(57)【要約】【課題】正味熱効率を増大するとともに小型化及び柔軟なレイアウト設計が可能な新しい熱機関サイクル装置を提供する。【解決手段】熱機関サイクル装置１０は、作動流体１９を収容する熱交換器ＨＸ１，ＨＸ２と、連結管１８と、制御弁１１と、膨張機１２と、熱源１又は冷却源２からの熱源流体を熱交換器ＨＸ１，ＨＸ２に案内する導入管１６，１７と、導入管１６，１７に案内される熱源流体を切り替える流路切替弁１４と、膨張機１２前後の作動流体１９の圧力差を監視し、設定上限値に到達したときに制御弁１１を開放して作動流体１９の流通を行い、開放後に圧力差が設定下限値に到達したときに流路切替弁１４を切り替えて導入管１６，１７に案内される熱源流体を切り替える制御装置１５と、を備える。【選択図】図１
2011012644.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
作動流体を収容する第１・第２熱交換器と、
前記第１・第２熱交換器と連結し、前記作動流体を流通させる連結管と、
前記連結管上に設けられ、弁の開閉により前記作動流体の流通を制御する制御弁と、
前記連結管上に設けられ、前記作動流体の流通により作動する膨張機と、
熱源又は冷却源からの熱源流体を前記第１・第２熱交換器に案内する第１・第２導入管と、
前記第１・第２導入管に案内される前記熱源流体を切り替える流路切替弁と、
前記膨張機前後の作動流体の圧力差を監視し、設定上限値に到達したときに前記制御弁を開放して前記作動流体の流通を行い、開放後に前記圧力差が設定下限値に到達したときに前記流路切替弁を切り替えて前記第１・第２導入管に案内される熱源流体を切り替える制御装置と、
を備えることを特徴とした熱機関サイクル装置。
【請求項２】
前記作動流体には、沸点が水の沸点以下となり、かつ、前記熱源の温度域に適合した流体が選択されていることを特徴とする請求項１記載の熱機関サイクル装置。
【請求項３】
前記膨張機が往復流膨張機又は正逆回転膨張機であることを特徴とした請求項１又は２記載の熱機関サイクル装置。
【請求項４】
前記膨張機が一方向流膨張機であり、
前記連結管の流路を切り替える連結管切替弁を更に備え、
前記制御装置は、前記作動流体の流通方向に応じて前記連結管切替弁を切り替えて前記作動流体を前記膨張機に案内することを特徴とする請求項１又は２記載の熱機関サイクル装置。
【請求項５】
前記膨張機には複数の一方向流膨張機が設けられ、
前記制御弁と前記連結管とは前記膨張機の設置数分だけ用意され、
幾つかの前記膨張機は前記第１熱交換器から前記第２熱交換器へと前記作動流体を流通するように前記連結管に接続され、他の前記膨張機は前記第２熱交換器から前記第１熱交換器へと前記作動流体を流通するように前記連結管に接続され、
前記制御装置は、前記制御弁を開閉して前記作動流体の流通を行うことを特徴とする請求項１又は２記載の熱機関サイクル装置。
【請求項６】
発電機及び該発電機に接続された電力平準化装置を更に備えることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の熱機関サイクル装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、低温熱源から動力回収／発電を行う熱機関サイクル装置に関し、具体的には、高温熱源と低温熱源との温度差を利用して動作する温度差熱機関サイクル装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
化石燃料の枯渇化や地球温暖化などのエネルギー・環境問題の対策の一つとして再生可能エネルギーの有効利用が挙げられ、太陽光、風力、水力、バイオマス等の利用が普及しつつある。また、大量に発生するものの温度が低くかつ分散性の高い低温熱源（例えば、工場排熱、小型ガスタービンや自動車エンジンの排熱、太陽熱など）であっても再生可能エネルギーとなることが期待されており、例えば、我が国（日本国）の年間工場排熱量の５％が動力または電力に変換された場合、炭素量に換算すると、年間約１２５万トンのＣＯ２排出量の削減が見込まれる。
【０００３】
低温熱源から動力回収／発電を行う熱機関サイクル装置として、ランキンサイクルを利用した装置が存在する（例えば、特許文献１参照）。ランキンサイクル装置は基本蒸気サイクル装置であり、通常、供給ポンプ（作動流体ポンプ）、蒸発器、タービン／膨張機、凝縮器、及び作動流体で構成される。低圧液の作動流体は供給ポンプにより断熱圧縮され高圧液となり、蒸発器で等圧加熱されて高圧蒸気となり、タービンで断熱膨張する際に機械仕事を行う。その後、低圧蒸気となり、凝縮器で等圧冷却され低圧の飽和液に戻る。ランキンサイクル装置の正味熱効率はタービン出力からポンプ動力を差し引き、加熱量で除した値となる。
【０００４】
小型・低温度差のランキンサイクル装置では、熱源温度つまり熱量が変動する場合、変動に応じて作動流体ポンプの吐出圧力と流量が変化するため、その変動範囲において高効率を維持する作動流体ポンプが必要となる。しかし、現状ではそのようなポンプの選定／設計は困難であり、ポンプ動力がある程度高い作動流体ポンプを使用するため正味熱効率の低下を招いている。またポンプ入口でのキャビテーション発生を防ぐために有効吸込みヘッドを確保する必要があり、装置の小型化や柔軟なレイアウト設計の障害となっている。
【０００５】
特許文献１のランキンサイクル装置は、流体ポンプ入口側の液相の作動流体に気相の作動流体を混ぜることにより、エンタルピーを殆ど変化させることなく、作動流体の密度だけを低下させ、それに伴って、膨張機入口側の作動流体の密度も同様に低下させることで、効率の良い条件で運転を可能にするものであるが、通常のランキンサイクル装置と同様に作動流体ポンプを必要とするものであり、上記の課題（特に後者の小型化や設計の柔軟性）を解決し得るものではない。
【０００６】
また、特許文献２には、熱効率の低下や発電コストの上昇といった従来のランキンサイクルの欠点を除去するために、特に蒸発器、気液分離器、吸収器、再生器とを設けることにより高熱源と低熱源を汲み上げるための動力を低減した温度差発電装置が開示されているが、特許文献１と同様に作動流体ポンプを必要とするものであり、上記の課題を解決し得るものではない。
【０００７】
なお、特許文献３には、作動流体ポンプを要さずに排熱を回収する発電装置が示されている。しかしながら、特許文献３の排熱回収用発電装置では、気密タンクから蒸発管への作動液の輸送を位置ヘッドにより行うため、小型化や装置設計の面からは許容不可能な非現実的な高低差が必要であるとともに、本発明者の経験上、当該発電装置を実際的に動作させることは非常に困難であると考えられる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００８】
【特許文献１】特開２００９−１０３０２９号公報
【特許文献２】特開平７−９１３６１号公報
【特許文献３】特開昭５４−１４８９４４号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】
本発明は、かかる課題を解決し、正味熱効率を増大するとともに小型化及び柔軟なレイアウト設計が可能な新しい熱機関サイクル装置を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
本発明者は、鋭意検討の末、上記課題の主発生要因であった作動流体ポンプを従来のランキンサイクル装置の構成から排除し、弁操作のみで熱交換器の役割を蒸発器又は凝縮器として間欠的に交互に切り替えることができれば、ランキンサイクルに近似した新たな熱機関サイクル装置（動力回収／発電装置）を構成することができることを見出し、本発明を完成するに至った。
【００１１】
本発明の熱機関サイクル装置は、例えば、作動流体を収容する第１・第２熱交換器と、
前記第１・第２熱交換器と連結し、前記作動流体を流通させる連結管と、
前記連結管上に設けられ、弁の開閉により前記作動流体の流通を制御する制御弁と、
前記連結管上に設けられ、前記作動流体の流通により作動する膨張機と、
熱源又は冷却源からの熱源流体を前記第１・第２熱交換器に案内する第１・第２導入管と、
前記第１・第２導入管に案内される前記熱源流体を切り替える流路切替弁と、
前記膨張機前後の作動流体の圧力差を監視し、設定上限値に到達したときに前記制御弁を開放して前記作動流体の流通を行い、開放後に前記圧力差が設定下限値に到達したときに前記流路切替弁を切り替えて前記第１・第２導入管に案内される熱源流体を切り替える制御装置と、を備えることを特徴とする。
【発明の効果】
【００１２】
本発明の熱機関サイクル装置によれば、従来のランキンサイクル装置等で必須でありかつ正味熱効率低下の主要因となっていた作動流体ポンプを用いることなく熱機関サイクルを作動できるため、正味熱効率を向上することができる。
【００１３】
また、作動流体ポンプを使用しないため、装置のレイアウト設計に柔軟性を持たせることができるとともに、作動流体の密閉性を確保することができる。
【００１４】
また、作動流体に沸点が水の沸点以下でありかつ熱源の温度域に適合する流体を選択すれば、温度が低くかつ高分散性の熱源（工場排熱、自動車排熱など）に本発明の熱機関サイクル装置を最適に適用でき、正味熱効率をさらに向上することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【図１】本発明の実施例１に係る熱機関サイクル装置の装置構成を示した図である。
【図２】本発明の熱機関サイクルにおけるＴ−ｓ線図とｐ−ｈ線図とを示す。
【図３】本発明の制御装置１５が行う制御方法を示すフローチャートである。
【図４】制御装置１５が制御弁１１を開放する間のタービン出力の経時変化の一例を示した図である。
【図５】本発明の実施例２に係る熱機関サイクル装置の装置構成を示した図である。
【図６】本発明の実施例３に係る熱機関サイクル装置の装置構成を示した図である。
【図７】本発明の実施例４に係る熱機関サイクル装置の装置構成を示した図である。
【図８】本発明の実施例５に係る熱機関サイクル多連結システムの構成を示した図である。
【図９】実施例５の各サイクル装置でのタービン出力とこれらを重ね合わせたシステム全体の発電電力とを示した図である。
【図１０】本発明の実施例６に係る熱機関サイクル多連結システムの装置構成を示した図である。
【図１１】本発明の実施例７に係る熱機関サイクル多連結システムの装置構成を示した図である。
【図１２】本発明の熱機関サイクルを検証するための実験装置の概略を示した図である。
【図１３】図１２の検証実験の実験結果（圧力及びエンタルピーの時間変化）を示した図である。
【図１４】図１２の検証実験の実験結果（圧力差、エンタルピー差、質量流量、及びタービン出力の時間変化）を示した図である。
【発明を実施するための形態】
【００１６】
以下、本発明を図面に示す実施例に基づき具体的に説明する。なお、本発明はこれらの実施例に何ら限定されるものではない。
【実施例１】
【００１７】
図１は、本発明の実施例１に係る熱機関サイクル装置１０を示す。この熱機関サイクル装置１０は、第１熱交換器ＨＸ１と、第２熱交換器ＨＸ２と、制御弁１１と、往復流膨張機１２と、流路切替弁１４と、制御装置１５と、第１導入管１６と、第２導入管１７と、連結管１８と、から構成されている。
【００１８】
第１・第２熱交換器ＨＸ１,ＨＸ２は作動流体１９を収容可能であるとともに連結管１８によって互いに連結されているため、作動流体１９は第１熱交換器ＨＸ１と第２熱交換器ＨＸ２との間を往来（流通）することができる。この連結管１８上には制御装置１５によって弁の開閉が制御される制御弁１１と、制御弁１１によって開放された作動流体１９の流通によって駆動される往復流膨張機１２が設けられている。この往復流膨張機１２の動作によって動力を回収することが可能となる。さらに往復流膨張機１２に発電機１３を接続してもよく、これにより上記回収動力を電力に変換することが可能になる。
【００１９】
第１導入管１６は、第１熱交換器ＨＸ１の内部を巡回するように配管されており、熱源１又は冷却源２の流体（以下「熱源流体」とも呼ぶ。）を第１熱交換器１内に案内して、作動流体１９の加熱又は冷却を行う。同様に、第２導入管１７は、第２熱交換器ＨＸ２の内部を巡回するように配管されており、熱源１又は冷却源２の熱源流体を第２熱交換器２内に案内して、作動流体１９の加熱又は冷却を行う。
【００２０】
なお、熱源流体には気化した排熱ガス、液状の温水や冷却水等が挙げられる。これらの熱源流体はそれぞれ物性値（例えば比熱、熱伝導率）が異なるため、単一流量当たりに第１・第２導入管１６，１７及び第１・第２熱交換器ＨＸ１, ＨＸ２に付与される熱量が異なる。従って、熱源流体の物性・流量を適宜選択することで第１・第２導入管１６，１７及び第１・第２熱交換器ＨＸ１を柔軟・適切に設計（例えば、小型化）することができる。
【００２１】
次に、実施例１の装置構成を参照しながら本発明の作動原理を説明する。
（ａ）等積加熱
まず、制御弁１１は制御装置１５によって閉じた状態に設定され、第１熱交換器ＨＸ１には熱源１の高温流体が流れる一方、第２熱交換器ＨＸ２には冷却源２の低温流体が流れる。すなわち、第１熱交換器ＨＸ１は蒸発器として機能し、第２熱交換器ＨＸ２は凝縮器として機能する。このとき、初期状態として、第１熱交換器ＨＸ１には第２熱交換器ＨＸ２よりも多量の作動流体１９が封入されているか、或いは、第１熱交換器ＨＸ１のみに作動流体１９が封入されているものとする。等積加熱により、第１熱交換器ＨＸ１内の作動流体１９は高温高圧の状態になる。（一方、第２熱交換器ＨＸ２内にも作動流体１９が存在する場合は、第２熱交換器ＨＸ２内の作動流体１９は低温低圧の状態になる。）
【００２２】
（ｂ）等圧加熱
第１・第２熱交換器ＨＸ１，ＨＸ２内の作動流体１９の圧力が夫々制御装置１５で設定された設定圧力に達したとき、制御装置１５によって制御弁１１を開放する。第１熱交換器ＨＸ１内の高温高圧の作動流体１９がほぼ等圧の下で加熱され蒸気（ここで、作動流体１９が水以外の場合も蒸気と呼ぶ。）となり、第１熱交換器ＨＸ１から連結管１８を通して第２熱交換器ＨＸ２へ向かって流れる（図１中の右方向矢印を参照）。
【００２３】
（ｃ）断熱膨張
この際、高温高圧の作動流体１９は、往復流膨張機（本明細書では膨張機のことを「タービン」とも呼ぶ。）１２で断熱膨張して機械仕事を行う。ここで、「断熱膨張」というのは、熱損失のない理想膨張であり、実際は熱損失を伴う「膨張」となる。ランキンサイクルの基本原理との比較を行う説明の便宜上、「断熱膨張」を用いる。このときの往復流膨張機１２の理論タービン出力ＬＴは作動流体１９の質量流量ｍに往復流膨張機１２前後のエンタルピーｈ１、ｈ２の差を乗じた式（ＬＴ＝ｍ×（ｈ１−ｈ２））となる。ただし，通常のランキンサイクルとは異なりタービン出力ＬＴは時間とともに変化する。
【００２４】
（ｄ）等圧冷却
往復流膨張機１２を通過した蒸気（作動流体）１９は低温低圧になり第２熱交換器ＨＸ２によりほぼ等圧下で冷却され飽和液（或いは気液二相状態）となる。本発明の作動原理によれば、制御弁１１を開放してから第１熱交換器ＨＸ１内の作動流体１９が第２熱交換器ＨＸ２に移動する（つまり往復流膨張機１２前後の作動流体１９の圧力差が零又は略零になる）までの間、タービン出力ＬＴを得ることができる。
【００２５】
（ｅ）等積冷却
上述の過程を終了すると、大半の作動流体１９は第２熱交換器ＨＸ２内に収容された状態になっている。制御装置１５は作動流体１９を通過させるために開放された制御弁１１を閉じ，流路切替弁１４の位置を切り替える。制御弁１１を閉じてから流路切替弁１４の位置を切り替えるまでの時間、第２熱交換器ＨＸ２内の作動流体１９は等積冷却される。実際の稼動では、この時間は他の過程に比べて短時間で終わるものと想定されるため、図２の線図上には、便宜上、状態点を明示していない。
【００２６】
このように過程（ｄ）の等圧冷却を終え、制御弁１１を閉じ、過程（ｅ）の等積冷却を経た後、流路切替弁１４の位置を切り替えると、第１導入管１６（ひいては第１熱交換器ＨＸ１）に低温の熱源流体が導かれる一方、第２導入管１７（ひいては第２熱交換器ＨＸ２）に高温の熱源流体が導かれることになり，本発明の一サイクルが完了する。そして、これ以降のサイクルでは、蒸発器として機能していた第１熱交換器ＨＸ１及び凝縮器として機能していた第２熱交換器ＨＸ２はそれぞれ凝縮器及び蒸発器として機能することになる。つまり、第２熱交換器ＨＸ２では再び過程（ａ）等積加熱過程へと戻り、本発明のサイクルが開始される。このように、本発明では熱交換器機能を切り替えることにより、従来技術のランキンサイクルでは低圧の凝縮器から高圧の蒸発器へ供給ポンプによって作動流体を押し込む動作を省略することができる。
【００２７】
そして二回目のサイクルでも、上記過程（ｃ）の断熱膨張過程と同様に、第１・第２熱交換器ＨＸ１，ＨＸ２内の作動流体１９の圧力が夫々制御装置１５で設定された設定圧力に達したとき、制御装置１５によって制御弁１１を開放する。第２熱交換器ＨＸ２内の高温高圧の作動流体１９が等圧下で加熱され蒸気となり、往復流膨張機１２で断熱膨張して機械仕事を行う。ただし、作動流体１９は一つ前のサイクルとは反対に第２熱交換器ＨＸ２から第１熱交換器ＨＸ１に向かって流れる（図１中の左方向矢印を参照）。
【００２８】
以上のような作動原理の下で実施例１の熱機関サイクル装置１０は動作する。作動流体１９が受ける変化過程に着目すると、本発明のサイクルは（ａ）等積加熱、（ｂ）等圧加熱，（ｃ）断熱膨張，（ｄ）等圧冷却，（ｅ）等積冷却の順に行われる。図２は、本発明の上記サイクルをＴ−Ｓ線図（Ｔ：温度、ｓ：エントロピー）とｐ−ｈ線図（ｐ：圧力、ｈ：エンタルピー）とで示したものである。これらの線図において、本発明のサイクルが動作するとＡ点→Ｂ点→Ｃ点→Ｄ点→（Ｅ点）→Ａ点の順で状態が移行することになる（ただし、図２では（ｅ）等積冷却とＥ点は省略してある）。ここで図２中のＣ点→Ｄ点までのエンタルピーｈの差は往復流膨張機１２が行う機械仕事に相当する。
【００２９】
また、図２（ａ）及び（ｂ）中、破線で示した線図（Ａ’点→Ｂｐ’点→Ｂ’点→Ｃ’点→Ｄ’点→（Ｅ’点）→Ａ’点）は従来のランキンサイクルを示している（ただし、図２では（ｅ）等積冷却とＥ’点は省略してある）。この従来のサイクルと比較すれば、作動流体ポンプの無い本発明のサイクルが従来サイクルとほぼ同様な線図を描き、同等な機械仕事を行うことがわかる。なお、従来サイクルがＡ’点→Ｂｐ’点→Ｂ’点のように状態が移行するのは、従来サイクルに必須の作動流体ポンプによって作動流体が一旦Ｂ’点まで昇圧されるからである。一方、本発明のサイクルでは作動流体ポンプが不要なためＡ点→Ｂ点まで状態が移行する。なお、従来サイクルで消費されていた作動流体ポンプの動力は、本発明のサイクルでは熱源流体の流れを切り替える流路切替弁１４の制御に要する動力に置き換えられる。
【００３０】
次に、本発明の熱機関サイクル装置１０を構成する主要な要素について詳述する。まず、流路切替弁１４は、図１に示した四方弁に限定されず、例えば三方弁を利用してもよい。なお、三方弁を利用する場合には少なくとも２つを用意する必要があり、四方弁の場合は１つだけで流路切替を行うことが可能である。
【００３１】
また、図１に示した制御弁１１は第１熱交換器ＨＸ１と往復流膨張機１２との間の連結管１８上に設けられているが、これに限定されず、往復流膨張機１２と第２熱交換器ＨＸ２との間の連結管１８上に設けてもよい。さらに、制御弁１１を２つ用意し、往復流膨張機１２の前後の連結管１８上に夫々配置するようにしてもよい。複数の制御弁１１を配置した場合には、往復流膨張機１２を取付・修理・交換する際に作業取扱（ハンドリング）が容易になる利点がある。
【００３２】
また、往復流膨張機１２には、波力発電に利用されるウェルズタービンや整流衝動タービン、スクリュー型タービン等が挙げられる。このような往復流膨張機１２を用いれば、動力回収を一つの膨張機で済ますことができるとともに、作動流体１９の往方向と復方向のいずれの流れであっても同一の一方向のみに回転するため装置１０全体が極めてコンパクトになる。
【００３３】
なお、本発明の熱機関サイクル装置１０が発電を目的としている場合、往復流膨張機１２に換えて、作動流体１９の流れ方向に応じて正逆回転できる膨張機１２を適用することも可能である。つまり、膨張機１２の回転方向が逆転しても発電機１３より出力側にインバータ及び回生コンバータ（交流の場合）や可逆チョッパ（直流の場合）を追加することで電力を発電又は貯蔵することが可能になる。この正逆回転膨張機１２には、好適にはロータリーベーン型やギヤ型の膨張機が挙げられるが、これに限定されず、正逆方向に回転ができるように内部流路機構等の構造を付加すればスクリュー型、スクロール型、アキシャルピストン型、ディスクタービン型、及びラジアルタービン型などの膨張機でも適用可能である。
【００３４】
また、図１に示した連結管１８は一本のみであるが、複数（例えば２本）の連結管１８が往復流膨張機（正逆回転膨張機）１２に接続されていてもよい。この場合、それぞれの連結管１８には制御弁１１が設けられる。例えば、２本の連結管１８を膨張機１２に接続した場合、一方の連結管１８を作動流体１９が右方向（つまり第１熱交換器ＨＸ１から第２熱交換器ＨＸ２に進む方向）に流れる際に用い、他方の連結管１８を左方向（つまり第２熱交換器ＨＸ２から第１熱交換器ＨＸ１に進む方向）に流れる際に用いることが可能となる。このような構成にすることで、種々のタービンの配管や入口出口構造に適合することが可能となる。
【００３５】
また、本発明の熱機関サイクル装置１０は、従来の装置のように軸周りから作動流体が漏洩し易い作動流体ポンプを要しないため、従来のランキンサイクル装置よりも格段に作動流体１９の密閉性を向上できる利点をも有する。つまり、密閉性の面からは、本発明に適用できる作動流体１９を限定する必要はない。
【００３６】
なお、本発明の熱機関サイクル装置１０を温度域の低い（例えば、１００〜２００℃）熱源に適用する場合、作動流体１９は、その沸点が水の沸点以下となるものが好ましく、例えば、以下の表１に示すものが挙げられる。なお、下記の表１に示す作動流体１９は各々、作動に適する温度域が異なることに留意されたい。（なお、表１に示す温度域はおおよその目安であり、圧力条件等によって変化し得る。）従って、本発明の熱機関サイクル装置１０が適用される熱源１の温度域に合わせて下記の表から最適な作動流体１９を選択することが好ましい。こうすることで更に本発明の熱機関サイクル装置１０の正味熱効率をさらに向上することができる。
【００３７】
【表１】
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【００３８】
次に、本発明の制御装置１５について図１及び図３を参照しながら説明する。制御装置１５は本発明のサイクルが運転する間は往復流膨張機１２の前後にある連結管１８の圧力ｐ１，ｐ２を監視する（図１参照）。図３は制御装置１５が行う制御方法を示すフローチャートである。制御装置１５はまず、制御弁１１を閉鎖する（ステップＳ１）。そして流路切替弁１４を操作し、熱源１又は冷却源２の流体を第１・第２導入管１６，１７に導いて第１・第２熱交換器ＨＸ１，ＨＸ２を加熱又は冷却する（ステップＳ２）。そうすると、第１・第２熱交換器ＨＸ１，ＨＸ２に接続された連結管１８に収容された作動流体１９は、往復流膨張機１２の一方で加熱されるとともにその他方で冷却されるため、圧力ｐ１と圧力ｐ２との圧力差Δｐは増加する。この圧力差Δｐが制御装置１５において予め設定された圧力差（上限の圧力差）ΔｐＳＥＴに到達すると、制御装置１５は制御弁１１を開放する（ステップＳ３）。これによって、往復流膨張機１２（及び発電機１３）が作動するため、動力／電力の回収が可能になる。
【００３９】
図４は制御弁１１を開放する間のタービン出力ＬＴの経時変化の一例を示す。図４より制御弁１１開放直後は大きなタービン出力ＬＴが得られるが、次第に出力は小さくなる（つまり、圧力ｐ１と圧力ｐ２とが同一となる）。圧力ｐ１と圧力ｐ２とが同一又はほぼ同一となった場合（つまり、圧力差Δｐが零または所定の下限値ΔｐＬになった場合）、制御装置１５は制御弁１１を閉鎖する（ステップＳ４）。
【００４０】
更に動力／電力の回収をするため本発明の運転継続を望む場合には、ステップＳ５の熱源切替を行う（つまり流路切替弁１４を切り換える）。熱源切替が行われるとステップＳ２に戻るが、前回のステップＳ２で一方の導入管（例えば第１導入管１６）流れていた熱源１又は冷却源２の流体は他方の導入管（例えば第２導入管１７）に導かれ、前回のステップＳ２で加熱（又は冷却）された第１・第２熱交換器ＨＸ１，ＨＸ２は今回のステップＳ２の際には冷却（又は加熱）される。なお、所望の動力／電力が回収され、本発明のサイクルの運転継続を望まない場合にはステップＳ２の熱源切替は実行されず、本発明のサイクルは終了する。
【実施例２】
【００４１】
図５は本発明の実施例２に係る熱機関サイクル装置２０の装置構成を示す。実施例２の熱機関サイクル装置２０は、実施例１で使用した往復流膨張機１２に換えて、作動流体１９を一方向のみ流す一方向流膨張機２２と一方向流膨張機２２の前後の連結管１８に接続する流路切替弁２４が連結管１８上に設けられている。なお、実施例２（及びこれ以降の実施例）において実施例１と同様の部分については同一符号を付し、その詳細な説明は省略する。また、図５及び図６は、作図の便宜上、発電機１３を省略している。
【００４２】
実施例２の熱機関サイクル装置２０を上記のような構成にすることで、特殊な構成の往復流膨張機１２を用いることなく、より一般的で入手し易い一方向流膨張機２２を用いて本発明のサイクルを作動させることができる。第１熱交換器ＨＸ１から第２熱交換器ＨＸ２へ作動流体１９が流れる際には作動流体１９は一方向流膨張機２２のＥＸ１側から流入しＥＸ２側から流出する。そして、制御装置１５によって流路切替弁１４の熱源切替が行われ、第２熱交換器ＨＸ２から第１熱交換器ＨＸ１へ作動流体１９が流れる際には制御装置１５は流路切替弁２４の弁位置を切り替え、作動流体１９を一方向流膨張機２２のＥＸ１側から流入させて（ＥＸ２側から流出させて）から第１熱交換器ＨＸ１へ戻すように処理される。
【００４３】
なお、実施例２の装置構成は、実施例１の装置構成に比べて連結管切替弁２４を要すること及び連結管１８の配管が複雑になることの点でデメリットがある。
【実施例３】
【００４４】
図６は本発明の実施例３に係る熱機関サイクル装置３０の構成を示す。実施例３の熱機関サイクル装置３０は、実施例１で使用した往復流膨張機１２に換えて、２つの一方向流膨張機３２ａ，３２ｂが設けられている。一方向流膨張機３２ａは、第１熱交換器ＨＸ１から第２熱交換器ＨＸ２への方向にのみ作動流体１９が流れることによって駆動される一方、一方向流膨張機３２ｂは、第２熱交換器ＨＸ２から第１熱交換器ＨＸ１への方向のみ作動流体１９が流れることによって駆動される。一方向流膨張機３２ｂにおける作動流体１９の移動及び制御のために、連結管３８と制御弁３１が更に設けられている。制御弁３１は、一方向流膨張機３２ｂ前後の作動流体１９の圧力（圧力差）に応じて制御装置１５によって開閉が制御される。
【実施例４】
【００４５】
上述の通り、実施例１のサイクルは、図２の各々の線図上では従来のランキンサイクルに近い（但しポンプによる昇圧過程は無い）が、図４に示すように、制御弁１１の開閉期間によってタービン出力に時間的な間欠性を有する動的サイクルである。加えて、実施例１のタービン出力は、制御弁１１の開放期間中も開放直後に急峻に増加して一定の出力を保った後、時間の経過とともに減少する変動的な時間応答曲線を描く。従って、本発明をより実用化するにあたっては、タービン出力／電力を平準化するための工夫が必要となる。
【００４６】
図７は本発明の実施例４に係る熱機関サイクル装置４０の構成を示す。実施例４の熱機関サイクル装置４０は、発電機１３に接続された電力平準化装置４３１が更に追加されていること以外は実施例１の構成と同様である。電力平準化装置４３１には、例えば電気二重層キャパシタ等のキャパシタ回路、フライホイール、又はバッテリを含んだ装置が挙げられる。
【００４７】
なお、フライホイール又はバッテリを含んだ装置として、例えば、膨張機１２の軸出力を、機械機構（ギヤや無段変速機など）を経由して機械式動力又は電力として貯蔵する運動エネルギー回生システム（Kinetic Energy-Recovery System：ＫＥＲＳ）が挙げられる。電力平準化装置４３１の存在により図４に示されたような間欠的で急峻な電力はより平準化された電力に変換することが可能となる。
【実施例５】
【００４８】
図８は本発明の実施例５に係る熱機関サイクル多連結システム５０の構成を示す。実施例５の熱機関サイクル多連結システム５０は、実施例１に示すような構成の熱機関サイクル装置が複数用意され（図８では装置は３つであり、１０ａ，１０ｂ，１０ｃと表記）、これらが熱源１又は冷却源２に並列に接続されたシステムをなす。なお、発電機５３は多連結システム全体で一つのみ設けられている。加えて、往復流膨張機１２ａ，１２ｂ，１２ｃからは、単一の軸５３３又は個別の出力軸５３３ａ，５３３ｂ，５３３ｃが発電機５３に連結されており（回転数やトルクを制御する差動ギヤ又は変速機を介して連結されていてもよい）、制御装置５５によって制御弁１１ａ，１１ｂ，１１ｃの開閉時期及び流路切替弁１４ａ，１４ｂ，１４ｃの熱源切替時期を調節することにより、これらを重ね合わせたタービン出力ＬＴ  ｓｙｓｔｅｍはより連続的になる。この連続的なタービン出力を発電機５３にて電力に変換し、変換された電力は電力平準化装置５３１により更に平準化されることになる。
【００４９】
なお、制御装置５５は、熱機関サイクル装置１０毎に用意する必要はなく、多連結システム全体で一つのみで足り、各熱機関サイクル装置１０の状態（例えば、圧力ｐ１，ｐ２）を監視し、各熱機関サイクル装置１０ａ，１０ｂ，１０ｃの要素（例えば、制御弁１１ａ，１１ｂ，１１ｃや流路切替弁１４ａ，１４ｂ，１４ｃ）の操作を行うようにしてもよい。制御装置５５において、図９に示すように各熱機関サイクル装置１０ａ，１０ｂ，１０ｃでの回収動力／発電電力（図中、ＬＴａ，ＬＴｂ，ＬＴｃ）を重ね合わせると平均的かつ連続的な値（図中、ＬＴ  ｓｙｓｔｅｍ）となるように各熱機関サイクル装置１０ａ，１０ｂ，１０ｃの制御弁１１ａ，１１ｂ，１１ｃの開閉時期及び流路切替弁１４ａ，１４ｂ，１４ｃの熱源切替時期を調節（互いにずらす）しておくことが望ましい。
【実施例６】
【００５０】
図１０は本発明の実施例６に係る熱機関サイクル多連結システム６０の構成を示す。実施例６に係る熱機関サイクル多連結システム６０は、実施例５と同様に、複数の熱機関サイクル装置１０ａ，１０ｂ，１０ｃが熱源１又は冷却源２に並列に接続されたシステムである。また、実施例５との相違は、図１０の熱機関サイクル装置１０ａ，１０ｂ，１０ｃの往復流膨張機１２ａ，１２ｂ，１２ｃには夫々、発電機１３ａ，１３ｂ，１３ｃが取り付けられ、電力平準化装置６３１が各々の発電機１３ａ，１３ｂ，１３ｃに接続されていることである。従って、実施例６の熱機関サイクル多連結システム６０が作動すると往復流膨張機１２ａ，１２ｂ，１２ｃは動力を回収し、発電機１３ａ，１３ｂ，１３ｃ毎に個別に電力が取り出され、電力平準化装置６３１に供給される。電力平準化装置６３１に個別に供給される電力は、実施例５に示したように制御装置６５によって制御弁１１ａ，１１ｂ，１１ｃの開放時期を機械的に調整することで発電時期を調整してもよいし、電力平準化装置６３１に供給された後に電気的に位相差をつけてシステム全体の電力を連続的に平準化させるようにしてもよい。
【００５１】
以上、実施例５，６の装置構成において説明したように、本発明の熱機関サイクル装置１０ａ，１０ｂ，１０ｃを多連結化させ、制御装置５５，６５により制御弁操作や熱源切替のタイミングを調節したり、電力平準化装置５３１，６３１を設置したりすることで、回収動力／発電電力は連続的かつ平準化される。
【００５２】
なお、実施例５及び６では、実施例１の熱機関サイクル装置１０を基本とした熱機関サイクル装置１０ａ，１０ｂ，１０ｃを連結させたが、必ずしもこれに限定されず、本発明は実施例２，３で示したような一方向流膨張機を用いた熱機関サイクル装置２０，３０を基本とした装置を連結させた多連結システムとなるように構成してもよい。すなわち、実施例５及び６の膨張機１２には、往復流膨張機として使用できるウェルズタービンや整流衝動タービン、往復流膨張機として使用できるロータリーベーン型やギヤ型の膨張機の他、種々の型式の一方向流膨張機でも適用可能であり、膨張機の形式を問わない。
【実施例７】
【００５３】
図１１は本発明の実施例７に係る熱機関サイクル多連結システム７０の構成を示す。実施例７に係る熱機関サイクル多連結システム７０は、複数（例えば、２つ）の熱機関サイクル装置１０ａ，１０ｂが熱源１又は冷却源２に直列に接続されたシステムである。実施例５，６との相違点は、上段のサイクル装置１０ａに収容される作動流体１９ａと、下段のサイクル装置１０ｂに収容される作動流体１９ｂとに用いられる流体（冷媒）が異なっている点である。上段用の作動流体１９ａには、熱源運転温度レベルの高温域に適合可能な流体（例えば水）を用い、下段用の作動流体１９ｂは低温域に適合可能な流体（例えばＨＦＯ系冷媒）を用いることが好ましい。実施例７のようなサイクル装置１０ａ，１０ｂの多連結化及び装置毎に作動流体１９ａ，１９ｂの選択を行うことで、場合によっては単一の作動流体を使用した場合よりも大きな出力を取得することが可能になる。例えば、ある作動流体１９ａでは熱源１の動作温度域に適合しきれない場合に、別の物性を有する作動流体１９ｂを下段のサイクル装置１０ｂに用いれば、熱源１が動作している間は継ぎ目なく本発明の熱交換サイクルを実施することができる。
【００５４】
なお、複数の熱機関サイクル装置が熱源に並列に接続された実施例５や実施例６の多連結システム５０，６０と、複数の熱機関サイクル装置が直列に接続された実施例７の多連結システム７０と、を組み合わせた構成の多連結システムを構成することも可能である。
【００５５】
（サイクル検証実験）
本発明の熱機関サイクルが真に作動するかを検証するために以下に説明する検証実験を行った。図１２に実験装置の概略を示し、下記の表２に装置構成要素の仕様を示す。表２に示すように、作動流体１９にはＨＦＣ２４５ｆａを選択した。蒸発器／凝縮器の役割を果たす第１・第２熱交換器ＨＸ１，ＨＸ２にはプレート式熱交換器を用いた。熱源１及び冷却源２の流体には双方とも水を用い，高温側になる熱源１の流体は抵抗式プラグヒーターで加熱しながら循環を行い，低温側になる冷却源２の流体は冷却チラーで冷却しながら循環を行った。第１・第２熱交換器ＨＸ１，ＨＸ２への温水，冷水の切替には三方弁（流路切替弁１４）を組み合わせて手動で行った。
【００５６】
【表２】
2011012644.tif 000004
【００５７】
また，往復流膨張機１２での断熱膨張は膨張バルブで模擬した。これは他のランキンサイクルの実験でも用いられている手法である。また、制御弁１１を開閉するために制御装置１５で設定する設定圧力を高温側１ＭＰａ，低温側０．１ＭＰａとし（つまり圧力差ΔｐＳＥＴ＝０．９ＭＰａ），この圧力差に達した時に膨張バルブを開けて作動流体１９を断熱膨張させた。図１２に示す位置において膨張バルブ前後の作動流体１９の温度Ｔ１，Ｔ２、圧力ｐ１，ｐ２，第１・第２熱交換器内下部温度Ｔ１’，Ｔ２’（作動流体側）、及び作動流体１９の質量移動量を２秒間隔でパソコン端末に取り込み，膨張バルブ前後の作動流体１９の圧力、エンタルピーｈ１，ｈ２および質量流量、及びタービン出力を算出した。
【００５８】
（実験結果）
図１３に、本発明の熱機関サイクル（作動流体１９の切り替え）を３回繰り返した際の膨張バルブ前後の圧力ｐ１，ｐ２の時間変化と、エンタルピーｈ１，ｈ２の時間変化を示し、図１４は、図１３に示すような圧力、エンタルピー、及び作動流体１９の温度Ｔ１，Ｔ１’，Ｔ２，Ｔ２’の時間変化などの実験データから算出された、圧力差Δｐの絶対値、エンタルピーΔｈ（＝ｈ１−ｈ２）の絶対値、質量流量ｍ、及びタービン出力を示す。ここで、タービン出力は、数式１に示したように、質量流量ｍとエンタルピー差Δｈとの積である。なお、図１４は説明の便宜上、膨張バルブ開放期間中の時間応答のみプロットしている。
【００５９】
これらの図１３，１４より、本発明の新規な熱機関サイクルから実際に有効なタービン出力が得られる（図中の瞬間最大出力は約２６７Ｗであり、平均出力が約７８Ｗである）ことがわかる。図１３では、膨張バルブ（実際は膨張機となる部分の）前後の圧力ｐ１，ｐ２およびエンタルピーｈ１，ｈ２は熱交換器ＨＸ１，ＨＸ２の機能切替により、時間の推移に従って交互に大小が入れ替わっていることがわかる。図１４では、膨張バルブ開放期間中（実際は制御弁１１を開放している期間中）において、膨張機前後の圧力差Δｐの絶対値、エンタルピー差Δｈの絶対値、質量流量が増加することで理論タービン出力が得られていることがわかる。このように本発明のタービン出力は間欠的になる特徴がある。通常のランキンサイクル装置では、作動流体ポンプが連続的に作動流体を蒸発器へと供給するため、タービン出力は連続的になる。
【００６０】
なお、本検証試験には作動流体１９はＨＦＣ２４５ｆａを選択したが、上記表１で挙げた作動流体を用いても定性的には図１３，１４で示した特性と同様の特性が得られるはずである。また、本サイクル検証実験での熱源には２ｋＷ未満のエネルギーが投入された。実際の自動車エンジンの場合には、数ｋＷ〜百ｋＷ近くまで排熱量が変化するものと想定される。このような場合、熱入力の増大に応じて、流路切替弁での熱源切替頻度を早めることで本発明の装置は十分に対応できるものとなる。
【産業上の利用可能性】
【００６１】
本発明は、工場排熱や自動車排熱など膨大な未利用エネルギー（低温かつ高分散性の熱源）の回収手段として有望である。特に、作動流体ポンプが不要となるため、装置の小型化、レイアウト設計の柔軟性、作動流体の漏洩防止が図れるため、産業上利用できる可能性は非常に高い。更に、低沸点の作動流体を用いることで２００℃未満の温度レベルにある熱源からの動力回収／発電において特に有用となる。
【符号の説明】
【００６２】
１    熱源
２    冷却源
１０（１０ａ，１０ｂ，１０ｃ），２０，３０，４０，５０，６０  熱機関サイクル装置
１１（１１ａ，１１ｂ，１１ｃ）  制御弁
１２（１２ａ，１２ｂ，１２ｃ）  往復流膨張機（または正逆回転膨張機）
１３（１３ａ，１３ｂ，１３ｃ）  発電機
１４（１４ａ，１４ｂ，１４ｃ）  流路切替弁
１５，５５，６５，７５  制御装置
１６（１６ａ，１６ｂ，１６ｃ）  第１導入管
１７（１７ａ，１７ｂ，１７ｃ）  第２導入管
１８（１８ａ，１８ｂ，１８ｃ）  連結管
１９（１９ａ，１９ｂ，１９ｃ）  作動流体
２２  一方向流膨張機
２４  連結管切替弁
３１  制御弁
３２ａ，３２ｂ  一方向流膨張機
３８  連結管
５０，６０，７０  熱機関サイクル多連結システム
４３１，５３１，６３１，７３１  電力平準化装置
５３３（５３３ａ，５３３ｂ，５３３ｃ）  出力軸
【図１】
2011012644.tif 000005
【図２】
2011012644.tif 000006
【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
2011012644.tif 000010
【図７】
2011012644.tif 000011
【図８】
2011012644.tif 000012
【図９】
2011012644.tif 000013
【図１０】
2011012644.tif 000014
【図１１】
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【図１２】
2011012644.tif 000016
【図１３】
2011012644.tif 000017
【図１４】
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