JP2008045534A

JP2008045534A - ロータリー式熱流体機器

Info

Publication number: JP2008045534A
Application number: JP2006251685A
Authority: JP
Inventors: Hidetaka Watanabe; 秀隆渡辺
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2006-08-20
Filing date: 2006-08-20
Publication date: 2008-02-28
Anticipated expiration: 2026-08-20
Also published as: JP5024750B2

Abstract

【課題】構造が簡単で磨耗が少なく効率が良い、ロータリーコンプレッサにもロータリーエンジンにも応用できるロータリー式熱流体機器を提供する。
【解決手段】ローターハウジング１０と、このローターハウジング内に収納される第一のローター２０と第二のローター３０を有するロータリー式熱流体機器において、両ローターの歯２，３はそれぞれ、任意形状の歯先端部２ｃ，３ｃと、そのローターが一定速度で回転するとき反対方向へ一定速度で回転するもう一方のローターの歯先端部が切り欠くときにできる凹面部２ｄ，３ｄと、この凹面部と隣の歯先端部までをインボリュート曲線で滑らかに接続した形状からなる凸面部２ｅ，３ｅからなる構造とした。
【選択図】図１

Description

この発明は、外燃機関および内燃機関としてのロータリーエンジンと、ロータリーコンプレッサに関するものである。

従来のロータリー式のポンプやエンジンについては約４００年の歴史があり、１５８８年に考案されたラメリーの用水ポンプに起源をもつロータリーピストン式のコンプレッサは現在も空調機等のコンプレッサとして使用されている（特許文献１参照）。近年はスクロール式と呼ばれるコンプレッサも一般的となっている。ポンプの分野では、回転力から直接流体を駆動できるものとしてスクリュー式や歯車を２個組み合わせた歯車式などが一般的である。また、エンジンでは１９５０年代に登場したバンケル型ロータリーエンジンが乗用車に搭載され実用化されたが、その後バンケル型の振動が大きいという問題点を解決するための工夫が考案されている（特許文献２、３参照）。
グランプリ出版「マツダ・ロータリーエンジンの歴史」（２−１節）特開平１１−１８２２０１号公報（第２図）特開２００５−３１５２０５号公報（第１図）

上述のような従来のロータリーピストン式コンプレッサでは、圧縮領域を仕切る可動シールが常にローターハウジング円周面を摺動する必要がある。また、スクロール式コンプレッサでも２つのスクロール翼が常にお互いに摺動する必要がある。このためどちらも摩擦ロスが発生し磨耗しやすい。
また、バンケル型ロータリーエンジンの偏心による振動を抑止するため真円動作とした特許文献２、特許文献３の３ローターを使用したロータリーエンジンは、３つのローターを外部の歯車で連結しているため、構造が複雑でローターがお互いぶつからないよう位置合わせを正確にする必要がある。しかし初期の位置合わせを実施したとしても、歯車の磨耗等のガタによりローターが接触する危険性があり、ローター羽根先端が磨耗しやすい。また、特許文献３の方式は、羽根の先端の大きさに比べ羽根の根元が細いため、圧縮と爆発を頻繁に繰り返すエンジンの性格上、強度面に不安があり、最悪の場合、羽根が折れてしまう危険性がある。
この発明は、構造が簡単で磨耗が少なく効率が良い、コンプレッサにもエンジンにも応用できるロータリー式熱流体機器を提供することを目的とする。

この発明のロータリー式熱流体機器は、上述のような問題点を解決するためになされたもので、ローターハウジングと、このローターハウジング内に収納される複数のローターを有するロータリー式熱流体機器において、上記ローターの歯はそれぞれ、任意形状の歯先端部と、そのローターが一定速度で回転するとき反対方向へ一定速度で回転するもう一方のローターの歯先端部が切り欠くときにできる凹面部と、この凹面部と隣の歯先端部までをインボリュート曲線で滑らかに接続した形状からなる凸面部を備えたものである。

また、上記ローターの歯の凹面部または凸面部のどちらか一方に切り欠きを設けた構造としたものである。

また、ローターの胴体部端面とそれに対向するローターハウジングの端面に、同心円状のコルゲート処理を施したものである。

また、ローターのインボリュート曲線凸面部にそれに向かい合ったローターと勘合するコルゲート処理を施したものである。

この発明のロータリー式熱流体機器は、ローターハウジングとこの中に収納される複数のローターからなるロータリー式熱流体機器において、ローターの歯をそれぞれ、任意形状の歯先端部と、そのローターが一定速度で回転するとき反対方向へ一定速度で回転するもう一方のローターの歯先端部が切り欠くときにできる凹面部と、この凹面部と隣の歯先端部までをインボリュート曲線で滑らかに接続した形状からなる凸面部からなる構成にしたので、ロータリーコンプレッサとして使用すると、ローターを回転させるだけで高い圧縮や吸引が可能であり、摺動部分が少なくてすむため摩擦ロスを少なくすることができる。

また、この構造のロータリー式熱流体機器は真円動作で振動が少なく、ロータリーエンジンとして使用すると、ガスの膨張エネルギーをそのままローターの回転エネルギーに変えられるため高効率である。外部に歯車がないので構造が簡単であり、ローターの位置を正確にあわせる必要がないため組み立ても容易となり、機械的な強度面で弱い部分もない。
ロータリーコンプレッサと圧力差で回転するロータリーエンジンは同一構造であって、構造が簡単なため、大型にも超小型にも製作可能であり、また２台を接続して一方の回転動作を他方へ伝達することができ、２台の大きさを変えることで回転数を変えることもできる。

外燃機関、内燃機関のどちらにも使用でき、歯に切り欠きを設けることで動作特性を変えることができる。

また、この構造のロータリーエンジンでは、コルゲーションにより内部ガスの圧力漏れを抑制しロスを抑えられる。

実施の形態１．
図１は、この発明のロータリーコンプレッサの断面図である。図において、１０はローターハウジングであり、第一のローター２０と第二のローター３０は、各々のローター軸２ａと３ａで回転可能な状態でロータハウジング１０に密接して装着されている。２は第一のローター２０の一枚の歯であり、ローター胴体２ｂの周囲に複数形成されており、歯２は、歯先端部２ｃと凹面部２ｄと凸面部２ｅで構成されている。第二のローターの歯３も同様に、ローター胴体３ｂの周囲に複数形成されており、歯先端部３ｃと凹面部３ｄと凸面部３ｅで構成されている。ローターハウジング１０の側面中央部左右には、吸気口１１と排気口１２が設けられている。ロータリーコンプレッサの場合、第二のローター３０が駆動ローターとなり、ローター軸３ａを反時計回りに回転させることで駆動し、第一のローター２０は第二のローター３０の回転によって第二のローター３０と逆方向に同速度で回転する従属ローターである。

図２は、この発明のローターの歯の形状を示す説明図である。図において、２ｃはローター２０の歯２の先端部であり、その形状は円形としている。２ｄはローターの歯２の凹面部であり、先端部２ｃに滑らかに繋がり、もう一方の第二のローター３０が第一のローター２０と等速度で反対方向へ回転するとき、第二のローターの歯３の先端部３ｃが第一のローター２０を切り欠くときにできる凹面形状に形成されており、歯先端部３ｃがローター２０に描く外側の軌跡となっている。また、２ｅはローター２の歯の凸面部であり、凹面部２ｄと隣の先端部２ｃ’に滑らかに接し、通常の歯車と同じインボリュート曲線に形成されている。インボリュート曲線は、その法線がすべてインボリュート基準円２ｋに向かい、インボリュート曲線を使用した歯車は等速度回転をすることが知られている。なお、第一のローター２０と第二のローター３０は同一形状であり、以下の説明でも同一形状としているが、ローターの径の大きさや歯の数、歯先端部の形状は異なっていてもかまわない。例えば、第一のローター２０の歯の数がＭ、第二のローター３０の歯の数がＮのときは、第一のローター２０が角度θ_２回転するとき、第二のローター３０の回転角をθ_３＝θ_２×Ｍ／Ｎとして凹面部形状を求めれば良い。また、歯先端部２ｃ、３ｃの形状は、基本的には略円形であるが、ローター間及びローターとローターハウジング間の密閉性をよくするため、歯先端部にシール等を付加した形状でもよく、特に形状は規定しない。
以上のような形状としたことにより、第一のローター２０と第二のローター３０はお互い反対方向へそれぞれの歯数に応じた角速度での速度振れのない等速回転が可能となる。ローターの歯の凸面部をインボリュート曲線としている理由は、後述するロータリーエンジンの動作説明で明らかにする。

次に、このロータリーコンプレッサの動作を図１と図３に基づき説明する。
図１では、第一のローター２０と第二のローター３０はａ、ｂの２箇所で接しており、第二のローター３０を反時計回りに回転させると、インボリュート曲線を介して第一のローター２０も同速度で回転する。このときローターの接点ａ、ｂの間の領域Ｖの部分の面積が広がり、吸気口１１を通し外部からガスをローターハウジング内へ吸入する。吸入したガスはローターの回転に合わせローターの外側を通ってローターハウジング１０上部に達する。

次に、図３（Ａ）の状態になると第一のローター２０と第二のローター３０の接点はａ、ｂ、ｃの３箇所となり、ローターの接点ｂ、ｃの間の領域Ｕにガスが閉じ込められる。ローターが回転を進めると、図３（Ｂ）のように接点ｂ、ｃは近づいていって次第に領域Ｕは狭くなる。次に、図３（Ｃ）になると、接点ｂ、ｃは１点となって領域Ｕは消滅する。このことは高い圧縮が可能なことを示している。圧縮されたガスは排気口１２から外部へ放出される。領域Ｕの圧縮動作のため密閉が必要な部分は、図３（Ａ）に一点鎖線で示す領域Ｓの部分とローターの軸２ａと３ａ部分だけであり、他の箇所は必ずしも密閉する必要はなく、ローターの摩擦を最小限に抑えられる。

実施の形態２．
図４は、実施の形態２のロータリーコンプレッサにおけるローターの斜視図である。ローターハウジングは実施の形態１と同様のものを使用する。図４において、第一のローター２１と第二のローター３１は、図１のローター２０と３０を軸方向へお互い逆向きにねじった「はすば歯車」のローターで、どの位置でも密着するようにしてある。したがって、図４のローターでも軸に垂直な断面図は図１と同じである。１０’はローターハウジング内面の輪郭を示している。図４では、吸気口１１はローターハウジングの奥の側面、排気口１２は手前の側面に取り付けられており、ローターをねじることでローターの回転に合わせてガスが軸方向へ移動するため、ガスの吸気、排気がスムーズになる。

実施の形態３．
図１と図４のロータリーコンプレッサは、吸気口１１と排気口１２にガスの圧力差を与えるとローターを回転させることができ、圧力差で回転力を得るロータリーエンジンとなる。例えば、図１で吸気口１１より外部から圧力の高いガスを注入し排気口１２より排気すると、第一のローター２０は時計回りに、第二のローター３０は半時計回りに回転し、回転出力は第一のローターの軸２ａより得られる。この場合、吸気日１１と排気口１２の周辺は圧力漏れによるロスを少なくするため、密閉を良くする必要がある。その詳細は以降の温度差による回転動作で説明する。

実施の形態４．
図５は本発明によるロータリーコンプレッサとロータリーエンジンを組み合わせた遠隔制御システムの構成図である。図の１００はロータリーコンプレッサであり、図１と同じもので、図中で同一符号は同じものを示している。４００は圧力差で回転動作するロータリーエンジン駆動部であり、４０はローターハウジング、５０は第一のローターで５ａはローターの軸、６０は第二のローター、４１は吸気口、４２は排気口で、ロータリーコンプレッサ１００と同一形状である。ロータリーコンプレッサ１００の排気口１２とロータリーエンジン駆動部４００の吸気口４１、および、ロータリーエンジン駆動部４００の排気口４２とロータリーコンプレッサ１００の吸気口１１はそれぞれ接続管７１と７２で接続されている。

ロータリーコンプレッサの駆動軸３ａを反時計回りに回転させると、排気口１２よりロータリーエンジン駆動部の吸気口４１へ、またロータリーエンジン駆動部の排気口４２からロータリーコンプレッサの吸気口１１へガスが移動し、ロータリーコンプレッサの駆動軸３ａの回転に応じてロータリーエンジン駆動部の出力軸５ａを回転させることができ、接続管７１と７２を延長することでロータリーコンプレッサ１００の回転力を遠方のロータリーエンジン駆動部４００へ伝達する遠隔制御が可能となる。
本発明のロータリー式熱流体機器は構造が簡単なため、大型にも超小型にも製作可能であり、ロータリーコンプレッサ１００とロータリーエンジン駆動部４００の大きさを変えることで回転数を変えることもできる。

実施の形態５．
実施の形態５は、温度差を利用したロータリーエンジンである。まず、図６で本発明のロータリーエンジンの回転力発生機構を説明する。
図６において、４３はローターハウジングで、吸気口と排気口はなく、代わりに過熱器８１と冷却器８２が取り付けられており、ローターハウジング内に閉じ込めたガスに対し上下に温度差を与える。第一のローター５０と第二のローター６０は、実施の形態４と同様のものである。この図のようにローターハウジング４３の下部を加熱し上部を冷却すると、加熱器８１とローター５０、６０の間の空間Ｐ部分ではガスが膨張し、冷却器８２とローター５０、６０の間の空間Ｑ部分ではガスが収縮し、ローター５０、６０の歯を押す。歯を押す力は、第一のローター５０の左側（外側）と、第二のローター６０の右側（外側）と、２つのローターの間の歯が重なった中央部分の３箇所に加わる。左右外側の２箇所と中央部分はローターを回転させる向きが逆であるが、合計した力は概略２：１であるため、第一のローター５０は時計回りに、第二のローター６０は反時計回りに回転する。

力の加わり方を詳細に説明する。
説明の都合上、初めに、ローター間の中央部を通して上部から下部への空気の流入がない場合を考える。
加熱膨張側であるローター下部のＰ部分を見た場合、図６（Ａ）の状態では、第二のローター６０は反時計回りに回転する力Ａと時計回りに回転する力Ｂがつり合い回転力は生じないが、第一のローター５０は、中央部に加わる力を第二のローター６０が遮っているため、時計回りに回転する力Ｃのみが加わり、時計回りに回転しようとする。この力は主軸である第一のローターの軸５ａにそのまま伝わる。第一のローター歯の先端ａ部は第二のローター６０に接触しているため、第二のローター６０も反時計回りに回転する。このとき、第二のローター６０の軸６ａからは負荷を取り出さないようにすれば、第一のローター歯の先端ａ部に大きな力は加わらない。

少し回転した状態である図６（Ｂ）になると、第一のローター５０は、中央部に膨張した空気が当るようになって反時計回りに回転する力Ｄが発生し、時計回りに回転する力Ｃとつり合うようになって回転力がなくなる。しかし、第二のローター６０には反時計回りに回転する力Ｅが発生するため反時計回りに回転し、第二のローター６０に作用する力Ａ、Ｂ、Ｅの合成力Ｆは歯の接点ｂ部を介して第一のローターの軸５ａに伝わる。この互いの歯の凸面形状は歯車と同じインボリュート曲線であるため、どの位置にあってもＦの回転力をそのまま第一のローターの軸５ａに伝えることができる。これが凸面部にインボリュート曲線を使用する第一の理由である。
さらにローターが回転すると、図６（Ｃ）のようになって第一のローター５０に回転力Ｇが発生するため、時計回りの回転を継続する。途中、図６（Ｄ）の位置だけ、加熱膨張側ではそれぞれのローターの時計回りの回転力と反時計回りの回転力がつり合い回転力がなくなるが、ローターの慣性と、反対側である上部冷却側Ｑ部分でのガスの収縮力による回転力で、回転は継続される。

下部で加熱されたガスは、ローター５０、６０の外側を通り上部にきたとき冷やされ収縮する。ローターの回転に合わせ、この冷却したガスを中央部を通して下部へ送り込めば、再度加熱膨張させることができ、連続した回転を行うことができるが、図６のローター形状のままでは回転は困難である。この理由は、実施の形態１のロータリーコンプレッサのところで説明したように、図６（Ｄ）の中央部のＵ部分で強い圧縮動作が発生するため、回転させようとすると強い反発力を受けるからである。
吸気口、排気口を通して外部から圧力差を与える場合はこの問題は発生しない。

温度差で回転させる場合、この問題を回避するため、ローターを図７のように変形させる。図において、５１は第一のローター、６１は第二のローターで、４３’はローターハウジングの内面の輪郭を示している。第一のローター５１と第二のローター６１はそれぞれ、図２で述べた歯の形状を有し左右のローターの正確な回転を維持する歯車部分５１ｇ、６１ｇと、歯の凸面部を切り欠いた羽根部分５１ｆ、６１ｆからなる。羽根部分５１ｆ、６１ｆは、図６（Ｄ）におけるＵ−Ｖ領域間の空気の通路を形成する。

図７のローター形状での動作を図８（Ａ）〜（Ｄ）の断面図で説明する。図８において、図６と同様なものは同一符号を付けてその説明を省略する。第一のローター５１と第二のローター６１は、図７のローターを示しており、ローターの細線は歯車部分５１ｇ、６１ｇの形状を表し、ローターの太線は羽根部分５１ｆ、６１ｆの形状を表している。
図８（Ａ）で第一のローター５１と第二のローター６１の羽根の先端部分がｃ点で接触するとき、羽根部分５１ｆ、６１ｆの間（Ｗ部分）に上部の冷却されたガスを取り込む。Ｗ部分のガスは図８（Ｂ）→図８（Ｃ）のように歯車部分を除いてほとんど圧縮せずに下部へ移動できる。図８（Ｃ）では羽根の凹面部の間（Ｚ部分）にもガスを取り込み図８（Ｄ）のように動いたとき下部へガスを移動する。膨張したガスで回転力が発生する仕組みは前述の内容と同様である。

ただし、図８（Ａ）〜（Ｄ）のように凸面部に切り欠きを設ける方法は加熱側のガス圧力が比較的低い場合に用いる。加熱側のガス圧力が非常に高い場合は、図８（Ｃ）で領域Ｗを高温側に開放したとき、高温側のガスが領域Ｗに逆流し、スムーズな回転力が得られなくなるからである。

実施の形態６．
加熱側が非常に高温でガス圧力が高く、高い効率を求める場合に、図９のようにエンジンを低温側と高温側に分けて使用する。図９において、高温側は、ローターハウジング４４とその中に収納された第一のローター５０と第二のローター６０、ローターハウジング４４に取り付けられた加熱器８１で構成され、ローターハウジング側面には吸気口４５と排気口４６が設けられている。低温側も同様に、ローターハウジング４７とその中に収納された第一のローター５２と第二のローター６２、ローターハウジング４７に取り付けられた冷却器８２で構成され、ローターハウジング側面には吸気口４８と排気口４９が設けられている。高温側の第一のローター５０と低温側の第一のローター５２は回転軸５ａで接続され、これが最終的な出力軸となる。また、高温側の排気口４６からは接続管７５で熱交換器８３に接続され、放熱したガスの出口は低温側の吸気口４８へ接続管７６で接続されている。逆に低温側の排気口４９は接続管７３で熱交換器８３に接続され、吸熱したガスの出口は高温側の吸気口４５へ接続管７４で接続されている。８４は冷却が不十分な場合の補助冷却器である。８５は加熱が不十分な場合の補助過熱器である。

この場合の動作は次のようになる。
このシステムの中で最もガスの温度が低くなるローターハウジング４７内の上部Ｑ部分（冷却器直下）のガスには収縮の力が加わり、図の矢印の向きにローターが回転する。このため、排気口４９からは冷却したガスが接続管７３を通り熱交換器８３へ排出される。冷却ガスは熱交換器８３で熱を吸収し、補助加熱器８５がある場合は補助加熱器８５で加熱され、高温側の吸気口４５へ送り込まれて加熱器８１によりさらに加熱され膨張する。膨張したガスはローター５０、６０を矢印の方向へ回転させる。ローターを一周したガスは排気口４６から排出され、接続管７５を通り熱交換器８３で放熱した後、補助冷却器８４がある場合は補助冷却器８４で冷却され、低温側の吸気口４８へ吸引される。

補助冷却器８４と補助加熱器８５を積極的に用い、低温側の排気口４９と高温側の吸気口４５が同時に開かないように、また、高温側の排気口４６と低温側の吸気口４８が同時に開かないようにローターの位置をずらして取り付けると、ロータリー式のスターリングエンジンとなる。この場合、低温側の排気口４９から排出された冷却ガスは、接続管７３を通って熱交換器８３で熱を吸収した後、補助加熱器８５で加熱され接続管７４内に一旦蓄積される。高温側のローターが回転し吸気口４５が開くと、加熱されたガスがローターハウジング内のＰ部分で膨張しローターの回転力が得られる。回転に使用されたガスは排気口４６から接続管７５を通り、熱交換機８３で放熱した後、補助冷却器８４で冷却され接続管７６内に一旦蓄積されて、低温側の吸気口４８が開くと低温側のローターハウジング４７内に取り込まれる。ローターの慣性を利用し、以上の動作を継続することで回転力が得られる。低温側のローターは、この回転力で冷却ガスを高温側ローターへ送り出すディスプレーサの役割を果たす。

実施の形態７．
図１０はこの発明の実施の形態７を示す内燃機関としてのロータリーエンジンの断面図である。この図は実施の形態４（図５）とほぼ同様の構成をしており、図中、実施の形態４と同様なものは同一符号をつけて説明を省略する。図１０において、４００はロータリーエンジン駆動部であり、１１０はロータリーエンジン駆動部４００の回転力で動作するロータリーコンプレッサである。図５のロータリーコンプレッサ１００に比し、ロータリーコンプレッサ１１０は左右が逆になっており、ロータリーコンプレッサ１１０の駆動ローター３０の軸はロータリーエンジン駆動部４００の出力軸５ａに接続されている。

次にこの内燃機関の動作を説明する。
混合ガスはロータリーコンプレッサ１１０の吸気口１１より吸入されて、ローター２０、３０を一周してＵ部分で圧縮される。圧縮された混合ガスは排気口１２から接続管７１を通してロータリーエンジン駆動部４００の吸気口４１（Ｖ部分）へ注入し、第二のローター６０が吸気口４１を閉じたときＶ部分で点火、爆発させる。このとき、第二のローター６０には時計回りの回転力１と反時計回りの回転力Ｊがほぼ拮抗するため、わずかな反時計回りの回転力しか発生せず、爆発力はほとんど第一のローター５０の歯を押し出すために供される。第一のローター５０ではこの爆発力はほとんど歯の凸面部に加わるが、凸面部はインボリュート曲線のため、凸面部に加わる力Ｈは全てその法線が接するインボリュート基準円に向かい、効率よくローター５０の時計回りの回転エネルギーに変換される。これがインボリュート曲線を使用する第二の理由である。
排気ガスはローターを一周しロータリーエンジン駆動部の排気口４２より排出される。

実施の形態８．
図１１は、この発明のロータリーエンジンの圧力漏れ対策の説明図であり、図１２は図１１のＡ−Ａ’部分の断面図である。両図において、４０はローターハウジング、５と６はそれぞれ第一のローターと第二のローターの歯であり、５ｂと６ｂはそれぞれ第一のローターと第二のローターの胴体部、９１は第一と第二のローター胴体部端面に同心円状に生成したコルゲーション、９２はローターのコルゲーション９１に勘合するローターハウジング側のコルゲーションであり、９３は第一のローター歯の凸面部と第二のローター歯の凸面部に施した、互いに勘合するコルゲーションである。
図１３はコルゲーションの必要性を示す図である。ローターハウジング４０内には燃焼による圧力の高い部分と膨張後の圧力の低い部分が存在する。ローターハウジング−ローター間に隙間があると、この図のように隙間を通って高圧の気体が漏れていく。
このうちローター中央の胴体部分における気体の漏れに対して、図１１のコルゲーション９１、９２は半径方向には圧力が高いほど大きな抵抗を示し、回転軸方向には影響を与えない。
また、ローター歯の凸面部の境界面からの気体の漏れは、図１１のコルゲーション９３で防止する。
ローターの歯とケース間の漏れに対しては、コンプレッサで用いられるシール等の密閉用部品を歯の先端部に取り付けても良い。

この発明の実施の形態１を示すロータリー式熱流体機器の断面図である。この発明のローターの歯の形状を示す説明図である。この発明の実施の形態１のロータリーコンプレッサの動作説明図である。この発明の実施の形態２を示すローターの斜視図である。この発明の実施の形態４の遠隔制御システムの構成図である。この発明の実施の形態５の温度差で動作するロータリーエンジンの回転力発生機構の説明図である。この発明の実施の形態５のロータリーエンジンのローターの斜視図である。この発明の実施の形態５のロータリーエンジン動作説明図である。この発明の実施の形態６のロータリーエンジン動作説明図である。この発明の実施の形態７のロータリーエンジン動作説明図である。この発明の実施の形態８のロータリーエンジンの圧力漏れ対策の説明図である。図１１の線Ａ−Ａ’に沿うロータリーエンジンの断面図である。ロータリーエンジンの圧力漏れの説明図である。

符号の説明

１０，４０，４３，４４，４７ローターハウジング、
２０，２１，５０，５１，５２第一のローター、
３０，３１，６０，６１，６２第二のローター、
２ａ，３ａ，５ａローター軸、２ｂ，３ｂ，５ｂ，６ｂローター胴体部、
２，３，５，６歯、２ｃ，３ｃ歯先端部、
２ｄ，３ｄ凹面部、２ｅ，３ｅ凸面部
１１，４１，４５，４８吸気口、１２，４２，４６，４９排気口、
７１，７２，７３，７４，７５，７６接続管、
８１加熱器、８２冷却器
８３熱交換器、８４補助冷却器、８５補助加熱器
９１、９２、９３コルゲーション
１００，１１０ロータリーコンプレッサ、４００ロータリーエンジン駆動部

Claims

ローターハウジングと、このローターハウジング内に収納される複数のローターを有するロータリー式熱流体機器において、
上記ローターの歯はそれぞれ、任意形状の歯先端部と、そのローターが一定速度で回転するとき反対方向へ一定速度で回転するもう一方のローターの歯先端部が切り欠くときにできる凹面部と、この凹面部と隣の歯先端部までをインボリュート曲線で滑らかに接続した形状からなる凸面部を備えたことを特徴とするロータリー式熱流体機器。
上記ローターの歯の凹面部または凸面部のどちらか一方に切り欠きを設けたことを特徴とする請求項１記載のロータリー式熱流体機器。
ローターの胴体部端面とそれに対向するローターハウジングの端面に、同心円状のコルゲート処理を施したことを特徴とする請求項１または請求項２記載のロータリー式熱流体機器。
ローターのインボリュート曲線凸面部にそれに向かい合ったローターと勘合するコルゲート処理を施したことを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項記載のロータリー式熱流体機器。