JP6171699B2 - 排気熱回収器 - Google Patents

Description

本発明は、エンジンの排気ガスの熱を回収するための排気熱回収器に関する。

従来、自動車用内燃機関（以下、エンジンという）の排気ガスの熱を回収する機器として、エンジンの排気管の途中に介装され、該排気管を通過するエンジンからの排気ガスの熱（以下、排気熱という）を熱交換によりエンジンの冷却媒体（例えば、エンジンの冷却水。以下、冷却水という）に回収する排気熱回収器が知られている。エンジンの冷却水を介して回収された排気熱は、例えば、エンジンの暖機運転を早期に完了させるため、エンジンの始動初期におけるエンジンの冷間時に、冷却水の温度を急上昇させることに利用され、あるいは車室内の暖房にも利用されている。
一方、熱回収が不要な時には、排気バルブ等により排気熱回収器内の流路を切換えて、バイパス流路に誘導し、熱回収部を経由することなく排気ガスを下流側にストレートに排出することで、圧力損失の増加を抑えている。

ところで、現在実用化されている排気熱回収器のタイプとしては、図５に示すような排気熱回収器（例えば、特許文献１参照）と、図６に示すような排気熱回収器（例えば、特許文献２参照）が挙げられる。
すなわち、特許文献１の排気熱回収器５０は、図５に示すように、排気ガス５１を通過させる排気ガス流路５２が形成されている内筒部５３と、該内筒部５３の下流側に設けられ、排気ガス流路５２を開閉する排気バルブ５４と、内筒部５３の外周側に間隔を空けて設けられる外筒部５５と、内筒部５３及び外筒部５５の間に設けられる熱交換部（排気熱回収流路５６ａ，５６ｂ及び冷却水流路５７ａ，５７ｂ）とを備えている。なお、符号５８は冷却水である。
そして、排気熱の回収を行うときは、排気バルブ５４を閉じ、内筒部５３内に導入された排気ガス５１を小孔５９から内筒部５３の外周に位置する熱交換部の排気熱回収流路５６ａ，５６ｂへ流し、冷却水流路５７ａ，５７ｂを流れる冷却水５８との間で熱交換している。一方、エンジンの始動から一定時間経過して暖機運転や暖房のニーズが低下したときには、排気バルブ５４を開き、冷却水５８と接する熱交換部を経由せずに排気熱の回収を行わず、内筒部５３内に導入された排気ガス５１を直接下流側へ排出している。

また、特許文献２の排気熱回収器６０は、図６に示すように、一本の排気ガス流路６１に排気バルブ６２，６３を有する分岐部が設けられ、排気熱回収器６０を含む流路６１ａと排気ガスを排出するバイパス流路６１ｂとが並行に配置されており、下流側で再び一本の排気ガス流路に合流するように構成されている。なお、符号６４は排気マニホールド、符号６５はコンバータである。
そして、排気熱の回収を行うときは、排気バルブ６２を開くとともに、排気バルブ６３を閉じ、排気熱回収器６０を含む流路６１ａに排気ガスを流動させている。一方、排気熱を排出するときは、排気バルブ６２を閉じるとともに、排気バルブ６３を開き、排気ガスを排出するバイパス流路６１ｂに排気ガスを流動させて排出している。

特開２０１０−３１６７１号公報 特開２００１−３０７４１号公報

このような排気熱回収器に対しては、エンジンの暖機運転や車室内の暖房という目的を達成した後においても、排気ガスの熱を燃費向上に活用したいという要請がある。例えば、排気ガスが持つ熱エネルギーを機械エネルギーに変換することで燃費向上を目指すランキンサイクル（蒸気サイクル）システムを搭載した車両において、排気ガスの熱を回収した冷却水を、当該ランキンサイクルシステムの加熱器の熱源として利用することが考えられる。
ここで、排気熱をランキンサイクルシステムにおいて使用するためには、エンジンの定常運転時や高負荷運転時において、継続的に排気熱を回収する必要がある。しかも、ランキンサイクルシステムに対しては、エンジンの定常運転時に排気熱回収器で排気熱を継続的に回収できるだけではなく、排気熱の回収量を容易にコントロールできることが求められている。
なお、上記ランキンサイクルシステムは排気熱回収方法の一例であり、これ以外にも吸着冷凍機、ケミカル蓄熱、熱音響発電、スターリングエンジン、熱電発電など種々の方法があるが、これらすべてを含め、以下「ランキンサイクルシステム」という。

しかしながら、上述した特許文献１及び２のいずれの排気熱回収器５０，６０においても、下記のような３つの課題を有している。
第１に、車体前部にエンジンが搭載されている車両では、排気管が車体前部からフロア下面を通って車両後方へと導かれているため、排気熱回収器がフロア下面に配置されることとなる。しかし、特許文献１の構成では、冷却水流路５７ａ，５７ｂが排気ガス流路５２を覆うように配置されているので、冷却水５８は排気ガス５１と接するだけでなく、外筒部５５を介して外気とも接している。そのため、次のような問題点がある。この点は、特許文献２の構成においても同様である。
冷却水５８は、排気ガス５１と接する部位においては排気熱の回収を行うが、外気と接する部位においては、折角回収した排気熱を放熱してしまう。例えば、エンジンの定常運転時や高速運転時に走行風の流れが速くなると、冷却水５８がより冷却され、折角回収した排気熱をより一層放熱してしまう。すなわち、外気への熱量の損失が発生するため、排気熱の回収効率が低下してしまう。
また、冷却水５８は、エンジンの稼働が一定時間経過すると温度が上昇するが、冷却水５８の温度が上昇すると、冷却水５８と外気の温度差が大きくなってしまうため、外気と接する部位において、冷却水５８から外気への放熱量が増加してしまい、上記と同様の問題が生じることになる。

第２に、特許文献１の構成では、排気ガス５１が小孔５９を通って第１の排気熱回収流路５６ａに流出し、その直後に折り返し、その後上流側で流れを折り返して第２の排気熱回収流路５６ｂに導かれることになる。そのため、排気ガス５１の圧力損失が大きくなってしまう。その結果として、エンジン高負荷時の出力が低下することなるとともに、燃費が悪化してしまうことになる。
第３に、特許文献２の構成では、排気熱回収器６０において熱交換のため排ガス流路が狭まり、排ガス流路内の流れを意図的に乱すフィンなどが配置されているため、排気ガスの圧力損失が大きくなってしまう。その結果として、第２で述べたと同様の問題が生じることになる。

本発明はこのような実状に鑑みてなされたものであって、その目的は、走行風の影響または高温の冷却水の熱量の回収効率の低下を防ぎ、熱交換を行う排気ガスの圧力損失を低減させるとともに、回収熱量を容易かつ確実に制御することが可能な排気熱回収器を提供することにある。

上記従来技術の有する課題を解決するために、本発明は、内部に冷却媒体が流動する内筒部と、該内筒部の外周部に間隔を空けて配置され、かつ該内筒部をその中に含むように配置される外筒部と、該外筒部の外周部に間隔を空けて配置され、かつ該外筒部の外に配置され、内部に前記冷却媒体が流動し、前記冷却媒体に回収された熱を外気へ放熱する第３の筒部とを備えた排気熱回収器において、前記内筒部の外周部と前記外筒部の内周部との間には、排気ガスが流動する空間が形成され、前記内筒部と前記第３の筒部とは、前記冷却媒体が流動する冷却媒体流路の上流部と下流部でそれぞれ連結され、前記冷却媒体流路の上流部には、前記内筒部の内部及び前記第３の筒部の内部に流れる前記冷却媒体の流量を制御する制御バルブが設けられている。

また、本発明において、前記内筒部の内部には、前記制御バルブの流量制御によって前記冷却媒体が常に流動するように構成されている。

さらに、本発明において、前記制御バルブは、ストッパー付きの三方弁である。

また、本発明において、前記内筒部の外周部及び前記第３の筒部の外周部には、フィンが設けられている。
そして、本発明において、前記内筒部のフィンの総表面積は、前記第３の筒部のフィンの総表面積よりも小さく設定されている。

また、本発明において、前記内筒部及び前記第３の筒部のうち、少なくともどちらか一方の内部には、前記冷却媒体を撹拌する撹拌装置が設けられている。
しかも、本発明において、前記撹拌装置は、スタティックミキサーである。

上述の如く、本発明に係る排気熱回収器は、内部に冷却媒体が流動する内筒部と、該内筒部の外周部に間隔を空けて配置され、かつ該内筒部をその中に含むように配置される外筒部と、該外筒部の外周部に間隔を空けて配置され、かつ該外筒部の外に配置され、内部に前記冷却媒体が流動し、前記冷却媒体に回収された熱を外気へ放熱する第３の筒部とを備えたものであって、前記内筒部の外周部と前記外筒部の内周部との間には、排気ガスが流動する空間が形成され、前記内筒部と前記第３の筒部とは、前記冷却媒体が流動する冷却媒体流路の上流部と下流部でそれぞれ連結され、前記冷却媒体流路の上流部には、前記内筒部の内部及び前記第３の筒部の内部に流れる前記冷却媒体の流量を制御する制御バルブが設けられているので、次のような効果を得ることができる。

すなわち、本発明の排気熱回収器においては、内筒部の外周部と外筒部の内周部との間に形成された排気ガスの流動空間によって内筒部の内部が覆われ、外気に晒されていないので、冷却媒体に回収された排気ガスの熱が車両走行風により外気へ放熱してしまうことを抑制できる。すなわち、冷却媒体から外気への放熱が低減されることになる。したがって、本発明の排気熱回収器によれば、冷却媒体に回収された熱量の損失を防止することが可能になるため、排気熱の回収効率を向上させることができる。また、エンジンの稼働が一定時間経過し冷却媒体の温度が上昇しても、内筒部が熱量の損失の原因となる外気に晒されていないため、冷却媒体に回収された熱量の損失を防止でき、排気熱の回収効率向上を図ることができる。
しかも、本発明の排気熱回収器においては、従来の排気熱回収器で排気ガス流路の内部に配置されていた排気バルブを廃止することが可能になるため、排気バルブで発生していた圧力損失を取り除くことができ、圧力損失を低減できる。さらに、排気バルブの廃止により排気ガスが流動する空間を直線形状に形成することができる。これによって、空間の内部における排気ガスの流れが円滑になり、従来の排気熱回収器における排気バルブ及び曲がりの存在等に起因した渦の発生による圧力損失を小さくすることができる。さらに、本発明の排気熱回収器によれば、空間の内部において排気ガスが円滑に流れるため、空間の内部における排気ガス流路の断面積の大きさ、後述するフィンの配置数またはフィンの密集度などの設定の自由度を高くすることができる。その結果、空間の内部を流れる排気ガスの流路については、排気ガスの圧力損失を低減させるための設計が可能となるので、排気ガスの圧力損失をより一層低減できる。
それに加えて、本発明の排気熱回収器においては、排気熱回収部である内筒部の内部及び放熱部である第３の筒部の内部を流れる冷却媒体の流量の割合を制御バルブによって振り分けることが可能となるため、冷却媒体への排気ガスの回収熱量を容易かつ確実に制御することができる。したがって、冷却媒体に回収された排気ガスの熱をランキンサイクルシステムの加熱器の熱源として利用する場合にも、当該ランキンサイクルシステムの要請である熱量の制御に迅速に対応できる。

また、前記内筒部の内部には、前記制御バルブの流量制御によって前記冷却媒体が常に流動するように構成されているので、内筒部の内部における冷却媒体の過熱や、冷却媒体の滞留を防止することができ、冷却媒体の突沸によって起こるエンジンの異常発生などを無くすことができる。

さらに、本発明において、前記制御バルブは、ストッパー付きの三方弁とすることができるので、ストッパーを調整することにより、小流量の冷却媒体を排気熱回収部である内筒部の内部へ常に流すことが可能となる。そのため、内筒部の内部における冷却媒体の過熱、ひいては突沸の原因となる冷却媒体の滞留を防止することができる。その結果、冷却媒体の突沸によって誘発される冷却媒体の循環障害に起因するエンジンの異常発生や、圧力変動による冷却媒体系への損傷を効果的に防ぐことができる。

また、本発明において、前記内筒部の外周部及び前記第３の筒部の外周部には、フィンが設けられているので、内筒部の内部を流れる冷却媒体が排気ガスの熱を効率的に回収できるとともに、第３の筒部の内部を流れる冷却媒体から外気へ効率的に放熱することができる。
しかも、本発明において、前記内筒部のフィンの総表面積は、前記第３の筒部のフィンの総表面積よりも小さく設定されているので、内筒部の内部における排気ガスの熱の回収熱量と、第３の筒部の内部における外気への放熱熱量とを略同等にすることができる。すなわち、内筒部と第３の筒部のそれぞれの冷却媒体が合流した後の冷却媒体の温度を、内筒部と第３の筒部とに振り分ける前（分岐前）の冷却媒体の温度と略同等にすることが可能となり、冷却媒体流路の下流側に位置するラジエータへの負荷が発生しないようにしながら、排気熱回収熱量を容易に制御することができる。

さらに、本発明において、前記内筒部及び前記第３の筒部のうち、少なくともどちらか一方の内部には、前記冷却媒体を撹拌する撹拌装置が設けられているので、冷却媒体の熱伝達率向上を図ることができる。すなわち、内筒部の内部における排気熱の回収効率、及び前記第３の筒部の内部における外気への放熱効率を高めることができる。
しかも、本発明において、前記撹拌装置は、スタティックミキサーとすることができるので、内部を流れる冷却媒体を確実に撹拌できる上、内筒部の外周部外側の空間を流れる排気ガスと内筒部の内部を流れる冷却媒体との熱交換効率を向上させ、冷却媒体による排気ガスの回収熱量を増大させることができる。

本発明の実施形態に係る排気熱回収器の全体を示す概念図である。 本発明の実施形態に係る排気熱回収器において、エンジン始動時の冷却水の流れを示す概念図である。 本発明の実施形態に係る排気熱回収器において、エンジン定常運転時やエンジン高負荷運転時の冷却水の流れを示す概念図である。 本発明の実施形態に係る排気熱回収器に設けられるストッパー付きの三方弁であり、（ａ）はボールの回転により冷却水の流路をＡからＢにした状態の断面図、（ｂ）はボールの回転により冷却水の流路をＡからＣにした状態の断面図である。 従来の排気熱回収器を示す断面図である。 他の従来の排気熱回収器を示す断面図である。

以下、本発明を図示の実施の形態に基づいて詳細に説明する。
図１〜図４は、本発明の実施形態に係る排気熱回収器を示すものである。なお、図１〜図３中の矢印Ｆｒ方向は車両前方側を示し、矢印Ｒｅ方向は車両後方側を示している。

本実施形態の排気熱回収器１は、図１〜図３に示すように、自動車のエンジン（図示せず）の始動時のほか、当該エンジンの定常運転時や高負荷運転時にも、車両前方側より車両後方側へ流動するエンジンからの排気ガス２の熱を冷却水（冷却媒体）３が回収し、この回収した熱をエンジンの暖機運転、車室内の暖房、ランキンサイクル加熱器の熱源に利用するものである。
このため、本実施形態の排気熱回収器１は、図１に示すように、内部に冷却水３が流動する横置きの内筒部４と、該内筒部４の外周部側に所定の間隔を空けて配置される横置きの外筒部５と、該外筒部５から所定の間隔を空けて並行に配置され、内部に冷却水３が流動する横置きの第３の筒部６とを備えており、これら内筒部４、外筒部５及び第３の筒部６は、車両前後方向に延在して設けられている。また、第３の筒部６は、内筒部４及び外筒部５に対して、車両上下方向の上側もしくは下側のいずれかに配置され、あるいは車両幅方向の左側もしくは右側のいずれかに配置されている。

本実施形態の内筒部４の内部は、図１〜図３に示すように、冷却水３が流れる第１冷却水流路７として形成されており、第１冷却水流路７内には、冷却水３を撹拌する撹拌装置のスタティックミキサー８が設けられている。このスタティックミキサー８は、右方向に捩られた複数枚の右捩り羽根８ａと左方向に捩られた複数枚の左捩り羽根８ｂとを軸方向（車両前後方向）に交互に配置しながら接合することにより、構成されている。第１冷却水流路７内を流れる冷却水３は、羽根８ａ，８ｂによって回転され、撹拌されるようになっている。第１冷却水流路７内を流れる冷却水３が撹拌されると、内筒部４の外側を流れる排気ガス２との熱交換効率が向上し、冷却水３による排気ガス２の回収熱量が増大されることになる。

また、内筒部４の外周部と外筒部５の内周部との間には、排気ガス２が流動する空間である排気ガス流路９が車両前後方向に沿って形成されており、該排気ガス流路９によって内筒部４の内部の第１冷却水流路７が覆われ、外気１０に晒されないように構成されている。このため、排気ガス流路９内に導入された排気ガス２の熱は、熱交換によって内筒部４の内部の第１冷却水流路７を流れる冷却水３に回収されるとともに、冷却水３に回収された排気ガス２の熱が車両走行風１１によって外気１０へ放熱されることが抑制されるような排気熱回収部Ｘになっている。

さらに、第３の筒部６の内部は、図１〜図３に示すように、冷却水３が流れる第２冷却水流路１２として形成されており、第２冷却水流路１２内には、第１冷却水流路７と同様、冷却水３を撹拌する撹拌装置のスタティックミキサー１３が設けられている。このスタティックミキサー１３は、第１冷却水流路７のスタティックミキサー８と同じ構造を有し、右方向に捩られた複数枚の右捩り羽根１３ａと左方向に捩られた複数枚の左捩り羽根１３ｂとを軸方向（車両前後方向）に交互に配置しながら接合することにより、構成されている。第２冷却水流路１２内を流れる冷却水３は、これら羽根１３ａ，１３ｂによって回転され、冷却水３を撹拌するようになっている。第２冷却水流路１２内を流れる冷却水３が撹拌されると、第３の筒部６の外側を流れる車両走行風１１を含む外気１０との熱交換効率が向上し、冷却水３に回収された排気ガス２の熱が車両走行風１１などによって外気１０へ放熱される放熱部Ｙになっている。

本実施形態の排気熱回収器１における内筒部４と第３の筒部６とは、図１〜図３に示すように、冷却水３が流動する冷却水循環流路（冷却媒体流路）１４の上流部１４ａと下流部１４ｂでそれぞれ連結されている。すなわち、冷却水循環流路１４の上流部１４ａ及び下流部１４ｂは、内筒部４の第１冷却水流路７及び第３の筒部６の第２冷却水流路１２と連通している。なお、冷却水循環流路１４の上流端は、図示しない冷却水ポンプに接続され、冷却水循環流路１４の下流端は、図示しないエンジン及びラジエータに接続されており、冷却水ポンプにより冷却水３がエンジン及びラジエータに循環するように構成されている。

冷却水循環流路１４の上流部１４ａには、図１〜図３に示すように、内筒部４の第１冷却水流路７及び第３の筒部６の第２冷却水流路１２に流れる冷却水３の流量を制御する制御バルブ１５が設けられている。この制御バルブ１５は、ストッパー付きの三方弁とすることができ、当該ストッパーを調整することにより、冷却水３の全流量が放熱部Ｙである第３の筒部６の第２冷却水流路１２に送られることはなく、小流量でも冷却水３が排気熱回収部Ｘである内筒部４の第１冷却水流路７へ送られて常に流れることを保証するように構成されている。すなわち、制御バルブ１５は、図４に示すように、通常、「Ａ⇒Ｂ」もしくは「Ａ⇒Ｃ」というように流路を切り替えるために用いられるが、切り替えの途中では、「Ａ⇒ＢかつＣ」という流路に流すことが可能であり、本実施形態では、この現象を利用している。
そのため、制御バルブ１５には、ボール１５ａのＢ側への回転を制限するストッパー（図示せず）が設けられ、図４（ａ）に示すように、ボール１５ａをＢ側に回したときでも、このストッパーにより「Ａ⇒Ｂ」のみの流れにならず、「Ａ⇒Ｂ（最大流量）かつＣ（小流量）」という流れを確保している。一方、図４（ｂ）に示すように、ボール１５ａをＣ側に回す方向にはストッパーが設けられておらず、排気熱回収部Ｘである内筒部４の第１冷却水流路７に冷却水３の全流量を流すことが可能に構成されている。これにより、内筒部４の内部の第１冷却水流路７における冷却水３の過熱や、突沸の原因となる冷却水３の滞留を防止し、冷却水３の循環障害に起因するエンジンの異常発生や、圧力変動による冷却水系への損傷を防いでいる。

本実施形態の内筒部４の外周部及び第３の筒部６の外周部には、図１〜図３に示すように、多数のフィン１６，１７が設けられている。内筒部４のフィン１６は、内部の第１冷却水流路７を流れる冷却水３が排気ガス２の熱を効率的に回収するために設けられ、第３の筒部６のフィン１７は、内部の第２冷却水流路１２を流れる冷却水３から外気１０へ効率的に放熱するために設けられている。
また、本実施形態の排気熱回収器１においては、内筒部４のフィン１６の総表面積が第３の筒部６のフィン１７の総表面積よりも小さく設定され、言い換えれば、放熱部である第３の筒部６のフィン１７の総表面積が排気熱回収部Ｘである内筒部４のフィン１６の総表面積よりも大きく設定されており、エンジンの定常運転時や高負荷運転時でランキンサイクルシステムからの熱要請が無い場合（冷却水３の半分以上が放熱部Ｙである第３の筒部６の内部の第２冷却水流路１２に送られる時）に、内筒部４の内部の第１冷却水流路７を流れる冷却水３による排気ガス２の熱の回収熱量と、第３の筒部６の内部の第２冷却水流路１２を流れる冷却水３からの外気１０への放熱熱量とが略同等になるように構成されている。これにより、内筒部４の第１冷却水流路７と第３の筒部６の第２冷却水流路１２の各冷却水３が合流した後の冷却水３の温度が、内筒部４の第１冷却水流路７と第３の筒部の第２冷却水流路１２とに振り分ける前（分岐前）の冷却水３の温度と略同等にすることが可能となり、冷却水循環流路１４の下流側に位置するラジエータ（図示せず）への負荷が発生しない。
また、ランキンサイクルシステムからの熱要請がある場合は、その要請される熱量に応じて冷却水３を内筒部４の第１冷却水流路７と第３の筒部６の内部の第２冷却水流路１２とに振り分けることができ、排気熱回収熱量の制御が容易に行えるようにしている。

例えば、冷却水３の温度が約１００℃の場合、内筒部４の第１冷却水流路７の周囲における排気ガス２の温度が約３００℃であるため、冷却水３との温度差は約２００℃となる。一方、第３の筒部６の内部の第２冷却水流路１２の周囲における外気１０の温度は約３０℃であるため、冷却水３との温度差は約７０℃となる。仮に、内筒部４のフィン１６の総表面積と第３の筒部６のフィン１７の総表面積を同じに設定した場合には、第３の筒部６における第２冷却水流路１２の放熱量は内筒部４における第１冷却水流路７の回収熱量の約半分となる。面積が広いほど伝わる熱量は大きいことから、内筒部４における第１冷却水流路７の回収熱量と第３の筒部６における第２冷却水流路１２の放熱量を略同等とするためには、第３の筒部６のフィン１７の総表面積を内筒部４のフィン１６の総表面積よりも大きく設定する必要がある。

次に、本発明の実施形態に係る排気熱回収器１の動作及び作用について説明する。
まず、エンジン始動時において、エンジンの暖機運転や車室内の暖房の要求がある場合は、図２に示すように、冷却水循環流路１４の上流部１４ａに設けた制御バルブ１５を制御することにより、冷却水循環流路１４の上流部１４ａから排気熱回収部Ｘである内筒部４の第１冷却水流路７に冷却水３の全量が送られ、放熱部Ｙである第３の筒部６の第２冷却水流路１２には冷却水３が送られない。第１冷却水流路７に送られた冷却水３は、第１冷却水流路７を流れながら、内筒部４の外側の排気ガス流路９を流れる排気ガス２と熱交換を行って、排気ガス２の熱を回収する。熱回収を行った後、冷却水３は、内筒部４の第１冷却水流路７から流出し、そのままの状態で、冷却水循環流路１４の下流部１４ｂを経て図外のラジエータに送られることになる。

また、エンジン定常運転時や高負荷運転時において、エンジンの暖機運転や車室内の暖房の要求が無い場合は、図３に示すように、冷却水循環流路１４の上流部１４ａに設けた制御バルブ１５を制御することにより、冷却水循環流路１４の上流部１４ａから放熱部Ｙである第３の筒部６の第２冷却水流路１２に半分以上の大流量の冷却水３が送られるとともに、排気熱回収部Ｘである内筒部４の第１冷却水流路７には小流量の冷却水３が送られる。第１冷却水流路７に送られた小流量の冷却水３は、第１冷却水流路７を流れながら、内筒部４の外側の排気ガス流路９を流れる排気ガス２と熱交換を行って、排気ガス２の熱を回収するため、内筒部４の内部における第１冷却水流路７が、内筒部４の外側の排気ガス流路９を流れる排気ガス２の熱で過熱されることが防止されることになる。
熱回収を行った小流量の冷却水３は、内筒部４の第１冷却水流路７から流出する一方、第２冷却水流路１２に送られた大流量の冷却水３は、第３の筒部６の第２冷却水流路１２を流れながら、第３の筒部６の外側を流れる車両走行風１１などにより外気１０へ放熱されるとともに、第２冷却水流路１２から流出する。そして、第２冷却水流路１２から流出した冷却水３は、第１冷却水流路７から流出した冷却水３と合流し、冷却水循環流路１４の下流部１４ｂを経て図外のラジエータに送られることになる。この際、放熱部Ｙである第３の筒部６は、車速に比例して増加する車両走行風１１に晒されているため、第２冷却水流路１２を流れる冷却水３は車速に比例して冷却されることになる。しかも、第３の筒部６の外周部に設けられたフィン１７の総表面積が内筒部４の外周部に設けられたフィン１６の総表面積よりも大きくなるように設定されているため、内筒部４の第１冷却水流路７を流れる冷却水３による排気ガス２の熱の回収熱量と、第３の筒部６の第２冷却水流路１２を流れる冷却水３からの外気１０への放熱熱量とを略同等にすることが可能である。これにより、内筒部４の第１冷却水流路７から流出した冷却水３と、第３の筒部６の第２冷却水流路１２から流出した冷却水３とが合流した後の温度は、第１冷却水流路７と第２冷却水流路１２とに振り分ける前（分岐前）の冷却水３の温度と略同等にすることが可能となり、冷却水循環流路１４の下流側に位置するラジエータ（図示せず）への負荷が増大せず、排気熱回収熱量の制御が容易となる。

このように本発明の実施形態に係る排気熱回収器１においては、内筒部４の外周部と外筒部５の内周部との間に形成された空間である排気ガス流路９によって内筒部４の内部の第１冷却水流路７が覆われ、外気１０に直接晒されていないので、冷却水３に回収された排気ガス２の熱が車両走行風１１により外気１０へ放熱されてしまうことを大幅に抑制することが可能となり、冷却水３から外気１０への放熱量を低減でき、排気ガス２の熱回収効率を向上させることができる。また、本実施形態の排気熱回収器１においては、排気ガス流路９の内部に排気バルブを配置する必要がないので、排気バルブで発生していた圧力損失を削減し、圧力損失を低く抑えることができる。さらに、排気バルブの廃止により排気ガス流路９を直線形状に形成して、排気ガス流路９中の排気ガス２を円滑に流すことが可能となり、渦の発生による圧力損失を小さくすることができるとともに、排気ガス流路９の断面積の大きさ、フィン１６，１７の配置数、フィン１６，１７の密集度などの選択及び設定の自由度を高めることができる。さらに、本実施形態の排気熱回収器１においては、排気熱回収部Ｘである内筒部４の第１冷却水流路７及び放熱部Ｙである第３の筒部６の第２冷却水流路１２を流れる冷却水３の流量の割合が制御バルブ１５によって振り分け可能に構成されているので、冷却水３に回収された排気ガス２の熱量を容易かつ確実に制御することができ、冷却水３に回収された排気ガス２の熱をランキンサイクルシステムの加熱器の熱源として支障なく利用することができる。

以上、本発明の実施の形態につき述べたが、本発明は既述の実施の形態に限定されるものではなく、本発明の技術的思想に基づいて各種の変形及び変更が可能である。
例えば、既述の実施形態の制御バルブ１５は、図４に示すようなストッパー付きの三方弁の形式に限らず、同様の機能を発揮できるものであれば、他の形式の三方弁であっても良い。

１ 排気熱回収器
２ 排気ガス
３ 冷却水（冷却媒体）
４ 内筒部
５ 外筒部
６ 第３の筒部
７ 第１冷却水流路（内筒部の内部）
８，１３ スタティックミキサー（撹拌装置）
９ 排気ガス流路（空間）
１０ 外気
１１ 車両走行風
１２ 第２冷却水流路（第３の筒部の内部）
１４ 冷却水循環流路（冷却媒体流路）
１４ａ 上流部
１４ｂ 下流部
１５ 制御バルブ
１６，１７ フィン
Ｘ 排気熱回収部
Ｙ 放熱部

Claims (7)

1. 内部に冷却媒体が流動する内筒部と、該内筒部の外周部に間隔を空けて配置され、かつ該内筒部をその中に含むように配置される外筒部と、該外筒部の外周部に間隔を空けて配置され、かつ該外筒部の外に配置され、内部に前記冷却媒体が流動し、前記冷却媒体に回収された熱を外気へ放熱する第３の筒部とを備えた排気熱回収器において、
   前記内筒部の外周部と前記外筒部の内周部との間には、排気ガスが流動する空間が形成され、
   前記内筒部と前記第３の筒部とは、前記冷却媒体が流動する冷却媒体流路の上流部と下流部でそれぞれ連結され、
   前記冷却媒体流路の上流部には、前記内筒部の内部及び前記第３の筒部の内部に流れる前記冷却媒体の流量を制御する制御バルブが設けられていることを特徴とする排気熱回収器。
2. 前記内筒部の内部には、前記制御バルブの流量制御によって前記冷却媒体が常に流動するように構成されていることを特徴とする請求項１に記載の排気熱回収器。
3. 前記制御バルブは、ストッパー付きの三方弁であることを特徴とする請求項１または２に記載の排気熱回収器。
4. 前記内筒部の外周部及び前記第３の筒部の外周部には、フィンが設けられていることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の排気熱回収器。
5. 前記内筒部のフィンの総表面積は、前記第３の筒部のフィンの総表面積よりも小さく設定されていることを特徴とする請求項４に記載の排気熱回収器。
6. 前記内筒部及び前記第３の筒部のうち、少なくともどちらか一方の内部には、前記冷却媒体を撹拌する撹拌装置が設けられていることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の排気熱回収器。
7. 前記撹拌装置は、スタティックミキサーであることを特徴とする請求項６に記載の排気熱回収器。

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