KR20080019268A - 공통 부하를 구동시키는 엔진에 기계적으로 그리고열적으로 결합되는 유기 랭킨 사이클 - Google Patents

공통 부하를 구동시키는 엔진에 기계적으로 그리고열적으로 결합되는 유기 랭킨 사이클 Download PDF

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브루스 피. 비더만
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Abstract

본 발명에 따르면, 엔진(19)의 샤프트(20)는 엔진 흡기 공기, 냉매, 오일, EGR 및 배기물로부터 열(45 내지 48, 25)을 추출하는 유기 랭킨 사이클 서브시스템의 터빈(28)에 결합된다. 우회 밸브(92, 94, 96, 99)가 엔진 온도를 제어한다. 터빈 압력 강하가 우회 밸브(82) 또는 질량 유동 제어 밸브(113)를 통해 제어된다. 엔진 샤프트에 결합되는 압축기(107)를 갖는 냉동 서브시스템이 엔진 흡기 공기를 냉각시키기 위해 그 증발기(45a)를 사용한다. ORC 증발기(25a)는 압력 펄스 감소 핀(121, 122)을 포함하는 머플러를 포함할 수 있고, 압력 펄스 감소 핀(121, 122)들 중 일부가 그 상에 NOx 및/또는 입자상 물질 감소 촉매를 갖는다.
Figure P1020087000041
부하, 내연 엔진, 유기 랭킨 사이클 서브시스템, 유기 랭킨 작동 유체

Description

공통 부하를 구동시키는 엔진에 기계적으로 그리고 열적으로 결합되는 유기 랭킨 사이클 {ORGANIC RANKINE CYCLE MECHANICALLY AND THERMALLY COUPLED TO AN ENGINE DRIVING A COMMON LOAD}
[관련출원]
2005년 6월 16일자로 출원된 미국 가출원 제60/691,067호의 이익이 향유된다.
본 발명은 터빈 기계 출력이 엔진 기계 에너지 출력과 공통 부하에 결합되는 유기 랭킨 사이클(ORC: organic Rankine cycle)에 관한 것으로, ORC는 ORC 유체가 엔진을 냉각시킴에 따라 ORC 유체를 증발시키기 위해 엔진의 폐열 에너지를 이용한다. 전기 제너레이터 또는 다른 부하가 본 발명의 결합된 엔진/ORC 시스템에 의해 구동될 수 있다.
최소의 환경 영향을 갖는 저-비용 에너지를 제공하고 기존의 전력 그리드(power grid) 내로의 통합을 위해 독립형 유닛으로서 용이하게 그리고 신속하게 위치될 수 있는 효율적인 전력 발생 시스템이 많은 영역에서 중요한 전력 요구를 해결하는 데 적절하다. 왕복 엔진이 가장 흔하고 가장 기술적으로 성숙된 이들 분배 에너지 리소스(distributed energy resource)이지만, 터빈이 또한 사용될 수 있 다. 이들 엔진은 가솔린, 천연 가스 및 디젤 연료 등의 흔히 이용 가능한 연료를 사용하여 25 내지 40%의 효율로써 전기를 발생시킬 수 있다. 그러나, 질소 산화물(NOx), 탄소 일산화물(CO) 및 입자상 물질 등의 대기 방출물이 항상 이들 엔진과 관련된 문제점이었다.
연소 엔진의 효율은 하부 사이클(bottoming cycle)에 의해 방출물의 출력을 증가시키지 않고 개선될 수 있다. 하나의 형태의 하부 사이클이 왕복 엔진에 열적으로 결합되고 전기 제너레이터를 동작시키는 유기 (유체 교대 상을 갖는) 랭킨 사이클 시스템이다.
기존의 실시예는 도1에 도시된 바와 같이 유기 랭킨 사이클 장치와 배기 열을 통해 통합되는 엔진을 위해 별개의 샤프트에 의해 구동되는 별개의 부하를 제공한다. 그 내에서, 엔진(19)이 주 제너레이터(21)를 구동시키는 샤프트(20)를 작동시킨다. 엔진의 배기물(24)은 도관(26)으로부터 ORC 유체를 증발시키는 증발기(25)를 통과한다. 도관(27) 내의 증발된 유체는 터빈(28)을 구동시키며, 터빈(28)은 보조 제너레이터(32)를 구동시키는 샤프트(31)를 갖는다. 도관(34) 내의 터빈 유출물은 팬(37)에 의해 생성되는 주변 공기(36)의 유동에 의해 냉각되는 응축기(35) 내에서 응축된다. 도관(40) 내의 응축된 유체는 도관(26)을 통해 증발기(25)로 펌프(41)에 의해 보내진다.
제너레이터(21, 32)의 전기 출력은 전력 유틸리티 그리드일 수 있거나 그렇지 않을 수 있는 공통 부하(44)를 구동시키기 위해 전력 결합 및 조절 회로(43)로 인가된다.
이 접근법은 별개의 과다한 제너레이터, 제어 장비 및 전력 변환 부품을 요구하며; 전력 결합 회로는 이러한 시스템에 대한 추가의 부담이다.
도1을 참조하여 설명된 시스템은 작은 비율의 엔진 폐열을 이용하고, 엔진의 열 제거 요건을 처리하지 못한다. 그러므로, 최대 효율이 이러한 시스템으로써 접근될 수 없다.
본 발명의 태양은 엔진과 열적으로 그리고 기계적으로 결합되는 관련된 ORC 시스템 내에서 부하를 구동시키는 엔진으로부터 제거되어야 하는 실질적으로 모든 열을 이용하는 것; 부하를 구동시키는 엔진으로부터 추출되어야 하는 실질적으로 모든 열을 제거하기 위해 ORC 시스템을 이용하는 것; 엔진, 그리고 그에 기계적으로 그리고 열적으로 결합되는 ORC 시스템에 의해 제공되는 기계 동력으로써 직접적으로 단일의 기계 부하를 동작시키는 것; 과다한 반복된 장비에 대한 필요성 없이 ORC 시스템과 기계 부하를 공유하는 엔진을 제공하는 것; 그리고 복잡한 부하 공유 및 전력 결합 장치에 대한 필요성 없이 엔진 그리고 그에 기계적으로 결합되는 ORC 시스템으로써 단일의 제너레이터를 구동시키는 것을 포함한다.
본 발명에 따르면, 엔진의 샤프트는 유기 랭킨 사이클 시스템의 터빈의 샤프트와 기계적으로 결합되며, 실질적으로 모든 엔진 폐열이 유기 랭킨 사이클 유체를 증발시키는 데 이용되며, 그에 의해 결합된 시스템의 효율을 최대화한다. 또한, 본 발명에 따르면, 응축된 유기 랭킨 사이클 유체가 증발기 내의 엔진 배기물을 또한 사용하여 흡기 공기[차지 공기(charge air)] 냉각기; 엔진 냉매; 엔진 오일 냉각기; EGR 냉각기 중 1개 이상을 포함하는 다양한 엔진-관련된 냉각기를 통해 유동한다.
본 발명에 따르면, ORC 터빈과 엔진 크랭크 사이의 결합은 공유된 샤프트일 수 있거나, 클러치 등의 토크의 인가를 제한하는 커플링 장치(coupling device)를 포함할 수 있고; 결합은 스프래그 클러치(sprag clutch) 또는 프리-휠링 클러치(free-wheeling clutch) 등의 토크를 방향적으로 제한하는 장치를 포함할 수 있다. 또한, 커플링은 기어 세트, 벨트 구동부, 유체 토크 변환기 또는 가변 속도 트랜스미션 등의 속도 수정 커플링(speed modifying coupling)을 포함할 수 있다.
액체-대-액체 열 교환기(46 내지 48)의 이용은 비용 면에서의 상당한 감소 및/또는 내부-냉매 엔진 오일 냉각기로써 큰 액체-대-공기 열 교환기 그리고 그 관련된 팬을 대체한다.
본 발명의 다른 특징은 수동으로 또는 제어기에 따라 ORC 증발 온도를 유지하는 증발기 우회로(ORC 유체 또는 배기물); 엔진 유체 온도를 유지하기 위해 열 교환기 주위에서 ORC 유체 또는 엔진 유체를 우회시키는 것; 결합된 열 교환기; 터빈 오일을 가압하는 엔진 오일 펌프; 엔진 내에서의 냉매 통로 내의 ORC 유체; ORC 유체를 가열하는 냉매 응축기로써 흡기 공기를 냉동시키는 것; 추가의 응축기 냉각 및/또는 증발기 우회로써 또는 터빈 압력 강하를 제어하기 위해 터빈 고장 중에 ORC 터빈을 우회시키는 것; 질량 유동 및 가변 속도 트랜스미션으로써 터빈 압력을 제어하는 것; 그리고 머플러(muffler) 및/또는 방출물 감소 장치로서 증발기를 채택하는 것을 포함한다.
본 발명의 다른 태양, 특징 및 장점이 첨부 도면에서 도시된 바와 같이 그 예시 실시예의 다음의 상세한 설명을 참조하면 더 명확해질 것이다.
도1은 보조 제너레이터를 구동시키는 유기 랭킨 하부 사이클(ORC)을 채용한 왕복 엔진의 개략 양식화 블록도이다.
도2는 본 발명에 따른 단일의 제너레이터를 구동시키는 ORC 하부 사이클과 결합되는 왕복 엔진의 개략 양식화 블록도이다.
도3은 다양한 신규 특징부를 채용한 본 발명의 실시예의 개략 양식화 도면이다.
도4는 프리 휠링 클러치를 통해 관련된 ORC 서브시스템의 터빈에 결합되는 엔진의 부분도이다.
도5는 솔레노이드 작동기 클러치를 도시하고 있다.
도6은 가변 속도 트랜스미션을 도시하고 있다.
도7은 유체 커플링을 도시하고 있다.
도7a는 기어를 도시하고 있다
도8은 터빈 압력 비율을 제어하기 위한 질량 유동의 조절의 부분 개략 양식화 도면이다.
도9는 결합된 엔진 냉매, 엔진 오일 및 ORC 작동 유체 열 교환기의 부분도이다.
도10은 결합된 오일, EGR 공기 및 ORC 작동 유체 열 교환기의 도면이다.
도11은 우회 밸브에 의해 엔진 온도를 제어하는 부분 개략 양식화 도면이다.
도12는 ORC 작동 유체가 엔진 냉매를 포함하는 ORC 서브시스템을 채용한 엔진의 개략 양식화 도면이다.
도13은 충분한 엔진 냉각을 보증하기 위해 증발기 주위에서 ORC 작동 유체를 우회시키는 부분도이다.
도14는 엔진 흡기 공기가 공기 조화 사이클에 의해 냉각되는 ORC 서브시스템을 채용한 엔진의 부분도이다.
도15는 결합된 머플러, 오염물 촉매 및 ORC 작동 유체 증발기의 개략 양식화 도면이다.
도2에 도시된 본 발명의 가장 간단한 실시예는 보조 제너레이터(32)(도1) 그리고 그와 관련된 전력 결합 처리에 대한 필요성을 제거시킨다. 이것은 터빈(28)이 엔진(19) 그리고 단일의 제너레이터(21)와 더불어 동일한 샤프트(20) 상에 저널링되게 함으로써 성취된다. 터빈 회전자가 엔진 샤프트에 결합된 상태에서, 엔진은 시동된 후에 실제로 엔진 내의 발생된 열이 ORC 터빈(28)이 샤프트(20)에 토크를 제공하게 할 정도로 충분해질 때까지 부하로서의 터빈을 구동시킨다.
유기 랭킨 사이클 서브시스템이 실질적으로 모든 엔진 폐열을 이용하는 상태의 왕복 엔진의 개략도가 도3에 도시되어 있다. 그 내에, 증발기 내에서 배기 열만을 이용하는 대신에, 각각이 ORC 유체가 엔진 폐열에 의해 증가한 온도까지 가열되는 상태의 열 교환기로 구성되는 복수개의 예열기(45 내지 48)가 있다.
배기물 파이프 내의 배기물(24)은 입구(52) 내의 주변 공기를 압축하는 터보차저(turbocharger)(51)를 구동시키도록 이송되고, 예열기(45)로 도관(54) 내의 압축 공기를 제공한다. 압축 열은 도관(26a) 내의 ORC 유체와의 열 교환에 의해 차지 공기로부터 실질적으로 제거되며, 그에 의해 도관(55) 내에 훨씬 더 저온의 압축 공기를 제공한다. 더 고밀도인 도관(55) 내에 제공된 더 저온의 흡기 공기는 엔진 효율이 몇 %만큼 증가하게 한다.
도관(26b) 내에서 예열기(45)를 떠나는 ORC 유체는 경우에 따라 엔진 냉각 재킷 및/또는 미로로부터 냉매를 도관(57) 내에 수용하는 예열기(46)에 가해진다. 열 교환기(46)를 통과한 냉매는 결합된 엔진/터빈 샤프트(20)에 의해 구동되는 풀리(pulley)(61)에 벨트(60)에 의해 기계적으로 결합될 수 있는 펌프(59)에 의해 보내진다.
다음에, ORC 유체는 도관(26c)을 통해 예열기(47)로 유동하며, 예열기(47)는 또한 도관(63)을 거쳐 엔진 오일을 수용한다. 오일은 한 쌍의 서로 맞물린 기어(67, 68)에 의해 구동되는 기어인 것으로서 표시되는 펌프(65)에 의해 도관(64)을 거쳐 엔진으로 복귀된다.
바로 설명된 예열을 성취하는 열 교환기(46, 47)는 방열기(액체-대-공기) 및 오일 냉각기(오일 대 주변 공기 또는 오일 대 엔진 냉매 중 어느 하나)보다 훨씬 작으므로 저렴할 수 있다. 이것은 열 교환기의 양쪽 측면 상에 강제 액체 대류 열 전달이 있기 때문이고, 강제 대류는 전형적인 방열기 또는 주변 냉각식 오일 냉각기에서 요구되는 에너지 및 공간-소비적인 팬을 사용하기보다 ORC 유체 펌프(41), 냉매 펌프(59) 및 오일 펌프(65)에 의해 제공된다.
다음에, ORC 유체는 도관(26d)을 거쳐 열 교환기(48)로 유동하며, 상기 열 교환기(48)에서는 교환 가스 라사이클(EGR) 도관(24a)의 교환 가스 라사이클(EGR) 유동에 의해 가열된다. 냉각된 EGR 가스는 도관(71)에 의해 공기 흡입부로 안내된다.
다음에, ORC 유체는 도관(26e)을 통해 증발기(25)로 유동하며, 증발기(25)는 파이프(24b)를 거쳐 터보로부터 배기물을 수용하여 배기 파이프(24c)로 제공하는 2-상 열 교환기를 포함한다.
예열기(45 내지 48) 및 증발기(25)를 통과한 ORC 유체는 팬의 사용 없이 엔진을 위한 냉각 기능을 제공하면서 가능한 최고 엔탈피를 수용한다. ORC 유체는 터빈(28)을 구동시키기 위해 도관(27)을 통해 유동하고, 소모된 ORC 유체는 도관(29)을 통해 응축기(35)로 통과한다. 응축기 상의 팬(37)은 공통 샤프트(20) 상의 풀리(39)에 의해 벨트(38)를 통해 구동된다. 다음에, ORC 유체는 도관(40)을 통해 유동하고, 예열기(45)로 펌프(41)에 의해 보내진다.
제너레이터(21)는 그리드일 수 있는 전기 부하(76)와 상호 연결되는 전력 조절 회로(75)에 적절한 전기 버스(73)에 의해 연결될 수 있다. 제어기(79)가 예컨대 우회 밸브(81, 82)에 의해 터빈 압력 완화를 포함한 시스템 내의 다양한 인자를 제어하기 위해 부하 상태; 압력 비율, 속도 및 온도 등의 터빈 내의 상태; 그리고 엔진 상태에 따라 대응할 수 있다.
명확화를 위해 도3에 도시되어 있지 않지만, ORC 터빈 윤활 오일을 가압하는 오일 펌프가 전형적으로 당업계에 공지된 시스템 내의 전기 모터에 의해 동작된다. 그러나, 터빈 동작성의 더 큰 보증을 위해, 터빈 오일 펌프는 오일 펌프(65)(도3)에 대해 설명된 것과 동일한 방식으로 샤프트(20)[또는 터빈의 샤프트(20a), 도4)에 결합될 수 있다. 대체예에서, 열 교환기(47)를 떠나는 엔진 오일이 본 발명의 임의의 실시예에서 적절한 것으로 생각되면 도관(64)을 통해 엔진으로 복귀하기 전에 터빈(28)에 통과될 수 있다.
도3에서 4개의 예열기로써 도시되어 있지만, 본 발명은 엔진 및 ORC 사이클 효율의 양쪽 모두를 개선시키기 위해 엔진 흡기 온도를 최소화하고 ORC 유체 온도를 최대화하면서 비용을 감소시키기 위해 열 교환기 크기의 최소화를 통해 결합된 엔진/ORC 시스템에 의해 발생되는 단위 전력 당 최저 비용을 성취하기 위해 예열기(45 내지 48)들 중 선택된 것들을 이용하여 실시될 수 있다.
예컨대 제너레이터를 구동시키기 위해 내연 엔진과 사용되는 전형적인 유기 랭킨 사이클 시스템에서, ORC의 주 펌프는 전형적으로 제너레이터가 전력을 제공하는 그리드로부터 전력이 공급되는 전기 모터에 의해 구동된다. 마찬가지로, 응축기로 냉각 공기를 제공하는 팬은 또한 전형적으로 그리드에 의해 전력이 공급되는 전기 모터에 의해 구동된다. 임의의 ORC 부품, 시스템 제어 또는 그리드 전력의 고장의 경우에, ORC 시스템 부품은 보호되어야 하고, 왕복 엔진의 냉각이 보증되어야 한다.
시스템에 의해 제공되는 전력의 대부분은 ORC 서브시스템보다 오히려 엔진에 의해 제공되기 때문에, 엔진 시스템은 ORC 서브시스템 고장의 경우에 동작할 수 있 어야 하는데, 낮은 효율을 갖지만 상당한 전력을 공급하기 때문이다. 도4는 터빈이 엔진과 동일한 샤프트(20) 상에 저널링되지 않고 대신에 프리-휠링 클러치(80)에 의해 엔진에 연결되는 샤프트(20a) 상에 저널링되는 도3의 시스템의 변형예의 부분도이다. 엔진은 프리 휠링 클러치로 인해 터빈을 회전시키지 않고 회전할 수 있다. 통상의 동작에서, 엔진이 시동되고, 열이 충분히 축적되고, 터빈이 토크를 생성시킨다. 터빈 속도는 단지 클러치의 1/2을 회전시키는 터빈의 속도가 엔진의 속도에 용이하게 도달할 때까지 엔진으로부터의 열 입력이 증가함에 따라 연속적으로 증가할 것이다. 이 때, 터빈은 프리-휠링 클러치를 통해 샤프트(20)로 토크를 공급할 것이다.
ORC 서브시스템이 고장난 경우에, 프리-휠링 클러치는 샤프트(20)로부터 샤프트(20a)를 격리시킬 것이다. 터빈에는 통상적으로 밸브(82)가 차단된 상태에서 밸브(81)를 통해 가열된 ORC 유체가 이송된다. 그러나, ORC 시스템 고장이 있을 때, 엔진의 과열을 방지하기 위해, 우회 밸브(82)는 폐쇄되며, 그 결과 엔진 열은 도관(27)으로부터 도관(29)을 통해 응축기(35)로 통과한다. ORC 유체로부터 추가의 열을 제거하며 그에 의해 터빈에 의해 일로 더 이상 변환되지 않는 열을 보상하기 위해 응축기에서 추가의 팬 또는 증가된 팬 속도가 제공될 수 있다.
밸브(81, 82)는 엔진 온도, 터빈 압력 비율 등의 시스템의 특성에 따라 컴퓨터 제어될 수 있다. 반면에, 밸브(81, 82)는 단순히 수동 스프링식 증기 밸브를 포함할 수 있다.
다양한 커플링이 엔진(19)과 터빈(28) 사이에서 사용될 수 있다. 예컨대, 이들은 이전에 도2 및 도3을 참조하여 설명된 바와 같이 공통 샤프트(20) 상에 저널링될 수 있다. 반면에, 프리-휠링 클러치(80) 대신에, 솔레노이드 작동식 클러치(83)가 도5에 도시된 바와 같이 사용될 수 있다. 대체예에서, 도6에 도시된 바와 같은 가변 속도 트랜스미션(84)이 이용될 수 있다. 유체 커플링(85)이 도7에 도시된 바와 같이 이용될 수 있다.
우회 밸브(82)(도3 및 도4)가 최대 터빈 압력 비율 그리고 터빈을 횡단한 ORC 작동 유체 면에서의 압력 강하를 초과하는 것을 피하기 위해 터빈을 통한 유동을 완화시키는 데 사용될 수 있다. 대체예에서, 터빈 속도와 압력 비율 사이의 관계는 ORC 서브시스템을 통한 질량 유동의 속도를 변경함으로써 변경될 수 있다. 이것은 제어기(79)가 압력 센서(86)로부터의 터빈 입구 압력(P1) 그리고 또한 압력 센서(87)에 의해 표시되는 것과 같은 터빈 출구 압력(P2)의 표시를 감시하는 도8에 도시되어 있다. 압력 강하가 과도하게 높아지면, 제어기는 도관(26a) 내에 배치되는 유동 제한 밸브(89)가 ORC 유체의 질량 유동을 감소시키게 함으로써 ORC 유체의 유동을 감소시킬 수 있다. 마찬가지로, 터빈이 최대 압력에 접근 중이지 않으면, 제어기는 유동 제한 밸브(80)를 통한 유동 면에서의 증가를 명령할 수 있다. 이것은 ORC 서브시스템이 그를 횡단한 압력 강하로부터 터빈의 속도를 분리시키게 하며, 그에 의해 다양한 부하에서의 최대 효율을 가능케 한다.
밸브(89)에 의한 질량 유동의 제어에 대한 대체예는 이전의 도6을 참조하여 언급된 가변 속도 트랜스미션(86)의 사용이다. 이러한 경우에, 터빈의 속도는 최대 효율 속도에서 기본적으로 일정하게 유지될 수 있으며, 그에 의해 기계적 결합 이 수립되는 방법에 따라 가변 속도 트랜스미션이 터빈 속도와 엔진 속도 또는 부하 속도 중 어느 하나 사이의 차이를 수용하게 한다.
경제성을 위해, 가변 속도 트랜스미션이 적절한 것으로 보이지 않을 수 있다. 이러한 경우에, 터빈 속도에 대한 엔진 속도의 결합 비율은 전부하(full load)에서 터빈을 횡단한 최대 압력 강하에서 최적화되도록 선택될 수 있고; 이것은 감소된 엔진 부하에서의 최적 압력 비율보다 작은 압력 비율을 초래할 수 있다. 대체예에서, 중간 압력 비율이 최적화를 위해 선택될 수 있고, 그에 따라 압력 제한 우회 밸브(82) 또는 질량 유동 제어 밸브(89)가 이용될 수 있다.
도9에 도시된 바와 같이, 공간 및 비용을 감소시키기 위해, 다중-유체 열 교환기(46, 47)가 도관(57)으로부터의 엔진 냉매 유체, 도관(63, 64)을 통과하는 엔진으로부터의 오일 그리고 도관(26b)으로부터 도관(26d)에 연결된 ORC 유체를 수집하는 데 이용될 수 있다. 마찬가지로, 다중-유체 열 교환기(47, 48)가 도10에 도시된 바와 같이, 도관(63, 64) 내에서 순환하는 엔진 오일, 도관(24a)으로부터 도관(71)으로 통과하는 EGR 유동 그리고 도관(26c)으로부터 도관(26e)으로 유동하는 ORC 유체를 수집할 수 있다.
최대 엔진 효율을 위해, 가능한 최저 온도에서 차지 공기를 제공할 것이 필요하다. 그러나, ORC 작동 유체가 열 교환기(45) 내에서 과도하게 가열되면, 엔진 냉매 또는 엔진 오일 중 어느 하나가 과도하게 고온일 수 있다. 차지 공기의 최대 냉각을 제공하기 위해, 열 교환기(45)는 과도하게 커질 수 있고, 그를 통과한 소정량의 ORC 작동 유체는 도11에 도시된 바와 같이 냉매 및 엔진 오일의 적절한 냉각 을 가능케 하기 위해 필요에 따라 우회된다. 우회 밸브(92)는 원격 감지 온도 제어식 밸브를 포함하며, 온도는 열 교환기(46)의 냉매 출구에서 감지된다. 냉매 온도가 예컨대 93℃(200℉)의 정도로 어떤 소정 크기보다 상승하면, 원격 감지 온도-제어식 밸브(92)는 열 교환기(45) 주위에서 ORC 작동 유체 중 일부를 우회시키도록 비례하여 개방될 것이며, 그에 의해 ORC 작동 유체가 열 교환기(46, 47) 내에서 더 효과적으로 엔진 냉매 또는 오일을 냉각시킬 수 있게 한다. 밸브(92)는 대체예에서 열 교환기(45) 주위에서 흡기 공기를 우회시키기 위해 도관(54, 55)을 횡단하여 위치될 수 있다.
마찬가지로, 엔진 냉매가 예컨대 70℃(160℉)의 정도로 바람직한 온도 아래로 떨어지면, 원격 감지 온도-제어식 밸브(94)는 냉매가 요구된 최소 온도를 유지할 수 있도록 열 교환기(46) 주위에서 냉매 중 일부를 우회시키도록 비례하여 개방될 것이다. 동일한 방식으로, 원격 감지 온도-제어식 밸브(96)는 예컨대 약 43℃(110℉)의 최소 온도를 유지하도록 필요에 따라 엔진 오일을 우회시킬 것이다. 대체예에서, 밸브(94, 96)는 각각의 열 교환기(46, 47) 주위에서 ORC 작동 유체를 우회시키기 위해 각각 도관(26b 및 26c 또는 26c 및 26d)들 사이에 위치될 수 있다.
또한, 도11은 ORC 작동 유체의 요구된 과열 온도가 도관(27) 내의 과열된 ORC 작동 유체의 온도에 따라 온도 센서(100)에 따라 제어기(79)에 의해 결정되는 방식으로 우회 밸브(99)를 조절함으로써 엔진 변화로 인해 열 교환기(45 내지 48) 내에서 일어나는 변동과 무관하게 도관(27) 내에서 유지될 수 있다는 것을 도시하 고 있다. 밸브(99)는 제어기(79)에 의해 제어될 수 있거나, TXV 방식의 밸브 등의 ORC 작동 유체 압력에 비례하여 밸브를 제어하는 압력 감지 벌브(pressure sensing bulb)일 수 있다.
도12는 본 발명의 임의의 주어진 실시예에서 채용될 수 있는 여러 개의 다른 변형예를 도시하고 있다. 하나의 혁신예가 엔진의 냉매 재킷 및/또는 미로 등의 엔진 냉매 통로로의 도관(26b) 내의 ORC 유체의 직접 적용이며, 가열된 냉매는 도관(26c)에 적용된다. 이것은 ORC 유체로의 직접적인 엔진 열의 최대 전달을 제공한다. 그러나, ORC 서브시스템이 동작되지 않으므로 터빈이 샤프트 상에서 열을 토크로 변환하지 않는 경우에, 엔진이 저온으로 남아 있는 것을 보증하기 위해 제공되어야 한다. 주 ORC 유체 펌프(41)가 전기에 의해 작동되는 경우에, 특히 그리드에 의해 전력이 공급되면, 이것이 고장날 위험성이 있다. 엔진으로의 냉매를 보증하기 위해, 샤프트(20)에 의해 예컨대 벨트(104)를 구동시키는 풀리(103)에 의해 구동되는 백업 펌프(41b)가 제공된다. 펌프(41b)는 엔진이 그 설계 관점에서 동작 중일 때에 엔진의 출구에서 포화된 ORC 작동 유체 증기를 초래하는 압력에서 감소된 유동을 제공하도록 된 크기로 형성된다.
1/2 미만의 ORC 열 부하가 엔진 냉각 재킷 및/또는 미로로부터 나오고; 대부분의 열은 엔진 배기 시스템으로부터 나온다. 엔진 열의 제거를 보증하기 위해, 증발기는 이전에 설명된 바와 같이 밸브(99)에 의해 우회된다.
또한, 터빈은 그 주위에서 ORC 작동 유체를 방향 전환하기 위해 밸브(81)를 폐쇄하고 밸브(82)를 개방함으로써 우회되어야 한다. 이들 밸브가 컴퓨터에 의해 제어되지 않으면, 이들은 수동 스프링 증기 밸브를 포함할 수 있다. ORC 작동 유체가 엔진을 위한 냉매로서 사용될 때, 응축기(35)에는 추가의 팬이 제공될 수 있거나, 팬(37)은 바람직하게는 이전에 도3을 참조하여 설명된 바와 같이 샤프트(20)에 의해 구동될 수 있다. 팬(37)이 전기에 의해 구동되어야 하면, 이것은 그리드 전기에 의존하기보다 오히려 도12에 도시된 바와 같이 전력 조절 장치를 통해 제너레이터(21)에 의해 제공되는 전기를 팬에 공급하는 것이 바람직할 수 있다. 그러므로, 엔진이 가동 중일 때, 팬(37)은 작동할 것이고, ORC 작동 유체로부터 엔진 열을 제거할 수 있을 것이다.
파이프(24b)로부터 파이프(24c)로 증발기 주위에서 배기를 우회시키는 것에 대한 대체예로서, ORC 작동 유체는 제어기(79)에 의해 제어될 수 있거나 단순하게 120℃(250℉)의 정도일 수 있는 높은 온도에서 개방되는 수동 밸브일 수 있는 밸브(106)에 의해 도13에 도시된 바와 같이 증발기 주위에서 우회될 수 있다. 그러나, 이러한 경우에, 증발기는 그 완전성을 손상시키지 않고 배기물의 온도에 도달하도록 설계되어야 한다.
도14를 참조하면, 냉동 사이클이 비교적 적은 전력 입력으로써 큰 냉각 용량을 제공할 수 있으므로, 상당히 효율적이다. 엔진(19)으로부터 최대 효율을 성취하기 위해, 압축 열 그리고 그 이상이 R134a 등의 냉각제가 주변 공기 온도보다 훨씬 낮게 냉각된 상태로 열 교환기에 의해 엔진 흡기 공기로부터 제거될 수 있다.
샤프트(20)에 결합되는 압축기(107)가 도관(108)을 거쳐 응축기(109)로 압축 냉각제를 제공한다. 다음에, 냉각된 액체 냉각제는 도관(112)을 거쳐 팽창 밸 브(113) 및 도관(114)을 통해 증발기의 입구로 가해지며, 증발기는 엔진의 입구 공기를 냉각시키는 열 교환기(45a)를 포함한다. 이 실시예는 공기 흡기부에서 터보압축기를 사용하지 않는 엔진 그리고 또한 이것을 사용하는 것들과 사용될 수 있다. 도14에서 이해되는 바와 같이, 압축기(107)는 터빈 및 엔진과 동일한 샤프트(20)에 결합된다. 본 발명의 이러한 태양은 엔진 냉매로써 성취될 수 있는 흡기 공기를 냉각시키는 것보다 낮은 공기 흡기 온도를 성취하고, 주변 공기로써 흡기 공기를 냉각시키기 위해 요구되는 고가의 와류 팬(parasitic fan)의 필요성을 피한다.
도14에 도시된 바와 같이, 본 발명은 냉동 사이클의 폐열이 어느 정도까지 ORC 작동 유체를 예열하는 데 사용될 수 있도록 결합된 응축기(35, 109)로써 실시될 수 있다.
큰 비율의 엔진 폐열이 배기물 스트림 내에 동반되므로, 성공적인 하부 사이클은 일반적으로 엔진 배기부 상에 열 교환기(증발기 등)를 합체할 것이다. 추가의 효율을 위해, 본 발명의 하나의 태양은 유기 랭킨 하부 사이클을 위한 과열 열 교환기와 함께 왕복 엔진 배기 머플러 그리고 NOx 및/또는 입자상 물질 제거를 위한 촉매의 기능을 공유하는 것으로 구성된다. 도15를 참조하면, 결합된 머플러 및 증발기(25a)는 ORC 작동 유체가 큰 표면적의 핀(121, 12)에 의해 포위되는 사행형 채널(120) 내측에서 유동하게 한다. 핀은 배기물의 압력 펄스를 확산 및 억제하기 위해 채널의 각각의 열에서의 유동 각도의 역전으로써 비교적 근접하게 이격되며, 그에 의해 배기 소음을 감소시키고 별개의 배기 머플러에 대한 필요성을 피한다. 또한, 핀(121)에는 탄소 일산화물 및 NOx 방출물을 감소시키기 위해 적절한 촉매 재료가 덮일 수 있다. 이러한 촉매는 전형적으로 높은 온도에서 동작하고, 증발기(25a) 내에서 주변으로부터 격리된다. 결합된 머플러/증발기(25a)의 입구에서의 ORC 작동 유체의 온도를 제어함으로써, (이전에 설명된 것들과 유사한 우회 기술을 사용하여), 촉매의 온도는 환경으로 열을 손실시키기보다 오히려 모든 방출된 열을 이용하면서 제어될 수 있다. 이와 같이, 또 다른 효율이 내연 엔진을 위한 하부 사이클로서 ORC 서브시스템에 의해 성취될 수 있다.

Claims (46)

  1. 부하(21)와;
    부하로 토크를 전달하는 샤프트(20)를 갖는 내연 엔진(19)에서, 엔진은 공급원(51)으로부터 공기를 수용하는 공기 입구를 갖고, 엔진은 열 교환기(25)를 통과하는 배기물(24)을 갖는 내연 엔진(19)과;
    엔진 샤프트에 결합되는 샤프트(20, 20a)를 갖는 터빈(28)을 포함하고 열 교환기 내에서 증발되는 유기 랭킨 사이클 작동 유체를 갖는 유기 랭킨 사이클 서브시스템을 포함하는 장치이며,
    유기 랭킨 사이클 작동 유체는 엔진의 1개 이상의 엔진 유체로부터 추출되는 열에 의해 증발 전에 예열되며(45 내지 48) 그에 의해 엔진을 냉각시키며, 열 교환기는 엔진 배기물(24)로써 유기 랭킨 사이클 작동 유체를 가열하는 증발기(25)를 포함하며, 증발기는 배기 압력 펄스 감소 핀(121, 122)이 그 상에 배치된 상태의 사행형 유기 랭킨 사이클 유체 유동 도관(120)을 갖는 것과;
    샤프트(20)에 기계적으로 결합되는 냉매 압축기(107), 압축기로부터 냉매 유동을 수용하는 냉매 응축기(109), 냉매 응축기로부터 냉매 유동을 통과시키는 팽창 밸브(113) 그리고 팽창 밸브와 압축기 사이에서 유체 연통 상태에 있고 냉매 유동과 공급원으로부터 공기 입구로 유동하는 공기 사이의 열적 연통을 제공하는 열 교환기를 포함하는 증발기(45a)를 갖는 공기 조화 서브사이클 시스템과;
    터빈 주위에서 유기 랭킨 사이클 작동 유체를 우회시키도록 선택적으로 동작 가능한 터빈 우회 밸브(81, 82)와;
    터빈을 횡단한 유기 랭킨 사이클 작동 유체 압력 강하를 제어하는 수단(81, 82, 84, 89)을 특징으로 하는 장치.
  2. 부하(21)와;
    부하로 토크를 전달하는 샤프트(20)를 갖는 내연 엔진(19)을 포함하는 장치이며,
    엔진 샤프트에 결합되는 샤프트(20, 20a)를 갖는 터빈(28)을 포함하고 엔진에 의해 발생되는(24) 열(25)에 의해 증발되는 유기 랭킨 사이클 작동 유체를 갖는 유기 랭킨 사이클 서브시스템에서, 터빈은 (a) 동일한 샤프트 상에 저널링되는 엔진 및 터빈, (b) 프리휠링 클러치(80)에 의해 엔진 샤프트에 결합되는 터빈 샤프트 그리고 (c) 유체 커플링(85)에 의해 엔진 샤프트에 결합되는 터빈 샤프트 중 하나에 의해 엔진 샤프트에 결합되는 샤프트를 갖는 유기 랭킨 사이클 서브시스템을 특징으로 하는 장치.
  3. 배기물 열 교환기(25)와;
    샤프트(20)로 토크를 전달하도록 구성되는 내연 엔진(19)에서, 엔진은 배기물 열 교환기를 통해 배기물(24)을 제공하도록 구성되는 내연 엔진(19)과;
    배기물 열 교환기 내에서 증발되는 유체 통로(26, 27, 29, 40, 45 내지 48) 내에 작동 유체를 갖도록 구성되는 유기 랭킨 사이클 서브시스템을 포함하는 장치 이며,
    유체 통로는 엔진의 적어도 1개의 엔진 유체로부터 추출되는 열에 의해 증발 전에 유기 랭킨 사이클 작동 유체를 예열하도록(45 내지 48) 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  4. 제3항에 있어서, 배기물 열 교환기(25)는 소정의 과열된 유기 랭킨 사이클 증기 온도를 유지하기 위해 선택적으로 동작 가능한 우회 밸브(99, 106)를 갖는 것을 특징으로 하는 장치.
  5. 제4항에 있어서, 우회 밸브(99)는 배기물 열 교환기(25) 주위에서 엔진 배기물(24)을 우회시키도록 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  6. 제4항에 있어서, 우회 밸브(106)는 배기물 열 교환기(25) 주위에서 유기 랭킨 사이클 유체를 우회시키도록 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  7. 제4항에 있어서, 우회 밸브(99)를 선택적으로 동작시키기 위해 유기 랭킨 사이클 증기 온도(100)에 따르는 제어기(79)를 특징으로 하는 장치.
  8. 제4항에 있어서, 우회 밸브(99, 106)는 수동 온도 조절 밸브인 것을 특징으로 하는 장치.
  9. 제3항에 있어서, 유체 유동 통로는 엔진 냉매 통로로부터 유기 랭킨 사이클 유체로 엔진 열을 전달하도록(46) 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  10. 제9항에 있어서, 유체 유동 통로(26b, 26c)는 엔진 냉매 통로와 열적으로 결합되는 냉매 열 교환기(46)를 포함하는 것을 특징으로 하는 장치.
  11. 제10항에 있어서, 냉매 열 교환기(46)는 적어도 1개의 선택적으로 동작 가능한 우회 밸브(94)를 갖는 것을 특징으로 하는 장치.
  12. 제11항에 있어서, 우회 밸브(94)는 냉매 열 교환기(46) 주위에서 유기 랭킨 사이클 유체를 우회시키도록 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  13. 제11항에 있어서, 우회 밸브(94)는 냉매 열 교환기(46) 주위에서 엔진 냉매를 우회시키도록 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  14. 제9항에 있어서, 유체 유동 통로는 엔진(19) 내의 냉매 통로를 통해 유기 랭킨 사이클 유체를 안내하도록 구성되는(26b, 26c) 것을 특징으로 하는 장치.
  15. 제3항에 있어서, 유체 유동 통로는 엔진 오일 통로(63, 64, 65)로부터 엔진 열을 전달하도록(47) 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  16. 제15항에 있어서, 유체 유동 통로는 엔진 오일과 열적으로 결합되는 오일 열 교환기(47)를 포함하는 것을 특징으로 하는 장치.
  17. 제16항에 있어서, 오일 열 교환기(47)는 적어도 1개의 선택적으로 동작 가능한 우회 밸브(96)를 갖는 것을 특징으로 하는 장치.
  18. 제17항에 있어서, 우회 밸브(96)는 오일 열 교환기 주위에서 유기 랭킨 사이클 유체를 우회시키도록 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  19. 제17항에 있어서, 우회 밸브(96)는 오일 열 교환기 주위에서 엔진 오일을 우회시키도록 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  20. 제15항에 있어서, 엔진 오일을 순환시키도록 구성되는 오일 펌프(65)를 더 포함하며,
    터빈(28)은 오일 윤활 시스템을 가지며,
    오일 펌프는 오일 윤활 시스템을 위해 오일을 가압하도록 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  21. 제15항에 있어서, 유체 유동 통로는 엔진 냉매 통로로부터 유기 랭킨 사이클 유체로 엔진 열을 전달하도록(46) 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  22. 제21항에 있어서, 유체 유동 통로(26b, 26c, 26d)는 각각의 별개의 열 교환기(46, 47) 내에서 엔진 냉매 통로(57) 및 엔진 오일 통로(63, 64)와 열적으로 결합되는 것을 특징으로 하는 장치.
  23. 제21항에 있어서, 유체 유동 통로(26b, 26d)는 단일의 열 교환기(46, 47)의 각각의 개별 코일에서 엔진 냉매 통로(57) 및 엔진 오일 통로(63, 64)와 열적으로 결합되는 것을 특징으로 하는 장치.
  24. 제15항에 있어서, 유체 유동 통로는 엔진 배기 가스 재생 유동 통로(24a, 71)로부터 엔진 열을 전달하도록(48) 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  25. 제24항에 있어서, 유체 유동 통로(26c, 26d, 26e)는 각각의 별개의 열 교환기(48, 47)에 의해 배기 가스 재생 유동 통로(24a, 71) 및 엔진 오일 통로(63, 64)와 열적으로 결합되는 것을 특징으로 하는 장치.
  26. 제24항에 있어서, 유체 유동 통로(26c, 26e)는 단일의 열 교환기(47, 48)의 각각의 개별 코일에 의해 배기 가스 재생 유동 통로(24a, 71) 및 엔진 오일 통 로(63, 64)와 열적으로 결합되는 것을 특징으로 하는 장치.
  27. 제3항에 있어서, 유체 유동 통로는 엔진 배기 가스 재생 유동 통로(24a, 71)로부터 엔진 열을 전달하도록(48) 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  28. 제3항에 있어서, 유체 유동 통로는 엔진 압축(51) 흡기 공기 통로(54, 55)로부터 엔진 열을 전달하도록(45) 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  29. 제28항에 있어서, 유체 유동 통로(26a, 26b)는 엔진 압축 흡기 공기 통로(54, 55)와 열적으로 결합되는 입구 공기 열 교환기(45)를 포함하는 것을 특징으로 하는 장치.
  30. 제29항에 있어서, 열 교환기(45)는 선택적으로 동작 가능한 우회 밸브(92)를 갖는 것을 특징으로 하는 장치.
  31. 제30항에 있어서, 우회 밸브(92)는 입구 공기 열 교환기(45) 주위에서 유기 랭킨 사이클 유체를 우회시키도록 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  32. 제30항에 있어서, 우회 밸브(92)는 입구 공기 열 교환기(45) 주위에서 입구 공기를 우회시키도록 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  33. 제3항에 있어서, 배기물 열 교환기(25a)는 배기 압력 펄스 감소 핀(121, 122)이 그 상에 배치된 상태의 사행형 유기 랭킨 사이클 유체 유동 도관(120)을 갖는 것을 특징으로 하는 장치.
  34. 제33항에 있어서, 핀(121, 122)은 각각의 하나의 열에 인접한 사행형 도관의 열에 배향되는 각도에 대향하는 사행형 도관의 각각의 하나의 열에 대한 각도로 배향되는 것을 특징으로 하는 장치.
  35. 제33항에 있어서, 핀(121)의 적어도 일부가 배기물 내의 질소 산화물 및 입자상 물질 중 적어도 1개를 감소시키는 것을 돕도록 선택되는 촉매에 의해 덮이는 것을 특징으로 하는 장치.
  36. 제3항에 있어서, 터빈 주위에서 유기 랭킨 사이클 작동 유체를 우회시키도록 선택적으로 동작 가능한 터빈 우회 밸브(81, 82)를 특징으로 하는 장치.
  37. 제36항에 있어서, 밸브(81, 82)는 유기 랭킨 사이클 서브시스템 고장의 경우에 터빈(28)을 우회시키도록 구성되며 그에 의해 엔진을 계속하여 냉각시키는 것을 특징으로 하는 장치.
  38. 제36항에 있어서, 유기 랭킨 사이클 서브시스템은 통상의 동작 중에 제1 양의 열 전달을 제공하도록 그리고 유기 랭킨 사이클 고장의 경우에 제1 양보다 큰 제2 양의 열 전달을 제공하도록 구성되는 응축기(35)를 포함하는 것을 특징으로 하는 장치.
  39. 제36항에 있어서, 유체 유동 통로(26, 27)는 증발기(25)를 포함하며;
    엔진은 증발기로 엔진 배기물(24)을 제공하도록 구성되며;
    선택적으로 동작 가능한 증발기 우회 밸브(99, 106)를 포함하는 것을 특징으로 하는 장치.
  40. 제39항에 있어서, 증발기 우회 밸브(99)는 증발기(25) 주위에서 배기물(24)을 우회시키도록 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  41. 제39항에 있어서, 증발기 우회 밸브(106)는 증발기(25) 주위에서 유기 랭킨 사이클 작동 유체를 우회시키도록 구성되는 것을 특징으로 하는 장치.
  42. 제36항에 있어서, 터빈 우회 밸브(81, 82)는 터빈을 횡단한 압력 강하를 제어하도록 선택적으로 동작 가능한 것을 특징으로 하는 장치.
  43. 샤프트(20)에 토크를 인가하도록 구성되고, 공급원(54, 51)으로부터 공기를 수용하도록 구성되는 공기 입구를 갖는 엔진(19)을 포함하는 장치이며,
    샤프트에 기계적으로 결합되는 냉매 압축기(107), 압축기로부터 냉매 유동을 수용하는 냉매 응축기(109), 냉매 응축기에 대한 유체 커플링을 갖는 팽창 밸브(113) 그리고 팽창 밸브와 압축기 사이의 유체 결합을 제공하고 냉매 유동과 공급원으로부터 공기 입구로 유동하는 공기 사이의 열적 결합을 제공하는 열 교환기를 포함하는 증발기(45a)를 갖는 공기 조화 서브사이클 시스템을 특징으로 하는 장치.
  44. 제43항에 있어서, 엔진 샤프트(20)에 결합되는 샤프트(20, 20a)를 갖는 터빈(28)을 포함하고 엔진에 의해 발생되는 열(24)에 의해 증발되는(25) 유체 유동 통로(26, 27, 29, 40, 45 내지 48) 내에 유기 랭킨 사이클 작동 유체를 갖도록 구성되는 유기 랭킨 사이클 서브시스템에서, 유기 랭킨 사이클 서브시스템은 냉매 응축기(109)에 인접하게 배치되는 유기 랭킨 사이클 유체 응축기(35)를 포함하고 냉매 유동으로부터 유기 랭킨 사이클 작동 유체로 열을 전달하도록 구성되는 유기 랭킨 사이클 서브시스템을 특징으로 하는 장치.
  45. 제43항에 있어서, 입구 공기의 공급원은 엔진 입구 공기 압축기(51)를 포함하는 것을 특징으로 하는 장치.
  46. 샤프트(20)에 토크를 제공하도록 구성되는 내연 엔진(19)과;
    샤프트(20)에 결합되는 터빈(28)을 포함하고 유기 랭킨 사이클 작동 유체를 팽창시키도록 구성되는 유기 랭킨 사이클 서브시스템을 포함하는 장치이며,
    터빈을 횡단한 유기 랭킨 사이클 작동 유체 압력 강하를 제어하는 수단(81, 82, 84, 89)에서, 이 수단은 (a) 유기 랭킨 사이클 작동 유체의 질량 유동을 제어하는 수단(89) 그리고 (b) 터빈이 최대 허용 가능 터빈 압력 강하를 위해 최적의 터빈 회전 속도로 동작하게 하는 속도로 엔진(19)이 소정의 회전 속도로 동작하도록 구성된 상태에서 엔진 샤프트(20)에 터빈(28)을 결합시키는 고정 트랜스미션(85a)으로부터 선택되는 수단(81, 82, 84, 89)과; 터빈을 횡단한 압력 강하가 최대 허용 가능 압력 강하를 초과하는 것을 방지하기 위해 터빈 주위에서 유기 랭킨 사이클 작동 유체의 일부를 선택적으로 우회시키도록 구성되는 우회 밸브(82)를 특징으로 하는 장치.
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