WO2005119016A1

WO2005119016A1 - 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

明細書

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、特殊流体タービン力排出された後、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の高熱源から熱量 Qを受取り、温度 Tの低熱源から熱量 Qを捨て、 h h b b 外部へ仕事 L (熱量換算値とする）を行うとき、

Q =Q +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 h b

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が少なく外部へ与える仕事 Lが大きいこ

h

とが望ましい。従って、

77 =L/Q…（式 2)を熱効率という。上式により Lを書き換えると、 77 = (Q -Q )/Q…（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 h b h

を熱力学的温度 τ° Κ及び Τ° Κで表すと、

h b

77 = (Τ-Τ )/Τ =1-(Τ /Τ )…（式 4)である。

h b h b h

[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、高 b 温物体へ与える熱量 Q、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 h

算値)の間には、

Q =Q +L…（式 5)の関係がある。

h b

[0005] 熱ポンプは、同一仕事量に対して、与える熱量 Qが大きい程、その経済性が高い h

といえる。そこで

ε =Q /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 h

L = Q -Q…（式 7)であるから、

h b

e =Q /(Q -Q ) "- (式 8)である。低熱源の絶対温度を T ° Κ、高熱源の絶対温 h h b b

度を T。 Κ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 h

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 =丁/(丁ー丁 '（式9)でぁる。逆カルノーサイクルは、 2つの等温変化及び 2つ b h b

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、従来の冷凍衡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に熱 Qを与えて凝縮された後、膨張弁 V

1 h

で膨張され、温度低下すると共に熱交換器 8で流体 Z力熱 Qを吸収して流体 Zを

2 b 2 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 )、凝縮器 7の出口で、 38

3

。 C(T )、蒸発器 V出口で、—10° C(T )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 =Τ / (Τ -Τ )

1 2 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、熱ポンプの成績係数 ε は、冷凍機成 h

績係数 + 1であるから、

ε = 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 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 Y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

1

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の廃熱

1

Q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

2

で、

W=Q -Q…（式 12)であり、タービン Sの熱効率 7] は、

1 2 S

77 = (Q -Q ) /Q…（式 13)である。ここで、 Qは、タービン入口側の作動流体の

S 1 2 1 1

保有熱量であり、 Q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から

2 1 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 77 、即ち、熱サイクル装置の作動流体の入熱量（

0

保有熱量) Qに対するタービン Sで発生される仕事 Wの割合 77 は、

1 0

77 =W/Q…（式 14)、この Wを式 12の W=Q -Qで置換すると、

0 1 1 2

77 = (Q _Q ) /Q…（式 16)であり、これは、前記 77 と同じであるから、

0 1 2 1 S

7] = η …（式 17)ということができる。

0 S

[0009] 図 2の熱サイクル装置において、復水器 Υの廃熱 Qの一部又は全部 Qを給水予

1 2 3 熱器 Υによりボイラ入口の復水へ移動させる、即ち、

2

0≤Q≤Q…（式 18)とすると共に、ボイラの入熱量を復水器 Yから移動される熱量

3 2 1

Qと同じだけ減少させると、ボイラの入熱量は、 Q -Qとなる。タービン S入口の蒸気

3 1 3

Fgの保有する熱量は、

ボイラの入熱量（Q -Q ) + (Yによる移動熱量 Q ) = Q…（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であると考えることができるから、タービン Sで発

2

生される動力 w (熱量換算値)は、

W=Q -Q…（式 20)となる。それ故、タービン Sの熱効率 η は、

1 2 S

η = (Q -Q ) /Q…（式 21)であり、復水器 Yの廃熱 Qを利用しない場合と同じで

S 1 2 1 1 2

ある。

発明の開示

発明が解決しょうとする課題

[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。

[0011] 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 Q /Qを大きくし、

3 1

77 = 77 / ( 1-Q /Q )…（式 32)において、 77 = 1 · · · (式 27)を実現する力、又は 77

S 3 1

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の廃熱 Qの一部又は全部 Qを給水予

1 2 3 熱器 Y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から

2 1 移動される熱量 Qと同じだけ減少させる、即ち（Q _Q )とする場合、図 2の熱サイク

3 1 3

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-Q…（式 22)であり、熱サイクル装置の入熱量が（Q -Q )であるから、

1 2 1 3

77 =W/(Q -Q ) = (Q -Q )/(Q _Q )…（式 23)である。

1 3 1 2 1 3

[0013] 図 2の熱サイクル装置において、復水器 Yの廃熱 Qを全く利用しない、即ち、

1 2

Q =0の場合は、上述式 23は、

3

77 = (Q -Q )/Q…（式 24)となる。

1 2 1

0≤Q≤Q…（式 18)の場合は、

3 2

77 =(Q-Q )/(Q -Q )…（式 25)である。式 25の場合、分母が一 Qだけ小さい分

1 2 1 3 3

だけ 77の値は、大きくなる。また、復水器の廃熱の全部 Qをポンプ Pの前又は後の復

2

水へ移動させる場合は、 Q =Q…（式 26)であるから、

2 3

η =1…（式 27)となる。

[0014] 図 2の熱サイクル装置において、 0≤Q≤Q…（式 18)の場合の熱サイクル装置の

3 2

熱効率は、上記の通り、

= (Q -Q )/(Q _Q )…（式 28)であり、分母及び分子を Qで割ると、

1 2 1 3 1

η =[(Q -Q )/Q ]/[(Q-Q )ZQ ]…（式 29)となる。これを変形すると、

1 2 1 1 3 1

? =[(Q-Q )/Q ]/[l-(Q

1 2 1 3 ZQ )]…（式 30)であり、これに

1

η =(Q_Q 2 )ZQ…（式 21)を揷入すると、

S 1 1

η = η /(1-Q /Q )…（式 32)となる。本発明は、廃熱等の利用価値の低い熱を

S 3 1

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の廃熱 Qを全部利用する場合、式 27に

1 2

より 77 =1である。 [0015] 上記式 32からわ力るように、タービン Sの熱効率 r? 、及びポンプ Pの前又は後の復 s

水へ復水器 Yの廃熱から移動させる熱量 Qが決まれば、熱サイクル装置の熱効率

2 3

77が決まる。 Qが大きくなり Qに近づくに伴い、式 30の分母の（1_Q /Q )は小さく

3 1 3 1 なる力ら、 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 /Q

3 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 )を出力した後、第 1の熱交換器（7)の放熱側を

1

通り冷却され、その後にポンプ (Ρ)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 (κ)を駆動し仕事 (w )を出力すると共に膨張され、一部が蒸発す

2

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 (Κ)の仕事 (W )とポンプ (Ρ)の消費動力（L )がほぼ相殺する

2 2

大きさであり、圧縮機の駆動モータ（Μ )、タービン発電機 (G )、ポンプ駆動モータ（

1 1

Μ )、水車駆動発電機 (G )が電気的に結合される（図 3、図 5)。また第 2の熱交換器

2 2

(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 (Κ)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 (Ρ)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 をタービンの熱効率、 Qをタ s 1 一ビン入口側の作動流体へ伝達される入熱量、 Qをタービン出口側の作動流体よりの出熱量、 Q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（

3

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 -Q ) / (Q _Q )…（式 28)

1 2 1 3

= η /[1-Q /Q ]…（式 32)であり、

s 3 1

Q = (1-0. 1) Qである。 Qが大きくなればなるほど式 28又は式 32において分母

3 2 3

が大きくなり、熱サイクル装置の熱効率 77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 )を出力した後、第 1の熱交換器（7)の放熱側を

1

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 )を出力すると共に蒸発器 (R)で膨

2

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)で発生された蒸気力タービン (S

2

)を駆動し仕事 (W )を出力した後、復水器 (Y )の放熱側を通り冷却され、その後に

3 1

ポンプ )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 )の受熱

2 1 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 )の放熱側を通り冷

1

却された蒸気がポンプ (p )に吸入される前に更に外部冷却流体 (u)により冷却され

2

、外部へ熱出力（Q )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

4 η = η Q /Q )…（式 32)が成立つ。

s 3 1

[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（Β)で発生された蒸気 (Eg)がタービン（S )を駆動した後、復水器 (Y )で冷却され、ポンプ (P )で昇圧されて高圧

2 1 2 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)の放熱側にぉレ、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 )に導入され、タービン力排出さ

1

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 )を供給する（図 9)。

2

[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 )、及び水車 (K)を含み、圧縮機 (C)で圧縮され

1

た冷媒ガスが、タービン (S)を駆動し仕事 (W )を出力した後、熱交換器（7)の放熱

1

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冷媒液とされ、この高

1

圧冷媒液が反動水車 (κ)を駆動し仕事 (w )を出力すると共に膨張され蒸発し冷媒

2

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 )を通り加熱され

1

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 )において加熱される（図 10)。

1

[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 (W )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

1

ンプ (P )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

1

駆動し仕事 (W )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（

2

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 )又は燃料電池により駆動される（図 12、

3

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。

図面の簡単な説明

[0027] [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

[0028] 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、 77 ：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、 G：発電機、 J：冷凍機、 K :水車、 L、 L：仕事 (入力）、 N :燃料電池、 M、

1 2 1 2 1

M ：モータ、 P :ポンプ、 Q、 Q、 Q、 Q：熱量、 S、 S：タービン、 V：膨張弁、 W、 W

2 1 2 3 4 1 2 1 2

、 W：仕事（出力）、 7、 8 :熱交換器、 Y：復水器、 Y：給水予熱器。

3 1 2

発明を実施するための最良の形態

[0029] 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を出力し

1 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を増大さ

1 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 κを駆動し仕事 wを出力すると共に、膨張弁の作用を行う反動水車 κのノズノレにより膨張され

2

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）におレ、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。

[0030] 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 Qは、反動水車 Kの下流の作動流体に移動 (熱ク

1

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力 S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ぐポンプ 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、熱交換器 8に

3

おける外部からの吸熱量を Qとすると、熱サイクル装置の出力（タービン Sの出力）は

4

(L +Q )…（式 33)となる。熱量 Qは、タービン S出口側の作動流体から圧縮機 C入

1 4 3

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において一 10° C (T )の冷媒蒸気により、 0° C (T )に冷却され、その後、圧力が 4

2 4

.39kgf/cm²absから 15.04kgf/cm²absまでポンプ Pで昇圧され液化される。 Tは

4

、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 Qの熱を受け一 10° C (T )となる。タービン S入口温度は、 110° C (T )、凝縮器冷媒温度が 0° C (T )である

3 4 力、カルノーサイクル上のタービン効率 7] は、

S

77 = (τ -τ ) /τ

S 3 4 3

= (110—0) 7 (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を 1単位投入した (L = 1)場合のタービン出力 W、熱交換

1 1 1 器 6出口における熱クロス Q、熱交換器 8における外部からの取入れ熱量 Qを表示

3 4 する。熱ポンプの成績係数 ε は、冷凍機成績係数 + 1であるから、

h

ε = 5.4 + 1 = 6.4…（式 35)である。タービン Sの出力 Wは、

h 1

W = ε Χ η =6.4 X 0.28 1.7…（式 36)である。熱交換器 7出口における熱クロ

1 h S

ス量 Qは、

3

Q = 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は

3 4

Q =冷凍機の成績係数一 Q…（式 38)であるから、

4 3

Q = 5.4— 4.7 = 0.7· · · (式 39)である。

4

[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の熱サイクノレ装置は、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の復水器 Yの廃熱を利用する。図 6の熱サイクル装

2 1

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の出力

2

W力 ¾000KW (熱効率 0.3)、タービン Sの廃熱（復水器廃熱）が 7000KWである。

3 2

復水器 Yで蒸気 Egから冷媒 Fgへ移動される熱量が 7000KWである。

1

[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

1

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= 100 00KW、タービン Sの仕事 W = 17000KW、熱交換器 7における熱クロス Q =4700

1 3

OKWである。ポンプ Pの消費動力 Lは 45KW、水車 Kの発生動力 Wは 45KWであ

1 2 2

る。この 45KWは、 10000KWに対して小さぐ省いても問題はなレ、。 [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の熱サイクノレ装置は、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

1

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を得るものである。図 7の熱サイクル装置において、ター

1

ビン Sのカルノーサイクル上の熱効率？ 7 は、

s

7] = (110— 38) /273.15 + 110 0.18…（式 40)

s

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は、

1

W = ( ε + 1) X η 1.1…（式 42)

1 s

ポンプ Ρの昇圧動力 Lは、圧縮機の動力 Lとの比が 0.4%であるとして、 0.004であ

2 1

る。ポンプ Ρの昇圧動力 L =0.004· · · (式 43)より、タービン Sで得られる仕事 W = 1.

2 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の熱サイクノレ装置は、ボイラ8、タービン S、復水器 Υを含む熱機関 Αにおいて、復水器 Yにおい

2 1 1 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から外部へ熱出力 Uを供給する構成を有する。

1

[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の熱サイクノレ装置は、熱機関 Aに熱ポンプ (冷凍衡）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がタ一ビン Sを駆動した後、復水器 Yで冷却され、ポンプ Pで昇圧されて復水 Eeとなる。

2 1 2

復水 Eeは、冷凍衡の熱交換器 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を発生し、

2 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。

[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、カルノーサイクノレ上の熱効率は、

η = (400-60) / (400 + 273.15) 0.505…（式 45)である。他方、蒸気温度を 4 00° 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？ 7は、

7] 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 10 0° 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 Z (1_Q /Q )…（式 32)、即ち、

S 3 1

η / η = 1Z (1_Q /Q )…（式 49)に基づくと、熱効率が

S 3 1

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 7] は、 η = (400-10) / (400 + 273.15) =0. 579…（式 51)であり、上記熱効率上昇割 s

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 (冷凍衡）を組合せ、冷凍衡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を駆動した後、復水器 Yで冷却され、ポンプ Pで昇圧されて復水 Eeとなる。復

2 1 2

水 Eeは、復水器 Y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。

1

図 10の熱サイクル装置の冷凍衡において、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

1 昇圧され冷媒液 Feとなる。

[0045] ポンプ!³力吐出された高圧冷媒液 Feは、反動水車 Kを駆動し仕事 Wを出力する

1 2 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 Yで加熱さ

1 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は、圧縮機 Cを

2

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、オーツトーサイクル、ディーゼルサイクル、サバテサイクル、スターリングサイタル等の熱機関 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 1 2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。

[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を出力する

2 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 12の熱サイクル装置は、図 12と同じく、オーツトーサイクル、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、オーツトーサイクル、ディーゼルサイクル、サバテサイクル、又はスタ一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）におレ、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。

Claims

請求の範囲

[1] 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 (W )を出力した後、第 1の

1

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 (W )を出力すると共に膨

2

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。

[2] 前記反動水車 (K)の仕事 (W )とポンプ (P)の消費動力（L )がほぼ相殺する大きさ

2 2

であり、圧縮機の駆動モータ（M )、タービン発電機 (G )、ポンプ駆動モータ（M )、

1 1 2 水車駆動発電機 (G )が電気的に結合される請求項 1の熱サイクル装置。

2

[3] 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 (W )を出力した後、第 1の

1

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。

[4] 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。

[5] 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 (W )を出力した後、第 1の

1

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 (W )を出力すると共に蒸

2

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。

[6] 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 (S )を駆動し仕事 (W )を出力し、タービン排出蒸気が

2 3

復水器 (Y )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、該高圧作動液が復水器 (Y )の受熱側を通り加熱され、ボイラ (B)へ戻さ

1

れる熱サイクル装置。

[7] 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 をタービンの熱効率、 Qをタービン入口側の作動流体の保有熱量、 Qをタービン出口側の作

1 2 動流体よりの出熱量、 Q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

3

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、

? = (Q -Q ) / (Q -Q ) = 77 Q /Q ]であり、

1 2 1 3 s 3 1

Q = (1-0. 1) Qである熱サイクル装置。

3 2

[8] 前記復水器 (Y )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

1

を冷却する請求項 6の熱サイクル装置。

[9] 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 (S )を駆動した後、復水器 (Y )で冷却され、ポンプ (P )で昇圧

2 1 2 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 (Y )に導入され、

1

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。

[10] 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)の受熱側を通りカロ熱され、熱交換器（7)の受熱側から外部へ熱出力（U )が供給される請求項 9の熱サ

2

イタル装置。

[11] 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 (P

1

)、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 )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 1 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 (κ)を駆動し仕事（

W )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)

2

の吸熱側及び復水器 (Y )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。

[12] 前記高圧復水（Ee)はボイラ（B)へ循環される前に復水器 (Y )において加熱される

1

請求項 10又は 11の熱サイクル装置。

[13] 前記タービン（S )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

2

サイクル装置。

[14] 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 (W )を出力した後、熱交換器（7)の放熱側において冷却され

1

、その後にポンプ (P )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

1

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。

[15] 前記圧縮機 (C)は前記熱機関 (D)の出力 (W )により駆動される請求項 14の熱サ

3

イタル装置。

[16] 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 (W )を出力した後、熱交換器（7)の放熱側において冷却

1

され、その後にポンプ (P )により昇圧されて高圧冷媒液 (Fe)とされ、該高圧冷媒液

1

が膨張され蒸発され冷媒ガス (Fe)とされ、熱交換器 (8)におレ、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。