JP2014159926A - 熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム - Google Patents
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Abstract
【課題】吸収式ヒートポンプ回路の効率低下を抑制した自己排熱利用自己完結型の熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステムを提供する。
【解決手段】原動機２を冷媒を圧縮する圧縮機１１の動力源として利用する圧縮式ヒートポンプ回路１０と、原動機２の排熱を再生器２１の熱源として利用する吸収式ヒートポンプ回路２０とを備え、圧縮式ヒートポンプ回路１０において蒸発した冷媒を吸収式ヒートポンプ回路２０の吸収器２２に循環し、再生器２１による再生後に冷媒を分離し、この冷媒を圧縮式ヒートポンプ回路１０内を循環するよう構成し、吸収式ヒートポンプ回路２０の再生器２１により再生した冷媒を圧縮式ヒートポンプ回路１０の圧縮機１１の吸込口１１Ａに供給するように構成し、再生器２１に供給する排熱の温度を検出する温度センサ６２が検出した排熱の温度が、所定温度に保たれるように吸収液の循環ポンプを制御する制御手段６０とを備えた。
【選択図】図１
【解決手段】原動機２を冷媒を圧縮する圧縮機１１の動力源として利用する圧縮式ヒートポンプ回路１０と、原動機２の排熱を再生器２１の熱源として利用する吸収式ヒートポンプ回路２０とを備え、圧縮式ヒートポンプ回路１０において蒸発した冷媒を吸収式ヒートポンプ回路２０の吸収器２２に循環し、再生器２１による再生後に冷媒を分離し、この冷媒を圧縮式ヒートポンプ回路１０内を循環するよう構成し、吸収式ヒートポンプ回路２０の再生器２１により再生した冷媒を圧縮式ヒートポンプ回路１０の圧縮機１１の吸込口１１Ａに供給するように構成し、再生器２１に供給する排熱の温度を検出する温度センサ６２が検出した排熱の温度が、所定温度に保たれるように吸収液の循環ポンプを制御する制御手段６０とを備えた。
【選択図】図１
Description
本発明は、圧縮式ヒートポンプ回路と、吸収式ヒートポンプ回路とを備えた熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステムの自己排熱利用に関する。
従来、原動機の軸出力を、冷媒を圧縮する圧縮機の動力源として利用する圧縮式ヒートポンプ回路と、原動機の排熱を、吸収液を加熱する再生器の熱源として利用する吸収式ヒートポンプ回路とを備えた排熱利用ヒートポンプシステムが知られている（例えば、特許文献１参照）。この排熱利用ヒートポンプシステムでは、圧縮式ヒートポンプ回路の利用側熱交換器を経た冷媒を、吸収式ヒートポンプ回路の吸収器に循環し、再生器による再生後に冷媒を分離し、この冷媒を、圧縮式ヒートポンプ回路の圧縮機の吐出側に供給し、利用側熱交換器を介して熱負荷に冷熱又は温熱を供給している。吸収式ヒートポンプ回路には、吸収液を循環させる循環ポンプが設けられている。
しかしながら、上記従来の排熱利用ヒートポンプシステムでは、熱負荷に供給する温熱の温度に応じて循環ポンプを制御しているため、熱負荷の負荷に対して再生器の入力が不足する場合には、吸収液循環量を増加させることとなるので、再生器における再生温度が低下し、吸収式ヒートポンプ回路での効率が低下するおそれがある。
本発明は、上述した事情に鑑みてなされたものであり、吸収式ヒートポンプ回路の効率低下を抑制した自己排熱利用自己完結型の熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステムを提供することを目的とする。
本発明は、上述した事情に鑑みてなされたものであり、吸収式ヒートポンプ回路の効率低下を抑制した自己排熱利用自己完結型の熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステムを提供することを目的とする。
上記目的を達成するために、本発明の熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステムは、原動機の軸出力を、冷媒を圧縮する圧縮機の動力源として利用する圧縮式ヒートポンプ回路と、前記原動機の排熱を、吸収液を加熱する再生器の熱源として利用する吸収式ヒートポンプ回路とを備え、前記圧縮式ヒートポンプ回路において蒸発した冷媒を、前記吸収式ヒートポンプ回路の吸収器に循環し、前記再生器による再生後に冷媒を分離し、この冷媒を、前記圧縮式ヒートポンプ回路内を循環するよう構成し、前記吸収式ヒートポンプ回路の再生器により再生した冷媒を、前記圧縮式ヒートポンプ回路の圧縮機の吸込口に供給するように構成し、前記再生器に供給する排熱の温度を検出する温度センサと、前記温度センサが検出した排熱の温度が所定温度に保たれるように吸収液の循環ポンプを制御する排熱温度制御手段と、を備えるたことを特徴とする。
上記構成において、前記圧縮式ヒートポンプ回路において蒸発した冷媒を、前記吸収式ヒートポンプ回路をバイパスして、前記圧縮機の吸込口に供給するバイパス管を設け、このバイパス管に冷媒量を制御するバイパス弁を設け、前記排熱温度制御手段は、前記温度センサが検出した排熱の温度に基づいて前記バイパス弁を制御してもよい。
上記構成において、前記圧縮式ヒートポンプ回路の利用側熱交換器から熱負荷に供給する冷熱又は温熱の熱容量を制御する熱容量制御手段を備え、前記熱容量制御手段は、前記熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステムの全能力に対する前記吸収式ヒートポンプ回路の能力寄与比率分だけ、前記原動機の動力源の入力変化を小さくしてもよい。
本発明によれば、排熱の温度を検出する温度センサが検出した排熱の温度が所定温度に保たれるように吸収液の循環ポンプを制御する排熱温度制御手段を備えたため、吸収式ヒートポンプ回路の効率低下を抑制できる。
以下、図面を参照して本発明の実施形態について説明する。
図１は、本実施形態に係る熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステムを示す回路図である。図２は、再生器及び気液分離器を示す模式図である。
熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１は、エンジン（原動機、熱機関）２の軸出力を、冷媒を圧縮する圧縮機１１の動力源として利用する圧縮式ヒートポンプ回路１０と、エンジン２の排熱を、吸収液を加熱する再生器２１の熱源として利用する吸収式ヒートポンプ回路２０とを備えた、いわゆるハイブリッドシステムである。
図１は、本実施形態に係る熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステムを示す回路図である。図２は、再生器及び気液分離器を示す模式図である。
熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１は、エンジン（原動機、熱機関）２の軸出力を、冷媒を圧縮する圧縮機１１の動力源として利用する圧縮式ヒートポンプ回路１０と、エンジン２の排熱を、吸収液を加熱する再生器２１の熱源として利用する吸収式ヒートポンプ回路２０とを備えた、いわゆるハイブリッドシステムである。
圧縮式ヒートポンプ回路１０は、圧縮機１１と、利用側熱交換器１２と、放熱器１３と、膨張弁１４、及び四方弁１５とを備えている。圧縮機１１と利用側熱交換器１２とは、圧縮機１１の吸込口１１Ａ側の吸込側冷媒管３１、及び、圧縮機１１の吐出口１１Ｂ側の吐出側冷媒管３２によって接続されている。吸込側冷媒管３１には四方弁１５が、吐出側冷媒管３２には、四方弁１５、放熱器１３、及び膨張弁１４が設けられている。
圧縮機１１は、吸込側冷媒管３１を流れる冷媒を圧縮するものである。この圧縮機１１は、エンジン２の軸２Ａに接続されており、圧縮機１１にはエンジン２の軸出力が伝達される。つまり、圧縮機１１は、動力源としてエンジン２の軸出力を利用して、冷媒を圧縮するように構成されている。なお、本実施形態のエンジン２は、都市ガスを燃料としたガスエンジンで構成しているが、これに限定されるものではない。
利用側熱交換器１２は、冷媒の冷熱又は温熱を図示しない熱負荷に供給する熱交換器であり、冷媒の冷熱又は温熱を放熱する放熱装置１２Ａ（例えば、ファン）を有している。放熱装置１２Ａには、熱負荷に供給する熱の温度を検出する温度センサ６１が設けられている。
放熱器１３は、冷媒の熱を放熱するものであり、当該放熱器１３の熱を放熱する放熱装置１３Ａ（例えば、ファン）を有している。
利用側熱交換器１２は、冷媒の冷熱又は温熱を図示しない熱負荷に供給する熱交換器であり、冷媒の冷熱又は温熱を放熱する放熱装置１２Ａ（例えば、ファン）を有している。放熱装置１２Ａには、熱負荷に供給する熱の温度を検出する温度センサ６１が設けられている。
放熱器１３は、冷媒の熱を放熱するものであり、当該放熱器１３の熱を放熱する放熱装置１３Ａ（例えば、ファン）を有している。
四方弁１５は、圧縮機１１の吸込側及び吐出側を放熱器１３又は利用側熱交換器１２にそれぞれ連通するように切り替えられ、これにより、熱負荷に冷熱を供給する冷熱運転及び熱負荷に温熱を供給する温熱運転が切り替えられる。より詳細には、冷熱運転時には、圧縮機１１の吐出側から放熱器１３に、また、利用側熱交換器１２から圧縮機１１の吸込側に、温熱運転時には、圧縮機１１の吐出側から利用側熱交換器１２に、放熱器１３から圧縮機１１の吸込側に冷媒が流れる。なお、図１では、圧縮機１１の吐出側を点ａ１、放熱器１３側を点ａ２、利用側熱交換器１２側を点ｂ１、圧縮機１１の吸込側を点ｂ２として示している。
圧縮式ヒートポンプ回路１０には、圧縮式ヒートポンプ回路１０を流れる比較的高温の冷媒と比較的低温の冷媒蒸気との間で熱交換させる冷媒熱交換器１７が設けられている。冷媒熱交換器１７では、冷熱運転時には、放熱器１３から膨張弁１４に供給される冷媒が冷却されるとともに、利用側熱交換器１２から圧縮機１１に供給される冷媒蒸気が加熱される。一方、温熱運転時には、膨張弁１４から放熱器１３に供給される冷媒が冷却されるとともに、放熱器１３から圧縮機１１に供給される冷媒蒸気が加熱される。この冷媒熱交換器１７により、圧縮式ヒートポンプ回路１０におけるＣＯＰ（成績係数）の向上を図るようにしている。
吸収式ヒートポンプ回路２０は、冷媒熱交換器１７と圧縮機１１との間の吸込側冷媒管３１に設けられ、圧縮式ヒートポンプ回路１０にシリーズに接続されている。吸収式ヒートポンプ回路２０は、再生器２１と、吸収器２２と、気液分離器２３（図２参照）とを備え、冷媒熱交換器１７と吸収器２２とが冷媒管３３によって、再生器２１と圧縮機１１とが冷媒管３４によって接続されている。再生器２１と吸収器２２とは、濃吸収液管（送り配管）４１及び稀吸収液管（戻り配管）４２によって接続されている。
吸収器２２は、冷媒管３３から供給される冷媒蒸気を吸収液に吸収させる。吸収器２２は、吸収液が冷媒蒸気を吸収する際に発生する熱を冷却する冷却装置２２Ａ（例えば、冷却水循環装置、又は、ファン）を備えている。吸収器２２には、再生器２１に延びる濃吸収液管４１が接続されている。濃吸収液管４１には、吸収液を循環させるための循環ポンプＰが設けられており、循環ポンプＰを駆動することで、吸収器２２から再生器２１に冷媒を吸収した吸収液（濃吸収液）が供給される。
再生器２１は、濃吸収液管４１から供給される濃吸収液を、エンジン２の排熱を熱源として加熱再生する。より詳細には、図２に示すように、再生器２１の冷却水用伝熱管２１Ａには、エンジン２の排熱を回収したエンジン冷却水が流れるエンジン冷却水管５１が接続されている。図示は省略するが、エンジン冷却水管５１のエンジン冷却水は、例えば、エンジン２のウォータジャケットを流通してエンジン２の排熱を回収して昇温し、さらに、エンジン２の排ガス流路に設けられた排ガス熱交換器を流通して排ガスの排熱を回収して昇温した後に、再生器２１の冷却水用伝熱管２１Ａに供給される。このようにして、エンジン２の排熱を回収したエンジン冷却水を再生器２１の冷却水用伝熱管２１Ａに供給することにより、再生器２１は、高温のエンジン冷却水を再生器２１の熱源として吸収液を加熱再生する。
再生器２１の出口には、加熱再生して発生した冷媒蒸気を残った吸収液（稀吸収液）から分離する気液分離器２３が接続されている。気液分離器２３は、稀吸収液を貯留する本体２３Ａを備え、本体２３Ａの上下方向中間部には再生器２１から延びる混合液管４３が接続されている。本体２３Ａの下部には吸収器２２に延びる稀吸収液管４２が接続され、本体２３Ａの上部には冷媒管３４が接続されている。この気液分離器２３により、吸収液から冷媒蒸気が分離され、冷媒蒸気のみが圧縮機１１に供給され、冷媒蒸気を分離した稀吸収液が吸収器２２に供給される。
吸収式ヒートポンプ回路２０には、図１に示すように、再生器２１から吸収器２２に戻される比較的高温の稀吸収液により、吸収器２２から再生器２１に供給される濃吸収液を加熱する吸収液熱交換器２４が設けられている。この吸収液熱交換器２４により、再生器２１に供給される濃吸収液の温度を上昇させると共に、吸収器２２に供給される稀吸収液の温度を低下させることができる。
なお、図１中、放熱装置１２Ａを含めた利用側熱交換器１２及び膨張弁１４は熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１の室内機１Ａを構成し、その他の構成部品は熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１の室外機１Ｂを構成している。
なお、図１中、放熱装置１２Ａを含めた利用側熱交換器１２及び膨張弁１４は熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１の室内機１Ａを構成し、その他の構成部品は熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１の室外機１Ｂを構成している。
熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１は、制御装置６０の制御によって四方弁１５を切り替えることで、冷熱運転と、温熱運転とに切り替え運転される。制御装置６０は、図示しない熱負荷に供給する熱が所定の設定温度になるように熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１を制御する。
冷熱運転時には、四方弁１５が、圧縮機１１の吸込側を利用側熱交換器１２に、圧縮機１１の吐出側を放熱器１３にそれぞれ連通するように切り替えられる。
利用側熱交換器１２において蒸発した冷媒蒸気は、冷媒熱交換器１７を経由して吸収器２２に供給され、吸収器２２において吸収液に吸収される。冷媒を吸収した濃吸収液は、循環ポンプＰ１によって吸収液熱交換器２４を経由して再生器２１に供給される。この濃吸収液は、図２に示すように、再生器２１の冷却水用伝熱管２１Ａ内を流通するエンジン冷却水から吸熱して再生温度まで加熱される。加熱された濃吸収液は、気液分離器２３に供給され、気液分離器２３において冷媒蒸気が分離される。冷媒蒸気が分離された稀吸収液は、図１に示すように、吸収液熱交換器２４に供給され、吸収液熱交換器２４において濃吸収液管４１を流通する濃吸収液を加熱し、吸収器２２に戻される。
冷熱運転時には、四方弁１５が、圧縮機１１の吸込側を利用側熱交換器１２に、圧縮機１１の吐出側を放熱器１３にそれぞれ連通するように切り替えられる。
利用側熱交換器１２において蒸発した冷媒蒸気は、冷媒熱交換器１７を経由して吸収器２２に供給され、吸収器２２において吸収液に吸収される。冷媒を吸収した濃吸収液は、循環ポンプＰ１によって吸収液熱交換器２４を経由して再生器２１に供給される。この濃吸収液は、図２に示すように、再生器２１の冷却水用伝熱管２１Ａ内を流通するエンジン冷却水から吸熱して再生温度まで加熱される。加熱された濃吸収液は、気液分離器２３に供給され、気液分離器２３において冷媒蒸気が分離される。冷媒蒸気が分離された稀吸収液は、図１に示すように、吸収液熱交換器２４に供給され、吸収液熱交換器２４において濃吸収液管４１を流通する濃吸収液を加熱し、吸収器２２に戻される。
気液分離器２３（図２）において分離された冷媒蒸気は、圧縮機１１において圧縮されて高温高圧状態となり、高温高圧状態の冷媒は放熱器１３において冷却される。冷却された冷媒は、冷媒熱交換器１７において利用側熱交換器１２の下流側の冷媒蒸気によって冷却され、膨張弁１４において膨張して低温低圧状態となる。低温低圧状態の冷媒は、利用側熱交換器１２において熱負荷の熱を奪って蒸発する。そして、利用側熱交換器１２において蒸発した冷媒蒸気は、再度、冷媒熱交換器１７を経由して吸収器２２に供給されるという循環を繰り返す。
一方、温熱運転時には、四方弁１５が、圧縮機１１の吸込側を放熱器１３に、圧縮機１１の吐出側を利用側熱交換器１２にそれぞれ連通するように切り替えられる。
放熱器１３において蒸発した冷媒蒸気は、冷媒熱交換器１７を経由して吸収器２２に供給される。吸収式ヒートポンプ回路２０における冷媒の再生は冷熱運転時と同様であるため、ここでは説明を省略する。
吸収式ヒートポンプ回路２０において再生された冷媒蒸気は、圧縮機１１において圧縮されて高温高圧状態となり、高温高圧状態の冷媒は利用側熱交換器１２において熱負荷に放熱して冷却される。冷却された冷媒は、膨張弁１４において膨張して低温低圧状態となり、冷媒熱交換器１７において放熱器１３の下流側の冷媒蒸気によって冷却され、放熱器１３において蒸発する。そして、放熱器１３において蒸発した冷媒蒸気は、再度、冷媒熱交換器１７を経由して吸収器２２に供給されるという循環を繰り返す。
放熱器１３において蒸発した冷媒蒸気は、冷媒熱交換器１７を経由して吸収器２２に供給される。吸収式ヒートポンプ回路２０における冷媒の再生は冷熱運転時と同様であるため、ここでは説明を省略する。
吸収式ヒートポンプ回路２０において再生された冷媒蒸気は、圧縮機１１において圧縮されて高温高圧状態となり、高温高圧状態の冷媒は利用側熱交換器１２において熱負荷に放熱して冷却される。冷却された冷媒は、膨張弁１４において膨張して低温低圧状態となり、冷媒熱交換器１７において放熱器１３の下流側の冷媒蒸気によって冷却され、放熱器１３において蒸発する。そして、放熱器１３において蒸発した冷媒蒸気は、再度、冷媒熱交換器１７を経由して吸収器２２に供給されるという循環を繰り返す。
このように、熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１では、吸収式ヒートポンプ回路２０の再生器２１により再生した冷媒が、圧縮式ヒートポンプ回路１０の圧縮機１１の吸込口１１Ａに供給されるように、圧縮式ヒートポンプ回路１０と吸収式ヒートポンプ回路２０とをシリーズに配置している。
これに対し、例えば、吸収式ヒートポンプ回路の再生器により再生した冷媒が、圧縮式ヒートポンプ回路の圧縮機の吐出口に供給されるように、圧縮式ヒートポンプ回路と吸収式ヒートポンプ回路とをパラレルに配置する場合には、圧縮式ヒートポンプ回路と吸収式ヒートポンプ回路の高圧を合わせる必要がある。
本実施形態では、圧縮式ヒートポンプ回路１０と吸収式ヒートポンプ回路２０とをシリーズに配置しているため、圧縮式ヒートポンプ回路１０と吸収式ヒートポンプ回路２０の高圧を合わせる機構を設ける必要がなく、構成を簡素化することができる。
これに対し、例えば、吸収式ヒートポンプ回路の再生器により再生した冷媒が、圧縮式ヒートポンプ回路の圧縮機の吐出口に供給されるように、圧縮式ヒートポンプ回路と吸収式ヒートポンプ回路とをパラレルに配置する場合には、圧縮式ヒートポンプ回路と吸収式ヒートポンプ回路の高圧を合わせる必要がある。
本実施形態では、圧縮式ヒートポンプ回路１０と吸収式ヒートポンプ回路２０とをシリーズに配置しているため、圧縮式ヒートポンプ回路１０と吸収式ヒートポンプ回路２０の高圧を合わせる機構を設ける必要がなく、構成を簡素化することができる。
ところで、エンジン２の排熱を利用した吸収式ヒートポンプ回路２０では、熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１の始動時には、エンジン冷却水温度が再生器２１に必要な再生温度（例えば、６５℃以上）に到達していない。圧縮式ヒートポンプ回路１０と吸収式ヒートポンプ回路２０とをシリーズに配置した熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１では、この状態で吸収式ヒートポンプ回路２０に吸収液を循環させても、冷媒を再生することができず、吸収器２２に吸収できない冷媒蒸気が充満してしまう。
そこで、本実施形態では、吸込側冷媒管３１に吸収式ヒートポンプ回路２０をバイパスするバイパス管３５を設け、エンジン２の立ち上がり時などエンジン冷却水温度が低い場合は、吸収できない冷媒を、バイパス管３５を経て圧縮機１１に直接戻すようにしている。
より詳細には、バイパス管３５には、当該バイパス管３５を開閉するバイパス弁１６が設けられている。バイパス弁１６は、バイパス管３５を流れる冷媒の流量を制御する制御弁であり、このバイパス弁１６により、バイパス管３５を流れる冷媒の流量、及び、冷媒管３３を流れる吸収器２２に流れる冷媒の流量が制御されることとなる。なお、以下の説明では、冷媒管３３の冷媒流量をＦａ、バイパス管３５の冷媒流量をＦｂとし、冷媒の流量比をＦａ／（Ｆａ＋Ｆｂ）とする。また、エンジン冷却水管５１の再生器２１入口側にはエンジン冷却水温度（再生器２１に供給する排熱の温度）を検出する温度センサ６２が設けられており、制御装置６０は温度センサ６２が検出した温度に基づいてバイパス弁１６を制御する。
より詳細には、バイパス管３５には、当該バイパス管３５を開閉するバイパス弁１６が設けられている。バイパス弁１６は、バイパス管３５を流れる冷媒の流量を制御する制御弁であり、このバイパス弁１６により、バイパス管３５を流れる冷媒の流量、及び、冷媒管３３を流れる吸収器２２に流れる冷媒の流量が制御されることとなる。なお、以下の説明では、冷媒管３３の冷媒流量をＦａ、バイパス管３５の冷媒流量をＦｂとし、冷媒の流量比をＦａ／（Ｆａ＋Ｆｂ）とする。また、エンジン冷却水管５１の再生器２１入口側にはエンジン冷却水温度（再生器２１に供給する排熱の温度）を検出する温度センサ６２が設けられており、制御装置６０は温度センサ６２が検出した温度に基づいてバイパス弁１６を制御する。
図３は、熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１の運転状態を示すグラフであり、図３（Ａ）は流量比、図３（Ｂ）はエンジン冷却水温度（℃）、図３（Ｃ）はエンジン２の運転状態（ＯＮ／ＯＦＦ）、図３（Ｄ）は循環ポンプＰの回転数、図３（Ｅ）はバイパス弁１６の開度（％）を示す図である。なお、図３中、横軸は熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１の運転時間を示す。
図１及び図３に示すように、制御装置６０は、熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１の始動時には、バイパス弁１６を全開にしてエンジン２を始動し、エンジン冷却水が所定の温度（例えば、４５℃）に到達した後に、循環ポンプＰを作動させ、その後、バイパス弁１６を除々に閉止方向に制御し、定格運転状態で完全に閉止させる。これにより、エンジン２を立ち上がり時等に、吸収式ヒートポンプ回路２０側に冷媒が過剰に送られることが防げるので、適切な量の冷媒を吸収器２２に送ることが可能になる。
図１及び図３に示すように、制御装置６０は、熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１の始動時には、バイパス弁１６を全開にしてエンジン２を始動し、エンジン冷却水が所定の温度（例えば、４５℃）に到達した後に、循環ポンプＰを作動させ、その後、バイパス弁１６を除々に閉止方向に制御し、定格運転状態で完全に閉止させる。これにより、エンジン２を立ち上がり時等に、吸収式ヒートポンプ回路２０側に冷媒が過剰に送られることが防げるので、適切な量の冷媒を吸収器２２に送ることが可能になる。
定格運転状態になると、制御装置６０は、限られたエンジン２の排熱を有効活用するために、エンジン冷却水温度が所定温度（例えば、再生器２１入口温度が８５℃前後）に保たれるように、循環ポンプＰを制御して吸収液循環量を制御している。これにより、熱負荷に供給する冷熱又は温熱の温度にかかわらず、再生温度がほぼ一定に保たれるので、吸収式ヒートポンプ回路２０の効率低下を抑制できる。なお、制御装置６０は、エンジン２の排熱温度（エンジン冷却水温度）を制御する排熱温度制御手段として機能している。
熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１では、エンジン２での燃料消費量を増減すると排熱量も比例して増減するため、圧縮式ヒートポンプ回路のみの場合よりもエンジン冷却水の排熱活用分だけ能力変動は大きくなる。したがって、制御装置６０は、熱負荷の負荷変動に対して、圧縮式ヒートポンプ回路のみの場合よりも、熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１の全能力に対する吸収式ヒートポンプ回路２０への排熱利用の寄与比率分（本実施形態では、２５％程度）だけ、エンジン２の動力源（本実施形態では、燃料）の入力変化を小さくするように制御している。これにより、エンジン２の動力源の入力を変化させた場合に、熱負荷に供給する冷熱又は温熱が急激に変化することを防止できる。なお、制御装置６０は、圧縮式ヒートポンプ回路１０の利用側熱交換器１２から熱負荷に供給する冷熱又は温熱の熱容量を制御する熱容量制御手段として機能している。
このように、熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１は、エンジン２の排熱利用のみで吸収式ヒートポンプ回路２０を作動可能であり、排熱利用自己完結型であると言える。したがって、熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１では、外部（熱負荷）への接続を、通常のガスヒートポンプ（ＧＨＰ）と変わらない構成とすることができる。
熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１では、エンジン２での燃料消費量を増減すると排熱量も比例して増減するため、圧縮式ヒートポンプ回路のみの場合よりもエンジン冷却水の排熱活用分だけ能力変動は大きくなる。したがって、制御装置６０は、熱負荷の負荷変動に対して、圧縮式ヒートポンプ回路のみの場合よりも、熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１の全能力に対する吸収式ヒートポンプ回路２０への排熱利用の寄与比率分（本実施形態では、２５％程度）だけ、エンジン２の動力源（本実施形態では、燃料）の入力変化を小さくするように制御している。これにより、エンジン２の動力源の入力を変化させた場合に、熱負荷に供給する冷熱又は温熱が急激に変化することを防止できる。なお、制御装置６０は、圧縮式ヒートポンプ回路１０の利用側熱交換器１２から熱負荷に供給する冷熱又は温熱の熱容量を制御する熱容量制御手段として機能している。
このように、熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１は、エンジン２の排熱利用のみで吸収式ヒートポンプ回路２０を作動可能であり、排熱利用自己完結型であると言える。したがって、熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１では、外部（熱負荷）への接続を、通常のガスヒートポンプ（ＧＨＰ）と変わらない構成とすることができる。
上述のように、図１に示す熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１では、圧縮式ヒートポンプ回路１０の冷媒を、吸収式ヒートポンプ回路２０に循環し、この冷媒を圧縮式ヒートポンプ回路１０に循環させている。したがって、圧縮式ヒートポンプ回路１０を、純粋な冷媒ではなく、冷媒と吸収液の混合物が循環することになるので、圧縮機１１の潤滑油に吸収液が混じるおそれがあり、吸収液に潤滑性のない液体を用いた場合には、圧縮機１１の潤滑を阻害してしまう。
また、圧縮式ヒートポンプ回路１０では、圧縮機１１の潤滑油が、圧縮機１１から当該回路中に飛沫状に流出し、冷媒と一体となって回路中を循環する。圧縮機１１を出た潤滑油は、冷媒とともに移動して吸収器２２へ至り、吸収液と渾然一体となって、吸収式ヒートポンプ回路２０内を循環する。これを放置すると、いずれは圧縮機１１に保持されていた潤滑油が減少してしまう。また、冷媒や吸収液に潤滑油が混じることになるので、潤滑油によって冷媒や吸収液の熱交換が阻害されるおそれがある。
また、圧縮式ヒートポンプ回路１０では、圧縮機１１の潤滑油が、圧縮機１１から当該回路中に飛沫状に流出し、冷媒と一体となって回路中を循環する。圧縮機１１を出た潤滑油は、冷媒とともに移動して吸収器２２へ至り、吸収液と渾然一体となって、吸収式ヒートポンプ回路２０内を循環する。これを放置すると、いずれは圧縮機１１に保持されていた潤滑油が減少してしまう。また、冷媒や吸収液に潤滑油が混じることになるので、潤滑油によって冷媒や吸収液の熱交換が阻害されるおそれがある。
そこで、本実施形態の熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１では、圧縮機１１の潤滑油と、吸収式ヒートポンプ回路２０の吸収液とを同一液としている。すなわち、圧縮機１１の潤滑油を兼ねることが可能なイオン液体を吸収液として用いている。冷媒にＣＯ2（二酸化炭素）を用いる場合、同一液には、例えば、1-alkyl-3-methylimidazolium hexafluorophosphate ([Cnmim][PF6])、又は、1-alkyl-3-methylimidazolium tetrafluoroborate ([Cnmim][BF4])が用いられる。また、冷媒にＨＦＣ又はＨＦＯを用いる場合には、同一液には、例えば、[bmim][PF6]: 1-Butyl-3-methylimidazolium hexafluorophosphateが用いられる。このように、圧縮機１１の潤滑油と吸収液とを同一液とすることで、圧縮機１１の潤滑油と吸収液とが混ざっても、圧縮機１１の潤滑を阻害することも、吸収液の熱交換効率を低下させることもない。また、圧縮機１１の潤滑油を分離するセパレータを設ける必要がないので、部品点数を削減し、製造工程を簡素化できる。
なお、放熱器１３は、冷媒にＣＯ2等の高圧側で超臨界状態となる非凝縮性冷媒を用いた場合には冷熱運転時にガスクーラとして、冷媒にＨＦＣやＨＦＯ等の凝縮性冷媒を用いた場合には冷熱運転時に凝縮器として機能する。同様に、利用側熱交換器１２は、冷媒に非凝縮性冷媒を用いた場合には温熱運転時にガスクーラとして、冷媒に凝縮性冷媒を用いた場合には温熱運転時に凝縮器として機能する。
なお、放熱器１３は、冷媒にＣＯ2等の高圧側で超臨界状態となる非凝縮性冷媒を用いた場合には冷熱運転時にガスクーラとして、冷媒にＨＦＣやＨＦＯ等の凝縮性冷媒を用いた場合には冷熱運転時に凝縮器として機能する。同様に、利用側熱交換器１２は、冷媒に非凝縮性冷媒を用いた場合には温熱運転時にガスクーラとして、冷媒に凝縮性冷媒を用いた場合には温熱運転時に凝縮器として機能する。
ハイブリッド型の熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１では、熱負荷の負荷に対して再生器２１における入力（冷媒の再生性能）が不足する場合には、再生器２１の入力を増やすために、吸収液循環量を増加することとなる。しかしながら、吸収液循環量が増加すると、再生温度も低下し、吸収式ヒートポンプ回路２０では効率が低下してしまう。また、従来のハイブリッド型の熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステムでは、エンジンの軸端効率は低く（３０％程度）、熱の多く（７０％）が使用されていなかった。
そこで、熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１には、圧縮式ヒートポンプ回路１０の冷媒の排熱によって吸収液を加熱する吸込側冷媒熱回収器１８及び吐出側冷媒熱回収器１９を備えている。
そこで、熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１には、圧縮式ヒートポンプ回路１０の冷媒の排熱によって吸収液を加熱する吸込側冷媒熱回収器１８及び吐出側冷媒熱回収器１９を備えている。
図４は、熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１を示す回路図である。なお、図４では、四方弁１５及び駆動装置Ｍ（図５参照）を省略している。
吸込側冷媒熱回収器１８は、圧縮機１１に供給される冷媒と、再生器２１に供給する吸収液との間で熱交換させる熱交換器である。より詳細には、圧縮式ヒートポンプ回路１０の吸込側冷媒管３１は、吸込側冷媒熱回収器１８を経由して圧縮機１１に接続されている。吸収式ヒートポンプ回路２０の濃吸収液管４１は、吸収液熱交換器２４の下流側で分岐する濃吸収液バイパス管４４を備えており、濃吸収液バイパス管４４は吸込側冷媒熱回収器１８を経由して再生器２１に接続されている。
吸込側冷媒熱回収器１８は、圧縮機１１に供給される冷媒と、再生器２１に供給する吸収液との間で熱交換させる熱交換器である。より詳細には、圧縮式ヒートポンプ回路１０の吸込側冷媒管３１は、吸込側冷媒熱回収器１８を経由して圧縮機１１に接続されている。吸収式ヒートポンプ回路２０の濃吸収液管４１は、吸収液熱交換器２４の下流側で分岐する濃吸収液バイパス管４４を備えており、濃吸収液バイパス管４４は吸込側冷媒熱回収器１８を経由して再生器２１に接続されている。
したがって、濃吸収液管４１を流通する濃吸収液の一部は、吸収液熱交換器２４の上流側において分流され、濃吸収液バイパス管４４を介して吸込側冷媒熱回収器１８に供給される。吸込側冷媒熱回収器１８に供給された濃吸収液は、吸込側冷媒熱回収器１８において吸込側冷媒管３１を流れる冷媒蒸気によって加熱されて昇温する。すなわち、圧縮機１１に供給される比較的高温の冷媒蒸気は、吸込側冷媒熱回収器１８において濃吸収液バイパス管４４を流れる濃吸収液によって冷却される。このように、圧縮機１１に供給される冷媒蒸気の熱を、吸収液を再生する熱源として利用できるので、吸収液の再生に必要な熱を削減できる。また、圧縮機１１に供給される冷媒の温度を低下できるので、圧縮機１１の吸い込み温度を低下させる冷却器を別途設ける必要がない。
濃吸収液バイパス管４４には、さらに吐出側冷媒熱回収器１９が設けられている。吐出側冷媒熱回収器１９は、圧縮機１１から吐出される冷媒と、再生器２１に供給する吸収液との間で熱交換させる熱交換器である。より詳細には、圧縮式ヒートポンプ回路１０の吐出側冷媒管３２は、吐出側冷媒熱回収器１９を経由して四方弁１５に接続されている。吸収式ヒートポンプ回路２０の濃吸収液バイパス管４４は吸込側冷媒熱回収器１８を経由した後にさらに吐出側冷媒熱回収器１９を経由して再生器２１に接続されている。
したがって、吸込側冷媒熱回収器１８において加熱された濃吸収液は、吐出側冷媒熱回収器１９に供給され、吐出側冷媒熱回収器１９において吐出側冷媒管３２を流れる冷媒によってさらに加熱されて再生器２１に供給される。このように、圧縮機１１において圧縮されて高温となった冷媒の熱を、吸収液を再生する熱源として利用できるので、吸収液の再生に必要な熱をさらに削減できる。
これらの吸込側冷媒熱回収器１８及び吐出側冷媒熱回収器１９は再生器２１に比べ比較的温度が低いので、吸込側冷媒熱回収器１８及び吐出側冷媒熱回収器１９を濃吸収液バイパス管４４に設けることで、吸収器２２から再生器２１に向かう吸収液の全てを加熱する場合に比べ、吸収液の熱交換効率を向上させることができる。
したがって、吸込側冷媒熱回収器１８において加熱された濃吸収液は、吐出側冷媒熱回収器１９に供給され、吐出側冷媒熱回収器１９において吐出側冷媒管３２を流れる冷媒によってさらに加熱されて再生器２１に供給される。このように、圧縮機１１において圧縮されて高温となった冷媒の熱を、吸収液を再生する熱源として利用できるので、吸収液の再生に必要な熱をさらに削減できる。
これらの吸込側冷媒熱回収器１８及び吐出側冷媒熱回収器１９は再生器２１に比べ比較的温度が低いので、吸込側冷媒熱回収器１８及び吐出側冷媒熱回収器１９を濃吸収液バイパス管４４に設けることで、吸収器２２から再生器２１に向かう吸収液の全てを加熱する場合に比べ、吸収液の熱交換効率を向上させることができる。
また、本実施形態では、再生器２１から吸収器２２への稀吸収液管４２にリバースポンプ（動力回収機）Ｒを設けている。
図５は、循環ポンプＰ及びリバースポンプＲを示す模式図である。
循環ポンプＰは、その軸が駆動装置（駆動源）Ｍの軸ＭＡに接続されており、駆動装置Ｍの回転駆動力によって回転されて、濃吸収液管４１を流れる濃吸収液を搬送する。駆動装置Ｍには、例えば、モーター等の原動機が用いられる。
リバースポンプＲは、稀吸収液管４２を流れる稀吸収液によって回転駆動されるポンプである。リバースポンプＲの軸（不図示）は、循環ポンプＰの軸（不図示）に接続されており、リバースポンプＲによる回転エネルギーを循環ポンプＰにより回収し、駆動装置Ｍの駆動力を抑制できるようになっている。これにより、循環ポンプＰの省エネルギー化を図ることができる。
図５は、循環ポンプＰ及びリバースポンプＲを示す模式図である。
循環ポンプＰは、その軸が駆動装置（駆動源）Ｍの軸ＭＡに接続されており、駆動装置Ｍの回転駆動力によって回転されて、濃吸収液管４１を流れる濃吸収液を搬送する。駆動装置Ｍには、例えば、モーター等の原動機が用いられる。
リバースポンプＲは、稀吸収液管４２を流れる稀吸収液によって回転駆動されるポンプである。リバースポンプＲの軸（不図示）は、循環ポンプＰの軸（不図示）に接続されており、リバースポンプＲによる回転エネルギーを循環ポンプＰにより回収し、駆動装置Ｍの駆動力を抑制できるようになっている。これにより、循環ポンプＰの省エネルギー化を図ることができる。
ここで、循環ポンプＰに流入する吸収液の質量流量と、リバースポンプＲに流入する吸収液の質量流量は、吸収式ヒートポンプ回路２０から圧縮式ヒートポンプ回路１０（図１）に戻される冷媒の質量流量分だけ差異が発生する。そのため、循環ポンプＰ及びリバースポンプＲを同一の排除容積で設計してしまうと、差異に相当する吸収液がリバースポンプＲに流入することとなる。その結果、循環ポンプＰを通過する吸収液とリバースポンプＲを通過する吸収液との間で質量流量のバランスが崩れて、気液分離器２３及び再生器２１側の吸収液が過少となってしまい、本来流入すべきではないガス状の冷媒蒸気をリバースポンプＲに流入させてしまうおそれがある。
そこで、本実施形態では、循環ポンプＰを通過する吸収液の質量流量とリバースポンプＲを通過する吸収液の質量流量が等しくなるように、循環ポンプＰの軸とリバースポンプＲの軸とを連結している。より詳細には、循環ポンプＰとリバースポンプＲとを共通の回転軸Ｃを介して同軸に接続し、リバースポンプＲを、循環ポンプＰの排除容積Ｖｐに対してリバースポンプＲの排除容積Ｖｒが次式（１）を満たすように設計している。
Ｖp×ｎ×ρp×ｘp＝Ｖr×ｎ×ρr×ｘr＋ｍcomp・・・（１）
ここで、式（１）において、Ｖは排除容積（ｍ3）、ρは密度（ｋｇ／ｍ3）、ｘは吸収液中の冷媒の質量濃度（ｋｇ冷媒／ｋｇ吸収液）、ｎは回転数（回／秒）、ｍは圧縮式ヒートポンプ回路１０の冷媒循環量（ｋｇ／秒）、添え字のｐは循環ポンプＰ、添え字のｒはリバースポンプＲ、添え字のｃｏｍｐは圧縮機１１のものであること、を示す。
このように、本実施形態では、循環ポンプＰを通過する吸収液の質量流量とリバースポンプＲを通過する吸収液の質量流量が等しくしているため、リバースポンプＲに冷媒蒸気が流入することを防止できる。また、循環ポンプＰとリバースポンプＲとを同軸に接続できるので、循環ポンプＰ及びリバースポンプＲの組み付け作業を簡素化できる。
Ｖp×ｎ×ρp×ｘp＝Ｖr×ｎ×ρr×ｘr＋ｍcomp・・・（１）
ここで、式（１）において、Ｖは排除容積（ｍ3）、ρは密度（ｋｇ／ｍ3）、ｘは吸収液中の冷媒の質量濃度（ｋｇ冷媒／ｋｇ吸収液）、ｎは回転数（回／秒）、ｍは圧縮式ヒートポンプ回路１０の冷媒循環量（ｋｇ／秒）、添え字のｐは循環ポンプＰ、添え字のｒはリバースポンプＲ、添え字のｃｏｍｐは圧縮機１１のものであること、を示す。
このように、本実施形態では、循環ポンプＰを通過する吸収液の質量流量とリバースポンプＲを通過する吸収液の質量流量が等しくしているため、リバースポンプＲに冷媒蒸気が流入することを防止できる。また、循環ポンプＰとリバースポンプＲとを同軸に接続できるので、循環ポンプＰ及びリバースポンプＲの組み付け作業を簡素化できる。
以上説明したように、本実施形態によれば、吸収式ヒートポンプ回路２０の再生器２１により再生した冷媒を、圧縮式ヒートポンプ回路１０の圧縮機１１の吸込口１１Ａに供給するように構成し、再生器２１に供給する排熱の温度を検出する温度センサ６２と、温度センサ６２が検出した排熱の温度が所定温度（再生器２１入口温度が８５℃前後）に保たれるように吸収液の循環ポンプＰを制御する排熱温度制御手段としての制御装置６０と、を備える構成とした。この構成により、熱負荷に供給する冷熱又は温熱の温度にかかわらず、再生温度がほぼ一定に保たれるので、吸収式ヒートポンプ回路２０の効率低下を抑制できる。
また、本実施形態によれば、圧縮式ヒートポンプ回路１０において蒸発した冷媒を、吸収式ヒートポンプ回路２０をバイパスして、圧縮機１１の吸込口１１Ａに供給するバイパス管３５を設け、このバイパス管３５に冷媒量を制御するバイパス弁１６を設け、制御装置６０は、温度センサ６２が検出した排熱の温度に基づいてバイパス弁１６を制御する構成とした。この構成により、吸収器２２で吸収できない冷媒を、バイパス管３５を経て圧縮機１１に直接戻すことができるので、排熱の温度に応じた適切な量の冷媒を吸収器２２に送ることができる。
また、本実施形態によれば、制御装置６０は、圧縮式ヒートポンプ回路１０の利用側熱交換器１２から熱負荷に供給する冷熱又は温熱の熱容量を制御する熱容量制御手段として機能し、熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１の全能力に対する吸収式ヒートポンプ回路２０の能力寄与比率分だけ、エンジン２の動力源の入力変化を小さくする構成とした。この構成により、エンジン２の動力源の入力を変化させた場合に、熱負荷に供給する冷熱又は温熱が急激に変化することを防止できる。
但し、上記実施形態は本発明の一態様であり、本発明の趣旨を逸脱しない範囲において適宜変更可能であるのは勿論である。
例えば、圧縮機１１の潤滑油と、吸収式ヒートポンプ回路２０の吸収液とを同一液としたが、必ずしも同一液とする必要はない。吸収液に潤滑性のない吸収液を用いる場合、潤滑油に吸収液に適さない潤滑油を用いる場合には、例えば、再生器２１から圧縮機１１に延びる冷媒管に潤滑油を分離するセパレータを設ければよい。
例えば、圧縮機１１の潤滑油と、吸収式ヒートポンプ回路２０の吸収液とを同一液としたが、必ずしも同一液とする必要はない。吸収液に潤滑性のない吸収液を用いる場合、潤滑油に吸収液に適さない潤滑油を用いる場合には、例えば、再生器２１から圧縮機１１に延びる冷媒管に潤滑油を分離するセパレータを設ければよい。
また、上記実施形態では、熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム１全体を制御する制御装置６０が、エンジン２の排熱温度を制御する排熱温度制御手段と、熱負荷に供給する冷熱又は温熱の熱容量を制御する熱容量制御手段として機能していたが、これに限定されるものではなく、例えば、制御装置６０と、排熱温度制御手段と、熱容量制御手段とを別の構成としてもよい。
上記実施形態では、吸込側冷媒熱回収器１８を、圧縮式ヒートポンプ回路１０の冷媒と、吸収式ヒートポンプ回路２０の吸収液との間で熱交換する熱交換器として構成しているが、これに限定されるものではない。例えば、吸込側冷媒熱回収器１８を、圧縮式ヒートポンプ回路１０の冷媒と外気との間で熱交換する熱交換器として構成してもよい。また、本実施形態では、濃吸収液バイパス管４４を、吸収液熱交換器２４の下流側で分岐させているが、これに限定されるものではなく、例えば、循環ポンプＰと吸収液熱交換器２４との間で分岐させてもよい。
また、上記実施形態では、吐出側冷媒熱回収器１９を設けたが、吐出側冷媒熱回収器１９を省略してもよい。吐出側冷媒熱回収器１９は、吸込側冷媒熱回収器１８を設けた濃吸収液バイパス管４４に設けたが、濃吸収液管４１から分岐する別の濃吸収液バイパス管に設けてもよい。
また、上記実施形態では、エンジン２の排熱のみを再生器２１の熱源としたが、エンジン２の排熱が十分でない場合には、図６に示すように、エンジン２の排熱に加えて、例えば、エンジン２の排熱よりも低温の他熱源３の熱を再生器１２１の熱源としてもよい。
また、上記実施形態では、循環ポンプＰとリバースポンプＲとを同軸に接続し、循環ポンプＰの排除容積Ｖｐに対してリバースポンプＲの排除容積Ｖｒが次式（１）を満たすようにリバースポンプＲを設計したが、これに限定されるものではなく、循環ポンプＰの排除容積ＶｐとリバースポンプＲの排除容積Ｖｒとが次式（１）を満たすように、循環ポンプＰ及び／又はリバースポンプＲを設計してもよい。
また、例えば、図７に示すように、循環ポンプＰとリバースポンプＲとを同軸に接続し、リバースポンプＲに、式（１）を満たすように排除容積Ｖrを可変する可変機構４を設けてもよい。これにより、図７の例においても、循環ポンプＰを通過する吸収液の質量流量とリバースポンプＲを通過する吸収液の質量流量が等しくなるので、リバースポンプＲに冷媒蒸気が流入することを防止できる。また、循環ポンプＰとリバースポンプＲとを同軸に接続できるので、循環ポンプＰ及びリバースポンプＲの組み付け作業が簡素化する。
なお、図７の例では、可変機構４をリバースポンプＲに設けているが、可変機構４は、循環ポンプＰに設けてもよいし、循環ポンプＰ及びリバースポンプＲの両方に設けてもよい。
なお、図７の例では、可変機構４をリバースポンプＲに設けているが、可変機構４は、循環ポンプＰに設けてもよいし、循環ポンプＰ及びリバースポンプＲの両方に設けてもよい。
さらに、例えば、図８に示すように、循環ポンプＰの軸（不図示）とリバースポンプＲの軸（不図示）とを、次式（２）が成立するような、循環ポンプＰとリバースポンプＲの回転数比（ｎp／ｎr）を可変する変速機５を介して接続してもよい。より詳細には、循環ポンプＰの軸と変速機５を循環ポンプ側軸Ｃ１によって、リバースポンプＲの軸と変速機５をリバースポンプ側軸Ｃ２によって接続される。
Ｖp×ｎp×ρp×ｘp＝Ｖr×ｎr×ρr×ｘr＋ｍcomp・・・（２）
これにより、図８の例においても、循環ポンプＰを通過する吸収液の質量流量とリバースポンプＲを通過する吸収液の質量流量が等しくなるので、リバースポンプＲに冷媒蒸気が流入することを防止できる。また、図５の例のように循環ポンプＰ及び／又はリバースポンプＲを式（１）に合わせて設計したり、図７の例のように可変機構４を循環ポンプＰ及び／又はリバースポンプＲに設けたりする必要がなくなるので、循環ポンプＰ及びリバースポンプＲの構成を簡素化できる。
Ｖp×ｎp×ρp×ｘp＝Ｖr×ｎr×ρr×ｘr＋ｍcomp・・・（２）
これにより、図８の例においても、循環ポンプＰを通過する吸収液の質量流量とリバースポンプＲを通過する吸収液の質量流量が等しくなるので、リバースポンプＲに冷媒蒸気が流入することを防止できる。また、図５の例のように循環ポンプＰ及び／又はリバースポンプＲを式（１）に合わせて設計したり、図７の例のように可変機構４を循環ポンプＰ及び／又はリバースポンプＲに設けたりする必要がなくなるので、循環ポンプＰ及びリバースポンプＲの構成を簡素化できる。
また、図７及び図８の例において、例えば、図９に示すように、気液分離器２３に吸収液の液を検出する液位センサＳを設け、液位センサＳが検出した吸収液の液位を所定の位置に保つように、循環ポンプＰとリバースポンプＲの質量流量比（循環ポンプＰの質量流量／リバースポンプＲの質量流量）を制御してもよい。より詳細には、気液分離器２３の液位が下がれば、質量流量比を大きくするように制御し、気液分離器２３の液位が上がれば、質量流量比を小さくするように制御する。これにより、リバースポンプＲに冷媒蒸気が流入することを防止できる。
なお、図７の例において、質量流量比を大きくするには、循環ポンプＰの排除容積を大きくする、又は、リバースポンプＲの排除容積を小さくする、あるいは、その両方を行う。一方、質量流量比を小さくするには、循環ポンプＰの排除容積を小さくする、又は、リバースポンプＲの排除容積を大きくする、あるいは、その両方を行う。
図８の例において、質量流量比を大きくするには循環ポンプＰとリバースポンプＲの回転数比（ｎp／ｎr）を大きくし、一方、質量流量比を小さくするには回転数比を小さくする。
また、リバースポンプＲは省略してもよい。
なお、図７の例において、質量流量比を大きくするには、循環ポンプＰの排除容積を大きくする、又は、リバースポンプＲの排除容積を小さくする、あるいは、その両方を行う。一方、質量流量比を小さくするには、循環ポンプＰの排除容積を小さくする、又は、リバースポンプＲの排除容積を大きくする、あるいは、その両方を行う。
図８の例において、質量流量比を大きくするには循環ポンプＰとリバースポンプＲの回転数比（ｎp／ｎr）を大きくし、一方、質量流量比を小さくするには回転数比を小さくする。
また、リバースポンプＲは省略してもよい。
また、上記実施形態では、バイパス管３５にバイパス弁１６を設けることで、エンジン２の始動時における吸収式ヒートポンプ回路２０への冷媒供給量を制御していたが、これに限定されるものではない。例えば、吸収式ヒートポンプ回路２０に延びる冷媒管３４にバイパス弁を設けてもよい。また、バイパス弁１６は、流量制御弁でなく開閉弁であってもよい。さらに、例えば、図１０に示すように、冷媒管３３，３４及びバイパス管３５の分岐点に三方弁２１６を設けてもよい。なお、図１０に示す熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム２００では、冷媒熱交換器１７、吸込側冷媒熱回収器１８及び吐出側冷媒熱回収器１９を省略している。
１，２００ 熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム
２ エンジン（原動機、熱機関）
１０ 圧縮式ヒートポンプ回路
１１ 圧縮機
１１Ａ 吸込口
１６ バイパス弁
２０ 吸収式ヒートポンプ回路
２１ 再生器
２２ 吸収器
３５ バイパス管
６０ 制御装置（排熱温度制御手段、熱容量制御手段）
６２ 温度センサ
Ｐ 循環ポンプ
２ エンジン（原動機、熱機関）
１０ 圧縮式ヒートポンプ回路
１１ 圧縮機
１１Ａ 吸込口
１６ バイパス弁
２０ 吸収式ヒートポンプ回路
２１ 再生器
２２ 吸収器
３５ バイパス管
６０ 制御装置（排熱温度制御手段、熱容量制御手段）
６２ 温度センサ
Ｐ 循環ポンプ
Claims (3)
- 原動機の軸出力を、冷媒を圧縮する圧縮機の動力源として利用する圧縮式ヒートポンプ回路と、前記原動機の排熱を、吸収液を加熱する再生器の熱源として利用する吸収式ヒートポンプ回路とを備え、
前記圧縮式ヒートポンプ回路において蒸発した冷媒を、前記吸収式ヒートポンプ回路の吸収器に循環し、前記再生器による再生後に冷媒を分離し、この冷媒を、前記圧縮式ヒートポンプ回路内を循環するよう構成し、
前記吸収式ヒートポンプ回路の再生器により再生した冷媒を、前記圧縮式ヒートポンプ回路の圧縮機の吸込口に供給するように構成し、
前記再生器に供給する排熱の温度を検出する温度センサと、
前記温度センサが検出した排熱の温度が所定温度に保たれるように吸収液の循環ポンプを制御する排熱温度制御手段と、
を備えたことを特徴とする請求項１に記載の熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム。 - 前記圧縮式ヒートポンプ回路において蒸発した冷媒を、前記吸収式ヒートポンプ回路をバイパスして、前記圧縮機の吸込口に供給するバイパス管を設け、このバイパス管に冷媒量を制御するバイパス弁を設け、
前記排熱温度制御手段は、前記温度センサが検出した排熱の温度に基づいて前記バイパス弁を制御することを特徴とする請求項１に記載の熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム。 - 前記圧縮式ヒートポンプ回路の利用側熱交換器から熱負荷に供給する冷熱又は温熱の熱容量を制御する熱容量制御手段を備え、
前記熱容量制御手段は、前記熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステムの全能力に対する前記吸収式ヒートポンプ回路の能力寄与比率分だけ、前記原動機の動力源の入力変化を小さくすることを特徴とする請求項１又は２に記載の熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム。
Priority Applications (5)
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|---|---|---|---|
| JP2013031440A JP2014159926A (ja) | 2013-02-20 | 2013-02-20 | 熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム |
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| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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| JP2013031440A JP2014159926A (ja) | 2013-02-20 | 2013-02-20 | 熱機関駆動式蒸気圧縮式ヒートポンプシステム |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2014159926A true JP2014159926A (ja) | 2014-09-04 |
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Family Applications (1)
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| JP (1) | JP2014159926A (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2017096580A (ja) * | 2015-11-26 | 2017-06-01 | パナソニックＩｐマネジメント株式会社 | ポンプおよびヒートポンプシステム |
| WO2022210007A1 (ja) * | 2021-03-31 | 2022-10-06 | 大阪瓦斯株式会社 | 吸収冷凍サイクルおよび圧縮吸収冷凍サイクル |
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| JPS5620968A (en) * | 1979-07-27 | 1981-02-27 | Hitachi Ltd | Absorption refrigerating machine |
| JPH062981A (ja) * | 1992-06-18 | 1994-01-11 | Nippon Telegr & Teleph Corp <Ntt> | 燃料電池冷凍機一体システム装置 |
| JPH11337216A (ja) * | 1998-05-29 | 1999-12-10 | Yanmar Diesel Engine Co Ltd | ヒートポンプ装置 |
-
2013
- 2013-02-20 JP JP2013031440A patent/JP2014159926A/ja active Pending
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