WO2004001195A1 - 膨 張 機 - Google Patents

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WO2004001195A1
WO2004001195A1 PCT/JP2003/007847 JP0307847W WO2004001195A1 WO 2004001195 A1 WO2004001195 A1 WO 2004001195A1 JP 0307847 W JP0307847 W JP 0307847W WO 2004001195 A1 WO2004001195 A1 WO 2004001195A1
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WO
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piston
axis
swash plate
rotor
spherical
Prior art date
Application number
PCT/JP2003/007847
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Hiroyuki Makino
Kohei Oosono
Original Assignee
Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
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Classifications

    • 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
    • F01B3/0002—Reciprocating-piston machines or engines with cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having stationary cylinders
    • F01B3/0017—Component parts, details, e.g. sealings, lubrication

Definitions

  • an axial piston cylinder group is annularly arranged on a rotor rotatably supported by a casing so as to surround an axis thereof, and a spherical convex portion formed at a tip of a piston of the axial piston cylinder group is formed on a swash plate.
  • the present invention relates to an expander abutted on a spherical recess.
  • a hydraulic device in which a spherical convex portion formed at the tip of a piston of an axial piston cylinder group is brought into contact with a spherical concave portion formed on a swash plate has been disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 61-2741166. is there.
  • the contact pressure between the two parts can be reduced, and the relative rotation between the swash plate and the piston can be prevented.
  • the swash plate has a centering action by the bistone, the load on the swash plate holder supporting the swash plate can be reduced, and the durability can be improved.
  • the spherical The trajectory of the contact point of the spherical convex portion of the plurality of pistons with the concave portion is elliptical.
  • the point of contact between the spherical convex part of each piston and the spherical concave part of the swash plate is at a position eccentric from the axis of the piston ⁇ and the axis of the spherical concave part, and the direction of the load that the spherical convex part of the piston receives from the spherical concave part of the swash plate Will be displaced from the direction of the biston axis.
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, and reduces the bending moment and the radial offset load received by a piston of an expander from a swash plate to increase sliding resistance and abnormal wear.
  • the purpose is to minimize the occurrence of wear.
  • a casing a rotatable rotatably supported by a casing, and an annularly arranged so as to surround the axis of the mouth.
  • An axial piston cylinder group, and a swash plate having an axis inclined at a predetermined angle with respect to the axis and rotatably supported by a casing, and a spherical convex portion formed at the tip of the piston of the axial piston cylinder group.
  • the swash plate is brought into contact with a spherical concave portion formed so as to concentrically surround the rotation axis of the swash plate, and the expansion chamber defined between the piston and the cylinder sleeve of the axial piston cylinder group is connected to the swash plate via a rotary valve.
  • the expander which rotates the rotor by supplying high-temperature, high-pressure steam, the contact locus between the spherical concave portion of the swash plate and the spherical convex portion of the piston is determined by an axial piston cylinder.
  • the contact locus between the spherical concave portion of the swash plate and the spherical convex portion of the piston of the expander having the axial piston cylinder group is proposed. Is offset to the expansion stroke side of the axial piston cylinder group, so that the piston speed increases and the surface pressure at the contact point between the piston and the swash plate increases.
  • the position of the point of contact with the spherical convex part of the ston is brought as close as possible to the axis of the spherical concave part and the axis of the piston to reduce the bending moment acting on the piston and the radial offset load to increase sliding resistance and abnormal wear. Can be minimized.
  • the axis of the swash plate is offset to the exhaust stroke side of the axial piston cylinder group with respect to the axis of the mouth. Is proposed.
  • the contact point between the spherical concave portion of the swash plate and the spherical convex portion of the piston can be obtained by a simple configuration in which the axis of the swash plate is offset toward the exhaust stroke side of the axial piston cylinder group with respect to the axis of the rotor.
  • the trajectory can be offset to the expansion stroke side of the axial piston cylinder group.
  • FIGS. 1 to 17 show an embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of an expander
  • FIG. 2 is a sectional view taken along line 2-2 in FIG. 1
  • FIG. 3 is 3-3 in FIG.
  • Fig. 4 is an enlarged view of Fig. 1.
  • Large view Fig. 5 is an enlarged view of 5 parts of Fig. 1
  • Fig. 6 is an exploded perspective view of the rotor
  • Fig. 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. 9 is an enlarged view of part 9 of Fig. 4
  • Fig. 10 is a cross-sectional view taken along the line 10--10 in Fig. 5, Fig.
  • FIG. 11 is a cross-sectional view taken along the line 11--11 in Fig. 5, and Fig. 2-1 2 cross-sectional view
  • Fig. 13 is a cross-section taken along line 13-13 in Fig. 5
  • Fig. 14 is a view taken along line 14-14 in Fig. 4
  • Fig. 15 is an operation explanatory view (with offset)
  • Fig. 16 is an explanatory diagram of the effect (without offset)
  • Fig. 17 is a graph explaining the effect of the offset.
  • the expander M of the present embodiment is used, for example, in a Rankine cycle device, and converts heat energy and pressure energy of a high-temperature high-pressure steam as a working medium into mechanical energy. Output.
  • the casing 11 of the expander M has a casing body 12, a front cover 15 connected to a front opening of the casing body 12 by a plurality of ports 14 via a sealing member 13, and a casing.
  • the rear cover 18 is connected to the rear opening of the main body 12 by a plurality of ports 17 via a sealing member 16 via a sealing member 16.
  • the rear cover 18 is connected to the lower opening of the casing main body 12 via a sealing member 19.
  • an oil pan 21 connected by several ports 20.
  • the roller 22 arranged rotatably about an axis L extending in the front-rear direction at the center of the casing 11 is supported by a ball bearing 23 provided at the front thereof on a front force par 15.
  • the rear portion is supported by a pole bearing 24 provided on the casing body 12.
  • a swash plate holder 28 fitted to the rear surface of the front cover 15 via two seal members 25, 26 and a dowel pin 27 is fixed by a plurality of ports 29.
  • the swash plate 31 is rotatably supported by the plate holder 28 via the angular pole bearing 30.
  • the axis L1 of the swash plate 31 is inclined with respect to the axis L of the rotor 22, and the angle of inclination is fixed.
  • the axis L 1 of the swash plate 31 is located on the exhaust stroke side (left side in the figure) of the axial piston cylinder group 56 described later with respect to the axis L of the rotor 22. Offset by the distance ⁇ .
  • the rotor 22 has an output supported by the front cover 15 by the pole bearings 23.
  • Three sleeve support flanges 3 3, 3 4 formed integrally with the shaft 32 and the rear portion of the output shaft 32 via cutouts 57, 58 (see FIGS. 4 and 9) having a predetermined width.
  • the heat insulation cover 40 fitted to the head 38 and the three sleeve support flanges 33, 34, 35 from the front and connected to the front sleeve support flange 33 by a plurality of ports 39 ...
  • Each of the three sleeve support flanges 33, 34, and 35 has five sleeve support holes.
  • a flange 41 a is formed at the rear end of each cylinder sleeve 41, and this flange 41 a is When fitted to the metal gasket 36 while being fitted to the step 35b formed in the sleeve support hole 35a of the sleeve support flange 35, it is positioned in the axial direction (see Fig. 9).
  • the piston 42 is slidably fitted in the inside of the valve 41, and the spherical recess 61a at the front end of the piston 42 corresponds to the spherical recess 31a formed of dimples formed on the swash plate 31. And a steam expansion chamber between the rear end of the piston 42 and the rotor head 38.
  • An oil passage 32 a extending along the axis L is formed inside the output shaft 32 integral with the rotor 22, and the front end of the oil passage 32 a radially branches off to the outside of the output shaft 32. It communicates with the peripheral annular groove 32b.
  • an oil passage closing member 45 is screwed into the inner periphery of the oil passage 32 a via a seal member 44.
  • a plurality of oil holes 32c extending radially outward from an oil passage 32a in the vicinity thereof open on the outer peripheral surface of the output shaft 32.
  • the trochoid-type oil pump 49 is provided with an outer rotor 50 rotatably fitted in the concave portion 15a, and an inner fixed to the outer periphery of the output shaft 32 and fitted to the outer port 50. And a rotor 51. Oil inside the oil pan 2 1
  • the pipe 52 and the front cover 15 communicate with the suction port 53 of the oil pump 49 through the oil passage 15b of the front cover 15, and the discharge port 54 of the oil pump 49 is connected to the oil passage 1 of the front cover 15. It communicates with the annular groove 32b of the output shaft 32 via 5c.
  • the piston 42 which is slidably fitted to the cylinder sleeve 41, includes an end portion 61, an intermediate portion 62, and a top portion 63.
  • the end portion 61 is a member having a spherical convex portion 61 a that comes into contact with the spherical concave portion 31 a of the swash plate 31, and is joined to the tip of the intermediate portion 62 by welding.
  • the intermediate portion 62 is a cylindrical member having a large-capacity hollow space 62a, and has a small-diameter portion 62b having a slightly reduced diameter on the outer peripheral portion close to the top portion 63.
  • a plurality of oil holes 6 2 c are formed so as to penetrate therethrough in the radial direction, and a plurality of spiral oil grooves 6 2 d ... are formed on the outer peripheral portion in front of the small diameter portion 6 2 b. Is formed.
  • the top portion 63 facing the expansion chamber 43 is formed integrally with the intermediate portion 62, and a partition wall 63a formed on the inner surface thereof, and a lid member 6 fitted and welded to the rear end surface thereof.
  • a heat insulating space 65 (see FIG. 9) is formed between the first and second heat exchangers.
  • Two compression rings 66, 66 and one oil ring 67 are mounted on the outer periphery of the top part 63, and the oil ring groove 63b into which the oil ring 67 fits is formed by a plurality of oil rings. It communicates with the hollow space 62a of the intermediate part 62 via the oil hole 63c.
  • the piston end part 61 and the middle part 62 are made of high carbon steel
  • the top part 63 is made of stainless steel, of which the end part 61 is induction hardened and the middle part 62 is hardened.
  • An annular groove 41b (see FIGS. 6 and 9) is formed on the outer periphery of the intermediate portion of the cylinder sleeve 41, and a plurality of oil holes 41c are formed in the annular groove 41b. Regardless of the mounting position of the cylinder sleeve 41 in the rotation direction, the hole 32 formed in the output shaft 32 and the hole formed in the sleeve support flange 34 in the center of the mouth 22 are formed.
  • the holes 3 4 b ′ ′′ (see FIGS. 4 and 6) communicate with the annular groove 4 1 b.
  • An annular lid member 69 is welded to the front side or the expansion chamber 43 side of the rotor head 38 connected with a port 37 on the rear surface of the sleeve support flange 33 on the front side of the rotor 22.
  • An annular heat insulating space 70 (see FIG. 9) is defined on the rear or rear surface of the lid member 69.
  • the rotor head 38 is positioned in the rotational direction with respect to the rear sleeve support flange 35 by the knock pin 55.
  • the five cylinder sleeves 41 and the five pistons 42 constitute an axial piston cylinder group 56 of the present invention.
  • the rotary valve 71 arranged along the axis L of the rotor 22 includes a valve body 72, a fixed-side valve plate 73, and a movable-side valve plate 74.
  • the movable-side valve plate 74 is positioned on the rear surface of the rotor 22 in the rotational direction by the knock pin 75, and is fixed by a port 76 screwed to the oil passage closing member 45 (see FIG. 4). You.
  • the port 76 also has a function of fixing the rotor head 38 to the output shaft 32.
  • the fixed valve plate 73 which comes into contact with the movable valve plate 74 via the flat sliding surface 77, has one port at the center of the front surface of the valve body 72.
  • it is fixed to the outer periphery of the valve body 72 by an annular fixing ring 79 and a plurality of ports 80.
  • the stepped portion 79 a formed on the inner periphery of the fixing ring 79 is press-fitted so as to be fitted into the outer periphery of the fixed side valve plate 73, and the stepped portion formed on the outer periphery of the fixing ring 79.
  • the coaxiality of the fixed-side valve plate 73 with respect to the valve main body 72 is ensured by the in-row fitting of 79 b into the outer periphery of the valve main body 72.
  • a knock pin 81 for positioning the fixed-side valve plate 73 in the rotation direction is disposed between the valve body 72 and the fixed-side valve plate 73.
  • the fixed side valve plate 73 and the movable side valve plate 74 are made of carbon or ceramics. It is made of a highly durable material such as dust, and further durable if the sliding surface 77 is interposed or coated with a heat-resistant, lubricating, corrosion- or wear-resistant member. Performance can be improved.
  • the valve body 72 made of stainless steel is a stepped cylindrical member having a large-diameter portion 72 a and a small-diameter portion 72 b, and the outer periphery of the large-diameter portion 72 a and the small-diameter portion 72 b.
  • a pin 84 implanted on the outer peripheral surface is fitted in a notch 18 c formed in the rear cover 18 in the direction of the axis L in the direction of the axis L, thereby positioning in the rotational direction.
  • a plurality of pre-opening springs 8 5... are supported by the rear cover 18 so as to surround the axis L.
  • the pre-opening springs 8 5... have a large diameter section 7 2a and a small diameter section 7 2.
  • the valve body 72 which presses the step portion 7 2c between b, is urged forward to bring the sliding surfaces 7 7 of the fixed valve plate 7 3 and the movable valve plate 7 4 into close contact. You.
  • a steam supply pipe 86 connected to the rear surface of the valve body 72 has a first steam passage P1 formed inside the valve body 72 and a second steam passage P formed in the fixed side valve plate 73. It communicates with the sliding surface 7 through 2.
  • a steam discharge chamber 88 sealed by a seal member 87 is formed between the casing main body 12 and the rear cover 18 and the rotor 22.
  • the steam discharge chamber 88 is formed by the valve main body.
  • the sixth and seventh steam passages P 6 and P 7 formed inside the portion 72 and the fifth steam passage P 5 formed in the fixed valve plate 73 communicate with the sliding surface 77. .
  • a sealing member 89 surrounding the connection between the first and second steam passages PI and P2 and a fifth and sixth steam passage P 5 are provided on the mating surface between the valve body 72 and the fixed side valve plate 73.
  • a sealing member 90 surrounding the connection portion of P6 is provided on the mating surface between the valve body 72 and the fixed side valve plate 73.
  • the both ends of the fourth steam passages P4 are in communication with the third steam passages P3 and the expansion chambers 43, respectively.
  • the portion of the second steam passage P2 that opens to the sliding surface 77 is circular, while the portion of the fifth steam passage P5 that opens to the sliding surface 77 is a circle centered on the axis L. It is formed in an arc shape.
  • the high-temperature and high-pressure steam generated by heating the water in the evaporator passes from the steam supply pipe 86 to the first steam passage P1 formed in the valve body 72 of the low-pressure valve 71, and to the valve body 72.
  • the second steam passage P2 formed in the integral fixed-side valve plate 73 it reaches the sliding surface 77 with the movable-side valve plate 74.
  • the second steam passage P2 opening to the sliding surface 77 is instantaneously connected to the corresponding third steam passage P3 formed in the movable valve plate 74 rotating integrally with the rotor 22 during a predetermined intake period.
  • the high-temperature high-pressure steam is supplied from the third steam passage P3 to the expansion chamber 43 in the cylinder sleeve 41 via the fourth steam passage P4 formed in the rotor 22.
  • FIG. 16 shows a case where it is assumed that the axis L1 of the swash plate 31 is not offset with respect to the axis L of the mouth 22. In this case, the right half of the figure shows The contact trajectory T is symmetrical between the expansion stroke and the left half of the exhaust stroke.
  • the contact point p between the spherical convex portion 61 a of the piston 42 and the spherical concave portion 31 a of the swash plate 31 is both spherical.
  • the concave portion 6 1a is shifted inward from the axis L3.
  • the spherical convex portion 61 a of the piston 42 driven by the high-temperature and high-pressure steam is strongly pressed against the spherical concave portion 31 a of the swash plate 31, so that the spherical convex portion 61 a and the spherical concave portion 31 are formed.
  • the trajectory T is offset to the expansion stroke side (right side in the figure), so that the spherical projection 61 a of the piston 42 and the spherical recess 31 a of the swash plate 31 are located at an intermediate position of the expansion stroke.
  • the contact point p can be aligned with the axis L2 of the piston 42 and the axis L3 of the spherical recess 61a.
  • the piston 42 receives a load from the swash plate 31 in the direction along the axis L2 of the piston 42, thereby reducing the bending moment acting on the piston 42 and the radial offset load. As a result, an increase in frictional resistance and occurrence of abnormal wear can be prevented. At this time, the eccentric load applied to the swash plate 31 from the piston 42 is also reduced, which contributes to the improvement of the durability of the swash plate 31 and the angular roller bearing 30 that supports the swash plate 31 on the swash plate holder 28. Can be.
  • the spherical convex portion 61a and the spherical concave portion at the intermediate position of the expansion stroke are offset to the exhaust stroke side with respect to the axis L of the rotor 22 as in the present embodiment, the spherical convex portion 61a and the spherical concave portion at the intermediate position of the expansion stroke.
  • the contact point p with 1a can be aligned with the axis L2 of the cylinder 42 and the axis L3 of the spherical recess 61a, but at the intermediate position in the exhaust stroke, the spherical protrusion 61a and the spherical recess 3
  • the contact point p with 1a is largely separated from the axis L2 of the cylinder 42 and the axis L3 of the spherical recess 61a (see Fig. 15).
  • the load applied to the piston 42 is originally small, so that the resulting bending moment / radial eccentric load becomes very small, so there is no particular problem.
  • the horizontal axis is the rotation angle of the rotor 22 measured from the top dead center of the piston 42
  • the vertical axis is the bending stress acting on the piston 42 due to the reaction load from the swash plate 31. is there.
  • the region where the speed of the piston 42 becomes large In the region where the angle from the top dead center is 60 ° to 140 °), that is, in the region where the lubrication condition between the piston 42 and the cylinder sleeve 41 is the strictest, the bending with the offset indicated by the solid line is bent.
  • the stress is smaller than the bending stress of the one without offset indicated by the broken line, and it can be seen that the effect of this embodiment is effectively exhibited.
  • the rotation of the mouth 22 causes the rotation of the oil pump 49 provided on the output shaft 32 to operate the oil pan 21 to the oil pipe 52, the oil passage 15 of the front cover 15 and the suction port.
  • the oil sucked in through 5 3 is discharged from the discharge port 54, and the oil passage 15 c of the front force bar 15, the oil passage 3 2 a of the output shaft 32, and the annular groove 3 of the output shaft 3 2 2 b, the oil hole 3 2 of the output shaft 3 2..., the annular groove 4 1 b of the cylinder sleeve 4 1 and the oil hole 4 1 c of the cylinder sleeve 4 1, and into the middle 6 2 of the piston 4 2 It is supplied to the space between the formed small diameter portion 62b and the cylinder sleeve 41.
  • Part of the oil retained in the small diameter portion 62b flows into a spiral oil groove 62d formed in the intermediate portion 62 of the piston 42, and slides on the sliding surface with the cylinder sleeve 41. Another part of the oil lubricates the sliding surfaces between the compression rings 66, 66 and the oil rings 67 provided on the top portion 63 of the piston 42 and the cylinder sleeve 41.
  • the hollow space 6 2 a communicates with the inside of the cylinder sleeve 41 via a plurality of oil holes 6 2 c ... penetrating through the intermediate portion 62 of the piston 42, and the inside of the cylinder sleeve 41 has a plurality of oil holes 4.
  • the cylinder sleeve 41 communicates with the annular groove 41b on the outer periphery of the cylinder sleeve 41 via 1c.
  • the periphery of the annular groove 4 1 b is covered by the sleeve support flange 3 4 at the center of the rotor 22, but since the sleeve support flange 34 has an oil hole 34, the piston 42 is hollow.
  • the oil in the space 62 a is urged radially outward by centrifugal force, and is discharged into the space 68 inside the heat insulating cover 40 through the oil hole 34 b of the sleeve support flange 34, from which the heat insulating cover 40 is formed. Is returned to the oil pan 21 through the oil holes 40 a.
  • the oil held in the hollow space 62 a inside the piston 42 and the oil held in the small diameter portion 62 b on the outer periphery of the piston 42 increase the volume of the expansion chamber 43. Is supplied from the small diameter portion 62 b to the top portion 63 side during the expansion stroke, and is supplied from the small diameter portion 62 b to the end portion 61 side during the exhaust stroke in which the volume of the expansion chamber 43 decreases. Therefore, it is possible to reliably lubricate the entire area of the piston 42 in the axial direction.
  • the oil flows inside the hollow space 62 a of the piston 42, so that the heat of the top part 63 exposed to high-temperature and high-pressure steam is transmitted to the low-temperature end part 61, and the temperature of the piston 42 is locally reduced. Can be avoided.
  • an insulating space 65 is provided between the top part 63 of the piston 42 facing the expansion chamber 43 and the intermediate part 62. Since the heat insulating space 70 is also formed in the low-pressure head 38 facing the expansion chamber 43, heat can escape from the expansion chamber 43 to the piston 42 and the rotor head 38. In this way, it is possible to contribute to improving the performance of the expander M by minimizing the load. In addition, since a large-volume hollow space 62 a is formed inside the piston 42, not only can the weight of the piston 42 be reduced, but also the heat mass of the piston 42 is reduced to allow the piston 42 to move from the expansion chamber 43. Can be more effectively reduced.
  • the outer peripheral surface of the cylinder sleeve 41 is exposed from two notches 5 7, 58 formed in the outer peripheral surface of the opening 22 in the circumferential direction, not only can the weight of the rotor 22 be reduced, but also the opening It is possible to improve the thermal efficiency by reducing the heat mass of the overnight 22 and to suppress the heat escape from the cylinder sleeve 41 by making the notches 57, 58 function as heat insulating spaces. it can. Further, since the outer peripheral portion of the mouth 22 is covered with the heat insulating cover 40, heat escape from the cylinder sleeve 41 can be more effectively suppressed.
  • the rotary valve 71 supplies and exhausts steam to the axial piston cylinder group 56 via a flat sliding surface 77 between the fixed side valve plate 73 and the movable side valve plate 74. It can be effectively prevented. This is because the flat sliding surface 77 can be easily processed with high precision, so that the clearance can be easily managed as compared with the cylindrical sliding surface.
  • a plurality of preload springs 8 5 ... apply a preset load to the valve body 72 to generate surface pressure on the sliding surfaces 7 7 of the fixed valve plate ⁇ 3 and the movable valve plate 74. Leakage of steam from the moving surface 77 can be more effectively suppressed.
  • the valve body 72 of the rotary valve 71 is made of stainless steel having a large coefficient of thermal expansion
  • the fixed valve plate 73 fixed to the valve body 72 is made of carbon or ceramic having a small coefficient of thermal expansion. Therefore, the centering between the two may deviate due to the difference in the coefficient of thermal expansion.
  • the stepped portion 79 b of the outer periphery of the fixing ring 79 is spigot-fitted to the outer periphery of the valve body 72. In this state, the fixing ring 79 is fixed to the valve body 72 with a plurality of ports 80...
  • the fixed side valve plate 73 is attached to the valve body 72 by the centering action of the in-row fitting.
  • the center of the expander M can be prevented precisely, and the timing of supply and discharge of steam can be prevented from being shifted, thereby preventing the performance of the expander M from deteriorating.
  • the contact surface between the fixed side valve plate 73 and the valve body 72 can be uniformly adhered by the fastening force of the port 80, and the leakage of steam from the contact surface can be suppressed.
  • the rotary valve 71 can be attached to and detached from the casing body 12, so that maintenance work such as repair, cleaning, and replacement can be performed easily. Significantly improved.
  • the rotary valve 71 through which high-temperature, high-pressure steam passes, becomes hot, but the swash plate 31 and the output shaft 32, which require lubrication with oil, are located on the opposite side of the rotary pulp 71 across the rotor 22. Therefore, it is possible to prevent the oil from being heated by the heat of the rotary valve 71, which is heated to a high temperature, and thereby reduce the lubrication performance of the swash plate 31 and the output shaft 32.
  • the oil also functions to cool the one-way valve 71 to prevent overheating.
  • the present invention is suitably applied to the expander M of the Rankine cycle device.
  • the present invention can be applied to an expander for any other use. is there.

Landscapes

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  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Compressors, Vaccum Pumps And Other Relevant Systems (AREA)

Abstract

アキシャルピストンシリンダ群のピストン（４２）の先端に形成した球状凸部（６１ａ）を、斜板（３１）に形成した球状凹部（３１ａ）に当接させ、球状凹部（３１ａ）と球状凸部（６１ａ）とが接する接点（ｐ）の楕円状の接点軌跡（Ｔ）を、アキシャルピストンシリンダ群の膨張行程側にオフセットする。これにより、ピストン（４２）の速度が大きくなり、かつ前記接点（ｐ）の面圧が大きくなる膨張行程の中間領域において、該接点（ｐ）の位置を球状凹部（３１ａ）の軸線（Ｌ３）およびピストン（４２）の軸線（Ｌ２）にできるだけ接近させ、ピストン（４２）に作用する曲げモーメントやラジアル方向の偏荷重を軽減して摺動抵抗の増加や異常摩耗の発生を最小限に抑えることができる。

Description

明細書 膨張機
発明の分野
本発明は、 ケーシングに回転自在に支持したロータにその軸線を囲むようにァ キシャルピストンシリンダ群を環状に配置し、 アキシャルピストンシリンダ群の ピストンの先端に形成した球状凸部を斜板に形成した球状凹部に当接させた膨張 機に関する。
背景技術
アキシャルピストンシリンダ群のピストンの先端に形成した球状凸部を斜板に 形成した球状凹部に当接させた油圧装置が、 日本特開昭 6 1 _ 2 7 4 1 6 6号公 報により公知である。 球状凸部および球状凹部を当接させることにより、 両者の 当接部の面圧を低下させるとともに、 斜板とピストンとの相対回転を防止するこ とができ、 斜板およびピストンの摩耗低減に寄与することができる。 しかもビス トンによって斜板に調芯作用が与えられるので、 斜板を支持する斜板ホルダの負 荷を軽減して耐久性の向上を図ることができる。
ところでアキシャルピストンシリンダ群を支持するロータの軸線に対して斜板 の軸線が傾斜しているため、 斜板の軸線を中心とする円周上に複数の球状凹部を 配置しても、 それらの球状凹部に対する複数のピストンの球状凸部の接点の軌跡 は楕円状となる。 つまり各ピストンの球状凸部が斜板の球状凹部に当接する接点 は、 ピストンの軸^および球状凹部の軸線から偏心した位置となり、 斜板の球状 凹部からピストンの球状凸部が受ける荷重の方向はビストンの軸線の方向からず れることになる。 その結果、 ピストンに曲げモーメントやラジアル方向の偏荷重 が作用し、 それらの曲げモーメントやラジアル方向の偏荷重によってピストンお よびシリンダの摺動面にコジリが発生して摺動抵抗の増加や異常摩耗の発生の原 因となる問題があった。
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、 膨張機のピストンが斜板から受 ける曲げモーメントやラジアル方向の偏荷重を低減して摺動抵抗の増加や異常摩 耗の発生を最小限に抑えることを目的とする。
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、 ケーシングと、 ケ 一シングに回転自在に支持されたロー夕と、 口一夕にその軸線を囲むように環状 に配置されたアキシャルピストンシリンダ群と、 前記軸線に対して所定角度傾斜 する軸線を有してケーシングに回転自在に支持された斜板とを備え、 アキシャル ピストンシリンダ群のピストンの先端に形成した球状凸部を、 斜板に該斜板の回 転軸線を同心に囲むように形成した球状凹部に当接させ、 アキシャルピストンシ リンダ群のピストンおよびシリンダスリーブ間に区画された膨張室にロー夕リバ ルブを介して高温高圧蒸気を供給することでロータを回転駆動する膨張機におい て、 斜板の球状凹部とピストンの球状凸部との接点軌跡を、 アキシャルピストン シリンダ群の膨張行程側にオフセットしたことを特徴とする膨張機が提案される 上記構成によれば、 アキシャルピストンシリンダ群を備えた膨張機の斜板の球 状凹部とピストンの球状凸部との接点軌跡を、 アキシャルピストンシリンダ群の 膨張行程側にオフセットしたので、 ピストンの速度が大きくなり、 かつピストン と斜板との接点の面圧が大きくなる膨張行程の中間領域で、 斜板の球状凹部とピ ストンの球状凸部との接点の位置を球状凹部の軸線およびピストンの軸線にでき るだけ接近させ、 ピストンに作用する曲げモーメントやラジアル方向の偏荷重を 軽減して摺動抵抗の増加や異常摩耗の発生を最小限に抑えることができる。
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、 斜板の軸線を口 一夕の軸線に対してアキシャルピストンシリンダ群の排気行程側にオフセットし たことを特徴とする膨張機が提案される。
上記構成によれば、 斜板の軸線をロータの軸線に対してアキシャルピストンシ リンダ群の排気行程側にオフセットするだけの簡単な構成で、 斜板の球状凹部と ピストンの球状凸部との接点軌跡をアキシャルピストンシリンダ群の膨張行程側 にオフセットすることができる。
図面の簡単な説明
図 1〜図 1 7は本発明の一実施例を示すもので、 図 1は膨張機の縦断面図、 図 2は図 1の 2— 2線断面図、 図 3は図 1の 3— 3線矢視図、 図 4は図 1の 4部拡 大図、 図 5は図 1の 5部拡大図、 図 6はロータの分解斜視図、 図 7は図 4の 7— 7線断面図、 図 8は図 4の 8— 8線断面図、 図 9は図 4の 9部拡大図、 図 1 0は 図 5の 1 0— 1 0線断面図、 図 1 1は図 5の 1 1— 1 1線断面図、 図 1 2は図 5 の 1 2— 1 2線断面図、 図 1 3は図 5の 1 3— 1 3線断面、 図 1 4は図 4の 1 4 一 1 4線矢視図、 図 1 5は作用説明図 （オフセット有りの場合）、 図 1 6は作用 説明図 （オフセット無しの場合）、 図 1 7はオフセットの効果を説明するグラフ である。
発明を実施するための最良の形態
以下、 本発明の実施例を添付図面に基づいて説明する。
図 1〜図 9に示すように、 本実施例の膨張機 Mは例えばランキンサイクル装置 に使用されるもので、 作動媒体としての高温高圧蒸気の熱エネルギーおよび圧力 エネルギーを機械工ネルギ一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 介して複数本のポルト 1 4…で結合される前部カバー 1 5と、 ケーシング本体 1 2の後面開口部にシール部材 1 6を介して複数本のポルト 1 7…で結合される後 部カバー 1 8と、 ケーシング本体 1 2の下面開口部にシール部材 1 9を介して複 数本のポルト 2 0…で結合されるオイルパン 2 1とで構成される。
ケ一シング 1 1の中央を前後方向に延びる軸線 Lまわりに回転可能に配置され たロー夕 2 2は、 その前部を前部力パー 1 5に設けたボールベアリング 2 3によ つて支持され、 その後部をケーシング本体 1 2に設けたポールベアリング 2 4に よって支持される。 前部カバ一 1 5の後面に 2個のシール部材 2 5 , 2 6および ノックピン 2 7を介して嵌合する斜板ホルダ 2 8が複数本のポルト 2 9…で固定 されており、 この斜板ホルダ 2 8にアンギュラポールベアリング 3 0を介して斜 板 3 1が回転自在に支持される。 斜板 3 1の軸線 L 1は前記ロータ 2 2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。
図 1 4に最も良く示されるように、 斜板 3 1の軸線 L 1は、 ロータ 2 2の軸線 Lに対して、 後述するアキシャルピストンシリンダ群 5 6の排気行程側 （図中左 側） に距離 αだけオフセットされている。
ロータ 2 2は、 前記ポールベアリング 2 3で前部カバ一 1 5に支持された出力 軸 3 2と、 出力軸 3 2の後部に相互に所定幅の切欠 5 7， 5 8 (図 4および図 9 参照） を介して一体に形成された 3個のスリーブ支持フランジ 3 3 , 3 4 , 3 5 と、 後側のスリーブ支持フランジ 3 5にメタルガスケット 3 6を介して複数本の ボルト 3 7…で結合され、 前記ポールベアリング 2 4でケ一シング本体 1 2に支 持されたロータヘッド 3 8と、 3個のスリーブ支持フランジ 3 3， 3 4， 3 5に 前方から嵌合して複数本のポルト 3 9…で前側のスリーブ支持フランジ 3 3に結 合された断熱カバー 4 0とを備える。
3個のスリーブ支持フランジ 3 3， 3 4 , 3 5には各々 5個のスリーブ支持孔
3 3 a ···, 3 4 a ···, 3 5 a…が軸線 Lまわりに 7 2 ° 間隔で形成されており、 それらのスリーブ支持孔 3 3 a〜， 3 4 a '"， 3 5 a…に 5本のシリンダスリ一 ブ 4 1…が後方から嵌合する。 各々のシリンダスリーブ 4 1の後端にはフランジ 4 1 aが形成されており、 このフランジ 4 1 aが後側のスリーブ支持フランジ 3 5のスリーブ支持孔 3 5 aに形成した段部 3 5 bに嵌合した状態でメタルガスケ ット 3 6に当接して軸方向に位置決めされる （図 9参照）。 各々のシリンダスリ —ブ 4 1の内部にピストン 4 2が摺動自在に嵌合しており、 ピストン 4 2の前端 の球状凹部 6 1 aは斜板 3 1に形成したディンプルよりなる球状凹部 3 1 aに当 接するとともに、 ピストン 4 2の後端とロータへッド 3 8との間に蒸気の膨張室
4 3が区画される。
ロータ 2 2と一体の出力軸 3 2内部に軸線 L上に延びるオイル通路 3 2 aが形 成されており、 このオイル通路 3 2 aの前端は径方向に分岐して出力軸 3 2の外 周の環状溝 3 2 bに連通する。 口一タ 2 2の中央のスリーブ支持フランジ 3 4の 径方向内側位置において、 前記オイル通路 3 2 aの内周にシール部材 4 4を介し てオイル通路閉塞部材 4 5が螺合しており、 その近傍のオイル通路 3 2 aから径 方向外側に延びる複数のオイル孔 3 2 c…が出力軸 3 2の外周面に開口する。 前部カバー 1 5の前面に設けた凹部 1 5 aと、 前部カバー 1 5の前面にシール 部材 4 6を介して複数本のポルト 4 7…で固定したポンプカバー 4 8との間に配 置されたトロコィド型のオイルポンプ 4 9は、 前記凹部 1 5 aに回転自在に嵌合 するアウターロータ 5 0と、 出力軸 3 2の外周に固定されてアウター口一夕 5 0 に嚙合するインナーロータ 5 1とを備える。 オイルパン 2 1の内部空間はオイル パイプ 5 2および前部カバー 1 5のオイル通路 1 5 bを介してオイルポンプ 4 9 の吸入ポート 5 3に連通し、 オイルポンプ 4 9の吐出ポート 5 4は前部カバー 1 5のオイル通路 1 5 cを介して出力軸 3 2の環状溝 3 2 bに連通する。
シリンダスリーブ 4 1に摺動自在に嵌合するピストン 4 2はエンド部 6 1、 中 間部 6 2およびトップ部 6 3からなる。 ェンド部 6 1は斜板 3 1の球状凹部 3 1 aに当接する球状凸部 6 1 aを有する部材であって、 中間部 6 2の先端に溶接で 結合される。 中間部 6 2は大容積の中空空間 6 2 aを有する円筒状の部材であつ て、 トップ部 6 3に近い外周部に直径が僅かに減少した小径部 6 2 bを有してお り、 そこを半径方向に貫通するように複数のオイル孔 6 2 c…が形成されるとと もに、 小径部 6 2 bよりも前方の外周部に複数本の螺旋状のオイル溝 6 2 d…が 形成される。 膨張室 4 3に臨むトップ部 6 3は中間部 6 2と一体に形成されてお り、 その内面に形成された隔壁 6 3 aと、 その後端面に嵌合して溶接された蓋部 材 6 4との間に断熱空間 6 5 (図 9参照） が形成される。 トップ部 6 3の外周に は 2本の圧縮リング 6 6， 6 6と 1本のオイルリング 6 7とが装着されており、 オイルリング 6 7が嵌合するオイルリング溝 6 3 bは複数のオイル孔 6 3 c…を 介して中間部 6 2の中空空間 6 2 aに連通する。
ピストンのエンド部 6 1および中間部 6 2は高炭素鋼製、 トップ部 6 3はステ ンレス製であり、 そのうちエンド部 6 1には高周波焼入れが、 中間部 6 2には焼 入れが施される。 その結果、 斜板 3 1に大きな面圧で当接するエンド部 6 1の耐 高面圧性と、 厳しい潤滑条件でシリンダスリーブ 4 1に摺接する中間部 6 2の耐 摩耗性と、 膨張室 4 3に臨んで高温高圧に晒されるトップ部 6 3の耐熱 ·耐蝕性 とが満たされる。
シリンダスリーブ 4 1の中間部外周に環状溝 4 1 b (図 6および図 9参照） が 形成されており、 この環状溝 4 1 bに複数のオイル孔 4 1 c…が形成される。 シ リンダスリーブ 4 1の回転方向の取付位置に関わらず、 出力軸 3 2に形成したォ ィル孔 3 2 c…と、 口一夕 2 2の中央のスリーブ支持フランジ 3 4に形成したォ ィル孔 3 4 b '" (図 4および図 6参照） とが環状溝 4 1 bに連通する。 ロー夕 2 2の前側および後側のスリーブ支持フランジ 3 3 , 3 5と断熱カバー 4 0との間 に形成された空間 6 8は、 断熱カバ一 4 0に形成したオイル孔 4 0 a (図 4お よび図 7参照） を介してケーシング 1 1の内部空間に連通する。
ロータ 2 2の前側のスリーブ支持フランジ 3 3の後面にポルト 3 7…で結合さ れたロータへッド 3 8の前側もしくは膨張室 4 3…側に環状の蓋部材 6 9が溶接 されており、 蓋部材 6 9の背面もしくは後面に環状の断熱空間 7 0 (図 9参照） が区画される。 ロータヘッド 3 8はノックピン 5 5により後側のスリーブ支持フ ランジ 3 5に対して回転方向に位置決めされる。
尚、 5個のシリンダスリーブ 4 1…と 5個のピストン 4 2…とは本発明のアキ シャルピストンシリンダ群 5 6を構成する。
次に、 ロー夕 2 2の 5個の膨張室 4 3…に蒸気を供給 ·排出するロータリバル ブ 7 1の構造を、 図 5および図 1 0〜図 1 3に基づいて説明する。
図 5に示すように、 ロータ 2 2の軸線 Lに沿うように配置されたロータリバル ブ 7 1は、 バルブ本体部 7 2と、 固定側バルブプレート 7 3と、 可動側バルブプ レート 7 4とを備える。 可動側バルブプレ一ト 7 4は、 ロータ 2 2の後面にノッ クピン 7 5で回転方向に位置決めされた状態で、 オイル通路閉塞部材 4 5 (図 4 参照） に螺合するポルト 7 6で固定される。 尚、 ポルト 7 6はロータヘッド 3 8 を出力軸 3 2に固定する機能も兼ね備えている。
図 5から明らかなように、 可動側バルブプレート 7 4に平坦な摺動面 7 7を介 して当接する固定側バルブプレート 7 3は、 バルブ本体部 7 2の前面の中心に 1 本のポルト 7 8で固定されるとともに、 バルブ本体部 7 2の外周部に環状の固定 リング 7 9および複数本のポルト 8 0で固定される。 その際に、 固定リング 7 9 の内周に形成した段部 7 9 aが固定側バルブプレート 7 3の外周にインロウ嵌合 するように圧入され、 かつ固定リング 7 9の外周に形成した段部 7 9 bがバルブ 本体部 7 2の外周にインロウ嵌合することで、 バルブ本体部 7 2に対する固定側 バルブプレート 7 3の同軸性が確保される。 またバルブ本体部 7 2と固定側バル ブプレート 7 3との間に、 固定側バルブプレート 7 3を回転方向に位置決めする ノックピン 8 1が配置される。
従って、 ロータ 2 2が回転すると、 可動側バルブプレート 7 4および固定側バ ルブプレート 7 3は摺動面 7 7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 7 3および可動側バルブプレート 7 4は、 カーボンやセラミツ クス等の耐久性に優れた材質で構成されており、 更にまたその摺動面 7 7に耐熱 性、 潤滑性、 耐蝕性、 耐摩耗性を有する部材を介在させたりコーティングしたり すれば更に耐久性を向上できる。
ステンレス製のバルブ本体部 7 2は、 大径部 7 2 aおよび小径部 7 2 bを備え た段付き円柱状の部材であって、 その大径部 7 2 aおよび小径部 7 2 bの外周面 が、 それぞれシール部材 8 2 , 8 3を介して後部カバー 1 8の円形断面の支持面 1 8 a , 1 8 bに軸線 L方向に摺動自在に嵌合し、 バルブ本体部 7 2の外周面に 植設したピン 8 4が後部カバ一 1 8に軸線 L方向に形成した切欠 1 8 cに嵌合す ることで回転方向に位置決めされる。 後部カバ一 1 8に軸線 Lを囲むように複数 個のプリ口一ドスプリング 8 5…が支持されており、 これらプリ口一ドスプリン グ 8 5…に大径部 7 2 aおよび小径部 7 2 b間の段部 7 2 cを押圧されたバルブ 本体部 7 2は、 固定側バルブプレート 7 3および可動側バルブプレート 7 4の摺 動面 7 7を密着させるベく前方に向けて付勢される。
バルブ本体部 7 2の後面に接続された蒸気供給パイプ 8 6は、 バルブ本体部 7 2の内部に形成した第 1蒸気通路 P 1と、 固定側バルブプレート 7 3に形成した 第 2蒸気通路 P 2とを介して摺動面 7 7に連通する。 またケ一シング本体 1 2お よび後部カバー 1 8とロータ 2 2との間にはシール部材 8 7でシールされた蒸気 排出室 8 8が形成されており、 この蒸気排出室 8 8はバルブ本体部 7 2の内部に 形成した第 6、 第 7蒸気通路 P 6， P 7と、 固定側バルブプレート 7 3に形成し た第 5蒸気通路 P 5とを介して摺動面 7 7に連通する。 バルブ本体部 7 2と固定 側バルブプレート 7 3との合わせ面には、 第 1、 第 2蒸気通路 P I , P 2の接続 部を囲むシール部材 8 9と、 第 5、 第 6蒸気通路 P 5 , P 6の接続部を囲むシー ル部材 9 0とが設けられる。
軸線しを囲むように等間隔で配置された 5個の第 3蒸気通路 P 3…が可動側バ ルブプレート 7 4を貫通しており、 軸線 Lを囲むようにロータ 2 2に形成された 5個の第 4蒸気通路 P 4…の両端が、 それぞれ前記第 3蒸気通路 P 3…および前 記膨張室 4 3…に連通する。 第 2蒸気通路 P 2の摺動面 7 7に開口する部分は円 形であるのに対し、 第 5蒸気通路 P 5の摺動面 7 7に開口する部分は軸線 Lを中 心とする円弧状に形成される。 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。
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 8 6からロー夕 リバルブ 7 1のバルブ本体部 7 2に形成した第 1蒸気通路 P 1と、 このバルブ本 体部 7 2と一体の固定側バルブプレート 7 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 7 4との摺動面 7 7に達する。 そして摺動面 7 7に開 口する第 2蒸気通路 P 2はロータ 2 2と一体に回転する可動側バルブプレ一ト 7 4に形成した対応する第 3蒸気通路 P 3に所定の吸気期間において瞬間的に連通 し、 高温高圧蒸気は第 3蒸気通路 P 3からロータ 2 2に形成した第 4蒸気通路 P 4を経てシリンダスリーブ 4 1内の膨張室 4 3に供給される。
口一夕 2 2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 絶たれた後も膨張室 4 3内で高温高圧蒸気が膨張することで、 シリンダスリーブ 4 1に嵌合するピストン 4 2が上死点から下死点に向けて前方に押し出され、 そ の前端のエンド部 6 1の球状凸部 6 1 aが斜板 3 1の球状凹部 3 1 aを押圧する 。 その結果、 ピストン 4 2が斜板 3 1から受ける反力でロータ 2 2に回転トルク が与えられる。 そしてロータ 2 2が 5分の 1回転する毎に、 相隣り合う新たな膨 張室 4 3内に高温高圧蒸気が供給されてロータ 2 2が連続的に回転駆動される。 ロータ 2 2の回転に伴って下死点に達したピストン 4 2が斜板 3 1に押圧され て上死点に向かって後退する間に、 膨張室 4 3から押し出された低温低圧蒸気は 、 ロータ 2 2の第 4蒸気通路 P 4と、 可動側バルブプレート 7 4の第 3蒸気通路 P 3と、 摺動面 7 7と、 固定側バルブプレート 7 3の円弧状の第 5蒸気通路 P 5 と、 バルブ本体部 7 2の第 6、 第 7蒸気通路 P 6， P 7とを経て蒸気排出室 8 8 に排出され、 そこから凝縮器に供給される。
さて、 ロー夕 2 2の軸線 Lに対して斜板 3 1の軸線 L 1が傾斜していることで 、 ピストン 4 2の球状凸部 6 1 aと斜板 3 1の球状凹部 6 1 aとの接点 pの軌跡 (接点軌跡 T) は楕円状になる。 図 1 6は、 口一夕 2 2の軸線 Lに対して斜板 3 1の軸線 L 1がオフセッ卜されていないと仮定した塲合を示しており、 この場合 には、 図中右半分の膨張行程側と左半分の排気行程側とで接点軌跡 Tの形状は左 右対称となる。 そして膨張行程の中間位置および排気行程の中間位置では、 ピス トン 4 2の球状凸部 6 1 aと斜板 3 1の球状凹部 3 1 aとの接点 pは、 共に球状 凹部 6 1 aの軸線 L 3から内側にずれている。
特に、 膨張行程では高温高圧蒸気によって駆動されたピストン 4 2の球状凸部 6 1 aが斜板 3 1の球状凹部 3 1 aに強く押し付けられるため、 球状凸部 6 1 a と球状凹部 3 1 aとの接点 pがピストン 4 2の軸線 L 2あるいは球状凹部 6 1 a の軸線 L 3から偏心していると、 ピストン 4 2に曲げモーメントやラジアル方向 の偏荷重が作用してしまい、 ピストン 4 2およびシリンダスリーブ 4 1の摺動面 の摩擦抵抗が増加したり異常摩耗が発生したりする問題がある。
しかしながら本実施例では、 図 1 5に示すように、 口一夕 2 2の軸線 Lに対し て斜板 3 1の軸線 L 1が排気行程側 （図中左側） にオフセットされているため、 接点軌跡 Tは逆に膨張行程側 （図中右側） にオフセットされることになり、 膨張 行程の中間位置においてピストン 4 2の球状凸部 6 1 aと斜板 3 1の球状凹部 3 1 aとの接点 pを、 ピストン 4 2の軸線 L 2および球状凹部 6 1 aの軸線 L 3に 合致させることが可能となる。 その結果、 ピストン 4 2は斜板 3 1から該ピスト ン 4 2の軸線 L 2に沿う方向の荷重を受けることになり、 ピストン 4 2に作用す る曲げモーメントやラジアル方向の偏荷重を軽減して摩擦抵抗の増加や異常摩耗 の発生を防止することができる。 このとき、 ピストン 4 2から斜板 3 1が受ける 偏荷重も減少するので、 斜板 3 1やそれを斜板ホルダ 2 8に支持するアンギユラ ポ一ルベアリング 3 0の耐久性向上にも寄与することができる。
尚、 本実施例の如くロー夕 2 2の軸線 Lに対して斜板 3 1の軸線 L 1を排気行 程側にオフセットすると、 膨張行程の中間位置において球状凸部 6 1 aと球状凹 部 3 1 aとの接点 pをシリンダ 4 2の軸線 L 2および球状凹部 6 1 aの軸線 L 3 に合致させることができるが、 排気行程の中間位置において球状凸部 6 1 aと球 状凹部 3 1 aとの接点 pがシリンダ 4 2の軸線 L 2および球状凹部 6 1 aの軸線 L 3から大きく離れてしまう （図 1 5参照）。 しかしながら、 排気行程ではピス トン 4 2に加わる負荷がもともと小さいため、 それに伴う曲げモーメントゃラジ アル方向の偏荷重は微小なものとなって特に支障はない。
図 1 7において、 横軸はピストン 4 2の上死点から測ったロータ 2 2の回転角 度であり、 縦軸は斜板 3 1からの反力荷重によってピストン 4 2に作用する曲げ 応力である。 同図から明らかなように、 ピストン 4 2の速度が大きくなる領域 （ 上死点からの角度が 6 0 ° 〜1 4 0の領域） では、 つまりピストン 4 2およびシ リンダスリーブ 4 1間の潤滑条件が最も厳しくなる領域では、 実線で示すオフセ ット有りのものの曲げ応力が、 破線で示すオフセット無しのものの曲げ応力より も小さくなつており、 本実施例の効果が有効に発揮されていることが分かる。 尚、 上死点直後の 0 ° 〜6 0 ° の領域では、 逆に実線で示すオフセット有りの ものの曲げ応力が、 破線で示すオフセット無しのものの曲げ応力より大きくなつ ているが、 この領域ではピストン 4 2の速度が比較的に小さいために潤滑条件が 緩やかであり、 実用上支障が発生することはない。
また口一夕 2 2の回転に伴って出力軸 3 2に設けたオイルポンプ 4 9が作動し 、 オイルパン 2 1からオイルパイプ 5 2、 前部カバー 1 5のオイル通路 1 5 b、 吸入ポート 5 3を経て吸入されたオイルが吐出ポート 5 4から吐出され、 前部力 バー 1 5のオイル通路 1 5 c、 出力軸 3 2のオイル通路 3 2 a、 出力軸 3 2の環 状溝 3 2 b、 出力軸 3 2のオイル孔 3 2 じ…、 シリンダスリーブ 4 1の環状溝 4 1 bおよびシリンダスリーブ 4 1のオイル孔 4 1 c…を経て、 ピストン 4 2の中 間部 6 2に形成した小径部 6 2 bとシリンダスリーブ 4 1との間の空間に供給さ れる。 そして前記小径部 6 2 bに保持されたオイルの一部は、 ピストン 4 2の中 間部 6 2に形成した螺旋状のオイル溝 6 2 d…に流れてシリンダスリーブ 4 1と の摺動面を潤滑し、 また前記オイルの他の一部はビストン 4 2のトップ部 6 3に 設けた圧縮リング 6 6， 6 6およびオイルリング 6 7とシリンダスリーブ 4 1と の摺動面を潤滑する。
供給された高温高圧蒸気の一部が凝縮した水が内部に生じた膨張室 4 3からシ リンダスリーブ 4 1およびピストン 4 2の摺動面に浸入してオイルに混入するこ とは避けられず、 そのために前記摺動面の潤滑条件は厳しいものとなるが、 必要 量のオイルをオイルポンプ 4 9から出力軸 3 2の内部を通してシリンダスリーブ 4 1およびピストン 4 2の摺動面に直接供給することで、 充分な油膜を維持して 潤滑性能を確保するとともにオイルポンプ 4 9の小型化を図ることができる。 シリンダスリーブ 4 1およびピストン 4 2の摺動面からオイルリング 6 7によ つて接き取られたオイルは、 オイルリング溝 6 3 bの底部に形成したオイル孔 6 3 c…からピストン 4 2の内部の中空空間 6 2 aに流入する。 前記中空空間 6 2 aはピストン 4 2の中間部 6 2を貫通する複数のオイル孔 6 2 c…を介してシリ ンダスリーブ 4 1の内部に連通しており、 かつシリンダスリーブ 4 1の内部は複 数のオイル孔 4 1 c…を介して該シリンダスリーブ 4 1の外周の環状溝 4 1 bに 連通している。 環状溝 4 1 bの周囲はロー夕 2 2の中央のスリーブ支持フランジ 3 4によって覆われているが、 スリーブ支持フランジ 3 4にはオイル孔 3 4 が 形成されているため、 ピストン 4 2の中空空間 6 2 a内のオイルは遠心力で半径 方向外側に付勢され、 スリーブ支持フランジ 3 4のオイル孔 3 4 bを通して断熱 カバー 4 0内の空間 6 8に排出され、 そこから断熱カバー 4 0のオイル孔 4 0 a …を通してオイルパン 2 1に戻される。 その際に、 前記オイル孔 3 4 bはスリ一 ブ支持フランジ 3 4の半径方向外端よりも軸線 L寄りに偏倚した位置にあるため 、 そのオイル孔 3 4 bよりも半径方向外側にあるオイルは遠心力でピストン 4 2 の中空空間 6 2 aに保持される。
このように、 ピストン 4 2の内部の中空空間 6 2 aに保持されたオイルとピス トン 4 2の外周の小径部 6 2 bとに保持されたオイルとは、 膨張室 4 3の容積が 増加する膨張行程において前記小径部 6 2 bからトップ部 6 3側に供給され、 ま た膨張室 4 3の容積が減少する排気行程において前記小径部 6 2 bからエンド部 6 1側に供給されるため、 ピストン 4 2の軸方向全域を確実に潤滑することがで きる。 またピストン 4 2の中空空間 6 2 aの内部でオイルが流動することで、 高 温高圧蒸気に晒されるトップ部 6 3の熱を低温のエンド部 6 1に伝えてピストン 4 2の温度が局部的に上昇するのを回避することができる。
第 4蒸気通路 P 4から高温高圧蒸気が膨張室 4 3に供給されたとき、 膨張室 4 3に臨むピストン 4 2のトップ部 6 3と中間部 6 2との間には断熱空間 6 5が形 成されており、 また膨張室 4 3に臨むロー夕ヘッド 3 8にも断熱空間 7 0が形成 されているため、 膨張室 4 3からピストン 4 2およびロータへッド 3 8への熱逃 げを最小限に抑えて膨張機 Mの性能向上に寄与することができる。 またピストン 4 2の内部に大容積の中空空間 6 2 aを形成したので、 ピストン 4 2の重量を低 減することができるだけでなく、 ピストン 4 2の熱マスを減少させて膨張室 4 3 からの熱逃げを更に効果的に低減することができる。
後側のスリーブ支持フランジ 3 5とロータヘッド 3 8との間にメタルガスケッ ト 3 6を介在させて膨張室 4 3をシールしたので、 肉厚の大きい環状のシール部 材を介して膨張室 4 3をシールする場合に比べて、 シールまわりの無駄ポリユー ムを減らすことができ、 これにより膨張機 Mの容積比 （膨張比） を大きく確保し 、 熱効率を高めて出力の向上を図ることができる。 またシリンダスリーブ 4 1を ロータ 2 2と別体で構成したので、 ロー夕 2 2の材質に制約されずに熱伝導性、 耐熱性、 強度、 耐摩耗性等を考慮してシリンダスリーブ 4 1の材質を選択するこ とができ、 しかも摩耗 ·損傷したシリンダスリーブ 4 1だけを交換することがで きるので経済的である。
また口一夕 2 2の外周面に円周方向に形成した 2個の切欠 5 7 , 5 8からシリ ンダスリーブ 4 1の外周面が露出するので、 ロータ 2 2の重量を軽減できるだけ でなく、 口一夕 2 2の熱マスを減少させて熱効率の向上を図ることができ、 しか も前記切欠 5 7 , 5 8を断熱空間として機能させることでシリンダスリーブ 4 1 からの熱逃げを抑制することができる。 更に、 口一夕 2 2の外周部を断熱カバ一 4 0で覆ったので、 シリンダスリーブ 4 1からの熱逃げを一層効果的に抑制する ことができる。
ロータリバルブ 7 1は固定側バルブプレー卜 7 3および可動側バルブプレート 7 4間の平坦な摺動面 7 7を介してアキシャルピストンシリンダ群 5 6に蒸気を 供給 '排出するので、 蒸気のリークを効果的に防止することができる。 なぜなら ば、 平坦な摺動面 7 7は高精度の加工が容易なため、 円筒状の摺動面に比べてク リアランスの管理が容易であるからである。 しかも複数本のプリロードスプリン グ 8 5…でバルブ本体部 7 2にプリセット荷重を与えて固定側バルブプレート Ί 3および可動側バルブプレート 7 4の摺動面 7 7に面圧を発生させるので、 摺動 面 7 7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。
またロータリバルブ 7 1のバルブ本体部 7 2が熱膨張係数の大きいステンレス 製であり、 このバルブ本体 7 2に固定される固定側バルブプレート 7 3が熱膨張 係数の小さいカーボン製あるいはセラミックス製であるため、 熱膨張係数の差に よって両者間のセンタリングがずれる可能性があるが、 固定リング 7 9の内周の 段部 7 9 aを固定側パルププレート 7 3の外周に圧入によりインロウ嵌合させ、 かつ固定リング 7 9の外周の段部 7 9 bをバルブ本体部 7 2の外周にインロウ嵌 合させた状態で、 固定リング 7 9を複数本のポルト 8 0…でバルブ本体部 7 2に 固定したので、 インロウ嵌合の調芯作用により固定側バルブプレート 7 3をパル ブ本体部 7 2に対して精密にセンタリングし、 蒸気の供給 ·排出タイミングのず れを防止して膨張機 Mの性能低下を防止することができる。 しかもポルト 8 0 の締結力で固定側バルブプレート 7 3とバルブ本体部 7 2との当接面を均一に密 着させ、 その当接面からの蒸気の漏れを抑制することができる。
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、 ケ一シング 本体 1 2に対してロータリバルブ 7 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 7 1は高温になるが、 オイルによる潤滑が必要な斜板 3 1や出力 軸 3 2がロー夕 2 2を挟んでロータリパルプ 7 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 7 1の熱でオイルが加熱されて斜板 3 1や出力軸 3 2の 潤滑性能が低下するのを防止することができる。 またオイルは口一タリバルブ 7 1を冷却して過熱を防止する機能も発揮する。
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。
産業上の利用可能性
以上のように、 本発明はランキンサイクル装置の膨張機 Mに対して好適に適用 されるが、 アキシャルピストンシリンダ群を備えた膨張機であれば、 他の任意の 用途の膨張機に適用可能である。

Claims

求の範囲
1. ケーシング （1 1) と、
ケーシング （11) に回転自在に支持されたロータ （22) と、
ロータ （22) にその軸線 （L) を囲むように環状に配置されたアキシャルピ ストンシリンダ群 （56) と、
前記軸線 （L) に対して所定角度傾斜する軸線 （L 1) を有してケ一シング (
1 1) に回転自在に支持された斜板 （31) と、
を備え、
アキシャルピストンシリンダ群 （56) のピストン （42) の先端に形成した 球状凸部 （61 a) を、 斜板 （31) に該斜板 （31) の軸線 （L 1) を同心に 囲むように形成した球状凹部 （31 a) に当接させ、
アキシャルピストンシリンダ群 （56) のピストン （42) およびシリンダス リーブ （41) 間に区画された膨張室 （43) にロータリバルブ （71) を介し て高温高圧蒸気を供給することで口一夕 （22) を回転駆動する膨張機において 斜板 （31) の球状凹部 （31 a) とピストン （42) の球状凸部 （61 a) との接点軌跡 （T) を、 アキシャルピストンシリンダ群 （56) の膨張行程側に オフセットしたことを特徴とする膨張機。
2. 斜板 （3 1) の軸線 （L 1) をロータ （22) の軸線 （L) に対してアキシ ャルピストンシリンダ群 （56) の排気行程側にオフセットしたことを特徴とす る、 請求項 1に記載の膨張機。
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