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WO2001053661A1 - Waste heat recovery device for internal combustion engines - Google Patents

Waste heat recovery device for internal combustion engines Download PDF

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WO2001053661A1
WO2001053661A1 PCT/JP2001/000262 JP0100262W WO0153661A1 WO 2001053661 A1 WO2001053661 A1 WO 2001053661A1 JP 0100262 W JP0100262 W JP 0100262W WO 0153661 A1 WO0153661 A1 WO 0153661A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
steam
energy
evaporator
section
temperature
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2001/000262
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Tsuneo Endoh
Haruhiko Komatsu
Masahiko Minemi
Tsuyoshi Baba
Kensuke Honma
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Honda Motor Co Ltd
Original Assignee
Honda Motor Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Honda Motor Co Ltd filed Critical Honda Motor Co Ltd
Priority to US10/181,627 priority Critical patent/US6732525B2/en
Priority to EP01901388A priority patent/EP1249580A4/en
Publication of WO2001053661A1 publication Critical patent/WO2001053661A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

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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
    • F01K23/00—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids
    • F01K23/02—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled
    • F01K23/06—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle
    • F01K23/10—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle with exhaust fluid of one cycle heating the fluid in another cycle
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
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    • F01K23/065—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle the combustion taking place in an internal combustion piston engine, e.g. a diesel engine
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL-COMBUSTION ENGINES
    • F01N5/00—Exhaust or silencing apparatus combined or associated with devices profiting by exhaust energy
    • F01N5/02—Exhaust or silencing apparatus combined or associated with devices profiting by exhaust energy the devices using heat
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02G—HOT GAS OR COMBUSTION-PRODUCT POSITIVE-DISPLACEMENT ENGINE PLANTS; USE OF WASTE HEAT OF COMBUSTION ENGINES; NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F02G5/00—Profiting from waste heat of combustion engines, not otherwise provided for
    • F02G5/02—Profiting from waste heat of exhaust gases
    • F02G5/04—Profiting from waste heat of exhaust gases in combination with other waste heat from combustion engines
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention provides a waste heat recovery device for an internal combustion engine, in particular, at least two first and second temperature raising sections are generated by operation, and the degree of temperature rise of the first and second temperature raising sections is greater in the first temperature raising section than in the second temperature raising section.
  • the present invention relates to a waste heat recovery device to which a Rankine cycle is applied in order to recover waste heat of an internal combustion engine that is higher than a warm part.
  • the heated cooling water after cooling the exhaust port of the internal combustion engine is introduced into a heater provided in the exhaust pipe to generate steam. Exhaust gas heat below the cooling water temperature is discarded without being recovered, and the waste heat recovery rate is low.
  • the present invention sufficiently recovers waste heat from at least two heat-up sections generated in an internal combustion engine by operation, converts the recovered heat energy into mechanical energy efficiently, and further reduces the mechanical energy.
  • An object of the present invention is to provide the waste heat recovery device capable of integrating and outputting.
  • At least two first and second heating sections are generated by the operation, and the degree of the heating is higher in the first heating section than in the second heating section.
  • the first evaporator generates the first steam whose temperature is increased by using the first temperature elevating section, while the second evaporator generates the first steam by using the second temperature elevating section.
  • Evaporating means for generating a second steam having a pressure lower than that of the first steam, and at least two first and second energy converters, and the first energy converter is provided from the first evaporator. Converting the expansion energy of the introduced first steam into mechanical energy; On the other hand, the second energy converter converts the expansion energy of the second steam introduced from the second evaporator into mechanical energy, and integrates and outputs the mechanical energy.
  • a condenser for liquefying the converted first and second vapors discharged from the expander and having a reduced pressure, and a supply for supplying the liquid from the condenser to the first and second evaporators, respectively.
  • a waste heat recovery device for an internal combustion engine comprising: a pump;
  • the expander may be either a positive displacement type or a non positive displacement type.
  • a waste heat recovery apparatus to which a Rankine cycle is applied to recover waste heat of an internal combustion engine comprising at least two first and second evaporators, wherein the first evaporator is provided with the first temperature raising The first evaporator generates a first steam whose temperature is increased by using the second evaporator.
  • the second evaporator uses the second temperature elevator to increase the temperature and generates a first steam.
  • Evaporating means for generating a low-pressure second vapor; and at least two first and second energy converters, wherein the first energy converter is a first energy converter introduced from the first evaporator.
  • the expansion energy of the steam is converted into the energy of the mechanic, while the energy of the second energy is converted.
  • the conversion unit converts the expansion energy of the second steam introduced from the second evaporation unit into mechanical energy, and integrates and outputs the mechanical energy of the two vaporizers.
  • a condenser for liquefying the converted first and second vapors discharged from the machine and having a reduced pressure, and a supply pump for supplying liquid from the condenser to the first and second evaporators, respectively.
  • a waste heat recovery device for an internal combustion engine comprising:
  • the expander when the expander is a positive displacement type, the positive displacement type expander has a wide rated operation range, and the steam in the first and second energy conversion sections is changed with the temperature change in the first and second heating sections of the internal combustion engine. Even if the flow rate changes, it operates with high efficiency in a wide range of rotations in proportion to the flow rate of the steam, and integrates both mechanical energy in the first and second energy conversion sections to output with high efficiency.
  • the rated operating range of a non-displacement type expander is narrow, it is difficult to operate the expander with high efficiency over a wide range of rotations by following changes in the flow rate of steam. Therefore, in order to operate the non-displacement type expander with high efficiency, the flow rate of steam is controlled to a range suitable for the rated operation range. Taking these points into account, it can be said that a positive displacement expander is preferable.
  • FIG. 1 is a schematic diagram of a waste heat recovery system for an internal combustion engine to which the Rankine cycle is applied
  • Fig. 2 is an explanatory diagram of the first embodiment
  • Fig. 3 is a graph showing the relationship between the temperature of the steam outlet in the evaporator and the thermal efficiency of the Rankine cycle.
  • FIG. 4 is an explanatory view of the second embodiment
  • FIG. 5 is a longitudinal sectional view of the expander, and corresponds to a sectional view taken along line 5-5 in FIG. 8, and FIG. Enlarged cross-sectional view
  • Fig. 7 is a cross-sectional view taken along the line 7-7 in Fig. 5
  • Fig. 8 is a cross-sectional view taken along the line 8-8 in Fig. 5, and Fig.
  • FIG. 9 is an explanatory view showing the cross-sectional shape of the rotor chamber and rotor.
  • Fig. 10 is a front view of the vane body
  • Fig. 11 is a side view of the vane body
  • Fig. 12 is a sectional view taken along the line 12-12 in Fig. 10
  • Fig. 13 is a front view of the sealing member.
  • Fig. 14 and Fig. 14 are enlarged views around the rotation axis in Fig. 7.
  • the waste heat recovery device 2 of the internal combustion engine 1 to which the Rankine cycle is applied uses the waste heat of the internal combustion engine 1 as a heat source, and the evaporating means 3 for generating steam whose temperature has been increased, that is, the heated steam.
  • a positive displacement expander 4 as an expander for converting the expansion energy of the heated steam into mechanical energy and outputting the same, and a temperature and pressure after the conversion, which are discharged from the positive displacement expander 4. It has a condenser 5 for liquefying the steam whose temperature has dropped, that is, the temperature-reduced pressure reducing steam, and a supply pump 6 for pressurizing the liquid from the condenser 5, for example, water, to the evaporating means 3.
  • the operation of the internal combustion engine 1 generates at least two, and in the present embodiment, two first and second heating sections.
  • the heating degree of the first heating section is higher than that of the second heating section.
  • the exhaust port 202 of the cylinder head 201 is selected as the first heating section, and the combustion chamber in the cylinder head 201 is selected as the second heating section.
  • a wall section 203 has been selected, in which a cooling oil passage 204 exists.
  • An exhaust manifold can be used as the first heating section.
  • Figure 3 shows the relationship between the temperature of the steam outlet and the thermal efficiency in the evaporating means 3 of the Rankine cycle. Show the relationship. From Fig. 3, it is clear that the higher the temperature, the higher the thermal efficiency. Therefore, the above two locations were selected as the first and second heating sections in consideration of the ease of recovery of waste heat from the internal combustion engine 1.
  • the evaporating means 3 has at least two, in the present embodiment, two first and second evaporators 205, 206.
  • the first evaporator 205 is the first steam whose temperature has been increased by using the exhaust gas of the exhaust port 202 by positioning the inlet side thereof in the exhaust port 202, that is, the first vapor. Generates 1 heated steam.
  • the second evaporator 206 can increase the temperature by performing heat conversion by using the temperature-raising oil that has passed through the cooling oil passage 204, and has a higher temperature and pressure than the first temperature-raising steam. Generates low secondary steam, that is, secondary heated steam.
  • the expander 4 has at least two, and in the embodiment, two first and second energy conversion sections 207 and 208.
  • the first energy converter 207 has a piston and vane pump structure, and converts the expansion energy of the first heated steam introduced from the first evaporator 205 into mechanical energy.
  • the second energy conversion section 208 shares the vane pump structure, and the first energy conversion section 208 is introduced from the first evaporator section 205, and the first temperature and pressure after the conversion are reduced.
  • the second heated steam is combined with the reduced-temperature steam by the first heated steam, thereby forming the first steam-heated steam, the reduced-temperature steam and the second steam-heated steam.
  • the energy is integrated and output from the expander 4 as rotational energy of the output shaft 23.
  • the supply pump 6 has a first pump section 209 and a second pressure-raising pump section 210 for increasing the discharge pressure of the first pump section 209.
  • the suction port of the first pump section 209 is connected via a conduit 211 to a water tank 212 attached to the condenser 5, and the discharge port thereof is connected to the suction port of the second pump section 210.
  • the discharge port of the second pump section 210 is connected via a conduit 214 to the water inlet of the steam generation pipe 215 in the first evaporator section 205, and the discharge pressure of the discharge port is set to the first heated steam.
  • the steam outlet is connected to the first energy conversion section 210 in the expander 4 via the conduit 216. Connected to the steam introduction side of
  • the steam outlet side of the first energy converter 207 is connected to the steam inlet side of the second energy converter 208 via a steam passage 217 in the expander 4, and the steam outlet side is a conduit 218. Is connected to the steam introduction side of the cooling passageway 219 in the condenser 5.
  • the drain side of the cooling passage 2 19 is connected to the water tank 2 12 via a conduit 220.
  • the discharge port of the oil pump 222 is connected to the oil inlet of the cooling oil passage 204 through the lubrication passage 222 of the internal combustion engine 1, and the oil outlet of the cooling oil passage 204 is connected to a conduit. It is connected to the inlet of the heat exchange oil pipe 222 in the second evaporator 206 through 222.
  • the outlet of the oil pipe 224 is connected to the suction port of the oil pump 211 via a conduit 225.
  • the water inlet of the steam generation pipe 226 in the second evaporator 206 is connected to the pipe 213 between the first and second pump sections 209, 210 via the pipe 227.
  • the steam outlet of the steam generating pipe 226 is connected to the steam passage 217 between the first and second energy converters 207 and 208 of the expander 4 via the conduit 228.
  • the internal combustion engine 1 is operated, the oil pump 221 is driven, and the supply pump 6 is driven to supply high-pressure water having a high discharge pressure by the first and second pump units 209, 210.
  • the first heated steam is generated there.
  • the pressure of the first heated steam is set to the discharge pressure of the second pump section 210.
  • the first heated steam is introduced into the first energy conversion section 207 of the expander 4, and the expanded energy is converted into mechanical energy, and the converted temperature-lowered steam is converted into the second energy conversion section 2. Introduced at 08.
  • the expander 4 efficiently converts the thermal energy recovered in the first and second evaporators 205 and 206, and therefore the expansion energy, into mechanical energy, and furthermore, from the first heated steam.
  • the above conversion is performed twice, and finally, the mechanical energy is integrated and output, so that a large output can be obtained.
  • the first and second evaporators 205 and 206 are used together, it is possible to improve the output by about 12% compared to the case where only the first evaporator 205 is used. .
  • the output that can be extracted from the positive displacement expander 4 is proportional to the flow rate of the steam in the expander 4, the expansion ratio of the first heated steam and the pressure of the temperature-lowered steam are equal to the second heated steam.
  • the total flow rate of the steam in the second energy conversion section 208 can be increased to obtain the most effective output.
  • cooling oil passage 204 in FIG. 2 is replaced with a cooling water passage functioning as a second evaporator 206, and the water inlet is connected via a conduit 230.
  • the steam outlet of the second evaporator section 206 is connected to the pipe 211 between the first and second pump sections 209 and 210, and the steam outlet of the expander 4 is connected via the pipe 231 to the steam outlet.
  • passage 2 17 Connected to passage 2 17.
  • Other configurations are the same as those of the embodiment of FIG. 2, and therefore, the same reference numerals in FIGS.
  • the positive displacement expander 4 is configured as follows.
  • the casing 7 is composed of first and second metal halves 8,9.
  • the two halves 8 and 9 are composed of a main body 11 having a substantially elliptical recess 10 and a circular flange 12 integral with the main body 11.
  • the two circular flanges 12 are connected to the metal gasket 13.
  • a substantially oval-shaped low chamber 14 is formed by superimposing.
  • the outer surface of the main body 11 of the first half 8 is covered by a deep bowl-shaped main body 16 of a shell-shaped member 15, and a circular flange 17 integral with the main body 16 is formed of the first half 8.
  • the circular flange 12 is overlapped with a gasket 18 via a gasket 18, and the three circular flanges 12, 12, 17 are fastened by ports 19 at a plurality of positions in the circumferential direction.
  • a relay chamber is provided between the main bodies 11 and 16 of the shell-shaped member 15 and the first half 8.
  • the main body 11 of the two halves 8 and 9 has hollow bearing cylinders 21 and 22 protruding outward on their outer surfaces, and the hollow bearing cylinders 21 and 22 penetrate the rotor chamber 14.
  • the large-diameter portion 24 of the hollow output shaft 23 is rotatably supported via a bearing metal (or resin bearing) 25.
  • the axis L of the output shaft 23 passes through the intersection of the major axis and the minor axis in the roughly elliptical chamber 14.
  • the small-diameter portion 26 of the output shaft 23 projects out of the hole 27 in the hollow bearing cylinder 22 of the second half 9 and is connected to the transmission shaft 28 via a spline connection 29. .
  • the space between the small diameter portion 26 and the hole portion 27 is sealed by two seal rings 30.
  • a circular rotor 31 is accommodated in the rotor chamber 14, and the central shaft mounting hole 32 and the large diameter portion 24 of the output shaft 23 are in a mating relationship.
  • An interlocking joint 33 is provided between them.
  • the rotation axis of the mouth 31 coincides with the axis L of the output shaft 23. Therefore, “L” is shared as the sign of the rotation axis.
  • a plurality of, in this embodiment, 12 slot-shaped spaces 34 extending radially from the shaft mounting hole 32 around the rotation axis L are formed at equal intervals on the circumference.
  • Each space 34 has a substantially U-shape in an imaginary plane perpendicular to both end faces 35 so that the width in the circumferential direction is narrow and the series of openings are formed on both end faces 35 and the outer peripheral face 36 of the rotor 31.
  • a stepped hole 38 is formed in a portion 37 that partitions the inner peripheral side thereof.
  • a stepped cylinder member 39 made of ceramic (for example, carbon) is fitted into 38.
  • the end surface of the small diameter portion a of the cylinder member 39 abuts on the outer peripheral surface of the large diameter portion 24 of the output shaft 23, and the small diameter hole b communicates with the through hole c opened on the outer peripheral surface of the large diameter portion 24.
  • cylinder member A guide cylinder 40 is arranged outside of 39 so as to be coaxial with the member 39. The outer end of the guide cylinder 40 is locked in the opening of the space 34 on the outer peripheral surface of the mouth 31, and the inner end is fitted into the large-diameter hole d of the stepped hole 38.
  • Contact cylinder member 39 is provided in the opening of the space 34 on the outer peripheral surface of the mouth 31, and the inner end is fitted into the large-diameter hole d of the stepped hole 38.
  • the guide cylinder 40 has a pair of long grooves e extending opposite to each other from the outer end to the vicinity of the inner end thereof, and both the long grooves e face the space 34.
  • a piston 41 made of ceramic is slidably fitted in the large-diameter cylinder hole f of the cylinder member 39, and the distal end side of the piston 41 is always located in the guide cylinder 40.
  • the cross section B of the mouth chamber 14 in the imaginary plane A including the rotation axis L of the mouth 31 is a pair of halves having a diameter g facing each other.
  • a track for general competition consisting of a circular cross-section B 1 and a square cross-section B 2 formed by connecting one opposing end and the other opposing end of both diameters g of both semicircular cross-sections B 1 to each other.
  • the part indicated by the solid line indicates the maximum cross section including the major axis
  • the part indicated by the two-dot chain line indicates the minimum section including the minor axis.
  • the low cross section 31 has a cross section D slightly smaller than the minimum cross section including the short diameter of the mouth chamber 14.
  • the vane 42 has a substantially U-shaped (horshoe-shaped) vane body 43, and a vane body 43 attached to the vane body 43. It consists of a U-shaped seal member 44 and a vane spring 58.
  • the van body 43 corresponds to the semicircular arc 46 corresponding to the inner peripheral surface 45 by the semicircular cross section B1 of the rotor chamber 14, and the opposing inner end surface 47 corresponding to the square cross section B2. And a pair of parallel portions 48.
  • a U-shaped groove 52 that opens outward is formed in a row at the outer peripheral portion of 48, and both ends of the U-shaped groove 52 communicate with both notches 49, respectively.
  • a pair of ridges 53 each having a partially circular cross section are provided on both flat surface portions of the semicircular arc portion 46.
  • the two ridges 53 coincide with the straight line that divides the space between the two parallel parts 48 into two and divides the semicircular part 46 into two equal parts in the circumferential direction.
  • the inner ends of the two ridges 53 slightly project into the space between the two parallel portions 48.
  • the seal member 44 is made of, for example, PTFE, and has a semicircular section 55 sliding on the inner peripheral surface 45 by the semicircular section B1 of the rotor chamber 14, and a rectangular section B5. 2 and a pair of parallel portions 56 sliding on the opposing inner end surface 47.
  • a pair of elastic claws 57 are provided on the inner peripheral surface side of the semicircular portion 55 so as to warp inward.
  • a sealing member 44 is mounted in the U-shaped groove 52 of the vane body 43, a vane spring 58 is fitted in each blind hole 50, and a ball bearing structure is provided in each short shaft 51. LA 59 is attached.
  • Each vane 42 is slidably accommodated in each slot-like space 34 of the rotor 31.
  • both ridges 53 of the vane body 43 are provided in the guide cylinder 40 and both ridges 53 are provided. Both side portions of the ridge 53 are located in both long grooves e of the guide cylinder 40, so that the inner end surfaces of the ridges 53 can contact the outer end surface of the piston 41.
  • the rollers 59 are rotatably engaged with the substantially elliptical annular grooves 60 formed on the opposed inner end faces 47 of the first and second halves 8, 9, respectively.
  • the distance between the annular groove 60 and the low pressure chamber 14 is constant over the entire circumference of the 60 and 14. Further, the forward movement of the piston 41 is converted into the rotational movement of the rotor 31 by engagement of the roller 59 with the annular groove 60 via the vane 42.
  • the cooperation of the roller 59 and the annular groove 60 allows the semicircular tip surface 61 of the semicircular portion 46 of the vane body 43 to form the mouth chamber chamber 1.
  • the inner peripheral surface 45 of Fig. 4 and the two parallel portions 48 are always separated from the opposing inner end surfaces of the roaster chamber 14, thereby reducing friction loss. Since the trajectory is regulated by the annular groove 60 composed of a pair of two ridges, the vane 42 rotates in the axial direction by a small displacement angle via the aperture 59 due to a right and left trajectory error. And the contact pressure with the inner peripheral surface 45 of the mouth chamber 14 increases.
  • the displacement in the radial direction of the contact portion with the casing 7 is shorter than that of the rectangular (rectangular) vane. Can be significantly reduced.
  • the two parallel portions 56 of the seal member 44 are brought into close contact with the opposing inner end surface 47 of the rotor chamber 14 by the elastic force of the vane spring 58.
  • the sealing action to the annular groove 60 is provided between the end of the portion 56 and the vane 42.
  • the semicircular portion 55 comes into close contact with the inner peripheral surface 45 when both elastic claws 57 are pressed between the vane body 43 and the inner peripheral surface 45 in the rotor chamber 14. .
  • the substantially U-shaped plate-shaped vane 42 has no inflection point with respect to the blade, so that the adhesion is better.
  • the square vanes have corners, making it difficult to maintain the sealing performance. Thereby, the sealing property between the vane 42 and the rotor chamber 14 is improved. Further, the vane 42 and the mouth chamber 14 are deformed by the thermal expansion. At this time, the substantially U-shaped vane 42 is deformed more uniformly and similar to the rectangular vane, so that there is little variation in the clearance between the vane 42 and the rotor chamber 14 and the sealing performance is also improved. It can be maintained well.
  • the large diameter portion 24 of the output shaft 23 has a thick portion 62 supported by the bearing metal 25 of the second half 9 and a first portion extending from the thick portion 62. And a thin portion 63 supported by the bearing metal 25 of the half 8.
  • a hollow shaft 64 made of ceramic (or metal) is fitted into the thin portion 63 so as to rotate integrally with the output shaft 23.
  • a fixed shaft 65 is disposed inside the hollow shaft 64, and the fixed shaft 65 is fitted to the hollow shaft 64 so as to fit within the axial thickness of the mouth 31.
  • a thin hollow portion 70 extending from 66 and fitted into the hollow shaft 64 is provided.
  • a seal ring 71 is interposed between the outer peripheral surface of the end of the hollow portion 70 and the inner peripheral surface of the hollow bearing cylinder 21 of the first half 8.
  • an end wall 73 of a hollow cylindrical body 72 coaxial with the output shaft 23 is attached to the inner surface of a central portion thereof via a seal ring 74.
  • the inner end side of the short outer cylindrical portion 75 extending inward from the outer peripheral portion of the end wall 73 is connected to the hollow shaft receiving tube 21 of the first half 8 via the connecting tube 76.
  • the end wall 73 is provided with a small-diameter and long inner tube portion 77 penetrating therethrough, and the inner end side of the inner tube portion 77 together with a short hollow connection tube 78 protruding therefrom.
  • the fixed shaft 65 is fitted in the stepped hole h in the large diameter solid portion 66 of the fixed shaft 65.
  • the outer end portion of the inner pipe portion 77 protrudes outward from the hole portion 79 of the shell-shaped member 15, and is used for the first temperature-raised steam passed through the inner pipe portion 77 from the outer end portion.
  • the inner end side of the introduction pipe 80 is fitted into the hollow connection pipe 78.
  • a cap member 81 is screwed to the outer end portion of the inner pipe part 77, and the cap member 81 causes the flange 83 of the holder cylinder 82 that holds the introduction pipe 80 to be outside the inner pipe part 77. It is crimped to the end face via a seal ring 84.
  • the steam outlet of the first evaporator 205 is connected to the inlet pipe 80 by the conduit 2. Connected via 16.
  • a through hole 2 32 is formed in the main body 16 of the shell-shaped member 15, and the steam outlet of the second evaporator 206 is formed in the through hole 2 32. They are connected via conduits 228.
  • rotation valves V R is provided in the large-diameter real part 6 6 of the stationary shaft 6 5, the valve V R at a predetermined timing, the cylinders It has a function of supplying steam to the member 39 and discharging steam from each cylinder member 39. That is, the first heated steam is formed on the cylinder members 39 of the first to 12th vane piston units U 1 to U 12 on the hollow shaft 64 and the output shaft 23 in series. In this embodiment, the first temperature-reduced pressure-reduced steam supplied from the cylinder member 39 after being supplied through the 12 through-holes c is discharged through the through-holes c.
  • the first and second holes 86, 87 extending in opposite directions from the space 85 communicating with the hollow connecting pipe 78 are provided. Are formed, and the first and second hole portions 86 and 87 are opened at the bottom surfaces of the first and second recessed portions 88 and 89 opened on the outer peripheral surface of the large-diameter solid portion 66.
  • Carbon first and second seal blocks 92 and 93 having supply ports 90 and 91 are mounted in the first and second recesses 88 and 89, respectively, and the outer peripheral surfaces thereof are hollow shafts 64 and 89. Rub the inner surface.
  • first and second holes 86 and 87 short first and second supply pipes 94 and 95 which are coaxially inserted are loosely inserted, and the first and second supply pipes 94 and 95 are inserted.
  • the outer peripheral surfaces i, j of the first and second seal cylinders 96, 97 fitted on the outer peripheral surface on the tip side of the first and second seal blocks 92, 93 are supplied from the supply ports 90, 91 of the first and second seal blocks 92, 93.
  • the large-diameter solid portion 66 has first and second annular recesses n and o surrounding the first and second supply pipes 94 and 95, and first and second blind-hole recesses p adjacent thereto.
  • first and second seal blocks 92, 93 are formed so as to face the first and second seal blocks 92, 93, and the first and second annular concave portions n, o have first and second bellows-like elastic bodies 98, 9, respectively.
  • 9 and the first and second blind spring recesses p and q contain the first and second coil springs 100 and 101, respectively, and the first and second bellows-like elastic bodies 98 and
  • the first and second seal blocks 92 and 93 are pressed against the inner peripheral surface of the hollow shaft 64 by the repulsive force of the 99 and the first and second coil springs 100 and 101.
  • first and second concave discharge sections 102, 103 constantly communicating with the two through-holes c, and extend from these discharge sections 102, 103 in parallel with the inlet pipe 80.
  • first and second discharge holes 104 and 105 are formed in the hollow portion r of the fixed shaft 65.
  • the members of the same kind which are provided with the characters "first” and those provided with the characters “second” are: Point-symmetric with respect to the axis of the fixed axis 65.
  • the inside of the hollow part r of the fixed shaft 65 and the inside of the outer cylinder part 75 of the hollow cylindrical body 72 are the passage s for the first temperature-lowering and pressure-reducing steam, and the passage s penetrates the peripheral wall of the outer cylinder part 75. It communicates with the relay chamber 20 through the plurality of through holes t.
  • the rotary valve V R Place the rotary valve V R to the center of the expander 4 as described above, the rotary valve V R first row of heating steam evening 3 1 of rotation has been supplied through the interior of the fixed shaft 6 5 arranged in the center of As a result, the intake / exhaust valves used in ordinary piston mechanisms are not required, and the structure is simplified.
  • the rotary valve V R is to slide on each other and fixed shaft 6 5 and the hollow shaft 6 4 peripheral speed is small diameter portion, it is possible to achieve both the sealing property and 3 ⁇ 4t wear.
  • a first outlet hole group 110 composed of outlet holes 109 is formed, and a plurality of outlet holes arranged in the radial and circumferential directions are provided between the other end of the long diameter and the first inlet hole group 107.
  • a second outlet hole group 1 1 1 consisting of 1 9 is formed. From these first and second outlet hole groups 110, 111, the second temperature-lowering steam, whose temperature and pressure further decreased due to the expansion between the adjacent vanes 42, came to the outside. Is discharged.
  • the output shafts 23 and so on are lubricated by water, and the lubrication channel is constructed as follows. That is, as shown in FIG. 5 and FIG. 6, the water supply pipe 113 is connected to the water supply hole 112 formed in the hollow bearing cylinder 222 of the second half 9.
  • Water supply hole 1 1 2 is the second half
  • the housing 1 14 faces the bearing metal 25 on the 9 side, and the housing 1 14 is connected to the water hole u formed in the thick portion 62 of the output shaft 23, and the water hole u is A plurality of water passage grooves V extending in the direction of the generatrix of the outer peripheral surface of the hollow shaft 64 (see also FIG. 14). Further, each water passage groove V is a housing 1 facing the bearing metal 25 on the second half 8 side. Communicate with 15 respectively.
  • annular recess communicating the water hole u with the sliding portion between the hollow shaft 64 and the large-diameter solid portion 66 of the fixed shaft 65 is formed on the inner end face of the thick portion 62 of the output shaft 23. w is provided.
  • the axis of the first supply pipe 94 is slightly displaced in the counterclockwise direction in FIG. 7 from the minor axis position E of the rotor chamber 14, and the first vane pit unit U 1 is at the short diameter position E, and the first heated steam is not supplied to the large diameter cylinder hole f, so that the piston 41 and the vane 42 are at the retracted position.
  • the expansion energy of the first temperature-raising steam is reduced by the output shaft 23, which is the mechanic energy. Converted to rotational energy. Therefore, the cylinder member 39, the piston 41, the vane 42, the mouth 31 and the casing 7 constitute the first energy conversion section 207. After that, with the rotation of the mouth 31, the first temperature-lowering steam in the large-diameter cylinder hole f is reduced by the piston 41 retreated by the vane 42, so that the small-diameter hole b and the through-hole c , The first concave discharge portion 102, the first discharge hole 104, the passage s (see FIG. 6), and each of the through holes t are discharged to the relay chamber 20.
  • the second temperature-raising steam introduced from the second evaporator 206 into the relay chamber 20 merges with the first temperature-lowering steam, and the merged steam is shown in Figs. As shown, it is introduced into the mouth chamber 14 through the first introduction hole group 107 and further expanded between the adjacent vanes 42 to rotate the rotor 31, and then the second The temperature-lowering steam is discharged from the first outlet group 110 to the outside.
  • the expansion energy of the combined steam composed of the first temperature-lowering steam and the second temperature-raising steam is converted into rotational energy of the output shaft 23, which is a mechanical energy. Therefore, the casing 7, the row 31 and the van 42 constitute the second energy conversion section 208.
  • the mechanical energy of the first and second energy converters 207 and 208 is integrated as the rotational energy of the output shaft 23.
  • the hole t, the relay chamber 20 and the first inlet hole group 107 (the second inlet hole group 108) are connected to the steam outlet side of the first energy converter 207 and the second energy converter 209.
  • a steam passage 2 17 connecting the steam inlet side is constructed.
  • the positive displacement expander 4 may be of a type that outputs only based on the first and second heated steam.
  • the expander is preferably a positive displacement expander.
  • the expander is not limited to the piston Z-vane type but may be a vane Z vane type or a piston / piston type. Machine can also be used.
  • the S-Peng expander is not limited to a positive displacement type, but may be a non-positive type expander such as a turbine type.

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Description

明細書 内燃機関の廃熱回収装置
発明の分野
本発明は内燃機関の廃熱回収装置， 特に， 運転によって， 少なくとも 2つの第 1 および第 2昇温部を生じ， 且つそれらの昇温程度は前記第 1昇温部の方が前記第 2 昇温部よりも高い， といった内燃機関の廃熱を回収すべく， ランキンサイクルを適 用した廃熱回収装置に関する。
背景技術
従来， この種の廃熱回収装置としては， 日本特開平 6— 8 8 5 2 3号公報に記載 されたものが公知である。
しかしながら従来のものは， 内燃機関の排気ポート冷却後の昇温冷却水を， 排気 管に設けられた加熱器に導入して蒸気を発生させるようにしているので， 加熱器に おいては昇温冷却水の温度未満の排気ガス保有熱は回収されることなく捨てられ ており， したがって廃熱回収率が低い， という問題があった。
発明の開示
本発明は， 運転により内燃機関に生じる少なくとも 2つの昇温部から， それぞれ 十分に廃熱を回収し， またそれら回収された熱エネルギを効率良く機械工ネルギに 変換し， さらにそれら機械工ネルギを統合して出力し得るようにした前記廃熱回収 装置を提供することを目的とする。
前記目的を達成するため本発明によれば， 運転によって， 少なくとも 2つの第 1 および第 2昇温部を生じ， 且つそれらの昇温程度は前記第 1昇温部の方が前記第 2 昇温部よりも高い， といった内燃機関の廃熱を回収すべく， ランキンサイクルを適 用した廃熱回収装置であって， 少なくとも 2つの第 1および第 2蒸発部を有し， 且 つその第 1蒸発部は前記第 1昇温部を利用して温度上昇を図られた第 1の蒸気を 発生し， 一方， 前記第 2蒸発部は前記第 2昇温部を利用して温度上昇を図られると 共に前記第 1の蒸気よりも低圧の第 2の蒸気を発生する蒸発手段と， 少なくとも 2 つの第 1および第 2エネルギ変換部を有し， 且つその第 1エネルギ変換部は前記第 1蒸発部から導入された前記第 1の蒸気の膨脹エネルギを機械工ネルギに変換し， 一方， 前記第 2エネルギ変換部は前記第 2蒸発部から導入された前記第 2の蒸気の 膨脹エネルギを機械工ネルギに変換し， 且つそれら両機械工ネルギを統合して出力 する膨脹機と， その膨脹機から排出される， 前記変換後の圧力降下した前記第 1， 第 2の蒸気を液化する凝縮器と， その凝縮器からの液体を前記第 1および第 2蒸発 部にそれぞれ供給する供給ポンプとを備えている、 内燃機関の廃熱回収装置が提供 される。
前記のように構成すると， 内燃機関の各昇温部から十分に廃熱を回収し， それら の統合によって比較的大きな出力を得ることができる。 この場合の膨脹機は容積型， 非容積型の何れでもよい。
また本発明によれば， 運転によって， 少なくとも 2つの第 1および第 2昇温部を 生じ， 且つそれらの昇温程度は前記第 1昇温部の方が前記第 2昇温部よりも高い， といった内燃機関の廃熱を回収すべく， ランキンサイクルを適用した廃熱回収装置 であって， 少なくとも 2つの第 1および第 2蒸発部を有し， 且つその第 1蒸発部は 前記第 1昇温部を利用して温度上昇を図られた第 1の蒸気を発生し， 一方， 前記第 2蒸発部は前記第 2昇温部を利用して温度上昇を図られると共に前記第 1の蒸気 よりも低圧の第 2の蒸気を発生する蒸発手段と， 少なくとも 2つの第 1および第 2 エネルギ変換部を有し， 且つその第 1エネルギ変換部は前記第 1蒸発部から導入さ れた前記第 1の蒸気の膨脹エネルギを機械工ネルギに変換し， 一方， 前記第 2エネ ルギ変換部は前記第 2蒸発部から導入された前記第 2の蒸気の膨脹エネルギを機 械エネルギに変換し， 且つそれら両機械工ネルギを統合して出力する容積型膨脹機 と， その容積型膨脹機から排出される， 前記変換後の圧力降下した前記第 1， 第 2 の蒸気を液化する凝縮器と， その凝縮器からの液体を前記第 1および第 2蒸発部に それぞれ供給する供給ポンプとを備えている， 内燃機関の廃熱回収装置が提供され る。
前記のように構成すると前記と同様の作用効果を得ることができる。 さらにまた 膨脹機が容積型である場合， その容積型膨脹機は定格運転領域が広いので， 内燃機 関の第 1， 第 2昇温部の温度変化に伴い第 1， 2エネルギ変換部における蒸気の流 量が変化しても， それら蒸気の流量に比例して広範囲な回転域で高効率に作動し， 第 1， 第 2エネルギ変換部の両機械工ネルギを統合して高効率に出力する。 一方， 非容積型膨脹機は定格運転領域が狭いので， その膨脹機を蒸気の流量変化に追従さ せて， 広範囲な回転域にて高効率に作動させることは難しい。 そこで， 非容積型膨 脹機を高効率に作動させるためには蒸気の流量を定格運転領域に適合させた範囲 に制御するものである。 これらの点を勘案すると， 膨脹機としては容積型が好適で ある， と言える。
図面の簡単な説明
図 1はランキンサイクルを適用した， 内燃機関の廃熱回収装置の概略図， 図 2は 第 1実施例の説明図， 図 3は蒸発手段における蒸気導出口の温度とランキンサイク ルの熱効率との関係を示すグラフ， 図 4は第 2実施例の説明図， 図 5は膨脹機の縦 断面図で， 図 8の 5— 5線断面図に相当し， 図 6は図 5の回転軸線周りの拡大断面 図， 図 7は図 5の 7— 7線断面図， 図 8は要部を拡大した図 5の 8— 8線断面図， 図 9はロー夕チヤンバおよびロータの断面形状を示す説明図， 図 1 0はべーン本体 の正面図， 図 1 1はべ一ン本体の側面図， 図 1 2は図 1 0の 1 2 — 1 2線断面図， 図 1 3はシール部材の正面図， 図 1 4は図 7の回転軸線周りの拡大図である。 発明を実施するための最良の形態
図 1において， ランキンサイクルを適用した， 内燃機関 1の廃熱回収装置 2は， 内燃機関 1の廃熱を熱源として， 温度上昇を図られた蒸気， つまり昇温蒸気を発生 する蒸発手段 3と， その昇温蒸気の膨脹エネルギを機械工ネルギに変換して出力す る膨脹機としての容積型膨脹機 4と， その容積型膨脹機 4から排出される， 前記変 換後の， 温度および圧力が降下した蒸気， つまり降温降圧蒸気を液化する凝縮器 5 と， 凝縮器 5からの液体， 例えば水を蒸発手段 3に加圧供給する供給ポンプ 6とを 有する。
図 2において， 内燃機関 1は， その運転によって， 少なくとも 2つ， 実施例では 2つの第 1および第 2昇温部を生じる。それらの昇温程度は第 1昇温部の方が第 2 昇温部よりも高い。 この実施例では， 第 1昇温部としてシリンダヘッド 2 0 1の排 気ポ一ト 2 0 2が選定され， また第 2昇温部としてはシリンダへッド 2 0 1におけ る燃焼室形成壁部 2 0 3が選定されており， そこには冷却オイル通路 2 0 4が存す る。 第 1昇温部としては排気マ二ホルドを用いることも可能である。
図 3は， ランキンサイクルの蒸発手段 3における蒸気導出口の温度と熱効率との 関係を示す。 図 3より， 前記温度が高ければ高い程， 熱効率が上昇することが明ら かである。 したがって， 第 1および第 2昇温部としては， 内燃機関 1からの廃熱の 回収し易さも考慮して， 前記二箇所を選定した。
蒸発手段 3は， 少なぐとも 2つ， 実施例では 2つの第 1および第 2蒸発部 2 0 5， 2 0 6を有する。 第 1蒸発部 2 0 5は， それの入口側を排気ポート 2 0 2内に位置 させることにより排気ポート 2 0 2の排気ガスを利用して温度上昇を図られた第 1の蒸気， つまり第 1の昇温蒸気を発生する。 一方， 第 2蒸発部 2 0 6は冷却オイ ル通路 2 0 4を経た昇温オイルを利用して熱変換を行うことにより温度上昇を図 られると共に第 1の昇温蒸気よりも温度および圧力が低い第 2の蒸気， つまり第 2 の昇温蒸気を発生する。
容積型膨脹機 4の詳細な構造については後述するが， その膨脹機 4は， 少なくと も 2つ， 実施例では 2つの第 1および第 2エネルギ変換部 2 0 7， 2 0 8を有する。 その第 1エネルギ変換部 2 0 7はピストンおよびべーンポンプ構造を有するもの で， 第 1蒸発部 2 0 5から導入された第 1の昇温蒸気の膨脹エネルギを機械工ネル ギに変換する。 一方， 第 2エネルギ変換部 2 0 8は前記べ一ンポンプ構造を共用す るもので， 第 1蒸発部 2 0 5から導入されて前記変換を受けた後の温度および圧力 が降下した第 1の蒸気， つまり降温降圧蒸気の膨脹エネルギを機械工ネルギに変換 する機能を有すると共に第 2蒸発部 2 0 6から導入された第 2の昇温蒸気の膨脹 エネルギを機械工ネルギに変換する機能を有する。実施例では第 1の昇温蒸気によ る降温降圧蒸気に， 第 2の昇温蒸気が合流され， これにより第 1の昇温蒸気， その 降温降圧蒸気および第 2の昇温蒸気による機械工ネルギが統合されて膨脹機 4か らその出力軸 2 3の回転エネルギとして出力されるようになっている。
供給ポンプ 6は， 第 1ポンプ部 2 0 9と， その第 1ポンプ部 2 0 9の吐出圧を上 昇させる昇圧用第 2ポンプ部 2 1 0とを有する。第 1ポンプ部 2 0 9の吸込み口は， 導管 2 1 1を介して凝縮器 5に付設された水タンク 2 1 2に接続され， その吐出口 は第 2ポンプ部 2 1 0の吸込み口に導管 2 1 3を介して接続される。第 2ポンプ部 2 1 0の吐出口は導管 2 1 4を介して第 1蒸発部 2 0 5における蒸気発生管 2 1 5の水導入口に接続されてその吐出圧が第 1の昇温蒸気の圧力として設定され， そ の蒸気導出口は導管 2 1 6を介して膨脹機 4における第 1エネルギ変換部 2 0 7 の蒸気導入側に接続される。
第 1エネルギ変換部 2 0 7の蒸気導出側は， 膨脹機 4内の蒸気通路 2 1 7を経て 第 2エネルギ変換部 2 0 8の蒸気導入側に接続され その蒸気導出側は導管 2 1 8 を介して凝縮器 5における冷却通路 2 1 9の蒸気導入側に接続される。冷却通路 2 1 9の排水側は導管 2 2 0を介して水タンク 2 1 2に接続される。
オイルポンプ 2 2 1の吐出口は， 内燃機関 1の潤滑通路 2 2 2を介して冷却オイ ル通路 2 0 4のオイル導入口に接続され， その冷却オイル通路 2 0 4のオイル導出 口は導管 2 2 3を介して第 2蒸発部 2 0 6における熱交換用オイル管 2 2 4の導 入口に接続される。 オイル管 2 2 4の導出口は導管 2 2 5を介してオイルポンプ 2 1 1の吸込み口に接続される。
第 1および第 2ポンプ部 2 0 9 , 2 1 0間の導管 2 1 3に， 第 2蒸発部 2 0 6に おける蒸気発生管 2 2 6の水導入口が導管 2 2 7を介して接続され， その蒸気発生 管 2 2 6の蒸気導出口が導管 2 2 8を介して膨脹機 4の第 1および第 2エネルギ 変換部 2 0 7 , 2 0 8間の蒸気通路 2 1 7に接続される。
前記構成において， 内燃機関 1を運転すると共にオイルポンプ 2 2 1を駆動し， また供給ポンプ 6を駆動して第 1および第 2ポンプ部 2 0 9 , 2 1 0による吐出圧 の高い圧力水を第 1蒸発部 2 0 5に供給すると， そこで第 1の昇温蒸気が発生する。 この場合， 第 1の昇温蒸気の圧力は， 第 2ポンプ部 2 1 0の吐出圧に設定される。 第 1の昇温蒸気は膨脹機 4の第 1エネルギ変換部 2 0 7に導入されて， その膨脹ェ ネルギが機械工ネルギに変換され， その変換後の降温降圧蒸気は第 2エネルギ変換 部 2 0 8に導入される。
一方， 第 1ポンプ部 2 0 9による， 前記吐出圧よりも低い吐出圧の圧力水を第 2 蒸発部 2 0 6に供給すると， そこで第 2の昇温蒸気が発生する。 この場合， 第 2の 昇温蒸気の圧力は第 1ポンプ部 2 0 9の吐出圧に設定される。第 2の昇温蒸気は膨 脹機 4の第 2エネルギ変換部 2 0 8に導入され これにより前記降温降圧蒸気と第 2の昇温蒸気とが合流して， それらの膨脹エネルギが機械工ネルギに変換され， そ れら第 1の昇温蒸気， その降温降圧蒸気， および第 2の昇温蒸気による機械工ネル ギの統合エネルギが， 膨脹機 4における出力軸 2 3の回転エネルギとして出力され る。 前記のように， 昇温程度の高い第 1蒸発部 2 0 5に高吐出圧の圧力水を供給する と， 第 1蒸発部 2 0 5において排気ガスの保有熱を効率良く回収することができる。 一方， 昇温程度が第 1蒸発部 2 0 5よりも低い第 2蒸発部 2 0 6には前記圧力水よ りも吐出圧が低い圧力水を供給するので， 第 2蒸発部 2 0 6において， 燃焼室形成 壁部 2 0 3を冷却して昇温したオイルの保有熱を十分に回収することができる。 こ の場合， 第 2蒸発部 2 0 6への圧力水を第 1および第 2ポンプ部 2 0 9， 2 1 0間 から取出すようにしたので， その圧力水の圧力を第 1ポンプ部 2 0 9の吐出圧とし， これにより， 例えば高圧ポンプの吐出圧を絞りを用いて減圧する際に生じるポンプ 損失を低減することができる。
また膨脹機 4によって， 第 1および第 2蒸発部 2 0 5， 2 0 6で回収された熱ェ ネルギ， したがって膨脹エネルギを効率良く機械工ネルギに変換し， しかも第 1の 昇温蒸気からは 2度に亘つて前記変換を行い， 最終的にそれら機械工ネルギを統合 して出力するようにしたので， 大きな出力を得ることができる。 例えば， 第 1およ び第 2蒸発部 2 0 5 , 2 0 6を併用すると， 第 1蒸発部 2 0 5のみを用いた場合に 比べて出力を約 1 2 %向上させること力可能である。
また容積型膨脹機 4から取出せる出力は， その膨脹機 4における蒸気の流量に比 例することから， 第 1の昇温蒸気の膨脹比を， その降温降圧蒸気の圧力が第 2の昇 温蒸気のそれと一致するように設定することによって， 第 2エネルギ変換部 2 0 8 における蒸気の総流量を増して最も有効に出力を取出すことができる。
図 4に示す実施例においては， 図 2の冷却オイル通路 2 0 4が， 第 2蒸発部 2 0 6として機能する冷却水通路に代えられており， その水導入口が導管 2 3 0を介し 第 1および第 2ポンプ部 2 0 9 , 2 1 0間の導管 2 1 3に接続され， またその第 2 蒸発部 2 0 6の蒸気導出口が導管 2 3 1を介して膨脹機 4の蒸気通路 2 1 7に接 続される。 その他の構成は図 2の実施例と同じであり， したがって図 2， 4におい て同一符号は同一構成部分を示す。
前記容積型膨脹機 4は次のように構成される。
図 5〜図 8において， ケーシング 7は金属製第 1， 第 2半体 8 , 9より構成され る。 両半体 8 , 9は， 略楕円形の凹部 1 0を有する主体 1 1と， それら主体 1 1と 一体の円形フランジ 1 2とよりなり， 両円形フランジ 1 2を金属ガスケット 1 3を 介し重ね合せることによって略楕円形のロー夕チャンバ 1 4が形成される。 また第 1半体 8の主体 1 1外面は， シェル形部材 1 5の深い鉢形をなす主体 1 6により覆 われており， その主体 1 6と一体の円形フランジ 1 7が第 1半体 8の円形フランジ 1 2にガスケット 1 8を介して重ね合せられ， 3つの円形フランジ 1 2 , 1 2 , 1 7は， それらの円周方向複数箇所においてポルト 1 9によって締結される。 これに より， シェル形部材 1 5および第 1半体 8の両主体 1 1 , 1 6間には中継チヤンバ
2 0が形成される。
両半体 8， 9の主体 1 1は， それらの外面に外方へ突出する中空軸受筒 2 1 , 2 2を有し， それら中空軸受筒 2 1， 2 2に， ロータチャンバ 1 4を貫通する中空の 出力軸 2 3の大径部 2 4が軸受メタル （または樹脂製軸受） 2 5を介して回転可能 に支持される。 これにより出力軸 2 3の軸線 Lは略楕円形をなすロー夕チャンバ 1 4における長径と短径との交点を通る。 また出力軸 2 3の小径部 2 6は， 第 2半体 9の中空軸受筒 2 2に存する孔部 2 7から外部に突出して伝動軸 2 8とスプライ ン結合 2 9を介して連結される。小径部 2 6および孔部 2 7間は 2つのシールリン グ 3 0によりシールされる。
ロータチャンバ 1 4内に円形のロー夕 3 1が収容され， その中心の軸取付孔 3 2 と出力軸 2 3の大径部 2 4とが嵌合関係にあって， 両者 3 1 , 2 4間にはかみ合い 結合部 3 3が設けられている。 これにより口一夕 3 1の回転軸線は出力軸 2 3の軸 線 Lと合致するので， その回転軸線の符号として 「L」 を共用する。
ロー夕 3 1に， その回転軸線 Lを中心に軸取付孔 3 2から放射状に延びる複数， この実施例では 1 2個のスロット状空間 3 4が円周上等間隔に形成されている。各 空間 3 4は， 円周方向幅が狭く， 且つロータ 3 1の両端面 3 5および外周面 3 6に 一連に開口するように， 両端面 3 5に直交する仮想平面内において略 U字形をなす。 各スロット状空間 3 4内に， 同一構造の第 1〜第 1 2ベ一ンピストンユニット U 1〜U 1 2が， 次のように放射方向に往復動自在に装着される。 略 U字形の空間 3 4において， その内周側を区画する部分 3 7に段付孔 3 8が形成され， その段付孔
3 8に， セラミック （例えばカーボン） よりなる段付形シリンダ部材 3 9が嵌入さ れる。 シリンダ部材 3 9の小径部 a端面は出力軸 2 3の大径部 2 4外周面に当接し， その小径孔 bが大径部 2 4外周面に開口する通孔 cに連通する。 またシリンダ部材 3 9の外側に， その部材 3 9と同軸上に位置するようにガイド筒 4 0が配置される。 そのガイド筒 4 0の外端部は， 口一夕 3 1外周面に存する空間 3 4の開口部に係止 され， また内端部は段付孔 3 8の大径孔 dに嵌入されてシリンダ部材 3 9に当接す る。 またガイド筒 4 0は， その外端部から内端部近傍まで相対向して延びる一対の 長溝 eを有し， 両長溝 eは空間 3 4に面する。 シリンダ部材 3 9の大径シリンダ孔 f内にセラミックよりなるピストン 4 1が摺動自在に嵌合され， そのピストン 4 1 の先端部側は常時ガイド筒 4 0内に位置する。
図 5および図 9に示すように， 口一夕 3 1の回転軸線 Lを含む仮想平面 A内にお ける口一夕チャンバ 1 4の断面 Bは， 直径 gを相互に対向させた一対の半円形断面 部 B 1と， 両半円形断面部 B 1の両直径 gの一方の対向端相互および他方の対向端 相互をそれぞれ結んで形成される四角形断面部 B 2とよりなり， 略競技用トラック 形をなす。 図 9において， 実線示の部分が長径を含む最大断面を示し， 一方， 一部 を 2点鎖線で示した部分が短径を含む最小断面を示す。 ロー夕 3 1は， 図 9に点線 で示したように， 口一夕チャンバ 1 4の短径を含む最小断面よりも若干小さな断面 Dを有する。
図 5および図 1 0〜図 1 3に明示するように，ベーン 4 2は略 U字板形（馬蹄形） をなすべーン本体 4 3と， そのべ一ン本体 4 3に装着された略 U字板形をなすシー ル部材 4 4と， ベ一ンスプリング 5 8とより構成される。
ベ一ン本体 4 3は， ロータチャンバ 1 4の半円形断面部 B 1による内周面 4 5に 対応した半円弧状部 4 6と， 四角形断面部 B 2による対向内端面 4 7に対応した一 対の平行部 4 8とを有する。 各平行部 4 8の端部側にコ字形の切欠き 4 9と， それ らの底面に開口する四角形の盲孔 5 0と， 各切欠き 4 9よりも， さらに端部側に在 つて外方へ突出する短軸 5 1とが設けられる。 また半円弧状部 4 6および両平行部
4 8の外周部分に， 外方に向って開口する U字溝 5 2がー連に形成され， その U字 溝 5 2の両端部は両切欠き 4 9にそれぞれ連通する。 さらに半円弧状部 4 6の両平 面部分にそれぞれ欠円形断面の一対の突条 5 3が設けられている。両突条 5 3は， それらによる仮想円柱の軸線 L 1が， 両平行部 4 8間の間隔を 2等分し， 且つ半円 弧状部 4 6を周方向に 2等分する直線に一致するように配置されている。 また両突 条 5 3の内端部は両平行部 4 8間の空間に僅か突出している。 シ一ル部材 4 4は， 例えば P T F Eより構成されたもので， ロータチャンバ 1 4 の半円形断面部 B 1による内周面 4 5を摺動する半円弧状部 5 5と， 四角形断面部 B 2による対向内端面 4 7を摺動する一対の平行部 5 6とを有する。 また半円弧状 部 5 5の内周面側に一対の弾性爪 5 7が， 内方へ反るように設けられている。 ベ一ン本体 4 3の U字溝 5 2にシール部材 4 4が装着され， また各盲孔 5 0にべ ーンスプリング 5 8が嵌め込まれ， さらに各短軸 5 1にボールべァリング構造の口 —ラ 5 9が取付けられる。各べ一ン 4 2はロータ 3 1の各スロット状空間 3 4に摺 動自在に収められており， その際， ベーン本体 4 3の両突条 5 3はガイド筒 4 0内 に， また両突条 5 3の両側部分はガイド筒 4 0の両長溝 e内にそれぞれ位置し， こ れにより両突条 5 3の内端面がピストン 4 1の外端面と当接することができる。両 ローラ 5 9は第 1， 第 2半体 8， 9の対向内端面 4 7に形成された略楕円形の環状 溝 6 0にそれぞれ転動自在に係合される。 これら環状溝 6 0およびロー夕チャンバ 1 4間の距離はそれら 6 0 , 1 4の全周に亘り一定である。 またピストン 4 1の前 進運動を， ベーン 4 2を介してローラ 5 9と環状溝 6 0との係合によりロー夕 3 1 の回転運動に変換する。
このローラ 5 9と環状溝 6 0との協働で， 図 8に明示するように， ベ一ン本体 4 3の半円弧状部 4 6における半円弧状先端面 6 1は口一夕チャンバ 1 4の内周面 4 5から， また両平行部 4 8はロー夕チャンバ 1 4の対向内端面からそれぞれ常時 離間し， これによりフリクションロスの軽減が図られている。 そして， 2条一対で 構成されている環状溝 6 0により軌道を規制されるため， 左右の軌道誤差により口 ーラ 5 9を介してべーン 4 2は軸方向に微小変位角の回転を生じ， 口一夕チャンバ 1 4の内周面 4 5との接触圧力を増大させる。 このとき， 略 U字板形 （馬蹄形） を なすべーン本体 4 3では， 方形 （長方形） ベーンに比べてケ一シング 7との接触部 の径方向長さが短いので， その変位量を大幅に小さくできる。 また図 5に明示する ように， シール部材 4 4において， その両平行部 5 6はべ一ンスプリング 5 8の弾 発力によりロータチャンバ 1 4の対向内端面 4 7に密着し， 特に両平行部 5 6の端 部とベ一ン 4 2間を通しての環状溝 6 0へのシール作用を行う。 また半円弧状部 5 5は， 両弾性爪 5 7がべーン本体 4 3およびロータチャンバ 1 4内の内周面 4 5間 で押圧されることによって， その内周面 4 5に密着する。 即ち， 方形 （長方形） ベ ーンに対し略 U字板形のベーン 4 2の方が変曲点を持たないので， 密着が良好とな る。 方形べ一ンは角部があり， シール性維持は困難となる。 これによりベーン 4 2 およびロータチャンバ 1 4間のシール性が良好となる。 さらに熱膨脹にともない， ベーン 4 2と口一夕チャンバ 1 4は変形する。 このとき方形べーンに対し略 U字形 のべーン 4 2は， より均一に相似形を持って変形するため， ベーン 4 2とロータチ ヤンバ 1 4とのクリアランスのバラツキが少なく， シール性も良好に維持可能とな る。
図 5および図 6において， 出力軸 2 3の大径部 2 4は第 2半体 9の軸受メタル 2 5に支持された厚肉部分 6 2と， その厚肉部分 6 2から延びて第 1半体 8の軸受メ タル 2 5に支持された薄肉部分 6 3とを有する。その薄肉部分 6 3内にセラミック (または金属） よりなる中空軸 6 4が， 出力軸 2 3と一体に回転し得るように嵌着 される。 その中空軸 6 4の内側に固定軸 6 5が配置され， その固定軸 6 5は， 口一 夕 3 1の軸線方向厚さ内に収まるように中空軸 6 4に嵌合された大径中実部 6 6 と， 出力軸 2 3の厚肉部分 6 2に存する孔部 6 7に 2つのシールりング 6 8を介し て嵌合された小径中実部 6 9と， 大径中実部 6 6から延びて中空軸 6 4内に嵌合さ れた薄肉の中空部 7 0とよりなる。その中空部 7 0の端部外周面と第 1半体 8の中 空軸受筒 2 1内周面との間にシールリング 7 1が介在される。
シェル形部材 1 5の主体 1 6において， その中心部内面に， 出力軸 2 3と同軸上 に在る中空筒体 7 2の端壁 7 3がシールリング 7 4を介して取付けられる。その端 壁 7 3の外周部から内方へ延びる短い外筒部 7 5の内端側は第 1半体 8の中空軸 受筒 2 1に連結筒 7 6を介して連結される。 端壁 7 3に， それを貫通するように小 径で， 且つ長い内管部 7 7が設けられ， その内管部 7 7の内端側は， そこから突出 する短い中空接続管 7 8と共に固定軸 6 5の大径中実部 6 6に存する段付孔 hに 嵌着される。 内管部 7 7の外端部分はシェル形部材 1 5の孔部 7 9から外方へ突出 し， その外端部分から内管部 7 7内に揷通された第 1の昇温蒸気用導入管 8 0の内 端側が中空接続管 7 8内に嵌着される。 内管部 7 7の外端部分にはキャップ部材 8 1が螺着され， そのキャップ部材 8 1によって， 導入管 8 0を保持するホルダ筒 8 2のフランジ 8 3が内管部 7 7の外端面にシールリング 8 4を介して圧着される。 図 2， 図 6に示すように， 導入管 8 0に第 1蒸発部 2 0 5の蒸気導出口が導管 2 1 6を介して接続される。 また図 2 , 5に示すように， シェル形部材 1 5の主体 1 6に通孔 2 3 2が形成されており， その通孔 2 3 2に第 2蒸発部 2 0 6の蒸気導出 口が導管 2 2 8を介して接続される。
図 5〜図 7および図 1 4に示すように， 固定軸 6 5の大径中実部 6 6内に回転バ ルブ VRが設けられ， そのバルブ VRは， 所定のタイミングで， 各シリンダ部材 3 9に蒸気を供給し， また各シリンダ部材 3 9から蒸気を排出させる機能を有する。 即ち， 第 1〜第 1 2ベ一ンピストンュニット U 1〜U 1 2のシリンダ部材 3 9に， 第 1の昇温蒸気が中空軸 6 4および出力軸 2 3に一連に形成された複数， この実施 例では 1 2個の通孔 cを介して供給され またシリンダ部材 3 9から膨脹後の第 1 の降温降圧蒸気が通孔 cを介して排出されるのである。
その回転バルブ VRの構成は次の通りである。 図 1 4に明示するように， 大径中 実部 6 6内において， 中空接続管 7 8に連通する空間 8 5から互に反対方向に延び る第 1， 第 2孔部 8 6， 8 7が形成され， 第 1 , 第 2孔部 8 6， 8 7は大径中実部 6 6の外周面に開口する第 1 , 第 2凹部 8 8， 8 9の底面に開口する。 第 1， 第 2 凹部 8 8， 8 9に， 供給口 9 0， 9 1を有するカーボン製第 1 , 第 2シールブロッ ク 9 2， 9 3が装着され， それらの外周面は中空軸 6 4内周面に摺擦する。 第 1， 第 2孔部 8 6， 8 7内には同軸上に在る短い第 1， 第 2供給管 9 4， 9 5が遊挿さ れ， 第 1 , 第 2供給管 9 4， 9 5の先端側外周面に嵌合した第 1， 第 2シール筒 9 6 , 9 7のテーパ外周面 i , jが第 1， 第 2シールブロック 9 2， 9 3の供給口 9 0， 9 1よりも内側に在ってそれに連なるテーパ孔 k， m内周面に嵌合する。 また 大径中実部 6 6に， 第 1， 第 2供給管 9 4， 9 5を囲繞する第 1 , 第 2環状凹部 n , oと， それに隣接する第 1， 第 2盲孔状凹部 p， qとが第 1， 第 2シールブロック 9 2， 9 3に臨むように形成され， 第 1， 第 2環状凹部 n， oには第 1， 第 2ベロ ーズ状弾性体 9 8 , 9 9が， また第 1， 第 2盲孔状凹部 p， qには第 1， 第 2コィ ルスプリング 1 0 0 , 1 0 1がそれぞれ収められ， 第 1 , 第 2ベローズ状弾性体 9 8， 9 9および第 1， 第 2コイルスプリング 1 0 0， 1 0 1の弹発力で第 1 , 第 2 シールブロック 9 2 , 9 3を中空軸 6 4内周面に押圧する。
また大径中実部 6 6において， 第 1コイルスプリング 1 0 0および第 2ベローズ 状弾性体 9 9間ならび第 2コイルスプリング 1 0 1および第 1ベローズ状弾性体 9 8間に， 常時 2つの通孔 cに連通する第 1 , 第 2凹状排出部 1 0 2， 1 0 3と， それら排出部 1 0 2 , 1 0 3から導入管 8 0と平行に延びて固定軸 6 5の中空部 r 内に開口する第 1 , 第 2排出孔 1 0 4， 1 0 5とが形成されている。
これら第 1シールブロック 9 2と第 2シールブロック 9 3といったように， 同種 部材であって， 「第 1」 の文字を付されたものと 「第 2」 の文字を付されたものと は， 固定軸 6 5の軸線に関して点対称の関係にある。
固定軸 6 5の中空部 r内および中空筒体 7 2の外筒部 7 5内は第 1の降温降圧 蒸気の通路 sであり， その通路 sは， 外筒部 7 5の周壁を貫通する複数の通孔 tを 介して中継チャンバ 2 0に連通する。
以上のように回転バルブ VR を膨脹機 4の中心に配置し， 回転バルブ VRの中心 に配置した固定軸 6 5の内部を通して供給した第 1の昇温蒸気をロー夕 3 1の回 転に伴って各シリンダ部材 3 9に配分しているので， 通常のピストン機構に使用さ れる吸排気バルブが不要になって構造が簡略化される。 また回転バルブ VR は固定軸 6 5と中空軸 6 4とが周速が小さい小径部で相互に摺動するため， シール 性および ¾t摩耗性を両立させることができる。
図 5および図 8に示すように， 第 1半体 8の主体 1 1外周部において， ロータチ ャンバ 1 4の短径の両端部近傍に， 半径方向に並ぶ複数の導入孔 1 0 6よりなる第 1 , 第 2導入孔群 1 0 7 , 1 0 8が形成され， 中継チャンバ 2 0内の第 1の降温降 圧蒸気および第 2の昇温蒸気がそれら導入孔群 1 0 7 , 1 0 8を経てロータチャン ノ 1 4内に導入される。 また第 2半体 9の主体 1 1外周部において， 口一夕チャン バ 1 4の長径の一端部と第 2導入孔群 1 0 8との間に， 半径方向および周方向に並 ぶ複数の導出孔 1 0 9よりなる第 1導出孔群 1 1 0が形成され， また長径の他端部 と第 1導入孔群 1 0 7との間に， 半径方向および周方向に並ぶ複数の導出孔 1 0 9 よりなる第 2導出孔群 1 1 1が形成される。 これら第 1 , 第 2導出孔群 1 1 0， 1 1 1からは， 相隣る両べ一ン 4 2間での膨脹により， さらに温度および圧力が降下 した第 2の降温降圧蒸気が外部に排出される。
出力軸 2 3等は水により潤滑されるようになっており， その潤滑水路は次のよう に構成される。 即ち， 図 5および図 6に示すように第 2半体 9の中空軸受筒 2 2に 形成された給水孔 1 1 2に給水管 1 1 3が接続される。 給水孔 1 1 2は， 第 2半体 9側の軸受メタル 2 5が臨むハウジング 1 1 4に， またそのハウジング 1 1 4は出 力軸 2 3の厚肉部分 6 2に形成された通水孔 uに， さらにその通水孔 uは中空軸 6 4の外周面母線方向に延びる複数の通水溝 V (図 1 4も参照） 〖こ， さらにまた各通 水溝 Vは第 2半体 8側の軸受メタル 2 5が臨むハウジング 1 1 5にそれぞれ連通 する。 また出力軸 2 3の厚肉部分 6 2内端面に， 通水孔 uと， 中空軸 6 4および固 定軸 6 5の大径中実部 6 6間の摺動部分とを連通する環状凹部 wが設けられてい る。
これにより， 各軸受メタル 2 5および出力軸 2 3間ならびに中空軸 6 4および固 定軸 6 5間が水により潤滑され， また両軸受メタル 2 5および出力軸 2 3間の間隙 からロータチャンバ 1 4内に進入した水によって， ケ一シング 7と， シール部材 4 4および各ローラ 5 9との間の潤滑が行われる。
図 7において， 口一夕 3 1の回転軸線 Lに関して点対称の関係にある第 1および 第 7ベ一ンピストンユニット U 1， U 7は同様の動作を行う。 これは， 点対称の関 係にある第 2 , 第 8ベーンピストンユニット U 2 , U 8等についても同じである。 例えば， 図 1 4も参照して， 第 1供給管 9 4の軸線がロータチヤンバ 1 4の短径 位置 Eよりも図 7において反時計方向側に僅かずれており， また第 1ベ一ンピスト ンュニット U 1が前記短径位置 Eに在って， その大径シリンダ孔 f には第 1の昇温 蒸気は供給されておらず， したがってピストン 4 1およびべーン 4 2は後退位置に 在る， とする。
この状態からロー夕 3 1を僅かに， 図 7反時計方向に回転させると， 第 1シール ブロック 9 2の供給口 9 0と通孔 cとが連通して第 1蒸発部 2 0 5 , したがって導 入管 8 0からの第 1の昇温蒸気が小径孔 bを通じて大径シリンダ孔 f に導入され る。 これによりピストン 4 1が前進し， その前進運動はべーン 4 2がロータチャン ノ I 4の長径位置 F側へ摺動することによって口一夕 3 1の回転運動に変換され る。 通孔 cが供給口 9 0からずれると， 第 1の昇温蒸気は大径シリンダ孔 f内で膨 脹してピストン 4 1をなおも前進させ， これによりロータ 3 1の回転が続行される。 この第 1の昇温蒸気の膨脹は第 1ベーンピストンュニット U 1がロー夕チャンバ 1 4の長径位置 Fに至ると終了する。
このように第 1の昇温蒸気の膨脹エネルギは， 機械工ネルギである出力軸 2 3の 回転エネルギに変換される。 したがって， シリンダ部材 3 9 , ピストン 4 1， ベ一 ン 4 2， 口一夕 3 1およびケ一シング 7は第 1エネルギ変換部 2 0 7を構成する。 その後は， 口一夕 3 1の回転に伴い大径シリンダ孔 f内の第 1の降温降圧蒸気は, ベ一ン 4 2によりピストン 4 1が後退させられることによって， 小径孔 b， 通孔 c， 第 1凹状排出部 1 0 2 , 第 1排出孔 1 0 4， 通路 s (図 6参照） および各通孔 tを 経て中継チャンバ 2 0に排出される。 中継チャンバ 2 0において， 第 1の降温降圧 蒸気に， 第 2蒸発部 2 0 6から中継チャンバ 2 0に導入された第 2の昇温蒸気が合 流し， その合流蒸気は， 図 5 , 8に示すように， 第 1導入孔群 1 0 7を通じて口一 夕チャンバ 1 4内に導入され， 相隣る両べ一ン 4 2間でさらに膨脹してロータ 3 1 を回転させ， その後第 2の降温降圧蒸気が第 1導出孔群 1 1 0より外部に排出され る。
このように第 1の降温降圧蒸気および第 2の昇温蒸気よりなる合流蒸気の膨脹 エネルギは， 機械工ネルギである出力軸 2 3の回転エネルギに変換される。 したが つて， ケ一シング 7 , ロー夕 3 1およびべ一ン 4 2は第 2エネルギ変換部 2 0 8を 構成する。 そして， 第 1および第 2エネルギ変換部 2 0 7 , 2 0 8の両機械工ネル ギは， 出力軸 2 3の回転エネルギとして統合されている。
また小径孔 b， 通孔 c， 第 1凹状排出部 1 0 2 (第 2凹状排出部 1 0 3 )， 第 1 排出孔 1 0 4 (第 2排出孔 1 0 5 )， 通路 s , 各通孔 t， 中継チャンバ 2 0および 第 1導入孔群 1 0 7 (第 2導入孔群 1 0 8 ) は， 第 1エネルギ変換部 2 0 7の蒸気 導出側と第 2エネルギ変換部 2 0 8の蒸気導入側とを接続する蒸気通路 2 1 7を 構成する。
なお， 容積型膨脹機 4は第 1および第 2の昇温蒸気のみに基づいて出力するタイ プのものでもよい。 また膨脹機は， 好適には容積型膨脹機が好ましく， その膨脹機 としては， 前記ピストン Zベ一ン式のものに限らず， ベ一ン Zベーン式， ピストン /ピストン式等の容積型膨脹機も使用可能である。 さらに， S彭脹機は容積型に限ら ず， タービン式等の非容積型膨脹機でもよい。

Claims

請求の範囲
1. 運転によって， 少なくとも 2つの第 1および第 2昇温部 （202, 203) を 生じ，且つそれらの昇温程度は前記第 1昇温部（202)の方が前記第 2昇温部（ 2 03) よりも高い， といった内燃機関 （1) の廃熱を回収すべく， ランキンサイク ルを適用した廃熱回収装置であって，
少なくとも 2つの第 1および第 2蒸発部 （205， 206) を有し， 且つその第 1蒸発部 （205) は前記第 1昇温部 （202) を利用して温度上昇を図られた第 1の蒸気を発生し， 一方， 前記第 2蒸発部 （206) は前記第 2昇温部 （203) を利用して温度上昇を図られると共に前記第 1の蒸気よりも低圧の第 2の蒸気を 発生する蒸発手段 （3) と，
少なくとも 2つの第 1および第 2エネルギ変換部 （207， 208) を有し， 且 つその第 1エネルギ変換部 （207) は前記第 1蒸発部 （205) から導入された 前記第 1の蒸気の膨脹エネルギを機械工ネルギに変換し， 一方， 前記第 2エネルギ 変換部 （208) は前記第 2蒸発部 （206) 力 ^導入された前記第 2の蒸気の膨 脹エネルギを機械工ネルギに変換し， 且つそれら両機械工ネルギを統合して出力す る膨脹機 （4) と，
その膨脹機 （4) 力、ら排出される， 前記変換後の圧力降下した前記第 1， 第 2の 蒸気を液化する凝縮器 （5) と，
その凝縮器 （5) からの液体を前記第 1および第 2蒸発部 （205, 206) に それぞれ供給する供給ポンプ （6) と
を備えていることを特徴とする内燃機関の廃熱回収装置。
2. 運転によって， 少なくとも 2つの第 1および第 2昇温部 （202， 203) を 生じ，且つそれらの昇温程度は前記第 1昇温部（202)の方が前記第 2昇温部（ 2 03) よりも高い， といった内燃機関 （1) の廃熱を回収すべく， ランキンサイク ルを適用した廃熱回収装置であって，
少なくとも 2つの第 1および第 2蒸発部 （205， 206) を有し， 且つその第 1蒸発部 （205) は前記第 1昇温部 (202) を利用して温度上昇を図られた第 1の蒸気を発生し， 一方， 前記第 2蒸発部 （206) は前記第 2昇温部 （203) を利用して温度上昇を図られると共に前記第 1の蒸気よりも低圧の第 2の蒸気を 発生する蒸発手段 （3) と，
少なくとも 2つの第 1および第 2エネルギ変換部 （207， 208) を有し， 且 つその第 1エネルギ変換部 （207) は前記第 1蒸発部 （205) から導入された 前記第 1の蒸気の H彭脹エネルギを機械工ネルギに変換し， 一方， 前記第 2エネルギ 変換部 （208) は前記第 2蒸発部 （206) から導入された前記第 2の蒸気の膨 脹エネルギを機械工ネルギに変換し， 且つそれら両機械工ネルギを統合して出力す る容積型膨脹機 （4) と，
その容積型膨脹機 （4) から排出される， 前記変換後の圧力降下した前記第 1, 第 2の蒸気を液化する凝縮器 （5) と，
その «器 (5) からの液体を編己第 1および第 2蒸 (205， 206) にそれぞ れ供給する供給ポンプ（6) と
を備えていることを特徴とする内燃機関の廃熱回収装置。
3. 前記 S彭脹機（4) の前記第 2エネルギ変換部（208) は， 前記第 1蒸発部（2 05)から導入されて前記変換を受けた後の圧力降下した第 1の蒸気の膨脹エネル ギを機械工ネルギに変換する機能を有する， 請求項 1または 2記載の内燃機関の廃 熱回収装置。
4. 前記第 1の蒸気の膨脹比を， その降圧蒸気の圧力が前記第 2の蒸気の圧力と一 致するように設定した， 請求項 3記載の内燃機関の廃熱回収装置。
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