Heat energy recovery device

本発明は、熱交換器で吸熱した熱エネルギを機械エネルギに変換する熱エネルギ回収装置に関する。

従来、熱エネルギを機械エネルギに変換する熱サイクル機関が存在する。

例えば、この種の熱サイクル機関としては、吸入した作動流体（作動ガス）を断熱圧縮する圧縮機と、この圧縮機で断熱圧縮された作動ガスに高温流体の熱を等圧力で吸熱させる熱交換器と、この熱交換器で等圧受熱された作動ガスを断熱膨張させる膨張機とを備え、その膨張力を利用してクランクシャフトから出力を取り出すブレイトンサイクル機関があり、下記の特許文献１に開示されている。

このように、熱サイクル機関は、熱を加えた作動ガスの膨張力を利用して出力を得るものであり、例えば、内燃機関の排気ガスの排気熱を用いることによって内燃機関の排気熱回収装置（熱エネルギ回収装置）として構築することができる。

また、そのような熱サイクル機関としては、作動流体（作動ガス）を封入したシリンダに対する外部からの加熱とこの加熱により膨張した作動ガスの冷却とを繰り返し、温度上昇した作動ガスの膨張力によるピストンの押下と膨張した作動ガスの冷却によるピストンの上昇を繰り返させてクランクシャフトから出力を取り出すスターリングサイクル機関があり、下記の特許文献２に開示されている。

特開平６−２５７４６２号公報

特開２００２−２６６７０１号公報

ところで、上述した熱サイクル機関においては、要求される機関出力が低いにも拘わらず仕事を行うと、その仕事に伴い取り出された出力が無駄になってしまい、熱エネルギの回収効率の悪化を招来してしまう。

また、上述したブレイトンサイクル機関の如き熱サイクル機関においては、作動ガスが十分に受熱できることを前提にして圧縮機と膨張機の夫々の容積が決められている。 これが為、熱交換器にて熱が無い場合や極端に少ない場合等の作動ガスの受熱容量が小さい場合に仕事を行うと、このブレイトンサイクル機関においては、膨張機でポンプ損失が発生してしまう。 そして、そのようなポンプ損失があるにも拘わらず圧縮機が無駄に圧縮作動ガスを生成し続けることになるので、熱エネルギの回収効率が悪化してしまう。

そこで、本発明は、かかる従来例の有する不都合を改善し、要求出力が低い場合又は作動ガスの受熱容量が小さい場合に無駄な仕事を行わせることなく熱エネルギの回収効率の悪化を抑制し得る熱エネルギ回収装置を提供することを、その目的とする。

上記目的を達成する為、請求項１記載の発明では、吸入した作動ガスを圧縮するピストンを備えた圧縮機と、この圧縮機で圧縮された作動ガスに高温流体の熱を吸熱させる熱交換器と、その吸熱された作動ガスの膨張により押動されるピストンを備えた膨張機とを有し、要求出力が低い場合又は作動ガスの受熱容量が小さい場合に前記圧縮機で圧縮された作動ガスを貯留する蓄圧室を設けている。

この請求項１記載の発明によれば、要求出力が低い状態又は作動ガスの受熱容量が小さい状態において、従来は有効利用されることの無かった圧縮機で生成された圧縮作動ガスを蓄圧室に貯留することができるので、その圧縮機に無駄な仕事を行わせずにすむ。

また、上記目的を達成する為、請求項２記載の発明では、上記請求項１記載の熱エネルギ回収装置において、作動ガスの受熱容量が小さい場合で且つ前記蓄圧室への圧縮作動ガスの貯留中に前記膨張機からの作動ガスの排出を遮断する遮断手段を設けている。

この請求項２記載の発明によれば、膨張機のポンプ損失を低減することができる。

ここで、請求項３記載の発明の如く、その蓄圧室に貯留された圧縮作動ガスを前記熱交換器に供給する圧縮作動ガス供給手段を設ける。

これにより、その蓄圧室の圧縮作動ガスが熱交換器で等圧受熱され、その後に膨張機へと供給されて断熱膨張を行う。 これが為、圧縮機に仕事を行わせずとも出力を取り出すことができる。

そのように蓄圧室に貯留された圧縮作動ガスを熱交換器へと供給する際には、請求項４記載の発明の如く圧縮機からの作動ガスの排出を遮断することが好ましく、これにより圧縮機の仕事を確実に停止させることができる。

また、請求項５記載の発明の如く、その蓄圧室に貯留された圧縮作動ガスを内燃機関の吸気通路に供給する圧縮作動ガス供給手段を設ける。

これにより、その蓄圧室の圧縮作動ガスを内燃機関の燃焼室に供給することができるので、その燃焼室の吸入空気量が増加し、内燃機関の出力を向上させることができる。

また、請求項６記載の発明の如く、その蓄圧室に貯留された圧縮作動ガスを内燃機関における触媒コンバータよりも上流側の排気通路に供給する圧縮作動ガス供給手段を設ける。

これにより、内燃機関の始動直後等の冷間時において、その蓄圧室の圧縮作動ガスを２次空気として触媒コンバータの上流に供給することができる。 これが為、その触媒コンバータの床温が上昇し、その触媒コンバータの早期活性化を図ることができる。

本発明に係る熱エネルギ回収装置は、上述したが如く、要求出力が低い状態又は作動ガスの受熱容量が小さい状態において無駄な仕事を行わずともよいので、熱エネルギの回収効率の悪化を抑制することができる。 また、膨張機のポンプ損失を低減させることによって、熱エネルギの回収効率の悪化の更なる抑制を図ることができる。

以下に、本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例を図面に基づいて詳細に説明する。 尚、この実施例によりこの発明が限定されるものではない。

本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例１を図１から図７に基づいて説明する。

本実施例１の熱エネルギ回収装置は、高温流体の熱を利用して作動流体を断熱圧縮→等圧受熱→断熱膨張→等圧放熱させて駆動力を得るブレイトンサイクル機関であって、図１に示す如く、吸入した作動流体を断熱圧縮する圧縮機１０と、この圧縮機１０にて断熱圧縮された作動流体に高温流体の熱を等圧力で吸熱させる熱交換器２０と、この熱交換器２０で等圧受熱された作動流体を断熱膨張させる膨張機３０とを備えている。

ここでは、その高温流体として内燃機関（図示略）から排出された排気ガスを使用し、その排気ガスの排気熱を回収して機械エネルギへと変換させる。 即ち、ここで例示する熱エネルギ回収装置は、内燃機関の排気熱を回収する排気熱回収装置である。 また、本実施例１にあっては、圧縮機１０へと吸入される作動流体として空気等の気体（以下「作動ガス」という。）を例示する。

先ず、本実施例１の熱交換器２０について説明する。

この熱交換器２０は、高温流体が流れる第１流路２１と、圧縮機１０で断熱圧縮された作動ガスが流れる第２流路２２とを備えている。 ここで、その第１及び第２の流路２１，２２は、作動ガスへの吸熱効率（熱交換器効率）を高める為に高温流体の流れ方向と作動ガスの流れ方向とが逆になるよう配置することが好ましい。

ここでは内燃機関の排気ガスを高温流体として利用するので、本実施例１の熱交換器２０は、その排気ガスを第１流路２１に流入させるよう図１に示す内燃機関の排気通路８０上に配置されている。 ここで、その排気ガスの排気熱を有効利用する為には、熱交換器２０が可能な限り内燃機関の燃焼室に近い位置（排気通路８０の上流側）へ配置されることが好ましい。 そこで、本実施例１の熱交換器２０は、例えば排気マニホルドの集合部分に配置する。

続いて、本実施例１の圧縮機１０について説明する。

この圧縮機１０は、容積Ｖ _compが一定のシリンダ１１と、このシリンダ１１内を往復運動するピストン１２とを備えている。 このピストン１２は、コネクティングロッド１３を介してクランクシャフト４０に連結される。 尚、そのクランクシャフト４０には、フライホイール５０が配設されている。

また、この圧縮機１０には、大気圧の作動ガスをシリンダ１１内に導く吸気流路１４と、そのシリンダ１１内でピストン１２により断熱圧縮された作動ガスを熱交換器２０の第２流路２２へと導く排気流路１５とが設けられており、その夫々に吸気側開閉弁１６と排気側開閉弁１７が配備されている。

ここで、その吸気側開閉弁１６としては、吸気流路１４とシリンダ１１内の圧力差により作動ガスをシリンダ１１内に流入させる一方、その作動ガスの吸気流路１４への逆流を防ぐ逆止弁（吸気側リード弁）を用いる。 また、排気側開閉弁１７としては、排気流路１５とシリンダ１１内の圧力差により断熱圧縮後の作動ガスを熱交換器２０の第２流路２２に流入させる一方、シリンダ１１内への逆流を防ぐ逆止弁（排気側リード弁）を用いる。

続いて、上記膨張機３０について説明する。

この膨張機３０は、容積Ｖ _exp （ここではＶ _exp ≧Ｖ _comp ）が一定のシリンダ３１と、このシリンダ３１内を往復運動するピストン３２とを備えている。 このピストン３２は、コネクティングロッド３３を介して圧縮機１０と同一のクランクシャフト４０に連結される。

また、この膨張機３０には、熱交換器２０で等圧受熱された作動ガスをシリンダ３１内に導く吸気流路３４と、断熱膨張後の作動ガスをシリンダ３１の外に導く排気流路３５とが設けられており、その夫々に吸気側開閉弁３６と排気側開閉弁３７が配備されている。

ここで、その吸気側開閉弁３６及び排気側開閉弁３７としては、例えばチェーンやスプロケット等を介することによりクランクシャフト４０の回転に同期して開閉動作を行う回転同期弁を用いる。

この排気熱回収装置においては、図２−１のＰ−Ｖ線図や図２−２のＴ−ｓ線図に示す如く、圧力Ｐ１（＝大気圧）の作動ガスが吸気流路１４から圧縮機１０のシリンダ１１内に吸入され、この圧縮機１０にて圧力Ｐ１，体積Ｖ１（＝Ｖ _comp ），温度Ｔ１，エントロピｓ１の作動ガスをピストン１２が断熱圧縮する。 しかる後、この断熱圧縮された圧力Ｐ２，体積Ｖ２，温度Ｔ２，エントロピｓ１の作動ガスが排気流路１５から排出され、熱交換器２０で排気ガスの排気熱と等圧受熱される。

そして、その等圧受熱された圧力Ｐ２，体積Ｖ３，温度Ｔ３，エントロピｓ２の作動ガスは、吸気流路３４を介して膨張機３０のシリンダ３１内へと流入し、断熱膨張しながらピストン３２を下降させる。 その断熱膨張後の圧力Ｐ１，体積Ｖ４，温度Ｔ４，エントロピｓ２の作動ガスは、排気流路３５を介して膨張機３０から排気（等圧放熱）される。

この排気熱回収装置においては、そのようにして排気ガスの排気熱を回収し、膨張機３０の断熱膨張行程においてクランクシャフト４０を回転させる。

ところで、この排気熱回収装置においては、その要求出力（クランクシャフト４０から取り出される出力の要求値）が低いときに仕事を行うと、その仕事により取り出された出力が無駄になってしまい、熱エネルギの回収効率の悪化を招来してしまう。

また、上述した本実施例１における圧縮機１０の容積Ｖ _compと膨張機３０の容積Ｖ _expは、熱交換器２０で作動ガスが排気熱を十分に受熱できることを前提に夫々設定されている。 これが為、例えば、内燃機関を一時停止させた場合や内燃機関が減速中のときのような排気熱が無い状態又は極端に少ない状態等の作動ガスの受熱容量が小さい状態においては、夫々の容積Ｖ _comp ，Ｖ _expの均衡が崩れてしまい、図３に示す膨張機３０のポンプ損失に伴った引きずり抵抗が発生してしまう。 尚、その図３は、上述した膨張機３０のＰ−Ｖ線図であって、排気熱の有無による相違を示す図である。 また、そのようなポンプ損失を発生させてしまうにも拘わらず、圧縮機１０は、圧縮作動ガスを生成し続けて無駄な仕事をするので、熱エネルギの回収効率が悪化してしまう。

そこで、本実施例１にあっては、要求出力が低い場合又は作動ガスの受熱容量が小さい場合に、圧縮機１０で生成された圧縮作動ガスを貯留することが可能な図１に示す蓄圧室６０を設ける。 この蓄圧室６０は、圧縮機１０の排気流路１５上（具体的には第１排気流路１５ａと第２排気流路１５ｂとの間）に設けた三方弁６１と分流通路６２を介して排気流路１５に接続される。

その本実施例１の三方弁６１は、内燃機関の制御手段たる電子制御装置（ＥＣＵ）７０によって切り替え動作が行われる。

具体的に説明すると、例えば、その三方弁６１は、通常、第１排気流路１５ａと第２排気流路１５ｂとを連通させる一方、これらと分流通路６２とを遮断させている。 かかる状況下において、電子制御装置７０は、要求出力が低い状態又は作動ガスの受熱容量が小さい状態を検知すると、三方弁６１を制御して、第１排気流路１５ａと分流通路６２とを連通させる一方、これらと第２排気流路１５ｂとを遮断させる。 これにより、圧縮機１０で生成された圧縮作動ガスが第１排気流路１５ａ、分流通路６２を介して蓄圧室６０に溜められる。

ここで、その電子制御装置７０は、例えば、内燃機関の機関回転数に基づいて内燃機関の一時停止状態や減速状態を判断し、「排気熱が無い状態」や「排気熱が極端に少ない状態」等の作動ガスの受熱容量が小さい状態を検知することができる。 また、その電子制御装置７０は、内燃機関の排気通路８０上に配置された排気温センサ（図示略）の検出信号に基づいて作動ガスの受熱容量が小さい状態を検知することもできる。

このように、本実施例１によれば、要求出力が低い状態又は作動ガスの受熱容量が小さい状態において、膨張機３０への作動ガスの流入を阻止し、圧縮機１０が生成した圧縮作動ガスを蓄圧室６０に溜めることができる。 即ち、この排気熱回収装置は、その要求出力が低い場合に従来は無駄に消費されていた圧縮機１０の仕事を蓄圧室６０に蓄積するので、熱エネルギの回収効率の悪化を抑制することができる。

ところで、その蓄圧室６０に蓄積された圧縮作動ガスは、種々の形態において利用することができる。 しかしながら、その圧縮作動ガスは、供給し続けるにつれて減少し、有効利用できなくなってしまう。 ここで、蓄圧室６０から圧縮作動ガスが減少していくと、その内部圧力が低下する。 これが為、本実施例１にあっては、蓄圧室６０の内部圧力を検出する図１に示す圧力センサ６３を設け、その検出信号に基づいて圧縮作動ガスの減少を電子制御装置７０に検知させる。

以下に、その蓄圧室６０に蓄積された圧縮作動ガスの利用形態について例示する。

最初に、その圧縮作動ガスをブレイトンサイクルで利用する場合について説明する。

ここでは、蓄圧室６０に貯留されている圧縮作動ガスを熱交換器２０の第２流路２２へと供給し、その圧縮作動ガスへの等圧受熱を行わせる。 これが為、その蓄圧室６０の圧縮作動ガスを供給対象たる熱交換器２０の第２流路２２へと導く圧縮作動ガス供給路を設ける。

その圧縮作動ガス供給路は、専用のものとして蓄圧室６０と第２流路２２との間に配備してもよいが、ここでは既に具備されている分流通路６２と第２排気流路１５ｂとを圧縮作動ガス供給路として利用する。

かかる場合、電子制御装置７０は、例えば熱交換器２０に排気熱が十分に供給される状態を検知し、且つ、蓄圧室６０の内部圧力が図４に示す「ＰＡ ₂ 」以上のときに、三方弁６１を制御して、第２排気流路１５ｂと分流通路６２とを連通させる一方、これらと第１排気流路１５ａとを遮断させる。

ここで、上述した内部圧力ＰＡ ₂とは、それよりも低い内部圧力（例えば、図４に示す内部圧力ＰＡ ₃ ）のときに蓄圧室６０の圧縮作動ガスを利用すると、膨張機３０においてポンプ損失を発生させてしまう蓄圧室６０の内部圧力値のことをいい、そのようなポンプ損失を回避する為の閾値である。

これにより、蓄圧室６０における図４に示す圧力ＰＡ ₁の圧縮作動ガスは、熱交換器２０に供給されて等圧受熱される。 そして、膨張機３０においては、圧力ＰＡ ₁の作動ガスが熱交換器２０から供給されて断熱膨張を行い、クランクシャフト４０を回転させる。

一方、圧縮機１０においては、上述したが如く第２排気流路１５ｂ及び分流通路６２と第１排気流路１５ａとが遮断しているので、その第１排気流路１５ａへの作動ガスの排出が遮断させられている。 これが為、かかる場合の圧縮機１０においては、図５のＰ−Ｖ線図に示す如く大気圧Ｐ１及び体積Ｖ _compの状態と圧力ＰＢ及び体積Ｖｏの状態とを繰り返すので損失が発生しない。 尚、その図５における「ＰＢ」はピストン１２が上死点に位置しているときの圧縮機１０の圧力を示し、「Ｖｏ」はピストン１２が上死点に位置しているときの圧縮機１０の体積を示す。

このように、蓄圧室６０に蓄積された圧縮作動ガスをブレイトンサイクルで利用する場合には、圧縮機１０での仕事を無くすことができるので、効率良く排気熱の回収仕事を増加させることができる。 特に、ここでは、圧縮機１０から第１排気流路１５ａへと作動ガスを排出できなくなるので、その圧縮機１０の仕事が確実に停止させられて、より効果的に効率の良い排気熱の回収仕事を行うことができる。

ここで、電子制御装置７０は、圧力センサ６３の検出信号を参照しながら蓄圧室６０の内部圧力を監視し、その内部圧力が上述した閾値ＰＡ ₂まで低下したときに三方弁６１を制御し、第１排気流路１５ａと第２排気流路１５ｂとを連通させる一方、これらと分流通路６２とを遮断させる。 これにより、圧縮機１０が仕事を始め（圧縮作動ガスを生成し）、通常のブレイトンサイクルに復帰する。

以上示した如く、ここでは、分流通路６２，第２排気流路１５ｂ，三方弁６１，圧力センサ６３及び電子制御装置７０によって圧縮作動ガス供給手段が構成され、この圧縮作動ガス供給手段により蓄圧室６０の圧縮作動ガスを熱交換器２０の第２流路２２へと供給する。 また、その圧縮作動ガス供給手段は、上述したが如く、その蓄圧室６０の圧縮作動ガスを熱交換器２０の第２流路２２へと供給する際に、三方弁６１を制御して圧縮機１０からの作動ガスの排出を遮断している。

次に、蓄圧室６０に蓄積された圧縮作動ガスを図６に示す内燃機関８１の出力補助として利用する場合について説明する。 即ち、通常の吸入空気量では内燃機関８１が要求出力を満たせない場合に、蓄圧室６０の圧縮作動ガス（圧縮空気）を必要量だけ燃焼室へと供給し、その要求出力を達成させる。

ここでは、図６に示す如く、蓄圧室６０の圧縮作動ガス（圧縮空気）を供給対象たる内燃機関８１の吸気通路８２へと導く圧縮作動ガス供給路６４を設け、この圧縮作動ガス供給路６４上に圧縮作動ガスの流量制御弁６５を設ける。 また、その圧縮作動ガス供給路６４は、一端を蓄圧室６０の内部と連通させ、他端を逆止弁６６を介して内燃機関８１の吸気通路８２に連通させる。 その逆止弁６６は、圧縮作動ガス供給路６４と吸気通路８２の圧力差により圧縮作動ガスを吸気通路８２に流入させる一方、作動ガスの圧縮作動ガス供給路６４への逆流を防ぐものである。

かかる場合、電子制御装置７０は、内燃機関８１が要求出力を満たすことができず、且つ、蓄圧室６０の内部圧力が所定値以上のときに、流量制御弁６５を制御して内燃機関８１が要する量の圧縮作動ガスを吸気通路８２へと供給させる。 これにより、燃焼室への吸入空気量が増加するので、内燃機関８１の出力が向上して要求出力を満たすことができる。

ここで、その所定値とは、逆止弁６６を作動させる為に要する圧力値であり、吸気通路８２の圧力（例えば大気圧）よりも高い値のことをいう。

また、流量制御弁６５の制御量については、例えば、内燃機関８１の出力補助に要する圧縮作動ガス量と流量制御弁６５の開弁角度との関係からなるマップデータやデータベースを予め用意しておく。 そして、電子制御装置７０は、必要とする圧縮作動ガス量に応じた流量制御弁６５の開弁角度をマップデータ等から読み込んで流量制御弁６５を制御する。

尚、その際には、第１排気流路１５ａと第２排気流路１５ｂとを連通させる一方、これらと分流通路６２とを遮断させるように三方弁６１が制御されており、通常のブレイトンサイクルを行っている。

電子制御装置７０は、かかる場合においても圧力センサ６３の検出信号を参照しながら蓄圧室６０の内部圧力を監視しており、その内部圧力が上述した所定値まで低下したときに流量制御弁６５を制御して閉弁させる。

以上示した如く、ここでは、圧縮作動ガス供給路６４，流量制御弁６５，逆止弁６６，圧力センサ６３及び電子制御装置７０によって、蓄圧室６０の圧縮作動ガスを内燃機関８１の吸気通路８２へと供給する圧縮作動ガス供給手段が構成される。

次に、蓄圧室６０に蓄積された圧縮作動ガスを図７に示す内燃機関８１の始動時における排気流路への２次空気として利用する場合について説明する。

一般に、内燃機関８１においては、排気ガス中のＨＣ，ＣＯ，ＮＯｘ等の有害物質を酸化，還元させる三元触媒等からなる図７に示す触媒コンバータ８４が排気流路上に設けられている。 この触媒コンバータ８４は、理論空燃比付近で有害物質の十分な転化効率を得られるものであり、また、所定の温度（活性化温度）以上になることで活性化するものである。

ここで、内燃機関８１の始動直後等の冷間時においては、暖気後と比して、一般に吸入空気温度が低く燃料の気化特性も悪化するので、燃料噴射量を増量して空燃比を理論空燃比よりも濃くしている。 これが為、かかる冷間時においては、触媒コンバータ８４でのＨＣ，ＣＯの転化効率が低下するので、触媒コンバータ８４通過後の排気ガス中のＨＣ，ＣＯ濃度が高くなってしまう、という不都合が生じていた。

そこで、ここでは、その冷間時のＨＣ，ＣＯを低減させる為に、触媒コンバータ８４の排気ガスの流れに対する上流側の排気通路８３に蓄圧室６０の圧縮作動ガス（圧縮空気）を２次空気として供給する。

かかる場合においても、図７に示す如く、逆止弁６６を介して蓄圧室６０の圧縮作動ガス（圧縮空気）を供給対象たる排気通路８３へと導く圧縮作動ガス供給路６４を設け、この圧縮作動ガス供給路６４上に圧縮作動ガスの流量制御弁６５を設けている。

かかる場合の電子制御装置７０は、例えば、内燃機関８１の始動直後で、且つ、蓄圧室６０の内部圧力が所定値以上のときに、流量制御弁６５を制御して触媒コンバータ８４の早期活性化を図り得る量の圧縮作動ガスを排気通路８３へと供給させる。 これにより、その触媒コンバータ８４の温度が上昇して活性化し、機関始動直後におけるＨＣ，ＣＯを低減させることができる。

ここで、その所定値とは、逆止弁６６を作動させる為に要する圧力値であり、排気通路８３の圧力よりも高い値のことをいう。

また、流量制御弁６５の制御量については、例えば、触媒コンバータ８４の床温と当該触媒コンバータ８４を活性温度まで上昇させ得る圧縮作動ガス量と流量制御弁６５の開弁角度との関係からなるマップデータやデータベースを予め用意しておく。 そして、電子制御装置７０は、必要とする圧縮作動ガス量に応じた流量制御弁６５の開弁角度をマップデータ等から読み込んで流量制御弁６５を制御する。

尚、ここでも、その際には、第１排気流路１５ａと第２排気流路１５ｂとを連通させる一方、これらと分流通路６２とを遮断させるように三方弁６１が制御されており、通常のブレイトンサイクルを行っている。

以上示した如く、ここでは、圧縮作動ガス供給路６４，流量制御弁６５，逆止弁６６，圧力センサ６３及び電子制御装置７０によって、蓄圧室６０の圧縮作動ガスを内燃機関８１における触媒コンバータ８４よりも上流側の排気通路８３へと供給する圧縮作動ガス供給手段が構成される。

本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例２を図８から図９−２に基づいて説明する。 尚、ここでも、その熱エネルギ回収装置として、内燃機関（図示略）の排気熱を回収する排気熱回収装置を例に挙げる。

本実施例２の排気熱回収装置は、前述した実施例１の排気熱回収装置において、蓄圧室６０への圧縮作動ガスの貯留中に発生している膨張機３０のポンプ損失を低減させたものである。

ここで、図３における膨張機３０のポンプ損失の拡大図を図９−１に示す。 その図３及び図９−１の「Ｐ１」は大気圧を示し、「Ｐａ」は負圧を示す。 また、「Ｖｏ」はピストン３２が上死点に位置しているときの膨張機３０の体積を示し、「Ｖ _exp 」はピストン３２が下死点に位置しているときの膨張機３０の体積を示す。

この図３及び図９−１から明らかなように、「排気熱が無い状態」又は「排気熱が極端に少ない状態」等の作動ガスの受熱容量が小さい状態においては、ピストン３２が下死点に位置しているときに膨張機３０が負圧Ｐａとなり、クランクシャフト４０の回転に同期して排気側開閉弁３７が開弁した際に体積Ｖ _exp一定のまま即座に膨張機３０が大気圧Ｐ１になる。 しかる後、この膨張機３０は、大気圧Ｐ１のままピストン３２が上死点へと移動する。

このように、膨張機３０におけるポンプ損失は、排気側開閉弁３７が開弁した際に即座に大気圧Ｐ１になることによって大きくなってしまう。

そこで、本実施例２では、そのポンプ損失を低減させる為に、前述した実施例１の排気熱回収装置において、作動ガスの受熱容量が小さい場合で且つ蓄圧室６０への圧縮作動ガスの貯留中に膨張機３０からの作動ガスの排出を遮断可能な遮断手段を設ける。 具体的には、図８に示す如く、膨張機３０の排気流路３５における排気側開閉弁３７の下流側に電子制御装置７０で開閉動作可能な開閉弁３８を設ける。 その開閉弁３８は、通常は開状態になっており、作動ガスの受熱容量が小さい場合で且つ蓄圧室６０に圧縮作動ガスを貯留している状態のときに閉弁させる。

ここで、かかる開閉弁３８の閉弁制御を行ったとしても、膨張機３０は、図９−２に示す如く、ピストン３２が下死点に位置しているときに負圧Ｐａになる。 しかしながら、ここでは、その後に排気側開閉弁３７がクランクシャフト４０の回転と同期して開弁した際に排気側開閉弁３７の下流側の開閉弁３８が閉弁されているので、排気流路３５内における開閉弁３８までの間の残存作動ガスがシリンダ３１へと負圧により流入する。 これにより、膨張機３０は、負圧Ｐａから負圧Ｐｂまで僅かに圧力上昇した後、ピストン３２の上昇に伴って大気圧Ｐ１側へと圧力上昇していく。

このように、本実施例２にあっては、作動ガスの受熱容量が小さい場合で且つ蓄圧室６０に圧縮作動ガスを貯留している状態において開閉弁３８を閉弁させることで、膨張機３０におけるポンプ損失が大幅に低減される。

即ち、本実施例２の電子制御装置７０は、作動ガスの受熱容量が小さい状態を検知した際に、第１排気流路１５ａと分流通路６２とを連通させ、これらと第２排気流路１５ｂとを遮断させるように三方弁６１を制御し、更に開閉弁３８を制御して閉弁させる。 これにより、圧縮機１０で生成された圧縮作動ガスが蓄圧室６０に蓄積されると共に、膨張機３０におけるポンプ損失が大幅に低減される。 これが為、本実施例２の排気熱回収装置においては、熱エネルギの回収効率の悪化を更に抑制することができる。

ここで、本実施例２にあっても、その蓄圧室６０に蓄積された圧縮作動ガスは、実施例１にて例示したが如き種々の形態において利用することができる。

以上のように、本発明に係る熱エネルギ回収装置は、要求出力が低い場合又は作動ガスの受熱容量が小さい場合における無駄な仕事の抑制に有用であり、特に、これによって熱エネルギの回収効率の悪化を抑制させる技術に適している。

本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例１の構成を示す図である。

ブレイトンサイクル機関について説明するＰ−Ｖ線図である。

ブレイトンサイクル機関について説明するＴ−ｓ線図である。

排気熱の有無による膨張機のＰ−Ｖ線図の相違を示す図である。

蓄圧室の圧縮作動ガスをブレイトンサイクルで利用した場合の膨張機のＰ−Ｖ線図であって、その蓄圧室の内部圧力による相違を示す図である。

蓄圧室の圧縮作動ガスをブレイトンサイクルで利用した場合の圧縮機のＰ−Ｖ線図である。

蓄圧室の圧縮作動ガスを内燃機関の出力補助として利用する場合の構成を示す図である。

蓄圧室の圧縮作動ガスを内燃機関の始動時における排気流路への２次空気として利用する場合の構成を示す図である。

本発明に係る熱エネルギ回収装置の実施例２の構成を示す図である。

図３に示す膨張機のポンプ損失の拡大図である。

本実施例２の開閉弁を閉弁させた状態での膨張機のポンプ損失を示す図である。

符号の説明

１０ 圧縮機 １１ シリンダ １２ ピストン １４ 吸気流路 １５ 排気流路 １５ａ 第１排気流路 １５ｂ 第２排気流路 １６ 吸気側開閉弁 １７ 排気側開閉弁 ２０ 熱交換器 ３０ 膨張機 ３１ シリンダ ３２ ピストン ３４ 吸気流路 ３５ 排気流路 ３６ 吸気側開閉弁 ３７ 排気側開閉弁 ３８ 開閉弁 ６０ 蓄圧室 ６１ 三方弁 ６２ 分流通路 ６３ 圧力センサ ６４ 圧縮作動ガス供給路 ６５ 流量制御弁 ６６ 逆止弁 ７０ 電子制御装置（ＥＣＵ）
８０ 排気通路 ８１ 内燃機関 ８２ 吸気通路 ８３ 排気通路 ８４ 触媒コンバータ