JPS6052307B2

JPS6052307B2 - 複合機関

Info

Publication number: JPS6052307B2
Application number: JP55102231A
Authority: JP
Inventors: 賢平田; 方大岡田; 照夫五嶋
Original assignee: DAIHATSU DEIIZERU KK
Current assignee: DAIHATSU DEIIZERU KK
Priority date: 1980-07-24
Filing date: 1980-07-24
Publication date: 1985-11-18
Also published as: JPS5726241A

Description

【発明の詳細な説明】本発明は複合機関、特に容積形内燃機関であるディー
ゼルサイクル機関或いはオツトーサイクル機関と容積形
外燃機関であるスターリングサイクル機関とを複合した
動力機関に関するものである。

従来のディーゼルサイクル機関或いはオツトーサイク
ル機関は、夫々技術的に高水準のレベルを有している。

しカル乍ら、いずれの機関も熱効率的には限度があり、
特に、排気損失が大きい。しかも、排気の温度レベルは
４００’Ｃ〜６囲℃もあり、其の有効利用は省エネルギ
ー時代の大きな課題である。現状での上記排気エネルギ
ーの有効利用に関する従来技術は熱エネルギーとして他
の機械に利用されるのみであり、未だこの排気エネルギ
ーを動力源として用いることはなされておらない。現
在の動力用、電力用の熱機関について考えてみると、熱
機関の熱効率の最高値は、低速舶用ディーゼル機関等の
４２％程度てあり、都市走行の自動車用機関に至つては
アイドリング等の使用状態が多いので、其の熱効率は更
に低下し現在使用されるあらゆる熱機関についての平均
をとると多く見積つても３０％程度にとどまる。即ち、
有効な輸送力や電力に交換される熱エネルギーはわずか
３０％で、残りの７０％は排ガスと共に大気中に、或い
・は復水器冷却水を介して海へ捨てているというのが現
状である。熱効率がこの様に低い理由は、熱力学的な
基本サイクルにある。

現在実用化されている代表的なサイクルは、ピストン機
関の基本をなすディーゼルサイクル及びオツトーサイク
ル、ガスタービンの基本をなすプレイトンサイクル、そ
してボイラ、蒸気タービンの基本をなすランキンサイク
ルであるが、いずれも同じ温度範囲で働くカルノーサイ
クルに比べて理論サイクルの熱効率は約２１３である。
既存の熱機関のうち内燃式のピストン機関は燃料の燃焼
が間欠的であり、ピストン頭、排気弁、ピストンリング
等が高温ガスにさらされる時間が短く、しかも各サイク
ル毎に新しい空気を吸入することによつて、上記部材は
冷却されるので、作動ガスの最高温度、即ち、サイクル
の最高温度を２１０００Ｋ程度と比較的高くとることが
できる。

又、ガスタービンは高温ガスの流れの中で連続的に回つ
ており、タービン翼の強度から作動ガス温度に制限を受
け、現在航空機用ジニットエンジン等においては、１５
００空Ｋ程度が上限である。更にまた、ボイラ、蒸気タ
ービンは、高い内圧のかかつた蒸気過熱器の管材の強度
の点から作動流体である蒸気の最高温度が押さえられ、
１００００Ｋ前後が上限である。スターリングサイクル
機関も、これと同様に高圧のヘリウム或いは水素の様な
作動流体を密閉して外部からこの作動流体を加熱する方
式であるから、作動流体の温度を１００００Ｋ以上にと
ることはできない。即ち、上記各機関の使用材料の温度
を８５０℃（約１１２０機Ｋ）程度の同一レベルに押さ
えても内燃機関は本質的に高温域、ガスタービンは中温
域、そしてボイラ・蒸気タービン域はスターリングサイ
クル機関の様な外燃機関は低温域の熱を吸収することを
、夫々守備範囲とした機関ということができる。

そして、これら現有の熱機関の効率を、現在の形式のま
まで、更に１％向上させるこ．声は極めて困難である。
そこで、上記熱効率を飛躍的に高める為の実現可能な唯
一の方法は、１複合サイクル機関ョの開発である。即ち
、上述した既存の熱機関を高温型、中温型、低温型の夫
々の特徴を生かして複合することである。本発明は、上
記方法により開発した複合機関、換言すれば、ディーゼ
ルサイクル機関或いはオットーサイクル機関の排気エネ
ルギーを軸動力として有効に利用し、以て熱効率を飛躍
的に高めた複合機関を提供せんとするものである。

以下、本発明の構成を図面に示す実施例について詳細に
説明すると次の通りである。

第１図は本発明に係る複合機関であつて、複動直列形複
合機関を示す。

図面においてＡはディーゼルサイクル機関或いはオツト
ーサイクル機関等の内燃機関、Ｂは外燃機関であるスタ
ーリングサイクル機関である。１は内燃機関Ａの吸気口
であり、この吸気口１から吸入される空気はエアフィＢ
ルター、２及び吸気管３を介して吸気弁４から燃料との
混合気として（オツトーサイクル機関）或いは空気のま
ま（ディーゼルサイクル機関）、シリンダ５の燃焼室６
内へ吸入される。

７はピストンであり、このピストン７は燃焼室６内の混
合気（空気及び燃料）の燃焼圧により作動して、其の仕
事をコンロツド８及びクランク軸９を介して駆動軸（図
示せず）へ伝える。

そして、爆発（燃焼）を終えた燃焼室６内のガスは排気
弁１０から排気管１１を介して排気口１３の外部へ排気
される。尚、排気管１１と排気口１３との間には加熱部
１２が配設してあり、この加熱部１２内にはスターリン
グサイクル機関Ｂの加熱器１４を設置してある。そして
内燃機関Ａからの排気熱は加熱部１２においてスターリ
ングサイクル機関Ｂの加熱器１４に与えられる。１５は
スターリングサイクル機関Ｂのピストン１８ａを作動さ
せる作動ガスの配管であり、この配管１５はシリンダ１
６内の高温室１７と隣位のシリンダ１６の低温室２２と
を加熱器１４、再生器２０及び冷却器２１を介して連通
している。

再生器２０は、加熱器１４と冷却器２１との間に位置し
、熱の不必要な浪費を防止している。即ち、高温の作動
ガスが冷却器２１に流入する前に自分の熱を再生器２０
に貯え、低温の作動ガスが再生器２０に流入した時には
、再生器２０から熱を受け取るのである。高温室１７内
の高温ガスによつて下降せられるピストン１８ａの仕事
はコンロツド１９を介して内燃機関Ａの対応するピスト
ンモ伝えられる。即ち、高温室１７と低温室２２は、１
つのシリンダ１６内にピストンを隔てて形成してある。
このスターリングサイクル機関Ｂのなす仕事は、コンロ
ツド１９を介して内燃機関Ａのピストン７に伝え、当該
内燃機関を経て、駆動軸（図示せず）へ伝えられる。又
、スターリングサイクル機関Ｂの高温室１７及び低温室
２２は夫々の隣位のシリンダ１６の低温室２２及び高温
室１７と配管１５を介して連通している。又、シリンダ
１６内のピストンによる低温室２２内の低温ガスを圧縮
する仕事は駆動軸からクランク軸９及びコンロツド８、
ピストン７およびコンロツド１９を介して与えられる。
即ち、高温室１７内のガスが膨張によつてなす仕事と低
温室２２のガス圧縮によつてなされる仕事の差がスター
リングサイクル機関Ｂの有効な外部仕事として、駆動軸
へ伝えられるのである。尚、各ピストン１８ａ及び１８
ｂは其の構造から、ピストン１８ａがピストン１８ｂに
対して位相角９０ト進んで往復運動する様に構成してあ
る。

このスターリングサイクル機関Ｂのサイクルを４つの行
程に分けて簡単に説明すると、（１）ピストン１８ａが
その下死点にあり、ピストン１８ａが其の上死点前９０
死にある時、作動ガスは低温室２２内に多くあり、圧力
が低い。（）ピストン１８ａが上死点にあり、ピストン
１８ｂが低温室２２内の低温ガスを圧縮する。（）ピス
トン１８ｂが上死点にあり、ピストン１８ａが下降しな
がら作動ガスを低温室から高温室へ導き、作動ガス圧力
は高くなる。（）加熱器１４により加熱された高温ガス
は高温室１７内て膨張し、ピストン１８ａを下降させる
。以上４つの行程で１サイクルとし、このサイクルを繰
り返すのである。

上記構成から明らかな様に、本実施例は、内燃機関Ａの
排気エネルギーをスターリングサイクル機関（外燃機関
）Ｂの加熱源として極めて有効に利用している。

前述したが上記実施例の様に既存の熱機関を複合して其
の熱効率を飛躍的に向上させるには複合する夫々の機関
の持つ特性をいかんなく発揮させることが必要である。

以下、其の技術について複合機関の効率の観点から説明
する。ここでは、一例としてディーゼルスターリング複
合機関（以下Ｄ−Ｓ複合機関と略称する。

）について説明する。このＤ−Ｓ複合機関は、上記実施
例の様に、高温型機関であるディーゼル機関の高温の排
ガスを其のまま大気中に放出してしまうのではなく、其
の排ガスの持つ熱エネルギーで低温型機関であるスター
リング機関を動かそうという複合機関である。

スターリング機関のＰ−ｖ線図及びＴ−ｓ線図は夫々第
２及び３図に示す通りである。

理想的には９−１０（等温膨張）で財ＰＳｌをもらい、
７一８（等温圧縮）で熱ＱＳ２を捨てている。８−９（
等積加熱）でもらう熱は、１０−７（等積冷却）の排熱
を再生器に蓄えておき、其のまま利用する。

即ち、完全ガスを動作流体とするスターリングサイクル
は等温変化と再生過程とからできているサイクルで、摩
擦を伴なわない理想的変化をする可逆サイクルである。
従つて、スターリングサイクルの理≦熱？〒η１は（Ｔ
ＬｌｌＴＨは作動流体の最低及び最高温度０Ｋ）で与え
られ、この式はカルノーサイクルの効率式と全く同一で
ある。

このことは、スターリングサイクルが同温度間に働くカ
ルノーサイクルと同一の熱効率をもつていることを意味
する。上式から今ＴＬを環境の温度（例えば１５℃＝２
８８かＫ）とすれば、スターリング機関としては温度Ｔ
Ｈが高い程、熱効率が良いことは明らかである。従つて
現在、世界のスターリング機関開発の努力は、耐熱材料
等を用いて如何にして温度ＴＨを上げるかに絞られてい
るといつても過言ではない。しかし乍ら、これはスター
リング機関についてのみ考慮した場合であつて、本発明
に係るＤ−Ｓ複合機関の様に、高温部はディーゼルにま
かせ、低温部を効率のよいスターリングで吸収しようと
する複合機“関においては、上記の様に温度ＴＨを高く
することは必ずしも本来の目的ではなく、むしろ、Ｄ一
Ｓ複合での最適の組合わせの条件を求めることが本発明
の目的である。今、Ｄ−Ｓ複合サイクルのスターリング
側の仕、事量に着目してみると、スターリング側の仕事
量は仕事＝与えられる熱べ≧１×熱効率（１−ＴＬ／ＴＨ）で与
えられるが、ＱＳｌ×（１−ＴＬ／ＴＨ）が最大ノにな
る温度ｍが存在し、其の時が複合機関の効率ηが最大と
なるはずである。

今、簡単の為、スターリング機関をカルノーサイクル、
又ディーゼル機関をディーゼルサイクルとして複合機関
の理論熱効率を計算して見る。

尚、試算に際して、スターリング機関がディーゼル機関
から与えられる熱量α１の見積り方にはいくつかの方法
が考えられるが、ここでは簡単に次の条件で見積もつた
。先ず、ディーゼル機関の排ガスの拳動が、ディーゼル
側に何らの影響（例えば、排圧の上昇によるディーゼル
側の性能の悪化等）を与えないとして、又ディーゼル側
とスターリング側が機関としては独立しているとする。

次に、ディーゼル側の排ガスは独立したディーゼル機関
の場合と同様に、排気弁が開いて其の圧力が大気圧にな
るまで膨張するものとする。（第４及び５図において、
４−５″の過程）。尚、第４及び５図において点５は排
ガスが点４から大気圧まで等エントロピ膨張（断熱膨張
）した時の点であり、又、点５″は排ガスに排出時にお
ける運動エネルギーを加えた時の点である。又、第４及
び５図のグラフ中４−５一１で囲まれる面積の仕事が熱
になつたとする。更に、排ガスはスターリング側の高温
側熱交換器に熱Ｑｓｌ（第２及び３図参照）を与えるわ
けであるが、其の過程はグラフに５″−６で示す様な定
圧変化とする。即ちこの過程５″−６におけるエンタル
ピ差（Ｈ５″−Ｈ６）が、ディーゼル側から与えられる
熱ＱＳｌとしてスターリング側に吸収されるのである。
ここで、問題となるのが点６の位置である。この点６は
スターリング側への給熱量から決定される温度（絶対温
度）Ｔ６に対応する点である。例えばスターリング側へ
の給熱量を多くする様にすれば（スターリングの行程容
積を大きくしたり、平均有効圧を上げたりすることに相
等する）、当然温度Ｔ６は低くなる。即ち、温度Ｔ６は
スターリング側で独立に設定できる温度である。但しこ
の場合においては、温度差（Ｔ６−ＴＨ）を熱交換器の
アプローチと考え、１（代）とした。尚、第４及び５門
？イラフにおいて、（Ｔ４：点４の温度、Ｋ：比熱比Ｃ
Ｐ／ＣＵ＝１．４とする。

以上の方法で温度Ｔ６を変化させてＱＳｌ×（１−ＴＬ
／ＴＨ）を求め、其れにより複合機関の理論熱効率ηを
求めた結果を第６及び７図のグラフに示す。

尚、上記理論熱効率ηは次式で表わされる。（Ｑｗ：Ｑ
ｓｌ−Ｑｓ２＝スターリング側の仕事の熱当量）又、第
６図においてはディーゼルサイクルの締切比ξをパラメ
ータとし、第７図においてはデイニゼル側最高温度Ｔ３
をパラメータとした。

これら第６ａ乃至６ｄ図及び第７ａ乃至７ｄ図のグラス
かられかることは、いずれの場合にも効率を最大にする
温度Ｔ６が存在することがある。ノそして、この効率を
最大にする時の温度Ｔ６における、複合機関の理論熱効
率ηに着目してみるとディーゼル側の圧縮比ξ、ディー
ゼル側の締切比ξ及びディーゼル側の最高温度Ｔ３のい
ずれも大きい程理論熱効率ηが高いことがわかる。この
第６図及び７図のグラフにおける理論熱効率ηの最大値
を夫々第８及び９図のグラフに示す。ここで注目すべき
ことは、理論熱効率ηが７０％を越え、同じ温度で働く
カルノーサイクルの熱効率の８０％程度となることであ
る。しかし乍ら、ここで注意”すべきことは、第６及び
７図かられかる通り、理論熱効率ηは温度Ｔ６の値によ
つて大きく変化するということであり、理論熱効率ηの
最大値が上記の通り７０％を越えるとしても温度Ｔ６の
値によつては、理論熱効率ηの値は其の最大値より急激
に低下してしまうということである。従つて、複合機関
が最高の効率を得る為には、スターリング側の給熱量を
最良の値に設定し、理論熱効率ηが最大となる温度Ｔ６
でディーゼル側とスターリング側とを組合わせる必要が
ある。第６及び７図から最適な温度Ｔ６は１００′Ｃ乃
至３０ＣｆＣにあることがわかる。即ち、複合サイクル
のボトミングとしてスターリング機関を用いれば１低温
型Ｊ機関としてのスターリング本来の特性がいかんなく
生かされるのであり、この方法により複合した機関が本
発明に係る複合機関である。尚、上記説明は理論上の熱
効率に関してのものであるが、正味熱効率について述べ
てみると現在スターリング機関の最も効率の良いものは
同じ温度範囲で働くカルノーサイクルの効率の６０％に
近づくと言われている。

現実のディーゼル機関の最高の正味熱効率は４２％程度
であるが、この値と上記計算結果を併せて考慮すると、
ディーゼル側の圧縮比ξ＝ｎ１ディーゼル側の最高温度
Ｔ３＝２００Ｃ）Ｃ程度の時、Ｄ−Ｓ複合機関の正味熱
効率は４７％程度になると考えられる。又、参考の為、
上述のＤ−Ｓ複合機関の理論熱効率の計算方法と同様の
方法により求めたオツトースターリング複合機関の理論
熱効率の結果を第１０図に示す。第１０図からもわかる
通り、上述のＤ−Ｓ複合機関の楊合と同様の結果がオツ
トースターリング複合機関についても得られる。以上本
発明の構成を第１図に示す実施例により特にディーゼル
スターリング複合機関について説明したが、本発明によ
れば内燃機関の排気エネルギーをスターリング機関の動
力源として有効に利用出来、又、内燃機関及びスターリ
ング機関の動力を同一出力軸（駆動軸）より取り出す様
に構成してあるのでスターリング機関の欠点である始動
性の悪さも補うことが出来る。

以上説明した様に本発明はピストンの動きをコンロツド
及びクランク軸を介して駆動軸に伝えるディーゼルサイ
クル機関或いはオツトーサイクル機関と、１つのシリン
ダ内にピストンを隔てて高温室及び低温室を形成してな
る複動型スターリングサイクル機関とからなり、上記デ
ィーゼルサイクル機関或いはオツトーサイクル機関のピ
ストンと上記スターリング機関のピストンとをコンロツ
ドで連結すると共に、上記ディーゼルサイクル機関或い
はオツトーサイクル機関の排気管内に対応するスターリ
ングサイクル機関の加熱器を配置し、かつ、上記加熱器
の両端を、前段のスターリングサイクル機関の高温室ど
後段のスターリングサイクル機関の再生器ならびに冷却
器を介して低温室とに夫々連結してディーゼルサイクル
機関或いはオツトーサイクル機関の排気エネルギーをス
ターリング機関の熱源として用い、同一出力軸より軸動
力を取り出す様にしたから、ディーゼルサイクル機関或
いはオツトーサイクル機関等の内燃機関の排気エネルギ
ーを軸動力として有効に利用出来、極めて有用である。

図面の簡単な説明第１図は本発明に係る複合機関を示す
簡略図、第２図はスタ−リングーサイクルのＰ−ｖ線図
、第３図は其のＴ−ｓ線図、第４図は本発明に係るディ
ーゼルスターリング複合機関を説明する為のＰ−ｖ線図
、第５図は其のＴ−ｓ線図、第６及び７図は本発明に係
るディ−ゼルースターリング複合機関の理論熱効率と第
５図の温度Ｔ６との関係を示すグラフであつて、第６図
はディーゼルサイクルの締切比ξを、第７図はディーゼ
ル側最高温度Ｔ３を夫々パラメータとしたもの、第８図
は第６図の理論熱効率の最大値とディーゼル側の圧縮比
ξとの関係を示すグラフ、第９図は第７図の理論熱効率
の最大値とディーゼル側の圧縮比ξとの関係を示すグラ
フ、第１０図は本発明に係るオフｌトースターリング複
合機関の理論熱効率とオツトーサイクル機関側の圧縮比
ξとの関係を示すグラフである。

Ａ・・・・・・内燃機関、Ｂ・・・・・・スターリング
サイクル機関、１・・・・・・吸気口、２・・・・・エ
アーフィルター、−３・・・・・・吸気管、４・・・・
・・吸気弁、５，１６，１６ａ，１６ｂ・・・・・・シ
リンダ、６・・・・・・燃焼室、７，１８，１８ａ，１
８ｂ・・・・・・ピストン、８，１９，１９ａ，１９ｂ
・・・・・・コンロツド、９・・・・・・クランク軸、
１０・・・・・・排気弁、１１・・・・・・排気管、１
２・・加熱部、１３・・・・・・排気口、１４・・・・
・・加熱器、１５・・・配管、１７・・・・・・高温室
、２０・・・・・・再生器、２１・・・・・・冷却器、
２２・・・・・・低温室。

Claims

【特許請求の範囲】

１ピストンの動きをコンロツド及びクランク軸を介し
て駆動軸に伝えるディーゼルサイクル機関或いはオツト
ーサイクル機関と、１つのシリンダ内にピストンを隔て
て高温室及び低温室を形成してなる複動型スターリング
サイクル機関とからなり、上記ディーゼルサイクル機関
或いはオツトーサイクル機関のピストンと上記スターリ
ングサイクル機関のピストンとをコンロツドで連結する
と共に、上記ディーゼルサイクル機関或いはオツトーサ
イクル機関の排気管内に対応するスターリングサイクル
機関の加熱器を配置し、かつ、上記加熱器の両端を、前
段のスターリングサイクル機関の高温室と後段のスター
リングサイクル機関の再生器ならびに冷却器を介して低
温室とに夫々連結したことを特徴とする複合機関。