JP2015031268A - 廃熱回収装置 - Google Patents

Abstract

【課題】高温の熱源から廃熱を効率良く安定して回収する。【解決手段】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。【選択図】図１

Description

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、非特許文献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。非特許文献１によれば、高純度のＲ２４５ｆａは、温度を３３０℃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。

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

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、上記課題に鑑みなされたものであり、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。

請求項１に記載の発明は、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。

請求項２に記載の発明は、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。

請求項３に記載の発明は、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。

請求項４に記載の発明は、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。

請求項５に記載の発明は、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。

本発明では、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。

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℃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。

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、
   を備えることを特徴とする廃熱回収装置。
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ことを特徴とする廃熱回収装置。
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ことを特徴とする廃熱回収装置。
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ことを特徴とする廃熱回収装置。
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ことを特徴とする廃熱回収装置。

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