JP4345573B2 - 熱エネルギ回収装置 - Google Patents

Description

本発明は、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２０に示すブレイトンサイクル機関がある。

この図２０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。

ここで、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１１３を介してクランクシャフト１４０に連結されている。

また、この圧縮機１１０には、逆止弁１１６を介して作動ガスをシリンダ１１１内に導く吸気流路１１４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１１７を介して導く排気流路１１５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１７０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１３３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１４０に連結されている。

また、この膨張機１３０には、開閉弁１３６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１３４と、開閉弁１３７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１３５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２１−１のＰ−Ｖ線図や図２１−２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１４０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１４０に結合されたフライホイール１６０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、この種の圧縮機及び膨張機を有する機関に類するものとしては、下記の特許文献１，２に開示されている。

特開平６−１７３７０２号公報 特開２０００−２６５８５３号公報

ところで、排気熱の回収効率は、圧縮機の圧縮比，膨張機の膨張比，作動ガスへの入熱量（高温流体の温度）に依存する。

しかしながら、上記特許文献１に開示された熱機関においては、圧縮比及び膨張比が一定である為、作動ガスへの入熱量が増加した際に、その増加量如何では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。

また、上記特許文献２に開示された熱機関は圧縮比及び膨張比を選択し得るよう構成されているが、その為に別途高温シリンダと低温シリンダを設けなければならず、圧縮機や膨張機自体で圧縮比や膨張比を可変させることができない。

そこで、本発明は、かかる従来例の有する不都合を改善し、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するブレイトンサイクル機関からなり、圧縮比を可変させる圧縮比可変装置を前記圧縮機に設けると共に当該圧縮機に吸入される作動流体の温度若しくは前記膨張機に導かれる作動流体の温度に応じて膨張比を可変させる膨張比可変装置を前記膨張機に設け、又は前記膨張機のみに前記膨張比可変装置を設けている。

この請求項１記載の発明によれば、圧縮比や膨張比を最適なものへと可変させることができるので、例えば熱交換器の高温流体の温度が一定で且つ圧縮機に吸入された作動流体の温度が異なる場合においても、熱エネルギを効率良く回収することができる。即ち、圧縮機に吸入される作動流体の温度が高い場合には熱交換器での熱交換量が少ないので、膨張比は小さい方が回収の効率が良く、その逆に、作動流体の温度が低い場合には熱交換器での熱交換量が多いので、膨張比は大きい方が回収の効率が良い。本発明は、そのような場合においても、圧縮比や膨張比の最適化が図れるので良好に熱エネルギを回収することができる。

また、上記目的を達成する為、請求項２記載の発明では、上記請求項１記載の熱エネルギ回収装置において、前記高温流体は内燃機関から排出されたものであり、この内燃機関の負荷状態に応じて前記圧縮比可変装置及び膨張比可変装置を作動させる制御手段を設けている。

この請求項２記載の発明によれば、内燃機関の負荷状態，即ち高温流体からの入熱量に応じた圧縮比や膨張比を設定し、より好適な熱エネルギの回収効率を達成することができる。これが為、例えば自動車の排気ガスの排気熱を高温流体として利用する場合のように、熱交換器の高温流体の温度が内燃機関の負荷に応じて変化する場合にあっても、良好に熱エネルギを回収することができる。

ここで、上述した各請求項１又は２に記載の熱エネルギ回収装置において、例えば、請求項３に記載の発明の如く、前記圧縮機は、作動流体を流入させる吸気側開閉弁と、ピストンにより圧縮された作動流体を排出させる排気側開閉弁とを備え、その吸気側開閉弁と排気側開閉弁の夫々の開閉タイミングを変更することによって圧縮比を変更するものであり、前記膨張機は、熱交換器で吸熱された作動流体を流入させる吸気側開閉弁と、膨張後の作動流体を排出させる排気側開閉弁とを備え、その吸気側開閉弁と排気側開閉弁の夫々の開閉タイミングを変更することによって膨張比を変更するものである。

本発明に係る熱エネルギ回収装置は、最適な圧縮比や膨張比を設定することができ、これが為、例えば、定容方式の圧縮機や膨張機であっても熱エネルギを効率良く回収することができる。

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３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（図示略）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（排気ガス）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している。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に示す内燃機関の排気流路７０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７０の上流側）へ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とを備えている。このピストン１２は、コネクティングロッド１３を介してクランクシャフト４０に連結される。

また、この圧縮機１０には、作動ガスをシリンダ１１内に導く吸気流路１４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１５と、その吸気流路１４の開閉を行う吸気側開閉弁１６と、その排気流路１５の開閉を行う排気側開閉弁１７とが設けられている。

ここで、本実施例１にあっては、その吸気側開閉弁１６を任意に作動させ得る吸気側可変動弁機構１８と、その排気側開閉弁１７を任意に作動させ得る排気側可変動弁機構１９とを設けている。

その吸気側可変動弁機構１８としては、例えば、駆動源たる電動モータと、この電動モータの駆動力を吸気側開閉弁１６に伝達する歯車群とで構成されたものがある。このような電動モータを駆動源とする吸気側可変動弁機構１８は、例えば、電動モータを正転させることで吸気側開閉弁１６を下降させてシリンダ１１内と吸気流路１４とを連通させる一方、電動モータを逆転させることで吸気側開閉弁１６を上昇させてシリンダ１１内と吸気流路１４とを閉塞させる。排気側可変動弁機構１９についても同様に構成することができる。

尚、これら吸気側可変動弁機構１８及び排気側可変動弁機構１９は、必ずしも電動モータを駆動源とするものに限定されず、例えば油圧を駆動源としたものであってもよい。

これら吸気側可変動弁機構１８及び排気側可変動弁機構１９は、後述するが如く、その動作が制御手段たる電子制御装置（ＥＣＵ）５０によって制御される。

このような、吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７並びに吸気側可変動弁機構１８及び排気側可変動弁機構１９によって、この圧縮機１０の圧縮比可変装置が構成される。即ち、この圧縮機１０は、その吸気側開閉弁１６と排気側開閉弁１７の夫々の開閉タイミングを変更することによって圧縮比を変更するものである。

続いて、上記膨張機３０について説明する。

この膨張機３０は、容積Ｖ_exp（ここではＶ_exp≧Ｖ_comp）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とを備えている。このピストン３２は、コネクティングロッド３３を介して圧縮機１０と同一のクランクシャフト４０に連結される。

また、この膨張機３０には、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３４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３５と、その吸気流路３４の開閉を行う吸気側開閉弁３６と、その排気流路３５の開閉を行う排気側開閉弁３７とが設けられている。

ここで、この膨張機３０においても、圧縮機１０と同様に、吸気側開閉弁３６を任意に作動させ得る吸気側可変動弁機構３８と、排気側開閉弁３７を任意に作動させ得る排気側可変動弁機構３９とが設けられており、その吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７並びに吸気側可変動弁機構３８及び排気側可変動弁機構３９によって、膨張比可変装置が構成される。即ち、この膨張機３０は、その吸気側開閉弁３６と排気側開閉弁３７の夫々の開閉タイミングを変更することによって膨張比を変更するものである。

以上示した本実施例１の排気熱回収装置には、クランクシャフト４０の回転角度を検出するクランク角度センサ６１と、圧縮機１０の吸気流路１４における作動ガスの圧力（以下「圧縮機入口圧力」という。）Ｐｉｎ_compを検出する圧縮機入口圧力センサ６２と、圧縮機１０の排気流路１５における作動ガスの圧力（以下「圧縮機出口圧力」という。）Ｐｏｕｔ_compを検出する圧縮機出口圧力センサ６３と、膨張機３０の吸気流路３４における作動ガスの温度（以下「膨張機入口温度」という。）Ｔｉｎ_expを検出する膨張機入口温度センサ６４と、膨張機３０の排気流路３５における作動ガスの圧力（以下「膨張機出口圧力」という。）Ｐｏｕｔ_expを検出する膨張機出口圧力センサ６５とが設けられている。

これら各センサ６１〜６５の検出信号は電子制御装置（ＥＣＵ）５０に出力され、その夫々の検出値に基づいて、電子制御装置５０が圧縮機１０の吸気側可変動弁機構１８及び排気側可変動弁機構１９並びに膨張機３０の吸気側可変動弁機構３８及び排気側可変動弁機構３９を制御する。

この電子制御装置５０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。

本実施例１の電子制御装置５０には、上記夫々の可変動弁機構１８，１９，３８，３９の動作を制御する制御機能として、最も排気熱の回収効率が良い圧縮機１０の圧力比（以下「最適圧力比」という。）ｒｂ_compを算出する最適圧力比算出機能と、最も排気熱の回収効率が良い膨張機３０の膨張比（以下「最適膨張比」という。）ｒｂ_expを算出する最適膨張比算出機能とが設けられている。

ここでいう圧縮機１０の圧力比ｒ_compとは、圧縮機入口圧力Ｐｉｎ_compと圧縮機出口圧力Ｐｏｕｔ_compとの比（＝Ｐｉｎ_comp／Ｐｏｕｔ_comp）のことをいう。また、膨張機３０の膨張比ｒ_expとは、膨張機入口圧力Ｐｉｎ_expと膨張機出口圧力Ｐｏｕｔ_expとの比（＝Ｐｉｎ_exp／Ｐｏｕｔ_exp）のことをいう。

ここで、本実施例１にあっては大気圧Ｐａの作動ガスが圧縮機１０に吸気されるので、圧縮機入口圧力Ｐｉｎ_compは「Ｐｉｎ_comp＝Ｐａ」となる。また、圧縮機１０と膨張機３０との間で作動ガスが等圧受熱されるので、圧縮機出口圧力Ｐｏｕｔ_compと膨張機入口圧力Ｐｉｎ_expは同一（Ｐｏｕｔ_comp＝Ｐｉｎ_exp）になる。

これが為、上記圧縮機１０の圧力比ｒ_compは下記の式１の如く表され、上記膨張機３０の膨張比ｒ_expは下記の式２の如く表される。

ｒ_comp＝Ｐｉｎ_comp／Ｐｏｕｔ_comp＝Ｐａ／Ｐｏｕｔ_comp … 式１

ｒ_exp＝Ｐｉｎ_exp／Ｐｏｕｔ_exp＝Ｐｏｕｔ_comp／Ｐｏｕｔ_exp … 式２

先ず、最適圧力比算出機能について説明する。

圧縮機１０の最適圧力比ｒｂ_compは、内燃機関の負荷状態（排気ガスの温度）により異なる。ここで、その排気ガスの温度は、膨張機入口温度Ｔｉｎ_expと略同等である。これが為、圧縮機１０の最適圧力比ｒｂ_compは、図２に示す如く膨張機入口温度（≒排気熱温度）Ｔｉｎ_expに依存し、この膨張機入口温度Ｔｉｎ_exp毎に異なる。これが為、予め実験等で求めた膨張機入口温度Ｔｉｎ_exp毎の圧力比ｒ_compのデータ（例えば図２に示す如き最適圧力比算出マップ）をバックアップＲＡＭに格納しておき、そのデータと膨張機入口温度Ｔｉｎ_expとから最適圧力比算出機能に最適圧力比ｒｂ_compを求めさせる。

続いて、最適膨張比算出機能について説明する。

この最適膨張比算出機能は、上記最適圧力比算出機能により求められた最適圧力比ｒｂ_compに基づいて最適膨張比ｒｂ_expを算出する。

即ち、本実施例１の如きブレイトンサイクル機関においては、吸気された大気圧Ｐａの作動ガスが最適圧力比ｒｂ_compで断熱圧縮され、最適膨張比ｒｂ_expで断熱膨張されると、その断熱膨張後の作動ガスの膨張機出口圧力Ｐｏｕｔ_expは大気圧Ｐａになる。これが為、「Ｐｏｕｔ_exp＝Ｐａ」を上記の式２に代入すると、膨張機３０の膨張比ｒ_expは、「ｒ_exp＝Ｐｏｕｔ_comp／Ｐａ」となり、これと上記の式１とから下記の式３の如く表される。

ｒ_exp＝１／ｒ_comp … 式３

そこで、この最適膨張比算出機能は、最適圧力比ｒｂ_compを用いて最適膨張比ｒｂ_exp（＝１／ｒｂ_comp）を求めることができる。

尚、膨張機３０の最適膨張比ｒｂ_expについても、圧縮機１０の最適圧力比ｒｂ_compと同様に膨張機入口温度Ｔｉｎ_expに依存する。これが為、予め実験等で求めた膨張機入口温度Ｔｉｎ_exp毎の膨張比ｒ_expのデータ（最適膨張比算出マップ）をバックアップＲＡＭに格納しておき、そのデータと膨張機入口温度Ｔｉｎ_expとから最適膨張比算出機能に最適膨張比ｒｂ_expを求めさせてもよい。

また、この電子制御装置５０には、最適圧力比ｒｂ_compになるよう圧縮機１０の吸気側可変動弁機構１８及び排気側可変動弁機構１９を作動させる圧縮機側可変動弁機構制御機能と、最適膨張比ｒｂ_expになるよう膨張機３０の吸気側可変動弁機構３８及び排気側可変動弁機構３９を作動させる膨張機側可変動弁機構制御機能とが設けられている。

先ず、圧縮機側可変動弁機構制御機能について説明する。

この圧縮機側可変動弁機構制御機能は、最適圧力比ｒｂ_compとなる吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７のクランク角度位置に応じた開弁タイミング又は閉弁タイミングの情報を下記の圧縮機側弁タイミングマップ（図示略）から読み込み、そのクランク角度位置において吸気側可変動弁機構１８及び排気側可変動弁機構１９を作動させるものである。

上記圧縮機側弁タイミングマップとは、クランクシャフト４０のクランク角度位置と当該クランク角度位置における吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７の開弁タイミング又は閉弁タイミングの対応情報を圧力比ｒ_comp毎に予め実験やシミュレーション等で求めたものであり、バックアップＲＡＭに格納されている。

また、膨張機３０側についても同様に膨張機側弁タイミングマップ（図示略）がバックアップＲＡＭに格納されており、膨張機側可変動弁機構制御機能は、最適膨張比ｒｂ_expとなる吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７のクランク角度位置に応じた開弁タイミング又は閉弁タイミングの情報を膨張機側弁タイミングマップから読み込み、そのクランク角度位置において吸気側可変動弁機構３８及び排気側可変動弁機構３９を作動させる。

その膨張機側弁タイミングマップとは、クランクシャフト４０のクランク角度位置と当該クランク角度位置における吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７の開弁タイミング又は閉弁タイミングの対応情報を膨張比ｒ_exp毎に予め実験やシミュレーション等で求めたものである。

更に、本実施例１の電子制御装置５０には、実際に最適圧力比ｒｂ_comp及び最適膨張比ｒｂ_expとなっているかを判定してフィードバック制御を行うフィードバック制御機能が設けられている。

以下に、本実施例１における排気熱回収装置の動作を図３のフローチャートに基づき説明する。

先ず、電子制御装置５０は、クランク角度センサ６１からクランクシャフト４０のクランク角度位置を検出する（ステップＳＴ１）。

続いて、この電子制御装置５０は、最適圧力比算出機能が膨張機入口温度センサ６４の出力信号から膨張機入口温度Ｔｉｎ_expを検出し（ステップＳＴ２）、この膨張機入口温度Ｔｉｎ_expに基づいてバックアップＲＡＭの最適圧力比算出マップから最適圧力比ｒｂ_compを求める（ステップＳＴ３）。更に、この電子制御装置５０は、最適膨張比算出機能が上記ステップＳＴ３で求めた最適圧力比ｒｂ_compを上述した式３に代入して、最適膨張比ｒｂ_exp（＝１／ｒｂ_comp）を求める（ステップＳＴ４）。

しかる後、この電子制御装置５０は、圧縮機側可変動弁機構制御機能により、上記ステップＳＴ３で求めた最適圧力比ｒｂ_compをパラメータとして、圧縮機側弁タイミングマップから圧縮機１０における吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７のクランク角度位置に応じた開弁タイミング又は閉弁タイミングの情報を読み込み、そのクランク角度位置において吸気側可変動弁機構１８及び排気側可変動弁機構１９を作動させて吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７を開弁又は閉弁させる（ステップＳＴ５）。

一方、この電子制御装置５０は、膨張機側可変動弁機構制御機能により、上記ステップＳＴ４で求めた最適膨張比ｒｂ_expをパラメータとして、膨張機側弁タイミングマップから膨張機３０における吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７のクランク角度位置に応じた開弁タイミング又は閉弁タイミングの情報を読み込み、そのクランク角度位置において吸気側可変動弁機構３８及び排気側可変動弁機構３９を作動させて吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７を開弁又は閉弁させる（ステップＳＴ６）。

このステップＳＴ５，ＳＴ６により、排気熱回収装置は、最適圧力比ｒｂ_comp及び最適膨張比ｒｂ_expで効率的に排気熱を回収し、その際のクランクシャフト４０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。

ここで、本実施例１の電子制御装置５０は、上記ステップＳＴ５，ＳＴ６の処理を終えた後、フィードバック制御機能によるフィードバック制御を行う。

具体的には、先ず、そのフィードバック制御機能は、圧縮機入口圧力センサ６２から圧縮機入口圧力Ｐｉｎ_comp（＝Ｐａ）を検出する（ステップＳＴ７）。

続いて、このフィードバック制御機能は、圧縮機出口圧力センサ６３から圧縮機出口圧力Ｐｏｕｔ_compを検出すると共に、膨張機出口圧力センサ６５から膨張機出口圧力Ｐｏｕｔ_expを検出する（ステップＳＴ８，ＳＴ９）。

しかる後、このフィードバック制御機能は、検出した圧縮機入口圧力Ｐｉｎ_compと圧縮機出口圧力Ｐｏｕｔ_compを前述した式１に代入し、その結果得られた圧力比ｒ_compが上記ステップＳＴ３で求めた最適圧力比ｒｂ_compになっているか否かを判定すると共に、検出した圧縮機出口圧力Ｐｏｕｔ_compと膨張機出口圧力Ｐｏｕｔ_expを前述した式２に代入し、その結果得られた膨張比ｒ_expが上記ステップＳＴ４で求めた最適膨張比ｒｂ_expになっているか否かを判定する（ステップＳＴ１０）。

ここで、最適圧力比ｒｂ_compで且つ最適膨張比ｒｂ_expになっていれば、一先ず本処理を終了して上記ステップＳＴ１に戻る。また、最適圧力比ｒｂ_compで且つ最適膨張比ｒｂ_expになっていなければ、上記ステップＳＴ２に戻り、再度同様の処理を繰り返す。

尚、最適膨張比ｒｂ_expになっているか否かの判定は、検出した膨張機出口圧力Ｐｏｕｔ_expが大気圧Ｐａとなっているか否かによって行ってもよく、かかる場合、その膨張機出口圧力Ｐｏｕｔ_expが大気圧Ｐａであれば最適膨張比ｒｂ_expになっていると判断する。

このように、本実施例１によれば、圧縮機１０の吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７並びに膨張機３０の吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７の動作タイミングを、熱交換器２０での作動ガスへの入熱量と相関を持つ膨張機入口温度Ｔｉｎ_expに応じて最適制御することによって、その圧縮機１０と膨張機３０においては夫々最適圧力比ｒｂ_compと最適膨張比ｒｂ_expが実現されるので、排気熱回収装置を入熱量に応じた最適な機関効率で動作させることができる。

即ち、圧縮機１０に吸入される作動流体の温度が高い場合には熱交換器２０での熱交換量が少ないので、膨張比は小さい方が回収の効率が良く、その逆に、作動流体の温度が低い場合には熱交換器２０での熱交換量が多いので、膨張比は大きい方が回収の効率が良い。そのような場合においても、本実施例１の排気熱回収装置は、最適圧力比ｒｂ_compと最適膨張比ｒｂ_expが得られるので良好に熱エネルギを回収することができる。これが為、例えば、自動車のように寒冷地や灼熱地等の圧縮機１０に吸入される作動流体の温度が異なる様々な環境下において使用される場合、一地域であったとしても季節や気候の変化により作動流体の温度が変化する場合等において、有効に熱エネルギを回収することができる。

更に、最適圧力比ｒｂ_compと最適膨張比ｒｂ_expで運転されているかを監視して、その最適値での運転を行うようにフィードバック制御しているので、常に排気熱回収装置を入熱量に応じた最適な機関効率で動作させることができる。

次に、本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例２を図４及び図５に基づいて説明する。尚、ここでも、その熱エネルギ回収装置として、内燃機関（図示略）の排気熱を回収する排気熱回収装置を例に挙げる。

本実施例２の排気熱回収装置は、前述した実施例１の排気熱回収装置から圧縮機入口圧力センサ６２，圧縮機出口圧力センサ６３及び膨張機出口圧力センサ６５を取り除き、更に、電子制御装置（ＥＣＵ）５０からフィードバック制御機能を取り除いたものであり、その他の構成については実施例１と同じである。

この本実施例２の排気熱回収装置における電子制御装置５０は、図５のフローチャートに示す如く、実施例１のステップＳＴ１〜ＳＴ６と同様の動作を行う。

即ち、先ず、クランクシャフト４０のクランク角度位置を検出する（ステップＳＴ１１）。そして、膨張機入口温度Ｔｉｎ_expを検出し（ステップＳＴ１２）、最適圧力比ｒｂ_compと最適膨張比ｒｂ_expを求める（ステップＳＴ１３，ＳＴ１４）。

しかる後、この電子制御装置５０は、圧縮機側可変動弁機構制御機能が圧縮機１０の吸気側可変動弁機構１８及び排気側可変動弁機構１９を作動させて吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７を開弁又は閉弁させる一方（ステップＳＴ１５）、膨張機側可変動弁機構制御機能が膨張機３０の吸気側可変動弁機構３８及び排気側可変動弁機構３９を作動させて吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７を開弁又は閉弁させる（ステップＳＴ１６）。

このように、本実施例２によれば、フィードバック制御は行えないが、圧縮機入口圧力センサ６２，圧縮機出口圧力センサ６３及び膨張機出口圧力センサ６５が不要になるので、実施例１よりも低コストで最適圧力比ｒｂ_compと最適膨張比ｒｂ_expを実現することができ、排気熱回収装置を入熱量に応じた最適な機関効率で動作させることができる。

次に、本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例３を図６及び図７に基づいて説明する。尚、ここでも、その熱エネルギ回収装置として、内燃機関（図示略）の排気熱を回収する排気熱回収装置を例に挙げる。

本実施例３の排気熱回収装置は、前述した実施例２の排気熱回収装置から膨張機入口温度センサ６４を更に取り除き、電子制御装置（ＥＣＵ）５０に膨張機入口温度Ｔｉｎ_expを推定する為の下記の機能を追加したものであり、その他の構成については実施例２と同じである。

本実施例３にあっては、上述したが如く膨張機入口温度センサ６４を設けていないので、膨張機入口温度Ｔｉｎ_expを直接検出することができない。ここで、その膨張機入口温度Ｔｉｎ_expは、圧縮機１０の排気流路１５における作動ガスの温度（以下「圧縮機出口温度」という。）Ｔｏｕｔ_compと熱交換器２０の熱交換器効率ｅがわかれば推定することができる。

そこで、本実施例３の電子制御装置５０には、圧縮機出口温度推定機能，熱交換器効率推定機能及び膨張機入口温度推定機能が設けられている。

先ず、上記圧縮機出口温度推定機能は、圧縮機１０における吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７の開弁タイミング又は閉弁タイミングの情報と前述した圧縮機側弁タイミングマップとから現在の圧縮機１０における最適圧力比ｒｂ_compを求め、この最適圧力比ｒｂ_compを前述した式１に代入して圧縮機出口圧力Ｐｏｕｔ_compを推定する機能を備えている。

この圧縮機出口温度推定機能は、推定した圧縮機出口圧力Ｐｏｕｔ_compを下記の式４に代入して圧縮機出口温度Ｔｏｕｔ_compを推定する。尚、この式４において、「Ｖ」は断熱圧縮後の作動ガスの体積であり、「ｎ」はモル数であり、「Ｒ」は気体定数である。

Ｔｏｕｔ_comp＝Ｐｏｕｔ_comp×Ｖ／ｎＲ … 式４

続いて、上記熱交換器効率推定機能は、内燃機関の機関回転数Ｎｅやアクセル開度θ_th等の負荷情報から機関負荷を算出し、この機関負荷に基づいて排気流路７０へと流入する内燃機関の排気ガスの温度を推定する機能を備えている。

ここでは、機関回転数Ｎｅやアクセル開度θ_th等の負荷情報と機関負荷との対応関係を表す機関負荷マップ（図示略），及び機関負荷と排気ガス温度との対応関係を表す排気ガス温度マップ（図示略）がバックアップＲＡＭに予め格納されており、これらのマップにより排気ガス温度の推定を行う。尚、内燃機関が予め排気ガス温度センサを具備しているのであれば、その排気ガス温度センサの出力信号から排気ガス温度の情報を取得してもよい。

ここで、熱交換器２０の熱交換器効率ｅは、排気ガス温度の高低に依存するものであり、その排気ガス温度に応じて一意に定められる。そこで、本実施例３にあっては、その熱交換器効率ｅと排気ガス温度との対応関係を表す熱交換器効率マップ（図示略）を予め実験等を行いバックアップＲＡＭ等に用意しておく。そして、熱交換器効率推定機能は、求めた排気ガス温度に応じた熱交換器効率ｅを熱交換器効率マップから推定する。

本実施例３の膨張機入口温度推定機能は、上記圧縮機出口温度推定機能により推定された圧縮機出口温度Ｔｏｕｔ_compと上記熱交換器効率推定機能により推定された熱交換器効率ｅとを乗算（式５）し、膨張機入口温度Ｔｉｎ_expの推定を行うものである。

Ｔｉｎ_exp＝Ｔｏｕｔ_comp×ｅ … 式５

以下に、本実施例３における排気熱回収装置の動作を図７のフローチャートに基づき説明する。

先ず、電子制御装置５０は、クランク角度センサ６１からクランクシャフト４０のクランク角度位置を検出する（ステップＳＴ３１）。

続いて、この電子制御装置５０は、熱交換器効率推定機能により、内燃機関の機関回転数Ｎｅやアクセル開度θ_th等の負荷情報と機関負荷マップとから機関負荷を算出し（ステップＳＴ３２）、この機関負荷と排気ガス温度マップとから内燃機関の排気ガス温度を推定する（ステップＳＴ３３）。

しかる後、この熱交換器効率推定機能は、熱交換器効率マップをバックアップＲＡＭから読み込み、上記ステップＳＴ３３で推定した排気ガス温度に対応する熱交換器効率ｅを推定する（ステップＳＴ３４）。

続いて、電子制御装置５０は、圧縮機出口温度推定機能により、圧縮機側弁タイミングマップをバックアップＲＡＭから読み込み、この圧縮機側弁タイミングマップから圧縮機１０における現在の吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７の開弁タイミング又は閉弁タイミングに対応する最適圧力比ｒｂ_compを求め、この最適圧力比ｒｂ_compを前述した式１に代入して圧縮機出口圧力Ｐｏｕｔ_compを推定する（ステップＳＴ３５）。

しかる後、この圧縮機出口温度推定機能は、上記ステップＳＴ３５で推定した圧縮機出口圧力Ｐｏｕｔ_compを式４に代入して圧縮機出口温度Ｔｏｕｔ_compを推定する（ステップＳＴ３６）。

そして、電子制御装置５０は、膨張機入口温度推定機能により、上記ステップＳＴ３４で推定した熱交換器効率ｅと上記ステップＳＴ３６で推定した圧縮機出口温度Ｔｏｕｔ_compとを乗算し、膨張機入口温度Ｔｉｎ_expを推定する（ステップＳＴ３７）。

本実施例３の電子制御装置５０は、その推定した膨張機入口温度Ｔｉｎ_expに基づいて実施例２と同様に最適圧力比算出マップから最適圧力比ｒｂ_compを求め（ステップＳＴ３８）、更に、最適膨張比ｒｂ_expを求める（ステップＳＴ３９）。

以降、この電子制御装置５０は、実施例２のステップＳＴ１５〜ＳＴ１６と同様にして、圧縮機１０の吸気側可変動弁機構１８及び排気側可変動弁機構１９を作動させて吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７を開弁又は閉弁させる一方（ステップＳＴ４０）、膨張機３０の吸気側可変動弁機構３８及び排気側可変動弁機構３９を作動させて吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７を開弁又は閉弁させる（ステップＳＴ４１）。

このように、本実施例３によれば、内燃機関においては機関回転数Ｎｅやアクセル開度θ_th等の負荷情報を得る為のセンサを通常具備しており、このセンサの出力信号を利用することで更に膨張機入口温度センサ６４も不要になるので、より低コストで実施例２と同様の効果を奏することができる。

次に、本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例４を図８に基づいて説明する。尚、ここでも、その熱エネルギ回収装置として、内燃機関（図示略）の排気熱を回収する排気熱回収装置を例に挙げる。

本実施例４の排気熱回収装置は、前述した実施例１において、クランクシャフト４０の回転に対する圧縮機１０の吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７と膨張機３０の吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７の動作回数（以下、夫々「圧縮機開閉弁動作回数」、「膨張機開閉弁動作回数」という。）が同一のままでは膨張機３０で最適な断熱膨張を行うことができない場合の処理動作を追加したものである。

例えば、クランクシャフト４０が１回転するに当たり、圧縮機１０において所定の開弁タイミング又は閉弁タイミングで吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７を夫々１回ずつ開閉動作させると、作動ガスが最適圧力比ｒｂ_compで断熱圧縮されるものとする。かかる場合に熱交換器２０での入熱量が大きすぎると、膨張機３０において所定の開弁タイミング又は閉弁タイミングで吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７を夫々１回ずつ開閉動作させただけでは最適な断熱膨張が行われないときがある。

そこで、本実施例４の電子制御装置（ＥＣＵ）５０には、圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数とが同一のままで最適な断熱膨張を行い得るか否かを判定する判定機能を設ける。

具体的に、この判定機能には熱交換器２０での入熱量を算出する機能が設けられており、この判定機能は、算出した入熱量と所定の閾値とを比較して、算出した入熱量が閾値よりも大きければ、圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数とが同一のままでは最適な断熱膨張を行い得ないとの判定を行う。

ここで、本実施例４の所定の閾値としては、圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数とが同一のままで最適な断熱膨張を行い得る入熱量の最大値を予め求めて設定しておく。

また、上記の入熱量の算出機能は、内燃機関から排出された排気ガス（高温流体）の排気エネルギと熱交換器２０の熱交換器効率ｅとを乗算することにより入熱量を求める。

これが為、本実施例４の電子制御装置５０には、その排気エネルギを算出する機能と、熱交換器効率ｅを算出する機能とが設けられている。

本実施例４における排気エネルギの算出機能は、内燃機関の負荷の状態から排気エネルギを求めるものであり、例えば、機関回転数Ｎｅやアクセル開度θ_th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熱交換器２０に流入する排気エネルギを求める。

尚、本実施例４における熱交換器効率ｅの算出機能は、前述した実施例３と同様のものを用いる。

更に、本実施例４の電子制御装置（ＥＣＵ）５０には、入熱量に応じた圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数との比（圧縮機開閉弁／膨張機開閉弁動作回数比）を求める機能も設けられており、本実施例４の圧縮機側可変動弁機構制御機能と膨張機側可変動弁機構制御機能は、その圧縮機開閉弁／膨張機開閉弁動作回数比も考慮して夫々の可変動弁機構１８，１９，３８，３９の動作を制御する。

以下に、本実施例４における排気熱回収装置の動作を図８のフローチャートに基づき説明する。

この本実施例４の排気熱回収装置における電子制御装置５０は、先ず、実施例１のステップＳＴ１〜ＳＴ４と同様の処理動作を行い、最適圧力比ｒｂ_compと最適膨張比ｒｂ_expを求める（ステップＳＴ５１〜ＳＴ５４）。

その後、本実施例４にあっては、上記判定機能が熱交換器２０への入熱量を算出し、この入熱量と所定の閾値とを比較して、圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数とが同一のままで最適な断熱膨張を行い得るか否かを判定する（ステップＳＴ５５）。

ここで、最適な断熱膨張を行い得るとの判定結果が出た場合、この電子制御装置５０は、実施例１のステップＳＴ５〜ＳＴ６と同様にして、圧縮機１０の吸気側可変動弁機構１８及び排気側可変動弁機構１９を作動させて吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７を開弁又は閉弁させる一方（ステップＳＴ５６）、膨張機３０の吸気側可変動弁機構３８及び排気側可変動弁機構３９を作動させて吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７を開弁又は閉弁させる（ステップＳＴ５７）。この場合、クランクシャフト４０の回転に対する圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数は、例えば、クランクシャフト４０の回転に応じて、夫々１回，２回等、同一回数で動作する。

また、上記ステップＳＴ５５にて圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数とが同一のままでは最適な断熱膨張を行い得ないとの判定結果が出た場合、この電子制御装置５０は、その入熱量に応じた圧縮機開閉弁／膨張機開閉弁動作回数比を求める（ステップＳＴ５８）。ここでの圧縮機開閉弁／膨張機開閉弁動作回数比は、「圧縮機開閉弁動作回数＜膨張機開閉弁動作回数」となるよう設定される。

そして、その圧縮機開閉弁／膨張機開閉弁動作回数比となるように、上記ステップＳＴ５６，ＳＴ５７にて、圧縮機１０の吸気側可変動弁機構１８及び排気側可変動弁機構１９を作動させて吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７を開弁又は閉弁させる一方、膨張機３０の吸気側可変動弁機構３８及び排気側可変動弁機構３９を作動させて吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７を開弁又は閉弁させる。

例えば、クランクシャフト４０が２回転するに当たり、圧縮機１０の吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７は１回ずつ開閉させ、膨張機３０の吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７は２回ずつ開閉させる。

かかる場合、クランクシャフト４０の１回転目の回転時に、圧縮機１０においては吸気側開閉弁１６を開弁させて吸気行程を行った後、吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７を閉弁状態にして断熱圧縮行程を行う一方、膨張機３０においては吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７の開閉により断熱膨張行程と等圧放熱行程を行う。そして、クランクシャフト４０の２回転目の回転時に、圧縮機１０においては排気側開閉弁１７を開弁させて排気行程を行った後、吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７を閉弁状態にする一方、膨張機３０においては吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７の開閉により断熱膨張行程と等圧放熱行程を行う。

また、他のパターンとしては次のものも考えられる。先ず、クランクシャフト４０の１回転目の回転時に、圧縮機１０においては吸気側開閉弁１６を開弁させて吸気行程を行い、吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７を閉弁状態にして断熱圧縮行程を行った後、排気側開閉弁１７を開弁させて排気行程を行う一方、膨張機３０においては吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７の開閉により断熱膨張行程と等圧放熱行程を行う。そして、クランクシャフト４０の２回転目の回転時に、圧縮機１０の吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７を閉弁状態のままにし、膨張機３０において吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７の開閉による断熱膨張行程と等圧放熱行程を行う。

そのようにして圧縮機１０の吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７と膨張機３０の吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７が設定された後、本実施例４の電子制御装置５０は、実施例１のステップＳＴ７〜ＳＴ１０と同様にしてフィードバック制御を行う（ステップＳＴ５９〜ＳＴ６２）。

このように、本実施例４によれば、前述した実施例１と同様の効果を奏するだけでなく、圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数が同一のままでは膨張機３０で最適な断熱膨張を行うことができない場合においても最適圧力比ｒｂ_compと最適膨張比ｒｂ_expを実現することができ、実施例１よりも有効に排気熱回収装置を入熱量に応じた最適な機関効率で動作させることができる。これが為、例えば本実施例４の如く自動車の排気ガスの排気熱を高温流体として利用する場合においては、熱交換器２０の高温流体の温度が内燃機関の負荷に応じて変化しても、良好に熱エネルギを回収することができる。

次に、本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例５を図９に基づいて説明する。尚、ここでも、その熱エネルギ回収装置として、内燃機関（図示略）の排気熱を回収する排気熱回収装置を例に挙げる。

本実施例５の排気熱回収装置は、前述した実施例２においてクランクシャフト４０の回転に対する圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数とが同一のままでは膨張機３０で最適な断熱膨張を行うことができない場合の処理動作を追加したものであり、前述した実施例４と同様の処理機能を設けたものである。

この本実施例５の排気熱回収装置における電子制御装置５０は、先ず、実施例２のステップＳＴ１１〜ＳＴ１４と同様の処理動作を行い、最適圧力比ｒｂ_compと最適膨張比ｒｂ_expを求める（ステップＳＴ７１〜ＳＴ７４）。

その後、本実施例５にあっては、実施例４のステップＳＴ５５と同様に、圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数とが同一のままで最適な断熱膨張を行い得るか否かを判定する（ステップＳＴ７５）。

ここで、最適な断熱膨張を行い得るとの判定結果が出た場合、この電子制御装置５０は、実施例２のステップＳＴ１５〜ＳＴ１６と同様にして、圧縮機１０の吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７を開弁又は閉弁させる一方（ステップＳＴ７６）、膨張機３０の吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７を開弁又は閉弁させる（ステップＳＴ７７）。この場合、クランクシャフト４０の回転に対する圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数は、例えば、クランクシャフト４０の回転に応じて、夫々１回，２回等、同一回数で動作する。

また、上記ステップＳＴ７５にて圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数とが同一のままでは最適な断熱膨張を行い得ないとの判定結果が出た場合、この電子制御装置５０は、実施例４のステップＳＴ５８と同様に、その入熱量に応じた圧縮機開閉弁／膨張機開閉弁動作回数比を求める（ステップＳＴ７８）。ここでも、圧縮機開閉弁／膨張機開閉弁動作回数比は、「圧縮機開閉弁動作回数＜膨張機開閉弁動作回数」となるよう設定される。

そして、その圧縮機開閉弁／膨張機開閉弁動作回数比となるように、上記ステップＳＴ７６，ＳＴ７７にて、圧縮機１０の吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７を開弁又は閉弁させる一方、膨張機３０の吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７を開弁又は閉弁させる。例えば、クランクシャフト４０が２回転するに当たり、圧縮機１０の吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７は１回ずつ開閉させ、膨張機３０の吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７は２回ずつ開閉させる。

このように、本実施例５によれば、前述した実施例２と同様の効果を奏するだけでなく、圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数が同一のままでは膨張機３０で最適な断熱膨張を行うことができない場合においても最適圧力比ｒｂ_compと最適膨張比ｒｂ_expを実現することができ、実施例２よりも有効に排気熱回収装置を入熱量に応じた最適な機関効率で動作させることができる。

次に、本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例６を図１０に基づいて説明する。尚、ここでも、その熱エネルギ回収装置として、内燃機関（図示略）の排気熱を回収する排気熱回収装置を例に挙げる。

本実施例６の排気熱回収装置は、前述した実施例３においてクランクシャフト４０の回転に対する圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数とが同一のままでは膨張機３０で最適な断熱膨張を行うことができない場合の処理動作を追加したものであり、前述した実施例４と同様の処理機能を設けたものである。

この本実施例６の排気熱回収装置における電子制御装置５０は、先ず、実施例３のステップＳＴ３１〜ＳＴ３９と同様の処理動作を行い、最適圧力比ｒｂ_compと最適膨張比ｒｂ_expを求める（ステップＳＴ８１〜ＳＴ８９）。

その後、本実施例６にあっては、実施例４のステップＳＴ５５と同様に、圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数とが同一のままで最適な断熱膨張を行い得るか否かを判定する（ステップＳＴ９０）。

ここで、最適な断熱膨張を行い得るとの判定結果が出た場合、この電子制御装置５０は、実施例３のステップＳＴ４０〜ＳＴ４１と同様にして、圧縮機１０の吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７を開弁又は閉弁させる一方（ステップＳＴ９１）、膨張機３０の吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７を開弁又は閉弁させる（ステップＳＴ９２）。この場合、クランクシャフト４０の回転に対する圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数は、例えば、クランクシャフト４０の回転に応じて、夫々１回，２回等、同一回数で動作する。

また、上記ステップＳＴ９０にて圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数とが同一のままでは最適な断熱膨張を行い得ないとの判定結果が出た場合、この電子制御装置５０は、実施例４のステップＳＴ５８と同様に、その入熱量に応じた圧縮機開閉弁／膨張機開閉弁動作回数比を求める（ステップＳＴ９３）。ここでも、圧縮機開閉弁／膨張機開閉弁動作回数比は、「圧縮機開閉弁動作回数＜膨張機開閉弁動作回数」となるよう設定される。

そして、その圧縮機開閉弁／膨張機開閉弁動作回数比となるように、上記ステップＳＴ９１，ＳＴ９２にて、圧縮機１０の吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７を開弁又は閉弁させる一方、膨張機３０の吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７を開弁又は閉弁させる。例えば、クランクシャフト４０が２回転するに当たり、圧縮機１０の吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７は１回ずつ開閉させ、膨張機３０の吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７は２回ずつ開閉させる。

このように、本実施例６によれば、前述した実施例３と同様の効果を奏するだけでなく、圧縮機開閉弁動作回数と膨張機開閉弁動作回数が同一のままでは膨張機３０で最適な断熱膨張を行うことができない場合においても最適圧力比ｒｂ_compと最適膨張比ｒｂ_expを実現することができ、実施例３よりも有効に排気熱回収装置を入熱量に応じた最適な機関効率で動作させることができる。

次に、本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例７を図１１及び図１２に基づいて説明する。尚、ここでも、その熱エネルギ回収装置として、内燃機関（図示略）の排気熱を回収する排気熱回収装置を例に挙げる。

本実施例７の排気熱回収装置は、前述した実施例１の排気熱回収装置から圧縮機入口圧力センサ６２及び圧縮機出口圧力センサ６３を取り除くと共に、圧縮機１０を図１１に示す圧縮機１０Ａへと変更し、更に、これに伴って電子制御装置（ＥＣＵ）５０の制御機能を変更したものであり、その他の構成については実施例１と同じである。

最初に、本実施例７の圧縮機１０Ａについて説明する。

前述した実施例１の圧縮機１０においては、吸気側可変動弁機構１８及び排気側可変動弁機構１９により開閉動作が行われる吸気側開閉弁１６及び排気側開閉弁１７を具備している。このような圧縮機１０は、吸気側可変動弁機構１８及び排気側可変動弁機構１９を制御することにより圧力比ｒ_compの調整が図れるので有用であるが、その一方で構造が複雑になると共に高コスト化を招来してしまう。

そこで、本実施例７の圧縮機１０Ａは、圧力比ｒ_compの調整を行うことはできないが簡易構造で低コスト化を図り得るリード弁１６Ａ，１７Ａを吸気側と排気側に適用する。吸気側リード弁１６Ａは、吸気流路１４上に配設され、圧力差により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１４への逆流を防ぐものである。また、排気側リード弁１７Ａは、排気流路１５上に配設され、断熱圧縮された作動ガスを圧力差により熱交換器２０の第２流路２２に流入させる一方、シリンダ１１内への逆流を防ぐものである。

このようなリード弁１６Ａ，１７Ａを用いることによってクランクシャフト４０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１０Ａの弁構造を構築することができる。

続いて、本実施例７の電子制御装置（ＥＣＵ）５０について説明する。

本実施例７の電子制御装置５０には、膨張機３０における最適膨張比ｒｂ_expを算出する最適膨張比算出機能と、その最適膨張比ｒｂ_expになるよう膨張機３０の吸気側可変動弁機構３８及び排気側可変動弁機構３９を作動させる膨張機側可変動弁機構制御機能と、実際に最適膨張比ｒｂ_expとなっているかを判定してフィードバック制御を行うフィードバック制御機能とが設けられている。

先ず、本実施例７の最適膨張比算出機能は、予め実験等で求めてバックアップＲＡＭに格納されている膨張機入口温度Ｔｉｎ_exp毎の膨張比ｒ_expのデータ（最適膨張比算出マップ）と膨張機入口温度センサ６４から検出した膨張機入口温度Ｔｉｎ_expとから最適膨張比ｒｂ_expを求めるものである。

また、本実施例７の膨張機側可変動弁機構制御機能は、実施例１と同様に、膨張機側弁タイミングマップからクランク角度位置に応じた開弁タイミング又は閉弁タイミングの情報を読み込み、吸気側可変動弁機構３８及び排気側可変動弁機構３９を作動させて吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７を開弁又は閉弁させるものである。

また、本実施例７のフィードバック制御機能は、膨張機出口圧力センサ６５から検出した膨張機出口圧力Ｐｏｕｔ_expが大気圧Ｐａであれば最適膨張比ｒｂ_expになっていると判断し、大気圧Ｐａになっていなければ、再度膨張機３０における吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７の開弁タイミング又は閉弁タイミングを設定させるものである。

以下に、本実施例７における排気熱回収装置の動作を図１２のフローチャートに基づき説明する。

先ず、電子制御装置５０は、実施例１と同様に、クランク角度センサ６１からクランクシャフト４０のクランク角度位置を検出し（ステップＳＴ１０１）、膨張機入口温度センサ６４の出力信号から膨張機入口温度Ｔｉｎ_expを検出する（ステップＳＴ１０２）。

続いて、この電子制御装置５０は、最適膨張比算出機能により、上記ステップＳＴ１０２で検出された膨張機入口温度Ｔｉｎ_expに基づいてバックアップＲＡＭの最適膨張比算出マップから最適膨張比ｒｂ_expを求める（ステップＳＴ１０３）。

しかる後、この電子制御装置５０は、膨張機側可変動弁機構制御機能により、上記ステップＳＴ１０３で求めた最適膨張比ｒｂ_expをパラメータとして、膨張機側弁タイミングマップから膨張機３０における吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７のクランク角度位置に応じた開弁タイミング又は閉弁タイミングの情報を読み込み、そのクランク角度位置において吸気側可変動弁機構３８及び排気側可変動弁機構３９を作動させて吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７を開弁又は閉弁させる（ステップＳＴ１０４）。

これにより、排気熱回収装置は、最適膨張比ｒｂ_expで効率的に排気熱を回収し、その際のクランクシャフト４０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。

ここで、本実施例７の電子制御装置５０は、フィードバック制御機能により、膨張機出口圧力センサ６５から膨張機出口圧力Ｐｏｕｔ_expを検出する（ステップＳＴ１０５）。そして、この膨張機出口圧力Ｐｏｕｔ_expが大気圧Ｐａとなっているか否か（最適膨張比ｒｂ_expか否か）を判定し（ステップＳＴ１０６）、大気圧Ｐａ（最適膨張比ｒｂ_exp）になっていれば、一先ず本処理を終了して上記ステップＳＴ１０１に戻り、大気圧Ｐａ（最適膨張比ｒｂ_exp）になっていなければ、上記ステップＳＴ１０２に戻り、再度同様の処理を繰り返す。

このように、本実施例７によれば、圧縮機１０Ａにリード弁１６Ａ，１７Ａを用いることによって弁構造を簡易構造にし、実施例１と同様に排気熱回収装置の機関効率の向上を図りつつ、コストの低下と信頼性の向上をも図ることができる。

尚、実施例２と同様にフィードバック制御は行えないが、膨張機出口圧力センサ６５も取り除いて更なる低コスト化を図ってもよい。

また、実施例３と同様に膨張機入口温度センサ６４も取り除くことによって更なる低コスト化を図ってもよい。かかる場合は、実施例３と同様に、内燃機関の機関回転数Ｎｅやアクセル開度θ_th等の負荷情報を用いて内燃機関の排気ガスの温度を推定し、熱交換器２０の熱交換器効率ｅを考慮して膨張機入口温度Ｔｉｎ_expの推定を行う。

次に、本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例８を図１３から図１５に基づいて説明する。尚、ここでも、その熱エネルギ回収装置として、内燃機関（図示略）の排気熱を回収する排気熱回収装置を例に挙げる。

本実施例８の排気熱回収装置は、圧縮機の数量に対して膨張機の数量を多くしたものであり、図１３に示す如く、吸入した作動ガスを断熱圧縮する前述した実施例７の圧縮機１０Ａと、この圧縮機１０Ａで断熱圧縮された作動ガスに高温流体（排気ガス）の熱を等圧力で吸熱させる前述した実施例１〜７と同様の熱交換器２０と、この熱交換器２０で等圧受熱された作動ガスを断熱膨張させる第１及び第２の膨張機３０Ａ，３０Ｂとを備えている。

以下に、本実施例８の第１及び第２の膨張機３０Ａ，３０Ｂについて詳述する。

本実施例８の第１及び第２の膨張機３０Ａ，３０Ｂには、容積Ｖ_exp（ここではＶ_exp＝Ｖ_comp）が一定のシリンダ３１Ａ，３１Ｂと、このシリンダ３１Ａ，３１Ｂ内を往復移動するピストン３２Ａ，３２Ｂと、熱交換器２０で等圧受熱された作動ガスをシリンダ３１Ａ，３１Ｂ内に導く吸気流路３４Ａ，３４Ｂと、断熱膨張後の作動ガスをシリンダ３１Ａ，３１Ｂの外に導く排気流路３５Ａ，３５Ｂと、その吸気流路３４Ａ，３４Ｂの開閉を行う吸気側開閉弁３６Ａ，３６Ｂと、その排気流路３５Ａ，３５Ｂの開閉を行う排気側開閉弁３７Ａ，３７Ｂとが夫々設けられている。

ここで、第１及び第２の膨張機３０Ａ，３０Ｂのピストン３２Ａ，３２Ｂは、夫々コネクティングロッド３３Ａ，３３Ｂを介して圧縮機１０Ａと同一のクランクシャフト４１に連結され、第１膨張機３０Ａのピストン３２Ａが下死点に位置するときには第２膨張機３０Ｂのピストン３２Ｂも下死点に位置し、ピストン３２Ａが上死点に位置するときにはピストン３２Ｂも上死点に位置するが如く同一のタイミングで上下動する。

また、本実施例８の吸気側開閉弁３６Ａ，３６Ｂ及び排気側開閉弁３７Ａ，３７Ｂとしては、クランクシャフト４１の回転に同期して開閉動作を行う図１４に示すポペット弁を用いる。以下、吸気側開閉弁３６Ａ，３６Ｂを「吸気側ポペット弁３６Ａ，３６Ｂ」と、排気側開閉弁３７Ａ，３７Ｂを「排気側ポペット弁３７Ａ，３７Ｂ」という。

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

これら吸気側ポペット弁３６Ａ，３６Ｂ及び排気側ポペット弁３７Ａ，３７Ｂは、例えば、クランクシャフト４１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。

この本実施例８の如く１つの圧縮機１０Ａに対して２つの膨張機３０Ａ，３０Ｂを設けることによって、熱交換器２０での入熱量が増加しても、定容方式の圧縮機１０Ａと第１及び第２の膨張機３０Ａ，３０Ｂを採用しつつ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１０Ａ及び第１及び第２の膨張機３０Ａ，３０Ｂ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。

更に、圧縮機１０Ａにおいてはリード弁１６Ａ，１７Ａを、第１及び第２の膨張機３０Ａ，３０Ｂにおいてはクランクシャフト４１の回転に同期する吸気側ポペット弁３６Ａ，３６Ｂ及び排気側ポペット弁３７Ａ，３７Ｂを用いているので、前述した実施例１〜７の如き可変動弁機構１８，１９，３８，３９や当該可変動弁機構１８，１９，３８，３９の制御機能（電子制御装置５０）が不要になる。これが為、簡易且つ低コストな信頼性の高い圧縮機１０Ａ並びに第１及び第２の膨張機３０Ａ，３０Ｂの弁構造を構築することができる。

尚、本実施例８にあっては圧縮機１０Ａの容積Ｖ_compと第１及び第２の膨張機３０Ａ，３０Ｂの容積Ｖ_expを同一のものとして例示したが、必ずしも本態様に限定するものではない。また、第１膨張機３０Ａの容積Ｖ_expと第２膨張機３０Ｂの容積Ｖ_expについても同一のものとして例示したが、必ずしも本態様に限定するものではない。

ここで、上述した本実施例８にあっては吸気側開閉弁３６Ａ，３６Ｂ及び排気側開閉弁３７Ａ，３７Ｂとしてポペット弁を用いているが、その吸気側開閉弁３６Ａ，３６Ｂ及び排気側開閉弁３７Ａ，３７Ｂとしては、図１５に示すロータリー弁４５を用いてもよい。

このロータリー弁４５は、シリンダ３１Ａ（３１Ｂ）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４５ａと、このアウターケース４５ａの内部空間で軸受４５ｃを介して回動する円柱状のインナーロータ４５ｂとを備えている。

ここで、上記アウターケース４５ａには、その内部空間と吸気流路３４Ａ（３４Ｂ）とを連通させる第１貫通孔４５ａ₁と、その内部空間と排気流路３５Ａ（３５Ｂ）とを連通させる第２貫通孔４５ａ₂と、その内部空間とシリンダ３１Ａ（３１Ｂ）内とを連通させる第３及び第４の貫通孔４５ａ₃，４５ａ₄とが形成されている。

また、上記インナーロータ４５ｂには、その軸方向と直交する第１及び第２の貫通孔４５ｂ₁，４５ｂ₂が形成されている。

このロータリー弁４５は、インナーロータ４５ｂ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４５ｂ₁がアウターケース４５ａの第１貫通孔４５ａ₁と第３貫通孔４５ａ₃とを連通状態にする一方、その第２貫通孔４５ｂ₂がアウターケース４５ａの第２貫通孔４５ａ₂と第４貫通孔４５ａ₄とを閉塞状態にする。

本実施例８にあっては、この状態からインナーロータ４５ｂを９０°回転させることによって、その第１貫通孔４５ｂ₁がアウターケース４５ａの第１貫通孔４５ａ₁と第３貫通孔４５ａ₃とを閉塞状態にする一方、その第２貫通孔４５ｂ₂がアウターケース４５ａの第２貫通孔４５ａ₂と第４貫通孔４５ａ₄とを連通状態にする。

このように、このロータリー弁４５は、インナーロータ４５ｂが９０°回転する毎にシリンダ３１Ａ（３１Ｂ）内と連通する流路３４Ａ（３４Ｂ），３５Ａ（３５Ｂ）を交互に切り替えるものであり、図１３に示す吸気側開閉弁３６Ａ（３６Ｂ）と排気側開閉弁３７Ａ（３７Ｂ）とを一体構造に構成したものである。

即ち、このロータリー弁４５は、第１膨張機３０Ａに適用されると、アウターケース４５ａの第１貫通孔４５ａ₁及び第３貫通孔４５ａ₃並びにインナーロータ４５ｂの第１貫通孔４５ｂ₁が吸気側開閉弁３６Ａを成し、アウターケース４５ａの第２貫通孔４５ａ₂及び第４貫通孔４５ａ₄並びにインナーロータ４５ｂの第２貫通孔４５ｂ₂が排気側開閉弁３７Ａを成す。また、第２膨張機３０Ｂに適用されると、アウターケース４５ａの第１貫通孔４５ａ₁及び第３貫通孔４５ａ₃並びにインナーロータ４５ｂの第１貫通孔４５ｂ₁が吸気側開閉弁３６Ｂを成し、アウターケース４５ａの第２貫通孔４５ａ₂及び第４貫通孔４５ａ₄並びにインナーロータ４５ｂの第２貫通孔４５ｂ₂が排気側開閉弁３７Ｂを成す。

ここで、インナーロータ４５ｂ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クランクシャフト４０の回転に同期するよう回転させてもよい。

このように、ポペット弁からロータリー弁４５へと変更することにより、排気熱回収装置の機関効率の向上や、簡易且つ低コストな信頼性の高い圧縮機１０Ａ並びに第１及び第２の膨張機３０Ａ，３０Ｂの弁構造を構築することができるだけでなく、ポペット弁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、本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例９を図１６に基づいて説明する。尚、ここでも、その熱エネルギ回収装置として、内燃機関（図示略）の排気熱を回収する排気熱回収装置を例に挙げる。

本実施例９の排気熱回収装置は、前述した実施例８の第１及び第２の膨張機３０Ａ，３０Ｂを図１６に示す第１及び第２の膨張機３０Ｃ，３０Ｄへと変更したものである。以下に、本実施例９の第１及び第２の膨張機３０Ｃ，３０Ｄについて詳述する。

本実施例９の第１及び第２の膨張機３０Ｃ，３０Ｄは、実施例８の第１及び第２の膨張機３０Ａ，３０Ｂと同様に、容積Ｖ_exp（ここではＶ_exp＝Ｖ_comp）が一定のシリンダ３１Ｃ，３１Ｄと、このシリンダ３１Ｃ，３１Ｄ内を往復移動するピストン３２Ｃ，３２Ｄとを夫々備えており、各ピストン３２Ｃ，３２Ｄが夫々コネクティングロッド３３Ｃ，３３Ｄを介して圧縮機１０Ａと同一のクランクシャフト４１に連結され、同一のタイミングで上下動する。

本実施例９にあっては、第１膨張機３０Ｃに吸気流路３４Ｃが設けられる一方、第２膨張機３０Ｄに吸気流路３４Ｄが設けられており、これら吸気流路３４Ｃ，３４Ｄが第１吸気流路３４ａ及び吸気側開閉弁３６Ｃ及び第２吸気流路３４ｂを介して熱交換器２０の第２流路２２と連通している。

また、本実施例９にあっては、第１膨張機３０Ｃに排気流路３５Ｃが設けられる一方、第２膨張機３０Ｄに排気流路３５Ｄが設けられており、これら排気流路３５Ｃ，３５Ｄが第１排気流路３５ａ及び排気側開閉弁３７Ｃ及び第２排気流路３５ｂを介してシリンダ３１Ｃ，３１Ｄの外部と連通している。

ここで、本実施例９の吸気側開閉弁３６Ｃ及び排気側開閉弁３７Ｃとしては、クランクシャフト４１の回転に同期して開閉動作を行う前述した実施例８の図１４に示すポペット弁を用いてもよく、図１５に示すロータリー弁４５を用いてもよい。

尚、ロータリー弁４５を適用する場合には、そのアウターケース４５ａの第１貫通孔４５ａ₁と第２吸気流路３４ｂとを連通させる一方、第３貫通孔４５ａ₃と第１吸気流路３４ａとを連通させて吸気側開閉弁３６Ｃを構成する。また、アウターケース４５ａの第２貫通孔４５ａ₂と第２排気流路３５ｂとを連通させる一方、第４貫通孔４５ａ₄と第１排気流路３５ａとを連通させて排気側開閉弁３７Ｃを構成する。

このように、本実施例９によれば、前述した実施例８と同様の効果を奏するだけでなく、第１及び第２の膨張機３０Ｃ，３０Ｄの開閉弁の数量を減らすことができるので、より簡易な弁構造にできると共に更なる低コスト化を図ることができる。

次に、本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例１０を図１７に基づいて説明する。尚、ここでも、その熱エネルギ回収装置として、内燃機関（図示略）の排気熱を回収する排気熱回収装置を例に挙げる。

本実施例１０の排気熱回収装置は、図１７に示す如く、吸入した作動ガスを断熱圧縮する前述した実施例７の圧縮機１０Ａと、この圧縮機１０Ａで断熱圧縮された作動ガスに高温流体（排気ガス）の熱を等圧力で吸熱させる前述した実施例１〜９と同様の熱交換器２０と、この熱交換器２０で等圧受熱された作動ガスを断熱膨張させる膨張機３０Ｅとを備えている。

本実施例１０の膨張機３０Ｅには、容積Ｖ_expが一定のシリンダ３１Ｅと、このシリンダ３１Ｅ内を往復移動するピストン３２Ｅと、熱交換器２０で等圧受熱された作動ガスをシリンダ３１Ｅ内に導く吸気流路３４Ｅと、断熱膨張後の作動ガスをシリンダ３１Ｅの外に導く排気流路３５Ｅと、その吸気流路３４Ｅの開閉を行う吸気側開閉弁３６Ｅと、その排気流路３５Ｅの開閉を行う排気側開閉弁３７Ｅとが設けられている。そのピストン３２Ｅは、コネクティングロッド３３Ｅを介して圧縮機１０Ａと同一のクランクシャフト４０に連結される。

ここで、本実施例１０の吸気側開閉弁３６Ｅ及び排気側開閉弁３７Ｅとしては、クランクシャフト４０の回転に同期して開閉動作を行う前述した実施例８の図１４に示すポペット弁を用いてもよく、図１５に示すロータリー弁４５を用いてもよい。

また、本実施例１０の膨張機３０Ｅは、そのシリンダ３１Ｅのボア径Ｄ２が圧縮機１０Ａのシリンダ１１のボア径Ｄ１よりも大きく設定され、その容積Ｖ_expが圧縮機１０Ａの容積Ｖ_compよりも拡大されている。尚、ここでは、膨張機３０Ｅと圧縮機１０Ａのストロークを同一にしている。

このように、圧縮機１０Ａのボア径Ｄ１よりも膨張機３０Ｅのボア径Ｄ２を大きくすることによって、熱交換器２０での入熱量が増加しても膨張機３０Ｅにおいて作動ガスを大気圧Ｐａにまで断熱膨張させることができるので、排気熱回収装置の機関効率の向上が図れる。

また、このように単体効率が高い定容方式の圧縮機１０Ａ及び膨張機３０Ｅ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更に向上させることができる。

更に、圧縮機１０Ａにおいてはリード弁１６Ａ，１７Ａを、膨張機３０Ｅにおいては吸気側開閉弁３６Ｅ及び排気側開閉弁３７Ｅとしてポペット弁又はロータリー弁４５を用いているので、前述した実施例８，９と同様に、簡易且つ低コストな信頼性の高い圧縮機１０Ａ及び膨張機３０Ｅの弁構造を構築することができる。

次に、本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例１１を図１８に基づいて説明する。尚、ここでも、その熱エネルギ回収装置として、内燃機関（図示略）の排気熱を回収する排気熱回収装置を例に挙げる。

本実施例１１の排気熱回収装置は、前述した実施例１０の膨張機３０Ｅを図１８に示す膨張機３０Ｆに変更したものであり、その他の構成については実施例１０と同じである。

本実施例１１の膨張機３０Ｆは、実施例１０の膨張機３０Ｅと同様に、容積Ｖ_expが一定のシリンダ３１Ｆと、このシリンダ３１Ｆ内を往復移動するピストン３２Ｆと、熱交換器２０で等圧受熱された作動ガスをシリンダ３１Ｆ内に導く吸気流路３４Ｆと、断熱膨張後の作動ガスをシリンダ３１Ｆの外に導く排気流路３５Ｆと、その吸気流路３４Ｆの開閉を行う吸気側開閉弁３６Ｆと、その排気流路３５Ｆの開閉を行う排気側開閉弁３７Ｆとが設けられている。

ここで、そのピストン３２Ｆは、実施例１０と同様に、コネクティングロッド３３Ｆを介して圧縮機１０Ａと同一のクランクシャフト４０に連結される。また、その吸気側開閉弁３６Ｆ及び排気側開閉弁３７Ｆについても、実施例１０と同様に、クランクシャフト４０の回転に同期して開閉動作を行う前述した実施例８の図１４に示すポペット弁を用いてもよく、図１５に示すロータリー弁４５を用いてもよい。

本実施例１１にあっては、実施例１０と異なり、膨張機３０ＥのストロークＳ２を圧縮機１０ＡのストロークＳ１よりも長く設定して、膨張機３０Ｅの容積Ｖ_expを圧縮機１０Ａの容積Ｖ_compよりも拡大している。尚、ここでは、膨張機３０Ｅと圧縮機１０Ａのボア径を同一にしている。

このように、膨張機３０ＥのストロークＳ２を圧縮機１０ＡのストロークＳ１より長くしても、実施例１０と同様に、熱交換器２０での入熱量が増加した際に膨張機３０Ｆにおいて作動ガスを大気圧Ｐａにまで断熱膨張させることができる。

これが為、本実施例１１においても排気熱回収装置の機関効率の向上が図れ、実施例１０と同様の効果を奏することができる。

次に、本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例１２を図１９−１及び図１９−２に基づいて説明する。尚、ここでも、その熱エネルギ回収装置として、内燃機関（図示略）の排気熱を回収する排気熱回収装置を例に挙げる。

前述した各実施例１〜１１においては、内燃機関の排気ガスの排気熱を有効利用する為に、熱交換器２０を可能な限り内燃機関の燃焼室に近い位置（排気流路７０の上流側）へ配置したものとして例示した。しかしながら、車輌のエンジンコンパートメントには内燃機関のみならず多種多様の部品が配備されており、必ずしも最適な位置（排気流路７０の上流側）に熱交換器２０を配置できるとは限らない。

そこで、本実施例１２にあっては、一端を内燃機関の燃焼室に近い位置（排気流路７０の上流側）へ配置すると共に、他端を熱交換器２０の第２流路２２に近接させた熱伝導装置８０を設け、排気直後の質の高い排気熱を熱交換器２０に伝達させる。

例えば、本実施例１２の熱伝導装置８０としては、図１９−１に示すヒートパイプ８０を利用する。このヒートパイプ８０は、例えば、金属パイプと、この金属パイプの中に内張りされた毛細管材料（ウィック）と、この金属パイプ内に封入された少量の液体とを具備しており、一端が熱せられると液体が蒸気流となって低温の他端へと移動し、その蒸気が他端で冷却されると、凝縮した液体が毛細管現象で一端へと環流するものである。

これにより、質の高い排気熱を蒸気流と共に熱交換器２０へと伝達させることができるので、熱交換器２０の搭載位置に制約がある場合においても前述した各実施例１〜１１の有用な効果を損なわずとも済む。

ここで、このヒートパイプ８０は、外気よりも高温のエンジンコンパートメント内に配備されているので、熱交換器２０側での冷却性の悪化により蒸気が残存してしまい（全ての蒸気が液化されず）、熱伝導性能が悪化する虞もある。

そこで、かかる場合には、熱交換器２０の表面に図１９−２に示す放熱用フィン２３を設けて冷却性を向上させ、ヒートパイプ８０内の蒸気の液化を促進させることが好ましい。

尚、上述した各実施例１〜１２においてはピストン方式の圧縮機を例示したが、可変容量型のタービン方式の圧縮機を使用してもよい。例えば、この種の可変容量型のタービン方式圧縮機としては、従来より周知の可変入口案内翼を具備するものが考えられる。

以上のように、本発明に係る熱エネルギ回収装置は、圧縮比や膨張比を可変させて、又は膨張機の容量を増加させ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の実施例１の構成を示す図である。 圧力比と排気熱回収効率と膨張機入口温度との関係を示すグラフである。 実施例１の熱エネルギ回収装置の動作を説明するフローチャートである。 本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例２の構成を示す図である。 実施例２の熱エネルギ回収装置の動作を説明するフローチャートである。 本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例３の構成を示す図である。 実施例３の熱エネルギ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４の熱エネルギ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５の熱エネルギ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６の熱エネルギ回収装置の動作を説明するフローチャートである。 本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例７の構成を示す図である。 実施例７の熱エネルギ回収装置の動作を説明するフローチャートである。 本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例８の構成を示す図である。 実施例８の膨張機に適用されるポペット弁について説明する図である。 実施例８の膨張機に適用されるロータリー弁について説明する図である。 本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例９の構成を示す図である。 本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例１０の構成を示す図である。 本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例１１の構成を示す図である。 本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例１２の構成を示す図である。 本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例１２の他の構成を示す図である。 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。

符号の説明

１０，１０Ａ 圧縮機
１１ シリンダ
１２ ピストン
１６ 吸気側開閉弁
１７ 排気側開閉弁
１８ 吸気側可変動弁機構
１９ 排気側可変動弁機構
２０ 熱交換器
３０，３０Ａ，３０Ｂ，３０Ｃ，３０Ｄ，３０Ｅ，３０Ｆ 膨張機
３１，３１Ａ，３１Ｂ，３１Ｃ，３１Ｄ，３１Ｅ，３１Ｆ シリンダ
３２，３２Ａ，３２Ｂ，３２Ｃ，３２Ｄ，３２Ｅ，３２Ｆ ピストン
３６，３６Ａ，３６Ｂ，３６Ｃ，３６Ｅ，３６Ｆ 吸気側開閉弁
３７，３７Ａ，３７Ｂ，３７Ｃ，３７Ｅ，３７Ｆ 排気側開閉弁
３８ 吸気側可変動弁機構
３９ 排気側可変動弁機構
５０ 電子制御装置（制御手段）

Claims (3)

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するブレイトンサイクル機関からなり、圧縮比を可変させる圧縮比可変装置を前記圧縮機に設けると共に当該圧縮機に吸入される作動流体の温度若しくは前記膨張機に導かれる作動流体の温度に応じて膨張比を可変させる膨張比可変装置を前記膨張機に設け、又は前記膨張機のみに前記膨張比可変装置を設けたことを特徴とする熱エネルギ回収装置。
2. 前記高温流体は内燃機関から排出されたものであり、該内燃機関の負荷状態に応じて前記圧縮比可変装置及び膨張比可変装置を作動させる制御手段を設けたことを特徴とする請求項１記載の熱エネルギ回収装置。
3. 前記圧縮機は、前記作動流体を流入させる吸気側開閉弁と、前記ピストンにより圧縮された作動流体を排出させる排気側開閉弁とを備え、該吸気側開閉弁と排気側開閉弁の夫々の開閉タイミングを変更することによって前記圧縮比を変更するものであり、
   前記膨張機は、前記熱交換器で吸熱された作動流体を流入させる吸気側開閉弁と、膨張後の作動流体を排出させる排気側開閉弁とを備え、該吸気側開閉弁と排気側開閉弁の夫々の開閉タイミングを変更することによって前記膨張比を変更するものであることを特徴とした請求項１又は２に記載の熱エネルギ回収装置。

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