JP2005180358A - 熱交換器、スターリングエンジン及びハイブリッドシステム - Google Patents

Abstract

【課題】その管群の少なくとも一部が曲げられた形状とされた場合のように複数の伝熱管毎の各種条件や特性等にばらつきがある場合であっても、その熱交換能力の低下が抑制可能な熱交換器を提供する。
【解決手段】複数の管４７ｔにより形成される複数の流路を通る流体の熱交換を行う熱交換器４７であって、前記複数の管のそれぞれは、前記複数の管の管毎の熱交換能力のばらつきを抑制するための前記管毎に異なる構造を備えている。各管毎の条件や特性等の均衡が崩れている場合には、積極的に各管の熱交換能力のばらつきを抑制するように補正すべく、各管毎に異なる構造的工夫を加える。前記構造は、前記複数の管の長さのばらつきが抑制されるための前記複数の管の長さに関する構造である。前記構造として、前記複数の管の少なくとも一部は、ねじられた形状を有している。
【選択図】 図７

Description

本発明は、熱交換器、スターリングエンジン及びハイブリッドシステムに関し、特に、多管式熱交換器等において、複数の伝熱管毎の各種条件や特性等のばらつきによる熱交換能力の低下が抑制可能な熱交換器、スターリングエンジン及びハイブリッドシステムに関する。

周知のように、外部熱源と流体との間の熱交換には、多管式熱交換器（shell-and-tube exchanger, tubular exchanger）を含む、複数の管により形成される複数の流路を通る流体と、外部熱源との間で熱交換が行われる熱交換器（以下、これらを総称して単に「多管式熱交換器等」と称する）が広く用いられている。

多管式熱交換器等が適用される一例として、スターリングエンジンの加熱器が挙げられる。以下では、スターリングエンジンの加熱器を例に挙げて、多管式熱交換器等について説明する。以下の説明から明らかなように、以下の記載内容は、多管式熱交換器等一般に関するものであり、スターリングエンジンの加熱器に適用されたケースに限定されるものではない。

多管式熱交換器等は、特に、各伝熱管（流路）を通る流体が高圧ガスである場合に広く適用されている。スターリングエンジンの加熱器に適用された例においても、その多管式熱交換器等の複数の管の中には、高圧の作動流体が流れる。スターリングエンジンの出力を向上させるべく、作動流体の密度・圧力は、高く設定されている。以下に、スターリングエンジン及びその加熱器の一例について説明する。

実開平４−８９８３６号公報（特許文献１）には、図２８に示すようなスターリングエンジンが開示されている。機械室１２０には、高温側気筒１２１と低温側気筒１２２とが突設されており、高温側気筒１２１の上部には加熱器１２３の一端部が接続され、その他端部は再生器１２５に接続されている。低温側気筒１２２には、冷却器１２６が接続されており、その冷却器１２６が再生器１２５に接続されている。高温側気筒１２１及び低温側気筒１２２には、それぞれ膨張ピストン１２７及び圧縮ピストン１２８が往復動可能に配設されており、両ピストン１２７，１２８はそれぞれコネクティングロッド１２９，１３０によってクランク軸１３１に連結され、両ピストン１２７，１２８が互いに所定位相差例えば９０°をもって往復動するように構成されている。

加熱器１２３で作動流体が熱源（図示せず）によって加熱されると、膨張して膨張ピストン１２７が圧下され、クランク軸１３１の回動が行われる。また、膨張ピストン１２７が上昇行程に移ると、作動流体は加熱器１２３を通過して再生器１２５に移送され、そこで再生器１２５内に充填されている蓄熱材に熱を与え、冷却器１２６へと流れて冷却され、圧縮ピストン１２８の上昇行程に伴って圧縮される。このようにして圧縮された作動流体は、逆に加熱器１２３側に流れ、その途中で再生器１２５内の蓄熱材から熱を奪いながら温度を上昇して、加熱器１２３へ流れ込み、そこで再び熱源によって加熱膨張せしめられる。

加熱器１２３の複数本の伝熱管１２４の一端は、高温側気筒１２１に接続され、それらの伝熱管１２４の他端は、再生器１２５に接続されている。各伝熱管１２４は、大径のパイプ（図示せず）内に芯材（図示せず）が同心状に挿入されたものからなり、その芯材の外周部とパイプの内面との間に軸線方向に延びる多数の動作流体流通路が形成され、その動作流体流通路の一端が高温側気筒１２１内に連通され、他端が再生器１２５に接続連通されている。

実開平４−８９８３６号公報

多管式熱交換器等において流体が熱交換されるに際して、その多管式熱交換器等の複数の伝熱管毎の各種条件や特性等にばらつきがあると、その多管式熱交換器等の熱交換能力が低くなる場合がある。

この多管式熱交換器等の複数の伝熱管毎の各種条件や特性等のばらつきの問題が生じる理由には、様々なものが考えられるが、以下では、その代表的な例として、多管式熱交換器等の複数の伝熱管の少なくとも一部が曲げられた形状に設計された場合について説明する。

何らかの理由により、多管式熱交換器等のコンパクト化が要求される場合には、その多管式熱交換器等を構成する複数の伝熱管が曲げられた形状に設計される場合がある。また、多管式熱交換器等の外部熱源の関係から、その多管式熱交換器等を構成する複数の伝熱管が曲げられた形状に設計される場合がある。

複数の伝熱管が曲げられた形状に設計されると、各伝熱管の長さ（管の長手方向の長さ）に差が生じる場合がある。例えば、多管式熱交換器等を構成する管群（複数の伝熱管）全体の少なくとも一部が所定の曲率半径で曲げられた場合、その管群の中で、相対的に外周側に位置する伝熱管は、相対的に内周側に位置する伝熱管に比べて曲率半径が大きくなり、長さが長くなる場合がある。

多管式熱交換器等の管群の長さが不均一であると、その多管式熱交換器等の熱交換能力が低くなる場合がある。各伝熱管の長さが一定ではないとき、長さの短い伝熱管内を流れる流体は、長さの長い伝熱管内を流れる流体に比べて、その伝熱管の長さが短い分だけ、伝熱管内に留まる時間が短い。このことから、長さの短い伝熱管内を流れる流体は、長さの長い伝熱管内を流れる流体に比べて、外部熱源との間で熱伝達する時間が短い。また、長さの短い伝熱管内は、長さの長い伝熱管内に比べて、流路抵抗が小さい。そのため、長さの短い伝熱管内には、長さの長い伝熱管内に比べて、より多くの流体が流れる。

これらのことから、各伝熱管の長さが一定ではない場合には、長さの短い伝熱管を介してより多量の流体が、より短い時間（伝熱時間）で外部熱源と熱伝達することになる。そのため、各伝熱管の長さが一定である場合（伝熱管毎の熱伝達能力にばらつきがない場合）に比べて、管群内の流体全体としての熱伝達量（管群内の流体の単位流量当たりの熱伝達量）が相対的に小さくなり、その多管式熱交換器等の熱交換能力が低くなる。

以下に、多管式熱交換器等をスターリングエンジンの加熱器に適用した例を用いて、上記内容の具体的ケースについて説明する。

スターリングエンジンにおいて、加熱器、再生器、冷却器からなる熱交換器（後述する熱交換器構成体）のスペースは、出力に直接的には関与しない無効容積となっており、その熱交換器の体積が増えると、スターリングエンジンの出力が減少する。このため、必要な熱交換能力が得られる範囲で熱交換器のコンパクト化が望まれている。

これに対し、上記熱交換器をコンパクトにすると、一般に熱交換が困難となる傾向にあり、熱交換能力が低い（熱源からの受熱量が少ない）場合には、スターリングエンジンのエンジン出力が減少するという問題がある。このように、熱交換器のコンパクト化とエンジン出力の増加は、背反事項であり、両立させるためには、熱交換器の効率を上げる必要がある。そのために、加熱器は効果的に加熱される必要がある。これらのことから、スターリングエンジンの加熱器を構成する管群全体の少なくとも一部が曲げられた形状に形成される場合がある。

特に、スターリングエンジンが例えば車両の内燃機関の排気ガスのような排熱を熱源として作動すべく、車両の内燃機関の排気管に隣接するスペースのように、限られた空間にスターリングエンジンを搭載しなくてはならない場合がある。その場合、スターリングエンジンの装置規模をコンパクトに抑える必要がある。

更に、例えば上記と同様に、スターリングエンジンが車両の内燃機関の排気ガスのような排熱を熱源として作動する場合のように、熱源から十分に余裕のある熱量を確保し難い環境下に搭載される場合には、効率良く受熱することが求められる。

上記のことから、特に、車両の内燃機関の排気管に隣接するスペースのように、限られた空間にスターリングエンジンを搭載しなくてはならない場合や、スターリングエンジンが車両の内燃機関の排気ガスのような排熱を熱源として作動する場合のように、熱源から十分に余裕のある熱量を確保し難い環境下に搭載される場合には、スターリングエンジンの加熱器を構成する管群全体の少なくとも一部が曲げられた形状に形成される場合がある。

なお、上記特許文献１のスターリングエンジンの加熱器の複数の伝熱管の長さには、ばらつきがある。

本発明の目的は、複数の管により形成される複数の流路を通る流体と、外部熱源との間で熱交換が行われる熱交換器であって、その熱交換能力の低下が抑制可能な熱交換器、スターリングエンジン及びハイブリッドシステムを提供することである。
本発明の他の目的は、複数の管により形成される複数の流路を通る流体と、外部熱源との間で熱交換が行われる熱交換器であって、その管群の少なくとも一部が曲げられた形状とされた場合のように複数の伝熱管毎の各種条件や特性等にばらつきがある場合であっても、その熱交換能力の低下が抑制可能な熱交換器、スターリングエンジン及びハイブリッドシステムを提供することである。

多管式熱交換器等において流体が熱交換されるに際して、多管式熱交換器等の複数の伝熱管毎の各種条件や特性等にばらつきがあると、流体の単位流量当たりの熱伝達量（熱伝達能力、熱交換能力）が、その多管式熱交換器等の複数の伝熱管毎にばらつくことがあり、その場合、その多管式熱交換器等の熱交換能力が低くなる場合がある。上記において、伝熱管の各種条件や特性等の一例として、管の長さが挙げられる。

本発明の熱交換器は、複数の管により形成される複数の流路を通る流体の熱交換を行う熱交換器であって、前記複数の管のそれぞれは、前記複数の管の管毎の熱交換能力のばらつきを抑制するための前記管毎に異なる構造を備えていることを特徴としている。

通常一般の多管式熱交換器等の熱交換器では、複数の管の全てが管長が互いに等しい直線状に構成されているため、各管の熱交換能力が同一であるのに対し、熱交換器の小型化の要請や熱源との関係を含む何らかの理由により、上記構成以外の構成にされた場合には、各管毎の条件や特性等の均衡が崩れ、各管毎の熱交換能力が同一ではなくなる（熱交換器の熱交換能力が低くなる）ので、積極的に各管の熱交換能力を同一に（又はそれらのばらつきを抑制するように）補正すべく、各管毎に異なる構造的工夫を加えることとした。各管毎の条件や特性等が不均衡であることによって避けられない各管毎の熱交換能力のばらつきを是正すべく、積極的な意図をもって、管毎に異なる構造という工夫を施すものである。本発明者は、このような各管毎の条件や特性等のばらつきに起因する各管毎の熱交換能力の不均衡を修正することが熱交換能力の低下の抑制に有効であるとの知見を得たものである。

本発明の熱交換器は、複数の管により形成される複数の流路を通る流体の熱交換を行う熱交換器であって、前記複数の管の少なくとも一部がカーブ形状を有するように構成され、前記複数の管の少なくとも一部は、前記カーブ形状に対応する前記複数の管の管毎の熱交換能力のばらつきを抑制する構造を備えていることを特徴としている。

熱交換器の管群（その少なくとも一部を含む）は、熱交換器の搭載スペースの点でカーブ形状とされることが有効である。熱源としての流体が供給される領域が限定されている場合に、その流体との伝熱面積を大きく確保するために、熱交換器の管群は、カーブ形状とされることが有効である。熱交換器の管内の流路抵抗が相対的に低いという点で、熱交換器の管群は、カーブ形状とされることが有効である。熱交換器の管群がカーブ形状とされると、通常一般には、各管毎の管長などの条件や特性等にばらつきが生じる。

本発明の熱交換器において、前記構造は、前記複数の管の長さのばらつきが抑制されるための前記複数の管の長さに関する構造であることを特徴としている。

熱交換器の複数の管の長さのばらつきが抑制されると、流体が管内に留まる時間（熱交換する時間）、及び各管の流路抵抗のばらつきが抑制され、管毎の熱交換能力のばらつきの抑制につながる。

本発明の熱交換器において、前記構造として、前記複数の管の少なくとも一部は、ねじられた形状を有していることを特徴としている。

何らかの要請に応じて、熱交換器全体（管群を収容するケース）としては各種形状に構成された場合であっても、そのケースの内部の管群の各々の管がねじられた形状とされることにより、ケースの各種形状によらず、管毎の熱交換能力のばらつきの抑制が実現される。

本発明の熱交換器において、前記構造として、前記複数の管の全てが、同じねじり角でねじられた形状を有していることを特徴としている。

ねじり角が同じ場合には、実質的に管同士の間に形成される空間（熱源の流体が通る空間）が同じになる。これにより、熱源に対して複数の管が均等に接触し、均等に熱交換され、管毎の熱交換能力のばらつきが抑制される。

本発明の熱交換器において、前記構造は、前記複数の管の管同士の間に形成される空間に関する構造であることを特徴としている。

管毎の条件や特性等のばらつきにより、管同士の間に形成される空間に大小のばらつきが生じていると、熱源に対して複数の管が均等に接触せずに、均等に熱交換されない。この場合には、管内の流体の熱交換が十分に行われない。管相互の相対的配置関係（管同士の間に形成される空間の大きさ）が変わらないようにすることが管毎の熱交換能力のばらつきを抑制するために有効である。

本発明の熱交換器において、前記構造は、前記複数の管の管毎の熱伝達面積に関する構造であることを特徴としている。

管毎に熱伝達面積に関する異なる構造を備えることにより、管毎の熱交換能力のばらつきが抑制される。管毎の熱交換能力のばらつきが抑制されるように、管毎の熱伝達面積が設定される。管毎に熱伝達面積に関する異なる構造とは、フィン、管径・流路の断面積、管長であることができる。

本発明の熱交換器において、前記構造は、前記複数の管の管毎の流路抵抗に関する構造であることを特徴としている。

管毎に流路抵抗に関する異なる構造を備えることにより、管毎の熱交換能力のばらつきが抑制される。管毎の熱交換能力のばらつきが抑制されるように、管毎の流路抵抗が設定される。管毎に流路抵抗を設定することにより、管毎に流れる流体の流量や、管内に留まる時間を制御できる。管毎に流路抵抗に関する異なる構造とは、管径・流路の断面積、管長であることができる。

本発明の熱交換器において、前記構造は、前記複数の管のそれぞれの流路の断面積に関する構造であることを特徴としている。

管毎に流路の断面積に関する異なる構造を備えることにより、管毎の熱交換能力のばらつきが抑制される。管毎の熱交換能力のばらつきが抑制されるように、管毎の流路の断面積が設定される。管毎に流路の断面積を設定することにより、管毎に流れる流体の流量、流路抵抗、伝熱面積を制御できる。管毎に流路の断面積に関する異なる構造とは、管径であることができる。

本発明の熱交換器において、前記構造は、前記複数の管の管毎における流体が当該管内に留まる時間に関する構造であることを特徴としている。

管毎に管内に留まる時間に関する異なる構造を備えることにより、管毎の熱交換能力のばらつきが抑制される。管毎の熱交換能力のばらつきが抑制されるように、管毎の管内に留まる時間が設定される。管毎に管内に留まる時間に関する異なる構造とは、管径・流路の断面積、管長であることができる。

本発明の熱交換器において、前記構造は、前記複数の管の管毎の流体の流量に関する構造であることを特徴としている。

管毎の流体の流量に関する異なる構造を備えることにより、管毎の熱交換能力のばらつきが抑制される。管毎の熱交換能力のばらつきが抑制されるように、管毎の流体の流量が設定される。管毎の流体の流量に関する異なる構造とは、管径・流路の断面積、管長であることができる。

本発明の熱交換器において、前記構造は、前記複数の管の管毎の流体の流動に対する圧力損失に関する構造であることを特徴としている。

管毎の流体の流動に対する圧力損失に関する構造には、管の端部の形状が含まれる。管毎の流体の流動に対する圧力損失に関する構造には、いわゆるＲどりや絞り部材が含まれる。

本発明の熱交換器において、前記構造は、前記複数の管のそれぞれの流路の入口の形状に関する構造であることを特徴としている。

管に流入する際の圧力損失は、相対的に大きいため、管毎の調整を行い易く、また、それによる管毎の熱交換能力のばらつきの抑制効果も大きい。

本発明の熱交換器において、前記構造は、前記複数の管のそれぞれの流路の断面積と周方向の長さに関する構造であることを特徴としている。

流路の断面積と周方向の長さに関する異なる構造を備えることにより、管毎の熱交換能力のばらつきが抑制される。管毎の熱交換能力のばらつきが抑制されるように、流路の断面積と周方向の長さが設定される。流路の断面積と周方向の長さに関する異なる構造とは、管径であることができる。流路の断面積と周方向の長さに関する異なる構造により、単位流路面積当たりの管外部の表面積が変更される。

本発明のスターリングエンジンは、上記熱交換器を加熱器として備えたことを特徴としている。

本発明のスターリングエンジンは、上記本発明の熱交換器を加熱器として備えたスターリングエンジンにおいて、前記複数の管のそれぞれの流路の入口の形状に関する構造は、スターリングエンジンの再生器及び高温側シリンダのうち前記再生器に近い側に設けられていることを特徴としている。

スターリングエンジンにおいて、管毎の熱交換能力のばらつきが抑制されるべき場合とは、熱交換器にて行われる熱交換が加熱である場合である。そのため、熱交換器にて加熱されるべき流体が管に流入される側である再生器に近い側にて管の入口形状が調整されているのが効果的である。

本発明のスターリングエンジンは、直列に配置された少なくとも２つのシリンダと、冷却器と再生器と加熱器とを有する熱交換器として機能する熱交換器構成体とを備え、前記加熱器は、上記本発明の熱交換器により構成され、前記熱交換器構成体は、第１の前記シリンダと第２の前記シリンダとを結ぶように前記熱交換器構成体の少なくとも一部がカーブ形状を有するように構成されていることを特徴としている。

上記本発明によれば、２つのシリンダが直列に配置され、かつ熱交換器構成体が第１及び第２のシリンダとを結ぶようにその少なくとも一部がカーブ形状を有するように構成されているので、搭載スペースがコンパクトに抑えられ、車両のような限られたスペースに搭載される場合であっても設置の自由度が増す。更に、例えば管の内部のように受熱可能な領域が限定されている場合に、その領域内で加熱器をカーブ形状に形成すれば伝熱面積を極力大きく確保することができる。また、冷却器または再生器をカーブ形状にした場合には、角のある形状に比べて流路抵抗を低減することができる。流路抵抗の観点から、熱交換器構成体の一部にでも角の部分がないように構成される。熱交換器構成体の流路の軸線は、角の部分が形成されないように直線同士の組み合わせではなく、曲線と直線との組合わせ（図１、図６参照）または曲線のみ（図６）から、構成されるのが良い。

本発明のスターリングエンジンにおいて、前記加熱器は、前記第１のシリンダと前記第２のシリンダとを結ぶような前記カーブ形状を有するように構成され、前記冷却器及び前記再生器は、前記シリンダの延在方向に沿う直線状に構成されていることを特徴としている。

上記本発明によれば、加熱器のカーブ形状の部分を、例えば管の内部のように受熱可能な領域であって限定された領域に対応させて設計・配置すれば、その領域内で伝熱面積を極力大きく確保することができる。また、冷却器及び再生器がシリンダの延在方向に沿う直線状に構成されているため、流路抵抗が少ない。

本発明のスターリングエンジンにおいて、前記スターリングエンジンの出力は、前記第１のシリンダ内の第１ピストンと前記第２のシリンダ内の第２ピストンとに共通に接続された駆動軸を介して取り出され、前記第１ピストンが上死点にあるときの前記第１ピストンの頂部と前記駆動軸との間の距離と、前記第２ピストンが上死点にあるときの前記第２ピストンの頂部と前記駆動軸との間の距離とが相違するように構成されていることを特徴としている。

上記本発明によれば、その相違する部分に冷却器を配置すれば、加熱器の全体を受熱可能な領域に配置し、かつ冷却器をその領域の外に配置することが容易である。

本発明のスターリングエンジンにおいて、前記距離の相違は、前記第１ピストンのピストンピンと前記第１ピストンとを連結する第１連結軸の長さと、前記第２ピストンのピストンピンと前記第２ピストンとを連結する第２連結軸の長さの相違に対応していることを特徴としている。本発明によれば、簡易な構成で上記発明を構成することができる。

本発明のスターリングエンジンにおいて、前記距離の相違は、前記第１ピストンの長さと前記第２ピストンの長さの相違に対応していることを特徴としている。
本発明によれば、簡易な構成で上記発明を構成することができる。

本発明のスターリングエンジンにおいて、前記第１及び第２のシリンダのうちの高温側シリンダと前記加熱器との連結面が、前記加熱器と前記再生器との連結面と概ね同一であることを特徴としている。

本発明によれば、加熱器の端部が同一なので、ある面内が受熱領域となる場合に、その面に対して加熱器の端部を合わせて設置すれば、加熱器全体が過不足なく受熱領域に入る。

本発明のスターリングエンジンにおいて、前記第１及び第２のシリンダのうちの高温側シリンダと前記加熱器との連結面が、前記再生器と前記冷却器との連結面と概ね同一であることを特徴としている。

本発明によれば、ある面内が受熱領域となる場合に、加熱器全体が過不足なく受熱領域に入るように、その面に対して加熱器の一端側の端部を合わせて設置すれば、再生器が受熱領域に入るので、再生器に蓄熱された熱が外部に奪われ難い。

本発明のスターリングエンジンにおいて、更に、前記第１のシリンダ内の第１ピストンと前記第２のシリンダ内の第２ピストンの少なくともいずれか一方に直接的又は間接的に連結され、当該連結されたピストンが当該シリンダ内を往復運動するときに近似直線運動するように設けられた近似直線機構を備えたことを特徴としている。

本発明のハイブリッドシステムは、上記本発明のスターリングエンジンと、車両の内燃機関とを備えたハイブリッドシステムであって、前記スターリングエンジンは、前記車両に搭載され、前記スターリングエンジンの加熱器が前記内燃機関の排気系から受熱するように設けられたことを特徴としている。

本発明のハイブリッドシステムにおいて、前記熱交換器は、前記第１及び第２のシリンダの上部同士を連結し、かつ前記内燃機関の排気管の内径寸法と、前記加熱器の端部と前記加熱器の最上部の距離とが概ね同じ大きさになる構成に合わせて、前記カーブ形状が設定されていることを特徴としている。

本発明のハイブリッドシステムにおいて、前記熱交換器は、前記第１及び第２のシリンダの上部同士を連結し、かつ前記内燃機関の排気管の内径寸法と、前記加熱器の端部と前記加熱器の最上部の距離とが概ね同じ大きさになる構成に合わせて、前記カーブ形状が設定されていることを特徴としている。排気管の内部で排気ガスとの接触面積を大きくとることができる。

本発明は、排気熱回収用熱交換器に関する。例えば、車に適用された場合、その排気熱回収用熱交換器は、内部容積が小さく設計される必要がある。例えば、スターリングエンジンなどの事例において、搭載制約の中で配管長を揃えるため、配管をねじる。又は、配管毎に受熱フィン、太さ、流路抵抗を整合させ、単位ガス流量当たりの受熱能力を実質的に揃える。

以下に、本発明の背景を説明する。従来、スターリングエンジンの熱交換器の内部容積は、圧力比を低下させ、性能・効率を低くするため、必要な熱交換能力が得られる範囲で、可能な限りコンパクトに設計する必要があった（例えば、排気通路の片側にスターリングエンジンのメカニズムをコンパクトにまとめて配置）。一方、車の排気熱から受熱することを想定すると、スターリングエンジン自体もコンパクトに構成する必要があり、これらの結果、熱交換器（加熱器）の配管を等価、等長に設計・構成できないため、十分な熱交換能力が確保できなかった。上記制約の中では、特に多管式加熱器を想定したとき、配管長が大きくばらつき、その結果、短くて受熱能力の低い管はむしろ流路（管路）抵抗が低く、ガスの流動流が多くなり、加熱器全体の性能は、短い方の配管の受熱能力に引っ張られて著しく悪化する。

本発明では、例えば以下の構成が採用される。
（１）加熱器の配管の全体をねじり、配管長のばらつきを抑える。
（１−１）配管ストレート部（図６の符号Ａ）のみをねじる。この場合、１８０°ねじると、配管長は全て同一となる（図６、図７）。
（１−２）配管の屈曲部も含め配管全体をねじる。これは、ストレート部を大きくとれない場合に必要な構成である。この場合、配管長を全て同一にすることはできないが（但し同一円周上の配管は長さを一致できる）、３６０°ねじれば配管長のばらつきが１／４程度に収まる（図１０）。
（２）短い配管の受熱フィンを大きくして、受熱面積を広げることで、受熱能力を他の配管に近づける。
（３）短い配管は、配管径を小さくして、配管内に流れるガス流量を少なくするとともに、ガス流量当たりの受熱量を他の配管と近づける。
（４）短い配管の管路抵抗を増大する絞り等を設け、実質的にガス流量当たりの受熱量を揃える。
（５）上記（１）から（４）の手段を組合わせて、設計制約の中で加熱器の熱交換能力を最適化する。

本発明の熱交換器によれば、複数の管毎の各種条件や特性等にばらつきがある場合であっても、熱交換能力の低下が抑制可能である。

以下、本発明のスターリングエンジンの一実施形態につき図面を参照しつつ詳細に説明する。

（第１実施形態）
本実施形態の目的は、複数の管により形成される複数の流路を通る流体と、外部熱源との間で熱交換が行われる熱交換器を備えたスターリングエンジンであって、その管群の少なくとも一部が曲げられた形状であっても、その熱交換能力の低下が抑制可能な熱交換器を備えたスターリングエンジンを提供することである。

なお、本明細書では、スターリングエンジンの加熱器のみを指して熱交換器と称する場合と、スターリングエンジンの加熱器と再生器と冷却器とを含めて熱交換器と称する場合があるが、いずれの意味で熱交換器の用語が使用されているかが明らかなように、文章中の定義や符号によって明示するものとする。また、特許請求の範囲や本明細書の一部では、スターリングエンジンの加熱器と再生器と冷却器とを含めて熱交換器を、熱交換器構成体と称する場合がある。

図１は、本実施形態のスターリングエンジンを示す正面図である。図２は、同側面図である。図１及び図２に示すように、本実施形態のスターリングエンジン１０は、α型（２ピストン形）のスターリングエンジンであり、二つのパワーピストン２０、３０を備えている。二つのパワーピストン２０、３０は、直列並行に配置されている。低温側パワーピストン３０のピストン３１は、高温側パワーピストン２０のピストン２１に対して、クランク角で９０°程度遅れて動くように位相差がつけられている。

高温側パワーピストン２０のシリンダ（以下高温側シリンダという）２２の上部の空間（膨張空間）には、加熱器４７によって加熱された作動流体が流入する。低温側パワーピストン３０のシリンダ（以下低温側シリンダという）３２の上部の空間（圧縮空間）には、冷却器４５によって冷却された作動流体が流入する。再生器４６は、膨張空間と圧縮空間を作動流体が往復する際に熱を蓄える。即ち、膨張空間から圧縮空間へと作動流体が流れる時には、再生器４６は、作動流体より熱を受け取り、圧縮空間から膨張空間へと作動流体が流れる時には、蓄えられた熱を作動流体に渡す。

２つのピストン２１、３１の往復動に伴い、作動ガスの往復流動が生じて高温側シリンダ２２の膨張空間と低温側シリンダ３２の圧縮空間にある作動流体の割合が変化するとともに、全内容積も変わるため、圧力の変動が生じる。２つのピストン２１、３１がそれぞれ同位置にある場合の圧力を比較すると、膨張ピストン２１についてはその上昇時より下降時の方がかなり高く、圧縮ピストン３１については逆に低くなる。このため、膨張ピストン２１は外部に対し大きな正の仕事（膨張仕事）を行い、圧縮ピストン３１は外部から仕事（圧縮仕事）を受ける必要がある。膨張仕事は、一部が圧縮仕事に使われ、残りが駆動軸４０を介して出力として取り出される。

高温側シリンダ２２及び低温側シリンダ３２のそれぞれは、円筒状に形成されており、直方体の箱状に形成されたクランクケース４１に直立した状態で配置される。高温側シリンダ２２及び低温側シリンダ３２は、クランクケース４１の上面部４２に固定されている。低温側シリンダ３２は、その全体がクランクケース４１の内部に収容されている。高温側シリンダ２２は、その一部がクランクケース４１の内部に収容され、残りの一部はクランクケース４１の外部にまで延びるように設けられている。低温側シリンダ３２の上方には、再生器４６との間に冷却器４５が設けられている。冷却器４５には、冷却水が使用される。

加熱器４７は、多管式熱交換器（shell-and-tube exchanger, tubular exchanger）により構成されている。加熱器４７は、複数の伝熱管（管群）４７ｔを有し、それらの複数の伝熱管４７tが概ねＵ字形の形状に形成されてなるものである。各伝熱管４７ｔの第１端部４７ａが高温側シリンダ２２の上部に接続されている。各伝熱管４７ｔの第２端部４７ｂが再生器４６に接続されている。

上記のように、加熱器４７が概ねＵ字形に形成されている理由、及び、加熱器４７の管群４７ｔの少なくとも一部が曲げられた形状であってもその熱交換能力の低下を抑制するための構成については後述する。

作動流体は、その平均圧力が高い程、冷却器４５や加熱器４７による同じ温度差に対しての圧力差が大きくなるので高い出力が得られる。そのため、高温側シリンダ２２、低温側シリンダ３２内の作動流体は高圧に保持されている。本実施形態では、クランクケース４１の内部全体が高圧に保持されている。即ち、クランクケース４１が高圧容器として機能している。

ピストン２１，３１は、円柱状に形成されている。ピストン２１、３１の外周面とシリンダ２２、３２の内周面との間には、それぞれ数十μｍの微小クリアランスが設けられており、そのクリアランスには、スターリングエンジン１０の作動流体（空気）が介在している。ピストン２１，３１は、それぞれシリンダ２２、３２に対して空気軸受４８により非接触の状態で支持されている。したがって、ピストン２１，３１の周囲には、ピストンリングは設けられておらず、また、一般にピストンリングと共に使用される潤滑油も使用されていない。但し、シリンダ２２、３２の内周面には、固定潤滑材が付されている。空気軸受４８の作動流体の摺動抵抗は元々極めて低いが、更に低減するために、固定潤滑材が付されている。上記のように、空気軸受４８は、作動流体（気体）により膨張空間、圧縮空間それぞれの気密を保ち、リングレスかつオイルレスでクリアランスシールを行う。

本実施形態のスターリングエンジン１０は、車両においてガソリンエンジン（内燃機関）と共に用いられてハイブリッドシステムを構成する。即ち、スターリングエンジン１０は、ガソリンエンジンの排気ガスを熱源として用いる。図３に示すように、スターリングエンジン１０の加熱器４７が車両のガソリンエンジンの排気管１００の内部に配置され、排気ガスから回収した熱エネルギーにより作動流体が加熱されてスターリングエンジン１０が作動する。

本実施形態のスターリングエンジン１０は、排気管１００の内部にその加熱器４７が収容されるというように車両内の限られたスペースに設置されるため、装置全体がコンパクトである方が設置の自由度が増す。そのために、スターリングエンジン１０では、２つのシリンダ２２、３２をＶ字形ではなく、直列並行に配置した構成を採用している。

加熱器４７が排気管１００の内部に配置されるに際しては、排気管１００の内部において相対的に高温の排気ガスが流れる排気ガスの上流側（ガソリンエンジンに近い側）１００ａに、加熱器４７の高温側シリンダ２２側が位置し、相対的に低温の排気ガスが流れる下流側（ガソリンエンジンから遠い側）１００ｂに加熱器４７の低温側シリンダ３２側が位置するように配置される。加熱器４７の高温側シリンダ２２側をより多く加熱するためである。

スターリングエンジン１０の熱源は、上記のように車両のガソリンエンジンの排気ガスであり、スターリングエンジンに専用に用意された熱源ではない。そのため、それほど高い熱量が得られるわけではなく、排気ガスの例えば約８００℃程度の熱量でスターリングエンジン１０が作動する必要がある。そのために、スターリングエンジン１０の加熱器４７は排気管１００内の排ガスから効率的に受熱する必要がある。

上述のように、熱交換器（加熱器４７、再生器４６、冷却器４５，図１の符号９０参照、熱交換器構成体）の体積が大きいと、無効容積が増えることとなり、スターリングエンジン１０の出力が減少する。一方で、熱交換器（熱交換器構成体）の体積をコンパクトにすると、その分、熱交換が困難となり受熱量が減少し、スターリングエンジン１０の出力が減少する。これらのことから、無効容積の減少と受熱量の増加とを両立させるためには、熱交換器（熱交換器構成体）の効率を上げる必要がある。そのために、加熱器４７は効率的に受熱する必要がある。

排気管１００内の排ガスから効率的に受熱し、かつ効率的に熱交換するためには、加熱器４７の全てを過不足なく排気管１００内に収容するとともに、排気ガスから受熱しないように冷却器４５を排気管１００の外に出す構成が必要である。このことから、排気管１００においてスターリングエンジン１０が取り付けられる平面である取付面１００ｓを基準にすると、少なくとも冷却器４５の高さ分だけ低温側シリンダ３２の取付位置は、高温側シリンダ２２よりも低い位置となる。即ち、低温側シリンダ３２の上部に形成される圧縮空間の位置は、高温側シリンダ２２の上部に形成される膨張空間の位置よりも低い位置となり、圧縮ピストン３１の上死点は、膨張ピストン２１の上死点の位置よりも低い位置となる。

本実施形態では、圧縮ピストン３１と膨張ピストン２１の上死点の位置を変えるために、各ピストンピン６０ａ、６０ｂとそれぞれのピストン３１、２１との間を、長さの異なる延長部（ピストン支柱部）６４ｂ、６４ａで連結している。膨張ピストン２１の上死点の位置の方が圧縮ピストン３１の上死点の位置よりも高い分だけ、膨張ピストン２１に連結される延長部６４ａは、圧縮ピストン３１に連結される延長部６４ｂよりも長さが長い。

本実施形態では、膨張ピストン２１自体と圧縮ピストン３１自体の高さ（各ピストン２１，３１の上面と各ピストン２１，３１における延長部６４ａ、６４ｂとの連結点２１ｃ、３１ｃとの間の距離）は同じになるように構成されていることから、長さの異なる延長部６４ａ、６４ｂを用いて各ピストン２１，３１の上死点の位置を変えている。この構成に代えて、膨張ピストン側と圧縮ピストン側とで延長部自体の長さは同じにし、膨張ピストン自体と圧縮ピストン自体の高さを変えるようにして構成することで、膨張ピストンと圧縮ピストンの上死点の位置を変える構成を採ることもできる。

また、加熱器４７の全体を過不足なく排気管１００内に収容するには、加熱器４７の中央部４７ｃを排気管１００内に収容した状態で、加熱器４７の第１端部４７ａ及び第２端部４７ｂの両方が排気管１００の取付面１００ｓに取り付けられる必要がある。即ち、第１端部４７ａ及び第２端部４７ｂのいずれかの位置が、取付面１００ｓよりも上方であっても下方であっても、加熱器４７の受熱面積を最大にすることはできない。

加熱器４７の受熱面積を最大にすべく、加熱器４７の第１端部４７ａ及び第２端部４７ｂの両方が排気管１００の取付面１００ｓに取り付けられることにより、加熱器４７の第１端部４７ａと第２端部４７ｂのそれぞれが取付面１００ｓと同一面上に位置することになる。加熱器４７の第１端部４７ａは、高温側シリンダ２２の上面２２ａと間隔を開けずに連結され、第２端部４７ｂは、再生器４６の上面４６ａと間隔を開けずに連結されているから、高温側シリンダ２２の上面２２ａは、再生器４６の上面４６ａと同一面上に位置することになる。

加熱器４７の第１端部４７ａと高温側シリンダ２２の上面２２ａとは、第１端部４７ａの近傍に設けられたフランジ４７ｆと高温側シリンダ２２の上面２２ａの近傍に設けられたフランジ２２ｂとが接合するようにボルトなどの締結手段で締結されている。同様に、加熱器４７の第２端部４７ｂと再生器４６とは、第２端部４７ｂの近傍に設けられたフランジ４７ｇと再生器４６の上面４６ａの近傍に設けられたフランジ４６ｃとが接合するように締結手段で締結されている。

上記のように、高温側シリンダ２２の上面２２ａは、再生器４６の上面４６ａと同一面上に位置するように構成されているため、フランジ４７ｆとフランジ２２ｂとの接合面とフランジ４７ｇとフランジ４６ｃとの接合面とが同一面に位置する。このことから、排気管１００の取付面１００ｓにスターリングエンジン１０を取り付ける際には、取付面１００ｓを挟んでフランジ４７ｆとフランジ２２ｂとを接合するように取付面１００ｓをも含めて一括して締結手段で締結するとともに、取付面１００ｓを挟んでフランジ４７ｇとフランジ４６ｃとを接合するように取付面１００ｓをも含めて一括して締結手段で締結することができる。以上のことから、排気管１００に対してスターリングエンジン１０を取り付け易い。

加熱器４７において高温側シリンダ２２との接続部分（横断面形状）は、高温側シリンダ２２の上部（加熱器４７との接続部分）の開口形状（真円）と同じ形状・大きさとされている。同様に、冷却器４５において低温側シリンダ３２との接続部分は、低温側シリンダ３２の上部の開口形状と同じ形状・大きさとされている。冷却器４５の上面（再生器４６との接続部分）は、再生器４６の下面と同じ形状・大きさとされている。加熱器４７において再生器４６との接続部分は、再生器４６の上面と同じ形状・大きさとされている。即ち、加熱器４７、再生器４６、冷却器４５の断面形状は、高温側シリンダ２２及び低温側シリンダ３２の開口形状と全て同じ形状・大きさに形成されている。この構成により、作動流体の流路抵抗（流通抵抗）が低減される。

なお、上記において、加熱器４７の全体を過不足なく排気管１００内に収容する構成を採用すると、加熱器４７の第１端部４７ａと第２端部４７ｂのそれぞれが取付面１００ｓと同一面上に位置し、高温側シリンダ２２の上面２２ａは、再生器４６の上面４６ａと同一面上に位置することになると説明したが、以下のように変形することができる。即ち、排気管１００内においてより加熱すべき部位は、加熱器４７のうち高温側シリンダ２２側であるから、加熱器４７の第１端部４７ａは、過不足なく排気管１００内に収容されるべく取付面１００ｓと同一面上に位置する必要があるが、加熱器４７のうち低温側シリンダ３２側は、相対的に加熱の要求が低いため、加熱器４７の第２端部４７ｂは、僅かであれば排気管１００の外部に出ていても問題は生じない。即ち、高温側シリンダ２２の上面２２ａよりも、再生器４６の上面４６ａが下方に位置しても問題は生じない。

また、上記において、スターリングエンジン１０が排気管１００の取付面１００ｓに取り付けられたときに、再生器４６が排気管１００の外に出るように構成した例について説明したが、以下のように変形することができる。即ち、図４及び図５に示すように、再生器４６も加熱器４７と同じく排気管１００の内部に収容されるように構成されている。再生器４６において蓄積された熱が冷やされるのを防ぐためである。

加熱器４７及び再生器４６の全体を過不足なく排気管１００内に収容するには、加熱器４７の中央部４７ｃを排気管１００内に収容し、かつ加熱器４７の第１端部４７ａ及び再生器４６の下面４６ｂが排気管１００の取付面１００ｓに取り付けられる必要がある。これにより、加熱器４７の第１端部４７ａと再生器４６の下面４６ｂが取付面１００ｓと同一面上に位置することになる。加熱器４７の第１端部４７ａは、高温側シリンダ２２の上面２２ａと間隔を開けずに連結され、再生器４６の下面４６ｂは、冷却器４５の上面４５ａと間隔を開けずに連結されているから、高温側シリンダ２２の上面２２ａは、冷却器４５の上面４５ａと同一面上に位置することになる。

上記と同様に、加熱器４７の第１端部４７ａと高温側シリンダ２２の上面２２ａとは、第１端部４７ａに設けられたフランジ４７ｆと高温側シリンダ２２の上面２２ａの近傍に設けられたフランジ２２ｂとが接合するように締結手段で締結されている。再生器４６の下面４６ｂと冷却器４５の上面４５ａとは、再生器４６の下面４６ｂの近傍に設けられたフランジ４６ｄと冷却器４５の上面４５ａの近傍に設けられたフランジ４５ｃとが接合するように締結手段で締結されている。

上記のように、高温側シリンダ２２の上面２２ａは、冷却器４５の上面４５ａと同一面上に位置するように構成されているため、フランジ４７ｆとフランジ２２ｂとの接合面とフランジ４６ｄとフランジ４５ｃとの接合面とが同一面に位置する。このことから、排気管１００の取付面１００ｓにスターリングエンジン１０を取り付ける際には、取付面１００ｓを挟んでフランジ４７ｆとフランジ２２ｂとを接合するように取付面１００ｓをも含めて一括して締結手段で締結するとともに、取付面１００ｓを挟んでフランジ４６ｄとフランジ４５ｃとを接合するように取付面１００ｓをも含めて一括して締結手段で締結することができる。以上のことから、排気管１００に対してスターリングエンジン１０を取り付け易い。

なお、上記において、加熱器４７及び再生器４６の全体を過不足なく排気管１００内に収容する構成を採用すると、加熱器４７の第１端部４７ａと再生器４６の下面４６ｂが取付面１００ｓと同一面上に位置し、高温側シリンダ２２の上面２２ａは、冷却器４５の上面４５ａと同一面上に位置することになると説明したが、以下のように変形することができる。即ち、排気管１００内においてより加熱すべき部位は、加熱器４７のうち高温側シリンダ２２側であるから、加熱器４７の第１端部４７ａは、過不足なく排気管１００内に収容されるべく取付面１００ｓと同一面上に位置する必要があるが、加熱器４７のうち低温側シリンダ３２側は、相対的に加熱の要求が低いため、加熱器４７の第２端部４７ｂは、僅かであれば排気管１００の外部に出ていても問題は生じない。即ち、高温側シリンダ２２の上面２２ａよりも、冷却器４５の上面４５ａが下方に位置しても問題は生じない。

熱源の種類を問わず、その熱源から効率的に受熱し、かつ効率的に熱交換するためには、加熱器は、熱エネルギーを受熱するための伝熱面積がなるべく大きく、かつ少なくとも冷却器が受熱しない場所に配置可能であるという意味において、上記実施形態及び変形例の構成が望ましい。

特に、排熱を利用する場合には熱エネルギーは管を介して排ガスとして供給される場合が殆どであることとも相俟って、例えば管の内部のように受熱可能な領域が限定されている場合に、伝熱面積が極力大きく、かつ少なくとも冷却器が受熱しない場所に配置される構成としては、上記実施形態及び変形例の構成が優れている。以下に、上記実施形態及び変形例の構成の技術的意義について更に述べる。

無効容積部分（冷却器、再生器、加熱器）が小さい方が良いことは前述の通りであるが、無効容積部分に湾曲した形状を有している場合、湾曲部の数が多いと流路抵抗が大きくなり、また湾曲部の曲率が小さいと流路抵抗は大きくなる。即ち、作動流体の圧力損失を考慮すると、湾曲部の数は単一であり曲率は大きい方が良い。この点に関し、上記実施形態の加熱器４７（又は、上記変形例の加熱器４７及び再生器４６）は概ねＵ字形であり、湾曲形状となっているが、湾曲部の数は１つである。

また、図３及び図５に示すように、上記実施形態の無効容積部分の曲率に関しては、直列並行に配置された２つのシリンダ２２、３２の上部同士を連結し、かつ排気管１００の内径寸法（上下方向の高さ）と加熱器４７の端部４７ａ、４７ｂと中央部４７ｃの最上部との間の高さが概ね同じ高さｈになる構成に合わせて、その曲率（カーブ形状）が設定されている。排気管１００の内部のような限定された空間内で排気ガスのような流体の熱源との接触面積を大きく確保するためには、上記のようなカーブ形状が望ましい。

以上の観点からすると、無効容積部分のうち加熱器は、その全体が過不足なく排気管の内部のような熱源からの熱を受ける限定された空間（受熱空間）内に収容されるとともに、その受熱空間内で、熱源からの伝熱面積を最大限に確保可能でかつ流路抵抗が最小となるように、例えばＵ字形やＪ字形のようなカーブ形状に構成されるのがよい。

冷却器４５は、熱源からの熱を受けない上記受熱空間の外部に作動流体の流路抵抗を最小限にしつつ配置するために、高温側シリンダ２２と低温側シリンダ３２との高さの違いに対応する位置に、低温側シリンダ３２の延在方向（軸線方向）に沿って（同一軸線上に）直線状に構成される。

再生器４６についても、上記冷却器４５と同様に、作動流体の流路抵抗を最小限にしつつ配置するために、低温側シリンダ３２の延在方向に沿って直線状に構成される。上記実施形態及び変形例の相違点として示したように、再生器４６は、その特性や使用環境、目的等によって、上記受熱空間内に収容されるか、上記受熱空間の外部に配置されるかが決定される。再生器４６が上記受熱空間の外部に配置される場合には、高温側シリンダ２２と低温側シリンダ３２との高さの違いに対応する位置に配置される。

上記のように、加熱器４７の第２端部４７ｂに連結される再生器４６及び冷却器４５は、いずれも低温側シリンダ３２の延在方向に沿って設けられる。加熱器４７の第１端部４７ａは、高温側シリンダ２２の上部に隙間無く接続される。これらのことから、少なくとも加熱器４７の第１端部４７ａ及び第２端部４７ｂ側には、それぞれ高温側シリンダ２２、低温側シリンダ３２の延在方向に沿う部分を有し、加熱器４７の中央部４７ｃは、上述したようなカーブ形状を有することになる。

上述した技術的理由から、加熱器４７は、直列並行に配置された２つのシリンダ２２，３２間で、途中で方向変換（ターン）する形状に構成されている。加熱器４７は、直列並行に配置された２つのシリンダ２２，３２間を連結するように、少なくとも一つのシリンダ２２の軸線に平行な部分と、２つのシリンダ２２，３２間を連結する曲線部分とを有している。

更に、上記実施形態及び変形例は、図６に示すように変形することが可能である。図６は、本変形例のスターリングエンジン１０Ａの要部を示す正面図である。図６に示すように、直列並行に配置されたシリンダ２２Ａ，３２Ａに対し、冷却器４５Ａ、再生器４６Ａ、加熱器４７Ａを含む熱交換器（熱交換器構成体）９０Ａが、２つのシリンダ２２Ａ，３２Ａを結ぶように、熱交換器９０Ａの少なくとも一部がカーブ形状を有するように構成されている。本変形例においては、膨張ピストン２１Ａと圧縮ピストン３１Ａの上死点の位置は同じである。

本変形例のスターリングエンジン１０Ａによれば、搭載スペースがコンパクトに抑えられ、限られたスペースに搭載される場合であっても設置の自由度が増す。更に、カーブ形状の加熱器４７Ａの配置に関し、受熱可能な領域が限定されている場合に、その領域に加熱器４７Ａのカーブ部分を対応させて配置すれば伝熱面積を極力大きく確保することができる。また、冷却器４５Ａ及び再生器４６Ａは、シリンダ３２Ａの延在方向に沿う直線状に形成されているため、例えば流路に角が形成されるような形状に比べて、作動流体の流路抵抗が低減される。熱交換器９０Ａの全体の流路の軸線９０Ｂは、曲線のみから構成されている。作動流体の流路抵抗の観点からは、熱交換器（熱交換器構成体）の全体において、流路に角の部分が形成されないように、流路の軸線は直線同士の組み合わせではなく、上記実施形態及び変形例のように直線と曲線の組み合わせ、又は本変形例のように曲線のみから構成されるとよい。

次に、図７から図１１を参照して、加熱器４７の詳細な構成について説明する。

加熱器４７（又は図６の加熱器４７Ａ、以下、これらをまとめて単に加熱器４７と記す）の管群４７ｔの少なくとも一部が２つのシリンダ２２，３２を結ぶようなカーブ形状を有していると、管群４７ｔのうち相対的に外周側に位置する伝熱管４７ｔａは、相対的に内周側に位置する伝熱管４７ｔｂに比べて、長さが長くなる。上述したように、加熱器４７の管群４７ｔの長さが不均一であると、加熱器４７の熱伝達能力（熱交換能力、受熱能力）が低下する場合がある。

即ち、長さの短い（以下、単に「短い」と記す）伝熱管４７ｔｂ内を流れる作動流体は、長さの長い（以下、単に「長い」と記す）伝熱管４７ｔａ内を流れる作動流体に比べて、その伝熱管４７ｔｂの長さが短い分だけ、伝熱管４７ｔｂ内に留まる時間が短い。このことから、短い伝熱管４７ｔｂ内を流れる作動流体は、長い伝熱管４７ｔａ内を流れる作動流体に比べて、外部熱源との間で熱伝達（受熱）する時間が短い。また、短い伝熱管４７ｔｂ内は、長い伝熱管４７ｔａ内に比べて、流路抵抗が小さい。そのため、短い伝熱管４７ｔｂ内には、長い伝熱管４７ｔａ内に比べて、より多くの作動流体が流れる。これらのことから、各伝熱管４７ｔの長さが一定ではない場合には、短い伝熱管４７ｔｂを介してより多量の作動流体が、より短い時間（伝熱時間）で外部熱源と熱伝達することになる。そのため、各伝熱管４７ｔの長さが一定である場合に比べて、管群４７ｔ内の作動流体全体としての熱伝達量（管群４７ｔ内の作動流体の単位流量当たりの熱伝達量）が相対的に小さくなり、加熱器４７の熱交換器としての熱交換能力が低くなる。

このように、複数の伝熱管４７ｔの管毎の熱伝達能力にばらつきがあると、相対的に、加熱器４７全体としての熱交換能力が低くなる。ここで、熱伝達能力とは、単位流量当たりの熱伝達量（受熱量）を意味する。加熱器４７全体としての熱交換能力を高めるためには、加熱器４７内の流体全体の平均温度を高めることが必要であり、そのためには、加熱器４７全体で均一に受熱する必要がある。

そこで、本実施形態では、複数の伝熱管４７tをそれぞれ流れる作動流体の単位流量当たりの受熱量が等しくなる（複数の伝熱管４７tの受熱能力が等しくなる）ようにして、または、複数の伝熱管４７tをそれぞれ流れる作動流体の単位流量当たりの受熱量のばらつきが抑制されるようにして、加熱器４７全体の熱交換能力の低下の抑制を実現すべく、以下の構成を採用する。

なお、ここで、複数の伝熱管４７tの受熱能力が等しいと、複数の伝熱管４７tに対して、それぞれ同じ温度の作動流体が流入・流出し、複数の伝熱管４７tの入口と出口（第１端部４７ａと第２端部４７ｂ）の温度が等しいことになる。

本実施形態では、複数の伝熱管４７ｔの長さの不均一さが抑制されるように、又は、複数の伝熱管４７ｔの長さが同一となるように、各伝熱管４７ｔがねじられた状態に形成される。これにより、複数の伝熱管４７ｔの受熱能力のばらつきが抑制され、又は、複数の伝熱管４７ｔの受熱能力が同一となる。

図７に示す例では、各伝熱管４７ｔの長さの不均一さが抑制されるように、各伝熱管４７ｔがねじられた状態で構成されている。同図の例では、高温側シリンダ２２の上面２２ａと再生器４６の上面４６ａとの間に設けられた各伝熱管４７ｔが、１８０°ねじられている。

図８は、図７における各伝熱管４７ｔのねじられた状態を説明するための図であり、高温側シリンダ２２の上面２２ａ及び再生器４６の上面４６ａのそれぞれにおける各伝熱管４７ｔの接続部位を示している。図８に示すように、複数の伝熱管４７ｔは、各伝熱管４７ｔの円形の断面中心同士を結んだときに、高温側シリンダ２２の上面２２ａ又は再生器４６の上面４６ａと同心円状となるように配置されている。

高温側シリンダ２２の上面２２ａにおいて、図８の上部に接続される符号（１）の伝熱管４７ｔは、ねじられた結果、再生器４６の上面４６ａでは、図８の下部にて接続される。同様に、高温側シリンダ２２の上面２２ａにおいて、図８の右部に接続される符号（２）の伝熱管４７ｔは、ねじられた結果、再生器４６の上面４６ａでは、図８の右部にて接続される。高温側シリンダ２２の上面２２ａにおいて、図８の下部に接続される符号（３）の伝熱管４７ｔは、ねじられた結果、再生器４６の上面４６ａでは、図８の上部にて接続される。高温側シリンダ２２の上面２２ａにおいて、図８の左部に接続される符号（４）の伝熱管４７ｔは、ねじられた結果、再生器４６の上面４６ａでは、図８の左部にて接続される。

図８において、高温側シリンダ２２の上面２２ａ上と、再生器４６の上面４６ａ上とでは、符号（１）及び（３）の伝熱管４７ｔの位置関係が上下逆になっていることから、各伝熱管４７ｔのねじり角が１８０°であることが分かる。

図７において、符号Ａは、図１の符号Ａに示すように、加熱器４７全体としてみたときに、２つのシリンダ２２，３２の軸線方向に概ね直交する向きに配置され概ね直線状に形成される部分である。図７において、各伝熱管４７ｔのうち、加熱器４７全体の上記直線状部分Ａに相当する部分が１８０°ねじられた形状とされると、管群４７ｔの直線状部分Ａにおいては、上下左右対称となるため、管群４７ｔの直線状部分Ａでの長さが互いに等しくなる。

本実施形態のスターリングエンジン１０の加熱器４７に適用される場合には、スターリングエンジン１０がコンパクトに設計されるため、２つのシリンダ２２，３２間の距離が小さくなる等の理由から、伝熱管４７ｔは、図７に示す程度の長い直線状部分Ａは有さずに、伝熱管４７ｔの大部分が曲線状に形成される。そのため、伝熱管４７ｔの長さのばらつきを有効に抑制するためには、その曲線状部分がねじられた形状に形成される必要がある。

次に、図９から図１１を参照して、伝熱管４７ｔのねじりと、伝熱管４７ｔの長さのばらつきについて説明する。ここでは、計算により、伝熱管４７ｔのねじり角と、伝熱管４７ｔの長さのばらつきとの関係について求める。

図９及び図１０は、本計算を行う上での伝熱管４７ｔの条件を示している。
図９は、高温側シリンダ２２の上面２２ａ及び再生器４６の上面４６ａのそれぞれにおける各伝熱管４７ｔの接続部位を示している。

図９に示すように、上面２２ａ及び上面４６ａのそれぞれにおいては、１８本の伝熱管４７ｔが２つの同心円を描くように等間隔環状に千鳥配列されている。上面２２ａ上には、符号０の伝熱管４７ｔを円中心として、他の１７本の伝熱管４７ｔが環状に配置され、符号１〜６の伝熱管４７ｔにより１つ目の同心円が形成され、その外側に符号７〜１８の伝熱管４７ｔにより２つ目の同心円が形成されるように配置されている。同様に、再生器４６上には、符号Ａの位置に配置される伝熱管４７ｔを円中心として、他の１７本の伝熱管４７ｔが環状に配置され、符号Ｂ〜Ｇの位置にそれぞれ配置される伝熱管４７ｔより１つ目の同心円が形成され、その外側に符号Ｈ〜Ｔの位置にそれぞれ配置される伝熱管４７ｔにより２つ目の同心円が形成されるように配置されている。

図１０に示すように、本計算を行う上では、計算の便宜上、伝熱管４７ｔにおいて、図７の符号Ａに示すような直線状の部分は存在せずに、伝熱管４７ｔの全体が曲線状に形成された場合を仮定して計算が行われた。図１０において、加熱器４７は、位置Ｐ１を円弧中心（曲率中心）として一定の曲率半径で中心角が１８０°の円弧状に曲げられた形状を有している。加熱器４７を構成する複数の伝熱管４７ｔは、上記位置Ｐ１を共通の円弧中心としてそれぞれ異なる曲率半径で、中心角が１８０°の円弧状に曲げられた形状を有している。

図１１に本計算の結果を示す。ねじり角が０°であるときとは、高温側シリンダ２２の上面２２ａ上の各伝熱管４７ｔの配置関係が、再生器４６の上面４６ａ上の配置関係との間で左右対称になるように接続された場合に対応している。

即ち、ねじり角が０°であるときは、上面２２ａ上において、上面４６ａから最も離間した側に配置される符号１２〜１４に示される３本の伝熱管４７ｔはそれぞれ、上面４６ａ上において上面２２ａから最も離間した側（左右対称の位置）の符号Ｊ、Ｋ、Ｍの位置に配置される。同様に、上面２２ａ上において、符号３、４、１７、１８の伝熱管４７ｔはそれぞれ、上面４６ａ上において符号Ｂ、Ｃ、Ｑ、Ｒの位置に配置される。同様に、上面２２ａ上において、符号０、５、６、７、８の伝熱管４７ｔはそれぞれ、上面４６ａ上において符号Ａ、Ｆ、Ｇ、Ｈ、Ｉの位置に配置される。同様に、上面２２ａ上において、符号１、４、１５、１６の伝熱管４７ｔはそれぞれ、上面４６ａ上において符号Ｂ、Ｃ、Ｑ、Ｒの位置に配置される。同様に、上面２２ａ上において、符号９〜１１の伝熱管４７ｔはそれぞれ、上面４６ａ上において、符号Ｎ〜Ｐの位置に配置される。

ねじり角が０°の上記配置がなされた場合には、図１１に示すように、３本（符号１２〜１４）の各伝熱管４７ｔの長さが最も長い長さで同じ２９５ｍｍ程度となり、次いで、４本（符号３、４、１７、１８）の各伝熱管４７ｔの長さが２番目に長い長さで同じ２７３ｍｍ程度となる。次いで、５本（符号０、５、６、７、８）の各伝熱管４７ｔの長さが３番目に長い同じ２５０ｍｍ程度となり、次いで、４本（符号１、２、１５、１６）の各伝熱管４７ｔの長さが４番目に長い同じ２３０ｍｍ程度となり、次いで、３本（符号９〜１１）の各伝熱管４７ｔの長さが最も短い同じ２０８ｍｍ程度となる。

上記のように、ねじり角が０°であるときには、伝熱管４７ｔの長さに、最大で約４０％のばらつきがみられる。図１１に示すように、ねじり角が大きくなるに連れて、伝熱管４７ｔの長さのばらつきが低下する。ねじり角が３６０°であるときに、伝熱管４７ｔの長さのばらつきは最小となる。但し、ねじり角が３６０°である場合であっても、図１１では、長さが若干異なる４つのグループに分類されている。これは、図９に示すように、伝熱管４７ｔが千鳥配列される結果、各伝熱管４７ｔの断面形状の円中心を結んでできる同心円が４つ形成されることに起因している。

上記においては、加熱器４７の管群を構成する全ての伝熱管４７ｔが全て同じ角度にねじられた構成が採用されている。全ての伝熱管４７ｔが同じ角度にねじられているのは、伝熱管４７ｔ同士の間に形成される空間が概ね同じ大きさとなるようにするためである。

上述したように、複数の伝熱管４７ｔの長さのばらつきを抑制することは、加熱器４７の熱交換能力の低下の抑制に有効であり、その複数の伝熱管４７ｔの長さのばらつきの抑制には、伝熱管４７ｔをねじられた形状に形成することが有効である。但し、伝熱管４７ｔをねじられた形状にすることで、例えば伝熱管４７ｔ同士が接触してしまい、その接触した部位に熱源となる排気管１００内の排気ガスが接触しない場合や、伝熱管４７ｔ同士の間に形成される空間に大小のばらつきが生じ、排気管１００内の排気ガスに対して、複数の伝熱管４７ｔが均等に接触することなく均等に加熱されない場合には、伝熱管４７ｔ内の作動流体の加熱（熱交換）が十分に行われない。

そこで、本実施形態では、伝熱管４７ｔ相互の相対的配置関係（伝熱管４７ｔ同士の間に形成される空間の大きさ）が変わらないようにするために、加熱器４７の管群を構成する全ての伝熱管４７ｔが、全て同じ角度にねじられた形状に形成されている。

上記のように、加熱器４７の全ての伝熱管４７ｔが全て同じ角度にねじられた形状に形成されたときに、図１０において、加熱器４７全体の任意の中心角での半径方向の断面（符号ｒ１、ｒ２参照）をみると、その断面での伝熱管４７ｔは、図９に示した、上面２２ａ及び上面４６ａのそれぞれでの伝熱管４７ｔの接続部位と同様に、１８本の伝熱管４７ｔが２つの同心円を描くように、等間隔環状に千鳥配列された状態に対応する。管群４７ｔのねじり角の大きさに依らず、それらの対応関係が成立する（但し、ねじられた形状とされたことによる各伝熱管４７ｔの円形断面の変形は考慮しておらず、複数の伝熱管４７ｔの円形断面の円中心の相対的位置関係のみを考えるものとする）。

上記のように、加熱器４７の管群４７ｔが全て同じ角度にねじられた状態に形成されると、加熱器４７全体の任意の中心角での半径方向断面においても、図９に示したような１８本の伝熱管４７ｔが２つの同心円を描くように、等間隔環状に千鳥配列された状態となる。このことから、伝熱管４７ｔ同士の間に形成される空間の大きさは、互いに概ね同じになる。

図１１を参照して上述したように、加熱器４７の管群４７ｔの長さのばらつきを抑制するためには、ねじり角を大きくする方がよい。但し、ねじり角を大きくすると、伝熱管４７ｔ同士の間に形成される空間が小さくなり、十分な熱交換に必要とされる大きさの空間を確保できない場合には、管群４７ｔの長さのばらつき抑制による影響と、伝熱管４７ｔ同士の間の空間の大きさによる影響を総合的に判断して、加熱器４７の熱交換能力の向上に有利なねじり角が選択されることができる。加熱器４７を構成する複数の伝熱管４７ｔの密集度によっては、所定値以上のねじり角にねじられると、伝熱管４７ｔ同士が接触するため、大きなねじり角を選択できない場合がある。

本実施形態においては、加熱器４７が配置される周囲の構造、例えば、高温側シリンダ２２と低温側シリンダ３２との間の距離等によって、ねじり角の大きさと、管群４７ｔの長さのばらつきの抑制の効果と、伝熱管４７ｔ同士の間の空間の大きさは、それぞれ変化するため、これらを総合的に判断して、加熱器４７の熱交換能力が最大となるような最適なねじり角が選択されるべきである。

なお、図７、図８及び図９では、各伝熱管４７ｔのねじられた状態の説明の便宜上、それぞれ３本、４本、１８本の伝熱管４７ｔが図示されているのみであるが、実際の加熱器４７では、例えば６０〜１００本の伝熱管４７ｔが使用される。

本実施形態によれば、カーブ形状に形成された加熱器４７の伝熱管４７ｔがねじられた形状に形成されることで、管群４７ｔの長さのばらつきが抑制されるので、又は、管群４７ｔの長さが同一となるので、加熱器４７の熱交換能力の低下が抑制される。

次に、図１及び図２を参照して、ピストン・シリンダのシール構造及びピストン・クランク部の機構について説明する。

上記のように、スターリングエンジン１０の熱源が車両の内燃機関の排気ガスであることから、得られる熱量に制約があり、その得られる熱量の範囲でスターリングエンジン１０を作動させる必要がある。そこで、本実施形態では、スターリングエンジン１０の内部フリクションを可能な限り低減させることとしている。本実施形態では、図１及び図２に示すように、スターリングエンジンの内部フリクションのうち最も摩擦損失が大きいピストンリングによる摩擦損失を無くすため、ピストンリングを使用せずに、その代わりに、シリンダ２２、３２とピストン２１、３１との間には、それぞれ空気軸受（エアベアリング）４８が設けられる。

空気軸受４８は、摺動抵抗が極めて小さいため、スターリングエンジン１０の内部フリクションを大幅に低減させることができる。上記のように、空気軸受４８を用いても、シリンダ２２、３２とピストン２１、３１との間の気密は確保されるため、高圧の作動流体が膨張・収縮の際に漏れるという問題は生じない。

空気軸受４８は、シリンダ２２、３２とピストン２１、３１の間の微小なクリアランスで発生する空気の圧力（分布）を利用して，ピストン２１、３１が空中に浮いた形となる軸受である。本実施形態の空気軸受４８では、シリンダ２２、３２とピストン２１、３１との間の直径クリアランスは数十μmである。空中に物体を浮上させる空気軸受を実現するには、機構的に空気圧が強くなる部分（圧力勾配）ができるようにする他に、後述するように高圧の空気を吹きつけるものでもよい。

本実施形態では、高圧の空気を吹き付けるタイプの空気軸受ではなく、医療用ガラス製注射器のシリンダとピストンの間で用いられている空気軸受と同じ構成の空気軸受が用いられる。

また、空気軸受４８を使用することで、ピストンリングで用いる潤滑油が不要となるので、潤滑油によりスターリングエンジン１０の熱交換器（再生器４６，加熱器４７）が劣化するという問題が発生しない。なお、本実施形態では、ピストンリングにおける摺動抵抗と潤滑油の問題が解消されれば足りるので、流体軸受のうち油を使用する油軸受を除いた、気体軸受であれば空気軸受４８に限られることなく適用することができる。

本実施形態のピストン２１、３１とシリンダ２２、３２との間には、静圧空気軸受を用いることも可能である。静圧空気軸受とは、加圧流体を噴出させ、発生した静圧によって物体（本実施形態ではピストン２１、３１）を浮上させるものである。また、静圧空気軸受に代えて、動圧空気軸受を用いることも可能である。

空気軸受４８を用いて、ピストン２１、３１をシリンダ２２、３２内で往復運動させる際には、直線運動精度を空気軸受４８の直径クリアランス未満にしなくてはならない。また、空気軸受４８の負荷能力が小さいため、ピストン２１、３１のサイドフォースを実質的にゼロにしなくてはならない。即ち、空気軸受４８は、シリンダ２２、３２の直径方向（横方向，スラスト方向）の力に耐える能力（耐圧能力）が低いため、シリンダ２２、３２の軸線に対するピストン２１、３１の直線運動精度が高い必要がある。特に、本実施形態で採用する、微小クリアランスの空気圧を用いて浮上させて支持するタイプの空気軸受４８は、高圧の空気を吹き付けるタイプに比べても、スラスト方向の力に対する耐圧能力が低いため、その分だけ高いピストンの直線運動精度が要求される。

上記の理由から、本実施形態では、ピストン・クランク部にグラスホッパの機構（近似直線リンク）５０を採用する。グラスホッパの機構５０は、他の直線近似機構（例えばワットの機構）に比べて、同じ直線運動精度を得るために必要な機構のサイズが小さくて済むため、装置全体がコンパクトになるという効果が得られる。特に、本実施形態のスターリングエンジン１０は、自動車の排気管の内部にその加熱器４７が収容されるというように限られたスペースに設置されるため、装置全体がコンパクトである方が設置の自由度が増す。また、グラスホッパの機構５０は、同じ直線運動精度を得るために必要な機構の重量が他の機構よりも軽量で済むため、燃費の点で有利である。さらに、グラスホッパの機構５０は、機構の構成が比較的簡単であるため、構成（製造・組み立て）し易い。

以下に、グラスホッパの近似直線機構５０について説明する。

Ａ．ピストン・クランク機構の概要：
図１２−１は、従来のスターリングエンジンにおけるピストン・クランク機構を示す説明図であり、図１２−２は、本実施形態のスターリングエンジン１０におけるピストン・クランク機構を示す説明図である。図１２−１に示すように、従来の機構は、シリンダ１１０と、ピストン１２０と、コネクティングロッド１３０と、クランクシャフト１４０とを備えている。ピストン１２０と、コネクティングロッド１３０は、ピストン１２０の中央部付近においてピストンピン１６０で互いに連結されている。コネクティングロッド１３０とクランクシャフト１４０は、クランクピン１６２で連結されている。ピストン１２０が上下に往復運動すると、クランクシャフト１４０がその軸１４２（「駆動軸」とも呼ぶ）を中心に回転する。

図１２−２は、スターリングエンジン１０のピストン・クランク機構の概略構成を示している。本実施形態において、ピストン・クランク機構は、高温側パワーピストン２０側と低温側パワーピストン３０側とで共通の構成を採用しているため、以下では、低温側パワーピストン３０側についてのみ説明し、高温側パワーピストン２０側についての説明は省略する。

スターリングエンジン１０のピストン・クランク機構は、シリンダ３２と、ピストン３１と、コネクティングロッド６５と、クランクシャフト６１とを備えており、さらに近似直線機構５０も備えている。近似直線機構５０は、上述した通り、グラスホッパの近似直線機構である。

図２及び図１２−２に示すように、ピストン３１には、ピストン支柱部６４ｂが接続されている。ピストン３１とピストン支柱部６４ｂとが別体として形成されていている。このピストン３１の下端部とピストン支柱部６４の上端部は、ピン６７によって互いに回動可能に連結されている。ピストン支柱部６４は、ピストン支柱部６４の下端においてピストンピン６０で互いに連結されている。コネクティングロッド６５とクランクシャフト６１は、クランクピン６２で連結されている。ピストン３１が上下に往復運動すると、クランクシャフト６１がその軸４０（「駆動軸」とも呼ぶ）を中心に回転する。

近似直線機構５０は、２つの横方向リンク５２，５４と、１つの縦方向リンク５６とを有している。第１の横方向リンク５２の一端は、ピストンピン６０の位置においてピストン支柱部６４の下端に回動可能に連結されている。第２の横方向リンク５４の一端は、第１の横方向リンク５２の中間の所定の位置において第１の横方向リンク５２に回動可能に連結されている。第２の横方向リンク５４の他端は、ピストン・クランク機構の所定の位置に回動可能に固定されている。縦方向リンク５６の一端は、第１の横方向リンク５２のピストンピン６０とは反対側の端部において、第１の横方向リンク５２と回動可能に連結されている。縦方向リンク５６の他端は、ピストン・クランク機構の所定の位置に回動可能に固定されている。

図１２−１及び図１２−２において、黒丸で表されている連結部（駆動軸４０など）は、その軸を中心に回転または回動するが、シリンダ３２との相対位置が変化しない連結点（以下「支点」と呼ぶ）である。また、白丸で表されている連結部（ピストンピン６０など）は、その軸を中心に回転または回動するとともに、シリンダ３２との相対位置が変化する連結点（以下「移動連結点」と呼ぶ）である。ここで、「回転」とは３６０度以上の範囲で回ることを意味しており、「回動」とは、３６０度未満の範囲で回ることを意味している。

なお、図１２−１及び図１２−２では、本実施形態のスターリングエンジン１０のうち、ピストン・クランク機構とシリンダ３２以外は図示が省略されている。

図１３の（Ａ）〜（Ｃ）は、本実施形態のピストン・クランク機構のリンク構成を示す説明図である。図１３の（Ａ）は、シリンダ３２と、ピストン３１と、コネクティングロッド６５と、クランクシャフト６１のみを示している。また、図１３の（Ｂ）は、近似直線機構５０のみを示している。図１３の（Ｃ）は、図１２−２に示した機構と同じものであり、図１３の（Ａ），（Ｂ）の構成を組合わせたものである。

図１３の（Ａ）〜（Ｃ）においては、以下のように各種の連結点が表されている。
（１）移動連結点Ａ：ピストンピン６０（図１２−２）の中心軸。
（２）移動連結点Ｂ：第１の横方向リンク５２の移動連結点Ａとは反対側の端部にある連結点。
（３）移動連結点Ｃ：コネクティングロッド６５の移動連結点Ａとは反対側の端部にある連結点。
（４）移動連結点Ｍ：第１の横方向リンク５２の中間点にある連結点。
（５）支点Ｐ：クランクシャフト６１の中心軸（駆動軸）。
（６）支点Ｑ：第２の横方向リンク５４の移動連結点Ｍと反対側の端部にある連結点。
（７）支点Ｒ：縦方向リンク５６の移動連結点Ｂと反対側の端部にある連結点。

移動連結点Ａはピストンピン６０の中心軸であり、ピストン３１の往復運動に伴って上下方向Ｚ（図１３の（Ｂ））に沿って移動する。本明細書において、上下方向Ｚとは、シリンダ３２の軸方向中心線（「軸中心」とも呼ぶ）に沿った方向を意味する。移動連結点Ａ，Ｂは、第１の横方向リンク５２の両端の連結点である。移動連結点Ｂは、縦方向リンク５６が支点Ｒを中心に回動するのに伴って、円弧状の軌跡上を移動する。また、この移動連結点Ｂは、第２の横方向リンク５４の支点Ｑの上下方向位置Ｘとほぼ同じ上下方向位置をとるように設定されている。

なお、仮想的に縦方向リンク５６の長さを無限大に設定し、移動連結点Ｂが、支点Ｑと同一の上下方向位置Ｘ上を直線的に移動するようにすれば、移動連結点Ａは上下方向Ｚに沿って完全な直線に近い運動を行う。現実には、縦方向リンク５６の長さは有限なので、移動連結点Ａは直線運動からわずかにずれた軌跡上を移動する（これについては後述する）。ほぼ完全な直線運動機構は、縦方向リンク５６の代わりに、移動連結点Ｂを直線的に案内するガイド部を採用すれば実現可能であるが、このガイド部と移動連結点Ｂとの摩擦が増大する。従って、摩擦の低減の観点からは、本実施形態の近似直線機構５０の方が完全な直線運動機構よりも好ましい。

第１の横方向リンク５２の中間にある移動連結点Ｍの位置は、以下の関係を満足するように設定されている。
ＡＭ×ＱＭ＝ＢＭ²

ここで、ＡＭは連結点Ａ，Ｍ間の距離を意味し、ＱＭは連結点Ｑ，Ｍ間の距離、ＢＭは連結点Ｂ，Ｍ間の距離をそれぞれ意味している。

図１４−１〜図１４−４は、ピストン３１の移動に伴うピストン・クランク機構の形状変化を示している。近似直線機構５０の３つの移動連結点Ａ，Ｂ，Ｍのうちで、移動連結点Ａ，Ｍはピストン３１の移動に伴ってかなり大きく移動するが、縦方向リンク５６の上端の移動連結点Ｂはあまり移動しないことが解る。図１４−１には、近似直線機構５０の形状変化の程度を示す指標として利用できる２つの角度θ、φが示されている。第１の角度θは、横方向Ｘから測った第２の横方向リンク５４の角度∠ＭＱＸである。また、第２の角度φは、上下方向Ｚからの縦方向リンク５６の傾き角で∠ＢＲＺである。これらの角度θ，φの値が取る範囲は、移動連結点Ａの移動範囲（即ちピストン３１のストローク）の設定と、近似直線機構５０の各リンクの長さに依存する。

上記のように、ピストン３１の下端部とピストン支柱部６４の上端部は、ピン６７によって互いに回動可能に連結されている。この構成では、ピストン支柱部６４の下端の軌跡が直線から多少ずれた場合にも、そのズレが、ピストン３１を傾かせる力として働かない（即ち、ピストン支柱部６４の下端のズレがピストン３１にほとんど影響を与えない）という利点がある。即ち、グラスホッパの機構５０の往復運動時に生じる直線運動からのズレを吸収するために、ピストン３１とピストン支柱部６４とをリジッドにではなく、相対的に移動可能な状態（フリーな状態）で連結する。本実施形態では、一例としてピン６７を用いて連結している。また、ピストンとピストン支柱部とが一体に形成されている場合に比べて、ピストンを近似直線機構及びコネクティングロッドと組み付ける作業が容易になるという利点もある。一方、図示はしないが、ピストン支柱部６４とピストン３１とを一体として構成した場合には、仮に何らかの原因でピストン３１がシリンダ３２に対して傾きかけた場合にも、ピストン支柱部６４が近似直線運動を行うときに、その傾きが矯正されるという利点がある。

図１５−１は、本実施形態におけるピストン・クランク機構の具体的な寸法の一例を示す説明図であり、図１５−２は、移動連結点Ａの軌跡とを示す説明図である。図１５−１に示されている寸法は、上述した関係（ＡＭ×ＱＭ＝ＢＭ²）を満足していることが解る。図１５−２に示されているように、移動連結点Ａの軌跡は、近似的な直線部分を含んでおり、この近似的な直線部分がピストン３１のストロークの範囲として利用される。このとき、ピストン３１のストロークの範囲は、上死点における直線からのズレ量が、下死点における直線からのズレ量よりも小さくなるように設定される。ここで、「直線からのズレ量」の「直線」とは、シリンダ３２の軸方向中心線を意味している。図１５−２の例では、上死点におけるズレ量は約５μｍであり、下死点におけるズレ量は約２０μｍである。なお、この数値は常温で測定したものである。

上死点における移動連結点Ａの直線からのズレ量が、下死点におけるズレ量よりも小さくなるように設定する理由は、上死点近傍では圧縮空気による力がピストン３１にかかるからである（同様に、高温側パワーピストン２０では、上死点近傍では膨張空気による力がピストン２１にかかるからである）。即ち、上死点におけるズレ量が小さければ、圧縮空気による力によってピストン３１に（又は膨張空気による力によってピストン２１に）かかるスラスト（横方向の力）が小さくなるので、ピストン３１とシリンダ３２（又はピストン２１とシリンダ２２）との摩擦を低減することができる。一方、下死点では圧縮空気による力（又は膨張空気による力）が掛からないので、多少のズレがあっても上死点に比べて摩擦への影響は小さい。

なお、移動連結点Ａの軌跡における近似的直線部分は、各リンク５２、５４，５６の長さを大きくすることによって大きくすることが可能であるが、リンクを長くすると近似直線機構５０のサイズが大きくなるという問題がある。換言すれば、上死点や下死点における直線からのズレ量と、近似直線機構５０のサイズとは、トレードオフの関係にある。これらの点を考慮すると、ピストン３１の上死点における移動連結点Ａの直線からのズレ量は、常温で測定して約１０μｍ以下になるように近似直線機構５０を構成することが好ましい。また、下死点におけるズレ量は、約２０μｍ以下になるようにすることが好ましい。

図１５−２に示すように、ピストン３１のストロークの範囲を設定した場合には、第２の横方向リンク５４の角度θは、８．８°〜−１７．９°の範囲の値をとる（図１５−１）。角度θの最大値（８．８°）は、ピストン３１が上死点にある場合（図１４−１）に相当し、最小値（−１７．９°）はピストン３１が下死点にある場合（図１４−３）に相当する。縦方向リンク５６の角度φは、０°〜２．２°の範囲の値をとる。角度φの最小値（０°）は、連結点Ｑ、Ａ、Ｍ、Ｂがほぼ一直線上に並ぶ場合に相当し、最大値（２．２°）は、角度θの絶対値が最も大きくなる場合（この例では下死点）に相当する。なお、これらの角度θ、φの値の範囲は、近似直線機構５０の各リンクの寸法と、ピストン３１のストローク範囲の設定に依存する。

Ｂ．具体的形状例：
図１６及び図１７は、本実施形態におけるピストン・クランク機構の具体的な形状の一例を示している。上記の通り、ピストン３１は、円柱状に形成されている。ピストン３１の外周面には、ピストンリング用の溝及びピストンリングは設けられていない。ピストン３１の平面視（横断面）形状は、高精度な真円状に形成されている。シリンダ３２は円筒状に形成されており、シリンダ３２の内周部の平面視形状は、高精度な真円状に形成されている。ピストン３１の外周面とシリンダ３２の内周部との間には、上記の通り、空気軸受４８が設けられている。ピストン３１及びシリンダ３２の内周部のそれぞれの平面視形状が高精度な真円状に形成されていることにより、シール性の良い空気軸受４８が実現される。

ピストンピン６０とピストン３１との間には、ピストンピン６０とピストン３１との間を所定の距離以上確保するために、ピストン支柱部６４が設けられている。ピストン支柱部６４によって、ピストンピン６０とピストン３１との間に所定距離以上開くことによって、ピストン３１が往復移動する際に、ピストン３１と近似直線機構５０が接触しないようにすることができる。

ピストン支柱部６４の長さは、ピストン３１の上端からピストンピン６０までの長さが、ピストン３１のストロークの約１／２倍以上で１倍未満の範囲の値になるように設定されていることが好ましい。その理由は、ピストン支柱部６４の長さが過度に短いと、上死点において近似直線機構５０がシリンダ３２又はピストン３１に衝突する可能性があるためである。また、ピストン支柱部６４の長さが過度に長いとその重量が増加する分だけエネルギ損失が増すためである。

図１７に示すように、ピストン支柱部６４と、コネクティングロッド６５と、第１、第２の横方向リンク５２、５４とは、ピストン３１が上下動したときにも互いに干渉しないように構成されている。具体的には、図１７の例では、ピストン支柱部６４は、シリンダ３２の軸方向中心に設けられており、ピストン支柱部６４の両側が、コネクティングロッド６５の２枚の板状部材で挟まれている。コネクティングロッド６５の外側には、第１の横方向リンク５２の２枚の板状部材が配置されている。これら３種類の部材２４，３０，５２は、ピストンピン６０で連結されている。また、第１の横方向リンク５２の更に外側には、第２の横方向リンク５４の２枚の板状部材が設置されている。即ち、この例では、コネクティングロッド６５と２つの横方向リンク５２、５４とは、端部が２つの板状部材に分かれた二股構造をそれぞれ有しており、中央のピストン支柱部６４を両側から挟むような位置にそれぞれ配置されている。

図１８は、図１６からクランクが回転し、横方向リンク５２、５４が水平になった位置における要部縦断面図であり、図１９は、図１８のＣ−Ｃ断面図である。なお、図１９では、図示の便宜上、コネクティングロッド６５とピストン支柱部６４とにそれぞれハッチングを付している。

図１９の構成において、第２の横方向リンク５４の端部は二股構造になっており、他の部材６４，６５，５２，６０の外側に配置されている。そして、近似直線機構が動作する際には、第２の横方向リンク５４の二股構造の間を、第１の横方向リンク５２の端部が二股構造の間を通り抜けるように構成されている。このような構成によれば、コネクティングロッド６５を短くしても、第１の横方向リンク５２の端部と第２の横方向リンク５４の端部とが干渉することが無いので、ピストン・クランク機構の縦方向の寸法の増大を抑制することができる。

また、図１９に示す構成では、第１の横方向リンクの端部と、ピストン支柱部６４の下端（ピストンの下端）と、コネクティングロッド６５の上端とが、１つのピストンピン６０で連結されている。このような構成によれば、第１の横方向リンク５２とピストン支柱部６４とコネクティングロッド６５とが１つのピストンピン６０で連結されるので、この連結部分の構造が単純になり、コンパクトにできるという利点がある。

さらに、図１９に示す構成では、第１の横方向リンク５２の端部と、ピストン支柱部６４の下端と、コネクティングロッド６５の上端と、の３つの端部のうち２つの端部がそれぞれ二股構造を有しており、残りの１つの端部が前記２つの端部の二股構造の中心に配置されている。このような構成によれば、第１の横方向リンク５２とピストン支柱部６４とコネクティングロッド６５との連結部分が対称な形になるので、非対称な形状とすることによるサイドフォースが発生することを防止できるという利点がある。

以上のように、上述した実施形態や変形例では、ピストン・クランク機構に近似直線機構５０を設けることによって、ピストン３１の下端がシリンダ３２の軸中心に沿った近似的な直線状軌跡を移動するようにしたので、ピストン３１の直線運動精度が高く、ピストン３１のサイドフォースを実質的にゼロにすることが可能となり、ピストン３１とシリンダ３２との間にスラスト方向の耐圧能力の低い空気軸受４８を設けても、問題が生じない。

グラスホッパの近似直線機構は、近似直線上を移動する点（移動連結点Ａ）が機構の一方の端部近傍に偏っているので、スターリングエンジン１０のピストンの運動を規制するのに特に適しており、また、コンパクトな機構で良好な直線性を得ることが可能である。

以上に述べた第１実施形態では、スターリングエンジン１０は、車両の内燃機関の排ガスを熱源とすべく排気管１００に取り付けた構成について説明した。但し、本発明のスターリングエンジンは、車両の内燃機関の排気管に取り付けられる形式のものに限定されるものではない。

（第２実施形態の場合）
次に、図２０を参照して、第２実施形態について説明する。なお、上記第１実施形態と同じ構成については同じ符号を付してその詳細な説明を省略する。また、第１実施形態と異なる構成のみについて説明する。

上記第１実施形態では、少なくとも一部がカーブ形状に形成された加熱器４７の複数の伝熱管４７ｔの長さのばらつきが抑制されるように複数の伝熱管４７ｔがねじられた形状にされることで、加熱器４７の熱交換能力の低下が抑制されていた。これに対し、第２実施形態では、伝熱管４７ｔにフィンが設けられることで、複数の伝熱管４７ｔの受熱能力のばらつきが抑制されるように、又は、複数の伝熱管４７ｔの受熱能力が同一となるように、受熱面積が設定されている。

ここで、受熱面積は、伝熱管４７ｔの表面積とフィン７０の表面積の合計である。第２実施形態では、伝熱管４７ｔがねじられた形状に形成されることなく、また、伝熱管４７ｔの長さのばらつきが抑制されるわけではない。

上述のように、伝熱管４７ｔの内部の作動流体の密度・圧力は高いので熱伝達率が高く、また熱容量が大きい。また、伝熱管４７ｔの内部の作動流体の流速が速いため、熱伝達率が高い。これに対して、伝熱管４７ｔの外部は大気圧であるため、熱伝達率が低い。このことから、伝熱管４７ｔにおいては、外部熱伝達率をいかに向上させるかが問題となる。

本実施形態では、上記問題を解決すべく、伝熱管４７ｔの外部に、フィン（受熱フィン）７０が設けられている。フィン７０は、伝熱管４７ｔの外部と内部とで概ね同程度の熱伝達が行われるように設けられる。フィン７０は、伝熱管４７ｔの外部側の伝熱面積を大きく確保するとともに、伝熱管４７ｔから離間した位置の排ガスからの熱をフィン７０を介して伝熱管４７ｔの内部に伝達するために設けられる。

図２０に示すように、短い伝熱管４７ｔｂには、伝熱面積の大きなフィン７０ｂが設けられ、長い伝熱管４７ｔａには、伝熱面積の小さなフィン７０ａが設けられる。上述のように、短い伝熱管４７ｔｂ内を流れる作動流体は、長い伝熱管４７ｔａ内を流れる作動流体に比べて、受熱時間が短いため、単位流量当たりの受熱量を同じにすべく、フィン７０の伝熱面積の大きさが上記のように設定される。

また、短い伝熱管４７ｔｂは、その伝熱管４７ｔｂ自体の表面積が小さい分だけ、伝熱面積の大きなフィン７０ｂが設けられ、長い伝熱管４７ｔａは、その伝熱管４７ｔａ自体の表面積が大きい分だけ、伝熱面積の小さなフィン７０ａが設けられる。

カーブ形状に形成された管群４７ｔのうち内周側の相対的に短い伝熱管４７ｔには、伝熱面積の大きなフィン７０が設けられるべく、伝熱管４７ｔ同士の間隔が大きく設定されている（相対的に短い伝熱管４７ｔは、配置密度が疎に配置されている）。これに対して、カーブ形状に形成された管群４７ｔのうち外周側の相対的に長い伝熱管４７ｔには、伝熱面積の小さなフィン７０が設けられればよいため、伝熱管４７ｔ同士の間隔が小さく設定されている（相対的に長い伝熱管４７ｔは、配置密度が密に配置されている）。ここで、相対的に伝熱管４７ｔの長い外周側において、伝熱管４７ｔ同士の間隔が小さく設定された場合においても、十分に熱交換するに必要な排ガス量が流れるのに必要な空間（間隔）は確保されている。

図２０においては、上記のように、カーブ形状に形成された管群４７ｔのうち内周側に位置し短い伝熱管４７ｔｂと伝熱管４７ｔｃとの間隔Ｌ１は相対的に大きく設定され、外周側に位置し長い伝熱管４７ｔａと伝熱管４７ｔｃとの間隔Ｌ２は相対的に小さく設定されている。

図２０においては、カーブ形状に形成された管群４７ｔのうちの各伝熱管４７ｔの直線部分のみにフィン７０が設けられているが、図２１に示すように、更に、各伝熱管４７ｔの曲線状部分にもフィン７０が設けられることができる。

また、図２２に示すように、排気管１００内の排ガスの流動の妨げとならない位置（例えば排気管１００の内壁に沿う部分であって、各伝熱管４７ｔの第１端部４７ａ側）には、例えば伝熱管４７ｔを周方向に囲むような円環状のフィン７１が追加的に設けられることができる。

第２実施形態では、伝熱管４７ｔの熱伝達能力（受熱能力）が同一となるように、又はそれらのばらつきが抑制されるように、伝熱管４７ｔの伝熱面積が設定されるべく、各伝熱管４７ｔ毎に所定の伝熱面積を有するフィン７０が設けられる。これにより、加熱器４７の全体の熱交換能力の低下が抑制される。

第２実施形態及び上記第１実施形態によるアプローチを比較検討すると、以下の通りとなる。

加熱器４７の複数の伝熱管４７ｔが密集して配置されていたり、加熱器４７が設置される周囲の構造の関係で、伝熱管４７tが十分にねじられた形状に形成されること（伝熱管４７tの長さのばらつきを抑制すること）ができない等の理由から、伝熱管４７ｔの受熱能力のばらつきを十分に抑制できない場合には、フィン７０を用いて伝熱管４７ｔの受熱能力のばらつきを抑制する方法が有効である。

但し、伝熱管４７ｔをねじられた形状に形成して、伝熱管４７ｔの長さのばらつきの抑制が可能である場合には、フィン７０による解決法よりも、伝熱管４７ｔの長さのばらつきを抑制する解決法の方が望ましい。フィン７０を配置するためのスペースがあれば、長さのばらつきが抑制された伝熱管４７ｔを数多く設けた方が加熱器４７全体の熱交換能力が高くなるからである。

一方、これと反対に、伝熱管４７ｔの受熱能力（又は長さ）のばらつきが十分に抑制されていない場合（十分にねじられた形状に形成されることが不可能な場合を含む）に、フィン７０を用いて伝熱管４７ｔの受熱能力のばらつきを抑制することなく、本来そのフィン７０のために使用可能なスペースに、長さのばらつきの大きい伝熱管４７ｔを設けることは、加熱器４７の全体の熱交換能力の低下の抑制にはつながらない場合が多い。上述のように、加熱器４７全体の熱交換能力の低下の抑制のためには、伝熱管４７ｔの受熱能力のばらつきが抑制されていることが、有効であるためである。

勿論、長さのばらつきが抑制された伝熱管４７ｔをスペースが許す限り数多く配置した上で、更に、熱交換能力を向上させるべく、伝熱管４７ｔにフィン７０を設けることは、加熱器４７全体の熱交換能力の向上に有効である。

（第３実施形態の場合）
次に、図２３を参照して、第３実施形態について説明する。なお、上記と同じ構成については同じ符号を付してその詳細な説明を省略する。また、上記と異なる構成のみについて説明する。

上述したように、長さの異なる伝熱管４７ｔにおいて、それらの伝熱管４７ｔの管内径の大きさが同じである場合には、短い伝熱管４７ｔは、長い伝熱管４７ｔに比べて、流路抵抗が小さい。そのため、短い伝熱管４７ｔ内では、相対的に作動流体が流れ易く、短い伝熱管４７ｔ内を流れる作動流体が伝熱管４７ｔ内に留まる時間（受熱時間）は、相対的に短い。

第３実施形態では、複数の伝熱管４７ｔのそれぞれの内径の大きさを所定の大きさに設定することで、複数の伝熱管４７ｔの受熱能力のばらつきを抑制する（又は、複数の伝熱管４７ｔの受熱能力を同一にする）。この第３実施形態では、上記第１実施形態のように、伝熱管４７ｔがねじられた形状に形成されることなく、また、伝熱管４７ｔの長さのばらつきが抑制されるわけではない。

本実施形態においては、図２３に示すように、短い伝熱管４７ｔｄの内径は、長い伝熱管４７ｔｆの内径に比べて、小さく設定される。この構成により、長さの異なる伝熱管４７ｔにおいて、それらの伝熱管４７ｔの管内径の大きさが同じである場合に比べて、以下のような作用効果が得られると考えられる。

第一に、複数の伝熱管４７ｔをそれぞれ流れる作動流体が当該伝熱管４７ｔ内に留まる時間（受熱時間）ないし複数の伝熱管４７ｔの流路抵抗（又は流量）のばらつきが抑制される（又は同一となる）。短い伝熱管４７ｔｄ内は、長い伝熱管４７ｔｆ内に比べて、長さが短い分、流路抵抗が小さく、また、その流路抵抗が小さいことにより受熱時間が相対的に短い。ここで、短い伝熱管４７ｔｄの内径が、長い伝熱管４７ｔｆの内径に比べて、小さく設定されると、その内径の分、流路抵抗が増加傾向となるため、全体としては、複数の伝熱管４７ｔの流路抵抗のばらつき、ないし受熱時間のばらつきが抑制される。

第二に、複数の伝熱管４７ｔの受熱能力のばらつきが抑制される（又は同一となる）。即ち、短い伝熱管４７ｔｄの内径が、長い伝熱管４７ｔｆの内径に比べて、小さく設定されると、伝熱管４７ｔの内部の断面積をＳとし、伝熱管４７ｔの周方向の長さ（周長）をＬａとしたときのＬａ／Ｓの値は、長い伝熱管４７ｔｆ（ここでは相対的に内径が大きい）のＬａ／Ｓの値に比べて、大きくなる。Ｓは内径の２乗に比例し、Ｌａは内径に比例するためである。

上記において、Ｌａは、伝熱管４７ｔの伝熱面積に対応し、Ｓは、伝熱管４７ｔの内部を流れる作動流体の流量に対応するから、本実施形態の上記構成により、短い伝熱管４７ｔｄを流れる作動流体の単位流量当たりの受熱面積が相対的に大きくなる。上記のように、短い伝熱管４７ｔｄ内は、長い伝熱管４７ｔｆ内に比べて、長さが短い分、流路抵抗が小さく、受熱時間が相対的に短いが、上記構成により、短い伝熱管４７ｔｄを流れる作動流体の単位流量当たりの受熱面積が相対的に大きくなるので、全体としては、単位流量当たりの受熱量が、長い伝熱管４７ｔｆと近くなる（又は同一となる）。

第三に、複数の伝熱管４７ｔを流れる作動流体の単位流量当たりの受熱面積のばらつきが抑制される（又は同一となる）。即ち、短い伝熱管４７ｔｄの内径が、長い伝熱管４７ｔｆの内径に比べて、小さく設定されると、伝熱管４７ｔの内部の断面積をＳとし、伝熱管４７ｔの長手方向の長さ（管長）をＬｂとしたときのＬｂ／Ｓの値は、長い伝熱管４７ｔｆ（ここでは相対的に内径が大きい）のＬｂ／Ｓの値と近くなる（又は同一となる）。

上記において、Ｌｂは、伝熱管４７ｔの伝熱面積に対応し、Ｓは、伝熱管４７ｔの内部を流れる作動流体の流量（伝熱管４７ｔの内部の体積）に対応するから、本実施形態の上記構成により、複数の伝熱管４７ｔを流れる作動流体の単位流量当たりの受熱面積のばらつきが抑制される。

実際には、Ｌａ／Ｓの値に基づいて伝熱管４７ｔの内径を設定した場合と、流路抵抗（又は流量）ないし伝熱管４７ｔ内に留まる時間に基づいて、伝熱管４７ｔの内径を設定した場合と、Ｌｂ／Ｓの値に基づいて伝熱管４７ｔの内径を設定した場合とでは、異なる結果となる場合があるが、それらのパラメータに基づいて、計算又は実験により、伝熱管４７ｔの内径の最適化を図ることができる。その最適化を行う際の指標（評価関数）は、「伝熱管４７ｔの受熱能力のばらつきが抑制されるという効果の大小」に設定することができる。

第３実施形態では、複数の伝熱管４７ｔの受熱能力のばらつきが抑制される（又は受熱能力が同一となる）ように、伝熱管４７ｔの内径が設定される。これにより、加熱器４７の全体の熱交換能力の低下が抑制される。

（第４実施形態の場合）
次に、図２４及び図２５を参照して、第４実施形態について説明する。なお、上記と同じ構成については同じ符号を付してその詳細な説明を省略する。また、上記と異なる構成のみについて説明する。

第４実施形態では、複数の伝熱管４７ｔの受熱能力のばらつきが抑制される（又は受熱能力が同一となる）ように、伝熱管４７ｔの長さに応じて、作動流体の流動に対する圧力損失（流動損）を調整する。この第４実施形態では、上記第１実施形態のように、伝熱管４７ｔがねじられた形状に形成されることなく、また、伝熱管４７ｔの長さのばらつきが抑制されるわけではない。

伝熱管４７ｔを流れる作動流体の流動に対する圧力損失には、伝熱管４７ｔの内部を通過しているときの圧力損失と、伝熱管４７ｔの端部（開口部）から伝熱管４７ｔに流入する際の圧力損失とがある。これらの圧力損失のうち、大きな圧力損失となるのは、後者の方である。後者の圧力損失は、広い空間（伝熱管４７ｔの外）から細いところ（伝熱管４７ｔの内部）に流入するときの圧力損失であり、縮流効果に関連する。

第４実施形態では、上記のように、相対的に大きな圧力損失の作用を生じる伝熱管４７ｔの端部にて、伝熱管４７ｔを流れる作動流体の流動に対する圧力損失を調整して、流路抵抗を調整し、複数の伝熱管４７ｔの受熱能力のばらつきを抑制する。

第４実施形態では、複数の伝熱管４７ｔの端部に、圧力損失の調整用構造が設けられる。圧力損失の調整用構造とは、例えば、図２４に示すように、伝熱管４７ｔの端部（伝熱管４７ｔにおける再生器４６の上面４６ａとの接続部）の形状において、円弧状に形成された部分のそれぞれの曲率半径が異なる値に設定されてなるものをいう。即ち、伝熱管４７ｔと上面４６ａとの接続部位における、いわゆるＲ取りが異なる値に設定されている。

図２４において、伝熱管４７ｔの端部（上面４６ａとの接続部分）の円弧状形状（符号ａ、ｂ、ｃ）において、それぞれの曲率半径の関係は、ａ＜ｂ＜ｃとされている。再生器４６から伝熱管４７ｔに流入するときの圧力損失（流入し難さ）は、曲率半径が小さいほど大きくなり、ａ＞ｂ＞ｃとなる。

上記のように、短い伝熱管４７ｔは、長い伝熱管４７ｔに比べて、長さが短い分、流路抵抗が小さく、作動流体が流れ易い（ないし、より多量の流量が流れる）。第４実施形態では、短い伝熱管４７ｔｇは、圧力損失を増大させるべく、その端部の円弧状形状の曲率半径を小さく設定し、長い伝熱管４７ｔｉは、圧力損失を低減させるべく、その端部の円弧状形状の曲率半径を大きく設定する。これにより、複数の伝熱管４７ｔの受熱能力のばらつきが抑制される（又は受熱能力が同一となる）。

上記のように、伝熱管４７ｔの端部の円弧状形状による圧力損失の調整用構造は、伝熱管４７ｔの高温側シリンダ２２側（第１端部４７ａ側）の端部ではなく、伝熱管４７ｔの再生器４６側（第２端部４７ｂ側）の端部に設けられるのがよい。その理由は以下の通りである。

即ち、低温側シリンダ３２側から再生器４６を介して伝熱管４７ｔに流入した作動流体が熱源から加熱されるときに、単位流量当たりの受熱量のばらつきが抑制されることを目的としているためである。このことから、伝熱管４７ｔの端部の円弧状形状による圧力損失の調整用構造は、再生器４６側から伝熱管４７ｔに流入する際の流路抵抗（流量）を調整するため（縮流効果）、伝熱管４７ｔの再生器４６側の端部に設けられる。

上記と反対に、伝熱管４７ｔの端部の円弧状形状による圧力損失の調整用構造が、伝熱管４７ｔの高温側シリンダ２２側の端部に設けられた場合、再生器４６側から伝熱管４７ｔに流入した作動流体の流動に対する圧力損失を増大させる作用はあまり生じず、作動流体が熱源から加熱される際の流れに対する流路抵抗の調整作用はあまり生じない。

また、高温側シリンダ２２側から伝熱管４７ｔを通って再生器４６に流れる作動流体の流動に対しては、圧力損失が少ない方がよい。その意味においても、伝熱管４７ｔの端部の円弧状形状による圧力損失の調整用構造が、伝熱管４７ｔの再生器４６側の端部に設けられた場合には、高温側シリンダ２２側から伝熱管４７ｔを通って再生器４６に流れる作動流体の流動に対しては、圧力損失をあまり生じさせないという点で、好ましい結果となる。

圧力損失の調整用構造としては、例えば、図２５に示すように、伝熱管４７ｔの内部の断面積を実質的に小さくする絞り部材９１やオリフィスが用いられることができる。絞り部材９１は、短い伝熱管４７ｔｇでは、圧力損失を増大させるべく、作動流体に対してより大きな障害となる大きな絞り部材９１ａが設けられ、中間の長さの伝熱管４７ｔｈでは、相対的に小さな圧力損失量に設定すべく、作動流体に対してより小さな障害となる小さな絞り部材９１ｂが設けられ、長い伝熱管４７ｔｉでは、圧力損失を低減させるべく、絞り部材９１は設けられない。これにより、複数の伝熱管４７ｔの受熱能力のばらつきが抑制される（又は受熱能力が同一となる）。

また、圧力損失の調整用構造として、例えば、図２６及び図２７に示すような、いわゆるスパイラル加工が用いられることができる。図２６は、伝熱管４７ｔの一部４７ｔｐにスパイラル加工がなされたものを示す平面図である。図２７は、図２６のＸ−Ｘ線断面図である。

スパイラル加工とは、断面形状が真円状の通常一般の管（ここでは伝熱管４７ｔ）の外周面にローラＲを斜め方向から（管の長手方向に直交する方向から所定角度傾斜した状態で）押し当てて、相対的に管を周方向に回転させながら管の外周面を押圧により塑性変形させるものである。

伝熱管４７ｔの一部４７ｔｐの外周面には、スパイラル加工により螺旋状の凹部９４が連続的に形成されている。そのスパイラル状の凹部９４に対応するように伝熱管４７ｔの一部４７ｔｐの内周面には、螺旋状の凸部９５が連続的に形成されている。スパイラル加工により、伝熱管４７ｔの周面が変形されるため、その分だけ伝熱管４７ｔの伝熱面積が増加する。また、スパイラル加工により、伝熱管４７ｔの内部の断面積及び断面形状が連続的に変化し、流れに剥離、乱流が生じ、圧力損失、流路抵抗が増加する。

図２６に示すように、伝熱管４７ｔの残りの一部４７ｔｑには、スパイラル加工はなされていない。上記圧力損失の調整用構造として、圧力損失量を増加させるべき伝熱管４７ｔには、相対的にスパイラル加工される領域４７ｔｐを増やし（スパイラル加工されない領域４７ｔｑを減らし）、相対的に圧力損失量を小さく設定するすべき伝熱管４７ｔには、相対的にスパイラル加工される領域４７ｔｐを減らす（スパイラル加工されない領域４７ｔｑを増やす）。圧力損失量を最も小さくすべき伝熱管４７ｔには、スパイラル加工がなされない。

上記のように、伝熱管４７ｔにスパイラル加工が施された部分４７ｔｐを設けることにより、伝熱管４７ｔの圧力損失が調整されるのみならず、伝熱管４７ｔの伝熱面積及び流路抵抗も調整される。伝熱管４７ｔにスパイラル加工が施された部分４７ｔｐを設けることにより、これらの特性・パラメータを調整することにより、伝熱管４７ｔの長さ等の相違に応じて、伝熱管４７ｔの受熱能力を調整することが可能である。

上記のように、伝熱管４７ｔの端部の絞り部材９１やスパイラル加工部４７ｔｐによる圧力損失の調整用構造は、伝熱管４７ｔの高温側シリンダ２２側（第１端部４７ａ側）の端部ではなく、伝熱管４７ｔの再生器４６側（第２端部４７ｂ側）の端部に設けられるのがよい。

第４実施形態によれば、伝熱管４７ｔの長さに応じて、作動流体の流動に対する圧力損失（流動損）を調整することで、複数の伝熱管４７ｔの受熱能力のばらつきが抑制される（又は受熱能力が同一となる）。

以上に述べた第１から第４実施形態は、適宜組合わせることが可能である。

なお、上記においては、熱交換器がスターリングエンジンの加熱器に適用された例を用いて、本発明の熱交換器の構成、作用、効果を説明したが、本発明の熱交換器は、スターリングエンジンの加熱器以外の用途にも容易に適用可能であり、適用された場合には、上記と同様の有用性を有する。

本発明のスターリングエンジンの第１実施形態を示す正面図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態を示す側面図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態において、排気管に取り付けられた状態を示す正面図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態の変形例を示す正面図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態の変形例において、排気管に取り付けられた状態を示す正面図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態の更なる変形例の要部を示す正面図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態において、加熱器の伝熱管がねじられた形状とされた構成を概略的に示す説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態において、加熱器の伝熱管がねじられた形状とされた構成を概略的に示す他の説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態において、加熱器の伝熱管がねじられた形状とされる場合のねじり角と長さのばらつきの関係を説明するための説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態において、加熱器の伝熱管がねじられた形状とされる場合のねじり角と長さのばらつきの関係を説明するための他の説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態において、加熱器の伝熱管がねじられた形状とされる場合のねじり角と長さのばらつきの関係を説明するための更に他の説明図である。 従来のピストン・クランク機構を示す説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態において適用されるピストン・クランク機構を示す説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態において、ピストン・クランク機構のリンク構成を示す説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態において、ピストンの移動に伴うピストン・クランク機構の形状変化を示す説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態において、ピストンの移動に伴うピストン・クランク機構の形状変化を示す他の説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態において、ピストンの移動に伴うピストン・クランク機構の形状変化を示す更に他の説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態において、ピストンの移動に伴うピストン・クランク機構の形状変化を示す更に他の説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態において、ピストン・クランク機構の具体的な寸法の一例を示す説明図である。 移動連結点Ａの軌跡とを示す説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第１実施形態において、ピストン・クランク機構の具体的な形状の一例を示す要部縦断面図である。 図１６の状態におけるピストン・クランク機構の要部横断面図である。 図１６の状態からクランクが回転した位置におけるピストン・クランク機構の要部縦断面図である。 図１８の状態におけるピストン・クランク機構の要部横断面図である。 本発明のスターリングエンジンの第２実施形態において、加熱器の伝熱管にフィンが設けられた構成を概略的に示す説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第２実施形態において、加熱器の伝熱管にフィンが設けられた他の構成を概略的に示す説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第２実施形態において、加熱器の伝熱管にフィンが設けられた更に他の構成を概略的に示す説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第３実施形態において、加熱器の伝熱管の管径が異なる値に設定された構成を概略的に示す説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第４実施形態において、加熱器の伝熱管の圧力損失が調整されるための構成を概略的に示す説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第４実施形態において、加熱器の伝熱管の圧力損失が調整されるための他の構成を概略的に示す説明図である。 本発明のスターリングエンジンの第４実施形態において、加熱器の伝熱管の圧力損失が調整されるための更に他の構成を概略的に示す説明図である。 図２６のＸ−Ｘ断面図である。 図２８は、従来のスターリングエンジンの構成例を示す一部断面側面図である。

符号の説明

１０ スターリングエンジン
２０ 高温側パワーピストン
２１ 膨張ピストン
２２ 高温側シリンダ
２２ａ 高温側シリンダの上面
３０ 低温側パワーピストン
３１ 圧縮ピストン
３２ 低温側シリンダ
４５ 冷却器
４５ａ 冷却器の上面
４６ 再生器
４６ａ 再生器の上面
４６ｂ 再生器の下面
４７ 加熱器
４７ａ 第１端部
４７ｂ 第２端部
４７ｔ 伝熱管
４７ｔａ 長い伝熱管
４７ｔｂ 短い伝熱管
５０ 近似直線機構
６４ａ、６４ｂ 延長部
７０ フィン
９０ 熱交換器
９１ 絞り部材
１００ 排気管

Claims (26)

1. 複数の管により形成される複数の流路を通る流体の熱交換を行う熱交換器であって、
   前記複数の管のそれぞれは、前記複数の管の管毎の熱交換能力のばらつきを抑制するための前記管毎に異なる構造を備えている
   ことを特徴とする熱交換器。
2. 複数の管により形成される複数の流路を通る流体の熱交換を行う熱交換器であって、
   前記複数の管の少なくとも一部がカーブ形状を有するように構成され、
   前記複数の管の少なくとも一部は、前記カーブ形状に対応する前記複数の管の管毎の熱交換能力のばらつきを抑制する構造を備えている
   ことを特徴とする熱交換器。
3. 請求項１または２に記載の熱交換器において、
   前記構造は、前記複数の管の長さのばらつきが抑制されるための前記複数の管の長さに関する構造である
   ことを特徴とする熱交換器。
4. 請求項３記載の熱交換器において、
   前記構造として、前記複数の管の少なくとも一部は、ねじられた形状を有している
   ことを特徴とする熱交換器。
5. 請求項４記載の熱交換器において、
   前記構造として、前記複数の管の全てが、同じねじり角でねじられた形状を有している
   ことを特徴とする熱交換器。
6. 請求項１、２、４及び５のいずれか１項に記載の熱交換器において、
   前記構造は、前記複数の管の管同士の間に形成される空間に関する構造である
   ことを特徴とする熱交換器。
7. 請求項１または２に記載の熱交換器において、
   前記構造は、前記複数の管の管毎の熱伝達面積に関する構造である
   ことを特徴とする熱交換器。
8. 請求項１または２に記載の熱交換器において、
   前記構造は、前記複数の管の管毎の流路抵抗に関する構造である
   ことを特徴とする熱交換器。
9. 請求項１、２、７及び８のいずれか１項に記載の熱交換器において、
   前記構造は、前記複数の管のそれぞれの流路の断面積に関する構造である
   ことを特徴とする熱交換器。
10. 請求項１、２、及び８のいずれか１項に記載の熱交換器において、
    前記構造は、前記複数の管の管毎における流体が当該管内に留まる時間に関する構造である
    ことを特徴とする熱交換器。
11. 請求項１、２、及び８のいずれか１項に記載の熱交換器において、
    前記構造は、前記複数の管の管毎の流体の流量に関する構造である
    ことを特徴とする熱交換器。
12. 請求項８記載の熱交換器において、
    前記構造は、前記複数の管の管毎の流体の流動に対する圧力損失に関する構造である
    ことを特徴とする熱交換器。
13. 請求項８または１２に記載の熱交換器において、
    前記構造は、前記複数の管のそれぞれの流路の入口の形状に関する構造である
    ことを特徴とする熱交換器。
14. 請求項１、２、７、８及び９のいずれか１項に記載の熱交換器において、
    前記構造は、前記複数の管のそれぞれの流路の断面積と周方向の長さに関する構造である
    ことを特徴とする熱交換器。
15. 請求項１から１２及び１４のいずれか１項に記載の熱交換器を加熱器として備えたことを特徴とするスターリングエンジン。
16. 請求項１３記載の熱交換器を加熱器として備えたスターリングエンジンにおいて、
    前記複数の管のそれぞれの流路の入口の形状に関する構造は、スターリングエンジンの再生器及び高温側シリンダのうち前記再生器に近い側に設けられている
    ことを特徴とするスターリングエンジン。
17. 直列に配置された少なくとも２つのシリンダと、
    冷却器と再生器と加熱器とを有する熱交換器として機能する熱交換器構成体とを備え、
    前記加熱器は、請求項１から１４のいずれか１項に記載の熱交換器により構成され、
    前記熱交換器構成体は、第１の前記シリンダと第２の前記シリンダとを結ぶように前記熱交換器構成体の少なくとも一部がカーブ形状を有するように構成されている
    ことを特徴とするスターリングエンジン。
18. 請求項１７記載のスターリングエンジンにおいて、
    前記加熱器は、前記第１のシリンダと前記第２のシリンダとを結ぶような前記カーブ形状を有するように構成され、前記冷却器及び前記再生器は、前記シリンダの延在方向に沿う直線状に構成されている
    ことを特徴とするスターリングエンジン。
19. 請求項１７または１８に記載のスターリングエンジンにおいて、
    前記スターリングエンジンの出力は、前記第１のシリンダ内の第１ピストンと前記第２のシリンダ内の第２ピストンとに共通に接続された駆動軸を介して取り出され、
    前記第１ピストンが上死点にあるときの前記第１ピストンの頂部と前記駆動軸との間の距離と、前記第２ピストンが上死点にあるときの前記第２ピストンの頂部と前記駆動軸との間の距離とが相違するように構成されている
    ことを特徴とするスターリングエンジン。
20. 請求項１９記載のスターリングエンジンにおいて、
    前記距離の相違は、前記第１ピストンのピストンピンと前記第１ピストンとを連結する第１連結軸の長さと、前記第２ピストンのピストンピンと前記第２ピストンとを連結する第２連結軸の長さの相違に対応している
    ことを特徴とするスターリングエンジン。
21. 請求項１９記載のスターリングエンジンにおいて、
    前記距離の相違は、前記第１ピストンの長さと前記第２ピストンの長さの相違に対応している
    ことを特徴とするスターリングエンジン。
22. 請求項１７から２１のいずれか１項に記載のスターリングエンジンにおいて、
    前記第１及び第２のシリンダのうちの高温側シリンダと前記加熱器との連結面が、前記加熱器と前記再生器との連結面と概ね同一である
    ことを特徴とするスターリングエンジン。
23. 請求項１７から２１のいずれか１項に記載のスターリングエンジンにおいて、
    前記第１及び第２のシリンダのうちの高温側シリンダと前記加熱器との連結面が、前記再生器と前記冷却器との連結面と概ね同一である
    ことを特徴とするスターリングエンジン。
24. 請求項１７から２２のいずれか１項に記載のスターリングエンジンにおいて、
    更に、
    前記第１のシリンダ内の第１ピストンと前記第２のシリンダ内の第２ピストンの少なくともいずれか一方に直接的又は間接的に連結され、当該連結されたピストンが当該シリンダ内を往復運動するときに近似直線運動するように設けられた近似直線機構
    を備えたことを特徴とするスターリングエンジン。
25. 請求項１５から２４のいずれか１項に記載のスターリングエンジンと、
    車両の内燃機関とを備えたハイブリッドシステムであって、
    前記スターリングエンジンは、前記車両に搭載され、
    前記スターリングエンジンの加熱器が前記内燃機関の排気系から受熱するように設けられた
    ことを特徴とするハイブリッドシステム。
26. 請求項２５記載のハイブリッドシステムにおいて、
    前記熱交換器は、前記第１及び第２のシリンダの上部同士を連結し、かつ前記内燃機関の排気管の内径寸法と、前記加熱器の端部と前記加熱器の最上部の距離とが概ね同じ大きさになる構成に合わせて、前記カーブ形状が設定されている
    ことを特徴とするハイブリッドシステム。

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