(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンからの排熱で冷媒を加熱して蒸気化する熱交換器と、蒸気化された冷媒を膨張させて出力を発生する膨張機と、上記膨張機から排出された冷媒蒸気を冷却凝縮する凝縮器と、液体冷媒を圧送して循環させる冷媒ポンプとを備えた排熱回生システムにおいて、
上記熱交換器が、冷媒とエンジン冷却水が並行流になる第１熱交換器と、上記第１熱交換器に対して冷媒の流れの下流に接続され、冷媒とエンジン冷却水が対向流になる第２熱交換器とを備えていることを特徴とするエンジン排熱回生システム。
【請求項２】
上記エンジンと上記第２熱交換器との間に接続されて、上記エンジンから上記第２熱交換器に供給される冷却水の流量を調整する流量調整弁を備えていることを特徴とする請求項１に記載のエンジン排熱回生システム。
【請求項３】
上記エンジンを上記第２熱交換器を介さずに上記第１熱交換器に接続する流量調整弁を持つバイパス流路を備えたことを特徴とする請求項１あるいは２に記載のエンジン排熱回生システム。
【請求項４】
上記第１熱交換器および第２熱交換器が組み合わされて単一のユニットとされていることを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項に記載のエンジン排熱回生システム。
【請求項５】
上記第２熱交換器と上記膨張機との間に接続され、上記エンジンの排気管に設けられて排気ガスにより加熱される排気ガス熱交換器を備えたことを特徴とする請求項１〜４のいずれか一項に記載のエンジン排熱回生システム。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、自動車用エンジン等の内燃機関の冷却水や排気ガスとして外部に排出される排熱を、ランキンサイクルにより動力等として回生するエンジン排熱回生システムに関するものである。
【背景技術】
【０００２】
内燃機関（以下、エンジンと記す）において、冷却水を介して外部へ排出される排熱をランキンサイクルにより動力等として回生する排熱回生システムは、エンジン冷却水とランキンサイクルの冷媒（例えばＲ１３４ａ）との間で熱交換を行い、ランキンサイクルで動力を発生するものである。排熱回生システムは、エンジンからの冷却水排熱で冷媒を加熱して蒸気化する熱交換器、加熱して蒸気化された冷媒を膨張させて出力を発生させる膨張機、膨張機で出力を発生した後に排出された冷媒蒸気を冷却凝縮する凝縮器、液体の冷媒を圧送して循環させる冷媒ポンプから構成されている。このような排熱回生システムにおいて、エンジン冷却水と冷媒との間で熱交換する熱交換器は、冷却水と冷媒とが対向流となって熱交換するように構成されている。（例えば特許文献１参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００５−３３７０６３号公報（６頁、図１）
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
自動車が運転されている場合、一般に約９０℃のエンジン冷却水が毎分数Ｌから数十Ｌで循環量している。エンジン冷却水は熱交換器で冷媒と熱交換することにより温度が数℃程度低下してエンジンに戻り、循環してエンジン冷却を行う。一方、冷媒（例えばＲ１３４ａ）は熱交換器でエンジン冷却水により加熱され、蒸気となり、膨張機に導かれて膨張して動力を発生する。エンジン冷却水と冷媒は対向流となって熱交換する。冷媒ポンプにより圧送された液体状の冷媒は、熱交換器において、約９０℃のエンジン冷却水により加熱され、その温度近傍（約９０℃）まで加熱されて沸騰し、蒸発を開始する。圧力が一定のため、蒸発を開始し加熱される蒸発中の冷媒の温度は一定となる。この時、冷媒の蒸発温度とエンジン冷却水との温度差は僅か数℃以下、極端には１℃以下と非常に小さくなり、冷媒の蒸発開始後は、エンジン冷却水と冷媒との熱交換温度差が小さいために十分な熱交換を得ることが困難となる。このように、従来は、エンジンの冷却水排熱を十分に冷媒に伝達して回収することが困難となるとともに、冷媒が完全に気化されない場合も発生し、膨張機で十分な動力を発生することができず、排熱回生システムとして高い効率を実現することができないという問題があった。また、小さな温度差で十分な熱交換を行うために、大きな熱交換面積を有する大きな熱交換器を設ける必要があり、設置スペースが限られる自動車へ排熱回生システムを適用することが困難となる問題もあった。
【０００５】
従ってこの発明の目的は、スペースが限られる自動車へ適用可能なコンパクトな熱交換器で、エンジン冷却水の排熱を回収して冷媒を十分に加熱して気化させ、膨張機で大きな動力を発生して高い効率を実現するエンジン排熱回生システムを得ることである。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
この発明に係るエンジン排熱回生システムは、エンジンからの排熱で冷媒を加熱して蒸気化する熱交換器と、蒸気化された冷媒を膨張させて出力を発生する膨張機と、上記膨張機から排出された冷媒蒸気を冷却凝縮する凝縮器と、液体冷媒を圧送して循環させる冷媒ポンプとを備えた排熱回生システムにおいて、上記熱交換器が、冷媒とエンジン冷却水が並行流になる第１熱交換器と、上記第１熱交換器に対して冷媒の流れの下流に接続され、冷媒とエンジン冷却水が対向流になる第２熱交換器とを備えていることを特徴とするものである。
【発明の効果】
【０００７】
この発明のエンジン排熱回生システムによれば、冷媒とエンジン冷却水との熱交換温度差が大きくなり、冷媒が十分加熱され気化して、大きな膨張機仕事が得られて高い効率を実現することができる。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】この発明の実施の形態１によるエンジン排熱回生システムを示す構成図である。
【図２】図１のエンジン排熱回生システムのモリエル線図である。
【図３】従来の一般的な排熱回生システムの構成を示す図である。
【図４】従来の一般的な排熱回生システムのモリエル線図である。
【図５】本発明の実施の形態２によるエンジン排熱回生システムを示す構成図である。
【図６】エンジン冷却水の流量と冷媒蒸発温度の関係を示す実験結果の図である。
【図７】本発明の実施の形態３によるエンジン排熱回生システムを示す構成図である。
【図８】本発明の実施の形態４によるエンジン排熱回生システムに使用できる熱交換器の一例を示す図である。
【図９】本発明の実施の形態４によるエンジン排熱回生システムに使用できる熱交換器の別の例を示す図である。
【図１０】本発明の実施の形態４によるエンジン排熱回生システムに使用できる熱交換器のまた別の例を示す図である。
【図１１】本発明の実施の形態５によるエンジン排熱回生システムを示す構成図である。
【発明を実施するための形態】
【０００９】
以下、この発明をより詳細に説明するため、この発明の実施の形態を添付の図面を参照して説明する。なお、各図中、同一又は相当する部分には同一の符号を付しており、その重複説明は適宜に簡略化あるいは省略する。
【００１０】
実施の形態１．
図１は本発明の実施の形態１によるエンジン排熱回生システムを示す構成図である。エンジン１は、例えば自動車走行の駆動力を発生させる内燃機関である。エンジン１を冷却するための冷却水回路２には、エンジン冷却水を循環させる循環流路２ａに冷却水ポンプ３、第１熱交換器７、第２熱交換器８が設置されており、エンジン冷却水は、冷却水ポンプ３により第２熱交換器８、第１熱交換器７の順で流通し、エンジン１に戻り循環する。
【００１１】
排熱回生装置５は、順番に冷媒ポンプ６、第１熱交換器７、第２熱交換器８、膨張機９、および凝縮器１０が配管により接続されて冷媒が循環する循環流路１１で構成されている。膨張機９にはその出力で駆動される発電機１２が連結されている。凝縮器１０には、その送風冷却用のファン１３が設置されている。排熱回生装置５の循環流路１１の内部には、冷媒、例えばＲ１３４ａが充填されており、冷媒ポンプ６で液体状の冷媒を第１熱交換器７へ圧送し循環流通させる。第１熱交換器７ではエンジン１からのエンジン冷却水と冷媒が並行流となって熱交換するように構成され、第２熱交換器８ではエンジン１からの冷却水と冷媒が対向流となって熱交換するように構成されている。
【００１２】
次に、本実施の形態における排熱回生システムの動作について説明する。ここでは、１３００ｃｃクラスの小型自動車で、常用される車速４０ｋｍ／ｈで走行している場合を例にとって具体的に数値を示しつつ説明する。冷却水ポンプ３により冷却水回路２を循環するエンジン冷却水は、９３℃程度となっており、エンジンから冷却水への放熱量は約５６００Ｗである。エンジン冷却水流量が２０Ｌ／ｍｉｎの時、この熱量を放熱するとエンジン冷却水は４℃低下し８９℃でエンジンに戻り、エンジンの運転が続けられる。
【００１３】
図２は本発明の実施の形態１による排熱回生システムの冷媒の状態を示すモリエル線図である。図１と図２について本発明の実施の形態１による排熱回生システムの動作を説明する。凝縮器１０で冷却されて液化された３０℃の低圧の冷媒（状態Ａ）は、冷媒ポンプ６により高圧の液となり（状態Ｂ）、第１熱交換器７に送られる。第１熱交換器７では、冷媒は後述するように第２熱交換器８で冷媒と熱交換した後の約９１℃となったエンジン冷却水と並行流となって熱交換し、８６℃まで加熱されて蒸発を開始し（状態Ｃ）、一方、エンジン冷却水は８９℃まで低下して、エンジンに戻る。
【００１４】
蒸発を開始した冷媒（状態Ｃ）は、第２熱交換器に入り、エンジン１から出た９３℃のエンジン冷却水と対向流となって熱交換し、完全に蒸発して（状態Ｄ）、９２．９℃まで加熱され（状態Ｅ）、一方、エンジン冷却水は約９１℃まで低下して、第１熱交換器７に入る。高温高圧になった冷媒蒸気（状態Ｅ）は、膨張機９で膨張して仕事を発生し、低圧の蒸気冷媒となって膨張機９から吐出される（状態Ｆ）。
【００１５】
膨張機９から吐出された冷媒蒸気は、凝縮器１０で大気に放熱されて再び低温の液体となって（状態Ａ）冷媒ポンプ６に入り、これが繰り返されて、連続的に膨張機９から仕事を取り出すことが出来る。図１に示した例では、膨張機９は発電機１２に連結されており、電力として取り出すことができ、これにより自動車で必要とされる電力をまかなうことが出来、約５％も燃費が向上する。
【００１６】
このように、この発明のエンジン排熱回生システムは、エンジン１からの排熱で冷媒を加熱して蒸気化する熱交換器（第１熱交換器７および第２熱交換器８）と、蒸気化された冷媒を膨張させて出力を発生する膨張機９と、膨張機９から排出された冷媒蒸気を冷却凝縮する凝縮器１０と、液体冷媒を圧送して循環させる冷媒ポンプ６とを備えた排熱回生システムであって、熱交換器７および８が、冷媒とエンジン冷却水が並行流になる第１熱交換器７と、第１熱交換器７に対して冷媒の流れの下流側に接続され、冷媒とエンジン冷却水とが対向流になる第２熱交換器８とを備えている。
【００１７】
この構成により、冷媒とエンジン冷却水との熱交換温度差が大きくなり、十分な熱交換を行うことができ、冷媒が十分加熱され気化されて、大きな膨張機仕事が得られて高い効率を実現する排熱回生システムを得ることができる。さらに、熱交換温度差が大きくなるため、大きな熱交換面積を必要とせず、熱交換面積が小さなコンパクトな熱交換器で十分な熱交換を行うことが可能となり、設置スペースが限られる自動車へ排熱回生システムの適用が容易となる。
【００１８】
比較例１．
図３には、本発明との比較のために、エンジン冷却水と冷媒とが対向流の熱交換器のみで熱交換する従来の一般的なエンジン排熱回生システムの構成を示してあり、図４にはその動作の状態を示すモリエル線図を示してある。図３においては、本発明の実施の形態１との比較を容易にするため、エンジン冷却水と冷媒が対向流となって熱交換する熱交換器を第１熱交換器１４と第２熱交換器１５との二つに分けて描いてある。
【００１９】
凝縮器１０で冷却液化された３０℃の低圧の冷媒（状態Ａ０）は、冷媒ポンプ６により高圧の液となり（状態Ｂ０）、第１熱交換器１４に送られる。第１熱交換器１４では、冷媒は第２熱交換器１５で冷媒と熱交換した後の約９２℃となったエンジン冷却水と対応流となって熱交換し、８９℃まで加熱されて蒸発を開始し（状態Ｃ０）、一方、エンジン冷却水は９０℃まで低下して、エンジンに戻る。蒸発を開始した冷媒は、第２熱交換器１５に入り、エンジン１から出た９３℃のエンジン冷却水と対向流となって熱交換する。
【００２０】
先に説明し図１および２に示す本発明の排熱回生システムにおいては、第２熱交換器８でのエンジン冷却水と冷媒との平均温度差は約６℃であった。これに対して、図３および４に示す比較例の排熱回生システムにおいては、第２熱交換器１５でのエンジン冷却水と冷媒との平均温度差は約３．５℃程度に小さくなっており、これに比例してここでの熱交換量も約４０％少なくなる。従って、第２熱交換器１５では冷媒は一部が蒸発し（状態Ｅ０）、一方、エンジン冷却水は約９２℃まで低下して、第１熱交換器１４に入る。
【００２１】
一部が液状の高温高圧になった冷媒蒸気（状態Ｅ０）は、膨張機９で膨張して仕事を発生し、低圧の蒸気冷媒となって膨張機９から吐出される（状態Ｆ０）。膨張機９から吐出された冷媒蒸気は、凝縮器１０で大気に放熱されて再び低温の液体となって（状態Ａ０）冷媒ポンプ６に入り、これが繰り返されて、連続的に膨張機９から仕事を取り出すことができる。
【００２２】
このように、この比較例１の対向流の熱交換器を使った排熱回生システムでは、エンジン冷却水から冷媒に伝えられる熱量は、本発明による実施の形態１における排熱回生システムより約２０％少なく、膨張機９による発生仕事も約２０％小さくなる。
【００２３】
このように、この発明によれば冷媒はエンジン冷却水と十分な熱交換を行うことができ、冷媒が十分加熱され気化して、大きな膨張機仕事が得られて高い効率を実現する排熱回生システムを得ることができる。さらに、熱交換温度差が大きくなるため、大きな熱交換面積を必要とせず、熱交換面積が小さなコンパクトな熱交換器で十分な熱交換を行うことが可能となり、設置スペースが限られる自動車へ排熱回生システムの適用が容易となる効果も奏する。
【００２４】
実施の形態２．
図５に示す排熱回生システムにおいては、エンジン１を冷却するための冷却水回路２に流量制御弁４を設けたものである。図示の例では流量制御弁４は冷却水回路２の冷却水ポンプ３と第２熱交換器との間の循環流路２ａに接続されている。その他の構成は図１に示すものと同様である。
【００２５】
図６は、図５に示す排熱回生システムで１３００ｃｃエンジンにおいてエンジンから吐出されるエンジン冷却水の温度が９８℃一定の条件で、流量制御弁４によりエンジン冷却水の流量を変えた場合の冷媒蒸発温度の変化を調べた実験結果を示す図である。流量制御弁４によりエンジン冷却水の流量を１２Ｌ／ｍｉｎから３０Ｌ／ｍｉｎに変化させると、冷媒の蒸発温度が９０℃から９３℃まで変化し、流量制御弁４によりエンジン冷却水の流量を変えることで冷媒蒸発温度を制御できることがわかる。
【００２６】
この排熱回生システムによれば、エンジン１と第２熱交換器８との間に接続されて、エンジン１から第２熱交換器８に供給される冷却水の流量を調整制御する流量制御弁４を備えているので、流量制御弁４によりエンジン冷却水の流量を変えることで冷媒蒸発温度を制御でき、エンジン運転条件や冷媒循環量に応じて、熱交換温度差を適正に制御できるので、実施の形態１の場合と同様に、冷媒がエンジン冷却水と十分な熱交換を行うことができ、冷媒が十分加熱され気化されて、大きな膨張機仕事が得られ、高い効率を実現する排熱回生システムを得ることができる。
【００２７】
実施の形態３．
図７に示す排熱回生システムにおいては、図５に示す構成に、エンジン冷却水が第２熱交換器８をバイパスするバイパス流路１６と、バイパス流路１７に設けた流量調整弁２１とが追加されて設けられている。その他の構成は図５に示すものと同様である。
【００２８】
一般に冷媒ポンプ６から吐出された冷媒の圧力が高く、蒸発温度が高い場合、エンジン冷却水との冷媒との熱交換量は、蒸発までの熱交換量に比べて、蒸発後の方が少なくなるが、この構成によれば、エンジンを第２熱交換器を介さずに第１熱交換器７に接続する流量調整弁１７を持つバイパス流路１６を備えているので、エンジン運転条件や冷媒循環量に応じて、流量調整弁１７によりエンジン冷却水が第２熱交換器８をバイパスさせて、第１熱交換器７に流して無駄なく冷媒と効率良く熱交換でき、冷媒を十分加熱気化させて、大きな膨張機仕事を得て高い効率を実現することができる。
【００２９】
実施の形態４．
以上の実施の形態１〜３では、第１熱交換器７と第２熱交換器８とが別個のものとして図示されているが、図８〜１０に示すように第１熱交換器７と第２熱交換器８とを組み合わせて単一の一体構造のユニットとすることもでき、この場合にも同様の効果を得ることができる。図８に示す例では、共通の冷媒の循環流路１１に沿って熱交換関係に２つの冷却水の循環流路２ａが流れ方向が互いに反対となるように配置されている。図９に示す例では、折り返されて重ねられて流れ方向が互いに反対方向にされた２つの冷却水の循環流路２ａの外側に、２つの冷却水の循環流路１１が、一方は対向流となり他方は並行流となるように、熱交換関係に配置されている。図１０に示す例では、共通の冷却水の循環流路２ａに沿って熱交換関係に２つの冷媒の循環流路１１が流れ方向が互いに反対となるように配置されている。
【００３０】
実施の形態５．
図１１に示す排熱回生システムにおいては、第２熱交換器８と膨張機９との間に、エンジン１の排気管１ａに設けられて排気ガスにより加熱される排気ガス熱交換器１８が接続されている。このように排気ガス熱交換器１８によって、エンジン冷却水から熱回収した冷媒によりさらにエンジン排ガスからも熱回収するように構成することもできる。この構成により、より多くの熱回収が出来るとともに、冷媒蒸気をより高温にすることも可能となり、より大きな燃費向上効果が得られる。
【００３１】
以上に図示して説明した排熱回生システムは単なる例であって様々な変形が可能であり、またそれぞれの具体例の特徴を全てあるいは選択的に組み合わせて用いることもできる。
【産業上の利用可能性】
【００３２】
この発明はエンジン排熱回生システムとして利用できるものである。
【符号の説明】
【００３３】
１  エンジン、１ａ  排気管、２  冷却水回路、２ａ  冷却水の循環流路、３  冷却水ポンプ、４  流量制御弁、５  排熱回生装置、６  冷媒ポンプ、７  第１熱交換器、８  第２熱交換器、９  膨張機、１０  凝縮器、１１  冷媒の循環流路、１２  発電機、１３  ファン、１４  第１熱交換器、１５  第２熱交換器、１６  バイパス流路、１７  流量調整弁、１８  排気ガス熱交換器。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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