内接歯車型膨張機
【課題】発電サイクル等の熱機関サイクルに適用可能な高効率の内接歯車型膨張機を提供する。
【解決手段】内接歯車型膨張機は、内歯２１を有したアウターロータ２０と、アウターロータ内に回転可能に設けられかつ内歯と噛合する外歯１１を有したインナーロータ１０と、インナーロータ内の軸穴１２に挿通されかつインナーロータを軸支するロータ軸と、インナーロータとアウターロータとを収容するロータケーシング３０と、を備える。ロータケーシングは、ロータケーシングの内周面に、アウターロータを回転可能に支持する複数の針状ころ軸受３１又は玉軸受のいずれか一方をさらに備える。
【解決手段】内接歯車型膨張機は、内歯２１を有したアウターロータ２０と、アウターロータ内に回転可能に設けられかつ内歯と噛合する外歯１１を有したインナーロータ１０と、インナーロータ内の軸穴１２に挿通されかつインナーロータを軸支するロータ軸と、インナーロータとアウターロータとを収容するロータケーシング３０と、を備える。ロータケーシングは、ロータケーシングの内周面に、アウターロータを回転可能に支持する複数の針状ころ軸受３１又は玉軸受のいずれか一方をさらに備える。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、発電サイクル等の熱機関サイクルに適用可能な高効率の内接歯車型膨張機に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
現在、自動車のエンジン、工場や太陽熱などの排熱源からランキンサイクルを用いて動力回収・発電を行うシステムの設計開発が盛んに行われている。しかし、実用化されているシステムの多くは、熱源温度が２００℃以上で出力が１０ｋＷ以上の比較的大規模な装置であり、熱源温度が１００℃以下でありかつ出力が１００〜１ｋＷ程度にまで小型化したシステムを実用化した例はほとんどない。
【０００３】
こうした小型ランキンサイクルシステムを実用化するには、システムの正味熱効率を向上する高効率の膨張機が必要とされている（非特許文献１）。
【０００４】
ところで、本発明者らは、小型ランキンサイクルサイクルの実用化のため、システム内に通常、設けられる作動流体ポンプを用いずに熱交換器の熱源を切り替えることにより作動流体を駆動するポンプレスランキン型サイクルを既に提案している（特許文献１及び特許文献２）。
【０００５】
しかしながら、既提案のサイクルは、膨張機として膨張ノズルを疑似的に利用して、そのサイクルが動作することを実証した段階であり、既提案のサイクルにおいても、これに適用可能な高効率の膨張機が必要とされている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開２０１１−０１２６４４号公報
【特許文献２】特開２０１１−０１２６４５号公報
【非特許文献】
【０００７】
【非特許文献１】Takahisa Yamamoto, Tomohiko Furuhata, Norio Arai, Koichi Mori,“Design and testing of the organic Rankine cycle”, Energy, 26(3), 2001, pp. 239-251
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであり、発電サイクル等の熱機関サイクル、特に小型かつ低温度差ランキンサイクル、に適用可能な高効率の内接歯車型膨張機を提供することを目的とする。
【０００９】
本発明者らは、鋭意検討の末、内接歯車型ポンプとして実績のあるトロコイドポンプに着目し、これを上記目的のための膨張機として適用できないかどうかを検討した。その結果、トロコイドポンプをそのまま適用できないが、これに摩擦低減の為の抜本的な改良を施せば、上記目的のための膨張機として適用できることを見出し、本発明を完成するに至った。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
すなわち本発明は、例えば、以下の構成・特徴を備えるものである。
内歯を有したアウターロータと、
前記アウターロータ内に回転可能に設けられかつ前記内歯と噛合する外歯を有したインナーロータと、
前記インナーロータ内の軸穴に挿通されかつ前記インナーロータを軸支するロータ軸と、
前記インナーロータと前記アウターロータとを収容するロータケーシングと、
を備えた内接歯車型膨張機であって、かつ、
前記ロータケーシングは、前記ロータケーシングの内周面に、前記アウターロータを回転可能に支持する複数の針状ころ軸受又は玉軸受のいずれか一方をさらに備えることを特徴とする内接歯車型膨張機。
【００１１】
ここで、「内接歯車型膨張機」とは内歯歯車（上記アウターロータ）と外歯歯車（上記インナーロータ）とからなる一対の内接歯車を使用する膨張機のことである。なお、内接歯車以外の歯車として、外歯歯車同士が噛合う外接歯車がある。また、本発明の内接歯車には、アウターロータとインナーロータとがトロコイド曲線を形成する一対の内接歯車（トロコイド歯車、実施例で後述）の他、インボリュート曲線やサイクロイド曲線を形成する内接歯車（インボリュート歯車やサイクロイド歯車）を用いても良い。
【発明の効果】
【００１２】
従来のトロコイドポンプ等に用いるアウターロータは、その外周を滑り接触させながら回転させている。これに対して、本発明の内接歯車型膨張機は、アウターロータを収容するロータケーシングに、アウターロータ外周がころがり接触するようにロータケーシングとアウターロータとの間に転動型ベアリングを設けている。これにより、飛躍的な摩擦低減効果が得られ、ひいては、実用に供することできる高効率の膨張機を提供できる。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】実施例１の内接歯車型膨張機の概略を示した斜視図である。
【図２】実施例１の内接歯車型膨張機の概略を示した断面図である。
【図３】実施例１の膨張機の主要な構成要素を説明するための分解斜視図である。
【図４】ポート本体の正面図である。
【図５】ロータケーシング、アウターロータ、及びインナーロータの配置を示した図である。
【図６】本明細書で定義する容積比について説明した図である。
【図７】実証試験で用いたオーガニックランキンサイクルシステムを示した図である。
【図８】実証試験の結果（膨張機の断熱効率）を示した図である。
【図９】実施例２の内接歯車型膨張機を説明した図である。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
以下、添付の図面を参照しながら下記の具体的な実施形態に基づき本発明を説明するが、本発明はこれらの実施形態に何等限定されるものではない。
【実施例１】
【００１５】
（本発明の装置構成）
図１及び図２は、本発明の内接歯車型膨張機１（以下、単に「膨張機」とも呼ぶ）の概略を示した斜視図及び断面図である。なお、図２においては、後述する台座６３は説明の便宜上、図示していない。膨張機１は、図１に示すように、ほぼ同一外径を有した円筒形を成す複数の部材から構成される。これらの部材は、具体的には、エンドカバー６６、ポート本体４０、ロータケーシング３０、ベアリングホルダ６１、シールケース６２である。これらの部材６６，４０，３０，６１，６２には、複数本（例えば４本）のボルト６４が挿通されて互いに一体に組み付けられる。また、ボルト６４は台座６３にも挿通されるので、部材６６，４０，３０，６１，６２は安定した状態で固定される。部材６６，４０，３０，６１，６２の円筒断面中央には、ロータ軸５０が挿通されている。
【００１６】
ベアリングホルダ６１の中央には、ロータ軸５０の中心軸を基点とした円筒形の内部空間６１ａが形成されており、この内部空間６１ａにはボールベアリング６１ｂが設けられる。なお、ポート本体４０内にもボールベアリング４９ｂを収容可能な円筒形の内部空間４９が設けられる。これにより、膨張機１内に挿通されたロータ軸５０は、これらのボールベアリング４９ｂ，６１ｂによって回転可能に支持される。
【００１７】
シールケース６２は、ベアリングホルダ６１に接続した一側から台座６３の開口部に挿通されて他側まで延びた円筒凸部６２ａを有している。なお、円筒凸部６２ａの内部には、ベアリングホルダ６１に向かって開口した円筒形の内部空間６２ｂが形成されている。この内部空間６２ｂには、内部空間６２ｂの壁面とロータ軸５０の外周面とを密閉するシール材６２ｃが設けられ、これにより図示しない作動流体が膨張機１内を流れる際にボールベアリング６１ｂから流れ出た作動流体を膨張機１から漏れ出すことを防ぐことができる。
【００１８】
図３は膨張機１の主要な構成要素を説明するための分解斜視図である。膨張機１は、内歯２１を有したアウターロータ２０と、アウターロータ２０内に回転可能に設けられかつ内歯２１と噛合する外歯１１を有したインナーロータ１０と、の一対の内接型歯車を有する。本実施例では、内接型歯車として内接型トロコイド歯車を用いた膨張機１について説明するものとする。インナーロータ１０は、インナーロータ１０内に形成された軸穴１２に挿通されたロータ軸５０（図３には説明の便宜上、図示せず）によって軸支されている。軸穴１２にはキー溝１３が形成されており、ロータ軸５０上に設けられたキー５１に係合している（図５を参照）。これにより、熱機関サイクル（例えば、ランキンサイクル）の回路中を循環する作動流体の作用圧力によって、アウターロータ２０とともに回転するインナーロータ１０の回転力は、ロータ軸５０を介して負荷側に伝達され、動力回収又は発電機で発電させるための動力として使用されることになる。
【００１９】
一方、アウターロータ２０の外側には、インナーロータ１０とアウターロータ２０とを収容するようにロータケーシング３０が設けられている。なお、図２、図３及び図５に示すように、アウターロータ２０の中心軸Ｏｏはインナーロータ１０の中心軸Ｏｉとは一致していない。つまり、アウターロータ２０及びその外側に設けられた後述する針状ころ軸受３１及びロータケーシング３０は、インナーロータ１０及びその内側に挿通されたロータ軸５０に対して偏心していることになる。
【００２０】
本発明の膨張機１は、吸入ポート４１と吐出ポート４２とが形成されたポート本体４０をさらに備える。ポート本体４０は、例えば、図３及び図４に示すような円筒形を成し、ポート本体４０の外周側面４３には吸入通路４４と吐出通路４５が設けられ、ポート本体４０の中央にはロータ軸５０を挿通させる軸穴４６が設けられている。吸入通路４４と吐出通路４５とは外周側面４３から軸穴４６に向かって延びており、それぞれ最も奥まった位置に吸入ポート４１又は吐出ポート４２に連結する貫通穴４７，４８が設けられている。熱機関サイクル回路を循環する作動流体は、ポート本体４０の吸入通路４４から膨張機１に入り、貫通穴４７にてほぼ直角に進行方向を曲げるとともに流路面積が狭められる。その後、吸入ポート４１にて若干、流路面積が拡大し、相対的に回転するインナーロータ１０の外歯１１とアウターロータ２０の内歯２１との間に形成された内部空間に導入・回転し、その後、吐出ポート４２から貫通穴４８及び吐出通路４５を通って、膨張機１から排出されて熱機関サイクル回路に戻ることになる。
【００２１】
（ポンプと膨張機との使用環境の違い）
上述したように、本発明の目的に適した膨張機は存在しなかった為に、本発明者らは、トロコイドポンプ用歯車として実績のあるトロコイドロータ（トロコイド曲線を使用した歯車）を本発明の膨張機１としてそのまま転用できないか、先ず、検討した。その結果、トロコイドポンプと本発明の膨張機１とには、以下のような使用環境の違いがあることが分かった。
【００２２】
（１）作動流体の物性
トロコイドポンプ用の作動流体には液体（オイル等）を使用するのに対し、本発明の膨張機１用の作動流体には、低沸点の有機熱媒体（例えば、ＨＦＣ系冷媒、アンモニア、二酸化炭素ＣＯ２など）を使用する。
【００２３】
従って、本発明の膨張機１用の作動流体は、粘度が低いこと、液体と気体とが存在した二相流となり得ること、膨張しやすいこと、などの特徴を有しており、本発明の膨張機１の構造をこれらの特徴に適切に対応させる必要がある。
【００２４】
（２）出力の範囲
比較対象となるトロコイドポンプ一機当たりの出力は広範囲であるのに対して、本発明にて目標とする膨張機一機当たりの出力は、１００Ｗ〜１０ｋＷ程度（さらに好ましくは１００Ｗ〜１ｋＷ）であり、比較的小さい出力である。なお、出力が小さくなる程、摩擦損失の低減を図る必要がある。また、本発明の膨張機１内で回転するインナーロータ１０の回転数は、最大で１０，０００ｒｐｍ程度にまで及ぶため、公知のトロコイドポンプのロータ回転数（最大で３，５００ｒｐｍ程度）に比べて非常に高速となる。従って、本発明の膨張機１には、高速なロータ回転に対応可能な構造を採用すべきである。
【００２５】
以上のような相違があるために、本発明の膨張機１では、以下に詳述するような改良構造が組み込まれている。
【００２６】
（摩擦抵抗の低減）
先ず、本発明では、図３及び図５に示すように、ロータケーシング３０は、ロータケーシング３０の内周面に、アウターロータ２０を回転可能に支持する複数の針状ころ軸受３１又は玉軸受（図示せず）を備えていることを特徴とする。トロコイドポンプでは、一般に、ロータケーシング３０の内周面には何も設けず、オイルを介してロータケーシング３０とアウターロータ２０とを「滑り接触」させる。本発明者らは、トロコイドポンプ用の公知のロータケーシングを本発明の膨張機１に組み付けて動作させようと試みたが、全く回転しなかった。そこで、上述のように、ロータケーシング３０とアウターロータ２０とを「ころがり接触」させる構造を取り入れることにした。これにより、摩擦抵抗やスターティングトルクを飛躍的に低減させることができる。特に、膨張比が大きくなる程、この低減効果がさらに向上する。また、高速回転時にもこの低減効果が大きくなり、同時に発熱も抑えられる。
【００２７】
内接型歯車の膨張機１では、一般に、インナーロータ１０が偏心回転すること、ロータ１０，２０間に形成される作用室の圧力値、及び吸気側と排気側との圧力差に起因して、アウターロータ２０をロータケーシング３０に押しつけようとするアキシャル負荷が軸方向と垂直方向とに周期的に且つ強く作用する。一方で、軸方向に作用するスラスト負荷はアキシャル負荷ほど大きくならない傾向がある。つまり、このアキシャル負荷がアウターロータ２０とロータケーシング３０との間の摩擦抵抗の要因となっており、これを低減することが重要と成る。
【００２８】
ここで、針状ころ軸受３１は、玉軸受等の他の軸受と比較して小スペースの割に大きなラジアル荷重が負荷できる上に、剛性も高く、慣性力が小さく、かつ、揺動運動にも適しているのでさらに好ましい。これにより、膨張機１は、出力の面だけではなく、信頼性と応答性との面でも優れるようになる。さらに、針状ころ軸受３１は非常に薄肉であるために、膨張機を小型かつ軽量にしたまま、膨張容積を確保できる利点もある。
【００２９】
（作動流体の漏れ損失の低減）
本発明では、上述のように、二相流又は気体の状態下の作動流体を用いるため、作動流体が膨張機１から漏れ出てしまうことを極力抑える措置を講じる必要がある。そこで、ロータ１０，２０の歯面１１，２１間の最小隙間（つまり、図６（ａ）及び（ｂ）に示すような、内歯２１の最も内側に張り出した部分２１ａと外歯１１の最も外側に張り出した部分１１ａとの隙間）を０．０３ｍｍ以下と、可能な限り小さく設定することが好ましい。なお、実際の加工精度も考慮すると、最小隙間の上記範囲は上限である０．０３ｍｍ近くに設定することが最も好ましい。一方、作動流体としてオイルを用いるトロコイドポンプでは、通常、対応する隙間は０．１ｍｍ程度に設定する。
【００３０】
加えて、ポート本体４０の側面やベアリングホルダ６１の側面と、ロータ１０，２０の側面と、の隙間を０．０２ｍｍ程度（つまり、０．０１５ｍｍ〜０．０２５ｍｍ）に比較的小さく設定することが好ましい。これにより、作動流体の漏れ損失をさらに低減することが可能になる。０．０１５ｍｍ未満になると、ポート本体４０の側面やベアリングホルダ６１の側面と、ロータ１０，２０の側面と、の間にかじりが発生してしまう恐れがあるため好ましくない。なお、作動流体としてオイルを用いるトロコイドポンプでは、通常、対応する隙間は０．０５ｍｍ程度に設定する。
【００３１】
なお、作動流体が通過する上記隙間を上記好適な範囲に設定すると、歯面１１，２１同士がぶつかり易くなり、ロータ１０，２０の回転不良が頻発する恐れがある。従って、本発明では、上記措置を講じるにあたって、ロータ軸５０とインナーロータ１０の軸穴１２との隙間（具体的には、インナーロータ１０の内周半径とロータ軸５０の外周半径との差、つまり、片側隙間）を０．１ｍｍ〜０．２ｍｍ程度と、大幅に大きく設定することが好ましい。なお、トロコイドポンプでは、通常、対応する隙間は、０．０１ｍｍ〜０．０４ｍｍ程度となっており、つまり、上記好適な範囲の約２５分の１〜１００分の１程度に設定されている。なお、片側隙間が０．２ｍｍより大きくなると、ガタツキが顕著になり、インナーロータ１０の回転力がロータ軸５０に適切に伝達されなくなる恐れがあるため好ましくない。
【００３２】
（高速回転時のかじり対策）
上述のように、本発明の膨張機１においては、双方のロータ１０，２０を高速に回転させるため、ロータ１０，２０同士の接触面やロータ１０，２０とポート本体４０との接触面にて摩耗やかじりが発生するおそれがある。特に、作動流体の候補として挙げられるＨＦＣ系冷媒は、環境問題に配慮して塩素を含ませていないために非常に潤滑性の低い媒体であり、この問題がより顕著になる。
【００３３】
この問題に対処するため、本発明では、アウターロータ２０又はインナーロータ１０の表面に軟窒化法、塩浴窒化法、又はプラズマ窒化法のいずれかによる窒化処理を施すことが好ましい。窒化処理の際は、ロータ１０，２０の熱変形を抑えるために、処理温度は低く、処理時間は短い方が良い。この観点からは、窒化処理のうち、上述のいずれかの方法による窒化処理を施すことが好ましく、これらの方法以外の処理、例えば、ガス窒化法による処理は好ましくない。なお、実際の表面処理層の厚さとしては、約５ｍｍ程度（つまり、４ｍｍ〜６ｍｍ）と比較的薄くなるように窒化処理を施すことがさらに好ましい。処理層の厚さがある程度以上大きくなると、処理層が堆積したことによる表面の粗さ（凹凸）が顕著になり、ロータ１０，２０の回転不良の原因となるため好ましくない。
【００３４】
さらに、ロータ１０，２０への窒化処理に加えて、ロータ１０，２０に接触するポート本体４０の原料にかじりが発生しにくい鋳鉄を採用することで、これらの接触面での潤滑性を効果的に改善することができる。さらに、ポート本体４０の側面にも上述の窒化処理を施すことで潤滑性を一層高めることが可能となる。
【００３５】
次に、本発明の膨張機１にて実際に生じる膨張比について、以下に定義する容積比とともに説明する。本発明においては、図６（ａ）及び（ｂ）に示すように、ポート本体４０の吸入ポート４１の面積と吐出ポート４２の面積との比率（本明細書においては容積比と呼ぶ。）を変えることで、膨張機１内で実際に生じる膨張比（各ポート４１，４２の開口位置とロータ１０，２０の噛み合い位置とから決まる作動流体の膨張比）を変化させることができる。なお、各ポート４１，４２の開口領域と、アウターロータ２０とインナーロータ１０との噛合（噛み合い）によって形成される容積の一部と、が重なるように各ポート４１，４２を設ける必要がある。例えば、図６（ａ）は、容積比が１の場合の各ポート４１，４２の開口面積及び開口位置を示し、一方、図６（ｂ）は、容積比が２の場合の各ポート４１，４２の開口面積及び開口位置を示している。
【００３６】
なお、実際の膨張比は、上記のように各ポート４１，４２の開口面積で定義した容積比と必ずしも一致するわけではないが、本発明者らの経験上、実際の膨張比はこの容積比に比例することが分かっている。
【００３７】
なお、図３、図４及び図６（ａ）に示すように、ポート本体４０の吸入ポート４１の流路と、吐出ポート４２の流路と、が同一の形状・寸法を有している場合（つまり、容積比が１の場合）には、膨張機１を正逆どちらの方向に回転させても同様の出力を得ることができる。これにより、例えば、本発明者らが既に提案したポンプレスランキン型サイクルにおいて要望されていた往復流膨張機（または正逆回転膨張機）の用途に本発明の膨張機１を適用することがすることが可能となる。また、膨張機１は、気液二相流の状態下の作動流体を使用することも可能であるため、僅かな温度差でも高効率の出力を実現できる。
【００３８】
一方、本発明の膨張機１を通常のランキンサイクルシステム用の膨張機として使用する場合には、図６（ｂ）に示すように、吐出ポート４１の流路面積を吸入ポート４２の流路面積よりも大きくしておくことが好ましい。このような構成を採用することで、吸入ポート４１からロータ１０，２０の歯面１１，２１間の隙間（内部容積）に入り込んだ作動流体が吐出ポート４２に案内される際に、タイミング良く膨張させることができるため、膨張機１の効率をさらに高めることができる。特に、ロータ１０，２０同士の回転によりこれらの歯面１１，２１間の内部容積が最大になる位置に吐出ポート４２を設けて、吐出ポート４２に作動流体を吐き出すようにすれば大きな膨張比が得られるようになる。
【００３９】
本発明に適用可能な内接型歯車として、アウターロータ２０とインナーロータ１０とが図示のトロコイド曲線を形成する一対の内接歯車（トロコイド歯車）の他、インボリュート曲線やサイクロイド曲線を形成する内接歯車（インボリュート歯車やサイクロイド歯車）を用いても良い。
【００４０】
特に、トロコイド歯車である場合には、ロータ軸５０の回転方向を比較的容易に逆転させることができるために、作動流体の進行方向を簡単に逆転させることが可能となる利点がある。また、図示のように部品点数が少なく簡素に内接型歯車を構成できるため、膨張機１を安価に製造することができる。従って、製造された膨張機１は、寸法精度が高く維持されるので、耐久性にも優れる。
【００４１】
（実証試験）
以上説明した膨張機１の性能を確認するために、図７に示す熱機関サイクル（オーガニックランキンサイクル）に組み込んで、その動作確認と効率の測定を行った。作動流体にはＨＦＣ２４５ｆａを選択した。蒸発器及び凝縮器には積層プレート式熱交換器を用いた。熱源流体には高温側及び低温側ともに水を用いた。高温側の熱源流体は抵抗式ヒーターで６０〜１００℃に加熱しながら温水用ポンプにより循環を行い、低温側の熱源流体はチラーを用いて約１０℃に冷却しながら循環を行った。なお、本実証試験では、吐出容積を吸込容積で除した容積比が１で設計された膨張機と、容積比が２で設計された膨張機と、を使用した。ポンプの消費電力Ｗｐは電力計で測定され、膨張機の回転数ＮとトルクＴとは、回転計とトルク計で測定される。蒸発器で作動流体が受け取る熱量Ｑｉｎ、膨張機の出力Ｗｅ、膨張機の断熱効率ηｅは、次の（１）〜（３）式で計算される。
【００４２】
【数１】
【００４３】
ここで、ｈはエンタルピー、ｍは作動流体の質量流量、Ｎは最大出力点における膨張機の回転数である。添え字の１〜４は図７に示す状態１から状態４を示し、添え字ｉｓは等エントロピー過程を示す。作動流体の物性値はアメリカ合衆国の国立標準技術研究所（National Institute of Standards and Technology, NIST）の物性値データベース（Reference Fluid
Thermodynamic and Transport Properties Database, REFPROP）を用いて計算した。
【００４４】
（実験結果）
図８に実証試験により得られたトロコイド膨張機における断熱効率ηｅの結果を示す。具体的には、横軸は、膨張機入口の作動流体温度（高温側熱源温度）Ｔｅ，ｉｎであり、縦軸が膨張機の断熱効率ηｅである。実線で示された曲線は容積比が１の場合であり、破線で示された曲線は容積比２の場合である。いずれの場合とも、断熱効率ηｅが、温度Ｔｅ，ｉｎに対する依存性があることがわかる。容積比が１の場合の結果では、Ｔｅ，ｉｎが７０℃付近で、断熱効率ηｅが最大となった（ηｅ≒６５％）。一方、容積比が２の場合の結果では、Ｔｅ，ｉｎが７５℃付近で、断熱効率ηｅが最大となった（ηｅ≒８０％）。従って、使用する作動流体の温度レベルに応じて膨張機の容積比を設定することにより、熱機関サイクルの更なる高効率化を図ることができるものと考えられる。
【実施例２】
【００４５】
次に、図９を参照しながら、本発明の別の実施例に係る膨張機１について説明する。本発明では、所定の圧力を有した作動流体が吸入通路４４を通して熱機関サイクル回路から膨張機１に導入され、ポート本体４０やロータ１０，２０の歯面１１，２１の隙間等に案内され、吐出通路４５を通して膨張機１から熱機関サイクル回路へ戻ることで作動流体はサイクル回路中を循環する。実施例１では、ベアリングケース６１を介した作動流体の漏れを極力無くすために、ベアリングホルダ６１より先の負荷側にシール材６２ｃが内封されたシールケース６２が設けられており、ロータ軸５０の外周とシールケース６２の内壁との隙間を塞ぐ構成にしている。
【００４６】
しかしながら、本発明においては、圧力を１００気圧（ａｔｍ）程度にまで高められた作動流体が使用される場合も想定され、このような非常に高圧での作動流体を熱機関サイクル回路から膨張機１内に案内した場合、シール材６２ｃが破損・破壊してしまう恐れがある。従って、実施例２の膨張機１では、このような高圧に耐え得る後述の構造を採用した。
【００４７】
実施例２の膨張機１においては、実施例１の膨張機１のベアリングホルダ６１の側面に設けられていたシール材６２ｃ及びこれを収容するシールケース６２を要しない。その代わりに、実施例２では、ベアリングホルダ６１の側面には、ロータ軸５０とロータ軸５０に接続された発電機２とを収容する耐圧容器７０がさらに設けられていることを特徴としている。実施例２の上記特徴以外のその他の構成については、実施例１の構成と同様であり、再度の説明を省略する。
【００４８】
耐圧容器７０は、上記圧力にまで耐えられるような耐圧構造を有することが好ましい。耐圧構造は、図９に示すように、例えば１０ｍｍ〜３０ｍｍ程度の厚みを有した鋳鉄、鋼等の金属製の平板７１を複数組み合わせることで外壁を構成することができる。なお、鋳鉄の引張強度は約２５０Ｎ／ｍｍ２であるのに対し、鋼の引張強度は約４００Ｎ／ｍｍ２である。耐圧強度は引張強度に比例するため、鋼製の平板７１を使用した方がさらに好ましい。また、平板７１同士を組み付ける際には、図９に示すように、ボルト等を利用することが考えられる。ボルトも上記のような高圧に耐え得る仕様・構造を有することが好ましい。また、耐圧容器７０は、上述したような複数の平板７１を組み合せたものに限らず、例えば鋳造により一体的に作られた単一部材であってもよい。
【００４９】
このような構成を採用することにより、膨張機１内に流入した非常に高圧の作動流体がボールベアリング６１ｂを介して発電機２側に漏洩したとしても、発電機２及びその周囲空間７２は膨張機１に接続された耐圧容器７０に完全に囲繞かつ密閉されているため、この周囲空間も高圧のまま保たれることになる。結局のところ、作動流体は、ポート本体４０の吐出流路４５から排出されることになり、意図しない箇所から漏洩することはない。
【００５０】
以上のように、実施例２の膨張機１は発電用ランキンサイクルシステムに限定されることになるが、非常に高圧の作動流体を安全に漏洩無く使用することができるという利点が得られる。
【産業上の利用可能性】
【００５１】
本発明の膨張機は、自動車のエンジン、工場や太陽熱などの排熱源から動力回収・発電を行う通常のランキンサイクルシステムや小型ランキンサイクルシステムのための膨張機として採用可能である。また、本発明の膨張機は非常に高効率であり、本発明者らが既に提案したポンプレスランキン型サイクルシステムのための膨張機として採用することで、既提案のシステムを実用化することが可能である。従って、本発明の膨張機は、産業上の利用可能性が非常に高い。
【符号の説明】
【００５２】
１ 内接歯車型膨張機
２ 発電機
１０ インナーロータ
１１ 外歯
１２ 軸穴
１３ キー溝
２０ アウターロータ
２１ 内歯
３０ ロータケーシング
３１ 針状ころ軸受
４０ ポート本体
４１ 吸入ポート
４２ 吐出ポート
４３ 外周側面
４４ 吸入通路
４５ 吐出通路
４６ 軸穴
４７，４８ 貫通穴
４９ 内部空間
４９ｂ ボールベアリング
５０ ロータ軸
５１ キー
６１ ベアリングケース
６１ａ 内部空間
６１ｂ ボールベアリング
６２ シールケース
６２ａ シールケースの円筒凸部
６２ｂ シールケースの内部空間
６２ｃ シール材
６３ 台座
６４ ボルト
６６ エンドカバー
【技術分野】
【０００１】
本発明は、発電サイクル等の熱機関サイクルに適用可能な高効率の内接歯車型膨張機に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
現在、自動車のエンジン、工場や太陽熱などの排熱源からランキンサイクルを用いて動力回収・発電を行うシステムの設計開発が盛んに行われている。しかし、実用化されているシステムの多くは、熱源温度が２００℃以上で出力が１０ｋＷ以上の比較的大規模な装置であり、熱源温度が１００℃以下でありかつ出力が１００〜１ｋＷ程度にまで小型化したシステムを実用化した例はほとんどない。
【０００３】
こうした小型ランキンサイクルシステムを実用化するには、システムの正味熱効率を向上する高効率の膨張機が必要とされている（非特許文献１）。
【０００４】
ところで、本発明者らは、小型ランキンサイクルサイクルの実用化のため、システム内に通常、設けられる作動流体ポンプを用いずに熱交換器の熱源を切り替えることにより作動流体を駆動するポンプレスランキン型サイクルを既に提案している（特許文献１及び特許文献２）。
【０００５】
しかしながら、既提案のサイクルは、膨張機として膨張ノズルを疑似的に利用して、そのサイクルが動作することを実証した段階であり、既提案のサイクルにおいても、これに適用可能な高効率の膨張機が必要とされている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開２０１１−０１２６４４号公報
【特許文献２】特開２０１１−０１２６４５号公報
【非特許文献】
【０００７】
【非特許文献１】Takahisa Yamamoto, Tomohiko Furuhata, Norio Arai, Koichi Mori,“Design and testing of the organic Rankine cycle”, Energy, 26(3), 2001, pp. 239-251
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであり、発電サイクル等の熱機関サイクル、特に小型かつ低温度差ランキンサイクル、に適用可能な高効率の内接歯車型膨張機を提供することを目的とする。
【０００９】
本発明者らは、鋭意検討の末、内接歯車型ポンプとして実績のあるトロコイドポンプに着目し、これを上記目的のための膨張機として適用できないかどうかを検討した。その結果、トロコイドポンプをそのまま適用できないが、これに摩擦低減の為の抜本的な改良を施せば、上記目的のための膨張機として適用できることを見出し、本発明を完成するに至った。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
すなわち本発明は、例えば、以下の構成・特徴を備えるものである。
内歯を有したアウターロータと、
前記アウターロータ内に回転可能に設けられかつ前記内歯と噛合する外歯を有したインナーロータと、
前記インナーロータ内の軸穴に挿通されかつ前記インナーロータを軸支するロータ軸と、
前記インナーロータと前記アウターロータとを収容するロータケーシングと、
を備えた内接歯車型膨張機であって、かつ、
前記ロータケーシングは、前記ロータケーシングの内周面に、前記アウターロータを回転可能に支持する複数の針状ころ軸受又は玉軸受のいずれか一方をさらに備えることを特徴とする内接歯車型膨張機。
【００１１】
ここで、「内接歯車型膨張機」とは内歯歯車（上記アウターロータ）と外歯歯車（上記インナーロータ）とからなる一対の内接歯車を使用する膨張機のことである。なお、内接歯車以外の歯車として、外歯歯車同士が噛合う外接歯車がある。また、本発明の内接歯車には、アウターロータとインナーロータとがトロコイド曲線を形成する一対の内接歯車（トロコイド歯車、実施例で後述）の他、インボリュート曲線やサイクロイド曲線を形成する内接歯車（インボリュート歯車やサイクロイド歯車）を用いても良い。
【発明の効果】
【００１２】
従来のトロコイドポンプ等に用いるアウターロータは、その外周を滑り接触させながら回転させている。これに対して、本発明の内接歯車型膨張機は、アウターロータを収容するロータケーシングに、アウターロータ外周がころがり接触するようにロータケーシングとアウターロータとの間に転動型ベアリングを設けている。これにより、飛躍的な摩擦低減効果が得られ、ひいては、実用に供することできる高効率の膨張機を提供できる。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】実施例１の内接歯車型膨張機の概略を示した斜視図である。
【図２】実施例１の内接歯車型膨張機の概略を示した断面図である。
【図３】実施例１の膨張機の主要な構成要素を説明するための分解斜視図である。
【図４】ポート本体の正面図である。
【図５】ロータケーシング、アウターロータ、及びインナーロータの配置を示した図である。
【図６】本明細書で定義する容積比について説明した図である。
【図７】実証試験で用いたオーガニックランキンサイクルシステムを示した図である。
【図８】実証試験の結果（膨張機の断熱効率）を示した図である。
【図９】実施例２の内接歯車型膨張機を説明した図である。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
以下、添付の図面を参照しながら下記の具体的な実施形態に基づき本発明を説明するが、本発明はこれらの実施形態に何等限定されるものではない。
【実施例１】
【００１５】
（本発明の装置構成）
図１及び図２は、本発明の内接歯車型膨張機１（以下、単に「膨張機」とも呼ぶ）の概略を示した斜視図及び断面図である。なお、図２においては、後述する台座６３は説明の便宜上、図示していない。膨張機１は、図１に示すように、ほぼ同一外径を有した円筒形を成す複数の部材から構成される。これらの部材は、具体的には、エンドカバー６６、ポート本体４０、ロータケーシング３０、ベアリングホルダ６１、シールケース６２である。これらの部材６６，４０，３０，６１，６２には、複数本（例えば４本）のボルト６４が挿通されて互いに一体に組み付けられる。また、ボルト６４は台座６３にも挿通されるので、部材６６，４０，３０，６１，６２は安定した状態で固定される。部材６６，４０，３０，６１，６２の円筒断面中央には、ロータ軸５０が挿通されている。
【００１６】
ベアリングホルダ６１の中央には、ロータ軸５０の中心軸を基点とした円筒形の内部空間６１ａが形成されており、この内部空間６１ａにはボールベアリング６１ｂが設けられる。なお、ポート本体４０内にもボールベアリング４９ｂを収容可能な円筒形の内部空間４９が設けられる。これにより、膨張機１内に挿通されたロータ軸５０は、これらのボールベアリング４９ｂ，６１ｂによって回転可能に支持される。
【００１７】
シールケース６２は、ベアリングホルダ６１に接続した一側から台座６３の開口部に挿通されて他側まで延びた円筒凸部６２ａを有している。なお、円筒凸部６２ａの内部には、ベアリングホルダ６１に向かって開口した円筒形の内部空間６２ｂが形成されている。この内部空間６２ｂには、内部空間６２ｂの壁面とロータ軸５０の外周面とを密閉するシール材６２ｃが設けられ、これにより図示しない作動流体が膨張機１内を流れる際にボールベアリング６１ｂから流れ出た作動流体を膨張機１から漏れ出すことを防ぐことができる。
【００１８】
図３は膨張機１の主要な構成要素を説明するための分解斜視図である。膨張機１は、内歯２１を有したアウターロータ２０と、アウターロータ２０内に回転可能に設けられかつ内歯２１と噛合する外歯１１を有したインナーロータ１０と、の一対の内接型歯車を有する。本実施例では、内接型歯車として内接型トロコイド歯車を用いた膨張機１について説明するものとする。インナーロータ１０は、インナーロータ１０内に形成された軸穴１２に挿通されたロータ軸５０（図３には説明の便宜上、図示せず）によって軸支されている。軸穴１２にはキー溝１３が形成されており、ロータ軸５０上に設けられたキー５１に係合している（図５を参照）。これにより、熱機関サイクル（例えば、ランキンサイクル）の回路中を循環する作動流体の作用圧力によって、アウターロータ２０とともに回転するインナーロータ１０の回転力は、ロータ軸５０を介して負荷側に伝達され、動力回収又は発電機で発電させるための動力として使用されることになる。
【００１９】
一方、アウターロータ２０の外側には、インナーロータ１０とアウターロータ２０とを収容するようにロータケーシング３０が設けられている。なお、図２、図３及び図５に示すように、アウターロータ２０の中心軸Ｏｏはインナーロータ１０の中心軸Ｏｉとは一致していない。つまり、アウターロータ２０及びその外側に設けられた後述する針状ころ軸受３１及びロータケーシング３０は、インナーロータ１０及びその内側に挿通されたロータ軸５０に対して偏心していることになる。
【００２０】
本発明の膨張機１は、吸入ポート４１と吐出ポート４２とが形成されたポート本体４０をさらに備える。ポート本体４０は、例えば、図３及び図４に示すような円筒形を成し、ポート本体４０の外周側面４３には吸入通路４４と吐出通路４５が設けられ、ポート本体４０の中央にはロータ軸５０を挿通させる軸穴４６が設けられている。吸入通路４４と吐出通路４５とは外周側面４３から軸穴４６に向かって延びており、それぞれ最も奥まった位置に吸入ポート４１又は吐出ポート４２に連結する貫通穴４７，４８が設けられている。熱機関サイクル回路を循環する作動流体は、ポート本体４０の吸入通路４４から膨張機１に入り、貫通穴４７にてほぼ直角に進行方向を曲げるとともに流路面積が狭められる。その後、吸入ポート４１にて若干、流路面積が拡大し、相対的に回転するインナーロータ１０の外歯１１とアウターロータ２０の内歯２１との間に形成された内部空間に導入・回転し、その後、吐出ポート４２から貫通穴４８及び吐出通路４５を通って、膨張機１から排出されて熱機関サイクル回路に戻ることになる。
【００２１】
（ポンプと膨張機との使用環境の違い）
上述したように、本発明の目的に適した膨張機は存在しなかった為に、本発明者らは、トロコイドポンプ用歯車として実績のあるトロコイドロータ（トロコイド曲線を使用した歯車）を本発明の膨張機１としてそのまま転用できないか、先ず、検討した。その結果、トロコイドポンプと本発明の膨張機１とには、以下のような使用環境の違いがあることが分かった。
【００２２】
（１）作動流体の物性
トロコイドポンプ用の作動流体には液体（オイル等）を使用するのに対し、本発明の膨張機１用の作動流体には、低沸点の有機熱媒体（例えば、ＨＦＣ系冷媒、アンモニア、二酸化炭素ＣＯ２など）を使用する。
【００２３】
従って、本発明の膨張機１用の作動流体は、粘度が低いこと、液体と気体とが存在した二相流となり得ること、膨張しやすいこと、などの特徴を有しており、本発明の膨張機１の構造をこれらの特徴に適切に対応させる必要がある。
【００２４】
（２）出力の範囲
比較対象となるトロコイドポンプ一機当たりの出力は広範囲であるのに対して、本発明にて目標とする膨張機一機当たりの出力は、１００Ｗ〜１０ｋＷ程度（さらに好ましくは１００Ｗ〜１ｋＷ）であり、比較的小さい出力である。なお、出力が小さくなる程、摩擦損失の低減を図る必要がある。また、本発明の膨張機１内で回転するインナーロータ１０の回転数は、最大で１０，０００ｒｐｍ程度にまで及ぶため、公知のトロコイドポンプのロータ回転数（最大で３，５００ｒｐｍ程度）に比べて非常に高速となる。従って、本発明の膨張機１には、高速なロータ回転に対応可能な構造を採用すべきである。
【００２５】
以上のような相違があるために、本発明の膨張機１では、以下に詳述するような改良構造が組み込まれている。
【００２６】
（摩擦抵抗の低減）
先ず、本発明では、図３及び図５に示すように、ロータケーシング３０は、ロータケーシング３０の内周面に、アウターロータ２０を回転可能に支持する複数の針状ころ軸受３１又は玉軸受（図示せず）を備えていることを特徴とする。トロコイドポンプでは、一般に、ロータケーシング３０の内周面には何も設けず、オイルを介してロータケーシング３０とアウターロータ２０とを「滑り接触」させる。本発明者らは、トロコイドポンプ用の公知のロータケーシングを本発明の膨張機１に組み付けて動作させようと試みたが、全く回転しなかった。そこで、上述のように、ロータケーシング３０とアウターロータ２０とを「ころがり接触」させる構造を取り入れることにした。これにより、摩擦抵抗やスターティングトルクを飛躍的に低減させることができる。特に、膨張比が大きくなる程、この低減効果がさらに向上する。また、高速回転時にもこの低減効果が大きくなり、同時に発熱も抑えられる。
【００２７】
内接型歯車の膨張機１では、一般に、インナーロータ１０が偏心回転すること、ロータ１０，２０間に形成される作用室の圧力値、及び吸気側と排気側との圧力差に起因して、アウターロータ２０をロータケーシング３０に押しつけようとするアキシャル負荷が軸方向と垂直方向とに周期的に且つ強く作用する。一方で、軸方向に作用するスラスト負荷はアキシャル負荷ほど大きくならない傾向がある。つまり、このアキシャル負荷がアウターロータ２０とロータケーシング３０との間の摩擦抵抗の要因となっており、これを低減することが重要と成る。
【００２８】
ここで、針状ころ軸受３１は、玉軸受等の他の軸受と比較して小スペースの割に大きなラジアル荷重が負荷できる上に、剛性も高く、慣性力が小さく、かつ、揺動運動にも適しているのでさらに好ましい。これにより、膨張機１は、出力の面だけではなく、信頼性と応答性との面でも優れるようになる。さらに、針状ころ軸受３１は非常に薄肉であるために、膨張機を小型かつ軽量にしたまま、膨張容積を確保できる利点もある。
【００２９】
（作動流体の漏れ損失の低減）
本発明では、上述のように、二相流又は気体の状態下の作動流体を用いるため、作動流体が膨張機１から漏れ出てしまうことを極力抑える措置を講じる必要がある。そこで、ロータ１０，２０の歯面１１，２１間の最小隙間（つまり、図６（ａ）及び（ｂ）に示すような、内歯２１の最も内側に張り出した部分２１ａと外歯１１の最も外側に張り出した部分１１ａとの隙間）を０．０３ｍｍ以下と、可能な限り小さく設定することが好ましい。なお、実際の加工精度も考慮すると、最小隙間の上記範囲は上限である０．０３ｍｍ近くに設定することが最も好ましい。一方、作動流体としてオイルを用いるトロコイドポンプでは、通常、対応する隙間は０．１ｍｍ程度に設定する。
【００３０】
加えて、ポート本体４０の側面やベアリングホルダ６１の側面と、ロータ１０，２０の側面と、の隙間を０．０２ｍｍ程度（つまり、０．０１５ｍｍ〜０．０２５ｍｍ）に比較的小さく設定することが好ましい。これにより、作動流体の漏れ損失をさらに低減することが可能になる。０．０１５ｍｍ未満になると、ポート本体４０の側面やベアリングホルダ６１の側面と、ロータ１０，２０の側面と、の間にかじりが発生してしまう恐れがあるため好ましくない。なお、作動流体としてオイルを用いるトロコイドポンプでは、通常、対応する隙間は０．０５ｍｍ程度に設定する。
【００３１】
なお、作動流体が通過する上記隙間を上記好適な範囲に設定すると、歯面１１，２１同士がぶつかり易くなり、ロータ１０，２０の回転不良が頻発する恐れがある。従って、本発明では、上記措置を講じるにあたって、ロータ軸５０とインナーロータ１０の軸穴１２との隙間（具体的には、インナーロータ１０の内周半径とロータ軸５０の外周半径との差、つまり、片側隙間）を０．１ｍｍ〜０．２ｍｍ程度と、大幅に大きく設定することが好ましい。なお、トロコイドポンプでは、通常、対応する隙間は、０．０１ｍｍ〜０．０４ｍｍ程度となっており、つまり、上記好適な範囲の約２５分の１〜１００分の１程度に設定されている。なお、片側隙間が０．２ｍｍより大きくなると、ガタツキが顕著になり、インナーロータ１０の回転力がロータ軸５０に適切に伝達されなくなる恐れがあるため好ましくない。
【００３２】
（高速回転時のかじり対策）
上述のように、本発明の膨張機１においては、双方のロータ１０，２０を高速に回転させるため、ロータ１０，２０同士の接触面やロータ１０，２０とポート本体４０との接触面にて摩耗やかじりが発生するおそれがある。特に、作動流体の候補として挙げられるＨＦＣ系冷媒は、環境問題に配慮して塩素を含ませていないために非常に潤滑性の低い媒体であり、この問題がより顕著になる。
【００３３】
この問題に対処するため、本発明では、アウターロータ２０又はインナーロータ１０の表面に軟窒化法、塩浴窒化法、又はプラズマ窒化法のいずれかによる窒化処理を施すことが好ましい。窒化処理の際は、ロータ１０，２０の熱変形を抑えるために、処理温度は低く、処理時間は短い方が良い。この観点からは、窒化処理のうち、上述のいずれかの方法による窒化処理を施すことが好ましく、これらの方法以外の処理、例えば、ガス窒化法による処理は好ましくない。なお、実際の表面処理層の厚さとしては、約５ｍｍ程度（つまり、４ｍｍ〜６ｍｍ）と比較的薄くなるように窒化処理を施すことがさらに好ましい。処理層の厚さがある程度以上大きくなると、処理層が堆積したことによる表面の粗さ（凹凸）が顕著になり、ロータ１０，２０の回転不良の原因となるため好ましくない。
【００３４】
さらに、ロータ１０，２０への窒化処理に加えて、ロータ１０，２０に接触するポート本体４０の原料にかじりが発生しにくい鋳鉄を採用することで、これらの接触面での潤滑性を効果的に改善することができる。さらに、ポート本体４０の側面にも上述の窒化処理を施すことで潤滑性を一層高めることが可能となる。
【００３５】
次に、本発明の膨張機１にて実際に生じる膨張比について、以下に定義する容積比とともに説明する。本発明においては、図６（ａ）及び（ｂ）に示すように、ポート本体４０の吸入ポート４１の面積と吐出ポート４２の面積との比率（本明細書においては容積比と呼ぶ。）を変えることで、膨張機１内で実際に生じる膨張比（各ポート４１，４２の開口位置とロータ１０，２０の噛み合い位置とから決まる作動流体の膨張比）を変化させることができる。なお、各ポート４１，４２の開口領域と、アウターロータ２０とインナーロータ１０との噛合（噛み合い）によって形成される容積の一部と、が重なるように各ポート４１，４２を設ける必要がある。例えば、図６（ａ）は、容積比が１の場合の各ポート４１，４２の開口面積及び開口位置を示し、一方、図６（ｂ）は、容積比が２の場合の各ポート４１，４２の開口面積及び開口位置を示している。
【００３６】
なお、実際の膨張比は、上記のように各ポート４１，４２の開口面積で定義した容積比と必ずしも一致するわけではないが、本発明者らの経験上、実際の膨張比はこの容積比に比例することが分かっている。
【００３７】
なお、図３、図４及び図６（ａ）に示すように、ポート本体４０の吸入ポート４１の流路と、吐出ポート４２の流路と、が同一の形状・寸法を有している場合（つまり、容積比が１の場合）には、膨張機１を正逆どちらの方向に回転させても同様の出力を得ることができる。これにより、例えば、本発明者らが既に提案したポンプレスランキン型サイクルにおいて要望されていた往復流膨張機（または正逆回転膨張機）の用途に本発明の膨張機１を適用することがすることが可能となる。また、膨張機１は、気液二相流の状態下の作動流体を使用することも可能であるため、僅かな温度差でも高効率の出力を実現できる。
【００３８】
一方、本発明の膨張機１を通常のランキンサイクルシステム用の膨張機として使用する場合には、図６（ｂ）に示すように、吐出ポート４１の流路面積を吸入ポート４２の流路面積よりも大きくしておくことが好ましい。このような構成を採用することで、吸入ポート４１からロータ１０，２０の歯面１１，２１間の隙間（内部容積）に入り込んだ作動流体が吐出ポート４２に案内される際に、タイミング良く膨張させることができるため、膨張機１の効率をさらに高めることができる。特に、ロータ１０，２０同士の回転によりこれらの歯面１１，２１間の内部容積が最大になる位置に吐出ポート４２を設けて、吐出ポート４２に作動流体を吐き出すようにすれば大きな膨張比が得られるようになる。
【００３９】
本発明に適用可能な内接型歯車として、アウターロータ２０とインナーロータ１０とが図示のトロコイド曲線を形成する一対の内接歯車（トロコイド歯車）の他、インボリュート曲線やサイクロイド曲線を形成する内接歯車（インボリュート歯車やサイクロイド歯車）を用いても良い。
【００４０】
特に、トロコイド歯車である場合には、ロータ軸５０の回転方向を比較的容易に逆転させることができるために、作動流体の進行方向を簡単に逆転させることが可能となる利点がある。また、図示のように部品点数が少なく簡素に内接型歯車を構成できるため、膨張機１を安価に製造することができる。従って、製造された膨張機１は、寸法精度が高く維持されるので、耐久性にも優れる。
【００４１】
（実証試験）
以上説明した膨張機１の性能を確認するために、図７に示す熱機関サイクル（オーガニックランキンサイクル）に組み込んで、その動作確認と効率の測定を行った。作動流体にはＨＦＣ２４５ｆａを選択した。蒸発器及び凝縮器には積層プレート式熱交換器を用いた。熱源流体には高温側及び低温側ともに水を用いた。高温側の熱源流体は抵抗式ヒーターで６０〜１００℃に加熱しながら温水用ポンプにより循環を行い、低温側の熱源流体はチラーを用いて約１０℃に冷却しながら循環を行った。なお、本実証試験では、吐出容積を吸込容積で除した容積比が１で設計された膨張機と、容積比が２で設計された膨張機と、を使用した。ポンプの消費電力Ｗｐは電力計で測定され、膨張機の回転数ＮとトルクＴとは、回転計とトルク計で測定される。蒸発器で作動流体が受け取る熱量Ｑｉｎ、膨張機の出力Ｗｅ、膨張機の断熱効率ηｅは、次の（１）〜（３）式で計算される。
【００４２】
【数１】
【００４３】
ここで、ｈはエンタルピー、ｍは作動流体の質量流量、Ｎは最大出力点における膨張機の回転数である。添え字の１〜４は図７に示す状態１から状態４を示し、添え字ｉｓは等エントロピー過程を示す。作動流体の物性値はアメリカ合衆国の国立標準技術研究所（National Institute of Standards and Technology, NIST）の物性値データベース（Reference Fluid
Thermodynamic and Transport Properties Database, REFPROP）を用いて計算した。
【００４４】
（実験結果）
図８に実証試験により得られたトロコイド膨張機における断熱効率ηｅの結果を示す。具体的には、横軸は、膨張機入口の作動流体温度（高温側熱源温度）Ｔｅ，ｉｎであり、縦軸が膨張機の断熱効率ηｅである。実線で示された曲線は容積比が１の場合であり、破線で示された曲線は容積比２の場合である。いずれの場合とも、断熱効率ηｅが、温度Ｔｅ，ｉｎに対する依存性があることがわかる。容積比が１の場合の結果では、Ｔｅ，ｉｎが７０℃付近で、断熱効率ηｅが最大となった（ηｅ≒６５％）。一方、容積比が２の場合の結果では、Ｔｅ，ｉｎが７５℃付近で、断熱効率ηｅが最大となった（ηｅ≒８０％）。従って、使用する作動流体の温度レベルに応じて膨張機の容積比を設定することにより、熱機関サイクルの更なる高効率化を図ることができるものと考えられる。
【実施例２】
【００４５】
次に、図９を参照しながら、本発明の別の実施例に係る膨張機１について説明する。本発明では、所定の圧力を有した作動流体が吸入通路４４を通して熱機関サイクル回路から膨張機１に導入され、ポート本体４０やロータ１０，２０の歯面１１，２１の隙間等に案内され、吐出通路４５を通して膨張機１から熱機関サイクル回路へ戻ることで作動流体はサイクル回路中を循環する。実施例１では、ベアリングケース６１を介した作動流体の漏れを極力無くすために、ベアリングホルダ６１より先の負荷側にシール材６２ｃが内封されたシールケース６２が設けられており、ロータ軸５０の外周とシールケース６２の内壁との隙間を塞ぐ構成にしている。
【００４６】
しかしながら、本発明においては、圧力を１００気圧（ａｔｍ）程度にまで高められた作動流体が使用される場合も想定され、このような非常に高圧での作動流体を熱機関サイクル回路から膨張機１内に案内した場合、シール材６２ｃが破損・破壊してしまう恐れがある。従って、実施例２の膨張機１では、このような高圧に耐え得る後述の構造を採用した。
【００４７】
実施例２の膨張機１においては、実施例１の膨張機１のベアリングホルダ６１の側面に設けられていたシール材６２ｃ及びこれを収容するシールケース６２を要しない。その代わりに、実施例２では、ベアリングホルダ６１の側面には、ロータ軸５０とロータ軸５０に接続された発電機２とを収容する耐圧容器７０がさらに設けられていることを特徴としている。実施例２の上記特徴以外のその他の構成については、実施例１の構成と同様であり、再度の説明を省略する。
【００４８】
耐圧容器７０は、上記圧力にまで耐えられるような耐圧構造を有することが好ましい。耐圧構造は、図９に示すように、例えば１０ｍｍ〜３０ｍｍ程度の厚みを有した鋳鉄、鋼等の金属製の平板７１を複数組み合わせることで外壁を構成することができる。なお、鋳鉄の引張強度は約２５０Ｎ／ｍｍ２であるのに対し、鋼の引張強度は約４００Ｎ／ｍｍ２である。耐圧強度は引張強度に比例するため、鋼製の平板７１を使用した方がさらに好ましい。また、平板７１同士を組み付ける際には、図９に示すように、ボルト等を利用することが考えられる。ボルトも上記のような高圧に耐え得る仕様・構造を有することが好ましい。また、耐圧容器７０は、上述したような複数の平板７１を組み合せたものに限らず、例えば鋳造により一体的に作られた単一部材であってもよい。
【００４９】
このような構成を採用することにより、膨張機１内に流入した非常に高圧の作動流体がボールベアリング６１ｂを介して発電機２側に漏洩したとしても、発電機２及びその周囲空間７２は膨張機１に接続された耐圧容器７０に完全に囲繞かつ密閉されているため、この周囲空間も高圧のまま保たれることになる。結局のところ、作動流体は、ポート本体４０の吐出流路４５から排出されることになり、意図しない箇所から漏洩することはない。
【００５０】
以上のように、実施例２の膨張機１は発電用ランキンサイクルシステムに限定されることになるが、非常に高圧の作動流体を安全に漏洩無く使用することができるという利点が得られる。
【産業上の利用可能性】
【００５１】
本発明の膨張機は、自動車のエンジン、工場や太陽熱などの排熱源から動力回収・発電を行う通常のランキンサイクルシステムや小型ランキンサイクルシステムのための膨張機として採用可能である。また、本発明の膨張機は非常に高効率であり、本発明者らが既に提案したポンプレスランキン型サイクルシステムのための膨張機として採用することで、既提案のシステムを実用化することが可能である。従って、本発明の膨張機は、産業上の利用可能性が非常に高い。
【符号の説明】
【００５２】
１ 内接歯車型膨張機
２ 発電機
１０ インナーロータ
１１ 外歯
１２ 軸穴
１３ キー溝
２０ アウターロータ
２１ 内歯
３０ ロータケーシング
３１ 針状ころ軸受
４０ ポート本体
４１ 吸入ポート
４２ 吐出ポート
４３ 外周側面
４４ 吸入通路
４５ 吐出通路
４６ 軸穴
４７，４８ 貫通穴
４９ 内部空間
４９ｂ ボールベアリング
５０ ロータ軸
５１ キー
６１ ベアリングケース
６１ａ 内部空間
６１ｂ ボールベアリング
６２ シールケース
６２ａ シールケースの円筒凸部
６２ｂ シールケースの内部空間
６２ｃ シール材
６３ 台座
６４ ボルト
６６ エンドカバー
【特許請求の範囲】
【請求項１】
内歯を有したアウターロータと、
前記アウターロータ内に回転可能に設けられかつ前記内歯と噛合する外歯を有したインナーロータと、
前記インナーロータ内の軸穴に挿通されかつ前記インナーロータを軸支するロータ軸と、
前記インナーロータと前記アウターロータとを収容するロータケーシングと、
を備えた内接歯車型膨張機であって、かつ、
前記ロータケーシングは、前記ロータケーシングの内周面に、前記アウターロータを回転可能に支持する複数の針状ころ軸受又は玉軸受のいずれか一方をさらに備えることを特徴とする内接歯車型膨張機。
【請求項２】
前記内歯と前記外歯との最小隙間を０．０３ｍｍ以下にし、かつ、
前記ロータ軸と前記インナーロータの軸穴との隙間を０．１ｍｍ〜０．２ｍｍにしたことを特徴とする請求項１に記載の内接歯車型膨張機。
【請求項３】
前記アウターロータ及び前記インナーロータには、軟窒化法、塩浴窒化法、又はプラズマ窒化法のいずれかによる窒化処理を施されていることを特徴とする請求項１又は２に記載の内接歯車型膨張機。
【請求項４】
吸入ポートと吐出ポートとが形成されたポート本体をさらに備え、
前記吸入ポートと前記吐出ポートとは、前記吸入ポートの開口領域及び前記吐出ポートの開口領域と、前記アウターロータの前記内歯と前記インナーロータの前記外歯との噛合によって形成される容積の一部と、が重なるように形成され、かつ、
前記吐出ポートの開口面積を、前記吸入ポートの開口面積よりも大きくしたことを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内接歯車型膨張機。
【請求項５】
吸入ポートと吐出ポートとが形成されたポート本体をさらに備え、
前記吸入ポートと前記吐出ポートとは、前記吸入ポートの開口領域及び前記吐出ポートの開口領域と、前記アウターロータの前記内歯と前記インナーロータの前記外歯との噛合によって形成される容積の一部と、が重なるように形成され、かつ、
前記吐出ポートの開口面積を、前記吸入ポートの開口面積と同一にしたことを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内接歯車型膨張機。
【請求項６】
前記ロータ軸に接続可能な発電機を収容可能な内部空間を有した耐圧容器をさらに備え、かつ、前記耐圧容器は前記内部空間に最大１００気圧の作動流体が充満されても耐え得る構造を有していることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の内接歯車型膨張機。
【請求項７】
前記アウターロータ及び前記インナーロータは、トロコイド曲線を形成する一対の内接歯車であることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の内接歯車型膨張機。
【請求項１】
内歯を有したアウターロータと、
前記アウターロータ内に回転可能に設けられかつ前記内歯と噛合する外歯を有したインナーロータと、
前記インナーロータ内の軸穴に挿通されかつ前記インナーロータを軸支するロータ軸と、
前記インナーロータと前記アウターロータとを収容するロータケーシングと、
を備えた内接歯車型膨張機であって、かつ、
前記ロータケーシングは、前記ロータケーシングの内周面に、前記アウターロータを回転可能に支持する複数の針状ころ軸受又は玉軸受のいずれか一方をさらに備えることを特徴とする内接歯車型膨張機。
【請求項２】
前記内歯と前記外歯との最小隙間を０．０３ｍｍ以下にし、かつ、
前記ロータ軸と前記インナーロータの軸穴との隙間を０．１ｍｍ〜０．２ｍｍにしたことを特徴とする請求項１に記載の内接歯車型膨張機。
【請求項３】
前記アウターロータ及び前記インナーロータには、軟窒化法、塩浴窒化法、又はプラズマ窒化法のいずれかによる窒化処理を施されていることを特徴とする請求項１又は２に記載の内接歯車型膨張機。
【請求項４】
吸入ポートと吐出ポートとが形成されたポート本体をさらに備え、
前記吸入ポートと前記吐出ポートとは、前記吸入ポートの開口領域及び前記吐出ポートの開口領域と、前記アウターロータの前記内歯と前記インナーロータの前記外歯との噛合によって形成される容積の一部と、が重なるように形成され、かつ、
前記吐出ポートの開口面積を、前記吸入ポートの開口面積よりも大きくしたことを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内接歯車型膨張機。
【請求項５】
吸入ポートと吐出ポートとが形成されたポート本体をさらに備え、
前記吸入ポートと前記吐出ポートとは、前記吸入ポートの開口領域及び前記吐出ポートの開口領域と、前記アウターロータの前記内歯と前記インナーロータの前記外歯との噛合によって形成される容積の一部と、が重なるように形成され、かつ、
前記吐出ポートの開口面積を、前記吸入ポートの開口面積と同一にしたことを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内接歯車型膨張機。
【請求項６】
前記ロータ軸に接続可能な発電機を収容可能な内部空間を有した耐圧容器をさらに備え、かつ、前記耐圧容器は前記内部空間に最大１００気圧の作動流体が充満されても耐え得る構造を有していることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の内接歯車型膨張機。
【請求項７】
前記アウターロータ及び前記インナーロータは、トロコイド曲線を形成する一対の内接歯車であることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の内接歯車型膨張機。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【公開番号】特開２０１２−１８８９７５（Ｐ２０１２−１８８９７５Ａ）
【公開日】平成２４年１０月４日（２０１２．１０．４）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１１−５２２５５（Ｐ２０１１−５２２５５）
【出願日】平成２３年３月９日（２０１１．３．９）
【出願人】（３０４０２１２８８）国立大学法人長岡技術科学大学 (458)
【出願人】（３９０００４３３０）日本オイルポンプ株式会社 (1)
【公開日】平成２４年１０月４日（２０１２．１０．４）
【国際特許分類】
【出願日】平成２３年３月９日（２０１１．３．９）
【出願人】（３０４０２１２８８）国立大学法人長岡技術科学大学 (458)
【出願人】（３９０００４３３０）日本オイルポンプ株式会社 (1)
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