(57)【要約】熱交換器における作動媒体の供給制御装置は、熱媒体測定センサ（Ｓ１，Ｓ２）および作動媒体測定センサ（Ｓ３，Ｓ４）の検出値に基づいて将来の作動媒体の基準供給量（Ｇｓｔｅａｍ＿ｓｅｔ）を予測する基準供給量予測手段（Ｍ１）と、伝熱管の単位時間あたりの熱量変化（Ｑｍａｓ）を算出する熱量変化算出手段（Ｍ２）と、熱量変化算出手段（Ｍ２）で算出した熱量変化（Ｑｍａｓ）に基づいて作動媒体の補正供給量（ｄＧｓｔｅａｍ）を算出する補正供給量算出手段（Ｍ３）と、基準供給量予測手段（Ｍ１）で算出した基準供給量（Ｇｓｔｅａｍ＿ｓｅｔ）および補正供給量算出手段（Ｍ３）で算出した補正供給量（ｄＧｓｔｅａｍ）に基づいて作動媒体の目標供給量（Ｇｓｔｅａｍ＿ｔａｒｇｅｔ）を算出する目標供給量算出手段（Ｍ４）とを備える。上記構成により、熱媒体の熱エネルギーが変化する過渡期における熱交換器の伝熱管での熱マス損失を最小限に抑えて熱媒体の熱エネルギーの回収効率を最大限に高めることができる。
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
熱エネルギーが変化する高温の熱媒体と伝熱管（１７）の内部を流れる低温の作動媒体との間で熱交換を行う熱交換器において、
熱媒体の温度（Ｔｇａｓ＿ｉｎ，Ｔｇａｓ＿ｏｕｔ）、圧力（Ｐｇａｓ＿ｉｎ，Ｐｇａｓ＿ｏｕｔ）および質量流量（Ｇｇａｓ）を検出する熱媒体測定センサ（Ｓ１，Ｓ２）と、
作動媒体の温度（Ｔｓｔｅａｍ＿ｉｎ，Ｔｓｔｅｓｍ＿ｏｕｔ）、圧力（Ｐｓｔｅａｍ＿ｉｎ，Ｐｓｔｅｓｍ＿ｏｕｔ）および質量流量（Ｇｓｔｅａｍ）を検出する作動媒体測定センサ（Ｓ３，Ｓ４）と、
熱媒体測定センサ（Ｓ１，Ｓ２）および作動媒体測定センサ（Ｓ３，Ｓ４）の検出値に基づいて将来の作動媒体の基準供給量（Ｇｓｔｅａｍ＿ｓｅｔ）を予測する基準供給量予測手段（Ｍ１）と、
伝熱管（１７）の単位時間あたりの熱量変化（Ｑｍａｓ）を算出する熱量変化算出手段（Ｍ２）と、
熱量変化算出手段（Ｍ２）で算出した熱量変化（Ｑｍａｓ）に基づいて作動媒体の補正供給量（ｄＧｓｔｅａｍ）を算出する補正供給量算出手段（Ｍ３）と、
基準供給量予測手段（Ｍ１）で予測した基準供給量（Ｇｓｔｅａｍ＿ｓｅｔ）および補正供給量算出手段（Ｍ３）で算出した補正供給量（ｄＧｓｔｅａｍ）に基づいて作動媒体の目標供給量（Ｇｓｔｅａｍ＿ｔａｒｇｅｔ）を算出する目標供給量算出手段（Ｍ４）と、
を備えたことを特徴とする、熱交換器における作動媒体の供給制御装置。
【請求項２】
熱量変化算出手段（Ｍ２）は、熱媒体測定センサ（Ｓ１，Ｓ２）および作動媒体測定センサ（Ｓ３，Ｓ４）の検出値に基づいて伝熱管（１７）の単位時間あたりの熱量変化（Ｑｍａｓ）を算出することを特徴とする、請求項１に記載の熱交換器における作動媒体の供給制御装置。
【請求項３】
伝熱管（１７）の温度分布を測定する伝熱管温度分布測定センサ（Ｓ５）を備え、熱量変化算出手段（Ｍ２）は、伝熱管温度分布測定センサ（Ｓ５）の検出値に基づいて伝熱管（１７）の単位時間あたりの熱量変化（Ｑｍａｓ）を算出することを特徴とする、請求項１に記載の熱交換器における作動媒体の供給制御装置。
【請求項４】
熱媒体がエンジン（Ｅ）の排気ガスであることを特徴とする、請求項１〜請求項３の何れか１項に記載の熱交換器における作動媒体の供給制御装置。
【発明の詳細な説明】
発明の分野
本発明は、熱エネルギーが変化する高温の熱媒体と伝熱管の内部を流れる低温の作動媒体との間で熱交換を行う熱交換器に関する。
【背景技術】  日本実公平２−３８１６２号公報には、一定速度で回転するエンジンの排気ガスを熱源とする廃熱貫流ボイラが発生する蒸気温度を目標蒸気温度と比較し、蒸気温度が目標蒸気温度に一致するように廃熱貫流ボイラへの給水量をフィードバック制御するものにおいて、廃熱貫流ボイラの出口の蒸気圧力に基づいて算出したフィードフォワード信号をフィードバック信号に加算することにより、エンジンの負荷の変動を補償して制御精度の向上を図るものが記載されている。
一般に、エンジンの排気ガスで水を加熱して蒸気を発生させる蒸発器では、エンジンの排気ガスが蒸発器に達するまでに排気バルブシート、排気バルブ、排気ポート等により冷却されてしまうだけでなく、エンジンの低負荷運転領域では排気ガスの流量が小さいために前記排気ガスの温度低下量も大きくなる。
排気ガスと水との間で熱交換を行う蒸発器では、高温の排気ガスと低温の蒸気（水）との温度差が大きいほど熱交換効率が高くなる。熱交換器の熱交換エネルギーＱは、熱交換器の伝熱面積をＡｐｉｐとし、熱貫流量をＫとし、排気ガス温度をＴｇａｓとし、蒸気（水）温度をＴｓｔｅａｍとすると、
Ｑ＝Ａｐｉｐ×Ｋ×（Ｔｇａｓ−Ｔｓｔｅａｍ）
で与えられる。熱交換エネルギーＱを増加させるために、伝熱面積Ａｐｉｐを増加させることは蒸発器の大型化を招くために好ましくなく、また熱貫流量Ｋを増加させるには排気ガスの流速を上げることが必要になり、そのために圧力損失による背圧の増加が発生してエンジン性能が低下する問題がある。
図１５は排気ガス温度と蒸気温度とで決まる蒸発器の効率を示すもので、排気ガス温度が低い場合には、高温の蒸気を発生させようとすると熱交換効率が低くなる。
一方、蒸発器で発生した蒸気で作動する膨張機は、原理的には入口における蒸気のエンタルピーが高いほど効率が良くなるが、現実には膨張機の壁面への放熱や蒸気のリークが存在するため、蒸気の供給量が少ないほど損失の影響が大きくなる。図１６における実線は蒸気温度と蒸気流量とで決まる膨張機の効率を示すラインであり、破線は蒸発器において排気ガスの入口温度と蒸気温度とを変えたときの蒸気流量を示すラインである。理想的には蒸気温度が高いほど膨張機の効率は良くなるが、実際には高い蒸気温度で供給流量が少ない場合よりは、低い蒸気温度で供給流量が多い場合のほうが効率は良くなる。
上記日本実公平２−３８１６２号公報に記載されたものは、蒸気温度を月標蒸気温度に精密に一致させることを目的としており、廃熱貫流ボイラの伝熱管において発生する熱マス損失の低減を図るものではない。
ところで、例えば車両の加速時、つまりエンジンの低負荷時から高負荷時への過渡期に、蒸発器において発生する蒸気の目標温度を排気ガスの温度上昇に応じて上昇させるような制御を行うと、上記過渡期には排気通路の熱マスや蒸発器の熱マスの影響でエンジンが高負荷状態になってから排気ガスの温度が上昇するまでに数秒〜十秒程度の時間遅れが発生するため、蒸発器の伝熱管の温度が上昇して発生する蒸気の温度が目標温度に達するまでに数十秒程度の時間遅れが発生すことになる。
車両の実際の走行を考慮すると、エンジンの出力変化の過渡期間の時間間隔は数秒程度の場合が多く、エンジンの定常運転状態での蒸発器の最大効率を狙って排気ガス温度の変化に応じて目標蒸気温度を変化させても、前記過渡期には熱マス損失が発生して排気ガスの熱エネルギーを有効に回収できなくなる問題が発生する。
【発明の開示】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、熱媒体の熱エネルギーが変化する過渡期における熱交換器の伝熱管での熱マス損失を最小限に抑えて熱媒体の熱エネルギーの回収効率を最大限に高めることを目的とする。
上記目的を達成するために、本発明の第１の特徴によれば、熱エネルギーが変化する高温の熱媒体と伝熱管の内部を流れる低温の作動媒体との間で熱交換を行う熱交換器において、熱媒体の温度、圧力および質量流量を検出する熱媒体測定センサと、作動媒体の温度、圧力および質量流量を検出する作動媒体測定センサと、熱媒体測定センサおよび作動媒体測定センサの検出値に基づいて将来の作動媒体の基準供給量を予測する基準供給量予測手段と、伝熱管の単位時間あたりの熱量変化を算出する熱量変化算出手段と、熱量変化算出手段で算出した熱量変化に基づいて作動媒体の補正供給量を算出する補正供給量算出手段と、基準供給量予測手段で予測した基準供給量および補正供給量算出手段で算出した補正供給量に基づいて作動媒体の目標供給量を算出する目標供給量算出手段とを備えたことを特徴とする、熱交換器における作動媒体の供給制御装置が提案される。
上記構成によれば、熱媒体測定センサおよび作動媒体測定センサの検出値に基づいて予測した将来の作動媒体の基準供給量を、伝熱管の単位時間あたりの熱量変化に基づいて算出した補正供給量で補正して作動媒体の目標供給量を算出するので、熱媒体の持つ熱エネルギーが非定常に変化しても伝熱管において発生する熱マス損失を最小限に抑えることができる。
また本発明の第２の特徴によれば、上記第１の特徴に加えて、熱量変化算出手段は、熱媒体測定センサおよび作動媒体測定センサの検出値に基づいて伝熱管の単位時間あたりの熱量変化を算出することを特徴とする熱交換器における作動媒体の供給制御装置が提案される。
上記構成によれば、伝熱管の単位時間あたりの熱量変化を熱媒体測定センサおよび作動媒体測定センサの検出値に基づいて検出するので、伝熱管の単位時間あたりの熱量変化を精密に検出することができる。
また本発明の第３の特徴によれば、上記第１の特徴に加えて、伝熱管の温度分布を測定する伝熱管温度分布測定センサを備え、熱量変化算出手段は、伝熱管温度分布測定センサの検出値に基づいて伝熱管の単位時間あたりの熱量変化を算出することを特徴とする作動媒体の供給制御装置が提案される。
上記構成によれば、伝熱管の単位時間あたりの熱量変化を伝熱管温度分布測定センサの検出値に基づいて検出するので、伝熱管の単位時間あたりの熱量変化を精密に検出することができる。
また本発明の第４の特徴によれば、上記第１〜第３の何れかの特徴に加えて、熱媒体がエンジンの排気ガスであることを特徴とする熱交換器における作動媒体の供給制御装置が提案される。
上記構成によれば、エンジンの排気ガスを熱媒体として利用するので、エンジンの廃熱を有効に利用して熱交換器を作動させることができる。
【図面の簡単な説明】  図１〜図１４は本発明の一実施例を示すもので、図１は蒸発器への給水量の制御系の全体構成を示す図、図２は比較例の熱マス損失を示すグラフ、図３は実施例の熱マス損失を示すグラフ、図４Ａ〜図４Ｃは熱マス損失を低減する原理の説明図、図５は蒸発器への給水量制御のフローチャートの第１分図、図６は蒸発器への給水量制御のフローチャートの第２分図、図７は排気ガスの質量流量を予測する手法の説明図、図８は比較例の排気ガス温度、給水量および測定蒸気温度の変化を示すグラフ、図９は比較例の排気ガス熱交換エネルギー、蒸気熱交換エネルギーおよび熱マス損失エネルギーの変化を示すグラフ、図１０は比較例の伝熱管の位置と温度との関係を示すグラフ、図１１は実施例の排気ガス温度、給水量および測定蒸気温度の変化を示すグラフ、図１２は実施例の排気ガス熱交換エネルギー、蒸気熱交換エネルギーおよび熱マス損失エネルギーの変化を示すグラフ、図１３は実施例の伝熱管の位置と温度との関係を示すグラフ、図１４はクレーム対応図である。
図１５は排気ガス温度と蒸気温度とで決まる蒸発器の効率を示すグラフである。
図１６は蒸気温度および蒸気流量で決まる膨張機の効率と、排気ガスの入口温度および蒸気温度を変えたときの蒸気流量とを示すグラフである。
【発明を実施するための最良の形態】  以下、本発明の実施例を添付図面に基づいて説明する。
図１に示すように、エンジンＥの排気マニホールド１１には蒸発器１２、排気管１３、排気ガス浄化触媒１４および排気管１５が直列に接続されており、蒸発器１２には給水ユニット１６が接続される。給水ユニット１６がら供給された水は伝熱管１７内を流れるときに排気ガスとの間で熱交換し、高温高圧の蒸気となって図示せぬ膨張機に供給される。
蒸発器１２の入口側の排気マニホールド１１に設けられた排気ガス入口測定センサＳ１は、排気ガス入口温度Ｔｇａｓ＿ｉｎと、排気ガス入口圧力Ｐｇａｓ＿ｉｎと、排気ガス質量流量Ｇｇａｓとを検出する。蒸発器１２の出口側の排気管１３に設けられた排気ガス出口測定センサＳ２は、排気ガス出口温度Ｔｇａｓ＿ｏｕｔと、排気ガス出口圧力Ｐｇａｓ＿ｏｕｔとを検出する。尚、前記排気ガス質量流量Ｇｇａｓは、燃料供給量の指示値および空燃比の指示値から算出可能であり、あるいは燃料供給量の指示値および吸入空気量の質量流量の測定値から算出可能である。
蒸発器１２の水入口に設けられた水入口測定センサＳ３は、水入口温度Ｔｓｔｅａｍ＿ｉｎと、水入口圧力Ｐｓｔｅａｍ＿ｉｎと、水質量流量Ｇｓｔｅａｍとを検出する。蒸発器１２の蒸気出口に設けられた蒸気出口測定センサＳ４は、蒸気出口温度Ｔｓｔｅｓｍ＿ｏｕｔと、蒸気出口圧力Ｐｓｔｅａｍ＿ｏｕｔとを検出する。尚、前記水質量流量Ｇｓｔｅａｍは、給水ユニット１６から供給される水の圧力や流量制御弁の開度から算出可能であり、流量計で直接測定することもできる。伝熱管計測用ユニットＳ５は、伝熱管１７の複数に分割された各々の要素の伝熱管温度Ｔｉを検出する。
そして、前記排気ガス入口温度Ｔｇａｓ＿ｉｎ、排気ガス入口圧力Ｐｇａｓ＿ｉｎ、排気ガス質量流量Ｇｇａｓ、排気ガス出口温度Ｔｇａｓ＿ｏｕｔ、排気ガス出口圧力Ｐｇａｓ＿ｏｕｔ、水入口温度Ｔｓｔｅａｍ＿ｉｎ、水入口圧力Ｐｓｔｅａｍ＿ｉｎ、水質量流量Ｇｓｔｅａｍ、蒸気出口温度Ｔｓｔｅａｍ＿ｏｕｔ、蒸気出口圧力Ｐｓｔｅａｍ＿ｏｕｔおよび伝熱管温度Ｔｉが入力された給水制御装置Ｕは、給水ユニット１６を介して蒸発器１２への給水量を制御する。
さて、本発明ではエンジンＥの運転状態の変化に対して、蒸発器１２の伝熱管１７の温度分布（つまり伝熱管温度Ｔｉ）に着目して適切な給水量を設定することで、蒸発器１２の熱マス損失を低減するようになっている。以下、その原理を図２および図３を参照して説明する。
図２〜図４ＣはエンジンＥの運転状態の過渡期に発生する熱マス損失のイメージ図であって、横軸は蒸発器１２内の伝熱管１７の位置を示し、縦軸は伝熱管計測用ユニットＳ５で検出した伝熱管温度Ｔｉを示している。低負荷時の定常状態温度分布は鎖線で示され、高負荷時の定常状態温度分布は実線で示され、過渡期の温度分布は破線で示される。また図４Ａ〜図４Ｃは排気ガスから伝熱管１７への伝熱量と伝熱管１７から水（蒸気）への伝熱量の大きさを模式的に示すもので、図４Ａは定常状態を示し、図４Ｂは比較例の過渡期を示し、図４Ｃは本発明の過渡期を示している。
図２は比較例を示すもので、低負荷時の定常状態温度分布（鎖線参照）と高負荷時の定常状態温度分布（実線参照）とがａ点で交差しており、ａ点よりも排気ガスの入口側では高負荷時の温度分布が低負荷時の温度分布よりも高く、かつその差分が大きくなっているのに対し、ａ点よりも排気ガスの出口側では高負荷時の温度分布が低負荷時の温度分布よりも低く、かつその差分が小さくなっている。従来の制御では、低負荷時に比較的に低温の蒸気を発生させる状態から高負荷時に比較的に高温の蒸気を発生させる状態に移行させるには、蒸発器１２への給水量を減少させて伝熱管１７の温度を上昇させることになる。
このとき、ａ点よりも排気ガスの入口側では低負荷時の温度分布から過渡期の温度分布に向けて伝熱管１７の温度が比較的に大きく上昇するのに対し、ａ点よりも排気ガスの出口側では低負荷時の温度分布から過渡期の温度分布に向けて伝熱管１７の温度が殆ど低下しないため、斜線で示す熱マス損失が発生する。つまり、過渡期に排気ガスの熱エネルギーがａ点よりも排気ガスの入口側の伝熱管１７の温度を上昇させるのに使用されてしまい、蒸気温度を上昇させるの使用されなくなって熱マス損失が発生する。
これを図４Ａおよび図４Ｂを用いて更に説明すると、図４Ａに示す定常状態から図４Ｂに示す過渡期に移行したときに、発生する蒸気の温度を上昇させるべく蒸発器１２への給水量を減少させると、排気ガスから伝熱管１７に伝達される伝熱量と伝熱管１７から水（蒸気）に伝達される伝熱量との関係により、伝熱管１７の全ての領域で伝熱管１７の温度が上昇してしまう。
それに対して、図３に示す本発明では、ａ点よりも排気ガスの入口側では低負荷時の温度分布から過渡期の温度分布に向けて伝熱管１７の温度が上昇するのに対し、ａ点よりも排気ガスの出口側では低負荷時の温度分布から過渡期の温度分布に向けて伝熱管１７の温度が低下するため、右下がりの斜線で示すプラスの熱マス損失と、右上がりの斜線で示すマイナスの熱マス損失とが並行して発生する。マイナスの熱マス損失とは、伝熱管１７の温度が低下する際に伝熱管１７の持つ熱エネルギーが蒸気温度を上昇させることをいう。そして蒸発器１２への給水量を適切に制御して前記プラスの熱マス損失とマイナスの熱マス損失とを相殺すれば、排気ガスの熱エネルギーを蒸気の温度上昇に有効に利用することができる。
これを図４Ａおよび図４Ｃを用いて更に説明すると、図４Ａに示す定常状態から図４Ｃに示す過渡期に移行したときに、蒸発器１２への給水量を適度に増加させると、排気ガスから伝熱管１７に伝達される伝熱量と伝熱管１７から水（蒸気）に伝達される伝熱量との関係により、排気ガスの入口側で伝熱管１７の温度が上昇するのに対し、排気ガスの出口側で伝熱管１７の温度が低下する。
図１４のクレーム対応図に示すように、給水制御装置Ｕは基準供給量予測手段Ｍ１と、熱量変化算出手段Ｍ２と、補正供給量算出手段Ｍ３と、目標供給量算出手段Ｍ４とを備える。基準供給量予測手段Ｍ１は、熱媒体測定センサＳ１，Ｓ２（排気ガス入口測定センサＳ１および排気ガス出口測定センサＳ２）および作動媒体測定センサＳ３，Ｓ４（水入口測定センサＳ３および蒸気出口測定センサＳ４）の検出値に基づいて将来の作動媒体の基準供給量Ｇｓｔｅａｍ＿ｓｅｔを予測する。熱量変化算出手段Ｍ２は、熱媒体測定センサＳ１，Ｓ２および作動媒体測定センサＳ３，Ｓ４の検出値に基づいて間接的に伝熱管１７の単位時間あたりの熱量変化Ｑｍａｓを算出し、あるいは伝熱管温度分布測定センサＳ５（伝熱管計測用ユニットＳ５）の検出値に基づいて直接的に伝熱管１７の単位時間あたりの熱量変化Ｑｍａｓを算出する。補正供給量算出手段Ｍ３は、熱量変化算出手段Ｍ２で算出した熱量変化Ｑｍａｓに基づいて作動媒体の補正供給量ｄＧｓｔｅａｍを算出する。そして目標供給量算出手段Ｍ４は、基準供給量予測手段Ｍ１で予測した基準供給量Ｇｓｔｅａｍ＿ｓｅｔおよび補正供給量算出手段Ｍ３で算出した補正供給量ｄＧｓｔｅａｍに基づいて作動媒体の目標供給量Ｇｓｔｅａｍ＿ｔａｒｇｅｔを算出する。
次に、図５および図６のフローチャートを参照して、給水制御装置Ｕによる蒸発器１２への給水量の制御内容を説明する。尚、単位時間あたりの伝熱管１７の熱量変化Ｑｍａｓを算出する手法として間接法と直接法とがあるが、最初に間接法について説明する。
先ずステップＳＴ１で、前記各センサＳ１〜Ｓ４（伝熱管計測用ユニットＳ５は除く）により時刻ｎにおけるデータを測定し、続くステップＳＴ２で、排気ガスおよび水（蒸気）の単位時間あたりの熱量変化Ｑｇａｓ，Ｑｓｔｅａｍを求めるべく、排気ガスおよび水（蒸気）のエンタルピーＨｇａｓ＿ｉｎ，Ｈｓｔｅａｍ＿ｉｎ，Ｈｇａｓ＿ｏｕｔ，Ｈｓｔｅａｎ＿ｏｕｔを計算する。
即ち、蒸発器１２の入口での排気ガスのエンタルピーＨｇａｓ＿ｉｎは、蒸発器１２の入口での排気ガスの圧力Ｐｇａｓ＿ｉｎおよび温度Ｔｇａｓ＿ｉｎからマップ検索され、蒸発器１２の入口での水のエンタルピーＨｓｔｅａｍ＿ｉｎは、蒸発器１２の入口での水の圧力Ｐｓｔｅａｍ＿ｉｎおよび温度Ｔｓｔｅａｍ＿ｉｎからマップ検索され、蒸発器１２の出口での排気ガスのエンタルピーＨｇａｓ＿ｏｕｔは、蒸発器１２の出口での排気ガスの圧力Ｐｇａｓ＿ｏｉｔおよび温度Ｔｇａｓ＿ｏｕｔからマップ検索され、蒸発器１２の出口での水のエンタルピーＨｓｔｅａｍ＿ｏｕｔは、蒸発器１２の出口での水の圧力Ｐｓｔｅａｍ＿ｏｕｔおよび温度Ｔｓｔｅａｍ＿ｏｕｔからマップ検索される。
そして排気ガス単位時間あたりの熱量変化Ｑｇａｓを、排気ガス質量流量Ｇｇａｓ、蒸発器１２の入口での排気ガスのエンタルピーＨｇａｓ＿ｉｎおよび蒸発器１２の出口での排気ガスのエンタルピーＨｇａｓ＿ｏｕｔを用いて、
Ｑｇａｓ＝Ｇｇａｓ×（Ｈｇａｓ＿ｉｎ−Ｈｇａｓ＿ｏｕｔ）
により算出する。また水（蒸気）の単位時間あたりの熱量変化Ｑｓｔｅａｍを、水質量流量Ｇｓｔｅａｍ、蒸発器１２の入口での水のエンタルピーＨｓｔｅａｍ＿ｉｎおよび蒸発器１２の出口での水のエンタルピーＨｓｔｅａｍ＿ｏｕｔを用いて、
Ｑｓｔｅａｍ＝Ｇｓｔｅａｍ
×（Ｈｓｔｅａｍ＿ｉｎ−Ｈｓｔｅａｍ＿ｏｕｔ）
により算出する。
以上のようにして算出された排気ガスの単位時間あたりの熱量変化Ｑｇａｓおよび水（蒸気）の単位時間あたりの熱量変化Ｑｓｔｅａｍは、原理的にはＱｇａｓ＝熱量変化Ｑｓｔｅａｍであるが、実際には蒸発器１２の内部での放熱ロスがあるため、ステップＳＴ３で排気ガス入口温度Ｔｇａｓ＿ｉｎおよび蒸気出口温度Ｔｓｔｅａｍ＿ｏｕｔを用いたマップ用いて定常状態での熱交換効率ηを検索し、この熱交換効率ηを用いて補正を行う。熱交換効率ηの意味は、定常状態においては、
Ｑｇａｓ×η＝Ｑｓｔｅａｍ
が成立するものである。
続くステップＳＴ４で単位時間あたりの伝熱管１７の熱量変化Ｑｍａｓを、
Ｑｍａｓ＝Ｑｇａｓ×η−Ｑｓｔｅａｍ
で計算することにより、ステップＳＴ１５で単位時間あたりの伝熱管１７の熱量変化Ｑｍａｓが求められる。
次に、単位時間あたりの伝熱管１７の熱量変化Ｑｍａｓの直接法による算出について説明する。
先ずステップＳＴ１で、前記伝熱管計測用ユニットＳ５により時刻ｎにおける伝熱管１７の各部の温度Ｔｉを測定した後、ステップＳＴ６で単位時間あたりの伝熱管１７の熱量変化Ｑｍａｓを、
Ｑｍａｓ＝ΣＭｉ×Ｃｐｉ×｛Ｔｉ（ｎ）−Ｔｉ（ｎ−１）｝／ｄｔ
により算出する。ここで、Ｍｉは分割した伝熱管１７の要素ｉの質量、Ｃｐｉは分割した伝熱管１７の要素ｉの比熱、Ｔｉ（ｎ）は時刻ｎでの要素ｉの温度、Ｔｉ（ｎ−１）は時刻ｎ−１での要素ｉの温度、ｄＴが時刻ｎ，ｎ−１の経過時間である。記号Σは、Ｍｉ×Ｃｐｉ×｛Ｔｉ（ｎ）−Ｔｉ（ｎ−１）｝／ｄｔを全ての要素ｉについて加算することを示している。
以上のようにして間接法あるいは直接法で単位時間あたりの伝熱管１７の熱量変化Ｑｍａｓが求まると、ステップＳＴ７で単位時間あたりの伝熱管１７の熱量変化ＱｍａｓにゲインＧＡＩＮを乗算することで、補正給水量ｄＧｓｔｅａｍを、
ｄＧｓｔｅａｍ＝Ｑｍａｓ×ＧＡＩＮ
により算出する。
続くステップＳＴ８で、時刻ｎでのデータに基づいて時刻ｎ＋１での排気ガス質量流量Ｇｇａｓ＿ｎ＋１を予測する。即ち、図７に示すように、エンジンＥの負荷をステップ状に増加させたときに、排気ガス質量流量Ｇｇａｓの変化の応答遅れを予め測定しておき、この応答遅れを考慮して時刻ｎ＋１での排気ガス質量流量Ｇｇａｓ＿ｎ＋１を予測する。続くステップＳＴ９で基準給水量Ｇｓｔｅａｍ＿ｓｅｔを、
Ｇｓｔｅａｍ＿ｓｅｔ＝Ｇｇａｓ＿ｎ＋１
×（Ｈｇａｓ＿ｉｎ−Ｈｇａｓ＿ｏｕｔ）
÷（Ｈｓｔｅａｍ＿ｏｕｔ−Ｈｓｔｅａｍ＿ｉｎ）
により算出する。そしてステップＳＴ１０で、基準給水量Ｇｓｔｅａｍ＿ｓｅｔと補正給水量ｄＧｓｔｅａｍとを用いて、目標給水量Ｇｓｔｅａｍ＿ｔａｒｇｅｔを、
Ｇｓｔｅａｍ＿ｔａｒｇｅｔ＝Ｇｓｔｅａｍ＿ｓｅｔ＋ｄＧｓｔｅａｍ
により算出し、この目標給水量Ｇｓｔｅａｍ＿ｔａｒｇｅｔに基づいて蒸発器１２に対する給水量の制御を行う。
図８〜図１０のグラフは比較例を示すもので、エンジンＥの回転数を所定回転数に維持して負荷（吸気負圧）を所定範囲にステップ状に変化させ、目標蒸気温度を所定温度に設定した場合のものである。
図８において、エンジンＥの負荷が増加して排気ガスの温度が上昇すると給水量は一旦大きく減少した後に増加し、測定蒸気温度は約５秒後に目標蒸気温度である所定温度に収束している。
図９に示すように、排気ガス熱交換エネルギー（排気ガスが水（蒸気）に与えるエネルギー）は次第に増加するのに対し、蒸気熱交換エネルギー（水（蒸気）が排気ガスから受け取るエネルギー）は一旦大きく減少した後に増加している。その結果、排気ガス熱交換エネルギーと蒸気熱交換エネルギーとの差分に相当するエネルギーが、伝熱管１７の全域の温度上昇に費やされる熱マス損失エネルギーとなり（図１０参照）、蒸発器１２の効率が低下することが分かる。
一方、図１１〜図１３のグラフは実施例を示すもので、図１１において、エンジンＥの負荷が増加して排気ガスの温度が上昇すると、給水量は減少することなく排気ガスの温度上昇に追従して増加した後に漸減し、測定蒸気温度は目標蒸気温度である所定温度に向けて漸増している。
図１２に示すように、排気ガス熱交換エネルギー（排気ガスが水（蒸気）に与えるエネルギー）と、蒸気熱交換エネルギー（水（蒸気）が排気ガスから受け取るエネルギー）とは殆ど同じパターンで増加している。その結果、排気ガス熱交換エネルギーと蒸気熱交換エネルギーとの差分に相当する熱マス損失エネルギーは殆ど０になり、蒸発器１２の効率が向上することが分かる。その理由は、伝熱管１７の温度が排気ガスの入口側で上昇して出口側で低下することで、排気ガスから伝熱管１７に奪われる熱エネルギーと、伝熱管１７から水（蒸気）に与えられる熱エネルギーとが相殺されるためである（図１３参照）。
以上、本発明の実施例を詳述したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。
例えば、実施例ではエンジンＥの負荷が増加する過渡期について説明したが、エンジンＥの負荷が減少する過渡期においても同様の作用効果を達成することができる。
また実施例では作動媒体として水（蒸気）を用いているが、その他の任意の作動媒体を採用することができる。
また実施例では熱媒体としてエンジンＥの排気ガスを用いているが、他の任意の熱媒体を採用することができる。
また実施例では熱交換器として蒸発器１２を例示したが、本発明は蒸発器１２以外の熱交換器に対して適用することができる。
【産業上の利用可能性】  以上のように、本発明はエンジンの排気ガスの熱エネルギーを機械エネルギーに変換するランキンサイクル装置用の熱交換器に対して好適に適用可能であるが、その他の任意の用途の熱交換器に対しても適用することができる。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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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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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【国際調査報告】
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