JP4228918B2 - 排気熱回収装置 - Google Patents

Description

本発明は、排気熱回収装置に関し、特に、小型化が実現し易い排気熱回収装置に関する。

近年、乗用車やバス、トラック等の車両に搭載される内燃機関の排熱や工場排熱を回収するために、理論熱効率に優れたスターリングエンジンが注目されてきている。

山下巌氏、濱口和洋氏らによる「スターリングエンジンの理論と設計」山海堂（１９９９年）（非特許文献１）の第２頁には、図１３に示すようなスターリングエンジンが開示されている。そのスターリングエンジン１２０は、α型であり、二つのパワーピストン（圧縮ピストン１２１、膨張ピストン１２２）が直列並行に配置されている。

低温側シリンダ１２３の上部の圧縮空間１２４の上方には、冷却器１２５と再生器１２６が低温側シリンダ１２３の延在方向（軸線方向）に沿って（同一直線上に）直線状に設けられている。なお、符号１２７は加熱器、１２８はバーナ、１２９は膨張空間、１３０は高温側シリンダである。

山下巌氏、濱口和洋氏らの共著 「スターリングエンジンの理論と設計」山海堂 １９９９年 実開平６−６０７５１号公報 実開平４−８９８３６号公報 特開２００２−９８４３２号公報

ところで、スターリングエンジンにより構成可能な排気熱回収装置の装置規模（全体構成）の小型化が要求される場合がある。特に、この排気熱回収装置が例えば車両の内燃機関の排気ガスのような排熱を熱源として作動する場合には、車両の床下に配される内燃機関の排気管に隣接するスペースのように、限られた空間に排気熱回収装置を搭載しなくてはならない場合がある。その場合、排気熱回収装置の装置規模は、コンパクトに抑えられる必要がある。

一方、作動流体の流動に対する圧力損失が生じると、排気熱回収装置の出力低下につながる。そのため、排気熱回収装置の小型化に際しては、作動流体の流動損失を増加させないように行われる必要がある。

また、排気熱回収装置の熱交換器をコンパクトにした結果、熱交換能力が低下すると、エンジン出力が低下する。そのため、必要な熱交換能力を確保しつつ、排気熱回収装置の小型化が実現されなければならない。

本発明の目的は、小型化が実現し易い排気熱回収装置を提供することである。

本発明の排気熱回収装置は、少なくとも２つのシリンダと、前記シリンダ内を往復運動するピストンと、駆動軸を中心に回転するクランクシャフトと、前記ピストンと前記クランクシャフトとを連結するコネクティングロッドと、第１の前記シリンダに接続される加熱器と、前記加熱器に接続される再生器と、前記再生器と接続されるとともに第２の前記シリンダに接続される冷却器とを備えた排気熱回収装置であって、前記第２のシリンダの軸線方向に直交する前記第２のシリンダの任意の断面を前記第２のシリンダの軸線上及び前記軸線の延長線上に仮想的に重ねることによって形成される仮想空間の外に前記冷却器の冷媒により冷却される作動流体の流路の少なくとも一部が配置されていることを特徴としている。

これにより、排気熱回収装置の第２のシリンダの軸線方向の長さを抑えることが可能となる。前記第２のシリンダの軸線方向に直交する前記第２のシリンダの任意の断面を前記第２のシリンダの頂部の方向に前記第２のシリンダの軸線上及び前記軸線の延長線上に仮想的に重ねることにより圧縮空間側に仮想空間が形成される。前記第２のシリンダの軸線方向に直交する前記第２のシリンダの任意の断面を前記第２のシリンダの頂部の方向に前記第２のシリンダの軸線上及び前記軸線の延長線上に仮想的にスライドさせることにより仮想空間が形成されることができる。

仮想空間の外に冷却器のうち冷媒により冷却される作動流体の流路が配置されると、排気熱回収装置の第２のシリンダの軸線方向の長さの抑制効果が大きい。仮想空間の外に前記冷却器のうち体積の大部分を占めるクーラ容器が配置されると、排気熱回収装置の第２のシリンダの軸線方向の長さの抑制効果が大きい。仮想空間の外に冷却器の全体が配置されていると、排気熱回収装置の第２のシリンダの軸線方向の長さの抑制効果が大きい。

ここで、冷却器では、その構造上の理由からもともと、作動流体が伝熱管に流入するときに相対的に大きな圧力損失が生じるものであり、前記仮想空間の外（例えば、第２のシリンダの外周部から、第２のシリンダの軸線方向に直交する方向に外れた側方の位置）に配置されるために、冷却器の流路（冷却器の伝熱管、クーラ容器内の伝熱管に接続される接続用配管が含まれる）が第２のシリンダの軸線方向に沿う方向から曲げられた形状とされる場合であっても、それが圧力損失の更なる大幅な増大につながる影響は相対的に少ない。

一方、再生器自体は、その構造上の理由から、作動流体が再生器を流れるときの圧力損失が相対的に少ないが、排気熱回収装置の小型化のために再生器を例えば第２のシリンダの外周部の側方に配置し、その再生器に作動流体を導くための流路が第２のシリンダの軸線方向に沿う方向から曲げられた形状とされると、その流路を流れるときの圧力損失が大幅に増大する。このことから、排気熱回収装置の小型化のために第２のシリンダの軸線方向に沿う直線状の形状ではなく曲げられた形状とされることによる圧力損失に関する悪影響が少ないのは、再生器ではなく冷却器であるといえる。

上記の圧力損失の点から、再生器は、再生器自体が構造上の理由から有する圧力損失の少なさという長所が損なわれないように、第２のシリンダの軸線方向に沿って直線状に配置されることが好ましい。このように、再生器が第２のシリンダの軸線方向に沿って直線状に配置された構成においては、上記の仮想空間は、第２のシリンダの軸線方向に直交する第２のシリンダの任意の断面と、第２のシリンダの軸線方向に直交する再生器の任意の断面との間に形成され、それらの２つの断面がそれぞれ軸線方向両側の端面となる空間であると定義されることができる。

本発明の排気熱回収装置において、前記冷却器は、前記第２のシリンダの外周側に設けられることを特徴としている。

第２のシリンダの外周側に冷却器が設けられると、第２のシリンダの外周部が効果的に冷却される。また、第２のシリンダの外周側に冷却器が設けられることにより、第２のシリンダの周囲の環境から第２のシリンダの外周部が受熱することが効果的に抑制される。冷却器は、第２のシリンダの外周部に直接的に又は熱伝導率の良好な部材を介して接触するように設けられることが冷却効果の点で好ましく、冷却器の熱媒体が第２のシリンダの外周部に接触するように設けられることが冷却効果の点で更に好ましい。

冷却器は、第２のシリンダの外周側の圧縮空間に対応する位置に設けられることが圧縮空間の冷却効果の点で好ましい。この場合、冷却器は、第２のシリンダの頂面の位置に対応する位置から下死点にある圧縮ピストンの頂面の位置に対応する位置まで設けられることができる。特に、冷却器は、少なくとも、第２のシリンダの頂面の位置の近傍に対応する位置に設けられることが好ましい。

冷却器は、第２のシリンダの外周部を周方向に囲むように構成されることができる。この構成によれば、排気熱回収装置の第２のシリンダの軸線方向の大きさをコンパクトに抑えつつ、冷却器は、必要な熱交換能力を得るための十分な容量を確保することができる。この場合、冷却器は、第２のシリンダの外周部を周方向に囲むようにリング状に設けられることができる。冷却器は、第２のシリンダの外周部を周方向全周に亘って囲むように形成されることが第２のシリンダの外周部の冷却効果の点で好ましい。

本発明の排気熱回収装置において、前記冷却器は、前記冷却器により前記第１のシリンダの外周部の頂部側が冷却されない位置に配置されていることを特徴としている。

これにより、効率の低下が抑制される。膨張空間が冷却されることがない。

本発明の排気熱回収装置において、前記再生器からの作動流体を前記冷却器の内部に導くための開口部は、前記再生器での前記作動流体の流線方向に概ね直交する面に開口するように設けられていることを特徴としている。

前記再生器からの作動流体を前記冷却器の内部に導くための開口面積が相対的に小さい開口部を有する部分（管、流路）は、クーラ容器の内部に収容されている伝熱管の一部がクーラ容器の外に出ているものであることができ、また、クーラ容器の内部に収容されている伝熱管に接続される接続用配管であることができる。

再生器からの作動流体を冷却器の内部に導くための開口部に作動流体が入るときに、相対的に大きな流動損失が生じる。再生器からの作動流体が作動流体を冷却器の内部に導くための開口部に流入されるときの流線方向が、再生器内での作動流体の流線方向と大きく異なっている場合には、上記開口部に作動流体が流入されるときに生じる流動損失が増大する。上記本発明では、再生器からの作動流体を冷却器の内部に導くための開口部が再生器内での作動流体の流線方向に概ね直交する面に開口するように設けられているため、上記開口部に流入されるときの流線方向が、再生器内での作動流体の流線方向と大きく異なることがなく、上記開口部に作動流体が流入されるときに生じる流動損失の増大が抑制される。

本発明の排気熱回収装置において、前記再生器からの作動流体を前記冷却器に導くための管の開口部は、前記第２のシリンダの外周壁部に沿う面又は前記面の延長線上の面に開口するように設けられていることを特徴としている。

再生器からの作動流体を冷却器に導くための管の開口部が、第２のシリンダの外周壁部に沿う面又はその面の延長線上の面に開口するように設けられると、再生器からの作動流体を冷却器に導くための管が、上記仮想空間において、第２のシリンダの軸線方向に沿う向きに配されることなく構成されることが可能となる。これにより、排気熱回収装置の第２のシリンダの軸線方向の長さを抑えることが可能となる。

また、再生器からの作動流体を冷却器に導くための管の開口部が、第２のシリンダの外周壁部に沿う面又はその面の延長線上の面に開口するように設けられているため、管の干渉、引き回しを配慮した設計を行わなくてすむ場合が多い。

再生器からの作動流体を冷却器に導くための管の開口部が、第２のシリンダの外周壁部に沿う面又はその面の延長線上の面に開口するように設けられると、上記開口部に流入されるときの流線方向が、再生器内での作動流体の流線方向と大きく異なる場合があり、上記開口部に作動流体が流入されるときに生じる流動損失が増大するおそれがあるが、これに対しては、再生器から上記開口部までの間に、再生器からの作動流体の流線を上記開口部側に制御する溝・案内板などの流線制御機構が設けられることで対応可能である。

本発明の排気熱回収装置において、前記第２のシリンダの内部からの作動流体を前記冷却器の内部に導くための開口面積が前記第２のシリンダの内部での前記作動流体の流路の断面積よりも小さい開口部は、前記第２のシリンダの内部での前記作動流体の流線方向に概ね直交する面に開口するように設けられていることを特徴としている。

前記第２のシリンダの内部からの作動流体を前記冷却器の内部に導くための開口面積が相対的に小さい開口部を有する部分（管、流路）は、クーラ容器の内部に収容されている伝熱管の一部がクーラ容器の外に出ているものであることができ、また、クーラ容器の内部に収容されている伝熱管に接続される接続用配管であることができる。

第２のシリンダの内部での作動流体の流路の断面積よりも小さい開口面積を有する開口部に作動流体が入るときに、相対的に大きな流動損失が生じる。第２のシリンダの内部からの作動流体が作動流体を冷却器の内部に導くための開口部に流入されるときの流線方向が、第２のシリンダの内部での作動流体の流線方向と大きく異なっている場合には、上記開口部に作動流体が流入されるときに生じる流動損失が増大する。上記本発明では、第２のシリンダの内部からの作動流体が作動流体を冷却器の内部に導くための開口部が第２のシリンダの内部での作動流体の流線方向に概ね直交する面に開口するように設けられているため、上記開口部に流入されるときの流線方向が、第２のシリンダの内部での作動流体の流線方向と大きく異なることがなく、上記開口部に作動流体が流入されるときに生じる流動損失の増大が抑制される。

本発明の排気熱回収装置において、前記第２のシリンダの内部からの作動流体を前記冷却器に導くための管の開口部は、前記第２のシリンダの外周壁部に沿う面又は前記面の延長線上の面に開口するように設けられていることを特徴としている。

第２のシリンダの内部からの作動流体を前記冷却器に導くための管の開口部が、第２のシリンダの外周壁部に沿う面又はその面の延長線上の面に開口するように設けられていると、第２のシリンダの内部からの作動流体を冷却器に導くための管が、前記仮想空間において、第２のシリンダの軸線方向に沿う向きに配されることなく構成されることが可能となる。これにより、排気熱回収装置の第２のシリンダの軸線方向の長さを抑えることが可能となる。

また、第２のシリンダの内部からの作動流体を冷却器に導くための管の開口部が、第２のシリンダの外周壁部に沿う面又はその面の延長線上の面に開口するように設けられているため、管の干渉、引き回しを配慮した設計を行わなくてすむ場合が多い。

第２のシリンダの内部からの作動流体を冷却器に導くための管の開口部が、第２のシリンダの外周壁部に沿う面又はその面の延長線上の面に開口するように設けられると、上記開口部に流入されるときの流線方向が、第２のシリンダの内部での作動流体の流線方向と大きく異なる場合があり、上記開口部に作動流体が流入されるときに生じる流動損失が増大するおそれがあるが、これに対しては、第２のシリンダの内部から上記開口部までの間に、第２のシリンダの内部からの作動流体の流線を上記開口部側に制御する溝・案内板などの流線制御機構が設けられることで対応可能である。その流線制御機構は、圧縮ピストンの頂面の形状に変更を加えたものであることができる。

本発明の排気熱回収装置において、前記第２のシリンダと前記再生器との間には、断熱層が設けられていることを特徴としている。

上記本発明によれば、再生器から第２のシリンダへの伝熱が有効に抑制される。
この断熱層は、前記再生器からの作動流体を前記冷却器の内部に導くための開口面積が前記再生器での前記作動流体の流路の断面積よりも小さい開口部が、前記再生器での前記作動流体の流線方向に概ね直交する面に開口する構成を採用する際に使用可能な前記再生器での前記作動流体の流線方向に概ね直交する面を有する部材であることができる。また、上記断熱層は、前記第２のシリンダの内部からの作動流体を前記冷却器の内部に導くための開口面積が前記第２のシリンダの内部での前記作動流体の流路の断面積よりも小さい開口部が、前記第２のシリンダの内部での前記作動流体の流線方向に概ね直交する面に開口する構成を採用する際に使用可能な前記第２のシリンダの内部での前記作動流体の流線方向に概ね直交する面を有する部材であることができる。

本発明の排気熱回収装置において、前記第２のシリンダの頂面と前記再生器との間には、熱媒体が流通する熱媒体流路が設けられ、前記熱媒体流路の両端部は、前記冷却器に連通していることを特徴としている。

上記本発明によれば、再生器から第２のシリンダへの伝熱が有効に抑制される。この熱媒体流路は、上記断熱層であることができる。この熱媒体流路が、上記断熱層とは別に設けられる場合には、上記断熱層よりも前記第２のシリンダの頂面に近い側に設けられることが好ましい。

本発明の排気熱回収装置において、前記冷却器には、作動流体を冷却するための熱媒体が供給され、前記冷却器には、前記冷却器に供給された前記熱媒体が前記冷却器から排出されるための出口が設けられ、前記出口は、前記排気熱回収装置が回収する対象の排気熱を供給する排気熱回収対象に搭載された状態において、前記冷却器内の前記熱媒体が入った空間の上部に形成されていることを特徴としている。

上記本発明では、冷却器の出口が、排気熱回収装置が回収する対象の排気熱を供給する排気熱回収対象に搭載された状態において、冷却器内の熱媒体が入った空間の上部に形成されているため、冷却器内の熱媒体よりも比重が小さい物体がその比重の相違を利用して、冷却器の出口の近傍に移動する。これにより、冷却器内の空気（気泡）の排出が促進される。

本発明の排気熱回収装置において、前記冷却器は、リング形状を有し、前記冷却器には、前記熱媒体が前記冷却器の周方向に流れる流路が設けられることを特徴としている。

上記本発明において、冷却器が連続的にカーブするリング形状に形成され、熱媒体の流路には、冷却器に供給された熱媒体がよどむ要因となる屈曲部や角の部分がないので、冷却器において熱媒体がスムーズに流れ易く、冷却器の冷却性能の低下が抑制される。

本発明の排気熱回収装置において、前記冷却器には、前記熱媒体が供給される入口が前記出口よりも下方に設けられ、前記冷却器には、前記熱媒体が前記冷却器において前記入口と前記出口との間に形成される前記流路を単一の方向で進行するように前記流路を区画する隔壁が設けられ、前記障壁は、前記入口よりも上方に設けられ、前記障壁には、前記障壁の前記入口側と前記出口側を貫通する小孔が設けられていることを特徴としている。

冷却器内の空気（気泡）が隔壁における入口側の面に留まることなく、熱媒体との比熱の相違を利用して、小孔を通り抜けて隔壁の出口側に抜ける。隔壁の出口側に抜けた空気は、熱媒体との比熱の相違を利用して、及び／又は熱媒体の流動にのって出口より冷却器の外に排出される。

本発明の排気熱回収装置において、前記冷却器における前記熱媒体が供給される入口に接続される前記熱媒体を前記冷却器に供給するための熱媒体供給用配管および、前記冷却器の前記出口に接続される前記熱媒体を前記冷却器から排出するための熱媒体排出用配管は、それぞれ、前記冷却器の前記流路を形成する面のうち周方向に延在する面以外の面同士の間の概ね中央近傍に設けられることを特徴としている。

冷却器において熱媒体の流路を形成する面のうち、その流路の周面を構成する周方向に延在する面に沿って熱媒体が案内されつつ流れることで、熱媒体が周回方向に流れる。熱媒体の流路を形成する面のうち周方向に延在する面以外の面に熱媒体が当たると、熱媒体の周回方向の流動に対する損失につながる。よって、熱媒体供給用配管及び熱媒体排出用配管は、それぞれ冷却器の熱媒体の流路を形成する面のうち周方向に延在する面以外の面同士の間の中央部近傍に、即ち、周方向に延在する面以外の面から離間した位置に、熱媒体の流れが集中的に形成されるように設けられる。

本発明の排気熱回収装置において、前記排気熱回収装置は、前記第１及び第２のシリンダの軸線方向がそれぞれ水平方向となるように設置されることを特徴としている。

冷却器においてリング状に形成される熱媒体の流路の一部における接線方向と、冷却器内の熱媒体よりも比重が小さい物体がその比重の相違を利用して移動する方向とは、概ね一致する。冷却器内の熱媒体よりも比重が小さい物体は、その比重の相違を利用して、リング状に形成される熱媒体の流路のカーブ形状に沿って移動する。その物体の移動経路ないし移動先が特定され易い。その物体が冷却器から排出され易い。

本発明の排気熱回収装置において、前記少なくとも２つのシリンダは、直列に配置され、前記冷却器と前記再生器と前記加熱器は、熱交換器を構成し、前記熱交換器は、前記第１のシリンダと前記第２のシリンダとを結ぶように前記熱交換器の少なくとも一部がカーブ形状を有するように構成されていることを特徴としている。

上記本発明によれば、２つのシリンダが直列に配置され、かつ熱交換器が第１及び第２のシリンダとを結ぶようにその少なくとも一部がカーブ形状を有するように構成されているので、搭載スペースがコンパクトに抑えられ、車両のような限られたスペースに搭載される場合であっても設置の自由度が増す。更に、例えば管の内部のように受熱可能な領域が限定されている場合に、その領域内で加熱器をカーブ形状に形成すれば伝熱面積を極力大きく確保することができる。また、冷却器または再生器をカーブ形状にした場合には、角のある形状に比べて流路抵抗を低減することができる。流路抵抗の観点から、熱交換器の一部にでも角の部分がないように構成される。熱交換器の流路の軸線は、角の部分が形成されないように直線同士の組み合わせではなく、曲線と直線との組合わせまたは曲線のみから、構成されるのが良い。

本発明の排気熱回収装置において、前記加熱器は、前記第１のシリンダと前記第２のシリンダとを結ぶような前記カーブ形状を有するように構成され、前記再生器は、前記シリンダの延在方向に沿う直線状に構成されていることを特徴としている。

上記本発明によれば、加熱器のカーブ形状の部分を、例えば管の内部のように受熱可能な領域であって限定された領域に対応させて設計・配置すれば、その領域内で伝熱面積を極力大きく確保することができる。また、再生器がシリンダの延在方向に沿う直線状に構成されているため、流路抵抗が少ない。

本発明の排気熱回収装置において、前記排気熱回収装置の出力は、前記第１のシリンダ内の第１の前記ピストンと前記第２のシリンダ内の第２の前記ピストンとに共通に接続された駆動軸を介して取り出され、前記第１ピストンが上死点にあるときの前記第１ピストンの頂部と前記駆動軸との間の距離と、前記第２ピストンが上死点にあるときの前記第２ピストンの頂部と前記駆動軸との間の距離とが相違するように構成されていることを特徴としている。

上記本発明によれば、その相違を利用して、第１のシリンダの上部を例えば車両の排気管の内部のように受熱可能な領域に配置するとともに、冷却器及び第２のシリンダは、受熱可能な領域の外に配置することが容易である。

本発明の排気熱回収装置において、前記距離の相違は、前記第１ピストンの長さと前記第２ピストンの長さの相違に対応していることを特徴としている。

上記本発明によれば、第１ピストンの長さを長く形成することで、第１ピストンの頂面側を受熱可能な領域に配置し、第１ピストンの頂面側から離間する方向に温度勾配を大きく持たせ、頂面側に比べて相対的に温度の低く熱膨張の影響がない第１ピストンの頂面側から離間した位置にて第１のシリンダとの間をシールさせることができる。

本発明の排気熱回収装置において、前記第１のシリンダにおいて前記加熱器と接続される面と、前記再生器において前記加熱器と接続される面は、前記排気熱回収装置により回収される排気熱が供給される排気通路に露出するように設けられ、前記第１のシリンダにおいて前記加熱器と接続される面と、前記再生器において前記加熱器と接続される面は、概ね同一であることを特徴としている。

上記本発明によれば、排気通路内において、前記第１のシリンダにおいて前記加熱器と接続される面と、前記再生器において前記加熱器と接続される面との間に大きな段差が形成されないので、排気通路を流れる熱源となる流体の流動に対して流動抵抗が抑制される。

本発明の排気熱回収装置において、前記加熱器は、前記第１及び第２のシリンダの上部同士を連結し、かつ前記第１のシリンダにおいて前記加熱器と接続される面、又は前記再生器において前記加熱器と接続される面から、前記排気通路を構成する管の内面までの距離と、前記加熱器の端部と前記加熱器の最上部の距離とが概ね同じ大きさになる構成に合わせて、前記加熱器がカーブ形状を有するように構成されていることを特徴としている。

上記本発明では、加熱器は、排気管の内部で排気ガスとの接触面積を大きくとることができる。

本発明の排気熱回収装置において、更に、前記第１のシリンダ内の第１の前記ピストンと前記第２のシリンダ内の第２の前記ピストンの少なくともいずれか一方に直接的又は間接的に連結され、当該連結されたピストンが当該シリンダ内を往復運動するときに近似直線運動するように設けられた近似直線機構を備えたことを特徴としている。

本発明の排気熱回収装置において、装置取付面を備えるとともに熱媒体が内部を通過する熱媒体通路の内部に前記加熱器が配置され、前記装置取付面と前記第１のシリンダにおいて前記加熱器と接続される面及び前記装置取付面と前記第２のシリンダにおいて前記冷却器と接続される面とが平行となるように前記熱媒体通路に取り付けられることを特徴としている。

上記本発明では、熱媒体通路に設けられた装置取付面と、第１のシリンダにおいて加熱器と接続される面及び第２のシリンダにおいて冷却器と接続される面とを平行にして、熱媒体通路に取り付けられる。これにより、既存の排気管のような熱媒体通路に大幅な設計変更を加えることなく、容易に熱媒体通路に排気熱回収装置を取り付けることができる。その結果、排気熱回収対象本体の性能や搭載性、騒音等の機能を損なうことなく、排気熱回収装置を熱媒体通路に搭載することができる。

本発明の排気熱回収装置において、装置取付面を備えるとともに熱媒体が内部を通過する熱媒体通路の内部に前記加熱器が配置され、前記排気熱回収装置の出力は、前記第１のシリンダ内の第１の前記ピストンと前記第２のシリンダ内の第２の前記ピストンとに共通に接続された駆動軸を介して取り出され、前記装置取付面と前記駆動軸の回転軸とが平行となるように前記熱媒体通路に取り付けられることを特徴としている。

上記本発明では、装置取付面と駆動軸の回転軸とが平行となるように熱媒体通路に取り付けられる。これにより、既存の排気管のような熱媒体通路に大幅な設計変更を加えることなく、容易に熱媒体通路に排気熱回収装置を取り付けることができる。その結果、排気熱回収対象本体の性能や搭載性、騒音等の機能を損なうことなく、排気熱回収装置を熱媒体通路に搭載することができる。

本発明の排気熱回収装置において、装置取付面を備えるとともに熱媒体が内部を通過する熱媒体通路の内部に前記加熱器が配置され、前記排気熱回収装置の出力は、前記第１のシリンダ内の第１の前記ピストンと前記第２のシリンダ内の第２の前記ピストンとに共通に接続された駆動軸を介して取り出され、前記熱媒体通路の中心軸と前記駆動軸の回転軸とが平行となるように前記熱媒体通路に取り付けられることを特徴としている。

上記本発明では、熱媒体通路の中心軸と駆動軸の回転軸とが平行となるように熱媒体通路に取り付けられる。これにより、既存の排気管のような熱媒体通路に大幅な設計変更を加えることなく、容易に熱媒体通路に排気熱回収装置を取り付けることができる。その結果、排気熱回収対象本体の性能や搭載性、騒音等の機能を損なうことなく、排気熱回収装置を熱媒体通路に搭載することができる。

本発明の排気熱回収装置において、熱媒体が内部を通過する熱媒体通路の内部に前記加熱器が配置され、前記熱媒体の流れ方向の上流側に前記第１のシリンダが配置されることを特徴としている。

上記本発明では、相対的に温度の高い熱媒体により加熱された作動流体が第１のシリンダ内に導入されるので、排熱の回収効率が向上する。その結果、排熱回収効率の低下をより効果的に抑制して、排気熱回収装置を内燃機関の排気通路や工場排熱の排出通路等に取り付けることができる。

本発明の排気熱回収装置において、前記熱媒体の流れ方向の下流側に前記第２のシリンダが配置されることを特徴としている。

上記本発明では、熱媒体通路の熱媒体の圧力損失の抑制に好ましい設計が容易になる。その結果、内燃機関の排熱を回収する場合には、内燃機関の排圧に対する影響を小さくすることにより、内燃機関及び排気熱回収装置の総合的な熱効率の低下を抑制しつつ、排気熱回収装置を内燃機関の排気通路や工場排熱の排出通路等に取り付けることができる。

本発明は、排気熱回収スターリングエンジンに関する。スターリングエンジンの冷却器をコンパクトにする構造である。これにより、加熱器のレイアウトが容易になり、エンジン全体の構成もコンパクトになる。

以下に、本発明の背景を説明する。小型で高出力が得られることから、α型シリンダ並行配置エンジンで車の排気熱回収を行うとき、排気ガスの流れを良くし、車のエンジン性能そのものを悪化させないため、スターリングエンジンのシリンダ軸に直交して排気管と熱交換器（加熱器）を配置したい。このとき、スターリングエンジンの再生器と冷却器が低温側シリンダ上部に集中する構成となり、スターリングエンジン全体の構成をコンパクトにする上でのネックとなる。

本発明では、例えば以下の構成が採用される。
（１）低温側シリンダと、その上方に配置された再生器との間にあるクーラ配管が低温側シリンダの外周側に引き出され、クーラ部（冷却器、特にクーラ容器４５）が実質的に低温側シリンダの側方の周囲に配置されている。シリンダ軸線上のクーラに要するスペースが小さくなる。これにより、スターリングエンジンの装置規模の小型化が実現される。又、低温側シリンダそのものの冷却にも効果がある。
（２）上記低温側シリンダの外周部に配置されたクーラは、シリンダの全周を囲うようなリング状であってもよいし、全周ではなく一部の周囲に配置されていてもよい。
（３）クーラ配管の出入口は、シリンダ頂面及び再生器端面に配置されていてもよいし、それらの外周壁部に配置されていてもよい。
（４）上記外周壁部にクーラ出入口が配置されているときは、再生器とシリンダとの隔壁内部に冷却水通路（ドリルドパス）を設けてもよい。
（５）上記外周壁部にクーラ出入口が配置されているときは、上記隔壁の再生器側面に断熱層が設けられることができる。
（６）クーラと、低温側シリンダの外周部との間には、空隙が設けられていてもよいし、これに代えて、クーラは、低温側シリンダの外周部に直接接触していてもよい。更に、クーラの冷却水が低温側シリンダの外周部に直接接触する構成でもよい。

以下の本発明の他の背景について説明する。
α型コンパクト構成のスターリングエンジンにおいて、クーラを低温側シリンダの周囲にリング状に配置したときに、クーラ内の気泡の抜けが悪く、又、冷却水がクーラ内を均一に流れ難く、冷却性能が維持できない。スターリングエンジンが横置きにされた場合には、リング状のクーラが立てて配置され、かつ流路の幅が広いためである。また、クーラはもともとコンパクトに設計する必要があるため、複雑な流路処理（例えば、多数の案内板の配置など）ができないためである。

本発明では、例えば以下の構成が採用される。
（７）α型スターリングエンジンにおいて、上記のようにクーラをコンパクトに構成し、かつ冷却性能を確保する。冷却水排出口をリング状のクーラの上部（搭載状態で）に配置し、セパレータを介してその近傍下部に冷却水流入口を設定する。
（２）クーラが低温側シリンダの外周部側にリング状に配置され、（スターリング）エンジン本体は、高温側シリンダ及び低温側シリンダが水平方向に並ぶように車両等に搭載された構成において、以下の点を特徴とする。
（２−１）クーラに接続される冷却水配管の排出口がクーラ搭載状態の上端部（最も高い位置）に配置され、冷却水配管の流入口がセパレータを介して、上記排出口の近傍でかつ排出口よりも低い位置に設けられる。
（２−２）上記セパレータには、流入口近くの気泡の排出性を良くするための小孔が設けられることが望ましい。
（２−３）上記排出口及び流入口は、リング状のクーラの幅方向寸法の中央部に設定されるのが好ましい。

本発明のスターリングエンジンによれば、小型化が実現し易い。

以下、本発明の排気熱回収装置の一実施形態につき図面を参照しつつ詳細に説明する。

（第１実施形態）
図１は、本実施形態の排気熱回収装置を示す正面図である。図１に示すように、本実施形態の排気熱回収装置は、α型（２ピストン形）のスターリングエンジン１０であり、二つのパワーピストン２０、３０を備えている。二つのパワーピストン２０、３０は、直列並行に配置されている。低温側パワーピストン３０のピストン３１は、高温側パワーピストン２０のピストン２１に対して、クランク角で９０°程度遅れて動くように位相差がつけられている。

高温側パワーピストン２０のシリンダ（以下高温側シリンダという）２２の上部の空間（膨張空間）には、加熱器４７によって加熱された作動流体が流入する。低温側パワーピストン３０のシリンダ（以下低温側シリンダという）３２の上部の空間（圧縮空間）には、冷却器４５によって冷却された作動流体が流入する。

再生器（再生熱交換器）４６は、膨張空間と圧縮空間を作動流体が往復する際に熱を蓄える。即ち、膨張空間から圧縮空間へと作動流体が流れる時には、再生器４６は、作動流体より熱を受け取り、圧縮空間から膨張空間へと作動流体が流れる時には、蓄えられた熱を作動流体に渡す。

２つのピストン２１、３１の往復動に伴い、作動ガスの往復流動が生じて高温側シリンダ２２の膨張空間と低温側シリンダ３２の圧縮空間にある作動流体の割合が変化するとともに、全内容積も変わるため、圧力の変動が生じる。２つのピストン２１、３１がそれぞれ同位置にある場合の圧力を比較すると、膨張ピストン２１についてはその上昇時より下降時の方がかなり高く、圧縮ピストン３１については逆に低くなる。このため、膨張ピストン２１は外部に対し大きな正の仕事（膨張仕事）を行い、圧縮ピストン３１は外部から仕事（圧縮仕事）を受ける必要がある。膨張仕事は、一部が圧縮仕事に使われ、残りが駆動軸４０を介して出力として取り出される。

本実施形態のスターリングエンジン１０は、車両においてガソリンエンジン（内燃機関）と共に用いられてハイブリッドシステムを構成する。即ち、スターリングエンジン１０は、ガソリンエンジンの排気ガスを熱源として用いた排気熱回収装置である。スターリングエンジン１０の加熱器４７が車両のガソリンエンジンの排気管１００の内部に配置され、排気ガスから回収した熱エネルギーにより作動流体が加熱されてスターリングエンジン１０が作動する。

本実施形態のスターリングエンジン１０は、排気管１００の内部にその加熱器４７が収容されるというように車両内の限られたスペースに設置されるため、装置全体がコンパクトである方が設置の自由度が増す。そのために、スターリングエンジン１０では、２つのシリンダ２２、３２をＶ字形ではなく、直列並行に配置した構成を採用している。

加熱器４７が排気管１００の内部に配置されるに際しては、排気管１００の内部において相対的に高温の排気ガスが流れる排気ガスの上流側（ガソリンエンジンに近い側）１００ａに、加熱器４７の高温側シリンダ２２側が位置し、相対的に低温の排気ガスが流れる下流側（ガソリンエンジンから遠い側）１００ｂに加熱器４７の低温側シリンダ３２側が位置するように配置される。加熱器４７の高温側シリンダ２２側をより多く加熱するためである。

高温側シリンダ２２及び低温側シリンダ３２のそれぞれは、円筒状に形成されており、基準体である基板４２に支持されている。本実施形態においては、この基板４２が、スターリングエンジン１０の各構成要素の位置基準となる。このように構成されることで、スターリングエンジン１０の各構成要素の相対的位置精度が確保される。また、この基板４２は、スターリングエンジン１０が排熱回収対象である排気管（排気通路）１００等に取り付けられるときの基準として用いられることができる。

排気管１００のフランジ１００ｆに対して、断熱材（スペーサ、図示せず）を介して、基板４２が固定されている。基板４２には、高温側シリンダ２２の側面（外周面）２２ｃに設けられたフランジ２２ｆが固定されている。また、基板４２には、再生器４６の側面（外周面）４６ｃに設けられたフランジ４６ｆが固定されている。また、基板４２には、後述する隔壁７０が固定されている。

排気管１００とスターリングエンジン１０とは、基板４２を介して取り付けられる。このとき、基板４２と、高温側シリンダ２２において加熱器４７が接続される側の端面（頂部２２ｂの上面）、及び低温側シリンダ３２において冷却器４５が接続される側の端面（頂面３２ａ）とが実質的に平行になるように、スターリングエンジン１０が基板４２に取り付けられる。あるいは、基板４２とクランクシャフト４３（又は駆動軸４０）の回転軸とが平行になるように、もしくは排気管１００の中心軸とクランクシャフト４３の回転軸とが平行になるように、スターリングエンジン１０が基板４２に取り付けられる。これにより、既存の排気管１００に大幅な設計変更を加えることなく、容易に排気管１００にスターリングエンジン１０を取り付けることができる。その結果、排熱回収対象である車両の内燃機関本体の性能や搭載性、騒音等の機能を損なうことなくスターリングエンジン１０を排気管１００に搭載することができる。また、同一仕様のスターリングエンジン１０を異なる排気管に取り付ける場合でも、加熱器４７の仕様を変更するだけで対応できるので、汎用性を向上させることができる。

スターリングエンジン１０は、車両の床下に配された排気管１００に隣接するスペースに、横置き、即ち、車両の床面（図示せず）に対して、高温側シリンダ２２及び低温側シリンダ３２のそれぞれの軸線方向が概ね平行になるように配置され、２つのピストン２１、３１は、水平方向に往復動される。本実施形態では、説明の便宜上、２つのピストン２１、３１の上死点側を上方向、下死点側を下方向であるとして説明する。

作動流体は、その平均圧力が高い程、冷却器４５や加熱器４７による同じ温度差に対しての圧力差が大きくなるので高い出力が得られる。そのため、上記のように、高温側シリンダ２２、低温側シリンダ３２内の作動流体は高圧に保持されている。

ピストン２１，３１は、円柱状に形成されている。ピストン２１、３１の外周面とシリンダ２２、３２の内周面との間には、それぞれ数十μｍの微小クリアランスが設けられており、そのクリアランスには、スターリングエンジン１０の作動流体（空気）が介在している。ピストン２１，３１は、それぞれシリンダ２２、３２に対して空気軸受４８により非接触の状態で支持されている。したがって、ピストン２１，３１の周囲には、ピストンリングは設けられておらず、また、一般にピストンリングと共に使用される潤滑油も使用されていない。但し、シリンダ２２、３２の内周面には、固定潤滑材が付されている。空気軸受４８の作動流体の摺動抵抗は元々極めて低いが、更に低減するために、固定潤滑材が付されている。上記のように、空気軸受４８は、作動流体（気体）により膨張空間、圧縮空間それぞれの気密を保ち、リングレスかつオイルレスでクリアランスシールを行う。

加熱器４７は、複数の伝熱管（管群）４７ｔを有し、それらの複数の伝熱管４７tが概ねＵ字形の形状に形成されてなるものである。各伝熱管４７ｔの第１端部４７ａが高温側シリンダ２２の上部（頂部）（頂面２２ａ側の端面）２２ｂに接続されている。各伝熱管４７ｔの第２端部４７ｂが再生器４６の上部（加熱器４７側の端面）４６ａに接続されている。上記のように、加熱器４７が概ねＵ字形に形成されている理由については後述する。

再生器４６は、蓄熱材（マトリックス、図示せず）と、そのマトリックスが収容される再生器ハウジング４６ｈとを備えている。再生器ハウジング４６ｈには、高圧の作動流体が入るため、再生器ハウジング４６ｈは、耐圧容器である。再生器４６では、マトリックスとして、積層された金網が用いられている。

再生器４６には、上述した機能から、以下の条件が要求される。即ち、伝熱性能と蓄熱容量が高く、流動抵抗（流動損失、圧力損失）が小さいことのほか、作動流体の流れ方向の熱伝導率が小さく、温度勾配を大きくとれることが要求される。その金網の材料は、ステンレス鋼であることができる。積層された各金網のメッシュを通過するときに、その金網に作動流体の熱が蓄熱される。

上記のように、再生器４６の側面４６ｃには、フランジ４６ｆが設けられており、そのフランジ４６ｆが基板４２に固定されている。フランジ４６ｆの上面４６ｆａには、断熱材（図示せず）を介して、シュラウド４６ｓが設けられている。シュラウド４６ｓは、再生器４６（再生器ハウジング４６ｈ）の側面４６ｃに、排気管１００内の排気ガスの熱が伝達されることを抑制する。

加熱器４７において高温側シリンダ２２との接続部分（横断面形状）は、高温側シリンダ２２の上部（加熱器４７との接続部分）の開口形状（真円）と同じ形状・大きさとされている。同様に、加熱器４７において再生器４６との接続部分は、再生器４６の上面と同じ形状・大きさとされている。即ち、加熱器４７、再生器４６の断面形状は、高温側シリンダ２２及び低温側シリンダ３２の開口形状と同じ形状・大きさに形成されている。この構成により、作動流体の流路抵抗（流通抵抗）が低減される。

再生器４６の上部は、排気管（排気ダクト）１００の内部に配設されている。以下に、再生器４６の上部が排気管１００の内部に設けられている理由について説明する。

本実施形態では、スターリングエンジン１０の熱源が車両の内燃機関の排気ガスであることから、得られる熱量に制約があり、その得られる熱量の範囲でスターリングエンジン１０を効果的に作動させる必要がある。そのため、膨張空間に、なるべく高温の作動流体が流れるべく、高温側シリンダ２２の頂部（上部）２２ｂ及び高温側シリンダ２２の側面２２ｃの上部が、排気管１００の内部に配設されている。これにより、上死点近傍での膨張ピストン２１の上部は、排気管１００の内部に位置することになり、膨張ピストン２１の上部が効果的に加熱される。

一方、２つのシリンダ２２、３２が直列並行に配置されてなるスターリングエンジン１０において、第１端部４７ａから第２端部４７ｂまでの全体が排気管１００の内部に配設される加熱器４７の、上記高温側シリンダ２２が接続される第１端部４７ａと反対側の第２端部４７ｂには、再生器４６の上面４６ａが接続されている。スターリングエンジン１０の出力に直接的には関与しない無効容積の増大を抑制すべく、加熱器４７の第２端部４７ｂと再生器４６の上面４６ａとは、接続用の配管を介することなく、直接的に接続されている。この再生器４６の上面４６ａは、上下方向において、高温側シリンダ２２の頂部２２ｂと概ね同じ位置となるように排気管１００の内部に収容されている。

以下、排気管１００の内部において、再生器４６の上面４６ａが、上下方向において、高温側シリンダ２２の頂部２２ｂと概ね同じ位置となるように配置されている理由について説明する。

その第一の理由は、排気管１００内を流れる排気ガスの流動抵抗の増大や、よどみの発生を抑制するためである。即ち、排気ガスが、排気管１００の延在方向（図中左右方向）に沿うように直線状に円滑に流れるようにするため、再生器４６の上面４６ａと、高温側シリンダ２２の頂部２２ｂとの間に上下方向の段差が形成されないように構成されている。

第二の理由は、スターリングエンジン１０の装置規模のコンパクト化のためである。即ち、スターリングエンジン１０は、車両の床下に配される内燃機関の排気管に隣接する限られた空間に搭載されることから、スターリングエンジン１０の小型化が要求されている。ここでは、スターリングエンジン１０の小型化の指標として、排気管１００の内部に収容される加熱器４７の第１及び第２端部４７ａ、４７ｂのそれぞれから、クランクシャフト４３（駆動軸４０）までの上下方向の長さ寸法を考えることとする。

この場合、加熱器４７の第１及び第２端部４７ａ、４７ｂのそれぞれから、クランクシャフト４３までの上下方向の長さを決定付けるのは、高温側パワーピストン２０側ではなく、低温側のパワーピストン３０側の長さである。その理由は、上下方向において、高温側パワーピストン２０側の構成要素が高温側シリンダ２２のみであるのに対して、低温側のパワーピストン３０側は低温側シリンダ３２に加えて冷却器４５及び再生器４６がある分だけ、上下方向の長さが大きくなることにある。

ここで、本実施形態では、膨張ピストン２１の上下方向の長さが圧縮ピストン３１に比べて大きく形成され、また、高温側シリンダ２２の上下方向の長さが低温側シリンダ３２に比べて大きく形成されている。その結果として、上述した構成要素の数の差に伴って生じる、高温側パワーピストン２０側と低温側のパワーピストン３０側の上下方向の長さの差が緩和されている。

しかしながら、それでも、低温側のパワーピストン３０側の長さの方が長いことには変わりがない。このことから、スターリングエンジン１０の上下方向の長さを決定付けるのは、低温側のパワーピストン３０側の長さということになる。

以上のことから、本実施形態では、冷却器４５が、スターリングエンジン１０全体の上下方向の大きさに与える影響を最小限に抑えるべく、冷却器４５の構成を工夫している。その冷却器４５の構成については、図１から図３を参照して後述する。

なお、上記において、膨張ピストン２１の上下方向の長さが圧縮ピストン３１に比べて大きく形成され、また、高温側シリンダ２２の上下方向の長さが低温側シリンダ３２に比べて大きく形成されている理由は、以下の通りである。

スターリングエンジン１０の効率の低下を抑制するため、高温側パワーピストン２０における膨張空間以外の空間及び低温側のパワーピストン３０における圧縮空間以外の空間、即ち、高温側パワーピストン２０及び低温側のパワーピストン３０のそれぞれにおけるクランクシャフト４３の周辺の空間は、常温に保たれる必要がある。そのため、膨張空間の高温の作動流体がクランクシャフト４３の高温側パワーピストン２０側の周辺の空間に流入したり、圧縮空間の低温の作動流体がクランクシャフト４３の低温側のパワーピストン３０側の周辺の空間に流入することがないように、高温側シリンダ２２と膨張ピストン２１とのシール及び低温側シリンダ３２と圧縮ピストン３１とのシールが確実に行われる必要がある（後述のように、そのシールには空気軸受４８が使用されている）。

一方で、上記のように、膨張空間を高温にすべく、高温側シリンダ２２の頂部２２ｂ及び側面２２ｃの上部は、排気管１００の内部に収容されるため、高温側シリンダ２２の上部及び膨張ピストン２１の上部が熱膨張する。高温側シリンダ２２及び膨張ピストン２１のそれぞれの上部の熱膨張する部分では、シールが確実に行えないおそれがある。このことから、本実施形態では、膨張ピストン２１及び高温側シリンダ２２の上下方向の長さを長く設定し、これにより、膨張ピストン２１の上下方向に温度勾配を持たせて、熱膨張の影響を受けない部分（膨張ピストン２１の下部）にてシールが確実に行えるようにしている。また、高温側シリンダ２２と膨張ピストン２１との間は、膨張ピストン２１の下部（熱膨張の影響を受けない部分）にてシールされるので、そのシール部の移動距離を十分に確保して膨張空間を十分に圧縮するために、高温側シリンダ２２の上下方向の長さが長く設定されている。

次に、図１、図２及び図３を参照して、冷却器４５の構成について説明する。

図２は、図１のＣ−Ｃ矢視図である。図３は、図２のＤ矢視図であり、図１の冷却器４５の周囲の構造を拡大して示す図である。これらの図においては、冷却器４５の複数の伝熱管４５ｔのうち一部の伝熱管４５ｔのみが図示され、それ以外の伝熱管４５ｔの図示は省略されている。

再生器４６と低温側シリンダ３２との間には、上記隔壁（部材）７０が設けられている。隔壁７０は、熱伝導率の低い材質で形成されている。隔壁７０において、低温側シリンダ３２の軸線方向（上下方向）の長さ寸法は、後述する伝熱管４５tの引き回しの機能を果たすために十分な大きさを確保しつつなるべく小さく設計されている。スターリングエンジン１０の小型化に寄与するためである。

上記のように、隔壁７０は、基板４２に固定されている。隔壁７０の上面７０ａは、再生器４６の下面（加熱器４７側の上記端面４６ａと反対側の端面）４６ｂに、直接接触するように設けられている。隔壁７０の下面７０ｂは、低温側シリンダ３２の頂面３２ａを兼ねている。隔壁７０の側面（外周面）７０ｃには、冷却器４５の後述するクーラ容器４５ｃが固定されている。

冷却器４５は、水冷の多管式熱交換器（shell-and-tube exchanger, tubular exchanger）により構成されている。冷却器４５は、複数の伝熱管（管群）４５ｔと、クーラ容器４５ｃとを有している。冷却器４５の複数の伝熱管４５tの大部分は、クーラ容器４５ｃに収容されている。伝熱管４５ｔのクーラ容器４５ｃに収容された部分は、クーラ容器４５ｃに供給された冷却水（冷媒）Ｗと接触し、これにより、伝熱管４５ｔを流れる作動流体が冷却される。

上記のように、クーラ容器４５ｃは、隔壁７０の外周面７０ｃに固定されている。クーラ容器４５ｃは、外周面７０ｃの周方向に亘ってリング状に設けられている。このクーラ容器４５ｃは、低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの上部（圧縮空間に対応する部分）を周方向に囲むようなリング状に形成されている。クーラ容器４５ｃは、低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの周方向の全周に亘って設けられている。または、これに代えて、クーラ容器４５ｃは、低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの周方向の一部を囲むように設けられることができる。

更に、図４に示すように、クーラ容器４５ｃは、スターリングエンジン１０の全体の形状との関係において、設置スペースの面で余裕のある部分（例えば低温側シリンダ３２の平面視四隅の部分など）に複数に分割された形で配置されることも可能である。

図２に示すように、クーラ容器４５ｃには、クーラ容器４５ｃに冷却水Ｗを供給する冷却水供給用配管８１と、クーラ容器４５ｃ内の冷却水Ｗを外部に排出するための冷却水排出用配管８２が接続されている。同図において、矢印Ｗｉ及びＷｏは、それぞれクーラ容器４５ｃへの冷却水Ｗの流入方向、排出方向を示している。

クーラ容器４５ｃが、スターリングエンジン１０の上下方向において、低温側シリンダ３２と再生器４６との間ではなく、低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの側方に配置されているため、スターリングエンジン１０の小型化に寄与することができる。クーラ容器４５ｃが、低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの側方に低温側シリンダ３２の外周部３２ｋを周方向に囲むように配置されることにより、スターリングエンジン１０の上下方向の大きさをコンパクトに抑えつつ、クーラ容器４５ｃは、必要な熱交換能力を得るための十分な容量を確保することができる。

複数の伝熱管４５ｔのそれぞれの一方の開口部４５ｔａは、隔壁７０の上面７０ａに開口するように設けられている（以下、再生器側出入口と称する）。即ち、再生器側出入口４５ｔａは、再生器４６の端面４６ｂに開口した状態となるように構成されている。各伝熱管４５ｔには、再生器側出入口４５ｔａを介して、再生器４６からの作動流体が導入される。図２に示すように、隔壁７０の上面７０ａには、複数の伝熱管４５ｔの再生器側出入口４５ｔａがそれぞれ上面７０ａの面方向に均等に（等分布で）分散配置されている。

複数の伝熱管４５tのそれぞれの他方の開口部４５ｔｂは、低温側シリンダ３２の頂面３２ａ（隔壁７０の下面７０ｂ）に開口するように設けられている（以下、低温側シリンダ側出入口と称する）。各伝熱管４５ｔには、低温側シリンダ側出入口４５ｔｂを介して、低温側シリンダ３２の上部の圧縮空間からの作動流体が導入される。低温側シリンダ３２の頂面３２ａには、複数の伝熱管４５ｔの低温側シリンダ側出入口４５ｔｂがそれぞれ頂面３２ａの面方向に均等に分散配置されている。

図３に示すように、隔壁７０の内部には、複数の伝熱管４５ｔのそれぞれの一部が設けられている。隔壁７０では、複数の伝熱管４５ｔの熱交換能力（作動流体の単位流量当たりの熱伝達量）が同じになるように、又はそれらのばらつきが抑制されるように、複数の伝熱管４５ｔがそれぞれ引き回される。ここでは、伝熱管４５ｔの管長、冷却水Ｗとの接触面積、管径、管内に留まる時間（熱伝達時間）、流路抵抗ないし圧力損失を含む流動損失などの特性・条件が考慮される。

クーラ容器４５ｃの上下方向の長さＬ１は、低温側シリンダ３２の上部の圧縮空間の周囲を囲むように、圧縮ピストン３１の下死点（ＢＤＣ）の位置の近傍まで到達する大きさとされている。クーラ容器４５ｃの径方向の長さＬ２は、スターリングエンジン１０の小型化のために、クーラ容器４５ｃ内を伝熱管４５ｔが往復できる程度の大きさに抑えられている。

上記のように、低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの圧縮空間に対応する上部３２ｊがクーラ容器４５ｃにより覆われることで、低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの上部３２ｊの冷却に効果がある。低温側シリンダ３２の周囲には、排気管１００からの熱のほか、ラジエターや内燃機関の表面からの熱があり、クーラ容器４５ｃにより、これらの熱が低温側シリンダ３２の外周部３２ｋに伝わるのが有効に遮られる。これにより、スターリングエンジン１０の出力の向上につながる。この場合、低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの圧縮空間に対応する上部３２ｊのうち、少なくとも低温側シリンダ３２の頂面３２ａ近傍に対応する部分がクーラ容器４５ｃにより覆われることが好ましい。

図３に示すように、クーラ容器４５ｃは、低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの上部３２ｊに接触していない。この構成に代えて、クーラ容器４５ｃと低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの上部３２ｊとの間の空隙を埋めるように、銅などの熱伝導率の良い金属製の部材７７を設けることができる。これにより、クーラ容器４５ｃの熱が部材７７を介して低温側シリンダ３２の外周部３２ｋに伝わるため、更に、低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの上部３２ｊの冷却効果が向上する。また、この部材７７の内部に冷却水Ｗを通すこともできる。

また、これらの構成に代えて、クーラ容器４５ｃにおける低温側シリンダ３２の外周部３２ｋに対向する内周面４５ｃｉを無くすとともに、クーラ容器４５ｃの底面４５ｃｔを、符号４５ｃｖに示すように低温側シリンダ３２の外周部３２ｋに達するまで延長させる構成にすることができる。この構成によれば、クーラ容器４５ｃ内の冷却水Ｗが直接低温側シリンダ３２の外周部３２ｋに接触するため、更に、冷却効果が向上する。

一方、図１に示されるように、冷却器４５（特にクーラ容器４５ｃ）は、高温側シリンダ２２の側面２２ｃの頂部２２ｂ側から、十分に離間するように、十分に下方に配置されている。即ち、本来、効率の向上のために高温であることが好ましい位置である高温側シリンダ２２の側面２２ｃの頂部２２ｂ側が、基板４２の上方の排気管１００の内部空間に配設されるのに対し、冷却器４５は、基板４２の下方の位置に配設されている。

冷却器４５は、高温側シリンダ２２の側面２２ｃの頂部２２ｂ側から、特に、物理的距離ではなく熱伝達空間として捉えたときに、十分に離間した位置に配置されている。これにより、高温側シリンダ２２の側面２２ｃの上部が、クーラ容器４５ｃによって冷却されることにより悪影響が生じることはない。

ここで、図１及び図３に示すように、低温側シリンダ３２の軸線方向に直交する再生器４６の任意の断面４６ｓと、低温側シリンダ３２の軸線方向に直交する低温側シリンダ３２の任意の断面３２ｓの間に形成され、それらの断面４６ｓ、３２ｓがそれぞれ軸線方向両側の円形端面となる略円柱状の仮想空間Ｖｓを考える。

従来一般のスターリングエンジンでは、この仮想空間Ｖｓに冷却器（クーラ容器）が設けられているのに対し（図１３の符号Ｖｓと１２５参照）、本実施形態では、仮想空間Ｖｓに冷却器４５のクーラ容器４５ｃが設けられていない。即ち、仮想空間Ｖｓに冷却器４５の冷媒により冷却される作動流体の流路（伝熱管４５ｔ）が設けられていない。これにより、低温側シリンダ３２ないし駆動軸４０（又はクランクシャフト４３）と、再生器４６との間の、低温側シリンダ３２の軸線方向の寸法が小さく抑えられることになり、スターリングエンジン１０の小型化が実現する。

仮想空間Ｖｓは、以下のように言い換えることが可能である。
即ち、低温側シリンダ３２の軸線方向に直交する低温側シリンダ３２の任意の断面３２ｓを低温側シリンダ３２の頂面３２ａの方向に低温側シリンダ３２の軸線上及びその軸線の延長線上に仮想的に重ねることにより圧縮空間側に仮想空間が形成される。

本実施形態では、低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの側方に、低温側シリンダ３２の外周部３２ｋをその周方向に囲むように冷却器４５が設けられているので、必要な冷却能力が得られるに十分な大きさ（体積）の冷却器４５（特にクーラ容器４５ｃ）に形成されつつ、その冷却器４５の大きさが低温側シリンダ３２の軸線方向におけるスターリングエンジン１０の長さ寸法に与える影響が最小限に抑えられている。

上記のように、本実施形態では、冷却器４５の大部分（クーラ容器４５ｃ）を、低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの側方に配置することによって、低温側シリンダ３２の軸線方向の寸法を小さく抑えることとしている。ここで、低温側シリンダ３２の軸線方向の寸法を小さく抑える方法として、上記の冷却器４５に代えて（又は、上記の冷却器４５とともに）、再生器４６を低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの側方に配置することが一応考えられる。従来一般に、再生器４６（図１３の符号１２６）は、冷却器（図１３の符号１２５）とともに低温側シリンダ３２の軸線方向に沿って直線状に設けられていることから、再生器４６を低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの側方に配置した場合にも、低温側シリンダ３２の軸線方向の寸法の短縮化につながると考えられるためである。

これに関し、本実施形態においては、上記のように、再生器４６ではなく、冷却器４５の配置を工夫することにより、スターリングエンジンの小型化を実現している。以下にその理由について説明する。

上記のように、再生器４６は、通常一般のスターリングエンジンに適用される再生器と同様に、作動流体の流通方向に、金網が何重にも重なるように配置（積層）された構成とされており、作動流体の通過（金網のメッシュの通過）に対する流動損失が小さく、圧力損失による出力損失が小さい構成とされている。

これに対し、本実施形態において、仮に、再生器４６を低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの側方に配置する場合には、その低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの側方の位置の再生器４６に作動流体を導くべく設けられる流路は、圧縮ピストン３１の往復方向に沿う直線状の形状ではなく、再生器４６の位置に対応するように曲げられた形状に形成せざるを得ない。

上記のように、再生器４６自体は、作動流体の流動損失が小さい構成とされているが、再生器４６を低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの側方に配置する場合には、新たにその再生器４６に接続される流路が曲げられることによって、作動流体の流動損失が大幅に増加する。例えば、再生器４６に新たに接続されるその曲げられた形状の流路に、作動流体が入るときには縮流効果による圧力損失が生じることが考えられる。

一方、本実施形態において、冷却器４５が低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの側方に配置される構成においては、上記の再生器４６の場合と異なり、上記のような流動損失の増加の問題が少ない。即ち、本実施形態の冷却器４５としては、通常一般のスターリングエンジンに適用される冷却器と同様に、多管式熱交換器が用いられ、もともと、通常一般の多管式熱交換器と同様に、（相対的に容積の大きな）圧縮空間から、（相対的に流路断面積の小さな）伝熱管４５ｔに作動流体が入るときの縮流効果による圧力損失が生じている。このため、本実施形態において、伝熱管４５ｔを低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの側方に引き回すべく曲げられた形状にされても、もともと冷却器４５が有している縮流効果による圧力損失を考えると、作動流体の流動損失に対する影響は少ない。

即ち、多管式熱交換器を用いた冷却器においては、もともと伝熱管の出入口において圧力損失が生じる。通常一般の直線状の伝熱管群からなる冷却器と異なり、本実施形態では、伝熱管４５ｔの出入口以外の途中部分を、低温側シリンダ３２の外周部３２ｋの側方のクーラ容器４５ｃに導くべく曲げられた形状でかつ管の長さが長く構成されているが、伝熱管４５ｔの出入口部分にて生じる最大の圧力損失に比べると、管の曲げや管長の拡大による流動損失は、大きな問題とならない。

なお、上記第１実施形態において、冷却器４５には、伝熱管４５ｔが含まれるとして説明したが、伝熱管４５ｔのうち隔壁７０の内部に設けられた部分は、冷却水Ｗに接触していない。また、隔壁７０は、上記のように熱伝導性が低く形成されているため、伝熱管４５ｔのうち隔壁７０の内部に設けられた部分が隔壁７０を介して冷却水Ｗにより冷却されるわけではない。そのため、伝熱管４５ｔのうち隔壁７０の内部に設けられた部分は、冷却器に含まれず、再生器と冷却器とを接続する外部配管であると考えることが可能である。

次に、ピストン・シリンダのシール構造及びピストン・クランク部の機構について説明する。

上記のように、スターリングエンジン１０の熱源が車両の内燃機関の排気ガスであることから、得られる熱量に制約があり、その得られる熱量の範囲でスターリングエンジン１０を作動させる必要がある。そこで、本実施形態では、スターリングエンジン１０の内部フリクションを可能な限り低減させることとしている。本実施形態では、スターリングエンジンの内部フリクションのうち最も摩擦損失が大きいピストンリングによる摩擦損失を無くすため、ピストンリングを使用せずに、その代わりに、シリンダ２２、３２とピストン２１、３１との間には、それぞれ空気軸受（エアベアリング）４８が設けられる。

空気軸受４８は、摺動抵抗が極めて小さいため、スターリングエンジン１０の内部フリクションを大幅に低減させることができる。空気軸受４８を用いても、シリンダ２２、３２とピストン２１、３１との間の気密は確保されるため、高圧の作動流体が膨張・収縮の際に漏れるという問題は生じない。

空気軸受４８は、シリンダ２２、３２とピストン２１、３１の間の微小なクリアランスで発生する空気の圧力（分布）を利用して，ピストン２１、３１が空中に浮いた形となる軸受である。本実施形態の空気軸受４８では、シリンダ２２、３２とピストン２１、３１との間の直径クリアランスは数十μmである。空中に物体を浮上させる空気軸受を実現するには、機構的に空気圧が強くなる部分（圧力勾配）ができるようにする他に、後述するように高圧の空気を吹きつけるものでもよい。

本実施形態では、高圧の空気を吹き付けるタイプの空気軸受ではなく、医療用ガラス製注射器のシリンダとピストンの間で用いられている空気軸受と同じ構成の空気軸受が用いられる。

また、空気軸受４８を使用することで、ピストンリングで用いる潤滑油が不要となるので、潤滑油によりスターリングエンジン１０の熱交換器（再生器４６，加熱器４７）が劣化するという問題が発生しない。なお、本実施形態では、ピストンリングにおける摺動抵抗と潤滑油の問題が解消されれば足りるので、流体軸受のうち油を使用する油軸受を除いた、気体軸受であれば空気軸受４８に限られることなく適用することができる。

本実施形態のピストン２１、３１とシリンダ２２、３２との間には、静圧空気軸受を用いることも可能である。静圧空気軸受とは、加圧流体を噴出させ、発生した静圧によって物体（本実施形態ではピストン２１、３１）を浮上させるものである。また、静圧空気軸受に代えて、動圧空気軸受を用いることも可能である。

空気軸受４８を用いて、ピストン２１、３１をシリンダ２２、３２内で往復運動させる際には、直線運動精度を空気軸受４８の直径クリアランス未満にしなくてはならない。また、空気軸受４８の負荷能力が小さいため、ピストン２１、３１のサイドフォースを実質的にゼロにしなくてはならない。即ち、空気軸受４８は、シリンダ２２、３２の直径方向（横方向，スラスト方向）の力に耐える能力（耐圧能力）が低いため、シリンダ２２、３２の軸線に対するピストン２１、３１の直線運動精度が高い必要がある。特に、本実施形態で採用する、微小クリアランスの空気圧を用いて浮上させて支持するタイプの空気軸受４８は、高圧の空気を吹き付けるタイプに比べても、スラスト方向の力に対する耐圧能力が低いため、その分だけ高いピストンの直線運動精度が要求される。

上記の理由から、本実施形態では、ピストン・クランク部にグラスホッパの機構（近似直線リング）５０を採用する。グラスホッパの機構５０は、他の直線近似機構（例えばワットの機構）に比べて、同じ直線運動精度を得るために必要な機構のサイズが小さくて済むため、装置全体がコンパクトになるという効果が得られる。特に、本実施形態のスターリングエンジン１０は、自動車の排気管の内部にその加熱器４７が収容されるというように限られたスペースに設置されるため、装置全体がコンパクトである方が設置の自由度が増す。また、グラスホッパの機構５０は、同じ直線運動精度を得るために必要な機構の重量が他の機構よりも軽量で済むため、燃費の点で有利である。さらに、グラスホッパの機構５０は、機構の構成が比較的簡単であるため、構成（製造・組み立て）し易い。

図１２は、スターリングエンジン１０のピストン・クランク機構の概略構成を示している。本実施形態において、ピストン・クランク機構は、高温側パワーピストン２０側と低温側パワーピストン３０側とで共通の構成を採用しているため、以下では、低温側パワーピストン３０側についてのみ説明し、高温側パワーピストン２０側についての説明は省略する。

図１２及び図１に示すように、圧縮ピストン３１の往復運動は、コネクティングロッド１０９によって駆動軸４０に伝達され、ここで、回転運動に変換される。コネクティングロッド１０９は、図１２に示す近似直線機構５０によって支持されており、低温側シリンダ３２を直線状に往復運動させる。このように、コネクティングロッド１０９を近似直線機構５０によって支持することにより、圧縮ピストン３１のサイドフォースＦがほとんどゼロになるので、負荷能力の小さい空気軸受４８によって十分に圧縮ピストン３１を支持することができる。

次に、上記のように、加熱器４７が概ねＵ字形（カーブ形状）に形成される理由について説明する。

スターリングエンジン１０の熱源は、上記のように車両のガソリンエンジンの排気ガスであり、スターリングエンジンに専用に用意された熱源ではない。そのため、それほど高い熱量が得られるわけではなく、排気ガスの例えば約８００℃程度の熱量でスターリングエンジン１０が作動する必要がある。そのために、スターリングエンジン１０の加熱器４７は排気管１００内の排ガスから効率的に受熱する必要がある。

加熱器４７、再生器４６、冷却器４５からなる熱交換器の体積は、出力に直接的には関与しない無効容積となっており、熱交換器の体積が増えると、スターリングエンジン１０の出力が減少する。一方で、熱交換器の体積をコンパクトにすると、その分、熱交換が困難となり受熱量が減少し、スターリングエンジン１０の出力が減少する。これらのことから、無効容積の減少と受熱量の増加とを両立させるためには、熱交換器の効率を上げる必要がある。そのために、加熱器４７は効率的に受熱する必要がある。

熱源の種類を問わず、その熱源から効率的に受熱し、かつ効率的に熱交換するためには、加熱器は、熱エネルギーを受熱するための伝熱面積がなるべく大きく、かつ冷却器が受熱しない場所に配置可能であるという意味において、上記実施形態の構成が望ましい。

特に、排熱を利用する場合には熱エネルギーは管を介して排ガスとして供給される場合が殆どであることとも相俟って、例えば管の内部のように受熱可能な領域が限定されている場合に、伝熱面積が極力大きく、かつ冷却器が受熱しない場所に配置される構成としては、上述したスターリングエンジン１０の構成が優れている。以下に、スターリングエンジン１０の構成の技術的意義について更に述べる。

無効容積部分（冷却器、再生器、加熱器）が小さい方が良いことは前述の通りであるが、無効容積部分に湾曲した形状を有している場合、湾曲部の数が多いと流路抵抗が大きくなり、また湾曲部の曲率が小さいと流路抵抗は大きくなる。即ち、作動流体の圧力損失を考慮すると、湾曲部の数は単一であり曲率は大きい方が良い。この点に関し、加熱器４７は概ねＵ字形であり、湾曲形状となっているが、湾曲部の数は１つである。また、冷却器４５は、スターリングエンジン１０の小型化（上下寸法の短縮）のために、湾曲部を有した構成とされており、上記のような特徴を有する構成とされている。

また、図１に示すように、上記実施形態の無効容積部分の曲率に関しては、直列並行に配置された２つのシリンダ２２、３２の上部同士を連結し、かつ排気管１００の内部において作動流体の流動抵抗の増大を抑制すべく概ね同一面上に設定された高温側シリンダ２２の頂部２２ｂ及び再生器４６の上面４６ａと、排気管１００の上部内面との間の上下方向の高さと、加熱器４７の端部４７ａ、４７ｂと中央部４７ｃの最上部との間の高さが概ね同じ高さｈになる構成に合わせて、その曲率（カーブ形状）が設定されている。排気管１００の内部のような限定された空間内で排気ガスのような流体の熱源との接触面積を大きく確保するためには、上記のようなカーブ形状が望ましい。

以上の観点からすると、無効容積部分のうち加熱器は、その全体が排気管の内部のような熱源からの熱を受ける限定された空間（受熱空間）内に収容されるとともに、その受熱空間内で、熱源からの伝熱面積を最大限に確保可能でかつ流路抵抗が最小となるように、例えばＵ字形やＪ字形のようなカーブ形状に構成されるのがよい。

再生器４６は、作動流体の流路抵抗を最小限にしつつ配置するために、低温側シリンダ３２の延在方向（軸線方向）に沿って（同一軸線上に）直線状に構成される。このように、加熱器４７の第２端部４７ｂに連結される再生器４６は、低温側シリンダ３２の延在方向に沿って設けられる。加熱器４７の第１端部４７ａは、高温側シリンダ２２の上部に隙間無く接続される。これらのことから、少なくとも加熱器４７の第１端部４７ａ及び第２端部４７ｂ側には、それぞれ高温側シリンダ２２、低温側シリンダ３２の延在方向に沿う部分を有し、加熱器４７の中央部４７ｃは、上述したようなカーブ形状を有する場合が多いことになる。

上述した技術的理由から、加熱器４７は、直列並行に配置された２つのシリンダ２２，３２間で、途中で方向変換（ターン）する形状に構成されている。加熱器４７は、直列並行に配置された２つのシリンダ２２，３２間を連結する曲線部分とを有している。

次に、図５を参照して、第２実施形態について説明する。なお、上記第１実施形態と共通する部分についての説明は省略する。

第２実施形態において、第１実施形態との相違点は、冷却器４５’及びその周囲の構造である。図５は、冷却器４５’を拡大して示す正面図である。

低温側シリンダ３２と、再生器４６との間には、隔壁７２が設けられている。隔壁７２の低温側シリンダ３２側の面（下面）７２ｄは、低温側シリンダ３２の頂面３２ａを兼ねている。隔壁７２は、圧縮ピストン３１における頂面３１ｔの中央部（頭頂部）が上方に膨出された形状に合わせて、その中央部が上方に膨出された形状とされている。

隔壁７２の再生器４６側の面（上面）７２ａには、断熱材７４が設けられている。断熱材７４は、隔壁７２の上面７２ａの形状によって、中央部が上方に膨出されている。再生器４６の端面（下面）４６ｂは、平面状に形成されている。再生器４６の端面４６ｂは、断熱材７４の中央部（膨出された部分）７４ｃと接触し、断熱材７４の周辺部７４ｅとは接触していない。これにより、再生器４６の端面４６ｂの周辺部４６ｅの下方には、断熱材７４の周辺部７４ｅとの間に空間Ｓｔが形成される。

冷却器４５’の伝熱管４５ｔ’は、隔壁７２の外周壁部７２ｂの上部に形成された貫通溝７２ｃを介して、その再生器側出入口４５ｔａ’が、空間Ｓｔに開口するように設けられている。隔壁７２の外周壁部７２ｂの上部には、周方向等間隔に複数の貫通溝７２ｃが形成され、それらの貫通溝７２ｃを介して、冷却器４５’の複数の伝熱管４５ｔ’の複数の再生器側出入口４５ｔａ’が、空間Ｓｔに開口するように設けられている。

符号Ｓｐは、圧縮ピストン３１が上死点位置（図５参照）にあるときの圧縮空間Ｓｐを示している。伝熱管４５ｔ’は、隔壁７２の外周壁部７２ｂの下部に形成された貫通溝７２ｅを介して、その低温側シリンダ側出入口４５ｔｂ’が、圧縮空間Ｓｐに開口するように構成されている。隔壁７２の外周壁部７２ｂの下部には、周方向等間隔に複数の貫通溝７２ｅが形成され、それらの貫通溝７２ｅを介して、冷却器４５’の複数の伝熱管４５ｔ’の低温側シリンダ側出入口４５ｔｂ’が、圧縮空間Ｓｐに開口するように設けられている。

隔壁７２には、冷却水通路７３が形成されている。冷却水通路７３の両端部のそれぞれの出入口７３ａ、７３ｂは、それぞれクーラ容器４５ｃ’内に臨んでいる。冷却水通路７３には、クーラ容器４５ｃ’に供給された冷却水Ｗが流れる。冷却水通路７３は、隔壁７２を低温側シリンダ３２の軸線方向（上下方向）に直交する方向（隔壁７２の径方向）に貫通するように設けられている。複数の冷却水通路７３が隔壁７２に形成されている。このように、低温側シリンダ３２の頂面３２ａを兼ねる下面７２ｄを有する隔壁７２に、冷却水Ｗが流れる冷却水通路７３が形成されることで、圧縮空間が冷却され、スターリングエンジン１０のエンジン出力の向上につながる。

上記のように、低温側シリンダ３２の頂面３２ａを兼ねる下面７２ｄを有する隔壁７２に、冷却水通路７３が形成されている。また、隔壁７２において、冷却水通路７３が設けられた位置よりも再生器４６側に、断熱材７４が設けられている。以下に、これらの技術的意義について更に述べる。

再生器４６の端面４６ｂ（空間Ｓｔ）での作動流体の温度は、比較的高く、例えば１００〜１５０℃である。ここで、図１３に示すように、再生器１２６の下面と低温側シリンダ１２３の頂面との間に冷却器１２５がある場合には、低温側シリンダ１２３の頂面の温度及び圧縮ピストンの上部の温度は、冷却器１２５の下面の温度に概ね等しくなる。

これに対し、第２実施形態では、冷却器４５’（伝熱管４５ｔ’及びクーラ容器４５ｃ’）が、低温側シリンダ３２の外周壁部３２ｗを外側から囲むように設けられているため、低温側シリンダ３２の頂面３２ａ及び圧縮ピストン３１の上部は、冷却器４５’によって冷却されない。

そこで、第２実施形態では、低温側シリンダ３２の頂面３２ａ及び圧縮ピストン３１の上部が、再生器４６の端面４６ｂ（空間Ｓｔ）での作動流体によって加熱されて、再生器４６から冷却器４５’を介して冷却されて圧縮空間に導入された作動流体の温度が上昇することを抑制するために、断熱材７４及び冷却水通路７３が設けられている。

なお、この場合、冷却器４５’を介して冷却されて圧縮空間に導入された作動流体の温度の上昇を抑制するに際して、冷却水通路７３による冷却で十分な効果が得られる場合には、断熱材７４は省略されることができる。

クーラ容器４５ｃ’は、低温側シリンダ３２の外周壁部３２ｗ及び隔壁７２の外周壁部７２ｂの周方向の全周に亘って、低温側シリンダ３２の上部の圧縮空間及び隔壁７２を囲むように設けられている。クーラ容器４５ｃ’は、正面視断面が概ねコ字型に形成されており、その開口部４５ｄは、低温側シリンダ３２の外周壁部３２ｗ及び隔壁７０の外周壁部７２ｂに対向するように配置される。これにより、クーラ容器４５ｃ’内に供給された冷却水Ｗが低温側シリンダ３２の外周壁部３２ｗ及び隔壁７２の外周壁部７２ｂに直接接触する。これにより、圧縮空間が冷却され、スターリングエンジン１０のエンジン出力の向上につながる。

第２実施形態によれば、上記第１実施形態のように、伝熱管４５ｔ’の再生器側出入口４５ｔａ’が再生器４６の端面４６ｂに対向するように設けられておらず、また、低温側シリンダ側出入口４５ｔｂ’が低温側シリンダ３２の頂面３２ａに開口するように設けられておらず、それぞれ隔壁７２の外周壁部７２ｂに開口するように設けられている。即ち、伝熱管４５ｔ’の再生器側出入口４５ｔａ’及び低温側シリンダ側出入口４５ｔｂ’は、それぞれ再生器４６の側面４６ｃ、低温側シリンダ３２の外周壁部３２ｗの延長線上の面に開口している。

ここで、上記第１実施形態と同様に、図５に示すように、低温側シリンダ３２の軸線方向に直交する再生器４６の任意の断面４６ｓと、低温側シリンダ３２の軸線方向に直交する低温側シリンダ３２の任意の断面３２ｓの間に形成され、それらの断面４６ｓ、３２ｓがそれぞれ軸線方向両側の円形端面となる略円柱状の仮想空間Ｖｓを考える。

第２実施形態では、上記第１実施形態と同様に、仮想空間Ｖｓに冷却器４５’のクーラ容器４５ｃ’が設けられていない。即ち、仮想空間Ｖｓに冷却器４５’の冷媒により冷却される作動流体の流路（伝熱管４５ｔ’）が設けられていない。さらに、上記第１実施形態と異なり、仮想空間Ｖｓにおいて、伝熱管４５ｔ’が低温側シリンダ３２の軸線方向に沿うように配されていない。これにより、上記第１実施形態に比べて一層、低温側シリンダ３２ないし駆動軸４０（クランクシャフト）と再生器４６との間の、低温側シリンダ３２の軸線方向の寸法が小さく抑えられることになり、スターリングエンジン１０の小型化が実現する。

上記第１実施形態では、複数の伝熱管４５ｔの再生器側出入口４５ｔａが隔壁７０の上面７０ａに、それぞれ上面７０ａの面方向に均等に分散配置されるとともに、低温側シリンダ側出入口４５ｔｂが低温側シリンダ３２の頂面３２ａに、それぞれ頂面３２ａの面方向に均等に分散配置されるように、隔壁７０では、複数の伝熱管４５ｔが互いに干渉することなく、複数の伝熱管４５ｔがそれぞれ引き回される。そのため、隔壁７０の内部における複数の伝熱管４５ｔの引き回しは、複雑になる。

これに対して、第２実施形態では、隔壁７０の外周壁部７２ｂにおいて、その周方向に、それぞれ複数の貫通溝７２ｃ及び貫通溝７２ｅが形成され、それらの貫通溝７２ｃ及び貫通溝７２ｅに、それぞれ、再生器側出入口４５ｔａ’、低温側シリンダ側出入口４５ｔｂ’が配置されればよいため、設計・製造が容易である。

また、第２実施形態では、伝熱管４５ｔ’の再生器側出入口４５ｔａ’が再生器４６の端面４６ｂに対向するように設けられておらず、また、低温側シリンダ側出入口４５ｔｂ’が低温側シリンダ３２の頂面３２ａに開口するように設けられておらず、それぞれ圧縮ピストン３１の往復動の方向と同一の方向（上下方向）に沿う面（鉛直面）に開口するように設けられている。

これにより、圧縮空間の作動流体が低温側シリンダ側出入口４５ｔｂ’に流入される際には、その作動流体は、圧縮ピストン３１により作動流体が押圧される方向（上下方向）と直交する向きの流れとなって流入されることになる。また、膨張ピストン２１によって押圧された作動流体が加熱器４７、再生器４６を通って再生器側出入口４５ｔａ’に流入される際には、その作動流体は、再生器４６を通って来たときの流れの方向（上下方向）と直交する向きの流れとなって流入されることになる。

一般に、相対的に広い空間（本例では、圧縮空間や再生器４６の積層金網の空間）から、相対的に小さい流路断面積を有する流路（本例では、低温側シリンダ側出入口４５ｔｂ’や再生器側出入口４５ｔａ’）に、流体が流入するときには、流れが絞られることになり（縮流効果）、大きな流動損失が生じる。流動に対する最も大きな損失の一つに、この縮流効果による損失が挙げられる。

上記のように、再生器側出入口４５ｔａ’及び低温側シリンダ側出入口４５ｔｂ’のそれぞれに作動流体が流入する際には、作動流体の流線が大きく変更されつつ、再生器側出入口４５ｔａ’及び低温側シリンダ側出入口４５ｔｂ’のそれぞれに流入される。このように、作動流体の流線が大きく変更されつつ伝熱管４５ｔ’に流入された場合には、上述した縮流効果による流動損失は、一層大きなものとなる。

これに対し、上記第１実施形態では、伝熱管４５ｔの再生器側出入口４５ｔａが再生器４６の端面４６ｂに対向するように設けられ、また、低温側シリンダ側出入口４５ｔｂが低温側シリンダ３２の頂面３２ａに開口するように設けられており、それぞれ圧縮ピストン３１の往復動の方向と同一の方向（上下方向）に沿う方向の面（鉛直面）に直交する面に開口するように設けられている。

そのため、上記第２実施形態の場合に比べて、圧縮空間の作動流体が低温側シリンダ側出入口４５ｔｂに流入されるに際しての作動流体の流線の変化、及び再生器４６からの作動流体が再生器側出入口４５ｔａに流入されるに際しての作動流体の流線の変化がそれぞれが少なく、流れの絞り（縮流効果）による流動損失が少ない。

上記のように、第２実施形態では、作動流体の流線が大きく変更されつつ伝熱管４５ｔ’に流入される分だけ、縮流効果による流動損失が大きくなるおそれがあるが、例えば圧縮ピストン３１の頂面３１ｔの形状に対して、圧縮空間の作動流体を好適に低温側シリンダ側出入口４５ｔｂ’に導くような工夫を施すなどの、可能な限り作動流体の流線の変更が抑えられた状態で伝熱管４５ｔ’に流入されるための手段が講じられることで、その問題は軽減可能である。

また、上記の流線の変更を抑制する手段に代えて、またはその手段とともに、縮流効果による流動損失自体を低減させるような手段が伝熱管４５ｔ’の出入口に設けられることができる。例えば、図６に示すように、伝熱管４５ｔ’の出入口４５ｔｂ’の形状を円弧状に形成するとともに、その円弧状に形成された部分の曲率半径ｒを大きな値に設定することができる。その曲率半径ｒが大きいほど、流動損失は抑制される。また、数多くの伝熱管４５ｔ’を用いて、伝熱管４５ｔ’の出入口４５ｔａ’、４５ｔｂ’の数を多くすることで、作動流体の全体としての流動損失が抑制される。

以上、第１実施形態及び第２実施形態の冷却器４５の構成は、適宜組合わせて変形例を構成することが可能である。例えば、第１の変形例としては、伝熱管４５ｔの再生器側出入口を第２実施形態（図５）の再生器側出入口４５ｔａ’のように隔壁７２の外周壁部７２ｂに開口し、伝熱管４５ｔの低温側シリンダ側出入口を第１実施形態（図１）の低温側シリンダ側出入口４５ｔｂのように低温側シリンダ３２の頂面３２ａに面方向に均一に分散配置することが考えられる。

この第１変形例によれば、以下の構成が可能となる。即ち、圧縮空間において圧縮ピストン３１により押圧される作動流体は、低温側シリンダ３２の頂面３２ａに開口された再生器側出入口４５ｔａから相対的に流損損失が少ない状態で流入させる一方、再生器４６を通った作動流体は、再生器４６内に設けられた作動流体の流線を隔壁７２の外周壁部７２ｂ側に制御する溝・案内板などの流線制御構造により、隔壁７２の外周壁部７２ｂに開口された再生器側出入口に導かれる。

上記流線制御構造は、スターリングエンジン１０の作動中に移動する圧縮ピストン３１ではなく、移動しない再生器４６に設けられるのが適している。これにより、第１変形例によれば、伝熱管４５ｔの再生器側出入口及び低温側シリンダ側出入口のそれぞれに対する流動損失を抑制しつつ、第１実施形態の構成（図１）よりもスターリングエンジン１０の装置規模の小型化が可能となる。

また、第２変形例として、上記第１変形例の場合と反対に、伝熱管４５ｔの再生器側出入口を第１実施形態（図１）の再生器側出入口４５ｔａのように隔壁７０の上面７０ａに面方向に均一に分散配置する一方、伝熱管４５ｔの低温側シリンダ側出入口を第２実施形態（図５）の低温側シリンダ側出入口４５ｔｂ’のように隔壁７２の外周壁部７２ｂに開口するように構成することが考えられる。

また、第３変形例として、第１実施形態の隔壁７０に、第２実施形態のような冷却水通路７３や断熱材７４が設けられた構成が採用されることができる。

次に、図７及び図８を参照して、第３実施形態について説明する。なお、上記実施形態と共通する部分についての説明は省略する。

図７は、図１のＡ−Ａ視底面図である。図７のＹ方向から見た図が図１に対応する。図８は、図７のＹ方向から見た図であり、図１のクーラ容器４５ｃを拡大して示す背面図に対応する。

第３実施形態は、スターリングエンジン１０において、クーラ容器４５ｃに冷却水Ｗを供給する配管８１、及びクーラ容器４５ｃから冷却水Ｗを排出するための配管８２のそれぞれの、クーラ容器４５ｃに対する接続構造に関するものである。

第３実施形態のスターリングエンジン１０は、図１のスターリングエンジン１０と同様の構成である。第３実施形態のスターリングエンジン１０は、上記第１及び第２実施形態と同様に、横置きされる。ここで、横置きとは、上記のように、高温側シリンダ２２及び低温側シリンダ３２のそれぞれの軸線が水平方向（車両の床面に平行）に向くような配置である。図７は、スターリングエンジン１０が横置きされた状態を示しており、図７の上下方向が、車両に実際に横置きに搭載された状態での上下方向に対応している。

上述したように、クーラ容器４５ｃは、低温側シリンダ３２の外周部３２ｋを周方向に囲むリング状に構成されている。図７に示すように、横置きされたクーラ容器４５ｃを視認したときに、クーラ容器４５ｃは、そのリング形状がリング状に視認される向き（リングが起立した状態）に配置される。

上記のような配置において、冷却水Ｗが未だ入っていない状態のクーラ容器４５cに対し、冷却水Ｗが最初に導入されたときに、気泡（空気）がクーラ容器４５ｃ内から抜け出る必要がある。クーラ容器４５ｃ内に空気が入っていると、冷却器４５の冷却効果が損なわれるためである。

また、クーラ容器４５ｃ内において、冷却水Ｗがよどむことがないように、冷却水Ｗの流れができる必要がある。クーラ容器４５ｃにおいて、冷却水Ｗのよどみが生じると、よどんだ冷却水Ｗは相対的に長い時間伝熱管４５ｔの内部の作動流体から受熱するため、相対的に温度が高くなり、冷却器４５の冷却効果が損なわれる。

第３実施形態では、クーラ容器４５ｃ内に気泡が残らないようにするとともに、クーラ容器４５ｃ内に冷却水Ｗのよどみが生じないようにすることを目的としている。この場合、冷却水Ｗをポンプで高圧にしてクーラ容器４５ｃ内に送出すれば、気泡やよどみの問題はなくなるが、その場合、ポンプ駆動のために要求される駆動トルクが増大し燃費の面で不利となる。そのため、本実施形態では、特に高圧に冷却水Ｗを送出することなく、気泡やよどみの問題を解決することを目的としている。

図７及び図８に示すように、第３実施形態は、冷却水Ｗの供給源（図示せず）が図７において左側（高温側シリンダ２２の配置された側）に存在する場合を示している。

図７に示すように、符号８３で示す、クーラ容器４５ｃと冷却水供給用配管８１との接続部分は、冷却水Ｗの流入口である。冷却水供給用配管８１から供給された冷却水Ｗは、矢印Ｗｉに示すように流入口８３からクーラ容器４５ｃに導入される。符号８４で示す、クーラ容器４５ｃと冷却水排出用配管８２との接続部分は、冷却水Ｗの排出口である。流入口８３からクーラ容器４５ｃ内に供給された後、伝熱管４５ｔ内の作動流体と熱交換（冷却）を行った冷却水Ｗは、矢印Ｗｏに示すように、排出口８４から冷却水排出用配管８２に排出される。

クーラ容器４５ｃの排出口８４は、クーラ容器４５c内において冷却水Ｗが入った空間、すなわち、クーラ容器４５ｃの内部容積の全体において上方に設けられている。排出口８４は、流入口８３よりも上方に配置されている。

流入口８３からクーラ容器４５ｃ内に入った空気（気泡）は、冷却水Ｗよりも比重が小さいため、自ずと上方に移動し、上方に設けられた排出口８４から冷却水排出用配管８２に排出される。この場合、排出口８４は、クーラ容器４５ｃにおいて最上部に設けられているわけではない。クーラ容器４５ｃ内に入った気泡は、冷却水Ｗが矢印Ｗｉに示すように導入された後にクーラ容器４５ｃ内を周回して矢印Ｗｏに示すように排出されるときの、冷却水Ｗの流動にのって、冷却水Ｗとともに排出口８４から排出される。

クーラ容器４５ｃ内において、流入口８３と排出口８４との間には、クーラ容器４５ｃ内の流路を区画するためのセパレータ（隔壁、仕切り部材）８６が設けられている。セパレータ８６は、流入口８３よりも上方でかつ排出口８４よりも下方の位置に設けられている。このセパレータ８６は、冷却水供給用配管８１がクーラ容器４５ｃの流入口８３に接続される向き（図中右斜め下）に沿うように設けられている。

セパレータ８６が、クーラ容器４５ｃ内の流路を区画することで、冷却水Ｗは、その流路を単一の方向に進行する。セパレータ８６は、流入口８３からクーラ容器４５ｃ内に導入された冷却水Ｗが本来の矢印Ｗｉに示す向きにクーラ容器４５ｃ内を周回することなく、本来の周回方向に対して逆向き（排出口８４側）に流れたり、流入口８３から導入直後の冷却水Ｗがクーラ容器４５ｃ内を周回することなく排出口８４から排出されてしまうことを防止する。

クーラ容器４５ｃの内部に形成される流路は、一定の曲率半径で連続的にカーブするように形成されており、その流路には、曲率半径の小さな屈曲部や何らかの構造物の陰に隠れるよう場所が無いため、冷却水Ｗがよどみなくスムーズに流れる。また、排出口８４において、冷却水排出用配管８２は、排出口８４に到る直前の冷却水Ｗの流れの進行方向（接線方向）に沿って形成されるため、排出口８４から冷却水排出用配管８２に冷却水Ｗがスムーズに流れる。

セパレータ８６には、流入口８３側と排出口８４側とを貫通する小孔８７が形成されている。小孔８７は、クーラ容器４５ｃ内の気泡がセパレータ８６における流入口８３側の面に留まることなく、冷却水Ｗとの比重の相違を利用して、小孔８７を介して排出口８４側に気泡を逃がすためのものである。小孔８７を介して排出口８４側に抜けた気泡は、冷却水Ｗとの比重の相違を利用するとともに、冷却水Ｗの流れにのって排出口８４から冷却水排出用配管８２に排出される。

流入口８３から入った気泡のうち、冷却水Ｗの流れにのって、冷却水Ｗの周回方向において、リング形状のクーラ容器４５ｃの最下部Ｂｐを超えた位置まで進んだ気泡（リング形状の図中右半分に入った気泡）は、冷却水Ｗとの比重の相違を利用して自らクーラ容器４５ｃ内を上方に移動するとともに、そのまま冷却水Ｗの流れにのって排出口８４から排出される。

これに対し、冷却水Ｗの周回方向において、リング形状のクーラ容器４５ｃの最下部Ｂｐに達しない気泡は、クーラ容器４５ｃの図中左半分の部分を、冷却水Ｗの矢印Ｗｉ方向の流れに逆らって、冷却水Ｗとの比重の相違を利用して自ら上方に移動して、セパレータ８６によって分離されたクーラ容器４５ｃ内において最も上方に位置するセパレータ８６の流入口８３側の面に留まる場合がある。また、空気の中には、流入口８３からクーラ容器４５ｃ内に入った直後から矢印Ｗｉの向きに流れずに、セパレータ８６の流入口８３側の面に留まるものもある。

本実施形態では、セパレータ８６に小孔８７が形成されているので、このような気泡は、自ら小孔８７を通ってセパレータ８６の排出口８４側に移動する。なお、小孔８７の開口面積が小さく形成されるため、冷却水Ｗが小孔８７を通って排出口８４側に流れることは最小限に抑えられる。

図８に示すように、冷却水供給用配管８１及び冷却水排出用配管８２は、それぞれクーラ容器４５ｃのクーラ容器４５ｃの上下方向の長さＬ１（図３参照）の中央部近傍に設けられる。冷却水供給用配管８１及び冷却水排出用配管８２のそれぞれの上下方向の長さは、クーラ容器４５ｃの上下方向の長さＬ１の約１／４に設定されている。

冷却水供給用配管８１及び冷却水排出用配管８２が、それぞれクーラ容器４５ｃのクーラ容器４５ｃの上下方向の長さＬ１の中央部近傍に設けられることにより、リング状の周回方向に冷却水Ｗが流れるときの流動損失が抑制される。クーラ容器４５ｃの上下方向の長さＬ１の中央部近傍に冷却水供給用配管８１及び冷却水排出用配管８２が設けられることにより、冷却水Ｗが周回方向に流れるときにクーラ容器４５ｃの上面及び下面に衝突することが抑制される。

クーラ容器４５ｃの内部に周回方向に形成される冷却水Ｗの流路を形成する面（クーラ容器４５ｃの内側の面）のうち、その流路の周面を構成するクーラ容器４５ｃの周方向の面（二つの周方向の面のうち特に相対的に大きな曲率半径を有する面）に沿って冷却水Ｗが案内されつつ流れることで、冷却水Ｗが周回方向に流れる。冷却水Ｗの流路を形成する面のうち周面以外の面（クーラ容器４５ｃの内側上面と内側下面）に当たると、冷却水Ｗの周回方向の流動に対する損失につながる。よって、冷却水供給用配管８１及び冷却水排出用配管８２は、それぞれクーラ容器４５ｃの冷却水Ｗの流路を形成する面のうち周面以外の面（クーラ容器４５ｃの内側上面と内側下面）同士の間の長さＬ１の中央部近傍に冷却水Ｗの流れが集中的に形成されるように設けられている。

次に、図９及び図１０を参照して、第３実施形態の第１変形例について説明する。

図９は、図１のＢ−Ｂ視底面図である。図９のＸ方向から見た図が図１に対応する。図１０は、図９のＹ方向から見た図であり、図１のクーラ容器４５ｃを拡大して示す背面図に対応する。

第３実施形態の変形例は、冷却水Ｗの供給源（図示せず）が図９において右側（高温側シリンダ２２の配置の反対側）に存在する場合を示している。この変形例においても排出口８４は相対的に上方に配置されている。流入口８３と排出口８４の間には、セパレータ８６が設けられ、セパレータ８６には小孔（図示せず）が設けられている。図１０に示すように、冷却水供給用配管８１及び冷却水排出用配管８２のそれぞれは、クーラ容器４５ｃの底面４５ｃｔに開口するように設けられている。

次に、図１１を参照して、第３実施形態の第２変形例について説明する。

図１１は、図７や図９と同じく、スターリングエンジン１０が横置きに搭載された状態を示す図である。図７や図９と同じく、図１１における上下方向は、スターリングエンジン１０の搭載状態での上下方向と一致する。

例えば、図１１に示すように、高温側シリンダ２２と低温側シリンダ３２とが接近している場合には、クーラ容器４５ｃは、低温側シリンダ３２の外周部３２ｋをその周方向に全周に亘って囲むように形成できない場合がある。その場合、クーラ容器４５ｃは、周方向に連続するリング状ではなく、高温側シリンダ２２に対向する側が一部切り欠かれた形状に形成される。

図１１に示すように、高温側シリンダ２２と接近して低温側シリンダ３２が配置される場合において、クーラ容器４５ｃの容積の確保と、クーラ容器４５ｃで覆うことにより低温側シリンダ３２の外周部３２ｋを冷却する目的から、クーラ容器４５ｃは、リング形状の上記切り欠かれた部分が可能な限り、少なくなるように構成される。

図１１に示すような形状のクーラ容器４５ｃにおいて、冷却水Ｗの流路の両端部のうち、上方に位置する方が排出口８４に設定され、下方に位置する方が流入口８３に設定される。排出口８４に接続される冷却水排出用配管８２は、スペース的に余裕のある高温側シリンダ２２の上方側の周方向に沿って配設され、流入口８３に接続される冷却水供給用配管８１は、スペース的に余裕のある高温側シリンダ２２の下方側の周方向に沿って配設される。

上記構成により、冷却水Ｗは矢印Ｗｉに示すように流入口８３からクーラ容器４５ｃ内に供給され、矢印Ｗｏに示すように排出口８４から冷却水排出用配管８２に排出される。この場合、符号９１で示す部分と、符号９２に示す部分に、気泡が留まる可能性がある。特に、符号９２の部分には、排出口８４とのヘッド差が大きいことから、気泡が留まる可能性が高い。

そこで、本変形例では、符号９１で示す部分と、符号９２に示す部分に気泡が留まらないように、気泡が通るバイパス路９３，９４が設けられている。バイパス路９３，９４は、その上流側（始端側）位置よりもその下流側（終端側）位置の方が上方に位置するように構成されている。気泡は、自らバイパス路９３，９４を通って冷却水排出用配管８２側に排出される。バイパス路９３，９４は、クーラ容器４５ｃ内の冷却水Ｗの本来の周回方向の流路とは、別に設けられている。バイパス路９３，９４は、冷却水Ｗが流れることを最小限に抑えるために、小径に形成されている。

なお、上記第３実施形態及びその変形例の構造は、上記第１実施形態の冷却器４５に適用されていたが、上記第２実施形態の冷却器４５’に適用することも可能である。

本発明の排気熱回収装置の第１実施形態を示す正（断）面図である。 図１のＣ−Ｃ矢視図である。 図２のＤ矢視図である。 第１実施形態の変形例のクーラ容器の配置を説明するための説明図である。 本発明の排気熱回収装置の第２実施形態において、冷却器を拡大して示す正（断）面図である。 本発明の排気熱回収装置の第２実施形態において、伝熱管の出入口の形状を説明するための説明図である。 本発明の排気熱回収装置の第３実施形態を示す、図１のＡ−Ａ視底面図である。 図７のＹ矢視図である。 本発明の排気熱回収装置の第３実施形態の変形例を示す、図１のＢ−Ｂ視底面図である。 図９のＹ矢視図である。 本発明の排気熱回収装置の第３実施形態の第２変形例を説明するための説明図である。 本発明の排気熱回収装置の第１実施形態において、適用される直線近似機構を説明するための説明図である。 従来のスターリングエンジンを説明するための説明図である。

符号の説明

１０ スターリングエンジン
２０ 高温側パワーピストン
２１ 膨張ピストン
２２ 高温側シリンダ
２２ａ 高温側シリンダの上面
３０ 低温側パワーピストン
３１ 圧縮ピストン
３２ 低温側シリンダ
３２ａ 低温側シリンダの頂面
３２ｋ 低温側シリンダの外周部
３２ｓ 低温側シリンダの断面
４２ 基板
４５ 冷却器
４５ａ 冷却器の上面
４５ｃ クーラ容器
４５ｔ 伝熱管
４５ｔａ 再生器側出入口
４５ｔｂ 低温側シリンダ側出入口
４６ 再生器
４６ａ 再生器の上面
４６ｂ 再生器の下面
４７ 加熱器
４７ａ 第１端部
４７ｂ 第２端部
５０ 近似直線機構
７０ 隔壁
８１ 冷却水供給用配管
８２ 冷却水排出用配管
８３ 流入口
８４ 排出口
８６ セパレータ
８７ 小孔
９０ 熱交換器
１００ 排気管
Ｖｓ 仮想空間
Ｗ 冷却水

Claims (25)

1. 直列並行に配置される少なくとも２つのシリンダと、
   前記シリンダ内を往復運動するピストンと、
   駆動軸を中心に回転するクランクシャフトと、
   前記ピストンと前記クランクシャフトとを連結するコネクティングロッドと、
   前記第１のシリンダに接続されるとともに、前記第２のシリンダにわたって配置され、かつ作動流体が流出入する加熱器と、
   前記加熱器に接続されて作動流体が流出入する再生器と、
   前記再生器と接続されるとともに前記第２のシリンダに接続されて作動流体が流出入する冷却器と
   を備えた排気熱回収装置であって、
   前記第２のシリンダの軸線方向に直交する前記第２のシリンダの任意の断面を前記第２のシリンダの軸線上に仮想的に重ねることによって形成される仮想空間の外に前記冷却器の冷媒により冷却される作動流体の流路の少なくとも一部が配置されているとともに、前記冷却器は、前記第２のシリンダの外周の周方向に亘って囲むようにリング状に設けられる
   ことを特徴とする排気熱回収装置。
2. 請求項１に記載の排気熱回収装置において、
   前記冷却器が前記第１のシリンダの外周部の頂部周辺を冷却しない位置に、前記冷却器は配置されている
   ことを特徴とする排気熱回収装置。
3. 請求項１又は２に記載の排気熱回収装置において、
   前記再生器からの作動流体を前記冷却器の内部に導くための伝熱管の開口部は、前記第２のシリンダ内を往復運動するピストンの往復動の方向に沿う方向の面に直交する面に開口するように設けられている
   ことを特徴とする排気熱回収装置。
4. 請求項１又は２に記載の排気熱回収装置において、
   前記再生器からの作動流体を前記冷却器に導くための伝熱管の開口部は、前記第２のシリンダの外周壁部に沿う面に開口するように設けられている
   ことを特徴とする排気熱回収装置。
5. 請求項１から４のいずれか１項に記載の排気熱回収装置において、
   前記第２のシリンダの内部からの作動流体を前記冷却器の内部に導くための伝熱管の開口部は、前記第２のシリンダ内を往復運動するピストンの往復動の方向に沿う方向の面に直交する面に開口するように設けられ、また、前記開口部の開口面積が前記第２のシリンダの内部の断面積よりも小さい
   ことを特徴とする排気熱回収装置。
6. 請求項１から４のいずれか１項に記載の排気熱回収装置において、
   前記第２のシリンダの内部からの作動流体を前記冷却器に導くための伝熱管の開口部は、前記第２のシリンダの外周壁部に沿う面に開口するように設けられている
   ことを特徴とする排気熱回収装置。
7. 請求項１から６のいずれか１項に記載の排気熱回収装置において、
   前記第２のシリンダと前記再生器との間には、断熱層が設けられている
   ことを特徴とする排気熱回収装置。
8. 請求項１から７のいずれか１項に記載の排気熱回収装置において、
   前記第２のシリンダの頂面と前記再生器との間には、作動流体が流通する伝熱管が設けられ、
   前記伝熱管の両端部は、前記冷却器に連通している
   ことを特徴とする排気熱回収装置。
9. 請求項１から８のいずれか１項に記載の排気熱回収装置において、
   前記冷却器には、作動流体を冷却するための冷媒が供給され、
   前記冷却器には、前記冷却器に供給された前記冷媒が前記冷却器から排出されるための出口が設けられ、
   前記出口は、前記排気熱回収装置が回収する対象の排気熱を供給する排気熱回収対象に搭載された状態において、前記冷却器内の前記冷媒が入った空間の上部に形成されている
   ことを特徴とする排気熱回収装置。
10. 請求項９記載の排気熱回収装置において、
    前記冷却器は、リング形状を有し、
    前記冷却器には、前記冷媒が前記冷却器の周方向に流れる流路が設けられる
    ことを特徴とする排気熱回収装置。
11. 請求項１０記載の排気熱回収装置において、
    前記冷却器には、前記冷媒が供給される入口が、前記冷媒が流出する出口よりも下方、かつ前記出口に隣接して設けられ、
    前記冷却器には、前記冷却器において前記入口と前記出口との間に形成される前記流路を単一の方向で前記冷媒が進行するように前記入口と前記出口との間に前記流路を区画するセパレータが設けられ、
    前記セパレータは、前記入口よりも上方に設けられ、
    前記セパレータには、前記セパレータの前記入口側と前記出口側を貫通する小孔が設けられている
    ことを特徴とする排気熱回収装置。
12. 請求項１０または１１に記載の排気熱回収装置において、
    前記冷却器における前記冷媒が供給される入口に接続されて、前記冷媒を前記冷却器に供給するための冷媒供給用配管、および、前記冷却器の前記出口に接続されて、前記冷媒を前記冷却器から排出するための冷媒排出用配管は、それぞれ、前記冷却器を構成するクーラ容器の上下方向の長さの中央部近傍に設けられる
    ことを特徴とする排気熱回収装置。
13. 請求項１０から１２のいずれか１項に記載の排気熱回収装置において、
    前記排気熱回収装置は、前記第１及び第２のシリンダの軸線方向がそれぞれ水平方向となるように設置される
    ことを特徴とする排気熱回収装置。
14. 請求項１から１３のいずれか１項に記載の排気熱回収装置において、
    前記少なくとも２つのシリンダは、直列に配置され、
    前記冷却器と前記再生器と前記加熱器は、熱交換器を構成し、
    前記熱交換器は、前記第１のシリンダと前記第２のシリンダとを、前記作動流体が流出入するように接続して前記熱交換器の少なくとも一部がカーブ形状を有するように構成されている
    ことを特徴とする
    排気熱回収装置。
15. 請求項１４記載の排気熱回収装置において、
    前記加熱器は、前記第１のシリンダと前記第２のシリンダとを結ぶような前記カーブ形状を有するように構成され、前記再生器は、前記シリンダの延在方向に沿う直線状に構成されている
    ことを特徴とする排気熱回収装置。
16. 請求項１から１５のいずれか１項に記載の排気熱回収装置において、
    前記排気熱回収装置の出力は、前記第１のシリンダ内の第１の前記ピストンと前記第２のシリンダ内の第２の前記ピストンとに、クランク軸を介して接続された前記駆動軸を介して取り出され、
    前記第１ピストンが上死点にあるときの前記第１ピストンの頂部と前記駆動軸との間の前記第１のシリンダの軸線方向における距離と、前記第２ピストンが上死点にあるときの前記第２ピストンの頂部と前記駆動軸との間の前記第２のシリンダの軸線方向における距離とが相違するように構成されている
    ことを特徴とする排気熱回収装置。
17. 請求項１６記載の排気熱回収装置において、
    前記距離の相違は、前記第１ピストンの長さと前記第２ピストンの長さの相違に対応している
    ことを特徴とする排気熱回収装置。
18. 請求項１から１７のいずれか１項に記載の排気熱回収装置において、
    前記第１のシリンダにおいて前記加熱器と接続される面と、前記再生器において前記加熱器と接続される面は、前記排気熱回収装置により回収される排気熱が供給される排気通路に露出するように設けられ、
    前記第１のシリンダにおいて前記加熱器と接続される面と、前記再生器において前記加熱器と接続される面は、概ね同一である
    ことを特徴とする排気熱回収装置。
19. 請求項１８記載の排気熱回収装置において、
    前記加熱器は、前記第１及び第２のシリンダの上部同士を接続し、かつＵ字形のカーブ形状に構成されている
    ことを特徴とする排気熱回収装置。
20. 請求項１から１９のいずれか１項に記載の排気熱回収装置において、
    更に、前記第１のシリンダ内の第１の前記ピストンと前記第２のシリンダ内の第２の前記ピストンの少なくともいずれか一方に直接的又は間接的に連結され、当該連結されたピストンが当該シリンダ内を往復運動するときに近似直線運動するように設けられた近似直線機構を備えた
    ことを特徴とする排気熱回収装置。
21. 請求項１から２０のいずれか１項に記載の排気熱回収装置において、
    装置取付面を備えるとともに排気ガスが流れる排気通路に前記加熱器が配置され、
    前記装置取付面と前記第１のシリンダにおいて前記加熱器と接続される面及び前記装置取付面と前記第２のシリンダにおいて前記冷却器と接続される面とが平行となるように前記排気通路に取り付けられる
    ことを特徴とする排気熱回収装置。
22. 請求項１から２１のいずれか１項に記載の排気熱回収装置において、
    装置取付面を備えるとともに排気ガスが流れる排気通路に前記加熱器が配置され、
    前記排気熱回収装置の出力は、前記第１のシリンダ内の第１の前記ピストンと前記第２のシリンダ内の第２の前記ピストンとに、クランク軸を介して接続された駆動軸を介して取り出され、
    前記装置取付面と前記駆動軸の回転軸とが平行となるように前記排気通路に取り付けられる
    ことを特徴とする排気熱回収装置。
23. 請求項１から２２のいずれか１項に記載の排気熱回収装置において、
    装置取付面を備えるとともに排気ガスが流れる排気通路に前記加熱器が配置され、
    前記排気熱回収装置の出力は、前記第１のシリンダ内の第１の前記ピストンと前記第２のシリンダ内の第２の前記ピストンとに共通に接続された駆動軸を介して取り出され、
    前記排気通路熱媒体通路の中心軸と前記駆動軸の回転軸とが平行となるように前記排気通路に取り付けられる
    ことを特徴とする排気熱回収装置。
24. 請求項１から２３のいずれか１項に記載の排気熱回収装置において、
    排気ガスが流れる排気通路に前記加熱器が配置され、
    前記排気ガスの流れ方向の上流側に前記第１のシリンダが配置される
    ことを特徴とする排気熱回収装置。
25. 請求項２４記載の排気熱回収装置において、
    前記排気ガスの流れ方向の下流側に前記第２のシリンダが配置される
    ことを特徴とする排気熱回収装置。

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