WO2013108867A1 - 廃熱回収装置および原動機システム - Google Patents

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WO2013108867A1
WO2013108867A1 PCT/JP2013/050899 JP2013050899W WO2013108867A1 WO 2013108867 A1 WO2013108867 A1 WO 2013108867A1 JP 2013050899 W JP2013050899 W JP 2013050899W WO 2013108867 A1 WO2013108867 A1 WO 2013108867A1
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working fluid
heat exchanger
waste heat
prime mover
pump
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PCT/JP2013/050899
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泰英 岡▲崎▼
加藤　剛
隆光 元田
厚太郎 八木
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日立造船株式会社
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    • F01K23/02—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled
    • F01K23/06—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F01K23/10—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle with exhaust fluid of one cycle heating the fluid in another cycle
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    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a waste heat recovery device that recovers waste heat of a prime mover with a supercharger that pressurizes intake air with a supercharger and supplies the prime mover, and a prime mover system that includes the waste heat recovery device.
  • JP 2011-231636 A (reference 1), Mitsui Engineering & Shipbuilding Co., Ltd., “Development of Binary Power Generation System for Ships” [online], November 14, 2010, Mitsui Engineering & Shipbuilding Co., Ltd. Search on March 23, 2011], inhalation pressurized by a turbocharger as shown on the Internet ⁇ URL: http://www.mes.co.jp/press/2011/20111114.html> (reference 2) An apparatus for recovering waste heat from an air cooler that cools air (compressed air) has been proposed.
  • a part of the waste heat of compressed air and the waste heat of the cooling water of the cylinder jacket are recovered by an intermediate fluid, and the recovered fluid recovered by the intermediate fluid is a working fluid that is an organic medium having a low boiling point.
  • a technique for heating and evaporating water is disclosed.
  • waste heat from cooling of compressed air by a turbocharger of a marine diesel engine is recovered by an intermediate fluid, and a working fluid different from the intermediate fluid is heated and evaporated.
  • Japanese Patent Application Laid-Open No. 2008-8224 discloses a waste heat utilization apparatus that uses waste heat of a vehicle engine as a heat source.
  • the waste heat utilization device even if the heat of the compressed air pressurized by the supercharger greatly fluctuates according to the running conditions of the vehicle, stable Rankine cycle operation is possible.
  • a heat exchanger that uses the heat of the compressed air as a heat source and another heat exchanger that uses the heat of the engine coolant as a heat source are provided.
  • Japanese Patent Laid-Open No. 2002-161716 discloses a power generation system that generates power by driving a steam turbine with waste heat of a gas engine for power generation.
  • the power generation system of Literature 4 includes a high temperature side power generation unit that performs a Rankine cycle using water as a working fluid and a low temperature side power generation unit that performs a Rankine cycle using a refrigerant having a boiling point lower than that of water as a working fluid.
  • Japanese Utility Model Publication No. 3-30563 (Reference 5) relates to a marine power generation apparatus using a low boiling point medium.
  • a low boiling point solution heated to a critical temperature by a heat source such as a power source is stored in a heat retaining drum, and the amount of power generation cannot follow a temporary and rapid increase in power consumption (that is, When the amount of steam flowing into the steam turbine is insufficient), steam as necessary is supplied from the heat retaining drum to the flasher. Thereby, it is possible to make the power generation follow the temporary fluctuation of the power consumption.
  • the efficiency of the thermal cycle is determined by the difference between the high temperature side temperature (evaporation temperature) and the low temperature side temperature (condensation temperature), and the work obtained as the temperature difference increases. Since the condensation temperature is almost determined by the atmospheric temperature or the like, it is necessary to increase the evaporation temperature in order to efficiently recover energy from waste heat.
  • the compressed air and the intermediate fluid are used to efficiently transfer heat from the compressed air that is a waste heat source to the working fluid. And an appropriate temperature difference is required between the intermediate fluid and the working fluid. For this reason, the evaporation temperature of the working fluid cannot be increased with respect to the temperature of the compressed air, and it is difficult to efficiently recover the waste heat.
  • the vehicle waste heat utilization device of Document 3 when the engine output is reduced and the temperature of the compressed air is reduced, the heat of the compressed air cannot be recovered, and the power generation amount is reduced. Furthermore, since it is necessary to provide a some heat exchanger, a waste-heat utilization apparatus will enlarge. Even in the power generation system of Literature 4, by providing a plurality of Rankine cycles, the power generation system may be increased in size and the manufacturing cost may be increased. In the marine power generation device of Document 5, it is difficult to improve the efficiency of waste heat recovery because thermal energy for maintaining the low boiling point solution at the critical temperature is always required.
  • the present invention is directed to a waste heat recovery device that recovers waste heat of a supercharger-equipped prime mover that pressurizes intake air and supplies the prime mover to the prime mover, while suppressing an increase in the size of the device and a thermal load.
  • the purpose is to efficiently recover the waste heat following the fluctuation of the temperature.
  • Another object of the present invention is to efficiently recover the waste heat of a marine or power generator with a supercharger.
  • the present invention is also directed to a prime mover system including the waste heat recovery apparatus.
  • the working fluid is heated and vaporized by using the pressurized intake air as a heat source in a flow path that guides the pressurized intake air, which is the intake air pressurized by the supercharger, to the prime mover.
  • a heat exchanger that expands the working fluid vaporized in the heat exchanger to recover mechanical energy, and a condensation that condenses and liquefies the working fluid expanded in the expander A heat pump, a pump for sending the working fluid liquefied in the condenser to the heat exchanger, a heat load detector for acquiring a heat load in the heat exchanger, and a heat load in the heat exchanger
  • the working fluid in the heat exchanger is changed by changing at least one of a pumping characteristic that is a characteristic and a resistance characteristic of a flow path of the working fluid from the pump to the expander via the heat exchanger And a control unit for controlling the pressure.
  • waste heat can be efficiently recovered following changes in the heat load while suppressing an increase in the size of the apparatus.
  • a pressure sensor for measuring the pressure of the working fluid in the heat exchanger is further provided, and the control by the control unit is performed based on an output from the pressure sensor.
  • control unit changes the pump characteristics by changing the rotation speed of the pump.
  • a control valve that adjusts the flow rate of the working fluid between the pump and the heat exchanger is further provided, and the control unit changes the resistance characteristic by changing an opening of the control valve.
  • the flow rate of the working fluid in the heat exchanger is also controlled.
  • a flow sensor for measuring the flow rate of the working fluid in the heat exchanger is provided, and the control by the control unit is performed based on the output from the flow sensor.
  • the apparatus further includes a control valve that adjusts the flow rate of the working fluid between the pump and the heat exchanger, and the control unit changes the opening of the control valve. The resistance characteristic is changed.
  • a branch flow path is formed between the pump and the condenser by branching between the pump and the control valve, or a branch flow path that joins the condenser, and the operation is provided in the branch flow path.
  • Another control valve that adjusts the flow rate of the fluid, and the control unit changes the opening of the other control valve to allow the pump and the condenser to pass through the branch flow path.
  • the flow rate of the working fluid in the heat exchanger is also controlled by changing the flow rate of the working fluid returned to the condenser during or after.
  • a flow sensor for measuring the flow rate of the working fluid in the heat exchanger is provided, and the control by the control unit is performed based on the output from the flow sensor.
  • the acquisition of the thermal load by the thermal load detector is performed based on the rotational speed of the prime mover.
  • the expander is a turbine that is rotated by the working fluid vaporized in the heat exchanger.
  • the prime mover with a supercharger is a marine prime mover.
  • Another waste heat recovery apparatus is an operation that is an organic medium using the pressurized intake air as a heat source in a flow path that introduces pressurized intake air that is pressurized intake air by the supercharger to the prime mover.
  • a heat exchanger that heats and vaporizes the fluid; an expander that recovers mechanical energy by expanding the working fluid vaporized by the heat exchanger; and the working fluid expanded by the expander
  • a condenser that condenses and liquefies; and a pump that delivers the working fluid liquefied by the condenser to the heat exchanger.
  • a prime mover system includes a prime mover and a supercharger equipped with a supercharger that pressurizes intake air and supplies the prime mover to the prime mover; And a waste heat recovery device.
  • FIG. 1 is a diagram showing a configuration of a prime mover system 1 according to a first embodiment of the present invention.
  • the prime mover system 1 is used as a main engine system of a ship.
  • the prime mover system 1 includes a prime mover with a supercharger 2 that is a marine prime mover and a waste heat recovery device 6 that collects waste heat of the prime mover with supercharger 2.
  • the prime mover 2 with a supercharger includes a prime mover 3 that is a two-stroke engine and a supercharger 4 that is a turbocharger.
  • the prime mover 3 and the supercharger 4 are connected by a scavenging path 31 and an exhaust path 32.
  • the supercharger 4 includes a turbine 41 and a compressor 42, and the turbine 41 is rotated by exhaust gas sent from the prime mover 3 through the exhaust passage 32. Exhaust gas used for the rotation of the turbine 41 is discharged outside the prime mover system 1.
  • the compressor 42 pressurizes the intake air (air) taken in from the outside of the prime mover system 1 through the intake passage 43 using the rotational force generated in the turbine 41 (that is, using the rotation of the turbine 41 as power). Compress.
  • Pressurized intake air (hereinafter referred to as “scavenging”), which is the intake air pressurized by the compressor 42, is cooled by a heat exchanger 62 (so-called intercooler) provided on the scavenging passage 31, and then the prime mover. 3 is supplied.
  • scavenging Pressurized intake air
  • the intake air is pressurized using the exhaust gas, and scavenging is generated.
  • the waste heat recovery device 6 includes a pipe 61 through which a working fluid flows, a heat exchanger 62, an expander 63, a condenser 64, a pump 65, a regulating valve 66, a thermal load detector 71, and a pressure sensor 72. A flow rate sensor 73, a storage unit 74, and a control unit 75.
  • the heat exchanger 62, the expander 63, the condenser 64, the pump 65 and the regulating valve 66 are connected by a pipe 61.
  • Various fluids may be used as the working fluid.
  • an organic medium such as an alternative chlorofluorocarbon such as R245fa is used as the working fluid, and the waste heat recovery apparatus 6 uses a so-called organic Rankine cycle (ORC). : OrganicnkRankine) Cycle).
  • the heat exchanger 62 heats and vaporizes the working fluid in the scavenging passage 31 which is a passage for guiding scavenging to the prime mover 3 using the scavenging air flowing in the scavenging passage 31 as a heat source.
  • the expander 63 expands the working fluid vaporized by the heat exchanger 62 and recovers mechanical energy.
  • a steam turbine that is rotated by the working fluid vaporized by the heat exchanger 62 is used as the expander 63.
  • the shaft of the steam turbine is connected to the generator 8, and the generator 8 generates power by driving the steam turbine with saturated steam of the working fluid sent from the heat exchanger 62 through the pipe 61. .
  • the condenser 64 condenses and liquefies the working fluid expanded by the expander 63.
  • the pump 65 is a booster pump that sends the working fluid liquefied by the condenser 64 to the heat exchanger 62 while pressurizing the working fluid.
  • the pump 65 is an inverter pump, and the pump characteristic which is the characteristic of the pump 65 is changed by the control unit 75 changing the rotation speed of the pump 65.
  • the adjustment valve 66 adjusts the flow rate of the working fluid flowing through the pipe 61 between the pump 65 and the heat exchanger 62.
  • the heat load detector 71 acquires the heat load in the heat exchanger 62.
  • the acquisition of the thermal load by the thermal load detector 71 is performed based on the rotational speed of the prime mover 3. Specifically, the temperature and flow rate of the scavenging gas flowing through the scavenging passage 31 from the compressor 42 to the heat exchanger 62 are obtained based on the number of revolutions of the prime mover 3, and the heat load is acquired based on the scavenging temperature and the scavenging gas flow rate. Is done.
  • “prime motor load ⁇ ” indicates the relationship between the load on the prime mover 3 and the temperature of the scavenging gas sent from the compressor 42 to the heat exchanger 62 (that is, the relationship between the rotational speed of the prime mover 3 and the scavenging temperature).
  • the “surge gas temperature information” and “the prime mover load-scavenge flow rate information” indicating the relationship between the load of the prime mover 3 and the flow rate of the scavenge (that is, the relationship between the rotational speed of the prime mover 3 and the scavenge flow rate) are stored in the storage unit 74 in advance.
  • FIG. 2 is a diagram showing prime mover load-scavenging temperature information and prime mover load-scavenging flow rate information.
  • the horizontal axis in FIG. 2 indicates the prime mover load (%), and the left vertical axis indicates the scavenging temperature (° C.).
  • the vertical axis on the right side shows the ratio of the scavenging flow rate at each prime mover load (%) to the scavenging flow rate when the prime mover load is 85%.
  • a solid line 91 in FIG. 2 indicates prime mover load-scavenging temperature information, and a broken line 92 indicates prime mover load-scavenging flow rate information. From FIG. 2, it can be seen that when the load on the prime mover is reduced, both the temperature and flow rate of the scavenging gas are reduced, and the heat load on the heat exchanger 62 to which the scavenging gas is supplied is also reduced.
  • the prime mover load-scavenging temperature information based on the load of the prime mover 3 sent from the supercharger-equipped prime mover 2, the prime mover load-scavenging temperature information, and the prime mover load-scavenging flow rate information shown in FIG.
  • the temperature and flow rate of the scavenging gas supplied to 62 are obtained, and the heat load of the heat exchanger 62 is acquired.
  • the scavenging temperature may be acquired, for example, by measuring the temperature in the scavenging path 31 between the compressor 42 and the heat exchanger 62.
  • the pressure sensor 72 measures the pressure of the working fluid in the heat exchanger 62.
  • the flow sensor 73 measures the flow rate of the working fluid in the heat exchanger 62.
  • the storage unit 74 stores “thermal load-set pressure information” indicating the relationship between the heat load in the heat exchanger 62 and the set pressure that is a desired pressure of the working fluid in the heat exchanger 62.
  • the storage unit 74 also stores “thermal load-set flow rate information” indicating the relationship between the heat load in the heat exchanger 62 and the set flow rate that is a desired flow rate of the working fluid in the heat exchanger 62. Details of the heat load-set pressure information and the heat load-set flow rate information will be described later.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating the pump characteristics of the pump 65 and the resistance characteristics of the working fluid flow path from the pump 65 to the expander 63 via the heat exchanger 62 (hereinafter simply referred to as “resistance characteristics”). It is.
  • the horizontal axis in FIG. 3 indicates the flow rate, and the vertical axis indicates the pressure.
  • a solid line 93 in FIG. 3 indicates the pump characteristics of the pump 65 rotating at a predetermined rotation speed (hereinafter referred to as “reference rotation speed”), and a broken line 94 rotates at a rotation speed smaller than the reference rotation speed.
  • the pump characteristics of the pump 65 to be performed are shown.
  • FIG. 3 indicates resistance characteristics when the opening degree of the adjustment valve 66 is a predetermined opening degree (hereinafter referred to as “reference opening degree”), and a broken line 96 indicates the opening of the adjustment valve 66.
  • the resistance characteristic when the degree is smaller than the reference opening is shown.
  • the control unit 75 changes the pump characteristic by changing the rotation speed of the pump 65, and changes the above-described resistance characteristic by changing the opening of the adjustment valve 66. Thereby, the pressure and flow rate of the working fluid in the heat exchanger 62 are controlled.
  • the heat load in the heat exchanger 62 output from the heat load detection unit 71, the heat load-set pressure information stored in advance in the storage unit 74, and the heat load-set flow rate Based on the information, a set pressure and a set flow rate are determined.
  • control unit 75 causes the rotation speed of the pump 65 and the pressure and flow rate of the working fluid in the heat exchanger 62 output from the pressure sensor 72 and the flow rate sensor 73 to be equal to the set pressure and the set flow rate, and The opening degree of the adjustment valve 66 is changed.
  • the control unit 75 is based on the output from the thermal load detection unit 71, the thermal load-set pressure information, the thermal load-set flow rate information, the output from the pressure sensor 72, and the output from the flow sensor 73.
  • the pressure and flow rate of the working fluid in the heat exchanger 62 are controlled.
  • the heat load-set pressure information is information indicating a relationship that the set pressure decreases when the heat load in the heat exchanger 62 decreases.
  • the heat load-set flow rate information indicates that the heat load in the heat exchanger 62 decreases. This is information indicating the relationship that the set flow rate is small. Therefore, when the heat load in the heat exchanger 62 decreases, the set flow rate and set pressure become (Q2, P2) smaller than (Q1, P1), respectively, as shown in FIG.
  • the rotation speed of the pump 65 is decreased by the control of the control unit 75, and the pump characteristic is changed from the two-dot chain line 93 a to the solid line 94 a.
  • the opening degree of the regulating valve 66 is reduced, and the resistance characteristic is changed from the two-dot chain line 95a to the solid line 96a. Thereby, the pressure and flow rate of the working fluid in the heat exchanger 62 become equal to the set pressure and the set flow rate (Q2, P2).
  • FIG. 5 shows the temperature of the scavenging gas supplied to the heat exchanger in the waste heat recovery device (hereinafter referred to as “comparative example waste heat recovery device”) in which the pressure and flow rate of the working fluid in the heat exchanger are fixed. It is a figure which shows the change of the output at the time of changing.
  • a solid line 97 in FIG. 5 indicates an output when the pressure of the working fluid in the heat exchanger is fixed at a predetermined first pressure
  • a broken line 98 indicates that the pressure of the working fluid in the heat exchanger is higher than the first pressure.
  • 1 indicates an output when the pressure is fixed at a small second pressure
  • an alternate long and short dash line 99 indicates an output when the pressure of the working fluid in the heat exchanger is fixed at a third pressure lower than the second pressure.
  • the saturation temperature of the working fluid is determined by the pressure of the working fluid.
  • the saturation temperature of the working fluid in the heat exchanger is 150 ° C., 130 ° C., 100 ° C.
  • the horizontal axis in FIG. 5 indicates the scavenging temperature (° C.).
  • the vertical axis represents the output of the waste heat recovery device of the comparative example when the scavenging temperature is 220 ° C. and the saturation temperature of the working fluid is 150 ° C., and the output of the comparative example waste heat recovery device at each scavenging temperature. Indicates the ratio of output to rated output.
  • the output when the saturation temperature of the working fluid is 150 ° C. (solid line 97) is the largest when the scavenging temperature is about 190 ° C. or higher, but when the scavenging temperature is about 190 ° C. or lower.
  • the saturation temperature of the working fluid is 100 ° C. (one-dot chain line 99)
  • the waste heat can be recovered if the scavenging temperature is 120 ° C. or higher, and the output is also in the range where the scavenging temperature is about 170 ° C. or lower.
  • the scavenging temperature is in the range of about 170 ° C. or higher, the output is smaller than that at the other saturation temperature. Therefore, an apparatus in which the pressure of the working fluid is constant, such as the waste heat recovery apparatus of the comparative example, cannot efficiently recover the waste heat over a wide range of scavenging temperatures.
  • the heat load-set pressure information stored in advance in the storage unit 74 indicates that the heat load in the heat exchanger 62 is reduced (that is, scavenging). This is information indicating that the set pressure is reduced when the temperature is lowered).
  • the pressure of the working fluid in the heat exchanger 62 is based on the output from the heat load detector 71 and the heat load-set pressure information. And is controlled to be equal to the set pressure. Therefore, when the load on the prime mover 3 decreases and the heat load on the heat exchanger 62 decreases, the control unit 75 decreases the pressure of the working fluid in the heat exchanger 62 to decrease the saturation temperature.
  • the working fluid can be efficiently vaporized in the heat exchanger 62, and waste heat can be efficiently recovered.
  • the pressure of the working fluid in the heat exchanger 62 is controlled to be high, and the saturation temperature is high. Thereby, even when the heat load in the heat exchanger 62 is high, waste heat can be efficiently recovered.
  • the heat exchanger 62 operates as the heat load output from the heat load detector 71 (hereinafter referred to as “heat load detection value”) increases from a predetermined reference heat load. Control is performed so that the pressure of the working fluid gradually decreases as the fluid pressure gradually increases and the thermal load detection value decreases from the reference thermal load. Alternatively, when the thermal load detection value is larger than the thermal load when the scavenging temperature is about 190 ° C., the pressure of the working fluid is controlled so that the saturation temperature of the working fluid in the heat exchanger 62 becomes 150 ° C.
  • the pressure of the working fluid is controlled so that the saturation temperature of the working fluid in the heat exchanger 62 is 130 ° C.
  • the pressure of the working fluid may be controlled stepwise so that the saturation temperature of the working fluid in the heat exchanger 62 is 100 ° C.
  • the waste heat recovery apparatus 6 is particularly suitable for the prime mover system 1 provided with the supercharger-equipped prime mover 2 that is a marine prime mover that is operated at a low load. Further, in the waste heat recovery device 6, compared with the case where a plurality of Rankine cycles are provided or the spare working fluid is heated and kept at a temperature near the saturation temperature, the size of the device is suppressed and the manufacturing cost of the device is reduced. The increase can be suppressed, and the efficiency of waste heat recovery can be improved without consuming excess heat energy.
  • the heat load-set flow rate information stored in advance in the storage unit 74 is information indicating the relationship that the set flow rate decreases as the heat load in the heat exchanger 62 decreases.
  • the flow rate of the fluid is controlled to be equal to the set flow rate based on the output from the thermal load detector 71 and the thermal load-set flow rate information. Therefore, when the load on the prime mover 3 decreases and the heat load on the heat exchanger 62 decreases, that is, when the amount of working fluid that can be vaporized by the heat of scavenging in the heat exchanger 62 decreases, the control unit 75 The flow rate of the working fluid in the heat exchanger 62 is reduced.
  • the pressure of the working fluid in the heat exchanger 62 is controlled and the saturation temperature of the working fluid is controlled by changing the pump characteristics and the resistance characteristics by the control unit 75.
  • the controller 75 can easily change the pump characteristics by changing the number of rotations of the pump 65, and can easily change the resistance characteristics by changing the opening of the adjusting valve 66. Accordingly, the pressure of the working fluid in the heat exchanger 62 can be easily controlled (that is, the saturation temperature of the working fluid can be easily controlled), and the flow rate of the working fluid can be easily controlled. it can.
  • control by the control unit 75 is also performed based on the output from the pressure sensor 72 that measures the pressure of the working fluid in the heat exchanger 62, thereby controlling the pressure of the working fluid in the heat exchanger 62 with high accuracy. can do. Furthermore, the control by the control unit 75 is also performed based on the output from the flow sensor 73 that measures the flow rate of the working fluid in the heat exchanger 62, thereby controlling the flow rate of the working fluid in the heat exchanger 62 with high accuracy. can do.
  • the heat load detector 71 can easily acquire the heat load in the heat exchanger 62 based on the rotational speed of the prime mover 3. Further, since the expander 63 is a steam turbine that is rotated by the working fluid vaporized in the heat exchanger 62, the structure of the waste heat recovery device 6 is particularly suitable for a device that recovers relatively large waste heat. .
  • scavenging air from a supercharger is usually cooled by seawater or the like in a flow path leading to the prime mover, and the seawater used for cooling is discarded outside the ship.
  • the waste heat recovery power generation apparatus (hereinafter referred to as “second comparative example apparatus”) disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2011-231636, the scavenging waste heat is recovered by an intermediate fluid, and the recovery recovered by the intermediate fluid is performed.
  • the working fluid which is a low-boiling organic medium, is vaporized by heat, and mechanical energy is recovered from the vaporized working fluid.
  • the waste heat recovery device 6 directly uses the scavenging gas flowing in the scavenging passage 31 as a heat source to directly supply the working fluid that is an organic medium (that is, the intermediate fluid). It heats and vaporizes (without intervention) and expands the vaporized working fluid to recover mechanical energy.
  • the control part 75 does not control the pressure of the working fluid in the heat exchanger 62
  • power_motor 2 with a supercharger can be collect
  • the amount of power generated by the generator 8 connected to the waste heat recovery device 6 is a case where control by the control unit 75 is not performed. However, it is about twice the amount of power generated by the device of the second comparative example.
  • the waste heat recovery device 6 can also be applied to a power generator with a supercharger for power generation used on land or the like, and is pressurized by a compressor even when the above control by the control unit 75 is not performed. Waste heat from the intake air can be recovered efficiently.
  • FIG. 6 is a diagram showing a configuration of a prime mover system 1a according to the second embodiment.
  • a waste heat recovery device 6a having a partially different structure from the waste heat recovery device 6 is provided instead of the waste heat recovery device 6 shown in FIG.
  • a pump 65 a that is driven at a constant rotation speed without being controlled is provided in place of the pump 65 shown in FIG. 1, and another adjustment valve is added in addition to the adjustment valve 66. 67 is provided.
  • Other configurations are the same as those of the waste heat recovery apparatus 6 shown in FIG. 1, and the same reference numerals are given in the following description.
  • the branch pipe 61a branches from the pipe 61 between the pump 65a and the regulating valve 66, and joins the pipe 61 between the condenser 64 and the pump 65a.
  • the branch pipe 61 a may branch from between the pump 65 a and the regulating valve 66 and join the condenser 64.
  • Another adjustment valve 67 is provided on the branch pipe 61a, which is a branch flow path, and adjusts the flow rate of the working fluid flowing through the branch pipe 61a.
  • first regulating valve 66 and the regulating valve 67 they are referred to as “first regulating valve 66” and “second regulating valve 67”, respectively.
  • the heat load in the heat exchanger 62 output from the heat load detection unit 71 and the heat stored in the storage unit 74 in advance. Based on the load-set pressure information and the heat load-set flow rate information, the set pressure and set flow rate are obtained. And the resistance characteristic of the flow path of the working fluid which leads to the expander 63 from the pump 65a via the heat exchanger 62 is changed by the opening degree of the 1st regulating valve 66 being changed by the control part 75, The pressure of the working fluid in the heat exchanger 62 measured by the pressure sensor 72 becomes equal to the set pressure.
  • the opening degree of the second adjustment valve 67 is changed by the control unit 75, the working fluid returned to the condenser 64 or between the pump 65a and the condenser 64 via the branch pipe 61a.
  • the flow rate is changed.
  • the flow rate of the working fluid supplied from the pump 65a to the heat exchanger 62 via the first adjustment valve 66 (that is, the flow rate of the working fluid in the heat exchanger 62) becomes equal to the set flow rate.
  • the opening degree of the first regulating valve 66 is increased under the control of the control unit 75, and the resistance characteristic is changed from the two-dot chain line 95b to the solid line 96b.
  • the pressure of the working fluid in the heat exchanger 62 becomes equal to the set pressure P2.
  • the flow rate of the working fluid in the heat exchanger 62 is decreased by increasing the opening degree of the second adjustment valve 67, and becomes equal to the set flow rate Q2.
  • the control unit 75 operates the heat exchanger 62. Reduce saturation pressure by lowering fluid pressure. Thereby, even if it is a case where the heat load in the heat exchanger 62 falls, waste heat can be collect
  • the waste heat recovery apparatus 6a in one organic Rankine cycle, the pressure of the working fluid in the heat exchanger 62 is controlled, thereby suppressing an increase in size of the apparatus and over a wide range of heat load in the heat exchanger 62. That is, the waste heat can be efficiently recovered following the fluctuation of the heat load. Therefore, the waste heat recovery apparatus 6a is particularly suitable for the prime mover system 1a provided with the supercharger-equipped prime mover 2 that is a marine prime mover that is operated at a low load.
  • the control unit 75 reduces the flow rate of the working fluid in the heat exchanger 62. As a result, it is possible to prevent the working fluid 62 from being supplied to the heat exchanger 62 more than the amount that can be vaporized in the heat exchanger 62. As a result, it is possible to prevent an increase in energy required for circulating the working fluid in the waste heat recovery apparatus 6a.
  • the control unit 75 can easily change the resistance characteristic by changing the opening degree of the first adjustment valve 66. Thereby, the pressure of the working fluid in the heat exchanger 62 can be easily controlled. Further, the control unit 75 can easily control the flow rate of the working fluid in the heat exchanger 62 by changing the opening of the second adjustment valve 67. Furthermore, the control by the control unit 75 is also performed based on the outputs from the pressure sensor 72 and the flow rate sensor 73, whereby the pressure and flow rate of the working fluid in the heat exchanger 62 can be controlled with high accuracy.
  • the heat load detector 71 can easily acquire the heat load in the heat exchanger 62 based on the rotational speed of the prime mover 3 as in the waste heat recovery device 6 shown in FIG. Further, since the expander 63 is a steam turbine that is rotated by the working fluid vaporized by the heat exchanger 62, the structure of the waste heat recovery device 6a is particularly suitable for a device that recovers relatively large waste heat. .
  • the waste heat recovery device 6a directly uses the scavenging gas flowing in the scavenging passage 31 as a heat source (that is, the working fluid). (Without an intermediate fluid), and heat and vaporize, expand the vaporized working fluid and recover mechanical energy. Thereby, even if it is a case where the control part 75 does not control the pressure of the working fluid in the heat exchanger 62, the waste heat of the scavenging of the motor
  • the waste heat recovery device 6a can be applied to a prime mover with a supercharger for power generation used on land or the like, and even if the above control by the control unit 75 is not performed, the waste heat recovery device 6a is applied by a compressor. The waste heat of the compressed intake air can be efficiently recovered.
  • the expander 63 is not limited to a steam turbine, and for example, an expansion valve may be used as the expander 63.
  • an expansion valve may be used as the expander 63.
  • the flow rate of the working fluid in the heat exchanger 62 is not necessarily controlled as long as the pressure of the working fluid in the heat exchanger 62 is controlled.
  • the control unit 75 changes at least one of the pump characteristics and the resistance characteristics, so that the heat exchanger The pressure of the working fluid at 62 is controlled. Even when the flow rate is not controlled, the pressure of the working fluid in the heat exchanger 62 is controlled, thereby suppressing the increase in size of the waste heat recovery devices 6 and 6a and the heat load in the heat exchanger 62. It is possible to efficiently recover the waste heat following the fluctuations.
  • the working fluid When the working fluid is supplied to the heat exchanger 62 in excess of the vaporizable amount, the working fluid is separated into gas and liquid in a gas-liquid separation unit (not shown), and then only the gas is expanded. The liquid is returned to the pipe 61 between the condenser 64 and the pumps 65 and 65 a or the condenser 64.
  • the prime mover 3 is not necessarily a two-stroke engine, and a four-stroke engine may be used as the prime mover 3.
  • a cooling device that cools the scavenging air with seawater or the like may be provided between the heat exchanger 62 in the scavenging passage 31 and the prime mover 3. Thereby, scavenging is further cooled and the efficiency of the prime mover 3 can be further improved. Further, even when the waste heat recovery apparatus 6 is stopped due to maintenance or the like, the scavenging can be cooled.
  • the waste heat recovery device 6 is connected to the exhaust path 32 in addition to the heat exchanger 62 as shown in FIG. 8.
  • the heat exchanger 62a is connected to the pipe 61 by the branch pipe 61b.
  • the branch pipe 61 b branches from between the pump 65 of the pipe 61 and the heat exchanger 62, and joins between the heat exchanger 62 and the expander 63.
  • the above working fluid is heated and vaporized using the exhaust gas flowing in the exhaust passage 32 as a heat source, and the vaporized working fluid is supplied to the expander 63.
  • power_motor 2 with a supercharger can be collect
  • the expander 63 does not necessarily need to be connected to the generator 8, and the output from the expander 63 may be used for various purposes in the ship where the prime mover systems 1 and 1a are arranged. Based on the output from the heat load detector 71 and the heat load-set pressure information, the pump characteristics of the pump 65 and the working fluid from the pumps 65 and 65a to the expander 63 via the heat exchanger 62 are displayed. If the pressure of the working fluid in the heat exchanger 62 is controlled by changing at least one of the resistance characteristics of the flow path, the prime mover systems 1 and 1a may be used for applications other than the main engine system of the ship.
  • the prime mover 2 with a supercharger is not limited to a marine prime mover. In this case, the working fluid is not limited to the organic medium.

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Abstract

　廃熱回収装置（６）では、原動機（３）の負荷が低下し、熱交換器（６２）における熱負荷が低下すると、ポンプ（６５）の回転数、および、調整弁（６６）の開度が変更され、熱交換器（６２）における作動流体の圧力が低下して飽和温度が低下する。これにより、熱交換器（６２）において作動流体を効率的に気化させることができ、効率良く廃熱を回収することができる。また、原動機（３）の負荷が比較的高い状態では、熱交換器（６２）における作動流体の圧力が高くなるように制御されて飽和温度が高い状態とされることにより、効率良く廃熱を回収することができる。廃熱回収装置（６）では、１つの有機ランキンサイクルにおいて、熱交換器（６２）における作動流体の圧力を制御することにより、装置の大型化を抑制しつつ、熱負荷の変動に追従して効率良く廃熱を回収することができる。

Description

廃熱回収装置および原動機システム
　本発明は、過給機にて吸気を加圧して原動機に供給する過給機付き原動機の廃熱を回収する廃熱回収装置、および、当該廃熱回収装置を備える原動機システムに関する。
　従来より、ランキンサイクルを利用して原動機からの廃熱を回収する技術が知られている。近年、特開２０１１－２３１６３６号公報（文献１）や、三井造船株式会社、”船舶用バイナリー発電システムの開発について”、［ｏｎｌｉｎｅ］、平成２２年１１月１４日、三井造船株式会社、［平成２３年３月２３日検索］、インターネット〈URL：http://www.mes.co.jp/press/2011/20111114.html〉（文献２）のように、過給機で加圧された吸入空気（圧縮空気）を冷却する空気冷却器から廃熱を回収する装置が提案されている。文献１の装置では、圧縮空気の廃熱の一部とシリンダジャケットの冷却水の廃熱を、中間流体によって回収し、中間流体により回収された回収熱により、低沸点の有機媒体である作動流体を加熱および蒸発させる技術が開示されている。文献２の装置でも同様に、舶用ディーゼルエンジンの過給機による圧縮空気の冷却廃熱を、中間流体によって回収し、中間流体とは異なる作動流体を加熱および蒸発させる。
　一方、特開２００８－８２２４号公報（文献３）では、車両用のエンジンに係る廃熱を熱源とする廃熱利用装置が開示されている。当該廃熱利用装置では、過給器で加圧された圧縮空気の熱が、車両の走行条件に応じて大きく変動した場合であっても、安定したランキンサイクルの稼働が可能となるように、圧縮空気の熱を熱源とする熱交換器と、エンジンの冷却液の熱を熱源とするもう１つの熱交換器とが設けられる。
　また、特開２００２－１６１７１６号公報（文献４）では、発電用のガスエンジンの廃熱により蒸気タービンを駆動して発電を行う発電システムが開示されている。文献４の発電システムでは、水を作動流体としてランキンサイクルを行う高温側発電ユニットと、水よりも低沸点の冷媒を作動流体としてランキンサイクルを行う低温側発電ユニットとが設けられる。当該発電システムでは、ガスエンジンからの廃熱の熱量が小さい場合であても確実に熱回収を行うことができるように、ガスエンジンの負荷が小さく排気ガスの温度が低温になっている場合は、高温側発電ユニットのランキンサイクルが停止され、低温側発電ユニットのみによる発電が行われる。
　実公平３－３０５６３号公報（文献５）は、低沸点媒体を用いた舶用発電装置に関するものである。当該舶用発電装置では、電源等の熱源により臨界温度まで加熱・保温された低沸点溶液が保温ドラムに貯蔵されており、消費電力の一時的かつ急激な増大に発電量が追従できない場合（すなわち、蒸気タービンに流入する蒸気量が不足する場合）、必要に応じた蒸気が保温ドラムからフラッシャへと供給される。これにより、消費電力の一時的な変動に発電量を追従させることが可能とされる。
　ところで、熱サイクルの効率は、高温側温度（蒸発温度）と低温側温度（凝縮温度）の差で決定され、当該温度差が大きくなるに従って得られる仕事も大きくなる。凝縮温度は、大気温度等によりほぼ決定されてしまうため、廃熱から効率良くエネルギーを回収するためには、蒸発温度を高くする必要がある。しかしながら、文献１や文献２のように、中間流体を用いて作動流体を加熱および蒸発させる装置では、廃熱源である圧縮空気から作動流体に効率良く熱を移動させるために、圧縮空気と中間流体との間、および、中間流体と作動流体との間に適当な温度差が必要となる。このため、圧縮空気の温度に対して、作動流体の蒸発温度を高くすることができず、効率良く廃熱を回収することが困難である。
　また、文献３の車両用の廃熱利用装置では、エンジン出力が低下して圧縮空気の温度が低下した場合、圧縮空気の熱を回収することはできず、発電量が低下してしまう。さらに、複数の熱交換器を設ける必要があるため、廃熱利用装置が大型化してしまう。文献４の発電システムでも、複数のランキンサイクルを設けることにより、発電システムが大型化するとともに製造コストが増大するおそれもある。文献５の舶用発電装置では、低沸点溶液を臨界温度に維持するための熱エネルギーが常時必要となるため、廃熱回収の効率を向上することが困難である。
　本発明は、過給機にて吸気を加圧して原動機に供給する過給機付き原動機の廃熱を回収する廃熱回収装置に向けられており、装置の大型化を抑制しつつ、熱負荷の変動に追従して効率良く廃熱を回収することを目的としている。また、舶用または発電用の過給機付き原動機の廃熱を効率的に回収することも目的としている。本発明は、当該廃熱回収装置を備える原動機システムにも向けられている。
　本発明に係る廃熱回収装置は、前記過給機にて加圧された吸気である加圧吸気を前記原動機へと導く流路において、前記加圧吸気を熱源として作動流体を加熱して気化する熱交換器と、前記熱交換器にて気化された前記作動流体を膨張させて機械的エネルギーを回収する膨張器と、前記膨張器にて膨張させた前記作動流体を凝縮して液化する凝縮器と、前記凝縮器にて液化された前記作動流体を前記熱交換器へと送出するポンプと、前記熱交換器における熱負荷を取得する熱負荷検出部と、前記熱交換器における熱負荷と、前記熱交換器における前記作動流体の所望の圧力である設定圧力との関係を示す熱負荷－設定圧力情報を記憶する記憶部と、前記熱負荷検出部からの出力、および、前記熱負荷－設定圧力情報に基づいて、前記ポンプの特性であるポンプ特性、および、前記ポンプから前記熱交換器を経由して前記膨張器に至る前記作動流体の流路の抵抗特性の少なくとも一方を変更することにより、前記熱交換器における前記作動流体の圧力を制御する制御部とを備える。
　当該廃熱回収装置によれば、装置の大型化を抑制しつつ、熱負荷の変動に追従して効率良く廃熱を回収することができる。
　好ましくは、前記熱交換器における前記作動流体の圧力を測定する圧力センサをさらに備え、前記制御部による制御が、前記圧力センサからの出力にも基づいて行われる。
　本発明の一の好ましい形態では、前記制御部が、前記ポンプの回転数を変更することにより、前記ポンプ特性を変更する。
　より好ましくは、前記ポンプと前記熱交換器との間において前記作動流体の流量を調節する調節弁をさらに備え、前記制御部が、前記調節弁の開度を変更して前記抵抗特性を変更することにより、前記熱交換器における前記作動流体の流量も制御する。
　さらに好ましくは、前記熱交換器における前記作動流体の流量を測定する流量センサを備え、前記制御部による制御が、前記流量センサからの出力にも基づいて行われる。
　本発明の他の好ましい形態では、前記ポンプと前記熱交換器との間において前記作動流体の流量を調節する調節弁をさらに備え、前記制御部が、前記調節弁の開度を変更することにより、前記抵抗特性を変更する。
　より好ましくは、前記ポンプと前記調節弁との間から分岐して前記ポンプと前記凝縮器との間、または、前記凝縮器に合流する分岐流路と、前記分岐流路に設けられて前記作動流体の流量を調節するもう１つの調節弁とをさらに備え、前記制御部が、前記もう１つの調節弁の開度を変更して、前記分岐流路を介して前記ポンプと前記凝縮器との間、または、前記凝縮器へと戻される前記作動流体の流量を変更することにより、前記熱交換器における前記作動流体の流量も制御する。
　さらに好ましくは、前記熱交換器における前記作動流体の流量を測定する流量センサを備え、前記制御部による制御が、前記流量センサからの出力にも基づいて行われる。
　本発明の他の好ましい形態では、前記熱負荷検出部による前記熱負荷の取得が、前記原動機の回転数に基づいて行われる。
　本発明の他の好ましい形態では、前記膨張器が、前記熱交換器にて気化された前記作動流体により回転するタービンである。
　本発明の他の好ましい形態では、前記過給機付き原動機が、舶用原動機である。
　本発明に係る他の廃熱回収装置は、前記過給機にて加圧された吸気である加圧吸気を前記原動機へと導く流路において、前記加圧吸気を熱源として有機媒体である作動流体を加熱して気化する熱交換器と、前記熱交換器にて気化された前記作動流体を膨張させて機械的エネルギーを回収する膨張器と、前記膨張器にて膨張させた前記作動流体を凝縮して液化する凝縮器と、前記凝縮器にて液化された前記作動流体を前記熱交換器へと送出するポンプとを備える。当該廃熱回収装置によれば、舶用または発電用の過給機付き原動機の廃熱を効率的に回収することができる。
　本発明に係る原動機システムは、原動機、および、吸気を加圧して前記原動機に供給する過給機を備える過給機付き原動機と、前記過給機付き原動機の廃熱を回収する上述のいずれかの廃熱回収装置とを備える。
　上述の目的および他の目的、特徴、態様および利点は、添付した図面を参照して以下に行うこの発明の詳細な説明により明らかにされる。
第１の実施の形態に係る原動機システムの構成を示す図である。 原動機負荷－掃気温度情報および原動機負荷－掃気流量情報を示す図である。 ポンプ特性および抵抗特性を示す図である。 ポンプ特性および抵抗特性を示す図である。 比較例の廃熱回収装置において、熱交換器に供給される掃気の温度を変更した場合の出力の変化を示す図である。 第２の実施の形態に係る原動機システムの構成を示す図である。 ポンプ特性および抵抗特性を示す図である。 他の原動機システムの構成を示す図である。
　図１は、本発明の第１の実施の形態に係る原動機システム１の構成を示す図である。原動機システム１は、船舶の主機システムとして利用される。原動機システム１は、舶用原動機である過給機付き原動機２と、過給機付き原動機２の廃熱を回収する廃熱回収装置６とを備える。
　過給機付き原動機２は、２ストロークエンジンである原動機３と、ターボチャージャである過給機４とを備える。原動機３と過給機４とは、掃気路３１および排気路３２により接続される。過給機４は、タービン４１およびコンプレッサ４２を備え、タービン４１は、原動機３から排気路３２を介して送り込まれた排気により回転する。タービン４１の回転に利用された排気は、原動機システム１の外部に排出される。コンプレッサ４２は、タービン４１にて発生する回転力を利用して（すなわち、タービン４１の回転を動力として）、原動機システム１の外部から吸気路４３を介して取り込んだ吸気（空気）を加圧して圧縮する。コンプレッサ４２により加圧された吸気である加圧吸気（以下、「掃気」という。）は、掃気路３１上に設けられた熱交換器６２（いわゆる、インタークーラ）にて冷却された後、原動機３に供給される。このように、過給機４では、排気を利用して吸気を加圧し、掃気が生成される。
　廃熱回収装置６は、作動流体が流れる配管６１と、熱交換器６２と、膨張器６３と、凝縮器６４と、ポンプ６５と、調整弁６６と、熱負荷検出部７１と、圧力センサ７２と、流量センサ７３と、記憶部７４と、制御部７５とを備える。熱交換器６２、膨張器６３、凝縮器６４、ポンプ６５および調整弁６６は、配管６１により接続される。作動流体としては、様々な流体が用いられてよく、本実施の形態では、Ｒ２４５ｆａのような代替フロン等の有機媒体が作動流体として用いられ、廃熱回収装置６において、いわゆる有機ランキンサイクル（ＯＲＣ：Organic Rankine Cycle）が行われる。
　熱交換器６２は、上述のように、原動機３へと掃気を導く流路である掃気路３１において、掃気路３１内を流れる掃気を熱源として作動流体を加熱して気化させる。膨張器６３は、熱交換器６２により気化された作動流体を膨張させて機械的エネルギーを回収する。本実施の形態では、膨張器６３として、熱交換器６２にて気化された作動流体により回転する蒸気タービンが利用される。当該蒸気タービンの軸は発電機８に接続されており、熱交換器６２から配管６１を介して送り込まれる作動流体の飽和蒸気により蒸気タービンが駆動されることにより、発電機８において発電が行われる。
　凝縮器６４は、膨張器６３にて膨張させた作動流体を凝縮して液化させる。ポンプ６５は、凝縮器６４にて液化された作動流体を加圧しつつ熱交換器６２へと送出する昇圧ポンプである。ポンプ６５はインバータポンプであり、制御部７５によりポンプ６５の回転数が変更されることにより、ポンプ６５の特性であるポンプ特性が変更される。調整弁６６は、ポンプ６５と熱交換器６２との間において、配管６１を流れる作動流体の流量を調整する。
　熱負荷検出部７１は、熱交換器６２における熱負荷を取得する。熱負荷検出部７１による熱負荷の取得は、原動機３の回転数に基づいて行われる。具体的には、コンプレッサ４２から熱交換器６２へと掃気路３１を流れる掃気の温度および流量が、原動機３の回転数とに基づいて求められ、掃気温度および掃気流量に基づいて熱負荷が取得される。より具体的には、原動機３の負荷とコンプレッサ４２から熱交換器６２へと送出される掃気の温度との関係（すなわち、原動機３の回転数と掃気温度との関係）を示す「原動機負荷－掃気温度情報」、および、原動機３の負荷と掃気の流量との関係（すなわち、原動機３の回転数と掃気流量との関係）を示す「原動機負荷－掃気流量情報」が、予め記憶部７４に記憶される。
　図２は、原動機負荷－掃気温度情報、および、原動機負荷－掃気流量情報を示す図である。図２の横軸は原動機負荷（％）を示し、左側の縦軸は掃気温度（℃）を示す。また、右側の縦軸は、原動機負荷が８５％である場合の掃気流量に対する各原動機負荷（％）における掃気流量の割合を示す。図２中の実線９１は原動機負荷－掃気温度情報を示し、破線９２は原動機負荷－掃気流量情報を示す。図２から、原動機の負荷が小さくなると、掃気の温度および流量が共に低下し、掃気が供給される熱交換器６２における熱負荷も小さくなることがわかる。
　熱負荷検出部７１では、過給機付き原動機２から送られた原動機３の負荷と、図２に示す原動機負荷－掃気温度情報、および、原動機負荷－掃気流量情報とに基づいて、熱交換器６２に供給される掃気の温度および流量が求められ、熱交換器６２の熱負荷が取得される。なお、掃気の温度は、例えば、コンプレッサ４２と熱交換器６２との間において掃気路３１内の温度が測定されることにより取得されてもよい。圧力センサ７２は、熱交換器６２における作動流体の圧力を測定する。流量センサ７３は、熱交換器６２における作動流体の流量を測定する。
　記憶部７４は、熱交換器６２における熱負荷と、熱交換器６２における作動流体の所望の圧力である設定圧力との関係を示す「熱負荷－設定圧力情報」を記憶する。記憶部７４は、また、熱交換器６２における熱負荷と、熱交換器６２における作動流体の所望の流量である設定流量との関係を示す「熱負荷－設定流量情報」も記憶する。熱負荷－設定圧力情報および熱負荷－設定流量情報の詳細については後述する。
　図３は、ポンプ６５のポンプ特性、および、ポンプ６５から熱交換器６２を経由して膨張器６３に至る作動流体の流路の抵抗特性（以下、単に「抵抗特性」という。）を示す図である。図３の横軸は流量を示し、縦軸は圧力を示す。図３中の実線９３は、所定の回転数（以下、「基準回転数」という。）にて回転するポンプ６５のポンプ特性を示し、破線９４は、基準回転数よりも小さい回転数にて回転するポンプ６５のポンプ特性を示す。また、図３中の実線９５は、調整弁６６の開度が所定の開度（以下、「基準開度」という。）である場合の抵抗特性を示し、破線９６は、調整弁６６の開度が基準開度よりも小さい場合の抵抗特性を示す。図３中におけるポンプ特性９３と抵抗特性９５との交点（Ｑ１，Ｐ１）が、基準回転数および基準開度のときの熱交換器６２における作動流体の流量および圧力を示す。
　制御部７５は、ポンプ６５の回転数を変更することによりポンプ特性を変更し、また、調整弁６６の開度を変更することにより上述の抵抗特性を変更する。これにより、熱交換器６２における作動流体の圧力および流量が制御される。廃熱回収装置６では、熱負荷検出部７１からの出力された熱交換器６２における熱負荷、並びに、記憶部７４に予め記憶されている熱負荷－設定圧力情報、および、熱負荷－設定流量情報に基づいて、設定圧力および設定流量が求められる。
　そして、圧力センサ７２および流量センサ７３から出力される熱交換器６２における作動流体の圧力および流量が、設定圧力および設定流量に等しくなるように、制御部７５により、ポンプ６５の回転数、および、調整弁６６の開度が変更される。換言すれば、制御部７５は、熱負荷検出部７１からの出力、熱負荷－設定圧力情報、熱負荷－設定流量情報、圧力センサ７２からの出力、および、流量センサ７３からの出力に基づいて、熱交換器６２における作動流体の圧力および流量を制御する。
　熱負荷－設定圧力情報は、熱交換器６２における熱負荷が低下すると、設定圧力が小さくなるという関係を示す情報であり、熱負荷－設定流量情報は、熱交換器６２における熱負荷が低下すると、設定流量が小さくなるという関係を示す情報である。したがって、熱交換器６２における熱負荷が低下すると、設定流量および設定圧力は、図４に示すように（Ｑ１，Ｐ１）よりもそれぞれ小さい（Ｑ２，Ｐ２）となる。廃熱回収装置６では、制御部７５の制御により、ポンプ６５の回転数が低下し、ポンプ特性が二点鎖線９３ａから実線９４ａに変更される。また、調整弁６６の開度が小さくされ、抵抗特性が二点鎖線９５ａから実線９６ａに変更される。これにより、熱交換器６２における作動流体の圧力および流量が、設定圧力および設定流量に等しい（Ｑ２，Ｐ２）となる。
　図５は、熱交換器における作動流体の圧力および流量が固定されている廃熱回収装置（以下、「比較例の廃熱回収装置」という。）において、熱交換器に供給される掃気の温度を変更した場合の出力の変化を示す図である。図５中の実線９７は、熱交換器における作動流体の圧力が所定の第１圧力にて固定された場合の出力を示し、破線９８は、熱交換器における作動流体の圧力が第１圧力よりも小さい第２圧力にて固定された場合の出力を示し、一点鎖線９９は、熱交換器における作動流体の圧力が第２圧力よりも小さい第３圧力にて固定された場合の出力を示す。
　熱交換器では、作動流体の圧力により作動流体の飽和温度が決定される。比較例の廃熱回収装置では、熱交換器における作動流体の圧力が第１圧力、第２圧力、第３圧力のとき、熱交換器における作動流体の飽和温度はそれぞれ１５０℃、１３０℃、１００℃である。図５中の横軸は掃気温度（℃）を示す。また、縦軸は、掃気温度が２２０℃かつ作動流体の飽和温度が１５０℃である場合の比較例の廃熱回収装置の出力を定格出力として、各掃気温度における比較例の廃熱回収装置の出力の定格出力に対する割合を示す。
　図５に示すように、作動流体の飽和温度が１５０℃（実線９７）のときの出力は、掃気温度が約１９０℃以上の範囲では最も大きいが、掃気温度が約１９０℃以下の範囲では、他の飽和温度のときの出力よりも小さくなり、掃気温度が約１６０℃以下になると廃熱を回収することはできなくなる。一方、作動流体の飽和温度が１００℃（一点鎖線９９）のときは、掃気温度が１２０℃以上であれば廃熱を回収することができ、その出力も、掃気温度が約１７０℃以下の範囲では最も大きいが、掃気温度が約１７０℃以上の範囲では他の飽和温度のときの出力よりも小さくなる。したがって、比較例の廃熱回収装置のように作動流体の圧力が一定である装置では、掃気温度の広い範囲に亘って効率良く廃熱回収を行うことはできない。
　これに対し、図１に示す廃熱回収装置６では、上述のように、記憶部７４に予め記憶される熱負荷－設定圧力情報が、熱交換器６２における熱負荷が低下すると（すなわち、掃気温度が低下すると）、設定圧力が小さくなるという関係を示す情報であり、熱交換器６２における作動流体の圧力は、熱負荷検出部７１からの出力、および、熱負荷－設定圧力情報に基づいて、設定圧力に等しくなるように制御される。したがって、原動機３の負荷が低下し、熱交換器６２における熱負荷が低下すると、制御部７５が、熱交換器６２における作動流体の圧力を低下させて飽和温度を低下させる。これにより、熱交換器６２における熱負荷が低い場合であっても、熱交換器６２において作動流体を効率的に気化させることができ、効率良く廃熱を回収することができる。また、原動機３の負荷が比較的高い状態では、熱交換器６２における作動流体の圧力が高くなるように制御されて飽和温度が高い状態とされる。これにより、熱交換器６２における熱負荷が高い状態でも、効率良く廃熱を回収することができる。
　廃熱回収装置６では、例えば、熱負荷検出部７１から出力される熱負荷（以下、「熱負荷検出値」という。）が、所定の基準熱負荷から増大するに従って、熱交換器６２における作動流体の圧力が漸次増大し、熱負荷検出値が基準熱負荷から減少するに従って、作動流体の圧力が漸次減少するように制御される。あるいは、熱負荷検出値が、掃気温度が約１９０℃のときの熱負荷よりも大きい場合、熱交換器６２における作動流体の飽和温度が１５０℃となるように作動流体の圧力が制御され、熱負荷検出値が、掃気温度が約１８０～１９０℃のときの熱負荷に等しい場合、熱交換器６２における作動流体の飽和温度が１３０℃となるように作動流体の圧力が制御され、熱負荷検出値が、掃気温度が約１８０℃の時の熱負荷未満である場合、熱交換器６２における作動流体の飽和温度が１００℃となるように作動流体の圧力が段階的に制御されてもよい。
　廃熱回収装置６では、上述のように、１つの有機ランキンサイクルにおいて、熱交換器６２における作動流体の圧力を制御することにより、熱交換器６２における熱負荷の広い範囲に亘って、すなわち、熱負荷の変動に追従して効率良く廃熱を回収することができる。したがって、廃熱回収装置６は、低負荷にて運転される頻度が比較的高い舶用原動機である過給機付き原動機２が設けられた原動機システム１に特に適している。また、廃熱回収装置６では、複数のランキンサイクルを設けたり、予備の作動流体を飽和温度近傍まで加熱・保温しておく場合に比べて、装置の大型化を抑制して装置の製造コストの増大を抑制することができ、また、余分な熱エネルギーを消費することなく廃熱回収の効率を向上することができる。
　上述のように、記憶部７４に予め記憶される熱負荷－設定流量情報は、熱交換器６２における熱負荷が低下すると設定流量が小さくなるという関係を示す情報であり、熱交換器６２における作動流体の流量は、熱負荷検出部７１からの出力、および、熱負荷－設定流量情報に基づいて、設定流量に等しくなるように制御される。したがって、原動機３の負荷が低下して熱交換器６２における熱負荷が低下すると、すなわち、熱交換器６２において掃気の熱により気化させることができる作動流体の量が減少すると、制御部７５が、熱交換器６２における作動流体の流量を低下させる。これにより、熱交換器６２において気化可能な量よりも多い作動流体が熱交換器６２に供給されることを防止することができる。その結果、廃熱回収装置６において作動流体の環流に要するエネルギーの増大を防止することができる。
　上述のように、廃熱回収装置６では、制御部７５によりポンプ特性および抵抗特性が変更されることにより、熱交換器６２における作動流体の圧力が制御され、作動流体の飽和温度が制御される。制御部７５は、ポンプ６５の回転数を変更することにより、ポンプ特性を容易に変更することができ、調整弁６６の開度を変更することにより、抵抗特性を容易に変更することができる。これにより、熱交換器６２における作動流体の圧力を容易に制御することができる（すなわち、作動流体の飽和温度を容易に制御することができる）とともに、作動流体の流量も容易に制御することができる。
　また、制御部７５による制御が、熱交換器６２における作動流体の圧力を測定する圧力センサ７２からの出力に基づいても行われることにより、熱交換器６２における作動流体の圧力を高精度に制御することができる。さらに、制御部７５による制御が、熱交換器６２における作動流体の流量を測定する流量センサ７３からの出力に基づいても行われることにより、熱交換器６２における作動流体の流量を高精度に制御することができる。
　熱負荷検出部７１では、熱交換器６２における熱負荷を、原動機３の回転数に基づいて容易に取得することができる。また、膨張器６３が、熱交換器６２にて気化された作動流体により回転する蒸気タービンであるため、廃熱回収装置６の構造は、比較的大きい廃熱を回収する装置に特に適している。
　舶用の原動機システムでは、通常、過給機からの掃気は、原動機へと導かれる流路において海水等により冷却され、冷却に利用された海水は船外へと廃棄される。また、特開２０１１－２３１６３６号公報の廃熱回収発電装置（以下、「第２の比較例の装置」という。）では、掃気の廃熱を中間流体によって回収し、中間流体により回収された回収熱により、低沸点の有機媒体である作動流体を気化させ、気化された作動流体から機械的エネルギーが回収される。当該廃熱回収発電装置では、掃気と中間流体との間、および、中間流体と作動流体との間に適当な温度差が必要となるため、作動流体の蒸発温度を高くすることができず、掃気の廃熱を効率良く回収することが困難である。
　これに対し、上記実施の形態に係る舶用の原動機システム１では、廃熱回収装置６により、掃気路３１内を流れる掃気を熱源として有機媒体である作動流体を直接的に（すなわち、中間流体を介さずに）加熱して気化し、気化した作動流体を膨張させて機械的エネルギーを回収する。これにより、制御部７５により熱交換器６２における作動流体の圧力の制御が行われない場合であっても、過給機付き原動機２の掃気の廃熱を効率良く回収することができる。例えば、熱交換器６２により冷却される前の掃気温度が２３０℃である場合、廃熱回収装置６に接続される発電機８による発電量は、制御部７５による制御が行われない場合であっても、第２の比較例の装置による発電量の約２倍である。廃熱回収装置６は、陸上等で使用される発電用の過給機付き原動機にも適用可能であり、制御部７５による上述の制御が行われない場合であっても、コンプレッサにより加圧された吸気の廃熱を効率良く回収することができる。
　次に、本発明の第２の実施の形態に係る原動機システムについて説明する。図６は、第２の実施の形態に係る原動機システム１ａの構成を示す図である。原動機システム１ａでは、図１に示す廃熱回収装置６に代えて、廃熱回収装置６とは一部構造が異なる廃熱回収装置６ａが設けられる。廃熱回収装置６ａでは、図１に示すポンプ６５に代えて、回転数が制御されることなく一定の回転数にて駆動するポンプ６５ａが設けられ、調整弁６６に加えてもう１つの調整弁６７が設けられる。その他の構成は、図１に示す廃熱回収装置６と同様であり、以下の説明では同符号を付す。
　図６に示す廃熱回収装置６ａでは、ポンプ６５ａと調整弁６６との間の配管６１から分岐配管６１ａが分岐し、凝縮器６４とポンプ６５ａとの間にて配管６１に合流する。分岐配管６１ａは、ポンプ６５ａと調整弁６６との間から分岐して凝縮器６４に合流してもよい。もう１つの調整弁６７は、分岐流路である分岐配管６１ａ上に設けられ、分岐配管６１ａを流れる作動流体の流量を調整する。以下の説明では、調整弁６６と調整弁６７とを区別するために、それぞれ「第１調整弁６６」および「第２調整弁６７」という。
　廃熱回収装置６ａでは、図１に示す廃熱回収装置６と同様に、熱負荷検出部７１からの出力された熱交換器６２における熱負荷、並びに、記憶部７４に予め記憶されている熱負荷－設定圧力情報、および、熱負荷－設定流量情報に基づいて、設定圧力および設定流量が求められる。そして、制御部７５により、第１調整弁６６の開度が変更されることにより、ポンプ６５ａから熱交換器６２を経由して膨張器６３に至る作動流体の流路の抵抗特性が変更され、圧力センサ７２により測定される熱交換器６２における作動流体の圧力が設定圧力に等しくなる。また、制御部７５により、第２調整弁６７の開度が変更されることにより、分岐配管６１ａを介してポンプ６５ａと凝縮器６４との間、または、凝縮器６４へと戻される作動流体の流量が変更される。これにより、ポンプ６５ａから第１調整弁６６を介して熱交換器６２へと供給される作動流体の流量（すなわち、熱交換器６２における作動流体の流量）が設定流量に等しくなる。
　例えば、熱交換器６２における熱負荷が低下すると、設定流量および設定圧力は、図７に示すように（Ｑ１，Ｐ１）よりもそれぞれ小さい（Ｑ２，Ｐ２）となる。廃熱回収装置６ａでは、制御部７５の制御により、第１調整弁６６の開度が大きくされ、抵抗特性が二点鎖線９５ｂから実線９６ｂに変更される。これにより、熱交換器６２における作動流体の圧力が、設定圧力Ｐ２に等しくなる。また、第２調整弁６７の開度が大きくされることにより、熱交換器６２における作動流体の流量が減少し、設定流量Ｑ２に等しくなる。
　廃熱回収装置６ａでは、図１に示す廃熱回収装置６と同様に、原動機３の負荷が低下し、熱交換器６２における熱負荷が低下すると、制御部７５が、熱交換器６２における作動流体の圧力を低下させて飽和温度を低下させる。これにより、熱交換器６２における熱負荷が低下した場合であっても、効率良く廃熱を回収することができる。また、原動機３の負荷が比較的高い状態では、熱交換器６２における作動流体の圧力が高くなるように制御されて飽和温度が高い状態とされる。これにより、熱交換器６２における熱負荷が高い状態でも、効率良く廃熱を回収することができる。
　廃熱回収装置６ａでは、１つの有機ランキンサイクルにおいて、熱交換器６２における作動流体の圧力を制御することにより、装置の大型化を抑制しつつ、熱交換器６２における熱負荷の広い範囲に亘って、すなわち、熱負荷の変動に追従して効率良く廃熱を回収することができる。したがって、廃熱回収装置６ａは、低負荷にて運転される頻度が比較的高い舶用原動機である過給機付き原動機２が設けられた原動機システム１ａに特に適している。
　また、廃熱回収装置６ａでは、原動機３の負荷が低下して熱交換器６２における熱負荷が低下すると、すなわち、熱交換器６２において掃気の熱により気化させることができる作動流体の量が減少すると、制御部７５が、熱交換器６２における作動流体の流量を低下させる。これにより、熱交換器６２において気化可能な量よりも多い作動流体が熱交換器６２に供給されることを防止することができる。その結果、廃熱回収装置６ａにおいて作動流体の環流に要するエネルギーの増大を防止することができる。
　制御部７５は、第１調整弁６６の開度を変更することにより、抵抗特性を容易に変更することができる。これにより、熱交換器６２における作動流体の圧力を容易に制御することができる。また、制御部７５は、第２調整弁６７の開度を変更することにより、熱交換器６２における作動流体の流量を容易に制御することができる。さらに、制御部７５による制御が、圧力センサ７２および流量センサ７３からの出力に基づいても行われることにより、熱交換器６２における作動流体の圧力および流量を高精度に制御することができる。
　熱負荷検出部７１では、図１に示す廃熱回収装置６と同様に、熱交換器６２における熱負荷を、原動機３の回転数に基づいて容易に取得することができる。また、膨張器６３が、熱交換器６２にて気化された作動流体により回転する蒸気タービンであるため、廃熱回収装置６ａの構造は、比較的大きい廃熱を回収する装置に特に適している。
　第２の実施の形態に係る舶用の原動機システム１ａでは、第１の実施の形態と同様に、廃熱回収装置６ａにより、掃気路３１内を流れる掃気を熱源として作動流体を直接的に（すなわち、中間流体を介さずに）加熱して気化し、気化した作動流体を膨張させて機械的エネルギーを回収する。これにより、制御部７５により熱交換器６２における作動流体の圧力の制御が行われない場合であっても、過給機付き原動機２の掃気の廃熱を効率良く回収することができる。また、廃熱回収装置６ａは、陸上等で使用される発電用の過給機付き原動機にも適用可能であり、制御部７５による上述の制御が行われない場合であっても、コンプレッサにより加圧された吸気の廃熱を効率良く回収することができる。
　以上、本発明の実施の形態について説明してきたが、本発明は上記実施の形態に限定されるものではなく、様々な変更が可能である。
　膨張器６３は、蒸気タービンには限定されず、例えば、膨張弁が膨張器６３として利用されてよい。熱交換器６２における作動流体の圧力や流量が十分な精度で制御することができる場合、圧力センサ７２や流量センサ７３は必ずしも設けられなくてもよい。
　廃熱回収装置６，６ａでは、熱交換器６２における作動流体の圧力が制御されるのであれば、熱交換器６２における作動流体の流量は必ずしも制御される必要はない。作動流体の流量の制御が行われない場合、第１の実施の形態に係る廃熱回収装置６では、制御部７５により、ポンプ特性および抵抗特性の少なくとも一方が変更されることにより、熱交換器６２における作動流体の圧力が制御される。流量制御が行われない場合であっても、熱交換器６２における作動流体の圧力が制御されることにより、廃熱回収装置６，６ａの大型化を抑制しつつ、熱交換器６２における熱負荷の変動に追従して効率良く廃熱を回収することができる。なお、気化可能な量を超えて熱交換器６２に作動流体が供給された場合、作動流体は、図示省略の気液分離部において気体と液体とに分離された後、気体のみが膨張器６３に供給され、液体は、凝縮器６４とポンプ６５，６５ａとの間の配管６１、または、凝縮器６４に戻される。
　原動機３は、必ずしも２ストロークエンジンである必要はなく、４ストロークエンジンが原動機３として利用されてもよい。この場合も、上記実施の形態と同様に、廃熱回収装置６，６ａの大型化を抑制しつつ、コンプレッサ４２により加圧された吸気である給気の温度変動、すなわち、熱交換器６２における熱負荷の変動に追従して効率良く廃熱を回収することができる。
　原動機システム１，１ａでは、掃気路３１の熱交換器６２と原動機３との間に、海水等により掃気を冷却する冷却装置が設けられてもよい。これにより、掃気をさらに冷却して原動機３の効率をより向上することができる。また、メンテナンス等により廃熱回収装置６が停止される場合であっても、掃気を冷却することができる。
　上述のように、舶用の原動機システム１，１ａにおいて、制御部７５による制御が行われない場合、廃熱回収装置６は、図８に示すように、熱交換器６２に加えて、排気路３２上に配置される他の熱交換器６２ａを備えてもよい。この場合、熱交換器６２ａは、分岐配管６１ｂにより配管６１に接続される。分岐配管６１ｂは、配管６１のポンプ６５と熱交換器６２との間から分岐し、熱交換器６２と膨張器６３との間に合流する。熱交換器６２ａでは、排気路３２内を流れる排気を熱源として上述の作動流体が加熱されて気化され、気化された作動流体は膨張器６３に供給される。これにより、過給機付き原動機２の廃熱を効率的に回収することができる。
　膨張器６３は、必ずしも発電機８に接続される必要はなく、膨張器６３からの出力は、原動機システム１，１ａが配置される船内の様々な用途に利用されてよい。熱負荷検出部７１からの出力、および、熱負荷－設定圧力情報に基づいて、ポンプ６５のポンプ特性、および、ポンプ６５，６５ａから熱交換器６２を経由して膨張器６３に至る作動流体の流路の抵抗特性の少なくとも一方を変更することにより、熱交換器６２における作動流体の圧力が制御されるのであれば、原動機システム１，１ａは、船舶の主機システム以外の用途に使用されてよく、過給機付き原動機２は、舶用原動機には限定されない。また、この場合、作動流体も有機媒体には限定されない。
　上記実施形態および各変形例における構成は、相互に矛盾しない限り適宜組み合わされてよい。
　発明を詳細に描写して説明したが、既述の説明は例示的であって限定的なものではない。したがって、本発明の範囲を逸脱しない限り、多数の変形や態様が可能であるといえる。
　１，１ａ　　原動機システム
　２　　過給機付き原動機
　３　　原動機
　４　　過給機
　６，６ａ　　廃熱回収装置
　３１　　掃気路
　６１ａ　　分岐配管
　６２　　熱交換器
　６３　　膨張器
　６４　　凝縮器
　６５，６５ａ　　ポンプ
　６６　　（第１）調整弁
　６７　　第２調整弁
　７１　　熱負荷検出部
　７２　　圧力センサ
　７３　　流量センサ
　７４　　記憶部
　７５　　制御部

Claims (12)

  1. 　過給機にて吸気を加圧して原動機に供給する過給機付き原動機の廃熱を回収する廃熱回収装置であって、
    　前記過給機にて加圧された吸気である加圧吸気を前記原動機へと導く流路において、前記加圧吸気を熱源として作動流体を加熱して気化する熱交換器と、
    　前記熱交換器にて気化された前記作動流体を膨張させて機械的エネルギーを回収する膨張器と、
    　前記膨張器にて膨張させた前記作動流体を凝縮して液化する凝縮器と、
    　前記凝縮器にて液化された前記作動流体を前記熱交換器へと送出するポンプと、
    　前記熱交換器における熱負荷を取得する熱負荷検出部と、
    　前記熱交換器における熱負荷と、前記熱交換器における前記作動流体の所望の圧力である設定圧力との関係を示す熱負荷－設定圧力情報を記憶する記憶部と、
    　前記熱負荷検出部からの出力、および、前記熱負荷－設定圧力情報に基づいて、前記ポンプの特性であるポンプ特性、および、前記ポンプから前記熱交換器を経由して前記膨張器に至る前記作動流体の流路の抵抗特性の少なくとも一方を変更することにより、前記熱交換器における前記作動流体の圧力を制御する制御部と、
    を備える。
  2. 　請求項１に記載の廃熱回収装置であって、
    　前記熱交換器における前記作動流体の圧力を測定する圧力センサをさらに備え、
    　前記制御部による制御が、前記圧力センサからの出力にも基づいて行われる。
  3. 　請求項１または２に記載の廃熱回収装置であって、
    　前記制御部が、前記ポンプの回転数を変更することにより、前記ポンプ特性を変更する。
  4. 　請求項３に記載の廃熱回収装置であって、
    　前記ポンプと前記熱交換器との間において前記作動流体の流量を調節する調節弁をさらに備え、
    　前記制御部が、前記調節弁の開度を変更して前記抵抗特性を変更することにより、前記熱交換器における前記作動流体の流量も制御する。
  5. 　請求項１または２に記載の廃熱回収装置であって、
    　前記ポンプと前記熱交換器との間において前記作動流体の流量を調節する調節弁をさらに備え、
    　前記制御部が、前記調節弁の開度を変更することにより、前記抵抗特性を変更する。
  6. 　請求項５に記載の廃熱回収装置であって、
    　前記ポンプと前記調節弁との間から分岐して前記ポンプと前記凝縮器との間、または、前記凝縮器に合流する分岐流路と、
    　前記分岐流路に設けられて前記作動流体の流量を調節するもう１つの調節弁と、
    をさらに備え、
    　前記制御部が、前記もう１つの調節弁の開度を変更して、前記分岐流路を介して前記ポンプと前記凝縮器との間、または、前記凝縮器へと戻される前記作動流体の流量を変更することにより、前記熱交換器における前記作動流体の流量も制御する。
  7. 　請求項４または６に記載の廃熱回収装置であって、
    　前記熱交換器における前記作動流体の流量を測定する流量センサを備え、
    　前記制御部による制御が、前記流量センサからの出力にも基づいて行われる。
  8. 　請求項１ないし７のいずれかに記載の廃熱回収装置であって、
    　前記熱負荷検出部による前記熱負荷の取得が、前記原動機の回転数に基づいて行われる。
  9. 　請求項１ないし８のいずれかに記載の廃熱回収装置であって、
    　前記膨張器が、前記熱交換器にて気化された前記作動流体により回転するタービンである。
  10. 　請求項１ないし９のいずれかに記載の廃熱回収装置であって、
    　前記過給機付き原動機が、舶用原動機である。
  11. 　過給機にて吸気を加圧して原動機に供給する舶用または発電用の過給機付き原動機の廃熱を回収する廃熱回収装置であって、
    　前記過給機にて加圧された吸気である加圧吸気を前記原動機へと導く流路において、前記加圧吸気を熱源として有機媒体である作動流体を加熱して気化する熱交換器と、
    　前記熱交換器にて気化された前記作動流体を膨張させて機械的エネルギーを回収する膨張器と、
    　前記膨張器にて膨張させた前記作動流体を凝縮して液化する凝縮器と、
    　前記凝縮器にて液化された前記作動流体を前記熱交換器へと送出するポンプと、
    を備える。
  12. 　原動機システムであって、
    　原動機、および、吸気を加圧して前記原動機に供給する過給機を備える過給機付き原動機と、
    　前記過給機付き原動機の廃熱を回収する請求項１ないし１１のいずれかに記載の廃熱回収装置と、
    を備える。
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Cited By (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2015019886A1 (ja) * 2013-08-07 2015-02-12 日立造船株式会社 廃熱回収装置
EP2930321A1 (de) * 2014-03-24 2015-10-14 MAN Truck & Bus AG Antriebsvorrichtung eines Kraftfahrzeugs mit einem Gasturbinensystem zur Energierückgewinnung und Verfahren zum Betrieb der Antriebsvorrichtung
KR101575511B1 (ko) * 2014-08-01 2015-12-08 현대중공업 주식회사 초임계 이산화탄소 발전시스템 및 이를 포함하는 선박
KR20160017744A (ko) * 2014-08-01 2016-02-17 현대중공업 주식회사 초임계 이산화탄소 발전시스템 및 이를 포함하는 선박
KR101614605B1 (ko) 2014-08-01 2016-04-22 현대중공업 주식회사 초임계 이산화탄소 발전시스템 및 이를 포함하는 선박
EP3150808A1 (en) * 2015-09-29 2017-04-05 Kabushiki Kaisha Kobe Seiko Sho (Kobe Steel, Ltd.) Heat energy recovery system
KR101839643B1 (ko) * 2014-08-01 2018-03-19 현대중공업 주식회사 초임계 이산화탄소 발전시스템 및 이를 포함하는 선박
KR101928138B1 (ko) 2016-05-27 2018-12-12 현대중공업 주식회사 초임계 이산화탄소 발전시스템이 설치된 선박

Families Citing this family (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP6194274B2 (ja) * 2014-04-04 2017-09-06 株式会社神戸製鋼所 排熱回収システム及び排熱回収方法
JP6194273B2 (ja) * 2014-04-04 2017-09-06 株式会社神戸製鋼所 排熱回収装置及び排熱回収方法
JP2015199413A (ja) * 2014-04-07 2015-11-12 新潟原動機株式会社 船舶用発電システム
JP6254928B2 (ja) * 2014-11-14 2017-12-27 株式会社神戸製鋼所 船舶推進システム及び船舶、並びに、船舶推進システムの運転方法
JP6489856B2 (ja) * 2015-02-04 2019-03-27 三菱重工業株式会社 排熱回収装置、排熱回収型船舶推進装置および排熱回収方法
BE1023904B1 (nl) * 2015-09-08 2017-09-08 Atlas Copco Airpower Naamloze Vennootschap ORC voor het omvormen van afvalwarmte van een warmtebron in mechanische energie en compressorinstallatie die gebruik maakt van een dergelijke ORC.
CN105822369B (zh) * 2016-03-23 2017-08-29 潍坊真率节能科技有限公司 一种有机朗肯循环发电系统的控制方法
KR102035891B1 (ko) * 2016-05-27 2019-10-24 한국조선해양 주식회사 초임계 이산화탄소 발전시스템 및 이를 포함하는 선박
JP2018155099A (ja) * 2017-03-15 2018-10-04 株式会社神戸製鋼所 過給空気冷却ユニット
JP6793096B2 (ja) * 2017-06-30 2020-12-02 株式会社神戸製鋼所 過給機付エンジン搭載内燃機関
JP6854262B2 (ja) * 2018-07-31 2021-04-07 株式会社三井Ｅ＆Ｓマシナリー 排熱回収システム
JP7063971B2 (ja) * 2019-12-18 2022-05-09 三菱重工業株式会社 加圧空気供給システム、及び、加圧空気供給システムの起動方法
CN113551929B (zh) * 2021-07-20 2022-04-26 浙江大学 一种非稳态热源储热换热器的测试系统及其测试方法
WO2023121235A1 (ko) * 2021-12-24 2023-06-29 대우조선해양 주식회사 선박의 배기가스 폐열회수시스템

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS52149515A (en) * 1976-06-04 1977-12-12 Sulzer Ag Marine diesel engine installation
JPS5479336A (en) * 1977-11-21 1979-06-25 Sulzer Ag Internal combustion engine device
JP2001132442A (ja) * 1999-11-04 2001-05-15 Hideo Kawamura エネルギ回収装置を備えたエンジン
JP2002004946A (ja) * 2000-06-23 2002-01-09 Takuma Co Ltd 小容量のガスタービンコージェネレーションシステムの熱電比制御方法
JP2011241744A (ja) * 2010-05-18 2011-12-01 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 内燃機関の過給装置

Family Cites Families (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2752283C2 (de) * 1977-09-16 1979-11-22 Gebrueder Sulzer Ag, Winterthur (Schweiz) Brennkraftmaschinen-Anlage
CN1017740B (zh) * 1987-03-30 1992-08-05 华中工学院 一种六冲程绝热发动机装置
JPH05222906A (ja) * 1992-02-12 1993-08-31 Toshiba Corp 排熱利用発電プラントの制御装置
JPH05231165A (ja) * 1992-02-19 1993-09-07 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd ウエストゲートバルブ制御アクチュエータ
JP4311982B2 (ja) * 2003-05-22 2009-08-12 株式会社荏原製作所 発電装置および発電方法
JP4277608B2 (ja) * 2003-07-10 2009-06-10 株式会社日本自動車部品総合研究所 ランキンサイクル
JP4341423B2 (ja) * 2004-02-05 2009-10-07 トヨタ自動車株式会社 内燃機関用過給システム
JP2008045524A (ja) * 2006-08-21 2008-02-28 Mazda Motor Corp ディーゼルエンジンの過給装置
JP4977638B2 (ja) * 2008-02-14 2012-07-18 サンデン株式会社 廃熱利用装置
JP5495293B2 (ja) * 2009-07-06 2014-05-21 株式会社日立産機システム 圧縮機
JP5709293B2 (ja) * 2010-03-31 2015-04-30 三井造船株式会社 内燃機関の過給機余剰動力回収装置
JP2011231636A (ja) * 2010-04-26 2011-11-17 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 排熱回収発電装置およびこれを備えた船舶

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS52149515A (en) * 1976-06-04 1977-12-12 Sulzer Ag Marine diesel engine installation
JPS5479336A (en) * 1977-11-21 1979-06-25 Sulzer Ag Internal combustion engine device
JP2001132442A (ja) * 1999-11-04 2001-05-15 Hideo Kawamura エネルギ回収装置を備えたエンジン
JP2002004946A (ja) * 2000-06-23 2002-01-09 Takuma Co Ltd 小容量のガスタービンコージェネレーションシステムの熱電比制御方法
JP2011241744A (ja) * 2010-05-18 2011-12-01 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 内燃機関の過給装置

Cited By (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2015019886A1 (ja) * 2013-08-07 2015-02-12 日立造船株式会社 廃熱回収装置
EP2930321A1 (de) * 2014-03-24 2015-10-14 MAN Truck & Bus AG Antriebsvorrichtung eines Kraftfahrzeugs mit einem Gasturbinensystem zur Energierückgewinnung und Verfahren zum Betrieb der Antriebsvorrichtung
KR101575511B1 (ko) * 2014-08-01 2015-12-08 현대중공업 주식회사 초임계 이산화탄소 발전시스템 및 이를 포함하는 선박
KR20160017744A (ko) * 2014-08-01 2016-02-17 현대중공업 주식회사 초임계 이산화탄소 발전시스템 및 이를 포함하는 선박
KR101614605B1 (ko) 2014-08-01 2016-04-22 현대중공업 주식회사 초임계 이산화탄소 발전시스템 및 이를 포함하는 선박
KR101839643B1 (ko) * 2014-08-01 2018-03-19 현대중공업 주식회사 초임계 이산화탄소 발전시스템 및 이를 포함하는 선박
EP3150808A1 (en) * 2015-09-29 2017-04-05 Kabushiki Kaisha Kobe Seiko Sho (Kobe Steel, Ltd.) Heat energy recovery system
US9995244B2 (en) 2015-09-29 2018-06-12 Kabushiki Kaisha Kobe Seiko Sho (Kobe Steel, Ltd.) Heat energy recovery system
KR101928138B1 (ko) 2016-05-27 2018-12-12 현대중공업 주식회사 초임계 이산화탄소 발전시스템이 설치된 선박

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