(57)【要約】【課題】暖房時においても冷房時においても、圧縮機の仕事を減らして空調機全体の効率を向上すると共に、暖房時においても室内機の能力を向上することが出来る様な空調装置の提供。【解決手段】内燃機関（例えばガスエンジン１）により駆動される圧縮機（主圧縮機２）を有する空調装置（圧縮式の冷暖房装置）の冷媒ラインを凝縮器（３）と膨張手段（例えば膨張弁４）との間の領域で分岐（Ｂ）し、分岐された冷媒ラインは、液相冷媒搬送装置（冷媒用ポンプ６）、排熱回収手段（例えば、排熱回収器或いは排熱回収用熱交換器７）、膨張機（タービン９）を介して、圧縮機（主圧縮機２）と凝縮器（３）との間の領域の冷媒ラインと合流（Ｇ）しており、圧縮機（主圧縮機２）と凝縮器（３）との間の領域の冷媒ラインに第２の圧縮機（補助圧縮機８）が介装されており、前記膨張機（タービン９）の機械的出力が第２の圧縮機（補助圧縮機８）の駆動源となる様に構成されている。【選択図】　図１
2004012110.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
内燃機関により駆動される圧縮機を有する空調装置の冷媒ラインを凝縮器と膨張手段との間の領域で分岐し、分岐された冷媒ラインは、液相冷媒搬送装置、排熱回収手段、膨張機を介して、圧縮機と凝縮器との間の領域の冷媒ラインと合流しており、圧縮機と凝縮器との間の領域の冷媒ラインに第２の圧縮機が介装されており、前記膨張機の機械的出力が第２の圧縮機の駆動源となる様に構成されていることを特徴とする空調装置。
【請求項２】
前記膨張機の出力軸が第２の圧縮機の入力軸に直結されている請求項１の空調装置。
【請求項３】
前記排熱回収手段は、高温排熱回収手段及び低温排熱回収手段を含み、高温排熱回収手段は高温熱媒体が流過する高温排熱供給ラインを介して前記内燃機関の高温排熱源と熱的に連通しており、低温排熱回収手段は低温熱媒体が流過する低温排熱供給ラインを介して前記内燃機関の低温排熱源と熱的に連通している請求項１、２の何れかの空調装置。
【請求項４】
高圧の気相冷媒から潤滑用オイルを分離するオイルセパレータを第２の圧縮機の下流側に設け、該オイルセパレータで高圧気相冷媒から分離された潤滑用オイルは、第１の潤滑用オイル供給ラインを介して圧縮機の吸入側に供給されると共に、第２の潤滑用オイル供給ラインを介して液相冷媒搬送装置の吸入側に供給される様に構成されている請求項１〜３の何れか１項の空調装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、家屋その他の建造物の室内を冷暖房する空調装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
ガスヒートポンプ式の圧縮空調装置は、電気式の圧縮空調装置におけるモータに代えて、ガスエンジンを使用している。
電気式のエアコンは、暖房時に外気温が下がると、室外機に霜がつくこと等によって性能が低下する。
これに対して、ガスヒートポンプ式の空調装置は、ガスエンジンの排熱を利用して、室外機を除霜しており、霜による性能の低下は回避される。
【０００３】
以下、図７を参照して、従来技術を説明する。
【０００４】
ガスヒートポンプ式の空気調和装置について、従来の構成を図７に示した。
ガスヒートポンプ式の空気調和装置は、室外機ユニットＵ２と、該室外機ユニットＵ１が共用するように設けられた複数の室内機ユニットＵ１と、これらを連結させる際に用いられるヘッダ４Ｃとこれらを連結させる冷媒管路Ｌ１、Ｌ２とを有している。
【０００５】
先ず、室内機ユニットＵ１について説明する。
室内機ユニットＵ１は、その内部に配設された冷媒管路Ｌ１が第１入出点Ｐ１１および第２入出点Ｐ１２から機外に延出されるようになっており、室内機ユニットＵ１におけるこれらの第１入出点Ｐ１１および第２入出点Ｐ１２間の冷媒回路Ｌ１上には、第２入出点Ｐ１２側に室内側熱交換器５Ｃが、第１入出点Ｐ１１側に、互いに並列接続される膨張弁Ｖ１１および、一方弁Ｖ１２が設けられている。
【０００６】
冷媒管路Ｌ１は、室内機ユニットＵ１の第１入出点Ｐ１１および第２入出点Ｐ１２から出てヘッダ４Ｃに連結されている。ここで、一方弁Ｖ１２は、室内機ユニットＵ１内における第２入出点Ｐ１２から第１入出点Ｐ１１への冷媒の移動を許容する一方、該室内機ユニットＵ１内における第１入出点Ｐ１１側から第２入出点Ｐ１２側への冷媒の移動を禁止する。
また、各室内機ユニットＵ１には、空気を室内側熱交換器５Ｃを通過させて室内に吹出させるためのファン６Ｃが付設されている。
【０００７】
次に、ヘッダ４Ｃについて説明する。
ヘッダ４Ｃは、すべての室内機ユニットＵ１の第１入出点Ｐ１１側の冷媒管路Ｌ１をその内部において一つにして、第一中間点Ｐ４１から室外機ユニットＵ２の第１入出点Ｐ２１に連結させる一方、第２中間点Ｐ４２に室外機ユニットＵ２の第２入出点Ｐ２２から導入される冷媒管路Ｌ２をその内部において分岐させてすべての室内機ユニットＵ１の室内熱交換器５側の第２入出点Ｐ１２に連結させる。
【０００８】
次に室外機ユニットＵ２について説明する。
室外機ユニットＵ２内の冷媒管路Ｌ２には、第１入出点Ｐ２１側から順に、レシーバ７Ｃと、互いに並列接続される膨張弁Ｖ２１および一方弁Ｖ２２と、一対の互いに並列接続される室外側熱交換器８Ｃ、８Ｃと、四方弁３Ｃとが配置されている。この四方弁３Ｃは、さらに第２入出点Ｐ２２に連結されており、他方で、エンジンで１駆動される圧縮機に２も連結されている。
【０００９】
四方弁３Ｃは、暖房運転時においては、圧縮機２の吐出口２ａを第２入出点Ｐ２２に連結させるとともに、圧縮機２の吸入口２ｂを室外側熱交換器８Ｃに連通させるように、他方、冷房運転時においては、圧縮機２の吐出口２ａを室外側熱交換器８Ｃに連通させるとともに、圧縮機２の吸入口２ｂを第２入出点Ｐ２２に連通させるように切り替えられる。圧縮機２の吸入口２ｂと四方弁３Ｃとの間にはアキュムレータ１５Ｃが設けられている。
【００１０】
なお、排熱回収器１２Ｃでは、エンジン１の冷却用に設けられたラジエータ９Ｃとともに、エンジン１の冷却水管路ＬＷに接続させられており、該冷却水管路ＬＷには、さらに、エンジン１の排気ガス排出系統からの排熱を回収する排ガス熱交換器１３Ｃと、冷却水を循環させるためのポンプ１６Ｃが設けられている。
【００１１】
ここで、ラジエータ９Ｃは、室外熱交換器８Ｃの内側に付設されており、ラジエータ９Ｃ内側には、室外側熱交換器８Ｃおよびラジエータ９Ｃに空気を流通させるためのファン１０Ｃが設けられている。
【００１２】
次に、上記空気調和装置の作動について説明する。
暖房運転時において、図７に実線矢印で示すように、室外機ユニットＵ２内の圧縮機２で圧縮されて高温・高圧とされたガス冷媒は、四方弁３Ｃを介して第２入出点Ｐ２２から室外機ユニットＵ２外のヘッダ４Ｃの第２中間点Ｐ４２に向け送り出され、該ヘッダ４Ｃで分岐されて、室内機ユニットＵ１の室内側熱交換器５Ｃに第２入出点Ｐ１２を介して導入され該室内側熱交換器５Ｃにより液化される。これにより、室内側熱交換器５Ｃからは熱が放出され室内が暖房されることになる。
【００１３】
室内側熱交換器５Ｃで液化された高温・高圧の液冷媒は、室内機ユニットＵ１の一方弁Ｖ１２Ｃを介して、室内機ユニットＵ１の第１入出点Ｐ１１から外のヘッダ４Ｃに向けて送り出され、該ヘッダ４Ｃ内で他の室内機ユニットＵ１から同様に送り出される液冷媒と合流し、ヘッダ４Ｃの第１中間点Ｐ４１から、室外機ユニットＵ２の第１入出点Ｐ２１に導入され、レシーバ７Ｃを通り、第１接続点ＪＰ２１から膨張弁Ｖ２１に送られ、該膨張弁Ｖ２１で低温・低圧の液冷媒とされた後、一対の室外側熱交換器８Ｃでガス化される。このとき、室外側熱交換器８Ｃは吸熱を行う。
【００１４】
室外側熱交換器８Ｃ、８Ｃでガス化された低温・低圧のガス冷媒は四方弁３Ｃ、アキュムレータ１５Ｃを介して圧縮機２の吸引口２ｂに導入され、該圧縮機２で圧縮されて、高温・高圧のガス冷媒とされて、再び、四方弁３Ｃを介して第２入出点Ｐ２２から室外機ユニットＵ２外のヘッダ４Ｃに送り出され、該ヘッダ４Ｃを介して室内機ユニットＵ１の室内側熱交換器５Ｃに送り込まれる。
【００１５】
ここで、冷媒の低圧側で空気（外気）から吸熱するのと同時に、排熱回収器１２Ｃによりエンジン１の排熱も回収することにより、この排熱回収による冷媒の低圧上昇で理論ＣＯＰを向上させることができる。
なお、理論ＣＯＰとは、圧縮機の効率を１００パーセントとした理論値であり、（理論ＣＯＰ）＝（暖房能力）／（圧縮機動力）の式で表される。
【００１６】
冷房運転時には、図７に破線矢印で示すように、室外機ユニットＵ２内の圧縮機２で圧縮されて、高温・高圧とされたガス冷媒は、四方弁３Ｃで室外機ユニットＵ２内の一対の室外側熱交換器８Ｃに送られ、該一対の室外側熱交換器８Ｃで液化される。これにより、室外側熱交換器８Ｃからは熱が放出されることになる。
【００１７】
そして、室外側熱交換器８Ｃで液化された高温・高圧の液冷媒が、室外機ユニットＵ２内において一方弁Ｖ２２を介して、第１接続点ＪＰ２１に送られ、分岐流路開閉弁１４Ｃおよび一方弁Ｖ２２が閉じられていることから、全てレシーバ７Ｃおよび第１入出点Ｐ２１を介して室外機ユニットＵ２外のヘッダ４Ｃの第１中間点Ｐ４１に向け送り出され、該ヘッダ４Ｃ内で分流されて、各室内機ユニットＵ１に導入される。
【００１８】
室内機ユニットＵ１に導入された高温・高圧の液冷媒は、膨張弁Ｖ１１で低温・低圧の液冷媒とされた後、室内側熱交換器５Ｃでガス化される。このとき、室内側熱交換器５Ｃは吸熱を行うことにより、その結果、ファン６Ｃが室内に冷風を送り出す。
【００１９】
このように室内側熱交換器５Ｃでガス化された低温・低圧のガス冷媒が、室内機ユニットＵ１外のヘッダ４Ｃに導入され、該ヘッダ４Ｃ内で、他の室内機ユニットＵ１から同様に送り出されるガス冷媒と合流し、ヘッダ４Ｃの第２中間点Ｐ４２から、室外機ユニットＵ２の第２入出点Ｐ２２に導入され、該室外機ユニットＵ２内で、四方弁３Ｃ、アキュムレータ１５Ｃを介して圧縮機２の吸引口２ｂに導入され、該圧縮機２で圧縮されて、高温・高圧のガス冷媒とされて、再び、四方弁３Ｃを介して室外側熱交換器８へ送り込まれる。
【００２０】
ここで、蒸発器（室外側熱交換器８Ｃ）の圧力はなるべく下げたくない。
しかし、外気から熱を奪うためには、電気式ヒートポンプにおいては、冷媒温度を空気より下げなければならない。そして、外気温が低下すると、低圧側冷媒と外気との温度差が減少し、熱交換量が減少して効率が低下する、という問題がある。
【００２１】
一方、ＧＨＰ式の空調機は蒸発機をエンジン排熱で一部加熱して除霜しており、この排熱の分だけ、熱交換量が少なくなり暖房効率が悪くなる。
【００２２】
さらに、ＧＨＰ式の空調機は冷房時において、ガスエンジン排熱は廃棄されるのみで、全く利用されていない。
【００２３】
【発明が解決しようとする課題】
本発明は上述した従来技術の問題点に鑑みて提案されたものであり、暖房時においても冷房時においても、圧縮機の仕事を減らして空調機全体の効率を向上すると共に、暖房時においても室内機の能力を向上することが出来る様な空調装置の提供を目的としている。
【００２４】
【課題を解決するための手段】
本発明の空調装置は、内燃機関（例えばガスエンジン１）により駆動される圧縮機（主圧縮機２）を有する空調装置（圧縮式の冷暖房装置）の冷媒ラインを凝縮器（３）と膨張手段（例えば膨張弁４）との間の領域で分岐（Ｂ）し、分岐された冷媒ラインは、液相冷媒搬送装置（冷媒用ポンプ６）、排熱回収手段（例えば、排熱回収器或いは排熱回収用熱交換器７）、膨張機（タービン９）を介して、圧縮機（主圧縮機２）と凝縮器（３）との間の領域の冷媒ラインと合流（Ｇ）しており、圧縮機（主圧縮機２）と凝縮器（３）との間の領域の冷媒ラインに第２の圧縮機（補助圧縮機８）が介装されており、前記膨張機（タービン９）の機械的出力が第２の圧縮機（補助圧縮機８）の駆動源となる様に構成されている（請求項１：図１）。
【００２５】
係る構成を具備する本発明の圧縮空調装置によれば、凝縮器（３）と膨張弁（４）との間の領域で分岐（Ｂ）して、圧縮機（主圧縮機２）と凝縮器（３）との間の領域の冷媒ラインと合流（Ｇ）する前記冷媒ラインは、液相冷媒搬送装置（冷媒用ポンプ６）、排熱回収手段（例えば、排熱回収器或いは排熱回収用熱交換器７）、膨張機（タービン９）を介装することにより、（排熱回収器７を用いて）エンジン冷却水（１３）を熱源とし、圧縮空調装置（ガスエンジンヒートポンプ）と同じ冷媒を使用するランキンサイクルを構成する。
そして、係るランキンサイクルの膨張機（９）で発生する動力を用いて、主圧縮機（２）下流に設けた補助圧縮機（８）を駆動し、それによって主圧縮機（２）の動力を低減出来る。
【００２６】
また、本発明によれば、ランキンサイクルの凝縮器と冷凍サイクルの凝縮器を共有化することが出来るので、システム全体を簡略化することが出来る。
さらに、暖房時にランキンサイクルの排熱も室内に供給することができるので、暖房能力、効率が大幅に向上する。
【００２７】
本発明の実施に際して、前記膨張機（タービン９）の出力軸が第２の圧縮機（補助圧縮機８）の入力軸に直結されていることが好ましい（請求項２：図１）。換言すれば、第２の圧縮機（補助圧縮機８）と膨張機（タービン９）とを同軸駆動とすることが好ましい。
【００２８】
本発明において、前記膨張機（タービン９）の機械的出力を第２の圧縮機（補助圧縮機８）の駆動源とするに際しては、各種の動力伝達機構（歯車伝達機構、巻き掛け伝達機構、リンク機構、その他の回転伝達機構）を採用することが出来る。
ここで、前記膨張機（タービン９）の出力軸を第２の圧縮機（補助圧縮機８）の入力軸に直結すれば、当該機械的出力を伝達する機構を構成する部品するが最小となり、その結果、空調装置全体の部品点数を軽減することが可能となる。
【００２９】
本発明において、前記排熱回収手段（例えば、排熱回収器或いは排熱回収用熱交換器７）は、高温排熱回収手段（７Ａ）及び低温排熱回収手段（７Ｂ）を含み、高温排熱回収手段（７Ａ）は高温熱媒体が流過する高温排熱供給ライン（１３Ａ）を介して前記内燃機関（１）の高温排熱源（例えば、内燃機関の排気ガス）と熱的に連通しており、低温排熱回収手段（７Ｂ）は低温熱媒体が流過する低温排熱供給ライン（１３Ｂ）を介して前記内燃機関の低温排熱源（例えば、内燃機関の冷却水）と熱的に連通しているのが好ましい（請求項３：図４、図５）。
【００３０】
係る構成を採用すれば、冷媒液ポンプ（６）の下流に設置する排熱回収熱交換器（７Ｂ、７Ａ）を、エンジン内部の冷却に使用する熱媒体（１３Ｂ）、エンジン排気ガスの冷却系統に使用する熱媒体（１３Ａ）の順に設置することにより、内燃機関（ガスエンジン１）の冷却水も排気ガスも一緒にして排熱回収手段（例えば、排熱回収器或いは排熱回収用熱交換器）へ供給した場合に比較して、より高温の冷媒ガスを取り出すことが可能となる。
また、膨張機（９）から取り出す仕事量を増加させ、主圧縮機（２）に必要な仕事量を低減出来る。
【００３１】
本発明の実施に際して、高圧の気相冷媒から潤滑用オイルを分離するオイルセパレータ（１４）を第２の圧縮機（補助圧縮機８）の下流側に設け、該オイルセパレータ（１４）で高圧気相冷媒から分離された潤滑用オイルは、第１の潤滑用オイル供給ライン（１５）を介して圧縮機（主圧縮機２）の吸入側（主圧縮機２と蒸発器５との間の領域）に供給されると共に、第２の潤滑用オイル供給ライン（１５Ｌ）を介して液相冷媒搬送装置（冷媒用ポンプ６）の吸入側に供給されるのが好ましい（請求項４：図６）。
【００３２】
係る構成を具備する本発明によれば、オイルセパレータ（１４）で分離された潤滑用オイルは、蒸発器（５）と主圧縮機（２）吸入口の間の領域へ供給され、主圧縮機（２）および補助圧縮機（８）の潤滑油として作用する。一方、オイルセパレータ（１４）で分離された潤滑用オイルは、液相冷媒搬送装置（ポンプ６）の吸込側に供給されて、液相冷媒と混合されるが、排熱回収手段（７）を通過する際に液相冷媒がガス化されて、冷媒から完全に分離され、膨張機（９）の潤滑油として作用する。
その結果、最も圧力が高い膨張機（９）に直接潤滑用オイルのみを供給し、高圧気相冷媒が逆流してオイルセパレータ（１４）側に流入する恐れは無い。
【００３３】
【発明の実施の形態】
以下、添付図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。
【００３４】
図１を参照して、第１実施形態を説明する。
図１において、ガスエンジン１により駆動される主圧縮機２を有する空調装置（圧縮式の冷暖房装置）の冷媒管路（請求項１では冷媒ライン：以降、冷媒ラインを冷媒管路と言う）１２は凝縮器３と膨張弁（請求項１では膨張手段：以降、膨張手段を膨張弁と言う）４との間の領域の分岐点Ｂで分岐している。
【００３５】
分岐した冷媒管路１２は、冷媒用ポンプ（請求項１では液相冷媒搬送装置：以降、液相冷媒搬送装置を冷媒用ポンプと言う）６、排熱回収器（請求項１では排熱回収手段：以降、排熱回収手段を排熱回収器と言う）７、タービン（請求項１では膨張機：以降、膨張機をタービンと言う）９を介して、主圧縮機（請求項１では圧縮機：以降、圧縮機を主圧縮機と言う）２と凝縮器３との間の領域の合流点Ｇで前記冷媒管路１２と合流している。
尚、冷媒管路１２は、液相で流下するライン（１２Ｌ）を実線で、気相で流下するライン（１２Ｇ）を点線で示している。
【００３６】
又、前記冷媒管路１２の前記膨張弁４と主圧縮機２の間の領域には、室内機である蒸発器５が介装されており、該蒸発器５を冷媒が通過する際に気化して、その時の気化熱によって室内は冷房される。
【００３７】
前記主圧縮機２と前記凝縮器３との間の領域の冷媒管路１２には、補助圧縮機（請求項１では第２の圧縮機：以降、第２の圧縮機を補助圧縮機と言う）８が介装されており、前記タービン９の機械的出力が補助圧縮機８の駆動源となる様に構成されている。
【００３８】
そして、前記補助圧縮機８をランキンサイクル（タービン９を使って動力を取り出すサイクル）１０で駆動する。
また、ガスエンジン１の排熱は排熱回収ライン１３を介して排熱回収器７に供給して（排熱回収器７で利用して）、冷媒蒸気を発生するように構成されている。
【００３９】
係る冷媒蒸気によりタービン９で動力を発生し、発生した動力によって補助圧縮機８を駆動する。
したがって、主圧縮機２の負担を軽減すると共に、ガスエンジン１の排熱を有効利用出来る。
【００４０】
また、加熱時には、ランキンサイクルの加熱源であるガスエンジン排熱を室内に供給する回路（図１では図示されていない）を設ければ、加熱時においてはガスエンジン排熱により、室内を加熱することも可能である。
【００４１】
さらに、補助圧縮機８の入力軸８Ｉと、タービン９の出力軸９Ｏとを直結することにより、部品点数を軽減出来る。
【００４２】
次に図２を参照して、第２実施形態を説明する。
図１の第１実施形態では、補助圧縮機８と膨張機（タービン）９の混合したガス冷媒が凝縮器３へ送入されるため、凝縮器３には定常運転時に圧力・温度ともに安定したガス冷媒を送ることが出来ない。
【００４３】
一方、図２の第２実施形態では、排熱回収器７から出たガス冷媒は、膨張機（タービン）９で減圧・冷却された後、主圧縮機２の吐出側からのガス冷媒と合流しており、図１の第１実施形態のように、補助圧縮機８後の冷媒と膨張機（タービン）９後の冷媒が合流した場合と比較して低温・低圧のガス冷媒を補助圧縮機８で加熱・加圧し、室内器熱交換器（蒸発器）５へ安定して、高圧・高温のガスを供給することが可能となる。
【００４４】
次に図３を参照して、第３実施形態を説明する。
図１の第１実施形態、図２の第２実施形態では、補助圧縮機８が主圧縮機２の下流側（冷媒が流れて行く側）に配置してある。
これに対して、図３の第３実施形態では、補助圧縮機８は主圧縮機２の上流側（冷媒が流れて来る側）に配置した実施例で、例えば、蒸発器５と主圧縮機２との間の領域（蒸発器５の下流側の領域）に設けてもよい。
【００４５】
蒸発器５の後に設けることにより、主圧縮機２に吸入される低圧のガス部分を加圧・加熱できる。
その結果、室内機（蒸発器）５の能力を一定に保ちつつ、主圧縮機２の圧縮比を低く抑えることが可能である。そして、冷房・暖房運転時の能力を向上することが可能となる。
【００４６】
次に図４及び図５を参照して、第４実施形態を説明する。
図４及び図５の第４実施形態は、ガスエンジンの排熱を、排気ガスの系統（高温熱媒体管路）１３Ａと冷却水の系統（低温熱媒体管路）１３Ｂとの２系統により、別個に排熱回収器（高温熱媒体管路では高温排熱回収器７Ａ、低温熱媒体管路では低温排熱回収器７Ｂ）へ供給するものである。
エンジン排気ガスは通常３００℃〜５００℃程度であり、冷却媒体の温度を１５０℃程度まで高めることができる。一方、エンジン内部の冷却系統はエンジン本体やエンジンオイルの耐久性維持のため８０℃程度に維持する必要がある。このように２つの温度レベルの熱媒体ができる。
【００４７】
図１〜図３の実施形態では、ガスエンジンの排熱は、冷却水と排気ガスとが一緒のラインで排熱回収器７へ供給されており、ガスエンジンの排熱は、冷却水の温度に律されて、排気ガスの高温が取り出せない恐れがある。
これに対して、図４、図５の第４実施形態では、ガスエンジンの排熱を、排気ガスの系統１３Ａと冷却水の系統１３Ｂとに分けることにより、それぞれ高温排熱回収器７Ａ、低温排熱回収器７Ｂへ供給し、従来有効利用されていなかった排気ガスの高温を利用出来る様にしている。
【００４８】
すなわち、冷媒液ポンプ６の下流に設置する排熱回収熱交換器を、エンジン内部の冷却に使用する熱媒体（低温熱媒体：冷却水）、エンジン排気ガスの冷却系統に使用する熱媒体（高温熱媒体：図４の例では排気ガス熱交換器１９で高温熱媒体である高温水を高温熱媒体管路１３Ａにより供給するように構成されている）の順（低温排熱回収器７Ｂ→高温排熱回収器７Ａ）に設置し、より高温の冷媒ガスを取り出す。これによって膨張機（タービン）９から取り出す仕事量を増加させ、主圧縮機２に必要な仕事量を低減できる。
【００４９】
また、冷却水と排気ガスとの２段階で加熱することにより、膨張機９に流入する気相冷媒の温度を上昇して、膨張機９出口において気液２相流が発生しない様にしている。膨張機９出口の冷媒が気液２相となると、キャビテーション発生によりタービンが破損してしまうという恐れがあるからである。
【００５０】
図４において、排気ガス熱交換器１９を省略して、排気ガスライン内を流れる排気ガスを、直接、高温排熱回収器に通して冷媒を加熱することも可能である。しかし、排気ガスと冷媒とが直接熱交換した場合における冷媒分解による悪影響を防止するため、排気ガス熱交換器１９を介装した高温熱媒体を介して排気ガスが保有する熱量を冷媒に投入している。
尚、図４において、符号６０、６５は夫々高温媒体管路、低温媒体管路に回想された循環ポンプを示す。
【００５１】
図５は、第４実施形態における冷媒のＰＨ線図であり、縦軸に圧力を、横軸にエンタルピを目盛ったものである。
膨張機の熱効率μは回収動力ａを排熱回収器加熱量ｂで序したものを１００分率で表したもので、以下の式で示される。
μ＝ａ／（１００ｂ）
図４の第４実施形態では、低温と高温の２段で熱回収されており、低温と高温を一緒の１段とした場合（図示せず）に比べ、熱効率は向上している。すなわち、排熱回収量で回収出来る熱の温度が高いほど、膨張機の熱効率を高めることが出来る。
【００５２】
次に図６を参照して、第５実施形態を説明する。
従来の圧縮式冷凍機では、圧縮機の出口側にオイルセパレータを設置して、冷媒から分離したオイルを圧縮機側に戻していた。これを図１の第１実施形態にそのまま適用しようとすれば、補助圧縮機８の下流側にオイルセパレータ１４（図６参照）を配置することになる。しかし、膨張機９の入り口が一番圧力が高く、膨張機９内にオイルセパレータ１４から直接潤滑油を入れようとしても、差圧により（膨張機９内の圧力の方が、オイルセパレータ１４側よりも高圧）潤滑油（オイル）が入らない。
それどころか、高圧の気相冷媒が逆流して、オイルセパレータ１４内に流入する恐れが有る。
【００５３】
そこで、図６の第５実施形態では、オイルセパレータ１４で高圧の気相冷媒から分離したオイルを、ポンプ６に投入する。ポンプ６から排熱回収器７を介して膨張機９に至る領域では、オイルと冷媒とが混じる（オイル循環路１５（１５Ｌ、１５Ｇ）と冷媒管路１２（１２Ｌ、１２Ｇ）とを別に描いているが、実際は管路を共有している）。
【００５４】
しかし、排熱回収器７で加熱され、冷媒が気化した段階で、冷媒とオイルとは完全に分離するのでポンプ６で冷媒とオイルとが混じり合っても問題は無い。
つまり、排熱回収器７の温度は１５０℃前後なので、冷媒は気化するが、オイルが燃焼したり気化することは無く、従って、冷媒とオイルとは完全に分離される。
【００５５】
主圧縮機２のオイルセパレータ１４を補助圧縮機８の下流に設ける。オイルセパレータ１４の下部において、気相冷媒から分離された潤滑用オイルは、蒸発器５と主圧縮機２吸入口との間の領域（主圧縮機２の吸入側）と、凝縮器３と液冷媒搬送装置（冷媒循環ポンプ）６との間の領域（ポンプ吸入側）に連通させる。
【００５６】
蒸発器５と主圧縮機２吸入口との間へ送られた潤滑用オイルは、主圧縮機２および補助圧縮機８の潤滑油として働く。
一方、凝縮器３と液冷媒搬送装置（冷媒循環ポンプ）６との間へ送られた潤滑用オイルは、液相冷媒と混合される。その後、排熱回収器７を通り冷媒がガス化された際に、潤滑用オイルは冷媒から完全に分離される（或いは、再生される）。
再生された潤滑用オイルは、膨張機９の潤滑油として働く。これにより主圧縮機２から排出される潤滑用オイルを補助圧縮機８および膨張機９でも利用可能となり、システムを簡素化することが可能となる。
【００５７】
図示の実施形態はあくまでも例示であり、本発明の技術的範囲を限定する趣旨の記述ではないことを付記する。
【００５８】
【発明の効果】
本発明の効果を以下に列挙する。
（１）　排熱回収手段、及び膨張機を介装することにより、排熱回収手段を用いてエンジン冷却水を熱源とし、圧縮空調装置（ガスエンジンヒートポンプ）と同じ冷媒を使用するランキンサイクルを構成しており、ランキンサイクルの膨張機で発生する動力を用いて、主圧縮機下流に設けた補助圧縮機を駆動し、それによって主圧縮機の動力を低減出来る。
（２）　ランキンサイクルの凝縮器と冷凍サイクルの凝縮器を共有化することが出来るので、システム全体を簡略化することが出来る。
（３）　暖房時にランキンサイクルの排熱も室内に供給することができるので、暖房能力、効率が大幅に向上する。
（４）　冷媒液ポンプの下流に設置する排熱回収熱交換器を、エンジン内部の冷却に使用する熱媒体、エンジン排気ガスの冷却系統に使用する熱媒体の順に設置することにより、内燃機関の冷却水も排気ガスも一緒にして排熱回収手段へ供給した場合に比較して、より高温の冷媒ガスを取り出すことが可能となる。
（５）　膨張機から取り出す仕事量を増加させ、主圧縮機に必要な仕事量を低減出来る。
（６）　オイルセパレータで分離された潤滑用オイルは、液相冷媒搬送装置の吸込側に供給されて、液相冷媒と混合されるが、排熱回収手段を通過する際に排熱回収手段で加熱され、冷媒が気化した段階で、冷媒とオイルとは完全に分離される。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態の全体構成を示すブロック図。
【図２】本発明の第２実施形態の全体構成を示すブロック図。
【図３】本発明の第３実施形態の全体構成を示すブロック図。
【図４】本発明の第４実施形態の全体構成を示すブロック図。
【図５】本発明の第４実施形態における冷媒のＰＨ線図。
【図６】本発明の第５実施形態の全体構成を示すブロック図。
【図７】従来技術の空調装置の全体構成を示したブロック図。
【符号の説明】
１・・・ガスエンジン
２・・・主圧縮機
３・・・凝縮器
４・・・膨張弁
５・・・蒸発器
６・・・液冷媒搬送装置
７・・・排熱回収器
８・・・補助圧縮機
９・・・膨張機
１０・・・ランキンサイクル
１２・・・冷媒管路
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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