JP3638408B2 - エンジン排熱利用吸収式コージェネシステムとその運転制御方法 - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、発電と冷暖房を同時に行うことのできるエンジン排熱利用吸収式コージェネシステムとその運転制御方法に関し、特に吸収冷温水機に発電機用エンジンの排熱を熱回収して冷暖房に利用するエンジン排熱利用吸収式コージェネシステムとその運転制御方法に関する。
【０００２】
【従来の技術】
発電用エンジンの排熱を吸収冷温水機の駆動熱源として利用する吸収式コージェネシステムとしては、例えば特開平７ー２１８０１７号公報記載のものがある。このシステムでは、エンジンからの排熱としての温排水や低圧蒸気を冷温水機の外部温熱源として利用し、吸収式冷温水機の高温溶液熱交換器と低温溶液熱交換器を含む稀溶液ラインの稀溶液と上記外部温熱源との間で熱交換を行って、吸収式冷温水機で上記排熱を有効利用するようにしたものである。
【０００３】
また、エンジンの冷却水と排気ガスの双方の排熱を利用するものとして、排気ガスと水との間で熱交換を行って得た温水と、エンジン冷却水（ジャケット温水）で再生器を加熱するもの（特開平３ー１２９２６８号）、排気ガスボイラーを設けてこれと高温再生器とを熱的に連結し、かつエンジン冷却水系統と低温再生器とを熱的に連結したもの（特開平２ー１３０２４７号）などがある。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記した冷却水と排気ガスの双方を利用した従来技術では、排熱を駆動源とした排熱高温再生器と、バーナーによる直焚き高温再生器とに吸収溶液を直列に供給する構成は考慮されていない。
【０００５】
本発明の目的は、エンジン冷却水により稀溶液を加熱するとともに、上記排熱高温再生器として排気ガスを用いた排気ガス高温再生器を用い、さらに排温水、排気ガス、及び直焚き燃料の供給量を各部の温度や圧力にもとづいて制御し、効率が良く安全かつ立ち上がり特性の優れた吸収式コージェネシステムを提供するにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
本発明は、少なくとも高温再生器、低温再生器、凝縮器、蒸発器、吸収器、低温熱交換器、高温熱交換器をその構成要素として備えた吸収冷温水機と、
発電機駆動用エンジンのジャケット冷却により生じた高温水と前記吸収冷温水機内を流れるサイクルの溶液との間で熱交換を行うための溶液加熱手段と、
前記高温水を前記溶液加熱手段に循環させるための高温水循環手段と、
前記エンジンの排気ガスと前記吸収冷温水機内を流れるサイクルの溶液との間で熱交換を行うための補助溶液加熱手段と、
前記排気ガスを前記補助溶液加熱手段に貫流させるための排気ガス導入手段と、
前記高温再生器に備えられたバーナーヘの燃料供給量を制御するための燃料制御手段と、
前記溶液加熱手段に循環させる高温水の循環量を制御するための高温水循環量制御手段と、
前記補助溶液加熱手段に貫流させる排気ガスの貫流量を制御するための排気ガス貫流量制御手段と、を有するとともに、
前記溶液加熱手段は、前記高温熱交換器から前記高温再生器に至る希溶液と前記高温水との間で熱交換を行うように配置したことを特徴とするエンジン排熱利用吸収式コージェネシステムを開示する。
【０００７】
更に本発明は、エンジン排熱利用吸収式コージェネシステムにおいて、
前記吸収冷温水機の高温熱交換器を流出した希溶液を２分し、その一方を高温再生器で加熱濃縮し、他方を前記補助溶液加熱手段で加熱濃縮する構成としたことを特徴とするエンジン排熱利用吸収式コージェネシステムを開示する。
【０００８】
更に本発明は、エンジン排熱利用吸収式コージェネシステムにおいて、
前記溶液加熱手段は、前記高温再生器で濃縮された後の溶液と前記高温水との間で熱交換を行うように配置されたことを特徴とするエンジン排熱利用吸収式コージェネシステムを開示する。
【０００９】
更に本発明は、エンジン排熱利用吸収式コージェネシステムの運転制御方法であって、
前記吸収冷温水機に要求されている所要冷暖房能力を算出するための第１の演算手段と、前記溶液加熱手段により前記高温水から前記吸収冷温水機の溶液サイクルヘ取り込み可能な高温水与熱量を算出するための第２の演算手段と、前記補助溶液加熱手段によリ前記排気ガスから前記溶液サイクルヘ取り込み可能な排気ガス与熱量を算出するための第３の演算手段とを設けるとともに、
前記第１の演算手段により算出された所要冷暖房能力を実現するための熱源としての前記排気ガス、高温水、及びバーナーを利用する優先順位をあらかじめ定めておき、
前記所要冷暖房能力、前記高温水与熱量、前記排気ガス与熱量の大きさの関係と前記優先順位に基づいて前記燃料制御手段、前記高温水循環量制御手段、及び前記排気ガス貫流量制御手段の動作制御を行うことを特徴とする運転制御方法を開示する。
【００１０】
更に本発明は、運転制御方法において、前記第１の演算手段は、当該吸収冷温水機の冷温水の入口及び出口温度と、前記冷温水の流量とから所要冷暖房能力を算出し、さらに該算出した所要冷暖房能力と前記吸収冷温水機の熱サイクルに対して設定された最大熱入力限界とを比較して、より小さい方の値を前記所要冷暖房能力として出力することを特徴とする運転制御方法を開示する。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を説明する。図１は、本発明になる吸収式コージェネシステムの一構成例を示す系統図で、エンジン６０、発電機６１、制御盤６２を備えた発電モジュール８０と、溶液加熱手段７０、補助溶液加熱手段９９を有する吸収冷温水機８１を備えた排熱利用吸収冷温水機８２、空調機８５、冷却塔８７、放熱器６４などから構成されている。発電モジュール８０には、ターボチャージャーで圧縮された空気を冷却するインタークーラー冷却水、エンジン用の燃料、空気、保安機器用の補助商用電力等が供給され、電力を発生するとともに排気ダクトより高温排気ガスが排出され、また、エンジン６０のジャケット冷却水６３は高温水熱交換器６８を介して高温水７８として排出される。一方、排熱利用吸収冷温水機８２では、燃料が燃料制御手段２６を介してバーナー２５に供給され、燃焼室２９で燃焼されて高温再生器の溶液を加熱する。また、発電モジュール８０からの高温水７８は、高温水循環量制御手段７７により高温水導入導管７１を経由して溶液加熱手段７０を貫流し、吸収サイクルの溶液を加熱して熱エネルギーを与える。さらに、発電モジュール８０からの排気ガス９８は排気ガス貫流量制御手段１００を経由して補助溶液加熱手段９９に送られ、吸収サイクルの溶液を加熱して熱エネルギーを与える。排熱利用吸収冷温水機８２で生成された冷温水８３は、冷温水循環手段により空調機８５に送られ、冷暖房に供される。もちろん、冷温水８３の代わりに高圧冷媒などの潜熱熱媒体であっても同様の機能を発揮できる。
【００１２】
次に、図２により排熱利用吸収冷温水機８２の構成について説明する。まず、吸収冷温水機は高温再生器１、低温再生器２、凝縮器３、蒸発器４、吸収器５、低温熱交換器６、高温熱交換器７、溶液循環ポンプ８、冷媒スプレーポンプ９、溶液スプレーポンプ１０等からなる。これに、高温水７８により溶液を加熱する溶液加熱手段７０、エンジン排気ガス９８と熱交換して溶液を加熱する補助溶液加熱手段９９を配置したものが排熱利用吸収冷温水機８２の構成である。
【００１３】
次に、排熱利用吸収冷温水機８２の冷房運転について説明する。高温再生器１の臭化リチウム濃度の薄い希溶液は、バーナー２５（図１）の燃焼ガスにより加熱されて沸騰して冷媒蒸気を発生し、濃縮される。高温再生器１で発生した蒸気は、エリミネータ３０ａを経由して低温再生器２の伝熱管内で管外を流下する希溶液と熱交換して凝縮液化し、絞り１６を経由して凝縮器３に流入する。低温再生器２で加熱された溶液は、冷媒蒸気を発生するとともに濃溶液となる。低温再生器２の発生蒸気は溶液ミスト除去手段であるエリミネータ３０ｂを経由して凝縮器３に流入し、伝熱管内を流れる冷却水８６により冷却されて凝縮液化する。凝縮器３で生成した冷媒液は冷媒液タンク２１ａに貯えられ、冷媒流量調節手段である冷媒流量調節弁１３を経由して蒸発器４に流入する。蒸発器４の下部の冷媒液タンク２１ｂの冷媒液は、冷媒スプレーポンプ９により冷媒散布手段２０から蒸発器伝熱管群上に散布されて、管内を流れる冷水を冷却して蒸発気化する。この際の蒸発潜熱を冷水から奪うことにより冷房作用を発揮する。一方、高温再生器１で生成された濃溶液はフロートボックス３４に溢流し、高温熱交換器７を経由して絞り１５、低温再生器２の気相部に連絡した自己蒸発器３５を経由して低温再生器２からの濃溶液と合流し、溶液スプレーポンプ１０により低温熱交換器６を経由して吸収器５に導かれ、溶液散布手段１９により吸収器伝熱管群上に散布されて、管内を流れる冷却水８６により冷却されるとともに、蒸発器４からの冷媒蒸気を吸収して希釈される。吸収器５で生成された希溶液は希溶液タンク２２に落下し、溶液循環ポンプ８により送出され、低温熱交換器６で濃溶液と熱交換されて予熱され、２分されて、一方は低温再生器２に送られる。また、他方は溶液加熱手段７０において高温水７８により加熱され、さらに高温熱交換器７において濃溶液と熱交換して予熱され、フロートボックス３４内に配置された高温再生器溶液循環量制御手段１４を経由して補助溶液加熱手段９９に導かれ、エンジン排気ガス９８と熱交換して加熱され、高温再生器１に流入して一巡する。
【００１４】
以上のようにして、排熱利用吸収冷温水機８２は、エンジン６０の排気ガス９８の熱エネルギー、ジャケット冷却水６３の熱エネルギーを一部利用して、２重効用パラレルフロー吸収冷凍サイクルを構成している。そしてこの構成によると、高温再生器１に流入する希溶液と排気ガス９８とを熱交換しているが、稀溶液の沸点が低温であり、熱交換温度差を大きくとれるから、熱交換器を小形化、あるいは排熱利用率を高くできるとともに、排出ガス温度を低温にできるという効果が得られる。
【００１５】
次に、図２により、排熱を利用した吸収冷温水機８２の暖房運転について説明する。暖房時は冷暖房切替弁１１が開放されて、高温再生器１の発生蒸気は蒸発器４・吸収器５のシェルに導入され、蒸発器４の伝熱管内を流れる温水を加熱して凝縮液化し、冷媒液タンク２１ｂに落下する。冷媒液タンク２１ｂの冷媒液は、冷媒液タンクの冷媒液排出手段である冷媒ポンプ９と冷媒ブロー弁１２を経由して、吸収器５に排出される。吸収器５に流入した冷媒液は溶液と混合して希溶液となり、溶液循環ポンプ８により送出され、低温熱交換器６で濃溶液と熱交換されて予熱され、２分されて、一方は低温再生器２に送られる。また、他方は溶液加熱手段７０において高温水７８により加熱され、さらに高温熱交換器７において濃溶液と熱交換して予熱され、フロートボックス３４内に配置された高温再生器溶液循環量制御手段１４を経由して補助溶液加熱手段９９に導かれ、エンジン排気ガス９８と熱交換して加熱され、高温再生器１に流入して、バーナー２５の燃焼熱により追い焚きされて冷媒蒸気を発生し、再び蒸発器４・吸収器５のシェルに冷暖房切替弁１１を経由して流入するサイクルを構成する。一方、高温再生器１の濃溶液はフロートボックス３４に溢流し、高温熱交換器７を経由して絞り１５、低温再生器２の気相部に連絡した自己蒸発器３５を経由して低温再生器２からの溶液と合流し、溶液スプレポンプ１０により低温熱交換器６を経由して吸収器５に導かれ、溶液散布手段１９により吸収器伝熱管群上に散布されて流下し、蒸発器４の冷媒液タンク２１ｂからの液冷媒と混合して希溶液となる。なお、このとき低温再生器２では、溶液が単に循環するだけである。また、冷媒液タンク２１ａの冷媒液は冷媒流量調節弁１３を開放して蒸発器４に送られ、冷媒ポンプ９により弁１２を経由して吸収器５に送られ、サイクル内の溶液濃度を薄くしている。以上のように暖房の場合でも、排熱利用吸収冷温水機８２はエンジン６０の排気ガス９８の熱エネルギー、ジャケット冷却水６３の熱エネルギーを一部利用して、２重効用パラレルフロー吸収暖房サイクルを構成している。
【００１６】
以上のようにして、本発明ではエンジンジャケットの冷却水のみでなく、その排気ガスの排熱も利用することで吸収冷温水機の効率を高めているが、さらにこれら排熱の利用をより有効とするための運転制御方法について以下に説明する。図３は、その運転制御方法を示すフローチャートであり、図２の制御盤３２により予め定められた周期でもってサイクリックに実行される。
【００１７】
まず、空調機８５が運転され、吸収冷温水機の運転スイッチが入れられると、発電モジュール８０が運転されているかどうかのチェックをする（ステップ３０１）。このチェックのためには、発電モジュール８０が運転されエンジン６０が運転されると、排気ダクトには１ｋＰａレベルの高い脈動風圧がかかるので、これを圧力センサー１１５で検出し、発電モジュール８０の運転信号とする。あるいは排気ガスダクトに設けた温度計により排気ガスの温度を検出し、その温度が所定値を越えているか否かでもって判定することもできる。これらの方法によると、発電モジュール８０の制御盤６２と冷温水機の運転制御盤３２との信号のやり取りが不要となり、構成を簡単にできるのでよい。上記のチェックの結果、発電モジュール８０もエンジン６０が運転されていない場合は、吸収冷温水機単独運転モードに入る。すなわち、高温水循環量制御手段７７がコントロールされて、溶液加熱手段７０へ高温水が送られないようにセットされる。同様に、排気ガス貫流量制御手段１００がコントロールされて、排気ガスは補助溶液加熱手段９９を貫流せず、排気ガスバイパスダクト１１４へ送られる。ステップ３０１のチェックの結果、発電モジュール８０のエンジン６０が運転されていたと判定されたときは、吸収冷温水機排熱利用運転モードになる。すなわち、冷暖房負荷状況と排気ガス及び高温水から回収可能な熱量とを比較演算してバーナー２５への熱料流量が制御される。以下、この吸収冷温水機排熱利用運転モードの動作を説明する。
【００１８】
この運転モードではまず、吸収冷温水機の冷温水データと目標とする冷温水温度の設定値から、冷暖房負荷、すなわち現時点で要求される所要冷暖房能力ＱHを推算する（ステップ３０２）。このためには、まず、温度センサー８９、９０により検出した冷温水８３の入口温度ｔEW1 、同出口温度ｔEW2と、冷温水流量ＷEとから、
【数１】
ＱE＝ＣE・ＷE（ｔEW1−ｔEW2）
により現時点の冷暖房能力（出力）を求める（ＣE は定数）。ここで、冷温水流量を可変にしているシステムの場合は、その冷温水流量ＷEの情報として、例えば蒸発器４の冷温水出入口差圧△ＰEWの検出値から、流量ＷEが差圧△ＰEWの約（１／２）乗に比例することを利用して推算できる。さらに上記の入口温度ｔEW1と設定水温ｔEW10との温度差
【数２】
△ｔE＝ｔEW1−ｔEW10
を求め、さらにその値のＴ分後（Ｔ：数分程度）の値も求めて△ｔETとし、この温度差の時間的変化率
【数３】
η＝（△ｔE−△ｔET）／Ｔ
を求める。△ｔEは冷房時は正、暖房時は負の値で、その絶対値が大きい程設定温度を実現するにはより多くの熱入力を必要としていることを意味しており、（数３）の時間変化率ηはその追加熱量の変化を予測する値である。そこで通常の制御系における比例、微分制御と同様に定めた制御要素の係数α、βを用いて、上記（数２）（数３）から所要の追加冷暖房能力△ＱEを
【数４】
△ＱE＝α・△ｔE＋β・η
と定める。従って、吸収冷温水機の全体としての所要冷暖房能力ＱHは
【数５】
ＱH＝ＱE＋△ＱE
によって求められる。
【００１９】
なお、上記の所要冷暖房能力ＱHはそのまま実出力の制御には使えない。すなわち、吸収冷温水機の熱サイクルには、最大熱入力限界ＱHmaxがある。これは、これ以上熱入力を与えると、サイクルの各部の蒸気流速が限界値を突破して気液分離が不十分になる限界であり、あるいはトラブルが発生したり、作動圧力が大気圧力を越えたりし、各種安全装置が作動し、運転が継続して行われない事態になる限界である。従って（数５）の値がこのＱHmaxを越えたとしても、その熱量をサイクルに与えることはできないので、（数５）のＱHは次の値としておく必要がある。
【数６】
ＱH＝min（ＱE＋△ＱE，ＱHmax）
【００２０】
図３の次のステップ３０３では、その時点のエンジン運転状態のもとで高温水７８から取り込める最大の熱量、すなわち高温水与熱量ＱWを算出する。高温水与熱量ＱWは、一般に次式で与えられる；
【数７】

ここでＴh1は高温水の溶液加熱手段７０の入口温度、Ｔ1は溶液の入口温度、ｇWは高温水の流量（溶液加熱手段で利用できる最大の流量）である。同様にステップ３０４では、その時点のエンジン運転状態のもとで排気ガス９８から取り込める最大の熱量、すなわち排気ガス与熱量ＱGを算出する。このＱGも高温水の場合と同様に
【数８】

で与えられる。ここでＴh2は排気ガスの補助溶液加熱手段９９への入口温度、Ｔ2は溶液の入口温度、ｇGはエンジンから出力される排気ガスの流量（補助用液加熱手段で利用できる最大の流量）である。また、ｆW、ｆGは（）内の値を変数とする関数で、それぞれ溶液加熱手段７０及び補助溶液加熱手段９９の特性として予め計測してテーブルの形式で求めておくものとする。またどちらの溶液加熱手段においても、（数７）（数８）に示したように、高温水あるいは排気ガスの入口温度が当該溶液加熱手段の溶液温度以下のときは、当該与熱量を０とする。
【００２１】
（数７）（数８）における変数の内、各溶液加熱手段７０および９９の入口における溶液の温度Ｔ1及びＴ2は、それぞれを計測するために設置された温度センサー７９及び１１８により検出する。一方、高温水及び排気ガスの入口温度Ｔh1、Ｔh2及び流量ｇW、ｇGの検出方法としてはいくつかの方法があるが、少なくとも各入口温度Ｔh1、Ｔh2は、溶液温度Ｔ1、Ｔ2とそれぞれ比較して各溶液加熱手段の運転をするか否かの判定を行う必要があるので、これら温度Ｔ1、Ｔ2は直接測定しなければならない。このため、温度センサー７６及び１１６が設置されている。また流量ｇW、ｇG については、やはりこれらを直接的に検出することができる。すなわち、高温水の流量ｇWは、高温水循環手段７２（図１）の運転状態から容易にわかる。一方、排気ガス流量ｇGは、排気ガス取り入口に設けた圧力センサー１１５の検出した圧力から容易に推算できる。この直接的な方法では、与熱量算出に必要な量はすべて排熱利用吸収冷温水機８２内のセンサーから得ることができる。
【００２２】
また、発電用ガスエンジンでは、その入力（発電用熱量の流量あるいは出力（電力）の値と、排気ガスの温度、流量、及び高温水の所要放熱量との関係が予め計測されて与えられているので、これらのデータと（数７）（数８）の関数ｆW、ｆGとからエンジンの入力Ｐinまたは出力Ｐoutと高温水与熱量ＱW及び排気ガス与熱量ＱGを直接関連づけた関数ｆW1、ｆG1；
【数９】
ＱW＝ｆW1（Ｐin or Ｐout）
ＱG＝ｆG1（Ｐin or Ｐout）
を予めテーブル形式で作成しておくこともできる。図８は、上記のようにして求めたエンジン入力Ｐinに対する高温水与熱量ＱW及び排気ガス与熱量ＱGの例を示している。なお、この方法では、エンジンの入力Ｐinまたは出力Ｐoutの値を発電モジュール８０から排熱利用吸収冷温水機８２の制御盤３２へ取り込む必要がある。
【００２３】
以上のようにして、吸収冷温水機に要求される所要冷暖房能力ＱH、そのときのエンジン運転状態のもとで利用可能な高温水からの熱量、すなわち高温水与熱量ＱWと排気ガスからの熱量、すなわち排気ガス与熱量ＱGが算出されると、次にこれらのデータをもとに実際に溶液加熱手段７０及び補助溶液加熱手段９９へ流す高温水７８及び排気ガス９８の流量制御を行うが、このためには吸収冷温水機の冷暖房能力とバーナー、溶液加熱手段、及び補助溶液加熱手段からの入熱量との関係を整理しておく必要がある。表１は、冷房運転時の各熱源から入る熱エネルギーと、それが吸収冷凍サイクルにより変換されて冷房能力になる際の関係、並びに、バーナー２５の燃焼ガスの熱エネルギーで発揮される冷房能力を基準とした、各熱源熱エネルギーの規定換算熱量、すなわち、熱回収個所によるバーナー２５への熱入力の節約寄与を表している。
【表１】

【００２４】
バーナー２５の燃焼ガスによる加熱で入る熱エネルギーＰBは高温再生器１に与えられ、これが吸収冷凍サイクルにより冷房能力ＱHBに変換される。このときの換算係数はいわゆる成績係数（ＣＯＰ）であり、それをＣ0とする。溶液加熱手段７０にて高温水から熱回収する場合には、吸収冷凍サイクルによって冷房能力への寄与が異なり、その換算係数をＣ1とする。従って、溶液加熱手段７０で回収された熱量ＰWは、高温再生器１にバーナー２５からの燃焼ガスで与える熱量を（Ｃ1／Ｃ0）ＰWだけ節約する。また、補助溶液加熱手段９９において排気ガスから熱回収する場合には、高温再生器１とほぼ同じ効果があり、換算係数はＣ0としてよい。従って、補助溶液加熱手段９９で回収された熱量ＰGは、高温再生器１にバーナー２５からの燃焼ガスで与える熱量をＰGだけ節約する。
【００２５】
以上は冷房の場合であったが、暖房の場合はその熱サイクル構成から表１の成績係数はすべて等しく、それをＣ0とかくものとする。但し暖房の時のＣ0の値と冷房の時のＣ0とは同じではないが、簡単のため同じ記号を用いる。
【００２６】
さて、図３へ戻って、バーナーの燃焼量、高温水及び排気ガスの実際の流量制御を説明する。この制御の基本は、表１に示した各入熱源からの入熱量ＰB、ＰW、ＰGによる冷暖房能力の和が、前に求めた（数６）の所要冷暖房能力ＱHとなるように制御することである；
【数１０】
ＱH＝ＱHB＋ＱHW＋ＱHG
さらにこの条件を満たすのに、高温水及び排気ガスの熱量を優先的に利用し、それでも不足の時にバーナーから入熱を行うようにして、排熱をなるべく有効に利用する。
【００２７】
このために、まず図３のステップ３０５で、
【数１１】
ＱH＞ＱHBmin＋Ｃ1・ＱW＋Ｃ0・ＱG
が成立するかを調べる。ここでＱHBminは、バーナー２５で燃焼可能な最小の入熱量をＰBminとすると
【数１２】
ＱHBmin＝Ｃ0・ＰBmin
で与えられる定数である。（数１１）が成立するのは、高温水及び排気ガスからの利用可能な入熱量ＱW、ＱGをすべて用いてもバーナー２５からその最小熱入力ＰBmin以上の入力が必要なことを意味している。従ってこのときは
【数１３】
ＰB＝ＱH／Ｃ0−（Ｃ1／Ｃ0）ＱW−ＱG
という熱量がバーナーから出力されるようにバーナー２５の熱量制御を行う（ステップ３０５）。但し、バーナー２５から出力できる熱量には限界があるからその最大値をＰBmaxとすると、（数１３）は次のようにする必要がある；
【数１４】
ＰB＝min（ＱH／Ｃ0−（Ｃ1／Ｃ0）ＱW−ＱG，ＰBmax）
【００２８】
さらに次のステップ３０６で、
【数１５】
ＰW＝ＱW
ＰG＝ＱG
とする。ここでＰW＝ＱWとすることは、高温水循環量制御手段７７を制御して高温水７８がすべて溶液加熱手段７０を通るようにし、同時に高温水バイパス手段７４を制御して高温水が放熱器６４をバイパスしてここでの放熱が起こらないようにすることにより、高温水からの利用可能な与熱量ＱWを全部利用するようにすることである。但し（数７）で説明したように、もし高温水の入口温度Ｔh1が溶液の入口温度Ｔ1より低いときは、溶液から高温水の方へ熱がとられてしまう。従ってＱW＝０のときは溶液加熱手段７０へ高温水は通さないで、高温水の放熱を放熱器６４で行うようにする。
【００２９】
また、（数１５）のＰG＝ＱGとすることの意味も高温水の場合と同様で、ＱG＞０ならばガス流量制御手段１００を制御して排気ガスを全部補助溶液加熱手段９９へ導入して排気ガスから利用可能な排気ガス与熱量ＱGを全部利用する。但し排気ガスの入口温度Ｔh2が溶液入口温度Ｔ2より低いときはＱG＝０となっており、このときは排気ガスを補助溶液加熱手段９９へは通さない。
【００３０】
ステップ３０５の判定で（数１１）の条件が成立しなかったときは、ＰB＝０、即ちバーナー２５の出力を止める（ステップ３０７）。これは少なくとも、バーナー２５に要求される熱量が小さくて最小の入熱量ＰBmin以下を意味しているからである。そして次に
【数１６】
Ｃ1・ＱW＋Ｃ0・ＱG＜ＱH（≦ＱHBmin＋Ｃ1・ＱW＋Ｃ0・ＱG）
が成立するかを調べる（ステップ３０８）。この条件が成立しているときは、高温水と排気ガスからはその利用可能熱量ＱW、ＱGをすべて用いる必要があるので前述のステップ３０６へ進む。しかし（数１６）の条件が満たされないときは、さらに
【数１７】
Ｃ0・ＱG＜ＱH（≦Ｃ1・ＱW＋Ｃ0・ＱG）
が成立するかを調べる（ステップ３０９）。この条件が成立するのは、所要冷暖房能力ＱHがＣ1・ＱW＋Ｃ0・ＱGよりは小さいが、排気ガス与熱量Ｃ0・ＱGからの寄与ＱHGよりは大きいときであるので、高温水の溶液加熱手段７０への導入をやめて高温水の放熱を放熱器６４で行うようにし（ＰW＝０）、排気ガスを全量補助溶液加熱手段９９へ導入する（ステップ３１０）。むろん排気ガスの入口温度Ｔh2が溶液入口温度Ｔ2より低いとき、即ちＱG＝０のときはこの排気ガス導入も行わない。ステップ３０９の条件も成立しないときは、高温水も排気ガスも利用しない状態、即ちＰW＝ＰG＝０とする（ステップ３１１）。
【００３１】
以上に説明したように、図３に示した運転制御方法では、ステップ３０２で算出した所要冷暖房能力ＱHを、なるべく排気ガス及び高温水の排熱を利用して実現し、それでも不足とするときだけバーナーからの入熱を行うように制御しているので、経済的な運転が可能になる。また、ステップ３０５でバーナー２５の燃焼は所要量に応じて連続的に制御されるが、高温水及び排気ガスの流量制御はその利用可能な熱量ＱW、ＱGをすべて使うか０とするかのいわばオンオフ制御をステップ３０６、３１０、３１１で行っている。このようにすることで制御系が簡単になり、経済的構成が可能であるという特徴がある。
【００３２】
次に図３に示したフローの変形について説明する。その第１は、ステップ３１０に於てＰW＝０とする制御を変更するものである。ステップ３０９からステップ３１０へ移行したときは、ステップ３０８の条件である（数１６）が成立せず、かつステップ３０９の条件である（数１７）が成立しているから、
【数１８】
Ｃ0・ＱG＜ＱH≦Ｃ1・ＱW＋Ｃ0・ＱG
である。従ってＱH−Ｃ0・ＱG（≦Ｃ1・ＱW）に相当する熱量を高温水から取り込めば、前記オンオフ制御よりもより滑らかな温度制御が可能になる。従って第１の変形としては、図３のステップ３１０の制御を
【数１９】
ＰW＝ＱH／Ｃ0−（Ｃ1／Ｃ0）・ＱG
ＰG＝ＱG
とする。ここで（数１９）の第一式は次の制御を意味する。まず、高温水の最大流量をｑW、高温水与熱量ＱWに対して、流量ｐWのときに溶液加熱手段７０からサイクルに実際に入力される熱量は流量に比例するのでｐW・ＱW／ｑWである。従って、この値が（数１９）の第一式右辺と等しくなる流量ｐW；
【数２０】
ｐW＝（ＱH／Ｃ0−（Ｃ1／Ｃ0）・ＱG）（ｑW／ＱW）
の高温水が溶液加熱手段７０に流れるように高温水循環量制御手段７７の開度をアナログ的に制御するのが（数１９）第一式の意味である。但しＱW＝０のときはＰW＝Ｏとするのはステップ３０６と同様である。この変形によると、図３のオンオフ制御よりも温度制御が滑らかとなり、快適性が増大する。
【００３３】
図３のフローの第２の変形は、ステップ３１１においてＰG＝Ｏとする制御を変更するものである。このステップ３１１では、（数１７）が不成立であるので
【数２１】
ＰW＝０
ＰG＝ＱH／Ｃ0
とするように制御する。このためには、排気ガスの最大流量ｑw、排気ガス与熱量ＱGに対して、
【数２２】
ｐG＝（ＱH／Ｃ0）・（ｑG／ＱG）
だけの流量ｐGが補助溶液加熱手段９９に流れるように排気ガス貫流量制御手段１００の開度をアナログ的に制御すればよい。なお、この場合、所要冷暖房能力ＱH≦０、あるいは排気ガス与熱量ＱG＝０のときは排気ガスを利用しないようＰG＝ｐG＝０とすることはいうまでもない。このように、排気ガスからの入熱をアナログ的に利用することによっても前記第１の変形と同様な効果が得られる。さらに前記第１の変形とここで述べた第２の変形を組み合わせれば、即ち図３のステップ３１０で高温水からの入熱量ＰWをアナログ的に制御し、かつステップ３１１で排気ガスからの入熱量ＰGをアナログ的に制御する構成とすれば、より滑らかで快適な温度制御が可能になる。
【００３４】
図３の第３の変形を図４に示す。この図４のフローチャートは、図３のステップ３０７〜３０９の部分をステップ４０７、４０８のように変更したもので、バーナー２５は少なくとも可能な最小燃焼量だけは常に燃焼しているように制御する運転制御方法を示している。即ち、まず（数１１）に示したステップ３０５の条件が満たされているときは図３と同様であって、高温水及び排気ガスから利用可能な熱量ＱW、ＱGをすべて利用し、不足分をバーナーから入熱する（ステップ３０５、３０６）。一方、ステップ３０５の条件が不成立のときはＰB＝ＰBmin、即ちバーナーをその最小の燃焼量で燃焼させる（ステップ４０７）。そして条件
【数２３】
ＱH−ＱHBmin＞Ｃ0・ＱHG
が成立するかを調べ（ステップ４０８）、成立しているときは排気ガス与熱量ＱGを全部利用し、高温水は利用しない（ステップ３１０）。また（数２３）で示したステップ４０８の条件が不成立のときは排気ガスからの入熱も止める（ステップ３１１）。
【００３５】
図４に示した運転制御方法によると、バーナーは少なくともその最小燃焼量だけはつねに燃焼している。一般に、バーナーはその着火のたびにプリバージ、消火のたびにポストパージをして、高温再生器１内の燃焼室に空気を貫流させるので、せっかく加熱した溶液から放熱損失が起こるが、図４の制御方法によれば最小燃焼状態を維持することで上記のような放熱損失を大幅に減らすことができ、とくに熱負荷の小さい春、秋等の中間季節に於ける省エネ化に効果がある。
【００３６】
なお、図４では高温水及び排気ガスの排熱利用はステップ３１０、３１１に示したようにオンオフ制御によるものとしているが、図３の第１及び第２の変形として説明したように、この排熱の一方又は双方をオンオフ制御ではなくアナログ的な制御とすることも可能であり、その場合にはより快適な温度制御の効果が得られることも同様である。
【００３７】
以上、図３又は図４とそれらの変形にもとづく運転制御方法を説明したが、さらに効率、快適性、及び安全性を考慮した運転制御方法として、吸収冷温水機への熱入力限界ＱHmax及びサイクルの溶液循環量を可変とする方法がある。これらの制御方法は吸収冷温水機の制御方法として既知のものであるが、本発明のコージェネシステムに適用することで更にその効果を発揮することができるものである。
【００３８】
まず、熱入力限界ＱHmaxは高温再生器１の溶液温度ＴHGがある温度範囲、例えば８０°〜１６０℃の範囲では熱入力限界ＱHmaxを大きめに設定し、その範囲より高温あるいは低温のときは熱入力限界ＱHmaxを小さめに設定する。また、冷却水温度Ｔwciが高いときは熱入力限界ＱHmaxを小さく設定する。温度ＴHGあるいはＴwciが低い場合に熱入力限界ＱHmaxを小さくするのは、これは運転開始時等に生じるが、高温再生器１の圧力が低下しているために沸騰熱伝達率が低くなり、伝熱面と液の温度差が大きくなって腐蝕劣化が起こり易くなるので、これを防止するためである。また高温再生器の溶液温度が高いときも、伝熱面温度の上昇によりやはり腐蝕劣化が起こり易くなるから、熱入力限界ＱHmaxを小さめにして熱交換温度差を小さくし、この腐蝕を防止する。なお、この熱入力限界ＱHmaxの制御を行う際に、高温再生器１の溶液温度ＴHGに代わって、低温再生器２の溶液温度ＴLGを用いても同様な制御が行える。
【００３９】
次に、サイクルの溶液循環量の制御について述べる。この制御は、低温再生器２の溶液出口温度、高温再生器１の発生冷媒が低温再生器２の熱交換器内で凝縮液化した凝縮した凝縮温度、蒸発器４の温度、吸収器５の溶液出口温度、凝縮器３の凝縮温度、高温再生器１の温度（ＴＨＧ）などからデューリングの関係により各部の溶液温度を既知の方法により推算してサイクル計算を行い、高効率サイクルを実現するための溶液循環量を算出して、現状の流量と比較して、溶液循環ポンプ８及び溶液スプレーポンプ１０の回転数制御により最適なサイクルを実現させるものである。この制御には、異なる２つの目的が設定できる。即ち、
１）排熱利用による省エネルギーを重視し、ガスエンジン６０の排熱を利用する運転モード。
２）冷暖房の快適性を重視し、できるだけ早く目標冷暖房能力を発揮させる運転モード。
このうち、１）はできるだけ冷水温度が高く、あるいは温水温度が低くなるように運転される。即ち、１）の運転モードの場合は自動的に冷房運転時の冷水設定温度を２度程度高く設定し、また、暖房運転時の温水温度を５度以上低温に設定するようにする。また、２）の場合は、熱入力の時間遅れを計算して、応答の早い熱源、即ち、排気ガス熱利用重視になり、ついで、追い焚きガスバーナーとなり、応答の遅い高温水利用は後になる。従って、エンジン６０が運転されていても、高温水利用よりも早く追い焚きバーナー２５が運転される制御となる。図３または図４に示した運転制御方法では、排熱の有効利用という観点から所要冷暖房能力ＱHが小さいときはまず排気ガス、次に高温水、さらに大きな入熱が必要になるとバーナーの順で熱源を利用したが、この順序を目的に応じて入れ替えることは容易で、上記２）の場合は図３、図４の高温水とバーナーの利用順序を入れ替えた場合に該当する。
【００４０】
上記２つの運転モードは、数日間の負荷状況を記憶しておいてその負荷パターンと、その日の天候状況、例えば外気温度や気圧、風速、湿度などから自動的に切り替えて予測制御することが望ましく、特に、冷房時では外気が涼しく、そよ風が吹いているような比較的快適な状況では、１）の運転モードに切り替える。また、蒸し暑い場合や、日射のきつい場合は２）の運転モードに切り替える。さらに、暖房では、外気温が低く、風が強い場合は２）に切り替え、日中は温暖になるので１）に切り替える。このように、快適性検出演算してこれを基準に自動的に運転モードを切り替えることができるので、無駄に冷暖房することなく省エネ化を図れるとともに、快適な冷暖房ができるという効果が得られる。
【００４１】
以上で本発明の運転制御方法についての説明を終わり、次に本発明の吸収式コージェネシステムの特徴的な装置について説明する。図５及び図６は、図２に示した補助溶液加熱手段９９と高温再生器１の構成例を示しており、図６は図５の右方より主に補助溶液加熱手段９９を見た図である。補助溶液加熱手段９９は、高温再生器１の溶液流出部に配置されたフロートボックス３４内の溶液循環量制御手段１４の一つであるフロート弁を経由した希溶液導管４２とその一端が接続され、また他端は、高温再生器１の蒸気導管４１の手前に配置されたエリミネータ３０aのさらに手前側に接続されている。高温熱交換器７を経由した希溶液はフロート弁１４を経由し、補助溶液加熱手段９９の底部よりガス液熱交換器１０１に流入する。ここで、排気ガス９８は排気ガス貫流量制御手段１００によりコントロールされて排気ガス入口ヘッダ１０３から複数の上部ガス通路２０１ａを貫流し、排気ガス反転ダクト１０９を経由して、複数の下部ガス通路２０１ｂを貫流し、溶液通路２０２を流れる希溶液を加熱した後、排気ガス出口ヘッダ１０４を経由して排気ガス排気ダクト１０８に流出する。ここで、ガス通路２０１ａ同士の間、あるいはガス通路２０１ｂ同士の間には溶液通路２０２が配置され、各ガス通路の壁面が伝熱壁となって溶液と排気ガスとを熱交換する構造となっている。特に、ガス通路の伝熱壁には伝熱フィンを配置したり、タービュランスプロモータを配置して伝熱性能を上げる工夫がなされている。また、該排気ガス出口ヘッダ１０４の下部にはドレン抜き１０５が配置されている。これは、運転開始時のまだ伝熱壁の温度が８０℃以下で排気ガス９８の水分が凝縮する温度レベルにある時に、ドレン抜き１０５を適宜あけて凝縮水を排出させ、ガス通路が凝縮水で閉塞することを防止するために設けられている。また、凝縮水のＰＨが極めて低いので、凝縮水を排出せずに長時間滞留させると構成機器の腐蝕劣化が進行するので、このためにはドレン抜きは不可欠である。
【００４２】
また、図５、図６の構成では、上部ガス通路２０１ａのガス流路断面積を、下部ガス通路２０１ｂのガス流路断面積よりも広くしている。これにより、高温排気ガスが流れる上部ガス通路２０１ａのガス流速が遅くなり、ガス側の熱伝達率が低下するので伝熱面の温度上昇を抑制できる。一方、下部ガス通路２０１ｂでは排気ガス温度が熱交換することにより低下しているので、より早いガス流速としてガス側の熱伝達率を上げて、小形化を図っている。これにより、腐蝕耐久性があり、かつ、小形軽量のガス液熱交換器１０１を提供することができる。
【００４３】
さらに、本構成では、希溶液をまず補助溶液加熱手段９９に通して加熱沸騰させ、溶液導管１０６を経由してから高温再生器１に導入した。この構成によると、デューリングの関係から同一圧力でも溶液濃度が薄いほうが沸点が低いので、補助溶液加熱手段９９にて排気ガス９８との熱交換温度差を大きく取れる利点がある。これにより、ガス液熱交換器１０１を小形軽量化でき、あるいはガス液熱交換器１０１より排出される排気ガス温度をより低下させて排気ガス熱回収・利用効率を高くできる効果が得られる。
【００４４】
第７図は、図２の補助溶液加熱手段９９の設置位置を変更した場合の例を示すもので、最初に希溶液を高温再生器１に供給し、次いで、補助溶液加熱手段９９に流すように循環させたこと、高温再生器１を、その下部が燃焼室２９、その上に伝熱管１０２群を配置して、燃焼ガスをバーナー２５側から排気するようにしたこと、溶液流出孔であるフロートボックス３４を補助溶液加熱手段９９に配置したこと、エリミネータ３０ａ、蒸気導管４１を補助溶液加熱手段９９に配置したこと、ガス液熱交換器１０１の排気ガスの通路を通路２０１の１つのみとしたこと、そしてガス液熱交換器１０１の液深を浅くしていることなどが前述の図５、図６の構成との相違点である。
【００４５】
以上の図７の構成によると、排気ガスからの回収熱量が多い場合、蒸気発生量の多い補助溶液加熱手段９９の方にエリミネータ３０ａを配置したので、全体にコンパクトにできる効果がある。また、中間濃度の濃溶液と排気ガス９８とを熱交換させるので沸点が高くなるため、熱交換温度差が小さくなる分、ガス液熱交換器１０１の溶液液深さを浅くでき、これによって冷媒蒸気が発生しやすいという効果が得られる。さらに、排気ガスの通路を上下に分割する必要もないので、熱交換器の排気ガス反転ダクト１０９が不要になり、かつ、返りの排気ガス通路が不要であるから安価に製作できるという効果がある。なお、ガス熱交換器１０１の部分に、図５、６と同様に、上下ガス通路を設けた構造とすることもできることはいうまでもない。
【００４６】
さらに補助溶液加熱手段の別の設置方法として、図示は省略するが、図２の高温熱交換機７を経由してきた希溶液を２分し、その一方を高温再生器１へ、また他方を補助溶液加熱手段へ供給してそれぞれで加熱濃縮し、それらの加熱濃縮した溶液を合流させた後に低温再生器２の方へと送る構成も可能である。
【００４７】
【発明の効果】
本発明によれば、発電用エンジンの排気ガス及びジャケット冷却水を介しての排熱を有効に利用することにより、吸収冷温水機における燃料消費量を大幅に削減することができ、また排気ガスとそれについで燃料を優先して使用することにより、応答の早い快適な冷暖房運転を行えるという効果がある。また本発明になる運転制御方法と排気ガス用の熱交換器を用いることにより、より安全、小型で効率のよい吸収冷温水機を実現することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明になる吸収式コジェネシステムの一構成例を示す系統図である。
【図２】図１のシステムにおける排熱利用吸収冷温水機の構成例を示す図である。
【図３】本発明の特徴とする吸収冷温水機の運転制御方法の一例を示すフローチャートである。
【図４】本発明の特徴とする吸収冷温水機の運転制御方法の別の一例を示すフローチャートである。
【図５】本発明になる補助溶液加熱手段の構成例を示す図である。
【図６】図５の装置を別の角度からみた図である。
【図７】本発明になる補助溶液加熱手段の別の構成例を示す図である。
【図８】エンジン入力に対する高温水与熱量、及び排気ガス与熱量の実測例を示す図である。
【符号の説明】
１ 高温再生器
２ 低温再生器
３ 凝縮器
４ 蒸発器
５ 吸収器
６ 低温熱交換器
７ 高温熱交換器
８ 溶液循環ポンプ
２５ バーナー
２６ 燃料制御手段
３２ 制御盤
６０ エンジン
６１ 発電機
６８ 高温水熱交換器
７０ 溶液加熱手段
７１ 高温水導入導管
７２ 高温水循環手段
７６ 温度センサー
７７ 高温水循環量制御手段
７８ 高温水
８０ 発電モジュール
８１ 吸収冷温水機
８２ 排熱利用吸収冷温水機
８３ 冷温水
８６ 冷却水
９８ 排気ガス
９９ 補助溶液加熱手段
１００ 排気ガス貫流量制御手段
１０１ ガス液熱交換器
１１５ 圧力センサー
１１６ 温度センサー
２０１ａ 上部ガス通路
２０１ｂ 下部ガス通路
２０２ 溶液通路

Claims (19)

1. 少なくとも高温再生器、低温再生器、凝縮器、蒸発器、吸収器、低温熱交換器、高温熱交換器をその構成要素として備えた吸収冷温水機と、
   発電機駆動用エンジンのジャケット冷却により生じた高温水と前記吸収冷温水機内を流れるサイクルの溶液との間で熱交換を行うための溶液加熱手段と、
   前記高温水を前記溶液加熱手段に循環させるための高温水循環手段と、
   前記エンジンの排気ガスと前記吸収冷温水機内を流れるサイクルの溶液との間で熱交換を行うための補助溶液加熱手段と、
   前記排気ガスを前記補助溶液加熱手段に貫流させるための排気ガス導入手段と、
   前記高温再生器に備えられたバーナーヘの燃料供給量を制御するための燃料制御手段と、
   前記溶液加熱手段に循環させる高温水の循環量を制御するための高温水循環量制御手段と、
   前記補助溶液加熱手段に貫流させる排気ガスの貫流量を制御するための排気ガス貫流量制御手段と、を有するとともに、
   前記溶液加熱手段は、前記高温熱交換器から前記高温再生器に至る希溶液と前記高温水との間で熱交換を行うように配置したことを特徴とするエンジン排熱利用吸収式コージェネシステム。
2. 請求項１に記載のエンジン排熱利用吸収式コージェネシステムにおいて、
   前記吸収冷温水機の高温熱交換器を流出した希溶液を２分し、その一方を高温再生器で加熱濃縮し、他方を前記補助溶液加熱手段で加熱濃縮する構成としたことを特徴とするエンジン排熱利用吸収式コージェネシステム。
3. 請求項１に記載のエンジン排熱利用吸収式コージェネシステムにおいて、
   前記溶液加熱手段は、前記高温再生器で濃縮された後の溶液と前記高温水との間で熱交換を行うように配置されたことを特徴とするエンジン排熱利用吸収式コージェネシステム。
4. 請求項１に記載のエンジン排熱利用吸収式コージェネシステムの運転制御方法であって、
   前記吸収冷温水機に要求されている所要冷暖房能力を算出するための第１の演算手段と、前記溶液加熱手段により前記高温水から前記吸収冷温水機の溶液サイクルヘ取り込み可能な高温水与熱量を算出するための第２の演算手段と、前記補助溶液加熱手段によリ前記排気ガスから前記溶液サイクルヘ取り込み可能な排気ガス与熱量を算出するための第３の演算手段とを設けるとともに、
   前記第１の演算手段により算出された所要冷暖房能力を実現するための熱源としての前記排気ガス、高温水、及びバーナーを利用する優先順位をあらかじめ定めておき、
   前記所要冷暖房能力、前記高温水与熱量、前記排気ガス与熱量の大きさの関係と前記優先順位に基づいて前記燃料制御手段、前記高温水循環量制御手段、及び前記排気ガス貫流量制御手段の動作制御を行うことを特徴とする運転制御方法。
5. 請求項４に記載の運転制御方法において、前記第１の演算手段は、当該吸収冷温水機の冷温水の入口及び出口温度と、前記冷温水の流量とから所要冷暖房能力を算出し、さらに該算出した所要冷暖房能力と前記吸収冷温水機の熱サイクルに対して設定された最大熱入力限界とを比較して、より小さい方の値を前記所要冷暖房能力として出力することを特徴とする運転制御方法。
6. 請求項４に記載の運転制御方法において、前記第２の演算手段は、前記溶液加熱手段への高温水の入口温度及び溶液の入口温度、及び前記高温水の前記溶液加熱手段への循環量の複数の値に対してあらかじめ計測により定められた高温水与熱量をその内容とする第１のテーブルを有し、
   各時点において検出した前記高温水の入口温度が前記溶液の入口温度より大きいという第１の条件が成立しているときは、前記エンジンの運転状態に応じて定まるところの前記溶液加熱手段へ循環させることのできる前記高温水の最大循環量と、前記検出した高温水の入口温度及び溶液の入口温度に対応する高温水与熱量の値を前記第１のテーブルから読み出してその出力値とし、
   前記第１の条件が成立していないときは、その出力を０とすることを特徴とする運転制御方法。
7. 請求項４に記載の運転制御方法において、前記第２の演算手段は、前記エンジンヘの入力あるいは出力の複数の値に対してあらかじめ計測により定められた高温水与熱量をその内容とする第１のテーブルを有し、
   各時点において検出した前記高温水の入口温度が前記溶液の入口温度より大きいという第１の条件が成立しているときは、検出したエンジンの入力あるいは出力に対応する高温水与熱量の値を前記第１のテーブルから読み出してその出力値とし、
   前記第１の条件が成立していないときは、その出力を０とすることを特徴とする運転制御方法。
8. 請求項４に記載の運転制御方法において、前記第３の演算手段は、前記補助溶液加熱手段への排気ガスの入口温度及び溶液の入口温度、及び前記排気ガスの前記補助溶液加熱手段への貫流量の複数の値に対してあらかじめ計測により定められた排気ガス与熱量をその内容とする第２のテーブルを有し、
   各時点において検出した前記排気ガスの入口温度が前記溶液の入口温度より大きいという第２の条件が成立しているときは、前記エンジンの運転状態に応じて定まるところの前記補助溶液加熱手段へ貫流させることのできる前記排気ガスの最大貫流量と、前記検出した排気ガスの入口温度及び溶液の入口温度に対応する排気ガス与熱量の値を前記第２のテーブルから読み出してその出力値とし、
   前記第２の条件が成立していないときは、その出力を０とすることを特徴とする運転制御方法。
9. 請求項４に記載の運転制御方法において、前記第３の演算手段は、前記エンジンヘの入力あるいは出力の複数の値に対してあらかじめ計測により定められた排気ガス与熱量をその内容とする第２のテーブルを有し、
   各時点において検出した前記排気ガスの入口温度が前記溶液の入口温度より大きいという第２の条件が成立しているときは、検出したエンジンの入力あるいは出力に対応する排気ガス与熱量の値を前記第２のテーブルから読み出してその出力値とし、
   前記第２の条件が成立していないときは、その出力を０とすることを特徴とする運転制御方法。
10. 請求項４に記載の運転制御方法において、前記高温水循環量制御手段及び前記排気ガス貫流量制御手段の少なくとも１つの手段に対する前記動作制御は、その流量を０とするオフ状態と最大とするオン状態のいずれかとするオンオフ制御であることを特徴とする運転制御方法。
11. 請求項４に記載の運転制御方法において、前記高温水循環量制御手段及び前記排気ガス貫流量制御手段の少なくとも１つの手段に対する前記動作制御は、その流量を連続的に変化させる制御であることを特徴とする運転制御方法。
12. 請求項４に記載の運転制御方法において、前記バーナーに対する熱入力の要求が前記バーナーで可能な最小燃焼能力以下となるときには、バーナーの燃焼を停止するようにしたことを特徴とする運転制御方法。
13. 請求項４に記載の運転制御方法において、前記バーナーに対する熱入力の要求が前記バーナーで可能な最小燃焼能力以下となるときには、バーナーを前記最小燃焼能力で常に燃焼させるようにしたことを特徴とする運転制御方法。
14. 請求項４に記載の運転制御方法において、前記利用する熱源の優先順位の第１を排気ガスとし、排気ガスの熱利用だけでは不足の時は高温水を第２の熱源として利用し、さらに不足の時はバーナーの燃焼を第３の熱源として利用することを特徴とする運転制御方法。
15. 請求項４に記載の運転制御方法において、前記利用する熱源の優先順位の第１を排気ガスとし、排気ガスの熱利用だけでは不足の時はバーナーの燃焼を第２の熱源として利用し、さらに不足の時は高温水を第３の熱源として利用することを特徴とする運転制御方法。
16. 請求項６または７に記載の運転制御方法において、前記第２の演算手段で算出された高温水与熱量が０の時は、前記高温水を前記溶液加熱手段へ循環させないことを特徴とする運転制御方法。
17. 請求項８または９に記載の運転制御方法において、前記第３の演算手段で算出された排気ガス与熱量が０の時は、前記排気ガスを前記補助溶液加熱手段へ貫流させないことを特徴とする運転制御方法。
18. 請求項５に記載の運転制御方法において、前記最大熱入力の限界の値を、前記高温再生器の溶液温度があらかじめ定められた温度範囲にあるときの値よりも、前記温度範囲にないときの値を小さく設定するとともに、前記吸収冷温水機の冷却水温度があらかじめ定められた閾値以上の時の値よりも以下の時の値を小さく設定することを特徴とする運転制御方法。
19. 請求項４に記載の運転制御方法において、そのときの吸収冷温水機の運転条件に応じてその溶液循環量を可変制御することを特徴とする運転制御方法。

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