JP2004027862A

JP2004027862A - Expander

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Publication number: JP2004027862A
Application number: JP2002180855A
Authority: JP
Inventors: Hiroyuki Makino; 牧野　博行; Kohei Osono; 大薗　耕平
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2002-06-21
Filing date: 2002-06-21
Publication date: 2004-01-29
Also published as: US20050254965A1; AU2003243939A1; WO2004001195A1

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To minimize an increase in sliding resistance and the generation of abnormal friction, by reducing bending moment or a radial offset load which a piston of an expander receives from a swash plate. <P>SOLUTION: A spherical projecting portion 61a formed at a tip end of the piston 42 of axial piston cylinders abuts on a spherical recessed portion 31a formed on the swash plate 31, and an elliptic contact track T of a contact point (p) where the spherical recessed portion 31a and the spherical projecting portion 61a contact with each other is offset in an expanding stroke side of the axial piston cylinders. Thereby, in a middle range of the expanding stroke wherein the speed of the piston 42 is increased and surface pressure at the contact point (p), the position of the contact point (p) is made to be close to an axis line L3 of the spherical recessed portion 31a and an axis line L2 of the piston 42. The bending moment or the radial offset load acted on the piston 42 is reduced, thereby minimizing the increase in sliding resistance or the generation of abnormal friction. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ケーシングに回転自在に支持したロータにその軸線を囲むようにアキシャルピストンシリンダ群を環状に配置し、アキシャルピストンシリンダ群のピストンの先端に形成した球状凸部を斜板に形成した球状凹部に当接させた膨張機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
アキシャルピストンシリンダ群のピストンの先端に形成した球状凸部を斜板に形成した球状凹部に当接させた油圧装置が、特開昭６１−２７４１６６号公報により公知である。球状凸部および球状凹部を当接させることにより、両者の当接部の面圧を低下させるとともに、斜板とピストンとの相対回転を防止することができ、斜板およびピストンの摩耗低減に寄与することができる。しかもピストンによって斜板に調芯作用が与えられるので、斜板を支持する斜板ホルダの負荷を軽減して耐久性の向上を図ることができる。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところでアキシャルピストンシリンダ群を支持するロータの軸線に対して斜板の軸線が傾斜しているため、斜板の軸線を中心とする円周上に複数の球状凹部を配置しても、それらの球状凹部に対する複数のピストンの球状凸部の接点の軌跡は楕円状となる。つまり各ピストンの球状凸部が斜板の球状凹部に当接する接点は、ピストンの軸線および球状凹部の軸線から偏心した位置となり、斜板の球状凹部からピストンの球状凸部が受ける荷重の方向はピストンの軸線の方向からずれることになる。その結果、ピストンに曲げモーメントやラジアル方向の偏荷重が作用し、それらの曲げモーメントやラジアル方向の偏荷重によってピストンおよびシリンダの摺動面にコジリが発生して摺動抵抗の増加や異常摩耗の発生の原因となる問題があった。
【０００４】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、膨張機のピストンが斜板から受ける曲げモーメントやラジアル方向の偏荷重を低減して摺動抵抗の増加や異常摩耗の発生を最小限に抑えることを目的とする。
【０００５】
【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、ケーシングに回転自在に支持されたロータと、ロータにその軸線を囲むように環状に配置されたアキシャルピストンシリンダ群と、前記軸線に対して所定角度傾斜する軸線を有してケーシングに回転自在に支持された斜板とを備え、アキシャルピストンシリンダ群のピストンの先端に形成した球状凸部を、斜板に該斜板の回転軸線を同心に囲むように形成した球状凹部に当接させ、アキシャルピストンシリンダ群のピストンおよびシリンダスリーブ間に区画された膨張室にロータリバルブを介して高温高圧蒸気を供給することでロータを回転駆動する膨張機において、斜板の球状凹部とピストンの球状凸部との接点軌跡を、アキシャルピストンシリンダ群の膨張行程側にオフセットしたことを特徴とする膨張機が提案される。
【０００６】
上記構成によれば、アキシャルピストンシリンダ群を備えた膨張機の斜板の球状凹部とピストンの球状凸部との接点軌跡を、アキシャルピストンシリンダ群の膨張行程側にオフセットしたので、ピストンの速度が大きくなり、かつピストンと斜板との接点の面圧が大きくなる膨張行程の中間領域で、斜板の球状凹部とピストンの球状凸部との接点の位置を球状凹部の軸線およびピストンの軸線にできるだけ接近させ、ピストンに作用する曲げモーメントやラジアル方向の偏荷重を軽減して摺動抵抗の増加や異常摩耗の発生を最小限に抑えることができる。
【０００７】
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、斜板の軸線をロータの軸線に対してアキシャルピストンシリンダ群の排気行程側にオフセットしたことを特徴とする膨張機が提案される。
【０００８】
上記構成によれば、斜板の軸線をロータの軸線に対してアキシャルピストンシリンダ群の排気行程側にオフセットするだけの簡単な構成で、斜板の球状凹部とピストンの球状凸部との接点軌跡をアキシャルピストンシリンダ群の膨張行程側にオフセットすることができる。
【０００９】
【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。
【００１０】
図１〜図１７は本発明の一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３−３線矢視図、図４は図１の４部拡大図、図５は図１の５部拡大図、図６はロータの分解斜視図、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部拡大図、図１０は図５の１０−１０線断面図、図１１は図５の１１−１１線断面図、図１２は図５の１２−１２線断面図、図１３は図５の１３−１３線断面、図１４は図４の１４−１４線矢視図、図１５は作用説明図（オフセット有りの場合）、図１６は作用説明図（オフセット無しの場合）、図１７はオフセットの効果を説明するグラフである。
【００１１】
図１〜図９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、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を介して複数本のボルト１７…で結合される後部カバー１８と、ケーシング本体１２の下面開口部にシール部材１９を介して複数本のボルト２０…で結合されるオイルパン２１とで構成される。
【００１２】
ケーシング１１の中央を前後方向に延びる軸線Ｌまわりに回転可能に配置されたロータ２２は、その前部を前部カバー１５に設けたボールベアリング２３によって支持され、その後部をケーシング本体１２に設けたボールベアリング２４によって支持される。前部カバー１５の後面に２個のシール部材２５，２６およびノックピン２７を介して嵌合する斜板ホルダ２８が複数本のボルト２９…で固定されており、この斜板ホルダ２８にアンギュラボールベアリング３０を介して斜板３１が回転自在に支持される。斜板３１の軸線Ｌ１は前記ロータ２２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。
【００１３】
図１４に最も良く示されるように、斜板３１の軸線Ｌ１は、ロータ２２の軸線Ｌに対して、後述するアキシャルピストンシリンダ群５６の排気行程側（図中左側）に距離αだけオフセットされている。
【００１４】
ロータ２２は、前記ボールベアリング２３で前部カバー１５に支持された出力軸３２と、出力軸３２の後部に相互に所定幅の切欠５７，５８（図４および図９参照）を介して一体に形成された３個のスリーブ支持フランジ３３，３４，３５と、後側のスリーブ支持フランジ３５にメタルガスケット３６を介して複数本のボルト３７…で結合され、前記ボールベアリング２４でケーシング本体１２に支持されたロータヘッド３８と、３個のスリーブ支持フランジ３３，３４，３５に前方から嵌合して複数本のボルト３９…で前側のスリーブ支持フランジ３３に結合された断熱カバー４０とを備える。
【００１５】
３個のスリーブ支持フランジ３３，３４，３５には各々５個のスリーブ支持孔３３ａ…，３４ａ…，３５ａ…が軸線Ｌまわりに７２°間隔で形成されており、それらのスリーブ支持孔３３ａ…，３４ａ…，３５ａ…に５本のシリンダスリーブ４１…が後方から嵌合する。各々のシリンダスリーブ４１の後端にはフランジ４１ａが形成されており、このフランジ４１ａが後側のスリーブ支持フランジ３５のスリーブ支持孔３５ａに形成した段部３５ｂに嵌合した状態でメタルガスケット３６に当接して軸方向に位置決めされる（図９参照）。各々のシリンダスリーブ４１の内部にピストン４２が摺動自在に嵌合しており、ピストン４２の前端の球状凹部６１ａは斜板３１に形成したディンプルよりなる球状凹部３１ａに当接するとともに、ピストン４２の後端とロータヘッド３８との間に蒸気の膨張室４３が区画される。
【００１６】
ロータ２２と一体の出力軸３２内部に軸線Ｌ上に延びるオイル通路３２ａが形成されており、このオイル通路３２ａの前端は径方向に分岐して出力軸３２の外周の環状溝３２ｂに連通する。ロータ２２の中央のスリーブ支持フランジ３４の径方向内側位置において、前記オイル通路３２ａの内周にシール部材４４を介してオイル通路閉塞部材４５が螺合しており、その近傍のオイル通路３２ａから径方向外側に延びる複数のオイル孔３２ｃ…が出力軸３２の外周面に開口する。
【００１７】
前部カバー１５の前面に設けた凹部１５ａと、前部カバー１５の前面にシール部材４６を介して複数本のボルト４７…で固定したポンプカバー４８との間に配置されたトロコイド型のオイルポンプ４９は、前記凹部１５ａに回転自在に嵌合するアウターロータ５０と、出力軸３２の外周に固定されてアウターロータ５０に噛合するインナーロータ５１とを備える。オイルパン２１の内部空間はオイルパイプ５２および前部カバー１５のオイル通路１５ｂを介してオイルポンプ４９の吸入ポート５３に連通し、オイルポンプ４９の吐出ポート５４は前部カバー１５のオイル通路１５ｃを介して出力軸３２の環状溝３２ｂに連通する。
【００１８】
シリンダスリーブ４１に摺動自在に嵌合するピストン４２はエンド部６１、中間部６２およびトップ部６３からなる。エンド部６１は斜板３１の球状凹部３１ａに当接する球状凸部６１ａを有する部材であって、中間部６２の先端に溶接で結合される。中間部６２は大容積の中空空間６２ａを有する円筒状の部材であって、トップ部６３に近い外周部に直径が僅かに減少した小径部６２ｂを有しており、そこを半径方向に貫通するように複数のオイル孔６２ｃ…が形成されるとともに、小径部６２ｂよりも前方の外周部に複数本の螺旋状のオイル溝６２ｄ…が形成される。膨張室４３に臨むトップ部６３は中間部６２と一体に形成されており、その内面に形成された隔壁６３ａと、その後端面に嵌合して溶接された蓋部材６４との間に断熱空間６５（図９参照）が形成される。トップ部６３の外周には２本の圧縮リング６６，６６と１本のオイルリング６７とが装着されており、オイルリング６７が嵌合するオイルリング溝６３ｂは複数のオイル孔６３ｃ…を介して中間部６２の中空空間６２ａに連通する。
【００１９】
ピストンのエンド部６１および中間部６２は高炭素鋼製、トップ部６３はステンレス製であり、そのうちエンド部６１には高周波焼入れが、中間部６２には焼入れが施される。その結果、斜板３１に大きな面圧で当接するエンド部６１の耐高面圧性と、厳しい潤滑条件でシリンダスリーブ４１に摺接する中間部６２の耐摩耗性と、膨張室４３に臨んで高温高圧に晒されるトップ部６３の耐熱・耐蝕性とが満たされる。
【００２０】
シリンダスリーブ４１の中間部外周に環状溝４１ｂ（図６および図９参照）が形成されており、この環状溝４１ｂに複数のオイル孔４１ｃ…が形成される。シリンダスリーブ４１の回転方向の取付位置に関わらず、出力軸３２に形成したオイル孔３２ｃ…と、ロータ２２の中央のスリーブ支持フランジ３４に形成したオイル孔３４ｂ…（図４および図６参照）とが環状溝４１ｂに連通する。ロータ２２の前側および後側のスリーブ支持フランジ３３，３５と断熱カバー４０との間に形成された空間６８は、断熱カバー４０に形成したオイル孔４０ａ…（図４および図７参照）を介してケーシング１１の内部空間に連通する。
【００２１】
ロータ２２の前側のスリーブ支持フランジ３３の後面にボルト３７…で結合されたロータヘッド３８の前側もしくは膨張室４３…側に環状の蓋部材６９が溶接されており、蓋部材６９の背面もしくは後面に環状の断熱空間７０（図９参照）が区画される。ロータヘッド３８はノックピン５５により後側のスリーブ支持フランジ３５に対して回転方向に位置決めされる。
【００２２】
尚、５個のシリンダスリーブ４１…と５個のピストン４２…とは本発明のアキシャルピストンシリンダ群５６を構成する。
【００２３】
次に、ロータ２２の５個の膨張室４３…に蒸気を供給・排出するロータリバルブ７１の構造を、図５および図１０〜図１３に基づいて説明する。
【００２４】
図５に示すように、ロータ２２の軸線Ｌに沿うように配置されたロータリバルブ７１は、バルブ本体部７２と、固定側バルブプレート７３と、可動側バルブプレート７４とを備える。可動側バルブプレート７４は、ロータ２２の後面にノックピン７５で回転方向に位置決めされた状態で、オイル通路閉塞部材４５（図４参照）に螺合するボルト７６で固定される。尚、ボルト７６はロータヘッド３８を出力軸３２に固定する機能も兼ね備えている。
【００２５】
図５から明らかなように、可動側バルブプレート７４に平坦な摺動面７７を介して当接する固定側バルブプレート７３は、バルブ本体部７２の前面の中心に１本のボルト７８で固定されるとともに、バルブ本体部７２の外周部に環状の固定リング７９および複数本のボルト８０で固定される。その際に、固定リング７９の内周に形成した段部７９ａが固定側バルブプレート７３の外周にインロウ嵌合するように圧入され、かつ固定リング７９の外周に形成した段部７９ｂがバルブ本体部７２の外周にインロウ嵌合することで、バルブ本体部７２に対する固定側バルブプレート７３の同軸性が確保される。またバルブ本体部７２と固定側バルブプレート７３との間に、固定側バルブプレート７３を回転方向に位置決めするノックピン８１が配置される。
【００２６】
従って、ロータ２２が回転すると、可動側バルブプレート７４および固定側バルブプレート７３は摺動面７７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７３および可動側バルブプレート７４は、カーボン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、更にまたその摺動面７７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れば更に耐久性を向上できる。
【００２７】
ステンレス製のバルブ本体部７２は、大径部７２ａおよび小径部７２ｂを備えた段付き円柱状の部材であって、その大径部７２ａおよび小径部７２ｂの外周面が、それぞれシール部材８２，８３を介して後部カバー１８の円形断面の支持面１８ａ，１８ｂに軸線Ｌ方向に摺動自在に嵌合し、バルブ本体部７２の外周面に植設したピン８４が後部カバー１８に軸線Ｌ方向に形成した切欠１８ｃに嵌合することで回転方向に位置決めされる。後部カバー１８に軸線Ｌを囲むように複数個のプリロードスプリング８５…が支持されており、これらプリロードスプリング８５…に大径部７２ａおよび小径部７２ｂ間の段部７２ｃを押圧されたバルブ本体部７２は、固定側バルブプレート７３および可動側バルブプレート７４の摺動面７７を密着させるべく前方に向けて付勢される。
【００２８】
バルブ本体部７２の後面に接続された蒸気供給パイプ８６は、バルブ本体部７２の内部に形成した第１蒸気通路Ｐ１と、固定側バルブプレート７３に形成した第２蒸気通路Ｐ２とを介して摺動面７７に連通する。またケーシング本体１２および後部カバー１８とロータ２２との間にはシール部材８７でシールされた蒸気排出室８８が形成されており、この蒸気排出室８８はバルブ本体部７２の内部に形成した第６、第７蒸気通路Ｐ６，Ｐ７と、固定側バルブプレート７３に形成した第５蒸気通路Ｐ５とを介して摺動面７７に連通する。バルブ本体部７２と固定側バルブプレート７３との合わせ面には、第１、第２蒸気通路Ｐ１，Ｐ２の接続部を囲むシール部材８９と、第５、第６蒸気通路Ｐ５，Ｐ６の接続部を囲むシール部材９０とが設けられる。
【００２９】
軸線Ｌを囲むように等間隔で配置された５個の第３蒸気通路Ｐ３…が可動側バルブプレート７４を貫通しており、軸線Ｌを囲むようにロータ２２に形成された５個の第４蒸気通路Ｐ４…の両端が、それぞれ前記第３蒸気通路Ｐ３…および前記膨張室４３…に連通する。第２蒸気通路Ｐ２の摺動面７７に開口する部分は円形であるのに対し、第５蒸気通路Ｐ５の摺動面７７に開口する部分は軸線Ｌを中心とする円弧状に形成される。
【００３０】
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。
【００３１】
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８６からロータリバルブ７１のバルブ本体部７２に形成した第１蒸気通路Ｐ１と、このバルブ本体部７２と一体の固定側バルブプレート７３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７４との摺動面７７に達する。そして摺動面７７に開口する第２蒸気通路Ｐ２はロータ２２と一体に回転する可動側バルブプレート７４に形成した対応する第３蒸気通路Ｐ３に所定の吸気期間において瞬間的に連通し、高温高圧蒸気は第３蒸気通路Ｐ３からロータ２２に形成した第４蒸気通路Ｐ４を経てシリンダスリーブ４１内の膨張室４３に供給される。
【００３２】
ロータ２２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膨張室４３内で高温高圧蒸気が膨張することで、シリンダスリーブ４１に嵌合するピストン４２が上死点から下死点に向けて前方に押し出され、その前端のエンド部６１の球状凸部６１ａが斜板３１の球状凹部３１ａを押圧する。その結果、ピストン４２が斜板３１から受ける反力でロータ２２に回転トルクが与えられる。そしてロータ２２が５分の１回転する毎に、相隣り合う新たな膨張室４３内に高温高圧蒸気が供給されてロータ２２が連続的に回転駆動される。
【００３３】
ロータ２２の回転に伴って下死点に達したピストン４２が斜板３１に押圧されて上死点に向かって後退する間に、膨張室４３から押し出された低温低圧蒸気は、ロータ２２の第４蒸気通路Ｐ４と、可動側バルブプレート７４の第３蒸気通路Ｐ３と、摺動面７７と、固定側バルブプレート７３の円弧状の第５蒸気通路Ｐ５と、バルブ本体部７２の第６、第７蒸気通路Ｐ６，Ｐ７とを経て蒸気排出室８８に排出され、そこから凝縮器に供給される。
【００３４】
さて、ロータ２２の軸線Ｌに対して斜板３１の軸線Ｌ１が傾斜していることで、ピストン４２の球状凸部６１ａと斜板３１の球状凹部６１ａとの接点ｐの軌跡（接点軌跡Ｔ）は楕円状になる。図１６は、ロータ２２の軸線Ｌに対して斜板３１の軸線Ｌ１がオフセットされていないと仮定した場合を示しており、この場合には、図中右半分の膨張行程側と左半分の排気行程側とで接点軌跡Ｔの形状は左右対称となる。そして膨張行程の中間位置および排気行程の中間位置では、ピストン４２の球状凸部６１ａと斜板３１の球状凹部３１ａとの接点ｐは、共に球状凹部６１ａの軸線Ｌ３から内側にずれている。
【００３５】
特に、膨張行程では高温高圧蒸気によって駆動されたピストン４２の球状凸部６１ａが斜板３１の球状凹部３１ａに強く押し付けられるため、球状凸部６１ａと球状凹部３１ａとの接点ｐがピストン４２の軸線Ｌ２あるいは球状凹部６１ａの軸線Ｌ３から偏心していると、ピストン４２に曲げモーメントやラジアル方向の偏荷重が作用してしまい、ピストン４２およびシリンダスリーブ４１の摺動面の摩擦抵抗が増加したり異常摩耗が発生したりする問題がある。
【００３６】
しかしながら本実施例では、図１５に示すように、ロータ２２の軸線Ｌに対して斜板３１の軸線Ｌ１が排気行程側（図中左側）にオフセットされているため、接点軌跡Ｔは逆に膨張行程側（図中右側）にオフセットされることになり、膨張行程の中間位置においてピストン４２の球状凸部６１ａと斜板３１の球状凹部３１ａとの接点ｐを、ピストン４２の軸線Ｌ２および球状凹部６１ａの軸線Ｌ３に合致させることが可能となる。その結果、ピストン４２は斜板３１から該ピストン４２の軸線Ｌ２に沿う方向の荷重を受けることになり、ピストン４２に作用する曲げモーメントやラジアル方向の偏荷重を軽減して摩擦抵抗の増加や異常摩耗の発生を防止することができる。このとき、ピストン４２から斜板３１が受ける偏荷重も減少するので、斜板３１やそれを斜板ホルダ２８に支持するアンギュラボールベアリング３０の耐久性向上にも寄与することができる。
【００３７】
尚、本実施例の如くロータ２２の軸線Ｌに対して斜板３１の軸線Ｌ１を排気行程側にオフセットすると、膨張行程の中間位置において球状凸部６１ａと球状凹部３１ａとの接点ｐをシリンダ４２の軸線Ｌ２および球状凹部６１ａの軸線Ｌ３に合致させることができるが、排気行程の中間位置において球状凸部６１ａと球状凹部３１ａとの接点ｐがシリンダ４２の軸線Ｌ２および球状凹部６１ａの軸線Ｌ３から大きく離れてしまう（図１５参照）。しかしながら、排気行程ではピストン４２に加わる負荷がもともと小さいため、それに伴う曲げモーメントやラジアル方向の偏荷重は微小なものとなって特に支障はない。
【００３８】
図１７において、横軸はピストン４２の上死点から測ったロータ２２の回転角度であり、縦軸は斜板３１からの反力荷重によってピストン４２に作用する曲げ応力である。同図から明らかなように、ピストン４２の速度が大きくなる領域（上死点からの角度が６０°〜１４０の領域）では、つまりピストン４２およびシリンダスリーブ４１間の潤滑条件が最も厳しくなる領域では、実線で示すオフセット有りのものの曲げ応力が、破線で示すオフセット無しのものの曲げ応力よりも小さくなっており、本実施例の効果が有効に発揮されていることが分かる。
【００３９】
尚、上死点直後の０°〜６０°の領域では、逆に実線で示すオフセット有りのものの曲げ応力が、破線で示すオフセット無しのものの曲げ応力より大きくなっているが、この領域ではピストン４２の速度が比較的に小さいために潤滑条件が緩やかであり、実用上支障が発生することはない。
【００４０】
またロータ２２の回転に伴って出力軸３２に設けたオイルポンプ４９が作動し、オイルパン２１からオイルパイプ５２、前部カバー１５のオイル通路１５ｂ、吸入ポート５３を経て吸入されたオイルが吐出ポート５４から吐出され、前部カバー１５のオイル通路１５ｃ、出力軸３２のオイル通路３２ａ、出力軸３２の環状溝３２ｂ、出力軸３２のオイル孔３２ｃ…、シリンダスリーブ４１の環状溝４１ｂおよびシリンダスリーブ４１のオイル孔４１ｃ…を経て、ピストン４２の中間部６２に形成した小径部６２ｂとシリンダスリーブ４１との間の空間に供給される。そして前記小径部６２ｂに保持されたオイルの一部は、ピストン４２の中間部６２に形成した螺旋状のオイル溝６２ｄ…に流れてシリンダスリーブ４１との摺動面を潤滑し、また前記オイルの他の一部はピストン４２のトップ部６３に設けた圧縮リング６６，６６およびオイルリング６７とシリンダスリーブ４１との摺動面を潤滑する。
【００４１】
供給された高温高圧蒸気の一部が凝縮した水が内部に生じた膨張室４３からシリンダスリーブ４１およびピストン４２の摺動面に浸入してオイルに混入することは避けられず、そのために前記摺動面の潤滑条件は厳しいものとなるが、必要量のオイルをオイルポンプ４９から出力軸３２の内部を通してシリンダスリーブ４１およびピストン４２の摺動面に直接供給することで、充分な油膜を維持して潤滑性能を確保するとともにオイルポンプ４９の小型化を図ることができる。
【００４２】
シリンダスリーブ４１およびピストン４２の摺動面からオイルリング６７によって掻き取られたオイルは、オイルリング溝６３ｂの底部に形成したオイル孔６３ｃ…からピストン４２の内部の中空空間６２ａに流入する。前記中空空間６２ａはピストン４２の中間部６２を貫通する複数のオイル孔６２ｃ…を介してシリンダスリーブ４１の内部に連通しており、かつシリンダスリーブ４１の内部は複数のオイル孔４１ｃ…を介して該シリンダスリーブ４１の外周の環状溝４１ｂに連通している。環状溝４１ｂの周囲はロータ２２の中央のスリーブ支持フランジ３４によって覆われているが、スリーブ支持フランジ３４にはオイル孔３４ｂが形成されているため、ピストン４２の中空空間６２ａ内のオイルは遠心力で半径方向外側に付勢され、スリーブ支持フランジ３４のオイル孔３４ｂを通して断熱カバー４０内の空間６８に排出され、そこから断熱カバー４０のオイル孔４０ａ…を通してオイルパン２１に戻される。その際に、前記オイル孔３４ｂはスリーブ支持フランジ３４の半径方向外端よりも軸線Ｌ寄りに偏倚した位置にあるため、そのオイル孔３４ｂよりも半径方向外側にあるオイルは遠心力でピストン４２の中空空間６２ａに保持される。
【００４３】
このように、ピストン４２の内部の中空空間６２ａに保持されたオイルとピストン４２の外周の小径部６２ｂとに保持されたオイルとは、膨張室４３の容積が増加する膨張行程において前記小径部６２ｂからトップ部６３側に供給され、また膨張室４３の容積が減少する排気行程において前記小径部６２ｂからエンド部６１側に供給されるため、ピストン４２の軸方向全域を確実に潤滑することができる。またピストン４２の中空空間６２ａの内部でオイルが流動することで、高温高圧蒸気に晒されるトップ部６３の熱を低温のエンド部６１に伝えてピストン４２の温度が局部的に上昇するのを回避することができる。
【００４４】
第４蒸気通路Ｐ４から高温高圧蒸気が膨張室４３に供給されたとき、膨張室４３に臨むピストン４２のトップ部６３と中間部６２との間には断熱空間６５が形成されており、また膨張室４３に臨むロータヘッド３８にも断熱空間７０が形成されているため、膨張室４３からピストン４２およびロータヘッド３８への熱逃げを最小限に抑えて膨張機Ｍの性能向上に寄与することができる。またピストン４２の内部に大容積の中空空間６２ａを形成したので、ピストン４２の重量を低減することができるだけでなく、ピストン４２の熱マスを減少させて膨張室４３からの熱逃げを更に効果的に低減することができる。
【００４５】
後側のスリーブ支持フランジ３５とロータヘッド３８との間にメタルガスケット３６を介在させて膨張室４３をシールしたので、肉厚の大きい環状のシール部材を介して膨張室４３をシールする場合に比べて、シールまわりの無駄ボリュームを減らすことができ、これにより膨張機Ｍの容積比（膨張比）を大きく確保し、熱効率を高めて出力の向上を図ることができる。またシリンダスリーブ４１をロータ２２と別体で構成したので、ロータ２２の材質に制約されずに熱伝導性、耐熱性、強度、耐摩耗性等を考慮してシリンダスリーブ４１の材質を選択することができ、しかも摩耗・損傷したシリンダスリーブ４１だけを交換することができるので経済的である。
【００４６】
またロータ２２の外周面に円周方向に形成した２個の切欠５７，５８からシリンダスリーブ４１の外周面が露出するので、ロータ２２の重量を軽減できるだけでなく、ロータ２２の熱マスを減少させて熱効率の向上を図ることができ、しかも前記切欠５７，５８を断熱空間として機能させることでシリンダスリーブ４１からの熱逃げを抑制することができる。更に、ロータ２２の外周部を断熱カバー４０で覆ったので、シリンダスリーブ４１からの熱逃げを一層効果的に抑制することができる。
【００４７】
ロータリバルブ７１は固定側バルブプレート７３および可動側バルブプレート７４間の平坦な摺動面７７を介してアキシャルピストンシリンダ群５６に蒸気を供給・排出するので、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７７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。しかも複数本のプリロードスプリング８５…でバルブ本体部７２にプリセット荷重を与えて固定側バルブプレート７３および可動側バルブプレート７４の摺動面７７に面圧を発生させるので、摺動面７７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】
またロータリバルブ７１のバルブ本体部７２が熱膨張係数の大きいステンレス製であり、このバルブ本体７２に固定される固定側バルブプレート７３が熱膨張係数の小さいカーボン製あるいはセラミックス製であるため、熱膨張係数の差によって両者間のセンタリングがずれる可能性があるが、固定リング７９の内周の段部７９ａを固定側バルブプレート７３の外周に圧入によりインロウ嵌合させ、かつ固定リング７９の外周の段部７９ｂをバルブ本体部７２の外周にインロウ嵌合させた状態で、固定リング７９を複数本のボルト８０…でバルブ本体部７２に固定したので、インロウ嵌合の調芯作用により固定側バルブプレート７３をバルブ本体部７２に対して精密にセンタリングし、蒸気の供給・排出タイミングのずれを防止して膨張機Ｍの性能低下を防止することができる。しかもボルト８０…の締結力で固定側バルブプレート７３とバルブ本体部７２との当接面を均一に密着させ、その当接面からの蒸気の漏れを抑制することができる。
【００４９】
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７１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７１は高温になるが、オイルによる潤滑が必要な斜板３１や出力軸３２がロータ２２を挟んでロータリバルブ７１の反対側に配置されるので、高温となるロータリバルブ７１の熱でオイルが加熱されて斜板３１や出力軸３２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７１を冷却して過熱を防止する機能も発揮する。
【００５０】
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。
【００５１】
例えば、実施例ではランキンサイクル装置の膨張機Ｍを例示したが、本発明の膨張機Ｍは他の任意の用途に適用可能である。
【００５２】
【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、アキシャルピストンシリンダ群を備えた膨張機の斜板の球状凹部とピストンの球状凸部との接点軌跡を、アキシャルピストンシリンダ群の膨張行程側にオフセットしたので、ピストンの速度が大きくなり、かつピストンと斜板との接点の面圧が大きくなる膨張行程の中間領域で、斜板の球状凹部とピストンの球状凸部との接点の位置を球状凹部の軸線およびピストンの軸線にできるだけ接近させ、ピストンに作用する曲げモーメントやラジアル方向の偏荷重を軽減して摺動抵抗の増加や異常摩耗の発生を最小限に抑えることができる。
【００５３】
また請求項２に記載された発明によれば、斜板の軸線をロータの軸線に対してアキシャルピストンシリンダ群の排気行程側にオフセットするだけの簡単な構成で、斜板の球状凹部とピストンの球状凸部との接点軌跡をアキシャルピストンシリンダ群の膨張行程側にオフセットすることができる。
【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３−３線矢視図
【図４】図１の４部拡大図
【図５】図１の５部拡大図
【図６】ロータの分解斜視図
【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部拡大図
【図１０】図５の１０−１０線断面図
【図１１】図５の１１−１１線断面図
【図１２】図５の１２−１２線断面図
【図１３】図５の１３−１３線断面図
【図１４】図４の１４−１４線矢視図
【図１５】作用説明図（オフセット有りの場合）
【図１６】作用説明図（オフセット無しの場合）
【図１７】オフセットの効果を説明するグラフ
【符号の説明】
１１　　　　ケーシング
２２　　　　ロータ
３１　　　　斜板
３１ａ　　　球状凹部
４１　　　　シリンダスリーブ
４２　　　　ピストン
４３　　　　膨張室
５６　　　　アキシャルピストンシリンダ群
６１ａ　　　球状凸部
７１　　　　ロータリバルブ
Ｌ　　　　　ロータの軸線
Ｌ１　　　　斜板の軸線
Ｔ　　　　　接点軌跡[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention is directed to a spherical configuration in which an axial piston cylinder group is annularly arranged on a rotor rotatably supported by a casing so as to surround the axis thereof, and a spherical convex portion formed at a tip of a piston of the axial piston cylinder group is formed on a swash plate. The present invention relates to an expander brought into contact with a recess.
[0002]
[Prior art]
Japanese Patent Application Laid-Open No. 61-274166 discloses a hydraulic device in which a spherical convex portion formed at the tip of a piston of an axial piston cylinder group is brought into contact with a spherical concave portion formed on a swash plate. By contacting the spherical convex part and the spherical concave part, the surface pressure of the abutting part of both can be reduced, and the relative rotation between the swash plate and the piston can be prevented, contributing to the reduction of wear of the swash plate and the piston. can do. In addition, since the swash plate is provided with a centering action by the piston, the load on the swash plate holder that supports the swash plate can be reduced, and the durability can be improved.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, since the axis of the swash plate is inclined with respect to the axis of the rotor supporting the axial piston cylinder group, even if a plurality of spherical recesses are arranged on a circumference centered on the axis of the swash plate, the spherical The trajectory of the contact points of the spherical convex portions of the plurality of pistons with respect to the concave portions is elliptical. In other words, the contact point at which the spherical convex portion of each piston abuts the spherical concave portion of the swash plate is at a position eccentric from the axis of the piston and the axis of the spherical concave portion, and the direction of the load that the spherical convex portion of the piston receives from the spherical concave portion of the swash plate is It will deviate from the direction of the piston axis. As a result, bending moments and radially biased loads act on the piston, and these bending moments and radially biased loads cause undulation on the sliding surfaces of the piston and cylinder, increasing sliding resistance and causing abnormal wear. There was a problem that caused the occurrence.
[0004]
SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above circumstances, and reduces the bending moment and radial offset load applied to a piston of an expander from a swash plate to minimize an increase in sliding resistance and occurrence of abnormal wear. The purpose is to:
[0005]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, a casing, a rotor rotatably supported by the casing, and an axial piston cylinder arranged annularly around the rotor so as to surround the axis thereof. Group, and a swash plate rotatably supported by a casing having an axis inclined at a predetermined angle with respect to the axis, and a spherical convex portion formed at the tip of the piston of the axial piston cylinder group is formed on the swash plate. A high-temperature, high-pressure steam is supplied through a rotary valve to an expansion chamber defined between a piston and a cylinder sleeve of an axial piston cylinder group by abutting on a spherical concave portion formed so as to concentrically surround the rotation axis of the swash plate. In the expander that drives the rotor to rotate, the contact locus between the spherical concave portion of the swash plate and the spherical convex portion of the piston is determined by expanding the axial piston cylinder group. Expander is proposed, characterized in that the offset to the stroke side.
[0006]
According to the above configuration, the contact trajectory between the spherical concave portion of the swash plate and the spherical convex portion of the piston of the expander having the axial piston cylinder group is offset toward the expansion stroke side of the axial piston cylinder group. In the middle region of the expansion stroke where the contact pressure between the piston and the swash plate increases, the position of the contact point between the spherical recess of the swash plate and the spherical protrusion of the piston is set to the axis of the spherical recess and the axis of the piston. As close as possible, the bending moment acting on the piston and the eccentric load in the radial direction can be reduced to minimize the increase in sliding resistance and the occurrence of abnormal wear.
[0007]
According to the second aspect of the present invention, in addition to the configuration of the first aspect, expansion is characterized in that the axis of the swash plate is offset to the exhaust stroke side of the axial piston cylinder group with respect to the axis of the rotor. Machine is proposed.
[0008]
According to the above configuration, the contact locus between the spherical concave portion of the swash plate and the spherical convex portion of the piston can be obtained simply by offsetting the axis of the swash plate with respect to the axis of the rotor toward the exhaust stroke side of the axial piston cylinder group. Can be offset toward the expansion stroke side of the axial piston cylinder group.
[0009]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described based on examples of the present invention shown in the accompanying drawings.
[0010]
1 to 17 show an 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. 3 is line 3-3 of FIG. FIG. 4 is an enlarged view of part 4 of FIG. 1, FIG. 5 is an enlarged view of part five of FIG. 1, FIG. 6 is an exploded perspective view of the rotor, FIG. 7 is a sectional view taken along line 7-7 of FIG. 4 is a sectional view taken along line 8-8 in FIG. 4, FIG. 9 is an enlarged view of a part 9 in FIG. 4, FIG. 10 is a sectional view taken along line 10-10 in FIG. 5, FIG. Is a sectional view taken along line 12-12 of FIG. 5, FIG. 13 is a sectional view taken along line 13-13 of FIG. 5, FIG. 14 is a view taken along line 14-14 of FIG. 4, FIG. FIG. 16 is an explanatory diagram of the operation (when there is no offset), and FIG. 17 is a graph illustrating the effect of the offset.
[0011]
As shown in FIGS. 1 to 9, the expander M of the present embodiment is used in, for example, a Rankine cycle device, and converts heat energy and pressure energy of a high-temperature high-pressure steam as a working medium into mechanical energy and outputs the mechanical energy. I do. The casing 11 of the expander M includes a casing body 12, a front cover 15 connected to a front opening of the casing body 12 by a plurality of bolts 14 via a sealing member 13, and a rear opening of the casing body 12. A rear cover 18 connected to the casing body 12 with a plurality of bolts 17 via a sealing member 16 and an oil pan 21 connected to an opening on the lower surface of the casing body 12 via a sealing member 19 with a plurality of bolts 20. It consists of.
[0012]
The rotor 22 arranged rotatably around the axis L extending in the front-rear direction at the center of the casing 11 has its front portion supported by a ball bearing 23 provided on the front cover 15, and has its rear portion provided on the casing body 12. It is supported by a ball bearing 24. A swash plate holder 28 fitted to the rear surface of the front cover 15 via two seal members 25 and 26 and a knock pin 27 is fixed by a plurality of bolts 29. The swash plate 31 is rotatably supported via 30. The axis L1 of the swash plate 31 is inclined with respect to the axis L of the rotor 22, and the inclination angle is fixed.
[0013]
As best shown in FIG. 14, the axis L1 of the swash plate 31 is offset from the axis L of the rotor 22 by a distance α on the exhaust stroke side (left side in the figure) of an axial piston cylinder group 56 described later. I have.
[0014]
The rotor 22 is integrally formed with the output shaft 32 supported on the front cover 15 by the ball bearing 23 and cutouts 57 and 58 (see FIGS. 4 and 9) having predetermined widths at the rear of the output shaft 32. The three sleeve support flanges 33, 34, 35 formed are connected to the rear sleeve support flange 35 by a plurality of bolts 37 via a metal gasket 36, and are supported on the casing body 12 by the ball bearings 24. And a heat insulating cover 40 fitted to the three sleeve support flanges 33, 34, 35 from the front and connected to the front sleeve support flange 33 by a plurality of bolts 39.
[0015]
Each of the three sleeve support flanges 33, 34, 35 is formed with five sleeve support holes 33a,..., 34a, 35a at intervals of 72 ° around the axis L. The sleeve support holes 33a,. Five cylinder sleeves 41 are fitted into 34a, 35a from behind. A flange 41a is formed at the rear end of each cylinder sleeve 41. The flange 41a is fitted to the metal gasket 36 in a state where the flange 41a is fitted to a step 35b formed in the sleeve support hole 35a of the rear sleeve support flange 35. It is positioned in the axial direction by contact (see FIG. 9). A piston 42 is slidably fitted inside each cylinder sleeve 41, and a spherical concave portion 61 a at the front end of the piston 42 abuts against a spherical concave portion 31 a formed of a dimple formed on the swash plate 31, and A steam expansion chamber 43 is defined between the rear end and the rotor head 38.
[0016]
An oil passage 32a extending on the axis L is formed inside the output shaft 32 integrated with the rotor 22, and the front end of the oil passage 32a branches radially and communicates with an annular groove 32b on the outer periphery of the output shaft 32. An oil passage closing member 45 is screwed into the inner periphery of the oil passage 32a via a seal member 44 at a position radially inward of the sleeve support flange 34 at the center of the rotor 22. A plurality of oil holes 32c extending outward in the direction open in the outer peripheral surface of the output shaft 32.
[0017]
A trochoid type oil pump disposed between a concave portion 15a provided on the front surface of the front cover 15 and a pump cover 48 fixed to the front surface of the front cover 15 with a plurality of bolts 47 via a sealing member 46. 49 is provided with an outer rotor 50 rotatably fitted in the concave portion 15a, and an inner rotor 51 fixed to the outer periphery of the output shaft 32 and meshing with the outer rotor 50. The internal space of the oil pan 21 communicates with a suction port 53 of an oil pump 49 via an oil pipe 52 and an oil passage 15b of the front cover 15, and a discharge port 54 of the oil pump 49 communicates with the oil passage 15c of the front cover 15. The output shaft 32 communicates with the annular groove 32b of the output shaft 32 through the output shaft 32.
[0018]
The piston 42 slidably fitted to the cylinder sleeve 41 includes an end portion 61, an intermediate portion 62, and a top portion 63. The end portion 61 is a member having a spherical convex portion 61a that comes into contact with the spherical concave portion 31a of the swash plate 31, and is joined to the tip of the intermediate portion 62 by welding. The intermediate portion 62 is a cylindrical member having a large-capacity hollow space 62a, and has a small-diameter portion 62b whose diameter is slightly reduced at an outer peripheral portion near the top portion 63, and penetrates therethrough in the radial direction. Are formed as described above, and a plurality of spiral oil grooves 62d are formed in the outer peripheral portion in front of the small diameter portion 62b. The top portion 63 facing the expansion chamber 43 is formed integrally with the intermediate portion 62, and a heat insulating space 65 is provided between a partition wall 63a formed on the inner surface thereof and a lid member 64 fitted and welded to its rear end surface. (See FIG. 9) is formed. Two compression rings 66, 66 and one oil ring 67 are mounted on the outer periphery of the top portion 63, and an oil ring groove 63b in which the oil ring 67 fits is inserted through a plurality of oil holes 63c. It communicates with the hollow space 62a of the intermediate part 62.
[0019]
The end portion 61 and the intermediate portion 62 of the piston are made of high carbon steel, and the top portion 63 is made of stainless steel. Among them, the end portion 61 is induction hardened and the intermediate portion 62 is hardened. As a result, a high surface pressure resistance of the end portion 61 abutting against the swash plate 31 with a large surface pressure, a wear resistance of the intermediate portion 62 slidably contacting the cylinder sleeve 41 under severe lubrication conditions, and a high temperature and high pressure The heat resistance and corrosion resistance of the top portion 63 exposed to water are satisfied.
[0020]
An annular groove 41b (see FIGS. 6 and 9) is formed on the outer periphery of the intermediate portion of the cylinder sleeve 41, and a plurality of oil holes 41c are formed in the annular groove 41b. Regardless of the mounting position of the cylinder sleeve 41 in the rotation direction, an oil hole 32c formed in the output shaft 32 and an oil hole 34b formed in the center sleeve support flange 34 of the rotor 22 (see FIGS. 4 and 6). Communicates with the annular groove 41b. Spaces 68 formed between the sleeve support flanges 33 and 35 on the front and rear sides of the rotor 22 and the heat insulating cover 40 are formed via oil holes 40a formed in the heat insulating cover 40 (see FIGS. 4 and 7). It communicates with the internal space of the casing 11.
[0021]
An annular lid member 69 is welded to the front side or the expansion chamber 43 side of the rotor head 38 which is connected to the rear surface of the sleeve support flange 33 on the front side of the rotor 22 with bolts 37. An annular heat insulating space 70 (see FIG. 9) is defined. The rotor head 38 is positioned in the rotation direction with respect to the rear sleeve support flange 35 by the knock pin 55.
[0022]
The five cylinder sleeves 41 and the five pistons 42 constitute an axial piston cylinder group 56 of the present invention.
[0023]
Next, the structure of the rotary valve 71 for supplying and discharging steam to and from the five expansion chambers 43 of the rotor 22 will be described with reference to FIG. 5 and FIGS.
[0024]
As shown in FIG. 5, the rotary valve 71 arranged along the axis L of the rotor 22 includes a valve body 72, a fixed-side valve plate 73, and a movable-side valve plate 74. The movable valve plate 74 is fixed to the rear surface of the rotor 22 with bolts 76 screwed to the oil passage closing member 45 (see FIG. 4) while being positioned in the rotation direction by the knock pin 75. The bolt 76 also has a function of fixing the rotor head 38 to the output shaft 32.
[0025]
As is clear from FIG. 5, the fixed-side valve plate 73 that comes into contact with the movable-side valve plate 74 via the flat sliding surface 77 is fixed to the center of the front surface of the valve main body 72 with one bolt 78. At the same time, it is fixed to the outer peripheral portion of the valve body 72 by an annular fixing ring 79 and a plurality of bolts 80. At this time, a step portion 79a formed on the inner periphery of the fixing ring 79 is press-fitted so as to fit into the outer periphery of the fixed side valve plate 73, and a step portion 79b formed on the outer periphery of the fixing ring 79 is inserted into the valve body portion. By fitting into the outer periphery of the 72, the coaxiality of the fixed-side valve plate 73 with respect to the valve body 72 is ensured. A knock pin 81 for positioning the fixed-side valve plate 73 in the rotation direction is disposed between the valve body 72 and the fixed-side valve plate 73.
[0026]
Therefore, when the rotor 22 rotates, the movable-side valve plate 74 and the fixed-side valve plate 73 relatively rotate while closely contacting each other on the sliding surface 77. The fixed-side valve plate 73 and the movable-side valve plate 74 are made of a highly durable material such as carbon or ceramic, and the sliding surface 77 has heat resistance, lubricity, corrosion resistance, and wear resistance. The durability can be further improved by interposing or coating a member having the following.
[0027]
The valve body 72 made of stainless steel is a stepped cylindrical member having a large-diameter portion 72a and a small-diameter portion 72b, and the outer peripheral surfaces of the large-diameter portion 72a and the small-diameter portion 72b are sealed members 82 and 83, respectively. The pin 84 is slidably fitted in the direction of the axis L on the support surface 18a, 18b having a circular cross section of the rear cover 18 via the through hole. By fitting into the formed notch 18c, it is positioned in the rotation direction. A plurality of preload springs 85 are supported by the rear cover 18 so as to surround the axis L, and the valve body 72 has a step 72c between the large-diameter portion 72a and the small-diameter portion 72b pressed by the preload springs 85. Is urged forward to bring the sliding surfaces 77 of the fixed valve plate 73 and the movable valve plate 74 into close contact.
[0028]
The steam supply pipe 86 connected to the rear surface of the valve body 72 slides through a first steam passage P1 formed inside the valve body 72 and a second steam passage P2 formed in the fixed valve plate 73. It communicates with the moving surface 77. Further, a steam discharge chamber 88 sealed with a seal member 87 is formed between the casing body 12 and the rear cover 18 and the rotor 22, and the steam discharge chamber 88 is formed in a sixth body formed inside the valve body 72. , The seventh steam passages P6 and P7, and the fifth steam passage P5 formed in the fixed-side valve plate 73, and communicates with the sliding surface 77. At the mating surface of the valve body 72 and the fixed-side valve plate 73, a seal member 89 surrounding the connection between the first and second steam passages P1 and P2, and the connection between the fifth and sixth steam passages P5 and P6. Is provided.
[0029]
Five third steam passages P3... Arranged at equal intervals so as to surround the axis L pass through the movable side valve plate 74, and five fourth steam passages P3 formed in the rotor 22 so as to surround the axis L. Both ends of the steam passages P4 communicate with the third steam passages P3 and the expansion chambers 43, respectively. The portion of the second steam passage P2 that opens to the sliding surface 77 is circular, whereas the portion of the fifth steam passage P5 that opens to the sliding surface 77 is formed in an arc shape centered on the axis L.
[0030]
Next, the operation of the expander M of the present embodiment having the above configuration will be described.
[0031]
The high-temperature and high-pressure steam generated by heating water in the evaporator is supplied from a steam supply pipe 86 to a first steam passage P1 formed in the valve body 72 of the rotary valve 71, and a fixed-side valve plate 73 integrated with the valve body 72. And reaches the sliding surface 77 with the movable side valve plate 74 via the second steam passage P2 formed at the second position. The second steam passage P2 opening to the sliding surface 77 instantaneously communicates with a corresponding third steam passage P3 formed in the movable valve plate 74 that rotates integrally with the rotor 22 during a predetermined intake period, and the high temperature and high pressure The steam is supplied from the third steam passage P3 to the expansion chamber 43 in the cylinder sleeve 41 via the fourth steam passage P4 formed in the rotor 22.
[0032]
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 22, the high-temperature and high-pressure steam expands in the expansion chamber 43, so that the piston 42 fitted to the cylinder sleeve 41 is moved. It is pushed forward from the top dead center toward the bottom dead center, and the spherical convex portion 61 a of the front end portion 61 presses the spherical concave portion 31 a of the swash plate 31. As a result, a rotational torque is applied to the rotor 22 by the reaction force received by the piston 42 from the swash plate 31. Then, each time the rotor 22 rotates one fifth, the high-temperature and high-pressure steam is supplied into the adjacent new expansion chamber 43, and the rotor 22 is continuously driven to rotate.
[0033]
While the piston 42 that has reached the bottom dead center with the rotation of the rotor 22 is pressed by the swash plate 31 and retreats toward the top dead center, the low-temperature and low-pressure steam pushed out of the expansion chamber 43 is The fourth steam passage P4, the third steam passage P3 of the movable-side valve plate 74, the sliding surface 77, the arc-shaped fifth steam passage P5 of the fixed-side valve plate 73, and the sixth and fifth passages of the valve body 72. The steam is discharged to the steam discharge chamber 88 through the steam passages P6 and P7, and is supplied to the condenser therefrom.
[0034]
Now, since the axis L1 of the swash plate 31 is inclined with respect to the axis L of the rotor 22, the locus (contact locus T) of the contact point p between the spherical convex portion 61a of the piston 42 and the spherical concave portion 61a of the swash plate 31. Becomes elliptical. FIG. 16 shows a case where it is assumed that the axis L1 of the swash plate 31 is not offset with respect to the axis L of the rotor 22, and in this case, the right half of the drawing shows the expansion stroke side and the left half of the exhaust stroke. The shape of the contact path T is symmetrical on the stroke side. At the middle position of the expansion stroke and the middle position of the exhaust stroke, the contact point p between the spherical convex portion 61a of the piston 42 and the spherical concave portion 31a of the swash plate 31 is shifted inward from the axis L3 of the spherical concave portion 61a.
[0035]
In particular, in the expansion stroke, the spherical convex portion 61a of the piston 42 driven by the high-temperature and high-pressure steam is strongly pressed against the spherical concave portion 31a of the swash plate 31, so that the contact point p between the spherical convex portion 61a and the spherical concave portion 31a is shifted by the axis of the piston 42. If the piston 42 is eccentric from the axis L3 of the spherical concave portion 61a, a bending moment or an eccentric load in the radial direction acts on the piston 42, and the frictional resistance of the sliding surfaces of the piston 42 and the cylinder sleeve 41 increases, or abnormal wear occurs. Or have a problem.
[0036]
However, in this embodiment, as shown in FIG. 15, since the axis L1 of the swash plate 31 is offset to the exhaust stroke side (left side in the figure) with respect to the axis L of the rotor 22, the contact path T expands conversely. At the intermediate position of the expansion stroke, the contact point p between the spherical convex portion 61a of the piston 42 and the spherical concave portion 31a of the swash plate 31 is shifted to the axis L2 of the piston 42 and the spherical concave portion. This makes it possible to match with the axis L3 of 61a. As a result, the piston 42 receives a load from the swash plate 31 in the direction along the axis L2 of the piston 42, and reduces a bending moment acting on the piston 42 and an uneven load in the radial direction, thereby increasing the frictional resistance and abnormally. Wear can be prevented. At this time, since the eccentric load applied to the swash plate 31 from the piston 42 is also reduced, it is possible to contribute to the improvement of the durability of the swash plate 31 and the angular ball bearing 30 that supports the swash plate 31 on the swash plate holder 28.
[0037]
When the axis L1 of the swash plate 31 is offset to the exhaust stroke side with respect to the axis L of the rotor 22 as in the present embodiment, the contact point p between the spherical convex portion 61a and the spherical concave portion 31a at the intermediate position of the expansion stroke is moved to the cylinder 42. Can be matched with the axis L2 of the spherical concave portion 61a and the axis L3 of the spherical concave portion 61a, but at the intermediate position of the exhaust stroke, the contact point p between the spherical convex portion 61a and the spherical concave portion 31a is shifted from the axis L2 of the cylinder 42 and the axis L3 of the spherical concave portion 61a. They are far apart (see FIG. 15). However, since the load applied to the piston 42 is originally small in the exhaust stroke, the bending moment and the offset load in the radial direction are small, and there is no particular problem.
[0038]
17, the horizontal axis represents the rotation angle of the rotor 22 measured from the top dead center of the piston 42, and the vertical axis represents the bending stress acting on the piston 42 due to the reaction load from the swash plate 31. As is clear from the figure, in a region where the speed of the piston 42 is large (a region where the angle from the top dead center is 60 ° to 140), that is, in a region where the lubrication condition between the piston 42 and the cylinder sleeve 41 is the strictest. The bending stress of the one with the offset shown by the solid line is smaller than the bending stress of the one without the offset shown by the broken line, and it can be seen that the effect of this embodiment is effectively exhibited.
[0039]
In the region from 0 ° to 60 ° immediately after the top dead center, the bending stress of the case with the offset shown by the solid line is larger than the bending stress of the case without the offset shown by the broken line. The speed of the lubrication is relatively low, so that the lubrication conditions are gradual, and there is no practical problem.
[0040]
The oil pump 49 provided on the output shaft 32 is operated with the rotation of the rotor 22, and the oil sucked from the oil pan 21 through the oil pipe 52, the oil passage 15 b of the front cover 15, and the suction port 53 discharges oil. 54, the oil passage 15c of the front cover 15, the oil passage 32a of the output shaft 32, the annular groove 32b of the output shaft 32, the oil hole 32c of the output shaft 32, the annular groove 41b of the cylinder sleeve 41, and the cylinder sleeve 41. Are supplied to the space between the small diameter portion 62b formed in the intermediate portion 62 of the piston 42 and the cylinder sleeve 41 through the oil holes 41c. A part of the oil held in the small diameter portion 62b flows into a spiral oil groove 62d formed in the intermediate portion 62 of the piston 42 to lubricate the sliding surface with the cylinder sleeve 41, The other part lubricates the sliding surfaces of the compression sleeves 66, 66 and the oil ring 67 provided on the top part 63 of the piston 42 and the cylinder sleeve 41.
[0041]
It is inevitable that water condensed from a part of the supplied high-temperature and high-pressure steam enters the sliding surfaces of the cylinder sleeve 41 and the piston 42 from the expansion chamber 43 formed therein and mixes with the oil. Although the lubrication condition of the moving surface becomes severe, a sufficient amount of oil is maintained by supplying a required amount of oil from the oil pump 49 directly to the sliding surfaces of the cylinder sleeve 41 and the piston 42 through the inside of the output shaft 32. As a result, the lubrication performance can be ensured and the size of the oil pump 49 can be reduced.
[0042]
The oil scraped by the oil ring 67 from the sliding surfaces of the cylinder sleeve 41 and the piston 42 flows into the hollow space 62a inside the piston 42 from the oil holes 63c formed at the bottom of the oil ring groove 63b. The hollow space 62a communicates with the inside of the cylinder sleeve 41 through a plurality of oil holes 62c penetrating the intermediate portion 62 of the piston 42, and the inside of the cylinder sleeve 41 communicates through a plurality of oil holes 41c. It communicates with an annular groove 41b on the outer periphery of the cylinder sleeve 41. The periphery of the annular groove 41b is covered by the sleeve support flange 34 at the center of the rotor 22, but since the oil hole 34b is formed in the sleeve support flange 34, the oil in the hollow space 62a of the piston 42 is subjected to centrifugal force. , And is discharged to the space 68 in the heat insulating cover 40 through the oil hole 34b of the sleeve support flange 34, and then returned to the oil pan 21 through the oil hole 40a of the heat insulating cover 40. At this time, since the oil hole 34b is located at a position deviated toward the axis L from the radially outer end of the sleeve support flange 34, the oil radially outside of the oil hole 34b is centrifugally applied to the piston 42. It is held in the hollow space 62a.
[0043]
As described above, the oil held in the hollow space 62a inside the piston 42 and the oil held in the small diameter portion 62b on the outer periphery of the piston 42 combine with the small diameter portion 62b during the expansion stroke in which the volume of the expansion chamber 43 increases. From the small-diameter portion 62b to the end portion 61 during the exhaust stroke in which the volume of the expansion chamber 43 is reduced, so that the entire axial direction of the piston 42 can be reliably lubricated. . In addition, since the oil flows inside the hollow space 62a of the piston 42, the heat of the top portion 63 exposed to the high-temperature and high-pressure steam is transmitted to the low-temperature end portion 61 to prevent the temperature of the piston 42 from locally increasing. can do.
[0044]
When the high-temperature and high-pressure steam is supplied from the fourth steam passage P4 to the expansion chamber 43, an adiabatic space 65 is formed between the top part 63 and the intermediate part 62 of the piston 42 facing the expansion chamber 43. Since the heat insulating space 70 is also formed in the rotor head 38 facing the chamber 43, it is possible to minimize the heat escape from the expansion chamber 43 to the piston 42 and the rotor head 38 and contribute to the improvement of the performance of the expander M. it can. Further, since the hollow space 62a having a large volume is formed inside the piston 42, not only the weight of the piston 42 can be reduced, but also the heat mass of the piston 42 is reduced, so that the heat can escape from the expansion chamber 43 more effectively. Can be reduced.
[0045]
Since the expansion chamber 43 is sealed by interposing the metal gasket 36 between the rear sleeve support flange 35 and the rotor head 38, the expansion chamber 43 is sealed with a thick annular sealing member. As a result, a waste volume around the seal can be reduced, whereby a large volume ratio (expansion ratio) of the expander M can be ensured, and thermal efficiency can be increased to improve output. Further, since the cylinder sleeve 41 is formed separately from the rotor 22, the material of the cylinder sleeve 41 can be selected in consideration of heat conductivity, heat resistance, strength, abrasion resistance and the like without being limited by the material of the rotor 22. It is economical because only the worn or damaged cylinder sleeve 41 can be replaced.
[0046]
Further, since the outer peripheral surface of the cylinder sleeve 41 is exposed from two notches 57 and 58 formed in the outer peripheral surface of the rotor 22 in the circumferential direction, not only can the weight of the rotor 22 be reduced, but also the heat mass of the rotor 22 can be reduced. As a result, the cutouts 57 and 58 function as a heat insulating space, whereby heat escape from the cylinder sleeve 41 can be suppressed. Further, since the outer peripheral portion of the rotor 22 is covered with the heat insulating cover 40, heat escape from the cylinder sleeve 41 can be more effectively suppressed.
[0047]
Since the rotary valve 71 supplies and discharges steam to the axial piston cylinder group 56 via the flat sliding surface 77 between the fixed valve plate 73 and the movable valve plate 74, it is possible to effectively prevent steam leakage. Can be. This is because the flat sliding surface 77 can be easily processed with high precision, so that the clearance can be easily managed as compared with the cylindrical sliding surface. Moreover, since a plurality of preload springs 85 apply a preset load to the valve body 72 to generate a surface pressure on the sliding surfaces 77 of the fixed-side valve plate 73 and the movable-side valve plate 74, steam from the sliding surface 77 is generated. Leakage can be more effectively suppressed.
[0048]
Further, the valve body 72 of the rotary valve 71 is made of stainless steel having a large thermal expansion coefficient, and the fixed valve plate 73 fixed to the valve body 72 is made of carbon or ceramic having a small thermal expansion coefficient. Although there is a possibility that the centering between the two may shift due to the difference in the coefficients, the step 79a on the inner periphery of the fixing ring 79 is fitted into the outer periphery of the fixed side valve plate 73 by press fitting, and the step on the outer periphery of the fixing ring 79 is formed. The fixing ring 79 is fixed to the valve body 72 with a plurality of bolts 80 in a state where the portion 79b is fitted in the outer periphery of the valve body 72. 73 is precisely centered with respect to the valve body 72 to prevent a shift in steam supply / discharge timing, and It is possible to prevent performance degradation. Moreover, the contact surface between the fixed side valve plate 73 and the valve body 72 is uniformly brought into close contact with the fastening force of the bolts 80, and the leakage of steam from the contact surface can be suppressed.
[0049]
Furthermore, since the rotary valve 71 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. Although the rotary valve 71 through which the high-temperature and high-pressure steam passes becomes hot, the swash plate 31 and the output shaft 32 which require lubrication with oil are arranged on the opposite side of the rotary valve 71 with the rotor 22 interposed therebetween. The lubrication performance of the swash plate 31 and the output shaft 32 can be prevented from being reduced by the oil being heated by the heat of the rotary valve 71. The oil also has a function of cooling the rotary valve 71 to prevent overheating.
[0050]
The embodiments of the present invention have been described above. However, various design changes can be made in the present invention without departing from the gist thereof.
[0051]
For example, in the embodiment, the expander M of the Rankine cycle device is illustrated, but the expander M of the present invention can be applied to any other use.
[0052]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the present invention, the contact trajectory between the spherical concave portion of the swash plate and the spherical convex portion of the piston of the expander having the axial piston cylinder group is determined by the expansion stroke of the axial piston cylinder group. The position of the contact point between the spherical concave portion of the swash plate and the spherical convex portion of the piston in the middle region of the expansion stroke where the speed of the piston increases and the surface pressure of the contact point between the piston and the swash plate increases due to the offset to the side. Is brought as close as possible to the axis of the spherical recess and the axis of the piston, the bending moment acting on the piston and the eccentric load in the radial direction can be reduced, and the increase in sliding resistance and the occurrence of abnormal wear can be minimized.
[0053]
Further, according to the invention described in claim 2, with a simple configuration in which the axis of the swash plate is simply offset to the exhaust stroke side of the axial piston cylinder group with respect to the axis of the rotor, the spherical recess of the swash plate and the piston The contact locus with the spherical convex portion can be offset toward the expansion stroke side of the axial piston cylinder group.
[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 of FIG.
FIG. 3 is a view taken along line 3-3 in FIG. 1;
FIG. 4 is an enlarged view of four parts of FIG. 1;
FIG. 5 is an enlarged view of part 5 of FIG.
FIG. 6 is an exploded perspective view of a rotor.
FIG. 7 is a sectional view taken along line 7-7 of FIG. 4;
8 is a sectional view taken along line 8-8 in FIG. 4;
FIG. 9 is an enlarged view of a part 9 in FIG.
FIG. 10 is a sectional view taken along line 10-10 of FIG. 5;
11 is a sectional view taken along line 11-11 of FIG. 5;
FIG. 12 is a sectional view taken along line 12-12 of FIG. 5;
FIG. 13 is a sectional view taken along line 13-13 of FIG. 5;
FIG. 14 is a view taken along line 14-14 of FIG. 4;
FIG. 15 is an explanatory diagram of an operation (in a case where there is an offset).
FIG. 16 is an operation explanatory view (in the case where there is no offset).
FIG. 17 is a graph illustrating the effect of offset.
[Explanation of symbols]
11 Casing
22 rotor
31 Swash plate
31a Spherical recess
41 cylinder sleeve
42 piston
43 expansion chamber
56 axial piston cylinder group
61a Spherical convex
71 Rotary valve
L Rotor axis
L1 Swash plate axis
T contact locus

Claims

A casing (11);
A rotor (22) rotatably supported by the casing (11);
An axial piston cylinder group (56) annularly arranged on the rotor (22) so as to surround its axis (L);
A swash plate (31) rotatably supported by the casing (11) and having an axis (L1) inclined at a predetermined angle with respect to the axis (L);
With
A spherical projection (61a) formed at the tip of the piston (42) of the axial piston cylinder group (56) is formed on the swash plate (31) so as to concentrically surround the axis (L1) of the swash plate (31). Abut the spherical recess (31a),
By supplying high-temperature and high-pressure steam through a rotary valve (71) to an expansion chamber (43) defined between a piston (42) and a cylinder sleeve (41) of the axial piston cylinder group (56), the rotor (22) is rotated. In a rotationally driven expander,
The contact locus (T) between the spherical concave portion (31a) of the swash plate (31) and the spherical convex portion (61a) of the piston (42) is offset toward the expansion stroke side of the axial piston cylinder group (56). Expander.

The expansion according to claim 1, characterized in that the axis (L1) of the swash plate (31) is offset to the exhaust stroke side of the axial piston cylinder group (56) with respect to the axis (L) of the rotor (22). Machine.