JPWO2005119016A1

JPWO2005119016A1 - 高効率熱サイクル装置

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Abstract

熱機関（Ａ）と冷凍機（Ｊ）を組合せた高効率の熱サイクル装置。ボイラ（Ｂ）で発生された蒸気（Ｅｇ）がタービン（Ｓ2）を駆動した後、復水器（Ｙ1）で冷却され、ポンプ（Ｐ2）で昇圧されて高圧復水となってボイラ（Ｂ）へ循環される。圧縮機（Ｃ）で圧縮された冷媒ガス（Ｆｇ）が、タービン（Ｓ）を駆動し仕事（Ｗ1）を出力した後、熱交換器（７）の放熱側を通り冷却され、その後にポンプ（Ｐ1）により昇圧されて高圧冷媒液とされ、該高圧冷媒液が反動水車（Ｋ）を駆動し仕事（Ｗ2）を出力すると共に膨張され蒸発し冷媒ガスとされ、該冷媒ガスが、熱交換器（７）の吸熱側及び復水器（Ｙ1）を通り加熱された後、圧縮機Ｃへ導入される。

Description

本発明は、タービンにより動力を取出す熱機関並びに熱機関と冷凍機を組合せた熱サイクル装置に関する。特に本発明は、熱機関及び冷凍機を組合せタービン出口蒸気の廃熱をタービン入口側の作動流体へ移動（熱クロス）させ熱サイクル装置の熱効率を向上させる技術に関する。

蒸気タービンを含む熱サイクル装置の効率を向上させるため、従来、廃熱を利用する多数の発明がなされてきた。例えば、特許文献１は、高温排気ガスの熱エネルギーを回収する発電設備を開示する。この発電設備は、高温排ガス流路の上流側に廃熱ボイラ、下流側に流体予熱器をそれぞれ配置する。廃熱ボイラで発生された蒸気で蒸気タービンを駆動する。流体予熱器により予熱された低沸点特殊流体が蒸気タービンの排気を利用する流体蒸発器により加熱蒸発され特殊流体タービンを駆動する。蒸気タービンの出力及び特殊流体タービンの出力が合成され、発電機を駆動し電力を発生する。低沸点特殊流体は、特殊流体タービンから排出された後、熱交換器で凝縮液体とされポンプにより加圧され、熱交換器で予熱され、その後、流体予熱器へ循環される。
特開昭５４−２７６４０号公報

動作物質が、１サイクルを行う、即ち変化を連続して行った後に再び元の状態に戻る間に、温度Ｔ_hの高熱源から熱量Ｑ_hを受取り、温度Ｔ_bの低熱源から熱量Ｑ_bを捨て、外部へ仕事Ｌ（熱量換算値とする）を行うとき、
Ｑ_h＝Ｑ_b＋Ｌ…（式１）の関係がある。外部へ仕事Ｌを与える場合が熱機関であり、仕事Ｌを外部から作動流体に与える場合が冷凍機又は熱ポンプ（heat pump）である。熱機関の場合は、高熱源から受取る熱量Ｑ_hが少なく外部へ与える仕事Ｌが大きいことが望ましい。従って、
η＝Ｌ／Ｑ_h…（式２）を熱効率という。上式によりＬを書き換えると、
η＝（Ｑ_h−Ｑ_b）／Ｑ_h…（式３）である。可逆カルノーサイクルを行う熱機関の熱効率ηを熱力学的温度Ｔ_h°Ｋ及びＴ_b°Ｋで表すと、
η＝（Ｔ_h−Ｔ_b）／Ｔ_h＝１−（Ｔ_b／Ｔ_h）…（式４）である。

一般的に低温物体から熱を高温物体に移す装置を冷凍機と称する。冷凍機は一般的に物を冷やす目的の装置であるが、熱を低温側物体から高温物体へ移動させ、高温物体を加熱する装置は、「熱ポンプ（heat pump）」と呼ばれる。「熱ポンプ」は、冷凍機の使用方法を変更した場合の名称であると言える。熱ポンプは、例えば、冷暖房用空調機の暖房運転の場合に使用される。低温物体から吸収した熱量Ｑ_b、高温物体へ与える熱量Ｑ_h、熱ポンプを作動させるため外部からした仕事量Ｌ（熱量換算値）の間には、
Ｑ_h＝Ｑ_b＋Ｌ…（式５）の関係がある。

熱ポンプは、同一仕事量に対して、与える熱量Ｑ_hが大きい程、その経済性が高いといえる。そこで
ε＝Ｑ_h／Ｌ…（式６）を熱ポンプの成績係数又は動作係数という。上記式５から
Ｌ＝Ｑ_h−Ｑ_b…（式７）であるから、
ε＝Ｑ_h／（Ｑ_h−Ｑ_b）…（式８）である。低熱源の絶対温度をＴ_b°Ｋ、高熱源の絶対温度をＴ_h°Ｋとすると、この両熱源の間に作用する熱ポンプで、最も成績係数の大きいものは、逆カルノーサイクルを行う熱ポンプであり、その成績係数εは、
ε＝Ｔ_b／（Ｔ_h−Ｔ_b）…（式９）である。逆カルノーサイクルは、２つの等温変化及び２つの断熱変化であり、同一の高熱源と低熱源の間に作用するすべてのサイクルの中で熱効率が最大である。

図１は、従来の冷凍機Ｊの構成要素を示す配置図であり、圧縮機Ｃで昇圧された冷媒ガスＦｇが熱交換器（凝縮器）７で流体Ｚ₁に熱Ｑ_hを与えて凝縮された後、膨張弁Ｖで膨張され、温度低下すると共に熱交換器８で流体Ｚ₂から熱Ｑ_bを吸収して流体Ｚ₂を冷却し、その後、圧縮機Ｃへ戻され、循環される。図１の冷凍機において、熱計算の検討を、冷媒がアンモニアである冷凍機について行う。簡略化のため機械的損失がないとする。冷媒の温度は、圧縮機Ｃ出口で１１０°Ｃ（Ｔ₃）、凝縮器７の出口で、３８°Ｃ（Ｔ₂）、蒸発器Ｖ出口で、−１０°Ｃ（Ｔ₁）である。それ故、逆カルノーサイクルでの冷凍機の成績係数（理論的に最大の成績係数）εを求めると、εは、
ε＝Ｔ₁／（Ｔ₂−Ｔ₁）
＝［２７３.１５＋（−１０）］／［３８−（−１０）］≒５.４…（式１０）である。図１の冷凍機において、圧縮機Ｃの入力Ｌ（仕事）を１とした場合、熱ポンプの成績係数ε_hは、冷凍機成績係数＋１であるから、
ε_h＝５.４＋１＝６.４…（式１１）である。

図２は、蒸気タービンを含む熱機関Ａ、即ちランキンサイクルを含む熱サイクル装置の基礎的な構成要素を示す配置図であり、ボイラＢで発生された高温高圧蒸気ＥｇがタービンＳへ供給されタービンを回転させて動力（仕事）Ｗを発生し、タービンの排気口と連通される復水器Ｙ₁において蒸気が冷却され復水Ｅｅとされ、復水ＥｅはポンプＰで昇圧されボイラＢへ供給される。図２の熱サイクル装置において、復水器Ｙ₁の廃熱Ｑ₂を全く利用しない場合、タービンＳで発生される仕事Ｗ（熱量換算値）は、無損失で、
Ｗ＝Ｑ₁−Ｑ₂…（式１２）であり、タービンＳの熱効率η_Sは、
η_S＝（Ｑ₁−Ｑ₂）／Ｑ₁…（式１３）である。ここで、Ｑ₁は、タービン入口側の作動流体の保有熱量であり、Ｑ₂は、タービン出口側の作動流体よりの出熱量であり復水器Ｙ₁から排出される廃熱に等しい。

図２の熱サイクル装置の熱効率η₀、即ち、熱サイクル装置の作動流体の入熱量（保有熱量）Ｑ₁に対するタービンＳで発生される仕事Ｗの割合η₀は、
η₀＝Ｗ／Ｑ₁…（式１４）、このＷを式１２のＷ＝Ｑ₁−Ｑ₂で置換すると、
η₀＝（Ｑ₁−Ｑ₂）／Ｑ₁…（式１６）であり、これは、前記η_Sと同じであるから、
η₀＝η_S…（式１７）ということができる。

図２の熱サイクル装置において、復水器Ｙ₁の廃熱Ｑ₂の一部又は全部Ｑ₃を給水予熱器Ｙ₂によりボイラ入口の復水へ移動させる、即ち、
０≦Ｑ₃≦Ｑ₂…（式１８）とすると共に、ボイラの入熱量を復水器Ｙ₁から移動される熱量Ｑ₃と同じだけ減少させると、ボイラの入熱量は、Ｑ₁−Ｑ₃となる。タービンＳ入口の蒸気Ｆｇの保有する熱量は、
ボイラの入熱量（Ｑ₁−Ｑ₃）＋（Ｙ₂による移動熱量Ｑ₃）＝Ｑ₁…（式１９）となる。タービンＳ出口の蒸気Ｆｇの保有する熱量はＱ₂であると考えることができるから、タービンＳで発生される動力Ｗ（熱量換算値）は、
Ｗ＝Ｑ₁−Ｑ₂…（式２０）となる。それ故、タービンＳの熱効率η_Sは、
η_S＝（Ｑ₁−Ｑ₂）／Ｑ₁…（式２１）であり、復水器Ｙ₁の廃熱Ｑ₂を利用しない場合と同じである。

本発明は、熱サイクル装置において、蒸気タービン出口蒸気の廃熱を蒸気タービン入口側の作動流体へ移動（熱クロス）させることによりタービン自体の熱効率が小さい場合にも、熱サイクル装置の熱効率を高い値とすることを目的とする。本発明は、また蒸気タービン並びに蒸気タービンと冷凍機を組合せた熱サイクル装置の熱効率を向上させることを目的とする。より詳しくは、本発明は、蒸気タービン出口蒸気の廃熱を蒸気タービン入口側の作動流体へ移動（熱クロス）させ熱サイクル装置の熱効率を向上させることを目的とする。本発明の他の目的は、熱ポンプを用いて廃熱又は自然界の熱を作動流体へ移動させ熱サイクル装置の熱効率を向上させることを目的とする。本発明の他の目的は、冷凍機の凝縮器における外部放熱量を抑制し、熱クロスを行わずに抑制された熱量を動力として取り出すことにある。

本発明の別の目的は、有用性の低い低温廃熱、例えばランキンサイクルの低温廃熱を冷凍機により高温熱出力に変換することにある。本発明の更に別の目的は、ランキンサイクルにおけるタービン出口に設置した凝縮器（冷却器）の冷熱源として冷凍機の冷凍出力を用いると共に、冷凍機を熱ポンプとして作用させ、凝縮器の放出熱を昇温し外部への熱出力として供給可能な熱サイクル装置を提供することである。この外部への熱出力の一部をランキンサイクルの加熱用の熱源として使用することも可能である。本発明は、冷凍サイクルを用いて熱クロスＱ₃／Ｑ₁を大きくし、
η＝η_S／（１−Ｑ₃／Ｑ₁）…（式３２）において、η＝１…（式２７）を実現するか、又はηをできるだけ１に近づけることである。本発明において、冷凍サイクルは、冷媒を圧縮機で圧縮する従来の冷凍サイクルにおいて凝縮器の前にタービンを配置したものであり、凝縮器は、蒸気タービンサイクルの復水器に相当する。本発明のその他の目的は、以下の説明において明らかにされる。

図２の熱サイクル装置において、復水器Ｙ₁の廃熱Ｑ₂の一部又は全部Ｑ₃を給水予熱器Ｙ₂によりボイラ入口の復水へ移動させると共に、ボイラの入熱量を復水器Ｙ₁から移動される熱量Ｑ₃と同じだけ減少させる、即ち（Ｑ₁−Ｑ₃）とする場合、図２の熱サイクル装置の熱効率η、即ち熱サイクル装置の入熱量に対するタービンＳで発生される仕事Ｗの割合は、仕事Ｗが
Ｗ＝Ｑ₁−Ｑ₂…（式２２）であり、熱サイクル装置の入熱量が（Ｑ₁−Ｑ₃）であるから、
η＝Ｗ／（Ｑ₁−Ｑ₃）＝（Ｑ₁−Ｑ₂）／（Ｑ₁−Ｑ₃）…（式２３）である。

図２の熱サイクル装置において、復水器Ｙ₁の廃熱Ｑ₂を全く利用しない、即ち、
Ｑ₃＝０の場合は、上述式２３は、
η＝（Ｑ₁−Ｑ₂）／Ｑ₁…（式２４）となる。
０≦Ｑ₃≦Ｑ₂…（式１８）の場合は、
η＝（Ｑ₁−Ｑ₂）／（Ｑ₁−Ｑ₃）…（式２５）である。式２５の場合、分母が−Ｑ₃だけ小さい分だけηの値は、大きくなる。また、復水器の廃熱の全部Ｑ₂をポンプＰの前又は後の復水へ移動させる場合は、Ｑ₂＝Ｑ₃…（式２６）であるから、
η＝１…（式２７）となる。

図２の熱サイクル装置において、０≦Ｑ₃≦Ｑ₂…（式１８）の場合の熱サイクル装置の熱効率ηは、上記の通り、
η＝（Ｑ₁−Ｑ₂）／（Ｑ₁−Ｑ₃）…（式２８）であり、分母及び分子をＱ₁で割ると、
η＝[（Ｑ₁−Ｑ₂）／Ｑ₁]／［（Ｑ₁−Ｑ₃）／Ｑ₁］…（式２９）となる。これを変形すると、
η＝［（Ｑ₁−Ｑ₂）／Ｑ₁］／［１−（Ｑ₃／Ｑ₁）］…（式３０）であり、これに
η_S＝（Ｑ₁−Ｑ₂）／Ｑ₁…（式２１）を挿入すると、
η＝η_S／（１−Ｑ₃／Ｑ₁）…（式３２）となる。本発明は、廃熱等の利用価値の低い熱をも熱ポンプを用いて熱サイクル装置内に取り入れ、熱サイクル装置内のタービンにより動力出力を取り出す。本発明の熱サイクル装置は、タービンにより高効率で動力を取り出すため、熱クロスを用いる。復水器Ｙ₁の廃熱Ｑ₂を全部利用する場合、式２７によりη＝１である。

上記式３２からわかるように、タービンＳの熱効率η_S、及びポンプＰの前又は後の復水へ復水器Ｙ₂の廃熱から移動させる熱量Ｑ₃が決まれば、熱サイクル装置の熱効率ηが決まる。Ｑ₃が大きくなりＱ₁に近づくに伴い、式３０の分母の（１−Ｑ₃／Ｑ₁）は小さくなるから、ηは、大きくなる。冷凍サイクル以外の熱サイクルでは、熱クロス率Ｑ₃／Ｑ₁を大きくすることは困難である。熱移動（熱クロス）させる為の高熱源と低熱源の温度差を大きくとれないからである。また冷凍サイクル以外の熱サイクルでは式２７を実現できない。

本発明の第１の特徴の熱サイクル装置は、圧縮機、タービン、熱交換器及びポンプを含む。この熱サイクル装置において、圧縮機（Ｃ）で圧縮された作動ガス（冷媒ガス）が、タービン（Ｓ）を駆動し仕事（Ｗ₁）を出力した後、第１の熱交換器（７）の放熱側を通り冷却され、その後にポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液とされ、この高圧作動液が反動水車（Ｋ）を駆動し仕事（Ｗ₂）を出力すると共に膨張され、一部が蒸発する。残余の液は、第１の熱交換器（７）の吸熱側及び第２の熱交換器（８）を通り加熱され蒸発した後、少々過熱気味で圧縮機Ｃへ導入される（図３）。

好適には、反動水車（Ｋ）の仕事（Ｗ₂）とポンプ（Ｐ）の消費動力（Ｌ₂）がほぼ相殺する大きさであり、圧縮機の駆動モータ（Ｍ₁）、タービン発電機（Ｇ₁）、ポンプ駆動モータ（Ｍ₂）、水車駆動発電機（Ｇ₂）が電気的に結合される（図３、図５）。また第２の熱交換器（８）は、ランキンサイクルのタービン排出蒸気の廃熱を作動ガスへ移動させる復水器とすることができる（図６）。また第２の熱交換器（８）は、燃料電池の廃熱を前記作動ガスへ移動させる熱交換器とすることができる（図１４）。

本発明の第１の特徴の熱サイクル装置において、反動水車（Ｋ）を単に膨張弁（Ｖ）とすることができる（図４）。この場合、ポンプ（Ｐ）により昇圧された高圧作動液は膨張弁（Ｖ）を通り膨張され、一部が蒸発し作動ガスとされる。残余の液は、第１の熱交換器（７）及び第２の熱交換器（８）を通り加熱され蒸発した後、少々過熱気味で圧縮機Ｃへ導入される（図４）。図３及び図４の装置の熱サイクルが本発明の基本サイクルであり、図４の熱サイクルは図３の熱サイクルを簡略化したものである。

本発明の第１の特徴の熱サイクル装置において、η_sをタービンの熱効率、Ｑ₁をタービン入口側の作動流体へ伝達される入熱量、Ｑ₂をタービン出口側の作動流体よりの出熱量、Ｑ₃をタービン出口側の作動流体からタービン入口側の作動流体へ移動（熱クロス）される熱量であるとすると、
熱サイクル装置の熱効率ηが、
η＝（Ｑ₁−Ｑ₂）／（Ｑ₁−Ｑ₃）…（式２８）
＝η_s／［１−Ｑ₃／Ｑ₁］…（式３２）であり、
Ｑ₃＝（１〜０．１）Ｑ₂である。Ｑ₃が大きくなればなるほど式２８又は式３２において分母が大きくなり、熱サイクル装置の熱効率ηが大きい。

本発明の第２の特徴の熱サイクル装置は、圧縮機、タービン、熱交換器及びポンプを含む。この熱サイクル装置において、圧縮機（Ｃ）で圧縮された作動ガス（冷媒ガス）が、タービン（Ｓ）を駆動し仕事（Ｗ₁）を出力した後、第１の熱交換器（７）の放熱側を通り冷却され、その後にポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液（冷媒液）とされ、この高圧作動液が反動水車（Ｋ）を駆動し仕事（Ｗ₂）を出力すると共に蒸発器（Ｒ）で膨張され蒸発され作動ガスとされ、この作動ガスが、圧縮機（Ｃ）へ導入される（図７）。

本発明の第３の特徴の熱サイクル装置は、ボイラ、タービン、熱交換器及びポンプを含む。この熱サイクル装置において、ボイラ（Ｂ）で発生された蒸気が、タービン（Ｓ₂）を駆動し仕事（Ｗ₃）を出力した後、復水器（Ｙ₁）の放熱側を通り冷却され、その後にポンプ（Ｐ₂）により昇圧されて高圧作動液とされ、該高圧作動液が復水器（Ｙ₁）の受熱側を通り加熱され、ボイラ（Ｂ）へ戻される。好適には、復水器（Ｙ₁）の放熱側を通り冷却された蒸気がポンプ（Ｐ₂）に吸入される前に更に外部冷却流体（Ｕ）により冷却され、外部へ熱出力（Ｑ₄）を供給することができる（図８）。この熱サイクル装置においても、
η＝η_S／（１−Ｑ₃／Ｑ₁）…（式３２）が成立つ。

本発明の第４の特徴の熱サイクル装置は、ボイラ、タービン、復水器及びポンプを含む熱機関と、圧縮機、熱交換器及び膨張弁を含む冷凍機を組み合わせた熱サイクル装置である。この熱サイクル装置において、ボイラ（Ｂ）で発生された蒸気（Ｅｇ）がタービン（Ｓ₂）を駆動した後、復水器（Ｙ₁）で冷却され、ポンプ（Ｐ₂）で昇圧されて高圧復水となってボイラ（Ｂ）へ循環され、圧縮機（Ｃ）で圧縮された冷媒ガス（Ｆｇ）が、熱交換器（７）の放熱側において冷却液化され冷媒液（Ｆｅ）とされ、該冷媒液（Ｆｅ）が膨張弁（Ｖ）で膨張され冷媒ガス（Ｆｇ）となり復水器（Ｙ₁）に導入され、タービンから排出された蒸気（Ｅｇ）を冷却すると共に自体は加熱され、圧縮機（Ｃ）へ戻される。好適には、高圧復水は、ボイラ（Ｂ）へ循環される前に熱交換器（７）の受熱側を通され加熱される。熱交換器（７）の受熱側は、外部へ熱出力（Ｕ₂）を供給する（図９）。

本発明の第５の特徴によれば、熱機関と冷凍機を組み合わせた熱サイクル装置の冷凍機は、タービン（Ｓ）、ポンプ（Ｐ₁）、及び水車（Ｋ）を含み、圧縮機（Ｃ）で圧縮された冷媒ガスが、タービン（Ｓ）を駆動し仕事（Ｗ₁）を出力した後、熱交換器（７）の放熱側を通り冷却され、その後にポンプ（Ｐ₁）により昇圧されて高圧冷媒液とされ、この高圧冷媒液が反動水車（Ｋ）を駆動し仕事（Ｗ₂）を出力すると共に膨張され蒸発し冷媒ガスとされ、この冷媒ガスが、熱交換器（７）の吸熱側及び復水器（Ｙ₁）を通り加熱された後、圧縮機Ｃへ導入される。また高圧復水は、ボイラ（Ｂ）へ循環される前に復水器（Ｙ₁）において加熱される（図１０）。

本発明の第６の特徴の熱サイクル装置は、圧縮機、タービン、熱交換器、ポンプ、及び膨張弁を含む冷凍機と、熱機関を組み合わせた熱サイクル装置である。この熱サイクル装置において、圧縮機（Ｃ）で圧縮された冷媒ガス（Ｆｇ）が、タービン（Ｓ）を駆動し仕事（Ｗ₁）を出力した後、熱交換器（７）の放熱側において冷却され、その後にポンプ（Ｐ₁）により昇圧されて高圧冷媒液（Ｆｅ）とされ、該高圧冷媒液が反動水車（Ｋ）を駆動し仕事（Ｗ₂）を出力すると共に膨張され蒸発し冷媒ガス（Ｆｅ）とされ、熱交換器（８）に導入され、熱機関（Ｄ）の廃熱により加熱され、圧縮機（Ｃ）へ戻される。好ましくは、圧縮機（Ｃ）は、熱機関（Ｄ）の出力（Ｗ₃）又は燃料電池により駆動される（図１２、図１３）。

本発明のタービンを有する冷凍機にランキンサイクルを組合せた熱サイクル装置（図６、図９）においては、ランキンサイクルを単独で運転する場合に不可欠である冷却用の水が、冷凍機と組合されたことにより不要である。冷却水なしでランキンサイクルを設置できることは、火力発電所の立地条件を極端に緩和し、火力発電所を燃料産出地やバイオマス燃料産出地に立地する可能性を増大する。特に石炭を燃料とする発電所の場合に石炭産出地付近で発電し電力消費地へ送電することにより経済的効果を上げることの可能性を増大する。

本発明は、図３の熱サイクル装置に示すように冷凍機の凝縮熱から動力を回収し装置外への熱放出を最少にすることができる故に、近年大都市の環境を悪化させているヒートアイランド現象を緩和する効果を奏する。

従来の冷凍機の構成要素を示す配置図。従来のタービンを含む熱機関、即ちランキンサイクルを行う熱サイクル装置の基礎的な構成要素を示す配置図。本発明の第１実施例の熱サイクル装置の配置図。本発明の第１実施例の変形の熱サイクル装置の温度圧力の例を示す説明図。本発明の第１実施例の熱サイクル装置の熱量の例を示す説明図。本発明の第２実施例の熱サイクル装置の配置図。本発明の第３実施例の熱サイクル装置の配置図。本発明の第４実施例の熱サイクル装置の配置図。本発明の第５実施例の熱サイクル装置の配置図。本発明の第６実施例の熱サイクル装置の配置図。本発明の第６実施例の変形の熱サイクル装置の配置図。本発明の第７実施例の熱サイクル装置の配置図。本発明の第８実施例の熱サイクル装置の配置図。本発明の第９実施例の熱サイクル装置の配置図である。

符号の説明

Ａ、Ｄ：熱機関、Ｂ：ボイラ、Ｃ：圧縮機、ε：成績係数、η：熱サイクル装置の熱効率、η_s：タービン単体の熱効率、Ｅｇ：蒸気、Ｅｅ：水（給水、復水）、Ｆｇ：冷媒ガス、Ｆｅ：冷媒液、Ｇ₁、Ｇ₂：発電機、Ｊ：冷凍機、Ｋ：水車、Ｌ₁、Ｌ₂：仕事（入力）、Ｎ：燃料電池、Ｍ₁、Ｍ₂：モータ、Ｐ：ポンプ、Ｑ₁、Ｑ₂、Ｑ₃、Ｑ₄：熱量、Ｓ₁、Ｓ₂：タービン、Ｖ：膨張弁、Ｗ₁、Ｗ₂、Ｗ₃：仕事（出力）、７、８：熱交換器、Ｙ₁：復水器、Ｙ₂：給水予熱器。

図３は、本発明の第１実施例の熱サイクル装置の配置図であり、この熱サイクル装置は、圧縮機Ｃ、凝縮器を含む冷凍機にタービンＳその他を挿入した構成を有する。圧縮機Ｃで圧縮された作動流体（冷媒ガス）は、タービンＳを駆動し仕事Ｗ₁を出力した後、熱交換器７（放熱側）において冷却液化される。熱交換器７の出口に接続されるポンプＰは、作動液を吸引し、タービンＳの背圧を下げ、タービン出力Ｗ₁を増大させると共に作動液の圧力を上昇させる。昇圧された作動液は、反動水車Ｋを駆動し仕事Ｗ₂を出力すると共に、膨張弁の作用を行う反動水車Ｋのノズルにより膨張され蒸発し作動ガス（冷媒ガス）となる。作動ガスは、熱交換器７（吸熱側）において加熱され、更に熱交換器８で加熱された後、圧縮機Ｃへ導入される。

図３の熱サイクル装置において、熱交換器７は、タービンＳの排気の熱を放出させ、水車Ｋ出口の作動ガスを加熱する作用を行う。熱交換器７において、タービンＳの排気は冷却され凝縮液化する。図２の熱交換器７は、タービンＳの排気を冷却することによりタービンＳの入口と出口の作動流体の温度差を大きくし、タービン出力を大きくする。タービンの排気からの廃熱Ｑ₁は、反動水車Ｋの下流の作動流体に移動（熱クロス）される。熱交換器７の冷却を大きくすることにより作動流体の圧力が下がり過ぎるため、ポンプＰで昇圧する。昇圧された作動液は、反動水車Ｋにより位置エネルギーを回収される。ここでは、位置エネルギーは全体に対して小さく、ポンプＰの消費仕事と反動水車Ｋの出力が相殺されると仮定する。

図３の熱サイクル装置において、熱交換器７における移動熱量をＱ₃、熱交換器８における外部からの吸熱量をＱ₄とすると、熱サイクル装置の出力（タービンＳの出力）は、
（Ｌ₁＋Ｑ₄）…（式３３）となる。熱量Ｑ₃は、タービンＳ出口側の作動流体から圧縮機Ｃ入口側の作動流体へ移動され、熱クロスされる熱量である。

図４は、本発明の第１実施例の熱サイクル装置の水車Ｋを変形し単に膨張弁Ｖとすると共に温度圧力の例を示す説明図である。タービンＳの排気が凝縮器（熱交換器）７において−１０°Ｃ（Ｔ₂）の冷媒蒸気により、０°Ｃ（Ｔ₄）に冷却され、その後、圧力が４.３９ｋｇｆ／ｃｍ²ａｂｓから１５.０４ｋｇｆ／ｃｍ²ａｂｓまでポンプＰで昇圧され液化される。Ｔ₄は、図４における凝縮器７出口の冷媒の温度である。ポンプＰで昇圧された冷媒は、水車Ｋのノズルで膨張され、蒸発され、熱交換器７においてＱ₁の熱を受け−１０°Ｃ（Ｔ₂）となる。タービンＳ入口温度は、１１０°Ｃ（Ｔ₃）、凝縮器冷媒温度が０°Ｃ（Ｔ₄）であるから、カルノーサイクル上のタービン効率η_Sは、
η_S＝（Ｔ₃−Ｔ₄）／Ｔ₃
＝（１１０−０）／（２７３.１５＋１１０）≒０.２８…（式３４）
である。

図５は、本発明の第１実施例の熱サイクル装置における熱量の例を示す説明図であり、圧縮機Ｃの入力Ｌ₁を１単位投入した（Ｌ₁＝１）場合のタービン出力Ｗ₁、熱交換器６出口における熱クロスＱ₃、熱交換器８における外部からの取入れ熱量Ｑ₄を表示する。熱ポンプの成績係数ε_hは、冷凍機成績係数＋１であるから、
ε_h＝５.４＋１＝６.４…（式３５）である。タービンＳの出力Ｗ₁は、
Ｗ₁＝ε_h×η_S＝６.４×０.２８≒１.７…（式３６）である。熱交換器７出口における熱クロス量Ｑ₃は、
Ｑ₃＝６.４−１.７＝４.７…（式３７）である。熱交換器８における外部よりの熱吸収量Ｑ₄は、
Ｑ₄＝冷凍機の成績係数−Ｑ₃…（式３８）であるから、
Ｑ₄＝５.４−４.７＝０.７…（式３９）である。

図６は、本発明の第２実施例の熱サイクル装置の配置図である。図６の熱サイクル装置は、本発明の第１実施例（図３）の熱サイクル装置の熱源としてランキンサイクルＡの廃熱、即ち蒸気タービンＳ₂の復水器Ｙ₁の廃熱を利用する。図６の熱サイクル装置において、ボイラＢにより蒸気に与えられる熱量が１００００ＫＷ、タービンＳ₂の出力Ｗ₃が３０００ＫＷ（熱効率０.３）、タービンＳ₂の廃熱（復水器廃熱）が７０００ＫＷである。復水器Ｙ₁で蒸気Ｅｇから冷媒Ｆｇへ移動される熱量が７０００ＫＷである。

図６の装置の各要素において出入りする熱量は、図５の熱サイクル装置において、復水器Ｙ₁における外部よりの吸熱量０.７を７０００ＫＷとする比例計算、即ち、図５において１単位が１００００ＫＷとすることにより得られる。圧縮機Ｃの入力Ｌは、Ｌ＝１００００ＫＷ、タービンＳの仕事Ｗ₁＝１７０００ＫＷ、熱交換器７における熱クロスＱ₃＝４７０００ＫＷである。ポンプＰ₁の消費動力Ｌ₂は４５ＫＷ、水車Ｋの発生動力Ｗ₂は４５ＫＷである。この４５ＫＷは、１００００ＫＷに対して小さく、省いても問題はない。

図７は、本発明の第３実施例の熱サイクル装置の配置図である。図７の熱サイクル装置は、本発明の第１実施例（図３）において、熱交換器（凝縮器）７の吸熱側を外部熱出力（外部冷却源）Ｚ₁とし、タービンＳの排気と圧縮機Ｃの吸気の間の熱クロスを無くした構造を備える。図７の熱サイクル装置は、冷凍機の凝縮器７の前にタービンＳを配置し出力（動力、仕事）Ｗ₁を得るものである。図７の熱サイクル装置において、タービンＳのカルノーサイクル上の熱効率η_Sは、
η_S＝（１１０−３８）／２７３.１５＋１１０≒０.１８…（式４０）
逆カルノーサイクル上の冷凍機成績係数εは、
ε＝[２７３.１５＋（−１０）]／［３８−（−１０）] ≒５.４…（式４１）
タービンＳの出力（動力、仕事）Ｗ₁は、
Ｗ₁＝（ε＋１）×η_S≒１.１…（式４２）
ポンプＰの昇圧動力Ｌ₂は、圧縮機の動力Ｌ₁との比が０.４％であるとして、０.００４である。ポンプＰの昇圧動力Ｌ₂＝０.００４…（式４３）より、タービンＳで得られる仕事Ｗ₁≒１.１…（式４４）がはるかに大きいので、単に凝縮器７で放熱させるより、タービンＳで動力を取出す利点は大きい。

図８は、本発明の第４実施例の熱サイクル装置の配置図である。図８の熱サイクル装置は、ボイラＢ、タービンＳ₂、復水器Ｙ₁を含む熱機関Ａにおいて、復水器Ｙ₁において廃熱をボイラ入口の給水へ移動させる、即ち熱クロスを行う構成を有する。更に、図８の熱サイクル装置は、復水器Ｙ₁から外部へ熱出力Ｕを供給する構成を有する。

図９は、本発明の第５実施例の熱サイクル装置の配置図である。図９の熱サイクル装置は、熱機関Ａに熱ポンプ（冷凍機Ｊ）を組合せ、熱機関Ａ内で増大された熱クロスを行うものである。図９の熱サイクル装置において、ボイラＢで発生された蒸気ＥｇがタービンＳ₂を駆動した後、復水器Ｙ₁で冷却され、ポンプＰ₂で昇圧されて復水Ｅｅとなる。復水Ｅｅは、冷凍機Ｊの熱交換器７（受熱側）で例えば８０°Ｃに加熱された後、ボイラＢへ循環される。圧縮機Ｃで圧縮された冷媒蒸気Ｆｇは、熱交換器７（放熱側）において冷却液化され冷媒液Ｆｅとなると共に、例えば８０°Ｃの熱出力（給湯）Ｕ₂を発生し、且つ熱機関Ａの復水Ｅｅを８０°Ｃに加熱する。冷媒液Ｆｅは、膨張弁Ｖで膨張され例えば４°Ｃの冷媒蒸気Ｆｇとなり、熱交換器Ｙ₁に導入され、蒸気Ｆｇを冷却する。それ故、熱機関の排出蒸気Ｅｇと復水Ｅｅの間で増大された熱クロスが行われる。

図９の熱サイクル装置において、熱ポンプＪを休止した状態（熱機関の排出蒸気Ｅｇと復水Ｅｅの間で直接的に熱交換させる）における熱機関の運転の１例は、蒸気温度（タービン入口）４００°Ｃ、復水温度（タービン出口）６０°Ｃであり、カルノーサイクル上の熱効率ηは、
η＝（４００−６０）／（４００＋２７３.１５）≒０.５０５…（式４５）である。他方、蒸気温度を４００°Ｃとし、図９のように熱ポンプＪを作動させると、復水温度（タービン出口）は１０°Ｃとなり、カルノーサイクル上の熱効率ηは、
η≒０.５７９…（式４６）となった。これは、図９の熱サイクル装置において、熱ポンプを作動させることにより、温度差が３４０°Ｃから３９０°Ｃへ拡大し、タービン本体の熱効率が
０.５７９−０.５０５＝０.０７４…（式４７）だけ上昇したことを示すものである。

次に図９の熱サイクル装置の熱クロスについて考える。熱ポンプＪを停止し熱クロスがないときの復水温度（タービン出口）及び給水温度（ボイラ入口）が共に１０°Ｃであり、これが４００°Ｃの蒸気になるには、１０°Ｃの給水を１００°Ｃにするための９０単位の熱量、１００°Ｃの復水を１００°Ｃの蒸気にするたの５３９単位の熱量、並びに１００°Ｃの蒸気を４００°Ｃの蒸気に加熱するため蒸気の比熱を０．５として１５０単位の熱量が必要であるから、合計７７９単位の熱量が必要である。

熱ポンプを作動させ熱クロスを行う場合、復水温度（タービン出口）は１０°Ｃ、ボイラ入口の給水温度は７０°Ｃとなるから、熱クロスを行わない場合の１０°Ｃと比較すると、温度を６０°Ｃ上昇させる熱量、即ち６０単位の熱量が少なくてすみ、これは６０／７７９＝０．０７７…（式４８）となる。それ故、熱クロスにより入熱量を減少させることにより、図９の熱サイクル装置は、前述の
η＝η_S／（１−Ｑ₃／Ｑ₁）…（式３２）、即ち、
η／η_S＝１／（１−Ｑ₃／Ｑ₁）…（式４９）に基づくと、熱効率が
１÷（１−０.０７７）＝１．０８…（式５０）となり、約８％向上する。

次に図９の熱サイクル装置の熱クロスによる熱落差拡大を考える。熱クロスについて考える。熱ポンプを停止し熱クロスがないときのタービンの熱効率η_Sは、
η_S＝（４００−１０）／（４００＋２７３.１５）＝０．５７９…（式５１）であり、上記熱効率上昇割合を乗じると、熱サイクル装置の熱効率は、０.６２５となる。

本発明の基本サイクル（図３）において、動力収支（ポンプの消費動力と水車の発生仕事）が相殺するか又は幾分プラスであっても、ランキンサイクルに熱クロスを行うことにより熱効率を向上させ得る。またこれに伴てボイラ容量を増加することの必要はない。例えば、従来、蒸気温度４００°Ｃ、復水温度（タービン出口）６０°Ｃ、ボイラ入口給水温度６０°Ｃが、上記のように蒸気温度４００°Ｃ、復水温度（タービン出口）１０°Ｃ、ボイラ入口給水温度７０°Ｃと変わり、ボイラ入口給水温度が１０°Ｃ変わるだけであり、従って、ボイラ容量の増加は不要である。

図１０は、本発明の第６実施例の熱サイクル装置の配置図である。図１０の熱サイクル装置は、それ自体熱クロスを行う熱機関Ａにタービンを含む熱ポンプ（冷凍機Ｊ）を組合せ、冷凍機Ｊの冷凍出力により熱機関Ａのタービン排気を冷却するものである。図１０の熱サイクル装置の熱機関Ａにおいて、ボイラＢで発生された蒸気ＥｇがタービンＳ₂を駆動した後、復水器Ｙ₁で冷却され、ポンプＰ₂で昇圧されて復水Ｅｅとなる。復水Ｅｅは、復水器Ｙ₁でタービン排出蒸気により加熱された後、ボイラＢへ循環される。図１０の熱サイクル装置の冷凍機Ｊにおいて、圧縮機Ｃで昇圧された冷媒ガスＦｇは、タービンＳを駆動した後、熱交換器７（放熱側）において冷却されポンプＰ₁で圧縮され昇圧され冷媒液Ｆｅとなる。

ポンプＰ₁から吐出された高圧冷媒液Ｆｅは、反動水車Ｋを駆動し仕事Ｗ₂を出力すると共に、膨張弁の作用を行う反動水車Ｋのノズルにより膨張され蒸発し冷媒ガスＦｇとなる。冷媒ガスＦｇは、熱交換器７（吸熱側）において加熱され、更に復水Ｙ₁で加熱された後、圧縮機Ｃへ導入される。図１１は、本発明の第６実施例の変形の熱サイクル装置の配置図である。図１１の熱サイクル装置において、タービンＳ₂は、圧縮機Ｃを駆動するように機械的に結合され、圧縮機Ｃの駆動用モータが省かれている以外は、図１０の熱サイクル装置と同様であり、重複説明を省略する。

図１２は、本発明の第７実施例の熱サイクル装置の配置図である。図１２の熱サイクル装置は、オーットーサイクル、ディーゼルサイクル、サバテサイクル、スターリングサイクル等の熱機関Ｄにタービンを含む冷凍機（熱ポンプ）を組合せたものである。図１２の熱サイクル装置において、タービンに結合された発電機Ｇ、圧縮機のモータＭ，熱機関に駆動される発電機Ｇ２は、電気的に結合される。図１２の熱サイクル装置の冷凍機において、圧縮機Ｃで昇圧された冷媒ガスは、タービンＳを駆動した後、熱交換器７（放熱側）において冷却されポンプＰで圧縮され昇圧され冷媒液Ｆｅとなる。

ポンプＰから吐出された高圧冷媒液Ｆｅは、反動水車Ｋを駆動し仕事Ｗ₂を出力すると共に、膨張弁の作用を行う反動水車Ｋのノズルにより膨張され蒸発し冷媒ガスＦｇとなる。冷媒ガスは、熱交換器７（吸熱側）において加熱され、更に熱交換器８において、熱機関の廃熱（冷却熱及び排気ガスの熱）により加熱された後、圧縮機Ｃへ吸い込まれる。熱機関の廃熱は熱交換器８において冷媒ガスＦｇへ移動される。反動水車Ｋは単に膨張弁とすることができる。

図１３は、本発明の第８実施例の熱サイクル装置の配置図である。図１２の熱サイクル装置は、図１２と同じく、オーットーサイクル、ディーゼルサイクル、サバテサイクル、スターリングサイクル等の熱機関Ｄにタービンを含む冷凍機（熱ポンプ）を組合せたものである。図１３の熱サイクル装置において、熱機関の出力により圧縮機Ｃが駆動される。その他の構成は、図１２の熱サイクル装置と同様である。図１２及び図１３において、熱機関Ｄは、オーットーサイクル、ディーゼルサイクル、サバテサイクル、又はスターリングサイクルのいずれかである。

図１４は、本発明の第９実施例の熱サイクル装置の配置図である。図１４の熱サイクル装置は、燃料電池Ｎにタービンを含む冷凍機（熱ポンプ）を組合せたものである。図１４の熱サイクル装置において、圧縮機Ｃで昇圧された冷媒ガスＦｇは、タービンＳを駆動した後、熱交換器７（放熱側）において冷却されポンプＰで圧縮され昇圧され冷媒液Ｆｅとなる。ポンプＰから吐出された高圧冷媒液Ｆｅは、膨張弁Ｖにより膨張され蒸発し冷媒ガスＦｇとなる。冷媒ガスは、熱交換器７（吸熱側）において加熱され、更に熱交換器８において燃料電池Ｎの廃熱により加熱された後、圧縮機Ｃへ吸い込まれる。燃料電池の廃熱は熱交換器８において冷媒ガスＦｇへ移動される。図１４の熱サイクル装置において、タービンＳに結合された発電機Ｇ、圧縮機のモータＭ，燃料電池の出力は、電気的に結合される。

【書類名】明細書
【発明の名称】高効率熱サイクル装置
【技術分野】
【０００１】
本発明は、タービンにより動力を取出す熱機関並びに熱機関と冷凍機を組合せた熱サイクル装置に関する。特に本発明は、熱機関及び冷凍機を組合せタービン出口蒸気の廃熱をタービン入口側の作動流体へ移動（熱クロス）させ熱サイクル装置の熱効率を向上させる技術に関する。
【背景技術】
【０００２】
蒸気タービンを含む熱サイクル装置の効率を向上させるため、従来、廃熱を利用する多数の発明がなされてきた。例えば、特許文献１は、高温排気ガスの熱エネルギーを回収する発電設備を開示する。この発電設備は、高温排ガス流路の上流側に廃熱ボイラ、下流側に流体予熱器をそれぞれ配置する。廃熱ボイラで発生された蒸気で蒸気タービンを駆動する。流体予熱器により予熱された低沸点特殊流体が蒸気タービンの排気を利用する流体蒸発器により加熱蒸発され特殊流体タービンを駆動する。蒸気タービンの出力及び特殊流体タービンの出力が合成され、発電機を駆動し電力を発生する。低沸点特殊流体は、特殊流体タービンから排出された後、熱交換器で凝縮液体とされポンプにより加圧され、熱交換器で予熱され、その後、流体予熱器へ循環される。
【特許文献１】特開昭５４−２７６４０号公報
【０００３】
動作物質が、１サイクルを行う、即ち変化を連続して行った後に再び元の状態に戻る間に、温度Ｔ_ｈの高熱源から熱量Ｑ_ｈを受取り、温度Ｔ_ｂの低熱源から熱量Ｑ_ｂを捨て、外部へ仕事Ｌ（熱量換算値とする）を行うとき、
Ｑ_ｈ＝Ｑ_ｂ＋Ｌ…（式１）の関係がある。外部へ仕事Ｌを与える場合が熱機関であり、仕事Ｌを外部から作動流体に与える場合が冷凍機又は熱ポンプ（heat pump）である。熱機関の場合は、高熱源から受取る熱量Ｑ_ｈが少なく外部へ与える仕事Ｌが大きいことが望ましい。従って、
η＝Ｌ／Ｑ_ｈ…（式２）を熱効率という。上式によりＬを書き換えると、
η＝（Ｑ_ｈ−Ｑ_ｂ）／Ｑ_ｈ…（式３）である。可逆カルノーサイクルを行う熱機関の熱効率ηを熱力学的温度Ｔ_ｈ°Ｋ及びＴ_ｂ°Ｋで表すと、
η＝（Ｔ_ｈ−Ｔ_ｂ）／Ｔ_ｈ＝１−（Ｔ_ｂ／Ｔ_ｈ）…（式４）である。
【０００４】
一般的に低温物体から熱を高温物体に移す装置を冷凍機と称する。冷凍機は一般的に物を冷やす目的の装置であるが、熱を低温側物体から高温物体へ移動させ、高温物体を加熱する装置は、「熱ポンプ（heat pump）」と呼ばれる。「熱ポンプ」は、冷凍機の使用方法を変更した場合の名称であると言える。熱ポンプは、例えば、冷暖房用空調機の暖房運転の場合に使用される。低温物体から吸収した熱量Ｑ_ｂ、高温物体へ与える熱量Ｑ_ｈ、熱ポンプを作動させるため外部からした仕事量Ｌ（熱量換算値）の間には、
Ｑ_ｈ＝Ｑ_ｂ＋Ｌ…（式５）の関係がある。
【０００５】
熱ポンプは、同一仕事量に対して、与える熱量Ｑ_ｈが大きい程、その経済性が高いといえる。そこで
ε＝Ｑ_ｈ／Ｌ…（式６）を熱ポンプの成績係数又は動作係数という。上記式５から
Ｌ＝Ｑ_ｈ−Ｑ_ｂ…（式７）であるから、
ε＝Ｑ_ｈ／（Ｑ_ｈ−Ｑ_ｂ）…（式８）である。低熱源の絶対温度をＴ_ｂ°Ｋ、高熱源の絶対温度をＴ_ｈ°Ｋとすると、この両熱源の間に作用する熱ポンプで、最も成績係数の大きいものは、逆カルノーサイクルを行う熱ポンプであり、その成績係数εは、
ε＝Ｔ_ｂ／（Ｔ_ｈ−Ｔ_ｂ）…（式９）である。逆カルノーサイクルは、２つの等温変化及び２つの断熱変化であり、同一の高熱源と低熱源の間に作用するすべてのサイクルの中で熱効率が最大である。
【０００６】
図１は、従来の冷凍機Ｊの構成要素を示す配置図であり、圧縮機Ｃで昇圧された冷媒ガスＦｇが熱交換器（凝縮器）７で流体Ｚ_１に熱Ｑ_ｈを与えて凝縮された後、膨張弁Ｖで膨張され、温度低下すると共に熱交換器８で流体Ｚ_２から熱Ｑ_ｂを吸収して流体Ｚ_２を冷却し、その後、圧縮機Ｃへ戻され、循環される。図１の冷凍機において、熱計算の検討を、冷媒がアンモニアである冷凍機について行う。簡略化のため機械的損失がないとする。冷媒の温度は、圧縮機Ｃ出口で１１０°Ｃ（Ｔ_３）、凝縮器７の出口で、３８°Ｃ（Ｔ_２）、蒸発器Ｖ出口で、−１０°Ｃ（Ｔ_１）である。それ故、逆カルノーサイクルでの冷凍機の成績係数（理論的に最大の成績係数）εを求めると、εは、
ε＝Ｔ_１／（Ｔ_２−Ｔ_１）
＝［２７３.１５＋（−１０）］／［３８−（−１０）］≒５.４…（式１０）である。図１の冷凍機において、圧縮機Ｃの入力Ｌ（仕事）を１とした場合、ヒートポンプの成績係数ε_ｈは、冷凍機成績係数＋１であるから、
ε_ｈ＝５.４＋１＝６.４…（式１１）である。
【０００７】
図２は、蒸気タービンを含む熱機関Ａ、即ちランキンサイクルを含む熱サイクル装置の基礎的な構成要素を示す配置図であり、ボイラＢで発生された高温高圧蒸気ＦｇがタービンＳへ供給されタービンを回転させて動力（仕事）Ｗを発生し、タービンの排気口と連通される復水器Ｙ_１において蒸気が冷却され復水Ｅｅとされ、復水ＥｅはポンプＰで昇圧されボイラＢへ供給される。図２の熱サイクル装置において、復水器Ｙ_１の廃熱Ｑ_２を全く利用しない場合、タービンＳで発生される仕事Ｗ（熱量換算値）は、
Ｗ＝Ｑ_１−Ｑ_２…（式１２）であり、タービンＳの熱効率η_Ｓは、
η_Ｓ＝（Ｑ_１−Ｑ_２）／Ｑ_１…（式１３）である。ここで、Ｑ_１は、タービン入口側の作動流体の保有熱量であり、Ｑ_２は、タービン出口側の作動流体よりの出熱量であり復水器Ｙ_１から排出される廃熱に等しい。
【０００８】
図２の熱サイクル装置の熱効率η_０、即ち、熱サイクル装置の作動流体の入熱量（保有熱量）Ｑ_１に対するタービンＳで発生される仕事Ｗの割合η_０は、
η_０＝Ｗ／Ｑ_１…（式１４）、このＷを式１２のＷ＝Ｑ_１−Ｑ_２で置換すると、
η_０＝（Ｑ_１−Ｑ_２）／Ｑ_１…（式１６）であり、これは、前記η_Ｓと同じであるから、
η_０＝η_Ｓ…（式１７）ということができる。
【０００９】
図２の熱サイクル装置において、復水器Ｙ_１の廃熱Ｑ_２の一部又は全部Ｑ_３を給水予熱器Ｙ_２によりボイラ入口の復水へ移動させる、即ち、
０≦Ｑ_３≦Ｑ_２…（式１８）とすると共に、ボイラの入熱量を復水器Ｙ_１から移動される熱量Ｑ_３と同じだけ減少させると、ボイラの入熱量は、Ｑ_１−Ｑ_３となる。タービンＳ入口の蒸気Ｆｇの保有する熱量は、
ボイラの入熱量（Ｑ_１−Ｑ_３）＋（Ｙ_２による移動熱量Ｑ_３）＝Ｑ_１…（式１９）となる。タービンＳ出口の蒸気Ｆｇの保有する熱量はＱ_２であると考えることができるから、タービンＳで発生される動力Ｗ（熱量換算値）は、
Ｗ＝Ｑ_１−Ｑ_２…（式２０）となる。それ故、タービンＳの熱効率η_Ｓは、
η_Ｓ＝（Ｑ_１−Ｑ_２）／Ｑ_１…（式２１）であり、復水器Ｙ_１の廃熱Ｑ_２を利用しない場合と同じである。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１０】
本発明は、熱サイクル装置において、蒸気タービン出口蒸気の廃熱を蒸気タービン入口の作動流体へ移動（熱クロス）させることによりタービン自体の熱効率が小さい場合にも、熱サイクル装置の熱効率を高い値とすることを目的とする。本発明は、また蒸気タービン並びに蒸気タービンと冷凍機を組合せた熱サイクル装置の熱効率を向上させることを目的とする。より詳しくは、本発明は、蒸気タービン出口蒸気の廃熱を蒸気タービン入口の作動流体へ移動（熱クロス）させ熱サイクル装置の熱効率を向上させることを目的とする。本発明の他の目的は、熱ポンプを用いて廃熱又は自然界の熱を作動流体へ移動させ熱サイクル装置の熱効率を向上させることを目的とする。本発明の他の目的は、冷凍機の凝縮器における外部放熱量を抑制し、熱クロスを行わずに抑制された熱量を動力として取り出すことにある。
【００１１】
本発明の別の目的は、ランキンサイクルの低温廃熱を冷凍機により高温熱出力に変換することにある。本発明の更に別の目的は、ランキンサイクルにおけるタービン出口に設置した凝縮器（冷却器）の冷熱源として冷凍機の冷凍出力を用いると共に、冷凍機をヒートポンプとして作用させ、凝縮器の放出熱を昇温し外部へ熱出力として供給可能な熱サイクル装置を提供することである。本発明は、冷凍サイクルを用いて熱クロスＱ_３／Ｑ_１を大きくし、
η＝η_Ｓ／（１−Ｑ_３／Ｑ_１）…（式３２）において、η＝１…（式２７）を実現するか、又はηをできるだけ１に近づけることである。本発明において、冷凍サイクルは、冷媒を圧縮機で圧縮する従来の冷凍サイクルにおいて凝縮器の前にタービンを配置したものであり、凝縮器は、蒸気タービンサイクルの復水器に相当する。本発明のその他の目的は、以下の説明において明らかにされる。
【課題を解決するための手段】
【００１２】
図２の熱サイクル装置において、復水器Ｙ_１の廃熱Ｑ_２の一部又は全部Ｑ_３を給水予熱器Ｙ_２によりボイラ入口の復水へ移動させると共に、ボイラの入熱量を復水器Ｙ_１から移動される熱量Ｑ_３と同じだけ減少させる、即ち（Ｑ_１−Ｑ_３）とする場合、図２の熱サイクル装置の熱効率η、即ち熱サイクル装置の入熱量に対するタービンＳで発生される仕事Ｗの割合は、仕事Ｗが
Ｗ＝Ｑ_１−Ｑ_２…（式２２）であり、熱サイクル装置の入熱量が（Ｑ_１−Ｑ_３）であるから、
η＝Ｗ／（Ｑ_１−Ｑ_３）＝（Ｑ_１−Ｑ_２）／（Ｑ_１−Ｑ_３）…（式２３）である。
【００１３】
図２の熱サイクル装置において、復水器Ｙ_１の廃熱Ｑ_２を全く利用しない、即ち、
Ｑ_３＝０の場合は、上述式２３は、
η＝（Ｑ_１−Ｑ_２）／Ｑ_１…（式２４）となる。
０≦Ｑ_３≦Ｑ_２…（式１８）の場合は、
η＝（Ｑ_１−Ｑ_２）／（Ｑ_１−Ｑ_３）…（式２５）である。式２５の場合、分母が−Ｑ_３だけ小さい分だけηの値は、大きくなる。また、復水器の廃熱の全部Ｑ_２をポンプＰの前又は後の復水へ移動させる場合は、Ｑ_２＝Ｑ_３…（式２６）であるから、
η＝１…（式２７）となる。
【００１４】
図２の熱サイクル装置において、０≦Ｑ_３≦Ｑ_２…（式１８）の場合の熱サイクル装置の熱効率ηは、上記の通り、
η＝（Ｑ_１−Ｑ_２）／（Ｑ_１−Ｑ_３）…（式２８）であり、分母及び分子をＱ_１で割ると、
η＝[（Ｑ_１−Ｑ_２）／Ｑ_１]／［（Ｑ_１−Ｑ_３）／Ｑ_１］…（式２９）となる。これを変形すると、
η＝［（Ｑ_１−Ｑ_２）／Ｑ_１］／［１−（Ｑ_３／Ｑ_１）］…（式３０）であり、これに
η_Ｓ＝（Ｑ_１−Ｑ_２）／Ｑ_１…（式２１）を挿入すると、
η＝η_Ｓ／（１−Ｑ_３／Ｑ_１）…（式３２）となる。本発明は、廃熱等の利用価値の低い熱をも熱ポンプを用いて熱サイクル装置内に取り入れ、熱サイクル装置内のタービンにより動力出力を取り出す。本発明の熱サイクル装置は、タービンにより高効率で動力を取り出すため、熱クロスを用いる。復水器Ｙ_１の廃熱Ｑ_２を全部利用する場合、式２７によりη＝１である。
【００１５】
上記式３２からわかるように、タービンＳの熱効率η_Ｓ、及びポンプＰの前又は後の復水へ復水器Ｙ_１の廃熱から移動させる熱量Ｑ_３が決まれば、熱サイクル装置の熱効率ηが決まる。Ｑ_３が大きくなりＱ_１に近づくに伴い、式３０の分母の（１−Ｑ_３／Ｑ_１）は小さくなるから、ηは、大きくなる。冷凍サイクル以外の熱サイクルでは、熱クロス率Ｑ_３／Ｑ_１を大きくすることは困難である。熱移動（熱クロス）させる為の高熱源と低熱源の温度差を大きくとれないからである。また冷凍サイクル以外の熱サイクルでは式２７を実現できない。
【００１６】
本発明の第１の特徴の熱サイクル装置は、圧縮機、タービン、熱交換器及びポンプを含む。この熱サイクル装置において、圧縮機（Ｃ）で圧縮された作動ガス（冷媒ガス）が、タービン（Ｓ）を駆動し仕事（Ｗ_１）を出力した後、第１の熱交換器（７）の放熱側を通り冷却され、その後にポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液とされ、この高圧作動液が反動水車（Ｋ）を駆動し仕事（Ｗ_２）を出力すると共に膨張され、一部が蒸発する。残余の液は、第１の熱交換器（７）の吸熱側及び第２の熱交換器（８）を通り加熱され蒸発した後、少々過熱気味で圧縮機Ｃへ導入される（図３）。
【００１７】
好適には、反動水車（Ｋ）の仕事（Ｗ_２）とポンプ（Ｐ）の消費動力（Ｌ_２）がほぼ相殺する大きさであり、圧縮機の駆動モータ（Ｍ_１）、タービン発電機（Ｇ_１）、ポンプ駆動モータ（Ｍ_２）、水車駆動発電機（Ｇ_２）が電気的に結合される（図３、図５）。また第２の熱交換器（８）は、ランキンサイクルのタービン排出蒸気の廃熱を作動ガスへ移動させる復水器とすることができる（図６）。また第２の熱交換器（８）は、燃料電池の廃熱を前記作動ガスへ移動させる熱交換器とすることができる（図１４）。
【００１８】
本発明の第１の特徴の熱サイクル装置において、反動水車（Ｋ）を単に膨張弁（Ｖ）とすることができる（図４）。この場合、ポンプ（Ｐ）により昇圧された高圧作動液は膨張弁（Ｖ）を通り膨張され、一部が蒸発し作動ガスとされる。残余の液は、第１の熱交換器（７）及び第２の熱交換器（８）を通り加熱され蒸発した後、少々過熱気味で圧縮機Ｃへ導入される（図４）。図３及び図４の装置の熱サイクルが本発明の基本サイクルであり、図４の熱サイクルは図３の熱サイクルを簡略化したものである。
【００１９】
本発明の第１の特徴の熱サイクル装置において、η_ｓをタービンの熱効率、Ｑ_１をタービン入口側の作動流体へ伝達される入熱量、Ｑ_２をタービン出口側の作動流体よりの出熱量、Ｑ_３をタービン出口側の作動流体からタービン入口側の作動流体へ移動（熱クロス）される熱量であるとすると、
熱サイクル装置の熱効率ηが、
η＝（Ｑ_１−Ｑ_２）／（Ｑ_１−Ｑ_３）…（式２８）
＝η_ｓ／（１−Ｑ_３／Ｑ_１）…（式３２）であり、
Ｑ_３＝（１〜０．５）Ｑ_２である。Ｑ_３が大きくなればなるほど式２８又は式３２において分母が小さくなり、熱サイクル装置の熱効率ηが大きい。
【００２０】
本発明の第２の特徴の熱サイクル装置は、圧縮機、タービン、熱交換器及びポンプを含む。この熱サイクル装置において、圧縮機（Ｃ）で圧縮された作動ガス（冷媒ガス）が、タービン（Ｓ）を駆動し仕事（Ｗ_１）を出力した後、第１の熱交換器（７）の放熱側を通り冷却され、その後にポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液（冷媒液）とされ、この高圧作動液が反動水車（Ｋ）を駆動し仕事（Ｗ_２）を出力すると共に蒸発器（Ｒ）で膨張され蒸発され作動ガスとされ、この作動ガスが、圧縮機（Ｃ）へ導入される（図７）。
【００２１】
本発明の第３の特徴の熱サイクル装置は、ボイラ、タービン、熱交換器及びポンプを含む。この熱サイクル装置において、ボイラ（Ｂ）で発生された蒸気が、タービン（Ｓ_２）を駆動し仕事（Ｗ_３）を出力した後、復水器（Ｙ_１）の放熱側を通り冷却され、その後にポンプ（Ｐ_２）により昇圧されて高圧作動液とされ、該高圧作動液が復水器（Ｙ_１）の受熱側を通り加熱され、ボイラ（Ｂ）へ戻される。好適には、復水器（Ｙ_１）の放熱側を通り冷却された蒸気がポンプ（Ｐ_２）に吸入される前に更に外部冷却流体（Ｕ）により冷却され、外部へ熱出力（Ｑ_４）を供給することができる（図８）。この熱サイクル装置においても、
η＝η_Ｓ／（１−Ｑ_３／Ｑ_１）…（式３２）が成立つ。
【００２２】
本発明の第４の特徴の熱サイクル装置は、ボイラ、タービン、復水器及びポンプを含む熱機関と、圧縮機、熱交換器及び膨張弁を含む冷凍機を組み合わせた熱サイクル装置である。この熱サイクル装置において、ボイラ（Ｂ）で発生された蒸気（Ｅｇ）がタービン（Ｓ_２）を駆動した後、復水器（Ｙ_１）で冷却され、ポンプ（Ｐ_２）で昇圧されて高圧復水となってボイラ（Ｂ）へ循環され、圧縮機（Ｃ）で圧縮された冷媒ガス（Ｆｇ）が、熱交換器（７）の放熱側において冷却液化され冷媒液（Ｆｅ）とされ、該冷媒液（Ｆｅ）が膨張弁（Ｖ）で膨張され冷媒ガス（Ｆｇ）となり復水器（Ｙ_１）に導入され、タービンから排出された蒸気（Ｅｇ）を冷却すると共に自体は加熱され、圧縮機（Ｃ）へ戻される。好適には、高圧復水は、ボイラ（Ｂ）へ循環される前に熱交換器（７）の受熱側を通され加熱される。熱交換器（７）の受熱側は、外部へ熱出力（Ｕ_２）を供給する（図９）。
【００２３】
本発明の第５の特徴によれば、熱機関と冷凍機を組み合わせた熱サイクル装置の冷凍機は、タービン（Ｓ）、ポンプ（Ｐ_１）、及び水車（Ｋ）を含み、圧縮機（Ｃ）で圧縮された冷媒ガスが、タービン（Ｓ）を駆動し仕事（Ｗ_１）を出力した後、熱交換器（７）の放熱側を通り冷却され、その後にポンプ（Ｐ_１）により昇圧されて高圧冷媒液とされ、この高圧冷媒液が水車（Ｋ）を駆動し仕事（Ｗ_２）を出力すると共に膨張され蒸発し冷媒ガスとされ、この冷媒ガスが、熱交換器（７）の吸熱側及び復水器（Ｙ_１）を通り加熱された後、圧縮機Ｃへ導入される。また高圧復水は、ボイラ（Ｂ）へ循環される前に復水器（Ｙ_１）において加熱される（図１０）。
【００２４】
本発明の第６の特徴の熱サイクル装置は、圧縮機、タービン、熱交換器、ポンプ、及び反動水車を含む冷凍機と、熱機関を組み合わせた熱サイクル装置である。この熱サイクル装置において、圧縮機（Ｃ）で圧縮された冷媒ガス（Ｆｇ）が、タービン（Ｓ）を駆動し仕事（Ｗ_１）を出力した後、熱交換器（７）の放熱側において冷却され、その後にポンプ（Ｐ_１）により昇圧されて高圧冷媒液（Ｆｅ）とされ、該高圧冷媒液が反動水車（Ｋ）を駆動し仕事（Ｗ_２）を出力すると共に膨張され蒸発し冷媒ガス（Ｆｇ）とされ、熱交換器（８）に導入され、熱機関（Ｄ）の廃熱により加熱され、圧縮機（Ｃ）へ戻される。好ましくは、圧縮機（Ｃ）は、熱機関（Ｄ）の出力（Ｗ_３）又は燃料電池により駆動される（図１２、図１３）。
【発明の効果】
【００２５】
本発明のタービンを有する冷凍機にランキンサイクルを組合せた熱サイクル装置（図６、図９）においては、ランキンサイクルを単独で運転する場合に不可欠である冷却用の水が、冷凍機と組合されたことにより不要である。冷却水なしでランキンサイクルを設置できることは、火力発電所の立地条件を極端に緩和し、火力発電所を燃料産出地やバイオマス燃料産出地に立地する可能性を増大する。特に石炭を燃料とする発電所の場合に石炭産出地付近で発電し電力消費地へ送電することにより経済的効果を上げることの可能性を増大する。
【００２６】
本発明は、図３の熱サイクル装置に示すように冷凍機の凝縮熱から動力を回収し装置外への熱放出を最少にすることができる故に、近年大都市の環境を悪化させているヒートアイランド現象を緩和する効果を奏する。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２７】
図３は、本発明の第１実施例の熱サイクル装置の配置図であり、この熱サイクル装置は、圧縮機Ｃ、凝縮器を含む冷凍機にタービンＳその他を挿入した構成を有する。圧縮機Ｃで圧縮された作動流体（冷媒ガス）は、タービンＳを駆動し仕事Ｗ_１を出力した後、熱交換器７（放熱側）において冷却液化される。熱交換器７の出口に接続されるポンプＰは、作動液を吸引し、タービンＳの背圧を下げ、タービン出力Ｗ_１を増大させると共に作動液の圧力を上昇させる。
【００２８】
昇圧された作動液は、反動水車Ｋを駆動し仕事Ｗ_２を出力すると共に、膨張弁の作用を行う反動水車Ｋのノズルにより膨張され蒸発し作動ガス（冷媒ガス）となる。作動ガスは、熱交換器７（吸熱側）において加熱され、更に熱交換器８で加熱された後、圧縮機Ｃへ導入される。
【００２９】
図３の熱サイクル装置において、熱交換器７は、タービンＳの排気の熱を放出させ、水車Ｋ出口の作動ガスを加熱する作用を行う。熱交換器７において、タービンＳの排気は冷却され凝縮液化する。図３の熱交換器７は、タービンＳの排気を冷却することによりタービンＳの入口と出口の作動流体の温度差を大きくし、タービン出力を大きくする。タービンの排気からの廃熱Ｑ_１は、反動水車Ｋの下流の作動流体に移動（熱クロス）される。
【００３０】
熱交換器７の冷却を大きくすることにより作動流体の圧力が下がり過ぎるため、ポンプＰで昇圧する。昇圧された作動液は、反動水車Ｋにより位置エネルギーを回収される。ここでは、位置エネルギーは全体に対して小さい故に、ポンプＰの消費仕事と反動水車Ｋの出力が相殺されると仮定する。
【００３１】
図３の熱サイクル装置において、熱交換器７における移動熱量をＱ_３、熱交換器８における外部からの吸熱量をＱ_４とすると、熱サイクル装置の出力（タービンＳの出力）は、
（Ｌ_１＋Ｑ_４）…（式３３）となる。熱量Ｑ_３は、タービンＳ出口側の作動流体から圧縮機Ｃ入口側の作動流体へ移動され、熱クロスされる熱量である。
【００３２】
図４は、本発明の第１実施例の熱サイクル装置の水車Ｋを変形し単に膨張弁Ｖとすると共に温度圧力の例を示す説明図である。タービンＳの排気が凝縮器（熱交換器）７において−１０°Ｃ（Ｔ_２）の冷媒蒸気により、０°Ｃ（Ｔ_４）に冷却され、その後、圧力が４.３９ｋｇｆ／ｃｍ^２ａｂｓから１５.０４ｋｇｆ／ｃｍ^２ａｂｓまでポンプＰで昇圧され液化される。Ｔ_４は、図４における凝縮器７出口の冷媒の温度である。ポンプＰで昇圧された冷媒は、膨張弁Ｖで膨張され、蒸発され、熱交換器７においてＱ_１の熱を受け−１０°Ｃ（Ｔ_２）となる。タービンＳの入口温度は、１１０°Ｃ（Ｔ_３）、凝縮器冷媒温度が０°Ｃ（Ｔ_４）であるから、カルノーサイクル上のタービン効率η_Ｓは、
η_Ｓ＝（Ｔ_３−Ｔ_４）／Ｔ_３
＝（１１０−０）／（２７３.１５＋１１０）≒０.２８…（式３４）
である。
【００３３】
図５は、本発明の第１実施例の熱サイクル装置における熱量の例を示す説明図であり、圧縮機Ｃの入力Ｌ_１を１単位投入した（Ｌ_１＝１）場合のタービン出力Ｗ_１、熱交換器７出口における熱クロスＱ_３、熱交換器８における外部からの取入れ熱量Ｑ_４を表示する。ヒートポンプの成績係数ε_ｈは、冷凍機成績係数＋１であるから、
ε_ｈ＝５.４＋１＝６.４…（式３５）である。タービンＳの出力Ｗ_１は、
Ｗ_１＝ε_ｈ×η_Ｓ＝６.４×０.２８≒１.７…（式３６）である。熱交換器７出口における熱クロス量Ｑ_３は、
Ｑ_３＝６.４−１.７＝４.７…（式３７）である。熱交換器８における外部よりの熱吸収量Ｑ_４は、
Ｑ_４＝冷凍機の成績係数−Ｑ_３…（式３８）であるから、
Ｑ_４＝５.４−４.７＝０.７…（式３９）である。
【００３４】
図６は、本発明の第２実施例の熱サイクル装置の配置図である。図６の熱サイクル装置は、本発明の第１実施例（図３）の熱サイクル装置の熱源としてランキンサイクルＡの廃熱、即ち蒸気タービンＳ_２の復水器Ｙ_１の廃熱を利用する。図６の熱サイクル装置において、ボイラＢにより蒸気に与えられる熱量が１００００ＫＷ、タービンＳ_２の出力Ｗ_３が３０００ＫＷ（熱効率０.３）、タービンＳ_２の廃熱（復水器廃熱）が７０００ＫＷである。復水器Ｙ_１で蒸気Ｅｇから冷媒Ｆｇへ移動される熱量が７０００ＫＷである。
【００３５】
図６の装置の各要素において出入りする熱量は、図５の熱サイクル装置において、復水器Ｙ_１における外部よりの吸熱量０.７を７０００ＫＷとする比例計算、即ち、図５において１単位が１００００ＫＷとすることにより得られる。圧縮機Ｃの入力Ｌは、Ｌ＝１００００ＫＷ、タービンＳの仕事Ｗ_１＝１７０００ＫＷ、熱交換器７における熱クロスＱ_３＝４７０００ＫＷである。ポンプＰ_１の消費動力Ｌ_２は４５ＫＷ、水車Ｋの発生動力Ｗ_２は４５ＫＷである。
【００３６】
図７は、本発明の第３実施例の熱サイクル装置の配置図である。図７の熱サイクル装置は、本発明の第１実施例（図３）において、熱交換器（凝縮器）７の吸熱側を外部熱出力（外部冷却源）Ｚ_１とし、タービンＳの排気と圧縮機Ｃの吸気の間の熱クロスを無くした構造を備える。図７の熱サイクル装置は、冷凍機の凝縮器７の前にタービンＳを配置し出力（動力、仕事）Ｗ_１を得るものである。図７の熱サイクル装置において、タービンＳのカルノーサイクル上の熱効率η_Ｓは、
η_Ｓ＝（１１０−３８）／２７３.１５＋１１０≒０.１８…（式４０）
逆カルノーサイクル上の冷凍機成績係数εは、
ε＝[２７３.１５＋（−１０）]／［３８−（−１０）]≒５.４…（式４１）
タービンＳの出力（動力、仕事）Ｗ_１は、
Ｗ_１＝（ε＋１）×η_Ｓ≒１.１…（式４２）
ポンプＰの昇圧動力Ｌ_２は、圧縮機の動力Ｌ_１との比が０.４％であるとして、０.００４である。ポンプＰの昇圧動力Ｌ_２＝０.００４…（式４３）より、タービンＳで得られる仕事Ｗ_１≒１.１…（式４４）がはるかに大きいので、単に凝縮器７で放熱させるより、タービンＳで動力を取出す利点は大きい。
【００３７】
図８は、本発明の第４実施例の熱サイクル装置の配置図である。図８の熱サイクル装置は、ボイラＢ、タービンＳ_２、復水器Ｙ_１を含む熱機関Ａにおいて、復水器Ｙ_１において廃熱をボイラ入口の給水へ移動させる、即ち熱クロスを行う構成を有する。更に、図８の熱サイクル装置は、復水器Ｙ_１から外部へ熱出力Ｕを供給する構成を有する。
【００３８】
図９は、本発明の第５実施例の熱サイクル装置の配置図である。図９の熱サイクル装置は、熱機関Ａに熱ポンプ（冷凍機Ｊ）を組合せ、熱機関Ａ内で増大された熱クロスを行うものである。図９の熱サイクル装置において、ボイラＢで発生された蒸気ＥｇがタービンＳ_２を駆動した後、復水器Ｙ_１で冷却され、ポンプＰ_２で昇圧されて復水Ｅｅとなる。復水Ｅｅは、冷凍機Ｊの熱交換器７（受熱側）で例えば８０°Ｃに加熱された後、ボイラＢへ循環される。圧縮機Ｃで圧縮された冷媒蒸気Ｆｇは、熱交換器７（放熱側）において冷却液化され冷媒液Ｆｅとなると共に、例えば８０°Ｃの熱出力（給湯）Ｕ_２を発生し、且つ熱機関Ａの復水Ｅｅを８０°Ｃに加熱する。冷媒液Ｆｅは、膨張弁Ｖで膨張され例えば４°Ｃの冷媒蒸気Ｆｇとなり、熱交換器Ｙ_１に導入され、蒸気Ｅｇを冷却する。それ故、熱機関の排出蒸気Ｅｇと復水Ｅｅの間で増大された熱クロスが行われる。
【００３９】
図９の熱サイクル装置において、熱ポンプＪを休止した状態（熱機関の排出蒸気Ｅｇと復水Ｅｅの間で直接的に熱交換させる）における熱機関の運転の１例は、蒸気温度（タービン入口）４００°Ｃ、復水温度（タービン出口）６０°Ｃであり、カルノーサイクル上の熱効率ηは、
η＝（４００−６０）／（４００＋２７３.１５）≒０.５０５…（式４５）である。他方、蒸気温度を４００°Ｃとし、図９のように熱ポンプＪを作動させると、復水温度（タービン出口）は１０°Ｃとなり、カルノーサイクル上の熱効率ηは、
η≒０.５７９…（式４６）となった。これは、図９の熱サイクル装置において、熱ポンプを作動させることにより、温度差が３４０°Ｃから３９０°Ｃへ拡大し、タービン本体の熱効率が
０.５７９−０.５０５＝０.０７４…（式４７）だけ上昇したことを示すものである。
【００４０】
次に図９の熱サイクル装置の熱クロスについて考える。熱ポンプＪを停止し熱クロスがないときの復水温度（タービン出口）及び給水温度（ボイラ入口）が共に１０°Ｃであり、これが４００°Ｃの蒸気になるには、１０°Ｃの給水を１００°Ｃにするための９０単位の熱量、１００°Ｃの復水を１００°Ｃの蒸気にするたの５３９単位の熱量、並びに１００°Ｃの蒸気を４００°Ｃの蒸気に加熱するため蒸気の比熱を０．５として１５０単位の熱量が必要であるから、合計７７９単位の熱量が必要である。
【００４１】
熱ポンプを作動させ熱クロスを行う場合、復水温度（タービン出口）は１０°Ｃ、ボイラ入口の給水温度は７０°Ｃとなるから、熱クロスを行わない場合の１０°Ｃと比較すると、温度を６０°Ｃ上昇させる熱量、即ち６０単位の熱量が少なくてすみ、これは６０／７７９＝０．０７７…（式４８）となる。それ故、熱クロスにより入熱量を減少させることにより、図９の熱サイクル装置は、前述の
η＝η_Ｓ／（１−Ｑ_３／Ｑ_１）…（式３２）、即ち、
η／η_Ｓ＝１／（１−Ｑ_３／Ｑ_１）…（式４９）に基づくと、熱効率が
１÷（１−０.０７７）＝１．０８…（式５０）となり、約８％向上する。
【００４２】
次に図９の熱サイクル装置の熱クロスによる熱落差拡大を考える。熱ポンプを停止し熱クロスがないときのタービンの熱効率η_Ｓは、
η_Ｓ＝（４００−１０）／（４００＋２７３.１５）＝０．５７９…（式５１）であり、上記熱効率上昇割合を乗じると、熱サイクル装置の熱効率は、０.６２５となる。
【００４３】
本発明の基本サイクル（図３）において、動力収支（ポンプの消費動力と水車の発生仕事）が相殺するか又は幾分プラスであっても、ランキンサイクルに熱クロスを行うことにより熱効率を向上させ得る。またこれに伴ってボイラ容量を増加することの必要はない。例えば、従来、蒸気温度４００°Ｃ、復水温度（タービン出口）６０°Ｃ、ボイラ入口給水温度６０°Ｃが、上記のように蒸気温度４００°Ｃ、復水温度（タービン出口）１０°Ｃ、ボイラ入口給水温度７０°Ｃと変わり、ボイラ入口給水温度が１０°Ｃ変わるだけであり、従って、ボイラ容量の増加は不要である。
【００４４】
図１０は、本発明の第６実施例の熱サイクル装置の配置図である。図１０の熱サイクル装置は、それ自体熱クロスを行う熱機関Ａにタービンを含む熱ポンプ（冷凍機Ｊ）を組合せ、冷凍機Ｊの冷凍出力により熱機関Ａのタービン排気を冷却するものである。図１０の熱サイクル装置の熱機関Ａにおいて、ボイラＢで発生された蒸気ＥｇがタービンＳ_２を駆動した後、復水器Ｙ_１で冷却され、ポンプＰ_２で昇圧されて復水Ｅｅとなる。復水Ｅｅは、復水器Ｙ_１でタービン排出蒸気により加熱された後、ボイラＢへ循環される。図１０の熱サイクル装置の冷凍機Ｊにおいて、圧縮機Ｃで昇圧された冷媒ガスＦｇは、タービンＳを駆動した後、熱交換器７（放熱側）において冷却されポンプＰ_１で圧縮され昇圧され冷媒液Ｆｅとなる。
【００４５】
ポンプＰ_１から吐出された高圧冷媒液Ｆｅは、反動水車Ｋを駆動し仕事Ｗ_２を出力すると共に、膨張弁の作用を行う反動水車Ｋのノズルにより膨張され蒸発し冷媒ガスＦｇとなる。冷媒ガスＦｇは、熱交換器７（吸熱側）において加熱され、更に復水器Ｙ_１で加熱された後、圧縮機Ｃへ導入される。図１１は、本発明の第６実施例の変形の熱サイクル装置の配置図である。図１１の熱サイクル装置において、タービンＳ_２は、圧縮機Ｃを駆動するように機械的に結合され、圧縮機Ｃの駆動用モータが省かれている以外は、図１０の熱サイクル装置と同様であり、重複説明を省略する。
【００４６】
図１２は、本発明の第７実施例の熱サイクル装置の配置図である。図１２の熱サイクル装置は、オーットーサイクル、ディーゼルサイクル、サバテサイクル、スターリングサイクル等の熱機関Ｄにタービンを含む冷凍機（熱ポンプ）を組合せたものである。図１２の熱サイクル装置において、タービンに結合された発電機Ｇ_１、圧縮機のモータＭ，熱機関に駆動される発電機Ｇ_３は、電気的に結合される。図１２の熱サイクル装置の冷凍機において、圧縮機Ｃで昇圧された冷媒ガスは、タービンＳを駆動した後、熱交換器７（放熱側）において冷却されポンプＰ_１で圧縮され昇圧され冷媒液Ｆｅとなる。
【００４７】
ポンプＰから吐出された高圧冷媒液Ｆｅは、反動水車Ｋを駆動し仕事Ｗ_２を出力すると共に、膨張弁の作用を行う反動水車Ｋのノズルにより膨張され蒸発し冷媒ガスＦｇとなる。冷媒ガスは、熱交換器７（吸熱側）において加熱され、更に熱交換器８において、熱機関の廃熱（冷却熱及び排気ガスの熱）により加熱された後、圧縮機Ｃへ吸い込まれる。熱機関の廃熱は熱交換器８において冷媒ガスＦｇへ移動される。反動水車Ｋは単に膨張弁とすることができる。
【００４８】
図１３は、本発明の第８実施例の熱サイクル装置の配置図である。図１３の熱サイクル装置は、図１２と同じく、オーットーサイクル、ディーゼルサイクル、サバテサイクル、スターリングサイクル等の熱機関Ｄにタービンを含む冷凍機（熱ポンプ）を組合せたものである。図１３の熱サイクル装置において、熱機関の出力により圧縮機Ｃが駆動される。その他の構成は、図１２の熱サイクル装置と同様である。図１２及び図１３において、熱機関Ｄは、オーットーサイクル、ディーゼルサイクル、サバテサイクル、又はスターリングサイクルのいずれかである。
【００４９】
図１４は、本発明の第９実施例の熱サイクル装置の配置図である。図１４の熱サイクル装置は、燃料電池Ｎにタービンを含む冷凍機（熱ポンプ）を組合せたものである。図１４の熱サイクル装置において、圧縮機Ｃで昇圧された冷媒ガスＦｇは、タービンＳを駆動した後、熱交換器７（放熱側）において冷却されポンプＰで圧縮され昇圧され冷媒液Ｆｅとなる。ポンプＰから吐出された高圧冷媒液Ｆｅは、膨張弁Ｖにより膨張され蒸発し冷媒ガスＦｇとなる。冷媒ガスは、熱交換器７（吸熱側）において加熱され、更に熱交換器８において燃料電池Ｎの廃熱により加熱された後、圧縮機Ｃへ吸い込まれる。燃料電池の廃熱は熱交換器８において冷媒ガスＦｇへ移動される。図１４の熱サイクル装置において、タービンＳに結合された発電機Ｇ、圧縮機のモータＭ，燃料電池の出力は、電気的に結合される。
【図面の簡単な説明】
【００４８】
【図１】従来の冷凍機の構成要素を示す配置図。
【図２】従来のタービンを含む熱機関、即ちランキンサイクルを行う熱サイクル装置の基礎的な構成要素を示す配置図。
【図３】本発明の第１実施例の熱サイクル装置の配置図。
【図４】本発明の第１実施例の変形の熱サイクル装置の温度圧力の例を示す説明図。
【図５】本発明の第１実施例の熱サイクル装置の熱量の例を示す説明図。
【図６】本発明の第２実施例の熱サイクル装置の配置図。
【図７】本発明の第３実施例の熱サイクル装置の配置図。
【図８】本発明の第４実施例の熱サイクル装置の配置図。
【図９】本発明の第５実施例の熱サイクル装置の配置図。
【図１０】本発明の第６実施例の熱サイクル装置の配置図。
【図１１】本発明の第６実施例の変形の熱サイクル装置の配置図。
【図１２】本発明の第７実施例の熱サイクル装置の配置図。
【図１３】本発明の第８実施例の熱サイクル装置の配置図。
【図１４】本発明の第９実施例の熱サイクル装置の配置図である。
【符号の説明】
【００４９】
Ａ、Ｄ：熱機関、Ｂ：ボイラ、Ｃ：圧縮機、ε：成績係数、η：熱サイクル装置の熱効率、η_ｓ：タービン単体の熱効率、Ｅｇ：蒸気、Ｅｅ：水（給水、復水）、Ｆｇ：冷媒ガス、Ｆｅ：冷媒液、Ｇ_１、Ｇ_２：発電機、Ｊ：冷凍機、Ｋ：水車、Ｌ_１、Ｌ_２：仕事（入力）、Ｎ：燃料電池、Ｍ_１、Ｍ_２：モータ、Ｐ：ポンプ、Ｑ_１、Ｑ_２、Ｑ_３、Ｑ_４：熱量、Ｓ、Ｓ_２：タービン、Ｖ：膨張弁、Ｗ_１、Ｗ_２、Ｗ_３：仕事（出力）、７、８：熱交換器、Ｙ_１：復水器、Ｙ_２：給水予熱器。

Claims

圧縮機、タービン、熱交換器及びポンプを含む熱サイクル装置であって、圧縮機（Ｃ）で圧縮された作動ガスが、タービン（Ｓ）を駆動し仕事（Ｗ₁）を出力した後、第１の熱交換器（７）の放熱側を通り冷却され、その後にポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液とされ、該高圧作動液が反動水車（Ｋ）を駆動し仕事（Ｗ₂）を出力すると共に膨張され蒸発し作動ガスとされ、該作動ガスが、第１の熱交換器（７）及び第２の熱交換器（８）を通り加熱された後、圧縮機Ｃへ導入される熱サイクル装置。
前記反動水車（Ｋ）の仕事（Ｗ₂）とポンプ（Ｐ）の消費動力（Ｌ₂）がほぼ相殺する大きさであり、圧縮機の駆動モータ（Ｍ₁）、タービン発電機（Ｇ₁）、ポンプ駆動モータ（Ｍ₂）、水車駆動発電機（Ｇ₂）が電気的に結合される請求項１の熱サイクル装置。
圧縮機、タービン、熱交換器及びポンプを含む熱サイクル装置であって、圧縮機（Ｃ）で圧縮された作動ガスが、タービン（Ｓ）を駆動し仕事（Ｗ₁）を出力した後、第１の熱交換器（７）の放熱側を通り冷却され、その後にポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液とされ、該高圧作動液が膨張弁（Ｖ）を通り膨張され蒸発し作動ガスとされ、該作動ガスが、第１の熱交換器（７）及び第２の熱交換器（８）を通り加熱された後、圧縮機Ｃへ導入される熱サイクル装置。
前記第２の熱交換器（８）は、ランキンサイクルのタービン排出蒸気の廃熱又は燃料電池の廃熱を前記作動ガスへ移動させるものである請求項１乃至３のいずれか１項に記載の熱サイクル装置。
圧縮機、タービン、熱交換器及びポンプを含む熱サイクル装置であって、圧縮機（Ｃ）で圧縮された作動ガスが、タービン（Ｓ）を駆動し仕事（Ｗ₁）を出力した後、第１の熱交換器（７）の放熱側を通り冷却され、その後にポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液とされ、該高圧作動液が反動水車（Ｋ）を駆動し仕事（Ｗ₂）を出力すると共に蒸発器（Ｒ）で膨張され蒸発され作動ガスとされ、該作動ガスが、圧縮機（Ｃ）へ導入される熱サイクル装置。
ボイラ、タービン、熱交換器及びポンプを含む熱サイクル装置であって、ボイラ（Ｂ）で発生された蒸気がタービン（Ｓ₂）を駆動し仕事（Ｗ₃）を出力し、タービン排出蒸気が復水器（Ｙ₁）の放熱側を通り冷却され、その後にポンプ（Ｐ₂）により昇圧されて高圧作動液とされ、該高圧作動液が復水器（Ｙ₁）の受熱側を通り加熱され、ボイラ（Ｂ）へ戻される熱サイクル装置。
請求項１乃至３、５及び６項のいずれか１項の熱サイクル装置において、η_sをタービンの熱効率、Ｑ₁をタービン入口側の作動流体の保有熱量、Ｑ₂をタービン出口側の作動流体よりの出熱量、Ｑ₃をタービン出口側の作動流体からタービン入口側の作動流体へ移動される熱量であるとするとき、
熱サイクル装置の熱効率ηが、
η＝（Ｑ₁−Ｑ₂）／（Ｑ₁−Ｑ₃）＝η_s／［１−Ｑ₃／Ｑ₁］であり、
Ｑ₃＝（１〜０．１）Ｑ₂である熱サイクル装置。
前記復水器（Ｙ₁）は外部へ熱出力（Ｕ）を出力することにより更にタービン排出蒸気を冷却する請求項６の熱サイクル装置。
ボイラ、タービン、復水器及びポンプを含む熱機関と、圧縮機、熱交換器及び膨張弁を含む冷凍機を組み合わせた熱サイクル装置であって、ボイラ（Ｂ）で発生された蒸気（Ｅｇ）がタービン（Ｓ₂）を駆動した後、復水器（Ｙ₁）で冷却され、ポンプ（Ｐ₂）で昇圧されて高圧復水（Ｅｅ）となってボイラ（Ｂ）へ循環され、圧縮機（Ｃ）で圧縮された冷媒ガス（Ｆｇ）が、熱交換器（７）の放熱側において冷却液化され冷媒液（Ｆｅ）とされ、該冷媒液（Ｆｅ）が膨張弁（Ｖ）で膨張され冷媒ガス（Ｆｇ）となり復水器（Ｙ₁）に導入され、タービン排出蒸気（Ｅｇ）を冷却すると共に自体は加熱され、圧縮機（Ｃ）へ戻される熱サイクル装置。
前記高圧復水（Ｅｅ）はボイラ（Ｂ）へ循環される前に熱交換器（７）の受熱側を通り加熱され、熱交換器（７）の受熱側から外部へ熱出力（Ｕ₂）が供給される請求項９の熱サイクル装置。
請求項９の熱サイクル装置において、前記冷凍機は、更にタービン（Ｓ）、ポンプ（Ｐ₁）、水車（Ｋ）を含み、圧縮機（Ｃ）で圧縮された冷媒ガスが、タービン（Ｓ）を駆動し仕事（Ｗ₁）を出力した後、熱交換器（７）の放熱側を通り冷却され、その後にポンプ（Ｐ₁）により昇圧されて高圧冷媒液とされ、該高圧冷媒液が反動水車（Ｋ）を駆動し仕事（Ｗ₂）を出力すると共に膨張され蒸発し冷媒ガスとされ、該冷媒ガスが、熱交換器（７）の吸熱側及び復水器（Ｙ₁）を通り加熱された後、圧縮機Ｃへ導入される熱サイクル装置。
前記高圧復水（Ｅｅ）はボイラ（Ｂ）へ循環される前に復水器（Ｙ₁）において加熱される請求項１０又は１１の熱サイクル装置。
前記タービン（Ｓ₂）の出力により前記圧縮機（Ｃ）が駆動される請求項１１又は１２の熱サイクル装置。
圧縮機、タービン、熱交換器、ポンプ、及び膨張弁を含む冷凍機と、熱機関を組み合わせた熱サイクル装置であって、圧縮機（Ｃ）で圧縮された冷媒ガス（Ｆｇ）が、タービン（Ｓ）を駆動し仕事（Ｗ₁）を出力した後、熱交換器（７）の放熱側において冷却され、その後にポンプ（Ｐ₁）により昇圧されて高圧冷媒液（Ｆｅ）とされ、該高圧冷媒液が膨張され蒸発され冷媒ガス（Ｆｅ）とされ、熱交換器（８）において熱機関（Ｄ）の廃熱により加熱され、圧縮機（Ｃ）へ戻される熱サイクル装置。
前記圧縮機（Ｃ）は前記熱機関（Ｄ）の出力（Ｗ₃）により駆動される請求項１４の熱サイクル装置。
圧縮機、タービン、熱交換器、ポンプ、及び膨張弁を含む冷凍機と、燃料電池（Ｎ）を組み合わせた熱サイクル装置であって、圧縮機（Ｃ）で圧縮された冷媒ガス（Ｆｇ）が、タービン（Ｓ）を駆動し仕事（Ｗ₁）を出力した後、熱交換器（７）の放熱側において冷却され、その後にポンプ（Ｐ₁）により昇圧されて高圧冷媒液（Ｆｅ）とされ、該高圧冷媒液が膨張され蒸発され冷媒ガス（Ｆｅ）とされ、熱交換器（８）において燃料電池（Ｎ）の廃熱により加熱され、圧縮機（Ｃ）へ戻される熱サイクル装置。