JP2016180322A - 熱回収型発電システム - Google Patents

Abstract

【課題】熱源から供給される熱量が変動しても安定した発電効率を維持できる熱回収型発電システムを提供すること。
【解決手段】熱源の熱により作動媒体を加熱気化する蒸発器１８と、蒸発器１８で気化された高圧の作動媒体により駆動される容積型の膨張機１１と、膨張機１１に連結されて駆動される発電機１２と、膨張機１１から送出される低温低圧の気相作動媒体を冷却して凝縮する凝縮器１３と、凝縮器１３で凝縮された液相作動媒体を汲み上げ、昇圧して蒸発器１８へ搬送する循環ポンプ１５とを有する。膨張機１１は、作動媒体を段階的に膨張させる複数の膨張部を備える。そして、複数の膨張部は、設計段階において内部容積比Ｖｉが調整されることにより、膨張機１１の吸入圧力又は吐出圧力の少なくとも一方が変動する場合に変動範囲内において全断熱効率が７０パーセント以上となるように構成されている。
【選択図】図１

Description

本発明は、熱回収型発電システムに関するものである。

従来、低温の廃熱を回収して発電を行う発電システムとしてバイナリー発電システムがよく知られている。この発電システムは、沸点の低い作動媒体を廃熱により蒸発気化させ、作動媒体の気相流により容積型の膨張機、例えばスクリュー式膨張タービンを回転駆動し、膨張機とともに発電機を回転させて発電を行うものである。また、このような発電システムにて熱回収される熱源は、船舶用エンジンへ供給する過給空気、エンジンの廃熱、火力発電所、焼却施設、工場等の廃熱など多岐にわたっている。

このような発電システムは、廃熱利用システムとしての利用価値を高めるために発電効率の向上が課題となっている。このような課題に向けて開発された例として、特許文献１に記載のものが知られている。

特許文献１に記載のものは、スクリュー式膨張タービンを構成する雄ロータ及び雌ロータの、スクリューの有効長と外径Ｄとの比、すなわちＬ／Ｄを長くし、吸込口の内端を、前記雄ロータ及び雌ロータの高圧側端部付近の外周面に向かって開口させたものである。特許文献１は、このような構成をとることにより、従来のように限られた面積の墳口を経て作用室に流入するものに比べて作動媒体の流入損失を少なくし、効率の向上を図ったものである。

特開平９−８８５０２号公報

ところが、従来のこのような熱回収型発電システムは、熱源から供給される熱量が変動し易く発電効率が安定していないという問題があった。また、特許文献１に記載の手法では、このような発電効率の安定化には対応できないという問題があった。

本発明は、このような背景に鑑み成されたものであって、熱源から供給される熱量が変動しても安定した発電効率を維持できる熱回収型発電システムを提供することを目的とする。

本発明に係る熱回収型発電システムは、熱源の熱により作動媒体を加熱気化する蒸発器と、前記蒸発器で気化された高圧の気相作動媒体により駆動される容積型の膨張機と、前記膨張機に連結されて駆動される発電機と、前記膨張機から送出される低温低圧の気相作動媒体を冷却して凝縮する凝縮器と、前記凝縮器で凝縮された液相作動媒体を汲み上げ、昇圧して前記蒸発器へ搬送する循環ポンプとを有し、前記膨張機は、作動媒体を段階的に膨張させる複数の膨張部を備え、前記複数の膨張部は、設計段階において内部容積比が調整されることにより、前記膨張機の吸入圧力又は吐出圧力の少なくとも一方が変動する場合に変動範囲内において全断熱効率が７０パーセント以上となるように構成されている。

このように構成された熱回収型発電システムによれば、膨張機が気相作動媒体を段階的に膨張させる複数の膨張部を備えているので、膨張機の全断熱効率を向上させることができる。また、膨張機は、設計段階において各段の膨張部の内部容積比を調整することにより、吸入圧力又は吐出圧力の変動範囲内において全断熱効率が７０パーセント以上となるように構成している。したがって、本熱回収型発電システムは、熱源の熱量が変動しても安定した発電効率を維持することができる。

また、前記膨張機は、各膨張部における内部容積比が略同一となるように調整されていることが好ましい。
ここで「略同一」とは、技術常識から見て各膨張部の内部容積比を同一とするように意図されたものであると判断されるものについては、多少の相違はあっても同一とみなす趣旨である。したがって、このような構成によれば、複数の膨張部の共通化が計れるので、設計及び製造が容易となる。

また、前記膨張機は、各膨張部における膨張行程終了位置を変更ことより内部容積比を調整することが好ましい。
このような構成によれば、吐出口の形状及び大きさを変更することにより、各膨張部における膨張行程終了位置を変更することができ、膨張行程終了時の容積を容易に調整することができる。したがって、このように吐出口の形状及び大きさを変更することにより容易に内部容積比を調整することができる。

また、複数の膨張部は、高圧側膨張部と低圧側膨張部との２段により構成されているようにしてもよい。
このような構成によれば、製造コストを抑えつつ高効率の発電システムとすることができる。

また、前記蒸発器は、過給機からエンジンへ供給される過給空気により加熱するように構成されているようにしてもよい。
このような構成によれば、過給機からエンジンへ供給される過給空気の熱量を利用して、船舶内で使用される電力を供給することができる。

また、前記吸入圧力の前記変動範囲は、１ＭＰａ以上２ＭＰａ以下の範囲であり、前記高圧側膨張部及び低圧側膨張部の内部容積比は、双方とも２．６±０．３であるとするのが好ましい。

このような構成によれば、過給機からエンジンへ供給される過給空気の熱量及びエコノマイザからの蒸気の熱量を利用する場合における圧力変動をカバーすることができる。また、この場合において、膨張機の断熱効率が低熱量供給時に７３％、高熱量供給時に７５％を維持することができ、発熱量を１０％向上させることができる。

また、前記複数の膨張部は、それぞれスクリュー式膨張タービンであり、前記複数の膨張部と前記発電機とは、一つの筐体内に収容されていることが好ましい。
このような構成によれば、膨張機において膨張して、圧力、温度が低下した作動媒体により発電機の巻き線を冷却するので、発電機の効率を高く維持することができる。また、作動媒体や潤滑油が漏れない構造とすることができ、これにより長期の安定運転を行うことが可能になる。

本発明に係る熱回収型発電システムによれば、熱源から供給される熱量が変動しても安定した発電効率を維持することができる。

本発明の実施の形態に係る熱回収型発電システムの全体構成を示す配管系統図である。 同熱回収型発電システムにおける発電装置の断面図である。 同熱回収型発電システムの設計フロー図である。 同熱回収型発電システムの設計時に使用される、膨張機の圧力比、内部容積比、全断熱効率の関係を示す線図である。 同熱回収型発電システムの膨張機出入口の圧力状態を説明する説明図であって、（ａ）は１段の場合のものであり、（ｂ）は２段の場合のものである。 同熱回収型発電システムにおける膨張機の圧力比、内部容積比、及び全断熱効率の設定値を説明する線図である。 同発電装置におけるスクリュー式膨張タービンの吐出口付近の部分拡大断面図である。 同熱回収型発電システムのｐ−ｈ線図(モリエル線図）である。

実施の形態に係る熱回収型発電システムを、以下図面を参照しつつ説明する。なお、本発明は、以下に説明する例示に限定されるものではなく、特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内での全ての変更が含まれることが意図される。

図１に示すように、実施の形態に係る熱回収型発電システムは、廃熱を利用可能とするための熱源側流体回路１と、廃熱を回収する作動媒体回路１０とから構成されている。
熱源側流体回路１は、船舶推進用のディーゼルエンジン２の廃熱を利用可能とするためのものであり、ディーゼルエンジン２に供給される吸気を圧縮するための過給機３を備えるとともに、排気ガスを熱源として蒸気を生成するエコノマイザ４を備えている。

過給機３は、ディーゼルエンジン２の排気ガスにより駆動されるタービン５に連結されている。また、過給機３で圧縮された圧縮空気の熱は、後述する作動媒体回路１０の蒸発器１８を構成する第１蒸発器１６に供給され、第１蒸発器１６において作動媒体回路１０を循環する作動媒体を加熱するように構成されている。これにより、過給機３からの圧縮空気は、第１蒸発器１６で冷却されてディーゼルエンジン２に供給される。

また、エコノマイザ４は、過給機３を駆動するタービン５を通過した後の排気ガスを熱源とするように構成されている。エコノマイザ４で生成された蒸気の熱が、後述する作動媒体回路１０の蒸発器１８を構成する第２蒸発器１７に供給され、第２蒸発器１７において作動媒体回路１０を循環する作動媒体を加熱するように構成されている。第２蒸発器１７で作動媒体を加熱して液化した水は、リザーバ６に貯留され、ポンプ７により汲み上げられてエコノマイザ４に戻される。なお、蒸気が船内の需要先に供給されてリザーバ６内の水が減少した場合は、給水栓（不図示）から水が補給される。

作動媒体回路１０は、オーガニックランキンサイクル式の発電装置、いわゆる、バイナリー発電装置を形成する。作動媒体回路１０は、膨張機１１、発電機１２、凝縮器１３、リザーバ１４、循環ポンプ１５、第１蒸発器１６、第２蒸発器１７を順次連結して密閉回路を形成したものであって、回路内に作動媒体が充填されている。第１蒸発器１６と第２蒸発器１７とは、作動媒体回路１０における蒸発器１８を構成する。

作動媒体は、水よりも低沸点の有機流体が利用される。有機流体としては、Ｒ２４５ｆａが用いられている。
膨張機１１は、蒸発器１８で加熱された気相作動媒体を膨張室に吸入し、吸入した作動媒体の圧力により、膨張室の容積変化に応じて回転力を得る容積型膨張機としてスクリュー式膨張タービンが用いられている。また、膨張機１１は、吸入した高圧の気相作動媒体を２段階で膨張させるものであって、スクリュー式膨張タービンからなる高圧側膨張部２１と低圧側膨張部２２とを備えている。容積型の膨張機１１は、入口側と出口側との気相作動媒体の圧力差を効率よく回転力に変換することができる。このため、従来の蒸気タービン形式の膨張機を用いた場合に比較すると、低圧の気相作動媒体から効率よく回転動力を得ることができる。

発電機１２は、膨張機１１を構成する高圧側膨張部２１及び低圧側膨張部２２の動力が発電機１２に伝達されて電力が生成されるように、高圧側膨張部２１、低圧側膨張部２２、及び発電機１２が同軸に固定された状態で一つの筐体３０Ａ内に収納されている。すなわち、高圧側膨張部２１、低圧側膨張部２２、及び発電機１２は、一軸一体構造とされた半密閉構造の発電装置３０を形成している。

膨張機１１から吐出された気相作動媒体は、発電装置３０の筐体３０Ａ内で発電機１２を冷却した後、発電装置３０の筐体３０Ａ内から導出される。
凝縮器１３は、発電装置３０から導出された低温の気相作動媒体を冷却水によりさらに冷却して凝縮液化させるものである。冷却水としては海水が用いられている。

リザーバ１４は、凝縮器１３で液化した作動媒体を一時的に貯留する容器である。この容器から液相作動媒体のみが取り出される。
循環ポンプ１５は、作動媒体回路１０内で作動媒体を循環させるものである。この回路においては、リザーバ１４内の液状冷媒を汲み上げ、昇圧して蒸発器１８を構成する第１蒸発器１６に送るように作用している。

蒸発器１８は、循環ポンプ１５により送られてくる液相作動媒体を過給機３の過給空気の熱で加熱し、これにより過給空気の熱量を作動媒体回路１０に取り込むものである。第２蒸発器１７は、第１蒸発器１６で加熱された作動媒体をさらにエコノマイザ４で生成された蒸気を熱源として加熱し、蒸気の熱量を作動媒体回路１０に取り込むものである。このようにして、蒸発器１８で加熱された作動媒体は気相となって膨張機１１に送られる。

次に、図２に基づいて、発電装置３０の構造をより具体的に説明する。なお、以下の説明においては、図２における左右方向を発電装置３０の左右方向とし、図２における上下方向を発電装置３０の上下方向とし、図２における手前側を発電装置３０の前方向とし、図２における背面側を発電装置３０の後方向とする。

筐体３０Ａは、高圧側膨張部２１、低圧側膨張部２２、及び発電機１２を同軸に固定して収納するために、五つに分割されている。この分割された各筐体を左側から順に第１筐体３１、第２筐体３２、第３筐体３３、第４筐体３４、第５筐体３５とする。また、五つの筐体は、ボルト等の締結具（不図示）により連結された半密閉構造とされている。

第１筐体３１は、右端が開放された容器であり、左端の壁中央部に気相作動媒体を内部に導入するための導入口４１が設けられるとともに、内部には流体の流れを安定化させるために一定の容積を備えた空間部４２が形成されている。

第２筐体３２は、高圧側膨張部２１を形成するスクリュー式膨張タービンのロータ支持部４３を備えている。高圧側膨張部２１を形成するスクリュー式膨張タービンは、雌雄一対のスクリューロータ２１Ａからなる。ロータ支持部４３は、スクリューロータ２１Ａを回転可能に支持する。また、第２筐体３２における上方部位には、第１筐体３１の空間部４２内の気相作動流体を高圧側膨張部２１の吸入口４４へ案内する第１連絡路４５が形成されている。

第３筐体３３は、左端開放の容器であって、高圧側膨張部２１を形成するスクリュー式膨張タービンのスクリューロータ２１Ａを収容する第１収容室４６が内部に形成されている。また、第１収容室４６の左端が、第２筐体３２の壁体３２Ａに当接することにより作動媒体を高圧側膨張部２１の膨張室へ導く吸入口４４が形成されている。また、第１収容室４６の下方部の壁体部には、高圧側膨張部２１にて膨張された気相作動媒体を吐出するための吐出口４７が形成されるとともに、この吐出口４７から吐出された気相作動媒体を第４筐体３４内へ導く第２連絡路４８が形成されている。また、右端の壁体３３Ａは、第４筐体３４との境界壁を構成している。

第４筐体３４は、左端開放の容器であって、中央部には低圧側膨張部２２を形成するスクリュー式膨張タービンを収容する第２収容室４９が形成されている。低圧側膨張部２２を形成するスクリュー式膨張タービンは、雌雄一対のスクリューロータ２２Ａからなる。また、第２収容室４９の左側には左端を開放する空間部５０が形成され、第２連絡路４８からの気相作動媒体をこの空間部５０に導くことができるように構成されている。そして、第２収容室４９の左端上方部には低圧側膨張部２２の吸入口５１が形成されている。吸入口５１は、気相作動媒体を低圧側膨張部２２の膨張室へ吸入するためのものである。また、吸入口５１と空間部５０との間に、空間部５０の気相作動媒体を吸入口５１へ導く水平方向の第３連絡路５２が形成されている。また、第２収容室４９の下方部の壁体部には、低圧側膨張部２２にて膨張された気相作動媒体を吐出させるための吐出口５３が形成されるとともに、この吐出口５３から吐出された低温低圧の気相作動媒体を第５筐体３５内へ導く第４連絡路５４が形成されている。また、右端の壁体３４Ａは、第５筐体３５との境界壁を構成している。

高圧側膨張部２１を形成する膨張タービン及び低圧側膨張部２２を形成する膨張タービンは、一般的な形式のものであって、それぞれ、雌雄一対のスクリューロータ２１Ａ，２２Ａが同一高さ位置で互いに回転軸が平行となるように配置されている。図２において、高圧側膨張部２１を形成する膨張タービン及び低圧側膨張部２２を形成する膨張タービンは、それぞれ手前側に雄スクリューロータが見えるように配置されている。そして、高圧側膨張部２１及び低圧側膨張部２２においては、スクリューロータ２１Ａ，２２Ａの羽根と収容室４６，４９との壁面とで囲まれた空間が膨張室となっている。また、各膨張室は、吐出口４７，５３に向かって漸次拡大するように形成されている。これにより各収容室４６，４９に吸入された作動媒体が吐出口４７，５３に向かうに従い膨張し、スクリューロータ２１Ａ，２２Ａが回転する。

第５筐体３５は、左端開放の容器であって、内部には発電機１２が収容されている。また、右端の壁体３５Ａの中央部には、発電機１２を冷却した後の作動媒体を発電装置３０の外部へ導出する導出口５５が形成されている。

発電機１２は、雌雄スクリューロータの何れか一方の回転軸に直結されている。本実施の形態において発電機１２は、低圧側膨張部２２を構成する手前側の雄スクリューロータの回転軸に直結されている。また、低圧側膨張部２２の雄スクリューロータと高圧側膨張部２１を構成する手前側の雄スクリューロータとは、同一回転軸に固定されている。これにより高圧側膨張部２１及び低圧側膨張部２２からなる膨張機１１の回転動力が発電機１２に伝達され、発電機１２により電力が得られるようになっている。発電機１２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ている。

ところで、本実施の形態に係る熱回収型発電システムは、ディーゼルエンジン２の廃熱を利用するために、ディーゼルエンジン２の排気ガスの熱量を利用して生成される過給空気の熱量を主とし、エコノマイザ４で生成される蒸気の熱量を補助熱源として利用している。過給空気の熱量はディーゼルエンジン２の運転負荷の大小変化に応じて増減する。また、蒸気の熱量は、他の需要先における蒸気の消費量により、本熱回収型発電システムで利用できる蒸気量とともに利用できる熱量が変動する。しかし、本熱回収型発電システムは、利用する熱源の熱量に変動があっても安定した発電効率を維持することができるように膨張機１１が設計されている。

次に、図３を参照しながら膨張機１１の設計手順を説明する。
膨張機１１におけるスクリュー式膨張タービンからなる高圧側膨張部２１と低圧側膨張部２２とは、それぞれのスクリューロータ２１Ａ、２２Ａの共通化を図れるように構成されている。先ず、ステップＳ１に示すように、それぞれのスクリュー式膨張タービンの効率曲線を準備する。この効率曲線は、内部容積比Ｖｉ毎に、圧力比Ｐｓ／Ｐｄに対する全断熱効率の変化を示した特性線図である。ここで、内部容積比Ｖｉは、吸入行程締切時の膨張室の容積と膨張行程終了時の膨張室の容積との比をいう。また、圧力比Ｐｓ／Ｐｄは、膨張タービンの吸入圧力Ｐｓに対する膨張タービンの吐出圧力Ｐｄの比をいう。このような線図は、例えば図４に示すようなものである。

次にステップＳ２に示すように、熱源の熱量変化及び冷却水の温度から膨張機１１の吸入圧力Ｐｓと吐出圧力Ｐｄを予測して設定する。この実施の形態でいうと、図５（ａ）に示すように、過給空気の熱量及び蒸気の熱量を合計した熱量が最大予測値となる高熱量供給時には、膨張機１１の吸入圧力Ｐｓが２ＭＰａとなり、膨張機１１の吐出圧力Ｐｄが０．１６ＭＰａとなる。したがって、圧力比Ｐｓ／Ｐｄ＝２．０／０．１６＝１２．５と予測される。なお、膨張機１１の吐出圧力Ｐｄは、冷却水である海水の流量と温度により定まるが、船内においてこれら値はあまり変化がない。したがって、吐出圧力Ｐｄはほぼ一定に維持される。

一方、過給空気の熱量及び蒸気の熱量を合計した熱量が最小予測値となる低熱量供給時には、膨張機１１の吸入圧力Ｐｓが１ＭＰａとなり、膨張機１１の吐出圧力Ｐｄが０．１６ＭＰａとなり、圧力比Ｐｓ／Ｐｄ＝１．０／０．１６＝６．２６となると予測される。

これを１段のスクリュー式膨張タービンで処理した場合の効率を図４に基づき調べてみると、内部容積比Ｖｉを２．６とした場合は、図４では切れているが実際には、高熱量供給時（圧力比Ｐｓ／Ｐｄ＝１２．５）の効率は５５％であり、低熱量供給時（圧力比Ｐｓ／Ｐｄ＝６．２６）の効率は６７％となる。また、内部容積比Ｖｉを３．６とした場合は、高熱量供給時（圧力比Ｐｓ／Ｐｄ＝１２．５）の効率は５９％であり、低熱量供給時（圧力比Ｐｓ／Ｐｄ＝６．２６）の効率は７１％となる。また、内部容積比Ｖｉを５．０とした場合は、高熱量供給時（圧力比Ｐｓ／Ｐｄ＝１２．５）の効率は６２％であり、低熱量供給時（圧力比Ｐｓ／Ｐｄ＝６．２６）の効率は６７％となる。したがって、１段のスクリュー式膨張タービンで処理する場合であって、高熱量供給時及び低熱量供給時とも同程度の効率とするためには内部容積比Ｖｉを５．０とすることが好ましいが、全体的には効率が低くなってしまう。

そこで、膨張機１１を段階的に膨張する多段式膨張タービンに変更して全断熱効率の向上を図る。この場合は、膨張機１１を高圧側膨張部２１と低圧側膨張部２２の２段階で膨張させる方式としている。そこで、図３のステップＳ３に示すように、膨張機１１を構成する高圧側膨張部２１の内部容積比Ｖｉと低圧側膨張部２２の内部容積比Ｖｉとを同一とした場合の、内部容積比Ｖｉと各膨張部の圧力比との関係を把握する。このように高圧側膨張部２１の内部容積比Ｖｉと低圧側膨張部２２の内部容積比Ｖｉとを同一とするのは、高圧側膨張部２１の構成と低圧側膨張部２２の構成との共通化を図ることによりこれらの設計及び製造を容易化するためである。

また、具体的には、全断熱効率を高くすることを狙って、内部容積比Ｖｉを２．６に設定する。こうすると、図５（ｂ）に示すように、高熱量供給時においては、高圧側膨張部２１にて吸入圧力Ｐｓ＝２．０から中間圧力Ｐｍ＝０．５６まで減圧され、低圧側膨張部２２で中間圧力Ｐｍ＝０．５６から吐出圧力Ｐｄ＝０．１６まで減圧される。また、低熱量供給時においては、高圧側膨張部２１にて吸入圧力Ｐｓ＝１．０から中間圧力Ｐｍ＝０．４まで減圧され、低圧側膨張部２２で中間圧力Ｐｍ＝０．４から吐出圧力Ｐｄ＝０．１６まで減圧される。

このようにした場合、高熱量供給時の圧力比は、高圧側膨張部２１の圧力比Ｐｓ／Ｐｍが３．５７であり、低圧側膨張部２２の圧力比Ｐｍ／Ｐｄが３．５であり、ほぼ同一となる。また、低熱量供給時の圧力比は、高圧側膨張部２１の圧力比Ｐｓ／Ｐｍが２．５であり、低圧側膨張部２２の圧力比Ｐｍ／Ｐｄも２．５であり、ほぼ同一となる。

次に、図３のステップＳ４に示すように、設定した内部容積比Ｖｉにおける高圧側膨張部２１及び低圧側膨張部２２の全断熱効率を算出するとともに、膨張機１１としての全断熱効率を把握し、高い全断熱効率となる最適の内部容積比Ｖｉを決定する。

そこで、図６に基づいて、内部容積比Ｖｉを２．６とした場合における全断熱効率についてみてみる。先ず高熱量供給時の全断熱効率についてみると、高圧側膨張部２１の圧力比Ｐｓ／Ｐｍが３．５７であって低圧側膨張部２２の圧力比Ｐｍ／Ｐｄが３．５であるので、高熱量供給時の全断熱効率は高圧側膨張部２１も低圧側膨張部２２も共に７５％となる。また、低熱量供給時の全断熱効率についてみると、高圧側膨張部２１の圧力比Ｐｓ／Ｐｍ及び低圧側膨張部２２の圧力比Ｐｍ／Ｐｄが共に２．５であるので、低熱量供給時の全断熱効率は高圧側膨張部２１も低圧側膨張部２２も共に７３％となる。

このように内部容積比Ｖｉ＝２．６の場合、高熱量供給時及び低熱量供給時とも全断熱効率が高くなり、膨張機全体としての全断熱効率も７３〜７５％と高くなるので、内部容積比Ｖｉを２．６とすることが適切であることが分かる。また、このようにすると、発熱量が約１０％アップすることが判明した。

次に、容積型膨張機における内部容積比Ｖｉの調整の仕方について説明する。容積型膨張機において内部容積比Ｖｉを調整するには、膨張行程終了のタイミングを変更すればよく、これにより膨張行程終了時の膨張室の容積を変更して内部容積比を変更することができる。また、膨張行程終了のタイミングを変更するには、吐出口の大きさ形状を変更することにより行うことができる。したがって、最適な内部容積比Ｖｉが設定された後は、図３のステップＳ５に示すように、最適の内部容積比Ｖｉ（この実施の形態の場合はＶｉ＝２．６）となるように、吐出口の大きさ、形状を設定する。

ここで、図７に基づき本実施の形態における高圧側膨張部２１の場合の吐出口の大きさ形状の設定について説明する。前述のごとく、膨張行程終了のタイミングに影響のある高圧側膨張部２１の吐出口４７の左端位置４７Ａを軸方向に変更することにより、高圧側膨張部２１の膨張行程終了のタイミングを変更することができ、これにより高圧側膨張部２１の内部容積比Ｖｉを変更することができる。より具体的には、図７において吐出口４７の左端位置４７Ａを右方にずらせると、吐出口４７が小さくなり、膨張行程終了のタイミングが遅くなる。これにより、膨張行程終了時の膨張室の容積を小さくし、内部容積比Ｖｉを大きくすることができる。逆に、吐出口４７の左端位置４７Ａを左方にずらせると、吐出口４７が小さくなり、膨張行程終了のタイミングが早くなる。これにより、膨張行程終了時の膨張室の容積を大きくし、内部容積比Ｖｉを小さくすることができる。

以上は、高圧側膨張部２１の内部容積比Ｖｉの設定を変更する場合について説明したが、低圧側膨張部２２の内部容積比Ｖｉの設定を変更する場合もこれに準じて行うことができる。このように本実施の形態における膨張機１１においては、吐出口４７，５３の大きさと形状を変更することにより内部容積比Ｖｉの設定を変更することができる。

次に、本実施の形態に係る熱回収型発電システムの動作について説明する。先ず、熱源側流体回路１における動作を説明する。
熱源側流体回路１では、ディーゼルエンジン２の約１７０℃〜３００℃の排気ガスによりタービン５が駆動され、タービン５に連結された過給機３が駆動される。ディーゼルエンジン２の排気ガスにより駆動される過給機３からの過給空気は、約１５０℃〜２５０℃の温度であって、作動媒体回路１０の第１蒸発器１６を経由してディーゼルエンジン２に供給される。このようにして、過給空気は、第１蒸発器１６において作動媒体回路１０を循環する作動媒体と熱交換し、過給空気の熱量が作動媒体回路１０を循環する作動媒体に付与される。

また、過給機３の駆動に供した排気ガスは、タービン５通過後に約１５０℃〜２５０℃の空気となってエコノマイザ４に供給され、エコノマイザ４で蒸気の生成に供された後、排出される。エコノマイザ４で生成された蒸気は、船内のスートブロー等の他の需要先に送られるが、他の需要先における蒸気の使用量が少ないときは、その余剰蒸気が作動媒体回路１０の第２蒸発器１７に送られる。第２蒸発器１７において、余剰蒸気は作動媒体回路１０を循環する作動媒体と熱交換し、余剰蒸気の熱量が作動媒体回路１０を循環する作動媒体に付与される。一方、余剰蒸気は、作動媒体回路１０を循環する作動媒体を加熱することにより復水し、リザーバ６に貯留された後、ポンプ７によりエコノマイザ４に戻される。

次に、作動媒体回路１０における動作を、図８に示すモリエル線図を参照しながら説明する。なお、図８のモリエル線図には、作動媒体の状態を表す代表的なポイントに符号Ａ〜Ｆを付している。また、作動媒体回路１０の構成を示す図１においても、このポイントに対応する位置に符号Ａ〜Ｆを付し、その対応関係を分かり易く示している。

作動媒体回路１０では、約０．５ＭＰａ〜２ＭＰａの液相作動媒体が第１蒸発器１６で過給空気の熱により加熱されて蒸発気化する（Ｅ→Ｆ）。これにより過給空気の熱量が回収される。また、第１蒸発器１６で加熱された液相、気相混合の作動媒体は、第２蒸発器１７において余剰蒸気の熱によりさらに加熱される（Ｆ→Ａ）。これにより余剰蒸気の熱量が回収される。

このようにして第１蒸発器１６及び第２蒸発器１７からなる蒸発器１８で加熱された気相作動媒体は、導入口４１から発電装置３０に導入され、図２における実線矢印及び破線矢印のように流れる。発電装置３０に導入された気相作動媒体は、スクリュー式膨張タービンからなる高圧側膨張部２１で断熱膨張し（Ａ→Ｂ）、次いで同じくスクリュー式膨張タービンからなる低圧側膨張部２２でさらに断熱膨張する（Ｂ→Ｃ）。Ｂ点の圧力は約０．５ＭＰａ〜１．５ＭＰａであり、Ｃ点の圧力は約０．１ＭＰａ〜０，５ＭＰａとなる。そして、これら膨張タービンにより発生した回転動力が発電機１２に伝達される。

高圧側膨張部２１及び低圧側膨張部２２で膨張し、低温の気相流体になった作動媒体は、発電機１２を冷却し、導出口５５を通って発電装置３０から導出される。作動媒体によるこの冷却作用により、発電機１２の発電効率を安定化させることが可能となる。

発電装置３０から導出された気相作動媒体は、凝縮器１３において冷却水としての約２０℃〜４０℃の海水により冷却され凝縮液化する（Ｃ→Ｄ）。そして、凝縮液化した作動媒体はリザーバ１４に一旦貯留され、液相作動媒体のみが循環ポンプにより汲み出され、昇圧されて（Ｄ→Ｅ）蒸発器１８に送られる。

作動媒体回路１０に充填される作動媒体は、上述のようなサイクルを形成することにより、過給空気の熱量及び余剰蒸気の熱量を回収して発電を行う。この場合において、膨張機１１を構成する高圧側膨張部２１及び低圧側膨張部２２は、スクリュー式膨張タービンからなるとともに、前述のように全断熱効率が高くなるように内部容積比Ｖｉが２．６に決定されるとともに、この内部容積比Ｖｉを実現するように吐出口４７，５３の形状及び大きさが設定されている。この結果ディーゼルエンジン２の負荷の増減により過給空気の熱量が変動しても、また、他の需要先における蒸気の消費量の変動により利用できる余剰蒸気の熱量が変動しても、安定した効率で発電が行われる。

(効果)
以上のように構成された本実施の形態に係る熱回収型発電システムは次のような効果を奏する。

（１）本熱回収型発電システムによれば、膨張機１１が作動媒体を段階的に膨張させる複数の膨張部を備えているので、膨張機１１の全断熱効率を向上させることができる。
（２）また、膨張機１１は、設計段階において各段の膨張部の内部容積比Ｖｉを調整することにより、吸入圧力Ｐｓの変動範囲内において全断熱効率が７０パーセント以上となるように構成されている。したがって、本熱回収型発電システムは、熱源の熱量が変動しても安定した発電効率を維持することができる。

（３）また、本熱回収型発電システムでは、膨張機１１を、高圧側膨張部２１と低圧側膨張部２２との２段により構成しているので、製造コストを抑えつつ高効率の発電システムとすることができる。

（４）また、膨張機１１は、各膨張部における内部容積比Ｖｉが同一となるように調整されているので、複数の膨張部の共通化を計ることができる。したがって、各膨張部の設計及び製造が容易となる。

（５）また、膨張機１１は、容積型の膨張タービンを使用しているので、膨張行程終了位置を変更することにより、容易に内部容積比を調整することができる。本実施の形態のようなスクリュー式膨張タービンの場合は、吐出口４７，５３の形状及び大きさを変更することにより、各膨張部における膨張行程終了位置を変更することができ、膨張行程終了時の容積を容易に調整することができる。

（６）また、本実施の形態に係る熱回収型発電システムでは、過給機３から船舶用のディーゼルエンジン２へ供給される過給空気の熱量とエコノマイザ４で生成される蒸気の熱量を回収して発電しているが、これにより船舶内で使用される電力を供給することができる。

（７）また、本実施の形態に係る熱回収型発電システムでは、ディーゼルエンジン２の負荷により過給機３の熱量が変動するとともに、エコノマイザ４で生成される蒸気の船内需要先における蒸気の消費量の変動により熱回収に供される蒸気の熱量が変動する。このため、吸入圧力Ｐｓの変動範囲は１ＭＰａ以上２ＭＰａ以下の範囲であると予測されるので、高圧側膨張部２１及び低圧側膨張部２２の内部容積比は双方とも２．６±０．３程度が好ましい。このように構成することにより、過給機３からディーゼルエンジン２へ供給される過給空気とエコノマイザ４で生成される蒸気を利用する場合における圧力変動をカバーすることができる。また、この場合において、膨張機１１の断熱効率を、低熱量供給時に７３％、高熱量供給時に７５％に維持することができる。その結果、発熱量を１０％向上させることができる。

（８）また、本実施の形態に係る熱回収型発電システムによれば、複数の膨張部はそれぞれスクリュー式膨張タービンであり、複数の膨張部と発電機１２とは一つの筐体３０Ａ内に収容されているので、膨張機１１において膨張して圧力、温度が低下した気相作動媒体により発電機１２の巻き線を冷却することができる。これにより発電機１２の効率を高く維持することができる。

（９）また、本実施の形態に係る熱回収型発電システムによれば、複数の膨張部と発電機１２とを一軸一体構造とし、一つの筐体３０Ａに収納する半密閉構造としているので、作動媒体や潤滑油が漏れない構造とすることができ、これにより長期の安定運転を行うことが可能になる。

［変形例］
上記の実施の形態に関する説明は、本発明に従う熱回収型発電システムが取り得る形態の例示であり、その形態を制限することを意図していない。本発明に従う熱回収型発電システムは、例えば以下に示される上記の実施の形態の変形例、及び、相互に矛盾しない少なくとも二つの変形例が組み合わされた形態を取り得る。

・前記実施の形態においては、設計手順において先ず内部容積比Ｖｉ毎の全断熱効率と圧力比Ｐｓ／Ｐｄとの関係を示した効率曲線を準備し（図３におけるステップＳ１）、次に、熱源である過給空気の熱量変化及び冷却水の温度から膨張機１１の吸入圧力Ｐｓと吐出圧力Ｐｄを予測して設定する（図３におけるステップＳ２）とした。しかし、この点については、逆の順序で合っても差し支えはない。

・前記実施の形態においては、膨張機１１としてスクリュー式膨張タービンからなるものを用いたが、これに限定されるものではなくスクロール式など他の容積型のものを用いることもできる。

・前記実施の形態においては、膨張機１１として２段階に膨張させる形式に構成していたが、これに限るものではない。膨張機１１における段数は製造コストとの兼ね合いで３段以上としてもよく、段数を多くすることによりさらに全断熱効率の向上を図ることができる。

各膨張部の内部容積比Ｖｉの狙い値は、吸込圧力及び吐出圧力の変動範囲内において全段熱効率が７０％以上となるのであれば、必ずしも２．６である必要はなく、２．６以上３．６以下の値とされてもよい。また、段数に応じて内部容積比Ｖｉを適宜設定することが必要となるが、各膨張部の設計、及び製造の容易化のために内部容積比Ｖｉを同一にすることが好ましい。ただし、設計及び製造の工数が許容される場合には、膨張部毎に内部容積比Ｖｉが２．６以上３．６以下の範囲内において互いに異なっていてもよい。

・また、前記実施の形態においては、多段膨張形式として単に膨張を２段階に分けて行うサイクルとしていたが、これに限定されるものではなく多段再生サイクルや、多段再熱サイクルとしてもよい。

・前記実施の形態における設計手法は、船舶推進用のディーゼルエンジンの廃熱を利用するものを挙げたが、他のエンジンの廃熱や火力発電所、焼却施設、工場等の廃熱などを回収するものとしてもよい。より具体的には、工場において排出される水蒸気の熱量を熱源としたり、水蒸気以外の蒸気や温水等を熱源としたりしてもよく、熱源の熱量が変動する場合に有効である。

・また、前記実施の形態においては、エコノマイザ４で生成される蒸気の熱量を補助的に利用するように第２蒸発器１７を形成していたが、これに限定されるものではない。例えば、このような補助熱源を利用する第２蒸発器を省略してもよい。また、第２蒸発器１７の熱源をディーゼルエンジン２の排気ガスとし、作動媒体をディーゼルエンジン２の排気ガスと直接熱交換させるようにしてもよい。

・前記実施の形態においては、凝縮器１３に使用する冷却水が海水であるため船内においては冷却水の流量や温度があまり変わらないものを用いていたが、利用する廃熱によっては利用環境の相違に関連して異なる冷却源を用いるようにしてもよい。また、冷却源も季節や時間により冷却性能に変化が生じるものであってもよく、このような場合はその変動幅に応じて吸入側の圧力を設計すればよい。

・前記実施の形態においては、作動媒体回路１０に充填される作動媒体としてＲ２４５ｆａを用いていたが、これに代えてイソペンタン、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等を用いてもよい。

Ｐｄ…吐出圧力
Ｐｓ…吸入圧力
Ｖｉ…内部容積比
２…（ディーゼル）エンジン
３…過給機
４…エコノマイザ
１１…膨張機
１２…発電機
１３…凝縮器
１５…循環ポンプ
１６…第１蒸発器
１７…第２蒸発器
１８…蒸発器
２１…高圧側膨張部
２２…低圧側膨張部

Claims (7)

1. 熱源の熱により作動媒体を加熱気化する蒸発器と、
   前記蒸発器で気化された高圧の気相作動媒体により駆動される容積型の膨張機と、
   前記膨張機に連結されて駆動される発電機と、
   前記膨張機から送出される低温低圧の気相作動媒体を冷却して凝縮する凝縮器と、
   前記凝縮器で凝縮された液相作動媒体を汲み上げ、昇圧して前記蒸発器へ搬送する循環ポンプとを有し、
   前記膨張機は、作動媒体を段階的に膨張させる複数の膨張部を備え、
   前記複数の膨張部は、設計段階において内部容積比が調整されることにより、前記膨張機の吸入圧力又は吐出圧力の少なくとも一方が変動する場合に変動範囲内において全断熱効率が７０パーセント以上となるように構成されている
   熱回収型発電システム。
2. 前記膨張機は、各膨張部における内部容積比が略同一となるように調整されている
   請求項１記載の熱回収型発電システム。
3. 前記膨張機は、各膨張部における膨張行程終了位置を変更することにより内部容積比を調整する
   請求項１または２記載の熱回収型発電システム。
4. 前記複数の膨張部は、高圧側膨張部と低圧側膨張部との２段により構成されている
   請求項１〜請求項３の何れか１項に記載の熱回収型発電システム。
5. 前記蒸発器は、過給機からエンジンへ供給される過給空気により加熱するように構成されている
   請求項４記載の熱回収型発電システム。
6. 前記吸入圧力の前記変動範囲は、１ＭＰａ以上２ＭＰａ以下の範囲であり、
   前記高圧側膨張部及び低圧側膨張部の内部容積比は、双方とも２．６±０．３である
   請求項５記載の熱回収型発電システム。
7. 前記複数の膨張部は、それぞれスクリュー式膨張タービンであり、
   前記複数の膨張部と前記発電機とは、一つの筐体内に収容されている
   請求項１〜請求項６の何れか１項に記載の熱回収型発電システム。