JP2020529550A - 効率的熱回収エンジン - Google Patents

Abstract

熱回収エンジン５に、エンジン内の閉ループを流れ、圧縮機入口が基礎システム圧力１０であるガス流の圧力、密度、及び温度を上昇させる圧縮機１５と、ガス流が基礎システム圧力より高圧に圧縮されるときにガス流の圧力を低下させると同時にガス流から動力を受ける膨張機３０と、膨張機３０の下流ガス流から圧縮機１５の下流ガス流へ熱エネルギを伝達し、それにより、圧縮機１５の下流ガス流の温度をほぼ一定の圧力で上昇させる再生器２０と、再生器２０から出た後に、ほぼ一定の圧力でガス流にさらに熱エネルギを与えるヒータ２５と、熱源４０及びその熱源４０からヒータ２５へ熱エネルギを伝達する手段４５と、圧縮機での圧縮の前にガス流を冷却する冷却器３５と、冷却器３５から周囲へ熱を伝達する熱エネルギ伝達装置と、圧縮機および膨張機の動作を確保しつつ余剰の動力または電力を取り出す操作器と、圧縮機１５、再生器２０、加熱器２５、膨張器３０及び冷却器３５の間でガス流を搬送するための複数の断熱ダクトとを設ける。

Description

本発明は、エンジンの排気の熱回収を行うブレイトンサイクルガスエンジンを特徴とする改良されたシステムによる動力生成に関する。

大気への二酸化炭素の放出および化石燃料の枯渇について一般の関心が高まるにつれ、エネルギ効率、再生可能エネルギの利用、及び利用可能な資源のより良い使用が、これまで以上に重視されている。他にも、発電設備の主要なコストを削減し、望まれない環境や社会への望ましくない影響を回避することは、考慮すべき重要事項である。産業プロセスの廃熱、エンジンの排気の熱、嫌気性消化によるバイオガス、埋立地ガス、バイオマスの燃焼、太陽熱発電など、広く利用可能な熱源で駆動できる効率的なエンジンを開発することが望ましい。このような装置は一般に熱回収エンジンと呼ばれる。

ほぼすべての熱回収エンジンは、蒸気または有機流体を作動媒体とするランキンサイクルに基づいている。蒸気ランキンサイクルは信頼性が高く、十分に確立されているが、それでも欠点はある。欠点には、運転圧力が非常に高いこと、運転温度が高いこと、そして排気蒸気を水に凝縮させなければならないことがあり、空冷を採用している場合には特に電力を消費する。また、蒸気ランキンサイクルの効率は、精巧な改良がなされない限り高くはない。このような改良には、超臨界圧力での運転、蒸気のブリードオフによる給水の予熱、および二次膨張後の蒸気の再加熱が含まれる。これらのことは、蒸気ランキンサイクルシステムの特定のコストが高いということであり、これらは、主に実用規模、通常は１００ＭＷ以上において使用される。

有機ランキンサイクルは、一般に、利用可能な熱源が１００〜３００℃の範囲で、ほぼ完全に実用規模以下の規模であるときに採用される。これも技術は成熟しているが、欠点がまだ存在する。その欠点には、毒性を有すし、温室効果を助長し、高価であり、または望ましくない熱物理特性を持ち得る、作業用の有機材料を使用することが含まれる。さらに、ポンプ及びターボ膨張機の効率は、実用規模以下では高くない。作動媒体を選択することは、利用可能な沸騰温度と凝縮温度に依存し、凝縮は比較的狭い温度範囲で行われ、やむを得ず凝縮器にかなりの補助電力を必要とすることを意味する。

熱回収エンジンの別の可能性として、理論的にカルノー効率のスターリングサイクルがある。スターリングサイクルは、いくつかの構成、特にアルファタイプ、ベータタイプ、及びガンマタイプで利用可能である。いずれのタイプも、高い有効性と大きな表面積を持ちながら、デッドスペースを無視できるほど小さくし、内部の不可逆性を最小限にした内部熱交換コンポーネントが必要とされるため、実用上の制約がある。これらの設計上の制約は、スターリングエンジンの比コストが高く、過渡的な熱伝達損失が大きいために効率がカルノーより大幅に低下することを意味する。その結果、ランキンサイクルシステムが広く普及しているのに比べて、スターリングエンジンは隙間市場でしか採用されていない。

ブレイトンサイクルエンジン（ジュールエンジンとしても知られる）は、別のタイプの熱回収エンジンである。１８７２年のブレイトンの特許（米国特許第１２５，１６６号）は、液体燃料または気体燃料の燃焼によって駆動される開放サイクルのピストン・シリンダ装置に関するものであった。その基本的な形態では、１つのシリンダ内で空気を圧縮し、中間容器内でほぼ一定の圧力で燃焼を行い、第２のシリンダ内で加熱された空気と燃焼生成物を膨張させていた。ブレイトンのエンジンは、機械式発電、特に初期の潜水艦の推進力に使用された。

ブレイトンの構想は、それ以前から他の人によって検討されていた。ブレイトンサイクルの基本的な形態を最初に提案したのはバーバーで、彼の１７９１年の特許（英国特許第１，８３３号）は、当時の技術を考えると実行可能なものではなかったが、提案された原理は理に適ったものであった。別の種類のものが１８６０年にウィリアムシーメンスによって特許取得された（英国特許第２，０７４号）が、彼の４シリンダ装置は実験段階を超えて進歩することはなかった。

ブレイトンサイクルに関する初期の特許は、１８７２年のブレイトンの特許の前身である１８３３年のエリクソンの特許（英国特許第６，４０９号）で、排熱の回収機能をさらに特徴とする密閉ループであった。時には復熱器やエコノマイザとも呼ばれる再生器が、スターリングの１８１６年の特許（英国特許第４，０８１号）で紹介されているが、この特許はバルブのない熱気エンジン用であった。エリクソンのエンジンは、当時受け入れられていたカロリック説（カロリック：目に見えない自己反発物質）に準じて、カロリックエンジンと呼ばれていた。エリクソンはその後、数多くの熱気エンジンや蒸気エンジンの開発を続けたが、最もよく知られている発明は、圧縮と膨張の間の温度変化を低減するための機能、つまり圧縮と膨張を可能な限り等温（一定温度）にするための機能を導入した、１８５０年代の特許である。エリクソンの１８５６年の特許（米国特許第１４６９０号）は、１つだけのシリンダと、１つのピストンの両側の圧縮室及び膨張室とを有する開放サイクルの再生式ピストン・シリンダエンジンに関するものであった。この構想の成否は、圧縮室のデッドスペースを正確に作用させることにかかっている。デッドスペースが不足すると、膨張室からの排気が高圧になり、エネルギを無駄に消費する。逆にデッドスペースが多すぎると、膨張室からの排気が大気圧以下になってしまい、この場合もやはりエネルギを無駄に消費する。エリクソンが単一ピストンの形態を使わなかったということは、デッドスペースを十分に正確にコントロールできなかったことを表している。さらに、この１８５６年の特許は、周囲圧力で空気を吸気する開放サイクルのエンジンに関するもので、加圧された密閉サイクルでは控えられた利点、つまりエンジン内の様々な構成要素による出力密度の向上と内部圧力損失の低減を目的としていた。

関連する発展例として、通常は石炭を燃料とする外部の加圧炉に圧縮空気を通す経路を有する開放サイクルのピストン・シリンダエンジンがある。このようなエンジンの多くは１９世紀に製造されたが、ケイリーが最も早い提案者（１８０７年）として一般的に認められている。これらのエンジンは、エンジン内部の表面に望ましくない物質が蓄積するファウリングの影響を非常に受けやすいものであった。

１８７２年以降、ブレイトンのピストン・シリンダ燃焼エンジンは、オットーサイクルとディーゼルサイクルの急速な発達に直面して最終的には失敗した。１９４０年代以降、ブレイトンサイクルのエンジンはターボ機械の形で発展し、最初は航空用に、その後は発電用にも用いられた。

ブレイトンサイクルの熱回収エンジンは、長年にわたってターボ機械で研究されてきた。ブリーシュらの米国特許第２００７０２５６４２４号（ブレイトンサイクル複合発電の熱回収ガスタービン）には、従来のオープンサイクルのガスタービンのボトミングサイクルとして機能する熱回収ブレイトンサイクルのタービンが開示されている。このようなターボ機械の熱回収装置は、圧縮損失と膨張損失に影響され、一般に圧縮比が４〜６の動作では熱回収が行われず、システムのピーク温度が少なくとも５００℃の高温でない限りで、かろうじて許容される出力と効率が得られる。この制限は、低圧力比で動作する再生式ブレイトンサイクルのターボエンジンによる太陽熱発電を提案した米国特許第４，２１５，５５３号のポアリエらの構想にも当てはまる。

ブレイトンサイクルエンジンのための可能な別の構造様式としてミカルセン及びロスキリーの国際公開第ＷＯ２０１０／１１６１７２号によって提案されているように、フリーピストンのコンセプトに基づくものがある。彼らは、ピストン・シリンダ式ブレイトンサイクルエンジンが、彼らのフリーピストンアプローチに欠けている、駆動系の摩擦損失に対して高い感度を有することを正しく認識している。フリーピストンのアプローチの主な制限は、深刻な結果を招く可能性がある「オーバーストローク」のおそれが常にあるため、ピストンの制御にある。このように、フリーピストンのエンジンは精密で高価な制御機構を必要とするが、可能であればそれは回避する方が良いだろう。

ほとんどのピストン・シリンダのブレイトンサイクルエンジンはバルブを有しており、これは前述のスターリングエンジンとの重要な違いである。場合によっては、例えばランペンおよびコステロの国際公開第ＷＯ２０１１／０１８６３号に記載されているように、バルブ動作の制御を、エンジンの出力を制御するために使用することができる。可変バルブの操作は、柔軟なエンジン出力という形で利点をもたらす可能性があるが、可変の操作スケジュールを有するセンサーとバルブを広範囲に使用することに存することにもなる。このようなアプローチでは、簡潔さが失われる。

ベネットの米国特許出願公開第２００８／０２７６６１５号には、おそらくは閉ループであり、おそらくは再生式の、ピストン・シリンダ式ブレイトンサイクルエンジン用の新しいタイプのバルブが記載されている。ベネットのバルブは、高調波振動の終点でバルブの全閉またはバルブの全開に到達するように、非ストレスの位置を中心とする高調波振動を使用している。この考え方では、カムシャフトは必要としないが、高調波サイクルの特定の段階でバルブを保持するための高速動作するラッチ機構が必要である。このラッチ機構は急速に摩耗することが予想される。ベネットは、単気筒のブレイトンサイクルエンジンの圧力変動を抑えるために、シャントとアキュムレータも用いている。これらの変動は、特に熱回収をする場合は、多気筒エンジンではそれほど重要ではない。この場合、多量のガスがエンジン内の様々な要素に分配される

したがって、アクセス可能な温度範囲（１５０〜６００℃）にわたって、２０ｂａｒより高くない圧力で、且つ優れた効率で運転できる熱回収エンジンが必要とされている。望ましい特徴としては、シンプルであること、コンパクトであること、摩擦損失が最小限であること、空冷であること、望まれないまたは高価な作業材料を回避できること、内部不可逆性が最小限であること、及び１０ｋＷ〜１ＭＷの単独使用から実用規模のモジュール展開まで可能なことが含まれる。また、産業プロセスの廃熱、エンジンの排熱、嫌気性消化によるバイオガス、埋立ガス、バイオマスの燃焼、地熱エネルギ、太陽熱エネルギ、及び原子力エネルギなどの様々な、しかしこれらに限定されない熱源を、潜熱または顕熱で蓄熱して利用できる能力も望ましい。

本発明の目的は、従来技術の１つ以上の欠点を実質的に克服するか少なくとも改善すること、または少なくとも有用な代替手段を提供することである。

本発明の一つの態様によれば、
エンジン内の閉ループを流れ、圧縮機入口が基礎システム圧力であるガス流の圧力、密度、及び温度を上昇させる圧縮機と、
前記ガス流が前記基礎システム圧力より高圧に圧縮されるときにガス流の圧力を低下させると同時にガス流から動力を受ける膨張機と、
前記膨張機の下流ガス流から前記圧縮機の下流ガス流へ熱エネルギを伝達し、それにより、前記圧縮機の前記下流ガス流の温度をほぼ一定の圧力で上昇させる再生器と、
前記再生器から出た後に、ほぼ一定の圧力で前記ガス流にさらに熱エネルギを与えるヒータと、
熱源及び前記熱源から前記ヒータへ熱エネルギを伝達する加熱装置と、
前記圧縮機での圧縮の前に前記ガス流を冷却する冷却器と、
前記冷却器から周囲へ熱を伝達する熱エネルギ伝達装置と、
前記圧縮機および前記膨張機の動作を確保しつつ余剰の動力または電力を取り出す操作器と、
前記圧縮機、再生器、加熱器、膨張器及び冷却器の間で前記ガス流を搬送するための複数の断熱ダクトと、
を含む熱回収エンジンが提供される。

前記熱回収エンジンは、固定された低い圧縮機圧力比で動作することが好ましい。

前記前記圧縮機および膨張機は、容積式装置であることが好ましい。

前記容積式装置は、複数のシリンダ及びピストンを備えたピストン・シリンダ機構を有することが好ましい。

前記ピストン・シリンダ機構は、ピストンの両側のチャンバを用いてシリンダ内で複動する機構であることが好ましい。

前記ピストン・シリンダ機構は、前記圧縮機と前記膨張機との間に一対の直接連結部を有することが好ましい。

前記ピストン・シリンダ機構は、クランクシャフトをピストンのピストンロッドに連結するコネクティングロッドを横方向に拘束するクロスヘッド機構を有することが好ましい。

前記直接連結部は、クランクシャフトによって加えられるトルクに頼らずに、可能な限り多くの圧縮仕事がピストンによって直接満たされるように、動作量及び動作速度に対して選択されることが好ましい。

前記ピストン・シリンダ機構のバルブは、膨張機のシリンダのカムシャフトによって作動することが好ましい。

前記ピストン・シリンダ機構は、ピストンリングの焼き付きを防ぐ冷却機構を含むことが好ましい。

前記冷却機構は、ピストンから膨張室に延びる断熱クラウン延長部を含むことが好ましい。

複動式の前記ピストン・シリンダ機構は、一定の半径の単一シリンダ内で、ピストンの一方の側での圧縮とピストンの他方の側での膨張とを行い、且つ圧縮室に実質的に最適化されたデッドスペースが形成される状態で動作可能であることが好ましい。

前記熱源は、蓄熱された潜熱または顕熱の熱エネルギ、嫌気性消化によるバイオガスまたは埋立地ガスの燃焼、バイオマスの燃焼、産業プロセスの排熱、エンジンの排気熱、地熱エネルギ、または集中太陽熱エネルギによって提供されることが好ましい。

熱エネルギを電気エネルギに変換するプロセスに、前記熱回収エンジンが使用されることが好ましい。

図１は、熱回収エンジンのフローシートの概略図である。 図２は、圧縮機の圧力比および作動ガス温度の関数として熱回収エンジンの出力を示す図である。 図３は、ピストンクラウン延長部を備えた、膨張シリンダの中間シリンダ冷却区間の概略図である。 図４は、すべてのバルブがクランクシャフトによって作動する１２５ｋＷの熱回収エンジンの図であり、圧縮機と膨張機ピストンとの間が直接に機械的接続されている。 図５は、圧縮チャンバ内に実質的なデッドスペースが含まれる、一定半径のシリンダ内を移動するピストンの両側で圧縮および膨張が起こるエンジンの概略図である。 図６は、一方が最小のデッドスペースを有し、他方が実質的なデッドスペースを有する２つの圧縮プロセスについてのＰ?Ｖ線図を表すチャートである。

本発明の好ましい実施形態を、添付の図面を参照して、一例として説明する。

図１には、密閉回路の再生式ピストン・シリンダブレイトンサイクルの熱回収エンジン５が開示されている。基礎システム圧力１０を有するガスの流れが圧縮機１５によって圧縮され、その結果、ガスの流れの圧力と温度が上昇する。圧縮機１５を出たガス流は、膨張機３０を出るガス流から熱エネルギを受けるように、再生器２０に搬送される。再生器２０では、圧縮機１５を出るガス流の温度が、ほぼ一定の圧力で上昇する。再生器２０を出たガス流はヒータ２５に搬送され、ヒータ２５では、ほぼ一定の圧力で、温度が動作温度のピークまで上昇する。ヒータ２５を出るガス流は、膨張機３０に搬送されて膨張し、ガス流の圧力が前記基礎システム圧力のすぐ上まで低下して、温度および密度も低下する。膨張機３０を出るガス流は再生器２０に搬送され、そこで、前述したように、膨張機の排気流の熱エネルギが、圧縮機１５を出るガス流に移動する。再生器２０を出たガス流は、ほぼ基礎システム圧力で、温度が低下する冷却器３５へ搬送されて回路が完結する。

このフローシートは、熱源４０と、この熱源からヒータ２５へ熱を伝達するための加熱装置４５とを有する。熱源４０および加熱装置４５には多くの実現性があり、例えば、潜熱または顕熱の蓄熱、バイオガスまたは埋立地ガスなどの排ガスの燃焼、バイオマスの燃焼、産業プロセスの排熱、エンジン排気の熱、地熱エネルギ、および集中太陽熱エネルギが含まれるが、これらには限定されない、また、冷却器３５は、冷却装置５０によって冷却されるが、これには液冷または空冷を含む場合があり、入口冷却が適用される場合には周囲温度以下への冷却も含まれる。

圧縮機１５および膨張機３０は、圧縮損失と膨張損失を許容できる低レベルに維持するように、一般的には容積型の装置であるが、必ずしもピストン・シリンダである必要はない。本明細書でピストン・シリンダ装置を選択していることは単なる例示であって、容積型の装置の他の実現性を排除するものではない。圧縮機１５と膨張機３０のピストンは、ピストンロッド５５を介して、クランクシャフト６５とコネクティングロッド７０によって往復動作をする高剛性の連結機構６０に連結されている。クランクシャフト６５は、圧縮機１５と膨張機３０の動作を維持し、サイクル中に生成された余剰電力を取り除く。

作動ガス流１０は、図示しないバルブを介して、単動式または複動式のいずれでもよい圧縮機１５及び膨張機３０に入る。以下に説明する理由により、これらのバルブ（特に膨張機シリンダの入口バルブ）は、例えばカムシャフト（図示せず）によって動作するように、エンジンの各回転中に定点で開閉する。

高剛性の連結機構６０は、往復運動に伴う摩擦損失を最小化するために潤滑または他の手段を備えたクロスヘッドガイド７５に、往復運動をするように規制されている。この構造により、ピストンとシリンダ壁の間の横方向の力が最小限に抑えられ、摩擦損失が低減される。さらに、圧縮機の仕事が膨張機のピストンからの出力で直接満たされるように、往復運動部材の質量と動作速度を選択することができる。このことにより、どのような容積式機構を採用した場合でも、最小限の要件で膨張機と圧縮機が直接に接続される。図１に示されているピストン・シリンダの実施形態では、膨張機３０のピストンは、圧力によって作用し、高剛性の連結機構６０を介して伝達された力が圧縮機１５のピストンを動作させると同時に、運動エネルギを取り出す。連結機構における余剰の運動エネルギを、クランクシャフト６５を介するどのような駆動モーメントも必要とせずに、圧縮行程を完了するために用いることができる。実際、最適な構成では、クランクシャフト６５は、単にサイクル内の余剰動力を取り出す。また、図示された機構では、高剛性の連結機構６０、クランクシャフト６５、コネクティングロッド７０、及びクロスヘッドガイド７５を限定的に潤滑することが可能であり、これらをすべて、図１に示されていない容器内に封入できる。この容器からの出口においてピストンロッド上に残存する油は、密閉された円形の開口部（スクレーパ）にピストンロッドを通過させることによってこすり落とすことができる。この容器及びそれに対応するスクレーパによって、圧縮機１５及び膨張機３０をオイルフリーにすることができる。

熱回収は、膨張機３０からの排気の温度が圧縮機１５を出るガス流の温度よりも高いことに基づく。このことは、圧縮機の圧力比が十分に低い場合に生じる。ヒータ２５に要求される加熱が減少すること、したがって、より熱機械効率が大きいことが、熱回収の利点である。

熱回収エンジン５は、密閉ループのフローシート上で動作し、これは、基礎システム圧力が相当大きくなり得ることを意味する。これには、コンパクトなエンジンから高出力が得られるという利点があり、さらに、すべての部品で避けられない圧力損失が低減されるという利点もある。さらに、密閉ループのフローシートを使用することで作動ガスの選択が可能になることも利点である。空気や窒素は自然に発生し、毒性がなく、容易に入手できるため、適切な選択となる。もう一つの可能性としては二酸化炭素があり、それは、特に基礎システムの圧力が十分に高ければ、大気温度で超臨界に圧縮できるためである。しかしながら、他のガスも利用可能であることを理解されたい。

また、閉ループのフローシート上で動作することには、別の重要な利点、すなわち、膨張機のバルブをカムシャフトによって駆動できることがある。これを説明するために、まず、開放ループのフローシートの場合を考える。明らかに、膨張サイクルの完了時のガス圧力は、ガスが大気に排出されるため、少なくとも大気圧でなければならない。しかしながら、ガス圧が大気圧より高い圧力であることは、エンタルピの浪費になるので好ましくない。開ループの場合、（１）質量処理量の維持と（２）周囲出口圧力の２つの要件は、ガス温度のピークが変化するのにつれてシステム全体の圧縮比を変化させるように、膨張機の入口バルブの閉鎖点を変化させることで満たすことができる（膨張機の出口バルブは、２ストローク動作の戻りストロークでは常に開く）。しかしながら、密閉ループのフローシートでは、ガス温度が設計点から逸脱した場合でも、圧縮機の入口バルブの可変制御は不要である。ピークガス温度が変化しても、バルブの設定が固定されていれば、圧縮機の圧力比が変化しない平衡状態での新しい運転が実行されるように基本システム圧力が適応することを、システムの熱力学的状態式から数学的に示すことができる。冷却器３５によって達成される温度の変動についても同様である。これにより、膨張機のバルブを設定が固定のカムシャフトで制御でき、膨張機の入口バルブの閉鎖点を能動的に制御することを必要とするやり方よりも簡単で安価に実施できる。また、受動的なバルブ機構に比べて圧力損失の低減につながる場合は、圧縮機のバルブをカムシャフト機構で作動させることも可能である。

圧縮機１５、再生器２０、ヒータ２５、膨張機３０、再生器２０及び冷却器３５を接続するダクトは、圧力損失と熱損失を低減するために、断面が大きく、断熱され、曲げが最小限である。同様に、再生器２０、ヒータ２５および冷却器３５は、熱伝達効率が高く圧力損失が最小となるように設計する必要がある。他の重要な設計上の考慮事項として、膨張機３０のデッドスペースを最小化することがあり、その理由は、膨張機のそのようなデッドスペースは性能の低下につながるからである。

図１に記載されたフローシートを参照されたい。このフローシートにおいて、作動ガスが窒素であり、ヒータによって達成される最大のガス温度が３５０℃であり、圧縮機の圧力比が１．７５であり、圧縮と膨張が等エントロピであり、圧縮機の入口でのガス流の温度が２５℃であり、熱回収が９５％の効率であり、そして他の熱損失、圧力損失または機械的損失がない基本例について、自然な温度階層が存在することを説明する。窒素の比熱容量を３００Ｋの値で一定と仮定し、ブレイトン熱力学サイクルの乾燥空気標準モデルを用いて計算を行った。この例での固有の仕事は窒素処理量１ｋｇあたり４１．９ｋＪであり、熱回収の熱機械効率は０．３９９である。熱力学的サイクルの種々の段階での温度は、２５℃（入口）、７６．５℃（圧縮機出口）、２４９．１℃（ヒータ前の再生器出口）、３５０℃（ヒータ後）、２５８．２℃（膨張機出口）、そして８５．６℃（冷却器前の再生器出口）である。再生器を用いない場合、熱機械効率は０．１４７となる。

入口冷却を適用すると、熱回収エンジンの性能が向上する。例えば、上記基本例で、圧縮機入口のガス流の温度を１５℃に設定する１つだけの変更をしたとする。これにより、圧縮仕事が減少し、固有の仕事が４．３％増加して窒素処理量１ｋｇあたり４３．７ｋＪになる。同時に、熱回収の効率は０．４１４に増加する。圧縮機入口のガス流の温度をさらに５℃まで下げると、窒素処理量１ｋｇあたりの仕事は４５．５ｋＪ（基本例よりも８．６％増加）となり、効率は０．４２９となる。エンジン回転数が一定の場合、入口冷却により圧縮機入口の作動ガスの密度も増加するため、前述した以上に出力が増加する。

基本例に対する以下の変形例から容積式機構の重要性が分かる。圧縮と膨張の断熱効率をいずれも小型ターボ機械で一般的な０．８５に設定したとする。固有の仕事は窒素処理量１ｋｇあたり１８．１ｋＪとなり、熱回収と非熱回収の熱機械効率はそれぞれ０．２００と０．０６６となる。高いピーク温度では、圧縮機の圧力比が大きくなるにつれて、非熱回収のブレイトンサイクルエンジンの効率が向上する。しかしながら、ピークガス温度が３５０℃で、圧縮と膨張の断熱効率が８５％の場合、圧力比を大きくすると効率と比出力が低下し、３．７５の圧力比では熱回収の効果が得られず、４．２の圧力比では非熱回収システムの出力がゼロになってしまう。要するに、ブレイトンサイクルのターボ機械を使用することは、特に実用規模以下の装置の場合に、高いピークガス温度でのみ可能である。

高い熱機械効率を達成するためには、再生器が高効率であることが必要である。例えば基本例を、０．９０または０．８５の効率を有する再生器を用いて変更した場合、全体的な熱機械効率はそれぞれ０．３６６と０．３３８に低下する。

ピークガス温度及び圧縮機の圧力比が変化するときの熱回収エンジンの好ましい実施形態の性能を図２に示す。計算の基礎は不変で、作動ガスは窒素であり、その他の条件は、３００Ｋでの比熱容量が一定の理想気体の使用、等エントロピ圧縮膨張、熱回収効率９５％、圧縮機入口温度２５℃とする。圧縮機の圧力比が一定の場合、効率と比仕事は常にピーク温度とともに増加する。所定のピーク温度では、圧力比が約１．７５まで低下すると効率が上昇するが、その後は熱回収損失により効率は実際に悪化する。所定のピーク温度では、非常に低いガス温度を除き、圧力比の低下はほとんどの場合に固有の仕事の低下を伴う。

本明細書に記載された熱回収エンジンは、高いバックワーク比（圧縮機が消費した仕事を膨張機が得た仕事で除した比率）を有する。圧縮機と膨張機の直結に関する前述の特徴により、圧縮と膨張に伴う摩擦損失をどのようにして最小限に抑えるかが示されている。また、容積式機構により、ターボ機械に関する圧縮損失と膨張損失を確実に回避できる。しかしながら、熱回収エンジンでは、以下に説明するように、特に膨張機シリンダが熱損失の影響を受ける。

図３には、複動式とされる膨張機３０のシリンダからの熱損失を低減するための手段が開示されている。ピストンロッド８０は、ピストンリング９０によってピストン８５に連結されている。膨張機３０のシリンダ９１内で発生し得る高温での焼き付きのない密なシールを実現するために、中間シリンダ冷却域９５が設けられている。通常、この中間シリンダ冷却域は、シリンダ壁のダクト内で冷却水を循環させることによって実現される。これらのダクトは、シリンダの中央部に集中し、ピストンリングがシリンダ壁と接触する領域に形成されている。図３には示されていないが、他の場所には、バルブアセンブリ１０５を有するシリンダヘッドを含むシリンダの残りの表面に断熱材１００が適用される。さらに、断熱クラウン延長部１１０がピストン８５に取り付けられる。その全体的な効果は、シリンダ壁の高温部（シリンダヘッド及び断熱領域に隣接）から冷却域９５への熱伝達を最小限にし、同時にピストンリング９０を密着させて焼き付きを生じさせないことである。熱伝導率の低い材料（セラミックやガラスなど）を使用してクラウン延長部を形成し、クラウン延長部とシリンダ壁の間の空きスペースを最小限に抑えることにより、熱伝達損失を最小限に抑えることができる。

図３に図示されているように、複動式の膨張機ピストンを有する熱回収エンジンによって、さらに２つの特定の実際的な課題に対処する必要がある。第１の課題は、ピストンロッド８０が膨張機のシリンダ９１を通過するところで発生する。基礎システム圧力が高いエンジンでは、膨張機のピーク圧力が２０ｂａｒになることがあり、さらに、膨張機の温度が高くなり、ピストンロッドがかなりの速度で動作することがある。このような圧力、温度、及び速度の条件の下では、ピストンロッド８０が膨張機のシリンダ９１を通過するシール部に注意すべきと考えられる。第２の課題は、どのような漏れであっても機械損失及び熱エネルギ損失を伴うため、可能な限り漏れのない膨張機バルブを設計することである。

ここで、嫌気性消化によるバイオガスなどの可燃性排気ガスから電力を発生させるための好ましい実施形態におけるエンジンの有用性を示すために、非限定的な例を示す。エンジンの設計容量が約１２５ｋＷで、回路内のピークガス温度が４５０℃になるように、フレアガスの燃焼で熱が供給されると仮定する。この例では、作動ガスは、圧縮機前の温度２５℃、基礎システム圧力９００ｋＰａ、圧縮機の圧力比１．９０の空気が選択されている。モデルは先の基本例で用いられたモデルに類似するが、ここではポリトロープ圧縮及び膨張が用いられており（ポリトロープ指数は圧縮が１．２０、膨張が１．４０）、膨張前の膨張機容積の０．１０（圧縮前の圧縮機容積の０．０６）のデッドスペースが実際に許容されている。再生器の効率は９２％を想定し、圧力損失は、圧縮機の入口と出口がともに１０ｋＰａ、膨張機バルブの入口と出口がともに１０ｋＰａ、高圧の構成要素が５ｋＰａ、低圧の構成要素が５ｋＰａと想定している。

上記の条件の下では、圧縮機の固有仕事は５９．６ｋＪ／ｋｇであり、膨張機の固有出力は１１３．９ｋＪ／ｋｇであり、正味の固有仕事は５４．３ｋＪ／ｋｇである。熱回収効率は０．３８９である。

図４を参照すると、４つの複動式圧縮機シリンダ１５と、それと水平に対向する４つの複動式膨張機シリンダ３０と、圧縮機用ピストンロッドと膨張機用ピストンロッドの間の高剛性の一対の機械的な連結部６０とを有する、好ましい実施形態のエンジンが開示されている。ヒータと冷却器は図示しておらず、２つの大きな球根状の形状が再生器２０を構成している。再生器は、設計の便宜上、２つの要素に分割されているが、他の配置も可能である。ストロークは１７０ｍｍで、内径は１６０ｍｍ（圧縮機）と２２０ｍｍ（膨張機）である。この実施形態では、すべてのバルブはカムシャフトによって作動するが、圧縮機のバルブは受動的なバルブにすることも可能である。運転速度が１０Ｈｚの場合、空気の質量流量は設計点で２．７１ｋｇ／ｓである。熱力学モデルによれば、このエンジンは、他の損失が発生する前に１４７ｋＷの機械出力を発生させる。これらの損失の中には駆動系の摩擦損失が含まれ、これは前述のように往復動部品の質量を最適に選択することで確実に低減できる。

図４のエンジンの圧縮と膨張はオイルフリーであり、全ての潤滑がクランクシャフト、ベアリング、コネクティングロッド、機械的連結部、及びクロスヘッドガイドに制限される。膨張機のピストンリングが高い動作温度で焼付きを起こさないようにするため、図３に関して説明したように、中間シリンダ冷却域９５が膨張機シリンダに取り入れられている。この中間シリンダ冷却域は、膨張機ピストンに断熱性のクラウン延長部（図４には示さず）を取り入れることで補助される。

図１及び図４に示された構造は、圧縮機シリンダ及び膨張機シリンダが単動または複動のいずれであっても、異なるシリンダ径を有することを想定している。先に説明した基本例のような実施形態では、膨張機を出る高温ガスの体積流量（例えば、毎秒リットル）は、圧縮機に入る低温ガスの体積流量よりも実質的に大きい。そのため、圧縮機と膨張機は、圧縮機と膨張機のピストン間で高剛性の機械的連結部を使用することによって強制的に同じストロークを有するが、膨張機シリンダの直径は圧縮機シリンダの直径よりも実質的に大きい。このことは必ずしも必要ではない。特に、圧縮室が実質的なデッドスペースを含むことを条件として、膨張室と圧縮室を同じ直径と同じストロークにすることができる。次に、この実施形態について説明する。

図５を参照すると、複動式ピストン・シリンダのブレイトンサイクル熱回収エンジン用の機構１１５が開示されており、その圧縮室と膨張室は、一定直径のシリンダ１２５内を一定ストロークで動作するピストン１２０の両側に位置している。既に説明をしたこの機構の特徴には、クランク１３０、コネクティングロッド１３５、クロスヘッドサポート１４０、圧縮機入口弁１４５、圧縮機出口弁１５０、膨張機入口弁１５５、膨張機出口弁１６０、中間シリンダ冷却域１６５、断熱部１７０、そして断熱性ピストンクラウン延長部１７５が含まれる。圧縮室１８０は実質的なデッドスペースを含み、膨張室１８５のデッドスペースは可能な限り小さい。

先に説明したように、膨張機から体積流量は、圧縮機への体積流量のほぼ２倍大きい。このことは、図６における一方の最小のデッドスペースと、デッドスペース比（圧縮室の合計容積に対するデッドスペースの比率）が大きな他方のデッドスペースでの２種のＰ−Ｖ線図に示されるように、デッドスペースを適切に利用した図５の機構で実現できる。図６において、２種のＰ−Ｖ線図では、デッドスペース比がそれぞれ０．０５０と０．４６２であり、作動ガスが空気、入口の空気圧が絶対圧１ＭＰａ、圧縮機の圧力比が１．９、そして圧縮のポリトロープ指数が１．４である。２種のＰ−Ｖ線図の体積効率（デッドスペースがゼロの場合と比較した場合の空気吐出し量）は、それぞれ０．９６９と０．５００である。後者の場合は、前述の基準例とほぼ同様、膨張室と圧縮室が同じ内径と同じストロークを有し、しかも圧縮機の入口の体積流量が膨張機の出口の体積流量の半分になるように、デッドスペースを適切に利用している。

図５に示されたデッドスペースの形状は、一様なシリンダを長さ方向に延長することに制限されない。当業者であれば容易に理解できるように、他の形状も可能である。

要するに、エンジン５（図１）の基礎となるブレイトンサイクルの少なくとも好ましい実施形態の動作は、前述した特徴に基づいている。圧縮と膨張を容積式で行うと、通常のターボ機械で発生するよりも圧縮損失と膨張損失が小さくなる。小さな圧力比で動作することは、膨張機を出るガスの熱エネルギの回収効率が優れ、全体的な熱機械効率が高いということである。基礎システム圧力が高い密閉ループのフローシートを使用すると、エンジンの体積出力密度が高くなり、フローシート全体における避けられない圧力降下が深刻な影響を及ぼすことがなくなる。また、密閉ループのフローシートにより、ピストン・シリンダ式膨張機の入口バルブをカムシャフトで駆動し、圧縮機の圧力比を一定に保つことが可能になる。つまり、バルブを能動的に制御することが不要になる。エンジンは、圧縮機と膨張機のピストン間を直接機械的に連結するクロスヘッド機構によって作動する。その構造と動作条件は、損失を誘発するクランクの関わりなしに、膨張機によって圧縮機のすべての仕事が満たされるように調整できる。膨張シリンダの中間シリンダ冷却部と断熱クラウン延長部によって、膨張ピストンの効果的なシールと熱損失の低減を実現できる。これらの一般的な利点は、圧縮機のバルブに十分広い領域があり、ピストンロッドが圧縮機ヘッドを通過する点で冷却される図５に関して説明した機構の場合の特定の利点によって補われる。

特定の実施形態を参照して本発明を説明したが、当業者には、本発明を他の形態で実施できることが理解されるであろう。

Claims (14)

1. エンジン内の閉ループを流れ、圧縮機入口が基礎システム圧力であるガス流の圧力、密度、及び温度を上昇させる圧縮機と、
   前記ガス流が前記基礎システム圧力より高圧に圧縮されるときにガス流の圧力を低下させると同時にガス流から動力を受ける膨張機と、
   前記膨張機の下流ガス流から前記圧縮機の下流ガス流へ熱エネルギを伝達し、それにより、前記圧縮機の前記下流ガス流の温度をほぼ一定の圧力で上昇させる再生器と、
   前記再生器から出た後に、ほぼ一定の圧力で前記ガス流にさらに熱エネルギを与えるヒータと、
   熱源及び前記熱源から前記ヒータへ熱エネルギを伝達する加熱装置と、
   前記圧縮機での圧縮の前に前記ガス流を冷却する冷却器と、
   前記冷却器から周囲へ熱を伝達する熱エネルギ伝達装置と、
   前記圧縮機および前記膨張機の動作を確保しつつ余剰の動力または電力を取り出す操作器と、
   前記圧縮機、再生器、加熱器、膨張器及び冷却器の間で前記ガス流を搬送するための複数の断熱ダクトと、
   を含む熱回収エンジン。
2. 請求項１において、
   固定された低い圧縮機圧力比で動作する
   熱回収エンジン。
3. 請求項２において、
   前記圧縮機および膨張機は容積式装置である
   熱回収エンジン。
4. 請求項３において、
   前記容積式装置は、複数のシリンダ及びピストンを備えたピストン・シリンダ機構を有する
   熱回収エンジン。
5. 請求項４において、
   前記ピストン・シリンダ機構は、ピストンの両側のチャンバを用いてシリンダ内で複動する機構である
   熱回収エンジン。
6. 請求項４において、
   前記ピストン・シリンダ機構は、前記圧縮機と前記膨張機との間に一対の直接連結部を有する
   熱回収エンジン。
7. 請求項４において、
   前記ピストン・シリンダ機構は、クランクシャフトをピストンのピストンロッドに連結するコネクティングロッドを横方向に拘束するクロスヘッド機構を有する
   熱回収エンジン。
8. 請求項６において、
   前記直接連結部は、クランクシャフトによって加えられるトルクに頼らずに、可能な限り多くの圧縮仕事がピストンによって直接満たされるように、動作量及び動作速度に対して選択される
   熱回収エンジン。
9. 請求項４において、
   前記ピストン・シリンダ機構のバルブは、膨張機のシリンダのカムシャフトによって作動する
   熱回収エンジン。
10. 請求項４において、
    前記ピストン・シリンダ機構は、ピストンリングの焼き付きを防ぐ冷却機構を含む
    熱回収エンジン。
11. 請求項１０において、
    前記冷却機構は、ピストンから膨張室に延びる断熱クラウン延長部を含む
    熱回収エンジン。
12. 請求項５において、
    複動式の前記ピストン・シリンダ機構は、一定の半径の単一シリンダ内で、ピストンの一方の側での圧縮とピストンの他方の側での膨張とを行い、且つ圧縮室に実質的に最適化されたデッドスペースが形成される状態で動作可能である
    熱回収エンジン。
13. 請求項１において、
    前記熱源は、蓄熱された潜熱または顕熱の熱エネルギ、嫌気性消化からのバイオガスまたは埋立地ガスの燃焼、バイオマスの燃焼、産業プロセスの排熱、エンジンの排気熱、地熱エネルギ、または集中太陽熱エネルギによって提供される
    熱回収エンジン。
14. 請求項１に記載の熱回収エンジンが使用される、熱エネルギを電気エネルギに変換するプロセス。