JP2011231636A - 排熱回収発電装置およびこれを備えた船舶 - Google Patents

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Abstract

【課題】内燃機関の排ガスよりも温度レベルが低く従来利用価値の低かったエンジン冷却水の排熱を有機ランキンサイクルの熱源とすることができる排熱回収発電装置を提供する。
【解決手段】ディーゼルエンジンのシリンダジャケット２を冷却するジャケット冷却水、及び、ディーゼルエンジンの過給機から吐出される圧縮空気を冷却する第１空気冷却器５とから熱回収する排熱回収経路７と、排熱回収経路７にて回収された回収熱によって有機流体を蒸発させる蒸発器３０と、蒸発器３０によって蒸発させられた有機流体によって駆動されるパワータービン３２と、パワータービン３２の回転出力によって発電する発電機３８と、パワータービン３２を通過した有機流体を凝縮させる凝縮器３６とを備えている。
【選択図】図１

Description

本発明は、内燃機関の排熱を回収して発電する排熱回収発電装置およびこれを備えた船舶に関するものである。
従来より、内燃機関の排ガス等の排熱を回収して発電する技術が種々提案されている。下記特許文献１には、ディーゼル発電機からの排熱を熱源とする有機ランキンサイクル（Organic Rankine Cycle）によって発電する排熱回収発電装置が開示されている。
同文献には、ディーゼル発電機の排ガスから熱回収することが主として記載されているとともに、水冷式のディーゼルエンジンの場合には、そのエンジン冷却水（ジャケット冷却水）を利用することができることも示されている。
実用新案登録第３０４４３８６号公報（［００１０］）
しかし、エンジン冷却水は、温度レベルがせいぜい８０〜９０℃であり、有機ランキンサイクルを駆動させる熱源としては温度レベルが低いという問題がある。
一方、舶用主機として用いられるディーゼルエンジンでは、排ガスの熱回収としては蒸気タービンやパワータービン（ガスタービン）が検討されており、既に所定の効率を達成した実績もある。したがって、舶用主機の排ガスを有機ランキンサイクルの熱源として用いることは、高効率な熱回収を達成する上では必ずしも得策とはいえない。
本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであって、内燃機関の排ガスよりも温度レベルが低く従来利用価値の低かったエンジン冷却水の排熱を有機ランキンサイクルの熱源とすることができる排熱回収発電装置およびこれを備えた船舶を提供することを目的とする。
上記課題を解決するために、本発明の排熱回収発電装置およびこれを備えた船舶は以下の手段を採用する。
すなわち、本発明にかかる排熱回収発電装置は、内燃機関本体を冷却するエンジン冷却水、及び、該内燃機関の過給機から吐出される圧縮空気を冷却する空気冷却器とから熱回収する排熱回収経路と、該排熱回収経路にて回収された回収熱によって有機流体を蒸発させる蒸発器と、該蒸発器によって蒸発させられた前記有機流体によって駆動されるタービンと、該タービンの回転出力によって発電する発電機と、タービンを通過した前記有機流体を凝縮させる凝縮器と、を備えていることを特徴とする。
有機流体は、蒸発器にて蒸発された後、タービンで膨張し、凝縮器で凝縮するサイクル、即ち有機ランキンサイクル（Organic Rankine Cycle）を行う。本発明では、有機ランキンサイクルの熱源として、エンジン冷却水と空気冷却器から熱回収した熱を用いることとした。このように、例えば２５０℃以上といった温度レベルが高い内燃機関の排ガスを用いるのではなく、排ガスよりも温度レベルが低く有効利用されていなかったエンジン冷却水（例えば８０〜９０℃）および空気冷却器（例えば１３０〜１４０℃）を用いることができる。特に、有機ランキンサイクルを駆動する熱源の温度レベルとして、エンジン冷却水のみでは低いので、空気冷却器からも熱回収することとして、有機ランキンサイクルによる発電の実現性を高めている。
内燃機関としては、典型的には舶用ディーゼルエンジン（主機）が挙げられる。ただし、舶用に限らず、例えば発電等に用いられる陸用の内燃機関であっても良い。
空気冷却器からの排熱回収は、圧縮空気の上流側（高温側）から行うのが好ましい。
エンジン冷却水としては、典型的には、内燃機関本体のシリンダジャケットを流通するジャケット冷却水が挙げられる。
さらに、本発明の排熱回収発電装置では、前記排熱回収経路は、前記エンジン冷却水と熱交換を行う第１排熱回収器と、前記空気冷却器としての第２排熱回収器とを備え、前記第１排熱回収器および前記第２排熱回収器にて熱回収した排熱回収媒体が前記蒸発器にて前記有機流体と熱交換することを特徴とする。
排熱回収経路を流れる排熱回収媒体（例えば水）が第１排熱回収器にてエンジン冷却水から排熱を回収し、さらに第２排熱回収器にて圧縮空気から排熱を回収した後に、蒸発器にて有機流体を蒸発させることとした。このように、エンジン冷却水および圧縮空気から熱回収した排熱回収媒体を、他の熱媒を介することなく蒸発器に直接導くので、少ない熱損失で回収熱を蒸発器に導くことができる。
さらに、本発明の排熱回収発電装置では、前記排熱回収経路は、前記エンジン冷却水を排熱回収媒体とするとともに、該エンジン冷却水と前記圧縮空気との熱交換を行う前記空気冷却器としての第３排熱回収器を備え、該第３排熱回収器にて熱回収した前記エンジン冷却水が前記蒸発器にて前記有機流体と熱交換することを特徴とする。
排熱回収経路を流れるエンジン冷却水が第３排熱回収器にて空気冷却器から排熱を回収した後に、蒸発器にて有機流体を蒸発させることとした。このように、排熱回収経路を流れるエンジン冷却水を排熱回収媒体として用いることとしたので、エンジン冷却水と熱交換する熱交換器（上記発明の第１排熱回収器）を省略することができ、簡素化した構造を実現できる。また、空気冷却器から熱回収したエンジン冷却水を、他の熱媒を介することなく蒸発器に直接導くので、少ない熱損失で回収熱を蒸発器に導くことができる。
さらに、本発明の排熱回収発電装置では、熱媒が循環するとともに、前記蒸発器にて該熱媒が有機流体と熱交換する熱媒循環経路を備え、前記排熱回収経路は、前記エンジン冷却水と熱交換を行う第１排熱回収器と、前記空気冷却器としての第２排熱回収器と、前記第１排熱回収器および前記第２排熱回収器にて熱回収した排熱回収媒体が前記熱媒循環経路の熱媒と熱交換することを特徴とする。
排熱回収経路を流れる排熱回収媒体が第１排熱回収器にてエンジン冷却水から排熱を回収し、さらに第２排熱回収器にて空気冷却器から排熱を回収した後に、熱媒循環経路の熱媒（例えば水または熱媒油）と熱交換させることとした。そして、回収熱を受け取った熱媒によって、有機流体を蒸発器にて蒸発させることとした。このように、熱媒循環経路を介して回収熱を有機流体に導くこととしても良い。
さらに、本発明の排熱回収発電装置では、熱媒が循環するとともに、前記蒸発器にて該熱媒が有機流体と熱交換する熱媒循環経路を備え、前記排熱回収経路は、前記エンジン冷却水を排熱回収媒体とするとともに、該エンジン冷却水と前記圧縮空気との熱交換を行う前記空気冷却器としての第３排熱回収器を備え、該第３排熱回収器にて熱回収した前記エンジン冷却水が前記熱媒循環経路の熱媒と熱交換することを特徴とする。
排熱回収経路を流れるエンジン冷却水が第３排熱回収器にて空気冷却器から排熱を回収した後に、熱媒循環経路の熱媒（例えば水または熱媒油）と熱交換させることとした。そして、回収熱を受け取った熱媒によって、有機流体を蒸発器にて蒸発させることとした。このように、熱媒循環経路を介して回収熱を有機流体に導くこととしても良い。
また、排熱回収経路を流れるエンジン冷却水を排熱回収媒体として用いることとしたので、エンジン冷却水と熱交換する熱交換器（上記発明の第１排熱回収器）を省略することができ、簡素化した構造を実現できる。
さらに、本発明の排熱回収発電装置は、前記内燃機関の排ガスと熱交換する排ガス熱交換器にて生成された蒸気によって駆動される蒸気タービン発電機を備えている。
例えば２５０℃以上といった温度レベルが高い内燃機関の排ガスについては高効率が期待できる蒸気タービンにて発電することとした。これにより、広い温度範囲に対して高効率に排熱回収発電が可能となる。
さらに、本発明の排熱回収発電装置では、前記排ガス熱交換器は、給水を蒸発させる蒸発部と、該蒸発部にて生成された蒸気を過熱する過熱部とを備え、前記排熱回収経路は、前記蒸発部にて得られた蒸気と熱交換する第４排熱回収器を備えていることを特徴とする。
第４排熱回収器にて、排ガス熱交換器（排ガスエコノマイザ）の蒸発部にて得られた蒸気と排熱回収媒体とを熱交換させることとしたので、さらに有効に排熱回収することができる。
さらに、本発明の排熱回収発電装置は、前記内燃機関の排ガスによって駆動されるガスタービン発電機を備えていることを特徴とする。
例えば２５０℃以上といった温度レベルが高い内燃機関の排ガスについては高効率が期待できるガスタービン（パワータービン）にて発電することとした。これにより、広い温度範囲に対して高効率に排熱回収発電が可能となる。
また、蒸気タービン発電機と組み合わせることにより、さらに高効率とすることができる。
また、本発明の船舶は、上記のいずれかの排熱回収発電装置を備えていることを特徴とする。
上記のいずれかの排熱回収発電装置を備えているので、有効に排熱回収できる省エネルギー性の高い船舶を提供することができる。
本発明によれば、有機ランキンサイクルを駆動する熱源として、エンジン冷却水と空気冷却器とから回収した熱を用いることとした。これにより、従来利用価値の低かったエンジン冷却水の排熱を有効に利用して発電を行うことができる。
本発明の第１実施形態にかかる排熱回収発電装置を概略的に示した図である。 本発明の第２実施形態にかかる排熱回収発電装置を概略的に示した図である。 本発明の第３実施形態にかかる排熱回収発電装置を概略的に示した図である。 本発明の第４実施形態にかかる排熱回収発電装置を概略的に示した図である。 本発明の第５実施形態にかかる排熱回収発電装置を概略的に示した図である。 本発明の第６実施形態にかかる排熱回収発電装置を概略的に示した図である。
以下に、本発明にかかる各実施形態について、排熱回収発電装置が船舶の推進用主機（ディーゼルエンジン；内燃機関）の排熱回収として設置された構成を例として、図面を参照して説明する。
［第１実施形態］
図１には、本発明の第１実施形態にかかる排熱回収発電装置が概略的に示されている。
排熱回収発電装置は、ディーゼルエンジンのシリンダブロック等を冷却するシリンダジャケット２内を流れるジャケット冷却水（エンジン冷却水）から熱回収する予熱器（第１排熱回収器）１と、ディーゼルエンジンの過給機から吐出される圧縮空気を冷却して熱回収する第１空気冷却器（第２排熱回収器）５と、これら予熱器１及び第１空気冷却器５から排熱を受け取る熱媒水（排熱回収媒体）が循環する排熱回収経路７と、排熱回収経路７の熱媒水から熱を受け取り、有機ランキンサイクル（Organic Rankine Cycle）を構成する有機流体経路９とを備えている。
なお、図１において、２点鎖線で囲まれた領域は、有機ランキンサイクル用発電装置１０を示している。例えば、この有機ランキンサイクル用発電装置１０を既存の船舶に設置することにより、更なる排熱回収を簡便に追加することができる。
シリンダジャケット２内を流れるジャケット冷却水は、ジャケット冷却水ポンプ１２によって、ジャケット冷却水循環流路１４内を循環する。このジャケット冷却水循環流路１４は、シリンダジャケット２、予熱器１、温度調整用三方弁１６、ジャケット冷却水ポンプ１２という順番でジャケット冷却水が流れるように形成されている。
ジャケット冷却水循環流路１４には、予熱器１をジャケット冷却水がバイパスするバイパス流路２３が設けられている。このバイパス流路２３を流れる流量を図示しないバイパス弁で調整することによって、予熱器１へ流れるジャケット冷却水の流量を調整できるようになっている。
温度調整用三方弁１６は、シリンダジャケット２へ流入するジャケット冷却水が所望の入口温度となるように動作する。具体的には、ジャケット冷却水がシリンダジャケット２に流入する入口温度が設定値よりも高い場合には、第２空気冷却器１８から導かれる約３０℃程度の清水をジャケット冷却水循環流路１４へ多く流すように動作する。
温度調整用三方弁１６の上流側には、清水ポンプ２０へと分岐する分岐流路２２が設けられている。この分岐流路２２からジャケット冷却水循環流路１４内を流れるジャケット冷却水が清水ポンプ２０側へと排出されることにより、ジャケット冷却水循環流路１４内を流れる循環流量のマスバランスが保たれるようになっている。
第２空気冷却器１８は、過給機から吐出された圧縮空気の流れに対して、第１空気冷却器５の下流側に設置されている。したがって、第１空気冷却器５の方が、第２空気冷却器１８よりも温度レベルが高くなるように設置されている。
第２空気冷却器１８内を流れる清水は、図示しないセントラル冷却器によって冷却された後に導かれる。第２空気冷却器１８にて圧縮空気を冷却した清水は、一部が温度調整用三方弁１６へ導かれ、残部が清水ポンプ２０によって再びセントラル冷却器へと返送される。
次に、排熱回収経路７について説明する。
排熱回収経路７は閉回路とされており、熱媒水を循環させるための排熱回収用ポンプ２４が設けられている。この排熱回収用ポンプ２４により、熱媒水は、予熱器１、第１空気冷却器５及び蒸発器３０と熱交換するように循環する。
蒸発器３０の熱媒水入口温度は例えば約１３０〜１４０℃とされる。この蒸発器３０にて、熱媒水によって有機流体が蒸発させられる。
次に、有機流体経路９について説明する。
有機流体経路９を流れる有機流体としては、イソペンタン、ブタン、プロパン等の低分子炭化水素や冷媒として用いられるＲ１３４ａ、Ｒ２４５ｆａ等を用いることができる。
有機流体経路９は閉回路とされており、有機流体を循環させるための有機流体用ポンプ３１が設けられている。有機流体は、蒸発器３０、パワータービン３２、エコノマイザ３４、凝縮器３６を通過するように相変化を繰り返しながら循環する。
パワータービン３２は、蒸発器３０によって蒸発した有機流体の熱落差（エンタルピー落差）によって回転駆動される。パワータービン３２の回転動力は発電機３８に伝達され、発電機３８にて電力が得られるようになっている。発電機３８で得られた電力は、図示しない電力線を介して船内系統へと供給される。
パワータービン３８にて仕事を終えた有機流体（気相）は、エコノマイザ３４にて、有機流体用ポンプ３１から送られた有機流体（液相）を予熱する。
エコノマイザ３４を通過した有機流体は、凝縮器３６にて海水によって冷却されて凝縮液化する。凝縮液化した有機流体は、有機流体用ポンプ３１によってエコノマイザ３４及び蒸発器３０へと送られる。
このように、有機流体経路９は、蒸発器３０、パワータービン３２、エコノマイザ３４及び凝縮器３６とともに有機ランキンサイクルを構成する。
次に、上記構成の排熱回収発電装置の動作について図１を用いて説明する。
ジャケット冷却水ポンプ１２によってシリンダジャケット２へと導かれたジャケット冷却水は、シリンダジャケット２にてシリンダブロック等を冷却することによって昇温させられた後、予熱器１へと導かれる。予熱器１にて、排熱回収経路７を流れる熱媒水とジャケット冷却水との間で熱交換が行われ、ジャケット冷却水の顕熱が排熱回収経路７の熱媒水に回収される。ジャケット冷却水から熱回収した後の熱媒水温度は、例えば、８０〜９０℃とされる。
ディーゼルエンジンの過給機によって圧縮された空気が第１空気冷却器５によって冷却される。この際に第１空気冷却器５内を流れる排熱回収経路７の熱媒水が圧縮空気によって昇温させられることにより、圧縮空気から熱を回収する。第１空気冷却器５にて熱回収した後の熱媒水温度は、例えば、１３０〜１４０℃とされる。
予熱器１で排熱を回収し、さらに第１空気冷却器５で排熱を回収して高温となった熱媒水は、蒸発器３０へと導かれ、有機流体経路９を循環する有機流体と熱交換する。有機流体は、蒸発器３０にて熱媒水の顕熱によって加熱され蒸発気化する。蒸発気化して高エンタルピとなった有機流体は、パワータービン３２へと導かれ、その熱落差によってパワータービン３２を回転駆動させる。パワータービン３２の回転出力を得て、発電機３８にて発電が行われる。
パワータービン３２にて仕事を終えた有機流体（気相）は、エコノマイザ３４にて蒸発器３０流入前の有機流体（液相）に予熱を与えた後、凝縮器３６へと導かれ、海水等の冷却水によって冷却されることにより凝縮液化する。
以上の通り、本実施形態によれば、以下の作用効果を奏する。
有機ランキンサイクルの熱源として、ジャケット冷却水（エンジン冷却水）と第１空気冷却器５にて熱回収した熱を用いることとした。このように、例えば２５０℃以上といった温度レベルが高いディーゼルエンジンの排ガスを用いるのではなく、排ガスよりも温度レベルが低く有効利用されていなかったジャケット冷却水（例えば８０〜９０℃）および第１空気冷却器（例えば１３０〜１４０℃）を用いることができる。特に、有機ランキンサイクルを駆動する熱源の温度レベルとして、ジャケット冷却水のみでは低いので、第１空気冷却器５からも熱回収することとして、有機ランキンサイクルによる発電の実現性を高めている。
また、排熱回収経路７を流れる熱媒水がジャケット冷却水から排熱を回収し、さらに第１空気冷却器５にて排熱を回収した後に、蒸発器３０にて有機流体を蒸発させることとした。このように、ジャケット冷却水および第１空気冷却器５から熱回収した熱媒水を、他の熱媒を介することなく蒸発器３０に直接導くので、少ない熱損失で回収熱を蒸発器３０に導くことができる。
［第２実施形態］
次に、本発明の第２実施形態について図２を用いて説明する。本実施形態は、第１実施形態の排熱回収発電装置を船舶の排熱回収システムに適用した場合の構成について、電力系統を含めた状態で示されている。したがって、第１実施形態と同様の構成については同一符号を付し、その説明を省略する。
図２に示されているように、シリンダジャケット２を冷却して昇温したジャケット冷却水は予熱器１へと流れ、排熱回収用ポンプ２４によって排熱回収系統７を循環する熱媒水と熱交換する。予熱器１にて排熱回収した熱媒水は、第１空気冷却器５へと導かれ、過給機４０から吐出された圧縮空気から圧縮熱を除去して昇温させられた後、蒸発器３０へと導かれる。蒸発器３０にて熱媒水によって加熱されて蒸発した有機流体は、パワータービン３２を駆動し、これにより発電機３８にて発電が行われる。発電機３８にて発電された電力は、インバータ装置４２にて周波数調整された後、船内系統４４へと導かれる。
推進用主機であるディーゼルエンジンの排ガスは、排ガスエコノマイザ（排ガス熱交換器）４６へと導かれる。排ガスエコノマイザ４６では、排ガスの顕熱を回収して過熱器４８にて過熱蒸気を生成し、蒸気タービン５０を駆動する。蒸気タービン５０には、クラッチ５２を介して排ガスパワータービン（ガスタービン）５４が接続されている。排ガスパワータービン５４は、ディーゼルエンジンの排気マニホールド５６から導かれる排ガスによって駆動される。
これら蒸気タービン５０及びパワータービン５４によって得られた回転出力は、減速機５８を介して発電機６０へと伝達され、この発電機６０にて発電が行われる。発電機６０にて発電された電力は、船内系統４４へと出力される。
船内系統４４には、複数（図２おいては３台）の発電用ディーゼルエンジン６２及び発電機６４が並列に接続されている。これら発電用ディーゼルエンジン６２は、船内需要電力に応じて起動および停止が行われる。
さらに船内系統４４には、軸発電機モータ６６が接続されている。軸発電機モータ６６は、船内系統４４から電力を得て船舶推進用プロペラ６８を加勢できるようになっている一方で、船舶推進用プロペラ６８からの動力を回収して発電し、船内系統４４へと給電できるようになっている。
本実施形態によれば、以下の作用効果を奏する。
１３０〜１４０℃で作動する有機ランキンサイクルによる排熱回収発電装置に加え、例えば２５０℃以上といった温度レベルが高い船舶推進用ディーゼルエンジンの排ガスについては高効率が期待できる蒸気タービン５０にて発電することとした。これにより、広い温度範囲に対して高効率に排熱回収発電が可能となる。
また、排ガスによって駆動される排ガスパワータービン５４を更に備えて発電を行うこととしたので、より高効率にて排熱回収発電を実現することができる。
なお、本実施形態では、蒸気タービン５０及び排ガスパワータービン５４の両方を用いて発電することとしたが、本発明はこれに限定されず、蒸気タービン５０のみ、或いは排ガスパワータービン５４のみを用いることとしても良い。
［第３実施形態］
次に、本発明の第３実施形態について図３を用いて説明する。本実施形態は、第１実施形態および第２実施形態に加えて、排ガスエコノマイザ４６にて得られた蒸気を有機ランキンサイクルの熱源として用いる点が各上記実施形態と異なる。したがって、第１実施形態及び第２実施形態と同様の構成については同一符号を付し、その説明を省略する。
排ガスエコノマイザ４６には、過熱器４８よりも低温側（排ガス流れ下流側）に位置する蒸発器４９が設けられている。蒸発器４９にて蒸発した蒸気は、蒸気ドラム７２へと導かれる。この蒸気ドラム７２の上方に滞留する蒸気は、加熱器（第４排熱回収器）７０へと導かれる。加熱器７０では、排熱回収系統７を流れる熱媒水が加熱され、蒸発器３０へと導かれる。
このように、本実施形態では、第１空気冷却器５にて加熱された熱媒水が、加熱器７０にて更に加熱されるので、蒸発器３０における有機冷媒の加熱温度を高めることができる。これにより、有機ランキンサイクルによる発電を高効率とすることができる。また、排ガスエコノマイザ４６にて得られた蒸気を有効利用することができるので、排熱回収発電を更に高効率とすることができる。
なお、図３において、符号３は船舶推進用ディーゼルエンジンを示しており、その側方にはシリンダジャケット２が模式的に示されている。また、符号７４は蒸気タービン５０の下流側に接続された蒸気タービンコンデンサ、符号７６は復水ポンプ、符号７８はグランドコンデンサ、符号８０は大気圧コンデンサ、符号８２は給水ポンプを示している。さらに、符号８４は蒸気ドラム７２内の水を蒸発器４９へと送るボイラドラム水循環ポンプを示し、符号８６は、蒸気ドラム７２内の水位を調整する蒸気ドラムレベル制御弁を示している。
［第４実施形態］
次に、本発明の第４実施形態について図４を用いて説明する。本実施形態は、第１実施形態に対して、排熱回収経路７’の構成が異なる。したがって、第１実施形態と同様の構成については同一符号を付し、その説明を省略する。
図４に示されているように、本実施形態は、排熱回収経路７’の熱媒水としてジャケット冷却水をそのまま用いるようにしている。すなわち、シリンダジャケット２から流出したジャケット冷却水は、第１空気冷却器（第３排熱回収器）５へと流れる。第１空気冷却器５にて圧縮空気を冷却して昇温したジャケット冷却水は、蒸発器３０にて有機流体を蒸発させた後、ジャケット冷却水ポンプ１２へと戻る。
このように、本実施形態によれば、ジャケット冷却水を排熱回収用の熱媒体として用いることとしたので、ジャケット冷却水と熱交換する予熱器１（図１参照）を省略することができ、簡素化した構造を実現できる。また、第１空気冷却器５から熱回収したジャケット冷却水を、他の熱媒を介することなく蒸発器３０に直接導くので、少ない熱損失で回収熱を蒸発器３０に導くことができる。
［第５実施形態］
次に、本発明の第５実施形態について図５を用いて説明する。本実施形態は、第１実施形態に対して、排熱回収経路７と有機流体経路９との間に熱媒循環経路８が設けられている点が異なる。したがって、第１実施形態と同様の構成については同一符号を付し、その説明を省略する。
図５に示されているように、排熱回収経路７と有機流体経路９との間に熱媒循環経路８が設けられている。この熱媒循環経路８は閉回路とされており、熱媒体を循環させるための熱媒循環ポンプ１１が設けられている。この熱媒循環ポンプ１１により、熱媒は、排熱回収熱交換器１３及び蒸発器３０を通過して循環する。排熱回収１３では、排熱回収経路７の熱媒水から熱回収するように熱交換が行われる。
熱媒循環経路８を流れる熱媒は、排熱回収経路７の熱媒水よりも沸点が高い、例えば熱媒体油などが用いられる。熱媒体油としては、例えば、松村石油株式会社から入手可能なバーレルサーム（登録商標）が用いられる。
このように、第１実施形態のように熱媒体経路７の熱媒水を蒸発器３０に導くのではなく、熱媒循環経路８を介して回収した排熱を蒸発器３０に導くようにしても良い。
排熱回収経路７には水が用いられるため、水が沸騰し蒸気にならないように排熱収経路７内を加圧する必要があり、第１空気冷却器５の入口空気温度次第では高圧仕様になる。そこで、本実施形態のように熱媒循環経路８を設け、水よりも沸点の高い熱媒油等を主に使用すれば、熱媒循環経路８の圧力を大気圧で使用でき、排熱回収経路７から分離した低圧ラインとして構成可能となる。
また、有機ランキンサイクル用発電装置１０を、排熱回収経路７のあるディーゼルエンジン近くに設置できない配置上の制約がある場合においては、熱媒循環経路８を導入することで、排熱回収経路７のラインが遠距離になることを回避した上で、熱媒循環経路８の低圧ラインを用いて有機ランキンサイクル用発電装置１０に排熱を導くことが可能となる。
［第６実施形態］
次に、本発明の第６実施形態について図６を用いて説明する。本実施形態は、第４実施形態に対して、排熱回収経路７’と有機流体経路９との間に、第５実施形態と同様の熱媒循環経路８（図５参照）が設けられている点が異なる。したがって、第４実施形態と同様の構成については同一符号を付し、その説明を省略する。
図６に示されているように、排熱回収経路７’と有機流体経路９との間に熱媒循環経路８が設けられている。この熱媒循環経路８は閉回路とされており、熱媒体を循環させるための熱媒循環ポンプ１１が設けられている。この熱媒循環ポンプ１１により、熱媒は、排熱回収熱交換器１３及び蒸発器３０を通過して循環する。排熱回収１３では、排熱回収経路７’のジャケット冷却水から熱回収するように熱交換が行われる。
熱媒循環経路８を流れる熱媒は、排熱回収経路７の熱媒水よりも沸点が高い、例えば熱媒体油などが用いられる。熱媒体油としては、例えば、松村石油株式会社から入手可能なバーレルサーム（登録商標）が用いられる。
このように、第４実施形態のように熱媒体経路７’のジャケット冷却水を蒸発器３０に導くのではなく、熱媒循環経路８を介して回収した排熱を蒸発器３０に導くようにしても良い。
本実施形態も第５実施形態と同様に、熱媒循環経路８を導入することで、排熱回収経路７のラインが遠距離になることを回避した上で、熱媒循環経路８の低圧ラインを用いた構成が可能となる。
なお、上述した各実施形態の排熱回収発電装置は、船舶への適用を例として説明したが、本発明はこれに限定されず、例えば発電等に用いられる陸用の内燃機関に適用することもできる。
１ 予熱器（第１排熱回収器）
５ 第１空気冷却器（第２排熱回収器，第３排熱回収器）
７，７’ 排熱回収経路
８ 熱媒循環経路
９ 有機流体経路
１０ 排熱回収発電装置
３０ 蒸発器
３１ 有機流体用ポンプ
３２ パワータービン（タービン）
３６ 凝縮器
３８ 発電機
７０ 加熱器（第４排熱回収器）

Claims (9)

  1. 内燃機関本体を冷却するエンジン冷却水、及び、該内燃機関の過給機から吐出される圧縮空気を冷却する空気冷却器とから熱回収する排熱回収経路と、
    該排熱回収経路にて回収された回収熱によって有機流体を蒸発させる蒸発器と、
    該蒸発器によって蒸発させられた前記有機流体によって駆動されるタービンと、
    該タービンの回転出力によって発電する発電機と、
    タービンを通過した前記有機流体を凝縮させる凝縮器と、
    を備えていることを特徴とする排熱回収発電装置。
  2. 前記排熱回収経路は、
    前記エンジン冷却水と熱交換を行う第１排熱回収器と、
    前記空気冷却器としての第２排熱回収器と、
    を備え、
    前記第１排熱回収器および前記第２排熱回収器にて熱回収した排熱回収媒体が前記蒸発器にて前記有機流体と熱交換することを特徴とする請求項１に記載の排熱回収発電装置。
  3. 前記排熱回収経路は、前記エンジン冷却水を排熱回収媒体とするとともに、
    該エンジン冷却水と前記圧縮空気との熱交換を行う前記空気冷却器としての第３排熱回収器を備え、
    該第３排熱回収器にて熱回収した前記エンジン冷却水が前記蒸発器にて前記有機流体と熱交換することを特徴とする請求項１に記載の排熱回収発電装置。
  4. 熱媒が循環するとともに、前記蒸発器にて該熱媒が有機流体と熱交換する熱媒循環経路を備え、
    前記排熱回収経路は、
    前記エンジン冷却水と熱交換を行う第１排熱回収器と、
    前記空気冷却器としての第２排熱回収器と、
    前記第１排熱回収器および前記第２排熱回収器にて熱回収した排熱回収媒体が前記熱媒循環経路の熱媒と熱交換することを特徴とする請求項１に記載の排熱回収発電装置。
  5. 熱媒が循環するとともに、前記蒸発器にて該熱媒が有機流体と熱交換する熱媒循環経路を備え、
    前記排熱回収経路は、前記エンジン冷却水を排熱回収媒体とするとともに、
    該エンジン冷却水と前記圧縮空気との熱交換を行う前記空気冷却器としての第３排熱回収器を備え、
    該第３排熱回収器にて熱回収した前記エンジン冷却水が前記熱媒循環経路の熱媒と熱交換することを特徴とする請求項１に記載の排熱回収発電装置。
  6. 前記内燃機関の排ガスと熱交換する排ガス熱交換器にて生成された蒸気によって駆動される蒸気タービン発電機を備えていることを特徴とする請求項１から５のいずれかに記載の排熱回収発電装置。
  7. 前記排ガス熱交換器は、給水を蒸発させる蒸発部と、該蒸発部にて生成された蒸気を過熱する過熱部とを備え、
    前記排熱回収経路は、前記蒸発部にて得られた蒸気と熱交換する第４排熱回収器を備えていることを特徴とする請求項６に記載の排熱回収発電装置。
  8. 前記内燃機関の排ガスによって駆動されるガスタービン発電機を備えてい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排熱回収発電装置。
  9. 請求項１から８のいずれかに記載の排熱回収発電装置を備えていることを特徴とする船舶。
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