CN1452687A - 兰肯循环装置 - Google Patents

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伊藤直纪
远藤恒雄
高桥勤
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Abstract

对于具有串联配置的前段气缸室与后段叶片室的膨胀机(4)吸入的蒸气的压力(Pevp)与温度(Tevp)的任意关系，通过将膨胀机(4)吸入·排出的蒸气的膨胀比设定为对应于前述任意关系的规定的膨胀比设定为对应于前述任意关系的规定的膨胀比(ε)，由此可使膨胀机(4)排出的蒸气的压力(Pexp2)与温度(Texp2)和目标值相一致，最大限度地发挥膨胀机(4)与冷凝器(5)的性能。由于前段的气缸室内的蒸气处于过热蒸气区域不含水，故气缸室内不产生水击现象。而由于叶片室的出口的蒸气和于饮和蒸气区域而含有水，故可望以该水润滑和密封叶片室。

Description

兰肯循环装置
技术领域
本发明涉及具有对液体加热而产生蒸气的蒸发器、使从蒸发器供给的蒸气膨胀产生一定的轴转矩的膨胀机、和使膨胀机排出的蒸气冷却返回为液体的冷凝器的兰肯循环装置。
背景技术
在日本专利特开平4-47104号公报中记述着：以蒸发器产生的蒸气使膨胀机工作，将膨胀机排出的蒸气在冷凝器中液化后回到蒸发器的兰肯循环装置中，相应于蒸发器产生的蒸气的能量之大小开闭设在膨胀机入口的阀，控制向膨胀机供给蒸气的时刻，由此来确保最大限度的输出转矩。
另外，在日本专利特开昭58-48706号公报中记述着：以蒸发器产生的蒸气使膨胀机工作，将膨胀机排出的蒸汽在冷凝器中液化后回到蒸发器的兰肯循环装置中，在导向冷凝器的蒸气导入压力比从膨胀机排出的蒸气排出压力高时，打开连接冷凝器入口侧与膨胀机的膨胀即将结束时的位置的旁通通路，可望减小膨胀机的过膨胀损失。
还有，在日本专利特开昭61-87990号公报中记述有：在叶片型压缩机中，在支承叶片的转子的转动轴上设置控制对于叶片室的吸气与排气的回转阀，将该回转阀的吸气时刻与排气时刻设定为可变的。
例如，在以与内燃机排出气体间进行热交换的蒸发器加热水产生蒸气，以该蒸气使容积型膨胀机工作产生轴输出功率，以冷凝器将从膨胀机排出的蒸气变回成水供给蒸发器的兰肯循环装置中，将从蒸发器供给于膨胀机的蒸气的压力与温度预先设定为相应于膨胀机的性能的额定值，同时将从膨胀机排出到冷凝器的蒸气的温度预先设定为相应于冷凝器性能的额定值。但是，在蒸发器中产生的蒸气的压力与温度随着蒸发器的过渡状态、内燃机的运转状态、供给于蒸发器的水量等而变动，另外，冷凝器可发挥最大性能的蒸气的压力与温度则随着冷凝器的过渡状态、冷凝器的冷却状态(外气温、冷却风扇转速、行走风的强度)等而变动。
在图21A中，纵轴与横轴分别表示蒸气的压力p与比容积v，在膨胀机的入口为额定值压力p1的蒸气在膨胀机内部仅以预先设定的设定膨胀比进行膨胀，在膨胀机的出口压力从前述p1向额定值的p2变化时，膨胀机与冷凝器可发挥最大限度的性能。但是，像前述那样，膨胀机入口压力因种种原因而变动，且膨胀机与冷凝器可发挥最大限度性能的膨胀机出口压力也因种种原因而变动。从而，膨胀机的出口压力与那时膨胀机和冷凝器可发挥最大限度性能的压力不相一致，膨胀机和冷凝器有可能不能充分发挥性能。
即，如图21B所示，即使膨胀比与设定膨胀比ε相一致、而膨胀机的入口压力为比额定值p1还过大的p1′的情况下，膨胀机的出口压力变得比额定值p2还高，残留了未驱动膨胀机的能量的蒸气的白白浪费，不能充分发挥膨胀机的性能，而且有着冷凝器负荷增加、冷凝性能下降的问题。另一方面，如图21C所示，在即使膨胀比与设定膨胀比ε相一致、而膨胀机的入口压力比额定值p1还过小的情况下，由于膨胀机的出口压力比额定值p2还低，有着蒸气在膨胀机内部做负功而使输出功率下降的问题。
这种不良情况，在膨胀机的入口温度比额定值高或低的情况下、在膨胀机内部蒸气泄漏量多或少的情况下、或者膨胀机与冷凝器可发挥最大限度性能的膨胀机的出口压力因种种原因偏离额定值p2而变化的情况下也同样发生。
发明内容
本发明即是有鉴于前述情况，其目的在于最大限度地发挥兰肯循环装置的膨胀机与冷凝器的性能。
为达到上述目的，由本发明第一特征提出的兰肯循环装置具有加热液体而产生蒸气的蒸发器、使从蒸发器供给的蒸气膨胀而产生轴转矩的膨胀机、使膨胀机排出的蒸气冷却而变回到液体的冷凝器，在这样的兰肯循环装置中，对于膨胀机吸入的蒸气的压力与温度的任意关系，通过将膨胀机吸入·排出的蒸气的膨胀比设定为相应于前述任意关系的规定的膨胀比而使膨胀机排出的蒸气的压力与温度与目标值相一致。
如采用上述构成，即使膨胀机吸入的蒸气的压力与温度处在任意的关系下，由于将膨胀机吸入·排出的蒸气的膨胀比设定为相应于前述任意关系的规定的膨胀比，故可控制膨胀机排出的蒸气的压力与温度。从而，如以膨胀机与冷凝器可发挥最大性能的压力与温度为目标值来设定膨胀比，可使膨胀机排出的蒸气的压力与温度与前述目标值相一致，可最大限度地发挥膨胀机与冷凝器的性能。
本发明的第二个特征提出的兰肯循环装置是在第一特征基础上，膨胀机吸入的蒸气的压力与温度处在过热蒸气区域，膨胀机排出蒸气的压力与温度处在饱和蒸气区域。
如采用上述之构成，由于膨胀机吸入的蒸气处在不含液体的过热蒸气区域，而膨胀机排出蒸气处在含有液体的饱和蒸气区域，故可将液体对膨胀机的工作的影响抑制到最小限度，同时可减轻使蒸气返回为液体的冷凝器的负荷。
本发明的第三个特征提出的兰肯循环装置是在第一特征的基础上，膨胀机具有多个串联连接的多个膨胀室，将各个膨胀室的蒸气的膨胀比之积设定为上述设定膨胀比。
如采用上述这构成，一方面通过将多个膨胀室串联连接起来而可集中各膨胀机产生的轴转矩进行输出，一方面通过将各膨胀室的蒸气的膨胀比的积设定为设定膨胀比而可最大限度地提高冷凝器的冷凝效率。
本发明第四特征提出的兰肯循环装置的特征是在第三特征的基础上，膨胀机的多个膨胀室中的、至少最上游侧的膨胀室的蒸气处在过热蒸气区域，至少最下游侧的膨胀室的蒸气处在饱和蒸气区域。
如采用上述之构成，由于多个膨胀室中的至少最上游侧的膨胀室的蒸气处在不含液体的过热蒸气区域，多个膨胀室中的至少最下游侧的膨胀室的蒸气处在含有液体的饱和蒸气区域，故可将液体对膨胀机的工作之影响抑制到最小限度，并可减轻使蒸气变回为液体的冷凝器的负荷。
本发明第五特征提出的兰肯循环装置的特征是在第四特征的基础上，排出位置的蒸气处于过热蒸气区域的膨胀室由气缸室构成。
如采用上述之构成，由于在以气缸室构成的膨胀室的排出位置蒸气处于过热蒸气区域，故可防止液体混入蒸气，并可未然地避免由于液体滞留于气缸室内而产生不良情况。
本发明第六特征提出的兰肯循环装置的特征在于，在上述第四特征的基础上，排气位置的蒸气处在饱和蒸气区域的膨胀室由叶片室构成。
如采用上述之构成，由于在以叶片室构成的膨胀室的排出位置蒸气处在饱和蒸气区域，蒸气中混入液体，可望由液体提高叶片的润滑性与密封性。
本发明第七特征提出的兰肯循环装置的特征在于，在上述第三特征的基础上，将膨胀机的多个膨胀室中的、至少最上游侧的膨胀室的吸入位置设计成可变。
若采用上述构成，由于将多个膨胀室中的、至少最上游侧的膨胀室的吸入位置为可变，可使膨胀机吸入的蒸气压力变化，并可使膨胀机整体膨胀比脱离开设定膨胀比而变化。由此，即使膨胀机吸入的蒸气的压力与温度脱离开前述规定的关系，由于可使膨胀机吸入·排出的蒸气的膨胀比离开前述设定膨胀比而变化，故可使膨胀机排出的蒸气的压力与温度与前述目标值相一致。
本发明第八特征提出的兰肯循环装置的特征在于，在上述第三特征的基础上，在膨胀机的多个膨胀室中的、至少将最下游侧的膨胀室的排出位置做成可变的。
如采用上述之构成，由于在多个膨胀室中的、至少将最下游侧的膨胀室的排出位置形成为可变的，故可使膨胀机排出的蒸气压力变化，可使膨胀机整体膨胀比离开设定膨胀比而变化。由此，即使膨胀机吸入的蒸气的压力与温度离开前述规定关系，由于膨胀机吸入·排出蒸气的膨胀比可离开前设定膨胀比而变化，可使膨胀机排出蒸气的压力与温度与前述目标值相一致。
而且，实施例的气缸构件39构成了本发明的膨胀室与气缸室；实施例的叶片室54构成了本发明的膨胀室。
附图说明
图1～19表示本发明第一实施例。
图1是内燃机的废热回收装置的概略图。
图2是相当于图5的2-2剖视图的膨胀机的纵剖面图。
图3是图2的旋转轴线周围的放大剖面图。
图4是图2的4-4剖视图。
图5是放大了要部的图2的5-5剖视图。
图6是图5的6-6放大剖视图。
图7是图5的要部放大图。
图8是图4的旋转轴线周围放大图。
图9是叶片本体的正视图。
图10是叶片本体的侧视图。
图11是图9的11-11剖视图。
图12是密封构件的正视图。
图13是图4的旋转轴线周围放大图。
图14是表示膨胀机控制系统构成的图。
图15是表示第一、第二膨胀室的压力变化与膨胀比的曲线图。
图16是表示膨胀机入口的温度与压力的最佳关系的曲线图。
图17是兰肯循环装置的TS线图。
图18是兰肯循环装置的HS线图。
图19是表示膨胀机出口的温度与干度关系的图。
图20是表示本发明第二实施例的图。
图21A～图21C是表示膨胀机的蒸气的压力与比容积变化的图。
具体实施方式
在图1中，内燃机1的废热回收装置2包括有以内燃机1的废热、例如排出气体为热源，以实现了使高压状态的液体、例如水温度上升而产生高压状态的蒸气、即高温高压蒸气的蒸发器3，由该高温高压蒸气的膨胀产生输出功率的膨胀机4，使从该膨胀机4排出的、前述膨胀后的温度与压力均下降了的蒸气、即降温降压蒸气液化的冷凝器5，将从冷凝器5来的液体、例如水加压供给于蒸发器3的供给泵6。
膨胀机4具有特殊的构造，其构成如下。
在图2～图7中，壳体7由金属制第一、第二半体8、9构成。两半体8、9由具有大致成椭圆形的凹部10的主体11、与该主体11一体的圆形法兰12构成，借将两圆形法兰12夹着金属垫圈13相重合而形成大致椭圆形的转子室14。另外，第一半体8的主体11外面由薄壳形构件15的呈深钵形的主体16所覆盖，与该主体16一体的圆形法兰17夹着热圈18重合于第一半体8的圆形法兰12，3个圆形法兰12、12、17在其圆周方向多处由螺栓19连结起来。由此，在薄壳形构件1 5与第一半体8的两主体11、16间形成了中继室20。
两半体8、9的主体11具有在其外面上向外方突出的中空轴承筒21、22，在这些中空轴承筒21、22上，通过轴瓦(或树脂制轴承)25可旋转地支承着贯穿转子室14的中空的输出轴23的大直径部24。由此，输出轴23的轴线L通过呈大致椭圆形的转子室14的长径与短径的交点。另外，输出轴23的小直径部26从存在于第二半体9的中空轴承筒22的孔部27向外部突出、通过花键结合部29与传动轴28相连结。小直径部26与孔部27间由2个密封环30密封。
在转子室14内收容着圆形转子31，其中心的轴安装孔32与输出轴23的大直径部24有嵌合关系，在31、24两者之间设置啮合结合部33。由此，因为转子31的旋转轴线与输出轴23的轴线L相一致，作为其旋转轴线的符号可共用“L”。
在转子31上，在圆周上等间隔地形成以其旋转轴线L为中心从轴安装孔32放射状延伸的多个、在本实施例中为12个的槽状空间34。各空间34的圆周方向宽度较窄，且在转子31的两端面35及外周面36上连着开口，在与两端面35正交的假想平面内大致成为U字形。
在各槽状空间34内，如下所述地在放射方向可自由往复运动地安装着相同构造的第一～第十二叶片形活塞部件U1～U2。在大致U字形的空间34中，在划分其内周侧的部分37上形成台阶孔38，在该台阶孔38中嵌入由陶瓷(或碳素)构成的带台阶形气缸构件39。气缸构件39的小直径部a的端面抵接于输出轴23的大直径部24的外周面，其小直径孔b与大直径部24的外周上开口的通孔C连通。另外，在气缸构件39的外侧以位于与该构件39同轴上的方式配置导向筒40。该筒向筒40的外端部卡定于存在于转子31外周面36上的空间34的开口部，而其内端部配入台阶孔38的大直径孔d并抵接于气缸构件39。另外，导向筒40，具有从其外端部到其内端部近旁相对延伸的一对长沟e，两长沟e面对空间34。在气缸构件39的大直径气缸孔f内可自由滑动地配合着由陶瓷构成的活塞41，该活塞41的前端部侧经常位于导向筒40内。
如图2与图8所示，在包含转子31的旋转轴线L的假想平面A内的转子室14的断面B由使直径g相互相对的一对半圆形断面部B1、和将两半圆形断面部B1的两直径g的一方的相对端与另一方的相对端相互分别连结起来形成的四角形断面部B2构成，形成为大致田径用的跑道形。在图8中，实线所示部分表示了包含长径的最大断面，另一方面，将一部分以两点划线表示出来的部分表示了包含短径的最小断面。转子31，如图8中的虚线所示，具有比包含转子室14的短径的最小断面还小若干的断面D。
如图2和图9～图12所示，叶片42由大致呈U字形的板形(马蹄形)叶片本体43、装于该叶片本体43上的大致呈U字形的板形密封构件44、以及叶片弹簧58构成。
叶片本体43具有对应于由转子室14的半圆形断面部B1形成的内周面45的半圆弧状部46、和对应于由四角形断面部B2形成的相对内端面47的一对平行部48。在各平行部48的端部侧设置U字形缺口49、在缺口底面开口的四角形盲孔50、和处于比各缺口49更靠端部侧并向处方突出的短轴51。同时，在半圆弧状部46与两平行部48的外周部分一连形成朝向外方开口的U字形沟52，该U字形沟52的两端部分别与两缺口49连通。另外，在半圆弧状部46的两平面部分分别设有缺圆形断面的一对突条53。两突条53由其形成的假想圆柱的轴线L1两等分了两平行部48间的间隔，且与将半圆弧状部46沿周向两等分的直线相一致地配置。另外，两突条53的内端部稍稍突出于两平行部48间的空间。
密封构件44例如由聚四氟乙烯构成，它具有在由转子室14的半圆形断面部B1形成的内周面45上滑动的半圆弧状部55，和在由四角形断面部B2形成的相对内端面47上滑动的一对平行部56。另外，在半圆弧状部55的内周面侧向内方翘曲地设置有一对弹性爪57。
在叶片本体43的U字形沟52内安装密封构件44，同时在各盲孔50中嵌入叶片弹簧58，另外，在各短轴51上安装着滚珠轴承构造的滚子59。各叶片42可自由滑动地收入于转子31的各槽状空间34中；这时，叶片本休43的两突条53位于导向筒40内，而两突条53的两侧部分位于导向筒40的两长沟e内，由此，两突条53的内端面可抵接于活塞41的外端面。两滚子59可分别自由转动地结合于在第一、第二半体8、9的相对内端面47上形成的非圆形环状沟60中。这些环状沟60与转子室14间的距离沿其全周是一定的。同时通过叶片42由滚子59与环状沟60相结合将活塞41的前进运动变换为转子31的旋转运动。
由该滚子59与环状沟60的协作，如图5所示，叶片本体43的半圆弧状部46上的半圆弧状前端面61经常离开转子室14的内周面45，而两平行部48经常离开转子室14的对向内端面47，由此，可望减小摩擦。另外，由2条一对构成的环状沟60限定轨道，因此由左右轨道误差通过滚子59，叶片42在轴向产生微小的变位角转动，增大与转子室14的内周面45的接触压力。这时，在大致U字形板形(马蹄形)的叶片本体43中，由于与方形(长方形)叶片相比与壳体7的接触部的径向长度较短，可大幅度减小其变位量。再有，如图2所示，在密封构件44中，其两平行部56由于各叶片弹簧58的弹性力而密贴于转子室14的对向内端面47，特别是进行通过两平行部56的端部与叶片42间对环状沟60的密封作用。还有，半圆弧状部55，通过叶片本体43与转子室14内的内周面45间在推压两弹性爪57而密贴于其内周面45。即，由于相对于方形(长方形)叶片，大致U字形板形的叶片42不具有拐点，密贴性良好。方形叶片有角部，维持密封性变得困难。由此，叶片42与转子室14间的密封性能良好。进而，随着热膨胀，叶片42与转子室14变形。这时，相对于方形叶片，大致U字形的叶片42由于具有更加均匀的相似形的变形，叶片42与转子室14间的间隙偏差变少，也可维持良好的密封性能。
叶片本体43与转子室14的内周面45间的密封作用由密封构件44自身的弹性力、作用于密封构件44自身上的离心力、从高压侧的转子室14进入叶片本体43的U字形沟52的蒸气压上密封构件44的蒸气压力所产生。这样，前述的密封作用，由于不会受到相应于转子31的转速作用于叶片本体43上的过度的离心力的影响，密封面压不依赖于施加于叶片本体43的离心力，可经常得到良好的密封性能与较低的摩擦。
如上所述，由放射状支承于转子31上的12片叶片42、转子室14的内周面45和转子31的外周面36划分出随转子31的旋转运动容积变化的12个叶片室54(参照图4)。
在图2与图3中，输出轴23的大直径部24具有支承于第二半体9的轴瓦25上的厚壁部分62、从该厚壁部分62延伸并支承于第一半体8的轴瓦25上的薄壁部分63。在该薄壁部分63内，可与输出轴23一体转动地嵌装着由陶瓷(或金属)做成的中空轴64。在该中空轴64的内侧配置固定轴65，该固定轴65由可收于转子31的轴向厚度内地嵌合于中空轴64的大直径实心部66、通过2个密封环68嵌合于在输出轴23的厚壁部分62中存在的孔部67的小直径实心部69、和从大直径实心部66延伸并嵌合于中空轴64内的薄壁中空部70构成。在该中空部70的端部外周面与第一半体8的中空轴承筒21内周面间夹有密封环71。
在固定轴65的左端通过密封环73螺纹结合着中空筒体72，突出于该中空筒体72左侧的轴部75贯空设于薄壳形构件15的中心的轴承构件76向外部延伸，中空筒体72与薄壳形构件15的滑动部由密封环74密封。从中空筒体72向右方延伸的内管部77的前端与由此突出的短的中空连接管78一同嵌装在存在于固定轴65的大直径实心部66的台阶孔h。压入突出于中空筒体72左侧的轴部75并在内管部77内向右方延伸的高温高压蒸气用导入管80，其右端嵌装于中空连接管78内。在中空筒体72的轴部75的外周形成从动齿轮79，设置于马达82的转动轴驱动齿轮83与前述从动齿轮79相啮合。从而，当驱动马达82时，通过驱动齿轮83、从动齿轮79与中空筒体72使固定轴65转动，与输出轴23之间可产生位相差。
如图2～4与图13所示，在固定轴65的大直实心部66上，在第一～第十二叶片活塞部件U1～U12的气缸构件39中，按下述方法设置着回转阀V，该回转阀V通过中空轴64与输出轴23上一连串形成的多个(在本实施例中为12个)的通孔c供给高温高压蒸气，并通过通孔c从气缸构件39将膨胀后的第一降温降压蒸气排出去。
在图13中示出了在规定的时间向膨胀机4的各气缸构件39供给、排出蒸气的回转阀V的构造。在大直径实心部66内，形成了从连通于中空连接管78的空间85互相向相反方向延伸的第一、第二孔部86、87，第一、第二孔部86、87在开口于大直径实心部66的外周面的第一、第二凹部88、89的底面上开口。在第一、第二凹部88、89上安装着具有供给口90、91的碳素制第一、第二密封块92、93，其外周面滑接于中空轴64内周面。在第一、第二孔部86、87内松动配合地插着处于同轴上的短第一、第三供给管94、95，嵌合于第一、第二供给管94、95的前端侧外周面上的第一、第二密封筒96、97的锥形外周面i、j配合于比第一、第二密封块92、93的供给口90、91还靠内侧并与之相连的锥孔k、m内周面上。另外，在大直径实心部66上，与第一、第二密封块面临形成了围绕第一、第二供给管94、95的第一、第二环状凹部n、o和与之相邻接的第一、第二盲孔状凹部p、q，在第一、第二环状凹部n、o收纳着将其一端侧配装于第一、第二密封筒96、97外周面的第一、第二波纹管状弹性体98、99，而在第一、第二盲孔状凹部p、q中收纳着第一、第二螺旋弹簧100、101，以第一、第二波纹管状弹性体98、99与第一、第二螺旋弹簧100、101的弹力将第一、第二密封块92、93推压于中空轴64内周面。
另外，在大直径实心部66中，在第一螺旋弹簧100与第二波纹管状弹性体99间以及在第二螺旋弹簧101与第一波纹管状弹性体98间，形成了经常连通于2个通孔c的第一、第二凹状排出部102、103，和从这些排出部102、103与导入管80平行延伸并对固定轴65的中空部r内开口的第一、第二排出孔104、105。
这些第一密封块92与第二密封块93，是同种材料，带“第一”与“第二”的件处于相对固定轴65的轴线成点对称关系。
固定轴65的中空部r内与中空筒体72内是第一降温降压蒸气的通路s，该通路s通过贯穿中空筒体72的周壁的多个通孔t连通中继室20。
如同2、图5、图6与图7所示，在第一半体8的主体11的外周部，在转子室14的短径的两端部近旁形成了由半径方向并置多个导入孔106构成的第一、第二导入孔列107、108，中继室20内的第一降温降压蒸气经这些导入孔列107、108导入转子室14内。在第二半体9的主体11的外周部，在转子室14的第二导入孔列108的上游侧形成了由半径方向并置的多个导出孔109构成的9列第一导出孔列110a～110i，而在第一导入孔列107的上游侧形成由半径方向并置的多个导出孔109构成的9列第二导出孔列111a～111i。各9列的第一导出孔列110a～110i与第二导出孔列111a～111i具有规定的位相差在圆周方向排列，各列的5个导出孔109由连通路116连通。
在除了下游侧5列的第一导出孔列110e～110i之外的上游侧4列第一导出孔列110a～110d的4个连通孔116上分别设置可分别开闭这些连通孔116该4个第一电磁阀117a～117d；而在除了下游侧5列第二导出孔列111e～111i之外的上游侧的4列第二导出孔列111a～111d这4个连通孔116上，分别设置可分别开闭这些连通孔116的5个第二电磁阀118a～118d。而且在第一导出孔列110a～110d与第二导出孔列111a～111d共8个连通孔116上分别设压力传感器119。
由水润滑输出轴23等，其润滑水路构成如下。即如图2与图3所示，在第二半体9的中空轴承筒22上形成的供水孔112上连接供水管113。供水孔112连通于第二半体9侧的轴瓦25所面临的壳体114，该壳体114与在输出轴23的厚壁部分62上形成的通水孔U连通，该通水孔u与向中空轴64的外周面母线方向延伸的多个通水沟v(同时参照图13)连通，各通水沟v与第二半体8侧的轴瓦25所面临的壳体115连通。另外，在输出轴23的厚壁部分62内端面上设有连通通水孔u、中空轴64及固定轴65的大直径实心部66间的滑动部分的环状凹部w。
由此，各轴瓦25与输出轴23间以及中空轴64与固定轴65间由水进行润滑，另外，从两轴瓦25与输出轴23间的间隙进入转子室14内的水对壳体7与密封构件44及各滚子59间进行润滑。
在图4中，相对转子31的旋转轴线L有点对称关系的第一及第七叶片活塞部件U1、U7进行相同动作。这点，对于处于点对称关系的第二、第八叶片活塞部件U2、U8等也一样。
例如，同时参照图13，第一供给管94的轴线比转子室14的短径位置E在图4中更向逆时针方向侧稍偏移，而第一叶片活塞部件U1处在前述短径位置E，在其大直气缸孔f中不供给高温高压蒸气，从而活塞41与叶片42处在后退位置。
从这种状态将转子31稍稍向图4中的逆时针方向转动，第一密封块92的供给口90与通孔c连通，从导入管80来的高温高压蒸气通过小直径孔b导入大直径气缸孔f。由此，活塞41前进，该前进运动，借助叶片42向转子室14的长径位置F侧滑动，由通过叶片42使和叶片42一体的滚子59与环状沟60的结合，变换为转子31的旋转运动。通孔c从供给口90错开，高温高压蒸气在大径气缸孔f内膨胀，且使活塞41进一步前进，由此使转子31继续转动。该高温高压蒸气的膨胀至第一活塞部件U1到达转子室14的长径位置为止。而后，伴随转子31的转动、大径气缸孔f内的第一降温降压蒸气借助由叶片42使活塞41后退，经过小直径孔b、通孔c、第一凹状排出部102、第一排出孔104、通路s(参照图3)及各通孔t排出到中继室20，接着，如图2与图5所示，通过第一导入孔到107导入转子室14内。在相邻两叶片42间进一步膨胀，使转子31转动，其后，第二降温降压蒸气从第一导出孔列110a～110f排出到外部。
这样，由于高温高压蒸气的膨胀使活塞41作动、并通过叶片42使转子31转动；而由高温高压蒸气的压力下降引起的降温降压蒸气的膨胀，通过叶片42使转子31转动，由此可由输出轴23得到输出功率。
如图14与图15所示，容积型、轴转矩一定的膨胀机4具有由气缸构件39的气缸室构成的第一膨胀室、和由叶片室54构成的第二膨胀室。在将供给于第一膨胀室的蒸气的压力与温度分别设为Pevp、Tevp，将供给于第二膨胀室的蒸气的压力与温度分别设为Pexp1、Texp1、将从第二膨胀室排出的蒸气的压力与温度分别为Pexp2、Texp2时，以由Pevp与Pexp1决定的第一膨胀室的膨胀比ε1和由Pexp1及Pexp2决定的第二膨胀室的膨胀比ε2的乘积ε1×ε2给与的膨胀机4的总的膨胀比，与预先设定的膨胀比ε(在本实施例中是132)相一致。图15的曲线图的纵轴是蒸气的压力P，横轴是转子31的位相θ。将压力P调整到Pevp的蒸气供给第一膨胀室，在这里膨胀而使压力P降到了Pexp1时，由Pevp及Pexp1决定的膨胀比成为前述ε1。压力为Pexp1的蒸气供给于第二膨胀室，在这里膨胀而使得压力P下降到了Pexp2时，由Pexp与Pexp2决定的膨胀比成为前述ε2。
蒸发器3产生的蒸气、即供给于第一膨胀室的蒸气，其压力Pevp与温度Tevp被控制为保持图16实线所示的规定关系。即，供给第一膨胀室的蒸气的压力Pevp与温度Tevp，可根据蒸发器3的过渡状态、内燃机1的运动状态、供给于蒸发器3的水量等变动，而蒸气的压力Pevp可由膨胀机4的转速(轴转矩)控制，蒸气的温度Tevp可由供给于蒸发器3的水量来控制，在本实施例中的额定值设定为图16实线上的a点(压力Pevp＝16Mpa，温度Tevp＝620℃)。如这样地决定了供给于第一膨胀室的蒸气的压力Pevp与温度Tevp，相应地也就决定了膨胀机4的轴转矩。如图16虚线所示，供给于第一膨胀室的蒸气的压力Pevp与温度Tevp越高则热效率越高，但由于温度Tevp增高对耐久性产生影响，在本实施例中，将其额定值设定为620℃。另一方面，对第二膨胀室排出的蒸气的压力Pexp2与温度Texp2也设定为膨胀机4与冷凝器5能产生最高性能的额定值，在本实施例中的额定值，压力Pexp2为0.05Mpa，温度Texp为80℃。但是，最合适的压力Pexp2与温度Texp2相应于冷凝器5的过渡状态、冷凝器5的冷却状态(外气温、冷却风扇转速、行走风的强度)等而变化，不一定与前述额定值相一致。
如将供给第一膨胀室的蒸气的压力Pevp与温度Tevp设定为额定值(Pevp＝16Mpa，Tevp＝620℃)，将膨胀机4的膨胀比设定为设定膨胀比ε，从第二膨胀室排出的蒸气的压力Pexp2与温度Texp2与额定值(在本实施例中，Pexp2＝0.05 Mpa，Texp2＝80℃)相一致，膨胀机4与冷凝器5可发挥最高的性能，另外，即使供给于第一膨胀室的蒸气的压力Pevp与温度Tevp脱离额定值，处在图16实线上的任何一位置、且膨胀比与设定膨胀比ε＝132相一致的话，从第二膨胀室排出的蒸气的压力Pexp2和温度Texp2与额定值相一致。从而，在内燃机1处于暖机运转中，即使供给第一膨胀室的蒸气的压力Pevp和温度Tevp比额定值低的情况下(比如，图16实线上的b点)，从第二膨胀室排出的蒸气的压力Pexp2和温度Texp2与额定值相一致。由此，可缩短从内燃机1的起动到兰肯循环装置可动作的加速时间。
如上所述，若将供给第一膨胀室的蒸气的压力Pevp和温度Tevp设定成具有规定的关系(图16的实线关系)、且将膨胀机4的膨胀比设定为设定膨胀比ε，从第二膨胀室排出的蒸气的压力Pexp和温度Texp常与额定值(在本实施例中，Pexp2＝0.05Mpa，Texp2＝80℃)相一致，膨胀机4与冷凝器5可发挥最高性能。
但是，供给于第一膨胀室的蒸气的压力Pevp与温度Tevp由于种种变动原因而从图16的实线的关系变换到点划线的关系的情况下，如膨胀机4的膨胀比仍维持设定膨胀比不变，从第二膨胀室排出的蒸气的压力Pexp2和温度Texp2离开了额定值，膨胀机4与冷凝器5有可能不能充分发挥其性能。另外，从第二膨胀室排出的蒸气的压力Pexp2和温度Texp2的最佳值由种种变动原因脱离额定值的情况下，当膨胀机4的膨胀比仍是设定膨胀比ε，则从第二膨胀室排出的蒸气的压力Pexp2和温度Texp2成为额定值而从最佳值离开，膨胀机4与冷凝器5也有可能不能充分发挥其性能。
在这样的情况下，通过使膨胀机4的膨胀比从设定膨胀比ε变化，可使从第二膨胀室排出的蒸气的压力Pexp2和温度Texp2与最佳值相一致。膨胀机4的膨胀比，可通过改变吸入第一膨胀室的时刻，或通过改变从第二膨胀室排出的时刻而使其变化。
具体来说，在供给第一膨胀室的蒸气的压力Pevp过大的情况下(参照图21B)，将向第一膨胀室供给蒸气的时刻推迟，可减小膨胀比ε1；而在供给于第一膨胀室的蒸气的压力Pevp过小的情况下(参照图21C)，可提前从第二膨胀室排出蒸气的时刻，而减小膨胀比ε2。
第一膨胀室的蒸气的膨胀比ε1可通过用回转阀V改变蒸气吸入时刻来成为可变。即，如由马达82使固定轴65转动，使其供给口90、91的相位向图13的滞后角侧变化，将从蒸发器3向膨胀机4的气缸构件39供给蒸气的时刻提前，由于在导入蒸气瞬间活塞41处于半径方向内侧、气缸构件39的容积减少，供给气缸构件39的蒸气量减少，由膨胀机4的第一膨胀室(气缸构件39)产生的膨胀比ε1增加，反过来，如由马达82使固定轴65转动，使其供给口90、91的相位向图13的提前角侧变化、推迟从蒸发器3向膨胀机4的气缸构件39供给蒸气的时刻，在蒸气导入瞬间，活塞41处于半径方向外侧，气缸构件39的容积增加，供给气缸构件39的蒸气量增加，由膨胀机4的第一膨胀室(气缸构件39)产生的膨胀比ε1减小。这样，由改变向第一膨胀室导入蒸气的时刻，即可改变其膨胀比ε1。
为使从第一膨胀室排出的蒸气经过中继室20供给第二膨胀室(叶片室54)，从第一膨胀室排出的蒸气排出量与供给第二膨胀室的蒸气供给量一致。从第二膨胀室蒸气排出到冷凝器5的时刻由选择性地开闭8个电磁阀117a～117a、118a～118d来控制。例如，在图7中的叶片室54具有最大容积位置的若干靠前位置，构成前述叶片室54的一对叶片42的转动方向前进侧的叶片42超越第三列的第一排出孔列110c，该位置即成了基准时刻。即，在额定状态时，上游侧的2列的第一排出孔列110a、110b的电磁阀117a、117b关闭，而下游侧的2列的第一排出孔列110c、110d的电磁阀117e、117d打开，从而，在转动方向前进侧的叶片42越过第三列的第一排出孔列110c的瞬间，即开始从该第一排出孔列110c排出蒸气。
为了相对于前述基准时刻提前排出时刻，可以打开上游侧的第二列的第一排出孔列110b的电磁阀117b，另外为更加提前排出时刻，也可以在打开前述第二列的第二排出孔列110b的电磁阀117b的基础上并打开上游侧第一列的第一排出孔列110a的电磁阀117a。反过来，为了相对于前述基准时刻推迟排出时刻，可以关闭第三列的第一排出孔列110c的电磁阀117c，另外为了更加推迟排出时刻，也可以在关闭前述第三列的第一排出孔列110c的电磁阀117c的基础上并关闭下游侧第四列的第一排出也列110d的电磁阀117d。
这样，通过从上游侧依次增加关闭的电磁阀117a～117d的数量，可阶段性地推迟蒸气从第二膨胀室排出到冷凝器5的时刻，由此可增加由第二膨胀室产生的膨胀比ε2。反过来，通过从下游侧依次增加打开的电磁阀117a～117d的数量，可阶段性地提前蒸气从第二膨胀室排出到冷凝器5的时刻，由此可减小由第二膨胀室产生的膨胀比ε2。
而且，第二导出孔列111a～111d的第二电磁阀118a～118d的控制与上述第一导出孔列110a～110d的电磁阀117a～117d的控制是一样的。另外，前述电磁阀117a～117d、118a～118d的控制要基于分别对应于8列导出孔列110a～110d、111a～111d设置的8个压力传感器119的输出，并且从第二膨胀室排出的蒸气的压力Pexp2与膨胀机4和冷凝器5可发挥最高性能的最佳值相一致地来进行。
在由压力、容积与温度决定的蒸气的状态中，有水与蒸气混合存在的饱和蒸气区域、和不存在水仅存在有蒸气的过热蒸气区域。从第一膨胀室入口到出口的区域是过热蒸气区域，在蒸气中不会混入水。从而，可以确实防止构成第一膨胀室的气缸构件39的内部滞留的水受活塞41压缩产生水击现象。另外，从第二膨胀室入口到出口的区域中的至少最下游区域是饱和蒸气区域，蒸气中混有水，从而，构成第二膨胀室的叶片室54内部滞留有一些水，可提高叶片42与转子室14间的润滑性能与密封性能。
在图17～19中，在供给到第一膨胀室的蒸气的温度Tevp在450～650℃的范围内变化时，温度Tevp越高，膨胀机4内部的过热蒸气区域越宽，从过热蒸气区域转移到饱和蒸气区域时刻迟(参照图17)，焓的减少量增加，膨胀机4的输出增加(参照图18)而且第二膨胀室出口的干度增加，水的产生量减少(参照图19)。反过来，温度Tevp越低，膨胀机4内部的过热蒸气区域变得越狭窄，从过热蒸气区域向饱和蒸气区域转移的时刻早，焓的减少量减少，膨胀机4的输出减少，而且第二膨胀室出口的干度减少，水的产生量增加。在第一膨胀室与第二膨胀室边界存在过热蒸气区域，从而，可确实抑制由气缸构件39构成的第一膨胀室中滞留水的现象产生，并可确实保证由叶片室54构成的第二膨胀室中水的滞留。
另外，在检测出的第一膨胀室入口温度Tevp比额定值高的情况下，由于第二膨胀室出口的压力Pexp2变得比额定值高，可使第一膨胀室入口的吸入时刻推迟，使膨胀比ε1减小，或者也可使第二膨胀室出口的排出时刻推迟，使膨胀比ε2增加。相反，在检测出的第一膨胀室入口的温度Tevp比额定值低的情况下，由于第二膨胀室出口的压力Pexp2变得比额定值低，可使第一膨胀室入口的吸入时刻提前，使膨胀比ε1增加，或也可使第二膨胀室出口的排出时刻推迟，使膨胀比ε2减小。
另外，在膨胀机4内部的漏流量大时(低速旋转时)，可进行与前述第一膨胀室入口的温度Tevp比额定值高的情况下同样的可变膨胀比控制；同样反过来，在膨胀机4内部的漏流量小时(高速转动时)，可进行与前述第一膨胀室入口的温度Tevp比额定值低的情况同样的可变膨胀比控制。
下边，基于图20说明本发明第二实施例。
在第一实施例的膨胀机4中，在首先向作为第一膨胀室的气缸构件39供给高温高压蒸气之后，将其降温降压了的第一降温降压蒸气供给作为第二膨胀室的叶片室54。对此，图20所示的第2实施例，可用电磁阀122将从第一膨胀室来的第一降温降压蒸气排出到中继室20的通孔t关闭，再用切换阀120切断高温高压蒸气向第一膨胀室的供给，可直接向中继室20的蒸气导入口121供给高温高压蒸气，由此可使得第一膨胀室不工作，仅使第二膨胀室独立工作。这时，以叶片室54构成的膨胀室的蒸气的膨胀比可由电磁阀117a～117d、118a～118d改变从叶片室54的排气时刻来控制。
以上详述了本发明的实施例，本发明可在不脱开其要旨的范围内进行种种设计变更。
例如，在实施例中第一膨胀室与第二膨胀室成串联连接，但也可以是3级以上的膨胀室的串联连接。这时必须是，供给最上游的膨胀室的蒸气处于过热蒸气区域；而从最下游膨胀室排出的蒸气处于饱和蒸气区域。
如上所述，本发明的兰肯循环装置可很好使用于以内燃机的排气为热源的机器，但该热源也不限定于内燃机排气。

Claims (8)

1.一种兰肯循环装置，这种循环装置具有加热液体而产生蒸气的蒸发器(3)、使从蒸发器(3)供给的蒸气膨胀而产生轴转矩的膨胀机(4)、使膨胀机(4)排出的蒸气冷却而使其回到液体的冷凝器(5)，其特征在于，
对于膨胀机(4)吸入的蒸气的压力(pevp)与温度(Tevp)的任意关系，通过将膨胀机(4)吸入排出的蒸气的膨胀比(ε1、ε2)设定为对应于前述任意关系的规定膨胀比(ε)，使膨胀机(4)排出的蒸气的压力(Pexp2)与温度(Texp2)与目标值一致。
2.如权利要求1所述的兰肯循环装置，其特征在于，膨胀机(4)吸入的蒸气的压力(Pevp)及温度(Tevp)处于过热蒸气区域；膨胀机(4)排出的蒸气的压力(Pexp2)及温度(Texp2)处于饱和蒸气区域。
3.如权利要求1所述的兰肯循环装置，其特征在于，膨胀机(4)具有串联连接的多个膨胀室(39、54)，将各膨胀室(39、54)的蒸气的膨胀比(ε1、ε2)的积作为前述设定膨胀比(ε)。
4.如权利要求3所述的兰肯循环装置，其特征在于，膨胀机(4)的多个膨胀室(39、54)中的、至少最上游侧的膨胀室(39)的蒸气处于过热蒸气区域，至少最下游侧的膨胀室(54)的蒸气处于饱和蒸气区域。
5.如权利要求4所述的兰肯循环装置，其特征在于，排出位置的蒸气处于过热蒸气区域的膨胀室(39)由气缸室构成。
6.如权利要求4所述的兰肯循环装置，其特征在于，排出位置的蒸气处于饱和蒸气区域的膨胀室(54)由叶片室构成。
7.如权利要求3所述的兰肯循环装置，其特征在于，膨胀机(4)的多个膨胀室(39、85)中的、至少最上游侧的膨胀室(39)吸入位置为可变。
8.如权利要求3所述的兰肯循环装置，其特征在于，膨胀机(4)的多个膨胀室(39、54)中的、至少最下游侧的膨胀室(54)的排出位置为可变。
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