JP6344020B2

JP6344020B2 - 車両

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Publication number: JP6344020B2
Application number: JP2014078159A
Authority: JP
Inventors: 永井　宏幸; 宏幸永井
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2014-04-04
Filing date: 2014-04-04
Publication date: 2018-06-20
Anticipated expiration: 2034-04-04
Also published as: JP2015200194A

Description

本発明は、車体前部に設けた内燃機関収納部への、走行風の導入量を調節可能なシャッターを備える車両に関する。

内燃機関を搭載する一般的な車両は、車体前部に設けたエンジンルームの前端部に、冷却水と外気との熱交換を行なうラジエータを配置し、走行風がラジエータを通過するよう外気導入用のグリルを設けている。ところで、グリルからエンジンルームへ導入される外気量が多くなるほど、冷却性能は向上するものの、空気抵抗の増大によって燃費性能は悪化する。そこで、グリルを開閉するグリルシャッターを設け、冷却水温に応じてグリルシャッターを開閉することで、冷却性能と燃費性能とを両立する車両が特許文献１に開示されている。

特開２０１０−１１１２７７号公報

しかしながら、上記文献では、内燃機関の廃熱を回生して電力又は動力を発生させる廃熱回生装置を備える車両におけるグリルシャッターの開閉制御については記載されていない。

廃熱回生装置で発生した出力を内燃機関の補助に利用することで、燃費性能を向上させることができる。しかし、廃熱回生装置は外気放熱量によって性能（回生効率）が左右されるので、廃熱回生装置を備える車両の場合、上記文献のように内燃機関やハイブリッド用強電装置の冷却系統の冷却水温に応じてグリルシャッターを開閉する制御を適用すると、廃熱回生装置の性能を十分に発揮できなくなる。

そこで本発明では、廃熱回生装置の発生出力を有効に利用して燃費性能を向上させるようにグリルシャッターを開閉する車両を提供することを目的とする。

本発明のある態様によれば、内燃機関と、内燃機関の廃熱を動力又は電力として回生する廃熱回生装置とを備える車両が提供される。車両は、車体前部に設けたエンジンルームの前方側に配置され、廃熱回生装置に含まれる前面熱交換器と、車体の前端に設けられ、前記前面熱交換器を通過させる外気を導入する外気導入口と、外気導入口を開閉することで外気導入口からの外気導入量を調整し得る調整手段とを備える。そして、調整手段は、外気温が所定値より高い場合は、外気温が所定値以下の場合に比べて外気導入量が少なくなるように調整する。

グリルシャッターを閉じることによる燃費向上効果は、外気温によらず一定であるのに対し、廃熱回生装置を運転することによる燃費向上効果は、一般的に外気温が低いほど高くなる。上記態様によれば、外気温が所定値より高い場合は、外気温が所定値以下の場合に比べて外気導入量を少なくするよう調整手段が調整するので、低外気温時には、グリルシャッターを閉じることによる燃費向上効果より大きい、廃熱回生装置を運転することによる燃費向上効果が得られる。

図１は、車両のエンジンルーム内の概略構成図である（グリルシャッター開状態）。図２は、車両のエンジンルーム内の概略構成図である（グリルシャッター閉状態）。図３は、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４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５は、ランキンサイクル運転域の特性図である。図６は、ランキンサイクル運転域の特性図である。図７は、エジェクタの概略断面図である。図８は、ランキンサイクル単独運転を示す概略図である。図９は、トルクアシスト付きエジェクタエアコンの運転を示す概略図である。図１０は、トルクアシストなしエジェクタエアコンの運転を示す概略図である。図１１は、コンプレッサエアコンの運転を示す概略図である。図１２は、第１実施形態にかかるグリルシャッターの開閉動作の一例を示す図である。図１３は、第１実施形態にかかるグリルシャッターの開閉状態マップである。図１４は、比較のためのグリルシャッターの開閉状態マップである。図１５は、第２実施形態にかかるグリルシャッターの開閉動作の一例を示す図である。図１６は、第３実施形態にかかるグリルシャッターの動作を示す第１の図である。図１７は、第３実施形態にかかるグリルシャッターの動作を示す第２の図である。図１８は、第３実施形態にかかるグリルシャッターの動作を示す第３の図である。

以下、添付図面を参照しながら本発明の実施形態について説明する。

（第１実施形態）
図１、図２は、本実施形態に係る車両１のエンジンルーム内の概略構成図である。この概略構成図は車両進行方向と直交する方向から見たものである。

エンジンルームの最前部には、後述する廃熱回生装置としてのランキンサイクル３１の構成部品である凝縮器（前面熱交換器）３８が配置され、その直後には内燃機関１用のラジエータ１１が配置される。

そして、車体の前端には、走行中の外気（走行風ともいう）を凝縮器３８へ導入するためのグリル１０１が開口している。また、グリル１０１には、グリル１０１を開閉するグリルシャッター１００が備えられている。

グリルシャッター１００は、水平方向に延びる回転軸を中心として回転可能な複数の板状部材と、板状部材を回転駆動するための図示しない電動モータ等のアクチュエータと、を含んで構成されている。複数の板状部材は所定間隔を持って配置され、開状態では図１に示すように各板状部材間に隙間が生じる回転角度となり、一方、閉状態では図２に示すように各板状部材間に隙間が生じない回転角度となる。

なお、上述したグリルシャッター１００の構造はあくまでも一例であり、グリル１０１を開閉できるものであれば他の構造であってもよい。

凝縮器３８は、ラジエータ１１と同様に、放熱フィンを備えるチューブからなるコアを備え、コアの隙間を通過する空気と熱交換することで内部を流れる冷媒を冷却するものである。

図１のようにグリルシャッター１００が開いた状態では、グリル１０１から導入された走行風が凝縮器３８及びラジエータ１１を通過する。エンジンルーム内の空気は、内燃機関１やその他の補機等から発生する熱により温められているので、走行風が導入された方が凝縮器３８から外気への放熱量が増大し、廃熱回生効率が向上する。上記のように、外気を導入することでランキンサイクル３１による廃熱回生効率が高まり、廃熱回生による燃費性能の向上が見込まれる。ただし、走行風をエンジンルーム内に導入することは、空気抵抗の増大による空力性能の低下を招くので、燃費性能を低下させる要因にもなり得る。

一方、図２のようにグリルシャッター１００が閉じた状態では、走行風はエンジンルーム内に導入されずに、車体周りを流れることになる。このため、ランキンサイクル３１による廃熱回生効率を上昇させる効果は得られないが、空力性能の向上による燃費性能の向上が見込まれる。なお、グリルシャッター１００を閉じてエンジンルームへの外気の導入を制限すると、冷機始動時の暖機時間の短縮や、エンジン及び変速機の過冷却の防止といった効果も得られ、これらの効果も燃費性能の向上に貢献する。

また、上記のように廃熱回生効率は外気への放熱量に依存するので、外気温が高くなるほど、廃熱回生による燃費性能の向上代は小さくなる。

したがって、グリルシャッター１００の開度は、廃熱回生による燃費性能の向上代と空力性能の向上による燃費性能の向上代とを考慮して決定する必要がある。グリルシャッター１００の開度制御の詳細については、後述する。

次に、本実施形態で廃熱回生装置として用いるランキンサイクル３１について説明する。

図３は本発明の前提となるランキンサイクルのシステム全体を表した概略構成図を示している。図３のランキンサイクル３１は、冷凍サイクル５１と冷媒および凝縮器３８を共有する構成になっており、ランキンサイクル３１と冷凍サイクル５１を統合したサイクルのことを、これ以降統合サイクル３０と表現する。尚、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の冷媒が循環する回路（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、冷却水や排気の回路（通路）等を含めたシステム全体を指すものとする。

ランキンサイクル３１を運転するのは、車速が後述するランキンサイクル運転域に移行したときである。内燃機関２は排気通路３を備え、排気通路３は、排気マニホールド４と、排気マニホールド４の集合部に接続される排気管５とから構成される。排気管５は途中でバイパス排気管６と分岐しており、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、排気と冷却水との間で熱交換を行なうための廃熱回収器２２を備える。廃熱回収器２２とバイパス排気管６は、例えば、これらを一体化した廃熱回収ユニット２３として、床下触媒８８とその下流のサブマフラー８９との間に配置される。

図３に基づき、まず、エンジン冷却水回路について説明する。内燃機関２を出た冷却水（暖機状態で８０〜９０℃程度）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とに別れて流れる。その後、２つの流れは、両通路１３、１４を流れる冷却水流量の配分を決めるサーモスタットバルブ１５で再び合流し、さらに冷却水ポンプ１６を経て内燃機関２に戻る。

冷却水ポンプ１６は内燃機関２によって駆動され、その回転速度はエンジン回転速度と同調している。サーモスタットバルブ１５は、冷却水温度が高い場合に冷却水通路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し、冷却水温度が低い場合に冷却水通路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。内燃機関２の暖機前など特に冷却水温度が低い場合には、冷却水の全量がバイパス冷却水通路１４側を流れる。

一方、バイパス冷却水通路１４側のバルブ開度は全閉になることはない。ラジエータ１１を流れる冷却水流量が多くなったときに、バイパス冷却水通路１４を流れる冷却水の流量は、冷却水の全量がバイパス冷却水通路１４側を流れる場合と比べて低下するが、流れが完全に停止することがないようにサーモスタットバルブ１５が構成されている。

ラジエータ１１をバイパスするバイパス冷却水通路１４は、冷却水通路１３から分岐して後述の熱交換器３６に直接接続する第１バイパス冷却水通路２４と、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に接続する第２バイパス冷却水通路２５とからなる。

バイパス冷却水通路１４には、ランキンサイクル３１の冷媒と熱交換を行なう熱交換器３６を備える。この熱交換器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２つの冷却水通路３６ａ、３６ｂがほぼ一列に、また、冷媒と冷却水が熱交換可能なようにランキンサイクル３１の冷媒が流れる冷媒通路３６ｃは冷却水通路３６ａ、３６ｂと隣接して設けられている。さらに熱交換器３６の全体を俯瞰したときにランキンサイクル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各通路３６ａ、３６ｂ、３６ｃが構成されている。

詳細には、ランキンサイクル３１の冷媒にとって上流（図３の左）側に位置する一方の冷却水通路３６ａは、第１バイパス冷却水通路２４に介装されている。この冷却水通路３６ａ及びこの冷却水通路３６ａに隣接する冷媒通路部分からなる熱交換器左側部分は、内燃機関２から出た冷却水を冷却水通路３６ａに直接導入することで、冷媒通路３６ｃを流れるランキンサイクル３１の冷媒を加熱するための加熱器である。

ランキンサイクル３１の冷媒にとって下流（図３の右）側に位置する他方の冷却水通路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）は、内燃機関２の出口の冷却水を排気によってさらに加熱した冷却水を冷却水通路３６ｂに導入することで、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に隣接して設けている。廃熱回収器２２の冷却水通路２２ａに内燃機関２の出口の冷却水を導入することで、冷却水を高温の排気によって例えば１１０〜１１５℃程度まで加熱することができる。廃熱回収器２２の全体を俯瞰したときに、排気と冷却水とが互いに流れる向きが逆向きとなるように冷却水通路２２ａが構成されている。

廃熱回収器２２を設けた第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。内燃機関２の内部にある冷却水の温度を指すエンジン水温が、例えば内燃機関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、内燃機関２の出口の冷却水温度センサ７４の検出温度が所定値以上になると、制御弁２６の開度は減少する。これにより、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するので、エンジン水温が許容温度を超えてしまうことを防ぐことができる。

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での効率が落ちるだけでなく、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おそれがある。これを避けるため、廃熱回収器２２をバイパスするバイパス排気管６と、廃熱回収器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をバイパス排気管６の分岐部に設けている。すなわち、サーモスタットバルブ７は、そのバルブ開度が廃熱回収器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いて、車幅方向略中央の床下において排気管途中に配設されている。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でも良いし、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であっても良い。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のが難しい。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に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℃）になるまで熱交換を行って、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に合流されている。

バイパス冷却水通路１４からサーモスタットバルブ１５に向かう冷却水の温度が、例えば熱交換器３６における熱交換によって十分低下していれば、サーモスタットバルブ１５の冷却水通路１３側のバルブ開度が小さくなり、ラジエータ１１を通過する冷却水量は減少する。逆にバイパス冷却水通路１４からサーモスタットバルブ１５に向かう冷却水の温度が、ランキンサイクル３１が運転されていないこと等によって高くなると、サーモスタットバルブ１５の冷却水通路１３側のバルブ開度が大きくなり、ラジエータ１１を通過する冷却水量は増大する。このようなサーモスタットバルブ１５の動作に基づいて、内燃機関２の冷却水温度が適当に保たれ、熱がランキンサイクル３１へ適当に供給（回収）されるように構成されている。

次に、ランキンサイクル３１について述べる。ここでは、ランキンサイクル３１は、単純なランキンサイクルでなく、冷凍サイクル５１と統合した統合サイクル３０の一部として構成されている。以下では、基本となるランキンサイクル３１を先に説明し、その後に冷凍サイクル５１に言及する。

ランキンサイクル３１は、内燃機関２の冷却水を介して内燃機関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、各構成要素は冷媒（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、膨張機３７の発生する出力（動力）によって冷媒ポンプ３２を駆動すると共に、発生動力を内燃機関２の出力軸（クランク軸）に供給する構成である（図４参照）。すなわち、冷媒ポンプ３２軸及び膨張機３７の出力軸は、内燃機関２の出力軸と平行に配置され、冷媒ポンプ３２軸の先端に設けたポンププーリ３３と、クランクプーリ２ａとの間にベルト３４を掛け回している（図３参照）。なお、本実施形態の冷媒ポンプ３２としてはギヤ式のポンプを、膨張機３７としてはスクロール式の膨張機を採用している。

また、ポンププーリ３３と冷媒ポンプ３２との間に電磁式のクラッチ（このクラッチを以下「膨張機クラッチ」という。）３５を設けて、冷媒ポンプ３２及び膨張機３７と内燃機関２とを断接可能にしている（図４参照）。このため、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のフリクションを上回る場合（予測膨張機トルクが正の場合）に膨張機クラッチ３５を接続することで、膨張機３７の発生する出力によってエンジン出力軸の回転をアシストすることができる。

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、燃費性能を向上できる。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を出た冷媒は冷媒通路４１を介して熱交換器３６に供給される。熱交換器３６は、内燃機関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３６を出た冷媒は冷媒通路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内燃機関２に伝達され、内燃機関２の回転をアシストする。

膨張機３７を出た冷媒は冷媒通路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。このため、凝縮器３８は、ラジエータファン１２によって冷却されるように、ラジエータ１１と並列に配置されている。

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に戻される。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、内燃機関２によって駆動される。すなわち、コンプレッサ５２の駆動軸にはコンプレッサプーリが固定され、このコンプレッサプーリとクランクプーリ２ａとにベルト３４が掛け回されている。内燃機関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とコンプレッサ５２との間に電磁式のクラッチ（このクラッチを以下「コンプレッサクラッチ」という。）５４を設けて、コンプレッサ５２とコンプレッサプーリとを断接可能にしている。

コンプレッサ５２を出た冷媒は、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。凝縮器３８を出た液状の冷媒は、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、図示しないヒータコアと同様にエアコン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を出た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を出た空調空気を冷却する。

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に戻される。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。

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、回路途中に各種の弁が適宜設けられている。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、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を備える。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逆止弁６３を備えている。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にも、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逆止弁６４を備えている。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を設け、この膨張機バイパス通路６５にバイパス弁６６を設けている。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を設けている。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にエアコン回路弁６９を設けている。

上記の弁６２、６６、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、弁６２、６６、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を予測し、この予測膨張機トルクが正の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ないし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ことで、排気温度から膨張機トルクを予測する場合とくらべ、高い精度で膨張機トルクを予測することができ、膨張機トルクの発生状況に応じて膨張機クラッチ３５の締結・解放を適切に行うことができる（詳細は特開２０１０−１９０１８５号公報参照）。

弁６２、６６、６９及び２つの逆止弁６３、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。

なお、エンジンコントローラ７１は、中央演算装置（ＣＰＵ）、読み出し専用メモリ（ＲＯＭ）、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）及び入出力インタフェース（Ｉ／Ｏインタフェース）を備えたマイクロコンピュータで構成される。エンジンコントローラ７１を複数のマイクロコンピュータで構成することも可能である。

図３において、膨張機上流弁６２は、熱交換器３６を出た冷媒の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を出た冷媒が高圧になるまで保持することができるようにするものである。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（回生が実際に行なえるようになる）までの時間を短縮させることができる。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の作動が行えるように開弁し、ランキンサイクル３１の起動時間を短縮するためのものである。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の出口あるいは冷媒ポンプ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が整ったことになる。

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ためのものである。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の前後区間に亘って回路を閉塞することで、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している。

膨張機３７下流の逆止弁６４は、ランキンサイクル３１への冷媒の偏りを防止するためのものである。車両１の運転開始直後、内燃機関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側に偏る確率はそれほど高くないものの、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って冷房能力が最も要求されることから、冷媒の僅かな偏在も解消して冷凍サイクル５１の冷媒を確保したいという要求がある。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を設けたものである。

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く、エアコン回路弁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の運転が停止したとき、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、エアコン回路弁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するのである。

ところで、冷凍サイクル５１は、コンプレッサ５２をバイパスする冷媒通路９１も備える。すなわち、エバポレータ５５の出口とコンプレッサ５２を連絡する冷媒通路５８から分岐して冷凍サイクル合流点４６に合流する冷媒通路９１を備える。この冷媒通路９１にはエジェクタ９２が介装されている。冷媒通路９１の分岐点とエジェクタ９２との間の冷媒通路９１には、エジェクタ９２から冷媒通路９１の分岐点への冷媒の流れを阻止する逆止弁９９が介装されている。

上記のエジェクタ９２は、ポンプなどの機械的運動によらずに流体から真空に近い状態を作ることができる装置である。エジェクタ９２は、図７に示したように、周囲を囲われた室９３、この室９３に開口する吸込ポート９４、室９３に臨むノズル９５及びディフューザ９６からなる。室９３内においてノズル９５とディフューザ９６は適当な距離をおいて向き合っている。

このように構成されるエジェクタ９２に対して冷媒通路を次のように接続する。すなわち、図３において、熱交換器３６の出口に近い冷媒通路４２から冷媒通路９７を分岐し、この分岐冷媒通路９７をノズル入口９５ａに接続する。

分岐冷媒通路９７の分岐部には、膨張機３７に流れる冷媒流量とエジェクタ９２に流れる冷媒流量の分配比を調整可能な電磁式の流量制御弁９８を設ける。ここで、流量制御弁９８の制御量として、「エジェクタ側開度」、「膨張機側開度」を導入する。

例えば、エジェクタ側開度をゼロとしたとき、熱交換器３６の出口から出る冷媒の全ては分岐冷媒通路９７を流れず、エジェクタ側開度を最大としたとき、熱交換器３６の出口から出る冷媒の全てが分岐冷媒通路９７を流れる。一方、膨張機側開度をゼロとしたとき、熱交換器出口の冷媒の全ては冷媒通路４２を流れず、膨張機側開度を最大としたとき、熱交換器３６の出口から出る冷媒の全てが冷媒通路４２を流れる。つまり、エジェクタ側開度をゼロとしたとき膨張機側開度は最大となり、エジェクタ側開度をゼロから徐々に大きくしていくと、膨張機側開度は最大から徐々に小さくなっていく。そして、エジェクタ側開度を最大にしたとき、膨張機側開度はゼロとなる。

このように、本実施形態の流量制御弁９８における両開度の関係は、いずれか一方の開度を定めれば、残りの開度はそれによって一義的に定まる関係である。したがって、エジェクタ側開度、膨張機側開度のいずれかによって流量制御弁９８を制御すればよい。ここでは、エジェクタ側開度を制御することとする。このように、エジェクタ９２が膨張機３７と並列となるように冷媒回路を構成したので、エジェクタ側と膨張機側とに冷媒を任意に振り向けることができ、冷媒ポンプ３２の駆動とコンプレッサ５２の駆動とを所望通りに行なえる。

吸込ポート９４にエバポレータ５５側の冷媒通路９１を、エジェクタ出口９６ａに冷媒通路４３との合流部４６側の冷媒通路９１を、それぞれ接続する。

次に、ランキンサイクル３１の基本的な運転方法を図５及び図６を参照して説明する。

図５及び図６はランキンサイクル３１の運転領域図である。図５には横軸を外気温、縦軸をエンジン水温（冷却水温度）としたときのランキンサイクル３１の運転域を、図６には横軸をエンジン回転速度、縦軸をエンジントルク（エンジン負荷）としたときのランキンサイクル３１の運転域を示している。ただし、図５及び図６はグリルシャッター１００が開状態で固定されていることを前提とした運転領域図である。

図５及び図６のいずれにおいても所定の条件を満たしたときにランキンサイクル３１を運転するもので、これら両方の条件が満たされた場合にランキンサイクル３１を運転する。図５においては、内燃機関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の運転を停止している。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６においては、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の運転を停止している。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６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。

次に、エジェクタ９２の作動を説明する。

一般的に、内燃機関の廃熱が十分得られるときには、外部からエネルギを与えてポンプを駆動して冷媒を熱交換器に供給し、廃熱による過熱でエジェクタを駆動して冷凍サイクルを運転する。一方、廃熱が不十分であるときには、ポンプを停止しコンプレッサを内燃機関で駆動して冷凍サイクルを運転する。しかしながら、このような一般的な装置では、エジェクタ駆動用の高圧冷媒を得るため外部からエネルギを与えてポンプを駆動する必要があり、ポンプの駆動が燃費を悪化させる。

そこで本実施形態では、エジェクタ駆動用の高圧冷媒を得るためポンプを外部からエネルギを与えて駆動しなくても済むように構成する。以下、この構成について説明する。

ノズル９５から室９３に向けて高圧のガス冷媒を駆動ガスとして噴射させると、ガス冷媒は、低圧超音速流となってディフューザ９６の入口に進む。このガス冷媒の流れによって負の静圧が室９３に生じ、室９３内は真空に近い状態となる。この静圧とガス冷媒の粘性とによって、ディフューザ９６の入口に飛び込むガス冷媒流れにエバポレータ５５を出たガス冷媒が吸込ガスとして引き込まれる。ノズル９５に供給されたガス冷媒と吸込ポート９４から吸い込まれたガス冷媒とはディフューザ９６の前半部で混合し、後半部では速度を減じて昇圧しつつディフューザ出口９６ａに向かい排出される。

複合サイクル３０がエジェクタ９２を備える場合、ランキンサイクル３１の運転中であれば、ランキンサイクル３１の冷媒通路を流れる冷媒の一部を駆動ガスとしてエジェクタ９２に導くことでエジェクタ９２を駆動して冷凍サイクル５１を運転することができる。こうした構成であれば、エジェクタ駆動用の高圧冷媒を得るためポンプを外部からエネルギを与えて駆動することは必要でない。ここで、「冷凍サイクル５１を運転する」とは、冷凍サイクル５１の冷媒通路に冷媒を循環させる（その結果エアコンの冷房が効く）ことをいう。

上記のようにエジェクタ９２を備えることで、本実施形態では、〈１〉ランキンサイクル単独運転、〈２〉トルクアシスト付きエジェクタエアコンの運転、〈３〉トルクアシストなしエジェクタエアコンの運転、〈４〉コンプレッサエアコンの運転という４つの運転を使い分け得ることとなった。ここで、「エジェクタエアコンの運転」とは、コンプレッサ５２を使わずにエジェクタ９２を駆動して冷凍サイクル５１を運転することをいう。また、「コンプレッサエアコンの運転」とは、エジェクタ９２を使わずにコンプレッサ５２を駆動して冷凍サイクル５１を運転することをいう。以下、上記の各運転について説明する。

〈１〉ランキンサイクル単独運転

エアコン要求（冷房要求）がないときにランキンサイクル単独運転を行う。図８に示したように、流量制御弁９８のエジェクタ側開度をゼロにして（破線参照）、エジェクタ９２にはガス冷媒を供給せず、エジェクタ９２の駆動を停止する。

熱交換器３６により内燃機関２の廃熱で冷媒を蒸発させて過熱し、熱交換器３６の出口から出るガス冷媒の全てを、冷媒通路４２を介して膨張機３７に供給し（太実線参照）、ガス冷媒の圧力エネルギで膨張機３７を回転駆動する。その膨張機３７の発生するトルク（出力）で冷媒ポンプ３２を駆動して冷媒を循環させ、ランキンサイクル３１を運転する。ここで、「ランキンサイクル３１を運転する」とは、ランキンサイクル３１の冷媒通路に冷媒を循環させる（その結果、廃熱からエネルギが回収される）ことをいう。膨張機３７の発生するトルクが冷媒ポンプ３２の駆動力を上回るときには膨張機クラッチ３５を接続し、ランキンサイクル３１を運転してエンジン出力軸の回転をアシストさせて燃費を向上させる。

〈２〉トルクアシスト付きエジェクタエアコンの運転

主にエアコン要求がある高速巡航中など、エアコン要求がありかつ膨張機３７による発生トルクが十分あるためにトルクアシストを行わせ得るときに、トルクアシスト付きエジェクタエアコンの運転を行う。図９に示したように、流量制御弁９８のエジェクタ側開度を制御して、熱交換器３６の出口から出るガス冷媒を膨張機３７とエジェクタ９２とに分割供給して膨張機３７を回転駆動すると共にエジェクタ９２を駆動する。

膨張機３７のトルク（出力）で冷媒ポンプ３２を駆動して冷媒を循環させ、ランキンサイクル３１を運転する。ランキンサイクル３１の冷媒通路を循環する冷媒の一部をエジェクタ９２に導いてエジェクタ９２を駆動し、冷凍サイクル５１の冷媒通路にも冷媒を循環させる。コンプレッサ５２を駆動することなく冷凍サイクル５１を運転し、車室内の空調を行うのである。コンプレッサ５２の駆動は内燃機関２の負荷となり、その分燃費が悪くなるのであるが、ランキンサイクル３１の運転中にエジェクタ９２を駆動して冷凍サイクル５１を運転するのであれば、コンプレッサ５２の駆動に伴う燃費の悪化を抑制できる。

冷媒ポンプ３２駆動をしても膨張機トルクが余るときには、膨張機クラッチ３５を接続し、冷媒ポンプ３２を駆動しても余った膨張機トルクでエンジン出力軸の回転をアシストさせて燃費を向上させる。

〈３〉トルクアシストなしエジェクタエアコンの運転

アイドルストップ中や低負荷時など、エアコン要求がありかつ膨張機３７による発生トルクが十分でなくトルクアシストを行わせ得ないときに、トルクアシストなしエジェクタエアコンの運転を行う。上記〈２〉のトルクアシスト付きエジェクタエアコンの運転との違いは、トルクアシストを行わない点だけである。すなわち、図１０に示したように、膨張機クラッチ３５を切断し、流量制御弁９８のエジェクタ側開度を制御して、トルクアシストせずに膨張機トルクを冷媒ポンプ３２を駆動するためにのみ用いることでランキンサイクル３１を運転する。このランキンサイクル３１の運転によって得られるガス冷媒でエジェクタ９２を駆動して冷凍サイクル５１を運転する。アイドルストップに移行してからしばらくの間や低車速時などにおいても、動力（コンプレッサ５２）は用いずにエンジン廃熱でのみ冷凍サイクル５１を作動させることが可能となる。

〈４〉コンプレッサエアコンの運転

アイドルストップ中や低負荷時などに上記〈３〉のトルクアシストなしエジェクタエアコンの運転を行えなくなった後に、コンプレッサエアコンの運転を行う。図１１に示したように、流量制御弁９８のエジェクタ側開度をゼロにして、膨張機３７及びエジェクタ９２への冷媒の供給を停止しランキンサイクル３１の運転及びエジェクタ９２の駆動を停止する。アイドルストップ中であれば、モータに電流を流してモータによりコンプレッサ５２を駆動し、低負荷時であればコンプレッサクラッチ５４を接続し、内燃機関２によりコンプレッサ５２を駆動することで冷凍サイクル５１を運転し、車室内の空調を行わせる。

次に、グリルシャッター１００の開閉動作について説明する。

図１２は、グリルシャッター１００の開閉動作の一例を示す図である。この開閉動作は、内燃機関２が暖機状態（冷却水温８０℃）で、車速が１００ｋｍ/ｈという運転状態におけるものである。縦軸の「燃費向上効果」は、ランキンサイクル３１を運転せず、かつグリルシャッターを開いた状態で、上記と同条件にて走行した場合の燃費に対する燃費向上代（％）である。

グリルシャッター１００を全開にした状態でランキンサイクル３１を運転した場合の燃費向上効果（以下、ランキンサイクル３１による燃費向上効果ともいう）は、実線で示したように外気温が高くなるほど小さくなり、外気温が３５℃でゼロになる。

一方、グリルシャッター１００を全閉にすることによる燃費向上効果（以下、グリルシャッター１００による燃費向上効果ともいう）は、破線で示したように外気温によらず一定である。なお、グリルシャッター１００を全閉にした状態でランキンサイクル３１を運転した場合には、一点鎖線で示したように燃費向上効果はほとんど得られない。すなわち、グリルシャッター１００による燃費向上効果は、空力性能の向上によるものである。

図１２に示したように、外気温が３０℃のとき、ランキンサイクル３１による燃費向上効果とグリルシャッター１００による燃費向上効果とが等しくなる。そこで本実施形態では、外気温が３０℃以下の場合はグリルシャッター１００を開いた状態でランキンサイクル３１を運転し、外気温が３０℃より高い場合はランキンサイクル３１を運転せずにグリルシャッター１００を閉じる。すなわち、外気温に応じて、ランキンサイクル３１による廃熱回生又はグリルシャッター１００を閉じることによる空力性能の向上のうち、燃費向上効果の大きい方を選択する。これにより、幅広い外気温範囲で、燃費性能を向上させることができる。

なお、上記説明で用いた３０℃、３５℃という数字は代表的なものとして用いたものであり、実際には個体差等により前後に多少の幅を有する。

図１３は、上記以外の運転条件も含めた、グリルシャッター１００の開閉状態マップである。エンジンコントローラ７１はこのマップに基づいてグリルシャッター１００の開閉制御を実行する。また、図１４は、廃熱回生装置（ランキンサイクル３１）を備えない場合のグリルシャッターの開閉状態マップである。

エンジン冷却水温が９０℃以上の場合は、図１３、図１４ともに全外気温領域でグリルシャッター１００が開になっている。これは、内燃機関２の冷却要求によるものである。すなわち、冷却水温の上昇を抑制するために、外気をラジエータ１１に導入するためである。なお、冷却要求の有無は、エンジンコントローラ７１が冷却水温センサの検出した冷却水温に基づいて判定するものであり、例えば冷却水温が９０℃になったら冷却要求有りと判定する。

内燃機関２の冷却要求のない冷却水温度６０℃以下の場合は、図１３、図１４ともに全外気温領域でグリルシャッター１００が閉になっている。これは、内燃機関２を暖機状態（冷却水温８０℃以上）にすることを優先するためである。

内燃機関２が暖機状態になった直後の冷却水温８０℃では、ランキンサイクル３１を備える場合は上述した開閉状態となる。これは、冷却水温が８０℃になっていればランキンサイクル３１を運転することで出力が得られ、グリルシャッター１００を閉じることで得られる燃費向上効果より大きな燃費向上効果が得られるからである。

なお、外気温が−２０℃の場合にもグリルシャッター１００を開にしても構わないが、図１３では、外気温が−２０℃のときグリルシャッター１００を閉にしている。これは、−２０℃のような極低温では、ランキンサイクル３１の低圧側圧力が下がり過ぎて回生効率が悪化し、出力できないからである。このように、廃熱回生ができない場合にはグリルシャッター１００を閉じることで、グリルシャッター１００による燃費向上効果が得られる。

これに対して、廃熱回生装置を備えない場合は、冷却水温が８０℃の場合も全外気温領域でグリルシャッター１００が閉になっている。これは、冷却水温が８０℃であれば内燃機関２の冷却要求はないため、空力性能の向上を優先するためである。

上記のように、ランキンサイクル３１を備えない場合は、冷却水温が９０℃になるまでグリルシャッター１００を閉じているのに対し、ランキンサイクル３１を備える場合は、内燃機関２が暖機状態になった直後の冷却水温（８０℃）からグリルシャッター１００を開く。

以上説明した本実施形態によれば、次のような効果が得られる。

（１）本実施形態にかかる車両１は、内燃機関２と、内燃機関２の廃熱を動力又は電力として回生するランキンサイクル（廃熱回生装置）３１とを備える。この車両１は、エンジンルームの前方側に配置される凝縮器（前面熱交換器）３８と、走行中にエンジンルームの最前部から凝縮器３８へ外気を導入するグリル（外気導入口）１０１と、グリル１０１を開閉することでグリル１０１からの外気導入量を調整し得るグリルシャッター（調整手段）１００と、を備える。そして、グリルシャッター１００は、外気温が所定値より高い場合は、外気温が所定値以下の場合に比べて外気導入量が少なくなるように調整する。これにより、幅広い外気温範囲で燃費向上効果が得られる。

（２）上記の所定温度は、グリルシャッター１００が全開の状態でランキンサイクル３１を運転することによる燃費向上代と、グリルシャッター１００が全閉の状態で走行することによる燃費向上代とが同等になる外気温である。そして、グリルシャッター１００は、外気温が所定温度より高温の場合は全閉になり、所定温度以下の場合は全開となる。これにより、幅広い外気温範囲において、より大きな燃費向上効果が得られる。

（３）本実施形態にかかる車両１は、冷却水温度に基づいて内燃機関２の冷却要求の有無を判定するエンジンコントローラ７１（機関冷却要求判定手段）を備える。そして、グリルシャッター１００は、冷却要求が有る場合には外気温が上記所定値より高くても、外気温が上記所定値以下の場合と同等の外気導入量となるよう調整する。これにより、内燃機関２の冷却要求を満足することができる。

（４）廃熱回生による出力が不可能な程度に排気温度が低い場合には、グリルシャッター１００は閉状態となる。これにより、グリルシャッター１００による燃費向上効果によって燃費性能を向上させることができる。

なお、廃熱回生装置はランキンサイクル３１に限られるものではなく、例えば、スターリングサイクルでもよいし、熱電素子（Thermo-Electric Generator）のように廃熱を回生した電力を生み出すものでもよい。その他に、ランキンサイクル３１の冷媒通路を流れる冷媒の一部を用いてエジェクタ９２を駆動することで、ポンプを用いずに冷凍サイクル５１を運転することができるので、エジェクタ９２も廃熱回生装置に含めることができる。

（第２実施形態）
本実施形態は、第１実施形態と比較するとシステムの構成は同じであるが、グリルシャッター１００の動作が異なる。以下、グリルシャッター１００の動作を中心に説明する。

図１５は、本実施形態でのグリルシャッター１００の開閉動作を示す図である。走行条件は第１実施形態と同様である。

外気温が３０°以下の場合と、３５℃より高い場合については、グリルシャッター１００の開度は第１実施形態と同様である。しかし外気温が３０℃から３５℃の間は、外気温が高いほどグリルシャッター１００の開度を小さくする。

上記のような開閉動作による効果について説明する。

グリルシャッター１００による燃費向上効果をＦＥ１とし、外気温が３０℃から３５℃の間の温度Ｔ１のときのランキンサイクル３１による燃費向上効果をＦＥ２とすると、全体としての燃費向上効果ＦＥｔｏｔａｌは式（１）で表される。

ＦＥｔｏｔａｌ＝ＦＥ１×ｋ１+ＦＥ２×ｋ２・・・（１）

ただし、ｋ１はグリルシャッター１００による燃費向上効果をグリルシャッター１００の開度に応じて補正する係数である。グリルシャッター１００による燃費向上効果ＦＥ１はグリルシャッター１００が全閉であることが前提であり、開度が大きくなるほどその効果は小さくなるので、開度に応じた燃費向上効果を算出するために係数ｋ１を用いている。ｋ２はランキンサイクル３１による燃費向上効果をグリルシャッター１００の開度に応じて補正する係数である。ランキンサイクル３１による燃費向上効果ＦＥ２はグリルシャッター１００が全開であることが前提であり、開度が小さくなるほどその効果は小さくなるので、開度に応じた燃費向上効果を算出するために係数ｋ２を用いる。

すなわち、式（１）は、グリルシャッター１００が全開でも全閉でもない開度（中間開度）における、ランキンサイクル３１による燃費向上効果とグリルシャッター１００による燃費向上効果とを合わせた燃費向上効果を算出するものである。

外気温３０℃−３５℃の範囲で、外気温が高いほどグリルシャッター１００の開度を小さくする場合について、式（１）により燃費向上効果ＦＥｔｏｔａｌを算出すると、図１３に太線で示すように燃費向上効果ＦＥ１に対して上に凸な特性が得られる。すなわち、外気温が３０℃から３５℃の間で、グリルシャッター１００を全閉にして走行すること又はランキンサイクル３１を運転すること、のいずれかを単独で実行するよりも大きな燃費向上効果が得られる。

また、グリルシャッター１００が全開となる外気温の上限を３０℃以下にしてもよい。
具体的には、式（１）により得られる燃費向上効果ＦＥｔｏｔａｌが、グリルシャッター１００が全開状態でのランキンサイクル３１による燃費向上効果と等しくなる温度（図１６の外気温Ｔ０℃）までグリルシャッター１００を全開にする。そして、Ｔ０℃−３５℃の範囲で、外気温が高いほどグリルシャッター１００の開度を小さくする。

これにより、図１６に太線で示したように、外気温Ｔ０℃−３５℃の範囲で、グリルシャッター１００を全閉にして走行すること又はランキンサイクル３１を運転すること、のいずれかを単独で実行するよりも大きな燃費向上効果が得られる。

以上のように本実施形態によれば、第１実施形態と同様の効果に加えて、さらに次の効果も得られる。

（５）グリルシャッター１００を全開にしてランキンサイクル３１を運転することによる燃費向上代と、グリルシャッター１００を全閉にして走行することによる燃費向上代とが同等になる外気温から、グリルシャッター１００を全開にしてランキンサイクル３１を運転することによる燃費向上効果がなくなる外気温までは、外気温が高いほどグリルシャッター１００の開度が小さくなる。すなわち、上記の例では外気温が３０℃から３５℃の間では、外気温が高いほどグリルシャッター１００の開度が小さくなる。これにより、外気温が３０℃から３５℃の範囲で、グリルシャッター１００を全閉にして走行すること又はランキンサイクル３１を運転すること、のいずれかを単独で実行するよりも大きな燃費向上効果が得られる。

（６）グリルシャッター１００が中間開度でのランキンサイクル３１による燃費向上代とグリルシャッター１００が中間開度でのグリルシャッター１００による燃費向上代とを合わせた燃費向上代が、グリルシャッター１００が全開状態でのランキンサイクル３１による燃費向上代と等しくなる外気温以下ではグリルシャッター１００を全開にする。そして、当該外気温から、グリルシャッター１００を全開にした状態でランキンサイクル３１を運転する場合の燃費向上効果がなくなる外気温までは、外気温が高いほどグリルシャッター１００の開度が小さくなる。すなわち、上記の例では式（１）により算出される燃費向上効果ＦＥｔｏｔａｌとランキンサイクル３１による燃費向上効果ＦＥ２とが等しくなる外気温Ｔ０℃以下ではグリルシャッター１００が全開で、外気温Ｔ０から３５℃の範囲では、外気温が高いほどグリルシャッター１００の開度が小さくなる。これにより、外気温がＴ０℃から３５℃の範囲で、グリルシャッター１００を全閉にして走行すること又はランキンサイクル３１を運転すること、のいずれかを単独で実行するよりも大きな燃費向上効果が得られる。

（第３実施形態）
本実施形態を適用する車両１は、第１実施形態と同様の構成であり、グリルシャッター１００の開閉動作も基本的には同様である。ただし、外気温の変化速度が所定値以上の場合に、グリルシャッター１００の開閉動作に遅れ処理を施す点が異なる。以下、この相違点を中心に説明する。

外気温の変化速度が所定値以上の場合とは、外気温が急変した場合を意味する。ここでいう所定値は任意に設定し得るものであるが、例えば１〜２℃／秒程度に設定する。

外気温が急変する場合としては、例えば、トンネルに入った場合のように外気温が急激に上昇する場合と、トンネルから出た場合のように外気温が急激に低下する場合とがある。

まず、グリルシャッター１００を開いてランキンサイクル３１を運転している状態での走行中に、トンネルに入る等して外気温がグリルシャッター１００を閉じる温度まで急激に上昇した場合を考える。例えば、図１３のマップでいうと、外気温２０℃の環境を、冷却水温８０℃で走行しているときに、気温３０℃のトンネルに入った場合である。

この場合、例えば図１３のマップによれば、トンネルに入ったらグリルシャッター１００を閉じることになる。しかし、外気温が急激に上昇してもランキンサイクル３１の冷媒の温度は直ちには上昇しないので、トンネルに入ってからランキンサイクル３１による廃熱回生ができなくなるまでに遅れが生じる。つまり、トンネルに入った後も廃熱回生可能な時間がある。

そこで本実施形態では、外気温が急激に上昇した場合は、図１７に示すようにグリルシャッター１００を閉じるまでに遅れ時間（Ｔ３１−Ｔ３２間）を設ける。遅れ時間は、冷媒の温度上昇に伴う廃熱回生能力の低下とグリルシャッター１００による燃費向上効果とを比較して、燃費性能がより向上するよう設定する。これにより、廃熱回生による燃費向上効果の方がグリルシャッター１００による燃費向上効果より大きいにもかかわらずグリルシャッター１００を閉じてしまうという事態を回避し、燃費性能を向上させることができる。

次に、上記とは逆に、グリルシャッター１００を閉じた状態で走行中に、トンネルから出る等して外気温がグリルシャッター１００を開く温度まで急激に低下した場合を考える。

この場合、図１３のマップによればトンネルから出たらグリルシャッター１００を開くことになる。しかし、外気温が急激に低下してもランキンサイクル３１の冷媒の温度は直ちには低下しないので、ランキンサイクル３１が廃熱回生可能になるまでに遅れが生じる。つまり、トンネルから出ても直ちには廃熱回生が可能にはならない。

そこで本実施形態では、外気温が急激に低下した場合は、図１８に示すようにグリルシャッター１００を開くまでに遅れ時間（Ｔ３１−Ｔ３２間）を設ける。遅れ時間は、冷媒の温度低下に伴う廃熱回生能力の上昇とグリルシャッター１００による燃費向上効果とを比較して、燃費性能がより向上するよう設定する。これにより、廃熱回生ができないにもかかわらずグリルシャッター１００を開いて空力性能を低下させ、燃費性能を低下させてしまうという事態を回避できる。

（７）グリルシャッター１００は、外気温の変化速度が所定値を超えた場合、つまり外気温が急変した場合には、外気温の変化に対して遅れをもって外気導入量を調整する。これにより、外気温変化に対するランキンサイクル３１の応答遅れに起因する燃費性能の低下を回避することができる。

なお、本発明は上記の実施の形態に限定されるわけではなく、特許請求の範囲に記載の技術的思想の範囲内で様々な変更を成し得ることは言うまでもない。

１車両
２内燃機関
３０複合サイクル
３１ランキンサイクル
３２冷媒ポンプ
３３ポンププーリ
３４ベルト
３５膨張機クラッチ（クラッチ）
３６熱交換器
３７膨張機
５１冷凍サイクル
５２コンプレッサ
５４コンプレッサクラッチ
５５エバポレータ
７１エンジンコントローラ
９２エジェクタ
１００グリルシャッター
１０１グリル

Claims

内燃機関と、
前記内燃機関の廃熱を動力又は電力として回生する廃熱回生装置と、
を備える車両において、
車体前部に設けたエンジンルームの前方側に配置され、前記廃熱回生装置に含まれる前面熱交換器と、
車体の前端に設けられ、前記前面熱交換器を通過させる外気を導入する外気導入口と、
前記外気導入口を開閉することで前記外気導入口からの外気導入量を調整し得る調整手段と、
を備え、
前記調整手段は、外気温が所定温度より高い場合は、外気温が前記所定温度以下の場合に比べて外気導入量を少なくすることを特徴とする車両。
請求項１に記載の車両において、
前記所定温度は、前記調整手段を全開にした状態で廃熱回生を実行する場合の燃費向上代と、前記調整手段を全閉にして走行する場合の燃費向上代とが同等になる外気温であり、
前記調整手段は、外気温が前記所定温度より高い場合は全閉に、外気温が前記所定温度以下の場合は全開になることを特徴とする車両。
請求項１に記載の車両において、
前記所定温度は、前記調整手段を全開にした状態で廃熱回生を実行する場合の燃費向上代と、前記調整手段を全閉にして走行する場合の燃費向上代とが同等になる外気温であり、
前記所定温度から、前記調整手段を全開にした状態で廃熱回生を実行する場合の燃費向上効果がなくなる外気温までは、外気温が高いほど前記調整手段の開度が小さくなることを特徴とする車両。
請求項１に記載の車両において、
前記所定温度は、前記調整手段を中間開度にした状態で廃熱回生を実行する場合の燃費向上代と前記調整手段を中間開度にした状態で走行する場合の燃費向上代とを合わせた燃費向上代が、前記調整手段を全開にした状態で廃熱回生を実行する場合の燃費向上代と等しくなる外気温であり、
前記所定温度から、前記調整手段を全開にした状態で廃熱回生を実行する場合の燃費向上効果がなくなる外気温までは、外気温が高いほど前記調整手段の開度が小さくなることを特徴とする車両。
請求項１から４のいずれかに記載の車両において、
前記内燃機関の冷却液温度に基づいて前記内燃機関の冷却要求の有無を判定する機関冷却要求判定手段を備え、
前記調整手段は、機関冷却要求が有る場合には、外気温が前記所定温度より高くても、外気温が前記所定温度以下の場合と同等の外気導入量となるよう調整することを特徴とする車両。
請求項１から５のいずれかに記載の車両において、
前記調整手段は、外気温が所定速度以上の変化速度で急激に変化した場合には、外気温の変化に対して遅れをもって外気導入量を調整することを特徴とする車両。
請求項１から６のいずれかに記載の車両において、
前記内燃機関の廃熱を回生できない程度に外気温が低い場合には、前記調整手段は前記外気導入口を閉めることを特徴とする車両。