JP4903296B2

JP4903296B2 - 排熱回生システム

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Publication number: JP4903296B2
Application number: JP2011525852A
Authority: JP
Inventors: 和彦川尻; 稔佐藤; 和典土野
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2009-08-05
Filing date: 2010-07-26
Publication date: 2012-03-28
Anticipated expiration: 2030-07-26
Also published as: DE112010003195T5; JPWO2011016354A1; US20120090317A1; US8739532B2; WO2011016354A1

Description

この発明は、自動車等のエンジンにおける冷却水の排熱をランキンサイクルにより動力等として回生する排熱回生システムに関するものである。

従来の排熱回生システムは、ランキンサイクル中の液体冷媒を圧送するポンプと、過熱蒸気冷媒の膨張によって機械的エネルギーを出力する膨張機と、モータとしてポンプを駆動すると共に発電機として膨張機の動力を利用して発電を行う負荷機とが連結して構成される一体ユニットであって、ポンプの外周部にポンプから吐出された冷媒が流通する高圧室が設けられ、膨張機で膨張した冷媒と高圧室の冷媒とが熱交換するフィンが設けられている（例えば、特許文献１参照）。

特開２００７−２３１８５５号公報

しかしながら、従来技術には、以下のような課題がある。特許文献１記載の従来の排熱回生システムでは、膨張機の作動流体出口側となる膨張機出口側通路を、ポンプの作動流体出口側となるポンプ出口側通路の一部の近傍に配置したことにより、膨張機の流入側となる作動流体の加熱量を増加させ、膨張機での膨張仕事を増加させる構造としているが、ポンプ側に熱が伝わりやすくなりポンプの温度が上昇することで、ポンプ（特にその入り口）で液体冷媒（以下、単に冷媒と記載する場合がある）が蒸発気化し、冷媒を昇圧して循環させることが困難となるためランキンサイクルが動作不能になるという問題点があった。

排熱回生システムの運転動作中は、ポンプ内を流通する冷媒による冷却効果を得ることも可能であるが、冷媒循環量が減少した場合、特に運転を停止させると冷媒による冷却効果が無くなるため、ポンプの温度が上昇し、ポンプ一体型膨張機全体の温度が低下するまで数時間以上もランキンサイクルを再度、動作させることができないという問題点もあった。

本発明は、前記のような課題を解決するためになされたものであり、ポンプ一体型膨張機のポンプの温度上昇を防止できるとともに、ポンプ温度が上昇した場合には、速やかに（例えば、数分程度で）冷却することができ、再起動も含めて常に安定して運転可能な排熱回生システムを得ることを目的とする。

この発明に係る排熱回生システムは、冷媒との熱交換によりエンジン冷却水を冷却する蒸発器と、前記蒸発器を経由し加熱された冷媒を膨張させて駆動力を発生する膨張機と、前記膨張機を経由する冷媒を冷却し凝縮させる凝縮器と、前記凝縮器を経由し冷却された冷媒を前記蒸発器へ圧送するポンプとを設けた排熱回生システムであって、前記膨張機が軸により前記ポンプと連結され、前記膨張機及び前記ポンプが同一の筐体内に内蔵されてポンプ一体型膨張機が構成され、前記ポンプは、前記蒸発器へ吐出する冷媒が流通し、軸方向において前記膨張機側に設けられた高圧室を有するものである。

この発明に係る排熱回生システムは、ポンプ一体型膨張機のポンプの温度上昇を防止できるとともに、安定した動作を行うことができる。

この発明の実施例１に係る排熱回生システムの構成を示す図である。この発明の実施例１に係る排熱回生システムのポンプ一体型膨張機の詳細構成を示す図である。この発明の実施例２に係る排熱回生システムのポンプ一体型膨張機の詳細構成を示す図である。この発明の実施例３に係る排熱回生システムのポンプ一体型膨張機の詳細構成を示す図である。この発明の実施例４に係る排熱回生システムのポンプ一体型膨張機の詳細構成を示す図である。この発明の実施例５に係る排熱回生システムの構成を示す図である。この発明の実施例５に係る排熱回生システムのポンプ一体型膨張機の詳細構成を示す図である。この発明の実施例６に係る排熱回生システムの構成を示す図である。この発明の実施例６に係る排熱回生システムの動作を示すフローチャートである。この発明の実施例６に係る排熱回生システムの別の構成を示す図である。この発明の実施例６に係る排熱回生システムの冷媒にＲ１３４ａを用いた場合のモリエル線図である。この発明の実施例７に係る排熱回生システムの構成を示す図である。この発明の実施例８に係る排熱回生システムの構成を示す図である。この発明の実施例９に係る排熱回生システムのポンプ一体型膨張機の詳細構成を示す図である。この発明の実施例９に係る排熱回生システムのポンプ一体型膨張機の別の詳細構成を示す図である。

この発明の実施例１〜実施例９について以下説明する。

この発明の実施例１に係る排熱回生システムについて図１及び図２を参照しながら説明する。図１は、この発明の実施例１に係る排熱回生システムの構成を示す図である。なお、以降では、各図中、同一符号は同一又は相当部分を示す。

図１において、エンジン１は、自動車走行用駆動力を発生させる内燃機関である。このエンジン１により加熱されたエンジン冷却水は、冷却水回路２ａを通り蒸発器３で冷却され、冷却水回路２ｂ通り再びエンジン１の冷却に利用される。

また、ランキンサイクル１００は、冷媒によりエンジン冷却水を冷却するための蒸発器３と、高温高圧の蒸気となった冷媒を膨張する膨張機５と、膨張された冷媒を冷却し凝縮する凝縮器６と、膨張機５と出力軸７により連結されたポンプ８と、蒸発器３と膨張機５とを接続する第一配管２１と、膨張機５と凝縮器６とを接続する第二配管２２及び第三配管２３と、凝縮器６とポンプ８とを接続する第四配管２４と、ポンプ８と蒸発器３とを接続する第五配管２５とから構成される。

膨張機５とポンプ８は、筐体４ａで一体化されてポンプ一体型膨張機４を構成し、軸７を介してモータージェネレーター９と接続されている。

図２は、この発明の実施例１に係る排熱回生システムのポンプ一体型膨張機の詳細構成を示す図である。同図（ａ）は横断面図、同図（ｂ）は縦断面図である。同図（ａ）は、同図（ｂ）に示すポンプ一体型膨張機の縦断面のうち、ギア部分から高圧室側を見たポンプの横断面図である。

図２（ｂ）において、膨張機５は、スクロール型膨張機であり、固定スクロール５１と、軸７及び軸受け７１を介して接続される旋回スクロール５２とが設けられている。容積が変化し冷媒を吸込み膨張させる膨張室５３を固定スクロール５１と旋回スクロール５２とで形成する。冷媒の吸入口５４は第一配管２１に接続され、膨張後の冷媒は低圧空間５５に排出され、この低圧空間５５の出口５６は第二配管２２に接続される。なお、軸受け７２及びシール７３が図示されている。

一方、図２（ａ）及び（ｂ）において、ポンプ８は、ギア式ポンプであり、軸７に接続された第一ギア８１と、第一ギア８１にかみ合う第二ギア８２とが設けられている。低圧側の冷媒は、吸入口８３から第一ギア８１と第二ギア８２の回転に伴い高圧側の吐出口８４に圧送される。吸入口８３は、第四配管２４と接続される。第一ギア８１及び第二ギア８２と膨張機５との間に環状に形成される高圧室８７は、吐出口８４に接続され、出口８８を介して第五配管２５と接続される。

つぎに、この実施例１に係る排熱回生システムの動作について図面を参照しながら説明する。

通常運転時のランキンサイクル１００の動作について説明する。ランキンサイクル１００内には、例えば、Ｒ１３４ａのような冷媒が充填されている。エンジン１により通常９０℃〜１００℃程度にまで加熱されたエンジン冷却水は、冷却水回路２ａを通り蒸発器３で冷却される。この過程で、冷媒は加熱され約９０℃の高温高圧の蒸気となる。高温高圧の蒸気となった冷媒は、第一配管２１を通り、膨張機５に送られ、膨張機５で膨張する過程で動力を発生する。ここで得られた動力は、自動車の駆動用や発電などに利用される。

膨張後に約６０℃の蒸気となった冷媒は、第二配管２２及び第三配管２３を通り、自動車走行時の走行風やファン等による冷却機能を有する凝縮器６に送られる。この凝縮器６で冷却され凝縮し、約３０℃の液体となり、第四配管２４を通りポンプ８に送られる。

液体状態の冷媒は、ポンプ８により昇圧され、隣接した膨張機５の熱などにより約３０数度℃に上昇して第五配管２５を通って蒸発器３に送られる。蒸発器３に送られた冷媒は、エンジン１により通常９０℃〜１００℃程度にまで加熱されたエンジン冷却水を冷却するとともに自身は約９０℃の高温高圧の蒸気となる。エンジン冷却水は冷却水回路２ｂを通り再びエンジン１の冷却に利用されるとともに、冷媒は上記過程を繰り返し、ランキンサイクル１００を継続動作させる。

膨張機５には約９０℃の高温高圧の蒸気となった冷媒が流入し、６０℃程度の冷媒蒸気が低圧空間５５に吐出される。このため、筐体４ａの膨張機５側は通常６０℃以上の高温となる。

一方、一体化されたポンプ８には、膨張機５側に環状に形成される高圧室８７内部を第一ギア８１及び第二ギア８２から吐出された３０℃程度の低温の冷媒が循環し、膨張機５からポンプ８を構成する第一ギア８１と第二ギア８２への熱の伝導を遮断する。その結果、第一ギア８１と第二ギア８２を低温に保持でき、その吸入口８３での冷媒の加熱蒸発を防止できるため、エンジン１からの排熱によりランキンサイクル１００を継続して動作できる。

このような構成をとる実施例１に係る排熱回生システムでは、エンジン１からの排熱により駆動されるランキンサイクル１００により、膨張機５で動力を発生させることで、エンジン駆動の補助や発電などに利用し、自動車の燃費が向上する等のエネルギー効率の改善につながる。

この実施例１によれば、ポンプ８と膨張機５の筐体４ａが一体化された排熱回生システムにおいて、ポンプ８に流入する冷媒が流通する高圧室８７を、第一ギア８１及び第二ギア８２と膨張機５の間に備えるように構成されるとともに、ポンプ一体型膨張機４のポンプ８の温度上昇を防止できるとともに、再起動も含めて安定した動作が行える。

この実施例１に係る排熱回生システムでは、高圧室８７内部をポンプ８から吐出された低温の冷媒が循環し、膨張機５からポンプ８を構成する第一ギア８１及び第二ギア８２への熱の伝導を遮断するため、第一ギア８１及び第二ギア８２を低温に保持でき、その吸入口８３での冷媒の加熱蒸発を防止できるため、エンジン１からの排熱によりランキンサイクル１００を継続して動作できる。また、エンジン１からの排熱により駆動されるランキンサイクル１００により、膨張機５で動力を発生させることで、エンジン駆動の補助や発電などに利用し、自動車の燃費が向上する等のエネルギー効率の改善につながる。

この発明の実施例２に係る排熱回生システムについて図３を参照しながら説明する。図３は、この発明の実施例２に係る排熱回生システムのポンプ一体型膨張機の詳細構成を示す図である。同図（ａ）は横断面図、同図（ｂ）は縦断面図である。同図（ａ）は、同図（ｂ）に示すポンプ一体型膨張機の縦断面のうち、ギア部分から低圧室側を見たポンプの横断面図である。なお、この発明の実施例２に係る排熱回生システムの構成は、ポンプ一体型膨張機を除いて、上記の実施例１と同様である。なお、この実施例２のポンプ一体型膨張機は、以下で説明する各実施例の排熱回生システムにも適用できる。

図３において、実施例２では、ポンプ８は、第一ギア８１及び第二ギア８２と膨張機５の間に低圧室８５を備えた構成となっている。第一ギア８１と第二ギア８２に対して膨張機５側に環状に形成される低圧室８５は、吸入口８３に接続され、吸入口８６を介して第四配管２４と接続される。また、吐出口８４は、第五配管２５と接続される。

この実施例２に係る排熱回生システムでは、ポンプ８を構成する第一ギア８１及び第二ギア８２と膨張機５の間に低圧室８５を備える構成とし、低圧室８５から冷却する効果が得られる。そのため、第一ギア８１と第二ギア８２を低温に保持でき、その吸入口８３での冷媒の加熱蒸発を防止できるので、エンジン１からの排熱によりランキンサイクル１００を継続して動作できる。そして、エンジン１からの排熱により駆動されるランキンサイクル１００により、膨張機５で動力を発生させることでエンジン駆動の補助や発電などに利用し、自動車の燃費が向上する等のエネルギー効率の改善につながる。

この実施例２によれば、上記の実施例１と同様に、ポンプ一体型膨張機４のポンプ８の温度上昇を防止できるとともに、再起動も含めて安定した動作が行える。

この実施例２に係る排熱回生システムでは、低圧室８５内部を凝縮器６で冷却された低温の冷媒が循環し、膨張機５からポンプ８を構成する第一ギア８１及び第二ギア８２への熱の伝導を遮断するため、第一ギア８１及び第二ギア８２を低温に保持でき、その吸入口８３での冷媒の加熱蒸発を防止できるため、エンジン１からの排熱によりランキンサイクル１００を継続して動作できる。また、エンジン１からの排熱により駆動されるランキンサイクル１００により、膨張機５で動力を発生させることでエンジン駆動の補助や発電などに利用し、自動車の燃費が向上する等エネルギー効率の改善につながる。

上記の実施例１及び２では、膨張機５とポンプ８を同一の筐体４ａに内蔵されるように構成したポンプ一体型膨張機４について説明したが、膨張機５とポンプ８の間にモータージェネレーター９を内蔵し、ポンプ８とモータージェネレーター９の間に、高圧室８７、あるいは高圧室８７に代えて低圧室８５、あるいは膨張機５側から高圧室８７と低圧室８５の両方を設けてもよい。

この発明の実施例３に係る排熱回生システムについて図１及び図４を参照しながら説明する。この発明の実施例３に係る排熱回生システムの構成は、ポンプ一体型膨張機を除いて、上記の図１に示す実施例１と同様である。

図４は、この発明の実施例３に係る排熱回生システムのポンプ一体型膨張機の詳細構成を示す図である。同図（ａ）は横断面図、同図（ｂ）は縦断面図である。同図（ａ）は、同図（ｂ）に示すポンプ一体型膨張機の縦断面のうち、ギア部分から高圧室側を見たポンプの横断面図である。

図４（ｂ）において、膨張機５は、スクロール型膨張機であり、固定スクロール５１と、軸７及び軸受け７１を介して接続される旋回スクロール５２とが設けられている。容積が変化し冷媒を吸込み膨張させる膨張室５３を固定スクロール５１と旋回スクロール５２とで形成する。冷媒の吸入口５４は第一配管２１に接続され、膨張後の冷媒は低圧空間５５に排出され、この低圧空間５５の出口５６は第二配管２２に接続される。なお、軸受け７２及びシール７３が図示されている。

一方、図４（ａ）及び（ｂ）において、ポンプ８は、ギア式ポンプであり、軸７に接続された第一ギア８１と、第一ギア８１にかみ合う第二ギア８２とが設けられている。低圧側の冷媒は、吸入口８３から第一ギア８１と第二ギア８２の回転に伴い高圧側の吐出口８４に圧送される。第一ギア８１と第二ギア８２に対して膨張機５側に環状に形成される低圧室８５は、吸入口８３に接続され、吸入口８６を介して第四配管２４と接続される。低圧室８５と膨張機５との間に環状に形成される高圧室８７は、吐出口８４に接続され、出口８８を介して第五配管２５と接続される。

つぎに、この実施例３に係る排熱回生システムの動作について図面を参照しながら説明する。

一方、一体化されたポンプ８には、膨張機５側に環状に形成される高圧室８７内部を第一ギア８１及び第二ギア８２から吐出された３０℃程度の低温の冷媒が循環し、膨張機５からポンプ８を構成する第一ギア８１と第二ギア８２への熱の伝導を遮断する。さらに、高圧室８７と第一ギア８１及び第二ギア８２との間に環状に形成された低圧室８５には、凝縮器６で冷却された上記ポンプ吐出冷媒より低温の冷媒が流入するように構成され、これにより、さらにポンプ８を構成する第一ギア８１と第二ギア８２への熱の伝導を遮断低減する。その結果、第一ギア８１と第二ギア８２を低温に保持でき、その吸入口８３での冷媒の加熱蒸発を防止できるため、エンジン１からの排熱によりランキンサイクル１００を継続して動作できる。

このような構成をとる実施例３に係る排熱回生システムでは、エンジン１からの排熱により駆動されるランキンサイクル１００により、膨張機５で動力を発生させることで、エンジン駆動の補助や発電などに利用し、自動車の燃費が向上する等のエネルギー効率の改善につながる。

この実施例３によれば、ポンプ８と膨張機５の筐体４ａが一体化された排熱回生システムにおいて、ポンプ８に流入する冷媒が流通する低圧室８５と吐出される冷媒が流通する高圧室８７とを膨張機５側から高圧室８７、低圧室８５の順で備えるように構成されるとともに、ポンプ一体型膨張機４のポンプ８の温度上昇を防止できるとともに、再起動も含めて安定した動作が行える。

この発明の実施例４に係る排熱回生システムについて図５を参照しながら説明する。図５は、この発明の実施例４に係る排熱回生システムのポンプ一体型膨張機の詳細構成を示す図である。同図（ａ）は横断面図、同図（ｂ）は縦断面図である。同図（ａ）は、同図（ｂ）に示すポンプ一体型膨張機の縦断面のうち、ギア部分から高圧室側を見たポンプの横断面図である。なお、この発明の実施例４に係る排熱回生システムの構成は、ポンプ一体型膨張機を除いて、上記の実施例３と同様である。なお、この実施例４のポンプ一体型膨張機は、以下で説明する各実施例の排熱回生システムにも適用できる。

図５において、実施例４では、ポンプ８は、第一ギア８１及び第二ギア８２に対して膨張機５の反対側に低圧室８５を備えた構成となっている。

この実施例４に係る排熱回生システムでは、ポンプ８を構成する第一ギア８１及び第二ギア８２を低圧室８５と高圧室８７とで挟み込む構成とし、両側から冷却する効果が得られる。そのため、第一ギア８１と第二ギア８２を低温に保持でき、その吸入口８３での冷媒の加熱蒸発を防止できるので、エンジン１からの排熱によりランキンサイクル１００を継続して動作できる。そして、エンジン１からの排熱により駆動されるランキンサイクル１００により、膨張機５で動力を発生させることでエンジン駆動の補助や発電などに利用し、自動車の燃費が向上する等のエネルギー効率の改善につながる。

この実施例４によれば、上記の実施例３と同様に、ポンプ一体型膨張機４のポンプ８の温度上昇を防止できるとともに、再起動も含めて安定した動作が行える。

この発明の実施例５に係る排熱回生システムについて図６及び図７を参照しながら説明する。図６は、この発明の実施例５に係る排熱回生システムの構成を示す図である。また、図７は、この発明の実施例５に係る排熱回生システムのポンプ一体型膨張機の詳細構成を示す図である。図７（ａ）は横断面図、図７（ｂ）は縦断面図である。同図（ａ）は、同図（ｂ）に示すポンプ一体型膨張機の縦断面のうち、ギア部分から高圧室側を見たポンプの横断面図であり、高圧室とその出口を省略している。

図６及び図７において、実施例５では、ポンプ８が、第六配管２６と開閉弁１１と第七配管２７と第三配管２３を介して凝縮器６とを接続され、低圧室８５の吸入口８６（図７（ｂ）の下部）の反対側（図７（ｂ）の上部）に形成された出口８９を介して第六配管２６と接続された構成となっている。なお、図７（ａ）では、低圧室８５、吸入口８６及び出口８９を破線で示す。

開閉弁１１を閉じた場合の通常運転時のランキンサイクル１００の動作と効果は、上記の実施例３と同じであり、エンジン１からの排熱により駆動されるランキンサイクル１００により、膨張機５で動力を発生させることでエンジン駆動の補助や発電などに利用し、自動車の燃費が向上する等のエネルギー効率の改善につながる。

次に、エンジン１が停止した場合の動作について説明する。

図６において、ポンプ８は、凝縮器６に対して相対的に最下部近傍（ここで最下部近傍とは、具体的には凝縮器６の高さ方向全体の下方１／３から下を指す）となるように設置される。

エンジン１の停止に伴い、ランキンサイクル１００が停止した場合には、図示しない電子制御装置（ＥＣＵ: Electronic Control Unit）の制御により、開閉弁１１を開ける。膨張機５側からの熱伝導によりポンプ８の温度が上昇し、低圧室８５内部の冷媒が蒸発気化すると、蒸発気化した冷媒は、液体と気体の密度差により第六配管２６と開閉弁１１と第七配管２７と第三配管２３を介して凝縮器６に流入し、冷却液化し、再び低圧室８５に戻り自然循環し、低圧室８５が低温の液冷媒で満たされる。したがって、この発明の実施例５に係る排熱回生システムでは、外部に動力源を持たなくても、ポンプ８の昇温を抑制すると共に効率良く冷却することができため、ランキンサイクル１００の再起動時には、ポンプ８の運転動作が可能であり、安定して排熱回生システムを動作させることができる。

ここでの開閉弁１１の開閉制御は、ランキンサイクル１００の動作停止とともに開閉弁１１を開け、エンジン１の始動、あるいはランキンサイクル１００の動作開始とともに開閉弁１１を閉じる。

この実施例５によれば、ポンプ８と膨張機５の筐体４ａが一体化された排熱回生システムにおいて、ポンプ８に流入する冷媒が流通する低圧室８５と吐出される冷媒が流通する高圧室８７とを膨張機５側から高圧室８７、低圧室８５の順で備えるように構成されるとともに、低圧室８５と凝縮器６とを開閉弁１１を介して冷媒が循環可能なように構成しているので、ポンプ一体型膨張機４のポンプ８の温度上昇を防止できるとともに、ポンプ８の温度が上昇した場合には、速やかに冷却することができ、再起動も含めて安定した動作が行える。

この発明の実施例６に係る排熱回生システムについて図８から図１１までを参照しながら説明する。図８は、この発明の実施例６に係る排熱回生システムの構成を示す図である。

図８において、実施例６では、上記の実施例５の構成に加えて、第六配管２６に第二ポンプ１２を設けた構成となっている。

開閉弁１１の開閉と第二ポンプ１２の動作の制御は、ポンプ８の入口の冷媒の圧力と温度、ポンプ８の筐体や近傍の温度、あるいは冷媒の流量とポンプ８の運転周波数等を計測するセンサーを設け、ランキンサイクル１００の動作停止とこれらの関係の相関をとることで容易に実施可能である。

図８には、ポンプ８の入口近傍の冷媒の温度を測定する温度センサー３１と、同位置に接続する第四配管２４の圧力を測定する圧力センサー３２を設置した場合を示す。温度センサー３１としては、例えばサーミスタあるいは熱電対、圧力センサー３２としては、例えば抵抗ひずみゲージ式圧力センサーなどが考えられる。

図９は、この発明の実施例６に係る排熱回生システムの動作を示すフローチャートである。この図９は、温度センサー３１と圧力センサー３２によるポンプ８の入口近傍の冷媒の温度Ｔ_Pと圧力Ｐの測定値を用いたシステム動作のフローチャートである。以下、図９を用いてシステム制御の具体的一例を説明する。

先ず、図示しないＥＣＵは、温度センサー３１と圧力センサー３２により、ポンプ８の入口近傍の冷媒の温度Ｔ_Pと圧力Ｐとを測定する（ステップ１０１）。使用冷媒の圧力Ｐにおける飽和蒸気温度Ｔ_Lを算定する（ステップ１０２）。Ｔ_L−Ｔ_Pがあらかじめ設定した温度差ΔＴ_SETよりも大きい値である場合（ＹＥＳ）、開閉弁１１を閉とし、エンジン１を始動し運転を開始するとともに、ランキンサイクル１００を動作させて、膨張機５により動力を発生する（ステップ１０３）。

一方、ポンプ８の入口近傍の冷媒の温度Ｔ_Pが上昇し、Ｔ_L−Ｔ_Pがあらかじめ設定した温度差ΔＴ_SET以下の値である場合（ＮＯ）、開閉弁１１を開とし、第二ポンプ１２を動作させ、低圧室８５内の冷媒が凝縮器６に送られる状態にする（ステップ１０３、１０６、１０７）。この場合、冷媒は蒸発器３で加熱される工程を経ずに、効率よく凝縮器６で冷却されて低圧室８５に戻るとともに、蒸発器３には冷媒が送られないため膨張機５には高温の冷媒が循環してくることが無い。

そのため、膨張機５の加熱の影響によるポンプ８の温度上昇も無く、ポンプ８は非常に効率良く冷却される。その後、温度センサー３１と圧力センサー３２によるポンプ８の入口近傍の冷媒の温度Ｔ_Pと圧力Ｐとの測定を所定間隔で繰り返し、Ｔ_L−Ｔ_Pがあらかじめ設定した温度差ΔＴ_SETよりも大きい値となると、エンジン１を始動、運転する。

また、エンジン１とランキンサイクル１００が運転動作中も、温度センサー３１と圧力センサー３２によるポンプ８の入口近傍の冷媒の温度Ｔ_Pと圧力Ｐとの測定を所定間隔で繰り返し、Ｔ_L−Ｔ_Pがあらかじめ設定した温度差ΔＴ_SET以下の値となった場合、開閉弁１１を開とし、第二ポンプ１２を動作させ、低圧室８５内の冷媒が凝縮器６に送られる状態にする（ステップ１１１〜１１３、１１５、１１６）。この場合、冷媒は蒸発器３で加熱される工程を経ずに、効率よく凝縮器６で冷却されてポンプ８に戻るとともに、蒸発器３には冷媒が送られないため膨張機５には高温の冷媒が循環してくることが無い。

そのため、膨張機５の加熱の影響によるポンプ８の温度上昇も無く、ポンプ８は非常に効率良く冷却される。再び、Ｔ_L−Ｔ_Pがあらかじめ設定した温度差ΔＴ_SETよりも大きい値になると、開閉弁１１を閉とすると共に第二ポンプ１２の動作を停止し、再びエンジン１とランキンサイクル１００は通常の運転動作を継続する（ステップ１１３、１１４）。ここで、ΔＴ_SETは理論上０℃以上で、可能な限り小さい方が高いランキンサイクル効率を得ることができるが、安定動作のため通常、５℃程度に設定される。

なお、短時間で切り替える設定をとり、蒸発器３には冷媒が送られない時間を短時間にする方がエンジン冷却水の上昇する時間を短時間に抑えることが可能であり、エンジン１への負担も少ない。なお、このようなシステム制御を行うことにより、エンジン冷却水の温度に多少の揺らぎが生じることが想定されるが、安全な温度内での制御を行うことにより、特にエンジン１に影響を与えることにはならないことは言うまでもない。

以上の説明では、冷媒の圧力と温度に基づく開閉弁１１の開閉と第二ポンプ１２の運転制御例を示したが、図１０で示すように、冷媒の流量とポンプ８の運転周波数をそれぞれ流量センサー３３及び周波数センサー３４で計測し、これらの値に基づき制御を行うことも可能である。

図１０は、この発明の実施例６に係る排熱回生システムの別の構成を示す図である。図１０において、流量センサー３３は、第五配管２５の任意の位置に設置され、第五配管２５内を流れる冷媒の流量を測定する。また、周波数センサー３４は、ポンプ８に連結された出力軸７の単位時間当たりの回転数を検出する。

通常、ポンプ８の運転周波数から冷媒流量は一意的に算定可能である。流量センサー３３により計測された流量Ｑと、周波数センサー３４により計測された周波数から算定される流量Ｑ₀との誤差（Ｑ₀−Ｑ）／Ｑ₀より、あらかじめ設定した流量誤差ΔＱ_SETよりも大きな値となる場合に、ポンプ８が高温になったと判断する。上述した冷媒の圧力と温度に基づく開閉弁１１の開閉制御と第二ポンプ１２の運転制御でＴ_L−Ｔ_Pがあらかじめ設定した温度差ΔＴ_SET以下の値となった場合と同様に判断し、図９に示すフローチャートと同様に運転することが可能となる。その他のシステム制御の方法は、上述した冷媒の圧力と温度に基づくシステム制御の方法と同様であるため、説明を省略する。ここで、ΔＱ_SETは、通常０．０５程度より大きな値に設定される。

図１１は、冷媒にＲ１３４ａを用いた場合のモリエル線図を示す。図１１において、圧力と温度がわかると、そのときの冷媒の３つの状態、すなわち液体状、気体状、または液体と気体が混合した状態のどの状態であるかを判定することが可能となる。図９で示した冷媒の圧力と温度に基づくシステム制御の方法において、例えば冷媒にＲ１３４ａを用いた場合の圧力Ｐ、ポンプ８の入口近傍の冷媒の温度Ｔ_P及び圧力Ｐにおける飽和蒸気温度Ｔ_Lの関係は、図１１を用いれば、具体的な冷媒（ここでは、Ｒ１３４ａ）に対応して図中に示すような関係であることが容易に判断できる。

一般的なシステム制御の方法では、冷媒が気体の状態あるいは液体と気体が混合した状態であると判断されると、ポンプ８が高温であると判断することができる。また、たとえ冷媒の状態が液体状の状態であっても、ポンプ８が高温と判断されるまでの尤度、すなわち、ポンプ８で冷媒が蒸発気化する温度までの尤度を計測値との差を評価することで可能となる。そこで、あらかじめ設定した温度に達した時点で、前もってポンプ８を冷却することにより、常に安定してランキンサイクル１００を動作運転することが可能となる。

また、ポンプ８は、上記説明のとおり、その特性から運転周波数に基づき一意的に、流量を算定評価することができる。正常にランキンサイクル１００が運転される場合には、運転周波数から算定された流量とランキンサイクル１００を循環する冷媒流量の測定値とは、ほぼ一致するため、あらかじめ設定した両者の流量差設定値以上になった場合に、ポンプ８が高温となったと判断して、ポンプ８を冷却することが可能となり、安定してランキンサイクル１００を動作運転することが可能となる。

なお、上記のポンプ８の入口近傍の冷媒の温度等、それらの値を直接計測することが困難な場合であっても、ラジエータ温度と流体温度の相関関係等を利用して、いわゆる当業者であれば容易に知りえる。また、センサーをどの位置に設けるかは設計上の問題であり、エンジン構造等により異なることは言うまでもない。

この発明の実施例６に係る排熱回生システムでは、ポンプ８の低圧室８５と凝縮器６を冷媒が循環するようにしたことで、ポンプ８の著しい冷却効果を発揮させることができる。これにより、ポンプ８は通常１分以内の短時間で冷却可能であり、そのため、これらのセンサーによる計測値をもとに制御を行った場合であっても、瞬時に対応可能となり、ピストンなどの焼き付き等によるエンジン破損を起こさない。

なお、以上の説明では、第六配管２６に第二ポンプ１２を設けた場合を説明したが、第七配管２７に第二ポンプ１２を設けても良く、同様な効果を有する。

また、以上の説明では、開閉弁１１と第二ポンプ１２を併用した場合を説明したが、第二ポンプ１２にギア式ポンプなどのような容積型ポンプを用いることにより第二ポンプ１２の停止により冷媒の流動を停止できるため、開閉弁１１を除去しても良く、同様な効果を有する。

この実施例６によれば、上記の各実施例と同様の効果を奏するとともに、さらに、第二ポンプ１２を備えたことにより強制的に低圧室８５と凝縮器６との間で冷媒を循環させることが可能となり、エンジン１とランキンサイクル１００の動作の有無に係わらず、効率的にランキンサイクルを構成するポンプ８の冷却が可能となり、より効果的にポンプ一体型膨張機４のポンプ８の温度上昇を防止できるとともに、ポンプ８の温度が上昇した場合には、速やかに冷却することができ、再起動も含めて安定した動作が行える。

この発明の実施例７に係る排熱回生システムについて図１２を参照しながら説明する。図１２は、この発明の実施例７に係る排熱回生システムの構成を示す図である。

図１２において、実施例７では、ポンプ８と蒸発器３とを接続する第五配管２５の途中に冷媒の流路を切り替える三方弁１３を設け、ポンプ８が第五配管２５と三方弁１３と第七配管２７を介して凝縮器６とを接続された構成となっている。

ポンプ８から吐出された冷媒が三方弁１３を介して蒸発器３に送られる通常運転時時のランキンサイクル１００の動作と効果は、上記の実施例３と同じであり、エンジン１からの排熱により駆動されるランキンサイクル１００により、膨張機５で動力を発生させることでエンジン駆動の補助や発電などに利用し、自動車の燃費が向上する等のエネルギー効率の改善につながる。

次に、ポンプ８の温度が上昇し、ポンプ８の入口で冷媒が蒸発気化し冷媒を昇圧して循環させることが困難となり、ランキンサイクル１００が動作不能時の動作について説明する。

このような場合、三方弁１３を、ポンプ８に接続された第五配管２５と、凝縮器６に接続された第七配管２７及び第三配管２３が流通するように切り替えて、ポンプ８から吐出された冷媒が全て凝縮器６に送られることにより、冷媒は蒸発器３で加熱される工程を経ずに効率よく凝縮器６で冷却されてポンプ８に戻るとともに、さらに加えて、蒸発器３には冷媒が送られないため膨張機５には高温の冷媒が循環してくることが無い。そのため、膨張機５の加熱の影響によるポンプ８の温度上昇も無く、ポンプ８は非常に効率良く冷却される。この場合、ランキンサイクル１００による動力は得られないため、ポンプ８は出力軸７に連結されたモータージェネレーター９などにより駆動される。

このようにポンプ８の温度が上昇し、ポンプ８の入口で冷媒が蒸発気化し冷媒を昇圧して循環させることが困難となり、ランキンサイクル１００が動作不能となった場合に、三方弁１３を切り替えて運転することにより、効率良くポンプ８を冷却することで、短時間でポンプ８の運転動作が可能となり、ランキンサイクル１００を長時間安定して動作させることが可能となり、自動車の燃費が向上する等、更なるエネルギー効率の改善につながる。

さらに、例えばエンジン１が停止し、それに対応してランキンサイクル１００も動作停止し、ポンプ８の温度が上昇した場合が想定されるが、このような場合においても、三方弁１３を切り替えてポンプ８から吐出された冷媒が凝縮器６に流通可能なようにすることで、効率よく冷却された冷媒がポンプ８を循環するため、速やかに（通常、数分程度）ポンプ８近傍は冷却され、その後、エンジン１を再起動したときに、三方弁１３によりポンプ８から吐出された冷媒が蒸発器３に流通可能となるように切り替えることにより、エンジン１の始動時からランキンサイクル１００が停止するような状況が回避され、効率よくランキンサイクル１００を動作させることが可能となる。

なお、ここでの、三方弁１３の切り替え制御は、上記の実施例６における開閉弁１１の開閉制御と同様に、ポンプ８の入口の冷媒の圧力と温度、ポンプ８の筐体または近傍の温度、あるいは冷媒の流量とポンプ８の運転周波数等を計測するセンサーを設け、ランキンサイクル１００の動作停止とこれらの関係の相関をとることで容易に実施可能である。

この実施例７によれば、ポンプ８と膨張機５の筐体４ａが一体化された排熱回生システムにおいて、三方弁１３の切り替えによりポンプ８から吐出された冷媒が凝縮器６に送られ、冷却されポンプ８に循環するように構成されているので、ポンプ一体型膨張機４のポンプ８の温度上昇を防止できるとともに、ポンプ８の温度が上昇した場合には、速やかに冷却することができ、再起動も含めて安定した動作が行える。

この発明の実施例８に係る排熱回生システムについて図１３を参照しながら説明する。図１３は、この発明の実施例８に係る排熱回生システムの構成を示す図である。

上記の各実施例では、ランキンサイクル１００の出力軸７にモータージェネレーター９を連結し、膨張機５の出力で発電、あるいは強制的に膨張機５とポンプ８を駆動する構成を説明した。実施例８では、図１３に示すように、モータージェネレーター９の代わりに、出力軸７に設けられた第一プーリー４１と、エンジン１のエンジン出力軸４２に設けられた第二プーリー４３とをベルト４４を介して接続し、膨張機５の出力を連結されたエンジン１の駆動補助に利用したり、エンジン１の出力で強制的にポンプ８と膨張機５を駆動したりする構成としてもよい。

この発明の実施例９に係る排熱回生システムについて図１４及び図１５を参照しながら説明する。図１４は、この発明の実施例９に係る排熱回生システムのポンプ一体型膨張機の詳細構成を示す図である。また、図１５は、この発明の実施例９に係る排熱回生システムのポンプ一体型膨張機の別の詳細構成を示す図である。

図１４及び図１５の（ａ）は横断面図、図１４及び図１５の（ｂ）は縦断面図である。同図（ａ）は、同図（ｂ）に示すポンプ一体型膨張機の縦断面のうち、ギア部分から高圧室側を見たポンプの横断面図であり、高圧室とその出口を省略している。

上記の各実施例では、ポンプ８の低圧室８５と高圧室８７を環状の流路で構成した場合を説明したが、図１４に示すように、低圧室８５を螺旋状の流路で構成したり、図１５に示すように、低圧室８５をポンプ８のギア近傍のみに設置される楕円状の流路で構成したりしてもよい。

なお、上記の各実施例では、ポンプ８にギア式ポンプを用いた場合を説明したが、ギア式ポンプと同じタイプの容積型ポンプであるベーン式ポンプや、トロコイド式ポンプなどを用いても良く、同様な効果を有する。

１エンジン、２ａ冷却水回路、２ｂ冷却水回路、３蒸発器、４ポンプ一体型膨張機、４ａ筐体、５膨張機、６凝縮器、７軸、８ポンプ、９モータージェネレーター、１１開閉弁、１２第二ポンプ、１３三方弁、２１第一配管、２２第二配管、２３第三配管、２４第四配管、２５第五配管、２６第六配管、２７第七配管、３１温度センサー、３２圧力センサー、３３流量センサー、３４周波数センサー、４１第一プーリー、４２エンジン出力軸、４３第二プーリー、４４ベルト、５１固定スクロール、５２旋回スクロール、５３膨張室、５４吸入口、５５低圧空間、５６出口、８１第一ギア、８２第二ギア、８３吸入口、８４吐出口、８５低圧室、８６吸入口、８７高圧室、８８出口、８９出口、１００ランキンサイクル。

Claims

冷媒との熱交換によりエンジン冷却水を冷却する蒸発器と、
前記蒸発器を経由し加熱された冷媒を膨張させて駆動力を発生する膨張機と、
前記膨張機を経由する冷媒を冷却し凝縮させる凝縮器と、
前記凝縮器を経由し冷却された冷媒を前記蒸発器へ圧送するポンプとを備えた排熱回生システムであって、
前記膨張機が軸により前記ポンプと連結され、前記膨張機及び前記ポンプが同一の筐体内に内蔵されてポンプ一体型膨張機が構成され、
前記ポンプは、
前記蒸発器へ吐出する冷媒が流通し、軸方向において前記膨張機側に設けられた高圧室を有する
ことを特徴とする排熱回生システム。
前記ポンプは、ギア式の場合には、前記高圧室を挟むように軸方向において前記膨張機側とは反対側に設けられた、冷媒を昇圧するギア部をさらに有する
ことを特徴とする請求項１記載の排熱回生システム。
冷媒との熱交換によりエンジン冷却水を冷却する蒸発器と、
前記蒸発器を経由し加熱された冷媒を膨張させて駆動力を発生する膨張機と、
前記膨張機を経由する冷媒を冷却し凝縮させる凝縮器と、
前記凝縮器を経由し冷却された冷媒を前記蒸発器へ圧送するポンプとを備えた排熱回生システムであって、
前記膨張機が軸により前記ポンプと連結され、前記膨張機及び前記ポンプが同一の筐体内に内蔵されてポンプ一体型膨張機が構成され、
前記ポンプは、
前記凝縮器から流入する冷媒が流通し、軸方向において前記膨張機側に設けられた低圧室を有し、
ギア式の場合には、前記低圧室を挟むように軸方向において前記膨張機側とは反対側に設けられた、冷媒を昇圧するギア部をさらに有する
ことを特徴とする排熱回生システム。
冷媒との熱交換によりエンジン冷却水を冷却する蒸発器と、
前記蒸発器を経由し加熱された冷媒を膨張させて駆動力を発生する膨張機と、
前記膨張機を経由する冷媒を冷却し凝縮させる凝縮器と、
前記凝縮器を経由し冷却された冷媒を前記蒸発器へ圧送するポンプとを備えた排熱回生システムであって、
前記膨張機が軸により前記ポンプと連結され、前記膨張機及び前記ポンプが同一の筐体内に内蔵されてポンプ一体型膨張機が構成され、
前記ポンプは、
前記蒸発器へ吐出する冷媒が流通し、軸方向において前記膨張機側に設けられた高圧室と、
前記凝縮器から流入する冷媒が流通し、前記高圧室を挟むように軸方向において前記膨張機側とは反対側に設けられた低圧室とを有する
ことを特徴とする排熱回生システム。
前記ポンプは、ギア式の場合には、前記低圧室を挟むように軸方向において前記高圧室側とは反対側に設けられた、冷媒を昇圧するギア部をさらに有する
ことを特徴とする請求項４記載の排熱回生システム。
前記ポンプは、ギア式の場合には、軸方向において前記高圧室と前記低圧室の間に設けられた、冷媒を昇圧するギア部をさらに有する
ことを特徴とする請求項４記載の排熱回生システム。
前記ポンプは、前記凝縮器に対して相対的に最下部近傍となるように設置され、
前記ポンプの低圧室から前記凝縮器へ冷媒を流す第１の配管と、
前記凝縮器から前記ポンプの低圧室へ冷媒を流す第２の配管と、
前記第１の配管の途中に設けられた開閉弁とをさらに備え、
エンジンが停止した場合には、前記低圧室から前記第１の配管を経て前記凝縮器へ、かつ前記凝縮器から前記第２の配管を経て前記低圧室へ冷媒が循環可能になるように前記開閉弁が開けられる
ことを特徴とする請求項４から請求項６までのいずれかに記載の排熱回生システム。
前記ポンプの低圧室から前記凝縮器へ冷媒を流す第１の配管と、
前記凝縮器から前記ポンプの低圧室へ冷媒を流す第２の配管と、
前記第１の配管の途中に設けられた第二ポンプとをさらに備え、
前記ポンプが所定の温度より高くなった場合には、前記低圧室から前記第１の配管を経て前記凝縮器へ、かつ前記凝縮器から前記第２の配管を経て前記低圧室へ冷媒が循環可能になるように前記第二ポンプが動作させられる
ことを特徴とする請求項４から請求項６までのいずれかに記載の排熱回生システム。
前記ポンプの高圧室から送出された冷媒が前記蒸発器または前記凝縮器のいずれかに流通するための切り替え制御可能な三方弁をさらに備え、
前記ポンプが所定の温度より高くなった場合には、前記ポンプの高圧室から送出された冷媒が前記凝縮器のみに流通可能となるように前記三方弁が切り替えられる
ことを特徴とする請求項４から請求項６までのいずれかに記載の排熱回生システム。