WO2013046925A1 - エンジンの廃熱利用装置 - Google Patents

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WO2013046925A1
WO2013046925A1 PCT/JP2012/069888 JP2012069888W WO2013046925A1 WO 2013046925 A1 WO2013046925 A1 WO 2013046925A1 JP 2012069888 W JP2012069888 W JP 2012069888W WO 2013046925 A1 WO2013046925 A1 WO 2013046925A1
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WO
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refrigerant
engine
expander
ejector
waste heat
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Application number
PCT/JP2012/069888
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English (en)
French (fr)
Inventor
永井　宏幸
智 荻原
貴幸 石川
真一朗 溝口
Original Assignee
日産自動車株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B27/00—Machines, plants or systems, using particular sources of energy
    • F25B27/02—Machines, plants or systems, using particular sources of energy using waste heat, e.g. from internal-combustion engines
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60H—ARRANGEMENTS OF HEATING, COOLING, VENTILATING OR OTHER AIR-TREATING DEVICES SPECIALLY ADAPTED FOR PASSENGER OR GOODS SPACES OF VEHICLES
    • B60H1/00—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices
    • B60H1/02—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices the heat being derived from the propulsion plant
    • B60H1/025—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices the heat being derived from the propulsion plant from both the cooling liquid and the exhaust gases of the propulsion plant
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K5/00—Plants characterised by use of means for storing steam in an alkali to increase steam pressure, e.g. of Honigmann or Koenemann type
    • F01K5/02—Plants characterised by use of means for storing steam in an alkali to increase steam pressure, e.g. of Honigmann or Koenemann type used in regenerative installation
    • 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
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02A—TECHNOLOGIES FOR ADAPTATION TO CLIMATE CHANGE
    • Y02A30/00—Adapting or protecting infrastructure or their operation
    • Y02A30/27—Relating to heating, ventilation or air conditioning [HVAC] technologies
    • Y02A30/274—Relating to heating, ventilation or air conditioning [HVAC] technologies using waste energy, e.g. from internal combustion engine

Definitions

  • This invention relates to an engine waste heat utilization device, in particular, an integrated Rankine cycle and refrigeration cycle.
  • a heat exchanger for cooling water and refrigerant is provided with a heat storage material and a pump for supplying the liquid refrigerant at the outlet of the condenser to the heat exchanger.
  • the pump is driven.
  • the refrigerant is supplied to the heat exchanger, and the refrigeration cycle is operated by driving the ejector by overheating with the heat storage material.
  • a technique is known in which the pump is stopped and the compressor is driven by the engine to operate the refrigeration cycle (see JP 2004-322933A).
  • An object of the present invention is to provide a waste heat utilization device that can drive an ejector only with waste heat of an engine.
  • the present invention provides a heat exchanger that recovers engine waste heat into a refrigerant, an expander that generates power using the refrigerant at the outlet of the heat exchanger, a condenser that condenses the refrigerant that has left the expander, and an expander.
  • An engine waste heat utilization device including a Rankine cycle that is driven by regenerated power and includes a refrigerant pump that supplies refrigerant from the condenser to a heat exchanger is intended.
  • a condenser is shared, and a refrigeration cycle including an evaporator that guides and evaporates the refrigerant from the condenser and a refrigerant at the outlet of the heat exchanger are used as a driving gas.
  • An ejector is provided that draws in the refrigerant at the evaporator outlet and returns it to the condenser.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing the entire Rankine cycle system as a premise of the present invention.
  • FIG. 2A is a schematic cross-sectional view of an expander pump in which the pump and the expander are integrated.
  • FIG. 2B is a schematic cross-sectional view of the refrigerant pump.
  • FIG. 2C is a schematic cross-sectional view of the expander.
  • FIG. 3 is a schematic view showing the function of the refrigerant system valve.
  • FIG. 4 is a schematic configuration diagram of the hybrid vehicle.
  • FIG. 5 is a schematic perspective view of the engine.
  • FIG. 6 is a schematic view of the arrangement of the exhaust pipe as viewed from below the vehicle.
  • FIG. 7A is a characteristic diagram of a Rankine cycle operation region.
  • FIG. 7A is a characteristic diagram of a Rankine cycle operation region.
  • FIG. 7B is a characteristic diagram of a Rankine cycle operation region.
  • FIG. 8 is a timing chart showing a state when the hybrid vehicle is accelerated while assisting the rotation of the engine output shaft by the expander torque.
  • FIG. 9 is a timing chart showing how the Rankine cycle is restarted after being stopped.
  • FIG. 10 is a schematic configuration diagram of an integration cycle according to the first embodiment of the present invention in which an ejector is added.
  • FIG. 11 is a schematic cross-sectional view of the ejector.
  • FIG. 12 is a schematic diagram showing Rankine cycle single operation.
  • FIG. 13 is a schematic view showing the operation of the ejector air conditioner with torque assist.
  • FIG. 14 is a schematic diagram showing the operation of the ejector air conditioner without torque assist.
  • FIG. 15 is a schematic diagram showing the operation of the compressor air conditioner.
  • FIG. 16A is a flowchart for explaining control of the integration cycle of the first embodiment.
  • FIG. 16B is a flowchart for explaining the control of the integration cycle of the first embodiment.
  • FIG. 17 is a characteristic diagram of the radiator fan target rotation speed.
  • FIG. 18 is a characteristic diagram of the target ejector supply flow rate.
  • FIG. 19 is a characteristic diagram of the target ejector side opening.
  • FIG. 20 is a characteristic diagram of the target pump rotation speed.
  • FIG. 21 is a characteristic diagram of the target compressor drive amount.
  • FIG. 22A is a flowchart for explaining control of the integration cycle of the second embodiment.
  • FIG. 22B is a flowchart for explaining control of the integration cycle of the second embodiment.
  • FIG. 23 is a characteristic diagram of the basic expander side opening of the second embodiment.
  • FIG. 24 is a schematic configuration diagram of a hybrid vehicle.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing the entire Rankine cycle system as a premise of the present invention.
  • the Rankine cycle 31 in FIG. 1 is configured to share the refrigerant and the condenser 38 with the refrigeration cycle 51.
  • a cycle in which the Rankine cycle 31 and the refrigeration cycle 51 are integrated is expressed as an integrated cycle 30.
  • FIG. 4 is a schematic configuration diagram of the hybrid vehicle 1 on which the integrated cycle 30 is mounted.
  • the integrated cycle 30 includes a circuit (passage) through which the refrigerant of the Rankine cycle 31 and the refrigeration cycle 51 circulates and components such as a pump, an expander, and a condenser provided in the middle of the circuit, and a circuit for cooling water and exhaust. It shall refer to the entire system including (passage).
  • the engine 2 In the hybrid vehicle 1, the engine 2, the motor generator 81, and the automatic transmission 82 are connected in series, and the output of the automatic transmission 82 is transmitted to the drive wheels 85 via the propeller shaft 83 and the differential gear 84.
  • a first drive shaft clutch 86 is provided between the engine 2 and the motor generator 81.
  • One of the frictional engagement elements of the automatic transmission 82 is configured as a second drive shaft clutch 87.
  • the first drive shaft clutch 86 and the second drive shaft clutch 87 are connected to the engine controller 71, and their connection / disconnection (connected state) is controlled according to the driving conditions of the hybrid vehicle.
  • the hybrid vehicle 1 As shown in FIG. 7B, when the vehicle speed is in the EV traveling region where the efficiency of the engine 2 is poor, the engine 2 is stopped, the first drive shaft clutch 86 is disconnected, and the second drive shaft clutch 87 is engaged. Thus, the hybrid vehicle 1 is caused to travel only by the driving force of the motor generator 81.
  • the engine 2 is operated to operate the Rankine cycle 31 (described later).
  • the engine 2 includes an exhaust passage 3, and the exhaust passage 3 includes an exhaust manifold 4 and an exhaust pipe 5 connected to a collective portion of the exhaust manifold 4.
  • the exhaust pipe 5 branches off from the bypass exhaust pipe 6 on the way, and the exhaust pipe 5 in the section bypassed by the bypass exhaust pipe 6 has a waste heat recovery for exchanging heat between the exhaust and the cooling water.
  • a container 22 is provided. As shown in FIG. 6, the waste heat recovery unit 22 and the bypass exhaust pipe 6 are disposed between the underfloor catalyst 88 and the sub muffler 89 downstream thereof as a waste heat recovery unit 23 in which these are integrated.
  • the cooling water at about 80 to 90 ° C. leaving the engine 2 flows separately into a cooling water passage 13 that passes through the radiator 11 and a bypass cooling water passage 14 that bypasses the radiator 11. Thereafter, the two flows are merged again by a thermostat valve 15 that determines the distribution of the flow rate of the cooling water flowing through both passages 13 and 14, and then returns to the engine 2 via the cooling water pump 16.
  • the cooling water pump 16 is driven by the engine 2 and its rotation speed is synchronized with the engine rotation speed.
  • the thermostat valve 15 increases the valve opening on the coolant passage 13 side to relatively increase the amount of coolant passing through the radiator 11, and when the coolant temperature is low, the coolant passage The valve opening on the 13th side is reduced to relatively reduce the amount of cooling water passing through the radiator 11.
  • the coolant temperature is particularly low, such as before the engine 2 is warmed up, the radiator 11 is completely bypassed, and the entire amount of coolant flows through the bypass coolant passage 14 side.
  • the valve opening degree on the bypass cooling water passage 14 side is not fully closed.
  • a bypass cooling water passage 14 that bypasses the radiator 11 is branched from the cooling water passage 13 and directly connected to a heat exchanger 36, which will be described later, and from the cooling water passage 13 to recover waste heat.
  • the second bypass cooling water passage 25 connected to the heat exchanger 36 after passing through the vessel 22.
  • the bypass cooling water passage 14 is provided with a heat exchanger 36 that exchanges heat with the refrigerant of the Rankine cycle 31.
  • the heat exchanger 36 is an integrated heater and superheater. That is, in the heat exchanger 36, the two cooling water passages 36a and 36b are arranged in almost one row, and the refrigerant passage 36c through which the refrigerant of the Rankine cycle 31 flows is a cooling water passage so that heat can be exchanged between the refrigerant and the cooling water. It is provided adjacent to 36a and 36b. Furthermore, the passages 36a, 36b, and 36c are configured so that the refrigerant and cooling water in the Rankine cycle 31 are in opposite directions when viewed from the whole heat exchanger 36.
  • one cooling water passage 36 a located on the upstream side (left side in FIG. 1) for the refrigerant of Rankine cycle 31 is interposed in the first bypass cooling water passage 24.
  • the left side portion of the heat exchanger composed of the cooling water passage 36a and the refrigerant passage portion adjacent to the cooling water passage 36a flows through the refrigerant passage 36c by directly introducing the cooling water from the engine 2 into the cooling water passage 36a. It is a heater for heating the refrigerant of Rankine cycle 31.
  • Cooling water that has passed through the waste heat recovery device 22 is introduced into the other cooling water passage 36b located downstream (right in FIG. 1) for the refrigerant of the Rankine cycle 31 via the second bypass cooling water passage 25.
  • the right side portion of the heat exchanger (downstream side for the refrigerant of Rankine cycle 31) composed of the cooling water passage 36b and the refrigerant passage portion adjacent to the cooling water passage 36b is a cooling water obtained by further heating the cooling water at the outlet of the engine 2 by exhaust gas. Is a superheater that superheats the refrigerant flowing through the refrigerant passage 36c by introducing the refrigerant into the cooling water passage 36b.
  • the cooling water passage 22 a of the waste heat recovery unit 22 is provided adjacent to the exhaust pipe 5. By introducing the cooling water at the outlet of the engine 2 into the cooling water passage 22a of the waste heat recovery unit 22, the cooling water can be heated to, for example, about 110 to 115 ° C. by high-temperature exhaust.
  • the cooling water passage 22a is configured so that the exhaust and cooling water flow in opposite directions when the waste heat recovery device 22 is viewed from above.
  • a control valve 26 is interposed in the second bypass cooling water passage 25 provided with the waste heat recovery unit 22. Cooling water temperature sensor at the outlet of the engine 2 so that the engine water temperature indicating the temperature of the cooling water inside the engine 2 does not exceed an allowable temperature (for example, 100 ° C.) for preventing deterioration of engine efficiency or knocking, for example. When the detected temperature 74 is equal to or higher than a predetermined value, the opening degree of the control valve 26 is decreased. When the engine water temperature approaches the permissible temperature, the amount of cooling water passing through the waste heat recovery device 22 is reduced, so that it is possible to reliably prevent the engine water temperature from exceeding the permissible temperature.
  • an allowable temperature for example, 100 ° C.
  • the bypass exhaust pipe 6 that bypasses the waste heat recovery unit 22, and the thermostat valve 7 that controls the exhaust passage amount of the exhaust recovery unit 22 and the exhaust passage amount of the bypass exhaust pipe 6 are branched from the bypass exhaust pipe 6. Provided in the department. That is, the valve opening degree of the thermostat valve 7 is determined so that the temperature of the cooling water exiting the waste heat recovery unit 22 does not exceed a predetermined temperature (for example, a boiling temperature of 120 ° C.). Adjusted based on.
  • a predetermined temperature for example, a boiling temperature of 120 ° C.
  • the heat exchanger 36, the thermostat valve 7, and the waste heat recovery unit 22 are integrated as a waste heat recovery unit 23, and are disposed in the middle of the exhaust pipe under the floor in the center of the vehicle width direction.
  • the thermostat valve 7 may be a relatively simple temperature-sensitive valve using bimetal or the like, or may be a control valve controlled by a controller to which a temperature sensor output is input. Adjustment of the amount of heat exchange from the exhaust gas to the cooling water by the thermostat valve 7 involves a relatively large delay. Therefore, if the thermostat valve 7 is adjusted alone, it is difficult to prevent the engine water temperature from exceeding the allowable temperature.
  • the control valve 26 of the second bypass cooling water passage 25 is controlled based on the engine water temperature (exit temperature), the heat recovery amount can be quickly reduced and the engine water temperature can be surely exceeded the allowable temperature. Can be prevented. Further, if the engine water temperature has a margin to the allowable temperature, heat exchange is performed until the temperature of the cooling water exiting the waste heat recovery unit 22 becomes high enough to exceed the allowable temperature of the engine water temperature (for example, 110 to 115 ° C.). To increase the amount of recovered waste heat. The cooling water that has exited the cooling water passage 36 b is joined to the first bypass cooling water passage 24 via the second bypass cooling water passage 25.
  • the cooling water passage 13 side of the thermostat valve 15 If the temperature of the cooling water from the bypass cooling water passage 14 toward the thermostat valve 15 is sufficiently lowered by exchanging heat with the refrigerant of the Rankine cycle 31 by the heat exchanger 36, for example, the cooling water passage 13 side of the thermostat valve 15 The amount of cooling water passing through the radiator 11 is relatively reduced. Conversely, when the temperature of the cooling water from the bypass cooling water passage 14 toward the thermostat valve 15 becomes high due to the Rankine cycle 31 not being operated, the valve opening of the thermostat valve 15 on the cooling water passage 13 side is increased. The amount of cooling water passing through the radiator 11 is relatively increased. Based on the operation of the thermostat valve 15, the cooling water temperature of the engine 2 is appropriately maintained, and heat is appropriately supplied (recovered) to the Rankine cycle 31.
  • Rankine cycle 31 is not a simple Rankine cycle, but is configured as a part of integrated cycle 30 integrated with refrigeration cycle 51.
  • the basic Rankine cycle 31 will be described first, and then the refrigeration cycle 51 will be referred to.
  • Rankine cycle 31 is a system that recovers waste heat of engine 2 to a refrigerant via cooling water of engine 2 and regenerates the recovered waste heat as power.
  • the Rankine cycle 31 includes a refrigerant pump 32, a heat exchanger 36 as a superheater, an expander 37, and a condenser (condenser) 38, and each component is connected by refrigerant passages 41 to 44 through which a refrigerant (R134a and the like) circulates.
  • R134a and the like refrigerant
  • the shaft of the refrigerant pump 32 is connected to the output shaft of the expander 37 on the same shaft, and the refrigerant pump 32 is driven by the output (power) generated by the expander 37 and the generated power is used as the output shaft of the engine 2 ( (Refer to FIG. 2A). That is, the shaft of the refrigerant pump 32 and the output shaft of the expander 37 are arranged in parallel with the output shaft of the engine 2, and the belt 34 is provided between the pump pulley 33 provided at the tip of the shaft of the refrigerant pump 32 and the crank pulley 2a. (See FIG. 1). Note that a gear type pump is used as the refrigerant pump 32 of the present embodiment, and a scroll type expander is used as the expander 37 (see FIGS. 2B and 2C).
  • an electromagnetic clutch (hereinafter referred to as “expander clutch”) 35 is provided between the pump pulley 33 and the refrigerant pump 32 so that the refrigerant pump 32 and the expander 37 can be connected to and disconnected from the engine 2. (See FIG. 2A). Therefore, the expander 37 is connected by connecting the expander clutch 35 when the output generated by the expander 37 exceeds the driving force of the refrigerant pump 32 and the friction of the rotating body (when the predicted expander torque is positive). Rotation of the engine output shaft can be assisted (assisted) by the output generated. Thus, fuel efficiency can be improved by assisting rotation of an engine output shaft using energy obtained by waste heat recovery. Further, the energy for driving the refrigerant pump 32 that circulates the refrigerant can also be covered by the recovered waste heat.
  • the refrigerant from the refrigerant pump 32 is supplied to the heat exchanger 36 via the refrigerant passage 41.
  • the heat exchanger 36 exchanges heat between the cooling water of the engine 2 and the refrigerant, evaporates the refrigerant and superheats it.
  • the refrigerant from the heat exchanger 36 is supplied to the expander 37 through the refrigerant passage 42.
  • the expander 37 is a steam turbine that converts heat into rotational energy by expanding the vaporized and superheated refrigerant.
  • the power recovered by the expander 37 drives the refrigerant pump 32 and is transmitted to the engine 2 via the belt transmission mechanism to assist the rotation of the engine 2.
  • the refrigerant from the expander 37 is supplied to the condenser 38 through the refrigerant passage 43.
  • the condenser 38 is a heat exchanger that causes heat exchange between the outside air and the refrigerant to cool and liquefy the refrigerant. For this reason, the condenser 38 is arranged in parallel with the radiator 11 and is cooled by the radiator fan 12.
  • the refrigerant liquefied by the condenser 38 is returned to the refrigerant pump 32 through the refrigerant passage 44.
  • the refrigerant returned to the refrigerant pump 32 is sent again to the heat exchanger 36 by the refrigerant pump 32 and circulates through each component of the Rankine cycle 31.
  • the refrigeration cycle 51 Since the refrigerating cycle 51 shares the refrigerant circulating through the Rankine cycle 31, it is integrated with the Rankine cycle 31, and the configuration of the refrigerating cycle 51 itself is simplified. That is, the refrigeration cycle 51 includes a compressor (compressor) 52, a condenser 38, and an evaporator (evaporator) 55.
  • compressor compressor
  • condenser condenser
  • evaporator evaporator
  • the compressor 52 is a fluid machine that compresses the refrigerant of the refrigeration cycle 51 to a high temperature and a high pressure, and is driven by the engine 2. That is, as shown in FIG. 4, the compressor pulley 53 is fixed to the drive shaft of the compressor 52, and the belt 34 is wound around the compressor pulley 53 and the crank pulley 2a. The driving force of the engine 2 is transmitted to the compressor pulley 53 via the belt 34, and the compressor 52 is driven.
  • An electromagnetic clutch (hereinafter referred to as “compressor clutch”) 54 is provided between the compressor pulley 53 and the compressor 52 so that the compressor 52 and the compressor pulley 53 can be connected and disconnected.
  • the refrigerant from the compressor 52 joins the refrigerant passage 43 through the refrigerant passage 56 and is then supplied to the condenser 38.
  • the condenser 38 is a heat exchanger that condenses and liquefies the refrigerant by heat exchange with the outside air.
  • the liquid refrigerant from the condenser 38 is supplied to an evaporator (evaporator) 55 through a refrigerant passage 57 branched from the refrigerant passage 44.
  • the evaporator 55 is disposed in the case of the air conditioner unit, similarly to a heater core (not shown).
  • the evaporator 55 is a heat exchanger that evaporates the liquid refrigerant from the condenser 38 and cools the conditioned air from the blower fan by the latent heat of evaporation at that time.
  • the refrigerant evaporated by the evaporator 55 is returned to the compressor 52 through the refrigerant passage 58. Note that the mixing ratio of the conditioned air cooled by the evaporator 55 and the conditioned air heated by the heater core is adjusted to a temperature set by the occupant according to the opening of the air mix door.
  • various valves are appropriately provided in the circuit in order to control the refrigerant flowing in the cycle.
  • a pump upstream valve 61 is provided in the refrigerant passage 44 that connects the refrigeration cycle branch point 45 and the refrigerant pump 32, and the heat exchanger 36 and the expander 37 are connected.
  • An expander upstream valve 62 is provided in the refrigerant passage 42 that performs the above operation.
  • a check valve 63 is provided in the refrigerant passage 41 that connects the refrigerant pump 32 and the heat exchanger 36 in order to prevent the refrigerant from flowing back from the heat exchanger 36 to the refrigerant pump 32.
  • a check valve 64 is also provided in the refrigerant passage 43 connecting the expander 37 and the refrigeration cycle junction 46 in order to prevent the refrigerant from flowing back from the refrigeration cycle junction 46 to the expander 37.
  • an expander bypass passage 65 that bypasses the expander 37 from the upstream of the expander upstream valve 62 and merges upstream of the check valve 64 is provided, and the bypass valve 66 is provided in the expander bypass passage 65.
  • a pressure regulating valve 68 is provided in a passage 67 that bypasses the bypass valve 66. Also on the refrigeration cycle 51 side, an air conditioner circuit valve 69 is provided in a refrigerant passage 57 that connects the refrigeration cycle branch point 45 and the evaporator 55.
  • the above four valves 61, 62, 66, 69 are all electromagnetic on-off valves.
  • An expander upstream pressure signal detected by the pressure sensor 72, a refrigerant pressure Pd signal at the outlet of the condenser 38 detected by the pressure sensor 73, a rotation speed signal of the expander 37, and the like are input to the engine controller 71. .
  • the engine controller 71 controls the compressor 52 of the refrigeration cycle 51 and the radiator fan 12 based on these input signals in accordance with predetermined operating conditions, and also controls the four electromagnetic on-off valves 61, 62, 66. , 69 is controlled.
  • the expander torque (regenerative power) is predicted based on the expander upstream pressure detected by the pressure sensor 72 and the expander rotational speed, and when the predicted expander torque is positive (assist rotation of the engine output shaft).
  • the expander clutch 35 is engaged, and when the predicted expander torque is zero or negative, the expander clutch 35 is released.
  • the expander torque can be predicted with higher accuracy than when the expander torque (regenerative power) is predicted from the exhaust temperature. Accordingly, the expander clutch 35 can be appropriately engaged / released (refer to JP2010-190185A for details).
  • the four on-off valves 61, 62, 66 and 69 and the two check valves 63 and 64 are refrigerant valves. The functions of these refrigerant valves are shown again in FIG.
  • the pump upstream valve 61 is closed under a predetermined condition that makes it easier for the refrigerant to be biased to the circuit of the Rankine cycle 31 than the circuit of the refrigeration cycle 51, so that the refrigerant to the Rankine cycle 31 (including a lubricating component).
  • the circuit of the Rankine cycle 31 is closed in cooperation with the check valve 64 downstream of the expander 37.
  • the expander upstream valve 62 blocks the refrigerant passage 42 when the refrigerant pressure from the heat exchanger 36 is relatively low so that the refrigerant from the heat exchanger 36 can be held until the refrigerant pressure becomes high. It is.
  • the bypass valve 66 is opened so that the refrigerant pump 32 can be operated after the expander 37 is bypassed, such as when the amount of refrigerant existing on the Rankine cycle 31 side is insufficient at the time of starting the Rankine cycle 31 or the like. In order to shorten the startup time of the Rankine cycle 31.
  • the refrigerant temperature at the outlet of the condenser 38 or the inlet of the refrigerant pump 32 has a predetermined temperature difference (subcool temperature SC) from the boiling point in consideration of the pressure at that portion. ) If the state lowered as described above is realized, the Rankine cycle 31 is ready to supply a sufficient liquid refrigerant.
  • the check valve 63 upstream of the heat exchanger 36 is for maintaining the refrigerant supplied to the expander 37 at a high pressure in cooperation with the bypass valve 66, the pressure adjusting valve 68, and the expander upstream valve 62. Under conditions where the regeneration efficiency of the Rankine cycle 31 is low, the operation of the Rankine cycle 31 is stopped and the circuit is closed over the front and rear sections of the heat exchanger 36 to increase the refrigerant pressure during the stop, It is used so that Rankine cycle 31 can be restarted promptly.
  • the pressure regulating valve 68 has a role of a relief valve that opens when the pressure of the refrigerant supplied to the expander 37 becomes too high and releases the refrigerant that has become too high.
  • the check valve 64 downstream of the expander 37 is for preventing the bias of the refrigerant to the Rankine cycle 31 in cooperation with the pump upstream valve 61 described above. If the engine 2 is not warmed immediately after the start of the operation of the hybrid vehicle 1, the Rankine cycle 31 becomes cooler than the refrigeration cycle 51, and the refrigerant may be biased toward the Rankine cycle 31 side. Although the probability of being biased toward the Rankine cycle 31 is not so high, for example, immediately after the start of vehicle operation in summer, the cooling capacity is most demanded in the situation where it is desired to cool the interior quickly, so the slight uneven distribution of refrigerant is also eliminated. Therefore, there is a demand for securing the refrigerant for the refrigeration cycle 51. Therefore, a check valve 64 is provided to prevent uneven distribution of refrigerant to the Rankine cycle 31 side.
  • the compressor 52 does not have a structure in which the refrigerant can freely pass when the drive is stopped, and can prevent the refrigerant from being biased to the refrigeration cycle 51 in cooperation with the air conditioner circuit valve 69. This will be described.
  • the refrigerant may move from the relatively high temperature Rankine cycle 31 side to the refrigeration cycle 51 side during steady operation, and the refrigerant circulating through the Rankine cycle 31 may be insufficient.
  • the temperature of the evaporator 55 is low immediately after the cooling is stopped, and the refrigerant tends to accumulate in the evaporator 55 having a relatively large volume and a low temperature. In this case, the movement of the refrigerant from the condenser 38 to the evaporator 55 is blocked by stopping the driving of the compressor 52 and the air conditioner circuit valve 69 is closed to prevent the refrigerant from being biased to the refrigeration cycle 51.
  • FIG. 5 is a schematic perspective view of the engine 2 showing a package of the engine 2 as a whole. 5 is characterized in that the heat exchanger 36 is arranged vertically above the exhaust manifold 4. By placing the heat exchanger 36 in the space vertically above the exhaust manifold 4, the mountability of the Rankine cycle 31 to the engine 2 is improved.
  • the engine 2 is provided with a tension pulley 8.
  • FIG. 7A and 7B are operation region diagrams of Rankine cycle 31.
  • FIG. FIG. 7A shows the operating range of the Rankine cycle 31 when the horizontal axis is the outside air temperature and the vertical axis is the engine water temperature (cooling water temperature).
  • FIG. 7B shows the operating range of the Rankine cycle 31 when the horizontal axis is the engine rotation speed and the vertical axis is the engine torque (engine load).
  • the Rankine cycle 31 is operated when a predetermined condition is satisfied. When both the conditions are satisfied, the Rankine cycle 31 is operated. In FIG. 7A, the operation of the Rankine cycle 31 is stopped in a region on the low water temperature side where priority is given to warm-up of the engine 2 and a region on the high outside air temperature side where the load on the compressor 52 increases. During warm-up when the exhaust temperature is low and the recovery efficiency is poor, the Rankine cycle 31 is not operated, so that the coolant temperature is quickly raised. The Rankine cycle 31 is stopped at a high outside air temperature where high cooling capacity is required, and sufficient refrigerant and cooling capacity of the condenser 38 are provided to the refrigeration cycle 51.
  • FIG. 8 is a timing chart showing a model when the hybrid vehicle 1 is accelerated while assisting the rotation of the engine output shaft by the expander torque. Note that, on the right side of FIG. 8, a state in which the operating state of the expander 37 changes at this time is shown on the expander torque map. Of the range delimited by the contour lines of the expander torque map, the portion where the expander rotation speed is low and the expander upstream pressure is high (upper left) has the highest expander torque, the expander rotation speed is high, and the expander upstream pressure. The lower the value is (the lower the right it is), the smaller the expander torque tends to be. In particular, the shaded area represents a region where the expander torque becomes negative on the premise of driving the refrigerant pump and becomes a load on the engine.
  • the rotation speed of the expander 37 that is, the rotation speed of the refrigerant pump 32 increases in proportion to the engine rotation speed, but the increase in the exhaust gas temperature or the cooling water temperature is delayed from the increase in the engine rotation speed. Have. Therefore, the ratio of the recoverable heat amount is reduced with respect to the refrigerant amount increased by the increase in the rotational speed of the refrigerant pump 32.
  • the expander upstream valve 62 is switched from the open state to the closed state, thereby deteriorating the regeneration efficiency ( The phenomenon in which the expander 37 is dragged to the engine 2 conversely with an excessive decrease in the expander torque is avoided.
  • the expander clutch 35 After switching the expander upstream valve 62 from the open state to the closed state, the expander clutch 35 is switched from connection (engagement) to disconnection (release) at the timing of t3.
  • the refrigerant pressure upstream of the expander is sufficiently reduced, and the expander clutch 35 is disconnected. It is possible to prevent the expander 37 from rotating excessively. Further, a large amount of refrigerant is supplied into the heat exchanger 36 by the refrigerant pump 32, and the refrigerant is effectively heated even when the Rankine cycle 31 is stopped, so that the operation of the Rankine cycle 31 can be smoothly resumed. Yes.
  • the expander upstream pressure rises again due to the increase in the heat dissipation amount of the engine 2, and at the timing t4, the expander upstream valve 62 is switched from the closed state to the open state, and the refrigerant is supplied to the expander 37. Is resumed. Further, the expander clutch 35 is connected again at the timing of t4. By reconnecting the expander clutch 35, rotation assist of the engine output shaft by the expander torque is resumed.
  • FIG. 9 shows how Rankine cycle 31 is restarted in a manner different from that in FIG. 8 (control at timing t4) from the stoppage of Rankine cycle operation in a state where expander upstream valve 62 is closed and expander clutch 35 is disconnected. Is a timing chart showing the model.
  • the amount of heat released from the engine 2 increases. Due to the increase in the amount of heat released, the temperature of the coolant flowing into the heat exchanger 36 increases, and the temperature of the refrigerant in the heat exchanger 36 increases. Rises. Since the expander upstream valve 62 is closed, the refrigerant pressure upstream of the expander upstream valve 62, that is, the expander upstream pressure increases as the refrigerant temperature rises by the heat exchanger 36 (t11 to t12).
  • the expander 37 can be operated (driven) at a timing t12 when the differential pressure between the expander upstream pressure and the expander downstream pressure becomes greater than or equal to a predetermined pressure, and the expansion valve upstream valve 62 is changed from the closed state. Switch to the open state. By switching the expansion valve upstream valve 62 to the open state, a predetermined pressure of refrigerant is supplied to the expander 37, and the rotation speed of the expander rapidly increases from zero.
  • the expander clutch 35 is switched from the disconnected state to the connected state. If the expander clutch 35 is connected before the expander 37 sufficiently increases the rotational speed, the expander 37 becomes an engine load and torque shock may occur. On the other hand, by connecting the expander clutch 35 late at the timing t13 when the rotational speed difference from the engine output shaft disappears, the expander 37 may become an engine load or the expander clutch 35 may be engaged. Torque shocks associated with can be prevented.
  • FIG. 10 shows a configuration in which an ejector 92 is added to the configuration shown in FIG. 1, and the same parts as those in FIG.
  • a refrigerant passage 91 that bypasses the compressor 52 is provided. That is, a refrigerant passage 91 that branches from the refrigerant passage 58 that connects the outlet of the evaporator 55 and the compressor 52 and joins the refrigeration cycle junction 46 is provided. An ejector 92 is interposed in the refrigerant passage 91. The refrigerant passage 91 between the branch point of the refrigerant passage 91 and the ejector 92 is provided with a check valve 99 that prevents the refrigerant from flowing from the ejector 92 to the branch point of the refrigerant passage 91.
  • the above-described ejector 92 is a device that can create a state close to vacuum from a fluid without depending on mechanical movement of a pump or the like.
  • the ejector 92 includes a chamber 93 that is surrounded, a suction port 94 that opens to the chamber 93, a nozzle 95 that faces the chamber 93, and a diffuser 96.
  • the nozzle 95 and the diffuser 96 face each other at an appropriate distance.
  • the refrigerant passage is connected to the ejector 92 configured as described above as follows. That is, in FIG. 10, the refrigerant passage 97 is branched from the refrigerant passage 42 close to the outlet of the heat exchanger 36, and this branched refrigerant passage 97 is connected to the nozzle inlet 95a.
  • an electromagnetic flow control valve 98 capable of adjusting a distribution ratio between the refrigerant flow rate flowing through the expander 37 and the refrigerant flow rate flowing through the ejector 92 is provided.
  • “ejector side opening” and “expander side opening” are introduced as control amounts of the flow control valve 98. For example, when the ejector side opening is zero, all of the refrigerant that exits from the outlet of the heat exchanger 36 does not flow through the branch refrigerant passage 97, and when the ejector side opening is maximized, the refrigerant exits from the outlet of the heat exchanger 36. All of the refrigerant flows through the branch refrigerant passage 97.
  • the opening on the expander side is zero, all of the refrigerant at the outlet of the heat exchanger does not flow through the refrigerant passage 42, and when the opening on the expander side is maximized, the refrigerant flowing out from the outlet of the heat exchanger 36 All flows through the refrigerant passage 42. That is, when the ejector side opening is set to zero, the expander side opening is maximized, and when the ejector side opening is gradually increased from zero, the expander side opening is gradually decreased from the maximum. When the ejector side opening is maximized, the expander side opening is zero.
  • the relationship between the two openings in the flow control valve 98 of the present embodiment is a relation in which the remaining opening is uniquely determined by setting one of the openings. Therefore, the flow control valve 98 may be controlled by either the ejector side opening or the expander side opening. Here, the ejector side opening degree is controlled. As described above, since the refrigerant circuit is configured so that the ejector 92 is in parallel with the expander 37, the refrigerant can be arbitrarily directed to the ejector side and the expander side. Drive as desired.
  • the refrigerant passage 91 on the evaporator 55 side is connected to the suction port 94, and the refrigerant passage 91 on the side of the junction 46 with the refrigerant passage 43 is connected to the ejector outlet 96 a.
  • the operation of the ejector 92 will be described.
  • a high-pressure gas refrigerant is injected from the nozzle 95 toward the chamber 93 as a driving gas
  • the gas refrigerant becomes a low-pressure supersonic flow and proceeds to the inlet of the diffuser 96.
  • Due to the flow of the gas refrigerant a negative static pressure is generated in the chamber 93, and the inside of the chamber 93 is close to a vacuum. Due to the static pressure and the viscosity of the gas refrigerant, the gas refrigerant from the evaporator 55 is drawn into the gas refrigerant flow jumping into the inlet of the diffuser 96 as the suction gas.
  • the gas refrigerant supplied to the nozzle 95 and the gas refrigerant sucked from the suction port 94 are mixed in the front half of the diffuser 96, and in the latter half, the speed is reduced and the pressure is increased and discharged toward the diffuser outlet 96a.
  • the ejector 92 is driven by guiding a part of the refrigerant flowing through the refrigerant passage of the Rankine cycle 31 to the ejector 92 as a drive gas.
  • the refrigeration cycle 51 can be operated.
  • operating the refrigeration cycle 51 means that the refrigerant is circulated in the refrigerant passage of the refrigeration cycle 51 (as a result, the air conditioner is cooled).
  • ⁇ 1> Rankine cycle independent operation ⁇ 2> Operation of the ejector air conditioner with torque assist
  • ⁇ 3> Operation of the ejector air conditioner without torque assist ⁇ 4> It was possible to use four types of operation, namely compressor air conditioner operation.
  • operation of the ejector air conditioner means that the refrigeration cycle 51 is operated by driving the ejector 92 without using the compressor 52.
  • operation of the compressor air conditioner refers to operating the refrigeration cycle 51 by driving the compressor 52 without using the ejector 92.
  • each operation will be described.
  • Rankine cycle single operation is performed when there is no air conditioner request (cooling request). As shown in FIG. 12, the ejector side opening of the flow control valve 98 is set to zero (see the broken line), the gas refrigerant is not supplied to the ejector 92, and the drive of the ejector 92 is stopped.
  • the heat exchanger 36 evaporates the refrigerant with the waste heat of the engine 2 and superheats it, and supplies all of the gas refrigerant that exits from the outlet of the heat exchanger 36 to the expander 37 via the refrigerant passage 42 (see thick solid line).
  • the expander 37 is rotationally driven by the pressure energy of the gas refrigerant.
  • the refrigerant pump 32 is driven by the torque (output) generated by the expander 37 to circulate the refrigerant, and the Rankine cycle 31 is operated.
  • “operating Rankine cycle 31” means circulating the refrigerant in the refrigerant passage of Rankine cycle 31 (as a result, energy is recovered from waste heat).
  • the expander clutch 35 is connected, and the Rankine cycle 31 is operated to assist the rotation of the engine output shaft and improve the fuel efficiency.
  • the refrigerant pump 32 is driven by the torque (output) of the expander 37 to circulate the refrigerant, and the Rankine cycle 31 is operated. A part of the refrigerant circulating in the refrigerant passage of the Rankine cycle 31 is guided to the ejector 92 to drive the ejector 92, and the refrigerant is also circulated through the refrigerant passage of the refrigeration cycle 51.
  • the refrigeration cycle 51 is operated without driving the compressor 52, and the vehicle interior is air-conditioned. The driving of the compressor 52 becomes a load on the engine 2 and the fuel efficiency is reduced accordingly. However, if the ejector 92 is driven and the refrigeration cycle 51 is driven during the operation of the Rankine cycle 31, the fuel consumption associated with the driving of the compressor 52 is reduced. Deterioration can be suppressed.
  • the refrigeration cycle 51 is operated by driving the ejector 92 with the gas refrigerant obtained by the operation of the Rankine cycle 31.
  • the refrigeration cycle 51 can be operated only with engine waste heat without using power (compressor 52) for some time after shifting to idle stop or at low vehicle speeds.
  • FIGS. 16A and 16B The flow in FIGS. 16A and 16B is executed at a constant cycle (for example, every 10 ms).
  • step S1 it is determined whether or not there is an air conditioner request (compressor drive request). When there is no air conditioner request, the process proceeds to step S2 to stop the drive of the ejector 92, and the flow control valve 98 is controlled so that the ejector side target opening becomes zero.
  • step S3 it is determined whether or not the engine 2 is in an idle stop state or a low load state.
  • the vehicle for example, it is determined that the vehicle is in the idle stop state when the EV traveling condition is satisfied.
  • the condition is that the engine is in an idling stop state particularly in a hybrid vehicle, but general control for stopping the engine such as fuel cut and coast stop (engine stop state) can be made a condition.
  • SOC charged state
  • the engine 2 is being operated for charging, it is determined that the engine 2 is in a low load state.
  • step S4 the expander clutch 35 is disconnected.
  • the expander upstream valve 62 is fully closed and the bypass valve 66 is fully opened to bypass the expander 37 and allow all of the refrigerant to flow.
  • both the expander upstream valve 62 and the bypass valve 66 are fully closed so as to confine the refrigerant in the heat exchanger 36 (maintain the pressure) in preparation for the next restart of operation. You can also.
  • Step S5 is a part for performing the Rankine cycle single operation shown in FIG. That is, the expander clutch 35 is connected, the expander upstream valve 62 is fully opened, and the bypass valve 66 is fully closed, so that all of the gas refrigerant flowing out from the outlet of the heat exchanger 36 flows to the expander 37.
  • the expander 37 is rotationally driven and the torque (output) regenerated by the expander 37 exceeds the drive torque of the refrigerant pump 32, the increased torque is transferred to the engine output shaft via the belt transmission mechanism. This is transmitted to assist the rotation of the engine output shaft.
  • step S6 When there is an air conditioner request in step S1, the process proceeds to step S6, and the rotational speed of the radiator fan 12 is controlled according to the table shown in FIG. As shown in FIG. 17, the radiator fan target rotational speed is zero when the vehicle speed is equal to or higher than the second predetermined value VSP2. This is because in the vehicle speed range equal to or higher than the second predetermined value VSP2, sufficient running wind is obtained for the condenser 38, and therefore it is not necessary to drive the radiator fan 12.
  • the radiator fan target rotational speed increases as the vehicle speed decreases from the second predetermined value VSP2, and becomes a constant value (positive value) when the vehicle speed is equal to or lower than the first predetermined value VSP1 (VSP1 ⁇ VSP2).
  • the rotational speed of the radiator fan 12 is set in consideration of the heat radiation of both the refrigeration cycle 51 and the Rankine cycle 31.
  • an amount of current to be supplied to a motor (not shown) for driving the radiator fan 12 is set according to the target fan fan rotational speed, and the radiator fan 12 is driven to rotate by supplying the set current to the motor. .
  • step S7 as in step S3, it is determined whether or not the engine 2 is in an idle stop state (engine stop state) or a low load state.
  • engine stop state engine stop state
  • a low load state When the engine 2 is not in the idle stop state or the low load state, it is determined that the Rankine cycle 31 can be operated, and the process proceeds to step S8.
  • step S8 the target ejector is searched by searching the map shown in FIG. 18 from the air conditioner set temperature and the heat radiation amount calculated based on the capacity of the condenser 38, for example, the vehicle speed, the radiator fan rotation speed, the outside air temperature, and the like. Calculate the supply flow rate. As shown in FIG. 18, the target ejector supply flow rate decreases as the heat release amount increases under a condition where the air conditioner set temperature is constant, and increases as the air conditioner set temperature decreases under a condition where the heat release amount is constant.
  • step S9 the target ejector side opening degree of the flow control valve 98 is calculated by searching the map shown in FIG. 19 from the target ejector supply flow rate calculated in step S8. As shown in FIG. 19, the target ejector side opening of the flow control valve 98 increases as the target ejector supply flow rate increases.
  • step S10 the flow control valve 98 is controlled so as to achieve the calculated target ejector side opening.
  • step S11 it is determined whether or not torque assist of the engine 2 is possible, that is, whether or not an excessive expander torque can be obtained even if the refrigerant pump 32 is driven. Whether or not the expander torque sufficient to enable torque assist can be obtained can be determined based on the amount of waste heat recovered, the amount of heat released, and the air conditioner request. The amount of heat that can be turned to torque assist when the engine load is relatively low and the amount of waste heat recovery is small, or when the heat dissipation is low, such as when the vehicle speed is low (running wind is low) or the outside air temperature is high. Will be less.
  • step S12 If not possible, the process proceeds to step S13.
  • step S12 in order to operate the Rankine cycle 31 to perform torque assist, the expander clutch 35 is connected, the expander upstream valve 62 is fully opened, the bypass valve 66 is fully closed, and the heat exchanger 36 is closed. The gas refrigerant exiting from the outlet of the gas is passed through the expander 37.
  • Step S12 is a portion for operating the ejector air conditioner with torque assist shown in FIG.
  • Step S13 is a portion for operating the ejector air conditioner without torque assist shown in FIG.
  • the expander torque sufficient to obtain the output of the refrigerant pump 32 corresponding to the refrigerant flow rate required for driving the ejector 92 is obtained by rotating the radiator fan 12 when the vehicle speed is low (step S6 and FIG. 17). reference). Energy is required to rotate the radiator fan 12, but regenerative energy due to waste heat recovery contributes to the expander torque. However, the energy for rotating the radiator fan 12 is smaller. Therefore, even when the radiator fan 12 is rotated, the operation of the ejector air conditioner is more efficient than the operation of the compressor air conditioner.
  • step S7 in FIG. 16A the process proceeds to step S15 in FIG. 16B.
  • the ejector air conditioner cannot be operated. Can be performed. Therefore, the operation of the ejector air conditioner is continued for a while, and when the ejector air conditioner cannot be operated, the operation is switched to the compressor air conditioner operation (compressor single drive).
  • Steps S16 to S21 are parts for operating the ejector air conditioner without torque assist shown in FIG.
  • the target ejector supply flow rate is calculated as in step S8. That is, the target ejector supply flow rate is obtained by searching the map shown in FIG. 18 from the air conditioner set temperature and the heat radiation amount calculated based on the capacity of the condenser 38, for example, the vehicle speed, the radiator fan rotation speed, the outside air temperature, and the like. Is calculated.
  • the target pump rotation speed is calculated by searching the table shown in FIG. 20 from the target ejector supply flow rate calculated in step S16.
  • the target pump rotation speed is a target rotation speed of the refrigerant pump 32 required to obtain a target ejector supply flow rate.
  • the target pump rotation speed is proportional to the target ejector supply flow rate as shown in FIG.
  • the target pump rotation speed is calculated because the pump rotation speed of the refrigerant pump 32 decreases in the operation of the ejector air conditioner using residual heat, and the degree of decrease in the actual pump rotation speed is compared with the actual pump rotation speed. This is because the ejector side opening of the flow control valve 98 is reduced (the expander side opening is increased) according to the degree of decrease.
  • step S18 the actual rotational speed of the refrigerant pump 32 is compared with the target pump rotational speed.
  • the actual rotation speed of the refrigerant pump 32 is detected by a pump rotation speed sensor 75 (see FIG. 10).
  • the process proceeds to step S19, and the target ejector side opening degree of the flow control valve 98 is corrected to the increase side so that the flow rate of the refrigerant flowing through the ejector 92 increases (decreases the expander side).
  • step S20 the flow rate control valve 98 is controlled so as to obtain the corrected target ejector side opening.
  • step S21 in order to operate the Rankine cycle 31 without performing torque assist, the expander clutch 35 is disconnected, the expander upstream valve 62 is fully opened, the bypass valve 66 is fully closed, and the heat exchanger 36 is closed. The gas refrigerant exiting from the outlet of the gas is passed through the expander 37.
  • torque assist is not performed, and the amount of refrigerant taken by the assist is reduced and directed to the ejector 92 side.
  • Increase refrigerant thereby, the effectiveness of the air conditioner (cooling) can be improved and the duration can be increased.
  • step S18 When the actual rotation speed of the refrigerant pump 32 is equal to or lower than the target pump rotation speed in step S18, the refrigerant flow rate flowing through the expander 37 is increased to increase the expander rotation speed, and the actual rotation speed of the refrigerant pump 32 that moves integrally with the expander 37. Needs to be increased to the target pump speed. In this case, the process proceeds to step S22, and the target ejector side opening of the flow control valve 98 is corrected to the decreasing side so that the expander side flow rate increases.
  • step S23 auxiliary control by the compressor 52 is performed based on the table shown in FIG.
  • the compressor 52 when the compressor 52 is driven by driving the engine 2, the compressor 52 cannot be driven in an idle stop state in which the engine 2 is stopped. Therefore, as shown in FIG. 24, the compressor 52 is driven by the motor 101 so that the compressor can assist when the process proceeds to step S23 in the idle stop state (without restarting the engine 2). It is good.
  • the driving condition for operating the ejector air conditioner without torque assist here is when the engine is in an idle stop state (engine stop state) or a low load state in which sufficient cooling capacity cannot be obtained.
  • engine stop state engine stop state
  • correction for increasing the expander side opening of the flow rate control valve 98 is performed, so the flow rate on the ejector side may be insufficient.
  • the compressor 52 is driven within a range where the total efficiency does not deteriorate, and the operation of the ejector air conditioner is continued.
  • a positive value is given to the target compressor drive amount, that is, the target motor current amount, in the region where the target ejector side opening is equal to or smaller than the second predetermined value E2.
  • the target compressor drive amount that is, the target motor current amount
  • the refrigerant supply to the ejector 92 is insufficient, the ejector 92 does not operate sufficiently, and the cooling capacity is reduced. Therefore, when the supply of refrigerant to the ejector 92 is insufficient, current is passed through the motor 101 (see FIG. 24) to drive the compressor 52, thereby increasing the cooling capacity.
  • the target compressor drive amount shown in FIG. 21 is the amount of current applied to the compressor clutch 54.
  • the compressor 52 is not driven with the target compressor drive amount set to zero. This is because in this region, sufficient cooling capacity can be obtained by driving only the ejector 92 (that is, operation of the ejector air conditioner without torque assist).
  • step S24 the evaporator temperature is compared with the target temperature.
  • the temperature of the evaporator 55 is detected by a temperature sensor 76 (see FIG. 10).
  • a temperature sensor 76 see FIG. 10
  • the process proceeds to steps S20 and S21, and the control of steps S20 and S21 is executed.
  • step S24 when the evaporator temperature is higher than the target temperature in step S24, it is determined that it is necessary to shift to the operation of the compressor air conditioner. In this case, the process proceeds to steps S25 to S27.
  • step S26 in order to stop the drive of the ejector 92, the flow control valve 98 is controlled so that the target ejector side opening becomes zero.
  • step S27 the expander clutch 35 is disconnected to stop the operation of the Rankine cycle 31, the expander upstream valve 62 is fully closed, the bypass valve 66 is fully open, the expander 37 is bypassed, and the refrigerant is bypassed. Shed everything.
  • the heat exchanger 36 that recovers the waste heat of the engine 2 into the refrigerant, the expander 37 that generates power using the refrigerant at the outlet of the heat exchanger, and the refrigerant that exits the expander 37 is condensed.
  • a waste heat utilization apparatus for an engine having a Rankine cycle 31 including a refrigerant pump 32 that is driven by the power regenerated by the condenser 38 and the expander 37 and that supplies the refrigerant from the condenser 38 to the heat exchanger 36.
  • the refrigeration cycle 51 including the evaporator 55 that shares the condenser 38 and evaporates the refrigerant from the condenser 38 and the refrigerant at the outlet of the heat exchanger 36 are used as driving gas, and the refrigerant at the outlet of the evaporator 55 is drawn in. And an ejector 92 for returning to the condenser 38 is provided.
  • the Rankine cycle 31 is operated by driving the refrigerant pump 32 using the power regenerated by the expander 37, and the ejector 92 is operated by a part of the refrigerant circulating in the refrigerant passage of the Rankine cycle 31.
  • the refrigeration cycle 51 see steps 1 and 7 to 13 in FIG. 16A. That is, the refrigerant pump 32 and the ejector 92 can be driven only by the waste heat energy of the engine 2. Thereby, the refrigeration cycle 51 can be operated only with the heat energy of the waste heat of the engine 2. Therefore, unlike the conventional apparatus, in order to obtain a high-pressure refrigerant for driving the ejector, it is not necessary to apply energy from the outside to drive the pump, and it is possible to avoid deterioration in fuel consumption associated with driving the pump.
  • the refrigerant passage 42 that guides the refrigerant at the outlet of the heat exchanger 36 to the expander 37 and the branch refrigerant passage 97 that guides the refrigerant at the outlet of the heat exchanger 36 to the ejector 92 are provided in parallel. High temperature steam can be directly supplied to each of the expander 37 and the ejector 92, and the drive of the expander 37 (refrigerant pump drive) and the ejector 92 can be steadily performed.
  • the distribution of the refrigerant flow rate to the expander 37 and the ejector 92 can be adjusted, and fine control of the refrigeration cycle 51 and Rankine cycle 31 can be achieved. Possible (control not possible with series circuit is possible).
  • the refrigeration cycle 51 includes the compressor 52 provided in parallel with the ejector 92. Therefore, even if the waste heat of the engine 2 is small and the Rankine cycle 31 cannot be operated, the refrigeration cycle 51 can be operated by connecting the compressor clutch 54 and driving the compressor 52 with the engine 2.
  • the power transmission mechanism (2a, 33, 34) for transmitting the surplus power to the engine 2 is provided.
  • the Rankine cycle 31 is operated so that the power regenerated by the expander 37 is not transmitted to the engine 2, and the refrigerant circulating in the refrigerant passage of the Rankine cycle 31 is A part is supplied to the ejector 92 to drive the ejector 92 (see step S7 in FIG. 16A and steps S15 to S21 in FIG. 16B).
  • the Rankine cycle 31 can be continuously operated with the remaining heat of the engine 2 for a while (for example, 1 to 2 minutes). If the operation of the Rankine cycle 31 can be continued, the refrigeration cycle 51 can be operated by driving the ejector 92 during that period. That is, even if the engine 2 is stopped, it is possible to delay raising the evaporator temperature for a while. As a result, the start of the engine 2 due to an air conditioner request can be reduced, and the fuel consumption can be improved.
  • the radiator fan 12 (cooling fan) that blows air to the condenser 38 is provided, and when there is an air conditioner request (cooling request) during idle stop (the air conditioner request may be in a low load state) Further, since this radiator fan 12 is driven (see steps 1 and 6 in FIG. 16A), the heat radiation capacity of the condenser 38 can be increased to improve the cooling capacity, and the idle stop time can be extended. At this time, energy is required to rotate the radiator fan 12. However, since the regenerative energy due to waste heat recovery contributes to the expander torque, the compressor 52 of the refrigeration cycle 51 is driven (by the power and electric power of the engine 2). The energy for rotating the radiator fan 12 is smaller than the energy to be generated. Therefore, even when the radiator fan 12 is rotated, the operation of the ejector air conditioner is more efficient than the operation of the compressor air conditioner.
  • the power transmission mechanism (2a, 33, 34) for transmitting the surplus power to the engine 2 is provided.
  • the Rankine cycle 31 is operated so that the power regenerated by the expander 37 is not transmitted to the engine 2, and circulates through the refrigerant passage of the Rankine cycle 31. Since a part of the refrigerant to be supplied is supplied to the ejector 92 to drive the ejector 92 (see step S7 in FIG. 16A and steps S15 to S21 in FIG.
  • the operation of the Rankine cycle 31 can be continued with the waste heat of the engine 2. is there. If the operation of the Rankine cycle 31 can be continued, the refrigeration cycle 51 can be operated by driving the ejector 92 during that period. That is, since the ejector 92 can be driven by the waste heat of the engine 2 to operate the refrigeration cycle 51, it is not necessary to drive the compressor 52, and the compressor power can be reduced.
  • the ejector 92 when there is an air conditioner request (cooling request), the ejector 92 is driven rather than transmitting the motive power regenerated by the expander 37 exceeding the driving force of the refrigerant pump 32 to the engine 2.
  • priority is given to operating the refrigeration cycle 51 (see steps S1, S7 to S13 in FIG. 16A). Accordingly, it is possible to cope with a case where the fuel efficiency improvement effect is greater when the refrigeration cycle 51 is operated by the ejector 92 and the power of the compressor 52 is reduced than when the power regeneration is performed using the Rankine cycle 31.
  • the compressor 52 provided in parallel with the ejector 92 in the refrigeration cycle 51 is driven (see steps S22 and S23 in FIG. 16B). Thereby, even when the cooling capacity is insufficient due to the drive of the ejector 92, the cooling capacity that is insufficient by the driving of the compressor 52 can be assisted.
  • FIGS. 22A and 22B are controls performed by the engine controller 71 of the second embodiment, and replace the flowcharts of FIGS. 16A and 16B of the first embodiment.
  • the same step numbers are assigned to the same parts as those in the flowcharts of FIGS. 16A and 16B.
  • Steps S31 to S35, S21 and Steps S31, S36, S24, S35, S21 are parts for performing the ejector air conditioner operation without torque assist shown in FIG.
  • steps S31 to S36 are parts for gradually increasing the target expander side opening of the flow control valve 98 from the initial value.
  • the ejector side opening of the flow control valve 98 is controlled.
  • the side opening is calculated.
  • the opening on the expander side is calculated based on the refrigerant temperature, but it can also be calculated based on the refrigerant pressure.
  • the expander torque is affected by the temperature of the refrigerant that exits from the outlet of the heat exchanger 36.
  • the basic expander side opening is set to increase as the temperature of the refrigerant exiting from the outlet of the heat exchanger 36 decreases, as shown in FIG.
  • step S32 Since the basic expander side opening is calculated in step S32, the basic expander side opening calculated flag is set to 1 in step S33, and the target expansion of the flow control valve 98 is set with the basic expander side opening as an initial value in step S34. Enter the machine side opening.
  • step S35 the flow control valve 98 is controlled to be the target expander side opening (initial value).
  • step S21 in order to operate the Rankine cycle 31 without performing torque assist, the expander clutch 35 is disconnected, the expander upstream valve 62 is fully opened, the bypass valve 66 is fully closed, and the heat exchanger 36 is closed. The refrigerant exiting from the outlet of the gas is passed through the expander 37.
  • torque assist is not performed, and the amount of refrigerant taken for torque assist is reduced and directed to the ejector 92 side. Increase the amount of refrigerant.
  • the effectiveness of the air conditioner (cooling) can be improved and the duration can be increased.
  • step S36 the target expander side opening is updated by the following equation.
  • Target expander side opening Target expander side opening + ⁇ ZOU (1)
  • ⁇ ZOU Increment of expander side opening per control cycle (positive value)
  • target expander side opening on the right side of equation (1) represents the previously calculated value
  • target expander side opening on the left side of equation (1) represents the value calculated this time.
  • a value obtained by adding the increment ⁇ ZOU to the basic expander side opening is calculated as the target expander side opening this time.
  • the value obtained by adding the increment ⁇ ZOU ⁇ 2 to the basic expander side opening is calculated as the target expander side opening. In this way, the target expander side opening is gradually increased from the initial value.
  • the reason why the target expander side opening is gradually increased from the initial value is as follows. That is, the process proceeds to step S31 and subsequent steps in FIG. 22B when the engine is in an idle stop state (engine stop state) or a low load state. In particular, considering the case where the engine 2 has moved from the operation state of the engine 2 to the idle stop at which the engine 2 is stopped, the process proceeds to step S31 and after in FIG. Since the remaining heat of 2 gradually disappears, the temperature of the refrigerant coming out of the outlet of the heat exchanger 36 is lowered. For this reason, if the target expander side opening degree is maintained at the initial value, the expander torque decreases in response to the decrease in the refrigerant temperature.
  • the pump rotation speed decreases, and the refrigerant flow rate circulating in the Rankine cycle 31 decreases.
  • the flow rate of the refrigerant supplied to the ejector 92 decreases, the flow rate of the refrigerant circulating in the refrigeration cycle 51 decreases, and the cooling capacity decreases.
  • the rotation speed of the expander at the idle stop transition timing is maintained even after the start of the idle stop or the transition to the low load state. For this reason, by gradually increasing the target expander side opening from the start of the idle stop, the expander torque at the idle stop transition timing is maintained even after the start of the idle stop.
  • the ejector side opening gradually decreases, and the ejector 92 becomes insufficiently driven, and the ejector 92 eventually cannot operate the refrigeration cycle 51.
  • the evaporator temperature up to that point cannot be maintained, and the evaporator temperature starts to rise.
  • the evaporator temperature is compared with a predetermined value in step S24. When the evaporator temperature is equal to or lower than the predetermined value, it is determined that sufficient cooling capacity is obtained by driving the ejector 92 by supplying the refrigerant at the current ejector side opening. That is, it is determined that it is not necessary to shift to the operation of the refrigeration cycle 51 by driving the compressor 52, the process proceeds to steps S35 and S21, and the processes of steps S35 and S21 are executed.
  • the target expander side opening gradually increases by repeating the process of step S36. If the target expander side opening of the flow control valve 98 is gradually increased, the ejector side opening of the flow control valve 98 gradually decreases. When the opening on the ejector side of the flow control valve 98 is gradually reduced, the function of the ejector 92 is deteriorated and the movement of the refrigerant circulating in the refrigeration cycle 51 becomes slow. As a result, the evaporator temperature eventually rises and reaches a predetermined value. In this case, the process proceeds from step S24 to steps S25 to S27.
  • Steps S25 to S27 are parts for operating the compressor air conditioner.
  • step S26 the expander clutch 35 is disconnected to stop the operation of the Rankine cycle 31, the expander upstream valve 62 is fully closed, the bypass valve 66 is fully opened, the bypass of the expander 37, and the refrigerant. Shed everything.
  • the present invention can also be applied to a vehicle on which only the engine 2 is mounted.
  • the engine 2 may be a gasoline engine or a diesel engine.

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Abstract

　エンジンの廃熱利用装置は、エンジンの廃熱を冷媒に回収する熱交換器、この熱交換器出口の冷媒を用いて動力を発生させる膨張機、この膨張機を出た冷媒を凝縮させる凝縮器、膨張機により回生された動力によって駆動されると共に、この凝縮器からの冷媒を熱交換器に供給する冷媒ポンプを含むランキンサイクルを備える。このエンジンの廃熱利用装置において、凝縮器を共有し、この凝縮器からの冷媒を導いて蒸発させるエバポレータを含む冷凍サイクルと、熱交換器出口の冷媒を駆動ガスとして用い、このエバポレータ出口の冷媒を引き込んで凝縮器に戻すエジェクタとを設けた。

Description

エンジンの廃熱利用装置
　この発明は、エンジンの廃熱利用装置、特にランキンサイクルと冷凍サイクルを統合したものに関する。
　冷却水と冷媒との熱交換器に蓄熱材と、凝縮器出口の液冷媒をこの熱交換器に供給するためのポンプとを備え、蓄熱材の蓄熱が十分であるときには、ポンプを駆動して冷媒を熱交換器に供給し、蓄熱材による過熱でエジェクタを駆動して冷凍サイクルを運転する。一方、蓄熱材の蓄熱が不十分であるときには、ポンプを停止しコンプレッサをエンジンで駆動して冷凍サイクルを運転する技術が知られている（ＪＰ２００４－３２２９３３Ａ参照）。
　しかしながら、ＪＰ２００４－３２２９３３Ａに記載の技術では、エジェクタ駆動用の高圧冷媒を得るためポンプを駆動する必要があり、ポンプの駆動が燃費を悪化させる。
　本発明は、エンジンの廃熱のみでエジェクタを駆動し得る廃熱利用装置を提供することを目的とする。
　本発明は、エンジンの廃熱を冷媒に回収する熱交換器、この熱交換器出口の冷媒を用いて動力を発生させる膨張機、この膨張機を出た冷媒を凝縮させる凝縮器、膨張機により回生された動力によって駆動されると共に、この凝縮器からの冷媒を熱交換器に供給する冷媒ポンプを含むランキンサイクルを備えるエンジンの廃熱利用装置を対象としている。そして、本発明のエンジンの廃熱利用装置では、凝縮器を共有し、この凝縮器からの冷媒を導いて蒸発させるエバポレータを含む冷凍サイクルと、熱交換器出口の冷媒を駆動ガスとして用い、このエバポレータ出口の冷媒を引き込んで凝縮器に戻すエジェクタとを設けている。
　本発明の実施形態、本発明の利点については、添付された図面とともに以下に詳細に説明される。
図１は、本発明の前提となるランキンサイクルのシステム全体を表した概略構成図である。 図２Ａは、ポンプ及び膨張機を一体化した膨張機ポンプの概略断面図である。 図２Ｂは、冷媒ポンプの概略断面図である。 図２Ｃは、膨張機の概略断面図である。 図３は、冷媒系バルブの機能を示す概略図である。 図４は、ハイブリッド車両の概略構成図である。 図５は、エンジンの概略斜視図である。 図６は、排気管の配置を車両の下方から見た概略図である。 図７Ａは、ランキンサイクル運転域の特性図である。 図７Ｂは、ランキンサイクル運転域の特性図である。 図８は、膨張機トルクによりエンジン出力軸の回転をアシストしている途中でハイブリッド車両の加速が行われたときの様子を示したタイミングチャートである。 図９は、ランキンサイクルの運転停止からの再起動の様子を示したタイミングチャートである。 図１０は、エジェクタを追加した本発明の第１実施形態の統合サイクルの概略構成図である。 図１１は、エジェクタの概略断面図である。 図１２は、ランキンサイクル単独運転を示す概略図である。 図１３は、トルクアシスト付きエジェクタエアコンの運転を示す概略図である。 図１４は、トルクアシストなしエジェクタエアコンの運転を示す概略図である。 図１５は、コンプレッサエアコンの運転を示す概略図である。 図１６Ａは、第１実施形態の統合サイクルの制御を説明するためのフローチャートである。 図１６Ｂは、第１実施形態の統合サイクルの制御を説明するためのフローチャートである。 図１７は、ラジエータファン目標回転速度の特性図である。 図１８は、目標エジェクタ供給流量の特性図である。 図１９は、目標エジェクタ側開度の特性図である。 図２０は、目標ポンプ回転速度の特性図である。 図２１は、目標コンプレッサ駆動量の特性図である。 図２２Ａは、第２実施形態の統合サイクルの制御を説明するためのフローチャートである。 図２２Ｂは、第２実施形態の統合サイクルの制御を説明するためのフローチャートである。 図２３は、第２実施形態の基本膨張機側開度の特性図である。 図２４は、ハイブリッド車両の概略構成図である。
　以下、添付図面を参照しながら本発明の実施形態について説明する。
　（第１実施形態）
　図１は、本発明の前提となるランキンサイクルのシステム全体を表した概略構成図を示している。図１のランキンサイクル３１は、冷媒および凝縮器３８を冷凍サイクル５１と共有する構成になっている。ここでは、ランキンサイクル３１と冷凍サイクル５１を統合したサイクルのことを、統合サイクル３０と表現する。
　図４は、統合サイクル３０が搭載されるハイブリッド車両１の概略構成図である。尚、統合サイクル３０は、ランキンサイクル３１と冷凍サイクル５１の冷媒が循環する回路（通路）及びその途中に設けられたポンプ、膨張機、凝縮器等の構成要素に加え、冷却水や排気の回路（通路）等を含めたシステム全体を指すものとする。
　ハイブリッド車両１では、エンジン２、モータジェネレータ８１、自動変速機８２が直列に連結され、自動変速機８２の出力は、プロペラシャフト８３、ディファレンシャルギヤ８４を介して駆動輪８５に伝達される。エンジン２とモータジェネレータ８１の間には、第１駆動軸クラッチ８６を設けている。また、自動変速機８２の摩擦締結要素の一つが第２駆動軸クラッチ８７として構成されている。
　第１駆動軸クラッチ８６と第２駆動軸クラッチ８７は、エンジンコントローラ７１に接続されており、ハイブリッド車両の運転条件に応じて、その断接（接続状態）が制御される。ハイブリッド車両１では、図７Ｂに示すように、車速がエンジン２の効率が悪いＥＶ走行領域にあるときには、エンジン２を停止し、第１駆動軸クラッチ８６を遮断し、第２駆動軸クラッチ８７を接続して、モータジェネレータ８１による駆動力のみでハイブリッド車両１の走行を行わせる。一方、車速がＥＶ走行領域を外れてランキンサイクル運転域に移行したときには、エンジン２を運転してランキンサイクル３１（後述する）を運転する。
　エンジン２は、排気通路３を備え、排気通路３は、排気マニホールド４と、排気マニホールド４の集合部に接続される排気管５とから構成される。排気管５は、途中でバイパス排気管６と分岐しており、バイパス排気管６にバイパスされる区間の排気管５には、排気と冷却水との間で熱交換を行なうための廃熱回収器２２を備える。廃熱回収器２２とバイパス排気管６は、図６に示すように、これらを一体化した廃熱回収ユニット２３として、床下触媒８８とその下流のサブマフラー８９との間に配置される。
　図１に基づき、まず、エンジン冷却水回路について説明する。エンジン２を出た８０～９０℃程度の冷却水は、ラジエータ１１を通る冷却水通路１３と、ラジエータ１１をバイパスするバイパス冷却水通路１４とに別れて流れる。その後、２つの流れは、両通路１３、１４を流れる冷却水流量の配分を決めるサーモスタットバルブ１５で再び合流し、さらに冷却水ポンプ１６を経てエンジン２に戻る。冷却水ポンプ１６は、エンジン２によって駆動され、その回転速度はエンジン回転速度と同調している。
　サーモスタットバルブ１５は、冷却水温度が高い場合に、冷却水通路１３側のバルブ開度を大きくしてラジエータ１１を通過する冷却水量を相対的に増やし、冷却水温度が低い場合に、冷却水通路１３側のバルブ開度を小さくしてラジエータ１１を通過する冷却水量を相対的に減らす。エンジン２の暖機前など特に冷却水温度が低い場合には、完全にラジエータ１１をバイパスさせて、冷却水の全量がバイパス冷却水通路１４側を流れる。一方、バイパス冷却水通路１４側のバルブ開度は全閉になることはない。ラジエータ１１を流れる冷却水流量が多くなったときに、バイパス冷却水通路１４を流れる冷却水の流量は、冷却水の全量がバイパス冷却水通路１４側を流れる場合と比べて低下するが、流れが完全に停止することがないようにサーモスタットバルブ１５が構成されている。ラジエータ１１をバイパスするバイパス冷却水通路１４は、冷却水通路１３から分岐して後述の熱交換器３６に直接接続する第１バイパス冷却水通路２４と、冷却水通路１３から分岐して廃熱回収器２２を経た後に熱交換器３６に接続する第２バイパス冷却水通路２５とからなる。
　バイパス冷却水通路１４には、ランキンサイクル３１の冷媒と熱交換を行なう熱交換器３６が設けられている。この熱交換器３６は、加熱器と過熱器とを統合したものである。すなわち、熱交換器３６には、２つの冷却水通路３６ａ、３６ｂがほぼ一列に、また、冷媒と冷却水が熱交換可能なように、ランキンサイクル３１の冷媒が流れる冷媒通路３６ｃは冷却水通路３６ａ、３６ｂと隣接して設けられている。さらに、熱交換器３６の全体を俯瞰して見たときに、ランキンサイクル３１の冷媒と冷却水が互いに流れ方向が逆向きとなるように、各通路３６ａ、３６ｂ、３６ｃが構成されている。
　詳細には、ランキンサイクル３１の冷媒にとって上流（図１の左）側に位置する一方の冷却水通路３６ａは、第１バイパス冷却水通路２４に介装されている。この冷却水通路３６ａ及びこの冷却水通路３６ａに隣接する冷媒通路部分からなる熱交換器左側部分は、エンジン２から出た冷却水を冷却水通路３６ａに直接導入することで、冷媒通路３６ｃを流れるランキンサイクル３１の冷媒を加熱するための加熱器である。
　ランキンサイクル３１の冷媒にとって下流（図１の右）側に位置する他方の冷却水通路３６ｂには、第２バイパス冷却水通路２５を介して廃熱回収器２２を経た冷却水が導入される。冷却水通路３６ｂ及びこの冷却水通路３６ｂに隣接する冷媒通路部分からなる熱交換器右側部分（ランキンサイクル３１の冷媒にとって下流側）は、エンジン２の出口の冷却水を排気によってさらに加熱した冷却水を冷却水通路３６ｂに導入することで、冷媒通路３６ｃを流れる冷媒を過熱する過熱器である。
　廃熱回収器２２の冷却水通路２２ａは、排気管５に隣接して設けている。廃熱回収器２２の冷却水通路２２ａにエンジン２の出口の冷却水を導入することで、冷却水を高温の排気によって例えば１１０～１１５℃程度まで加熱することができる。廃熱回収器２２の全体を俯瞰して見たときに、排気と冷却水とが互いに流れる向きが逆向きとなるように冷却水通路２２ａが構成されている。
　廃熱回収器２２を設けた第２バイパス冷却水通路２５には、制御弁２６が介装されている。エンジン２の内部にある冷却水の温度を指すエンジン水温が、例えばエンジンの効率悪化やノックを発生させないための許容温度（例えば１００℃）を超えないように、エンジン２の出口の冷却水温度センサ７４の検出温度が所定値以上になると、この制御弁２６の開度を減少させるようにしている。エンジン水温が許容温度に近づくと、廃熱回収器２２を通過する冷却水量を減少させるので、エンジン水温が許容温度を超えてしまうことを確実に防ぐことができる。
　一方、第２バイパス冷却水通路２５の流量が減少したことによって、廃熱回収器２２により上昇する冷却水温度が上がりすぎて冷却水が蒸発（沸騰）してしまったのでは、熱交換器３６での効率が落ちるだけでなく、冷却水通路内の冷却水の流れが悪くなって温度が過剰に上昇してしまう恐れがある。これを避けるため、廃熱回収器２２をバイパスするバイパス排気管６と、排気回収器２２の排気通過量とバイパス排気管６の排気通過量とをコントロールするサーモスタットバルブ７をバイパス排気管６の分岐部に設けている。すなわち、サーモスタットバルブ７のバルブ開度は、廃熱回収器２２を出た冷却水温度が所定の温度（例えば沸騰温度１２０℃）を超えないように、廃熱回収器２２を出た冷却水温度に基づいて調節される。
　熱交換器３６とサーモスタットバルブ７と廃熱回収器２２とは、廃熱回収ユニット２３として一体化されていて、車幅方向略中央の床下において排気管途中に配設されている。サーモスタットバルブ７は、バイメタル等を用いた比較的簡易な感温弁でも良いし、温度センサ出力が入力されるコントローラによって制御される制御弁であっても良い。サーモスタットバルブ７による排気から冷却水への熱交換量の調節は比較的大きな遅れを伴うため、サーモスタットバルブ７を単独で調節したのではエンジン水温が許容温度を超えないようにするのが難しい。しかしながら、第２バイパス冷却水通路２５の制御弁２６をエンジン水温（出口温度）に基づき制御するようにしてあるので、熱回収量を速やかに低減し、エンジン水温が許容温度を超えるのを確実に防ぐことができる。また、エンジン水温が許容温度までに余裕がある状態であれば、廃熱回収器２２を出る冷却水温度がエンジン水温の許容温度を越えるほどの高温（例えば１１０～１１５℃）になるまで熱交換を行って、廃熱回収量を増加させることができる。冷却水通路３６ｂを出た冷却水は、第２バイパス冷却水通路２５を介して第１バイパス冷却水通路２４に合流されている。
　バイパス冷却水通路１４からサーモスタットバルブ１５に向かう冷却水の温度が、例えば熱交換器３６でランキンサイクル３１の冷媒と熱交換することによって十分低下していれば、サーモスタットバルブ１５の冷却水通路１３側のバルブ開度が小さくされて、ラジエータ１１を通過する冷却水量は相対的に減らされる。逆にバイパス冷却水通路１４からサーモスタットバルブ１５に向かう冷却水の温度が、ランキンサイクル３１が運転されていないことなどによって高くなると、サーモスタットバルブ１５の冷却水通路１３側のバルブ開度が大きくされて、ラジエータ１１を通過する冷却水量は相対的に増やされる。このようなサーモスタットバルブ１５の動作に基づいて、エンジン２の冷却水温度が適当に保たれ、熱がランキンサイクル３１へ適当に供給（回収）されるように構成されている。
　次に、ランキンサイクル３１について述べる。ここでは、ランキンサイクル３１は、単純なランキンサイクルでなく、冷凍サイクル５１と統合した統合サイクル３０の一部として構成されている。以下では、基本となるランキンサイクル３１を先に説明し、その後に冷凍サイクル５１に言及する。
　ランキンサイクル３１は、エンジン２の冷却水を介してエンジン２の廃熱を冷媒に回収し、回収した廃熱を動力として回生するシステムである。ランキンサイクル３１は、冷媒ポンプ３２、過熱器としての熱交換器３６、膨張機３７及び凝縮器（コンデンサ）３８を備え、各構成要素は冷媒（Ｒ１３４ａ等）が循環する冷媒通路４１～４４により接続されている。
　冷媒ポンプ３２の軸は同一の軸上で膨張機３７の出力軸と連結配置され、膨張機３７の発生する出力（動力）によって冷媒ポンプ３２を駆動すると共に、発生動力をエンジン２の出力軸（クランク軸）に供給する構成である（図２Ａ参照）。すなわち、冷媒ポンプ３２の軸及び膨張機３７の出力軸は、エンジン２の出力軸と平行に配置され、冷媒ポンプ３２の軸の先端に設けたポンププーリ３３と、クランクプーリ２ａとの間にベルト３４を掛け回している（図１参照）。なお、本実施形態の冷媒ポンプ３２としては、ギヤ式のポンプを、膨張機３７としては、スクロール式の膨張機を採用している（図２Ｂ、図２Ｃ参照）。
　また、ポンププーリ３３と冷媒ポンプ３２との間に電磁式のクラッチ（このクラッチを以下「膨張機クラッチ」という。）３５を設けて、冷媒ポンプ３２及び膨張機３７とを、エンジン２と断接可能にしている（図２Ａ参照）。このため、膨張機３７の発生する出力が冷媒ポンプ３２の駆動力及び回転体が有するフリクションを上回る場合（予測膨張機トルクが正の場合）に膨張機クラッチ３５を接続することで、膨張機３７の発生する出力によってエンジン出力軸の回転をアシスト（補助）することができる。このように廃熱回収によって得たエネルギを用いてエンジン出力軸の回転をアシストすることで、燃費を向上できる。また、冷媒を循環させる冷媒ポンプ３２を駆動するためのエネルギも、回収した廃熱で賄うことができる。
　冷媒ポンプ３２からの冷媒は、冷媒通路４１を介して熱交換器３６に供給される。熱交換器３６は、エンジン２の冷却水と冷媒との間で熱交換を行わせ、冷媒を気化し過熱する。
　熱交換器３６からの冷媒は、冷媒通路４２を介して膨張機３７に供給される。膨張機３７は、気化し過熱された冷媒を膨張させることにより、熱を回転エネルギに変換する蒸気タービンである。膨張機３７で回収された動力は冷媒ポンプ３２を駆動し、ベルト伝動機構を介してエンジン２に伝達され、エンジン２の回転をアシストする。
　膨張機３７からの冷媒は、冷媒通路４３を介して凝縮器３８に供給される。凝縮器３８は、外気と冷媒との間で熱交換を行わせ、冷媒を冷却し液化する熱交換器である。このため、凝縮器３８をラジエータ１１と並列に配置し、ラジエータファン１２によって冷却するようにしている。
　凝縮器３８により液化された冷媒は、冷媒通路４４を介して冷媒ポンプ３２に戻される。冷媒ポンプ３２に戻された冷媒は、冷媒ポンプ３２により再び熱交換器３６に送られ、ランキンサイクル３１の各構成要素を循環する。
　次に、冷凍サイクル５１について述べる。冷凍サイクル５１は、ランキンサイクル３１を循環する冷媒を共用するため、ランキンサイクル３１と統合され、冷凍サイクル５１の構成そのものは簡素になっている。すなわち、冷凍サイクル５１は、コンプレッサ（圧縮機）５２、凝縮器３８、エバポレータ（蒸発器）５５を備える。
　コンプレッサ５２は、冷凍サイクル５１の冷媒を高温高圧に圧縮する流体機械で、エンジン２によって駆動される。すなわち、図４にも示すように、コンプレッサ５２の駆動軸にはコンプレッサプーリ５３が固定され、このコンプレッサプーリ５３とクランクプーリ２ａとにベルト３４を掛け回している。エンジン２の駆動力がこのベルト３４を介してコンプレッサプーリ５３に伝達され、コンプレッサ５２が駆動される。また、コンプレッサプーリ５３とコンプレッサ５２との間に電磁式のクラッチ（このクラッチを以下「コンプレッサクラッチ」という。）５４を設けて、コンプレッサ５２とコンプレッサプーリ５３とを断接可能にしている。
　図１に戻って説明を続ける。コンプレッサ５２からの冷媒は、冷媒通路５６を介して冷媒通路４３に合流した後、凝縮器３８に供給される。凝縮器３８は、外気との熱交換によって冷媒を凝縮し液化する熱交換器である。凝縮器３８からの液状の冷媒は、冷媒通路４４から分岐する冷媒通路５７を介してエバポレータ（蒸発器）５５に供給される。エバポレータ５５は、図示しないヒータコアと同様に、エアコンユニットのケース内に配設されている。エバポレータ５５は、凝縮器３８からの液状冷媒を蒸発させ、そのときの蒸発潜熱によってブロアファンからの空調空気を冷却する熱交換器である。
　エバポレータ５５によって蒸発した冷媒は、冷媒通路５８を介してコンプレッサ５２に戻される。なお、エバポレータ５５によって冷却された空調空気とヒータコアによって加熱された空調空気は、エアミックスドアの開度に応じて混合比率が変更され、乗員の設定する温度に調節される。
　ランキンサイクル３１と冷凍サイクル５１とからなる統合サイクル３０には、サイクル内を流れる冷媒を制御するため、回路途中に各種の弁が適宜設けられている。例えば、ランキンサイクル３１を循環する冷媒を制御するため、冷凍サイクル分岐点４５と冷媒ポンプ３２とを連絡する冷媒通路４４にポンプ上流弁６１が設けられ、熱交換器３６と膨張機３７とを連絡する冷媒通路４２に膨張機上流弁６２が設けられている。また、冷媒ポンプ３２と熱交換器３６とを連絡する冷媒通路４１には、熱交換器３６から冷媒ポンプ３２への冷媒の逆流を防止するために逆止弁６３が設けられている。膨張機３７と冷凍サイクル合流点４６とを連絡する冷媒通路４３にも、冷凍サイクル合流点４６から膨張機３７への冷媒の逆流を防止するために逆止弁６４が設けられている。また、膨張機上流弁６２の上流から膨張機３７をバイパスして逆止弁６４の上流に合流する膨張機バイパス通路６５を設け、この膨張機バイパス通路６５にバイパス弁６６を設けている。さらに、バイパス弁６６をバイパスする通路６７に、圧力調整弁６８を設けている。冷凍サイクル５１側についても、冷凍サイクル分岐点４５とエバポレータ５５とを接続する冷媒通路５７に、エアコン回路弁６９を設けている。
　上記４つの弁６１、６２、６６、６９は、いずれも電磁式の開閉弁である。圧力センサ７２により検出される膨張機上流圧力の信号、圧力センサ７３により検出される凝縮器３８の出口の冷媒圧力Ｐｄの信号、膨張機３７の回転速度信号等がエンジンコントローラ７１に入力されている。エンジンコントローラ７１では、所定の運転条件に応じ、これらの各入力信号に基づいて、冷凍サイクル５１のコンプレッサ５２や、ラジエータファン１２の制御を行なうとともに、上記４つの電磁式開閉弁６１、６２、６６、６９の開閉を制御する。
　例えば、圧力センサ７２により検出される膨張機上流側圧力及び膨張機回転速度に基づいて膨張機トルク（回生動力）を予測し、この予測膨張機トルクが正のとき（エンジン出力軸の回転をアシストすることができるとき）に膨張機クラッチ３５を締結し、予測膨張機トルクがゼロないし負のときに膨張機クラッチ３５を解放する。センサ検出圧力と膨張機回転速度とに基づくことで、排気温度から膨張機トルク（回生動力）を予測する場合とくらべ、高い精度で膨張機トルクを予測することができ、膨張機トルクの発生状況に応じて膨張機クラッチ３５の締結・解放を適切に行うことができる（詳細はＪＰ２０１０－１９０１８５Ａ参照）。
　上記４つの開閉弁６１、６２、６６、６９及び２つの逆止弁６３、６４は、冷媒系バルブである。これらの冷媒系バルブの機能を改めて図３に示す。
　図３において、ポンプ上流弁６１は、冷凍サイクル５１の回路に比べて、ランキンサイクル３１の回路に冷媒が偏り易くなる所定の条件で閉じることで、ランキンサイクル３１への冷媒（潤滑成分を含む）の偏りを防止するためのもので、後述するように、膨張機３７下流の逆止弁６４と協働してランキンサイクル３１の回路を閉塞させる。膨張機上流弁６２は、熱交換器３６からの冷媒圧力が相対的に低い場合に冷媒通路４２を遮断し、熱交換器３６からの冷媒が高圧になるまで保持することができるようにするものである。これによって、膨張機トルクが十分得られない場合でも冷媒の加熱を促し、例えばランキンサイクル３１が再起動する（回生が実際に行なえるようになる）までの時間を短縮させることができる。バイパス弁６６は、ランキンサイクル３１の始動時等に、ランキンサイクル３１側に存在する冷媒量が十分でないときなどに、膨張機３７をバイパスさせた上で冷媒ポンプ３２の作動が行えるように開弁し、ランキンサイクル３１の起動時間を短縮するためのものである。膨張機３７をバイパスさせた上で冷媒ポンプ３２を作動させることで、凝縮器３８の出口あるいは冷媒ポンプ３２の入口の冷媒温度が、その部位の圧力を考慮した沸点から所定温度差（サブクール温度ＳＣ）以上に低下した状態が実現されれば、ランキンサイクル３１には十分な液体冷媒が供給できる状態が整ったことになる。
　熱交換器３６上流の逆止弁６３は、バイパス弁６６、圧力調整弁６８、膨張機上流弁６２と協働して膨張機３７に供給される冷媒を高圧に保持するためのものである。ランキンサイクル３１の回生効率が低い条件ではランキンサイクル３１の運転を停止し、熱交換器３６の前後区間に亘って回路を閉塞することで、停止中の冷媒圧力を上昇させておき、高圧冷媒を利用してランキンサイクル３１が速やかに再起動できるようにする。圧力調整弁６８は、膨張機３７に供給される冷媒の圧力が高くなり過ぎた場合に開いて、高くなり過ぎた冷媒を逃すリリーフ弁の役割を有している。
　膨張機３７下流の逆止弁６４は、上述のポンプ上流弁６１と協働してランキンサイクル３１への冷媒の偏りを防止するためのものである。ハイブリッド車両１の運転開始直後、エンジン２が暖まっていないとランキンサイクル３１が冷凍サイクル５１より低温となり、冷媒がランキンサイクル３１側に偏ることがある。ランキンサイクル３１側に偏る確率はそれほど高くないものの、例えば夏場の車両運転開始直後には、車内を早く冷やしたい状況にあって冷房能力が最も要求されることから、冷媒の僅かな偏在も解消して冷凍サイクル５１の冷媒を確保したいという要求がある。そこで、ランキンサイクル３１側への冷媒の偏在を防止するため逆止弁６４を設けた。
　コンプレッサ５２は 、駆動停止時に冷媒が自由通過できる構造ではなく、エアコン回路弁６９と協働して冷凍サイクル５１への冷媒の偏りを防止することができる。これについて説明する。冷凍サイクル５１の運転が停止したとき、定常運転中の比較的高い温度のランキンサイクル３１側から冷凍サイクル５１側へと冷媒が移動して、ランキンサイクル３１を循環する冷媒が不足することがある。冷凍サイクル５１の中で、冷房停止直後はエバポレータ５５の温度が低くなっていて、比較的容積が大きく温度が低くなっているエバポレータ５５に冷媒が溜まり易い。この場合に、コンプレッサ５２の駆動停止によって、凝縮器３８からエバポレータ５５への冷媒の動きを遮断するとともに、エアコン回路弁６９を閉じることで、冷凍サイクル５１への冷媒の偏りを防止する。
　図５は、エンジン２全体のパッケージを示すエンジン２の概略斜視図である。図５において特徴的なのは、熱交換器３６が排気マニホールド４の鉛直上方に配置されていることである。排気マニホールド４の鉛直上方のスペースに熱交換器３６を配置することによって、ランキンサイクル３１のエンジン２への搭載性を向上させている。また、エンジン２には、テンションプーリ８が設けられている。
　次に、ランキンサイクル３１の基本的な運転方法を、図７Ａ及び図７Ｂを参照して説明する。
　図７Ａ及び図７Ｂは、ランキンサイクル３１の運転領域図である。図７Ａは、横軸を外気温、縦軸をエンジン水温（冷却水温度）としたときのランキンサイクル３１の運転域を示している。図７Ｂは、横軸をエンジン回転速度、縦軸をエンジントルク（エンジン負荷）としたときのランキンサイクル３１の運転域を示している。
　図７Ａ及び図７Ｂのいずれにおいても、所定の条件を満たしたときにランキンサイクル３１を運転するもので、これら両方の条件が満たされた場合に、ランキンサイクル３１を運転する。図７Ａにおいては、エンジン２の暖機を優先する低水温側の領域と、コンプレッサ５２の負荷が増大する高外気温側の領域でランキンサイクル３１の運転を停止している。排気温度が低く回収効率が悪い暖機時は、むしろランキンサイクル３１を運転しないことで冷却水温度を速やかに上昇させる。高い冷房能力が要求される高外気温時はランキンサイクル３１を止めて、冷凍サイクル５１に十分な冷媒と凝縮器３８の冷却能力を提供する。
　図７Ｂにおいては、ハイブリッド車両を対象としているので、ＥＶ走行領域と、膨張機３７のフリクションが増大する高回転速度側の領域でランキンサイクル３１の運転を停止している。膨張機３７は、全ての回転速度でフリクションが少ない高効率な構造とすることが難しいことから、図７Ｂの場合では、運転頻度の高いエンジン回転速度域でフリクションが小さく高効率となるように、膨張機３７が構成（膨張機３７各部のディメンジョン等が設定）されている。
　図８は、膨張機トルクによりエンジン出力軸の回転をアシストしている途中で、ハイブリッド車両１の加速が行われたときの様子をモデルで示したタイミングチャートである。なお、図８の右側には、このときに膨張機３７の運転状態が推移する様子を膨張機トルクマップ上に表している。膨張機トルクマップの等高線で区切られた範囲のうち、膨張機回転速度が低く、膨張機上流圧力が高い部分（左上）は膨張機トルクが最も大きく、膨張機回転速度が高く、膨張機上流圧力が低くなるほど（右下に進むほど）、膨張機トルクが小さくなる傾向になっている。特に斜線部の範囲は、冷媒ポンプを駆動する前提では膨張機トルクがマイナスになって、エンジンに対しては負荷となってしまう領域を表している。
　運転者がアクセルペダルを踏込むタイミングｔ１までは、定速走行が継続されて膨張機３７が正のトルクを発生させており、膨張機トルクによるエンジン出力軸の回転アシストが行われている。
　タイミングｔ１以降、膨張機３７の回転速度、すなわち冷媒ポンプ３２の回転速度がエンジン回転速度に比例して上昇するが、排気温度或いは冷却水温度の上昇は、エンジン回転速度の上昇に対して遅れを有する。そのため、冷媒ポンプ３２の回転速度の上昇によって増大した冷媒量に対して、回収可能な熱量の割合が低下する。
　従って、膨張機回転速度が上昇するにつれ、膨張機上流の冷媒圧力が低下し、膨張機トルクは低下する。
　この膨張機トルクの低下により、膨張機トルクが十分得られなくなると（例えばゼロ付近になるｔ２のタイミングで）、膨張機上流弁６２を開状態から閉状態へと切換えて、回生効率の悪化（膨張機トルクの過度の低下に伴って膨張機３７が逆にエンジン２に引き摺られる現象）を回避する。
　膨張機上流弁６２を開状態から閉状態へと切換えた後、ｔ３のタイミングで膨張機クラッチ３５が接続（締結）から切断（解放）へと切換えられる。この膨張機クラッチ３５の切断時期を、膨張機上流弁６２を開状態から閉状態へと切換えた時期より幾分遅らせることによって、膨張機上流の冷媒圧力を十分低下させ、膨張機クラッチ３５を切り離した際の膨張機３７が、過回転になるのを防止できる。また、冷媒ポンプ３２によって多めの冷媒を熱交換器３６内に供給し、ランキンサイクル３１が停止中も冷媒を効果的に加熱することで、ランキンサイクル３１の運転再開がスムースに行なえるようにしている。
　タイミングｔ３以降、エンジン２の放熱量の上昇により膨張機上流圧力が再び上昇し、ｔ４のタイミングで、膨張機上流弁６２が閉状態から開状態へと切換えられ、膨張機３７への冷媒の供給が再開される。また、ｔ４のタイミングで膨張機クラッチ３５が再び接続される。この膨張機クラッチ３５の再接続により、膨張機トルクによるエンジン出力軸の回転アシストが再開される。
　図９は、膨張機上流弁６２が閉じられ膨張機クラッチ３５を切断した状態の、ランキンサイクルの運転停止から、図８（タイミングｔ４の制御）と異なる態様でランキンサイクル３１の再起動を行なう様子をモデルで示したタイミングチャートである。
　ｔ１１のタイミングで運転者がアクセルペダルを踏込むと、アクセル開度が増大する。ｔ１１のタイミングでは、ランキンサイクル３１の運転は停止されている。このため、膨張機トルクはゼロを維持している。
　タイミングｔ１１からのエンジン回転速度の上昇に伴ってエンジン２の放熱量が増大し、この放熱量の増大によって熱交換器３６に流入する冷却水温度が高くなり、熱交換器３６内の冷媒の温度が上昇する。膨張機上流弁６２は閉じているので、熱交換器３６による冷媒温度の上昇によって、膨張機上流弁６２の上流の冷媒圧力、つまり膨張機上流圧力が上昇していく（ｔ１１～ｔ１２）。
　この運転状態の変化によって、ランキンサイクル非運転域からランキンサイクル運転域へと切換わる。膨張機上流弁６２がなく、ランキンサイクル運転域に移行したときに、即座に膨張機クラッチ３５を切断状態から接続状態へと切換えて、膨張機３７をエンジン出力軸と連結したのでは、膨張機３７がエンジン２の負荷となる上にトルクショックが生じてしまう。
　一方、図９では、ランキンサイクル運転域へと切換わったとき、即座に膨張機上流弁６２を閉状態から開状態へと切換えることはしない。すなわち、ランキンサイクル運転域に移行した後も、膨張機上流弁６２の閉状態を続ける。
　やがて、膨張機上流圧力と膨張機下流圧力との差圧が大きくなって所定圧以上となるｔ１２のタイミングで膨張機３７を運転（駆動）できると判断し、膨張弁上流弁６２を閉状態から開状態に切換える。この膨張弁上流弁６２の開状態への切換によって、膨張機３７に所定圧の冷媒が供給され、膨張機回転速度がゼロから速やかに上昇する。
　この膨張機回転速度の上昇によって膨張機回転速度がエンジン回転速度に到達するｔ１３のタイミングで、膨張機クラッチ３５を切断状態より接続状態へと切換える。膨張機３７が十分に回転速度を増す前に膨張機クラッチ３５を接続したのでは、膨張機３７がエンジン負荷となるし、トルクショックも生じ得る。これに対して、エンジン出力軸との回転速度差がなくなるｔ１３のタイミングで膨張機クラッチ３５を遅れて接続することで、膨張機３７がエンジン負荷となることも、膨張機クラッチ３５を締結することに伴うトルクショックも防止できる。
　従来技術では、エンジンの廃熱が十分得られるときには、外部からエネルギを与えてポンプを駆動して冷媒を熱交換器に供給し、廃熱による過熱でエジェクタを駆動して冷凍サイクルを運転する一方、廃熱が不十分であるときにはポンプを停止し、コンプレッサをエンジンで駆動して冷凍サイクルを運転する。しかしながら、従来装置では、エジェクタ駆動用の高圧冷媒を得るため外部からエネルギを与えてポンプを駆動する必要があり、ポンプの駆動が燃費を悪化させる。
　そこで第１実施形態では、エジェクタを追加しても、エジェクタ駆動用の高圧冷媒を得るためポンプを外部からエネルギを与えて駆動しなくても済むように構成する。このことについて、図１０を参照して説明する。図１０は、図１に示す構成に対してエジェクタ９２を追加して設けた構成で、図１と同一部分には同一番号を付している。
　図１０に示すように、コンプレッサ５２をバイパスする冷媒通路９１を設ける。すなわち、エバポレータ５５の出口とコンプレッサ５２を連絡する冷媒通路５８から分岐して冷凍サイクル合流点４６に合流する冷媒通路９１を設ける。この冷媒通路９１には、エジェクタ９２を介装する。冷媒通路９１の分岐点とエジェクタ９２との間の冷媒通路９１には、エジェクタ９２から冷媒通路９１の分岐点への冷媒の流れを阻止する逆止弁９９を介装する。
　上記のエジェクタ９２は、ポンプなどの機械的運動によらずに流体から真空に近い状態を作ることができる装置である。エジェクタ９２は、図１１に示すように、周囲を囲われた室９３、この室９３に開口する吸込ポート９４、室９３に臨むノズル９５及びディフューザ９６を備える。室９３内において、ノズル９５とディフューザ９６は適当な距離をおいて向き合っている。
　このように構成されるエジェクタ９２に対して、冷媒通路を次のように接続する。すなわち、図１０において、熱交換器３６の出口に近い冷媒通路４２から冷媒通路９７を分岐し、この分岐冷媒通路９７をノズル入口９５ａに接続する。
　分岐冷媒通路９７の分岐部には、膨張機３７に流れる冷媒流量とエジェクタ９２に流れる冷媒流量の分配比を調整可能な電磁式の流量制御弁９８を設ける。ここで、流量制御弁９８の制御量として、「エジェクタ側開度」、「膨張機側開度」を導入する。例えば、エジェクタ側開度をゼロとしたとき、熱交換器３６の出口から出る冷媒の全ては分岐冷媒通路９７を流れず、エジェクタ側開度を最大としたとき、熱交換器３６の出口から出る冷媒の全てが分岐冷媒通路９７を流れる。一方、膨張機側開度をゼロとしたとき、熱交換器出口の冷媒の全ては冷媒通路４２を流れず、膨張機側開度を最大としたとき、熱交換器３６の出口から出る冷媒の全てが冷媒通路４２を流れる。つまり、エジェクタ側開度をゼロとしたとき膨張機側開度は最大となり、エジェクタ側開度をゼロから徐々に大きくしていくと、膨張機側開度は最大から徐々に小さくなっていく。そして、エジェクタ側開度を最大にしたとき、膨張機側開度はゼロとなる。
　このように、本実施形態の流量制御弁９８における両開度の関係は、いずれか一方の開度を定めれば、残りの開度はそれによって一義的に定まる関係である。従って、エジェクタ側開度、膨張機側開度のいずれかによって流量制御弁９８を制御すればよい。ここでは、エジェクタ側開度を制御することとする。このように、エジェクタ９２が膨張機３７と並列となるように冷媒回路を構成したので、エジェクタ側と膨張機側とに冷媒を任意に振り向けることができ、冷媒ポンプ３２の駆動とコンプレッサ５２の駆動とを所望通りに行なえる。
　吸込ポート９４にエバポレータ５５側の冷媒通路９１を、エジェクタ出口９６ａに冷媒通路４３との合流部４６側の冷媒通路９１を接続する。
　ここで、エジェクタ９２の作動を説明する。ノズル９５から室９３に向けて高圧のガス冷媒を駆動ガスとして噴射させると、ガス冷媒は、低圧超音速流となってディフューザ９６の入口に進む。このガス冷媒の流れによって負の静圧が室９３に生じ、室９３内は真空に近い状態となる。この静圧とガス冷媒の粘性とによって、ディフューザ９６の入口に飛び込むガス冷媒流れに、エバポレータ５５からのガス冷媒が吸込ガスとして引き込まれる。ノズル９５に供給されたガス冷媒と吸込ポート９４から吸い込まれたガス冷媒とはディフューザ９６の前半部で混合し、後半部では速度を減じて昇圧しつつディフューザ出口９６ａに向かい排出される。
　複合サイクル３０に対してエジェクタ９２を追加した構成では、ランキンサイクル３１の運転中であれば、ランキンサイクル３１の冷媒通路を流れる冷媒の一部を駆動ガスとしてエジェクタ９２に導くことでエジェクタ９２を駆動して、冷凍サイクル５１を運転することができる。こうした構成であれば、従来装置のように、エジェクタ駆動用の高圧冷媒を得るため、外部からエネルギを与えてポンプを駆動する必要はない。ここで、「冷凍サイクル５１を運転する」とは、冷凍サイクル５１の冷媒通路に冷媒を循環させる（その結果エアコンの冷房が効く）ことをいう。
　このように、エジェクタ９２を追加したことで、本実施形態では、〈１〉ランキンサイクル単独運転、〈２〉トルクアシスト付きエジェクタエアコンの運転、〈３〉トルクアシストなしエジェクタエアコンの運転、〈４〉コンプレッサエアコンの運転、という４つの運転を使い分け得ることとなった。ここで、「エジェクタエアコンの運転」とは、コンプレッサ５２を使わずにエジェクタ９２を駆動して冷凍サイクル５１を運転することをいう。また、「コンプレッサエアコンの運転」とは、エジェクタ９２を使わずにコンプレッサ５２を駆動して冷凍サイクル５１を運転することをいう。以下、上記の各運転について説明する。
　〈１〉ランキンサイクル単独運転
　エアコン要求（冷房要求）がないときにランキンサイクル単独運転を行う。図１２に示すように、流量制御弁９８のエジェクタ側開度をゼロにして（破線参照）、エジェクタ９２にはガス冷媒を供給せず、エジェクタ９２の駆動を停止する。
　熱交換器３６によりエンジン２の廃熱で冷媒を蒸発させて過熱し、熱交換器３６の出口から出るガス冷媒の全てを冷媒通路４２を介して膨張機３７に供給し（太実線参照）、ガス冷媒の圧力エネルギで膨張機３７を回転駆動する。その膨張機３７の発生するトルク（出力）で冷媒ポンプ３２を駆動して冷媒を循環させ、ランキンサイクル３１を運転する。ここで、「ランキンサイクル３１を運転する」とは、ランキンサイクル３１の冷媒通路に冷媒を循環させる（その結果、廃熱からエネルギが回収される）ことをいう。膨張機３７の発生するトルクが冷媒ポンプ３２の駆動力を上回るときには膨張機クラッチ３５を接続し、ランキンサイクル３１を運転してエンジン出力軸の回転をアシストさせて燃費を向上させる。
　〈２〉トルクアシスト付きエジェクタエアコンの運転
　主にエアコン要求がある高速巡航中など、エアコン要求があり、かつ膨張機３７による発生トルクが十分あるためにトルクアシストを行わせ得るときに、トルクアシスト付きエジェクタエアコンの運転を行う。図１３に示すように、流量制御弁９８のエジェクタ側開度を制御して、熱交換器３６の出口から出るガス冷媒を膨張機３７とエジェクタ９２とに分割供給して、膨張機３７を回転駆動すると共にエジェクタ９２を駆動する。
　膨張機３７のトルク（出力）で冷媒ポンプ３２を駆動して冷媒を循環させ、ランキンサイクル３１を運転する。ランキンサイクル３１の冷媒通路を循環する冷媒の一部をエジェクタ９２に導いてエジェクタ９２を駆動し、冷凍サイクル５１の冷媒通路にも冷媒を循環させる。コンプレッサ５２を駆動することなく冷凍サイクル５１を運転し、車室内の空調を行うのである。コンプレッサ５２の駆動はエンジン２の負荷となり、その分燃費が悪くなるが、ランキンサイクル３１の運転中にエジェクタ９２を駆動して冷凍サイクル５１を運転するのであれば、コンプレッサ５２の駆動に伴う燃費の悪化を抑制できる。
　冷媒ポンプ３２を駆動しても膨張機トルクが余るときには、膨張機クラッチ３５を接続し、冷媒ポンプ３２を駆動しても余った膨張機トルクで、エンジン出力軸の回転をアシストさせて燃費を向上させる。
　〈３〉トルクアシストなしエジェクタエアコンの運転
　アイドルストップ中や低負荷時など、エアコン要求があり、かつ膨張機３７による発生トルクが十分でなくトルクアシストを行わせ得ないときに、トルクアシストなしエジェクタエアコンの運転を行う。上記〈２〉のトルクアシスト付きエジェクタエアコンの運転との違いは、トルクアシストを行わない点だけである。すなわち、図１４に示すように、膨張機クラッチ３５を切断し、流量制御弁９８のエジェクタ側開度を制御して、トルクアシストせずに、膨張機トルクを冷媒ポンプ３２を駆動するためにのみ用いることでランキンサイクル３１を運転する。このランキンサイクル３１の運転によって得られるガス冷媒でエジェクタ９２を駆動して、冷凍サイクル５１を運転する。アイドルストップに移行してからしばらくの間や低車速時などにおいても、動力（コンプレッサ５２）は用いずに、エンジン廃熱でのみ冷凍サイクル５１を作動させることが可能となる。
　〈４〉コンプレッサエアコンの運転
　アイドルストップ中や低負荷時などに上記〈３〉のトルクアシストなしエジェクタエアコンの運転を行えなくなった後に、コンプレッサエアコンの運転を行う。図１５に示すように、流量制御弁９８のエジェクタ側開度をゼロにして、ポンプ上流弁６１（図１０参照）を閉じることで、膨張機３７及びエジェクタ９２への冷媒の供給を停止し、ランキンサイクル３１の運転及びエジェクタ９２の駆動を停止する。アイドルストップ中であれば、モータに電流を流してモータによりコンプレッサ５２を駆動し、低負荷時であればコンプレッサクラッチ５４を接続し、エンジン２によりコンプレッサ５２を駆動することで冷凍サイクル５１を運転し、車室内の空調を行わせる。
　次に、エンジンコントローラ７１で行われるこの制御を、図１６Ａ、図１６Ｂのフローチャートを参照して具体的に説明する。図１６Ａ、図１６Ｂのフローは、一定の周期で（例えば１０ｍｓ毎に）実行する。
　図１６Ａにおいて、ステップＳ１では、エアコン要求（コンプレッサ駆動要求）があるか否かを判定する。エアコン要求がないときには、エジェクタ９２の駆動を停止するためステップＳ２に進み、流量制御弁９８をエジェクタ側目標開度がゼロとなるように制御する。
　ステップＳ３では、エンジン２がアイドルストップ状態や低負荷状態にあるか否かを判定する。ハイブリッド車両１では、例えばＥＶ走行条件であるときに、アイドルストップ状態であると判断する。ここでは、特にハイブリッド車両におけるアイドルストップ状態であることを条件にしたが、燃料カットやコーストストップ等のエンジンを停止する制御全般（エンジン停止状態）を条件にすることができる。また、バッテリのＳＯＣ（充電状態）が不足していて、充電のためエンジン２を運転しているようなときに、エンジン２が低負荷状態にあると判断する。
　エンジン２がアイドルストップ状態や低負荷状態にあるときには、ランキンサイクル３１を運転できないと判断する。このときにはステップＳ４に進み、膨張機クラッチ３５を切断する。膨張機３７の駆動を停止するため、膨張機上流弁６２を全閉状態とすると共に、バイパス弁６６を全開状態として、膨張機３７をバイパスして冷媒の全てを流す。フローには示されていないが、次回の運転再開に備えて冷媒を熱交換器３６に閉じ込める（圧力を維持する）ように、膨張機上流弁６２とバイパス弁６６の両者を全閉状態とすることもできる。
　一方、ステップＳ３でエンジン２がアイドルストップ状態や低負荷状態でないときには、ランキンサイクル３１を運転し得ると判断して、ステップＳ５に進む。ステップＳ５は、図１２に示したランキンサイクル単独運転を行わせる部分である。すなわち、膨張機クラッチ３５を接続し、膨張機上流弁６２を全開状態とすると共に、バイパス弁６６を全閉状態として、熱交換器３６の出口から出るガス冷媒の全てを膨張機３７に流す。これによって、膨張機３７を回転駆動し、膨張機３７により回生されたトルク（出力）が冷媒ポンプ３２の駆動トルクを上回ったとき、この上回ったトルク分がベルト伝動機構を介してエンジン出力軸に伝達され、エンジン出力軸の回転がアシストされる。
　ステップＳ１でエアコン要求があったときには、ステップＳ６に進み、ラジエータファン１２の回転速度を、図１７に示すテーブルに従って制御する。ラジエータファン目標回転速度は、図１７に示すように、車速が第２所定値ＶＳＰ２以上でゼロである。これは、第２所定値ＶＳＰ２以上の車速域では、凝縮器３８に対して十分な走行風が得られるので、ラジエータファン１２を駆動する必要がないためである。また、ラジエータファン目標回転速度は、車速が第２所定値ＶＳＰ２より低下するほど高くなり、車速が第１所定値ＶＳＰ１（ＶＳＰ１＜ＶＳＰ２）以下で一定値（正の値）となる。これは、第２所定値ＶＳＰ２未満の車速域では、凝縮器３８に対して十分な走行風が得られなくなるので、ラジエータファン１２からの送風によって凝縮器３８を冷却する必要があるためである。ラジエータファン１２の回転速度は、冷凍サイクル５１とランキンサイクル３１の両者の放熱を考慮して設定される。
　図示しないフローでは、このラジエータファン目標回転速度に応じて、ラジエータファン１２を駆動するモータ（図示しない）に流す電流量を設定し、この設定した電流をモータに流してラジエータファン１２を回転駆動する。
　ステップＳ７では、ステップＳ３と同じく、エンジン２がアイドルストップ状態（エンジン停止状態）や低負荷状態にあるか否かを判定する。エンジン２がアイドルストップ状態や低負荷状態にないときには、ランキンサイクル３１の運転を行い得ると判断して、ステップＳ８に進む。
　ステップＳ８では、エアコン設定温度と、凝縮器３８の能力、例えば、車速、ラジエータファン回転速度、外気温度等に基づいて算出した放熱量とから、図１８に示すマップを検索することにより、目標エジェクタ供給流量を算出する。図１８に示すように、目標エジェクタ供給流量は、エアコン設定温度が一定の条件で放熱量が大きいほど小さくなり、放熱量が一定の条件では、エアコン設定温度が低くなるほど大きくなる。
　ステップＳ９では、ステップＳ８で算出した目標エジェクタ供給流量から、図１９に示すマップを検索することにより、流量制御弁９８の目標エジェクタ側開度を算出する。図１９に示すように、流量制御弁９８の目標エジェクタ側開度は、目標エジェクタ供給流量が多いほど大きくなる。
　ステップＳ１０では、算出した目標エジェクタ側開度となるように、流量制御弁９８を制御する。
　ステップＳ１１では、エンジン２のトルクアシストが可能かどうか、すなわち冷媒ポンプ３２を駆動しても余るほどの膨張機トルクが得られるかどうかを判断する。トルクアシストが可能なほどの膨張機トルクが得られるかどうかは、廃熱回収量、放熱量、エアコン要求に基づき判断できる。相対的にエンジン負荷が低い側にあり、廃熱回収量が少ない場合や、車速が低い（走行風が少ない）とき或いは外気温が高いときなど、放熱量が少ない場合に、トルクアシストに回せる分は少なくなる。また、エアコン設定温度と実際の車室内温度の偏差が大きく、エアコン要求が大きい場合にも、トルクアシストに回せる分は少なくなる。トルクアシストが可能な場合、ステップＳ１２に進み、不可能な場合、ステップＳ１３に進む。
　ステップＳ１２では、ランキンサイクル３１を運転してトルクアシストを行うため、膨張機クラッチ３５を接続し、膨張機上流弁６２を全開状態とすると共に、バイパス弁６６を全閉状態として、熱交換器３６の出口から出るガス冷媒を膨張機３７に流す。ステップＳ１２は、図１３に示したトルクアシスト付きエジェクタエアコンの運転を行わせる部分である。
　一方、ステップＳ１３では、トルクアシストはしないので、膨張機クラッチ３５を切断し、ランキンサイクル３１の運転による膨張機トルクで冷媒ポンプ３２を駆動するため、膨張機上流弁６２を全開状態とすると共にバイパス弁６６を全閉状態として、熱交換器３６の出口から出るガス冷媒を膨張機３７に流す。ステップＳ１３は、図１４に示すトルクアシストなしエジェクタエアコンの運転を行わせる部分である。
　ところで、エジェクタ９２の駆動に必要な冷媒流量に見合った冷媒ポンプ３２の出力が得られるだけの膨張機トルクは、車速が低い場合、ラジエータファン１２を回転させることによって得られる（ステップＳ６及び図１７参照）。ラジエータファン１２を回転させるにはエネルギが必要であるが、廃熱回収による回生エネルギが膨張機トルクに寄与するので、冷凍サイクル５１のコンプレッサ５２を（エンジン２の動力や電力で）駆動するエネルギよりも、ラジエータファン１２を回転させるエネルギの方が小さい。従って、ラジエータファン１２を回転させる場合であっても、エジェクタエアコンの運転は、コンプレッサエアコンの運転よりトータルの効率が優れる。
　図１６ＡのステップＳ７でエンジン２がアイドルストップ状態や低負荷状態にあるときには、図１６ＢのステップＳ１５に進む。基本的にエンジン２がアイドルストップ状態（エンジン停止状態）や低負荷状態にあるときには、エジェクタエアコンの運転はできないが、アイドルストップ状態或いは低負荷状態になった直後には、余熱によってエジェクタエアコンの運転を行わせることができる。そこで、しばらくはエジェクタエアコンの運転を継続させて、エジェクタエアコンの運転ができなくなったところで、コンプレッサエアコンの運転（コンプレッサ単独駆動）に切換える。
　ステップＳ１５では、コンプレッサ単独駆動に移行済みであるか否かを判定する。例えば、コンプレッサ単独駆動フラグ＝１であるときにコンプレッサ単独駆動に移行済みであると判断し、コンプレッサ単独駆動フラグ＝０であるときに、コンプレッサ単独駆動に移行済みでないと判断する。コンプレッサ単独駆動フラグ＝０である、つまりコンプレッサ単独駆動に移行済みでないと判断すると、ステップＳ１６に進む。
　ステップＳ１６～Ｓ２１は、図１４に示すトルクアシストなしエジェクタエアコンの運転を行わせる部分である。ステップＳ１６では、ステップＳ８と同じく、目標エジェクタ供給流量を算出する。すなわち、エアコン設定温度と、凝縮器３８の能力、例えば、車速、ラジエータファン回転速度、外気温度等に基づいて算出した放熱量とから、図１８に示すマップを検索することにより、目標エジェクタ供給流量を算出する。
　ステップＳ１７では、ステップＳ１６で算出した目標エジェクタ供給流量から、図２０に示すテーブルを検索することにより、目標ポンプ回転速度を算出する。目標ポンプ回転速度は、目標エジェクタ供給流量を得るために要求される冷媒ポンプ３２の目標回転速度である。目標ポンプ回転速度は、図２０に示すように、目標エジェクタ供給流量に比例する。目標ポンプ回転速度を算出するのは、余熱を利用したエジェクタエアコンの運転では冷媒ポンプ３２のポンプ回転速度が低下するので、実際のポンプ回転速度と比較することにより、実際のポンプ回転速度の低下度合いを求め、低下度合いに応じて流量制御弁９８のエジェクタ側開度を減らす（膨張機側開度を増やす）ためである。
　ステップＳ１８では、冷媒ポンプ３２の実回転速度と目標ポンプ回転速度を比較する。冷媒ポンプ３２の実回転速度は、ポンプ回転速度センサ７５（図１０参照）により検出する。冷媒ポンプ３２の実回転速度が目標ポンプ回転速度より高いときには、膨張機３７に流れる冷媒流量を減らして、冷媒ポンプ３２の実回転速度を目標ポンプ回転速度へと低下させる必要がある。そこで、この場合にはステップＳ１９に進み、エジェクタ９２に流れる冷媒流量が増える（膨張機側を減らす）ように、流量制御弁９８の目標エジェクタ側開度を増大側に補正する。
　ステップＳ２０では、流量制御弁９８を補正後の目標エジェクタ側開度が得られるように制御する。ステップＳ２１では、トルクアシストは行わずランキンサイクル３１を運転するため、膨張機クラッチ３５を切断し、膨張機上流弁６２を全開状態とすると共に、バイパス弁６６を全閉状態として、熱交換器３６の出口から出るガス冷媒を膨張機３７に流す。ここでは、膨張機トルクが冷媒ポンプ３２を駆動してもまだ余りを生じる場合であっても、トルクアシストは行なわないようにして、アシストにとられる分の冷媒を減らしてエジェクタ９２側に振り向ける冷媒を増やす。これにより、エアコン（冷房）の効きを良くしたり持続時間を長くしたりすることができる。
　ステップＳ１８で冷媒ポンプ３２の実回転速度が目標ポンプ回転速度以下のときには、膨張機３７に流れる冷媒流量を増やして膨張機回転速度を高め、膨張機３７と一体動する冷媒ポンプ３２の実回転速度を目標ポンプ回転速度へと上昇させる必要がある。この場合にはステップＳ２２に進み、膨張機側流量が増えるように流量制御弁９８の目標エジェクタ側開度を減少側に補正する。
　ステップＳ２３では、図２１に示すテーブルに基づいて、コンプレッサ５２による補助制御を行う。ここで、コンプレッサ５２がエンジン２の駆動によって駆動される場合、エンジン２を停止するアイドルストップ状態では、コンプレッサ５２を駆動することができない。従って、アイドルストップ状態でステップＳ２３に進んだときに（エンジン２を再始動させなくても）コンプレッサによる補助が行なえるように、図２４に示すように、コンプレッサ５２はモータ１０１により駆動されるものとしてもよい。
　コンプレッサ５２による補助制御を行わせる理由を説明する。ここでのトルクアシストなしエジェクタエアコンを運転する駆動条件は、十分な冷房能力の得にくいアイドルストップ状態（エンジン停止状態）や低負荷状態にあるときである。冷媒ポンプ３２の実際の回転速度が目標回転速度に達しない場合、流量制御弁９８の膨張機側開度を大きくする補正を行なうため、エジェクタ側の流量が不足する場合がある。このような場合には、トータルの効率が悪化しない範囲でコンプレッサ５２を駆動して、エジェクタエアコンの運転を継続する。
　この結果、ステップＳ１８、Ｓ２２、Ｓ２３と進む場合に、図１４に示すトルクなしエジェクタエアコンの運転と、図１５に示すコンプレッサエアコンの運転との両方が重複して行われることになる。
　コンプレッサ５２による補助制御を具体的に説明する。図２１に示すように、目標エジェクタ側開度が第２所定値Ｅ２以下の領域で、目標コンプレッサ駆動量、つまり目標モータ電流量に正の値を与えている。これは、次の理由による。すなわち、目標エジェクタ側開度が第２所定値Ｅ２以下の領域では、エジェクタ９２への冷媒供給が不足してエジェクタ９２が十分に作動せず、冷房能力が落ちる。そこで、エジェクタ９２への冷媒供給が不足するときには、モータ１０１（図２４参照）に電流を流してコンプレッサ５２を駆動することで、冷房能力を高める。
　目標エジェクタ側開度が第２所定値Ｅ２以下の領域で冷房能力がどの程度低下するかは予め知り得るので、図２１に示す目標コンプレッサ駆動量の特性は、適合により定めればよい。なお、低負荷状態であるときにステップＳ２３に進んできたときには、図２１に示す目標コンプレッサ駆動量はコンプレッサクラッチ５４に与える電流量となる。
　一方、目標エジェクタ側開度が第２所定値Ｅ２を超える領域では、目標コンプレッサ駆動量をゼロとして、コンプレッサ５２を駆動することはしない。これは、当該領域では、エジェクタ９２のみの駆動（つまりトルクアシストなしエジェクタエアコンの運転）で十分な冷房能力が得られるためである。
　ステップＳ２４では、エバポレータ温度と目標温度を比較する。エバポレータ５５の温度は、温度センサ７６（図１０参照）により検出する。エバポレータ温度が目標温度以下であるときには、トルクアシストなしエジェクタエアコンの運転で、あるいはトルクアシストなしエジェクタエアコンの運転にコンプレッサエアコンの運転を追加することで十分な冷房能力が得られていると判断する。つまり、コンプレッサエアコンの運転に移行することはまだ必要ないと判断し、ステップＳ２０、Ｓ２１に進み、ステップＳ２０、Ｓ２１の制御を実行する。
　一方、ステップＳ２４でエバポレータ温度が目標温度より高いときには、コンプレッサエアコンの運転に移行する必要があると判断する。この場合には、ステップＳ２５～Ｓ２７に進む。
　ステップＳ２５～Ｓ２７は、図１５に示すコンプレッサエアコン運転を行わせる部分である。まずステップＳ２５では、コンプレッサ単独駆動フラグ＝１とし、モータ１０１に電流を流してコンプレッサ５２を駆動するか、或いは、コンプレッサクラッチ５４を接続して、エンジン２によりコンプレッサ５２を駆動する。
　ステップＳ２６では、エジェクタ９２の駆動を停止するため、流量制御弁９８を目標エジェクタ側開度がゼロとなるように制御する。ステップＳ２７では、ランキンサイクル３１の運転を中止するため膨張機クラッチ３５を切断し、膨張機上流弁６２を全閉状態とすると共に、バイパス弁６６を全開状態として、膨張機３７をバイパスして冷媒の全てを流す。
　ステップＳ２５でのコンプレッサ単独駆動フラグ＝１により、次回からはステップＳ１５からステップＳ２５、Ｓ２６、Ｓ２７に進み、モータ１０１により、または、コンプレッサクラッチ５４を接続してエンジン２により、コンプレッサ５２を駆動してコンプレッサエアコンの運転を行わせる。
　ここで、本実施形態の作用効果を説明する。
　本実施形態によれば、エンジン２の廃熱を冷媒に回収する熱交換器３６、この熱交換器出口の冷媒を用いて動力を発生させる膨張機３７、この膨張機３７を出た冷媒を凝縮させる凝縮器３８、膨張機３７により回生された動力によって駆動されると共に、凝縮器３８からの冷媒を熱交換器３６に供給する冷媒ポンプ３２を含むランキンサイクル３１を備えるエンジンの廃熱利用装置において、凝縮器３８を共有し、この凝縮器３８からの冷媒を導いて蒸発させるエバポレータ５５を含む冷凍サイクル５１と、熱交換器３６出口の冷媒を駆動ガスとして用い、このエバポレータ５５出口の冷媒を引き込んで凝縮器３８に戻すエジェクタ９２とを設けている。
　本実施形態によれば、膨張機３７により回生された動力を使って冷媒ポンプ３２を駆動することでランキンサイクル３１を運転し、このランキンサイクル３１の冷媒通路を循環する冷媒の一部でエジェクタ９２を駆動して冷凍サイクル５１を運転する（図１６Ａのステップ１、７～１３参照）。すなわち、エンジン２の廃熱のエネルギのみで冷媒ポンプ３２およびエジェクタ９２を駆動することができる。これにより、エンジン２の廃熱の熱エネルギのみで冷凍サイクル５１を運転することができる。従って、従来装置のように、エジェクタ駆動用の高圧冷媒を得るために、外部からエネルギを与えてポンプを駆動する必要はなく、ポンプ駆動に伴う燃費悪化を回避できる。
　エジェクタ９２が膨張器３７の下流に直列に設けられている場合には、蒸気圧が低下してエジェクタ駆動にとって大幅に不利となる。しかし、本実施形態によれば、熱交換器３６出口の冷媒を膨張機３７に導く冷媒通路４２と、熱交換器３６出口の冷媒をエジェクタ９２に導く分岐冷媒通路９７とを並列に設けるので、膨張器３７とエジェクタ９２のそれぞれに直接高温蒸気を供給することができ、膨張器３７の駆動（冷媒ポンプ駆動）もエジェクタ９２の駆動も着実に行うことができる。また、冷媒通路４２と分岐冷媒通路９７とを並列に設けることにより、膨張機３７とエジェクタ９２への冷媒流量の配分を調整することができ、冷凍サイクル５１及びランキンサイクル３１の木目細かな制御が可能である（直列回路ではできない制御が可能）。
　本実施形態によれば、冷凍サイクル５１に、エジェクタ９２と並列に設けられたコンプレッサ５２を備える。これにより、仮にエンジン２の廃熱が小さくてランキンサイクル３１を運転できなくなっても、コンプレッサクラッチ５４を接続して、コンプレッサ５２をエンジン２で駆動することによって冷凍サイクル５１を運転できる。
　本実施形態によれば、膨張機３７により回生された動力が冷媒ポンプ３２の駆動力を上回ったとき、この上回った動力をエンジン２に伝達する動力伝達機構（２ａ、３３、３４）を設け、アイドルストップ中にエアコン要求（冷房要求）があるときには、膨張機３７により回生された動力をエンジン２に伝達しないようにしてランキンサイクル３１を運転し、このランキンサイクル３１の冷媒通路を循環する冷媒の一部をエジェクタ９２に供給してエジェクタ９２を駆動する（図１６ＡのステップＳ７、図１６ＢのステップＳ１５～Ｓ２１参照）。これにより、エンジン２が停止されても暫くは（例えば１～２分）、エンジン２の余熱でランキンサイクル３１の運転継続が可能である。ランキンサイクル３１の運転継続が可能であれば、その間、エジェクタ９２駆動により冷凍サイクル５１を運転できる。つまり、エンジン２が停止されても、暫くはエバポレータ温度を上昇するのを遅らせることができる。これによって、エアコン要求によるエンジン２の始動を少なくし、燃費を向上させることができる。
　本実施形態によれば、凝縮器３８に送風するラジエータファン１２（冷却ファン）を備え、アイドルストップ中にエアコン要求（冷房要求）があるときには（低負荷状態でエアコン要求がある場合でも良い）、さらにこのラジエータファン１２を駆動するので（図１６Ａのステップ１、６参照）、凝縮器３８の放熱能力を上げて冷房能力を向上させ、さらにアイドルストップ時間を延長させることができる。このとき、ラジエータファン１２を回転させるにはエネルギが必要であるが、廃熱回収による回生エネルギが膨張機トルクに寄与するので、冷凍サイクル５１のコンプレッサ５２を（エンジン２の動力や電力で）駆動するエネルギよりもラジエータファン１２を回転させるエネルギの方が小さい。従って、ラジエータファン１２を回転させる場合であっても、エジェクタエアコンの運転は、コンプレッサエアコンの運転よりトータルの効率が優れる。
　本実施形態によれば、膨張機３７により回生された動力が冷媒ポンプ３２の駆動力を上回ったとき、この上回った動力をエンジン２に伝達する動力伝達機構（２ａ、３３、３４）を設け、エンジン２の低負荷状態でエアコン要求（冷房要求）があるときには、膨張機３７により回生された動力をエンジン２に伝達しないようにしてランキンサイクル３１を運転し、このランキンサイクル３１の冷媒通路を循環する冷媒の一部をエジェクタ９２に供給してエジェクタ９２を駆動するので（図１６ＡのステップＳ７、図１６ＢのステップＳ１５～Ｓ２１参照）、エンジン２の廃熱でランキンサイクル３１の運転継続が可能である。ランキンサイクル３１の運転継続が可能であれば、その間、エジェクタ９２の駆動により、冷凍サイクル５１を運転できる。つまり、エンジン２の廃熱でエジェクタ９２を駆動して冷凍サイクル５１を運転できるため、コンプレッサ５２を駆動する必要がなく、コンプレッサ動力を低減できる。
　本実施形態によれば、エアコン要求（冷房要求）があるときには、膨張機３７により回生された動力が冷媒ポンプ３２の駆動力を上回った動力をエンジン２に伝達するよりも、エジェクタ９２を駆動して冷凍サイクル５１を運転することを優先させる（図１６ＡのステップＳ１、Ｓ７～Ｓ１３参照）。これにより、ランキンサイクル３１を用いて動力回生を行うよりも、エジェクタ９２により冷凍サイクル５１を運転しコンプレッサ５２の動力を削減するほうが燃費向上効果が大きい場合に対処できる。
　本実施形態によれば、膨張機３７により回生された動力をエンジン２に伝達しないようにしてランキンサイクル３１を運転し、エジェクタ９２に熱交換器３６の出口の冷媒を供給しているときでも、冷凍サイクル５１にエジェクタ９２と並列に設けられたコンプレッサ５２を駆動する（図１６ＢのステップＳ２２、Ｓ２３参照）。これにより、エジェクタ９２の駆動により冷房能力が足りない場合においても、コンプレッサ５２の駆動で足りない冷房能力を補助することができる。
　（第２実施形態）
　図２２Ａ、図２２Ｂのフローチャートは第２実施形態のエンジンコントローラ７１で行われる制御であり、第１実施形態の図１６Ａ、図１６Ｂのフローチャートと置き換わるものである。図１６Ａ、図１６Ｂのフローチャートと同一部分には、同一のステップ番号を付している。
　第１実施形態の図１６Ａ、図１６Ｂと相違する部分を主に説明する。図２２ＢにおけるステップＳ１５でコンプレッサ駆動に移行済みでないときには、ステップＳ３１以降に進む。
　ステップＳ３１～Ｓ３５、Ｓ２１、および、ステップＳ３１、Ｓ３６、Ｓ２４、Ｓ３５、Ｓ２１は、図１４に示すトルクアシストなしエジェクタエアコン運転を行わせる部分である。このうち、ステップＳ３１～Ｓ３６は、流量制御弁９８の目標膨張機側開度を初期値から徐々に大きくする部分である。ここでは、流量制御弁９８のエジェクタ側開度ではなく、流量制御弁９８の膨張機側開度を制御する。
　まずステップＳ３１では、流量制御弁９８の基本膨張機側開度を算出済みか否かを判定する。例えば、基本膨張機側開度算出済みフラグ＝１であるときは、流量制御弁９８の基本膨張機側開度を算出済みであると判断し、基本膨張機側開度算出済みフラグ＝０であるときは、流量制御弁９８の基本膨張機側開度を算出済みでないと判断する。基本膨張機側開度算出済みフラグ＝０である、つまり流量制御弁９８の基本膨張機側開度を算出済みでないと判断すると、ステップＳ３２に進む。ステップＳ３２では、温度センサ（図示しない）により検出される熱交換器３６の出口から出る冷媒の温度から、図２３に示すテーブルを検索することにより、流量制御弁９８の初期値である基本膨張機側開度を算出する。ここでは、冷媒温度に基づき膨張機側開度を算出したが、冷媒圧力に基づき算出することもできる。
　膨張機トルクは熱交換器３６の出口から出る冷媒の温度の影響を受け、熱交換器３６の出口から出る冷媒が低温になると、膨張機トルクが低下する。そこで、膨張機トルクが不足しないよう、基本膨張機側開度は、図２３に示すように、熱交換器３６の出口から出る冷媒の温度が低くなるほど大きくなるようにしている。
　ステップＳ３２で基本膨張機側開度を算出したので、ステップＳ３３では基本膨張機側開度算出済みフラグ＝１とし、ステップＳ３４で基本膨張機側開度を初期値として流量制御弁９８の目標膨張機側開度に入れる。
　ステップＳ３５では、流量制御弁９８をこの目標膨張機側開度（初期値）となるように制御する。ステップＳ２１では、トルクアシストは行わずランキンサイクル３１を運転するため、膨張機クラッチ３５を切断し、膨張機上流弁６２を全開状態とすると共に、バイパス弁６６を全閉状態として、熱交換器３６の出口から出る冷媒を膨張機３７に流す。ここでは、膨張機トルクが冷媒ポンプ３２を駆動してもまだ余りを生じる場合であっても、トルクアシストは行なわないようにして、トルクアシストにとられる分の冷媒を減らしてエジェクタ９２側に振り向ける冷媒を増やす。これにより、エアコン（冷房）の効きを良くしたり持続時間を長くしたりすることができる。
　ステップＳ３３で基本膨張機側開度算出済みフラグ＝１としたことにより、次回からは、ステップＳ３１からステップＳ３６に進む。ステップＳ３６では、目標膨張機側開度を次式により更新する。
　　目標膨張機側開度＝目標膨張機側開度＋ΔＺＯＵ　　　　　　…（１）
　　　ただし、ΔＺＯＵ：制御周期当たりの膨張機側開度の増分（正の値）
　なお、（１）式右辺の「目標膨張機側開度」は前回に算出した値、（１）式左辺の「目標膨張機側開度」は今回に算出する値を表している。前回では、目標膨張機側開度に初期値として基本膨張機側開度を入れたので、今回では基本膨張機側開度に増分ΔＺＯＵを加算した値を目標膨張機側開度として算出する。次回では、基本膨張機側開度に増分ΔＺＯＵ×２を加算した値を目標膨張機側開度として算出することとなる。このようにして目標膨張機側開度を初期値から徐々に大きくしていく。
　ここで、目標膨張機側開度を初期値から徐々に大きくしていく理由は次のようなものである。すなわち、図２２ＢのステップＳ３１以降に進むのは、アイドルストップ状態（エンジン停止状態）や低負荷状態のときである。特に、エンジン２の運転状態からエンジン２を停止するアイドルストップに移行したタイミングで図２２ＢのステップＳ３１以降に進んできた場合を考えると、エンジン２が停止するアイドルストップの開始から時間の経過とともにエンジン２の余熱が徐々になくなっていくため、熱交換器３６の出口から出る冷媒の温度が低下していく。このため、目標膨張機側開度を初期値のまま維持したのでは、この冷媒温度の低下を受けて膨張機トルクが低下していく。膨張機トルクが低下するとポンプ回転速度が低下し、ランキンサイクル３１を循環する冷媒流量が低下する。すると、エジェクタ９２に供給される冷媒流量が減っていき、冷凍サイクル５１を循環する冷媒流量が低下し、冷房能力が落ちていく。こうした冷房能力の低下を防止するには、アイドルストップ開始後あるいは低負荷状態に移行した後も、アイドルストップ移行タイミングでの膨張機回転速度を維持することである。このため、アイドルストップの開始から目標膨張機側開度を徐々に大きくすることで、アイドルストップ開始後もアイドルストップ移行タイミングでの膨張機トルクが維持されるようにしている。
　目標膨張機側開度を徐々に大きくすれば、この反対にエジェクタ側開度が徐々に小さくなり、エジェクタ９２の駆動が不十分となり、やがてエジェクタ９２は冷凍サイクル５１を運転できなくなる。エジェクタ９２が冷凍サイクル５１を運転できなくなると、それまでのエバポレータ温度を維持できなくなり、エバポレータ温度が上昇を始める。このエバポレータの温度上昇をみるため、ステップＳ２４でエバポレータ温度と所定値を比較する。エバポレータ温度が所定値以下であるときには、現在のエジェクタ側開度での冷媒供給によるエジェクタ９２の駆動で十分な冷房能力が得られていると判断する。つまり、コンプレッサ５２の駆動による冷凍サイクル５１の運転に移行することは必要ないと判断し、ステップＳ３５、Ｓ２１に進み、ステップＳ３５、Ｓ２１の処理を実行する。
　エバポレータ温度が所定値以下である限り、ステップＳ３６の処理を繰り返すことで、目標膨張機側開度が徐々に大きくなっていく。流量制御弁９８の目標膨張機側開度を徐々に大きくすれば、流量制御弁９８のエジェクタ側開度は徐々に小さくなっていく。流量制御弁９８のエジェクタ側開度が徐々に小さくなれば、エジェクタ９２の働きが悪くなって、冷凍サイクル５１を循環する冷媒の動きが鈍くなる。これによって、やがてはエバポレータ温度が上昇して所定値に到達する。この場合には、ステップＳ２４からステップＳ２５～Ｓ２７に進む。
　ステップＳ２５～Ｓ２７は、コンプレッサエアコンの運転を行わせる部分である。まずステップＳ２５では、コンプレッサ単独駆動フラグ＝１とし、モータ１０１に電流を流してコンプレッサ５２を駆動するか、或いは、コンプレッサクラッチ５４を接続して、エンジン２によりコンプレッサ５２を駆動する。
　ステップＳ２６では、ランキンサイクル３１の運転を中止するため膨張機クラッチ３５を切断し、膨張機上流弁６２を全閉状態とすると共に、バイパス弁６６を全開状態として、膨張機３７をバイパスして冷媒の全てを流す。
　ステップＳ２５でのコンプレッサ単独駆動フラグ＝１により、次回からはステップＳ１５からステップＳ２５、Ｓ２６、Ｓ２７に進み、モータ１０１により、または、コンプレッサクラッチ５４を接続してエンジン２により、コンプレッサ５２を駆動してコンプレッサエアコンの運転を行わせる。
　上述した実施形態では、ハイブリッド車両の場合で説明したが、これに限られるものでない。エンジン２のみを搭載した車両にも本発明を適用することができる。エンジン２は、ガソリンエンジン、ディーゼルエンジンのいずれでもかまわない。
　本願は、２０１１年９月３０日に日本国特許庁に出願された特願２０１１－２１６７７９に基づく優先権を主張し、この出願の全ての内容は参照により本明細書に組み込まれる。

Claims (8)

  1. 　エンジンの廃熱を冷媒に回収する熱交換器、この熱交換器出口の冷媒を用いて動力を発生させる膨張機、この膨張機を出た冷媒を凝縮させる凝縮器、前記膨張機により回生された動力によって駆動されると共に、この凝縮器からの冷媒を前記熱交換器に供給する冷媒ポンプを含むランキンサイクルを備えるエンジンの廃熱利用装置において、
    　前記凝縮器を共有し、この凝縮器からの冷媒を導いて蒸発させるエバポレータを含む冷凍サイクルと、
    　前記熱交換器出口の冷媒を駆動ガスとして用い、エバポレータ出口の冷媒を引き込んで前記凝縮器に戻すエジェクタと、
    　を設けたエンジンの廃熱利用装置。
  2. 　請求項１に記載のエンジンの廃熱利用装置において、
    　前記熱交換器出口の冷媒を前記膨張機に導く冷媒通路と、前記熱交換器出口の冷媒を前記エジェクタに導く冷媒通路とを並列に設けるエンジンの廃熱利用装置。
  3. 　請求項１または２に記載のエンジンの廃熱利用装置において、
    　前記冷凍サイクルに、前記エジェクタと並列に設けられたコンプレッサを備えるエンジンの廃熱利用装置。
  4. 　請求項１から３のいずれか一つに記載のエンジンの廃熱利用装置において、
    　前記膨張機により回生された動力が前記冷媒ポンプの駆動力を上回ったとき、この上回った動力を前記エンジンに伝達する動力伝達機構をさらに備え、
    　エンジン停止中に冷房要求があるときに、前記膨張機により回生された動力を前記エンジンに伝達しないようにして前記ランキンサイクルを運転し、このランキンサイクルの冷媒通路を循環する冷媒の一部を前記エジェクタに供給してエジェクタを駆動するエンジンの廃熱利用装置。
  5. 　請求項１から４のいずれか一つに記載のエンジンの廃熱利用装置において、
    　前記膨張機により回生された動力が前記冷媒ポンプの駆動力を上回ったとき、この上回った動力を前記エンジンに伝達する動力伝達機構をさらに備え、
    　エンジンの低負荷状態で冷房要求があるときに、前記膨張機により回生された動力を前記エンジンに伝達しないようにして前記ランキンサイクルを運転し、このランキンサイクルの冷媒通路を循環する冷媒の一部を前記エジェクタに供給してエジェクタを駆動するエンジンの廃熱利用装置。
  6. 　請求項４または５に記載のエンジンの廃熱利用装置において、
    　前記凝縮器に送風する冷却ファンをさらに備え、
    　前記エンジン停止中または低負荷状態で、ランキンサイクルの冷媒通路を循環する冷媒の一部を前記エジェクタに供給してエジェクタを駆動する際に、前記冷却ファンを駆動するエンジンの廃熱利用装置。
  7. 　請求項１から６のいずれか一つに記載のエンジンの廃熱利用装置において、
    　冷房要求があるときには、前記上回った動力をエンジンに伝達するよりも、前記エジェクタを駆動して冷凍サイクルを運転することを優先させるエンジンの廃熱利用装置。
  8. 　請求項４から６のいずれか一つに記載のエンジンの廃熱利用装置において、
    　前記膨張機により回生された動力を前記エンジンに伝達しないようにして前記ランキンサイクルを運転し、前記エジェクタに前記熱交換器出口の冷媒を供給しているときでも、前記冷凍サイクルに前記エジェクタと並列に設けられたコンプレッサを駆動するエンジンの廃熱利用装置。
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