JP2013047490A - 車両 - Google Patents

Abstract

【課題】低トルク時でも、ランキンサイクルで発生した動力の燃費向上率への寄与が高くなる車両を提供する。
【解決手段】車両は、ディーゼルエンジン１と、ランキンサイクル１０とを備えている。ランキンサイクル１０は、ポンプ１１と、ボイラ１２と、膨張機１３と、コンデンサ１４とを備えている。膨張機１３の駆動軸１５には、動力伝達軸４の一端が連結されている。動力伝達軸４の他端にはプーリ５が設けられ、このプーリ５と、ディーゼルエンジン１のクランクシャフト２に設けられたプーリ６とにベルト７が掛けられている。この構成により、膨張機１３は、ディーゼルエンジン１と動力伝達可能に連結されている。
【選択図】図１

Description

この発明は、車両に係り、特に、ランキンサイクルを利用した車両用排熱回収装置を有する車両に関する。

二酸化炭素（ＣＯ_２）排出量削減という社会的な要請により、自動車などのエンジンを有する車両には燃費の向上が要求され、従来は単に排出していた車両から生成されるエネルギーを有効利用するための技術が開発されている。その中に、冷却水の熱や排気ガスの熱等のエンジンから排出される熱を発電機等の動力に変換するランキンサイクルを利用した排熱回収装置がある。そして、ランキンサイクルは、その作動流体である液相流体を等圧加熱して過熱蒸気を発生させるボイラと、過熱蒸気を断熱膨張させて動力を得る膨張機と、膨張機において膨張した蒸気を等圧冷却して液化するコンデンサと、液化した液相流体をボイラに送り出すポンプとから構成される。

特許文献１には、このような従来の排熱回収装置が記載されている。この排熱回収装置では、膨張機によって発生した動力がエンジンの回転駆動をアシストするように構成されており、膨張機によって発生した動力をセンサで把握することによりエンジンの出力を制御することができる。

特開２０１０−２２９８４３号公報

しかしながら、スロットルバルブの開度で吸気量を制御することにより出力調整するエンジンの回転駆動をアシストしようとすると、このようなエンジンは低トルクであるほどポンピングロスにより熱効率が悪くなるので、低トルク時において、ランキンサイクルで発生した動力の燃費向上率への寄与が低くなるといった問題点があった。

この発明はこのような問題点を解決するためになされたもので、低トルク時でも、ランキンサイクルで発生した動力の燃費向上率への寄与が高くなる車両を提供することを目的とする。

この発明に係る車両は、内燃機関と、内燃機関の排熱によって作動流体を加熱する熱交換器と、熱交換器で加熱された作動流体を膨張させて機械的エネルギーを得る膨張機と、膨張機から吐出された作動流体を冷却するコンデンサと、コンデンサで冷却された作動流体を熱交換器に送るポンプとを有するランキンサイクルとを備えた車両であって、膨張機は、内燃機関と動力伝達可能に連結され、内燃機関は、ディーゼルエンジンである。また、内燃機関は、低トルク時熱効率向上機構を備えたガソリンエンジンであってもよい。ここで、これらのエンジンは、その構成上、ポンピングロスが存在しないか、又は、スロットルバルブの開度で吸気量を制御することにより出力調整するエンジンと比べてポンピングロスが低減された内燃機関である。
低トルク時熱効率向上機構は、連続可変バルブタイミング・リフト機構、リーンバーン燃焼機構、ＥＧＲ機構、気筒休止機構、ピストンストローク可変機構である。
有段変速機構を備えてもよい。

この発明によれば、ポンピングロスが存在しないか又は低減された内燃機関の回転駆動を、ランキンサイクルで発生した動力でアシストするので、低トルク時でも、ランキンサイクルで発生した動力による内燃機関の燃費向上率への寄与を高くすることができる。

この発明の実施の形態１に係る車両の主要部の構成模式図である。 実施の形態２に係る車両の主要部の構成模式図である。 実施の形態３に係る車両の主要部の構成模式図である。

以下、この発明の実施の形態を添付図面に基づいて説明する。
実施の形態１．
図１に示されるように、この実施の形態１に係る車両は、内燃機関であるディーゼルエンジン１と、ランキンサイクル１０とを備えている。ランキンサイクル１０は、ポンプ１１と、ボイラ１２と、膨張機１３と、コンデンサ１４とを備えている。ボイラ１２は、ディーゼルエンジン１の排熱、例えばディーゼルエンジン１を冷却した冷却水８に含まれる熱を、ランキンサイクル１０を循環する冷媒に吸収させる熱交換器である。膨張機１３の駆動軸１５には、動力伝達軸４の一端が連結されている。動力伝達軸４の他端にはプーリ５が設けられ、このプーリ５と、ディーゼルエンジン１のクランクシャフト２に設けられたプーリ６とにベルト７が掛けられている。この構成により、膨張機１３は、ディーゼルエンジン１と動力伝達可能に連結されている。

次に、この実施の形態１に係る車両の動作について説明する。
ディーゼルエンジン１が稼動すると、ポンプ１１が駆動される。ポンプ１１から吐出された液体の冷媒は、ボイラ１２によってディーゼルエンジン１の冷却水８と熱交換されてガスとなる。ガスとなった冷媒は、膨張機１３に吸引されて膨張機１３を駆動する。膨張機１３によって膨張された冷媒は、コンデンサ１４で冷却凝縮され、再びポンプ１１に吸引されることで、ランキンサイクル１０を循環する。膨張機１３で発生した動力は、動力伝達軸４を介してディーゼルエンジン１に伝達されて、ディーゼルエンジン１の回転駆動をアシストする。ディーゼルエンジン１に伝達された動力の分だけ、ディーゼルエンジン１のトルクを低下することができる。

ディーゼルエンジン１は、吸気量を制御することによって出力調整を行う構成ではないので、低トルク時でもポンピングロスは存在しない。このため、低トルク時でも、ディーゼルエンジン１の効率は悪化しない。そうすると、膨張機１３からディーゼルエンジン１に伝達された動力に基づいて低下したトルクの分だけ、ディーゼルエンジン１で消費される燃料を低下することができ、ディーゼルエンジン１の燃費が向上する。

このように、構成上、ポンピングロスが存在しないディーゼルエンジン１の回転駆動を、ランキンサイクル１０で発生した動力でアシストするので、低トルク時でも、ランキンサイクル１０で発生した動力によるディーゼルエンジン１の燃費向上率への寄与を高くすることができる。

実施の形態２．
次に、この発明の実施の形態２に係る車両について説明する。尚、以下の実施の形態において、図１の参照符号と同一の符号は、同一又は同様な構成要素であるので、その詳細な説明は省略する。
この発明の実施の形態２に係る車両は、実施の形態１に対して、内燃機関の種類を変更したものである。

図２に示されるように、この実施の形態２に係る車両は、ガソリンエンジン２０と、ランキンサイクル１０とを有している。ガソリンエンジン２０は、連続可変バルブタイミング・リフト機構３０を有している。連続可変バルブタイミング・リフト機構３０は、ガソリンエンジン２０の図示しないインテークバルブ及びエキゾーストバルブのバルブリフト量及びバルブタイミングを制御するものである。その他の構成については、実施の形態１と同じである。

この実施の形態２に係る車両の動作は、実施の形態１と同じである。一般に、ガソリンエンジンは、スロットルバルブの開度で吸気量を制御することにより出力調整をするため、低トルク時にはポンピングロスが大きくなり熱効率が悪化するので、膨張機１３によって発生した動力がガソリンエンジン２０の回転駆動をアシストしても、当該動力によるガソリンエンジン２０の燃費向上率への寄与が低くなってしまう。しかしながら、ガソリンエンジン２０は、連続可変バルブタイミング・リフト機構３０によりインテークバルブ及びエキゾーストバルブのバルブリフト量及びバルブタイミングを制御することによって吸気量を制御し出力調整をするため、スロットルバルブの開度で吸気量を制御して出力調整をするものに比べて、低トルク時のポンピングロスは小さくなる。このため、スロットルバルブの開度で吸気量を制御するガソリンエンジンに比べて、低トルク時におけるガソリンエンジン２０の熱効率の悪化が抑えられる。そうすると、実質的に、膨張機１３からガソリンエンジン２０に伝達された動力に基づいて低下したトルクの分だけ、ガソリンエンジン２０で消費される燃料を低下することができ、ガソリンエンジン２０の燃費が向上する。

このように、ガソリンエンジンでも、実施の形態２に係るガソリンエンジン２０のようなインテークバルブ及びエキゾーストバルブのバルブリフト量及びバルブタイミングを制御することによって吸気量を制御し出力調整をするものは、スロットルバルブの開度で吸気量を制御するガソリンエンジンに比べて、低トルク時におけるガソリンエンジン２０の効率の悪化が抑えられるので、実施の形態１と同様の効果を得ることができる。

実施の形態２では、ガソリンエンジン２０は連続可変バルブタイミング・リフト機構３０を有するものであったが、この形態に限定するものではない。スロットルバルブの開度で吸気量を制御するガソリンエンジンに比べて、低トルク時における熱効率の悪化が抑えられる低トルク時熱効率向上機構を備えたガソリンエンジンであればどのような形態のものであってもよい。このようなガソリンエンジンとして、リーンバーン燃焼機構を備えたリーンバーンガソリンエンジンと、膨張比を圧縮比よりも大きくできるガソリンエンジン、例えば、閉リンク機構とクランク機構とを併用して上死点及び下死点の位置をストローク毎に変化させることのできる、ピストンストロークが可変なガソリンエンジンと、低トルク時に一部または全部のシリンダーを休止させる機能を有する気筒休止ガソリンエンジンと、ＥＧＲ機構を有するガソリンエンジン等が挙げられる。

実施の形態３．
次に、この発明の実施の形態３に係る車両について説明する。
この発明の実施の形態３に係る車両は、実施の形態２に対して、多段変速の変速機によってクランクシャフト２の回転を変速させて、その変速後の回転を車両の駆動輪に伝達するようにしたものである。

図３に示されるように、ガソリンエンジン２０のクランクシャフト２には多段変速の自動変速機３が接続されており、クランクシャフトの回転が自動変速機３によって変速されて、その変速後の回転が車両の駆動輪に伝達されるようになっている。ここで、自動変速機３は有段変速機構を構成する。その他の構成は、実施の形態２と同じである。また、実施の形態３に係る車両の動作についても、クランクシャフト２の回転を自動変速機３で変速させて車両の駆動輪に伝達される点以外は、実施の形態２と同じである。

これまで述べてきたように、スロットルバルブの開度で吸気量を制御するガソリンエンジンの回転駆動を、膨張機１３で発生した動力によってアシストした場合に、ガソリンエンジンの燃費向上率への寄与が低くなるのは、ガソリンエンジンの出力低下をトルクの低下で行っているからである。これに対して、出力低下を回転数の低下で行えば熱効率の低下はほとんど生じない。ただし、これを実現するためには、変速機として無段変速機が必要になる。この実施の形態３のように、変速機として多段変速の自動変速機３を用いている場合には、ガソリンエンジン２０の回転数を段階的にしか変速できないので、出力低下を回転数の低下で行うことはできない。このため、多段変速の変速機を用いたガソリンエンジンに本発明を適用することによって、実施の形態２と同様の効果が特に有効となる。

実施の形態３では、内燃機関として、連続可変バルブタイミング・リフト機構３０を有するガソリンエンジン２０を用いたが、この形態に限定するものではない。実施の形態２で例示した、スロットルバルブの開度で吸気量を制御するガソリンエンジンに比べて、低トルク時における熱効率の悪化が抑えられる構成のガソリンエンジンであってもよい。また、ガソリンエンジンに限定するものではなく、実施の形態１のようなディーゼルエンジン１であってもよい。また、有段変速機構として自動変速機３を用いたが、これに限定するものではなく、マニュアルトランスミッションであってもよい。

１ ディーゼルエンジン（内燃機関）、３ 自動変速機（有段変速機構）、１０ ランキンサイクル、１１ ポンプ、１２ ボイラ（熱交換器）、１３ 膨張機、１４ コンデンサ、２０ ガソリンエンジン（内燃機関）、３０ 連続可変バルブタイミング・リフト機構（低トルク時熱効率向上機構）。

Claims (8)

1. 内燃機関と、
   該内燃機関の排熱によって作動流体を加熱する熱交換器と、該熱交換器で加熱された作動流体を膨張させて機械的エネルギーを得る膨張機と、該膨張機から吐出された作動流体を冷却するコンデンサと、該コンデンサで冷却された作動流体を前記熱交換器に送るポンプとを有するランキンサイクルと
   を備えた車両であって、
   前記膨張機は、前記内燃機関と動力伝達可能に連結され、
   前記内燃機関は、ディーゼルエンジンである車両。
2. 内燃機関と、
   該内燃機関の排熱によって作動流体を加熱する熱交換器と、該熱交換器で加熱された作動流体を膨張させて機械的エネルギーを得る膨張機と、該膨張機から吐出された作動流体を冷却するコンデンサと、該コンデンサで冷却された作動流体を前記熱交換器に送るポンプとを有するランキンサイクルと
   を備えた車両であって、
   前記膨張機は、前記内燃機関と動力伝達可能に連結され、
   前記内燃機関は、低トルク時熱効率向上機構を備えたガソリンエンジンである車両。
3. 前記低トルク時熱効率向上機構は、連続可変バルブタイミング・リフト機構である、請求項２に記載の車両。
4. 前記低トルク時熱効率向上機構は、リーンバーン燃焼機構である、請求項２に記載の車両。
5. 前記低トルク時熱効率向上機構は、ＥＧＲ機構である、請求項２に記載の車両。
6. 前記低トルク時熱効率向上機構は、気筒休止機構である、請求項２に記載の車両。
7. 前記低トルク時熱効率向上機構は、ピストンストローク可変機構である、請求項２に記載の車両。
8. 有段変速機構を備える、請求項１〜７のいずれか一項に記載の車両。

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