WO2002020951A1

WO2002020951A1 - Dispositif de cycle de rankine

Info

Publication number: WO2002020951A1
Application number: PCT/JP2001/007657
Authority: WO
Inventors: Naoki Ohta; Naoki Itoh; Tsuneo Endoh; Tsutomu Takahashi; Kensuke Honma
Original assignee: Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha
Priority date: 2000-09-05
Filing date: 2001-09-04
Publication date: 2002-03-14
Also published as: AU2001282624A1; US7000394B2; CA2421300A1; US20040103661A1; BR0114049A; EP1316679A1; KR20030076974A; CN1452687A

Description

明細書

'サイクル装置

発明の分野

本発明は、液体を加熱して蒸気を発生する蒸発器と、蒸発器から供給された蒸気を膨張させて一定の軸トルクを出力する膨張機と、膨張機が排出した蒸気を冷却して液体に戻す凝縮器とを備えたランキンサイクル装置に関する。

背景技術

日本特開平 4一 4 7 1 0 4号公報には、蒸発器で発生した蒸気で膨張機を作動させ、膨張機が排出した蒸気を凝縮器で液化して蒸発器に戻すランキンサイクル装置において、蒸発器で発生した蒸気のエネルギーの大きさに応じて膨張機の入口に設けたバルブを開閉し、膨張機に蒸気を供給するタイミングを制御することにより最大限の出力トルクを確保するものが記載されている。

また日本特開昭 5 8— 4 8 7 0 6号公報には、蒸発器で発生した蒸気で膨張機を作動させ、膨張機が排出した蒸気を凝縮器で液化して蒸発器に戻すランキンサィクル装置において、凝縮器への蒸気導入圧力が膨張機からの蒸気排出圧力よりも高いときに、凝縮器の入口側と膨張機の膨張完了直前位置とを接続するバイパス通路を開放し、膨張機の過膨張損失の低減を図るものが記載されている。

また日本特開昭 6 1 - 8 7 9 9 0号公報には、ベ一ン型圧縮機において、ベーンを支持するロータの回転軸にべ一ン室に対する吸気および排気を制御する回転バルブを設け、この回転バルブの吸気タイミングおよび排気タイミングを可変としたものが記載されている。

例えば、内燃機関の排気ガスとの間で熱交換を行う蒸発器で水を加熱して蒸気を発生させ、この蒸気で容積型の膨張機を作動させて軸出力を取り出し、膨張機から排出された蒸気を凝縮器で水に戻して再び蒸発器に供給するランキンサイクル装置において、蒸発器から膨張機に供給される蒸気の圧力および温度は膨張機の性能に応じた定格値として予め設定されており、また膨張機から凝縮器に排出される蒸気の温度は凝縮器の性能に応じた定格値として予め設定されている。しかしながら、蒸発器において発生する蒸気の圧力および温度は、蒸発器の過渡状態、内燃機関の運転状態、蒸発器に供給される水量等に応じて変動し、また凝縮器が最大の性能を発揮し得る蒸気の圧力および温度は、凝縮器の過渡状態、凝縮器の冷却状態（外気温、冷却ファンの回転数、走行風の強さ）等に応じて変動する。

図 2 1 Aにおいて、縦軸および横軸はそれぞれ蒸気の圧力 pおよび比容積 Vを示しており、膨張機の入口で定格値の圧力 p 1であった蒸気は膨張機の内部で予め設定した設定膨張比 εだけ膨張し、膨張機の出口圧力が前記 ρ 1から定格値の Ρ 2へと変化するとき、膨張機および凝縮器は最大限の性能を発揮することができる。しかしながら、前述したように膨張機の入口圧力は種々の要因で変動し、かつ膨張機および凝縮器が最大限の性能を発揮し得る膨張機の出口圧力も種々の要因で変動する。従って、膨張機の出口圧力がそのとき膨張機および凝縮器が最大限の性能を発揮し得る圧力に一致しなくなり、膨張機および凝縮器が充分な性能を発揮できなくなる可能性がある。

即ち、図 2 1 Βに示すように、膨張比が設定膨張比 εに一致していても膨張機の入口圧力が定格値 ρ 1よりも過大の！） 1 ' である場合には、膨張機の出口圧力が定格値 Ρ 2よりも高くなり、未だ膨張機を駆動するエネルギーを残している蒸気を無駄に捨てることになつて膨張機の性能を充分に発揮させることができなくなり、しかも凝縮器の負荷が増加して凝縮性能が低下してしまう問題がある。一方、図 2 1 Cに示すように、膨張比が設定膨張比 εに一致していても膨張機の入口圧力が定格値 ρ 1よりも過小の ρ 1 ' である場合には、膨張機の出口圧力が定格値 Ρ 2よりも低くなるため、蒸気が膨張機の内部で負の仕事をして出力が低下してしまう問題がある。

かかる不具合は、膨張機の入口温度が定格値よりも高い場合や低い場合、膨張機内部に蒸気のリーク量が多い場合や少ない場合、あるいは膨張機および凝縮器が最大限の性能を発揮し得る膨張機の出口圧力が種々の要因で定格値 ρ 2から変動した場合にも同様に発生する。

発明の開示

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、ランキンサイクル装置の膨張機および凝縮器の性能を最大限に発揮させることを目的とする。上記目的を達成するために、本発明の第 1の特徴によれば、液体を加熱して蒸気を発生する蒸発器と、蒸発器から供給された蒸気を膨張させて軸トルクを出力する膨張機と、膨張機が排出した蒸気を冷却して液体に戻す凝縮器とを備えたランキンサイクル装置において、膨張機が吸入する蒸気の圧力および温度の任意の関係に対し、膨張機が吸入 ·排出する蒸気の膨張比を前記任意の関係に応じた所定の膨張比に設定することにより、膨張機が排出する蒸気の圧力および温度を目標値に一致させることを特徴とするランキンサイクル装置が提案される。

上記構成によれば、膨張機が吸入する蒸気の圧力および温度が任意の関係にあつても、膨張機が吸入 ·排出する蒸気の膨張比を前記任意の関係に応じた所定の膨張比に設定することで、膨張機が排出する蒸気の圧力および温度を制御することができる。従って、膨張機および凝縮器が最大の性能を発揮し得る圧力および温度を目標値として膨張比を設定すれば、膨張機が排出する蒸気の圧力および温度を前記目標値に一致させて膨張機および凝縮器の性能を最大限に発揮させることができる。

また本発明の第 2の特徴によれば、上記第 1の特徴に加えて、膨張機が吸入する蒸気の圧力および温度は過熱蒸気領域にあり、膨張機が排出する蒸気の圧力および温度は飽和蒸気領域にあることを特徴とするランキンサイクル装置が提案される。

上記構成によれば、膨張機が吸入する蒸気が液体を含まぬ過熱蒸気領域にあり、膨張機が排出する蒸気が液体を含む飽和蒸気領域にあるので、液体が膨張機の作動に与える影響を最小限に抑えながら、蒸気を液体に戻す凝縮器の負荷を軽減することができる。

また本発明の第 3の特徴によれば、上記第 1の特徴に加えて、膨張機は直列に接続された複数の膨張室を備え、各々の膨張室における蒸気の膨張比の積を前記設定膨張比としたことを特徴とするランキンサイクル装置が提案される。

上記構成によれば、複数の膨張室を直列に接続して各膨張機が発生する軸トルクを統合して出力しながら、各々の膨張室における蒸気の膨張比の積を設定膨張比として凝縮器の凝縮効率を最大限に高めることができる。

また本発明の第 4の特徴によれば、上記第 3の特徴に加えて、膨張機の複数の膨張室のうち、少なくとも最上流側の膨張室の蒸気は過熱蒸気領域にあり、少なくとも最下流側の膨張室の蒸気は飽和蒸気領域にあることを特徴とするランキンサイクル装置が提案される。

上記構成によれば、複数の膨張室のうちの少なくとも最上流側の膨張室の蒸気は液体を含まぬ過熱蒸気領域にあり、複数の膨張室のうちの少なくとも最下流側の膨張室の蒸気は液体を含む飽和蒸気領域にあるので、液体が膨張機の作動に与える影響を最小限に抑えながら、蒸気を液体に戻す凝縮器の負荷を軽減することができる。

また本発明の第 5の特徴によれば、上記第 4の特徴に加えて、排出位置における蒸気が過熱蒸気領域にある膨張室はシリンダ室で構成されることを特徴とするランキンサイクル装置が提案される。

上記構成によれば、シリンダ室で構成された膨張室の排出位置において蒸気が過熱蒸気領域にあるので、蒸気に液体が混合するのを防止し、シリンダ室内に液体が滞留することにより発生する不具合を未然に回避することができる。

また本発明の第 6の特徴によれば、上記第 4の特徴に加えて、排出位置における蒸気が飽和蒸気領域にある膨張室はべーン室で構成されることを特徴とするランキンサイクル装置が提案される。

上記構成によれば、ベ一ン室で構成された膨張室の排出位置において蒸気が飽和蒸気領域にあるので、蒸気に液体を混合させて液体によるべ一ンの潤滑性向上およびシール性向上を図ることができる。

また本発明の第 7の特徵によれば、上記第 3の特徴に加えて、膨張機の複数の膨張室のうち、少なくとも最上流側の膨張室の吸入位置を可変としたことを特徴とするランキンサイクル装置が提案される。 .

上記構成によれば、複数の膨張室のうちの少なくとも最上流側の膨張室の吸入位置を可変とすることにより、膨張機が吸入する蒸気の圧力を変化させて膨張機全体の膨張比を設定膨張比から変化させることができる。これにより、膨張機が吸入する蒸気の圧力および温度が前記所定の関係から外れても、膨張機が吸入 · 排出する蒸気の膨張比を前記設定膨張比から変化させることで、膨張機が排出する蒸気の圧力および温度を前記目標値に一致させることができる。また本発明の第 8の特徴によれば、上記第 3の特徴に加えて、膨張機の複数の膨張室のうち、少なくとも最下流側の膨張室の排出位置を可変としたことを特徴とするランキンサイクル装置が提案される。

上記構成によれば、複数の膨張室のうちの少なくとも最下流側の膨張室の排出位置を可変とすることにより、膨張機が排出する蒸気の圧力を変化させて膨張機全体の膨張比を設定膨張比から変化させることができる。これにより、膨張機が吸入する蒸気の圧力および温度が前記所定の関係から外れても、膨張機が吸入 · 排出する蒸気の膨張比を前記設定膨張比から変化させることで、膨張機が排出する蒸気の圧力および温度を前記目標値に一致させることができる。

尚、実施例のシリンダ部材 3 9は本発明の膨張室およびシリンダ室を構成し、実施例のベーン室 5 4は本発明の膨張室を構成する。

図面の簡単な説明

図 1〜図 1 9は本発明の第 1実施例を示すもので、図 1は内燃機関の廃熱回収装置の概略図、図 2は図 5の 2— 2線断面図に相当する膨張機の縦新面図、図 3 は図 2の回転軸線周りの拡大断面図、図 4は図 2の 4— 4線断面図、図 5は要部を拡大した図 2の 5— 5線断面図、図 6は図 5の 6— 6線拡大断面図、図 7は図 5の要部拡大図、図 8は図 4の回転軸線周りの拡大図、図 9はべーン本体の正面図、図 1 0はべーン本体の側面図、図 1 1は図 9の 1 1— 1 1線断面図、図 1 2 はシール部材の正面図、図 1 3は図 4の回転軸線周りの拡大図、図 1 4は膨張機の制御系の構成を示す図、図 1 5は第 1、第 2の膨張室の圧力変化および膨張比を示すグラフ、図 1 6は膨張機入口の温度および圧力の最適関係を示すグラフ、図 1 7はランキンサイクル装置の T S線図、図 1 8はランキンサイクル装置の H S線図、図 1 9は膨張機出口の温度および乾き度の関係を示すグラフである。図 2 0は本発明の第 2実施例を示す図である。

図 2 1 A〜図 2 1 Cは膨張機における蒸気の圧力および比容積の変化を示すグラフである。

発明を実施するための最良の形態

図 1において、内燃機関 1の廃熱回収装置 2は、内燃機関 1の廃熱、例えば排気ガスを熱源として、高圧状態の液体、例えば水から温度上昇を図られた高圧状態の蒸気、つまり高温高圧蒸気を発生する蒸発器 3と、その高温高圧蒸気の膨張によって出力を発生する膨張機 4と、その膨張機 4から排出される、前記膨張後の温度および圧力が降下した蒸気、つまり降温降圧蒸気を液化する凝縮器 5と、凝縮器 5からの液体、例えば水を蒸発器 3に加圧供給する供給ポンプ 6とを有する。

膨張機 4は特殊な構造を有するもので、次のように構成される。

図 2〜図 7において、ケ一シング 7は金属製第 1、第 2半体 8， 9より構成される。両半体 8， 9は、略楕円形の凹部 1 0を有する主体 1 1と、それら主体 1 1と一体の円形フランジ 1 2とよりなり、両円形フランジ 1 2を金属ガスケット 1 3を介し重ね合せることによって略楕円形の口一夕チャンバ 1 4が形成される。また第 1半体 8の主体 1 1外面は、シェル形部材 1 5の深い鉢形をなす主体 1 6により覆われており、その主体 1 6と一体の円形フランジ 1 7力第 1半体 8の円形フランジ 1 2にガスケット 1 8を介して重ね合せられ、 3つの円形フランジ 1 2， 1 2， 1 7は、それらの円周方向複数箇所においてボルト 1 9によって締結される。これにより、シェル形部材 1 5および第 1半体 8の両主体 1 1， 1 6 間には中継チャンバ 2 0が形成される。

両半体 8， 9の主体 1 1は、それらの外面に外方へ突出する中空軸受筒 2 1 , 2 2を有し、それら中空軸受筒 2 1， 2 2に、口一夕チャンバ 1 4を貫通する中空の出力軸 2 3の大径部 2 4が軸受メタル（または樹脂製軸受） 2 5を介して回転可能に支持される。これにより出力軸 2 3の軸線 Lは略楕円形をなすロータチャンバ 1 4における長径と短径との交点を通る。. また出力軸 2 3の小径部 2 6は、第 2半体 9の中空軸受筒 2 2に存する孔部 2 7から外部に突出して伝動軸 2 8 とスプライン結合 2 9を介して連結される。小径部 2 6および孔部 2 7間は 2つのシールリング 3 0によりシールされる。

ロータチャンバ 1 4内に円形の口一夕 3 1が収容され、その中心の軸取付孔 3 2と出力軸 2 3の大径部 2 4とが嵌合関係にあって、両者 3 1 , 2 4間にはかみ合い結合部 3 3が設けられている。これによりロー夕 3 1の回転軸線は出力軸 2 3の軸線 Lと合致するので、その回転軸線の符号として「L」を共用する。

ロータ 3 1に、その回転軸線 Lを中心に軸取付孔 3 2から放射状に延びる複数、この実施例では 1 2個のスロット状空間 3 4が円周上等間隔に形成されている。各空間 3 4は、円周方向幅が狭く、且つ口一夕 3 1の両端面 3 5および外周面

3 6に一連に開口するように、両端面 3 5に直交する仮想平面内において略 U字形をなす。

各スロット状空間 3 4内に、同一構造の第 1〜第 1 2ベーンピストンユニット U 1〜U 1 2が、次のように放射方向に往復動自在に装着される。略 U字形の空間 3 4において、その内周側を区画する部分 3 7に段付孔 3 8が形成され、その段付孔 3 8に、セラミック（または力一ボン）よりなる段付形シリンダ部材 3 9 が嵌入される。シリンダ部材 3 9の小径部 a端面は出力軸 2 3の大径部 2 4外周面に当接し、その小径孔 bが大径部 2 4外周面に開口する通孔 cに連通する。またシリンダ部材 3 9の外側に、その部材 3 9と同軸上に位置するようにガイド筒

4 0が配置される。そのガイド筒 4 0の外端部は、口一夕 3 1の外周面 3 6に存する空間 3 4の開口部に係止され、また内端部は段付孔 3 8の大径孔 dに嵌入されてシリンダ部材 3 9に当接する。またガイド筒 4 0は、その外端部から内端部近傍まで相対向して延びる一対の長溝 eを有し、両長溝 eは空間 3 4に面する。シリンダ部材 3 9の大径シリンダ孔 f 内にセラミックよりなるピストン 4 1が摺動自在に嵌合され、そのピストン 4 1の先端部側は常時ガイド筒 4 0内に位置する。

図 2および図 8に示すように、ロータ 3 1の回転軸線 Lを含む仮想平面 A内におけるロータチャンバ 1 4の断面 Bは、直径 gを相互に対向させた一対の半円形断面部 B 1と、両半円形断面部 B 1の両直径 gの一方の対向端相互および他方の対向端相互をそれぞれ結んで形成される四角形断面部 B 2とよりなり、略競技用トラック形をなす。図 8において、実線示の部分が長径を含む最大断面を示し、一方、一部を 2点鎖線で示した部分が短径を含む最小断面を示す。口一夕 3 1は、図 8に点線で示したように、ロー夕チャンバ 1 4の短径を含む最小断面よりも若干小さな断面 Dを有する。

図 2および図 9〜図 1 2に明示するように、ベーン 4 2は略 U字板形（馬蹄形 ) をなすべーン本体 4 3と、そのべ一ン本体 4 3に装着された略 U字板形をなすシール部材 4 4と、ベーンスプリング 5 8とより構成される。ベ一ン本体 4 3は、口一夕チャンバ 1 4の半円形断面部 B 1による内周面 4 5 に対応した半円弧状部 4 6と、四角形断面部 B 2による対向内端面 4 7に対応した一対の平行部 4 8とを有する。各平行部 4 8の端部側にコ字形の切欠き 4 9と、それらの底面に開口する四角形の盲孔 5 0と、各切欠き 4 9よりも、さらに端部側に在って外方へ突出する短軸 5 1とが設けられる。また半円弧状部 4 6および両平行部 4 8の外周部分に、外方に向って開口する U字溝 5 2がー連に形成され、その U字溝 5 2の両端部は両切欠き 4 9にそれぞれ連通する。さらに半円弧状部 4 6の両平面部分にそれぞれ欠円形断面の一対の突条 5 3が設けられている。両突条 5 3は、それらによる仮想円柱の軸線 L 1が、両平行部 4 8間の間隔を 2等分し、且つ半円弧状部 4 6を周方向に 2等分する直線に一致するように配置されている。また両突条 5 3の内端部は両平行部 4 8間の空間に僅か突出している。

シール部材 4 4は、例えば P T F Eより構成されたもので、口一夕チャンバ 1 4の半円形断面部 B 1による内周面 4 5を摺動する半円弧状部 5 5と、四角形断面部 B 2による対向内端面 4 7を搢動する一対の平行部 5 6とを有する。また半円弧状部 5 5の内周面側に一対の弾性爪 5 7が、内方へ反るように設けられている。

ベーン本体 4 3の U字溝 5 2にシール部材 4 4が装着され、また各盲孔 5 0にベーンスプリング 5 8が嵌め込まれ、さらに各短軸 5 1にポールベアリング構造のローラ 5 9が取付けられる。各べーン 4 2は口一夕 3 1の各スロット状空間 3 4に摺動自在に収められており、その際、ベ一ン本体 4 3の両突条 5 3はガイド筒 4 0内に、また両突条 5 3の両側部分はガイド筒 4 0の両長溝 e内にそれぞれ位置し、これにより両突条 5 3の内端面がピストン 4 1の外端面と当接することができる。両口一ラ 5 9は第 1、第 2半体 8， 9の対向内端面 4 7に形成された非円形の環状溝 6 0にそれぞれ転動自在に係合される。これら環状溝 6 0およびロータチャンバ 1 4間の距離はそれらの全周に亘り一定である。またピストン 4 1の前進運動をべーン 4 2を介してローラ 5 9と環状溝 6 0との係合により口一タ 3 1の回転運動に変換する。

このローラ 5 9と環状溝 6 0との協働で、図 5に明示するように、ベーン本体 4 3の半円弧状部 4 6における半円弧状先端面 6 1はロータチャンバ 1 4の内周面 4 5から、また両平行部 4 8はロー夕チャンバ 1 4の対向内端面 4 7からそれぞれ常時離間し、これによりフリクションロスの軽減が図られている。そして、 2条一対で構成されている環状溝 6 0により軌道を規制されるため、左右の軌道誤差によりローラ 5 9を介してべ一ン 4 2は軸方向に微小変位角の回転を生じ、口 "^タチャンバ 1 4の内周面 4 5との接触圧力を増大させる。このとき、略 U字板形（馬蹄形）をなすべーン本体 4 3では、方形（長方形）ベ一ンに比べてケーシング 7との接触部の径方向長さが短いので、その変位量を大幅に小さくできる。また図 2に明示するように、シ一ル部材 4 4において、その両平行部 5 6は各ベーンスプリング 5 8の弾発力によりロータチャンバ 1 4の対向内端面 4 7に密着し、特に両平行部 5 6の端部とベーン 4 2間を通しての環状溝 6 0へのシール作用を行う。また半円弧状部 5 5は、両弾性爪 5 7がべ一ン本体 4 3およびロー夕チャンバ 1 4内の内周面 4 5間で押圧されることによって、その内周面 4 5に密着する。即ち、方形（長方形）ベーンに対し略 U字板形のベ一ン 4 2の方が変曲点を持たないので、密着が良好となる。方形べ一ンは角部があり、シール性維持は困難となる。これによりべ一ン 4 2および口一夕チャンバ 1 4間のシール性が良好となる。さらに熱膨張にともない、ベーン 4 2と口一夕チャンバ 1 4は変形する。このとき方形べーンに対し略 U字形のベ一ン 4 2は、より均一に相似形を持って変形するため、ベ一ン 4 2と口一夕チャンバ 1 4とのクリアランスのバラツキが少なく、シール性も良好に維持可能となる。

ベーン本体 4 3とロータチャンバ 1 4の内周面 4 5との間のシール作用は、シ —ル部材 4 4自体のばね力と、シール部材 4 4自体に作用する遠心力と、高圧側のロー夕チャンバ 1 4からべーン本体 4 3の U字溝 5 2に浸入した蒸気がシール部材 4 4を押し上げる蒸気圧とにより発生する。このように、前記シール作用は、ロータ 3 1の回転数に応じてべーン本体 4 3に作用する過度の遠心力の影響を受けないので、シール面圧はべーン本体 4 3に加わる遠心力に依存せず、常に良好なシール性と低フリクション性とを両立させることができる。

以上のように、ロー夕 3 1に放射状に支持した 1 2枚のベーン 4 2と、口一夕チャンバ 1 4の内周面 4 5と、口一夕 3 1の外周面 3 6とによって、ロータ 3 1 の回転に伴って容積が変化する 1 2個のベーン室 5 4 (図 4参照）が区画される図 2および図 3において、出力軸 2 3の大径部 2 4は第 2半体 9の軸受メタル 2 5に支持された厚肉部分 6 2と、その厚肉部分 6 2から延びて第 1半体 8の軸受メタル 2 5に支持された薄肉部分 6 3とを有する。その薄肉部分 6 3内にセラミック（または金属）よりなる中空軸 6 4力出力軸 2 3と一体に回転し得るように嵌着される。その中空軸 6 4の内側に固定軸 6 5が配置され、その固定軸 6 5は、ロー夕 3 1の軸線方向厚さ内に収まるように中空軸 6 4に嵌合された大径中実部 6 6と、出力軸 2 3の厚肉部分 6 2に存する孔部 6 7に 2つのシールリング 6 8を介して嵌合された小径中実部 6 9と、大径中実部 6 6から延びて中空軸 6 4内に嵌合された薄肉の中空部 7 0とよりなる。その中空部 7 0の端部外周面と第 1半体 8の中空軸受筒 2 1内周面との間にシールリング 7 1が介在される。固定軸 6 5の左端に中空筒体 7 2がシールリング 7 3を介してネジ結合されており、この中空筒体 7 2の左側に突出する軸部 7 5はシェル形部材 1 5の中心に設けた軸受部材 7 6を貫通して外部に延出し、中空筒体 7 2とシェル形部材 1 5 との摺動部がシールリング 7 4によりシールされる。中空筒体 7 2から右方向に延びる内管部 7 7の先端は、そこから突出する短い中空接続管 7 8と共に固定軸 6 5の大径中実部 6 6 'に存する段付孔 hに嵌着される。中空筒体 7 2の左側に突出する軸部 7 5に圧入されて内管部 7 7内を右方向に延びる高温高圧蒸気用導入管 8 0は、その右端が中空接続管 7 8内に嵌着される。中空筒体 7 2の軸部 7 5 外周に従動ギヤ 7 9が形成されており、モータ 8 2の回転軸に設けた駆動ギヤ 8 3が前記従動ギヤ 7 9に嚙合する。従って、モー夕 8 2を駆動すると駆動ギヤ 8 3、従動ギヤ 7 9および中空筒体 7 2を介して固定軸 6 5が回転し、出力軸 2 3 との間に位相差を発生させることができる。

図 2〜図 4および図 1 3に示すように、固定軸 6 5の大径中実部 6 6に、第 1 〜第 1 2ベーンピストンュニット U 1〜U 1 2のシリンダ部材 3 9に、中空軸 6 4および出力軸 2 3に一連に形成された複数、この実施例では 1 2個の通孔 cを介して高温高圧蒸気を供給し、またシリンダ部材 3 9から膨張後の第 1の降温降圧蒸気を通孔 cを介して排出する回転バルブ Vが次のように設けられている。図 13には膨張機 4の各シリンダ部材 39に所定のタイミングで蒸気を供給 ' 排出する回転バルブ Vの構造が示される。大径中実部 66内において、中空接続管 78に連通する空間 85から互に反対方向に延びる第 1、第 2孔部 86, 87 が形成され、第 1、第 2孔部 86， 87は大径中実部 66の外周面に開口する第 1、第 2凹部 88, 89の底面に開口する。第 1、第 2凹部 88， 89に、供給口 90， 91を有する力一ボン製第 1、第 2シールブロック 92， 93が装着され、それらの外周面は中空軸 64内周面に摺擦する。第 1、第 2孔部 86, 87 内には同軸上に在る短い第 1、第 2供給管 94， 95が遊挿され、第 1、第 2供給管 94， 95の先端側外周面に嵌合した第 1、第 2シール筒 96, 97のテ一パ外周面 i， jが第 1、第 2シールブロック 92, 93の供給口 90， 91よりも内側に在ってそれに連なるテーパ孔 k， m内周面に嵌合する。また大径中実部 66に、第 1、第 2供給管 94, 95を囲繞する第 1、第 2環状凹部 n， oと、それに隣接する第 1、第 2盲孔状凹部 p， qとが第 1、第 2シールブロック 92 ， 93に臨むように形成され、第 1、第 2環状凹部 n, 0には一端側を第 1、第 2シール筒 96, 97外周面に嵌着した第 1、第 2ベローズ状弾性体 98, 99 が、また第 1、第 2盲孔状凹部 p, こは第 1、第 2コイルスプリング 100， 101がそれぞれ収められ、第 1、第 2ベロ一ズ状弾性体 98， 99および第 1 、第 2コイルスプリング 100, 101の弹発力で第 1、第 2シールブロック 9 2， 93を中空軸 64内周面に押圧する。

また大径中実部 66において、第 1コイルスプリング 100および第 2ベローズ状弾性体 99間ならび第 2コイルスプリング 101および第 1ベローズ状弾性体 98間に、常時 2つの通孔 cに連通する第 1、第 2凹状排出部 102, 103 と、それら排出部 102， 103から導入管 80と平行に延びて固定軸 65の中空部 r内に開口する第 1、第 2排出孔 104, 105とが形成されている。

これら第 1シールブロック 92と第 2シールブロック 93といったように、同種部材であって、「第 1」の文字を付されたものと「第 2」の文字を付されたものとは、固定軸 65の軸線に関して点対称の関係にある。

固定軸 65の中空部 r内および中空筒体 72内は第 1の降温降圧蒸気の通路 s であり、その通路 sは、中空筒体 72の周壁を貫通する複数の通孔 tを介して中継チャンバ 2 0に連通する。

図 2、図 5、図 6および図 7に示すように、第 1半体 8の主体 1 1外周部において、口一夕チャンバ 1 4の短径の両端部近傍に、半径方向に並ぶ複数の導入孔 1 0 6よりなる第 1、第 2導入孔列 1 0 7 , 1 0 8が形成され、中継チヤンバ 2 0内の第 1の降温降圧蒸気がそれら導入孔列 1 0 7 , 1 0 8を経て口一夕チャンバ 1 4内に導入される。また第 2半体 9の主体 1 1外周部において、ロー夕チヤンバ 1 4の第 2導入孔列 1 0 8よりも上流側に、半径方向に並ぶ複数の導出孔 1 0 9よりなる 9列の第 1導出孔列 1 1 0 a〜l 1 0 iが形成され、また第 1導入孔列 1 0 7よりも上流側に、半径方向に並ぶ複数の導出孔 1 0 9よりなる 9列の第 2導出孔列 1 1 1 a〜l 1 1 iが形成される。各 9列の第 1導出孔列 1 1 0 a 〜1 1 0 iおよび第 2導出孔列 1 1 1 a〜l 1 1 iは所定の位相差をもって円周方向に整列しており、各列の 5個の導出孔 1 0 9が連通路 1 1 6で連通する。下流側の 5列の第 1導出孔列 1 1 0 e〜 1 1 0 iを除く上流側の 4列の第 1導出孔列 1 1 0 a〜l 1 O dの 4個の連通孔 1 1 6には、それら連通孔 1 1 6を個別に開閉し得る 4個の第 1電磁弁 1 1 7 a〜l 1 7 dがそれぞれ設けられ、かつ下流側の 5列の第 2導出孔列 1 1 1 e〜 1 1 1 iを除く上流側の 4列の第 2導出孔列 1 1 1 a〜 1 1 1 dの 5個の連通孔 1 1 6には、それら連通孔 1 1 6を個別に開閉し得る 4個の第 2電磁弁 1 1 8 a〜l 1 8 dがそれぞれ設けられる。そして第 1導出孔列 1 1 0 a〜l 1 0 dおよび第 2導出孔列 1 1 1 a〜： 1 1 1 dの合計 8個の連通路 1 1 6にそれぞれ圧力センサ 1 1 9が設けられる。

出力軸 2 3等は水により潤滑されるようになっており、その潤滑水路は次のように構成される。即ち、図 2および図 3に示すように第 2半体 9の中空軸受筒 2 2に形成された給水孔 1 1 2に給水管 1 1 3が接続される。給水孔 1 1 2は、第 2半体 9側の軸受メタル 2 5が臨むハウジング 1 1 4に、またそのハウジング 1 1 4は出力軸 2 3の厚肉部分 6 2に形成された通水孔 uに、さらにその通水孔 u は中空軸 6 4の外周面母線方向に延びる複数の通水溝 V (図 1 3も参照）に、さらにまた各通水溝 Vは第 2半体 8側の軸受メタル 2 5が臨むハウジング 1 1 5にそれぞれ連通する。また出力軸 2 3の厚肉部分 6 2内端面に、通水孔 uと、中空軸 6 4および固定軸 6 5の大径中実部 6 6間の摺動部分とを連通する環状凹部 w が設けられている。

これにより、各軸受メタル 2 5および出力軸 2 3間ならびに中空軸 6 4および固定軸 6 5間が水により潤滑され、また両軸受メタル 2 5および出力軸 2 3間の間隙から口一夕チャンバ 1 4内に進入した水によって、ケーシング 7と、シール部材 4 4および各口一ラ 5 9との間の潤滑が行われる。

図 4において、ロー夕 3 1の回転軸線 Lに関して点対称の関係にある第 1および第 7ベーンピストンユニット U 1， U 7は同様の動作を行う。これは、点対称の関係にある第 2、第 8ベ一ンピストンユニット U 2， U 8等についても同じである。

例えば、図 1 3も参照して、第 1供給管 9 4の軸線が口一夕チヤンバ 1 4の短径位置 Eよりも図 4において反時計方向側に僅かずれており、また第 1ベーンピストンュニット U 1が前記短径位置 Eに在つて、その大径シリンダ孔 f には高温高圧蒸気は供給されておらず、したがってビストン 4 1およびべーン 4 2は後退位置に在るとする。

この状態からロータ 3 1を僅かに、図 4反時計方向に回転させると、第 1シ一ルブロック 9 2の供給口 9 0と通孔 cとが連通して導入管 8 0からの高温高圧蒸気が小径孔 bを通じて大径シリンダ孔 f に導入される。これによりピストン 4 1 が前進し、その前進運動はべーン 4 2がロータチャンバ 1 4の長径位置 F側へ摺動することによって、ベ一ン 4 2を介して該べ一ン 4 2と一体のローラ 5 9と環状溝 6 0との係合により口一夕 3 1の回転運動に変換される。通孔 cが供給口 9 0からずれると、高温高圧蒸気は大径シリンダ孔: f内で膨張してピストン 4 1をなおも前進させ、これにより口一夕 3 1の回転が続行される。この高温高圧蒸気の膨張は第 1ベーンピストンュニット U 1がロータチャンバ 1 4の長径位置 Fに至ると終了する。その後は、ロー夕 3 1の回転に伴い大径シリンダ孔 f 内の第 1 の降温降圧蒸気は、ベ一ン 4 2によりピストン 4 1が後退させられることによつて、小径孔13、通孔じ、第 1凹状排出部 1 0 2、第 1排出孔 1 0 4、通路 s (図 3参照）および各通孔 tを経て中継チャンバ 2 0に排出され、次いで図 2および図 5に示すように、第 1導入孔列 1 0 7を通じてロー夕チャンバ 1 4内に導入され、相隣る両べ一ン 4 2間でさらに膨張してロータ 3 1を回転させ、その後第 2 の降温降圧蒸気が第 1導出孔列 110 a〜l 10 f より外部に排出される。

このように、高温高圧蒸気の膨張によりピストン 41を作動させてベ一ン 42 を介し口一夕 31を回転させ、また高温高圧蒸気の圧力降下による降温降圧蒸気の膨張によりべ一ン 42を介しロー夕 31を回転させることによって出力軸 23 より出力が得られる。

図 14および図 15に示すように、容積型で軸トルクが一定の膨張機 4はシリンダ部材 39のシリンダ室からなる第 1の膨張室と、ベ一ン室 54からなる第 2 の膨張室とを備える。第 1の膨張室に供給される蒸気の圧力および温度をそれぞれ P e vp, Te vpとし、第 2の膨張室に供給される蒸気の圧力および温度をそれぞれ P e xp l, Te xp 1とし、第 2の膨張室から排出される蒸気の圧力および温度をそれぞれ P e X p 2， Te xp 2としたとき、？ 6 ぉょび 6 X 1により決まる第 1の膨張室の膨張比 ε 1と、 P e X ρ 1および？ e xp 2 により決まる第 2の膨張室の膨張比 ε 2との積 ε I X ε 2で与えられる膨張機 4 のトータルの膨張比が、予め設定された設定膨張比 ε (本実施例では 132) に一致する。図 15のグラフの縦軸は蒸気の圧力 Ρであり、横軸はロータ 31の位相 Sである。圧力 Pを Pe vpに調整された蒸気が第 1の膨張室に供給され、そこで膨張して圧力 Pが P e p 1に低下したとき、 P e v pおよび P e x p 1により決まる膨張比は前記 ε 1となる。圧力 Ρが P exp 1の蒸気が第 2の膨張室に供給され、そこで膨張して圧力 Pが P e xp 2に低下したとき、 Pxvpおよび P e xp 2により決まる膨張比は前記 ε 2となる。

蒸発器 3が発生する蒸気、つまり第 1の膨張室に供給される蒸気は、その圧力 P e V pおよび温度 T e V pが図 16に実線で示す所定の関係を保つように制御される。即ち、第 1の膨張室に供給される蒸気の圧力 P e V pおよび温度 T e v Pは蒸発器 3の過渡状態、内燃機関 1の運転状態、蒸発器 3に供給される水量等に応じて変動するが、蒸気の圧力 P e vpは膨張機 4の回転数（軸トルク）により制御可能であり、蒸気の温度 T e V pは蒸発器 3に供給される水量により制御可能であり、本実施例における定格値は図 16の実線上の a点（圧力 P e V p 16MP a, 温度 Te vp = 620°C) に設定される。このように第 1の膨張室に供給される蒸気の圧力 P e V pおよび温度 T e V Pが決定されれば、それに応じて膨張機 4の軸トルクも決定される。図 16に破線で示すように、第 1の膨張室に供給される蒸気の圧力 P e V pおよび温度 T e v pが高いほど熱効率が高くなるが、温度 Te vpが高くなると耐久性等に影響がでるため、本実施例では定格値を前記 620°Cに設定している。一方、第 2の膨張室が排出する蒸気の圧力 P e xp 2および温度 T e X p 2にも、膨張機 4および凝縮器 5が最大の性能を発揮し得る定格値が設定されており、本実施例における定格値は圧力 P e xp 2 が 0. 05MP a、温度 T e V pが 80°Cである。しかしながら、最適の圧力 P e xp 2および温度 T e xp 2は凝縮器 5の過渡状態、凝縮器 5の冷却状態（外気温、冷却ファンの回転数、走行風の強さ）等に応じて変化し、前記定格値と必ずしも一致しない。

第 1の膨張室に供給される蒸気の圧力 P e V pおよび温度 T e vpを定格値（ P e vp=16MPa、 Te vp = 620°C) に設定し、膨張機 4の膨張比を設定膨張比 εに設定すれば、第 2の膨張室から排出される蒸気の圧力 P e X ρ 2および温度 T e X p 2は定格値（本実施例では P e x p 2 = 0. 05MP a、 Te xp 2 = 80°C) に一致し、膨張機 4および凝縮器 5は最大の性能を発揮することができる。また第 1の膨張室に供給される蒸気の圧力 P e V pおよび温度 T e V Pが定格値から外れていても、図 16の実線上の何れかの位置にあり、かつ膨張比が設定膨張比 ε = 132に一致していれば、第 2の膨張機室から排出される蒸気の圧力 P e X ρ 2および温度 T e x p 2は定格値に一致する。従つて、内燃：機関 1が暖機運転中であって第 1の膨張室に供給される蒸気の圧力 P e vpおよび温度 T e vpが定格値よりも低い場合（例えば、図 16の実線上の b点）であつても、第 2の膨張室から排出される蒸気の圧力 P e xp 2および温度 Te 2は定格値に一致する。これにより、内燃機関 1の始動からランキンサイクル装置が作動可能になるまでの立ち上げ時間を短縮することができる。

以上のように、第 1の膨張室に供給される蒸気の圧力 P e V pおよび温度 Te vpが所定の関係（図 16の実線の関係）を持つように設定し、かつ膨張機 4の膨張比を設定膨張比 εに設定すれば、第 2の膨張室から排出される蒸気の圧力 Ρ e V pおよび温度 T e v は常に定格値（本実施例では P e x p 2 = 0. 05M P a、 Te xp 2 = 80°C) に一致するため、膨張機 4および凝縮器 5は最大の性能を発揮することができる。

ところで、第 1の膨張室に供給される蒸気の圧力 P e v pおよび温度 T e v p が、種々の変動要因によって図 1 6の実線の関係から鎖線の関係に外れた場合、膨張機 4の膨張機比が設定膨張機比 εのままだと、第 2の膨張室から排出される蒸気の圧力 P e x p 2および温度 T e x p 2が定格値から外れてしまい、膨張機 4および凝縮器 5が充分な性能を発揮できなくなる可能性がある。また第 2の膨張室から排出される蒸気の圧力 P e p 2および温度 T e X p 2の最適値が種々の変動要因によって定格値から外れた場合、膨張機 4の膨張機比が設定膨張比 ε のままだと、第 2の膨張室から排出される蒸気の圧力 P e χ ρ 2および温度 T e x p 2が定格値になって最適値から外れてしまい、膨張機 4および凝縮器 5が充分な性能を発揮できなくなる可能性がある。

このような場合には、膨張機 4の膨張比を設定膨張比 εから変化させることにより、第 2の膨張室から排出される蒸気の圧力 P e X ρ 2および温度 T e x p 2 を最適値に一致させることができる。膨張機 4の膨張比は、第 1の膨張室への吸入タイミングを変更することにより、あるいは第 2の膨張室からの排出タイミングを変更することにより変化させることができる。

具体的には、第 1の膨張室に供給される蒸気の圧力 P e V pが過大である場合には（図 2 1 B参照)、第 1の膨張室に蒸気を供給するタイミングを遅らせて膨張比 ε 1を減少させれば良く、また第 1の膨張室に供給される蒸気の圧力 P e ν ρ が過小である場合には（図 2 1 C参照)、第 2の膨張室から蒸気を排出する夕イミングを早めて膨張比 ε 2を減少させれば良い。

第 1の膨張室における蒸気の膨張比 ε 1は回転バルブ Vで蒸気の吸入タイミングを変更することにより可変である。即ち、モータ 8 2で固定軸 6 5を回転させ、その供給口 9 0， 9 1の位相を図 1 3の遅角側に変化させて蒸発器 3から膨張機 4のシリンダ部材 3 9に蒸気が供給されるタイミングを早めると、蒸気が導入される瞬間にピストン 4 1が半径方向内側にあってシリンダ部材 3 9の容積が減少しているため、シリンダ部材 3 9に供給される蒸気量が減少して膨張機 4の第 1の膨張室（シリンダ部材 3 9 ) による膨張比 ε 1が増加する。逆に、モータ 8 2で固定軸 6 5を回転させ、その供給口 9 0， 9 1の位相を図 1 3の進角側に変化させて蒸発器 3から膨張機 4のシリンダ部材 39に蒸気が供給されるタイミングを遅めると、蒸気が導入される瞬間にピストン 41が半径方向外側にあってシリンダ部材 39の容積が増加し、シリンダ部材 39に供給される蒸気量が増加して膨張機 4の第 1の膨張室（シリンダ部材 39) による膨張比 ε 1が減少する。このように、第 1の膨張室に蒸気を導入するタイミングを変化させることにより、その膨張比 ε 1を変化させることができる。

第 1の膨張室から排出された蒸気は中継チャンバ 20を経て第 2の膨張室（ベーン室 54) に供給されるため、第 1の膨張室からの蒸気排出量は第 2の膨張室への蒸気供給量に一致する。第 2の膨張室から凝縮器 5に蒸気が排出されるタイミングは 8個の電磁弁 117 a〜l 17 d， 118 a〜 118 dを選択的に開閉することにより制御される。例えば、図 7においてベーン室 54が最大の容積を持つ位置の若干手前位置において、前記べ一ン室 54を構成する一対のベーン 4 2の回転方向進み側のベ一ン 42が 3列目の第 1排出孔列 110 cを越えており、この位置が基準タイミングとなる。すなわち、定格時には上流側の 2列の第 1 排出孔列 1 10 a， 110 bの電磁弁 117 a, 117 bが閉弁し、下流側の 2 列の第 1排出孔列 110 c， 11.0 dの電磁弁 117 c， 117 dが開弁しており、従つて回転方向進み側のベーン 42が 3列目の第 1排出孔列 110 cを越えた瞬間に、その第 1排出孔列 110 cから蒸気の排出が開始される。

前記基準タイミングに対して排出タイミングを早めるには、上流側の 2列目の第 1排出孔列 11 O bの電磁弁 117 bを開けば良く、更に排出タイミングを早めるには、前記 2列目の第 2排出孔列 110 bの電磁弁 117 bに加えて上流側の 1列目の第 1排出孔列 110 aの電磁弁 111 aを開けば良い。逆に、前記基準タイミングに対して排出タイミングを遅めるには、 3列目の第 1排出孔列 1 1 0 cの電磁弁 117 cを閉じれば良く、更に排出タイミングを遅めるには、前記 3列目の第 1排出孔列 110 cの電磁弁 117 cに加えて下流側の 4列目の第 1 排出孔列 1 10 dの電磁弁 117 dを閉じれば良い。

このようにして閉弁する電磁弁 1 17 a〜l 17 dの数を上流側から順次増加させてゆくことにより、第 2の膨張室から凝縮器 5に蒸気が排出されるタイミングを段階的に遅らすことができ、これにより第 2膨張室による膨張比 ε 2を増加させることができる。逆に、開弁する電磁弁 117 a〜l 17 eの数を下流側から順次増加させてゆくことにより、第 2の膨張室から凝縮器 5に蒸気が排出されるタイミングを段階的に早めることができ、これにより第 2膨張室による膨張比 ε 2を減少させることができる。

尚、第 2導出孔列 111 a〜： L 1 1 dの第 2電磁弁 118 a〜l 18 dの制御は、上述した第 1導出孔列 110 a〜 110 dの電磁弁 117 a〜 1 1' 7 dの制御と同一である。また前記電磁弁 1 17 a〜l 17 d， 118 a〜l 18 dの制御は、 8列の導出孔列 110 a〜1 10 d, l l l a〜l l l dにそれぞれ対応して設けられた 8個の圧力センサ 1 19の出力に基づいて、第 2の膨張室から排出される蒸気の圧力 P exp 2が、膨張機 4および凝縮器 5が最大の性能を発揮し得る最適値に一致するように行なわれる。

さて、圧力、容積および温度により決定される蒸気の状態には、水および蒸気が混在する飽和蒸気領域と、水が存在せずに蒸気だけが存在する過熱蒸気領域とがある。第 1の膨張室の入口から出口までの領域は過熱蒸気領域であり、蒸気に水が混在することはない。従って、第 1の膨張室を構成するシリンダ部材 39の内部に滞留した水がピストン 41により圧縮されて水撃現象が発生すること力 S確実に防止される。また第 2の膨張室の入口から出口までの領域のうち少なくとも最下流部分は飽和蒸気領域であり、蒸気に水が混在している。従って、第 2の膨張室を構成するべ一ン室 54の内部に若干の水が滞留し、ベ一ン 42およびロー夕チヤンバ 14間の潤滑性能およびシール性能が向上する。

図 17〜図 19において、第 1の膨張室に供給される蒸気の温度 Te vpを 4 50°Cから 650°Cの範囲で変化させたとき、温度 Te V pが高いほど膨張機 4 の内部の過熱蒸気領域が広くなって過熱蒸気領域から飽和蒸気領域に移行する夕イミングが遅れ（図 17参照）、ェンタルピーの減少量が増加して膨張機 4の出力が増加し（図 18参照)、力つ第 2の膨張室の出口の乾き度が増加して水の発生量が減少する（図 19参照)。逆に、温度 Te vpが低いほど膨張機 4の内部の過熱蒸気領域が狭くなって過熱蒸気領域から飽和蒸気領域に移行するタイミングが早まり、ェンタルピーの減少量が減少して膨張機 4の出力が減少し、かつ第 2の膨張室の出口の乾き度が減少して水の発生量が増加する。第 1の膨張室と第 2の膨張室との境界は過熱蒸気領域にあり、従ってシリンダ部材 3 9よりなる第 1の膨張室に水が滞留することを確実に抑制し、またべーン室 5 4よりなる第 2の膨張室に水が滞留することを確実に保証することができる。

また検出した第 1の膨張室の入口の温度 T e V pが定格値よりも高い場合には、第 2の膨張室の出口の圧力 P e x p 2が定格値よりも高くなるため、第 1の膨張室の入口の吸入タイミングを遅らせて膨張比 ε 1を減少させるか、あるいは第 2の膨張室の出口の排出タイミングを遅らせて膨張比 ε 2を増加させれば良い。逆に、検出した第 1の膨張室の入口の温度 T e V pが定格値よりも低い場合には、第 2の膨張室の出口の圧力 P e x p 2が定格値よりも低くなるため、第 1の膨張室の入口の吸入タイミングを早めて膨張比 ε 1を増加させるか、あるいは第 2 の膨張室の出口の排出タイミングを遅らせて膨張比 ε 2を減少させれば良い。また膨張機 4の内部のリーク量が大きいとき（低速回転時）には、前述した第 1の膨張室の入口の温度 T e V pが定格値よりも高い場合と同様の可変膨張比制御を行えば良く、また逆に膨張機 4の内部のリーク量が小さいとき（高速回転時 ) には、前述した第 1の膨張室の入口の温度 T e v pが定格値よりも低い場合と同様の可変膨張比制御を行えば良い。

次に、図 2 0に基づいて本発明の第 2実施例を説明する。

第 1実施例の膨張機 4では、先ず第 1の膨張室であるシリンダ部材 3 9に高温高圧蒸気を供給した後に、それが降温降圧した第 1の降温降圧蒸気を第 2の膨張室であるべーン室 5 4に供給している。それに対し、図 2 0に示す第 2実施例は、第 1の膨張室からの第 1の降温降圧蒸気を中継チャンバ 2 0に排出する通孔 t を電磁弁 1 2 2で閉鎖できるようにし、更に切換弁 1 2 0で第 1の膨張室への高温高圧蒸気の供給を遮断して中継チャンバ 2 0の蒸気導入口 1 2 1に高温高圧蒸気を直接供給できるようにすることにより、第 1の膨張室を不作動にして第 2の膨張室だけを独立して作動させることができる。この場合、ベーン室 5 4で構成される膨張室における蒸気の膨張比は、ベ一ン室 5 4からの排気タイミングを電磁弁 1 1 7 a ~ l 1 7 d , 1 1 8 a〜 1 1 8 dで変化させることで制御される。以上、本発明の実施例を詳述したが、本発明はその要旨を逸しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。例えば、実施例では第 1の膨張室および第 2の膨張室を直列に接続しているが、 3段以上の膨張室を直列に接続することができる。この場合、最も上流の膨張室に供給される蒸気は過熱蒸気領域にあり、最も下流の膨張室から排出される蒸気は飽和蒸気領域にあることが必要である。

産業上の利用可能性

以上のように、本発明にかかるランキンサイクル装置は内燃機関の排気ガスを熱源とするものに好適に適用することができるが、その熱源は内燃機関の排気ガスに限定されるものではない。

Claims

請求の範囲

1. 液体を加熱して蒸気を発生する蒸発器（3) と、蒸発器（3) から供給された蒸気を膨張させて軸トルクを出力する膨張機（4) と、膨張機（4) が排出した蒸気を冷却して液体に戻す凝縮器（5) とを備えたランキンサイクル装置において、 '

膨張機（4) が吸入する蒸気の圧力（Pe vp) および温度（Te vp) の任意の関係に対して、

膨張機（4) が吸入 ·排出する蒸気の膨張比（ε 1， ε 2) を前記任意の関係に応じた所定の膨張比（ε) に設定することにより、膨張機（4) が排出する蒸気の圧力（Pe xp 2) および温度（Texp 2) を目標値に一致させることを特徴とするランキンサイクル装置。

2. 膨張機（4) が吸入する蒸気の圧力（Pevp) および温度（Tevp) は過熱蒸気領域にあり、膨張機（4) が排出する蒸気の圧力（P e xp 2) および温度 (Te xp 2) は飽和蒸気領域にあることを特徴とする、請求項 1に記載のランキンサイクル装置。

3. 膨張機（4) は直列に接続された複数の膨張室（39， 54) を備え、各々の膨張室（39, 54) における蒸気の膨張比（ε ΐ, ε 2) の積を前記設定膨張比（ε) としたことを特徴とする、請求項 1に記載のランキンサイクル装置。

4. 膨張機 (4) の複数の膨張室（39, 54) のうち、少なくとも最上流側の膨張室（39) の蒸気は過熱蒸気領域にあり、少なくとも最下流側の膨張室（5 4) の蒸気は飽和蒸気領域にあることを特徴とする、請求項 3に記載のランキンサイクル装置。

5. 排出位置における蒸気が過熱蒸気領域にある膨張室（39) はシリンダ室で構成されることを特徴とする、請求項 4に記載のランキンサイクル装置。

6. 排出位置における蒸気が飽和蒸気領域にある膨張室（54) はべーン室で構成されることを特徵とする、請求項 4に記載のランキンサイクル装置。

7. 膨張機 (4) の複数の膨張室（39， 54) のうち、少なくとも最上流側の膨張室（39) の吸入位置を可変としたことを特徴とする、請求項 3に記載のランキンサイクル装置。

8. 膨張機（4) の複数の膨張室（39, 54) のうち、少なくとも最下流側の膨張室（54) の排出位置を可変としたことを特徴とする、請求項 3に記載のランキンサイクル装置。