WO2014010505A1 - エンジンの廃熱利用装置 - Google Patents

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WO2014010505A1
WO2014010505A1 PCT/JP2013/068370 JP2013068370W WO2014010505A1 WO 2014010505 A1 WO2014010505 A1 WO 2014010505A1 JP 2013068370 W JP2013068370 W JP 2013068370W WO 2014010505 A1 WO2014010505 A1 WO 2014010505A1
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WO
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torque
expander
engine
rankine cycle
output
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PCT/JP2013/068370
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English (en)
French (fr)
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智規 原口
肇 牧野
永井　宏幸
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サンデン株式会社
日産自動車株式会社
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Priority to US14/413,651 priority patent/US9599015B2/en
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    • F02B39/02—Drives of pumps; Varying pump drive gear ratio
    • F02B39/08—Non-mechanical drives, e.g. fluid drives having variable gear ratio
    • F02B39/085—Non-mechanical drives, e.g. fluid drives having variable gear ratio the fluid drive using expansion of fluids other than exhaust gases, e.g. a Rankine cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
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    • F02D21/06—Controlling engines characterised by their being supplied with non-airborne oxygen or other non-fuel gas peculiar to engines having other non-fuel gas added to combustion air
    • F02D21/08—Controlling engines characterised by their being supplied with non-airborne oxygen or other non-fuel gas peculiar to engines having other non-fuel gas added to combustion air the other gas being the exhaust gas of engine
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F02G—HOT GAS OR COMBUSTION-PRODUCT POSITIVE-DISPLACEMENT ENGINE PLANTS; USE OF WASTE HEAT OF COMBUSTION ENGINES; NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
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    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01P—COOLING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; COOLING OF INTERNAL-COMBUSTION ENGINES
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    • F01P3/20—Cooling circuits not specific to a single part of engine or machine
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    • F02G2260/00—Recuperating heat from exhaust gases of combustion engines and heat from cooling circuits
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    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to an engine waste heat utilization device, and more particularly, to an engine waste heat utilization device provided with a Rankine cycle device that recovers engine waste heat and regenerates it as power by an expander.
  • a waste heat utilization device that includes a Rankine cycle device that recovers engine waste heat as heat energy and converts it into power, and that assists engine output by transmitting the Rankine cycle output to the engine.
  • a waste heat utilization device that includes a Rankine cycle device that recovers engine waste heat as heat energy and converts it into power, and that assists engine output by transmitting the Rankine cycle output to the engine.
  • Patent Document 1 As a method of grasping the output of the Rankine cycle device, there is a technique described in Patent Document 1, for example.
  • the torque of the expander is estimated as the output of the Rankine cycle device based on the high pressure refrigerant pressure on the upstream side of the expander and the low pressure refrigerant pressure on the downstream side of the expander. Yes.
  • an expander bypass passage for bypassing the expander and circulating the refrigerant and a bypass valve for opening and closing the expander bypass passage are provided.
  • the refrigerant is circulated by bypassing the expander by opening a bypass valve as necessary.
  • the above prior art estimates the torque of the expander based on the high pressure refrigerant pressure on the upstream side of the expander and the low pressure refrigerant pressure on the downstream side, and the refrigerant pressure difference between the high pressure side and the low pressure side is relatively large. Intended for cases. For this reason, it cannot be applied as it is to the waste heat utilization apparatus including the Rankine cycle apparatus having the expander bypass path and the bypass valve. This is because there is almost no difference in refrigerant pressure between the high pressure side and the low pressure side when the bypass valve is open, which may increase the estimation error of the expander torque (that is, Rankine cycle output). .
  • the present invention has been made paying attention to such a situation, and includes a Rankine cycle device having an expander bypass passage and a bypass valve that opens and closes the expander bypass passage, and transmits the output of the Rankine cycle device to the engine. It is an object of the present invention to provide an engine waste heat utilization device that accurately estimates the output of a Rankine cycle device and enables appropriate engine output control regardless of the open / close state of the bypass valve.
  • An engine waste heat utilization device generates power by expanding an evaporator that heats and evaporates the refrigerant with engine waste heat in the refrigerant circulation path, and expands the refrigerant that passes through the evaporator.
  • the expander includes a condenser that condenses the refrigerant that has passed through the expander, and a pump that sends the refrigerant that has passed through the condenser to the evaporator, and causes the refrigerant to flow by bypassing the expander.
  • a Rankine cycle apparatus provided with a bypass path and a bypass valve for opening and closing the expander bypass path; a transmission mechanism for transmitting the output of the Rankine cycle apparatus to the engine; and calculating the output of the Rankine cycle apparatus
  • a calculation processing unit that outputs an output of the Rankine cycle device to an engine control unit that performs output control of the engine.
  • the calculation processing unit is configured to estimate a torque of the expander in a state where the bypass valve is open based on a refrigerant pressure on a high pressure side and a refrigerant pressure on a low pressure side of the Rankine cycle device.
  • a second torque estimating unit for estimating the torque of the expander in a state where the bypass valve is closed based on the refrigerant pressure on the high pressure side and the refrigerant pressure on the low pressure side of the Rankine cycle device. Then, the output of the Rankine cycle device is calculated based on the estimated torque value by the first torque estimating unit or the estimated torque value by the second torque estimating unit.
  • an engine waste heat utilization device comprising: an evaporator that heats and evaporates a refrigerant by waste heat of the engine in a refrigerant circulation path; and a refrigerant that passes through the evaporator is expanded.
  • a Rankine cycle device provided with an expander bypass path to be opened and a bypass valve for opening and closing the expander bypass path; a transmission mechanism for transmitting an output of the Rankine cycle apparatus to the engine; and the Rankine cycle based on the torque of the expander
  • the output of the cycle device is calculated, and the calculated output of the Rankine cycle device is output to an engine control unit that performs output control of the engine.
  • the calculation processing unit estimates the torque of the expander based on the refrigerant pressure on the high-pressure side and the refrigerant pressure on the low-pressure side of the Rankine cycle device and limits the estimated minimum value of the expander torque It has an estimation part.
  • the calculation processing unit that calculates the output of the Rankine cycle device and outputs the output to the engine control unit is an expansion in a state where the bypass valve that opens and closes the expander bypass path is open.
  • a first torque estimator for estimating the torque of the compressor, and a second torque estimator for estimating the torque of the expander when the bypass valve is closed are used. For this reason, it is possible to accurately estimate the torque of the expander at the time of opening and closing of the bypass valves in different states, and thus the output of the Rankine cycle device, and the engine control unit can perform appropriate engine output control. It becomes possible.
  • the calculation processing unit that calculates the output of the Rankine cycle device and outputs the output to the engine control unit is based on the refrigerant pressure on the high pressure side and the low pressure side of the Rankine cycle device.
  • a torque estimating unit that estimates the torque and limits the estimated minimum value of the expander torque is provided. For this reason, particularly when the difference between the high-pressure side refrigerant pressure and the low-pressure side refrigerant pressure is small, such as when the bypass valve is open or immediately after the bypass valve is closed, the estimated torque value of the expander Is suppressed from becoming excessively small.
  • the Rankine cycle output can be accurately estimated regardless of the open / closed state of the bypass valve, and the engine control unit can appropriately control the output of the engine.
  • FIG. 1 shows a schematic configuration of a waste heat utilization apparatus 1A according to a first embodiment of the present invention.
  • the waste heat utilization apparatus 1A is an engine waste heat utilization apparatus that is mounted on a vehicle and collects and uses waste heat of the engine 10 of the vehicle.
  • the Rankine cycle apparatus 2A and the output of the Rankine cycle apparatus 2A are output to the engine. 10 and a control unit 4A for controlling the waste heat utilization apparatus 1A.
  • the engine 10 is a water-cooled internal combustion engine and is cooled by cooling water flowing through the cooling water circulation path 11.
  • an evaporator 22 of a Rankine cycle device 2 ⁇ / b> A described later is disposed, and a radiator (not shown) is further disposed on the downstream side of the evaporator 22.
  • the cooling water that has absorbed heat from the engine 10 exchanges heat with the refrigerant of the Rankine cycle device 2A when passing through the evaporator 22, and further exchanges heat with the outside air when passing through the radiator. By being performed, it is cooled and supplied to the engine 10 again.
  • Rankine cycle device 2A recovers waste heat of engine 10 from cooling water of engine 10, converts it into power, and outputs it (regenerates as power).
  • the Rankine cycle device 2A has a refrigerant circulation path 21, and an evaporator 22, an expander 23, a condenser 24, and a pump 25 are provided in this circulation path 21 in this order.
  • the Rankine cycle device 2 includes an expander bypass path 26 that bypasses the expander 23 and distributes the refrigerant, and a bypass valve 27 that opens and closes the expander bypass path 26. The operation of the bypass valve 27 is controlled by the control unit 4A.
  • the evaporator 22 is a heat exchanger that heats and evaporates (vaporizes) the refrigerant by performing heat exchange between the coolant that has absorbed heat from the engine 10 and the refrigerant.
  • the expander 23 is a scroll expander that generates a driving force by expanding the refrigerant heated to the superheated steam by the evaporator 22 and converting it into rotational energy.
  • the condenser 24 is a heat exchanger that cools and condenses (liquefies) the refrigerant by causing heat exchange between the refrigerant that passes through the expander 23 and the outside air.
  • the pump 25 is a mechanical pump that sends the refrigerant liquefied by the condenser 24 to the evaporator 22.
  • coolant liquefied with the condenser 24 is sent to the evaporator 22 by the pump 25, and a refrigerant
  • the expander 23 and the pump 25 are configured as a “pump-integrated expander 28” in which the expander 23 and the pump 25 are integrated via the same rotating shaft 28a. That is, the rotary shaft 28 a of the pump-integrated expander 28 has a function as an output shaft of the expander 23 and a drive shaft of the pump 25.
  • the Rankine cycle device 2A is started by first driving the pump 25 (pump portion in the pump-integrated expander 28) by the engine 10, and then expander 23 (expander portion in the pump-integrated expander 28). ) Generates a sufficient driving force, the pump 25 is driven by the driving force generated by the expander 23 to operate.
  • the transmission mechanism 3A transmits the torque (shaft torque) of the pump-integrated expander 28 to the engine 10 as an output of the Rankine cycle device 2A.
  • the transmission mechanism 3A includes a pulley 31 attached to the rotation shaft 28a of the pump-integrated expander 28, a crank pulley 32 attached to the crankshaft 10a of the engine 10, and a belt wound around the pulley 31 and the crank pulley 32. 33.
  • An electromagnetic clutch 34 is provided between the rotary shaft 28a of the pump-integrated expander 28 and the pulley 31. By turning on (engaging) / off (releasing) the electromagnetic clutch 34, the engine 10 and Power can be transmitted / interrupted with the Rankine cycle device 2A (specifically, the pump-integrated expander 28). The operation of the electromagnetic clutch 34 is controlled by the control unit 4A.
  • the control unit 4A includes an operation control unit 41 that controls the operation of the Rankine cycle device 2A, and an output calculation unit 42 that calculates the output of the Rankine cycle device 2A.
  • the control unit 4A includes a rotation speed sensor 51 that detects the rotation speed Ne of the engine 10, a first pressure sensor 52 that detects a refrigerant pressure PU on the high pressure side of the Rankine cycle device 2A, and a low pressure side of the Rankine cycle device 2A. Detection signals of various sensors such as the second pressure sensor 53 for detecting the refrigerant pressure PD are input.
  • the control unit 4A controls the operation of the Rankine cycle device 2A, calculates the output Tr of the Rankine cycle device 2A, and controls the output Tr of the engine 10 with the calculated output Tr of the Rankine cycle device 2A. Output to. Therefore, in the present embodiment, the control unit 4A corresponds to the “calculation processing unit” of the present invention.
  • the high-pressure side refrigerant pressure PU refers to the refrigerant pressure in the section from the pump 25 (discharge side) through the evaporator 22 to the expander 23 (inlet side) in the circulation path 21.
  • the low-pressure side refrigerant pressure PD refers to the refrigerant pressure in the section from the expander 23 (the outlet side) to the pump 25 (the suction side) via the condenser 24 in the circulation path 21.
  • the refrigerant pressure immediately after the first pressure sensor 52 exits the evaporator 22 is detected as the refrigerant pressure PU on the high pressure side, and the second pressure sensor 53 is between the condenser 24 and the pump 25. Is detected as the refrigerant pressure PD on the low pressure side.
  • the operation control unit 41 operates the Rankine cycle device 2A by fastening the electromagnetic clutch 34 and driving the pump 25 (pump portion in the pump-integrated expander 28) by the engine 10.
  • the operation control unit 41 causes the expander 23 to bypass and flow the refrigerant by opening the bypass valve 27 as necessary (for example, when the refrigerant is not sufficiently heated in the evaporator 22). .
  • the refrigerant flows through the expander 23 (the expander portion in the pump-integrated expander 28), and the expander 23 is activated.
  • the expander 23 operates to generate a driving force
  • a part of the driving force generated by the expander 23 drives the pump 25, and the remaining driving force is transmitted to the engine 10 via the transmission mechanism 3A.
  • the operation control unit 41 releases the electromagnetic clutch 34.
  • the output calculation unit 42 calculates the torque of the pump-integrated expander 28 as the output of the Rankine cycle device 2.
  • the output calculation unit 42 drives the torque estimation unit 421 that estimates the torque Tex of the expander 23 (the expander part of the pump-integrated expander 28) and the pump 25 (the pump part of the pump-integrated expander 28).
  • a pump load calculation unit 422 for calculating the load torque TPL of the motor .
  • the output calculation unit 42 subtracts the load torque TPL of the pump 25 calculated by the pump load calculation unit 422 from the torque Tex of the expander 23 estimated by the torque estimation unit 421, and the output Tr of the Rankine cycle device 2A. Is calculated.
  • the calculated output Tr of the Rankine cycle device 2A is output to the engine control unit 12 from the output calculation unit 42 or the output unit (not shown) of the control unit 4A.
  • the torque estimation unit 421 Torque Tex is estimated.
  • the torque estimation unit 421 includes a first torque estimation formula corresponding to a state where the bypass valve 27 is open, and a second torque estimation corresponding to a state where the bypass valve 27 is closed. And two torque estimation formulas.
  • the reason for having two torque estimation formulas in this way is that one amount of torque estimation formula is used because the amount of refrigerant flowing into the expander 23 differs greatly between when the bypass valve 27 is open and when the bypass valve 27 is closed. This is because it is difficult to estimate the torque of the expander 23.
  • the torque estimation unit 421 functions as the “first torque estimation unit” in the present invention when estimating (calculating) the torque of the expander 23 using the first torque estimation formula, and the second torque When estimating (calculating) the torque of the expander 23 using the estimation formula, it functions as the “second torque estimation unit” in the present invention.
  • the value obtained by the first torque estimation formula is referred to as “torque estimation value Tex1 by the first torque estimation formula”
  • the value obtained by the second torque estimation formula is “the first torque estimation formula”. This is referred to as “torque estimation value Tex2” according to the torque estimation formula of 2.
  • the first torque estimation formula is represented by the following formula (1)
  • the second torque estimation formula is represented by the following formula (2).
  • Tex1 -M 1 ⁇ PU + M 2 ⁇ PD-M 3 ⁇ Nex-K 1 ⁇
  • Tex2 M 4 ⁇ PU-M 5 ⁇ PD-M 6 ⁇ Nex-K 2 ⁇ (2)
  • the equation may be the following equation (1) ′
  • the second torque estimation equation may be the following equation (2) ′.
  • Tex1 ⁇ M 7 ⁇ (PU-PD) ⁇ M 8 ⁇ Nex-K 3 (1)
  • ′ Tex2 M 9 ⁇ (PU- PD) -M 10 ⁇ Nex-K 4 ⁇ (2) '
  • ( ⁇ M 1 ), M 2 , ( ⁇ M 3 ), M 4 , ( ⁇ M 5 ), ( ⁇ M 6 ), ( ⁇ M 7 ), ( ⁇ M 8 ), M 9 and ( ⁇ M 10 ) is a coefficient
  • ( ⁇ K 1 ), ( ⁇ K 2 ), ( ⁇ K 3 ) and ( ⁇ K 4 ) are constants.
  • FIG. 2 shows an example of the estimation result of the torque of the expander 23 by the torque estimation unit 421.
  • a torque estimation value Tex1 based on the first torque estimation formula (the formula (1) or (1) ′) is indicated by a broken line
  • the second torque estimation formula The estimated torque value Tex2 by the above formula (2) or (2) ′
  • the estimated torque value Tex2 by the above formula (2) or (2) ′ is indicated by a one-dot chain line.
  • the estimated torque value Tex1 based on the first torque estimation formula is a “negative” value, and tends to decrease as the refrigerant pressure difference ⁇ P increases. This is because the expander 23 generates a load on the engine 10 because the expander 23 generates almost no power when the bypass valve 27 is open.
  • the estimated torque value Tex2 based on the second torque estimation formula tends to increase as the refrigerant pressure difference ⁇ P increases. This is because the power generated by the expander 23 increases as the refrigerant pressure difference ⁇ P increases in a state where the bypass valve 27 is closed.
  • the torque estimation unit 421 may estimate the torque of the expander 23 by simply switching between the first torque estimation formula and the second torque estimation formula according to the open / close state of the bypass valve 27. . Thereby, the torque of the expander can be accurately estimated when the bypass valve is opened and when the bypass valve is closed. However, with that alone, as shown in FIG. 2B, the estimated torque value immediately after the bypass valve 27 is closed becomes excessively small, and the estimation error may not be sufficiently suppressed. This is mainly because the second torque estimation formula is adjusted so that the torque in a state where the refrigerant pressure difference ⁇ P is large to some extent and the expander 23 is generating power can be accurately estimated.
  • the torque estimation unit 421 (or the output calculation unit 42) causes the torque estimation value Tex1 based on the first torque estimation formula and the torque of the expander 23 based on the second torque estimation formula.
  • the larger value of the estimated value Tex2 is selected (determined) as the torque Tex of the expander 23.
  • the estimated torque value Tex1 according to the first torque estimation formula is selected as the torque Tex of the expander 23
  • the bypass valve 27 is closed, and the pressure difference ⁇ P is equal to or greater than the predetermined value ⁇ Ps.
  • the estimated torque value Tex2 based on the second torque estimation formula is selected as the torque Tex of the expander 23.
  • Pump load calculation unit 422 calculates the load torque T PL of the pump 25 based on the rotational speed Np of the refrigerant pressure difference ⁇ P and the pump 25. This will be specifically described below.
  • the power for rotating the pump is expressed by the following equation.
  • Pump power consumption W_pump pump machine efficiency ⁇ _pump ⁇ refrigerant enthalpy difference before and after pump when adiabatic change ⁇ h ⁇ refrigerant flow rate Qr
  • the refrigerant enthalpy difference ⁇ h before and after the pump increases as the refrigerant pressure difference before and after the pump increases.
  • the refrigerant flow rate Qr increases as the rotational speed of the pump increases. Therefore, the torque for operating the pump 25, i.e., the load torque T PL, the refrigerant pressure differential ⁇ P becomes larger, and / or increases as the rotational speed Np of the pump 25 is increased.
  • Pump load calculation unit 421 in this embodiment has the refrigerant pressure difference [Delta] P, the rotational speed Np of the pump 25, and the load characteristics of the pump 25 to the load torque T PL is associated pump 25 (the map)
  • the load torque TPL of the pump 25 is calculated by referring to the load characteristic (map) of the pump 25 based on the refrigerant pressure difference ⁇ P and the rotational speed Np of the pump 25.
  • the output calculation unit 42 calculates the torque Tex of the expander 23 estimated by the torque estimation unit 421 (the torque estimation value Tex1 based on the first torque estimation formula and the torque estimation of the expander 23 based on the second torque estimation formula).
  • FIG. 3 is a flowchart showing a calculation process of the output of the Rankine cycle apparatus 2A executed by the control unit 4A (output calculation unit 42). This process is repeatedly executed, for example, every predetermined time.
  • step S1 it is determined whether or not the electromagnetic clutch 34 is ON. If the electromagnetic clutch 34 is ON, the process proceeds to step S2.
  • step S2 the load torque TPL of the pump 25 (that is, the pump portion of the pump-integrated expander 28) is calculated.
  • the load torque TPL of the pump 25 is calculated.
  • the estimated torque value Tex1 of the expander 23 (that is, the expander portion of the pump-integrated expander 28) is calculated by the equation.
  • the estimated torque value Tex2 of the expander 23 is calculated by the equation.
  • step S5 the estimated torque value Tex1 based on the first torque estimation formula is compared with the estimated torque value Tex2 based on the second torque estimation formula. If Tex1> Tex2 or more, the process proceeds to step S6, and if Tex1 ⁇ Tex2, the process proceeds to step S7.
  • step S6 the estimated torque value Tex1 based on the first torque estimation formula is set as the torque Tex of the expander 23, and the process proceeds to step S8.
  • step S7 the estimated torque value Tex2 based on the second torque estimation formula is set as the torque Tex of the expander 23, and the process proceeds to step S8.
  • step S8 the step S6 or S7 of the load torque T PL of the pump 25 calculated in step S2 from the torque Tex of the set expander 23 by subtracting a torque Tpex pump-integrated expander 28, i.e., Rankine Cycle
  • step S1 the process proceeds to step S9, and the output Tr of the Rankine cycle device 2A is set to “0”.
  • the rotational load (Rankine cycle device 2A + transmission mechanism 3A) when the electromagnetic clutch 34 is OFF is stored in advance and stored.
  • the rotated load may be used as the output Tr of the Rankine cycle device 2A.
  • step S10 the output Tr of the Rankine cycle device 2A calculated in step S8 or set in S9 is output to the engine control unit 12.
  • the processing from steps S1 to S9 is executed by the output calculation unit 42, but the output calculation unit 42 executes the processing of step S10, that is, the output of the output Tr of the Rankine cycle device 2A to the engine control unit 12.
  • an output unit that is, a component other than the output calculation unit 42 (not shown) of the control unit 4A may be performed.
  • the engine control unit 12 calculates the torque required for the vehicle (vehicle required torque) based on the operating conditions of the engine 10 (engine rotational speed Ne, the amount of accelerator operation by the driver, vehicle speed, etc.), and the calculated vehicle
  • the target torque of the engine 10 is set by subtracting the output Tr of the Rankine cycle device 2A from the required torque. Then, the fuel injection amount and the like are controlled so as to realize the set target torque of the engine 10.
  • the output of the engine 10 can be appropriately controlled according to the output of the Rankine cycle device 2A (assist torque when “positive” or load torque when “negative”).
  • the electric motor can be configured to cancel the output Tr of the device 2A.
  • the engine control unit 12 sets the target torque of the engine 10 as described above, and the fuel based on the set target torque of the engine 10 It can comprise so that injection control etc. may be performed.
  • Rankine cycle device 2A has two states: a state where bypass valve 27 is opened and refrigerant does not flow through expander 23, and a state where bypass valve 27 is closed and refrigerant flows through expander 23. Operates in two states. When the Rankine cycle device 2A operates in different states as described above, it is possible to accurately estimate the torque of the expander 23 and, consequently, the output of the Rankine cycle device 2A by using only one estimation method as in the prior art. Have difficulty.
  • the torque estimation unit 421 corresponds to the first torque estimation formula corresponding to the state in which the bypass valve 27 is opened and the first torque estimation formula corresponding to the state in which the bypass valve 27 is closed. 2 torque estimation formulas and two torque estimation formulas.
  • the waste heat utilization apparatus 1A can accurately estimate the torque of the expander 23 and consequently the output of the Rankine cycle apparatus 2A regardless of the open / closed state of the bypass valve 27.
  • the engine control unit 12 can The output of the engine 10 can be appropriately controlled.
  • the larger value of the estimated torque value Tex1 based on the first torque estimation formula and the estimated torque value Tex2 based on the second torque estimation formula is selected as the torque Tex of the expander 23.
  • the minimum value of the estimated torque value of the expander is substantially limited, and the estimated torque value of the expander 23 is immediately after the bypass valve 27 is closed as well as the bypass valve is opened. Is prevented from becoming excessively small.
  • the estimation accuracy of the torque of the expander 23 and, consequently, the output of the Rankine cycle device 2A is improved, and the engine 10 can be appropriately controlled.
  • the torque estimation unit 421 is configured to expand the expander 23 based on the refrigerant pressure PU on the high pressure side of the Rankine cycle device 2A, the refrigerant pressure PD on the low pressure side of the Rankine cycle device 2A, and the rotational speed Nex of the expander 23.
  • the torque is estimated.
  • the present invention is not limited to this, and the torque estimation unit 421 may more simply estimate the torque of the expander 23 based on the high-pressure side refrigerant pressure PU and the low-pressure side refrigerant pressure PD. .
  • the above equations (1) and (2) may be replaced with the following equations (3) and (4).
  • the following equations (3) and (4) can also be expressed using the refrigerant pressure difference (PU-PD) as in the above (1) ′ and (2) ′.
  • PU-PD refrigerant pressure difference
  • Tex1 -M 11 ⁇ PU + M 12 ⁇ PD-K 5 ⁇ (3)
  • Tex2 M 13 ⁇ PU-M 14 ⁇ PD-K 6 ⁇ (4)
  • ( ⁇ M 11 ), M 12 , M 13 and ( ⁇ M 14 ) are coefficients
  • ( ⁇ K 5 ) and ( ⁇ K 6 ) are constants.
  • the torque estimation unit 421 estimates the torque of the expander 23 (particularly, the torque of the expander 23 with the bypass valve 27 closed) in consideration of the refrigerant temperature on the inlet side of the expander 23. It may be configured. Even if the refrigerant pressure PU on the high pressure side of the Rankine cycle device 2A, the refrigerant pressure PD on the low pressure side of the Rankine cycle device 2A, and the rotational speed Nex of the expander 23 are the same, the refrigerant temperature at the inlet side of the expander 23 increases. This is because the change in enthalpy during isentropic expansion is large, and the torque of the expander 23 is also large.
  • the second torque estimation formula for example, it is conceivable to add a correction term based on the refrigerant temperature on the inlet side of the expander 23 or a value correlated therewith to the second torque estimation formula.
  • the values correlated with the refrigerant temperature on the inlet side of the expander 23 include, for example, the coolant temperature of the engine 10, the refrigerant temperature on the outlet side of the expander 23, and the surface temperature of the expander 23.
  • the load torque T PL of the pump 25 is calculated based on the rotational speed Np of the difference (refrigerant pressure difference) between the refrigerant pressure PD between the refrigerant pressure PU on the high pressure side the low pressure side ⁇ P and the pump 25
  • the torque estimation unit 421 calculates the torque Tpex of the pump-integrated expander 28, that is, the output of the Rankine cycle device 2A. It can also be configured to directly calculate (estimate).
  • coefficients ( ⁇ M3, ⁇ M6, ⁇ M8, ⁇ M10) and constants ( ⁇ K1 to ⁇ K4) for multiplying the rotation speed Nex of the expander are set. What is necessary is just to adjust suitably.
  • the torque estimation unit 421 is configured to estimate the torque Tpex of the pump-integrated expander 28
  • the pump load calculation unit 422 is not necessary, and the control unit 4 (output calculation unit 42)
  • the process shown in the flowchart of FIG. 4 is executed instead of the process shown in the flowchart.
  • step S21 it is determined whether or not the electromagnetic clutch 34 is ON. If the electromagnetic clutch 34 is ON, the process proceeds to step S22. If the electromagnetic clutch 34 is OFF, the process proceeds to step S27 and the Rankine cycle is performed.
  • the output Tr of the device 2A is set to “0”.
  • step S22 the estimated torque value Tpex1 of the pump-integrated expander 28 is calculated using the first torque estimation formula.
  • step S23 the estimated torque value Tpex2 of the pump-integrated expander 28 is calculated using the second torque estimation formula. Is calculated.
  • step S24 the estimated torque value Tpex1 based on the first torque estimation equation is compared with the estimated torque value Tpex2 based on the second torque estimation equation. If Tpex1> Tpex2, the process proceeds to step S25 and the torque estimated value Texp1 based on the first torque estimation formula is set as the output Tr of the Rankine cycle device. If Tpex1 ⁇ Tpex2, the process proceeds to step S26 and the second torque estimation formula Is used as the output Tr of the Rankine cycle device. In step S28, the output Tr of the Rankine cycle device 2A set in step S25, S26 or S27 is output to the engine control unit 12.
  • the torque estimation unit 421 may use a predetermined value Ts that is determined in advance, instead of calculating the estimated torque value Tex1 of the expander 23 using the first torque estimation formula.
  • the torque estimation unit 421 determines the larger one of the torque estimation value Tex2 based on the second torque estimation formula and the predetermined value (a “negative” constant value) Ts as the expansion unit 23. Select as torque Tex. In this way, although the estimation accuracy is slightly lowered as compared with the above embodiment, there is an advantage that the calculation load can be reduced.
  • the control unit 4A (the output calculating unit 42 or the torque estimating unit 421) does not determine the open / closed state of the bypass valve 27 (see FIG. 3), but determines the open / closed state of the bypass valve 27.
  • the torque of the expander 23 may be estimated according to the open / close state of the bypass valve 27.
  • the control unit 4A (the output calculation unit 42 or the torque estimation unit 421) calculates the torque estimated value Tex1 based on the first torque estimation formula as described above.
  • the torque Tex2 of the expander 23 is set by selecting the maximum value with the torque estimation value Tex2 based on the second torque estimation formula, when the bypass valve 27 is open, the first torque estimation is performed.
  • the torque estimated value Tex1 according to the equation can be immediately set as the torque Tex of the expander 23 (the same applies to FIG. 4).
  • the control unit 4 may store the predetermined value ⁇ Ps (refrigerant pressure difference at time tb) shown in FIG. 2 in advance. In this case, for example, it is determined whether or not the refrigerant pressure difference ⁇ P (PU ⁇ PD) is equal to or larger than the predetermined value ⁇ Ps. When the pressure difference ⁇ P is equal to or larger than the predetermined value ⁇ Ps, the second torque is determined.
  • the torque estimating unit 421 is configured to estimate the torque of the expander 23 using an estimation formula, and to estimate the torque of the expander 23 using the first torque estimation formula when the refrigerant pressure difference ⁇ P is less than the predetermined value ⁇ Ps. Can be configured. Even if it does in this way, the effect similar to the said embodiment can be acquired.
  • FIG. 5 shows a schematic configuration of the waste heat utilization apparatus 1B according to the second embodiment of the present invention.
  • the waste heat utilization apparatus 1B according to the second embodiment is similar to the waste heat utilization apparatus 1A according to the first embodiment, and the Rankine cycle apparatus 2B, the transmission mechanism 3B that transmits the output of the Rankine cycle apparatus 2B to the engine 10, and And a control unit 4B that controls the waste heat utilization apparatus 1B.
  • the main difference from the waste heat utilization apparatus 1A according to the first embodiment is that, in the waste heat utilization apparatus 1B according to the second embodiment, the expander 23 and the pump 25 constituting the Rankine cycle apparatus 2B are separated. It is that.
  • symbol is used about the element which is common with the waste-heat utilization apparatus 1A by the said 1st Embodiment.
  • the pump 25 is driven by the output of the engine 10 via the transmission mechanism 3B.
  • the transmission mechanism 3B is connected to the crank pulley 32 attached to the crankshaft 10a of the engine 10, the expander pulley 35 attached to the output shaft 23a of the expander 23, and the rotation (drive) shaft 25a of the pump 25.
  • It has a pump pulley 36 attached, a crank pulley 32, an expander pulley 35, and a belt 37 wound around the pump pulley 36.
  • An electromagnetic clutch 38 is provided between the rotary shaft 25 a of the pump 25 and the pump pulley 36. The operation of the electromagnetic clutch 38 is controlled by the control unit 4B.
  • An electromagnetic clutch (shown by a broken line) may be provided between the output shaft 23a of the expander 23 and the expander pulley 35.
  • the operation control unit 41 of the control unit 4B operates the Rankine cycle apparatus 2B by fastening the electromagnetic clutch 38 and driving the pump 25 by the engine 10 when the engine 10 is started, for example.
  • the operation control part 41 opens the bypass valve 27 as needed like the said 1st Embodiment.
  • the output calculation unit 42 of the control unit 4B calculates the load torque T PL of the pump 25 calculated by the pump load calculation unit 422 from the torque Tex of the expander 23 estimated by the torque estimation unit 421.
  • the output Tr of Rankine cycle device 2B is calculated by subtraction.
  • the rotational speed Nex of the expander 23 is calculated based on the rotational speed Ne of the engine 10 and the pulley ratio between the crank pulley 32 and the expander pulley 35, and the rotational speed Ne of the engine 10 and the crank pulley are calculated.
  • the rotational speed Np of the pump 25 is calculated based on the pulley ratio between the pump 32 and the pump pulley 36.
  • the torque of the expander 23 and the output of the Rankine cycle apparatus 2B are irrespective of the open / close state of the bypass valve. Therefore, it is possible to appropriately control the output of the engine 10.
  • those applicable to the waste heat utilization apparatus 1B according to the second embodiment can be applied as they are.
  • FIG. 6 shows a schematic configuration of the waste heat utilization apparatus 1C according to the third embodiment of the present invention.
  • the waste heat utilization apparatus 1C according to the third embodiment also transmits the output of the Rankine cycle apparatus 2C and the Rankine cycle apparatus 2C to the engine 10 in the same manner as the waste heat utilization apparatuses 1A and 1B according to the first and second embodiments. It includes a transmission mechanism 3C and a control unit 4C that controls the entire waste heat utilization apparatus 1C.
  • the main difference from the waste heat utilization apparatus 1B according to the second embodiment is that, in the waste heat utilization apparatus 1C according to the third embodiment, the pump constituting the Rankine cycle apparatus 2C is not a mechanical pump 25 but an illustration. That is, the electric pump 29 is operated by electric power supplied from the omitted battery. The operation of the electric pump 29 is controlled by the control unit 4C.
  • symbol is used about the element which is common in the waste heat utilization apparatus 1A, 1B by the said 1st, 2nd embodiment.
  • the transmission mechanism 3C includes a crank pulley 32 attached to the crankshaft 10a of the engine 10, an expander pulley 35 attached to the output shaft 23a of the expander 23, a crank A pulley 32 and an expander pulley 35 and a belt 40 wound around the pulley.
  • An electromagnetic clutch (shown by a broken line) may be provided between the output shaft 23a of the expander 23 and the expander pulley 35.
  • the operation control unit 41 of the control unit 4C operates the Rankine cycle device 2C by driving the electric pump 29, for example, when the engine 10 is started, as in the first and second embodiments. Moreover, the operation control part 41 opens the bypass valve 27 as needed like the said 1st, 2nd embodiment.
  • the Rankine cycle device 2C uses an electric pump 29, and this electric pump 29 does not become a load on the engine 10 or the expander 23. Therefore, the output calculation unit 42 of the control unit 4C does not have a pump load calculation unit, unlike that of the first and second embodiments. That is, the output calculation unit 42C uses the torque of the expander 23 estimated by the torque estimation unit 421 as the output of the Rankine cycle device 2C. As a result, in this embodiment, step S2 in the flowchart of FIG. 3 is not necessary, and in step S8, the torque Tex of the expander set in step S6 or S7 is directly used as the output Tr of the Rankine cycle device 2C.
  • the torque of the expander 23, and thus Rankine regardless of whether the bypass valve is open or closed.
  • the output of the cycle device 2B can be accurately estimated, and the output of the engine 10 can be appropriately controlled.
  • those applicable to the waste heat utilization apparatus 1C according to the third embodiment can be applied as they are.

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Abstract

　膨張機バイパス路及び膨張機バイパス路を開閉するバイパス弁を有するランキンサイクル装置を備え、ランキンサイクル装置の出力をエンジンン伝達するエンジンの廃熱利用装置において、バイパス弁の開閉状態にかかわらず、ランキンサイクル装置の出力を精度よく推定してエンジンの適切な出力制御を可能とする。　出力算出部４２は、膨張機２３のトルクを推定するトルク推定部４２１を含む。トルク推定部４２１はバイパス弁２７が開弁した状態に対応した第１のトルク推定式とバイパス弁２７が閉弁した状態に対応した第２のトルク推定式を有する。出力算出部４２は第１のトルク推定式によるトルク推定値又は第２のトルク推定式によるトルク推定値に基づきランキンサイクル装置２Ａの出力を算出する。算出されたランキサイクル装置２Ａの出力はエンジン制御部１２へと出力される。

Description

エンジンの廃熱利用装置
　本発明は、エンジンの廃熱利用装置に関し、特に、エンジンの廃熱を回収して膨張機で動力として回生するランキンサイクル装置を備えたエンジンの廃熱利用装置に関する。
　エンジンの廃熱を熱エネルギーとして回収して動力に変換するランキンサイクル装置を備え、このランキンサイクルの出力をエンジンに伝達することでエンジンの出力をアシストする廃熱利用装置が知られている。このような廃熱利用装置を搭載した車両においてエンジンの出力を適切に制御するためには、ランキンサイクル装置の出力を正確に把握する必要がある。
　ランキンサイクル装置の出力を把握する方法としては、例えば特許文献１に記載の技術がある。この特許文献１に記載の技術では、ランキンサイクル装置の出力として膨張機のトルクを、膨張機の上流側における高圧の冷媒圧力と膨張機の下流側における低圧の冷媒圧力とに基づいて推定している。
特開２０１０－２２９８４３号公報
　ところで、エンジンの廃熱利用装置に適用されるランキンサイクル装置の中には、膨張機をバイパスさせて冷媒を流通させる膨張機バイパス路及びこの膨張機バイパス路を開閉するバイパス弁が設けられたものがある。このようなランキンサイクル装置においては、必要に応じてバイパス弁を開弁することで膨張機をバイパスさせて冷媒を流通させる。
　上記従来技術は、膨張機の上流側における高圧の冷媒圧力と下流側における低圧の冷媒圧力とに基づいて膨張機のトルクを推定しており、高圧側と低圧側の冷媒圧力差が比較的大きい場合を対象としている。このため、上記膨張機バイパス路及び上記バイパス弁を有するランキンサイクル装置を備えた廃熱利用装置にはそのまま適用することができない。バイパス弁が開弁している状態においては高圧側と低圧側との冷媒圧力差がほとんどなくなるため、膨張機のトルク（すなわち、ランキンサイクルの出力）の推定誤差が大きくなるおそれがあるからである。
　本発明は、このような実情に着目してなされたものであり、膨張機バイパス路及びこの膨張機バイパス路を開閉するバイパス弁を有するランキンサイクル装置を備え、ランキンサイクル装置の出力をエンジンに伝達する構成のエンジンの廃熱利用装置において、前記バイパス弁の開閉状態にかかわらず、ランキンサイクル装置の出力を精度よく推定してエンジンの適切な出力制御を可能にすることを目的とする。
　本発明の一側面によるエンジンの廃熱利用装置は、冷媒の循環路に、エンジンの廃熱によって冷媒を加熱して蒸発させる蒸発器、該蒸発器を経由した冷媒を膨張させることによって動力を発生する膨張機、該膨張機を経由した冷媒を凝縮させる凝縮器、及び該凝縮器を経由した冷媒を前記蒸発器に送出するポンプを備えると共に、前記膨張機をバイパスさせて冷媒を流通させる膨張機バイパス路及びこの膨張機バイパス路を開閉するバイパス弁が設けられたランキンサイクル装置と；このランキンサイクル装置の出力をエンジンに伝達する伝達機構と；前記ランキンサイクル装置の出力を算出し、算出した前記ランキンサイクル装置の出力を前記エンジンの出力制御を行うエンジン制御部に出力する算出処理部と；を含む。前記算出処理部は、前記ランキンサイクル装置の高圧側の冷媒圧力及び低圧側の冷媒圧力に基づいて、前記バイパス弁が開弁している状態における前記膨張機のトルクを推定する第１トルク推定部と；前記ランキンサイクル装置の高圧側の冷媒圧力及び低圧側の冷媒圧力に基づいて、前記バイパス弁が閉弁している状態における前記膨張機のトルクを推定する第２トルク推定部と；を有し、前記第１トルク推定部によるトルク推定値又は前記第２トルク推定部によるトルク推定値に基づいて前記ランキンサイクル装置の出力を算出する。
　また、本発明の他の側面によるエンジンの廃熱利用装置は、冷媒の循環路に、エンジンの廃熱によって冷媒を加熱して蒸発させる蒸発器、該蒸発器を経由した冷媒を膨張させることによって動力を発生する膨張機、該膨張機を経由した冷媒を凝縮させる凝縮器、及び該凝縮器を経由した冷媒を前記蒸発器に送出するポンプを備えると共に、前記膨張機をバイパスさせて冷媒を流通させる膨張機バイパス路及びこの膨張機バイパス路を開閉するバイパス弁が設けられたランキンサイクル装置と；このランキンサイクル装置の出力をエンジンに伝達する伝達機構と；前記膨張機のトルクに基づいて前記ランキンサイクル装置の出力を算出し、算出した前記ランキンサイクル装置の出力を前記エンジンの出力制御を行うエンジン制御部に出力する算出処理部と；を含む。前記算出処理部は、前記ランキンサイクル装置の高圧側の冷媒圧力及び低圧側の冷媒圧力に基づいて前記膨張機のトルクを推定すると共にこの推定された前記膨張機のトルクの最小値を制限するトルク推定部を有する。
　上記エンジンの廃熱利用装置によれば、ランキンサイクル装置の出力を算出してエンジン制御部へと出力する算出処理部が、膨張機バイパス路を開閉するバイパス弁が開弁している状態における膨張機のトルクを推定する第１トルク推定部と、前記バイパス弁が閉弁している状態における膨張機のトルクを推定する第２トルク推定部と、を有している。このため、状態の異なるバイパス弁の開弁時と閉弁時のそれぞれにおける膨張機のトルク、ひいてはランキンサイクル装置の出力を精度よく推定することができ、エンジン制御部によるエンジンの適切な出力制御が可能となる。
　上記エンジンの廃熱利用装置によれば、ランキンサイクル装置の出力を算出してエンジン制御部へと出力する算出処理部が、ランキンサイクル装置の高圧側及び低圧側における冷媒圧力に基づいて膨張機のトルクを推定すると共に推定された膨張機のトルクの最小値を制限するトルク推定部を有している。このため、特にバイパス弁が開弁している状態やバイパス弁を閉弁した直後などの前記高圧側の冷媒圧力と前記低圧側の冷媒圧力との差が小さい場合において、膨張機のトルク推定値が過剰に小さくなってしまうことが抑制される。これにより、バイパス弁の開閉状態にかかわらず、ランキンサイクルの出力を精度よく推定することができ、エンジン制御部によるエンジンの適切な出力制御が可能となる。
本発明の第１実施形態による廃熱利用装置の概略構成を示す図である。 膨張機のトルクの推定結果の一例を示す図である。 ランキンサイクル装置の出力の算出処理の一例を示すフローチャートである。 ランキンサイクル装置の出力の算出処理の他の例を示すフローチャートである。 本発明の第２実施形態による廃熱利用装置の概略構成を示す図である。 本発明の第３実施形態による廃熱利用装置の概略構成を示す図である。
　以下、添付図面を参照しつつ本発明の実施形態について説明する。
　図１は、本発明の第１実施形態による廃熱利用装置１Ａの概略構成を示している。この廃熱利用装置１Ａは、車両に搭載されて当該車両のエンジン１０の廃熱を回収して利用するエンジンの廃熱利用装置であり、ランキンサイクル装置２Ａと、ランキンサイクル装置２Ａの出力をエンジン１０に伝達する伝達機構３Ａと、廃熱利用装置１Ａを制御する制御ユニット４Ａと、を含んで構成される。
　エンジン１０は、水冷式の内燃機関であり、冷却水循環路１１を流れる冷却水によって冷却される。冷却水循環路１１には、後述するランキンサイクル装置２Ａの蒸発器２２が配置されており、この蒸発器２２の下流側には図示省略したラジエータがさらに配置されている。エンジン１０から熱を吸収した冷却水は、蒸発器２２を通過する際にランキンサイクル装置２Ａの冷媒との間で熱交換が行われ、さらにラジエータを通過する際に外気との間で熱交換が行われることによって冷却され、再びエンジン１０へと供給される。
　ランキンサイクル装置２Ａは、エンジン１０の冷却水からエンジン１０の廃熱を回収して動力に変換して出力する（動力として回生する）。ランキンサイクル装置２Ａは、冷媒の循環路２１を有しており、この循環路２１には、蒸発器２２、膨張機２３、凝縮器２４及びポンプ２５がこの順に設けられている。また、ランキンサイクル装置２は、循環路２１に加えて、膨張機２３をバイパスさせて冷媒を流通させる膨張機バイパス路２６及びこの膨張機バイパス路２６を開閉するバイパス弁２７を有する。このバイパス弁２７の作動は、制御ユニット４Ａによって制御される。
　蒸発器２２は、エンジン１０から熱を吸収した冷却水と冷媒との間で熱交換を行わせることによって冷媒を加熱して蒸発（気化）させる熱交換器である。膨張機２３は、蒸発器２２で加熱されて過熱蒸気となった冷媒を膨張させて回転エネルギーに変換することによって駆動力を発生するスクロール式膨張機である。凝縮器２４は、膨張機２３を経由した冷媒と外気との間で熱交換を行わせることによって冷媒を冷却して凝縮（液化）させる熱交換器である。ポンプ２５は、凝縮器２４で液化された冷媒を蒸発器２２へと送出する機械式ポンプである。そして、凝縮器２４で液化された冷媒がポンプ２５によって蒸発器２２へと送出されることにより、冷媒が循環路２１（すなわち、ランキンサイクル装置２Ａの上記各要素）を循環する。
　ここで、本実施形態においては、膨張機２３とポンプ２５とが同一の回転軸２８ａを介して一体となった「ポンプ一体型膨張機２８」として構成されている。すなわち、ポンプ一体型膨張機２８の回転軸２８ａは、膨張機２３の出力軸としての機能及びポンプ２５の駆動軸として機能を有している。そして、ランキンサイクル装置２Ａは、まずエンジン１０によってポンプ２５（ポンプ一体型膨張機２８におけるポンプ部分）が駆動されることによって起動し、その後、膨張機２３（ポンプ一体型膨張機２８における膨張機部分）が十分な駆動力を発生すると、膨張機２３で発生した駆動力によってポンプ２５が駆動されて作動するようになっている。
　伝達機構３Ａは、ランキンサイクル装置２Ａの出力としてポンプ一体型膨張機２８のトルク（軸トルク）をエンジン１０へと伝達する。伝達機構３Ａは、ポンプ一体型膨張機２８の回転軸２８ａに取り付けられたプーリ３１と、エンジン１０のクランクシャフト１０ａに取り付けられたクランクプーリ３２と、プーリ３１及びクランクプーリ３２に巻回されたベルト３３と、を有する。また、ポンプ一体型膨張機２８の回転軸２８ａとプーリ３１との間には電磁クラッチ３４が設けられており、この電磁クラッチ３４をオン（締結）／オフ（解放）することにより、エンジン１０とランキンサイクル装置２Ａ（具体的にはポンプ一体型膨張機２８）との間で動力を伝達／遮断できるようになっている。なお、電磁クラッチ３４の作動は、制御ユニット４Ａによって制御される。
　制御ユニット４Ａは、ランキンサイクル装置２Ａの作動を制御する作動制御部４１と、ランキンサイクル装置２Ａの出力を算出する出力算出部４２と、を含む。また、制御ユニット４Ａには、エンジン１０の回転速度Ｎｅを検出する回転速度センサ５１、ランキンサイクル装置２Ａの高圧側の冷媒圧力ＰＵを検出する第１圧力センサ５２、ランキンサイクル装置２Ａの低圧側の冷媒圧力ＰＤを検出する第２圧力センサ５３などの各種センサの検出信号が入力される。
　そして、制御ユニット４Ａは、ランキンサイクル装置２Ａの作動を制御するとともにランキンサイクル装置２Ａの出力Ｔｒを算出し、算出されたランキンサイクル装置２Ａの出力Ｔｒをエンジン１０の出力制御を行うエンジン制御部１２に出力する。
　したがって、本実施形態においては、かかる制御ユニット４Ａが本発明の「算出処理部」に相当する。
　ここで、前記高圧側の冷媒圧力ＰＵとは、循環路２１において、ポンプ２５（の吐出側）から蒸発器２２を経て膨張機２３（の入口側）に至るまでの区間における冷媒の圧力をいい、前記低圧側の冷媒圧力ＰＤとは、循環路２１において、膨張機２３（の出口側）から凝縮器２４を介してポンプ２５（の吸入側）に至るまでの区間における冷媒の圧力をいう。なお、本実施形態においては、第１圧力センサ５２が蒸発器２２を出た直後の冷媒圧力を前記高圧側の冷媒圧力ＰＵとして検出し、第２圧力センサ５３が凝縮器２４とポンプ２５の間の冷媒圧力を前記低圧側の冷媒圧力ＰＤとして検出する。
　作動制御部４１は、例えばエンジン１０が始動すると、電磁クラッチ３４を締結してエンジン１０によってポンプ２５（ポンプ一体型膨張機２８におけるポンプ部分）を駆動することによりランキンサイクル装置２Ａを作動させる。また、作動制御部４１は、必要に応じて（例えば、蒸発器２２における冷媒の過熱が不十分である場合）、バイパス弁２７を開弁することによって膨張機２３をバイパスさせて冷媒を流通させる。
　バイパス弁２７が閉弁している状態においては、冷媒が膨張機２３（ポンプ一体型膨張機２８における膨張機部分）を流通して膨張機２３が作動する。そして、膨張機２３が作動して駆動力を発生するようになると、膨張機２３で発生した駆動力の一部がポンプ２５を駆動し、その余の駆動力が伝達機構３Ａを介してエンジン１０に伝達されてエンジン１０の出力（駆動力）をアシストすることになる。また、作動制御部４１は、例えばエンジン１０の停止要求が発生すると、電磁クラッチ３４を解放する。
　出力算出部４２は、ランキンサイクル装置２の出力としてポンプ一体型膨張機２８のトルクを算出する。出力算出部４２は、膨張機２３（ポンプ一体型膨張機２８の膨張機部分）のトルクＴｅｘを推定するトルク推定部４２１と、ポンプ２５（ポンプ一体型膨張機２８のポンプ部分）を駆動するための負荷トルクＴＰＬを算出するポンプ負荷算出部４２２と、を含む。そして、出力算出部４２は、トルク推定部４２１によって推定された膨張機２３のトルクＴｅｘからポンプ負荷算出部４２２によって算出されたポンプ２５の負荷トルクＴＰＬを減算してランキンサイクル装置２Ａの出力Ｔｒを算出する。算出されたランキンサイクル装置２Ａの出力Ｔｒは、出力算出部４２又は制御ユニット４Ａの図示省略した出力部からエンジン制御部１２へと出力される。
　トルク推定部４２１は、前記高圧側の冷媒圧力ＰＵ、前記低圧側の冷媒圧力ＰＤ、及び膨張機２３の回転速度Ｎｅｘ（すなわち、ポンプ一体型膨張機２８の回転速度Ｎｐｅｘ）に基づいて膨張機２３のトルクＴｅｘを推定する。ここで、膨張機２３の回転速度Ｎｅｘ（＝ポンプ一体型膨張機２８の回転速度Ｎｐｅｘ＝ポンプ２５の回転速度Ｎｐ）は、エンジン１０の回転速度Ｎｅ及びプーリ３１とクランクプーリ３２とのプーリ比に基づいて算出される。
　本実施形態において、トルク推定部４２１は、バイパス弁２７が開弁している状態に対応した第１のトルク推定式と、バイパス弁２７が閉弁している状態に対応した第２のトルク推定式との二つのトルク推定式を有している。このように二つのトルク推定式を有するのは、バイバス弁２７が開弁している状態と閉弁している状態とでは膨張機２３に流入する冷媒量が大きく異なるため、一つのトルク推定式で膨張機２３のトルクを推定することは困難だからである。
　従って、トルク推定部４２１は、上記第１のトルク推定式を用いて膨張機２３のトルクを推定（算出）する場合に本発明における「第１トルク推定部」として機能し、上記第２のトルク推定式を用いて膨張機２３のトルクを推定（算出）する場合に本発明における「第２トルク推定部」として機能する。
　なお、以下の説明においては、上記第１のトルク推定式によって求めた値を「第１のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ１」といい、上記第２のトルク推定式によって求めた値を「第２のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ２」という。
　本実施形態において、上記第１のトルク推定式は次式（１）で示され、上記第２のトルク推定式は次式（２）で示される。
　Ｔｅｘ１＝－Ｍ１・ＰＵ＋Ｍ２・ＰＤ－Ｍ３・Ｎｅｘ－Ｋ１・・・（１）
　Ｔｅｘ２＝Ｍ４・ＰＵ－Ｍ５・ＰＤ－Ｍ６・Ｎｅｘ－Ｋ２・・・（２）
　もちろん、前記高圧側の冷媒圧力ＰＵと前記低圧側の冷媒圧力ＰＤとの差ΔＰ（＝ＰＵ－ＰＤ、以下単に「冷媒圧力差」という場合もある。）を用いて、上記第１のトルク推定式を次式（１）′とし、上記に第２のトルク推定式を次式（２）′としてもよい。
　Ｔｅｘ１＝－Ｍ７・（ＰＵ－ＰＤ）－Ｍ８・Ｎｅｘ－Ｋ３・・・（１）′
　Ｔｅｘ２＝Ｍ９・（ＰＵ－ＰＤ）－Ｍ１０・Ｎｅｘ－Ｋ４・・・（２）′
　ここで、（－Ｍ１）、Ｍ２、（－Ｍ３）、Ｍ４、（－Ｍ５）、（－Ｍ６）、（－Ｍ７）、（－Ｍ８）、Ｍ９及び（－Ｍ１０）は係数、（－Ｋ１）、（－Ｋ２）、（－Ｋ３）及び（－Ｋ４）は定数である。
　図２は、トルク推定部４２１による膨張機２３のトルクの推定結果の例を示している。図２（ａ）には、ランキンサイクル装置２Ａの高圧側と低圧側の冷媒圧力差ΔＰ（＝ＰＵ－ＰＤ）が二点鎖線で示されている。また、図２（ｂ）には、上記第１のトルク推定式（上記式（１）又は（１）′）によるトルク推定値Ｔｅｘ１が破線で示されており、上記第２のトルク推定式（上記式（２）又は（２）′）によるトルク推定値Ｔｅｘ２が一点鎖線で示されている。
　図２（ｂ）に示されるように、上記第１のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ１は「負」の値であって、前記冷媒圧力差ΔＰが大きくなるほど小さくなる傾向がある。これは、バイパス弁２７が開弁している状態においては膨張機２３がほとんど動力を発生しないため、膨張機２３がエンジン１０の負荷となってしまうことを考慮したものである。
　一方、上記第２のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ２は、前記冷媒圧力差ΔＰが大きくなるほど大きくなる傾向がある。これは、バイパス弁２７が閉弁している状態においては前記冷媒圧力差ΔＰが大きくなるほど膨張機２３が発生する動力も大きくなることを考慮したものである。
　ここで、トルク推定部４２１は、バイパス弁２７の開閉状態に応じて、単に上記第１のトルク推定式と上記第２のトルク推定式とを切り替えて膨張機２３のトルクを推定してもよい。これにより、バイパス弁の開弁時と閉弁時のそれぞれにおける膨張機のトルクを精度よく推定できる。しかし、それだけでは、図２（ｂ）に示すように、特にバイパス弁２７の閉弁直後におけるトルク推定値が過剰に小さくなってしまい、推定誤差を十分に抑制できないおそれがある。これは、主に前記冷媒圧力差ΔＰがある程度大きく膨張機２３が動力を発生している状態のトルクを精度よく推定できるように上記第２のトルク推定式を調整しているためである。そこで、そのような事態を回避すべく、トルク推定部４２１（又は出力算出部４２）は、上記第１のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ１と上記第２のトルク推定式による膨張機２３のトルク推定値Ｔｅｘ２のうち大きい方の値を膨張機２３のトルクＴｅｘとして選択（決定）する。
　この結果、図２（ｂ）に太線で示すように、バイパス弁２７が開弁している間及びバイパス弁２７を閉弁した直後（換言すれば、前記冷媒圧力差ΔＰが所定値ΔＰｓ（＞０）未満の間）においては、上記第１のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ１が膨張機２３のトルクＴｅｘとして選択され、バイパス弁２７が閉弁して上記圧力差ΔＰが上記所定値ΔＰｓ以上となると（時刻ｔｂ）、上記第２のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ２が膨張機２３のトルクＴｅｘとして選択されることになる。
　つまり、推定される膨張機２３のトルクＴｅｘは、「負」の所定値（ここでは冷媒圧力差ΔＰ＝ΔＰｓとなる時刻ｔｂにおけるトルク推定値）を下回らないようになっており、トルク推定部４２１（又は出力算出部４２）は、膨張機２３のトルク推定値の最小値を制限していると言える。これにより、バイパス弁が開弁している状態はもちろん、バイパス弁を閉弁した直後における膨張機のトルクの推定誤差が大きくなること、具体的には、膨張機２３のトルク推定値が実際のトルクに比べて過剰に小さくなることを抑制している。
　ポンプ負荷算出部４２２は、前記冷媒圧力差ΔＰ及びポンプ２５の回転速度Ｎｐに基づいてポンプ２５の負荷トルクＴＰＬを算出する。以下に具体的に説明する。
　一般にポンプを回転させるための動力は、次式で表される。
　ポンプの消費動力Ｗ_ｐｕｍｐ＝ポンプ機械効率η_ｐｕｍｐ×断熱変化時のポンプ前後の冷媒エンタルピ差Δｈ×冷媒流量Ｑｒ
　ここで、ポンプ前後の冷媒エンタルピ差Δｈは、ポンプ前後の冷媒圧力差が増加するほど大きくなる。また、冷媒流量Ｑｒは、ポンプの回転速度が増加するほど多くなる。したがって、ポンプ２５を作動させるためのトルク、すなわち、負荷トルクＴＰＬは、前記冷媒圧力差ΔＰが大きくなるほど、及び／又は、ポンプ２５の回転速度Ｎｐが高くなるほど大きくなる。
　本実施形態におけるポンプ負荷算出部４２１は、前記冷媒圧力差ΔＰ、ポンプ２５の回転速度Ｎｐ、及びポンプ２５の負荷トルクＴＰＬが対応付けられたポンプ２５の負荷特性（マップ）を有しており、前記冷媒圧力差ΔＰ及びポンプ２５の回転速度Ｎｐに基づき前記ポンプ２５の負荷特性（マップ）を参照することによってポンプ２５の負荷トルクＴＰＬを算出する。
　そして、出力算出部４２は、トルク推定部４２１によって推定された膨張機２３のトルクＴｅｘ（上記第１のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ１と上記第２のトルク推定式による膨張機２３のトルク推定値Ｔｅｘ２のうち大きい方の値）からポンプ負荷算出部４２２によって算出されたポンプ２５の負荷トルクＴＰＬを減算してポンプ一体型膨張機２８のトルクＴｐｅｘ、すなわち、ランキンサイクル装置２Ａの出力Ｔｒを算出する。
　図３は、制御ユニット４Ａ（出力算出部４２）が実行するランキンサイクル装置２Ａの出力の算出処理を示すフローチャートである。この処理は、例えば所定時間毎に繰り返し実行される。
　図３において、ステップＳ１では、電磁クラッチ３４がＯＮであるか否かを判定し、電磁クラッチ３４がＯＮであればステップＳ２に進む。
　ステップＳ２では、ポンプ２５（すなわち、ポンプ一体型膨張機２８のポンプ部分）の負荷トルクＴＰＬを算出する。具体的には、上述したように、前記冷媒圧力差ΔＰ及びポンプ２５の回転速度Ｎｐ（＝ポンプ一体型膨張機２８の回転速度Ｎｐｅｘ）に基づき、前記ポンプ２５の負荷特性（マップ）を参照することによりポンプ２５の負荷トルクＴＰＬを算出する。
　ステップＳ３では、前記高圧側の冷媒圧力ＰＵ、前記低圧側の冷媒圧力ＰＤ、及び膨張機２３の回転速度Ｎｅｘ（＝ポンプ一体型膨張機２８の回転速度Ｎｐｅｘ）に基づき、上記第１のトルク推定式によって膨張機２３（すなわち、ポンプ一体型膨張機２８の膨張機部分）のトルク推定値Ｔｅｘ１を算出する。
　ステップＳ４では、前記高圧側の冷媒圧力ＰＵ、前記低圧側の冷媒圧力ＰＤ、及び膨張機２３の回転速度Ｎｅｘ（＝ポンプ一体型膨張機２８の回転速度Ｎｐｅｘ）に基づき、上記第２のトルク推定式によって膨張機２３のトルク推定値Ｔｅｘ２を算出する。
　ステップＳ５では、上記第１のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ１と上記第２のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ２とを比較する。そして、Ｔｅｘ１＞Ｔｅｘ２以上であればステップＳ６に進み、Ｔｅｘ１≦Ｔｅｘ２であればステップＳ７に進む。
　ステップＳ６では、上記第１のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ１を膨張機２３のトルクＴｅｘに設定してステップＳ８に進む。
　ステップＳ７では、上記第２のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ２を膨張機２３のトルクＴｅｘに設定してステップＳ８に進む。
　ステップＳ８では、ステップＳ６又はＳ７で設定された膨張機２３のトルクＴｅｘからステップＳ２で算出されたポンプ２５の負荷トルクＴＰＬを減算してポンプ一体型膨張機２８のトルクＴｐｅｘ、すなわち、ランキンサイクル装置２の出力Ｔｒ（＝Ｔｅｘ－ＴＰＬ）を算出する。
　一方、ステップＳ１において、電磁クラッチ３４がＯＦＦである場合にはステップＳ９に進み、ランキンサイクル装置２Ａの出力Ｔｒを「０」とする。なお、ランキンサイクル装置２Ａの出力Ｔｒを「０」にすることに代えて、電磁クラッチ３４がＯＦＦであるときの回転負荷（ランキンサイクル装置２Ａ＋伝達機構３Ａ）を予め記憶しておき、この記憶された回転負荷をランキンサイクル装置２Ａの出力Ｔｒとしてもよい。
　そして、ステップＳ１０では、ステップＳ８で算出され又はＳ９で設定されたランキンサイクル装置２Ａの出力Ｔｒをエンジン制御部１２に出力する。なお、ステップＳ１～Ｓ９までの処理は出力算出部４２によって実行されるが、ステップＳ１０の処理、すなわち、ランキンサイクル装置２Ａの出力Ｔｒのエンジン制御部１２への出力は、出力算出部４２が実行してもよいし、制御ユニット４Ａの図示省略した出力部（すなわち、出力算出部４２以外の構成要素）が行ってもよい。
　ここで、ランキンサイクル装置２Ａの出力Ｔｒを入力したエンジン制御部１２が実行するエンジン１０の出力制御について説明する。
　エンジン制御部は、エンジン１０の運転条件（エンジン回転速度Ｎｅ、運転者によるアクセル操作量、車速等）に基づいて車両に要求されるトルク（車両の要求トルク）を算出し、算出された車両の要求トルクからランキンサイクル装置２Ａの出力Ｔｒを減算してエンジン１０の目標トルクを設定する。そして、設定されたエンジン１０の目標トルクを実現するように燃料噴射量などを制御する。これにより、ランキンサイクル装置２Ａの出力（「正」である場合のアシストトルク又は「負」である場合の負荷トルク）に応じてエンジン１０の出力を適切に制御することができる。
　なお、エンジン１０の出力をアシスト可能な電動機が車両に搭載されている場合には、ランキンサイクル装置２Ａの出力が「負」であるときに、図示しない電動機制御部が「負」であるランキンサイクル装置２Ａの出力Ｔｒを相殺するように電動機を制御するように構成することができる。この場合、エンジン制御部１２は、ランキンサイクル装置２Ａの出力が「０」以上であるときに、上述のようにしてエンジン１０の目標トルクを設定し、設定したエンジン１０の目標トルクに基づいて燃料噴射制御などを実行するように構成することができる。
　本実施形態において、ランキンサイクル装置２Ａは、バイパス弁２７が開弁して冷媒が膨張機２３を流通しない状態と、バイパス弁２７が閉弁して冷媒が膨張機２３を流通する状態との二つの状態で作動する。このようにランキンサイクル装置２Ａが異なる状態で作動する場合、従来技術のように一つの推定方法を用いるだけでは、膨張機２３のトルク、ひいては、ランキンサイクル装置２Ａの出力を精度よく推定することは困難である。
　この点、本実施形態において、トルク推定部４２１は、バイパス弁２７が開弁している状態に対応した第１のトルク推定式と、バイパス弁２７が閉弁している状態に対応にした第２のトルク推定式との二つのトルク推定式を有している。これにより、廃熱利用装置１Ａは、バイパス弁２７の開閉状態にかかわらず、膨張機２３のトルク、ひいてはランキンサイクル装置２Ａの出力を精度よく推定することができ、この結果、エンジン制御部１２はエンジン１０の出力を適切に制御することができる。
　特に、本実施形態においては、上記第１のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ１と上記第２のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ２のうち大きい方の値が膨張機２３のトルクＴｅｘとして選択される。これにより、実質的に膨張機のトルク推定値の最小値が制限されることとなり、バイパス弁が開弁している状態はもちろん、バイパス弁２７の閉弁直後においても膨張機２３のトルク推定値が過剰に小さくなることが防止される。この結果、膨張機２３のトルク、ひいてはランキンサイクル装置２Ａの出力の推定精度が向上し、エンジン１０の適切な制御が可能となる。
　ここで、上記実施形態の変形例をいくつか例を挙げて説明する。
（変形例１）
　上記実施形態においては、トルク推定部４２１が、ランキンサイクル装置２Ａの高圧側の冷媒圧力ＰＵ、ランキンサイクル装置２Ａの低圧側の冷媒圧力ＰＤ、及び膨張機２３の回転速度Ｎｅｘに基づいて膨張機２３のトルクを推定している。
　しかし、これに限るものではなく、より簡易に、トルク推定部４２１が、前記高圧側の冷媒圧力ＰＵ及び前記低圧側の冷媒圧力ＰＤに基づいて膨張機２３のトルクを推定するようにしてもよい。
　この場合には上記式（１）、（２）を次式（３）、（４）に置き換えればよい。もちろん、次式（３）、（４）は、上記（１）′、（２）′のように、冷媒圧力差（ＰＵ－ＰＤ）を用いて表現することも可能である。このようにしても上記実施形態と同様、特にバイパス弁２７が開弁している場合に膨張機２３のトルク推定値が過剰に小さく算出されてしまうことが防止される（但し、推定精度は上記実施形態に比べて若干低下する）。
　Ｔｅｘ１＝－Ｍ１１・ＰＵ＋Ｍ１２・ＰＤ－Ｋ５・・・（３）
　Ｔｅｘ２＝Ｍ１３・ＰＵ－Ｍ１４・ＰＤ－Ｋ６・・・（４）
　ここで、（－Ｍ１１）、Ｍ１２、Ｍ１３及び（－Ｍ１４）は係数、（－Ｋ５）及び（－Ｋ６）は定数である。
　さらに、トルク推定部４２１が、膨張機２３入口側の冷媒温度を考慮して膨張機２３のトルク（特に、バイパス弁２７が閉弁している状態の膨張機２３のトルク）を推定するように構成してもよい。ランキンサイクル装置２Ａの高圧側の冷媒圧力ＰＵ、ランキンサイクル装置２Ａの低圧側の冷媒圧力ＰＤ、及び膨張機２３の回転速度Ｎｅｘが同じであっても、膨張機２３入口側の冷媒温度が高いほど等エントロピ膨張時のエンタルピ変化が大となり、膨張機２３のトルクも大きくなるからである。この場合には、例えば、膨張機２３入口側の冷媒温度又はこれと相関のある値に基づく補正項を上記第２のトルク推定式に追加することが考えられる。なお、膨張機２３入口側の冷媒温度に相関のある値としては、例えば、エンジン１０の冷却水温度、膨張機２３出口側の冷媒温度、膨張機２３表面温度が該当する。このように膨張機２３入口側の冷媒温度をさらに考慮することにより、膨張機２３のトルク（特に、バイパス弁２７が閉弁している状態の膨張機２３のトルク）をより精度よく推定することができる。
（変形例２）
　また、上記実施形態においては、膨張機２３のトルクＴｅｘとポンプ２５の負荷トルクＴＰＬとが別々に算出され、出力算出部４２はこれらを用いてポンプ一体型膨張機２８のトルクＴｐｅｘ（すなわち、ランキンサイクル装置２Ａの出力Ｔｒ）を算出しているが、これに限るものではない。
　上述したように、ポンプ２５の負荷トルクＴＰＬは、前記高圧側の冷媒圧力ＰＵと前記低圧側の冷媒圧力ＰＤとの差（冷媒圧力差）ΔＰ及びポンプ２５の回転速度Ｎｐに基づいて算出されるところ、ポンプ一体型膨張機においては膨張機の回転速度Ｎｅｘ＝ポンプの回転速度Ｎｐであるので、トルク推定部４２１がポンプ一体型膨張機２８のトルクＴｐｅｘ、すなわち、ランキンサイクル装置２Ａの出力を直接算出（推定）するように構成することも可能である。この場合には、例えば上記第１、２のトルク推定式において、膨張機の回転速度Ｎｅｘに乗算する係数（－Ｍ３、－Ｍ６、－Ｍ８、－Ｍ１０）や定数（－Ｋ１～－Ｋ４）を適宜調整すればよい。
　なお、トルク推定部４２１がポンプ一体型膨張機２８のトルクＴｐｅｘを推定するように構成した場合には、ポンプ負荷算出部４２２は不要となり、制御ユニット４（出力算出部４２）は、図３のフローチャートに示された処理に代えて、例えば図４のフローチャートに示された処理を実行する。
　図４において、ステップＳ２１では、電磁クラッチ３４がＯＮであるか否かを判定し、電磁クラッチ３４がＯＮであればステップＳ２２に進み、電磁クラッチ３４がＯＦＦであればステップＳ２７に進んでランキンサイクル装置２Ａの出力Ｔｒを「０」とする。
　ステップＳ２２では、上記第１のトルク推定式によってポンプ一体型膨張機２８のトルク推定値Ｔｐｅｘ１を算出し、ステップＳ２３では、上記第２のトルク推定式によってポンプ一体型膨張機２８のトルク推定値Ｔｐｅｘ２を算出する。
　ステップＳ２４では、上記第１のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｐｅｘ１と上記第２のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｐｅｘ２を比較する。Ｔｐｅｘ１＞Ｔｐｅｘ２であればステップＳ２５に進んで上記第１のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘｐ１をランキンサイクル装置の出力Ｔｒとし、Ｔｐｅｘ１≦Ｔｐｅｘ２であればステップＳ２６に進んで上記第２のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｐｅｘ２をランキンサイクル装置の出力Ｔｒとする。
　そして、ステップＳ２８において、ステップＳ２５、Ｓ２６又はＳ２７で設定されたランキンサイクル装置２Ａの出力Ｔｒをエンジン制御部１２に出力する。
（変形例３）
　また、トルク推定部４２１が、上記第１のトルク推定式によって膨張機２３のトルク推定値Ｔｅｘ１を算出することに代えて、予め定められた所定値Ｔｓを用いるようにしてもよい。この所定値Ｔｓは「負」の一定値であり、例えば、図２（ｂ）に示された時刻ｔｂにおける（冷媒圧力差ΔＰ＝ΔＰｓであるときの）トルク推定値を用いることができる。バイパス弁２７が開弁している状態における膨張機のトルク変動幅は、バイパス弁２７が閉弁している状態におけるそれに比べてかなり小さいからである。この場合、トルク推定部４２１（又は出力算出部４２）は、上記第２のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ２と上記所定値（「負」の一定値）Ｔｓのうち大きい方を膨張機２３のトルクＴｅｘとして選択する。このようにすると、上記実施形態に比べて、推定精度は若干低下するものの、演算負荷を低減できるというメリットがある。
（変形例４）
　さらに、上記実施形態においては、制御ユニット４Ａ（出力算出部４２又はトルク推定部４２１）がバイパス弁２７の開閉状態を判断していないが（図３参照）、バイパス弁２７の開閉状態を判断し、バイパス弁２７の開閉状態に応じて膨張機２３のトルクを推定するにしてもよい。
　この場合、制御ユニット４Ａ（出力算出部４２又はトルク推定部４２１）は、例えばバイパス弁２７が閉弁している場合には、上述したような上記第１のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ１と上記第２のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ２との最大値選択を行って膨張機２３のトルクＴｅｘを設定する一方、バイパス弁２７が開弁している場合には、上記第１のトルク推定式によるトルク推定値Ｔｅｘ１を直ちに膨張機２３のトルクＴｅｘとして設定するように構成することができる（図４においても同様）。
（変形例５）
　さらにまた、制御ユニット４（出力算出部４２又はトルク推定部４２１）が、図２に示された所定値ΔＰｓ（時刻ｔｂにおける冷媒圧力差）を予め記憶しておくようにしてもよい。この場合には、例えば、前記冷媒圧力差ΔＰ（ＰＵ－ＰＤ）が上記所定値ΔＰｓ以上であるか否かを判定し、圧力差ΔＰが上記所定値ΔＰｓ以上であるときに上記第２のトルク推定式によって膨張機２３のトルクを推定し、前記冷媒圧力差ΔＰが上記所定値ΔＰｓ未満であるときに上記第１のトルク推定式によって膨張機２３のトルクを推定するようにトルク推定部４２１を構成することできる。このようにしても上記実施形態と同様の効果を得ることができる。
　次に、本発明の第２実施形態による廃熱利用装置について説明する。
　図５は、本発明の第２実施形態による廃熱利用装置１Ｂの概略構成を示している。この第２実施形態による廃熱利用装置１Ｂも、上記第１実施形態による廃熱利用装置１Ａと同様、ランキンサイクル装置２Ｂと、ランキンサイクル装置２Ｂの出力をエンジン１０に伝達する伝達機構３Ｂと、廃熱利用装置１Ｂを制御する制御ユニット４Ｂと、を含んで構成される。
　上記第１実施形態による廃熱利用装置１Ａとの主な相違点は、第２実施形態による廃熱利用装置１Ｂにおいては、ランキンサイクル装置２Ｂを構成する膨張機２３とポンプ２５とが別体になっていることである。なお、上記第１実施形態による廃熱利用装置１Ａと共通する要素については同一の符号を用いている。
　ランキンサイクル装置２Ｂにおいて、ポンプ２５は伝達機構３Ｂを介してエンジン１０の出力によって駆動される。このため、伝達機構３Ｂは、エンジン１０のクランクシャフト１０ａに取り付けられたクランクプーリ３２と、膨張機２３の出力軸２３ａに取り付けられた膨張機プーリ３５と、ポンプ２５の回転（駆動）軸２５ａに取り付けられたポンププーリ３６と、クランクプーリ３２、膨張機プーリ３５及びポンププーリ３６に巻回されたベルト３７と、を有している。また、ポンプ２５の回転軸２５ａとポンププーリ３６との間には、電磁クラッチ３８が設けられている。電磁クラッチ３８の作動は、制御ユニット４Ｂによって制御される。なお、膨張機２３の出力軸２３ａと膨張機プーリ３５との間にも電磁クラッチ（破線で示す）を設けてもよい。
　制御ユニット４Ｂの作動制御部４１は、上記第１実施形態と同様、例えばエンジン１０が始動されると、電磁クラッチ３８を締結してエンジン１０によってポンプ２５を駆動することによってランキンサイクル装置２Ｂを作動させる。また、作動制御部４１は、上記第１実施形態と同様、必要に応じてバイパス弁２７を開弁する。
　制御ユニット４Ｂの出力算出部４２は、上記第１実施形態と同様、トルク推定部４２１によって推定された膨張機２３のトルクＴｅｘからポンプ負荷算出部４２２によって算出されたポンプ２５の負荷トルクＴＰＬを減算してランキンサイクル装置２Ｂの出力Ｔｒを算出する。なお、本実施形態においては、エンジン１０の回転速度Ｎｅ及びクランクプーリ３２と膨張機プーリ３５とのプーリ比に基づいて膨張機２３の回転速度Ｎｅｘが算出され、エンジン１０の回転速度Ｎｅ及びクランクプーリ３２とポンププーリ３６とのプーリ比に基づいてポンプ２５の回転速度Ｎｐが算出される。
　この第２実施形態による廃熱利用装置１Ｂにおいても、上記第１実施形態による廃熱利用装置１Ａと同様、バイパス弁の開閉状態にかかわらず、膨張機２３のトルク、ひいてはランキンサイクル装置２Ｂの出力を精度よく推定することができるので、エンジン１０の出力を適切に制御することが可能となる。
　なお、上記第１実施形態による廃熱利用装置１Ａについての変形例のうち第２実施形態による廃熱利用装置１Ｂにも適用可能なものは、そのまま適用することができる。
　次に、本発明の第３実施形態による廃熱利用装置について説明する。
　図６は、本発明の第３実施形態による廃熱利用装置１Ｃの概略構成を示している。この第３実施形態による廃熱利用装置１Ｃも、上記第１、第２実施形態による廃熱利用装置１Ａ、１Ｂと同様、ランキンサイクル装置２Ｃと、ランキンサイクル装置２Ｃの出力をエンジン１０に伝達する伝達機構３Ｃと、廃熱利用装置１Ｃの全体を制御する制御ユニット４Ｃと、を含んで構成される。
　上記第２実施形態による廃熱利用装置１Ｂとの主な相違点は、第３実施形態による廃熱利用装置１Ｃにおいては、ランキンサイクル装置２Ｃを構成するポンプが、機械式ポンプ２５ではなく、図示省略したバッテリから供給される電力によって作動する電動ポンプ２９となっていることである。この電動ポンプ２９の作動は、制御ユニット４Ｃによって制御される。なお、上記第１、第２実施形態による廃熱利用装置１Ａ、１Ｂと共通する要素については同一の符号を用いている。
　第３実施形態による廃熱利用装置１Ｃにおいて、伝達機構３Ｃは、エンジン１０のクランクシャフト１０ａに取り付けられたクランクプーリ３２と、膨張機２３の出力軸２３ａに取り付けられた膨張機プーリ３５と、クランクプーリ３２及び膨張機プーリ３５及に巻回されたベルト４０と、を有している。なお、膨張機２３の出力軸２３ａと膨張機プーリ３５との間に電磁クラッチ（破線で示す）を設けてもよい。
　制御ユニット４Ｃの作動制御部４１は、上記第１、第２実施形態と同様、例えばエンジン１０が始動されると、電動ポンプ２９を駆動してランキンサイクル装置２Ｃを作動させる。また、作動制御部４１は、上記第１、第２実施形態と同様、必要に応じてバイパス弁２７を開弁する。
　本実施形態において、ランキンサイクル装置２Ｃは電動ポンプ２９を用いており、この電動ポンプ２９はエンジン１０又は膨張機２３の負荷とはならない。そのため、制御ユニット４Ｃの出力算出部４２は、上記第１、第２実施形態のそれとは異なり、ポンプ負荷算出部を有していない。すなわち、出力算出部４２Ｃは、トルク推定部４２１によって推定された膨張機２３のトルクをランキンサイクル装置２Ｃの出力とする。この結果、本実施形態においては、図３のフローチャートにおけるステップＳ２が不要となり、ステップＳ８では、ステップＳ６又はＳ７で設定された膨張機のトルクＴｅｘをそのままランキンサイクル装置２Ｃの出力Ｔｒとする。
　この第３実施形態による廃熱利用装置１Ｃにおいても、上記第１、第２実施形態による廃熱利用装置１Ａ、１Ｂと同様、バイパス弁の開閉状態にかかわらず、膨張機２３のトルク、ひいてはランキンサイクル装置２Ｂの出力を精度よく推定することができ、エンジン１０の出力を適切に制御することが可能となる。
　なお、上記第１実施形態による廃熱利用装置１Ａについての変形例のうち第３実施形態による廃熱利用装置１Ｃにも適用可能なものは、そのまま適用することができる。
　以上、本発明の実施形態及びその変形例について説明したが、本発明はこれらに限定されるものではなく、本発明の技術的思想に基づいて更なる変形及び変更が可能である。
　例えば、上記実施形態では、ランキンサイクル装置の蒸発器において、エンジンの冷却水と冷媒との間で熱交換が行われているが、エンジンの排気と冷媒との間で熱交換が行われるように構成することも可能である。また、制御ユニット４Ａ～Ｃとエンジン制御部１２とが一つの電子制御ユニットとして車両へ搭載されてもよい。
　１Ａ，１Ｂ，１Ｃ…廃熱利用装置、２Ａ，２Ｂ，２Ｃ…ランキンサイクル装置、３Ａ，３Ｂ，３Ｃ…伝達機構、４Ａ，４Ｂ，４Ｃ…制御ユニット、１０…エンジン、１２…エンジン制御部、２１…冷媒の循環路、２２…蒸発器、２３…膨張機、２４…凝縮器、２５…ポンプ、２６…膨張機バイパス路、２７…バイパス弁、２８…ポンプ一体型膨張機、２９…電動ポンプ、４２…出力算出部、４２１…トルク推定部、４２２…ポンプ負荷算出部

Claims (8)

  1. 　冷媒の循環路に、エンジンの廃熱によって冷媒を加熱して蒸発させる蒸発器、該蒸発器を経由した冷媒を膨張させることによって動力を発生する膨張機、該膨張機を経由した冷媒を凝縮させる凝縮器、及び該凝縮器を経由した冷媒を前記蒸発器へと送出するポンプを備えると共に、前記膨張機をバイパスさせて冷媒を流通させる膨張機バイパス路及びこの膨張機バイパス路を開閉するバイパス弁が設けられたランキンサイクル装置と、
    　前記ランキンサイクル装置の出力を前記エンジンに伝達する伝達機構と、
    　前記ランキンサイクル装置の出力を算出し、算出した前記ランキンサイクル装置の出力を前記エンジンの出力制御を行うエンジン制御部に出力する算出処理部と、
    　を含み、
    　前記算出処理部は、
    　前記ランキンサイクル装置の高圧側の冷媒圧力及び低圧側の冷媒圧力に基づいて、前記バイパス弁が開弁した状態における前記膨張機のトルクを推定する第１トルク推定部と、
    　前記ランキンサイクル装置の高圧側の冷媒圧力及び低圧側の冷媒圧力に基づいて、前記バイパス弁が閉弁した状態における前記膨張機のトルクを推定する第２トルク推定部と、
    　を有し、
    　前記第１トルク推定部によるトルク推定値又は前記第２トルク推定部によるトルク推定値に基づいて前記ランキンサイクル装置の出力を算出する、エンジンの廃熱利用装置。
  2. 　前記算出処理部は、前記第１トルク推定部によるトルク推定値と前記第２トルク推定部によるトルク推定値のうち大きい方の値に基づいて前記ランキンサイクル装置の出力を算出する、請求項１に記載のエンジンの廃熱利用装置。
  3. 　前記算出処理部は、前記バイパス弁の開閉状態を判断し、
    　前記バイパス弁が開弁している場合には、前記第１トルク推定部によるトルク推定値に基づいて前記ランキンサイクル装置の出力を算出し、
    　前記バイパス弁が閉弁している場合には、前記第１トルク推定部によるトルク推定値と前記第２トルク推定部によるトルク推定値のうち大きい方の値に基づいて前記ランキンサイクル装置の出力を算出する、請求項１に記載のエンジンの廃熱利用装置。
  4. 　前記ポンプは、前記伝達機構を介して前記エンジンによって駆動され、
    　前記算出処理部は、前記第１トルク推定部によるトルク推定値又は前記第２トルク推定部によるトルク推定値から前記ポンプを駆動するための負荷トルクを減算して前記ランキンサイクル装置の出力を算出する、請求項１に記載のエンジンの廃熱利用装置。
  5. 　前記第１トルク推定部及び前記第２トルク推定部は、さらに前記膨張機の回転速度に基づいて前記膨張機のトルクを推定する、請求項１に記載のエンジンの廃熱利用装置。
  6. 　前記膨張機と前記ポンプとは、同一の回転軸を介して一体となったポンプ一体型膨張機として構成されると共に、前記ポンプは前記伝達機構を介して前記エンジンによって駆動され又は前記膨張機によって駆動されるものであり、
    　前記第１トルク推定部は、前記バイパス弁が開弁している状態における前記ポンプ一体型膨張機のトルクを推定し、
    　前記第２トルク推定部は、前記バイパス弁が開弁している状態における前記ポンプ一体型膨張機のトルクを推定する、請求項５に記載のエンジンの廃熱利用装置。
  7. 　前記第２トルク推定部は、さらに前記膨張機入口の冷媒温度又はこれと相関のある値に基づいて前記膨張機のトルクを推定する、請求項１に記載のエンジンの廃熱利用装置。
  8. 　冷媒の循環路に、エンジンの廃熱によって冷媒を加熱して蒸発させる蒸発器、該蒸発器を経由した冷媒を膨張させることによって動力を発生する膨張機、該膨張機を経由した冷媒を凝縮させる凝縮器、及び該凝縮器を経由した冷媒を前記蒸発器へと送出するポンプを備えると共に、前記膨張機をバイパスさせて冷媒を流通させる膨張機バイパス路及びこの膨張機バイパス路を開閉するバイパス弁が設けられたランキンサイクル装置と、
    　前記ランキンサイクル装置の出力を前記エンジンに伝達する伝達機構と、
    　前記膨張機のトルクに基づいて前記ランキンサイクル装置の出力を算出し、算出した前記ランキンサイクル装置の出力を前記エンジンの出力制御を行うエンジン制御部に出力する算出処理部と、
    　を含み、
    　前記算出処理部は、前記ランキンサイクル装置の高圧側の冷媒圧力及び低圧側の冷媒圧力に基づいて前記膨張機のトルクを推定すると共に推定された前記膨張機のトルクの最小値を制限するトルク推定部を有する、エンジンの廃熱利用装置。
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