second axial piston cylinder group 57 are controlled by the common rotary valve 61. The expander M can be reduced in size compared to the case where the rotary valve is used. In addition, since the valve for supplying the high-temperature and high-pressure steam to the first axial piston cylinder group 49 is formed on the flat sliding surface 68 at the front end of the fixed-side valve plate 63 integrated with the rotary valve body 62, the high-temperature and high-pressure steam leaks. Can be effectively prevented. This is because the flat sliding surface 68 is easy to process with high precision, and thus the clearance can be managed more easily than the cylindrical sliding surface.
[0047]
In particular, a plurality of preload springs 75... Apply a preset load to the rotary valve main body 62 to urge the rotary valve main body 62 forward in the axis L direction. By urging forward in the direction of the axis L, a surface pressure corresponding to the pressure of the high-temperature and high-pressure steam is generated on the slide 68 of the fixed valve plate 63 and the movable valve plate 64, and the steam from the slide surface 68 is generated. Leakage can be more effectively suppressed.
[0048]
In addition, the valve for supplying the intermediate temperature intermediate pressure steam to the second axial piston cylinder group 57 is formed on the cylindrical sliding surface 71 on the outer periphery of the rotary valve main body 62. The intermediate temperature intermediate pressure steam passing therethrough is Since the pressure is lower than that of the high-temperature high-pressure steam, even if the surface pressure on the sliding surface 71 is not generated, there is no practical problem with steam leakage if predetermined clearance management is performed.
[0049]
The rotary valve body 62 has a first steam passage P1 through which high-temperature and high-pressure steam flows, a seventh steam passage P7 and an eighth steam passage P8 through which medium-temperature and intermediate-pressure steam flow, and a seventeenth steam passage P17 through which low-temperature and low-pressure steam flows. Since the 20th steam passage P20 is formed in an integrated manner, not only can the steam temperature be prevented from being lowered, but also the high temperature / high pressure steam seal portion (for example, the seal member 81) is cooled with the low temperature / low pressure steam to enhance durability. Can do.
[0050]
Furthermore, since the rotary valve 61 can be attached to and detached from the casing body 12 simply by removing the rear cover 18 from the casing body 12, maintenance workability such as repair, cleaning, and replacement is greatly improved. Further, the rotary valve 61 through which the high-temperature and high-pressure steam passes becomes high temperature, but the swash plate 39 and the output shaft 28 that need to be lubricated with oil are disposed on the opposite side of the rotary valve 61 with the rotor 27 interposed therebetween. It can be prevented that the oil is heated by the heat of the rotary valve 61 and the lubrication performance of the swash plate 39 and the output shaft 28 is deteriorated. The oil also functions to cool the rotary valve 61 and prevent overheating.
[0051]
Next, the structure of the breather will be described with reference to FIGS.
[0052]
The lower breather chamber 101 defined between the upper wall 12a of the casing body 12 and the breather chamber partition wall 23 communicates with the lubrication chamber 102 in the casing 11 through a communication hole 12b formed in the upper wall 12a of the casing body 12. To do. Oil is stored in an oil pan 19 provided at the bottom of the lubrication chamber 102, and its oil level is slightly higher than the lower end of the rotor 27 (see FIG. 1). Inside the lower breather chamber 101, three partition walls 12c to 12e whose upper ends are in contact with the lower surface of the breather chamber partition wall 23 are projected upward, and communicated with one end of a maze formed by these partition walls 12c to 12e. The hole 12b is opened, and four oil return holes 12f penetrating the upper wall 12a are formed in the middle of the path toward the other end of the maze. The oil return holes 12f are formed at the lowest position of the lower breather chamber 101 (see FIG. 14), so that the oil condensed in the lower breather chamber 101 can be reliably returned to the lubrication chamber 102.
[0053]
An upper breather chamber 103 is defined between the breather chamber partition wall 23 and the breather chamber cover 25, and the upper breather chamber 103 and the lower breather chamber 101 penetrate the breather chamber partition wall 23 into the upper breather chamber 103. The four communication holes 23a..., 23b communicate in a chimney shape. A recess 12g is formed in the upper wall 12a of the casing body 12 located below the condensed water return hole 23c penetrating the breather chamber partition wall 23, and the periphery of the recess 12g is sealed with a seal member 104.
[0054]
One end of the first breather passage B <b> 1 formed in the breather chamber partition wall 23 opens in the middle in the height direction of the upper breather chamber 103. The other end of the first breather passage B1 communicates with the steam discharge chamber 90 via a second breather passage B2 formed in the casing body 12 and a third breather passage B3 formed in the rear cover 18. The recess 12g formed in the upper wall 12a communicates with the steam discharge chamber 90 via the fourth breather passage B4 and the third breather passage B3 formed in the casing body 12. The outer periphery of the communicating portion of the first breather passage B1 and the second breather passage B2 is sealed by the seal member 105.
[0055]
As shown in FIG. 2, a joint 106 communicating with the lower breather chamber 101 and a joint 107 communicating with the oil pan 19 are connected by a transparent oil level gauge 108, and the oil level of the oil in the oil level gauge 108 Thus, the oil level of the oil in the lubrication chamber 102 can be known from the outside. That is, the lubrication chamber 102 has a hermetically sealed structure, and it is difficult to insert an oil level gauge from the outside because of maintaining the sealing performance, and the structure becomes inevitable. However, the oil level gauge 108 allows the oil level of the oil to be easily known from the outside while maintaining the sealed state of the lubrication chamber 102.
[0056]
Next, the operation of the expander M of the present embodiment having the above configuration will be described.
[0057]
As shown in FIG. 16, the high-temperature and high-pressure steam generated by heating water with the evaporator is supplied to the pressure chamber 76 of the expander M through the steam supply pipe 77, and from there to the rotary valve body 62 of the rotary valve 61. The first steam passage P1 formed and the second steam passage P2 formed in the fixed valve plate 63 integral with the rotary valve body 62 reach the sliding surface 68 with the movable valve plate 64. The second steam passage P2 opening in the sliding surface 68 is instantaneously connected to the third steam passage P3 formed in the movable valve plate 64 that rotates integrally with the rotor 27, and the high-temperature and high-pressure steam is in the third steam passage P3. To the high pressure working chamber 82 at the top dead center among the seven high pressure working chambers 82 of the first axial piston cylinder group 49 through the fourth steam passage P4 formed in the rotor 27.
[0058]
Even after the communication between the second steam passage P2 and the third steam passage P3 is cut off with the rotation of the rotor 27, the high-temperature high-pressure steam expands in the high-pressure working chamber 82, so that the sleeve 41 is fitted into the high-pressure cylinder 42. The high pressure piston 43 is pushed forward from the top dead center toward the bottom dead center, and the front end presses the dimple 39a of the swash plate 39. As a result, a rotational torque is applied to the rotor 27 by a reaction force that the high pressure piston 43 receives from the swash plate 39. Every time the rotor 27 rotates by 1/7, high-temperature high-pressure steam is supplied into the new high-pressure working chamber 82 and the rotor 27 is continuously driven to rotate.
[0059]
As shown in FIG. 17, while the high pressure piston 43 that has reached the bottom dead center with the rotation of the rotor 27 is retracted toward the top dead center, the intermediate temperature / intermediate pressure steam pushed out from the high pressure working chamber 82 is 27, the fourth steam passage P4 of the movable side valve plate 64, the sliding surface 68, the fifth steam passage P5 and the sixth steam passage P6 of the fixed side valve plate 63, and the rotary valve body. Through the seventh steam passage P7 to the tenth steam passage P10 of 62 and the sliding surface 71, the low pressure working chamber 84 of the second axial piston cylinder group 57 that has reached the top dead center with the rotation of the rotor 27 is provided. It supplies to the eleventh steam passage P11 which continues. The medium-temperature / medium-pressure steam supplied to the low-pressure working chamber 84 is expanded in the low-pressure working chamber 84 even after the communication between the tenth steam passage P10 and the eleventh steam passage P11 is cut off, and is thus fitted into the low-pressure cylinder 50. The low pressure piston 51 is pushed forward from the top dead center toward the bottom dead center, and the link 52 connected to the low pressure piston 51 presses the swash plate 39. As a result, the pressing force of the low pressure piston 51 is converted into the rotational force of the swash plate 39 via the link 52, and this rotational force transmits the rotational torque from the high pressure piston 43 to the rotor 27 via the dimple 39 a of the swash plate 39. That is, the rotational torque is transmitted to the rotor 27 that rotates in synchronization with the swash plate 39. The link 52 serves to maintain the coupling between the low pressure piston 51 and the swash plate 39 in order to prevent the low pressure piston 51 from being detached from the swash plate 39 when negative pressure is generated during the expansion stroke. As described above, the rotational torque is transmitted from the high-pressure piston 43 to the rotor 27 that rotates synchronously with the swash plate 39 via the dimples 39a of the swash plate 39. Then, every time the rotor 27 rotates by 1/7, medium temperature / intermediate pressure steam is supplied into the new low pressure working chamber 84, and the rotor 27 is continuously rotated.
[0060]
At this time, as described above, the pressure of the intermediate-temperature / intermediate-pressure steam discharged from the high-pressure working chambers 82 of the first axial piston cylinder group 49 pulsates seven times per rotation of the rotor 27. By buffering in the pressure regulating chamber 89, steam at a constant pressure can be supplied to the second axial piston cylinder group 57 to increase the efficiency of filling the low pressure working chambers 84 with the steam.
[0061]
As shown in FIG. 18, the low-temperature low-pressure steam pushed out from the low-pressure working chamber 84 while the low-pressure piston 51 that has reached the bottom dead center as the rotor 27 rotates moves backward toward the top dead center. Are discharged to the steam discharge chamber 90 through the eleventh steam passage P11, the sliding surface 71, the sixteenth steam passage P16 of the sliding member 70, and the seventeenth steam passage P17 to the twentieth steam passage P20 of the rotary valve body 62. From there, it is supplied to the condenser via the vapor discharge hole 18c.
[0062]
When the expander M operates as described above, the seven high-pressure pistons 43 of the first axial piston cylinder group 49 and the seven low-pressure pistons 51 of the second axial piston cylinder group 57 are common. Since the output shaft 28 can be driven by synthesizing the outputs of the first and second axial piston cylinder groups 49 and 57, the expander M can be miniaturized and high output can be obtained. be able to. At this time, the seven high-pressure pistons 43 of the first axial piston cylinder group 49 and the seven high-pressure pistons 51 of the second axial piston cylinder group 57 are arranged with a half pitch shift in the circumferential direction. Therefore, as shown in FIG. 15, the pulsation of the output torque of the first axial piston cylinder group 49 and the pulsation of the output torque of the second axial piston cylinder group 57 cancel each other, and the output of the output shaft 28 Torque becomes flat.
[0063]
The axial type expander has a feature that the space efficiency is higher than that of the radial type expander. However, space efficiency can be further improved by arranging the axial type expander in two stages in the radial direction. In particular, the first axial piston cylinder group 49 that requires a small diameter to operate with a high-pressure steam having a small volume is disposed radially inward, and a second diameter having a large diameter for operating with a low-pressure steam having a large volume. Since the axial piston cylinder group 57 is arranged on the outer side in the radial direction, the expander M can be further downsized by effectively using the space. Moreover, by using the cylinders 42, 50, and the pistons 43, 51, etc., which can increase the processing accuracy by having a circular cross section, the amount of steam leakage is reduced as compared with the case where vanes are used, and further higher. Output can be desired.
[0064]
In addition, the first axial piston cylinder group 49 that operates with high-temperature steam is disposed on the radially inner side, and the second axial piston cylinder group 57 that operates with low-temperature steam is disposed on the radially outer side. The efficiency of the expander M can be increased by minimizing the temperature difference between the piston cylinder group 57 and the outside of the casing 11 and minimizing heat escape to the outside of the casing 11. Further, since the heat escaped from the high temperature first axial piston cylinder group 49 at the radially inner side can be recovered by the low temperature second axial piston cylinder group 57 at the radially outer side, the efficiency of the expander M is further increased. Can be increased.
[0065]
Further, when viewed in a direction perpendicular to the axis L, the rear end of the first axial piston cylinder group 49 is located in front of the rear end of the second axial piston cylinder group 57. The heat escaped from the piston cylinder group 49 to the rear in the direction of the axis L can be recovered by the second axial piston cylinder group 57, and the efficiency of the expander M can be further increased. Furthermore, since the high pressure side sliding surface 68 is located behind the concave portion 27b of the rotor 27 relative to the low pressure side sliding surface 71, the pressure difference between the pressure outside the casing 11 and the low pressure side sliding surface 71. The amount of steam leakage from the low pressure side sliding surface 71 can be reduced and the vapor pressure leaking from the high pressure side sliding surface 68 is recovered by the low pressure side sliding surface 71. Can be used effectively.
[0066]
Now, during the operation of the expander M, the oil stored in the oil pan 19 is stirred and repelled by the rotor 27 rotating in the lubrication chamber 102 of the casing 11, and the sliding between the high pressure cylinders 42 ... and the high pressure pistons 43 ... A moving part, a sliding part between the low pressure cylinder 50 and the low pressure piston 51, an angular ball bearing 31 supporting the output shaft 28, an angular ball bearing 29 supporting the rotor 27, an angular ball bearing 38 supporting the swash plate 39, The sliding portions between the high pressure pistons 43 and the swash plate 39, the spherical bearings 54, 56, etc. at both ends of the links 52, etc. are lubricated.
[0067]
The inside of the lubrication chamber 102 is filled with oil mist scattered by oil agitation and oil vapor heated and evaporated at a high temperature portion of the rotor 27, and this is filled with a high pressure working chamber 82 ... and a low pressure working chamber. The steam leaked from 84 to the lubrication chamber 102 is mixed. When the pressure in the lubrication chamber 102 becomes higher than the pressure in the steam discharge chamber 90 due to steam leakage, the oil and steam mixture flows into the lower breather chamber 101 from the communication hole 12b formed in the upper wall 12a of the casing body 12. . The inside of the lower breather chamber 101 has a maze structure due to the partition walls 12c to 12e, and the oil condensed while passing therethrough drops from four oil return holes 12f formed in the upper wall 12a of the casing body 12. Then, it is returned to the lubrication chamber 102.
[0068]
The steam from which the oil has been removed passes through the four communication holes 23a,..., 23b of the breather chamber partition wall 23, flows into the upper breather chamber 103, and is connected to the outside air through the breather chamber cover 25 that defines the upper wall. It loses heat and condenses. The water condensed in the upper breather chamber 103 does not flow into the four communication holes 23a..., 23b protruding into the chimney into the upper breather chamber 103, and enters the condensed water return hole 23c formed in the breather chamber partition wall 23c. It passes through and falls into the recess 12g, and is then discharged into the steam discharge chamber 90 through the fourth breather passage B4 and the third breather passage B3. At this time, the amount of condensed water returned to the steam discharge chamber 90 becomes an amount commensurate with the amount of steam leaked from the high pressure working chambers 82 and the low pressure working chambers 84 to the lubrication chamber 102. Further, since the steam discharge chamber 90 and the upper breather chamber 103 are always in communication with each other through the first steam passage B1 to the third steam passage B3 functioning as a pressure equilibrium passage, the pressure equilibrium between the steam discharge chamber 90 and the lubrication chamber 102 is maintained. Can be secured.
[0069]
When the pressure in the lubrication chamber 102 becomes lower than the pressure in the steam discharge chamber 90 in the transition period before the warm-up is completed, the steam in the steam discharge chamber 90 is transferred to the third breather passage B3, the second breather passage B2, and the second breather passage B2. It is conceivable that the oil flows into the lubrication chamber 102 via the one breather passage B1, the upper breather chamber 103, and the lower breather chamber 101. However, after the warm-up is completed, the pressure of the lubrication chamber 102 is discharged due to the leakage of steam into the lubrication chamber 102. Since the pressure is higher than the pressure in the chamber 90, the oil and steam separation action described above is started.
[0070]
In the Rankine cycle system, where the working medium vapor (or water) circulates in a closed circuit consisting of an evaporator, expander, condenser and circulation pump, it is avoided as much as possible that the working medium is contaminated with oil. However, the lower breather chamber 101 that separates the oil and the upper breather chamber 103 that separates the condensed water minimize the contamination of the oil into the steam (or water) and the filter for separating the oil. The burden can be reduced, the size and cost can be reduced, and oil contamination and deterioration can be prevented.
[0071]
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
[0072]
FIG. 19 shows the sliding surface 68 of the fixed side valve plate 63 and corresponds to FIG. 6 showing the first embodiment. The sealing surface pressure is applied to the sliding surface 68 by the elastic force of the preset springs 75 and the pressure of the high-temperature and high-pressure steam acting on the pressure chamber 76, but the sealing surface pressure is uniform over the entire sliding surface 68. It is difficult to ensure. This is because high-temperature and high-pressure steam is supplied to the second steam passage P2, the third steam passage P3,... Passing through the sliding surface 68, and the high-temperature and high-pressure steam separates the fixed valve plate 63 and the movable valve plate 64 from each other. This is because it acts to reduce the seal surface pressure. On the other hand, medium temperature / medium pressure steam is supplied to the fifth steam passage P5, the third steam passage P3,... Passing through the sliding surface 68, but the pressure is lower than that of the high temperature / high pressure steam. The action of pulling away and lowering the seal surface pressure is also reduced. As a result, an unbalanced load is applied to the sliding surface 68 due to the steam pressure in the second steam passage P2, the third steam passage P,... And the fifth steam passage P5, and this causes a decrease in the sealing performance of the sliding surface 68. It becomes.
[0073]
Therefore, in the second embodiment, an annular first pressure groove G1 surrounding the outer periphery of the fourteenth steam passage P14 passing through the axis L is formed on the sliding surface 68 of the fixed side valve plate 63, and the first pressure groove G1 is communicated with a fifth steam passage P5 through which medium-temperature and intermediate-pressure steam passes, and a partial arc-shaped second pressure groove G2 surrounding the outer periphery of the first pressure groove G1 is formed, and the second pressure groove G2 is formed at a high temperature. The high-pressure steam communicates with the second steam passage P2. By the action of the first and second pressure grooves G1 and G2, the non-uniform seal surface pressure of the sliding surface 68 is alleviated, and the sealing performance is reduced and the wear is caused by the uneven contact of the sliding surface 68. Can be prevented. Further, when the steam leaked from the high pressure second pressure groove G2 flows into the low pressure first pressure groove G1, the wear powder is discharged into the first pressure groove G1 to prevent the flow into the high pressure working chamber 82. Also demonstrates. Furthermore, the vapor can be uniformly distributed on the sliding surface 68 where lubrication with oil cannot be expected, and the lubrication performance can be improved.
[0074]
Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
[0075]
The third embodiment is a modification of the second embodiment, omits the second pressure groove G2 communicating with the second steam passage P2 through which the high-temperature and high-pressure steam passes, and communicates with the fifth steam passage P15 through which the intermediate-temperature and intermediate-pressure steam passes. Only the first pressure groove G1 is provided. According to the third embodiment, not only the structure is simplified compared to the second embodiment, but also the wear powder recovery effect is enhanced, and the amount of steam leakage is also reduced compared to the second embodiment.
[0076]
Although the embodiments of the present invention have been described above, various design changes can be made without departing from the scope of the present invention.
[0077]
For example, in the embodiment, the first axial piston cylinder group 49 and the second axial piston cylinder group 57 are provided, but three or more sets of axial piston cylinder groups may be provided.
[0078]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the present invention, the plurality of axial piston cylinder groups are arranged radially inward and outward with respect to the output shaft, and the pistons of the respective axial piston cylinder groups are guided to the common swash plate. Since it functions continuously in multiple stages, the amount of leakage of the working medium is reduced compared to the vane type expander, and it is inherently more space efficient than the vane type or radial type expander. The space efficiency of the high axial type expander can be further increased, and a small and high output expander can be obtained.
[0079]
Also, the larger the pistons of the plurality of axial piston cylinder groups are located at the radially outer side, the larger the diameter, and the radial direction from the radially inner one of the plurality of axial piston cylinder groups in which high-temperature and high-pressure compressive working media are connected in series. Sequential supply to the outside allows miniaturization of the expander by minimizing the occurrence of dead space, and a high-pressure working medium with a small volume is first added to the small-diameter axial piston cylinder group at the radially inner side. Then, the large-diameter axial piston cylinder group on the outside in the radial direction is acted on by a low-pressure working medium with a large volume that has partially expanded. Can be converted. Moreover, the area of the sliding portion of the axial piston cylinder group on the radially inner side where leakage is likely to occur due to the action of the high-pressure working medium can be minimized, and the leakage of the working medium can be further reduced.
[0080]
Furthermore, since the high-temperature working medium before expansion acts on the axial piston cylinder group on the radially inner side, and the low-temperature working medium after expansion acts on the axial piston cylinder group on the radially outer side, the high-temperature working medium The heat dissipated from the radially inner axial piston cylinder group on which is applied can be recovered by the radially outer axial piston cylinder group on which the low-temperature working medium acts to reduce the loss of thermal energy.
[0081]
According to the second aspect of the present invention, since the arrangement pitch of the axial piston cylinder groups adjacent to each other in the radial direction is shifted in the circumferential direction, the inner space in the radial direction is inserted into the space between the radially outer cylinders. These cylinders can be arranged to further reduce the outer diameter of the expander, and the variation in the output torque of the plurality of axial piston cylinder groups can be reduced.
[0082]
According to the invention described in claim 3, since the working medium supply / discharge unit and the output unit are arranged at positions separated from each other by the power conversion unit, oil for lubricating the sliding part of the output unit is provided. It is possible to prevent the high temperature working medium from being heated and altered by the working medium supply / discharge section through which the high temperature working medium passes, and to ensure the lubrication performance of the output section.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of an expander. FIG. 2 is a sectional view taken along line 2-2 in FIG. 1. FIG. 3 is an enlarged view of part 3 in FIG. 4-4 sectional view)
5 is a view taken along line 5-5 in FIG. 4. FIG. 6 is a view taken along line 6-6 in FIG. 4. FIG. 7 is a cross-sectional view taken along line 7-7 in FIG. 8 is a cross-sectional view taken along line 9-9 of FIG. 4. FIG. 10 is a cross-sectional view taken along line 10-10 of FIG. 1. FIG. 11 is a cross-sectional view taken along line 11-11 of FIG. Fig. 13 is a sectional view taken along line 12-12 of Fig. 10. Fig. 13 is a sectional view taken along line 13-13 of Fig. 11. Fig. 14 is a sectional view taken along line 14-14 of Fig. 10. Fig. 15 is a graph showing torque fluctuations of the output shaft. FIG. 17 is an operation explanatory diagram showing a high pressure stage exhaust system and a low pressure stage exhaust system. FIG. 18 is an operation explanatory diagram showing a low pressure stage exhaust system. FIG. 20 is a diagram corresponding to FIG. 6 showing the second embodiment of the present invention. FIG. 20 is a diagram corresponding to FIG. 6 showing the third embodiment of the present invention.
11 Casing 27 Rotor 28 Output shaft 39 Swash plate 43 High-pressure piston (piston)
49 First axial piston cylinder group (axial piston cylinder group)
51 Low pressure piston (piston)
57 Second axial piston cylinder group (axial piston cylinder group)
61 Rotary valve (suction / exhaust valve)
L axis

Claims

ケーシング（１１）と、
駆動力を出力する出力軸（２８）と、
出力軸（２８）と一体になってケーシング（１１）に回転自在に支持されたロータ（２７）と、
出力軸（２８）の軸線（Ｌ）を囲むようにロータ（２７）に環状にかつ半径方向内外に配置された複数のアキシャルピストンシリンダ群（４９，５７）と、
ケーシング（１１）に固定されて複数のアキシャルピストンシリンダ群（４９，５７）のピストン（４３，５１）を前記軸線（Ｌ）方向に案内する共通の斜板（３９）と、
を備えた膨張機であって、
複数のアキシャルピストンシリンダ群（４９，５７）のピストン（４３，５１）を半径方向外側に位置するものほど大径にするとともに、
複数のアキシャルピストンシリンダ群（４９，５７）を給・排気バルブ（６１）を介して直列に接続し、高温高圧の圧縮性作動媒体を最初に半径方向内側のアキシャルピストンシリンダ群（４９）に供給し、次にその膨張作用を一部終了して降温降圧した前記作動媒体を半径方向外側のアキシャルピストンシリンダ群（５７）に向けて順次供給することを特徴とする膨張機。A casing (11);
An output shaft (28) for outputting a driving force;
A rotor (27) integrated with the output shaft (28) and rotatably supported by the casing (11);
A plurality of axial piston cylinder groups (49, 57) annularly arranged on the rotor (27) so as to surround the axis (L) of the output shaft (28) and radially inward and outward;
A common swash plate (39) fixed to the casing (11) and guiding the pistons (43, 51) of the plurality of axial piston cylinder groups (49, 57) in the direction of the axis (L);
An expander with
The pistons (43, 51) of the plurality of axial piston cylinder groups (49, 57) have a larger diameter as they are located on the radially outer side,
A plurality of axial piston cylinder groups (49, 57) are connected in series via a supply / exhaust valve (61), and a high-temperature and high-pressure compressive working medium is first supplied to the axial piston cylinder group (49) on the radially inner side. Next, the expander is characterized by sequentially supplying the working medium whose temperature has been lowered and lowered by partially terminating the expansion action toward the radially outer axial piston cylinder group (57).

半径方向内外に隣接するアキシャルピストンシリンダ群（４９，５７）の配列ピッチを円周方向にずらしたことを特徴とする、請求項１に記載の膨張機。 The expander according to claim 1, wherein the arrangement pitch of the axial piston cylinder groups (49, 57) adjacent to each other in the radial direction is shifted in the circumferential direction.

複数のアキシャルピストンシリンダ群（４９，５７）に作動媒体を供給・排出する前記吸・排気バルブ（６１）よりなる作動媒体供給・排出部と、ロータ（２７）よりなる動力変換部と、出力軸（２８）および斜板（３９）よりなる出力部とを前記軸線（Ｌ）の一端側から他端側に順次配置したことを特徴とする、請求項１または請求項２に記載の膨張機。A working medium supply / discharge unit comprising the intake / exhaust valve (61) for supplying / discharging the working medium to / from the plurality of axial piston cylinder groups (49, 57), a power conversion unit comprising the rotor (27), and an output shaft The expander according to claim 1 or 2, wherein an output portion comprising (28) and a swash plate (39) is sequentially arranged from one end side to the other end side of the axis (L).