JP3719581B2 - Combined air conditioner - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、圧縮式冷凍機と吸収式冷温水機とを組み合わせ、さらに、吸収式冷温水機の駆動熱源である温排水を供給する内燃機関を組み合わせて、圧縮式冷凍機の蒸発器及び吸収式冷温水機の蒸発器における熱交換により、空気調温を行う複合空調装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の、例えば冷媒にフロンを用いた（蒸気）圧縮式冷凍機１０の構成を図１２に示す。
図１２において、圧縮式冷凍機１０は、第１の圧縮機１１と第１の凝縮器１２と膨張弁１３と第１の蒸発器１４とそれらを循環する第１の冷媒管路Ｌ１とで構成されている。なお、図１２の場合は、圧縮機１１の駆動源としては、内燃機関であるガスエンジン１が用いられている。
【０００３】
ここで、図１２で示す従来の圧縮式冷凍機１０では、ガスエンジン１の冷却水は、エンジン冷却水ジャケット１ａ、排気装置（排気系）との熱交換器２、ラジエータまたはクーリングタワーである冷却装置３を循環するのみである。換言すれば、ガスエンジン１の排熱は、圧縮式冷凍機１０に利用されておらず、昨今の省エネルギー化の要請と合致していない。
なお図１２において、符号５は、冷却装置３をバイパスするための切換弁またはサーモスタットである。
【０００４】
図１２において説明した従来の圧縮式冷凍機が省エネルギー化の要請に応えていないことに鑑み、圧縮式冷凍機１０と、エンジン排熱を利用した所謂「温水焚き」の吸収式冷温水機２０、とを組合わせた従来の複合空調装置が、図１３に示されている。
【０００５】
吸収式冷温水機２０は、例えば、水を冷媒として用い且つ臭化リチウム水溶液を吸収剤として用いており、吸収器２１と、再生器２２と、第２の凝縮器２４と、第２の蒸発器２５と、それらを循環する第２の冷媒管路Ｌ２とにより、概略構成されている。
【０００６】
吸収器２１において、吸収剤（臭化リチウム）が冷媒（水）を吸収した吸収溶液が、吸収液ポンプ２７によって再生器２２に送られており、その途中で熱交換器２６により加熱されている。再生器２２には、ガスエンジン１の冷却水ジャケット１ａ及び排気熱交換器２で加熱された温水（温排水）が温水管路Ｌ３で導入されて、吸収溶液が加熱されている。すなわち、ガスエンジン１の温排水（排熱）が、吸収式冷温水機２０の駆動熱源となっている。
【０００７】
なお、温水管路Ｌ３には再生器２２をバイパスする切換弁８が介装されている。そして、再生器２２で加熱され、気相冷媒（水蒸気）が分離して濃縮された吸収溶液は、前記熱交換器２６において、吸収器２１から送られてきた（供給側の）吸収溶液と熱交換を行って吸収器２１に戻されている。
【０００８】
再生器２２内で蒸発した冷媒は、第２の凝縮器２４で凝縮され、第２の蒸発器２５で蒸発して、後述する冷水管路Ｌ６内を流れる冷水から気化熱を奪った後、吸収器２１に戻される。ここで符号２８は、第２の蒸発器２５に溜まった液状の冷媒を汲みあげて滴下させるための冷媒ポンプである。
【０００９】
吸収式冷温水機２０には更に、ラジエータまたはクーリングタワーである冷却装置３１から冷却水ポンプ３２を介して、吸収器２１、第２の凝縮器２４を冷却し、冷却装置３１に戻る冷却水管路Ｌ４が設けられている。
【００１０】
吸収式冷温水機２０の第２の蒸発器２５には冷水管路Ｌ６が連通しており、該冷水管路Ｌ６には冷水ポンプ４３が介装され、室内機４４、（圧縮式冷凍機１０の）第１の蒸発器１４Ａを循環している。より詳細には、この冷水管路Ｌ６は分岐しており、冷水管路Ｌ６の分岐管路にはポンプ４６が介装されており、且つ、吸収式冷温水機２０の第２の蒸発器２５に連通して、再び冷水管路Ｌ６に合流する様に構成されている。
【００１１】
図１３で示す複合空調装置において、空気温調を行う室内機４４は、冷水管路Ｌ６の冷水を介して圧縮式冷凍機１０の第１の蒸発器１４Ａと熱交換を行うと共に、ポンプ４６の運転により吸収式冷温水機２０の第２の蒸発器２５において冷水の気化熱が奪われている。
【００１２】
しかし、図１３で示す複合空調装置は、圧縮機駆動エンジン１の排熱を利用してはいるが、空調を行う室内機４４は冷水管路Ｌ６を流過する水を冷熱源として使っているので、水の使えない物件、例えばコンピュータ室等については適用出来なかった。
【００１３】
また、吸収空調装置２０が付加されるので、この吸収空調装置２０をできるだけ小さくしたい、あるいは、省エネルギー化をさらに図りたいという要請があるが、その様な要請には十分には応えていなかった。
【００１４】
【発明が解決しようとする課題】
本発明は、上記した従来技術の問題点に鑑みて提案されたもので、冷熱源として水を使わず、装置の小型化及び省エネルギー化が達成できるような複合空調装置の提供を目的としている。
【００１５】
【課題を解決するための手段】
本発明の複合空調装置は、第１の圧縮機（１１）と第１の凝縮器（１２）と第１の膨張弁（１３）と第１の蒸発器（１４）とそれらを循環する第１の冷媒管路（Ｌ１）とを有する圧縮式冷凍機（１０）と、吸収器（２１）と再生器（２２）と第２の凝縮器（２４）と第２の蒸発器（２５）とそれらを循環する第２の冷媒管路（Ｌ２）とを有する吸収式冷温水機（２０）と、前記第１の圧縮機（１１）を駆動する内燃機関（１）とを有し、内燃機関から供給される排熱流体が前記吸収式冷温水機（２０）の駆動熱源として再生器（２２）に導入されており、前記第１の冷媒管路（Ｌ１）の第１の蒸発器（１４）の下流から分岐して第２の蒸発器（２５）と熱交換を行って第１の蒸発器（１４）の上流に合流する冷媒分岐管路（Ｌ５）を設けたことを特徴としている。
【００１６】
かかる構成を具備する本発明の複合空調装置によれば、圧縮式冷凍機を駆動する内燃機関（例えばガスエンジン）の排熱は、温水等の排熱流体管路によって吸収式冷温水機に投入されるので、図１２で示す圧縮式冷凍機に比較すれば、内燃機関の排熱を有効利用しており、省エネルギーの要請にも良く合致する。
【００１７】
また本発明の複合空調装置によれば、吸収式冷温水機の第２の蒸発器において気化熱を奪って冷媒分岐管路内を流れる冷媒温度を低下した上、凝縮させ、低温度で凝縮した冷媒を合流点にて前記第１の冷媒管路と合流せしめる。その結果、吸収式冷温水機の第２の蒸発器において気化熱を奪って冷媒温度を低下し、冷媒がより低圧で凝縮した分が、圧縮式冷凍機による冷房に付加されて省エネルギー化が達成される。
【００１８】
そして本発明の複合空調装置によれば、図１３で示す従来の複合空調装置とは異なり、吸収式冷温水機の第２の蒸発器と連通する側にも冷水ではなく、冷媒を流過させることが出来る。そのため本発明の複合空調装置は、水熱源が使用できない空間、例えばコンピュータ室の空調にも使用することが出来る。
【００１９】
ここで、前記冷媒分岐管路（Ｌ５）は、第２の蒸発器（２５）の下流に冷媒液ポンプ（５１）を介装しているのが好ましい。
【００２０】
また、本発明によれば、前記冷媒分岐管路（Ｌ５）は、第２の蒸発器（２５）の上流に第２の圧縮機（５２）を介装し、第２の蒸発器（２５）の下流に第２の膨張弁（５３）を介装しているのが好ましい。
この場合、前記第２の圧縮機は、低揚程運転用（或いは低揚程使用）のものが用いられるのが好ましい。
【００２１】
この様に構成すれば、第２の蒸発器の温度が比較的高くても良いので、吸収式冷温水機の負荷がその分だけ減少する。
【００２２】
なお、第２の膨張弁は分岐管路の合流位置の下流に介装しても良い。
【００２３】
さらに、第２の膨張弁を介装せず、分岐管路の合流位置を第１の膨張弁の上流としてもよい。
【００２４】
また、本発明によれば、第１の圧縮機（１１）を駆動する第１の内燃機関（１）と、前記第２の圧縮機（５２）を駆動する第２の内燃機関（６）とを備えており、第１の内燃機関（１）及び第２の内燃機関（６）をそれぞれ冷却し且つ排気装置と熱交換を行う排熱流体管路（Ｌ３）を設け、該排熱流体管路（Ｌ３）は前記再生器（２２）に連通しているのが好ましい。
【００２５】
第２の圧縮機を駆動するために設けた第２の内燃機関からの排熱を回収して、吸収式冷温水機の駆動熱源として再生器に投入してやれば、さらに省エネルギーが達成できるからである。
【００２６】
ここで、前記第２の圧縮機は、低揚程運転用（或いは低揚程使用）のものが用いられるのが好ましい。
【００２７】
さらに、本発明において、 前記第１の冷媒管路（Ｌ１）は、第１の凝縮器（１２）の下流側の領域を前記第２の蒸発器（２５）に連通して過冷却熱交換器（２５ａ）を構成するのが好ましい。
【００２８】
その様に構成すれば、圧縮冷凍機側の冷凍サイクル線図（後述）を参照すれば明らかな様に、過冷却となった分だけ冷凍能力が向上し、効率が向上するからである。
【００２９】
なお、この過冷却熱交換器は、前記冷媒分岐管路には冷媒液ポンプを用いており、前記第２の圧縮機は介装していないタイプの複合空調装置に適用する事も可能である。
【００３０】
上述した本発明の複合空調装置では、第１の圧縮機（１１）或いは第２の圧縮機（５２）は、内燃機関の出力軸に機械的に連結されているが、これに限定されるものではない。当該第１及び第２の圧縮機（１１，５２）を、前記内燃機関の出力軸に対して電気的に接続することは勿論可能である。すなわち、前記第１或いは第２の圧縮機（１１，５２）を、内燃機関に直結した発電機（７０）で発生した電力により駆動される電動圧縮機とすることが出来るのである。
【００３１】
ここで、圧縮機と内燃機関とが機械的に連結されておらず、電気的に接続されている場合には、空調装置部分と駆動機関部分とを分離することができるので、設置場所の制約を緩和することが出来る。それと共に、騒音源である内燃機関を別置することにより、低騒音化を達成することができる。
【００３２】
これに加えて本発明では、前記第１及び第２の圧縮機（１１，５２）を、機械的な伝達手段、例えばチェーン及びスプロケット、シャフト、歯車機構等を介して前記内燃機関（１）により駆動しても良い（図１６）。
【００３３】
また本発明の実施に際しては、前記吸収式冷温水機の再生器は、比較的高温の流体（高温排熱流体）により熱を供給される第１の再生器（２２）と、比較的低温の流体（低温排熱流体）により熱を供給される第２の再生器（１０４）と、第１の再生器（２２）で発生した蒸気が保有する熱が供給される第３の再生器（１０５）とから構成されており、第１の再生器（２２）と前記内燃機関（１）とを連通する高温排熱（排熱ガス、排気蒸気、高温排熱流体）管路（Ｌ１２０）と、第２の再生器（１０４）と前記内燃機関（１）とを連通する低温排熱（排温水、排気蒸気）管路（Ｌ１８）、とを有するように構成する事が好ましい（図１７）。
【００３４】
ここで、前記内燃機関に代えて、燃料電池を設けて構成しても良い。そして、第１及び第２の圧縮機は電動機により駆動され、該電動機の駆動電源は前記内燃機関或いは燃料電池に装置された発電機である事が好ましい。或いは、第１及び第２の圧縮機は機械的な伝達手段（例えばチェーン及びスプロケット、シャフト、歯車機構等）を介して、前記内燃機関に接続されていても良く、燃料電池に接続された駆動源と機械的に接続されていても良い。
【００３５】
かかる構成を具備する場合には、前記吸収式冷温水機は所謂「一重二重効用吸収式冷温水機」として構成されている。
【００３６】
さらに、前記吸収式冷温水機の再生器は、比較的高温の流体により熱を供給される高温再生器（２２）と、該高温再生器（２２）で発生した蒸気が保有する熱が供給される低温再生器（１０５）とから構成されており、高温再生器（２２）と前記内燃機関（１）の排気系とを連通する高温排熱（排熱ガス、排気蒸気、高温排熱流体）管路（Ｌ２２）を有している管路を有しているのが好ましい（図１８）。
【００３７】
このような構成において、例えば高温排熱が排気蒸気の場合、前記吸収式冷温水機は所謂「蒸気焚二重効用吸収式冷温水機」として構成される。そして、このような構成においては、前記内燃機関の温排水（例えば内燃機関のジャケットの温水）は吸収式冷温水機では利用しない。排気ガスの様な比較的高温の排熱（比較的高温の流体が保有する熱量）のみが吸収式冷温水機の高温再生器に供給される。従って、排熱供給源として、比較的高温の排熱と比較的低温の排熱とを有する機器に限定する必要性が無い。そのため、前記内燃機関に代えて、タービン或いは燃料電池を設ける事が出来る。
【００３８】
ここで、第１及び第２の圧縮機は電動機により駆動され、該電動機の駆動電源は前記内燃機関或いは燃料電池に装置された発電機である事が好ましい。或いは、第１及び第２の圧縮機は機械的な伝達手段（例えばチェーン及びスプロケット、シャフト、歯車機構等）を介して、前記内燃機関に接続されていても良く、燃料電池に接続された駆動源と機械的に接続されていても良い。
【００３９】
或いは本発明の実施に際して、前記吸収式冷温水機は、前記内燃機関（１）と接続する低温排熱管路（Ｌ２４）と連通された再生器（２２）を有する排熱焚単効用吸収式冷温水機（１３０）と、前記内燃機関（１）と接続する高温排熱管路（Ｌ２６）で連通された高温再生器（１２２）及び該高温再生器（１２２）で発生した蒸気が保有する熱が供給される低温再生器（１０５）を有する二重効用吸収式冷温水機（１４０）、とから構成されており、前記冷媒分岐管路（Ｌ５）は、前記排熱焚単効用吸収式冷温水機（１３０）の蒸発器（２５）及び前記二重効用吸収式冷温水機（１４０）の蒸発器（１２５）と熱交換を行った後に前記第１の蒸発器（１４）の上流に合流する様に構成されているのが好ましい（図１９）。
【００４０】
かかる構成によれば、それぞれの吸収式冷温水機に対して、作動に好適な温度レベルの排熱が投入される事となり、排熱利用効率が非常に高い装置が達成できる。
【００４１】
ここで、前記内燃機関に代えて、燃料電池を設ける事が出来る。そして、第１及び第２の圧縮機は電動機により駆動され、該電動機の駆動電源は前記内燃機関或いは燃料電池に装置された発電機である事が好ましい。或いは、第１及び第２の圧縮機は機械的な伝達手段（例えばチェーン及びスプロケット、シャフト、歯車機構等）を介して、前記内燃機関に接続されていても良く、燃料電池に接続された駆動源と機械的に接続されていても良い。
【００４２】
なお、前記冷媒分岐管路は、前記低温排熱焚単効用吸収式冷温水機の蒸発器と熱交換を行った後に前記二重効用吸収式冷温水機の蒸発器と熱交換を行っても良いし、前記温水焚単効用吸収式冷温水機の蒸発器と熱交換を行うのと同時に前記二重効用吸収式冷温水機の蒸発器と熱交換を行っても良いし、前記二重効用吸収式冷温水機の蒸発器と熱交換を行った後に前記低温排熱焚単効用吸収式冷温水機の蒸発器と熱交換を行っても良い。
【００４３】
さらに本発明の実施に際しては、前記吸収式冷温水機は、高温再生器（２２）と、中温再生器（２０２）と、低温再生器（１０５）とを有し、高温再生器（２２）には前記内燃機関（１）から比較的高温の流体により熱が供給される排熱焚三重効用吸収式冷温水機（１５０）として構成されているのが好ましい（図２７）。
この場合、圧縮式冷凍機内を循環する冷媒としては、例えばフロンを用いることが好ましい。
【００４４】
かかる構成を採用すれば、吸収冷温水機の蒸発器における蒸発温度を比較的高温にする事が出来るので、その分だけ高温再生器に付加するべき熱量が少なくて済む。
従来の排熱焚吸収式冷温水機では、高温再生器に供給出来る排熱温度に限界があるので、三重効用吸収式冷温水機とすることが不可能であったが、高温再生器に付加するべき排熱温度が低くても良い上述した構成によれば、高効率の三重効用吸収式冷温水機を運転する事が可能となるのである。
【００４５】
なお前記内燃機関が所謂「二温度排熱」である場合には、前記排熱焚吸収式冷温水機に排熱焚再生器を設け、該排熱焚再生器に内燃機関の低温排熱を供給し、以って、前記排熱焚三重効用吸収式冷温水機を、所謂「排熱焚一重三重効用吸収式冷温水機」或いは「排熱焚二重三重効用吸収式冷温水機」に構成することも好ましい（図２８、図２９）。
【００４６】
上述した種々の複合空調装置の運転を制御するため、本発明の運転制御方法は、前記吸収式冷温水機（２０）の再生器（２２）に連通する管路内を流れる流体（例えば温排水或いは蒸気）の温度（温排水の場合）或いは圧力（蒸気の場合）を計測する第１の計測工程と、該工程で計測された温度或いは圧力に基いて前記流体が保有する排熱を前記再生器に供給するか否かを判定する第１の判断工程（Ｓ７）と、前記吸収式冷温水機（２０）の蒸発器（２５）を循環する冷媒の温度を計測する冷媒温度計測工程と、該工程で計測された蒸発器（２５）を循環する冷媒の温度に基いて、前記第１の蒸発器（１４）と前記冷媒分岐管路（Ｌ５）とを含む排熱利用系統（Ａ１）を駆動させる（排熱利用モード）か或いは前記第１の圧縮機（１１）と第１の凝縮器（１２）と第１の冷媒管路（Ｌ１）と第１の蒸発器（１４）とを含む電動運転系統（Ａ２）を駆動させる（電動モード）かを判断する第２の判断工程（Ｓ１１）、とを有する事を特徴としている（図２０、図２１）。
【００４７】
ここで、前記第２の判断工程は、前記冷媒温度計測工程で計測された蒸発器（２５）を循環する冷媒の温度に基いて、前記第１の蒸発器（１４）と前記冷媒分岐管路（Ｌ５）とを含む排熱利用系統（Ａ１）のみを駆動させるか、前記第１の圧縮機（１１）と第１の凝縮器（１２）と第１の冷媒管路（Ｌ１）と第１の蒸発器（１４）とを含む電動運転系統（Ａ２）のみを駆動させるか、或いは前記排熱利用系統（Ａ１）と電動運転系統（Ａ２）とを同時に駆動させるかを判断するように構成する事が出来る（図２０、図２２）。
【００４８】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明の実施形態を説明する。なお、図１３に示した従来の複合空調装置と同様の構成部品には同じ符号を付し、重複説明を省略している。
【００４９】
図１において、圧縮式冷凍機１０の第１の蒸発器１４は、熱交換によって空気調温の機能を有する室内機であり、第１の冷媒管路Ｌ１を有している。第１の冷媒管路Ｌ１に介装された蒸発器１４の下流の分岐点Ａから、冷媒分岐管路Ｌ５が分岐しており、該冷媒分岐管路Ｌ５内を流過する冷媒（例えばフロン等）は、吸収式冷温水機２０の第２の蒸発器２５で熱交換が行われ（或いは吸収式冷温水機２０の冷媒に気化熱を奪われ）て冷却され、凝縮する。ここで、冷媒分岐管路Ｌ５には冷媒液ポンプ５１が介装されており、第２の蒸発器２５で冷やされ凝縮した冷媒は第１の蒸発器１４の上流の合流点Ｂで、第１の冷媒管路Ｌ１に合流する。
【００５０】
なお、第１の冷媒管路Ｌ１に介装された第１の圧縮機１１は、第１の内燃機関であるガスエンジンすなわち内燃機関１により駆動されている。
【００５１】
図２は、横軸にエンタルピｈ、縦軸に冷媒圧力Ｐが採られたモリエ線図であり、図１で示す実施形態の第１の冷媒（圧縮式冷凍機１０内及び冷媒分岐管路Ｌ５内を流れる冷媒：例えばフロン等）に関して、圧縮冷凍サイクルの各部の状態が示されている。
【００５２】
図２において、符号ａは圧縮機１１前、符号ｂは圧縮機１１後、符号ｃは第１の凝縮器１２後、符号ｄは膨張弁１３後、符号ｅは蒸発器（室内機）１４後、符号ｆは分岐管路Ｌ５の第２の蒸発器２５後、符号ｇはポンプ５１後、をそれぞれ示している。そして図２から明らかなように、図１の実施形態によれば、吸収空調装置２０によってｇ→ｆ（→ａ）で示す範囲だけ熱効率が向上する。
【００５３】
さらに、図１の実施形態によれば、吸収式冷温水機２０の第２の蒸発器２５で冷却されるのはフロンなどの冷媒であり、冷水ではない。従って、水熱源の使用が不適当なコンピュータルームなどの空間の空調にも、好適に実施する事が出来るのである。
【００５４】
図３に示す第２の実施形態では、第１の冷媒管路Ｌ１に介装された蒸発器１４の下流の分岐点Ａから分岐している冷媒分岐管路Ｌ５には、第２の圧縮機５２が介装されている。冷媒分岐管路Ｌ５内を流れる冷媒は吸収式冷温水機２０の第２の蒸発器２５で気化熱を奪われて冷やされ、凝縮する。そして冷媒分岐管路Ｌ５は、第２の膨張弁５３を介して、第１の蒸発器１４の上流の合流点Ｂで、第１の冷媒管路Ｌ１に合流している。
【００５５】
図１の実施形態では、冷媒分岐管路Ｌ５には第２の蒸発器２５の下流側に冷媒液ポンプ５１が介装されているのに対して、図３の実施形態では、第２の蒸発器２５の上流側に第２の圧縮機５２が介装されている。
【００５６】
この第２の圧縮機５２を介装しなければ、第１の蒸発器１４と第２の蒸発器２５とは、内部温度が同程度でなければならない。しかし、図３の実施形態では第２の圧縮機５２を介装したため、第２の蒸発器２５内の温度は第１の蒸発器１４の温度よりも高温であっても良い。そして、第２の蒸発器２５内の温度が高温であっても良いため、吸収式冷温水機２０の負荷が小さくて済み、そして、吸収式冷温水機２０自体を小型化、高効率化する事が可能となる。
【００５７】
図４には、図３で示す実施形態の第１の冷媒（圧縮式冷凍機１０内及び冷媒分岐管路Ｌ５内を流れる冷媒：例えばフロン等）の冷凍サイクルの各部の状態がモリエ線図で示されている。図中、符号ａは第１の圧縮機１１前、符号ｂは圧縮機１１後、符号ｃは第１の凝縮器１２後、符号ｄは第１の膨張弁１３後、符号ｅは蒸発器（室内機）１４後、符号ｆは分岐管路Ｌ５の第２の圧縮機５２後、符号ｇは第２の蒸発器２５後、符号ｈは第２の膨張弁５３後、をそれぞれ示す。
【００５８】
なお、図示の例では、第２の圧縮機５２に低揚程仕様のものが用いられ、第２の膨張弁５３は第１の膨張弁１３より低膨脹比として示されている。
【００５９】
また、第２の膨張弁５３は合流点Ｂの下流側であっても良い。さらに、第２の膨張弁５３を介装せず、合流点Ｂが第１の膨張弁１３の上流であってもよい。
【００６０】
図５及び図６には、横軸に温度、縦軸に圧力が採られたデューリング線図で吸収式冷温水機２０の吸収サイクル各部の状態が示されている。図中、符号ａは吸収器２１出口、符号ｂは再生器２２入口、符号ｃは再生器２２出口、符号ｄは吸収器２１入口、符号ｅは凝縮器２４、符号ｆは蒸発器２５のそれぞれの状態を示しており、符号ａ′、ｂ′、ｃ′、ｄ′、ｅ′、ｆ′及び破線で従来の吸収サイクルの状態を示している。なお、図５は、第２の蒸発器温度の上昇によって、再生器２２の再生温度を低下させ、装置を小型化した場合を示し、図６は、第２の蒸発器温度の上昇によって、溶液の濃度幅を増加し、効率を向上した場合を示している。
【００６１】
図７に示す第３の実施形態では、冷媒分岐管路Ｌ５に関連する構成については図３に示された実施形態と同様であるが、第２の圧縮機５２が、第２の内燃機関である内燃機関６で駆動されている。そして、第２の内燃機関６の冷却水ジャケット６ａ及び排気熱交換器７と熱交換した冷却水、換言すれば温排水が流れる管路は、温水管路Ｌ３に合流されている。
【００６２】
したがって、第１の内燃機関１及び第２の内燃機関６は、いずれもその排熱（温排水）が温水管路Ｌ３により再生器２２に投入されて、吸収式冷温水機２０の駆動熱源として利用される。その結果、さらに省エネルギーなシステムが達成できる。
【００６３】
図８に示す実施形態では、圧縮式冷凍機１０の第１の冷媒管路Ｌ１は、第１の凝縮器１２の下流の領域が吸収式冷温水機２０の第２の蒸発器２５に連通して過冷却熱交換器２５ａを構成する。そして、再び圧縮式冷凍機１０側に戻されている。その他については、図３に示された実施形態と同様に構成されている。
【００６４】
図９のモリエ線図には、図８の実施形態の第１の冷媒による冷凍サイクルの各部の状態が示されている。図中、符号ａは第１の圧縮機１１前、符号ｂは圧縮機１１後、符号ｃ´は第１の凝縮器１２後、符号ｃは過冷却熱交換器２５ａ後、符号ｄは第１の膨張弁１３後、符号ｅは蒸発器（室内機）１４後、符号ｆは第２の圧縮機５２後、符号ｇは第２の蒸発器２５後、符号ｈは第１の膨張弁１３および第２の膨張弁５３後をそれぞれ示し、破線は従来技術による冷凍サイクルを示している。
【００６５】
図９のモリエ線図から明らかなように、第１の凝縮器１２後の過冷却熱交換器２５ａによる過冷却によって（ｄ〜ｄ′）だけ冷房熱量が増加し、一方、圧縮入力（ａ〜ｂ）は変化しないので、増加した冷房熱量の分（ｄ〜ｄ′）だけ、冷房能力および効率が向上している。
【００６６】
上記の各実施形態において、第１（第２）の圧縮機１１（５２）をエンジン１（６）により駆動する機構は、発電機を介した電動機による駆動機構であってもよい。その場合は、空調装置部分と駆動機関部分とが分離でき、設置場所の制約を緩和できると共に、騒音源を別置することで低騒音化することができる。
【００６７】
例えば、図１０は図１の実施形態の変形にかかるものであり、第１の圧縮機１１は電動圧縮機であり、その駆動電力は（内燃機関である）ガスエンジン１に直結された発電機７０で発生し、ケーブルＬ１０を介して伝達されている。その他の構成については、図１０の実施形態は図１の実施形態と同様である。
【００６８】
また、図１１は図３の実施形態の変形であり、第１の圧縮機１１及び第２の圧縮機５２は共に電動圧縮機であり、駆動電力は内燃機関１に直結された発電機７０で発生し、ケーブルＬ１０或いはケーブルＬ２０を介してそれぞれ伝達されている。なお、発電機７０の発電量では電動圧縮機１１、５２の駆動に不十分な場合には、商用電源８０より駆動電力を得ている。その他の構成については、図１１の実施形態は図３の実施形態と同様である。
【００６９】
図１４は、図１の実施形態の変形にかかる実施形態である。図１４では、圧縮式冷凍機側の第１の冷媒管路Ｌ１と、吸収式冷温水機側の冷媒分岐管路Ｌ５との間に、中間冷媒管路Ｌ７が形成されている。そして、中間冷媒管路Ｌ７に分岐点Ａ及び合流点Ｂが設けられており、且つ、室内機として作用する第３の蒸発器８０が介装されている。ここで、符号８２は中間冷媒管路Ｌ７に介装され、該管路Ｌ７を流過する冷媒を凝縮する第３の凝縮器であり、符号８４は管路Ｌ７内に冷媒を流過させるための冷媒用ポンプである。
【００７０】
その他の構成及び作用効果については、図１の実施形態と概略同様であるので、重複説明は省略する。
【００７１】
図１５は、図１４の実施形態を更に変形したものである。図１５において、第１の圧縮機１１は電動圧縮機であり、駆動電力は内燃機関１に直結された発電機７０で発生し、ケーブルＬ１０を介して伝達されている。なお、発電機７０の発電量では電動圧縮機１１の駆動に不十分な場合には、商用電源８０より駆動電力を得ている。その他の構成については、図１４と同様である。
【００７２】
上述した実施形態の各々に示した温水管路Ｌ３は、一例であって他の構成のコージェネレータ装置であってもよい。
【００７３】
図１６の実施形態は、図３の実施形態を変形したものである。図１６において、第１の圧縮機１１は機械的な伝達手段１０１（例えばチェーン及びスプロケット、シャフト、歯車機構等）を介して内燃機関１に接続されている。また、冷媒分岐管路Ｌ５に介装された第２の圧縮機５２は、機械的な伝達手段１０２、１０３（例えばチェーン及びスプロケット、シャフト、歯車機構等）を介して内燃機関１に接続されている。その他の構成及び作用効果は、図３の実施形態と同様である。
【００７４】
図１７で示す実施形態では、吸収式冷温水機を所謂「一重二重効用吸収式冷温水機」として構成している。図１７において、吸収式冷温水機９０は第１の再生器２２（高温再生器）を有しており、第１の再生器２２には、内燃機関１の排気系（の熱交換器）２に連通する管路Ｌ１２０（高温排熱管路）を流過する比較的高温の流体（例えば排気蒸気）により熱が供給される。吸収式冷温水機９０は、さらに、第２の再生器１０４と第３の再生器１０５とを有している。第２の再生器１０４には、内燃機関１の冷却水ジャケット１ａ（内燃機関の温排水系）に接続されて且つ温水（比較的低温の流体）が流過している管路Ｌ１８（温排水管路）が連通している。第３の再生器１０５は、管路Ｌ２１を介して第１の再生器２２と連通しており、第１の再生器２２で発生した蒸気は、管路Ｌ２１を通過し、保有する熱は第３の再生器１０５における再生のために用いられる。
【００７５】
図１７においては、第１の圧縮機１１及び第２の圧縮機５２は共に電動圧縮機であり、駆動電力は内燃機関１に直結された発電機７０で発生し、ケーブルＬ１０或いはケーブルＬ２０を介してそれぞれ伝達されている。なお、発電機７０の発電量では電動圧縮機１１、５２の駆動に不十分な場合には、商用電源８０より駆動電力を得ている。なお、第１の圧縮機１１及び第２の圧縮機５２を内燃機関１により機械的に駆動する事も可能である。
【００７６】
図１７の実施形態における他の構成及び作用効果については、上述したものと同様である。
【００７７】
図１８の実施形態においては、吸収式冷温水機は蒸気焚二重効用吸収式冷温水機として構成されている。すなわち、図１８において全体を符号１００で示す吸収式冷温水機は、高温再生器２２と低温再生器１０５とを有している。そして高温再生器２２には、内燃機関１の排気系（の熱交換器）２に連通する管路Ｌ２２（高温排熱管路）を流過する比較的高温の流体（例えば排気蒸気）により熱が供給される。また低温再生器１０５は、管路Ｌ２１を介して高温再生器２２と連通しており、高温再生器２２で発生した蒸気が保有する熱は低温再生器１０５における再生に用いられる。
【００７８】
このような構成によれば、内燃機関１の温排水（例えば内燃機関１のジャケットの温水）は吸収式冷温水機１００では利用しない。排気系２で発生する比較的高温の排熱のみが吸収式冷温水機１００の高温再生器２２に供給される。従って、排熱供給源として、比較的高温の排熱と比較的低温の排熱とを有する機器に限定する必要性が無い。そのため、前記内燃機関１に代えて、ガスタービン或いは燃料電池を設ける事が出来る。
【００７９】
図１８の実施形態における他の構成及び作用効果については、図１７の実施形態のものと同様である。
【００８０】
図１９の実施形態においては、温水焚単効用吸収式冷温水機１３０と、二重効用吸収式冷温水機１４０とを有している。そして、温水焚単効用吸収式冷温水機１３０は、内燃機関１の冷却水ジャケット１ａ（内燃機関の温排水系）に接続されて且つ温水（比較的低温の流体）が流過している管路Ｌ２４（温排水管路）が連通している再生器２２を有している。一方、二重効用吸収式冷温水機１４０には、内燃機関１の排気系２に連通する管路Ｌ２６（高温排熱管路）を介して比較的高温の流体（例えば排気蒸気）により熱が供給される高温再生器１２２と、高温再生器１２２で発生した蒸気が保有する熱が供給される低温再生器１０５、とを有している。
【００８１】
図１９において、冷媒分岐管路Ｌ５は、温水焚単効用吸収式冷温水機１３０の蒸発器２５に連通して熱交換を行う部分（符号Ｌ５１）と、二重効用吸収式冷温水機１４０の蒸発器１２５と熱交換を行う部分（符号Ｌ５２）とを有している。そして冷媒分岐管路Ｌ５は、蒸発器２５、１２５と熱交換を行った後に、第１の蒸発器１４の上流に合流する様に構成されている。
【００８２】
かかる構成によれば、温水焚単効用吸収式冷温水機１３０の再生器２２には、内燃機関１の冷却水ジャケット１ａから比較的低温の流体が流過し、二重効用吸収式冷温水機１４０の高温再生器１２２には、内燃機関１の排気系２から比較的高温の流体が供給される。すなわち、それぞれの吸収式冷温水機に対して、作動に好適な温度レベルの排熱が投入される事となり、排熱利用効率が非常に高くなるのである。
【００８３】
図１９のよれば、冷媒分岐管路Ｌ５を流れる流体は、部分Ｌ５１において温水焚単効用吸収式冷温水機１３０の蒸発器２５と熱交換を行った後に、部分Ｌ５２において二重効用吸収式冷温水機１４０の蒸発器１２５と熱交換を行っている。但し、部分Ｌ５１と部分Ｌ５２とを並列に配置して、温水焚単効用吸収式冷温水機１３０の蒸発器２５との熱交換と、二重効用吸収式冷温水機１４０の蒸発器１２５との熱交換を、同時に行っても良い。或いは、二重効用吸収式冷温水機１４０の蒸発器１２５と熱交換を行った後に、温水焚単効用吸収式冷温水機１３０の蒸発器２５と熱交換を行っても良い。
【００８４】
なお上述の説明においては、二重効用吸収式冷温水機１４０を蒸気焚二重効用吸収式冷温水機として説明しているが、高温温水焚二重効用吸収式冷温水機として構成しても良い。
【００８５】
その他の構成及び作用効果については、上述した各実施形態と同様であるので、重複説明は省略する。
【００８６】
次に、図２０−図２２を参照して、上述した各実施形態の運転を制御する方法について説明する。
【００８７】
図２０は、上述した各実施形態を包括的に表現したものであり、且つ、本発明の制御方法を説明するためのブロック図である。
【００８８】
図２０において、内燃機関１の排熱（例えば温排水）を吸収式冷温水機２０に供給するための管路Ｌ３には、吸収冷温水機２０をバイパスするバイパス管路Ｌ３Ｂが設けられており、三方弁８が介装されている。また管路Ｌ３から冷却装置３に連通する管路Ｌ５３が分岐しており、三方弁５が介装されている。冷却装置３は冷却用ファン３Ｆにより冷却される。
【００８９】
管路Ｌ３には、さらに、管路Ｌ３内を流れる温排水の温度を計測するための第１の温度センサ１５２が介装されている。なお、管路Ｌ３内を蒸気が流れる場合には、センサ１５２は当該蒸気の圧力を計測する圧力センサとなる。
【００９０】
第１のセンサ１５２は、信号ラインＣＬ１を介して第１の制御ユニットＣＵ−１に対して、管路Ｌ３を流れる温排水の温度データを送出する。そして、第１の制御ユニットＣＵ−１は、管路Ｌ３の温排水温度に基いて必要な判断（後述）を行い、信号ラインＣＬ２−ＣＬ４を介して、三方弁５、冷却用ファン３Ｆ、三方弁８、吸収冷温水機２０に対して、それぞれ制御信号を出力する。
【００９１】
一方、吸収冷温水機２０の蒸発器２５において、冷媒ポンプ２８を介装した蒸発器循環冷媒系管路Ｌ５４内を液相冷媒が循環する。そして、蒸発器循環冷媒系管路Ｌ５４には、そこを循環する液相冷媒の温度を検出するための第２の温度センサ１５４が介装されている。
【００９２】
この第２の温度センサ１５４は信号ラインＣＬ１０を介して第２の制御ユニットＣＵ−２に接続されており、蒸発器循環冷媒系管路Ｌ５４を流れる液相冷媒の温度データが制御ユニットＣＵ−２に伝達される。制御ユニットＣＵ−２では、伝達された前記液相冷媒の温度データに基いて必要な判断を行い（後述）、信号ラインＣＬ１１−ＣＬ１４により、第２の圧縮機５２、開閉弁１５６、第１の圧縮機１１、開閉弁１３、第１の凝縮器１２に設けられた冷却用ファン１２Ｆの各々に対して制御信号を出力する。
【００９３】
図２０において、圧縮式冷凍機１０は、第１の蒸発器１４、冷媒分岐管路Ｌ５、第２の圧縮機５２、第２の蒸発器２５、開閉弁１５６を有する第１の系（矢印Ａ−１で示す）、すなわち排熱利用系統（排熱利用モード）と、第１の圧縮機１１、第１の凝縮器１２、第１の冷媒管路Ｌ１、第１の蒸発器１４を含む運転系統である第２の系（矢印Ａ−２で示す：電動モード）とに大別する事が出来る。そして第２の制御ユニットＣＵ−２は、第１の系Ａ−１で運転するのか、或いは第２の系Ａ−２で運転するのかに関する判定を、後述の態様により行うのである。
【００９４】
次に、図２１、図２２をも参照して、図２０に関して上述した制御を、より詳細に説明する。
【００９５】
先ず、内燃機関１（或いは内燃機関１を含んだコ・ジェネレーション・システム：ＣＧＳ）を起動する（図２１：ステップＳ１）。そして空調系、すなわち圧縮式冷凍機１０側が運転しているか否かを判断する（ステップＳ２）。
【００９６】
空調系（圧縮式冷凍機１０側）が運転していなければ（ステップＳ２が「停止中」）、管路Ｌ３に介装された三方弁８（図２０）を、吸収式冷温水機２０をバイパスする側に制御する（ステップＳ３）。その結果、図２０において、管路Ｌ３を流れる温排水はバイパス管路Ｌ３Ｂを流れる事となり、吸収式冷温水機２０の再生器２２には排熱は投入されない。
【００９７】
次に、第１の温度センサ１５２により、管路Ｌ３を流れる温排水の温度を計測し、計測された温度Ｔ１を予め設定されているＴ１上限値と比較する（ステップＳ４）。計測温度Ｔ１がＴ１上限値以上である場合（ステップＳ４で「Ｔ１≧Ｔ１上限値」）は、三方弁５を制御して、管路Ｌ３を流れる温排水を冷却装置３側に流して、冷却装置３及び冷却用ファン３Ｆにより冷却する（ステップＳ５）。そしてステップＳ２に戻る。一方、計測温度Ｔ１がＴ１上限値より低温である場合には（ステップＳ４で「Ｔ１＜Ｔ１上限値」）は、三方弁５を制御して、管路Ｌ３を流れる温排水が冷却装置３側をバイパスする様にせしめ（ステップＳ６）、ステップＳ２に戻る。
【００９８】
ステップＳ２において、空調系（圧縮式冷凍機１０側）を運転していれば（ステップＳ２が「運転中」）、第１の温度センサ１５２（図２０）により管路Ｌ３を流れる温排水の温度を計測し、計測された温度Ｔ１を予め設定されているＴ１下限値と比較する（ステップＳ７）。
【００９９】
計測温度Ｔ１がＴ１下限値以下である場合には（ステップＳ７で「Ｔ１≦Ｔ１下限値」）、三方弁８（図２０）を制御して、管路Ｌ３を流れる温排水がバイパス管路Ｌ３Ｂ（図２０）を流れて吸収式冷温水機２０をバイパスする様にせしめる（ステップＳ８）。その場合には吸収冷温水機２０の運転を停止し（ステップＳ８）、圧縮式冷凍機１０は第２の系Ａ−２（電動モード）で運転される（ステップＳ９）。
【０１００】
すなわちステップＳ９においては、制御ユニットＣＵ−１、ＣＵ−２により、開閉弁１５６を閉鎖して冷媒分岐管路Ｌ５の循環を停止し、第２の圧縮機５２を停止し、吸収冷温水機２０を停止して第２の蒸発器２５の冷媒ポンプ２８も停止する。一方、第１の圧縮機１１、第１の凝縮器１２、冷却用ファン１４Ｆ、第１の蒸発器１４は駆動され、開閉弁１３は開放されて第１の冷媒管路Ｌ１の循環は継続される。そしてステップＳ２に戻る。
【０１０１】
計測温度Ｔ１がＴ１下限値よりも高温であれば（ステップＳ７で「Ｔ１＞Ｔ１下限値」）、三方弁８（図２０）を制御して、管路Ｌ３を流れる温排水を吸収式冷温水機２０側へ供給し、且つ、吸収冷温水機２０を駆動して、温排水が再生器２２で熱交換をする様にせしめる（ステップＳ１０）。
【０１０２】
次にステップＳ１１において、第２の温度センサ１５４（図２０）により、蒸発器循環冷媒系Ｌ５４を流れる液相冷媒の温度Ｔ２を計測し、そして、予め設定された（管路Ｌ５４を流れる液相冷媒の温度の上限値である）Ｔ２上限値と比較する（ステップＳ１１）。
【０１０３】
管路Ｌ５４を流れる液相冷媒の温度Ｔ２がＴ２上限値よりも高温である場合には（ステップＳ１１で「Ｔ２＞Ｔ２上限値」）、排熱により駆動されている吸収式冷温水機２０では十分な冷却能力が無いと判断して、圧縮式冷凍機１０は第２の系Ａ−２（電動モード）で運転される（ステップＳ９）。そしてステップＳ２に戻る。
【０１０４】
一方、管路Ｌ５４を流れる液相冷媒の温度Ｔ２がＴ２上限値以下であれば（ステップＳ１１で「Ｔ２≦Ｔ２上限値」）、排熱により駆動されている吸収式冷温水機２０は十分な冷却能力を有していると判断して、圧縮式冷凍機１０は第１の系Ａ−１（排熱利用系統）により運転される（排熱利用モード：ステップＳ１２）。
【０１０５】
このステップＳ１２においては、制御ユニットＣＵ−１、ＣＵ−２により、第１の圧縮機１１、第１の凝縮器１２は停止して、開閉弁１３は閉鎖されるので第１の冷媒管路の循環も停止する。一方、開閉弁１５６は開放され、吸収式冷温水機２０及び第２の圧縮機５２も作動し、冷却用ファン１４Ｆ、第１の蒸発器１４も駆動されるので、冷媒分岐管路Ｌ５内の冷媒は循環する。そして吸収冷温水機２０及び第２の蒸発器２５の冷媒ポンプ２８も作動するのである。そしてステップＳ２へ戻る。
【０１０６】
図２１で示す制御は、圧縮式冷凍機１０は系Ａ−１或いは系Ａ−２のいずれか一方の運転しか行わない。しかし、一定の条件下では系Ａ−１及び系Ａ−２の双方を同時に運転できるほうが、空調装置としての効率が向上する。図２２で示す制御は、一定の条件下で系Ａ−１及び系Ａ−２の双方を同時に運転せしめるような制御を示している。
【０１０７】
図２２の制御を行うためには、図２０において、上述した第１の温度センサ１５２及び第２の温度センサ１５４に加えて、第１の蒸発器１４に供給される空気ＷＩ（室内空気）の温度Ｔｉｎを計測するための第３の温度センサ１６０が設けられている。明確には図示されていないが、第３の温度センサ１６０で計測されたデータも、信号ラインを介して第２の制御ユニットＣＵ−２に伝達される。なお図２０において、符号ＷＯは蒸発器１４から出てくる空気（冷却された空気）を示している。
【０１０８】
図２１で示す制御に比較して、図２２の制御は、図２１において符号「ＯＲ図２２」で示す領域が相違している。換言すれば、ステップＳ１からステップＳ８までと、ステップＳ１０については、図２１のフローチャートも図２２のフローチャートも同一であるため、重複説明は省略する。
【０１０９】
図２２において、ステップＳ８で三方弁８（図２０）を制御して、管路Ｌ３を流れる温排水がバイパス管路Ｌ３Ｂ（図２０）を流れて吸収式冷温水機２０をバイパスする様にせしめたならば、吸収冷温水機２０の運転を停止し（ステップＳ８）、圧縮式冷凍機１０を第２の系Ａ−２（電動モード）のみで単独運転する（ステップＳ２０）。ステップＳ２０の具体的な制御は、図２１のステップＳ９の場合と同様である。そしてステップＳ２に戻る。
【０１１０】
一方、ステップＳ１０で、管路Ｌ３（図２０）を流れる温排水を吸収式冷温水機２０側へ供給し、且つ、吸収冷温水機２０を駆動して、温排水が再生器２２で熱交換をする様にせしめたならば、次にステップＳ２１において、第２の温度センサ１５４（図２０）により、蒸発器循環冷媒系Ｌ５４を流れる液相冷媒の温度Ｔ２を計測し、そして、予め設定された（管路Ｌ５４を流れる液相冷媒の温度の上限値である）Ｔ２上限値と比較する（ステップＳ２１）。
【０１１１】
管路Ｌ５４を流れる液相冷媒の温度Ｔ２がＴ２上限値よりも高温である場合には（ステップＳ２１で「Ｔ２＞Ｔ２上限値」）、排熱により駆動されている吸収式冷温水機２０では十分な冷却能力が無いと判断して、圧縮式冷凍機１０は第２の系Ａ−２（電動モード）のみで運転される（ステップＳ２０）。そしてステップＳ２に戻る。ステップＳ２０の具体的な制御は、図２１のステップＳ９の場合と同様である。
【０１１２】
一方、管路Ｌ５４を流れる液相冷媒の温度Ｔ２がＴ２上限値以下であれば（ステップＳ２１で「Ｔ２≦Ｔ２上限値」）、排熱により駆動されている吸収式冷温水機２０は十分な冷却能力を有していると判断する。そして、ステップＳ２２において、第１の蒸発器１４に供給される空気ＷＩ（室内空気）の温度Ｔｉｎを第３の温度センサ１６０（図２０）により計測し、その設定値（温度Ｔｉｎの設定値）と比較する（ステップＳ２２）。
【０１１３】
室内空気の温度Ｔｉｎが設定値以下であれば（ステップＳ２２で「Ｔｉｎ≦Ｔｉｎの設定値」）、室内空気温度（換言すれば冷房負荷）は第１の系Ａ−１（排熱利用モード）のみの単独運転でも十分対処できると判断して、ステップＳ２３で第１の系Ａ−１（排熱利用モード）のみの単独運転を行い、ステップＳ２に戻る。ステップＳ２３の具体的な制御は、図２１のステップＳ１２の場合と同様である。
【０１１４】
室内空気の温度Ｔｉｎが設定値よりも高温であれば（ステップＳ２２で「Ｔｉｎ＞Ｔｉｎの設定値」）、室内空気温度（換言すれば冷房負荷）は第１の系Ａ−１（排熱利用モード）のみの単独運転では対処できないと判断する。ここで、ステップＳ２１の段階（ステップＳ２１で「Ｔ２≦Ｔ２上限値」）で、排熱により駆動されている吸収式冷温水機２０は十分な冷却能力を有していると判断されているので、排熱を有効利用するため、ステップＳ２４において、第１の系Ａ−１（排熱利用モード）はフルロードで運転し、それで不足している分については、第２の系Ａ−２（電動モード）の運転で補うようにせしめるのである。
【０１１５】
すなわちステップＳ２４においては、制御ユニットＣＵ−１、ＣＵ−２により、第１の圧縮機１１、第１の凝縮器１２は作動し、開閉弁１３は開放されて第１の冷媒管路Ｌ１内の冷媒は循環する。そして、開閉弁１５６は開放され、吸収式冷温水機２０及び第２の圧縮機５２も作動し、冷却用ファン１４Ｆ、第１の蒸発器１４も駆動されるので、冷媒分岐管路Ｌ５内の冷媒も循環する。そして吸収冷温水機２０及び第２の蒸発器２５の冷媒ポンプ２８も作動するのである。そしてステップＳ２に戻る。
【０１１６】
次に、図２３−図２９を参照して、本発明のその他の実施形態について、個々に説明する。
【０１１７】
図２３は、図１４の実施形態の変形にかかる実施形態を示している。図１４では、吸収式冷温水機側の冷媒分岐管路Ｌ５において、吸収式冷温水機２０の蒸発器２５と合流点Ｂとの間の領域に冷媒液ポンプ５１が介装されている。これに対して図２３の実施形態では、吸収式冷温水機側の冷媒分岐管路Ｌ５における分岐点Ａと蒸発器２５との間の領域に、第２の圧縮機５２が介装されている。
【０１１８】
図２３の実施形態によれば、冷媒液ポンプに代えて圧縮機５２を冷媒分岐管路Ｌ５に介装することにより、吸収式冷温水機２０の再生器２２の再生温度を低下せしめ、吸収式冷温水機２０或いは装置全体を小型化する事が出来る。
【０１１９】
なお、明確には図示されていないが、第２の圧縮機５２を駆動する手段としては、電力であっても、機械的に駆動力を伝達する手段であっても良い。特に限定条件は無い。
その他の構成及び作用効果については、図１４の実施形態と同様である。
【０１２０】
図２４の実施形態も、図１４の実施形態を変形したものである。図２３の実施形態では、吸収式冷温水機側の冷媒分岐管路Ｌ５における冷媒液ポンプを圧縮機５２に置換している。それに加えて図２４の実施形態では、圧縮式冷凍機側の第１の冷媒管路Ｌ１と、吸収式冷温水機側の冷媒分岐管路Ｌ５との間に形成された中間冷媒管路Ｌ７において、冷媒液ポンプに代えて圧縮機を介装している。
【０１２１】
より詳細に述べると、図１４において（図２３でも同様）、中間冷媒管路Ｌ７の第３の凝縮器８２と合流点Ｂとの間の領域には、冷媒用ポンプ８４が介装されている。これに対して図２４では、中間冷媒管路Ｌ７の第３の凝縮器８２と分岐点Ａとの間の領域には、第３の圧縮機１６０が介装されている。
【０１２２】
この様に、冷媒液ポンプを圧縮機１６０に置換することにより、装置全体がよりコンパクトになるのである。
ここで、第２の圧縮機５２と同様に、第３の圧縮機１６０においても、それを駆動する手段は、電力であっても、機械的に駆動力を伝達する手段であっても良く、特に限定条件は存在しない。
その他の構成及び作用効果については、図１４或いは図２３の実施形態と同様である。
【０１２３】
図２５は、図１５の実施形態の変形にかかる実施形態を示す。吸収式冷温水機側の冷媒分岐管路Ｌ５について、図１５の実施形態では蒸発器２５と合流点Ｂとの間の領域に冷媒液ポンプ５１が介装されているが、図２５の実施形態では、分岐点Ａと蒸発器２５との間の領域に第２の圧縮機５２が介装されている。吸収式冷温水機２０の再生器２２の再生温度を低下して、吸収式冷温水機２０或いは装置全体を小型化する事を可能ならしめる為である。
【０１２４】
図２５において、第１の圧縮機１１と同様に、第２の圧縮機５２も電動圧縮機であり、駆動電力は内燃機関１に直結された発電機７０で発生し、ケーブルＬ９０を介して伝達されている。なお、発電機７０の発電量では第１及び第２の電動圧縮機１１、５１の駆動に不十分な場合には、商用電源８０より駆動電力を得ている。
図２５の実施形態におけるその他の構成及び作用効果については、図１５と同様である。
【０１２５】
図２６の実施形態も、図１５の実施形態を変形したものである。図２５の実施形態では、吸収式冷温水機側の冷媒分岐管路Ｌ５における冷媒液ポンプを圧縮機５２に置換している。それに加えて図２６の実施形態では、圧縮式冷凍機側の第１の冷媒管路Ｌ１と、吸収式冷温水機側の冷媒分岐管路Ｌ５との間に形成された中間冷媒管路Ｌ７において、冷媒液ポンプ８４に代えて、第３の凝縮器８２と分岐点Ａとの間の領域に、第３の圧縮機１６０を介装している。
【０１２６】
第１の圧縮機１１及び第２の圧縮機５２と同様に、第３の圧縮機も電動圧縮機であり、駆動電力は内燃機関１に直結された発電機７０で発生し、ケーブルＬ９９を介して伝達されており、発電機７０の発電量では第１−第２の電動圧縮機１１、５１、１６０の駆動に不十分な場合には、商用電源８０より駆動電力を得ている。
そして、冷媒液ポンプを圧縮機１６０に置換することにより、装置全体がよりコンパクトになる。
図２６の実施形態のその他の構成及び作用効果については、図１５或いは図２５の実施形態と同様である。
【０１２７】
図２７の実施形態においては、吸収式冷温水機は排熱焚三重効用吸収式冷温水機として構成されている。すなわち、図２７において全体を符号１５０で示す吸収式冷温水機は、高温再生器２２と、低温再生器１０５と、中温再生器２０２とを有している。なお、図２７においては、所謂「シリーズフロータイプ」の三重効用吸収式冷温水機が示されている。
【０１２８】
高温再生器２２には、内燃機関１の排気系（の熱交換器）２に連通するライン或いは管路Ｌ２２（高温排熱管路）を流過する比較的高温の流体（例えば排気ガス）により熱が供給され、吸収溶液を加熱して冷媒蒸気（例えば水蒸気）を発生させる。当該冷媒蒸気は、蒸気管路Ｌ２１２を流れる。
ここで、内燃機関１は、例えば一般的なコジェネレーションシステムであって、排熱が所謂「一温度排熱」である様な内燃機関が用いられる。
【０１２９】
高温再生器２２で加熱されて濃縮された吸収溶液は、管路Ｌ２１０を介して中温再生器２０２へ供給される。その際に、高温溶液熱交換器２０４において、吸収器２１からの稀溶液管路Ｌ２０３内を流れる稀溶液に対して、管路Ｌ２１０を流過する吸収溶液が保有する熱量を付与している。
【０１３０】
中温再生器２０２に供給された吸収溶液は、蒸気管路Ｌ２１０を流れる冷媒蒸気が保有する熱量が付与されて加熱されて、冷媒蒸気を発生する。発生した冷媒蒸気は、蒸気管路Ｌ２１４を流れる。
一方、加熱された吸収溶液は濃縮されて管路Ｌ２１６を流れ、低温再生器１０５に供給される。
管路Ｌ２１６には中温溶液熱交換器２０６が介装されており、管路Ｌ２１６を流れる濃縮された吸収溶液が保有する熱量が、稀溶液管路Ｌ２０３を流れる稀溶液に供給される。
【０１３１】
低温再生器１０５に供給された吸収溶液は、蒸気管路Ｌ２１４を流れる冷媒蒸気が保有する熱量により加熱されて、冷媒蒸気を発生する。発生した冷媒蒸気は、蒸気管路Ｌ２１７を流れる。
この蒸気管路Ｌ２１７は、その他の蒸気管路Ｌ２１２、Ｌ２１４と共に、凝縮器２４に連通している。
【０１３２】
一方、加熱後の吸収溶液は濃縮され、管路Ｌ２１８を流れて吸収器２１に戻される。その際に、管路Ｌ２１８に介装された低温溶液熱交換器２０８において、管路Ｌ２１８を流れる濃縮された吸収溶液が保有する熱量が、稀溶液管路Ｌ２０３を流れる稀溶液に供給される。換言すれば、稀溶液管路Ｌ２０３を流れる稀溶液は、低温溶液熱交換器２０８、中温溶液熱交換器２０６、高温溶液熱交換器２０４において、それぞれ、加熱或いは予熱されて高温再生器２２へ供給されるのである。
【０１３３】
高温排熱管路Ｌ２２を流過する比較的高温の流体（例えば排気ガス）は、高温再生器２２を流れた後に、高温ドレン熱交換器２１０、低温ドレン熱交換器２１２を経由して、稀溶液ラインＬ２０３を流れる稀溶液を加熱（予熱）する。そして、内燃機関１の排気系（の熱交換器）２に戻るのである。
【０１３４】
内燃機関１の排気ガスを作動流体として用いている従来の吸収式冷温水機においては、高温再生器に加える排熱温度が十分に得られないので、排熱焚三重効用吸収式冷温水機を実現することが出来なかった。
これに対して、冷媒としてフロンを用いた圧縮式冷凍機と組み合わせた図２７の吸収式冷温水機１５０では、従来の吸収式冷温水機に比較して、蒸発温度を高くする事が出来るため、高温再生器２２へ付加されるべき排熱温度も低くて済む。従って、内燃機関の排熱でも、高効率の三重効用吸収式冷温水機を運転する事が可能である。
【０１３５】
吸収式冷温水機１５０のその他の構成は、他の吸収式冷温水機２０、９０、１００、１３０、１４０と同様である。
また、圧縮式冷凍機の構成については、図１１、図１７、図１８等で示すのと同様である。
なお、図２７の排熱焚三重効用吸収式冷温水機１５０はシリーズフロータイプのものが示されているが、これに限定されるものではない。その他のタイプ（パラレルフロータイプ、リバースフロータイプ等）に構成しても良い。
【０１３６】
図２８で示す実施形態では、吸収式冷温水機を所謂「排熱焚一重三重効用吸収式冷温水機」として構成している。そして、当該排熱焚一重三重効用吸収式冷温水機の駆動熱源として用いられる内燃機関１は、比較的高温の排熱と、比較的低温の排熱とを供給する、所謂「二温度排熱」の内燃機関、例えばガスエンジンを用いたコジェネレーションシステムが用いられる。
【０１３７】
図２８において全体を符号１６０で示す吸収式冷温水機は、図２７の吸収式冷温水機１５０と概略同様の構造を有している。そして、内燃機関１の排気系（の熱交換器）２に連通する管路Ｌ２２（高温排熱管路）を流過する比較的高温の流体（例えば排気ガス）により、第１の再生器２２（高温再生器）に対して熱（排気ガス等の高温の流体が保有する熱量）が供給される。
【０１３８】
それと共に、図２８の吸収式冷温水機１６０は、内燃機関１の冷却水ジャケット１ａ（内燃機関の温排水系）に接続されて且つ温水（比較的低温の流体）が流過している管路Ｌ１８（温排水管路）が連通している。そして当該管路Ｌ１８は、排熱焚再生器２２０に連通しており、低温排熱すなわち管路Ｌ１８を流れる温水（比較的低温の流体）が保有する熱量が、当該排熱焚再生器２２０へ供給されるのである。
【０１３９】
一方、排熱焚再生器２２０には、稀溶液管路Ｌ２０３から分岐した分岐管路Ｌ２２０が連通しており、稀溶液を排熱焚再生器２２０に供給している。排熱焚再生器２２０においては、管路Ｌ１８で供給される低温排熱（温水：比較的低温の流体）により稀溶液が加熱され、冷媒蒸気が発生する。
冷媒蒸気は蒸気管路Ｌ２２２を介して凝縮器２４に送られる。そして、加熱された稀溶液は管路Ｌ２２４を経由して、管路Ｌ２１８（低温再生器１０５から吸収器２１に向かう管路）に合流し、吸収器２１に戻される。
なお、低温排熱が流れる管路Ｌ１８において、符号３で示す部材は冷却装置である。
【０１４０】
図２８の実施形態によれば、二温度排熱の内燃機関１の高温排熱（管路Ｌ２２により高温再生器２２へ供給）のみならず、低温排熱（管路Ｌ１８により排熱焚再生器２２０へ供給）も有効利用されるのである。
【０１４１】
なお、図２８の実施形態のその他の構成及び作用効果については、図２７の実施形態と同様である。
ここで、図２８の排熱焚一重三重効用吸収式冷温水機１６０はシリーズフロータイプのものが示されているが、これに限定されるものではない。その他のタイプ（パラレルフロータイプ、リバースフロータイプ等）に構成しても良い。
【０１４２】
図２９も、比較的高温の排熱と、比較的低温の排熱とを供給する、所謂「二温度排熱」の内燃機関、例えばガスエンジンを用いたコジェネレーションシステムを駆動熱源とする吸収式冷温水機を用いた実施形態を示している。
この実施形態で用いられる圧縮式冷凍機も、図２７、図２８で用いられるのと同様な構成となっている。
【０１４３】
図２９において、全体を符号１７０で示す吸収式冷温水機は、所謂「排熱焚二重三重効用吸収式冷温水機」を構成しており、図２８で示す吸収式冷温水機１６０と概略同様な構成を具備している。
【０１４４】
内燃機関１の排気系（の熱交換器）２に連通する管路Ｌ２２（高温排熱管路）には、比較的高温の流体（例えば排気ガス）が流過しており、該管路Ｌ２２は高温再生器２２に当該高温の流体（排気ガス等）が保有する熱量を供給する。
それと共に、内燃機関１の冷却水ジャケット１ａ（内燃機関の低温排熱系）には、温水（比較的低温の流体）が流過する管路Ｌ１８（温排水管路）が接続されており、当該管路Ｌ１８は、排熱焚再生器２５０に連通している。そして低温排熱（管路Ｌ１８を流れる温水或いは比較的低温の流体が保有する熱量）が、排熱焚再生器２５０へ供給される。
【０１４５】
排熱焚再生器２５０には、稀溶液管路Ｌ２０３から分岐した分岐管路Ｌ２３２が連通して、稀溶液を供給している。排熱焚再生器２５０においては、管路Ｌ１８で供給される低温排熱により、管路Ｌ２３２を介して供給された稀溶液が加熱され、冷媒蒸気が発生する。そして、加熱された稀溶液は管路Ｌ２３４を経由して、管路Ｌ２１６（中温再生器２０２から低温再生器１０５に向かう管路）に合流し、低温再生器１０５へ供給される。
【０１４６】
排熱焚再生器２５０で発生した冷媒蒸気は、蒸気管路Ｌ２３６を流れ、該管路Ｌ２３６は蒸気管路Ｌ２１４（中温再生器２０２で発生した冷媒蒸気を低温再生器１０５へ供給する管路）と合流する。その結果、排熱焚再生器２５０で発生した冷媒蒸気は低温再生器１０５を経由して凝縮器２４へ送られ、低温再生器１０５内の稀溶液と熱交換を行い、当該稀溶液を加熱し、冷媒蒸気を発生させるのである。
【０１４７】
換言すれば、図２９の（排熱焚二重三重効用吸収式冷温水機における１７０）排熱焚再生器２５０は、そこで加熱された稀溶液が低温再生器１０５に供給される点（図２８の一重三重効用吸収式冷温水機１６０の場合は、排熱焚再生器２２０で加熱された稀溶液は吸収器２１へ戻されている）と、発生した冷媒蒸気が低温再生器１０５における再生に用いられている点（図２８の排熱焚再生器２２０で発生した冷媒蒸気は、直接、凝縮器２４に送られている）で、図２８の実施形態と相違している。
図２９の実施形態は、この様な構成により、二温度排熱の利用効率を更に向上せしめているのである。
【０１４８】
図２９の実施形態のその他の構成及び作用効果は、図２７、図２８の実施形態と同様である。
なお、図２９の排熱焚二重三重効用吸収式冷温水機１７０はシリーズフロータイプのものが示されているが、これに限定されるものではない。その他のタイプ（パラレルフロータイプ、リバースフロータイプ等）に構成しても良い。
【０１４９】
【発明の効果】
本発明は、以上のように構成され、以下の効果を奏する。
（１） 駆動エンジンの排熱が回収され、省エネルギー化が図れると共に装置の小型化が達成できる。
（２） 室内機にはフロン管路で配管され、水配管を必要としないので水の使えない物件にも対応できる。
（３） 排熱源（内燃機関、燃料電池、ガスタービン、その他）と吸収式冷温水機とを各種組み合わせることにより、排熱の利用効率を向上せしめ、或いは、コンパクト化を容易に実現する事が出来る。
（４） 温度条件に応じて、吸収式冷温水機或いは圧縮式冷凍機の運転状態を切り換える事により、熱効率が大幅に向上し、省エネルギが達成される。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態の構成を示すブロック図。
【図２】図１の圧縮式冷凍機のモリエ線図。
【図３】本発明の第２の実施形態の構成を示すブロック図。
【図４】図３の圧縮式冷凍機のモリエ線図。
【図５】図３の吸収式冷温水機のデューリング線図。
【図６】図３の吸収式冷温水機のデューリング線図。
【図７】本発明の第３の実施形態の構成を示すブロック図。
【図８】本発明の第４の実施形態の構成を示すブロック図。
【図９】図８の圧縮式冷凍機のモリエ線図。
【図１０】図１の実施形態の変形を示すブロック図。
【図１１】図３の実施形態の変形を示すブロック図。
【図１２】従来の圧縮式冷凍機の構成を示すブロック図。
【図１３】従来の圧縮式と吸収式と組合わせた複合空調装置の構成を示すブロック図。
【図１４】図１の実施形態を更に変形した実施形態を示すブロック図。
【図１５】図１４の実施形態を更に変形した実施形態のブロック図。
【図１６】図３の実施形態をさらに変形した実施形態のブロック図。
【図１７】一重二重効用吸収式冷温水機を用いた実施形態のブロック図。
【図１８】蒸気焚二重効用吸収式冷温水機を用いた実施形態のブロック図。
【図１９】温水焚単効用吸収式冷温水機及び二重効用吸収式冷温水機を用いた実施形態のブロック図。
【図２０】制御を説明するため複合空調装置を包括的に示したブロック図。
【図２１】本発明の制御の実施形態のフローチャートを示す図。
【図２２】本発明の制御の別の実施形態のフローチャートを示す図。
【図２３】図１４の実施形態の変形にかかる実施形態を示すブロック図。
【図２４】図１４の実施形態をさらに変形した実施形態のブロック図。
【図２５】図１５の実施形態の変形にかかる実施形態を示すブロック図。
【図２６】図１５の実施形態をさらに変形した実施形態のブロック図。
【図２７】排熱焚三重効用吸収式冷温水機を用いた実施形態のブロック図。
【図２８】排熱焚一重三重効用吸収式冷温水機を用いた実施形態のブロック図。
【図２９】排熱焚二重三重効用吸収式冷温水機を用いた実施形態のブロック図。
【符号の説明】
１、６・・・ガスエンジン（内燃機関）
２、７・・・排気装置
３・・・冷却装置
１０・・・圧縮式冷凍機
１１・・・第１の圧縮機
１２・・・第１の凝縮器
１３・・・第１の膨張弁
１４・・・第１の蒸発器
２０、９０、１００、１３０、１４０、１５０、１６０、１７０・・・吸収式冷温水機
２１・・・吸収器
２２、１０４、１０５、１２４・・・再生器
２４・・・第２の凝縮器
２５・・・第２の蒸発器
２５ａ・・・過冷却熱交換器
５１・・・冷媒液ポンプ
５２・・・第２の圧縮機
５３・・・第２の膨張弁
７０・・・発電機
８０・・・第３の蒸発器
８２・・・第３の凝縮器
８４・・・冷媒用ポンプ
１５２、１５４・・・温度センサ
Ｌ１・・・第１の冷媒管路
Ｌ２・・・第２の冷媒管路
Ｌ３、Ｌ３Ｂ・・・温水管路
Ｌ４・・・冷却水管路
Ｌ５・・・冷媒分岐管路
Ｌ６・・・冷水管路
Ｌ７・・・中間冷媒管路
Ｌ１０、Ｌ２０・・・ケーブル
Ｌ２０、Ｌ２２・・・高温排熱管路
Ｌ５４・・・蒸発器循環冷媒系管路
ＣＵ−１、ＣＵ−２・・・制御ユニット
ＣＬ１−ＣＬ１４・・・信号ライン
２２０、２５０・・・排熱焚再生器[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention combines a compression refrigeration machine and an absorption chiller / hot water machine, and further combines an internal combustion engine that supplies hot waste water as a driving heat source of the absorption chiller / hot water machine, and the evaporator and absorption of the compression chiller The present invention relates to a composite air conditioner that regulates air temperature by exchanging heat in an evaporator of a water heater.
[0002]
[Prior art]
FIG. 12 shows a configuration of a conventional (vapor) compression refrigerator 10 using, for example, chlorofluorocarbon as a refrigerant.
In FIG. 12, the compression refrigerator 10 includes a first compressor 11, a first condenser 12, an expansion valve 13, a first evaporator 14, and a first refrigerant pipe L1 that circulates them. Has been. In the case of FIG. 12, the gas engine 1 that is an internal combustion engine is used as a drive source of the compressor 11.
[0003]
Here, in the conventional compression refrigerator 10 shown in FIG. 12, the cooling water of the gas engine 1 is an engine cooling water jacket 1a, a heat exchanger 2 with an exhaust device (exhaust system), a radiator or a cooling tower. It only circulates 3. In other words, the exhaust heat of the gas engine 1 is not used in the compression refrigerator 10 and does not meet the recent demand for energy saving.
In FIG. 12, reference numeral 5 denotes a switching valve or a thermostat for bypassing the cooling device 3.
[0004]
In view of the fact that the conventional compression refrigerator described in FIG. 12 does not meet the demand for energy saving, the compression refrigerator 10 and a so-called “hot water-fired” absorption chiller / heater 20 using engine exhaust heat, FIG. 13 shows a conventional composite air conditioner that combines the above.
[0005]
The absorption chiller / heater 20 uses, for example, water as a refrigerant and an aqueous lithium bromide solution as an absorbent, and includes an absorber 21, a regenerator 22, a second condenser 24, and a second evaporation. The apparatus 25 and the second refrigerant pipe L2 that circulates them are roughly configured.
[0006]
In the absorber 21, the absorbing solution in which the absorbent (lithium bromide) has absorbed the refrigerant (water) is sent to the regenerator 22 by the absorbing liquid pump 27 and is heated by the heat exchanger 26 in the middle thereof. . The regenerator 22 is introduced with hot water (hot waste water) heated by the cooling water jacket 1a of the gas engine 1 and the exhaust heat exchanger 2 through the hot water pipe L3, and the absorbing solution is heated. That is, the warm drainage (exhaust heat) of the gas engine 1 is a driving heat source of the absorption chiller / heater 20.
[0007]
A switching valve 8 that bypasses the regenerator 22 is interposed in the hot water pipe L3. Then, the absorption solution heated by the regenerator 22 and separated and concentrated by the gas-phase refrigerant (water vapor) is combined with the absorption solution (on the supply side) sent from the absorber 21 and heat in the heat exchanger 26. It is exchanged and returned to the absorber 21.
[0008]
The refrigerant evaporated in the regenerator 22 is condensed in the second condenser 24, evaporated in the second evaporator 25, and absorbed after taking the heat of vaporization from the cold water flowing in the cold water pipe L6 described later. Returned to vessel 21. Here, reference numeral 28 denotes a refrigerant pump for pumping up and dropping the liquid refrigerant accumulated in the second evaporator 25.
[0009]
The absorption chiller / heater 20 further cools the absorber 21 and the second condenser 24 from a cooling device 31 that is a radiator or a cooling tower via a cooling water pump 32, and returns to the cooling device 31. Is provided.
[0010]
A chilled water pipe L6 communicates with the second evaporator 25 of the absorption chiller / heater 20, and a chilled water pump 43 is interposed in the chilled water pipe L6 to connect the indoor unit 44 (compressed refrigerator 10). ) Of the first evaporator 14A. More specifically, the cold water pipe L6 is branched, a pump 46 is interposed in the branch pipe of the cold water pipe L6, and the second evaporator 25 of the absorption chiller / heater 20 is provided. And is joined again to the cold water pipe L6.
[0011]
In the combined air conditioner shown in FIG. 13, the indoor unit 44 that regulates the air temperature exchanges heat with the first evaporator 14 </ b> A of the compression refrigerator 10 through the cold water in the cold water pipe L <b> 6, Due to the operation, the heat of vaporization of the cold water is taken away in the second evaporator 25 of the absorption chiller / heater 20.
[0012]
However, although the composite air conditioner shown in FIG. 13 uses the exhaust heat of the compressor drive engine 1, the indoor unit 44 that performs air conditioning uses water flowing through the cold water pipe L6 as a cold heat source. Therefore, it could not be applied to properties that cannot use water, such as computer rooms.
[0013]
Further, since the absorption air conditioner 20 is added, there is a request to make the absorption air conditioner 20 as small as possible or to further save energy, but such a request has not been sufficiently met.
[0014]
[Problems to be solved by the invention]
The present invention has been proposed in view of the above-described problems of the prior art, and an object of the present invention is to provide a composite air conditioner that can achieve downsizing and energy saving of the apparatus without using water as a cold heat source.
[0015]
[Means for Solving the Problems]
The composite air conditioner of the present invention includes a first compressor (11), a first condenser (12), a first expansion valve (13), a first evaporator (14), and a first circulating through them. A compression refrigerator (10) having a refrigerant line (L1), an absorber (21), a regenerator (22), a second condenser (24), a second evaporator (25), and them An absorption chiller / heater (20) having a second refrigerant pipe (L2) circulating through the engine and an internal combustion engine (1) for driving the first compressor (11). The supplied exhaust heat fluid is introduced into the regenerator (22) as a driving heat source for the absorption chiller / heater (20), and the first evaporator (14) in the first refrigerant pipe (L1). A refrigerant branch pipe (L5) that branches from the downstream of the first evaporator and exchanges heat with the second evaporator (25) to join the upstream of the first evaporator (14). It is characterized in.
[0016]
According to the composite air conditioner of the present invention having such a configuration, the exhaust heat of the internal combustion engine (for example, a gas engine) that drives the compression refrigerator is input to the absorption chiller / heater through an exhaust heat fluid line such as hot water. Therefore, as compared with the compression refrigerator shown in FIG. 12, the exhaust heat of the internal combustion engine is effectively used, and it well meets the demand for energy saving.
[0017]
Further, according to the composite air conditioner of the present invention, in the second evaporator of the absorption chiller / heater, the temperature of the refrigerant flowing in the refrigerant branch pipe is reduced by depriving the heat of vaporization, and then condensed and condensed at a low temperature. The refrigerant is merged with the first refrigerant pipe at the merge point. As a result, in the second evaporator of the absorption chiller / heater, the heat of vaporization is removed to lower the refrigerant temperature, and the amount of refrigerant condensed at a lower pressure is added to the cooling by the compression chiller to save energy. Is done.
[0018]
And according to the composite air conditioner of this invention, unlike the conventional composite air conditioner shown in FIG. 13, the refrigerant | coolant is made to flow through not the cold water on the side connected with the 2nd evaporator of an absorption-type cold / hot water machine. I can do it. Therefore, the composite air conditioner of the present invention can also be used for air conditioning in a space where a water heat source cannot be used, for example, a computer room.
[0019]
Here, it is preferable that the refrigerant branch pipe (L5) is provided with a refrigerant liquid pump (51) downstream of the second evaporator (25).
[0020]
Further, according to the present invention, the refrigerant branch line (L5) includes the second compressor (52) upstream of the second evaporator (25), and the second evaporator (25). It is preferable that a second expansion valve (53) is interposed downstream of the first expansion valve.
In this case, the second compressor is preferably used for low-lift operation (or for use of low lift).
[0021]
If comprised in this way, since the temperature of a 2nd evaporator may be comparatively high, the load of an absorption-type cold / hot water machine reduces correspondingly.
[0022]
Note that the second expansion valve may be interposed downstream of the joining position of the branch pipe.
[0023]
Furthermore, it is good also considering the junction position of a branch pipeline as the upstream of a 1st expansion valve without interposing a 2nd expansion valve.
[0024]
Moreover, according to this invention, the 1st internal combustion engine (1) which drives the 1st compressor (11), and the 2nd internal combustion engine (6) which drives the said 2nd compressor (52), The exhaust heat fluid pipe (L3) for cooling the first internal combustion engine (1) and the second internal combustion engine (6) and exchanging heat with the exhaust device is provided, and the exhaust heat fluid pipe The path (L3) preferably communicates with the regenerator (22).
[0025]
This is because if the exhaust heat from the second internal combustion engine provided for driving the second compressor is recovered and input to the regenerator as a drive heat source for the absorption chiller / heater, further energy saving can be achieved. .
[0026]
Here, it is preferable that the second compressor is for low-lift operation (or uses a low lift).
[0027]
Furthermore, in the present invention, the first refrigerant pipe (L1) communicates a region on the downstream side of the first condenser (12) to the second evaporator (25), thereby providing a supercooling heat exchanger. (25a) is preferably configured.
[0028]
This is because, as is apparent from referring to a refrigeration cycle diagram (described later) on the compression refrigerator side, the refrigerating capacity is improved by the amount of supercooling, and the efficiency is improved.
[0029]
In addition, this supercooling heat exchanger can also be applied to a composite air conditioner that uses a refrigerant liquid pump in the refrigerant branch pipe and does not include the second compressor. .
[0030]
In the above-described composite air conditioner of the present invention, the first compressor (11) or the second compressor (52) is mechanically connected to the output shaft of the internal combustion engine, but is not limited thereto. is not. Of course, it is possible to electrically connect the first and second compressors (11, 52) to the output shaft of the internal combustion engine. That is, the first or second compressor (11, 52) can be an electric compressor driven by electric power generated by the generator (70) directly connected to the internal combustion engine.
[0031]
Here, when the compressor and the internal combustion engine are not mechanically coupled and electrically connected, the air conditioner part and the drive engine part can be separated, so that the restriction of the installation place Can be relaxed. At the same time, noise reduction can be achieved by placing an internal combustion engine as a noise source separately.
[0032]
In addition, in the present invention, the first and second compressors (11, 52) are connected to the internal combustion engine (1) via mechanical transmission means such as chains and sprockets, shafts, gear mechanisms, and the like. It may be driven (FIG. 16).
[0033]
In carrying out the present invention, the regenerator of the absorption chiller / heater includes a first regenerator (22) supplied with heat by a relatively high temperature fluid (high temperature exhaust heat fluid) and a relatively low temperature. A second regenerator (104) supplied with heat by a fluid (low temperature exhaust heat fluid) and a third regenerator (105) supplied with heat held by steam generated in the first regenerator (22). ), And a high-temperature exhaust heat (exhaust heat gas, exhaust steam, high-temperature exhaust heat fluid) pipe line (L120) communicating the first regenerator (22) and the internal combustion engine (1), It is preferable that the second regenerator (104) and the low-temperature exhaust heat (exhaust hot water, exhaust steam) conduit (L18) communicate with the internal combustion engine (1) (FIG. 17).
[0034]
Here, instead of the internal combustion engine, a fuel cell may be provided. The first and second compressors are preferably driven by an electric motor, and the driving power source of the electric motor is preferably a generator installed in the internal combustion engine or the fuel cell. Alternatively, the first and second compressors may be connected to the internal combustion engine via mechanical transmission means (for example, chain and sprocket, shaft, gear mechanism, etc.), and are connected to the fuel cell. It may be mechanically connected to the source.
[0035]
In the case of having such a configuration, the absorption chiller / heater is configured as a so-called “single double-effect absorption chiller / heater”.
[0036]
Furthermore, the regenerator of the absorption chiller / heater is supplied with a high-temperature regenerator (22) to which heat is supplied by a relatively high-temperature fluid, and heat held by steam generated by the high-temperature regenerator (22). High-temperature exhaust heat (exhaust heat gas, exhaust steam, high-temperature exhaust heat fluid) that communicates with the high-temperature regenerator (22) and the exhaust system of the internal combustion engine (1). It is preferable to have a conduit having a conduit (L22) (FIG. 18).
[0037]
In such a configuration, for example, when the high-temperature exhaust heat is exhaust steam, the absorption chiller / heater is configured as a so-called “steam-double-effect absorption chiller / heater”. In such a configuration, the hot drainage of the internal combustion engine (for example, hot water in the jacket of the internal combustion engine) is not used in the absorption chiller / heater. Only relatively high-temperature exhaust heat such as exhaust gas (the amount of heat held by a relatively high-temperature fluid) is supplied to the high-temperature regenerator of the absorption chiller / heater. Therefore, there is no need to limit the exhaust heat supply source to devices having relatively high temperature exhaust heat and relatively low temperature exhaust heat. Therefore, a turbine or a fuel cell can be provided in place of the internal combustion engine.
[0038]
Here, it is preferable that the first and second compressors are driven by an electric motor, and the driving power source of the electric motor is a generator installed in the internal combustion engine or the fuel cell. Alternatively, the first and second compressors may be connected to the internal combustion engine via mechanical transmission means (for example, chain and sprocket, shaft, gear mechanism, etc.), and are connected to the fuel cell. It may be mechanically connected to the source.
[0039]
Alternatively, in the implementation of the present invention, the absorption chiller / heater has a regenerator (22) communicated with a low-temperature exhaust heat line (L24) connected to the internal combustion engine (1). The high temperature regenerator (122) communicated with the water machine (130) and the high temperature exhaust heat pipe (L26) connected to the internal combustion engine (1), and the heat held by the steam generated in the high temperature regenerator (122). A dual-effect absorption chiller / heater (140) having a supplied low-temperature regenerator (105), and the refrigerant branch pipe (L5) is connected to the exhaust heat / single-effect absorption chilled / hot water After exchanging heat with the evaporator (25) of the machine (130) and the evaporator (125) of the double-effect absorption chiller / heater (140), they merge upstream of the first evaporator (14). It is preferable to be configured in this manner (FIG. 19).
[0040]
According to such a configuration, exhaust heat at a temperature level suitable for operation is input to each absorption chiller / heater, and an apparatus with very high exhaust heat utilization efficiency can be achieved.
[0041]
Here, a fuel cell can be provided in place of the internal combustion engine. The first and second compressors are preferably driven by an electric motor, and the driving power source of the electric motor is preferably a generator installed in the internal combustion engine or the fuel cell. Alternatively, the first and second compressors may be connected to the internal combustion engine via mechanical transmission means (for example, chain and sprocket, shaft, gear mechanism, etc.), and are connected to the fuel cell. It may be mechanically connected to the source.
[0042]
The refrigerant branch line may exchange heat with the evaporator of the double-effect absorption chiller / heater after performing heat exchange with the evaporator of the low-temperature exhaust heat / single-effect absorption chiller / heater. It is also possible to perform heat exchange with the evaporator of the double-effect absorption chiller / heater at the same time as performing heat exchange with the evaporator of the hot-water single-effect absorption chiller / heater. After exchanging heat with the evaporator of the absorption chiller / heater, heat exchange may be performed with the evaporator of the low-temperature exhaust heat / single-effect absorption chiller / heater.
[0043]
In carrying out the present invention, the absorption chiller / heater further includes a high temperature regenerator (22), an intermediate temperature regenerator (202), and a low temperature regenerator (105). Is preferably constructed as an exhaust heat triple-effect absorption chiller / heater (150) to which heat is supplied from the internal combustion engine (1) by a relatively high temperature fluid (FIG. 27).
In this case, it is preferable to use, for example, chlorofluorocarbon as the refrigerant circulating in the compression refrigerator.
[0044]
By adopting such a configuration, the evaporation temperature in the evaporator of the absorption chiller / heater can be made relatively high, so that the amount of heat to be added to the high-temperature regenerator can be reduced accordingly.
The conventional exhaust heat soak absorption chiller / heater has a limit to the exhaust heat temperature that can be supplied to the high temperature regenerator, so it was impossible to make a triple effect absorption chiller / heater, but it was added to the high temperature regenerator. According to the above-described configuration in which the exhaust heat temperature to be performed may be low, a highly efficient triple effect absorption chiller / heater can be operated.
[0045]
When the internal combustion engine is so-called “two-temperature exhaust heat”, an exhaust heat soot regenerator is provided in the exhaust heat soot absorption chiller / heater, and the exhaust heat soot regenerator is provided with low temperature exhaust heat from the internal combustion engine. Therefore, the exhaust heat / triple effect absorption chiller / hot water machine is changed to a so-called “exhaust heat / single triple effect absorption chiller / heater” or “exhaust heat / double triple effect absorption chiller / heater”. It is also preferable to configure (FIGS. 28 and 29).
[0046]
In order to control the operation of the various composite air conditioners described above, the operation control method of the present invention is a fluid (for example, hot waste water) flowing in a pipe line communicating with the regenerator (22) of the absorption chiller / heater (20). Alternatively, a first measurement step for measuring the temperature (in the case of warm wastewater) or pressure (in the case of steam) of steam, and the regeneration of the exhaust heat held by the fluid based on the temperature or pressure measured in the step A first determination step (S7) for determining whether or not to supply to the condenser; a refrigerant temperature measurement step for measuring the temperature of the refrigerant circulating in the evaporator (25) of the absorption chiller-heater (20); Based on the temperature of the refrigerant circulating in the evaporator (25) measured in this step, an exhaust heat utilization system (A1) including the first evaporator (14) and the refrigerant branch line (L5) is provided. Driven (exhaust heat utilization mode) or the first compressor (11) and the first Including the condenser (12) and the first refrigerant pipe (L1) and the first evaporator (14) electric And a second determination step (S11) for determining whether to drive the driving system (A2) (electric mode) (FIGS. 20 and 21).
[0047]
Here, in the second determination step, based on the temperature of the refrigerant circulating in the evaporator (25) measured in the refrigerant temperature measurement step, the first evaporator (14) and the refrigerant branch pipe Only the exhaust heat utilization system (A1) including (L5) is driven, or the first compressor (11), the first condenser (12), the first refrigerant pipe (L1), and the first Only the electric operation system (A2) including the evaporator (14) The It can be configured to determine whether to drive or to simultaneously drive the exhaust heat utilization system (A1) and the electric operation system (A2) (FIGS. 20 and 22).
[0048]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the component similar to the conventional composite air conditioner shown in FIG. 13, and duplication description is abbreviate | omitted.
[0049]
In FIG. 1, the first evaporator 14 of the compression refrigeration machine 10 is an indoor unit having a function of adjusting air temperature by heat exchange, and has a first refrigerant pipe L1. A refrigerant branch pipe L5 branches from a branch point A downstream of the evaporator 14 interposed in the first refrigerant pipe L1, and a refrigerant (for example, chlorofluorocarbon etc.) flows through the refrigerant branch pipe L5. ) Is subjected to heat exchange in the second evaporator 25 of the absorption chiller / heater 20 (or the heat of vaporization is taken away by the refrigerant of the absorption chiller / heater 20), cooled, and condensed. Here, a refrigerant liquid pump 51 is interposed in the refrigerant branch line L5, and the refrigerant cooled and condensed by the second evaporator 25 is the first junction 14 at the upstream side of the first evaporator 14 and the first refrigerant. To the refrigerant line L1.
[0050]
The first compressor 11 interposed in the first refrigerant pipe L1 is driven by a gas engine that is a first internal combustion engine, that is, the internal combustion engine 1.
[0051]
FIG. 2 is a Mollier diagram in which the horizontal axis represents enthalpy h and the vertical axis represents refrigerant pressure P. The first refrigerant (in the compression refrigerator 10 and refrigerant branch line L5) of the embodiment shown in FIG. The state of each part of the compression refrigeration cycle is shown with respect to the refrigerant flowing inside (for example, chlorofluorocarbon).
[0052]
In FIG. 2, symbol a is before the compressor 11, symbol b is after the compressor 11, symbol c is after the first condenser 12, symbol d is after the expansion valve 13, symbol e is after the evaporator (indoor unit) 14. , F indicates the second evaporator 25 after the branch line L5, and g indicates the position after the pump 51. As apparent from FIG. 2, according to the embodiment of FIG. 1, the thermal efficiency is improved by the absorption air conditioner 20 within a range indicated by g → f (→ a).
[0053]
Furthermore, according to the embodiment of FIG. 1, it is a refrigerant such as flon that is cooled by the second evaporator 25 of the absorption chiller / heater 20, and not chilled water. Therefore, it can be suitably implemented for air conditioning in a space such as a computer room where the use of a water heat source is inappropriate.
[0054]
In the second embodiment shown in FIG. 3, a second compressor is provided in the refrigerant branch line L5 branched from the branch point A downstream of the evaporator 14 interposed in the first refrigerant line L1. 52 is interposed. The refrigerant flowing through the refrigerant branch line L5 is cooled by the second evaporator 25 of the absorption chiller / heater 20 by being deprived of vaporization heat and condensed. The refrigerant branch pipe L5 joins the first refrigerant pipe L1 via the second expansion valve 53 at the junction B upstream of the first evaporator 14.
[0055]
In the embodiment of FIG. 1, the refrigerant branch pipe L5 is provided with a refrigerant liquid pump 51 downstream of the second evaporator 25, whereas in the embodiment of FIG. A second compressor 52 is interposed on the upstream side of the vessel 25.
[0056]
If the second compressor 52 is not interposed, the first evaporator 14 and the second evaporator 25 must have the same internal temperature. However, since the second compressor 52 is interposed in the embodiment of FIG. 3, the temperature in the second evaporator 25 may be higher than the temperature of the first evaporator 14. Since the temperature in the second evaporator 25 may be high, the load on the absorption chiller / heater 20 can be reduced, and the absorption chiller / heater 20 itself can be reduced in size and efficiency. Things will be possible.
[0057]
FIG. 4 is a Mollier diagram showing the state of each part of the refrigeration cycle of the first refrigerant (the refrigerant flowing in the compression refrigerator 10 and the refrigerant branch line L5: for example, chlorofluorocarbon) in the embodiment shown in FIG. It is shown. In the figure, symbol a is before the first compressor 11, symbol b is after the compressor 11, symbol c is after the first condenser 12, symbol d is after the first expansion valve 13, symbol e is the evaporator ( After the indoor unit 14, the symbol f indicates the second compressor 52 in the branch line L 5, the symbol g indicates the second evaporator 25, and the symbol h indicates the second expansion valve 53.
[0058]
In the illustrated example, the second compressor 52 has a low head specification, and the second expansion valve 53 is shown as a lower expansion ratio than the first expansion valve 13.
[0059]
Further, the second expansion valve 53 may be downstream of the junction B. Further, the junction B may be upstream of the first expansion valve 13 without interposing the second expansion valve 53.
[0060]
5 and 6 show the states of each part of the absorption cycle of the absorption chiller / heater 20 with a Duling diagram in which temperature is plotted on the horizontal axis and pressure is plotted on the vertical axis. In the figure, symbol a is the outlet of the absorber 21, symbol b is the inlet of the regenerator 22, symbol c is the outlet of the regenerator 22, symbol d is the inlet of the absorber 21, symbol e is the condenser 24, and symbol f is the evaporator 25. The state of the conventional absorption cycle is indicated by symbols a ′, b ′, c ′, d ′, e ′, f ′ and broken lines. FIG. 5 shows a case where the regeneration temperature of the regenerator 22 is lowered by increasing the second evaporator temperature, and the apparatus is downsized. FIG. 6 shows a case where the solution is increased by increasing the second evaporator temperature. This shows a case where the concentration range is increased to improve the efficiency.
[0061]
In the third embodiment shown in FIG. 7, the configuration related to the refrigerant branch line L5 is the same as that in the embodiment shown in FIG. 3, but the second compressor 52 is a second internal combustion engine. It is driven by an internal combustion engine 6. And the cooling water heat-exchanged with the cooling water jacket 6a and the exhaust heat exchanger 7 of the 2nd internal combustion engine 6, in other words, the pipe line through which warm drainage flows is joined to the hot water pipe L3.
[0062]
Accordingly, in both the first internal combustion engine 1 and the second internal combustion engine 6, the exhaust heat (warm drainage) is input to the regenerator 22 through the hot water pipe L <b> 3 and is used as a drive heat source for the absorption chiller / heater 20. Used. As a result, a further energy saving system can be achieved.
[0063]
In the embodiment shown in FIG. 8, the first refrigerant pipe L <b> 1 of the compression refrigerator 10 communicates the region downstream of the first condenser 12 with the second evaporator 25 of the absorption chiller / heater 20. Thus, the supercooling heat exchanger 25a is configured. And it is returned to the compression refrigerator 10 side again. Others are configured in the same manner as the embodiment shown in FIG.
[0064]
The state of each part of the refrigeration cycle by the first refrigerant of the embodiment of FIG. 8 is shown in the Mollier diagram of FIG. In the figure, symbol a is before the first compressor 11, symbol b is after the compressor 11, symbol c 'is after the first condenser 12, symbol c is after the supercooling heat exchanger 25a, and symbol d is the first. After the expansion valve 13, the symbol e is after the evaporator (indoor unit) 14, the symbol f is after the second compressor 52, the symbol g is after the second evaporator 25, the symbol h is the first expansion valve 13 and After the second expansion valve 53, the broken line indicates a refrigeration cycle according to the prior art.
[0065]
As is apparent from the Mollier diagram of FIG. 9, the amount of cooling heat increases by (d to d ′) by the supercooling by the supercooling heat exchanger 25a after the first condenser 12, while the compression input (a to Since b) does not change, the cooling capacity and efficiency are improved by the increased amount of cooling heat (d to d ′).
[0066]
In each of the above embodiments, the mechanism for driving the first (second) compressor 11 (52) by the engine 1 (6) may be a drive mechanism by an electric motor via a generator. In that case, the air conditioner part and the drive engine part can be separated, the restrictions on the installation location can be relaxed, and the noise can be reduced by arranging a noise source separately.
[0067]
For example, FIG. 10 relates to a modification of the embodiment of FIG. 1, the first compressor 11 is an electric compressor, and the driving power thereof is a generator directly connected to the gas engine 1 (which is an internal combustion engine). 70 and transmitted via cable L10. For other configurations, the embodiment of FIG. 10 is similar to the embodiment of FIG.
[0068]
FIG. 11 is a modification of the embodiment of FIG. 3, and the first compressor 11 and the second compressor 52 are both electric compressors, and the driving power is a generator 70 directly connected to the internal combustion engine 1. Generated and transmitted via the cable L10 or the cable L20. If the power generation amount of the generator 70 is insufficient for driving the electric compressors 11 and 52, driving power is obtained from the commercial power source 80. For other configurations, the embodiment of FIG. 11 is similar to the embodiment of FIG.
[0069]
FIG. 14 is an embodiment according to a modification of the embodiment of FIG. In FIG. 14, an intermediate refrigerant line L7 is formed between the first refrigerant line L1 on the compression refrigerator side and the refrigerant branch line L5 on the absorption chiller / heater side. A branch point A and a junction point B are provided in the intermediate refrigerant pipe L7, and a third evaporator 80 acting as an indoor unit is interposed. Here, reference numeral 82 denotes a third condenser that is interposed in the intermediate refrigerant pipe L7 and condenses the refrigerant flowing through the pipe L7, and reference numeral 84 denotes the refrigerant that flows through the pipe L7. This is a refrigerant pump.
[0070]
Other configurations and operational effects are substantially the same as those of the embodiment of FIG.
[0071]
FIG. 15 is a further modification of the embodiment of FIG. In FIG. 15, the first compressor 11 is an electric compressor, and drive power is generated by a generator 70 directly connected to the internal combustion engine 1 and transmitted via a cable L10. If the power generation amount of the generator 70 is insufficient for driving the electric compressor 11, driving power is obtained from the commercial power supply 80. Other configurations are the same as those in FIG.
[0072]
The hot water pipe L3 shown in each of the embodiments described above is an example and may be a co-generator device having another configuration.
[0073]
The embodiment of FIG. 16 is a modification of the embodiment of FIG. In FIG. 16, the first compressor 11 is connected to the internal combustion engine 1 through mechanical transmission means 101 (for example, a chain and sprocket, a shaft, a gear mechanism, etc.). The second compressor 52 interposed in the refrigerant branch line L5 is connected to the internal combustion engine 1 via mechanical transmission means 102 and 103 (for example, a chain, sprocket, shaft, gear mechanism, etc.). Yes. Other configurations and operational effects are the same as those of the embodiment of FIG.
[0074]
In the embodiment shown in FIG. 17, the absorption chiller / heater is configured as a so-called “single double-effect absorption chiller / heater”. In FIG. 17, the absorption chiller / heater 90 includes a first regenerator 22 (high temperature regenerator), and the first regenerator 22 includes an exhaust system (heat exchanger) 2 of the internal combustion engine 1. Heat is supplied by a relatively high-temperature fluid (for example, exhaust steam) flowing through the pipe L120 (high-temperature exhaust heat pipe) communicating with the pipe. The absorption chiller / heater 90 further includes a second regenerator 104 and a third regenerator 105. The second regenerator 104 is connected to a cooling water jacket 1a (a warm drainage system of the internal combustion engine) of the internal combustion engine 1 and a pipe L18 (warm drainage) through which warm water (a relatively low temperature fluid) flows. (Pipe)). The third regenerator 105 communicates with the first regenerator 22 via the pipe line L21. The steam generated in the first regenerator 22 passes through the pipe line L21, and the retained heat is the first. 3 is used for reproduction in the third regenerator 105.
[0075]
In FIG. 17, both the first compressor 11 and the second compressor 52 are electric compressors, and driving power is generated by a generator 70 directly connected to the internal combustion engine 1 and is transmitted via a cable L10 or a cable L20. Are each transmitted. If the power generation amount of the generator 70 is insufficient for driving the electric compressors 11 and 52, driving power is obtained from the commercial power source 80. Note that the first compressor 11 and the second compressor 52 may be mechanically driven by the internal combustion engine 1.
[0076]
Other configurations and effects in the embodiment of FIG. 17 are the same as those described above.
[0077]
In the embodiment of FIG. 18, the absorption chiller / heater is configured as a steam tank double-effect absorption chiller / heater. That is, the absorption chiller / heater generally indicated by reference numeral 100 in FIG. 18 has a high temperature regenerator 22 and a low temperature regenerator 105. The high-temperature regenerator 22 is heated by a relatively high-temperature fluid (for example, exhaust steam) flowing through a pipe L22 (high-temperature exhaust heat pipe) communicating with the exhaust system (heat exchanger) 2 of the internal combustion engine 1. Supplied. Further, the low temperature regenerator 105 communicates with the high temperature regenerator 22 via the pipe L 21, and the heat retained by the steam generated in the high temperature regenerator 22 is used for regeneration in the low temperature regenerator 105.
[0078]
According to such a configuration, the hot effluent of the internal combustion engine 1 (for example, hot water in the jacket of the internal combustion engine 1) is not used in the absorption chiller / heater 100. Only the relatively high-temperature exhaust heat generated in the exhaust system 2 is supplied to the high-temperature regenerator 22 of the absorption chiller / heater 100. Therefore, there is no need to limit the exhaust heat supply source to devices having relatively high temperature exhaust heat and relatively low temperature exhaust heat. Therefore, a gas turbine or a fuel cell can be provided in place of the internal combustion engine 1.
[0079]
Other configurations and operational effects in the embodiment of FIG. 18 are the same as those of the embodiment of FIG.
[0080]
In the embodiment of FIG. 19, it has a hot-water single-effect absorption chiller / heater 130 and a double-effect absorption chiller / heater 140. The hot water single-effect absorption chiller / heater 130 is connected to the cooling water jacket 1a of the internal combustion engine 1 (the warm drainage system of the internal combustion engine) and the pipe through which hot water (relatively low temperature fluid) flows. The regenerator 22 communicates with the path L24 (warm drainage pipe line). On the other hand, heat is supplied to the double-effect absorption chiller / heater 140 by a relatively high-temperature fluid (for example, exhaust steam) through a pipe L26 (high-temperature exhaust heat pipe) communicating with the exhaust system 2 of the internal combustion engine 1. And a low temperature regenerator 105 to which heat held by steam generated in the high temperature regenerator 122 is supplied.
[0081]
In FIG. 19, the refrigerant branch line L <b> 5 communicates with the evaporator 25 of the hot water / single-effect absorption chiller / heater 130 and exchanges heat (reference numeral L <b> 51), and the double-effect absorption chiller / heater 140. It has the part (code | symbol L52) which performs heat exchange with the evaporator 125. FIG. The refrigerant branch line L <b> 5 is configured to merge upstream of the first evaporator 14 after performing heat exchange with the evaporators 25 and 125.
[0082]
According to such a configuration, a relatively low temperature fluid flows from the cooling water jacket 1a of the internal combustion engine 1 to the regenerator 22 of the hot water single-effect absorption chilling water heater 130, and the double-effect absorption chilling water heater The high-temperature regenerator 122 is supplied with a relatively high-temperature fluid from the exhaust system 2 of the internal combustion engine 1. That is, exhaust heat at a temperature level suitable for operation is input to each absorption chiller / heater, and the exhaust heat utilization efficiency becomes very high.
[0083]
According to FIG. 19, the fluid flowing through the refrigerant branch line L5 is subjected to heat exchange with the evaporator 25 of the hot water single-effect absorption chiller / heater 130 in the portion L51, and then in the portion L52, the double-effect absorption chilling temperature. Heat exchange is performed with the evaporator 125 of the water machine 140. However, the part L51 and the part L52 are arranged in parallel to exchange heat with the evaporator 25 of the hot water single-effect absorption chiller / heater 130 and with the evaporator 125 of the double-effect absorption chiller / heater 140. Heat exchange may be performed simultaneously. Alternatively, heat exchange with the evaporator 125 of the double-effect absorption chiller / heater 140 may be performed, and then heat exchange with the evaporator 25 of the hot-water single-effect absorption chiller / heater 130 may be performed.
[0084]
In the above description, the double-effect absorption chiller / heater 140 is described as a steam tank double-effect absorption chiller / heater, but it may be configured as a high-temperature hot-water double-effect absorption chiller / heater. good.
[0085]
Other configurations and operational effects are the same as those of the above-described embodiments, and thus redundant description is omitted.
[0086]
Next, with reference to FIGS. 20-22, the method of controlling the driving | operation of each embodiment mentioned above is demonstrated.
[0087]
FIG. 20 is a block diagram for comprehensively expressing each of the above-described embodiments and illustrating the control method of the present invention.
[0088]
In FIG. 20, a bypass line L <b> 3 </ b> B that bypasses the absorption chiller / hot water machine 20 is provided in the pipe line L <b> 3 for supplying exhaust heat (for example, warm wastewater) of the internal combustion engine 1 to the absorption chiller / heater 20. A three-way valve 8 is interposed. Further, a pipe L53 communicating with the cooling device 3 is branched from the pipe L3, and a three-way valve 5 is interposed. The cooling device 3 is cooled by a cooling fan 3F.
[0089]
Further, a first temperature sensor 152 for measuring the temperature of the warm waste water flowing in the pipe L3 is interposed in the pipe L3. When steam flows through the pipe L3, the sensor 152 is a pressure sensor that measures the pressure of the steam.
[0090]
The first sensor 152 sends the temperature data of the hot drainage flowing through the pipe L3 to the first control unit CU-1 via the signal line CL1. And the 1st control unit CU-1 makes a required judgment (after-mentioned) based on the warm drainage temperature of the pipe line L3, and via the signal line CL2-CL4, the three-way valve 5, the cooling fan 3F, three-way Control signals are output to the valve 8 and the absorption chiller / heater 20, respectively.
[0091]
On the other hand, in the evaporator 25 of the absorption chiller / heater 20, the liquid-phase refrigerant circulates in the evaporator circulation refrigerant system line L <b> 54 provided with the refrigerant pump 28. The evaporator circulating refrigerant system line L54 is provided with a second temperature sensor 154 for detecting the temperature of the liquid phase refrigerant circulating therethrough.
[0092]
The second temperature sensor 154 is connected to the second control unit CU-2 via the signal line CL10, and the temperature data of the liquid-phase refrigerant flowing through the evaporator circulation refrigerant system line L54 is the control unit CU-2. Is transmitted to. In the control unit CU-2, necessary determination is made based on the transmitted temperature data of the liquid phase refrigerant (described later), and the second compressor 52, the opening / closing valve 156, the first A control signal is output to each of the cooling fan 12F provided in the compressor 11, the on-off valve 13, and the first condenser 12.
[0093]
20, the compression refrigerator 10 includes a first system (arrow A) having a first evaporator 14, a refrigerant branch line L5, a second compressor 52, a second evaporator 25, and an on-off valve 156. -1), that is, an operation including the exhaust heat utilization system (exhaust heat utilization mode), the first compressor 11, the first condenser 12, the first refrigerant pipe L1, and the first evaporator 14. It can be roughly divided into a second system (indicated by arrow A-2: electric mode) which is a system. Then, the second control unit CU-2 makes a determination as to whether to operate in the first system A-1 or to operate in the second system A-2 in a manner described later.
[0094]
Next, the control described above with reference to FIG. 20 will be described in more detail with reference to FIGS.
[0095]
First, the internal combustion engine 1 (or a cogeneration system: CGS including the internal combustion engine 1) is started (FIG. 21: step S1). Then, it is determined whether or not the air conditioning system, that is, the compression refrigerator 10 side is operating (step S2).
[0096]
If the air conditioning system (compression refrigerator 10 side) is not operating (step S2 is “stopped”), the three-way valve 8 (FIG. 20) interposed in the pipe L3 is connected to the absorption chiller / heater 20. Control to the bypass side (step S3). As a result, in FIG. 20, the warm drainage flowing through the pipe L3 flows through the bypass pipe L3B, and no exhaust heat is input to the regenerator 22 of the absorption chiller / heater 20.
[0097]
Next, the temperature of the warm waste water flowing through the pipe L3 is measured by the first temperature sensor 152, and the measured temperature T1 is compared with a preset T1 upper limit value (step S4). When the measured temperature T1 is equal to or higher than the T1 upper limit value (“T1 ≧ T1 upper limit value” in step S4), the three-way valve 5 is controlled so that the warm waste water flowing through the pipe line L3 flows to the cooling device 3 side and is cooled. Cooling is performed by the device 3 and the cooling fan 3F (step S5). Then, the process returns to step S2. On the other hand, when the measured temperature T1 is lower than the T1 upper limit value (“T1 <T1 upper limit value” in step S4), the three-way valve 5 is controlled so that the warm waste water flowing through the pipe L3 is on the cooling device 3 side. Is bypassed (step S6), and the process returns to step S2.
[0098]
If the air conditioning system (compression refrigerator 10 side) is operating in step S2 (step S2 is “in operation”), the temperature of the warm waste water flowing through the pipe L3 by the first temperature sensor 152 (FIG. 20). Is measured, and the measured temperature T1 is compared with a preset T1 lower limit value (step S7).
[0099]
When the measured temperature T1 is equal to or lower than the T1 lower limit value (“T1 ≦ T1 lower limit value” in step S7), the three-way valve 8 (FIG. 20) is controlled so that the warm drainage flowing through the pipe line L3 is bypass pipe line L3B. (FIG. 20) is flown so as to bypass the absorption chiller / heater 20 (step S8). In that case, the operation of the absorption chiller / heater 20 is stopped (step S8), and the compression refrigerator 10 is operated in the second system A-2 (electric mode) (step S9).
[0100]
That is, in step S9, the control units CU-1 and CU-2 close the on-off valve 156 to stop the circulation of the refrigerant branch line L5, stop the second compressor 52, and the absorption chiller / heater 20 And the refrigerant pump 28 of the second evaporator 25 is also stopped. On the other hand, the first compressor 11, the first condenser 12, the cooling fan 14F, and the first evaporator 14 are driven, the on-off valve 13 is opened, and the circulation of the first refrigerant pipe L1 is continued. The Then, the process returns to step S2.
[0101]
If the measured temperature T1 is higher than the T1 lower limit value (“T1> T1 lower limit value” in step S7), the three-way valve 8 (FIG. 20) is controlled to absorb the hot waste water flowing through the pipe line L3. The heat is supplied to the machine 20 and the absorption chiller / heater 20 is driven so that the hot wastewater exchanges heat with the regenerator 22 (step S10).
[0102]
Next, in step S11, the temperature T2 of the liquid refrigerant flowing through the evaporator circulating refrigerant system L54 is measured by the second temperature sensor 154 (FIG. 20), and set in advance (the liquid phase flowing through the pipe L54). The T2 upper limit value (which is the upper limit value of the refrigerant temperature) is compared (step S11).
[0103]
In the case where the temperature T2 of the liquid refrigerant flowing through the pipe L54 is higher than the T2 upper limit value (“T2> T2 upper limit value” in step S11), the absorption chiller / heater 20 driven by exhaust heat is used. It is determined that there is not sufficient cooling capacity, and the compression refrigerator 10 is operated in the second system A-2 (electric mode) (step S9). Then, the process returns to step S2.
[0104]
On the other hand, if the temperature T2 of the liquid refrigerant flowing through the pipe L54 is equal to or lower than the T2 upper limit value (“T2 ≦ T2 upper limit value” in step S11), the absorption chiller / heater 20 driven by exhaust heat is sufficient. The compression refrigerator 10 is determined to have the cooling capacity and is operated by the first system A-1 (exhaust heat utilization system) (exhaust heat utilization mode: step S12).
[0105]
In step S12, the first compressor 11 and the first condenser 12 are stopped by the control units CU-1 and CU-2, and the on-off valve 13 is closed. Circulation also stops. On the other hand, the on-off valve 156 is opened, the absorption chiller / heater 20 and the second compressor 52 are operated, and the cooling fan 14F and the first evaporator 14 are also driven. The refrigerant circulates. Then, the absorption chiller / heater 20 and the refrigerant pump 28 of the second evaporator 25 are also operated. Then, the process returns to step S2.
[0106]
In the control shown in FIG. 21, the compression refrigerator 10 performs only one operation of the system A-1 or the system A-2. However, the efficiency as an air conditioner is improved when both the system A-1 and the system A-2 can be operated simultaneously under certain conditions. The control shown in FIG. 22 shows such a control that simultaneously operates both the system A-1 and the system A-2 under a certain condition.
[0107]
In order to perform the control of FIG. 22, in addition to the first temperature sensor 152 and the second temperature sensor 154 described above in FIG. 20, the air WI (room air) supplied to the first evaporator 14 is changed. A third temperature sensor 160 for measuring the temperature Tin is provided. Although not clearly shown, the data measured by the third temperature sensor 160 is also transmitted to the second control unit CU-2 via the signal line. In FIG. 20, the symbol WO indicates the air (cooled air) coming out of the evaporator 14.
[0108]
Compared with the control shown in FIG. 21, the control shown in FIG. 22 is different in the area indicated by the symbol “OR FIG. In other words, steps S1 to S8 and step S10 are the same in the flowchart of FIG. 21 and the flowchart of FIG.
[0109]
In FIG. 22, the three-way valve 8 (FIG. 20) is controlled in step S8 so that the warm drainage flowing through the pipe L3 flows through the bypass pipe L3B (FIG. 20) to bypass the absorption chiller / heater 20. If so, the operation of the absorption chiller / heater 20 is stopped (step S8), and the compression chiller 10 is operated independently only in the second system A-2 (electric mode) (step S20). The specific control in step S20 is the same as that in step S9 in FIG. Then, the process returns to step S2.
[0110]
On the other hand, in step S10, the hot drainage flowing through the pipe L3 (FIG. 20) is supplied to the absorption chiller / heater 20 side, and the absorption chiller / heater 20 is driven so that the warm drainage exchanges heat with the regenerator 22. Then, in step S21, the temperature T2 of the liquid refrigerant flowing through the evaporator circulating refrigerant system L54 is measured by the second temperature sensor 154 (FIG. 20), and is set in advance. Compared with the T2 upper limit value (which is the upper limit value of the temperature of the liquid-phase refrigerant flowing through the pipe L54) (step S21).
[0111]
In the case where the temperature T2 of the liquid refrigerant flowing through the pipe L54 is higher than the T2 upper limit value (“T2> T2 upper limit value” in step S21), the absorption chiller / heater 20 driven by exhaust heat is used. It is determined that there is not sufficient cooling capacity, and the compression refrigerator 10 is operated only in the second system A-2 (electric mode) (step S20). Then, the process returns to step S2. The specific control in step S20 is the same as that in step S9 in FIG.
[0112]
On the other hand, if the temperature T2 of the liquid refrigerant flowing through the pipe L54 is equal to or lower than the T2 upper limit value (“T2 ≦ T2 upper limit value” in step S21), the absorption chiller / heater 20 driven by exhaust heat is sufficient. Judged to have cooling capacity. In step S22, the temperature Tin of the air WI (room air) supplied to the first evaporator 14 is measured by the third temperature sensor 160 (FIG. 20), and the set value (set value of the temperature Tin). (Step S22).
[0113]
If the indoor air temperature Tin is equal to or less than the set value (“Set value of Tin ≦ Tin” in step S22), the indoor air temperature (in other words, the cooling load) is the first system A-1 (exhaust heat utilization mode). In step S23, it is determined that only the first system A-1 (exhaust heat utilization mode) is performed, and the process returns to step S2. The specific control in step S23 is the same as that in step S12 in FIG.
[0114]
If the temperature Tin of the room air is higher than the set value (“Tin> Tin set value” in step S22), the room air temperature (in other words, the cooling load) is the first system A-1 (utilizing exhaust heat). Judgment that it is not possible to deal with single operation only in (mode). Here, at the stage of step S21 (“T2 ≦ T2 upper limit value” in step S21), it is determined that the absorption chiller / heater 20 driven by exhaust heat has sufficient cooling capacity. In order to make effective use of the exhaust heat, in step S24, the first system A-1 (exhaust heat utilization mode) is operated at full load, and for the shortage, the second system A-2 ( It is made to compensate by the driving | operation of (electric mode).
[0115]
That is, in step S24, the first compressor 11 and the first condenser 12 are operated by the control units CU-1 and CU-2, the on-off valve 13 is opened, and the first refrigerant pipe L1 is opened. The refrigerant circulates. The on-off valve 156 is opened, the absorption chiller / heater 20 and the second compressor 52 are also operated, and the cooling fan 14F and the first evaporator 14 are also driven. The refrigerant also circulates. Then, the absorption chiller / heater 20 and the refrigerant pump 28 of the second evaporator 25 are also operated. Then, the process returns to step S2.
[0116]
Next, other embodiments of the present invention will be described individually with reference to FIGS.
[0117]
FIG. 23 shows an embodiment according to a modification of the embodiment of FIG. In FIG. 14, a refrigerant liquid pump 51 is interposed in a region between the evaporator 25 and the junction B of the absorption chiller / heater 20 in the refrigerant branch line L <b> 5 on the absorption chiller / heater side. On the other hand, in the embodiment of FIG. 23, the second compressor 52 is interposed in the region between the branch point A and the evaporator 25 in the refrigerant branch line L5 on the absorption chiller / heater side. .
[0118]
According to the embodiment of FIG. 23, by replacing the refrigerant liquid pump with the compressor 52 in the refrigerant branch line L5, the regeneration temperature of the regenerator 22 of the absorption chiller / heater 20 is lowered, and the absorption type The cold / hot water machine 20 or the whole apparatus can be reduced in size.
[0119]
Although not clearly shown, the means for driving the second compressor 52 may be electric power or means for mechanically transmitting the driving force. There is no particular limitation.
About another structure and an effect, it is the same as that of embodiment of FIG.
[0120]
The embodiment of FIG. 24 is also a modification of the embodiment of FIG. In the embodiment of FIG. 23, the refrigerant liquid pump in the refrigerant branch pipe L5 on the absorption chiller / heater side is replaced with a compressor 52. In addition, in the embodiment of FIG. 24, in the intermediate refrigerant line L7 formed between the first refrigerant line L1 on the compression chiller side and the refrigerant branch line L5 on the absorption chiller / heater side. Instead of the refrigerant liquid pump, a compressor is interposed.
[0121]
More specifically, in FIG. 14 (the same applies to FIG. 23), a refrigerant pump 84 is interposed in the region between the third condenser 82 and the junction B in the intermediate refrigerant pipe L7. . On the other hand, in FIG. 24, the third compressor 160 is interposed in the region between the third condenser 82 and the branch point A in the intermediate refrigerant pipe L7.
[0122]
Thus, by replacing the refrigerant liquid pump with the compressor 160, the entire apparatus becomes more compact.
Here, similarly to the second compressor 52, also in the third compressor 160, the means for driving it may be electric power or means for mechanically transmitting the driving force, There are no particular limiting conditions.
About another structure and effect, it is the same as that of embodiment of FIG. 14 or FIG.
[0123]
FIG. 25 shows an embodiment according to a modification of the embodiment of FIG. With respect to the refrigerant branch line L5 on the absorption chiller / heater side, in the embodiment of FIG. 15, the refrigerant liquid pump 51 is interposed in the region between the evaporator 25 and the junction B, but the embodiment of FIG. Then, a second compressor 52 is interposed in a region between the branch point A and the evaporator 25. This is because it is possible to reduce the regeneration temperature of the regenerator 22 of the absorption chiller / heater 20 to reduce the size of the absorption chiller / heater 20 or the entire apparatus.
[0124]
In FIG. 25, like the first compressor 11, the second compressor 52 is also an electric compressor, and drive power is generated by a generator 70 directly connected to the internal combustion engine 1 and transmitted via a cable L <b> 90. Has been. When the power generation amount of the generator 70 is insufficient for driving the first and second electric compressors 11 and 51, driving power is obtained from the commercial power supply 80.
Other configurations and operational effects in the embodiment of FIG. 25 are the same as those of FIG.
[0125]
The embodiment of FIG. 26 is also a modification of the embodiment of FIG. In the embodiment of FIG. 25, the refrigerant liquid pump in the refrigerant branch line L5 on the absorption chiller / heater side is replaced with a compressor 52. In addition, in the embodiment of FIG. 26, in the intermediate refrigerant line L7 formed between the first refrigerant line L1 on the compression chiller side and the refrigerant branch line L5 on the absorption chiller / heater side. Instead of the refrigerant liquid pump 84, a third compressor 160 is interposed in the region between the third condenser 82 and the branch point A.
[0126]
Similar to the first compressor 11 and the second compressor 52, the third compressor is also an electric compressor, and driving power is generated by a generator 70 directly connected to the internal combustion engine 1, and is passed through a cable L99. When the power generation amount of the generator 70 is insufficient for driving the first and second electric compressors 11, 51, 160, driving power is obtained from the commercial power supply 80.
Then, by replacing the refrigerant liquid pump with the compressor 160, the entire apparatus becomes more compact.
Other configurations and operational effects of the embodiment of FIG. 26 are the same as those of the embodiment of FIG. 15 or FIG.
[0127]
In the embodiment of FIG. 27, the absorption chiller / heater is configured as an exhaust heat / triple effect absorption chiller / heater. That is, the absorption chiller / heater generally indicated by reference numeral 150 in FIG. 27 includes the high-temperature regenerator 22, the low-temperature regenerator 105, and the intermediate-temperature regenerator 202. FIG. 27 shows a so-called “series flow type” triple effect absorption chiller / heater.
[0128]
The high-temperature regenerator 22 is heated by a relatively high-temperature fluid (for example, exhaust gas) flowing through a line communicating with the exhaust system (heat exchanger) 2 of the internal combustion engine 1 or a pipe L22 (high-temperature exhaust heat pipe). Is supplied to heat the absorbing solution to generate refrigerant vapor (for example, water vapor). The refrigerant vapor flows through the vapor line L212.
Here, the internal combustion engine 1 is, for example, a general cogeneration system, and an internal combustion engine whose exhaust heat is so-called “one-temperature exhaust heat” is used.
[0129]
The absorption solution heated and concentrated in the high temperature regenerator 22 is supplied to the intermediate temperature regenerator 202 via the pipe line L210. At that time, in the high-temperature solution heat exchanger 204, the amount of heat held by the absorbing solution flowing through the pipe L210 is given to the dilute solution flowing in the dilute solution pipe L203 from the absorber 21.
[0130]
The absorption solution supplied to the intermediate temperature regenerator 202 is heated with the amount of heat held by the refrigerant vapor flowing through the vapor line L210, and generates refrigerant vapor. The generated refrigerant vapor flows through the vapor line L214.
On the other hand, the heated absorption solution is concentrated and flows through the pipe L 216, and is supplied to the low temperature regenerator 105.
An intermediate temperature solution heat exchanger 206 is interposed in the line L216, and the amount of heat held by the concentrated absorbent solution flowing through the line L216 is supplied to the rare solution flowing through the dilute solution line L203.
[0131]
The absorbing solution supplied to the low temperature regenerator 105 is heated by the amount of heat held by the refrigerant vapor flowing through the vapor line L214, and generates refrigerant vapor. The generated refrigerant vapor flows through the vapor line L217.
The steam line L217 communicates with the condenser 24 together with the other steam lines L212 and L214.
[0132]
On the other hand, the absorption solution after heating is concentrated, flows through the pipe L218, and is returned to the absorber 21. At that time, in the low-temperature solution heat exchanger 208 interposed in the pipe line L218, the amount of heat held by the concentrated absorbent solution flowing through the pipe line L218 is supplied to the rare solution flowing through the dilute solution pipe line L203. In other words, the dilute solution flowing through the dilute solution line L203 is heated or preheated in the low temperature solution heat exchanger 208, the medium temperature solution heat exchanger 206, and the high temperature solution heat exchanger 204, and supplied to the high temperature regenerator 22, respectively. It is done.
[0133]
A relatively high temperature fluid (for example, exhaust gas) flowing through the high temperature exhaust heat line L22 flows through the high temperature regenerator 22, and then passes through the high temperature drain heat exchanger 210 and the low temperature drain heat exchanger 212 to be diluted. The dilute solution flowing through the line L203 is heated (preheated). And it returns to the exhaust system (heat exchanger) 2 of the internal combustion engine 1.
[0134]
In the conventional absorption chiller / heater using the exhaust gas of the internal combustion engine 1 as the working fluid, the exhaust heat temperature applied to the high temperature regenerator cannot be sufficiently obtained. It could not be realized.
On the other hand, the absorption chiller / heater 150 in FIG. 27 combined with a compression refrigerator using chlorofluorocarbon as a refrigerant can increase the evaporation temperature as compared with the conventional absorption chiller / heater. The exhaust heat temperature to be added to the high temperature regenerator 22 can be low. Therefore, it is possible to operate a high-efficiency triple effect absorption chiller / heater even with exhaust heat of the internal combustion engine.
[0135]
Other configurations of the absorption chiller / heater 150 are the same as those of the other absorption chiller / heaters 20, 90, 100, 130, and 140.
The configuration of the compression refrigerator is the same as that shown in FIGS. 11, 17, 18, and the like.
In addition, although the exhaust heat / triple effect absorption chiller / heater 150 of FIG. 27 is shown as a series flow type, it is not limited to this. You may comprise in other types (parallel flow type, reverse flow type, etc.).
[0136]
In the embodiment shown in FIG. 28, the absorption chiller / heater is configured as a so-called “exhaust-heat single-triple effect absorption chiller / heater”. The internal combustion engine 1 used as a driving heat source for the exhaust heat single triple effect absorption chiller / heater supplies so-called “two-temperature exhaust heat” that supplies relatively high-temperature exhaust heat and relatively low-temperature exhaust heat. And a cogeneration system using a gas engine, for example.
[0137]
In FIG. 28, the absorption chiller / heater generally indicated by reference numeral 160 has a structure substantially similar to that of the absorption chiller / heater 150 shown in FIG. The first regenerator 22 (exhaust gas) flows through a pipe L22 (high temperature exhaust heat pipe) communicating with the exhaust system (heat exchanger) 2 of the internal combustion engine 1 by a relatively high temperature fluid (for example, exhaust gas). Heat (amount of heat held by a high-temperature fluid such as exhaust gas) is supplied to the high-temperature regenerator.
[0138]
At the same time, the absorption chiller / heater 160 in FIG. 28 is connected to the cooling water jacket 1a of the internal combustion engine 1 (the warm drainage system of the internal combustion engine) and the pipe through which the hot water (relatively low temperature fluid) flows. The path L18 (warm drainage pipe) communicates. The pipe line L18 communicates with the exhaust heat soot regenerator 220, and low-temperature exhaust heat, that is, the amount of heat held by the hot water (relatively low temperature fluid) flowing through the pipe line L18, is supplied to the exhaust heat soot regenerator 220. It is supplied.
[0139]
On the other hand, the exhaust heat soot regenerator 220 communicates with a branch line L220 branched from the rare solution pipe L203, and supplies the dilute solution to the exhaust heat soot regenerator 220. In the exhaust heat soot regenerator 220, the rare solution is heated by the low-temperature exhaust heat (hot water: a relatively low-temperature fluid) supplied through the pipe L18, and refrigerant vapor is generated.
The refrigerant vapor is sent to the condenser 24 via the vapor line L222. Then, the heated diluted solution is joined to the pipe L218 (the pipe from the low temperature regenerator 105 to the absorber 21) via the pipe L224 and returned to the absorber 21.
In addition, in the pipe line L18 through which low-temperature exhaust heat flows, a member indicated by reference numeral 3 is a cooling device.
[0140]
According to the embodiment of FIG. 28, not only the high-temperature exhaust heat (supplied to the high-temperature regenerator 22 via the line L22) of the internal combustion engine 1 with two-temperature exhaust heat but also the low-temperature exhaust heat (the exhaust heat soot regenerator via the line L18). 220) is also effectively used.
[0141]
In addition, about another structure and effect of embodiment of FIG. 28, it is the same as that of embodiment of FIG.
Here, the exhaust heat / single triple effect absorption chiller / heater 160 of FIG. 28 is shown as a series flow type, but is not limited thereto. You may comprise in other types (parallel flow type, reverse flow type, etc.).
[0142]
FIG. 29 also shows an absorption type in which a so-called “two-temperature exhaust heat” internal combustion engine that supplies relatively high-temperature exhaust heat and relatively low-temperature exhaust heat, for example, a cogeneration system using a gas engine, is used as a drive heat source. The embodiment using a cold / hot water machine is shown.
The compression refrigerator used in this embodiment also has a configuration similar to that used in FIGS.
[0143]
In FIG. 29, the absorption chiller-heater indicated by reference numeral 170 as a whole constitutes a so-called “exhaust heat double-triple-effect absorption chiller-heater” and is roughly the same as the absorption chiller-heater 160 shown in FIG. It has the same configuration.
[0144]
A relatively high temperature fluid (for example, exhaust gas) flows through a pipe L22 (high temperature exhaust heat pipe) communicating with an exhaust system (heat exchanger) 2 of the internal combustion engine 1, and the pipe L22 The amount of heat held by the high-temperature fluid (exhaust gas or the like) is supplied to the high-temperature regenerator 22.
At the same time, the cooling water jacket 1a of the internal combustion engine 1 (low temperature exhaust heat system of the internal combustion engine) is connected with a pipe L18 (hot drainage pipe) through which hot water (relatively low temperature fluid) flows, The pipe L18 communicates with the exhaust heat soot regenerator 250. Then, the low-temperature exhaust heat (the amount of heat held by the hot water flowing through the pipe L18 or the relatively low-temperature fluid) is supplied to the exhaust heat regenerator 250.
[0145]
A branch pipe L232 branched from the rare solution pipe L203 communicates with the exhaust heat soot regenerator 250 to supply a rare solution. In the exhaust heat soot regenerator 250, the low temperature exhaust heat supplied through the pipe line L18 heats the rare solution supplied through the pipe line L232 and generates refrigerant vapor. Then, the heated diluted solution is joined to the pipe line L216 (the pipe line from the intermediate temperature regenerator 202 to the low temperature regenerator 105) via the pipe line L234, and is supplied to the low temperature regenerator 105.
[0146]
The refrigerant vapor generated in the exhaust heat soot regenerator 250 flows through the vapor line L236, and the line L236 is a vapor line L214 (a line for supplying the refrigerant vapor generated in the intermediate temperature regenerator 202 to the low temperature regenerator 105). To join. As a result, the refrigerant vapor generated in the exhaust heat soot regenerator 250 is sent to the condenser 24 via the low temperature regenerator 105, and heat exchange with the rare solution in the low temperature regenerator 105 is performed to heat the rare solution. The refrigerant vapor is generated.
[0147]
In other words, the exhaust heat soot regenerator 250 of FIG. 29 (170 in the exhaust heat soot double triple effect absorption chiller / heater) is supplied with the rare solution heated there (see FIG. 28). In the case of the single triple effect absorption chiller / heater 160, the diluted solution heated by the exhaust heat regenerator 220 is returned to the absorber 21), and the generated refrigerant vapor is used for regeneration in the low temperature regenerator 105. It is different from the embodiment of FIG. 28 in that it is used (the refrigerant vapor generated in the exhaust heat soot regenerator 220 of FIG. 28 is directly sent to the condenser 24).
The embodiment of FIG. 29 further improves the utilization efficiency of the two-temperature exhaust heat by such a configuration.
[0148]
Other configurations and operational effects of the embodiment of FIG. 29 are the same as those of the embodiment of FIGS.
In addition, although the exhaust-heated double triple effect absorption cold / hot water machine 170 of FIG. 29 is shown as a series flow type, it is not limited to this. You may comprise in other types (parallel flow type, reverse flow type, etc.).
[0149]
【The invention's effect】
The present invention is configured as described above and has the following effects.
(1) The exhaust heat of the drive engine is recovered, energy saving can be achieved, and the device can be downsized.
(2) Since indoor units are piped with chlorofluorocarbon pipes and do not require water piping, they can also be used for properties that cannot use water.
(3) By combining various types of exhaust heat sources (internal combustion engines, fuel cells, gas turbines, etc.) and absorption chiller / heaters, the utilization efficiency of exhaust heat can be improved, or compactness can be easily realized. I can do it.
(4) By switching the operation state of the absorption chiller / heater or the compression chiller according to the temperature condition, the thermal efficiency is greatly improved and energy saving is achieved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a block diagram showing a configuration of a first embodiment of the present invention.
2 is a Mollier diagram of the compression refrigerator of FIG. 1. FIG.
FIG. 3 is a block diagram showing a configuration of a second exemplary embodiment of the present invention.
4 is a Mollier diagram of the compression refrigerator of FIG.
FIG. 5 is a diagram showing the dueling of the absorption chiller / heater in FIG.
FIG. 6 is a diagram of the dueling of the absorption chiller / heater in FIG. 3;
FIG. 7 is a block diagram showing a configuration of a third exemplary embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a block diagram showing a configuration of a fourth embodiment of the present invention.
9 is a Mollier diagram of the compression refrigerator of FIG.
FIG. 10 is a block diagram showing a modification of the embodiment of FIG.
11 is a block diagram showing a modification of the embodiment of FIG.
FIG. 12 is a block diagram showing a configuration of a conventional compression refrigerator.
FIG. 13 is a block diagram showing a configuration of a composite air conditioner combined with a conventional compression type and absorption type.
FIG. 14 is a block diagram showing an embodiment obtained by further modifying the embodiment of FIG.
15 is a block diagram of an embodiment obtained by further modifying the embodiment of FIG.
16 is a block diagram of an embodiment obtained by further modifying the embodiment of FIG.
FIG. 17 is a block diagram of an embodiment using a single double-effect absorption chiller / heater.
FIG. 18 is a block diagram of an embodiment using a steam tank double-effect absorption chiller / heater.
FIG. 19 is a block diagram of an embodiment using a hot water tank single-effect absorption chilling water heater and a double-effect absorption chilling water heater.
FIG. 20 is a block diagram comprehensively showing a composite air conditioner for explaining the control.
FIG. 21 is a diagram showing a flowchart of an embodiment of the control of the present invention.
FIG. 22 is a flowchart showing another embodiment of the control according to the present invention.
FIG. 23 is a block diagram showing an embodiment according to a modification of the embodiment of FIG.
24 is a block diagram of an embodiment obtained by further modifying the embodiment of FIG.
25 is a block diagram showing an embodiment according to a modification of the embodiment of FIG.
26 is a block diagram of an embodiment obtained by further modifying the embodiment of FIG.
FIG. 27 is a block diagram of an embodiment using an exhaust-heated triple-effect absorption chiller / heater.
FIG. 28 is a block diagram of an embodiment using an exhaust heat soot single triple effect absorption chiller / heater.
FIG. 29 is a block diagram of an embodiment using an exhaust heat double double-effect absorption chiller / heater.
[Explanation of symbols]
1, 6 ... Gas engine (internal combustion engine)
2, 7 ... exhaust system
3. Cooling device
10 ... Compression type refrigerator
11: First compressor
12 ... 1st condenser
13: First expansion valve
14: First evaporator
20, 90, 100, 130, 140, 150, 160, 170 ... Absorption chiller / heater
21 ... Absorber
22, 104, 105, 124 ... regenerator
24 ... second condenser
25 ... Second evaporator
25a ... Supercooling heat exchanger
51 ... Refrigerant liquid pump
52 ... Second compressor
53 ... Second expansion valve
70 ... Generator
80 ... Third evaporator
82 ... Third condenser
84 ... Refrigerant pump
152, 154 ... temperature sensor
L1 ... 1st refrigerant pipe line
L2 ... Second refrigerant pipeline
L3, L3B ... Hot water pipeline
L4 ... Cooling water pipeline
L5 ... Refrigerant branch pipe
L6 ... Cold water pipeline
L7: Intermediate refrigerant line
L10, L20 ... Cable
L20, L22 ... high temperature exhaust heat pipe
L54 ... Evaporator circulation refrigerant system line
CU-1, CU-2 ... Control unit
CL1-CL14 ... Signal line
220, 250 ... Waste heat trap regenerator

Claims (14)

第１の圧縮機（１１）と第１の凝縮器（１２）と第１の膨張弁（１３）と第１の蒸発器（１４）とそれらを循環する第１の冷媒管路（Ｌ１）とを有する圧縮式冷凍機（１０）と、吸収器（２１）と再生器（２２）と第２の凝縮器（２４）と第２の蒸発器（２５）とそれらを循環する第２の冷媒管路（Ｌ２）とを有する吸収式冷温水機（２０）と、前記第１の圧縮機（１１）を駆動する内燃機関（１）とを有し、内燃機関から供給される排熱流体が前記吸収式冷温水機（２０）の駆動熱源として再生器（２２）に導入されており、前記第１の冷媒管路（Ｌ１）の第１の蒸発器（１４）の下流から分岐して第２の蒸発器（２５）と熱交換を行って第１の蒸発器（１４）の上流に合流する冷媒分岐管路（Ｌ５）を設けたことを特徴とする複合空調装置。  A first compressor (11), a first condenser (12), a first expansion valve (13), a first evaporator (14), and a first refrigerant line (L1) circulating through them; A compressor-type refrigerator (10) having an absorber, an absorber (21), a regenerator (22), a second condenser (24), a second evaporator (25), and a second refrigerant pipe circulating through them An absorption chiller / heater (20) having a passage (L2) and an internal combustion engine (1) for driving the first compressor (11), wherein the exhaust heat fluid supplied from the internal combustion engine is It is introduced into the regenerator (22) as a driving heat source for the absorption chiller / heater (20), and is branched from the downstream side of the first evaporator (14) of the first refrigerant pipe (L1) to the second. And a refrigerant branch line (L5) that exchanges heat with the evaporator (25) and joins upstream of the first evaporator (14). . 前記冷媒分岐管路（Ｌ５）は、第２の蒸発器（２５）の下流に冷媒液ポンプ（５１）を介装している請求項１の複合空調装置。  The combined air conditioner according to claim 1, wherein the refrigerant branch pipe (L5) is provided with a refrigerant liquid pump (51) downstream of the second evaporator (25). 前記冷媒分岐管路（Ｌ５）は、第２の蒸発器（２５）の上流に第２の圧縮機（５２）を介装し、第２の蒸発器（２５）の下流に第２の膨張弁（５３）を介装している請求項１の複合空調装置。  The refrigerant branch pipe (L5) includes a second compressor (52) upstream of the second evaporator (25), and a second expansion valve downstream of the second evaporator (25). The composite air conditioner according to claim 1, wherein (53) is interposed. 前記第１の冷媒管路（Ｌ１）は、第１の凝縮器（１２）の下流側の領域を前記第２の蒸発器（２５）に連通して過冷却熱交換器（２５ａ）を構成した請求項１〜３のいずれか１項の複合空調装置。  The first refrigerant pipe (L1) communicated the region on the downstream side of the first condenser (12) to the second evaporator (25) to constitute a supercooling heat exchanger (25a). The composite air conditioner of any one of Claims 1-3. 第１の圧縮機（１１）を駆動する第１の内燃機関（１）と、前記第２の圧縮機（５２）を駆動する第２の内燃機関（６）とを備えており、第１の内燃機関（１）及び第２の内燃機関（６）をそれぞれ冷却し且つ排気装置と熱交換を行う排熱流体管路（Ｌ３）を設け、該排熱流体管路（Ｌ３）は前記再生器（２２）に連通している請求項３の複合空調装置。A first internal combustion engine (1) for driving the first compressor (11); and a second internal combustion engine (6) for driving the second compressor (52). An exhaust heat fluid pipe (L3) for cooling the internal combustion engine (1) and the second internal combustion engine (6) and exchanging heat with the exhaust device is provided, and the exhaust heat fluid pipe (L3) is provided in the regenerator. The composite air conditioner according to claim 3 communicated with (22). 前記圧縮機（１１）は、内燃機関（１）に直結した発電機（７０）で発生した電力により駆動される電動圧縮機（１１）である請求項１〜５のいずれか１項の複合空調装置。  The combined air conditioning according to any one of claims 1 to 5, wherein the compressor (11) is an electric compressor (11) driven by electric power generated by a generator (70) directly connected to the internal combustion engine (1). apparatus. 前記第１及び第２の圧縮機（１１，５２）は、機械的な伝達手段を介して前記内燃機関（１）により駆動されている請求項３の複合空調装置。The combined air conditioner according to claim 3 , wherein the first and second compressors (11, 52) are driven by the internal combustion engine (1) through mechanical transmission means. 前記吸収式冷温水機の再生器は、比較的高温の流体により熱を供給される第１の再生器（２２）と、比較的低温の流体により熱を供給される第２の再生器（１０４）と、第１の再生器（２２）で発生した蒸気が保有する熱が供給される第３の再生器（１０５）とから構成されており、第１の再生器（２２）と前記内燃機関（１）とを連通する高温排熱管路（Ｌ１２０）と、第２の再生器（１０４）と前記内燃機関（１）とを連通する低温排熱管路（Ｌ１８）、とを有する請求項１−７のいずれか１項の複合空調装置。  The absorption chiller / heater regenerator includes a first regenerator (22) supplied with heat by a relatively high temperature fluid and a second regenerator (104) supplied with heat by a relatively low temperature fluid. ) And a third regenerator (105) to which the heat retained by the steam generated in the first regenerator (22) is supplied. The first regenerator (22) and the internal combustion engine A high-temperature exhaust heat conduit (L120) that communicates with (1), and a low-temperature exhaust heat conduit (L18) that communicates between the second regenerator (104) and the internal combustion engine (1). The composite air conditioner according to any one of 7 above. 前記吸収式冷温水機の再生器は、比較的高温の流体により熱を供給される高温再生器（２２）と、該高温再生器（２２）で発生した蒸気が保有する熱が供給される低温再生器（１０５）とから構成されており、高温再生器（２２）と前記内燃機関（１）の排気系とを連通する高温排熱管路（Ｌ２２）を有している請求項１−７のいずれか１項の複合空調装置。  The regenerator of the absorption chiller / heater includes a high-temperature regenerator (22) that is supplied with heat by a relatively high-temperature fluid, and a low-temperature that is supplied with heat held by steam generated in the high-temperature regenerator (22). The regenerator (105) comprises a high temperature exhaust heat line (L22) communicating with the high temperature regenerator (22) and the exhaust system of the internal combustion engine (1). Any one of the compound air conditioners. 前記吸収式冷温水機は、前記内燃機関（１）と接続する低温排熱管路（Ｌ２４）と連通された再生器（２２）を有する排熱焚単効用吸収式冷温水機（１３０）と、前記内燃機関（１）と接続する高温排熱管路（Ｌ２６）で連通された高温再生器（１２２）及び該高温再生器（１２２）で発生した蒸気が保有する熱が供給される低温再生器（１０５）を有する二重効用吸収式冷温水機（１４０）、とから構成されており、前記冷媒分岐管路（Ｌ５）は、前記排熱焚単効用吸収式冷温水機（１３０）の蒸発器（２５）及び前記二重効用吸収式冷温水機（１４０）の蒸発器（１２５）と熱交換を行った後に前記第１の蒸発器（１４）の上流に合流する様に構成されている請求項１−７のいずれか１項の複合空調装置。  The absorption chiller / heater has a regenerator (22) communicated with a low-temperature exhaust heat line (L24) connected to the internal combustion engine (1), and a single-effect absorption chiller / heater (130) for exhaust heat trap. A high-temperature regenerator (122) communicated with a high-temperature exhaust heat pipe (L26) connected to the internal combustion engine (1), and a low-temperature regenerator (supplied with heat held by steam generated in the high-temperature regenerator (122)) 105), and the refrigerant branch pipe (L5) is an evaporator of the exhaust heat single-effect absorption chiller / heater (130). (25) and the double-effect absorption chiller / heater (140) after the heat exchange with the evaporator (125), the heat exchanger is configured to join upstream of the first evaporator (14). The composite air conditioner of any one of claim | item 1-7. 前記吸収式冷温水機は、高温再生器（２２）と、中温再生器（２０２）と、低温再生器（１０５）とを有し、高温再生器（２２）には前記内燃機関（１）から比較的高温の流体により熱が供給される排熱焚三重効用吸収式冷温水機（１５０）として構成されている請求項１−７の複合空調装置。The absorption chiller / heater has a high-temperature regenerator (22), a medium-temperature regenerator (202), and a low-temperature regenerator (105), and the high-temperature regenerator (22) includes the internal combustion engine (1). relatively hot fluid by waste heat heat is supplied fired triple effect absorption chiller (150) combined air-conditioning apparatus according to claim 1-7 which is configured as. 前記内燃機関に代えて、タービン或いは燃料電池を設けた請求項１−１１の複合空調装置。  The composite air conditioner according to claim 1, wherein a turbine or a fuel cell is provided instead of the internal combustion engine. 請求項１−１２のいずれか１項の複合空調装置の運転制御方法において、前記吸収式冷温水機（２０）の再生器（２２）に連通する管路内を流れる流体の温度或いは圧力を計測する第１の計測工程と、該工程で計測された温度或いは圧力に基いて前記流体が保有する排熱を前記再生器に供給するか否かを判定する第１の判断工程（Ｓ７）と、前記吸収式冷温水機（２０）の蒸発器（２５）を循環する冷媒の温度を計測する冷媒温度計測工程と、該工程で計測された蒸発器（２５）を循環する冷媒の温度に基いて、前記第１の蒸発器（１４）と前記冷媒分岐管路（Ｌ５）とを含む排熱利用系統（Ａ１）を駆動させるか或いは前記第１の圧縮機（１１）と第１の凝縮器（１２）と第１の冷媒管路（Ｌ１）と第１の蒸発器（１４）とを含む電動運転系統（Ａ２）を駆動させるかを判断する第２の判断工程（Ｓ１１）、とを有する事を特徴とする運転制御方法。The operation control method of the composite air conditioner according to any one of claims 1 to 12, wherein the temperature or pressure of the fluid flowing in the pipe line communicating with the regenerator (22) of the absorption chiller / heater (20) is measured. A first determination step (S7) for determining whether or not to supply the regenerator with exhaust heat held by the fluid based on the temperature or pressure measured in the step; Based on the refrigerant temperature measuring step of measuring the temperature of the refrigerant circulating in the evaporator (25) of the absorption chiller / heater (20), and the temperature of the refrigerant circulating in the evaporator (25) measured in the step. The exhaust heat utilization system (A1) including the first evaporator (14) and the refrigerant branch line (L5) is driven, or the first compressor (11) and the first condenser ( 12) and the first refrigerant pipe (L1) and the first evaporator (14) and an electric driving including Second determination step of determining whether to drive the integrated (A2) (S11), the operation control method characterized in that it has a city. 前記第２の判断工程は、前記冷媒温度計測工程で計測された蒸発器（２５）を循環する冷媒の温度に基いて、前記第１の蒸発器（１４）と前記冷媒分岐管路（Ｌ５）とを含む排熱利用系統（Ａ１）のみを駆動させるか、前記第１の圧縮機（１１）と第１の凝縮器（１２）と第１の冷媒管路（Ｌ１）と第１の蒸発器（１４）とを含む電動運転系統（Ａ２）のみを駆動させるか、或いは前記排熱利用系統（Ａ１）と電動運転系統（Ａ２）とを同時に駆動させるかを判断する請求項１３の運転制御方法。In the second determination step, based on the temperature of the refrigerant circulating in the evaporator (25) measured in the refrigerant temperature measurement step, the first evaporator (14) and the refrigerant branch pipe (L5) Only the exhaust heat utilization system (A1) including the first compressor (11), the first condenser (12), the first refrigerant pipe (L1), and the first evaporator. 14. The operation control method according to claim 13 , wherein it is determined whether to drive only the electric operation system (A2) including (14) or to drive the exhaust heat utilization system (A1) and the electric operation system (A2) simultaneously. .
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