JP4711884B2

JP4711884B2 - Rotation output generator

Info

Publication number: JP4711884B2
Application number: JP2006140295A
Authority: JP
Inventors: 慶一宇野; 博史小川; 弘知麻; 和秀内田; 宏木下
Original assignee: Denso Corp; Nippon Soken Inc
Current assignee: Denso Corp; Soken Inc
Priority date: 2006-05-19
Filing date: 2006-05-19
Publication date: 2011-06-29
Anticipated expiration: 2026-05-19
Also published as: JP2007309252A

Description

本発明は、圧力差によって出力軸を回転させる固定容積タイプの膨張機を用いた回転出力発生装置に関する。 The present invention relates to a rotation output generator using a fixed volume type expander that rotates an output shaft by a pressure difference.

例えば、車両において発生した熱を利用して回転出力を取り出す技術として、車両において発生した熱で冷媒を加熱器等で加熱して高圧冷媒を作り、その高圧冷媒を膨張機の高圧室へ与え、膨張機における高圧室と低圧室の圧力差によって出力軸を回転させることが考えられる。なお、膨張機の出力（仕事量）は、「出力軸に発生するトルク」×「回転数」として決まる。
膨張機は高圧室に与えられる高圧と、低圧室に与えられる低圧との圧力差が大きいほど大きな仕事量を発生するため、低圧室から排出された冷媒を凝縮器等で冷却することが考えられる。
このように冷媒の圧力差を利用して回転出力を発生させる装置として、「冷媒ポンプ→加熱器→膨張機→凝縮器→再び冷媒ポンプ」の循環サイクルを成すランキンサイクル（回転出力発生装置の一例）が知られている。 For example, as a technique for extracting rotational output using the heat generated in the vehicle, the refrigerant is heated with a heater or the like with the heat generated in the vehicle to form a high-pressure refrigerant, and the high-pressure refrigerant is given to the high-pressure chamber of the expander. It is conceivable to rotate the output shaft by the pressure difference between the high pressure chamber and the low pressure chamber in the expander. The output (work volume) of the expander is determined as “torque generated on the output shaft” × “number of rotations”.
The expander generates a large amount of work as the pressure difference between the high pressure applied to the high pressure chamber and the low pressure applied to the low pressure chamber increases, so it is conceivable to cool the refrigerant discharged from the low pressure chamber with a condenser or the like. .
As an apparatus for generating a rotational output using the pressure difference of the refrigerant in this way, an example of a Rankine cycle (an example of a rotational output generating apparatus) that forms a circulation cycle of “refrigerant pump → heater → expander → condenser → refrigerant pump”. )It has been known.

車両にランキンサイクルを搭載する場合、エンジンの暖機が完了している状態であっても、季節の移り変わりなど外気温度等の影響により高圧側と低圧側の圧力差が変動する場合がある。
具体的な一例を用いて説明すると、加熱器においてエンジン冷却水（温水）で冷媒を加熱し、凝縮器において外気で冷媒を冷却する場合、高圧側の圧力はエンジン冷却水の温度が８０℃〜１００℃に安定しているため、高圧側の圧力は略一定に保たれる。一方、低圧側の圧力は、外気温度が季節等に応じて、例えば０℃〜３５℃（使用地域等によって変動範囲が異なる）と大きく変動するため、冷媒の冷却能力が変動することで低圧側の圧力が大きく変動する。 When a Rankine cycle is mounted on a vehicle, the pressure difference between the high pressure side and the low pressure side may fluctuate due to the influence of the outside air temperature, such as seasonal changes, even when the engine has been warmed up.
When it demonstrates using a specific example, when a refrigerant | coolant is heated with engine cooling water (hot water) in a heater and a refrigerant | coolant is cooled with external air in a condenser, the temperature of engine cooling water is 80 degreeC ~ Since it is stable at 100 ° C., the pressure on the high pressure side is kept substantially constant. On the other hand, the pressure on the low pressure side varies greatly, for example, from 0 ° C. to 35 ° C. (variation range varies depending on the area of use, etc.) depending on the season, etc. The pressure of fluctuates greatly.

次に、膨張機の膨張容積比を考えてみた場合、固定容積タイプの膨張機では、設計した圧力比に合った圧力条件において、過膨張と不足膨張のない適正膨張となって膨張効率が最大になる。
膨張機の膨張容積比は、１年の全体を通して考える必要がある。上述したように、エンジン冷却水が略一定で高圧側が略一定であることを考えると、外気温度の出現頻度を考慮して、回生効果が最大となる膨張容積比を選ぶことになる。即ち、年間の略平均気温において適正膨張となる膨張容積比が選ばれる。 Next, when considering the expansion volume ratio of the expander, in the fixed volume type expander, under the pressure conditions that match the designed pressure ratio, the expansion efficiency is maximized without overexpansion and underexpansion. become.
The expansion volume ratio of the expander needs to be considered throughout the year. As described above, considering that the engine coolant is substantially constant and the high pressure side is substantially constant, the expansion volume ratio that maximizes the regenerative effect is selected in consideration of the appearance frequency of the outside air temperature. That is, an expansion volume ratio that provides an appropriate expansion at the approximate average temperature of the year is selected.

このようにして膨張容積比を選択すると、適正膨張となる外気温度より低い条件下では膨張不足となり、適正膨張となる外気温度より高い条件下では過膨張となる。
ここで、過膨張の状態では、過膨張による損失が発生することになる。即ち、適正膨張となる外気温度より高い条件下において、膨張機の出力が落ち、必要な仕事量を取り出すことが困難になる。
上記の不具合を具体例を用いて説明すると、膨張機によって例えばジェネレータを駆動する場合、夏期など外気温度が高いと、過膨張により生じる損失によってジェネレータから必要な発電量が得られなくなる。
そこで、過膨張による損失を低減する改良が必要になる。 When the expansion volume ratio is selected in this way, the expansion becomes insufficient under conditions lower than the outside air temperature at which proper expansion is achieved, and overexpansion occurs under conditions above the outside air temperature at which proper expansion is achieved.
Here, in the state of overexpansion, loss due to overexpansion occurs. That is, under conditions where the expansion temperature is higher than the outside air temperature at which proper expansion is achieved, the output of the expander decreases and it becomes difficult to extract the necessary work amount.
The above problem will be described using a specific example. When, for example, a generator is driven by an expander, if the outside air temperature is high such as in summer, a necessary power generation amount cannot be obtained from the generator due to loss caused by overexpansion.
Therefore, it is necessary to improve to reduce loss due to overexpansion.

過膨張による損失を低減する手段として、膨張途中の作動室（膨張室）と低圧側とを連通させるバイパス通路を設けるとともに、膨張途中の作動室の圧力が所定圧力（過膨張が発生する圧力）に達した際にバイパス通路を開くバルブ機構を設けることで、過膨張を防ぐ技術が提案されている（例えば、特許文献１参照）。
しかし、この特許文献１の技術では、膨張機の内部にバイパス通路とバルブ機構を設けることで膨張機が複雑化することとなり、膨張機の製造コストの上昇を招いてしまう。
また、膨張機に余分なバルブ機構を設けることで、故障確率の上昇を招いてしまう。
特開平１０−２６６９８０号公報 As a means for reducing the loss due to overexpansion, a bypass passage is provided that allows the working chamber (expansion chamber) in the middle of expansion to communicate with the low pressure side, and the pressure in the working chamber in the middle of expansion is a predetermined pressure (pressure at which overexpansion occurs). There has been proposed a technique for preventing overexpansion by providing a valve mechanism that opens the bypass passage when the pressure reaches (see Patent Document 1, for example).
However, in the technique of Patent Document 1, the expander is complicated by providing a bypass passage and a valve mechanism inside the expander, which increases the manufacturing cost of the expander.
In addition, providing an extra valve mechanism in the expander increases the failure probability.
Japanese Patent Laid-Open No. 10-266980

本発明は、上記問題点に鑑みてなされたものであり、その目的は膨張機の複雑化やコスト上昇を招くことなく、過膨張による損失の発生を防ぐことができる回転出力発生装置の提供にある。 The present invention has been made in view of the above problems, and an object thereof is to provide a rotation output generator capable of preventing loss due to overexpansion without causing complication of the expander and cost increase. is there.

［請求項１の手段］
請求項１の手段を採用する回転出力発生装置における低圧発生手段（１５）は、車両の
外気により熱媒体を冷却する熱媒体冷却器（１５）であり、膨張機（２６）における膨張
容積比は、外気温度の変動に伴う低圧側の変動範囲のうち、低圧が高くなる夏期において
略適正膨張となるように設けられる。
なお、略適正膨張とは、熱媒体が低圧発生手段の圧力より著しく低い圧力（以下、過膨
張となる圧力）となることがない範囲の膨張のことを指すものとする。
これにより、夏期に外気温度が上昇して低圧が上昇しても、膨張機（２６）における過膨張が防がれ、膨張機（２６）の出力低下を抑えることができる。
[Means of claim 1]
Low pressure generating means definitive in rotation output generator which employs the claim 1 (15) of the vehicle
A heat medium cooler (15) that cools the heat medium by outside air, and expansion in the expander (26)
The volume ratio is provided so as to be substantially adequately expanded in the summer when the low pressure becomes higher in the low pressure side fluctuation range accompanying the fluctuation of the outside air temperature .
Note that “appropriate expansion” refers to expansion in a range in which the heat medium does not become a pressure significantly lower than the pressure of the low-pressure generating means (hereinafter, pressure that causes excessive expansion).
Thereby, even if the outside air temperature rises and the low pressure rises in summer, overexpansion in the expander (26) is prevented, and a decrease in output of the expander (26) can be suppressed.

また、請求項１の手段を採用する回転出力発生装置は、高圧発生手段（７）が、車両において発生した熱で熱媒体を加熱して熱媒体圧力を高める熱媒体加熱器（７）である。
これにより、車両において発生する熱で膨張機（２６）を駆動させて、回転出力を得る
ことができる。
Further, in the rotary output generator employing the means of claim 1 , the high pressure generating means (7) is a heat medium heater (7) for heating the heat medium with heat generated in the vehicle to increase the heat medium pressure. .
Thereby, an expander (26) can be driven with the heat which generate | occur | produces in a vehicle, and a rotation output can be obtained.

［請求項２の手段］
請求項２の手段を採用する回転出力発生装置における熱媒体加熱器（７）は、エンジン
冷却水の熱により熱媒体を加熱するものである。
これにより、エンジン冷却水の熱で膨張機（２６）を駆動させて、回転出力を得ること
ができる。
[Means of claim 2 ]
The heat medium heater (7) in the rotation output generator employing the means of claim 2 heats the heat medium with the heat of engine cooling water.
Thereby, an expansion machine (26) can be driven with the heat of engine cooling water, and a rotation output can be obtained.

［請求項３の手段］
請求項３の手段を採用する回転出力発生装置は、低圧発生手段（１５）をなす熱媒体冷却器が車両用冷凍サイクル（３）の冷媒凝縮器（１５）と共通で、熱媒体が冷凍サイクル（３）を循環可能な冷媒の場合、膨張機（２６）における膨張容積比は、１．５〜２．５の範囲内に設けられる。
これによって、夏期に外気温度が上昇しても、膨張機（２６）の出力低下を抑えることができる。
[Means of claim 3 ]
According to a third aspect of the present invention, there is provided a rotation output generating apparatus in which the heat medium cooler forming the low pressure generating means (15) is in common with the refrigerant condenser (15) of the vehicle refrigeration cycle (3), and the heat medium is the refrigeration cycle. In the case of a refrigerant that can circulate (3), the expansion volume ratio in the expander (26) is provided in the range of 1.5 to 2.5.
As a result, even if the outside air temperature rises in summer, the output reduction of the expander (26) can be suppressed.

［請求項４の手段］
請求項４の手段を採用する回転出力発生装置における膨張機（２６）の出力軸（２９）
は、回転駆動されることで電力を発生するジェネレータ（２７）の入力軸（２９）を駆動
するものである。
即ち、請求項４の手段を採用する回転出力発生装置は、ジェネレータ（２７）の発電に
より車載バッテリ（１１）を充電する場合、バッテリ（１１）のサイズ（蓄電容量）が決
まっているため、年間を通じて最大の発電量を発生させるものではなく、夏期に外気温度が上昇しても膨張機（２６）の出力低下を抑えて、年間を通して車両に必要な電力を発生させることができる。
[Means of claim 4 ]
Output shaft (29) of expander (26) in a rotary output generator employing the means of claim 4
Is for driving the input shaft (29) of the generator (27) that generates electric power by being rotationally driven.
That is, when the on-vehicle battery (11) is charged by the power generation of the generator (27), the rotational output generator employing the means of claim 4 determines the size (storage capacity) of the battery (11). However, even if the outside air temperature rises in summer, the output of the expander (26) can be suppressed and the electric power necessary for the vehicle can be generated throughout the year.

最良の形態の回転出力発生装置は、高圧発生手段（７）、低圧発生手段（１５）および固定容積タイプの膨張機（２６）を用いたランキンサイクル（２）を採用している。
高圧発生手段（７）は、車両において発生した熱（排気ガスの熱、エンジン冷却水の熱、バッテリの熱、過給機で加圧された吸入空気の熱など）により冷媒を加熱する冷媒加熱器（７）である。
低圧発生手段（１５）は、車両の外気により冷媒を冷却する冷媒凝縮器（１５）である。
膨張機（２６）は、冷媒加熱器（７）で加熱された冷媒と冷媒凝縮器（１５）で冷却された冷媒の圧力差によって出力軸（２９）が回転する。
この膨張機（２６）における膨張容積比は、外気温度の変動に伴う低圧側の変動範囲（定常運転時の範囲内）のうち、低圧が高くなる夏期において略適正膨張となるように設けられる。
具体的な例を説明すると、ランキンサイクル（２）の冷媒凝縮器（１５）が冷凍サイクル（３）と共通な場合、夏期の日中の車両走行時において適正膨張となるように、膨張容積比が１．５〜２．５の範囲内に設けられる。
なお、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施例における具体的手段との対応関係を示すものである。 The rotation output generator of the best mode employs a Rankine cycle (2) using a high pressure generator (7), a low pressure generator (15), and a fixed volume type expander (26).
The high pressure generation means (7) is a refrigerant heating system that heats the refrigerant by heat generated in the vehicle (heat of exhaust gas, heat of engine cooling water, heat of battery, heat of intake air pressurized by a supercharger, etc.). (7).
The low pressure generating means (15) is a refrigerant condenser (15) that cools the refrigerant by the outside air of the vehicle.
The output shaft (29) of the expander (26) rotates due to the pressure difference between the refrigerant heated by the refrigerant heater (7) and the refrigerant cooled by the refrigerant condenser (15).
The expansion volume ratio in the expander (26) is set so as to be substantially adequately expanded in the summer when the low pressure becomes higher in the low pressure side fluctuation range (within the range during steady operation) accompanying the fluctuation of the outside air temperature.
A specific example will be described. When the refrigerant condenser (15) of the Rankine cycle (2) is common to the refrigeration cycle (3), the expansion volume ratio is set so as to achieve proper expansion when the vehicle travels during the daytime in summer. Is provided in the range of 1.5 to 2.5.
In addition, the code | symbol in the bracket | parenthesis of each said means shows the correspondence with the specific means in the Example mentioned later.

本発明を車両用の排熱回収装置に適用した実施例１を図１〜図５を参照して説明する。なお、この実施例１では、先ず「排熱回収装置の基本構成」を説明し、続いて「ポンプ膨張発電機の説明」を行い、次に「実施例１の背景」を説明し、その後で「実施例１の特徴」を説明する。 A first embodiment in which the present invention is applied to a vehicle exhaust heat recovery apparatus will be described with reference to FIGS. In the first embodiment, the “basic configuration of the exhaust heat recovery device” will be described first, followed by the “description of the pump expansion generator”, the “background of the first embodiment”, and then “Characteristics of Example 1” will be described.

〔排熱回収装置の基本構成〕
まず、図１を参照して排熱回収装置のシステム構成を説明する。
この実施例に開示する排熱回収装置は、エンジン冷却水回路１を流れるエンジン冷却水（温水）の熱から、ランキンサイクル２を利用して回転エネルギーを取り出し発電を行うものであり、図１に示すように、この実施例のランキンサイクル２は、車両に搭載された空調装置の冷凍サイクル３と一部共用化したものである。 [Basic configuration of exhaust heat recovery system]
First, the system configuration of the exhaust heat recovery apparatus will be described with reference to FIG.
The exhaust heat recovery apparatus disclosed in this embodiment is for generating electric power by extracting rotational energy from the heat of engine cooling water (hot water) flowing through the engine cooling water circuit 1 using the Rankine cycle 2, and FIG. As shown, Rankine cycle 2 of this embodiment is partially shared with refrigeration cycle 3 of an air conditioner mounted on a vehicle.

（エンジン冷却水回路１の説明）
エンジン冷却水回路１は、ラジエータ４→ウォータポンプ５→エンジン（ウォータジャケット内）６→冷媒加熱器７→再びラジエータ４の順で冷却水を循環させるメイン回路と、エンジン（ウォータジャケット内）６→ヒータコア８→再びエンジン６の順で冷却水を循環させる空調温水回路とからなる。
なお、冷媒加熱器７は、後述するランキンサイクル２にて説明する。 (Description of engine coolant circuit 1)
The engine coolant circuit 1 includes a main circuit that circulates coolant in the order of the radiator 4 → the water pump 5 → the engine (in the water jacket) 6 → the refrigerant heater 7 → the radiator 4 and the engine (in the water jacket) 6 → It consists of an air-conditioning hot water circuit that circulates cooling water in the order of the heater core 8 → the engine 6 again.
The refrigerant heater 7 will be described in the Rankine cycle 2 described later.

ラジエータ４は、車両走行風またはラジエータファンによる外気とエンジン冷却水とを熱交換してエンジン冷却水を冷却するものである。また、ラジエータ４には、ラジエータ４における熱交換部（放熱部）をバイパスさせるラジエータバイパス４ａと、熱交換部とラジエータバイパス４ａの流量比を調整するサーモスタット４ｂとが設けられている。このサーモスタット４ｂは、エンジン冷却水の温度に応じて弁部が開閉および弁開度が変化して、ラジエータ４の熱交換部を流れるエンジン冷却水流量を調整し、エンジン冷却水の温度を８０℃〜１００℃の範囲内で安定させる。 The radiator 4 cools the engine cooling water by exchanging heat between the vehicle traveling wind or the outside air generated by the radiator fan and the engine cooling water. Further, the radiator 4 is provided with a radiator bypass 4a for bypassing a heat exchange section (heat radiating section) in the radiator 4, and a thermostat 4b for adjusting a flow rate ratio between the heat exchange section and the radiator bypass 4a. In this thermostat 4b, the valve portion opens and closes and the valve opening changes according to the temperature of the engine coolant, and the flow rate of the engine coolant flowing through the heat exchange portion of the radiator 4 is adjusted. Stabilize within the range of ~ 100 ° C.

ウォータポンプ５は、車両に搭載されたバッテリ１１の電力、またはエンジン６の出力によって駆動されて、エンジン冷却水回路１においてエンジン冷却水を循環させるものである。
エンジン６は、燃料の燃焼により回転出力を発生する内燃機関であり、エンジン６に設けられたウォータジャケット内を流れる冷却水によりエンジン６の温度が所定範囲内に抑制される。
ヒータコア８は、車室内空調用の空調ダクト１２内に配置され、ブロワ１３により車室内に向かう空調風とエンジン冷却水とを熱交換して、空調風を加熱するものである。 The water pump 5 is driven by the electric power of the battery 11 mounted on the vehicle or the output of the engine 6 and circulates the engine coolant in the engine coolant circuit 1.
The engine 6 is an internal combustion engine that generates a rotational output by combustion of fuel, and the temperature of the engine 6 is suppressed within a predetermined range by cooling water flowing in a water jacket provided in the engine 6.
The heater core 8 is disposed in the air conditioning duct 12 for air conditioning in the vehicle interior, and heats the air conditioning air by exchanging heat between the air conditioning air flowing toward the vehicle interior and the engine cooling water by the blower 13.

（冷凍サイクル３の説明）
冷凍サイクル３は、冷媒圧縮機（コンプレッサ）１４→冷媒凝縮器（コンデンサ）１５→レシーバ１６→減圧装置１７→冷媒蒸発器（エバポレータ）１８→再び冷媒圧縮機１４の順で冷媒を循環させる閉回路を成すものであり、冷凍サイクル３の作動はＥＣＵ（エレクトリック・コントロール・ユニットの略：制御装置）２１により制御される。
冷媒圧縮機１４は、駆動ベルト２２、プーリ１４ａ、電磁クラッチ１４ｂを介してエンジン６の駆動力が伝達されて作動し、冷媒の吸入・圧縮・吐出を行う。
冷媒凝縮器１５は、冷媒圧縮機１４から吐出された高温高圧の冷媒と、車両走行風またはコンデンサファン（ラジエータファンと兼ねる場合もある）１５ａによる外気とを熱交換し、冷媒圧縮機１４から送られてくる冷媒の液化凝縮を行う。 (Description of refrigeration cycle 3)
The refrigeration cycle 3 is a closed circuit that circulates the refrigerant in the order of the refrigerant compressor (compressor) 14 → the refrigerant condenser (condenser) 15 → the receiver 16 → the pressure reducing device 17 → the refrigerant evaporator (evaporator) 18 → the refrigerant compressor 14 again. The operation of the refrigeration cycle 3 is controlled by an ECU (abbreviation of electric control unit: control device) 21.
The refrigerant compressor 14 operates by receiving the driving force of the engine 6 via the driving belt 22, the pulley 14a, and the electromagnetic clutch 14b, and sucks, compresses, and discharges the refrigerant.
The refrigerant condenser 15 exchanges heat between the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the refrigerant compressor 14 and the outside air generated by the vehicle running wind or the condenser fan (which may also serve as a radiator fan) 15 a, and is sent from the refrigerant compressor 14. The resulting refrigerant is liquefied and condensed.

レシーバ１６は、冷媒凝縮器１５で液化凝縮された冷媒を気液分離し、液相冷媒のみを減圧装置１７に送るものである。
減圧装置１７は、レシーバ１６にて分離されたで液相冷媒を断熱膨張させる。
冷媒蒸発器１８は、車室内の空調を行う空調ダクト１２内に配置され、減圧装置１７で断熱膨張された霧状冷媒と、ブロワ１３により車室内に向かう空調風とを熱交換して、空調風を冷却するものである。具体的に、減圧装置１７で断熱膨張された霧状冷媒は、冷媒蒸発器１８に流入して空調風から気化熱を奪って蒸発するものであり、冷媒蒸発器１８を通過する空調風は冷媒の蒸発の際に気化熱が奪われて冷却されるものである。
そして、冷媒蒸発器１８で蒸発したガス冷媒は、再び冷媒圧縮機１４に吸入されるものであり、冷媒圧縮機１４が駆動されている間、上記のサイクルが繰り返される。 The receiver 16 gas-liquid separates the refrigerant liquefied and condensed by the refrigerant condenser 15 and sends only the liquid-phase refrigerant to the decompression device 17.
The decompression device 17 adiabatically expands the liquid refrigerant after being separated by the receiver 16.
The refrigerant evaporator 18 is disposed in the air conditioning duct 12 that performs air conditioning of the vehicle interior, and heat-exchanges the mist refrigerant that is adiabatic and expanded by the decompression device 17 and the conditioned air that is directed toward the vehicle interior by the blower 13. It cools the wind. Specifically, the mist refrigerant adiabatically expanded by the decompression device 17 flows into the refrigerant evaporator 18 and evaporates by removing the heat of vaporization from the conditioned air, and the conditioned air passing through the refrigerant evaporator 18 is the refrigerant. During evaporation, the heat of vaporization is taken away and cooled.
The gas refrigerant evaporated in the refrigerant evaporator 18 is again sucked into the refrigerant compressor 14, and the above cycle is repeated while the refrigerant compressor 14 is being driven.

なお、図１に示す空調ダクト１２は、バッテリ１１の電力によって駆動される電動のブロワ１３、このブロワ１３により車室内に向かう空調風を冷却するための冷媒蒸発器１８、空調風を加熱するためのヒータコア８を備える。ヒータコア８および冷媒蒸発器１８は上述したものである。
空調ダクト１２の内部には、ヒータコア８をバイパスさせるヒータコアバイパス２３と、ヒータコア８とヒータコアバイパス２３の流量比を調整するエアミックスドア２４とが設けられている。このエアミックスドア２４は、ＥＣＵ２１により制御されるアクチュエータ、または手動により開度調整されるものであり、エアミックスドア２４によってヒータコア８とヒータコアバイパス２３の流量比を調整することで、車室内に吹き出される空調風の温度が制御される。 The air-conditioning duct 12 shown in FIG. 1 is an electric blower 13 driven by the electric power of the battery 11, a refrigerant evaporator 18 for cooling the air-conditioned air toward the vehicle interior by the blower 13, and for heating the air-conditioned air. The heater core 8 is provided. The heater core 8 and the refrigerant evaporator 18 are as described above.
A heater core bypass 23 that bypasses the heater core 8 and an air mix door 24 that adjusts the flow ratio of the heater core 8 and the heater core bypass 23 are provided inside the air conditioning duct 12. The air mix door 24 is adjusted by an actuator controlled by the ECU 21 or manually, and the air mix door 24 is blown into the vehicle interior by adjusting the flow ratio of the heater core 8 and the heater core bypass 23 by the air mix door 24. The temperature of the conditioned air is controlled.

（ランキンサイクル２の説明）
ランキンサイクル２は、冷媒凝縮器１５→レシーバ１６→冷媒ポンプ２５→冷媒加熱器７→膨張機２６→再び冷媒凝縮器１５の順で冷媒を循環させる閉回路を成すものであり、ランキンサイクル２の作動は冷凍サイクル３と共用のＥＣＵ２１により制御される。
ここで、この実施例におけるランキンサイクル２は、冷媒凝縮器１５とレシーバ１６を冷凍サイクル３と共用するものであり、流れる冷媒も冷凍サイクル３と共通なものである。 (Description of Rankine cycle 2)
Rankine cycle 2 forms a closed circuit for circulating the refrigerant in the order of refrigerant condenser 15 → receiver 16 → refrigerant pump 25 → refrigerant heater 7 → expander 26 → refrigerant condenser 15 again. The operation is controlled by an ECU 21 shared with the refrigeration cycle 3.
Here, in the Rankine cycle 2 in this embodiment, the refrigerant condenser 15 and the receiver 16 are shared with the refrigeration cycle 3, and the flowing refrigerant is also common with the refrigeration cycle 3.

冷媒凝縮器１５は上述したものであり、ランキンサイクル２においては冷媒を冷却させて、膨張機２６の出口側に低圧を発生させる低圧発生手段および熱媒体冷却器に相当する。ここで、冷媒凝縮器１５の入口側の圧力は、冷凍サイクル３が作動している場合、冷凍サイクル３側から見ると高温高圧であるが、ランキンサイクル２側から見ると、冷媒加熱器７の出口側の圧力よりも低圧となる。
レシーバ１６も上述したものであり、ランキンサイクル２においてはレシーバ１６内で気液分離させた液相冷媒を冷媒ポンプ２５に供給するものである。 The refrigerant condenser 15 is as described above. In the Rankine cycle 2, the refrigerant is cooled, and corresponds to a low-pressure generating unit and a heat medium cooler that generate a low pressure on the outlet side of the expander 26. Here, the pressure on the inlet side of the refrigerant condenser 15 is high temperature and high pressure when viewed from the refrigeration cycle 3 side when the refrigeration cycle 3 is operating, but when viewed from the Rankine cycle 2 side, The pressure is lower than the pressure on the outlet side.
The receiver 16 is also as described above, and in the Rankine cycle 2, the liquid phase refrigerant separated in the receiver 16 is supplied to the refrigerant pump 25.

冷媒ポンプ２５は、電動発電機（モータジェネレータ）２７によって回転駆動されて、レシーバ１６内の冷媒を冷媒加熱器７に送るものである。ここで、電動発電機２７は、バッテリ１１からインバータ２８を介して電力が与えられると回転動力を発生して冷媒ポンプ２５を駆動する。また、電動発電機２７は、膨張機２６の出力によって回転駆動されることで電力を発生するジェネレータに相当するものである。
冷媒加熱器７は、冷媒ポンプ２５から圧送された液相冷媒と、エンジン冷却水回路１のメイン回路を循環する冷却水とを熱交換し、冷媒を冷却水によって加熱して、冷媒に膨張エネルギーを付与するものであり、冷媒を加熱蒸気冷媒とすることで膨張機２６の入口側に高圧エネルギーを発生させる高圧発生手段および熱媒体加熱器に相当するものである。 The refrigerant pump 25 is rotationally driven by a motor generator (motor generator) 27 and sends the refrigerant in the receiver 16 to the refrigerant heater 7. Here, when electric power is supplied from the battery 11 via the inverter 28, the motor generator 27 generates rotational power and drives the refrigerant pump 25. The motor generator 27 corresponds to a generator that generates electric power by being rotationally driven by the output of the expander 26.
The refrigerant heater 7 exchanges heat between the liquid-phase refrigerant pumped from the refrigerant pump 25 and the cooling water circulating in the main circuit of the engine cooling water circuit 1, heats the refrigerant with the cooling water, and expands the energy into the refrigerant. This is equivalent to a high pressure generating means and a heat medium heater for generating high pressure energy on the inlet side of the expander 26 by using a heating vapor refrigerant as a refrigerant.

膨張機２６は、高圧と低圧の圧力差によって出力軸が回転する固定容積タイプである。具体的に、膨張機２６の入口側には冷媒加熱器７を通過した加熱蒸気冷媒が供給され、膨張機２６の出口側が冷媒凝縮器１５の入口側に接続されるものであり、膨張機２６の入口側に与えられた加熱蒸気冷媒が膨張しようとする圧力（高圧）と、膨張機２６の出口側に与えられる冷媒凝縮器１５側の圧力（低圧）との圧力差によって出力軸を回転させるものである。
なお、膨張機２６の出力軸は、電動発電機２７の入力軸を駆動するものである。ここで、膨張機２６の出力軸、電動発電機２７の入力軸、冷媒ポンプ２５の駆動軸は、１本の共通回転軸２９として設けられている。このため、膨張機２６が回転出力を発生すると、その回転出力によって電動発電機２７と冷媒ポンプ２５が駆動され、電動発電機２７が回転出力を発生すると、その回転出力によって膨張機２６と冷媒ポンプ２５が駆動される。 The expander 26 is a fixed volume type in which an output shaft rotates due to a pressure difference between a high pressure and a low pressure. Specifically, heated vapor refrigerant that has passed through the refrigerant heater 7 is supplied to the inlet side of the expander 26, and the outlet side of the expander 26 is connected to the inlet side of the refrigerant condenser 15. The output shaft is rotated by the pressure difference between the pressure (high pressure) at which the heated steam refrigerant applied to the inlet side of the refrigerant expands and the pressure (low pressure) on the refrigerant condenser 15 side applied to the outlet side of the expander 26. Is.
The output shaft of the expander 26 drives the input shaft of the motor generator 27. Here, the output shaft of the expander 26, the input shaft of the motor generator 27, and the drive shaft of the refrigerant pump 25 are provided as one common rotating shaft 29. Therefore, when the expander 26 generates a rotation output, the motor generator 27 and the refrigerant pump 25 are driven by the rotation output, and when the motor generator 27 generates a rotation output, the expander 26 and the refrigerant pump are generated by the rotation output. 25 is driven.

ここで、ランキンサイクル２は、膨張機２６の高圧側と低圧側との連通または遮断を行う均圧化手段３０を備える。この実施例の均圧化手段３０は、後述するように膨張機２６の内部に設けられるものであるが、膨張機２６の外部に設けるものであっても良い。なお、この均圧化手段３０は、膨張機２６を作動させない時、および膨張機２６の作動を停止する時に膨張機２６の高圧側と低圧側を連通させて圧力差を小さくするものであり、詳細は後述する。 Here, the Rankine cycle 2 includes pressure equalizing means 30 that performs communication or blocking between the high pressure side and the low pressure side of the expander 26. The pressure equalizing means 30 of this embodiment is provided inside the expander 26 as described later, but may be provided outside the expander 26. The pressure equalizing means 30 reduces the pressure difference by communicating the high pressure side and the low pressure side of the expander 26 when the expander 26 is not operated and when the expander 26 is stopped. Details will be described later.

インバータ２８は、電動発電機２７の作動を制御するものであり、電動発電機２７を電動機として作動させる時に、バッテリ１１から電動発電機２７に供給する電力を制御する。
また、インバータ２８は、電動発電機２７が膨張機２６の駆動力によってジェネレータとして作動する時に、バッテリ１１の充電状態に応じて発電電力をバッテリ１１に与える充電動作を行う。 The inverter 28 controls the operation of the motor generator 27 and controls the electric power supplied from the battery 11 to the motor generator 27 when the motor generator 27 is operated as the motor.
Further, the inverter 28 performs a charging operation of supplying the generated power to the battery 11 according to the charging state of the battery 11 when the motor generator 27 operates as a generator by the driving force of the expander 26.

（ＥＣＵ２１の説明）
ＥＣＵ２１は、上記インバータ２８の作動を制御するとともに、ランキンサイクル２および冷凍サイクル３の各電気機能部品の制御を行うものである。このＥＣＵ２１には、電源スイッチ（例えば、イグニッションスイッチ）３１が接続されており、電源スイッチ３１がＯＦＦされるとバッテリ１１からの電力供給が停止されて、ＥＣＵ２１はもとより、インバータ２８、ランキンサイクル２および冷凍サイクル３の作動が停止される。 (Description of ECU 21)
The ECU 21 controls the operation of the inverter 28 and controls each electrical functional component of the Rankine cycle 2 and the refrigeration cycle 3. A power switch (for example, an ignition switch) 31 is connected to the ECU 21. When the power switch 31 is turned off, power supply from the battery 11 is stopped, and not only the ECU 21 but also the inverter 28, Rankine cycle 2 and The operation of the refrigeration cycle 3 is stopped.

〔ポンプ膨張発電機の説明〕
上述した冷媒ポンプ２５、膨張機２６、電動発電機２７は、図２に示されるように、同軸上で連結されて、ポンプ膨張発電機として一体的に設けられている。
なお、共通回転軸２９は、ポンプ膨張発電機の内部において、第１、第２ベアリング３２、３３によって回転自在に支持されている。 [Explanation of pump expansion generator]
As shown in FIG. 2, the refrigerant pump 25, the expander 26, and the motor generator 27 described above are connected coaxially and are integrally provided as a pump expansion generator.
The common rotary shaft 29 is rotatably supported by the first and second bearings 32 and 33 inside the pump expansion generator.

ポンプ膨張発電機は、図２の左から右に向かって、第１〜５ケース３４〜３８からなるハウジングを備え、各ケースが軸方向（図２の左右方向）にボルト等の締結手段によって強固に締結されている。
第１ケース３４は均圧化手段３０を内蔵し、第２ケース３５は膨張機２６の固定スクロール４１として用いられ、第３ケース３６は膨張機２６の可動スクロール４２および電動発電機２７を内蔵し、第４ケース３７は冷媒ポンプ２５を内蔵し、第５ケース３８は第４ケース３７における冷媒ポンプ２５の収納室を閉塞する。
なお、第３ケース３６の一部は、第１ベアリング３２を支持するシャフトハウジング３９によって構成されている。 The pump expansion generator includes a housing including first to fifth cases 34 to 38 from the left to the right in FIG. 2, and each case is firmly fixed by fastening means such as a bolt in the axial direction (left and right in FIG. 2). It is concluded to.
The first case 34 contains the pressure equalizing means 30, the second case 35 is used as the fixed scroll 41 of the expander 26, and the third case 36 contains the movable scroll 42 of the expander 26 and the motor generator 27. The fourth case 37 incorporates the refrigerant pump 25, and the fifth case 38 closes the storage chamber of the refrigerant pump 25 in the fourth case 37.
A part of the third case 36 is constituted by a shaft housing 39 that supports the first bearing 32.

（ポンプ膨張発電機における膨張機２６の説明）
膨張機２６は、周知のスクロール型圧縮機と同一構造で、スクロール型圧縮機の入出力を逆にしたものである。
膨張機２６は、第２ケース３５に形成された固定スクロール４１、この固定スクロール４１に噛み合わされた状態で固定スクロール４１に対して公転円運動を行う可動スクロール４２、この可動スクロール４２が自転するのを阻止する自転阻止機構４３、可動スクロール４２の公転円運動から回転出力を発生させる出力取出部４４から構成される。 (Description of the expander 26 in the pump expansion generator)
The expander 26 has the same structure as a well-known scroll compressor, and has the input / output of the scroll compressor reversed.
The expander 26 includes a fixed scroll 41 formed in the second case 35, a movable scroll 42 that performs a revolving circular motion with respect to the fixed scroll 41 while being engaged with the fixed scroll 41, and the movable scroll 42 rotates. A rotation prevention mechanism 43 that prevents the rotation of the movable scroll 42, and an output extraction portion 44 that generates a rotation output from the revolving circular motion of the movable scroll 42.

固定スクロール４１は、第２ケース３５に設けられたものであり、固定底壁４１ａおよび固定ラップ４１ｂを備える。
固定底壁４１ａは、図２右側の面が軸方向に対して垂直な平面に設けられ、後述する可動ラップ４２ｂの先端に設けられたシール部が摺接する。
固定ラップ４１ｂは、固定底壁４１ａから軸方向へ直立した渦巻体である。 The fixed scroll 41 is provided in the second case 35 and includes a fixed bottom wall 41a and a fixed wrap 41b.
The fixed bottom wall 41a is provided on a plane whose right side in FIG. 2 is perpendicular to the axial direction, and a seal portion provided at the tip of a movable wrap 42b described later is in sliding contact.
The fixed wrap 41b is a spiral body that stands upright in the axial direction from the fixed bottom wall 41a.

第１ケース３４と第２ケース３５の間には、高圧室４５が形成されている。この高圧室４５は、固定底壁４１ａの中心に設けられた入力ポート４６と、冷媒加熱器７から加熱蒸気冷媒が供給される冷媒入口４７とを連通する内部空間である。
一方、第３ケース３６の内部には、低圧室４８が形成されている。この低圧室４８は、固定スクロール４１と可動スクロール４２の外周側に形成される隙間（以下、排出部４９と称す）と、冷媒凝縮器１５の入口側に冷媒を戻す冷媒排出口５０とを連通する内部空間であり、この内部空間内に電動発電機２７が収容される。 A high pressure chamber 45 is formed between the first case 34 and the second case 35. The high-pressure chamber 45 is an internal space that connects an input port 46 provided at the center of the fixed bottom wall 41 a and a refrigerant inlet 47 to which heated vapor refrigerant is supplied from the refrigerant heater 7.
On the other hand, a low pressure chamber 48 is formed inside the third case 36. The low-pressure chamber 48 communicates a gap (hereinafter referred to as a discharge portion 49) formed on the outer peripheral side of the fixed scroll 41 and the movable scroll 42 and a refrigerant discharge port 50 that returns the refrigerant to the inlet side of the refrigerant condenser 15. The motor generator 27 is accommodated in this internal space.

可動スクロール４２は、固定スクロール４１と対をなし、固定スクロール４１に対して公転円運動を行うものであり、シャフトハウジング３９によって固定スクロール４１に押し付けられ、固定スクロール４１と可動スクロール４２で囲まれる空間によって、図３に示すように複数の作動室（膨張室）Ｖが形成される。なお、可動スクロール４２とシャフトハウジング３９との間には、可動スクロール４２の回転を円滑にするための摺動プレート５２が配置されている。 The movable scroll 42 is paired with the fixed scroll 41 and performs a revolving circular motion with respect to the fixed scroll 41. The movable scroll 42 is pressed against the fixed scroll 41 by the shaft housing 39 and is surrounded by the fixed scroll 41 and the movable scroll 42. As a result, a plurality of working chambers (expansion chambers) V are formed as shown in FIG. A sliding plate 52 for smooth rotation of the movable scroll 42 is disposed between the movable scroll 42 and the shaft housing 39.

可動スクロール４２は、可動底壁４２ａおよび可動ラップ４２ｂを備える。
可動底壁４２ａは、図２左側の面が軸方向に対して垂直な平面に設けられ、上述の固定ラップ４１ｂの先端に設けられたシール部が摺接する。
可動ラップ４２ｂは、可動底壁４２ａから軸方向へ直立した渦巻体であり、図３に示されるように、固定ラップ４１ｂに対して略１８０°ずらした状態で固定ラップ４１ｂに噛み合わされる。 The movable scroll 42 includes a movable bottom wall 42a and a movable wrap 42b.
The movable bottom wall 42a is provided on a plane whose left side in FIG. 2 is perpendicular to the axial direction, and a seal portion provided at the tip of the fixed wrap 41b is in sliding contact.
The movable wrap 42b is a spiral body that stands upright in the axial direction from the movable bottom wall 42a, and is engaged with the fixed wrap 41b in a state of being shifted by approximately 180 ° with respect to the fixed wrap 41b, as shown in FIG.

そして、固定スクロール４１と可動スクロール４２とで囲まれる作動室Ｖが、中心側から外側へ容積を増加しながら移動することで、可動スクロール４２が公転円運動を行う。具体的に、入力ポート４６から中心側の作動室Ｖに加熱蒸気冷媒が供給されると、加熱蒸気冷媒の膨張エネルギーが、作動室Ｖの容積を大きくする方向に作用する。この作動室Ｖに加わる膨張エネルギーにより可動スクロール４２が変位することで、作動室Ｖの容積が大きくなるとともに、可動スクロール４２が公転円運動を行う。そして、作動室Ｖが外側に移動して、作動室Ｖと排出部４９とが連通することで、作動室Ｖ内の冷媒が低圧室４８に排出される。 Then, the working chamber V surrounded by the fixed scroll 41 and the movable scroll 42 moves while increasing its volume from the center side to the outside, so that the movable scroll 42 performs a revolving circular motion. Specifically, when the heating vapor refrigerant is supplied from the input port 46 to the central working chamber V, the expansion energy of the heating vapor refrigerant acts in the direction of increasing the volume of the working chamber V. When the movable scroll 42 is displaced by the expansion energy applied to the working chamber V, the volume of the working chamber V increases and the movable scroll 42 performs a revolving circular motion. Then, the working chamber V moves to the outside and the working chamber V and the discharge portion 49 communicate with each other, whereby the refrigerant in the working chamber V is discharged to the low pressure chamber 48.

自転阻止機構４３は、可動スクロール４２の自転を阻止し、公転円運動を許容するものである。具体的にこの実施例の自転阻止機構４３は、可動スクロール４２に固定された軸方向に伸びるピン５１と、シャフトハウジング３９に形成された半径方向に伸びる溝５１ａとの嵌まり合いにより、可動スクロール４２の自転を阻止しつつ、公転円運動を許容する。 The rotation prevention mechanism 43 prevents the movable scroll 42 from rotating, and allows a revolving circular motion. Specifically, the rotation preventing mechanism 43 of this embodiment is configured such that the axially extending pin 51 fixed to the movable scroll 42 and the radially extending groove 51a formed in the shaft housing 39 are fitted to each other to move the movable scroll. Revolving circular motion is allowed while preventing rotation of 42.

出力取出部４４は、上述したように、可動スクロール４２の公転円運動から回転出力を発生させるものであり、円筒ボス５３および偏心シャフト５４で構成される。
円筒ボス５３は、可動スクロール４２と一体に設けられたものであり、可動底壁４２ａから図２右側へ突出する円筒体である。
偏心シャフト５４は、共通回転軸２９の図２左端に形成されて共通回転軸２９の回転中心に対して偏心して回転するものであり、円筒ボス５３の内側にベアリング５５を介して挿入されている。
この構造により、可動スクロール４２の公転円運動に伴う円筒ボス５３の公転によって、偏心シャフト５４が回転して共通回転軸２９が回転する。
即ち、加熱蒸気冷媒の膨張エネルギーによる可動スクロール４２の公転円運動が、偏心シャフト５４の回転となって共通回転軸２９に与えられる。 As described above, the output extraction portion 44 generates a rotational output from the revolving circular motion of the movable scroll 42, and includes the cylindrical boss 53 and the eccentric shaft 54.
The cylindrical boss 53 is provided integrally with the movable scroll 42, and is a cylindrical body that protrudes from the movable bottom wall 42a to the right side in FIG.
The eccentric shaft 54 is formed at the left end of the common rotating shaft 29 in FIG. 2 and rotates eccentrically with respect to the rotation center of the common rotating shaft 29, and is inserted inside the cylindrical boss 53 via a bearing 55. .
With this structure, due to the revolution of the cylindrical boss 53 accompanying the revolution circular motion of the movable scroll 42, the eccentric shaft 54 rotates and the common rotating shaft 29 rotates.
That is, the revolving circular motion of the movable scroll 42 by the expansion energy of the heated vapor refrigerant is given to the common rotating shaft 29 as the rotation of the eccentric shaft 54.

（均圧化手段３０の説明）
均圧化手段３０は、膨張機２６の高圧側と低圧側との連通または遮断を行うものであり、均圧化手段３０の主要な構成は第１ケース３４に設けられている。
均圧化手段３０は、均圧バイパス５６、均圧バルブ５７および電磁弁５８で構成される。
均圧バイパス５６は、高圧室４５と、排出部４９を連通させる通路であり、第２ケース３５に形成されている。 (Description of pressure equalizing means 30)
The pressure equalizing means 30 communicates or blocks the high pressure side and the low pressure side of the expander 26, and the main structure of the pressure equalizing means 30 is provided in the first case 34.
The pressure equalizing means 30 includes a pressure equalizing bypass 56, a pressure equalizing valve 57 and a solenoid valve 58.
The pressure equalization bypass 56 is a passage that allows the high pressure chamber 45 and the discharge portion 49 to communicate with each other, and is formed in the second case 35.

均圧バルブ５７は、第１ケース３４に形成された軸方向に伸びるシリンダ内において摺動自在に支持されたピストン５７ａ、このピストン５７ａと一体化されて均圧バイパス５６を開閉する弁体５７ｂ、シリンダによる背圧室５７ｃ内においてピストン５７ａを閉弁側（均圧バイパス５６が閉じる側）に付勢する圧縮バネ５７ｄからなり、背圧室５７ｃの圧力を高めることで、弁体５７ｂが均圧バイパス５６を閉塞する構造になっている。 The pressure equalizing valve 57 is a piston 57a that is slidably supported in an axially extending cylinder formed in the first case 34, and a valve body 57b that is integrated with the piston 57a to open and close the pressure equalizing bypass 56. A compression spring 57d that urges the piston 57a toward the valve closing side (the side where the pressure equalizing bypass 56 closes) is provided in the back pressure chamber 57c by the cylinder, and the valve body 57b is equalized by increasing the pressure in the back pressure chamber 57c. The bypass 56 is closed.

電磁弁５８は、ＥＣＵ２１により通電状態が制御されて背圧室５７ｃの圧力をコントロールするものであり、通電された状態で高圧室４５の高圧圧力を背圧室５７ｃに導き、通電が遮断された状態で低圧室４８の低圧圧力を背圧室５７ｃに導くものである。
そして、電磁弁５８が通電されると、背圧室５７ｃの圧力が高まり、圧縮バネ５７ｄの付勢力とともに弁体５７ｂが強く均圧バイパス５６を塞ぐ。これにより、均圧バイパス５６による高圧室４５と低圧室４８の連通が遮断される。
逆に、電磁弁５８の通電が遮断されると、背圧室５７ｃの圧力が低下し、高圧室４５の圧力によって弁体５７ｂが圧縮バネ５７ｄを押し縮めて、弁体５７ｂが図２左側へ変位して均圧バイパス５６を開く。これにより、均圧バイパス５６によって高圧室４５と低圧室４８が連通し、高圧側と低圧側の圧力が均圧化される。 The solenoid valve 58 controls the pressure in the back pressure chamber 57c by controlling the energized state by the ECU 21, and the energized state guides the high pressure in the high pressure chamber 45 to the back pressure chamber 57c, and the energization is cut off. In this state, the low pressure in the low pressure chamber 48 is guided to the back pressure chamber 57c.
When the solenoid valve 58 is energized, the pressure in the back pressure chamber 57c increases, and the valve body 57b strongly closes the pressure equalization bypass 56 together with the urging force of the compression spring 57d. Thereby, the communication between the high pressure chamber 45 and the low pressure chamber 48 by the pressure equalization bypass 56 is blocked.
On the other hand, when the energization of the electromagnetic valve 58 is interrupted, the pressure in the back pressure chamber 57c decreases, and the valve body 57b pushes and compresses the compression spring 57d by the pressure in the high pressure chamber 45, so that the valve body 57b moves to the left side in FIG. Displacement and pressure equalization bypass 56 is opened. Thereby, the high pressure chamber 45 and the low pressure chamber 48 are communicated with each other by the pressure equalization bypass 56, and the pressures on the high pressure side and the low pressure side are equalized.

（ポンプ膨張発電機における電動発電機２７の説明）
電動発電機２７は、ステータ６１およびロータ６２で構成される。
ステータ６１は、第３ケース３６によるモータハウジング３６ａの内周面に固定されたステータコア６１ａと、このステータコア６１ａに巻回されたステータコイル６１ｂとからなる。
ロータ６２は、共通回転軸２９の周囲に固定されたロータコアに永久磁石を埋設した構造を備える。
そして、ステータコイル６１ｂがインバータ２８を介して通電を受けるとロータ６２および共通回転軸２９が回転する。また、共通回転軸２９が回転駆動されると、ロータ６２の回転によりステータコイル６１ｂで電力が発生する。 (Description of the motor generator 27 in the pump expansion generator)
The motor generator 27 includes a stator 61 and a rotor 62.
The stator 61 includes a stator core 61a fixed to the inner peripheral surface of the motor housing 36a by the third case 36, and a stator coil 61b wound around the stator core 61a.
The rotor 62 has a structure in which a permanent magnet is embedded in a rotor core fixed around the common rotating shaft 29.
When the stator coil 61b is energized via the inverter 28, the rotor 62 and the common rotating shaft 29 are rotated. Further, when the common rotating shaft 29 is driven to rotate, electric power is generated in the stator coil 61 b by the rotation of the rotor 62.

具体的に、電動発電機２７は、ランキンサイクル２の起動時において、バッテリ１１からインバータ２８を介してステータ６１に電力が供給されることで、ロータ６２を回転させて、膨張機２６および冷媒ポンプ２５を駆動する電動モータとして作動する。
逆に、膨張機２６の作動時は、膨張機２６の発生した回転出力によって、冷媒ポンプ２５およびロータ６２が駆動されて、電動発電機２７が電力を発生させるジェネレータとして作動する。そして、電動発電機２７で発生した電力は、インバータ２８を介してバッテリ１１に充電される。 Specifically, the motor generator 27 rotates the rotor 62 by supplying electric power from the battery 11 to the stator 61 via the inverter 28 when the Rankine cycle 2 is started up, and the expander 26 and the refrigerant pump. It operates as an electric motor that drives 25.
On the contrary, when the expander 26 is operated, the refrigerant pump 25 and the rotor 62 are driven by the rotation output generated by the expander 26, and the motor generator 27 operates as a generator that generates electric power. The electric power generated by the motor generator 27 is charged to the battery 11 via the inverter 28.

（ポンプ膨張発電機における冷媒ポンプ２５の説明）
冷媒ポンプ２５は、第４ケース３７内に配置れたローリングピストン型のポンプであり、ポンプハウジング６３、偏心カム６４、ポンプロータ６５およびベーン６６を備える。ポンプハウジング６３は、略円筒形状を呈する中央ハウジング６３ａと、この中央ハウジング６３ａの両側を挟む第１、第２サイドハウジング６３ｂ、６３ｃとから構成され、ボルト等の締結手段によって軸方向に積層された状態で第４ケース３７に固定されている。なお、図２左側の第１サイドハウジング６３ｂは、第２ベアリング３３を支持する。 (Description of the refrigerant pump 25 in the pump expansion generator)
The refrigerant pump 25 is a rolling piston type pump disposed in the fourth case 37 and includes a pump housing 63, an eccentric cam 64, a pump rotor 65, and a vane 66. The pump housing 63 includes a central housing 63a having a substantially cylindrical shape, and first and second side housings 63b and 63c sandwiching both sides of the central housing 63a, and is laminated in the axial direction by fastening means such as bolts. It is fixed to the fourth case 37 in a state. Note that the first side housing 63 b on the left side of FIG. 2 supports the second bearing 33.

偏心カム６４は、共通回転軸２９の図２右端に形成されて、中央ハウジング６３ａの内周中心において共通回転軸２９の回転中心に対して偏心して回転する断面円形のカムである。
ポンプロータ６５は、偏心カム６４の外周に装着された円筒体である。このポンプロータ６５の外周径は、中央ハウジング６３ａの内周径より小さいものであり、偏心カム６４の回転によって中央ハウジング６３ａ内を公転する。なお、共通回転軸２９の内部には、低圧室４８内の冷媒（具体的には冷媒に混入された潤滑油）をポンプロータ６５の内側に導く潤滑路２９ａが設けられ、この潤滑路２９ａのポンプロータ６５側の端部には、オリフィス２９ｂが設けられている。 The eccentric cam 64 is a cam having a circular cross section that is formed at the right end of FIG. 2 of the common rotation shaft 29 and rotates eccentrically with respect to the rotation center of the common rotation shaft 29 at the inner peripheral center of the central housing 63a.
The pump rotor 65 is a cylindrical body attached to the outer periphery of the eccentric cam 64. The outer peripheral diameter of the pump rotor 65 is smaller than the inner peripheral diameter of the central housing 63 a, and the inside of the central housing 63 a is revolved by the rotation of the eccentric cam 64. A lubrication path 29a that guides the refrigerant in the low-pressure chamber 48 (specifically, lubricating oil mixed in the refrigerant) to the inside of the pump rotor 65 is provided inside the common rotating shaft 29. An orifice 29b is provided at the end on the pump rotor 65 side.

ベーン６６は、中央ハウジング６３ａによって半径方向へ摺動自在に支持され、図示しない付勢手段によって内径方向に付勢されて、ポンプロータ６５と中央ハウジング６３ａの間のポンプ室Ｐを区画する。
ポンプハウジング６３には、ベーン６６に近接して、ベーン６６を挟むように冷媒吸入口６７と、冷媒吐出口（図示されない）とが設けられている。
冷媒吸入口６７には、冷媒ポンプ２５を収容する第４ケース３７を貫通する冷媒導入管６８が接続されている。この冷媒導入管６８は、配管類を介してレシーバ１６の液相冷媒流出口に接続される。
冷媒吐出口は、冷媒ポンプ２５を収容する第４ケース３７内で構成される吐出室６９に連通している。冷媒ポンプ２５を収容する第４ケース３７には、吐出室６９内の冷媒を外部に導く冷媒吐出管７１が設けられている。この冷媒吐出管７１は、配管類を介して冷媒加熱器７の入口側に接続される。なお、冷媒吐出口における吐出室６９の開口部には、冷媒を冷媒吐出口→吐出室６９のみに流す一方向弁７２が設けられている。 The vane 66 is slidably supported in the radial direction by the central housing 63a, and is urged in the inner diameter direction by an urging means (not shown) to partition the pump chamber P between the pump rotor 65 and the central housing 63a.
The pump housing 63 is provided with a refrigerant suction port 67 and a refrigerant discharge port (not shown) so as to sandwich the vane 66 in the vicinity of the vane 66.
A refrigerant introduction pipe 68 that passes through the fourth case 37 that houses the refrigerant pump 25 is connected to the refrigerant suction port 67. The refrigerant introduction pipe 68 is connected to the liquid-phase refrigerant outlet of the receiver 16 through piping.
The refrigerant discharge port communicates with a discharge chamber 69 configured in the fourth case 37 that houses the refrigerant pump 25. The fourth case 37 that houses the refrigerant pump 25 is provided with a refrigerant discharge pipe 71 that guides the refrigerant in the discharge chamber 69 to the outside. The refrigerant discharge pipe 71 is connected to the inlet side of the refrigerant heater 7 through piping. A one-way valve 72 that allows the refrigerant to flow only from the refrigerant discharge port to the discharge chamber 69 is provided at the opening of the discharge chamber 69 at the refrigerant discharge port.

冷媒ポンプ２５は、共通回転軸２９の回転によるポンプロータ６５の公転作動によって、冷媒導入管６８→冷媒吸入口６７→ポンプ室Ｐの順で冷媒を吸引するととも、ポンプ室Ｐ→冷媒吐出口→吐出室６９→冷媒吐出管７１の順で冷媒を圧送する。 The refrigerant pump 25 sucks the refrigerant in the order of the refrigerant introduction pipe 68 → the refrigerant suction port 67 → the pump chamber P by the revolution operation of the pump rotor 65 by the rotation of the common rotation shaft 29, and the pump chamber P → the refrigerant discharge port → The refrigerant is pumped in the order of the discharge chamber 69 → the refrigerant discharge pipe 71.

（ランキンサイクル２の作動説明）
ＥＣＵ２１は、バッテリ１１の充電量が所定の充電量以下で、且つランキンサイクル２の運転が可能な状態（即ち、エンジン冷却水の温度が所定温度以上）であると判断すると、ランキンサイクル２の運転を実行する。具体的に、起動直後は、電磁弁５８をＯＦＦして均圧バルブ５７による均圧バイパス５６の遮断を解除した状態で、電動発電機２７を電動モータとして作動させて冷媒ポンプ２５および膨張機２６を駆動する。 (Operation explanation of Rankine cycle 2)
When the ECU 21 determines that the charge amount of the battery 11 is equal to or less than the predetermined charge amount and the Rankine cycle 2 can be operated (that is, the engine coolant temperature is equal to or higher than the predetermined temperature), the operation of the Rankine cycle 2 is performed. Execute. Specifically, immediately after the start-up, the motor generator 27 is operated as an electric motor in a state where the solenoid valve 58 is turned OFF and the pressure equalization bypass 57 is disconnected from the pressure equalization valve 57, and the refrigerant pump 25 and the expander 26 are operated. Drive.

この時、冷媒ポンプ２５はレシーバ１６から冷媒を吸引して冷媒加熱器７に圧送する。冷媒加熱器７に圧送された冷媒は、エンジン冷却水と熱交換して膨張機２６に圧送される。ここで、膨張機２６の均圧バイパス５６は、高圧室４５に導かれた冷媒の圧力により開かれるため、冷媒入口４７から膨張機２６に導かれた冷媒は、高圧室４５から均圧バイパス５６を介して直接的に低圧室４８に流れ、冷媒排出口５０を経て冷媒凝縮器１５の入口側へ戻される。 At this time, the refrigerant pump 25 sucks the refrigerant from the receiver 16 and pumps it to the refrigerant heater 7. The refrigerant pressure-fed to the refrigerant heater 7 exchanges heat with the engine cooling water and is pressure-fed to the expander 26. Here, since the pressure equalization bypass 56 of the expander 26 is opened by the pressure of the refrigerant guided to the high pressure chamber 45, the refrigerant guided from the refrigerant inlet 47 to the expander 26 is supplied from the high pressure chamber 45 to the pressure equalization bypass 56. The refrigerant flows directly to the low pressure chamber 48 via the refrigerant and is returned to the inlet side of the refrigerant condenser 15 through the refrigerant discharge port 50.

電動発電機２７を電動モータとして起動後、所定時間（冷媒加熱器７にて冷媒が十分加熱されて加熱蒸気となりえる時間）が経過すると、ＥＣＵ２１は電磁弁５８をＯＮして均圧バルブ５７により均圧バイパス５６を遮断する。これにより、膨張機２６の高圧室４５に流入した加熱蒸気冷媒が、入力ポート４６から作動室Ｖに導かれる。
入力ポート４６から中心側の作動室Ｖに導かれた加熱蒸気冷媒は、加熱蒸気冷媒の有する膨張エネルギーにより可動スクロール４２を公転円運動させることで、作動室Ｖの容積を増加させる。作動室Ｖは容積増加に伴い外周側へ移動し、排出部４９と連通することで、作動室Ｖの冷媒が低圧室４８に排出される。低圧室４８に排出された冷媒は、冷媒排出口５０を経て冷媒凝縮器１５の入口側へ戻され、冷媒凝縮器１５→レシーバ１６→冷媒ポンプ２５→冷媒加熱器７→膨張機２６を循環する。 When a predetermined time (a time during which the refrigerant is sufficiently heated by the refrigerant heater 7 to become heated steam) elapses after the motor generator 27 is started as an electric motor, the ECU 21 turns on the electromagnetic valve 58 and turns on the pressure equalizing valve 57. The pressure equalization bypass 56 is shut off. As a result, the heated vapor refrigerant that has flowed into the high-pressure chamber 45 of the expander 26 is guided from the input port 46 to the working chamber V.
The heated vapor refrigerant guided from the input port 46 to the central working chamber V causes the movable scroll 42 to revolve circularly by the expansion energy of the heated vapor refrigerant, thereby increasing the volume of the working chamber V. The working chamber V moves to the outer peripheral side as the volume increases, and communicates with the discharge portion 49, whereby the refrigerant in the working chamber V is discharged to the low pressure chamber 48. The refrigerant discharged to the low pressure chamber 48 is returned to the inlet side of the refrigerant condenser 15 through the refrigerant outlet 50 and circulates through the refrigerant condenser 15 → the receiver 16 → the refrigerant pump 25 → the refrigerant heater 7 → the expander 26. .

可動スクロール４２の公転円運動は、出力取出部４４により回転運動に変換され、共通回転軸２９を回転駆動する。これにより、冷媒ポンプ２５および電動発電機２７が駆動される。
膨張機２６の回転出力が冷媒ポンプ２５を正常駆動する出力に達すると、ＥＣＵ２１は電動発電機２７をジェネレータに切り換え、電動発電機２７で発電された電気エネルギーをインバータ２８を介してバッテリ１１に与え、バッテリ１１の充電を行う。 The revolving circular motion of the movable scroll 42 is converted into a rotational motion by the output extraction unit 44, and the common rotary shaft 29 is rotationally driven. Thereby, the refrigerant pump 25 and the motor generator 27 are driven.
When the rotational output of the expander 26 reaches an output that normally drives the refrigerant pump 25, the ECU 21 switches the motor generator 27 to the generator, and gives the electric energy generated by the motor generator 27 to the battery 11 via the inverter 28. The battery 11 is charged.

ＥＣＵ２１は、バッテリ１１が所定充電量に達した場合や、異常を検知した場合、電磁弁５８の通電を停止する。これによって均圧バイパス５６が開かれ、高圧室４５に供給された加熱蒸気冷媒は均圧バイパス５６を通って低圧室４８に流れ、膨張機２６の入口側と出口側の圧力差が均圧化される。この膨張機２６の入口側と出口側の圧力差の低下により、膨張機２６の回転が停止し、ランキンサイクル２の運転が停止する。 The ECU 21 stops energization of the electromagnetic valve 58 when the battery 11 reaches a predetermined charge amount or when an abnormality is detected. As a result, the pressure equalization bypass 56 is opened, and the heated vapor refrigerant supplied to the high pressure chamber 45 flows to the low pressure chamber 48 through the pressure equalization bypass 56, and the pressure difference between the inlet side and the outlet side of the expander 26 is equalized. Is done. Due to the decrease in the pressure difference between the inlet side and the outlet side of the expander 26, the rotation of the expander 26 is stopped, and the operation of the Rankine cycle 2 is stopped.

〔実施例１の背景〕
ランキンサイクル２において、膨張機２６に与えられる高圧圧力は、エンジン冷却水により冷媒を加熱して得られる加熱蒸気冷媒によるものである。エンジン６の冷却水の温度は、サーモスタット４ｂの働きにより、８０℃〜１００℃の範囲内で安定しているため、膨張機２６に与えられる高圧圧力は通年において安定している。
一方、膨張機２６に与えられる低圧圧力は、冷媒凝縮器１５の冷媒凝縮能力によって変動する。このため、暖機が完了した定常運転時であっても、外気温度が変動することで冷媒凝縮能力が変動して膨張機２６に与えられる低圧圧力が大きく変動する。 [Background of Example 1]
In the Rankine cycle 2, the high pressure applied to the expander 26 is due to the heated vapor refrigerant obtained by heating the refrigerant with engine cooling water. Since the temperature of the cooling water of the engine 6 is stable within the range of 80 ° C. to 100 ° C. by the action of the thermostat 4b, the high pressure applied to the expander 26 is stable throughout the year.
On the other hand, the low pressure applied to the expander 26 varies depending on the refrigerant condensing capacity of the refrigerant condenser 15. For this reason, even during the steady operation when the warm-up is completed, the low-pressure pressure given to the expander 26 greatly fluctuates due to fluctuations in the refrigerant condensing capacity due to fluctuations in the outside air temperature.

この実施例のように、膨張機２６が固定容積タイプの場合、膨張機２６の膨張容積比は、１年間を通して考える必要がある。
ここで、膨張容積比は、中心側（高圧側）の作動室Ｖに入力ポート４６が開口した後に入力ポート４６が遮断された直後の入口側容積（図３中、符号Ｖｉｎ１、Ｖｉｎ２参照）に対する、外側に変位した作動室Ｖが排出部４９に連通を開始する直前の出口側容積（図３中、符号Ｖｏｕｔ１、Ｖｏｕｔ２参照）の比（入口側容積／出口側容積：即ち、Ｖｏｕｔ１／Ｖｉｎ１、Ｖｏｕｔ２／Ｖｉｎ２）である。
エンジン冷却水が略一定で高圧側が略一定であることを考えると、外気温度の出現頻度を考慮して、回生効果が最大となる膨張容積比を選ぶことになる。即ち、通常の設計手法では、年間の略平均気温に基づいて適正膨張となる膨張容積比が選ばれる。 As in this embodiment, when the expander 26 is a fixed volume type, the expansion volume ratio of the expander 26 needs to be considered throughout the year.
Here, the expansion volume ratio is relative to the inlet side volume immediately after the input port 46 is shut off after the input port 46 is opened in the central side (high pressure side) working chamber V (refer to the signs Vin1 and Vin2 in FIG. 3). , The ratio of the outlet side volume (see reference numerals Vout1 and Vout2 in FIG. 3) immediately before the working chamber V displaced outward starts to communicate with the discharge portion 49 (inlet side volume / outlet side volume: Vout1 / Vin1, Vout2 / Vin2).
Considering that the engine coolant is substantially constant and the high pressure side is substantially constant, the expansion volume ratio that maximizes the regenerative effect is selected in consideration of the appearance frequency of the outside air temperature. That is, in a normal design method, an expansion volume ratio that provides proper expansion is selected on the basis of the annual average temperature.

このようにして膨張容積比を選択すると、適正膨張となる外気温度では、図４（ｂ）に示すように、過膨張および不足膨張が発生しない。
しかし、適正膨張となる外気温度より低い条件下では、図４（ｃ）に示すように、不足膨張となる。
また、適正膨張となる外気温度より高い条件下では、図４（ａ）に示すように、過膨張となる。
なお、図４中のハッチングＡは、膨張機２６における加熱蒸気冷媒の流入→膨張→排出によって得られる実質パワーを示し、図４中の破線Ｂは、理論パワーを示し、破線Ｂ内の白エリアＣは減少パワーを示すものである。また、図４中のＰＨは、膨張機２６の高圧側の圧力であり、図４中のＰＬは、膨張機２６の低圧側の圧力である。
ここで、図４（ａ）に示す過膨張の状態では、過膨張による損失が発生することになる。即ち、夏期など外気温度が高いと、過膨張による損失によってジェネレータから必要な発電量が得られなくなってしまう。 When the expansion volume ratio is selected in this way, overexpansion and underexpansion do not occur at the outside air temperature at which proper expansion occurs, as shown in FIG.
However, under conditions lower than the outside air temperature at which proper expansion is achieved, as shown in FIG.
Moreover, under conditions higher than the outside air temperature at which proper expansion is achieved, overexpansion occurs as shown in FIG.
4 indicates the actual power obtained by inflow → expansion → discharge of the heated vapor refrigerant in the expander 26, the broken line B in FIG. 4 indicates the theoretical power, and the white area within the broken line B C indicates the reduced power. Further, PH in FIG. 4 is the pressure on the high pressure side of the expander 26, and PL in FIG. 4 is the pressure on the low pressure side of the expander 26.
Here, in the overexpanded state shown in FIG. 4A, loss due to overexpansion occurs. That is, if the outside air temperature is high, such as in summer, the required power generation amount cannot be obtained from the generator due to loss due to overexpansion.

〔実施例１の特徴〕
従来では、エンジン冷却水の熱から最大の仕事量を取り出すことを優先していたが、発電量を取り出す場合は、発電量を大きくすることよりも、車両に必要な電力を常時発生させることの方が望ましい。
即ち、年間を通じて最大の発電量を得るよりも、夏期など、外気温度が高い状態であっても損失を抑えて必要な電力を取り出す方が好ましい。 [Features of Example 1]
In the past, priority was given to extracting the maximum amount of work from the heat of engine cooling water. However, when extracting the amount of power generation, it is necessary to always generate the power necessary for the vehicle rather than increasing the amount of power generation. Is preferable.
That is, it is preferable to take out necessary power while suppressing the loss even in a state where the outside air temperature is high, such as in summer, rather than obtaining the maximum power generation amount throughout the year.

そこで、この実施例１では、次の手段を採用している。
膨張機２６における膨張容積比は、エンジン６の暖機が完了し、且つランキンサイクル２が定常運転している状態における高圧と低圧の圧力差の変動範囲のうち、圧力差が小さい側において過膨張や不足膨張のない適正膨張となるように設けられている。
具体的に、この実施例では、高圧側が略安定するが、低圧側が外気温度の影響によって変動し、夏期において高圧側と低圧側の圧力差が小さくなる。そこで、例えば、夏期最盛期の日中における路上の予測温度、または、夏期の日中の最高予測気温、あるいは、年間で最も暑い月の日中の最高気温の平均温度など、夏期の日中の外気温度が高い状態において、過膨張や不足膨張のない適正膨張となるように膨張機２６の膨張容積比を決定するものである。 Therefore, in the first embodiment, the following means is adopted.
The expansion volume ratio in the expander 26 is such that the engine 6 is over-expanded on the side where the pressure difference is small in the fluctuation range of the pressure difference between the high pressure and the low pressure when the Rankine cycle 2 is in steady operation. It is provided so as to achieve proper expansion without any shortage expansion.
Specifically, in this embodiment, the high pressure side is substantially stabilized, but the low pressure side fluctuates due to the influence of the outside air temperature, and the pressure difference between the high pressure side and the low pressure side becomes small in summer. So, for example, the predicted temperature on the road during the day of the summer peak, the highest predicted temperature during the summer, or the average temperature of the highest temperature during the day of the hottest month of the year. In the state where the outside air temperature is high, the expansion volume ratio of the expander 26 is determined so as to achieve proper expansion without overexpansion or underexpansion.

さらに具体的に説明する。この実施例に示すランキンサイクル２は、冷凍サイクル３と共通の冷媒凝縮器１５を用いるもので冷媒の凝縮能力が大きい。また、ランキンサイクル２の冷媒は、冷凍サイクル３と共通の冷媒を用いるものであるため、使用される冷媒は自動車の空調用として一般に使用される冷凍サイクル３の冷媒（例えば、ＨＦＣ等の化学冷媒や、ＨＣ等の自然冷媒等）である。
このようなランキンサイクル２の場合、膨張機２６の高圧側（入口側）の圧力は、エンジン冷却水の変動範囲が８０℃〜１００℃内で安定するため、通常２．０ＭＰａ〜２．５ＭＰａで安定する。
一方、冷媒凝縮器１５の凝縮能力に影響を及ぼす外気温度は通年において大きく変動する。このため、外気温度が３０℃だと膨張機２６の低圧側（出口側）の圧力は約１．１ＭＰａに上昇し、外気温度が０℃だと膨張機２６の低圧側（出口側）の圧力は約０．５ＭＰａに下降する。 This will be described more specifically. Rankine cycle 2 shown in this embodiment uses a refrigerant condenser 15 common to refrigeration cycle 3, and has a large refrigerant condensing capacity. Moreover, since the refrigerant of Rankine cycle 2 uses the same refrigerant as that of refrigeration cycle 3, the refrigerant used is a refrigerant of refrigeration cycle 3 that is generally used for air conditioning of automobiles (for example, a chemical refrigerant such as HFC). And natural refrigerants such as HC).
In such Rankine cycle 2, the pressure on the high pressure side (inlet side) of the expander 26 is usually 2.0 MPa to 2.5 MPa because the fluctuation range of the engine cooling water is stable within 80 ° C. to 100 ° C. Stabilize.
On the other hand, the outside temperature that affects the condensation capacity of the refrigerant condenser 15 varies greatly throughout the year. For this reason, when the outside air temperature is 30 ° C., the pressure on the low pressure side (outlet side) of the expander 26 increases to about 1.1 MPa, and when the outside air temperature is 0 ° C., the pressure on the low pressure side (outlet side) of the expander 26. Falls to about 0.5 MPa.

ここで、外気温度（５℃〜３０℃）に応じた膨張容積比と膨張性能比との関係を、図５に示す。
図５から読み取れるように、外気温度が高い状態では、膨張容積比が２付近で適正膨張が得られ、外気温度が低くなるに従い適正膨張となる膨張容積比が大きくなる。 Here, the relationship between the expansion volume ratio and the expansion performance ratio according to the outside air temperature (5 ° C. to 30 ° C.) is shown in FIG.
As can be seen from FIG. 5, in a state where the outside air temperature is high, proper expansion is obtained when the expansion volume ratio is near 2, and the expansion volume ratio at which proper expansion is achieved increases as the outside air temperature decreases.

そして、この実施例では、上述したように、膨張機２６の膨張容積比を、夏期において過膨張や不足膨張のない適正膨張とするものであり、外気温度が高い３０℃において、高圧側の圧力が２．０ＭＰａ〜２．５ＭＰａ、低圧側の圧力が約１．１ＭＰａであり、膨張容積比に直すと約２前後が望ましい。
即ち、この実施例の膨張機２６の膨張容積比は、夏期の昼間で外気温度が高い時（例えば、外気温度が３０℃〜３５℃の時）において適正膨張となるように、膨張機２６の膨張容積比は１．５〜２．５の範囲内に設けられるものであり、好ましくは膨張容積比は１．８〜２．２の範囲、さらに好ましくは約２に設けられるものである。 In this embodiment, as described above, the expansion volume ratio of the expander 26 is set to an appropriate expansion without overexpansion or underexpansion in the summer, and at a high outdoor temperature of 30 ° C., the pressure on the high pressure side Is 2.0 MPa to 2.5 MPa, the pressure on the low pressure side is about 1.1 MPa, and it is preferably about 2 in terms of the expansion volume ratio.
That is, the expansion volume ratio of the expander 26 of this embodiment is such that the expansion of the expander 26 is appropriate when the outside air temperature is high during the daytime in summer (for example, when the outside air temperature is 30 ° C. to 35 ° C.). The expansion volume ratio is provided in the range of 1.5 to 2.5, preferably the expansion volume ratio is provided in the range of 1.8 to 2.2, more preferably about 2.

（実施例１の効果）
実施例１に示す排熱回収装置は、上述したように、膨張機２６の膨張容積比が、定常運転時における高圧と低圧の圧力差の変動範囲のうち、圧力差が小さい側において適正膨張となるように設けられる。即ち、膨張容積比は、外気温度の変動に伴う低圧側の変動範囲のうち、低圧側が高くなる夏期において適正膨張となる１．５〜２．５の範囲内に設けられる。
これにより、夏期などに外気温度が上昇して低圧が上昇しても、膨張機２６における過膨張が防がれることになる。この結果、車両が使用される広い温度範囲内において安定した発電量を得ることができる。
また、夏期において適正膨張となる膨張容積比としたことで、通年において安定した発電量を得ることができるため、従来技術で示したようなバイパス通路やバルブ機構を設けなくても済む。
即ち、膨張機２６の複雑化やコスト上昇を招くことなく、過膨張による損失の発生を防いで、年間を通して車両に必要な電力を得ることができる。また、膨張機２６の複雑化を招かないため、膨張機２６の故障確率を減らし、ランキンサイクル２の信頼性を高めることができる。 (Effect of Example 1)
As described above, the exhaust heat recovery apparatus according to the first embodiment is configured so that the expansion volume ratio of the expander 26 is appropriately expanded on the side where the pressure difference is small in the fluctuation range of the pressure difference between the high pressure and the low pressure during steady operation. It is provided to become. That is, the expansion volume ratio is provided in a range of 1.5 to 2.5 that provides proper expansion in the summer when the low-pressure side is high, among the low-pressure side fluctuation range that accompanies fluctuations in the outside air temperature.
As a result, even if the outside air temperature rises and the low pressure rises in summer or the like, overexpansion in the expander 26 is prevented. As a result, a stable power generation amount can be obtained within a wide temperature range in which the vehicle is used.
In addition, since an expansion volume ratio that achieves proper expansion in the summer can provide a stable amount of power generation throughout the year, there is no need to provide a bypass passage or a valve mechanism as shown in the prior art.
In other words, the power required for the vehicle can be obtained throughout the year by preventing the loss due to overexpansion without complicating the expander 26 and increasing the cost. Further, since the expander 26 is not complicated, the failure probability of the expander 26 can be reduced, and the reliability of the Rankine cycle 2 can be increased.

〔変形例〕
上記の実施例では、膨張機２６を電動発電機２７および冷媒ポンプ２５と一体化する例を示したが、それぞれを独立して設けても良い。
上記実施例では、冷媒ポンプ２５が膨張機２６によって駆動される例を示したが、冷媒ポンプ２５用に設けた電動モータによって駆動されるものであっても良い。
上記の実施例では、膨張機２６がジェネレータ（実施例中では電動発電機２７）を駆動する例を示したが、送風機、過給機、冷媒圧縮機１４など、他の機能物を駆動させても良い。または、膨張機２６によってバネやフライホイール等を駆動して機械的なエネルギーを蓄えるようにしても良い。
上記の実施例では、ランキンサイクル２と冷凍サイクル３とを一部共用化する例を示したが、ランキンサイクル２が独立したものであっても良い。 [Modification]
In the above embodiment, the example in which the expander 26 is integrated with the motor generator 27 and the refrigerant pump 25 is shown, but each may be provided independently.
Although the example in which the refrigerant pump 25 is driven by the expander 26 has been described in the above embodiment, the refrigerant pump 25 may be driven by an electric motor provided for the refrigerant pump 25.
In the above embodiment, the expander 26 drives the generator (the motor generator 27 in the embodiment), but other functional objects such as a blower, a supercharger, and the refrigerant compressor 14 are driven. Also good. Alternatively, mechanical energy may be stored by driving a spring, a flywheel, or the like by the expander 26.
In the above-described embodiment, an example in which the Rankine cycle 2 and the refrigeration cycle 3 are partially shared is shown, but the Rankine cycle 2 may be independent.

上記の実施例では、エンジン冷却水を用いて熱媒体（実施例中では冷媒）を加熱して、高圧エネルギーを得る例を示したが、エンジン６の排気ガス、バッテリ１１の発熱、インバータ２８の発熱、過給機の加圧空気の熱など、他の排熱を用いて熱媒体を加熱しても良い。
上記の実施例では、排熱を利用して熱媒体（実施例中では冷媒）を加熱する例を示したが、バーナ等による燃焼エネルギーや、太陽熱等により熱媒体を加熱しても良い。
上記の実施例では、回転動力発生手段としてランキンサイクル２を用い、熱媒体の一例として冷媒を用いる例を示したが、圧力差を利用して膨張機２６を駆動するものであればランキンサイクル２以外による圧力差を利用して膨張機２６を駆動させても良い。 In the above embodiment, the heat medium (in the embodiment, the refrigerant) is heated using engine cooling water to obtain high pressure energy. However, the exhaust gas of the engine 6, the heat generation of the battery 11, the inverter 28 The heat medium may be heated using other exhaust heat such as heat generation or heat of pressurized air of the supercharger.
In the above embodiment, the heat medium (refrigerant in the embodiment) is heated using exhaust heat, but the heat medium may be heated by combustion energy by a burner or the like, solar heat, or the like.
In the above embodiment, the Rankine cycle 2 is used as the rotational power generation means and the refrigerant is used as an example of the heat medium. However, the Rankine cycle 2 may be used as long as the expander 26 is driven using a pressure difference. The expander 26 may be driven using a pressure difference due to other than the above.

上記の実施例では、外気により熱媒体（実施例中では冷媒）を冷却して、高圧側に対する低圧側を作り出す例を示したが、熱媒体の加熱手段がエンジン６の排気ガスを用いる場合など高圧側の熱媒体の加熱能力が大きい場合は、低圧側を作り出す手段としてエンジン冷却水を用いても良い。
その場合は、低圧側の圧力が安定することになるため、高圧と低圧の圧力差の変動範囲のうち、高圧側が低下した状態において適正膨張となる膨張容積比に設けるものである。 In the above embodiment, the heat medium (in the embodiment, the refrigerant) is cooled by the outside air to create the low pressure side with respect to the high pressure side. However, when the heating means of the heat medium uses the exhaust gas of the engine 6, etc. When the heating capacity of the high-pressure side heat medium is large, engine cooling water may be used as means for creating the low-pressure side.
In this case, since the pressure on the low pressure side becomes stable, the expansion volume ratio is set so that proper expansion is achieved in a state where the high pressure side is lowered in the fluctuation range of the pressure difference between the high pressure and the low pressure.

エンジン冷却水回路、冷凍サイクル、ランキンサイクルの概略模式図である。It is a schematic diagram of an engine cooling water circuit, a refrigerating cycle, and a Rankine cycle. ポンプ膨張発電機の軸方向に沿う断面図である。It is sectional drawing which follows the axial direction of a pump expansion generator. 固定スクロールと可動スクロールの噛み合わせ状態を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the meshing state of a fixed scroll and a movable scroll. 膨張機に与えられる圧力と作動室の容積との関係を示すＰ−Ｖ線図である。A pressure applied to the expander showing the relationship between the volume of the working chamber is a P- V diagram. 外気温度に対する膨張容積比と膨張性能比との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the expansion volume ratio with respect to external temperature, and an expansion performance ratio.

Explanation of symbols

２ランキンサイクル
３冷凍サイクル
７冷媒加熱器（熱媒体加熱器、高圧発生手段）
１５冷媒凝縮器（熱媒体冷却器、低圧発生手段）
２６膨張機
２７電動発電機（ジェネレータ）
２９共通回転軸（膨張機の出力軸、ジェネレータの入力軸、冷媒ポンプの駆動軸）
2 Rankine cycle 3 Refrigeration cycle 7 Refrigerant heater (heat medium heater, high pressure generating means)
15 Refrigerant condenser (heat medium cooler, low pressure generating means)
26 Expander 27 Motor generator
29 common rotation shaft (expander output shaft, generator input shaft, refrigerant pump drive shaft)

Claims

High pressure generating means (7) for generating high pressure;
Low pressure generating means (15) for generating low pressure;
A fixed volume type expander (26) in which an output shaft (29) rotates by a pressure difference between a high pressure generated by the high pressure generating means (7) and a low pressure generated by the low pressure generating means (15);
Oite the rotation output generator comprising,
The high pressure generating means (7) heats the heat medium with the heat generated in the vehicle to reduce the heat medium pressure.
Heating medium heater (7) to enhance,
The low pressure generating means (15) is a heat medium cooler (15) that cools the heat medium by the outside air of the vehicle to lower the heat medium pressure,
The expansion volume ratio in the expander (26), the variation range of the low-pressure side due to variations in ambient temperature
Among these, the rotation output generator is provided so as to have substantially proper expansion in the summer when the low pressure becomes high .

In the rotation output generator of Claim 1,
The heat medium heater (7) heats the heat medium with the heat of engine cooling water .

In the rotation output generator of Claim 1 or Claim 2,
The heat medium cooler (15) is common with the refrigerant condenser (15) of the vehicle refrigeration cycle (3).
In the case where the heat medium is a refrigerant that can circulate the refrigeration cycle (3),
The rotation output generator according to claim 1, wherein an expansion volume ratio in the expander (26) is in a range of 1.5 to 2.5 .

In the rotation output generator in any one of Claims 1-3 ,
The output shaft (29) is rotated and driven by a generator (27) that generates electric power.
A rotational output generator for driving an input shaft (29) .