JPWO2013046929A1 - エンジン廃熱利用装置 - Google Patents

Abstract

エンジン廃熱利用装置は、エンジン（２）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熱交換器（３６）、熱交換器から出た冷媒を用いて動力を発生させる膨張機（３７）、膨張機を出た冷媒を凝縮させる凝縮器（３８）、凝縮器から出た冷媒を熱交換器に供給する冷媒ポンプ（３２）、を備えるランキンサイクル（３１）と、ランキンサイクルが運転されるときにはランキンサイクルが運転されないときに比べて高温の冷却水が流れる冷却水通路（１３，１４）と、を含む。

Description

この発明は、ランキンサイクルを有するエンジン廃熱利用装置に関する。

日本国特許庁が２００９年に発行したＪＰ２００９−２６４３５３Ａのランキンサイクルは、ラジエータを通過する冷却水通路と、ラジエータをバイパスするバイパス通路との合流部に、機械式のサーモスタットバルブが設けられたエンジンの廃熱を回収する。

しかしながら、ＪＰ２００９−２６４３５３Ａでは、ランキンサイクルを運転する、運転しないに関して冷却水温度がどのように設定されるのかについて一切記載されていない。

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、ランキンサイクルを運転するときに膨張機の熱回収効率を向上させることができるエンジン廃熱利用装置を提供することである。

本発明のある態様のエンジン廃熱利用装置は、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熱交換器、熱交換器から出た冷媒を用いて動力を発生させる膨張機、膨張機を出た冷媒を凝縮させる凝縮器、凝縮器から出た冷媒を熱交換器に供給する冷媒ポンプ、を備えるランキンサイクルと、ランキンサイクルが運転されるときにはランキンサイクルが運転されないときに比べて高温の冷却水が流れる冷却水通路と、を含む。

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、本発明の第１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、ハイブリッド車両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１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から主にエンジン冷却水回路を取り出して示した概略図である。 図１１は、ランキンサイクルの運転域、非運転域の特性図である。 図１２は、ヒータを有する電子制御のサーモスタットバルブの制御を説明するためのフローチャートである。 図１３は、ランキンサイクルが運転されるときと運転されないときとでは、最も効率が良いときの冷却水温度が異なることを説明する図である。

（第１実施形態）
図１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。

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で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。

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によって接続されている。

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で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で液化された冷媒は、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で再び熱交換器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。

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で検出される膨張機上流圧力の信号、圧力センサ７３で検出される凝縮器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で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は膨張機トルクで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って、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って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の再接続によって、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を切断状態から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から主にエンジン冷却水回路を取り出して示した概略図である。図１と同一部分には同一の符号が付される。

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（冷媒）をラジエータ１１に供給する。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をバイパスし、第２冷却水通路１３ｂに合流する。

ところで、ランキンサイクルが運転されるときと運転されないときとでは、最も効率が良いときの冷却水温度が異なる。これについて、図１３が参照されて説明される。図１３の横軸は、エンジンの冷却水温度を示す。縦軸は、効率（消費燃料の発熱量から仕事として取り出すことができる割合）を示す。図１３は、所定のエンジン運転条件（例えば所定の負荷と回転数）において、ランキンサイクルが運転されるときの冷却水温度と効率との相関を示す。また同じエンジン運転条件において、ランキンサイクルが運転されないときの冷却水温度と効率との相関を示す。

図１３に示されるように、ランキンサイクルが運転されないときは、８０℃〜９５℃の範囲で最も効率が良い。そこで、多少の温度変化があっても高効率が保たれるように、冷却水温度は、中央付近の温度（例えば８５℃）に設定されることが好ましい。一方、ランキンサイクルが運転されるときは、ランキンサイクルが運転されないときよりも高温側で効率が良くなる。ランキンサイクルが運転されれば、廃熱が回収されることで、冷却損失又は排気損失が減らされるからである。そこで、少なくともエンジンがノッキングしない範囲で、冷却水が高めの温度(８５℃よりも高い温度)に設定されることが望ましい。

このように、エンジン運転条件が同じであっても、ランキンサイクルが運転されるときの冷却水温度が、運転されないときの冷却水温度に比べて、高く設定されることで、全体としての効率が高くなる。

このように、熱交換器３６の出口から出るガス冷媒の温度・圧力が高いほど、膨張機３７の熱回収効率が向上する。そこで、本発明者は、ノッキングが抑制される範囲で冷却水温度をできる得る限り高くすることを発想した。

従来、冷却水通路１３とバイパス冷却水通路１４との合流場所に、機械式のサーモスタットバルブが設けられた装置がある。この従来装置について、容易に理解されるように、ここでは、図１サーモスタットバルブが、機械式のサーモスタットバルブに置き換えられて説明される。

例えば、エンジン冷間始動時のように冷却水の温度が低いときには、エンジン２が暖められたほうがエンジン２の効率が良い。そこで、この場合は、バルブ本体１５ａが入口ポート１５ｂを遮断し、入口ポート１５ｃと出口ポート１５ｄとを連通する。すると、冷却水は、バイパス冷却水通路１４に流れ、ラジエータ１１に流れない。

一方、高負荷時のように、冷却水の温度が高いときには、ノッキングの回避が必要となる。そこで、この場合は、バルブ本体１５ａが入口ポート１５ｂを開放して、入口ポート１５ｂと出口ポート１５ｄとを連通する。すると、冷却水は、ラジエータ１１に流れる。そして、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。この結果、エンジン２が冷却される。

なおサーモスタットバルブの開度は、通常、冷却水温度が所定の温度範囲内にあるときに、冷却水温度の上昇に伴って増加する。サーモスタットバルブの開度が増えれば、ラジエータ側に流れる冷却水量が増加する。

従来装置では、専らエンジン２の熱効率が良くなるように、サーモスタットバルブの１つの開弁温度（ラジエータ側に流れる温度）が、定められていた。ランキンサイクルが運転される場合と、運転されない場合とで、冷却水温度が変更されるか否かは、記載されていない。なおサーモスタットバルブの開弁温度とは、サーモスタットバルブが開弁状態となる温度である。サーモスタットバルブの開弁温度は、サーモスタットバルブが開き始める温度、サーモスタットバルブが全開する温度、又は、これらの平均温度など、代表温度を意味する。

これに対して、第１実施形態では、機械式のサーモスタットバルブに代えて、電子制御のサーモスタットバルブ１５が用いられる。このようにすれば、ランキンサイクル３１の運転にあわせて、冷却水温度を上昇させることができる。電子制御のサーモスタットバルブ１５は、機械式のサーモスタットバルブとは異なって、開弁温度が任意に設定される。ただし、それ以外は、機械式のサーモスタットバルブと同じである。すなわち、閉弁状態では、バルブ本体１５ａが入口ポート１５ｂを遮断し、入口ポート１５ｃと出口ポート１５ｄとを連通する。すると、冷却水は、バイパス冷却水通路１４に流れ、ラジエータ１１に流れない。また開弁状態では、入口ポート１５ｂと出口ポート１５ｄとが連通される。すると、冷却水は、ラジエータ１１に流れる。

電子制御のサーモスタットバルブ１５は、エンジンコントローラ７１によって制御される。ランキンサイクル３１が運転されるときの開弁温度は、ランキンサイクル３１が運転されないときの開弁温度よりも、高く設定される。

なおサーモスタットバルブの開弁温度とは、サーモスタットバルブが開弁状態となる温度であり、サーモスタットバルブが開き始める温度、サーモスタットバルブが全開する温度、又は、これらの平均温度など、代表温度を意味する。このことは、従来装置のサーモスタットバルブと同様である。

次に、図１１が参照されて、電子制御のサーモスタットバルブ１５の開弁温度が説明される。

図１１はランキンサイクル３１の運転域、非運転域の特性図である。基本的には、図７Ｂと同じである。図１１において、一点鎖線で示される長方形の領域がランキンサイクル運転域である。その外の領域がランキンサイクル非運転域である。

このようにランキンサイクル３１の運転域、非運転域が定められる理由が、以下の〈１〉〜〈４〉に示される。

〈１〉ランキンサイクル運転域（少なくとも所定値Ｂの回転速度以下の回転速度範囲）では、冷却水が高温に設定される。冷却水が高温に設定されれば、エンジンフリクション及び冷却損失が低くなる。しかも、高温に設定されるのは、所定の低回転速度域（所定値Ｂの回転速度以下）であり、高回転速度域では相対的に低温に設定されるので、エンジン２のノッキングの発生が抑制される。冷却水の高温設定域内にランキンサイクル運転域が設定されたので、ランキンサイクル運転中の冷却水温度が相対的に高くなり、膨張機３７の熱回収効率が向上する。

〈２〉膨張機３７の高効率回転速度範囲が、冷却水の高温設定域の機関回転速度範囲と対応させられる。言い換えると、膨張機３７のフリクションが大きくなって効率が低下する領域では、冷却水が低温に設定される。これは、運転頻度が高く燃費を改善すべき領域においてランキンサイクル３１が運転されるようにするためである。逆にいうと、ノッキング回避のため低温設定としなければならない領域では、非効率であるので、ランキンサイクル３１が運転されないようにするためである。

〈３〉極低回転速度域（所定値Ａの回転速度以下のアイドル回転速度域）は、ランキンサイクル非運転域とされる。極低回転速度域では、車速が低く走行風が弱いので、凝縮器３８の能力が低い。このような場合にランキンサイクル３１が運転されても、効率が悪い。そこで、このような場合に、ランキンサイクル３１が運転されては、無駄な運転による部品劣化が懸念される。そこで、このような場合には、ランキンサイクル３１が運転されないことで、部品劣化が少なくされ、部品寿命が延ばされて信頼性が高められる。

〈４〉高負荷域（所定値Ｃ以上のトルク領域）は、ランキンサイクル非運転域とされる。このような領域では、フリクションが高く、膨張機３７の効率が低い。このような非効率な状態では、ランキンサイクル３１は運転されない。

上記の所定値Ａ、Ｂ、Ｃは、ランキンサイクル３１が効率よく運転されるという観点で、適合によって定められ、エンジン２の熱効率の観点で定められるのではない。所定値Ａは、一例としては車速１０ｋｍ／ｈ相当のエンジン回転速度である。所定値ｂは、一例としては３０００ｒｐｍ程度である。

次にサーモスタット１５の開弁温度が説明される。なおここでは、電子制御のサーモスタットバルブ１５の制御を簡素化するために、サーモスタット１５の開弁温度は、図１１に示されたランキンサイクル３１の運転域、非運転域に対応させられる。すなわち、ランキンサイクル運転域が含まれる所定値Ｂ以下の回転速度域（網がけした領域）では、サーモスタット１５の開弁温度が相対的に高く設定される。所定値Ｂを超える回転速度域（破線で囲った領域）では、サーモスタット１５の開弁温度が相対的に低く設定される。一例としては、相対的に高い開弁温度は、１００℃である。相対的に低い開弁温度は、８２℃である。なお、これらの開弁温度は、全開になる温度が代表温度として示される。このようにランキンサイクル３１の制御域が２つに分けられ、各制御域に対して開弁温度が定められることで、ランキンサイクル運転域では、サーモスタット１５の開弁温度が相対的に高く設定される。

このようにして、本実施形態では、ランキンサイクル３１が運転されるときには、電子制御のサーモスタットバルブ１５の開弁温度が高く設定される。つまり、所定値Ｂの回転速度よりも低い場合にランキンサイクル３１が運転され、電子制御のサーモスタットバルブ１５の開弁温度が高く設定される。そして、エンジンの回転速度が所定の回転速度を超えるときは、ランキンサイクルが運転されない。

回転速度が所定値Ｂよりも小さいランキンサイクル運転域では、冷却水温度が１００℃に達するまで、電子制御のサーモスタットバルブ１５が閉じられる。この結果、冷却水は、バイパス冷媒通路１４に流れてラジエータ１１には流れない。冷却水温度が１００℃を越えたら、電子制御のサーモスタットバルブ１５が開かれる。この結果、冷却水が、ラジエータ１１には流れ、ラジエータ１１で冷却された冷却水がエンジンに供給される。

一方、所定値Ｂを超える場合は、冷却水温度が８２℃に達するまで、電子制御のサーモスタットバルブ１５が閉じられる。この結果、冷却水は、バイパス冷媒通路１４に流れてラジエータ１１には流れない。冷却水温度が８２℃を越えたら、電子制御のサーモスタットバルブ１５が開かれる。この結果、冷却水が、ラジエータ１１には流れ、ラジエータ１１で冷却された冷却水がエンジンに供給される。

以下では、開弁温度が２つ（８２℃、１００℃）である電子制御のサーモスタットバルブ１５の構成が、説明される。

機械式の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１の入口ポート１５ｂ）を遮断している。冷却水温度が所定値まで上昇すると、ワックスが膨張し体積変化する。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１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。

電子制御のサーモスタットバルブ１５は、容器内のワックス部分にヒータ１５ｅが組み込まれた構成である。ヒータ１５ｅが通電されれば、熱量が補填されて、冷却水温度が上記の所定値に達していなくても、バルブ本体１５ａが作動して流路（入口ポート１５ｂ）が開放される。つまり、ヒータ１５ｅが通電されれば、開弁温度が上記の所定値よりも低くなる。

非通電時には冷却水温度が１００℃で開弁し、通電時には冷却水温度が８２℃で開弁する仕様の電子制御サーモスタットバルブが市販されている。本実施形態では、このような電子制御サーモスタットバルブが使用される。

図１０に示されるように、ヒータ１５ｅには、常開のスイッチング素子１５ｆが直列に接続される。そして、直列接続の一方がバッテリ９のプラス端子に接続される。他方がアースに接続される。エンジンコントローラ７１は、クランク角センサ９１によって検出されるエンジン回転速度を入力する。またエンジンコントローラ７１は、アクセル開度センサ９２によって検出されるアクセル開度を入力する。そして、エンジンコントローラ７１は、これらの入力信号に基づいて、スイッチング素子１５ｆを制御して、ヒータ１５ｅの通電、非通電を制御する。

図１２のフローチャートが参照されて、この制御が説明される。図１２のフローチャートは、一定時間周期（例えば１０ｍｓ周期）で実行される。

ステップ１では、エンジンコントローラ７１は、クランク角センサ９１によって検出されるエンジン回転速度Ｎｅ、アクセル開度センサ９２によって検出されるアクセル開度を読み込む。

ステップ２では、エンジンコントローラ７１は、エンジン回転速度Ｎｅと、アクセル開度又は吸入空気量と、に基づいて、周知の方法を用いてエンジントルクを算出する。例えば、エンジンコントローラ７１は、エンジン回転速度Ｎｅとアクセル開度とから所定のマップを検索することによって、エンジントルクを算出する。

ステップ３では、エンジンコントローラ７１は、高負荷になったか否かを判定する。具体的には、エンジンコントローラ７１は、エンジントルクとエンジン回転速度Ｎｅとから定まった運転点が図１１の所定値Ｃよりも大きいトルク域に属するか否かを判定する。属すれば、高負荷である。判定結果が肯であれば、エンジンコントローラ７１は、ステップ６に処理を移行する。ステップ６では、エンジンコントローラ７１は、スイッチング素子１５ｆを閉じて、ヒータ１５ｅに通電する。これによって、電子制御のサーモスタットバルブ１５は、冷却水温度が８２℃になったときに開く。これによって、高負荷になったときのノッキングが抑制される。すなわち、高負荷になったときには、エンジンコントローラ７１は、ヒータ１５ｅに通電して電子制御のサーモスタットバルブ１５を低温側の８２℃で開く。すると、ラジエータ１１で冷却された冷却水がエンジン２に供給されるので、ノッキングが抑制される。

エンジンコントローラ７１は、ステップ３で判定結果が否であれば、ステップ４に処理を移行する。ステップ４では、エンジンコントローラ７１は、エンジン回転速度Ｎｅが所定値Ｂよりも小さいか否かを判定する。所定値Ｂは、ランキンサイクル運転域の回転速度上限を定める値であり、予め定められる。判定結果が肯であれば、エンジンコントローラ７１は、ステップ５に処理を移行する。ステップ５では、エンジンコントローラ７１は、スイッチング素子１５ｆに信号を出力しない。すると、スイッチング素子１５ｆは開状態のままであり、ヒータ１５ｅは非通電状態である。この結果、電子制御のサーモスタットバルブ１５の開弁温度は１００℃となる。つまり、ランキンサイクル３１が運転されるランキンサイクル運転域では、冷却水温度が１００℃となったときに電子制御のサーモスタットバルブ１５が開く。言い換えるとランキンサイクル運転域ではランキンサイクル非運転域より冷却水温度が高められ、膨張機３７の熱回収効率が向上させられる。

ステップ４の判定結果が否であれば、エンジンコントローラ７１は、ステップＳ６に処理を移行する。でエンジン回転速度Ｎｅが所定値Ｂを超えているときには、ヒータ１５ｅを通電状態とするためステップ６に進む。ステップ６では、エンジンコントローラ７１は、スイッチング素子１５ｆを閉じて、ヒータ１５ｅに通電する。これによって、電子制御のサーモスタットバルブ１５は、冷却水温度が８２℃になったときに開く。つまり、ランキンサイクル非運転域では冷却水温度が８２℃になったときに、電子制御のサーモスタットバルブ１５が開かれる。

上記の例では、エンジンの運転条件（負荷と回転数）に応じてランキンサイクルの運転領域と非運転領域とが分けられた。そして、冷却水温度の設定が変化させられた。しかしながら、これには限定されない。たとえば、エンジンの運転条件（負荷と回転数）に応じてランキンサイクルの運転領域と非運転領域とが分けられるのではなく、同じエンジンの運転条件の下で、ランキンサイクルの運転領域と非運転領域とが分けられてもよい。そして、ランキンサイクルの運転領域と非運転領域とで、冷却水温度の設定が変化させられてもよい。

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、ランキンサイクル運転域ではランキンサイクル非運転域に比べて冷却水温度が相対的に高くなる。この結果、熱交換器３６の出口のガス冷媒の温度、圧力が高くなり、膨張機３７の熱回収効率が向上する。一方、ランキンサイクル非運転域では冷却水温度が相対的に低くなるので、ノッキングが抑制される。

またランキンサイクル３１が運転される場合に、冷却水温度を相対的に高くすることによって膨張機３７の熱回収効率が向上する領域は、エンジン２の熱負荷が少ない低・中負荷（又は低・中回転速度）領域とされる。すなわち、エンジン出力が小さくエンジンフリクション削減による燃費改善の余地が大きい領域にした。この結果、エンジンフリクションも低減される。

本実施形態によれば、開弁温度を任意に設定できる電子制御のサーモスタットバルブ１５を用いる。そして、ランキンサイクル３１が運転されるときに、ランキンサイクル３１が運転されないときよりも、開弁温度が高く設定される（図１２のステップ２〜４参照）。このため装置が容易に実現される。

本実施形態によれば、エンジン２が高負荷になったときには開弁温度が、ランキンサイクルが運転されないときと同じである（図１２のステップ３、６参照）。したがって、高負荷でのノッキングが抑制される。

熱交換器３６は、バイパス冷却水通路１４に設けられる。このように構成されているので、バイパス冷却水通路１４を流れる冷却水と冷媒とが熱交換する。高温に設定されれば、バイパス冷却水通路１４を流れる冷却水の量が増えるので、ランキンサイクル３１が運転されるときに、冷却水と冷媒とが効率よく熱交換する。

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。

実施形態では、電子制御のサーモスタットバルブで説明されたが、例えばデューティ制御可能なバルブであってもよい。この場合、ランキンサイクルが運転されるときに、ランキンサイクルが運転されないときよりも、開弁量が少なく設定されればよい。

本願は、２０１１年９月３０日に日本国特許庁に出願された特願２０１１−２１６７８６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って本明細書に組み込まれる。

【０００３】
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。
［００１０］
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。
［００１１］
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。
［００１２］
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、エンジン２を停止し、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。
［００１３］
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。
［００１４］
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

【０００４】
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。
［００１５］
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。
［００１６］
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にはバイパス冷却水通路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。
［００１７］
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

【０００６】
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、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。
［００２３］
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超えるほどの高温（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。
［００２４］
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。
［００２５］
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

【０００７】
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によって接続されている。
［００２６］
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。
［００２７］
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。
［００２８］
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。
［００２９］
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

【００１１】
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。
［００４１］
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。
［００４２］
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、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。
［００４３］
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

【００１６】
２に戻す。バイパス冷却水通路１４は、ラジエータ１１をバイパスし、第２冷却水通路１３ｂに合流する。
［００６４］
ところで、ランキンサイクルが運転されるときと運転されないときとでは、最も効率が良いときの冷却水温度が異なる。これについて、図１３が参照されて説明される。図１３の横軸は、エンジンの冷却水温度を示す。縦軸は、効率（消費燃料の発熱量から仕事として取り出すことができる割合）を示す。図１３は、所定のエンジン運転条件（例えば所定の負荷と回転数）において、ランキンサイクルが運転されるときの冷却水温度と効率との相関を示す。また同じエンジン運転条件において、ランキンサイクルが運転されないときの冷却水温度と効率との相関を示す。
［００６５］
図１３に示されるように、ランキンサイクルが運転されないときは、８０℃〜９５℃の範囲で最も効率が良い。そこで、多少の温度変化があっても高効率が保たれるように、冷却水温度は、中央付近の温度（例えば８５℃）に設定されることが好ましい。一方、ランキンサイクルが運転されるときは、ランキンサイクルが運転されないときよりも高温側で効率が良くなる。ランキンサイクルが運転されれば、廃熱が回収されることで、冷却損失又は排気損失が減らされるからである。そこで、少なくともエンジンがノッキングしない範囲で、冷却水が高めの温度（８５℃よりも高い温度）に設定されることが望ましい。
［００６６］
このように、エンジン運転条件が同じであっても、ランキンサイクルが運転されるときの冷却水温度が、運転されないときの冷却水温度に比べて、高く設定されることで、全体としての効率が高くなる。
［００６７］
このように、熱交換器３６の出口から出るガス冷媒の温度・圧力が高いほど、膨張機３７の熱回収効率が向上する。そこで、本発明者は、ノッキングが抑制される範囲で冷却水温度をできる限り高くすることを発想した。
［００６８］
従来、冷却水通路１３とバイパス冷却水通路１４との合流場所に、機械式のサーモスタットバルブが設けられた装置がある。この従来装置について、容易に理解されるように、ここでは、図１サーモスタットバルブが、機械式

【００２０】
温度が相対的に高く設定される。所定値Ｂを超える回転速度域（破線で囲った領域）では、サーモスタット１５の開弁温度が相対的に低く設定される。一例としては、相対的に高い開弁温度は、１００℃である。相対的に低い開弁温度は、８２℃である。なお、これらの開弁温度は、全開になる温度が代表温度として示される。このようにランキンサイクル３１の制御域が２つに分けられ、各制御域に対して開弁温度が定められることで、ランキンサイクル運転域では、サーモスタット１５の開弁温度が相対的に高く設定される。
［００８５］
このようにして、本実施形態では、ランキンサイクル３１が運転されるときには、電子制御のサーモスタットバルブ１５の開弁温度が高く設定される。つまり、所定値Ｂの回転速度よりも低い場合にランキンサイクル３１が運転され、電子制御のサーモスタットバルブ１５の開弁温度が高く設定される。そして、エンジンの回転速度が所定の回転速度を超えるときは、ランキンサイクルが運転されない。
［００８６］
回転速度が所定値Ｂよりも小さいランキンサイクル運転域では、冷却水温度が１００℃に達するまで、電子制御のサーモスタットバルブ１５が閉じられる。この結果、冷却水は、バイパス冷却水通路１４に流れてラジエータ１１には流れない。冷却水温度が１００℃を超えたら、電子制御のサーモスタットバルブ１５が開かれる。この結果、冷却水が、ラジエータ１１に流れ、ラジエータ１１で冷却された冷却水がエンジンに供給される。
［００８７］
一方、所定値Ｂを超える場合は、冷却水温度が８２℃に達するまで、電子制御のサーモスタットバルブ１５が閉じられる。この結果、冷却水は、バイパス冷却水通路１４に流れてラジエータ１１には流れない。冷却水温度が８２℃を超えたら、電子制御のサーモスタットバルブ１５が開かれる。この結果、冷却水が、ラジエータ１１に流れ、ラジエータ１１で冷却された冷却水がエンジンに供給される。
［００８８］
以下では、開弁温度が２つ（８２℃、１００℃）である電子制御のサーモスタットバルブ１５の構成が、説明される。
［００８９］
機械式の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（

【００２３】
のサーモスタットバルブ１５の開弁温度は１００℃となる。つまり、ランキンサイクル３１が運転されるランキンサイクル運転域では、冷却水温度が１００℃となったときに電子制御のサーモスタットバルブ１５が開く。言い換えるとランキンサイクル運転域ではランキンサイクル非運転域より冷却水温度が高められ、膨張機３７の熱回収効率が向上させられる。
［００９８］
ステップ４の判定結果が否であれば、エンジンコントローラ７１は、ステップＳ６に処理を移行する。エンジン回転速度Ｎｅが所定値Ｂを超えているときには、ヒータ１５ｅを通電状態とするためステップ６に進む。ステップ６では、エンジンコントローラ７１は、スイッチング素子１５ｆを閉じて、ヒータ１５ｅに通電する。これによって、電子制御のサーモスタットバルブ１５は、冷却水温度が８２℃になったときに開く。つまり、ランキンサイクル非運転域では冷却水温度が８２℃になったときに、電子制御のサーモスタットバルブ１５が開かれる。
［００９９］
上記の例では、エンジンの運転条件（負荷と回転数）に応じてランキンサイクルの運転領域と非運転領域とが分けられた。そして、冷却水温度の設定が変化させられた。しかしながら、これには限定されない。たとえば、エンジンの運転条件（負荷と回転数）に応じてランキンサイクルの運転領域と非運転領域とが分けられるのではなく、同じエンジンの運転条件の下で、ランキンサイクルの運転領域と非運転領域とが分けられてもよい。そして、ランキンサイクルの運転領域と非運転領域とで、冷却水温度の設定が変化させられてもよい。
［０１００］
次に、本実施形態の作用効果が説明される。
［０１０１］
本実施形態によれば、ランキンサイクル運転域ではランキンサイクル非運転域に比べて冷却水温度が相対的に高くなる。この結果、熱交換器３６の出口のガス冷媒の温度、圧力が高くなり、膨張機３７の熱回収効率が向上する。一方、ランキンサイクル非運転域では冷却水温度が相対的に低くなるので、ノッキングが抑制される。
［０１０２］
またランキンサイクル３１が運転される場合に、冷却水温度を相対的に高

Claims (6)

1. 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熱交換器、熱交換器から出た冷媒を用いて動力を発生させる膨張機、膨張機を出た冷媒を凝縮させる凝縮器、凝縮器から出た冷媒を熱交換器に供給する冷媒ポンプ、を備えるランキンサイクルと、
   ランキンサイクルが運転されるときにはランキンサイクルが運転されないときに比べて高温の冷却水が流れる冷却水通路と、
   を含むエンジン廃熱利用装置。
2. 請求項１に記載のエンジン廃熱利用装置において、
   前記冷却水通路は、
   エンジンを出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して第２冷却水通路に合流するバイパス冷却水通路と、
   開弁量が任意に設定され、閉弁状態では冷却水をラジエータに流さずバイパス冷却水通路に流し、開弁状態では冷却水をラジエータに流すバルブと、
   を備え、
   前記バルブは、ランキンサイクルが運転されるときにはランキンサイクルが運転されないときに比べて開弁量が小さく設定される、
   エンジン廃熱利用装置。
3. 請求項１に記載のエンジン廃熱利用装置において、
   前記冷却水通路は、
   エンジンを出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して第２冷却水通路に合流するバイパス冷却水通路と、
   開弁温度が任意に設定され、閉弁状態では冷却水をラジエータに流さずバイパス冷却水通路に流し、開弁状態では冷却水をラジエータに流すバルブと、
   を備え、
   前記バルブは、ランキンサイクルが運転されるときにはランキンサイクルが運転されないときに比べて開弁温度が高く設定される、
   エンジン廃熱利用装置。
4. 請求項３に記載のエンジン廃熱利用装置において、
   前記バルブは、エンジンが高負荷での開弁温度が、ランキンサイクルが運転されないときと同じに設定される、
   エンジン廃熱利用装置。
5. 請求項２から請求項４までのいずれか１項に記載のエンジン廃熱利用装置において、
   熱交換器は、バイパス冷却水通路に設けられ、バイパス冷却水通路を流れる冷却水と冷媒とを熱交換させる、
   エンジン廃熱利用装置。
6. エンジンの回転速度が所定の回転速度以下のときには、所定の回転速度を超えるときに比べて高温の冷却水が流れる冷却水通路と、
   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熱交換器、熱交換器から出た冷媒を用いて動力を発生させる膨張機、膨張機を出た冷媒を凝縮させる凝縮器、凝縮器から出た冷媒を熱交換器に供給する冷媒ポンプ、を備え、エンジンの回転速度が所定の回転速度以下のときに運転され、エンジンの回転速度が前記所定の回転速度を超えるときには運転されないランキンサイクルと、
   を含むエンジン廃熱利用装置。

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