WO2002070866A1 - Machine hydraulique rotative - Google Patents

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WO2002070866A1
WO2002070866A1 PCT/JP2002/002037 JP0202037W WO02070866A1 WO 2002070866 A1 WO2002070866 A1 WO 2002070866A1 JP 0202037 W JP0202037 W JP 0202037W WO 02070866 A1 WO02070866 A1 WO 02070866A1
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pressure
chamber
steam
oil
working medium
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PCT/JP2002/002037
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French (fr)
Inventor
Hiroyuki Makino
Makoto Uda
Kouhei Ohsono
Original Assignee
Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha
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Publication date
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Definitions

  • an operating section for converting thermal energy and pressure energy of a working medium introduced into an operating chamber sealed by a seal member into mechanical energy is housed in a casing, and at least oil for lubricating the operating section is contained.
  • the present invention relates to a rotary fluid machine that defines a closed lubricating chamber that stays.
  • a radially outer axial piston pump fixed to the casing and a radially inner axial piston motor provided at the mouth rotatably supported by the casing are coaxially arranged. And the pistons of the axial piston motor are guided by separate swash plates, and the axial piston pump connected to the output shaft is driven by the hydraulic oil discharged from the axial piston pump connected to the input shaft.
  • a hydrostatic transmission in which the rotation of the motor is changed and output from an output shaft is known from US Pat. No. 5,062,267.
  • the present invention has been made in view of the above-described circumstances, and has been developed in consideration of the casing of a rotary fluid machine.
  • the purpose is to minimize the effect of mixing of oil and working medium inside.
  • heat energy and pressure energy of a working medium introduced into a working chamber sealed with a sealing member are converted into mechanical energy inside a casing.
  • a rotary fluid machine that accommodates an operating part to be converted and that defines a sealed lubricating chamber in which at least the oil for lubricating the operating part stays, wherein a preserving chamber is provided at an upper part of the lubricating chamber,
  • the working medium discharge chamber, from which the working medium is discharged from the working chamber is communicated with the breather chamber through a breather passage. And returns the separated oil from the breather chamber to the lubrication chamber, and separates the separated working medium from the breather chamber via the schener passage according to the amount of the leaked working medium.
  • Rotating fluid machine is proposed and returning to the outlet chamber.
  • the mixture is separated into the oil and the working medium in the breather chamber and separated.
  • the returned oil is returned to the lubrication chamber, and the separated working medium is returned to the working medium discharge chamber via the breather passage in accordance with the amount of the leaked working medium, so that deterioration of oil lubrication performance due to mixing of the working medium is minimized.
  • equipment such as a filter for removing oil. it can.
  • the breather chamber and the working medium discharge chamber communicate with each other through the breather passage, so that the pressure balance between the lubrication chamber and the working medium discharge chamber is maintained. Can be secured.
  • the pressure rings 47 and 78 and the oil rings 48 and 79 of the embodiment correspond to the seal member of the present invention, and the first axial piston cylinder group 49 and the second axial piston cylinder group of the embodiment.
  • 57 corresponds to the working section of the present invention
  • the high-pressure working chamber 82 and the low-pressure working chamber 84 of the embodiment correspond to the working chamber of the present invention
  • the steam discharge chamber 90 of the embodiment corresponds to the working medium of the present invention.
  • the lower breather chamber 101 and the upper breather chamber 103 of the embodiment correspond to the discharge chamber, and correspond to the breather chamber of the present invention.
  • FIGS. 1 to 18 show a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of an expander
  • FIG. 2 is a sectional view taken along line 2-2 of FIG. 1
  • Fig. 4 is an enlarged cross-sectional view of part 4 of Fig. 1 (cross-sectional view taken along line 4-4 in Fig. 8)
  • Fig. 5 is a view taken along line 5-5 in Fig. 4
  • Fig. 6 is line 6-6 in Fig. 4.
  • 7 is a sectional view taken along the line 7-7 in FIG. 4
  • FIG. 8 is a sectional view taken along the line 8-8 in FIG. 4, FIG.
  • FIG. 9 is a sectional view taken along the line 9-19 in FIG. 4, and FIG. Fig. 11 is a view taken along the line 11--11 of Fig. 1, Fig. 11 is a sectional view taken along the line 12--12 of Fig. 10, and Fig. Fig. 14 is a sectional view taken along the line 13--13, Fig. 14 is a sectional view taken along the line 14- 14 in Fig. 10, Fig. 15 is a graph showing torque fluctuations of the output shaft, and Fig. 16 is a suction system in the high-pressure stage.
  • FIG. 17 is an operation explanatory diagram showing a high-pressure stage discharge system and a low-pressure stage suction system
  • FIG. 18 is an operation explanatory diagram showing a low-pressure stage discharge system.
  • FIG. 19 shows a second embodiment of the present invention and is a view corresponding to FIG.
  • FIG. 20 shows a third embodiment of the present invention and is a view corresponding to FIG.
  • FIG. 21 shows a fourth embodiment of the present invention and is a view corresponding to FIG.
  • the rotary fluid machine of the present embodiment is an expander M used for, for example, a Rankine cycle device, and has a thermal energy and a pressure energy of a high-temperature and high-pressure steam as a working medium. Is converted to mechanical energy and output.
  • the casing 11 of the expander M has a casing main body 12 and a front part which is fitted to a front opening of the casing main body 12 via a sealing member 13 and is connected by a plurality of ports 14. It comprises a cover 15 and a rear cover 18 fitted to the rear opening of the casing body 12 via a sealing member 16 and connected with a plurality of ports 17.
  • An oil pan 19 abuts on the lower surface opening of the casing body 12 via a seal member 20 and is joined by a plurality of ports 21.
  • a breather chamber partition 23 is superimposed on the upper surface of the casing body 12 via a seal member 22 (see FIG. 12), and further on the upper surface of the breather chamber cover via a seal member 24 (see FIG. 12). 2 5 are superimposed and fastened together with multiple ports 26.
  • a rotor 27 rotatable around an axis L extending in the front-rear direction at the center of the casing 11 and an output shaft 28 are integrated by welding, and the rear part of the rotor 27 is an angular gap.
  • the front portion of the output shaft 28 is connected via the angular pole bearing 31 and the seal member 32. It is rotatably supported by the front cover 15.
  • a swash plate holder 36 fitted to the rear surface of the front force bar 15 via two seal members 33, 34 and a dowel pin 35 is fixed by a plurality of ports 37.
  • a swash plate 39 is rotatably supported on the plate holder 36 via an angular pole bearing 38. The rotation axis of the swash plate 39 is inclined with respect to the axis L of the rotor 27 and the output shaft 28, and the inclination angle is fixed.
  • the rotor 27 and seven sleeves 41 composed of different members are arranged at equal intervals in the circumferential direction so as to surround the axis L inside the mouth 27.
  • the high-pressure pistons 4 3 are slidably fitted to the high-pressure cylinders 4 2... formed on the inner periphery of the sleeve 4 1... supported by the sleeve support holes 2 7 a... of the mouth 27.
  • the hemispherical part of the high-pressure piston 43 projecting forward from the opening of the high-pressure cylinder 42 is pressed against the seven dimples 39 a that are recessed on the rear surface of the swash plate 39. I do.
  • a heat-resistant metal seal member 44 is mounted between the rear end of the sleeve 41 and the sleeve support hole 27 a of the rotor 27, and in this state, the front end of the sleeve 41. Is fixed to the front of the rotor 27 with a plurality of ports 46.
  • the vicinity of the bottom of the sleeve support holes 27a is slightly larger in diameter, and a gap (see FIG. 3) is formed between the sleeve support holes 27a and the outer peripheral surface of the sleeve 4:!.
  • the high-pressure piston 4 3 has a pressure culling 4 7... and an oil ring 4 8... that seals the sliding surface with the high-pressure cylinder 4 2.
  • the sliding range of the pressure ring 4 7... and the oil ring 4 8... are set so that they do not overlap with each other.
  • the high-pressure piston 43 has a slightly smaller diameter between the pressure ring 47 and the oil ring 48 (see Fig. 3), so it adheres to the sliding surface of the oil ring 48. It is possible to effectively prevent the transferred oil from moving to the sliding surface of the pressure culling 47.
  • the sleeves 41 since seven sleeves 41 are attached to the sleeve support holes 27a of the rotor 27 to form the high-pressure cylinders 42, the sleeves 41 have thermal conductivity, heat resistance, abrasion resistance, Materials excellent in strength and the like can be selected. This not only improves performance and reliability, but also facilitates machining and improves machining accuracy compared to machining the high-pressure cylinders 42 directly on the rotor 27. In addition, when any of the sleeves 41 is worn or damaged, it is economical to replace only the abnormal sleeve 41 without replacing the entire rotor 27.
  • the diameter near the bottom of the sleeve support holes 27 a is slightly increased to form a gap ⁇ between the outer peripheral surface of the sleeves 41 and the rotor 27, it is supplied to the high-pressure working chambers 82. Even if the rotor 27 is thermally deformed by the high-temperature and high-pressure steam, the influence is less likely to be exerted on the sleeves 41 to 1 and the distortion of the high-pressure cylinders 42 can be prevented.
  • the seven high-pressure cylinders 42 and the seven high-pressure pistons 43 to fit therein constitute a first axial piston cylinder group 49.
  • seven low-pressure cylinders 50 are arranged at equal intervals in the circumferential direction so as to surround the axis L and the radially outer side of the high-pressure cylinders 42.
  • These low-pressure cylinders 50 have a larger diameter than the high-pressure cylinders 42, and the circumferential arrangement pitch of the low-pressure cylinders 50 is greater than the circumferential arrangement pitch of the high-pressure cylinders 42. Is shifted by a half pitch. This makes it possible to arrange the high-pressure cylinders 42 in the space formed between the adjacent low-pressure cylinders 50, and contributes to the reduction in the diameter of the rotor 27 by effectively utilizing the space. can do.
  • Low-pressure pistons 51 are movably fitted to the seven low-pressure cylinders 50, respectively, and these low-pressure pistons 51 are connected to the swash plate 39 via links 52. That is, the spherical portion 52a at the front end of the link 52 is swingably supported by a spherical bearing 54 fixed to the swash plate 39 with a nut 53, and the spherical portion at the rear end of the link 52 is formed. Part 5 2 b is swingably supported by a spherical bearing 56 fixed to a low-pressure piston 51 by a clip 55.
  • the seven low-pressure cylinders 50 and the seven low-pressure pistons 4 to fit therein constitute a second axial piston cylinder group 57.
  • the front end of the high pressure pistons 43 of the first axial piston cylinder group 49 was formed in a hemispherical shape, and the front end was brought into contact with the dimple 39 a formed on the swash plate 39.
  • the low-pressure pistons 51 of the second Axylano Leviston cylinder group 57 are connected to the swash plate 39 via links 52 and front and rear spherical bearings 54, 56 ...
  • the plate 39 is fastened to the front cover 15 with a port 37.
  • the first axial piston cylinder group is changed.
  • the output characteristics of the expander M can be changed by shifting the supply and discharge timings of steam to the 49 and the second axial piston cylinder group 57, and the integrated rotor 27 and output shaft 28
  • the bearings are supported by the angular pole bearings 29 provided on the casing body 12 and the angular pole bearings 31 provided on the front cover 15, respectively, but between the casing body 12 and the angular bearings 29.
  • the rotor 27 along the axis L is adjusted. Position It can be adjusted backward.
  • the expansion ratio of steam at ⁇ , 84... can be adjusted.
  • the swash plate holder 36 that supports the swash plate 39 is formed integrally with the front cover 15, the angular pole bearing 31 1 ⁇ shim 59 is attached to and detached from the front cover 15. Although it is difficult to secure a space for the swash plate, the above problem is solved by making the swash plate holder 36 detachable from the front cover 15. Also, if the swash plate holder 36 is integrated with the front cover 15, the swash plate 39 previously assembled on the front cover 15 side when disassembling and assembling the expander M is added to the casing 11. The laborious work of connecting and separating the seven links 52 in a small space is required.
  • the swash plate holder 36 can be attached to and detached from the front cover 15 so that it can be opened and closed in advance.
  • the swash plate 39 and the swash plate holder 36 can be assembled on the side to form a subassembly, greatly improving the assemblability.
  • the rotary valve 61 is housed in the circular recess 27b opening on the rear end face of the rotor 27 and the circular recess 18a opening in the front of the rear cover 18. Is done.
  • the rotary valve 61 arranged along the axis L includes a valve body 62, a fixed valve plate 63, and a movable valve plate 64.
  • the movable side valve plate 64 is fitted to the bottom of the recess 27 b of the rotor 27 via the gasket 65, and is fixed to the rotor 27 with the knock pin 66 and the bolt 67.
  • the fixed-side valve plate 63 which comes into contact with the movable-side valve plate 64 via a flat sliding surface 68, is connected to the low-valve valve body 62 via a knock pin 69 so as to be relatively non-rotatable. Therefore, when the rotor 27 rotates, the movable-side valve plate 64 and the fixed-side valve plate 63 rotate relative to each other while being in close contact with each other on the sliding surface 68.
  • the fixed-side valve plate 63 and the movable-side valve plate 64 are made of a highly durable material such as cemented carbide or ceramics, and the sliding surface 68 is provided with heat resistance, lubricity, and corrosion resistance. However, it is possible to interpose or coat a member having wear resistance.
  • the rotary valve body 62 is a stepped cylindrical member having a large-diameter portion 62 a, a medium-diameter portion 62b, and a small-diameter portion 62c, and is fitted around the large-diameter portion 62a.
  • a mating annular sliding member 70 is slidably fitted to the concave portion 27 b of the opening 27 via the cylindrical sliding surface 71, and the middle diameter portion 62 b and The small diameter portion 62c fits into the concave portion 18a of the rear cover 18 via the sealing members 72,73.
  • the sliding member 70 is made of a highly durable material such as cemented carbide or ceramics.
  • the knock pin 74 implanted on the outer periphery of the rotary valve body 62 engages with the elongated hole 18b formed in the concave portion 18a of the rear cover 18 in the direction of the axis L, and The valve body 62 is supported so as not to rotate relative to the rear cover 18 and to be movable in the direction of the axis L.
  • a plurality (for example, seven) of preload springs 7 5... are supported by the rear cover 18 so as to surround the axis L, and these preload springs 7 5.
  • the rotary valve body 62 pressed against the step 6 between 2c and 6d is urged forward to bring the sliding surfaces 68 of the fixed valve plate 63 and the movable valve plate 64 into close contact. Is done.
  • a pressure chamber 76 is defined between the bottom of the recess 18 a of the rear cover 18 and the rear end face of the small-diameter portion 6 2 c of the rotary valve body 62, and is connected to penetrate the rear cover 18.
  • the steam supply pipe 77 communicates with the pressure chamber 76. Therefore, the rotary valve body 62 is urged forward by the steam pressure acting on the pressure chamber 76 in addition to the resiliency of the preload springs 75.
  • the high-pressure stage steam suction path for supplying high-temperature and high-pressure steam to the first axial piston cylinder group 49 is shown by hatching in FIG.
  • a first steam passage P 1 having an upstream end communicating with a pressure chamber 76 to which high-temperature and high-pressure steam is supplied from a steam supply pipe 77 is provided.
  • it penetrates through the rotary valve body 62 and opens at the mating surface with the fixed side valve plate 63, and communicates with the second steam passage P 2 passing through the fixed side valve plate 63.
  • first and second seal members 81 (see FIGS. 7 and 16) attached to the mating surface are used.
  • the outer periphery of the connection between the second steam passages P 1 and P 2 is sealed.
  • the movable side valve plate 64 and the rotor 27 are respectively provided with seven third steam passages P3 to P3 (see FIG. 5) and fourth steam passages P4 at equal intervals in the circumferential direction. 4
  • the downstream end of the steam passages P 4 Communicates with the high-pressure cylinders 42 of the first axial piston cylinder group 49 and the seven high-pressure working chambers 82 partitioned between the high-pressure pistons 43.
  • the opening of the second steam passage P2 formed in the fixed-side valve plate 63 does not uniformly open before and after the top dead center TDC of the high-pressure piston 43 and is indicated by an arrow R.
  • the opening is slightly deviated to the leading side in the rotation direction of the road 27 shown.
  • FIG. 17 shows the high-pressure steam discharge path and low-pressure stage steam suction path that discharge medium- and medium-pressure steam from the first axial piston cylinder group 49 and supply it to the second axial piston cylinder group 57. It is shown over.
  • an arc-shaped fifth steam passage P 5 (see FIG. 6) is opened on the front surface of the fixed-side valve plate 63.
  • the fifth steam passage P5 communicates with a circular sixth steam passage P6 (see FIG. 7) that opens on the rear surface of the fixed-side valve plate 63.
  • the fifth steam passage P5 is rotated from the position slightly offset from the bottom dead center BDC of the high-pressure piston 43 to the rotation direction advance side of the rotor 27 indicated by the arrow R with respect to the top dead center TDC. It opens over a position slightly shifted to the delay side.
  • the third steam passage P 3 of the movable valve plate 64 does not overlap with the second steam passage P 2 from the bottom dead center BDC (preferably immediately before overlapping with the second steam passage P 2).
  • a seventh steam passage P7 extending in the direction of the axis L and an eighth steam passage P8 extending substantially in the radial direction are formed in the rotary valve body 62, and an upstream end of the seventh steam passage P7 is
  • the downstream end of the sixth steam passage P6 communicates with the downstream end of the sixth steam passage P6, and the downstream end of the seventh steam passage P7 has a joint member 83 that is disposed across the rotary valve body 62 and the driving member 70.
  • the 10th steam passage P 10 is connected to the low-pressure cylinders 5 of the second axial piston cylinder group 5 7 through seven 1 1 1 steam passages P 11 formed radially in the mouth 27. It communicates with the seven low pressure working chambers 8 4.
  • the sealing member 85 (see FIGS. 7 and 17) attached to the mating surface is used to prevent the leakage.
  • the outer periphery of the connection between the seventh steam passages P6 and P7 is sealed.
  • the seal between the inner peripheral surface of the sliding member 70 and the rotary valve body 62 is sealed by two seal members 86, 87, and the gap between the outer peripheral surface of the joint member 83 and the sliding member 70. Seal member 8 Sealed with 8.
  • the inside of the mouth 27 and the output shaft 28 is cut off to form a pressure regulation chamber 89, and the pressure regulation chamber 89 and the eighth steam passage P8 are connected to the single valve body 6
  • the 14th steam passage P14 formed in the fixed side valve plate 63, and the inside of the port 67 are penetrated.
  • the pressure of the medium-temperature medium-pressure steam discharged from the seven third steam paths P3 to the fifth steam path P5 pulsates seven times per rotation of the rotor 27.
  • the pressure regulating chamber 89 is formed by utilizing the dead space at the center of the rotor 27 and the output shaft 28, the expansion machine M does not increase in size and has the effect of reducing the weight by reducing the thickness.
  • the outer periphery of the pressure regulating chamber 89 is surrounded by the first axial piston cylinder group 49 operated by high-temperature and high-pressure steam, the heat of the medium-temperature medium-pressure steam supplied to the second axial piston cylinder group 57 is There is no loss. Further, when the temperature of the center of the rotor 27 surrounded by the first axial piston cylinder group 49 rises, the rotor 27 can be cooled by the medium-pressure and medium-pressure steam in the pressure regulating chamber 89.
  • FIG. 18 A steam discharge path for discharging low-temperature and low-pressure steam from the second axial piston cylinder group 57 is shaded in FIG.
  • FIGS. 18, 8, and 9 the seven first steam passages P 11 formed on the rotor 27 on the sliding surface 71 of the sliding member 70.
  • the 16th steam passage P 16 is located at a position slightly offset from the bottom dead center BDC of the low-pressure piston 51 to the leading side in the rotation direction of the rotor 27 shown by an arrow R with respect to the bottom dead center BDC, and is located at the top dead center TDC. It opens over a position slightly shifted toward the rotation direction delay side.
  • the first steam passages P 11 of the rotor 27 do not overlap with the 10th steam passage P 10 from the bottom dead center BDC (preferably immediately before overlapping with the 10th steam passage P 10). It is possible to communicate with the 16th steam passage P16 of the sliding member 70 over the angular range, during which the steam from the 1st steam passage P11 ... to the 16th steam passage P16 is formed. Is discharged.
  • the 17th steam passage P17 is provided with the 18th steam passage P18 to 20th steam passage P20 formed inside the rotary valve body 62 and the notch 18d of the rear cover 18.
  • the steam discharge chamber 90 formed between the one-piece valve body 62 and the rear cover 18 through the steam discharge chamber 90 forms a steam discharge hole 18 c formed in the rear cover 18.
  • the supply and discharge of steam to the first axial piston cylinder group 49 and the supply and discharge of steam to the second axial piston cylinder group 57 are controlled by the common one-way valve 61. Therefore, the size of the expander M can be reduced as compared with the case where separate single valve valves are used.
  • a valve for supplying high-temperature and high-pressure steam to the first axial piston cylinder group 49 is formed on the flat sliding surface 68 at the front end of the fixed-side valve plate 63 integral with the rotary valve body 62. The leak of high temperature and high pressure steam can be effectively prevented. This is because the flat sliding surface 68 can be easily processed with high precision, and the clearance can be easily managed as compared with the cylindrical sliding surface.
  • a preset load is applied to the rotary valve body 62 by a plurality of preload springs 75 to urge the rotary valve body 62 forward in the axial line L direction.
  • the high-temperature and high-pressure steam supplied to the chamber 76 urges the rotary valve body 62 forward in the direction of the axis L, thereby causing the sliding of the fixed-side valve plate 63 and the movable-side valve plate 64 to the high-temperature and high-pressure steam.
  • a surface pressure corresponding to the pressure is generated, and the leakage of steam from the sliding surface 68 can be more effectively suppressed.
  • a valve for supplying medium-temperature and medium-pressure steam to the second axial piston cylinder group 57 is formed on a cylindrical sliding surface 71 on the outer periphery of the rotary valve body 62. Since the pressure of the pressurized steam is lower than that of the high-temperature and high-pressure steam, even if the surface pressure on the sliding surface 71 is not generated, there is no practical problem of the steam leak if a predetermined clearance management is performed.
  • the steam passage P17 to the 20th steam passage P20 are integrated to form a steam passage, which not only prevents a drop in steam temperature, but also seals the high-temperature and high-pressure steam (for example, the sealing member 81). Cooling with low-temperature, low-pressure steam can increase durability.
  • the one-way valve 61 can be attached to and detached from the gaging body 12, greatly improving maintenance work such as repair, cleaning, and replacement.
  • the rotary valve 61 through which high-temperature, high-pressure steam passes becomes hot, but the swash plate 39 and the output shaft 28, which require lubrication with oil, are located on the opposite side of the one-way valve 61 across the rotor 27. Therefore, it is possible to prevent the oil from being heated by the heat of the rotary valve 61, which is heated to a high temperature, and thereby reducing the lubrication performance of the swash plate 39 and the output shaft 28.
  • the oil also has a function of cooling the rotary valve 61 to prevent overheating.
  • the lower breather chamber 101 divided between the upper wall 1 2 a of the casing body 1 2 and the breather chamber partition 23 is a communication hole 1 formed in the upper wall 12 a of the casing body 12. It communicates with lubrication chamber 102 in casing 11 via 2b. Oil is stored in an oil pan 19 provided at the bottom of the lubrication chamber 102, and its oil level is slightly higher than the lower end of the rotor 27 (see FIG. 1).
  • An upper preserving chamber 103 is partitioned between the preserving chamber partition 23 and the preserving chamber cover 25, and the upper breathing chamber 103 and the lower preserving chamber 101 are partitioned.
  • a recess 1 2 g is formed in the upper wall 1 2 a of the casing body 1 2 located below the condensed water return hole 2 3 c penetrating through the recess. Sealed at 104.
  • first breather passage B1 formed in the preserver chamber partition 23 opens at an intermediate portion in the height direction of the upper breather chamber 103.
  • the other end of the first preserver passage B 1 is connected to the steam discharge chamber 90 via a second breather passage B 2 formed in the casing body 12 and a third breather passage B 3 formed in the rear cover 18.
  • the recess 12 g formed in the upper wall 12 a communicates with the steam discharge chamber 90 via the fourth preserver passage B 4 and the third breather passage B 3 formed in the casing main body 12.
  • the outer periphery of the communicating portion between the first breather passage B1 and the second preserver passage B2 is sealed by a seal member 105.
  • a joint 106 communicating with the lower breather chamber 101 and a joint 107 communicating with the oil pan 19 are connected by a transparent oil level gauge 108.
  • the oil level in the lubrication chamber 102 can be known from the outside by the oil level in the level gauge 108.
  • the lubrication chamber 102 has a closed structure, and it is difficult to insert an oil level gauge from the outside in order to maintain the sealing property, and it is inevitable that the structure becomes complicated.
  • the oil level gauge 108 makes it possible to easily know the oil level from outside while maintaining the hermetically sealed state of the lubrication chamber 102.
  • the second steam passage P 2 opening to the sliding surface 68 communicates instantaneously with the third steam passage P 3 formed in the movable valve plate 64 rotating integrally with the rotor 27, and the high-temperature high-pressure steam From the third steam passage P3 to the top dead center of the seven high-pressure working chambers 82 of the first axial piston cylinder group 49 via the fourth steam passage P4 formed at the lowway 27. It is supplied to the existing high-pressure operating chamber 82.
  • the medium-temperature and medium-pressure steam supplied to the low-pressure working chamber 84 should expand in the low-pressure working chamber 84 even after the communication between the 10th steam passage P10 and the 11th steam passage P11 is cut off.
  • the low pressure piston 51 fitted to the low pressure cylinder 50 is pushed forward from the top dead center toward the bottom dead center, and the link connected to the low pressure piston 51 5 2 presses the swash plate 39.
  • the pressing force of the low-pressure piston 51 is converted to the rotational force of the swash plate 39 via the link 52, and this rotational force is transmitted from the high-pressure piston 43 via the dimple 39a of the swash plate 39 to the rotor. Transmit the rotational torque to 27. That is, the rotation torque is transmitted to the rotor 27 that rotates synchronously with the swash plate 39.
  • the link 52 has a function of maintaining the connection between the low-pressure piston 51 and the swash plate 39 in order to prevent the low-pressure piston 51 from separating from the swash plate 39 when a negative pressure is generated during the expansion stroke.
  • the rotational torque due to the expansion action is transmitted from the high-pressure piston 43 through the dimple 39 a of the swash plate 39 to the rotor 27 rotating synchronously with the swash plate 39 as described above. Has become. Then, every time the rotor 27 rotates one seventh, the medium-temperature and medium-pressure steam is supplied into the new low-pressure working chamber 84, and the rotor 27 is continuously driven to rotate.
  • the pressure of the medium- and medium-pressure steam discharged from the high-pressure working chambers 82 of the first axial piston cylinder group 49 pulsates seven times per rotation of the rotor 27.
  • a constant-pressure steam is supplied to the second axial piston cylinder group 57 to increase the efficiency of filling the low-pressure working chamber 84 with steam. it can.
  • the seven high-pressure pistons 43 of the first axial piston cylinder group 49 and the seven low-pressure pistons 5 of the second axial piston cylinder group 57 are provided. Are connected to the common swash plate 39, the output of the first and second axial piston cylinder groups 49, 57 can be combined to drive the output shaft 28, and the expander High output can be obtained while miniaturizing M.
  • the seven high-pressure pistons 4 3 ′ of the first axial piston cylinder group 49 and the seven high-pressure pistons 51 of the second axial piston cylinder group 57 have a force ⁇ circle. Since they are arranged with a half pitch shift in the circumferential direction, as shown in FIG. The pulsation of the output torque of the axial piston cylinder group 49 and the pulsation of the output torque of the second axial piston cylinder group 57 cancel each other, and the output torque of the output shaft 28 becomes flat.
  • Axial rotary fluid machines are characterized by higher space efficiency than radial rotary fluid machines, but space efficiency can be further improved by arranging them in two stages in the radial direction.
  • the first axial piston cylinder group 49 which requires only a small diameter to operate with high-pressure steam having a small volume, is disposed radially inward, and has a large diameter to operate with low-pressure steam having a large volume.
  • the second axial biston cylinder group 57 is arranged on the outside in the radial direction, the space can be effectively used, and the expander M can be further reduced in size.
  • the use of cylinders 42-, 50 ... and pistons 43 ..., 51 ... which can improve machining accuracy by having a circular cross section, reduces the amount of steam leakage compared to the case using vanes. It can be reduced and higher output can be expected.
  • first axial piston cylinder group 49 operating with high-temperature steam is arranged radially inside, and the second axial piston cylinder group 57 operating with low-temperature steam is arranged radially outside. It is possible to increase the efficiency of the expander M by minimizing the temperature difference between the axial piston cylinder group 5 7 of 2 and the outside of the casing 1 1 and minimizing the heat escape to the outside of the casing 1 1. it can. In addition, the heat escaping from the high-temperature first axial piston cylinder group 49 on the radially inner side can be recovered by the low-temperature second axial piston cylinder group 57 on the radially outer side. Efficiency can be further improved.
  • the rear end of the first axial piston cylinder group 49 When viewed in a direction perpendicular to the axis L, the rear end of the first axial piston cylinder group 49 is located forward of the rear end of the second axial piston cylinder group 57, so The heat that has escaped from the first axial piston cylinder group 49 to the rear in the direction of the axis L is recovered by the second axial piston cylinder group 57, so that the efficiency of the expander M can be further increased.
  • the high pressure side sliding surface 68 is located on the deeper side of the concave portion 27 b of the rotor 27 than the low pressure side sliding surface 71, the external pressure of the casing 11 and the low pressure side sliding surface The differential pressure from the surface 71 can be minimized to reduce the amount of steam leakage from the sliding surface 71 on the low pressure side, and the steam leaking from the sliding surface 68 on the high pressure side The pressure can be recovered and effectively used by the sliding surface 71 on the low pressure side.
  • the oil stored in the oil pan 19 is agitated and repelled by 2 7, and the sliding portion between the high-pressure cylinder 4 2 and the high-pressure piston 4 3, the low-pressure cylinder 50 and the low-pressure piston 5 1 Angular bearings 31 that support the output shaft 28, output shaft 28, angular ball bearings 29 that support the mouth 27, angular bearings 3 8 that support the swash plate 39, high pressure Lubricate the sliding part between the piston 43 and the swash plate 39 and the spherical bearings 54, 56 at both ends of the link 52.
  • the interior of the lubrication chamber 102 is filled with oil mist scattered by agitation of the oil and the vapor of oil that has been heated and evaporated in the high-temperature section of the mouth 27. Steam leaked from the lubrication chamber 102 from the low-pressure working chamber 84 and the low-pressure working chamber 84 mixes. When the pressure in the lubrication chamber 102 becomes higher than the pressure in the steam discharge chamber 90 due to the leakage of the steam, the mixture of the oil and the steam flows through the communication hole 1 2b formed in the upper wall 12 a of the casing body 12. From the lower breather chamber 101.
  • the inside of the lower breather chamber 101 has a maze structure with partitions 12c to 12e, and the oil condensed while passing through it forms on the upper wall 12a of the casing body 12 Dropped from the four oil return holes 1 2 f ... returned to the lubrication chamber 102.
  • the steam from which the oil has been removed is supplied to the four communication holes 23 a-, 2
  • the amount of condensed water returned to the steam discharge chamber 90 is an amount corresponding to the amount of steam leaked from the high-pressure working chamber 82 and the low-pressure working chamber 84 to the lubrication chamber 102. . Also, since the steam discharge chamber 90 and the upper breather chamber 103 are always in communication with the first steam path B1 to the third steam path B3 functioning as pressure equalizing paths, the steam discharge chamber 90 and the lubrication chamber Pressure equilibrium with 102 can be ensured.
  • the pressure in the lubrication chamber 102 becomes lower than the pressure in the steam discharge chamber 90 during the transition period before the completion of the machine, the steam in the steam discharge chamber 90 will be discharged through the third breather passage B3, 2 It is conceivable that the gas may flow into the lubrication chamber 102 via the breather passage B2 and the first breather passage B1, the upper breather chamber 103 and the lower pre-chamber 101, but after the machine is completed. Since the pressure of the lubrication chamber 102 becomes higher than the pressure of the steam discharge chamber 90 due to the leakage of the steam to the lubrication chamber 102, the above-described oil and steam separation action is started.
  • FIG. 19 shows the sliding surface 68 of the fixed-side valve plate 63, and corresponds to FIG. 6 showing the first embodiment.
  • the sealing surface pressure is applied to the sliding surface 68 by the spring force of the preset spring 75 and the pressure of the high-temperature and high-pressure steam acting on the pressure chamber 76, but it is uniform over the entire sliding surface 68. It is difficult to ensure a proper sealing surface pressure. This is because the high-temperature and high-pressure steam is supplied to the second steam passage P2 and the third steam passage P3 passing through the sliding surface 68, and the high-temperature and high-pressure steam is supplied to the fixed-side valve plate 63 and This is because the movable side valve plate 64 acts to separate and reduce the seal surface pressure.
  • the sliding line 68 of the fixed-side valve plate 63 is provided with the axis L
  • An annular first pressure groove G1 surrounding the outer periphery of the 14th steam passage P14 passing through the first passage is engraved, and this first pressure groove G1 communicates with the fifth steam passage P5 through which medium-temperature and medium-pressure steam passes.
  • a second arc-shaped second pressure groove G2 surrounding the outer periphery of the first pressure groove G1 is engraved, and the second pressure groove G2 communicates with a second steam passage P2 through which high-temperature and high-pressure steam passes.
  • the unevenness of the sealing surface pressure on the sliding surface 68 is reduced, and the sealing performance is reduced due to the uneven contact of the sliding surface 68. Wear can be prevented. Also, when the steam leaking from the high-pressure second pressure groove G2 flows into the low-pressure first pressure groove G1, the wear powder is discharged into the first pressure groove G1 and is discharged to the high-pressure working chamber 8 2. It also has the effect of preventing inflow. Further, the steam can be uniformly distributed on the sliding surface 68 where lubrication with oil cannot be expected, and the lubrication performance can be improved.
  • the third embodiment is a modification of the second embodiment, in which the second pressure groove G2 communicating with the second steam passage P2 through which high-temperature and high-pressure steam passes is omitted, and the fifth steam passage P through which medium-temperature and medium-pressure steam passes Only the first pressure groove G1 communicating with 15 is provided.
  • the third embodiment not only is the structure simpler than in the second embodiment, but also the effect of collecting abrasion powder is enhanced, and the amount of steam leakage is also reduced as compared with the second embodiment.
  • the expander M using steam as the compressible fluid as the working medium has been described.
  • an incompressible fluid for example, oil
  • the pump used is indicated.
  • the second oil passage P 2 ′ (corresponding to the second steam passage P 2) serving as a suction port and the fifth oil passage P 5 ′ serving as a discharge port ( The fifth steam passage P5) is formed in an arc shape so as to have a central angle of about 180 °.
  • the expander M used in the Rankine cycle system is illustrated, but the present invention can be applied to a rotary fluid machine for any other use.
  • the operating portion of the present invention is not limited to the axial piston cylinder group of the embodiment, but may be a radial piston cylinder type or a vane type.
  • the rotary fluid machine according to the present invention can be suitably applied to the expander described in the first to third embodiments and the pump described in the fourth embodiment. It is applicable to any application that converts between pressure energy and kinetic energy of a fluid, whether fluid or incompressible.

Description

明 細 回転式流体機械
発明の分野
本発明は、 ケーシングの内部に、 シール部材でシールされた作動室に導入した 作動媒体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する作動 部を収納するとともに、 少なくとも前記作動部を潤滑するオイルが滞留する密閉 された潤滑室を区画した回転式流体機械に関する。
背景技術
ケーシングに固定した半径方向外側のァキシャルピストンポンプと、 ケ一シン グに回転自在に支持した口一夕に設けた半径方向内側のアキシャルピストンモー 夕とを同軸に配置し、 アキシャルピストンポンプのピストンおよびアキシャルピ ストンモ一夕のピストンを各々別個の斜板により案内することで、 入力軸に接続 されたアキシャルピストンポンプが吐出する作動油で出力軸に接続されたアキシ ャルピストンモ一夕を駆動し、 入力軸の回転を変速して出力軸から出力する静油 圧式変速機が、 米国特許第 5 0 6 2 2 6 7号明細書により公知である。
ところで、 高温，高圧の蒸気を作動媒体とする膨張機において、 ケーシングに 収納されたピストン、 シリンダ、 斜板、 出力軸等の摺動部をオイルで潤滑する場 合に、 ピストンおよびシリンダの摺動部からケーシング内に作動媒体がリークす ると、 ケ一シング内でオイルミストに作動媒体が混合してしまう。 例えば、 蒸発 器、 膨張機、 凝縮器および供給ポンプで構成した閉回路内を作動媒体が循環する ランキンサイクルシステムでは、 その膨張機のケ一シング内でオイルと混合して 汚損された作動媒体がシステムに戻されると、 蒸発器や凝縮器の機能に悪影響を 与えることになり、 その対策として作動媒体からオイルを分離または除去するフ ィルターを大型化することが必要となる問題がある。 またオイルに作動媒体が混 合すると潤滑性能に悪影響があるため、 速やかにオイルと作動媒体とを分離する ことが望ましい。
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、 回転式流体機械のケーシングの 内部でオイルと作動媒体とが混合した場合に、 その影響を最小限に抑えることを 目的とする。
上記目的を達成するために、 本発明の特徴によれば、 ケ一シングの内部に、 シ 一ル部材でシールされた作動室に導入した作動媒体の熱エネルギーおよび圧力ェ ネルギ一を機械エネルギーに変換する作動部を収納するとともに、 少なくとも前 記作動部を潤滑するオイルが滞留する密閉された潤滑室を区画した回転式流体機 械であって、 潤滑室の上部にプリ一ザ室を設け、 作動室から作動媒体が排出され る作動媒体排出室とブリーザ室とをブリーザ通路で連通させ、 作動室からシール 部材を通過して潤滑室に漏出した作動媒体とオイルとの混合物をブリーザ室にお いて分離し、 分離されたオイルをブリーザ室から潤滑室に戻し、 分離された作動 媒体を前記漏出した作動媒体の量に応じてブリーザ室からプリ一ザ通路を介して 作動媒体排出室に戻すことを特徴とする回転流体機械が提案される。
上記構成によれば、 作動室からシール部材を通過して潤滑室に漏出した作動媒 体がオイルに混合しても、 その混合物をブリ一ザ室においてオイルぉよび作動媒 体に分離し、 分離したオイルを潤滑室に戻すとともに、 分離した作動媒体を前記 漏出した作動媒体の量に応じてブリーザ通路を介して作動媒体排出室に戻すので 、 作動媒体の混合によるオイルの潤滑性能の低下を最小限に抑えることができる だけでなく、 作動媒体排出室から排出される作動媒体へのオイルの混合を最小限 に抑え、 オイルを除去するためのフィルタ一等の設備を節減もしくは廃止するこ とができる。 しかも作動室から作動媒体がシール部材を通過して潤滑室に漏出し ても、 ブリーザ室および作動媒体排出室がブリーザ通路で連通しているので、 潤 滑室と作動媒体排出室との圧力平衡を確保することができる。
尚、 実施例の圧力リング 4 7 , 7 8およびオイルリング 4 8 , 7 9は本発明の シール部材に対応し、 実施例の第 1のアキシャルピストンシリンダ群 4 9および 第 2のアキシャルピストンシリンダ群 5 7は本発明の作動部に対応し、 実施例の 高圧作動室 8 2および低圧作動室 8 4は本発明の作動室に対応し、 実施例の蒸気 排出室 9 0は本発明の作動媒体排出室に対応し、 実施例の下部ブリーザ室 1 0 1 および上部ブリーザ室 1 0 3は本発明のブリーザ室に対応する。
図面の簡単な説明 図 1〜図 1 8は本発明の第 1実施例を示すもので、 図 1は膨張機の縦断面図、 図 2は図 1の 2— 2線断面図、 図 3は図 1の 3部拡大図、 図 4は図 1の 4部拡大 断面図 （図 8の 4— 4線断面図）、 図 5は図 4の 5— 5線矢視図、 図 6は図 4の 6 - 6線矢視図、 図 7は図 4の 7— 7線断面図、 図 8は図 4の 8— 8線断面図、 図 9は図 4の 9一 9線断面図、 図 1 0は図 1の 1 0— 1 0線矢視図、 図 1 1は図 1の 1 1一 1 1線矢視図、 図 1 2は図 1 0の 1 2— 1 2線断面図、 図 1 3は図 1 1の 1 3— 1 3線断面図、 図 1 4は図 1 0の 1 4 _ 1 4線断面図、 図 1 5は出力 軸のトルク変動を示すグラフ、 図 1 6は高圧段の吸入系を示す作用説明図、 図 1 7は高圧段の排出系および低圧段の吸入系を示す作用説明図、 図 1 8は低圧段の 排出系を示す作用説明図である。
図 1 9は本発明の第 2実施例を示す、 前記図 6に対応する図である。
図 2 0は本発明の第 3実施例を示す、 前記図 6に対応する図である。
図 2 1は本発明の第 4実施例を示す、 前記図 6に対応する図である。
発明を実施するための最良の形態
以下、 本発明の第 1実施例を図 1〜図 1 8に基づいて説明する。
図 1〜図 3に示すように、 本実施例の回転式流体機械は例えばランキンサイク ル装置に使用される膨張機 Mであって、 作動媒体としての高温高圧蒸気の熱エネ ルギ一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 1 1は、 ケ一シング本体 1 2と、 ケーシング本体 1 2の前面開口部に シール部材 1 3を介して嵌合して複数本のポルト 1 4…で結合される前部カバー 1 5と、 ケ一シング本体 1 2の後面開口部にシール部材 1 6を介して嵌合して複 数本のポルト 1 7…で結合される後部カバー 1 8とから構成される。 ケ一シング 本体 1 2の下面開口部にオイルパン 1 9がシール部材 2 0を介して当接し、 複数 本のポルト 2 1…で結合される。 またケーシング本体 1 2の上面にシール部材 2 2 (図 1 2参照） を介してブリーザ室隔壁 2 3が重ね合わされ、 更にその上面に シール部材 2 4 (図 1 2参照） を介してブリーザ室カバー 2 5が重ね合わされ、 複数本のポルト 2 6…で共締めされる。
ケ一シング 1 1の中央を前後方向に延びる軸線 Lまわりに回転可能なロータ 2 7と出力軸 2 8とが溶接で一体化されており、 ロータ 2 7の後部がアンギユラポ ールベアリング 2 9およびシール部材 3 0を介してケ一シング本体 1 に回転自 在に支持されるとともに、 出力軸 2 8の前部がアンギユラポールベアリング 3 1 およびシ一ル部材 3 2を介して前部カバー 1 5に回転自在に支持される。 前部力 バー 1 5の後面に 2個のシール部材 3 3 , 3 4およびノックピン 3 5を介して嵌 合する斜板ホルダ 3 6が複数本のポルト 3 7…で固定されており、 この斜板ホル ダ 3 6にアンギュラポールベアリング 3 8を介して斜板 3 9が回転自在に支持さ れる。 斜板 3 9の回転軸線は前記ロータ 2 7および出力軸 2 8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。
ロータ 2 7と別部材で構成された 7本のスリーブ 4 1…が、 口一夕 2 7の内部 に軸線 Lを囲むように円周方向に等間隔で配置される。 口一夕 2 7のスリーブ支 持孔 2 7 a…に支持されたスリーブ 4 1…の内周に形成された高圧シリンダ 4 2 …に高圧ピストン 4 3…が摺動自在に嵌合しており、 高圧シリンダ 4 2…の前端 開口部から前方に突出する高圧ピストン 4 3…の半球状部が、 斜板 3 9の後面に 凹設した 7個のディンプル 3 9 a…にそれぞれ突き当てられ押圧する。 スリーブ 4 1…の後端とロータ 2 7のスリーブ支持孔 2 7 a…との間には耐熱金属性のシ —ル部材 4 4…が装着され、 この状態でスリ一ブ 4 1…の前端を押さえる単一の セットプレート 4 5が複数本のポルト 4 6…でロータ 2 7の前面に固定される。 スリーブ支持孔 2 7 a…の底部近傍は僅かに大径になっており、 スリーブ 4：!… の外周面との間に間隙 （図 3参照） が形成される。
高圧ピストン 4 3…は高圧シリンダ 4 2…との摺動面をシールする圧カリング 4 7…およびオイルリング 4 8…を備えており、 圧力リング 4 7…の摺動範囲と オイルリング 4 8…の摺動範囲とは相互にオーバ一ラップしないように設定され ている。 高圧ピストン 4 3…を高圧シリンダ 4 2…に揷入するとき、 圧力リング 4 7…およびオイルリング 4 8…を高圧シリンダ 4 2…にスムーズに係合させる ベく、 セットプレート 4 5に前面側が広がるようにテーパした開口部 4 5 a…が 形成される。
以上のように、 圧力リング 4 7…の摺動範囲とオイルリング 4 8…の摺動範囲 とが相互にオーバ一ラップしないように設定したので、 オイルリング 4 8…が摺 動する高圧シリンダ 4 2…の内壁に付着したオイルが、 圧カリング 4 7…の摺動 により高圧作動室 8 2…に取り込まれないようにし、 蒸気にオイルが混入するの を確実に防止することができる。 特に、 高圧ピストン 4 3…は圧力リング 4 7… およびオイルリング 4 8…に挟まれた部分が若干小径になっているため （図 3参 照）、 オイルリング 4 8…の摺動面に付着したオイルが圧カリング 4 7…の摺動 面に移動するのを効果的に防止することができる。
また 7本のスリーブ 4 1…をロータ 2 7のスリーブ支持孔 2 7 a…に装着して 高圧シリンダ 4 2…を構成したので、 スリーブ 4 1…に熱伝導性、 耐熱性、 耐摩 耗性、 強度等に優れた材質を選択することができる。 これにより性能および信頼 性の向上が可能になるだけでなく、 ロータ 2 7に直接高圧シリンダ 4 2…を加工 する場合に比べて加工が容易になり、 加工精度も向上する。 しかも何れかのスリ —ブ 4 1が摩耗 '損傷した場合に、 ロータ 2 7全体を交換することなく、 異常の あるスリーブ 4 1だけを交換すれば良いので経済的である。
またスリーブ支持孔 2 7 a…の底部近傍を僅かに大径にしてスリーブ 4 1…の 外周面とロータ 2 7との間に間隙 αを形成したので、 高圧作動室 8 2…に供給さ れた高温高圧蒸気によりロー夕 2 7が熱変形しても、 その影響がスリーブ 4 1〜 に及び難くして高圧シリンダ 4 2…の歪みを防止することができる。
前記 7本の高圧シリンダ 4 2…と、 そこに嵌合する 7本の高圧ピストン 4 3〜 とは、 第 1のアキシャルピストンシリンダ群 4 9を構成する。
ロータ 2 7の外周部に 7本の低圧シリンダ 5 0…が軸線 Lおよび高圧シリンダ 4 2…の半径方向外側を囲むように円周方向に等間隔で配置される。 これら低圧 シリンダ 5 0…は高圧シリンダ 4 2…よりも大きな直径を有しており、 かつ低圧 シリンダ 5 0…の円周方向の配列ピッチは高圧シリンダ 4 2…の円周方向の配列 ピッチに対して半ピッチ分ずれている。 これにより、 隣接する低圧シリンダ 5 0 …間に形成される空間に高圧シリンダ 4 2…を配置することが可能になり、 スぺ ースを有効利用してロータ 2 7の直径の小型化に寄与することができる。
7本の低圧シリンダ 5 0…にはそれぞれ低圧ピストン 5 1…が撺動自在に嵌合 しており、 これら低圧ピストン 5 1…はリンク 5 2…を介して斜板 3 9に接続さ れる。 即ち、 リンク 5 2…の前端の球状部 5 2 aは斜板 3 9にナット 5 3…で固 定した球面軸受 5 4…に揺動自在に支持され、 リンク 5 2…の後端の球状部 5 2 bは低圧ピストン 5 1…にクリップ 5 5…で固定した球面軸受 5 6…に揺動自在 に支持される。 低圧ピストン 5 1…の頂面近傍の外周面には、 圧力リング 7 8— およびオイルリング 7 9…が隣接して装着される。 圧力リング 7 8…およびオイ ルリング 7 9…の摺動範囲は相互にオーバーラップするので、 圧力リング 7 8 の摺動面に油膜を形成してシール性および潤滑性を高めることができる。
前記 7本の低圧シリンダ 5 0…と、 そこに嵌合する 7本の低圧ピストン 4ェ… とは、 第 2のアキシャルピストンシリンダ群 5 7を構成する。
以上のように、 第 1のアキシャルピストンシリンダ群 4 9の高圧ビストン 4 3 …の前端を半球状に形成し、 その前端を斜板 3 9に形成したディンプル 3 9 a— に当接させたので、 高圧ピストン 4 3…を斜板 3 9に機械的に連結する必要がな くなつて、 部品点数の削減と組付性の向上とが可能になる。 一方、 第 2のアキシ ヤノレビストンシリンダ群 5 7の低圧ピストン 5 1…はリンク 5 2…および前後の 球面軸受 5 4…， 5 6…を介して斜板 3 9に連結されているので、 第 2のアキシ ャルピストンシリンダ群 5 7に供給される中温中圧蒸気の温度および圧力が不足 して低圧作動室 8 4…が負圧になっても、 低圧ピストン 5 1…と斜板 3 9とが離 れて打音や損傷が発する虞がない。
また !■板 3 9は前部カバー 1 5にポルト 3 7…で締結されるが、 そのときの斜 板 3 9の軸線 Lまわりの締結位相を変化させることで、 第 1のアキシャルピスト ンシリンダ群 4 9および第 2のアキシャルピストンシリンダ群 5 7に对する蒸気 の供給 ·排出タイミングをずらして膨張機 Mの出力特性を変更することができる また一体化されたロータ 2 7および出力軸 2 8は、 それぞれケーシング本体 1 2に設けたアンギュラポールベアリング 2 9および前部カバー 1 5に設けたアン ギュラポールベアリング 3 1に支持されるが、 ケ一シング本体 1 2およびアンギ ユラポ一ルベアリング 2 9間に介装するシム 5 8の厚さと、 前部カバ一 1 5およ びアンギュラポールベアリング 3 1間に介装するシム 5 9の厚さとを調整するこ とにより、 軸線 Lに沿うロータ 2 7の位置を前後方向に調整することができる。 このロータ 2 7の軸線 L方向の位置の調整により、 斜板 3 9に案内される高圧 · 低圧ピストン 4 3 ···, 5 1…とロータ 2 7に設けられた高圧 ·低圧シリンダ 4 2 ···, 5 0…との軸線 L方向の相対的な位置関係が変化し、 高圧 .低圧作動室 8 2
···, 8 4…における蒸気の膨張比を調整することができる。
仮に、 斜板 3 9を支持する斜板ホルダ 3 6が前部カバー 1 5に対して一体に形 成されていると、 前部カバー 1 5にアンギュラポールベアリング 3 1ゃシム 5 9 を着脱するためのスペースを確保するのが困難になるが、 斜板ホルダ 3 6を前部 カバ一 1 5に対し着脱可能にしたことで、 上記問題が解消される。 また仮に斜板 ホルダ 3 6が前部カバー 1 5と一体であると、 膨張機 Mの分解 ·組立時に予め前 部カバー 1 5側に組み付けた斜板 3 9に、 ケ一シング 1 1内の狭い空間で 7本の リンク 5 2…を連結 ·分離する面倒な作業が必要となるが、 斜板ホルダ 3 6を前 部カバー 1 5に対し着脱可能にしたことで、 予め口一夕 2 7側に斜板 3 9および 斜板ホルダ 3 6を組み付けてサブアセンブリを構成することが可能となり、 組付 性が大幅に向上する。
次に、 第 1のアキシャルピストンシリンダ群 4 9および第 2のアキシャルピス トンシリンダ群 5 7に対する蒸気の供給 ·排出系統を、 図 4〜図 9に基づいて説 明する。
図 4に示すように、 ロータ 2 7の後端面に開口する円形断面の凹部 2 7 bおよ び後部カバー 1 8の前面に開口する円形断面の凹部 1 8 aに、 ロータリバルブ 6 1が収納される。 軸線 Lに沿うように配置されたロータリバルブ 6 1は、 口一夕 リバルブ本体 6 2と、 固定側バルブプレ一ト 6 3と、 可動側バルブプレート 6 4 とを備える。 可動側バルブプレート 6 4は、 ロー夕 2 7の凹部 2 7 bの底面にガ スケット 6 5を介して嵌合した状態で、 ノックピン 6 6およびボルト 6 7でロー 夕 2 7に固定される。 可動側バルブプレート 6 4に平坦な摺動面 6 8を介して当 接する固定側バルブプレート 6 3はノックピン 6 9を介してロー夕リバルブ本体 6 2に相対回転不能に結合される。 従って、 ロータ 2 7が回転すると、 可動側バ ルブプレート 6 4および固定側バルブプレート 6 3は摺動面 6 8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 6 3および可動側バルブプレ ート 6 4は、 超硬合金やセラミックス等の耐久性に優れた材質で構成されており 、 その摺動面 6 8に耐熱性、 潤滑性、 耐蝕性、 耐摩耗性を有する部材を介在させ たりコーティングしたりすることが可能である。 ロータリバルブ本体 6 2は、 大径部 6 2 a、 中径部 6 2 bおよび小径部 6 2 c を備えた段付き円柱状の部材であって、 その大径部 6 2 aの外周に嵌合する環状 の摺動部材 7 0が、 口一夕 2 7の凹部 2 7 bに円筒状の摺動面 7 1を介して摺動 自在に嵌合するとともに、 その中径部 6 2 bおよび小径部 6 2 cが後部カバー 1 8の凹部 1 8 aにシール部材 7 2 , 7 3を介して嵌合する。 摺動部材 7 0は、 超 硬合金やセラミックス等の耐久性に優れた材質で構成される。 ロータリバルブ本 体 6 2の外周に植設されたノックピン 7 4が、 後部カバー 1 8の凹部 1 8 aに軸 線 L方向に形成された長孔 1 8 bに係合しており、 従ってロータリバルブ本体 6 2は後部カバー 1 8に対して相対回転不能、 かつ軸線 L方向に移動可能に支持さ れる。
後部カバ一 1 8に軸線 Lを囲むように複数個 （例えば、 7個） のプリロードス プリング 7 5…が支持されており、 これらプリロードスプリング 7 5…に中径部 6 2 bおよび小径部 6 2 c間の段部 6 2 dを押圧されたロータリバルブ本体 6 2 は、 固定側バルブプレート 6 3および可動側バルブプレート 6 4の摺動面 6 8を 密着させるベく前方に向けて付勢される。 後部カバー 1 8の凹部 1 8 aの底面と ロータリバルブ本体 6 2の小径部 6 2 cの後端面との間に圧力室 7 6が区画され ており、 後部カバー 1 8を貫通するように接続された蒸気供給パイプ 7 7が前記 圧力室 7 6に連通する。 従って、 ロータリバルブ本体 6 2は前記プリロードスプ リング 7 5…の弾発力に加えて、 圧力室 7 6に作用する蒸気圧によっても前方に 付勢される。
第 1のアキシャルピストンシリンダ群 4 9に高温高圧蒸気を供給する高圧段の 蒸気吸入経路が、 図 1 6に網かけして示される。 図 1 6と図 5〜図 9とを併せて 参照すると明らかなように、 蒸気供給パイプ 7 7から高温高圧蒸気が供給される 圧力室 7 6に上流端が連通する第 1蒸気通路 P 1が、 ロータリバルブ本体 6 2を 貫通して固定側バルブプレート 6 3との合わせ面に開口し、 固定側バルブプレー ト 6 3を貫通する第 2蒸気通路 P 2に連通する。 ロータリバルブ本体 6 2および 固定側バルブプレート 6 3の合わせ面からの蒸気のリークを防止すべく、 該合わ せ面に装着されたシール部材 8 1 (図 7および図 1 6参照） により第 1、 第 2蒸 気通路 P 1， P 2の接続部の外周がシールされる。 可動側バルブプレート 6 4およびロータ 2 7にはそれぞれ 7本の第 3蒸気通路 P 3〜 （図 5参照） および第 4蒸気通路 P 4…が円周方向に等間隔に形成されて おり、 第 4蒸気通路 P 4…の下流端は第 1のアキシャルピストンシリンダ群 4 9 の高圧シリンダ 4 2…および高圧ピストン 4 3間に区画された 7個の高圧作動室 8 2…に連通する。 図 6から明らかなように、 固定側バルブプレート 6 3に形成 された第 2蒸気通路 P 2の開口は、 高圧ピストン 4 3の上死点 T D Cの前後に均 等に開口せずに矢印 Rで示すロー夕 2 7の回転方向進み側に僅かにずれて開口し ている。 これにより、 できるだけ長い膨張期間、 即ち充分な膨張比を確保でき、 かつ上死点 T D Cの前後に均等に開口を設定した場合に生じる負の仕事を極力少 なくし、 更に高圧作動室 8 2…内に残留する膨張蒸気を減少して充分な出力 （効 率） が得られる。
第 1のアキシャルピストンシリンダ群 4 9から中温中圧蒸気を排出して第 2の アキシャルピストンシリンダ群 5 7に供給する高圧段の蒸気排出経路および低圧 段の蒸気吸入経路が、 図 1 7に網かけして示される。 図 1 7と図 5〜図 8とを併 せて参照すると明らかなように、 固定側バルブプレート 6 3の前面には円弧状の 第 5蒸気通路 P 5 (図 6参照） が開口しており、 この第 5蒸気通路 P 5は固定側 バルブプレート 6 3の後面に開口する円形の第 6蒸気通路 P 6 (図 7参照） に連 通する。 第 5蒸気通路 P 5は、 高圧ピストン 4 3の下死点 B D Cに対して矢印 R で示すロータ 2 7の回転方向進み側に僅かにずれた位置から、 上死点 T D Cに対 して回転方向遅れ側に僅かにずれた位置に亘つて開口している。 これにより、 可 動側バルブプレート 6 4の第 3蒸気通路 P 3…は下死点 B D Cから第 2蒸気通路 P 2と重複しない （好ましくは第 2蒸気通路 P 2と重複する直前の） 角度範囲に 亘つて固定側バルブプレート 6 3の第 5蒸気通路 P 5に連通することができ、 そ の間に第 3蒸気通路 P 3…から第 5蒸気通路 P 5への蒸気の排出が行われる。 ロータリバルブ本体 6 2には、 軸線 L方向に延びる第 7蒸気通路 P 7と、 略半 径方向に延びる第 8蒸気通路 P 8とが形成されており、 第 7蒸気通路 P 7の上流 端は前記第 6蒸気通路 P 6の下流端に連通するとともに、 第 7蒸気通路 P 7の下 流端はロータリバルブ本体 6 2および搢動部材 7 0に跨がって配置された継ぎ手 部材 8 3の内部の第 9蒸気通路 P 9を経て、 摺動部材 7 0を半径方向に貫通する 第 1 0蒸気通路 P 1 0に連通する。 そして第 1 0蒸気通路 P 1 0は、 口一夕 2 7 に放射状に形成した 7本の第 1 1蒸気通路 P 1 1…を介して、 第 2のアキシャル ピストンシリンダ群 5 7の低圧シリンダ 5 0…および低圧ピストン 4 1…間に区 画された 7個の低圧作動室 8 4…に連通する。
口一タリバルブ本体 6 2と固定側バルブプレート 6 3との合わせ面からの蒸気 のリークを防止すべく、 該合わせ面に装着されたシール部材 8 5 (図 7および図 1 7参照） により第 6、 第 7蒸気通路 P 6， P 7の接続部の外周がシールされる 。 摺動部材 7 0の内周面とロータリバルブ本体 6 2との間は 2個のシール部材 8 6 , 8 7でシールされ、 継ぎ手部材 8 3の外周面と摺動部材 7 0との間はシール 部材 8 8でシールされる。
口一タ 2 7および出力軸 2 8の内部は肉抜きされて調圧室 8 9が区画されてお り、 この調圧室 8 9と第 8蒸気通路 P 8とが、 口一タリバルブ本体 6 2に形成し た第 1 2蒸気通路 P 1 2および第 1 3蒸気通路 P 1 3と、 固定側バルブプレート 6 3に形成した第 1 4蒸気通路 P 1 4と、 ポルト 6 7の内部を貫通する第 1 5蒸 気通路 P 1 5とを介して連通する。 7本の第 3蒸気通路 P 3…から第 5蒸気通路 P 5に排出される中温中圧蒸気の圧力はロータ 2 7の 1回転につき圧力が 7回脈 動するが、 その中温中圧蒸気を第 2のアキシャルピストンシリンダ群 5 7に供給 する途中の第 8蒸気通路 P 8を調圧室 8 9に連通させたことで、 前記圧力の脈動 を緩衝して一定圧の蒸気を第 2のアキシャルピストンシリンダ群 5 7に供給し、 低圧作動室 8 4…への蒸気の充填効率を高めることができる。
また調圧室 8 9はロータ 2 7および出力軸 2 8の中心のデッドスペースを利用 して形成されているので膨張機 Mの大型化を招くこともなく、 肉抜きによる軽量 化の効果も持ち、 しかも調圧室 8 9の外周は高温高圧蒸気で作動する第 1のアキ シャルピストンシリンダ群 4 9で取り囲まれるので、 第 2のアキシャルピストン シリンダ群 5 7に供給される中温中圧蒸気の熱損失が生じることもない。 更に、 第 1のアキシャルピストンシリンダ群 4 9に取り囲まれたロータ 2 7の中心部が 温度上昇した場合には、 調圧室 8 9の中温中圧蒸気でロータ 2 7の冷却を図るこ とができ、 その結果として加熱された中温中圧蒸気で第 2のアキシャルピストン シリンダ群 5 7の出力向上を図ることができる。 第 2のアキシャルピストンシリンダ群 5 7から低温低圧蒸気を排出する蒸気排 出経路が、 図 1 8に網かけして示される。 図 1 8、 図 8および図 9を併せて参照 すると明らかなように、 摺動部材 7 0の摺動面 7 1に、 ロータ 2 7に形成した 7 個の第 1 1蒸気通路 P 1 1…に連通可能な円弧状の第 1 6蒸気通路 P 1 6が切り 欠かれており、 この第 1 6蒸気通路 P 1 6はロータリバルブ本体 6 2の外周に円 弧状に切り欠かれた第 1 7蒸気通路 P 1 7に連通する。 第 1 6蒸気通路 P 1 6は 、 低圧ピストン 5 1の下死点 B D Cに対して矢印 Rで示すロー夕 2 7の回転方向 進み側に僅かにずれた位置から、 上死点 T D Cに対して回転方向遅れ側に僅かに ずれた位置に亘つて開口している。 これにより、 ロータ 2 7の第 1 1蒸気通路 P 1 1…は下死点 B D Cから第 1 0蒸気通路 P 1 0と重複しない （好ましくは第 1 0蒸気通路 P 1 0と重複する直前の） 角度範囲に亘つて摺動部材 7 0の第 1 6蒸 気通路 P 1 6に連通することができ、 その間に第 1 1蒸気通路 P 1 1…から第 1 6蒸気通路 P 1 6への蒸気の排出が行われる。
更に第 1 7蒸気通路 P 1 7は、 ロータリバルブ本体 6 2の内部に形成された第 1 8蒸気通路 P 1 8〜第 2 0蒸気通路 P 2 0および後部カバー 1 8の切欠 1 8 d を介して、 口一タリバルブ本体 6 2および後部カバ一 1 8間に形成された蒸気排 出室 9 0に連通し、 この蒸気排出室 9 0は後部カバー 1 8に形成した蒸気排出孔 1 8 cに連通する。
以上のように、 第 1のアキシャルピストンシリンダ群 4 9への蒸気の供給 ·排 出と第 2のアキシャルピストンシリンダ群 5 7への蒸気の供給 ·排出とを共通の 口一タリバルブ 6 1で制御するので、 各々別個の口一タリバルブを用いる場合に 比べて膨張機 Mを小型化することができる。 しかも第 1のアキシャルピストンシ リンダ群 4 9に高温高圧蒸気を供給するバルブを、 ロータリバルブ本体 6 2と一 体の固定側バルブプレート 6 3の前端の平坦な摺動面 6 8に形成したので、 高温 高圧蒸気のリークを効果的に防止することができる。 なぜならば、 平坦な摺動面 6 8は高精度の加工が容易なた 、 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。
特に、 複数本のプリロードスプリング 7 5…でロータリバルブ本体 6 2にプリ セット荷重を与えて軸線 L方向前方に付勢し、 更に蒸気供給パイプ 7 7から圧力 室 7 6に供給した高温高圧蒸気でロータリバルブ本体 6 2を軸線 L方向前方に付 勢することにより、 固定側バルブプレート 6 3および可動側バルブプレート 6 4 の摺動 6 8に高温高圧蒸気の圧力に応じた面圧を発生させ、 その摺動面 6 8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。
また第 2のアキシャルピストンシリンダ群 5 7に中温中圧蒸気を供給するバル ブはロータリバルブ本体 6 2の外周の円筒状の摺動面 7 1に形成されているが、 そこを通過する中温中圧蒸気は前記高温高圧蒸気に比べて圧力が低下しているた め、 摺動面 7 1に対する面圧を発生させなくとも、 所定のクリアランス管理を施 せば蒸気のリークは実用上問題ない。
またロータリバルブ本体 6 2に内部に、 高温高圧蒸気が流れる第 1蒸気通路 P 1と、 中温中圧蒸気が流れる第 7蒸気通路 P 7および第 8蒸気通路 P 8と、 低温 低圧蒸気が流れる第 1 7蒸気通路 P 1 7〜第 2 0蒸気通路 P 2 0とを集約して形 成したので蒸気温度の低下を防止できるだけでなく、 高温高圧蒸気のシール部 （ 例えば、 シール部材 8 1 ) を低温低圧蒸気で冷却して耐久性を高めることができ る。
更に、 後部カバー 1 8をケーシング本体 1 2から取り外すだけで、 ゲ一シング 本体 1 2に対して口一タリバルブ 6 1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 6 1は高温になるが、 オイルによる潤滑が必要な斜板 3 9や出力 軸 2 8がロータ 2 7を挟んで口一タリバルブ 6 1の反対側に配置されるので、 高 温となるロータリバルブ 6 1の熱でオイルが加熱されて斜板 3 9や出力軸 2 8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 6 1を冷却して過熱を防止する機能も発揮する。
次に、 図 1 0〜図 1 4を参照してプリ一ザの構造を説明する。
ケーシング本体 1 2の上壁 1 2 aとブリーザ室隔壁 2 3との間に区画された下 部ブリーザ室 1 0 1はケ一シング本体 1 2の上壁 1 2 aに形成された連通孔 1 2 bを介してケ一シング 1 1内の潤滑室 1 0 2に連通する。 潤滑室 1 0 2の底部に 設けたオイルパン 1 9にはオイルが貯留されており、 その油面はロータ 2 7の下 端よりも僅かに高くなつている （図 1参照）。 下部ブリーザ室 1 0 1の内部には 上端がブリーザ室隔壁 2 3の下面に接触する 3枚の隔壁 1 2 c〜l 2 eが上向き に突設されており、 これら隔壁 1 2 c〜l 2 eにより構成された迷路の一端に前 記連通孔 1 2 bが開口するとともに、 迷路の他端に向かう経路の途中に前記上壁 1 2 aを貫通する 4個のオイル戻し孔 1 2 f …が形成される。 オイル戻し孔 1 2 ί…は下部ブリーザ室 1 0 1の最も低い位置に形成されており （図 1 4参照）、 従って下部ブリーザ室 1 0 1内で凝縮したオイルを潤滑室 1 0 2に確実に戻すこ とができる。
プリ一ザ室隔壁 2 3とプリ一ザ室カバー 2 5との間に上部プリ一ザ室 1 0 3力 区画されており、 この上部ブリーザ室 1 0 3と下部プリ一ザ室 1 0 1とが、 プリ 一ザ室隔壁 2 3を貫通して上部ブリーザ室 1 0 3内に煙突状に突出する 4個の連 通孔 2 3 a '", 2 3 bにより連通する。 ブリーザ室隔壁 2 3を貫通する凝縮水戻 し孔 2 3 cの下方に位置するケ一シング本体 1 2の上壁 1 2 aに凹部 1 2 gが形 成されており、 この凹部 1 2 gの周囲がシール部材 1 0 4でシールされる。
プリ一ザ室隔壁 2 3に形成された第 1ブリーザ通路 B 1の一端が上部ブリーザ 室 1 0 3の高さ方向中間部に開口する。 第 1プリ一ザ通路 B 1の他端は、 ケーシ ング本体 1 2に形成した第 2ブリーザ通路 B 2および後部カバー 1 8に形成した 第 3ブリーザ通路 B 3を介して蒸気排出室 9 0に連通する。 また上壁 1 2 aに形 成した凹部 1 2 gはケーシング本体 1 2に形成した第 4プリ一ザ通路 B 4および 前記第 3ブリーザ通路 B 3を介して蒸気排出室 9 0に連通する。 第 1ブリーザ通 路 B 1および第 2プリ一ザ通路 B 2の連通部の外周はシ一ル部材 1 0 5によりシ ールされる。
図 2に示すように、 下部ブリーザ室 1 0 1に連通する継ぎ手 1 0 6とオイルパ ン 1 9に連通する継ぎ手 1 0 7とが透明なオイルレベルゲージ 1 0 8で接続され ており、 このオイルレベルゲージ 1 0 8内のオイルの油面により潤滑室 1 0 2内 のオイルの油面を外部から知ることができる。 即ち、 潤滑室 1 0 2は密閉構造と なっており、 外部からオイルレベルゲージを挿入することはシール性の維持から 難しく、 構造が複雑化することが避けられない。 しかしながら、 このオイルレべ ルゲージ 1 0 8によって、 潤滑室 1 0 2の密閉状態を維持しつつ外部からオイル の油面を容易に知ることができる。 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。
図 1 6に示すように、 蒸発器で水を加熱して発生した高温高圧蒸気は蒸気供給 パイプ 7 7を介して膨張機 Mの圧力室 7 6に供給され、 そこから口一タリバルブ 6 1のロータリバルブ本体 6 2に形成した第 1蒸気通路 P 1と、 この口一タリバ ルブ本体 6 2と一体の固定側バルブプレート 6 3に形成した第 2蒸気通路 P 2と を経て、 可動側バルブプレート 6 4との摺動面 6 8に達する。 そして摺動面 6 8 に開口する第 2蒸気通路 P 2はロータ 2 7と一体に回転する可動側バルブプレー 卜 6 4に形成した第 3蒸気通路 P 3に瞬間的に連通し、 高温高圧蒸気は第 3蒸気 通路 P 3からロー夕 2 7に形成した第 4蒸気通路 P 4を経て、 第 1のアキシャル ピストンシリンダ群 4 9の 7個の高圧作動室 8 2…のうちの上死点に在る高圧作 動室 8 2に供給される。
ロータ 2 7の回転に伴って第 2蒸気通路 P 2および第 3蒸気通路 P 3の連通が 絶たれた後も高圧作動室 8 2内で高温高圧蒸気が膨張することで、 スリーブ 4 1 の高圧シリンダ 4 2に嵌合する高圧ピストン 4 3が上死点から下死点に向けて前 方に押し出され、 その前端が斜板 3 9のディンプル 3 9 aを押圧する。 その結果 、 高圧ピストン 4 3が斜板 3 9から受ける反力でロータ 2 7に回転トルクが与え られる。 そしてロータ 2 7が 7分の 1回転する毎に、 新たな高圧作動室 8 2内に 高温高圧蒸気が供給されてロータ 2 7が連続的に回転駆動される。
図 1 7に示すように、 ロータ 2 7の回転に伴って下死点に達した高圧ピストン 4 3が上死点に向かって後退する間に、 高圧作動室 8 2から押し出された中温中 圧蒸気は、 ロータ 2 7の第 4蒸気通路 P 4と、 可動側バルブプレート 6 4の第 3 蒸気通路 P 3と、 摺動面 6 8と、 固定側バルブプレート 6 3の第 5蒸気通路 P 5 および第 6蒸気通路 P 6と、 ロータリバルブ本体 6 2の第 7蒸気通路 P 7〜第 1 0蒸気通路 P 1 0と、 摺動面 7 1とを経て、 ロータ 2 7の回転に伴って上死点に 達した第 2のアキシャルビストンシリンダ群 5 7の低圧作動室 8 4に連なる第 1 1蒸気通路 P I 1に供給される。 低圧作動室 8 4に供給された中温中圧蒸気は第 1 0蒸気通路 P 1 0と第 1 1蒸気通路 P 1 1との連通が絶たれた後も低圧作動室 8 4内で膨張することで、 低圧シリンダ 5 0に嵌合する低圧ピストン 5 1が上死 点から下死点に向けて前方に押し出され、 低圧ピストン 5 1に接続されたリンク 5 2が斜板 3 9を押圧する。 その結果、 低圧ピストン 5 1の押圧力がリンク 5 2 を介して斜板 3 9の回転力に変換され、 この回転力は斜板 3 9のディンプル 3 9 aを介して高圧ピストン 4 3からロータ 2 7に回転トルクを伝える。 即ち、 斜板 3 9と同期回転するロータ 2 7に回転トルクが伝達されることになる。 尚、 リン ク 5 2は膨張行程での負圧発生時に低圧ピストン 5 1が斜板 3 9から離脱するの を防止すべく、 低圧ピストン 5 1と斜板 3 9との結合を維持する機能を果たすも ので、 膨張作用による回転トルクは、 上述の如く斜板 3 9のディンプル 3 9 aを 介して高圧ピストン 4 3から斜板 3 9と同期回転するロー夕 2 7に伝達される構 成となっている。 そしてロータ 2 7が 7分の 1回転する毎に、 新たな低圧作動室 8 4内に中温中圧蒸気が供給されてロータ 2 7が連続的に回転駆動される。
このとき、 前述したように、 第 1のアキシャルピストンシリンダ群 4 9の高圧 作動室 8 2…から排出される中温中圧蒸気の圧力はロータ 2 7の 1回転につき圧 力が 7回脈動するが、 その脈動を調圧室 8 9で緩衝することにより、 一定圧の蒸 気を第 2のアキシャルピストンシリンダ群 5 7に供給して低圧作動室 8 4…への 蒸気の充填効率を高めることができる。
図 1 8に示すように、 ロータ 2 7の回転に伴って下死点に達した低圧ピストン 5 1が上死点に向かって後退する間に、 低圧作動室 8 4から押し出された低温低 圧蒸気は、 ロータ 2 7の第 1 1蒸気通路 P 1 1と、 摺動面 7 1と、 摺動部材 7 0 の第 1 6蒸気通路 P 1 6と、 口一タリバルブ本体 6 2の第 1 7蒸気通路 P 1 7〜 第 2 0蒸気通路 P 2 0を経て蒸気排出室 9 0に排出され、 そこから蒸気排出孔 1 8 cを経て凝縮器に供給される。
上述のようにして膨張機 Mが作動するとき、 第 1のアキシャルピストンシリン ダ群 4 9の 7本の高圧ピストン 4 3…と、 第 2のアキシャルピストンシリンダ群 5 7の 7本の低圧ピストン 5 1…とが共通の斜板 3 9に接続されるので、 第 1、 第 2のアキシャルピストンシリンダ群 4 9， 5 7の出力を合成して出力軸 2 8を 駆動することができ、 膨張機 Mを小型化しながら高出力を得ることができる。 こ のとき、 第 1のアキシャルピストンシリンダ群 4 9の 7本の高圧ピストン 4 3 '·· と、 第 2のアキシャルビストンシリンダ群 5 7の 7本の高圧ビストン 5 1 ···と力 ί 円周方向に半ピッチずれて配置されているため、 図 1 5に示すように、 第 1のァ キシャルピストンシリンダ群 4 9の出力トルクの脈動と、 第 2のアキシャルピス トンシリンダ群 5 7の出力トルクの脈動とが相互に打ち消しあい、 出力軸 2 8の 出力トルクがフラットになる。
またアキシャル型の回転式流体機械はラジアル式の回転式流体機械に比べてス ペース効率が高いという特徴があるが、 それを半径方向に 2段に配置したことで スペース効率を更に高めることができる。 特に、 体積が小さい高圧の蒸気で作動 するために小直径で済む第 1のアキシャルピストンシリンダ群 4 9を半径方向内 側に配置し、 体積が大きい低圧の蒸気で作動するために大直径となる第 2のアキ シャルビストンシリンダ群 5 7を半径方向外側に配置したので、 空間を有効利用 して膨張機 Mの一層の小型化が可能となる。 しかも円形断面を有することで加工 精度を高くできるシリンダ 4 2—, 5 0…およびピストン 4 3 ··· , 5 1…を用い たことにより、 ベーンを用いた場合に比べて蒸気のリーク量が少なくなり、 更な る高出力を望むことができる。
また高温の蒸気で作動する第 1のアキシャルピストンシリンダ群 4 9を半径方 向内側に配置し、 低温の蒸気で作動する第 2のアキシャルピストンシリンダ群 5 7を半径方向外側に配置したので、 第 2のアキシャルピストンシリンダ群 5 7と ケ一シング 1 1の外部との温度差を最小限に抑え、 ケーシング 1 1の外部への熱 逃げを最小限に抑えて膨張機 Mの効率を高めることができる。 また半径方向内側 の高温の第 1のアキシャルピストンシリンダ群 4 9から逃げた熱を、 半径方向外 側の低温の第 2のアキシャルピストンシリンダ群 5 7で回収することができるの で、 膨張機 Mの効率を更に高めることができる。
また軸線 Lに対して直角方向に見たとき、 第 1のアキシャルピストンシリンダ 群 4 9の後端は第 2のアキシャルビストンシリンダ群 5 7の後端よりも前方に位 置しているので、 第 1のアキシャルピストンシリンダ群 4 9から軸線 L方向後方 に逃げた熱を第 2のアキシャルピストンシリンダ群 5 7で回収し、 膨張機 Mの効 率を更に高めることができる。 更に、 高圧側の摺動面 6 8が低圧側の摺動面 7 1 よりもロータ 2 7の凹部 2 7 bの奥側に在るので、 ケーシング 1 1の外部の圧力 と低圧側の摺動面 7 1との差圧を最小限に抑えて低圧側の摺動面 7 1からの蒸気 のリーク量を減少させることができ、 しかも高圧側の摺動面 6 8から漏れた蒸気 圧を低圧側の摺動面 7 1で回収して有効に利用することができる。
さて、 膨張機 Mの蓮転中にケ一シング 1 1の潤滑室 1 0 2内で回転する口一タ
2 7によってオイルパン 1 9に貯留されたオイルが攪拌されて撥ね上げられ、 高 圧シリンダ 4 2…と高圧ピストン 4 3…との摺動部、 低圧シリンダ 5 0…と低圧 ピストン 5 1…との摺動部、 出力軸 2 8を支持するアンギユラポ一ルベアリング 3 1、 口一夕 2 7を支持するアンギユラボールべァリング 2 9、 斜板 3 9を支持 するアンギユラポールべァリング 3 8、 高圧ピストン 4 3…と斜板 3 9との摺動 部、 リンク 5 2…の両端の球面軸受 5 4…， 5 6…等を潤滑する。
潤滑室 1 0 2の内部には、 オイルの攪拌により飛散したオイルミストと、 口一 夕 2 7の高温部に加熱されて蒸発したオイルの蒸気とが充満しており、 これに高 圧作動室 8 2…および低圧作動室 8 4…から潤滑室 1 0 2に漏出した蒸気が混合 する。 蒸気の漏出により潤滑室 1 0 2の圧力が蒸気排出室 9 0の圧力よりも高く なると、 前記オイル分および蒸気の混合物はケーシング本体 1 2の上壁 1 2 aに 形成した連通孔 1 2 bから下部ブリーザ室 1 0 1に流入する。 下部ブリーザ室 1 0 1の内部は隔壁 1 2 c〜l 2 eにより迷路構造になっており、 そこを通過する 間に凝縮したオイルは、 ケ一シング本体 1 2の上壁 1 2 aに形成した 4個のオイ ル戻し孔 1 2 f …から落下して潤滑室 1 0 2に戻される。
オイル分を除去された蒸気はブリーザ室隔壁 2 3の 4個の連通孔 2 3 a〜， 2
3 bを通過して上部ブリーザ室 1 0 3に流入し、 その上壁を区画するプリ一ザ室 カバー 2 5を介して外部の空気に熱を奪われて凝縮する。 上部ブリーザ室 1 0 3 内で凝縮した水は、 上部ブリーザ室 1 0 3内に煙突状に突出する 4個の連通孔 2 3 &—， 2 3 bに流入することなく、 ブリーザ室隔壁 2 3に形成した凝縮水戻し 孔 2 3 cを通過して凹部 1 2 gに落下し、 そこでから第 4ブリーザ通路 B 4およ び第 3ブリーザ通路 B 3を経て蒸気排出室 9 0に排出される。 このとき、 蒸気排 出室 9 0に戻される凝縮水の量は、 高圧作動室 8 2…および低圧作動室 8 4…か ら潤滑室 1 0 2に漏出した蒸気の量に見合った量となる。 また蒸気排出室 9 0と 上部ブリーザ室 1 0 3とは圧力平衡通路として機能する第 1蒸気通路 B 1〜第 3 蒸気通路 B 3で常時連通しているので、 蒸気排出室 9 0と潤滑室 1 0 2との圧力 平衡を確保することができる。 暧機完了前の過渡期において、 潤滑室 1 0 2の圧力が蒸気排出室 9 0の圧力よ りも低くなつた場合には、 蒸気排出室 9 0の蒸気が第 3ブリーザ通路 B 3、 第 2 ブリーザ通路 B 2および第 1ブリーザ通路 B 1、 上部ブリーザ室 1 0 3および下 部プリ一ザ室 1 0 1を経て潤滑室 1 0 2に流入することが考えられるが、 暧機完 了後は潤滑室 1 0 2への蒸気の漏出により潤滑室 1 0 2の圧力が蒸気排出室 9 0 の圧力よりも高くなるため、 上述したオイルおよび蒸気の分離作用が開始される 作動媒体である蒸気 （あるいは水） が蒸発器、 膨張機、 凝縮器および循環ボン プよりなる閉回路を循環するランキンサイクルシステムでは、 作動媒体にオイル が混入してシステムが汚損されるのを極力回避することが必要であるが、 オイル を分離する下部ブリーザ室 1 0 1および凝縮水を分離する上部ブリーザ室 1 0 3 により、 蒸気 （あるいは水） へのオイルの混入を最小限に抑え、 オイルを分離す るフィルターの負担を軽減して小型化およびコストダウンを図ることができ、 し かもオイルの汚れや劣化を防止することができる。
次に、 図 1 9に基づいて本発明の第 2実施例を説明する。
図 1 9は固定側バルブプレート 6 3の摺動面 6 8を示すもので、 第 1実施例を 示す図 6に対応している。 プリセットスプリング 7 5…の弾発力と圧力室 7 6に 作用する高温高圧蒸気の圧力とにより摺動面 6 8にシール面圧を与えているが、 摺動面 6 8の全域に亘つて均一なシール面圧を確保することは困難である。 なぜ ならば、 摺動面 6 8を通る第 2蒸気通路 P 2および第 3蒸気通路 P 3…には高温 高圧蒸気が供給されるため、 その高温高圧蒸気が固定側バルブプレート 6 3およ び可動側バルブプレート 6 4を引き離してシール面圧を低下させるように作用す るからである。 一方、 摺動面 6 8を通る第 5蒸気通路 P 5および第 3蒸気通路 P 3…には中温中圧蒸気が供給されるが、 その圧力は前記高温高圧蒸気に比べて低 いため、 摺動面 6 8を引き離してシ一ル面圧を低下させる作用も小さくなる。 そ の結果、 前記第 2蒸気通路 P 2、 第 3蒸気通路 P…および第 5蒸気通路 P 5の蒸 気圧により摺動面 6 8にアンバランスな荷重が加わり、 これが摺動面 6 8のシー ル性能を低下させる要因となる。
そこで本第 2実施例では、 固定側バルブプレート 6 3の摺動面 6 8に、 軸線 L を通る第 1 4蒸気通路 P 1 4の外周を囲む環状の第 1圧力溝 G 1を刻設し、 この 第 1圧力溝 G 1を中温中圧蒸気が通る第 5蒸気通路 P 5に連通させるととともに 、 第 1圧力溝 G 1の外周を囲む部分円弧状の第 2圧力溝 G 2を刻設し、 この第 2 圧力溝 G 2を高温高圧蒸気が通過する第 2蒸気通路 P 2に連通させている。 前記 第 1、 第 2圧力溝 G l , G 2の作用により、 摺動面 6 8のシール面圧が不均一に なるのを緩和し、 摺動面 6 8の偏当たりによるシール性の低下や摩耗の発生を防 止することができる。 また高圧の第 2圧力溝 G 2から漏れた蒸気が低圧の第 1圧 力溝 G 1に流入する際に、 摩耗粉を第 1圧力溝 G 1に排出して高圧作動室 8 2— への流入を阻止する効果も発揮する。 更に、 オイルによる潤滑が望めない摺動面 6 8に蒸気を均一に分布させ、 潤滑性能の向上を図ることができる。
次に、 図 2 0に基づいて本発明の第 3実施例を説明する。
第 3実施例は第 2実施例の変形であつて、 高温高圧蒸気が通る第 2蒸気通路 P 2に連通する第 2圧力溝 G 2を省略し、 中温中圧蒸気が通る第 5蒸気通路 P 1 5 に連通する第 1圧力溝 G 1だけを設けたものである。 本第 3実施例によれば、 第 2実施例に比べて構造が簡単になるだけでなく、 摩耗粉の回収効果も高められ、 しかも蒸気のリーク量も第 2実施例に比べて減少する。
次に、 図 2 1に基づいて本発明の第 4実施例を説明する。
前記第 1〜第 3実施例では作動媒体として圧縮性流体である蒸気を用いた膨張 機 Mを説明したが、 本第 4実施例では作動媒体として非圧縮性流体 （例えば、 ォ ィル） を用いたポンプが示される。 作動媒体として非圧縮性流体を用いたことに より、 吸入ポートとなる第 2オイル通路 P 2 ' (前記第 2蒸気通路 P 2に対応） と、 吐出ポートとなる第 5オイル通路 P 5 ' (前記第 5蒸気通路 P 5に対応） は 、 略 1 8 0 ° の中心角を有するように円弧状に形成される。
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。
例えば、 実施例ではランキンサイクルシステムに使用される膨張機 Mを例示し たが、 本発明は他の任意の用途の回転式流体機械に適用することができる。
また本発明の作動部は実施例のアキシャルピストンシリンダ群に限定されず、 ラジアルピストンシリンダ式のものやべーン式のものであっても良い。 産業上の利用可能性
以上説明したように、 本発明にかかる回転式流体機械は、 第 1〜第 3実施例で 説明した膨張機や、 第 4実施例で説明したポンプに好適に適用可能であるが、 圧 縮性流体および非圧縮性流体を問わずに、 流体の圧力エネルギーおよび運動エネ ルギ一間の変換を行う任意の用途に適用可能である。

Claims

請求の範囲
1. ケ一シング （ 1 1 ) の内部に、 シール部材 （47， 48, 78， 7 9) でシ ールされた作動室 （82， 84) に導入した作動媒体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する作動部 （49， 57) を収納するととも に、 少なくとも前記作動部 （49, 57) を潤滑するオイルが滞留する密閉され た潤滑室 （102) を区画した回転式流体機械であって、
潤滑室 （102) の上部にブリーザ室 （1 01, 103) を設け、 作動室 （8
2, 84) から作動媒体が排出される作動媒体排出室 （90) とブリーザ室 （1 0 1， 1 03) とをブリーザ通路 （B 1〜B 4) で連通させ、 作動室 （82, 8 4) からシール部材 （47， 48, 78， 79) を通過して潤滑室 （1 02) に 漏出した作動媒体とオイルとの混合物をブリーザ室 （10 1， 1 03) において 分離し、 分離されたオイルをブリーザ室 （101， 103) から潤滑室 （102 ) に戻し、 分離された作動媒体を前記漏出した作動媒体の量に応じてブリーザ （ 10 1, 103) 室からブリーザ通路 （B 1〜B4) を介して作動媒体排出室 （ 90) に戻すことを特徴とする回転流体機械。
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