JP4277608B2 - Rankine cycle - Google Patents
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Description
本発明は、過熱蒸気から動力を取り出すランキンサイクルに関するもので、エンジン(内燃機関)冷却水等の車両で発生する廃熱から動力を取り出すシステムに適用して有効である。 The present invention relates to a Rankine cycle for extracting power from superheated steam, and is effective when applied to a system for extracting power from waste heat generated in a vehicle such as engine (internal combustion engine) cooling water.
ランキンサイクルとは、液相流体を加熱して過熱蒸気を発生させる蒸気発生器、過熱蒸気を等エントロピ的に膨張させて動力を取り出す膨張機、膨張機にて膨張を終えた蒸気を液化する凝縮器、及び液相流体を蒸気発生器に送り出す液体ポンプ等から構成されている(例えば、特許文献1参照)。
ランキンサイクルとは、前述のごとく、膨張機にて過熱蒸気から動力を取り出すものであるが、特許文献1には、ランキンサイクルにて効率よく動力を取り出すための具体的な手段が一切記載されておらず、特許文献1に記載のランキンサイクルにて効率よく動力を取り出すことは難しい。
As described above, the Rankine cycle is for extracting power from superheated steam with an expander. However,
本発明は、上記点に鑑み、第1には、従来と異なる新規なランキンサイクルを提供し、第2には、ランキンサイクルの効率を向上させることを目的とする。 In view of the above points, the present invention firstly provides a novel Rankine cycle different from the conventional one, and secondly, it aims to improve the efficiency of the Rankine cycle.
本発明は、上記目的を達成するために、請求項1に記載の発明では、液相流体を加熱して過熱蒸気を発生させる蒸気発生器(30)と、過熱蒸気を等エントロピ的に膨張させて動力を取り出す膨張機(33a)と、膨張機(33a)にて膨張を終えた蒸気を液化する凝縮器(11)と、液相流体を蒸気発生器(30)に送り出すポンプ(32)とを備え、膨張器(33a)から流出した流体の温度と凝縮器(11)における凝縮温度との温度差に基づいて、膨張機(33a)から流出する蒸気の過熱度が所定範囲となるように、ポンプ(32)により送り出される液相流体の流量、及び膨張機(33a)の回転数のうち少なくとも一方を制御すること特徴とする。 In order to achieve the above object, the present invention provides a steam generator (30) for heating a liquid phase fluid to generate superheated steam and an isentropic expansion of the superheated steam. An expander (33a) for extracting power, a condenser (11) for liquefying the steam that has been expanded by the expander (33a), and a pump (32) for sending liquid phase fluid to the steam generator (30) And the superheat degree of the steam flowing out from the expander (33a) is within a predetermined range based on the temperature difference between the temperature of the fluid flowing out from the expander (33a) and the condensation temperature in the condenser (11). The flow rate of the liquid phase fluid sent out by the pump (32) and the rotational speed of the expander (33a) are controlled.
ここで、蒸気発生器(30)に供給する液相流体の流量が少ないと、蒸発潜熱として回収することができる熱量が少なくなるので、廃熱回収効率が低下してしまう。 Here, if the flow rate of the liquid-phase fluid supplied to the steam generator (30) is small, the amount of heat that can be recovered as latent heat of vaporization decreases, so the waste heat recovery efficiency decreases.
逆に、蒸気発生器(30)に供給する液相流体の流量が熱量に対して多いと、膨張機(33a)に過熱度が小さい過熱蒸気が供給されてしまうので、膨張機(33a)におけるエネルギ回収効率が低下してしまう。 Conversely, if the flow rate of the liquid phase fluid supplied to the steam generator (30) is larger than the amount of heat, superheated steam having a small superheat degree is supplied to the expander (33a). Energy recovery efficiency will decrease.
これに対して、本発明では、膨張機(33a)に流入する過熱蒸気の過熱度と相関関係を有する膨張機(33a)から流出する蒸気の過熱度が所定範囲となるようにランキンサイクルを制御するので、ランキンサイクルの効率、つまりエネルギ回収効率を向上させることができる。 On the other hand, in the present invention, the Rankine cycle is controlled so that the superheat degree of the steam flowing out from the expander (33a) having a correlation with the superheat degree of the superheated steam flowing into the expander (33a) is within a predetermined range. Therefore, Rankine cycle efficiency, that is, energy recovery efficiency can be improved.
請求項2に記載の発明では、液相流体を加熱して過熱蒸気を発生させる蒸気発生器(30)と、過熱蒸気を等エントロピ的に膨張させて動力を取り出す膨張機(33a)と、膨張機(33a)にて膨張を終えた蒸気を液化する凝縮器(11)と、液相流体を蒸気発生器(30)に送り出すポンプ(32)とを備え、蒸気発生器(30)の加熱温度と膨張機(33a)に流入する過熱蒸気の温度との温度差が所定範囲となるように、ポンプ(32)により送り出される液相流体の流量、及び膨張機(33a)の回転数のうち少なくとも一方を制御することを特徴とする。
In the invention according to
そして、蒸気発生器(30)の加熱温度と膨張機(33a)に流入する過熱蒸気の温度との温度差と膨張機(33a)に流入する過熱蒸気の過熱度とは相関関係を有するので、本発明も請求項1に記載の発明と同様にランキンサイクルの効率を向上させることができる。
And since the temperature difference between the heating temperature of the steam generator (30) and the temperature of the superheated steam flowing into the expander (33a) and the superheat degree of the superheated steam flowing into the expander (33a) have a correlation, In the present invention, the efficiency of the Rankine cycle can be improved in the same manner as the invention described in
請求項3に記載の発明では、膨張機(33a)に連結された回転機(33b)の負荷トルクを制御することにより、膨張機(33a)の回転数を制御することを特徴とするものである。
The invention according to
請求項4に記載の発明では、液相流体を加熱して過熱蒸気を発生させる蒸気発生器(30)と、過熱蒸気を等エントロピ的に膨張させて動力を取り出す膨張機(33a)と、膨張機(33a)にて膨張を終えた蒸気を液化する凝縮器(11)と、液相流体を蒸気発生器(30)に送り出すポンプ(32)とを備え、膨張機(33a)にて膨張を終えた蒸気の圧力が所定圧力以下となるように凝縮器(11)の冷却能力を制御することを特徴とする。
In the invention according to
これにより、凝縮器(11)内の圧力、つまり凝縮温度及び凝縮圧力が過度に上昇してしまうことを未然に防止でき得る。 Thereby, it can prevent beforehand that the pressure in a condenser (11), ie, a condensation temperature and a condensation pressure, rises excessively.
したがって、膨張機(33a)における圧力差が小さくなって膨張機(33a)でのエネルギ回収効率が低下してしまうことを防止できるので、ランキンサイクルの効率、つまりエネルギ回収効率を向上させることができる。 Accordingly, it is possible to prevent the pressure difference in the expander (33a) from becoming small and the energy recovery efficiency in the expander (33a) from being lowered, so that the Rankine cycle efficiency, that is, the energy recovery efficiency can be improved. .
請求項5に記載の発明では、液相流体を加熱して過熱蒸気を発生させる蒸気発生器(30)と、過熱蒸気を等エントロピ的に膨張させて動力を取り出す膨張機(33a)と、膨張機(33a)にて膨張を終えた蒸気を液化する凝縮器(11)と、液相流体を蒸気発生器(30)に送り出すポンプ(32)とを備え、膨張機(33a)に流入する過熱蒸気の過熱度が所定範囲となるように、凝縮器(11)の冷却能力を制御することを特徴とする。
In the invention according to
これにより、請求項4に記載の発明と同様にランキンサイクルの効率を向上させることができる。 Thereby, the efficiency of the Rankine cycle can be improved as in the invention of the fourth aspect .
請求項6に記載の発明では、液相流体を加熱して過熱蒸気を発生させる蒸気発生器(30)と、過熱蒸気を等エントロピ的に膨張させて動力を取り出す膨張機(33a)と、膨張機(33a)にて膨張を終えた蒸気を液化する凝縮器(11)と、液相流体を蒸気発生器(30)に送り出すポンプ(32)とを備え、蒸気発生器(30)に供給される流体量の増減に応じて凝縮器(11)の冷却能力を増減させることを特徴とする。 In the invention according to claim 6 , a steam generator (30) for heating the liquid phase fluid to generate superheated steam, an expander (33a) for taking out power by expanding the superheated steam isentropically, and expansion A condenser (11) for liquefying the steam that has been expanded in the machine (33a), and a pump (32) for sending the liquid phase fluid to the steam generator (30), which is supplied to the steam generator (30). The cooling capacity of the condenser (11) is increased / decreased according to the increase / decrease of the fluid amount.
これにより、請求項4に記載の発明と同様にランキンサイクルの効率を向上させることができる。 Thereby, the efficiency of the Rankine cycle can be improved as in the invention of the fourth aspect .
請求項7に記載の発明では、熱機関(20)で発生する廃熱を熱源として液相流体を加熱して過熱蒸気を発生させる蒸気発生器(30)と、過熱蒸気を等エントロピ的に膨張させて動力を取り出す膨張機(33a)と、膨張機(33a)にて膨張を終えた蒸気を液化する凝縮器(11)と、液相流体を蒸気発生器(30)に送り出すポンプ(32)とを備え、廃熱の温度が所定温度以上となったときには、膨張機(33a)の負荷トルクを所定トルク以下となるようにするとともに、ポンプ(32)の回転数を増加させることを特徴とする。 In the invention according to claim 7 , a steam generator (30) for generating superheated steam by heating a liquid phase fluid using waste heat generated in the heat engine (20) as a heat source, and expanding the superheated steam isentropically. An expander (33a) for extracting power, a condenser (11) for liquefying the steam that has been expanded by the expander (33a), and a pump (32) for sending the liquid phase fluid to the steam generator (30) When the temperature of the waste heat becomes equal to or higher than a predetermined temperature, the load torque of the expander (33a) is set to be equal to or lower than the predetermined torque, and the rotational speed of the pump (32) is increased. To do.
これにより、凝縮器(11)にて熱機関(20)の廃熱を放熱できるので、ラジエータ等の熱機関用の冷却器を廃止できる。Thereby, since the waste heat of the heat engine (20) can be radiated by the condenser (11), a cooler for the heat engine such as a radiator can be eliminated.
因みに、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。 Incidentally, the reference numerals in parentheses of each means described above are an example showing the correspondence with the specific means described in the embodiments described later.
(第1実施形態)
本実施形態は、本発明に係るランキンサイクルを車両に適用したものであって、図1は本実施形態に係るランキンサイクルの模式図である。
(First embodiment)
In this embodiment, the Rankine cycle according to the present invention is applied to a vehicle, and FIG. 1 is a schematic diagram of the Rankine cycle according to the present embodiment.
なお、本実施形態に係るランキンサイクルは、走行用動力を発生させる熱機関、つまりエンジン20で発生した廃熱からエネルギを回収するとともに、蒸気圧縮式冷凍機で発生した冷熱及び温熱を空調に利用するものである。以下、ランキンサイクルについて述べる。
The Rankine cycle according to the present embodiment recovers energy from a heat engine that generates power for traveling, that is, waste heat generated in the
圧縮機10は電動モータ又はエンジン20から動力を得て冷媒を吸入圧縮するものであり、凝縮器11は、流入する冷媒と外気とを熱交換して冷媒を冷却する放冷器である。
The
気液分離器12は凝縮器11から流出した冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離するレシーバであり、減圧器13は気液分離器12で分離された液相冷媒を減圧膨張させるもので、本実施形態では、冷媒を等エンタルピ的に減圧するとともに、圧縮機10に吸入される冷媒の過熱度が所定値となるように絞り開度を制御する温度式膨張弁を採用している。
The gas-
蒸発器14は、減圧器13にて減圧された冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる吸熱器であり、圧縮機10、凝縮器11、気液分離器12、減圧器13及び蒸発器14等にて低温側の熱を高温側に移動させる蒸気圧縮式冷凍機が構成される。
The
蒸気発生器30は、圧縮機10と凝縮器11とを繋ぐ冷媒回路に設けられて、この冷媒回路を流れる冷媒とエンジン冷却水とを熱交換することにより冷媒を加熱して過熱蒸気冷媒を生成する蒸気発生器であり、三方弁21によりエンジン20から流出したエンジン冷却水を蒸気発生器30に循環させる場合と循環させない場合とが切り替えられる。
The
第1バイパス回路31は、気液分離器12で分離された液相冷媒を蒸気発生器30のうち凝縮器11側の冷媒出入口側に導く冷媒通路であり、この第1バイパス回路31には、液相冷媒を循環させるための液ポンプ32及び気液分離器12側から蒸気発生器30側にのみ冷媒が流れることを許容する逆止弁31aが設けられている。
The
なお、本実施形態では、液ポンプ32の吸入側を気液分離器12より下方側に配置することにより、気液分離器12から液ポンプ32に至る配管で発生する圧力損失により圧力が低下して液相冷媒が気化してしまうことを抑制している。因みに、液ポンプ32は、本実施形態では、電動式のポンプである。
In this embodiment, by disposing the suction side of the
そして、圧縮機10と並列な冷媒回路には、蒸気発生器30から流出した過熱蒸気を膨張させて蒸気発生器30に与えられた熱エネルギを機械的(回転)エネルギとして回収するエネルギ回収機33が設けられている。
In the refrigerant circuit in parallel with the
なお、本実施形態では、膨張機33a及び膨張機33aから出力される機械的出力による駆動される発電機33bによりエネルギ回収機33が構成されており、発電機33bにより発電された電力は、バッテリ33cやキャパシタ等の蓄電手段に蓄えられる。
In the present embodiment, the
因みに、発電機33b、ロータに流すフィールド電流をレギュレータ等にて制御することにより、ロータの磁極及び回転磁界の強さを制御して発電電力を制御するもので、フィールド電流を増大させて回転磁界の強さを強くすると、発電機33bの負荷トルクが増大して発電機33b、つまり膨張機33aの回転数が低下し、逆に、フィールド電流を減少させて回転磁界の強さを弱くすると、発電機33bの負荷トルクが減少して発電機33b、つまり膨張機33aの回転数が増大する。
Incidentally, the
また、第2バイパス回路34は、膨張機33aの冷媒出口側と凝縮器11の冷媒入口側とを繋ぐ冷媒通路であり、この第2バイパス回路34には、膨張機33aの冷媒出口側から凝縮器11の冷媒入口側にのみ冷媒が流れることを許容する逆止弁34aが設けられている。
The
なお、逆止弁14aは蒸発器14の冷媒出口側から圧縮機10の吸入側にのみ冷媒が流れることを許容するもので、開閉弁35a〜35cは冷媒通路を開閉する電磁式のバルブである。
The
また、水ポンプ22はエンジン冷却水を循環させるもので、ラジエータ23はエンジン冷却水と外気とを熱交換してエンジン冷却水を冷却する熱交換器である。
The
なお、図1では、ラジエータ23を迂回させて冷却水を流すバイパス回路及びこのバイパス回路に流す冷却水量とラジエータ23に流す冷却水量とを調節する流量調整弁は省略されている。
In FIG. 1, a bypass circuit that bypasses the
因みに、水ポンプ22はエンジン20から動力を得て稼動する機械式のポンプであるが、電動モータにて駆動される電動ポンプを用いてもよいことは言うまでもない。
Incidentally, although the
ところで、廃熱温度センサ36aは、蒸気発生器30に供給されるエンジン冷却水温度、つまり蒸気発生器30における冷媒加熱温度を検出する温度検出手段であり、過熱蒸気圧センサ36bは、膨張機33aに供給される加熱蒸気の圧力を検出する圧力検出手段であり、過熱蒸気温度センサ36cは、膨張機33aに供給される加熱蒸気の温度を検出する温度検出手段であり、これらセンサ36a〜36cの検出値は電子制御装置(ECU)36に入力されている。
By the way, the waste
そして、ECU36は、センサ36a〜36cの検出値等に基づいて、ROMやHDD等の不揮発性記憶装置に記憶されたプログラムに従って発電機33bの負荷トルク(フィールド電流)や液ポンプ32の回転数、つまり液ポンプ32から送り出される液相冷媒の流量等を制御する。
Then, the
次に、本実施形態に係るランキンサイクルの作動を述べる。 Next, the operation of the Rankine cycle according to this embodiment will be described.
1.空調運転モード
この運転モードは、蒸発器14にて冷凍能力を発揮させながら凝縮器11にて冷媒を放冷する運転モードである。
1. Air-conditioning operation mode This operation mode is an operation mode in which the refrigerant is allowed to cool in the
なお、本実施形態では、蒸気圧縮式冷凍機で発生する冷熱、つまり吸熱作用を利用した冷房運転及び除湿運転にのみ蒸気圧縮式冷凍機を稼動させており、凝縮器11で発生する温熱を利用した暖房運転は行っていないが、暖房運転時であっても蒸気圧縮式冷凍機の作動は冷房運転及び除湿運転時と同じである。
In this embodiment, the vapor compression refrigerator is operated only for the cooling generated by the vapor compression refrigerator, that is, the cooling operation and the dehumidifying operation using the endothermic effect, and the warm heat generated by the
具体的には、液ポンプ32を停止させた状態で開閉弁35a、35cを開き、かつ、開閉弁35bを閉じて圧縮機10を稼動させるとともに、三方弁21を図1の破線で示すように作動させて蒸気発生器30を迂回させて冷却水を循環させるものである。
Specifically, the on-off
これにより、冷媒は、圧縮機10→蒸気発生器30→凝縮器11→気液分離器12→減圧器13→蒸発器14→圧縮機10の順に循環する。なお、蒸気発生器30にエンジン冷却水が循環しないので、蒸気発生器30にて冷媒は加熱されず、蒸気発生器30は単なる冷媒通路として機能する。
Accordingly, the refrigerant circulates in the order of the
したがって、減圧器13にて減圧された低圧冷媒は、室内に吹き出す空気から吸熱して蒸発し、この蒸発した気相冷媒は圧縮機10にて圧縮されて高温となって凝縮器11にて室外空気にて冷却されて凝縮する。
Therefore, the low-pressure refrigerant decompressed by the
なお、本実施形態では、冷媒としてフロン(HFC134a)を利用しているが、高圧側にて冷媒が液化する冷媒であれば、HFC134aに限定されるものではない。 In the present embodiment, chlorofluorocarbon (HFC134a) is used as the refrigerant. However, the refrigerant is not limited to HFC134a as long as the refrigerant is liquefied on the high-pressure side.
2.廃熱回収運転モード
この運転モードは、空調装置、つまり圧縮機10を停止させてエンジン20の廃熱を利用可能なエネルギとして回収するモードである。
2. Waste heat recovery operation mode This operation mode is a mode in which the air conditioner, that is, the
開閉弁35a、35cを閉じた状態で液ポンプ32を稼動させ、かつ、開閉弁35bを開いて圧縮機10を停止させるとともに、三方弁21を図1の実線で示すように作動させてエンジン20から流出したエンジン冷却水を蒸気発生器30に循環させるものである。
The
これにより、冷媒は、気液分離器12→液ポンプ32→第1バイパス回路31→蒸気発生器30→エネルギ回収機33(膨張機33a)→第2バイパス回路34→凝縮器11→気液分離器12の順に循環する。
Thereby, the refrigerant is gas-
したがって、膨張機33aには、蒸気発生器30にて加熱された過熱蒸気が流入し、膨張機33aに流入した蒸気冷媒は、膨張機33a内で等エントロピ的に膨張しながらそのエンタルピを低下させていく。このため、膨張機33aは、低下したエンタルピに相当する機械的エネルギを発電機33bに与え、発電機33bにより発電された電力は、バッテリ33cやキャパシタ等の蓄電器に蓄えられる。
Therefore, superheated steam heated by the
また、膨張機33aから流出した冷媒は、凝縮器11にて冷却されて凝縮し、気液分離器12に蓄えられ、気液分離器12内の液相冷媒は、液ポンプ32にて蒸気発生器30側に送られる。
The refrigerant flowing out of the
なお、液ポンプ32は、液相冷媒を蒸気発生器30に圧送する。
The
次に、廃熱回収運転モード時における液ポンプ32の回転数制御及び発電機33bの負荷トルク制御について述べる。
Next, we describe the load torque control of the rotational speed control and the
本実施形態は、膨張機33aに流入する過熱蒸気の過熱度が所定範囲(例えば、5deg〜10deg又は5deg〜15deg)となるように、液ポンプ32の回転数及び発電機33bの回転数、つまり膨張機33aの回転数を制御するものである。
In the present embodiment, the rotation speed of the
そして、図2は廃熱回収運転モード時における液ポンプ32の回転数制御及び発電機33bの負荷トルク制御の一例を示すフローチャートであり、以下、図2に示すフローチャートを説明する。
FIG. 2 is a flowchart showing an example of the rotational speed control of the
先ず、廃熱温度センサ36aの検出温度(廃熱温度Tw)、過熱蒸気圧センサ36bの検出圧力(膨張機33aの入口側冷媒圧力Pr)、及び過熱蒸気温度センサ36cの検出温度(膨張機33aの入口側冷媒温度Tr)を読み込み(S1)、入口側冷媒圧力Prにおける飽和ガス冷媒温度(=冷媒の蒸発温度)Tr・satを不揮発性記憶装置に記憶されたマップ等から算出する(S2)。
First, the detected temperature of the waste
次に、飽和ガス冷媒温度Tr・satと入口側冷媒温度Trとの温度差より膨張機33aの入口における冷媒過熱度SH(=Tr−Tr・sat)を算出し(S3)、冷媒過熱度SHが上記した所定の範囲となるように液ポンプ32の回転数を制御する(S4〜S6)。
Next, the refrigerant superheat degree SH (= Tr−Tr · sat) at the inlet of the
つまり、S4にて冷媒過熱度SHが上記した所定の範囲内にあるか否かを判定し、冷媒過熱度SHが上記した所定の範囲の上限値t2より大きいときには、液ポンプ32の回転数を増大させて蒸気発生器30に供給する液相冷媒量を増大させる(S5)。
That is, in S4, it is determined whether or not the refrigerant superheat degree SH is within the predetermined range. When the refrigerant superheat degree SH is larger than the upper limit value t2 of the predetermined range, the rotational speed of the
一方、冷媒過熱度SHが上記した所定の範囲の下限値t1以下のときには、液ポンプ32の回転数を減少させて蒸気発生器30に供給する液相冷媒量を減少させる(S6)。
On the other hand, when the refrigerant superheat degree SH is equal to or lower than the lower limit value t1 of the predetermined range, the number of liquid phase refrigerants supplied to the
なお、冷媒過熱度SHが上記した所定の範囲にあるとき、つまりt1<SH≦t2のときは、液ポンプ32の回転数は変化させず、現状の回転数を維持する。
Note that when the refrigerant superheat degree SH is in the above-described predetermined range, that is, when t1 <SH ≦ t2, the rotational speed of the
次に、廃熱温度Twと飽和ガス冷媒温度Tr・satとの温度差に基づいて膨張機33aの負荷トルク、つまり発電機33bの負荷トルクを制御する(S7〜S9)。
Next, the load torque of the
つまり、廃熱温度Twと飽和ガス冷媒温度Tr・satとの温度差は、廃熱から回収した熱エネルギの大きさを示すものであり、S7にて温度差Tw−Tr・satが所定範囲にあるか否かを判定して、温度差Tw−Tr・satが前記所定範囲の上限である所定温度差Δt4(例えば、15deg)より大きいときには、膨張機33aの負荷トルクを増大させて膨張機33aの回転数を低下させることにより入口側冷媒圧力Prを上昇させて飽和ガス冷媒温度Tr・satを上昇させる(S8)。
That is, the temperature difference between the waste heat temperature Tw and the saturated gas refrigerant temperature Tr · sat indicates the magnitude of the thermal energy recovered from the waste heat, and the temperature difference Tw−Tr · sat falls within a predetermined range in S7. When the temperature difference Tw−Tr · sat is larger than a predetermined temperature difference Δt4 (for example, 15 deg) that is the upper limit of the predetermined range, the load torque of the
一方、温度差Tw−Tr・satが前記所定範囲の下限である所定温度差Δt4より小さい所定温度差Δt3(例えば、10deg)以下のときは、膨張機33aの負荷トルクを減少させて膨張機33aの回転数を増大させることにより入口側冷媒圧力Prを低下させて飽和ガス冷媒温度Tr・satを低下させる(S9)。
On the other hand, when the temperature difference Tw−Tr · sat is equal to or smaller than a predetermined temperature difference Δt3 (for example, 10 deg) smaller than a predetermined temperature difference Δt4 that is the lower limit of the predetermined range, the load torque of the
なお、Δt3<Tw−Tr・sat≦Δt4のときは、膨張機33aの負荷トルクを変化させることなく、現状の負荷トルクを維持する。
When Δt3 <Tw−Tr · sat ≦ Δt4, the current load torque is maintained without changing the load torque of the
次に、本実施形態の作用効果を述べる。 Next, the function and effect of this embodiment will be described.
液ポンプ32の回転数が低く、蒸気発生器30に供給する液相冷媒流量が少ないと、蒸発潜熱として廃熱から回収することができる熱量が少なくなるので、廃熱回収効率が低下してしまう。
If the rotation speed of the
逆に、液ポンプ32の回転数が高く、蒸気発生器30に供給する液相冷媒流量が廃熱量に対して多いと、膨張機33aに過熱度が小さい過熱蒸気や気液二相状態の冷媒が供給されてしまうので、膨張機33aにおけるエネルギ回収効率が低下してしまう。
On the other hand, when the rotational speed of the
これに対して、本実施形態では、膨張機33aに供給される過熱蒸気の過熱度が所定範囲内となるようにランキンサイクルを制御するので、ランキンサイクルの効率、つまりエネルギ回収効率を向上させることができる。
On the other hand, in this embodiment, since the Rankine cycle is controlled so that the superheat degree of the superheated steam supplied to the
また、膨張機33aでは、過熱蒸気を等エントロピ的に減圧膨張させることにより過熱蒸気からエネルギを取り出すものであるので、膨張機33aにおける圧力差、つまり膨張機33aの入口側における冷媒圧力と膨張機33aの出口側における冷媒圧力との圧力差が大きいほど、多くのエネルギを取り出すことができる。
In the
このとき、膨張機33aの負荷トルクが小さく膨張機33aの回転数が比較的に高いときには、膨張機33aの入口側冷媒圧力が低下するので、膨張機33aにおける圧力差が小さくなり、エネルギ回収効率が低下する。
At this time, when the load torque of the
逆に、膨張機33aの負荷トルクが大きく膨張機33aの回転数が比較的に低いときには、膨張機33aの入口側冷媒圧力が上昇して、蒸気発生器30内の蒸発温度が上昇してしまうため、廃熱温度Twと蒸気冷媒との温度差が小さくなってしまい、廃熱回収効率が低下してしまう。
Conversely, when the load torque of the
これに対して、本実施形態では、廃熱温度Twと飽和ガス冷媒温度Tr・satとの温度差が所定範囲となるように膨張機33aの負荷トルクを制御しているので、膨張機33aにおける圧力差をできるだけ大きくとることが可能となり、ランキンサイクルのエネルギ回収効率を向上させることができる。
In contrast, in the present embodiment, the load torque of the
なお、上述の説明では、液ポンプ32のみにより冷媒過熱度SHを制御し、膨張機33aの負荷トルクのみにより膨張機33aにおける圧力差を制御されるように記載しているが、これは説明を容易にするためであり、実際には、液ポンプ32の回転数によっても膨張機33aにおける圧力差は変化し、同様に、膨張機33aの負荷トルクによっても冷媒過熱度SHは変化する。
In the above description, the refrigerant superheat degree SH is controlled only by the
つまり、本実施形態は、液ポンプ32の回転数及び膨張機33aの負荷トルクを適正に制御することにより、冷媒過熱度SH及び膨張機33aにおける圧力差を適正な値としてランキンサイクルのエネルギ回収効率を向上させるものである。
That is, in this embodiment, by appropriately controlling the rotational speed of the
(第2実施形態)
第1実施形態では、冷媒過熱度SHに基づいて液ポンプ32の回転数を制御したが、前述のごとく、飽和ガス冷媒温度Tr・satは、膨張機33aの入口側冷媒温度Trに基づいて算出され、飽和ガス冷媒温度Tr・satと入口側冷媒温度Trとは相関関係を有することから、廃熱温度Twと入口側冷媒温度Trとの温度差(Tw−Tr)に基づいて液ポンプ32の回転数を制御するこのである。
(Second Embodiment)
In the first embodiment, the rotation speed of the
すなわち、本実施形態は、廃熱温度Twと入口側冷媒温度Trとの温度差(Tw−Tr)を、例えば5deg〜10deg程度することにより膨張機33aに流入する過熱蒸気の過熱度が所定範囲となるように、液ポンプ32の回転数及び発電機33bの回転数、つまり膨張機33aの回転数を制御するものである。
That is, in the present embodiment, the degree of superheat of superheated steam flowing into the
そして、図3は本実施形態に係る廃熱回収運転モード時における液ポンプ32の回転数制御及び発電機33bの負荷トルク制御の一例を示すフローチャートであり、以下、図3に示すフローチャートを説明する。
FIG. 3 is a flowchart showing an example of the rotation speed control of the
先ず、廃熱温度Tw、膨張機33aの入口側冷媒圧力Pr、及び膨張機33aの入口側冷媒温度Trを読み込み(S11)、入口側冷媒圧力Prにおける飽和ガス冷媒温度(=冷媒の蒸発温度)Tr・satを不揮発性記憶装置に記憶されたマップ等から算出する(S12)。
First, the waste heat temperature Tw, the inlet side refrigerant pressure Pr of the
次に、廃熱温度Twと入口側冷媒温度Trとの温度差(Tw−Tr)を、例えば5deg〜10degとなるように液ポンプ32の回転数を制御する(S14〜S16)。
Next, the rotation speed of the
つまり、S14にて温度差(Tw−Tr)が上記した所定の範囲内にあるか否かを判定し、温度差(Tw−Tr)が上記した所定の範囲の上限値t2より大きいときには、液ポンプ32の回転数を増大させて蒸気発生器30に供給する液相冷媒量を増大させる(S15)。
That is, in S14, it is determined whether or not the temperature difference (Tw−Tr) is within the predetermined range. When the temperature difference (Tw−Tr) is larger than the upper limit value t2 of the predetermined range, The number of liquid refrigerants supplied to the
一方、温度差(Tw−Tr)が上記した所定の範囲の下限値t1以下のときには、液ポンプ32の回転数を減少させて蒸気発生器30に供給する液相冷媒量を減少させる(S16)。
On the other hand, when the temperature difference (Tw−Tr) is less than or equal to the lower limit value t1 of the predetermined range, the number of liquid phase refrigerants supplied to the
なお、温度差(Tw−Tr)が上記した所定の範囲にあるとき、つまりt1<SH≦t2のときは、液ポンプ32の回転数は変化させず、現状の回転数を維持する。
When the temperature difference (Tw−Tr) is in the predetermined range, that is, when t1 <SH ≦ t2, the rotational speed of the
次に、廃熱温度Twと飽和ガス冷媒温度Tr・satとの温度差に基づいて膨張機33aの負荷トルク、つまり発電機33bの負荷トルクを制御する(S17〜S19)。
Next, the load torque of the
つまり、S17にて温度差Tw−Tr・satが所定範囲にあるか否かを判定して、温度差Tw−Tr・satが所定温度差Δt4(例えば、15deg)より大きいときには、膨張機33aの負荷トルクを増大させて膨張機33aの回転数を低下させることにより入口側冷媒圧力Prを上昇させて飽和ガス冷媒温度Tr・satを上昇させる(S18)。
That is, in S17, it is determined whether or not the temperature difference Tw−Tr · sat is within a predetermined range, and when the temperature difference Tw−Tr · sat is larger than a predetermined temperature difference Δt4 (for example, 15 deg), the
一方、温度差Tw−Tr・satが所定温度差Δt4より小さい所定温度差Δt3(例えば、10deg)以下のときは、膨張機33aの負荷トルクを減少させて膨張機33aの回転数を増大させることにより入口側冷媒圧力Prを低下させて飽和ガス冷媒温度Tr・satを低下させる(S19)。
On the other hand, when the temperature difference Tw−Tr · sat is equal to or smaller than a predetermined temperature difference Δt3 (for example, 10 deg) smaller than the predetermined temperature difference Δt4, the load torque of the
なお、Δt3<Tw−Tr・sat≦Δt4のときは、膨張機33aの負荷トルクを変化させることなく、現状の負荷トルクを維持する。
When Δt3 <Tw−Tr · sat ≦ Δt4, the current load torque is maintained without changing the load torque of the
以上に述べたように本実施形態では、冷媒過熱度SHを算出する必要がないので、ECU36の演算負荷を低減することができる。
As described above, in this embodiment, since it is not necessary to calculate the refrigerant superheat degree SH, the calculation load of the
また、膨張機33aの入口側冷媒温度Trをできるだけ高くなるように制御することができ得るので、膨張機33aのエネルギ回収効率を向上させることができる。
Moreover, since the inlet side refrigerant temperature Tr of the
(第3実施形態)
第1、2実施形態では、過熱蒸気圧センサ36bにて入口側冷媒圧力Prを検出して飽和ガス冷媒温度Tr・satを算出したが、飽和ガス冷媒温度Tr・satは蒸気発生器30内の蒸発温度Treであることから、本実施形態では、図4に示すように、過熱蒸気圧センサ36bを廃止するとともに、蒸気発生器30の冷媒入口から出口に至るいずれかの部位にて蒸発温度Treを検出する蒸発温度センサ36dを設け、蒸発温度Treに基づいて液ポンプ32の回転数を制御するものである。
(Third embodiment)
In the first and second embodiments, the superheated
そして、図5は本実施形態に係る廃熱回収運転モード時における液ポンプ32の回転数制御及び発電機33bの負荷トルク制御の一例を示すフローチャートであり、以下、図5に示すフローチャートを説明する。
FIG. 5 is a flowchart showing an example of the rotational speed control of the
先ず、廃熱温度Tw、蒸発温度Tre、及び膨張機33aの入口側冷媒温度Trを読み込む(S21)。
First, the waste heat temperature Tw, the evaporation temperature Tre, and the inlet side refrigerant temperature Tr of the
次に、廃熱温度Twと入口側冷媒温度Trとの温度差(Tw−Tr)を、例えば5deg〜10degとなるように液ポンプ32の回転数を制御する(S22〜S24)。
Next, the rotation speed of the
つまり、S22にて温度差(Tw−Tr)が上記した所定の範囲内にあるか否かを判定し、温度差(Tw−Tr)が上記した所定の範囲の上限値t2より大きいときには、液ポンプ32の回転数を増大させて蒸気発生器30に供給する液相冷媒量を増大させる(S23)。
That is, in S22, it is determined whether or not the temperature difference (Tw−Tr) is within the predetermined range. When the temperature difference (Tw−Tr) is larger than the upper limit value t2 of the predetermined range, The number of liquid refrigerants supplied to the
一方、温度差(Tw−Tr)が上記した所定の範囲の下限値t1以下のときには、液ポンプ32の回転数を減少させて蒸気発生器30に供給する液相冷媒量を減少させる(S24)。
On the other hand, when the temperature difference (Tw−Tr) is less than or equal to the lower limit value t1 of the predetermined range, the amount of liquid refrigerant supplied to the
なお、温度差(Tw−Tr)が上記した所定の範囲にあるとき、つまりt1<SH≦t2のときは、液ポンプ32の回転数は変化させず、現状の回転数を維持する。
When the temperature difference (Tw−Tr) is in the predetermined range, that is, when t1 <SH ≦ t2, the rotational speed of the
次に、廃熱温度Twと蒸発温度Treとの温度差に基づいて膨張機33aの負荷トルク、つまり発電機33bの負荷トルクを制御する(S25〜S27)。
Next, based on the temperature difference between the waste heat temperature Tw and the evaporation temperature Tre, the load torque of the
つまり、S25にて温度差Tw−Treが所定範囲にあるか否かを判定して、温度差Tw−Treが所定温度差Δt4(例えば、15deg)より大きいときには、膨張機33aの負荷トルクを増大させて膨張機33aの回転数を低下させることにより入口側冷媒圧力Prを上昇させて蒸発温度Treを上昇させる(S26)。
That is, it is determined in S25 whether or not the temperature difference Tw-Tre is within a predetermined range, and when the temperature difference Tw-Tre is larger than a predetermined temperature difference Δt4 (for example, 15 deg), the load torque of the
一方、温度差Tw−Treが所定温度差Δt4より小さい所定温度差Δt3(例えば、10deg)以下のときは、膨張機33aの負荷トルクを減少させて膨張機33aの回転数を増大させることにより入口側冷媒圧力Prを低下させて蒸発温度Treを低下させる(S27)。
On the other hand, when the temperature difference Tw−Tre is equal to or smaller than a predetermined temperature difference Δt3 (for example, 10 deg) smaller than the predetermined temperature difference Δt4, the load torque of the
なお、Δt3<Tw−Tre≦Δt4のときは、膨張機33aの負荷トルクを変化させることなく、現状の負荷トルクを維持する。
When Δt3 <Tw−Tre ≦ Δt4, the current load torque is maintained without changing the load torque of the
以上に述べたように本実施形態では、冷媒過熱度SH及び飽和ガス冷媒温度Tr・satを算出する必要がないので、ECU36の演算負荷を低減することができる。
As described above, in the present embodiment, since it is not necessary to calculate the refrigerant superheat degree SH and the saturated gas refrigerant temperature Tr · sat, the calculation load of the
また、一般的に、圧力センサよりも温度センサ(サーミスタ)の方が安価であるので、ランキンサイクルの製造原価を低減することができる。 In general, since the temperature sensor (thermistor) is cheaper than the pressure sensor, the manufacturing cost of the Rankine cycle can be reduced.
(第4実施形態)
膨張機33aの入口における冷媒過熱度SHが所定範囲になるように液ポンプ32を制御するにあたって、第1実施形態では、膨張機33aの入口における冷媒過熱度SHを求め、この求めた冷媒過熱度SHに基づいて液ポンプ32を制御したが、本実施形態は、膨張機33aにて気相冷媒は等エントロピ膨張することから、膨張機33a出口側における冷媒過熱度SHが所定範囲になるように液ポンプ32を制御すれば、膨張機33aの入口における冷媒過熱度SHが自ずと所定範囲になるようになることを利用したものである。
(Fourth embodiment)
Refrigerant superheating degree SH at the inlet of the
すなわち、本実施形態では、図6に示すように、第3実施形態に係るランキンサイクルにおいて、過熱蒸気温度センサ36cを廃止して、膨張機33aの出口側に気相冷媒の温度を検出する蒸気温度センサ36e、及び凝縮器11の冷媒入口から出口に至るいずれかの部位にて冷媒の温度(凝縮温度Trc)を検出する凝縮温度センサ36fを設け、蒸気温度センサ36eの検出温度Trと凝縮温度センサの検出温度(凝縮温度Trc)との温度差(Tr−Trc)に基づいて液ポンプ32等を制御するものである。
That is, in this embodiment, as shown in FIG. 6, in the Rankine cycle according to the third embodiment, the superheated
そして、図7は本実施形態に係る廃熱回収運転モード時における液ポンプ32の回転数制御及び発電機33bの負荷トルク制御の一例を示すフローチャートであり、以下、図7に示すフローチャートを説明する。
FIG. 7 is a flowchart showing an example of the rotational speed control of the
先ず、廃熱温度Tw、蒸発温度Tre、膨張機33a出口温度Tr及び凝縮温度Trcを読み込む(S31)。
First, the waste heat temperature Tw, the evaporation temperature Tre, the outlet temperature Tr of the
次に、蒸気温度センサ36eの検出温度Trと凝縮温度センサの検出温度(凝縮温度Trc)との温度差(Tr−Trc)を、例えば5deg〜10degとなるように液ポンプ32の回転数を制御する(S32〜S34)。
Next, the rotational speed of the
つまり、S32にて温度差(Tr−Trc)が上記した所定の範囲内にあるか否かを判定し、温度差(Tr−Trc)が上記した所定の範囲の上限値t2より大きいときには、液ポンプ32の回転数を増大させて蒸気発生器30に供給する液相冷媒量を増大させる(S33)。
That is, in S32, it is determined whether or not the temperature difference (Tr−Trc) is within the predetermined range. When the temperature difference (Tr−Trc) is larger than the upper limit value t2 of the predetermined range, The amount of liquid refrigerant supplied to the
一方、温度差(Tr−Trc)が上記した所定の範囲の下限値t1以下のときには、液ポンプ32の回転数を減少させて蒸気発生器30に供給する液相冷媒量を減少させる(S34)。
On the other hand, when the temperature difference (Tr−Trc) is less than or equal to the lower limit value t1 of the predetermined range, the number of liquid phase refrigerants supplied to the
なお、温度差(Tr−Trc)が上記した所定の範囲にあるとき、つまりt1<SH≦t2のときは、液ポンプ32の回転数は変化させず、現状の回転数を維持する。
When the temperature difference (Tr−Trc) is in the predetermined range described above, that is, when t1 <SH ≦ t2, the rotational speed of the
次に、廃熱温度Twと蒸発温度Treとの温度差に基づいて膨張機33aの負荷トルク、つまり発電機33bの負荷トルクを制御する(S35〜S37)。
Next, the load torque of the
つまり、S35にて温度差(Tw−Tre)が所定範囲にあるか否かを判定して、温度差(Tw−Tre)が所定温度差Δt4(例えば、15deg)より大きいときには、膨張機33aの負荷トルクを増大させて膨張機33aの回転数を低下させることにより入口側冷媒圧力Prを上昇させて蒸発温度Treを上昇させる(S36)。
That is, it is determined in S35 whether or not the temperature difference (Tw−Tre) is within a predetermined range, and when the temperature difference (Tw−Tre) is larger than a predetermined temperature difference Δt4 (for example, 15 deg), the
一方、温度差(Tw−Tre)が所定温度差Δt4より小さい所定温度差Δt3(例えば、10deg)以下のときは、膨張機33aの負荷トルクを減少させて膨張機33aの回転数を増大させることにより入口側冷媒圧力Prを低下させて蒸発温度Treを低下させる(S37)。
On the other hand, when the temperature difference (Tw−Tre) is equal to or smaller than a predetermined temperature difference Δt3 (for example, 10 deg) smaller than the predetermined temperature difference Δt4, the load torque of the
なお、Δt3<Tw−Tre≦Δt4のときは、膨張機33aの負荷トルクを変化させることなく、現状の負荷トルクを維持する。
When Δt3 <Tw−Tre ≦ Δt4, the current load torque is maintained without changing the load torque of the
(第5実施形態)
上述の実施形態では、主に液ポンプ32の回転数を制御することにより、膨張機33aの入口側における冷媒過熱度SHが所定範囲となるようにしたが、本実施形態は、液ポンプ32の回転数制御に加えて、凝縮器11の冷却能力を制御することにより、膨張機33aの入口側における冷媒過熱度SHが所定範囲となるようにするものである。
(Fifth embodiment)
In the above-described embodiment, the refrigerant superheat degree SH on the inlet side of the
すなわち、図8に示すように、液ポンプ32に加えて、凝縮器11に冷却風を送風する送風機11aの送風量をECU36にて制御するものである。
That is, as shown in FIG. 8, in addition to the
そして、図9は本実施形態に係る廃熱回収運転モード時における液ポンプ32の回転数制御及び発電機33bの負荷トルク制御の一例を示すフローチャートであり、以下、図9に示すフローチャートを説明する。
FIG. 9 is a flowchart showing an example of the rotational speed control of the
先ず、廃熱温度Tw、膨張機33aの入口側冷媒圧力Pr、及び膨張機33aの入口側冷媒温度Trを読み込み(S41)、入口側冷媒圧力Prにおける飽和ガス冷媒温度(=冷媒の蒸発温度)Tr・satを不揮発性記憶装置に記憶されたマップ等から算出する(S42)。
First, the waste heat temperature Tw, the inlet side refrigerant pressure Pr of the
次に、飽和ガス冷媒温度Tr・satと入口側冷媒温度Trとの温度差より膨張機33aの入口における冷媒過熱度SH(=Tr−Tr・sat)を算出し(S43)、冷媒過熱度SHが上記した所定の範囲となるように液ポンプ32及び送風機11aの回転数を制御する(S44〜S48)。
Next, the refrigerant superheat degree SH (= Tr−Tr · sat) at the inlet of the
つまり、S44にて冷媒過熱度SHが上記した所定の範囲内にあるか否かを判定し、冷媒過熱度SHが上記した所定の範囲の上限値t2より大きいときには、液ポンプ32の回転数を増大させて蒸気発生器30に供給する液相冷媒量を増大させる(S45)とともに、送風機11aの回転数を増大させて凝縮器11の凝縮能力(冷却能力)を増大させる(S46)。
That is, in S44, it is determined whether or not the refrigerant superheat degree SH is within the predetermined range. When the refrigerant superheat degree SH is larger than the upper limit value t2 of the predetermined range, the rotational speed of the
一方、冷媒過熱度SHが上記した所定の範囲の下限値t1以下のときには、液ポンプ32の回転数を減少させて蒸気発生器30に供給する液相冷媒量を減少させる(S47)とともに、送風機11aの回転数を減少させて凝縮器11の凝縮能力(冷却能力)を低下させる(S48)。
On the other hand, when the refrigerant superheat degree SH is equal to or lower than the lower limit value t1 of the predetermined range, the amount of liquid refrigerant supplied to the
なお、冷媒過熱度SHが上記した所定の範囲にあるとき、つまりt1<SH≦t2のときは、液ポンプ32及び送風機11aの回転数は変化させず、現状の回転数を維持する。
Note that when the refrigerant superheat degree SH is in the above-described predetermined range, that is, when t1 <SH ≦ t2, the rotation speeds of the
次に、廃熱温度Twと飽和ガス冷媒温度Tr・satとの温度差に基づいて膨張機33aの負荷トルク、つまり発電機33bの負荷トルクを制御する(S49〜S51)。
Next, the load torque of the
つまり、廃熱温度Twと飽和ガス冷媒温度Tr・satとの温度差は、廃熱から回収した熱エネルギの大きさを示すものであり、S49にて温度差Tw−Tr・satが所定範囲にあるか否かを判定して、温度差Tw−Tr・satが前記所定範囲の上限である所定温度差Δt4(例えば、15deg)より大きいときには、膨張機33aの負荷トルクを増大させて膨張機33aの回転数を低下させることにより入口側冷媒圧力Prを上昇させて飽和ガス冷媒温度Tr・satを上昇させる(S50)。
That is, the temperature difference between the waste heat temperature Tw and the saturated gas refrigerant temperature Tr · sat indicates the magnitude of the thermal energy recovered from the waste heat, and the temperature difference Tw−Tr · sat falls within a predetermined range in S49. When the temperature difference Tw−Tr · sat is larger than a predetermined temperature difference Δt4 (for example, 15 deg) that is the upper limit of the predetermined range, the load torque of the
一方、温度差Tw−Tr・satが前記所定範囲の下限である所定温度差Δt4より小さい所定温度差Δt3(例えば、10deg)以下のときは、膨張機33aの負荷トルクを減少させて膨張機33aの回転数を増大させることにより入口側冷媒圧力Prを低下させて飽和ガス冷媒温度Tr・satを低下させる(S51)。
On the other hand, when the temperature difference Tw−Tr · sat is equal to or smaller than a predetermined temperature difference Δt3 (for example, 10 deg) smaller than a predetermined temperature difference Δt4 that is the lower limit of the predetermined range, the load torque of the
なお、Δt3<Tw−Tr・sat≦Δt4のときは、膨張機33aの負荷トルクを変化させることなく、現状の負荷トルクを維持する。
When Δt3 <Tw−Tr · sat ≦ Δt4, the current load torque is maintained without changing the load torque of the
因みに、図10は、液ポンプ32の回転数と送風機11aの回転数との関係を示す一例であり、本実施形態に係るランキンサイクルでは、両者を比例的に増減させている。
10 is an example showing the relationship between the rotational speed of the
次に、本実施形態の作用効果を述べる。 Next, the function and effect of this embodiment will be described.
本実施形態では、蒸気発生器30に供給される液相冷媒量が増大したときは凝縮器11の冷却能力を増大させ、蒸気発生器30に供給される液相冷媒量が減少したときは凝縮器11の冷却能力を減少させるので、凝縮器11内の圧力、つまり凝縮温度Trc及び凝縮圧力が過度に上昇してしまうことを未然に防止できる。
In the present embodiment, the cooling capacity of the
したがって、膨張機33aにおける圧力差が小さくなって膨張機33aでのエネルギ回収効率が低下してしまうことを防止できるので、ランキンサイクルの効率、つまりエネルギ回収効率を向上させることができる。
Therefore, it is possible to prevent the pressure difference in the
また、本実施形態では、図9に示すフローチャートからも明らかなように、凝縮器11の冷却能力を制御することにより、結果的には、膨張機33aの入口側における冷媒過熱度SHが所定範囲となるよう制御されるので、主に液ポンプ32の回転数で膨張機33aの入口側における冷媒過熱度SHを制御する第1実施形態に比べて、より効果的に膨張機33aの入口側における冷媒過熱度SHを制御することができる。
Further, in the present embodiment, as is apparent from the flowchart shown in FIG. 9, by controlling the cooling capacity of the
(第6実施形態)
本実施形態は、ランキンサイクル(廃熱回収)の運転・停止制御に関するものである。
(Sixth embodiment)
The present embodiment relates to operation / stop control of Rankine cycle (waste heat recovery).
また、本実施形態では、図11に示すように、三方弁21及びラジエータ22を廃止して、後述するように、蒸気発生器30を介して凝縮器11にてエンジン廃熱を大気中に放出している。
Further, in the present embodiment, as shown in FIG. 11, the three-
次に、本実施形態に係るランキンサイクルの作動を述べる。 Next, the operation of the Rankine cycle according to this embodiment will be described.
本実施形態に係るランキンサイクルは、廃熱温度Twが所定温度t1(例えば、80℃〜85℃)以下のときには、液ポンプ32を停止させて蒸気発生器30及び膨張機33aによる廃熱回収を停止し、廃熱温度Twが所定温度t1より高い所定温度t2(例えば、110℃〜120℃)より高いときには、送風機11aを最大回転数とした状態で膨張機33aを無負荷で稼動させるとともに、膨張機33aを始動させるときには、膨張機33aを略無負荷トルク状態で始動させた後に、膨張機33aに負荷トルクを与えるものである。
In the Rankine cycle according to the present embodiment, when the waste heat temperature Tw is equal to or lower than a predetermined temperature t1 (for example, 80 ° C. to 85 ° C.), the
そして、図12は本実施形態に係るランキンサイクルの運転・停止制御の一例を示すフローチャートであり、以下、図12に示すフローチャートを説明する。 FIG. 12 is a flowchart showing an example of Rankine cycle operation / stop control according to the present embodiment. Hereinafter, the flowchart shown in FIG. 12 will be described.
エンジン20が始動されると、先ず、判定値Xを0として判定値Xを初期化する(S61)。ここで、X=0とは液ポンプ32が停止していることを示し、X=1とは液ポンプ32が稼動していることを示す。
When the
次に、廃熱温度Twを読み込み(S62)、廃熱温度Twが所定温度範囲(t1〜t2)にあるか否かを判定して(S63)、廃熱温度Twが所定温度t1より低いときには、廃熱温度Twが廃熱回収を行うに十分な温度に到達していないものとして、判定値Xが0であるか否か、つまり現在、液ポンプ32が稼動しているか否かを判定する(S64)。
Next, the waste heat temperature Tw is read (S62), it is determined whether or not the waste heat temperature Tw is within a predetermined temperature range (t1 to t2) (S63), and the waste heat temperature Tw is lower than the predetermined temperature t1. Assuming that the waste heat temperature Tw does not reach a temperature sufficient for waste heat recovery, it is determined whether or not the determination value X is 0, that is, whether or not the
そして、現在、液ポンプ32が停止しているときには、そのままS62に戻り、現在、液ポンプ32が稼動しているときには、液ポンプ32を停止させた後(S65)、S62に戻る。
When the
また、廃熱温度Twが所定温度t1より高く、かつ、所定温度t2より低いときには、定常運転、つまり廃熱回収運転モードを行う。なお、廃熱回収運転モード時におけるランキンサイクルの作動は、上述の実施形態と同じである。 When the waste heat temperature Tw is higher than the predetermined temperature t1 and lower than the predetermined temperature t2, a steady operation, that is, a waste heat recovery operation mode is performed. The operation of the Rankine cycle in the waste heat recovery operation mode is the same as that in the above-described embodiment.
次に、判定値Xが0であるか否か、つまり現在、液ポンプ32が稼動しているか否かを判定し(S66)、判定値Xが0、つまり液ポンプ32が停止しているときには、膨張機33aを略無負荷トルク状態とした状態で液ポンプ32始動させて膨張機33aを始動させ、膨張機33aの回転数が所定回転数以上となったとき、又は始動後、所定時間が経過したときに、発電機33bにフィールド電流を通電して膨張機33aに負荷トルクを与えて(S67)、定常運転、つまり廃熱回収運転モードを行うとともに(S68)、判定値を1とする(S69)。
Next, it is determined whether or not the determination value X is 0, that is, whether or not the
なお、S66にて液ポンプ32が既に稼働中であると判定されたときには、定常運転を継続する。
When it is determined in S66 that the
また、廃熱温度Twが所定温度t2より高いときには、膨張機33aを略無負荷トルク状態とした状態で、液ポンプ32及び送風機11aを最大回転数で稼動させてエンジン20の廃熱を凝縮器11から大気中に放熱するとともに(S70)、判定値を1とする(S71)。
When the waste heat temperature Tw is higher than the predetermined temperature t2, the waste heat of the
なお、図13は本実施形態に係るランキンサイクルの廃熱温度Tw及び液ポンプ32の回転数の変化を示すチャートである。
FIG. 13 is a chart showing changes in the waste heat temperature Tw and the rotation speed of the
次に、本実施形態の作用効果を述べる。 Next, the function and effect of this embodiment will be described.
本実施形態では、熱機関をなすエンジン20の温度、つまり廃熱温度Twが低いときは、ランキンサイクルにて廃熱回収を実施しないので、エンジン20の温度が低下すること防止することができるとともに、エンジン20の暖機運転時間が長引いてしまうことを防止できる。
In the present embodiment, when the temperature of the
したがって、エンジン20を効率よく運転することができるとともに、エンジン20から排出される有害物質の総量を低減することができる。
Therefore, the
ところで、静摩擦係数は動摩擦係数より大きいことから、通常、膨張機33aに限らず、可動部分がある機械は、停止状態から稼動し始める時が最も摩擦抵抗が大きいので、膨張機33aに負荷トルクを与えた状態で膨張機33a、つまり液ポンプ32を始動させると、起動時に多量の冷媒を必要とする。
By the way, since the static friction coefficient is larger than the dynamic friction coefficient, the machine having a movable part is not limited to the
これに対して、本実施形態では、膨張機33aを略無負荷トルク状態とした状態で液ポンプ32始動させて膨張機33aを始動させた後、膨張機33aに負荷トルクを与えるので、比較的少量の冷媒にて膨張機33aの起動させることができる。
On the other hand, in this embodiment, the load pump is given to the
また、本実施形態では、凝縮器11にてエンジン20の廃熱を大気中に放熱するので、ラジエータを廃止することができ、システムの簡素化を図ることができ、車両への搭載性を向上させることができる。
Further, in the present embodiment, the waste heat of the
(第7実施形態)
本実施形態は、図1と同様な構成を有するランキンサイクルにおいて、廃熱温度Twが第1所定温度t3(例えば、110℃〜120℃)以上のときに、膨張機33aを所定回転数以上で運転させ、廃熱温度Twが第1所定温度t3より低い第2所定温度t4(例えば、80℃〜85℃)以下のときに、膨張機33aを停止させるものである。
(Seventh embodiment)
In the Rankine cycle having the same configuration as in FIG. 1, the present embodiment sets the
そして、図14は本実施形態に係るランキンサイクルの制御の一例を示すフローチャートであり、以下、図14に示すフローチャートを説明する。 FIG. 14 is a flowchart showing an example of Rankine cycle control according to the present embodiment. Hereinafter, the flowchart shown in FIG. 14 will be described.
エンジン20が始動されると、先ず、判定値Yを0として判定値Yを初期化する(S81)。ここで、Y=0とは液ポンプ32が停止していることを示し、Y=1とは液ポンプ32が稼動していることを示す。
When the
次に、廃熱温度Twを読み込み(S82)、液ポンプ32が停止しているか否か、つまり判定値Yが0であるか否かを判定し(S83)、液ポンプ32が停止しているときには、廃熱温度Twが第1所定温度t3以下であるか否かを判定する(S84)。
Next, read the waste heat temperature Tw (S82), whether the
そして、廃熱温度Twが第1所定温度t3より大きいときには、S82に戻り、廃熱温度Twが第1所定温度t3以下のときには、膨張機33aを略無負荷トルク状態とした状態で液ポンプ32始動させて膨張機33aを始動させ、膨張機33aの回転数が所定回転数以上となったとき、又は始動後、所定時間が経過したときに、発電機33bにフィールド電流を通電して膨張機33aに負荷トルクを与えて(S85)、膨張機33aの回転数Npが所定回転数Nmin以上となるようにして定常運転、つまり廃熱回収運転モードを行うとともに(S86)、判定値Yを1とする(S87)。
When the waste heat temperature Tw is higher than the first predetermined temperature t3, the process returns to S82, and when the waste heat temperature Tw is lower than the first predetermined temperature t3, the
また、S83にて液ポンプ32が稼働中であると判定されたときには、廃熱温度Twが第2所定温度t4より高いか否かを判定し(S88)、廃熱温度Twが第2所定温度t4より高いときには、膨張機33aの回転数Npが所定回転数Nmin以上となるようにして定常運転を行う(S86)。
When it is determined in S83 that the
一方、廃熱温度Twが第2所定温度t4以下のときには、液ポンプ32を停止させるとともに(S89)、判定値Yを0とする(S90)
なお、所定回転数Nminとは、膨張機33aの効率、つまり膨張機33aの冷媒出口側と入口側とのエンタルピ差に対する膨張機33aから出力されたエネルギの比に基づいて決定される回転数である。
On the other hand, when the waste heat temperature Tw is equal to or lower than the second predetermined temperature t4, the
The predetermined rotation speed Nmin is the rotation speed determined based on the efficiency of the
なお、図16は本実施形態に係るランキンサイクルの廃熱温度Tw及び液ポンプ32の回転数の変化を示すチャートである。
FIG. 16 is a chart showing changes in the waste heat temperature Tw and the rotational speed of the
次に、本実施形態の作用効果を述べる。 Next, the function and effect of this embodiment will be described.
本実施形態では、膨張機33aを稼動させるときは、常に所定回転数Nmin以上としているので、膨張機33aを効率よく運転することができる。
In this embodiment, when the
また、廃熱温度Twが所定温度以上のときのみ、膨張機33aを稼動させるので、可変容量型の膨張機や変速機構等を用いなくても効率良く膨張機33aを運転することができる。
Also, the waste heat temperature Tw is only when more than a predetermined temperature, so operating the
また、廃熱温度Twが第1所定温度t3以上のときに膨張機33aを所定回転数以上で運転させ、廃熱温度Twが第1所定温度より低い第2所定温度以下のときに膨張機33aを停止させるので、同一温度にて膨張機33aを始動又は停止させる場合に比べて、より多くの熱量を冷媒から動力として取り出すことができる。
Further, when the waste heat temperature Tw is equal to or higher than the first predetermined temperature t3, the
つまり、第1所定温度t3にて膨張機33aを始動又は停止させると、膨張機33aの稼働率が低下するので、冷媒から動力として取り出すことができるエネルギが低下する。
In other words, when the
また、前述のごとく、膨張機33aは、起動時に大きなエネルギを必要とすることから、逆に、第2所定温度t3にて膨張機33aを始動又は停止させると、始動初期に多量の冷媒を必要として膨張機33aの効率が低下してしまう。
Further, as described above, the
(その他の実施形態)
本発明は、上述の実施形態に限定されるものではなく、上述の実施形態のうち少なくとも2つの実施形態を組み合わせてもよい。
(Other embodiments)
The present invention is not limited to the above-described embodiment, and at least two of the above-described embodiments may be combined.
また、上述の実施形態では、エネルギ回収機33にて回収したエネルギを蓄電器にて蓄えたが、フライホィールによる運動エネルギ又はバネにより弾性エネルギ等の機械的エネルギとして蓄えてもよい。
Further, in the above-described embodiment, the energy recovered by the
また、上述の実施形態では、車両に本発明を適用したが、本発明の適用はこれに限定されるものではない。 In the above-described embodiment, the present invention is applied to a vehicle, but the application of the present invention is not limited to this.
10…圧縮機、11…凝縮器、12…気液分離器、13…減圧器、
14…蒸発器、20…エンジン、30…蒸気発生器、
31…第1バイパス回路、32…液ポンプ、33…エネルギ回収機、
33a…膨張機、33b…発電機、33c…バッテリ、
36…電子制御装置、36a…廃熱温度センサ、
36b…過熱蒸気圧センサ、36c…過熱蒸気温度センサ。
DESCRIPTION OF
14 ... Evaporator, 20 ... Engine, 30 ... Steam generator,
31 ... 1st bypass circuit, 32 ... Liquid pump, 33 ... Energy recovery machine,
33a ... expander, 33b ... generator, 33c ... battery,
36 ... Electronic control device, 36a ... Waste heat temperature sensor,
36b ... Superheated steam pressure sensor, 36c ... Superheated steam temperature sensor.
Claims (7)
過熱蒸気を等エントロピ的に膨張させて動力を取り出す膨張機(33a)と、
前記膨張機(33a)にて膨張を終えた蒸気を液化する凝縮器(11)と、
液相流体を前記蒸気発生器(30)に送り出すポンプ(32)とを備え、
前記膨張器(33a)から流出した流体の温度と前記凝縮器(11)における凝縮温度との温度差に基づいて、前記膨張機(33a)から流出する蒸気の過熱度が所定範囲となるように、前記ポンプ(32)により送り出される液相流体の流量、及び前記膨張機(33a)の回転数のうち少なくとも一方を制御すること特徴とするランキンサイクル。 A steam generator (30) for heating the liquid phase fluid to generate superheated steam;
An expander (33a) for taking out power by isotropically expanding the superheated steam;
A condenser (11) for liquefying the vapor that has been expanded in the expander (33a);
A pump (32) for delivering a liquid phase fluid to the steam generator (30),
Based on the temperature difference between the temperature of the fluid flowing out from the expander (33a) and the condensing temperature in the condenser (11), the degree of superheat of the steam flowing out from the expander (33a) is within a predetermined range. A Rankine cycle that controls at least one of a flow rate of the liquid-phase fluid delivered by the pump (32) and a rotational speed of the expander (33a).
過熱蒸気を等エントロピ的に膨張させて動力を取り出す膨張機(33a)と、
前記膨張機(33a)にて膨張を終えた蒸気を液化する凝縮器(11)と、
液相流体を前記蒸気発生器(30)に送り出すポンプ(32)とを備え、
前記蒸気発生器(30)の加熱温度と前記膨張機(33a)に流入する過熱蒸気の温度との温度差が所定範囲となるように、前記ポンプ(32)により送り出される液相流体の流量、及び前記膨張機(33a)の回転数のうち少なくとも一方を制御することを特徴とするランキンサイクル。 A steam generator (30) for heating the liquid phase fluid to generate superheated steam;
An expander (33a) for taking out power by isotropically expanding the superheated steam;
A condenser (11) for liquefying the vapor that has been expanded in the expander (33a);
A pump (32) for delivering a liquid phase fluid to the steam generator (30),
The flow rate of the liquid phase fluid sent out by the pump (32) so that the temperature difference between the heating temperature of the steam generator (30) and the temperature of the superheated steam flowing into the expander (33a) falls within a predetermined range; And at least one of the rotational speeds of the expander (33a) is controlled.
過熱蒸気を等エントロピ的に膨張させて動力を取り出す膨張機(33a)と、
前記膨張機(33a)にて膨張を終えた蒸気を液化する凝縮器(11)と、
液相流体を前記蒸気発生器(30)に送り出すポンプ(32)とを備え、
前記膨張機(33a)にて膨張を終えた蒸気の圧力が所定圧力以下となるように前記凝縮器(11)の冷却能力を制御することを特徴とするランキンサイクル。 A steam generator (30) for heating the liquid phase fluid to generate superheated steam;
An expander (33a) for taking out power by isotropically expanding the superheated steam;
A condenser (11) for liquefying the vapor that has been expanded in the expander (33a);
A pump (32) for delivering a liquid phase fluid to the steam generator (30),
The Rankine cycle, wherein the cooling capacity of the condenser (11) is controlled so that the pressure of the steam that has been expanded by the expander (33a) is equal to or lower than a predetermined pressure.
過熱蒸気を等エントロピ的に膨張させて動力を取り出す膨張機(33a)と、
前記膨張機(33a)にて膨張を終えた蒸気を液化する凝縮器(11)と、
液相流体を前記蒸気発生器(30)に送り出すポンプ(32)とを備え、
前記膨張機(33a)に流入する過熱蒸気の過熱度が所定範囲となるように、前記凝縮器(11)の冷却能力を制御することを特徴とするランキンサイクル。 A steam generator (30) for heating the liquid phase fluid to generate superheated steam;
An expander (33a) for taking out power by isotropically expanding the superheated steam;
A condenser (11) for liquefying the vapor that has been expanded in the expander (33a);
A pump (32) for delivering a liquid phase fluid to the steam generator (30),
The Rankine cycle characterized by controlling the cooling capacity of the condenser (11) so that the superheat degree of the superheated steam flowing into the expander (33a) falls within a predetermined range.
過熱蒸気を等エントロピ的に膨張させて動力を取り出す膨張機(33a)と、
前記膨張機(33a)にて膨張を終えた蒸気を液化する凝縮器(11)と、
液相流体を前記蒸気発生器(30)に送り出すポンプ(32)とを備え、
前記蒸気発生器(30)に供給される流体量の増減に応じて前記凝縮器(11)の冷却能力を増減させることを特徴とするランキンサイクル。 A steam generator (30) for heating the liquid phase fluid to generate superheated steam;
An expander (33a) for taking out power by isotropically expanding the superheated steam;
A condenser (11) for liquefying the vapor that has been expanded in the expander (33a);
A pump (32) for delivering a liquid phase fluid to the steam generator (30),
A Rankine cycle, wherein the cooling capacity of the condenser (11) is increased or decreased according to an increase or decrease in the amount of fluid supplied to the steam generator (30).
過熱蒸気を等エントロピ的に膨張させて動力を取り出す膨張機(33a)と、
前記膨張機(33a)にて膨張を終えた蒸気を液化する凝縮器(11)と、
液相流体を前記蒸気発生器(30)に送り出すポンプ(32)とを備え、
前記廃熱の温度が所定温度以上となったときには、前記膨張機(33a)の負荷トルクを所定トルク以下となるようにするとともに、前記ポンプ(32)の回転数を増加させることを特徴とするランキンサイクル。 A steam generator (30) for generating superheated steam by heating the liquid phase fluid using waste heat generated in the heat engine (20) as a heat source;
An expander (33a) for taking out power by isotropically expanding the superheated steam;
A condenser (11) for liquefying the vapor that has been expanded in the expander (33a);
A pump (32) for delivering a liquid phase fluid to the steam generator (30),
When the temperature of the waste heat becomes equal to or higher than a predetermined temperature, the load torque of the expander (33a) is set to be equal to or lower than the predetermined torque, and the rotational speed of the pump (32) is increased. Rankine cycle.
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