WO2002077415A1 - Machine de detente - Google Patents

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WO2002077415A1
WO2002077415A1 PCT/JP2002/001987 JP0201987W WO02077415A1 WO 2002077415 A1 WO2002077415 A1 WO 2002077415A1 JP 0201987 W JP0201987 W JP 0201987W WO 02077415 A1 WO02077415 A1 WO 02077415A1
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WO
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pressure
steam
piston cylinder
axial piston
cylinder group
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Application number
PCT/JP2002/001987
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French (fr)
Inventor
Makoto Uda
Hiroyuki Makino
Kouhei Ohsono
Original Assignee
Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha
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Publication date
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Priority to BR0207848-1A priority patent/BR0207848A/pt
Priority to US10/469,762 priority patent/US7406911B2/en
Priority to CA002439600A priority patent/CA2439600A1/en
Priority to KR10-2003-7011374A priority patent/KR20030078955A/ko
Priority to EP02701713A priority patent/EP1367218B1/en
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B27/00—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B27/04—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
    • F04B27/06—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement the cylinders being movable, e.g. rotary
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B13/00—Reciprocating-piston machines or engines with rotating cylinders in order to obtain the reciprocating-piston motion
    • F01B13/04—Reciprocating-piston machines or engines with rotating cylinders in order to obtain the reciprocating-piston motion with more than one cylinder
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B17/00—Reciprocating-piston machines or engines characterised by use of uniflow principle
    • F01B17/02—Engines
    • F01B17/04—Steam engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B3/00—Reciprocating-piston machines or engines with cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F01B3/02—Reciprocating-piston machines or engines with cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis with wobble-plate
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/12—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B1/20—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having rotary cylinder block
    • F04B1/22—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having rotary cylinder block having two or more sets of cylinders or pistons

Definitions

  • the present invention provides a casing, an output shaft for outputting a driving force, a mouth integrated with the output shaft and rotatably supported by the casing, and a rotatable ring surrounding the axis of the output shaft.
  • the present invention relates to an expander including a plurality of axial piston cylinder groups arranged inward and outward in a radial direction, and a common swash plate fixed to a casing and guiding the pistons of the plurality of axial piston cylinder groups in the axial direction.
  • Japanese Patent No. 2874430 and Japanese Unexamined Utility Model Publication No. 485704702 have two axial piston cylinder groups arranged radially inward and radially outward.
  • a piston pump or piston motor is described.
  • Each of these uses an incompressible fluid such as oil as a working medium, and the axial piston cylinder groups on the inner side in the radial direction and the outer side in the radial direction are arranged out of phase in the circumferential direction.
  • the piston diameter of the radially inner axial piston cylinder group is smaller than the piston diameter of the radially outer axial piston cylinder group.
  • Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-320453 discloses that an axial piston cylinder group and a vane group are disposed radially inward and outward of a rotor, respectively.
  • an expander that converts pressure energy into mechanical energy by supplying oil to a vane group through an axial piston cylinder group.
  • the expander using high-temperature and high-pressure steam as a working medium includes a vane type in which a rotor that slidably supports the vane is arranged inside a cam ring, and a plurality of cylinders and pistons on an axis. Radial types are arranged radially, and axial types are arranged with multiple cylinders and pistons parallel to the axis.
  • the vane type expander has the advantage that the expansion ratio of steam can be increased, but the seal length per volume between the tip of the vane and the inner peripheral surface of the cam ring becomes longer, and the seal is reduced. There is a problem that the amount of steam leak increases due to difficulty.
  • cylinders and pistons are arranged radially with respect to the axis, so the fan-shaped dead space formed between adjacent cylinders not only increases the size, but also allows steam to flow into the cylinders. If the sliding surface of the rotary valve to be distributed is a cylindrical surface and a slidable clearance is provided, there is a problem in that the amount of steam leakage increases compared to a one-way valve having a flat sliding surface.
  • the axial type expander in which the cylinders and pistons are arranged in the axial direction, can reduce the dead space between the cylinders and reduce the cross-sectional arrangement in the radial direction, so the radial type expands the dead space. It is possible to reduce the size compared to the expander. In addition, it is possible to adopt a rotary valve that has a smaller amount of steam leakage between the cylinder and piston than the vane and cam ring, and that has a flat sliding surface and a small amount of steam leakage. As a result, higher output can be achieved compared to a vane-type or radial-type expander.
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, and has as its object to further reduce the size and output of an axial type expander.
  • a casing an output shaft for outputting a driving force, and a rotor rotatably supported by a casing integrally with the output shaft.
  • a plurality of axial piston cylinder groups arranged annularly and radially inward and outward on the rotor so as to surround the axis of the output shaft, and a plurality of axial piston cylinder groups fixed to the casing to guide the pistons in the axial direction.
  • the high-temperature and high-pressure working medium is supplied sequentially from the radially inner axial piston cylinder group to the radially outer axial piston cylinder group.
  • Expander is proposed which is characterized in that.
  • a plurality of axial piston cylinder groups are arranged inside and outside the radial direction with respect to the output shaft, and the pistons of each axial piston cylinder group are guided by a common swash plate to function continuously in a plurality of stages.
  • vane type expanders Not only does the amount of leakage of the moving medium decrease, but the space efficiency of the axigel type expander, which is inherently higher in space efficiency than vane type expanders and radial type A high output expander can be obtained.
  • the pistons of a plurality of axial piston cylinder groups located radially outward have a larger diameter, and the high-temperature, high-pressure working medium is connected in series.
  • the supply to the outside one by one will not only minimize the generation of dead space and reduce the size of the expander, but also the high-pressure working medium with a small volume in the radially inner small-diameter axial piston cylinder group.
  • the large-volume, low-pressure working medium acts on the large-diameter axial piston cylinder group on the outside in the radial direction, and the pressure energy of the working medium can be converted into mechanical energy without any excess.
  • the area of the sliding portion of the axial piston cylinder group on the radially inner side where the leakage is likely to occur due to the action of the high-pressure working medium is minimized, and the leakage of the working medium can be further reduced.
  • the high-temperature working medium before expansion acts on the radially inner axial piston cylinder group
  • the low-temperature working medium after expansion acts on the radially outer axial piston cylinder group.
  • the heat dissipated from the radially inner axial piston cylinder group on which the working medium acts is recovered by the radially outer axial piston cylinder group on which the low-temperature working medium acts, and heat energy loss can be reduced.
  • an expander in addition to the first feature, is proposed, wherein the arrangement pitch of adjacent axial piston cylinder groups in the radial direction is shifted in the circumferential direction. Is done.
  • the radially inner cylinder is arranged in the space between the radially outer cylinders. Not only can the outer diameter of the expander be further miniaturized, but also fluctuations in the output torque of a plurality of axial piston cylinder groups can be reduced.
  • a plurality of The working medium is supplied and discharged to the axial piston cylinder group of the working piston.
  • the working medium is supplied and discharged by an intake and exhaust valve.
  • the power conversion section is formed by a rotor.
  • the output section is formed by an output shaft and a swash plate.
  • the working medium supply / discharge unit and the output unit are arranged at positions separated from each other with the power conversion unit interposed therebetween. This prevents the heating medium from passing through the working medium supply / exhaust section, thereby preventing the working medium from being deteriorated and ensuring the lubrication performance of the output section.
  • the rotary valve 61 of the embodiment corresponds to the intake / exhaust valve 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 4 parts in Fig. 1 (cross-sectional view taken along line 4-14 in Fig. 8)
  • Fig. 5 is a view taken along line 5-5 in Fig. 4
  • Fig. 6 is a line 6-6 in Fig. 4.
  • Arrow view FIG. 7 is a sectional view taken along line 7-7 in FIG. 4
  • FIG. 8 is a sectional view taken along line 8-8 in FIG. 4
  • FIG. 9 is a sectional view taken along line 9-9 in FIG. 4, and FIG. Fig.
  • FIG. 11 is a sectional 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
  • 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
  • Fig. 16 is a suction system at 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.
  • the expander M of this embodiment is used, for example, in a Rankine cycle device, and converts the heat energy and pressure energy of high-temperature high-pressure steam as a working medium into mechanical energy. Convert and output.
  • the casing 11 of the expander M has a casing body 1 2 and a front part which is fitted to the front opening of the casing body 12 via a sealing member 13 and is connected by a plurality of ports 14.
  • Cover 15 and A rear cover 18 is fitted to the rear opening of the single body 12 via a seal member 16 and connected with a plurality of ports 17.
  • An oil pan 19 is in contact with an opening on the lower surface of the casing body 12 via a seal member 20 and is connected by a plurality of ports 21.
  • a breather chamber partition wall 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 thereof via a seal member 24 (see FIG. 12). 25 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 roller bearing 29 and a sealing member 30.
  • the output shaft 28 is rotatably supported by the front cover 15 via the angular pole bearing 31 and the seal member 32, while being supported by the casing body 12 via the shaft. Is done.
  • 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 with a plurality of ports 37.
  • a swash plate 39 is rotatably supported by the swash 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.
  • Seven sleeves 41 formed of members separate from the rotor 27 are arranged at equal intervals in the circumferential direction so as to surround the axis L inside the rotor 27.
  • a high-pressure piston 43 is slidably fitted to a high-pressure cylinder 42 formed on the inner circumference of a sleeve 41 supported by a sleeve support hole 27 a of the rotor 27.
  • the hemispherical parts of the high-pressure pistons 43 protruding forward from the front end openings of the cylinders 42 abut against and press the seven dimples 39 a recessed on the rear surface of the swash plate 39.
  • a heat-resistant metal sealing member 44 is mounted between the rear end of the sleeve 41 and the sleeve support hole 27a of the rotor 27, and presses the front end of the sleeve 41 in this state.
  • a single set plate 45 is fixed to the front of the mouth 27 by a plurality of ports 46.
  • the vicinity of the bottom of the sleep support hole 27a is slightly larger in diameter, and a gap ⁇ (see FIG. 3) is formed between the sleeve support hole 27 and the outer peripheral surface of the sleeve 41-1.
  • the high-pressure piston 4 3... is a pressure culling that seals the sliding surface with the high-pressure cylinder 4 2... 47 and an oil ring 48.
  • the sliding range of the pressure ring 47 and the sliding range of the oil ring 48 are set so as not to overlap each other.
  • the high-pressure cylinder 4 in which the oil rings 48 slide since the sliding range of the pressure rings 47 and the sliding range of the oil rings 48 are set so as not to overlap each other, the high-pressure cylinder 4 in which the oil rings 48 slide.
  • the oil adhering to the inner wall of 2 ... can be prevented from being taken into the high-pressure working chamber 82 by sliding of the pressure culling 47, and the oil can be reliably prevented from being mixed into the steam.
  • 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 seven sleeves 41 are attached to the sleeve support holes 27a of the mouth 27 to form the high-pressure cylinders 42, so that the sleeves 41 have thermal conductivity, heat resistance, and wear resistance. Materials with excellent properties, strength, etc. 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 27a is slightly increased to form a gap between the outer peripheral surface of the sleeves 41 and the rotor 27, and 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 reach the sleeve 4 ", so that the distortion of the high-pressure cylinders 42 can be prevented.
  • the seven high-pressure cylinders 42 and the seven high-pressure pistons 43 fitted 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 sides of the high-pressure cylinders 42. These low pressure The cylinders 50 have a larger diameter than the high-pressure cylinders 42, and the arrangement pitch of the low-pressure cylinders 50 in the circumferential direction is half that of the high-pressure cylinders 42 in the circumferential direction. It is shifted by the pitch. This makes it possible to arrange the high-pressure cylinders 42 in the space formed between the adjacent low-pressure cylinders 50, so that the diameter of the mouth 27 can be reduced by effectively utilizing the space. Can be contributed to.
  • a low-pressure piston 51 is slidably fitted to each of the seven low-pressure cylinders 50.
  • Each of the low-pressure pistons 51 is connected to a swash plate 39 via a link 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.
  • the portion 52b is swingably supported by a spherical bearing 56 fixed to the low-pressure piston 51 by a clip 55.
  • a pressure ring 78-and an oil ring 79 are mounted adjacent to the outer peripheral surface near the top surface of the low-pressure pistons 51. Since the sliding ranges of the pressure ring 78 and the oil ring 79 overlap each other, an oil film is formed on the sliding surface of the pressure ring 78 to improve the sealing and lubricating properties.
  • the seven low-pressure cylinders 50... And the seven low-pressure pistons 4 ′′ fitted therein constitute a second axial piston cylinder group 57.
  • the front end of the high-pressure pistons 4 3... 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 need to mechanically connect the high pressure pistons 43 to the swash plate 39 is eliminated, so that the number of parts can be reduced and the assemblability can be improved.
  • the low-pressure pistons 51 of the second axial piston cylinder group 57 are connected to the swash plate 39 via the links 52 and the front and rear spherical bearings 5, 5, 6.
  • the swash plate 39 is fastened to the front cover 15 with a port 37, but by changing the fastening phase around the axis L of the swash plate 39 at that time, the first axial piston cylinder group 4
  • the output characteristics of the expander M can be changed by shifting the supply and discharge timing of steam to the 9th and second axial piston cylinder groups 57.
  • the integrated rotor 27 and output shaft 28 are supported by angular pole bearings 29 provided on the casing 12 and angular pole bearings 31 provided on the front cover 15, respectively.
  • the thickness of the shim 58 interposed between the casing body 1 2 and the angular bearing 3 9 and the thickness of the shim 59 interposed between the front cover 15 and the angular bearing 3 1 By adjusting the position, the position of the roof 27 along the axis L can be adjusted in the front-rear direction. By adjusting the position of the rotor 27 in the direction of the axis L, the high-pressure / low-pressure pistons 4 3..., 5 1... guided by the swash plate 39 and the high-pressure and low-pressure cylinders 4 2.
  • the relative positional relationship in the direction of the axis L with respect to ⁇ , 50... changes, and the expansion ratio of steam in the high-pressure / low-pressure working chambers 8 2 8 4... can be adjusted.
  • the front cover 15 is provided with an angular gap bearing 31 1 ⁇ shim 59. Although it is difficult to secure a space for attachment and detachment, the above-mentioned problem is solved by making the swash plate holder 36 detachable from the front cover 15.
  • 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, The complicated work of connecting and separating the seven links 52 in the space is required, but the swash plate holder 36 can be attached to and detached from the front cover 15 so that the swash plate holder 36 can be inclined to the rotor 27 in advance.
  • the subassembly can be configured by assembling the plate 39 and the swash plate holder 36, and the assemblability is greatly improved.
  • 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 one-way valve 61 arranged along the axis L includes a rotary valve body 62, a fixed valve plate 63, and a movable valve plate 64.
  • the movable valve plate 64 is attached to the bottom of the recess 27 b of the rotor 27. It is fixed to the mouth 27 with the knock pin 66 and the port 67 while being fitted via the sket 65.
  • 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 rotary valve body 62 via a knock pin 69 so as to be relatively non-rotatable. Therefore, when the rotor 27 rotates, the movable valve plate 64 and the fixed 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.
  • the mating annular sliding member 70 is slidably fitted to the concave portion 27 b of the rotor 27 via the cylindrical sliding surface 71, and has a middle diameter portion 62 b and a small diameter portion. 62 c fits into the recess 18 a of the rear cover 18 via the sealing members 72 and 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 axis L direction in the recess 18a of the rear force bar 18.
  • the one-way 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 75 are supported on the rear cover 18 so as to surround the axis L, and the pre-opening springs 75 are provided with a medium diameter portion 6 2b and a small diameter.
  • the rotary valve body 62 with the stepped portion 6 2d pressed between the portions 6 2c is pushed forward to bring the fixed-side valve plate 63 and the movable-side valve plate 64 into close contact with each other. It is urged toward.
  • a pressure chamber 76 is defined between the bottom surface of the concave portion 18a of the rear cover 18 and the rear end surface of the small-diameter portion 62c of the rotary valve body 62 so as to penetrate the rear cover 18.
  • the connected steam supply pipe 77 communicates with the pressure chamber 76.
  • the rotary pulp main body 62 is urged forward by the steam pressure acting on the pressure chamber 76 in addition to the resiliency of the pre-opening 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.
  • the 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 each have seven third steam passages P 3 (see FIG. 5) and fourth steam passages P 4... Formed at equal intervals in the circumferential direction.
  • the downstream ends of the steam passages P 4 communicate 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 shifted toward the leading side in the rotation direction of the rotor 27 shown in FIG.
  • 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 moving side valve plate 6 4 is fixed from the bottom dead center BDC to an angle range that does not overlap with the second steam passage P 2 (preferably immediately before overlapping with the second steam passage P 2). It can communicate with the fifth steam passage P5 of the side valve plate 63, during which the steam is discharged from the third steam passage P3 to the fifth steam passage P5.
  • 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 is communicated with the downstream end of the seventh steam passage P7, and the downstream end of the joint member 83 arranged across the rotary valve body 62 and the sliding member 70.
  • a ninth steam passage P9 inside it communicates with a first steam passage P10 penetrating the sliding member 70 in the radial direction.
  • the tenth steam passage P 10 is connected to the low-pressure cylinders 50 of the second axial piston cylinder group 57 through seven first steam passages P 11 formed radially in the rotor 27. And the low-pressure pistons 41 to communicate with the seven low-pressure working chambers 8 4.
  • the sealing member 85 (see FIGS. 7 and 17) attached to the mating surface makes it possible to prevent steam from leaking.
  • 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 one-piece valve body 62 is sealed by two seal members 86, 87, and between the outer peripheral surface of the joint member 83 and the sliding member 70. Are sealed by a sealing member 88.
  • the inside of the mouth 27 and the output shaft 28 are cut off to form a pressure control chamber 89, and the pressure control chamber 89 and the eighth steam passage P8 are connected to the rotary valve body 6 2 Through the inside of the first and second steam passages P12 and P13 formed in the first side, the first and second steam passages P13 and P14 formed in the fixed side valve plate 63, and the port 67. It communicates with the fifteenth steam passage P15.
  • 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 eighth steam passage P8 which is being supplied to the second axial piston cylinder group 57, to the pressure regulating chamber 89, the pulsation of the pressure is buffered, and the constant pressure steam is supplied to the second axial piston cylinder group 57. It is supplied to the piston cylinder group 57 to increase the efficiency of filling the low-pressure working chambers 8 with steam. Further, since the pressure control chamber 89 is formed by utilizing the dead space at the center of the shaft 27 and the output shaft 28, the expansion machine M does not increase in size, and the effect of reducing the weight by reducing the thickness is also achieved.
  • the medium- and medium-pressure steam supplied to the second axial piston cylinder group 57 is No heat loss occurs.
  • the rotor 27 can be cooled by the medium-pressure and medium-pressure steam in the pressure regulating chamber 89.
  • the output of the second axial piston / cylinder group 57 can be improved with the heated medium-temperature and medium-pressure steam.
  • the steam discharge path for discharging low-temperature and low-pressure steam from the second axial piston cylinder group 57 is shaded in FIG.
  • the seven first steam passages P 11 formed in the rotor 27 are provided on the sliding surface 71 of the sliding member 70.
  • the 16th steam passage P 16 is formed on the outer periphery of the rotary valve body 62 by an arc-shaped cut-out. 7 Communicates with the steam passage P 17.
  • the 16th steam passage P 16 is located at a position slightly shifted toward the leading side in the rotation direction of the mouth 27 shown by an arrow R with respect to the bottom dead center BDC of the low-pressure piston 51, It opens over a position slightly shifted toward the rotation direction delay side.
  • the first steam passage P 11 of the mouth 27 does 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).
  • the 17th steam passage P17 is provided with the 18th steam passage P18 to the 20th steam passage P20 formed inside the one-way valve body 62 and the notch 18d of the rear cover 18.
  • the steam discharge chamber 90 formed between the rotary valve main body 62 and the rear cover 18 through the steam exhaust chamber 90 formed in the rear cover 18 is connected to the steam discharge hole 90 formed in the rear cover 18. Communicate.
  • 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 common. Since the control is performed by the rotary valve 61, the expander M can be made smaller than in the case where separate rotary 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, so that 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 direction of the axis L.
  • high-temperature and high-pressure steam supplied from the steam supply pipe 77 to the pressure chamber 76 is used.
  • a surface pressure corresponding to the pressure of the high-temperature and high-pressure steam is generated on the sliding 68 of the fixed-side valve plate 63 and the movable-side valve plate 64, 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 rotary valve 61 can be attached to and detached from the casing body 12, making maintenance work such as repair, cleaning, and replacement much easier. improves.
  • the rotary valve 61 through which high-temperature and high-pressure steam passes becomes hot, but the swash plate 39 and the output shaft 28 that require lubrication with oil are arranged on the opposite side of the rotary valve 61 with the rotor 27 interposed therebetween. So high It is possible to prevent the oil from being heated by the heat of the one-way valve 61, which becomes warm, from lowering 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 preserving 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 the lubrication chamber 102 in the 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).
  • the communication hole 1 2b is opened at one end of the maze constituted by ⁇ 1 2e, and four oil return holes 1 penetrating the upper wall 1 2a on the way to the other end of the maze.
  • the oil return holes 1 2 f... are formed at the lowest position of the lower breather chamber 101 (see Fig. 14), and therefore the oil condensed in the lower breather chamber 101 Can be surely returned to the lubrication chamber 102.
  • An upper breather room 103 is defined between the breather room partition 23 and the breather room cover 25, and the upper breather room 103 and the lower breather room 101 are connected to the pre-separation room partition 2 It communicates through four communication holes 23 a and 23 b that penetrate through 3 and project into the upper breather chamber 103 in a chimney shape.
  • 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 that penetrates the breather chamber bulkhead 23. Is sealed by the sealing member 104.
  • One end of the first breather passage B1 formed in the breather chamber partition 23 opens at the middle of the upper breather chamber 103 in the height direction.
  • the other end of the first breather passage B1 is connected to the steam discharge chamber 90 via a second breather passage B2 formed in the casing main body 12 and a third breather passage B3 formed in the rear cover 18.
  • the recess 12g formed in the upper wall 12a communicates with the steam discharge chamber 90 via the fourth breather passage B4 formed in the casing main body 12 and the third preserver passage B3.
  • the outer periphery of the communicating part of the first breather passage B1 and the second breather passage B2 is sealed by a seal member 105. Is controlled.
  • 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. That is, the lubrication chamber 102 has a sealed 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 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. Then, 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 52 connected to the low-pressure piston 51 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 to the rotor 27 rotating synchronously with the swash plate 39 via the dimple 39 a of the swash plate 39 as described above. ing. 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 mouth 27 is continuously rotated.
  • the pressure of the medium- and medium-pressure steam discharged from the high-pressure working chamber 82 of the first axial piston cylinder group 49 pulsates seven times per rotation of the mouth 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. be able to.
  • 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, so that the outputs 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 43 of the first axial piston cylinder group 49 and the seven high-pressure pistons 51 of the second axial piston cylinder group 57 are arranged at a half pitch in the circumferential direction. As shown in FIG. 15, the pulsation of the output torque of the first axial piston cylinder group 49 and the pulsation of the output torque of the second axial piston cylinder group 57, as shown in FIG.
  • the output torque of the output shaft 28 becomes flat by mutual cancellation.
  • Axial expanders are characterized by higher space efficiency than radial expanders, but by arranging them in two stages in the radial direction, space efficiency can be further increased.
  • 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 the first axial piston cylinder group 49 has a large diameter to operate with low-pressure steam having a large volume.
  • the second axial piston cylinder group 57 is arranged radially outward, the space can be effectively used, and the expander M can be further reduced in size.
  • the machining accuracy can be increased by having a circular cross section.
  • 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.
  • the temperature difference between the axial piston cylinder group 57 of 2 and the outside of the casing 11 can be minimized, and the heat escape to the outside of the casing 11 can be minimized to increase the efficiency of the expander M.
  • the heat escaping from the radially inner high-temperature first axial piston cylinder group 49 can be recovered by the radially outer low-temperature second axial piston cylinder group 57.
  • the efficiency of the expander M can be further increased.
  • 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, 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 behind 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 between the moving surface 71 and the sliding surface 71 on the low-pressure side can be reduced by minimizing the differential pressure between the sliding surface 71 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 interior of the lubrication chamber 102 is filled with oil mist scattered by oil agitation and the vapor of oil that has been heated and evaporated in the high-temperature area of the rotor 27,
  • the steam leaking from 2 and the low-pressure working chamber 84 to the lubricating chamber 102 is mixed.
  • 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, the mixture of the oil and the steam flows through the communication hole 1 formed in the upper wall 12 a of the casing body 12. 2b flows into 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 4 Drops from the oil return holes 1 2 f... and returns to the lubrication chamber 102.
  • the steam from which the oil has been removed passes through the four communication holes 2 3 a-and 2 3 b of the breather chamber bulkhead 23 and flows into the upper breather chamber 103, where the upper wall of the breather chamber is partitioned.
  • the heat is deprived of the outside air via 25 and condenses.
  • Upper breather room 1 0 3 The water condensed inside does not flow into the four communication holes 23 a-, 23 b projecting into the chimney shape in the upper preserving chamber 103, and is formed in the breather chamber partition 23.
  • the water is discharged into the steam discharge chamber 90 through the fourth breather passage B4 and the third breather passage B3.
  • 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 warm-up, the steam in the steam discharge chamber 90 will be discharged through the third breather passage B3, 2 It is conceivable that the gas flows into the lubrication chamber 102 via the pre-cleaner passage B 2 and the first pre-cleaner passage B 1, the upper pre-chiller chamber 103 and the lower breather chamber 101, After completion of the operation, the pressure of the lubrication chamber 102 becomes higher than the pressure of the steam discharge chamber 90 due to the leakage of steam to the lubrication chamber 102, so that the above-described oil and steam separation action is started.
  • a Rankine cycle system in which steam (or water) as a medium circulates through a closed circuit consisting of an evaporator, an expander, a condenser, and a circulation pump, oil is mixed into the working medium to minimize contamination of the system. It is necessary to remove the lower breather chamber to separate the oil.
  • the upper breather chamber 103 that separates oil and condensate minimizes oil from entering the steam (or water), reduces the load on the oil separation filter, and reduces size and cost. It is possible to prevent dirt and deterioration of the oil.
  • 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. The reason is that the second steam passage P 2 and the third steam passage P 3 passing through the sliding surface 68 have a high temperature. Because high-pressure steam is supplied, the high-temperature high-pressure steam acts to separate the fixed-side valve plate 63 and the movable-side valve plate 64 to lower the seal surface pressure.
  • an annular first pressure groove G1 surrounding the outer periphery of the 14th steam passage P14 passing through the axis L is engraved on the sliding surface 68 of the fixed side valve plate 63.
  • the first pressure groove G1 is communicated with a fifth steam passage P5 through which medium-temperature and medium-pressure steam passes, and a second arc-shaped second pressure groove G2 surrounding the outer periphery of the first pressure groove G1 is engraved.
  • 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 flows into 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.
  • first axial piston cylinder group 49 and the second axial piston cylinder group 57 are provided, but three or more sets of axial piston cylinders are provided.
  • a stone cylinder group may be provided.
  • the expander according to the present invention can be suitably implemented for a Rankine cycle device, but can be applied to any application other than a Rankine cycle device.

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Description

明 細 書 膨 張 機
発明の分野
本発明は、 ケーシングと、 駆動力を出力する出力軸と、 出力軸と一体になつて ケーシングに回転自在に支持された口一夕と、 出力軸の軸線を囲むようにロー夕 に環状にかつ半径方向内外に配置された複数のアキシャルピストンシリンダ群と 、 ケーシングに固定されて複数のアキシャルピストンシリンダ群のピストンを前 記軸線方向に案内する共通の斜板とを備えた膨張機に関する。
背景技術
日本特許第 2 8 7 4 3 0 0号公報および日本実開昭 4 8— 5 4 7 0 2号公報に は、 半径方向内側および半径方向外側に配置された二つのアキシャルピストンシ リンダ群を備えたピストンポンプあるいはピストンモータが記載されている。 こ れらは何れもオイルのような非圧縮性流体を作動媒体とするもので、 半径方向内 側および半径方向外側のアキシャルピストンシリンダ群は円周方向に位相をずら して配置されており、 また前者は半径方向内側のアキシャルピストンシリンダ群 のピストン径が、 半径方向外側のアキシャルピストンシリンダ群のピストン径ょ りも小さくなつている。
また日本特開 2 0 0 0 - 3 2 0 4 5 3号公報には、 ロータの半径方向内側およ び半径方向外側にそれぞれアキシャルピストンシリンダ群およびべ一ン群を配置 し、 高温高圧の蒸気をアキシャルピストンシリンダ群を経てべーン群に供給する ことで圧力エネルギーを機械エネルギーに変換する膨張機が記載されている。 ところで、 高温高圧の蒸気を作動媒体とする膨張機には、 ベーンを摺動自在に 支持するロータをカムリングの内部に配置したベ一ン型のものと、 複数のシリン ダぉよびピストンを軸線に対して放射状に配置したラジアル型のものと、 複数の シリンダおよびピストンを軸線に対して平行に配置したアキシャル型のものとが める。
ベ一ン型の膨張機は蒸気の膨張比を大きく取れるという利点があるが、 ベ一ン の先端とカムリングの内周面との容積あたりのシール長さが長くなり、 シールが 難しいために蒸気のリーク量が多くなる問題がある。
またラジアル型の膨張機はシリンダおよびピストンが軸線に対して放射状に配 置されるため、 隣接するシリンダ間に形成される扇形のデッドスペースにより寸 法が大型化するだけでなく、 蒸気をシリンダに配分するロータリバルブの摺動面 を円筒面とし、 摺動自在なクリアランスを設けた場合、 平坦な摺動面を有する口 一夕リバルブに比べて蒸気のリーク量が増加する問題がある。
それに対して、 アキシャル型の膨張機はシリンダおよびピストンを軸方向に配 置することから、 シリンダ間のデッドスペースをより小さくして半径方向の断面 配置を小さくできるので、 デッドスペースが大きくなるラジアル型の膨張機に比 ベて小型化が可能である。 またシリンダおよびピストン間の蒸気のリーク量はべ ーンおよびカムリング間の蒸気のリーク量に比べて小さく、 しかも平坦な摺動面 を有して蒸気のリーク量が小さいロータリバルブを採用することができるので、 ベーン型あるいはラジアル型の膨張機に比べて高出力化が可能である。
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、 アキシャル型の膨張機の更なる 小型高出力化を図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、 ケ一シングと、 駆 動力を出力する出力軸と、 出力軸と一体になつてケーシングに回転自在に支持さ れたロータと、 出力軸の軸線を囲むようにロータに環状にかつ半径方向内外に配 置された複数のアキシャルピストンシリンダ群と、 ケーシングに固定されて複数 のアキシャルピストンシリンダ群のピストンを前記軸線方向に案内する共通の斜 板とを備えた膨張機であって、 複数のアキシャルピストンシリンダ群のピストン を半径方向外側に位置するものほど大径にするとともに、 複数のアキシャルピス トンシリンダ群を直列に接続し、 高温高圧の作動媒体を半径方向内側のアキシャ ルピストンシリンダ群から半径方向外側のアキシャルピストンシリンダ群に向け て順次供給することを特徴とする膨張機が提案される。
上記構成によれば、 複数のアキシャルピストンシリンダ群を出力軸に関して半 径方向内外に配置し、 各々のアキシャルピストンシリンダ群のピストンを共通の 斜板に案内させて複数段連続して機能させるので、 ベーン型の膨張機に比べて作 動媒体のリーク量が減少するのは勿論のこと、 ベーン型の膨張機やラジアル型の 膨張機に比べて本来的にスペース効率が高いアキシゲル型の膨張機のスペース効 率を更に高め、 小型で高出力な膨張機を得ることができる。
また複数のアキシャルピストンシリンダ群のピストンを半径方向外側に位置す るものほど大径にし、 かつ高温高圧の作動媒体を直列に接続した複数のアキシャ ルピストンシリンダ群の半径方向内側のものから半径方向外側のものへと順次供 給するので、 デッドスペースの発生を最小限に抑えて膨張機を小型化できるだけ でなく、 半径方向内側の小径のアキシャルピストンシリンダ群に体積が小さい高 圧の作動媒体が作用し、 半径方向外側の大径のアキシャルピストンシリンダ群に 体積が大きい低圧の作動媒体が作用するようになり、 作動媒体の圧力エネルギー を余すところ無く機械エネルギーに変換することができる。 しかも高圧の作動媒 体が作用することでリークが発生し易い半径方向内側のアキシャルピストンシリ ンダ群の摺動部の面積を最小限に抑え、 作動媒体のリークを一層低減することが できる。
更に、 半径方向内側のアキシャルピストンシリンダ群に膨張前の高温の作動媒 体が作用し、 半径方向外側のアキシャルピストンシリンダ群に膨張後の低温の作 動媒体が作用するようになるため、 高温の作動媒体が作用する半径方向内側のァ キシャルピストンシリンダ群から放散する熱を、 低温の作動媒体が作用する半径 方向外側のアキシャルピストンシリンダ群で回収し、 熱エネルギーの損失を減少 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、 半径方向内外に 隣接するアキシャルピストンシリンダ群の配列ピッチを円周方向にずらしたこと を特徴とする膨張機が提案される。
上記構成によれば、 半径方向内外に隣接するアキシャルピストンシリンダ群の 配列ピッチが円周方向にずれているので、 半径方向外側のシリンダに挟まれた空 間に半径方向内側のシリンダを配置して膨張機の外径寸法を一層小型化すること ができるだけでなく、 複数のアキシャルピストンシリンダ群の出力トルクの変動 を減少させることができる。
また本発明の第 3の特徴によれば、 上記第 1または第 2の特徴に加えて、 複数 のアキシャルピストンシリンダ群に作動媒体を供給 ·排出する吸 ·排気バルブよ りなる作動媒体供給 ·排出部と、 ロータよりなる動力変換部と、 出力軸および斜 板よりなる出力部とを前記軸線の一端側から他端側に順次配置したことを特徴と する膨張機が提案される。
上記構成によれば、 作動媒体供給 ·排出部と出力部とが動力変換部を挟んで離 れた位置に配置されるので、 出力部の摺動部を潤滑するオイルが、 高温の作動媒 体が通過する作動媒体供給 ·排出部により加熱されて変質するのを防止し、 出力 部の潤滑性能を確保することができる。
尚、 実施例のロータリバルブ 6 1は本発明の吸 ·排気バルブに対応する。
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 4一 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— 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— 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 4一 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。
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、 本実施例の膨張機 Mは例えばランキンサイクル装置 に使用されるものであって、 作動媒体としての高温高圧蒸気の熱エネルギーおよ び圧力エネルギーを機械エネルギーに変換して出力する。 膨張機 Mのケーシング 1 1は、 ケーシング本体 1 2と、 ケ一シング本体 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。 ケーシング本体 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。
ケーシング 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の後部がアンギュラボ 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 2に回転自 在に支持されるとともに、 出力軸 2 8の前部がアンギュラポールベアリング 3 1 およびシール部材 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個のシ一ル部材 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、 ロータ 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。 ロータ 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 一ル部材 4 4…が装着され、 この状態でスリーブ 4 1…の前端を押さえる単一の セッ卜プレー卜 4 5が複数本のポルト 4 6…で口一夕 2 7の前面に固定される。 スリープ支持孔 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 1— の外周面との間に間隙 α (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…との摺動面をシ一ルする圧カリング 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ォ一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…力 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…を口一夕 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 ーブ 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との間に間隙ひを形成したので、 高圧作動室 8 2…に供給さ れた高温高圧蒸気によりロータ 2 7が熱変形しても、 その影響がスリーブ 4 " 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。
口一夕 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口一夕 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…が摺動自在に嵌合 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 " 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の高圧ピストン 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 ャルピストンシリンダ群 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 …， 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。
また斜板 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に対する蒸気 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、 それぞれケ一シング本体 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 ギユラポールベアリング 3 1に支持されるが、 ケーシング本体 1 2およびアンギ ユラポールベアリング 2 9間に介装するシム 5 8の厚さと、 前部カバー 1 5およ びアンギユ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に沿うロー夕 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にアンギユラポールべァリング 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 カバー 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が前部カバ一 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、 ケーシング 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、 予めロータ 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口一タリバルブ 6 1は、 ロータ リバルブ本体 6 2と、 固定側バルブプレート 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、 ロータ 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およびポルト 6 7で口一 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を介してロータリバルブ本体 6 2に相対回転不能に結合される。 従って、 ロー夕 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、 ロータ 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にシ一ル部材 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、 後部力バー 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、 従って口一タリバルブ本体 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。
後部カバー 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、 これらプリ口一ドスプリング 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卜 6 3および可動側バルブプレ一ト 6 4の搢動面 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、 後部カバ一 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、 ロータリパルプ本体 6 2は前記プリ口一ドスプ 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め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で示すロータ 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および摺動部材 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、 ロータ 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。
ロータリバルブ本体 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の内周面と口一タリバルブ本体 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。
口一夕 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、 ロータリバルブ本体 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 …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はロー夕 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のアキシャルビストン 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、 ロー夕 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で示す口一夕 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、 口一夕 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、 口一タリバルブ本体 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、 ロータリバルブ本体 6 2および後部カバー 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 ロータリバルブ 6 1で制御するので、 各々別個のロー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め、 円筒状の摺動面に比べてクリアランスの管理 が容易であるからである。
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をケ一シング本体 1 2から取り外すだけで、 ケーシング 本体 1 2に対してロータリバルブ 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を挟んでロータリバルブ 6 1の反対側に配置されるので、 高 温となる口一タリバルブ 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を参照してブリー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 部プリ一ザ室 1 0 1はケーシング本体 1 2の上壁 1 2 aに形成された連通孔 1 2 bを介してケーシング 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）。 下部プリ一ザ室 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 (：〜 1 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 f …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。
ブリーザ室隔壁 2 3とブリーザ室カバー 2 5との間に上部ブリーザ室 1 0 3が 区画されており、 この上部ブリーザ室 1 0 3と下部ブリーザ室 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ーシング本体 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でシーノレされる。
ブリーザ室隔壁 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ブリーザ通路 B 1の他端は、 ケ一シ 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ブリーザ通路 B 4および 前記第 3プリ一ザ通路 B 3を介して蒸気排出室 9 0に連通する。 第 1プリ一ザ通 路 B 1および第 2ブリーザ通路 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揷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、 そこからロータリバルブ 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、 この口一夕リバ 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 ト 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から口一夕 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夕 2 7が連続的に回転駆動される。
図 1 7に示すように、 口一夕 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のアキシャルピストンシリンダ群 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タ 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口一夕 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口一夕 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、 ロータリバルブ本体 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のアキシャルピストンシリンダ群 5 7の 7本の高圧ビストン 5 1…とが 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膨張機はラジアル型の膨張機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、 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 —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 ケーシング 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のアキシャルピストンシリンダ群 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 よりもロー夕 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 のリ一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の運転中にケーシング 1 1の潤滑室 1 0 2内で回転するロー夕 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を支持するアンギュラポールベアリング 3 1、 ロー夕 2 7を支持するアンギュラボールベアリング 2 9、 斜板 3 9を支持 するアンギュラボールベアリング 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、 ロー 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一シング本体 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、 ケーシング本体 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ブリーザ室 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、 上部プリ一ザ室 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。
暖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 プリ一ザ通路 B 2および第 1プリ一ザ通路 B 1、 上部プリ一ザ室 1 0 3および下 部ブリーザ室 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ぴ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…の弹発力と圧力室 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 ぴ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を引き離してシー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。
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のァ キシャルピストンシリンダ群 5 7を設けているが、 3セッ卜以上のアキシャルビ ストンシリンダ群を設けても良い。
産業上の利用可能性
以上のように、 本発明に係る膨張機は、 ランキンサイクル装置用として好適 に実施可能であるが、 ランキンサイクル装置以外の任意の用途に対しても適用す ることができる。

Claims

請求の範囲
1. ケーシング （1 1) と、
駆動力を出力する出力軸 （28) と、
出力軸 （28) と一体になつてケーシング （1 1) に回転自在に支持された口 一夕 （27) と、
出力軸 （28) の軸線 （L) を囲むように口一夕 （27) に環状にかつ半径方 向内外に配置された複数のアキシャルピストンシリンダ群 （49， 57) と、 ケーシング （1 1) に固定されて複数のアキシャルピストンシリンダ群 （49 ， 57) のピストン （43， 51) を前記軸線 （L) 方向に案内する共通の斜板 (39) と、
を備えた膨張機であって、
複数のアキシャルピストンシリンダ群 （49， 57) のピストン （43， 51 ) を半径方向外側に位置するものほど大径にするとともに、
複数のアキシャルピストンシリンダ群 （49, 57) を直列に接続し、 高温高 圧の作動媒体を半径方向内側のアキシャルピストンシリンダ群 （49) から半径 方向外側のアキシャルピストンシリンダ群 （57) に向けて順次供給することを 特徴とする膨張機。
2. 半径方向内外に隣接するアキシャルピストンシリンダ群 （49, 57) の配 列ピッチを円周方向にずらしたことを特徴とする、 請求項 1に記載の膨張機。
3. 複数のアキシャルピストンシリンダ群 （49, 57) に作動媒体を供給，排 出する吸 ·排気バルブ （61) よりなる作動媒体供給 ·排出部と、 ロータ （27 ) よりなる動力変換部と、 出力軸 （28) および斜板 （39) よりなる出力部と を前記軸線 （L) の一端側から他端側に順次配置したことを特徴とする、 請求項 1または請求項 2に記載の膨張機。
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