JP5761358B2 - ランキンサイクル - Google Patents

Description

この発明はランキンサイクルクルに関する。

日本国特許庁が２０１０年に発行したＪＰ２０１０−７７９６４Ａのランキンサイクルには、エンジン出口の冷却水で冷媒を蒸発させる蒸発器と、排ガスでエンジンの出口の冷却水を加熱する廃熱回収器と、廃熱回収器の出口の冷却水でガス冷媒を過熱する過熱器と、が含まれる。

ところで、ＪＰ２０１０−７７９６４Ａのランキンサイクルは、過熱器の出口の冷却水が廃熱回収器の入口に戻される構成であるので、廃熱回収器の入口と廃熱回収器の出口との圧力差が小さい。この結果、廃熱回収器に流れる冷却水流量が少なかった。

本発明は、このような従来の問題点に着目してなされた。本発明の目的は、廃熱回収器に十分な冷却水流量を流し得るランキンサイクルを提供することである。

本発明のある態様のランキンサイクルは、エンジンを出た冷却水とエンジンを出た排気とを熱交換させる廃熱回収器と、エンジンを出た冷却水が流されてエンジンの廃熱を冷媒に回収する蒸発器、廃熱回収器から出た冷却水が流されてエンジンの廃熱を冷媒に回収する過熱器、を備える熱交換器と、熱交換器を出た冷媒を用いて動力を発生させる膨張機と、膨張機を出た冷媒を凝縮させる凝縮器と、膨張機によって駆動されて凝縮器から出た冷媒を熱交換器に供給する冷媒ポンプと、を含む。そして、過熱器を出た冷却水は、蒸発器を出た冷却水と合流してエンジンに戻る。

本発明の実施形態、本発明の利点は、添付された図面とともに以下に詳細に説明される。

図１は、本発明の実施形態のランキンサイクルのシステム全体を表した概略構成図である。 図２Ａは、ポンプ及び膨張機を一体化した膨張機ポンプの概略断面図である。 図２Ｂは、冷媒ポンプの概略断面図である。 図２Ｃは、膨張機の概略断面図である。 図３は、冷媒系バルブの機能を示す概略図である。 図４は、ハイブリッド車両の概略構成図である。 図５は、エンジンの概略斜視図である。 図６は、エンジンを下方から見た概略図である。 図７Ａは、ランキンサイクル運転域の特性図である。 図７Ｂは、ランキンサイクル運転域の特性図である。 図８は、膨張機トルクによりエンジン出力軸の回転をアシストしている途中でハイブリッド車両の加速が行われたときの様子を示したタイミングチャートである。 図９は、ランキンサイクルの運転停止からの再起動の様子を示したタイミングチャートである。 図１０は、図１と異なる構成の実施形態のランキンサイクルのシステム全体を表した概略構成図である。 図１１は、冷却水の流れる各場所の冷却水圧力を示す特性図である。 図１２は、車両のフレーム及びエンジンを示す概略平面図である。

図１は本発明の実施形態のランキンサイクルのシステム全体を表した概略構成図である。

図１のランキンサイクル３１及び冷凍サイクル５１は、冷媒及び凝縮器３８を共有する。ランキンサイクル３１及び冷凍サイクル５１を統合したサイクルは、これ以降統合サイクル３０と表現される。統合サイクル３０は、ランキンサイクル３１と冷凍サイクル５１の冷媒が循環する通路及びその途中に設けられたポンプ、膨張機、凝縮器等の構成要素に加え、冷却水や排気の通路等をも含めたシステム全体を指す。

図４は、統合サイクル３０が搭載されるハイブリッド車両１の概略構成図である。

ハイブリッド車両１では、エンジン２、モータジェネレータ８１、自動変速機８２が直列に連結される。自動変速機８２の出力はプロペラシャフト８３、ディファレンシャルギヤ８４を介して駆動輪８５に伝達される。エンジン２とモータジェネレータ８１の間には第１駆動軸クラッチ８６が設けられる。また、自動変速機８２には、第２駆動軸クラッチ８７が設けられる。この第２駆動軸クラッチ８７は、自動変速機８２の摩擦締結要素の一つである。

第１駆動軸クラッチ８６及び第２駆動軸クラッチ８７は、ハイブリッド車両の運転条件に応じたエンジンコントローラ７１の指令によって断接（接続状態）が制御される。ハイブリッド車両１は、図７Ｂに示されるように、エンジン２の効率が悪いＥＶ領域にあるときには、停止し、第１駆動軸クラッチ８６を遮断し、第２駆動軸クラッチ８７を接続して、モータジェネレータ８１の駆動力だけで走行する。

エンジン回転速度が上がってランキンサイクル運転域に移行したら、エンジン２を運転してランキンサイクル３１（後述する）を運転する。

図１に示されるように、エンジン２の排気通路３は、排気マニホールド４と、排気管５と、バイパス排気管６と、を含む。排気管５は、排気マニホールド４の集合部に接続される。バイパス排気管６は、排気管５の途中から一旦分岐し再び合流する。バイパス排気管６にバイパスされる区間の排気管５には、廃熱回収器２２が備えられる。廃熱回収器２２は、排気と冷却水との熱交換を行なう。廃熱回収器２２及びバイパス排気管６が一体化されたユニットは、廃熱回収ユニット２３と称される。図６に示されるように、廃熱回収ユニット２３は、床下触媒８８とサブマフラー８９との間に配置される。

次に図１に基づいて、エンジン冷却水通路について説明する。エンジン冷却水通路は、ラジエータ１１を通る冷却水通路１３と、ラジエータ１１をバイパスするバイパス冷却水通路１４と、を含む。バイパス冷却水通路１４は、第１バイパス冷却水通路２４と、第２バイパス冷却水通路２５とを含む。第１バイパス冷却水通路２４は、冷却水通路１３から分岐して後述の熱交換器３６に直接接続される。第２バイパス冷却水通路２５は、冷却水通路１３から分岐して廃熱回収器２２を経た後に熱交換器３６に接続される。

次に図１に基づき、エンジン冷却水の流れについて説明する。エンジン２を出た冷却水は、８０〜９０℃程度である。冷却水は、冷却水通路１３と、バイパス冷却水通路１４とに別れて流れる。その後、２つの流れは、サーモスタットバルブ１５で再び合流する。サーモスタットバルブ１５は、冷却水温度に応じてラジエータ１１に供給される冷却水流量を制御する三方弁である。サーモスタットバルブ１５は、２つの入口ポート(入口ポート１５ｂ、入口ポート１５ｃ)及び１つの出口ポート１５ｄが形成されたハウジングにバルブ本体１５ａが内蔵された構造である。入口ポート１５ｂには、冷却水通路１３が接続される。入口ポート１５ｃには、冷却水通路１４が接続される。サーモスタットバルブ１５は、冷却水温度に応じてラジエータ１１に供給する冷却水流量を増減する。このようにしてサーモスタットバルブ１５は、冷却水通路１３及びバイパス冷却水通路１４を流れる冷却水流量の配分を決める。この結果、冷却水温度が適正に保たれる。サーモスタットバルブ１５で合流した冷却水は、冷却水ポンプ１６を経てエンジン２に戻る。冷却水ポンプ１６はエンジン２によって駆動される。冷却水ポンプ１６の回転速度はエンジン回転速度と同調している。冷却水温度が高い場合には、サーモスタットバルブ１５は、冷却水通路１３側のバルブ開度を大きくしてラジエータ１１を通過する冷却水量を相対的に増やす。また冷却水温度が低い場合には、サーモスタットバルブ１５は、冷却水通路１３側のバルブ開度を小さくしてラジエータ１１を通過する冷却水量を相対的に減らす。エンジン２の暖機前など特に冷却水温度が低い場合には、サーモスタットバルブ１５は、冷却水通路１３側を全閉する。この結果、冷却水が完全にラジエータ１１をバイパスし、冷却水の全量がバイパス冷却水通路１４に流れる。

なおサーモスタットバルブ１５は、バイパス冷却水通路１４側は全閉しないように構成されている。したがって、ラジエータ１１を流れる冷却水流量が多くなっても、バイパス冷却水通路１４を流れる冷却水の流れが完全に停止することはない。

次に熱交換器３６について説明する。熱交換器３６は、ランキンサイクル３１の冷媒と冷却水との熱交換を行なう。熱交換器３６は加熱器と過熱器とを統合したものである。すなわち、熱交換器３６には、冷却水通路３６ａ及び冷却水通路３６ｂが、ほぼ一列、かつランキンサイクル３１の冷媒通路３６ｃに隣接して設けられる。このような構成であるので、冷媒と冷却水とが熱交換可能である。また冷却水通路３６ａ及び冷却水通路３６ｂ並びに冷媒通路３６ｃは、ランキンサイクル３１の冷媒と冷却水が互いに流れ方向が逆向きとなるように、構成される。

詳細には、ランキンサイクル３１の冷媒にとって上流（図１の左）側に位置する冷却水通路３６ａは、第１バイパス冷却水通路２４に介装される。冷却水通路３６ａ及び冷却水通路３６ａに隣接する冷媒通路部分からなる熱交換器左側部分には、エンジン２から出た冷却水が導入される。この部分が、冷媒通路３６ｃを流れる冷媒を加熱する加熱器である。

ランキンサイクル３１の冷媒にとって下流（図１の右）側に位置する冷却水通路３６ｂには、第２バイパス冷却水通路２５を介して廃熱回収器２２を経た冷却水が導入される。冷却水通路３６ｂ及びこの冷却水通路３６ｂに隣接する冷媒通路部分からなる熱交換器右側部分（ランキンサイクル３１の冷媒にとって下流側）には、エンジン２から出て排気によって加熱された冷却水が導入される。この部分が、冷媒通路３６ｃを流れる冷媒を過熱する過熱器である。

廃熱回収器２２の冷却水通路２２ａは排気管５に隣接して設けられる。エンジン２から出て、廃熱回収器２２の冷却水通路２２ａに導入された冷却水は、高温の排気によって例えば１１０〜１１５℃程度まで加熱される。なお、冷却水通路２２ａは、排気と冷却水とが互いに逆向きに流れるように構成されている。

第２バイパス冷却水通路２５には制御弁２６が介装されている。またエンジン２の出口には、冷却水温度センサ７４が設けられる。エンジン水温が、例えばエンジンの効率悪化やノックを発生させないための許容温度（例えば１００℃）を超えないように、冷却水温度センサ７４の検出温度が所定値よりも大きくなると、制御弁２６の開度が減少させられる。エンジン水温が許容温度に近づくと、廃熱回収器２２を通過する冷却水量が減少させられるので、エンジン水温が許容温度を超えることが確実に防止される。

一方、第２バイパス冷却水通路２５の流量が減少したことによって、廃熱回収器２２により上昇する冷却水温度が上がりすぎて冷却水が蒸発（沸騰）してしまったのでは、熱交換器３６での効率が落ちる。また、冷却水通路内の冷却水の流れが悪くなって温度が過剰に上昇してしまう恐れがある。これを避けるため、バイパス排気管６の分岐部には、排気回収器２２の排気通過量とバイパス排気管６の排気通過量とをコントロールするサーモスタットバルブ７が設けられる。サーモスタットバルブ７のバルブ開度は、廃熱回収器２２を出た冷却水温度が所定の温度（例えば沸騰温度１２０℃）を超えないように、廃熱回収器２２を出た冷却水温度に基づいて調節される。

熱交換器３６とサーモスタットバルブ７と廃熱回収器２２とは、廃熱回収ユニット２３として一体化されて、車幅方向略中央の床下の排気管途中に配設される。サーモスタットバルブ７は、バイメタル等を用いた比較的簡易な感温弁を用いればよい。またサーモスタットバルブ７は、温度センサ出力が入力されるコントローラによって制御される制御弁を用いてもよい。サーモスタットバルブ７による排気から冷却水への熱交換量の調節は比較的大きな遅れを伴うため、サーモスタットバルブ７を単独で調節したのではエンジン水温が許容温度を超えないようにすることが難しい。しかしながら、第２バイパス冷却水通路２５の制御弁２６をエンジン水温（出口温度）に基づき制御するようにしてあるので、熱回収量を速やかに低減し、エンジン水温が許容温度を超えるのを確実に防ぐことができる。また、エンジン水温が許容温度まで余裕がある状態であれば、廃熱回収器２２を出る冷却水温度がエンジン水温の許容温度を越えるほどの高温（例えば１１０〜１１５℃）になるまで熱交換して、廃熱回収量を増加させることができる。冷却水通路３６ｂを出た冷却水は、第２バイパス冷却水通路２５を介して第１バイパス冷却水通路２４に合流する。

冷却水の温度が十分低下していれば、冷却水通路１３側のバルブ開度が小さくされて、ラジエータ１１を通過する冷却水量は相対的に減らされる。冷却水の温度が十分低下するのは、例えばランキンサイクル３１の冷媒の温度が低く、この冷媒と熱交換したことが考えられる。冷却水の温度が高くなると、冷却水通路１３側のバルブ開度が大きくされて、ラジエータ１１を通過する冷却水量は相対的に増やされる。冷却水の温度が高くなるのは、ランキンサイクル３１が運転されていない場合が考えられる。このようなサーモスタットバルブ１５の動作に基づいて、エンジン２の冷却水温度が適温に保たれ、熱がランキンサイクル３１へ適度に供給（回収）される。

次に、統合サイクル３０が説明される。統合サイクル３０は、上述の通り、ランキンサイクル３１及び冷凍サイクル５１を統合したものである。以下では、基本となるランキンサイクル３１が先に説明され、その後冷凍サイクル５１が説明される。

ランキンサイクル３１は、エンジン２の冷却水を介してエンジン２の廃熱を冷媒に回収し、回収した廃熱を動力として回生するシステムである。ランキンサイクル３１は、冷媒ポンプ３２、過熱器としての熱交換器３６、膨張機３７及び凝縮器（コンデンサ）３８を備える。これらは、冷媒（Ｒ１３４ａ等）が循環する冷媒通路４１〜４４により接続されている。

冷媒ポンプ３２の軸は、同一の軸上で膨張機３７の出力軸と連結配置される（図２Ａ参照）。冷媒ポンプ３２軸及び膨張機３７の出力軸は、エンジン２の出力軸と平行に配置される。冷媒ポンプ３２の軸の先端に設けられたポンププーリ３３と、クランクプーリ２ａとの間にはベルト３４が掛け回される（図１参照）。このような構成であるので、膨張機３７の発生する出力（動力）は、冷媒ポンプ３２を駆動すると共に、エンジン２の出力軸（クランク軸）を駆動する。なお、本実施形態の冷媒ポンプ３２は、図２Ｂに示されるように、ギヤ式のポンプである。膨張機３７は、図２Ｃに示されるように、スクロール式の膨張機である。

また、ポンププーリ３３と冷媒ポンプ３２との間には、電磁式のクラッチ（このクラッチを以下「膨張機クラッチ」という）３５が設けられる。このような構成であるので、冷媒ポンプ３２及び膨張機３７とが、エンジン２と断接可能である（図２Ａ参照）。膨張機３７の発生する出力が冷媒ポンプ３２の駆動力及び回転体が有するフリクションを上回って余剰出力がある場合に（予測膨張機トルクが正の場合に）膨張機クラッチ３５を接続すれば、膨張機３７の余剰動力によってエンジン出力軸の回転をアシスト（補助）できる。このように廃熱回収によって得たエネルギを用いてエンジン出力軸の回転をアシストすることで、燃費を向上できる。また、冷媒を循環させる冷媒ポンプ３２を駆動するためのエネルギも、回収した廃熱で賄うことができる。

冷媒ポンプ３２からの冷媒は冷媒通路４１を介して熱交換器３６に供給される。熱交換器３６は、エンジン２の冷却水と冷媒との間で熱交換を行わせ、冷媒を気化し過熱する熱交換器である。

熱交換器３６からの冷媒は冷媒通路４２を介して膨張機３７に供給される。膨張機３７は、気化し過熱された冷媒を膨張させることにより熱を回転エネルギに変換する蒸気タービンである。膨張機３７で回収された動力は冷媒ポンプ３２を駆動し、ベルト伝動機構を介してエンジン２に伝達され、エンジン２の回転をアシストする。

膨張機３７からの冷媒は冷媒通路４３を介して凝縮器３８に供給される。凝縮器３８は、外気と冷媒との間で熱交換を行わせ、冷媒を冷却し液化する熱交換器である。凝縮器３８は、ラジエータ１１と並列に配置され、ラジエータファン１２によって冷却される。

凝縮器３８により液化された冷媒は、冷媒通路４４を介して冷媒ポンプ３２に戻る。冷媒ポンプ３２に戻された冷媒は、冷媒ポンプ３２により再び熱交換器３６に送られ、ランキンサイクル３１の各構成要素を循環する。

次に、冷凍サイクル５１について述べる。冷凍サイクル５１は、ランキンサイクル３１を循環する冷媒を共用するため、ランキンサイクル３１と統合され、冷凍サイクル５１の構成そのものは簡素になっている。冷凍サイクル５１は、コンプレッサ（圧縮機）５２、凝縮器３８、エバポレータ（蒸発器）５５を備える。

コンプレッサ５２は、冷凍サイクル５１の冷媒を高温高圧に圧縮する流体機械である。コンプレッサ５２は、エンジン２によって駆動される。図４に示されるように、コンプレッサ５２の駆動軸にはコンプレッサプーリ５３が固定される。このコンプレッサプーリ５３とクランクプーリ２ａとにベルト３４が掛け回される。エンジン２の駆動力がこのベルト３４を介してコンプレッサプーリ５３に伝達され、コンプレッサ５２が駆動される。また、コンプレッサプーリ５３とコンプレッサ５２との間には、電磁式のクラッチ（このクラッチを以下「コンプレッサクラッチ」という。）５４が設けられる。このような構成であるので、コンプレッサ５２とコンプレッサプーリ５３とが断接可能である。

図１に戻り、コンプレッサ５２からの冷媒は冷媒通路５６を介して冷媒通路４３に合流した後、凝縮器３８に供給される。凝縮器３８は、外気との熱交換によって冷媒を凝縮し液化する熱交換器である。凝縮器３８からの液状の冷媒は、冷媒通路４４から分岐する冷媒通路５７を介してエバポレータ（蒸発器）５５に供給される。エバポレータ５５は、ヒータコアと同様にエアコンディショナユニットのケース内に配設されている。エバポレータ５５は、凝縮器３８からの液状冷媒を蒸発させ、そのときの蒸発潜熱によってブロアファンからの空調空気を冷却する熱交換器である。

エバポレータ５５によって蒸発した冷媒は冷媒通路５８を介してコンプレッサ５２に戻る。なお、エバポレータ５５によって冷却された空調空気とヒータコアによって加熱された空調空気は、エアミックスドアの開度に応じて混合比率が変更され、乗員の設定する温度に調節される。

統合サイクル３０は、上述のように、ランキンサイクル３１と冷凍サイクル５１とからなる。統合サイクル３０には、サイクル内を流れる冷媒を制御するため、途中に各種の弁が適宜設けられる。例えば、ランキンサイクル３１を循環する冷媒を制御するために、冷凍サイクル分岐点４５と冷媒ポンプ３２とを連絡する冷媒通路４４にポンプ上流弁６１が設けられるとともに、熱交換器３６と膨張機３７とを連絡する冷媒通路４２に膨張機上流弁６２が設けられる。また、冷媒ポンプ３２と熱交換器３６とを連絡する冷媒通路４１には、熱交換器３６から冷媒ポンプ３２への冷媒の逆流を防止するために逆止弁６３が設けられる。膨張機３７と冷凍サイクル合流点４６とを連絡する冷媒通路４３には、冷凍サイクル合流点４６から膨張機３７への冷媒の逆流を防止するために、逆止弁６４が設けられる。また、膨張機上流弁６２上流から膨張機３７をバイパスして逆止弁６４上流に合流する膨張機バイパス通路６５が設けられ、この膨張機バイパス通路６５にバイパス弁６６が設けられる。さらに、バイパス弁６６をバイパスする通路６７に圧力調整弁６８が設けられる。冷凍サイクル５１側についても、冷凍サイクル分岐点４５とエバポレータ５５とを接続する冷媒通路５７にエアコンディショナ膨張弁６９が設けられる。

ポンプ上流弁６１、膨張機上流弁６２、バイパス弁６６、エアコンディショナ膨張弁６９はいずれも電磁式の開閉弁である。圧力センサ７２により検出される膨張機上流圧力の信号、圧力センサ７３により検出される凝縮器３８の出口の冷媒圧力Ｐｄの信号、膨張機３７の回転速度信号等がエンジンコントローラ７１に入力されている。エンジンコントローラ７１では、所定の運転条件に応じ、これらの各入力信号に基づいて、冷凍サイクル５１のコンプレッサ５２や、ラジエータファン１２の制御を行なうとともに、ポンプ上流弁６１、膨張機上流弁６２、バイパス弁６６、エアコンディショナ膨張弁６９の開閉を制御する。

例えば、圧力センサ７２により検出される膨張機上流側圧力及び膨張機回転速度に基づいて膨張機トルク（回生動力）を予測し、この予測膨張機トルクが正のとき（エンジン出力軸の回転をアシストすることができるとき）に膨張機クラッチ３５を締結し、予測膨張機トルクがゼロ又は負のときに膨張機クラッチ３５を解放する。センサ検出圧力と膨張機回転速度とに基づく予測は、排気温度に基づく予測にくらべ、精度が高い。したがって膨張機トルクの発生状況に応じて膨張機クラッチ３５を適切に締結・解放できる（詳細は、ＪＰ２０１０−１９０１８５Ａ参照）。

上記４つの開閉弁（ポンプ上流弁６１、膨張機上流弁６２、バイパス弁６６、エアコンディショナ膨張弁６９）及び上記２つの逆止弁（逆止弁６３、逆止弁６４）は、冷媒系バルブである。これらの冷媒系バルブの機能を改めて図３に示す。

ポンプ上流弁６１は、冷凍サイクル５１に比べてランキンサイクル３１に冷媒が偏り易くなる所定の条件で閉じられて、ランキンサイクル３１への冷媒（潤滑成分を含む）の偏りを防止する。ポンプ上流弁６１は、後述するように、膨張機３７下流の逆止弁６４と協働してランキンサイクル３１を閉塞させる。膨張機上流弁６２は、熱交換器３６からの冷媒圧力が相対的に低い場合に冷媒通路４２を遮断し熱交換器３６からの冷媒が高圧になるまで保持する。これによって、膨張機トルクが十分得られない場合でも冷媒の加熱を促し、例えばランキンサイクル３１が再起動するまでの時間、すなわち実際に回生可能になるまでの時間を短縮できる。バイパス弁６６は、ランキンサイクル３１の始動時等にランキンサイクル３１側に存在する冷媒量が十分でないときなどに、膨張機３７をバイパスさせた上で冷媒ポンプ３２が作動できるように開弁し、ランキンサイクル３１の起動時間を短縮する。膨張機３７をバイパスさせた上で冷媒ポンプ３２を作動させることで、凝縮器３８の出口又は冷媒ポンプ３２の入口の冷媒温度が、その部位の圧力を考慮した沸点から所定温度差（サブクール温度ＳＣ）以上に低下した状態が実現されれば、ランキンサイクル３１には十分な液体冷媒が供給できる状態になる。

熱交換器３６上流の逆止弁６３は、バイパス弁６６、圧力調整弁６８、膨張機上流弁６２と協働して膨張機３７に供給される冷媒を高圧に保持する。ランキンサイクル３１の回生効率が低い条件ではランキンサイクル３１の運転を停止し、熱交換器３６の前後区間を閉塞することで、停止中の冷媒圧力を上昇させておき、高圧冷媒を利用してランキンサイクル３１が速やかに再起動できるようにする。圧力調整弁６８は膨張機３７に供給される冷媒の圧力が高くなり過ぎた場合に開いて、高くなり過ぎた冷媒を逃すリリーフ弁の役割を有する。

膨張機３７下流の逆止弁６４は、上述のポンプ上流弁６１と協働してランキンサイクル３１への冷媒の偏りを防止する。ハイブリッド車両１の運転開始直後、エンジン２が暖まっていないとランキンサイクル３１が冷凍サイクル５１よりも低温となり、冷媒がランキンサイクル３１側に偏ることがある。ランキンサイクル３１側に偏る確率は高くはない。しかしながら、例えば夏場の車両運転開始直後には、車内を早く冷やしたい状況にあるのでえ、冷房能力が最も要求される。このような状況では、冷媒の僅かな偏在をも解消して冷凍サイクル５１の冷媒を確保したい。そこで、ランキンサイクル３１側への冷媒の偏在を防止するため逆止弁６４が設けられる。

コンプレッサ５２は、駆動停止時に冷媒が自由通過できる構造ではない。コンプレッサ５２は、エアコンディショナ膨張弁６９と協働して冷凍サイクル５１への冷媒の偏りを防止することができる。これについて説明する。冷凍サイクル５１が停止したとき、定常運転中の比較的高い温度のランキンサイクル３１側から冷凍サイクル５１側へと冷媒が移動して、ランキンサイクル３１を循環する冷媒が不足することがある。冷凍サイクル５１の中で、冷房停止直後はエバポレータ５５の温度が低くなっていて、比較的容積が大きく温度が低くなっているエバポレータ５５に冷媒が溜まり易い。この場合に、コンプレッサ５２の駆動停止によって凝縮器３８からエバポレータ５５への冷媒の動きを遮断するとともに、エアコンディショナ膨張弁６９を閉じることで、冷凍サイクル５１への冷媒の偏りを防止できる。

次に、図５はエンジン２全体のパッケージを示すエンジン２の概略斜視図である。図５において特徴的なのは、熱交換器３６が排気マニホールド４の鉛直上方に配置されていることである。排気マニホールド４の鉛直上方のスペースに熱交換器３６を配置することによって、ランキンサイクル３１のエンジン２への搭載性を向上させている。また、エンジン２にはテンションプーリ８が設けられている。

次に、ランキンサイクル３１の基本的な運転方法が、図７Ａ及び図７Ｂに沿って説明される。

まず、図７Ａ及び図７Ｂはランキンサイクル３１の運転領域図である。図７Ａの横軸は外気温、縦軸はエンジン水温（冷却水温度）である。図７Ｂの横軸はエンジン回転速度、縦軸はエンジントルク（エンジン負荷）である。

ランキンサイクル３１は、図７Ａ及び図７Ｂの両方の条件が満たされた場合に運転される。図７Ａにおいては、エンジン２の暖機を優先する低水温側の領域と、コンプレッサ５２の負荷が増大する高外気温側の領域でランキンサイクル３１を停止している。排気温度が低く回収効率が悪い暖機時は、むしろランキンサイクル３１を運転しないことで冷却水温度を速やかに上昇させる。高い冷房能力が要求される高外気温時はランキンサイクル３１を止めて、冷凍サイクル５１に十分な冷媒と凝縮器３８の冷却能力を提供する。図７Ｂにおいては、ハイブリッド車両であるので、ＥＶ走行領域と、膨張機３７のフリクションが増大する高回転速度側の領域でランキンサイクル３１を停止している。膨張機３７は全ての回転速度でフリクションが少ない高効率な構造とすることが難しいことから、図７Ｂの場合では、運転頻度の高いエンジン回転速度域でフリクションが小さく高効率となるように、膨張機３７が構成（膨張機３７各部のディメンジョン等が設定）さている。

図８は膨張機トルクによりエンジン出力軸の回転をアシストしている途中でハイブリッド車両１の加速が行われたときの様子をモデルで示したタイミングチャートである。なお、図８の右側には、このときに膨張機３７の運転状態が推移する様子を膨張機トルクマップ上に表している。膨張機トルクマップの等高線で区切られた範囲のうち、膨張機回転速度が低く膨張機上流圧力が高い部分（左上）が膨張機トルクが最も大きくなる傾向である。膨張機回転速度が高く膨張機上流圧力が低くなるほど（右下に進むほど）膨張機トルクが小さくなる傾向である。特に斜線部の範囲は、冷媒ポンプを駆動する前提では膨張機トルクがマイナスになって、エンジンに対しては負荷となってしまう領域である。

運転者がアクセルペダルを踏込むｔ１までは、定速走行が継続されて膨張機３７が正のトルクを発生させており、膨張機トルクによるエンジン出力軸の回転アシストが行われている。

ｔ１以降、膨張機３７の回転速度、すなわち冷媒ポンプ３２の回転速度がエンジン回転速度に比例して上昇する一方で、排気温度又は冷却水温度の上昇は、エンジン回転速度の上昇に対して遅れる。そのため、冷媒ポンプ３２の回転速度の上昇によって増大した冷媒量に対して回収可能な熱量の割合が低下する。

従って、膨張機回転速度が上昇するにつれ、膨張機上流の冷媒圧力が低下し、膨張機トルクは低下する。

この膨張機トルクの低下により、膨張機トルクが十分得られなくなると（例えばゼロ付近になるｔ２のタイミングで）、膨張機上流弁６２を開状態から閉状態へと切換えて、回生効率の悪化が回避される。すなわち、膨張機トルクの過度の低下に伴って膨張機３７が逆にエンジン２に引き摺られる現象が回避される。

膨張機上流弁６２を開状態から閉状態へと切換えた後、ｔ３のタイミングで膨張機クラッチ３５が接続（締結）から切断（解放）へと切換えられる。この膨張機クラッチ３５の切断時期を、膨張機上流弁６２を開状態から閉状態へと切換えた時期よりも幾分遅らせることによって、膨張機上流の冷媒圧力を十分低下させられる。これによって、膨張機クラッチ３５が切り離されたときに、膨張機３７が過回転になることが防止される。また、冷媒ポンプ３２によって多めの冷媒が熱交換器３６内に供給され、ランキンサイクル３１が停止中も冷媒が効果的に加熱されることで、ランキンサイクル３１がスムーズに運転を再開できる。

ｔ３以降、エンジン２の放熱量の上昇により膨張機上流圧力が再び上昇する。ｔ４のタイミングで、膨張機上流弁６２が閉状態から開状態へと切換えられ、膨張機３７への冷媒の供給が再開される。また、ｔ４で膨張機クラッチ３５が再び接続される。この膨張機クラッチ３５の再接続により、膨張機トルクによるエンジン出力軸の回転アシストが再開される。

図９は、膨張機上流弁６２が閉じられ膨張機クラッチ３５を切断した状態の、ランキンサイクルの運転停止から、図８（ｔ４の制御）と異なる態様でランキンサイクル３１の再起動を行なう様子をモデルで示したタイミングチャートである。

ｔ１１のタイミングで運転者がアクセルペダルを踏込むとアクセル開度が増大する。ｔ１１では、ランキンサイクル３１の運転は停止されている。このため、膨張機トルクはゼロを維持している。

ｔ１１からのエンジン回転速度の上昇に伴ってエンジン２の放熱量が増大し、この放熱量の増大によって熱交換器３６に流入する冷却水温度が高くなり、熱交換器３６内の冷媒の温度が上昇する。膨張機上流弁６２は閉じているので、この熱交換器３６による冷媒温度の上昇によって、膨張機上流弁６２の上流の冷媒圧力、つまり膨張機上流圧力が上昇していく（ｔ１１〜ｔ１２）。

この運転状態の変化によってランキンサイクル非運転域からランキンサイクル運転域へと切換わる。膨張機上流弁６２がなく、ランキンサイクル運転域に移行したときに、即座に膨張機クラッチ３５を切断状態から接続状態へと切換えて膨張機３７をエンジン出力軸と連結したのでは、膨張機３７がエンジン２の負荷となる上にトルクショックが生じてしまう。

一方、図９では、ランキンサイクル運転域へと切換わったとき、即座に膨張機上流弁６２を閉状態から開状態へと切換えることはしない。すなわち、ランキンサイクル運転域に移行した後も膨張機上流弁６２の閉状態を続ける。

やがて、膨張機上流圧力と膨張機下流圧力との差圧が大きくなって所定圧以上となるｔ１２のタイミングで膨張機３７を運転（駆動）できると判断し、膨張機上流弁６２を閉状態から開状態に切換える。この膨張機上流弁６２の開状態への切換によって膨張機３７に所定圧の冷媒が供給され、膨張機回転速度がゼロから速やかに上昇する。

この膨張機回転速度の上昇で膨張機回転速度がエンジン回転速度に到達するｔ１３のタイミングで、膨張機クラッチ３５を切断状態より接続状態へと切換える。膨張機３７が十分に回転速度を増す前に膨張機クラッチ３５を接続したのでは、膨張機３７がエンジン負荷となるし、トルクショックも生じ得る。これに対して、エンジン出力軸との回転速度差がなくなるｔ１３で膨張機クラッチ３５を遅れて接続することで、膨張機３７がエンジン負荷となることも、膨張機クラッチ３５を締結することに伴うトルクショックも防止できる。

図１０は、図１とは一部の構成が異なる実施形態のランキンサイクルのシステム全体を表した概略構成図である。なお図１と同一部分には同一番号が付される。

冷却水通路１３は、ラジエータ１１を通る。冷却水通路１３は、第１冷却水通路１３ａと、第２冷却水通路１３ｂと、を含む。第１冷却水通路１３ａは、エンジン２を冷却して昇温した冷却水をラジエータ１１に流す。第２冷却水通路１３ｂは、ラジエータ１１から出た冷却水をエンジン２に戻す。

冷却水通路１４は、ラジエータ１１をバイパスする。冷却水通路１４は、第１バイパス冷却水通路２４と、第２バイパス冷却水通路２５と、を含む。第１バイパス冷却水通路２４は、第１冷却水通路１３ａから分岐されて蒸発器９１に接続される。第２バイパス冷却水通路２５は、第１冷却水通路１３ａから分岐されて廃熱回収器２２を経た後に過熱器９２に接続される。第１バイパス冷却水通路２４及び第２バイパス冷却水通路２５は合流してバイパス冷却水通路１４となる。このバイパス冷却水通路１４がサーモスタットバルブ１５に接続される。

サーモスタットバルブ１５は、例えば、固形ワックスと弾性体（ゴム）で満たされた容器の中央に、ピストンが組み込まれて構成される。ピストンの一端は、外部のフランジに固定される。バルブ本体は容器の外側にある。非作動時には、バルブ本体がスプリングで押し上げられて流路（図１０の入口ポート１５ｂ）を遮断している。入口ポート１５ｃの冷却水温度が所定値にまで上昇すると、入口ポート１５ｃの冷却水に露出しているワックスが膨張し体積変化を起こす。このとき生じた圧力は弾性体を介してピストンに作用する。ピストンはフランジに固定されているので、相対的に容器が下がり、容器に固定されているバルブ本体が開いて流路が作られる。すなわち図１０の入口ポート１５ｂが開かれる。つまり、上記の所定値は、バルブ本体が開放されるときの冷却水温度（開弁温度）である。ここで、サーモスタットバルブ１５の「感温部」とは、ワックスが露出している側、つまり入口ポート１５ｃの側のことである。

さて、図１の熱交換器３６は、図１０の蒸発器９１及び過熱器９２が統合されたものである。逆にいうと、図１０では、蒸発器９１と過熱器９２とが別体で設けられている。以下、図１０が参照されて説明されるが、図１の冷却水通路の回路構成であっても、同様の説明（作用効果）が成立する。

図１０において、蒸発器９１には、熱交換するための冷却水通路９１ａ及び冷媒通路９１ｂが隣接されて設けられる。過熱器９２には熱交換するための冷却水通路９２ａ及び冷媒通路９２ｂが隣接されて設けられる。過熱器９２には、蒸発器９１よりも高温の冷却水が導入される。蒸発器９１の冷却水通路９１ａには、エンジン２を出て第１バイパス冷却水通路２４を流れた冷却水が流れる。過熱器９２の冷却水通路９２ａには、廃熱回収器２２を出て第２バイパス冷却水通路２５を流れた冷却水が導入される。蒸発器９１の冷却水通路９１ａを出た冷却水は、過熱器９２の冷却水通路９２ａを出た冷却水と合流した後にエンジン２に戻る。

蒸発器９１の冷媒通路９１ｂは冷媒通路４１に接続され、冷媒ポンプ３２が吐出した液冷媒が導入される。このような構成であるので、蒸発器９１において、液冷媒とエンジン２から出た冷却水との間で熱交換が生じる。この結果、液冷媒は蒸発してガス冷媒になる。

このガス冷媒は、冷媒通路９３を介して過熱器９２の冷媒通路９２ｂに導入される。これによって、ガス冷媒と廃熱回収器２２で加熱された冷却水との間で熱交換が行われ、ガス冷媒の温度、圧力が上昇する。このようにして、温度、圧力を上昇させたガス冷媒が、冷媒通路４２を介して膨張機３７に供給される。

なお、蒸発器９１及び過熱器９２では、冷媒と冷却水とが互いに逆向きに流れるように、各通路（冷却水通路９１ａ，冷媒通路９１ｂ，冷却水通路９２ａ，冷媒通路９２ｂ）が構成されている。

発明者らは、このように蒸発器９１及び過熱器９２が配置された場合に、蒸発器９１及び過熱器９２が効率よく働き得るか否かを検討した。この検討内容が、以下に説明される。

〈１〉蒸発器９１及び過熱器９２の圧力損失について
図１１の横軸は、冷却水ポンプ１６の出口からサーモスタットバルブ１５の入口までのバイパス冷却水通路のうちの代表的な場所を示す。縦軸は、その代表的な場所での冷却水圧力を示す。図１０のエンジン２の出口の冷却水圧力がＡ、廃熱回収器２２の出口の冷却水圧力がＢ、サーモスタット１５の入口（入口ポート１５ｃ）の冷却水圧力がＣであり、これら３つの冷却水圧力Ａ〜Ｃが図１１に記載される。

図１１から理解されるように、蒸発器９１ではエンジン２の出口の冷却水圧力Ａとサーモスタットバルブ１５の入口の冷却水圧力Ｃとの間では、圧力差が大きい。この大きな圧力差によって冷却水が流れ易くなる。一方、過熱器９２は廃熱回収器２２と直列接続されているので、廃熱回収器２２の出口の冷却水圧力Ｂとサーモスタットバルブ１５の入口の冷却水圧力Ｃとの間の圧力差は、蒸発器９１の圧力差に比べて小さい。このため、蒸発器よりも冷却水が流れにくい。そこで、蒸発器９１と過熱器９２との圧力損失（通水抵抗）の設定には配慮が必要である。本実施形態では、廃熱回収器２２と直列接続する過熱器９２の圧力損失（通水抵抗）が、蒸発器９２よりも小さくなるようにした。

〈２〉蒸発器９１及び過熱器９２の熱伝達方法の相違について
蒸発器９１は、冷却水の熱を液冷媒に伝えて沸騰させる沸騰伝熱であり熱伝達率が高い。過熱器９２は、冷却水の熱をガス冷媒に伝えるので、液冷媒に伝熱する場合よりも熱伝達率が低下する。従って、同じ熱量を伝達するのであれば、蒸発器９１のサイズが過熱器９２のサイズよりも小さい。液冷媒への入熱（伝熱）と同様にガス冷媒に入熱させるには、過熱器９２の熱伝達面積が蒸発器９１の熱伝達面積よりも大きい必要がある。ここで「熱伝達面積」とは、蒸発器９１の内部及び過熱器９２の内部において冷却水から冷媒へと熱が伝達される部分の面積をいう。

〈３〉蒸発器９１及び過熱器９２のレイアウトについて
図１２は車両１のフレーム及びエンジン２を示す概略平面図である。

図１２に示されるように、排熱回収ユニット２３は車両１の床下（サイドメンバ１０２、１０３の間）にある。過熱器９２がエンジンルーム１０１にあるとした場合、両者は大きく離れている。

廃熱回収器２２と過熱器９２とを第２バイパス冷却水通路２５で接続するには、過熱器９２をエンジンルーム１０１から出して廃熱回収ユニット２３に近づけられることが考えられる。このようにすれば、第２バイパス冷却水通路２５は短くなるが、過熱器９２と膨張機３７を接続する冷媒通路４２が長くなる。冷媒通路４２が長くなると、冷媒通路４２の圧力損失が大きくなる。すると、膨張機３７の入口の冷媒圧力が低くなって膨張機３７の熱回収効率（サイクル効率）が落ちてしまう。すなわち、液体である冷却水の圧力が低下するよりも、気体である冷媒の圧力が低下したほうが、結果的にシステム全体としての損失は大きくなる。

これに対して、過熱器９２をエンジンルーム１０１にとどめられれば、具体的には、図１２に示されるように、過熱器９２が、排熱回収ユニット２３よりも蒸発器９１に近づけられれば、冷媒通路４２が短い。この結果、ランキンサイクル３１の効率が高くなる。

このように、上記〈１〉〜〈３〉の検討結果に沿って、蒸発器９１及び過熱器９２が配置されれば、蒸発器９１及び過熱器９２の効率がよい。本実施形態では、さらに構成の簡略化を狙って、図１に示されるように、蒸発器９１及び過熱器９２を一体化して熱交換器３６としてもよい。

次に、本実施形態の作用効果が説明される。

本実施形態によれば、廃熱回収器２２を出た冷却水は、過熱器９２に導入された後、エンジン２に戻る（図１０参照）。すなわち、ＪＰ２０１０−７７９６４Ａのランキンサイクルのように過熱器９２を出た冷却水が蒸発器９１に供給されることがない。すなわち、過熱器９２を出た冷却水は、蒸発器９１を経ることなくエンジン２に戻る。このように構成されているので、廃熱回収器２２の入口と過熱器９２の出口の圧力差が従来装置よりも大きくなる。これによって必ずしも水ポンプや流量調整弁（分配制御手段）がなくても、廃熱回収器２２に冷却水を十分に流すことができ、排ガスからの熱量を十分に回収することができる。

また、ＪＰ２０１０−７７９６４Ａのランキンサイクルでは、過熱器の出口の冷却水をエンジンの出口の冷却水に合流させて、この合流した冷却水が蒸発器に導入される。このため、蒸発器の流量が比較的多い。このため、蒸発器が大型化したり、蒸発器の熱交換性能が犠牲になったりする可能性がある。これに対して、本実施形態によれば、２つの冷却水通路（冷却水通路９１ａ及び冷却水通路９２ａ）を出た後の冷却水を合流させてエンジン２に戻す。このような構成によれば、蒸発器が大型化したり、蒸発器の熱交換性能が犠牲になったりする問題が回避される。

また、ＪＰ２０１０−７７９６４Ａのランキンサイクルでは、蒸発器や過熱器がラジエータと直列に接続されている。これに対して、本実施形態によれば、蒸発器９１や過熱器９２は、ラジエータ１１と直列接続されない。このような構成によれば、ＪＰ２０１０−７７９６４Ａのランキンサイクルに比べて、ラジエータ１１を通る冷却水の圧力損失（通水抵抗）が小さくなる。これによって、ラジエータ流量を多くしてラジエータ１１からの放熱量を増大させることが可能となる。この結果、ラジエータ１１を小型化することができる。

また、本実施形態によれば、過熱器９２を出た冷却水及び蒸発器９１を出た冷却水が合流してから、サーモスタットバルブ１５の温感部に流れ込む（図１０参照）。このような構成であるので、ランキンサイクル３１での受熱が限界となって、過熱器９２の出口や蒸発器９１の出口の冷却水温度が高くなったときには、サーモスタットバルブ１５が開かれる。この結果、ラジエータ１１で冷却された冷却水がエンジン２に供給される。これによって、エンジン２のオーバーヒートが防止される。

過熱器が廃熱回収器に直列接続されると過熱器側の冷却水通路の圧力損失（廃熱回収器２２の入口と過熱器９２の出口の間の通路抵抗）が大きくなる。これに対して、本実施形態の構成によれば、過熱器９２の圧力損失が蒸発器９１よりも小さくなるので、蒸発器９１に冷却水が偏らず過熱器９２の冷却水流量が確保される。

蒸発器９１は沸騰伝熱（冷媒側）であり熱伝達率が高く、同じ熱量を伝達する場合、蒸発器９１のサイズが過熱器９２のサイズよりも小さい。一方、過熱器９２はガスでの熱伝達（冷媒側）であるので、蒸発器９１と同様に過熱器９２に入熱するには、過熱器９２の熱伝達面積を蒸発器９１よりも大きくする必要がある。本実施形態によれば、過熱器９２の伝熱面積が蒸発器９１よりも大きいので、蒸発器９１と同様に過熱器９２に入熱することができる。

本実施形態では、過熱器９２が、廃熱回収ユニット２３（廃熱回収器２２）よりも蒸発器９１に近くなるように配置されている（図１２参照）。すなわち、本実施形態によれば、廃熱回収ユニット２３（廃熱回収器２２）と過熱器９２とを接続する第２バイパス冷却水通路２５よりも、過熱器９２と膨張機３７とを接続する冷媒通路４２が短い。このように構成されれば、冷媒通路４２よりも第２バイパス冷却水通路２５が短い場合に比べて、冷媒通路４２の圧力損失が小さくなる。この結果、ランキンサイクル３１の効率の悪化が抑制される。

本実施形態では、冷媒ポンプ３２を出た冷媒が蒸発器９１に流され、蒸発器９１を出た冷媒が過熱器９２に流される（図１０参照）。すなわち、本実施形態によれば、低温の冷却水（８０〜９０℃程度）で先に熱交換させ、高温の冷却水（１１０〜１１５℃程度）でその後に熱交換させるので、効率よく冷媒に入熱できる。

以上、本発明の実施形態が説明されたが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲は、上記実施形態の具体的構成には限定されない。

たとえば、実施形態では、ハイブリッド車両の場合で説明したが、これに限られるものでない。エンジン２のみを搭載した車両にも適用できる。エンジン２は、ガソリンエンジン、ディーゼルエンジンのいずれでもよい。

また実施形態では、冷媒ポンプ３２を出た冷媒を先に蒸発器９１に、その後に過熱器９２に導入させているが、冷媒ポンプ３２を出た冷媒を先に過熱器９２に、その後に蒸発器９１に導入させてもよい。

さらにエンジンを出た冷却水を排気と熱交換させる廃熱回収器は、上記例では、排気管の途中に設けられている。しかしこのような構成には限られない。ＥＧＲ通路の途中に設けられたり、ＥＧＲクーラと兼用されてもよい。

なお実施形態でいう「冷却水」は、水のほか不凍液やロングライフクーラントを含む概念で用いられる。

本願は、２０１１年９月３０日に日本国特許庁に出願された特願２０１１−２１６７８７に基づく優先権を主張し、これらの出願の全ての内容は参照により本明細書に組み込まれる。

Claims (6)

1. エンジンを出た冷却水とエンジンを出た排気とを熱交換させる廃熱回収器と、
   エンジンを出た冷却水が流されてエンジンの廃熱を冷媒に回収する蒸発器、廃熱回収器から出た冷却水が流されてエンジンの廃熱を冷媒に回収する過熱器、を備える熱交換器と、
   熱交換器を出た冷媒を用いて動力を発生させる膨張機と、
   膨張機を出た冷媒を凝縮させる凝縮器と、
   膨張機によって駆動されて凝縮器から出た冷媒を熱交換器に供給する冷媒ポンプと、
   を含み、
   過熱器を出た冷却水は、蒸発器を出た冷却水と合流してエンジンに戻る、
   ランキンサイクル。
2. 請求項１に記載のランキンサイクルにおいて、
   エンジンを冷却して昇温した冷却水をラジエータに供給する第１冷却水通路と、
   ラジエータを出た冷却水をエンジンに戻す第２冷却水通路と、
   第１冷却水通路から分岐してラジエータをバイパスする第１バイパス冷却水通路、第１冷却水通路から分岐してラジエータをバイパスし第１バイパス冷却水通路に合流する第２バイパス冷却水通路、を備え、第１バイパス冷却水通路及び第２バイパス冷却水通路が合流した後に第２冷却水通路に合流するバイパス冷却水通路と、
   バイパス冷却水通路の第２冷却水通路への合流部分に設けられ、バイパス冷却水通路側に感温部を有するサーモスタットバルブと、
   を含み、
   蒸発器は、第１バイパス冷却水通路に設けられ、
   過熱器は、第２バイパス冷却水通路に設けられる、
   ランキンサイクル。
3. 請求項１又は請求項２に記載のランキンサイクルにおいて、
   過熱器の圧力損失が蒸発器の圧力損失よりも小さい、
   ランキンサイクル。
4. 請求項１から請求項３までのいずれか１項に記載のランキンサイクルにおいて、
   過熱器の伝熱面積が蒸発器の伝熱面積よりも大きい、
   ランキンサイクル。
5. 請求項１から請求項４までのいずれか１項に記載のランキンサイクルにおいて、
   過熱器は、廃熱回収器よりも蒸発器に近くなるように配置される、
   ランキンサイクル。
6. 請求項１から請求項５までのいずれか１項に記載のランキンサイクルにおいて、
   冷媒ポンプを出た冷媒は、蒸発器を経て過熱器に流れる、
   ランキンサイクル。

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