JP6658063B2 - Rankine cycle system - Google Patents
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Description
本発明はランキンサイクルシステムに係り、特に、車両に搭載された内燃機関の排気ガスの熱を利用して動力を発生するランキンサイクルを備えたランキンサイクルシステムに関する。 The present invention relates to a Rankine cycle system, and more particularly, to a Rankine cycle system including a Rankine cycle that generates power by using heat of exhaust gas of an internal combustion engine mounted on a vehicle.
内燃機関の廃熱を利用して動力を発生するランキンサイクルが公知である。ランキンサイクルは一般に、作動流体が流通される循環通路と、循環通路に配置されたポンプ、蒸発器、膨張機および凝縮器とを有する。 A Rankine cycle that generates power using waste heat of an internal combustion engine is known. A Rankine cycle generally has a circulation passage through which a working fluid flows, and a pump, an evaporator, an expander, and a condenser arranged in the circulation passage.
ところで、ランキンサイクルの制御に関して、蒸発器で蒸発された後の作動流体の過熱度を算出し、この過熱度が目標値に近づくようポンプの回転数を制御することが考えられる。 Meanwhile, regarding the control of the Rankine cycle, it is conceivable to calculate the degree of superheat of the working fluid after being evaporated by the evaporator, and to control the number of revolutions of the pump so that the degree of superheat approaches the target value.
しかし、こうした制御はランキンサイクルの作動状態のみに基づいて行われる制御であり、端的に言うと、ランキンサイクルの中だけで完結する制御である。このため、内燃機関の運転状態の変化により、熱源としての排気ガスの状態が変化すると、この変化に追従できず、応答遅れ等の制御性悪化が生じる可能性がある。 However, such control is performed based only on the operating state of the Rankine cycle. In short, it is control that is completed only in the Rankine cycle. For this reason, if the state of exhaust gas as a heat source changes due to a change in the operating state of the internal combustion engine, the change cannot be followed, and controllability may deteriorate such as a response delay.
そこで本発明は、かかる事情に鑑みて創案され、その目的は、熱源状態の変化に追従した良好な制御性を得ることができるランキンサイクルシステムを提供することにある。 Therefore, the present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to provide a Rankine cycle system capable of obtaining good controllability following changes in the state of a heat source.
本発明の一の態様によれば、
車両に搭載された内燃機関の排気ガスの熱を利用して動力を発生するランキンサイクルであって、作動流体が流通される循環通路と、前記循環通路に配置されたポンプ、蒸発器、膨張機および凝縮器とを有するランキンサイクルと、
前記ポンプを制御する制御ユニットと、
を備え、
前記制御ユニットは、
前記内燃機関の運転状態に基づいて前記内燃機関の廃熱量を算出する第1ステップと、
前記蒸発器における作動流体の蒸発熱量を算出する第2ステップと、
前記廃熱量および前記蒸発熱量に基づきポンプ吐出流量の目標値を算出する第3ステップと、
実際のポンプ吐出流量が前記目標値に近づくよう前記ポンプをフィードバック制御する第4ステップと、
を実行するように構成されている
ことを特徴とするランキンサイクルシステムが提供される。
According to one aspect of the present invention,
A Rankine cycle that generates power by using heat of exhaust gas of an internal combustion engine mounted on a vehicle, comprising a circulation passage through which a working fluid flows, a pump, an evaporator, and an expander disposed in the circulation passage. And a Rankine cycle having a condenser and
A control unit for controlling the pump;
With
The control unit includes:
A first step of calculating a waste heat amount of the internal combustion engine based on an operation state of the internal combustion engine;
A second step of calculating the amount of heat of evaporation of the working fluid in the evaporator;
A third step of calculating a target value of a pump discharge flow rate based on the waste heat amount and the evaporative heat amount;
A fourth step of performing feedback control on the pump so that an actual pump discharge flow rate approaches the target value;
A Rankine cycle system is provided.
好ましくは、前記制御ユニットは、前記第2ステップにおいて、前記蒸発器の入口側および出口側における作動流体の比エンタルピをそれぞれ算出し、これら入口側および出口側比エンタルピの差を前記蒸発熱量として算出する。 Preferably, in the second step, the control unit calculates a specific enthalpy of the working fluid on an inlet side and an outlet side of the evaporator, respectively, and calculates a difference between these inlet side and outlet side specific enthalpies as the amount of heat of evaporation. I do.
好ましくは、前記制御ユニットは、前記第1ステップにおいて、前記内燃機関の運転状態に基づいて排気ガスの流量と、排気ガスの比熱と、前記蒸発器の入口側および出口側の間における排気ガスの温度差とを算出し、これら流量、比熱および温度差に基づき排気ガス熱量を前記廃熱量として算出する。 Preferably, in the first step, in the first step, a flow rate of the exhaust gas, a specific heat of the exhaust gas, and a flow rate of the exhaust gas between an inlet side and an outlet side of the evaporator, based on an operation state of the internal combustion engine. The temperature difference is calculated, and the calorific value of the exhaust gas is calculated as the waste heat amount based on the flow rate, the specific heat and the temperature difference.
好ましくは、前記制御ユニットは、前記第1ステップにおいて、前記内燃機関の運転状態に基づいて排気ガスの流量と、排気ガスの比熱と、前記蒸発器の入口側および出口側の間における排気ガスの温度差とを算出し、これら流量、比熱および温度差に基づき排気ガス熱量を前記廃熱量として算出し、
前記制御ユニットは、前記第3ステップにおいて、前記排気ガス熱量を、前記入口側および出口側比エンタルピの差で除算することにより、前記ポンプ吐出流量の目標値を算出する。
Preferably, in the first step, in the first step, a flow rate of the exhaust gas, a specific heat of the exhaust gas, and a flow rate of the exhaust gas between an inlet side and an outlet side of the evaporator based on an operation state of the internal combustion engine. Calculate the temperature difference, calculate the exhaust gas calorific value as the waste heat amount based on the flow rate, the specific heat and the temperature difference,
In the third step, the control unit calculates the target value of the pump discharge flow rate by dividing the exhaust gas calorific value by the difference between the inlet-side and outlet-side specific enthalpies.
好ましくは、前記制御ユニットは、前記第2ステップにおいて、作動流体の温度、圧力および比エンタルピの関係を規定した所定のマップを用いて、前記入口側および出口側比エンタルピを算出する。 Preferably, in the second step, the control unit calculates the inlet-side and outlet-side specific enthalpy by using a predetermined map that defines a relationship between a temperature, a pressure, and a specific enthalpy of the working fluid.
好ましくは、前記制御ユニットは、前記第2ステップにおいて、前記出口側比エンタルピから前記入口側比エンタルピを減算することにより前記入口側および出口側比エンタルピの差を算出する。 Preferably, in the second step, the control unit calculates the difference between the inlet side and the outlet side specific enthalpy by subtracting the inlet side specific enthalpy from the outlet side specific enthalpy.
本発明によれば、熱源状態の変化に追従した良好な制御性を得ることができる。 ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, the favorable controllability which followed the change of the heat source state can be obtained.
以下、添付図面を参照して本発明の実施形態を説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
図1は、本実施形態に係るランキンサイクルシステムの概略構成図である。ランキンサイクルシステム1は、図示しない車両に搭載されたランキンサイクルもしくはランキンサイクル装置3を備える。ランキンサイクル3は、車両に動力源として搭載された内燃機関(エンジン)2の廃熱、すなわち排気ガスの熱を利用して動力を発生する装置である。ランキンサイクル3の熱源はエンジン2の排気ガスである。本実施形態において、車両はトラック、バス等の大型車両であり、エンジンはディーゼルエンジンである。但し車両およびエンジンの用途、種類等は任意である。
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of the Rankine cycle system according to the present embodiment. The Rankine
ランキンサイクル3は、作動流体もしくは冷媒が流通される循環通路4と、循環通路4に配置されたポンプ5、蒸発器6、膨張機7、凝縮器8およびリザーバタンク9とを有する。
The Rankine
循環通路4は、ポンプ5を起点および終点として作動流体を循環させる通路である。ポンプ5は電動ポンプからなり、作動流体を吸引吐出する。
The
蒸発器(ボイラ)6は、エンジン2の排気ガスとの間で熱交換を行って作動流体を加熱し、蒸発させる熱交換器である。本実施形態ではエンジン2の排気ガスの全量を蒸発器6に導入しているが、排気ガスの一部を導入するようにしてもよい。また本実施形態では、熱交換効率を上げるため排気ガスおよび作動流体の流れ方向を逆とした対向流方式を採用している。但し、両流れ方向を同一とする平行流方式を採用してもよい。
The evaporator (boiler) 6 is a heat exchanger that exchanges heat with the exhaust gas of the engine 2 to heat and evaporate the working fluid. In the present embodiment, the entire amount of the exhaust gas of the engine 2 is introduced into the
膨張機(エキスパンダ)7は、作動流体の蒸気により回転駆動され、例えば蒸気タービンにより形成される。膨張機7の出力は外部装置の駆動に利用され、例えば車両の動力として直接利用されてもよいし、発電機の動力として利用されてもよい。後者の場合、発電機の電気出力を電装品の作動、バッテリの充電等に利用することができ、ハイブリッド車の場合には走行駆動用モータへの電力に利用することができる。
The expander (expander) 7 is rotationally driven by the steam of the working fluid, and is formed by, for example, a steam turbine. The output of the
凝縮器(コンデンサ)8は、外気またはエンジン冷却水との間で熱交換を行って、膨張機7から排出された作動流体の蒸気を冷却し、液化する熱交換器である。リザーバタンク9は、凝縮器8から排出された作動流体を気液分離しつつ貯留するタンクで、液体の作動流体のみがポンプ5に吸引されるようになっている。
The condenser (condenser) 8 is a heat exchanger that exchanges heat with outside air or engine cooling water to cool and liquefy the steam of the working fluid discharged from the
ランキンサイクル3は、膨張機7をバイパスするバイパス通路10と、バイパス通路10の上流端分岐部に設けられた三方電磁弁からなるバイパス弁11とを有する。バイパス弁11は開と閉に切替可能であり、開のときバイパス通路10側を開いて膨張機7側を閉じ、作動流体をバイパス通路10に流すと共に、膨張機7に流さない。閉のときには、膨張機7側を開いてバイパス通路10側を閉じ、作動流体を膨張機7に流すと共に、バイパス通路10に流さない。
The Rankine
ランキンサイクル3は、膨張機7の入口側に設けられた入口弁12をも有する。入口弁12は単に開閉する二方電磁弁からなる。
The
ランキンサイクル3は、膨張機7をバイパスする別のバイパス通路であるリリーフ通路13と、リリーフ通路13に設けられたリリーフ弁14とをさらに有する。リリーフ弁14は機械式安全弁であり、膨張機7の入口圧力が過剰上昇した場合のみ開弁して膨張機7を保護する。従ってリリーフ弁14は通常は閉である。
ランキンサイクルシステム1は、制御ユニットもしくはコントローラとしての電子制御ユニット(以下「ECU」と称す)100をも備える。ECU100はCPU、ROM、RAM、入出力ポートおよび記憶装置等を含み、後述の演算処理および制御を実行するように構成され、またはプログラムされている。ECU100はポンプ5、バイパス弁11および入口弁12を制御するように構成されている。特にECU100は、ポンプ5の回転速度もしくは回転数(rpm)を制御し、ポンプ5の吐出流量を制御するように構成されている。
The
センサ類として、ランキンサイクルシステム1には以下のものが装備されている。まずエンジン側では、エンジン回転速度もしくはエンジン回転数(rpm)を検出するためのエンジン回転センサ21、アクセル開度を検出するためのアクセル開度センサ22、蒸発器6の入口側の排気ガスの温度および圧力を検出するための入口排気温度センサ23および入口排気圧力センサ24、蒸発器6の出口側の排気ガスの温度を検出するための出口排気温度センサ25が設けられる。
The
またランキンサイクル側では、蒸発器6の入口側の作動流体の温度および圧力を検出するための入口流体温度センサ31および入口流体圧力センサ32、蒸発器6の出口側の作動流体の温度および圧力を検出するための出口流体温度センサ33および出口流体圧力センサ34、ポンプ5の入口側の圧力を検出するためのポンプ入口流体圧力センサ35が設けられる。またポンプ5に、ポンプ5の回転速度もしくは回転数(rpm)を検出するためのポンプ回転センサ36が設けられる。
On the Rankine cycle side, an inlet
これらセンサ類はECU100に電気的に接続され、各検出値に対応した信号をECU100に出力する。なお出口流体温度センサ33および出口流体圧力センサ34は、バイパス弁11の下流側かつ入口弁12の上流側の循環通路4に配設されている。
These sensors are electrically connected to the
ECU100は主に、エンジン回転センサ21により検出されたエンジン回転数と、アクセル開度センサ22により検出されたアクセル開度とに基づき、エンジンの運転状態を検出する。従ってECU100、エンジン回転センサ21およびアクセル開度センサ22は、エンジンの運転状態を検出する検出器を構成する。
The
図2および図3に、ランキンサイクル3の理想状態におけるP−V(圧力−体積)線図およびT−s(温度−比エントロピ)線図を示す。図中の各状態I,II,III,IVは図1の各位置における各状態I,II,III,IVに対応する。図2において、臨界点bより低体積側の線aが飽和液線、臨界点bより高体積側の線cが飽和蒸気線である。なお示された線図は公知のランキンサイクルのものと同様である。
2 and 3 show a PV (pressure-volume) diagram and a Ts (temperature-specific entropy) diagram of the
状態Iから状態IIに変化する過程で、ポンプ5の仕事Winにより、液体の作動流体が断熱的に加圧される。状態IIから状態IIIに変化する過程で、加圧後の液体作動流体は、蒸発器6において排気ガスからの熱Qinを受け等圧的に加熱され、蒸気化する。状態IIIから状態IVに変化する過程で、蒸気化した作動流体は、膨張機7を回転駆動して仕事Woutを発生させ、この際に断熱的に膨張し、圧力および温度を低下させる。状態IVから状態Iに変化する過程で、仕事を終えた作動流体は、凝縮器8において熱Qoutを奪われ、等圧的に冷却され、液化する。液化した作動流体は、リザーバタンク9内に気液分離されつつ貯留される。
In the process of changing from the state I to the state II, the work Win of the pump 5 pressurizes the liquid working fluid adiabatically. In the process of changing from state II to state III, the pressurized liquid working fluid receives heat Qin from the exhaust gas in the
次に、ランキンサイクル3の制御方法について説明する。まず本実施形態を説明する前に、本発明の着想前に想定された比較例について述べる。
Next, a control method of the
図3に示すように、状態IIから状態IIIへの加熱行程で、初期温度T2の液体の作動流体は、飽和温度T2’まで一旦温度上昇し、ここで蒸気化を進行させる。そして全量蒸気化した後には、飽和温度T2’より高い過熱温度T3まで温度上昇する。 As shown in FIG. 3, in the heating process from the state II to the state III, the temperature of the liquid working fluid of the initial temperature T2 once rises to the saturation temperature T2 ′, where the vaporization proceeds. Then, after the entire amount has been vaporized, the temperature rises to a superheat temperature T3 higher than the saturation temperature T2 '.
比較例においては、過熱温度T3と飽和温度T2’の差(T3−T2’)である過熱度が所定の目標値(例えば20℃)に近づくよう、ポンプ回転数がフィードバック制御される。例えば過熱度が目標値より大きい場合、ポンプ回転数が上昇される。これにより蒸発器6を流れる作動流体の流量が増大し、過熱温度T3が低減し、過熱度を目標値に近づけることができる。逆に過熱度が目標値より小さい場合、ポンプ回転数が低下される。これにより蒸発器6を流れる作動流体の流量が減少し、過熱温度T3が上昇し、過熱度を目標値に近づけることができる。
In the comparative example, the pump speed is feedback-controlled such that the degree of superheat, which is the difference (T3−T2 ′) between the superheat temperature T3 and the saturation temperature T2 ′, approaches a predetermined target value (for example, 20 ° C.). For example, when the degree of superheat is larger than the target value, the pump speed is increased. Thus, the flow rate of the working fluid flowing through the
なお、過熱温度T3は出口流体温度センサ33により検出される。飽和温度T2’については、状態IIにおける作動流体圧力P2と飽和温度T2’との関係を規定した所定のマップから、実際の作動流体圧力P2に対応する飽和温度T2’が取得される。実際の作動流体圧力P2は入口流体圧力センサ32により検出される。
The superheat temperature T3 is detected by the outlet
しかし、この比較例の制御はランキンサイクルの作動状態のみに基づいて行われる制御であり、端的に言うと、ランキンサイクルの中だけで完結する制御である。外部の熱源であるエンジン排気ガスの状態、ひいてはエンジンの運転状態を考慮していない。このため、エンジンの運転状態の変化により排気ガスの状態が変化すると、この変化に追従できず、応答遅れ等の制御性悪化が生じる可能性がある。変化が短時間に行われる過渡的変化であれば尚更である。 However, the control of this comparative example is a control that is performed based only on the operating state of the Rankine cycle. In short, the control is completed only in the Rankine cycle. It does not take into account the state of the engine exhaust gas, which is an external heat source, and thus the operating state of the engine. For this reason, if the state of the exhaust gas changes due to a change in the operating state of the engine, the change cannot be followed, and controllability may deteriorate such as a response delay. Even more so if the change is a transient change made in a short time.
そこで本実施形態では、排気ガスの状態変化に追従した良好な制御性を得るべく、次のような制御を実行することとしている。概要を述べると、エンジンの運転状態に基づいてエンジンの廃熱量を算出ないし推定し、このエンジン廃熱量に基づいてポンプ吐出流量の目標値を算出ないし設定する。これにより排気ガスの状態を言わば先取り的に入手し、応答遅れが少ない最適なポンプ制御を実現することができる。 Therefore, in the present embodiment, the following control is executed in order to obtain good controllability following the state change of the exhaust gas. In brief, the amount of waste heat of the engine is calculated or estimated based on the operation state of the engine, and the target value of the pump discharge flow rate is calculated or set based on the amount of waste heat of the engine. As a result, the state of the exhaust gas can be obtained in advance, so to speak, and optimal pump control with little response delay can be realized.
図4は、ECU100が実行するメインルーチンのフローチャートである。図示のルーチンはECU100により所定の演算周期τ(例えば10msec)毎に繰り返し実行される。
FIG. 4 is a flowchart of a main routine executed by
メインルーチンは、エンジンのイグニッションスイッチ(IG)がオンされたのと同時に開始される。まずステップS101で、入口排気温度センサ23により検出された蒸発器入口排気温度Texinが所定の閾値Texinth(例えば180℃)以上か否かが判断される。Texin<Texinthの場合、ステップS102で後述のサブルーチンにより停止制御が実行される。他方、Texin≧Texinthの場合、ステップS103で後述のサブルーチンにより始動制御が実行され、次いでステップS104で後述のサブルーチンにより運転制御が実行される。
The main routine is started at the same time when the ignition switch (IG) of the engine is turned on. First, in step S101, it is determined whether or not the evaporator inlet exhaust gas temperature Texin detected by the inlet exhaust
なお、蒸発器入口排気温度Texinは、入口排気温度センサ23で検出する代わりに、エンジン運転状態(例えばエンジン回転数およびアクセル開度)に基づいてECU100により推定してもよい。これら検出と推定を総称して取得という。
Note that the evaporator inlet exhaust temperature Texin may be estimated by the
閾値Texinthは、ランキンサイクル3を適切に運転させるのに十分な廃熱量を得られる蒸発器入口排気温度Texinの最小値として予め設定され、ECU100に記憶されている。Texin<Texinthの場合、十分な廃熱量を得られないとしてランキンサイクル3を停止制御により停止させる。他方、Texin≧Texinthの場合、十分な廃熱量を得られるとしてランキンサイクル3を始動制御により始動させ、その後運転制御により運転させる。
The threshold value Texinth is set in advance as a minimum value of the evaporator inlet exhaust gas temperature Texin that can obtain a sufficient amount of waste heat for appropriately operating the
図5は、ECU100が実行する停止制御のサブルーチンのフローチャートである。ステップS201でポンプ5が停止(オフ)され、ステップS202でバイパス弁11が開弁され、つまりバイパス通路10側に切り替えられる。そしてステップS203で入口弁203が閉弁される。これにより膨張機7への作動流体の供給が停止され、膨張機7も停止される。
FIG. 5 is a flowchart of a subroutine of the stop control executed by the
なお、イグニッションスイッチがオフされたときにも停止制御のサブルーチンが強制的に実行される。 The subroutine of the stop control is also forcibly executed when the ignition switch is turned off.
図6は、ECU100が実行する始動制御のサブルーチンのフローチャートである。ステップS301で、後述の始動制御完了フラグFstがオンか否かが判断される。始動制御完了フラグFstは、初期状態はオフであり、後述のステップS309でオンされた時以降オンとなる。また始動制御完了フラグFstは、イグニッションスイッチがオフされたときにもオフとなる。
FIG. 6 is a flowchart of a subroutine of start control executed by
始動制御完了フラグFstがオンの場合、始動制御が完了したとしてルーチンが直ちに終了される。他方、始動制御完了フラグFstがオフの場合、始動制御が完了してないとしてステップS302に進む。 If the start control completion flag Fst is on, the routine is immediately terminated assuming that the start control has been completed. On the other hand, when the start control completion flag Fst is off, it is determined that the start control is not completed, and the process proceeds to step S302.
ステップS302ではポンプ5が作動(オン)される。そしてステップS303で、ポンプ入口流体圧力センサ35により検出されたポンプ入口流体圧力Ppuinが所定の閾値Ppuinth(例えば0.8bar)以上か否かが判断される。
In step S302, the pump 5 is operated (turned on). Then, in step S303, it is determined whether the pump inlet fluid pressure Ppuin detected by the pump inlet
Ppuin<Ppuinthの場合、ステップS304でバイパス弁11が開弁され、ステップS305で入口弁203が閉弁される。
If Ppuin <Ppuinth, the
他方、Ppuin≧Ppuinthの場合、ステップS306でバイパス弁11が閉弁され、つまり膨張機7側に切り替えられる。そしてステップS307で、出口流体圧力センサ34により検出された蒸発器出口流体圧力Pwfoutが所定の閾値Pwfoutth(例えば4bar)以上か否かが判断される。Pwfout<Pwfoutthの場合、ステップS305に進む。他方、Pwfout≧Pwfoutthの場合、ステップS308に進んで入口弁203が開弁され、ステップS309で始動制御完了フラグFstがオンされ、ルーチンが終了される。
On the other hand, when Ppuin ≧ Ppuinth, the
この始動制御の開始直後は未だ始動制御完了フラグFstがオフ(S301:ノー)、ポンプ入口流体圧力Ppuinが閾値Ppuinth未満(S303:ノー)なので、バイパス弁開、入口弁閉の状態でポンプ5のみが運転される。このとき作動流体はバイパス通路10に流され、膨張機7をバイパスされる。
Immediately after the start of the start control, the start control completion flag Fst is still OFF (S301: NO), and the pump inlet fluid pressure Ppuin is less than the threshold value Ppuinth (S303: NO). Is driven. At this time, the working fluid flows through the
そしてポンプ入口流体圧力Ppuinが閾値Ppuinth以上に達した(S303:イエス)後には、まず最初にバイパス弁11が閉とされ、膨張機7に向かって作動流体が流される。初期のうちはまだ膨張機7の入口流体圧力、すなわち蒸発器出口流体圧力Pwfoutが閾値Pwfoutth未満なので(S307:ノー)、入口弁203が閉とされる。その後、蒸発器出口流体圧力Pwfoutが閾値Pwfoutth以上に達すると(S307:イエス)、入口弁203が開弁され、膨張機7への作動流体の実質的な供給が開始され、膨張機7の運転が開始される。こうなると始動制御は実質的に完了するので、始動制御完了フラグFstがオンされる。
Then, after the pump inlet fluid pressure Ppuin reaches the threshold value Ppuinth or more (S303: YES), first, the
始動制御完了後は、ステップS301がイエスとなるので、本サブルーチンが実質的にスキップされる。 After the start control is completed, the result of step S301 is YES, so that this subroutine is substantially skipped.
この説明から分かるように、閾値Ppuinthは、ポンプ5が適切に作動流体を供給するのに十分なポンプ入口流体圧力Ppuinの最小値として予め設定され、ECU100に記憶されている。また閾値Pwfoutthは、膨張機7が適切に運転するのに十分な膨張機入口流体圧力すなわち蒸発器出口流体圧力Pwfoutの最小値として予め設定され、ECU100に記憶されている。
As can be seen from this description, the threshold value Ppuinth is preset as the minimum value of the pump inlet fluid pressure Ppuin sufficient for the pump 5 to supply the working fluid properly, and is stored in the
図7は、ECU100が実行する運転制御のサブルーチンのフローチャートである。この運転制御において、ECU100は概ね次のステップを実行する。
FIG. 7 is a flowchart of a subroutine of operation control executed by
(1)エンジン2の運転状態に基づいてエンジン2の廃熱量を算出する第1ステップ(ステップS401がこれに相当)。 (1) The first step of calculating the amount of waste heat of the engine 2 based on the operating state of the engine 2 (step S401 corresponds to this).
(2)蒸発器6における作動流体の蒸発熱量を算出する第2ステップ(ステップS402がこれに相当)。 (2) A second step of calculating the amount of heat of evaporation of the working fluid in the evaporator 6 (step S402 corresponds to this).
(3)廃熱量および蒸発熱量に基づきポンプ吐出流量の目標値を算出する第3ステップ(ステップS403がこれに相当)。 (3) A third step of calculating a target value of the pump discharge flow rate based on the waste heat amount and the evaporative heat amount (step S403 corresponds to this).
(4)実際のポンプ吐出流量が前記目標値に近づくようポンプ5をフィードバック制御する第4ステップ(ステップS404,S405がこれに相当)。 (4) A fourth step of performing feedback control of the pump 5 so that the actual pump discharge flow rate approaches the target value (steps S404 and S405 correspond to this).
より詳細には、ステップS400で始動制御完了フラグFstがオンか否かが判断される。始動制御完了フラグFstがオフの場合、ルーチンが直ちに終了され、本サブルーチンが実質的にスキップされる。他方、始動制御完了フラグFstがオンの場合にはステップS401に進む。 More specifically, it is determined in step S400 whether the start control completion flag Fst is on. When the start control completion flag Fst is off, the routine is immediately terminated, and this subroutine is substantially skipped. On the other hand, when the start control completion flag Fst is on, the process proceeds to step S401.
ステップS401において、排気ガス熱量Qexが前記廃熱量として算出される。そしてステップS402において、作動流体の比エンタルピ差(流体比エンタルピ差という)Δhwfが前記蒸発熱量として算出される。ここで蒸発熱量とは、蒸発器6において作動流体の蒸発に使用された熱量をいう。ステップS403において、ポンプ5の吐出流量の目標値(ポンプ流量目標値という)Gwftが算出される。ステップS404において、ポンプ5の吐出流量の実際値(ポンプ流量実際値という)Gwfが算出される。ステップS405において、ポンプ流量目標値Gwftおよびポンプ流量実際値Gwfに基づき、ポンプ5がフィードバック制御される。以下、S401〜S405の各ステップについて詳細に説明する。
In step S401, the exhaust gas heat amount Qex is calculated as the waste heat amount. Then, in step S402, a specific enthalpy difference (referred to as a fluid specific enthalpy difference) Δhwf of the working fluid is calculated as the heat of evaporation. Here, the amount of heat of evaporation refers to the amount of heat used for evaporating the working fluid in the
図8は、ステップS401においてECU100が実行するサブルーチンのフローチャートである。まずステップS501において、ECU100は、エンジンの運転状態に基づいて排気ガスの流量(排気流量という)Gexを算出する。この際、図9に示すような排気流量マップM1が用いられる。
FIG. 8 is a flowchart of a subroutine executed by
排気流量マップM1は、実機試験等を通じて予め作成されECU100に記憶されている。排気流量マップM1においては、エンジン運転状態を表すパラメータであるエンジン回転数NEおよびエンジントルクTRQと、排気流量Gexとの関係が規定されている。ECU100は、エンジン回転センサ21により検出された実際のエンジン回転数NEと、以下の方法で算出された実際のエンジントルクTRQとに対応した排気流量Gexを、排気流量マップM1から取得する。エンジン回転数NEが高いほど、またエンジントルクTRQが大きいほど、大きい排気流量Gexが算出される。
The exhaust flow rate map M1 is created in advance through an actual machine test or the like and stored in the
実際のエンジントルクTRQの算出について、ECU100は、実際のエンジン回転数と、アクセル開度センサ22により検出された実際のアクセル開度とに基づき、図示しない噴射量マップを参照して、筒内に噴射すべき燃料噴射量の目標値である目標燃料噴射量を算出する。そして実際のエンジン回転数と、算出された目標燃料噴射量とに基づき、図示しないトルクマップを参照して実際のエンジントルクTRQを算出する。
Regarding the calculation of the actual engine torque TRQ, the
次に、ステップS502において、ECU100は、排気ガスの比熱(排気比熱という)Cexを算出する。この際、図10に示すような排気比熱マップM2が用いられる。
Next, in step S502, the
排気比熱マップM2も、実機試験等を通じて予め作成されECU100に記憶されている。排気比熱マップM2においては、蒸発器入口排気温度Texinおよび蒸発器入口排気圧力Pexinと、排気比熱Cexとの関係が規定されている。ECU100は、入口排気温度センサ23により検出された実際の蒸発器入口排気温度Texinと、入口排気圧力センサ24により検出された実際の蒸発器入口排気圧力Pexinとに対応した排気比熱Cexを、排気比熱マップM2から取得する。蒸発器入口排気温度Texinが高いほど、また蒸発器入口排気圧力Pexinが高いほど、大きい排気比熱Cexが算出される。
The exhaust specific heat map M2 is also created in advance through actual machine tests and stored in the
次に、ステップS503において、ECU100は、蒸発器6の入口側および出口側の間における排気ガスの温度差ΔTexを式:ΔTex=Texin−Texoutから算出する。ここでTexoutは、出口排気温度センサ25により検出された実際の蒸発器出口排気温度である。
Next, in step S503, the
次いでステップS504において、ECU100は、排気ガス熱量Qexを式:Qex=Cex・ΔTex・Gexから算出する。こうして、現状のエンジン運転状態に対応し且つ作動流体に供給し得る排気ガスの熱量を、好適に且つ精度良く算出することができる。
Next, in step S504, the
図11は、ステップS402においてECU100が実行するサブルーチンのフローチャートである。まずステップS601において、ECU100は、蒸発器6の入口側における作動流体の比エンタルピ(流体入口比エンタルピという)hwfinを算出する。この際、図12に示すような比エンタルピマップM3が用いられる。
FIG. 11 is a flowchart of a subroutine executed by
比エンタルピマップM3も、実機試験等を通じて予め作成されECU100に記憶されている。比エンタルピマップM3においては、蒸発器6の入口側または出口側における作動流体の温度Twfおよび圧力Pwfと、比エンタルピhwfとの関係が規定されている。ECU100は、入口流体温度センサ31により検出された実際の蒸発器入口流体温度Twfinと、入口流体圧力センサ32により検出された実際の蒸発器入口流体圧力Pwfinとに対応した流体入口比エンタルピhwfinを、比エンタルピマップM3から取得する。ここで作動流体の温度Twfが高いほど、また作動流体の圧力Pwfが高いほど、大きい比エンタルピhwfが算出される。
The specific enthalpy map M3 is also created in advance through an actual machine test or the like and stored in the
次いでステップS602において、ECU100は、蒸発器6の出口側における作動流体の比エンタルピ(流体出口比エンタルピという)hwfoutを算出する。この際にも図12に示す比エンタルピマップM3が用いられる。
Next, in step S602, the
ECU100は、出口流体温度センサ33により検出された実際の蒸発器出口流体温度Twfoutと、出口流体圧力センサ34により検出された実際の蒸発器出口流体圧力Pwfoutとに対応した流体出口比エンタルピhwfoutを、比エンタルピマップM3から取得する。
The
次いでステップS603において、ECU100は、流体入口比エンタルピhwfinと流体出口比エンタルピhwfoutとの差である流体比エンタルピ差Δhwfを式:Δhwf=hwfout−hwfinから算出する。つまりECU100は、流体出口比エンタルピhwfoutから流体入口比エンタルピhwfinを減算することにより流体比エンタルピ差Δhwfを算出する。
Next, in step S603, the
こうして、蒸発器6における作動流体の現状の蒸発熱量を比エンタルピ差Δhwfとして好適に且つ精度良く算出することができる。特に、蒸発器6における作動流体の状態変化は、液体から気体への相変化を伴う。このため、作動流体の状態量として比エンタルピを用いることで、相変化をも考慮した作動流体の状態量を正確に表すことができる。よって、蒸発器6の入口側および出口側の間における流体比エンタルピ差Δhwfを求めることで、作動流体の蒸発に現に使用されている熱量を好適かつ高精度に求めることができる。
Thus, the current amount of heat of evaporation of the working fluid in the
なお、蒸発器6が比較的高性能である場合、蒸発器入口流体温度Twfinと蒸発器出口排気温度Texoutはほぼ等しくなり、蒸発器出口流体温度Twfoutと蒸発器入口排気温度Texinはほぼ等しくなる。このため、少なくとも比エンタルピ差Δhwfの算出に関しては、蒸発器入口流体温度Twfinを蒸発器出口排気温度Texoutで代用することと、蒸発器出口流体温度Twfoutを蒸発器入口排気温度Texinで代用することとの少なくとも一方が可能であるし、逆もまた可能である。こうした代用を行うことによりセンサを省略でき、シンプル化および低コスト化が図れる。
When the
次に、図7のステップS403について説明する。ステップS403において、ECU100は、ポンプ流量目標値Gwftを式:Gwft=Qex/Δhwfから算出する。すなわちECU100は、図8のステップS504で算出された排気ガス熱量Qexを、図11のステップS603で算出された比エンタルピ差Δhwfで除算することにより、ポンプ流量目標値Gwftを算出する。
Next, step S403 in FIG. 7 will be described. In step S403, the
排気ガス熱量QexはW=J/sの単位を有し、比エンタルピ差ΔhwfはJ/kgの単位を有する。前者を後者で除算するとkg/sの単位を有する値が求められる。これは、現状の蒸発熱量(比エンタルピ差Δhwf)の条件下で、エンジン廃熱量(排気ガス熱量Qex)を最大限利用し得るポンプ5の吐出流量にほかならない。従ってこの値をポンプ流量目標値Gwftとすることにより、エンジン廃熱量を最大限利用し、蒸発器6を極めて高効率で働かせることができる。
The exhaust gas calorific value Qex has a unit of W = J / s, and the specific enthalpy difference Δhwf has a unit of J / kg. Dividing the former by the latter yields a value having units of kg / s. This is nothing but the discharge flow rate of the pump 5 that can make maximum use of the engine waste heat amount (exhaust gas heat amount Qex) under the condition of the current evaporation heat amount (specific enthalpy difference Δhwf). Therefore, by setting this value as the pump flow rate target value Gwft, the amount of engine waste heat can be utilized to the maximum and the
次に、図7のステップS404,S405について説明する。ステップS404において、ECU100は、ポンプ流量実際値Gwfを算出する。この際、ECU100は、図示しない所定のマップから、ポンプ回転センサ36により検出された実際のポンプ回転数Npuに対応するポンプ吐出流量を、ポンプ流量実際値Gwfとして算出する。
Next, steps S404 and S405 in FIG. 7 will be described. In step S404, the
次いでステップS405において、ECU100は、ポンプ流量目標値Gwftとポンプ流量実際値Gwfの差に基づき、好ましくはPID制御により、ポンプ回転数をフィードバック制御する。すなわちECU100は、ポンプ流量実際値Gwfがポンプ流量目標値Gwftより低い場合、その差に所定のゲインを乗じた値だけ、ポンプ回転数を上昇させ、ポンプ流量実際値Gwfをポンプ流量目標値Gwftに向けて増大させるようにする。逆にECU100は、ポンプ流量実際値Gwfがポンプ流量目標値Gwftより高い場合、その差に所定のゲインを乗じた値だけ、ポンプ回転数を低下させ、ポンプ流量実際値Gwfをポンプ流量目標値Gwftに向けて減少させるようにする。
Next, in step S405, the
これにより、ポンプ5の吐出流量をエンジン廃熱量に応じた最適値に制御でき、ランキンサイクル3の作動効率を向上することができる。
Thus, the discharge flow rate of the pump 5 can be controlled to an optimum value according to the amount of engine waste heat, and the operation efficiency of the
以上述べたように本実施形態によれば、エンジンの廃熱量をも考慮してポンプ吐出流量の目標値を設定する。このため、エンジンの運転状態が変化し、熱源としての排気ガスの状態が変化しても、この変化に即応して実際のポンプ吐出流量を最適な値に制御できる。このため、応答遅れを大幅に抑制し、熱源状態の変化に追従した良好な制御性を得ることができる。 As described above, according to the present embodiment, the target value of the pump discharge flow rate is set in consideration of the amount of waste heat of the engine. Therefore, even when the operating state of the engine changes and the state of the exhaust gas as a heat source changes, the actual pump discharge flow rate can be controlled to an optimum value in response to the change. For this reason, it is possible to significantly suppress a response delay and obtain good controllability following a change in the state of the heat source.
また本実施形態には次の利点もある。すなわち、比エンタルピ差Δhwfを蒸発熱量として算出するので、作動流体の相変化をも考慮して正確な蒸発熱量を算出できる。 This embodiment also has the following advantages. That is, since the specific enthalpy difference Δhwf is calculated as the amount of heat of evaporation, an accurate amount of heat of evaporation can be calculated in consideration of the phase change of the working fluid.
排気流量Gex、排気比熱Cexおよび排気温度差ΔTexに基づき排気ガス熱量Qexを廃熱量として算出するので、現状のエンジン運転状態に対応し且つ作動流体に供給し得る排気ガスの熱量を、好適に且つ精度良く算出することができる。 Since the exhaust gas heat amount Qex is calculated as the waste heat amount based on the exhaust flow rate Gex, the exhaust specific heat Cex, and the exhaust temperature difference ΔTex, the heat amount of the exhaust gas corresponding to the current engine operating state and capable of being supplied to the working fluid is preferably and It can be calculated with high accuracy.
排気ガス熱量Qexを比エンタルピ差Δhwfで除算することによりポンプ流量目標値Gwftを算出するので、廃熱量を最大限利用し得るポンプ流量目標値Gwftを算出でき、蒸発器6を極めて高効率で働かせることができる。
Since the pump flow rate target value Gwft is calculated by dividing the exhaust gas heat quantity Qex by the specific enthalpy difference Δhwf, the pump flow rate target value Gwft that can make maximum use of the waste heat amount can be calculated, and the
作動流体の温度Twf、圧力Pwfおよび比エンタルピhwfの関係を規定したマップM3を用いて流体入口比エンタルピhwfinと流体出口比エンタルピhwfoutを算出するので、容易且つ高精度に両方の比エンタルピを算出することができる。 Since the fluid inlet ratio enthalpy hwfin and the fluid outlet ratio enthalpy hwfout are calculated using the map M3 defining the relationship between the working fluid temperature Twf, pressure Pwf, and specific enthalpy hwf, both specific enthalpies are calculated easily and with high accuracy. be able to.
流体出口比エンタルピhwfoutから流体入口比エンタルピhwfinを減算することにより比エンタルピ差Δhwfを算出するので、蒸発熱量を好適に且つ精度良く算出することができる。 Since the specific enthalpy difference Δhwf is calculated by subtracting the specific inlet enthalpy hwfin from the specific enthalpy hwfout, the amount of heat of evaporation can be preferably and accurately calculated.
以上、本発明の実施形態を詳細に述べたが、本発明は次のような他の実施形態も可能である。なお前述の基本実施形態と同様の部分については説明を割愛し、相違点を中心に説明する。 As described above, the embodiments of the present invention have been described in detail. However, the present invention is also applicable to the following other embodiments. The description of the same parts as those in the above-described basic embodiment will be omitted, and differences will be mainly described.
(1)前述の基本実施形態では、蒸発器6の入口側における作動流体の温度(蒸発器入口流体温度Twfin)を入口流体温度センサ31により直接検出した。一方、図3に示すように、状態Iから状態IIに変化するとき、作動流体の温度変化は実際上は極少ない(図3では誇張して描かれている)。このため、蒸発器入口流体温度として、ポンプ5の入口側における作動流体の温度を代用してもよい。このとき、凝縮器8の出口側における作動流体の温度が一定であり、あるいは一定値に制御されている場合がある。この場合、かかる温度を蒸発器入口流体温度として使用してもよい。こうすると、入口流体温度センサ31を省略でき、シンプル化および低コスト化が図れる。
(1) In the above-described basic embodiment, the temperature of the working fluid at the inlet side of the evaporator 6 (evaporator inlet fluid temperature Twfin) is directly detected by the inlet
(2)リザーバタンク9を省略し、凝縮器8からポンプ5に作動流体を直接送る構成としてもよい。
(2) The configuration in which the reservoir tank 9 is omitted and the working fluid is directly sent from the
(3)バイパス弁11は、バイパス通路10を単に開閉する二方電磁弁から形成してもよい。
(3) The
(4)エンジン2はターボ過給機を備えたエンジンであってもよい。この場合、ターボ過給機のタービンの下流側において、排気ガスを蒸発器6に供給するよう構成することができる。
(4) The engine 2 may be an engine equipped with a turbocharger. In this case, the exhaust gas may be supplied to the
前述の各実施形態の構成は、特に矛盾が無い限り、部分的にまたは全体的に組み合わせることが可能である。本発明の実施形態は前述の実施形態のみに限らず、特許請求の範囲によって規定される本発明の思想に包含されるあらゆる変形例や応用例、均等物が本発明に含まれる。従って本発明は、限定的に解釈されるべきではなく、本発明の思想の範囲内に帰属する他の任意の技術にも適用することが可能である。 The configurations of the above embodiments can be partially or wholly combined unless there is a particular contradiction. The embodiment of the present invention is not limited to the above-described embodiment, and includes all modifications, applications, and equivalents included in the concept of the present invention defined by the claims. Therefore, the present invention should not be construed as limiting, but can be applied to any other technology belonging to the scope of the concept of the present invention.
1 ランキンサイクルシステム
2 内燃機関
3 ランキンサイクル
4 循環通路
5 ポンプ
6 蒸発器
7 膨張機
8 凝縮器
100 電子制御ユニット(ECU)
DESCRIPTION OF
Claims (6)
前記ポンプを制御する制御ユニットと、
を備え、
前記制御ユニットは、
前記内燃機関の運転状態に基づいて前記内燃機関の廃熱量を算出する第1ステップと、
前記蒸発器における作動流体の蒸発熱量を算出する第2ステップと、
前記廃熱量および前記蒸発熱量に基づきポンプ吐出流量の目標値を算出する第3ステップと、
実際のポンプ吐出流量が前記目標値に近づくよう前記ポンプをフィードバック制御する第4ステップと、
を実行するように構成されている
ことを特徴とするランキンサイクルシステム。 A Rankine cycle that generates power by using heat of exhaust gas of an internal combustion engine mounted on a vehicle, comprising: a circulation passage through which a working fluid flows; and a pump, an evaporator, and an expander disposed in the circulation passage. And a Rankine cycle having a condenser and
A control unit for controlling the pump;
With
The control unit includes:
A first step of calculating a waste heat amount of the internal combustion engine based on an operation state of the internal combustion engine;
A second step of calculating the amount of heat of evaporation of the working fluid in the evaporator;
A third step of calculating a target value of a pump discharge flow rate based on the waste heat amount and the evaporative heat amount;
A fourth step of performing feedback control on the pump so that an actual pump discharge flow rate approaches the target value;
A Rankine cycle system.
ことを特徴とする請求項1に記載のランキンサイクルシステム。 The control unit calculates the specific enthalpy of the working fluid on the inlet side and the outlet side of the evaporator in the second step, respectively, and calculates a difference between the specific enthalpy on the inlet side and the specific enthalpy on the outlet side as the amount of heat of evaporation. The Rankine cycle system according to claim 1, characterized in that:
ことを特徴とする請求項1または2に記載のランキンサイクルシステム。 The control unit may include, in the first step, a flow rate of exhaust gas, a specific heat of exhaust gas, and a temperature difference of exhaust gas between an inlet side and an outlet side of the evaporator based on an operation state of the internal combustion engine. The Rankine cycle system according to claim 1 or 2, wherein exhaust gas calorific value is calculated as the waste heat amount based on the flow rate, the specific heat and the temperature difference.
前記制御ユニットは、前記第3ステップにおいて、前記排気ガス熱量を、前記入口側および出口側比エンタルピの差で除算することにより、前記ポンプ吐出流量の目標値を算出する
ことを特徴とする請求項2に記載のランキンサイクルシステム。 The control unit may include, in the first step, a flow rate of exhaust gas, a specific heat of exhaust gas, and a temperature difference of exhaust gas between an inlet side and an outlet side of the evaporator based on an operation state of the internal combustion engine. Calculate the exhaust gas calorific value as the waste heat amount based on these flow rates, specific heat and temperature difference,
The control unit, in the third step, calculates the target value of the pump discharge flow rate by dividing the calorific value of the exhaust gas by a difference between the specific enthalpy on the inlet side and the specific enthalpy on the outlet side. 3. The Rankine cycle system according to 2.
ことを特徴とする請求項2または4に記載のランキンサイクルシステム。 The control unit, in the second step, calculates the inlet-side and outlet-side specific enthalpies using a predetermined map that defines a relationship among a temperature, a pressure, and a specific enthalpy of a working fluid. 5. The Rankine cycle system according to 2 or 4.
ことを特徴とする請求項2,4,5のいずれか一項に記載のランキンサイクルシステム。 The said control unit calculates the difference of the said entrance side and the exit side specific enthalpy by subtracting the said entrance side specific enthalpy from the said exit side specific enthalpy in the said 2nd step. 6. The Rankine cycle system according to claim 1.
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