JP2005325711A - 熱エネルギ回収装置 - Google Patents

Abstract

【課題】入熱量に応じて熱エネルギを効率良く回収すること。
【解決手段】吸入した作動流体を圧縮するピストン１２を備えた圧縮機１０と、この圧縮機１０で圧縮された作動流体に高温流体の熱を吸熱させる熱交換器２０と、その吸熱された作動流体の膨張により押動されるピストン３２を備えた膨張機３０とを有し、圧縮機１０のピストン１２を往復移動させる圧縮機側クランクシャフト１３と膨張機３０のピストン３２を往復移動させる膨張機側クランクシャフト３３との間に、その圧縮機側クランクシャフト１３と膨張機側クランクシャフト３３の回転数に差を設ける変速機５０を備えること。
【選択図】 図１

Description

本発明は、定容方式の圧縮機及び膨張機と熱交換器とを具備し、熱交換器で吸熱した熱エネルギを機械エネルギに変換する熱エネルギ回収装置に関する。

従来、熱エネルギを機械エネルギに変換する機関が存在する。例えば、この種の機関としては、図１２に示すブレイトンサイクル機関がある。

この図１２に示すブレイトンサイクル機関は、吸入した作動流体（作動ガス）を断熱圧縮する圧縮機１１０と、この圧縮機１１０で断熱圧縮された作動流体に高温流体の熱を等圧力で吸熱させる熱交換器１２０と、この熱交換器１２０で等圧受熱された作動流体を断熱膨張させる膨張機１３０とを備えている。

上記圧縮機１１０は、容積Ｖ_compが一定のシリンダ１１１と、このシリンダ１１１内を往復移動するピストン１１２とを備える。このピストン１１２は、コネクティングロッド１１４を介してクランクシャフト１５０に連結されている。

また、この圧縮機１１０には、逆止弁１１７を介して作動ガスをシリンダ１１１内に導く吸気流路１１５と、そのシリンダ１１１内で断熱圧縮された作動ガスを熱交換器１２０の第２流路１２２に逆止弁１１８を介して導く排気流路１１６とが設けられている。

続いて、上記熱交換器１２０には、例えば内燃機関の排気流路１４０から送られてきた高温流体が流れる第１流路１２１と、圧縮機１１０で断熱圧縮された作動ガスが流れる第２流路１２２とを備えている。

続いて、上記膨張機１３０は、容積Ｖ_expが一定のシリンダ１３１と、このシリンダ１３１内を往復移動するピストン１３２とを備える。このピストン１３２は、コネクティングロッド１３４を介して上記圧縮機１１０のピストン１１２と同一のクランクシャフト１５０に連結されている。

また、この膨張機１３０には、開閉弁１３７を介して熱交換器１２０で等圧受熱された作動ガスをシリンダ１３１内に導く吸気流路１３５と、開閉弁１３８を介して断熱膨張後の作動ガスをシリンダ１３１の外に導く排気流路１３６とが設けられている。

このブレイトンサイクル機関においては、図１３−１のＰ−Ｖ線図や図１３−２のＴ−ｓ線図に示す如く、圧縮機１１０が圧力Ｐ１，体積Ｖ１（＝Ｖ_comp），温度Ｔ１，エントロピｓ１の作動ガスを断熱圧縮し、この断熱圧縮された圧力Ｐ２，体積Ｖ２，温度Ｔ２，エントロピｓ１の作動ガスが熱交換器１２０で等圧受熱される。

そして、この等圧受熱された圧力Ｐ２，体積Ｖ３，温度Ｔ３，エントロピｓ２の作動ガスは、膨張機１３０のピストン１３２を下降させつつ断熱膨張し、この断熱膨張した圧力Ｐ１，体積Ｖ４，温度Ｔ４，エントロピｓ２の作動ガスが膨張機１３０から排気（等圧放熱）される。

このブレイトンサイクル機関においては、このような作動ガスの流れによりクランクシャフト１５０を回転させる。例えば、その回転力は、そのクランクシャフト１５０に結合されたフライホイール１７０を介して内燃機関の駆動力補助用として利用することができ、また、発電機（図示略）を駆動させて蓄電池へ蓄電させることもできる。このことから、このブレイトンサイクル機関を例えば内燃機関の排気ガスの排気熱回収装置（熱エネルギ回収装置）として構築することができる。

ここで、この種の機関に類するものとして下記の特許文献１にスターリング機関が開示されている。また、圧縮機の圧縮比と膨張機の膨張比とを異にするエンジンが下記の特許文献２に開示されている。

特開平４−６０１６１号公報 特開平６−２５７４６２号公報

しかしながら、圧縮機や膨張機は定容のものであり、更に、これらには同一のクランクシャフト１５０が連結されているので、熱エネルギの回収効率（熱エネルギから機械エネルギへの変換効率）が悪い、という不都合があった。

即ち、圧縮機の容積（圧縮比），膨張機の容積（膨張比），作動ガスへの入熱量に排気熱の回収効率は依存するが、その圧縮機や膨張機の容積が一定である為、入熱量が増加すると増加分を回収しきれずに回収効率が悪化してしまう。

例えば、熱エネルギ回収装置は、図１４に示す如く、体積Ｖ１（＝Ｖ_comp），大気圧Ｐａの作動ガスが圧縮機で断熱圧縮され、この断熱圧縮された体積Ｖ２，圧力Ｐｃの作動ガスに入熱量ｑ１が等圧受熱され、この等圧受熱された体積Ｖ３，圧力Ｐｃの作動ガスが膨張機で断熱放熱され、この断熱放熱された体積Ｖ４（＝Ｖ_exp），大気圧Ｐａの作動ガスが等圧放熱される、というサイクルで動作するのが最も効率良いものとする。

ここで、この熱エネルギ回収装置において入熱量ｑ２（＞ｑ１）が等圧受熱されると、断熱圧縮された体積Ｖ２，圧力Ｐｃの作動ガスは体積Ｖ５（＞Ｖ３），圧力Ｐｃとなり、この体積Ｖ５，圧力Ｐｃの作動ガスを最も効率良く断熱膨張させる為には、膨張機の容積がＶ_exp２（Ｖ_exp＞）まで拡大しなければならない。

しかしながら、膨張機の容積Ｖ_expは一定である為、余剰分の入熱量「ｑ２−ｑ１（図１４に示す斜線部分）」を回収できず、これが為、従来の熱エネルギ回収装置は、入熱量に応じた効率の良い熱エネルギ回収を行うことができなかった。

そこで、本発明は、かかる従来例の有する不都合を改善し、定容方式の圧縮機と膨張機であっても入熱量に応じた熱エネルギを効率良く回収し得る熱エネルギ回収装置を提供することを、その目的とする。

上記目的を達成する為、請求項１記載の発明では、吸入した作動流体を圧縮するピストンを備えた圧縮機と、この圧縮機で圧縮された作動流体に高温流体の熱を吸熱させる熱交換器と、その吸熱された作動流体の膨張により押動されるピストンを備えた膨張機とを有し、圧縮機のピストンを往復移動させる圧縮機側クランクシャフトと膨張機のピストンを往復移動させる膨張機側クランクシャフトとの間に、その圧縮機側クランクシャフトと膨張機側クランクシャフトの回転数に差を設ける変速機を備えている。

これが為、この請求項１記載の発明によれば、圧縮機と膨張機との間に回転差を設けることができる。

本発明に係る熱エネルギ回収装置は、入熱量に応じて圧縮機と膨張機との間に回転差を設けることができるので、定容方式の圧縮機と膨張機を採用しても、入熱量に応じた最も効率の良い熱エネルギ回収を行うことができる。

以下に、本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例を図面に基づいて詳細に説明する。尚、この実施例によりこの発明が限定されるものではない。

本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例１を図１から図６に基づいて説明する。尚、ここでは、熱エネルギ回収装置として、内燃機関の排気熱を回収する排気熱回収装置を例に挙げる。

この排気熱回収装置は、排気熱を利用して作動流体を断熱圧縮→等圧受熱→断熱膨張→等圧放熱させて駆動力を得るブレイトンサイクル機関であって、図１に示す如く、吸入した作動流体を断熱圧縮する圧縮機１０と、この圧縮機１０で断熱圧縮された作動流体に高温流体の熱を等圧力で吸熱させる熱交換器２０と、この熱交換器２０で等圧受熱された作動流体を断熱膨張させる膨張機３０とを備えている。

ここで、本実施例１にあっては、圧縮機１０へと吸入される作動流体として大気圧の空気（以下「作動ガス」という。）を例示する。

先ず、本実施例１の熱交換器２０について説明する。

この熱交換器２０は、高温流体が流れる第１流路２１と、圧縮機１０で断熱圧縮された作動ガスが流れる第２流路２２とを備えている。ここで、その第１及び第２の流路２１，２２は、作動ガスへの吸熱効率（熱交換器効率）を高める為に高温流体の流れ方向と作動ガスの流れ方向とが逆になるよう配置することが好ましい。

本実施例１にあっては、内燃機関（図示略）の排気熱回収用として適用された排気熱回収装置を例示する。これが為、本実施例１の熱交換器２０は、その第１流路２１に内燃機関の排気ガスが流入するよう図１に示す排気流路４０上に配置される。ここで、本実施例１の高温流体たる排気ガスの排気熱を有効利用する為には、熱交換器２０が可能な限り内燃機関の燃焼室に近い位置（排気流路４０の上流側）に配置されることが好ましい。そこで、本実施例１の熱交換器２０は、例えば排気マニホルドの集合部分に配置する。

続いて、本実施例１の圧縮機１０について説明する。

この圧縮機１０は、容積Ｖ_compが一定のシリンダ１１と、このシリンダ１１内を往復移動するピストン１２と、このピストン１２を往復移動させるクランクシャフト（以下「圧縮機側クランクシャフト」という。）１３及びコネクティングロッド１４と、作動ガスをシリンダ１１内に導く吸気流路１５と、そのシリンダ１１内でピストン１２により断熱圧縮された作動ガスを熱交換器２０の第２流路２２へと導く排気流路１６とを備えている。

ここで、その吸気流路１５上には、作動ガスをシリンダ１１内に流入させる一方、その作動ガスの吸気流路１５への逆流を防ぐ逆止弁１７が設けられている。本実施例１の逆止弁１７としては、圧力差により吸気流路１５を連通状態又は閉塞状態に変化させるリード弁１７を用いる。また、その排気流路１６には、断熱圧縮された作動ガスを熱交換器２０の第２流路２２に流入させる一方、シリンダ１１内への逆流を防ぐ逆止弁１８が設けられている。本実施例１の逆止弁１８についても同様にリード弁１８を用いる。

このようなリード弁１７，１８を用いることによって圧縮機側クランクシャフト１３の回転に同期させる機構を別途設ける必要が無いので、簡易且つ低コストな信頼性の高い圧縮機１０の弁構造を構築することができる。

続いて、上記膨張機３０について説明する。

本発明に係る膨張機３０は、容積Ｖ_expが一定のシリンダ３１と、このシリンダ３１内を往復移動するピストン３２と、このピストン３２を往復移動させるクランクシャフト（以下「膨張機側クランクシャフト」という。）３３及びコネクティングロッド３４と、熱交換器２０で等圧受熱された作動ガスをシリンダ３１内に導く吸気流路３５と、断熱膨張後の作動ガスをシリンダ３１の外に導く排気流路３６とを備えている。

ここで、この膨張機３０には上記膨張機側クランクシャフト３３にフライホイール７０が具備されており、その膨張機側クランクシャフト３３の回転力を利用して内燃機関の駆動力を補填したり、発電機（図示略）を駆動させて蓄電池へ蓄電させたりする。

また、この膨張機３０には、上記吸気流路３５の開閉を行う開閉弁３７と、上記排気流路３６の開閉を行う開閉弁３８とが設けられている。

本実施例１の開閉弁３７，３８としては、膨張機側クランクシャフト３３の回転に同期して開閉動作を行う図２に示すポペット弁３７，３８を用いる。

ここでは、ピストン３２が上死点から下死点に移動する間において、吸気流路３５側のポペット弁３７が開弁し、排気流路３６側のポペット弁３８が閉弁するよう設定する。一方、ピストン３２が下死点から上死点に移動する間においては、吸気流路３５側のポペット弁３７が閉弁し、排気流路３６側のポペット弁３８が開弁するよう設定する。

これらポペット弁３７，３８は、例えば、膨張機側クランクシャフト３３の回転に伴ってチェーン駆動するカムシャフト（図示略）によりカム駆動される。

以下、本実施例１の如きポペット弁３７，３８を備えた膨張機３０については「膨張機３０Ａ」という。

更に、この排気熱回収装置は、圧縮機側クランクシャフト１３と膨張機側クランクシャフト３３との間にベルト式無段変速機５０を備えている。

このベルト式無段変速機５０には、圧縮機側クランクシャフト１３を回転軸とするプライマリプーリ５１と、膨張機側クランクシャフト３３を回転軸とするセカンダリプーリ５２とが設けられている。

先ず、プライマリプーリ５１は、圧縮機側クランクシャフト１３の外周に一体的に配設された固定シーブ５１ａと、この固定シーブ５１ａに対向させて配置され、その圧縮機側クランクシャフト１３の外周上を軸線方向に摺動可能な可動シーブ５１ｂとを備えている。これら固定シーブ５１ａと可動シーブ５１ｂとの対向面間には、Ｖ字形状の溝５１ｃが形成されている。

続いて、セカンダリプーリ５２は、膨張機側クランクシャフト３３の外周に一体的に配設された固定シーブ５２ａと、この固定シーブ５２ａに対向させて配置され、その膨張機側クランクシャフト３３の外周上を軸線方向に摺動可能な可動シーブ５２ｂとを備えている。これら固定シーブ５２ａと可動シーブ５２ｂとの対向面間には、Ｖ字形状の溝５２ｃが形成されている。

このベルト式無段変速機５０においては、上記プライマリプーリ５１とセカンダリプーリ５２の夫々のＶ字形状の溝５１ｃ，５２ｃにベルト５３が巻き掛けられており、このベルト５３を介してプライマリプーリ５１の駆動力がセカンダリプーリ５２に伝達される。本実施例１のベルト５３としては、多数の金属製の駒と複数本のスチールリングで構成された金属製の無端ベルトであってもよく、ゴム製の無端ベルトであってもよい。

また、このベルト式無段変速機５０においては、そのプライマリプーリ５１側のベルト５３の巻き掛け半径（接触半径）とセカンダリプーリ５２側のベルト５３の巻き掛け半径（接触半径）との比で変速比が決められる。

ここで、このベルト式無段変速機５０は、可動シーブ５１ｂ，５２ｂを回転軸の軸線方向に摺動させて溝５１ｃ，５２ｃの幅を変化させることによって、夫々の巻き掛け半径を無段階に変化させ、これにより変速比を無段階に変えるものである。

そこで、本実施例１にあっては、プライマリプーリ５１の溝幅を変化させて変速比を変化させる図１に示す変速比変更手段５４が設けられている。本実施例１の変速比変更手段５４は、プライマリプーリ５１の可動シーブ５１ｂを軸線方向に摺動させる為の機構（可動シーブ摺動機構）であり、例えば、駆動源たる電動モータや油圧モータ等のモータと、このモータの駆動力を可動シーブ５１ｂに伝達する歯車群等で構成される。

また、このベルト式無段変速機５０には、その変速比変更手段５４の動作を制御する制御手段が設けられている。本実施例１にあっては、この制御手段を内燃機関の電子制御装置（ＥＣＵ）６０の一機能として設ける。

この電子制御装置６０は、図示しないＣＰＵ（中央演算処理装置），所定の制御プログラム等を予め記憶しているＲＯＭ（Ｒｅａｄ Ｏｎｌｙ Ｍｅｍｏｒｙ），ＣＰＵの演算結果を一時記憶するＲＡＭ（Ｒａｎｄｏｍ Ａｃｃｅｓｓ Ｍｅｍｏｒｙ），予め用意された情報等を記憶するバックアップＲＡＭ等で構成されている。

この電子制御装置６０には、上記変速比変更手段５４の動作制御機能として、先ず、内燃機関から排出された排気ガス（高温流体）の排気エネルギを算出する排気エネルギ算出機能が設けられている。

ここで、内燃機関の排気エネルギは内燃機関の負荷の状態に応じて一意に定められるものであり、これが為、この排気エネルギ算出機能は、その内燃機関の負荷の状態から排気エネルギを求める。例えば、本実施例１にあっては、機関回転数，スロットル開度，燃料噴射量等の負荷状態を表す情報をパラメータとする排気エネルギのマップ（図示略）を予め実験等を行いバックアップＲＡＭ等に用意しておき、その排気エネルギマップから現在熱交換器２０に流入する排気エネルギを求める。

尚、その機関回転数，スロットル開度，燃料噴射量等の負荷状態を表す情報は図示しないクランク角センサ，スロットル開度センサやエアフローメータ等の検出信号から電子制御装置６０が求めるが、一般に、これらの情報は内燃機関の例えば燃焼制御用として常に求められているので、これを排気エネルギ算出機能の演算処理に利用する。

また、上述した熱交換器２０の熱交換器効率は、排気エネルギの大小に依存するものであり、その排気エネルギの大きさに応じて一意に定められる。これが為、この電子制御装置６０には、ある排気エネルギの排気ガスが熱交換器２０に流入してきた際の熱交換器効率を算出する熱交換器効率算出機能が設けられている。

本実施例１にあっては、その熱交換器効率と排気エネルギとの対応関係を表す図３に示す熱交換器効率／排気エネルギマップを予め実験等を行いバックアップＲＡＭ等に用意しておき、熱交換器２０へと流入する排気ガスの排気エネルギに応じた熱交換器効率を熱交換器効率／排気エネルギマップから求める。

更に、この電子制御装置６０には、熱交換器２０においての作動ガスへの入熱量を算出する入熱量算出機能が設けられている。この入熱量算出機能は、上記排気エネルギ算出機能により求められた排気エネルギと上記熱交換器効率算出機能により求められた熱交換器効率とを乗算して入熱量を求める。

また更に、この電子制御装置６０には、その入熱量を受けた作動ガスを最も効率良く断熱膨張させ得る膨張機３０Ａと圧縮機１０の最高効率回転数比Ｎ_exp／Ｎ_compを算出する最高効率回転数比算出機能が設けられている。

本実施例１にあっては、その最高効率回転数比Ｎ_exp／Ｎ_compと入熱量との対応関係を表す図４に示す最高効率回転数比／入熱量マップを予め実験等を行いバックアップＲＡＭ等に用意しておき、作動ガスへの入熱量に応じた膨張機３０Ａと圧縮機１０の最高効率回転数比Ｎ_exp／Ｎ_compを最高効率回転数比／入熱量マップから求める。

その最高効率回転数比Ｎ_exp／Ｎ_compとは、具体的には膨張機側クランクシャフト３３と圧縮機側クランクシャフト１３との最高効率回転数比Ｎ_exp／Ｎ_compのことをいう。そして、この最高効率回転数比Ｎ_exp／Ｎ_compは、ベルト式無段変速機５０におけるセカンダリプーリ５２とプライマリプーリ５１との回転数比Ｎ_p／Ｎ_sと同一であるので、その最高効率回転数比Ｎ_exp／Ｎ_compからベルト式無段変速機５０の変速比γ（＝Ｎ_p／Ｎ_s）を求めることができる。

そこで、この電子制御装置６０には、膨張機３０Ａと圧縮機１０との最高効率回転数比Ｎ_exp／Ｎ_compからベルト式無段変速機５０の変速比γを設定する変速比設定機能が設けられている。

また、この電子制御装置６０には、その変速比γとなるように変速比変更手段５４に変速制御指令を行う変速制御機能が設けられている。

次に、以上示した構成からなる本実施例１の排気熱回収装置の動作について図５のフローチャートに基づき説明する。

ここで例示する排気熱回収装置は、容積Ｖ_comp＝Ｖ１の圧縮機１０と、容積Ｖ_comp＝Ｖ４の膨張機３０Ａとを備える。

先ず、電子制御装置６０は、排気エネルギ算出機能により、バックアップＲＡＭから排気エネルギマップを読み込み、機関回転数，スロットル開度，燃料噴射量等の内燃機関の負荷状態を表す情報に基づいて、熱交換器２０へと流入する排気ガスの排気エネルギを排気エネルギマップから求める（ステップＳＴ１）。

続いて、この電子制御装置６０は、熱交換器効率算出機能により、バックアップＲＡＭから熱交換器効率／排気エネルギマップを読み込み、上記ステップＳＴ１で求めた排気エネルギに対応する熱交換器２０の熱交換器効率を熱交換器効率／排気エネルギマップから求める（ステップＳＴ２）。

この電子制御装置６０は、上記の如く熱交換器２０へ流入する排気ガスの排気エネルギと熱交換器２０の熱交換器効率を求めた後、入熱量算出機能により、その排気エネルギと熱交換器効率とを乗算して入熱量を求める（ステップＳＴ３）。

そして、この電子制御装置６０は、最高効率回転数比算出機能により、バックアップＲＡＭから最高効率回転数比／入熱量マップを読み込み、上記ステップＳＴ３で求めた入熱量に対応する膨張機３０Ａと圧縮機１０の最高効率回転数比Ｎ_exp／Ｎ_compを求める（ステップＳＴ４）。

しかる後、この電子制御装置６０は、変速比設定機能により上記最高効率回転数比Ｎ_exp／Ｎ_compからベルト式無段変速機５０の変速比γを設定し（ステップＳＴ５）、その変速比γとなるように、変速制御機能が変速比変更手段５４に対して変速制御指令を行う（ステップＳＴ６）。

これにより、その変速比変更手段５４は、指令を受けた変速比γとなるように可動シーブ５１ｂを軸線方向に摺動させる。

例えば、上記ステップＳＴ３にて入熱量ｑ１と算出され、上記ステップＳＴ４にて最高効率回転数比がＮ_exp／Ｎ_comp＝１と算出されたとする。かかる場合、電子制御装置６０は、上記ステップＳＴ５にて変速比γ＝１を設定し、上記ステップＳＴ６にて変速比γ＝１となるように変速比変更手段５４に対して変速制御指令を行う。

これにより、ベルト式無段変速機５０の変速比γがγ＝１に変更されるので、圧縮機側クランクシャフト１３と膨張機側クランクシャフト３３とが同一回転数で回転し、排気熱回収装置は、図６に示す如き断熱圧縮行程→等圧受熱行程→断熱膨張行程→等圧放熱行程を繰り返す。

具体的に、圧縮機１０において、上死点にあるピストン１２が下降することによりシリンダ１１内に負圧が発生するので、逆止弁１７が開弁すると共に逆止弁１８が閉弁し、吸気流路１５から大気圧Ｐａの作動ガスがシリンダ１１内に流入する。しかる後、ピストン１２が下死点に到達して体積Ｖ１，大気圧Ｐａの作動ガスがシリンダ１１内に吸気され、ピストン１２が上昇し始めると共に逆止弁１７が閉弁して断熱圧縮を開始する。そして、ピストン１２が上死点に到達して作動ガスが体積Ｖ２，圧力Ｐｃにまで断熱圧縮されると、その圧力Ｐｃによって逆止弁１８が開弁し、その体積Ｖ２，圧力Ｐｃの作動ガスが排気流路１６を経て熱交換器２０に送出される。

続いて、その熱交換器２０においては、その体積Ｖ２，圧力Ｐｃの作動ガスに入熱量ｑ１が等圧受熱される。

膨張機３０Ａにおいては、膨張機側クランクシャフト３３の回転に同期してポペット弁３７が開弁すると共にポペット弁３８が閉弁し、入熱量ｑ１を等圧受熱した体積Ｖ３，圧力Ｐｃの作動ガスが吸気流路３５からシリンダ３１内に断熱膨張しつつ流入する。これにより、上死点にあるピストン３２が下降するので、膨張機側クランクシャフト３３の回転が付勢される。その作動ガスは、体積Ｖ４，大気圧Ｐａまで断熱膨張を続ける。

続いて、そのピストン３２は下死点から上昇し始め、これに伴い、膨張機側クランクシャフト３３の回転に同期したポペット弁３７とポペット弁３８とが夫々閉弁すると共に開弁し、大気圧Ｐａまで断熱膨張された体積Ｖ４の作動ガスが排気流路３６から排気（等圧放熱）される。尚、その際、圧縮機１０においては、上述したが如くしてシリンダ１１内に体積Ｖ１，大気圧Ｐａの作動ガスが吸気される。

このように、この排気熱回収装置は、入熱量ｑ１の場合、圧縮機側クランクシャフト１３と膨張機側クランクシャフト３３とが一回転する毎に、図６に示す如き断熱圧縮行程→等圧受熱行程→断熱膨張行程→等圧放熱行程を１サイクル行う。

以降、上述したステップＳＴ６にて新たな変速比γについての変速制御指令が為されるまで同様の動作を繰り返す。

ここで、上記ステップＳＴ３にて入熱量ｑ２（＝ｑ１＋ｑ１）と算出され、これにより上述したステップＳＴ５にて変速比γがγ＝２に設定されたとする。かかる場合、本実施例１の排気熱回収装置は、圧縮機側クランクシャフト１３が一回転すると、膨張機側クランクシャフト３３は二回転する。

具体的に、本実施例１の排気熱回収装置は、先ず、γ＝１の場合と同様に、圧縮機１０において体積Ｖ１，大気圧Ｐａの作動ガスをシリンダ１１内に吸気し、これを断熱圧縮して体積Ｖ２，圧力Ｐｃの作動ガスを熱交換器２０に送出する。

ここで、本実施例１にあっては、先ず体積Ｖ２，圧力Ｐｃの作動ガスが熱交換器２０で全入熱量ｑ２の半分の入熱量ｑ１を等圧受熱した時点で、膨張機３０Ａのポペット弁３７が開弁すると共にポペット弁３８が閉弁し、図６に示す如く入熱量ｑ１分の体積Ｖ３，圧力Ｐｃの作動ガスが断熱膨張しつつピストン３２を下降させる。

そして、この膨張機３０Ａにおいては、下死点にあるピストン３２の上昇に伴ってポペット弁３７が閉弁すると共にポペット弁３８が開弁し、大気圧Ｐａまで断熱膨張された体積Ｖ４の作動ガスが排気流路３６から排気（等圧放熱）される。

しかる後、再びピストン３２が下降し、これに伴ってポペット弁３７が開弁する共にポペット弁３８が閉弁し、図６に示す如く残りの入熱量ｑ１分の体積Ｖ３，圧力Ｐｃの作動ガスが断熱膨張され、その断熱膨張された体積Ｖ４，大気圧Ｐａの作動ガスが排気流路３６から排気（等圧放熱）される。

即ち、本実施例１の排気熱回収装置は、圧縮機１０が体積Ｖ１，大気圧Ｐａの作動ガスを吸気する間（圧縮機側クランクシャフト１３が半回転する間）に、膨張機３０Ａにおいては前回圧縮機１０が熱交換器２０へと送出した作動ガスの入熱量ｑ１分について断熱膨張と等圧放熱を行う（膨張機側クランクシャフト３３が一回転する）。そして、この排気熱回収装置は、圧縮機１０がシリンダ１１内の作動ガスを断熱圧縮する間（圧縮機側クランクシャフト１３が更に半回転する間）に、膨張機３０Ａにおいては前回圧縮機１０が熱交換器２０へと送出した作動ガスの残りの入熱量ｑ１分について断熱膨張と等圧放熱を行う（膨張機側クランクシャフト３３が一回転する）。

このように、本実施例１の排気熱回収装置は、圧縮機側クランクシャフト１３と膨張機側クランクシャフト３３との間にベルト式無段変速機５０を介在させているので、入熱量に応じて圧縮機側クランクシャフト１３と膨張機側クランクシャフト３３の回転数に差を持たせることができる。これが為、定容方式の圧縮機１０と膨張機３０Ａであっても、圧縮機側クランクシャフト１３と膨張機側クランクシャフト３３の回転数の差によって、その圧縮機１０と膨張機３０Ａとの入熱量に応じた容積差を無段階に作り出すことができるので、入熱量に応じた最適な排気熱回収装置の機関効率を得ることができる。

また、このように単体効率が高い定容方式の圧縮機１０及び膨張機３０Ａを適用することができるので、排気熱回収装置の機関効率を向上させることができる。

次に、本発明に係る排気熱回収装置の実施例２を図７に基づいて説明する。

本実施例２の排気熱回収装置は、前述した実施例１の排気熱回収装置における膨張機３０Ａを図７に示す膨張機３０Ｂに変更したものであり、他の構成については実施例１と同じである。

具体的に、本実施例２の膨張機３０Ｂは、実施例１の膨張機３０Ａの弁構造（ポペット弁３７，３８）を図７に示すロータリー弁３９へと変更したものである。

このロータリー弁３９は、シリンダ３１に固定された円柱状の内部空間を有するアウターケース３９ａと、このアウターケース３９ａの内部空間で軸受３９ｃを介して回動する円柱状のインナーロータ３９ｂとを備えている。

ここで、上記アウターケース３９ａには、その内部空間と吸気流路３５とを連通させる第１貫通孔３９ａ₁と、その内部空間と排気流路３６とを連通させる第２貫通孔３９ａ₂と、その内部空間とシリンダ３１内とを連通させる第３及び第４の貫通孔３９ａ₃，３９ａ₄とが形成されている。

また、上記インナーロータ３９ｂには、その軸方向と直交する図７に示す第１及び第２の貫通孔３９ｂ₁，３９ｂ₂が形成されている。

このロータリー弁３９は、インナーロータ３９ｂを所定の位置まで回転させることによって、その第１貫通孔３９ｂ₁がアウターケース３９ａの第１貫通孔３９ａ₁と第３貫通孔３９ａ₃とを連通状態にする一方、その第２貫通孔３９ｂ₂がアウターケース３９ａの第２貫通孔３９ａ₂と第４貫通孔３９ａ₄とを閉塞状態にする。

本実施例２にあっては、この状態からインナーロータ３９ｂを９０°回転させることによって、その第１貫通孔３９ｂ₁がアウターケース３９ａの第１貫通孔３９ａ₁と第３貫通孔３９ａ₃とを閉塞状態にする一方、その第２貫通孔３９ｂ₂がアウターケース３９ａの第２貫通孔３９ａ₂と第４貫通孔３９ａ₄とを連通状態にする。

このように、このロータリー弁３９は、インナーロータ３９ｂが９０°回転する毎にシリンダ３１内と連通する流路３５，３６を交互に切り替えるものであり、図１に示す開閉弁３７，３８を一体構造に構成したものである。

ここで、インナーロータ３９ｂは、電動モータや減速機等を介して回転させてもよく、チェーンやコグドベルト等を介して膨張機側クランクシャフト３３の回転に同期するよう回転させてもよい。

尚、本実施例２のロータリー弁３９は実施例１のポペット弁３７，３８と同様のタイミングで流路３５，３６の切り替えを行うものであり、その切り替え動作以外の排気熱回収装置の動作は実施例１と同じである為、ここでの排気熱回収装置の動作説明は省略する。

このように、ポペット弁３７，３８からロータリー弁３９へと変更することにより、実施例１と同様の効果を奏するだけでなく、ポペット弁３７，３８の動作時に生じる着座音の解消をも図ることができる。

次に、本発明に係る排気熱回収装置の実施例３を図８から図１１に基づいて説明する。

本実施例３の排気熱回収装置は、前述した実施例１の排気熱回収装置におけるベルト式無段変速機５０を図８に示す有段変速機８０に変更したものであり、他の構成については実施例１と同じである。

この有段変速機８０は、圧縮機側クランクシャフト１３を回転軸とする入力側スプロケット８１と、膨張機側クランクシャフト３３を回転軸とする夫々異径の第１から第４の出力側スプロケット８２ａ〜８２ｄと、その入力側スプロケット８１と第１から第４の出力側スプロケット８２ａ〜８２ｄの内の何れか一つとの間に巻き掛けられるチェーン（又はコグドベルト）８３と、このチェーン（又はコグドベルト）８３が巻き掛けられる第１から第４の出力側スプロケット８２ａ〜８２ｄを切り替える変速比変更手段８４とで構成される。

この有段変速機８０は、例えば、チェーン（又はコグドベルト）８３が第１出力側スプロケット８２ａに巻き掛けられると１速を為し、第２出力側スプロケット８２ｂに巻き掛けられると２速を為し、第３出力側スプロケット８２ｃに巻き掛けられると３速を為し、第４出力側スプロケット８２ｄに巻き掛けられると４速を為す、という４速の変速段を有するものとして例示するが、必ずしもこの段数に限定するものではない。

ここで、この有段変速機８０には変速比変更手段８４の動作を制御する制御手段が設けられており、本実施例１にあっては、この制御手段を実施例１と同様に内燃機関の電子制御装置（ＥＣＵ）６０の一機能として設けている。

この電子制御装置６０には、その変速比変更手段８４の動作制御機能として、実施例１と同様の排気エネルギ算出機能，熱交換器効率算出機能，入熱量算出機能及び変速制御機能が設けられている。

また、この電子制御装置６０には、入熱量算出機能で求められた入熱量に対応する夫々の変速段の排気熱回収効率を算出する排気熱回収効率算出機能が設けられている。

本実施例３にあっては、入熱量と作動ガスが当該入熱量を受けた際の排気熱回収効率（膨張機３０Ａの断熱膨張効率）との対応関係を夫々の変速段毎に予め実験等で求め、かかる対応関係のデータをバックアップＲＡＭ等に用意しておく。

この排気熱回収効率算出機能は、入熱量算出機能で求められた入熱量に応じて上記の対応関係のデータから各変速段の排気熱回収効率を求める。この演算結果は、例えば図９に示す如く表すことができる。これによれば、１速〜４速での排気熱回収効率ｅ１〜ｅ４の内、最も効率の良いのが２速であることが判る。

そこで、この電子制御装置６０には、その演算結果に基づいて排気熱回収効率の良い有段変速機８０の変速段（図９の場合は２速）を設定する変速段設定機能が設けられている。

ここで、本実施例３の変速制御機能は、上記変速段設定機能により設定された変速段となるよう変速比変更手段８４に変速制御指令を行う。

次に、以上示した構成からなる本実施例３の排気熱回収装置の動作について図１０のフローチャートに基づき説明する。

本実施例３にあっても、先ず、電子制御装置６０は、実施例１のステップＳＴ１〜ＳＴ３と同様に、排気エネルギの算出，熱交換器効率の算出，作動ガスへの入熱量の算出を行う（ステップＳＴ１１〜ＳＴ１３）。

そして、この電子制御装置６０は、排気熱回収効率算出機能により、上記ステップＳＴ１３で算出された入熱量に対応する夫々の変速段の排気熱回収効率を求める（ステップＳＴ１４）。

例えば、この排気熱回収効率算出機能により、図９に示す如く各変速段（１速〜４速）の排気熱回収効率ｅ１〜ｅ４が求められる。これが為、この電子制御装置６０は、変速段設定機能が最も効率が良い２速を選択し、この２速を変速段として設定する（ステップＳＴ１５）。

しかる後、この電子制御装置６０は、変速制御機能により、変速比変更手段８４に対して上記ステップＳＴ１５にて設定された変速段（２速）となるよう変速制御指令を行う（ステップＳＴ１６）。

これにより、その変速比変更手段８４は、その変速段（２速）となる第２出力側スプロケット８２ｂにチェーン（又はコグドベルト）８３を巻き掛ける。

例えば、この有段変速機８０の２速が変速比γ＝２であれば、前述した実施例１の場合と同様に本実施例３の排気熱回収装置が動作する。

このように、本実施例３の排気熱回収装置は、圧縮機側クランクシャフト１３と膨張機側クランクシャフト３３との間に有段変速機８０を介在させることによって、実施例１と同様の効果を奏することができる。

ここで、本実施例３にあっては、有段変速機８０であるが為に圧縮機１０と膨張機３０Ａとの間における容積差のパターンの種類が限定されてしまうが、その有段変速機８０は実施例１のベルト式無段変速機５０と比して簡易構造であるので低コスト化を図り得る。

また、その容積差のパターンの種類が限られてしまうとしても、予め実験等で各変速段における変速比γの最適化を図ることによって、更には多段化することによって、排気熱回収装置の機関効率を低下させないようにすることができる。

尚、本実施例３の排気熱回収装置は、電子制御装置６０の排気熱回収効率算出機能に替えて前述した実施例１と同様の最高効率回転数比算出機能を設けてもよい。

かかる制御機能を備えた電子制御装置６０は、先ず、図１１のフローチャートに示す如く、実施例１のステップＳＴ１〜ＳＴ４と同様に、排気エネルギの算出，熱交換器効率の算出，作動ガスへの入熱量の算出，膨張機３０Ａと圧縮機１０の最高効率回転数比Ｎ_exp／Ｎ_compの算出を行う（ステップＳＴ２１〜ＳＴ２４）。

しかる後、この電子制御装置６０は、変速段設定機能により、最高効率回転数比Ｎ_exp／Ｎ_compに対応する最も効率の良い変速比（最高効率変速比）を算出し（ステップＳＴ２５）、この最高効率変速比に最も近い変速比γとなる有段変速機８０の変速段を設定する（ステップＳＴ２６）。そして、この電子制御装置６０は、変速制御機能により、変速比変更手段８４に対して上記ステップＳＴ２６にて設定された変速段となるよう変速制御指令を行う（ステップＳＴ２７）。

このように電子制御装置６０を構成することによって、上述したが如き本実施例３の効果を簡易的な処理動作で奏することができる。

次に、本発明に係る排気熱回収装置の実施例４について説明する。

本実施例４の排気熱回収装置は、前述した実施例３の排気熱回収装置における膨張機３０Ａを図７に示す膨張機３０Ｂに変更したものであり、他の構成については実施例３と同じである。即ち、本実施例４の排気熱回収装置は、実施例３の膨張機３０Ａの弁構造（ポペット弁３７，３８）を図７に示す実施例２のロータリー弁３９へと変更したものである。

これが為、本実施例４の排気熱回収装置は、前述した実施例３と同様の効果を奏するだけでなく、実施例２と同様にポペット弁３７，３８の動作時に生じる着座音の解消をも図ることができる。

尚、上述した各実施例１〜４にあってはブレイトンサイクル機関について例示したが、必ずしもこれに限定するものではない。

以上のように、本発明に係る熱エネルギ回収装置は、定容方式の圧縮機と膨張機を具備する場合に有用であり、特に、その定容方式の圧縮機と膨張機との間に入熱量に応じた容積差を作り出して熱エネルギの回収効率を向上させる技術に適している。

本発明に係る熱エネルギ回収装置（排気熱回収装置）の実施例１，２の構成を示す図である。 実施例１の膨張機を説明する図である。 実施例１の熱交換器効率／排気エネルギマップの一例を示す図である。 実施例１の最高効率回転数比／入熱量マップの一例を示す図である。 実施例１の熱エネルギ回収装置（排気熱回収装置）の動作を説明するフローチャートである。 実施例１の熱エネルギ回収装置（排気熱回収装置）の動作を説明するＰ−Ｖ線図である。 実施例２の膨張機を説明する図である。 本発明に係る熱エネルギ回収装置（排気熱回収装置）の実施例３，４の構成を示す図である。 実施例３における変速段と排気熱回収効率との関係の一例を示す図である。 実施例３の熱エネルギ回収装置（排気熱回収装置）の動作を説明するフローチャートである。 実施例３の熱エネルギ回収装置（排気熱回収装置）の他の動作を説明するフローチャートである。 従来の熱エネルギ回収装置の構成を示す図である。 ブレイトンサイクル機関について説明するＰ−Ｖ線図である。 ブレイトンサイクル機関について説明するＴ−ｓ線図である。 従来の熱エネルギ回収装置の動作を説明するＰ−Ｖ線図である。

符号の説明

１０ 圧縮機
１１ シリンダ
１２ ピストン
１３ 圧縮機側クランクシャフト
２０ 熱交換器
３０，３０Ａ，３０Ｂ 膨張機
３１ シリンダ
３２ ピストン
３３ 膨張機側クランクシャフト
４０ 排気流路
５０ ベルト式無段変速機
５４ 変速比変更手段
６０ 電子制御装置
８０ 有段変速機
８４ 変速比変更手段

Claims (1)

1. 吸入した作動流体を圧縮するピストンを備えた圧縮機と、該圧縮機で圧縮された作動流体に高温流体の熱を吸熱させる熱交換器と、該吸熱された作動流体の膨張により押動されるピストンを備えた膨張機とを有し、
   前記圧縮機のピストンを往復移動させる圧縮機側クランクシャフトと前記膨張機のピストンを往復移動させる膨張機側クランクシャフトとの間に、該圧縮機側クランクシャフトと膨張機側クランクシャフトの回転数に差を設ける変速機を備えたことを特徴とする熱エネルギ回収装置。

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