JP2009167823A - 内燃機関の排気熱エネルギー回収装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 内燃機関のＥＧＲ装置に導入する排ガスを特別のガスクーラーを用いずに冷却し、排ガスの熱エネルギーを有効に利用しながら内燃機関のパティキュレートを減少させる。
【解決手段】 ガソリンエンジンＧＥの排気通路１２の排ガス浄化装置１３の下流位置にスターリングエンジンＳＥの受熱部を配置すると、スターリングエンジンＳＥで熱エネルギーが吸収されて下流の排ガスの温度が低下するため、その温度低下した排ガスをＥＧＲ通路１４を介して吸気通路１１に還流させることで、排ガス中のパティキュレートを減少させることができる。このように、スターリングエンジンＳＥを利用して排ガスの温度を低下させるので、排ガスを冷却する特別のガスクーラーが不要になって部品点数を削減することができる。
【選択図】 図１

Description

本発明は、内燃機関の排気通路の排ガス浄化装置の下流位置に、スターリングエンジンのシリンダ装置のピストンの頂面に臨む受熱部を配置した内燃機関の排気熱エネルギー回収装置に関する。

内燃機関の排気通路に設けた排ガス浄化装置の下流にγ型のスターリングエンジンのディスプレーサシリンダ装置の受熱部を臨ませ、このディスプレーサシリンダ装置と、それと協働するパワーシリンダ装置とによってクランクシャフトを回転させることで、排ガスの熱エネルギーを機械エネルギーに変換する内燃機関の排気熱エネルギー回収装置が、下記特許文献１により公知である。

またディーゼルエンジンの排気通路と吸気通路とをＥＧＲ通路で接続し、排ガスを吸気系に還流させるＥＧＲ装置において、ガソリンエンジンンの冷却水を利用したガスクーラーを設けてＥＧＲガスを冷却することで、排ガス中のパティキュレート（排気微粒子）を減少させるものが、下記特許文献２により公知である。
特開２００２−２６６７０１号公報 特開平１１−１１７８１５号公報

ところで上記特許文献２に記載されたものは、排ガス（ＥＧＲガス）をディーゼルエンジンの冷却水で冷却するため、排ガスの熱エネルギーを冷却水に捨てることになり、排ガスの熱エネルギーを回収して再利用するという観点からは望ましいものではなかった。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、内燃機関のＥＧＲ装置に導入する排ガスを特別のガスクーラーを用いずに冷却し、排ガスの熱エネルギーを有効に利用しながら内燃機関のパティキュレートを減少させることを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、内燃機関の排気通路の排ガス浄化装置の下流位置に、スターリングエンジンのシリンダ装置のピストンの頂面に臨む受熱部を配置した内燃機関の排気熱エネルギー回収装置において、前記排気通路の排ガスを吸気通路に還流させるＥＧＲ通路の入口端を、前記排気通路に設けた前記スターリングエンジンの受熱部よりも下流側に接続したことを特徴とする内燃機関の排気熱エネルギー回収装置が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記内燃機関はＥＧＲ装置の異常判定手段を備え、前記異常判定手段が前記ＥＧＲ装置が正常であると判定した後に、前記スターリングエンジンの始動を許可することを特徴とする内燃機関の排気熱エネルギー回収装置が提案される。

尚、実施の形態の電子制御ユニット１８は本発明の異常判定手段に対応し、実施の形態の高温側パワーシリンダ装置２１Ｈは本発明のシリンダ装置に対応し、実施の形態の第１パワーピストン２３Ｈは本発明のピストンに対応し、実施の形態の加熱室２４Ｈは本発明の受熱部に対応し、実施の形態のガソリンエンジンＧＥは本発明の内燃機関に対応する。

請求項１の構成によれば、内燃機関の排気通路の排ガス浄化装置の下流位置にスターリングエンジンの受熱部を配置すると、スターリングエンジンの下流の排ガスの温度が低下するため、その温度低下した排ガスをＥＧＲ装置に導入することで排ガス中のパティキュレートを減少させることができる。このように、スターリングエンジンを利用して排ガスの温度を低下させるので、スターリングエンジンで排ガスの熱エネルギーを有効に利用しながら、特別のガスクーラーを廃止して部品点数を削減することができる。

また請求項２の構成によれば、スターリングエンジンを始動すると排ガスの温度が低下して異常判定手段がＥＧＲ装置の異常判定を精度良く行うことができなくなるが、異常判定手段がＥＧＲ装置が正常であると判定した後にスターリングエンジンを始動することで、ＥＧＲ装置の異常判定の精度を高めることができる。

以下、本発明の第１の実施の形態を添付図面に基づいて説明する。

図１〜図５は本発明の第１の実施の形態を示すもので、図１はスターリングエンジンを備えたガソリンエンジンの全体構成図、図２は図１の２−２線拡大断面図、図３は図２の３−３線断面図、図４は図２の４−４線断面図、図５は図２の５−５線断面図、図６はＥＧＲ制御のフローチャートである。

図１に示すように、例えば自動車の走行用の駆動源であるガソリンエンジンＧＥは吸気通路１１および排気通路１２を備えており、排気通路１２には排ガスを浄化する触媒を担持する排ガス浄化装置１３が設けられる。排ガス浄化装置１３の直下流の排気通路１２の直径が拡大した拡径部分１２ａに、排ガス浄化装置１３を通過して温度上昇した排ガスの熱エネルギーを機械エネルギーとして回収するためのスターリングエンジンＳＥが設けられる。スターリングエンジンＳＥの下流の排気通路１２と吸気通路１１とが、排ガス（ＥＧＲガス）を還流させるためのＥＧＲ通路１４によって接続されており、ＥＧＲ通路１４の途中にＥＧＲガスの還流量を制御するＥＧＲ制御弁１５が設けられる。

ＥＧＲ通路１４には、ＥＧＲ制御弁１５の異常を判定するＥＧＲ制御弁異常判定手段１６と、ＥＧＲ通路１４の異常を判定するＥＧＲ通路異常判定手段１７とが設けられており、これらのＥＧＲ制御弁異常判定手段１６およびＥＧＲ通路異常判定手段１７が接続された電子制御ユニット１８は、スターリングエンジンＳＥの駆動および停止を制御する。

図２〜図５に示すように、本実施の形態のスターリングエンジンＳＥは、高温側パワーシリンダ装置２１Ｈと低温側パワーシリンダ装置２１Ｌとを備えた２ピストン型（α型）のものである。

高温側パワーシリンダ装置２１Ｈは、第１パワーシリンダ２２Ｈと、第１パワーシリンダ２２Ｈに摺動自在に嵌合する第１パワーピストン２３Ｈと、第１パワーシリンダ２２Ｈおよび第１パワーピストン２３Ｈ間に区画された容積可変の加熱室２４Ｈとを備える。第１パワーシリンダ２２Ｈ、第１パワーピストン２３Ｈおよび加熱室２４Ｈのシリンダ軸線Ｌに直交する断面形状は、長径ＤＬおよび短径ＤＳ（図５参照）を有する小判形（陸上競技のトラック形）である。

低温側パワーシリンダ装置２１Ｌは、第２パワーシリンダ２２Ｌと、第２パワーシリンダ２２Ｌに摺動自在に嵌合する第２パワーピストン２３Ｌと、第２パワーシリンダ２２Ｌおよび第２パワーピストン２３Ｌ間に区画された容積可変の冷却室２４Ｌとを備える。第２パワーシリンダ２２Ｌ、第２パワーピストン２３Ｌおよび冷却室２４Ｌのシリンダ軸線Ｌに直交する断面形状は、長径ＤＬおよび短径ＤＳ（図５参照）を有する小判形（陸上競技のトラック形）である。

加熱室２４Ｈおよび冷却室２４Ｌは複数の作動ガス通路２５…で相互に連通し、その内部に空気等の作動ガスが密封される。

高温側パワーシリンダ装置２１Ｈおよび低温側パワーシリンダ装置２１Ｌは実質的に同一構造を有して並置されており、高温側パワーシリンダ装置２１Ｈの加熱室２４Ｈは排気通路１２の拡径部分１２ａに臨んでいる。このとき、高温側パワーシリンダ装置２１Ｈは、加熱室２４Ｈの長径ＤＬの方向が排気通路１２の拡径部分１２ａの長手方向（排ガスの流れ方向）に沿い、かつ短径ＤＳが排気通路１２の拡径部分１２ａの径方向（排ガスの流れ方向に直交する方向）に沿うように配置される。また低温側パワーシリンダ装置２１Ｌの冷却室２４Ｌは、冷却水が流れる冷却水通路２６に臨んでいる。

高温側および低温側パワーシリンダ装置２１Ｈ，２１Ｌの駆動力を回転運動に変換するロンビック機構２７は、加熱室２４Ｈおよび冷却室２４Ｌの短径ＤＳの方向と平行に配置された第１、第２回転軸２８，２９と、第１、第２回転軸２８，２９にそれぞれ固定されて相互に噛合する第１、第２ギヤ３０，３１と、第１パワーピストン２３Ｈの下端のボス部２３ａを第１、第２回転軸２８，２９の第１クランク部３２Ｈ，３２Ｈに連結する２本の等長の第１リンク３３Ｈ，３３Ｈと、第２パワーピストン２３Ｌの下端のボス部２３ａを第１、第２回転軸２８，２９の第２クランク部３２Ｌ，３２Ｌに連結する２本の等長の第２リンク３３Ｌ，３３Ｌとで構成される。第１、第２回転軸２８，２９の一方、例えば第１回転軸２９に発電機３４が接続される。

高温側パワーシリンダ装置２１Ｈの第１パワーピストン２３Ｈの位相に対して、低温側パワーシリンダ装置２１Ｌの第２パワーピストン２３Ｌの位相が９０°遅れるように、第１リンク３３Ｈ，３３Ｈが第１クランク部３２Ｈ，３２Ｈに接続されるとともに、第２リンク３３Ｌ，３３Ｌが第２クランク部３２Ｌ，３２Ｌに接続される。即ち、第１パワーピストン２３Ｈが上死点に達した後、９０°の位相遅れを以て第２パワーピストン２３Ｌが上死点に達する。

次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。

スターリングエンジンＳＥは第１、第２回転軸２８，２９が３６０°回転する間に、加熱行程、膨張行程、冷却行程および圧縮行程を行う。

第１、第２回転軸２８，２９の位相が０°から９０°までの加熱行程では、第１、第２回転軸２８，２９等の回転部分の慣性で、高温側パワーシリンダ装置２１Ｈの第１パワーピストン２３Ｈが図２に示す上死点から中間点まで下降し、低温側パワーシリンダ装置２１Ｌの第２パワーピストン２３Ｌが図２に示す中間点から上死点まで上昇する。その間、低温側パワーシリンダ装置２１Ｌの冷却室２４Ｌの作動ガスが作動ガス通路２５…を通過して高温側パワーシリンダ装置２１Ｈの加熱室２４Ｈに流入して高温の排ガスにより加熱され、加熱室２４Ｈおよび冷却室２４Ｌの圧力が増加する。

第１、第２回転軸２８，２９の位相が９０°から１８０°までのが膨張行程では、加熱室２４Ｈおよび冷却室２４Ｌの増加した圧力により、高温側パワーシリンダ装置２１Ｈの第１パワーピストン２３Ｈが中間点から下死点まで下降し、低温側パワーシリンダ装置２１Ｌの第２パワーピストン２３が上死点から中間点まで下降することで、スターリングエンジンＳＥは駆動力を発生する。

第１、第２回転軸２８，２９の位相が１８０°から２７０°までの冷却行程では、第１、第２回転軸２８，２９等の回転部分の慣性で、高温側パワーシリンダ装置２１Ｈの第１パワーピストン２３Ｈが下死点から中間点まで上昇し、低温側パワーシリンダ装置２１Ｌの第２パワーピストン２３Ｌが中間点から下死点まで下降する。その間、高温側パワーシリンダ装置２１Ｈの加熱室２４Ｈの作動ガスが作動ガス通路２５…を通過して低温側パワーシリンダ装置２１Ｌの冷却室２４Ｌに流入して低温の冷却水により冷却され、加熱室２４Ｈおよび冷却室２４Ｌの圧力が減少する。

第１、第２回転軸２８，２９の位相が２７０°から３６０°までの圧縮行程では、加熱室２４Ｈおよび冷却室２４Ｌの減少した圧力により、高温側パワーシリンダ装置２１Ｈの第１パワーピストン２３Ｈが中間点から上死点まで上昇し、低温側パワーシリンダ装置２１Ｌの第２パワーピストン２３Ｌが下死点から中間点まで上昇することで、スターリングエンジンＳＥは駆動力を発生する。

このようにして、第１パワーピストン２３Ｈおよび第２パワーピストン２３Ｌが９０°の位相差を以て上昇・下降すると、第１パワーピストン２３Ｈに第１リンク３３Ｈ，３３Ｈおよび第１クランク部３２Ｈ，３２Ｈを介して接続された第１、第２回転軸２８，２９が駆動され、かつ第２パワーピストン２３Ｌに第２リンク３３Ｌ，３３Ｌおよび第２クランク部３２Ｌ，３２Ｌを介して接続された第１、第２回転軸２８，２９が駆動される。このとき、第１、第２ギヤ３０，３１により連結された第１、第２回転軸２８，２９は相互に同位相で逆方向に回転するため、２本の第１リンク３３Ｈ，３３Ｈは相互に対称的な動きをし，かつ２本の第２リンク３３Ｌ，３３Ｌは相互に対称的な動きをする。

高温側および低温側パワーシリンダ装置２１Ｈ，２１Ｌは，作動ガスにオイルが混入するのを防止するためにオイルレスの潤滑を行っているが、第１、第２リンク３３Ｈ，３３Ｈ；３３Ｌ，３３Ｌが上述した相互に対称的な動きをすることで、第１、第２パワーピストン２３Ｈ，２３Ｌにサイドスラストが作用しないようにし、第１、第２パワーシリンダ２２Ｈ，２２Ｌとの摺動部の焼き付きを防止することができる。

ところで、スターリングエンジンＳＥの出力は、高温側パワーシリンダ装置２１Ｈの加熱室２４Ｈの受熱量が大きいほど大きくなり、前記受熱量は加熱室２４Ｈの断面積が大きいほど大きくなる。しかしながら、加熱室２４Ｈが臨む排気通路１２の拡径部分１２ａの直径を無制限に増加させることはできないため、制限された拡径部分１２ａの直径の範囲内で加熱室２４Ｈの断面積を増加させることが必要となる。

本実施の形態では、高温側パワーシリンダ装置２１Ｈの加熱室２４Ｈのシリンダ軸線Ｌに直交する断面形状を長径ＤＬおよび短径ＤＳを有する小判形とし、その長径ＤＬが排気通路１２の拡径部分１２ａの長手方向に沿うように配置したため、通常の円形断面の高温側パワーシリンダ装置に比べて加熱室の断面積を増加させ、スターリングエンジンＳＥの出力を増加させることができる。

尚、円形断面の高温側パワーシリンダ装置を採用しても、複数の高温側パワーシリンダ装置を排気通路１２の拡径部分１２ａに沿って配置すれば、トータルの受熱量を増加させることができる。しかしながら、この場合には部品点数が増加してコストアップの要因となるだけでなく、排ガスの流れ方向上流側に位置する高温側パワーシリンダ装置と下流側に位置する高温側パワーシリンダ装置とで受熱量が不均一になり、スターリングエンジンＳＥ全体としての効率が低下する問題がある。それに対し、本実施の形態では高温側パワーシリンダ装置２１Ｈの数は１個であるため、上述した不具合が発生することはない。

またロンビック機構２７は、第１、第２ギヤ３０，３１の配置方向の寸法が大きく、それと直交する方向（第１、第２ギヤ３０，３１の厚さ方向）の寸法が小さくなる。本実施の形態では、高温側パワーシリンダ装置２１Ｈの加熱室２４Ｈの長径ＤＬの方向と第１、第２ギヤ３０，３１の配置方向とを一致させたので、それと直交方向に第１、第２ギヤ３０，３１を配置する場合に比べて、高温側パワーシリンダ装置２１Ｈのシリンダ軸線Ｌ方向の投影面積内にロンビック機構２７を可及的に重ね合わせ、スターリングエンジンＳＥをコンパクト化することができる。

ところで、ガソリンエンジンＧＥでは、ＥＧＲガスを冷却して吸気系に還流させることで排ガスの性状が改善されることが知られている。

本実施の形態では、排気通路１２におけるスターリングエンジンＳＥの下流位置にＥＧＲ通路１４の上流端を接続したので、ＥＧＲガスを冷却する特別のガスクーラを設けることなく、スターリングエンジンＳＥの加熱室２４Ｈの作動ガスとの間の熱交換によりＥＧＲガスを冷却することが可能になり、ガスクーラを廃止してコストを削減しながら排ガスの性状を改善することができる。

また電子制御ユニット１８はＥＧＲ制御弁異常判定手段１６およびＥＧＲ通路異常判定手段１７からの信号に基づいてＥＧＲ装置の異常を判定しているが、スターリングエンジンＳＥが作動するとＥＧＲガスの温度が低下するため、電子制御ユニット１８によるＥＧＲ装置の異常判定を精度良く行えなくなる可能性がある。そこで本実施の形態では、以下のような対策を講じている。

図６のフローチャートにおいて、先ずステップＳ１でスターリングエンジンＳＥの受熱部である加熱室２４Ｈの温度を図示せぬ温度センサの出力に基づいて検出もしくは推定する。尚、前記温度センサを用いる代わりに、ガソリンエンジンＧＥの始動からの経過時間、ガソリンエンジンＧＥの冷却水温、ガソリンエンジンＧＥの始動後の積算吸入空気量、ガソリンエンジンＧＥの始動後の積算燃料噴射量、ガソリンエンジンＧＥの排ガス温度等に基づいて受熱部の温度を推定しても良い。

続いてステップＳ２でＥＧＲ制御弁異常判定手段１６により、ＥＧＲガスの流量に基づいてＥＧＲ制御弁１５の故障を検知するとともに、ステップＳ３で排気通路１２の空燃比に基づいてＥＧＲ通路１４の故障（ＥＧＲガスの漏れ）を検知する。

そしてステップＳ４でスターリングエンジンＳＥの受熱部の温度が判定値よりも高く、スターリングエンジンＳＥが作動可能な状態にあり、かつステップＳ５でＥＧＲ制御弁１５が正常であり、かつステップＳ６でＥＧＲ通路１４が正常であるとき、ステップＳ７でスターリングエンジンＳＥを始動する。

このように、ＥＧＲ制御弁１５およびＥＧＲ通路１４の異常判定を完了した後にスターリングエンジンＳＥを始動するので、スターリングエンジンＳＥを始動により排ガスの温度が低下してＥＧＲ制御弁１５およびＥＧＲ通路１４の異常判定が精度良く行えなくなる不都合を回避することができる。

スターリングエンジンＳＥの第１回転軸２８には発電機３４が接続されているため、ガソリンエンジンＧＥの排ガスの熱エネルギーをスターリングエンジンＳＥで機械エネルギーに変換した後、その機械エネルギーで発電機３４を駆動して電気エネルギーに変換することができる。ガソリンエンジンＧＥが停止しても、排気通路１２の温度は余熱で即座に低下せず、暫くの間高温状態に維持されるため、その間もスターリングエンジンＳＥを継続的に作動させて発電を行うことができ、排ガスの熱エネルギーを有効に回収することができる。

特に、ガソリンエンジンＧＥをアイドルストップ可能に構成すれば、信号待ち等でガソリンＧＥが停止した場合にも、スターリングエンジンＳＥは停止することなく運転を継続するため、発電機３４を継続的に作動させることができる。これにより、アイドルストップしたガソリンエンジンＧＥを発電機３４の発電電力で再始動したり、ガソリンエンジンＧＥの停止中であっても、バッテリの電力を消費することなく電動ファンを駆動して排気系を冷却するための冷却風を供給することができる。

図７〜図９は本発明の第２の実施の形態を示すもので、図７は前記図２に対応する図、図８は図７の８−８線断面図、図９は図７の９−９線断面図である。

第１の実施の形態のスターリングエンジンＳＥは、高温側および低温側パワーシリンダ装置２１Ｈ，２１Ｌが第１、第２回転軸２８，２９の軸線方向に並置されているが、第２の実施の形態のスターリングエンジンＳＥは、高温側および低温側パワーシリンダ装置２１Ｈ，２１Ｌが第１、第２回転軸２８，２９を挟んで相互に対向するように配置されている。

第２の実施の形態によれば、第１の実施の形態のレイアウトに比べてスターリングエンジンＳＥの高温側パワーシリンダ装置２１Ｈのシリンダ軸線Ｌ方向の寸法は大型化するが、シリンダ軸線Ｌ方向に直交する方向（第１、第２回転軸２８，２９の方向）の寸法を小型化することができる。

以上、本発明の実施の形態を詳述したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、実施の形態では高温側パワーシリンダ装置２１Ｈの加熱室２４Ｈおよび低温側パワーシリンダ装置２１Ｌの冷却室２４Ｌの両方の断面形状を小判形にしているが、その断面形状は長径ＤＬおよび短径ＤＳを有するものであれば、楕円形や、角を丸めた長方形であっても良い。

また実施の形態では高温側パワーシリンダ装置２１Ｈの加熱室２４Ｈおよび低温側パワーシリンダ装置２１Ｌの冷却室２４Ｌの両方の断面形状を小判形にしているが、冷却室２４Ｌの断面形状は小判形等である必要はなく、円形であっても良い。

また実施の形態ではα型のスターリングエンジンＳＥを例示したが、本発明はβ型あるいはγ型のスターリングエンジンに対しても適用することができる。

ディスプレーサピストンおよびパワーピストンを同軸に配置したβ型のスターリングエンジンを採用した場合や、ディスプレーサピストンおよびパワーピストンを別軸に配置したγ型のスターリングエンジンを採用した場合には、ディスプレーサピストンの頂面が臨む加熱室を長径ＤＬおよび短径ＤＳを有する小判形等にすれば良い。

また実施の形態ではスターリングエンジンＳＥの熱源がガソリンエンジンＧＥの排ガスであるが、その他のエンジンの排ガスであっても良い。

第１の実施の形態のスターリングエンジンを備えたガソリンエンジンの全体構成図 図１の２−２線拡大断面図 図２の３−３線断面図 図２の４−４線断面図 図２の５−５線断面図 ＥＧＲ制御のフローチャート 第２の実施の形態のスターリングエンジンの、前記図２に対応する図 図７の８−８線断面図 図７の９−９線断面図

符号の説明

１１ 吸気通路
１２ 排気通路
１３ 排ガス浄化装置
１４ ＥＧＲ通路
１８ 電子制御ユニット（異常判定手段）
２１Ｈ 高温側パワーシリンダ装置（シリンダ装置）
２３Ｈ 第１パワーピストン（ピストン）
２４Ｈ 加熱室（受熱部）
ＧＥ ガソリンエンジン（内燃機関）
ＳＥ スターリングエンジン

Claims (2)

1. 内燃機関（ＧＥ）の排気通路（１２）の排ガス浄化装置（１３）の下流位置に、スターリングエンジン（ＳＥ）のシリンダ装置（２１Ｈ）のピストン（２３Ｈ）の頂面に臨む受熱部（２４Ｈ）を配置した内燃機関の排気熱エネルギー回収装置において、
   前記排気通路（１２）の排ガスを吸気通路（１１）に還流させるＥＧＲ通路（１４）の入口端を、前記排気通路（１２）に設けた前記スターリングエンジン（ＳＥ）の受熱部（２４Ｈ）よりも下流側に接続したことを特徴とする内燃機関の排気熱エネルギー回収装置。
2. 前記内燃機関（ＧＥ）はＥＧＲ装置の異常判定手段（１８）を備え、前記異常判定手段（１８）が前記ＥＧＲ装置が正常であると判定した後に、前記スターリングエンジン（ＳＥ）の始動を許可することを特徴とする、請求項１に記載の内燃機関の排気熱エネルギー回収装置。

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