JP2013119788A - スターリングエンジンシステム及びスターリングエンジンシステムを搭載した船舶 - Google Patents

Abstract

【課題】ピストンリングなどのシールを高熱や冷熱にさらすことなく配置でき、耐久性に優れたスターリングエンジンシステム及びスターリングエンジンシステムを搭載した船舶を提供すること。
【解決手段】本発明のスターリングエンジンシステムは、第１高温熱交換器１１９と第１低温熱交換器１１７を有した第１スターリングエンジン１００と、第２高温熱交換器２１７と第２低温熱交換器２１９を有した第２スターリングエンジン２００を備えたスターリングシステムにおいて、第１高温熱交換器１１９に高温熱源からの高熱を作用させるとともに、第２低温熱交換器２１９に低温熱源からの冷熱を作用させ、第１低温熱交換器１１７と第２高温熱交換器２１７に高熱と冷熱の間の温度域の中熱を作用させる中熱作用手段２０を備えたことを特徴とする。
【選択図】 図３

Description

本発明は、排熱及び冷熱を熱源として利用できるスターリングエンジンシステム及びスターリングエンジンシステムを搭載した船舶に関する。

昨今、船舶から放出される排気ガスによる大気汚染物質の低減、ＣＯ_２排出削減の観点から、舶用ディーゼルエンジンに用いる石油代替燃料として天然ガスの利用が注目されている。天然ガスを船舶に用いる場合、天然ガスを液化した状態で貯蔵し、使用時に気化させることとなる。ＬＮＧ（液化天然ガス）の温度は−１６０℃程度であり、気化させる際の潜熱を利用することで有効なエネルギーを外部に取り出すことができる。
排熱及び冷熱のエネルギーをスターリングエンジンに有効利用することは従来から考えられている。

例えば、特許文献１では、液化天然ガスをラジエーターで気化させることで生じる気化ガスを燃焼させて得られる高温と、気化潜熱より得られる低温をスターリングエンジンの熱源に利用することが提案されている。
また、天然ガスによる冷熱と、燃焼装置から発生する高熱とを、一台のスターリングエンジンに用いることが提案されている（特許文献２から特許文献５）。

特開昭５３−１４２５８号公報 特開２００６−２００４３１号公報 特開２００６−２７５０１８号公報 特開２００６−３４８８７２号公報 特表２００８−１７５１５１号公報

しかし、１台のスターリングエンジンによって、ディーゼル排熱とＬＮＧ冷熱の温度差を利用する構成は、最も簡単な構成であるが、ピストンリング等のシールを常温部に配置することが難しく、低温部または高温部でのシールが必要となること、また高温熱源と低温熱源との距離が短く、熱交換器の配置が難しいこと等の問題がある。

そこで、本発明は、ピストンリングなどのシールを高熱や冷熱にさらすことなく配置でき、耐久性に優れたスターリングエンジンシステム及びスターリングエンジンシステムを搭載した船舶を提供することを目的とする。

請求項１記載の本発明に対応したスターリングエンジンシステムにおいては、第１高温熱交換器と第１低温熱交換器を有した第１スターリングエンジンと、第２高温熱交換器と第２低温熱交換器を有した第２スターリングエンジンを備えたスターリングシステムにおいて、第１高温熱交換器に高温熱源からの高熱を作用させるとともに、第２低温熱交換器に低温熱源からの冷熱を作用させ、第１低温熱交換器と第２高温熱交換器に高熱と冷熱の間の温度域の中熱を作用させる中熱作用手段を備えたことを特徴とする。
請求項１に記載の本発明によれば、第１低温熱交換器と第２高温熱交換器に中熱を作用させることで、ピストンリングなどのシールを高熱や冷熱にさらすことなく配置できるために耐久性に優れている。

請求項２記載の本発明は、請求項１に記載のスターリングエンジンシステムにおいて、中熱作用手段を、第１低温熱交換器と第２高温熱交換器に熱媒体を循環させる循環経路としたことを特徴とする。
請求項２に記載の本発明によれば、例えば常温水を熱媒体として用いることができ、ピストンリングなどのシールを常温付近に保つことができる。

請求項３記載の本発明は、請求項２に記載のスターリングエンジンシステムにおいて、循環経路に、熱媒体の温度を調節する温度調節用熱交換器を備えたことを特徴とする。
請求項３に記載の本発明によれば、第１低温熱交換器及び第２高温熱交換器での熱交換量を調整でき、高効率化を図ることができる。

請求項４記載の本発明は、請求項１に記載のスターリングエンジンシステムにおいて、中熱作用手段を、第１高温熱交換器で熱交換した後の一方の中熱を第２高温熱交換器へ導く高温側経路と、第２低温熱交換器で熱交換した後の他方の中熱を第１低温熱交換器へ導く低温側経路としたことを特徴とする。
請求項４に記載の本発明によれば、第１スターリングエンジンで利用した熱を第２スターリングエンジンに利用でき、第２スターリングエンジンで利用した熱を第１スターリングエンジンに利用できるため、更に効率を向上させることができる。

請求項５記載の本発明は、請求項４に記載のスターリングエンジンシステムにおいて、高温側経路及び／又は低温側経路に、高温側経路及び／又は低温側経路を循環する熱媒体の温度を調節する熱交換器を備えたことを特徴とする。
請求項５に記載の本発明によれば、第１スターリングエンジンで利用した熱を、第２スターリングエンジンでの最適な熱交換量に調整でき、第２スターリングエンジンで利用した熱を、第１スターリングエンジンでの最適な熱交換量に調整でき、更に効率を向上させることができる。

請求項６記載の本発明は、請求項４又は請求項５に記載のスターリングエンジンシステムにおいて、高温側経路を、第１低温熱交換器の出口から第２高温熱交換器の入口までとし、低温側経路を、第２高温熱交換器の出口から第１低温熱交換器の入口までとして、高温側経路と低温側経路とで循環経路を構成したことを特徴とする。
請求項６に記載の本発明によれば、高温熱源からの高熱と低温熱源からの冷熱を循環経路で利用し、それぞれのスターリングエンジンでの温度差を最大限に大きくすることで高効率化を図ることができる。

請求項７記載の本発明に対応したスターリングエンジンシステムにおいては、第１高温熱交換器と第１低温熱交換器と第１ディスプレーサピストンとを有した第１ユニットと、第２高温熱交換器と第２低温熱交換器と第２ディスプレーサピストンとを有した第２ユニットと、第１ディスプレーサピストン及び第２ディスプレーサピストンの作用によって動作するパワーピストンを有した第３ユニットと、第１ディスプレーサピストン、第２ディスプレーサピストン、及びパワーピストンを連結したクランク軸とを備え、第１高温熱交換器に高温熱源からの高熱を作用させるとともに、第２低温熱交換器に低温熱源からの冷熱を作用させ、第１低温熱交換器と第２高温熱交換器に高熱と冷熱の間の温度域の中熱を作用させる中熱作用手段を備えたことを特徴とする。
請求項７に記載の本発明によれば、２つのスターリングエンジンを用いる代わりに、パワーピストンを共通とした１つのスターリングエンジンとした場合にも、第１低温熱交換器と第２高温熱交換器に中熱を作用させることで、ピストンリングなどのシールを高熱や冷熱にさらすことなく配置でき、２つのスターリングエンジンを用いる場合と比較して小型化を図ることができる。

請求項８記載の本発明は、請求項７に記載のスターリングエンジンシステムにおいて、第１ユニットには、第１高温熱交換器と連通する第１膨張空間と、第１低温熱交換器と連通する第１圧縮空間が形成され、第２ユニットには、第２高温熱交換器と連通する第２膨張空間と、第２低温熱交換器と連通する第２圧縮空間が形成され、第１圧縮空間とパワーピストンの一方の空間とを連通し、第２膨張空間とパワーピストンの一方の空間とを連通したことを特徴とする。
請求項８に記載の本発明によれば、２つのパワーピストンを同軸で連結することも可能となり、クランク機構の小型化を図ることができる。

請求項９記載の本発明は、請求項７に記載のスターリングエンジンシステムにおいて、第１ユニットには、第１高温熱交換器と連通する第１膨張空間と、第１低温熱交換器と連通する第１圧縮空間が形成され、第２ユニットには、第２高温熱交換器と連通する第２膨張空間と、第２低温熱交換器と連通する第２圧縮空間が形成され、第１圧縮空間とパワーピストンの一方の空間とを連通し、第２膨張空間とパワーピストンの他方の空間とを連通したことを特徴とする。
請求項９に記載の本発明によれば、２つのパワーピストンの動きによる振動を打ち消し合えるため、低騒音化を図ることができる。

請求項１０記載の本発明に対応したスターリングエンジンシステムにおいては、第１高温熱交換器と第１低温熱交換器と第１ディスプレーサピストンとを有した第１ユニットと、第２高温熱交換器と第２低温熱交換器と第２ディスプレーサピストンとを有した第２ユニットと、第１ディスプレーサピストンの作用によって動作する第１パワーピストンを有した第３ユニットと、第２ディスプレーサピストンの作用によって動作する第２パワーピストンを有した第４ユニットと、第１ディスプレーサピストン、第２ディスプレーサピストン、第１パワーピストン、及び第２パワーピストンを連結したクランク軸とを備え、第１高温熱交換器に高温熱源からの高熱を作用させるとともに、第２低温熱交換器に低温熱源からの冷熱を作用させ、第１低温熱交換器と第２高温熱交換器に高熱と冷熱の間の温度域の中熱を作用させる中熱作用手段を備えたことを特徴とする。
請求項１０に記載の本発明によれば、４つのユニットによってスターリングエンジンシステムを実現することができる。

請求項１１記載の本発明は、請求項１に記載のスターリングエンジンシステムにおいて、第１スターリングエンジンが第１ディスプレーサピストンと第１パワーピストンで構成され、第２スターリングエンジンが第２ディスプレーサピストンと第２パワーピストンで構成され、第１ディスプレーサピストン、第１パワーピストン、第２ディスプレーサピストン、及び第２パワーピストンを一つのクランク軸で連結したことを特徴とする。
請求項１１に記載の本発明によれば、２つのスターリングエンジンのクランク軸を同軸とすることができ、安定した出力を得ることができる。

請求項１２記載の本発明に対応したスターリングエンジンシステムにおいては、シリンダの外周部に再生器と一方の熱交換器とが配置され、前記シリンダ内にディスプレーサピストンが配置され、前記シリンダの一方はシリンダヘッドによって覆われ、前記シリンダヘッドと前記ディスプレーサピストンとの間に、他方の熱交換器と連通する作動空間が形成されるユニットを２つ有するスターリングエンジンシステムであって、第１の前記ユニットでは、他方の前記熱交換器に高温熱源からの高熱を作用させ、一方の前記熱交換器に、前記高温熱源からの高熱より低い中熱を作用させ、第２の前記ユニットでは、他方の前記熱交換器に低温熱源からの冷熱を作用させ、一方の前記熱交換器に、前記低温熱源からの冷熱より高い中熱を作用させることを特徴とする。
請求項１２に記載の本発明によれば、第１のユニットでは作動空間に高温熱源からの高熱を作用させ、第２のユニットでは作動空間に低温熱源からの冷熱を作用させることになり、ディスプレーサピストンの反シリンダヘッド側には中熱を作用させることができるので、ピストンリングなどのシールを高熱や冷熱にさらすことなく配置でき、耐久性に優れている。

請求項１３記載の本発明は、請求項１から請求項１２のいずれかに記載のスターリングエンジンシステムにおいて、高温熱源として燃焼機器の排ガスを用い、低温熱源として液化ガスを用いたことを特徴とする。
請求項１３に記載の本発明によれば、排ガスによる高温熱と、液化ガスの冷熱の双方を利用することができる。

請求項１４記載の本発明は、請求項１３に記載のスターリングエンジンシステムにおいて、燃焼機器の燃料として液化ガスを用いたことを特徴とする。
請求項１４に記載の本発明によれば、液化ガスを高温熱源と低温熱源の双方に有効に利用でき省エネ化を図ることができる。

請求項１５記載の本発明は、請求項１３又は請求項１４に記載のスターリングエンジンシステムにおいて、燃焼機器をディーゼルエンジンとし、液化ガスを液化天然ガス（ＬＮＧ）としたことを特徴とする。
請求項１５に記載の本発明によれば、高効率な冷熱利用システムを実現できる。

請求項１６に記載の本発明に対応したスターリングエンジンシステムを搭載した船舶は、請求項１から請求項１５のいずれかに記載のスターリングエンジンシステムを備えたことを特徴とする。
請求項１６に記載の本発明によれば、例えば、船舶に搭載した燃焼機器の排熱と運搬対象物としての液化ガスの冷熱を利用して船舶の省エネ化を図ることができる。

本発明によれば、第１低温熱交換器と第２高温熱交換器に中熱を作用させることで、ピストンリングなどのシールを高熱や冷熱にさらすことなく配置できるために耐久性に優れている。

また中熱作用手段を、第１低温熱交換器と第２高温熱交換器に熱媒体を循環させる循環経路とした場合には、例えば常温水を熱媒体として用いることができ、ピストンリングなどのシールを常温付近に保つことができる。

また、循環経路に、熱媒体の温度を調節する温度調節用熱交換器を備えた場合には、第１低温熱交換器及び第２高温熱交換器での熱交換量を調整でき、高効率化を図ることができる。

また、中熱作用手段を、第１高温熱交換器で熱交換した後の一方の中熱を第２高温熱交換器へ導く高温側経路と、第２低温熱交換器で熱交換した後の他方の中熱を第１低温熱交換器へ導く低温側経路とした場合には、第１スターリングエンジンで利用した熱を第２スターリングエンジンに利用でき、第２スターリングエンジンで利用した熱を第１スターリングエンジンに利用できるため、更に効率を向上させることができる。

また、高温側経路及び／又は低温側経路に、高温側経路及び／又は低温側経路を循環する熱媒体の温度を調節する熱交換器を備えた場合には、第１スターリングエンジンで利用した熱を、第２スターリングエンジンでの最適な熱交換量に調整でき、第２スターリングエンジンで利用した熱を、第１スターリングエンジンでの最適な熱交換量に調整でき、更に効率を向上させることができる。

また、高温側経路を、第１低温熱交換器の出口から第２高温熱交換器の入口までとし、低温側経路を、第２高温熱交換器の出口から第１低温熱交換器の入口までとして、高温側経路と低温側経路とで循環経路を構成した場合には、高温熱源からの高熱と低温熱源からの冷熱を循環経路で利用し、それぞれのスターリングエンジンでの温度差を最大限に大きくすることで高効率化を図ることができる。

また、第１高温熱交換器と第１低温熱交換器と第１ディスプレーサピストンとを有した第１ユニットと、第２高温熱交換器と第２低温熱交換器と第２ディスプレーサピストンとを有した第２ユニットと、第１ディスプレーサピストン及び第２ディスプレーサピストンの作用によって動作するパワーピストンを有した第３ユニットと、第１ディスプレーサピストン、第２ディスプレーサピストン、及びパワーピストンを連結したクランク軸とを備え、第１高温熱交換器に高温熱源からの高熱を作用させるとともに、第２低温熱交換器に低温熱源からの冷熱を作用させ、第１低温熱交換器と第２高温熱交換器に高熱と冷熱の間の温度域の中熱を作用させる中熱作用手段を備えた場合には、２つのスターリングエンジンを用いる代わりに、パワーピストンを共通とした１つのスターリングエンジンとした場合にも、第１低温熱交換器と第２高温熱交換器に中熱を作用させることで、ピストンリングなどのシールを高熱や冷熱にさらすことなく配置でき、２つのスターリングエンジンを用いる場合と比較して小型化を図ることができる。

また、第１ユニットには、第１高温熱交換器と連通する第１膨張空間と、第１低温熱交換器と連通する第１圧縮空間が形成され、第２ユニットには、第２高温熱交換器と連通する第２膨張空間と、第２低温熱交換器と連通する第２圧縮空間が形成され、第１圧縮空間とパワーピストンの一方の空間とを連通し、第２膨張空間とパワーピストンの一方の空間とを連通した場合には、２つのパワーピストンを同軸で連結することも可能となり、クランク機構の小型化を図ることができる。

また、第１ユニットには、第１高温熱交換器と連通する第１膨張空間と、第１低温熱交換器と連通する第１圧縮空間が形成され、第２ユニットには、第２高温熱交換器と連通する第２膨張空間と、第２低温熱交換器と連通する第２圧縮空間が形成され、第１圧縮空間とパワーピストンの一方の空間とを連通し、第２膨張空間とパワーピストンの他方の空間とを連通した場合には、２つのパワーピストンの動きによる振動を打ち消し合えるため、低騒音化を図ることができる。

また、本発明によれば、４つのユニットによってスターリングエンジンシステムを実現することができる。

また、第１スターリングエンジンが第１ディスプレーサピストンと第１パワーピストンで構成され、第２スターリングエンジンが第２ディスプレーサピストンと第２パワーピストンで構成され、第１ディスプレーサピストン、第１パワーピストン、第２ディスプレーサピストン、及び第２パワーピストンを一つのクランク軸で連結した場合には、２つのスターリングエンジンのクランク軸を同軸とすることができ、安定した出力を得ることができる。

また、本発明によれば、第１のユニットでは作動空間に高温熱源からの高熱を作用させ、第２のユニットでは作動空間に低温熱源からの冷熱を作用させることになり、ディスプレーサピストンの反シリンダヘッド側には中熱を作用させることができるので、ピストンリングなどのシールを高熱や冷熱にさらすことなく配置でき、耐久性に優れている。

また、高温熱源として燃焼機器の排ガスを用い、低温熱源として液化ガスを用いた場合には、排ガスによる高温熱と、液化ガスの冷熱の双方を利用することができる。

また、燃焼機器の燃料として液化ガスを用いた場合には、液化ガスを高温熱源と低温熱源の双方に有効に利用でき省エネ化を図ることができる。

また、、燃焼機器をディーゼルエンジンとし、液化ガスを液化天然ガス（ＬＮＧ）とした場合には、高効率な冷熱利用システムを実現できる。

また、船舶がスターリングエンジンシステムを備えた場合には、例えば、船舶に搭載した燃焼機器の排熱と運搬対象物としての液化ガスの冷熱を利用して船舶の省エネ化を図ることができる。

本発明の一実施形態によるスターリングエンジンシステムを示す構成図 本発明の一実施形態に用いるスターリングエンジンの構成を示す断面図 本発明の一実施形態によるスターリングエンジンシステムを示す構成図 本発明の他の実施形態によるスターリングエンジンシステム 本発明の更に他の実施形態によるスターリングエンジンシステムを示す構成図 本発明の更に他の実施形態によるスターリングエンジンシステムを示す構成図 本発明の更に他の実施形態によるスターリングエンジンシステムを示す構成図 本発明の更に他の実施形態によるスターリングエンジンシステムを示す構成図 本発明の更に他の実施形態によるスターリングエンジンシステムを示す構成図 熱量計算を行うために必要なＬＮＧ及び排ガスの物性値を示す図 計算に使用するディーゼルエンジンの排ガス条件及びＬＮＧの質量流量を示す図 排熱利用エンジンの冷却熱量と冷熱利用エンジンの有効熱入熱がほぼ等しくなるように計算したときのディーゼルエンジンの軸出力に対するスターリングエンジンの発電出力の計算結果を示す特性図 図６のスターリングエンジンシステムを想定した計算結果を示す特性図 冷熱利用システムの動作確認試験に使用する主なエンジン仕様を示す図 図３を模擬した試験のシステム系統図 図６を模擬した試験のシステム系統図 同試験結果の一例を示す図 図１５及び図１６の代表的な試験結果を示す図

以下に、本発明の実施形態によるスターリングエンジンシステムについて説明する。
図１は本実施形態によるスターリングエンジンシステムを示す構成図である。
図１では、液化天然ガス（ＬＮＧ）運搬船でＬＮＧをディ−ゼルエンジンで燃焼させたディーゼル排熱及びＬＮＧ自身の冷熱を利用する冷熱利用システムに、本実施形態によるスターリングエンジンシステムを適用したときの船舶への搭載例としての構成例を示している。
ディーゼルエンジン１の燃料となるＬＮＧは、冷熱利用スターリングエンジン（以下、冷熱利用エンジンと略す）２の熱交換器３により気化される。あるいは気化されて冷熱として熱交換器３に供給される。その際、冷熱利用エンジン２によって発電し、その電気エネルギーは船内電力４に供給される。また、ディーゼルエンジン１の排ガスの熱は、排熱利用スターリングエンジン（以下、排熱利用エンジンと称す）５により回収され、その一部は電気エネルギーとなり船内電力４に供給される。
ＬＮＧタンク６から冷熱利用エンジン２に供給されるＬＮＧは、−１６０℃程度、ディーゼルエンジン１の排ガスの熱は、３００℃から４００℃程度である。

熱機関の熱効率は、高温熱源と低温熱源の絶対温度の比によって制限を受ける。例えば３００℃（５７３Ｋ）の高温熱源とＬＮＧ（約−１６７℃＝１０６Ｋ）の低温熱源で作動する熱機関の理論最高熱効率（カルノーサイクルの熱効率）は８２％に達する。実際の熱機関では、熱機関内部での熱的な損失や機械損失によって理論最高熱効率と同等の熱効率を達成することはできないが、このようなディーゼル排熱及びＬＮＧ冷熱でスターリングエンジン発電機を運転する高効率な冷熱利用システムを開発することによってＬＮＧ運搬船の省エネ化を図ることができる。
なお、高温熱源としては、ディーゼルエンジン１以外の船舶に搭載した燃焼機器の排ガスを用いることもできる。

図２は、本実施形態に用いるスターリングエンジンの構成を示す断面図である。
本実施形態によるスターリングエンジン１０は、図１に示す冷熱利用エンジン２及び排熱利用エンジン５の具体的な構成例である。
本実施形態によるスターリングエンジン１０は、シリンダ１１内にディスプレーサピストン１２とパワーピストン１３とを有している。ディスプレーサピストン１２及びパワーピストン１３は、それぞれクランク軸１４に連結されている。クランク軸１４の一端側には発電機１５が接続されている。
シリンダ１１の外周部には、再生器１６と一方の熱交換器１７とが配置されている。シリンダ１１の一方は、シリンダヘッド１８によって覆われ、シリンダヘッド１８とディスプレーサピストン１２との間にディスプレーサピストン１２の一方の作動空間Ａが形成され、ディスプレーサピストン１２とパワーピストン１３との間にディスプレーサピストン１２の他方の作動空間Ｂが形成される。

シリンダヘッド１８側には、一方の作動空間Ａと連通する他方の熱交換器１９を設けている。
他方の熱交換器１９は、一端側端部が作動空間Ａに連通し、他端側端部が再生器１６に連通している。
再生器１６は一方の熱交換器１７と連通し、一方の熱交換器１７は作動空間Ｂに連通している。
なお、ディスプレーサピストン１２のパワーピストン１３側の端部外周、及びパワーピストン１３の外周には、ピストンリングなどのシール部材を設けている。

上記構成において、スタート時には発電機１５を動力源としてディスプレーサピストン１２を動作させることで、ディスプレーサピストン１２の作動空間Ａと作動空間Ｂ内の作動ガスが移動する。
排熱利用エンジン５として作動させる場合には、一方の熱交換器１７を低温熱交換器、他方の熱交換器１９を高温熱交換器として、作動空間Ａを膨張空間、作動空間Ｂを圧縮空間とする。
作動ガスは、他方の熱交換器１９で加熱・膨張して作動空間Ａに導入され、一方の熱交換器１７で冷却・収縮して作動空間Ｂに導入されることで、作動空間Ａ及び作動空間Ｂ内に圧力変動が生じる。
冷熱利用エンジン２として作動させる場合には、一方の熱交換器１７を高温熱交換器、他方の熱交換器１９を低温熱交換器として、作動空間Ａを圧縮空間、作動空間Ｂを膨張空間とする。
作動ガスは、他方の熱交換器１９で冷却・収縮して作動空間Ａに導入され、一方の熱交換器１７で加熱・膨張して作動空間Ｂに導入されることで、作動空間Ａ及び作動空間Ｂ内に圧力変動が生じる。
スターリングエンジン１０は、この作動空間Ａ、Ｂ内の圧力変動によってパワーピストン１３が動作することで出力を得る。

図３は、本発明の一実施形態によるスターリングエンジンシステムを示す構成図である。
本実施形態によるスターリングエンジンシステムは、第１スターリングエンジン１００と、第２スターリングエンジン２００とを備えている。
第１スターリングエンジン１００は、図１における排熱利用エンジン５に相当し、第２スターリングエンジン２００は、図１における冷熱利用エンジン２に相当する。

第１スターリングエンジン１００は、シリンダ１１１内にディスプレーサピストン１１２とパワーピストン１１３とを有している。ディスプレーサピストン１１２及びパワーピストン１１３は、それぞれクランク軸１１４に連結されている。クランク軸１１４の一端側には発電機１１５が接続されている。

シリンダ１１１の外周部には、再生器１１６と第１低温熱交換器１１７とが配置されている。シリンダ１１１の一方は、シリンダヘッド１１８によって覆われ、シリンダヘッド１１８とディスプレーサピストン１１２との間にディスプレーサピストン１１２の作動空間（膨張空間）Ａが形成され、ディスプレーサピストン１１２とパワーピストン１１３との間にディスプレーサピストン１１２の他方の作動空間（圧縮空間）Ｂが形成される。

シリンダヘッド１１８側には、一方の作動空間Ａと連通する第１高温熱交換器１１９を設けている。
第１高温熱交換器１１９は、一端側端部が作動空間Ａに連通し、他端側端部が再生器１１６に連通している。
再生器１１６は第１低温熱交換器１１７と連通し、第１低温熱交換器１１７は作動空間Ｂに連通している。
第１高温熱交換器１１９には、図１におけるディーゼルエンジン１の排ガスが供給される。

第２スターリングエンジン２００は、シリンダ２１１内にディスプレーサピストン２１２とパワーピストン２１３とを有している。ディスプレーサピストン２１２及びパワーピストン２１３は、それぞれクランク軸２１４に連結されている。クランク軸２１４の一端側には発電機２１５が接続されている。

シリンダ２１１の外周部には、再生器２１６と第２高温熱交換器２１７とが配置されている。シリンダ２１１の一方は、シリンダヘッド２１８によって覆われ、シリンダヘッド２１８とディスプレーサピストン２１２との間にディスプレーサピストン２１２の作動空間（圧縮空間）Ａが形成され、ディスプレーサピストン２１２とパワーピストン２１３との間にディスプレーサピストン２１２の他方の作動空間（膨張空間）Ｂが形成される。

シリンダヘッド２１８側には、一方の作動空間Ａと連通する第２低温熱交換器２１９を設けている。
第２低温熱交換器２１９は、一端側端部が作動空間Ａに連通し、他端側端部が再生器２１６に連通している。
再生器２１６は第２高温熱交換器２１７と連通し、第２高温熱交換器２１７は作動空間Ｂに連通している。
第２低温熱交換器２１９には、図１におけるＬＮＧタンク６からのＬＮＧが供給される。

第１スターリングエンジン１００を構成する第１低温熱交換器１１７と、第２スターリングエンジン２００を構成する第２高温熱交換器２１７には、常温水等の熱媒を循環経路２１によって循環している。
中熱作用手段２０は、この循環経路２１によって構成され、循環経路２１にはポンプ２２を設けている。
中熱作用手段２０によって、第１低温熱交換器１１７と第２高温熱交換器２１７に中熱を作用させている。

ここで、中熱は、第１高温熱交換器１１９に作用する高熱よりも低く、第２低温熱交換器２１９に作用する冷熱よりも高い温度域である。
このように、第１低温熱交換器１１７と第２高温熱交換器２１７に中熱を作用させることで、ディスプレーサピストン１１２、２１２とパワーピストン１１３、２１３に設けられているピストンリングなどのシール部分を常温付近に保つことができる。このため、シール部分の材料選択の自由度が増すと共に、耐久性においても優れたものとなり得る。

循環経路２１には、熱媒体の温度を調節する温度調節用熱交換器２３を備えている。循環経路２１に温度調節用熱交換器２３を配置し、第１低温熱交換器１１７における交換熱量と、第２高温熱交換器２１７における交換熱量が等しくなるように調節を行う。なお、第１低温熱交換器１１７における交換熱量と、第２高温熱交換器２１７における交換熱量が等しい場合には、温度調節用熱交換器２３を設けないか、定能力の熱交換器とすることができる。
なお、本実施形態では、第１スターリングエンジン１００と、第２スターリングエンジン２００との２つのスターリングエンジンを用いて説明したが、２つのスターリングエンジンを複数セット揃えてシステムを構成することもできる。

図４は、本発明の他の実施形態によるスターリングエンジンシステムを示す構成図である。なお上記実施形態で説明した部材と同一部材には同一符号を付して説明を省略する。
本実施形態では、図３に示す、第１スターリングエンジン１００のクランク軸１１４と、第２スターリングエンジン２００のクランク軸２１４とを同軸のクランク軸３１４としたものである。
クランク軸３１４は、第１ディスプレーサピストン１１２、第１パワーピストン１１３、第２ディスプレーサピストン２１２、及び第２パワーピストン２１３を連結しており、安定した出力を得ることができる。

図５は、本発明の他の実施形態によるスターリングエンジンシステムを示す構成図である。なお上記実施形態で説明した部材と同一部材には同一符号を付して説明を省略する。
本実施形態は、中熱作用手段２０を、高温側経路２１ｈと低温側経路２１ｃとで構成している。
高温側経路２１ｈは、第１高温熱交換器１１９で熱交換した後の一方の中熱を第２高温熱交換器２１７に導いている。

図に示すように、第２高温熱交換器２１７には、高温側経路２１ｈによって熱媒を循環させている。高温側経路２１ｈには高熱回収用熱交換器２４ｈを設けている。高熱回収用熱交換器２４ｈには、第１高温熱交換器１１９で熱交換した後の排ガスを導入する。従って、高温側経路２１ｈを循環する熱媒は、高熱回収用熱交換器２４ｈにて排ガスから吸熱する。
低温側経路２１ｃは、第２低温熱交換器２１９で熱交換した後の他方の中熱を第１低温熱交換器１１７に導いている。

図に示すように、第１低温熱交換器１１７には、低温側経路２１ｃによって熱媒を循環させている。低温側経路２１ｃには冷熱回収用熱交換器２４ｃを設けている。冷熱回収用熱交換器２４ｃには、第２低温熱交換器２１９で熱交換した後の冷熱ガスを導入する。従って、低温側経路２１ｃを循環する熱媒は、低熱回収用熱交換器２４ｃにて冷熱ガスに放熱する。
高温側経路２４ｈには、高温側経路２４ｈを循環する熱媒体の温度を調節する温度調節用熱交換器２３ｈを備えてもよい。温度調節用熱交換器２３ｈは、高熱回収用熱交換器２４ｈより下流で第２高温熱交換器２１７より上流に設ける。
また、低温側経路２４ｃには、低温側経路２４ｃを循環する熱媒体の温度を調節する温度調節用熱交換器２３ｃを備えてもよい。温度調節用熱交換器２３ｃは、低温回収用熱交換器２４ｃより下流で第１低温熱交換器１１７より上流に設ける。

温度調節用熱交換器２３ｃを設けることで、第１スターリングエンジン１００での高温熱源と低温熱源の温度差を一定に調整でき、高効率化を図ることができる。
同様に、温度調節用熱交換器２３ｈを設けることで、第２スターリングエンジン２００での高温熱源と低温熱源の温度差を一定に調整でき、高効率化を図ることができる。

本実施形態によれば、第１スターリングエンジン１００で利用した高熱を第２スターリングエンジン２００に利用でき、第２スターリングエンジン２００で利用した冷熱を第１スターリングエンジン１００に利用できるため、更に効率を向上させることができる。
なお、高温側経路２１ｈだけで中熱作用手段２０を構成してもよく、また低温側経路２１ｃだけで中熱作用手段２０を構成してもよい。

図６は、本発明の他の実施形態によるスターリングエンジンシステムを示す構成図である。なお上記実施形態で説明した部材と同一部材には同一符号を付して説明を省略する。
本実施形態は、中熱作用手段２０を、高温側経路２１ｈと低温側経路２１ｃとで構成するとともに、高温側経路２１ｈと低温側経路２１ｃとで循環経路２１を構成している。

高温側経路２１ｈは、第１低温熱交換器１１７の出口から第２高温熱交換器２１７の入口までとなり、低温側経路２１ｃは、第２高温熱交換器２１７の出口から第１低温熱交換器１１７の入口までとなる。
本実施形態においても、高温側経路２４ｈに温度調節用熱交換器２３ｈを備えてもよく、低温側経路２４ｃに温度調節用熱交換器２３ｃを備えてもよい。

本実施形態によれば、高温熱源からの高熱と低温熱源からの冷熱を循環経路２１で利用し、第１スターリングエンジン１００及び第２スターリングエンジン２００での温度差を最大限に大きくすることで高効率化を図ることができる。

図７は、本発明の他の実施形態によるスターリングエンジンシステムを示す構成図である。なお上記実施形態で説明した部材と同一部材には同一符号を付して説明を省略する。
本実施形態によるスターリングエンジンシステムは、排熱利用エンジンと冷熱利用エンジンの機能を１台のエンジンで構成したものである。

本実施形態によるスターリングエンジンシステムでは、第１ディスプレーサピストン１１２を有した第１ユニット１００Ａと、第２ディスプレーサピストン２１２を有した第２ユニット２００Ａと、パワーピストン３１３を有した第３ユニット３００Ａと、第１ディスプレーサピストン１１２、第２ディスプレーサピストン２１２、及びパワーピストン３１３を連結したクランク軸４１４とを備えている。

第１ユニット１００Ａは、シリンダ１１１内に第１ディスプレーサピストン１１２を有している。シリンダ１１１の外周部には、再生器１１６と第１低温熱交換器１１７とが配置されている。シリンダ１１１の一方は、シリンダヘッド１１８によって覆われ、シリンダヘッド１１８と第１ディスプレーサピストン１１２との間に第１ディスプレーサピストン１１２の作動空間（膨張空間）Ａが形成され、第１ディスプレーサピストン１１２の反シリンダヘッド１１８側には第１ディスプレーサピストン１１２の他方の作動空間（圧縮空間）Ｂが形成される。

シリンダヘッド１１８側には、一方の作動空間Ａと連通する第１高温熱交換器１１９を設けている。
第１高温熱交換器１１９は、一端側端部が作動空間Ａに連通し、他端側端部が再生器１１６に連通している。
再生器１１６は第１低温熱交換器１１７と連通し、第１低温熱交換器１１７は作動空間Ｂに連通している。

第２ユニット２００Ａは、シリンダ２１１内に第２ディスプレーサピストン２１２を有している。シリンダ２１１の外周部には、再生器２１６と第２高温熱交換器２１７とが配置されている。シリンダ２１１の一方は、シリンダヘッド２１８によって覆われ、シリンダヘッド２１８と第２ディスプレーサピストン２１２との間に第２ディスプレーサピストン２１２の作動空間（圧縮空間）Ａが形成され、第２ディスプレーサピストン２１２の反シリンダヘッド２１８側には第２ディスプレーサピストン２１２の他方の作動空間（膨張空間）Ｂが形成される。

シリンダヘッド２１８側には、一方の作動空間Ａと連通する第２低温熱交換器２１９を設けている。
第２低温熱交換器２１９は、一端側端部が作動空間Ａに連通し、他端側端部が再生器２１６に連通している。
再生器２１６は第２高温熱交換器２１７と連通し、第２高温熱交換器２１７は作動空間Ｂに連通している。

第３ユニット３００Ａは、パワーピストン３１３の一方の空間Ｃが、第１ユニット１００Ａにおける作動空間（圧縮空間）Ｂと連通するとともに、第２ユニット２００Ａにおける作動空間（膨張空間）Ｂと連通している。
従って、パワーピストン３１３は、第１ディスプレーサピストン１１２及び第２ディスプレーサピストン２１２の作用によって動作する。

本実施形態においても、第１高温熱交換器１１９に高温熱源からの高熱を作用させるとともに、第２低温熱交換器２１９に低温熱源からの冷熱を作用させる。
また、中熱作用手段２０によって、第１低温熱交換器１１７と第２高温熱交換器２１７に、高熱と冷熱の間の温度域の中熱を作用させる。
中熱作用手段２０については、詳細な説明は省略するが、既に説明した構成を適用することができる。

本実施形態によれば、パワーピストン３１３を共通とした１つのスターリングエンジンとした場合にも、第１低温熱交換器１１７と第２高温熱交換器２１７に中熱を作用させることで、ピストンリングなどのシールを高熱や冷熱にさらすことなく配置でき、２つのスターリングエンジンを用いる場合と比較して小型化を図ることができる。
また本実施形態によれば、２つのディスプレーサピストン１１２、２１２を同軸で連結することも可能となり、クランク機構の小型化を図ることができる。

図８は、本発明の他の実施形態によるスターリングエンジンシステムを示す構成図である。なお上記実施形態で説明した部材と同一部材には同一符号を付して説明を省略する。
本実施形態によるスターリングエンジンシステムは、図７に示す実施形態と同様に排熱利用エンジンと冷熱利用エンジンの機能を１台のエンジンで構成したものである。

図７に示す実施形態と相違する構成について以下に説明する。
本実施形態では、第３ユニット３００Ａは、パワーピストン３１３の一方の空間Ｃが、第１ユニット１００Ａにおける作動空間（圧縮空間）Ｂと連通し、パワーピストン３１３の他方の空間Ｄが、第２ユニット２００Ａにおける作動空間（膨張空間）Ｂと連通している。
従って、パワーピストン３１３は、第１ディスプレーサピストン１１２及び第２ディスプレーサピストン２１２の作用によって動作する。

本実施形態によれば、パワーピストン３１３を共通とした１つのスターリングエンジンとした場合にも、第１低温熱交換器１１７と第２高温熱交換器２１７に中熱を作用させることで、ピストンリングなどのシールを高熱や冷熱にさらすことなく配置でき、２つのスターリングエンジンを用いる場合と比較して小型化を図ることができる。
また本実施形態によれば、２つのディスプレーサピストン１１２、２１２の動きによる振動を打ち消し合えるため、低騒音化を図ることができる。

図９は、本発明の他の実施形態によるスターリングエンジンシステムを示す構成図である。なお上記実施形態で説明した部材と同一部材には同一符号を付して説明を省略する。
本実施形態によるスターリングエンジンシステムは、排熱利用エンジンと冷熱利用エンジンの機能を１台のエンジンで構成したものである。

本実施形態によるスターリングエンジンシステムでは、第１ディスプレーサピストン１１２を有した第１ユニット１００Ａと、第２ディスプレーサピストン２１２を有した第２ユニット２００Ａと、第１パワーピストン１１３を有した第３ユニット３００Ａと、第２パワーピストン２１３を有した第４ユニット３００Ｂと、第１ディスプレーサピストン１１２、第２ディスプレーサピストン２１２、第１パワーピストン１１３、及び第２パワーピストン２１３を連結したクランク軸５１４とを備えている。

第１ユニット１００Ａは、シリンダ１１１内に第１ディスプレーサピストン１１２を有している。シリンダ１１１の外周部には、再生器１１６と第１低温熱交換器１１７とが配置されている。シリンダ１１１の一方は、シリンダヘッド１１８によって覆われ、シリンダヘッド１１８と第１ディスプレーサピストン１１２との間に第１ディスプレーサピストン１１２の作動空間（膨張空間）Ａが形成され、第１ディスプレーサピストン１１２の反シリンダヘッド１１８側には第１ディスプレーサピストン１１２の他方の作動空間（圧縮空間）Ｂが形成される。

シリンダヘッド１１８側には、一方の作動空間Ａと連通する第１高温熱交換器１１９を設けている。
第１高温熱交換器１１９は、一端側端部が作動空間Ａに連通し、他端側端部が再生器１１６に連通している。
再生器１１６は第１低温熱交換器１１７と連通し、第１低温熱交換器１１７は作動空間Ｂに連通している。

第２ユニット２００Ａは、シリンダ２１１内に第２ディスプレーサピストン２１２を有している。シリンダ２１１の外周部には、再生器２１６と第２高温熱交換器２１７とが配置されている。シリンダ２１１の一方は、シリンダヘッド２１８によって覆われ、シリンダヘッド２１８と第２ディスプレーサピストン２１２との間に第２ディスプレーサピストン２１２の作動空間（圧縮空間）Ａが形成され、第２ディスプレーサピストン２１２の反シリンダヘッド２１８側には第２ディスプレーサピストン２１２の他方の作動空間（膨張空間）Ｂが形成される。

シリンダヘッド２１８側には、一方の作動空間Ａと連通する第２低温熱交換器２１９を設けている。
第２低温熱交換器２１９は、一端側端部が作動空間Ａに連通し、他端側端部が再生器２１６に連通している。
再生器２１６は第２高温熱交換器２１７と連通し、第２高温熱交換器２１７は作動空間Ｂに連通している。

第３ユニット３００Ａは、第１パワーピストン１１３の一方の空間Ｃが、第１ユニット１００Ａにおける作動空間（圧縮空間）Ｂと連通している。
従って、第１パワーピストン１１３は、第１ディスプレーサピストン１１２の作用によって動作する。

第４ユニット３００Ｂは、第２パワーピストン２１３の一方の空間Ｃが、第２ユニット２００Ａにおける作動空間（膨張空間）Ｂと連通している。
従って、第２パワーピストン２１３は、第２ディスプレーサピストン２１２の作用によって動作する。

本実施形態においても、第１高温熱交換器１１９に高温熱源からの高熱を作用させるとともに、第２低温熱交換器２１９に低温熱源からの冷熱を作用させる。
また、中熱作用手段２０によって、第１低温熱交換器１１７と第２高温熱交換器２１７に、高熱と冷熱の間の温度域の中熱を作用させる。
中熱作用手段２０については、詳細な説明は省略するが、既に説明した構成を適用することができる。

本実施形態によれば、４つのユニットによってスターリングエンジンシステムを構成した場合にも、第１低温熱交換器１１７と第２高温熱交換器２１７に中熱を作用させることで、ピストンリングなどのシールを高熱や冷熱にさらすことなく配置できる。

上述のようなスターリングエンジンシステムにおける簡易的な熱量計算の方法について述べる。
熱量やスターリングエンジンの発電出力は、係数や効率を設定することによって簡易的に計算する。スターリングエンジンの発電出力Ｗ_ｇは次式で求められる。

・・・（式１）

ここで、Ｑ_ｉｎは有効熱入力［Ｗ］であり、各エンジンの高温熱交換器の交換熱量に相当する。η_ｃａｒはカルノーサイクルの熱効率、ｋ_ｃａｒは実エンジンの図示熱効率とカルノーサイクルの熱効率との比を表すカルノー係数、η_ｍは機械効率、η_ｇは発電機効率である。
排熱利用エンジンにおいて、有効熱入力Ｑ_ｉｎは次式で求められる。

・・・（式２）

ここで、ｍ_ｅｘｈは排ガスの質量流量［ｋｇ／ｓ］、ｃ_ｅｘｈは排ガスの比熱［Ｊ／ｋｇＫ］、Ｔ_Ｈは高温熱源（ディーゼル排熱）の温度［Ｋ］である。Ｔ_Ｈｏｕｔは排熱利用エンジンの高温熱交換器を通過した後の排ガス温度（排ガス出口温度）である。なお、排ガス出口温度Ｔ_Ｈｏｕｔは、設計初期の段階で設定する変数であり、この値によってスターリングエンジンの大まかな仕様を検討することができる。以下の計算においては、排熱利用エンジンと冷熱利用エンジンの熱バランスの条件を与えることで排ガス出口温度Ｔ_Ｈｏｕｔを求める。

冷熱エンジンの有効熱入力Q_ｉｎは、図示出力と冷却熱量Q_ｃｏｌｄの総和として次式で求められる。

・・・（式３）
・・・（式４）

ここで、ｍ_ｆｕｅｌは燃料の質量流量［ｋｇ／ｓ］、Ｌ_ｆｕｅｌは単位質量当たりのＬＮＧの潜熱［Ｊ／ｋｇ］、ｃ_ｆｕｅｌは気化したＬＮＧの比熱［Ｊ／ｋｇＫ］、Ｔ_CはＬＮＧの沸点［Ｋ］、Ｔ_Ｃｏｕｔは冷熱利用エンジンの低温熱交換器を通過した後のＬＮＧ温度である。

また、カルノーサイクルの熱効率η_ｃａｒは、各エンジンの膨脹空間ガス温度Ｔ_Ｅ及び圧縮空間ガス温度Ｔ_Ｋを用いて次式で求められる。

・・・（式５）

ここで、△Ｔ_Ｅ及び△Ｔ_Ｋは、各熱源の出口温度Ｔ_{ｈｏｔ．ｏｕｔ}、Ｔ_{ｃｏｌｄ．ｏｕｔ}と作動ガス温度との温度差であり、以下の計算においては経験に基づく値を用いる。

冷熱利用システムの性能試算に当たっては、定格出力７５０ｋＷの舶用４ストロークディーゼルエンジンを搭載した船舶を想定する。
図１０（ａ）に熱量計算を行うために必要なＬＮＧ及び排ガスの物性値、図１０（ｂ）に計算条件を示す。
図１１は計算に使用するディーゼルエンジンの排ガス条件及びＬＮＧの質量流量であり、これらは過去に計測したＡ重油を燃料とした運転結果を参考にして推定している。

図１２は、図３の冷熱利用システムを想定し、排熱利用エンジンの冷却熱量と冷熱利用エンジンの有効熱入熱がほぼ等しくなるように計算したときのディーゼルエンジンの出力に対するスターリングエンジンの発電出力の計算結果である。ディーゼルエンジンが定格出力の７５０ｋＷで運転しているとき、排熱利用エンジンの発電出力は約１２ｋＷ、冷熱利用エンジンの発電出力は約１０ｋＷである。

図１３は、図６のシステムを想定した計算結果であり、排熱利用エンジンの低温熱源を０℃、冷熱利用エンジンの高温熱源を１００℃とした場合のスターリングエンジンの発電出力を示している。発電出力は図１２の結果と比べて１５％程度増加し、ディーゼルエンジンが定格出力７５０ｋＷで運転しているときのスターリングエンジンの発電出力は合計２７ｋＷである。

以上の計算より、冷熱利用エンジンによって得られる発電出力は、ディーゼルエンジンの出力の２％程度であることがわかる。この割合はＬＮＧの流量と潜熱の制限を受けるため、ほぼ一定の値となり、大幅な増加は期待できない。一方、排熱利用エンジンによって得られる発電出力の計算結果は、冷熱エンジンの発電出力とほぼ同程度であるが、排ガスの熱量はＬＮＧ潜熱の２０倍程度もあり、システム構成によっては大幅な出力向上の可能性がある。

本報で提案している冷熱利用システムの利点として、システムの熱効率が高いことがあげられる。冷熱を利用しているため熱効率を厳密に定義することは難しいが、図３のシステムの計算では、排熱利用エンジンの有効熱入力のうち、約４５％が電気エネルギーに変換されている。これはスターリングエンジンの熱交換器並びにシステムを小型化できる可能性があることを示しており、今後の研究・開発によって実用的なシステムを構成できるものと考えている。

以下に、冷熱利用システムの動作確認試験について説明する。
図３，図６に示したシステムの動作確認をするため、２台の実験用スターリングエンジンを用いた予備試験を行った。以下、試験方法及び試験結果について記す。
試験に使用したスターリングエンジンは、設計出力が５００Ｗの排熱利用エンジン並びに冷熱利用エンジンであり、高温熱源には電気ヒータで加熱した高温空気、低温熱源には液体窒素を用いる。図１４に主なエンジン仕様を示す。

図１５は、図３を模擬した試験のシステム系統図であり、排熱利用エンジンの低温熱交換器と冷熱利用エンジンの高温熱交換器に常温水を循環させる。そして、排熱利用エンジンの冷却熱量と冷熱利用エンジンの有効熱入熱が近づくように運転条件を調節する。

図１６は、図６を模擬した試験のシステム系統図であり、排熱利用エンジンの冷却水と冷熱利用エンジンの低温熱交換器出口の液体窒素は、プレート式熱交換器によって熱交換が行われる。また、冷熱利用エンジンの高温熱交換器には、恒温槽内の電気ヒータで８０℃まで加熱・保温した温水を循環させる。

図１７は試験結果の一例であり、図３を模擬した試験における排熱利用エンジンの冷却熱量と冷熱利用エンジンの有効熱入熱の時系列データである。運転中、それぞれの熱量を近づけるために、エンジン回転数や作動ガス圧力を変更させているが、循環水や作動ガスの温度を安定させることが難しく、１ｋＷ程度の相違を持ったままの運転となっている。図６を模擬した試験においても、排熱利用エンジンの冷却水ラインに取り付けたプレート式熱交換器の内部で冷却水が凍結するなどの不具合があり、十分に安定した計測データは得られていない。

図１８は、図１５及び図１６の代表的な試験結果をまとめたものである。上述の通り、温度条件を安定させるのが難しく、また作動ガス圧力やエンジン回転数、冷却水流量等が異なるため、詳細な比較はできないが、図１６のシステムで得られた発電出力は、図１５のシステムと比べて１.４倍程度も大きくなっている。これは、それぞれのエンジンの高温熱源と低温熱源の温度差を大きくできたためである。

本発明は、排熱及び冷熱を熱源として利用できるスターリングエンジンシステムであり、特に、ＬＮＧ運搬船や液化ガスを扱うステーションに用いる排熱及び冷熱利用システムに適している。

２ 冷熱利用スターリングエンジン（冷熱利用エンジン）
５ 排熱利用スターリングエンジン（排熱利用エンジン）
１０ スターリングエンジン（冷熱利用エンジン、排熱利用エンジン）
１００ 第１スターリングエンジン
１１１ シリンダ
１１２ ディスプレーサピストン
１１３ パワーピストン
１１４ クランク軸
１１５ 発電機
１１６ 再生器
１１７ 第１低温熱交換器
１１８ シリンダヘッド
１１９ 第１高温熱交換器
２００ 第２スターリングエンジン
２１１ シリンダ
２１２ ディスプレーサピストン
２１３ パワーピストン
２１４ クランク軸
２１５ 発電機
２１６ 再生器
２１７ 第2高温熱交換器
２１８ シリンダヘッド
２１９ 第２低温熱交換器
Ａ 作動空間
Ｂ 作動空間

Claims (16)

1. 第１高温熱交換器と第１低温熱交換器を有した第１スターリングエンジンと、第２高温熱交換器と第２低温熱交換器を有した第２スターリングエンジンを備えたスターリングシステムにおいて、前記第１高温熱交換器に高温熱源からの高熱を作用させるとともに、前記第２低温熱交換器に低温熱源からの冷熱を作用させ、前記第１低温熱交換器と前記第２高温熱交換器に前記高熱と前記冷熱の間の温度域の中熱を作用させる中熱作用手段を備えたことを特徴とするスターリングエンジンシステム。
2. 前記中熱作用手段を、前記第１低温熱交換器と前記第２高温熱交換器に熱媒体を循環させる循環経路としたことを特徴とする請求項１に記載のスターリングエンジンシステム。
3. 前記循環経路に、前記熱媒体の温度を調節する温度調節用熱交換器を備えたことを特徴とする請求項２に記載のスターリングエンジンシステム。
4. 前記中熱作用手段を、前記第１高温熱交換器で熱交換した後の一方の中熱を前記第２高温熱交換器へ導く高温側経路と、前記第２低温熱交換器で熱交換した後の他方の中熱を前記第１低温熱交換器へ導く低温側経路としたことを特徴とする請求項１に記載のスターリングエンジンシステム。
5. 前記高温側経路及び／又は前記低温側経路に、前記高温側経路及び／又は前記低温側経路を循環する熱媒体の温度を調節する熱交換器を備えたことを特徴とする請求項４に記載のスターリングエンジンシステム。
6. 前記高温側経路を、前記第１低温熱交換器の出口から前記第２高温熱交換器の入口までとし、前記低温側経路を、前記第２高温熱交換器の出口から前記第１低温熱交換器の入口までとして、前記高温側経路と前記低温側経路とで循環経路を構成したことを特徴とする請求項４又は請求項５に記載のスターリングエンジンシステム。
7. 第１高温熱交換器と第１低温熱交換器と第１ディスプレーサピストンとを有した第１ユニットと、第２高温熱交換器と第２低温熱交換器と第２ディスプレーサピストンとを有した第２ユニットと、前記第１ディスプレーサピストン及び前記第２ディスプレーサピストンの作用によって動作するパワーピストンを有した第３ユニットと、前記第１ディスプレーサピストン、前記第２ディスプレーサピストン、及び前記パワーピストンを連結したクランク軸とを備え、前記第１高温熱交換器に高温熱源からの高熱を作用させるとともに、前記第２低温熱交換器に低温熱源からの冷熱を作用させ、前記第１低温熱交換器と前記第２高温熱交換器に前記高熱と前記冷熱の間の温度域の中熱を作用させる中熱作用手段を備えたことを特徴とするスターリングエンジンシステム。
8. 前記第１ユニットには、前記第１高温熱交換器と連通する第１膨張空間と、前記第１低温熱交換器と連通する第１圧縮空間が形成され、前記第２ユニットには、前記第２高温熱交換器と連通する第２膨張空間と、前記第２低温熱交換器と連通する第２圧縮空間が形成され、前記第１圧縮空間と前記パワーピストンの一方の空間とを連通し、前記第２膨張空間と前記パワーピストンの一方の空間とを連通したことを特徴とする請求項７に記載のスターリングエンジンシステム。
9. 前記第１ユニットには、前記第１高温熱交換器と連通する第１膨張空間と、前記第１低温熱交換器と連通する第１圧縮空間が形成され、前記第２ユニットには、前記第２高温熱交換器と連通する第２膨張空間と、前記第２低温熱交換器と連通する第２圧縮空間が形成され、前記第１圧縮空間と前記パワーピストンの一方の空間とを連通し、前記第２膨張空間と前記パワーピストンの他方の空間とを連通したことを特徴とする請求項７に記載のスターリングエンジンシステム。
10. 第１高温熱交換器と第１低温熱交換器と第１ディスプレーサピストンとを有した第１ユニットと、第２高温熱交換器と第２低温熱交換器と第２ディスプレーサピストンとを有した第２ユニットと、前記第１ディスプレーサピストンの作用によって動作する第１パワーピストンを有した第３ユニットと、前記第２ディスプレーサピストンの作用によって動作する第２パワーピストンを有した第４ユニットと、前記第１ディスプレーサピストン、前記第２ディスプレーサピストン、前記第１パワーピストン、及び前記第２パワーピストンを連結したクランク軸とを備え、前記第１高温熱交換器に高温熱源からの高熱を作用させるとともに、前記第２低温熱交換器に低温熱源からの冷熱を作用させ、前記第１低温熱交換器と前記第２高温熱交換器に前記高熱と前記冷熱の間の温度域の中熱を作用させる中熱作用手段を備えたことを特徴とするスターリングエンジンシステム。
11. 前記第１スターリングエンジンが第１ディスプレーサピストンと第１パワーピストンで構成され、前記第２スターリングエンジンが第２ディスプレーサピストンと第２パワーピストンで構成され、前記第１ディスプレーサピストン、前記第１パワーピストン、前記第２ディスプレーサピストン、及び前記第２パワーピストンを一つのクランク軸で連結したことを特徴とする請求項１に記載のスターリングエンジンシステム。
12. シリンダの外周部に再生器と一方の熱交換器とが配置され、前記シリンダ内にディスプレーサピストンが配置され、前記シリンダの一方はシリンダヘッドによって覆われ、前記シリンダヘッドと前記ディスプレーサピストンとの間に、他方の熱交換器と連通する一方の空間が形成されるユニットを２つ有するスターリングエンジンシステムであって、第１の前記ユニットでは、他方の前記熱交換器に高温熱源からの高熱を作用させ、一方の前記熱交換器に、前記高温熱源からの高熱より低い中熱を作用させ、第２の前記ユニットでは、他方の前記熱交換器に低温熱源からの冷熱を作用させ、一方の前記熱交換器に、前記低温熱源からの冷熱より高い中熱を作用させることを特徴とするスターリングエンジンシステム。
13. 前記高温熱源として燃焼機器の排ガスを用い、前記低温熱源として液化ガスを用いたことを特徴とする請求項１から請求項１２のいずれかに記載のスターリングエンジンシステム。
14. 前記燃焼機器の燃料として前記液化ガスを用いたことを特徴とする請求項13に記載のスターリングエンジンシステム。
15. 前記燃焼機器をディーゼルエンジンとし、前記液化ガスを液化天然ガス（ＬＮＧ）としたことを特徴とする請求項１３又は請求項１４に記載のスターリングエンジンシステム。
16. 請求項１から請求項１５のいずれかに記載のスターリングエンジンシステムを搭載した船舶。