WO2004059130A1 - 回転流体機械 - Google Patents

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WO2004059130A1
WO2004059130A1 PCT/JP2003/016481 JP0316481W WO2004059130A1 WO 2004059130 A1 WO2004059130 A1 WO 2004059130A1 JP 0316481 W JP0316481 W JP 0316481W WO 2004059130 A1 WO2004059130 A1 WO 2004059130A1
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WO
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bearing
rotor
thermal expansion
casing
fluid machine
Prior art date
Application number
PCT/JP2003/016481
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English (en)
French (fr)
Inventor
Hiroyuki Makino
Kensuke Honma
Yasuharu Kamoi
Original Assignee
Honda Motor Co., Ltd.
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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
    • 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
    • F04B1/2014—Details or component parts
    • F04B1/2064—Housings
    • F04B1/2071—Bearings for cylinder barrels
    • 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
    • F04B27/08—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B27/0804—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having rotary cylinder block
    • F04B27/0821—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having rotary cylinder block component parts, details, e.g. valves, sealings, lubrication
    • F04B27/0852—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having rotary cylinder block component parts, details, e.g. valves, sealings, lubrication machine housing
    • F04B27/0856—Multi-cylinder pumps specially adapted for elastic fluids and characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having rotary cylinder block component parts, details, e.g. valves, sealings, lubrication machine housing cylinder barrel bearing means

Definitions

  • both ends of the rotor are rotatably supported on the casing via the first bearing and the second bearing, so that the pressure energy of the working medium and the mechanical energy that rotates the mouth are mutually converted.
  • the present invention relates to a rotary fluid machine provided with an energy conversion means for the rotor.
  • Such a rotary fluid machine is known from Japanese Patent Application Laid-Open No. 2002-256680.
  • This rotary fluid machine converts the pressure energy of high-temperature and high-pressure steam into mechanical energy that rotates the output shaft by means of axial piston cylinders arranged in two stages inside and outside the radial direction. Are rotatably supported on the casing by a single angular bearing.
  • a pair of angular bearings that support both ends in the axial direction of the mouth of the conventional rotary fluid machine for casing not only support the radial load of the rotor but also move the rotor in the axial direction.
  • An axial load is also supported for positioning. Therefore, due to the difference in the coefficient of thermal expansion between the rotor and the casing, the bearing gap between the pair of angular bearings changes to reduce durability, and the rotation of the rotor becomes unstable and smooth rotation occurs.
  • the volume ratio expansion ratio
  • the axial load of the rotor is supported by only one of the pair of bearings that support both ends in the axial direction of the casing in the casing. It is conceivable to absorb the difference in the coefficient of thermal expansion between the two.
  • the bearing is generally made of an iron-based material having a small coefficient of thermal expansion from the viewpoint of strength and rigidity. Is made of an aluminum-based material with a large coefficient of thermal expansion from the viewpoint of weight reduction, etc.
  • An axial gap i8 is generated between the casing and the bearing when hot, and the gap i3 causes the rotor to be displaced in the axial direction with respect to the casing, thereby supplying and discharging the working medium to the mouth. The sealing performance of the rotary valve may be reduced.
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, and has as its object to solve the above-mentioned problem caused by a difference in the amount of thermal expansion between a casing and a rotor of a rotary fluid machine.
  • a machine in which both ends of a rotor are rotatably supported on a casing via a first bearing and a second bearing, and the pressure energy of a working medium and a port are rotated.
  • a rotating fluid machine provided with an energy conversion means for converting energy and energy into the rotor, an axial load can be supported by only the first bearing among the first bearing and the second bearing.
  • Rotary fluid machine is proposed.
  • the axial load can be supported only by the first bearing, so that the first bearing is used.
  • the axial load is applied between the second bearing and the port due to the difference in the amount of thermal expansion of the casing and the rotor in the axial direction while positioning the port in the axial direction with respect to the casing by only Can be prevented. This reduces the preload on the first and second bearings due to the difference in the amount of thermal expansion of the casing and the rotor in the axial direction, or changes in the gap between the bearings at high temperatures and especially at low temperatures.
  • the rotary fluid machine is an expander, and the energy conversion means is an axial piston cylinder group.
  • a rotary fluid machine characterized by the following is proposed.
  • the energy conversion means of the expander for converting pressure energy into mechanical energy is constituted by a group of axial piston cylinders having a large axial length, so that the temperature difference between a low temperature and a high temperature is large. For this reason, even if the difference in the amount of thermal expansion between the casing and the rotor in the axial direction is significant, it is possible to prevent the first and second bearings from being applied with an excessively variable load. Moreover, it is possible to stabilize the dead volume between the piston and the cylinder and prevent the volume ratio (expansion ratio) of the expander from changing.
  • a one-way valve for supplying and discharging the working medium is provided on the rotor, and the thermal expansion coefficient of the rotor and the heat of the first bearing are provided.
  • the expansion coefficient is made substantially the same, the thermal expansion coefficient of the casing is made larger than the thermal expansion coefficient of the rotor and the thermal expansion coefficient of the first bearing, and the first bearing is supported on the casing via a bearing holder.
  • a rotary fluid machine is proposed in which the thermal expansion coefficient of the holder is substantially the same as the thermal expansion coefficient of the mouth and the thermal expansion coefficient of the first bearing.
  • the coefficient of thermal expansion of the rotor and the coefficient of thermal expansion of the first bearing are made substantially the same, and the coefficient of thermal expansion of the casing is calculated based on the coefficient of thermal expansion of Rhone and the coefficient of thermal expansion of the first bearing.
  • the first bearing was supported on the casing via a bearing holder, and the thermal expansion coefficient of the bearing holder was made almost the same as the thermal expansion coefficient of the mouth and the first bearing. Even if there is a difference in the coefficient of thermal expansion of the first bearing, it is possible to prevent a gap from being generated between the first bearing and the bearing holder. Not only can it be prevented from lowering, but also the weight can be reduced while ensuring the desired strength and rigidity.
  • the rotary fluid machine is an expander, and the energy conversion means is an axial piston cylinder group operated by a swash plate.
  • a rotating fluid machine characterized by the features is proposed.
  • the energy conversion means of the expander for converting pressure energy into mechanical energy is constituted by an axial piston cylinder group having a large axial length. Therefore, even if the difference in the amount of thermal expansion in the axial direction between the casing and the mouth is significant due to the large temperature difference between the low temperature and the high temperature, an excessively variable load is applied to the first and second bearings. Can be prevented. Moreover, it is possible to stabilize the dead volume between the piston and the cylinder and prevent the volume ratio (expansion ratio) of the expander from changing.
  • the swash plate is supported on the casing via the swash plate holder, and the coefficient of thermal expansion of the swash plate holder is determined by the coefficient of thermal expansion of the bearing holder.
  • a rotary fluid machine characterized by being substantially the same as above is proposed.
  • the thermal expansion coefficient of the swash plate holder that supports the swash plate to the casing is substantially the same as the thermal expansion coefficient of the bearing holder, so that the displacement of the contact position between the pistons of the axial piston cylinder group and the swash plate can be reduced.
  • This prevents the occurrence of seizure and increase in frictional resistance, and also stabilizes the positional relationship between the piston abutting on the swash plate and the cylinder provided on the rotor, thereby increasing the volume ratio (expansion ratio) of the expander. ) Can be more effectively prevented from changing.
  • a rotary fluid machine in which, in addition to the fifth aspect, the swash plate holder and the bearing holder are formed of the same member.
  • the swash plate holder and the bearing holder are made of the same member, not only can the volume ratio (expansion ratio) of the expander be prevented from changing, but also they can be prevented from changing.
  • the number of parts can be reduced as compared with the case where it is configured by a separate member.
  • the combined angular bearings 23f, 23r of the embodiment correspond to the first bearing of the present invention, and the radial bearing 24 of the embodiment corresponds to the second bearing of the present invention.
  • FIGS. 1 to 13 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. Fig. 4 is an enlarged view of part 4 of Fig. 1
  • Fig. 5 is an enlarged view of part 5 of Fig. 1
  • Fig. 6 is an exploded perspective view of the rotor
  • Fig. 7 is a sectional view taken along line 7-7 of Fig. 4
  • Fig. 8 is a sectional view taken along the line 8-8 in Fig.
  • Fig. 9 is an enlarged view of part 9 in Fig. 4
  • Fig. 10 Is a sectional view taken along the line 10—10 in FIG. 5,
  • FIG. 11 is a sectional view taken along the line 11—11 in FIG. 5
  • FIG. 12 is a sectional view taken along the line 12—12 in FIG. 5, and
  • FIG. It is a cross section taken along the
  • FIGS. 14 and 15 show a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 13 is a diagram corresponding to FIG. 1
  • FIG. 15 is a relationship between the temperature rise of the combined angular bearing and the size of the gap.
  • FIGS. 16 to 19 show a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 16 is an enlarged view around the combined angular bearing of the expander
  • FIG. 17 is the volume of the expander due to thermal expansion.
  • Fig. 18 is a graph comparing the temperatures of the C1 and C2 zones of the expander
  • Fig. 19 is a graph of the dead piston of the axial piston cylinder group against the temperature of the C2 zone. It is a graph which shows a change.
  • FIG. 20 is an explanatory diagram of a gap generated between the casing and the bearing.
  • the expander E of this embodiment is used, for example, in a Rankine cycle device, and converts the heat energy and pressure energy of a high-temperature high-pressure steam as a working medium into mechanical energy and outputs the mechanical energy.
  • the casing 11 of the expander E includes a casing body 12 and a front cover 1 connected to a front opening of the casing body 12 with a plurality of ports 14 through a seal member 13. 5, a rear cover 18 connected to the rear opening of the casing main body 1 2 with a plurality of ports 17 via a sealing member 16, and a rear cover 18 connected to the lower opening of the casing main body 12. And an oil pan 21 connected by a plurality of ports 20.
  • the rotor 22 arranged rotatably around the axis L extending in the front-rear direction at the center of the casing 11 is supported by the combined angular bearings 23 f and 23 r provided at the front of the rotor 15 at the front.
  • the rear portion is supported by a radial bearing 24 provided on the casing body 12.
  • a swash plate holder 28 is formed on the rear surface of the front cover 15 in a body.
  • the swash plate 31 is rotatably supported by the swash plate holder 28 via an angular bearing 30.
  • the axis of the swash plate 31 is inclined with respect to the axis L of the mouth 22 and the inclination angle is fixed.
  • Mouth one evening 2 2 front cover with combination anguilla bearing 2 3 f, 2 3 r The output shaft 32 supported by 15 and three sleeves formed integrally with each other at the rear of the output shaft 32 through cutouts 57, 58 (see FIGS. 4 and 9) having a predetermined width.
  • the supporting flanges 33, 34, 35 are connected to the rear sleeve supporting flange 35 with a plurality of ports 37 via a metal gasket 36, and the casing is formed by the radial bearing 24.
  • Rotor head 38 supported by 12 and three sleeve support flanges 33, 34, and 35 are fitted from the front and a plurality of ports 39 are used to form front sleeve support flange 3.
  • the three sleeve support flanges 33, 34, 35 each have five sleeve support holes 33a '", 34a ..., 35a ... formed at an angle of 72 ° around the axis L.
  • the five cylinder sleeves 41 fit into these sleeve support holes 33a "', 34a-, 35a ... from behind.
  • a flange 41a is formed at the rear end of each cylinder sleeve 41, and this flange 41a is formed in a step portion 35b formed in the sleeve support hole 35a of the rear sleeve support flange 35.
  • the metal gasket 36 contacts the metal gasket 36 and is positioned in the axial direction (see Fig.
  • a piston 42 is slidably fitted inside each cylinder sleeve 41, and a front end of the piston 42 contacts a dimple 31a formed on the swash plate 31 and a rear end of the piston 42.
  • a steam expansion chamber 43 is defined between the end and the raw head 38.
  • a plate-shaped bearing holder 9 2 is superimposed on the front surface of the front cover 15 via a sealing member 91 and fixed with a port 93, and is fixed to the front surface of the bearing holder 92 via a sealing member 94.
  • the pump pods 95 are superimposed on each other and fixed with the ports 96.
  • the combined angular bearings 23 f and 23 r are fixed between the stepped portion of the front cover 15 and the bearing holder 92 in the direction of the axis L.
  • a shim with a specified thickness between the flange 3 2 d formed on the output shaft 32 supporting the combined angular bearing 23 f, 23 r and the inner of the combined angular bearing 23 f, 23 r 9 7 is clamped, and the inner race of the combined angular bearings 23 f, 23 r is tightened with the nut 98 screwed to the outer periphery of the output shaft 32.
  • the output shaft 32 is positioned in the direction of the axis L with respect to the combined angular bearings 23 f, 23 r, that is, the casing 11.
  • the combined angular bearings 23 f and 23 r are mounted in opposite directions, and not only support the output shaft 32 in the radial direction, but also support the output shaft 32 so as to be immovable in the axis L direction. That is, one of the combined angular bearings 2 3 f restricts the output shaft 32 from moving forward, and the other combined angular bearing 23 r restricts the output shaft 32 from moving backward. Placed in
  • One of the loads is transmitted to the inner race of the combined angular bearings 23 f and 23 r through the mouth 22 and the other is the swash plate 31 and the swash plate holder of the front cover 15. It is transmitted to the outer race of the combined angular bearings 23f, 23r via 28.
  • These two loads are applied to the front cover 15 sandwiched between the angular bearing 30 supporting the swash plate 31 and the combined angular bearing 23 f and 23 r supporting the mouth 22.
  • the plate holder 28 is compressed, and the rigidity of the mechanism is high.
  • the radial bear 24 supporting the mouth head 38 constituting the rear end of the rotor 22 is a normal pole bearing supporting only a radial load, and is a rotor head 3 8
  • a gap ⁇ (see FIG. 5) is formed between the mouth head 38 and the inner race of the radial bearing 24 so that the shaft can slide with respect to the radial bearing 24 in the direction of the axis L.
  • 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.
  • Rotor 2 2 Center sleeve support flange 3 4 At the radially inner position, an oil passage closing member 45 is screwed into the inner periphery of the oil passage 32 a via a seal member 44, and extends radially outward from the oil passage 32 a in the vicinity thereof.
  • a plurality of oil holes 3 2 c open in the outer peripheral surface of the output shaft 32.
  • the trochoid type oil pump 49 includes an outer rotor 50 rotatably fitted in the recess 95 a and an inner rotor 5 fixed to the outer periphery of the output shaft 32 and mating with the outer rotor 50. 1 is provided.
  • the internal space of the oil pan 21 communicates with the suction port 53 of the oil pump 49 via the oil pipe 52 and the oil passage 95 b of the pump body 95, and the discharge port 54 of the oil pump 49 is It communicates with the annular groove 32b of the output shaft 32 via the oil passage 95c of the popody 95.
  • 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 portion 61 a that comes into contact with the dimple 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 near 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 metal member 6 fitted and welded to the end surface thereof.
  • a heat insulation space 65 (see FIG.
  • the end 6 1 and the middle 6 2 of the piston 4 2 are made of high carbon steel, and the top 6 3 is made of stainless steel.
  • the end 6 1 is induction hardened, and the middle 6 2 is hardened. You.
  • a high surface pressure resistance of the end portion 61 contacting the swash plate 31 with a large surface pressure, a wear resistance of the intermediate portion 62 sliding in contact with the cylinder sleeve 41 under severe lubrication conditions, and an expansion chamber 4 3 Of the top part 6 3 exposed to high temperature and high pressure Corrosion is satisfied.
  • 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, a hole formed in the output shaft 32 and a hole formed in the center sleeve support flange 34 of the shaft 22 are provided. The holes 3 4... (see FIGS. 4 and 6) communicate with the annular groove 41 b.
  • the space 68 formed between the sleeve support flanges 33, 35 on the front and rear sides of the rotor 22 and the heat insulating cover 40 is formed by oil holes 40 a ′ ′′ formed in the heat insulating cover 40. 4 and Fig. 7) to the internal space of the casing 11.
  • An annular lid member 6 9 is welded to the front side or expansion chamber 4 3... side of the rotor head 3 8 connected to the rear surface of the sleeve support flange 3 3 on the front side of the rotor 2 3 with a port 3 7...
  • 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.
  • roaster re-valve 71 that supplies and discharges steam to the five expansion chambers 43 of roaster 22 will be described with reference to FIG. 5 and FIGS. 10 to 13.
  • the rotary valve 71 arranged along the axis L of the mouth 22 has a valve body 72, a fixed valve plate 73, and a movable valve plate 74. Is provided.
  • the movable-side valve plate 74 is fixed to the rear surface of the rotor 22 by a port 76 that is screwed to the oil passage closing member 45 (see FIG. 4) while being positioned in the rotational direction by the knock pin 75. .
  • 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 a flat driving surface 77, has one port at the center of the front of the valve body 72. 7 and fixed to the outer peripheral portion of the valve body 72 by an annular fixing ring 79 and a plurality of ports 80.
  • the stepped part 79 a formed on the inner periphery of the fixing ring 79 is fitted with the outer periphery of the fixed side valve plate 73.
  • the stepped portion 79b formed on the outer periphery of the fixing ring 79 is fitted into the outer periphery of the valve body 72 by the in-row fitting. Coaxiality is ensured.
  • 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 valve plate 73 and the movable valve plate 74 are made of a highly durable material such as carbon or ceramics, and the sliding surface 77 has heat resistance, lubricity and corrosion resistance. However, if a member having wear resistance is interposed or coated, the durability can be further improved.
  • the stainless steel valve body 72 is a stepped cylindrical member having a large-diameter portion 72a and a small-diameter portion 72b, and the outer periphery of the large-diameter portion 72a and the small-diameter portion 72b. Are slidably fitted in the direction of the axis L along the circular cross-section support surfaces 18a, 18b of the rear cover 18 via the sealing members 82, 83, respectively.
  • the pin 84 implanted on the outer peripheral surface is positioned in the rotational direction by fitting into the notch 18 c formed in the rear cover 18 in the direction of the axis L in the direction of the axis L.
  • a plurality of preload springs 8 5 are supported on the rear cover 18 so as to surround the axis L. These pre-opening springs 8 5... have a step between the large-diameter portion 72 a and the small-diameter portion 72 b.
  • the valve body 72 which has been pressed against the portion 72c, is urged forward to bring the sliding surfaces 77 of the fixed pulp plate 73 and the movable valve plate 74 into close contact.
  • a steam supply pipe 86 connected to the rear surface of the valve body 72 includes a first steam passage P1 formed inside the valve body 72 and a second steam passage P formed in the fixed valve plate 73. It communicates with the sliding surface 7 through 2.
  • a steam discharge chamber 88 sealed with a seal member 87 is formed between the casing body 12 and the rear cover 18 and the rotor 22.
  • the steam discharge chamber 88 is formed in the valve body.
  • the second and seventh steam passages P 6 and P 7 formed inside 72 and the fifth steam passage P 5 formed in the fixed valve plate 73 communicate with the sliding surface 77. .
  • the first and second steam passages PI and P2 are connected to the mating surface of the valve body 72 and the fixed side valve plate 73.
  • the both ends of the five fourth steam passages P4 communicate 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, whereas 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 is integrated with the first steam passage P1 formed in the valve body 72 of the rotary valve 71 from the steam supply pipe 86, and with the valve body 72.
  • the second steam passage P 2 formed in the fixed-side valve plate 73 it reaches a sliding surface 77 with the movable-side valve plate 74.
  • the second steam passage P 2 opening to the sliding surface 77 is instantaneously connected to the corresponding third steam passage P 3 formed in the movable valve plate 74 rotating integrally with the rotor 22 during a predetermined intake period.
  • the high-temperature and 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.
  • the high-temperature and high-pressure steam expands in the expansion chamber 43, causing the cylinder sleeve 41 to move.
  • the fitted piston 42 is pushed forward from the top dead center toward the bottom dead center, and the front end portion 61 presses the dimple 31 a of the swash plate 31.
  • a rotational torque is applied to the rotor 22 by the reaction force received by the piston 42 from the swash plate 31.
  • each time the rotor 22 rotates one-fifth high-temperature and high-pressure steam is supplied into a new expansion chamber 43 adjacent to the rotor 22, and the rotor 22 is continuously driven to rotate.
  • the oil pump 49 provided on the output shaft 32 is operated, and the oil pan 21 through the oil pipe 52, the oil passage 95b of the pump pod 95, and the suction port 5
  • the oil sucked through 3 is discharged from the discharge port 54, and the oil passage 95c of the pump body 95, the oil passage 32 of the output shaft 32, the annular groove 3 of the output shaft 32, and the output Formed in the intermediate portion 62 of the piston 42 through the oil hole 32c of the shaft 32, the annular groove 41b of the cylinder sleeve 41 and the oil hole 41c of the cylinder sleeve 41. It is supplied to the space between the 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 cylinder sleeve 41.
  • the other part of the oil lubricates the sliding surfaces of 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 62a communicates with the interior of the cylinder sleeve 41 via a plurality of oil holes 62c extending through the intermediate portion 62 of the biston 42, and the interior of the cylinder sleeve 41 has multiple portions. Communicate with the annular groove 41b on the outer periphery of the cylinder sleeve 41 through a number of oil holes 41c.
  • 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 oil hole 3 4 is formed in the sleeve support flange 3 4, the piston 4 2
  • the oil in the hollow space 62 a is urged radially outward by centrifugal force, discharged through the oil hole 34 b of the sleeve support flange 34 to the space 68 in the heat insulating cover 40, and from there the heat insulating cover.
  • 40 oil hole 4 0a ... is returned to the oil pan 21.
  • 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 compression stroke in which the volume of the expansion chamber 43 decreases. Therefore, the entire area of the piston 42 in the axial direction can be reliably lubricated.
  • the oil flows inside the hollow space 6 2 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 biston 42 is locally controlled. 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.
  • the heat dissipation space from the expansion chamber 43 to the piston 42 and the rotor head 38 is minimized because a heat insulating space 70 is also formed in the rotor head 38 facing the expansion chamber 43. It is possible to contribute to the improvement of the performance of the expander E by keeping it to the minimum.
  • a large volume hollow space 62a is formed inside the biston 42, not only the weight of the piston 42 can be reduced, but also the heat mass of the piston 42 is reduced and the expansion chamber 43 is removed. Can be more effectively reduced.
  • a metal gasket 36 is interposed between the rear sleeve support flange 35 and the low-end head 38 to seal the expansion chamber 43.Thus, a thick wall-shaped annular seal member is used. Compared to the case where the expansion chamber 43 is sealed, the dead polymer around the seal can be reduced, thereby securing a large volume ratio (expansion ratio) of the expander E, improving thermal efficiency and improving output. be able to.
  • the cylinder sleeve 4 1 is formed separately from the rotor 22, the material of the cylinder sleeve 4 1 is not limited by the material of the rotor 22, but is taken into consideration, such as thermal conductivity, heat resistance, strength, and wear resistance.
  • 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. 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. In addition, since a plurality of preload springs 85 apply a preset load to the valve body 72 to generate surface pressure on the sliding surfaces 7 7 of the fixed-side valve plate 73 and the movable-side valve plate 74. Steam leakage 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 fixing ring 79 is connected to the valve body 72 with a plurality of ports 80 in a state in which the stepped portion 79b of the outer periphery of the fixing ring 79 is fitted around the outer periphery of the valve body 72.
  • the fixed side valve plate 73 is precisely centered with respect to the valve body 72 by the centering action of the in-row fitting. Performance degradation It is possible to stop.
  • the contact surface between the fixed side valve plate 73 and the valve body 72 can be evenly and closely adhered by the fastening force of the ports 80 to suppress the leakage of steam from the contact surface.
  • the rotary valve 71 can be attached to and detached from the casing body 12. Maintenance work such as replacement is greatly improved.
  • the outlet through which the high-temperature and high-pressure steam passes The one-way valve 71 becomes hot, but the swash plate 3 1 and the output shaft 3 2 that require lubrication with oil are placed on the opposite side of the rotary valve 7 1 Therefore, it is possible to prevent the oil from being heated by the heat of the rotary valve 71, which becomes high in temperature, and to reduce the lubrication performance of the swash plate 31 and the output shaft 32.
  • the oil also has a function of cooling the rotary valve 71 to prevent overheating.
  • the size of the dead volume between the bottom of the cylinder sleeve 41 (that is, the lid member 69 supported by the mouth head 38) and the top of the piston 42 that is, It is necessary to adjust the volume of the working chamber 43 when the piston 42 is at the top dead center.
  • the shim 97 interposed between the flange 3 2 d of the output shaft 32 and the inner bearing of the combined angular bearing 23 f, 23 r is thinned, the output shaft 32 is moved forward (right side in Fig. 1). ), The rotor head 38 also moves forward, but the piston 42 is restricted by the swash plate 31 and cannot move forward, so that the dead volume is reduced.
  • a single shim 97 having a predetermined thickness is combined with the flange 32 d of the output shaft 32 and sandwiched between the angular bearings 23 f and 23 r to support the swash plate 31.
  • One nut 9 is composed of a front cover 15 incorporating a combination angular bearing 23 f, 23 r supporting the Yura bearing 30 and a rotor 22 and a rotor 22 incorporating a piston 42. Since the dead film can be adjusted simply by tightening at 8, the adjustment work can be performed more easily than when adjusting the thickness of the two shims before and after the conventional shim.
  • the rear head 3 8 at the rear end also moves back and forth.
  • the rotor 22 composed of the output shaft 32, the three sleeve supporting flanges 33, 34, 35, the rotor head 38 and the heat insulating cover 40 is made of an iron-based material having a relatively small coefficient of thermal expansion.
  • the casing 11 that combines the rotor 22 and supports it through the angular bearings 23 f and 23 r and the radial bearing 24 is an aluminum-based material having a relatively large coefficient of thermal expansion. Therefore, there is a difference in the amount of thermal expansion between the low temperature and high temperature of the expander E, particularly in the direction along the axis L.
  • the casing 11 and the rotor 22 are positioned in the direction of the axis L via the combined angular bearings 23 f and 23 r, the difference in the amount of thermal expansion between the two is determined by the inner diameter of the radial bearing 24.
  • the combined angular bearing 23 f, 23 r, radial bearing 24 and rotor An excessive load in the direction of the axis L is prevented from acting on 22. This not only improves the durability of the combined angular bearings 2 3 f, 2 3 1-and the radial bearings 24, but also enables stable rotation of the rotor 22 by supporting it stably. In addition, it is possible to prevent a change in dead volume between the top of the cylinder sleeve 41 and the top of the piston 42 due to a temperature change.
  • the casing 11 tries to extend in the direction of the axis L with respect to the rotor 22. Therefore, the piston 42 is pulled out from the inside of the cylinder sleeve 41 and the dead volume increases.
  • An increase in the initial volume of the high-temperature and high-pressure steam in the normal operation state after the completion of the warm-up that is, a decrease in the thermal efficiency due to a decrease in the volume ratio (expansion ratio) of the expander E occurs.
  • the mouth 22 is supported in the floating state in the direction of the axis L with respect to the casing 11, so that the combined angular bearings 23 f, 23 1-and the radial bearing 24 are supported.
  • the above-described effect is effectively exhibited because the temperature difference between high temperature and low temperature is large.
  • the temperature difference between high temperature and low temperature becomes large.
  • the radial bearing 24 arranged closer to the one-way valve 71 is large. Since the opening head 38 can slide in the direction of the axis L, the difference between the thermal expansion coefficients of the casing 11 and the rotor 22 can be absorbed without any trouble.
  • the fixed side valve plate 73 of the rotary valve 71 and the movable side valve plate The fixed side valve plate 7 3 supported by the casing 11 1 of the ports 7 4 is connected to the movable side valve plate 7 4 supported by the rotor 22 2. Even if the positional relationship of casing 11 and mouth 22 in the direction of axis L fluctuates due to temperature changes, the fixed side valve plate 73 and the movable side valve plate There is no possibility that the sealing performance of the sliding surface 74 of 74 is impaired.
  • the combined angular bearings 23 f, 23 r are directly supported by the casing 11, but in the second embodiment, the combined angular bearings 23 f, 23 r are attached to the casing 11. It is supported via a ring holder 99. That is, a substantially cylindrical bearing holder 99 fitted to the inner periphery of the front cover 15 is fixed together with a plate-shaped set plate 92 superposed on the front surface thereof by a port 93, and furthermore, The pump body 95 is superimposed on the front surface of the cover 15 via a seal member 94 and fixed with the ports 96. Therefore, the combined angular bearings 23 f and 23 r are fixed between the stepped portion of the bearing holder 99 and the set plate 92 in the direction of the axis L.
  • the bearing holder 99, the set plate 92, and the combined angular bearings 23f, 23r are made of an iron-based material having a relatively small coefficient of thermal expansion, like the rotor 22.
  • the combined angular bearings 23 f and 23 r made of an iron-based material having a relatively small coefficient of thermal expansion are combined with an aluminum-based material having a relatively large coefficient of thermal expansion.
  • the angular bearings 23 f, 23 r are combined via a bearing holder 99 made of an iron-based material fixed to the casing 11 1 to form the casing 11 1.
  • This gap) 3 moves the rotor 22 in the direction of the axis L. As a result, it is possible to prevent the sealing performance of the sliding surface 77 of the rotary valve from being reduced.
  • the swash plate holder 28 is formed integrally with the front cover 15 in the second embodiment, the swash plate holder 28 is separated from the front cover 15 in the third embodiment shown in FIG. It is formed integrally with the bearing holder 99.
  • the integrated bearing holder 99 and the swash plate holder 28 are fixed to the front cover 15 by means of the ports 100, together with the set plate 92 fixed to them by the ports 93. .
  • the swash plate holder 28 and the bearing holder 99 are made of an iron-based material having a small coefficient of thermal expansion, similarly to the bearing holder 99 of the second embodiment.
  • the thermal expansion coefficient of the swash plate holder 28 is smaller than the thermal expansion coefficient of the front cover 15 made of an aluminum-based material, Minimize the displacement due to thermal expansion of 8 and prevent the displacement of the contact position between the end 6 1 of the piston 4 2 and the dimple 3 1 a of the swash plate 3 1 to generate seizure and increase frictional resistance Can be prevented. Moreover, the positional relationship in the direction of the axis L between the piston 42 contacting the swash plate 31 and the cylinder sleeve 41 provided on the rotor 22 is stabilized, and the volume ratio (expansion ratio) of the expander E changes. Can be more effectively prevented.
  • zone A 1 is defined as zone A 1. 2 and zone C 1 corresponding to the output shaft 32.
  • zone B2 is composed of a zone B2 corresponding to the piston 42 and a zone C2 corresponding to the swash plate holder 28. .
  • the length of the zone A 1 in the direction of the axis L is set slightly longer than the length of the zone A 2 in the direction of the axis L, and the difference between the lengths is at the top of the cylinder sleeve 41 and at the top dead center. The distance from the top of the piston 42 becomes the dead volume. Since both the mouth 22 and the piston 42 are made of an iron-based material, the difference in the length of the zone B 1 and the zone B 2 in the direction of the axis L between when the expander E is cold and when it is hot is used. Hardly changes.
  • zone C2 has no special cooling function
  • the output shaft 32 in zone C1 is cooled by the lubricating oil flowing inside, so As a result, the temperature of the zone C 1 becomes low (see FIG. 18).
  • the output shaft 32 made of an iron-based material has a small coefficient of thermal expansion
  • the synergistic effect of the expansion device E The thermal expansion of zone C2 during the hot period is much larger than that of zone C1.
  • zone A2 becomes larger than the thermal expansion of zone A1
  • the dead polym between the top of cylinder sleeve 41 and the top of piston 42 decreases, and the volume ratio of expander E decreases. It deviates from the design value and causes a decrease in thermal efficiency.
  • the swash plate holder 28 is made of an iron-based material having a small coefficient of thermal expansion, the difference in the thermal elongation between the zones C1 and C2 is reduced, as shown in FIG.
  • the reduction of the dead volume between the top of the cylinder sleeve 41 and the top of the piston 42 at the top dead center is reduced, and the volume ratio of the expander E deviates from the design value. Can be minimized to prevent a decrease in thermal efficiency.
  • bearing holder 99 and the swash plate holder 28 are made of the same material, the number of parts can be reduced.
  • the expander E of the Rankine cycle device is illustrated, but the rotary fluid machine of the present invention is applicable to any use other than the expander E.
  • the casing 11 is made of an aluminum material
  • the rotor 22, the output shaft 32, the bearing holder 99 and the swash plate holder 28 are made of an iron material. Any material other than the above can be selected as long as it satisfies the magnitude relationship of the coefficient of thermal expansion specified in Item 3.
  • the bearing holder 99 and the swash plate holder 28 are formed of the same member, but they can be formed of different members.

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Abstract

回転流体機械において、作動媒体の圧力エネルギーを機械エネルギーに変換するアキシャルピストンシリンダ群（５６）を備えたロータ（２２）の両端部をケーシング（１１）に支持する第１軸受け（２３ｆ，２３ｒ）および第２軸受け（２４）のうち、前記第１軸受け（２３ｆ，２３ｒ）のみを軸方向荷重を支持可能な組み合わせアンギュラベアリングで構成し、前記第２軸受け（２４）を径方向荷重を支持可能であってロータ（２２）に対して軸方向に相対移動可能なラジアルベアリングで構成する。第１軸受け（組み合わせアンギュラベアリング）（２３ｆ，２３ｒ）のみによってロータ（２２）をケーシング（１１）に対して軸方向に位置決めしたので、ケーシング（１１）およびロータ（２２）の軸方向の熱膨張量の差を第２軸受け（ラジアルベアリング）（２４）によって支障なく吸収することができる。これにより、回転流体機械のケーシングおよびロータ間の熱膨張量の差により発生する問題を効果的に解消することができる。

Description

明 細 書 回転流体機械
発明の分野
本発明は、 ロー夕の両端部を第 1軸受けおよび第 2軸受けを介してケーシング に回転自在に支持し、 作動媒体の圧力エネルギーと口一夕が回転する機械工ネル ギ一とを相互に変換するエネルギー変換手段を該ロータに設けた回転流体機械に 関する。
背景技術
かかる回転流体機械は、 日本特開 2 0 0 2— 2 5 6 8 0 5号公報により公知で ある。 この回転流体機械は高温高圧蒸気の圧力エネルギーを半径方向内外に 2段 に配置されたアキシャルピストンシリンダ群によって出力軸を回転させる機械工 ネルギ一に変換するものであり、 そのロータの軸方向両端部は各々 1個のアンギ ユラべァリングによってケーシングに回転自在に支持されている。
ところで、 上記従来の回転流体機械の口一夕の軸方向両端部をケ一シングに支 持する一対のアンギユラべァリングは、 ロータの径方向荷重を支持するだけでな く、 ロータを軸方向に位置決めすべく軸方向荷重も支持するようになっている。 そのため、 ロータとケーシングとの熱膨張係数の差によって、 前記一対のアンギ ユラべアリング間の軸受間隙が変化して耐久性が低下したり、 ロー夕の支持が不 安定になってスムーズな回転が阻害されたり、 アキシャルピストンシリンダ群の デッドポリユーム （上死点にあるビストンの頂部とシリンダ頂部との間の空間） が変動して容積比 （膨張比） が変化したりする問題があった。 この問題を解決 するために、 ロー夕の軸方向両端部をケ一シングに支持する一対の軸受けのうち、 一方の軸受けのみでロータの軸方向荷重を支持することで、 口一夕とケーシング との間に熱膨張係数の差を吸収することが考えられる。
しかしながら、 上述したように一方の軸受けのみでロータの軸方向荷重を支持 しても、 一般に軸受けは、 強度や剛性の観点から熱膨張係数の小さい鉄系材料で 構成されているのに対し、 ケーシングは軽量化等の観点から熱膨張係数の大きい アルミニウム系材料で構成されているため、 図 2 0に示すように回転流体機械の 熱間時にケーシングと軸受けとの間に軸方向の隙間 i8が発生してしまい、 この隙 間 i3によってロー夕がケーシングに対して軸方向に変位し、 口一夕に作動媒体を 供給 ·排出するロータリバルブのシール性が低下する可能性がある。
回転流体機械の熱間時にケーシングと軸受けとの間に軸方向の隙間が発生する のを防止するには、 予め軸受けに軸方向の圧縮荷重を加えた状態でケーシングに 組み付ければ良いが、 このようにすると圧縮荷重を加えられた軸受けの摩擦抵抗 が増加する問題がある。
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、 回転流体機械のケーシングおよ びロータ間の熱膨張量の差により発生する上記問題を解消す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、 ロータの両端部を 第 1軸受けおよび第 2軸受けを介してケ一シングに回転自在に支持し、 作動媒体 の圧力エネルギーと口一夕が回転する機械エネルギーとを相互に変換するェネル ギー変換手段を該ロータに設けた回転流体機械において、 前記第 1軸受けおよび 第 2軸受けのうち、 第 1軸受けのみで軸方向荷重を支持可能であることを特徴と する回転流体機械が提案される。
上記構成によれば、 ロータの両端部をケ一シングに回転自在に支持する第 1軸 受けおよび第 2軸受けのうち、 第 1軸受けのみで軸方向荷重を支持可能であるの で、 第 1軸受けのみによって口一タをケ一シングに対して軸方向に位置決めしな がら、 ケーシングおよびロータの軸方向の熱膨張量の差によって第 2軸受けと口 一夕との間に軸方向の荷重が加わるのを防止することができる。 これにより、 ケ —シングおよびロータの軸方向の熱膨張量の差に起因する第 1、 第 2軸受けに対 する予荷重の低下、 あるいは軸受間の間隙の変化に伴う、 高温時ならびに、 特に 低温時における荷重の変動による耐久性の低下を防止できるだけでなく、 第 1、 第 2軸受けによるロー夕の支持を安定させてスムーズな回転を可能にすることが でき、 しかもエネルギー変換手段のデッドポリユームの変動を減少させて所望の 容積比 （膨張比あるいは圧縮比） を確保することができる。
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、 前記回転流体機 械は膨張機であり、 前記エネルギー変換手段はアキシャルピストンシリンダ群で あることを特徴とする回転流体機械が提案される。
上記構成によれば、 圧力エネルギーを機械エネルギーに変換する膨張機のエネ ルギー変換手段を軸方向長さが大であるアキシャルピストンシリンダ群で構成し たので、 低温時および高温時の温度差が大きいためにケーシングおよびロータの 軸方向の熱膨張量の差が著しくなつても、 第 1、 第 2軸受けに過大な変動荷重が 加わるのを防止することができる。 しかもピストンおよびシリンダ間のデッドボ リュームを安定させて膨張機の容積比 （膨張比） が変化するのを防止することが できる。
また本発明の第 3の特徴によれば、 上記第 1の特徴に加えて、 作動媒体を供 給 ·排出する口一タリバルブをロータに設けるとともに、 ロータの熱膨張係数お よび第 1軸受けの熱膨張係数を略同じにし、 ケ一シングの熱膨張係数をロータの 熱膨張係数および第 1軸受けの熱膨張係数よりも大きくし、 ケ一シングにベアリ ングホルダを介して第 1軸受けを支持し、 ベアリングホルダの熱膨張係数を口一 夕の熱膨張係数および第 1軸受けの熱膨張係数と略同じにしたことを特徴とする 回転流体機械が提案される。
上記構成によれば'、 ロータの熱膨張係数および第 1軸受けの熱膨張係数を略同 じにし、 ケ一シングの熱膨張係数をロー夕の熱膨張係数および第 1軸受けの熱膨 張係数よりも大きくし、 ケーシングにベアリングホルダを介して第 1軸受けを支 持し、 ベアリングホルダの熱膨張係数を口一夕の熱膨張係数および第 1軸受けの 熱膨張係数と略同じにしたので、 ケーシングおよび第 1軸受けの熱膨張係数に差 があっても、 第 1軸受けおよびべァリングホルダ間に隙間が発生するのを防止し， 前記隙間により口一夕が軸方向に移動してロータリバルブのシール性が低下する のを阻止することができるだけでなく、 所望の強度および剛性を確保しながら軽 量化を図ることができる。
また本発明の第 4の特徴によれば、 上記第 3の特徴に加えて、 前記回転流体機 械は膨張機であり、 前記エネルギー変換手段は斜板により作動するアキシャルピ ストンシリンダ群であることを特徴とする回転流体機械が提案される。
上記構成によれば、 圧力エネルギーを機械エネルギーに変換する膨張機のエネ ルギ一変換手段を軸方向長さが大であるアキシャルピストンシリンダ群で構成し たので、 低温時および高温時の温度差が大きいためにケ一シングおよび口一夕の 軸方向の熱膨張量の差が著しくなつても、 第 1、 第 2軸受けに過大な変動荷重が 加わるのを防止することができる。 しかもピストンおよびシリンダ間のデッドボ リュームを安定させて膨張機の容積比 （膨張比） が変化するのを防止することが できる。
また本発明の第 5の特徴によれば、 上記第 4の特徴に加えて、 斜板を斜板ホル ダを介してケーシングに支持し、 斜板ホルダの熱膨張係数をべァリングホルダの 熱膨張係数と略同じにしたことを特徴とする回転流体機械が提案される。
上記構成によれば、 斜板をケーシングに支持する斜板ホルダの熱膨張係数をべ ァリングホルダの熱膨張係数と略同じにしたので、 アキシャルピストンシリンダ 群のピストンと斜板との接触位置のずれを防止して焼付きの発生や摩擦抵抗の増 加を防止することができ、 しかも斜板に当接するピストンとロータに設けられた シリンダとの位置関係を安定させて膨張機の容積比 （膨張比） が変化するのを一 層効果的に防止することができる。
また本発明の第 6の特徴によれば、 上記第 5の特徴に加えて、 斜板ホルダおよ びべァリングホルダを同一部材で構成したことを特徴とする回転流体機械が提案 される。
上記構成によれば、 斜板ホルダおよびべァリングホルダを同一部材で構成した ので、 膨張機の容積比 （膨張比） が変化するのを一層効果的に防止することがで きるだけでなく、 それらを別部材で構成する場合に比べて部品点数を削減するこ とができる。
尚、 実施例の組み合わせアンギユラベアリング 2 3 f , 2 3 rは本発明の第 1 軸受けに対応し、 実施例のラジアルベアリング 2 4は本発明の第 2軸受けに対応 する。
図面の簡単な説明
図 1〜図 1 3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— 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線断面である。
図 1 4および図 1 5は本発明の第 2実施例を示すもので、 図 1 3は前記図 1に 対応する図、 図 1 5は組み合わせアンギユラベアリングの温度上昇と隙間の大き さとの関係を示すグラフである。
図 1 6〜図 1 9は本発明の第 3実施例を示すもので、 図 1 6は膨張機の組み合 わせアンギユラべァリングの周囲の拡大図、 図 1 7は熱伸びにより膨張機の容積 比が変化する理由を説明する図、 図 1 8は膨張機の C 1ゾーンおよび C 2ゾーン の温度を比較するグラフ、 図 1 9は C 2ゾーンの温度に対するアキシャルピスト ンシリンダ群のデッドポリユームの変化を示すグラフである。
図 2 0はケーシングと軸受けとの間に発生する隙間の説明図である。
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 E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 エネルギーを機械エネルギーに変換して出力する。 膨張機 Eのケ一シング 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一 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 カバ一 1 8と、 ケ一シング本体 1 2の下面開口部にシ一ル部材 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まわりに回転可能に配置され たロータ 2 2は、 その前部を前部カバ一 1 5に設けた組み合わせアンギユラベア リング 2 3 f ， 2 3 rによって支持され、 その後部をケ一シング本体 1 2に設け たラジアルベアリング 2 4によって支持される。 前部カバー 1 5の後面に斜板ホ ルダ 2 8がー体に形成されており、 この斜板ホルダ 2 8にアンギユラベアリング 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の軸線は前記口一夕 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。
口一夕 2 2は、 組み合わせアンギユラべァリング 2 3 f , 2 3 rで前部カバー 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を介して複数本のポルト 3 7…で結合され、 前記ラジアルベアリング 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…で前側のスリ一 ブ支持フランジ 3 3に結合された断熱カバ一 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本のシリンダスリーブ 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ーブ 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の前端は斜板 3 1に形成 したディンプル 3 1 aに当接するとともに、 ピストン 4 2の後端とロー夕へッド 3 8との間に蒸気の膨張室 4 3が区画される。
前部カバー 1 5の前面にシール部材 9 1を介して板状のベアリングホルダ 9 2 が重ね合わされてポルト 9 3…で固定され、 そのべァリングホルダ 9 2の前面に シ一ル部材 9 4を介してポンプポディ 9 5が重ね合わされてポルト 9 6…で固定 される。 組み合わせアンギユラべァリング 2 3 f , 2 3 rは、 前部カバー 1 5の 段部とベアリングホルダ 9 2との間に挟まれて軸線 L方向に固定される。
組み合わせアンギユラべァリング 2 3 f , 2 3 rを支持する出力軸 3 2に形成 したフランジ 3 2 dと組み合わせアンギユラべァリング 2 3 f , 2 3 rのインナ —レースとの間に所定厚さのシム 9 7が挟持され、 出力軸 3 2の外周に螺合する ナット 9 8で組み合わせアンギユラべァリング 2 3 f ， 2 3 rのィンナーレース が締め付けられる。 その結果、 出力軸 3 2は組み合わせアンギユラベアリング 2 3 f , 2 3 rに対して、 つまりケ一シング 1 1に対して軸線 L方向に位置決めさ れる。 組み合わせアンギユラべァリング 2 3 f , 2 3 rは相互に逆向きに装着されて おり、 出力軸 3 2を径方向に支持するだけでなく、 軸線 L方向にも移動不能に支 持している。 即ち、 一方の組み合わせアンギユラベアリング 2 3 f は出力軸 3 2 が前方に移動するのを規制し、 他方の組み合わせアンギユラベアリング 2 3 rは 出力軸 3 2が後方に移動するのを規制するように配置される。
ロータ 2 2の前部を支持する軸受けに組み合わせアンギユラべァリング 2 3 f , 2 3 rを使用したので、 膨張機 Eの所定の運転状態において膨張室 4 3…で発生 する軸線 L方向両側への荷重は、 その一方が口一夕 2 2を介して組み合わせアン ギユラベアリング 2 3 f ， 2 3 rのインナーレースに伝達され、 その他方が斜板 3 1および前部カバー 1 5の斜板ホルダ 2 8を介して組み合わせアンギユラベア リング 2 3 f ， 2 3 rのアウターレースに伝達される。 これら二つの荷重は、 斜 板 3 1を支持するアンギユラべァリング 3 0と口一タ 2 2を支持する組み合わせ アンギユラべァリング 2 3 f ， 2 3 rとに挟まれた前部カバー 1 5の斜板ホルダ 2 8を圧縮するもので、 機構部の剛性は高いものとなる。 しかも本実施例の如く、 斜板ホルダ 2 8を前部カバ一 1 5と一体に構成することで、 更に剛性が高く簡略 な構造となる。
更に、 斜板 3 1を支持するアンギユラべァリング 3 0とロータ 2 2を支持する 組み合わせアンギユラべァリング 2 3 f , 2 3 rとを前部カバー 1 5に組み込む ことにより、 「口一夕 2 2およびピストン 4 2 ···」 、 「前部カバー 1 5のァセン プリ」 、 「ポンプボディ 9 5」 というユニット単位で組立作業が行え、 ピストン 4 2…の組み替えやオイルポンプ 4 9の交換といった作業の効率が改善される。 またロータ 2 2の後端部を構成する口一夕へッド 3 8を支持するラジアルベア 2 4は径方向の荷重のみを支持する通常のポールべァリングであって、 ロータへ ッド 3 8がラジアルベアリング 2 4に対して軸線 L方向に摺動できるように、 口 一夕ヘッド 3 8とラジアルベアリング 2 4のインナーレ一スとの間に隙間 α (図 5参照） が形成される。
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。 ロータ 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。 ポンプボディ 9 5の前面に形成した凹部 9 5 aと、 ポンプボディ 9 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 9 5 aに回転自在 に嵌合するアウターロー夕 5 0と、 出力軸 3 2の外周に固定されてアウターロー 夕 5 0に嚙合するィンナ一ロータ 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およびポンプボディ 9 5のオイル通路 9 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はボン プポディ 9 5のオイル通路 9 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のディンプル 3 1 aに当接する球面部 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篕部 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 4 2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、 ロー夕 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 … （図 4および図 6参照） とが環状溝 4 1 bに連通する。 ロータ 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、 断熱カバー 4 0に形成したオイル孔 4 0 a '" (図 4お よび図 7参照） を介してケ一シング 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の後面にポル卜 3 7…で結合さ れたロ一夕へッド 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。 ロータへッド 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 ·排出するロー夕リバル 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、 口一夕 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。 可動側バルブプレート 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に平坦な搢動面 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、 ロー夕 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 ルブプレ一ト 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、 カーボンやセラミッ 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一ティングしたり 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。 後部カバー 1 8に軸線 Lを囲むように複数 個のプリロードスプリング 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、 固定側パルププレート 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。 またケーシング本体 1 2お よび後部カバ一 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、 固定側バルブプレ一ト 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 L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を囲むように口一夕 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 E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からロータ 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ート 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からロー夕 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。 ロータ 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が斜板 3 1のディンプル 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夕 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卜 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。 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、 ポ ンプポディ 9 5のオイル通路 9 5 b、 吸入ポー卜 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、 ポンプボディ 9 5のオイル通路 9 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 c ···、 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 の一部はピストン 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膨張室 4 3からシリンダスリ一 ブ 4 1およびビストン 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 つて搔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はビストン 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の周囲はロータ 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、 スリ一ブ支持フランジ 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、 そこから断熱カバ一 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はスリー 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ビストン 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の容積が減少する圧縮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に伝えてビストン 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に臨むロータヘッド 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およびロータヘッド 3 8への熱逃 げを最小限に抑えて膨張機 Eの性能向上に寄与することができる。 またビストン 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とロー夕へッド 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、 シールまわりのデッドポリュ ームを減らすことができ、 これにより膨張機 E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、 ロータ 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、 ロータ 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、 ロータ 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ト 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、 蒸気のリ一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 7 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を固定側バルブプレート 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の外周にィンロウ嵌 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をバル 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 E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をケーシング本体 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 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口 一タリバルブ 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がロータ 2 2を挟んでロータリバルブ 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。 またオイルはロータリバルブ 7 1 を冷却して過熱を防止する機能も発揮する。
ところで、 膨張機 Eを組み立てる際にシリンダスリーブ 4 1の底部 （即ち、 口 一夕へッド 3 8に支持された蓋部材 6 9 ) およびピストン 4 2の頂部間のデッド ポリュームの大きさ、 つまりピストン 4 2が上死点にあるときの作動室 4 3の容 積を調整する必要がある。 出力軸 3 2のフランジ 3 2 dと組み合わせアンギユラ ベアリング 2 3 f， 2 3 rのィンナーレ一スとの間に介在するシム 9 7を薄くす ると、 出力軸 3 2が前方 （図 1の右側） に移動するため、 ロータヘッド 3 8も前 方に移動するが、 ピストン 4 2は斜板 3 1に規制されて前方に移動できないため、 前記デッドボリュームは減少する。 逆に、 前記シム 9 7を厚くすると、 出力軸 3 2と共に口一夕ヘッド 3 8が後方 （図 1の左側） に移動するため、 前記デッドボ リュームは増加する。 その結果、 シム 9 7の交換だけでデッドポリュームを任意 に調整することが可能になり、 デッドポリュ一ムの調整に要する工程を削除して 時間を大幅に節減することができる。
また所定の厚さを有する単一のシム 9 7を出力軸 3 2のフランジ 3 2 dと組み 合わせアンギユラベアリング 2 3 f , 2 3 rとの間に挟み、 斜板 3 1を支持する アンギユラベアリング 3 0およびロータ 2 2を支持する組み合わせアンギユラべ ァリング 2 3 f , 2 3 rを組み込んだ前部カバ一 1 5と、 ピストン 4 2…を組み 込んだロータ 2 2とを一つのナツト 9 8で締め付けるだけでデッドポリュ一ムを 調整することができるので、 従来の前後 2個のシムの厚さをそれぞれ調整する場 合に比べて調整作業を簡単に行うことができる。 しかもデッドボリュームの調整 に際して、 ピストン 4 2…を組み込んだ口一夕 2 2をケーシング本体 1 2に組み 付けたままで良いため、 調整後のデッドボリュームの確認作業がピストン 4 2 および斜板 3 1の接触状態を直接見ながら行えるようになる。
上述のようにして、 シム 9 7の厚さを変更することで組み合わせアンギユラべ ァリング 2 3 f , 2 3 rに対して出力軸 3 2の位置を前後に調整すると、 ロータ
2 2の後端部のロー夕へッド 3 8の位置も前後に移動するが、 そのロータへッド
3 8はケ一シング本体 1 2との間に設けたラジアルベアリング 2 4のィンナーレ ースに対して軸線 L方向に摺動自在であるため、 出力軸 3 2の位置の調整に支障 を来すことがない。
而して、 膨張室 4 3に供給された高温高圧蒸気の圧力でピストン 4 2がシリン ダスリーブ 4 1から押し出される方向に付勢されると、 ピストン 4 2の押圧力は 斜板 3 1、 アンギユラベアリング 3 0、 斜板ホルダ 2 8および前部力パー 1 5を 介して組み合わせアンギユラべァリング 2 3 f , 2 3 rのアウターレースを前方 (図 1の右側） に押圧し、 前記ピストン 4 2の押圧力と逆向きのシリンダスリ一 ブ 4 1の押圧力は、 ロータへッド 3 8および出力軸 3 2を介して組み合わせアン ギユラべァリング 2 3 f , 2 3 rのインナ一レースを後方 （図 1の左側） に押圧 する。 即ち、 膨張室 4 3に供給された高温高圧蒸気により発生する荷重は組み合 わせアンギユラベアリング 2 3 f ， 2 3 rの内部で打ち消され、 ケ一シング本体 1 2に伝達されることはない。
出力軸 3 2、 3個のスリーブ支持フランジ 3 3， 3 4， 3 5、 ロータヘッド 3 8および断熱カバ一 4 0で構成されたロータ 2 2は熱膨張係数が比較的に小さい 鉄系材料で構成されているのに対し、 そのロータ 2 2を組み合わせアンギユラべ ァリング 2 3 f ， 2 3 rおよびラジアルベアリング 2 4を介して支持するケーシ ング 1 1は熱膨張係数が比較的に大きいアルミニウム系材料で構成されているた め、 膨張機 Eの低温時と高温時とで特に軸線 Lに沿う方向の熱膨張量に差が発生 する。
ロータ 2 2よりも熱膨張係数が大きいケ一シング 1 1は、 高温時にはロー夕 2 2よりも余分に膨張して軸線 L方向の寸法が相対的に増加し、 逆に低温時には余 分に収縮して軸線 L方向の寸法が相対的に減少する。 このとき、 ケーシング 1 1 とロータ 2 2とは組み合わせアンギユラべァリング 2 3 f ， 2 3 rを介して軸線 L方向に位置決めされているため、 両者の熱膨張量の差はラジアルベアリング 2 4のィンナ一レースに対するロータへッド 3 8の摺動により吸収され、 組み合わ せアンギユラベアリング 2 3 f , 2 3 r、 ラジアルベアリング 2 4およびロータ 2 2に軸線 L方向の過大な荷重が作用するのが防止される。 これにより、 組み合 わせアンギユラべァリング 2 3 f , 2 3 1-およびラジアルベアリング 2 4の耐久 性が向上するだけでなく、 ロータ 2 2の支持を安定させてスムーズな回転を可能 にすることができ、 しかも温度変化に伴うシリンダスリーブ 4 1の頂部およびピ ストン 4 2の頂部間のデッドボリュームの変動を防止することができる。
なぜならば、 仮にロータ 2 2の両端部がケ一シング 1 1に軸方向に移動不能に 拘束されているとすると、 低温時にはロータ 2 2に対してケーシング 1 1が軸線 L方向に収縮しょうとするため、 ケ一シング 1 1の一部である斜板ホルダ 2 8に 支持された斜板 3 1に頭部が当接するピストン 4 2が後方に押圧され、 かつケー シング 1 1にラジアルベアリング 2 4を介して支持されたロータへッド 3 8が前 方に押圧されることで、 ピストン 4 2がシリンダスリーブ 4 1の内部に押し込ま れてデッドボリュームが減少するからである。 逆に、 高温時にはロータ 2 2に対 してケーシング 1 1が軸線 L方向に伸長しょうとするため、 ピストン 4 2がシリ ンダスリーブ 4 1の内部から引き出されてデッドボリュームが増加することにな り、 暖機完了後の通常運転状態における高温高圧蒸気の初期容積の増大、 つまり 膨張機 Eの容積比 （膨張比） の低下による熱効率の低下が発生してしまう。 それに対して、 本実施例では口一夕 2 2がケーシング 1 1に対して軸線 L方向 に浮動状態で支持されているため、 組み合わせアンギユラベアリング 2 3 f ， 2 3 1-およびラジアルベアリング 2 4の軸受間の間隙の増大および予荷重の低下が 防止され、 温度変化に伴うデッドポリュ一ムの変動が防止される。 これにより、 膨張機 Eの容積比 （膨張比） の変動を防止して安定した性能を確保することがで きる。
特に、 高温高圧蒸気を作動媒体として使用する膨張機 Eでは、 高温時および低 温時の温度差が大きくなるため、 上記効果が有効に発揮される。 また高温高圧蒸 気が供給されるロータリバルブ 7 1の近傍は高温時および低温時の温度差が大き くなるが、 その口一タリバルブ 7 1に近い側に配置されたラジアルベアリング 2 4に対して口一夕へッド 3 8が軸線 L方向に摺動可能なため、 ケ一シング 1 1お よびロータ 2 2の熱膨張係数の差を支障なく吸収することができる。
またロータリバルブ 7 1の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のうち、 ケ一シング 1 1に支持された固定側バルブプレート 7 3はロー 夕 2 2に支持された可動側バルブプレート 7 4に向けてプリ口一ドスプリング 8 5…の弹発力で付勢されているため、 温度変化に伴ってケーシング 1 1および口 一夕 2 2の軸線 L方向の位置関係が変動しても、 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のシール性が損なわれる虞はない。 そ れどころか、 組み合わせアンギユラベアリング 2 3 ί , 2 3 rおよびラジアルべ ァリング 2 4に過大な荷重が作用するのが防止されてロータ 2 2の回転面が安定 するため、 前記摺動面 7 7のシール性が向上して蒸気のリーク量を減少させるこ とができる。
次に、 図 1 4および図 1 5に基づいて本発明の第 2実施例を説明する。 尚、 第 2実施例において上述した第 1実施例の部材と対応する部材には、 第 1実施例と 同じ符号を付して重複する説明を省略する。
第 1実施例では組み合わせアンギユラべァリング 2 3 f , 2 3 rがケーシング 1 1に直接支持されていたが、 第 2実施例では組み合わせアンギユラベアリング 2 3 f , 2 3 rがケーシング 1 1にべァリングホルダ 9 9を介して支持される。 即ち、 前部カバ一 1 5の内周に嵌合する概略円筒状のベアリングホルダ 9 9は、 その前面に重ね合わされた板状のセットプレート 9 2と共にポルト 9 3…で固定 され、 更に前部カバー 1 5の前面にシ一ル部材 9 4を介してポンプボディ 9 5が 重ね合わされてポルト 9 6…で固定される。 従って、 組み合わせアンギユラベア リング 2 3 f , 2 3 rは、 ベアリングホルダ 9 9の段部とセットプレート 9 2と の間に挟まれて軸線 L方向に固定される。
ベアリングホルダ 9 9、 セットプレート 9 2および組み合わせアンギユラベア リング 2 3 f , 2 3 rは、 ロータ 2 2と同じく、 熱膨張係数が比較的に小さい鉄 系材料で構成される。
この第 2実施例によれば、 熱膨張係数が比較的に小さい鉄系材料で構成された 組み合わせアンギユラベアリング 2 3 f , 2 3 rを、 熱膨張係数が比較的に大き いアルミニウム系材料で構成されたケーシング 1 1に直接支持することなく、 ケ 一シング 1 1に固定した鉄系材料よりなるベアリングホルダ 9 9を介して組み合 わせアンギユラベアリング 2 3 f， 2 3 rをケーシング 1 1に支持したので、 ケ 一シング 1 1の熱膨張係数および組み合わせアンギユラべァリング 2 3 f ， 2 3 rの熱膨張係数に差があっても、 図 1 5に示すように、 ベアリングホルダ 9 9と 組み合わせアンギユラべァリング 2 3 f ， 2 3 rとの間に熱伸びの差に起因する 隙間 ]3 (図 2 0参照） が発生するのを抑制し、 この隙間 )3によりロー夕 2 2が軸 線 L方向に移動してロータリバルブの摺動面 7 7のシール性が低下するのを防止 することができる。
次に、 図 1 6〜図 1 9に基づいて本発明の第 3実施例を説明する。 尚、 第 3実 施例において上述した第 1、 第 2実施例の部材と対応する部材には、 第 1、 第 2 実施例と同じ符号を付して重複する説明を省略する。
第 2実施例では斜板ホルダ 2 8が前部カバー 1 5と一体に形成されているが、 図 1 6に示す第 3実施例では、 斜板ホルダ 2 8が前部カバー 1 5から分離されて ベアリングホルダ 9 9と一体に形成されている。 一体化されたベアリングホルダ 9 9および斜板ホルダ 2 8は、 それらにポルト 9 3…で固定されたセットプレ一 ト 9 2と共に、 ポルト 1 0 0…によって前部カバ一 1 5に固定される。 斜板ホル ダ 2 8およびベアリングホルダ 9 9は、 第 2実施例のベアリングホルダ 9 9と同 様に、 熱膨張係数の小さい鉄系材料で構成される。
この第 3実施例によれば、 アルミニウム系材料で構成された前部カバー 1 5の 熱膨張係数に比べて斜板ホルダ 2 8の熱膨張係数が小さいことで、 ケーシング 1 1に対する斜板ホルダ 2 8の熱伸びによる位置ずれを最小限に抑え、 ピストン 4 2のエンド部 6 1と斜板 3 1のディンプル 3 1 aとの接触位置のずれを防止して 焼付きの発生や摩擦抵抗の増加を防止することができる。 しかも斜板 3 1に当接 するピストン 4 2とロータ 2 2に設けられたシリンダスリーブ 4 1との軸線 L方 向の位置関係を安定させ、 膨張機 Eの容積比 （膨張比） が変化するのを一層効果 的に防止することができる。
以下、 その理由を図 1 7に基づいて説明する。
組み合わせアンギユラべァリング 2 3 f， 2 3 rの左端を熱伸びの起点とし、 そこから口一夕 2 2のシリンダスリーブ 4 1の頂部までをゾーン A 1とすると、 ゾーン A 1は口一夕 2 2に対応するゾーン B 1と出力軸 3 2に対応するゾーン C 1とで構成される。 一方、 熱伸びの起点から上死点にあるピストン 4 2の頂部ま でをゾーン A 2とすると、 ゾーン A 2はピストン 4 2に対応するゾーン B 2と斜 板ホルダ 2 8に対応するゾーン C 2とで構成される。 .
ゾーン A 1の軸線 L方向の長さはゾーン A 2の軸線 L方向の長さよりも僅かに 長く設定されており、 その長さの差が、 つまりシリンダスリーブ 4 1の頂部と上 死点にあるピストン 4 2の頂部との距離がデッドボリュームとなる。 口一夕 2 2 およびピストン 4 2は共に鉄系材料で構成されているため、 膨張機 Eの冷間時と 熱間時とでゾーン B 1およびゾーン B 2の軸線 L方向の長さの差は殆ど変化しな い。
またゾーン C 2にある斜板ホルダ 2 8は特別の冷却機能を持たないのに対し、 ゾーン C 1にある出力軸 3 2は内部を流れる潤滑油により冷却されるため、 ゾー ン C 2に対してゾ一ン C 1は低温になる （図 1 8参照） 。 しかも鉄系材料よりな る出力軸 3 2は熱膨張係数が小さいにの対し、 斜板ホルダ 2 8を熱膨張係数が大 きいアルミニウム系材料で構成した場合には、 その相乗効果で膨張機 Eの熱間時 におけるゾ一ン C 2の熱伸びは、 ゾーン C 1の熱伸びよりも大幅に大きくなる。 その結果、 ゾーン A 1の熱伸びに比べてゾーン A 2の熱伸びが大きくなり、 シリ ンダスリーブ 4 1の頂部およびピストン 4 2の頂部間のデッドポリユームが減少 し、 膨張機 Eの容積比が設計値から外れて熱効率の低下の原因となってしまう。 しかしながら、 第 3実施例では斜板ホルダ 2 8を熱膨張係数が小さい鉄系材料 で構成しているため、 ゾーン C 1およびゾーン C 2の熱伸びの差を減少させ、 図 1 9に示すように、 シリンダスリーブ 4 1の頂部と上死点にあるピストン 4 2の 頂部との間のデッドボリューム （デッドスト口一ク） の減少量を小さくし、 膨張 機 Eの容積比が設計値から外れるのを最小限に抑えて熱効率の低下を防止するこ とができる。
しかもベアリングホルダ 9 9および斜板ホルダ 2 8を同一部材で構成したので， 部品点数の削減に寄与することができる。
以上、 本発明の実施例を説明したが、 本発明はその要旨を逸脱しない範囲で 種々の設計変更を行うことが可能である。
例えば、 実施例ではランキンサイクル装置の膨張機 Eを例示したが、 本発明の 回転流体機械は前記膨張機 E以外の任意の用途に適用可能である。 また第 2実施例ではケーシング 1 1をアルミニウム系材料とし、 ロー夕 2 2、 出力軸 3 2、 ベアリングホルダ 9 9および斜板ホルダ 2 8 (第 3実施例） を鉄系 材料としているが、 請求項 3で規定された熱膨張係数の大小関係を満たすもので あれば、 上記以外の任意の材料を選択することができる。
また第 3実施例ではベアリングホルダ 9 9および斜板ホルダ 2 8を同一部材で 構成しているが、 それらを別部材で構成することができる。

Claims

請求の範囲
1. ロータ （22) の両端部を第 1軸受け （23 f , 23 r ) および第 2軸受け (24) を介してケーシング （1 1) に回転自在に支持し、 作動媒体の圧力エネ ルギ一とロータ （22) が回転する機械エネルギーとを相互に変換するエネルギ 一変換手段を該口一夕 （22) に設けた回転流体機械において、
前記第 1軸受け （2 3 f , 23 r ) および第 2軸受け （24) のうち、 第 1軸 受け （2 3 f， 2 3 r ) のみで軸方向荷重を支持可能であることを特徴とする回 転流体機械。
2. 前記回転流体機械は膨張機 （E) であり、 前記エネルギー変換手段はアキシ ャルビストンシリンダ群 （56) であることを特徴とする、 請求項 1に記載の回 転流体機械。
3. ロータ （2 2) に作動媒体を供給 ·排出する口一タリバルブ （7 1) を設け るとともに、 ロータ （22) の熱膨張係数および第 1軸受け （23 f , 2 3 r ) の熱膨張係数を略同じにし、 ケ一シング （1 1) の熱膨張係数をロータ （22) の熱膨張係数および第 1軸受け （23 ί, 23 r ) の熱膨張係数よりも大きくし、 ケ一シング （1 1) にベアリングホルダ （99) を介して第 1軸受け （2 3 f , 23 r ) を支持し、 ベアリングホルダ （99) の熱膨張係数をロータ （22) の 熱膨張係数および第 1軸受け （23 f , 23 r ) の熱膨張係数と略同じにしたこ とを特徴とする、 請求項 1に記載の回転流体機械。
4. 前記回転流体機械は膨張機 （E) であり、 前記エネルギー変換手段は斜板 (3 1) により作動するアキシャルピストンシリンダ群 （56) であることを特 徵とする、 請求項 3に記載の回転流体機械。
5. 斜板 (3 1) を斜板ホルダ (28) を介してケ一シング (1 1) に支持し、 斜板ホルダ （28) の熱膨張係数をベアリングホルダ （9 9) の熱膨張係数と略 同じにしたことを特徴とする、 請求項 4に記載の回転流体機械。
6. 斜板ホルダ （28) およびベアリングホルダ （99) を同一部材で構成した ことを特徴とする、 請求項 5に記載の回転流体機械。
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