(57)【要約】【課題】  火花点火エンジンの排気熱利用システムにおいて、エンジン低負荷条件下で、十分な排気熱量を確保しつつ燃料消費量増加を抑制する手段の提供。【解決手段】  火花点火エンジンの能動的排気熱利用システムであって、エンジン低負荷条件下、エンジンの火花点火タイミングを遅らせる火花点火時期遅延制御手段と、エンジン低負荷条件下、吸気絞り弁開度を増加させる吸気絞り弁開度制御手段と、を有することを特徴とする、エンジン低負荷条件で十分な排気熱を確保した場合でも、要求出力を確保しつつ、燃料消費量増加を軽減することが可能なシステム。【選択図】  図３
2009057836.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
火花点火エンジンの能動的排気熱利用システムであって、
エンジン低負荷条件下、エンジンの火花点火タイミングを遅らせる火花点火時期遅延制御手段と、
エンジン低負荷条件下、吸気絞り弁開度を増加させる吸気絞り弁開度制御手段と、
を有することを特徴とする、エンジン低負荷条件で十分な排気熱を確保した場合でも、要求出力を確保しつつ、燃料消費量増加を軽減することが可能なシステム。
【請求項２】
前記火花点火タイミング遅延制御手段は、火花点火タイミングとして上死点後その他膨張段階を選択する、請求項１記載のシステム。
【請求項３】
火花点火エンジンと、
請求項１又は２記載のシステムと、
空気を圧縮する圧縮手段と空気を膨張する膨張手段とを有し、当該膨張手段が空気を膨張させることにより発電及び／又は冷却空気を得ることが可能な空気サイクルシステムと、
を有し、前記火花点火エンジンからの排気により前記圧縮手段で圧縮された圧縮空気を加熱するよう構成されていることを特徴とする、火花点火エンジンからの排気熱により発電及び／又は冷却空気を得ることが可能なシステム。
【請求項４】
前記空気サイクルシステムが、
第一空気を導入すると共に、当該第一空気を圧縮するためのコンプレッサと、
前記コンプレッサからの第一空気を少なくとも二つに分配する手段と、
前記コンプレッサからの一方の第一空気を導入すると共に、当該第一空気を前記火花点火エンジンからの排気との熱交換を介して加熱するための第一熱交換器と、
前記第一熱交換器からの第一空気を導入すると共に、当該第一空気を膨張させて機械的エネルギを得る第一タービンと、
前記第一タービンにより発生した機械的エネルギを電気エネルギに変換するための第一発電機（ここで、当該第一発電機と前記コンプレッサと前記第一タービンとは、単一の第一シャフトを介して連結している）と、
前記コンプレッサからの他方の第一空気を冷却するための第二熱交換器と、
前記第二熱交換器からの第一空気を導入すると共に、当該第一空気を膨張させて当該第一空気を冷却する第二タービンと
を有する、請求項３記載のシステム。
【請求項５】
請求項３又は４記載のシステムを搭載した輸送機器。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、アイドリングや低速走行時等のエンジン低負荷条件下においても、排気熱の不足が問題とならないと共に、燃料消費量の増加を抑制することが可能な、火花点火エンジンを搭載した自動車等の輸送機器に適用することができる、火花点火エンジンの排気熱を利用したシステムに関する。
【背景技術】
【０００２】
従来から、自動車の排気ガスの出口温度が非常に高いことに着目し、この熱エネルギを電気エネルギに変換して車内エアコンに用いることが検討されている。このエネルギ変換には、マイクロタービンシステムが利用され得る（例えば特許文献１）。ここで、マイクロタービンシステムの利用を想定した場合、外部空気をコンプレッサで圧縮した後、熱交換器で当該圧縮空気と排気ガスとを熱交換し、タービンでこの高温圧縮空気の熱エネルギを機械エネルギに変換して、発電機で当該機械エネルギを電気エネルギに変換することになる。そして、当該電気エネルギがエアコン用のエネルギとして利用される。
【特許文献１】特開２００３−２８６８６２
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
上記のように自動車の排気熱を利用し、発電等によりエネルギを利用する排気熱利用システムが開発されているが、本発明者らは、当該システムとして、空気を直接圧縮膨張させて室内を冷却する空気サイクル冷却システムを用いることを提案する。当該システムは、排ガスの熱エネルギから電気エネルギに変換する必要がなく、圧縮空気と排ガスの熱エネルギの熱交換により、高温圧縮空気を空気膨張タービンに導入し、直接機械エネルギに変換することができるため、運転効率も向上し、要求エネルギも小さい。
【０００４】
しかしながら、上記のような冷却システムであっても、出力５〜６ｋｗで作動するためには１１〜１２ｋｗのエネルギが必要であるので、当該原理を利用した場合には、排気ガス温度が相当高温でなくてはならず、アイドリング時や低速走行時である場合や低排気量車両である場合には、冷却システムを作動させるために十分な発電ができないという問題がある。
【０００５】
ここで、排気ガス温度を高温にするだけであれば、エンジンの点火時期を遅らせると排気温度が上昇する傾向があることは周知の事実である。しかしながら、このようにエンジンの点火時期を遅らせるとエンジン出力が低下し、これに伴い要求出力を確保するために燃料消費量が増加するという別の問題が発生する。そこで、本発明は、火花点火エンジンの排気熱利用システムにおいて、エンジン低負荷条件下で、十分な排気熱量を確保しつつ燃料消費量増加を抑制することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明（１）は、火花点火エンジンの能動的排気熱利用システムであって、
エンジン低負荷条件下、エンジンの火花点火タイミングを遅らせる火花点火時期遅延制御手段と、
エンジン低負荷条件下、吸気絞り弁開度を増加させる吸気絞り弁開度制御手段と、
を有することを特徴とする、エンジン低負荷条件で十分な排気熱を確保した場合でも、要求出力を確保しつつ、燃料消費量増加を軽減することが可能なシステムである。
【０００７】
本発明（２）は、前記火花点火時期遅延制御手段は、火花点火タイミングとして上死点後その他膨張段階を選択する、前記発明（１）のシステムである。
【０００８】
本発明（３）は、
火花点火エンジンと、
請求項１又は２記載のシステムと、
空気を圧縮する圧縮手段と空気を膨張する膨張手段とを有し、当該膨張手段が空気を膨張させることにより発電及び／又は冷却空気を得ることが可能な空気サイクルシステムと、
を有し、前記火花点火エンジンからの排気により前記圧縮手段で圧縮された圧縮空気を加熱するよう構成されていることを特徴とする、火花点火エンジンからの排気熱により発電及び／又は冷却空気を得ることが可能なシステムである。
【０００９】
本発明（４）は、
前記空気サイクルシステムが、
第一空気を導入すると共に、当該第一空気を圧縮するためのコンプレッサと、
前記コンプレッサからの第一空気を少なくとも二つに分配する手段と、
前記コンプレッサからの一方の第一空気を導入すると共に、当該第一空気を前記火花点火エンジンからの排気との熱交換を介して加熱するための第一熱交換器と、
前記第一熱交換器からの第一空気を導入すると共に、当該第一空気を膨張させて機械的エネルギを得る第一タービンと、
前記第一タービンにより発生した機械的エネルギを電気エネルギに変換するための第一発電機（ここで、当該第一発電機と前記コンプレッサと前記第一タービンとは、単一の第一シャフトを介して連結している）と、
前記コンプレッサからの他方の第一空気を冷却するための第二熱交換器と、
前記第二熱交換器からの第一空気を導入すると共に、当該第一空気を膨張させて当該第一空気を冷却する第二タービンと
を有する、前記発明（３）のシステムである。
【００１０】
本発明（５）は、前記発明（３）又は（４）のシステムを搭載した輸送機器である。
【００１１】
ここで、本発明（１）又は（２）は、以下のように具体化できる。即ち、本具体的態様は、
吸気絞り弁によって火花点火エンジンへの空気量を制御する吸気絞り弁制御装置（手段）と、ピストンの位置を把握するためのクランク角センサと、点火を行う点火装置（手段）と、前記クランク角に応じて前記点火装置（手段）が点火する時期を制御する点火時期制御装置（手段）とを有する火花点火エンジンの制御装置（システム）であって、
前記点火時期制御装置（手段）が、前記点火装置（手段）の点火タイミングを少なくとも膨張段階に制御し、
吸気絞り弁制御装置（手段）が、前記吸気絞り弁開度を増加し、火花点火エンジン内の燃焼時の空気量を増やすように制御することを特徴とする、火花点火エンジンの制御装置（システム）である。
【００１２】
ここで、本特許請求の範囲及び本明細書における各用語の定義を説明する。「火花点火エンジン」とは、電気的に火花を出すことにより燃料と空気との混合気に着火させるタイプのエンジンであれば特に限定されず、４サイクルや２サイクル等のレシプロエンジンのみならず、ロータリーエンジンも包含し、更に、直列、Ｖ字型、Ｗ型、水平対向等、シリンダのレイアウトも特に限定されない。また、燃料も特に限定されず、ガソリン、エタノールや天然ガスを挙げることができる。「エンジン低負荷条件」とは、アイドリング時や低速走行時といった、通常運転時と比較して相対的にエンジンの負荷が低い条件である場合を指し、特に限定されないが、例えば、排気熱量や排気温度が排気熱利用システムの要求値よりも下回るような条件を指す。「上死点後その他膨張段階」とは、例えば、レシプロエンジンにおいては上死点後の点火を指し、ロータリーエンジンにおいては膨張段階での点火を指す。「システム」とは、装置及びプラントを包含する概念であり、また、各要素が物理的に一体化又は収納されている場合のみならず、すべて又は一部の要素が物理的に一体化又は収納されていない場合をも包含する。「輸送機器」とは、火花点火エンジンを搭載した輸送機器であれば特に限定されず、例えば、自家用車、冷凍車、バス、トラック及び二輪車といった車両、船舶等を挙げることができる。
【発明の効果】
【００１３】
本発明（１）によれば、エンジン低負荷条件下では、エンジンの火花点火タイミングを遅らせるよう構成されているので、発熱等容度が低下し排気が持つ熱量を増加させることができると共に、吸気絞り弁開度を増加させるよう構成されているので、このような火花点火タイミングの遅延による出力低下を軽減させることが可能となる。要求出力を確保するために、燃料消費量は増加するものの、吸気絞り弁開度の増加により火花点火エンジンの低負荷運転に特有のポンプ損失が低減し、また燃焼タイミングの遅れにより燃焼温度が低下すると共に燃焼ガスが燃焼室壁面と接触する期間が短縮するために、燃焼ガスからの冷却損失が大幅に低減する。すなわち、火花点火タイミングの遅延設定だけではなく吸気絞り弁の開度を増加させることにより、十分な排気熱量を確保しつつ、それに伴う出力低下を補うための燃料消費量増加をポンプ損失と冷却損失の低減により軽減することができる。以上のように、本発明（１）によれば、排気熱量を増加させながら、燃料消費量の増加を最小限に抑えることができるという効果を奏する（現時点での実験結果によると、１割の燃料消費量増加で３割の排気熱量増加、３割の燃料消費量増加で１０割の排気熱量増加）。
【００１４】
本発明（２）によれば、前記効果に加え、通常の自動車エンジンでは設定することのない極端に遅い点火時期である上死点後を選択することで、冷却損失を大幅に低減させることができると共に、吸気絞りによるポンプ損失が低減するため、燃料消費量の増加を最小限に抑えることが可能になるという効果を奏する。
【００１５】
本発明（３）によれば、火花点火エンジンからの排気を利用した発電及び／又は冷却空気を得ることが可能なシステムにおいて、エンジン低負荷条件下でも高い熱量の排気を利用できるので、エンジン低負荷条件での排気熱が不足することによるシステム不能の問題を回避できるという効果を奏する。
【００１６】
本発明（４）によれば、前記効果に加え、空気冷却システムにおける圧縮空気を二分し、一方のみを火花点火エンジンからの排気との熱交換に付すこととし、他方は他の熱交換媒体との熱交換に付した後に膨張する構成を採っているので、二分しない場合と比較し、より低温の冷却空気を獲得できるという効果を奏する。更には、冷媒として空気を利用しているので、フロンを利用した場合と比較すると、環境上の問題も無いという付加的効果も奏する。加えて、フロンを利用した場合、フロン空調機の動力としてエンジンの軸動力をそのまま使用しているので、燃費効率が２０％強も減少するところ、本発明（４）によれば、より燃費効率の減少を抑制することができるという付加的効果も奏する。
【００１７】
本発明（５）によれば、前記効果に加え、従来の発電による空調又は冷凍システムを搭載した輸送機器と比較し、燃費をそれ程落とすことなく、空調や冷凍のための冷却空気を提供することが可能になるという効果を奏する。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１８】
以下、図面を参照しながら、本発明の最良形態として、本発明に係る制御装置により得られた排熱を、空気サイクルシステムを用いた自動車の冷房及び発電システムに利用する場合を例にとり説明する。尚、本最良形態では自動車の冷房及び発電システムに利用したものであるが、これには限定されず、全く異なる用途に適用された場合であっても、本発明の範囲内である。更に、本最良形態においては、自動車の冷房及び発電のためにのみ排熱を利用したが、これにも限定されず、例えば、排熱の一部を空気サイクルの除湿装置の再生に利用してもよい。
【００１９】
まず、図１は、本最良形態に係る、空気サイクルシステムを用いた自動車の冷房及び発電システムの概略図である。当該図より分かるように、当該システムは、内燃機関部１００と、エンジン駆動制御部２００と、発電・冷却システム部３００とからなる。以下、内燃機関部１００及びエンジン駆動制御部２００について詳述し、続いて、発電・冷却システム部３００について説明する。
【００２０】
《内燃機関部》
まず、図１等を参照しながら、内燃機関部１００について説明する。ここで、本最良形態における内燃機関部１００は、４サイクルのレシプロエンジンであり、基本構成は周知エンジンと同じである。即ち、シリンダボア１０１内にピストン１０３を有し、各バンクにおいて複数個の燃焼室（シリンダ室）１０４を有している。ピストン１０３はコネクティングロッド１３３によってクランク軸１３４に駆動連結されている。
【００２１】
ここで、当該内燃機関部１００には、クランク軸１３４の回転角度（クランク角）を検出するクランク角センサ１３５が取り付けられている。そして、後述するように、所定条件下（エンジン低負荷条件下）では、当該クランク角に基づきシリンダ内のピストン１０３の位置を判別し、当該位置が所定位置（上死点位置付近）に到達したときに、火花を点火する制御を実行することとなる。尚、本最良形態ではシリンジ内でのピストン位置を判別するためにクランク角を測定する手法を採用したが、ピストン位置を判別する手法はこれには限定されず、例えば、カム角を計測する手法を用いてもよい。
【００２２】
更に、当該内燃機関部１００は、外部から空気を取り込むための空気導入部を有している。ここで、空気導入部の入口には、外部の空気を濾過するためのエアークリーナ１０５が備えられている。そして、エアークリーナ１０５の下流には、吸入空気量を計測する空気量センサ１０６と、吸入空気の温度を検出する吸気温度センサ１０７が設けられている。
【００２３】
更に、これらセンサの下流には、燃焼室への空気量を制御する電動式の吸気絞り弁装置（電動スロットル）１０９が備えられている。ここでは、電動スロットルを用いたが、自動制御可能である限り特に限定されず、その他、例えば、油圧式スロットルが挙げられる。ここで、当該吸気絞り弁装置１０９は、スロットルボディ内に、可動式の吸気絞り弁１０８と、当該吸気絞り弁１０８の開度を検出する吸気絞り弁開度センサ１１１とを有している。
【００２４】
更に、この吸気絞り弁装置１０９の下流には、吸気管１０２と、内燃機関１００の各気筒（燃焼室１０４）に空気を分岐供給する吸気分岐管（図示せず）を介して接続されたインテークコレクタ（サージタンク）１１０と、各気筒に燃料供給を行う燃料噴射装置１１３と、が備えられている。そして、吸気管１０２には、吸気管圧力を検出する吸気管圧力センサ１３９が更に取り付けられている。
【００２５】
そして、燃焼部１０４の吸気側には、吸気ポート１１４を開閉する吸気バルブ１１５と、吸気バルブを動作するための吸気動弁機構１１６とが設けられている。これにより、吸気ポート１１４を通して、エンジン内に燃料と空気との混合気が取り込まれる。
【００２６】
他方、燃焼部１０４の排気側には、排気ポート１１７を開閉する排気バルブ１１８と、排気バルブ１１８を動作するための排気動弁機構１１９とが設けられている。そして、排気ポート１１７は、配管を通して、発電・空気冷却部３００の第一熱交換機３０２と接続している。更に、当該配管には、排気温度を検出するための排気温度検出センサ１４１、Ｏ２センサ１４２、が備えられている。
【００２７】
そして、内燃機関部１００は、点火装置として、各燃焼室１０４に点火プラグ１２９を有している。点火プラグ１２９は、点火コイル１３０によって放電電圧が印加されて、火花放電によって燃焼室１０４の燃料と空気との混合気の点火を行う。尚、本最良形態では火花点火を行う手法としてコイル式の点火手法を採用したが、点火手法はこれには限定されず、例えば、コンデンサ放電式等の点火手法を用いてもよい。
【００２８】
《排気熱量制御装置部》
続いて、エンジン駆動制御部２００（以下、「ＥＣＵ」という）について詳述する。ＥＣＵ２００は、各種センサ（例えば、空気量センサ１０６、吸気温センサ１０７、吸気絞り弁開度センサ１１１、クランク角センサ１３５）からのセンサ信号を受信して演算処理を行い、各種周辺機器（例えば、吸気絞り弁装置１０９、燃料噴射装置１１３、点火プラグ１２９、吸気動弁機構１１６、排気動弁機構１１９）に対して制御指令信号を出力する。尚、ＥＣＵは、周知技術と同様、入力回路、Ａ／Ｄ変換部、ＣＰＵ（中央演算部）、ＲＯＭ、ＲＡＭ、出力回路を含んだコンピュータにより構成されている。尚、本発明の特徴である、当該排気熱量制御装置部の機能構成と、当該機能により実行される制御に関しては後述する。
【００２９】
《発電・冷却システム部》
図２は、本最良形態に係る発電・冷却システム部３００の概略図である。ここで、図２に示すように、当該発電・冷却システム部３００は、コンプレッサ３０１、第一熱交換器３０２、第一タービン３０３及び第一モータ発電機３０４とからなるタービン発電システムを備えていると共に、第二熱交換器３０５と第二タービン３０６とを更に備えている。以下、まず、当該発電・冷却システム部３００を詳述する。
【００３０】
本最良形態に係る発電・冷却システム部３００は、まず、コンプレッサ３０１、第一熱交換器３０２、第一タービン３０３及び第一モータ発電機３０４を有している。以下、各要素を説明する。
【００３１】
まず、コンプレッサ３０１は、空気を入口から導入すると共に、当該空気を圧縮し、圧縮空気を出口から排出する。ここで、コンプレッサ３０１は、後述するように、単一の第一シャフト３０７を介して、第一タービン３０３及び第二タービン３０６と連結している。したがって、コンプレッサ３０１の駆動源は、まずは、当該第一シャフト３０７を介して第一タービン３０３及び第二タービン３０６から伝達される機械エネルギである。更には、これも後述するように、電気エネルギで第一モータ発電機３０４を駆動することによっても、コンプレッサ３０１は駆動可能である。特に、始動時におけるコンプレッサ３０１の駆動は、第一モータ発電機３０４の駆動により行われる。
【００３２】
ここで、コンプレッサ３０１へ導入される空気は、外部空気のみであっても、車内の空気のみであっても、外部空気と車内の空気との混合空気であってもよい。例えば、図２に示すように、これらを切り替えるための第一空気源変更手段３１３を設置してもよい。当該手段を備えることにより、例えば、より早く車内を冷却したい場合には、コンプレッサ３０１へ導入される空気を車内空気のみとし、車内を換気したい場合には、コンプレッサ３０１へ導入される空気を外部空気のみとすることが可能となる。尚、当該手段を備えず、外部空気のみ又は車内空気のみをコンプレッサ３０１に導入するよう構成してもよい。
【００３３】
次に、コンプレッサ３０１からの第一空気は、コンプレッサの出口付近に設けられた二つの孔（分配手段）から下流に移動する。ここで、一方の孔から噴出した圧縮空気は、後述する第一熱交換器３０２に導かれ、他方の孔から噴出した圧縮空気は、後述する第二熱交換器３０５に導かれる。ここで、分配比は、例えば、二つの孔の径を変更することにより変えることができる。尚、分配比に関しては後述する。
【００３４】
次に、第一熱交換器３０２は、コンプレッサ３０１からの一方の圧縮空気を導入すると共に、別ルートから、エンジンからの排気ガス（図中のＡ）を導入し、内部で前記圧縮空気と前記排気ガスとで熱交換を行う結果、高温の圧縮空気を出口から排出する。
【００３５】
次に、第一タービン３０３は、第一熱交換器３０２からの出口空気（高温の圧縮空気）を導入すると共に、当該空気の熱エネルギを機械エネルギに変換した後、当該空気を外部に排出する。
【００３６】
次に、第一モータ発電機３０４は、コンプレッサ３０１、第一タービン３０３及び第二タービン３０６により発生された、第一シャフト３０７を介して伝達される機械的エネルギを電気エネルギに変換可能であると共に、第一シャフト３０７を介して第一タービン３０３及び第二タービン３０６を駆動可能なものであれば特に限定されない。ここで、当該第一モータ発電機３０４で生じた電気は、例えば、ＡＣ／ＤＣコンバータ３１１を介し、蓄電池３０８に蓄えられる。そして、当該電気が使用される際には、ＡＣ／ＤＣコンバータ３１１を介して各要素（当該第一モータ発電機３０４も含む）に送られる。ここで、前記のように、始動時におけるコンプレッサ３０１の駆動は、第一モータ発電機３０４の駆動により行われる。更に、エンジンのアイドリング時等、要求されるエアコン負荷を供するためには不十分なパワー状態である場合にも、この電気を利用することができる。尚、本最良形態では、モータ発電機を用いたが、モータと発電機が別体であってもよい。
【００３７】
以上でタービン発電システムの概要を説明したので、以下では、本発明の特徴部分である各要素（第二熱交換器３０５、第二タービン３０６等）を詳述することとする。
【００３８】
まず、第二熱交換器３０５は、コンプレッサ３０１の出口付近に設けられた他方の孔から噴出した圧縮空気を導入すると共に、別ルートから当該圧縮空気を冷却するための空気（図中のＢ）を導入し、内部で前記圧縮空気と前記空気とで熱交換を行う結果、より温度が低下した圧縮空気を出口から排出する。ここで、第一熱交換器３０２への圧縮空気と第二熱交換器３０５への圧縮空気の配分比は、十分な電力を確保するという観点からは、第一熱交換器３０２への圧縮空気を多くすることが好適である。より好適には、当該配分比（第一熱交換器への圧縮空気／全圧縮空気）は６０％以上である。但し、排気ガスがより高温である場合には、当該配分比を低減させてもよい（例えば５０％以下）。尚、コンプレッサ３０１からの出口空気の配分比（第一熱交換器３０２に誘導される出口空気と第二熱交換器３０５に誘導される出口空気の量比）を変更するための配分比変更手段（例えば、両方の孔の大きさが可変する手段）を、当該分岐箇所に備えていてもよい。更には、当該配分比変更手段は、排気ガスの温度及び／又は車内の温度に基づき、自動的に当該配分比を変更するように構成してよい（例えば、排気ガスの温度が高い場合には、第二熱交換器に誘導される出口空気の量比を上げ、他方、車内温度が低い場合には、第一熱交換機に誘導される出口空気の量比を上げる）。
【００３９】
ここで、圧縮空気を冷却するための空気Ｂとしては、例えば、車内の空気や外部の空気を挙げることができる。より圧縮空気を冷却するという観点からは、温度の低い車内の空気を用いることが好適である。
【００４０】
以上で、本最良形態に係るシステムの概略構成を説明したので、次に、本発明の特徴ともいえる、ＥＣＵの機能と制御について詳述する。
【００４１】
はじめに、図３を参照しながら、ＥＣＵの機能を詳述する。ここで、図３は、本最良形態に係るＥＣＵの機能ブロック図である。そこで、当該図に従い説明すると、まず、ＥＣＵは、各種センサ及び各種周辺機器と情報伝達可能に接続されている。尚、本発明と特に関係する要素のみ図示したが、図示しない要素は存在しないのではなく、周知技術で存在する要素は基本的には存在するものと理解すべきである。
【００４２】
そこで、ＥＣＵの機能を説明すると、まず、ＥＣＵは、エンジンの駆動や停止等、エンジン駆動の一切の制御を司るエンジン駆動制御手段１０００を有している。ここで、エンジン駆動制御手段１０００は、エンジン駆動の際に必要な各種パラメータを各センサや各種記憶手段から読み込むパラメータ読み込み手段１０１０と、現在の運転状態が通常運転かエンジン低負荷運転状態であるかを判定する運転状態判定手段１０２０と、最新の運転関連情報（例えば、前述の各種パラメータ、点火時期や吸気絞り弁開度に関する情報）を一時記憶するための運転関連情報一時記憶手段１０３０と、低負荷運転時のエンジン駆動制御を司る低負荷運転時エンジン駆動制御手段１０４０と、を有している。ここで、低負荷運転時エンジン駆動制御手段１０４０は、低負荷運転の際の点火時期や吸気絞り弁開度を決定しセットするための低負荷運転時条件設定手段１０４１と、低負荷運転時に火花点火時期を遅らせるよう点火プラグを制御する火花点火時期遅延制御手段１０４２と、低負荷運転時に吸気絞り弁装置を制御して吸気絞り弁の開度を大きくするよう制御する吸気絞り弁開度制御手段１０４３と、を更に有している。
【００４３】
次に、図４及び図５を参照しながら、本最良形態に係るエンジン制御処理を詳述する。まず、図４は、エンジン駆動制御処理１０００のメインルーチンのフローチャートである。まず、ステップ１００１で、パラメータ読み込み手段１０１０は、エンジンの運転に必要な各種パラメータ、例えば、クランク角を読み込む。次に、ステップ１００２で、運転状態判定手段１０２０は、排気温度センサ１４１での排気温度を参照することにより、排気熱量と排気温度が排気利用システムの要求値を下回っているか否かを判別する。ステップ１００２でＹｅｓの場合、ステップ２０００で、低負荷運転時エンジン駆動制御手段１０４０は、後述する排気昇温制御処理を実行し、当該処理の頭にリターンする。他方、ステップ１００２でＮｏの場合、即ち、低負荷運転時でない通常運転時である場合には、ステップ１００４で、エンジン駆動制御手段１０００は、通常通りの点火タイミングで、かつ、アクセルペダル開度に合わせた通常通りの吸気絞り弁開度で、エンジン駆動制御を実施し、当該処理の頭にリターンする。
【００４４】
次に、図５は、図４におけるエンジン駆動制御処理１０００のサブルーチンである、排気昇温制御処理２０００のフローチャートである。まず、ステップ２００１で、低負荷運転時条件設定手段１０４１は、通常制御の場合に対してリタード（遅延）される点火時期を運転関連情報一時記憶手段１０３０にセットする（特に限定されないが、例えば、４０°ＢＴＤＣ〜１５°ＡＴＤＣが好適であり、ＴＤＣ〜１５°ＡＴＤＣが更に好適である。）。次に、ステップ２００２で、低負荷運転時条件設定手段１０４１は、吸気絞り弁開度をより開状態とするよう運転関連情報一時記憶手段１０３０にセットする。次に、低負荷運転時条件設定手段１０４１は、上記ステップ２００１及びステップ２００２でセットした点火時期及び吸気絞り弁開度に対応して、必要量の燃料噴射量を運転関連情報一時記憶手段１０３０にセットする。そして、ステップ２００４で、吸気絞り弁開度制御手段１０４３は、運転関連情報一時記憶手段１０３０にセットされた吸気絞り弁開度に従い、吸気絞り弁装置１０９を駆動制御し、当該装置１０９内の吸気絞り弁１０８を所定開度とする。次に、ステップ２００５で、低負荷運転時エンジン駆動制御手段１０４０は、運転関連情報一時記憶手段１０３０にセットされた燃料噴射量に従い、燃料噴射装置１１３を駆動制御する。そして、ステップ２００６で、火花点火時期遅延制御手段１０４２は、運転関連情報一時記憶手段１０３０にセットされた点火時期に従い、点火プラグ１２９の点火制御をした後、当該処理の最初にリターンする。
【００４５】
尚、異なる状態への処理移行（低運転時エンジン駆動処理→通常運転時エンジン駆動処理、通常運転時エンジン駆動処理→低運転時エンジン駆動処理）の際には、トルク段差が生じないタイミングで、燃料噴射量、吸気絞り弁開度、点火時期等のセットをすることが好適である。
【００４６】
更には、低負荷運転時エンジン駆動制御処理によっても、まだ十分な排気熱量が得られない場合には、更にエンジン回転数を向上させる処理を実行してもよい。当該処理により、排気熱量を強制的に引き上げることが可能になる。或いは、点火時期をより遅らせることにより排気温度を高めるよう制御してもよい。
【００４７】
次に、図６〜図１０を参照しながら、本最良形態に係る能動的排気熱利用システムの作用効果について説明する。本最良形態に係る能動的排気熱利用システムは、火花点火エンジンの低負荷運転時の排気熱を増加させるための燃焼制御を行うものである。ここで、図６は、エンジンの火花点火時期と熱効率・排ガスの熱エネルギ・排気温度との関係を示した図である（アイドリング時、エンジン回転速度１０００ｒｐｍ）。尚、当該図における知見自体は周知である。まず、点火時期を遅らせると、エンジン出力の熱効率は低下する｛図６（ａ）｝。即ち、発熱等容度が低下し、エンジン出力が低下する。他方、エンジンの熱効率が低下した分、点火時期を遅らせれば遅らせるほど、排ガスの熱エネルギ及び排気温度が上昇する｛図６（ｂ）及び（ｃ）｝。
【００４８】
ここで、低負荷運転時に、点火時期を遅延させて排気温度を上昇させる一方、当該点火時期の遅延に伴うエンジン出力低下を抑制すべく、吸気絞り弁開度を増加させる。これにより、燃料消費量が増加することとなるが、火花点火エンジンの低負荷運転に特有のポンプ損失が低減する。また、燃焼時期の遅れによる燃焼室内の圧力低下に伴い、燃焼温度が低下する。更には、燃焼後から排気行程までの期間が短縮されるため、燃焼ガスが燃焼室壁面と接触する期間が短縮し、その結果、冷却損失割合が低下する。以上により、排気熱量を増加させながら、ポンプ損失と冷却損失の低減により出力低下が抑制されるため、燃料消費量の増加を最小限に抑えることができる。
【００４９】
尚、上記作用を理論的に説明すると下記の通りとなる。
【００５０】
火花点火式エンジンの正味熱効率ηｅは以下の式で表される。ここで、ηｔｈはオットーサイクルの理論熱効率であり、ηｇｌｈは発熱等容度であり、ηｕは燃焼効率であり、ηｍは機械効率であり、φｗは冷却損失割合（冷却損失熱量／実熱発生量）であり、φｐはポンプ損失割合である。
【００５１】
【数１】
2009057836.tif 000003
【００５２】
即ち、エンジン出力の熱効率を示すηｅは、点火時期を遅らせることにより低下する発熱等容度ηｇｌｈに伴い低下することとなる。一方、冷却損失割合φｗは、上記の説明のように、燃焼ガスが燃焼室壁面と接触する期間が短縮し冷却損失熱量が低下するため、結果的に低くなる。また、吸気絞り弁の開度を高く設定するため、ポンプ損失割合φｐが低下する。即ち、後二者の値が低下するため、結果的に熱効率ηeの低下を最小限に抑えることができる。
【実施例】
【００５３】
以下、実施例を参照しながら、本発明を更に具体的に説明する。ここで、本実施例で想定した車両は、４気筒、２０００ｃｃエンジン、車両重量１３５０ｋｇ、抵抗係数Ｃｄ：０．３、前面投影面積：２ｍ２、転がり摩擦係数：０．１２５の車両条件の自動車である。図１に示すようなシステムを構築し、得られたエンジン単体の実験結果から、当該想定車両に搭載した場合の１０・１５モードの走行パターン（図７）における各種機能の推定値を計算した。その結果を図８〜図１０に示す。
【００５４】
はじめに、図８は、想定した車両条件の自動車が、１０・１５モード走行時に要求される、エンジン要求出力と時間との関係を示した図である。即ち、加速運転時の出力要求が最も高く、続いて、高速運転時の出力要求が高く、減速時及び低速運転時（アイドリング時）には、出力要求が最も低いことが分かる。そして、図９は、このような出力要求における、エンジンの通常の最適点火時期（２０°ＢＴＤＣ）で運転した場合における、エンジン単体の実験結果から推定値を求め、排ガスの熱エネルギと時間との関係を示した図である。ここで、当該図中に示した横線は、図１の空気サイクルを作動させるために要求される最低要求熱エネルギ量｛１１．４ｋＷ（機械的ロスを含む要求熱エネルギ量）｝である。このように、アイドリング時及び低速運転時には、当該横線を下回ることが分かる。
【００５５】
他方、図１０は、排気の熱エネルギが不足するアイドリング時及び減速時において点火時期を遅らせて（１５°ＡＴＤＣ）運転した場合における、エンジン単体の実験結果から推定値を求め、排ガスの熱エネルギと時間との関係を示した図である。このように、前記最低要求熱エネルギ量付近まで、減速時及び低速運転時の排ガスの熱エネルギを増加させることができる。尚、本実施例においては、点火タイミング遅延によっても、僅かながら最低要求熱エネルギ量を下回る結果となった。したがって、本実施例では、エネルギ不足分を、エンジンの回転数を増加させることにより、排ガスの熱エネルギを増加させて補うことができる。
【００５６】
その結果、１０・１５モード走行時の燃料消費量は、最適点火時期と比較して約５．７％（７７．３ＭＪ→８１．７ＭＪ）しか上昇しないのに対して、アイドリング条件での排ガスの熱エネルギは、約１００％上昇する。また、図６を参照しても、１割の燃料消費量増加で３割の排気熱量増加、３割の燃料消費量増加で１０割の排気熱量増加という結果となることがわかる。
【００５７】
尚、発電・冷却システム部３００側について説明する。下記で詳述する各要素でのスペックを引用しながら、本システム部の概要説明をする。まず、コンプレッサ３０１からの出口空気（温度４４０℃の圧縮空気）の７０％を第一熱交換器３０２に導入する一方、３０％（０．０２１ｋｇ／ｓ）を第二熱交換器３０５に導入する。そして、第二熱交換器３０５において、４４０℃の高温圧縮空気が、２５℃の外気で冷却される。この際、当該圧縮空気の圧力は、当該第二熱交換器３０５で多少失われる（２％）。そして、当該圧縮空気（３２℃）は第二タービン３０６に導入され、第二タービン３０６でエネルギを奪われる結果、当該タービン３０６の出口から冷却空気（−３８℃）が排出される。そして、冷気温度調整手段３０７で当該冷却空気が外気と混合される結果、１５℃の空気を得ることができる（全エアコン流量は６．６７ｍ／分）。
【００５８】
<コンプレッサ３０１>
入口空気温度：Ｔ１＝２９８Ｋ＝２５℃
比熱比：κ＝１．４００
圧力比：πｃ＝３．１
吸入圧：Ｐ１＝１０１ｋＰａ
吐出圧：Ｐ２＝πｃ×Ｐ１＝３１３．１ｋＰａ
圧縮温度上昇：ΔＴｃ＝Ｔ１×（πｃ（κ―１）／κ―１）／ηｃ＝１４２．１Ｋ
効率：ηｃ＝８０％
吐出温度：Ｔ２＝Ｔ１＋ΔＴｃ＝２９８＋１４２．１＝４４０．１Ｋ
昇圧ヘッド：Ｈｃ＝（κ−１）／κ×Ｒ×ΔＴｃ＝１４５６２．８（ｍ）
空気のガス定数：Ｒ＝２９．２７Ｋｇｍ／ｋｇＫ
空気の重量流量：Ｇａ＝０．０６５４２ｋｇ／ｓ（＝０．６４１２Ｎ／ｓ）
空気の体積流量：Ｑａ／γ＝３．３１２ｍ３／ｓ
空気の比重量：γ＝Ｐ１／（Ｒ×Ｔ１）＝１．１８５ｋｇ／ｍ３
圧縮の所用動力：Ｌｃ＝９．８×Ｇａ×Ｈｃ／１０００＝９．３３７ｋＷ
【００５９】
<第一熱交換器３０２>
効率：ηｈ＝９５％
エンジン排気ガス温度（入口）：Ｔｅｘｈ＝９５０Ｋ＝６７７℃
エンジン排気ガス温度（出口）：Ｔｅｘｈ＝４５６．６Ｋ
出口空気温度（第一タービン入口温度）：Ｔｖｔ＝Ｔ２＋ηｈ×（Ｔｅｘｈ−Ｔ２）＝９２４．５Ｋ
【００６０】
<第二熱交換器（エアクーラ）３０５>
低温側大気温度：２９８Ｋ＝２５℃
出口空気温度（第二タービン入口温度）：Ｔ３＝Ｔ２−ηｈ×（Ｔ２−２９８）＝３０５．１Ｋ＝３２℃
【００６１】
<第一タービン３０３>
駆動空気流量：Ｇｔ＝Ｇｅｘｈ＝０．０４４ｋｇ／ｓ
入口圧力：Ｐｖｔ＝Ｐ２×０．９５＝２９７．４ｋＰａ
出口圧力：Ｐｏｕｔ＝１０１ｋＰａ
圧力比（膨張比）：πｔ＝Ｐｖｔ／１０１＝２．９４５
膨張ヘッド：Ｈｔ＝（ｋ−１）／ｋ×Ｒ×ΔＴｔ＝２１７１７．９（ｍ）
タービン出口温度：Ｔｎｔ＝Ｔｖｔ−ΔＴｔ＝７３５．４Ｋ＝４６２℃
ΔＴｔ＝Ｔｖｔ×（１−１／πｔ（ｋ−１）／ｋ）×ηｔ
ｋ＝１．３４２（空気６５０℃）
効率：ηｔ＝８５％
第一タービン出力：Ｌｔ１＝９．８×Ｇｔ×Ｈｔ／１０００＝９．３６５ｋＷ
【００６２】
<第二タービン３０６>
エア流量：Ｇｃ＝Ｇａ−Ｇｔ
入口圧力：Ｐｉｔ＝Ｐ２×０．９５＝２９７．４ｋＰａ（圧力損失＝５％）
出口圧力：Ｐｏｕｔ＝１０１ｋＰａ
圧力比（膨張比）：πｔ＝Ｐｉｔ／１０１＝２．９４５
断熱ヘッド：Ｈａｄ＝（ｋ−１）／ｋ×Ｒ×ΔＴｔｈ＝８３００（ｍ）
第二タービン出口温度：Ｔ４＝Ｔ３−ΔＴｔｈ×ηｔ＝２３６．２Ｋ＝−３６．８℃
断熱温度降下：ΔＴｔｈ＝Ｔｉｔ×（１−１／πｔ（ｋ−１）／ｋ）
Ｔｉｔ（Ｔ３）＝３０５Ｋ
ｋ＝１．４００（３２℃）
第二タービン出力：Ｌｔ２＝９．８×Ｇａ×Ｈｔｈ×ηｔ／１０００＝１．４８１ｋＷ
【００６３】
<モータ発電機３０４>
発電機効率：９０％
発電機出力：Ｌｅ＝０．９×（Ｔｔ１＋Ｔｔ２−Ｔｃ）＝１．３５８ｋＷ
【００６４】
<冷気供給手段（混合機）３０７>
大気：２９８Ｋ＝２５℃
最終空調温度：１５℃（大気温−１０℃）
Ｔ４×Ｇｃ＋２９８×Ｇｍｉｘ＝２８８×（Ｇｃ＋Ｇｍｉｘ）＝２８８×Ｇａｃ
Ｇａｃ＝Ｇｃ×（２９８−Ｔ４）／１０＝０．１３２３ｋｇ／ｓ
Ｑａｃ＝Ｇａｃ×６０／１．２００＝６．６１５ｍ３／ｍｉｎ
【図面の簡単な説明】
【００６５】
【図１】図１は、本最良形態に係る、空気サイクルシステムを用いた自動車の冷房及び発電システムの概略図である。
【図２】図２は、本最良形態に係る発電・冷却システム部３００の概略図である。
【図３】図３は、本最良形態に係るＥＣＵの機能ブロック図である。
【図４】図４は、エンジン駆動制御処理１０００のメインルーチンのフローチャートである。
【図５】図５は、図４におけるエンジン駆動制御処理１０００のサブルーチンである、排気昇温制御処理２０００のフローチャートである。
【図６】図６は、エンジンの火花点火時期と熱効率・排ガスの熱エネルギ・排気温度との関係を示した図である。
【図７】図７は、１０・１５モードの走行パターンにおける速度と時間の関係を示した図である。
【図８】図８は、実施例において想定した自動車が、１０・１５モード走行時に要求される、エンジン要求出力と時間との関係を示した図である。
【図９】図９は、このような出力要求において、最適点火時期（２０°ＢＴＤＣ）として運転した場合における、エンジン単体の実験結果から推定値を求め、排ガスの熱エネルギと時間との関係を示した図である。
【図１０】図１０は、アイドリング時と減速時の点火時期を遅らせて（１５°ＡＴＤＣ）運転した場合における、エンジン単体の実験結果から推定値を求め、排ガスの熱エネルギと時間との関係を示した図である。
【図１】
2009057836.tif 000004
【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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