JP4733424B2 - 排熱回収装置 - Google Patents

Description

本発明は、内燃機関の排熱を利用し、膨張機により発電機等の負荷装置の動力を得るランキンサイクルによる排熱回収装置に関する。

出力数がＭＷ以上の大型のガスタービン発電装置では、その排気熱から水蒸気を発生させ、蒸気タービンで動力を得るコンバインド発電が多く採用されており、その発電効率は５０％を越えるものもある。しかし、小出力の内燃機関には、次の理由からコンバインド発電は未だ実用化されていない。すなわち、
（１）小出力の蒸気タービンは効率が悪い。
（２）小出力の内燃機関は、その効率面から往復動機関が主流であり、排気ガス以外に、冷却水にも多くの熱が逃げ、そのため、動力以外、すべて排気ガスにエネルギーが逃げるガスタービンほど、排気ガスからの熱回収量が多くならない。
（３）システムコストが高くなる。

上記大型のガスタービン発電装置のように、排気ガスの排熱のみから動力を回収する装置に対して、小出力の発電装置等においては、内燃機関の排気ガスと共に、機関冷却後の冷却液の排熱からも、動力を回収する装置が開発されている。

図１６は、内燃機関の排気ガス及び機関冷却使用後の冷却液の排熱を、発電用の動力として回収する従来の排熱回収装置の一例である（特許文献１参照）。

図１６の排熱回収装置を簡単に説明すると、ガス機関２０１の出力軸に連結された第１の発電機２０２と、排気ガスの熱及び冷却液の熱を利用して駆動する第２の発電機２０３を備えている。第２の発電機２０３は、発電機軸２０４に連結されたタービン軸２０５に、第１の蒸気タービン２１１と第２の蒸気タービン２１２を附設し、排気管２１３の途中に、前記第１の蒸気タービン２１１を駆動する高温側発電ユニット２１５と、該高温側発電ユニット２１５より下流側に、第２の蒸気タービン２１２を駆動する低温側発電ユニット２１６を備えている。

第１の発電ユニット２１５は、排熱ボイラ２１７、過熱器２１８、復水器２１９、ポンプ２２０等を備え、これらは、エンジンの一方のウォータジャケット２２２との間で水循環回路を構成している。第２の発電ユニット２１６は、排熱ボイラ２３０、復水器２３１、ポンプ２３２及び熱交換器２３３を備え、これらの間でフロン又は代替フロンを循環させる二次の循環回路を構成しており、これに加え、熱交換器２３３とエンジンの他方のウォータジャケット２３４の間で、冷却水を循環させる一次の水循環回路も構成している。

図１６の排熱回収装置によると、一方のウォータジャケット２２２から排出される冷却水は、排熱ボイラ２１７及び過熱器２１８において、排気管２１３内の排気ガスと熱交換することにより、高圧の蒸気となり、この高圧の蒸気を第１の蒸気タービン２１１に供給して、タービン軸２０５を回転する。また、他方のウォータジャケット２３４から排出される冷却水は、熱交換器２３３において、二次側のフロン又は代替フロンを予熱し、該予熱された二次媒体を排熱ボイラ２３０に供給することにより低圧の蒸気を得、該低圧の蒸気を第２の蒸気タービン２１２に供給し、タービン軸２０５を回転する。
特開２００２−１６１７１６号公報

図１６に示す排熱回収装置では、次のような不具合がある。
（１）低圧側の第２の発電ユニット２１６において、エンジン冷却水と代替フロン等の二次媒体の２種類の伝熱媒体を使用し、両媒体間で伝熱面を介して熱交換するために新たな熱交換器２３３を備えているので、コストが高くなると共に媒体のメンテナンスにも手間がかかる。

（２）熱交換器２３３によりエンジン冷却水と二次媒体の間で熱交換し、二次媒体を予熱しているが、このように、熱交換器２３３を介在させると、熱交換時の熱損失が大きく、しかも、上記予熱を有効に利用することが困難である。

上記予熱を有効に利用することが困難な理由を簡単に説明する。図１５は、相変化のある冷却水等の受熱流体と、排気ガス等の与熱流体との間の一般的な熱交換を示す温度−交換熱量線図であり、実線の直線Ｘ１は排気ガスの温度変化、二点鎖線の折れ線Ｘ２は冷却水の変化を示している。冷却水は、液体相、混合相、気体相の三相に変化するが、冷却水が蒸発中（混相）は、いわゆる潜熱を受けている状態なので、冷却水には温度変化はないが、排気ガスは冷却水に熱を与えているために、排気ガスの温度は低下してゆく。そのため、ピンチポイントＰＰが、熱交換中の沸騰点付近でできる。蒸気に与えることのできる熱量は、排気ガス流量×比熱×（排気ガス入口温度−ピンチポイントでの排気ガス温度）である。

図１５のような熱交換に対し、冷却水を予熱して、その後、排気ガスと熱交換する場合は、図１７のような熱交換を行うことになる。すなわち、図１７において、たとえば、９０°Ｃ程度の別の熱源で冷却水を９０°Ｃまで加熱し（点Ａ1)、次に排気ガスで１００°Ｃにし（点Ａ2）、以後、蒸発完了点（点Ａ3)から過熱蒸気となって蒸気温度が上昇する過程を考えて見ると、ピンチポイントＰＰの温度（Ｔ3）より温度の高い排気ガスの入口温度及び量で、作れる蒸気の量が決まことになる。したがって、冷却水を予熱していても、その予熱で回収した熱量は、排気ガスが系外に持ち出すことになり、排気ガスの出口温度Ｔ2が、前記図１５の場合の出口温度Ｔ1よりが高くなるだけで、回収熱量全体の増加は期待できないのである。

［発明の目的］
本願発明は、内燃機関の排気ガスの排熱及び冷却液の排熱を、いずれも効率良く利用できるようにすることにより、排熱を有効に発電等に利用できるようにすることである。

上記課題を解決するため、本願請求項１記載の発明にかかる排熱回収装置は、内燃機関の冷却液室に連通する蒸気発生タンクであって、該タンク内の圧力を、冷却に必要な媒体温度に対応する飽和圧力に保つことにより、機関冷却に使用後の冷却液から低圧の蒸気を得る蒸気発生タンクと、該蒸気発生タンクから供給される低圧の蒸気を膨張させることにより動力を得る低圧用の第１の膨張機と、機関冷却に使用前の冷却液の一部を取り入れ、内燃機関の排気ガスと熱交換することにより、前記蒸気発生タンクの蒸気よりも高圧の蒸気を得る高圧蒸気発生器と、該高圧蒸気発生器から供給される高圧の蒸気を膨張させることにより、前記第１の膨張機とは独立して動力を得る高圧用の第２の膨張機と、各膨張機から排出される膨張後の蒸気を液化させると共に、液化後の冷却液を内燃機関の冷却液室及び前記高圧蒸気発生器に供給する凝縮器と、を備え、前記冷却液室を、冷却液上昇温度の異なる高温側の冷却液室部分と低温側の冷却液室部分に仕切り、前記蒸気発生タンクを、前記低温側の冷却液室部分に連通する第１の蒸気発生タンクと、前記高温側の冷却液室部分に連通する第２の蒸気発生タンクとに分割し、前記第１、第２の蒸気発生タンクのうち、相対的に高い圧力の蒸気を発生する第２の蒸気発生タンクを、第１の膨張機の蒸気入口に接続し、相対的に低い圧力の蒸気を発生する第１の蒸気発生タンクを、第１の膨張機の前記蒸気入口よりも下流の膨張途中部分に接続している。

上記構成によると、内燃機関の排気ガスの排熱と共に、冷却液の排熱も効率良く回収し、発電機等の負荷装置の動力として効率良く利用することができる。しかも、ランキンサイクルに用いる媒体として、従来のように代替フロンのような二次媒体を用いず、内燃機関の冷却液のみを用いるので、冷却液と二次媒体との間の熱交換器が必要なくなり、コストを低減できると共に、熱交換器における熱損失も無くすことができる。

冷却水により、内燃機関の熱を顕熱として回収すると共に、上記冷却水を圧力調節により、潜熱としても回収して、飽和蒸気を生成し、前記第２の膨張機とは独立した第１の低圧用の膨張機に供給し、動力を回収しているので、従来の予熱方式に比べて、余分に動力を回収することができる。

また、第１の膨張機の膨張途中において、追加の蒸気を投入するので、第１の膨張機の蒸気入口のみから蒸気が供給される構成に比べ、膨張終了までの過程で膨張室内圧力を高く維持でき、多くの動力が回収できる。

請求項２記載の発明にかかる排熱回収装置は、内燃機関の冷却液室を、冷却液上昇温度の異なる高温側の冷却液室部分と低温側の冷却液室部分に仕切り、前記低温側の冷却室部分に連通する第１の蒸気発生タンクであって、該タンク内の圧力を、冷却に必要な媒体温度に対応する飽和圧力に保つことにより、機関冷却に使用後の冷却液から蒸気を得る第１の蒸気発生タンクと、前記高温側の冷却室部分に連通する第２の蒸気発生タンクであって、該タンク内の圧力を、前記第１の蒸気発生タンク内の圧力よりも高くすることにより、機関冷却に使用後の冷却液から、上記第１の蒸気発生タンクの蒸気よりも高圧の蒸気を得る第２の蒸気発生タンクと、機関冷却に使用前の冷却液の一部を取り入れ、内燃機関の排気ガスと熱交換することにより、前記各蒸気発生タンクの蒸気よりも高圧の蒸気を得る高圧蒸気発生器と、前記高圧蒸気発生器の蒸気を取り入れる蒸気入口と、前記第２の蒸気発生タンクの蒸気を膨張途中から取り入れる中間蒸気入口と、該中間蒸気入口よりも下流の膨張途中で前記第１の蒸気発生タンクの蒸気を取り入れる下流側蒸気入口とを有する膨張機と、該膨張機から排出される膨張後の蒸気を液化させると共に、液化後の冷却液を内燃機関の冷却液室及び前記高圧蒸気発生器に供給する凝縮器と、を備えている。

上記構成によると、膨張機内の膨張途中で、第２の蒸気発生タンクと第１の蒸気発生タンク１１から、相対的に高い圧力の蒸気と相対的に低い圧力の蒸気を、２段階に順次追加導入するので、膨張途中で一度だけ低圧蒸気を追加する構造に比べても、膨張終了に至るまで膨張室内圧力をさらに高く保ち、多くの動力が回収できるのである。

請求項３記載の発明にかかる排熱回収装置は、請求項１記載の排熱回収装置において、第１の膨張機と第２の膨張機は、それぞれ独立の発電機に連結している。

上記構成によると、各発電量に応じた容量の発電機を備えることができ、また、各発電機の電力を、それぞれの発電量に応じた別の装置に利用することもできる。

請求項４記載の発明にかかる排熱回収装置は、請求項１記載の排熱回収装置において、一つの発電機の発電軸の一端に第１の膨張機を連結し、他端に第２の膨張機を連結している。

上記構成によると、内燃機関の排熱を、発電機で電気エネルギーとして回収する場合に、排熱回収装置の小形化及び低コスト化が達成できる。

請求項５記載の発明にかかる排熱回収装置は、請求項１〜４のいずれか一つに記載の排熱回収装置において、前記膨張機は速度型膨張機である。

上記構成によると、膨張機が、容積形の膨張機に比べて小形になり、大出力用途に適する。

請求項６記載の発明にかかる排熱回収装置は、請求項１〜４のいずれか一つに記載の排熱回収装置において、前記膨張機は容積型膨張機である。

上記構成によると、蒸気タービン（速度型膨張機）を使用する場合に比べ、ドラッグ増加による効率低下やエロージョンの発生を抑えることができる。すなわち、膨張機内で飽和蒸気を膨張させる場合、乾き蒸気から湿り蒸気となり、湿り度が大きくなると、蒸気タービンのように速度型の膨張機の場合には、ドラッグが増加して効率が低下し、また、エロージョンが発生する可能性がある。これに対して、スクロール型のように容積型の膨張機であれば、一部液化した媒体は、密閉室のシールの役目を果たし、却って効率が向上し、また、速度型に比べて揺動スクロール等の回転は遅いため、エロージョンが発生する心配もない。

請求項７記載の発明にかかる排熱回収装置は、請求項１〜４のいずれか一つに記載の排熱回収装置において、高圧蒸気発生器は、飽和ボイラである。

上記構成によると、前記段落「００２８」で説明した理由と同様な理由により、過熱器を用いなくとも良く、膨張機出口において、蒸気の湿り度が大きくなっても良い。すなわち、過熱器に必要なコストを削減できる。ちなみに、蒸気タービンのような速度型膨張機を用いる場合には、膨張後の蒸気の湿り度が大きくなるのを防ぐためには、飽和蒸気をさらに過熱する過熱器が必要となる。

以上のように本発明によると、内燃機関の排気ガスの熱と共に、冷却液の熱を効率良く回収し、発電機等の負荷装置の動力として効率良く利用することができ、しかも、ランキンサイクルに用いる媒体として、従来のように代替フロンのような二次媒体を用いることなく、内燃機関の冷却液のみを利用し、かつ、冷却液と二次媒体との間の熱交換器をなくすことができ、コストを低減できると共に、熱交換器における熱損失もなくすことができる。

［第１の実施の形態］
図１は、本願発明の第１の実施の形態であり、内燃機関１の排気ガスの熱及び冷却液の熱を利用し、ランキンサイクルによる発電を行う排熱回収装置である。内燃機関１としては、蒸発冷却方式の農業機械用横型水冷エンジンのような往復動型内燃機関が用いられている。

内燃機関１に形成された冷却液室（ウォータージャケット）６は、シリンダライナー２、シリンダヘッド３及び排気ポート１４ａ等の発熱部分の周囲を囲んでおり、冷却液室６内には、冷却液として冷却水が注入され、冷却液室６の下端部には冷却液入口６ａが設けられ、上端部には冷却液出口６ｂが設けられている。

排熱回収装置は、前記冷却液室６の上端冷却液出口６ｂに設けられた圧力調節可能な蒸気発生タンク（いわゆるホッパータンク）１０と、低圧用の第１の膨張機２１と、高圧用の第２の膨張機２２と、排気ガスと冷却水との熱交換により蒸気を発生する高圧蒸気発生器１５と、凝縮器（復水器）２７と、低圧ポンプ３０と、高圧ポンプ３１と、を備え、これらによりランキンサイクルを構成している、前記第１，第２の膨張機２１，２２には、それぞれ負荷装置として第１，第２の発電機２４，２５が連動連結している。

前記冷却液室６の上端冷却液出口６ｂに連通する蒸気発生タンク１０は、タンク内圧が、冷却水の必要な冷却温度に対応する飽和圧力に設定され、冷却液室６内の圧力も前記飽和圧力に保つようになっている。これにより、冷却液室６内で受熱して昇温した冷却水を低温低圧（飽和温度及び飽和圧力）で蒸発させ、低圧の飽和蒸気を得るようになっている。

前記高圧蒸気発生器１５は内燃機関１の排気管１４の途中に配置され、高圧蒸気発生器１５内には蒸発用導管１６が配置されている。該蒸発用導管１６の冷却水入口１６ａは排気ガスの下流側の端部に設けられ、蒸気出口１６ｂは排気ガスの上流側の端部に設けられており、排気ガスの流れと蒸発用導管１６内の冷却水（及び蒸気）の流れが、概ね対向流となるように構成されている。上記蒸発用導管１６の冷却水入口１６ａは、冷却水配管４０、前記高圧ポンプ３１，冷却水配管４１及び前記低圧ポンプ３０を介して、凝縮器２７の復水出口２８ｂに接続している。一方、蒸発用導管１６の蒸気出口１６ｂは、蒸気配管４２を介して第２の膨張機２２の蒸気入口２２ａに接続している。

高圧用の第２の膨張機２２は、タービン方式等の速度型、又はスクロール方式等の容積型のいずれの型でも可能である。第２の膨張機２２の蒸気出口２２ｂは蒸気配管４３を介して凝縮器２７の蒸気入口２８ａに接続している。

低圧用の第１の膨張機２１は、タービン方式等の速度型、又はスクロール方式等の容積型のいずれの型でも可能である。第１の膨張機２１の蒸気入口２１ａは、蒸気配管４５を介して前記蒸気発生タンク１０の蒸気出口１０ｂに接続し、第１の膨張機２１の蒸気出口２１ｂは、前記第２の膨張機２２からの蒸気配管４３に合流し、凝縮器２７の蒸気入口２８ａに接続している。

凝縮器２７は、放水系冷却水ポンプ３５により水道あるいはプール等から放水系の二次冷却水が供給されると共に、液化用導管２８が配置されており、該液化用導管２８の蒸気入口２８ａは、放水系の二次冷却水の下流側の端部に設けられ、液化用導管２８の復水出口２８ｂは、放水系の二次冷却水の上流側の端部に設けられ、放水系の二次冷却水と、膨張機２１，２２からの蒸気が対向流となるように構成されている。

液化用導管２８の蒸気入口２８ａは、前述のように各膨張機２１，２２の蒸気出口２１ｂ、２２ｂに接続し、復水出口２８ｂは、低圧ポンプ３０及び冷却水配管４１を介して冷却液室６の冷却水入口６ａに接続すると共に、一部が分岐して、前述のように、高圧ポンプ３１を介して高圧蒸気発生器１５の冷却水入口１６ａに接続している。

（高圧蒸気発生器及び第２の膨張機による排気ガスからの熱及び動力の回収）
機関冷却に利用前（昇温前）の冷却水配管４１内の冷却水の一部は、高圧ポンプ３１により、冷却水配管４０を介して高圧蒸気発生器１５の蒸気入口１６ａに高圧で供給され、蒸発用導管１６内を排気ガスの流れに対向して流れ、排気ガスと熱交換することにより蒸発する。この蒸発により得られた高圧蒸気（飽和蒸気）は、蒸気出口１６ｂから蒸気配管４２を介して高圧用の第２の膨張機２２内に導かれ、膨張することにより第２の膨張機２２の出力軸を回転し、これより第２の発電機２５を駆動し、発電する。すなわち排気ガスの排気熱を、電力として回収する。第２の膨張機２２内で膨張した蒸気は、蒸気出口２２ｂから排出され、蒸気配管４３を介して凝縮器２７の液化用導管２８内に供給され、二次冷却水で冷却され、液化する。液化した後、低圧ポンプ３０により冷却水配管４１を介して冷却水入口６ａから冷却液室６に戻され、一部は、高圧ポンプ３１を介して再び高圧蒸気発生器１６へ供給される。

（蒸気発生タンク及び第１の膨張機による冷却液の熱及び動力の回収）
蒸気発生タンク１０の内圧を、冷却水の必要な冷却温度に対応する飽和圧力に設定することにより、冷却液室６内も共に上記飽和圧力とし、機関冷却により加熱（受熱）した後冷却水を蒸発させ、低温低圧の蒸気（飽和蒸気）を得る。この低温低圧の蒸気は、蒸気出口１０ｂから蒸気配管４５を介して低圧用の第１の膨張機２１に導かれ、膨張することにより第１の膨張機２１の出力軸を回転し、これにより第１の発電機２４を駆動し、発電する。すなわち冷却水の熱を、電力として回収する。

第１の膨張機２１で膨張した蒸気は、蒸気出口２１ｂから排出され、前記第２の膨張機２２からの蒸気と蒸気配管４３内で合流し、凝縮器２７に供給される。

このような蒸気発生タンク１０を利用した低圧蒸気のランキンサイクルでは、シリンダライナー１及びシリンダヘッド３等の発熱部分の周囲を冷却している冷却液室６及び蒸気発生タンク１０に、炉筒ボイラと同様な役割をさせていることになるので、前記図１６の従来装置のように、機関冷却水と二次熱媒体との間で熱交換するための新たな熱交換器は不要であり、コストを低減できる。

また、上記蒸気発生タンク１０内の圧力調節により、冷却液室６内の温度を飽和温度とし、冷却水の熱を、従来例の予熱程度の飽和蒸気温度で潜熱としても回収しているので、たとえば前記特許文献１のような、高圧蒸気系の予熱のために冷却水の顕熱を回収する構成よりも、多くの熱及び動力を回収することができる。

図２は、本実施の形態におけるＴ−Ｓ線図（温度−エントロピ線図）であり、一点鎖線で示すグラフＸ１は、高圧蒸気発生器１５内の排気ガスの温度変化、実線で示す折れ線Ｘ２は、高圧蒸気発生器１５内の冷却水（蒸気）の温度変化、破線で示す折れ線Ｘ３は、蒸気発生タンク１０内での冷却水の温度変化を示している。該折れ線Ｘ３から分かるように、低圧蒸気のランキンサイクルでは、高圧蒸気（Ｘ２）と排気ガス（Ｘ１）の熱交換のピンチポイントＰＰの排気ガスの温度（Ｔ３)より低い場合でも、極端には、排気ガスの排出温度（Ｔ１）よりも低い温度（飽和温度）でも、蒸気発生タンク１０内で十分に低圧の蒸気（Ｘ３）を発生させることができ、冷却水の排熱を、潜熱として効率良く回収できるのである。

［第２の実施の形態］
図３〜図６は、本願発明の第２の実施の形態であり、図１の第１の実施の形態と比較して、内燃機関１の冷却液室６及び低圧用の蒸気発生タンク１０をそれぞれ２つに仕切っていることと、低圧用の第１の膨張機２１として混合型を用いていることが異なっているが、その他の構造は図１の第１の実施の形態と同じであり、図１と同じ部品等には同じ符号を付し、詳細な説明は省略する。

図３において、内燃機関１の冷却液室６は、シリンダライナー２のように温度上昇の小さい部分を囲む低温側の第１の冷却室部分７と、シリンダヘッド３及び排気ポート１４ａのように温度上昇の大きい部分を囲む高温側の第２の冷却室部分８に仕切られており、これに対応して、冷却液室６の上端に配置された蒸気発生タンク１０も、低温側の第１の冷却液室部分７に連通する第１の蒸気発生タンク１１と、高温側の第２の冷却液室部分８に連通する第２の蒸気発生タンク１２とに仕切っている。

第１の蒸気発生タンク１１内は、第１の冷却室部分７内の、温度上昇の小さい冷却水の飽和温度に対応する圧力に設定されており、第２の蒸気発生タンク１２内は、第２の冷却室部分８の、温度上昇の大きい冷却水の飽和温度に対応する圧力に設定されている。第２の冷却液室部分８の冷却水の飽和温度が、第１の冷却液室部分７の冷却水の飽和温度よりも高いことから、第２の蒸気発生タンク１２内は第１の蒸気発生タンク１１内よりも高い内圧に設定されており、それにより、第２の蒸気発生タンク１２内では、第１の蒸気発生タンク１１内よりも相対的に高圧の蒸気を発生する。

第１、第２の蒸気発生タンク１１，１２のうち、相対的に高圧の第２の蒸気発生タンク１２の蒸気出口１２ｂは、蒸気配管４５を介して第１の膨張機２１の蒸気入口２１ａに接続し、相対的に低圧の蒸気を発生する第１の蒸気発生タンク１１の蒸気出口１１ｂは、蒸気配管４７を介して第１の膨張機２１の、前記蒸気入口２１ａよりも下流の膨張途中部分の中間蒸気入口２１ｃに接続している。

図４は混合型の第１の膨張機２１として、多段式蒸気タービンを用いた例を示している。同一のタービン出力軸５４上に、蒸気入口２１ａ側から順に、小径の高圧段タービン部５１、中径の中圧段タービン部５２及び大径の低圧段タービン部５３を備えており、各タービン部５１，５２，５３は、それぞれ固定翼５１ａ，５２ａ，５３ａと回転翼５１ｂ，５２ｂ，５３ｂから構成されている。３つのタービン部５１，５２，５３のうち、高圧段タービン部５１の固定翼５１ａに、前記高圧蒸気発生器１５に接続する蒸気入口２１ａが設けられ、低圧段タービン部５３の固定翼５３ａに、前記第１の蒸気発生タンク１１に接続する中間蒸気入口２１ｃが設けられている。

本実施の形態における作動は、低圧用の第１の膨張機２１に関する作動を除いては、第１の実施の形態と基本的には同様である。すなわち、低圧用の第１の膨張機２１において、膨張途中に、第１の蒸気発生タンク１１の低圧蒸気を中間蒸気入口２１ｃから追加導入することになり、蒸気入口２１ａのみから蒸気を供給する構造に比べ、膨張終了に至るまで膨張室内圧力を高く保ち続けることができ、効率よく膨張仕事が行え、多くの動力が回収できるのである。

［第３の実施の形態］
本願発明の第３の実施の形態は、前記図３のように、冷却液室６及び蒸気発生タンク１０を、低温側の第１の冷却液室部分７及び第１の蒸気発生タンク１１と、高温側の第２の冷却液室部分８及び第２の蒸気発生タンク１２とに仕分けると共に、第１の膨張機２１が混合型である排熱回収装置において、混合型の第１の膨張機２１として、図５に示す容積型のスクロール型の膨張機を用いた例である。すなわち、第１の膨張機２１の構造以外は、図３の第２の実施の形態と同じである。

図５のＡにおいて、スクロール型の第１の膨張機２１は、密閉ケース（図示せず）内に、渦巻翼６０ａを有する固定側スクロール６０と、該固定側スクロール６０の渦巻翼６０ａに噛み合う渦巻翼６１ａを有する揺動側（旋回側）スクロール６１を備え、両渦巻翼６０ａ，６１ａ間で、中心部から外周へ向けて部屋の容積が順次大きくなる複数の膨張室６５を形成しており、静止状態の固定側スクロール６０に対し、揺動側スクロール６１が、自転せずに旋回（径方向に揺動）するように構成されている。

膨張始めの部屋のある中心に蒸気入口２１ａが形成されており、該蒸気入口２１ａには、図３の高温側の第２の蒸気発生タンク１２が接続し、相対的に高圧の蒸気が導入されるようになっている。一方、中間蒸気入口２１ｃは、上記中心から一定距離離れた固定側スクロール６０の渦巻翼６０ａの近傍位置に、翼厚さ程度の大きさに形成されており、前記図３の低温側の第１の蒸気発生タンク１１に接続し、相対的に低圧の蒸気が膨張途中の膨張室６５に導入されるようになっている。前記中間蒸気入口２１ｃは、中心に対して対称な位置に一対配置されている。なお、固定側スクロール６０の渦巻翼６０ａは実線で記載しているが、これとの区別を明確にするために、揺動側スクロール６１の渦巻翼６１ａは破線で示し、また、説明の対象となる膨張室６５は多数の打点で示している。

図５のＡの状態は、相対的に低圧の蒸気を、中間蒸気入口２１ｃから膨張途中の膨張室６５に導入した直後の状態である。図５のＢの状態は、中間蒸気入口２１ｃを締め切る直前の状態である。図５のＣの状態は、中間蒸気入口２１ｃを締め切った後の状態である。

図６は、図５の混合型のスクロール型膨張機２１における膨張室６５内の圧力変化を示しており、実線で示す水平状の直線Ｗ１は、図５の蒸気入口２１ａが開口している膨張機中心の圧力であり、実線で示す折れ線Ｗ２は、膨張途中で中間蒸気入口２１ｃから追加の蒸気を導入する場合の膨張室内圧力の変化であり、破線で示す折れ線Ｗ３は、中間蒸気入口２１ｃから膨張途中で蒸気を追加しない場合の膨張室内圧力の変化である。

揺動スクロール６１の揺動角度がθ1の時に、中間蒸気入口２１ｃから低圧の蒸気を追加することにより、本実施の形態（Ｗ２）では、角度θ1から角度θ2の膨張過程において、圧力低下を極めて少ない値に抑えることができる。一方、折れ線（Ｗ３）のように、中間蒸気入口２１ｃから追加の蒸気を導入しない場合には、角度θ1から角度θ2の膨張過程において、圧力が大きく低下し、続いて次の角度θ3に至る間に、圧力はさらに低下する。すなわち、本実施の形態によると、膨張途中で蒸気を追加することにより、膨張室内圧力を膨張終了まで高く保ち、多くの動力が回収できるのである。

また、本実施の形態のようにスクロール型膨張機（容積型膨張機）を使用している場合には、前記図４の蒸気タービン（速度型膨張機）を使用する場合に比べ、ドラッグ増加による効率低下やエロージョンの発生を抑えることができる。このことは、混合型膨張機だけでなく、図１のように蒸気入口２１ａのみから蒸気を供給する通常の膨張機においても言えることである。

すなわち、第１の膨張機２１内で飽和蒸気を膨張させる場合、乾き蒸気から湿り蒸気となり、湿り度が大きくなると、蒸気タービンのように速度型の膨張機の場合には、ドラッグが増加して効率が低下し、また、エロージョンが発生する可能性がある。これに対して、スクロール型のような容積型の膨張機２１であれば、一部液化した媒体は、密閉室のシールの役目を果たし、却って効率が向上し、また、速度型に比べて揺動スクロール等の回転は遅いため、エロージョンが発生する心配もない。

［第４の実施の形態］
図７は本願発明の第４の実施の形態であり、図１の第１の実施の形態と比較して、第２の膨張機２２の蒸気出口２２ｂの圧力を、蒸気発生タンク１０の内圧とほぼ等しくなるように設定すると共に、上記蒸気出口２２ｂからの蒸気を、蒸気発生タンク１０からの蒸気と合流させて、第１の膨張機２１の蒸気入口２１ａに供給するようにした構造が、異なっている。その他の構造は第１の実施の形態の図１と同様であり、図１と同じ部品等には同じ符号を付し、詳細な説明は省略する。

該実施の形態によると、高圧用の第２の膨張機２２の膨張比を小さくすることができ、これにより、たとえば第２の膨張機２２が蒸気タービン型（速度型）の膨張機であれば、タービン段数を減らすことができ、また、スクロール型（容積型）の膨張機であれば、膨張室の数を減らすことが可能となり、いずれにしても、第２の膨張機２２を小形化できると共にコストを低減することができる。

［第５の実施の形態］
図８は本願発明の第５の実施の形態であり、図１の第１の実施の形態と比較して、負荷装置として、単一の発電機７０を備え、該単一の発電機７０の発電軸の一端部に、低圧用の第一の膨張機２１を連結し、他端部に高圧用の第２の膨張機２２を連結している構造が異なるが、その他の構造は第１の実施の形態の図１と同様であり、図１と同じ部品等には同じ符号を付し、詳細な説明は省略する。

該実施の形態によると、内燃機関１の排熱を、発電機７０で電気エネルギーとして回収する場合に、排熱回収装置の小形化及び低コスト化が達成できる。

［第６の実施の形態］
図９は本願発明の第６の実施の形態であり、前記図８の第５の実施の形態の単一の発電機７０を備えた構造と、図７の第４の実施の形態の、第２の膨張機２２の蒸気出口２２ｂを第１の膨張機２１の蒸気入口２１ａに接続した構造と、を組み合わせた構造である。その他の構造は図１と同様であり、図１と同じ部品等には同じ符号を付し、詳細な説明は省略する。

すなわち、負荷装置として一つの発電機７０を備え、該発電機７０の発電軸の両端部に、第１の膨張機２１と第２の膨張機２２をそれぞれ連結しており、また、第２の膨張機２２の蒸気出口２２ｂの圧力を、蒸気発生タンク１０の内圧とほぼ等しくなるように設定すると共に、上記蒸気出口２２ｂからの蒸気を、蒸気配管４８を介して蒸気発生タンク１０からの蒸気と合流させ、第１の膨張機２１の蒸気入口２１ａに供給するように構成してある。

該実施の形態によると、高圧用の第２の膨張機２２の膨張比を小さくすることができ、これにより、たとえば第２の膨張機２２が蒸気タービン型の膨張機であれば、タービン段数を減らすことができ、また、スクロール型の膨張機であれば、膨張室の数を減らすことが可能となり、いずれにしても、第２の膨張機２２のコストを低減することができる。

また、内燃機関１の排熱を、発電機７０で電気エネルギーとして回収する場合に、排熱回収装置の小形化及び低コスト化が達成できる。

［第７の実施の形態］
図１０は本願発明の第７の実施の形態であり、前記図８の第５の実施の形態の単一の発電機７０を備えた構造と、図４の第２の実施の形態の、冷却液室６及び蒸気発生タンク１０を、低温側の第１の冷却液室部分７及び第１の蒸気発生タンク１１と、高温側の第２の第２の冷却室部分８及び第２の蒸気発生タンク１２に仕分けた構造とを、組み合わせた構造である。その他の構造は図１と同様であり、図１と同じ部品等には同じ符号を付し、詳細な説明は省略する。

すなわち、負荷装置として、一つの発電機７０を備え、該一つの発電機７０の発電軸の両端部に、第１の膨張機２１と第２の膨張機２２をそれぞれ連結している。そして、内燃機関１の冷却液室６は、シリンダライナー２のように温度上昇の少ない部分を囲む第１の冷却室部分７と、シリンダヘッド３及び排気ポート１４ａのように温度上昇の多い部分を囲む第２の冷却室部分８に仕切られており、これに対応して、蒸気発生タンク１０も、前記第１の冷却液室部分７に連通する低温側の第１の蒸気発生タンク１１と、前記第２の冷却液室部分８に連通する高温側の第２の蒸気発生タンク１２とに仕切っている。

前記第１の蒸気発生タンク１１内は、第１の冷却室部分７内の温度上昇の少ない冷却水の飽和温度に対応する圧力に設定されており、第２の蒸気発生タンク１２内は、第２の冷却室部分８の温度上昇の多い冷却水の飽和温度に対応する圧力に設定されている。第２の冷却液室部分８の冷却水の飽和温度が、第１の冷却液室部分７の冷却水の飽和温度よりも高いことから、第２の蒸気発生タンク１２内は第１の蒸気発生タンク１１内よりも高い内圧に設定されており、それにより、第２の蒸気発生タンク１２内では、第１の蒸気発生タンク１１内よりも相対的に高圧の蒸気を発生する。

第２の蒸気発生タンク１２の蒸気出口１２ｂは、第１の膨張機２１の蒸気入口２１ａに接続し、相対的に低圧の蒸気を発生する第２の蒸気発生タンク１１の蒸気出口１１ｂは、第１の膨張機２１の前記蒸気入口２１ａよりも下流の膨張途中部分の中間蒸気入口２１ｃに接続している。

該実施の形態によると、内燃機関の排熱を、発電機７０で電気エネルギーとして回収する場合に、排熱回収装置の小形化及び低コスト化が達成できる。

また、低圧用の第１の膨張機２１において、膨張途中で、低温側の第１の蒸気発生タンク１１からの低圧の蒸気を追加導入するので、従来のように蒸気入口２１ａのみから蒸気を供給する構成に比べ、膨張終了に至るまで膨張室内圧力を高く保ち、多くの動力が回収できるのである。

［第８の実施の形態］
図１１は本願発明の第８の実施の形態であり、負荷装置として、一つの発電機７０を備え、該一つの発電機７０の発電軸の端部に一つの混合型の膨張機７１を連結しており、かかる構造に加え、図４の第２の実施の形態と同様に、冷却液室６及び蒸気発生タンク１０を、低温側の第１の冷却液室部分７及び第１の蒸気発生タンク１１と、高温側の第２の冷却室部分８及び第２の蒸気発生タンク１２に仕切っている。

単一の膨張機７１は、蒸気入口７１ａと、中間蒸気入口７１ｃと、該中間蒸気入口７１ｃよりも下流側の下流側蒸気入口７１ｄを備えており、高圧蒸気発生器１５の蒸気出口１６ｂを膨張機７１の蒸気入口７１ａに接続し、高温側の第２の蒸気発生タンク１２の蒸気出口１２ｂを膨張機７１の中間蒸気入口７１ｃに接続し、低温側の第１の蒸気発生タンク１１の蒸気出口１１ｂを膨張機７１の下流側蒸気入口７１ｄに接続している。その他の構造は図１と同様であり、図１と同じ部品等には同じ符号を付し、詳細な説明は省略する。

図１２は、図１１の混合型の膨張機７１の一例であり、３段式蒸気タービンに適用した例を示している。該膨張機７１は、同一のタービン出力軸５４上に、蒸気入口２１ａ側から順に、小径の高圧段タービン部５１、中径の中圧段タービン部５２及び大径の低圧段タービン部５３を備えており、各タービン部５１，５２，５３は、それぞれ固定翼５１ａ，５２ａ，５３ａ及び回転翼５１ｂ，５２ｂ，５３ｂから構成されている。３つのタービン部５１，５２，５３のうち、高圧段タービン部５１の固定翼５１ａに蒸気入口７１ａを設け、該蒸気入口７１ａに高圧蒸気発生器１５の蒸気出口１６ｂを接続し、中圧段タービン部５２の固定翼５２ａに中間蒸気入口７１ｃを設け、該中間蒸気入口７１ｃに第２の蒸気発生タンク１２の蒸気出口１２ｂを接続し、低圧段タービン部５３の固定翼５３ａに下流側蒸気入口７１ｄを設け、該下流側蒸気入口７１ｄに第１の蒸気発生タンク１１の蒸気出口１１ｂを接続している。

該実施の形態によると、単一の膨張機７１と単一の発電機（負荷装置）７０を備えているので、コストを低減できる。また、膨張途中で、第２の蒸気発生タンク１２と第１の蒸気発生タンク１１から、２段階に分けて順次蒸気を追加導入するので、図４のように、膨張途中で一度だけ低圧蒸気を追加する構造に比べても、膨張終了に至るまで膨張室内圧力をさらに高く保ち、多くの動力が回収できるのである。

［第９の実施の形態］
本願発明の第９の実施の形態は、前記図１１の第８の実施の形態のように、混合型の単一の膨張機７１と単一の発電機７を備え、冷却液室６及び蒸気発生タンク１０を、低温側の第１の冷却液室部分７及び第１の蒸気発生タンク１１と、高温側の第２の冷却液室部分８及び第２の蒸気発生タンク１２とに仕切っている排熱回収装置において、混合型の第１の膨張機７１として、図１３に示す容積型のスクロール型の膨張機７１を備えている。混合型の第１の膨張機７１の構造以外は、前記図１１の第８の実施の形態と同じであるので、詳しい説明は省略する。

図１３のＡにおいて、スクロール型の第１の膨張機７１は、密閉ケース（図示せず）内に、渦巻翼６０ａを有する固定側スクロール６０と、該固定側スクロール６０の渦巻翼６０ａに噛み合う渦巻翼６１ａを有する揺動側（旋回側）スクロール６１を備え、両渦巻翼６０ａ，６１ａ間で、中心部から外周へ向けて部屋の容積が順次大きくなる複数の膨張室６５を形成しており、静止状態の固定側スクロール６０に対し、揺動側スクロール６１が、自転せずに径方向に揺動（旋回）するように構成されている。

前記高圧蒸気発生器１５に接続する蒸気入口７１ａは、膨張始めの部屋のある中心に形成され、前記第２の蒸気発生タンク１２に接続する中間蒸気入口７１ｃは、上記中心から一定距離離れた固定側スクロール６０の渦巻翼６０ａの近傍位置に、翼厚さ程度の大きさに形成され、前記第１の蒸気発生タンク１１に接続する下流側蒸気入口７１ｄは、前記中間蒸気入口７１ｃからさらに径方向の外方に配置され、固定側スクロール６０の渦巻翼６０ａの近傍位置に、翼厚さ程度の大きさに形成されている。

図１３のＡは、中間蒸気入口７１ｃから、高温側の第２の蒸気発生タンク１２の蒸気を導入した直後の状態を示しており、図１３のＢは、さらに膨張が進み、下流側蒸気入口７１ｄが、相対的に低い圧力の蒸気を膨張室６５に導入した直後の状態を示している。

該実施の形態のように、蒸気入口７１ａから高圧の蒸気を導入後、膨張過程において、中間蒸気入口２１ｃから相対的に高圧の蒸気を追加し、さらにその後、下流側蒸気入口２１ｄから相対的に低圧の蒸気を追加していると、前記図５のように、膨張過程で一回だけ蒸気を追加する構造に比べても、膨張室６５内の圧力を膨張終了まで高く維持でき、より多くの動力を回収することができる。

［第１０の実施の形態］
前記第１〜第９の実施の形態において、高圧蒸気発生器１５に接続する第２の膨張機２２又は膨張機７１が容積型である場合に、高圧蒸気発生器１５として飽和蒸気ボイラを備える。

該実施の形態によると、第２の膨張機２２又は共用型の膨張機７１において、蒸気の湿り度が大きくなっても良いので、過熱器が不要となる。すなわち、過熱器に必要なコストを削減できる。

ちなみに、蒸気タービンのような速度型膨張機を用いる場合には、図１４のように、膨張後の蒸気の湿り度が大きくなるのを防ぐためには、矢印Ｅのように、飽和蒸気をさらに過熱する過熱器が必要となる。
［その他の実施の形態］
前記各内燃機関の排熱回収装置では、負荷装置として発電機を備えているが、その他の負荷装置を連結することも可能である。

本願発明による排熱回収装置の第１の実施の形態を示す配管略図である。 第１の実施の形態におけるＴ−Ｓ線図である。 本願発明による排熱回収装置の第２の実施の形態を示す配管略図である。 第２の実施の形態の第１の膨張機の簡略断面図である。 本願発明による排熱回収装置の第３の実施の形態の第２の膨張機の簡略断面図である。 第３の実施の形態における膨張室内圧力変化を示す図である。 本願発明による排熱回収装置の第４の実施の形態を示す配管略図である。 本願発明による排熱回収装置の第５の実施の形態を示す配管略図である。 本願発明による排熱回収装置の第６の実施の形態を示す配管略図である。 本願発明による排熱回収装置の第７の実施の形態を示す配管略図である。 本願発明による排熱回収装置の第８の実施の形態を示す配管略図である。 第８の実施の形態の膨張機の簡略断面図である。 本願発明による排熱回収装置の第９の実施の形態の膨張機の簡略断面図である。 第９の実施の形態のＴ−Ｓ線図である。 熱交換器における一般的な温度−交換熱量線図である。 従来の排熱回収装置の一例を示す配管略図である。 図１６の従来の排熱回収装置において、熱交換器の一次媒体に予熱を施した場合の温度−交換熱量線図である。

符号の説明

１ 内燃機関
２ シリンダライナー
３ シリンダヘッド
６ 冷却液室
７ 低温側の第１の冷却室部分
８ 高温側の第２の冷却室部分
１０ 蒸気発生タンク（ホッパータンク）
１１ 低圧側の第１の蒸気発生タンク
１２ 高圧側の第２の蒸気発生タンク
１４ 排気管
１４ａ 排気ポート
２１ 低圧用の第１の膨張機
２１ａ 蒸気入口
２１ｂ 蒸気出口
２１ｃ 中間蒸気出口
２２ 高圧用の第２の膨張機
２２ａ 蒸気入口
２２ｂ 蒸気出口
２４ 第１の発電機（負荷装置の一例）
２５ 第２の発電機（負荷装置の一例）
２７ 凝縮器
５１ 高圧段タービン部
５２ 中圧段タービン部
５３ 低圧段タービン部
７１ 共用型の膨張機
７１ａ 蒸気入口
７１ｂ 蒸気出口
７１ｃ 中間蒸気出口
７１ｄ 下流側中間蒸気出口

Claims (7)

1. 内燃機関の冷却液室に連通する蒸気発生タンクであって、該タンク内の圧力を、冷却に必要な媒体温度に対応する飽和圧力に保つことにより、機関冷却に使用後の冷却液から低圧の蒸気を得る蒸気発生タンクと、
   該蒸気発生タンクから供給される低圧の蒸気を膨張させることにより動力を得る低圧用の第１の膨張機と、
   機関冷却に使用前の冷却液の一部を取り入れ、内燃機関の排気ガスと熱交換することにより、前記蒸気発生タンクの蒸気よりも高圧の蒸気を得る高圧蒸気発生器と、
   該高圧蒸気発生器から供給される高圧の蒸気を膨張させることにより、前記第１の膨張機とは独立して動力を得る高圧用の第２の膨張機と、
   各膨張機から排出される膨張後の蒸気を液化させると共に、液化後の冷却液を内燃機関の冷却液室及び前記高圧蒸気発生器に供給する凝縮器と、を備え、
   前記冷却液室を、冷却液上昇温度の異なる高温側の冷却液室部分と低温側の冷却液室部分に仕切り、
   前記蒸気発生タンクを、前記低温側の冷却液室部分に連通する第１の蒸気発生タンクと、前記高温側の冷却液室部分に連通する第２の蒸気発生タンクとに分割し、
   前記第１、第２の蒸気発生タンクのうち、相対的に高い圧力の蒸気を発生する第２の蒸気発生タンクを、第１の膨張機の蒸気入口に接続し、
   相対的に低い圧力の蒸気を発生する第１の蒸気発生タンクを、第１の膨張機の前記蒸気入口よりも下流の膨張途中部分に接続していることを特徴とする排熱回収装置。
2. 内燃機関の冷却液室を、冷却液上昇温度の異なる高温側の冷却液室部分と低温側の冷却液室部分に仕切り、
   前記低温側の冷却室部分に連通する第１の蒸気発生タンクであって、該タンク内の圧力を、冷却に必要な媒体温度に対応する飽和圧力に保つことにより、機関冷却に使用後の冷却液から蒸気を得る第１の蒸気発生タンクと、
   前記高温側の冷却室部分に連通する第２の蒸気発生タンクであって、該タンク内の圧力を、前記第１の蒸気発生タンク内の圧力よりも高くすることにより、機関冷却に使用後の冷却液から、上記第１の蒸気発生タンクの蒸気よりも高圧の蒸気を得る第２の蒸気発生タンクと、
   機関冷却に使用前の冷却液の一部を取り入れ、内燃機関の排気ガスと熱交換することにより、前記各蒸気発生タンクの蒸気よりも高圧の蒸気を得る高圧蒸気発生器と、
   前記高圧蒸気発生器の蒸気を取り入れる蒸気入口と、前記第２の蒸気発生タンクの蒸気を膨張途中から取り入れる中間蒸気入口と、該中間蒸気入口よりも下流の膨張途中で前記第１の蒸気発生タンクの蒸気を取り入れる下流側蒸気入口とを有する膨張機と、
   該膨張機から排出される膨張後の蒸気を液化させると共に、液化後の冷却液を内燃機関の冷却液室及び前記高圧蒸気発生器に供給する凝縮器と、
   を備えていることを特徴とする排熱回収装置。
3. 請求項１記載の排熱回収装置において、
   第１の膨張機と第２の膨張機は、それぞれ独立の発電機に連結していることを特徴とする排熱回収装置。
4. 請求項１記載の排熱回収装置において、
   一つの発電機の発電軸の一端に第１の膨張機を連結し、他端に第２の膨張機を連結していることを特徴とする排熱回収装置。
5. 請求項１〜４のいずれか一つに記載の排熱回収装置において、
   前記膨張機は速度型膨張機であることを特徴とする排熱回収装置。
6. 請求項１〜４のいずれか一つに記載の排熱回収装置において、
   前記膨張機は容積型膨張機であることを特徴とする排熱回収装置。
7. 請求項１〜４のいずれか一つに記載の排熱回収装置において、
   前記高圧蒸気発生器は、飽和ボイラであることを特徴とする排熱回収装置。

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