(57)【要約】【課題】回転流体機械のケーシングおよびロータ間の熱膨張量の差により発生する問題を効果的に解消する。【解決手段】作動媒体の圧力エネルギーを機械エネルギーに変換するアキシャルピストンシリンダ群５６を備えたロータ２２の両端部をケーシング１１に支持する第１軸受け２３ｆ，２３ｒおよび第２軸受け２４のうち、前記第１軸受け２３ｆ，２３ｒのみを軸方向荷重を支持可能な組み合わせアンギュラベアリングで構成し、前記第２軸受け２４を径方向荷重を支持可能であってロータ２２に対して軸方向に相対移動可能なラジアルベアリングで構成する。第１軸受け（組み合わせアンギュラベアリング）２３ｆ，２３ｒのみによってロータ２２をケーシング１１に対して軸方向に位置決めしたので、ケーシング１１およびロータ２２の軸方向の熱膨張量の差を第２軸受け（ラジアルベアリング）２４によって支障なく吸収することができる。【選択図】      図１
2004204766.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ロータ（２２）の両端部を第１軸受け（２３ｆ，２３ｒ）および第２軸受け（２４）を介してケーシング（１１）に回転自在に支持し、作動媒体の圧力エネルギーとロータ（２２）が回転する機械エネルギーとを相互に変換するエネルギー変換手段を該ロータ（２２）に設けた回転流体機械において、前記第１軸受け（２３ｆ，２３ｒ）および第２軸受け（２４）のうち、第１軸受け（２３ｆ，２３ｒ）のみで軸方向荷重を支持可能であることを特徴とする回転流体機械。
【請求項２】
前記回転流体機械は膨張機（Ｅ）であり、前記エネルギー変換手段はアキシャルピストンシリンダ群（５６）であることを特徴とする、請求項１に記載の回転流体機械。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ロータの両端部を第１軸受けおよび第２軸受けを介してケーシングに回転自在に支持し、作動媒体の圧力エネルギーとロータが回転する機械エネルギーとを相互に変換するエネルギー変換手段を該ロータに設けた回転流体機械に関する。
【０００２】
【従来の技術】
かかる回転流体機械は、下記特許文献により公知である。この回転流体機械は高温高圧蒸気の圧力エネルギーを半径方向内外に２段に配置されたアキシャルピストンシリンダ群によって出力軸を回転させる機械エネルギーに変換するものであり、そのロータの軸方向両端部は各々１個のアンギュラベアリングによってケーシングに回転自在に支持されている。
【０００３】
【特許文献】
特開２００２−２５６８０５号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記従来の膨張機のロータの軸方向両端部をケーシングに支持する一対のアンギュラベアリングは、ロータの径方向荷重を支持するだけでなく、ロータを軸方向に位置決めすべく軸方向荷重も支持するようになっている。そのため、ロータとケーシングとの熱膨張量の差によって、前記一対のアンギュラベアリング間の軸受間隙が変化して耐久性が低下したり、ロータの支持が不安定になってスムーズな回転が阻害されたり、アキシャルピストンシリンダ群のデッドボリューム（上死点にあるピストンの頂部とシリンダ頂部との間の空間）が変動して膨張比が変化したりする問題があった。
【０００５】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、回転流体機械のケーシングおよびロータ間の熱膨張量の差により発生する上記問題を解消することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、ロータの両端部を第１軸受けおよび第２軸受けを介してケーシングに回転自在に支持し、作動媒体の圧力エネルギーとロータが回転する機械エネルギーとを相互に変換するエネルギー変換手段を該ロータに設けた回転流体機械において、前記第１軸受けおよび第２軸受けのうち、第１軸受けのみで軸方向荷重を支持可能であることを特徴とする回転流体機械が提案される。
【０００７】
上記構成によれば、ロータの両端部をケーシングに回転自在に支持する第１軸受けおよび第２軸受けのうち、第１軸受けのみで軸方向荷重を支持可能であるので、第１軸受けのみによってロータをケーシングに対して軸方向に位置決めしながら、ケーシングおよびロータの軸方向の熱膨張量の差によって第２軸受けとロータとの間に軸方向の荷重が加わるのを防止することができる。これにより、ケーシングおよびロータの軸方向の熱膨張量の差に起因する第１、第２軸受けに対する予荷重の低下、あるいは軸受間の間隙の変化に伴う、高温時ならびに、特に低温時における荷重の変動による耐久性の低下を防止できるだけでなく、第１、第２軸受けによるロータの支持を安定させてスムーズな回転を可能にすることができ、しかもエネルギー変換手段のデッドボリュームの変動を減少させて所望の容積比（膨張比あるいは圧縮比）を確保することができる。
【０００８】
また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記回転流体機械は膨張機であり、前記エネルギー変換手段はアキシャルピストンシリンダ群であることを特徴とする回転流体機械が提案される。
【０００９】
上記構成によれば、圧力エネルギーを機械エネルギーに変換する膨張機のエネルギー変換手段を軸方向長さが大であるアキシャルピストンシリンダ群で構成したので、低温時および高温時の温度差が大きいためにケーシングおよびロータの軸方向の熱膨張量の差が著しくなっても、第１、第２軸受けに過大な変動荷重が加わるのを防止することができる。しかもピストンおよびシリンダ間のデッドボリュームを安定させて膨張機の容積比（膨張比）が変化するのを防止することができる。
【００１０】
尚、実施例の組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒは本発明の第１軸受けに対応し、実施例のラジアルベアリング２４は本発明の第２軸受けに対応する。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を、添付図面に示した本発明の実施例に基づいて説明する。
【００１２】
図１〜図１３は本発明の一実施例を示すもので、図１は膨張機の縦断面図、図２は図１の２−２線断面図、図３は図１の３−３線矢視図、図４は図１の４部拡大図、図５は図１の５部拡大図、図６はロータの分解斜視図、図７は図４の７−７線断面図、図８は図４の８−８線断面図、図９は図４の９部拡大図、図１０は図５の１０−１０線断面図、図１１は図５の１１−１１線断面図、図１２は図５の１２−１２線断面図、図１３は図５の１３−１３線断面である。
【００１３】
図１〜図９に示すように、本実施例の膨張機Ｅは例えばランキンサイクル装置に使用されるもので、作動媒体としての高温高圧蒸気の熱エネルギーおよび圧力エネルギーを機械エネルギーに変換して出力する。膨張機Ｅのケーシング１１は、ケーシング本体１２と、ケーシング本体１２の前面開口部にシール部材１３を介して複数本のボルト１４…で結合される前部カバー１５と、ケーシング本体１２の後面開口部にシール部材１６を介して複数本のボルト１７…で結合される後部カバー１８と、ケーシング本体１２の下面開口部にシール部材１９を介して複数本のボルト２０…で結合されるオイルパン２１とで構成される。
【００１４】
ケーシング１１の中央を前後方向に延びる軸線Ｌまわりに回転可能に配置されたロータ２２は、その前部を前部カバー１５に設けた組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒによって支持され、その後部をケーシング本体１２に設けたラジアルベアリング２４によって支持される。前部カバー１５の後面に斜板ホルダ２８が一体に形成されており、この斜板ホルダ２８にアンギュラベアリング３０を介して斜板３１が回転自在に支持される。斜板３１の軸線は前記ロータ２２の軸線Ｌに対して傾斜しており、その傾斜角は固定である。
【００１５】
ロータ２２は、組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒで前部カバー１５に支持された出力軸３２と、出力軸３２の後部に相互に所定幅の切欠５７，５８（図４および図９参照）を介して一体に形成された３個のスリーブ支持フランジ３３，３４，３５と、後側のスリーブ支持フランジ３５にメタルガスケット３６を介して複数本のボルト３７…で結合され、前記ラジアルベアリング２４でケーシング本体１２に支持されたロータヘッド３８と、３個のスリーブ支持フランジ３３，３４，３５に前方から嵌合して複数本のボルト３９…で前側のスリーブ支持フランジ３３に結合された断熱カバー４０とを備える。
【００１６】
３個のスリーブ支持フランジ３３，３４，３５には各々５個のスリーブ支持孔３３ａ…，３４ａ…，３５ａ…が軸線Ｌまわりに７２°間隔で形成されており、それらのスリーブ支持孔３３ａ…，３４ａ…，３５ａ…に５本のシリンダスリーブ４１…が後方から嵌合する。各々のシリンダスリーブ４１の後端にはフランジ４１ａが形成されており、このフランジ４１ａが後側のスリーブ支持フランジ３５のスリーブ支持孔３５ａに形成した段部３５ｂに嵌合した状態でメタルガスケット３６に当接して軸方向に位置決めされる（図９参照）。各々のシリンダスリーブ４１の内部にピストン４２が摺動自在に嵌合しており、ピストン４２の前端は斜板３１に形成したディンプル３１ａに当接するとともに、ピストン４２の後端とロータヘッド３８との間に蒸気の膨張室４３が区画される。
【００１７】
前部カバー１５の前面にシール部材９１を介して板状のベアリングホルダ９２が重ね合わされてボルト９３…で固定され、そのベアリングホルダ９２の前面にシール部材９４を介してポンプボディ９５が重ね合わされてボルト９６…で固定される。組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒは、前部カバー１５の段部とベアリングホルダ９２との間に挟まれて軸線Ｌ方向に固定される。
【００１８】
組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒを支持する出力軸３２に形成したフランジ３２ｄと組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒのインナーレースとの間に所定厚さのシム９７が挟持され、出力軸３２の外周に螺合するナット９８で組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒのインナーレースが締め付けられる。その結果、出力軸３２は組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒに対して、つまりケーシング１１に対して軸線Ｌ方向に位置決めされる。
【００１９】
組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒは相互に逆向きに装着されており、出力軸３２を径方向に支持するだけでなく、軸線Ｌ方向にも移動不能に支持している。即ち、一方の組み合わせアンギュラベアリング２３ｆは出力軸３２が前方に移動するのを規制し、他方の組み合わせアンギュラベアリング２３ｒは出力軸３２が後方に移動するのを規制するように配置される。
【００２０】
ロータ２２の前部を支持する軸受けに組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒを使用したので、膨張機Ｅの所定の運転状態において膨張室４３…で発生する軸線Ｌ方向両側への荷重は、その一方がロータ２２を介して組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒのインナーレースに伝達され、その他方が斜板３１および前部カバー１５の斜板ホルダ２８を介して組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒのアウターレースに伝達される。これら二つの荷重は、斜板３１を支持するアンギュラベアリング３０とロータ２２を支持する組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒとに挟まれた前部カバー１５の斜板ホルダ２８を圧縮するもので、機構部の剛性は高いものとなる。しかも本実施例の如く、斜板ホルダ２８を前部カバー１５と一体に構成することで、更に剛性が高く簡略な構造となる。
【００２１】
更に、斜板３１を支持するアンギュラベアリング３０とロータ２２を支持する組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒとを前部カバー１５に組み込むことにより、「ロータ２２およびピストン４２…」、「前部カバー１５のアセンブリ」、「ポンプボディ９５」というユニット単位で組立作業が行え、ピストン４２…の組み替えやオイルポンプ４９の交換といった作業の効率が改善される。
【００２２】
またロータ２２の後端部を構成するロータヘッド３８を支持するラジアルベア２４は径方向の荷重のみを支持する通常のボールベアリングであって、ロータヘッド３８がラジアルベアリング２４に対して軸線Ｌ方向に摺動できるように、ロータヘッド３８とラジアルベアリング２４のインナーレースとの間に隙間α（図参照）が形成される。
【００２３】
ロータ２２と一体の出力軸３２内部に軸線Ｌ上に延びるオイル通路３２ａが形成されており、このオイル通路３２ａの前端は径方向に分岐して出力軸３２の外周の環状溝３２ｂに連通する。ロータ２２の中央のスリーブ支持フランジ３４の径方向内側位置において、前記オイル通路３２ａの内周にシール部材４４を介してオイル通路閉塞部材４５が螺合しており、その近傍のオイル通路３２ａから径方向外側に延びる複数のオイル孔３２ｃ…が出力軸３２の外周面に開口する。
【００２４】
ポンプボディ９５の前面に形成した凹部９５ａと、ポンプボディ９５の前面にシール部材４６を介して複数本のボルト４７…で固定したポンプカバー４８との間に配置されたトロコイド型のオイルポンプ４９は、前記凹部９５ａに回転自在に嵌合するアウターロータ５０と、出力軸３２の外周に固定されてアウターロータ５０に噛合するインナーロータ５１とを備える。オイルパン２１の内部空間はオイルパイプ５２およびポンプボディ９５のオイル通路９５ｂを介してオイルポンプ４９の吸入ポート５３に連通し、オイルポンプ４９の吐出ポート５４はポンプボディ９５のオイル通路９５ｃを介して出力軸３２の環状溝３２ｂに連通する。
【００２５】
シリンダスリーブ４１に摺動自在に嵌合するピストン４２はエンド部６１、中間部６２およびトップ部６３からなる。エンド部６１は斜板３１のディンプル３１ａに当接する球面部６１ａを有する部材であって、中間部６２の先端に溶接で結合される。中間部６２は大容積の中空空間６２ａを有する円筒状の部材であって、トップ部６３に近い外周部に直径が僅かに減少した小径部６２ｂを有しており、そこを半径方向に貫通するように複数のオイル孔６２ｃ…が形成されるとともに、小径部６２ｂよりも前方の外周部に複数本の螺旋状のオイル溝６２ｄ…が形成される。膨張室４３に臨むトップ部６３は中間部６２と一体に形成されており、その内面に形成された隔壁６３ａと、その後端面に嵌合して溶接された蓋部材６４との間に断熱空間６５（図９参照）が形成される。トップ部６３の外周には２本の圧縮リング６６，６６と１本のオイルリング６７とが装着されており、オイルリング６７が嵌合するオイルリング溝６３ｂは複数のオイル孔６３ｃ…を介して中間部６２の中空空間６２ａに連通する。
【００２６】
ピストン４２のエンド部６１および中間部６２は高炭素鋼製、トップ部６３はステンレス製であり、そのうちエンド部６１には高周波焼入れが、中間部６２には焼入れが施される。その結果、斜板３１に大きな面圧で当接するエンド部６１の耐高面圧性と、厳しい潤滑条件でシリンダスリーブ４１に摺接する中間部６２の耐摩耗性と、膨張室４３に臨んで高温高圧に晒されるトップ部６３の耐熱・耐蝕性とが満たされる。
【００２７】
シリンダスリーブ４１の中間部外周に環状溝４１ｂ（図６および図９参照）が形成されており、この環状溝４１ｂに複数のオイル孔４１ｃ…が形成される。シリンダスリーブ４１の回転方向の取付位置に関わらず、出力軸３２に形成したオイル孔３２ｃ…と、ロータ２２の中央のスリーブ支持フランジ３４に形成したオイル孔３４ｂ…（図４および図６参照）とが環状溝４１ｂに連通する。ロータ２２の前側および後側のスリーブ支持フランジ３３，３５と断熱カバー４０との間に形成された空間６８は、断熱カバー４０に形成したオイル孔４０ａ…（図４および図７参照）を介してケーシング１１の内部空間に連通する。
【００２８】
ロータ２２の前側のスリーブ支持フランジ３３の後面にボルト３７…で結合されたロータヘッド３８の前側もしくは膨張室４３…側に環状の蓋部材６９が溶接されており、蓋部材６９の背面もしくは後面に環状の断熱空間７０（図９参照）が区画される。ロータヘッド３８はノックピン５５により後側のスリーブ支持フランジ３５に対して回転方向に位置決めされる。
【００２９】
尚、５個のシリンダスリーブ４１…と５個のピストン４２…とは本発明のアキシャルピストンシリンダ群５６を構成する。
【００３０】
次に、ロータ２２の５個の膨張室４３…に蒸気を供給・排出するロータリバルブ７１の構造を、図５および図１０〜図１３に基づいて説明する。
【００３１】
図５に示すように、ロータ２２の軸線Ｌに沿うように配置されたロータリバルブ７１は、バルブ本体部７２と、固定側バルブプレート７３と、可動側バルブプレート７４とを備える。可動側バルブプレート７４は、ロータ２２の後面にノックピン７５で回転方向に位置決めされた状態で、オイル通路閉塞部材４５（図４参照）に螺合するボルト７６で固定される。尚、ボルト７６はロータヘッド３８を出力軸３２に固定する機能も兼ね備えている。
【００３２】
図５から明らかなように、可動側バルブプレート７４に平坦な摺動面７７を介して当接する固定側バルブプレート７３は、バルブ本体部７２の前面の中心に１本のボルト７８で固定されるとともに、バルブ本体部７２の外周部に環状の固定リング７９および複数本のボルト８０で固定される。その際に、固定リング７９の内周に形成した段部７９ａが固定側バルブプレート７３の外周にインロウ嵌合するように圧入され、かつ固定リング７９の外周に形成した段部７９ｂがバルブ本体部７２の外周にインロウ嵌合することで、バルブ本体部７２に対する固定側バルブプレート７３の同軸性が確保される。またバルブ本体部７２と固定側バルブプレート７３との間に、固定側バルブプレート７３を回転方向に位置決めするノックピン８１が配置される。
【００３３】
従って、ロータ２２が回転すると、可動側バルブプレート７４および固定側バルブプレート７３は摺動面７７において相互に密着しながら相対回転する。固定側バルブプレート７３および可動側バルブプレート７４は、カーボンやセラミックス等の耐久性に優れた材質で構成されており、更にまたその摺動面７７に耐熱性、潤滑性、耐蝕性、耐摩耗性を有する部材を介在させたりコーティングしたりすれば更に耐久性を向上できる。
【００３４】
ステンレス製のバルブ本体部７２は、大径部７２ａおよび小径部７２ｂを備えた段付き円柱状の部材であって、その大径部７２ａおよび小径部７２ｂの外周面が、それぞれシール部材８２，８３を介して後部カバー１８の円形断面の支持面１８ａ，１８ｂに軸線Ｌ方向に摺動自在に嵌合し、バルブ本体部７２の外周面に植設したピン８４が後部カバー１８に軸線Ｌ方向に形成した切欠１８ｃに嵌合することで回転方向に位置決めされる。後部カバー１８に軸線Ｌを囲むように複数個のプリロードスプリング８５…が支持されており、これらプリロードスプリング８５…に大径部７２ａおよび小径部７２ｂ間の段部７２ｃを押圧されたバルブ本体部７２は、固定側バルブプレート７３および可動側バルブプレート７４の摺動面７７を密着させるべく前方に向けて付勢される。
【００３５】
バルブ本体部７２の後面に接続された蒸気供給パイプ８６は、バルブ本体部７２の内部に形成した第１蒸気通路Ｐ１と、固定側バルブプレート７３に形成した第２蒸気通路Ｐ２とを介して摺動面７７に連通する。またケーシング本体１２および後部カバー１８とロータ２２との間にはシール部材８７でシールされた蒸気排出室８８が形成されており、この蒸気排出室８８はバルブ本体部７２の内部に形成した第６、第７蒸気通路Ｐ６，Ｐ７と、固定側バルブプレート７３に形成した第５蒸気通路Ｐ５とを介して摺動面７７に連通する。バルブ本体部７２と固定側バルブプレート７３との合わせ面には、第１、第２蒸気通路Ｐ１，Ｐ２の接続部を囲むシール部材８９と、第５、第６蒸気通路Ｐ５，Ｐ６の接続部を囲むシール部材９０とが設けられる。
【００３６】
軸線Ｌを囲むように等間隔で配置された５個の第３蒸気通路Ｐ３…が可動側バルブプレート７４を貫通しており、軸線Ｌを囲むようにロータ２２に形成された５個の第４蒸気通路Ｐ４…の両端が、それぞれ前記第３蒸気通路Ｐ３…および前記膨張室４３…に連通する。第２蒸気通路Ｐ２の摺動面７７に開口する部分は円形であるのに対し、第５蒸気通路Ｐ５の摺動面７７に開口する部分は軸線Ｌを中心とする円弧状に形成される。
【００３７】
次に、上記構成を備えた本実施例の膨張機Ｅの作用を説明する。
【００３８】
蒸発器で水を加熱して発生した高温高圧蒸気は蒸気供給パイプ８６からロータリバルブ７１のバルブ本体部７２に形成した第１蒸気通路Ｐ１と、このバルブ本体部７２と一体の固定側バルブプレート７３に形成した第２蒸気通路Ｐ２とを経て、可動側バルブプレート７４との摺動面７７に達する。そして摺動面７７に開口する第２蒸気通路Ｐ２はロータ２２と一体に回転する可動側バルブプレート７４に形成した対応する第３蒸気通路Ｐ３に所定の吸気期間において瞬間的に連通し、高温高圧蒸気は第３蒸気通路Ｐ３からロータ２２に形成した第４蒸気通路Ｐ４を経てシリンダスリーブ４１内の膨張室４３に供給される。
【００３９】
ロータ２２の回転に伴って第２蒸気通路Ｐ２および第３蒸気通路Ｐ３の連通が絶たれた後も膨張室４３内で高温高圧蒸気が膨張することで、シリンダスリーブ４１に嵌合するピストン４２が上死点から下死点に向けて前方に押し出され、その前端のエンド部６１が斜板３１のディンプル３１ａを押圧する。その結果、ピストン４２が斜板３１から受ける反力でロータ２２に回転トルクが与えられる。
そしてロータ２２が５分の１回転する毎に、相隣り合う新たな膨張室４３内に高温高圧蒸気が供給されてロータ２２が連続的に回転駆動される。
【００４０】
ロータ２２の回転に伴って下死点に達したピストン４２が斜板３１に押圧されて上死点に向かって後退する間に、膨張室４３から押し出された低温低圧蒸気は、ロータ２２の第４蒸気通路Ｐ４と、可動側バルブプレート７４の第３蒸気通路Ｐ３と、摺動面７７と、固定側バルブプレート７３の円弧状の第５蒸気通路Ｐ５と、バルブ本体部７２の第６、第７蒸気通路Ｐ６，Ｐ７とを経て蒸気排出室８８に排出され、そこから凝縮器に供給される。
【００４１】
ロータ２２の回転に伴って出力軸３２に設けたオイルポンプ４９が作動し、オイルパン２１からオイルパイプ５２、ポンプボディ９５のオイル通路９５ｂ、吸入ポート５３を経て吸入されたオイルが吐出ポート５４から吐出され、ポンプボディ９５のオイル通路９５ｃ、出力軸３２のオイル通路３２ａ、出力軸３２の環状溝３２ｂ、出力軸３２のオイル孔３２ｃ…、シリンダスリーブ４１の環状溝４１ｂおよびシリンダスリーブ４１のオイル孔４１ｃ…を経て、ピストン４２の中間部６２に形成した小径部６２ｂとシリンダスリーブ４１との間の空間に供給される。そして前記小径部６２ｂに保持されたオイルの一部は、ピストン４２の中間部６２に形成した螺旋状のオイル溝６２ｄ…に流れてシリンダスリーブ４１との摺動面を潤滑し、また前記オイルの他の一部はピストン４２のトップ部６３に設けた圧縮リング６６，６６およびオイルリング６７とシリンダスリーブ４１との摺動面を潤滑する。
【００４２】
供給された高温高圧蒸気の一部が凝縮した水が膨張室４３からシリンダスリーブ４１およびピストン４２の摺動面に浸入してオイルに混入することは避けられず、そのために前記摺動面の潤滑条件は厳しいものとなるが、必要量のオイルをオイルポンプ４９から出力軸３２の内部を通してシリンダスリーブ４１およびピストン４２の摺動面に直接供給することで、充分な油膜を維持して潤滑性能を確保するとともにオイルポンプ４９の小型化を図ることができる。
【００４３】
シリンダスリーブ４１およびピストン４２の摺動面からオイルリング６７によって掻き取られたオイルは、オイルリング溝６３ｂの底部に形成したオイル孔６３ｃ…からピストン４２の内部の中空空間６２ａに流入する。前記中空空間６２ａはピストン４２の中間部６２を貫通する複数のオイル孔６２ｃ…を介してシリンダスリーブ４１の内部に連通しており、かつシリンダスリーブ４１の内部は複数のオイル孔４１ｃ…を介して該シリンダスリーブ４１の外周の環状溝４１ｂに連通している。環状溝４１ｂの周囲はロータ２２の中央のスリーブ支持フランジ３４によって覆われているが、スリーブ支持フランジ３４にはオイル孔３４ｂが形成されているため、ピストン４２の中空空間６２ａ内のオイルは遠心力で半径方向外側に付勢され、スリーブ支持フランジ３４のオイル孔３４ｂを通して断熱カバー４０内の空間６８に排出され、そこから断熱カバー４０のオイル孔４０ａ…を通してオイルパン２１に戻される。その際に、前記オイル孔３４ｂはスリーブ支持フランジ３４の半径方向外端よりも軸線Ｌ寄りに偏倚した位置にあるため、そのオイル孔３４ｂよりも半径方向外側にあるオイルは遠心力でピストン４２の中空空間６２ａに保持される。
【００４４】
このように、ピストン４２の内部の中空空間６２ａに保持されたオイルとピストン４２の外周の小径部６２ｂとに保持されたオイルとは、膨張室４３の容積が増加する膨張行程において前記小径部６２ｂからトップ部６３側に供給され、また膨張室４３の容積が減少する圧縮行程において前記小径部６２ｂからエンド部６１側に供給されるため、ピストン４２の軸方向全域を確実に潤滑することができる。またピストン４２の中空空間６２ａの内部でオイルが流動することで、高温高圧蒸気に晒されるトップ部６３の熱を低温のエンド部６１に伝えてピストン４２の温度が局部的に上昇するのを回避することができる。
【００４５】
第４蒸気通路Ｐ４から高温高圧蒸気が膨張室４３に供給されたとき、膨張室４３に臨むピストン４２のトップ部６３と中間部６２との間には断熱空間６５が形成されており、また膨張室４３に臨むロータヘッド３８にも断熱空間７０が形成されているため、膨張室４３からピストン４２およびロータヘッド３８への熱逃げを最小限に抑えて膨張機Ｅの性能向上に寄与することができる。またピストン４２の内部に大容積の中空空間６２ａを形成したので、ピストン４２の重量を低減することができるだけでなく、ピストン４２の熱マスを減少させて膨張室４３からの熱逃げを更に効果的に低減することができる。
【００４６】
後側のスリーブ支持フランジ３５とロータヘッド３８との間にメタルガスケット３６を介在させて膨張室４３をシールしたので、肉厚の大きい環状のシール部材を介して膨張室４３をシールする場合に比べて、シールまわりのデッドボリュームを減らすことができ、これにより膨張機Ｅの容積比（膨張比）を大きく確保し、熱効率を高めて出力の向上を図ることができる。またシリンダスリーブ４１をロータ２２と別体で構成したので、ロータ２２の材質に制約されずに熱伝導性、耐熱性、強度、耐摩耗性等を考慮してシリンダスリーブ４１の材質を選択することができ、しかも摩耗・損傷したシリンダスリーブ４１だけを交換することができるので経済的である。
【００４７】
またロータ２２の外周面に円周方向に形成した２個の切欠５７，５８からシリンダスリーブ４１の外周面が露出するので、ロータ２２の重量を軽減できるだけでなく、ロータ２２の熱マスを減少させて熱効率の向上を図ることができ、しかも前記切欠５７，５８を断熱空間として機能させることでシリンダスリーブ４１からの熱逃げを抑制することができる。更に、ロータ２２の外周部を断熱カバー４０で覆ったので、シリンダスリーブ４１からの熱逃げを一層効果的に抑制することができる。
【００４８】
ロータリバルブ７１は固定側バルブプレート７３および可動側バルブプレート７４間の平坦な摺動面７７を介してアキシャルピストンシリンダ群５６に蒸気を供給・排出するので、蒸気のリークを効果的に防止することができる。なぜならば、平坦な摺動面７７は高精度の加工が容易なため、円筒状の摺動面に比べてクリアランスの管理が容易であるからである。しかも複数本のプリロードスプリング８５…でバルブ本体部７２にプリセット荷重を与えて固定側バルブプレート７３および可動側バルブプレート７４の摺動面７７に面圧を発生させるので、摺動面７７からの蒸気のリークを一層効果的に抑制することができる。
【００４９】
またロータリバルブ７１のバルブ本体部７２が熱膨張量の大きいステンレス製であり、このバルブ本体７２に固定される固定側バルブプレート７３が熱膨張量の小さいカーボン製あるいはセラミックス製であるため、熱膨張量の差によって両者間のセンタリングがずれる可能性があるが、固定リング７９の内周の段部７９ａを固定側バルブプレート７３の外周に圧入によりインロウ嵌合させ、かつ固定リング７９の外周の段部７９ｂをバルブ本体部７２の外周にインロウ嵌合させた状態で、固定リング７９を複数本のボルト８０…でバルブ本体部７２に固定したので、インロウ嵌合の調芯作用により固定側バルブプレート７３をバルブ本体部７２に対して精密にセンタリングし、蒸気の供給・排出タイミングのずれを防止して膨張機Ｅの性能低下を防止することができる。しかもボルト８０…の締結力で固定側バルブプレート７３とバルブ本体部７２との当接面を均一に密着させ、その当接面からの蒸気の漏れを抑制することができる。
【００５０】
更に、後部カバー１８をケーシング本体１２から取り外すだけで、ケーシング本体１２に対してロータリバルブ７１を着脱することができるので、修理、清掃、交換等のメンテナンス作業性が大幅に向上する。また高温高圧蒸気が通過するロータリバルブ７１は高温になるが、オイルによる潤滑が必要な斜板３１や出力軸３２がロータ２２を挟んでロータリバルブ７１の反対側に配置されるので、高温となるロータリバルブ７１の熱でオイルが加熱されて斜板３１や出力軸３２の潤滑性能が低下するのを防止することができる。またオイルはロータリバルブ７１を冷却して過熱を防止する機能も発揮する。
【００５１】
ところで、膨張機Ｅを組み立てる際にシリンダスリーブ４１の底部（即ち、ロータヘッド３８に支持された蓋部材６９）およびピストン４２の頂部間のデッドボリュームの大きさ、つまりピストン４２が上死点にあるときの作動室４３の容積を調整する必要がある。出力軸３２のフランジ３２ｄと組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒのインナーレースとの間に介在するシム９７を薄くすると、出力軸３２が前方（図１の右側）に移動するため、ロータヘッド３８も前方に移動するが、ピストン４２は斜板３１に規制されて前方に移動できないため、前記デッドボリュームは減少する。逆に、前記シム９７を厚くすると、出力軸３２と共にロータヘッド３８が後方（図１の左側）に移動するため、前記デッドボリュームは増加する。その結果、シム９７の交換だけでデッドボリュームを任意に調整することが可能になり、デッドボリュームの調整に要する工程を削除して時間を大幅に節減することができる。
【００５２】
また所定の厚さを有する単一のシム９７を出力軸３２のフランジ３２ｄと組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒとの間に挟み、斜板３１を支持するアンギュラベアリング３０およびロータ２２を支持する組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒを組み込んだ前部カバー１５と、ピストン４２…を組み込んだロータ２２とを一つのナット９８で締め付けるだけでデッドボリュームを調整することができるので、従来の前後２個のシムの厚さをそれぞれ調整する場合に比べて調整作業を簡単に行うことができる。しかもデッドボリュームの調整に際して、ピストン４２…を組み込んだロータ２２をケーシング本体１２に組み付けたままで良いため、、調整後のデッドボリュームの確認作業がピストン４２…および斜板３１の接触状態を直接見ながら行えるようになる。
【００５３】
上述のようにして、シム９７の厚さを変更することで組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒに対して出力軸３２の位置を前後に調整すると、ロータ２２の後端部のロータヘッド３８の位置も前後に移動するが、そのロータヘッド３８はケーシング本体１２との間に設けたラジアルベアリング２４のインナーレースに対して軸線Ｌ方向に摺動自在であるため、出力軸３２の位置の調整に支障を来すことがない。
【００５４】
而して、膨張室４３に供給された高温高圧蒸気の圧力でピストン４２がシリンダスリーブ４１から押し出される方向に付勢されると、ピストン４２の押圧力は斜板３１、アンギュラベアリング３０、斜板ホルダ２８および前部カバー１５を介して組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒのアウターレースを前方（図１の右側）に押圧し、前記ピストン４２の押圧力と逆向きのシリンダスリーブ４１の押圧力は、ロータヘッド３８および出力軸３２を介して組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒのインナーレースを後方（図１の左側）に押圧する。即ち、膨張室４３に供給された高温高圧蒸気により発生する荷重は組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒの内部で打ち消され、ケーシング本体１２に伝達されることはない。
【００５５】
出力軸３２、３個のスリーブ支持フランジ３３，３４，３５、ロータヘッド３８および断熱カバー４０で構成されたロータ２２は熱膨張量が比較的に小さい鉄系材料で構成されているのに対し、そのロータ２２を組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒおよびラジアルベアリング２４を介して支持するケーシング１１は熱膨張量が比較的に大きいアルミニウム系材料で構成されているため、膨張機Ｅの低温時と高温時とで特に軸線Ｌに沿う方向の熱膨張量に差が発生する。
【００５６】
ロータ２２よりも熱膨張量が大きいケーシング１１は、高温時にはロータ２２よりも余分に膨張して軸線Ｌ方向の寸法が相対的に増加し、逆に低温時には余分に収縮して軸線Ｌ方向の寸法が相対的に減少する。このとき、ケーシング１１とロータ２２とは組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒを介して軸線Ｌ方向に位置決めされているため、両者の熱膨張量の差はラジアルベアリング２４のインナーレースに対するロータヘッド３８の摺動により吸収され、組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒ、ラジアルベアリング２４およびロータ２２に軸線Ｌ方向の過大な荷重が作用するのが防止される。これにより、組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒおよびラジアルベアリング２４の耐久性が向上するだけでなく、ロータ２２の支持を安定させてスムーズな回転を可能にすることができ、しかも温度変化に伴うシリンダスリーブ４１の頂部およびピストン４２の頂部間のデッドボリュームの変動を防止することができる。
【００５７】
なぜならば、仮にロータ２２の両端部がケーシング１１に軸方向に移動不能に拘束されているとすると、低温時にはロータ２２に対してケーシング１１が軸線Ｌ方向に収縮しようとするため、ケーシング１１の一部である斜板ホルダ２８に支持された斜板３１に頭部が当接するピストン４２が後方に押圧され、かつケーシング１１にラジアルベアリング２４を介して支持されたロータヘッド３８が前方に押圧されることで、ピストン４２がシリンダスリーブ４１の内部に押し込まれてデッドボリュームが減少するからである。逆に、高温時にはロータ２２に対してケーシング１１が軸線Ｌ方向に伸長しようとするため、ピストン４２がシリンダスリーブ４１の内部から引き出されてデッドボリュームが増加することになり、暖機完了後の通常運転状態における高温高圧蒸気の初期容積の増大、つまり膨張機Ｅの容積比（膨張比）の低下による熱効率の低下が発生してしまう。
【００５８】
それに対して、本実施例ではロータ２２がケーシング１１に対して軸線Ｌ方向に浮動状態で支持されているため、組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒおよびラジアルベアリング２４の軸受間の間隙の増大および予荷重の低下が防止され、温度変化に伴うデッドボリュームの変動が防止される。これにより、膨張機Ｅの容積比（膨張比）の変動を防止して安定した性能を確保することができる。
【００５９】
特に、高温高圧蒸気を作動媒体として使用する膨張機Ｅでは、高温時および低温時の温度差が大きくなるため、上記効果が有効に発揮される。また高温高圧蒸気が供給されるロータリバルブ７１の近傍は高温時および低温時の温度差が大きくなるが、そのロータリバルブ７１に近い側に配置されたラジアルベアリング２４に対してロータヘッド３８が軸線Ｌ方向に摺動可能なため、ケーシング１１およびロータ２２の熱膨張量の差を支障なく吸収することができる。
【００６０】
またロータリバルブ７１の固定側バルブプレート７３および可動側バルブプレート７４のうち、ケーシング１１に支持された固定側バルブプレート７３はロータ２２に支持された可動側バルブプレート７４に向けてプリロードスプリング８５…の弾発力で付勢されているため、温度変化に伴ってケーシング１１およびロータ２２の軸線Ｌ方向の位置関係が変動しても、固定側バルブプレート７３および可動側バルブプレート７４の摺動面７７のシール性が損なわれる虞はない。それどころか、組み合わせアンギュラベアリング２３ｆ，２３ｒおよびラジアルベアリング２４に過大な荷重が作用するのが防止されてロータ２２の回転面が安定するため、前記摺動面７７のシール性が向上して蒸気のリーク量を減少させることができる。
【００６１】
以上、本発明の実施例を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。
【００６２】
例えば、実施例ではランキンサイクル装置の膨張機Ｅを例示したが、本発明の膨張機Ｅは他の任意の用途に適用可能である。
【００６３】
【発明の効果】
以上のように請求項１に記載された発明によれば、ロータの両端部をケーシングに回転自在に支持する第１軸受けおよび第２軸受けのうち、第１軸受けのみで軸方向荷重を支持可能であるので、第１軸受けのみによってロータをケーシングに対して軸方向に位置決めしながら、ケーシングおよびロータの軸方向の熱膨張量の差によって第２軸受けとロータとの間に軸方向の荷重が加わるのを防止することができる。これにより、ケーシングおよびロータの軸方向の熱膨張量の差に起因する第１、第２軸受けに対する予荷重の低下、あるいは軸受間の間隙の変化に伴う、高温時ならびに、特に低温時における荷重の変動による耐久性の低下を防止できるだけでなく、第１、第２軸受けによるロータの支持を安定させてスムーズな回転を可能にすることができ、しかもエネルギー変換手段のデッドボリュームの変動を減少させて所望の容積比（膨張比あるいは圧縮比）を確保することができる。
【００６４】
また請求項２に記載された発明によれば、圧力エネルギーを機械エネルギーに変換する膨張機のエネルギー変換手段を軸方向長さが大であるアキシャルピストンシリンダ群で構成したので、低温時および高温時の温度差が大きいためにケーシングおよびロータの軸方向の熱膨張量の差が著しくなっても、第１、第２軸受けに過大な変動荷重が加わるのを防止することができる。しかもピストンおよびシリンダ間のデッドボリュームを安定させて膨張機の容積比（膨張比）が変化するのを防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】膨張機の縦断面図
【図２】図１の２−２線断面図
【図３】図１の３−３線矢視図
【図４】図１の４部拡大図
【図５】図１の５部拡大図
【図６】ロータの分解斜視図
【図７】図４の７−７線断面図
【図８】図４の８−８線断面図
【図９】図４の９部拡大図
【図１０】図５の１０−１０線断面図
【図１１】図５の１１−１１線断面図
【図１２】図５の１２−１２線断面図
【図１３】図５の１３−１３線断面図
【符号の説明】
１１        ケーシング
２２        ロータ
２３ｆ      一方の組み合わせアンギュラベアリング（第１軸受け）
２３ｒ      他方の組み合わせアンギュラベアリング（第１軸受け）
２４        ラジアルベアリング（第２軸受け）
５６        アキシャルピストンシリンダ群
Ｅ          膨張機
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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