JP2006046878A - 排熱利用空調システム - Google Patents

Abstract

【課題】本発明は、熱源の排熱を、バッチシステムを用いずに、かつ系内を負圧（真空側）とすることなく、しかも発生熱と空気調和機の冷媒との間に熱交換器を介在させることなく簡素な構成の排熱利用空調システムを提供する。
【解決手段】排熱駆動型のランキンサイクルＲは、分散型電源Ｎの排熱と熱交換する排熱処理用熱交換器１、膨張機２、膨張機サイクル用凝縮器４、ポンプ６が連通され、熱発生用冷凍サイクルＨは、ランキンサイクルの膨張機と機械的に連結され駆動される圧縮機３、膨張機サイクル用凝縮器と並設される熱発生用室外熱交換器５、膨張弁７が連通され、空気調和機Ｋの冷凍サイクルＳは、圧縮機１４、四方切換え弁１３、室外熱交換器１１、室内熱交換器１２が連通され、熱伝達機構Ｄは、空気調和機Ｋの冷凍サイクルＳに導かれる冷媒に対し熱発生用冷凍サイクルの冷媒を合流混合させ、空気調和機の冷凍サイクルへ熱伝達する。
【選択図】 図１

Description

本発明は、たとえば分散型電源の排熱を空気調和機の冷凍サイクルに利用する、排熱利用空調システムに関する。

石炭、石油等のいわゆる一次燃料に対する削減化を得るために、たとえばリン酸型燃料電池、ガスエンジン発電機、マイクロガスタービン発電機などの分散型電源がコージェネレーションの形で市場化されている。
そして、近年、さらに小規模（たとえば、発電能力が１０ＫＷ以下）の分散型電源の開発に力が注がれている。このような小規模分散型電源においては、その主力として、小規模でありながら発電効率が良く、取扱いが容易である固体高分子型の燃料電池が注目されている。
しかしながら、この種の分散型電源は、コージェネレーションの形にしてはじめて一次燃料を削減できるため、冬場はともかく、夏場における発電時の排熱処理が重要となる。一般的に、夏場における排熱処理は吸収式冷凍機を用いて、冷熱への変化という形で行われているが、排熱温度が８０℃程度と低いために稼働効率は０．１にも満たない。

最近では、吸着剤を用いた吸着式冷凍機の開発が行われているが、この種の装置においても効率は０．５程度でしかない。その一方で、上述の分散型電源から排出される熱量は、経済的な設置台数から考えると概ね１５ＫＷ程度であって、たとえ吸着式冷凍機を用いても、この排熱だけで冷房負荷の全てをまかなうことは困難である。
そこで、［特許文献１］には、ターボ冷凍機と、吸収式冷凍機と、これらの冷凍機の間で冷熱を伝達するために冷媒を循環させる冷熱伝達循環系とを用いて、吸収式冷凍機で生成した冷熱を、冷熱伝達循環系を介してターボ冷凍機に供給し、液冷媒を過冷却する技術が開示されている。すなわち、得られた冷熱を空気調和機の凝縮器出口側冷媒に対する過冷却増加に利用している。
特開２００３−２０７２２４号公報

当然ではあるが、同様な手段は近時、注目されている吸着式冷凍機を使用しても可能である。しかしながら、実際には、このような吸着式冷凍機を用いても、以下に述べるような欠点が存在している。
（１） 連続出力するためには、同一形式のシステムを複数用いるバッチシステムになってしまい、高コストで、かつシステム容積が大きくなる。
（２） 吸着式冷凍機の場合は、水を熱媒体として得られた冷熱を空気調和機の冷凍サイクルの冷媒へ伝えるため、発生冷熱と冷媒との間に熱交換器が２つ介在しなければならず、効率が低下する。
（３） 系内の真空度によって効率が大きく作用される。したがって、高い真空度を維持するために定期的なメンテナンスが必要であり、手間がかかる。

本発明は上記事情に着目してなされたものであり、その目的とするところは、熱源（分散型電源）の排熱を、バッチシステムを用いず、系内を負圧（真空側）とすることなく、しかも発生熱と空気調和機の冷媒との間の熱交換器を不要として、簡素な構成で熱効率の良いの排熱利用空調システムを提供しようとするものである。

上述の目的を満足するため本発明の排熱利用空調システムは、熱源から導かれる排熱と熱交換する排熱処理用熱交換器、膨張機、膨張機サイクル用凝縮器およびポンプが順次連通される排熱駆動型のランキンサイクルと、この排熱駆動型のランキンサイクルにおける上記膨張機と機械的に連結され膨張機によって駆動される圧縮機、膨張機サイクル用凝縮器と並設される熱発生用室外熱交換器および膨張弁が順次連通される熱発生用冷凍サイクルと、圧縮機、四方切換え弁、室外熱交換器および室内熱交換器が順次連通される冷凍サイクルを備えた空気調和機と、この空気調和機の冷凍サイクルに導かれる冷媒に対し熱発生用冷凍サイクルに導かれる冷媒を合流混合させて空気調和機の冷凍サイクルへ熱伝達する熱伝達手段とを具備する。

本発明によれば、熱源である、たとえば分散型電源の排熱を利用して、空気調和機の効率向上化を得るという効果を奏する。

以下、図面を参照して本発明の実施の形態に係る排熱利用空調システムを図面にもとづいて説明する。
図１は、本発明における第１の実施の形態に係る排熱利用空調システムの構成図であり、図１（Ａ）は冷房運転時、図１（Ｂ）は暖房運転時を示している。
排熱利用空調システムは、排熱処理用熱交換器１と、膨張機２と、膨張機サイクル用凝縮器４および、ポンプ６が順次、冷媒管Ｐａを介して連通され、冷媒を循環させる排熱駆動型のランキンサイクルＲを備えている。

上記排熱処理用熱交換器１は、高熱熱源である、たとえば分散型電源Ｎにおいて生成される排熱を、排熱管Ｐｂを介して導びき、上記ランキンサイクルＲにおいて循環する冷媒と熱交換をさせるようになっている。排熱処理用熱交換器１で熱交換した後の排熱は、再び分散型電源Ｎに導かれる。
さらに排熱利用空調システムは、上記ランキンサイクルＲを構成する膨張機２に対して機械的に連結される圧縮機３と、上記膨張機サイクル用凝縮器４と熱交換可能に組合わされる熱発生用凝縮器５および、膨張弁７とから構成される。上記膨張弁７と圧縮機３との間には後述する熱伝達機構（熱伝達手段）Ｄが介在され、これらを順次冷媒管Ｐｃを介して連通し冷媒を循環させる熱発生用冷凍サイクルＨを備えている。

さらに排熱利用空調システムは、圧縮機１４と、四方切換え弁１３と、室外熱交換器１１および、室内熱交換器１２から構成される。室外熱交換器１１と室内熱交換器１２との間には上記熱伝達機構Ｄが介在され、これらを順次、冷媒管Ｐｄを介して連通して冷媒を循環させる冷凍サイクルＳを備えている。そして、この冷凍サイクルＳは、図中破線で示す空気調和機Ｋに備えられる。
上記熱伝達機構Ｄは、冷凍サイクルＳを構成する室外熱交換器１１と室内熱交換器１２との間を接続する冷媒管Ｐｄに直列に設けられる第１の膨張弁９とアキュームレータ８および第２の膨張弁１０を備えている。さらに、第１の膨張弁９には開閉弁１６が並列に接続される並列回路ａが構成され、かつアキュームレータ８と第２の膨張弁１０との直列回路に開閉弁１５が並列に接続される並列回路ｂが構成される。

また、上記熱発生用冷凍サイクルＨにおいて、一端部が圧縮機３に接続される冷媒管Ｐｃの他端部は、上記アキュームレータ８内に挿入され、ここで気液分離されたうちのガス冷媒を導入して上記圧縮機３に導く、もしくは圧縮機３から冷媒ガスをアキュームレータ８へ導くことができるようになっている。
さらに、上記熱発生用冷凍サイクルＨにおいて、一端部が膨張弁７に接続される冷媒管Ｐｃの他端部は、上記アキュームレータ８と第１の膨張弁９および開閉弁１６の並列回路ａとの間の冷媒管Ｐｄに接続され、膨張弁７から冷媒を上記アキュームレータ８と並列回路ａとの間に導く、もしくは逆方向に導くことができるようになっている。

このようにして構成される熱伝達機構Ｄは、上記熱発生用冷凍サイクルＨと、空気調和機Ｋの冷凍サイクルＳとが共有するところとなり、熱発生用冷凍サイクルＨでは通常の冷凍サイクルが構成され、空気調和機Ｋの冷凍サイクルＳでは、いわゆるヒートポンプ式冷凍サイクルを構成している。
このような排熱利用空調システムにおいて、空気調和機Ｋが冷房運転をなす場合について、図１（Ａ）から説明する。
熱源である分散型電源Ｎで生成される排熱が、排熱管Ｐｂを介してランキンサイクルＲを構成する排熱処理用熱交換器１に導かれ、ここで冷媒管Ｐａに循環する冷媒と熱交換する。熱交換して温度低下した排熱は排熱処理用熱交換器１から導出されて分散型電源Ｎに導かれる。その一方で、排熱処理用熱交換器１で熱交換して高温高圧化した冷媒ガスは膨張機２へ導かれ、膨張仕事による動力を発生させる。

膨張機２で膨張仕事をすることにより冷媒ガスは低圧化し、膨張機サイクル用凝縮器４に導かれて熱発生用熱交換器５と熱交換したあと、ポンプ７に導かれて昇圧される。ついで、再び排熱処理用熱交換器１に導かれて排熱を吸収し、さらに上述の径路を循環して同様の作用を繰り返す。
また、上記膨張機２が圧縮仕事をなすことにより、膨張機２と機械的に連結される熱発生用冷凍サイクルＨの圧縮機３を駆動する。圧縮機３から吐出された高温高圧の冷媒ガスは、熱発生用熱交換器５に導かれてランキンサイクルＲを構成する膨張機サイクル用凝縮器４と熱交換する。ここで凝縮液化した冷媒は膨張弁７に導かれ中温中圧の状態となって熱伝達機構Ｄを構成するアキュームレータ８に導入される。

一方、空気調和機Ｋにおいては圧縮機１４が駆動され、高温高圧の冷媒ガスが四方切換え弁１３を介して室外熱交換器１１に導かれ凝縮液化する。この液冷媒は熱伝達機構Ｄを構成する第１の膨張弁９に導かれて減圧され、中温中圧の状態となってアキュームレータ８に導入される。
すなわち、熱伝達機構Ｄのアキュームレータ８において熱発生用冷凍サイクルＨから導かれる中温中圧の液冷媒と、空気調和機Ｋの冷凍サイクルＳから導かれる中温中圧の液冷媒が混合し、かつ気液分離される。アキュームレータ８において気液分離されたガス冷媒は、熱発生用冷凍サイクルＨの冷媒管Ｐｃを介して圧縮機３に吸込まれ、ランキンサイクルＲの膨張仕事にともなって圧縮される。そして、上述した径路を再び循環する。
また、アキュームレータ８で分離された液冷媒は、アキュームレータから導出されて第２の膨張弁１０に導かれ、再度減圧される。そのたあと、室内熱交換器１２に導かれて蒸発し、室内の冷房作用をなす。

このようにして、本発明の排熱利用空調システムでは、熱発生用冷凍サイクルＨで発生した冷熱を熱交換器を介さずに、熱伝達機構Ｄを構成するアキュームレータ８において空気調和機Ｋの冷凍サイクルＳへ伝達することができる。しかも、本システムはバッチシステムではなく、また吸着式冷凍機とは相違して系内には空調用冷媒が充満しているために負圧にならずにすみ、メンテナンスが不要であるとともに、システムがコンパクト化するなどの有利な条件を備える。
つぎに、上記排熱利用空調システムにおいて、空気調和機Ｋが暖房運転をなす場合について、図１（Ｂ）から説明する。
このとき分散型電源Ｎで生成される排熱は、たとえば給湯槽に導かれて給湯に供せられる。すなわち分散型電源Ｎの排熱はランキンサイクルＲへは導かれず、したがってランキンサイクルは駆動しない。

ランキンサイクルＲが駆動しないことで膨張機２において膨張仕事が発生しないから、熱発生用冷凍サイクルＨを構成する圧縮機３も駆動されず、この冷凍サイクルＨにおいて冷媒の循環はない。すなわち、冷房運転時のように熱伝達機構Ｄに中温中圧の冷媒が導かれることはない。
空気調和機Ｋにおける冷凍サイクルＳの四方切換え弁１３が切換るとともに、熱伝達機構Ｄの開閉弁１５が開放される。冷凍サイクルＳの圧縮機１４が駆動され、ここで圧縮された高温高圧の冷媒ガスが室内熱交換器１２に導かれて凝縮熱を放出し、室内の暖房作用をなす。
室内熱交換器１２から導出された液冷媒は、熱伝達機構Ｄにおける開閉弁１５に導かれて第１の膨張弁１０とアキュームレータ８をバイパスする。さらに、室外熱交換器１１に搭載されている膨張弁の有無により、膨張弁９にて減圧させられるか、バイパスさせられ、室外熱交換器１１に導かれて蒸発する。再び四方切換え弁１３を介して圧縮機１４に吸込まれて圧縮され、上述の径路の循環する。
すなわち、第１の実施の形態における暖房運転時では、分散型電源Ｎの排熱を利用しないところから、空気調和機Ｋにおいては純然たるヒートポンプ式の冷凍サイクルＳによるものとなる。

図２は、本発明における第２の実施の形態に係る排熱利用空調システムの構成図であり、図２（Ａ）は冷房運転時、図２（Ｂ）は暖房運転時を示している。
後述するように、先に図１で説明した第１の実施の形態と相違する部位にのみ説明し、同一部位については同番号を付して新たな説明を省略する。
熱発生用冷凍サイクルＨａを構成する圧縮機３の吐出側に四方切換え弁２０が設けられる。この四方切換え弁の残りのポートには、圧縮機３の吸込み側と、熱発生用室外熱交換器５および熱伝達機構Ｄａのアキュームレータ８にそれぞれ連通する冷媒管Ｐｃが接続される。

また、圧縮機３の吐出側と四方切換え弁２０とを連通する冷媒管Ｐｃと、ランキンサイクルＲａの膨張機２と膨張機サイクル用凝縮器４とを連通する冷媒管Ｐａとの間には、第３の開閉弁２１を備えたバイパス管Ｐｅが接続される。
ランキンサイクルＲａにおける膨張機サイクル用凝縮器４の前後側冷媒管Ｐａには補助開閉弁１７，１８が設けられる。一方の補助開閉弁１８とポンプ６との間にバイパス管Ｐｆの一端部が接続され、熱発生用冷凍サイクルＨａの膨張弁７と熱伝達機構Ｄａとを連通する冷媒管Ｐｃの中途部にバイパス管Ｐｆの他端部が接続され、このバイパス管Ｐｆの中途部には補助開閉弁１９が設けられる。

熱伝達機構Ｄａは、第１の膨張弁９と、アキュームレータ８と、第２の膨張弁１０および開閉弁１６の並列回路ｃが、冷凍サイクルＳの室外熱交換器１１と室内熱交換器１２との間に直列に設けられる。
上記アキュームレータ８には、先に説明したように熱発生用冷凍サイクルＨａにおける四方切換え弁２０と連通する冷媒管Ｐｃが挿入され、かつ上記バイパス管Ｐｆが接続される熱発生用冷凍サイクルＨａの冷媒管Ｐｃが挿入される。この冷媒管Ｐｃはアキュームレータ８内において分離された液冷媒を導入し、もしくは冷媒管Ｐｃから液冷媒を導出するようになっている。

さらに熱伝達機構Ｄａは、一端部がアキュームレータ８の側部に接続され、他端部が上記冷媒管Ｐｃと冷凍サイクルＳの冷媒管Ｐｄとの合流点から上記第１の膨張弁９との間に接続されるバイパス管Ｐｇを備えていて、このバイパス管Ｐｇには開閉弁１５が設けられる。
図２（Ａ）に示す冷房運転時は、ランキンサイクルＲａの膨張機２吐出側と熱発生用冷凍サイクルＨａの圧縮機３吐出側とを連通するバイパス管Ｐｅに設けられる開閉弁２１および、冷媒管Ｐｆの中途部に設けられる開閉弁１９は閉成される。ただし、膨張機サイクル用凝縮器４の前後に設けられる補助開閉弁１７，１８は開放される。したがって、ランキンサイクルＲにおいては第１の実施の形態と全く同一の作用をなすので、ここでは新たな説明は省略する。

熱発生用冷凍サイクルＨａにおいては、ランキンサイクルＲａの膨張機２によって駆動される圧縮機３から吐出される冷媒ガスが、新たに設けられた四方切換え弁２０を介して熱発生用熱交換器５に導かれ、ランキンサイクルＲａの膨張機サイクル用凝縮器４に導かれる冷媒と熱交換する。
そして、膨張弁７を介して熱伝達機構Ｄａに導かれ、アキュームレータ８で気液分離される。ガス冷媒のみアキュームレータ８から四方切換え弁２０を介して圧縮機３に吸込まれる。一方、空気調和機Ｋの冷凍サイクルＳにおいては圧縮機１４が駆動され、先に第１の実施の形態での冷房運転時と全く同一の作用をなし、同一の効果を得られる。したがって、これ以上の冷凍サイクルＳでの作用の説明は省略する。

図２（Ｂ）に示す暖房運転時は、以下に述べるようになる。
ランキンサイクルＲａの補助開閉弁１７，１８は閉成され、ランキンサイクルＲａと熱発生用冷凍サイクルＨａとを連通する開閉弁２１および開閉弁１９は開放される。そして、分散型電源Ｎの排熱とランキンサイクルＲａの排熱処理用熱交換器１に導かれる冷媒が熱交換して膨張機２に導かれる。熱交換して温度低下した排熱は排熱処理用熱交換器１から導出され、再び分散型電源Ｎに導かれる一方で、上記熱交換器１で高温高圧化した冷媒ガスが膨張機２へ導かれ、膨張仕事による動力を発生させる。
膨張機２で膨張仕事をすることにより低圧化した冷媒ガスは、全てバイパス管Ｐｅから開閉弁２１を介して熱発生用冷凍サイクルＨａへ導かれ、膨張機サイクル用凝縮器４には戻らない。ランキンサイクルＲａから熱発生用冷凍サイクルＨａへ導かれた冷媒ガスは、この冷凍サイクルの圧縮機３から吐出される高温高圧のガス冷媒と混合して四方切換え弁２０に導かれる。四方切換え弁２０は冷房運転時とは切換っていて、混合冷媒は四方切換え弁を介してアキュームレータ８に導かれ気液分離される。

一方、空気調和機Ｋの冷凍サイクルＳにおいては、圧縮機１４が駆動されて高温高圧の冷媒ガスが室内熱交換器１２に導かれて凝縮し、凝縮熱を放出して室内の暖房作用をなす。室内熱交換器１２から導出される液冷媒は、第２の膨張弁１０をバイパスして開閉弁１６からアキュームレータ８に導かれ気液分離される。
このアキュームレータ８には、先に説明したように熱発生用冷凍サイクルＨａから、ランキンサイクルＲａとの混合冷媒が導かれていて、アキュームレータ８において冷凍サイクルＳと互いに直接接触による熱交換を行う。
冷凍サイクルＳの液冷媒はアキュームレータ８で吸熱し、温度上昇してアキュームレータから導出され、さらにアキュームレータ８で分離されたガス冷媒が開閉弁１５を介して導かれ混合する。そして、第１の膨張弁７において減圧され、室外熱交換器１１で蒸発してから四方切換え弁１３を介して圧縮機１４に吸込まれる。

一方、アキュームレータ８から導出される液冷媒の一部は、熱発生用冷凍サイクルＨａの膨張弁７を介して熱発生用室外熱交換器５に導かれ、さらに四方切換え弁２０から膨張機２で駆動される圧縮機３に吸込まれ、上述の径路を循環する。
アキュームレータ８から導出される液冷媒の一部は、補助開閉弁１９を介してランキンサイクルＲａのポンプ６に導かれる。ポンプ６に導かれた冷媒は、昇圧されて排熱処理用熱交換器１へ流入し、以上の径路を循環する。
このようにして、暖房運転時にはランキンサイクルＲａと熱発生用冷凍サイクルＨａとの混合冷媒を熱伝達機構Ｄａに導いて、空気調和機Ｋの冷凍サイクルＳに導かれる冷媒へ合流混合させ、空気調和機Ｋの冷凍サイクルＳに対して温熱を熱伝達する。

したがって、分散型電源Ｎにおける高温の排熱を空気調和機Ｋの暖房運転に用いることができて、暖房効率の向上化を得られる。しかも、熱発生用冷凍サイクルＨａにて外気から吸熱するため、排熱処理用熱交換器１に流入した以上の熱を空調に役立たせることができる。
図３は、本発明における第２の実施の形態での変形例に係る排熱利用空調システムの構成図であり、図３（Ａ）は冷房運転時、図３（Ｂ）は暖房運転時を示している。
後述するように、先に図２で説明した第２の実施の形態と相違する部位にのみ説明し、同一部位については同番号を付して新たな説明を省略する。
熱伝達機構Ｄｂは、熱発生用冷凍サイクルＨａの四方切換え弁２０と熱伝達機構Ｄｂのアキュームレータ８とを連通する冷媒管Ｐｃの中途部に開閉弁２２が設けられる。そして、開閉弁２２と四方切換え弁２０との間にバイパス管Ｐｈの一端部が接続される。バイパス管Ｐｈの他端部は冷凍サイクルＳの室内熱交換器１２をバイパスして、圧縮機１４の吐出側に接続される。

図３（Ａ）に示す冷房運転時は、開閉弁２２が開放され、開閉弁２３は閉成される以外に、先に図２（Ａ）で説明したように開閉弁２１および開閉弁１９が閉成され、補助開閉弁１７，１８は開放される。したがって、ランキンサイクルＲと、熱発生用冷凍サイクルＨａおよび冷凍サイクルＳにおいては第２の実施の形態と全く同一の作用をなし、同一の効果が得られるので、ここでは新たな説明は省略する。
図３（Ｂ）に示す暖房運転時は、以下に述べるようになる。
冷房運転時とは逆に、開閉弁２２が閉成され、開閉弁２３は開放される。また、ランキンサイクルＲａの補助開閉弁１７，１８は閉成され、ランキンサイクルＲａと熱発生用冷凍サイクルＨａとを連通する開閉弁２１および開閉弁１９は開放される。

分散型電源Ｎの排熱とランキンサイクルＲａの排熱処理用熱交換器１に導かれる冷媒が熱交換して膨張機２に導かれる。熱交換して温度低下した排熱は排熱処理用熱交換器１から排出され、再び分散型電源Ｎに導かれる一方で、上記熱交換器１で高温高圧化した冷媒ガスが膨張機２へ導かれ、膨張仕事による動力を発生させる。
膨張機２で膨張仕事をすることにより低圧化した冷媒ガスは、全てバイパス管Ｐｅから開閉弁２１を介して熱発生用冷凍サイクルＨａへ導かれ、膨張機サイクル用凝縮器４には戻らない。ランキンサイクルＲａから熱発生用冷凍サイクルＨａへ導かれた冷媒ガスは、この冷凍サイクルの圧縮機３から吐出される高温高圧のガス冷媒と混合して四方切換え弁２０に導かれる。

混合冷媒は、四方切換え弁２０から新たに設けられたバイパス管Ｐｈに導かれ、開閉弁２３を通過して冷凍サイクルＳにおける圧縮機１４から吐出される高温高圧の冷媒ガスと合流混合する。
したがって、充分な冷媒量で、かつ高温高圧の冷媒ガスが室内熱交換器１２に導かれて凝縮し、凝縮熱を放出して室内の暖房作用をなす。室内熱交換器１２から導出される液冷媒は、第２の膨張弁１０をバイパスして開閉弁１６からアキュームレータ８に導かれ気液分離される。
アキュームレータ８で分離された液冷媒は第１の膨張弁９に導かれて減圧され、室外熱交換器１１に導かれ蒸発する。そして、四方切換え弁１３から圧縮機１４に吸込まれて上述の径路を循環する。

一方、アキュームレータ８から導出される液冷媒の一部は、熱発生用冷凍サイクルＨａの膨張弁７を介して熱発生用室外熱交換器５に導かれ、さらに四方切換え弁２０から膨張機で駆動される圧縮機３に吸込まれ上述の径路を循環する。
アキュームレータ８から導出される液冷媒の一部は、バイパス管Ｐｆから補助開閉弁１９を介しランキンサイクルＲａのポンプ６に導かれる。ポンプ６に導かれた冷媒は昇圧されて排熱処理用熱交換器１へ流入し、以上の径路を循環する。

このようにして、暖房運転時にはランキンサイクルＲａと熱発生用冷凍サイクルＨａとの混合冷媒を、熱伝達機構Ｄｂを介して冷凍サイクルＳにおける圧縮機１４で圧縮され吐出される冷媒に合流混合させ、冷凍サイクルＳに対して温熱を熱伝達する。
したがって、分散型電源Ｎにおける高温の排熱を空気調和機Ｋの暖房運転に用いることができて、暖房効率の向上化を得られる。しかも、熱発生用冷凍サイクルＨａにて外気から吸熱するため、排熱処理用熱交換器１に流入した以上の熱を空調に役立たせることができる。

図４は、図３で説明した第２の実施の形態での変形例を基本的に採用し、かつ一部を追加した排熱利用空調システムの構成図であり、図４（Ａ）は冷房運転時、図４（Ｂ）は暖房運転時を示している。
後述するように、先に説明した図３とは相違する部位にのみ説明し、同一部位については同番号を付して新たな説明を省略する。
すなわち、ここではランキンサイクルＲａを構成する膨張機２に接続する冷媒管Ｐａに対して、膨張機をバイパスするバイパス管Ｐｉが設けられていて、このバイパス管は膨張弁２４を備えている。

図４（Ａ）に冷房運転時の状態を示し、図４（Ｂ）に暖房運転時の状態を示している。いずれも先に図３（Ａ）で説明した冷房運転状態と、図３（Ｂ）で説明した暖房運転状態と同一であり、新たな説明は省略する。
図５（Ａ）（Ｂ）は、図４（Ａ）（Ｂ）の冷暖房運転時におけるそれぞれの制御フローチャートを示している。
図５（Ａ）は、冷房運転時の制御フローチャート図であって、スタートからステップＳ１０で冷房運転要求があると、冷房運転が開始される。ついで、ステップＳ１１に移って空気調和機Ｋにおける冷凍サイクルＳを構成する室外熱交換器１１の温度、すなわち凝縮温度を検出して、その検出信号を制御部（制御手段）３０へ送る。

つぎに、ステップＳ１２に移って、制御部３０は検出した室外熱交換器１１での凝縮温度に応じて、ランキンサイクルＲａを構成するポンプ６の流量を可変する制御信号を送る。そのため、ランキンサイクルＲａを循環する冷媒が排熱処理用熱交換器１において分散型電源Ｎから得られる排熱の流入量が可変となる。
すなわち、ランキンサイクルＲａのポンプ６流量を制御することで、膨張機２における膨張仕事量が左右され、熱伝達機構Ｄｂを介して空気調和機Ｋの冷凍サイクルＳに伝熱する冷熱量を制御可能とする。
図５（Ｂ）は暖房運転時のフローチャート図であって、スタートからステップＳ１において暖房運転要求があると、暖房運転が開始される。ついで、ステップＳ２に移って暖房運転を継続することにより室内の負荷が軽くなり、空気調和機Ｋに対する要求運転周波数（すなわち、要求能力）が、予め制御部３０に記憶させた第１の設定値ｃ１よりも小さくなった状態（Ｙｅｓ）でステップＳ３に移って冷凍サイクルＳの圧縮機１４の運転を停止させる。

この状態では、ランキンサイクルＲａにおいて分散型電源Ｎから排熱を吸収して膨張機２で膨張仕事を継続しており、熱発生用冷凍サイクルＨａの圧縮機３を駆動している。したがって、圧縮機３から四方切換え弁２０とバイパス管Ｐｈおよび開閉弁２３を介して高温高圧の冷媒が冷凍サイクルＳに導かれ、室内熱交換器１２で凝縮することは変りがない。
このようにして、空気調和機Ｋに対する要求運転周波数が、予め制御部３０に記憶させた第１の設定値ｃ１よりも小さくなった状態でも、冷凍サイクルＳでの暖房運転が必要最小限だけ継続することになる。
そして、ステップＳ４に移って、要求運転周波数に応じて膨張機２とバイパスして設けられる膨張弁２４のバイパス流量を可変させて、室外熱交換器１１からの吸熱量をコントロールする。

この状態が継続すると、室内負荷がさらに小さくなり、空気調和機Ｋに対する要求運転周波数が、予め制御部３０に記憶させた第２の設定値ｃ２よりも小さくなる。そこで、ステップＳ５に移って、空気調和機Ｋに対する要求設定周波数が予め制御部３０に記憶させた第２の設定値ｃ２よりも小さくなったことを確認（Ｙｅｓ）する。
その後、ステップＳ６に移ってバイパス管Ｐｉの膨張弁２４を全開するよう制御して全流量をバイパス管Ｐｉに流通させるとともに、要求周波数に応じてポンプ流量および排熱からの吸熱量をコントロールする。これにより、空気調和機Ｋにおける運転コストの節約が可能となる。

なお、ステップＳ１で要求設定周波数が予め定められた設定値ｃ１よりも大きい場合（Ｎｏ）では、ステップＳ７に移って空気調和機Ｋの冷凍サイクルＳを稼動する。
ステップＳ８では要求周波数に応じて空気調和機Ｋの冷凍サイクルＳを構成する圧縮機１４の運転周波数を変更制御し、ステップＳ１の前の位置に戻って、再びステップＳ１からのフローを繰り返す。
また、ステップＳ５で要求設定周波数が予め定められた設定値ｃ２よりも大きい場合は、ステップＳ４の前の位置に戻って、再びステップＳ４からのフローを繰り返す。

本発明における第１の実施の形態を示す、排熱利用空調システムの構成図であって、（Ａ）は冷房運転時、（Ｂ）は暖房運転時の冷媒循環を説明する図。 本発明における第２の実施の形態を示す、排熱利用空調システムの構成図であって、（Ａ）は冷房運転時、（Ｂ）は暖房運転時の冷媒循環を説明する図。 同実施の形態の変形例を示す、排熱利用空調システムの構成図であって、（Ａ）は冷房運転時、（Ｂ）は暖房運転時の冷媒循環を説明する図。 同実施の形態のさらに異なる変形例を示す、排熱利用空調システムの構成図であって、（Ａ）は冷房運転時、（Ｂ）は暖房運転時の冷媒循環を説明する図。 同実施の形態の同変形例における制御方法を説明する図であって、（Ａ）は冷房運転時、（Ｂ）は暖房運転時の制御フローチャート図。

符号の説明

Ｎ…分散型電源（熱源）、１…排熱処理用熱交換器、２…膨張機、４…膨張機サイクル用凝縮器、６…ポンプ、Ｒ…ランキンサイクル、３…圧縮機、５…熱発生用室外熱交換器、７…膨張弁、Ｈ…熱発生用冷凍サイクル、１４…圧縮機、１３…四方切換え弁、１１…室外熱交換器、１２…室内熱交換器、Ｓ…冷凍サイクル、Ｋ…空気調和機、Ｄ…熱伝達機構（熱伝達手段）、３０…制御部（制御手段）。

Claims (3)

1. 熱源から導かれる排熱と熱交換する排熱処理用熱交換器、膨張機、膨張機サイクル用凝縮器およびポンプが順次連通される排熱駆動型のランキンサイクルと、
   この排熱駆動型のランキンサイクルにおける上記膨張機と機械的に連結され、膨張機によって駆動される圧縮機、上記膨張機サイクル用凝縮器と並設される熱発生用室外熱交換器および膨張弁が順次連通される熱発生用冷凍サイクルと、
   圧縮機、四方切換え弁、室外熱交換器および室内熱交換器が順次連通される冷凍サイクルを備えた空気調和機と、
   この空気調和機の冷凍サイクルに導かれる冷媒に対し上記熱発生用冷凍サイクルに導かれる冷媒を合流混合させて、空気調和機の冷凍サイクルへ熱伝達する熱伝達手段と
   を具備することを特徴とする排熱利用空調システム。
2. 上記熱伝達手段は、
   上記空気調和機による冷房運転時に、上記熱発生用冷凍サイクルの冷媒を空気調和機の冷凍サイクルに導かれる冷媒へ合流混合させて、空気調和機の冷凍サイクルに対し冷熱を熱伝達し、
   上記空気調和機による暖房運転時に、上記ランキンサイクルと熱発生用冷凍サイクルとの混合冷媒を空気調和機の冷凍サイクルに導かれる冷媒へ合流混合させて、空気調和機の冷凍サイクルに対し温熱を熱伝達することを特徴とする請求項１記載の排熱利用空調システム。
3. 上記空気調和機による暖房運転時は、空気調和機に対する要求能力に応じて、冷房運転時は、空気調和機の室内熱交換器の凝縮温度に応じて、それぞれランキンサイクルの膨張機による発生動力を制御する制御手段を備えたことを特徴とする請求項１および請求項２のいずれかに記載の排熱利用空調システム。

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