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WO2002020988A1 - Rotary fluid machinery - Google Patents

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Publication number
WO2002020988A1
WO2002020988A1 PCT/JP2001/007656 JP0107656W WO0220988A1 WO 2002020988 A1 WO2002020988 A1 WO 2002020988A1 JP 0107656 W JP0107656 W JP 0107656W WO 0220988 A1 WO0220988 A1 WO 0220988A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
rotor
vane
chamber
cylinder
piston
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2001/007656
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Tsuneo Endoh
Haruhiko Komatsu
Ryuji Sano
Kensuke Honma
Yasunari Kimura
Tsutomu Takahashi
Yuichiro Tajima
Hiroshi Ichikawa
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Honda Motor Co Ltd
Original Assignee
Honda Motor Co Ltd
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
Application filed by Honda Motor Co Ltd filed Critical Honda Motor Co Ltd
Priority to US10/363,645 priority Critical patent/US7040872B2/en
Priority to CA002421188A priority patent/CA2421188A1/en
Priority to AU2001282623A priority patent/AU2001282623B2/en
Priority to BR0114052-3A priority patent/BR0114052A/pt
Priority to KR10-2003-7002729A priority patent/KR20030066604A/ko
Priority to AU8262301A priority patent/AU8262301A/xx
Priority to EP01961356A priority patent/EP1329633A1/en
Publication of WO2002020988A1 publication Critical patent/WO2002020988A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

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    • F01B—MACHINES OR ENGINES, IN GENERAL OR OF POSITIVE-DISPLACEMENT TYPE, e.g. STEAM ENGINES
    • F01B13/00—Reciprocating-piston machines or engines with rotating cylinders in order to obtain the reciprocating-piston motion
    • F01B13/04—Reciprocating-piston machines or engines with rotating cylinders in order to obtain the reciprocating-piston motion with more than one cylinder
    • F01B13/06—Reciprocating-piston machines or engines with rotating cylinders in order to obtain the reciprocating-piston motion with more than one cylinder in star arrangement
    • F01B13/061—Reciprocating-piston machines or engines with rotating cylinders in order to obtain the reciprocating-piston motion with more than one cylinder in star arrangement the connection of the pistons with the actuated or actuating element being at the outer ends of the cylinders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
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    • F01B13/06—Reciprocating-piston machines or engines with rotating cylinders in order to obtain the reciprocating-piston motion with more than one cylinder in star arrangement
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
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    • F01C1/00—Rotary-piston machines or engines
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    • F01C1/3446—Rotary-piston machines or engines having the characteristics covered by two or more groups F01C1/02, F01C1/08, F01C1/22, F01C1/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F01C1/08 or F01C1/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the inner member the inner and outer member being in contact along more than one line or surface
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    • F01C21/08—Rotary pistons
    • F01C21/0809—Construction of vanes or vane holders
    • F01C21/0818—Vane tracking; control therefor
    • F01C21/0827—Vane tracking; control therefor by mechanical means
    • F01C21/0836—Vane tracking; control therefor by mechanical means comprising guiding means, e.g. cams, rollers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02G—HOT GAS OR COMBUSTION-PRODUCT POSITIVE-DISPLACEMENT ENGINE PLANTS; USE OF WASTE HEAT OF COMBUSTION ENGINES; NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F02G5/00—Profiting from waste heat of combustion engines, not otherwise provided for
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B53/00—Internal-combustion aspects of rotary-piston or oscillating-piston engines
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a rotating fluid machine that can be used as an expander or a compressor.
  • Japanese Patent Laid-Open No. 59-41602 describes a double multi-vane type rotary fluid machine.
  • a circular vane support ring is disposed between an elliptical outer cam ring and an elliptical inner cam ring, and a plurality of vanes supported slidably in the radial direction by the vane support ring.
  • the outer end and the inner end are in contact with the inner peripheral surface of the outer cam ring and the outer peripheral surface of the inner cam ring, respectively. Therefore, when the vane support ring rotates relative to the outer cam ring and the inner cam ring, the volumes of the plurality of vane chambers partitioned by the vanes between the outer force muling and the vane support ring expand and contract.
  • the outer and inner rotating fluid machines can be used as independent expanders, or the outer and inner rotating fluid machines can be compressed independently. And one and the other of the outer and inner rotating fluid machines can be used as expanders and compressors, respectively.
  • Japanese Patent Application Laid-Open No. 60-29069 describes a vane type rotary fluid machine usable as an expander or a compressor.
  • a circular intermediate cylinder is eccentrically arranged between a circular outer cam ring and a circular inner cam ring arranged concentrically, and a plurality of vanes slidably supported in the intermediate cylinder in the radial direction.
  • the outer end and the inner end of the inner cam ring abut against the inner peripheral surface of the outer cam ring and the outer peripheral surface of the inner cam ring, respectively. Therefore, when the intermediate cylinder rotates relative to the outer cam ring and the inner cam ring, the volumes of the plurality of vane chambers defined by the vanes between the outer cam ring and the intermediate cylinder expand and contract to expand the expander.
  • it functions as a compressor, and the capacity of a plurality of vane chambers partitioned by vanes between the inner cam ring and the intermediate cylinder expands and contracts to function as an expander or a compressor.
  • the outer and inner rotary fluid machines can be used as independent expanders, and the outer and inner rotary fluid machines can be used as independent compressors.
  • the outer and inner rotating fluid machines By passing the working medium that has passed through one of the rotating fluid machines on the inside and the other through the other, the outer and inner rotating fluid machines can be connected in series and operated as a two-stage expander or two-stage compressor. .
  • the rotary fluid machine disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-325043 is provided with a vane piston unit combining a vane and a piston, and is provided in a radial direction at a low speed.
  • a piston slidably fitted to the cylinder converts the pressure energy of the gas-phase working medium and the rotational energy of the rotor to each other through a power conversion device composed of an annular groove and a roller.
  • a vane slidably supported in the radial direction converts the pressure energy of the gas-phase working medium and the rotational energy of the rotor to each other.
  • the volume of a vane chamber defined between a pair of adjacent vanes decreases in the exhaust stroke and increases in the intake stroke, but the volume of the working medium between the exhaust port and the intake port is increased.
  • the volume of the vane chamber increases or decreases during the period from the end of the exhaust stroke in which the communication between the vane chamber and the exhaust port is disconnected to the start of the intake stroke in which the communication between the vane chamber and the intake port is established. Then, the following problems occur.
  • the gas-phase working medium supplied to the cylinder may be cooled and liquefied.
  • the piston moves in the cylinder during the period from when the gas phase working medium discharge port of the rotary valve that supplies and discharges the gas phase working medium to the cylinder until the gas phase working medium supply port opens, the cylinder Since the liquid-phase working medium confined inside is an incompressible fluid, the so-called Warmer hammer phenomenon may occur and cause vibration and noise.
  • the present invention has been made in view of the aforementioned circumstances, and has as its object to prevent the occurrence of a war hammer phenomenon caused by a liquid-phase working medium confined in a working chamber of a rotary fluid machine.
  • a rotor chamber a rotor rotatably housed in a mouth-and-mouth champer, and a rotor movably supported in a radial direction.
  • a working chamber whose capacity changes due to the movement of the working member accompanying the rotation of the rotor, the pressure energy and the pressure of the gas-phase working medium supplied to and discharged from the working chamber according to the rotation of the rotor.
  • a rotary fluid machine that performs energy conversion between evening rotational energies, from the end of the exhaust stroke that discharges the gas-phase working medium from the working chamber to the start of the intake stroke that supplies the gas-phase working medium to the working chamber.
  • a rotary fluid machine characterized by substantially stopping the movement of the working member in the radial direction so that the volume of the working chamber becomes substantially constant during the period.
  • the volume of the working chamber is substantially constant during the period from the end of the exhaust stroke for discharging the gas-phase working medium from the working chamber to the start of the intake stroke for supplying the gas-phase working medium to the working chamber.
  • the operating member is supported by the rotor so as to be able to protrude and retract in the radial direction and slides on the inner peripheral surface of the rotor chamber.
  • the working chamber is a plurality of vane chambers defined by two adjacent vanes, an outer peripheral surface of a rotor and an inner peripheral surface of a rotor jumper, and a space between the vane chamber and the exhaust port is provided.
  • the shape of the inlet and outlet chambers is set so that the volume of the vane chamber is approximately constant during the period from the end of the exhaust stroke, which is in the non-communication state, to the start of the intake stroke, in which the communication between the vane chamber and the intake port is established.
  • a rotary fluid machine characterized by this is proposed.
  • the volume of the vane chamber becomes substantially constant during the period from the end of the exhaust stroke to the start of the intake stroke by setting the shape of the rotor chamber. Even if an incompressible liquid phase working medium is confined in the chamber, the hammer phenomenon can be prevented from occurring overnight, and the vibration, noise and durability of the vane type rotating fluid machine can be prevented.
  • the vane type rotary fluid machine functions as an expander, at the moment when the suction port, which is a high pressure port, communicates with the vane chamber, the pressure is applied to a pair of vanes that define the vane chamber. Since it acts evenly on the vane, it is possible to prevent reverse rotation of the mouth and reverse rotation of the rotor.
  • the working chamber is a plurality of cylinders provided in the mouth in a radial direction, and the working member is slidable on the cylinder.
  • a plurality of pistons that fit together, and have a supply port and a discharge port for supplying and discharging the gas phase working medium to and from the cylinder as the mouth rotates, and a period from when the discharge port is closed to when the supply port is opened.
  • a rotary fluid machine characterized by substantially stopping radial movement of a piston is proposed.
  • the gas phase working medium supplied into the cylinder is cooled and liquefied during a cold start of the rotary fluid machine or the like
  • the gas phase working medium is supplied after the gas phase working medium discharge port is closed.
  • the movement of the piston is substantially stopped during a period until the mouth is opened, that is, a period during which the liquid-phase working medium that has been liquefied in the cylinder is confined, so that it is possible to reliably prevent the occurrence of the hammer phenomenon.
  • the operating member is supported by the rotor so as to be able to protrude and retract in a radial direction, and a plurality of vanes slidingly contacting the inner peripheral surface of the rotor chamber.
  • the shape of the rotor champer is set so that the volume of the vane chamber is substantially constant
  • the working chamber includes a plurality of cylinders provided in the rotor in a radial direction, and the working member is a cylinder.
  • a plurality of pistons that slidably fit into the cylinder, supply the gas-phase working medium to the cylinder as the rotor rotates, and have a supply port and a discharge port for discharging, and the supply port opens after the discharge port is closed
  • a rotary fluid machine is proposed in which the movement of the piston in the radial direction is substantially stopped during the period up to.
  • the volume of the vane chamber becomes substantially constant during the period from the end of the exhaust stroke to the start of the intake stroke by setting the shape of the rotor chamber. Even if an incompressible liquid-phase working medium is confined in the chamber, the hammer phenomenon can be prevented from occurring overnight, and the vibration, noise, and durability of the vane type rotary fluid machine can be prevented from decreasing.
  • the vane type rotary fluid machine functions as an expander, the pressure is increased at the moment when the intake port, which is a high pressure port, communicates with the vane chamber. Since it acts evenly on the rotor, it is possible to prevent the rotation of the rotor and the torque that reverses the rotation of the rotor from being generated.
  • the gas phase working medium supply port is opened after the gas phase working medium discharge port is closed.
  • the movement of the piston is substantially stopped during the period until the liquid-phase working medium that has been liquefied in the cylinder is closed, so that the occurrence of the water hammer phenomenon can be reliably prevented.
  • the sliding surfaces of the rotor and the vane are lubricated with a liquid-phase working medium, and the rotor and the vane are lubricated.
  • a rotary fluid machine is proposed in which a part of a liquid-phase working medium lubricating a sliding surface is supplied to a sliding surface of a cylinder and a piston to perform sealing.
  • the sliding surface is effectively sealed by resistance due to the viscosity of the liquid-phase working medium, and the gas-phase working medium blows through. Not only can prevent liquid phase working medium Even if it is mixed in the moving medium, there is no possibility that a trouble such as the case where oil is mixed occurs.
  • a part of the liquid-phase working medium that lubricates the sliding surfaces of the rotor and the vane is also used for sealing by bypassing, a separate path for supplying the sealing liquid-phase working medium is separately provided. This eliminates the need for special provision and can contribute to the simplification of the structure.
  • the piston 41 and the vane 42 of the embodiment correspond to the working member of the present invention
  • the cylinder 39 and the vane chamber 54 of the embodiment correspond to the working chamber of the present invention
  • the first and second inlet hole groups 107 and 108 correspond to the intake ports of the present invention
  • the first and second outlet hole groups 110 and 111 of the embodiment correspond to the exhaust ports of the present invention.
  • the water and steam in the examples correspond to the liquid-phase working medium and the gas-phase working medium of the present invention, respectively.
  • FIG. 1 is a schematic diagram of a waste heat recovery device for an internal combustion engine
  • FIG. 2 is an expander corresponding to a cross-sectional view taken along line 2-2 of FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view around the rotation axis of FIG. 2
  • FIG. 4 is a cross-sectional view taken along line 4-4 of FIG. 2
  • FIG. 5 is a cross-sectional view taken along line 5-5 of FIG.
  • Fig. 6 is an explanatory view showing the cross-sectional shape of the rotor chamber and the rotor
  • Fig. 7 is a front view of the vane main body
  • Fig. 8 is a side view of the vane main body
  • FIG. 10 is a front view of the seal member
  • Fig. 11 is an enlarged view around the rotation axis of Fig. 4
  • Fig. 12A and Fig. 12B are diagrams showing the shape of the annular groove of the casing
  • Fig. 13 A and FIG. 13B are diagrams showing the shape of the inner peripheral surface of the roaster chamber and the timing of intake and exhaust
  • FIG. 14 is a graph showing the relationship between the intake start angle and the expansion ratio
  • FIG. The relationship between roller phase and load It is a graph showing a.
  • FIGS. 16 to 20 show a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 16 is a longitudinal sectional view of a row corresponding to FIG. 4, and
  • FIG. 17 is 17-17 of FIG.
  • Fig. 18 is a sectional view taken along the line 18--18 in Fig. 16
  • Fig. 19 is a sectional view taken along the line 19-19 in Fig. 18, and
  • Fig. 20 is a lubricating water distribution section at the mouth. It is an exploded perspective view of.
  • FIG. 21 is a graph showing the relationship between the phase and the load of a conventional roller.
  • the waste heat recovery device 2 of the internal combustion engine 1 An evaporator 3 that generates high-pressure steam whose temperature is raised from a high-pressure liquid such as water using gas gas as a heat source, that is, an evaporator 3 that generates high-temperature and high-pressure steam, and an expansion that generates output by the expansion of the high-temperature and high-pressure steam.
  • a supply pump 6 for supplying pressure to the vessel 3.
  • the expander 4 has a special structure and is configured as follows.
  • the casing 7 is composed of first and second metal halves 8 and 9.
  • Each of the halves 8 and 9 is composed of a main body 11 having a substantially elliptical concave portion 10 and a circular flange 12 integral with the main body 11, and the two circular flanges 1 2 are stacked via a metal gasket 13.
  • the combination forms a substantially elliptical rotor chamber 14.
  • the outer surface of the main body 11 of the first half 8 is covered by a deep bowl-shaped main body 16 of a shell-shaped member 15, and a circular flange 17 integral with the main body 16 is formed of the first half 8.
  • the circular flange 12 is superimposed on the circular flange 12 via a gasket 18, and the three circular flanges 12, 12, 17 are fastened by ports 19 at a plurality of positions in the circumferential direction.
  • a relay chamber 20 is formed between the main bodies 11 and 16 of the shell-shaped member 15 and the first half 8.
  • the main body 11 of the two halves 8 and 9 has hollow bearing cylinders 2 1 and 2 2 protruding outward on their outer surfaces, and the hollow bearing cylinders 2 1 and 2 2 have a mouth opening chamber 1 4
  • the large-diameter portion 24 of the hollow output shaft 23 penetrating the shaft is rotatably supported via a bearing metal (or resin bearing) 25.
  • the axis L of the output shaft 23 passes through the intersection of the major axis and the minor axis in the substantially elliptical rotor chamber 14.
  • the small-diameter portion 26 of the output shaft 23 projects outside from a hole 27 in the hollow bearing cylinder 22 of the second half 9 and is connected to the transmission shaft 28 via a spline connection 29.
  • the space between the small diameter portion 26 and the hole portion 27 is sealed by two seal rings 30.
  • a circular rotor 31 is accommodated in the rotor chamber 14, and the central shaft mounting hole 32 and the large-diameter portion 24 of the output shaft 23 are in a mating relationship.
  • the meshing connection portion 33 is provided.
  • the rotation axis of the rotor 31 coincides with the axis L of the output shaft 23. Therefore, “L” is shared as the sign of the rotation axis.
  • a plurality of slot-shaped spaces 34 which extend radially from the shaft mounting hole 32 around the rotation axis L, in this embodiment, are formed at equal intervals on the circumference.
  • Each space 34 has a substantially U-shape in an imaginary plane orthogonal to both end faces 35 so that the circumferential width is narrow and opens continuously to both end faces 35 and outer peripheral face 36 of rotor 31.
  • First to 12th vane piston units U1 to U12 having the same structure are mounted in each slot-like space 34 so as to be reciprocally movable in the radial direction as follows.
  • a stepped hole 38 is formed in a portion 37 that defines the inner peripheral side thereof, and a stepped cylinder 3 made of ceramic (or carbon) is formed in the stepped hole 38. 9 is inserted.
  • the end surface of the small diameter portion a of the cylinder 39 abuts on the outer peripheral surface of the large diameter portion 24 of the output shaft 23, and the small diameter hole b communicates with the through hole c opened on the outer peripheral surface of the large diameter portion 24.
  • a guide cylinder 40 is arranged outside the cylinder 39 so as to be coaxial with the member 39.
  • the outer end of the guide cylinder 40 is engaged with the opening of the space 34 in the outer peripheral surface 36 of the rotor 31, and the inner end is fitted into the large diameter hole d of the stepped hole 38.
  • the guide cylinder 40 has a pair of long grooves e extending opposite to each other from the outer end to the vicinity of the inner end thereof, and both the long grooves e face the space 34.
  • a piston 41 made of ceramic is slidably fitted in the large-diameter cylinder hole f of the cylinder 39, and the distal end side of the piston 41 is always located in the guide cylinder 40.
  • a cross section B of the rotor chamber 14 in an imaginary plane A including the rotation axis L of the rotor 31 has a pair of semicircular cross sections B 1 having diameters g facing each other. And a square cross-section B2 formed by connecting one opposing end and the other opposing end of both diameters g of the two semicircular cross-sections B1 to form a substantially track-like shape.
  • the part shown by the solid line indicates the maximum cross section including the major axis
  • the part indicated by the two-dot chain line indicates the minimum section including the minor axis.
  • the rotor 31 has a cross section D slightly smaller than the minimum cross section including the minor axis of the rotor chamber 14 as shown by the dotted line in FIG.
  • the vane 42 has a substantially U-shaped (horshoe-shaped) vane body 43 and a substantially U-shaped body 43 attached to the vane body 43. It is composed of a seal member 44 in the shape of a letter board and a vane spring 58.
  • the vane body 43 corresponds to a semicircular arc portion 46 corresponding to the inner peripheral surface 45 by the semicircular cross section B 1 of the rhombic chamber 14, and an opposite inner end surface 47 corresponding to the square cross section B 2. And a pair of parallel portions 48.
  • U-shaped grooves 52 that open outward are formed continuously in the outer peripheral portion of the semicircular arc portion 46 and the parallel portions 48, and both ends of the U-shaped groove 52 are formed at both ends. Both cutouts 4 9 communicate with each other.
  • a pair of projecting ridges 53 each having a partially circular cross section are provided on both plane portions of the semicircular arc portion 46.
  • the two ridges 53 coincide with a straight line that divides the space between the two parallel portions 48 into two and divides the semicircular portion 46 into two equal parts in the circumferential direction. It is arranged as follows. Also, the inner ends of the two ridges 53 slightly protrude into the space between the two parallel portions 48.
  • the seal member 44 is made of, for example, PTFE.
  • the seal member 44 slides on the inner peripheral surface 45 formed by the semicircular cross section B 1 of the rotor chamber 14, and the square cross section B 2 and a pair of parallel portions 56 sliding on the opposing inner end surface 47.
  • a pair of elastic claws 57 are provided on the inner peripheral surface side of the semicircular portion 55 so as to bend inward.
  • a sealing member 44 is attached to the U-shaped groove 52 of the vane body 43, a vane spring 58 is fitted into each blind hole 50, and a pole bearing structure roller 59 is fitted to each short shaft 51. Is attached.
  • Each vane 4 2 is slidably housed in each slot-shaped space 34 of the mouth 31, and at this time, both ridges 53 of the van body 43 are in the guide cylinder 40.
  • both side portions of both ridges 53 are located in both long grooves e of the guide cylinder 40, so that the inner end surfaces of both ridges 53 can abut the outer end surface of the piston 41.
  • Both rollers 59 are rotatably engaged with non-circular annular grooves 60 formed on the opposed inner end faces 47 of the first and second halves 8, 9, respectively.
  • the distance between the annular groove 60 and the rotor champ 14 is constant over their entire circumference. Further, the forward movement of the piston 41 is converted into the rotational movement of the roller 31 by engagement of the roller 59 with the annular groove 60 via the vane 42.
  • the displacement in the radial direction of the contact portion with the casing 7 is shorter than that of the rectangular (rectangular) vane. Can be significantly smaller.
  • the parallel portions 56 of the sealing member 44 adhere to the opposing inner end surfaces 47 of the rotor chamber 14 by the repulsive force of the vane springs 58.
  • the sealing action to the annular groove 60 is provided between the end of the portion 56 and the vane 42.
  • the semicircular portion 55 is formed on the inner peripheral surface 45 by pressing both elastic claws 57 between the vane body 43 and the inner peripheral surface 45 in the mouth chamber 14. In close contact.
  • the substantially U-shaped plate-shaped vane 42 has no inflection point with respect to the square (rectangular) vane, the adhesion is good.
  • the square vanes have corners, and it is difficult to maintain the sealing performance.
  • the sealing performance between the vane 42 and the low pressure chamber 14 is improved.
  • the vane 42 and the mouth chamber 14 are deformed.
  • the substantially U-shaped vane 42 is deformed more uniformly and similar to the rectangular vane, so that there is little variation in the clearance between the vane 42 and the rotor chamber 14 and good sealing performance. Can be maintained.
  • the sealing action between the vane body 43 and the inner peripheral surface 45 of the rotor chamber 14 is effected by the spring force of the seal member 44 itself, the centrifugal force acting on the seal member 44 itself, and the high pressure.
  • the steam that has entered the U-shaped groove 52 of the vane body 43 from the rotor chamber 14 on the side is generated by the steam pressure that pushes up the seal member 44.
  • the sealing surface pressure is reduced by the vane body 4 3 A good seal and low friction can always be achieved, regardless of the centrifugal force applied to the surface.
  • the two vanes 4 2 supported radially on the mouth 31, the inner peripheral surface 45 of the mouth chamber 14, and the outer peripheral surface 36 of the mouth 31 are provided.
  • Rotor 3 1 The two vane chambers 5 4 (see FIG. 4) whose volume changes with the rotation of the shaft are partitioned.
  • the large-diameter portion 24 of the output shaft 23 is connected to the second half 9. It has a thick portion 62 supported by the bearing metal 25 and a thin portion 63 extending from the thick portion 62 and supported by the bearing metal 25 of the first half 8.
  • a hollow shaft 64 made of ceramic (or metal) is fitted in the thin portion 63 so that it can rotate integrally with the output shaft 23.
  • a fixed shaft 65 is disposed inside the hollow shaft 64, and the fixed shaft 65 is fitted to the hollow shaft 64 so as to fit within the axial thickness of the mouth 31.
  • a thin hollow portion 70 extending from 6 and fitted in the hollow shaft 64 is provided.
  • a seal ring 71 is interposed between the outer peripheral surface of the end of the hollow portion 70 and the inner peripheral surface of the hollow bearing cylinder 21 of the first half 8.
  • an end wall 73 of a hollow cylindrical body 72 coaxial with the output shaft 23 is attached to an inner surface of a central portion thereof via a seal ring 74.
  • the inner end side of the short outer cylindrical portion 75 extending inward from the outer peripheral portion of the end wall 73 is connected to the hollow bearing cylinder 21 of the first half 8 via the connecting cylinder 76.
  • the end wall 73 is provided with a small-diameter and long inner tube portion 77 penetrating therethrough, and the inner end side of the inner tube portion 77 is fixed together with a short hollow connection tube 78 protruding therefrom.
  • the shaft 65 is fitted in the stepped hole h in the large-diameter solid portion 66 of the shaft 65.
  • the outer end portion of the inner pipe portion 77 projects outward from the hole portion 79 of the shell-shaped member 15, and the first high-temperature / high-pressure steam introduction pipe inserted from the outer end portion into the inner pipe portion 77.
  • the inner end side of 80 is fitted into the hollow connection tube 78.
  • a cap member 81 is screwed onto the outer end portion of the inner pipe portion 77, and the cap member 81 causes the flange 83 of the holder tube 82 holding the introduction pipe 80 to be outside the inner pipe portion 77. It is crimped to the end face via a seal ring 84.
  • the fixed shaft 65 has a large-diameter solid portion 66
  • the first to 12th vane piston units U 1 to U 12 have a cylinder 39
  • a high-temperature and high-pressure steam is supplied through a plurality of, in this embodiment, 12 through holes c formed in series on the hollow shaft 64 and the output shaft 23, and the first expanded after expansion from the cylinder 39.
  • a rotary valve V for discharging the temperature-lowering steam through the through hole c is provided as follows.
  • FIG. 11 shows the structure of a rotary valve V that supplies and discharges steam to each cylinder 39 of the expander 4 at a predetermined timing.
  • first and second holes 86, 87 extending in opposite directions from a space 85 communicating with the hollow connection pipe 78 are formed, and the first and second holes 86, 87 are formed.
  • Reference numeral 87 denotes an opening on the bottom surface of the first and second recesses 88 and 89 which open on the outer peripheral surface of the large-diameter solid portion 66.
  • Carbon first and second seal blocks 92 and 93 having supply ports 90 and 91 are attached to the first and second concave portions 88 and 89, and their outer peripheral surfaces rub against the inner peripheral surface of the hollow shaft 64. .
  • short first and second supply pipes 94 and 95 which are coaxial, are loosely inserted.
  • the outer peripheral surfaces i and j of the fitted first and second seal cylinders 96 and 97 are located inside the supply ports 90 and 91 of the first and second seal blocks 92 and 93 and are connected thereto. Fits inside tapered holes k and m.
  • the large-diameter solid portion 66 includes first and second annular concave portions n and o surrounding the first and second supply pipes 94 and 95, and first and second blind-hole concave portions p and Q adjacent thereto. Are formed so as to face the first and second seal blocks 92 and 93.
  • One end of the first and second annular recesses n and o is formed on the outer peripheral surface of the first and second seal cylinders 96 and 97.
  • the fitted first and second bellows-like elastic bodies 98 and 99 are accommodated, and the first and second blind hole-shaped recesses p and Q accommodate the first and second coil springs 100 and 101, respectively.
  • the first and second seal blocks 92 and 93 are pressed against the inner peripheral surface of the hollow shaft 64 by the elastic force of the second bellows-like elastic bodies 98 and 99 and the first and second coil springs 100 and 101.
  • first and second discharge ports 102 and 103 communicating with each other, and first and second discharge holes 104 and 105 extending from the discharge ports 102 and 103 in parallel with the introduction pipe 80 and opening into the hollow portion r of the fixed shaft 65. are formed.
  • the inside of the hollow part r of the fixed shaft 65 and the inside of the outer cylinder part 75 of the hollow cylinder 72 are the first passages s for the temperature-reducing and pressure-decreasing steam, and the passages s have a plurality of through holes penetrating the peripheral wall of the outer cylinder part 75. t To the relay chamber 20 via.
  • the outer periphery of the main body 11 of the first half 8 includes a plurality of radially aligned inlet holes 106 near both ends of the short diameter of the chamber chamber 14.
  • First and second inlet holes 107 and 108 are formed, and the first temperature-reduced and reduced-pressure steam in the relay chamber 20 passes through the inlet holes 107 and 108 to form the rotor chamber 14. Will be introduced inside.
  • a plurality of outlet holes 1 arranged in the radial direction and the circumferential direction are provided between one end of the long diameter of the rotor chamber 14 and the second inlet hole group 108.
  • a first outlet hole group 110 composed of 0 9 is formed, and between the other end of the major axis and the first inlet hole group 107, a plurality of outlet holes 1 0 9 arranged in the radial direction and the circumferential direction are provided.
  • a second outlet hole group 1 11 composed of the above-described second outlet holes is formed. From the first and second outlet hole groups 110 and 111, the second temperature-reduced pressure-reduced steam, whose temperature and pressure further decreased due to the expansion between the adjacent vanes 42, was discharged to the outside. You.
  • the output shafts 23 and the like are lubricated by water, and the lubricating channel is configured as follows. That is, as shown in FIG. 2 and FIG. 3, a water supply pipe 113 is connected to a water supply hole 112 formed in the hollow bearing cylinder 22 of the second half 9.
  • the water supply hole 1 1 2 is provided in the housing 1 1 4 facing the bearing metal 25 on the second half 9 side, and the housing 1 1 4 is provided in the thick portion 6 2 of the output shaft 2 3.
  • u, and the water passage holes u are formed in a plurality of water passage grooves V (see also FIG. 11) extending in the direction of the generatrix of the outer peripheral surface of the hollow shaft 64. Further, each water passage groove V is formed in the second half.
  • the bearing metal 25 on the 8 side communicates with the housing 1 15 facing the housing.
  • an annular concave portion w communicating the water passage u and the sliding portion between the large-diameter solid portion 66 of the hollow shaft 64 and the fixed shaft 65 on the inner end face of the thick portion 62 of the output shaft 23. Is provided.
  • the first and seventh vane piston units U 1 and U 7 that are point-symmetric with respect to the rotation axis L of the rotor 31 perform the same operation. This is the same for the second and eighth vane piston units U 2, U 8, etc., which are in point symmetry. is there.
  • the axis of the first supply pipe 94 is slightly shifted counterclockwise in FIG. 4 from the minor axis position E of the rotor chamber 14, and the first vane piston unit U 1 At the short diameter position E, it is assumed that high-temperature and high-pressure steam is not supplied to the large-diameter cylinder hole f, and therefore, the piston 41 and the vane 42 are at the retracted position.
  • each through-hole t are discharged to the relay chamber 20, and then, as shown in Figs. 2 and 5, (1) Introduced into the mouth chamber (14) through the inlet hole group (107), and further expanded between the adjacent vanes (42) to rotate the rotor (31). It is discharged from the first outlet group 1 10 to the outside.
  • the piston 41 is actuated by the expansion of the high-temperature and high-pressure steam to rotate the rotor 31 through the vane 42, and the low-temperature and low-pressure steam is expanded by the pressure drop of the high-temperature and high-pressure steam through the vane 42.
  • An output is obtained from the output shaft 23 by rotating the rotor 31.
  • FIG. 12A shows the shape of the annular groove 60 of the present embodiment
  • FIG. 12B shows the shape of the annular groove 60 of the conventional example
  • the annular groove 60 of the conventional example has an elliptical shape
  • the annular groove 60 of the present example has a rhombus shape with four rounded vertices.
  • the clearance between the inner peripheral surface 45 of the roaster chamber 14 and the outer peripheral surface 36 of the roaster 31 becomes a constant minimum value within a range of ⁇ 16 ° with respect to the points P1 and P2. It is kept and gradually increases from the minimum value before and after that. That is, in the range of ⁇ 16 °, the inner peripheral surface 45 and the annular groove 60 of the rotor chamber 14 form a partial arc centered on the axis L.
  • Rotary valve V is at P1 point at phase 0 ° and phase 180.
  • the communication between the through hole c and the first and second outlets 102, 103 is cut off, and the steam discharge ends.
  • the supply ports 90, 91 and the through hole c communicate with each other at a position of + 16 ° with reference to the P2 point of 180 °, and the supply of steam is started. Therefore, the internal space of the cylinder 39 is sealed within a range of ⁇ 16 ° with respect to the points P1 and P2.
  • FIG. 13A shows the intake and exhaust timings of the present embodiment
  • FIG. 13B shows the intake and exhaust timings of the conventional example.
  • the rotor 31 has twelve vanes 42 supported at equal intervals, and thus the central angle formed by a pair of adjacent vanes 42 is 30 °.
  • Phase 42 exhaust end phase
  • the phase 2 intake start phase
  • the phase 2 is set to + 4 ° with reference to the points P1 and P2. Therefore, at the moment when the communication between the vane chamber 54 and the low-pressure outlet hole 109 is cut off, steam is introduced because the vane chamber 54 is already in communication with the high-pressure inlet hole 106.
  • the phase difference between the exhaust end phase and the intake start phase is 28 °, which is smaller than the vane angle of 30 °.
  • the inlet 106 and the low-pressure outlet 109 are simultaneously communicated, and during this period, a slight blow-through of steam from the inlet 106 to the outlet 109 occurs.
  • the exhaust end phase and the intake start phase are 15 ° and +15, respectively.
  • the clearance between the rotor chamber 14 inner peripheral surface '45 and the rotor 31 outer peripheral surface 36 is set to be constant in the section of 16 to 16 degrees. . Therefore, when steam is supplied to the vane chamber 54 from the high-pressure inlet 106, a pair of vanes 42 that partition the vane chamber 54 is provided. That is, the amount of protrusion of the vane 42 on the rotation direction delay side and the amount of protrusion of the vane 42 on the rotation direction advance side are both equal to the clearance, and torque in the direction opposite to the rotation direction of the rotor 31 acts.
  • the expansion ratio from the time when the steam sucked into the vane chamber 54 from the inlet 106 to the time when the steam is discharged from the outlet 109 is changed. It is necessary to increase it, and it is desirable to make the intake start phase as early as possible.
  • the intake start phase of this embodiment is + 15 °, which is later than the conventional intake start phase of + 4 °, which is disadvantageous in securing a large expansion ratio. Therefore, in the present embodiment, the shape of the inner peripheral surface 45 of the mouth chamber 14 (that is, the shape of the annular groove 60) is adopted so as to reduce the volume of steam intake at the beginning of the intake stroke, and is equivalent to the conventional example. Expansion ratio is secured.
  • the intake start phase is + 4 ° and the expansion ratio is about 20. Evening If the intake start phase is delayed from + 4 ° to + 15 ° without changing the shape of the annular groove 60 in order to prevent the hammer phenomenon, the expansion ratio will decrease from 20 to 7 (see the broken line). . However, by adopting the diamond-shaped annular groove 60 having four rounded vertices in this embodiment, an expansion ratio exceeding 20 can be ensured even if the intake start phase is delayed to + 15 °. Yes (see solid line).
  • the two mouths 5 9 have three types of loads: piston pressure load, centrifugal force load and vane pressing load. Acts.
  • the piston pressure load is a load at which the piston 41 connected to the roller 59 is pushed radially outward by the steam pressure, and the magnitude of the pressure is the pressure of the steam supplied to the cylinder 39 and pressing the piston 41. Direction is positive (radial outward).
  • the centrifugal force is applied to the vane piston unit with roller 59.
  • U1 to U12 are loads that are pushed radially outward by centrifugal force, and the magnitude depends on the mass, radial position and angular velocity of the vane piston units U1 to U12, and the direction is positive (radius Direction outward).
  • the vane pressing load is a load in which the outer peripheral surface of the vane 42 connected to the roller 59 is pushed back by the vapor pressure of the vane chamber 54, and the magnitude thereof is supplied to the vane chamber 54 and The direction is negative (radial inward) depending on the pressure and amount of steam pressing the outer peripheral surface of 42.
  • FIG. 15 shows changes in the respective loads and the total load of the present embodiment
  • FIG. 21 shows changes in the respective loads and the total load of the conventional example.
  • the piston pressure load has a flat peak value in the region where the phase is less than 40 °, that is, the region where steam is supplied to the cylinder 39, and then gradually decreases. I do.
  • the centrifugal force load has a peak value in the region where the phase is around 90 °, that is, the region where the vane piston units U1 to U12 move the most outward in the radial direction, and decreases before and after that.
  • the vane pressing load has a flat negative peak value in the region where the phase is close to 0 ° and in the region close to 180 °, that is, the region where the vane chamber 54 communicates with the inlet 106, and a small negative value in other regions.
  • the total load of the present embodiment has a smaller fluctuation range than the conventional example, and has a peak portion between 0 ° and 15 ° and a region near 90 °. Since the roller 59 is dispersed and smoothed as a whole, the fatigue life of the roller 59 can be extended and the durability can be increased. Specifically, the piston pressure load in this embodiment has a peak in the range of 0 ° to 40 °, and the centrifugal load has a peak near 90 °, and the phase of both peaks is By completely displacing and making both peak values approximately equal, a load change characteristic that is smooth overall and has a small fluctuation range is obtained.
  • the vane pressing load has a negative peak area from 0 ° to 15 °, but the positive peak area of piston pressure load (0 ° to 40 °) is the negative peak area of the vane pressing load. (0 ° to 15 °) and the bottom region of centrifugal force load (around 40 °) contributes to the reduction of the total peak value in the 0 ° to 40 ° region. ing.
  • the expander 4 of the second embodiment is obtained by adding the function of lubricating the vane 42 with water and the function of sealing the cylinder 39 to the expander 4 of the first embodiment, and other structures are basically the same. It is.
  • the members of the second embodiment that correspond to the members of the first embodiment are denoted by the same reference numerals as in the first embodiment.
  • the rotor 31 is composed of a rotor core 142 integrally formed on the outer periphery of the output shaft 23, and twelve mouth-segment segments 143, which are fixed so as to cover the periphery of the mouth core 142 and form an outer shell of the rotor 31.
  • Be composed. Twelve ceramic (or carbon) cylinders 39... are radially mounted on the rotor core 142 at 30 ° intervals and secured with clips 145....
  • Each rotor segment 143 has 30.
  • a hollow wedge-shaped member having a central angle of 2 mm, two recesses 143 a and 143 b extending in an arc shape centering on the axis L are formed on a surface facing the hollow chamber 14.
  • Lubricating water outlets 143c and 143d open in the center of a and 143b.
  • four lubricating water jets 143 e, 143 e; 143 f, 143 f are opened on the end face of the rotor segment 143, that is, the face facing the vane 42.
  • a through-hole 153 penetrating the rotor segment 143 and the opening core 142 is formed between the two knock pin holes 151, 151, and recesses 154, 154 are formed at both ends of the through-hole 153, respectively.
  • two pipe members 155, 156 are fitted via seal members 157 to 160, and the orifice forming plate 161 and the lubricating water distribution member 162 are fitted into each recess 154. And fixed with nut 163.
  • the orifice forming plate 161 and the lubricating water distribution member 162 penetrate through the knock pin holes 161a, 161a of the orifice forming plate 161 and fit into the knock pin holes 162a, 162a of the lubricating water distribution member 162.
  • the lubricating water distributing member 162 and the nut 163 are sealed by an O-ring 165.
  • the small-diameter portion 155a formed at the outer end of one pipe member 155 has a through hole 155a.
  • the small-diameter portion 155a communicates with a radial distribution groove 162b formed on one side surface of the lubricating-water distribution member 162 through the sixth water passage W6 inside the pipe member 155 via b.
  • the distribution grooves 162b of the lubricating water distribution member 162 extend in six directions, and the ends thereof communicate with the six orifices 161b, 161b; 161c, 161c; 161d, 161d of the orifice forming plate 161. I do.
  • the structure of the orifice forming plate 161, lubricating water distribution member 162 and nut 163 provided at the outer end of the other pipe member 156 is the same as the structure of the orifice forming plate 161, lubricating water distribution member 162 and nut 163 described above. It is.
  • the two orifices 161b, 161b of the orifice forming plate 161 are located downstream of the two orifices 161b through the seventh water passages W7, W7 formed inside the rotor segment 143. And the other two orifices 161 c, 161 c downstream of the other two orifices 161 c, 161 c via the eighth water passages W8, W8 formed inside the mouth and evening segment 143.
  • the two orifices 143 f, 143 f open to face the vane 42 and communicate with the two lubricating water outlets 143 f, 143 f, and further downstream of the other two orifices 161 d, 161 d are inside the rotor segment 143.
  • the two lubricating water jets 143 c and 143 d open to face the rotor chamber 14 via the ninth water passages W 9 and W 9 formed in FIG.
  • An annular groove 167 defined by a pair of O-rings 166, 166 is formed on the outer circumference of the cylinder 39, and a sixth water passage W6 formed inside one pipe member 155 penetrates the pipe member 155. Through the four through holes 155 c and the tenth water passage W 10 formed inside the rotor core 142, and communicates with the annular groove 167.
  • the annular groove 167 communicates with the sliding surfaces of the cylinder 39 and the piston 41 via the orifice 39a.
  • the position of the orifice 39a of the cylinder 39 is such that when the piston 41 moves between the top dead center and the bottom dead center, it does not come off the sliding surface of the piston 41, that is, the piston 41 always slides on the cylinder 39. It is set to a position facing the moving state.
  • the first to third water passages W1 to W3 are pipe members 169 that straddle the fourth water passage W4 formed in the output shaft 23, the rotor core 142, and the rotor segment 143. And, through a fifth water passage W5, W5 formed so as to bypass the knock pin 152 on the radially inner side of the mouth segment 143, it communicates with the small diameter portion 155a of the one pipe member 155.
  • Water for lubrication is supplied using a supply pump 6 (see Fig. 1) that pressurizes the water from the condenser 5 to the evaporator 3, and a part of the water discharged from the supply pump 6 is supplied. Supplied for lubrication.
  • a supply pump 6 By using the supply pump 6 for supplying water to the hydrostatic bearings of each part of the expander 4, a special pump is not required and the number of parts is reduced.
  • 161 d part of the water passing through 161 d is ejected from four lubricating water outlets 143 e, 143 e opening at the end face of the rotor segment 143; Lubricating water in arc-shaped recesses 143a and 143b formed on the side of rotor segment 143 It spouts from spouts 1 4 3 c and 1 4 3 d.
  • the water spouted from the lubricating water jets 14 3 e, 14 3 e; 14 3 f, 14 4 f into the vane grooves 14 9 at the end faces of the rotor segments 14 4 Constitutes a hydrostatic bearing between the vane 4 2 and the vane 4 2 slidably fitted in the vane groove 14 9 to support the vane 4 2 in a floating state. Prevents solid contact with 2 to prevent seizure and wear.
  • the recesses 42a, 42a serve as pressure pools and water. Suppress pressure drop due to leak.
  • the vanes 42 sandwiched between the end faces of the pair of rotor segments 144 and 144 are floated by water, and the sliding resistance can be reduced to a state where almost no sliding occurs.
  • the vane 42 reciprocates the radial position of the vane 42 with respect to the rotor 31 changes, but the recesses 42 a and 42 a are not located on the rotor segment 144 side but on the vane 4 side. It is provided on the side 2 and is located near the rollers 59, 59 that apply the most load to the vane 42, so that the vane 42 that moves forward and backward is always kept floating. As a result, the sliding resistance can be effectively reduced.
  • the water lubricated on the sliding surface of the vane 42 with respect to the rotor segment 144 moves radially outward by centrifugal force, and the sliding portion between the seal member 44 provided on the vane 42 and the rotor chamber 14. Lubricate. Then, the lubricated water is discharged from the rotor chamber 14 via the first and second outlet groups 110,.
  • the side surface of the rotor 31 can be sealed, and as a result, the steam in the rotor chamber 14 can be prevented from leaking through the gap with the rotor 31.
  • the rotor chamber 14 and the rotor 31 are lubricated. It is isolated by the water film supplied from the water outlets 144c and 144d, and does not come into solid contact. Thus, it is possible to secure stable sealing performance while minimizing frictional force.
  • the water that has lubricated the sliding portion between the mouth and night chamber 14 and the rotor 31 is supplied to the mouth and night chamber 14 by centrifugal force, from which the first and second outlet groups 1 10. ⁇ , and discharged to the outside of the casing 7 through
  • the rotor 3 1 When the expander 4 is used as a compressor, the rotor 3 1 Is rotated clockwise in FIG. 4, and the outside air as a fluid is sucked into the rotor chamber 14 from the first and second outlet hole groups 110, 111 by the vane 42, and thus obtained.
  • the low-compressed air is supplied from the first and second introduction hole groups 107 and 108 to the relay chamber 20, each through hole t, passage s, first and second discharge holes 104, 105, 1.Supply to the large-diameter cylinder hole f through the second discharge ports 102, 103 and through hole c, and operate the piston 41 by the vane 42 to convert low-pressure air to high-pressure air.
  • the high-pressure air is passed through the supply ports 90, 91 and the first and second supply pipes 94, 95, and is introduced into the introduction pipe 80.
  • the first energy conversion means composed of the cylinder 39 and the piston 41 and the second energy conversion means composed of the vane 42 are provided in a common rotor 31.
  • the first and second energy-conversion means connected in series cooperate with each other to extract the energy of the high-temperature and high-pressure steam to the output shaft 23 as mechanical energy. Therefore, the mechanical energy output from the first energy conversion means and the mechanical energy output from the second energy conversion means can be automatically integrated via the rotor 31 and has power transmission means such as gears. No special energy integration measures are required.
  • the first energy conversion means is composed of a combination of the cylinder 39 and the piston 41, which easily seals the working fluid and hardly leaks, so that the sealing performance of high-temperature and high-pressure steam is improved and the decrease in efficiency due to leaks is minimized. be able to.
  • the second energy conversion means is composed of the vane 42 supported on the rotor 31 so as to be movable in the radial direction, the steam pressure applied to the vane 42 is directly converted into the rotational motion of the rotor 31, A special conversion mechanism for converting the backward movement into the rotational movement is not required, and the structure is simplified.
  • the second energy conversion means capable of effectively converting a large amount of steam at low pressure to mechanical energy is arranged around the outer periphery of the first energy conversion means, the overall dimensions of the expander 4 can be reduced. Can be.
  • the first energy conversion means consisting of the cylinder 39 and the piston 41 has high conversion efficiency between pressure energy and mechanical energy when high temperature and high pressure steam is used as the working fluid
  • the second energy conversion means consisting of the vane 42 Is effective in converting between pressure energy and mechanical energy even when relatively low temperature and low pressure steam is used as the working fluid. It has the characteristic that the rate is high. Therefore, the first and second energy conversion means are connected in series, and first, the high-temperature and high-pressure steam is passed through the first energy conversion means to be converted into mechanical energy, and as a result, the first temperature reduction with reduced pressure
  • the expander 4 of the present embodiment is used as a compressor, the air sucked into the rotor chamber 14 by rotating the rotor 31 with external mechanical energy is used for the relatively low-temperature and low-pressure working fluid.
  • the compressed and heated air is compressed by the second energy conversion means that operates effectively and the temperature is increased, and the compressed and heated air is further compressed by the first energy conversion means that is effectively operated by a relatively high-temperature and high-pressure working fluid.
  • the first energy conversion means consisting of the cylinder 39 and the piston 41
  • the second energy conversion means consisting of the vane 42
  • the rotation axis L of the rotor 31 (that is, the rotation axis L of the output shaft 23) coincides with the center of the rotor chamber 14, and the rotor 31 is moved 90 ° up, down, left and right in FIGS. 4 and 5.
  • pressure energy is converted into mechanical energy in the upper left quadrant and the lower left quadrant that is point-symmetrical with respect to the rotation axis L. Vibration can be suppressed.
  • the part that converts the pressure energy of the working fluid to mechanical energy or the part that converts the mechanical energy to the pressure energy of the working fluid is displaced by 180 ° about the rotation axis L of the rotor 31. Since they are arranged at individual locations, the load applied to the rotor 31 becomes a couple, enabling smooth rotation, and more efficient intake timing and exhaust timing.
  • the evaporator 3 that generates high-temperature high-pressure steam by heating water with the heat energy of the exhaust gas of the internal combustion engine 1 and the high-temperature high-pressure steam supplied from the An expander 4 for converting the output into an output; a condenser 5 for liquefying the temperature-reduced and reduced-pressure steam discharged from the expander 4; a supply pump 6 for supplying water liquefied by the condenser 5 to the evaporator 3;
  • a positive displacement expander 4 is used.
  • This positive displacement expander 4 can not only recover energy with high efficiency in a wide rotation speed range from low speed to high speed, but also has a high efficiency compared with a non-positive displacement expander such as a turbine. It also has excellent responsiveness and responsiveness to changes in exhaust gas thermal energy (changes in exhaust gas temperature and flow rate) due to increases and decreases in the number of revolutions.
  • the expander 4 is connected in series with the first energy conversion means composed of the cylinder 39 and the piston 41 and the second energy conversion means composed of the vane 42 to move the expander 4 inward and outward in the radial direction. Since the double expansion type is arranged, the expander 4 can be reduced in size and weight to improve the space efficiency, and the heat energy recovery efficiency by the Rankine cycle can be further improved.
  • the expander 4 has been exemplified as the rotary fluid machine, but the present invention can also be applied as a compressor.
  • steam and water are used as the gas phase working medium and the liquid phase working medium, but any other suitable working medium can be used.
  • first, high-temperature and high-pressure steam is supplied to the cylinder 39 and the piston 41, which are the first energy conversion means, and then the first low-temperature and pressure-decreased steam, which has been lowered in temperature, is converted into the second energy conversion means.
  • the through-hole t for discharging the first temperature-reduced and reduced-pressure steam from the first energy-to-energy conversion means shown in FIG. 2 communicates with the relay champer 20.
  • the first and second energy can be supplied to the relay chamber 20 independently of the second energy conversion means via the shell-type member 16 independently of the second energy conversion means. Steam having different temperatures and pressures may be individually supplied to the conversion means. Further, the steam having different temperatures and pressures from the first and second energy conversion means is individually supplied, and the steam which has been lowered in temperature and pressure through the first energy conversion means is further supplied to the second energy conversion means. You may.
  • the rotary fluid machine of the present invention is an expander for a Rankine cycle device. It can be used as an expander or a compressor for any other purpose.

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Description

明 細 書 回転流体機械
発明の分野
本発明は、 膨張機あるいは圧縮機として使用可能な回転流体機械に関する。 背景技術
日本特開昭 5 9 - 4 1 6 0 2号公報には二重マルチべ一ン式回転流体機械が記 載されている。 このものは、 楕円形の外側カムリングと楕円形の内側カムリング との間に円形のベ一ン支持リングを配置し、 このべ一ン支持リングに半径方向に 摺動自在に支持した複数のベーンの外端および内端を、 それぞれ外側のカムリン グの内周面および内側のカムリングの外周面に当接させたものである。 従って、 外側カムリングおよび内側カムリングに対してベーン支持リングが相対回転する と、 外側力ムリングぉよびべ一ン支持リング間でべ一ンにより区画された複数の ベーン室の容積が拡大 ·縮小して膨張機あるいは圧縮機として機能し、 また内側 カムリングおよびべ一ン支持リング間でベ一ンにより区画された複数のベ一ン室 の容積が拡大 ·縮小して膨張機あるいは圧縮機として機能するようになっている この二重マルチべーン式回転流体機械では、 外側および内側の回転流体機械を それぞれ独立した膨張機として使用したり、 外側および内側の回転流体機械をそ れぞれ独立した圧縮機として使用したり、 外側および内側の回転流体機械の一方 および他方をそれぞれ膨張機および圧縮機として使用したりすることができる。 また日本特開昭 6 0 - 2 0 6 9 9 0号公報には膨張機あるいは圧縮機として使 用可能なベーン式回転流体機械が記載されている。 このものは、 同心に配置した 円形の外側カムリングと円形の内側カムリングとの間に円形の中間シリンダを偏 心させて配置し、 この中間シリンダに半径方向に摺動自在に支持した複数のベー ンの外端および内端を、 それぞれ外側のカムリングの内周面および内側のカムリ ングの外周面に当接させたものである。 従って、 外側カムリングおよび内側カム リングに対して中間シリンダが相対回転すると、 外側カムリングおよび中間シリ ンダ間でベ一ンにより区画された複数のベーン室の容積が拡大 ·縮小して膨張機 あるいは圧縮機として機能し、 また内側カムリングおよび中間シリンダ間でベー ンにより区画された複数のベーン室の容積が拡大 ·縮小して膨張機あるいは圧縮 機として機能するようになっている。
このべーン式回転流体機械では、 外側および内側の回転流体機械をそれぞれ独 立した膨張機として使用したり、 外側および内側の回転流体機械をそれぞれ独立 した圧縮機として使用したりできるほか、 外側および内側の回転流体機械の一方 を通過した作動媒体を他方を通過させることにより、 外側および内側の回転流体 機械を直列に接続して 2段膨張機あるいは 2段圧縮機として作動させることがで きる。
また日本特開 2 0 0 0— 3 2 0 5 4 3号公報に開示された回転流体機械はべ一 ンおよびピストンを複合したベーンピストンュニットを備えており、 ロー夕に半 径方向に設けられたシリンダに摺動自在に嵌合するピストンが、 環状溝とローラ とで構成された動力変換装置を介して気相作動媒体の圧力エネルギーとロータの 回転エネルギーとを相互に変換し、 かつロータに半径方向摺動自在に支持された ベーンが気相作動媒体の圧力エネルギーとロータの回転エネルギーとを相互に変 換するようになっている。―
かかるベーン式流体機械において、 隣接する一対のベ一ン間に区画されるべ一 ン室の容積は排気行程において減少し、 吸気行程において増加するが、 排気ポー トおよび吸気ポート間の作動媒体の吹き抜けを防止するためには、 ベーン室が排 気ポ一トおよび吸気ポートに同時に連通する期間をなくすことが望ましい。 この 場合、 ベーン室および排気ポート間が非連通状態となる排気行程の終了時から、 ベーン室および吸気ポート間が連通状態となる吸気行程の開始時までの期間に、 該ベーン室の容積が増減すると次のような不具合が発生する。
即ち、 前記期間にベーン室の容積が変化すると、 非圧縮性流体である潤滑用の 水やオイルがベーン室に閉じ込められたような場合に、 いわゆるウォー夕ハンマ 一現象が起きて振動や騒音が発生したり、 大きな荷重が作用して耐久性が低下し たりする可能性がある。 また膨張機では高圧ポートである吸気ポートがべ一ン室 に連通した瞬間に、 そのべ一ン室を区画する一対のベーンのうちの排気ポート側 のべ一ンの突出量が大きいと、 排気ポ一ト側のベーンに吸気ポートから吸入され た高圧の作動媒体の圧力が作用してしまい、 ロータが逆回転したり、 ロータを逆 回転させるトルクが発生したりする可能性がある。
またピストンを備えた回転流体機械の冷間始動時等に、 シリンダに供給された 気相作動媒体が冷却されて液化する場合がある。 この状態で、 シリンダに気相作 動媒体を供給 ·排出する回転バルブの気相作動媒体排出口が閉じてから気相作動 媒体供給口が開くまでの期間にピストンがシリンダ内を移動すると、 シリンダ内 に閉じ込められた液相作動媒体が非圧縮性流体であることから、 いわゆるウォー 夕ハンマー現象が発生して振動や騒音の原因となる可能性がある。
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、 回転流体機械の作動室内に閉じ 込められた液相作動媒体によるウォー夕ハンマー現象の発生を防止することを目 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、 ロータチャンバと 、 口一夕チャンパの内部に回転自在に収容されたロータと、 ロータに半径方向に' 移動自在に支持された作動部材と、 ロータの回転に伴う作動部材の移動により容 積が変化する作動室とを備え、 ロータの回転に応じて作動室に供給 ·排出される 気相作動媒体の圧力エネルギーおよび口一夕の回転エネルギー間のエネルギー変 換を行う回転流体機械において、 作動室から気相作動媒体を排出する排気行程の 終了時から、 作動室に気相作動媒体を供給する吸気行程の開始時までの期間、 作 動室の容積が略一定値となるように作動部材の半径方向の移動を略停止させるこ 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、 作動室から気相作動媒体を排出する排気行程の終了時から 、 作動室に気相作動媒体を供給する吸気行程の開始時までの期間、 作動室の容積 が略一定値となるように作動部材の半径方向の移動を略停止させるので、 密閉さ れた作動室に非圧縮性の液相作動媒体が閉じ込められてもウォー夕ハンマー現象 の発生が防止され、 回転流体機械の振動、 騒音、 耐久性低下を防止することがで 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、 前記作動部材が ロータに放射方向に出没自在に支持されてロータチャンバの内周面に摺接する複 数のベ一ンであり、 前記作動室が隣接する 2個のベーン、 ロータの外周面および ロータチヤンパの内周面によって区画される複数のベーン室であり、 ベーン室お よび排気ポ一ト間が非連通状態となる排気行程終了時から、 ベーン室および吸気 ポート間が連通状態となる吸気行程開始時までの期間、 ベーン室の容積が略一定 値となるように口一夕チャンバの形状を設定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、 ロータチャンバの形状の設定により排気行程終了時から吸 気行程開始時までの期間にベ一ン室の容積が略一定値となるため、 排気ポートお よび吸気ポート間のベーン室に非圧縮性の液相作動媒体が閉じ込められてもゥォ 一夕ハンマー現象の発生が防止され、 ベーン式回転流体機械の振動、 騒音、 耐久 性低下を防止することができる。 しかもべ一ン式回転流体機械が膨張器として機 能する場合には、 高圧ポートである吸気ポートがベ一ン室に連通した瞬間に、 そ の圧力が前記べ一ン室を区画する一対のベーンに均等に作用するので、 口一夕が 逆回転したり、 ロータを逆回転させるトルクが発生したり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、 前記作動室が口 一夕に半径方向に設けた複数のシリンダであり、 前記作動部材がシリンダに摺動 自在に嵌合する複数のピストンであり、 口一夕の回転に伴ってシリンダに気相作 動媒体を供給 ·排出する供給口および排出口を備え、 排出口が閉じてから供給口 が開くまでの期間にピストンの半径方向の移動を略停止させ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、 回転流体機械の冷間始動時等にシリンダ内に供給された気 相作動媒体が冷却されて液化した場合に、 気相作動媒体排出口が閉じてから気相 作動媒体供給口が開くまでの期間、 つまりシリンダ内に液ィ匕した液相作動媒体が 閉じ込められる期間にピストンの移動が略停止するので、 ゥォ一夕ハンマー現象 の発生を確実に防止することができる。
また本発明の第 4の特徴によれば、 上記第 1の特徴に加えて、 前記作動部材が ロータに放射方向に出没自在に支持されてロータチャンバの内周面に摺接する複 数のベーンを含み、 前記作動室が隣接する 2個のベーン、 ロータの外周面および ロータチャンバの内周面によって区画される複数のベ一ン室を含み、 ベーン室お よび排気ポート間が非連通状態となる排気行程終了時から、 ベーン室および吸気 ポート間が連通状態となる吸気行程開始時までの期間、 ベーン室の容積が略一定 値となるようにロータチャンパの形状を設定し、 かつ前記作動室がロータに半径 方向に設けた複数のシリンダを含み、 前記作動部材がシリンダに摺動自在に嵌合 する複数のピストンを含み、 ロータの回転に伴ってシリンダに気相作動媒体を供 給 '排出する供給口および排出口を備え、 排出口が閉じてから供給口が開くまで の期間にピストンの半径方向の移動を略停止させ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、 ロータチャンバの形状の設定により排気行程終了時から吸 気行程開始時までの期間にベ一ン室の容積が略一定値となるため、 排気ポートお よび吸気ポート間のベーン室に非圧縮性の液相作動媒体が閉じ込められてもゥォ 一夕ハンマー現象の発生が防止され、 ベ一ン式回転流体機械の振動、 騒音、 耐久 性低下を防止することができる。 しかもべ一ン式回転流体機械が膨張器として機 能する場合には、 高圧ポートである吸気ポートがベーン室に連通した瞬間に、 そ の圧力が前記べ一ン室を区画する一対のベ一ンに均等に作用するので、 ロー夕が 逆回転したり、 ロー夕を逆回転させるトルクが発生したりするのを防止すること ができる。 更に回転流体機械の冷間始動時等にシリンダ内に供給された気相作動 媒体が冷却されて液化した場合に、. 気相作動媒体排出口が閉じてから気相作動媒 体供給口が開くまでの期間、 つまりシリンダ内に液ィヒした液相作動媒体が閉じ込 められる期間にピストンの移動が略停止するので、 ウォータハンマー現象の発生 を確実に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 3または第 4の特徴に加えて、 ロー 夕およびべーンの摺動面を液相作動媒体で潤滑するとともに、 ロータおよびべ一 ンの摺動面を潤滑する液相作動媒体の一部をシリンダおよびピス卜ンの摺動面に 供給してシールを行う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、 シリンダおよびピストンの摺動面に液相作動媒体を供給す るので、 液相作動媒体の粘性による抵抗で前記摺動面を効果的にシールして気相 作動媒体の吹き抜けを防止することができるだけでなく、 液相作動媒体が気相作 動媒体に混入しても、 オイルが混入した場合にような不具合が発生する虞がない 。 またロータおよびべ一ンの摺動面を潤滑する液相作動媒体の一部を兼用してバ ィパスさせることでシール用に利用するので、 シール用の液相作動媒体を供給す る経路を別途特別に設ける必要がなくなって構造の簡素化に寄与することができ る。
尚、 実施例のピストン 4 1およびべーン 4 2は本発明の作動部材に対応し、 実 施例のシリンダ 3 9およびべーン室 5 4は本発明の作動室に対応し、 実施例の第 1、 第 2導入孔群 1 0 7， 1 0 8は本発明の吸気ポートに対応し、 実施例の第 1 、 第 2導出孔群 1 1 0， 1 1 1は本発明の排気ポートに対応し、 実施例の水およ ぴ蒸気はそれぞれ本発明の液相作動媒体および気相作動媒体に対応する。
図面の簡単な説明
図 1〜図 1 5は本発明の第 1実施例を示すもので、 図 1は内燃機関の廃熱回収 装置の概略図、 図 2は図 5の 2— 2線断面図に相当する膨脹器の縦断面図、 図 3 は図 2の回転軸線周りの拡大断面図、 図 4は図 2の 4— 4線断面図、 図 5は要部 を拡大した図 2の 5 _ 5線断面図、 図 6はロータチャンバおよびロー夕の断面形 状を示す説明図、 図 7はべ一ン本体の正面図、 図 8はべ一ン本体の側面図、 図 9 は図 7の 9一 9線断面図、 図 1 0はシール部材の正面図、 図 1 1は図 4の回転軸 線周りの拡大図、 図 1 2 Aおよび図 1 2 Bはケーシングの環状溝の形状を示す図 、 図 1 3 Aおよび図 1 3 Bはロー夕チャンバの内周面の形状および吸気'排気の タイミングを示す図、 図 1 4は吸気開始角度と膨張比との関係を示すグラフ、 図 1 5は本発明のローラの位相と荷重との関係を示すグラフである。
図 1 6〜図 2 0は本発明の第 2実施例を示すもので、 図 1 6は前記図 4に対応 するロー夕の縦断面図、 図 1 7は図 1 6の 1 7— 1 7線断面図、 図 1 8は図 1 6 の 1 8— 1 8線断面図、 図 1 9は図 1 8の 1 9一 1 9線断面図、 図 2 0は口一夕 の潤滑水分配部の分解斜視図である。
図 2 1は従来技術のローラの位相と荷重との関係を示すグラフである。
発明を実施するための最良の形態
先ず、 図 1〜図 1 5に基づいて本発明の第 1実施例を説明する。
図 1において、 内燃機関 1の廃熱回収装置 2は、 内燃機関 1の廃熱、 例えば排 気ガスを熱源として、 高圧状態の液体、 例えば水から温度上昇を図られた高圧状 態の蒸気、 つまり高温高圧蒸気を発生する蒸発器 3と、 その高温高圧蒸気の膨張 によって出力を発生する膨張機 4と、 その膨張機 4から排出される、 前記膨張後 の温度および圧力が降下した蒸気、 つまり降温降圧蒸気を液ィ匕する凝縮器 5と、 凝縮器 5からの液体、 例えば水を蒸発器 3に加圧供給する供給ポンプ 6とを有す る。
膨張機 4は特殊な構造を有するもので、 次のように構成される。
図 2〜図 5において、 ケーシング 7は金属製第 1、 第 2半体 8， 9より構成さ れる。 両半体 8， 9は、 略楕円形の凹部 1 0を有する主体 1 1と、 それら主体 1 1と一体の円形フランジ 1 2とよりなり、 両円形フランジ 1 2を金属ガスケット 1 3を介し重ね合せることによって略楕円形のロータチャンバ 1 4が形成される 。 また第 1半体 8の主体 1 1外面は、 シェル形部材 1 5の深い鉢形をなす主体 1 6により覆われており、 その主体 1 6と一体の円形フランジ 1 7が第 1半体 8の 円形フランジ 1 2にガスケット 1 8を介して重ね合せられ、 3つの円形フランジ 1 2， 1 2， 1 7は、 それらの円周方向複数箇所においてポルト 1 9によって締 結される。 これにより、 シェル形部材 1 5および第 1半体 8の両主体 1 1， 1 6 間には中継チャンバ 2 0が形成される。
両半体 8 , 9の主体 1 1は、 それらの外面に外方へ突出する中空軸受筒 2 1 , 2 2を有し、 それら中空軸受筒 2 1， 2 2に、 口一夕チャンバ 1 4を貫通する中 空の出力軸 2 3の大径部 2 4が軸受メタル （または樹脂製軸受） 2 5を介して回 転可能に支持される。 これにより出力軸 2 3の軸線 Lは略楕円形をなすロータチ ヤンバ 1 4における長径と短径との交点を通る。 また出力軸 2 3の小径部 2 6は 、 第 2半体 9の中空軸受筒 2 2に存する孔部 2 7から外部に突出して伝動軸 2 8 とスプライン結合 2 9を介して連結される。 小径部 2 6および孔部 2 7間は 2つ のシールリング 3 0によりシールされる。
ロータチャンバ 1 4内に円形のロータ 3 1が収容され、 その中心の軸取付孔 3 2と出力軸 2 3の大径部 2 4とが嵌合関係にあって、 両者 3 1 , 2 4間にはかみ 合い結合部 3 3が設けられている。 これによりロータ 3 1の回転軸線は出力軸 2 3の軸線 Lと合致するので、 その回転軸線の符号として 「L」 を共用する。 ロー夕 3 1に、 その回転軸線 Lを中心に軸取付孔 3 2から放射状に延びる複数 、 この実施例では 1 2個のスロット状空間 3 4が円周上等間隔に形成されている 。 各空間 3 4は、 円周方向幅が狭く、 且つロータ 3 1の両端面 3 5および外周面 3 6に一連に開口するように、 両端面 3 5に直交する仮想平面内において略 U字 形をなす。
各スロット状空間 3 4内に、 同一構造の第 1〜第 1 2ベ一ンピストンュニット U 1〜U 1 2が、 次のように放射方向に往復動自在に装着される。 略 U字形の空 間 3 4において、 その内周側を区画する部分 3 7に段付孔 3 8が形成され、 その 段付孔 3 8に、 セラミック （またはカーボン） よりなる段付形シリンダ 3 9が嵌 入される。 シリンダ 3 9の小径部 a端面は出力軸 2 3の大径部 2 4外周面に当接 し、 その小径孔 bが大径部 2 4外周面に開口する通孔 cに連通する。 またシリン ダ 3 9の外側に、 その部材 3 9と同軸上に位置するようにガイド筒 4 0が配置さ れる。 そのガイド筒 4 0の外端部は、 ロータ 3 1の外周面 3 6に存する空間 3 4 の開口部に係止され、 また内端部は段付孔 3 8の大径孔 dに嵌入されてシリンダ 3 9に当接する。 またガイド筒 4 0は、 その外端部から内端部近傍まで相対向し て延びる一対の長溝 eを有し、 両長溝 eは空間 3 4に面する。 シリンダ 3 9の大 径シリンダ孔 f 内にセラミックよりなるピストン 4 1が摺動自在に嵌合され、 そ のピストン 4 1の先端部側は常時ガイド筒 4 0内に位置する。
図 2および図 6に示すように、 ロータ 3 1の回転軸線 Lを含む仮想平面 A内に おけるロータチャンバ 1 4の断面 Bは、 直径 gを相互に対向させた一対の半円形 断面部 B 1と、 両半円形断面部 B 1の両直径 gの一方の対向端相互および他方の 対向端相互をそれぞれ結んで形成される四角形断面部 B 2とよりなり、 略競技用 トラック形をなす。 図 6において、 実線示の部分が長径を含む最大断面を示し、 一方、 一部を 2点鎖線で示した部分が短径を含む最小断面を示す。 ロータ 3 1は 、 図 6に点線で示したように、 ロータチャンバ 1 4の短径を含む最小断面よりも 若干小さな断面 Dを有する。
図 2および図 7〜図 1 0に明示するように、 ベーン 4 2は略 U字板形 （馬蹄形 ) をなすべーン本体 4 3と、 そのべ一ン本体 4 3に装着された略 U字板形をなす シール部材 4 4と、 ベーンスプリング 5 8とより構成される。 ベーン本体 4 3は、 ロー夕チャンバ 1 4の半円形断面部 B 1による内周面 4 5 に対応した半円弧状部 4 6と、 四角形断面部 B 2による対向内端面 4 7に対応し た一対の平行部 4 8とを有する。 各平行部 4 8の端部側にコ字形の切欠き 4 9と 、 それらの底面に開口する四角形の盲孔 5 0と、 各切欠き 4 9よりも、 さらに端 部側に在って外方へ突出する短軸 5 1とが設けられる。 また半円弧状部 4 6およ び両平行部 4 8の外周部分に、 外方に向って開口する U字溝 5 2がー連に形成さ れ、 その U字溝 5 2の両端部は両切欠き 4 9にそれぞれ連通する。 さらに半円弧 状部 4 6の両平面部分にそれぞれ欠円形断面の一対の突条 5 3が設けられている 。 両突条 5 3は、 それらによる仮想円柱の軸線 L 1が、 両平行部 4 8間の間隔を 2等分し、 且つ半円弧状部 4 6を周方向に 2等分する直線に一致するように配置 されている。 また両突条 5 3の内端部は両平行部 4 8間の空間に僅か突出してい る。
シ一ル部材 4 4は、 例えば P T F Eより構成されたもので、 ロータチャンバ 1 4の半円形断面部 B 1による内周面 4 5を摺動する半円弧状部 5 5と、 四角形断 面部 B 2による対向内端面 4 7を摺動する一対の平行部 5 6とを有する。 また半 円弧状部 5 5の内周面側に一対の弾性爪 5 7が、 内方へ反るように設けられてい る。
ベ一ン本体 4 3の U字溝 5 2にシール部材 4 4が装着され、 また各盲孔 5 0に ベーンスプリング 5 8が嵌め込まれ、 さらに各短軸 5 1にポールベアリング構造 のローラ 5 9が取付けられる。 各べ一ン 4 2は口一夕 3 1の各スロット状空間 3 4に摺動自在に収められており、 その際、 ベ一ン本体 4 3の両突条 5 3はガイド 筒 4 0内に、 また両突条 5 3の両側部分はガイド筒 4 0の両長溝 e内にそれぞれ 位置し、 これにより両突条 5 3の内端面がピストン 4 1の外端面と当接すること ができる。 両ローラ 5 9は第 1、 第 2半体 8 , 9の対向内端面 4 7に形成された 非円形の環状溝 6 0にそれぞれ転動自在に係合される。 これら環状溝 6 0および ロータチャンパ 1 4間の距離はそれらの全周に亘り一定である。 またピストン 4 1の前進運動をべ一ン 4 2を介してローラ 5 9と環状溝 6 0との係合によりロー 夕 3 1の回転運動に変換する。
このローラ 5 9と環状溝 6 0との協働で、 図 5に明示するように、 ベーン本体 4 3の半円弧状部 4 6における半円弧状先端面 6 1はロータチャンバ 1 4の内周 面 4 5から、 また両平行部 4 8はロータチャンバ 1 4の対向内端面 4 7からそれ ぞれ常時離間し、 これによりフリクションロスの軽減が図られている。 そして、 2条一対で構成されている環状溝 6 0により軌道を規制されるため、 左右の軌道 誤差によりローラ 5 9を介してべーン 4 2は軸方向に微小変位角の回転を生じ、 ロータチャンバ 1 4の内周面 4 5との接触圧力を増大させる。 このとき、 略 U字 板形 （馬蹄形） をなすべーン本体 4 3では、 方形 （長方形） ベーンに比べてケ一 シング 7との接触部の径方向長さが短いので、 その変位量を大幅に小さくできる 。 また図 2に明示するように、 シール部材 4 4において、 その両平行部 5 6は各 ベーンスプリング 5 8の弹発力によりロータチャンバ 1 4の対向内端面 4 7に密 着し、 特に両平行部 5 6の端部とベーン 4 2間を通しての環状溝 6 0へのシール 作用を行う。 また半円弧状部 5 5は、 両弾性爪 5 7がべーン本体 4 3および口一 夕チャンバ 1 4内の内周面 4 5間で押圧されることによって、 その内周面 4 5に 密着する。 即ち、 方形 （長方形） ベーンに対し略 U字板形のベーン 4 2の方が変 曲点を持たないので、 密着が良好となる。 方形べ一ンは角部があり、 シール性維 持は困難となる。 これによりべ一ン 4 2およびロー夕チャンバ 1 4間のシール性 が良好となる。 さらに熱膨張にともない、 ベ一ン 4 2と口一夕チャンバ 1 4は変 形する。 このとき方形べーンに対し略 U字形のベーン 4 2は、 より均一に相似形 を持って変形するため、 ベーン 4 2とロータチャンバ 1 4とのクリアランスのバ ラツキが少なく、 シール性も良好に維持可能となる。
ベ一ン本体 4 3とロータチャンバ 1 4の内周面 4 5との間のシール作用は、 シ 一ル部材 4 4自体のばね力と、 シール部材 4 4自体に作用する遠心力と、 高圧側 のロータチャンバ 1 4からべーン本体 4 3の U字溝 5 2に浸入した蒸気がシール 部材 4 4を押し上げる蒸気圧とにより発生する。 このように、 前記シール作用は 、 口一夕 3 1の回転数に応じてべーン本体 4 3に作用する過度の遠心力の影響を 受けないので、 シール面圧はべ一ン本体 4 3に加わる遠心力に依存せず、 常に良 好なシール性と低フリクション性とを両立 せることができる。
以上のように、 口一夕 3 1に放射状に支持した 1 2枚のベーン 4 2と、 口一夕 チャンバ 1 4の内周面 4 5と、 口一夕 3 1の外周面 3 6とによって、 ロータ 3 1 の回転に伴って容積が変化する 1 2個のベーン室 5 4 (図 4参照） が区画される 図 2および図 3において、 出力軸 2 3の大径部 2 4は第 2半体 9の軸受メタル 2 5に支持された厚肉部分 6 2と、 その厚肉部分 6 2から延びて第 1半体 8の軸 受メタル 2 5に支持された薄肉部分 6 3とを有する。 その薄肉部分 6 3内にセラ ミック （または金属） よりなる中空軸 6 4が、 出力軸 2 3と一体に回転し得るよ うに嵌着される。 その中空軸 6 4の内側に固定軸 6 5が配置され、 その固定軸 6 5は、 口一夕 3 1の軸線方向厚さ内に収まるように中空軸 6 4に嵌合された大径 中実部 6 6と、 出力軸 2 3の厚肉部分 6 2に存する孔部 6 7に 2つのシールリン グ 6 8を介して嵌合された小径中実部 6 9と、 大径中実部 6 6から延びて中空軸 6 4内に嵌合された薄肉の中空部 7 0とよりなる。 その中空部 7 0の端部外周面 と第 1半体 8の中空軸受筒 2 1内周面との間にシールリング 7 1が介在される。 シェル形部材 1 5の主体 1 6において、 その中心部内面に、 出力軸 2 3と同軸 上に在る中空筒体 7 2の端壁 7 3がシールリング 7 4を介して取付けられる。 そ の端壁 7 3の外周部から内方へ延びる短い外筒部 7 5の内端側は第 1半体 8の中 空軸受筒 2 1に連結筒 7 6を介して連結される。 端壁 7 3に、 それを貫通するよ うに小径で、 且つ長い内管部 7 7が設けられ、 その内管部 7 7の内端側は、 そこ から突出する短い中空接続管 7 8と共に固定軸 6 5の大径中実部 6 6に存する段 付孔 hに嵌着される。 内管部 7 7の外端部分はシェル形部材 1 5の孔部 7 9から 外方へ突出し、 その外端部分から内管部 7 7内に挿通された第 1の高温高圧蒸気 用導入管 8 0の内端側が中空接続管 7 8内に嵌着される。 内管部 7 7の外端部分 にはキャップ部材 8 1が螺着され、 そのキャップ部材 8 1によって、 導入管 8 0 を保持するホルダ筒 8 2のフランジ 8 3が内管部 7 7の外端面にシールリング 8 4を介して圧着される。
図 2〜図 4および図 1 1に示すように、 固定軸 6 5の大径中実部 6 6に、 第 1 〜第 1 2ベーンピストンュニット U 1〜U 1 2のシリンダ 3 9に、 中空軸 6 4お よび出力軸 2 3に一連に形成された複数、 この実施例では 1 2個の通孔 cを介し て高温高圧蒸気を供給し、 またシリンダ 3 9から膨張後の第 1の降温降圧蒸気を 通孔 cを介して排出する回転バルブ Vが次のように設けられている。 図 1 1には膨張機 4の各シリンダ 39に所定のタイミングで蒸気を供給 ·排出 する回転バルブ Vの構造が示される。 大径中実部 66内において、 中空接続管 7 8に連通する空間 85から互に反対方向に延びる第 1、 第 2孔部 86, 87が形 成され、 第 1、 第 2孔部 86, 87は大径中実部 66の外周面に開口する第 1、 第 2凹部 88, 89の底面に開口する。 第 1、 第 2凹部 88， 89に、 供給口 9 0, 91を有するカーボン製第 1、 第 2シールブロック 92, 93が装着され、 それらの外周面は中空軸 64内周面に摺擦する。 第 1、 第 2孔部 86， 87内に は同軸上に在る短い第 1、 第 2供給管 94, 95が遊挿され、 第 1、 第 2供給管 94, 95の先端側外周面に嵌合した第 1、 第 2シール筒 96， 97のテ一パ外 周面 i, jが第 1、 第 2シールブロック 92， 93の供給口 90, 91よりも内 側に在ってそれに連なるテーパ孔 k， m内周面に嵌合する。 また大径中実部 66 に、 第 1、 第 2供給管 94, 95を囲繞する第 1、 第 2環状凹部 n, oと、 それ に隣接する第 1、 第 2盲孔状凹部 p, Qとが第 1、 第 2シールブロック 92, 9 3に臨むように形成され、 第 1、 第 2環状凹部 n， oには一端側を第 1、 第 2シ —ル筒 96, 97外周面に嵌着した第 1、 第 2ベローズ状弾性体 98, 99が、 また第 1、 第 2盲孔状凹部 p, Qには第 1、 第 2コイルスプリング 100, 10 1がそれぞれ収められ、 第 1、 第 2ベローズ状弾性体 98， 99および第 1、 第 2コイルスプリング 100， 101の弾発力で第 1、 第 2シールブロック 92, 93を中空軸 64内周面に押圧する。
また大径中実部 66において、 第 1コイルスプリング 100および第 2ベロー ズ状弾性体 99間ならび第 2コイルスプリング 101および第 1ベロ一ズ状弾性 体 98間に、 常時 2つの通孔 cに連通する第 1、 第 2排出口 102， 103と、 それら排出口 102， 103から導入管 80と平行に延びて固定軸 65の中空部 r内に開口する第 1、 第 2排出孔 104， 105とが形成されている。
これら第 1シールブロック 92と第 2シールブロック 93といったように、 同 種部材であって、 「第 1」 の文字を付されたものと 「第 2」 の文字を付されたも のとは、 固定軸 65の軸線に関して点対称の関係にある。
固定軸 65の中空部 r内および中空筒体 72の外筒部 75内は第 1の降温降圧 蒸気の通路 sであり、 その通路 sは、 外筒部 75の周壁を貫通する複数の通孔 t を介して中継チヤンバ 2 0に連通する。
図 2および図 5に示すように、 第 1半体 8の主体 1 1外周部において、 ロー夕 チヤンバ 1 4の短径の両端部近傍に、 半径方向に並ぶ複数の導入孔 1 0 6よりな る第 1、 第 2導入孔群 1 0 7， 1 0 8が形成され、 中継チャンバ 2 0内の第 1の 降温降圧蒸気がそれら導入孔群 1 0 7， 1 0 8を経てロータチャンバ 1 4内に導 入される。 また第 2半体 9の主体 1 1外周部において、 ロータチャンバ 1 4の長 径の一端部と第 2導入孔群 1 0 8との間に、 半径方向および周方向に並ぶ複数の 導出孔 1 0 9よりなる第 1導出孔群 1 1 0が形成され、 また長径の他端部と第 1 導入孔群 1 0 7との間に、 半径方向および周方向に並ぶ複数の導出孔 1 0 9より なる第 2導出孔群 1 1 1が形成される。 これら第 1、 第 2導出孔群 1 1 0 , 1 1 1からは、 相隣る両ベーン 4 2間での膨張により、 さらに温度および圧力が降下 した第 2の降温降圧蒸気が外部に排出される。
出力軸 2 3等は水により潤滑されるようになっており、 その潤滑水路は次のよ うに構成される。 即ち、 図 2および図 3に示すように第 2半体 9の中空軸受筒 2 2に形成された給水孔 1 1 2に給水管 1 1 3が接続される。 給水孔 1 1 2は、 第 2半体 9側の軸受メタル 2 5が臨むハウジング 1 1 4に、 またそのハウジング 1 1 4は出力軸 2 3の厚肉部分 6 2に形成された通水孔 uに、 さらにその通水孔 u は中空軸 6 4の外周面母線方向に延びる複数の通水溝 V (図 1 1も参照） に、 さ らにまた各通水溝 Vは第 2半体 8側の軸受メタル 2 5が臨むハウジング 1 1 5に それぞれ連通する。 また出力軸 2 3の厚肉部分 6 2内端面に、 通水孔 uと、 中空 軸 6 4および固定軸 6 5の大径中実部 6 6間の摺動部分とを連通する環状凹部 w が設けられている。
これにより、 各軸受メタル 2 5および出力軸 2 3間ならびに中空軸 6 4および 固定軸 6 5間が水により潤滑され、 また両軸受メタル 2 5および出力軸 2 3間の 間隙からロータチャンバ 1 4内に進入した水によって、 ケ一シング 7と、 シール 部材 4 4および各ローラ 5 9との間の潤滑が行われる。
図 4において、 ロー夕 3 1の回転軸線 Lに関して点対称の関係にある第 1およ び第 7ベーンピストンユニット U 1 , U 7は同様の動作を行う。 これは、 点対称 の関係にある第 2、 第 8ベーンピストンユニット U 2 , U 8等についても同じで ある。
例えば、 図 1 1も参照して、 第 1供給管 9 4の軸線がロータチヤンバ 1 4の短 径位置 Eよりも図 4において反時計方向側に僅かずれており、 また第 1ベーンピ ストンュニット U 1が前記短径位置 Eに在つて、 その大径シリンダ孔 f には高温 高圧蒸気は供給されておらず、 したがってピストン 4 1およびべーン 4 2は後退 位置に在るとする。
この状態からロータ 3 1を僅かに、 図 4反時計方向に回転させると、 第 1シ一 ルブロック 9 2の供給口 9 0と通孔 cとが連通して導入管 8 0からの高温高圧蒸 気が小径孔 bを通じて大径シリンダ孔 f に導入される。 これによりピストン 4 1 が前進し、 その前進運動はべーン 4 2が口一夕チャンバ 1 4の長径位置 F側へ摺 動することによって、 ベーン 4 2を介して該べ一ン 4 2と一体のローラ 5 9と環 状溝 6 0との係合によりロータ 3 1の回転運動に変換される。 通孔 cが供給口 9 0からずれると、 高温高圧蒸気は大径シリンダ孔 f 内で膨張してピストン 4 1を なおも前進させ、 これによりロータ 3 1の回転が続行される。 この高温高圧蒸気 の膨張は第 1ベーンピストンュニッ卜 U 1がロータチャンバ 1 4の長径位置 Fに 至ると終了する。 その後は、 ロー夕 3 1の回転に伴い大径シリンダ孔 ί内の第 1 の降温降圧蒸気は、 ベーン 4 2によりピストン 4 1が後退させられることによつ て、 小径孔 、 通孔 、 第 1排出口 1 0 2、 第 1排出孔 1 0 4、 通路 s (図 3参 照） および各通孔 tを経て中継チャンバ 2 0に排出され、 次いで図 2および図 5 に示すように、 第 1導入孔群 1 0 7を通じて口一夕チャンバ 1 4内に導入され、 相隣る両べ一ン 4 2間でさらに膨張してロータ 3 1を回転させ、 その後第 2の降 温降圧蒸気が第 1導出孔群 1 1 0より外部に排出される。
このように、 高温高圧蒸気の膨張によりピストン 4 1を作動させてベーン 4 2 を介しロータ 3 1を回転させ、 また高温高圧蒸気の圧力降下による降温降圧蒸気 の膨張によりべーン 4 2を介しロータ 3 1を回転させることによって出力軸 2 3 より出力が得られる。
図 1 2 Aには本実施例の環状溝 6 0の形状が示され、 図 1 2 Bには従来例の環 状溝 6 0の形状が示される。 従来例の環状溝 6 0は楕円形状であるのに対し、 本 実施例の環状溝 6 0は 4つの頂点を丸めた菱形状とされる。 その結果、 従来例で はロータチャンバ 14の内周面 45とロータ 31の外周面 36とのクリアランス が位相 0 ° の P 1点および位相 180° の P 2点において最小値になり、 その前 後で最小値から漸増している。 一方、 本実施例ではロー夕チャンバ 14の内周面 45とロー夕の 31の外周面 36とのクリアランスが P 1点および P 2点を基準 とする ± 16° の範囲において一定の最小値に保持され、 その前後で最小値から 漸増している。 つまり、 前記 ± 16° の範囲においてロータチャンバ 14の内周 面 45および環状溝 60は軸線 Lを中心とする部分円弧を構成している。
回転バルブ Vは、 位相 0° の P 1点および位相 180。 の P 2点を基準とする 一 16° の位置で通孔 cおよび第 1、 第 2排出口 102, 103の連通が遮断し て蒸気の排出が終了し、 位相 0° の P 1点および位相 180° の P 2点を基準と する + 16 ° の位置で供給口 90, 91および通孔 cが連通して蒸気の供給が開 始される。 従って、 P 1点および P 2点を基準とする ± 16° の範囲においてシ リンダ 39の内部空間が密閉されることになる。 シリンダ 39の内部空間が密閉 された状態でピストン 41が移動した場合、 シリンダ 39内に圧縮性の蒸気が存 在していれば問題がないが、 非圧縮性の水が存在していればウォー夕ハンマー現 象が発生することになる。 シリンダ 39に供給されるのは高温高圧蒸気であるが 、 膨張機 4の冷間始動時等にシリンダ 39に供給された高温高圧蒸気が冷却され て液化すると、 シリンダ 39内に水が滞留してウォー夕ハンマー現象を起こす可 能性がある。
しかしながら本実施例では、 シリンダ 39の内部空間が密閉される領域、 つま DP I点および P 2点を基準とする ±16° の範囲で環状溝 60は軸線 Lを中心 とする部分円弧を成しているため、 ピストン 41がシリンダ 39に対して移動し ないようにしてウォー夕ハンマ一現象の発生を確実に防止することができる。 図 13 Aには本実施例の吸気 ·排気タイミングが示され、 図 13 Bには従来例 の吸気 ·排気タイミングが示される。 尚、 上記何れの場合にも、 ロータ 31には 12枚のベーン 42が等間隔で支持されており、 従って隣接する一対のベ一ン 4 2が成す中心角は 30° となる。 図 13 Bに示す従来例は、 一対のベーン 42に より区画されたべ一ン室 54と第 1、 第 2導出孔群 110, 1 11の導出孔 10 9との連通が遮断されるときのべーン 42の位相 （排気終了位相） が、 P 1点お よび P 2点を基準として一 2 4 ° に設定され、 ベーン室 5 4が第 1、 第 2導入孔 群 1 0 7， 1 0 8の導入孔 1 0 6と連通するときのべ一ン 4 2の位相 （吸気開始 位相） が、 P 1点および P 2点を基準として + 4 ° に設定されている。 従って、 ベーン室 5 4と低圧の導出孔 1 0 9との連通が遮断された瞬間に、 ベーン室 5 4 は既に高圧の導入孔 1 0 6に連通しているために蒸気が導入される。 このとき、 — 2 4 ° の排気終了位相と + 4 ° の吸気開始位相が非対称であるため、 ベ一ン室 5 4を区画する一対のベーン 4 2のうち、 回転方向遅れ側のベーン 4 2の突出量 が回転方向進み側のベーン 4 2の突出量よりも大きくなり、 回転方向遅れ側のベ ーン 4 2により大きな蒸気圧が作用してロー夕 3 1の回転方向と逆方向のトルク が作用してしまう。 その結果、 始動時にロータ 3 1の逆回転現象が発生したり、 運転中にトルク変動による振動が発生したりする可能性がある。
また図 1 3 Bに示す従来例は、 排気終了位相と吸気開始位相との位相差が 2 8 ° であってベ一ン間角度の 3 0 ° よりも小さいため、 ベーン室 5 4が高圧の導入 孔 1 0 6および低圧の導出口 1 0 9に同時に連通する期間が存在し、 この期間に 導入孔 1 0 6から導出口 1 0 9への蒸気の吹き抜けが僅かに発生する。 この蒸気 の吹き抜けを回避するにはべーン室 5 4が高圧の導入孔 1 0 6および低圧の導出 口 1 0 9に同時に連通する期間を無くすことが必要であり、 そのために例えば吸 気開始位相を + 4 ° から + 6 ° に増加させると、 ベ一ン室 5 4と低圧の導出孔 1 0 9との連通が遮断され、 かつべ一ン室 5 4が高圧の導入孔 1 0 6に連通する瞬 間にべーン室 5 4の容積が一時的に減少することになる。 これは排気終了位相と 吸気開始位相とが前後非対称であることに起因している。 このようにして密閉さ れたべーン室 5 4の容積が減少すると、 蒸気が液化した水や潤滑用の水が前記べ ーン室 5 4に閉じ込められている場合に、 ウォー夕ハンマー現象が発生して振動 、 騒音、 耐久性の低下等の原因となる可能性がある。
それに対して、 図 1 3 Aに示す本実施例は、 排気終了位相および吸気開始位相 がそれぞれ一 1 5 ° および + 1 5。 に設定されており、 かつ位相が一 1 6 ° 〜十 1 6 ° の区間でロー夕チャンバ 1 4内周面' 4 5およびロータ 3 1外周面 3 6間の クリアランスが一定に設定されている。 従って、 高圧の導入孔 1 0 6からべ一ン 室 5 4に蒸気が供給されたとき、 ベ一ン室 5 4を区画する一対のベーン 4 2のう ち、 回転方向遅れ側のベ一ン 4 2の突出量および回転方向進み側のベーン 4 2の 突出量が共に前記クリアランスと等しくなり、 ロータ 3 1の回転方向と逆方向の トルクが作用するのを防止してロータ 3 1の逆回転現象やトルク変動の発生を回 避することができる。 しかもべーン室 5 4と低圧の導出孔 1 0 9との連通が遮断 され、 かつべーン室 5 4が高圧の導入孔 1 0 6に連通する瞬間に、 一定のクリア ランスを有するベーン室 5 4は容積が変化しないため、 ベ一ン室 5 4に水が閉じ 込められていてもウォー夕ハンマー現象が発生する虞がなくなり、 振動、 騒音、 耐久性の低下等を確実に防止することができる。
ところで、 蒸気の圧力エネルギーを機械エネルギーに効率的に変換するには、 導入孔 1 0 6からべ一ン室 5 4に吸入された蒸気が導出孔 1 0 9から排出される までの膨張比を大きくすることが必要であり、 そのためには吸気開始位相をでき るだけ早めることが望ましい。 しかしながら、 本実施例の吸気開始位相は + 1 5 ° であって従来例の吸気開始位相の + 4 ° よりも遅れているので、 膨張比を大き く確保する上では不利である。 そこで、 本実施例では吸気行程初期における蒸気 の吸入体積が小さくなるような口一夕チャンバ 1 4の内周面 4 5の形状 （つまり 環状溝 6 0の形状） を採用し、 従来例と同等の膨張比を確保している。
図 1 4から明らかなように、 楕円状の環状溝 6 0を備えた従来例は、 吸気開始 位相が + 4 ° であって膨張比は約 2 0であるが、 上述した逆回転現象やウォー夕 ハンマー現象を防止すべく環状溝 6 0の形状を変えずに吸気開始位相を + 4 ° か ら + 1 5 ° まで遅らせると、 膨張比は 2 0から 7まで低下してしまう （破線参照 )。 しかしながら、 本実施例の 4つの頂点を丸めた菱形状の環状溝 6 0を採用す ることにより、 吸気開始位相を + 1 5 ° まで遅らせても 2 0を越える膨張比を確 保することができる （実線参照)。
さて、 膨張機 4の運転中に環状溝 6 0に係合して転動する 1 2個の口一ラ 5 9 にはピストン圧力荷重、 遠心力荷重およびべーン押下荷重の 3種類の荷重が作用 する。 ピストン圧力荷重は、 ローラ 5 9に接続されたピストン 4 1が蒸気圧で半 径方向外側に押し出される荷重であり、 その大きさはシリンダ 3 9に供給されて ピストン 4 1を押圧する蒸気の圧力や量に依存し、 その方向は正方向 （半径方向 外向き） である。 遠心力荷重は、 ローラ 5 9を一体に備えたベーンピストンュニ ット U1〜U12が遠心力で半径方向外側に押し出される荷重であり、 その大き さはべーンピストンユニット U1〜U12の質量、 半径方向位置および角速度に 依存し、 その方向は正方向 （半径方向外向き） である。 ベ一ン押下荷重は、 ロー ラ 59に接続されたべーン 42の外周面がベーン室 54の蒸気圧で押し戻される 荷重であり、 その大きさはべ一ン室 54に供給されてべ一ン 42の外周面を押圧 する蒸気の圧力や量に依存し、 その方向は負方向 （半径方向内向き） である。 こ れら 3種類の荷重はロー夕 31の半回転を周期として刻々変化し、 その総和であ るト一タル荷重の反作用が環状溝 60からローラ 59に繰り返し作用し、 ローラ 59の耐久性に影響を与えることになる。
図 15には本実施例の前記各荷重およびトータル荷重の変化が示され、 また図 21には従来例の前記各荷重およびトータル荷重の変化が示される。 図 1 5およ び図 21の何れの場合にも、 ピストン圧力荷重は位相が 40° 未満の領域、 つま りシリンダ 39に蒸気が供給される領域でフラットなピーク値をとり、 そこから 次第に減少する。 遠心力荷重は位相が 90° 近傍の領域、 つまりべーンピストン ュニット U1〜U12が半径方向外側に最も移動する領域でピーク値をとり、 そ の前後で減少する。 ベーン押下荷重は位相が 0° に近い領域と 180° に近い領 域、 つまりべーン室 54が導入口 106に連通する領域で負のフラットなピーク 値をとり、 その他の領域では小さい負値をとる。
図 15および図 21を比較すると明らかなように、 本実施例のトータル荷重は 従来例に比べて変動幅が小さく、 かつピーク部分が 0° 〜15° の領域と、 90 ° 近傍の領域とに分散されて全体的に滑らかになっているため、 ローラ 59の疲 労寿命を延長して耐久性を高めることができる。 具体的には、 本実施例のピスト ン圧力荷重は 0° 〜40° の領域でピーク部分を持ち、 遠心力荷重は 90° の近 傍でピーク部分を持っており、 両ピーク部分の位相を完全にずらし、 かつ両ピー ク値を略等しくしたことにより、 全体的に滑らかで変動幅が小さい荷重変化特性 を得ている。 またべーン押下荷重は 0° 〜15° で負のピーク領域となるが、 ピ ストン圧力荷重の正のピーク領域 （0° 〜40° ) が、 前記べ一ン押下荷重の負 のピーク領域 （0° 〜15° ) と、 遠心力荷重のボトム領域 （40° 近傍） とに 重なることで、 0° 〜40° の領域におけるト一タルのピーク値の低減に寄与し ている。
次に、 図 16〜図 20を参照して本発明の第 2実施例を説明する。 第 2実施例 の膨張機 4は、 第 1実施例の膨張機 4に水によるべーン 42の潤滑機能とシリン ダ 39のシール機能とを付加したもので、 その他の構造は基本的に同一である。 尚、 第 2実施例の部材で第 1実施例に部材に対応するものには、 第 1実施例と同 じ符号が付してある。
ロータ 31は出力軸 23の外周に一体に形成されたロータコア 142と、 口一 夕コア 142の周囲を覆うように固定されてロータ 31の外郭を構成する 12個 の口一夕セグメント 143…とから構成される。 ロータコア 142にセラミック (またはカーボン） 製の 12本のシリンダ 39…が 30° 間隔で放射状に装着さ れてクリップ 145…で抜け止めされる。
各々のロータセグメント 143は 30。 の中心角を有する中空の楔状部材であ つて、 ロー夕チャンバ 14に対向する面には軸線 Lを中心として円弧状に延びる 2本のリセス 143 a, 143 bが形成されており、 このリセス 143 a, 14 3 bの中央に潤滑水噴出口 143 c， 143 dが開口する。 またロータセグメン ト 143の端面、 つまりべーン 42に対向する面には 4個の潤滑水噴出口 143 e, 143 e ; 143 f, 143 fが開口する。
ロータセグメント 143および口一夕コア 142を貫通する貫通孔 153が 2 個のノックピン孔 151， 151の間に形成されており、 この貫通孔 153の両 端にそれぞれ凹部 154， 154が形成される。 貫通孔 153の内部には 2本の パイプ部材 155, 156がシール部材 157〜 160を介して嵌合するととも に、 各々の凹部 154内にオリフィス形成プレート 161および潤滑水分配部材 162が嵌合してナツト 163で固定される。 オリフィス形成プレート 161お よび潤滑水分配部材 162は、 オリフィス形成プレート 161のノックピン孔 1 61 a, 161 aを貫通して潤滑水分配部材 162のノックピン孔 162 a , 1 62 aに嵌合する 2本のノックピン 164, 164で口一夕セグメント 143に 対して回り止めされ、 かつ潤滑水分配部材 162およびナツト 163間は Oリン グ 165によりシールされる。
一方のパイプ部材 155の外端部に形成された小径部 155 aは貫通孔 155 bを介してパイプ部材 155の内部の第 6水通路 W 6に連通し、 かつ小径部 15 5 aは潤滑水分配部材 162の一側面に形成した放射状の分配溝 162 bに連通 する。 潤滑水分配部材 162の分配溝 162 bは 6つの方向に延びており、 その 先端がオリフィス形成プレート 161の 6個のオリフィス 161 b， 161 b ; 161 c, 161 c ; 161 d, 161 dに連通する。 他方のパイプ部材 156 の外端部に設けらられたオリフィス形成プレート 161、 潤滑水分配部材 162 およびナツト 163の構造は、 前述したオリフィス形成プレート 161、 潤滑水 分配部材 162およびナツト 163の構造と同一である。
そしてオリフィス形成プレート 161の 2個のオリフィス 161 b, 161 b の下流側は、 ロータセグメント 143の内部に形成した第 7水通路 W7, W7を 介して、 ベーン 42に対向するように開口する前記 2個の潤滑水噴出口 143 e , 143 eに連通し、 他の 2個のオリフィス 161 c, 161 cの下流側は、 口 一夕セグメント 143の内部に形成した第 8水通路 W8, W8を介して、 ベーン 42に対向するように開口する前記 2個の潤滑水噴出口 143 f , 143 f に連 通し、 更に他の 2個のオリフィス 161 d, 161 dの下流側は、 ロータセグメ ント 143の内部に形成した第 9水通路 W 9, W 9を介して、 ロータチャンバ 1 4に対向するように開口する前記 2個の潤滑水噴出口 143 c， 143 dに連通 する。
シリンダ 39の外周に一対の Oリング 166， 166で区画された環状溝 16 7が形成されており、 一方のパイプ部材 155の内部に形成した第 6水通路 W 6 は、 そのパイプ部材 155を貫通する 4個の貫通孔 155 c…およびロータコア 142の内部に形成した第 10水通路 W 10を介して前記環状溝 167に連通す る。 そして環状溝 167はオリフィス 39 aを介してシリンダ 39およびピスト ン 41の摺動面に連通する。 シリンダ 39のオリフィス 39 aの位置は、 ピスト ン 41が上死点および下死点間を移動するときに、 そのピストン 41の摺動面か ら外れない位置、 つまりピストン 41がシリンダ 39に常時摺動状態で対向する 位置に設定されている。
図示せぬ第 1〜第 3水通路 W1〜W3は、· 出力軸 23に形成した第 4水通路 W 4、 ロータコア 142およびロータセグメント 143に跨がるパイプ部材 169 および口一夕セグメント 143の半径方向内側のノックピン 152を迂回するよ うに形成した第 5水通路 W 5, W5を介して、 前記一方のパイプ部材 155の小 径部 155 aに連通する。
口一夕 31の隣接するロータセグメント 143…間に放射方向に延びる 12個 のべーン溝 149…が形成されており、 これらべーン溝 149…に板状のベーン 42…がそれぞれ摺動自在に嵌合する。 ベ一ン 42の両側面には各々 2個のリセ ス 42 a, 42 aが形成されており、 これらリセス 42 a, 42 aは、 ロータセ グメント 143の端面に開口する半径方向内側の 2個の潤滑水噴出口 143 e ,
143 eに対向する。 ベーン 42の切欠 42 bの中央に半径方向内向きに突設し たピストン受け部材 173が、 ピストン 41の半径方向外端に当接する。
次に、 上記構成を備えた第 2実施例の作用について説明する。
潤滑用の水の供給は凝縮器 5からの水を蒸発器 3に加圧供給する供給ポンプ 6 (図 1参照） を利用して行われるもので、 供給ポンプ 6が吐出する水の一部が潤 滑用として供給される。 このように供給ポンプ 6を膨張機 4の各部の静圧軸受け への水の供給に利用することにより、 特別のポンプが不要になって部品点数が削 減される。
供給ポンプ 6から第 1〜第 3水通路 W1〜W3 (図示せず）、 出力軸 23の第 4水通路 W4、 パイプ部材 169およびロータセグメント 143に形成した第 5 水通路 W5， W 5を経て一方のパイプ部材 155の小径部 155 aに流入し、 ま た前記小径部 155 aに流入した水は一方のパイプ部材 155の貫通孔 155 b 、 両パイプ部材 1 55, 156に形成した第 6水通路 W 6および他方のパイプ部 材 156に形成した貫通孔 156 bを経て、 該他方のパイプ部材 1 56の小径部
156 aに流入する。
各々のパイプ部材 155， 156の小径部 155 a, 156 aから各々の潤滑 水分配部材 162の分配溝 162 bを経てォリフィス形成プレート 161の 6個 のオリフィス 161 b, 161 b ; 161 c, 161 c ; 161 d, 161 dを 通過した水の一部は、 ロータセグメント 143の端面に開口する 4個の潤滑水噴 出口 143 e, 143 e ； 143 f, 143 fから噴出し、 他の一部はロータセ グメント 143の側面に形成した円弧状のリセス 143 a, 143 b内の潤滑水 噴出口 1 4 3 c , 1 4 3 dから噴出する。
而して、 各々のロータセグメント 1 4 3の端面の潤滑水噴出口 1 4 3 e , 1 4 3 e ； 1 4 3 f , 1 4 3 fからべーン溝 1 4 9内に噴出した水は、 ベーン溝 1 4 9に摺動自在に嵌合するベーン 4 2との間に静圧軸受けを構成して該ベーン 4 2 を浮動状態で支持し、 ロータセグメント 1 4 3の端面とベーン 4 2との固体接触 を防止して焼き付きおよび摩耗の発生を防止する。 このように、 ベーン 4 2の摺 動面を潤滑する水を口一夕 3 1の内部に放射状に設けた水通路を介して供給する ことにより、 水を遠心力で加圧することができるだけでなく、 ロータ 3 1周辺の 温度を安定させて熱膨張による影響を少なくし、 設定したクリアランスを維持し て蒸気のリークを最小限に抑えることができる。
またべーン 4 2の両面に各 2個ずつ形成されたリセス 4 2 a , 4 2 aに水が保 持されるため、 このリセス 4 2 a， 4 2 aが圧力溜まりとなって水のリークによ る圧力低下を抑制する。 その結果、 一対のロータセグメント 1 4 3， 1 4 3の端 面に挟まれたベーン 4 2が水によって浮動状態になり、 摺動抵抗を皆無に近い状 態まで低減することが可能になる。 またべーン 4 2が往復運動するとロータ 3 1 に対するベーン 4 2の半径方向の相対位置が変化するが、 前記リセス 4 2 a , 4 2 aはロータセグメント 1 4 3側でなくべーン 4 2側に設けられており、 かつべ —ン 4 2に最も荷重の掛かるローラ 5 9 , 5 9の近傍に設けられているため、 往 '復運動するべーン 4 2を常に浮動状態に保持して摺動抵抗を効果的に低減するこ とが可能となる。
尚、 ロータセグメント 1 4 3に対するベーン 4 2の摺動面を潤滑した水は遠心 力で半径方向外側に移動し、 ベーン 4 2に設けたシール部材 4 4とロータチヤン バ 1 4との摺動部を潤滑する。 そして潤滑を終えた水は、 ロータチャンバ 1 4か ら第 1、 第 2導出口群 1 1 0 ···， 1 1 1…を介して排出される。
ロータセグメント 1 4 3のリセス 1 4 3 a， 1 4 3 bの内部に形成した潤滑水 噴出口 1 4 3 c , 1 4 3 dから水を噴出してロータチャンバ 1 4との摺動面に静 圧軸受けを構成することにより、 ロータ 3 1の側面をシールすることができ、 そ の結果ロータチャンバ 1 4内の蒸気がロータ 3 1との隙間を通ってリークするの を防止することができる。 このとき、 ロータチャンバ 1 4とロータ 3 1とは潤滑 水噴出口 1 4 3 c , 1 4 3 dから供給された水膜で隔絶されて固体接触しなくな り、 摩擦力を最小限に抑えながら安定したシール性能を確保することができる。 尚、 口一夕チャンバ 1 4とロータ 3 1との摺動部を潤滑した水は、 遠心力で口 一夕チャンバ 1 4に供給され、 そこから第 1、 第 2導出口群 1 1 0 ···, 1 1 1〜 を経てケーシング 7の外部に排出される。
パイプ部材 1 5 5の内部の第 6水通路 W 6からロータセグメント 1 4 3の内部 の第 1 0水通路 W 1 0、 シリンダ 3 9の外周の環状溝 1 6 7およびオリフィス 3 9 aを経てシリンダ 3 9およびピストン 4 1の摺動面に供給された水は、 その摺 動面に形成される水膜の粘性によりシール機能を発揮し、 シリンダ 3 9に供給さ れた高温高圧蒸気がピストン 4 1との摺動面を通ってリークするのを効果的に防 止する。 このとき、 高温状態にある膨張機 4の内部を通ってシリンダ 3 9および ピストン 4 1の摺動面に供給された水は加温されているため、 その水によってシ リンダ 3 9に供給された高温高圧蒸気が冷却されて膨張機 4の出力が低下するの を最小限に抑えることができる。
しかもシール用の媒体として蒸気と同一物質である水を用いたことにより、 蒸 気に水が混入しても何ら問題はない。 仮に、 シリンダ 3 9およびピストン 4 1の 摺動面をオイルでシールした場合には、 水あるいは蒸気にオイルが混入するのが 避けられないため、 オイルを分離する特別のフィルター装置が必要となってしま う。 またべーン 4 2およびべ一ン溝 1 4 9の摺動面を潤滑する水の一部を兼用し てバイパスさせることでシリンダ 3 9およびピストン 4 1の摺動面をシールする ので、 その水を前記摺動面に導く水通路の構造を簡素化することができる。
以上説明した実施例以外にも、 ピストン 4 1の前進運動をロータ 3 1の回転運 動に変換する構成として、 ベーン 4 2を介さず、 ピストン 4 1の前進運動を直接 ローラ 5 9で受け、 環状溝 6 0との係合で回転運動に変換することもできる。 ま たべ一ン 4 2もローラ 5 9と環状溝 6 0との協働により、 前述の如くロータチヤ ンバ 1 4の内周面 4 5および対向内端面 4 7から略一定間隔で常時離間していれ ばよく、 ピストン 4 1とローラ 5 9、 およびべーン 4 2とローラ 5 9との各々が 各別に環状溝 6 0と協働しても良い。
前記膨張機 4を圧縮機として使用する場合には、 出力軸 2 3によりロータ 3 1 を図 4時計方向に回転させて、 ベーン 4 2により、 流体としての外気を第 1、 第 2導出孔群 1 1 0， 1 1 1からロータチャンバ 1 4内に吸込み、 このようにして 得られた低圧縮空気を第 1、 第 2導入孔群 1 0 7， 1 0 8から中継チャンバ 2 0 、 各通孔 t、 通路 s、 第 1、 第 2排出孔 1 0 4 , 1 0 5、 第 1、 第 2排出口 1 0 2 , 1 0 3、 通孔 cを経て大径シリンダ孔 f に供給し、 またべーン 4 2によりピ ストン 4 1を作動させて低圧空気を高圧空気に変換し、 その高圧空気を通孔じ、 供給口 9 0， 9 1、 および第 1、 第 2供給管 9 4 , 9 5を経て導入管 8 0に導入 するものである。
以上説明した膨張機 4では、 シリンダ 3 9およびピストン 4 1から構成される 第 1エネルギー変換手段と、 ベーン 4 2から構成される第 2エネルギー変換手段 とが共通のロー夕 3 1に設けられており、 直列に接続された第 1、 第 2エネルギ 一変換手段の協働により高温高圧蒸気のエネルギーを機械エネルギーとして出力 軸 2 3に取り出すようになつている。 従って、 第 1エネルギー変換手段が出力す る機械エネルギーと第 2エネルギー変換手段が出力する機械エネルギーとをロー 夕 3 1を介して自動的に統合することができ、 ギヤ等の動力伝達手段を有する特 別のエネルギー統合手段が不要となる。
第 1エネルギー変換手段は作動流体のシールが容易でリークが発生し難いシリ ンダ 3 9およびピストン 4 1の組み合わせからなるため、 高温高圧蒸気のシール 性を高めてリークによる効率低下を最小限に抑えることができる。 一方、 第 2ェ ネルギ一変換手段はロー夕 3 1に放射方向移動自在に支持したベーン 4 2からな るため、 ベーン 4 2に加わる蒸気圧が直接ロータ 3 1の回転運動に変換され、 往 復運動を回転運動に変換するための特別の変換機構が不要になって構造が簡略化 される。 しかも低圧で大流量の蒸気を効果的に機械エネルギーに変換し得る第 2 'エネルギー変換手段を第 1エネルギー変換手段の外周を囲むように配置したので 、 膨張機 4全体の寸法をコンパクト化することができる。
シリンダ 3 9およびピストン 4 1よりなる第 1エネルギー変換手段は高温高圧 蒸気を作動流体とした場合に圧力エネルギーおよび機械エネルギー間の変換効率 が高く、 またべーン 4 2よりなる第 2エネルギー変換手段は比較的に低温低圧の 蒸気を作動流体とした場合でも圧力エネルギーおよび機械エネルギー間の変換効 率が高いという特性を有している。 従って、 第 1、 第 2エネルギー変換手段を直 列に接続し、 先ず高温高圧蒸気を第 1エネルギー変換手段を通過させて機械エネ ルギ一に変換し、 その結果として圧力の低下した第 1の降温降圧蒸気を第 2エネ ルギ一変換手段を通過させて再度機械エネルギーに変換することにより、 当初の 高温高圧蒸気に含まれるエネルギーを余すところ無く有効に機械エネルギーに変 換することができる。
尚、 本実施例の膨張機 4を圧縮機として使用する場合でも、 外部からの機械工 ネルギ一でロータ 3 1を回転させてロータチヤンバ 1 4に吸入した空気を、 比較 的に低温低圧の作動流体でも有効に作動する第 2エネルギー変換手段で圧縮して 昇温させ、 その圧縮 ·昇温した空気を、 比較的に高温高圧の作動流体により有効 に作動する第 1エネルギー変換手段で更に圧縮して昇温させることにより、 機械 エネルギーを圧縮空気の圧力エネルギー （熱エネルギー） に効率的に変換するこ とができる。 而して、 シリンダ 3 9およびピストン 4 1よりなる第 1エネルギー 変換手段とべーン 4 2よりなる第 2エネルギ一変換手段とを組み合わせたことに より、 両者の特長を兼ね備えた高性能な回転流体機械を得ることができる。
またロータ 3 1の回転軸線 L (つまり出力軸 2 3の回転軸線 L) がロータチヤ ンバ 1 4の中心に一致しており、 かつ図 4および図 5でロータ 3 1を上下左右に 9 0 ° ずつ 4分割したとき、 回転軸線 Lに対して点対称なお上の四半部と左下の 四半部とで圧力エネルギーから機械エネルギーへの変換が行われるため、 ロータ 3 1に偏荷重が加わるのを防止して振動の発生を抑えることができる。 即ち、 作 動流体の圧力エネルギーを機械エネルギーに変換する部分、 あるいは機械工ネル ギーを作動流体の圧力エネルギーに変換する部分が、 ロータ 3 1の回転軸線 Lを 中心として 1 8 0 ° ずれた 2個所に配置されるので、 ロー夕 3 1に加わる荷重が 偶力となってスムーズな回転が可能になり、 しかも吸気タイミングおよび排気夕 イミングの効率化を図ることができる。
而して、 本実施例では内燃機関 1の排気ガスの熱エネルギーで水を加熱して高 温高圧蒸気を発生する蒸発器 3と、 蒸発器 3から供給された高温高圧蒸気を一定 トルクの軸出力に変換する膨張機 4と、 膨張機 4が排出した降温降圧蒸気を液化 する凝縮器 5と、 凝縮器 5で液化された水を蒸発器 3に供給する供給ポンプ 6と から構成されるランキンサイクルにおいて、 その膨張機 4として容積型のものを 採用している。 この容積型の膨張機 4は、 タービンのような非容積型の膨張機に 比べて、 低速から高速までの広い回転数領域において高い効率でエネルギー回収 を行うことが可能であるばかりか、 内燃機関 1の回転数の増減に伴う排気ガスの 熱エネルギーの変化 （排気ガスの温度変化や流量変化） に対する追従性や応答性 にも優れている。 しかも膨張機 4を、 シリンダ 3 9およびピストン 4 1から構成 される第 1エネルギー変換手段と、 ベ一ン 4 2から構成される第 2エネルギー変 換手段とを直列に接続して半径方向内外に配置した二重膨張型としたので、 膨張 機 4を小型軽量化してスペース効率の向上を図りながらランキンサイクルによる 熱エネルギーの回収効率を更に向上させることができる。
以上、 本発明の実施例を詳述したが、 本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種 々の設計変更を行うことが可能である。
例えば、 実施例では回転流体機械として膨張機 4を例示したが、 本発明は圧縮 機としても適用することができる。
また実施例では気相作動媒体および液相作動媒体として蒸気および水を用いて いるが、 他の適宜の作動媒体を用いることができる。
また実施例の膨張機 4では、 先ず第 1エネルギー変換手段であるシリンダ 3 9 およびピストン 4 1に高温高圧蒸気を供給した後に、 それが降温降圧した第 1の 降温降圧蒸気を第 2エネルギー変換手段であるべ一ン 4 2に供給しているが、 例 えば、 図 2で示す第 1エネルギ一変換手段からの第 1の降温降圧蒸気を排出する 通孔 tと、 中継チャンパ 2 0とを連通または非連通とし、 更に中継チャンバ 2 0 にシェル型部材 1 6を介して第 2エネルギー変換手段に独立して蒸気を個別に供 給可能とする手段を構成することにより、 第 1、 第 2エネルギー変換手段にそれ ぞれ温度および圧力の異なる蒸気を個別に供給しても良い。 更に、 第 1、 第 2ェ ネルギ一変換手段のそれぞれ温度および圧力の異なる蒸気を個別に供給すると共 に、 第 1エネルギー変換手段を通過して降温降圧した蒸気を更に第 2エネルギー 変換手段に供給しても良い。
産業上の利用可能性
以上説明したように、 本発明の回転流体機械はランキンサイクル装置の膨張機 として使用するのに適しているが、 他の任意の用途の膨張機や圧縮機として使用 することができる。

Claims

請求の範囲
1. ロー夕チャンバ （14) と、
口一夕チャンバ （14) の内部に回転自在に収容されたロータ （31) と、 ロータ （31) に半径方向に移動自在に支持された作動部材 （41, 42) と ロー夕 （31) の回転に伴う作動部材 （41， 42) の移動により容積が変化 する作動室 （39， 54) と、
を備え、
ロータ （31) の回転に応じて作動室 （39， 54) に供給 ·排出される気相 作動媒体の圧力エネルギーおよびロー夕 （31) の回転エネルギー間のエネルギ 一変換を行う回転流体機械において、
作動室 （39， 54) 力、ら気相作動媒体を排出する排気行程の終了時から、 作 動室 （39, 54) に気相作動媒体を供給する吸気行程の開始時までの期間、 作 動室 （39， 54) の容積が略一定値となるように作動部材 （41, 42) の半 径方向の移動を略停止させることを特徴とする回転流体機械。
2. 前記作動部材がロータ （31) に放射方向に出没自在に支持されてロータチ ヤンバ （14) の内周面に摺接する複数のベーン （42) であり、
前記作動室が隣接する 2個のベ一ン （42)、 ロータ （31) の外周面 （36 ) および口一夕チャンバ （14) の内周面 （45) によって区画される複数のベ —ン室 （54) であり、
ベーン室 （54) および排気ポート （1 10, 111) 間が非連通状態となる 排気行程終了時から、 ベ一ン室 （54) および吸気ポート （107， 108) 間 が連通状態となる吸気行程開始時までの期間、 ベーン室 （54) の容積が略一定 値となるようにロータチャンパ （14) の形状を設定したことを特徴とする、 請 求項 1に記載の回転流体機械。
3. 前記作動室がロータ （31) に半径方向に設けた複数のシリンダ （39) で あり、
前記作動部材がシリンダ （39) に摺動自在に嵌合する複数のピストン （41 ) であり、
ロータ （31) の回転に伴ってシリンダ （39) に気相作動媒体を供給 ·排出 する供給口 （90， 91) および排出口 （102， 103) を備え、
排出口 （102， 103) が閉じてから供給口 （90, 91) が開くまでの期 間にピストン （41) の半径方向の移動を略停止させることを特徴とする、 請求 項 1に記載の回転流体機械。
4. 前記作動部材がロータ （31) に放射方向に出没自在に支持されてロータチ ヤンバ （14) の内周面に摺接する複数のベーン （42) を含み、
前記作動室が隣接する 2個のベーン （42)、 ロー夕 （31) の外周面 （36 ) および口一夕チャンバ （14) の内周面 （45) によって区画される複数のベ ーン室 （54) を含み、
ベ一ン室 （54) および排気ポート （110, 1 11) 間が非連通状態となる 排気行程終了時から、 ベ一ン室 （54) および吸気ポ一ト （107, 108) 間 が連通状態となる吸気行程開始時までの期間、 ベーン室 （54) の容積が略一定 値となるようにロータチャンバ （14) の形状を設定し、
かつ前記作動室がロータ （31) に半径方向に設けた複数のシリンダ （39) を含み、
前記作動部材がシリンダ （39) に摺動自在に嵌合する複数のピストン （41 ) を含み、
ロータ （31) の回転に伴ってシリンダ （39) に気相作動媒体を供給 ·排出 する供給口 （90, 91) および排出口 （102， 103) を備え、
排出口 （102， 103) が閉じてから供給口 （90, 91) が開くまでの期 間にピストン （41) の半径方向の移動を略停止させることを特徴とする、 請求 項 1に記載の回転流体機械。
5. ロータ （41) およびべ一ン （42) の摺動面を液相作動媒体で潤滑すると ともに、 口一夕 （41) およびべーン （42) の摺動面を潤滑する液相作動媒体 の一部をシリンダ （39) およびピストン （41) の摺動面に供給してシールを 行うことを特徴とする、 請求項 3または請求項 4に記載の回転流体機械。
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