WO2016125699A1 - 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 - Google Patents

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 Download PDF

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heat recovery
exhaust heat
internal combustion
combustion engine
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雅幸 川見
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三菱重工業株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
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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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    • 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 an exhaust heat recovery device that recovers exhaust heat from an internal combustion engine, an exhaust heat recovery type ship propulsion device, and an exhaust heat recovery method.
  • an exhaust heat recovery device that recovers exhaust heat of a diesel engine of a ship and generates electric power is known (for example, see Patent Document 1).
  • the exhaust heat recovery device disclosed in Patent Document 1 guides jacket cooling water discharged from a diesel engine to an evaporator, and guides a working fluid evaporated in the evaporator by heat exchange with the jacket cooling water to a power turbine. . Then, the power turbine is rotated by the evaporated working fluid, and the rotational power of the power turbine is transmitted to the generator accordingly.
  • the jacket cooling water exchanged with the working fluid is supplied to the diesel engine and is used again to cool the diesel engine.
  • Patent Document 1 since the exhaust heat recovery device disclosed in Patent Document 1 reduces the temperature of the jacket cooling water by heat exchange with relatively cool water, the amount of heat that the jacket cooling water discharged from the diesel engine has is effective. It could not be recovered as energy. In particular, when the load on the diesel engine increases, the temperature of the jacket cooling water discharged from the diesel engine rises, but the amount of heat that increases due to this temperature rise is discarded and can be recovered as effective energy. There wasn't.
  • the temperature of the jacket cooling water supplied to the diesel engine decreases by increasing the amount of exhaust heat recovery from the jacket cooling water discharged from the diesel engine. .
  • the temperature of the jacket cooling water discharged from the diesel engine decreases, and the amount of heat discarded from the jacket cooling water decreases.
  • the amount of exhaust heat recovery is increased too much, the temperature of the jacket cooling water discharged from the diesel engine becomes lower than the set value, and the temperature of the jacket cooling water discharged from the diesel engine cannot be maintained at the set value. .
  • the present invention has been made to solve the above-described problem, and when the temperature of the cooling water for cooling the internal combustion engine rises as the load of the internal combustion engine increases, the cooling water whose temperature has risen. It is an object of the present invention to provide an exhaust heat recovery device, an exhaust heat recovery type ship propulsion device, and an exhaust heat recovery method capable of recovering heat as effective energy.
  • An exhaust heat recovery apparatus circulates a cooling water circulation passage for circulating first cooling water for cooling an internal combustion engine from a cooling water outlet to a cooling water inlet of the internal combustion engine, and the cooling water circulation passage.
  • the exhaust heat recovery unit that recovers exhaust heat from the first cooling water and generates power using the exhaust heat, and the amount of heat recovered by the exhaust heat recovery unit as the load of the internal combustion engine increases.
  • a control unit that controls the exhaust heat recovery unit so as to increase.
  • the exhaust heat recovery apparatus increases the amount of heat recovered by the exhaust heat recovery unit in accordance with an increase in the load on the internal combustion engine. In this way, when the temperature of the cooling water for cooling the internal combustion engine rises as the load on the internal combustion engine increases, the amount of heat of the cooling water whose temperature has risen can be recovered as effective energy. it can.
  • the exhaust heat recovery unit includes an evaporator that exchanges heat between the cooling water circulating in the cooling water circulation passage and the working fluid to evaporate the working fluid;
  • a turbine rotated by the working fluid evaporated by the evaporator, a generator for generating electric power by the rotational power of the turbine, a condenser for condensing the working fluid discharged from the turbine, and the working fluid.
  • a circulating pump that circulates, and the controller controls the circulating pump to increase a discharge amount per unit time of the working fluid discharged by the circulating pump in accordance with an increase in a load of the internal combustion engine.
  • the structure to control may be sufficient.
  • the working fluid is evaporated by heat exchange with the first cooling water
  • the turbine is rotated by the evaporated working fluid
  • the working fluid discharged from the turbine is condensed
  • the condensed working fluid is circulated by a circulation pump.
  • the circulation pump is controlled so that the discharge amount of the working fluid discharged per unit time increases as the load of the internal combustion engine increases.
  • the cooling water circulation channel on the downstream side of the cooling water outlet and on the upstream side of the exhaust heat recovery unit from the cooling water circulation channel on the upstream side of the cooling water inlet.
  • An air cooler that cools the combustion air supplied from the supercharger to the internal combustion engine with the cooling water that flows through the cooling water bypass passage may be provided.
  • the supercharger is driven by the exhaust gas discharged from the internal combustion engine.
  • a supercharger driven by exhaust gas compresses air and supplies it to the internal combustion engine as combustion air.
  • the temperature of combustion air increases due to compression, it is cooled by the first cooling water flowing through the cooling water bypass passage. Therefore, the heat quantity of the combustion air is recovered by the first cooling water.
  • the amount of heat of the first cooling water is further recovered by the exhaust heat recovery unit.
  • the load on the internal combustion engine can be increased by the supercharger, and the amount of heat of the combustion air heated by the compression can be appropriately recovered by the exhaust heat recovery unit.
  • the control unit controls the exhaust heat recovery unit to reduce the amount of heat recovered by the exhaust heat recovery unit in response to a decrease in the load of the internal combustion engine. It may be configured to. According to this configuration, as the load of the internal combustion engine decreases, the amount of heat of the first cooling water recovered by the exhaust heat recovery unit decreases, and accordingly, the first cooling water guided to the cooling water inlet. The temperature rises. Moreover, the temperature of the 1st cooling water guide
  • the exhaust heat recovery apparatus When the temperature of the first cooling water discharged from the cooling water outlet is higher than a target temperature, the exhaust heat recovery apparatus according to one aspect of the present invention supplies the second cooling water having a temperature lower than that of the first cooling water.
  • the structure provided with the temperature adjustment part which guides to the said cooling water circulation flow path upstream from a cooling water inlet and reduces the temperature of a said 1st cooling water may be sufficient.
  • the exhaust heat recovery apparatus of this configuration when the first cooling water discharged from the cooling water outlet is higher than the target temperature, the second cooling water having a temperature lower than that of the first cooling water is led upstream of the cooling water inlet. Then, the temperature adjustment unit adjusts the temperature of the first cooling water to be lowered. In this case, the amount of heat discarded increases as the flow rate of the second cooling water guided by the temperature adjusting unit to the cooling water circulation passage increases.
  • the exhaust heat recovery apparatus of this configuration increases the amount of heat recovered by the exhaust heat recovery unit as the load on the internal combustion engine increases.
  • recovered by an exhaust heat recovery part increases, and the temperature of the 1st cooling water guide
  • induced to a cooling water inlet falls, the temperature of the 1st cooling water discharged
  • An exhaust heat recovery type ship propulsion device includes the exhaust heat recovery device according to any one of the above and the internal combustion engine, and the internal combustion engine is a main engine that generates a propulsion force of the ship. is there. In this way, when the temperature of the cooling water that cools the internal combustion engine increases as the load on the internal combustion engine increases, the increased amount of heat of the cooling water can be recovered as effective energy.
  • the exhaust heat recovery type ship propulsion device that has been made can be provided.
  • An exhaust heat recovery method includes a cooling water circulation step of circulating first cooling water for cooling an internal combustion engine from a cooling water outlet to a cooling water inlet of the internal combustion engine, and exhaust heat from the first cooling water. And an exhaust heat recovery step of generating power using the exhaust heat, wherein the exhaust heat recovery step generates a heat amount recovered from the first coolant as the load of the internal combustion engine increases. increase.
  • the amount of heat recovered by the exhaust heat recovery unit is increased as the load on the internal combustion engine increases. In this way, when the temperature of the cooling water for cooling the internal combustion engine rises as the load on the internal combustion engine increases, the amount of heat of the cooling water whose temperature has risen can be recovered as effective energy. it can.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of an exhaust heat recovery type ship propulsion device according to an embodiment of the present invention. It is a flowchart which shows the process which the waste heat recovery type
  • the exhaust heat recovery type ship propulsion device 1 of the present embodiment is configured to remove the exhaust heat of the jacket cooling water of the diesel engine 3 (internal combustion engine), which is the main engine (main engine) that generates the propulsion force of the ship, by heat exchange.
  • This is a device that generates power by rotating a power turbine connected to the generator by the organic fluid.
  • an exhaust heat recovery type ship propulsion device 1 (exhaust heat recovery device) according to this embodiment includes an ORC system 2 (exhaust heat recovery unit), a diesel engine 3 (internal combustion engine), and a turbocharger. 4 (supercharger), air cooler 5, cooling water circulation channel 6, cooling water bypass channel 7, fresh water generator 8, control device 9 (control unit), exhaust heat recovery system 10, Is provided.
  • ORC system 2 exhaust heat recovery unit
  • diesel engine 3 internal combustion engine
  • turbocharger. 4 supercharger
  • air cooler 5 cooling water circulation channel 6
  • cooling water bypass channel 7 cooling water bypass channel 7
  • fresh water generator 8 control device 9 (control unit)
  • exhaust heat recovery system 10 Is provided.
  • An ORC system (Organic Rankine Cycle System) 2 is a system that generates power by using jacket cooling water to which heat generated by combustion of diesel fuel in the diesel engine 3 is transmitted as a heat source.
  • the ORC system 2 includes an organic fluid circulation channel 2a, an evaporator 2b, a power turbine 2c, a generator 2d, a condenser 2e, and a circulation pump 2f.
  • the organic fluid circulation channel 2 a is a channel that circulates an organic fluid (working fluid) that exchanges heat with the cooling water circulating in the cooling water circulation channel 6.
  • an organic fluid working fluid
  • a fluid having a boiling point lower than that of water is used. Therefore, the organic fluid circulating through the organic fluid circulation channel 2a is evaporated by exchanging heat with high-temperature cooling water (for example, about 85 ° C.).
  • high-temperature cooling water for example, about 85 ° C.
  • low molecular hydrocarbons such as isopentane, butane, and propane, and refrigerants such as R134a and R245fa can be used.
  • the evaporator 2b is an apparatus that evaporates the organic fluid by exchanging heat between the cooling water flowing through the cooling water circulation passage 6 and the organic fluid.
  • the evaporator 2b evaporates the organic fluid flowing from the circulation pump 2f via the organic fluid circulation channel 2a and supplies the evaporated organic fluid to the power turbine 2c.
  • the power turbine 2c is a device that is rotated by a gas phase organic fluid evaporated by the evaporator 2b.
  • the power turbine 2c has a rotor shaft (not shown) connected to the generator 2d, and transmits the rotational power of the rotor shaft to the generator 2d.
  • the organic fluid that has worked to provide rotational power to the power turbine 2c is discharged from the power turbine 2c and then supplied to the condenser 2e.
  • the generator 2d is a device that generates power by the rotational power of the rotor shaft transmitted from the power turbine 2c.
  • the electric power generated by the generator 2d is supplied to each part of the ship on which the exhaust heat recovery type ship propulsion apparatus 1 of the present embodiment is mounted.
  • the condenser 2e is a device that cools the organic fluid discharged from the power turbine 2c with seawater and condenses the gas-phase organic fluid into a liquid-phase organic fluid.
  • the liquid organic fluid condensed by the condenser 2e is supplied to the circulation pump 2f via the organic fluid circulation passage 2a.
  • the circulation pump 2f is a device that pumps the liquid organic fluid supplied from the condenser 2e through the organic fluid circulation passage 2a to the evaporator 2b.
  • the circulation pump 2f By circulating the organic fluid by the circulation pump 2f, the organic fluid circulates in the order of the evaporator 2b, the power turbine 2c, and the condenser 2e on the organic fluid circulation channel 2a.
  • the discharge amount that the circulation pump 2 f discharges the organic fluid is controlled by the control device 9.
  • the diesel engine 3 is a main engine (main engine) that generates a propulsion force of a ship, and is an internal combustion engine that burns with scavenging air using at least one of fuel oil and fuel gas as main fuel.
  • the diesel engine 3 has a water jacket (not shown) that is a passage through which cooling water flows outside the engine cylinder. The diesel engine 3 guides the cooling water flowing from the cooling water inlet 3a to the water jacket to cool the periphery of the water jacket, and discharges the cooling water from the cooling water outlet 3b to the cooling water circulation passage 6.
  • the turbocharger 4 includes a turbine 4a that is driven by exhaust gas discharged when the diesel engine 3 burns main fuel, and a compressor 4b that compresses outside air by the rotational power of the turbine.
  • the outside air compressed by the turbocharger 4 is supplied to the diesel engine 3 as scavenging air for combustion.
  • the air cooler 5 is a device that cools the scavenging air supplied from the compressor 4 b of the turbocharger 4 to the diesel engine 3.
  • the temperature of the scavenging air at the inlet of the air cooler 5 ranges from about 50 ° C. to about 200 ° C. depending on the main engine load (the load of the diesel engine 3 as the main engine).
  • the temperature of the scavenging air at the outlet of the air cooler 5 is maintained at about 40 ° C. regardless of the main engine load.
  • the weight per unit volume of the scavenging air supplied to the diesel engine 3 can be increased.
  • the air cooler 5 includes a first air cooling unit 5a disposed on the upstream side in the flow direction of the combustion air, and a second air cooling unit 5b disposed on the downstream side thereof.
  • the 1st air cooling part 5a cools scavenging air by performing heat exchange with the jacket cooling water of the diesel engine 3 supplied from the cooling water bypass flow path 7, and the scavenging air supplied from the compressor 4b.
  • the second air cooling unit 5b further cools the scavenged air by performing heat exchange between the fresh water cooled with seawater by a central cooler (not shown) and the scavenged air cooled by the first air cooling unit 5a. To do.
  • the cooling water circulation flow path 6 is a flow path for circulating cooling water in the order of a flow path 6a, a flow path 6b, a flow path 6c, a flow path 6d, a flow path 6e, and a flow path 6f.
  • the cooling water circulation channel 6 is a channel for circulating cooling water (first cooling water) for cooling the diesel engine 3 from the cooling water outlet 3b of the diesel engine 3 to the cooling water inlet 3a.
  • the cooling water that has cooled the diesel engine 3 is discharged from the cooling water outlet 3b to the flow path 6a.
  • the cooling water discharged to the flow path 6a flows into the flow path 6b and is supplied to the flow path 6c by the circulation pump 6g.
  • the cooling water supplied to the flow path 6c is subjected to heat exchange with the organic fluid that passes through the evaporator 2b and circulates through the organic fluid circulation flow path 2a, and is supplied to the flow path 6d.
  • the cooling water supplied to the flow path 6d is guided to the relay tank 11.
  • the flow path 6d is provided with a three-way valve 6h (temperature adjustment unit).
  • the three-way valve 6h is a device for bypassing part of the cooling water pumped from the circulation pump 6g to the flow path 6d without introducing it to the evaporator 2b.
  • the control device 9 adjusts the opening degree of the three-way valve 6h, and among the cooling water pumped from the circulation pump 6g, the flow rate of the cooling water led to the evaporator 2b and the flow to the flow path 6d without being led to the evaporator 2b.
  • the flow rate to be bypassed can be adjusted.
  • the reason why the flow rate of the cooling water guided to the evaporator 2b and the flow rate of bypassing the flow path 6d without being guided to the evaporator 2b are adjusted is to adjust the flow rate of the cooling water flowing into the evaporator 2b to adjust the ORC system 2. This is to adjust the power generation output (waste heat recovery amount).
  • the opening degree of the three-way valve 6h is adjusted so that the cooling water is not guided to the evaporator 2b.
  • the flow path 6e is provided with a three-way valve 6i (temperature adjustment unit).
  • the three-way valve 6i is a device that supplies part of the cooling water supplied from the relay tank 11 to a central cooler (not shown) and guides other cooling water to the flow path 6f.
  • the cooling water guided to the flow path 6f is supplied to the cooling water inlet 3a by the circulation pump 6j.
  • the control device 9 adjusts the flow rate of the cooling water led to the central cooler and the flow rate of the cooling water led to the flow path 6f among the cooling water supplied from the relay tank 11 by adjusting the opening of the three-way valve 6i. Can be adjusted.
  • the three-way valve 6i is used to lower the temperature of the cooling water discharged from the cooling water outlet 3b when the temperature of the cooling water discharged from the cooling water outlet 3b is higher than a target temperature (for example, 85 ° C.). .
  • the three-way valve 6i is controlled by the control device 9 so that the same amount of fresh water (second cooling water) as the flow rate of the cooling water supplied from the flow path 6e to the central cooler is supplied from the central cooler.
  • the temperature of fresh water supplied from the central cooler to the three-way valve 6i is lower than the temperature of the cooling water flowing through the flow path 6e.
  • the temperature of the fresh water supplied to the three-way valve 6i is about 35 ° C. Therefore, the three-way valve 6i lowers the temperature of the cooling water at about 70 ° C. flowing through the flow path 6e by guiding fresh water having a temperature lower than that of the cooling water flowing through the flow path 6e from the central cooler to the flow path 6f. Thereby, the temperature of the cooling water discharged from the cooling water outlet 3b is adjusted so as not to exceed the target temperature.
  • the control device 9 adjusts the opening degree of the three-way valve 6i according to the temperature detected by the temperature sensor 6k provided in the flow path 6a, so that the temperature of the cooling water discharged from the cooling water outlet 3b becomes the target temperature (for example, , 85 ° C).
  • the cooling water bypass channel 7 is a cooling water circulation channel 6 on the downstream side of the cooling water outlet 3 b and on the upstream side of the ORC system 2 from the relay tank 11 on the cooling water circulation channel 6 on the upstream side of the cooling water inlet 3 a. This is a flow path for bypassing the cooling water to the flow path 6b.
  • the cooling water bypass flow path 7 is a flow path 7 a that guides cooling water from the relay tank 11 to the air cooler 5 and a flow path that joins the cooling water that has passed through the air cooler 5 to the flow path 6 b of the cooling water circulation flow path 6. 7b.
  • a water pump 7c is provided in the flow path 7a.
  • the water pump 7c is a device that pumps the cooling water supplied from the relay tank 11 to the flow path 7b.
  • a three-way valve 7d is provided at a connection position connecting the flow path 7a and the flow path 7b.
  • the three-way valve 7d is a device for bypassing a part of the cooling water pumped from the water pump 7c to the flow path 7b without guiding it to the first air cooling unit 5a.
  • the control device 9 adjusts the opening degree of the three-way valve 7d, and among the cooling water pumped from the water pump 7c, the flow rate of the cooling water led to the first air cooling unit 5a and the first air cooling unit 5a. It is possible to adjust the flow rate of detouring to the flow path 7b.
  • the flow rate of the cooling water guided to the first air cooling unit 5a and the flow rate of detouring to the flow channel 7b without being guided to the first air cooling unit 5a are adjusted for the cooling that merges from the flow channel 7b to the flow channel 6b. This is to maintain the water temperature at the target temperature.
  • the control device 9 detects the temperature of the cooling water flowing through the flow path 7b at the position immediately before joining the flow path 6b with the temperature sensor 7e, and adjusts the opening of the three-way valve 7d.
  • the control device 9 increases the flow rate of detouring to the flow path 7b without being led to the first air cooling unit 5a.
  • the flow rate of the cooling water led to the cooling unit 5a is decreased.
  • the control device 9 reduces the flow rate that is bypassed to the flow path 7b without being led to the first air cooling unit 5a. 1
  • the flow rate of the cooling water led to the air cooling unit 5a is increased.
  • the fresh water producing device 8 is a device for evaporating seawater taken from the outside of the ship by the decompressed evaporator 8c and condensing the generated steam to produce fresh water. Since the sea water generator 8 evaporates seawater with the decompressed evaporator 8c, the cooling water which cooled the diesel engine 3 can be used as a heat source. In order to be able to always produce a certain amount of fresh water, the fresh water generator 8 has a certain amount (for example, a flow rate of about 60 t / h out of a flow rate of about 90 t / h flowing through the flow path 6a). Cooling water is guided.
  • the fresh water generator 8 includes a flow path 8a, a flow path 8b, an evaporator 8c, a water pump 8d, and a three-way valve 8e.
  • the water pump 8d is a device that pumps the cooling water supplied from the flow path 8a and guides it to the flow path 8b. A part of the cooling water flowing through the flow path 6a of the cooling water circulation path 6 is guided to the flow path 8a by pumping the cooling water with the water pump 8d.
  • a three-way valve 8e is provided at a position where the flow path 8a and the flow path 8b are connected.
  • the three-way valve 8e is a device for bypassing the cooling water pumped from the water pump 8d to the flow path 8b without guiding it to the evaporator 8c.
  • the control device 9 switches between switching the opening of the three-way valve 8e to guide the entire amount of cooling water pumped from the water pump 8d to the fresh water generator 8 or to bypass the entire amount of cooling water to the flow path 8b. be able to.
  • the control device 9 is a device that controls each part of the exhaust heat recovery type ship propulsion device 1.
  • the control device 9 performs various processes by reading and executing a control program stored in a storage unit (not shown).
  • the exhaust heat recovery system 10 is an apparatus that recovers and uses exhaust heat of exhaust gas discharged from the diesel engine 3 and used as power for the turbocharger 4.
  • the exhaust heat recovery system 10 includes a composite boiler 10a, an exhaust gas passage 10b, a cooling water passage 10c, a heater 10d, an atmospheric pressure drain tank 10e, and a feed water pump 10f.
  • the composite boiler 10a is a device that generates steam by exchanging heat between high-temperature exhaust gas and cooling water.
  • High-temperature exhaust gas is guided from the turbocharger 4 to the composite boiler 10a through the exhaust gas passage 10b.
  • the cooling water is guided from the atmospheric pressure drain tank 10e to the composite boiler 10a through the cooling water flow path 10c by the water supply pump 10f.
  • the cooling water sent to the composite boiler 10a evaporates by heat exchange with the exhaust gas, and the generated steam is sent to the heater 10d.
  • the heater 10d is used as a heat source for various devices (oil heater, tank heater, etc.).
  • the steam used as a heat source in the heater 10d is collected in the atmospheric pressure drain tank 10e.
  • the level of the cooling water collected in the atmospheric pressure drain tank 10e is adjusted by a float switch (not shown) so as to maintain a constant water level.
  • the exhaust heat recovery system 10 recovers exhaust heat of exhaust gas used as power for the turbocharger 4 to generate steam, and uses it as a heat source for various devices (oil heater, tank heater, etc.). be able to.
  • the processing shown in the flowchart of FIG. 2 is performed by the control device 9 reading and executing a control program stored in a storage unit (not shown).
  • the process shown in FIG. 2 is performed by changing the discharge amount of the organic fluid discharged from the circulation pump 2f of the ORC system 2 when an instruction to change the rotation speed of the diesel engine 3 which is the main engine of the ship is received. This is a process for changing the amount of heat collected by the system 2 from the cooling water.
  • step S201 the control device 9 determines whether or not the rotational speed of the diesel engine 3 as the main engine is lower than a rated rotational speed (for example, 90 rpm). When it is determined that the current rotation speed is lower than the rated rotation speed, the control device 9 proceeds to step S202, and otherwise proceeds to step S205.
  • a rated rotational speed for example, 90 rpm
  • step S202 the control device 9 determines whether a rotation speed increase instruction for increasing the rotation speed has been received from an operation unit (not shown) that indicates the rotation speed of the diesel engine 3. When it is determined that the rotation speed increase instruction has been received, the control device 9 proceeds to step S203, and otherwise proceeds to step S205.
  • step S203 since the control device 9 determines that the rotation speed increase instruction has been received, the control apparatus 9 controls the diesel engine 3 to increase the rotation speed of the diesel engine 3.
  • the rotational speed of the current diesel engine 3 is R1 [rpm]
  • the rotational speed instructed by the rotational speed increase instruction is R2 [rpm]
  • the control device 9 controls the diesel engine 3 so that R1 increases to R2. Control.
  • the control device 9 increases the rotational speed of the diesel engine 3 at time T1 so that the rotational speed increase amount of the diesel engine 3 per unit time becomes constant.
  • the control device 9 takes a time of (R2-R1) / Rn (time from time T1 to time T3 shown in FIG. 3).
  • the rotational speed of the diesel engine 3 is increased at a constant gradient.
  • step S204 the control device 9 controls the circulation pump 2f so as to increase the discharge amount per unit time of the organic fluid discharged from the circulation pump 2f of the ORC system 2 as the rotational speed of the diesel engine 3 increases.
  • the control device 9 increases the discharge amount so that the discharge amount from Q1 [l / min] until time T1 becomes Q2 [l / min] at time T2.
  • the comparative example shown with a broken line in FIG. 4 is an example in which the discharge amount per unit time of the organic fluid discharged from the circulation pump 2f does not change even if the rotational speed of the diesel engine 3 increases.
  • the controller 9 increases the discharge amount of the circulation pump 2f because the amount of heat recovered by the ORC system 2 from the cooling water circulating through the cooling water circulation passage 6 as the rotational speed of the diesel engine 3 increases. This is to increase it.
  • ORC system 2 is the amount of heat recovered is increased from the cooling water, the evaporator 2b lowers the temperature T ORC_OUT of the coolant after passing through the reduction temperature T JCT_IN of the cooling water in the cooling water inlet 3a with it To do.
  • the temperature T JCT_OUT of the cooling water at the cooling water outlet 3b can be maintained at the target temperature (for example, 85 ° C.).
  • the temperature T ORC_OUT of the cooling water after passing through the evaporator 2b of the ORC system 2 has been Temp1 until time T1 but has decreased to Temp2 at time T2.
  • the amount of heat recovered from the cooling water passing through the evaporator 2b is greater after time T1 than before time T1.
  • the temperature T ORC_OUT of the cooling water after passing through the evaporator 2b is decreased by increasing the discharge amount of the circulation pump 2f in accordance with the increase in the rotational speed of the diesel engine 3. Therefore, the flow rate of the relatively low temperature fresh water led from the central cooler to the flow path 6f by the three-way valve 6i decreases. Thereby, the amount of heat discarded from the cooling water due to the inflow of fresh water at the three-way valve 6i is reduced.
  • the control device 9 of the present embodiment starts increasing the discharge amount of the circulation pump 2 f at time T ⁇ b> 1 when the increase in the rotational speed of the diesel engine 3 is started.
  • the response of the timing which starts the increase in the discharge amount of the circulation pump 2f compared with the case where the increase in the discharge amount of the circulation pump 2f is started after TJCT_OUT detected by the temperature sensor 6k starts to increase. There is no delay.
  • the temperature of the cooling water at the cooling water outlet 3b is started by starting the increase in the discharge amount of the circulation pump 2f simultaneously with the time T1 when the increase in the rotational speed of the diesel engine 3 is started. While maintaining T JCT_OUT at a target temperature (for example, 85 ° C.), it is possible to suppress a response delay in timing at which the amount of heat recovered from the cooling water by the ORC system 2 is increased.
  • a target temperature for example, 85 ° C.
  • FIG. 6 is a diagram comparing the opening degree of the three-way valve 6i in the present embodiment and the opening degree of the three-way valve 6i in the comparative example.
  • the opening degree of the three-way valve 6i shown in FIG. 6 refers to the opening degree of the portion that guides fresh water from the central cooler to the flow path 6f. Therefore, the larger the opening degree of the three-way valve 6i, the larger the flow rate of fresh water flowing into the flow path 6f.
  • the comparative example shown by the broken line in FIG. 6 corresponds to the comparative example shown in FIG. 4, and the discharge amount per unit time of the organic fluid discharged by the circulation pump 2 f even if the rotational speed of the diesel engine 3 increases. The case where it does not change is shown.
  • the discharge amount of the circulation pump 2f is increased in accordance with the increase in the rotational speed of the diesel engine 3.
  • the opening degree of the three-way valve 6i of the present embodiment increases from Ap1 at time T1 to Ap2 at time T3.
  • the opening degree of the three-way valve 6i of the comparative example increases from Ap1 at time T1 to Ap3 at time T3.
  • Ap2 has a smaller opening than Ap3. Therefore, in this embodiment, the flow rate of relatively low-temperature fresh water guided from the central cooler to the flow path 6f by the three-way valve 6i is smaller than that of the comparative example.
  • FIG. 6 shows that the exhaust heat recovery type ship propulsion device of the comparative example has a larger amount of heat discarded from the cooling water than the exhaust heat recovery type ship propulsion device 1 of the present embodiment. .
  • FIG. 7 shows the temperature T JCT_OUT coolant temperature T JCT_IN of the cooling water in the cooling water inlet 3a of the diesel engine 3 in the cooling water outlet 3b.
  • T JCT_OUT increases from Temp 3 at time T2 when a certain time has elapsed from time T1. This is because T JCT_IN has decreased from Temp4 to Temp6 by increasing the discharge amount of the circulation pump 2f.
  • T JCT_OUT that has risen from Temp 3 at time T 2 falls to Temp 3 again at time T 4, and is maintained at the same temperature as before the number of revolutions of diesel engine 3 increases. This is because T JCT_IN after time T4 is maintained at Temp5 lower than Temp4 by increasing the discharge amount of the circulation pump 2f.
  • FIG. 8 shows changes in the power generation output of the ORC system 2.
  • the discharge amount of the circulation pump 2f is increased from time T1
  • the power generation output increases early, and the power generation output P1 [KW] at time T1 is earlier than time T3.
  • the power generation output P2 [KW] has been reached at time '.
  • the discharge amount of the circulation pump 2f is constant from time T1
  • the power generation output does not increase early, and the power generation output P1 [KW] at time T1 is earlier than time T4 at time T4 ′.
  • the power generation output P2 [KW] has been reached.
  • step S205 the control device 9 determines whether or not a rotation speed reduction instruction for reducing the rotation speed is received from an operation unit (not shown) that indicates the rotation speed of the diesel engine 3. If it is determined that the rotation speed reduction instruction has been received, the control device 9 proceeds to step S206. If not, the control device 9 ends the process shown in FIG. 2 and executes step S201 again.
  • step S206 the control device 9 determines that the rotation speed reduction instruction has been received, and thus controls the diesel engine 3 so as to decrease the rotation speed of the diesel engine 3.
  • the control device 9 controls the diesel engine 3 so that R2 decreases to R1.
  • Control For example, when the amount of increase in the rotational speed of the diesel engine 3 per unit time is Rn, the control device 9 reduces the rotational speed of the diesel engine 3 with a constant gradient over a period of (R2-R1) / Rn. .
  • step S207 the control device 9 controls the circulation pump 2f so as to reduce the discharge amount per unit time of the organic fluid discharged from the circulation pump 2f of the ORC system 2 as the rotational speed of the diesel engine 3 decreases.
  • the controller 9 reduces the discharge amount of the circulation pump 2f because the amount of heat recovered from the cooling water that the ORC system 2 circulates through the cooling water circulation passage 6 as the rotational speed of the diesel engine 3 decreases. It is for lowering.
  • the control device 9 reduce the discharge amount of the circulation pump 2f after a certain waiting time has elapsed since the start of the reduction in the rotational speed of the diesel engine 3.
  • the fixed waiting time is, for example, the time from when the decrease in the rotational speed of the diesel engine 3 is started until T JCT_OUT detected by the temperature sensor 6k starts to decrease.
  • the ORC system 2 can remove as much exhaust heat as possible from the cooling water within a range in which the temperature T JCT_OUT of the cooling water at the cooling water outlet 3b is maintained at the target temperature (for example, 85 ° C.). It can be recovered.
  • the temperature T ORC_OUT of the cooling water after passing through the evaporator 2b rises by reducing the discharge amount of the circulation pump 2f in accordance with the reduction in the rotational speed of the diesel engine 3. Therefore, it is possible to prevent T ORC_OUT from being unnecessarily decreased in accordance with the decrease in the rotational speed of the diesel engine 3.
  • the amount of heat recovered by the ORC system 2 is increased by increasing the discharge amount of the circulation pump 2f of the ORC system 2 as the rotational speed of the diesel engine 3 increases. Was increased.
  • the temperature T JCT_OUT at the cooling water outlet 3b for cooling the cooling water for cooling the diesel engine 3 increases as the rotational speed of the diesel engine 3 increases, the increased amount of heat becomes effective. It can be recovered as energy.
  • the exhaust heat recovery type marine vessel propulsion apparatus 1 of the present embodiment when the cooling water (first cooling water) discharged from the cooling water outlet 3b is higher than the target temperature, fresh water (second cooling) lower than the cooling water.
  • the three-way valve 6i temperature adjusting unit
  • the amount of heat that is discarded increases as the flow rate of fresh water that the three-way valve 6i leads to the cooling water circulation passage 6 increases.
  • the exhaust heat recovery type ship propulsion device 1 of the present embodiment increases the amount of heat recovered by the ORC system 2 (exhaust heat recovery unit) as the rotational speed of the diesel engine 3 increases.
  • recovered by ORC system 2 increases, and the temperature of the cooling water guide
  • the organic fluid is evaporated by heat exchange with the cooling water, and the power turbine 2c is rotated by the evaporated organic fluid, and the power turbine 2c
  • the discharged organic fluid is condensed, and the condensed organic fluid is circulated by the circulation pump 2f.
  • the circulation pump 2f is controlled so that the discharge amount per unit time of the organic fluid discharged as the rotational speed of the diesel engine 3 increases.
  • the turbocharger 4 is driven by the exhaust gas discharged from the diesel engine 3.
  • the turbocharger 4 driven by the exhaust gas compresses the air and supplies it to the diesel engine 3 as combustion air.
  • the temperature of combustion air increases due to compression, it is cooled by the cooling water flowing through the cooling water bypass passage 7. Therefore, the heat quantity of the combustion air is recovered by the cooling water.
  • the amount of heat of the cooling water is further recovered by the ORC system 2.
  • the rotational speed of the diesel engine 3 can be increased by the turbocharger 4 and the amount of heat of the combustion air heated by the compression can be appropriately recovered by the ORC system 2. .
  • Waste heat recovery type ship propulsion device (exhaust heat recovery device) 2 ORC system (exhaust heat recovery unit) 2a Organic fluid circulation channel 2b Evaporator 2c Power turbine 2d Generator 2e Condenser 2f Circulation pump 3 Diesel engine (internal combustion engine) 3a Cooling water inlet 3b Cooling water outlet 4 Turbocharger (supercharger) 4a Turbine 4b Compressor 5 Air cooler 5a First air cooling section 5b Second air cooling section 6 Cooling water circulation flow path 6i Three-way valve (temperature adjusting section) 6k Temperature sensor 7 Cooling water bypass flow path 7c Water supply pump 7d Three-way valve 7e Temperature sensor 9 Control device (control unit) 10 Waste heat recovery system

Abstract

ディーゼルエンジン（３）を冷却する第１冷却水を循環させる冷却水循環流路（６）と、冷却水循環流路（６）を循環する第１冷却水から排熱を回収するとともにその排熱を用いて発電を行うＯＲＣシステム（２）と、ディーゼルエンジン（３）の回転数が増加するのに応じてＯＲＣシステム（２）が回収する熱量を増加させるようＯＲＣシステム（２）を制御する制御装置（９）とを備える排熱回収型船舶推進装置（１）を提供する。

Description

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
　本発明は、内燃機関からの排熱を回収する排熱回収装置、排熱回収型船舶推進装置および排熱回収方法に関するものである。
　従来、船舶のディーゼルエンジンの排熱を回収して発電を行う排熱回収装置が知られている（例えば、特許文献１参照。）。
　特許文献１に開示された排熱回収装置は、ディーゼルエンジンから排出されるジャケット冷却水を蒸発器に導き、ジャケット冷却水との熱交換によって蒸発器で蒸発させられた作動流体をパワータービンに導く。そして、蒸発させられた作動流体によってパワータービンが回転し、それに伴ってパワータービンの回転動力が発電機に伝達される。作動流体と熱交換したジャケット冷却水はディーゼルエンジンに供給され、ディーゼルエンジンを冷却するために再度用いられる。
　特許文献１に開示された排熱回収装置は、ディーゼルエンジンから排出されるジャケット冷却水の温度が設定値よりも高い場合に、比較的低温の清水をジャケット冷却水を循環させる循環流路へ多く流すように温度調整用三方弁を動作させる。これにより、ディーゼルエンジンから排出されるジャケット冷却水の温度が設定値を超えないように調整される。このようにジャケット冷却水の温度を調整しているのは、ディーゼルエンジンから排出されるジャケット冷却水の温度を、その熱を利用して清水を造り出す造水装置等に適した温度に維持するためである。
特開２０１２－２１５１２４号公報
　しかしながら、特許文献１に開示された排熱回収装置は、ジャケット冷却水の温度を比較的低温の清水との熱交換によって低下させるため、ディーゼルエンジンから排出されるジャケット冷却水が有する熱量を有効なエネルギーとして回収することができなかった。
　特に、ディーゼルエンジンの負荷が増加する場合、ディーゼルエンジンから排出されるジャケット冷却水の温度が上昇するが、この温度上昇により増加する熱量は廃棄されることとなり、有効なエネルギーとして回収することができなかった。
　例えば、特許文献１に開示された排熱回収装置において、ディーゼルエンジンから排出されるジャケット冷却水からの排熱回収量を増加させることにより、ディーゼルエンジンへ供給されるジャケット冷却水の温度が低下する。これにより、ディーゼルエンジンから排出されるジャケット冷却水の温度が低下し、ジャケット冷却水から廃棄される熱量が減少する。
　しかしながら、排熱回収量を増加させすぎるとディーゼルエンジンから排出されるジャケット冷却水の温度が設定値よりも低くなり、ディーゼルエンジンから排出されるジャケット冷却水の温度を設定値に維持することができない。
　本発明は、上記課題を解決するためになされたものであり、内燃機関の負荷が増加するのに伴って内燃機関を冷却する冷却水の温度が上昇する場合に、温度が上昇した冷却水の熱量を有効なエネルギーとして回収することを可能にした排熱回収装置、排熱回収型船舶推進装置、および排熱回収方法を提供することを目的とする。
　本発明は、上記課題を解決するため、以下の手段を採用した。
　本発明の一態様に係る排熱回収装置は、内燃機関を冷却する第１冷却水を該内燃機関の冷却水出口から冷却水入口まで循環させる冷却水循環流路と、前記冷却水循環流路を循環する前記第１冷却水から排熱を回収するとともに該排熱を用いて発電を行う排熱回収部と、前記内燃機関の負荷が増加するのに応じて前記排熱回収部が回収する熱量を増加させるよう前記排熱回収部を制御する制御部とを備える。
　本発明の一態様に係る排熱回収装置は、内燃機関の負荷が増加するのに応じて排熱回収部が回収する熱量を増加させるようにした。このようにすることで、内燃機関の負荷が増加するのに伴って内燃機関を冷却する冷却水の温度が上昇する場合に、温度が上昇した冷却水の熱量を有効なエネルギーとして回収することができる。
　本発明の一態様に係る排熱回収装置において、前記排熱回収部は、前記冷却水循環流路を循環する前記冷却水と作動流体とを熱交換させて該作動流体を蒸発させる蒸発器と、前記蒸発器によって蒸発させられた前記作動流体によって回転させられるタービンと、前記タービンの回転動力によって発電する発電機と、前記タービンから排出される前記作動流体を凝縮させる凝縮器と、前記作動流体を循環させる循環ポンプとを有し、前記制御部は、前記内燃機関の負荷が増加するのに応じて前記循環ポンプが吐出する前記作動流体の単位時間あたりの吐出量を増加させるよう前記循環ポンプを制御する構成であってもよい。
　本構成の排熱回収装置によれば、第１冷却水との熱交換によって作動流体が蒸発し、蒸発させられた作動流体によってタービンが回転させられ、タービンから排出される作動流体が凝縮し、凝縮させられた作動流体が循環ポンプによって循環する。循環ポンプは、内燃機関の負荷が増加するのに応じて吐出する作動流体の単位時間あたりの吐出量が増加するよう制御される。
　このようにすることで、内燃機関の負荷が増加する場合に蒸発器が熱交換により第１冷却水から回収する熱量を増加させることができる。
　本発明の一態様に係る排熱回収装置においては、前記冷却水入口の上流側における前記冷却水循環流路から前記冷却水出口の下流側かつ前記排熱回収部の上流側における前記冷却水循環流路まで前記第１冷却水をバイパスさせる冷却水バイパス流路と、前記内燃機関から排出される排出ガスにより駆動され、空気を圧縮して前記内燃機関に燃焼用空気として供給する過給機と、前記過給機から前記内燃機関に供給される前記燃焼用空気を前記冷却水バイパス流路で流通する前記冷却水によって冷却する空気冷却器とを備える構成であってもよい。
　本構成の排熱回収装置によれば、内燃機関から排出される排ガスによって過給機が駆動される。排ガスによって駆動される過給機は、空気を圧縮して内燃機関に燃焼用空気として供給する。燃焼用空気は圧縮によって温度が増加するが、冷却水バイパス流路を流通する第１冷却水によって冷却される。そのため、燃焼用空気の熱量は第１冷却水によって回収される。この第１冷却水の熱量は更に排熱回収部によって回収される。
　このように本構成によれば、過給機によって内燃機関の負荷を増加させることができるとともに、圧縮によって加熱された燃焼用空気の熱量を排熱回収部で適切に回収することができる。
　本発明の一態様に係る排熱回収装置において、前記制御部は、前記内燃機関の負荷が低下するのに応じて前記排熱回収部が回収する熱量を減少させるよう前記排熱回収部を制御する構成であってもよい。
　本構成によれば、内燃機関の負荷が低下するのに応じて、排熱回収部によって回収される第１冷却水の熱量が減少し、それに伴って冷却水入口へ導かれる第１冷却水の温度が上昇する。また、冷却水入口へ導かれる第１冷却水の温度が増加し、それに伴って冷却水出口から排出される第１冷却水の温度が上昇する。そのため、冷却水出口から排出される第１冷却水の温度が低下しないようにすることができる。
　本発明の一態様に係る排熱回収装置は、前記冷却水出口から排出される前記第１冷却水の温度が目標温度より高い場合に、該第１冷却水より低温の第２冷却水を前記冷却水入口よりも上流側の前記冷却水循環流路へ導いて前記第１冷却水の温度を低下させる温度調整部を備える構成であってもよい。
　本構成の排熱回収装置によれば、冷却水出口から排出される第１冷却水が目標温度より高い場合、第１冷却水より低温の第２冷却水を冷却水入口よりも上流側に導いて第１冷却水の温度を低下させるよう温度調整部が調整する。この場合、温度調整部が冷却水循環流路に導く第２冷却水の流量が増加するほど廃棄される熱量が多くなってしまう。
　そこで、本構成の排熱回収装置は、内燃機関の負荷が増加するのに応じて排熱回収部が回収する熱量を増加させるようにした。このようにすることで、排熱回収部によって回収される第１冷却水の熱量が増加し、それに伴って冷却水入口へ導かれる第１冷却水の温度が低下する。また、冷却水入口へ導かれる第１冷却水の温度が低下すると、それに伴って冷却水出口から排出される第１冷却水の温度が低下する。そのため、温度調整部が冷却水循環流路に導く第２冷却水の流量が減少し、それに伴って温度調整部によって廃棄される熱量が減少する。
　本発明の一態様に係る排熱回収型船舶推進装置は、上記のいずれかに記載の排熱回収装置と、前記内燃機関とを備え、前記内燃機関が船舶の推進力を発生させる主機関である。
　このようにすることで、内燃機関の負荷が増加するのに伴って内燃機関を冷却する冷却水の温度が増加する場合に、増加した冷却水の熱量を有効なエネルギーとして回収することを可能にした排熱回収型船舶推進装置を提供することができる。
　本発明の一態様に係る排熱回収方法は、内燃機関を冷却する第１冷却水を該内燃機関の冷却水出口から冷却水入口まで循環させる冷却水循環工程と、前記第１冷却水から排熱を回収するとともに該排熱を用いて発電を行う排熱回収工程とを備え、前記排熱回収工程は、前記内燃機関の負荷が増加するのに応じて前記第１冷却水から回収する熱量を増加させる。
　本発明の一態様に係る排熱回収方法は、内燃機関の負荷が増加するのに応じて排熱回収部が回収する熱量を増加させるようにした。このようにすることで、内燃機関の負荷が増加するのに伴って内燃機関を冷却する冷却水の温度が上昇する場合に、温度が上昇した冷却水の熱量を有効なエネルギーとして回収することができる。
　本発明によれば、内燃機関の負荷が増加するのに伴って内燃機関を冷却する冷却水の温度が上昇する場合に、上昇した冷却水の熱量を有効なエネルギーとして回収することを可能にした排熱回収装置、排熱回収型船舶推進装置、および排熱回収方法を提供することができる。
本発明の一実施形態に係る排熱回収型船舶推進装置の概略構成図である。 本発明の一実施形態に係る排熱回収型船舶推進装置が実行する処理を示すフローチャートである。 ディーゼルエンジンの回転数の変化を示す図である。 循環ポンプが吐出する有機流体の吐出量の変化を示す図である。 ＯＲＣシステムの蒸発器を通過した冷却水の温度変化を示す図である。 三方弁の開度の変化を示す図である。 ディーゼルエンジンの冷却水入口および冷却水出口における冷却水の温度変化を示す図である。 ＯＲＣシステムの発電出力の変化を示す図である。
　以下、本発明の一実施形態に係る排熱回収型船舶推進装置１について、図面を参照して説明する。
　本実施形態の排熱回収型船舶推進装置１は、船舶の推進力を発生させる主機関（主機）であるディーゼルエンジン３（内燃機関）のジャケット冷却水の排熱を、熱交換によってＯＲＣシステム２の有機流体（作動流体）に伝達し、有機流体によって発電機に接続されたパワータービンを回転させて発電を行う装置である。
　図１に示すように、本実施形態に係る排熱回収型船舶推進装置１（排熱回収装置）は、ＯＲＣシステム２（排熱回収部）と、ディーゼルエンジン３（内燃機関）と、ターボチャージャ４（過給機）と、空気冷却器５と、冷却水循環流路６と、冷却水バイパス流路７と、造水装置８と、制御装置９（制御部）と、排熱回収システム１０とを備える。
　ＯＲＣシステム（Ｏｒｇａｎｉｃ　Ｒａｎｋｉｎｅ　Ｃｙｃｌｅ　Ｓｙｓｔｅｍ）２は、ディーゼルエンジン３におけるディーゼル燃料の燃焼により発生する熱が伝達されるジャケット冷却水を熱源として利用することにより、発電を行うシステムである。
　図１に示すように、ＯＲＣシステム２は、有機流体循環流路２ａと、蒸発器２ｂと、パワータービン２ｃと、発電機２ｄと、凝縮器２ｅと、循環ポンプ２ｆとを有する。
　有機流体循環流路２ａは、冷却水循環流路６を循環する冷却水と熱交換させられる有機流体（作動流体）を循環させる流路である。有機流体としては、水よりも沸点の低い流体が用いられる。したがって、有機流体循環流路２ａを循環する有機流体は、高温の冷却水（例えば、約８５℃）と熱交換することにより蒸発させられる。
　水よりも沸点の低い有機流体として、イソペンタン、ブタン、プロパン等の低分子炭化水素や、Ｒ１３４ａ、Ｒ２４５ｆａ等の冷媒を用いることができる。
　蒸発器２ｂは、冷却水循環流路６を流通する冷却水と有機流体とを熱交換させて有機流体を蒸発させる装置である。蒸発器２ｂは、循環ポンプ２ｆから有機流体循環流路２ａを介して流入する有機流体を蒸発させるとともに蒸発させられた有機流体をパワータービン２ｃへ供給する。
　パワータービン２ｃは、蒸発器２ｂによって蒸発させられた気相の有機流体によって回転させられる装置である。パワータービン２ｃは発電機２ｄに連結されるロータ軸（図示略）を有し、ロータ軸の回転動力を発電機２ｄに伝達する。パワータービン２ｃに回転動力を与える仕事をした有機流体は、パワータービン２ｃから排出された後に凝縮器２ｅへ供給される。
　発電機２ｄは、パワータービン２ｃから伝達されるロータ軸の回転動力によって発電を行う装置である。発電機２ｄにより発電された電力は、本実施形態の排熱回収型船舶推進装置１が搭載される船舶の各部に供給される。
　凝縮器２ｅは、パワータービン２ｃから排出された有機流体を海水によって冷却し、気相の有機流体を液相の有機流体に凝縮させる装置である。凝縮器２ｅによって凝縮された液相の有機流体は、有機流体循環流路２ａを介して循環ポンプ２ｆへ供給される。
　循環ポンプ２ｆは、有機流体循環流路２ａを介して凝縮器２ｅから供給される液相の有機流体を蒸発器２ｂへ圧送する装置である。循環ポンプ２ｆが有機流体を圧送することにより、有機流体が有機流体循環流路２ａ上を蒸発器２ｂ，パワータービン２ｃ，凝縮器２ｅの順に循環する。循環ポンプ２ｆが有機流体を吐出する吐出量は、制御装置９によって制御される。
　ディーゼルエンジン３は、船舶の推進力を発生させる主機関（主機）であり、燃料油および燃料ガスの少なくともいずれか一方を主燃料として掃気空気とともに燃焼させる内燃機関である。
　ディーゼルエンジン３は、エンジンシリンダの外側に冷却水の流れる通路であるウォータジャケット（図示略）を有する。ディーゼルエンジン３は、冷却水入口３ａから流入する冷却水をウォータジャケットに導いてウォータジャケットの周囲を冷却し、冷却水を冷却水出口３ｂから冷却水循環流路６へ排出する。
　ターボチャージャ４は、ディーゼルエンジン３が主燃料を燃焼させることにより排出される排ガスにより駆動されるタービン４ａと、タービンの回転動力によって外気を圧縮する圧縮機４ｂとを備える。ターボチャージャ４により圧縮された外気は、燃焼用の掃気空気としてディーゼルエンジン３に供給される。
　空気冷却器５は、ターボチャージャ４の圧縮機４ｂからディーゼルエンジン３に供給される掃気空気を冷却する装置である。空気冷却器５の入口における掃気空気の温度は、主機負荷（主機であるディーゼルエンジン３の負荷）に応じて約５０℃～約２００℃の範囲となる。空気冷却器５により掃気空気を冷却することにより、空気冷却器５の出口における掃気空気の温度は、主機負荷にかかわらず約４０℃に維持される。このように、掃気空気の温度を低くすることにより、ディーゼルエンジン３に供給される掃気空気の単位体積あたりの重量を増加させることができる。
　空気冷却器５は、燃焼用空気の流通方向の上流側に配置される第１空気冷却部５ａと、その下流側に配置される第２空気冷却部５ｂとを備えている。
　第１空気冷却部５ａは、冷却水バイパス流路７から供給されるディーゼルエンジン３のジャケット冷却水と圧縮機４ｂから供給される掃気空気との熱交換を行うことで、掃気空気を冷却する。
　第２空気冷却部５ｂは、セントラル冷却器（図示略）により海水にて冷却された清水と第１空気冷却部５ａにより冷却された掃気空気との熱交換を行うことで、掃気空気を更に冷却する。
　冷却水循環流路６は、図１に示すように、流路６ａ，流路６ｂ，流路６ｃ，流路６ｄ，流路６ｅ，流路６ｆの順に冷却水を循環させる流路である。冷却水循環流路６は、ディーゼルエンジン３を冷却する冷却水（第１冷却水）をディーゼルエンジン３の冷却水出口３ｂから冷却水入口３ａまで循環させる流路となっている。
　ディーゼルエンジン３を冷却した冷却水は、冷却水出口３ｂから流路６ａへ排出される。流路６ａへ排出された冷却水は、流路６ｂへ流入するとともに循環ポンプ６ｇによって流路６ｃへ供給される。流路６ｃへ供給された冷却水は、蒸発器２ｂを通過して有機流体循環流路２ａを循環する有機流体と熱交換させられ、流路６ｄへ供給される。流路６ｄへ供給された冷却水は、中継タンク１１へ導かれる。
　流路６ｄには、三方弁６ｈ（温度調整部）が設けられている。三方弁６ｈは、循環ポンプ６ｇから圧送される冷却水の一部を蒸発器２ｂへ導かずに流路６ｄへ迂回させるための装置である。制御装置９は、三方弁６ｈの開度を調整することにより循環ポンプ６ｇから圧送される冷却水のうち、蒸発器２ｂへ導く冷却水の流量と、蒸発器２ｂへ導かずに流路６ｄへ迂回させる流量とを調整することができる。
　蒸発器２ｂへ導く冷却水の流量と蒸発器２ｂへ導かずに流路６ｄへ迂回させる流量とを調整しているのは、蒸発器２ｂへ流入する冷却水の流量を調整してＯＲＣシステム２の発電出力（排熱回収量）を調整するためである。
　なお、ＯＲＣシステム２を停止させる場合には、蒸発器２ｂへ冷却水が導かれないように三方弁６ｈの開度が調整される。
　流路６ｅには、三方弁６ｉ（温度調整部）が設けられている。三方弁６ｉは、中継タンク１１から供給される冷却水の一部をセントラル冷却器（図示略）へ供給し、その他の冷却水を流路６ｆへ導く装置である。流路６ｆへ導かれた冷却水は、循環ポンプ６ｊによって冷却水入口３ａへ供給される。制御装置９は、三方弁６ｉの開度を調整することにより中継タンク１１から供給される冷却水のうち、セントラル冷却器へ導く冷却水の流量と、流路６ｆへ導く冷却水の流量とを調整することができる。
　三方弁６ｉは、冷却水出口３ｂから排出される冷却水の温度が目標温度（例えば、８５℃）より高い場合に、冷却水出口３ｂから排出される冷却水の温度を低下させるために用いられる。三方弁６ｉは、制御装置９によって、流路６ｅからセントラル冷却器へ供給する冷却水の流量と同量の清水（第２冷却水）がセントラル冷却器から供給されるように制御される。
　セントラル冷却器から三方弁６ｉに供給される清水の温度は、流路６ｅを流通する冷却水の温度よりも低温となっている。例えば、流路６ｅを流通する冷却水が約７０℃であるのに対し、三方弁６ｉに供給される清水の温度は約３５℃となっている。
　そのため、三方弁６ｉは、流路６ｅを流通する冷却水より低温の清水をセントラル冷却器から流路６ｆへ導くことにより、流路６ｅを流通する約７０℃の冷却水の温度を低下させる。これにより、冷却水出口３ｂから排出される冷却水の温度が目標温度を上回らないように調整される。
　制御装置９は、流路６ａに設けられる温度センサ６ｋが検出する温度に応じて三方弁６ｉの開度を調整することにより、冷却水出口３ｂから排出される冷却水の温度が目標温度（例えば、８５℃）を上回らないように調整する。
　冷却水バイパス流路７は、冷却水入口３ａの上流側における冷却水循環流路６上の中継タンク１１から、冷却水出口３ｂの下流側かつＯＲＣシステム２の上流側における冷却水循環流路６である流路６ｂまで冷却水をバイパスさせる流路である。
　冷却水バイパス流路７は、中継タンク１１から空気冷却器５まで冷却水を導く流路７ａと、空気冷却器５を通過した冷却水を冷却水循環流路６の流路６ｂへ合流させる流路７ｂとを有する。
　流路７ａには、送水ポンプ７ｃが設けられている。送水ポンプ７ｃは、中継タンク１１から供給される冷却水を流路７ｂへ圧送する装置である。
　流路７ａと流路７ｂとを接続する接続位置には、三方弁７ｄが設けられている。三方弁７ｄは、送水ポンプ７ｃから圧送される冷却水の一部を第１空気冷却部５ａへ導かずに流路７ｂへ迂回させるための装置である。制御装置９は、三方弁７ｄの開度を調整することにより送水ポンプ７ｃから圧送される冷却水のうち、第１空気冷却部５ａへ導く冷却水の流量と、第１空気冷却部５ａへ導かずに流路７ｂへ迂回させる流量とを調整することができる。
　第１空気冷却部５ａへ導く冷却水の流量と第１空気冷却部５ａへ導かずに流路７ｂへ迂回させる流量とを調整しているのは、流路７ｂから流路６ｂへ合流する冷却水の温度を目標温度に維持するためである。
　制御装置９は、流路６ｂと合流する直前の位置で流路７ｂを流通する冷却水の温度を温度センサ７ｅで検出し、三方弁７ｄの開度を調整する。制御装置９は、温度センサ７ｅが検出する温度が目標温度（例えば、８５℃）より高い場合は、第１空気冷却部５ａへ導かずに流路７ｂへ迂回させる流量を増加させ、第１空気冷却部５ａへ導く冷却水の流量を減少させる。
　一方、制御装置９は、温度センサ７ｅが検出する温度が目標温度（例えば、８５℃）より低い場合は、第１空気冷却部５ａへ導かずに流路７ｂへ迂回させる流量を減少させ、第１空気冷却部５ａへ導く冷却水の流量を増加させる。
　造水装置８は、船外から取り入れられた海水を減圧された蒸発器８ｃで蒸発させ、発生した蒸気を凝縮して清水を造りだす装置である。造水装置８は、減圧された蒸発器８ｃで海水を蒸発させるため、熱源としてディーゼルエンジン３を冷却した冷却水を用いることができる。常に一定量の清水を造り出すことを可能とするために、造水装置８には、一定量（例えば、流路６ａを流通する約９０ｔ／ｈの流量の内の約６０ｔ／ｈの流量）の冷却水が導かれる。
　図１に示すように、造水装置８は、流路８ａと、流路８ｂと、蒸発器８ｃと、送水ポンプ８ｄと、三方弁８ｅとを備える。
　送水ポンプ８ｄは、流路８ａから供給される冷却水を圧送し、流路８ｂへ導く装置である。送水ポンプ８ｄで冷却水を圧送することにより、冷却水循環流路６の流路６ａを流通する冷却水の一部が流路８ａに導かれる。
　流路８ａと流路８ｂとを接続する位置には、三方弁８ｅが設けられている。三方弁８ｅは、送水ポンプ８ｄから圧送される冷却水を蒸発器８ｃへ導かずに流路８ｂへ迂回させるための装置である。制御装置９は、三方弁８ｅの開度を切り替えることにより送水ポンプ８ｄから圧送される冷却水の全量を造水装置８へ導くか、あるいは冷却水の全量を流路８ｂへ迂回させるかを切り替えることができる。
　制御装置９は、排熱回収型船舶推進装置１の各部を制御する装置である。制御装置９は、記憶部（図示略）に記憶された制御プログラムを読み出して実行することにより各種の処理を行う。
　排熱回収システム１０は、ディーゼルエンジン３から排出され、ターボチャージャ４の動力として用いられた排ガスの排熱を回収して利用する装置である。
　排熱回収システム１０は、コンポジットボイラ１０ａと、排ガス流路１０ｂと、冷却水流路１０ｃと、ヒータ１０ｄと、大気圧ドレンタンク１０ｅと、給水ポンプ１０ｆとを備えている。
　コンポジットボイラ１０ａは、高温の排ガスと冷却水とを熱交換させて蒸気を生成する装置である。コンポジットボイラ１０ａには、ターボチャージャ４から排ガス流路１０ｂを介して高温の排ガスが導かれる。また、コンポジットボイラ１０ａには、給水ポンプ１０ｆによって大気圧ドレンタンク１０ｅから冷却水が冷却水流路１０ｃを介して導かれる。
　コンポジットボイラ１０ａに送り込まれた冷却水は、排ガスとの熱交換によって蒸発し、発生した蒸気がヒータ１０ｄに送出される。ヒータ１０ｄは、各種の機器（油加熱器、タンク加熱器等）の熱源として用いられる。ヒータ１０ｄで熱源として用いられた蒸気は、大気圧ドレンタンク１０ｅに回収される。
　大気圧ドレンタンク１０ｅに回収された冷却水の水位は、フロートスイッチ（図示略）によって、一定の水位を保つように調整される。
　このように、排熱回収システム１０は、ターボチャージャ４の動力として用いられた排ガスの排熱を回収して蒸気を発生させ、各種の機器（油加熱器、タンク加熱器等）の熱源として用いることができる。
　次に、本実施形態に係る排熱回収型船舶推進装置１が実行する処理について図２のフローチャートおよび図３～図８に示す図を用いて説明する。図２のフローチャートに示す処理は、制御装置９が記憶部（図示略）に記憶された制御プログラムを読み出して実行することにより行われる。図２に示す処理は、船舶の主機であるディーゼルエンジン３の回転数を変化させる指示を受け付けた場合に、ＯＲＣシステム２の循環ポンプ２ｆが吐出する有機流体の吐出量を変化させることにより、ＯＲＣシステム２が冷却水から回収する熱量を変化させる処理である。
　ステップＳ２０１において制御装置９は、主機であるディーゼルエンジン３の回転数が定格回転数（例えば、９０ｒｐｍ）より低いかどうかを判断する。制御装置９は、現在の回転数が定格回転数より低いと判断した場合はステップＳ２０２に処理を進め、そうでない場合はステップＳ２０５に処理を進める。
　ステップＳ２０２において制御装置９は、ディーゼルエンジン３の回転数を指示する操作部（図示略）から回転数を増加させるための回転数増加指示を受け付けたかどうかを判断する。制御装置９は、回転数増加指示を受け付けたと判断した場合はステップＳ２０３に処理を進め、そうでない場合はステップＳ２０５に処理を進める。
　ステップＳ２０３において制御装置９は、回転数増加指示を受け付けたと判断したため、ディーゼルエンジン３の回転数を増加させるようディーゼルエンジン３を制御する。制御装置９は、現在のディーゼルエンジン３の回転数がＲ１［ｒｐｍ］で回転数増加指示で指示された回転数がＲ２［ｒｐｍ］である場合、Ｒ１がＲ２まで増加するようにディーゼルエンジン３を制御する。
　図３に示すように、制御装置９は、単位時間当たりのディーゼルエンジン３の回転数増加量が一定となるように時刻Ｔ１でディーゼルエンジン３の回転数を増加させる。制御装置９は、例えば、単位時間当たりのディーゼルエンジン３の回転数増加量をＲｎとした場合、（Ｒ２－Ｒ１）／Ｒｎの時間（図３に示す時刻Ｔ１から時刻Ｔ３までの時間）をかけて一定の勾配でディーゼルエンジン３の回転数を増加させる。
　ステップＳ２０４において制御装置９は、ディーゼルエンジン３の回転数が増加するのに応じてＯＲＣシステム２の循環ポンプ２ｆが吐出する有機流体の単位時間あたりの吐出量を増加させるよう循環ポンプ２ｆを制御する。
　図４に実線で示すように、制御装置９は、時刻Ｔ１まで吐出量がＱ１［ｌ／ｍｉｎ］であったものを時刻Ｔ２でＱ２［ｌ／ｍｉｎ］となるように吐出量を増加させる。なお、図４に破線で示す比較例は、ディーゼルエンジン３の回転数が増加しても循環ポンプ２ｆが吐出する有機流体の単位時間あたりの吐出量を変化させない例である。
　制御装置９が循環ポンプ２ｆの吐出量を増加させているのは、ディーゼルエンジン３の回転数が増加するのに応じてＯＲＣシステム２が冷却水循環流路６を循環する冷却水から回収する熱量を増加させるためである。ＯＲＣシステム２が冷却水から回収する熱量が増加することにより、蒸発器２ｂを通過した後の冷却水の温度ＴＯＲＣ＿ＯＵＴが低下し、それに伴って冷却水入口３ａにおける冷却水の温度ＴＪＣＴ＿ＩＮが低下する。
　ＯＲＣシステム２が冷却水から回収する熱量を適切に設定することにより、冷却水出口３ｂにおける冷却水の温度ＴＪＣＴ＿ＯＵＴを目標温度（例えば、８５℃）に保つことができる。
　図５に示すように、ＯＲＣシステム２の蒸発器２ｂを通過した後の冷却水の温度ＴＯＲＣ＿ＯＵＴは、時刻Ｔ１までＴｅｍｐ１であったのが時刻Ｔ２でＴｅｍｐ２まで低下している。言い換えれば、蒸発器２ｂを通過する冷却水から回収される熱量が時刻Ｔ１以前よりも時刻Ｔ１以後の方が増加している。
　このように、ディーゼルエンジン３の回転数が増加したことに応じて循環ポンプ２ｆの吐出量を増加させることにより、蒸発器２ｂを通過した後の冷却水の温度ＴＯＲＣ＿ＯＵＴが低下する。そのため、三方弁６ｉでセントラル冷却器から流路６ｆへ導かれる比較的低温の清水の流量が減少する。これにより、三方弁６ｉでの清水の流入によって冷却水から廃棄される熱量が減少する。
　また、図４に示すように本実施形態の制御装置９は、ディーゼルエンジン３の回転数の増加が開始される時刻Ｔ１において循環ポンプ２ｆの吐出量の増加を開始させる。このようにすることで、温度センサ６ｋが検出するＴＪＣＴ＿ＯＵＴが上昇し始めた後に循環ポンプ２ｆの吐出量の増加を開始させる場合に比べ、循環ポンプ２ｆの吐出量の増加を開始させるタイミングの応答遅れが発生しない。
　以上のように、本実施形態においては、ディーゼルエンジン３の回転数の増加が開始される時刻Ｔ１と同時に循環ポンプ２ｆの吐出量の増加を開始させることにより、冷却水出口３ｂにおける冷却水の温度ＴＪＣＴ＿ＯＵＴを目標温度（例えば、８５℃）に保ちつつ、ＯＲＣシステム２が冷却水から回収する熱量を増加させるタイミングの応答遅れを抑制することができる。
　図６は、本実施形態における三方弁６ｉの開度と比較例における三方弁６ｉの開度とを比較した図である。
　図６に示す三方弁６ｉの開度とは、セントラル冷却器から流路６ｆに清水を導く部分の開度をいう。したがって、三方弁６ｉの開度が大きいほど流路６ｆに流入する清水の流量が多いことを示す。
　また、図６に破線で示す比較例は図４に示す比較例と対応しており、ディーゼルエンジン３の回転数が増加しても循環ポンプ２ｆが吐出する有機流体の単位時間あたりの吐出量を変化させない場合を示している。
　本実施形態においてはディーゼルエンジン３の回転数が増加したことに応じて循環ポンプ２ｆの吐出量を増加させる。図６に実線で示すように、本実施形態の三方弁６ｉの開度は時刻Ｔ１のＡｐ１から時刻Ｔ３のＡｐ２まで増加する。
　一方、図６に破線で示すように比較例の三方弁６ｉの開度は時刻Ｔ１のＡｐ１から時刻Ｔ３のＡｐ３まで増加する。図６に示すようにＡｐ２はＡｐ３よりも開度が小さい。そのため、本実施形態の方が比較例よりも三方弁６ｉでセントラル冷却器から流路６ｆへ導かれる比較的低温の清水の流量が減少している。
　このように、図６は、本実施形態の排熱回収型船舶推進装置１よりも比較例の排熱回収型船舶推進装置の方が、冷却水から廃棄される熱量が多いことを示している。
　図７は、ディーゼルエンジン３の冷却水入口３ａにおける冷却水の温度ＴＪＣＴ＿ＩＮと冷却水出口３ｂにおける冷却水の温度ＴＪＣＴ＿ＯＵＴとを示している。図７に示すように、ディーゼルエンジン３の回転数が増加するのに伴ってＴＪＣＴ＿ＯＵＴが時刻Ｔ１から一定時間経過した時刻Ｔ２でのＴｅｍｐ３から上昇している。これは、循環ポンプ２ｆの吐出量を増加させたことにより、ＴＪＣＴ＿ＩＮがＴｅｍｐ４からＴｅｍｐ６に低下したからである。
　また、時刻Ｔ２でのＴｅｍｐ３から上昇したＴＪＣＴ＿ＯＵＴは時刻Ｔ４で再びＴｅｍｐ３に低下し、ディーゼルエンジン３の回転数が増加する前と同じ温度に維持されている。これは、循環ポンプ２ｆの吐出量を増加させたことにより、時刻Ｔ４以降でのＴＪＣＴ＿ＩＮがＴｅｍｐ４よりも低いＴｅｍｐ５に維持されるからである。
　図８は、ＯＲＣシステム２の発電出力の変化を示している。図８に示すように、本実施形態では、時刻Ｔ１から循環ポンプ２ｆの吐出量を増加させるため、発電出力が早期に増加し、時刻Ｔ１における発電出力Ｐ１［ＫＷ］が時刻Ｔ３より早い時刻Ｔ３’の時点で発電出力Ｐ２［ＫＷ］に達している。
　一方、比較例では、時刻Ｔ１から循環ポンプ２ｆの吐出量が一定であるため、発電出力が早期に増加せず、時刻Ｔ１における発電出力Ｐ１［ＫＷ］が時刻Ｔ４より早い時刻Ｔ４’の時点で発電出力Ｐ２［ＫＷ］に達している。
　ステップＳ２０５において制御装置９は、ディーゼルエンジン３の回転数を指示する操作部（図示略）から回転数を低下させるための回転数低下指示を受け付けたかどうかを判断する。制御装置９は、回転数低下指示を受け付けたと判断した場合はステップＳ２０６に処理を進め、そうでない場合は図２に示す処理を終了し、再びステップＳ２０１を実行する。
　ステップＳ２０６において制御装置９は、回転数低下指示を受け付けたと判断したため、ディーゼルエンジン３の回転数を低下させるようディーゼルエンジン３を制御する。制御装置９は、現在のディーゼルエンジン３の回転数がＲ２［ｒｐｍ］で回転数低下指示で指示された回転数がＲ１［ｒｐｍ］である場合、Ｒ２がＲ１まで減少するようにディーゼルエンジン３を制御する。
　制御装置９は、例えば、単位時間当たりのディーゼルエンジン３の回転数増加量をＲｎとした場合、（Ｒ２－Ｒ１）／Ｒｎの時間をかけて一定の勾配でディーゼルエンジン３の回転数を低下させる。
　ステップＳ２０７において制御装置９は、ディーゼルエンジン３の回転数が低下するのに応じてＯＲＣシステム２の循環ポンプ２ｆが吐出する有機流体の単位時間あたりの吐出量を低下させるよう循環ポンプ２ｆを制御する。
　制御装置９が循環ポンプ２ｆの吐出量を低下させているのは、ディーゼルエンジン３の回転数が低下するのに応じてＯＲＣシステム２が冷却水循環流路６を循環する冷却水から回収する熱量を低下させるためである。
　ここで、制御装置９は、ディーゼルエンジン３の回転数の低下を開始させてから一定の待機時間が経過した後に循環ポンプ２ｆの吐出量を低下させるようにするのが望ましい。ここでいう一定の待機時間は、例えば、ディーゼルエンジン３の回転数の低下を開始させてから温度センサ６ｋが検出するＴＪＣＴ＿ＯＵＴが低下し始めるまでの時間である。
　このようにすることで、ＯＲＣシステム２は、冷却水出口３ｂにおける冷却水の温度ＴＪＣＴ＿ＯＵＴが目標温度（例えば、８５℃）に維持される範囲で、可能な限り多くの排熱を冷却水から回収することができる。
　このように、ディーゼルエンジン３の回転数が低下したことに応じて循環ポンプ２ｆの吐出量を低下させることにより、蒸発器２ｂを通過した後の冷却水の温度ＴＯＲＣ＿ＯＵＴが上昇する。そのため、ディーゼルエンジン３の回転数が低下したことに応じてＴＯＲＣ＿ＯＵＴが必要以上に減少してしまうことを防ぐことができる。
　次に、以上で説明した本実施形態の排熱回収型船舶推進装置１が奏する作用および効果について説明する。
　本実施形態の排熱回収型船舶推進装置１によれば、ディーゼルエンジン３の回転数が増加するのに応じてＯＲＣシステム２の循環ポンプ２ｆの吐出量を増加させ、ＯＲＣシステム２が回収する熱量を増加させるようにした。このようにすることで、ディーゼルエンジン３の回転数が増加するのに伴ってディーゼルエンジン３を冷却する冷却水の冷却水出口３ｂにおける温度ＴＪＣＴ＿ＯＵＴが上昇する場合に、その上昇した熱量を有効なエネルギーとして回収することができる。
　また、本実施形態の排熱回収型船舶推進装置１では、冷却水出口３ｂから排出される冷却水（第１冷却水）が目標温度より高い場合、その冷却水より低温の清水（第２冷却水）を冷却水入口３ａよりも上流側の流路６ｆに導いて冷却水の温度を低下させるよう三方弁６ｉ（温度調整部）が調整する。ところが、三方弁６ｉが冷却水循環流路６に導く清水の流量が増加するほど廃棄される熱量が多くなってしまう。
　そこで、本実施形態の排熱回収型船舶推進装置１は、ディーゼルエンジン３の回転数が増加するのに応じてＯＲＣシステム２（排熱回収部）が回収する熱量を増加させるようにした。このようにすることで、ＯＲＣシステム２によって回収される冷却水の熱量が増加し、それに伴って冷却水入口３ａへ導かれる冷却水の温度が低下する。
　また、冷却水入口３ａへ導かれる冷却水の温度が低下すると、それに伴って冷却水出口３ｂから排出される冷却水の温度が低下する。そのため、三方弁６ｉが冷却水循環流路６に導く清水の流量が減少し、それに伴って三方弁６ｉによって廃棄される熱量が減少する。
　また、本実施形態の排熱回収型船舶推進装置１によれば、冷却水との熱交換によって有機流体が蒸発し、蒸発させられた有機流体によってパワータービン２ｃが回転させられ、パワータービン２ｃから排出される有機流体が凝縮し、凝縮させられた有機流体が循環ポンプ２ｆによって循環する。循環ポンプ２ｆは、ディーゼルエンジン３の回転数が増加するのに応じて吐出する有機流体の単位時間あたりの吐出量が増加するよう制御される。
　このようにすることで、ディーゼルエンジン３の回転数が増加する場合に蒸発器２ｂが熱交換により冷却水から回収する熱量を増加させることができる。そのため、三方弁６ｉが導く清水の流量が減少するとともに三方弁６ｉによって廃棄される熱量が減少する。
　また、本実施形態の排熱回収型船舶推進装置１によれば、ディーゼルエンジン３から排出される排ガスによってターボチャージャ４が駆動される。排ガスによって駆動されるターボチャージャ４は、空気を圧縮してディーゼルエンジン３に燃焼用空気として供給する。燃焼用空気は圧縮によって温度が増加するが、冷却水バイパス流路７を流通する冷却水によって冷却される。そのため、燃焼用空気の熱量は冷却水によって回収される。この冷却水の熱量は更にＯＲＣシステム２によって回収される。
　このように本実施形態によれば、ターボチャージャ４によってディーゼルエンジン３の回転数を増加させることができるとともに、圧縮によって加熱された燃焼用空気の熱量をＯＲＣシステム２で適切に回収することができる。
１　　　排熱回収型船舶推進装置（排熱回収装置）
２　　　ＯＲＣシステム（排熱回収部）
２ａ　　有機流体循環流路
２ｂ　　蒸発器
２ｃ　　パワータービン
２ｄ　　発電機
２ｅ　　凝縮器
２ｆ　　循環ポンプ
３　　　ディーゼルエンジン（内燃機関）
３ａ　　冷却水入口
３ｂ　　冷却水出口
４　　　ターボチャージャ（過給機）
４ａ　　タービン
４ｂ　　圧縮機
５　　　空気冷却器
５ａ　　第１空気冷却部
５ｂ　　第２空気冷却部
６　　　冷却水循環流路
６ｉ　　三方弁（温度調整部）
６ｋ　　温度センサ
７　　　冷却水バイパス流路
７ｃ　　送水ポンプ
７ｄ　　三方弁
７ｅ　　温度センサ
９　　　制御装置（制御部）
１０　　排熱回収システム

Claims (7)

  1. 　内燃機関を冷却する第１冷却水を該内燃機関の冷却水出口から冷却水入口まで循環させる冷却水循環流路と、
    　前記冷却水循環流路を循環する前記第１冷却水から排熱を回収するとともに該排熱を用いて発電を行う排熱回収部と、
    　前記内燃機関の負荷が増加するのに応じて前記排熱回収部が回収する熱量を増加させるよう前記排熱回収部を制御する制御部とを備える排熱回収装置。
  2. 　前記排熱回収部は、
    　前記冷却水循環流路を循環する前記第１冷却水と作動流体とを熱交換させて該作動流体を蒸発させる蒸発器と、
    　前記蒸発器によって蒸発させられた前記作動流体によって回転させられるタービンと、
    　前記タービンの回転動力によって発電する発電機と、
    　前記タービンから排出される前記作動流体を凝縮させる凝縮器と、
    　前記凝縮器によって凝縮させられた前記作動流体を循環させる循環ポンプとを有し、
    　前記制御部は、前記内燃機関の負荷が増加するのに応じて前記循環ポンプが吐出する前記作動流体の単位時間あたりの吐出量を増加させるよう前記循環ポンプを制御する請求項１に記載の排熱回収装置。
  3. 　前記冷却水入口の上流側における前記冷却水循環流路から前記冷却水出口の下流側かつ前記排熱回収部の上流側における前記冷却水循環流路まで前記第１冷却水をバイパスさせる冷却水バイパス流路と、
    　前記内燃機関から排出される排ガスにより駆動され、空気を圧縮して前記内燃機関に燃焼用空気として供給する過給機と、
    　前記過給機から前記内燃機関に供給される前記燃焼用空気を前記冷却水バイパス流路で流通する前記第１冷却水によって冷却する空気冷却器とを備える請求項１または請求項２に記載の排熱回収装置。
  4. 　前記制御部は、前記内燃機関の負荷が低下するのに応じて前記排熱回収部が回収する熱量を低下させるよう前記排熱回収部を制御する請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の排熱回収装置。
  5. 　前記冷却水出口から排出される前記第１冷却水の温度が目標温度より高い場合に、該第１冷却水より低温の第２冷却水を前記冷却水入口よりも上流側の前記冷却水循環流路へ導いて前記第１冷却水の温度を低下させる温度調整部を備える請求項１から請求項４のいずれか１項に記載の排熱回収装置。
  6. 　請求項１から請求項５のいずれか１項に記載の排熱回収装置と、
    　前記内燃機関とを備え、
    　前記内燃機関が船舶の推進力を発生させる主機関である排熱回収型船舶推進装置。
  7. 　内燃機関を冷却する第１冷却水を該内燃機関の冷却水出口から冷却水入口まで循環させる冷却水循環工程と、
    　前記第１冷却水から排熱を回収するとともに該排熱を用いて発電を行う排熱回収工程とを備え、
    　前記排熱回収工程は、前記内燃機関の負荷が増加するのに応じて前記第１冷却水から回収する熱量を増加させる排熱回収方法。
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