JP2009510386A - 空調及びヒートポンプ用冷却装置 - Google Patents

Abstract

暖房サイクルを介して流体を運搬するための液体ポンプと、暖房サイクル内の流体を加熱するための外部熱源と、膨張機入口及び膨張機出口を備えた膨張機であって、膨張機入口は、流体膨張により膨張機を運転するための気相状態にある流体を受け取るべく、外部熱源への流体接続路を有する、膨張機と、圧縮機入口及び圧縮機出口を備えた圧縮機であって、低圧の圧縮機入口ガスから高圧の圧縮機出口ガスへと作動流体を圧縮するために、膨張機によって駆動される、圧縮機と、圧縮機入口への流体接続路を有する第１熱交換器であって、高圧の圧縮機出口ガスから暖房サイクル内の流体へと熱を伝達するために膨張機入口に接続されている、第１熱交換器と、エネルギ移行によって、膨張機からの作動流体を低温の第２流体へと凝縮させるための凝縮器を有する第２熱交換器と、第２熱交換器からの作動流体を、第３流体からのエネルギ移行によって作動流体を気化するための気化器を有し、かつ第３流体における所望の冷却効果を生成するための第３熱交換器を有する。特に、本発明によれば、第１熱交換器は、外部熱源と膨張機の入口との間の暖房サイクルに接続されている。

Description

本発明は、ソーラーヒータによって電源供給される空調システムに関する。特に、本発明は、
暖房サイクルを介して流体を運搬するための液体ポンプと、
前記暖房サイクル内の流体を加熱するための外部熱源と、
膨張機入口及び膨張機出口を備えた膨張機であって、膨張機入口は、流体膨張により膨張機を運転するための気相状態にある流体を受け取るべく、外部熱源への流体接続路を有する膨張機と、
圧縮機入口及び圧縮機出口を備えた圧縮機であって、低圧の圧縮機入口ガスから高圧の圧縮機出口ガスへと作動流体を圧縮するために、前記膨張機によって駆動され、圧縮機と、
前記圧縮機入口への流体接続路を有する第１熱交換器であって、高圧の圧縮機出口ガスから前記暖房サイクル内の流体へと熱を伝達するために前記膨張機入口に接続されている、第１熱交換器と、
エネルギ移行によって、前記膨張機からの作動流体を、例えば大気のような低温の第２流体へと凝縮させる凝縮器を有する第２熱交換器と、
前記第２熱交換器からの作動流体を、例えばハウジング内の冷却空気のような第３流体からのエネルギ移行によって作動流体を気化するための気化器を有し、かつ前記第３流体における所望の冷却効果を生成するための第３熱交換器とを有する、冷却装置に関する。

空調装置の数は急速に増加している。二酸化炭素排出量の削減いう世界的な目標に考慮して、そのような装置のエネルギ消費量を削減することは最も重要である。

通常、日光が強い場合、空調に要するエネルギ消費量は最も大きくなる。それ故、空気冷却への変換のために太陽光エネルギを使用することが望ましい。特に、作動流体としての水を使用した一般的なソーラーヒーティングシステムを使用することが望ましい。

空調の廃熱利用を提案したシステムが、米国特許第6,581,384号に開示されている。このシステムは、例えば冷媒に代表されるような、低い臨界圧力及び温度を持った液体を使用している。このシステムは一目したところ将来有望であり、その開示は太陽熱冷暖房の使用を提案するものであるが、より詳細に分析すると、本システムが一般的な太陽熱システムには適さず、特に作動流体として水を利用する場合には不適である。この理由を以下に詳細に説明する。

図１は、米国特許第6,581,384号に開示されたシステムの写しである。ソーラーヒータのような熱源１は、熱交換器２中の作動流体に伝達される熱エネルギを提供する。作動流体は、液体ポンプ４の圧力下のチューブ３の中にある。熱交換器２において熱エネルギを受け取ることによって、加圧液体は過熱される。過熱された液体はチューブ５及び制御弁ロールバルブ６を介して膨張機７に導かれ、液体が膨張し、作動流体から膨張機への仕事伝達が行われる。作動流体は、膨張機７を通過した後もなお過熱され、エネルギの一部は、熱交換器8において膨張機７の出口流体からチューブ３の作動流体に伝達される。作動流体からエネルギを受け取って、膨張機は、シャフト１０によって膨張機に接続された圧縮機９を運転している。圧縮機は典型的な冷却サイクルの一部として、ガスの状態から中間圧力ガスまで作動流体を圧縮する。圧縮機９からの出力流体はチューブ２０を通って流れ、熱交換器８からの出口流体とブランチ１１で互いに混じり合う。より多くの熱量抽出のために、もう１つの熱交換器１２がチューブ３中の作動流体へのエネルギ移行のために使用される。残った熱はそのほとんどが、凝縮器１３の大気放熱空冷によって除去される。作動流体は凝縮器１３を出た後、分岐し、液体の一部は導管１４を通って冷媒タンク１５に流入し、ここでいかなる残留蒸気も圧力ポンプ４への導管１６に入る前に液体から分離される。分岐後の作動流体の他の流体部分は導管１７を蒸発器１８へと流れ、ここでの気化作用は、空調のために低温で建造物内に吹き込まれる空気１９からのエネルギを摂取して、その温度を低下させることになる。蒸発器１８からの流体は、圧縮機9内へと再循環される。

米国特許第6,581,384号には、過熱流体を成すために２０４℃に対応する華氏４００°の温度でタイプＲ１３４ａの作動流体を膨張機が受け取ることが開示されており、それはエンタルピーＨ／圧力（logP）の図である図２の再現性のある冷却サイクルに示されている。冷却サイクルＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄは、膨張機７の膨張行程Ａ−Ｂ、凝縮器１３の凝縮行程Ｂ−Ｃ、ポンプ４の圧縮行程Ｃ−Ｄ及び熱交換器２の気化行程Ｄ−Ａを示している。また、同図には気化器１８における気化行程Ｆ−Ｅを伴う分岐した他の作動流体部分の冷却サイクルが示されている。

膨張機７に気相の過熱流体を生成するためには、膨張機７入口において作動流体は２０４℃の高温でなければならないとしている。過熱状態でなければならないという理由については上記開示には明らかにされてないが、仮に、膨張作用により膨張機内に水滴が生じた場合、膨張機を高速運転した時に膨張機ブレードを損傷する恐れがあるため、発明者らはこのような水滴を発生させないことの保証として上記限定を課したのかもしれない。作動流体が高温であるその他の利点は、エクセルギー効果による一層高いＣＯＰ値である。エクセルギー効果は、高い温度スケールからより低い温度スケールへのエネルギ転換として定義される。

２０４℃の高温の作動流体は、標準的な、市販型ソーラーヒータでは対応できない。何故ならそれらは一般に７０〜１２０℃の温度で作動するようになっており、そのような高温作動流体用としては設計されていないからである。

図２に関して言えば、例えば１４０℃へ点Ａを移動させることは、結果として代替エネルギとなり得るが、それは米国特許第6,581,384号の開示には言及されていない。しかしながら、これもまた高温という理由によりソーラーヒータには適さない。

米国特許第6,581,384号のもう１つの重要な点は、膨張機と圧縮機の間でシャフトの形をした機械的接続部であり、ここでは膨張機出口と圧縮機入口の間の圧力差を考慮しなければならない。即ち、シャフトをかなりの高速で駆動する限りにおいては、接続部は高く洗練された工作技術を必要とする。従来技術による解決法では、通常、機械の効率を減じることになるであろう。

米国特許第6,581,384号のシステムもまた作動流体としての水に適していない。このことは、図３から容易に理解することができよう。熱交換器２における入口圧力に拘わらずソーラーヒータからの温度は１００℃周辺になる。従って点Ａから点Ｂへの膨張機内での膨張仕事はウェットな領域で起こり、液体はガス状にはならず膨張機にダメージを与えることになる。またこれとは別に、米国特許第6,581,384号の装置は、１００℃で点Ａ’又は点Ａ”で非常に低い圧力で始動することが可能であるが、結局は最適な冷却仕事を成すことはない。結論として、米国特許第6,581,384号によるシステムは作動流体として水を使用するソーラーシステムには適していない。

従って、本発明の目的は、ソーラーヒータからの熱エネルギを使用する高性能空調システムを提供することにある。

上記目的は、以下の構成なる冷却装置によって達成される。即ち、冷却装置は、
暖房サイクルを介して流体を運搬するための液体ポンプ、
例えば、前記暖房サイクルに直接接続されているか、又は熱交換器を介して接続されているソーラーヒータのような、前記暖房サイクル内の流体を加熱するための外部熱源と、
膨張機入口及び膨張機出口を備えた膨張機であって、膨張機入口は、流体膨張により膨張機を運転するための気相状態にある流体を受け取るべく、外部熱源への流体接続路を有する膨張機と、
圧縮機入口及び圧縮機出口を備えた圧縮機であって、低圧の圧縮機入口ガスから高圧の圧縮機出口ガスへと作動流体を圧縮するために前記膨張機によって駆動される、圧縮機と、
前記圧縮機入口への流体接続路を有する第１熱交換器であって、高圧の圧縮機出口ガスから前記暖房サイクル内の流体へと熱を伝達するために前記膨張機入口に接続されている、第１熱交換器と、
エネルギ移行によって、前記膨張機からの作動流体を、例えば大気のような低温の第２流体へと凝縮させる凝縮器を有する第２熱交換器と、
前記第２熱交換器からの作動流体を、例えばハウジング内の冷却空気のような第３流体からのエネルギ移行によって作動流体を気化するための気化器を有し、かつ前記第３流体において所望の冷却効果を生成する第３熱交換器、を有する。特に、発明によれば、第１熱交換器は、外部熱源と膨張機入口の間の暖房サイクルに接続されている。

本発明によれば、膨張機に入る前に流体に熱が伝達される。即ち、液体は、外部熱源によって第１の温度に、また第１熱交換器中でそれよりも高い第２の温度に加熱することが可能である。このことは、外部熱源の加熱能力に対しては一層穏やかな要件となることを意味している。このことにより例えば、第1の熱源は、１００℃程度の温度及び０．１ＭＰａ（１バール（bar.abs））の圧力の流動サイクルで流体を加熱・気化させるソーラーヒータでもよい。外部ヒータを出た後で、流体は、少なくともその一部が液相状態のままでもよく、膨張機に入る前に気相流体を達成するべく第1熱交換器の中でその温度を上昇させるようにしてもよい。

１００℃周りの温度か、或いは１００℃より低い温度でも高い温度、例えば、７０℃〜１２０℃や９０℃〜１１０℃の温度の流体サイクル中の流体に対して、外部熱源が熱を提供するようにし、やや低めの温度設定でソーラーヒータや他の設備にシステムを適合させるようにしてもよい。例えば、セントラルヒーティング設備や産業プラントから排水を使用してもよい。

更に、本発明による装置は、水を作動流体として用いることに適している。

米国特許第6,581,384号の場合、その冷却性能は０．４３という計算値で表されている。これは、１ｋＷの入熱によって０．４３ｋＷの冷却能が生じることを意味している。

外部ヒータとしてソーラーヒータを使用した場合、本発明では１．２５の冷却能（性能係数：ＣＯＰ）が達成され、米国特許第6,581,384号のシステムの性能係数（ＣＯＰ）とは際立った差がある。また本発明では、仮に外部熱源として、セントラルヒーティング設備からの排水を使用した場合でも、ＣＯＰ＝０．９の冷却能を達成することが可能である。

別の実施形態によれば、前記膨張機は第１膨張ステージと第２膨張ステージとを有し、選択的に更なる膨張ステージを有し、これら異なる膨張ステージ間に、ガス状流体に熱を伝達する加熱手段が設けられる。この実施形態は、膨張機の効率を増加させる場合に使用することができる、加熱手段として、例えば、第1熱交換器に対し下流側流体接続路を有する第４熱交換器によって達成することができる。

湿式膨張のリスクを回避するべくツーステージ型（又はそれより多いステージ数の）膨張機が使用される。その二重圧縮により、結果としては熱帯条件下でさえも凝縮のための十分な出口圧力を確保することができる。

更なる実施形態としては、前記膨張機の出口への接続路と、前記圧縮機出口への接続路は、弁、好ましくは減圧弁を介して相互接続されている。

好ましくは、前記弁は、第２熱交換器より下流側の膨張機出口流体接続路に接続され、また第２熱交換器より上流側の圧縮機出口流体接続路に接続されている。

更なる実施形態では、前記圧縮機の出口にある前記流体から圧縮機の入口にある流体へと熱伝達をするための第５熱交換器が設けられる。この場合、圧縮機出口の流体からの多くの熱が冷却サイクルの暖かな部分で再使用される。

熱交換器は、膨張ステージの入口部分で十分高い入口温度やエクセルギーレベルを達成するのに有効である。

また、ある実施形態において、圧縮機出口流体接続路と外部熱源の上流側作動流体との間の熱伝達のために第６熱交換器が設けられる。

本発明によるシステムでは、圧力は０．２ＭＰａ（２気圧）以下に維持するか、より正確にいえば最大０．１５ＭＰａ（１．５気圧）に維持することが可能である。暖房サイクルにおいて、その圧力を、好ましくはほぼ０．１ＭＰａ（１気圧）にし、市販のソーラーヒータ・システムへ直接接続できるようにしてもよい。

米国特許第6,581,384号における臨界点を参照し、ＡＣ−Ｓｕｎでの圧力差を最小限にするために膨張機と圧縮機の各出口を互いに向かい合って配置される。

熱交換器は、さらに、５００℃までの高い流体温度を生むパラボラ状の太陽光集熱器やその他の廃熱に基づいたソーラーパネルでもよい。パラボラ状の太陽光集熱器からの高温は、膨張機にとって最適の入口条件に達するべく熱交換するようにしてもよい。

好ましくは、膨張機は、例えば５０，０００〜２５０，０００ｒｐｍの回転速度を有するタービン膨張機である。好ましくは、電気的なモータを、膨張機と圧縮機の補足運転のために使用してもよい。

好ましい作動流体は水であるが、例えば以下のような要素を含む他の作動流体も使用可能である。その要素としては、イソブタン、ブタン、アンモニア、オイル、アスペン・テンパー２０、アスペン・テンパー４０、アスペン・テンパー５０、塩化カルシウム、ダウサームＪ、ダウサームＱ、エタノール、エチレングリコール、フリージウム、塩化マグネシウム、塩化カルシウム、メタノール、カリウム炭酸塩、プロピレングリコール、塩化ナトリウム、シルセルムＸＬＴ、テルモゲンＶＰ1869、Tyxofit、窒素、二酸化炭素、ＨＣＦＣ、ＣＦＣ又はＨＣを有するクーラント、Ｒ１３４ａ又はＲ４０７、又はこれらの組み合わせなどがある。

本発明の用途としては、ビルディングや車両、例えば自動車、電車、船舶の空調設備として使用できる。車両の場合、前記外部熱源はエンジンからの熱を利用する形でもよい。

例えば、本発明装置の冷却能は、大きな範囲、例えば１０、２０〜５０ｋＷにまで亘る大きな範囲に亘り変化するようにしてもよい。

水が冷媒である場合、本発明の装置の気化プロセスにより蒸留水が生成される。この蒸留水は、エネルギ移行をより高いＣＯＰ値を与える一層効果的なものとするべく凝縮器に噴霧するために使用できる。

本発明の装置は単に空調とヒートポンプに対して意図されたものである。

膨張機及び／又は圧縮機は、軸流タービン型又はラジアルタービン型又はこれら双方統合型でもよい。

本発明を図面を参照しつつより詳細に説明する。

図１は米国特許第6,581,384号に開示されたシステムを示し、図２は、冷却流体Ｒ１３４ａを使用した際の本システムの運転サイクルを示している。そのシステムとサイクルは、本願明細書の導入部で詳細に説明している。

図３は本発明によるシステムを示している。ソーラーヒータや発熱プラントからの排水などの熱源１は熱エネルギを提供し、それは熱交換器２中の作動流体、好ましく水に伝達される。作動流体は液体ポンプ４から、例えば大気圧の下でチューブ３に提供される。比較的低い大気圧を使用することでシステムはソーラーヒータに有効なものとなる。

熱交換器２内で熱エネルギを受け取ることによって、加圧液体は、例えば１００℃まで加熱される。加熱された液体はチューブ５を介して膨張機７へ送られ、そこで液体が膨張し、仕事を作動流体から膨張機７へと伝達する。膨張機７は１６０，０００ｒｐｍの速度で運転するタービン型膨張機でもよい。

作動流体からのエネルギを受け、膨張機７は、シャフト１０によって膨張機に連結されたタービン圧縮機９を駆動する。圧縮機９は、典型的な冷却サイクルの一環として、作動流体をガス状態から中間圧力ガスへと圧縮する。圧縮機９からの出力流体はチューブ２１を通って熱交換器２２に流入し、そこでコンプレッサ出口流体からの熱エネルギが熱交換器２からチューブ５へと流れてきた流体に伝達される。作動流体としての水の場合、圧縮機９の出口での温度は通常２００℃であり、また、ソーラー式熱交換器２の温度は１００℃近傍であるため、ソーラー式熱交換器２からの熱流体に対し、圧縮機９の流体からの著しいエネルギ移行が確実となる。この熱伝達は、本システムの高い冷却性能の主たる要因となるものである。

圧縮機９を出て熱交換器２２を通過した後の導管２３中の作動流体、及び膨張機７を出た後の導管２４中の作動流体は、それらの圧力差を考慮した弁２５を介して混合する前に、外気によって凝縮器１３内で冷却される。その後、混合された作動流体は、チューブ１６内へと再利用される第１の部分と、気化器１８での蒸発のために使用される第２の部分とに分岐される。気化器１８は、タンク１５を介して気化器１８からのガスを吸引する圧縮機９によって駆動される。蒸発した、またそのために冷却された気化器１８中のガスは、例えば室内の空調などの気流１９を冷却するために使用される。

上述したように本発明によるシステムは、１００℃又はそれより以下の低温の外部ヒータでさえも効率的に作動するという長所がある。

図４はもう１つの実施形態を示しており、図３のシステムとの違いは、チューブ２３内にある圧縮機９からの出口流体と、チューブ３１内にある圧縮機９への入口流体との間に熱交換器２９を設けたことにある。このステージにより、液体の流動サイクルのエネルギが回復される。

図５に示すように、２重膨張機７’、７”及び２重圧縮機９’、９”を用いることでもう１つの改善を成すことができる。第１圧縮機９’の出口からの導管２１内の流れは第２圧縮機９”へ供給される。第２圧縮機９”の出口からの流れは、ソーラー型熱交換器２からの導管５中の流れへの熱エネルギ移行のために熱交換器２２に供給される。熱交換器２２からの流れは膨張機の第１ステージ７’へと供給される。導管２６中の第1の膨張ステージ７’からの出口流れは、熱エネルギを受け取るために第２熱交換器２７に供給される。このエネルギは熱交換器２２通過後の導管２８中の流れから受け取られる。第1の膨張ステージ７’における膨張仕事により作動流体の温度が減少し、更なる熱量取得に向け準備することとなるため、圧縮流体から膨張流体への更なるエネルギ移行という利点がある。

図６は更にもう１つの実施形態を示しており、図５のシステムとの違いは、チューブ２３内にある第２圧縮機９”からの出口流体と、チューブ３１内にある第１圧縮機９’への入口流体との間に熱交換器２９を設けたことにある。このステージにより、液体の流動サイクルのエネルギが回復される。

図６のシステムのこの作動図ＡＢＣＤを図７に示す。大気圧の下、作動流体としての水はソーラーヒータにおいて１００℃（Ａ１）まで加熱され、更に熱交換器２２によって、２００℃（Ａ２）上まで加熱される。Ｂ１への膨張の間、エネルギは第1の膨張ステージ７’へと移動する。第２熱交換器２７において、点Ｂ１から点Ａ３までの間、熱量はガスに伝達される。第２膨張ステージ７”での膨張仕事は点Ａ３と点Ｂ２の間の図中線分で示され、そこでは外気により作動流体が約４２℃まで冷却される。凝縮器１３は、エンタルピーを点Ｃへと減少させ、そこでは分岐した作動流体の一部がポンプ４を通過した後に点Ｄへの加熱サイクルバックに入り、作動流体の別の部分が、点Ｃ２から始まる空調サイクルへと進むことになる。

Ｃ２の始点から、作動液体はタンク１５に流入し、ここで圧力は点Ｅへと低下する。気化器１８での気化により点Ｆの相変化まで。熱交換器２９は、点Ｆと点Ｇの間の線分によって反映される。点Ｊを介した点Ｇと点Ｈ１間、及び点Ｈ１と点Ｈ２の両線分は、２つの圧縮ステージ９’及び９”を反映している。点Ｈ２から点Ｃ２までの線分は、熱交換器２２、２７及び２９及び凝縮器１３における熱交換の各ステップを示している。

流体導管３と５の間の、外部熱源から熱エネルギを受け取るための熱交換器システム２は、図８に示すようにソーラーヒータ１の形で提供してもよい。熱交換器２７の出口流れから導管２３内の残留熱量を用い、圧縮機の第１ステージ９’に入る前の導管３１内の流れを予備加熱することは任意の特徴に過ぎないことを述べておく。

更なる実施形態を図９に示す。ここでは、外部ヒータシステム２への流入以前の予備ヒータとして、圧縮機出口流体の接続路２３に、流体接続路２３から流体接続路３内の流体に対し熱伝達するための別の熱交換器３０が設けられる。更に、膨張機７内での膨張仕事により、作動流体の温度が熱交換器２において外部熱源１によって提供される温度以下にまで減少した場合に備え、膨張機の２つのステージ７’、７”間に更なる熱交換器３２を設け、それを外部熱源として作動流体を加熱するようにしても良い。

米国特許第6,581,384号に比較して、本発明のシステムでは、圧縮機９が作動流体を低圧ガスの状態から第１熱交換器の出口に等しい圧力まで圧縮する必要はない。まず第一に、減圧弁は２つの接続路２３、２４内の作動流体を統合するために使用されている。更に、圧縮機からの高圧は熱交換器２２により、また任意の熱交換器２７、２９、３０及び／又は３２により低められる。

凝縮器への入口空気に湿気を与えることで冷却する目的で蒸留水を生成する発明を図１０に示す。蒸留されるべき水は液体注入口３３から提供され、タンク１５’を介して冷却サイクルに入る前に中間のタンク３４に流入する。蒸留されるべきこの液体は、弁３７を通ってタンク１５”からのクリーンな蒸留液体と混合されるか、或いは凝縮器を冷却するために使用されることになる。タンク１５’からの気化した作動液体は、廃棄物が豊富なタンク１５’内液体を離れ、圧縮機９に入る。これら廃棄物は排水システム３５を介して排出しても良い。膨張機７及び圧縮機９からの凝縮された作動液体は、タンク１５”に集められるが、凝縮器への入口空気を冷却する噴霧システム３８に使用されるためだけに、上記タンクより例えば水のような蒸留液体を排水システム３６を介して排出するようにしても良い。

米国特許第6,581,384号のシステムの図である。 作動流体としてＲ１３４ａを備えた米国特許第6,581,384号システムのＨ／logP図である。 一段膨張機を備えた本発明のシステムの図である。 圧縮機出口流体が圧縮機入口流体を加熱する、一段膨張機を備えた本発明のシステムの図である。 二段膨張機と二段圧縮機を備えた本発明のシステムの図である。 圧縮機出口流体が圧縮機入口流体を加熱する、二段膨張機と二段圧縮機を備えた本発明のシステムの図である。 作動流体として水（Ｒ７１８）を備えた図６のもう１つのシステムのＨ／logP図である。 外部ヒータがソーラーヒータである、更なる実施形態の図である。 圧縮機出口流体が外部ヒータに入る前の予備加熱段階の作動流体として使用される、更なる実施形態の図である。 凝縮率を高めるための噴霧として蒸留水を用いる蒸留器の形態なる適用例を示す図である。

Claims (19)

1. 暖房サイクル（５，７，２５，１６，４，３）を介して流体を運搬するための液体ポンプ（４)と、
   前記暖房サイクル（５，７，２５，１６，４，３）内の流体を加熱するための外部熱源（１，２）と、
   膨張機入口及び膨張機出口を備えた膨張機（７）であって、前記膨張機入口は、流体膨張により膨張機（７）を運転するための気相状態にある流体を受け取るべく、前記外部熱源（１，２）への流体接続路（５）を有する、膨張機（７）と、
   圧縮機入口及び圧縮機出口を備えた圧縮機（９）であって、低圧の圧縮機入口ガスから高圧の圧縮機出口ガスへと作動流体を圧縮するために、前記膨張機（７）によって駆動される、圧縮機（９）と、
   前記圧縮機入口への流体接続路（２１）を有する第１熱交換器（２２）であって、高圧の圧縮機出口ガスから前記暖房サイクル内の流体へと熱を伝達するために前記膨張機入口に接続されている、第１熱交換器（２２）と、
   エネルギ移行によって、前記膨張機からの作動流体を低温の第２流体へと凝縮させるための凝縮器を有する第２熱交換器（１３）と、
   前記第２熱交換器（１３）からの作動流体を、第３流体（１９）からのエネルギ移行によって作動流体を気化するための気化器を有し、かつ前記第３流体（１９）における所望の冷却効果を生成するための第３熱交換器（１８）を有する冷却装置において、
   前記第１熱交換器（２２）は、前記外部熱源（１，２）と前記膨張機（７）の入口との間の暖房サイクルに接続されていることを特徴とする冷却装置。
2. 前記第１熱交換器（２２）は前記外部熱源（１，２）からの流体の温度を上昇させるように構成されている請求項１に記載の装置。
3. 前記温度上昇は前記作動流体を液相から気相に変化するのに適している請求項２に記載の装置。
4. 前記作動流体は水である請求項１〜３のいずれか１項に記載の装置。
5. 前記膨張機は、第１膨張ステージ（７’）と第２膨張ステージ（７”）と任意の更なる膨張ステージとを有し、前記第１膨張ステージ（７’）と第２膨張ステージ（７”）との間に、ガス状流体に熱を伝達する加熱手段が設けられている請求項１〜４のいずれか１項に記載の装置。
6. 前記圧縮機は、第１圧縮ステージ（９’）と、第２圧縮ステージ（９”）とを有し、選択的に更なる圧縮ステージとを有する請求項１〜５のいずれか１項に記載の装置。
7. 前記加熱手段は、前記第１熱交換器（２２）への下流側流体接続路（２８）を有する第４熱交換器（２７）である請求項５又は６に記載の装置。
8. 前記膨張機（７）の出口への膨張機出口流体接続路（２４）と、前記圧縮機（９）の出口への圧縮機出口流体接続路（２３）は、減圧弁（２５）を介して相互接続されている請求項１〜７のいずれか１項に記載の装置。
9. 前記弁は、前記第２熱交換器（１３）より下流側の膨張機出口流体接続路（２４）に接続されており、かつ前記第２熱交換器（１３）より上流側の圧縮機出口流体接続路（２３）に接続されている請求項８に記載の装置。
10. 前記圧縮機（９）の出口で前記流体から、前記圧縮機（９）の入口で前記流体へ熱伝達をするための第５熱交換器が設けられる請求項１〜９のいずれか１項に記載の装置。
11. 前記外部熱源（１，２）はソーラーヒータ（１）を有する請求項１〜１０のいずれか１項に記載の装置。
12. 前記ソーラーヒータ（１）は、前記流体サイクル中の流体に、７０℃〜１２０℃の間で熱を供給するように構成されている請求項１１に記載の装置。
13. 前記ソーラーヒータ（１）は、流体サイクルにある流体に対し５００℃までの温度を供給するように構成された太陽光集熱器と組み合わされる請求項１１に記載の装置。
14. 前記膨張機（７）以前の暖房サイクルの作動流体の圧力は０．２ＭＰａ（２気圧）以下である請求項１〜１３のいずれか１項に記載の装置。
15. 前記膨張機（７）以前の暖房サイクルの作動流体の圧力はほぼ大気圧程度である請求項１〜１４のいずれか１項に記載の装置。
16. 前記圧縮機（７）の出口流体接続路（２１，２３）と、外部熱源（１，２）の上流側の作動流体との間に、熱伝達のための第６熱交換器（３０）が設けられる請求項１〜１５のいずれか１項に記載の装置。
17. 前記膨張機及び／又は圧縮機は、軸流タービン型又はラジアルタービン型又はこれらの型の２つの原理を統合したタイプである請求項１〜１６のいずれか１項に記載の装置。
18. 前記膨張機は、５０，０００〜２５０，０００rpmの回転速度を有する請求項１７に記載の装置。
19. 前記凝縮器水（１３）への空気を加湿するために使用される水を蒸留する、請求項１〜１８のいずれか１項に記載の装置の使用方法。

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