WO2015019886A1 - 廃熱回収装置 - Google Patents

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WO2015019886A1
WO2015019886A1 PCT/JP2014/069827 JP2014069827W WO2015019886A1 WO 2015019886 A1 WO2015019886 A1 WO 2015019886A1 JP 2014069827 W JP2014069827 W JP 2014069827W WO 2015019886 A1 WO2015019886 A1 WO 2015019886A1
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waste heat
working fluid
heat recovery
heat exchanger
exhaust
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加藤　剛
泰英 岡▲崎▼
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Kanadevia Corp
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Hitachi Zosen Corp
Hitachi Shipbuilding and Engineering Co Ltd
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    • F01N5/00—Exhaust or silencing apparatus combined or associated with devices profiting by exhaust energy
    • F01N5/02—Exhaust or silencing apparatus combined or associated with devices profiting by exhaust energy the devices using heat
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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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
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    • F01K25/08—Plants or engines characterised by use of special working fluids, not otherwise provided for; Plants operating in closed cycles and not otherwise provided for using special vapours
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02G—HOT GAS OR COMBUSTION-PRODUCT POSITIVE-DISPLACEMENT ENGINE PLANTS; USE OF WASTE HEAT OF COMBUSTION ENGINES; NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F02G5/00—Profiting from waste heat of combustion engines, not otherwise provided for
    • F02G5/02—Profiting from waste heat of exhaust gases
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • 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 apparatus.
  • a waste heat recovery apparatus that recovers energy from waste heat of a prime mover or the like using a Rankine cycle.
  • an apparatus that performs an organic Rankine cycle (ORC) using an organic medium as a working fluid is used.
  • ORC organic Rankine cycle
  • a low boiling point organic medium such as hydrofluorocarbon (HFC) -based R245fa or R365mfc used as a refrigerant for a refrigeration apparatus or the like is used as a medium for the waste heat recovery apparatus.
  • HFC hydrofluorocarbon
  • R245fa As a medium in a geothermal heat recovery apparatus.
  • high-purity R245fa starts thermal decomposition in about 31 hours in a test conducted at a temperature of 330 ° C. (330 degrees Celsius).
  • R365mfc and the like also start thermal decomposition in several tens of hours under the condition of about 200 ° C.
  • a silicon-based organic medium such as octamethylsiloxane (OMTS) is used in a waste heat recovery apparatus that recovers energy from waste heat of 300 ° C. or higher.
  • heat medium oil thermal oil
  • energy recovery is performed by first heating the heat medium oil using waste heat as a heat source, and then performing ORC using the heat medium oil as a heat source and OMTS as a working fluid. Therefore, the energy recovery efficiency is lower than a waste heat recovery apparatus that does not use an intermediate medium, that is, a waste heat recovery apparatus that directly heats the ORC medium using waste heat.
  • heat-medium oil and OMTS have combustibility, very advanced management is needed in order to use a waste-heat recovery apparatus stably.
  • the present invention is directed to a waste heat recovery device, and aims to efficiently and stably recover waste heat from a relatively high temperature heat source.
  • the waste heat recovery apparatus uses a waste heat from the apparatus as a heat source to heat R4310mee, which is a working fluid, and expands the working fluid heated by the heat exchanger to obtain mechanical energy.
  • An expander to be recovered a condenser that condenses and liquefies the working fluid expanded by the expander, and a pump that sends the working fluid liquefied by the condenser to the heat exchanger.
  • the working fluid led from the heat exchanger to the expander is in a supercritical state.
  • the device is a prime mover
  • the heat source is an exhaust of the prime mover
  • another heat exchanger that is disposed between the pump and the heat exchanger and that heats the working fluid delivered from the pump using a pressurized intake air supplied to the prime mover as a heat source. Further prepare.
  • the apparatus further includes a regenerator that heats the working fluid guided from the other heat exchanger to the heat exchanger.
  • 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 power generation system of a power plant, for example.
  • the motor system 1 includes a motor 2 with a supercharger and a waste heat recovery device 6 that recovers waste heat of the motor 2 with a supercharger.
  • the prime mover 2 with a supercharger includes a prime mover 3 that is an internal combustion engine and a supercharger 4 that is a turbocharger.
  • the prime mover 3 is, for example, a four-cycle gas engine having a maximum output (100% output) of about 6000 kW.
  • the supercharger 4 includes a turbine 41 and a compressor 42 that is mechanically connected to the turbine 41.
  • the prime mover 3 and the supercharger 4 are connected by an air supply path 31 and an exhaust path 32.
  • the exhaust path 32 guides the exhaust from the prime mover 3 to the turbine 41 and guides the exhaust that has passed through the turbine 41 to the outside of the prime mover system 1.
  • the turbine 41 is rotated by the exhaust gas supplied from the prime mover 3 through the exhaust passage 32.
  • the exhaust used for the rotation of the turbine 41 is discharged to the outside of the prime mover system 1 through the exhaust path 31.
  • the compressor 42 uses the rotational force generated in the turbine 41 (that is, using the rotation of the turbine 41 as power), and the intake air (from the outside of the prime mover system 1 to the supercharger 4 via the intake passage 43). Pressurize and compress air). Compressed air (hereinafter referred to as “supply air”) pressurized by the compressor 42 is cooled by a compressed air heat exchanger 621 (described later) provided on the air supply path 31 and then the prime mover. 3 is supplied.
  • the air supply path 31 is a flow path that guides pressurized intake air from the supercharger 4 to the prime mover 3, that is, a pressurized intake path.
  • the waste heat recovery apparatus 6 includes a pipe 61, an exhaust heat exchanger 622, an expander 63, a condenser 64, and a pump 65.
  • the exhaust heat exchanger 622, the expander 63, the condenser 64, and the pump 65 are connected in the above order by a pipe 61 through which R4310mee as a working fluid flows.
  • R4310mee is an organic medium that has thermal stability even at a relatively high temperature range of about 500 ° C. (about 500 degrees Celsius) (ie, hardly undergoes thermal decomposition under conditions of about 500 ° C.).
  • R4310mee is a nonflammable fluid.
  • ORC organic Rankine cycle
  • the liquid working fluid (that is, R4310mee) is pressurized by the pump 65 and sent to the exhaust heat exchanger 622.
  • the pressure of the working fluid delivered from the pump 65 is lower than the critical pressure of the working fluid.
  • the critical pressure means the pressure at the critical point of the working fluid (that is, the limit point of the temperature and pressure range where the phase transition between the gas phase and the liquid phase of the working fluid can occur).
  • the critical pressure of R4310mee is about 2.29 MPa (megapascal).
  • the exhaust heat exchanger 622 is provided on the exhaust path 32 on the downstream side of the turbine 41.
  • the liquid working fluid sent from the pump 65 is heated using the exhaust from the turbine 41 flowing through the exhaust passage 32 (that is, the exhaust from the prime mover 3 after passing through the turbine 41) as a heat source.
  • the working fluid is heated using the waste heat of the supercharger-equipped prime mover 2 included in the exhaust as a heat source.
  • the temperature of the exhaust gas flowing into the exhaust heat exchanger 622 is about 420 ° C., for example. Even if the output of the prime mover 3 fluctuates, the exhaust temperature does not fluctuate significantly.
  • the exhaust heat exchanger 622 includes a preheater 623 and an evaporator 624.
  • the liquid working fluid is heated by the exhaust flowing through the exhaust path 32.
  • the liquid working fluid heated by the preheater 623 is guided to the evaporator 624.
  • the evaporator 624 the liquid working fluid is heated by the exhaust flowing through the exhaust path 32 and is vaporized (evaporates).
  • the working fluid vaporized in the exhaust heat exchanger 622 is in a saturated steam state, for example, and is guided to the expander 63.
  • the working fluid may be heated to a superheated steam state.
  • the expander 63 expands the working fluid heated and vaporized by the exhaust heat exchanger 622 and recovers mechanical energy.
  • a turbine that is rotated by a working fluid is used as the expander 63.
  • the shaft of the turbine is connected to the generator 8, and the generator 8 generates power when the turbine is driven by the working fluid sent from the exhaust heat exchanger 622 via the pipe 61.
  • FIG. 2 is a TS diagram of the waste heat recovery device 6.
  • the horizontal axis of FIG. 2 indicates specific entropy, and the vertical axis indicates temperature.
  • a solid line 901 in FIG. 2 indicates the ORC in the waste heat recovery apparatus 6.
  • broken lines 902 and 903 in FIG. 2 are a saturated liquid line and a saturated vapor line of R4310mee, which is a working fluid of the waste heat recovery apparatus 6, respectively.
  • the saturated vapor line 903 of R4310mee has a positive gradient on the TS diagram.
  • the expander 63 when the working fluid in the saturated vapor state corresponding to the point 904 in FIG. 2 expands, the working fluid in the dry vapor state corresponding to the point 905 in FIG. 2 is obtained. Accordingly, the generation of droplets of the working fluid in the expander 63 is prevented (or suppressed).
  • the gaseous working fluid that has passed through the expander 63 shown in FIG. 1 is guided to the condenser 64.
  • the condenser 64 condenses and liquefies the working fluid expanded by the expander 63.
  • the working fluid liquefied by the condenser 64 is pressurized by the pump 65 and sent to the exhaust heat exchanger 622.
  • FIG. 3 is a diagram showing the recovery power in the waste heat recovery device 6 of the prime mover system 1 shown in FIG.
  • the horizontal axis in FIG. 3 indicates the temperature of the working fluid flowing from the exhaust heat exchanger 622 to the expander 63. Hereinafter, this temperature is referred to as “expander inlet temperature”.
  • the vertical axis in FIG. 3 indicates the recovery power ratio that is a dimensionless value of the recovery power of the waste heat recovery device 6.
  • the recovery power ratio is obtained by dividing the recovery power of the waste heat recovery device 6 corresponding to each expander inlet temperature by the recovery power of the waste heat recovery device 6 when the expander inlet temperature is 120 ° C.
  • the recovery power of the waste heat recovery device 6 corresponding to each expander inlet temperature is calculated by assuming that the working fluid heated to the saturated steam state in the exhaust heat exchanger 622 flows into the expander 63.
  • FIG. 4 is a diagram showing the evaporating pressure of the working fluid in the waste heat recovery apparatus 6 when calculating each recovery power ratio in FIG.
  • the horizontal axis of FIG. 4 shows the expander inlet temperature of the working fluid, and the vertical axis shows the evaporation pressure of the working fluid.
  • the recovery power ratio and the evaporation pressure at each expander inlet temperature of the waste heat recovery apparatus 6 are indicated by solid circles, respectively.
  • the waste heat recovery apparatus of the first comparative example has the same configuration as the waste heat recovery apparatus 6 shown in FIG.
  • R245fa is used as the working fluid instead of R4310mee. 3 and 4
  • the recovery power ratio and the evaporation pressure at each expander inlet temperature of the waste heat recovery apparatus of the first comparative example are indicated by hollow triangles, respectively.
  • the recovery power in the waste heat recovery apparatus of the first comparative example is also calculated by assuming that R245fa heated to the saturated steam state in the exhaust heat exchanger flows into the expander. Desired.
  • the structure of each structure can be simplified compared with the waste heat recovery apparatus of a 1st comparative example, and manufacturing cost can be reduced. Further, the waste heat recovery apparatus 6 can facilitate the operation and management of the apparatus as compared with the waste heat recovery apparatus of the first comparative example.
  • FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the expander inlet temperature and the recovery power in the waste heat recovery apparatus 6 shown in FIG.
  • the horizontal axis in FIG. 5 indicates the expander inlet temperature
  • the vertical axis indicates the recovery power ratio.
  • the recovered power ratio is obtained by dividing the recovered power corresponding to each expander inlet temperature by the recovered power when the expander inlet temperature is 190 ° C.
  • the recovery power in the waste heat recovery device 6 increases. In other words, when the expander inlet temperature increases, the waste heat recovery efficiency of the waste heat recovery device 6 can be improved.
  • the temperature of the exhaust gas flowing into the exhaust heat exchanger 622 is about 420 ° C., for example. Therefore, the working fluid can be easily heated to a relatively high temperature (for example, 300 ° C. or 350 ° C.) in the exhaust heat exchanger 622 and supplied to the expander 63. In other words, the expander inlet temperature can be easily made relatively high.
  • the working fluid R245fa is thermally decomposed in a relatively short time in a high temperature range (for example, a temperature range higher than 300 ° C.). It is difficult to recover waste heat stably.
  • the working fluid R4310mee has thermal stability even at about 500 ° C. as described above. Therefore, the waste heat can be efficiently and stably recovered from the exhaust of the prime mover 3, which is a relatively high-temperature heat source.
  • the R4310mee recovers the waste heat directly from the exhaust without passing through the intermediate medium in the exhaust heat exchanger 622. For this reason, waste heat is once recovered from exhaust gas with a heat transfer oil (thermal oil) as an intermediate medium, and ORC using a silicon-based organic medium such as octamethylsiloxane (OMTS) as a working fluid using the heat transfer oil as a heat source.
  • a waste heat recovery apparatus that performs the above (hereinafter referred to as “waste heat recovery apparatus of another comparative example”), exhaust heat of exhaust can be recovered efficiently.
  • the heat transfer oil that is an intermediate medium and the OMTS that is the working fluid of the ORC are flammable, so that they are extremely advanced in order to use the apparatus stably. Management is required.
  • R4310mee which is a working fluid of the waste heat recovery device 6, is a non-flammable fluid, and thus the waste heat recovery device 6 has high safety. Therefore, management of the waste heat recovery device 6 can be simplified.
  • the exhaust heat of the prime mover 3 can be efficiently recovered by heating the working fluid by the exhaust of the relatively high temperature prime mover 3 in the exhaust heat exchanger 622.
  • FIG. 6 is a diagram showing a configuration of a prime mover system 1a according to the second embodiment of the present invention.
  • the prime mover system 1a includes a supercharger-equipped prime mover 2 having a structure similar to that shown in FIG. 1, and a waste heat recovery device 6a having a structure different from that of the waste heat recovery device 6 shown in FIG.
  • a regenerator 66 is provided in addition to the structure of the waste heat recovery apparatus 6 shown in FIG.
  • the other structure of the waste heat recovery apparatus 6a is almost the same as that of the waste heat recovery apparatus 6 shown in FIG. 1, and the same reference numerals are given in the following description.
  • the regenerator 66 is disposed between the expander 63 and the condenser 64 and between the pump 65 and the exhaust heat exchanger 622 on the pipe 61.
  • a liquid working fluid (that is, R4310mee) is pressurized by the pump 65 and sent to the regenerator 66.
  • the pressure of the working fluid delivered from the pump 65 is lower than the critical pressure of the working fluid.
  • the regenerator 66 the liquid working fluid led from the pump 65 to the exhaust heat exchanger 622 is heated by the gaseous working fluid led from the expander 63 to the condenser 64.
  • the liquid working fluid heated in the regenerator 66 is guided to the exhaust heat exchanger 622, and the exhaust gas from the turbine 41 of the supercharger 4 flowing through the exhaust path 32 (that is, the prime mover 3).
  • the exhaust gas is heated using a heat source.
  • the liquid working fluid from the regenerator 66 is heated by the preheater 623 of the exhaust heat exchanger 622 using the exhaust as a heat source, and further heated by the evaporator 624 using the exhaust as a heat source and vaporized.
  • the working fluid vaporized in the exhaust heat exchanger 622 is in a saturated steam state, for example, and is guided to the expander 63.
  • the expander 63 expands the working fluid heated and vaporized by the exhaust heat exchanger 622 and recovers mechanical energy. And in the generator 8 connected to the expander 63, electric power generation is performed using the mechanical energy.
  • the gaseous working fluid delivered from the expander 63 is cooled by exchanging heat with the liquid working fluid guided from the pump 65 to the exhaust heat exchanger 622 in the regenerator 66. .
  • the working fluid cooled by the regenerator 66 is guided to the condenser 64 where it is condensed and liquefied.
  • the working fluid liquefied by the condenser 64 is pressurized by the pump 65 and sent to the regenerator 66, passes through the regenerator 66, and is sent to the exhaust heat exchanger 622.
  • the working fluid led from the pump 65 to the exhaust heat exchanger 622 is heated by the working fluid led from the expander 63 to the condenser 64.
  • the exhaust heat exchanger 622 energy required for heating the unit amount of working fluid to a predetermined state can be reduced.
  • the flow rate of the working fluid in the exhaust heat exchanger 622 can be increased, and the flow rate of the working fluid guided from the exhaust heat exchanger 622 to the expander 63 can also be increased.
  • the efficiency of waste heat recovery by the waste heat recovery device 6a can be improved.
  • the working fluid led from the expander 63 to the condenser 64 is cooled by the liquid working fluid led from the pump 65 to the exhaust heat exchanger 622. For this reason, in the condenser 64, the energy required to liquefy a unit amount of working fluid can be reduced. Thereby, the efficiency of waste heat recovery by the waste heat recovery apparatus 6a can be further improved.
  • the saturated vapor line of R4310mee which is the working fluid of the waste heat recovery apparatus 6a
  • the saturated vapor line of R4310mee has a positive gradient on the TS diagram (see FIG. 2).
  • the saturated steam of the working fluid is expanded in the expander 63
  • the expanded working fluid is dry steam. Therefore, in the regenerator 66, the working fluid condensed by the condenser 64 can be heated by sensible heat from the temperature of the dry steam to the condensation temperature. As a result, the efficiency of waste heat recovery in the ORC using the regenerator 66 can be further improved.
  • FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the expander inlet temperature and the recovery power in the waste heat recovery apparatus 6a.
  • the horizontal axis in FIG. 7 indicates the expander inlet temperature, and the vertical axis indicates the recovery power ratio.
  • the recovery power ratio is also shown for the waste heat recovery device of the second comparative example using R245fa as the working fluid.
  • the waste heat recovery apparatus of the second comparative example has the same configuration as the waste heat recovery apparatus 6a shown in FIG. 6, and uses R245fa as a working fluid instead of R4310mee.
  • the recovery power ratio of the waste heat recovery apparatus 6a is indicated by a solid line 91
  • the recovery power ratio of the waste heat recovery apparatus of the second comparative example is indicated by a broken line 92.
  • the recovery power ratios of the waste heat recovery device 6a and the waste heat recovery device of the second comparative example are the recovery power at each expander inlet temperature, and the waste heat recovery when the expander inlet temperature is about 260 ° C. It is obtained by dividing by the recovery power of the device 6a.
  • the recovery power of the waste heat recovery apparatus 6a is obtained by calculation assuming that the evaporation temperature and the evaporation pressure of R4310mee, which is a working fluid, are about 180 ° C. and about 2.1 MPa, respectively.
  • the recovery power of the waste heat recovery apparatus of the second comparative example is obtained by calculation assuming that the evaporation temperature and the evaporation pressure of R245fa as the working fluid are about 140 ° C. and about 2.8 MPa, respectively.
  • the recovery power of the waste heat recovery device 6a shown in FIG. 6 is larger than the recovery power of the waste heat recovery device of the second comparative example.
  • the recovery power of the waste heat recovery device 6a is the second comparison even when the expander inlet temperature is lower than 210 ° C and when the expander inlet temperature is higher than 330 ° C. It is larger than the recovery power of the waste heat recovery device in the example.
  • the waste heat of the prime mover 3 can be recovered efficiently compared to the waste heat recovery device of the second comparative example.
  • R245fa that is a working fluid is thermally decomposed in a relatively short time in a high temperature range (for example, a temperature range higher than 300 ° C.).
  • a high temperature range for example, a temperature range higher than 300 ° C.
  • the working fluid R4310mee has thermal stability even at about 500 ° C. as described above, so the waste heat of the prime mover 3 that is a relatively high-temperature heat source is removed. It can be recovered efficiently and stably.
  • FIG. 8 is a diagram showing a configuration of a prime mover system 1b according to the third embodiment of the present invention.
  • the prime mover system 1b includes a supercharger-equipped prime mover 2 having a structure similar to that shown in FIG. 1, and a waste heat recovery device 6b having a structure different from that of the waste heat recovery device 6 shown in FIG.
  • an exhaust heat exchanger 622a having a structure different from that of the exhaust heat exchanger 622 shown in FIG. 1 is provided.
  • the evaporator 624 see FIG. 1) for vaporizing R4310mee, which is a working fluid, is omitted.
  • a compressed air heat exchanger 621 is disposed on the pipe 61 between the pump 65 and the exhaust heat exchanger 622a.
  • the other structure of the waste heat recovery apparatus 6b is almost the same as that of the waste heat recovery apparatus 6 shown in FIG. 1, and the same reference numerals are given in the following description.
  • the compressed air heat exchanger 621 is provided on the air supply path 31.
  • the liquid working fluid sent from the pump 65 is preliminarily heated using the supply air from the compressor 42 flowing through the supply air passage 31 as a heat source.
  • the working fluid is heated using heat generated to cool the compressed air (that is, waste heat of the supercharger-equipped prime mover 2 included in the supply air) as a heat source.
  • the temperature of the supply air flowing into the compressed air heat exchanger 621 is about 130 to 210 ° C., for example.
  • the temperature of the supply air varies relatively greatly depending on the output of the prime mover 3.
  • FIG. 9 is a TS diagram of the waste heat recovery apparatus 6b.
  • the horizontal axis of FIG. 9 shows specific entropy, and the vertical axis shows temperature.
  • a solid line 906 in FIG. 9 indicates the ORC in the waste heat recovery apparatus 6b.
  • broken lines 902 and 903 in FIG. 9 are a saturated liquid line and a saturated vapor line of R4310mee, which is a working fluid of the waste heat recovery apparatus 6b, respectively.
  • the liquid working fluid (that is, R4310mee) is pressurized by the pump 65 and sent to the compressed air heat exchanger 621 in the waste heat recovery apparatus 6b shown in FIG.
  • the pressure of the working fluid sent out by the pump 65 is higher than that of the waste heat recovery device 6 shown in FIG. 1 and higher than the critical pressure of the working fluid.
  • the critical pressure of R4310mee is about 2.2 MPa as described above.
  • the liquid working fluid is preliminarily heated using the air supplied from the compressor 42 flowing through the air supply passage 31 as a heat source.
  • the liquid working fluid sent from the compressed air heat exchanger 621 is guided to the exhaust heat exchanger 622a through the pipe 61.
  • the liquid working fluid sent from the compressed air heat exchanger 621 heats the exhaust from the turbine 41 of the supercharger 4 flowing through the exhaust passage 32 (that is, the exhaust of the prime mover 3) as a heat source. Is done.
  • the working fluid is heated to a temperature higher than the critical temperature of the working fluid.
  • the critical temperature means the temperature at the critical point of the working fluid.
  • the critical temperature of R4310mee is about 181 ° C.
  • the working fluid sent from the exhaust heat exchanger 622a and guided to the expander 63 is in a supercritical state where the pressure and temperature are higher than the critical pressure and critical temperature.
  • the liquid working fluid delivered from the compressed air heat exchanger 621 is heated by the exhaust heat exchanger 622a to be in a supercritical state corresponding to the point 907 in FIG.
  • the expander 63 expands the supercritical working fluid and recovers mechanical energy. And in the generator 8 connected to the expander 63, electric power generation is performed using the mechanical energy. Since the critical temperature and critical pressure of R4310mee are lower than the temperature and pressure of water vapor in a normal steam boiler, the expansion machine 63 can easily realize the expansion of R4310mee in a supercritical state. In the expander 63, the working fluid in a supercritical state corresponding to the point 907 in FIG. 9 expands, and is sent out in a superheated steam state corresponding to the point 908 in FIG.
  • the working fluid in the superheated vapor state sent from the expander 63 is guided to the condenser 64, where it is condensed and liquefied.
  • the working fluid liquefied by the condenser 64 is pressurized to a pressure higher than the critical pressure by the pump 65, sent to the compressed air heat exchanger 621, and passes through the compressed air heat exchanger 621. Then, it is sent to the exhaust heat exchanger 622.
  • FIG. 10 is a diagram showing a comparison between the recovery power in the waste heat recovery apparatus 6b shown in FIG. 8 and the recovery power in the waste heat recovery apparatus 6 shown in FIG.
  • the waste heat recovery apparatuses 6 and 6b are common in that they do not have the regenerator 66 (see FIG. 6), and are different from each other in that the waste heat recovery apparatus 6b has a compressed air heat exchanger 621. Further, they differ from each other in that the waste heat recovery device 6b uses a supercritical working fluid and the waste heat recovery device 6 does not use a supercritical working fluid.
  • the horizontal axis of FIG. 10 shows the evaporation temperature of the working fluid (that is, R4310mee) in the exhaust heat exchanger 622 of the waste heat recovery apparatus 6 shown in FIG.
  • the vertical axis in FIG. 10 indicates the recovery power ratio of the waste heat recovery apparatuses 6 and 6b.
  • the recovery power ratio of the waste heat recovery apparatuses 6 and 6b is obtained by dividing the recovery power of the waste heat recovery apparatuses 6 and 6b by the recovery power of the waste heat recovery apparatus 6 when the evaporation temperature is 130 ° C.
  • the recovery power ratio in the waste heat recovery apparatus 6 at the evaporation temperatures of 130 ° C., 140 ° C., 150 ° C., 160 ° C. and 170 ° C. is indicated by hollow circles. Further, in the waste heat recovery apparatus 6b shown in FIG. 8, since the working fluid is not vaporized in the exhaust heat exchanger 622a, the recovery power in the waste heat recovery apparatus 6b is irrelevant to the value on the horizontal axis in FIG. In FIG. 10, the recovery power in the waste heat recovery device 6 b is indicated by a solid line 93.
  • the recovery power (solid line 93) in the waste heat recovery apparatus 6b is such that the temperature of the supply air from the compressor 42 is 200 ° C., the temperature of the exhaust from the turbine 41 is 415 ° C., and the exhaust heat exchanger 622a to the expander 63.
  • the expander inlet temperature and expander inlet pressure, which are the temperature and pressure of the inflowing working fluid, are set to 350 ° C. and 3.0 MPa, respectively, and the condensing temperature of the working fluid in the condenser 64 is determined to be 38 ° C. by calculation.
  • the recovery power (circles) in the waste heat recovery apparatus 6 is the same as the above in the temperature of the supply air from the compressor 42, the temperature of the exhaust from the turbine 41, and the condensation temperature of the working fluid in the condenser 64, respectively. It is calculated by assuming that the working fluid vaporized at each evaporation temperature is 200 ° C., 415 ° C. and 38 ° C. and heated to 350 ° C. in the exhaust heat exchanger 622 and then supplied to the expander 63.
  • the evaporation pressure of the working fluid at the evaporation temperatures of 130 ° C., 140 ° C., 150 ° C., 160 ° C. and 170 ° C. is about 0.8 MPa, about 1.0 MPa, about 1.3 MPa, about 1.5 MPa and about 1.9 MPa.
  • the recovery power in the waste heat recovery device 6b (see FIG. 8) using the supercritical working fluid is the waste heat recovery device 6 (see FIG. 1) that does not use the supercritical working fluid. Is greater than the recovery power at, regardless of the evaporation temperature in the exhaust heat exchanger 622 of the waste heat recovery device 6. That is, in the waste heat recovery device 6b, the waste heat recovery efficiency can be improved as compared with the waste heat recovery device 6.
  • the waste heat recovery device 6 Since the waste heat recovery device 6 does not use a supercritical working fluid, it is necessary to apply heat for latent heat in heating the working fluid. However, the waste heat recovery device 6b uses a supercritical working fluid. By doing so, it becomes unnecessary to apply heat for latent heat. Whether or not the application of heat for the latent heat is necessary contributes to the difference in the recovery power described above.
  • the expander inlet temperature of the waste heat recovery device 6 b is equal to the expander inlet temperature of the waste heat recovery device 6, but the expander inlet pressure of the waste heat recovery device 6 b is the expander of the waste heat recovery device 6. Greater than inlet pressure. For this reason, the heat drop in the expander 63 of the waste heat recovery apparatus 6b is larger than the heat drop in the expander 63 of the waste heat recovery apparatus 6. The difference in the heat drop is also a cause of the difference in the recovery power described above.
  • the exhaust heat of the prime mover 3 can be efficiently recovered by heating the working fluid by the exhaust of the relatively high temperature prime mover 3 in the exhaust heat exchanger 622a. Further, in the compressed air heat exchanger 621, waste heat of the prime mover 3 can be recovered more efficiently by preliminarily heating the working fluid using the supply air as a heat source and then sending it to the exhaust heat exchanger 622a. .
  • the temperature of the exhaust gas flowing into the exhaust heat exchanger 622a is, for example, about 420 ° C.
  • the temperature of the supply air flowing into the compressed air heat exchanger 621 is, for example, about 130. ⁇ 210 ° C.
  • the waste heat of the relatively low temperature supply air is used for preliminary heating of the working fluid in the compressed air heat exchanger 621, and the waste heat of the relatively high temperature exhaust is exhausted. This is used for heating the working fluid in the heat exchanger 622a.
  • the installation area of the device can be reduced and the operation management of the device can be simplified.
  • FIG. 11 is a diagram showing the relationship between the output of the prime mover 3, the exhaust gas temperature, and the supply air temperature.
  • the horizontal axis of FIG. 11 indicates the output ratio of the prime mover 3 (that is, the ratio of output to the maximum output), and the vertical axis indicates the exhaust temperature and the supply air temperature in a dimensionless manner.
  • the non-dimensionalization of the exhaust temperature and the supply air temperature is performed by dividing the exhaust temperature and the supply air temperature by the exhaust temperature when the output ratio is 100%.
  • the exhaust temperature indicated by the solid square is approximately constant regardless of the output ratio of the prime mover 3, but the supply air temperature indicated by the hollow square decreases the output ratio of the prime mover 3. It decreases gradually as you go.
  • FIG. 12 is a diagram showing the relationship between the temperature of the supply air from the compressor 42 and the recovery power in the waste heat recovery apparatus 6b.
  • the horizontal axis in FIG. 12 indicates the supply air temperature, and the vertical axis indicates the recovery power ratio.
  • the recovery power ratio is obtained by dividing the recovery power in the waste heat recovery device 6b by the recovery power in the waste heat recovery device 6 when the evaporation temperature is 130 ° C., as in FIG.
  • the recovery power in the waste heat recovery device 6b is the maximum recovery power in the waste heat recovery device 6 when the supply air temperature is 200 ° C. (that is, evaporation in FIG. 10) even when the supply air temperature is 130 ° C. This is almost equal to the recovery power of the waste heat recovery device 6 when the temperature is about 160 ° C. Therefore, the recovery power in the waste heat recovery device 6b when the supply air temperature is 130 ° C. is naturally larger than the maximum recovery power in the waste heat recovery device 6 when the supply air temperature is 130 ° C.
  • the recovery power in the waste heat recovery apparatus 6b using the supercritical working fluid is the waste heat recovery apparatus 6 that does not use the supercritical working fluid regardless of the temperature of the supply air from the compressor 42. Greater than recovery power. That is, in the waste heat recovery device 6b, even when the supply air temperature fluctuates due to the output fluctuation of the prime mover 3, the waste associated with the prime mover 3 is maintained while maintaining high recovery efficiency corresponding to the fluctuation of the supply air temperature. Heat can be recovered.
  • FIG. 13 is a diagram showing the relationship between the expander inlet temperature and the recovery power in the waste heat recovery apparatus 6b shown in FIG.
  • the horizontal axis in FIG. 13 indicates the expander inlet temperature, and the vertical axis indicates the recovery power ratio.
  • the recovery power ratio is also shown for the waste heat recovery apparatus of the third comparative example.
  • the waste heat recovery apparatus of the third comparative example has the same configuration as the waste heat recovery apparatus 6b shown in FIG. 8, and uses R245fa as the working fluid instead of R4310mee.
  • the working fluid (R245fa) heated to the supercritical state in the exhaust heat exchanger is supplied to the expander.
  • the critical temperature and critical pressure of R245fa are about 150 ° C. and about 3.7 MPa, respectively.
  • the recovery power ratio of the waste heat recovery device 6 b is indicated by a solid line 94
  • the recovery power ratio of the waste heat recovery device of the third comparative example is indicated by a broken line 95.
  • the recovery power ratios of the waste heat recovery device 6b and the waste heat recovery device of the third comparative example are the recovery power at each expander inlet temperature, and the waste heat recovery when the expander inlet temperature is about 250 ° C. It is obtained by dividing by the recovery power of the device 6b.
  • the recovery power of the waste heat recovery device 6b is obtained by calculation with the expander inlet pressure of R4310mee, which is a working fluid, being about 3.0 MPa.
  • the recovery power of the waste heat recovery apparatus of the third comparative example can be obtained by calculation with the expander inlet pressure of R245fa, which is the working fluid, being about 4.0 MPa.
  • the recovery power of the waste heat recovery device 6b shown in FIG. 8 is larger than the recovery power of the waste heat recovery device of the third comparative example.
  • the recovery power of the waste heat recovery device 6b is the third comparison even when the expander inlet temperature is lower than 250 ° C. and when the expander inlet temperature is higher than 350 ° C. It is larger than the recovery power of the waste heat recovery device in the example.
  • the waste heat recovery device 6b can efficiently recover the waste heat of the prime mover 3.
  • the waste heat recovery apparatus of the third comparative example actually, R245fa as the working fluid is thermally decomposed in a relatively short time in a high temperature range (for example, a temperature range higher than 300 ° C.).
  • a high temperature range for example, a temperature range higher than 300 ° C.
  • the working fluid R4310mee has thermal stability even at about 500 ° C. as described above, so the waste heat of the prime mover 3 that is a relatively high-temperature heat source is removed. It can be recovered efficiently and stably.
  • FIG. 14 is a diagram showing a configuration of a prime mover system 1c according to the fourth embodiment of the present invention.
  • the prime mover system 1c includes a supercharger-equipped prime mover 2 having a structure similar to that shown in FIG. 8, and a waste heat recovery device 6c having a structure different from that of the waste heat recovery device 6b shown in FIG.
  • a regenerator 66 is provided in addition to the structure of the waste heat recovery apparatus 6b shown in FIG.
  • the other structure of the waste heat recovery device 6c is substantially the same as that of the waste heat recovery device 6b shown in FIG. 8, and the same reference numerals are given in the following description.
  • the regenerator 66 is disposed on the pipe 61 between the expander 63 and the condenser 64 and between the compressed air heat exchanger 621 and the exhaust heat exchanger 622a.
  • a liquid working fluid (that is, R4310mee) is pressurized by the pump 65 and sent to the compressed air heat exchanger 621.
  • the pressure of the working fluid delivered from the pump 65 is higher than the critical pressure of the working fluid, like the waste heat recovery device 6b shown in FIG.
  • the liquid working fluid is preliminarily heated using the air supplied from the compressor 42 flowing through the air supply passage 31 as a heat source.
  • the liquid working fluid sent from the compressed air heat exchanger 621 is guided to the exhaust heat exchanger 622a through the regenerator 66 by the pipe 61.
  • the regenerator 66 the liquid working fluid led from the compressed air heat exchanger 621 to the exhaust heat exchanger 622a is heated by the gaseous working fluid led from the expander 63 to the condenser 64.
  • the liquid working fluid heated in the regenerator 66 is guided to the exhaust heat exchanger 622a, and the exhaust gas from the turbine 41 of the supercharger 4 flowing through the exhaust path 32 (that is, the prime mover 3) in the exhaust heat exchanger 622a.
  • the exhaust gas is heated using a heat source.
  • the working fluid is heated to a temperature higher than the critical temperature of the working fluid and becomes a supercritical state.
  • the expander 63 expands the working fluid in a supercritical state and recovers mechanical energy.
  • electric power generation is performed using the mechanical energy.
  • the supercritical working fluid expands and is delivered in a superheated steam state.
  • the superheated steam working fluid sent from the expander 63 exchanges heat with the liquid working fluid led from the compressed air heat exchanger 621 to the exhaust heat exchanger 622a in the regenerator 66 as described above. It is cooled by.
  • the working fluid cooled by the regenerator 66 is guided to the condenser 64 where it is condensed and liquefied.
  • the working fluid liquefied by the condenser 64 is pressurized to a pressure higher than the critical pressure by the pump 65, sent to the compressed air heat exchanger 621, and passes through the compressed air heat exchanger 621. Then, it is sent to the exhaust heat exchanger 622a.
  • the operation fluid that is guided from the expander 63 to the condenser 64 is guided from the compressed air heat exchanger 621 to the exhaust heat exchanger 622a.
  • the fluid is heated.
  • energy required for heating the unit amount of working fluid to a predetermined supercritical state can be reduced.
  • the flow rate of the working fluid in the exhaust heat exchanger 622a can be increased, and the flow rate of the working fluid guided from the exhaust heat exchanger 622a to the expander 63 can also be increased.
  • the efficiency of waste heat recovery by the waste heat recovery device 6c can be improved.
  • the working fluid led from the expander 63 to the condenser 64 is cooled by the liquid working fluid led from the compressed air heat exchanger 621 to the exhaust heat exchanger 622a. For this reason, in the condenser 64, the energy required to liquefy a unit amount of working fluid can be reduced. Thereby, the efficiency of waste heat recovery by the waste heat recovery device 6c can be further improved.
  • the supercritical working fluid supplied to the expander 63 expands to become a relatively high-temperature superheated steam.
  • the turbine efficiency of the expander 63 is about 65% and the expander inlet temperature and the expander inlet pressure of the working fluid are about 350 ° C. and about 3.0 MPa, respectively
  • the expander 63 to the regenerator 66 The temperature of the superheated steam working fluid supplied to is about 290-300 ° C.
  • the working fluid condensed by the condenser 64 can be heated by sensible heat from the temperature of the relatively high superheated steam to the condensation temperature.
  • the efficiency of waste heat recovery in the ORC using the working fluid in the supercritical state and also using the regenerator 66 can be further improved.
  • the working fluid sent from the compressed air heat exchanger 621 can be heated by the working fluid in a superheated steam state having a relatively high temperature. Therefore, the output of the prime mover 3 is relatively small, and the compressed air is compressed. Even when the supply air temperature in the heat exchanger 621 is relatively low, the working fluid can be sufficiently heated in the regenerator 66 and supplied to the exhaust heat exchanger 622a. Therefore, in the waste heat recovery device 6c, even when the supply air temperature fluctuates due to the output fluctuation of the prime mover 3, the waste associated with the prime mover 3 is maintained while maintaining high recovery efficiency corresponding to the fluctuation of the supply air temperature. Heat can be recovered.
  • FIG. 15 is a diagram showing a comparison between the recovery power in the waste heat recovery apparatus 6c shown in FIG. 14 and the recovery power in the waste heat recovery apparatus 6b shown in FIG.
  • the waste heat recovery devices 6b and 6c are common in that they use a supercritical working fluid (that is, R4310mee).
  • the waste heat recovery device 6c is different from each other in that a regenerator 66 is provided, and the waste heat recovery device 6b is not provided with a regenerator.
  • the horizontal axis of FIG. 15 indicates the supply air temperature in the waste heat recovery apparatuses 6b and 6c, and the vertical axis indicates the recovery power ratio of the waste heat recovery apparatuses 6b and 6c.
  • the recovery power ratio of the waste heat recovery devices 6b and 6c is obtained by dividing the recovery power in the waste heat recovery devices 6b and 6c by the recovery power in the waste heat recovery device 6b when the supply air temperature is 130 ° C.
  • the recovery power ratios in the waste heat recovery apparatuses 6b and 6c when the supply air temperature is 130 ° C., 150 ° C., 180 ° C., and 200 ° C. are indicated by hollow circles and solid circles, respectively.
  • the recovery power (solid circles) in the waste heat recovery device 6c is the temperature and pressure of the working fluid flowing from the exhaust heat exchanger 622a to the expander 63 when the temperature of the exhaust from the turbine 41 is 415 ° C.
  • the expansion machine inlet temperature and the expansion machine inlet pressure are set to 350 ° C. and 3.0 MPa
  • the condensation temperature of the working fluid in the condenser 64 is set to 38 ° C.
  • the temperature of the working fluid flowing into the exhaust heat exchanger 622a is calculated to be 200 ° C. Is required.
  • the recovery power of the waste heat recovery device 6c is heated to 200 ° C. regardless of the supply air temperature when the working fluid sent from the condenser 64 passes through the compressed air heat exchanger 621 and the regenerator 66. Is required.
  • the recovery power (hollow circle) in the waste heat recovery device 6b is the exhaust temperature from the turbine 41, the expander inlet temperature, the expander inlet pressure, and the condensation temperature of the working fluid in the condenser 64, respectively. Similarly, 415 ° C., 350 ° C., 3.0 MPa, and 38 ° C. are obtained by calculation.
  • the temperature of the working fluid flowing into the exhaust heat exchanger 622a that is, the temperature of the working fluid heated by the compressed air heat exchanger 621 depends on the supply air temperature. Be changed. Specifically, when the supply air temperature is 130 ° C., 150 ° C., 180 ° C. and 200 ° C., the temperature of the working fluid flowing into the exhaust heat exchanger 622a is 100 ° C., 120 ° C., 150 ° C. and 160 ° C., respectively. is there.
  • the recovery power in the waste heat recovery device 6c (see FIG. 14) using the working fluid in the supercritical state and including the regenerator 66 is used for the recovery power using the working fluid in the supercritical state. It is larger than the recovery power in the waste heat recovery apparatus 6b (see FIG. 8) that does not have, regardless of the supply air temperature. That is, in the waste heat recovery device 6c, by providing the regenerator 66, the waste heat recovery efficiency can be improved as compared with the waste heat recovery device 6b as described above.
  • waste heat recovery devices 6, 6a to 6c can be variously modified.
  • FIG. 16 is a TS diagram of the waste heat recovery apparatus 6 provided with a superheater.
  • the working fluid vaporized in the evaporator 624 is heated in the superheater using the exhaust from the turbine 41 as a heat source to become superheated steam.
  • a point 909 in FIG. 16 corresponds to the working fluid in the superheated steam state.
  • the working fluid in the superheated steam state is expanded by the expander 63. Thereby, the recovery efficiency of the waste heat in the waste heat recovery apparatuses 6 and 6a can be improved.
  • a compressed air heat exchanger 621 using heat supplied from the compressor 42 as a heat source may be provided.
  • the compressed air heat exchanger 621 is disposed between the pump 65 and the exhaust heat exchanger 622 on the pipe 61.
  • the compressed air heat exchanger 621 using the supply air from the compressor 42 as a heat source is omitted, and only the waste heat of the exhaust is recovered by the exhaust heat exchanger 622a as waste heat from the prime mover 3. May be.
  • another heat exchanger that heats the R4310mee, which is a working fluid, using the jacket cooling water of the prime mover 3 as a heat source may be further provided.
  • a heat exchanger using jacket cooling water as a heat source is disposed on the pipe 61 between the pump 65 and the exhaust heat exchanger 622.
  • the heat exchanger using the jacket cooling water as a heat source is disposed on the pipe 61 between the pump 65 and the compressed air heat exchanger 621.
  • a heat exchanger using the jacket cooling water as a heat source may be provided.
  • the prime mover 3 may be, for example, a two-cycle gas engine.
  • the compressed air that is the intake air pressurized by the compressor 42 is called “scavenging”, and the air supply path 31 is called a scavenging path.
  • the prime mover 3 may be an internal combustion engine other than a gas engine, or may be a prime mover other than the internal combustion engine.
  • the waste heat recovery devices 6, 6a to 6c can be used in various facilities other than the prime mover system.
  • the waste heat recovery devices 6, 6a to 6c include R4310mee, which is a working fluid using the waste heat of various devices as a heat source.
  • a heat exchanger may be provided that heats. Even in this case, the waste heat recovery devices 6, 6a to 6c can recover the waste heat efficiently and stably from a relatively high temperature heat source, as described above.

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Abstract

　廃熱回収装置（６）は、配管（６１）と、圧縮空気熱交換器（６２１）と、排気熱交換器（６２２）と、膨張機（６３）と、凝縮器（６４）と、ポンプ（６５）とを備える。配管（６１）を流れる作動流体はＲ４３１０ｍｅｅである。作動流体は、圧縮空気熱交換器（６２１）において、原動機（３）の給気を熱源として加熱され、排気熱交換器（６２２）において、原動機（３）の排気を熱源として加熱されて気化する。膨張機（６３）は、ガス状の作動流体を膨張させて機械的エネルギーを回収する。膨張後の作動流体は、凝縮器（６４）にて凝縮されて液化し、ポンプ（６５）により圧縮空気熱交換器（６２１）へと送出される。廃熱回収装置（６）では、作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅが、約５００℃においても熱安定性を有する。したがって、比較的高温の熱源である原動機（３）の排気から、廃熱を効率良く安定して回収することができる。

Description

廃熱回収装置
　本発明は、廃熱回収装置に関する。
　従来より、ランキンサイクルを利用して原動機等の廃熱からエネルギーを回収する廃熱回収装置が知られている。このような廃熱回収装置の１つとして、有機媒体を作動流体として有機ランキンサイクル（ＯＲＣ：Organic Rankine Cycle）を行うものが利用されている。廃熱の温度が比較的低い場合、廃熱回収装置の媒体として、冷凍装置等の冷媒に利用されるハイドロフルオロカーボン（ＨＦＣ）系のＲ２４５ｆａやＲ３６５ｍｆｃ等、低沸点の有機媒体が用いられる。
　一方、「ジャンフランコ・アンジェリーノ（Gianfranco Angelino）、コスタンテ・インヴェルニッツィ（Costante Invernizzi）、「オゾン破壊係数がゼロである新たな冷媒の熱的安定性に関する実験による研究（Experimental investigation on the thermal stability of some new zero ODP refrigerants）」、インターナショナルジャーナルオブレフリジレーション２６（International Journal of Refrigeration 26）、２００３年、ｐ．５１－５８」（文献１）では、地熱の熱回収装置において、Ｒ２４５ｆａを媒体として用いることが提案されている。文献１によれば、高純度のＲ２４５ｆａは、温度を３３０℃（摂氏３３０度）として行ったテストにおいて、３１時間程度で熱分解を開始する。また、Ｒ３６５ｍｆｃ等も２００℃程度の条件下において数十時間で熱分解を開始する。
　上述のように、Ｒ２４５ｆａ等を媒体とするＯＲＣを利用する廃熱回収装置では、廃熱が高温（例えば、３００℃以上）になると、媒体が比較的短時間で熱分解してしまい、装置の腐食等を発生させるおそれがある。
　そこで、ヨーロッパ等では、３００℃以上の廃熱からエネルギーを回収する廃熱回収装置において、オクタメチルシロキサン（ＯＭＴＳ）等のシリコン系の有機媒体が利用されている。このような廃熱回収装置では、ＯＭＴＳの熱分解を防止するために、熱媒油（サーマルオイル）が中間媒体として利用される。具体的には、廃熱を熱源として熱媒油をまず加熱し、次に、熱媒油を熱源として、ＯＭＴＳを作動流体としてＯＲＣを行うことによりエネルギーの回収が行われる。したがって、中間媒体を用いない廃熱回収装置、すなわち、廃熱によりＯＲＣの媒体を直接的に加熱する廃熱回収装置に比べて、エネルギーの回収効率は低下する。また、熱媒油およびＯＭＴＳは可燃性を有するため、廃熱回収装置を安定して使用するために非常に高度な管理が必要となる。
　本発明は、廃熱回収装置に向けられており、比較的高温の熱源から廃熱を効率良く安定して回収することを目的としている。
　本発明に係る廃熱回収装置は、装置からの廃熱を熱源として作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅを加熱する熱交換器と、前記熱交換器にて加熱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膨張機と、前記膨張機にて膨張させた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。これにより、比較的高温の熱源から廃熱を効率良く安定して回収することができる。
　本発明の一の好ましい実施の形態では、前記熱交換器から前記膨張機へと導かれる作動流体が超臨界状態である。
　本発明の他の好ましい実施の形態では、前記装置が、原動機であり、前記熱源が、前記原動機の排気である。
　より好ましくは、前記ポンプと前記熱交換器との間に配置され、前記原動機へと供給される加圧された吸気を熱源として前記ポンプから送出された作動流体を加熱する他の熱交換器をさらに備える。
　さらに好ましくは、前記膨張機と前記凝縮器との間、および、前記他の熱交換器と前記熱交換器との間に配置され、前記膨張機から前記凝縮器へと導かれる作動流体により、前記他の熱交換器から前記熱交換器へと導かれる作動流体を加熱する再生器をさらに備える。
　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。 廃熱回収装置のＴ－Ｓ線図である。 膨張機入口温度と回収動力との関係を示す図である。 膨張機入口温度と蒸発圧力との関係を示す図である。 膨張機入口温度と回収動力との関係を示す図である。 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。 膨張機入口温度と回収動力との関係を示す図である。 第３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。 廃熱回収装置のＴ－Ｓ線図である。 作動流体の蒸発温度と回収動力との関係を示す図である。 原動機の出力と排気温度および給気温度との関係を示す図である。 給気温度と回収動力との関係を示す図である。 膨張機入口温度と回収動力との関係を示す図である。 第４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。 給気温度と回収動力との関係を示す図である。 廃熱回収装置のＴ－Ｓ線図である。
　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、例えば、発電所の発電システムとして利用される。原動機システム１は、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、内燃機関である原動機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は、例えば、最大出力（１００％出力）が約６０００ｋＷの４サイクル・ガスエンジンである。過給機４は、タービン４１と、タービン４１に機械的に接続されるコンプレッサ４２とを備える。原動機３と過給機４とは、給気路３１および排気路３２により接続される。排気路３２は、原動機３からの排気をタービン４１へと導き、タービン４１を通過した排気を原動機システム１の外部へと導く。
　タービン４１は、原動機３から排気路３２を介して供給さ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、排気路３１を介して原動機システム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を介して過給機４に導かれた吸気（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圧縮空気（以下、「給気」という。）は、給気路３１上に設けられた圧縮空気熱交換器６２１（後述）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、給気が生成される。給気路３１は、加圧された吸気を過給機４から原動機３へと導く流路、すなわち、加圧吸気路である。
　廃熱回収装置６は、配管６１と、排気熱交換器６２２と、膨張機６３と、凝縮器６４と、ポンプ６５とを備える。排気熱交換器６２２、膨張機６３、凝縮器６４およびポンプ６５は、作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅが流れる配管６１により、上記順序にて接続される。Ｒ４３１０ｍｅｅは、約５００℃（約摂氏５００度）の比較的高温域においても熱安定性を有する（すなわち、約５００℃の条件下でほとんど熱分解を生じない）有機媒体である。また、Ｒ４３１０ｍｅｅは不燃性流体である。廃熱回収装置６では、Ｒ４３１０ｍｅｅを作動流体として利用し、いわゆる有機ランキンサイクル（ＯＲＣ：Organic Rankine Cycle）が行われる。
　廃熱回収装置６では、ポンプ６５により液状の作動流体（すなわち、Ｒ４３１０ｍｅｅ）が加圧されて排気熱交換器６２２へと送出される。ポンプ６５から送出される作動流体の圧力は、作動流体の臨界圧力よりも低い。臨界圧力とは、作動流体の臨界点（すなわち、作動流体の気相－液相間の相転移が起こりうる温度および圧力の範囲の限界点）における圧力を意味する。Ｒ４３１０ｍｅｅの臨界圧力は、約２．２９ＭＰａ（メガパスカル）である。
　排気熱交換器６２２は、排気路３２上においてタービン４１よりも下流側に設けられる。排気熱交換器６２２では、ポンプ６５から送出された液状の作動流体が、排気路３２を流れるタービン４１からの排気（すなわち、タービン４１を通過した後の原動機３からの排気）を熱源として加熱される。換言すれば、排気熱交換器６２２では、排気に含まれる過給機付き原動機２の廃熱を熱源として作動流体が加熱される。排気熱交換器６２２に流入する排気の温度は、例えば、約４２０℃である。排気の温度は、原動機３の出力が変動した場合であっても、あまり大きく変動しない。
　排気熱交換器６２２は、予熱器６２３と、蒸発器６２４とを備える。予熱器６２３では、液状の作動流体が、排気路３２を流れる排気により加熱される。予熱器６２３にて加熱された液状の作動流体は、蒸発器６２４へと導かれる。蒸発器６２４では、液状の作動流体が、排気路３２を流れる排気により加熱されて気化（蒸発）する。排気熱交換器６２２にて気化された作動流体は、例えば、飽和蒸気状態であり、膨張機６３へと導かれる。なお、排気熱交換器６２２では、作動流体が過熱蒸気状態まで加熱されてもよい。
　膨張機６３は、排気熱交換器６２２により加熱されて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、作動流体により回転するタービンが膨張機６３として利用される。当該タービンの軸は発電機８に接続されており、排気熱交換器６２２から配管６１を介して送り込まれる作動流体により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。
　図２は、廃熱回収装置６のＴ－Ｓ線図である。図２の横軸は比エントロピーを示し、縦軸は温度を示す。図２中の実線９０１は、廃熱回収装置６におけるＯＲＣを示す。また、図２中の破線９０２，９０３はそれぞれ、廃熱回収装置６の作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅの飽和液線および飽和蒸気線である。図２に示すように、Ｒ４３１０ｍｅｅの飽和蒸気線９０３は、Ｔ－Ｓ線図上において正の勾配を有する。このため、膨張機６３では、図２中の点９０４に対応する飽和蒸気状態の作動流体が膨張することにより、図２中の点９０５に対応する乾き蒸気状態の作動流体となる。したがって、膨張機６３内における作動流体の液滴の生成が防止（または抑制）される。
　図１に示す膨張機６３を通過したガス状の作動流体は、凝縮器６４へと導かれる。凝縮器６４は、膨張機６３にて膨張させた作動流体を凝縮して液化する。凝縮器６４にて液化された作動流体は、ポンプ６５により加圧されて排気熱交換器６２２へと送出される。
　図３は、図１に示す原動機システム１の廃熱回収装置６における回収動力を示す図である。図３の横軸は、排気熱交換器６２２から膨張機６３へと流入する作動流体の温度を示す。以下、当該温度を「膨張機入口温度」という。図３の縦軸は、廃熱回収装置６の回収動力の無次元値である回収動力比を示す。回収動力比は、各膨張機入口温度に対応する廃熱回収装置６の回収動力を、膨張機入口温度が１２０℃の際の廃熱回収装置６の回収動力にて除算して求められる。各膨張機入口温度に対応する廃熱回収装置６の回収動力は、排気熱交換器６２２において飽和蒸気状態まで加熱された作動流体が膨張機６３へと流入するものとして計算により求められる。
　図４は、図３の各回収動力比を算出する際の廃熱回収装置６における作動流体の蒸発圧力を示す図である。図４の横軸は、作動流体の膨張機入口温度を示し、縦軸は作動流体の蒸発圧力を示す。図３および図４では、廃熱回収装置６の各膨張機入口温度における回収動力比および蒸発圧力をそれぞれ、中実の丸にて示す。
　図３および図４ではそれぞれ、第１の比較例の廃熱回収装置についても、回収動力比および蒸発圧力を示す。第１の比較例の廃熱回収装置は、図１に示す廃熱回収装置６と同様の構成を備える。第１の比較例の廃熱回収装置では、作動流体としてＲ４３１０ｍｅｅに代えてＲ２４５ｆａを用いる。図３および図４では、第１の比較例の廃熱回収装置の各膨張機入口温度における回収動力比および蒸発圧力をそれぞれ、中空の三角にて示す。第１の比較例の廃熱回収装置における回収動力も、廃熱回収装置６の場合と同様に、排気熱交換器において飽和蒸気状態まで加熱されたＲ２４５ｆａが膨張機へと流入するものとして計算により求められる。
　図３に示すように、膨張機入口温度が１２０℃～１５０℃の範囲では、図１に示す廃熱回収装置６の回収動力と、第１の比較例の廃熱回収装置の回収動力とは、ほぼ同じである。一方、図４に示すように、膨張機入口温度が１２０℃～１５０℃の範囲において、廃熱回収装置６の作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅの蒸発圧力は、第１の比較例の廃熱回収装置の作動流体であるＲ２４５ｆａの蒸発圧力よりもかなり低い。このため、廃熱回収装置６では、第１の比較例の廃熱回収装置に比べて、各構成の構造を簡素化することができ、製造コストを低減することができる。また、廃熱回収装置６では、第１の比較例の廃熱回収装置に比べて、装置の運転および管理を容易とすることができる。
　図５は、図１に示す廃熱回収装置６において、膨張機入口温度と回収動力との関係を示す図である。図５の横軸は膨張機入口温度を示し、縦軸は回収動力比を示す。回収動力比は、各膨張機入口温度に対応する回収動力を、膨張機入口温度が１９０℃の際の回収動力にて除算して求められる。図５に示すように、膨張機入口温度が高くなると、廃熱回収装置６における回収動力も大きくなる。換言すれば、膨張機入口温度が高くなると、廃熱回収装置６による廃熱の回収効率を向上することができる。
　上述のように、原動機システム１では、排気熱交換器６２２に流入する排気の温度は、例えば、約４２０℃である。したがって、排気熱交換器６２２において作動流体を比較的高温（例えば、３００℃や３５０℃）まで容易に加熱して膨張機６３に供給することができる。換言すれば、膨張機入口温度を容易に比較的高温とすることができる。しかしながら、上述の第１の比較例の廃熱回収装置では、作動流体であるＲ２４５ｆａが、高温域（例えば、３００℃よりも高い温度域）において比較的短時間にて熱分解するため、高効率の廃熱回収を安定して行うことが難しい。これに対し、図１に示す廃熱回収装置６では、作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅが、上述のように、約５００℃においても熱安定性を有する。したがって、比較的高温の熱源である原動機３の排気から、廃熱を効率良く安定して回収することができる。
　また、廃熱回収装置６では、排気熱交換器６２２においてＲ４３１０ｍｅｅが中間媒体を介さずに排気から直接的に廃熱を回収する。このため、排気から中間媒体である熱媒油（サーマルオイル）にて一旦廃熱を回収し、当該熱媒油を熱源としてオクタメチルシロキサン（ＯＭＴＳ）等のシリコン系の有機媒体を作動流体としてＯＲＣを行う廃熱回収装置（以下、「他の比較例の廃熱回収装置」という。）に比べて、排気の廃熱を効率良く回収することができる。さらに、他の比較例の廃熱回収装置では、中間媒体である熱媒油、および、ＯＲＣの作動流体であるＯＭＴＳは可燃性を有するため、装置を安定して使用するために非常に高度な管理が必要となる。これに対し、廃熱回収装置６の作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅは不燃性流体であるため、廃熱回収装置６は高い安全性を有する。したがって、廃熱回収装置６の管理を簡素化することができる。
　廃熱回収装置６では、排気熱交換器６２２において、比較的高温の原動機３の排気により作動流体を加熱することにより、原動機３の廃熱を効率良く回収することができる。
　図６は、本発明の第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は、図１と同様の構造を有する過給機付き原動機２と、図１に示す廃熱回収装置６とは構造が異なる廃熱回収装置６ａとを備える。廃熱回収装置６ａでは、図１に示す廃熱回収装置６の構造に加えて、再生器６６が設けられる。廃熱回収装置６ａのその他の構造は、図１に示す廃熱回収装置６とほぼ同様であり、以下の説明では同符号を付す。図６に示すように、再生器６６は、配管６１上において、膨張機６３と凝縮器６４との間、および、ポンプ６５と排気熱交換器６２２との間に配置される。
　廃熱回収装置６ａでは、液状の作動流体（すなわち、Ｒ４３１０ｍｅｅ）が、ポンプ６５により加圧されて再生器６６へと送出される。ポンプ６５から送出される作動流体の圧力は、作動流体の臨界圧力よりも低い。再生器６６では、ポンプ６５から排気熱交換器６２２へと導かれる液状の作動流体が、膨張機６３から凝縮器６４へと導かれるガス状の作動流体により加熱される。
　再生器６６において加熱された液状の作動流体は、排気熱交換器６２２へと導かれ、排気熱交換器６２２において、排気路３２を流れる過給機４のタービン４１からの排気（すなわち、原動機３の排気）を熱源として加熱される。具体的には、再生器６６からの液状の作動流体は、排気熱交換器６２２の予熱器６２３において排気を熱源として加熱され、蒸発器６２４において排気を熱源としてさらに加熱されて気化する。排気熱交換器６２２にて気化された作動流体は、例えば、飽和蒸気状態であり、膨張機６３へと導かれる。
　膨張機６３は、排気熱交換器６２２により加熱されて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。そして、膨張機６３に接続される発電機８において、当該機械的エネルギーを利用して発電が行われる。膨張機６３から送出されたガス状の作動流体は、上述のように、再生器６６において、ポンプ６５から排気熱交換器６２２へと導かれる液状の作動流体と熱交換を行うことにより冷却される。再生器６６にて冷却された作動流体は、凝縮器６４へと導かれ、凝縮器６４において凝縮されて液化する。凝縮器６４にて液化された作動流体は、上述のように、ポンプ６５により加圧されて再生器６６へと送出され、再生器６６を通過して排気熱交換器６２２へと送出される。
　以上に説明したように、廃熱回収装置６ａの再生器６６では、膨張機６３から凝縮器６４へと導かれる作動流体により、ポンプ６５から排気熱交換器６２２へと導かれる作動流体が加熱される。このため、排気熱交換器６２２において、単位量の作動流体を所定の状態まで加熱するために必要なエネルギーを少なくすることができる。これにより、排気熱交換器６２２における作動流体の流量を増加させることができ、排気熱交換器６２２から膨張機６３へと導かれる作動流体の流量も増加させることができる。その結果、廃熱回収装置６ａによる廃熱回収の効率を向上することができる。
　再生器６６では、また、ポンプ６５から排気熱交換器６２２へと導かれる液状の作動流体により、膨張機６３から凝縮器６４へと導かれる作動流体が冷却される。このため、凝縮器６４において、単位量の作動流体を液化するために必要なエネルギーを減らすことができる。これにより、廃熱回収装置６ａによる廃熱回収の効率をさらに向上することができる。
　上述のように、廃熱回収装置６ａの作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅの飽和蒸気線は、Ｔ－Ｓ線図上において正の勾配を有する（図２参照）。このため、膨張機６３において、作動流体の飽和蒸気を膨張させた場合、膨張後の作動流体は乾き蒸気である。したがって、再生器６６において、乾き蒸気の温度から凝縮温度までの顕熱により、凝縮器６４による凝縮後の作動流体を加熱することができる。その結果、再生器６６を利用したＯＲＣにおける廃熱回収の効率をより一層向上することができる。
　図７は、廃熱回収装置６ａにおける膨張機入口温度と回収動力との関係を示す図である。図７の横軸は膨張機入口温度を示し、縦軸は回収動力比を示す。図７では、作動流体としてＲ２４５ｆａを用いる第２の比較例の廃熱回収装置についても、回収動力比を示す。第２の比較例の廃熱回収装置は、図６に示す廃熱回収装置６ａと同様の構成を備え、作動流体としてＲ４３１０ｍｅｅに代えてＲ２４５ｆａを用いる。図７では、廃熱回収装置６ａの回収動力比を実線９１にて示し、第２の比較例の廃熱回収装置の回収動力比を破線９２にて示す。
　廃熱回収装置６ａ、および、第２の比較例の廃熱回収装置のそれぞれの回収動力比は、各膨張機入口温度における回収動力を、膨張機入口温度が約２６０℃の際の廃熱回収装置６ａの回収動力にて除算して求められる。廃熱回収装置６ａの回収動力は、作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅの蒸発温度および蒸発圧力をそれぞれ、約１８０℃、および、約２．１ＭＰａとして計算により求められる。第２の比較例の廃熱回収装置の回収動力は、作動流体であるＲ２４５ｆａの蒸発温度および蒸発圧力をそれぞれ、約１４０℃、および、約２．８ＭＰａとして計算により求められる。
　図７に示すように、膨張機入口温度が２１０～３３０℃の範囲では、図６に示す廃熱回収装置６ａの回収動力は、第２の比較例の廃熱回収装置の回収動力よりも大きい。なお、図示はしていないが、膨張機入口温度が２１０℃未満の場合、および、膨張機入口温度が３３０℃よりも高い場合においても、廃熱回収装置６ａの回収動力は、第２の比較例の廃熱回収装置の回収動力よりも大きい。このように、廃熱回収装置６ａでは、第２の比較例の廃熱回収装置に比べて、原動機３の廃熱を効率良く回収することができる。
　また、第２の比較例の廃熱回収装置では、実際には、作動流体であるＲ２４５ｆａは高温域（例えば、３００℃よりも高い温度域）において比較的短時間にて熱分解する。一方、図６に示す廃熱回収装置６ａでは、作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅが、上述のように、約５００℃においても熱安定性を有するため、比較的高温の熱源である原動機３の廃熱を効率良く安定して回収することができる。
　図８は、本発明の第３の実施の形態に係る原動機システム１ｂの構成を示す図である。原動機システム１ｂは、図１と同様の構造を有する過給機付き原動機２と、図１に示す廃熱回収装置６とは構造が異なる廃熱回収装置６ｂとを備える。廃熱回収装置６ｂでは、図１に示す排気熱交換器６２２とは構造が異なる排気熱交換器６２２ａが設けられる。排気熱交換器６２２ａでは、作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅを気化させるための蒸発器６２４（図１参照）が省略される。また、配管６１上において、ポンプ６５と排気熱交換器６２２ａとの間に圧縮空気熱交換器６２１が配置される。廃熱回収装置６ｂのその他の構造は、図１に示す廃熱回収装置６とほぼ同様であり、以下の説明では同符号を付す。
　圧縮空気熱交換器６２１は、給気路３１上に設けられる。圧縮空気熱交換器６２１では、給気路３１を流れるコンプレッサ４２からの給気を熱源として、ポンプ６５から送出された液状の作動流体が予備的に加熱される。換言すれば、圧縮空気熱交換器６２１では、圧縮された空気を冷却するために生じる熱（すなわち、給気に含まれる過給機付き原動機２の廃熱）を熱源として作動流体が加熱される。圧縮空気熱交換器６２１に流入する給気の温度は、例えば、約１３０～２１０℃である。給気の温度は、原動機３の出力に依存して比較的大きく変動する。
　図９は、廃熱回収装置６ｂのＴ－Ｓ線図である。図９の横軸は比エントロピーを示し、縦軸は温度を示す。図９中の実線９０６は、廃熱回収装置６ｂにおけるＯＲＣを示す。また、図９中の破線９０２，９０３はそれぞれ、廃熱回収装置６ｂの作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅの飽和液線および飽和蒸気線である。
　図８に示す廃熱回収装置６ｂでは、液状の作動流体（すなわち、Ｒ４３１０ｍｅｅ）が、ポンプ６５により加圧されて圧縮空気熱交換器６２１へと送出される。ポンプ６５により送出された作動流体の圧力は、図１に示す廃熱回収装置６に比べて高く、また、作動流体の臨界圧力よりも高い。Ｒ４３１０ｍｅｅの臨界圧力は、上述のように、約２．２ＭＰａである。圧縮空気熱交換器６２１では、給気路３１を流れるコンプレッサ４２からの給気を熱源として、液状の作動流体が予備的に加熱される。圧縮空気熱交換器６２１から送出された液状の作動流体は、配管６１により排気熱交換器６２２ａへと導かれる。
　排気熱交換器６２２ａでは、圧縮空気熱交換器６２１から送出された液状の作動流体が、排気路３２を流れる過給機４のタービン４１からの排気（すなわち、原動機３の排気）を熱源として加熱される。排気熱交換器６２２ａでは、作動流体が、作動流体の臨界温度よりも高い温度まで加熱される。臨界温度とは、作動流体の臨界点における温度を意味する。Ｒ４３１０ｍｅｅの臨界温度は、約１８１℃である。
　廃熱回収装置６ｂでは、排気熱交換器６２２ａから送出されて膨張機６３へと導かれる作動流体は、圧力および温度が、臨界圧力および臨界温度よりも高い超臨界状態である。換言すれば、圧縮空気熱交換器６２１から送出された液状の作動流体は、排気熱交換器６２２ａにより加熱されることにより、図９中の点９０７に対応する超臨界状態となる。
　膨張機６３は、超臨界状態の作動流体を膨張させて機械的エネルギーを回収する。そして、膨張機６３に接続される発電機８において、当該機械的エネルギーを利用して発電が行われる。Ｒ４３１０ｍｅｅの臨界温度および臨界圧力は、通常の水蒸気ボイラにおける水蒸気の温度および圧力よりも低いため、膨張機６３において、超臨界状態のＲ４３１０ｍｅｅの膨張を容易に実現することができる。膨張機６３では、図９中の点９０７に対応する超臨界状態の作動流体が膨張し、図９中の点９０８に対応する過熱蒸気状態となって送出される。
　膨張機６３から送出された過熱蒸気状態の作動流体は凝縮器６４へと導かれ、凝縮器６４において凝縮されて液化する。凝縮器６４にて液化された作動流体は、上述のように、ポンプ６５により臨界圧力よりも高い圧力まで加圧されて圧縮空気熱交換器６２１へと送出され、圧縮空気熱交換器６２１を通過して排気熱交換器６２２へと送出される。
　図１０は、図８に示す廃熱回収装置６ｂにおける回収動力と、図１に示す廃熱回収装置６における回収動力との比較を示す図である。廃熱回収装置６，６ｂは、再生器６６（図６参照）を有していない点で共通し、廃熱回収装置６ｂが圧縮空気熱交換器６２１を有する点で互いに異なる。また、廃熱回収装置６ｂが超臨界状態の作動流体を利用し、廃熱回収装置６が超臨界状態の作動流体を利用しない点で互いに異なる。図１０の横軸は、図１に示す廃熱回収装置６の排気熱交換器６２２における作動流体（すなわち、Ｒ４３１０ｍｅｅ）の蒸発温度を示す。図１０の縦軸は、廃熱回収装置６，６ｂの回収動力比を示す。廃熱回収装置６，６ｂの回収動力比は、廃熱回収装置６，６ｂにおける回収動力を、蒸発温度が１３０℃の際の廃熱回収装置６における回収動力で除算して求められる。
　図１０では、蒸発温度１３０℃、１４０℃、１５０℃、１６０℃および１７０℃の際の廃熱回収装置６における回収動力比を中空の丸にて示す。また、図８に示す廃熱回収装置６ｂでは、排気熱交換器６２２ａにおいて作動流体は気化しないため、廃熱回収装置６ｂにおける回収動力は、図１０の横軸の値には無関係である。図１０では、廃熱回収装置６ｂにおける回収動力を実線９３にて示す。
　廃熱回収装置６ｂにおける回収動力（実線９３）は、コンプレッサ４２からの給気の温度を２００℃とし、タービン４１からの排気の温度を４１５℃とし、排気熱交換器６２２ａから膨張機６３へと流入する作動流体の温度および圧力である膨張機入口温度および膨張機入口圧力をそれぞれ３５０℃および３．０ＭＰａとし、凝縮器６４における作動流体の凝縮温度を３８℃として計算により求められる。
　廃熱回収装置６における回収動力（丸印）は、コンプレッサ４２からの給気の温度、タービン４１からの排気の温度、および、凝縮器６４における作動流体の凝縮温度をそれぞれ、上記と同様に、２００℃、４１５℃および３８℃とし、各蒸発温度にて気化された作動流体を排気熱交換器６２２において３５０℃まで加熱した後に膨張機６３へと供給するものとして計算により求められる。廃熱回収装置６では、蒸発温度１３０℃、１４０℃、１５０℃、１６０℃および１７０℃の際の作動流体の蒸発圧力はそれぞれ、約０．８ＭＰａ、約１．０ＭＰａ、約１．３ＭＰａ、約１．５ＭＰａ、および、約１．９ＭＰａである。
　図１０に示すように、超臨界状態の作動流体を利用する廃熱回収装置６ｂ（図８参照）における回収動力は、超臨界状態の作動流体を利用しない廃熱回収装置６（図１参照）における回収動力よりも、廃熱回収装置６の排気熱交換器６２２における蒸発温度に関わらず大きい。すなわち、廃熱回収装置６ｂでは、廃熱回収装置６に比べて廃熱の回収効率を向上することができる。
　廃熱回収装置６では、超臨界状態の作動流体を利用しないため、作動流体の加熱において潜熱分の熱の付与が必要となるが、廃熱回収装置６ｂでは、超臨界状態の作動流体を利用することにより、潜熱分の熱の付与が不要となる。当該潜熱分の熱の付与の要否が、上述の回収動力の差の一因である。また、図１０では、廃熱回収装置６ｂの膨張機入口温度は廃熱回収装置６の膨張機入口温度と等しいが、廃熱回収装置６ｂの膨張機入口圧力が廃熱回収装置６の膨張機入口圧力よりも大きい。このため、廃熱回収装置６ｂの膨張機６３における熱落差が、廃熱回収装置６の膨張機６３における熱落差よりも大きくなる。当該熱落差の差も、上述の回収動力の差の一因である。
　図８に示す廃熱回収装置６ｂでは、作動流体を気化させる必要がないため、排気熱交換器６２２ａにおいて蒸発器を省略することができる。このため、排気熱交換器６２２ａの構造を簡素化および小型化することができる。また、作動流体の気化に伴う蒸気流の圧力損失を防止（または低減）することもできる。したがって、廃熱の回収効率を、廃熱回収装置６に比べてさらに向上することができる。なお、ＯＲＣにおいて、作動流体を超臨界状態から膨張させることにより、熱回収の効率が向上する点については、「Sotirios Karellas、Andreas Schuster、"Supercritical Fluid Parameters in Organic Rankine Cycle Applications"、International Journal of Thermodynamics Vol. 11 (No. 3)、September 2008、p. 101 - 108」にも記載されている。
　廃熱回収装置６ｂでは、排気熱交換器６２２ａにおいて、比較的高温の原動機３の排気により作動流体を加熱することにより、原動機３の廃熱を効率良く回収することができる。また、圧縮空気熱交換器６２１において、給気を熱源として作動流体を予備的に加熱した後に排気熱交換器６２２ａへと送出することにより、原動機３の廃熱をさらに効率良く回収することができる。
　原動機システム１ｂでは、上述のように、排気熱交換器６２２ａに流入する排気の温度は、例えば、約４２０℃であり、圧縮空気熱交換器６２１に流入する給気の温度は、例えば、約１３０～２１０℃である。このように、温度域が大きく異なる複数の熱源から廃熱を回収する場合、複数の熱源にそれぞれ対応する複数の廃熱回収装置を設けることが考えられる。しかしながら、この場合、複数の廃熱回収装置に対応する設置面積が必要となる。また、各熱源の温度に適した作動流体を用意する必要があり、廃熱回収に係るコストが増大する。さらに、複数の廃熱回収装置の制御が必要となるため、装置の運転管理が複雑になってしまう。
　これに対し、廃熱回収装置６ｂでは、比較的低温の給気の廃熱を、圧縮空気熱交換器６２１における作動流体の予備的加熱に利用し、比較的高温の排気の廃熱を、排気熱交換器６２２ａにおける作動流体の加熱に利用する。このように、温度域が異なる複数の廃熱を１つの廃熱回収装置６ｂにより回収することにより、装置の設置面積を小さくすることができるとともに装置の運転管理を簡素化することができる。
　原動機システム１ｂでは、上述のように、原動機３の出力が変動した場合、排気温度はあまり大きく変動しないが、給気温度は比較的大きく変動する。図１１は、原動機３の出力と排気温度および給気温度との関係を示す図である。図１１の横軸は、原動機３の出力比（すなわち、最大出力に対する出力の割合）を示し、縦軸は排気温度および給気温度をそれぞれ無次元化して示す。排気温度および給気温度の無次元化は、排気温度および給気温度を、出力比が１００％の際の排気温度により除算することにより行われる。図１１に示すように、中実の四角形にて示す排気温度は、原動機３の出力比に関わらずおよそ一定であるが、中空の四角形にて示す給気温度は、原動機３の出力比が減少するに従って漸次減少する。
　図１２は、廃熱回収装置６ｂにおけるコンプレッサ４２からの給気の温度と回収動力との関係を示す図である。図１２の横軸は給気温度を示し、縦軸は回収動力比を示す。回収動力比は、廃熱回収装置６ｂにおける回収動力を、図１０と同様に、蒸発温度が１３０℃の際の廃熱回収装置６における回収動力で除算して求められる。
　図１２に示すように、廃熱回収装置６ｂにおいて給気温度が低くなると、回収動力は減少する。しかしながら、廃熱回収装置６ｂにおける回収動力は、給気温度が１３０℃の場合であっても、給気温度が２００℃の場合の廃熱回収装置６における最大回収動力（すなわち、図１０において蒸発温度が約１６０℃の場合の廃熱回収装置６の回収動力）にほぼ等しい。したがって、給気温度が１３０℃の場合の廃熱回収装置６ｂにおける回収動力は、当然に、給気温度が１３０℃の場合の廃熱回収装置６における最大回収動力よりも大きい。
　このように、超臨界状態の作動流体を利用する廃熱回収装置６ｂにおける回収動力は、コンプレッサ４２からの給気の温度に関わらず、超臨界状態の作動流体を利用しない廃熱回収装置６における回収動力よりも大きい。すなわち、廃熱回収装置６ｂでは、原動機３の出力変動による給気温度の変動が生じた場合であっても、給気温度の変動に対応して高い回収効率を維持しつつ原動機３に係る廃熱を回収することができる。
　図１３は、膨張機入口温度と図８に示す廃熱回収装置６ｂにおける回収動力との関係を示す図である。図１３の横軸は膨張機入口温度を示し、縦軸は回収動力比を示す。図１３では、第３の比較例の廃熱回収装置についても、回収動力比を示す。第３の比較例の廃熱回収装置は、図８に示す廃熱回収装置６ｂと同様の構成を備え、作動流体としてＲ４３１０ｍｅｅに代えてＲ２４５ｆａを用いる。第３の比較例の廃熱回収装置においても、廃熱回収装置６ｂと同様に、排気熱交換器において超臨界状態まで加熱された作動流体（Ｒ２４５ｆａ）が膨張機に供給される。Ｒ２４５ｆａの臨界温度および臨界圧力はそれぞれ、約１５０℃および約３．７ＭＰａである。図１３では、廃熱回収装置６ｂの回収動力比を実線９４にて示し、第３の比較例の廃熱回収装置の回収動力比を破線９５にて示す。
　廃熱回収装置６ｂ、および、第３の比較例の廃熱回収装置のそれぞれの回収動力比は、各膨張機入口温度における回収動力を、膨張機入口温度が約２５０℃の際の廃熱回収装置６ｂの回収動力にて除算して求められる。廃熱回収装置６ｂの回収動力は、作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅの膨張機入口圧力を約３．０ＭＰａとして計算により求められる。第３の比較例の廃熱回収装置の回収動力は、作動流体であるＲ２４５ｆａの膨張機入口圧力を約４．０ＭＰａとして計算により求められる。
　図１３に示すように、膨張機入口温度が２５０～３５０℃の範囲では、図８に示す廃熱回収装置６ｂの回収動力は、第３の比較例の廃熱回収装置の回収動力よりも大きい。なお、図示はしていないが、膨張機入口温度が２５０℃未満の場合、および、膨張機入口温度が３５０℃よりも高い場合においても、廃熱回収装置６ｂの回収動力は、第３の比較例の廃熱回収装置の回収動力よりも大きい。このように、廃熱回収装置６ｂでは、原動機３の廃熱を効率良く回収することができる。また、第３の比較例の廃熱回収装置では、実際には、作動流体であるＲ２４５ｆａは高温域（例えば、３００℃よりも高い温度域）において比較的短時間にて熱分解する。一方、図８に示す廃熱回収装置６ｂでは、作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅが、上述のように、約５００℃においても熱安定性を有するため、比較的高温の熱源である原動機３の廃熱を効率良く安定して回収することができる。
　図１４は、本発明の第４の実施の形態に係る原動機システム１ｃの構成を示す図である。原動機システム１ｃは、図８と同様の構造を有する過給機付き原動機２と、図８に示す廃熱回収装置６ｂとは構造が異なる廃熱回収装置６ｃとを備える。廃熱回収装置６ｃでは、図８に示す廃熱回収装置６ｂの構造に加えて、再生器６６が設けられる。廃熱回収装置６ｃのその他の構造は、図８に示す廃熱回収装置６ｂとほぼ同様であり、以下の説明では同符号を付す。図１４に示すように、再生器６６は、配管６１上において、膨張機６３と凝縮器６４との間、および、圧縮空気熱交換器６２１と排気熱交換器６２２ａとの間に配置される。
　廃熱回収装置６ｃでは、液状の作動流体（すなわち、Ｒ４３１０ｍｅｅ）が、ポンプ６５により加圧されて圧縮空気熱交換器６２１へと送出される。ポンプ６５から送出される作動流体の圧力は、図８に示す廃熱回収装置６ｂと同様に、作動流体の臨界圧力よりも高い。圧縮空気熱交換器６２１では、給気路３１を流れるコンプレッサ４２からの給気を熱源として、液状の作動流体が予備的に加熱される。圧縮空気熱交換器６２１から送出された液状の作動流体は、配管６１により再生器６６を介して排気熱交換器６２２ａへと導かれる。再生器６６では、圧縮空気熱交換器６２１から排気熱交換器６２２ａへと導かれる液状の作動流体が、膨張機６３から凝縮器６４へと導かれるガス状の作動流体により加熱される。
　再生器６６において加熱された液状の作動流体は、排気熱交換器６２２ａへと導かれ、排気熱交換器６２２ａにおいて、排気路３２を流れる過給機４のタービン４１からの排気（すなわち、原動機３の排気）を熱源として加熱される。排気熱交換器６２２ａでは、作動流体が、作動流体の臨界温度よりも高い温度まで加熱されて超臨界状態となる。膨張機６３は、超臨界状態の作動流体を膨張させて機械的エネルギーを回収する。そして、膨張機６３に接続される発電機８において、当該機械的エネルギーを利用して発電が行われる。膨張機６３では、超臨界状態の作動流体が膨張し、過熱蒸気状態となって送出される。
　膨張機６３から送出された過熱蒸気状態の作動流体は、上述のように、再生器６６において、圧縮空気熱交換器６２１から排気熱交換器６２２ａへと導かれる液状の作動流体と熱交換を行うことにより冷却される。再生器６６にて冷却された作動流体は、凝縮器６４へと導かれ、凝縮器６４において凝縮されて液化する。凝縮器６４にて液化された作動流体は、上述のように、ポンプ６５により臨界圧力よりも高い圧力まで加圧されて圧縮空気熱交換器６２１へと送出され、圧縮空気熱交換器６２１を通過して排気熱交換器６２２ａへと送出される。
　以上に説明したように、廃熱回収装置６ｃの再生器６６では、膨張機６３から凝縮器６４へと導かれる作動流体により、圧縮空気熱交換器６２１から排気熱交換器６２２ａへと導かれる作動流体が加熱される。このため、排気熱交換器６２２ａにおいて、単位量の作動流体を所定の超臨界状態まで加熱するために必要なエネルギーを少なくすることができる。これにより、排気熱交換器６２２ａにおける作動流体の流量を増加させることができ、排気熱交換器６２２ａから膨張機６３へと導かれる作動流体の流量も増加させることができる。その結果、廃熱回収装置６ｃによる廃熱回収の効率を向上することができる。
　再生器６６では、また、圧縮空気熱交換器６２１から排気熱交換器６２２ａへと導かれる液状の作動流体により、膨張機６３から凝縮器６４へと導かれる作動流体が冷却される。このため、凝縮器６４において、単位量の作動流体を液化するために必要なエネルギーを減らすことができる。これにより、廃熱回収装置６ｃによる廃熱回収の効率をさらに向上することができる。
　上述のように、膨張機６３に供給された超臨界状態の作動流体は、膨張することにより、比較的高温の過熱蒸気となる。例えば、膨張機６３のタービン効率が約６５％であり、作動流体の膨張機入口温度および膨張機入口圧力がそれぞれ、約３５０℃および約３．０ＭＰａであるとすると、膨張機６３から再生器６６へと供給される過熱蒸気状態の作動流体の温度は、約２９０～３００℃である。このため、再生器６６において、比較的高い過熱蒸気の温度から凝縮温度までの顕熱により、凝縮器６４による凝縮後の作動流体を加熱することができる。その結果、超臨界状態の作動流体を利用するとともに再生器６６も利用したＯＲＣにおける廃熱回収の効率をより一層向上することができる。
　また、再生器６６では、比較的高熱の過熱蒸気状態の作動流体により、圧縮空気熱交換器６２１から送出された作動流体を加熱することができるため、原動機３の出力が比較的小さく、圧縮空気熱交換器６２１における給気温度が比較的低い場合であっても、作動流体を再生器６６において十分に加熱して排気熱交換器６２２ａへと供給することができる。したがって、廃熱回収装置６ｃでは、原動機３の出力変動による給気温度の変動が生じた場合であっても、給気温度の変動に対応して高い回収効率を維持しつつ原動機３に係る廃熱を回収することができる。
　図１５は、図１４に示す廃熱回収装置６ｃにおける回収動力と、図８に示す廃熱回収装置６ｂにおける回収動力との比較を示す図である。廃熱回収装置６ｂ，６ｃは、超臨界状態の作動流体（すなわち、Ｒ４３１０ｍｅｅ）を利用する点で共通する。一方、廃熱回収装置６ｃでは再生器６６が設けられ、廃熱回収装置６ｂでは再生器が設けられない点で互いに異なる。図１５の横軸は、廃熱回収装置６ｂ，６ｃにおける給気温度を示し、縦軸は、廃熱回収装置６ｂ，６ｃの回収動力比を示す。廃熱回収装置６ｂ，６ｃの回収動力比は、廃熱回収装置６ｂ，６ｃにおける回収動力を、給気温度が１３０℃の際の廃熱回収装置６ｂにおける回収動力で除算して求められる。図１５では、給気温度が１３０℃、１５０℃、１８０℃および２００℃の際の廃熱回収装置６ｂ，６ｃにおける回収動力比をそれぞれ、中空の丸、および、中実の丸にて示す。
　廃熱回収装置６ｃにおける回収動力（中実の丸印）は、タービン４１からの排気の温度を４１５℃とし、排気熱交換器６２２ａから膨張機６３へと流入する作動流体の温度および圧力である膨張機入口温度および膨張機入口圧力をそれぞれ３５０℃および３．０ＭＰａとし、凝縮器６４における作動流体の凝縮温度を３８℃とし、排気熱交換器６２２ａに流入する作動流体の温度を２００℃として計算により求められる。すなわち、廃熱回収装置６ｃの回収動力は、凝縮器６４から送出された作動流体が、圧縮空気熱交換器６２１および再生器６６を通過することにより、給気温度に関わらず２００℃まで加熱されるものとして求められる。
　廃熱回収装置６ｂにおける回収動力（中空の丸印）は、タービン４１からの排気の温度、膨張機入口温度、膨張機入口圧力、および、凝縮器６４における作動流体の凝縮温度をそれぞれ、上記と同様に、４１５℃、３５０℃、３．０ＭＰａおよび３８℃とし、計算により求められる。廃熱回収装置６ｂにおける回収動力の算出では、排気熱交換器６２２ａに流入する作動流体の温度、すなわち、圧縮空気熱交換器６２１により加熱された作動流体の温度は、給気温度に依存して変更される。具体的には、給気温度が１３０℃、１５０℃、１８０℃および２００℃の際に排気熱交換器６２２ａに流入する作動流体の温度はそれぞれ、１００℃、１２０℃、１５０℃および１６０℃である。
　図１５に示すように、超臨界状態の作動流体を利用し、再生器６６を備える廃熱回収装置６ｃ（図１４参照）における回収動力は、超臨界状態の作動流体を利用し、再生器を有しない廃熱回収装置６ｂ（図８参照）における回収動力よりも、給気温度に関わらず大きい。すなわち、廃熱回収装置６ｃでは、再生器６６を設けることにより、上述のように、廃熱回収装置６ｂに比べて廃熱の回収効率を向上することができる。
　上述の廃熱回収装置６，６ａ～６ｃでは、様々な変更が可能である。
　例えば、図１に示す廃熱回収装置６、および、図６に示す廃熱回収装置６ａでは、排気熱交換器６２２に過熱器が設けられてもよい。図１６は、過熱器が設けられた廃熱回収装置６のＴ－Ｓ線図である。廃熱回収装置６，６ａに過熱器が設けられると、蒸発器６２４にて気化された作動流体が、過熱器において、タービン４１からの排気を熱源として加熱されて過熱蒸気となる。廃熱回収装置６では、図１６中の点９０９が過熱蒸気状態の作動流体に対応する。廃熱回収装置６，６ａでは、過熱蒸気状態の作動流体が膨張機６３にて膨張する。これにより、廃熱回収装置６，６ａにおける廃熱の回収効率を向上することができる。
　廃熱回収装置６，６ａでは、コンプレッサ４２からの給気を熱源とする圧縮空気熱交換器６２１が設けられてもよい。この場合、圧縮空気熱交換器６２１は、配管６１上においてポンプ６５と排気熱交換器６２２との間に配置される。廃熱回収装置６ｂ，６ｃでは、コンプレッサ４２からの給気を熱源とする圧縮空気熱交換器６２１が省略され、原動機３からの廃熱として排気の廃熱のみが排気熱交換器６２２ａにより回収されてもよい。
　廃熱回収装置６，６ａ～６ｃでは、原動機３のジャケット冷却水を熱源として作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅを加熱する他の熱交換器がさらに設けられてもよい。廃熱回収装置６，６ａでは、ジャケット冷却水を熱源とする熱交換器は、配管６１上においてポンプ６５と排気熱交換器６２２との間に配置される。廃熱回収装置６ｂ，６ｃでは、ジャケット冷却水を熱源とする熱交換器は、配管６１上においてポンプ６５と圧縮空気熱交換器６２１との間に配置される。また、廃熱回収装置６ｂ，６ｃでは、圧縮空気熱交換器６２１に代えて、上述のジャケット冷却水を熱源とする熱交換器が設けられてもよい。
　原動機システム１，１ａ～１ｃでは、原動機３の最大出力は適宜変更されてよい。原動機３は、例えば、２サイクル・ガスエンジンであってもよい。この場合、コンプレッサ４２により加圧された吸気である圧縮空気は「掃気」と呼ばれ、給気路３１は掃気路と呼ばれる。また、原動機３は、ガスエンジン以外の内燃機関であってもよく、内燃機関以外の原動機であってもよい。
　廃熱回収装置６，６ａ～６ｃは、原動機システム以外の様々な設備において利用可能であり、廃熱回収装置６，６ａ～６ｃには、様々な装置の廃熱を熱源として作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅを加熱する熱交換器が設けられてよい。この場合であっても、廃熱回収装置６，６ａ～６ｃでは、上記と同様に、比較的高温の熱源から廃熱を効率良く安定して回収することができる。
　上記実施の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。
　２　　過給機付き原動機
　３　　原動機
　６，６ａ～６ｃ　　廃熱回収装置
　６３　　膨張機
　６４　　凝縮器
　６５　　ポンプ
　６６　　再生器
　６２１　　圧縮空気熱交換器
　６２２，６２２ａ　　排気熱交換器

Claims (5)

  1. 　廃熱回収装置であって、
    　装置からの廃熱を熱源として作動流体であるＲ４３１０ｍｅｅを加熱する熱交換器と、
    　前記熱交換器にて加熱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膨張機と、
    　前記膨張機にて膨張させた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。
  2. 　請求項１に記載の廃熱回収装置であって、
    　前記熱交換器から前記膨張機へと導かれる作動流体が超臨界状態である。
  3. 　請求項１または２に記載の廃熱回収装置であって、
    　前記装置が、原動機であり、
    　前記熱源が、前記原動機の排気である。
  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配置され、前記原動機へと供給される加圧された吸気を熱源として前記ポンプから送出された作動流体を加熱する他の熱交換器をさらに備える。
  5. 　請求項４に記載の廃熱回収装置であって、
    　前記膨張機と前記凝縮器との間、および、前記他の熱交換器と前記熱交換器との間に配置され、前記膨張機から前記凝縮器へと導かれる作動流体により、前記他の熱交換器から前記熱交換器へと導かれる作動流体を加熱する再生器をさらに備える。
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