(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
液体を加熱して蒸気を発生する蒸発器（３）と、蒸発器（３）から供給された蒸気を膨張させて軸トルクを出力する膨張機（４）と、膨張機（４）が排出した蒸気を冷却して液体に戻す凝縮器（５）とを備えたランキンサイクル装置において、
膨張機（４）が吸入する蒸気の圧力（Ｐｅｖｐ）および温度（Ｔｅｖｐ）は過熱蒸気領域にあり、膨張機（４）が排出する蒸気の圧力（Ｐｅｘｐ２）および温度（Ｔｅｘｐ２）は湿り蒸気領域にあり、
膨張機（４）が吸入する蒸気の圧力（Ｐｅｖｐ）および温度（Ｔｅｖｐ）の任意の関係に対して、
膨張機（４）が吸入・排出する蒸気の膨張比（ε１，ε２）を前記任意の関係に応じた所定の膨張比（ε）に設定することにより、膨張機（４）が排出する蒸気の圧力（Ｐｅｘｐ２）および温度（Ｔｅｘｐ２）を目標値に一致させることを特徴とするランキンサイクル装置。
【請求項２】
膨張機（４）は直列に接続された複数の膨張室（３９，５４）を備え、各々の膨張室（３９，５４）における蒸気の膨張比（ε１，ε２）の積を前記設定膨張比（ε）としたことを特徴とする、請求項１に記載のランキンサイクル装置。
【請求項３】
膨張機（４）の複数の膨張室（３９，５４）のうち、少なくとも最上流側の膨張室（３９）の蒸気は過熱蒸気領域にあり、少なくとも最下流側の膨張室（５４）の蒸気は湿り蒸気領域にあることを特徴とする、請求項２に記載のランキンサイクル装置。
【請求項４】
排出位置における蒸気が過熱蒸気領域にある膨張室（３９）はシリンダ室で構成されることを特徴とする、請求項３に記載のランキンサイクル装置。
【請求項５】
排出位置における蒸気が湿り蒸気領域にある膨張室（５４）はベーン室で構成されることを特徴とする、請求項３に記載のランキンサイクル装置。
【請求項６】
膨張機（４）の複数の膨張室（３９，５４）のうち、少なくとも最上流側の膨張室（３９）の吸入位置を可変としたことを特徴とする、請求項２に記載のランキンサイクル装置。
【請求項７】
膨張機（４）の複数の膨張室（３９，５４）のうち、少なくとも最下流側の膨張室（５４）の排出位置を可変としたことを特徴とする、請求項２に記載のランキンサイクル装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、液体を加熱して蒸気を発生する蒸発器と、蒸発器から供給された蒸気を膨張させて一定の軸トルクを出力する膨張機と、膨張機が排出した蒸気を冷却して液体に戻す凝縮器とを備えたランキンサイクル装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
特開平４−４７１０４号公報には、蒸発器で発生した蒸気で膨張機を作動させ、膨張機が排出した蒸気を凝縮器で液化して蒸発器に戻すランキンサイクル装置において、蒸発器で発生した蒸気のエネルギーの大きさに応じて膨張機の入口に設けたバルブを開閉し、膨張機に蒸気を供給するタイミングを制御することにより最大限の出力トルクを確保するものが記載されている。
【０００３】
また特開昭５８−４８７０６号公報には、蒸発器で発生した蒸気で膨張機を作動させ、膨張機が排出した蒸気を凝縮器で液化して蒸発器に戻すランキンサイクル装置において、凝縮器への蒸気導入圧力が膨張機からの蒸気排出圧力よりも高いときに、凝縮器の入口側と膨張機の膨張完了直前位置とを接続するバイパス通路を開放し、膨張機の過膨張損失の低減を図るものが記載されている。
【０００４】
また特開昭６１−８７９９０号公報には、ベーン型圧縮機において、ベーンを支持するロータの回転軸にベーン室に対する吸気および排気を制御する回転バルブを設け、この回転バルブの吸気タイミングおよび排気タイミングを可変としたものが記載されている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
例えば、内燃機関の排気ガスとの間で熱交換を行う蒸発器で水を加熱して蒸気を発生させ、この蒸気で容積型の膨張機を作動させて軸出力を取り出し、膨張機から排出された蒸気を凝縮器で水に戻して再び蒸発器に供給するランキンサイクル装置において、蒸発器から膨張機に供給される蒸気の圧力および温度は膨張機の性能に応じた定格値として予め設定されており、また膨張機から凝縮器に排出される蒸気の温度は凝縮器の性能に応じた定格値として予め設定されている。しかしながら、蒸発器において発生する蒸気の圧力および温度は、蒸発器の過渡状態、内燃機関の運転状態、蒸発器に供給される水量等に応じて変動し、また凝縮器が最大の性能を発揮し得る蒸気の圧力および温度は、凝縮器の過渡状態、凝縮器の冷却状態（外気温、冷却ファンの回転数、走行風の強さ）等に応じて変動する。
【０００６】
図２１（Ａ）において、縦軸および横軸はそれぞれ蒸気の圧力ｐおよび比容積ｖを示しており、膨張機の入口で定格値の圧力ｐ１であった蒸気は膨張機の内部で予め設定した設定膨張比εだけ膨張し、膨張機の出口圧力が前記ｐ１から定格値のｐ２へと変化するとき、膨張機および凝縮器は最大限の性能を発揮することができる。しかしながら、前述したように膨張機の入口圧力は種々の要因で変動し、かつ膨張機および凝縮器が最大限の性能を発揮し得る膨張機の出口圧力も種々の要因で変動する。従って、膨張機の出口圧力がそのとき膨張機および凝縮器が最大限の性能を発揮し得る圧力に一致しなくなり、膨張機および凝縮器が充分な性能を発揮できなくなる可能性がある。
【０００７】
即ち、図２１（Ｂ）に示すように、膨張比が設定膨張比εに一致していても膨張機の入口圧力が定格値ｐ１よりも過大のｐ１′である場合には、膨張機の出口圧力が定格値ｐ２よりも高くなり、未だ膨張機を駆動するエネルギーを残している蒸気を無駄に捨てることになって膨張機の性能を充分に発揮させることができなくなり、しかも凝縮器の負荷が増加して凝縮性能が低下してしまう問題がある。一方、図２１（Ｃ）に示すように、膨張比が設定膨張比εに一致していても膨張機の入口圧力が定格値ｐ１よりも過小のｐ１′である場合には、膨張機の出口圧力が定格値ｐ２よりも低くなるため、蒸気が膨張機の内部で負の仕事をして出力が低下してしまう問題がある。
【０００８】
かかる不具合は、膨張機の入口温度が定格値よりも高い場合や低い場合、膨張機内部に蒸気のリーク量が多い場合や少ない場合、あるいは膨張機および凝縮器が最大限の性能を発揮し得る膨張機の出口圧力が種々の要因で定格値ｐ２から変動した場合にも同様に発生する。
【０００９】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、ランキンサイクル装置の膨張機および凝縮器の性能を最大限に発揮させることを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
前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、液体を加熱して蒸気を発生する蒸発器と、蒸発器から供給された蒸気を膨張させて軸トルクを出力する膨張機と、膨張機が排出した蒸気を冷却して液体に戻す凝縮器とを備えたランキンサイクル装置において、膨張機が吸入する蒸気の圧力および温度は過熱蒸気領域にあり、膨張機が排出する蒸気の圧力および温度は湿り蒸気領域にあり、膨張機が吸入する蒸気の圧力および温度の任意の関係に対し、膨張機が吸入・排出する蒸気の膨張比を前記任意の関係に応じた所定の膨張比に設定することにより、膨張機が排出する蒸気の圧力および温度を目標値に一致させることを特徴とするランキンサイクル装置が提案される。
【００１１】
上記構成によれば、膨張機が吸入する蒸気の圧力および温度が任意の関係にあっても、膨張機が吸入・排出する蒸気の膨張比を前記任意の関係に応じた所定の膨張比に設定することで、膨張機が排出する蒸気の圧力および温度を制御することができる。従って、膨張機および凝縮器が最大の性能を発揮し得る圧力および温度を目標値として膨張比を設定すれば、膨張機が排出する蒸気の圧力および温度を前記目標値に一致させて膨張機および凝縮器の性能を最大限に発揮させることができる。しかも、膨張機が吸入する蒸気が液体を含まぬ過熱蒸気領域にあり、膨張機が排出する蒸気が液体を含む湿り蒸気領域にあるので、液体が膨張機の作動に与える影響を最小限に抑えながら、蒸気を液体に戻す凝縮器の負荷を軽減することができる。
【００１２】
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、膨張機は直列に接続された複数の膨張室を備え、各々の膨張室における蒸気の膨張比の積を前記設定膨張比としたことを特徴とするランキンサイクル装置が提案される。
【００１３】
上記構成によれば、複数の膨張室を直列に接続して各膨張機が発生する軸トルクを統合して出力しながら、各々の膨張室における蒸気の膨張比の積を設定膨張比として凝縮器の凝縮効率を最大限に高めることができる。
【００１４】
また請求項３に記載された発明によれば、請求項２の構成に加えて、膨張機の複数の膨張室のうち、少なくとも最上流側の膨張室の蒸気は過熱蒸気領域にあり、少なくとも最下流側の膨張室の蒸気は湿り蒸気領域にあることを特徴とするランキンサイクル装置が提案される。
【００１５】
上記構成によれば、複数の膨張室のうちの少なくとも最上流側の膨張室の蒸気は液体を含まぬ過熱蒸気領域にあり、複数の膨張室のうちの少なくとも最下流側の膨張室の蒸気は液体を含む湿り蒸気領域にあるので、液体が膨張機の作動に与える影響を最小限に抑えながら、蒸気を液体に戻す凝縮器の負荷を軽減することができる。
【００１６】
また請求項４に記載された発明によれば、請求項３の構成に加えて、排出位置における蒸気が過熱蒸気領域にある膨張室はシリンダ室で構成されることを特徴とするランキンサイクル装置が提案される。
【００１７】
上記構成によれば、シリンダ室で構成された膨張室の排出位置において蒸気が過熱蒸気領域にあるので、蒸気に液体が混合するのを防止し、シリンダ室内に液体が滞留することにより発生する不具合を未然に回避することができる。
【００１８】
また請求項５に記載された発明によれば、請求項３の構成に加えて、排出位置における蒸気が湿り蒸気領域にある膨張室はベーン室で構成されることを特徴とするランキンサイクル装置が提案される。
【００１９】
上記構成によれば、ベーン室で構成された膨張室の排出位置において蒸気が湿り蒸気領域にあるので、蒸気に液体を混合させて液体によるベーンの潤滑性向上およびシール性向上を図ることができる。
【００２０】
また請求項６に記載された発明によれば、請求項２の構成に加えて、膨張機の複数の膨張室のうち、少なくとも最上流側の膨張室の吸入位置を可変としたことを特徴とするランキンサイクル装置が提案される。
【００２１】
上記構成によれば、複数の膨張室のうちの少なくとも最上流側の膨張室の吸入位置を可変とすることにより、膨張機が吸入する蒸気の圧力を変化させて膨張機全体の膨張比を設定膨張比から変化させることができる。これにより、膨張機が吸入する蒸気の圧力および温度が前記所定の関係から外れても、膨張機が吸入・排出する蒸気の膨張比を前記設定膨張比から変化させることで、膨張機が排出する蒸気の圧力および温度を前記目標値に一致させることができる。
【００２２】
また請求項７に記載された発明によれば、請求項２の構成に加えて、膨張機の複数の膨張室のうち、少なくとも最下流側の膨張室の排出位置を可変としたことを特徴とするランキンサイクル装置が提案される。
【００２３】
上記構成によれば、複数の膨張室のうちの少なくとも最下流側の膨張室の排出位置を可変とすることにより、膨張機が排出する蒸気の圧力を変化させて膨張機全体の膨張比を設定膨張比から変化させることができる。これにより、膨張機が吸入する蒸気の圧力および温度が前記所定の関係から外れても、膨張機が吸入・排出する蒸気の膨張比を前記設定膨張比から変化させることで、膨張機が排出する蒸気の圧力および温度を前記目標値に一致させることができる。
【００２４】
尚、実施例のシリンダ部材３９は本発明の膨張室およびシリンダ室を構成し、実施例のベーン室５４は本発明の膨張室を構成する。
【００２５】
【発明の実施の形態】
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化する凝縮器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。
【００２６】
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。
【００２７】
図２〜図７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１０を有する主体１１と、それら主体１１と一体の円形フランジ１２とよりなり、両円形フランジ１２を金属ガスケット１３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１４が形成される。また第１半体８の主体１１外面は、シェル形部材１５の深い鉢形をなす主体１６により覆われており、その主体１６と一体の円形フランジ１７が第１半体８の円形フランジ１２にガスケット１８を介して重ね合せられ、３つの円形フランジ１２，１２，１７は、それらの円周方向複数箇所においてボルト１９によって締結される。これにより、シェル形部材１５および第１半体８の両主体１１，１６間には中継チャンバ２０が形成される。
【００２８】
両半体８，９の主体１１は、それらの外面に外方へ突出する中空軸受筒２１，２２を有し、それら中空軸受筒２１，２２に、ロータチャンバ１４を貫通する中空の出力軸２３の大径部２４が軸受メタル（または樹脂製軸受）２５を介して回転可能に支持される。これにより出力軸２３の軸線Ｌは略楕円形をなすロータチャンバ１４における長径と短径との交点を通る。また出力軸２３の小径部２６は、第２半体９の中空軸受筒２２に存する孔部２７から外部に突出して伝動軸２８とスプライン結合２９を介して連結される。小径部２６および孔部２７間は２つのシールリング３０によりシールされる。
【００２９】
ロータチャンバ１４内に円形のロータ３１が収容され、その中心の軸取付孔３２と出力軸２３の大径部２４とが嵌合関係にあって、両者３１，２４間にはかみ合い結合部３３が設けられている。これによりロータ３１の回転軸線は出力軸２３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。
【００３０】
ロータ３１に、その回転軸線Ｌを中心に軸取付孔３２から放射状に延びる複数、この実施例では１２個のスロット状空間３４が円周上等間隔に形成されている。各空間３４は、円周方向幅が狭く、且つロータ３１の両端面３５および外周面３６に一連に開口するように、両端面３５に直交する仮想平面内において略Ｕ字形をなす。
【００３１】
各スロット状空間３４内に、同一構造の第１〜第１２ベーンピストンユニットＵ１〜Ｕ１２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３４において、その内周側を区画する部分３７に段付孔３８が形成され、その段付孔３８に、セラミック（またはカーボン）よりなる段付形シリンダ部材３９が嵌入される。シリンダ部材３９の小径部ａ端面は出力軸２３の大径部２４外周面に当接し、その小径孔ｂが大径部２４外周面に開口する通孔ｃに連通する。またシリンダ部材３９の外側に、その部材３９と同軸上に位置するようにガイド筒４０が配置される。そのガイド筒４０の外端部は、ロータ３１の外周面３６に存する空間３４の開口部に係止され、また内端部は段付孔３８の大径孔ｄに嵌入されてシリンダ部材３９に当接する。またガイド筒４０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３４に面する。シリンダ部材３９の大径シリンダ孔ｆ内にセラミックよりなるピストン４１が摺動自在に嵌合され、そのピストン４１の先端部側は常時ガイド筒４０内に位置する。
【００３２】
図２および図８に示すように、ロータ３１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１４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Ｂ１と、両半円形断面部Ｂ１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Ｂ２とよりなり、略競技用トラック形をなす。図８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３１は、図８に点線で示したように、ロータチャンバ１４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。
【００３３】
図２および図９〜図１２に明示するように、ベーン４２は略Ｕ字板形（馬蹄形）をなすベーン本体４３と、そのベーン本体４３に装着された略Ｕ字板形をなすシール部材４４と、ベーンスプリング５８とより構成される。
【００３４】
ベーン本体４３は、ロータチャンバ１４の半円形断面部Ｂ１による内周面４５に対応した半円弧状部４６と、四角形断面部Ｂ２による対向内端面４７に対応した一対の平行部４８とを有する。各平行部４８の端部側にコ字形の切欠き４９と、それらの底面に開口する四角形の盲孔５０と、各切欠き４９よりも、さらに端部側に在って外方へ突出する短軸５１とが設けられる。また半円弧状部４６および両平行部４８の外周部分に、外方に向って開口するＵ字溝５２が一連に形成され、そのＵ字溝５２の両端部は両切欠き４９にそれぞれ連通する。さらに半円弧状部４６の両平面部分にそれぞれ欠円形断面の一対の突条５３が設けられている。両突条５３は、それらによる仮想円柱の軸線Ｌ１が、両平行部４８間の間隔を２等分し、且つ半円弧状部４６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５３の内端部は両平行部４８間の空間に僅か突出している。
【００３５】
シール部材４４は、例えばＰＴＦＥより構成されたもので、ロータチャンバ１４の半円形断面部Ｂ１による内周面４５を摺動する半円弧状部５５と、四角形断面部Ｂ２による対向内端面４７を摺動する一対の平行部５６とを有する。また半円弧状部５５の内周面側に一対の弾性爪５７が、内方へ反るように設けられている。
【００３６】
ベーン本体４３のＵ字溝５２にシール部材４４が装着され、また各盲孔５０にベーンスプリング５８が嵌め込まれ、さらに各短軸５１にボールベアリング構造のローラ５９が取付けられる。各ベーン４２はロータ３１の各スロット状空間３４に摺動自在に収められており、その際、ベーン本体４３の両突条５３はガイド筒４０内に、また両突条５３の両側部分はガイド筒４０の両長溝ｅ内にそれぞれ位置し、これにより両突条５３の内端面がピストン４１の外端面と当接することができる。両ローラ５９は第１、第２半体８，９の対向内端面４７に形成された非円形の環状溝６０にそれぞれ転動自在に係合される。これら環状溝６０およびロータチャンバ１４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４１の前進運動をベーン４２を介してローラ５９と環状溝６０との係合によりロータ３１の回転運動に変換する。
【００３７】
このローラ５９と環状溝６０との協働で、図５に明示するように、ベーン本体４３の半円弧状部４６における半円弧状先端面６１はロータチャンバ１４の内周面４５から、また両平行部４８はロータチャンバ１４の対向内端面４７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６０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５９を介してベーン４２は軸方向に微小変位角の回転を生じ、ロータチャンバ１４の内周面４５との接触圧力を増大させる。このとき、略Ｕ字板形（馬蹄形）をなすベーン本体４３では、方形（長方形）ベーンに比べてケーシング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４４において、その両平行部５６は各ベーンスプリング５８の弾発力によりロータチャンバ１４の対向内端面４７に密着し、特に両平行部５６の端部とベーン４２間を通しての環状溝６０へのシール作用を行う。また半円弧状部５５は、両弾性爪５７がベーン本体４３およびロータチャンバ１４内の内周面４５間で押圧されることによって、その内周面４５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４２の方が変曲点を持たないので、密着が良好となる。方形ベーンは角部があり、シール性維持は困難となる。これによりベーン４２およびロータチャンバ１４間のシール性が良好となる。さらに熱膨張にともない、ベーン４２とロータチャンバ１４は変形する。このとき方形ベーンに対し略Ｕ字形のベーン４２は、より均一に相似形を持って変形するため、ベーン４２とロータチャンバ１４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。
【００３８】
ベーン本体４３とロータチャンバ１４の内周面４５との間のシール作用は、シール部材４４自体のばね力と、シール部材４４自体に作用する遠心力と、高圧側のロータチャンバ１４からベーン本体４３のＵ字溝５２に浸入した蒸気がシール部材４４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、ロータ３１の回転数に応じてベーン本体４３に作用する過度の遠心力の影響を受けないので、シール面圧はベーン本体４３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させることができる。
【００３９】
以上のように、ロータ３１に放射状に支持した１２枚のベーン４２と、ロータチャンバ１４の内周面４５と、ロータ３１の外周面３６とによって、ロータ３１の回転に伴って容積が変化する１２個のベーン室５４（図４参照）が区画される。
【００４０】
図２および図３において、出力軸２３の大径部２４は第２半体９の軸受メタル２５に支持された厚肉部分６２と、その厚肉部分６２から延びて第１半体８の軸受メタル２５に支持された薄肉部分６３とを有する。その薄肉部分６３内にセラミック（または金属）よりなる中空軸６４が、出力軸２３と一体に回転し得るように嵌着される。その中空軸６４の内側に固定軸６５が配置され、その固定軸６５は、ロータ３１の軸線方向厚さ内に収まるように中空軸６４に嵌合された大径中実部６６と、出力軸２３の厚肉部分６２に存する孔部６７に２つのシールリング６８を介して嵌合された小径中実部６９と、大径中実部６６から延びて中空軸６４内に嵌合された薄肉の中空部７０とよりなる。その中空部７０の端部外周面と第１半体８の中空軸受筒２１内周面との間にシールリング７１が介在される。
【００４１】
固定軸６５の左端に中空筒体７２がシールリング７３を介してネジ結合されており、この中空筒体７２の左側に突出する軸部７５はシェル形部材１５の中心に設けた軸受部材７６を貫通して外部に延出し、中空筒体７２とシェル形部材１５との摺動部がシールリング７４によりシールされる。中空筒体７２から右方向に延びる内管部７７の先端は、そこから突出する短い中空接続管７８と共に固定軸６５の大径中実部６６に存する段付孔ｈに嵌着される。中空筒体７２の左側に突出する軸部７５に圧入されて内管部７７内を右方向に延びる高温高圧蒸気用導入管８０は、その右端が中空接続管７８内に嵌着される。中空筒体７２の軸部７５外周に従動ギヤ７９が形成されており、モータ８２の回転軸に設けた駆動ギヤ８３が前記従動ギヤ７９に噛合する。従って、モータ８２を駆動すると駆動ギヤ８３、従動ギヤ７９および中空筒体７２を介して固定軸６５が回転し、出力軸２３との間に位相差を発生させることができる。
【００４２】
図２〜図４および図１３に示すように、固定軸６５の大径中実部６６に、第１〜第１２ベーンピストンユニットＵ１〜Ｕ１２のシリンダ部材３９に、中空軸６４および出力軸２３に一連に形成された複数、この実施例では１２個の通孔ｃを介して高温高圧蒸気を供給し、またシリンダ部材３９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。
【００４３】
図１３には膨張機４の各シリンダ部材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７８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９０，９１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のテーパ外周面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９２，９３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シール筒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１００，１０１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。
【００４４】
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ベローズ状弾性体９８間に、常時２つの通孔ｃに連通する第１、第２凹状排出部１０２，１０３と、それら排出部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。
【００４５】
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。
【００４６】
固定軸６５の中空部ｒ内および中空筒体７２内は第１の降温降圧蒸気の通路ｓであり、その通路ｓは、中空筒体７２の周壁を貫通する複数の通孔ｔを介して中継チャンバ２０に連通する。
【００４７】
図２、図５、図６および図７に示すように、第１半体８の主体１１外周部において、ロータチャンバ１４の短径の両端部近傍に、半径方向に並ぶ複数の導入孔１０６よりなる第１、第２導入孔列１０７，１０８が形成され、中継チャンバ２０内の第１の降温降圧蒸気がそれら導入孔列１０７，１０８を経てロータチャンバ１４内に導入される。また第２半体９の主体１１外周部において、ロータチャンバ１４の第２導入孔列１０８よりも上流側に、半径方向に並ぶ複数の導出孔１０９よりなる９列の第１導出孔列１１０ａ〜１１０ｉが形成され、また第１導入孔列１０７よりも上流側に、半径方向に並ぶ複数の導出孔１０９よりなる９列の第２導出孔列１１１ａ〜１１１ｉが形成される。各９列の第１導出孔列１１０ａ〜１１０ｉおよび第２導出孔列１１１ａ〜１１１ｉは所定の位相差をもって円周方向に整列しており、各列の５個の導出孔１０９が連通路１１６で連通する。
【００４８】
下流側の５列の第１導出孔列１１０ｅ〜１１０ｉを除く上流側の４列の第１導出孔列１１０ａ〜１１０ｄの４個の連通孔１１６には、それら連通孔１１６を個別に開閉し得る４個の第１電磁弁１１７ａ〜１１７ｄがそれぞれ設けられ、かつ下流側の５列の第２導出孔列１１１ｅ〜１１１ｉを除く上流側の４列の第２導出孔列１１１ａ〜１１１ｄの５個の連通孔１１６には、それら連通孔１１６を個別に開閉し得る４個の第２電磁弁１１８ａ〜１１８ｄがそれぞれ設けられる。そして第１導出孔列１１０ａ〜１１０ｄおよび第２導出孔列１１１ａ〜１１１ｄの合計８個の連通路１１６にそれぞれ圧力センサ１１９が設けられる。
【００４９】
出力軸２３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２２に形成された給水孔１１２に給水管１１３が接続される。給水孔１１２は、第２半体９側の軸受メタル２５が臨むハウジング１１４に、またそのハウジング１１４は出力軸２３の厚肉部分６２に形成された通水孔ｕに、さらにその通水孔ｕは中空軸６４の外周面母線方向に延びる複数の通水溝ｖ（図１３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２５が臨むハウジング１１５にそれぞれ連通する。また出力軸２３の厚肉部分６２内端面に、通水孔ｕと、中空軸６４および固定軸６５の大径中実部６６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。
【００５０】
これにより、各軸受メタル２５および出力軸２３間ならびに中空軸６４および固定軸６５間が水により潤滑され、また両軸受メタル２５および出力軸２３間の間隙からロータチャンバ１４内に進入した水によって、ケーシング７と、シール部材４４および各ローラ５９との間の潤滑が行われる。
【００５１】
図４において、ロータ３１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Ｕ１，Ｕ７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Ｕ２，Ｕ８等についても同じである。
【００５２】
例えば、図１３も参照して、第１供給管９４の軸線がロータチャンバ１４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ベーンピストンユニットＵ１が前記短径位置Ｅに在って、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４１およびベーン４２は後退位置に在るとする。
【００５３】
この状態からロータ３１を僅かに、図４反時計方向に回転させると、第１シールブロック９２の供給口９０と通孔ｃとが連通して導入管８０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４１が前進し、その前進運動はベーン４２がロータチャンバ１４の長径位置Ｆ側へ摺動することによって、ベーン４２を介して該ベーン４２と一体のローラ５９と環状溝６０との係合によりロータ３１の回転運動に変換される。通孔ｃが供給口９０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４１をなおも前進させ、これによりロータ３１の回転が続行される。この高温高圧蒸気の膨張は第１ベーンピストンユニットＵ１がロータチャンバ１４の長径位置Ｆに至ると終了する。その後は、ロータ３１の回転に伴い大径シリンダ孔ｆ内の第１の降温降圧蒸気は、ベーン４２によりピストン４１が後退させられることによって、小径孔ｂ、通孔ｃ、第１凹状排出部１０２、第１排出孔１０４、通路ｓ（図３参照）および各通孔ｔを経て中継チャンバ２０に排出され、次いで図２および図５に示すように、第１導入孔列１０７を通じてロータチャンバ１４内に導入され、相隣る両ベーン４２間でさらに膨張してロータ３１を回転させ、その後第２の降温降圧蒸気が第１導出孔列１１０ａ〜１１０ｆより外部に排出される。
【００５４】
このように、高温高圧蒸気の膨張によりピストン４１を作動させてベーン４２を介しロータ３１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ベーン４２を介しロータ３１を回転させることによって出力軸２３より出力が得られる。
【００５５】
図１４および図１５に示すように、容積型で軸トルクが一定の膨張機４はシリンダ部材３９のシリンダ室からなる第１の膨張室と、ベーン室５４からなる第２の膨張室とを備える。第１の膨張室に供給される蒸気の圧力および温度をそれぞれＰｅｖｐ，Ｔｅｖｐとし、第２の膨張室に供給される蒸気の圧力および温度をそれぞれＰｅｘｐ１，Ｔｅｘｐ１とし、第２の膨張室から排出される蒸気の圧力および温度をそれぞれＰｅｘｐ２，Ｔｅｘｐ２としたとき、ＰｅｖｐおよびＰｅｘｐ１により決まる第１の膨張室の膨張比ε１と、Ｐｅｘｐ１およびＰｅｘｐ２により決まる第２の膨張室の膨張比ε２との積ε１×ε２で与えられる膨張機４のトータルの膨張比が、予め設定された設定膨張比ε（本実施例では１３２）に一致する。図１５のグラフの縦軸は蒸気の圧力Ｐであり、横軸はロータ３１の位相θである。圧力ＰをＰｅｖｐに調整された蒸気が第１の膨張室に供給され、そこで膨張して圧力ＰがＰｅｘｐ１に低下したとき、ＰｅｖｐおよびＰｅｘｐ１により決まる膨張比は前記ε１となる。圧力ＰがＰｅｘｐ１の蒸気が第２の膨張室に供給され、そこで膨張して圧力ＰがＰｅｘｐ２に低下したとき、ＰｘｖｐおよびＰｅｘｐ２により決まる膨張比は前記ε２となる。
【００５６】
蒸発器３が発生する蒸気、つまり第１の膨張室に供給される蒸気は、その圧力Ｐｅｖｐおよび温度Ｔｅｖｐが図１６に実線で示す所定の関係を保つように制御される。即ち、第１の膨張室に供給される蒸気の圧力Ｐｅｖｐおよび温度Ｔｅｖｐは蒸発器３の過渡状態、内燃機関１の運転状態、蒸発器３に供給される水量等に応じて変動するが、蒸気の圧力Ｐｅｖｐは膨張機４の回転数（軸トルク）により制御可能であり、蒸気の温度Ｔｅｖｐは蒸発器３に供給される水量により制御可能であり、本実施例における定格値は図１６の実線上のａ点（圧力Ｐｅｖｐ＝１６ＭＰａ、温度Ｔｅｖｐ＝６２０℃）に設定される。このように第１の膨張室に供給される蒸気の圧力Ｐｅｖｐおよび温度Ｔｅｖｐが決定されれば、それに応じて膨張機４の軸トルクも決定される。図１６に破線で示すように、第１の膨張室に供給される蒸気の圧力Ｐｅｖｐおよび温度Ｔｅｖｐが高いほど熱効率が高くなるが、温度Ｔｅｖｐが高くなると耐久性等に影響がでるため、本実施例では定格値を前記６２０℃に設定している。一方、第２の膨張室が排出する蒸気の圧力Ｐｅｘｐ２および温度Ｔｅｘｐ２にも、膨張機４および凝縮器５が最大の性能を発揮し得る定格値が設定されており、本実施例における定格値は圧力Ｐｅｘｐ２が０．０５ＭＰａ、温度Ｔｅｖｐが８０℃である。しかしながら、最適の圧力Ｐｅｘｐ２および温度Ｔｅｘｐ２は凝縮器５の過渡状態、凝縮器５の冷却状態（外気温、冷却ファンの回転数、走行風の強さ）等に応じて変化し、前記定格値と必ずしも一致しない。
【００５７】
第１の膨張室に供給される蒸気の圧力Ｐｅｖｐおよび温度Ｔｅｖｐを定格値（Ｐｅｖｐ＝１６ＭＰａ、Ｔｅｖｐ＝６２０℃）に設定し、膨張機４の膨張比を設定膨張比εに設定すれば、第２の膨張室から排出される蒸気の圧力Ｐｅｘｐ２および温度Ｔｅｘｐ２は定格値（本実施例ではＰｅｘｐ２＝０．０５ＭＰａ、Ｔｅｘｐ２＝８０℃）に一致し、膨張機４および凝縮器５は最大の性能を発揮することができる。また第１の膨張室に供給される蒸気の圧力Ｐｅｖｐおよび温度Ｔｅｖｐが定格値から外れていても、図１６の実線上の何れかの位置にあり、かつ膨張比が設定膨張比ε＝１３２に一致していれば、第２の膨張機室から排出される蒸気の圧力Ｐｅｘｐ２および温度Ｔｅｘｐ２は定格値に一致する。従って、内燃機関１が暖機運転中であって第１の膨張室に供給される蒸気の圧力Ｐｅｖｐおよび温度Ｔｅｖｐが定格値よりも低い場合（例えば、図１６の実線上のｂ点）であっても、第２の膨張室から排出される蒸気の圧力Ｐｅｘｐ２および温度Ｔｅｘｐ２は定格値に一致する。これにより、内燃機関１の始動からランキンサイクル装置が作動可能になるまでの立ち上げ時間を短縮することができる。
【００５８】
以上のように、第１の膨張室に供給される蒸気の圧力Ｐｅｖｐおよび温度Ｔｅｖｐが所定の関係（図１６の実線の関係）を持つように設定し、かつ膨張機４の膨張比を設定膨張比εに設定すれば、第２の膨張室から排出される蒸気の圧力Ｐｅｖｐおよび温度Ｔｅｖｐは常に定格値（本実施例ではＰｅｘｐ２＝０．０５ＭＰａ、Ｔｅｘｐ２＝８０℃）に一致するため、膨張機４および凝縮器５は最大の性能を発揮することができる。
【００５９】
ところで、第１の膨張室に供給される蒸気の圧力Ｐｅｖｐおよび温度Ｔｅｖｐが、種々の変動要因によって図１６の実線の関係から鎖線の関係に外れた場合、膨張機４の膨張機比が設定膨張機比εのままだと、第２の膨張室から排出される蒸気の圧力Ｐｅｘｐ２および温度Ｔｅｘｐ２が定格値から外れてしまい、膨張機４および凝縮器５が充分な性能を発揮できなくなる可能性がある。また第２の膨張室から排出される蒸気の圧力Ｐｅｘｐ２および温度Ｔｅｘｐ２の最適値が種々の変動要因によって定格値から外れた場合、膨張機４の膨張機比が設定膨張比εのままだと、第２の膨張室から排出される蒸気の圧力Ｐｅｘｐ２および温度Ｔｅｘｐ２が定格値になって最適値から外れてしまい、膨張機４および凝縮器５が充分な性能を発揮できなくなる可能性がある。
【００６０】
このような場合には、膨張機４の膨張比を設定膨張比εから変化させることにより、第２の膨張室から排出される蒸気の圧力Ｐｅｘｐ２および温度Ｔｅｘｐ２を最適値に一致させることができる。膨張機４の膨張比は、第１の膨張室への吸入タイミングを変更することにより、あるいは第２の膨張室からの排出タイミングを変更することにより変化させることができる。
【００６１】
具体的には、第１の膨張室に供給される蒸気の圧力Ｐｅｖｐが過大である場合には（図２１（Ｂ）参照）、第１の膨張室に蒸気を供給するタイミングを遅らせて膨張比ε１を減少させれば良く、また第１の膨張室に供給される蒸気の圧力Ｐｅｖｐが過小である場合には（図２１（Ｃ）参照）、第２の膨張室から蒸気を排出するタイミングを早めて膨張比ε２を減少させれば良い。
【００６２】
第１の膨張室における蒸気の膨張比ε１は回転バルブＶで蒸気の吸入タイミングを変更することにより可変である。即ち、モータ８２で固定軸６５を回転させ、その供給口９０，９１の位相を図１３の遅角側に変化させて蒸発器３から膨張機４のシリンダ部材３９に蒸気が供給されるタイミングを早めると、蒸気が導入される瞬間にピストン４１が半径方向内側にあってシリンダ部材３９の容積が減少しているため、シリンダ部材３９に供給される蒸気量が減少して膨張機４の第１の膨張室（シリンダ部材３９）による膨張比ε１が増加する。逆に、モータ８２で固定軸６５を回転させ、その供給口９０，９１の位相を図１３の進角側に変化させて蒸発器３から膨張機４のシリンダ部材３９に蒸気が供給されるタイミングを遅めると、蒸気が導入される瞬間にピストン４１が半径方向外側にあってシリンダ部材３９の容積が増加し、シリンダ部材３９に供給される蒸気量が増加して膨張機４の第１の膨張室（シリンダ部材３９）による膨張比ε１が減少する。このように、第１の膨張室に蒸気を導入するタイミングを変化させることにより、その膨張比ε１を変化させることができる。
【００６３】
第１の膨張室から排出された蒸気は中継チャンバ２０を経て第２の膨張室（ベーン室５４）に供給されるため、第１の膨張室からの蒸気排出量は第２の膨張室への蒸気供給量に一致する。第２の膨張室から凝縮器５に蒸気が排出されるタイミングは８個の電磁弁１１７ａ〜１１７ｄ，１１８ａ〜１１８ｄを選択的に開閉することにより制御される。例えば、図７においてベーン室５４が最大の容積を持つ位置の若干手前位置において、前記ベーン室５４を構成する一対のベーン４２の回転方向進み側のベーン４２が３列目の第１排出孔列１１０ｃを越えており、この位置が基準タイミングとなる。すなわち、定格時には上流側の２列の第１排出孔列１１０ａ，１１０ｂの電磁弁１１７ａ，１１７ｂが閉弁し、下流側の２列の第１排出孔列１１０ｃ，１１０ｄの電磁弁１１７ｃ，１１７ｄが開弁しており、従って回転方向進み側のベーン４２が３列目の第１排出孔列１１０ｃを越えた瞬間に、その第１排出孔列１１０ｃから蒸気の排出が開始される。
【００６４】
前記基準タイミングに対して排出タイミングを早めるには、上流側の２列目の第１排出孔列１１０ｂの電磁弁１１７ｂを開けば良く、更に排出タイミングを早めるには、前記２列目の第２排出孔列１１０ｂの電磁弁１１７ｂに加えて上流側の１列目の第１排出孔列１１０ａの電磁弁１１７ａを開けば良い。逆に、前記基準タイミングに対して排出タイミングを遅めるには、３列目の第１排出孔列１１０ｃの電磁弁１１７ｃを閉じれば良く、更に排出タイミングを遅めるには、前記３列目の第１排出孔列１１０ｃの電磁弁１１７ｃに加えて下流側の４列目の第１排出孔列１１０ｄの電磁弁１１７ｄを閉じれば良い。
【００６５】
このようにして閉弁する電磁弁１１７ａ〜１１７ｄの数を上流側から順次増加させてゆくことにより、第２の膨張室から凝縮器５に蒸気が排出されるタイミングを段階的に遅らすことができ、これにより第２膨張室による膨張比ε２を増加させることができる。逆に、開弁する電磁弁１１７ａ〜１１７ｅの数を下流側から順次増加させてゆくことにより、第２の膨張室から凝縮器５に蒸気が排出されるタイミングを段階的に早めることができ、これにより第２膨張室による膨張比ε２を減少させることができる。
【００６６】
尚、第２導出孔列１１１ａ〜１１１ｄの第２電磁弁１１８ａ〜１１８ｄの制御は、上述した第１導出孔列１１０ａ〜１１０ｄの電磁弁１１７ａ〜１１７ｄの制御と同一である。また前記電磁弁１１７ａ〜１１７ｄ，１１８ａ〜１１８ｄの制御は、８列の導出孔列１１０ａ〜１１０ｄ，１１１ａ〜１１１ｄにそれぞれ対応して設けられた８個の圧力センサ１１９の出力に基づいて、第２の膨張室から排出される蒸気の圧力Ｐｅｘｐ２が、膨張機４および凝縮器５が最大の性能を発揮し得る最適値に一致するように行なわれる。
【００６７】
さて、圧力、容積および温度により決定される蒸気の状態には、水および蒸気が混在する湿り蒸気領域と、水が存在せずに蒸気だけが存在する過熱蒸気領域とがある。第１の膨張室の入口から出口までの領域は過熱蒸気領域であり、蒸気に水が混在することはない。従って、第１の膨張室を構成するシリンダ部材３９の内部に滞留した水がピストン４１により圧縮されて水撃現象が発生することが確実に防止される。また第２の膨張室の入口から出口までの領域のうち少なくとも最下流部分は湿り蒸気領域であり、蒸気に水が混在している。従って、第２の膨張室を構成するベーン室５４の内部に若干の水が滞留し、ベーン４２およびロータチャンバ１４間の潤滑性能およびシール性能が向上する。
【００６８】
図１７〜図１９において、第１の膨張室に供給される蒸気の温度Ｔｅｖｐを４５０℃から６５０℃の範囲で変化させたとき、温度Ｔｅｖｐが高いほど膨張機４の内部の過熱蒸気領域が広くなって過熱蒸気領域から湿り蒸気領域に移行するタイミングが遅れ（図１７参照）、エンタルピーの減少量が増加して膨張機４の出力が増加し（図１８参照）、かつ第２の膨張室の出口の乾き度が増加して水の発生量が減少する（図１９参照）。逆に、温度Ｔｅｖｐが低いほど膨張機４の内部の過熱蒸気領域が狭くなって過熱蒸気領域から湿り蒸気領域に移行するタイミングが早まり、エンタルピーの減少量が減少して膨張機４の出力が減少し、かつ第２の膨張室の出口の乾き度が減少して水の発生量が増加する。第１の膨張室と第２の膨張室との境界は過熱蒸気領域にあり、従ってシリンダ部材３９よりなる第１の膨張室に水が滞留することを確実に抑制し、またベーン室５４よりなる第２の膨張室に水が滞留することを確実に保証することができる。
【００６９】
また検出した第１の膨張室の入口の温度Ｔｅｖｐが定格値よりも高い場合には、第２の膨張室の出口の圧力Ｐｅｘｐ２が定格値よりも高くなるため、第１の膨張室の入口の吸入タイミングを遅らせて膨張比ε１を減少させるか、あるいは第２の膨張室の出口の排出タイミングを遅らせて膨張比ε２を増加させれば良い。逆に、検出した第１の膨張室の入口の温度Ｔｅｖｐが定格値よりも低い場合には、第２の膨張室の出口の圧力Ｐｅｘｐ２が定格値よりも低くなるため、第１の膨張室の入口の吸入タイミングを早めて膨張比ε１を増加させるか、あるいは第２の膨張室の出口の排出タイミングを遅らせて膨張比ε２を減少させれば良い。
【００７０】
また膨張機４の内部のリーク量が大きいとき（低速回転時）には、前述した第１の膨張室の入口の温度Ｔｅｖｐが定格値よりも高い場合と同様の可変膨張比制御を行えば良く、また逆に膨張機４の内部のリーク量が小さいとき（高速回転時）には、前述した第１の膨張室の入口の温度Ｔｅｖｐが定格値よりも低い場合と同様の可変膨張比制御を行えば良い。
【００７１】
次に、図２０に基づいて本発明の第２実施例を説明する。
【００７２】
第１実施例の膨張機４では、先ず第１の膨張室であるシリンダ部材３９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の膨張室であるベーン室５４に供給している。それに対し、図２０に示す第２実施例は、第１の膨張室からの第１の降温降圧蒸気を中継チャンバ２０に排出する通孔ｔを電磁弁１２２で閉鎖できるようにし、更に切換弁１２０で第１の膨張室への高温高圧蒸気の供給を遮断して中継チャンバ２０の蒸気導入口１２１に高温高圧蒸気を直接供給できるようにすることにより、第１の膨張室を不作動にして第２の膨張室だけを独立して作動させることができる。この場合、ベーン室５４で構成される膨張室における蒸気の膨張比は、ベーン室５４からの排気タイミングを電磁弁１１７ａ〜１１７ｄ，１１８ａ〜１１８ｄで変化させることで制御される。
【００７３】
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。
【００７４】
例えば、実施例では第１の膨張室および第２の膨張室を直列に接続しているが、３段以上の膨張室を直列に接続することができる。この場合、最も上流の膨張室に供給される蒸気は過熱蒸気領域にあり、最も下流の膨張室から排出される蒸気は湿り蒸気領域にあることが必要である。
【００７５】
【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、膨張機が吸入する蒸気の圧力および温度が任意の関係にあっても、膨張機が吸入・排出する蒸気の膨張比を前記任意の関係に応じた所定の膨張比に設定することで、膨張機が排出する蒸気の圧力および温度を制御することができる。従って、膨張機および凝縮器が最大の性能を発揮し得る圧力および温度を目標値として膨張比を設定すれば、膨張機が排出する蒸気の圧力および温度を前記目標値に一致させて膨張機および凝縮器の性能を最大限に発揮させることができる。しかも、膨張機が吸入する蒸気が液体を含まぬ過熱蒸気領域にあり、膨張機が排出する蒸気が液体を含む湿り蒸気領域にあるので、液体が膨張機の作動に与える影響を最小限に抑えながら、蒸気を液体に戻す凝縮器の負荷を軽減することができる。
【００７６】
また請求項２に記載された発明によれば、複数の膨張室を直列に接続して各膨張機が発生する軸トルクを統合して出力しながら、各々の膨張室における蒸気の膨張比の積を設定膨張比として凝縮器の凝縮効率を最大限に高めることができる。
【００７７】
また請求項３に記載された発明によれば、複数の膨張室のうちの少なくとも最上流側の膨張室の蒸気は液体を含まぬ過熱蒸気領域にあり、複数の膨張室のうちの少なくとも最下流側の膨張室の蒸気は液体を含む湿り蒸気領域にあるので、液体が膨張機の作動に与える影響を最小限に抑えながら、蒸気を液体に戻す凝縮器の負荷を軽減することができる。
【００７８】
また請求項４に記載された発明によれば、シリンダ室で構成された膨張室の排出位置において蒸気が過熱蒸気領域にあるので、蒸気に液体が混合するのを防止し、シリンダ室内に液体が滞留することにより発生する不具合を未然に回避することができる。
【００７９】
また請求項５に記載された発明によれば、ベーン室で構成された膨張室の排出位置において蒸気が湿り蒸気領域にあるので、蒸気に液体を混合させて液体によるベーンの潤滑性向上およびシール性向上を図ることができる。
【００８０】
また請求項６に記載された発明によれば、複数の膨張室のうちの少なくとも最上流側の膨張室の吸入位置を可変とすることにより、膨張機が吸入する蒸気の圧力を変化させて膨張機全体の膨張比を設定膨張比から変化させることができる。これにより、膨張機が吸入する蒸気の圧力および温度が前記所定の関係から外れても、膨張機が吸入・排出する蒸気の膨張比を前記設定膨張比から変化させることで、膨張機が排出する蒸気の圧力および温度を前記目標値に一致させることができる。
【００８１】
また請求項７に記載された発明によれば、複数の膨張室のうちの少なくとも最下流側の膨張室の排出位置を可変とすることにより、膨張機が排出する蒸気の圧力を変化させて膨張機全体の膨張比を設定膨張比から変化させることができる。これにより、膨張機が吸入する蒸気の圧力および温度が前記所定の関係から外れても、膨張機が吸入・排出する蒸気の膨張比を前記設定膨張比から変化させることで、膨張機が排出する蒸気の圧力および温度を前記目標値に一致させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】  内燃機関の廃熱回収装置の概略図
【図２】  図５の２−２線断面図に相当する膨張機の縦断面図
【図３】  図２の回転軸線周りの拡大断面図
【図４】  図２の４−４線断面図
【図５】  要部を拡大した図２の５−５線断面図
【図６】  図５の６−６線拡大断面図
【図７】  図５の要部拡大図
【図８】  図４の回転軸線周りの拡大図
【図９】  ベーン本体の正面図
【図１０】  ベーン本体の側面図
【図１１】  図９の１１−１１線断面図
【図１２】  シール部材の正面図
【図１３】  図４の回転軸線周りの拡大図
【図１４】  膨張機の制御系の構成を示す図
【図１５】  第１、第２の膨張室の圧力変化および膨張比を示すグラフ
【図１６】  膨張機入口の温度および圧力の最適関係を示すグラフ
【図１７】  ランキンサイクル装置のＴＳ線図
【図１８】  ランキンサイクル装置のＨＳ線図
【図１９】  膨張機出口の温度および乾き度の関係を示すグラフ
【図２０】  本発明の第２実施例を示す図
【図２１】  膨張機における蒸気の圧力および比容積の変化を示すグラフ
【符号の説明】
３          蒸発器
４          膨張機
５          凝縮器
Ｐｅｖｐ    膨張機が吸入する蒸気の圧力
Ｔｅｖｐ    膨張機が吸入する蒸気の温度
Ｐｅｘｐ２  膨張機が吸入する蒸気の圧力
Ｔｅｘｐ２  膨張機が吸入する蒸気の温度
ε１        蒸気の膨張比
ε２        蒸気の膨張比
ε          設定膨張比
【図１】
0004767455.tif 000002
【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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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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