JP2014001677A - 原動機システム - Google Patents

Abstract

【課題】原動機の出力が比較的低い場合に、加圧吸気から効率良く廃熱を回収する。
【解決手段】原動機システム１は、原動機３と、過給機システム４と、掃気の廃熱を回収する廃熱回収装置６とを備える。過給機システム４は、第１過給機４１と、第２過給機４２とを備える。第１過給機４１の最大圧縮比に対応する排気流量は、所定の閾値出力時の原動機３からの排気の流量に等しい。原動機システム１では、原動機３の運転出力が閾値出力以下の場合、原動機３からの排気の全量が第１過給機４１へと供給される。また、原動機３の運転出力が閾値出力よりも高い場合、運転出力と閾値出力との差に基づいて原動機３からの排気の一部が第２過給機４２に供給され、残りの排気が第１過給機４１に供給される。これにより、原動機３の運転出力が閾値出力以下の場合に、過給機システム４から原動機３に供給される掃気から効率良く廃熱を回収することができる。
【選択図】図１

Description

本発明は、原動機システムに関する。

従来より、ランキンサイクルを利用して原動機の廃熱からエネルギーを回収する技術が知られている。例えば、特許文献１では、内燃機関の排熱を、水よりも沸点が高い熱媒により回収し、当該熱媒と有機流体とを熱交換させて有機流体を蒸発させ、蒸発した有機流体によりタービンを駆動して発電を行う排熱回収発電装置が開示されている。

一方、特許文献２では、低圧段ターボチャージャーおよび高圧段ターボチャージャーを備える２段過給システムにおいて、２つの高圧段ターボチャージャーを並列配置する技術が開示されている。当該２段過給システムでは、エンジンの低速領域および中速領域では、低圧段ターボチャージャーと、１つの高圧段ターボチャージャーが作動する。また、エンジンの高速高負荷領域では、２つの高圧段ターボチャージャーが作動する。具体的には、エンジンからの排気が二等分されて２つの高圧段タービンに供給され、低圧段ターボチャージャーからの吸気も二等分されて２つの高圧段コンプレッサに供給される。このように、エンジンの高速高負荷領域において、高圧段タービンを通過する排気の流量、および、高圧段コンプレッサを通過する吸気の流量が半分になることにより、高圧段タービンおよび高圧段コンプレッサの作動線が高効率領域側に移動する。ただし、エンジンの低速領域および中速領域におけるエンジン性能の改善は考慮されていない。

特開２０１１−１４９３３２号公報 特開２０１０−１２７１２６号公報

ところで、過給機付き原動機を備える原動機システムにおいて、過給機システムで加圧された吸気（加圧吸気）から廃熱を回収しようとすると、原動機の出力が低い場合、過給機システムから原動機へと供給される加圧吸気の圧力も低いため、加圧吸気の廃熱から回収されるエネルギーが小さくなってしまう。

本発明は、上記課題に鑑みなされたものであり、原動機の出力が比較的低い場合に、加圧吸気から効率良く廃熱を回収することを目的としている。

請求項１に記載の発明は、原動機システムであって、原動機と、第１過給機および第２過給機を備え、吸気を加圧して前記原動機に供給する過給機システムと、前記過給機システムにて加圧された吸気である加圧吸気を前記原動機へと導く流路である加圧吸気路と、前記加圧吸気流路上に設けられ、前記加圧吸気路を流れる前記加圧吸気を熱源として作動流体を加熱して気化する熱交換器と、前記熱交換器にて気化された前記作動流体を膨張させて機械的エネルギーを回収する膨張機と、前記膨張機にて膨張させた前記作動流体を凝縮して液化する凝縮器と、前記凝縮器にて液化された前記作動流体を前記熱交換器へと送出するポンプと、前記原動機からの排気を前記過給機システムへと導く排気路と、前記排気路上に設けられた流量調節部を制御する流量制御部とを備え、前記第１過給機の最大圧縮比に対応する流量が、前記原動機が所定の閾値出力にて運転される場合の前記原動機からの排気の流量以上、かつ、前記原動機が連続最大出力にて運転される場合の前記原動機からの排気の流量未満であり、前記流量制御部により前記流量調節部が制御されることにより、前記原動機の運転出力が前記閾値出力以下の場合、前記原動機からの排気の全量が前記第１過給機へと供給され、前記運転出力が前記閾値出力よりも高い場合に、前記原動機からの排気の一部が前記第２過給機に供給される。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の原動機システムであって、前記第１過給機の最大圧縮比に対応する流量が、前記原動機が前記閾値出力にて運転される場合の前記原動機からの排気の流量に等しい。

請求項３に記載の発明は、請求項２に記載の原動機システムであって、前記第２過給機の最大圧縮比に対応する流量が、前記原動機が連続最大出力にて運転される場合の前記原動機からの排気の流量と、前記原動機が前記閾値出力にて運転される場合の前記原動機からの排気の流量との差に等しい。

請求項４に記載の発明は、請求項１ないし３のいずれかに記載の原動機システムであって、前記運転出力が前記閾値出力よりも高い場合に、前記流量制御部により前記第２過給機に供給される排気の流量が制御されることにより、前記第２過給機の圧縮比が前記第１過給機の圧縮比に等しくなる。

請求項５に記載の発明は、請求項１ないし４のいずれかに記載の原動機システムであって、前記膨張機が、前記熱交換器にて気化された前記作動流体により回転するタービンである。

請求項６に記載の発明は、請求項１ないし５のいずれかに記載の原動機システムであって、船舶の主機システムである。

請求項７に記載の発明は、請求項１ないし６のいずれかに記載の原動機システムであって、前記閾値出力が、前記原動機の常用出力に等しい。

本発明では、原動機の出力が比較的低い場合に、加圧吸気から効率良く廃熱を回収することができる。

一の実施の形態に係る原動機システムの構成を示す図である。 過給機システムの作動特性を示す図である。 原動機の運転出力と発電機による出力との関係を示す図である。

図１は、本発明の一の実施の形態に係る原動機システム１の構成を示す図である。原動機システム１は、船舶の主機システムとして利用される。原動機システム１は、過給機付き原動機２と、過給機付き原動機２の廃熱を回収する廃熱回収装置６とを備える。

過給機付き原動機２は、２ストロークエンジンである舶用原動機３（以下、単に「原動機３」という。）と、過給機システム４とを備える。原動機３と過給機システム４とは、掃気路３１および排気路３２により接続される。原動機３からの排気は、排気路３２により過給機システム４に導かれる。過給機システム４は、原動機システム１の外部から吸気路４３を介して供給された吸気（空気）を、原動機３から供給された排気を利用して加圧し、圧縮する。過給機システム４にて加圧された吸気である加圧吸気は、掃気路３１を介して原動機３に供給される。掃気路３１は、過給機システム４にて生成された加圧吸気（以下、「掃気」という。）を原動機３へと導く流路である加圧吸気路である。

過給機システム４は、それぞれがターボチャージャーである第１過給機４１および第２過給機４２を備える。第１過給機４１は、第１タービン４１１と、第１タービン４１１に機械的に接続される第１コンプレッサ４１２とを備える。第２過給機４２は、第２タービン４２１と、第２タービン４２１に機械的に接続される第２コンプレッサ４２２とを備える。

吸気路４３は、第１コンプレッサ４１２に接続される第１吸気路４３１と、第２コンプレッサ４２２に接続される第２吸気路４３２とを備える。掃気路３１は、第１掃気路３１１と、第２掃気路３１２とを備える。第１掃気路３１１は、第１コンプレッサ４１２と原動機３とを接続する。第２掃気路３１２は、第２コンプレッサ４２２と第１掃気路３１１とを接続する。第２掃気路３１２は、第１コンプレッサ４１２と原動機３との間の合流部３１５において第１掃気路３１１に合流する。

原動機システム１は、第１圧力センサ３１３と、第２圧力センサ３１４とを備える。第１圧力センサ３１３は、第１コンプレッサ４１２と合流部３１５との間において、第１コンプレッサ４１２から第１掃気路３１１へと供給される掃気の圧力を測定する。第２圧力センサ３１４は、第２コンプレッサ４２２と合流部３１５との間において、第２コンプレッサ４２２から第２掃気路３１２へと供給される掃気の圧力を測定する。

排気路３２は、第１排気路３２１と、第２排気路３２２とを備える。第１排気路３２１は、原動機３と第１タービン４１１とを接続する。第２排気路３２２は、分岐部３２４にて第１排気路３２１から分岐して第２タービン４２１に接続される。第２排気路３２２上には、流量制御部７２により制御される調節弁３２３が設けられる。調節弁３２３は、第２排気路３２２を流れる排気の流量を調節する流量調節部である。調節弁３２３が閉じられた状態では、原動機３からの排気の全量が、第１排気路３２１を介して第１タービン４１１へと導かれる。調節弁３２３が開かれた状態では、排気の一部が、第２排気路３２２を介して第２タービン４２１へと導かれる。第１タービン４１１および第２タービン４２１にそれぞれ供給される排気の流量は、調節弁３２３の開度が制御されることにより制御される。

第１タービン４１１は、原動機３から第１排気路３２１を介して供給された排気により回転する。第１コンプレッサ４１２は、第１タービン４１１にて発生する回転力を利用して（すなわち、第１タービン４１１の回転を動力として）、第１吸気路４３１を介して導かれた吸気を圧縮して掃気を生成する。第１コンプレッサ４１２にて生成された掃気は、第１掃気路３１１を介して原動機３へと供給される。

第２タービン４２１は、原動機３から第２排気路３２２を介して供給された排気により回転する。第２コンプレッサ４２２は、第２タービン４２１にて発生する回転力を利用して（すなわち、第２タービン４２１の回転を動力として）、第２吸気路４３２を介して導かれた吸気を圧縮して掃気を生成する。第２コンプレッサ４２２にて生成された掃気は、第２掃気路３１２により第１掃気路３１１へと導かれ、合流部３１５にて第１コンプレッサ４１２からの掃気と合流して原動機３へと供給される。第１タービン４１１および第２タービン４２１の回転に利用された排気は、原動機システム１の外部に排出される。

廃熱回収装置６は、作動流体が流れる配管６１と、熱交換器６２と、膨張機６３と、凝縮器６４と、ポンプ６５とを備える。熱交換器６２、膨張機６３、凝縮器６４およびポンプ６５は、配管６１により接続される。作動流体としては、様々な流体が用いられてよく、本実施の形態では、Ｒ２４５ｆａのような代替フロン等の有機媒体が作動流体として用いられ、廃熱回収装置６において、いわゆる有機ランキンサイクル（ＯＲＣ：Ｏｒｇａｎｉｃ Ｒａｎｋｉｎｅ Ｃｙｃｌｅ）が行われる。

熱交換器６２は、第１掃気路３１１上において合流部３１５と原動機３との間に配置され、第１掃気路３１１を流れる掃気を熱源として作動流体を加熱して気化させる。一方、第１掃気路３１１内の掃気は、熱交換器６２内の作動流体により冷却された後、原動機３へと導かれる。換言すれば、熱交換器６２は、掃気を冷却するいわゆるインタークーラである。

膨張機６３は、熱交換器６２により気化された作動流体を膨張させて機械的エネルギーを回収する。本実施の形態では、膨張機６３として、熱交換器６２にて気化された作動流体により回転するタービンが利用される。当該タービンの軸は発電機８に接続されており、熱交換器６２から配管６１を介して送り込まれる作動流体の飽和蒸気によりタービンが駆動されることにより、発電機８において発電が行われる。凝縮器６４は、膨張機６３にて膨張させた作動流体を凝縮して液化させる。ポンプ６５は、凝縮器６４にて液化された作動流体を加圧しつつ熱交換器６２へと送出する昇圧ポンプである。

原動機システム１では、流量制御部７２による調節弁３２３の制御に係る原動機３の運転出力の閾値（以下、「閾値出力」という。）が予め設定されている。閾値出力は、原動機３の１００％出力よりも低く、０％出力よりも高い。１００％出力とは、原動機３の連続最大出力（ＭＣＯ：Ｍａｘｉｍｕｍ Ｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓ Ｏｕｔｐｕｔ）を意味し、０％出力とは、原動機３が停止して出力が０である状態を意味する。閾値出力は、好ましくは、原動機３の常用出力（ＣＳＯ：Ｃｏｎｔｉｎｕｏｕｓ Ｓｅｒｖｉｃｅ Ｏｕｔｐｕｔ）に等しく、本実施の形態では、８５％出力である。

原動機システム１では、第１過給機４１の最大圧縮比に対応する流量、すなわち、第１コンプレッサ４１２にて所定の最大圧縮比が実現される際の第１タービン４１１における排気の流量は、原動機３が閾値出力（８５％出力）にて運転される場合に原動機３から排出される排気の流量に等しい。また、第２過給機４２の最大圧縮比に対応する流量、すなわち、第２コンプレッサ４２２にて所定の最大圧縮比が実現される際の第２タービン４２１における排気の流量は、原動機３が１００％出力にて運転される場合の原動機３からの排気の流量と、原動機３が閾値出力にて運転される場合の原動機３からの排気の流量との差に等しい。

図２は、過給機システム４の作動特性を示す図である。図２の横軸は、原動機３が閾値出力にて運転される場合に原動機３から過給機システム４に供給される排気の流量を基準として、各運転出力時に原動機３から過給機システム４に供給される排気の流量を示す。具体的には、閾値出力時の原動機３からの排気流量に対する各運転出力時の排気流量の割合を示す。したがって、横軸の１．０の位置は、運転出力が閾値出力である状態を示す。図２の縦軸は、過給機システム４の圧縮比を示す。

実線９１は、原動機３からの排気の全量が過給機システム４の第１過給機４１に供給された場合の第１過給機４１の作動特性を示す。具体的には、実線９１は、第１タービン４１１における排気流量と、第１コンプレッサ４１２における圧縮比との関係を示す。本実施の形態では、閾値出力時における第１コンプレッサ４１２の圧縮比（すなわち、最大圧縮比）は、約４．０である。図２では、過給機が１台のみ設けられた原動機システム（以下、「比較例の原動機システム」という。）における当該過給機の作動特性を、破線９２にて併せて示す。比較例の原動機システムの過給機（以下、「比較例の過給機」という。）では、最大圧縮比に対応する流量が、１００％出力時における原動機からの排気の流量に等しい。比較例の過給機では、最大圧縮比は第１過給機４１と同様に約４．０であり、閾値出力時における圧縮比は、最大圧縮比よりも小さい約３．５である。

本実施の形態に係る原動機システム１では、流量制御部７２により、原動機３の運転出力に基づいて調節弁３２３の開度が制御される。具体的には、原動機３の運転出力が閾値出力（８５％出力）以下の場合、調節弁３２３が閉じられ、原動機３からの排気の全量が第１過給機４１へと供給される。このため、過給機システム４では、第１過給機４１が図２中における実線９１に示す作動特性にて稼働する。

図３は、原動機３の運転出力と、廃熱回収装置６に接続された発電機８による出力との関係を示す図である。図３中の横軸は原動機３の運転出力を示し、縦軸は発電機８による出力を示す。図３中の実線９４および実線９６は、原動機システム１の発電機８による出力を示す。図３では、比較例の原動機システムの発電機による出力を、破線９５にて併せて示す。

本実施の形態に係る第１過給機４１の圧縮比は、閾値出力以下の各運転出力において（すなわち、横軸が１．０以下の範囲において）、図２中の実線９１および破線９２にて示すように、比較例の過給機の圧縮比よりも常に大きい。このため、熱交換器６２における熱負荷は、比較例の原動機システムの熱交換器における熱負荷よりも大きくなる。その結果、閾値出力以下の各運転出力において、原動機システム１の発電機８による出力は、図３中の実線９４および破線９５にて示すように、比較例の原動機システムの発電機による出力よりも常に高くなる。例えば、閾値出力時における発電機８の出力は、比較例の原動機システムの発電機による出力の約１．３倍である。このように、本実施の形態に係る原動機システム１では、原動機３の運転出力が閾値出力以下の場合に（すなわち、原動機３の出力が比較的低い場合に）、過給機システム４から原動機３に供給される掃気から効率良く廃熱を回収することができる。また、原動機システム１では、上述のように、閾値出力以下の各運転出力において、第１過給機４１の圧縮比が比較例の過給機の圧縮比よりも大きいため、原動機３のエンジン性能も向上される。

一方、原動機３の運転出力が閾値出力よりも高い場合、運転出力と閾値出力との差に基づいて、流量制御部７２により調節弁３２３の開度が制御され、原動機３からの排気の一部が第２過給機４２に供給され、残りの排気が第１過給機４１に供給される。原動機システム１では、第１圧力センサ３１３から出力される掃気の圧力と、第２圧力センサ３１４から出力される掃気の圧力とが等しくなるように、流量制御部７２により、第２過給機４２に供給される排気の流量が制御される。換言すれば、流量制御部７２による制御により、第２過給機４２の第２コンプレッサ４２２における圧縮比が、第１過給機４１の第１コンプレッサ４１２における圧縮比に等しくなる。

図２中の実線９３は、運転出力が閾値出力よりも高い場合の過給機システム４の作動特性を示す。具体的には、閾値出力よりも高い各運転出力において、合流部３１５と熱交換器６２との間における掃気の圧力を、吸気路４３により過給機システム４に供給される吸気の圧力で除算した値を示す。当該掃気の圧力は、第１コンプレッサ４１２から供給された掃気と、第２コンプレッサ４２２から供給された掃気とが合流した後の掃気の圧力である。図２に示すように、１００％出力時の過給機システム４の圧縮比は約４．０であり、破線９２にて示される比較例の過給機の圧縮比に等しい。したがって、１００％出力時における原動機システム１の発電機８の出力は、図３に示すように、比較例の原動機システムの発電機の出力におよそ等しい。

また、運転出力が、閾値出力（８５％出力）よりも高く、かつ、１００％出力未満の出力範囲では、過給機システム４の圧縮比は、図２の実線９３および破線９２にて示すように、比較例の過給機の圧縮比よりも小さい。したがって、原動機システム１の発電機８の出力は、図３の実線９６および破線９５にて示すように、比較例の原動機システム１の発電機の出力よりも小さい。

原動機システム１は、通常、１００％出力よりも低い所定の出力、および、当該出力よりも低い出力にて運転される。このため、上記所定の出力を閾値出力として、流量制御部７２による上述の排気流量の制御を行うことにより、使用頻度が高い閾値出力以下の出力範囲において、過給機システム４から原動機３に供給される掃気から効率良く廃熱を回収することができる。したがって、原動機システム１は、通常航海時に原動機３が所定の出力にて長時間運転され、入出港時等に通常航海時よりも低い出力にて原動機３が運転される舶用の原動機システムに特に適している。また、原動機システム１の閾値出力は、通常航海時の原動機３の出力である常用出力に等しくされることが好ましい。

原動機システム１では、上述のように、第２過給機４２の最大圧縮比に対応する流量を、１００％出力時の原動機３からの排気の流量と、閾値出力時の原動機３からの排気の流量との差に等しくすることにより、原動機３が１００％出力にて運転される場合も、掃気から効率良く廃熱を回収することができる。

また、原動機システム１では、流量制御部７２による制御により、第２過給機４２の第２コンプレッサ４２２における圧縮比が、第１過給機４１の第１コンプレッサ４１２における圧縮比に等しくなる。これにより、合流部３１５において第１コンプレッサ４１２からの掃気と第２コンプレッサ４２２からの掃気を容易に合流させることができる。なお、当該制御により、運転出力が閾値出力よりも高く、かつ、１００％出力未満の出力範囲では、上述のように、過給機システム４の圧縮比は、比較例の過給機の圧縮比よりも小さくなる。しかしながら、原動機システム１では、常用出力よりも高い出力での長時間運転はあまり行われないため、当該出力範囲において廃熱回収装置６による廃熱の回収効率が多少低下しても実質的な影響はない。

以上、本発明の実施の形態について説明してきたが、本発明は上記実施の形態に限定されるものではなく、様々な変更が可能である。

例えば、第２掃気路３１２は、第１掃気路３１１に合流することなく、第１掃気路３１１と並行して熱交換器６２を経由した後、原動機３に接続されてもよい。

原動機システム１では、廃熱回収装置６の膨張機６３は、タービンには限定されず、例えば、膨張弁が膨張機６３として利用されてよい。膨張機６３は、必ずしも発電機８に接続される必要はなく、膨張機６３からの出力は、原動機システム１が配置される船内の様々な用途に利用されてよい。また、廃熱回収装置６の作動流体は、有機媒体には限定されない。

閾値出力は、必ずしも原動機３の常用出力に等しくされる必要はなく、例えば、原動機３が、比較的高い頻度で常用出力よりも高い出力にて運転される場合、閾値出力は、常用出力よりも高い出力に等しくされてもよい。

第１過給機４１の最大圧縮比に対応する流量は、当該流量以上、かつ、１００％出力時の原動機３からの排気の流量未満であればよい。これにより、上述のように、原動機３の運転出力が閾値出力以下の場合に、過給機システム４から原動機３に供給される掃気から効率良く廃熱を回収することができる。廃熱の回収効率をより向上するという観点からは、第１過給機４１の最大圧縮比に対応する流量が、閾値出力時の原動機３からの排気の流量に等しくされることが好ましい。また、第２過給機４２の最大圧縮比に対応する流量は、例えば、１００％出力時の原動機３からの排気の流量と、閾値出力時の原動機３からの排気の流量との差よりも大きい流量であってもよい。

第１コンプレッサ４１２および第２コンプレッサ４２２からの掃気の合流が比較的容易に行うことができる場合等、第２コンプレッサ４２２における圧縮比は、必ずしも第１コンプレッサ４１２における圧縮比に等しくされる必要はない。

原動機システム１では、過給機システム４が３台以上の複数の過給機を備えてもよい。当該構造の原動機システム１では、原動機３の運転出力が閾値出力以下の場合、原動機３からの排気の全量が第１過給機４１へと供給され、原動機３の運転出力が閾値出力よりも高い場合、第１過給機４１以外の各過給機にも、原動機３からの排気の一部が供給される。

原動機システム１では、掃気路３１の熱交換器６２と原動機３との間に、海水等により掃気を冷却する冷却装置が設けられてもよい。これにより、掃気をさらに冷却して原動機３の効率を向上することができる。また、メンテナンス等により廃熱回収装置６が停止される場合であっても、掃気を冷却することができる。

原動機３は、必ずしも２ストロークエンジンである必要はなく、４ストロークエンジンが原動機３として利用されてもよい。この場合も、上記実施の形態と同様に、原動機３の運転出力が閾値出力以下の場合に、過給機システム４により加圧された吸気である給気から、廃熱回収装置６により効率良く廃熱を回収し、回収動力を大きくすることができる。原動機システム１は、船舶の主機システム以外の用途に使用されてよく、過給機付き原動機２は、舶用原動機には限定されない。

上記実施形態および各変形例における構成は、相互に矛盾しない限り適宜組み合わされてよい。

１ 原動機システム
３ 原動機
４ 過給機システム
３１ 掃気路
３２ 排気路
４１ 第１過給機
４２ 第２過給機
６２ 熱交換器
６３ 膨張機
６４ 凝縮器
６５ ポンプ
７２ 流量制御部
３２３ 調節弁

Claims (7)

1. 原動機システムであって、
   原動機と、
   第１過給機および第２過給機を備え、吸気を加圧して前記原動機に供給する過給機システムと、
   前記過給機システムにて加圧された吸気である加圧吸気を前記原動機へと導く流路である加圧吸気路と、
   前記加圧吸気流路上に設けられ、前記加圧吸気路を流れる前記加圧吸気を熱源として作動流体を加熱して気化する熱交換器と、
   前記熱交換器にて気化された前記作動流体を膨張させて機械的エネルギーを回収する膨張機と、
   前記膨張機にて膨張させた前記作動流体を凝縮して液化する凝縮器と、
   前記凝縮器にて液化された前記作動流体を前記熱交換器へと送出するポンプと、
   前記原動機からの排気を前記過給機システムへと導く排気路と、
   前記排気路上に設けられた流量調節部を制御する流量制御部と、
   を備え、
   前記第１過給機の最大圧縮比に対応する流量が、前記原動機が所定の閾値出力にて運転される場合の前記原動機からの排気の流量以上、かつ、前記原動機が連続最大出力にて運転される場合の前記原動機からの排気の流量未満であり、
   前記流量制御部により前記流量調節部が制御されることにより、前記原動機の運転出力が前記閾値出力以下の場合、前記原動機からの排気の全量が前記第１過給機へと供給され、前記運転出力が前記閾値出力よりも高い場合に、前記原動機からの排気の一部が前記第２過給機に供給されることを特徴とする原動機システム。
2. 請求項１に記載の原動機システムであって、
   前記第１過給機の最大圧縮比に対応する流量が、前記原動機が前記閾値出力にて運転される場合の前記原動機からの排気の流量に等しいことを特徴とする原動機システム。
3. 請求項２に記載の原動機システムであって、
   前記第２過給機の最大圧縮比に対応する流量が、前記原動機が連続最大出力にて運転される場合の前記原動機からの排気の流量と、前記原動機が前記閾値出力にて運転される場合の前記原動機からの排気の流量との差に等しいことを特徴とする原動機システム。
4. 請求項１ないし３のいずれかに記載の原動機システムであって、
   前記運転出力が前記閾値出力よりも高い場合に、前記流量制御部により前記第２過給機に供給される排気の流量が制御されることにより、前記第２過給機の圧縮比が前記第１過給機の圧縮比に等しくなることを特徴とする原動機システム。
5. 請求項１ないし４のいずれかに記載の原動機システムであって、
   前記膨張機が、前記熱交換器にて気化された前記作動流体により回転するタービンであることを特徴とする原動機システム。
6. 請求項１ないし５のいずれかに記載の原動機システムであって、
   船舶の主機システムであることを特徴とする原動機システム。
7. 請求項１ないし６のいずれかに記載の原動機システムであって、
   前記閾値出力が、前記原動機の常用出力に等しいことを特徴とする原動機システム。

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