(57)【要約】【課題】システムの圧力比が変動する場合と、外部の要因によって回転数が強制的に変動する場合とにおいて、動力発生効率の低下を回避する膨張機を提供する。【解決手段】斜板式膨張機において、膨張行程終了直前のシリンダボア１６内の圧力と、膨張機の下流側となる位置において検出される圧力とを比較し、等しくなるようにクランク室６内の作動流体の圧力を変動させ、斜板１１の傾斜角度を変更することで膨張比を制御する。また、ロータリバルブ本体５０内でスプール弁７６を軸方向前後に摺動させることによって吸入ポート５２、５４、５６を開閉し、吸入行程に相当する角度を変更することで流量を制御する。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
少なくとも一つのシリンダボアに流入する作動流体を膨張させ、前記シリンダボアから吐出する膨張機であって、
出力シャフトと、
前記出力シャフトに垂直な面に対して傾斜角度をもって、前記出力シャフトと一体的に回転する斜板と、
クランク室と前記シリンダボアとにそれぞれ面する部分を有し、前記斜板に連結され、その回転によって、前記シリンダボア内において前記傾斜角度に応じた範囲を摺動し、それによって前記作動流体の前記膨張を行う、少なくとも一つのピストンと、
を備え、
前記クランク室内における作動流体の圧力と、前記シリンダボアに流入する前記作動流体の圧力とに応じて前記傾斜角度を変更し、膨張比を可変させる
ことを特徴とする膨張機。
【請求項２】
前記出力シャフトと一体的に回転し、前記出力シャフトの回転角度に対応した回転角度範囲で、前記シリンダボアに前記作動流体を流入させるロータリバルブを備える
ことを特徴とする、請求項１に記載の膨張機。
【請求項３】
前記ロータリバルブは、バルブ本体と、このバルブ本体の内部で摺動可能なスプール弁とを有し、
前記バルブ本体には、前記出力シャフトの軸方向に向かうに従って、異なる回転角度に対応する位置に、少なくとも一つの吸入ポートが形成され、
前記シリンダボアに前記作動流体を流入させる前記回転角度範囲の変更は、前記スプール弁が、前記バルブ本体を摺動して、前記吸入ポートを開閉することにより行われる
ことを特徴とする、請求項２に記載の膨張機。
【請求項４】
膨張行程終了直前の前記シリンダボア内の圧力と膨張機の下流側において検出される圧力との圧力差に基いて前記クランク室内の圧力を制御する圧力制御機構を有する請求項１〜３のいずれか１項に記載の膨張機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、膨張機に係る。
【背景技術】
【０００２】
膨張機は、高圧の作動流体を膨張させることにより動力を発生させるものである。たとえば、ランキンサイクルにおける高圧ガスのエネルギーを回転する動力として取り出す容積型膨張機がある。このような膨張機の例として、特許文献１に示されるものがある。
【０００３】
【特許文献１】特開２００４−１９０５５９号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
しかしながら、従来の容積型膨張機では、システムの圧力比、すなわち、外部の循環経路に最適に合致する当該膨張機の膨張比に相当する値が変動する場合と、外部の要因によって回転数が強制的に変動する場合とにおいて、効率が低下する問題があった。
システムの圧力比が変動する場合には、膨張機の膨張比とシステムの圧力比が一致しなくなり、過膨張および膨張不足が発生する。過膨張の状態では、膨張機内の圧力を定圧より下げるために、余分な動力を必要とするので、膨張機が動力源でなく抵抗として作用してしまう場合があり、動力発生効率が下がるという問題が発生する。
なお、ここで膨張比とは、膨張前に膨張機に供給される作動流体の容積と、膨張後に膨張機から吐出される作動流体の容積との比である。
また、膨張不足の状態では、膨張による動力を十分に取り出す前に作動流体が吐出され、得られるはずのエネルギーを無駄に捨ててしまう場合があり、動力発生効率が下がるという問題が発生する。
特許文献１では、逆止弁を取り付けて過膨張を緩和することが開示されているが、逆止弁は十分な通路断面積が取れないので、抵抗による損失を発生してしまう。また、この方法では膨張不足による効率低下は回避できない。
【０００５】
また、外部の要因によって回転数が強制的に変動する場合では、膨張機の流量が、回転数の変動に伴って変動する。このため、高回転時に流量が過大になると、システムの圧力差が小さくなり、動力発生効率が下がるという問題が発生する。逆に低回転時に流量が不足すると、流体の圧力が高くなり、膨張機の内部リークや摩擦損失が増加し、動力発生効率が低下するという問題が発生する。
このような外部の要因によって回転数が強制的に変動させられる例は、自動車の廃熱回収システムにおいて、エアコン用圧縮機やオルタネータ等に組み込まれた膨張機である。この場合、膨張機の回転数はエンジンの回転数に応じて変化する等、走行状態によって決まってしまい、上記のような問題が発生する。
【０００６】
この発明は、このような問題点を解決するためになされたものであり、システムの圧力比が変動する場合と、外部の要因によって膨張機の回転数が強制的に変動する場合とにおいて、所望の膨張比と流量とを与える膨張機を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
上述の問題点を解決するため、この発明に係る膨張機は、少なくとも一つのシリンダボアに流入する作動流体を膨張させ、シリンダボアから吐出する膨張機であって、出力シャフトと、出力シャフトに垂直な面に対して傾斜角度をもって取り付けられ、出力シャフトと一体的に回転する斜板と、クランク室とシリンダボアとにそれぞれ面する部分を有し、斜板に連結され、その回転によって、シリンダボア内において傾斜角度に応じた範囲を摺動し、それによって作動流体の膨張を行う、少なくとも一つのピストンと、を備えた膨張機において、クランク室内における作動流体の圧力と、シリンダボアに流入する作動流体の圧力とに応じて傾斜角度を変更し、膨張比を可変させる
ことを特徴とするものである。
クランク室の圧力が変動すると、それに応じて斜板の傾斜角度とピストンのストロークが変動し、これによって膨張比が変動する。
【０００８】
また、出力シャフトと一体的に回転し、出力シャフトの回転角度に対応した回転角度範囲で、シリンダボアに作動流体を流入させるロータリバルブを備えることを特徴としてもよい。
さらに、ロータリバルブは、バルブ本体と、このバルブ本体の内部で摺動可能なスプール弁とを有し、バルブ本体には、出力シャフトの軸方向に向かうに従って、異なる回転角度に対応する位置に、少なくとも一つの吸入ポートが形成され、シリンダボアに作動流体を流入させる回転角度範囲の変更は、スプール弁が、バルブ本体を摺動して、吸入ポートを開閉することにより行われることを特徴としてもよい。
また、膨張行程終了直前のシリンダボア内の圧力と膨張機の下流側において検出される圧力との圧力差に基いてクランク室内の圧力を制御する圧力制御機構を有することを特徴としてもよい。
【発明の効果】
【０００９】
この発明によれば、斜板の傾斜角度が変動可能に制御されて、ピストンのストロークが変動するので、これによって作動流体の膨張比を可変とすることができる。
また、異なる位置に設けられた吸入ポートのいずれかまたはすべての開閉が制御されるので、吸入行程の長さが変動し、これによって作動流体の流量を可変とすることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１０】
以下、この発明の実施の形態を添付図面に基づいて説明する。
実施の形態１．
図１に示されるように、この実施の形態１に係る斜板式膨張機１は、シリンダブロック２、フロントハウジング３、隔壁４及びリヤハウジング５で形成されるハウジングを備えている。シリンダブロック２の前端にはフロントハウジング３が接合し、後端には隔壁４を介してリヤハウジング５が接合している。シリンダブロック２とフロントハウジング３とによってクランク室６が形成されている。
【００１１】
クランク室６内には、フロントハウジング３及びシリンダブロック２の中央に、出力シャフト７が回転可能に設けられている。出力シャフト７の前端側外周とフロントハウジング３との間にはリップシール８が設けられ、クランク室６とフロントハウジング３の外部とをシールしている。クランク室６において、出力シャフト７上には、回転支持体９が出力シャフト７と固定されて、一体として回転可能に固定されている。回転支持体９とフロントハウジング３の内壁面との間には、スラストベアリング１０が設けられている。
【００１２】
また、クランク室６内には、円盤状の斜板１１が、その中心を出力シャフト７が貫通するようにして、出力シャフト７に取り付けられている。さらに、斜板１１は、出力シャフト７に垂直な面に対する傾斜角度を変更可能に、リンク部１２を介して回転支持体９に接続されており、フロントハウジング３内、すなわちクランク室６内の圧力に応じてその角度が変動する。このような構成により、斜板１１は、出力シャフト７の軸方向へのスライド移動を伴いながら、出力シャフト７と一体的に回転するようになっている。
斜板１１の外周部には、複数のピストン１３が、出力シャフト７を中心として円周上に複数配置され、シュー１４を介して連結されている。ピストン１３は、シリンダブロック２に形成されたシリンダボア１６に、往復動可能に収容されている。斜板１１が回転することにより、ピストン１３はシリンダボア１６内の、斜板の傾斜角度に応じた範囲を往復動するようになっている。
このように、斜板式膨張機１は、ピストンタイプの可変ストローク構造を持つ。
【００１３】
シリンダブロック２およびリヤハウジング５の中央部には、出力シャフト７の後端と嵌合して、略中空円筒形のロータリバルブ本体５０が配置される。このロータリバルブ本体５０の内部では、スプール弁７６が取り付けられ、出力シャフト７との間にばね７３を挟持する。ロータリバルブ本体５０と、スプール弁７６とは、ロータリバルブを構成する。このロータリバルブ本体５０の中空部分のうち、出力シャフト７、スプール弁７６、およびばね７３によって囲まれる空間が制御ガス室７２である。また、スプール弁７６より後側の部分が作動流体が流入する吸入室１７である。制御ガス室７２内の圧力および吸入室１７の圧力に応じ、スプール弁７６がばね７３を伸縮させつつロータリバルブ本体５０内を摺動するようになっている。
また、制御ガス室７２と吸入室１７とは、ロータリバルブ本体５０の内周面とスプール弁７６の外周面とによって挟持されるＯリング８０によってシールされる。
【００１４】
リヤハウジング５の後端中央部には吸入開口１７ａが設けられ、外部から作動流体が導入される吸入室１７と外部の作動流体回路とに接続している。一方、リヤハウジング５内には、吐出室１８が環状に設けられ、図示しない吐出開口を介して外部の作動流体回路に接続されている。
隔壁４の近傍には、シリンダボア１６ごとに、シリンダボア１６を吐出室１８に連通するための吐出ポート１９と、シリンダボア１６を吸入室１７に連通するための連通ポート２０とが設けられている。
また、クランク室６と吐出室１８とは、絞り８９を有する通路８８によって連通されている。この絞り８９を有する通路８８により、クランク室６内の作動流体は吐出室１８に流れる。
【００１５】
図２に、ロータリバルブ本体５０の斜視図を示す。ロータリバルブ本体５０の前端近傍には、ロータリバルブ本体５０の外周面に沿う環状の溝である制御ガス溝６８が形成され、この制御ガス溝６８は制御ガス孔７０を介して制御ガス室７２と連通する。制御ガス溝６８よりも後側には、同じくロータリバルブ本体５０の外周面に沿う環状の溝である圧力検出用周溝６６が形成される。この圧力検出用周溝６６の一部からは、ロータリバルブ本体５０の軸に平行に、圧力検出用直線溝７４が伸びる。
また、ロータリバルブ本体５０の後端近傍には、外周面に沿う切り欠きである経路切り欠き６４が設けられるが、この経路切り欠き６４は、環状の溝である環状切り欠き部６４ａと、略半環状の溝である経路切り欠き半環状部６４ｂとを有する。切り欠き６４は、シリンダブロック２およびリヤハウジング５の内周面との間に経路６２を構成する。
軸方向において経路切り欠き半環状部６４ｂが存在する範囲であり、周方向において経路切り欠き半環状部６４ｂではない部分に、吸入ポート５２、５４、５６が設けられ、吸入室１７とロータリバルブ本体５０の外部とを連通する。なお、吸入ポート５２、５４、５６は、周方向に異なった回転角度で配置され、後述する動作説明において示すように、ロータリバルブ本体５０の回転とスプール弁７６の摺動とによって作動流体の流入を制御できるように構成される。
【００１６】
また、図１において、上記の圧力検出用周溝６６と連通する位置に、圧力検出用経路８４が設けられ、図１には示されない圧力制御機構１００に連通している。また、上記の制御ガス溝６８と連通する位置に、制御ガス経路８２が設けられ、圧力制御機構１００に連通している。
【００１７】
次に、図８を用いて、実施の形態１に係る斜板式膨張機１の膨張比制御を行う圧力制御機構１００を説明する。
中空円筒状の圧力制御機構本体１２０に、大径部１０１ａと小径部１０１ｂとを有する略円筒状の制御弁体１０１が摺動可能に嵌合している。制御弁体１０１の軸方向両側からは、下流側における作動流体の圧力と、膨張行程終了直前のシリンダボア１６内の圧力が供給される。たとえば、図中Ｅ側からは下流側における作動流体の圧力が、図中Ｂ側からは膨張行程終了直前のシリンダボア１６内の圧力が供給される。膨張行程終了直前のシリンダボア１６内の圧力は、下死点のシリンダボア１６内の圧力とほぼ同じである。また、圧力制御機構１００の径方向には、Ｃ側に上流側すなわち高圧の作動流体が供給される高圧通路１１０が連通し、またＤ側にはクランク室６に連通する高圧通路１１２が連通している。
【００１８】
次に、この実施の形態１に係る斜板式膨張機１の動作概要について説明する。
作動流体の膨張によってピストン１３がシリンダボア１６内を往復動すると、斜板１１が回転することにより、出力シャフト７が回転する。外部の作動流体回路内を循環する高圧の作動流体が、吸入室１７から吸入ポート５２、５４、５６および連通ポート２０を介して各シリンダボア１６内に入り、ピストン１３の運動を伴ってシリンダボア１６内で膨張する。膨張した作動流体は、再び連通ポート２０を通り、経路６２に達する。さらに作動流体は、吐出ポート１９から吐出室１８に放出され、外部の作動流体回路を循環する。
【００１９】
図３〜５を用いて、ロータリバルブ本体５０周辺の流体の流れの詳細を、一つのシリンダボア１６における行程に沿って説明する。
図３は、ロータリバルブ本体５０と、ロータリバルブ本体５０に接するシリンダの一部とを示す。図３において、出力シャフト７およびロータリバルブ本体５０が回転する方向は、矢印Ａ方向からみて反時計回りである。すなわち、手前側に見える吸入ポート５２、５４、５６が下方向に向かって動く。
出力シャフト７の回転に伴いロータリバルブ本体５０が回転すると、上死点段付部５８がシリンダに向かって近づく。上死点段付部５８がシリンダに接する前は、シリンダボア１６と吐出室１８とが連通ポート２０、経路６２、吐出ポート１９を介して連通しているが、上死点段付部５８がシリンダに接すると、連通ポート２０が塞がれ、シリンダボア１６と吐出室１８とは隔絶される。
【００２０】
シリンダボア１６と吐出室１８とが隔絶される時点は、図５に示される膨張機上死点、すなわちピストン１３が最後方、すなわち隔壁４に最も近づく点と一致するように構成される。さらにロータリバルブ本体５０が回転すると、行程は図５において時計回りに進み、吸入行程に入る。このとき図１においてピストン１３は前方に動き始める。
【００２１】
吸入行程においては、シリンダボア１６と吐出室１８とが隔絶されたまま、シリンダボア１６と吸入室１７とが吸入ポート５２、５４、５６を介して連通する。ただしこのとき、ロータリバルブ本体５０内を摺動するスプール弁７６の位置によって、吸入ポート５２、５４、５６のうちいずれかもしくはすべてが内部から塞がれ閉じるので、これによって吸入行程の範囲が変動する。たとえば、スプール弁７６が、最前位置の吸入ポート５６にかからない位置にあれば、連通ポート２０に吸入ポート５２が連通してから吸入ポート５６が連通しなくなるまでが吸入行程である。また、スプール弁７６が、吸入ポート５６を塞ぐが吸入ポート５２、５４を塞がない位置にあれば、連通ポート２０に吸入ポート５２が連通してから吸入ポート５４が連通しなくなるまでが吸入行程である。さらに、スプール弁７６が、吸入ポート５４、５６を塞ぐが吸入ポート５２を塞がない位置にあれば、連通ポート２０に吸入ポート５２が連通してから吸入ポート５２が連通しなくなるまでが吸入行程である。
このように、吸入ポート５２、５４、５６のいずれかもしくはすべてを選択的に開閉することで、吸入行程に相当する出力シャフト７の回転角度を増減することができる。これにより、回転角度によってピストン１３の行程容積が増減し、吸入流量が可変となる。
すなわち、ロータリバルブは、出力シャフト７と一体的に回転し、出力シャフト７の回転角度に対応した回転角度範囲で、シリンダボア１６に作動流体を流入させる。
また、ロータリバルブは、ロータリバルブ本体５０と、このロータリバルブ本体５０の内部で摺動可能なスプール弁７６とを有し、ロータリバルブ本体５０には、出力シャフト７の軸方向に向かうに従って、異なる回転角度に対応する位置に、吸入ポート５２、５４、５６が形成され、シリンダボア１６に作動流体を流入させる回転角度範囲の変更は、スプール弁７６が、ロータリバルブ本体５０を摺動して、吸入ポート５２、５４、５６を開閉することにより行われる。
【００２２】
図５においてさらに行程が時計回りに進むと、シリンダは膨張行程に入る。図４は、膨張行程の途中にあるシリンダの一部と、ロータリバルブ本体５０とを示す。シリンダボア１６は、吸入室１７とも吐出室１８とも連通せず、隔絶されている。この状態でピストン１３が前方に移動するので、シリンダボア１６内の作動流体は上記のように膨張する。
【００２３】
図５においてさらに行程が時計回りに進むと、図４に示される、下死点段付部６０の近傍に伸びる圧力検出用直線溝７４と連通ポート２０とが連通する。圧力検出用直線溝７４、圧力検出用周溝６６、圧力検出用経路８４を経由して、この時点におけるシリンダボア１６内の作動流体の圧力が後述する圧力制御機構１００に伝わる。
【００２４】
図５においてさらに行程が時計回りに進むと、図４の下死点段付部６０が連通ポート２０に達し、シリンダボア１６と吐出室１８とが連通ポート２０、経路６２、吐出ポート１９を介して再び連通するようになる。この点において、ピストン１３は最前方、すなわち隔壁４から最も離れた位置にある。この時点が膨張機下死点である。
なお、上記において、圧力検出用直線溝７４は、下死点段付部６０の近傍に設けられるので、圧力制御機構１００において検出される作動流体の圧力は、下死点における圧力にほぼ等しい。
【００２５】
図５においてさらに行程が時計回りに進むと、シリンダは吐出行程に入る。ピストン１３が後方に向かって動き始め、シリンダボア１６内の容積が減少する。このき、シリンダボア１６は上記のように吐出室１８と連通しているので、膨張した作動流体は吐出室１８へと放出される。ロータリバルブ本体５０および連通ポート２０の位置関係は再び図３のようになり、行程は上死点に向かって進む。
以上の行程が繰り返される。
【００２６】
図３におけるＶＩ−ＶＩ断面図を図６に示す。吸入ポート５２、経路６２、およびセンサ直線溝７４の断面が示される。また、図示されるように、吸入ポート５２と吸入ポート５４、および吸入ポート５４と吸入ポート５６とは軸方向から見て互いに一部重なっており、吸入行程の途中において吸入ポート５２、５４、５６のいずれかと連通ポート２０との連通が途切れることはない。
【００２７】
上記のように、吸入行程の長さ、すなわち図５における角度θ１は、スプール弁７６の位置によって変動するが、このスプール弁７６の位置は、制御ガスの圧力によって制御される。圧力制御機構１００から、制御ガス経路８２、制御ガス溝６８、制御ガス孔７０を介して制御ガス室７２に流入する制御ガスは、その圧力に応じて、ばね７３に支持されるスプール弁７６をロータリバルブ本体５０内で移動させる。
【００２８】
また、上記のように、斜板１１は、傾斜角度が変更可能となっている。この傾斜角度に応じて、膨張機の上死点および下死点におけるピストン１３の位置が変動し、結果として作動流体の膨張比が変化する。たとえば、斜板１１と出力シャフト７の軸とのなす角がより小さくなると、ピストン１３はより前方からより後方まで摺動するので、より小さい容積の作動流体がより大きく膨張される。すなわち膨張比が大きくなる。
【００２９】
次に、上記の斜板式膨張機１の制御について説明する。
膨張比の制御は、上記のように検出される、膨張行程終了直前のシリンダボア１６内の圧力と、膨張機の下流側となる位置において検出される圧力とに基づく。この圧力を検出する下流側の位置の例としては、吐出室１８がある。これらの圧力を比較し、等しくなるようにクランク室６内の作動流体の圧力を変動させる。
たとえば、膨張不足、すなわち膨張行程終了直前のシリンダボア１６内の圧力が比較的高い場合は、クランク室６内の作動流体の圧力を低下させるように制御する。これによって、シリンダボア１６に吸入される高圧の作動流体と、クランク室６内の作動流体との圧力差が大きくなる。このため、シリンダボア１６内の作動流体はより大きい容積にまで膨張する。このため、ストロークすなわちピストン１３の摺動範囲は大きくなり、またこれに伴って膨張比も大きくなる。逆に、過膨張、すなわち膨張行程終了直前のシリンダボア１６内の圧力が比較的低い場合は、クランク室６内の作動流体の圧力を上昇させるように制御する。これによって、シリンダボア１６に吸入される高圧の作動流体と、クランク室６内の作動流体との圧力差が小さくなる。このため、シリンダボア１６内の作動流体はより小さい容積にまでしか膨張しなくなる。このため、ストロークおよび膨張比は小さくなる。
【００３０】
なお、クランク室６内の圧力を上昇させるためには、高圧の作動流体を図示されない経路によってクランク室に流入させる。これは図８に示される圧力制御機構１００によって行われる。
Ｂ側の圧力がＥ側より高いか、ほぼ同じ場合は、制御弁体１０１はＥ側端に接し、高圧通路１１０が大径部１０１ａによって塞がれるので、クランク室６への高圧作動流体の供給は行われない。
Ｂ側の圧力がＥ側より低くなると、制御弁体１０１がＢ側に摺動し、高圧通路１１０の一部が圧力制御機構１００の内部に連通する。こうして高圧の作動流体が高圧通路１１２を介してクランク室６に供給される。
また、クランク室６から吐出室１８へと向かう、絞り８９を有する通路８８を閉鎖することで昇圧させてもよい。
また、クランク室６内の圧力を低下させるためには、クランク室６への高圧の作動流体の流入を止め、ブローバイによってクランク室６内部の作動流体を吐出室１８へと放出させる。これは図８において制御弁体１０１がＥ側端に移動することによって実現する。
【００３１】
流量の制御は、上記のように、ロータリバルブ本体５０内でスプール弁７６を軸方向前後に摺動させることによって行われる。たとえば、高回転時には、制御ガス室７２に作動流体を流入させ、スプール弁７６を後方に摺動させて吸入ポート５２、５４、５６のうちより多くのものを閉じる。これによってシリンダサイクルにおける吸入行程に相当する角度が小さくなり、流量が少なくなり、システムの圧力差が大きく保たれる。逆に、低回転時には、スプール弁７６を前方に摺動させ、吸入ポート５２、５４、５６のうちより多くのものを開く。これによってシリンダサイクルにおける吸入行程に相当する角度が大きくなり、流量が多くなり、圧力を抑えて膨張機の内部リークおよび摩擦損失を防ぐ。
【００３２】
このように、上述する実施の形態１においては、斜板１１の傾斜角度が変動可能に制御されるので、ピストン１３のストローク制御を介して、膨張比を所望の値に制御することができ、動力発生効率の低下を回避する。
また、異なる位置に設けられた吸入ポート５２、５４、５６のいずれかまたはすべての開閉が制御されるので、吸入行程の長さの制御を介して、作動流体の流量を所望の値に制御することができ、動力発生効率の低下を回避する。
さらに、流体経路において追加の逆止弁を必要としないので、構成上の制約を少なくする。
【００３３】
なお、実施の形態１において、吸入ポート５２、５４、５６は、複数の円形の孔であるが、形状はこれに限定されず、スプール弁７６の摺動に伴って吸入行程に相当する角度が変化するものであればよい。たとえば、図７に示すように、スプールの外周面上に設けられた細長開口である吸入ポート５２’であってもよい。
【００３４】
また、膨張比の制御において、膨張行程終了直前のシリンダボア１６内の圧力と、膨張機の下流側の圧力とは、異なる値に制御される場合があってもよい。たとえば、膨張機の動力出力が過剰な場合には、膨張不足の状態にすることによって膨張機の出力を抑えるように制御されてもよい。またこの際、膨張不足となった作動流体は、異なる膨張機によって再び膨張されてもよい。このようにすることにより、膨張機の動力をより自由に制御することができる。
【００３５】
さらに、圧力制御機構１００は、図８に示す構造のものに限らず、ベローズやダイアフラムを用いた構造のものであってもよい。
【図面の簡単な説明】
【００３６】
【図１】この発明の実施の形態１に係る斜板式膨張機１の断面図である。
【図２】図１の斜板式膨張機のロータリバルブ本体５０の斜視図である。
【図３】吐出行程におけるロータリバルブ本体５０とシリンダの関係を説明する図である。
【図４】膨張行程におけるロータリバルブ本体５０とシリンダの関係を説明する図である。
【図５】図１の斜板式膨張機のサイクルを説明する図である。
【図６】図１の斜板式膨張機のロータリバルブ本体５０の断面図である。
【図７】図１の斜板式膨張機のロータリバルブ本体５０の変形例の図である。
【図８】圧力センサ１００の構造を示す図である。
【符号の説明】
【００３７】
１  膨張機、６  クランク室、７  出力シャフト、１１  斜板、１３  ピストン、１６  シリンダボア、５０  ロータリバルブ本体（バルブ本体）、５２、５４、５６  吸入ポート、７６  スプール弁。
【図１】
2006183517.tif 000003
【図２】
2006183517.tif 000004
【図３】
2006183517.tif 000005
【図４】
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【図５】
2006183517.tif 000007
【図６】
2006183517.tif 000008
【図７】
2006183517.tif 000009
【図８】
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