WO2004015253A1

WO2004015253A1 - 熱交換器における作動媒体の供給制御装置

Info

Publication number: WO2004015253A1
Application number: PCT/JP2002/008195
Authority: WO
Inventors: Tsuyoshi Baba
Original assignee: Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha
Priority date: 2002-08-09
Filing date: 2002-08-09
Publication date: 2004-02-19
Also published as: JP3923496B2; EP1541824A1; JPWO2004015253A1; US20060112682A1; EP1541824A4

Description

明細書熱交換器における作動媒体の供給制御装置発明の分野

本発明は、熱エネルギーが変化する高温の熱媒体と伝熱管の内部を流れる低温の作動媒体との間で熱交換を行う熱交換器に関する。

背景技術

日本実公平 2— 3 8 1 6 2号公報には、一定速度で回転するエンジンの排気ガスを熱源とする廃熱貫流ボイラが発生する蒸気温度を目標蒸気温度と比較し、蒸気温度が目標蒸気温度に一致するように廃熱貫流ポイラへの給水量をフィードバック制御するものにおいて、廃熱貫流ボイラの出口の蒸気圧力に基づいて算出したフィードフォワード信号をフィードバック信号に加算することにより、ェンジンの負荷の変動を補償して制御精度の向上を図るものが記載されている。

一般に、エンジンの排気ガスで水を加熱して蒸気を発生させる蒸発器では、ェンジンの排気ガスが蒸発器に達するまでに排気パルプシート、排気バルブ、排気ポート等により冷却されてしまうだけでなく、エンジンの低負荷運転領域では排気ガスの流量が小さいために前記排気ガスの温度低下量も大きくなる。

排気ガスと水との間で熱交換を行う蒸発器では、高温の排気ガスと低温の蒸気 (水）との温度差が大きいほど熱交換効率が高くなる。熱交換器の熱交換エネルギー Qは、熱交換器の伝熱面積を A p i pとし、熱貫流量を Kとし、排気ガス温度を T g a sとし、蒸気（水）温度を T s t e a mとすると、

Q = A p i p X K X (T g a s— Τ s t e a m) で与えられる。熱交換エネルギー Qを増加させるために、伝熱面積 A p i：を増加させることは蒸発器の大型化を招くために好ましくなく、また熱貫流量 Kを増加させるには排気ガスの流速を上げることが必要になり、そのために圧力損失による背圧の増加が発生してェンジン性能が低下する問題がある。

図 1 5は排気ガス温度と蒸気温度とで決まる蒸発器の効率を示すもので、排気ガス温度が低い場合には、高温の蒸気を発生させようとすると熱交換効率が低くなる。一方、蒸発器で発生した蒸気で作動する膨張機は、原理的には入口における蒸気のェンタルピーが高いほど効率が良くなるが、現実には膨張機の壁面への放熱や蒸気のリークが存在するため、蒸気の供給量が少ないほど損失の影響が大きくなる。図 1 6における実線は蒸気温度と蒸気流量とで決まる膨張機の効率を示すラインであり、破線は蒸発器において排気ガスの入口温度と蒸気温度とを変えたときの蒸気流量を示すラインである。理想的には蒸気温度が高いほど膨張機の効率は良くなるが、実際には高い蒸気温度で供給流量が少ない場合よりは、低い蒸気温度で供給流量が多い場合のほうが効率は良くなる。

上記日本実公平 2— 3 8 1 6 2号公報に記載されたものは、蒸気温度を.目標蒸気温度に精密に一致させることを目的としており、廃熱貫流ポイラの伝熱管において発生する熱マス損失の低減を図るものではない。

ところで、例えば車両の加速時、つまりエンジンの低負荷時から高負荷時への過渡期に、蒸発器において発生する蒸気の目標温度を排気ガスの温度上昇に応じて上昇させるような制御を行うと、上記過渡期には排気通路の熱マスや蒸発器の熱マスの影響でエンジンが高負荷状態になつてから排気ガスの温度が上昇するまでに数秒〜十秒程度の時間遅れが発生するため、蒸発器の伝熱管の温度が上昇して発生する蒸気の温度が目標温度に達するまでに数十秒程度の時間遅れが発生すことになる。

車両の実際の走行を考慮すると、エンジンの出力変化の過渡期間の時間間隔は数秒程度の楊合が多く、エンジンの定常運転状態での蒸発器の最大効率を狙って排気ガス温度の変化に応じて目標蒸気温度を変化させても、前記過渡期には熱マス損失が発生して排気ガスの熱エネルギーを有効に回収できなくなる問題が発生する。

発明の開示

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、熱媒体の熱エネルギーが変化する過渡期における熱交換器の伝熱管での熱マス損失を最小限に抑えて熱媒体の熱エネルギーの回収効率を最大限に高めることを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明の第 1の特徴によれば、熱エネルギーが変化する高温の熱媒体と伝熱管の内部を流れる低温の作動媒体との間で熱交換を行う熱交換器において、熱媒体の温度、圧力および質量流量を検出する熱媒体測定センサと、作動媒体の温度、圧力および質量流量を検出する作動媒体測定センサと、熱媒体測定センサおよび作動媒体測定センサの検出値に基づいて将来の作動 '媒体の基準供給量を予測する基準供給量予測手段と、伝熱管の単位時間あたりの熱量変化を算出する熱量変化算出手段と、熱量変化算出手段で算出した熱量変化に基づいて作動媒体の補正供給量を算出する補正供給量算出手段と、基準供給量予測手段で予測した基準供給量および補正供給量算出手段で算出した補正供給量に基づいて作動媒体の目標供給量を算出する目標供給量算出手段とを備えたことを特徴とする、熱交換器における作動媒体の供給制御装置が提案される。

上記構成によれば、熱媒体測定センサおよび作動媒体測定センサの検出値に基づいて予測した将来の作動媒体の基準供給量を、伝熱管の単位時間あたりの熱量変化に基づいて算出した補正供給量で補正して作動媒体の目標供給量を算出するので、熱媒体の持つ熱エネルギーが非定常に変化しても伝熱管において発生する熱マス損失を最小限に抑えることができる。

また本発明の第 2の特徴によれば、上 f3第 1の特徴に加えて、熱量変化算出手段は、熱媒体測定センサおよび作動媒体測定センサの検出値に基づいて伝熱管の単位時間あたりの熱量変化を算出することを特徴とする熱交換器における作動媒体の供給制御装置が提案される。 ·

上記構成によれば、伝熱管の単位時間あたりの熱量変化を熱媒体測定センサおよび作動媒体測定センサの検出値に基づいて検出するので、伝熱管の単位時間あたりの熱量変化を精密に検出することができる。

また本発明の第 3の特徴によれば、上記第 1の特徴に加えて、伝熱管の温度分布を測定する伝熱管温度分布測定センサを備え、熱量変化算出手段は、伝熱管温度分布測定センサの検出値に基づいて伝熱管の単位時間あたりの熱量変化を算出することを特徴とする作動媒体の供給制御装置が提案される。

上記構成によれば、伝熱管の単位時間あたりの熱量変化を伝熱管温度分布測定センサの検出値に基づいて検出するので、伝熱管の単位時間あたりの熱量変化を精密に検出することができる。

また本発明の第 4の特徴によれば、上記第 1〜第 3の何れかの特徴に加えて、熱媒体がエンジンの排気ガスであることを特徴とする熱交換器における作動媒体の供給制御装置が提案される。

上記構成によれば、エンジンの排気ガスを熱媒体として利用するので、ェンジンの廃熱を有効に利用して熱交換器を作動させることができる。

図面の簡単な説明

図 1〜図 1 4は本発明の一実施例を示すもので、図 1は蒸発器への給水量の制御系の全体構成を示す図、図 2は比較例の熱マス損失を示すグラフ、図 3は実施例の熱マス損失を示すグラフ、図 4 A〜図 4 Cは熱マス損失を低減する原理の説明図、図 5は蒸発器への給水量制御のフローチャートの第 1分図、図 6は蒸発器への給水量制御のフローチャートの第 2分図、図 7は排気ガスの質量流量を予測する手法の説明図、図 8は比較例の排気ガス温度、給水量および測定蒸気温度の変化を示すグラフ、図 9は比較例の排気ガス熱交換エネルギー、蒸気熱交換エネルギ一および熱マス損失エネルギーの変化を示すグラフ、図 1 0は比較例の伝熱管の位置と温度との関係を示すグラフ、図 1 1は実施例の排気ガス温度、給水量および測定蒸気温度の変化を示すグラフ、図 1 2は実施例の排気ガス熱交換エネルギ一、蒸気熱交換エネルギーおよび熱マス損失エネルギーの変化を示すグラフ、図 1 3は実施例の伝熱管の位置と温度との関係を示すグラフ、図 1 4はクレーム対応図である。

図 1 5は排気ガス温度と蒸気温度とで決まる蒸発器の効率を示すグラフである。

図 1 6は蒸気温度および蒸気流量で決まる膨張機の効率と、排気ガスの入口温度および蒸気温度を変えたときの蒸気流量とを示すグラフである。

発明を実施するための最良の形態

以下、本発明の実施例を添付図面に基づいて説明する。

図 1に示すように、エンジン Eの排気マ二ホールド 1 1には蒸発器 1 2、排気管 1 3、排気ガス浄化触媒 1 4および排気管 1 5が直列に接続されており、蒸発器 1 2には給水ュニット 1 6が接続される。給水ュニット 1 6から供給された水は伝熱管 1 7内を流れるときに排気ガスとの間で熱交換し、高温高圧の蒸気となつて図示せぬ膨張機に供給される。 W

5

蒸発器 12の入口側の排気マ二ホールド 1 1に設けられた排気ガス入口測定センサ S 1は、排気ガス入口温度 Tg a s— i nと、排気ガス入口圧力 P g a s— i nと、排気ガス質量流量 Gg a sとを検出する。蒸発器 12の出口側の排気管 13に設けられた排気ガス出口測定センサ S 2は、排気ガス出口温度 Tg a s— ou tと、排気ガス出口圧力 P g a s— ou tとを検出する。尚、前記排気ガス質量流量 Gg a sは、燃料供給量の指示値および空燃比の指示値から算出可能であり、あるいは燃料供給量の指示値および吸入空気量の質量流量の測定値から算出可能である。

蒸発器 12の水入口に設けられた水入口測定センサ S 3は、水入口温度 T s t e am— i nと、 zK入口圧力 P s t e am— i nと、水質量流量 G s t e amとを検出する。蒸発器 12の蒸気出口に設けられた蒸気出口測定センサ S 4は、蒸気出口温度 T s t e s m— o u tと、蒸気出口圧力 P s t e am— o u tとを検出する。尚、前記水質量流量 Gs t e amは、給水ュニット 16から供給される水の圧力や流量制御弁の開度から算出可能であり、流量計で直接測定することもできる。伝熱管計測用ュニット S 5は、伝熱管 17の複数に分割された各々の要素の伝熱管温度 T iを検出する。

そして、前記排気ガス入口温度 Tg a s_i n、'排気ガス入口圧力 P g a s— i n、排気ガス質量流量 Gg a s、排気ガス出口温度 T g a s— o u t、排気ガス出口圧力 P g a s— o u t、水入口温度 T s t e am— i n、水入口圧力 P s t e am— i n、水質量流量 G s t e am、蒸気出口温度 T s t e am— o u t 、蒸気出口圧力 P s t e am— o u tおよび伝熱管温度 T iが入力された給水制御装置 Uは、給水ュニット 16を介して蒸発器 12への給水量を制御する。

さて、本発明ではエンジン Eの運転状態の変化に対して、蒸発器 12の伝熱管 17の温度分布（つまり伝熱管温度 T i) に着目して適切な給水量を設定することで、蒸発器 12の熱マス損失を低減するようになっている。以下、その原理を図 2および図 3を参照して説明する。

図 2〜図 4 Cはエンジン Eの運転状態の過渡期に発生する熱マス損失のィメージ図であって、横軸は蒸発器 12内の伝熱管 17の位置を示し、縦軸は伝熱管計測用ュニット S 5で検出した伝熱管温度 T iを示している。低負荷時の定常状態温度分布は鎖線で示され、高負荷時の定常状態温度分布は実線で示され、過渡期の温度分布は破線で示される。また図 4 A〜図 4 Cは排気ガスから伝熱管 1 7への伝熱量と伝熱管 1 7から水（蒸気）への伝熱量の大きさを模式的に示すもので、図 4 Aは定常状態を示し、図 4 Bは比較例の過渡期を示し、図 4 Cは本発明の過渡期を示している。

図 2は比較例を示すもので、低負荷時の定常状態温度分布（鎖線参照）と高負荷時の定常状態温度分布（実線参照）とが a点で交差しており、 a点よりも排気ガスの入口側では高負荷時の温度分布が低負荷時の温度分布よりも高く、かつその差分が大きくなつているのに対し、 a点よりも排気ガスの出口側では高負荷時の温度分布が低負荷時の温度分布よりも低く、かつその差分が小さくなっている。従来の制御では、低負荷時に比較的に低温の蒸気を発生させる状態から高負荷時に比較的に高温の蒸気を発生させる状態に移行させるには、蒸発器 1 2への給水量を減少させて伝熱管 1 7の温度を上昇させることになる。

このとき、 a点よりも排気ガスの入口側では低負荷時の温度分布から過渡期の温度分布に向けて伝熱管 1 7の温度が比較的に大きく上昇するのに対し、 a点よりも排気ガスの出口側では低負荷時の温度分布から過渡期の温度分布に向けて伝熱管 1 7の温度が殆ど低下しないため、斜線で示す熱マス損失が発生する。つまり、過渡期に排気ガスの熱エネルギーが a点よりも排気ガスの入口側の伝熱管 1 7の温度を上昇させるのに使用されてしまい、蒸気温度を上昇させるの使用されなくなつて熱マス損失が発生する。

これを図 4 Aおよび図 4 Bを用いて更に説明すると、図 4 Aに示す定常状態から図 4 Bに示す過渡期に移行したときに、発生する蒸気の温度を上昇させるベく蒸発器 1 2への給水量を減少させると、排気ガスから伝熱管 1 7に伝達される伝熱量と伝熱管 1 7から水（蒸気）に伝達される伝熱量との関係により、伝熱管 1 7の全ての領域で伝熱管 1 7の温度が上昇してしまう。

それに対して、図 3に示す本発明では、 a点よりも排気ガスの入口側では低負荷時の温度分布から過渡期の温度分布に向けて伝熱管 1 7の温度が上昇するのに対し、 a点よりも排気ガスの出口側では低負荷時の温度分布から過渡期の温度分布に向けて伝熱管 1 7の温度が低下するため、右下がりの斜線で示すプラスの熱マス損失と、右上がりの斜線で示すマイナスの熱マス損失とが並行して発生する。マイナスの熱マス損失とは、伝熱管 1 7の温度が低下する際に伝熱管 1 7の持つ熱エネルギーが蒸気温度を上昇させることをいう。そして蒸発器 1 2への給水量を適切に制御して前記プラスの熱マス損失とマイナスの熱マス損失とを相殺すれば、排気ガスの熱エネルギーを蒸気の温度上昇に有効に利用することができるこれを図 4 Aおよび図 4 Cを用いて更に説明すると、図 4 Aに示す定常状態から図 4 Cに示す過渡期に移行したときに、蒸発器 1 2への給水量を適度に増加させると、排気ガスから伝熱管 1 7に伝達される伝熱量と伝熱管 1 7から水（蒸気 ) に伝達される伝熱量との関係により、排気ガスの入口側で伝熱管 1 7の温度が上昇するのに対し、排気ガスの出口側で伝熱管 1 7の温度が低下する。

図 1 4のクレーム対応図に示すように、給水制御装置 Uは基準供給量予測手段 M lと、熱量変化算出手段 M 2と、補正供給量算出手段 M 3と、目標供給量算出手段 M 4とを備える。基準供給量予測手段 M 1は、熱媒体測定センサ S 1 , S 2 (排気ガス入口測定センサ S 1および排気ガス出口測定センサ S 2 ) および作動媒体測定センサ S 3 , S 4 (水入口測定センサ S 3および蒸気出口測定センサ S 4 ) の検出値に基づいて将来の作動媒体の基準供給量 G s t e a m一 s e tを予測する。熱量変化算出手段 M 2は、熱媒体測定センサ S l， S 2および作動媒体測定センサ S 3 , S 4の検出値に基づいて間接的に伝熱管 1 7の単位時間あたりの熱量変化 Qm a sを算出し、あるいは伝熱管温度分布測定センサ S 5 (伝熱管計測用ュニット S 5 ) の検出値に基づいて直接的に伝熱管 1 7の単位時間あたりの熱量変化 Qm a sを算出する。補正供給量算出手段 M 3は、熱量変化算出手段 M 2で算出した熱量変化 Qm a sに基づいて作動媒体の補正供給量 d G s t e a mを算出する。そして目標供給量算出手段 M 4は、基準供給量予測手段 M 1で予測した基準供給量 G s t e a m— s e tおよび補正供給量算出手段 M 3で算出した補正供給量 d G s t e a mに基づいて作動媒体の目標供給量 G s t e a m— t a r g e tを算出する。

次に、図 5および図 6のフローチャートを参照して、給水制御装置 Uによる蒸発器 1 2への給水量の制御内容を説明する。尚、単位時間あたりの伝熱管 1 7の熱量変化 Qma sを算出する手法として間接法と直接法とがあるが、最初に間接法について説明する。

先ずステップ ST1で、前記各センサ S 1〜S 4 (伝熱管計測用ユニット S 5 は除ぐ）により時刻 nにおけるデ一タを測定し、続くステップ ST 2で、排気ガスおよび水（蒸気）の単位時間あたりの熱量変化 Qg a s , Q s t e amを求めるべく、排気ガスおよび水（蒸気）のェンタルピー Hg a s— i n, Hs t e a m一 i n， H g a s _ o u t , Hs t e a n― o u tを計算する。

即ち、蒸発器 12の入口での排気ガスのェンタルピー Hg a s_i nは、蒸発器 12の入口での排気ガスの圧力 P g a s— i nおよび温度 Tg a s— i nからマップ検索され、蒸発器 12の入口での水のェンタルピー Hs t e am— i nは、蒸発器 12の入口での水の圧力 P s t e am— i nおよび温度 T s t e am— i nからマップ検索され、蒸発器 12の出口での排気ガスのェンタルピー Hg a s_o u tは、蒸発器 12の出口での排気ガスの圧力 P g a s_o i tおよび温度 Tg a s— ou tからマップ検索され、蒸発器 12の出口での水のェンタルピ一 H s t e am_o u tは、蒸発器 12の出口での水圧力 P s t e am— o u tおよび温度 Ts t e a m_ o u tからマップ検索される。

そして排気ガス単位時間あたりの熱量変化 Qg a sを、排気ガス質量流量 Gg a s、蒸発器 12の入口での排気ガスのェンタルピー Hg a s— i nおよび蒸発器 12の出口での排気ガスのェンタルピー Hg a s— o u tを用いて、

Qg a s=Gg a s X (Hg a s― i n— Hg a s一 ou t) により算出する。また水（蒸気）の単位時間あたりの熱量変化 Q s t e amを、水質量流量 Gs t e am, 蒸発器 12の入口での水のェンタルピー H s t e am — i nおよび蒸発器 12の出口での水のェンタルピー H s t e am— o u tを用いて、

Q s t e am= G s t e am

X (H s t e am i n— Hs t e am ou t) により算出する。

以上のようにして算出された排気ガスの単位時間あたりの熱量変化 Qg a sおよび水（蒸気）の単位時間あたりの熱量変化 Qs t e arnは、原理的には Qg a s =熱量変化 Q s t e amであるが、実際には蒸発器 12の内部での放熱ロスがあるため、ステップ ST3で排気ガス入口温度 Tg a s_i nおよび蒸気出口温度 Ts t e am_ou tを用いたマップ用いて定常状態での熱交換効率 77を検索し、この熱交換効率 ?7を用いて補正を行う。熱交換効率 7の意味は、定常状態においては、

Q g a s X 7} =Q s t e am

が成立するものである。

続くステップ ST 4で単位時間あたりの伝熱管 17の熱量変化 Qm a sを、

Qma s =Q g a s X 77— Qs t e am

で計算することにより、ステップ ST 15で単位時間あたりの伝熱管 17の熱量変化 Qm a sが求められる。

次に、単位時間あたりの伝熱管 17の熱量変化 Qma sの直接法による算出について説明する。

先ずステップ ST 1で、前記伝熱管計測用ュニット S 5により時刻 nにおける伝熱管 1 7の各部の温度 T iを測定した後、ステップ ST 6で単位時間あたりの伝熱管 17の熱量変化 Qm a sを、

Qma s =∑M i XC p i X {T i (n) — T i (n - l)} /d t により算出する。ここで、 M iは分割した伝熱管 17の要素 iの質量、 Cp iは分割した伝熱管 17の要素 iの比熱、 T i (n) は時刻 nでの要素 iの温度、 T i ( n _ 1 ) は時刻 n— 1での要素 iの温度、 d Tが時刻 n， n— 1の経過時間である。記号∑は、 M i XCp i X {T i (n) -T i (n— l)} /d tを全ての要素 iについて加算することを示している。

以上のようにして間接法あるいは直接法で単位時間あたりの伝熱管 17の熱量変化 Qma sが求まると、ステップ ST 7で単位時間あたりの伝熱管 17の熱量変化 Qma sにゲイン GA I Nを乗算することで、補正給水量 d G s t e amを d G s t e am- Qma s X GA I N

により算出する。

続くステップ ST 8で、時刻 nでのデータに基づいて時刻 n+ 1での排気ガス質量流量 Gg a s— n+ 1を予測する。即ち、図 7に示すように、エンジン Eの負荷をステップ状に増加させたときに、排気ガス質量流量 Gg a sの変化の応答遅れを予め測定しておき、この応答遅れを考慮して時刻 n+ 1での排気ガス質量流量 Gg a s_n+ 1を予測する。続くステップ S T 9で基準給水量 G s t e a m — s e tを、，

G s t e am― s e t = G g a s― n + 1

X (Hg a s― i n— Hg a s― ou t)

÷ (H s t e a m― ou t— Hs t e arn i n) により算出する。そしてステップ ST 10で、基準給水量 Gs t e am— s e t と補正給水量 dG s t e amとを用いて、目標給水量 G s t e am— t a r g e tを、

G s t e a m― t a r g e t=Gs t e a m― s e t +dGs t e am により算出し、この目標給水量 G s t e am— t a r g e tに基づいて蒸発器.1 2に対する給水量の制御を行う。

図 8〜図 10のグラフは比較例を示すもので、エンジン Eの回転数を所定回転数に維持して負荷（吸気負圧）を所定範囲にステップ状に変化させ、目標蒸気温度を所定温度に設定した場合のものである。

図 8において、エンジン Eの負荷が'増加して排気ガスの温度が上昇すると給水量は一旦大きく減少した後に増加し、測定蒸気温度は約 5秒後に目標蒸気温度である所定温度に収束している。

図 9に示すように、排気ガス熱交換エネルギー（排気ガスが水（蒸気）に与えるエネルギー）は次第に増加するのに対し、蒸気熱交換エネルギー（水（蒸気）が排気ガスから受け取るエネルギー）は一旦大きく減少した後に増加している。その結果、排気ガス熱交換エネルギーと蒸気熱交換エネルギーとの差分に相当するエネルギーが、伝熱管 17の全域の温度上昇に費やされる熱マス損失エネルギ一となり（図 10参照）、蒸発器 12の効率が低下することが分かる。

一方、図 11〜図 13のグラフは実施例を示すもので、図 11において、ェンジン Eの負荷が増加して排気ガスの温度が上昇すると、給水量は減少することなく排気ガスの温度上昇に追従して増加した後に漸減し、測定蒸気温度は目標蒸気温度である所定温度に向けて漸増している。

図 1 2に示すように、排気ガス熱交換エネルギー（排気ガスが水（蒸気）に与えるエネルギー）と、蒸気熱交換エネルギー（水（蒸気）が排気ガスから受け取るエネルギー）とは殆ど同じパターンで増加している。その結果、排気ガス熱交換エネルギーと蒸気熱交換エネルギーとの差分に相当する熱マス損失エネルギーは殆ど 0になり、蒸発器 1 2の効率が向上することが分かる。その理由は、伝熱管 1 7の温度が排気ガスの入口側で上昇して出口側で低下することで、排気ガスから伝熱管 1 7に奪われる熱エネルギーと、伝熱管 1 7から水（蒸気）に与えられる熱エネルギーとが相殺されるためである（図 1 3参照）。

以上、本発明の実施例を詳述したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。 ' 例えば、実施例ではエンジン Eの負荷が増加する過渡期について説明したが、エンジン Eの負荷が減少する過渡期においても同様の作用効果を達成することができる。

また実施例では作動媒体として水（蒸気）を用いているが、その他の任意の作動媒体を採用することができる。

また実施例では熱媒体としてエンジン Eの排気ガスを用いているが、他の任意の熱媒体を採用することができる。

また実施例では熱交換器として蒸発器 1 2を例示したが、本発明は蒸発器 1 2 以外の熱交換器に対して適用することができる。

産業上の利用可能性

以上のように、本発明はエンジンの排気ガスの熱エネルギーを機械エネルギーに変換するランキンサイクル装置用の熱交換器に対して好適に適用可能であるが、その他の任意の用途の熱交換器に対しても適用することができる。

Claims

請求の範囲

1. 熱エネルギーが変化する高温の熱媒体と伝熱管（17) の内部を流れる低温の作動媒体との間で熱交換を行う熱交換器において、

熱媒体の温度（T g a s— i n, Tg a s— ou t)、圧力（P g a s— i n ， P g a s_ou t) および質量流量（Gg a s) を検出する熱媒体測定センサ (S 1, S 2) と、

作動媒体の温度（T s t e am— i n, T s t e s m_o u t )、圧力（P s t e am— i n, P s t e s m_o u t ) および質量流量 (G s t e am) を検出する作動媒体測定センサ（S 3， S 4) と、

熱媒体測定センサ（S l， S 2) および作動媒体測定センサ（S 3, S 4) の検出値に基づいて将来の作動媒体の基準供給量（Gs t e am一 s e t) を予測する基準供給量予測手段（Ml) と、

伝熱管（17) の単位時間あたりの熱量変化（Qma s) を算出する熱量変化算出手段（M2) と、

熱量変化算出手段（M2) で算出した熱量変化（Qma s) に基づいて作動媒体の補正供給量（dGs t e am) を算出する補正供給量算出手段（M3) と、基準供給量予測手段（Ml) で予測した基準供給量（Gs t e am— s e t) および補正供給量算出手段（M3) で算出した補正供給量（dG s t e am) に基づいて作動媒体の目標供給量（G s t e am— t a r g e t) を算出する目標供給量算出手段（M4) と、

を備えたことを特徴とする、熱交換器における作動媒体の供給制御装置。

2. 熱量変化算出手段（M2) は、熱媒体測定センサ（S l， S 2) および作動媒体測定センサ（S 3， S 4) の検出値に基づいて伝熱管（17) の単位時間あたりの熱量変化（Qma s) を算出することを特徴とする、請求項 1に記載の熱交換器における作動媒体の供給制御装置。

3. 伝熱管（1 7) の温度分布を測定する伝熱管温度分布測定センサ（S 5) を備え、熱量変化算出手段（M2) は、伝熱管温度分布測定センサ（S 5) の検出値に基づいて伝熱管（17) の単位時間あたりの熱量変化（Qma s) を算出することを特徴とする、請求項 1に記載の熱交換器における作動媒体の供給制御装置。

4 . 熱媒体がエンジン（E ) の排気ガスであることを特徴とする、請求項 1〜請求項 3の何れか 1項に記載の熱交換器における作動媒体の供給制御装置。