JP4337630B2 - スターリングエンジンの故障診断装置 - Google Patents

Description

本発明は、スターリングエンジンの故障診断装置に関し、特に、トルク計や指圧計などが必要なく、簡易な装置構成で、スターリングエンジンの故障診断を行うことができる、スターリングエンジンの故障診断装置に関する。

近年、乗用車やバス、トラック等の車両に搭載される内燃機関の排熱や工場排熱を回収する外燃機関として、理論熱効率に優れたスターリングエンジンが注目されてきている。

特開２００２−２６６７０１号公報（特許文献１）には、内燃機関の排気系にスターリングエンジンを設ける点が開示されている。
特開２００２−１１５５７４号公報（特許文献２）には、エンジンの排気系に設けたランキンサイクル装置の出力推定方法として、排気ガスのエネルギーと交換効率の積に基づいて推定する方法が開示されている。

特開２００２−２６６７０１号公報 特開２００２−１１５５７４号公報 特開平１−２４７７４７号公報 実開昭６３−１８３３５８号公報

外燃機関の故障診断を行うことが求められている。しかしながら、従来、外燃機関の故障診断装置として効果的なものは開示されていない。

本発明の目的は、外燃機関の故障診断装置を提供することである。

本発明のスターリングエンジンの故障診断装置は、内燃機関の排気系に設けられたスターリングエンジンにより熱エネルギーが回収される前の前記内燃機関の排気ガスの温度及び流量と、前記スターリングエンジンの回転数とに基づいて、前記スターリングエンジンにより熱エネルギーが回収された後の前記内燃機関の排気ガスの温度を推定する温度推定手段と、前記スターリングエンジンにより熱エネルギーが回収された後の前記内燃機関の排気ガスの温度を測定する温度測定手段と、前記推定された温度と、前記測定された温度に基づいて、前記スターリングエンジンの故障診断を行う故障診断手段とを備えたことを特徴とする。

上記本発明によれば、トルク計や指圧計などが必要なく簡易な装置構成でスターリングエンジンの故障診断を行うことができる。
また、スターリングエンジンに入力された熱エネルギーと、スターリングエンジンにより回収された熱エネルギーにより、スターリングエンジンで未回収の熱エネルギー量を推定するため、推定精度が向上する。
また、上記本発明によれば、内燃機関の排気ガスからの熱エネルギーの回収状況を示すスターリングエンジンの回転数に基づいて、熱エネルギーが回収された後の内燃機関の排気ガス熱媒体の温度を推定するため、推定精度が向上する。

本発明のスターリングエンジンの故障診断装置において、前記内燃機関の回転数と負荷トルクに基づいて、前記熱エネルギーが回収される前の前記内燃機関の排気ガスの温度を推定することを特徴としている。

本発明の外燃機関の故障診断装置において、前記故障診断手段は、前記推定された温度と、前記測定された温度との差の絶対値が所定値を越えたときに、前記外燃機関が故障していると診断することを特徴としている。

本発明の外燃機関の故障診断装置において、前記外燃機関が故障していると診断されたときには、その旨が報知されることを特徴としている。

本発明のスターリングエンジンの故障診断装置によれば、簡易な装置構成でスターリングエンジンの故障を診断することができる。

以下、本発明のスターリングエンジンの一実施形態につき図面を参照しつつ詳細に説明する。

（第１実施形態）
図１は、本実施形態のスターリングエンジンを示す正面図である。図１に示すように、本実施形態のスターリングエンジンは、α型（２ピストン形）のスターリングエンジン１０であり、二つのパワーピストン２０、３０を備えている。二つのパワーピストン２０、３０は、直列並行に配置されている。低温側パワーピストン３０のピストン３１は、図６に示すように、高温側パワーピストン２０のピストン２１に対して、クランク角で９０°程度遅れて動くように位相差がつけられている。

高温側パワーピストン２０のシリンダ（以下高温側シリンダという）２２の上部の空間（膨張空間）には、加熱器４７によって加熱された作動流体が流入する。低温側パワーピストン３０のシリンダ（以下低温側シリンダという）３２の上部の空間（圧縮空間）には、冷却器４５によって冷却された作動流体が流入する。

再生器（再生熱交換器）４６は、膨張空間と圧縮空間を作動流体が往復する際に熱を蓄える。即ち、膨張空間から圧縮空間へと作動流体が流れる時には、再生器４６は、作動流体より熱を受け取り、圧縮空間から膨張空間へと作動流体が流れる時には、蓄えられた熱を作動流体に渡す。

２つのピストン２１、３１の往復動に伴い、作動ガスの往復流動が生じて高温側シリンダ２２の膨張空間と低温側シリンダ３２の圧縮空間にある作動流体の割合が変化するとともに、全内容積も変わるため、圧力の変動が生じる。２つのピストン２１、３１がそれぞれ同位置にある場合の圧力を比較すると、膨張ピストン２１についてはその上昇時より下降時の方がかなり高く、圧縮ピストン３１については逆に低くなる。このため、膨張ピストン２１は外部に対し大きな正の仕事（膨張仕事）を行い、圧縮ピストン３１は外部から仕事（圧縮仕事）を受ける必要がある。膨張仕事は、一部が圧縮仕事に使われ、残りが駆動軸４０を介して出力として取り出される。

本実施形態のスターリングエンジン１０は、図２に示すように、車両において主エンジン（ガソリンエンジン、内燃機関）２００と共に用いられてハイブリッドシステムを構成する。即ち、スターリングエンジン１０は、主エンジン２００の排気ガスを熱源として用いた排気熱回収装置である。スターリングエンジン１０の加熱器４７が車両の主エンジン２００の排気管１００の内部に配置され、排気ガスから回収した熱エネルギーにより作動流体が加熱されてスターリングエンジン１０が作動する。

本実施形態のスターリングエンジン１０は、排気管１００の内部にその加熱器４７が収容されるというように車両内の限られたスペースに設置されるため、装置全体がコンパクトである方が設置の自由度が増す。そのために、スターリングエンジン１０では、２つのシリンダ２２、３２をＶ字形ではなく、直列並行に配置した構成を採用している。

加熱器４７が排気管１００の内部に配置されるに際しては、排気管１００の内部において相対的に高温の排気ガスが流れる排気ガスの上流側（主エンジン２００に近い側）１００ａに、加熱器４７の高温側シリンダ２２側が位置し、相対的に低温の排気ガスが流れる下流側（主エンジン２００から遠い側）１００ｂに加熱器４７の低温側シリンダ３２側が位置するように配置される。加熱器４７の高温側シリンダ２２側をより多く加熱するためである。

高温側シリンダ２２及び低温側シリンダ３２のそれぞれは、円筒状に形成されており、基準体である基板４２に支持されている。本実施形態においては、この基板４２が、スターリングエンジン１０の各構成要素の位置基準となる。このように構成されることで、スターリングエンジン１０の各構成要素の相対的位置精度が確保される。また、この基板４２は、スターリングエンジン１０が排熱回収対象である排気管（排気通路）１００等に取り付けられるときの基準として用いられることができる。

排気管１００のフランジ１００ｆに対して、断熱材（スペーサ、図示せず）を介して、基板４２が固定されている。基板４２には、高温側シリンダ２２の側面（外周面）２２ｃに設けられたフランジ２２ｆが固定されている。また、基板４２には、再生器４６の側面（外周面）４６ｃに設けられたフランジ４６ｆが固定されている。

排気管１００とスターリングエンジン１０とは、基板４２を介して取り付けられる。このとき、基板４２と、高温側シリンダ２２において加熱器４７が接続される側の端面（頂部２２ｂの上面）、及び低温側シリンダ３２において冷却器４５が接続される側の端面（頂面３２ａ）とが実質的に平行になるように、スターリングエンジン１０が基板４２に取り付けられる。あるいは、基板４２とクランクシャフト６１（又は駆動軸４０）の回転軸とが平行になるように、もしくは排気管１００の中心軸とクランクシャフト６１の回転軸とが平行になるように、スターリングエンジン１０が基板４２に取り付けられる。これにより、既存の排気管１００に大幅な設計変更を加えることなく、容易に排気管１００にスターリングエンジン１０を取り付けることができる。その結果、排熱回収対象である車両の内燃機関本体の性能や搭載性、騒音等の機能を損なうことなくスターリングエンジン１０を排気管１００に搭載することができる。また、同一仕様のスターリングエンジン１０を異なる排気管に取り付ける場合でも、加熱器４７の仕様を変更するだけで対応できるので、汎用性を向上させることができる。

スターリングエンジン１０は、車両の床下に配された排気管１００に隣接するスペースに、横置き、即ち、車両の床面（図示せず）に対して、高温側シリンダ２２及び低温側シリンダ３２のそれぞれの軸線方向が概ね平行になるように配置され、２つのピストン２１、３１は、水平方向に往復動される。本実施形態では、説明の便宜上、２つのピストン２１、３１の上死点側を上方向、下死点側を下方向であるとして説明する。

作動流体は、その平均圧力（後述するＰｍｅａｎ）が高い程、冷却器４５や加熱器４７による同じ温度差に対しての圧力差が大きくなるので高い出力が得られる。そのため、上記のように、高温側シリンダ２２、低温側シリンダ３２内の作動流体は高圧に保持されている。

ピストン２１，３１は、円柱状に形成されている。ピストン２１、３１の外周面とシリンダ２２、３２の内周面との間には、それぞれ数十μｍの微小クリアランスが設けられており、そのクリアランスには、スターリングエンジン１０の作動流体（空気）が介在している。ピストン２１，３１は、それぞれシリンダ２２、３２に対して空気軸受４８により非接触の状態で支持されている。したがって、ピストン２１，３１の周囲には、ピストンリングは設けられておらず、また、一般にピストンリングと共に使用される潤滑油も使用されていない。但し、シリンダ２２、３２の内周面には、固定潤滑材が付されている。空気軸受４８の作動流体の摺動抵抗は元々極めて低いが、更に低減するために、固定潤滑材が付されている。上記のように、空気軸受４８は、作動流体（気体）により膨張空間、圧縮空間それぞれの気密を保ち、リングレスかつオイルレスでクリアランスシールを行う。

加熱器４７は、複数の伝熱管（管群）４７ｔを有し、それらの複数の伝熱管４７tが概ねＵ字形の形状に形成されてなるものである。各伝熱管４７ｔの第１端部４７ｔａが高温側シリンダ２２の上部（頂部）（頂面２２ａ側の端面）２２ｂに接続されている。各伝熱管４７ｔの第２端部４７ｔｂが再生器４６の上部（加熱器４７側の端面）４６ａに接続されている。上記のように、加熱器４７が概ねＵ字形に形成されている理由については後述する。

再生器４６は、蓄熱材（マトリックス、図示せず）と、そのマトリックスが収容される再生器ハウジング４６ｈとを備えている。再生器ハウジング４６ｈには、高圧の作動流体が入るため、再生器ハウジング４６ｈは、耐圧容器である。再生器４６では、マトリックスとして、積層された金網が用いられている。

再生器４６には、上述した機能から、以下の条件が要求される。即ち、伝熱性能と蓄熱容量が高く、流動抵抗（流動損失、圧力損失）が小さいことのほか、作動流体の流れ方向の熱伝導率が小さく、温度勾配を大きくとれることが要求される。その金網の材料は、ステンレス鋼であることができる。積層された各金網のメッシュを通過するときに、その金網に作動流体の熱が蓄熱される。

加熱器４７において高温側シリンダ２２との接続部分（横断面形状）は、高温側シリンダ２２の上部（加熱器４７との接続部分）の開口形状（真円）と同じ形状・大きさとされている。同様に、加熱器４７において再生器４６との接続部分は、再生器４６の上面と同じ形状・大きさとされている。即ち、加熱器４７、再生器４６の断面形状は、高温側シリンダ２２及び低温側シリンダ３２の開口形状と同じ形状・大きさに形成されている。この構成により、作動流体の流路抵抗（流通抵抗）が低減される。

本実施形態では、カウンタウェイト９０が、スターリングエンジン１０全体の上下方向の大きさに与える影響を最小限に抑えるべく、スターリングエンジン１０全体の上下方向の大きさに影響を与えることなくスペースを確保可能な高温側シリンダ２２側にカウンタウェイト９０が設けられている。

次に、スターリングエンジン１０の出力推定方法について説明する。

図２に示すように、内燃機関（主エンジン）２００側で、主エンジン２００の排気ガス量Ｇ_Eと、回転数Ｎ_Eと、トルクＴorque_Eは求められている。排気ガス量Ｇ_Eは、主エンジン２００の吸気空気量と燃料使用量に基づいて求められることができる。

図１に示すように、排気管１００内には、スターリングエンジン１０が設けられた位置よりも、排気ガスの上流側（主エンジン２００に近い側）１００ａに温度センサＴ１が設けられ、下流側１００ｂに温度センサＴ２が設けられている。また、クランクケースには、クランクシャフト６１に設けられたカウンタウェイト９０の通過位置の近傍に回転数センサＮｓが設けられている。以下、温度センサＴ１で検出した温度を温度Ｔ１とし、温度センサＴ２で検出した温度を温度Ｔ２とし、回転数センサＮｓで検出した回転数を回転数Ｎｓとする。

温度Ｔ１は、スターリングエンジン１０に供給される排気ガスの温度である。温度Ｔ２は、スターリングエンジン１０の熱源として使用された後の排気ガスの温度である。回転数Ｎｓは、スターリングエンジン１０の回転数である。

スターリングエンジン１０の前後の排気ガス温度Ｔ１、Ｔ２と、主エンジン２００の排気ガス量Ｇ_Eから、スターリングエンジン１０への入熱量Ｑｉｎを下記式１より求める。

次に、下記式２に示すように、上記入熱量Ｑｉｎに、スターリングエンジン１０に固有の効率をかけてスターリングエンジン１０の出力を求める。

上記式[数２]の各固有効率η_i、η_R、η_mは、温度（Ｔ１、Ｔ２）、スターリングエンジン１０の回転数Ｎｓ、平均作動ガス圧Ｐｍｅａｎ（≒クランクケース圧）などの関数として、又は、マップとして事前に求めておく。また、図示効率η_iとは、スターリングエンジン１０の圧縮比などのスペック（諸元）で決まるサイクルの理論効率に対応する。

ここで、上記平均作動ガス圧Ｐｍｅａｎについて図６を参照して説明する。

図６は、高温側ピストン２１の頂面位置と低温側ピストン３１の頂面位置の変化を示している。上述したように、低温側ピストン３１は、高温側ピストン２１に対して、クランク角で９０°遅れて動くように位相差がつけられている。図６において、高温側ピストン２１の波形と、低温側ピストン３１の波形の合成波Ｗが筒内圧を示している。図６において、符号Ｐｍａｘは、圧縮工程時の筒内圧の最大値（最大圧縮圧力）を示している。符号Ｐｍｅａｎは、筒内圧の平均値である上記平均作動ガス圧を示している。

以上の上記式[数１]及び[数２]により、スターリングエンジン１０の出力を推定することができる。この場合、トルク計や指圧計を用いることなく、温度計Ｔ１、Ｔ２を用いるのみの簡易な装置構成で、スターリングエンジン１０の出力推定を行うことができる。

上記温度センサＴ１は、省略することができる。温度Ｔ１は、主エンジン２００の回転数Ｎ_Eと、負荷トルクＴorque_Eの関数として、又はマップとして事前に求めておくことができる。温度Ｔ１と、回転数Ｎ_Eと、負荷トルクＴorque_Eの関係は、図３に示す通りである。

また、温度センサＴ２は、省略することができる。温度Ｔ２は、温度Ｔ１と、主エンジン２００の排気ガス量Ｇ_Eと、スターリングエンジン１０の回転数Ｎｓの関数、又はマップとして事前に求めておくことができる。このように、温度センサＴ２を使用せずに、上記関数又はマップにより求めた温度Ｔ２の推定値を温度Ｔ２ｓと示す。温度Ｔ２ｓと、温度Ｔ１と、主エンジン２００の排気ガス量Ｇ_Eと、スターリングエンジン１０の回転数Ｎｓの関係は図４に示す通りである。

ここで、主エンジン２００の排気ガス量Ｇ_E及び温度Ｔ１は、スターリングエンジン１０への入力エネルギーに対応し、スターリングエンジン１０の回転数Ｎｓは、スターリングエンジン１０の回収エネルギーに対応し、推定温度Ｔ２ｓは、スターリングエンジン１０でも未回収のエネルギーに対応する。即ち、スターリングエンジン１０への入力エネルギー（Ｇ_E、温度Ｔ１）とスターリングエンジン１０の回収エネルギー（Ｎｓ）より、スターリングエンジン１０でも未回収のエネルギー（Ｔ２ｓ）を推定することになり、推定精度が向上する。

上記において、温度Ｔ２の推定に際して用いるパラメータとしては、上記スターリングエンジン１０の回転数Ｎｓに代えて、上記スターリングエンジン１０の回転数Ｎｓと上記平均作動ガス圧Ｐｍｅａｎによって決定される指標値を用いることができる。

上記のことから、温度センサＴ１及び温度センサＴ２を省略して、温度Ｔ１の推定値及び推定温度Ｔ２ｓに基づいて、上記[数１]及び［数２］を用いて、スターリングエンジン１０の出力を推定することができる。

上記のように推定されたスターリングエンジン１０の出力が車両の動力の一部として使用されるときには、このスターリングエンジン１０の推定された出力分だけ、主エンジン２００の出力を補正する。

次に、図５を参照して、スターリングエンジン１０の故障診断方法について説明する。

［ステップＳ１］
まず、主エンジン２００の排気ガス量Ｇ_Eと、温度Ｔ１と、温度Ｔ２と、スターリングエンジン１０の回転数Ｎｓを測定する。この場合、温度Ｔ１は、推定値であってもよい。次に、ステップＳ２が行われる。

［ステップ２］
次に、上記ステップ１で測定された、主エンジン２００の排気ガス量Ｇ_Eと、温度Ｔ１と、温度Ｔ２と、スターリングエンジン１０の回転数Ｎｓ（の時間変動分）に基づいて、定常状態であるか否かが判定される。その判定の結果、定常状態と判定されるまで、ステップＳ２の判定が繰り返される。定常状態であると判定されたときに、ステップＳ３が行われる。

［ステップＳ３］
次に、ステップＳ３では、上記ステップＳ２で定常状態と判定されたとき以降の主エンジン２００の排気ガス量Ｇ_Eと、温度Ｔ１と、スターリングエンジン１０の回転数Ｎｓの測定値に基づいて、Ｔ２ｓを推定する。その推定は、上記の通り、図４に示す関係に基づいて行われる。

［ステップＳ４］
次に、上記推定値Ｔ２ｓと、実測された温度Ｔ２（上記ステップＳ３での推定に使用された温度Ｔ２の値）との差をとる。その差分が予め設定された値Ｋよりも大きければ、スターリングエンジン１０に故障が発生していると判定する。その場合、推定値Ｔ２ｓと実測値Ｔ２との差分の絶対値が値Ｋよりも大きければ、故障有りと判断される。

上記ステップＳ４の結果、故障有り（異常）と判定された場合には、警報を発したり、スターリングエンジン１０に対して、制御上のガードをかけることができる。

なお、以上説明した、スターリングエンジン１０の出力の推定方法及びスターリングエンジン１０の故障診断方法において、各センサによる検出値等は、定常状態になる前（過渡状態）の変動の大きい値をそのまま用いると、正確な出力推定や故障診断ができないことになるため、定常状態になった後の値を用いることとする。この場合、検出値について、単位時間当たりの変化量が所定値以下になったときに、定常状態になったと判定されることができる。

以上のスターリングエンジン１０の出力の推定方法及びスターリングエンジン１０の故障診断方法は、スターリングエンジン以外の外燃機関を、排気熱回収に利用するときに適用することができる。

次に、上記のように、加熱器４７が概ねＵ字形（カーブ形状）に形成される理由について説明する。

スターリングエンジン１０の熱源は、上記のように車両の主エンジン２００の排気ガスであり、スターリングエンジンに専用に用意された熱源ではない。そのため、それほど高い熱量が得られるわけではなく、排気ガスの例えば約８００℃程度の熱量でスターリングエンジン１０が作動する必要がある。そのために、スターリングエンジン１０の加熱器４７は排気管１００内の排ガスから効率的に受熱する必要がある。

加熱器４７、再生器４６、冷却器４５からなる熱交換器の体積は、出力に直接的には関与しない無効容積となっており、熱交換器の体積が増えると、スターリングエンジン１０の出力が減少する。一方で、熱交換器の体積をコンパクトにすると、その分、熱交換が困難となり受熱量が減少し、スターリングエンジン１０の出力が減少する。これらのことから、無効容積の減少と受熱量の増加とを両立させるためには、熱交換器の効率を上げる必要がある。そのために、加熱器４７は効率的に受熱する必要がある。

排気管１００内の排ガスから効率的に受熱し、かつ効率的に熱交換するためには、加熱器４７の全てを過不足なく排気管１００内に収容するとともに、排気ガスから受熱しないように冷却器４５を排気管１００の外に出す構成が必要である。このことから、排気管１００においてスターリングエンジン１０が取り付けられるフランジ１００ｆを基準にすると、少なくとも冷却器４５の高さ分だけ低温側シリンダ３２の取付位置は、高温側シリンダ２２よりも低い位置となる。即ち、低温側シリンダ３２の上部に形成される圧縮空間の位置は、高温側シリンダ２２の上部に形成される膨張空間の位置よりも低い位置となり、圧縮ピストン３１の上死点は、膨張ピストン２１の上死点の位置よりも低い位置となる。

本実施形態では、圧縮ピストン３１と膨張ピストン２１の上死点の位置を変えるために、各ピストンピン６０ａ、６０ｂとそれぞれのピストン３１、２１との間を、長さの異なる延長部（ピストン支柱部）６４ｂ、６４ａで連結している。膨張ピストン２１の上死点の位置の方が圧縮ピストン３１の上死点の位置よりも高い分だけ、膨張ピストン２１に連結される延長部６４ａは、圧縮ピストン３１に連結される延長部６４ｂよりも長さが長い。

本実施形態では、膨張ピストン２１自体と圧縮ピストン３１自体の高さ（各ピストン２１，３１の上面と各ピストン２１，３１における延長部６４ａ、６４ｂとの連結点２１ｃ、３１ｃとの間の距離）は同じになるように構成されていることから、長さの異なる延長部６４ａ、６４ｂを用いて各ピストン２１，３１の上死点の位置を変えている。この構成に代えて、膨張ピストン側と圧縮ピストン側とで延長部自体の長さは同じにし、膨張ピストン自体と圧縮ピストン自体の高さを変えるようにして構成することで、膨張ピストンと圧縮ピストンの上死点の位置を変える構成を採ることもできる。このように、膨張ピストン自体の上下方向の長さを圧縮ピストン自体に比べて大きくする技術的意義について次に説明する。

スターリングエンジン１０の効率の低下を抑制するため、高温側パワーピストン２０における膨張空間以外の空間及び低温側のパワーピストン３０における圧縮空間以外の空間、即ち、高温側パワーピストン２０及び低温側のパワーピストン３０のそれぞれにおけるクランクシャフト６１の周辺の空間は、常温に保たれる必要がある。そのため、膨張空間の高温の作動流体がクランクシャフト６１の高温側パワーピストン２０側の周辺の空間に流入したり、圧縮空間の低温の作動流体がクランクシャフト６１の低温側のパワーピストン３０側の周辺の空間に流入することがないように、高温側シリンダ２２と膨張ピストン２１とのシール及び低温側シリンダ３２と圧縮ピストン３１とのシールが確実に行われる必要がある（後述のように、そのシールには空気軸受４８が使用されている）。

一方で、上記のように、膨張空間を高温にすべく、高温側シリンダ２２の頂部２２ｂ及び側面２２ｃの上部は、排気管１００の内部に収容されるため、高温側シリンダ２２の上部及び膨張ピストン２１の上部が熱膨張する。高温側シリンダ２２及び膨張ピストン２１のそれぞれの上部の熱膨張する部分では、シールが確実に行えないおそれがある。このことから、上記のように、膨張ピストン２１及び高温側シリンダ２２の上下方向の長さを長く設定し、これにより、膨張ピストン２１の上下方向に温度勾配を持たせて、熱膨張の影響を受けない部分（膨張ピストン２１の下部）にてシールが確実に行えるようにすることができる。また、高温側シリンダ２２と膨張ピストン２１との間は、膨張ピストン２１の下部（熱膨張の影響を受けない部分）にてシールされるので、そのシール部の移動距離を十分に確保して膨張空間を十分に圧縮するために、高温側シリンダ２２の上下方向の長さが長く設定されることができる。

熱源の種類を問わず、その熱源から効率的に受熱し、かつ効率的に熱交換するためには、加熱器は、熱エネルギーを受熱するための伝熱面積がなるべく大きく、かつ冷却器が受熱しない場所に配置可能であるという意味において、上記実施形態の構成が望ましい。

特に、排熱を利用する場合には熱エネルギーは管を介して排ガスとして供給される場合が殆どであることとも相俟って、例えば管の内部のように受熱可能な領域が限定されている場合に、伝熱面積が極力大きく、かつ冷却器が受熱しない場所に配置される構成としては、上述したスターリングエンジン１０の構成が優れている。以下に、スターリングエンジン１０の構成の技術的意義について更に述べる。

無効容積部分（冷却器、再生器、加熱器）が小さい方が良いことは前述の通りであるが、無効容積部分に湾曲した形状を有している場合、湾曲部の数が多いと流路抵抗が大きくなり、また湾曲部の曲率が小さいと流路抵抗は大きくなる。即ち、作動流体の圧力損失を考慮すると、湾曲部の数は単一であり曲率は大きい方が良い。この点に関し、加熱器４７は概ねＵ字形であり、湾曲形状となっているが、湾曲部の数は１つである。また、冷却器４５は、スターリングエンジン１０の小型化（上下寸法の短縮）のために、湾曲部を有した構成とされており、上記のような特徴を有する構成とされている。

また、図１に示すように、上記実施形態の無効容積部分の曲率に関しては、直列並行に配置された２つのシリンダ２２、３２の上部同士を連結し、かつ排気管１００の内部において作動流体の流動抵抗の増大を抑制すべく概ね同一面上に設定された高温側シリンダ２２の頂部２２ｂ及び再生器４６の上面４６ａと、排気管１００の上部内面との間の上下方向の高さと、加熱器４７の端部４７ｔａ、４７ｔｂと中央部４７ｃの最上部との間の高さが概ね同じ高さｈになる構成に合わせて、その曲率（カーブ形状）が設定されている。排気管１００の内部のような限定された空間内で排気ガスのような流体の熱源との接触面積を大きく確保するためには、上記のようなカーブ形状が望ましい。

以上の観点からすると、無効容積部分のうち加熱器は、その全体が排気管の内部のような熱源からの熱を受ける限定された空間（受熱空間）内に収容されるとともに、その受熱空間内で、熱源からの伝熱面積を最大限に確保可能でかつ流路抵抗が最小となるように、例えばＵ字形やＪ字形のようなカーブ形状に構成されるのがよい。

再生器４６は、作動流体の流路抵抗を最小限にしつつ配置するために、低温側シリンダ３２の延在方向（軸線方向）に沿って（同一軸線上に）直線状に構成される。このように、加熱器４７の第２端部４７ｔｂに連結される再生器４６は、低温側シリンダ３２の延在方向に沿って設けられる。加熱器４７の第１端部４７ｔａは、高温側シリンダ２２の上部に隙間無く接続される。これらのことから、少なくとも加熱器４７の第１端部４７ｔａ及び第２端部４７ｔｂ側には、それぞれ高温側シリンダ２２、低温側シリンダ３２の延在方向に沿う部分を有し、加熱器４７の中央部４７ｃは、上述したようなカーブ形状を有する場合が多いことになる。

上述した技術的理由から、加熱器４７は、直列並行に配置された２つのシリンダ２２，３２間で、途中で方向変換（ターン）する形状に構成されている。加熱器４７は、直列並行に配置された２つのシリンダ２２，３２間を連結する曲線部分とを有している。

次に、ピストン・シリンダのシール構造及びピストン・クランク部の機構について説明する。

上記のように、スターリングエンジン１０の熱源が車両の内燃機関の排気ガスであることから、得られる熱量に制約があり、その得られる熱量の範囲でスターリングエンジン１０を作動させる必要がある。そこで、本実施形態では、スターリングエンジン１０の内部フリクションを可能な限り低減させることとしている。本実施形態では、スターリングエンジンの内部フリクションのうち最も摩擦損失が大きいピストンリングによる摩擦損失を無くすため、ピストンリングを使用せずに、その代わりに、シリンダ２２、３２とピストン２１、３１との間には、それぞれ空気軸受（エアベアリング）４８が設けられる。

空気軸受４８は、摺動抵抗が極めて小さいため、スターリングエンジン１０の内部フリクションを大幅に低減させることができる。空気軸受４８を用いても、シリンダ２２、３２とピストン２１、３１との間の気密は確保されるため、高圧の作動流体が膨張・収縮の際に漏れるという問題は生じない。

空気軸受４８は、シリンダ２２、３２とピストン２１、３１の間の微小なクリアランスで発生する空気の圧力（分布）を利用して，ピストン２１、３１が空中に浮いた形となる軸受である。本実施形態の空気軸受４８では、シリンダ２２、３２とピストン２１、３１との間の直径クリアランスは数十μmである。空中に物体を浮上させる空気軸受を実現するには、機構的に空気圧が強くなる部分（圧力勾配）ができるようにする他に、後述するように高圧の空気を吹きつけるものでもよい。

本実施形態では、高圧の空気を吹き付けるタイプの空気軸受ではなく、医療用ガラス製注射器のシリンダとピストンの間で用いられている空気軸受と同じ構成の空気軸受が用いられる。

また、空気軸受４８を使用することで、ピストンリングで用いる潤滑油が不要となるので、潤滑油によりスターリングエンジン１０の熱交換器（再生器４６，加熱器４７）が劣化するという問題が発生しない。なお、本実施形態では、ピストンリングにおける摺動抵抗と潤滑油の問題が解消されれば足りるので、流体軸受のうち油を使用する油軸受を除いた、気体軸受であれば空気軸受４８に限られることなく適用することができる。

本実施形態のピストン２１、３１とシリンダ２２、３２との間には、静圧空気軸受を用いることも可能である。静圧空気軸受とは、加圧流体を噴出させ、発生した静圧によって物体（本実施形態ではピストン２１、３１）を浮上させるものである。また、静圧空気軸受に代えて、動圧空気軸受を用いることも可能である。

空気軸受４８を用いて、ピストン２１、３１をシリンダ２２、３２内で往復運動させる際には、直線運動精度を空気軸受４８の直径クリアランス未満にしなくてはならない。また、空気軸受４８の負荷能力が小さいため、ピストン２１、３１のサイドフォースを実質的にゼロにしなくてはならない。即ち、空気軸受４８は、シリンダ２２、３２の直径方向（横方向，スラスト方向）の力に耐える能力（耐圧能力）が低いため、シリンダ２２、３２の軸線に対するピストン２１、３１の直線運動精度が高い必要がある。特に、本実施形態で採用する、微小クリアランスの空気圧を用いて浮上させて支持するタイプの空気軸受４８は、高圧の空気を吹き付けるタイプに比べても、スラスト方向の力に対する耐圧能力が低いため、その分だけ高いピストンの直線運動精度が要求される。

上記の理由から、本実施形態では、ピストン・クランク部にグラスホッパの機構（近似直線リンク）５０を採用する。グラスホッパの機構５０は、他の直線近似機構（例えばワットの機構）に比べて、同じ直線運動精度を得るために必要な機構のサイズが小さくて済むため、装置全体がコンパクトになるという効果が得られる。特に、本実施形態のスターリングエンジン１０は、自動車の排気管の内部にその加熱器４７が収容されるというように限られたスペースに設置されるため、装置全体がコンパクトである方が設置の自由度が増す。また、グラスホッパの機構５０は、同じ直線運動精度を得るために必要な機構の重量が他の機構よりも軽量で済むため、燃費の点で有利である。さらに、グラスホッパの機構５０は、機構の構成が比較的簡単であるため、構成（製造・組み立て）し易い。

図７は、スターリングエンジン１０のピストン・クランク機構の概略構成を示している。本実施形態において、ピストン・クランク機構は、高温側パワーピストン２０側と低温側パワーピストン３０側とで共通の構成を採用しているため、以下では、低温側パワーピストン３０側についてのみ説明し、高温側パワーピストン２０側についての説明は省略する。

図７及び図１に示すように、圧縮ピストン３１の往復運動は、コネクティングロッド１０９によって駆動軸４０に伝達され、ここで、回転運動に変換される。コネクティングロッド１０９（６５ａ、６５ｂ）は、図７に示す近似直線機構５０によって支持されており、低温側シリンダ３２を直線状に往復運動させる。このように、コネクティングロッド１０９を近似直線機構５０によって支持することにより、圧縮ピストン３１のサイドフォースＦがほとんどゼロになるので、負荷能力の小さい空気軸受４８によって十分に圧縮ピストン３１を支持することができる。

本発明のスターリングエンジンの故障診断装置の第１実施形態のスターリングエンジンを示す正（断）面図である。 本発明のスターリングエンジンの故障診断装置の第１実施形態のスターリングエンジンと内燃機関の取り付け状態を示す上面図である。 本発明のスターリングエンジンの故障診断装置の第１実施形態の温度Ｔ１と、内燃機関の回転数と負荷トルクとの関係を示したグラフである。 本発明のスターリングエンジンの故障診断装置の第１実施形態の温度Ｔ２と、温度Ｔ１と、スターリングエンジンの回転数と内燃機関の排気ガス量との関係を示したグラフである。 本発明のスターリングエンジンの故障診断装置の第１実施形態において、故障診断方法を示すフローチャートである。 本発明の排気熱回収装置の第１実施形態の筒内圧を説明するグラフである。 本発明の排気熱回収装置の第１実施形態において、適用される直線近似機構を説明するための説明図である。

符号の説明

１０ スターリングエンジン
２０ 高温側パワーピストン
２１ 膨張ピストン
２２ 高温側シリンダ
２２ａ 高温側シリンダの上面
３０ 低温側パワーピストン
３１ 圧縮ピストン
３２ 低温側シリンダ
４０ 駆動軸
４５ 冷却器
４６ 再生器
４７ 加熱器
４７ｔａ 第１端部
４７ｔｂ 第２端部
５０ 近似直線機構
６１ クランクシャフト
６４ａ、６４ｂ 延長部
６５ａ、６５ｂ コネクティングロッド
９０ カウンタウェイト（バランスウェイト）
１００ 排気管
２００ 主エンジン
Ｔ１ 温度
Ｔ２ 温度
Ｎｓ 回転数

Claims (4)

1. 内燃機関の排気系に設けられたスターリングエンジンにより熱エネルギーが回収される前の前記内燃機関の排気ガスの温度及び流量と、前記スターリングエンジンの回転数とに基づいて、前記スターリングエンジンにより熱エネルギーが回収された後の前記内燃機関の排気ガスの温度を推定する温度推定手段と、
   前記スターリングエンジンにより熱エネルギーが回収された後の前記内燃機関の排気ガスの温度を測定する温度測定手段と、
   前記推定された温度と、前記測定された温度に基づいて、前記スターリングエンジンの故障診断を行う故障診断手段と
   を備えたことを特徴とするスターリングエンジンの故障診断装置。
2. 請求項１記載のスターリングエンジンの故障診断装置において、
   前記内燃機関の回転数と負荷トルクに基づいて、前記熱エネルギーが回収される前の前記内燃機関の排気ガスの温度を推定する
   ことを特徴とするスターリングエンジンの故障診断装置。
3. 請求項１または２に記載のスターリングエンジンの故障診断装置において、
   前記故障診断手段は、前記推定された温度と、前記測定された温度との差の絶対値が所定値を越えたときに、前記スターリングエンジンが故障していると診断する
   ことを特徴とするスターリングエンジンの故障診断装置。
4. 請求項１から３のいずれか１項に記載のスターリングエンジンの故障診断装置において、
   前記スターリングエンジンが故障していると診断されたときには、その旨が報知される
   ことを特徴とするスターリングエンジンの故障診断装置。

Images