JP2007270621A - 内燃エンジンシステム - Google Patents

Abstract

【課題】エネルギー効率の向上に有利な内燃エンジンシステムを提供する。
【解決手段】内燃エンジンシステム１０は、第１ピストン４１が移動しかつガスが圧縮される第１圧縮室５１と、第２ピストン４２が移動しかつ第１圧縮室５１からのガスがさらに圧縮される第２圧縮室５２と、第３ピストン４３，４４が移動しかつ第２圧縮室５２からのガスが燃焼及び膨張される膨張室５３，５４と、膨張室５３，５４で燃焼する燃料の燃料源６０と、第３ピストン４３，４４に機能的につながった出力軸４９とを備える。
【選択図】図１

Description

本発明は、内燃エンジンシステムに関する。

発電用のエンジンシステムとして、Ｗａｒｔｓｉｌａ社のガスエンジンシステムが知られている。その発電効率は、４４．８％（ＬＨＶ）、４１．６％（ＨＨＶ）程度とされている。このエンジンシステムでは、過給機で予圧されたガス燃料が、４サイクル機関（Four-stroke cycle engine）に導入される。

他の発電用のエンジンシステムとして、吸入・圧縮過程と燃焼・膨張過程とが互いに異なるシリンダで行われるものがある（例えば、特許文献１参照）。この分割型エンジンシステムでは、冷却液の噴霧による等温的なガス圧縮と、再生サイクルの適用とが試みられている。
特許第３５４４３７７号公報

シリンダ内をピストンが往復動するレシプロ式の内燃エンジンは、圧力漏れが少ないことから、圧縮効率が高いという利点を有する。上記の２つのエンジンシステムは、いずれもガス予圧用として過給機を用いており、これはエネルギー効率の面から見ると不利である。

本発明は、エネルギー効率の向上に有利な内燃エンジンシステムを提供することを目的とする。

本発明の内燃エンジンシステムは、第１ピストンが移動しかつガスが圧縮される第１圧縮室と、第２ピストンが移動しかつ前記第１圧縮室からの前記ガスがさらに圧縮される第２圧縮室と、第３ピストンが移動しかつ前記第２圧縮室からの前記ガスが燃焼及び膨張される膨張室と、前記膨張室で燃焼する燃料の燃料源と、前記第３ピストンに機能的につながった出力軸とを備えることを特徴とする。

この内燃エンジンシステムによれば、第１吸入・圧縮過程と、第２吸入・圧縮過程と、燃焼・膨張過程とが互いに異なるシリンダで行われる。これは、圧縮動力の削減に加え、圧縮ガスの低温度化に有利である。レシプロ圧縮機を直列に複数段配置することにより、これらの有利性がさらに増す。また、高い圧縮効率を有するレシプロ圧縮機だけで高い圧縮比が達成され、これは省エネルギー化に有利である。

この内燃エンジンシステムにおいて、前記ガスの温度上昇を抑える液体を、前記第１圧縮室の前記ガス及び前記第２圧縮室の前記ガスの少なくとも一方に吹き付ける液体供給装置をさらに備える構成にできる。

この具体例において、前記第１及び第２圧縮室の少なくとも一方で前記ガスがほぼ等温的に圧縮される構成にできる。

また、この具体例において、前記液体供給装置は、前記第１圧縮室からの前記ガスから前記液体を分離する第１分離器を有し、前記第１分離器で分離された前記液体が前記第１圧縮室に向けて流れ、前記第１分離器で分離された前記ガスが前記第２圧縮室に向けて流れる構成にできる。

また、この具体例において、前記液体供給装置は、前記第２圧縮室からの前記ガスから前記液体を分離する第２分離器を有し、前記第１分離器で分離された前記液体が前記第１圧縮室に向けて流れ、前記第２分離器で分離された前記ガスが次の圧縮室または前記膨張室に向けて流れる構成にできる。

また、この内燃エンジンシステムにおいて、前記第１圧縮室の前記ガスの出口温度及び前記第２圧縮室の前記ガスの出口温度のそれぞれが前記燃料の最低着火温度より低い構成にできる。

また、この内燃エンジンシステムにおいて、前記燃料源が前記第１圧縮室に流体的につながっている構成にできる。

また、この内燃エンジンシステムにおいて、前記燃料がガス燃料である構成にできる。

また、この内燃エンジンシステムにおいて、前記第２圧縮室または別の最終圧縮室からの前記ガスと前記膨張室からの排ガスとが熱交換する熱交換器をさらに備える構成にできる。

この具体例において、前記熱交換器で加熱された後の前記第２圧縮室または前記別の最終圧縮室からの前記ガスの温度が、前記燃料の最低着火温度より低い構成にできる。

また、この内燃エンジンシステムにおいて、前記出力軸につながった発電機をさらに備える構成にできる。

また、この内燃エンジンシステムにおいて、前記ガスの圧縮及び／又は前記ガスの燃焼によって発生した熱を使って蒸気を発生させる蒸気発生装置をさらに備える構成にできる。

図１は、本発明の特徴を有するエンジンシステム１０の概略図である。エンジンシステム１０は、内燃エンジン１２、及び第１発電機１４を備える。エンジンシステム１０の構成は、エンジンシステム１０の設計要求に応じて様々に変更可能である。

本実施形態において、内燃エンジン１２は、少なくとも４つのシリンダ３１，３２，３３，３４を有する開放サイクル型のレシプロエンジンである。各シリンダ３１，３２，３３，３４には、ピストン４１，４２，４３，４４が設けられている。各ピストン４１，４２，４３，４４は、ロッド４６、シャフト４８などを介して出力軸４９に機械的につながっている。出力軸４９は、不図示のギアなどを介して第１発電機１４に機械的につながっている。シリンダ３１，３２は、吸入・圧縮過程に用いられ、シリンダ３３，３４は、燃焼・膨張過程に用いられる。すなわち、燃焼サイクルのステージに応じて、シリンダ３１，３２（圧縮シリンダ）とシリンダ３３，３４（燃焼シリンダ）とが機能的にわかれている。

シリンダ３１，３２，３３，３４は、シャフト４８、ギアなどを介して機能的に互いにつながっている。内燃エンジン１２において、例えば、圧縮シリンダの数は２であり、燃焼シリンダの数は６である。シリンダの数は、内燃エンジン１２の仕様、吸入・圧縮過程と燃焼・膨張過程との相対的なタイミング、及び振動モードなどの設計要素に基づいて適宜設定される。連続運動が実現されるよう、ピストン４１，４２，４３，４４間の作動サイクルの位相角差が設定され、必要に応じてフライホイールが設けられる。例えば、吸入・圧縮シリンダの数は、２、３、４、５、６、７、８、９、１０、あるいは１０以上である。例えば、燃焼・膨張シリンダの数は、２、３、４、５、６、７、８、９、１０、あるいは１０以上である。

吸入・圧縮用のシリンダ３１とシリンダ３２は、直列に配列されている。シリンダ３１の内部に、ピストン４１（圧縮ピストン）が移動する第１圧縮室５１が形成され、シリンダ３２の内部に、ピストン４２（圧縮ピストン）が移動する第２圧縮室５２が形成されている。第１及び第２圧縮室５１，５２は、不図示の制御バルブがそれぞれ配置された入口ポート６１，６２、及び出口ポート６３，６４を有する。内燃エンジン１２において、ピストン４１，４２はそれぞれ、１の動作周期の間に１往復（2 stroke）する。第１圧縮室５１の入口ポート６１は、吸気ダクト５７及び燃料ダクト５８を介して燃料源６０に流体的につながっている。燃料源６０と入口ポート６１との間に、燃料の供給量及び／又は混合比を制御する燃料制御器を配置してもよい。入口ポート６１とは別に、燃料源６０に流体的につながった燃料ポートを第１圧縮室５１が有してもよい。本実施形態において、第１圧縮室５１にはガス燃料が供給される。燃料源６０からガス状の燃料が流れてもよく、第１圧縮室５１の手前で液体燃料とガス（空気）とが混合されてもよい。第１圧縮室５１の出口ポート６３は、ダクト７１，７２を介して、第２圧縮室５２の入口ポート６２に流体的につながっている。出口ポート６３，６４における不図示のバルブが適切に制御されるなどにより、第１及び第２圧縮室５１，５２における高い圧縮率が達成される。内燃エンジン１２が３以上の圧縮シリンダを有する場合、すべての圧縮シリンダが直列に配列されてもよく、圧縮シリンダが直列と並列とを有する配列にされてもよい。直列に配列された２つあるいはそれ以上のシリンダ群が互いに並列に配列されてもよい。

燃焼・膨張用のシリンダ３３とシリンダ３４は、並列に配列されている。シリンダ３３，３４の内部に、ピストン４３，４４（膨張ピストン）がそれぞれ移動する膨張室５３，５４が形成されている。内燃エンジン１２において、ピストン４２，４４はそれぞれ、１の動作周期の間に１往復（2 stroke）する。一例として、各シリンダ３３，３４において、ピストン４２，４４の１往復ごとに、必要に応じて点火手段（点火プラグ６９）が作動し、燃料が点火される。膨張室５３，５４は、不図示の制御バルブが配置された入口ポート６５，６６及び出口ポート６７，６８をそれぞれ有する。第２圧縮室５２の出口ポート６４は、ダクト７３，７４を介して、膨張室５３，５４の入口ポート６５，６６に流体的につながっている。膨張室５３，５４の出口ポート６７，６８は、例えば、排気ダクト７５，７６を介して、不図示の排気塔に接続されるなどにより外部に開放されている。

本実施形態において、エンジンシステム１０はさらに、第１圧縮室５１内のガス及び第２圧縮室５２内のガスに冷却用の液体を吹き付ける液体供給装置１６と、再生熱交換器１８と、第２発電機２０とを有する。

液体供給装置１６は、第１及び第２圧縮室５１，５２に設けられたスプレーノズル８１，８２と、第１圧縮室５１からのガスから液体を除去する第１分離器８３と、第２圧縮室５２からのガスから液体を除去する第２分離器８４と、第１分離器８３で分離された液体を冷却する第１冷却器８５と、第２分離器８４で分離された液体を冷却する第２冷却器８６とを有する。本実施形態において、液体供給装置１６は、ガス冷却用の液体を循環使用し、必要に応じて液体補充器が設けられる。

第１分離器８３のガス入口部が、ダクト７１を介して第１圧縮室５１の出口ポート６３に流体的につながり、第１分離器８３のガス出口部が、ダクト７２を介して第２圧縮室５２の入口ポート６２に流体的につながっている。第２分離器８４のガス入口部が、ダクト７３を介して第２圧縮室５２の出口ポート６４に流体的につながり、第２分離器８４のガス出口部が、ダクト７４を介して膨張室５３，５４の入口ポート６５，６６に流体的につながっている。また、第１分離器８３とスプレーノズル８１とがダクト７７を介して流体的につながり、第１分離器８３からの液体を冷却する第１冷却器８５がダクト７７の経路上に配置されている。第２分離器８４とスプレーノズル８２とがダクト７８を介して流体的につながり、第２分離器８４からの液体を冷却する第２冷却器８６がダクト７８の経路上に配置されている。

スプレーノズル８１は、不図示の制御バルブによって開閉制御され、ガスの圧縮中に、第１圧縮室５１に液体を噴射する。液体噴射によって第１圧縮室５１のガスがほぼ等温的に圧縮されるように、スプレーノズル８１の形態、数、位置、及び噴射制御方法が設定される。例えば、特表２００５−５０１９９６号公報（国際公開ＷＯ２００３／０２１１０７）に記載のように、周方向に少なくとも２列の扇形スプレーノズルを圧縮室に配置することができ、あるいは、特表２００１−５０２３９６号公報（国際公開ＷＯ９８／１６７４１号）に記載のように、周方向に並びかつ噴射中心方向がシリンダの径方向からそれぞれ傾く複数のノズルを圧縮室に配置することができる。

本実施形態において、スプレーノズル８１の液体噴射は、第１圧縮室５１の昇圧作用を利用して行われる。第１圧縮室５１のピストン４１の動きに応じて、第１圧縮室５１とダクト７７の内部空間との圧力差が不図示の制御バルブなどによって制御される。噴射用の液体は、第１圧縮室５１、第１分離器８３、及び第１冷却器８５を有する経路を循環する。循環経路における液体流れは、第１圧縮室５１の周期的な圧力変化により駆動される。例えば、特表２００３−５２９７２０号公報（国際公開ＷＯ０１／０７５３０８号）に記載のように、液体の循環経路上に、圧縮ガスによって加圧された液体の貯蔵器を配置することができる。第２圧縮室５２のスプレーノズル８２を含む噴射系の構成も、第１圧縮室５１のスプレーノズル８１のそれとほぼ同様とすることができ、スプレーノズル８２の液体噴射は、第２圧縮室５２の昇圧作用を利用して行われる。許容される範囲内において、上記の特表２００５−５０１９９６号（国際公開ＷＯ２００３／０２１１０７）、特表２００１−５０２３９６号（国際公開ＷＯ９８／１６７４１号）、及び特表２００３−５２９７２０号（国際公開ＷＯ０１／０７５３０８号）を本出願に援用する。

第１及び第２分離器８３，８４はそれぞれ、シリンダ３１，３２の外部に設けられる。第１分離器８３は、第１圧縮室５１から出た気液二相流から液体と蒸気を分離する装置であり、目標性能が達成されかつガスの圧力低下が少なくなるよう、形態、数、位置、及び分離方法が設定される。また、液体の貯蔵所及びアキュムレータとして機能するように第１分離器８３が設計されるのが好ましい。第１分離器８３は、複数の分離器を有してもよく、液体と蒸気の粗分離を行う気液分離器と蒸気中の湿分をさらに分離する湿分分離器とを含む多段構造であってもよい。気液分離器としては、重力式、慣性力式、遠心力式、クーロン式などが適用可能である。例えば、遠心力式の分離器は、二相流の勢いで回転する旋回羽根によって二相流に旋回力を与え、遠心力で内壁に液体を付着させる。第２圧縮室５２用の第２分離器８４の構成も、第１圧縮室５１用の第１分離器８３のそれとほぼ同様とすることができる。第１及び第２分離器８３，８４をシリンダの内部に設ける構成も可能であるが、この場合、シリンダ３１，３２内に、分離器８３，８４のサイズに応じた死容積が生じる。

再生熱交換器１８は、第２分離器８４とシリンダ３３，３４との間にあって、膨張室５３，５４からの排ガスの熱を回収し、その熱を第２圧縮室５２からの圧縮ガスに与える。再生熱交換器１８において、第２圧縮室５２からの圧縮ガスと膨張室５３，５４からの排ガスとが熱交換し、圧縮ガスが加熱され、排ガスが冷却される。本実施形態において、再生熱交換器１８は、圧縮ガスに与えた残りの熱を蒸気発生装置２２に与えることが可能である。例えば、排ガスの入口側に圧縮ガス用の第１熱交換器が設けられ、第１熱交換器の後流側に蒸気製造熱媒体用の第２熱交換器が設けられる。第１熱交換器と第２熱交換器とは一体構成でもよく、別体でもよい。熱交換器の構成としては、公知の様々な技術が適用可能である。本実施形態において、再生熱交換器１８は、低温の流体と高温の流体とが対向して流れる向流型である。高温流体と低温流体とが並行して流れる並行流型を採用することもできる。本実施形態では、圧縮シリンダ３１，３２と燃焼シリンダ３３，３４とが機能的に分かれかつ圧縮シリンダ３１，３２が多段直列配置であるから、後述するように、再生熱交換器１８を流れる物質の最高温度が抑制される。これは、熱交換器の製造コストの低減に有利である。

第２発電機２０は、燃焼シリンダ３３，３４（膨張室５３，５４）と再生熱交換器１８との間に配置されており、排ガスの流れに沿って再生熱交換器１８の前段で、排ガスが有するエネルギーの一部を回収し、有効な動力に変換する。第２発電機２０としては、排ガスのエネルギー回収可能な構成であればよく、例えばタービン発電機が適用される。タービン発電機は、排ガスの運動エネルギーから得られる回転力を電力変換する。

ここで、第１及び第２圧縮室５１，５２及び膨張室５３，５４のサイクルについて説明する。

圧縮シリンダ３１において、ピストン４１が往復動（reciprocate）する。ピストン４１がストロークの上死点（シリンダ容積が最小になるピストン位置）から離れるに従い、入口ポート６１を介して第１圧縮室５１にガス（ガス燃料）が吸入される。下死点に達したピストン４１は方向転換する。ピストン４１がストロークの下死点（シリンダ容積が最大になるピストン位置）から離れて上死点に近づくに従い、第１圧縮室５１のガスが圧縮される。

第１圧縮室５１におけるガスの圧縮過程において、第１分離器８３からの低温液体がスプレーノズル８１を介して第１圧縮室５１内のガスに吹き付けられる。低温液体の供給によって第１圧縮室５１のガスの温度上昇が抑制され、第１圧縮室５１のガスがほぼ等温的に圧縮される。スプレーノズル８１と、入口ポート６１及び出口ポート６３における不図示の制御バルブとはそれぞれ、ピストン４１の動きに応じて開閉制御される。また、第１圧縮室５１とダクト７７の内部空間との圧力差を利用して、第１圧縮室５１内に液体がスプレーされる。ピストン４１の動きに応じたスプレーノズル８１の開閉制御により、その圧力差の制御が可能である。内部動力を利用した液体供給は、外部動力を利用するものに比べて、動力及び装置コストの削減に有利である。

第１圧縮室５１において、ガスに対する液体の重量比（液体／ガス）は、例えば、０．１〜１００である。この重量比は、ガス流量、及び圧力比（圧縮比）などの内燃エンジン１２の仕様に応じて設定される。第１圧縮室５１におけるプロセスは、ほぼ等温的な圧縮（擬似的な等温圧縮）であればよく、ある程度のガス温度変化が許容される。等温的な圧縮によって、圧縮動力が大幅に低減される。例えば、圧力比（圧縮後のガス圧力／圧縮前のガス圧力）が２０、空気流量が２．７ｋｇ／ｓ、ガスに対する冷却水の重量比（液体／ガス）が１〜１０であるとき、非等温圧縮に比べて、３０〜３５％程度の圧縮動力が削減される。

出口ポート６３を介して第１圧縮室５１から出た圧縮ガスに含まれる液体が、第１分離器８３で除去される。この液体は、第１冷却器８５で冷却され、第１圧縮室５１のスプレーノズル８１に供給される。その結果、第１圧縮室５１、第１分離器８３、及び第１冷却器８５を有する経路を液体（液体、霧、蒸気）が循環する。必要に応じて、この循環経路内に新たな液体が補充されるが、必要補充量はわずかである。圧縮工程で循環液体に吸収された熱は、第１冷却器８５によって大気中に放出され又は別の媒体に回収される。

他の圧縮シリンダ３２において、ピストン４２が往復動する。ピストン４２が上死点から離れるに従い、入口ポート６２を介して、第１圧縮室５１からの圧縮ガスが第２圧縮室５２に吸入される。一方、下死点で方向転換したピストン４２が上死点に近づくに従い、第２圧縮室５２のガスがさらに圧縮される。

第２圧縮室５２においても、第１圧縮室５１とほぼ同様の等温圧縮が行われる。すなわち、第２圧縮室５２におけるガスの圧縮過程において、第２分離器８４からの低温液体がスプレーノズル８２を介して第２圧縮室５２内のガスに吹き付けられる。低温液体の供給によって第２圧縮室５２のガスの温度上昇が抑制され、第２圧縮室５２のガスがほぼ等温的に圧縮される。スプレーノズル８２と、入口ポート６２及び出口ポート６４とにおける不図示の制御バルブはそれぞれ、ピストン４２の動きに応じて開閉制御される。また、第２圧縮室５２の圧力とダクト７８内の圧力との差を利用して、第２圧縮室５２内に液体がスプレーされる。ピストン４２の動きに応じたスプレーノズル８２の開閉制御により、その圧力差の制御が可能である。

第２圧縮室５２において、ガスに対する液体の重量比（液体／ガス）は、例えば、第１圧縮室５１と同様に、０．１〜１００である。この重量比は、ガス流量、及び圧力比（圧縮比）などの内燃エンジン１２の仕様に応じて設定される。第２圧縮室５２におけるプロセスは、ほぼ等温的な圧縮（擬似的な等温圧縮）であればよく、ある程度のガス温度変化が許容される。等温的な圧縮によって、圧縮動力が大幅に低減される。第２圧縮室５２の圧力比は、第１圧縮室５１のそれとほぼ同等でもよく、第１圧縮室５１のそれと異なってもよい。第２圧縮室５２の重量比（液体／ガス）は、第１圧縮室５１のそれとほぼ同等でもよく、第１圧縮室５１のそれと異なってもよい。

出口ポート６４を介して第２圧縮室５２から出た圧縮ガスに含まれる液体が、第２分離器８４で除去される。この液体は、第２冷却器８６で冷却され、第２圧縮室５２のスプレーノズル８２に供給される。その結果、第２圧縮室５２、第２分離器８４、及び第２冷却器８６を含む経路を液体（液体、霧、蒸気）が循環する。必要に応じて、この循環経路内に新たな液体が補充されるが、必要補充量はわずかである。圧縮工程で循環液体に吸収された熱は、第２冷却器８６によって大気中に放出され又は別の媒体に回収される。

第２分離器８４を通過した第２圧縮室５２からの圧縮ガスは、再生熱交換器１８に入り、ここで、排ガスの熱により予め加熱（予熱）される。予熱された圧縮ガスの流れは、例えば、シリンダ３３，３４の数に応じて分岐される。圧縮ガスの流れの分岐位置は、再生熱交換器１８とシリンダ３３，３４との間に限らず、第２分離器８４と再生熱交換器１８との間でもよい。

燃焼シリンダ３３，３４において、入口ポート６５，６６を介して、膨張室５３，５４に第２圧縮室５２からの圧縮ガスが流入する。膨張室５３，５４内のガスが着火すると、燃焼ガスが膨張し、そのエネルギーによってピストン４３，４４が駆動される。ピストン４３，４４の動きに応じて、シャフト４８、ギアなどを介し、第１及び第２圧縮室５１，５２のピストン４１，４２が駆動される。ピストン４１，４２，４３，４４の間に適切な位相角差が設定されていることにより、連続運動が実現される。
このようにして、上記サイクルが繰り返される。

また、ピストン４３，４４につながった出力軸４９が回転し、第１発電機１４が駆動される。入口ポート６５，６６及び出口ポート６７，６８における不図示の制御バルブは、ピストン４３，４４の動きに応じて開閉制御される。下死点に達したピストン４３，４４は方向転換する。ピストン４３，４４が上死点に近づくに従い、出口ポート６７，６８を介して膨張室５３，５４から燃焼ガスが排出される。各膨張室５３，５４からの燃焼ガスは合流した後に、第２発電機２０に入る。燃焼ガスの合流によって燃焼ガスの圧力変動が軽減される。膨張室５３，５４から排出された排ガスのエネルギーによって、第２発電機２０が駆動される。第２発電機２０によってシステムの廃エネルギー又は余剰エネルギーが回収され、有効な動力に変換される。第２発電機２０を通過すると、排ガスの温度及び圧力が下がる。第２発電機２０から出たガスは、再生熱交換器１８を通ってさらに熱回収される。還元処理などの排出処理の後、外部に排ガスが排出される。

このように、本実施形態においては、吸入・圧縮過程と燃焼・膨張過程とが互いに異なるシリンダで行われ、圧縮シリンダ３１，３２では等温的圧縮が行われることにより、圧縮動力の低減が達成される。また、等温的圧縮に伴って圧縮ガスの出口温度が低いから、再生熱交換器１８を介した再生サイクルにより、高い発電効率が達成される。再生サイクルは、圧縮後のガス温度が低いほど再生効率が高い。

また、本実施形態においては、複数段の等温的圧縮を行うことから、高い圧縮効率（８７〜９２％）を有するレシプロ圧縮機だけで高い圧力比（例えば、２０〜２００）が達成される。すなわち、ターボ過給機（圧縮効率：８０〜８５％）などの予圧装置をシリンダの手前に設置する必要がない。レシプロ式は、軸流式などに比べて、高い燃焼温度の設定が可能であり、また、燃焼空気量が少なく、圧縮動力が少ない。

また、本実施形態においては、複数段の等温的圧縮を行うことから、圧縮室への多量の液体スプレーが可能である。例えば、２段の等温的圧縮プロセスは、実質的同条件の１段に比べて、スプレー量を少なくとも２倍にできる。すなわち、１段の等温的圧縮プロセスにおけるガス・液体比（液体／ガス）が２〜３であるとき、２段の等温的圧縮プロセスにおけるガス・液体比を４〜６にできる。湿分を多量にガスに添加することにより、質量流量が増加し、高い発電効率かつ優れた運用性を有するサイクル（ＨＡＴサイクル）が実現される。

また、本実施形態においては、複数段の等温的圧縮を行うことにより、１段の等温的圧縮に比べて、圧縮シリンダ３２の出口温度（第２圧縮室５２の出口温度）が低く設定される。圧縮シリンダ３２の出口温度は、例えば、６０℃、５５℃、５０℃、４５℃、４０℃、３５℃、３０℃のいずれかの温度に比べて同程度あるいは低く設定される。圧縮シリンダ３２における圧縮ガス出口温度が３０〜６０℃程度であるとき、例えば、再生熱交換器１８における排ガス出口温度（排ガスの最終温度）が１１０〜１４０℃程度以下になるまで、熱回収が可能である。したがって、省エネルギー性が高い。

また、本実施形態においては、排ガスの流れに沿って再生熱交換器１８の前段で、排ガスのエネルギーの一部が第２発電機２０によって回収されるから、再生熱交換器１８における排ガスの入口温度が低く設定される。そのため、比較的低温度下における信頼性の高い再生熱交換が実施される。圧縮シリンダと燃焼シリンダとが分けて配されかつそれらの間に再生熱交換器を配した構成においては、その再生熱交換器の高温仕様が回避されることにより、耐久性、信頼性及び経済性向上に有利である。例えば、高温耐熱材料の使用、及び高温設計が緩和される。再生熱交換器の前段で排ガスのエネルギーを回収する構成は、後段のそれに比べて、温度環境が大幅に改善される。

また、本実施形態においては、圧縮後のガス温度が燃料の最低着火温度より低く設定されるから、第１及び第２圧縮室５１，５２における圧縮過程で燃料が着火しない。すなわち、燃料と空気との予混合気を圧縮しても着火することがない。したがって、圧縮前の流れに、常圧での燃料供給が可能であり、燃料圧縮機を必ずしも必要としない。

また、本実施形態においては、第２発電機２０によるエネルギー回収に伴って再生熱交換器１８における排ガスの入口温度が低く設定されるから、再生熱交換器１８における圧縮ガスの出口温度、すなわち燃焼シリンダ３３，３４（膨張室５３，５４）における圧縮ガスの入口温度が低く設定される。そのため、再生熱交換器１８における圧縮ガス出口温度（燃焼シリンダ３３，３４における圧縮ガス入口温度）を、燃料の最低着火温度に比べて低く設定することが可能である。燃焼シリンダ３３，３４における圧縮ガス入口温度は、例えば、４５０℃、４００℃、３５０℃、３００℃、２５０℃のいずれかの温度に比べて同程度あるいは低く設定される。燃料シリンダ３３，３４への流入ガス温度が低く設定されることにより、燃焼シリンダ３３，３４における弁類、循環系などの耐熱性が緩和され、装置コストの低減に有利である。耐熱性の緩和によって、燃焼シリンダ３３，３４が高温高圧雰囲気に晒される場合の、バルブの高温融着（バルブスティック）などの機械的不具合、及び高温潤滑設計などが回避される。

このように、本実施形態では、多段圧縮シリンダと燃焼シリンダとの分割配置、及び／又は再生熱交換器の前段での第２発電機２０の配置とによって、圧縮動力の削減とともに、エンジンシステム１０全体の温度環境を経済的レベルに設定することができる。適正な温度環境の設定は、次に説明するように、回収熱を利用した蒸気製造に有利である。

本実施形態において、エンジンシステム１０はさらに、蒸気発生装置２２を有する。
蒸気発生装置２２は、排ガスから回収した熱、及び燃焼・膨張用のシリンダ３３，３４から回収した熱を利用して蒸気を製造するものであり、被加熱媒体である水を貯溜するタンク１１０と、ジャケット冷却回路１１２と、排熱回収回路１１４と、蒸気圧縮機１１６とを有する。本実施形態において、蒸気発生装置２２は、減圧沸騰により低圧蒸気を発生させ、その後の昇圧により高圧蒸気を得る。

タンク１１０には、伝熱管１２１，１２２（加熱部）と、水の供給ポート１２４と、蒸気の排出ポート１２６とが設けられている。供給ポート１２４は、ダクト１２８を介して給水源１３０に流体的につながっている。排出ポート１２６は、ダクト１３２を介して蒸気圧縮機１１６に流体的につながっている。

ジャケット冷却回路１１２は、燃焼・膨張用のシリンダ３３，３４を覆うジャケット１４１と、シリンダ３３，３４から回収した熱を放出する熱交換器１４２と、熱交換器１４２とタンク１１０との間にある循環配管１４３とを有する。本実施形態では、ジャケット１４１を流れる媒体として水が用いられる。冷却媒体として、水と他の成分（エチレングリコールなど）との混合物、水以外の液体、又はガスなどを用いることも可能である。ジャケット冷却水は、ジャケット１４１を通ってシリンダ３３，３４（膨張室５３，５４）の熱を吸収する。ジャケット冷却水用の配管には、バルブ及び冷却水輸送のための不図示のポンプが必要に応じて設けられる。熱交換器１４２において、シリンダ３３，３４から回収した熱が循環配管１４３を流れる中間媒体に伝わる。熱交換器１４２で冷却されたジャケット冷却水が再びジャケット１４１に入る。このようにして、ジャケット冷却水がシリンダ３３，３４の冷却に繰り返し用いられる。

本実施形態において、ジャケット冷却回路１１２はさらに、バイパス回路１４５と、バイパス回路１４５上に配置された冷却器１４６と、制御弁１４７とを有する。制御弁１４７は、例えば、不図示のセンサで計測されたジャケット冷却水の温度計測結果に基づいて、バイパス流量（バイパス回路１４５を流れるジャケット冷却水の流量）を制御する。バイパス回路１４５を流れる液体の熱は、冷却器１４６によって例えば温水として回収される。蒸気需要の変動に応じてバイパス流量が制御されることにより、安定的にジャケット１４１が冷却される。蒸気需要の変動が少ない場合には、こうしたバイパス回路を省くことも可能である。

循環配管１４３を流れる中間媒体は、ジャケット冷却水から受けた熱をタンク１１０に輸送する。中間媒体としては、例えば、水、水と他の成分（エチレングリコールなど）との混合物、水以外の液体、又はガスなどが用いられる。循環配管１４３には、バルブ及び中間媒体輸送のための不図示のポンプが必要に応じて設けられる。循環配管１４３は、タンク１１０に設けられた伝熱管１２１を含む。

排熱回収回路１１４は、再生熱交換器１８とタンク１１０との間にある循環配管１５０を有する。循環配管１５０は、タンク１１０に設けられた伝熱管１２２を含む。再生熱交換器１８において、循環配管１５０を流れる中間媒体が、膨張室５３，５４からの排ガスの熱を吸収する。中間媒体は、排ガスから回収した熱をタンク１１０に輸送する。循環配管１５０には、バルブ及び中間媒体輸送のための不図示のポンプが必要に応じて設けられる。

タンク１１０において、供給ポート１２４を介して給水源から水が供給される。タンク１１０内に貯溜された水の液面が所定範囲内になるように、タンク１１０への水の供給量が制御される。例えば、タンク１１０内の液面を計測する不図示のセンサの計測結果に基づいて、水の供給量が制御される。伝熱管１２１を流れる中間媒体の熱、及び伝熱管１２２を流れる中間媒体の熱がタンク１１０内の水に伝わる。タンク１１０の内部空間は、タンク１１０の排出ポート１２６及びダクト１３２を介して蒸気圧縮機１１６によって吸引される。

蒸気圧縮機１１６による吸引作用により、タンク１１０の内部空間が減圧される。本実施形態では、タンク１１０の内部圧力が大気圧に比べて低い負圧（陰圧）となるように、ダクト１３２，１３３上の不図示の制御弁（流量制御弁など）及び蒸気圧縮機１１６が制御される。例えば、この制御は、タンク１１０の内部圧力を計測する不図示のセンサの計測結果に基づいて行われる。タンク１１０において、伝熱管１２１，１２２によって加熱された温水が減圧沸騰する。タンク１１０の温水温度は、例えば、９０℃〜１３０℃である。タンク１１０内で発生した低圧蒸気は、ダクト１３２内を蒸気圧縮機１１６に向けて流れる。

蒸気圧縮機１１６は、タンク１１０の下流に配置される。蒸気圧縮機１１６としては、軸流圧縮機、遠心圧縮機、レシプロ式圧縮機、ロータリー式圧縮機などの様々な圧縮機が適用可能である。蒸気圧縮機１１６は、タンク１１０からの蒸気を圧縮し、高圧蒸気を下流のダクト１３３に流す。こうした蒸気は、外部の所定施設、例えば製造プラント、調理施設、空調設備、発電プラントなどに供給される。

このように、蒸気発生装置２２においては、ジャケット１４１及び／又は排ガスから回収した熱によって比較的低圧力かつ低温度の蒸気を発生させ、蒸気圧縮機１１６による圧縮で比較的高圧力かつ高温度の蒸気を得る。タンク１１０の内部空間が負圧であることにより、熱交換器による直接的な蒸気製造に比べて、全体としての一次エネルギーの節減（動力の節減）が期待される。

すなわち、比較的高温域の加熱に蒸気圧縮機１１６が利用されるから、熱伝達による加熱と比較して、昇温時間の短縮、及び熱損失の抑制に有利である。また、この蒸気発生装置２２は、熱回収温度レベルが比較的低い（例えば、９０℃〜１３０℃）から、エンジンシステム１０の様々な箇所から熱回収することが可能である。蒸気発生装置２２の熱回収温度レベルに応じて、再生熱交換器１８における排ガスの出口温度（排ガスの最終温度）を低く設定することができ、これは、エンジンシステム１０の動力回収及び省エネルギー性に有利である。例えば、排ガスの最終温度は、１３０℃、１２５℃、１２０℃、１１５℃、１１０℃、１００℃のいずれかの温度に比べて同程度あるいは低く設定される。

また、この蒸気発生装置２２は、製造コストが低く、また、重度の不具合が生じにくい。すなわち、タンク１１０が高圧容器である必要がないなど、大部分の機構が高圧設計である必要がない。また、蒸気圧縮機１１６に不具合が発生しても、タンク１１０内の水あるいは蒸気が過度に昇圧されない。また、複数の箇所で回収した熱をまとめて蒸気製造に利用するのに適しており、したがって、複数の熱源を用いた蒸気製造が比較的簡素な構成で実現される。

このように、この蒸気発生装置２２を備えるエンジンシステム１０においては、電力とともに蒸気を製造するコージェネレーションが実現される。また、このエンジンシステム１０は、次に説明するように、必要に応じて蒸気を製造する、電熱可変型として使用することができる。

本実施形態において、蒸気発生装置２２は、図１に示すように、膨張室５３，５４からの燃焼ガスが流れるダクト７７に蒸気を導くバイパス管１５５と、バイパス管１５５を流れる蒸気量を制御する制御弁１５７とを有する構成にできる。制御弁１５７は、蒸気の需要量に応じて蒸気バイパス量（バイパス管１５５を流れる蒸気流量）を制御する。すなわち、蒸気需要量が少ない場合にはバイパス流量が多くなり、蒸気需要量が多い場合にはバイパス流量が少なくなる。バイパス管１５５を流れる蒸気は、燃焼ガスに混入され、燃焼排ガスとともに第２発電機２０によってエネルギーが回収される。

また、蒸気発生装置２２は、図１に示すように、蒸気圧縮機１１６の圧縮室に液体（水）を供給するノズル１６０を必要に応じて有する。ノズル１６０の配置位置は、例えば、蒸気圧縮機１１６の入口及び出口の少なくとも一方である。蒸気圧縮機１１６が多段式である場合には、ノズル１６０を蒸気圧縮機１１６の段間に配置することができる。ノズル１６０とタンク１１０の液相位置とが配管１６２を介して接続された構成にすることもでき、この配管構成では、比較的高温であるタンク１１０内の液体がノズル１６０への供給に有効利用される。ノズル１６０からの液体の噴出には、配管の入口と出口との圧力差などの内部動力を利用してもよく、ポンプなどの外部動力を用いてもよい。

蒸気の圧縮過程において、過熱蒸気から飽和蒸気への冷却に、水または温水を直接混入することにより、蒸気のボリュームが増加する。さらに、水または温水の供給量及びタイミングの最適化により、比較的低圧力かつ低温度の飽和蒸気を、比較的高圧力かつ高温度の飽和蒸気に直接的に変化させることができる。このように、蒸気圧縮機１１６の圧縮室に液体を供給する機構を設けた構成は、飽和蒸気及び過熱蒸気のいずれも容易に発生させることができるなど、蒸気仕様に対する柔軟性が高い。

なお、本実施形態においては、圧縮過程前の流れに燃料を供給しているが、これに限定されない。例えば、一般的なディーゼルエンジンと同様に、燃料圧縮機を用いて膨張室５３，５４に燃料を直接供給してもよい。この場合、燃料と空気とを予混合圧縮できない液体系燃料、あるいは着火温度の低い燃料の使用が可能である。

また、燃焼シリンダ３３，３４（膨張室５３，５４）においては、点火手段（点火プラグ６９）によって燃料を点火する方式の他に、圧縮・予熱された空気に燃料が噴射されることによって燃料が着火する方式を採用することができる。

また、本実施形態においては、第１圧縮室５１の周期的な圧力変化を利用した内部動力によってスプレーノズル８１を介して第１圧縮室５１に液体を噴射しているが、これに限定されない。例えば、ポンプによってスプレーノズル８１から液体を噴射する方式を採用することができる。この場合、ポンプは、ピストンにつながった回転シャフトから内部動力を得る構成とすることができる。また、外部動力を用いてポンプを駆動してもよい。第２圧縮室５２についても同様である。

また、液体供給装置１６においては、第１及び第２圧縮室５１，５２のそれぞれに１ずつ分離器８３，８４及び冷却器８５，８６が配されているがこれに限定されない。圧縮室の数と分離器の数は、同じでもよく異なってもよい。複数の圧縮室が分離器及び／又は冷却器を共有することにより、装置の簡素化及び装置コスト削減が図られる。

また、圧縮シリンダ３１，３２と燃焼シリンダ３３，３４との間に回転速度差があってもよい。例えば、第１及び第２圧縮室５１，５２におけるガスと液体との間の熱伝達時間の確保のために、燃焼シリンダのサイクルに比べて、圧縮シリンダ３１，３２の単位時間当たりの数を少なくすることができる。これは、第１及び第２圧縮室５１，５２のクランク軸と膨張室５３，５４のクランク軸との間に、ギア装置を配置することにより実現される。

また、本実施形態においては、内燃エンジン１２によって発電機を駆動する構成としているが、車両の車輪、あるいは船舶のプロペラなど、回転機械装置の駆動に使用することも可能である。

ここで提供されるエンジンシステム１０は、発電システム、特に電力とともに蒸気を製造するコージェネレーションシステムに好ましく適用されるが、これに限定さない。例えば、エンジンシステム１０は、車や船などの駆動エンジンとして適用可能である。

以上、添付図面を参照しながら本発明に係る好適な実施形態について説明したが、本発明は係る例に限定されないことは言うまでもない。当業者であれば、特許請求の範囲に記載された技術的思想の範疇内において、各種の変更例または修正例に想到し得ることは明らかであり、それらについても当然に本発明の技術的範囲に属するものと了解される。

エンジンシステムの一実施形態を示す全体構成図である。

符号の説明

１０…エンジンシステム（内燃エンジンシステム）、１２…内燃エンジン（熱機関）、１４…第１発電機、１６…液体供給装置、１８…再生熱交換器（熱交換器）、２０…第２発電機、２２…蒸気発生装置、３１，３２…圧縮シリンダ、３３，３４…燃焼シリンダ、４１，４２，４３，４４…ピストン、４９…出力軸、５１…第１圧縮室、５２…第２圧縮室、５３，５４…膨張室、５７…吸気ダクト、５８…燃料ダクト、６０…燃料源、８１，８２…スプレーノズル、８３…第１分離器、８４…第２分離器、８５…第１冷却器、８６…第２冷却器、１１０…タンク、１１２…ジャケット冷却回路、１１４…排熱回収回路、１１６…蒸気圧縮機、１２１，１２２…伝熱管、１４１…ジャケット、１４２…熱交換器、１４３…循環配管、１４５…バイパス回路、１４６…冷却器、１４７…制御弁、１５０…循環配管、１５５…バイパス管、１５７…制御弁、１６０…ノズル、１６２…配管。

Claims (12)

1. 第１ピストンが移動しかつガスが圧縮される第１圧縮室と、
   第２ピストンが移動しかつ前記第１圧縮室からの前記ガスがさらに圧縮される第２圧縮室と、
   第３ピストンが移動しかつ前記第２圧縮室からの前記ガスが燃焼及び膨張される膨張室と、
   前記膨張室で燃焼する燃料の燃料源と、
   前記第３ピストンに機能的につながった出力軸と
   を備えることを特徴とする内燃エンジンシステム。
2. 前記ガスの温度上昇を抑える液体を、前記第１圧縮室の前記ガス及び前記第２圧縮室の前記ガスの少なくとも一方に吹き付ける液体供給装置をさらに備えることを特徴とする請求項１に記載の内燃エンジンシステム。
3. 前記第１及び第２圧縮室の少なくとも一方で前記ガスがほぼ等温的に圧縮されることを特徴とする請求項１または２に記載の内燃エンジンシステム。
4. 前記液体供給装置は、前記第１圧縮室からの前記ガスから前記液体を分離する第１分離器を有し、前記第１分離器で分離された前記液体が前記第１圧縮室に向けて流れ、前記第１分離器で分離された前記ガスが前記第２圧縮室に向けて流れることを特徴とする請求項２または３に記載の内燃エンジンシステム。
5. 前記液体供給装置は、前記第２圧縮室からの前記ガスから前記液体を分離する第２分離器を有し、前記第１分離器で分離された前記液体が前記第１圧縮室に向けて流れ、前記第２分離器で分離された前記ガスが次の圧縮室または前記膨張室に向けて流れることを特徴とする請求項２から４のいずれかに記載の内燃エンジンシステム。
6. 前記第１圧縮室の前記ガスの出口温度及び前記第２圧縮室の前記ガスの出口温度のそれぞれが前記燃料の最低着火温度より低いことを特徴とする請求項１から５のいずれかに記載の内燃エンジンシステム。
7. 前記燃料源が前記第１圧縮室に流体的につながっていることを特徴とする請求項１から６のいずれかに記載の内燃エンジンシステム。
8. 前記燃料がガス燃料であることを特徴とする請求項１から７のいずれかに記載の内燃エンジンシステム。
9. 前記第２圧縮室または別の最終圧縮室からの前記ガスと前記膨張室からの排ガスとが熱交換する熱交換器をさらに備えることを特徴とする請求項１から８のいずれかに記載の内燃エンジンシステム。
10. 前記熱交換器で加熱された後の前記第２圧縮室または前記別の最終圧縮室からの前記ガスの温度が、前記燃料の最低着火温度より低いことを特徴とする請求項９に記載の内燃エンジンシステム。
11. 前記出力軸につながった発電機をさらに備えることを特徴とする請求項１から１０のいずれかに記載の内燃エンジンシステム。
12. 前記ガスの圧縮及び／又は前記ガスの燃焼によって発生した熱を使って蒸気を発生させる蒸気発生装置をさらに備えることを特徴とする請求項１から１０のいずれかに記載の内燃エンジンシステム。

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