WO2013046791A1 - 廃熱利用装置 - Google Patents

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WO2013046791A1
WO2013046791A1 PCT/JP2012/062028 JP2012062028W WO2013046791A1 WO 2013046791 A1 WO2013046791 A1 WO 2013046791A1 JP 2012062028 W JP2012062028 W JP 2012062028W WO 2013046791 A1 WO2013046791 A1 WO 2013046791A1
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WO
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working fluid
waste heat
heat utilization
pressure
boiler
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PCT/JP2012/062028
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English (en)
French (fr)
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英文 森
井口　雅夫
榎島　史修
文彦 石黒
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株式会社豊田自動織機
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Publication date
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    • F01K23/12—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engines being mechanically coupled
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    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02G—HOT GAS OR COMBUSTION-PRODUCT POSITIVE-DISPLACEMENT ENGINE PLANTS; USE OF WASTE HEAT OF COMBUSTION ENGINES; NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F02G5/00—Profiting from waste heat of combustion engines, not otherwise provided for
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01N—GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; GAS-FLOW SILENCERS OR EXHAUST APPARATUS FOR INTERNAL COMBUSTION ENGINES
    • F01N5/00—Exhaust or silencing apparatus combined or associated with devices profiting from exhaust energy
    • F01N5/02—Exhaust or silencing apparatus combined or associated with devices profiting from exhaust energy the devices using heat
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
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    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a waste heat utilization apparatus.
  • Patent Document 1 and Patent Document 2 disclose conventional waste heat utilization devices.
  • the waste heat utilization apparatus disclosed in Patent Document 1 is used in a drive system and includes a Rankine cycle for circulating a working fluid.
  • the drive system includes an engine as an internal combustion engine and a turbocharger as a supercharger that supplies pressurized air that is an intake system fluid to the engine.
  • the Rankine cycle includes a pump, a coolant boiler, a pressurized air boiler, an expander, a condenser, and piping.
  • the coolant boiler the coolant and the working fluid for the engine exchange heat.
  • the pressurized air boiler the pressurized air and the working fluid exchange heat.
  • piping circulates a working fluid in order of a pump, a coolant boiler, a pressurized air boiler, an expander, and a condenser.
  • the waste heat utilization device disclosed in Patent Document 2 is used in a drive system and includes a Rankine cycle for circulating a working fluid.
  • the drive system has an engine as an internal combustion engine, and an exhaust gas recirculation path for recirculating a part of exhaust gas generated in the engine to the engine as recirculated exhaust gas that is an intake system fluid.
  • the Rankine cycle has a pump, a reflux exhaust boiler, an expander, a condenser, and piping.
  • the reflux exhaust boiler heats the working fluid by exchanging heat between the reflux exhaust and the working fluid.
  • the piping circulates the working fluid in the order of a pump, a reflux exhaust boiler, an expander, and a condenser.
  • the working fluid can be heated by a coolant boiler and a pressurized air boiler, and the working fluid can be heated by a reflux exhaust boiler. For this reason, in these waste heat utilization apparatuses, it is possible to increase the pressure energy generated by the expansion and decompression of the working fluid. For this reason, in these waste heat utilization apparatuses, it is possible to increase the amount of energy that can be recovered in the Rankine cycle.
  • Intake system fluids such as the above-mentioned pressurized air and recirculation exhaust are required to be sucked into an internal combustion engine such as an engine while being cooled. This is because by increasing the density of the intake system fluid by cooling and allowing the internal combustion engine to inhale in that state, the output and the like of the internal combustion engine are improved and its performance is improved.
  • the pressurized air can be cooled in the pressurized air boiler.
  • further cooling that is, when the required cooling amount for the pressurized air is large, for example, the discharge amount of the working fluid by the pump is changed and the piping is circulated.
  • heat exchange between the pressurized air and the working fluid is more suitably performed, the pressurized air can be sufficiently cooled, and a cooling requirement for the pressurized air can be satisfied.
  • the durability of the expander and the like, and in turn, the durability of the waste heat utilization device may be lowered.
  • the flow rate of the working fluid that can flow into the expander depends on the rotational speed of the internal combustion engine. For this reason, when the rotation speed of the internal combustion engine is small, the evaporation pressure tends to exceed the set evaporation pressure, and the durability of the expander is more significantly reduced.
  • the present invention has been made in view of the above-described conventional situation, and it is an issue to be solved to provide a low-cost and highly durable waste heat utilization device while improving the performance of an internal combustion engine. Yes.
  • the waste heat utilization apparatus of the present invention is used in a drive system having an internal combustion engine, and includes a Rankine cycle for circulating a working fluid.
  • the Rankine cycle includes a pump, a boiler that exchanges heat between the working fluid and an intake system fluid that is sucked into the internal combustion engine, an expander, a condenser, the pump,
  • Determining means for determining a required cooling amount for the intake system fluid;
  • Pump control means for increasing the flow rate of the working fluid by increasing the discharge amount of the pump when the required cooling amount determined by the determination means exceeds a threshold;
  • Evaporation pressure suppression means for suppressing an increase in the evaporation pressure of the Rankine cycle accompanying an increase in the flow rate of the working fluid is provided (claim 1).
  • the waste heat utilization apparatus of the present invention has a Rankine cycle.
  • This Rankine cycle is used for a drive system, and circulates a working fluid.
  • the drive system has an internal combustion engine.
  • the Rankine cycle has a pump, a boiler, an expander, a condenser, and piping.
  • heat exchange is performed between the intake system fluid and the working fluid.
  • piping circulates a working fluid in order of a pump, a pressurized air boiler, an expander, and a condenser.
  • the intake system fluid refers to a fluid that is required to be sucked while being cooled with respect to the internal combustion engine as described above.
  • the working fluid can be sufficiently heated by the boiler.
  • the pressure energy when the working fluid is expanded and depressurized by the expander can be increased, and the amount of energy that can be recovered in the Rankine cycle can be increased.
  • the recoverable energy include power generated based on pressure energy, power regenerated by the internal combustion engine, and the like.
  • the intake system fluid can be cooled by heat exchange in the boiler. For this reason, the internal combustion engine can take in a lot of intake system fluid.
  • the determination means determines the required cooling amount for the intake fluid
  • the pump control means increases the pump discharge amount when the required cooling amount determined by the determination means exceeds a threshold value. To increase the flow rate of the working fluid. For this reason, in this waste heat utilization device, when the required cooling amount for the intake system fluid exceeds the threshold value, the flow rate of the working fluid circulating in the pipe is increased and a large amount of working fluid flows into the boiler. It becomes possible to make it. For this reason, in this waste heat utilization device, even when the cooling requirement amount for the intake system fluid is large, it can be satisfied, and the output of the internal combustion engine can be obtained by sufficiently sucking the intake system fluid into the internal combustion engine. Etc. can be improved.
  • this waste heat utilization device is provided with an evaporation pressure suppression means for suppressing an increase in the evaporation pressure of the Rankine cycle accompanying an increase in the discharge amount when the discharge amount of the working fluid by the pump increases.
  • the pump discharge amount becomes large and the flow rate of the working fluid flowing into the boiler increases, so that the evaporation pressure of the Rankine cycle may increase to the set evaporation pressure or more as it is. Even in this case, it becomes possible to suppress the evaporation pressure of the Rankine cycle below the set evaporation pressure.
  • the evaporation pressure of the Rankine cycle refers to the pressure of the working fluid from the downstream of the pump to the upstream of the expander. For this reason, in this waste heat utilization apparatus, it is not necessary to provide components, such as an expander designed with the large upper limit pressure, in a Rankine cycle.
  • waste heat utilization apparatus of the present invention it is possible to increase the durability at low cost while realizing the improvement of the performance of the internal combustion engine.
  • the waste heat utilization apparatus of the present invention may include first pressure detection means for detecting the evaporation pressure downstream of the boiler as the detection pressure. Then, it is preferable to compare the preset evaporation pressure and the detected pressure, and suppress the increase in the evaporation pressure by the evaporation pressure suppression means (claim 2).
  • the flow rate of the working fluid flowing into the expander is more preferably suppressed while maintaining the evaporation pressure of the Rankine cycle within the set evaporation pressure range. For this reason, in this waste heat utilization apparatus, the situation where an evaporation pressure exceeds preset evaporation pressure is avoided suitably, and it can make durability of an expander high. Furthermore, in this case, since the pressure energy when the working fluid is expanded and depressurized by the expander can be increased as much as possible, the amount of energy that can be recovered in the Rankine cycle can be further increased.
  • the evaporating pressure suppression means is branched from the pipe downstream of the boiler, bypasses the expander and joins the pipe, the flow rate of the working fluid flowing into the expander and the bypass path And a flow rate adjustment valve capable of adjusting the flow rate of the working fluid flowing into the fluid.
  • the flow rate adjustment valve can adjust the flow rate of the working fluid flowing into the expander and the flow rate of the working fluid flowing into the bypass passage among the working fluids that have passed through the boiler. For this reason, the working fluid that has flowed out of the boiler flows into the bypass passage and the expander, respectively. Here, the working fluid flowing into the bypass passage bypasses the expander and reaches the condenser. For this reason, in this waste heat utilization apparatus, when the flow rate of the working fluid discharged from the pump increases and the evaporation pressure may increase beyond the set evaporation pressure, a part of the working fluid is bypassed. It is possible to suppress an increase in the evaporation pressure by flowing into the gas.
  • the evaporating pressure suppressing means may be a flow rate ratio changing means for changing a ratio between a flow rate of the working fluid flowing into the expander and a flow rate of the working fluid discharged from the pump ( Claim 4).
  • the evaporation pressure suppression means is preferably flow rate ratio changing means for changing the ratio of the flow rate of the working fluid flowing into the expander and the flow rate of the working fluid discharged from the pump (Claim 5). It is also preferable that the ratio changing means is a speed change means capable of changing the rotational speed of the expander.
  • the determination means can determine the required cooling amount for the intake system fluid by various means.
  • the waste heat utilization apparatus of the present invention can include an output request detection means capable of detecting an output request to the internal combustion engine.
  • the determination means preferably determines the required cooling amount for the intake system fluid based on the detection value detected by the output request detection means.
  • the waste heat utilization apparatus of the present invention may include first temperature detection means capable of detecting the temperature of the intake system fluid flowing out from the boiler.
  • the determining means preferably determines the required cooling amount for the intake system fluid based on the detection value detected by the first temperature detecting means.
  • the waste heat utilization apparatus of the present invention may include second temperature detection means capable of detecting the temperature of the working fluid flowing into the boiler.
  • the determining means preferably determines the required cooling amount for the intake system fluid based on the detected value detected by the second temperature detecting means.
  • the waste heat utilization apparatus of the present invention can include third temperature detection means capable of detecting the temperature of the working fluid flowing into the pump.
  • the determining means preferably determines the required cooling amount for the intake system fluid based on the detected value detected by the third temperature detecting means (claim 10).
  • the waste heat utilization apparatus of the present invention may include fourth temperature detection means capable of detecting the temperature of the intake system fluid flowing into the boiler.
  • the determining means preferably determines the required cooling amount for the intake system fluid based on the detected value detected by the fourth temperature detecting means.
  • the waste heat utilization apparatus of the present invention may include second pressure detection means capable of detecting the pressure of the working fluid from the downstream of the expander to the upstream of the pump.
  • the determining means preferably determines the required cooling amount for the intake system fluid based on the detected value detected by the second pressure detecting means (claim 12).
  • the determination means can accurately determine the required cooling amount for the intake system fluid. For this reason, in this waste heat utilization apparatus, it becomes possible to implement
  • various types of engines other than gasoline engines and diesel engines can be adopted as the internal combustion engine of the drive system.
  • These engines may be hybrid engines combining motors.
  • these engines may be air-cooled or water-cooled.
  • There may be a plurality of internal combustion engines.
  • the drive system may have a supercharger that supplies pressurized air that is an intake system fluid to the internal combustion engine.
  • the boiler may be a pressurized air boiler that exchanges heat between the pressurized air and the working fluid.
  • the output of the internal combustion engine is improved by supplying pressurized air to the internal combustion engine by the supercharger.
  • the compressed air is required to be sucked into the internal combustion engine while increasing its density by cooling, it corresponds to the intake system fluid.
  • this waste heat utilization device it is possible to cool the pressurized air and increase its density by exchanging heat with the working fluid in the pressurized air boiler. Thereby, in this waste heat utilization apparatus, more pressurized air can be supplied to the internal combustion engine, and the performance of the internal combustion engine can be improved.
  • a turbocharger, a supercharger, or the like can be employed. There may be a plurality of superchargers.
  • the drive system may have an exhaust gas recirculation path that recirculates a part of exhaust gas generated in the internal combustion engine to the internal combustion engine as recirculated exhaust gas that is an intake system fluid.
  • the boiler may be a recirculation exhaust boiler that performs heat exchange between the recirculation exhaust and the working fluid.
  • the expander and the internal combustion engine are configured to be able to transmit power (claim 15).
  • the expander can be operated by the power of the internal combustion engine, and the power can be regenerated to the internal combustion engine by operating the expander by the energy recovered in the Rankine cycle.
  • waste heat utilization apparatus of the present invention it is possible to improve durability at low cost while realizing improvement in performance of the internal combustion engine.
  • FIG. 1 is a schematic structural diagram showing a waste heat utilization apparatus of Example 1.
  • FIG. It is a schematic structure figure which shows the state in operation concerning the waste heat utilization apparatus of Example 1.
  • FIG. 4 is a schematic structural diagram illustrating an operating state when the required amount of cooling for pressurized air exceeds a threshold value in the waste heat utilization apparatus of the first embodiment.
  • FIG. 3 is a schematic structural diagram showing a waste heat utilization apparatus of Example 2. It is a schematic structure figure which shows the state in operation regarding the waste heat utilization apparatus of Example 2.
  • FIG. FIG. 10 is a schematic structural diagram showing an operating state when the required cooling amount for the recirculated exhaust gas exceeds a threshold value in the waste heat utilization apparatus of the second embodiment.
  • FIG. 6 is a schematic structural diagram showing a waste heat utilization apparatus of Example 3. It is a schematic structure figure which shows the waste heat utilization apparatus of Example 4.
  • FIG. 6 is a schematic structural diagram showing a waste heat utilization apparatus of Example 5.
  • Example 1 The waste heat utilization apparatus of Example 1 is mounted on a vehicle and used in a drive system 1a of the vehicle as shown in FIG.
  • the waste heat utilization device includes a Rankine cycle 3a, a bypass passage 29, a flow rate adjustment valve 31, a first pressure sensor 35, and a control device 11a.
  • the bypass passage 29 and the flow rate adjusting valve 31 correspond to the evaporation pressure suppressing means.
  • the first pressure sensor 35 corresponds to a first pressure detection unit.
  • the drive system 1a has an engine 5 as an internal combustion engine, a turbocharger 7 as a supercharger, and a radiator (not shown).
  • the engine 5 is a known water-cooled gasoline engine.
  • a water jacket (not shown) through which LLC (long life coolant) as a coolant can flow is formed inside the engine 5.
  • the engine 5 is formed with an outlet and an inlet (both not shown) communicating with the water jacket. Further, the engine 5 is formed with an exhaust port 5a for exhausting exhaust gas and an intake port 5b for sucking in pressurized air described later.
  • the turbocharger 7 is operated by exhaust generated from the engine 5 and supplies the engine 5 with pressurized air that is an intake system fluid.
  • Engine 5 and turbocharger 7 are connected by pipes 8-10. Further, a pressurized air boiler 19 to be described later is connected to the pipe 9 and the pipe 10.
  • the pipe 8 is capable of circulating exhaust gas and is connected to the exhaust port 5 a of the engine 5 and the turbocharger 7.
  • the compressed air can flow through the pipe 9 and the pipe 10.
  • the pipe 9 is connected to the turbocharger 7 and the first inlet 19 a of the pressurized air boiler 19.
  • the pipe 10 is connected to the first outlet 19 b of the pressurized air boiler 19 and the inlet 5 b of the engine 5.
  • each end of the pipes 12 and 13 is connected to the turbocharger 7.
  • the other end side of the pipe 12 is connected to a muffler (not shown).
  • the other end of the pipe 13 is open to an air intake of a vehicle (not shown).
  • the pipe 12 communicates with the pipe 8 through the turbocharger 7.
  • the pipe 13 communicates with the pipe 9 via the turbocharger 7.
  • the engine 5 is connected to a known pulley 17 via a crankshaft 15.
  • the pulley 17 includes first and second pulley drums 17a and 17b, and a pulley belt 17c that connects the first pulley drum 17a and the second pulley drum 17b so that power can be transmitted.
  • the crankshaft 15 is connected to the first pulley drum 17a so that power can be transmitted.
  • Rankine cycle 3a has an electric pump P1, a pressurized air boiler 19, an expander 21, a condenser 23, and pipes 24 to 28.
  • the Rankine cycle 3 is integrally assembled with a bypass passage 29 and a flow rate adjustment valve 31.
  • An HFC 134a as a working fluid can flow through the pipes 24 to 28 and the bypass passage 29.
  • the electric pump P1 is electrically connected to the control device 11a.
  • the electric pump P1 can change the discharge amount of the working fluid like a first discharge amount and a second discharge amount described later.
  • the pressurized air boiler 19 is formed with a first inlet 19a and a first outlet 19b, and a second inlet 19c and a second outlet 19d. Further, in the pressurized air boiler 19, a first passage 19e communicating with the first inflow port 19a and the first outflow port 19b at both ends, respectively, and a second inflow port 19c and a second outflow port 19d at both ends, respectively. A second passage 19f communicating with the second passage 19f is provided.
  • the pressurized air boiler 19 cools the pressurized air and heats the working fluid by exchanging heat between the pressurized air in the first passage 19e and the working fluid in the second passage 19f.
  • the expander 21 generates a rotational driving force by expanding the working fluid heated through the pressurized air boiler 19.
  • an allowable predetermined evaporation pressure is determined in advance as a preset evaporation pressure.
  • the expander 21 is formed with an inlet 21a through which a working fluid flows and an outlet 21b through which the working fluid flows out. Further, one end side of a drive shaft 33 is connected to the expander 21. The other end side of the drive shaft 33 is connected to the second pulley drum 17b.
  • the expander 21 and the engine 5 can transmit power by the crankshaft 15, the pulley 17, and the drive shaft 33.
  • a one-way clutch (not shown) that allows rotation only in the direction in which the expander 21 drives the engine 5 is provided at an appropriate location of the drive shaft 33.
  • the condenser 23 is formed with an inlet 23a through which the working fluid flows and an outlet 23b through which the working fluid flows out.
  • the condenser 23 exchanges heat between the working fluid flowing through the inside and air outside the vehicle, and cools and liquefies the working fluid decompressed by the expander 21.
  • An electric fan 23 c is provided in the vicinity of the condenser 23. The electric fan 23c is electrically connected to the control device 11a.
  • the bypass path 29 causes the working fluid to bypass the expander 21 by circulating the working fluid therein.
  • the flow rate adjusting valve 31 can adjust the flow rate of the working fluid flowing into the expander 21 and the flow rate of the working fluid flowing into the bypass passage 29.
  • the flow rate adjusting valve 31 is electrically connected to the control device 11a.
  • the electric pump P1, the pressurized air boiler 19, the expander 21, the condenser 23, the bypass passage 39, and the flow rate adjusting valve 31 are connected by pipes 24-28.
  • the outlet 23b of the condenser 23 and the electric pump P1 are connected by a pipe 24.
  • the electric pump P1 and the second inlet 19c of the pressurized air boiler 19 are connected by a pipe 25.
  • the second outlet 19 d of the pressurized air boiler 19 and the flow rate adjustment valve 31 are connected by a pipe 26.
  • the flow rate adjusting valve 31 and the inflow port 21 a of the expander 21 are connected by a pipe 27.
  • the outlet 21 b of the expander 21 and the inlet 23 a of the condenser 23 are connected by a pipe 28.
  • one end side of the bypass path 33 is connected to the flow rate adjustment valve 31, and the other end side is connected to the pipe 28.
  • the working fluid is supplied from the electric pump P1 through the pressurized air boiler 19, the bypass passage 29 or the expander 21, as shown in FIGS. Circulates in the pipes 24 to 28 in the order of 23. That is, in the flow direction of the working fluid in the Rankine cycle 3 a, the bypass passage 29 branches from the pipe 26 downstream of the pressurized air boiler 19 and joins the pipe 28 upstream of the inlet 23 a of the condenser 23.
  • the first pressure sensor 35 is provided in the pipe 27.
  • the first pressure sensor 35 is based on the pressure of the working fluid flowing through the pipe 27 and is applied to the working fluid pressure (evaporation pressure of the Rankine cycle 3a) from the downstream of the electric pump P1 to the upstream of the expander 21.
  • the pressure of the working fluid downstream of the pressurized air boiler 19 is detected as a detection pressure ⁇ .
  • the pressure sensor 35 is electrically connected to the control device 11a, and transmits the detected pressure ⁇ to the control device 11a.
  • the first pressure sensor 35 is a public article.
  • the first pressure sensor 35 may be provided in the pipe 25 or the pipe 26.
  • the control device 11a performs operation control on the electric pump P1, the flow rate adjusting valve 31, and the like. Further, the control device 11a is configured to be able to detect the accelerator opening of the vehicle based on a signal received from the ECU or the like (not shown) of the vehicle, and can detect an output request to the engine 5 based on the accelerator opening. It has become. Further, the control device 11a determines the required cooling amount for the pressurized air based on the output request for the engine 5. Then, the control device 11a transmits the control signals C1, C2, etc. to the electric pump P1 based on the required cooling amount, thereby controlling the operation of the electric pump P1, that is, controlling the discharge amount of the working fluid by the electric pump P1. I do. As described above, the control device 11a functions as a pump control unit, a determination unit, and an output request detection unit.
  • control device 11a stores the preset evaporation pressure set in advance. This set evaporation pressure is set to a value having a certain margin with respect to the upper limit pressure of the expander 21 and the like.
  • the control device 11a compares the stored set evaporation pressure with the detected pressure ⁇ received from the first pressure sensor 35, and sends control signals C3, C4, etc. to the flow rate adjustment valve 31 to adjust the flow rate.
  • the flow control by the valve 31 is performed.
  • the control device 11a adjusts the amount of heat that the working fluid radiates to the outside air by controlling the operation of the electric fan 23c.
  • the control signals C1 to C4 (see the broken line arrows in FIGS. 2 and 3) will be described later.
  • the waste heat utilization device configured in this way operates as follows by driving the vehicle.
  • the control device 11a operates the electric fan 23c and transmits a control signal C1 to the electric pump P1. As a result, the electric pump P1 discharges the working fluid toward the pipe 24 with a predetermined first discharge amount. Further, the control device 11a controls the flow rate adjustment valve 31 to connect the pipe 26 and the pipe 27 and to disconnect the pipes 26 and 27 and the bypass path 29 from each other.
  • the working fluid discharged by the electric pump P1 passes through the pipe 25 and passes from the second inlet 19c of the pressurized air boiler 19 to the second passage 19f. It reaches.
  • the working fluid exchanges heat with the pressurized air in the pressurized air boiler 19.
  • the pressurized air flowing through the first passage 19e has a heat of about 150 ° C.
  • the working fluid flowing through the second passage 19f is suitably heated.
  • the pressurized air that circulates through the first passage 19e radiates heat to the working fluid that circulates through the second passage 19f, and therefore reaches the engine 5 from the suction port 5b while being cooled to a certain degree. .
  • the working fluid heated by the pressurized air boiler 19 flows out from the second outlet 19 d in a high temperature and high pressure state, and flows into the pipe 27 from the pipe 26.
  • the first pressure sensor 35 detects the evaporation pressure downstream of the pressurized air boiler 19 as the detected pressure ⁇ by the pressure of the working fluid flowing through the pipe 27, and transmits the detected pressure ⁇ to the control device 11a.
  • the control device 11a compares the stored set evaporation pressure with the detected pressure ⁇ received from the first pressure sensor 35.
  • the control device 11a sends a control signal C3 to the flow rate adjustment valve 31.
  • the flow rate adjusting valve 31 has a flow rate of working fluid flowing into the expander 21 (flow rate of working fluid flowing into the piping 27 from the piping 26) and a flow rate of working fluid flowing into the bypass passage 29 (bypassing from the piping 26). The flow rate of the working fluid flowing into the passage 29). Then, as described above, the pipe 26 and the pipe 27 are communicated, and the pipes 26 and 27 and the bypass path 29 are not communicated, and the entire amount of the working fluid heated by the pressurized air boiler 19 is expanded. To flow into.
  • the working fluid flowing through the pipe 27 reaches the inside of the expander 21 from the inlet 21 a of the expander 21.
  • the high-temperature and high-pressure working fluid expands in the expander 21 and is depressurized.
  • the rotational energy is generated in the expander 21 by the pressure energy at this time. This rotational driving force is regenerated to the engine 5 via the drive shaft 33, the pulley 17 and the crankshaft 15.
  • the working fluid decompressed in the expander 21 flows out from the outlet 21b and reaches the condenser 23 through the inlet 23a of the condenser 23.
  • the working fluid of the condenser 23 dissipates heat to the air around the condenser 23 and is cooled.
  • the control device 11a appropriately changes the operating amount of the electric fan 23c to suitably dissipate the working fluid and liquefy it.
  • the cooled working fluid flows out from the outlet 23 b, reaches the electric pump P ⁇ b> 1 through the pipe 24, and is discharged again toward the pipe 25 and eventually the pressurized air boiler 19.
  • the control device 11a detects the magnitude of the output request for the engine 5 based on the accelerator opening, and determines the required cooling amount for the pressurized air.
  • the control device 11a determines that the required cooling amount for the pressurized air has exceeded the threshold value. .
  • the control device 11a transmits a control signal C2 to the electric pump P1.
  • the electric pump P1 discharges the working fluid with a second discharge amount larger than the first discharge amount.
  • the flow rate of the working fluid circulating through the pipes 24 to 28 is increased, and the flow rate of the working fluid flowing into the pressurized air boiler 19 is increased.
  • the working fluid receives more heat radiation from the pressurized air.
  • the pressurized air can be further cooled, and the required cooling amount for the pressurized air can be satisfied.
  • the first pressure sensor 35 detects the pressure of the working fluid flowing through the pipe 27 and transmits the detected pressure ⁇ to the control device 11a. Then, the control device 11a compares the stored set evaporation pressure with the detected pressure ⁇ received from the first pressure sensor 35.
  • the control device 11a determines that the detected pressure ⁇ exceeds the set evaporation pressure, the control device 11a transmits a control signal C4 to the flow rate adjustment valve 31.
  • the flow rate adjustment valve 31 that has received the control signal C4 communicates the pipe 26 with the pipe 27 and the bypass passage 29, respectively, and the flow rate of the working fluid flowing into the expander 21 and the working fluid flowing into the bypass passage 29 are communicated. Adjust the flow rate. Accordingly, a part of the working fluid flowing through the pipe 26 is caused to flow into the bypass passage 29, thereby suppressing the flow rate of the working fluid flowing into the expander 21. Note that the flow rate of the working fluid flowing into the bypass passage 29 is appropriately adjusted based on the deviation amount between the detected pressure ⁇ and the set evaporation pressure.
  • the evaporation pressure of the working fluid acting on the expander 21 is adjusted, and the expander 21 can appropriately expand and depressurize the working fluid.
  • the working fluid that has passed through the expander 21 merges with the working fluid that has passed through the bypass passage 29 and is then radiated by the condenser 23.
  • the working fluid can be sufficiently heated by the pressurized air boiler 19.
  • the pressure energy when the working fluid is expanded and depressurized by the expander 21 can be increased.
  • the amount of energy that can be recovered in the Rankine cycle 3a, that is, the rotational driving force regenerated in the engine 5 can be increased.
  • the pressurized air can be cooled by heat exchange in the pressurized air boiler 19. For this reason, a lot of pressurized air can be supplied to the engine 5.
  • the electric pump P1 can increase the discharge amount of the working fluid when the required cooling amount for the pressurized air exceeds a threshold value. Therefore, when the required cooling amount for the pressurized air exceeds the threshold, the electric pump P1 changes from the first discharge amount to the second discharge amount, and increases the flow rate of the working fluid circulating through the pipes 24 to 28, Many working fluids can flow into the pressurized air boiler 19. Thereby, in this waste heat utilization apparatus, it is possible to supply the engine 5 with the pressurized air corresponding to the output request for the engine 5 while satisfying the required cooling amount for the pressurized air.
  • the control device 11a can accurately determine the required cooling amount for the pressurized air.
  • this waste heat utilization device includes a bypass 29, a flow rate adjusting valve 31, and a control device 11a.
  • the flow rate adjusting valve 31 can adjust the flow rate of the working fluid that flows into the expander 21 and the flow rate of the working fluid that flows into the bypass passage 29 among the working fluid that has passed through the pressurized air boiler 19. Yes.
  • the discharge amount of the electric pump P1 becomes a second discharge amount that is larger than the first discharge amount corresponding to the set evaporation pressure, and the flow rate of the working fluid flowing into the pressurized air boiler 19 is large. Even in this case, the flow rate of the working fluid flowing into the expander 21 can be suppressed, and the evaporation pressure can be maintained below the set evaporation pressure.
  • the control device 11a controls the flow rate adjustment valve 31 by comparing the set evaporating pressure with the detected pressure ⁇ detected by the first pressure sensor 35. Therefore, the evaporating pressure of the Rankine cycle 3a is supplied to the expander 21.
  • the durability can be increased at a low cost while realizing an improvement in the output of the engine 5.
  • the control device 11a controls the flow rate adjustment valve 31 based on a comparison between the set evaporation pressure stored in the control device 11a and the detected pressure ⁇ detected by the first pressure sensor 35.
  • the flow rate of the working fluid flowing into the expander 21 is suppressed.
  • the flow volume of the working fluid which flows into the expander 21 is suppressed suitably, maintaining the evaporation pressure of the Rankine cycle 3a within the range of the setting pressure of the expander 21.
  • the waste heat utilization apparatus according to the second embodiment is also mounted on a vehicle and is used in a drive system 1b of the vehicle as shown in FIG.
  • This waste heat utilization apparatus includes a Rankine cycle 3b, a first temperature sensor 37a, and a control device 11b.
  • this waste heat utilization apparatus includes a bypass passage 29, a flow rate adjustment valve 31, and a first pressure sensor 35, similarly to the waste heat utilization apparatus of the first embodiment.
  • these bypass passage 29 and flow rate adjustment valve 31 correspond to the evaporation pressure suppressing means.
  • the first pressure sensor 35 corresponds to a first pressure detection unit.
  • the drive system 1b includes an engine 2 as an internal combustion engine, a pipe 4 as an exhaust path, pipes 6a and 6b as exhaust recirculation paths, and a pipe 16 as an air introduction path. Further, a variable valve 39 is provided in the pipe 6a.
  • Engine 2 is a known water-cooled diesel engine.
  • a water jacket (not shown) through which coolant can flow is formed inside the engine 2.
  • the engine 2 is formed with an outlet and an inlet (both not shown) communicating with the water jacket. Further, the engine 2 is formed with an exhaust port 2a for exhausting exhaust and an intake port 2b for sucking mixed air described later.
  • the engine 2 is also connected to a known pulley 17 via a crankshaft 15.
  • the pipe 4 has one end connected to the exhaust port 2a and the other end connected to a muffler (not shown). Thereby, the piping 4 can guide
  • the pipe 16 has one end connected to the pipe 6b and the other end connected to a vehicle air intake (not shown). Thereby, the piping 16 can be led to the piping 6b (exhaust gas recirculation path) by circulating the air outside the vehicle.
  • the pipes 6a and 6b which are exhaust gas recirculation paths, recirculate to the engine 2 as a mixed air of recirculated exhaust gas (intake system fluid) and air by allowing a part of the exhaust gas flowing through the pipe 4 to flow inside. It is possible.
  • the variable valve 39 is provided in the pipe 6a.
  • the variable valve 39 is electrically connected to the control device 11b.
  • the variable valve 39 can adjust the flow rate of the exhaust gas flowing into the pipe 6a from the pipe 4 by adjusting the opening degree.
  • the variable valve 39 employs public goods.
  • the first temperature sensor 37a is provided in the pipe 6b.
  • the first temperature sensor 37a is electrically connected to the control device 11b.
  • the first temperature sensor 37a functions as first temperature detecting means, detects the temperature of the recirculated exhaust gas that flows out of the first outlet 20b of the recirculated exhaust boiler 20 and flows through the pipe 6b, and controls the detected value.
  • a call is sent to the device 11b.
  • a public article is used for the first temperature sensor 37a.
  • Rankine cycle 3b has a recirculation exhaust boiler 20.
  • the Rankine cycle 3b includes an electric pump P1, an expander 21, a condenser 23, and pipes 24 to 28, as in the Rankine cycle 3a in the waste heat utilization apparatus of the first embodiment. Further, the bypass path 29 and the flow rate adjusting valve 31 are integrally assembled with the Rankine cycle 3b.
  • the electric pump P1, the electric fan 23, and the flow rate adjustment valve 31 are electrically connected to the control device 11b.
  • the reflux exhaust boiler 20 is formed with a first inlet 20a and a first outlet 20b, and a second inlet 20c and a second outlet 20d. Further, in the recirculation exhaust boiler 20, a first passage 20e communicating with the first inflow port 20a and the first outflow port 20b at both ends, respectively, and a second inflow port 20c and a second outflow port 20d at both ends, respectively.
  • path 20f which connects is provided.
  • the recirculation exhaust boiler 20 the recirculation exhaust is cooled and the working fluid is heated by exchanging heat between the recirculation exhaust in the first passage 20e and the working fluid in the second passage 19f.
  • the electric pump P1 and the second inlet 20c of the reflux exhaust boiler 21 are connected by a pipe 25.
  • the second outlet 21 b of the recirculation exhaust boiler 20 and the flow rate adjustment valve 31 are connected by a pipe 26.
  • Other configurations of the Rankine cycle 3b are the same as those of the Rankine cycle 3a in the waste heat utilization apparatus of the first embodiment. The same configurations are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted.
  • the electric pump P1 passes through the recirculation exhaust boiler 20, the bypass passage 29, or the expander 21 to the condenser 23.
  • the working fluid circulates in the pipes 24 to 28 in this order. That is, in the flowing direction of the working fluid in the Rankine cycle 3 b, the bypass passage 29 branches from the pipe 26 downstream of the reflux exhaust boiler 20 and joins the pipe 28 upstream of the inlet 23 a of the condenser 23.
  • the control device 11b performs operation control on the electric fan 23c, the variable valve 39, the electric pump P1, and the flow rate adjustment valve 31. Further, the control device 11b determines the required cooling amount for the recirculated exhaust based on the temperature of the recirculated exhaust detected by the first temperature sensor 37a. Then, the control device 11b transmits the control signals C1, C2 and the like to the electric pump P1 based on this cooling request amount, similarly to the control device 11a in the waste heat utilization apparatus of the first embodiment, so that the electric pump P1 The discharge amount of the working fluid is controlled. As described above, the control device 11b functions as a pump control unit and a determination unit.
  • control device 11b also stores the preset evaporation pressure set in advance.
  • the control device 11b compares the stored set evaporation pressure with the detected pressure ⁇ received from the first pressure sensor 35, and sends control signals C3, C4, etc. to the flow rate adjustment valve 31 to adjust the flow rate.
  • the flow control by the valve 31 is performed.
  • Other configurations of the waste heat utilization apparatus are the same as those of the waste heat utilization apparatus of the first embodiment.
  • the waste heat utilization device configured in this way operates as follows by driving the vehicle.
  • the engine 2 When the vehicle is driven, the engine 2 is operated in the drive system 1b. As a result, as shown in FIG. 5, the exhaust discharged from the exhaust port 2a is discharged from the muffler through the pipe 4 to the outside of the vehicle (see the dashed line arrow in FIG. 5). At this time, the control device 11b adjusts the opening degree of the variable valve 39 so that a part of the exhaust gas flowing through the pipe 4 flows into the pipe 6a. Exhaust gas that has flowed into the pipe 6a flows into the recirculation exhaust boiler 20 from the first inlet 20a as reflux exhaust, flows through the first passage 20e, and reaches the pipe 6b from the first outlet 20b.
  • the recirculated exhaust gas flowing through the pipe 6b is mixed with the air outside the vehicle (see the two-dot chain line arrow in the figure) through the pipe 16, and recirculates into the engine 2 from the intake port 2b as mixed air.
  • a cooling fluid circulates between the engine 2 (outflow port and inflow port) and a radiator, and the engine 2 is also cooled.
  • control device 11b operates the electric fan 23c, controls the flow rate adjustment valve 31, and connects the pipe 26 and the pipe 27 to each other and disconnects the pipes 26 and 27 and the bypass path 29 from each other. Furthermore, based on the detected value transmitted from the first temperature sensor 37a, the control device 11b determines the required cooling amount for the recirculated exhaust gas.
  • the control device 11b determines that the required cooling amount for the recirculated exhaust gas is smaller than the threshold value, that is, the required cooling amount for the recirculated exhaust gas is small. Thereby, the control apparatus 11b transmits the control signal C1 with respect to the electric pump P1, operates the electric pump P1, and discharges a working fluid.
  • the working fluid discharged by the electric pump P1 passes from the second inlet 20c of the recirculation exhaust boiler 20 to the second passage 20f through the pipe 25 as shown by the solid line arrow in FIG. .
  • the working fluid is heat-exchanged with the recirculated exhaust gas in the recirculated exhaust boiler 20.
  • the recirculated exhaust gas flowing through the first passage 20e has a heat of about 500 ° C.
  • the working fluid flowing through the second passage 20f is suitably heated.
  • the recirculated exhaust gas flowing through the second passage 20e radiates heat to the working fluid flowing through the second passage 20f. Therefore, as described above, the recirculated exhaust gas is cooled to a certain degree (temperature below the threshold), and the air As a mixed air, the engine 2 is reached.
  • the working fluid heated by the recirculation exhaust boiler 20 flows out from the second outlet 20d in a high temperature and high pressure state, and flows into the pipe 27 from the pipe 26.
  • the first pressure sensor 35 detects the evaporation pressure downstream of the reflux exhaust boiler 20 as the detection pressure ⁇ based on the pressure of the working fluid flowing through the pipe 27, and transmits the detection pressure ⁇ to the control device 11b. Then, the control device 11b compares the stored set evaporation pressure with the detected pressure ⁇ received from the first pressure sensor 35.
  • the control device 11b sends a control signal C3 to the flow rate adjusting valve 31. Send.
  • the flow rate adjustment valve 31 adjusts the flow rate of the working fluid flowing into the expander 21 and the flow rate of the working fluid flowing into the bypass passage 29. Then, as described above, the piping 26 and the piping 27 are communicated, and the piping 26 and 27 and the bypass passage 29 are not communicated, so that the entire amount of the working fluid heated by the reflux exhaust boiler 20 is expanded. To flow into.
  • the working fluid is expanded in the expander 21 and depressurized.
  • the pressure energy (rotational driving force) generated at this time is regenerated to the engine 2 via the drive shaft 33, the pulley 17 and the crankshaft 15.
  • the working fluid decompressed in the expander 21 is radiated and cooled in the condenser 23.
  • the control device 11b appropriately changes the operating amount of the electric fan 23c to suitably dissipate the working fluid and liquefy it.
  • the cooled working fluid reaches the electric pump P ⁇ b> 1 through the pipe 24 and is discharged again toward the recirculation exhaust boiler 20.
  • the control device 11b determines that the required cooling amount for the recirculated exhaust gas is large, that is, the required cooling amount for the recirculated exhaust gas has exceeded the threshold value. In this case, as shown in FIG. 6, the control device 11b transmits a control signal C2 to the electric pump P1. As a result, the electric pump P1 discharges the working fluid with a second discharge amount larger than the first discharge amount.
  • the flow rate of the working fluid circulating through the pipes 24 to 28 is increased, and the flow rate of the working fluid flowing into the reflux exhaust boiler 20 is increased.
  • the working fluid receives more heat radiation from the recirculation exhaust.
  • the recirculated exhaust gas can be further cooled, and the required cooling amount for the recirculated exhaust gas can be satisfied.
  • the first pressure sensor 35 detects the pressure of the working fluid flowing through the pipe 27 and transmits the detected pressure ⁇ to the control device 11b. Then, the control device 11b compares the stored set evaporation pressure with the detected pressure ⁇ received from the first pressure sensor 35. When the control device 11b determines that the detected pressure ⁇ exceeds the set evaporation pressure, the control device 11b transmits a control signal C4 to the flow rate adjustment valve 31.
  • the flow rate adjusting valve 31 communicates the pipe 26 with the pipe 27 and the bypass path 29, so that the flow rate of the working fluid flowing into the expander 21 and the flow rate of the working fluid flowing into the bypass path 29 are obtained. Make adjustments.
  • the evaporation pressure of the working fluid acting on the expander 21 is also adjusted in this waste heat utilization apparatus.
  • the working fluid can be sufficiently heated by the reflux exhaust boiler 20.
  • the pressure energy when the working fluid is expanded and depressurized by the expander 21 can be increased.
  • the rotational driving force regenerated to the engine 2 can be increased.
  • this waste heat utilization apparatus it is possible to cool the reflux exhaust by heat exchange in the reflux exhaust boiler 20. Furthermore, in this waste heat utilization apparatus, the electric pump P1 can increase the discharge amount of the working fluid when the required cooling amount for the recirculated exhaust gas exceeds a threshold value. For this reason, in this waste heat utilization apparatus, it is possible to recirculate mixed air with a high ratio of recirculated exhaust to the engine 2, that is, recirculate more recirculated exhaust. Thereby, in this waste heat utilization apparatus, it is possible to improve the output of the engine 2, and it is also possible to reduce the content of nitrogen oxides in the exhaust discharged from the muffler to the outside of the vehicle. ing.
  • control device 11b can accurately determine the required cooling amount for the recirculated exhaust gas based on the temperature of the recirculated exhaust gas detected by the first temperature sensor 37a.
  • the flow rate of the working fluid can be adjusted. For this reason, even in this waste heat utilization device, the rotational driving force when the working fluid is expanded and depressurized by the expander 21 can be increased as much as possible, while the expander or the like designed with a large upper limit pressure is replaced with the Rankine cycle. It is not necessary to provide in 3b. Other functions and effects are the same as those of the waste heat utilization apparatus of the first embodiment.
  • the durability can be increased at low cost while realizing the improvement of the output of the engine 2.
  • Example 3 In the waste heat utilization device of the third embodiment, a control device 11c and a second temperature sensor 37b shown in FIG. 7 are provided instead of the control device 11b and the first temperature sensor 37a in the waste heat utilization device of the second embodiment. . Further, similarly to the waste heat utilization apparatus of the second embodiment, the flow rate adjustment valve 31, the first pressure sensor 35, and the like are electrically connected to the control device 11c.
  • the second temperature sensor 37b is provided in the pipe 25.
  • the second temperature sensor 37b is electrically connected to the control device 11c.
  • the second temperature sensor 37b functions as a second temperature detecting means, and detects the temperature of the working fluid flowing through the pipe 25, that is, the temperature of the working fluid before flowing into the second inlet 20c of the reflux exhaust boiler 20. At the same time, the detected value is transmitted to the control device 11c.
  • the second temperature sensor 37b employs the same public goods as the first temperature sensor 37a.
  • the control device 11b performs operation control on the electric fan 23c, the variable valve 39, the electric pump P1, and the flow rate adjustment valve 31. In addition, the control device 11b determines the required cooling amount for the recirculated exhaust based on the temperature of the recirculated exhaust detected by the first temperature sensor 37b. That is, when the temperature of the working fluid is higher than a predetermined value, the cooling capacity of the recirculated exhaust in the recirculated exhaust boiler 21 is lowered, so that the required amount of recirculated exhaust is relatively increased. Then, the control device 11c transmits control signals C1, C2, etc.
  • control device 11b also functions as a pump control unit and a determination unit.
  • control device 11c similarly to the control devices 11a and 11b in the waste heat utilization devices of the first and second embodiments, the control device 11c also stores the preset evaporation pressure set in advance. The control device 11c controls the flow rate by the flow rate adjustment valve 31 in the same manner as the control devices 11a and 11b. Other configurations of the waste heat utilization apparatus are the same as those of the waste heat utilization apparatuses of the first and second embodiments.
  • the control device 11c controls the operation of the electric fan 23c and the variable valve 39 when the vehicle is driven.
  • the control device 11c determines that the required cooling amount for the recirculated exhaust gas is smaller than the threshold value. In this case, the control device 11c transmits a control signal C1 to the electric pump P1, operates the electric pump P1, and discharges the working fluid.
  • control device 11c adjusts the flow rate when the detected pressure ⁇ received from the first pressure sensor 35 is equal to the set evaporation pressure, or when the detected pressure ⁇ is within a predetermined deviation from the set evaporation pressure.
  • a control signal C3 is transmitted to the valve 31. Accordingly, the entire amount of the working fluid heated by the recirculation exhaust boiler 20 is caused to flow into the expander 21 as in the waste heat utilization devices of the first and second embodiments. Thereby, also in Rankine cycle 3b in this waste heat utilization apparatus, the rotational driving force regenerated to engine 2 can be enlarged.
  • the control device 11c determines that the required cooling amount for the recirculated exhaust gas exceeds the threshold value based on the detection value transmitted from the second temperature sensor 37b, the control device 11c sends a control signal C2 to the electric pump P1. Send.
  • the flow rate of the working fluid flowing into the reflux exhaust boiler 20 is increased as in the waste heat utilization apparatus of the second embodiment.
  • the control device 11c determines that the detected pressure ⁇ received from the first pressure sensor 35 exceeds the set evaporation pressure, the control device 11c transmits a control signal C4 to the flow rate adjustment valve 31.
  • control device 11c can accurately determine the required cooling amount for the recirculated exhaust gas based on the temperature of the working fluid detected by the second temperature sensor 37b.
  • Other functions and effects are the same as those of the waste heat utilization apparatus of the second embodiment.
  • the durability of the engine 2 can be increased at a low cost while improving the output of the engine 2.
  • Example 4 In the waste heat utilization device of the fourth embodiment, a control device 11d and a third temperature sensor 37c shown in FIG. 8 are provided instead of the control device 11b and the first temperature sensor 37a in the waste heat utilization device of the second embodiment. . Further, like the waste heat utilization apparatus of the second embodiment, the flow rate adjustment valve 31, the first pressure sensor 35, and the like are electrically connected to the control device 11d.
  • the third temperature sensor 37c is provided in the pipe 24.
  • the third temperature sensor 37c is electrically connected to the control device 11d.
  • the third temperature sensor 37c functions as third temperature detection means, and detects the temperature of the working fluid flowing through the pipe 24, that is, the temperature of the working fluid before flowing into the electric pump P1, and the detected value thereof. A call is sent to the control device 11d.
  • the third temperature sensor 37c employs the same public goods as the first temperature sensor 37a.
  • the control device 11d performs operation control on the electric fan 23c, the variable valve 39, the electric pump P1, and the flow rate adjustment valve 31. Further, the control device 11d determines the required cooling amount for the recirculated exhaust based on the temperature of the recirculated exhaust detected by the third temperature sensor 37c. Then, the control device 11c transmits control signals C1, C2 and the like to the electric pump P1, based on this cooling request amount, similarly to the control devices 11a, 11b in the waste heat utilization devices of the first and second embodiments. The discharge amount of the working fluid by the pump P1 is controlled. As described above, the control device 11d also functions as a pump control unit and a determination unit.
  • control device 11d stores the preset evaporation pressure set in advance. Then, like the control device 11 a and the like, the control device 11 c performs flow rate control by the flow rate adjustment valve 31.
  • Other configurations of the waste heat utilization apparatus are the same as those of the waste heat utilization apparatuses of the first and second embodiments.
  • the control device 11d controls the operation of the electric fan 23c and the variable valve 39 when the vehicle is driven.
  • the control device 11d determines that the required cooling amount for the recirculated exhaust gas is smaller than the threshold value. In this case, the control device 11d transmits a control signal C1 to the electric pump P1, operates the electric pump P1, and discharges the working fluid.
  • control device 11d adjusts the flow rate when the detected pressure ⁇ received from the first pressure sensor 35 is equal to the set evaporation pressure, or when the detected pressure ⁇ is within a predetermined deviation from the set evaporation pressure.
  • a control signal C3 is transmitted to the valve 31.
  • the control device 11d determines that the required cooling amount for the recirculated exhaust gas is large. This is because when the temperature of the working fluid flowing into the electric pump P1 is high, the working fluid is heated to a high temperature in the recirculation exhaust boiler 20, and it can be determined that the recirculation exhaust as a heat source is at a high temperature.
  • the control device 11d determines that the required cooling amount for the recirculated exhaust gas exceeds the threshold value based on the detection value transmitted from the third temperature sensor 37c, the control device 11d sends the control signal C2 to the electric pump P1. Send.
  • the flow rate of the working fluid flowing into the reflux exhaust boiler 20 is increased as in the waste heat utilization apparatus of the second embodiment.
  • the control device 11d transmits a control signal C4 to the flow rate adjustment valve 31.
  • control device 11d can accurately determine the required cooling amount for the recirculated exhaust gas based on the temperature of the working fluid detected by the third temperature sensor 37c.
  • Other functions and effects are the same as those of the waste heat utilization apparatus of the second embodiment.
  • the durability of the engine 2 can be increased at a low cost while improving the output of the engine 2.
  • Example 5 In the waste heat utilization device of the fifth embodiment, a control device 11e and a second pressure sensor 37d shown in FIG. 9 are provided instead of the control device 11b and the first temperature sensor 37a in the waste heat utilization device of the second embodiment. . Further, similarly to the waste heat utilization apparatus of the second embodiment, the flow rate adjustment valve 31, the first pressure sensor 35, and the like are electrically connected to the control device 11e.
  • the second pressure sensor 37d is provided in the pipe 24.
  • the second pressure sensor 37d is electrically connected to the control device 11e.
  • the second pressure sensor 37d functions as second pressure detection means, and the temperature of the working fluid flowing through the pipe 24, that is, the pressure of the working fluid from the downstream of the expander 21 to the upstream of the electric pump P1 (condensation pressure). Is detected, and the detected value is transmitted to the control device 11e.
  • the second pressure sensor 37d employs the same public goods as the first pressure sensor 35.
  • the control device 11e performs operation control on the electric fan 23c, the variable valve 39, the electric pump P1, and the flow rate adjustment valve 31. Further, the control device 11e determines the required cooling amount for the recirculated exhaust based on the condensing pressure of the recirculated exhaust detected by the second pressure sensor 37d. Then, the control device 11d transmits control signals C1, C2, etc. to the electric pump P1, based on this cooling request amount, similarly to the control devices 11a, 11b in the waste heat utilization devices of the first and second embodiments. The discharge amount of the working fluid by the pump P1 is controlled. As described above, the control device 11e also functions as a pump control unit and a determination unit.
  • the control device 11e also stores the preset evaporation pressure set in advance. Then, similarly to the control device 11 a and the like, the control device 11 e performs flow rate control by the flow rate adjustment valve 31.
  • Other configurations of the waste heat utilization apparatus are the same as those of the waste heat utilization apparatuses of the first and second embodiments.
  • the control device 11e controls the operation of the electric fan 23c and the variable valve 39 when the vehicle is driven. Further, in this waste heat utilization device, when the detected value transmitted from the second pressure sensor 37d is small, the control device 11d determines that the required cooling amount for the recirculated exhaust gas is smaller than the threshold value. In this case, the control device 11d transmits a control signal C1 to the electric pump P1, operates the electric pump P1, and discharges the working fluid.
  • control device 11e adjusts the flow rate when the detected pressure ⁇ received from the first pressure sensor 35 is equal to the set evaporation pressure, or when the detected pressure ⁇ is within a predetermined deviation from the set evaporation pressure.
  • a control signal C3 is transmitted to the valve 31.
  • the detection value detected by the second pressure sensor 37d increases as the condensing pressure of the working fluid increases from the downstream side of the expander 21 to the upstream side of the electric pump P1.
  • the control device 11e determines that the required cooling amount for the recirculated exhaust gas is large. If the condensation pressure of the working fluid flowing through the pipe 24 is high even after passing through the condenser 23, the working fluid is heated to a high temperature in the reflux exhaust boiler 20, that is, the reflux exhaust as a heat source is at a high temperature. This is because it can be determined.
  • the control device 11e determines that the required cooling amount for the recirculated exhaust gas exceeds the threshold based on the detection value transmitted from the second pressure sensor 37d, the control device 11e sends a control signal C2 to the electric pump P1. Send.
  • the flow rate of the working fluid flowing into the reflux exhaust boiler 20 is increased as in the waste heat utilization apparatus of the second embodiment.
  • the control device 11e transmits a control signal C4 to the flow rate adjustment valve 31.
  • control device 11e can accurately determine the required cooling amount for the recirculated exhaust gas based on the temperature of the working fluid detected by the second pressure sensor 37d.
  • Other functions and effects are the same as those of the waste heat utilization apparatus of the second embodiment.
  • the durability of the engine 2 can be enhanced at a low cost while improving the output of the engine 2.
  • the first to third temperature sensors 37a to 37c and the second pressure sensor 37d are provided, and the control device 11a includes the first to third temperature sensors 37a to 37c and the second pressure sensor.
  • a configuration may be adopted in which the required cooling amount for the pressurized air is determined based on the detection value of the sensor 37d.
  • control device 11b in the waste heat utilization apparatus of the second embodiment it is possible to detect the accelerator opening of the vehicle, and to detect an output request to the engine 2 based on the accelerator opening, and to output the engine 2 A configuration may be adopted in which the required cooling amount for the recirculated exhaust gas is determined based on the request.
  • control devices 11a to 11e in the waste heat utilization devices of Embodiments 1 to 5 may be configured to detect the vehicle speed and determine the required cooling amount for the pressurized air or the reflux exhaust based on the vehicle speed.
  • the vehicle speed exceeds a certain speed, the working fluid is suitably radiated in the condenser 23.
  • the temperature of the working fluid flowing through the pipe 24 decreases.
  • the condensing pressure of the working fluid flowing through the pipe 24 is lowered.
  • the pressurized air can be sufficiently cooled in the pressurized air boiler 19, and the recirculated exhaust gas can be sufficiently cooled in the recirculated exhaust boiler 20.
  • control devices 11a to 11e determine that the demand for cooling the pressurized air and the recirculated exhaust gas is large, and increase the discharge amount of the electric pump P1, thereby increasing the flow rate of the working fluid in the Rankine cycles 3a and 3b. It becomes.
  • the detection means (temperature sensor or the like) capable of detecting the temperature of the pressurized air flowing through the pipe 9, that is, the temperature of the pressurized air before flowing into the pressurized air boiler 19.
  • the control device 11a may be configured to determine the required cooling amount for the pressurized air based on the temperature of the pressurized air.
  • detection means (such as a temperature sensor) capable of detecting the temperature of the recirculated exhaust flowing through the pipe 6a, that is, the temperature of the recirculated exhaust before flowing into the recirculated exhaust boiler 20 is provided.
  • control device 11b may be configured to determine the required cooling amount for the recirculated exhaust based on the temperature of the recirculated exhaust. In these cases, if the temperature of the pressurized air and the reflux exhaust before flowing into the pressurized air boiler 19 and the reflux exhaust boiler 20 is high, the pressurized air and the reflux exhaust flowing out from the pressurized air boiler 19 and the reflux exhaust boiler 20 are increased. The temperature also increases. For this reason, the control devices 11a and 11b can determine that the required cooling amount for the pressurized air and the recirculated exhaust gas is large.
  • control devices 11a to 11e in the waste heat utilization apparatuses of the first to fifth embodiments output requests to the engines 2 and 5, detection values of the first to third temperature sensors 37a to 37c and the second pressure sensor 37d, vehicle speed, A configuration may be adopted in which the required amount of cooling for the pressurized air and the reflux exhaust is determined by combining the pressure of the pressurized air before flowing into the pressurized air boiler 19 and the reflux exhaust boiler 20, the temperature of the reflux exhaust, and the like.
  • a clutch may be provided between the pulley 17 and the drive shaft 33.
  • an electromagnetic clutch or a multi-plate clutch can be employed.
  • a boiler capable of exchanging heat between the coolant and the working fluid may be provided.
  • the working fluid can be heated also by the heat of the coolant, that is, the waste heat of the engine 5, etc.
  • the working fluid can be heated more suitably, and the power that can be regenerated in the engine 5 can be increased. It becomes possible.
  • the coolant can be cooled by heat exchange with the working fluid, the engine 5 can be suitably cooled even if the radiator or the like is downsized.
  • the above-described boiler or the like may be provided.
  • a known receiver may be provided in the pipe 28.
  • the working fluid since the working fluid is suitably liquefied by the receiver, the working fluid that has passed through the condenser 23 is suitably discharged by the electric pump P1, and is preferably circulated through the pipes 24 to 28 and the bypass passage 29.
  • the working fluid flowing through the bypass passage 29 is not decompressed by the expander 21, the effect of providing a receiver is increased.
  • a flow rate ratio that changes the ratio of the flow rate of the working fluid flowing into the expander 21 and the flow rate of the working fluid discharged by the electric pump P1.
  • Changing means may be adopted.
  • the flow rate ratio changing means the evaporating pressure can be reduced by increasing the rotational speed of the expander 21 by a speed change means capable of changing the rotational speed of the expander 21.
  • the evaporation pressure can be lowered by increasing the suction capacity of the expander by the capacity control means capable of changing the suction capacity per unit rotation number of the expander 21.
  • the present invention can be used for vehicles and the like.

Abstract

【課題】内燃機関の性能の向上を実現しつつ、低コストで耐久性の高い廃熱利用装置を提供する。【解決手段】廃熱利用装置は、駆動系（１ａ）に用いられるランキンサイクル（３ａ）と、バイパス路（２９）と、流量調整弁（３１）と、圧力センサ（３５）と、制御装置（１１ａ）とを備えている。駆動系（１ａ）は、エンジン（５）と、エンジン（５）に対して加圧空気を供給するターボチャージャ（７）とを有している。ランキンサイクル（３ａ）は、電動ポンプ（Ｐ１）と、加圧空気ボイラ（１９）と、膨張機（２１）と、凝縮器（２３）と、配管（２４～２８）とを有している。制御装置（１１ａ）は、加圧空気に対する冷却要求量が閾値を超えたと判断した場合、電動ポンプ（Ｐ１）の吐出量を増大させて作動流体の吐出量を増大させる。また、制御装置（１１ａ）は、設定蒸発圧力と圧力センサ（３５）が検知した検知圧力（α）との比較に基づいて流量調整弁（３１）を制御することで、膨張機（２１）に流入する作動流体の流量を調整する。

Description

廃熱利用装置
　本発明は廃熱利用装置に関する。
　特許文献１及び特許文献２に従来の廃熱利用装置が開示されている。特許文献１に開示された廃熱利用装置は、駆動系に用いられ、作動流体を循環させるランキンサイクルを備えている。駆動系は、内燃機関としてのエンジンと、エンジン対し、吸気系流体である加圧空気を供給する過給器としてのターボチャージャとを有している。ランキンサイクルは、ポンプと、冷却液ボイラと、加圧空気ボイラと、膨張機と、凝縮器と、配管とを有している。冷却液ボイラでは、エンジンに対する冷却液と作動流体とが熱交換を行う。加圧空気ボイラでは、加圧空気と作動流体とが熱交換を行う。また、配管は、ポンプ、冷却液ボイラ、加圧空気ボイラ、膨張機及び凝縮器の順で作動流体を循環させる。
　また、特許文献２に開示された廃熱利用装置は、駆動系に用いられ、作動流体を循環させるランキンサイクルを備えている。駆動系は、内燃機関としてのエンジンと、エンジンで生じた排気の一部を吸気系流体である還流排気としてエンジンに還流させる排気還流路とを有している。ランキンサイクルは、ポンプと還流排気ボイラと膨張機と凝縮器と配管とを有している。還流排気ボイラは、還流排気と作動流体との間で熱交換を行うことで作動流体を加熱する。配管は、ポンプ、還流排気ボイラ、膨張機及び凝縮器の順で作動流体を循環させる。
　これらのような廃熱利用装置では、冷却液ボイラ及び加圧空気ボイラによって作動流体を加熱可能であり、また、還流排気ボイラによって作動流体を加熱することが可能である。このため、これらの廃熱利用装置では、作動流体の膨張及び減圧時によって生じる圧力エネルギーを大きくすることが可能となる。このため、これらの廃熱利用装置では、ランキンサイクルにおいて回収可能なエネルギーの量を大きくすることが可能となっている。
特開２００８－８２２４号公報 特開２００７－２３９５１３号公報
　上記の加圧空気や還流排気のような吸気系流体は、エンジン等の内燃機関に対して冷却されつつ吸気されることが求められる。冷却によって吸気系流体の密度を大きくし、その状態で内燃機関に吸気させることで、内燃機関では出力等が向上し、その性能が向上するためである。
　この点、上記の特許文献１記載の廃熱利用装置では、加圧空気ボイラにおいて加圧空気を冷却可能である。このため、加圧空気対してより一層の冷却が求められる場合、すなわち、加圧空気に対する冷却要求量が大きい場合には、例えば、ポンプによる作動流体の吐出量を変更して、配管を循環する作動流体の流量を増加させて、多くの作動流体を加圧空気ボイラに流入させることが考えられる。これにより、加圧空気と作動流体との熱交換がより好適に行われ、加圧空気を十分に冷却することが可能となり、加圧空気に対する冷却要求を満たすことが可能となる。上記の特許文献２記載の廃熱利用装置において、還流排気に対してより一層の冷却を行う場合も同様である。
　しかし、このように作動流体の流量を増加させた場合、加圧空気ボイラ又は還流排気ボイラを経て膨張機に流入する作動流体の流量が多くなり、蒸発圧力（ポンプの下流から膨張機の上流までの作動流体の圧力）が増大することとなる。一方、ランキンサイクルは設計段階において、膨張機等の構成部品が許容できる蒸発圧力が予め設定蒸発圧力として決定されている。このため、上記のように膨張機に流入する作動流体の流量が大きくなることで、蒸発圧力が設定蒸発圧力を超える事態が生じ得る。この場合、膨張機等の耐久性、ひいては廃熱利用装置の耐久性の低下が懸念されることとなる。特に、膨張機と内燃機関とを動力伝達可能に構成した場合、膨張機に流入させることが可能な作動流体の流量は、内燃機関の回転数に依存することとなる。このため、内燃機関の回転数が小さい場合には、蒸発圧力が設定蒸発圧力を超え易くなり、膨張機の耐久性の低下がより顕著となる。
　このような問題に対しては、例えば、上限圧力が大きく設定された膨張機等を採用することが考えられる。しかしながら、この場合には膨張機等の製造コストが増大し、廃熱利用装置が高騰化することとなる。
　本発明は、上記従来の実情に鑑みてなされたものであって、内燃機関の性能の向上を実現しつつ、低コストで耐久性の高い廃熱利用装置を提供することを解決すべき課題としている。
　本発明の廃熱利用装置は、内燃機関を有する駆動系に用いられ、作動流体を循環させるランキンサイクルを備え、
　該ランキンサイクルは、ポンプと、該内燃機関に対して冷却されつつ吸気される吸気系流体と該作動流体との間で熱交換を行うボイラと、膨張機と、凝縮器と、該ポンプ、該ボイラ、該膨張機及び該凝縮器の順で該作動流体を循環させる配管とを有する廃熱利用装置において、
　前記吸気系流体に対する冷却要求量を判断する判断手段と、
　該判断手段が判断した該冷却要求量が閾値を超えた場合に前記ポンプの吐出量を増大させて該作動流体の流量を増大させるポンプ制御手段と、
　該作動流体の流量の増大に伴う前記ランキンサイクルの蒸発圧力の上昇を抑制する蒸発圧力抑制手段とを備えていることを特徴とする（請求項１）。
　本発明の廃熱利用装置はランキンサイクルを備えている。このランキンサイクルは、駆動系に用いられ、作動流体を循環させる。駆動系は、内燃機関を有している。ランキンサイクルは、ポンプと、ボイラと、膨張機と、凝縮器と、配管とを有している。ボイラでは、吸気系流体と作動流体とで熱交換を行う。また、配管は、ポンプ、加圧空気ボイラ、膨張機及び凝縮器の順で作動流体を循環させる。ここで、吸気系流体とは、上記のように、内燃機関に対して冷却されつつ吸気されることが求められる流体を指す。
　このボイラにおける熱効果により、この廃熱利用装置では、ボイラによって作動流体を十分に加熱することが可能となる。このため、この廃熱利用装置では、膨張機で作動流体を膨張及び減圧させた際の圧力エネルギーを大きくでき、ランキンサイクルにおいて回収可能なエネルギーの量を大きくすることができる。なお、この回収可能なエネルギーとしては、例えば、圧力エネルギーを基に発電した電力や内燃機関に回生される動力等が挙げられる。
　また、この廃熱利用装置では、ボイラにおける熱交換によって、吸気系流体を冷却させることが可能である。このため、内燃機関は多くの吸気系流体を吸気することが可能となる。さらに、この廃熱利用装置では、判断手段が吸気系流体に対する冷却要求量を判断するとともに、ポンプ制御手段は、判断手段が判断した冷却要求量が閾値を超えた場合にポンプの吐出量を増大させて作動流体の流量を増大させる。このため、この廃熱利用装置では、吸気系流体に対する冷却要求量が閾値を超えて大きくなった場合には、配管を循環する作動流体の流量を増加させて、多くの作動流体をボイラに流入させることが可能となる。このため、この廃熱利用装置では、吸気系流体に対する冷却要求量が大きい場合であってもそれを満たすことが可能となり、内燃機関に吸気系流体を十分に吸気させることで、内燃機関の出力等を向上させることが可能となる。
　さらに、この廃熱利用装置は、ポンプによる作動流体の吐出量が増大した場合に、その吐出量の増大に伴うランキンサイクルの蒸発圧力の上昇を抑制する蒸発圧力抑制手段を備えている。
　このため、この廃熱利用装置では、ポンプの吐出量が大きくなり、ボイラに流入する作動流体の流量が多くなることで、そのままではランキンサイクルの蒸発圧力が設定蒸発圧力以上に増大するおそれがある場合でも、ランキンサイクルの蒸発圧力を設定蒸発圧力以下に抑制することが可能となる。ここで、本発明において、ランキンサイクルの蒸発圧力とは、ポンプの下流から膨張機の上流までの作動流体の圧力を指す。このため、この廃熱利用装置では、上限圧力が大きく設計された膨張機等の構成部品をランキンサイクルに設ける必要がない。
　したがって、本発明の廃熱利用装置によれば、内燃機関の性能の向上を実現しつつ、低コストで耐久性を高くできる。
　また、本発明の廃熱利用装置は、ボイラの下流の蒸発圧力を検知圧力として検出する第１圧力検出手段を備え得る。そして、予め定められる設定蒸発圧力と検知圧力とを比較して蒸発圧力抑制手段により蒸発圧力の上昇を抑制することが好ましい（請求項２）。
　この場合、設定蒸発圧力の範囲内でランキンサイクルの蒸発圧力を維持しながら、膨張機に流入する作動流体の流量がより好適に抑制される。このため、この廃熱利用装置では、蒸発圧力が設定蒸発圧力を超える事態が好適に回避されて、膨張機の耐久性を高くできる。さらに、この場合には、膨張機で作動流体を膨張及び減圧させた際の圧力エネルギーを可及的に大きくできることから、ランキンサイクルにおいて回収可能なエネルギーの量をより大きくすることも可能となる。
　本発明の廃熱利用装置において、蒸発圧力抑制手段は、ボイラの下流で配管から分岐し、膨張機を迂回して配管に合流するバイパス路と、膨張機に流入する作動流体の流量とバイパス路に流入する作動流体の流量とを調整可能な流量調整弁とを有し得る（請求項３）。
　この場合、流量調整弁により、ボイラを経た作動流体のうち、膨張機に流入する作動流体の流量と、バイパス路に流入する作動流体の流量とを調整することが可能となる。このため、ボイラから流出した作動流体は、バイパス路と膨張機とにそれぞれ流入することとなる。ここで、バイパス路に流入した作動流体は、膨張機を迂回して凝縮器に至ることとなる。このため、この廃熱利用装置では、ポンプから吐出される作動流体の流量が増大することで、蒸発圧力が設定蒸発圧力超えて上昇するおそれがある場合には、作動流体の一部をバイバス路に流入させることで蒸発圧力の上昇を抑制することが可能となる。
　また、本発明の廃熱利用装置において、蒸発圧力抑制手段は、膨張機に流入する作動流体の流量と、ポンプが吐出する作動流体の流量との比を変更する流量比変更手段であり得る（請求項４）。この蒸発圧力抑制手段は、膨張機に流入する作動流体の流量と、ポンプが吐出する作動流体の流量との比を変更する流量比変更手段であることが好ましく（請求項５）、また、流量比変更手段は、膨張機の回転数を変更可能な変速手段であることも好ましい（請求項６）。これらによっても、ランキンサイクルの蒸発圧力を設定蒸発圧力以下に抑制することが可能となる。
　本発明の廃熱利用装置において、判断手段は、種々の手段によって吸気系流体に対する冷却要求量を判断することが可能である。例えば、本発明の廃熱利用装置は、内燃機関に対する出力要求を検出可能な出力要求検出手段を備え得る。そして、判断手段は、出力要求検出手段が検出した検出値に基づき、吸気系流体に対する冷却要求量を判断することが好ましい（請求項７）。
　また、本発明の廃熱利用装置は、ボイラから流出する吸気系流体の温度を検出可能な第１温度検出手段を備え得る。そして、判断手段は、第１温度検出手段が検出した検出値に基づき、吸気系流体に対する冷却要求量を判断することも好ましい（請求項８）。
　また、本発明の廃熱利用装置は、ボイラに流入する作動流体の温度を検出可能な第２温度検出手段を備え得る。そして、判断手段は、第２温度検出手段が検出した検出値に基づき、吸気系流体に対する冷却要求量を判断することも好ましい（請求項９）。
　また、本発明の廃熱利用装置は、ポンプに流入する作動流体の温度を検出可能な第３温度検出手段を備え得る。そして、判断手段は、第３温度検出手段が検出した検出値に基づき、吸気系流体に対する冷却要求量を判断することも好ましい（請求項１０）。
　また、本発明の廃熱利用装置は、ボイラに流入する吸気系流体の温度を検出可能な第４温度検出手段を備え得る。そして、判断手段は、第４温度検出手段が検出した検出値に基づき、吸気系流体に対する冷却要求量を判断することも好ましい（請求項１１）。
　また、本発明の廃熱利用装置は、膨張機の下流からポンプの上流までの作動流体の圧力を検出可能な第２圧力検出手段を備え得る。そして、判断手段は、第２圧力検出手段が検出した検出値に基づき、吸気系流体に対する冷却要求量を判断することも好ましい（請求項１２）。
　これらのように、内燃機関に対する出力要求の他、ボイラから流出又はボイラに流入する吸気系流体の温度、ボイラ又はポンプに流入する作動流体の温度、膨張機の下流からポンプの上流までの作動流体の圧力（凝縮圧力）に基づくことで、判断手段は吸気系流体に対する冷却要求量を正確に判断することが可能となる。このため、この廃熱利用装置では、内燃機関の性能向上を好適に実現することが可能となる。
　本発明の廃熱利用装置において、駆動系が有する内燃機関としては、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の他、種々の形式のエンジンを採用することができる。また、これらのエンジンはモータを組み合わせたハイブリッドエンジンでも良い。さらに、これらのエンジンは空冷式でも水冷式でも良い。なお、内燃機関は複数であっても良い。
　また、駆動系は、内燃機関に対して吸気系流体である加圧空気を供給する過給器を有し得る。そして、ボイラは、加圧空気と作動流体との間で熱交換を行う加圧空気ボイラであり得る（請求項１３）。
　この場合、過給器によって内燃機関に加圧空気が供給されることで、内燃機関の出力が向上する。ここで、加圧空気は、冷却によりその密度が増大させつつ内燃機関に吸気されることが求められることから吸気系流体に該当する。この廃熱利用装置では、加圧空気ボイラにおいて作動流体と熱交換を行うことで、加圧空気を冷却し、その密度を高くすることが可能となる。これにより、この廃熱利用装置では、内燃機関に対してより多くの加圧空気を供給可能となり、内燃機関の性能を高くすることが可能となる。この過給器としては、ターボチャージャやスーパーチャージャ等を採用することができる。なお、過給器は複数であっても良い。
　また、駆動系は、内燃機関で生じた排気の一部を吸気系流体である還流排気として内燃機関に還流させる排気還流路を有し得る。そして、ボイラは、還流排気と作動流体との間で熱交換を行う還流排気ボイラであり得る（請求項１４）。
　この場合、排気還流路により、排気の一部が内燃機関に吸気（還流）されることで、内燃機関の出力が向上する他、最終的に大気中に放出された際の排気中における窒素酸化物の含有量を低減させることも可能となる。ここで、還流排気も冷却によりその密度を増大させつつ内燃機関に還流されることが求められることから吸気系流体に該当する。そして、この廃熱利用装置では、還流排気ボイラにおいて作動流体と熱交換を行うことで、還流排気を冷却し、その密度を高くすることが可能となる。これにより、この廃熱利用装置では、内燃機関に対して好適に還流排気を還流させることが可能となり、内燃機関の性能を高くすることが可能となる。
　本発明の廃熱利用装置において、膨張機と内燃機関とは動力を伝達可能に構成されていることが好ましい（請求項１５）。この場合、内燃機関の動力によって膨張機を作動させることが可能となるとともに、ランキンサイクルにおいて回収したエネルギーによって膨張機を作動させることで、内燃機関に対して動力を回生することも可能となる。
　本発明の廃熱利用装置によれば、内燃機関の性能の向上を実現しつつ、低コストで耐久性を高くできる。
実施例１の廃熱利用装置を示す模式構造図である。 実施例１の廃熱利用装置に係り、作動中の状態を示す模式構造図である。 実施例１の廃熱利用装置に係り、加圧空気に対する冷却要求量が閾値を超えた場合の作動状態を示す模式構造図である。 実施例２の廃熱利用装置を示す模式構造図である。 実施例２の廃熱利用装置に係り、作動中の状態を示す模式構造図である。 実施例２の廃熱利用装置に係り、還流排気に対する冷却要求量が閾値を超えた場合の作動状態を示す模式構造図である。 実施例３の廃熱利用装置を示す模式構造図である。 実施例４の廃熱利用装置を示す模式構造図である。 実施例５の廃熱利用装置を示す模式構造図である。
　以下、本発明を具体化した実施例１～５を図面を参照しつつ説明する。
（実施例１）
　実施例１の廃熱利用装置は、車両に搭載され、図１に示すように、車両の駆動系１ａに用いられている。この廃熱利用装置は、ランキンサイクル３ａと、バイパス路２９と、流量調整弁３１と、第１圧力センサ３５と、制御装置１１ａとを備えている。これらのバイパス路２９及び流量調整弁３１が蒸発圧力抑制手段に相当する。また、第１圧力センサ３５が第１圧力検知手段に相当する。
　駆動系１ａは、内燃機関としてのエンジン５と、過給器としてのターボチャージャ７と、図示しないラジエータとを有している。エンジン５は、公知の水冷式ガソリンエンジンである。エンジン５の内部には冷却液としてのＬＬＣ（ロングライフクーラント）が流通可能なウォータジャケット（図示略）が形成されている。エンジン５には、このウォータジャケットとそれぞれ連通する流出口と流入口と（いずれも図示を省略する。）が形成されている。また、エンジン５には、排気を排出する排気口５ａと、後述する加圧空気を吸入する吸気口５ｂとが形成されている。
　ターボチャージャ７には公用品が採用されている。ターボチャージャ７は、エンジン５から生じた排気によって作動され、エンジン５に対し、吸気系流体である加圧空気を供給する。
　エンジン５とターボチャージャ７とは配管８～１０によって接続されている。また、配管９と配管１０とには後述する加圧空気ボイラ１９が接続されている。配管８は内部を排気が流通可能となっており、エンジン５の排気口５ａとターボチャージャ７とに接続されている。一方、配管９及び配管１０は内部を加圧空気が流通可能となっている。配管９はターボチャージャ７と、加圧空気ボイラ１９の第１流入口１９ａとに接続されている。配管１０は加圧空気ボイラ１９の第１流出口１９ｂと、エンジン５の吸気口５ｂとに接続されている。
　さらに、ターボチャージャ７には、配管１２、１３の各一端側が接続されている。配管１２の他端側は、図示しないマフラと接続されている。配管１３の他端側は図示しない車両のエアインテークに開口している。配管１２は、ターボチャージャ７を介して配管８と連通している。同様に、配管１３は、ターボチャージャ７を介して配管９と連通している。
　また、エンジン５はクランクシャフト１５を介して公知のプーリ１７と接続されている。プーリ１７は、第１、２プーリドラム１７ａ、１７ｂと、第１プーリドラム１７ａと第２プーリドラム１７ｂとを動力伝達可能に連結するプーリベルト１７ｃとを有している。クランクシャフト１５は第１プーリドラム１７ａと動力の伝達が可能に接続されている。
　ランキンサイクル３ａは、電動ポンプＰ１と、加圧空気ボイラ１９と、膨張機２１と、凝縮器２３と、配管２４～２８とを有している。また、ランキンサイクル３には、バイパス路２９及び流量調整弁３１が一体に組み付けられている。配管２４～２８及びバイパス路２９には、作動流体としてのＨＦＣ１３４ａが流通可能となっている。
　電動ポンプＰ１は制御装置１１ａに電気的に接続されている。この電動ポンプＰ１は、後述の第１吐出量や第２吐出量のように作動流体の吐出量を変更することが可能となっている。
　加圧空気ボイラ１９には、第１流入口１９ａ及び第１流出口１９ｂと、第２流入口１９ｃ及び第２流出口１９ｄとが形成されている。また、加圧空気ボイラ１９内には、両端側でそれぞれ第１流入口１９ａ及び第１流出口１９ｂと連通する第１通路１９ｅと、両端側でそれぞれ第２流入口１９ｃ及び第２流出口１９ｄと連通する第２通路１９ｆとが設けられている。この加圧空気ボイラ１９では、第１通路１９ｅ内の加圧空気と、第２通路１９ｆ内の作動流体との熱交換により、加圧空気の冷却と作動流体の加熱とを行う。
　膨張機２１は、加圧空気ボイラ１９を経て加熱された作動流体を膨張させることにより回転駆動力を発生させる。この膨張機２１等には、許容できる所定の蒸発圧力が予め設定蒸発圧力として決定されている。
　膨張機２１には、その内部に作動流体を流入させる流入口２１ａと、作動流体を流出させる流出口２１ｂとが形成されている。また、膨張機２１には駆動軸３３の一端側が接続されている。この駆動軸３３の他端側は第２プーリドラム１７ｂに接続されている。上記のクランクシャフト１５、プーリ１７及び駆動軸３３により、膨張機２１とエンジン５とは動力を伝達可能となっている。なお、駆動軸３３の適宜箇所には、膨張機２１がエンジン５を駆動する方向にのみ回転を許容するワンウェイクラッチ（図示せず）が設けられている。
　凝縮器２３には、その内部に作動流体を流入させる流入口２３ａと、作動流体を流出させる流出口２３ｂとが形成されている。凝縮器２３は、その内部を流通する作動流体と車外の空気との間で熱交換を行い、膨張機２１で減圧された作動流体を冷却して液化させる。凝縮器２３の近傍には電動ファン２３ｃが設けられている。この電動ファン２３ｃは制御装置１１ａに電気的に接続されている。
　バイパス路２９は、その内部に作動流体を流通させることにより、作動流体に膨張機２１を迂回させる。流量調整弁３１は、膨張機２１に流入する作動流体の流量と、バイパス路２９に流入する作動流体の流量とを調整することが可能となっている。この流量調整弁３１は制御装置１１ａに電気的に接続されている。
　これらの電動ポンプＰ１、加圧空気ボイラ１９、膨張機２１、凝縮器２３、バイパス路３９及び流量調整弁３１は、配管２４～２８によって接続されている。具体的には、凝縮器２３の流出口２３ｂと電動ポンプＰ１とは配管２４によって接続されている。電動ポンプＰ１と加圧空気ボイラ１９の第２流入口１９ｃとは配管２５によって接続されている。加圧空気ボイラ１９の第２流出口１９ｄと流量調整弁３１とは配管２６によって接続されている。また、流量調整弁３１と膨張機２１の流入口２１ａとは配管２７によって接続されている。そして、膨張機２１の流出口２１ｂと凝縮器２３の流入口２３ａとは配管２８によって接続されている。また、バイパス路３３の一端側は流量調整弁３１と接続されており、その他端側は配管２８と接続されている。
　このランキンサイクル３ａでは、電動ポンプＰ１を作動させることにより、作動流体は、図２及び図３に示すように、電動ポンプＰ１から加圧空気ボイラ１９、バイパス路２９又は膨張機２１を経て凝縮器２３に至る順で配管２４～２８内を循環する。つまり、ランキンサイクル３ａにおける作動流体の流通方向において、バイパス路２９は、加圧空気ボイラ１９の下流で配管２６から分岐し、凝縮器２３の流入口２３ａよりも上流で配管２８に合流する。
　図１に示すように、第１圧力センサ３５は、配管２７に設けられている。この第１圧力センサ３５は配管２７内を流通する作動流体の圧力を基に、電動ポンプＰ１の下流から膨張機２１の上流までの作動流体の圧力（ランキンサイクル３ａの蒸発圧力）のうち、加圧空気ボイラ１９の下流の作動流体の圧力を検知圧力αとして検知する。また、この圧力センサ３５は制御装置１１ａに電気的に接続されており、検知圧力αを制御装置１１ａに向けて送信する。なお、この第１圧力センサ３５は公用品である。また、第１圧力センサ３５は配管２５又は配管２６に設けられても良い。
　制御装置１１ａは、電動ポンプＰ１及び流量調整弁３１等に対する作動制御を行う。また、制御装置１１ａは、車両のＥＣＵ等（図示略）から受信した信号によって車両のアクセル開度を検知可能に構成されており、このアクセル開度に基づき、エンジン５に対する出力要求を検出可能となっている。また、制御装置１１ａは、エンジン５に対する出力要求に基づいて、加圧空気に対する冷却要求量を判断する。そして、制御装置１１ａは、この冷却要求量に基づき、電動ポンプＰ１に制御信号Ｃ１、Ｃ２等を発信することで、電動ポンプＰ１の作動制御、すなわち、電動ポンプＰ１による作動流体の吐出量の制御を行う。これらのように、制御装置１１ａは、ポンプ制御手段、判断手段及び出力要求検出手段として機能する。
　また、制御装置１１ａは予め設定された上記の設定蒸発圧力を記憶している。この設定蒸発圧力は、膨張機２１等の上限圧力に対して、ある程度の余裕を持った値に設定される。制御装置１１ａは、この記憶された設定蒸発圧力と第１圧力センサ３５から受信した検知圧力αとの比較を行い、流量調整弁３１に対して制御信号Ｃ３、Ｃ４等を発信して、流量調整弁３１による流量制御を行う。さらに、制御装置１１ａは、電動ファン２３ｃの作動制御を行うことで、作動流体が外気に放熱する熱量の調整を行う。なお、制御信号Ｃ１～Ｃ４（図２及び図３の破線矢印参照。）については後述する。
　このように構成された廃熱利用装置では、車両を駆動させることにより以下のように作動する。
　図２に示すように、車両が駆動されることにより、駆動系１ａではエンジン５が作動する。これにより、排気口５ａから排出された排気が配管８、ターボチャージャ７及び配管１２を経てマフラから車外に排出される（同図の一点鎖線矢印参照。）。この際、排気によってターボチャージャ７が作動される。これにより、車外の空気が配管１３よりターボチャージャ７に吸引され、圧縮される。この空気は加圧空気として、配管９、加圧空気ボイラ１９の第１通路１９ｅ及び配管１０を経てエンジン５の吸気口５ｂよりエンジン５内へ吸入される（同図の二点鎖線矢印参照。）。なお、図示を省略しているものの、エンジン５（流出口及び流入口）とラジエータとの間で冷却液が循環し、エンジン５の冷却も行われる。
　また、制御装置１１ａは、電動ファン２３ｃを作動させるとともに、電動ポンプＰ１に対して制御信号Ｃ１を送信する。これにより電動ポンプＰ１は、配管２４に向けて所定の第１吐出量で作動流体を吐出する。さらに、制御装置１１ａは流量調整弁３１を制御し、配管２６と配管２７とを連通させ、配管２６、２７とバイパス路２９とを非連通とさせる。
　これらにより、ランキンサイクル３ａでは、同図の実線矢印に示すように、電動ポンプＰ１によって吐出された作動流体が配管２５を経て、加圧空気ボイラ１９の第２流入口１９ｃから第２通路１９ｆに至る。そして、作動流体は加圧空気ボイラ１９において加圧空気と熱交換される。この際、第１通路１９ｅを流通する加圧空気は約１５０°Ｃ程度の熱を有しているため、第２通路１９ｆを流通する作動流体は、好適に加熱される。一方、第１通路１９ｅを流通する加圧空気は、第２通路１９ｆを流通する作動流体に対して放熱を行うため、一定程度冷却された状態で吸入口５ｂからエンジン５内に至ることとなる。
　こうして、加圧空気ボイラ１９によって加熱された作動流体は、高温高圧の状態で第２流出口１９ｄから流出し、配管２６から配管２７へ流入する。この際、第１圧力センサ３５は配管２７を流通する作動流体の圧力によって、加圧空気ボイラ１９の下流の蒸発圧力を検知圧力αとして検知し、この検知圧力αを制御装置１１ａに送信する。そして、制御装置１１ａは、記憶されている設定蒸発圧力と第１圧力センサ３５から受信した検知圧力αとの比較を行う。ここで、検知圧力αと設定蒸発圧力と等しい場合、又は、検知圧力αが設定蒸発圧力に対して所定の偏差内にある場合には、制御装置１１ａは流量調整弁３１に対して制御信号Ｃ３を送信する。これにより、流量調整弁３１は、膨張機２１に流入する作動流体の流量（配管２６から配管２７に流入する作動流体の流量）と、バイパス路２９に流入する作動流体の流量（配管２６からバイパス路２９に流入する作動流体の流量）との調整を行う。そして、上記のように、配管２６と配管２７とを連通させ、配管２６、２７とバイパス路２９とを非連通とさせて、加圧空気ボイラ１９によって加熱された作動流体の全量を膨張機２１に流入させる。
　配管２７を流通する作動流体は膨張機２１の流入口２１ａから膨張機２１内へ至る。そして、高温高圧の作動流体は膨張機２１内で膨張し、減圧される。この際の圧力エネルギーにより、膨張機２１には回転駆動力が生じる。この回転駆動力は、駆動軸３３、プーリ１７及びクランクシャフト１５を介してエンジン５に回生される。
　膨張機２１内で減圧された作動流体は流出口２１ｂから流出し、凝縮器２３の流入口２３ａから凝縮器２３内へ至る。凝縮器２３の作動流体は、凝縮器２３の周りの空気に放熱を行い、冷却される。この際、制御装置１１ａは電動ファン２３ｃの作動量を適宜変更して、作動流体を好適に放熱させて液化させる。冷却された作動流体は流出口２３ｂから流出し、配管２４を経て電動ポンプＰ１に至り、再び配管２５、ひいては加圧空気ボイラ１９に向けて吐出される。
　上記のように、制御装置１１ａは、アクセルの開度に基づいて、エンジン５に対する出力要求の大きさを検出し、加圧空気に対する冷却要求量を判断する。ここで、エンジン５に対する出力要求が所定値を超えた場合、すなわち、検知したアクセル開度が所定値を超えた場合、制御装置１１ａは、加圧空気に対する冷却要求量が閾値を超えたと判断する。エンジン５の出力を高めるためにはより多くの加圧空気をエンジン５に供給する必要があり、そのためには加圧空気をより冷却してその密度を高くすることが必要であるからである。この場合、図３に示すように、制御装置１１ａは、電動ポンプＰ１に対して制御信号Ｃ２を送信する。これにより電動ポンプＰ１は、上記の第１吐出量よりも多い第２吐出量で作動流体を吐出する。
　これにより、配管２４～２８を循環する作動流体の流量が増大され、加圧空気ボイラ１９に流入する作動流体の流量が多くなる。このため、加圧空気ボイラ１９における熱交換では、作動流体は加圧空気からより多くの放熱を受けることとなる。この結果、加圧空気をより冷却することが可能となり、加圧空気に対する冷却要求量を満たすことが可能となる。
　この場合も第１圧力センサ３５は配管２７を流通する作動流体の圧力を検知し、この検知圧力αを制御装置１１ａに送信する。そして、制御装置１１ａは、記憶されている設定蒸発圧力と第１圧力センサ３５から受信した検知圧力αとの比較を行う。
　上記のように、図３に示す状態では、電動ポンプＰ１が吐出する作動流体の流量が多いため、第１圧力センサ３５で検知された検知圧力αは図２に示す状態よりも大きくなる。このため、検知圧力αが設定蒸発圧力を超えると制御装置１１ａが判断した場合には、制御装置１１ａは流量調整弁３１に対して制御信号Ｃ４を送信する。
　制御信号Ｃ４を受信した流量調整弁３１は、配管２６について、配管２７とバイパス路２９とにそれぞれ連通させて、膨張機２１に流入する作動流体の流量と、バイパス路２９に流入する作動流体の流量との調整を行う。これにより、配管２６を流通する作動流体の一部をバイパス路２９に流入させることで、膨張機２１に流入する作動流体の流量を抑制させる。なお、バイパス路２９に流入する作動流体の流量は、検知圧力αと設定蒸発圧力との偏差量に基づき、適宜調整される。
　これにより、膨張機２１に作用する作動流体の蒸発圧力が調整され、膨張機２１は作動流体を好適に膨張及び減圧させることが可能となる。なお、膨張機２１を経た作動流体は、バイパス路２９を経た作動流体と合流した後、凝縮器２３によって放熱されることとなる。
　このように、この廃熱利用装置では、加圧空気ボイラ１９によって作動流体を十分に加熱することが可能となる。このため、この廃熱利用装置では、膨張機２１で作動流体を膨張及び減圧させた際の圧力エネルギーを大きくできる。これにより、この廃熱利用装置では、ランキンサイクル３ａにおいて回収可能なエネルギーの量、つまり、エンジン５に回生する回転駆動力を大きくすることができる。
　また、この廃熱利用装置では、加圧空気ボイラ１９における熱交換によって、加圧空気を冷却させることが可能である。このため、エンジン５に対して、多くの加圧空気を供給することが可能となる。さらに、この廃熱利用装置では、加圧空気に対する冷却要求量が閾値を超えた場合に電動ポンプＰ１が作動流体の吐出量を増大させることが可能である。このため、加圧空気に対する冷却要求量が閾値を超えることで、電動ポンプＰ１は第１吐出量から第２吐出量に変更し、配管２４～２８を循環する作動流体の流量を増加させて、多くの作動流体を加圧空気ボイラ１９に流入させることが可能となっている。これにより、この廃熱利用装置では、加圧空気に対する冷却要求量を満たし、エンジン５に対する出力要求に応じた加圧空気をエンジン５に供給することが可能となっている。
　ここで、この廃熱利用装置では、エンジン５に対する出力要求に基づくことで、制御装置１１ａは加圧空気に対する冷却要求量を正確に判断することが可能となっている。
　さらに、この廃熱利用装置は、バイパス路２９、流量調整弁３１及び制御装置１１ａを備えている。そして、この流量調整弁３１は、加圧空気ボイラ１９を経た作動流体のうち、膨張機２１に流入する作動流体の流量と、バイパス路２９に流入する作動流体の流量とを調整可能となっている。
　このため、この廃熱利用装置では、電動ポンプＰ１の吐出量が設定蒸発圧力に対応する第１吐出量よりも大きい第２吐出量となり、加圧空気ボイラ１９に流入する作動流体の流量が多くなった場合でも、膨張機２１に流入する作動流体の流量を抑制して、蒸発圧力を設定蒸発圧力以下に維持することが可能となる。この際、制御装置１１ａは、設定蒸発圧力と第１圧力センサ３５が検知した検知圧力αとの比較によって流量調整弁３１の制御を行うため、ランキンサイクル３ａの蒸発圧力のうち、膨張機２１に作用する蒸発圧力が設定蒸発圧力を超える事態を好適に回避できる。このため、この廃熱利用装置では、上限圧力が大きく設計された膨張機等をランキンサイクル３ａに設ける必要がない。
　したがって、実施例１の廃熱利用装置によれば、エンジン５の出力の向上を実現しつつ、低コストで耐久性を高くできる。
　特に、この廃熱利用装置では、制御装置１１ａに記憶されている設定蒸発圧力と第１圧力センサ３５が検知した検知圧力αとの比較に基づいて、制御装置１１ａが流量調整弁３１を制御することで、膨張機２１に流入する作動流体の流量が抑制される。このため、この廃熱利用装置では、膨張機２１の設定圧の範囲内でランキンサイクル３ａの蒸発圧力を維持しながら、膨張機２１に流入する作動流体の流量が好適に抑制される。このため、この廃熱利用装置では、膨張機２１に作用する蒸発圧力が膨張機２１の設定圧を超える事態を回避しつつ、膨張機２１で作動流体を膨張及び減圧させた際の回転駆動力を可及的に大きくできる。このため、この廃熱利用装置では、エンジン５に回生可能な動力を大きくすることが可能となっている。
（実施例２）
　実施例２の廃熱利用装置も車両に搭載され、図４に示すように、車両の駆動系１ｂに用いられている。この廃熱利用装置は、ランキンサイクル３ｂと、第１温度センサ３７ａと、制御装置１１ｂとを備えている。また、この廃熱利用装置は、実施例１の廃熱利用装置と同様に、バイパス路２９、流量調整弁３１及び第１圧力センサ３５を備えている。この廃熱利用装置においても、これらのバイパス路２９及び流量調整弁３１が蒸発圧力抑制手段に相当する。また、第１圧力センサ３５が第１圧力検知手段に相当する。
　駆動系１ｂは、内燃機関としてのエンジン２と、排気路としての配管４と、排気還流路としての配管６ａ、６ｂと、空気導入路としての配管１６とを有している。また、配管６ａには、可変バルブ３９が設けられている。
　エンジン２は、公知の水冷式ディーゼルエンジンである。エンジン２の内部には冷却液が流通可能なウォータジャケット（図示略）が形成されている。エンジン２には、このウォータジャケットとそれぞれ連通する流出口と流入口と（いずれも図示を省略する。）が形成されている。また、エンジン２には、排気を排出する排気口２ａと、後述する混合空気を吸入する吸気口２ｂとが形成されている。また、エンジン２もクランクシャフト１５を介して公知のプーリ１７と接続されている。
　配管４は、一端側が排気口２ａと接続されており、他端側が図示しないマフラと接続されている。これにより、配管４は、エンジン２で生じた排気をその内部に流通させることでマフラに導くことが可能となっている。
　配管６ａは一端側が配管４と接続されており、他端側が後述する還流排気ボイラ２０の第１流入口２０ａと接続されている。また、配管６ｂは、一端側が還流排気ボイラ２０の第１流出口２０ｂと接続されており、他端側がエンジン２の吸気口２ｂと接続されている。
　配管１６は、一端側が配管６ｂと接続されており、他端側が図示しない車両のエアインテークと接続されている。これにより、配管１６は、車外の空気をその内部に流通させることで配管６ｂ（排気還流路）に導くことが可能となっている。そして、排気還流路である配管６ａ、６ｂは、配管４を流通する排気の一部をその内部に流通させることで、還流排気（吸気系流体）と空気との混合空気としてエンジン２に還流させることが可能となっている。
　可変バルブ３９は、配管６ａに設けられている。可変バルブ３９は制御装置１１ｂと電気的に接続されている。この可変バルブ３９は、その開度を調整することにより配管４から配管６ａに流入する排気の流量を調整可能である。なお、この可変バルブ３９には公用品が採用されている。
　第１温度センサ３７ａは、配管６ｂに設けられている。第１温度センサ３７ａは制御装置１１ｂと電気的に接続されている。この第１温度センサ３７ａは、第１温度検出手段として機能し、還流排気ボイラ２０の第１流出口２０ｂを流出し、配管６ｂを流通する還流排気の温度を検出するとともに、その検出値を制御装置１１ｂに向けて発信する。なお、第１温度センサ３７ａには公用品が採用されている。
　ランキンサイクル３ｂは還流排気ボイラ２０を有している。また、このランキンサイクル３ｂは、実施例１の廃熱利用装置におけるランキンサイクル３ａと同様に、電動ポンプＰ１と、膨張機２１と、凝縮器２３と、配管２４～２８とを有している。また、ランキンサイクル３ｂには、上記のバイパス路２９及び流量調整弁３１が一体に組み付けられている。電動ポンプＰ１、電動ファン２３及び流量調整弁３１は、制御装置１１ｂと電気的に接続されている。
　還流排気ボイラ２０には、第１流入口２０ａ及び第１流出口２０ｂと、第２流入口２０ｃ及び第２流出口２０ｄとが形成されている。また、還流排気ボイラ２０内には、両端側でそれぞれ第１流入口２０ａ及び第１流出口２０ｂと連通する第１通路２０ｅと、両端側でそれぞれ第２流入口２０ｃ及び第２流出口２０ｄと連通する第２通路２０ｆとが設けられている。この還流排気ボイラ２０では、第１通路２０ｅ内の還流排気と、第２通路１９ｆ内の作動流体との熱交換により、還流排気の冷却と作動流体の加熱とを行う。
　電動ポンプＰ１と還流排気ボイラ２１の第２流入口２０ｃとは配管２５によって接続されている。還流排気ボイラ２０の第２流出口２１ｂと流量調整弁３１とは配管２６によって接続されている。このランキンサイクル３ｂの他の構成は実施例１の廃熱利用装置におけるランキンサイクル３ａと同様であり、同一の構成については同一の符号を付して構成に関する詳細な説明を省略する。これにより、このランキンサイクル３ｂでは、電動ポンプＰ１を作動させることで、図５及び図６に示すように、電動ポンプＰ１から還流排気ボイラ２０、バイパス路２９又は膨張機２１を経て凝縮器２３に至る順で作動流体が配管２４～２８内を循環する。つまり、ランキンサイクル３ｂにおける作動流体の流通方向において、バイパス路２９は、還流排気ボイラ２０の下流で配管２６から分岐し、凝縮器２３の流入口２３ａよりも上流で配管２８に合流する。
　制御装置１１ｂは、電動ファン２３ｃ、可変バルブ３９、電動ポンプＰ１及び流量調整弁３１に対する作動制御を行う。また、制御装置１１ｂは、第１温度センサ３７ａが検出した還流排気の温度に基づいて、還流排気に対する冷却要求量を判断する。そして、制御装置１１ｂは、この冷却要求量に基づき、実施例１の廃熱利用装置における制御装置１１ａと同様に、電動ポンプＰ１に制御信号Ｃ１、Ｃ２等を発信することで、電動ポンプＰ１による作動流体の吐出量の制御を行う。これらのように、制御装置１１ｂは、ポンプ制御手段、判断手段として機能する。
　また、実施例１の廃熱利用装置における制御装置１１ａと同様に、制御装置１１ｂも予め設定された上記の設定蒸発圧力を記憶している。制御装置１１ｂは、この記憶された設定蒸発圧力と第１圧力センサ３５から受信した検知圧力αとの比較を行い、流量調整弁３１に対して制御信号Ｃ３、Ｃ４等を発信して、流量調整弁３１による流量制御を行う。この廃熱利用装置における他の構成は実施例１の廃熱利用装置と同様である。
　このように構成された廃熱利用装置では、車両を駆動させることにより以下のように作動する。
　車両が駆動されることにより、駆動系１ｂではエンジン２が作動する。これにより、図５に示すように、排気口２ａから排出された排気が配管４を経てマフラから車外に排出される（同図の一点鎖線矢印参照。）。この際、制御装置１１ｂが可変バルブ３９の開度を調整することで、配管４を流通する排気の一部が配管６ａに流入する。配管６ａに流入した排気は還流排気として、第１流入口２０ａから還流排気ボイラ２０内に流入し、第１通路２０ｅ内を流通して、第１流出口２０ｂから配管６ｂに至る。配管６ｂを流通する還流排気は、配管１６を経た車外の空気（同図の二点鎖線矢印参照。）と混合され、混合空気として吸気口２ｂよりエンジン２内に還流する。なお、図示を省略しているものの、エンジン２（流出口及び流入口）とラジエータとの間で冷却液が循環し、エンジン２の冷却も行われる。
　また、制御装置１１ｂは、電動ファン２３ｃを作動させるとともに、流量調整弁３１を制御し、配管２６と配管２７とを連通させ、配管２６、２７とバイパス路２９とを非連通とさせる。さらに、さらに、上記の第１温度センサ３７ａから発信された検出値に基づき、制御装置１１ｂは還流排気に対する冷却要求量を判断する。ここで、第１温度センサ３７ａから発信された検出値が小さい場合には、還流排気ボイラ２０における熱交換において還流排気が十分に冷却されているといえる。このため、制御装置１１ｂは、還流排気に対する冷却要求量が閾値よりも小さい、すなわち、還流排気に対する冷却要求量が小さいと判断する。これにより、制御装置１１ｂは、電動ポンプＰ１に対して制御信号Ｃ１を送信して電動ポンプＰ１を作動させて、作動流体を吐出させる。
　これらにより、ランキンサイクル３ｂでも、同図の実線矢印に示すように、電動ポンプＰ１によって吐出された作動流体が配管２５を経て、還流排気ボイラ２０の第２流入口２０ｃから第２通路２０ｆに至る。そして、作動流体は還流排気ボイラ２０において還流排気と熱交換される。この際、第１通路２０ｅを流通する還流排気は約５００°Ｃ程度の熱を有しているため、第２通路２０ｆを流通する作動流体は、好適に加熱される。一方、第２通路２０ｅを流通する還流排気は、第２通路２０ｆを流通する作動流体に対して放熱を行うため、上記のように、一定程度冷却された状態（閾値以下の温度）となり、空気との混合空気としてエンジン２に至ることとなる。
　こうして、還流排気ボイラ２０によって加熱された作動流体は、高温高圧の状態で第２流出口２０ｄから流出し、配管２６から配管２７へ流入する。この際、第１圧力センサ３５は配管２７を流通する作動流体の圧力によって、還流排気ボイラ２０の下流の蒸発圧力を検知圧力αとして検知し、この検知圧力αを制御装置１１ｂに送信する。そして、制御装置１１ｂは、記憶されている設定蒸発圧力と、第１圧力センサ３５から受信した検知圧力αとの比較を行う。ここで、検知圧力αと設定蒸発圧力と等しい場合、又は、検知圧力αが設定蒸発圧力に対して所定の偏差内にある場合には、制御装置１１ｂは流量調整弁３１に対して制御信号Ｃ３を送信する。これにより、実施例１の廃熱利用装置と同様に、流量調整弁３１は、膨張機２１に流入する作動流体の流量と、バイパス路２９に流入する作動流体の流量との調整を行う。そして、上記のように、配管２６と配管２７とを連通させ、配管２６、２７とバイパス路２９とを非連通とさせることで、還流排気ボイラ２０によって加熱された作動流体の全量を膨張機２１に流入させる。
　実施例１の廃熱利用装置と同様、この廃熱利用装置においても、作動流体は膨張機２１内で膨張し、減圧される。この際に生じた圧力エネルギー（回転駆動力）は、駆動軸３３、プーリ１７及びクランクシャフト１５を介してエンジン２に回生される。
　膨張機２１内で減圧された作動流体は、凝縮器２３において放熱されて冷却される。この際、制御装置１１ｂは電動ファン２３ｃの作動量を適宜変更して、作動流体を好適に放熱させて液化させる。冷却された作動流体は配管２４を経て電動ポンプＰ１に至り、再び還流排気ボイラ２０に向けて吐出される。
　一方、上記の第１温度センサ３７ａから発信された検出値が大きい場合には、還流排気ボイラ２０での還流排気の冷却が足りていないこととなる。このため、制御装置１１ｂは還流排気に対する冷却要求量が大きい、すなわち、還流排気に対する冷却要求量が閾値を超えたと判断する。この場合、図６に示すように、制御装置１１ｂは、電動ポンプＰ１に対して制御信号Ｃ２を送信する。これにより電動ポンプＰ１は、上記の第１吐出量よりも多い第２吐出量で作動流体を吐出する。
　これにより、配管２４～２８を循環する作動流体の流量が増大され、還流排気ボイラ２０に流入する作動流体の流量が多くなる。このため、還流排気ボイラ２０における熱交換では、作動流体は還流排気からより多くの放熱を受けることとなる。この結果、還流排気をより冷却することが可能となり、還流排気に対する冷却要求量を満たすことが可能となる。
　この場合も第１圧力センサ３５は配管２７を流通する作動流体の圧力を検知し、この検知圧力αを制御装置１１ｂに送信する。そして、制御装置１１ｂは、記憶されている設定蒸発圧力と第１圧力センサ３５から受信した検知圧力αとの比較を行う。そして、検知圧力αが設定蒸発圧力を超えると制御装置１１ｂが判断した場合には、制御装置１１ｂは流量調整弁３１に対して制御信号Ｃ４を送信する。
　これにより、流量調整弁３１は、配管２６について、配管２７とバイパス路２９とにそれぞれ連通させて、膨張機２１に流入する作動流体の流量と、バイパス路２９に流入する作動流体の流量との調整を行う。こうして、実施例１の廃熱利用装置と同様に、この廃熱利用装置においても膨張機２１に作用する作動流体の蒸発圧力が調整されることとなる。
　このように、この廃熱利用装置では、還流排気ボイラ２０によって作動流体を十分に加熱することが可能となる。このため、この廃熱利用装置では、膨張機２１で作動流体を膨張及び減圧させた際の圧力エネルギーを大きくできる。これにより、この廃熱利用装置におけるランキンサイクル３ｂでは、エンジン２に回生する回転駆動力を大きくすることができる。
　また、この廃熱利用装置では、還流排気ボイラ２０における熱交換によって、還流排気を冷却させることが可能である。さらに、この廃熱利用装置では、還流排気に対する冷却要求量が閾値を超えた場合に電動ポンプＰ１が作動流体の吐出量を増大させることが可能である。これらのため、この廃熱利用装置では、エンジン２に対し、還流排気の割合が多い混合空気を還流させることが可能、すなわち、より多くの還流排気を還流させることが可能となる。これにより、この廃熱利用装置では、エンジン２の出力を向上させることが可能となっている他、マフラから車外に放出される排気中における窒素酸化物の含有量を低減させることが可能となっている。
　ここで、この廃熱利用装置では、第１温度センサ３７ａが検出した還流排気の温度に基づくことで、制御装置１１ｂは還流排気に対する冷却要求量を正確に判断することが可能となっている。
　さらに、この廃熱利用装置でもバイパス路２９、流量調整弁３１及び制御装置１１ｂにより、還流排気ボイラ２０を経た作動流体のうち、膨張機２１に流入する作動流体の流量と、バイパス路２９に流入する作動流体の流量とを調整可能となっている。このため、この廃熱利用装置でも、膨張機２１で作動流体を膨張及び減圧させた際の回転駆動力を可及的に大きくできる一方で、上限圧力が大きく設計された膨張機等をランキンサイクル３ｂに設ける必要がない。他の作用効果は実施例１の廃熱利用装置と同様である。
　したがって、実施例２の廃熱利用装置によれば、エンジン２の出力の向上を実現しつつ、低コストで耐久性を高くできる。
（実施例３）
　実施例３の廃熱利用装置では、実施例２の廃熱利用装置における制御装置１１ｂ及び第１温度センサ３７ａに替えて、図７に示す制御装置１１ｃ及び第２温度センサ３７ｂが設けられている。また、実施例２の廃熱利用装置と同様に、流量調整弁３１及び第１圧力センサ３５等は制御装置１１ｃに電気的に接続されている。
　第２温度センサ３７ｂは、配管２５に設けられている。第２温度センサ３７ｂは制御装置１１ｃと電気的に接続されている。この第２温度センサ３７ｂは、第２温度検出手段として機能し、配管２５を流通する作動流体の温度、すなわち、還流排気ボイラ２０の第２流入口２０ｃに流入する前の作動流体の温度を検出するとともに、その検出値を制御装置１１ｃに向けて発信する。なお、第２温度センサ３７ｂには第１温度センサ３７ａと同様の公用品が採用されている。
　制御装置１１ｂは、電動ファン２３ｃ、可変バルブ３９、電動ポンプＰ１及び流量調整弁３１に対する作動制御を行う。また、制御装置１１ｂは、第１温度センサ３７ｂが検出した還流排気の温度に基づいて、還流排気に対する冷却要求量を判断する。すなわち、作動流体の温度が所定値よりも高い場合には、還流排気ボイラ２１での還流排気の冷却能力が低くなることから、相対的に還流排気の冷却要求量は大きくなる。そして、制御装置１１ｃは、この冷却要求量に基づき、実施例１の廃熱利用装置における制御装置１１ａと同様に、電動ポンプＰ１に制御信号Ｃ１、Ｃ２等を発信して、電動ポンプＰ１による作動流体の吐出量の制御を行う。これらのように、制御装置１１ｂもポンプ制御手段、判断手段として機能する。
　また、実施例１、２の廃熱利用装置における制御装置１１ａ、１１ｂと同様に、制御装置１１ｃも予め設定された上記の設定蒸発圧力を記憶している。そして、上記の制御装置１１ａ、１１ｂと同様、制御装置１１ｃは流量調整弁３１による流量制御を行う。この廃熱利用装置における他の構成は実施例１、２の廃熱利用装置と同様である。
　この廃熱利用装置においても、上記の実施例２の廃熱利用装置と同様に、車両の駆動時に制御装置１１ｃが電動ファン２３ｃ、可変バルブ３９について、それぞれ作動制御を行う。また、この廃熱利用装置では、第２温度センサ３７ｂから発信された検出値が小さい場合、制御装置１１ｃは、還流排気に対する冷却要求量が閾値よりも小さいと判断する。この場合、制御装置１１ｃは、電動ポンプＰ１に対して制御信号Ｃ１を送信して電動ポンプＰ１を作動させて、作動流体を吐出させる。
　さらに、制御装置１１ｃは、第１圧力センサ３５から受信した検知圧力αと設定蒸発圧力と等しい場合、又は、検知圧力αが設定蒸発圧力に対して所定の偏差内にある場合には、流量調整弁３１に対して制御信号Ｃ３を送信する。これにより、実施例１、２の廃熱利用装置と同様に、還流排気ボイラ２０によって加熱された作動流体の全量を膨張機２１に流入させる。これにより、この廃熱利用装置におけるランキンサイクル３ｂにおいても、エンジン２に回生する回転駆動力を大きくすることができる。
　一方、還流排気ボイラ２０に流入する前の作動流体の温度が高くなることで第２温度センサ３７ｂにおいて検出される検出値が大きくなり、還流排気に対する冷却要求量が大きくなる。そして、第２温度センサ３７ｂから発信された検出値を基に、還流排気に対する冷却要求量が閾値を超えたと制御装置１１ｃが判断した場合、制御装置１１ｃは電動ポンプＰ１に対して制御信号Ｃ２を送信する。
　これにより、この廃熱利用装置においても、実施例２の廃熱利用装置と同様、還流排気ボイラ２０に流入する作動流体の流量が多くなる。こうして、この廃熱利用装置においても、還流排気をより冷却することが可能となり、還流排気に対する冷却要求量を満たすことが可能となる。さらに、制御装置１１ｃは、第１圧力センサ３５から受信した検知圧力αが設定蒸発圧力を超えると判断した場合、制御装置１１ｃは流量調整弁３１に対して制御信号Ｃ４を送信する。
　このため、この廃熱利用装置においても、実施例２の廃熱利用装置と同様に、膨張機２１に作用する作動流体の蒸発圧力が調整されることとなる。これにより、この廃熱利用装置においても、膨張機２１に作用する蒸発圧力が設定蒸発圧力を超える事態を好適に回避できる。
　また、この廃熱利用装置では、第２温度センサ３７ｂが検出した作動流体の温度に基づくことで、制御装置１１ｃは還流排気に対する冷却要求量を正確に判断することが可能となっている。他の作用効果は実施例２の廃熱利用装置と同様である。
　したがって、実施例３の廃熱利用装置によっても、エンジン２の出力の向上を実現しつつ、低コストで耐久性を高くできる。
（実施例４）
　実施例４の廃熱利用装置では、実施例２の廃熱利用装置における制御装置１１ｂ及び第１温度センサ３７ａに替えて、図８に示す制御装置１１ｄ及び第３温度センサ３７ｃが設けられている。また、実施例２の廃熱利用装置と同様、流量調整弁３１及び第１圧力センサ３５等は制御装置１１ｄに電気的に接続されている。
　第３温度センサ３７ｃは、配管２４に設けられている。第３温度センサ３７ｃは制御装置１１ｄと電気的に接続されている。この第３温度センサ３７ｃは、第３温度検出手段として機能し、配管２４を流通する作動流体の温度、すなわち、電動ポンプＰ１に流入する前の作動流体の温度を検出するとともに、その検出値を制御装置１１ｄに向けて発信する。なお、第３温度センサ３７ｃには第１温度センサ３７ａと同様の公用品が採用されている。
　制御装置１１ｄは、電動ファン２３ｃ、可変バルブ３９、電動ポンプＰ１及び流量調整弁３１に対する作動制御を行う。また、制御装置１１ｄは、第３温度センサ３７ｃが検出した還流排気の温度に基づいて、還流排気に対する冷却要求量を判断する。そして、制御装置１１ｃは、この冷却要求量に基づき、実施例１、２の廃熱利用装置における制御装置１１ａ、１１ｂと同様に、電動ポンプＰ１に制御信号Ｃ１、Ｃ２等を発信して、電動ポンプＰ１による作動流体の吐出量の制御を行う。これらのように、制御装置１１ｄもポンプ制御手段、判断手段として機能する。
　また、制御装置１１ｄも予め設定された上記の設定蒸発圧力を記憶している。そして、上記の制御装置１１ａ等と同様、制御装置１１ｃは流量調整弁３１による流量制御を行う。この廃熱利用装置における他の構成は実施例１、２の廃熱利用装置と同様である。
　この廃熱利用装置においても、上記の実施例２の廃熱利用装置と同様に、車両の駆動時に制御装置１１ｄが電動ファン２３ｃ、可変バルブ３９について、それぞれ作動制御を行う。また、この廃熱利用装置では、第３温度センサ３７ｃから発信された検出値が小さい場合、制御装置１１ｄは、還流排気に対する冷却要求量が閾値よりも小さいと判断する。この場合、制御装置１１ｄは、電動ポンプＰ１に対して制御信号Ｃ１を送信して電動ポンプＰ１を作動させて、作動流体を吐出させる。
　さらに、制御装置１１ｄは、第１圧力センサ３５から受信した検知圧力αと設定蒸発圧力と等しい場合、又は、検知圧力αが設定蒸発圧力に対して所定の偏差内にある場合には、流量調整弁３１に対して制御信号Ｃ３を送信する。これにより、実施例１、２の廃熱利用装置と同様に、この廃熱利用装置におけるランキンサイクル３ｂにおいても、エンジン２に回生する回転駆動力を大きくすることができる。
　一方、電動ポンプＰ１に流入する前の作動流体の温度が高くなることで第３温度センサ３７ｃにおいて検出される検出値が大きくなる。この場合、制御装置１１ｄは、還流排気に対する冷却要求量が大きいと判断することとなる。電動ポンプＰ１に流入する作動流体の温度が高い場合には、還流排気ボイラ２０において作動流体が高温に加熱されており、熱源である還流排気が高温になっていると判断できるためである。そして、第３温度センサ３７ｃから発信された検出値を基に、還流排気に対する冷却要求量が閾値を超えたと制御装置１１ｄが判断した場合、制御装置１１ｄは電動ポンプＰ１に対して制御信号Ｃ２を送信する。
　これにより、この廃熱利用装置においても、実施例２の廃熱利用装置と同様、還流排気ボイラ２０に流入する作動流体の流量が多くなる。こうして、この廃熱利用装置においても、還流排気をより冷却することが可能となり、還流排気に対する冷却要求量を満たすことが可能となる。さらに、制御装置１１ｄは、第１圧力センサ３５から受信した検知圧力αが設定蒸発圧力を超えると判断した場合、流量調整弁３１に対して制御信号Ｃ４を送信する。
　このため、この廃熱利用装置においても、実施例２の廃熱利用装置と同様に、膨張機２１に作用する作動流体の蒸発圧力が調整されることとなる。これにより、この廃熱利用装置においても、膨張機２１に作用する蒸発圧力が設定蒸発圧力を超える事態を好適に回避できる。
　また、この廃熱利用装置では、第３温度センサ３７ｃが検出した作動流体の温度に基づくことで、制御装置１１ｄは還流排気に対する冷却要求量を正確に判断することが可能となっている。他の作用効果は実施例２の廃熱利用装置と同様である。
　したがって、実施例４の廃熱利用装置によっても、エンジン２の出力の向上を実現しつつ、低コストで耐久性を高くできる。
（実施例５）
　実施例５の廃熱利用装置では、実施例２の廃熱利用装置における制御装置１１ｂ及び第１温度センサ３７ａに替えて、図９に示す制御装置１１ｅ及び第２圧力センサ３７ｄが設けられている。また、実施例２の廃熱利用装置と同様に、流量調整弁３１及び第１圧力センサ３５等は制御装置１１ｅに電気的に接続されている。
　第２圧力センサ３７ｄは、配管２４に設けられている。第２圧力センサ３７ｄは制御装置１１ｅと電気的に接続されている。この第２圧力センサ３７ｄは、第２圧力検出手段として機能し、配管２４を流通する作動流体の温度、すなわち、膨張機２１の下流から電動ポンプＰ１の上流までの作動流体の圧力（凝縮圧力）を検出するとともに、その検出値を制御装置１１ｅに向けて発信する。なお、第２圧力センサ３７ｄには第１圧力センサ３５と同様の公用品が採用されている。
　制御装置１１ｅは、電動ファン２３ｃ、可変バルブ３９、電動ポンプＰ１及び流量調整弁３１に対する作動制御を行う。また、制御装置１１ｅは、第２圧力センサ３７ｄが検出した還流排気の凝縮圧力に基づいて、還流排気に対する冷却要求量を判断する。そして、制御装置１１ｄは、この冷却要求量に基づき、実施例１、２の廃熱利用装置における制御装置１１ａ、１１ｂと同様に、電動ポンプＰ１に制御信号Ｃ１、Ｃ２等を発信して、電動ポンプＰ１による作動流体の吐出量の制御を行う。これらのように、制御装置１１ｅもポンプ制御手段、判断手段として機能する。
　また、制御装置１１ｅも予め設定された上記の設定蒸発圧力を記憶している。そして、上記の制御装置１１ａ等と同様、制御装置１１ｅは流量調整弁３１による流量制御を行う。この廃熱利用装置における他の構成は実施例１、２の廃熱利用装置と同様である。
　この廃熱利用装置においても、上記の実施例２の廃熱利用装置と同様に、車両の駆動時に制御装置１１ｅが電動ファン２３ｃ、可変バルブ３９について、それぞれ作動制御を行う。また、この廃熱利用装置では、第２圧力センサ３７ｄから発信された検出値が小さい場合、制御装置１１ｄは、還流排気に対する冷却要求量が閾値よりも小さいと判断する。この場合、制御装置１１ｄは、電動ポンプＰ１に対して制御信号Ｃ１を送信して電動ポンプＰ１を作動させて、作動流体を吐出させる。
　さらに、制御装置１１ｅは、第１圧力センサ３５から受信した検知圧力αと設定蒸発圧力と等しい場合、又は、検知圧力αが設定蒸発圧力に対して所定の偏差内にある場合には、流量調整弁３１に対して制御信号Ｃ３を送信する。これにより、実施例１、２の廃熱利用装置と同様に、この廃熱利用装置におけるランキンサイクル３ｂにおいても、エンジン２に回生する回転駆動力を大きくすることができる。
　一方、膨張機２１の下流から電動ポンプＰ１の上流までの作動流体の凝縮圧力が高くなることで、第２圧力センサ３７ｄにおいて検出される検出値が大きくなる。このように作動流体の凝縮圧力が高くなることで、制御装置１１ｅは、還流排気に対する冷却要求量が大きいと判断することとなる。凝縮器２３を経ても配管２４を流通する作動流体の凝縮圧力が高い場合には、還流排気ボイラ２０において作動流体が高温に加熱されている、つまり、熱源である還流排気が高温になっていると判断できるためである。そして、第２圧力センサ３７ｄから発信された検出値を基に、還流排気に対する冷却要求量が閾値を超えたと制御装置１１ｅが判断した場合、制御装置１１ｅは電動ポンプＰ１に対して制御信号Ｃ２を送信する。
　これにより、この廃熱利用装置においても、実施例２の廃熱利用装置と同様、還流排気ボイラ２０に流入する作動流体の流量が多くなる。こうして、この廃熱利用装置においても、還流排気をより冷却することが可能となり、還流排気に対する冷却要求量を満たすことが可能となる。さらに、制御装置１１ｅは、第１圧力センサ３５から受信した検知圧力αが設定蒸発圧力を超えると判断した場合、流量調整弁３１に対して制御信号Ｃ４を送信する。
　このため、この廃熱利用装置においても、実施例２の廃熱利用装置と同様に、膨張機２１に作用する作動流体の蒸発圧力が調整されることとなる。これにより、この廃熱利用装置においても、膨張機２１に作用する蒸発圧力が設定蒸発圧力を超える事態を好適に回避できる。
　また、この廃熱利用装置では、第２圧力センサ３７ｄが検出した作動流体の温度に基づくことで、制御装置１１ｅは還流排気に対する冷却要求量を正確に判断することが可能となっている。他の作用効果は実施例２の廃熱利用装置と同様である。
　したがって、実施例５の廃熱利用装置によっても、エンジン２の出力の向上を実現しつつ、低コストで耐久性を高くできる。
　以上において、本発明を実施例１～５に即して説明したが、本発明は上記実施例１～５に制限されるものではなく、その趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更して適用できることはいうまでもない。
　例えば、実施例１の廃熱利用装置において、第１～３温度センサ３７ａ～３７ｃや第２圧力センサ３７ｄを設けるとともに、制御装置１１ａはこれらの第１～３温度センサ３７ａ～３７ｃや第２圧力センサ３７ｄの検出値を基に、加圧空気に対する冷却要求量を判断する構成としても良い。
　また、実施例２の廃熱利用装置における制御装置１１ｂについて、車両のアクセル開度を検知可能であるとともに、このアクセル開度に基づき、エンジン２に対する出力要求を検出可能とし、このエンジン２に対する出力要求に基づいて、還流排気に対する冷却要求量を判断する構成としても良い。
　さらに、実施例１～５の廃熱利用装置における制御装置１１ａ～１１ｅについて、車速を検知し、この車速に基づいて、加圧空気や還流排気に対する冷却要求量を判断する構成しても良い。ここで、車速が一定速度を超えていれば、凝縮器２３において作動流体が好適に放熱されることとなる。これにより、配管２４を流通する作動流体の温度が低下する。換言すれば、配管２４を流通する作動流体の凝縮圧力が低くなる。この場合、加圧空気ボイラ１９において加圧空気を十分に冷却することが可能となり、また、還流排気ボイラ２０において還流排気を十分に冷却することが可能となる。現状の加圧空気ボイラ１９や還流排気ボイラ２０における加圧空気や還流排気の冷却能力に不足がなく、制御装置１１ａ～１１ｅは、加圧空気や還流排気に対する冷却要求が小さいと判断することが可能となる。一方、車速が一定速度よりも遅ければ、凝縮器２３における作動流体の冷却能力が低下することから、配管２４を流通する作動流体の温度（凝縮圧力）が高くなる。この場合には、現状の加圧空気ボイラ１９や還流排気ボイラ２０における加圧空気や還流排気の冷却能力が不足することとなる。この場合、制御装置１１ａ～１１ｅは、加圧空気や還流排気に対する冷却要求が大きいと判断し、電動ポンプＰ１の吐出量を増大させることでランキンサイクル３ａ、３ｂにおける作動流体の流量を増大させることとなる。
　また、実施例１の廃熱利用装置において、配管９を流通する加圧空気の温度、すなわち、加圧空気ボイラ１９に流入する前の加圧空気の温度を検出可能な検出手段（温度センサ等）を設けるとともに、制御装置１１ａは、この加圧空気の温度を基に、加圧空気に対する冷却要求量を判断する構成としても良い。同様に、実施例２の廃熱利用装置において、配管６ａを流通する還流排気の温度、すなわち、還流排気ボイラ２０に流入する前の還流排気の温度を検出可能な検出手段（温度センサ等）を設けるとともに、制御装置１１ｂは、この還流排気の温度を基に、還流排気に対する冷却要求量を判断する構成としても良い。これら場合、加圧空気ボイラ１９や還流排気ボイラ２０に流入する前の加圧空気や還流排気の温度が高ければ、加圧空気ボイラ１９や還流排気ボイラ２０から流出する加圧空気や還流排気の温度も高くなる。このため、制御装置１１ａ、１１ｂは、加圧空気や還流排気に対する冷却要求量が大きいと判断することができる。
　さらに、実施例１～５の廃熱利用装置における制御装置１１ａ～１１ｅについて、エンジン２、５に対する出力要求、第１～３温度センサ３７ａ～３７ｃや第２圧力センサ３７ｄの各検出値、車速、加圧空気ボイラ１９や還流排気ボイラ２０に流入する前の加圧空気や還流排気の温度等をそれぞれ組み合わせることで、加圧空気や還流排気に対する冷却要求量を判断する構成としても良い。
　また、実施例１～５の廃熱利用装置において、プーリ１７と駆動軸３３との間に、クラッチを設けても良い。この場合、電磁クラッチや多板式クラッチ等を採用できる。
　さらに、実施例１の廃熱利用装置において、加圧空気ボイラ１９に加えて、冷却液と作動流体とで熱交換が可能なボイラ等を設けても良い。この場合、冷却液の熱、すなわち、エンジン５の廃熱等によっても作動流体を加熱できるため、より好適に作動流体を加熱することが可能となり、エンジン５に回生可能な動力を大きくすることが可能となる。また、作動流体との熱交換によって冷却液を冷却することが可能となるため、ラジエータ等を小型化させてもエンジン５を好適に冷却させることが可能となる。実施例２～５の廃熱利用装置において、還流排気ボイラ２０に加えて、上記のようなボイラ等を設けることも良い。
　また、実施例１～５の廃熱利用装置において、配管２８には公知のレシーバを設けても良い。この場合、レシーバにより作動流体が好適に液化されるため、凝縮器２３を経た作動流体は、電動ポンプＰ１によって好適に吐出されて、配管２４～２８やバイパス路２９を好適に循環することとなる。特に、この廃熱利用装置では、パイパス路２９を流通する作動流体は膨張機２１によって減圧されないため、レシーバを設けることによる効果が大きくなる。
　さらに、蒸発圧力抑制手段として、バイパス路２９及び流量調整弁３１に替えて、膨張機２１に流入する作動流体の流量と、電動ポンプＰ１が吐出する作動流体の流量との比を変更する流量比変更手段を採用しても良い。流量比変更手段としては、膨張機２１の回転数を変更可能な変速手段によって、膨張機２１の回転数を増速して蒸発圧力を低下させることができる。また、膨張機２１の単位回転数当たりの吸入容量を変更可能な容量制御手段により膨張機の吸入容量を増大させることにより、蒸発圧力を低下させることもできる。
　本発明は車両等に利用可能である。
　１ａ、１ｂ…駆動系
　２…エンジン（内燃機関）
　３ａ、３ｂ…ランキンサイクル
　５…エンジン（内燃機関）
　６ａ、６ｂ…配管（排気還流路）
　７…ターボチャージャ（過給器）
　１１ａ…制御装置（判断手段、ポンプ制御手段、出力要求検出手段）　
　１１ｂ～１１ｅ…制御装置（判断手段、ポンプ制御手段）
　１９…加圧空気ボイラ
　２０…還流排気ボイラ
　２１…膨張機
　２３…凝縮器
　２４～２８…配管
　２９…バイパス路（蒸発圧力抑制手段）
　３１…流量調整弁（蒸発圧力抑制手段）
　３５…第１圧力センサ（第１圧力検知手段）
　３７ａ…第１温度センサ（第１温度検出手段）
　３７ｂ…第２温度センサ（第２温度検出手段）
　３７ｃ…第３温度センサ（第３温度検出手段）
　３７ｄ…第２圧力センサ（第２圧力検出手段）
　Ｐ１…電動ポンプ（ポンプ）
　α…検知圧力

Claims (15)

  1. 　内燃機関を有する駆動系に用いられ、作動流体を循環させるランキンサイクルを備え、
    　該ランキンサイクルは、ポンプと、該内燃機関に対して冷却されつつ吸気される吸気系流体と該作動流体との間で熱交換を行うボイラと、膨張機と、凝縮器と、該ポンプ、該ボイラ、該膨張機及び該凝縮器の順で該作動流体を循環させる配管とを有する廃熱利用装置において、
    　前記吸気系流体に対する冷却要求量を判断する判断手段と、
    　該判断手段が判断した該冷却要求量が閾値を超えた場合に前記ポンプの吐出量を増大させて該作動流体の流量を増大させるポンプ制御手段と、
    　該作動流体の流量の増大に伴う前記ランキンサイクルの蒸発圧力の上昇を抑制する蒸発圧力抑制手段とを備えていることを特徴とする廃熱利用装置。
  2. 　前記ボイラの下流の蒸発圧力を検知圧力として検出する第１圧力検出手段を備え、
    　予め定められる設定蒸発圧力と前記検知圧力とを比較して前記蒸発圧力抑制手段により該蒸発圧力の上昇を抑制する請求項１記載の廃熱利用装置。
  3. 　前記蒸発圧力抑制手段は、前記ボイラの下流で前記配管から分岐し、前記膨張機を迂回して該配管に合流するバイパス路と、該膨張機に流入する前記作動流体の流量と該バイパス路に流入する該作動流体の流量とを調整可能な流量調整弁とを有している請求項１又は２記載の廃熱利用装置。
  4. 　前記蒸発圧力抑制手段は、前記膨張機に流入する前記作動流体の流量と、前記ポンプが吐出する該作動流体の流量との比を変更する流量比変更手段である請求項１又は２記載の廃熱利用装置。
  5. 　前記流量比変更手段は、前記膨張機の単位回転数当たりの吸入容量を変更可能な容量制御手段である請求項４記載の廃熱利用装置。
  6. 　前記流量比変更手段は、前記膨張機の回転数を変更可能な変速手段である請求項４記載の廃熱利用装置。
  7. 　前記内燃機関に対する出力要求を検出可能な出力要求検出手段を備え、
    　前記判断手段は、該出力要求検出手段が検出した検出値に基づき、該吸気系流体に対する前記冷却要求量を判断する請求項１乃至６のいずれか１項記載の廃熱利用装置。
  8. 　前記ボイラから流出する前記吸気系流体の温度を検出可能な第１温度検出手段を備え、
    　前記判断手段は、該第１温度検出手段が検出した検出値に基づき、該吸気系流体に対する前記冷却要求量を判断する請求項１乃至６のいずれか１項記載の廃熱利用装置。
  9. 　前記第ボイラに流入する前記作動流体の温度を検出可能な第２温度検出手段を備え、
    　前記判断手段は、該第２温度検出手段が検出した検出値に基づき、該吸気系流体に対する前記冷却要求量を判断する請求項１乃至６のいずれか１項記載の廃熱利用装置。
  10. 　前記ポンプに流入する前記作動流体の温度を検出可能な第３温度検出手段を備え、
    前記判断手段は、該第３温度検出手段が検出した検出値に基づき、前記吸気系流体に対する前記冷却要求量を判断する請求項１乃至６のいずれか１項記載の廃熱利用装置。
  11. 　前記ボイラに流入する前記吸気系流体の温度を検出可能な第４温度検出手段を備え、
    　前記判断手段は、該第４温度検出手段が検出した検出値に基づき、該吸気系流体に対する前記冷却要求量を判断する請求項１乃至６のいずれか１項記載の廃熱利用装置。
  12. 　前記膨張機の下流から前記ポンプの上流までの作動流体の圧力を検出可能な第２圧力検出手段を備え、
    　前記判断手段は、該第２圧力検出手段が検出した検出値に基づき、前記吸気系流体に対する前記冷却要求量を判断する請求項１乃至６のいずれか１項記載の廃熱利用装置。
  13. 　前記駆動系は、前記内燃機関に対して前記吸気系流体である加圧空気を供給する過給器を有し、
    　前記ボイラは、該加圧空気と前記作動流体との間で熱交換を行う加圧空気ボイラである請求項１乃至１２のいずれか１項記載の廃熱利用装置。
  14. 　前記駆動系は、前記内燃機関で生じた排気の一部を前記吸気系流体である還流排気として該内燃機関に還流させる排気還流路を有し、
    　前記ボイラは、該還流排気と前記作動流体との間で熱交換を行う還流排気ボイラである請求項１乃至１２のいずれか１項記載の廃熱利用装置。
  15. 　前記膨張機と前記内燃機関とは動力を伝達可能に構成されている請求項１乃至１４のいずれか１項記載の廃熱利用装置。
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