(57)【要約】      （修正有）【課題】  圧縮機、第１タービン、第１及び第２の熱交換器、第１ポンプ、及び膨張器を含む高効率の熱サイクル装置及びそれを用いた複合熱サイクル発電装置を提供する。【解決手段】  圧縮機Ｃで圧縮された作動ガスＦｇが、第１タービンＳを駆動した後、第１の熱交換器７の放熱側７１を通り冷却され、その後に第１ポンプＰにより昇圧されて高圧作動液Ｆｅとされる。高圧作動液Ｆｅは膨張器Ｋにおいて膨張され蒸発し作動ガスＦｇとされる。作動ガスＦｇが、第２の熱交換器の受熱側８２を通り加熱された後、圧縮機Ｃへ導入される。第２の熱交換器の放熱側８１は、冷却機械２０の放熱部又は熱機械３０の廃熱の放熱部により構成される。【選択図】図３
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機、第１タービン、第１及び第２の熱交換器、第１ポンプ、及び膨張器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、第１タービン（Ｓ）を駆動した後、第１の熱交換器（７）の放熱側（７１）を通り冷却され、その後に第１ポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液（Ｆｅ）とされ、この高圧作動液が膨張器（Ｋ、Ｖ）において膨張され蒸発し作動ガス（Ｆｇ）とされ、この作動ガスが、第２の熱交換器の吸熱側（８２）を通り加熱された後、圧縮機へ導入され、第２の熱交換器の放熱側（８１）が低温室又は廃熱の放熱部により構成される熱サイクル装置。
【請求項２】
前記膨張器は反動水車（Ｋ）であり、高圧作動液（Ｆｅ）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（Ｆｇ）とされ、該作動ガスが、第１の熱交換器の受熱側（７２）及び第２の熱交換器の受熱側（８２）を通り加熱された後、圧縮機Ｃへ導入され、請求項１の熱サイクル装置。
【請求項３】
前記膨張器は膨張弁（Ｖ）であり、前記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る請求項１の熱サイクル装置。
【請求項４】
前記前記低温室は、冷房室、冷蔵庫又は製氷室である請求項１の熱サイクル装置。
【請求項５】
前記熱機械（３０）の廃熱の放熱部は、前記圧縮機、第１タービン、第１発電機（Ｇ）及び圧縮機駆動モータの潤滑冷却系統の廃熱を放熱するための放熱部である請求項１の熱サイクル装置。
【請求項６】
請求項１の熱サイクル装置を用いる発電プラントであって、第１タービン（Ｓ）により駆動される第１発電機（Ｇ）、外部へ電力を供給するための出力端（１１）、並びに第１発電機（Ｇ）、出力端（１１）、圧縮機の駆動モータ（Ｍ）、第１ポンプの駆動モータ（Ｍ２）を電気的に結合する導線（１２）を含む発電プラント。
【請求項７】
圧縮機、第１及び第２の熱交換器、及び膨張器を含む冷凍機（Ｊ）、並びにボイラ、第２タービン、復水器、第２タービンにより駆動される第３の発電機、及び第２ポンプを含む蒸気機関（Ａ）から成る複合熱サイクル発電装置であって、
圧縮機（Ｃ）で圧縮された作動ガスが、第１の熱交換器（７）の放熱側（７１）を通り冷却されて作動液（Ｆｅ）とされ、該作動液が膨張弁（Ｖ）において膨張され作動ガス（Ｆｇ）とされ、該作動ガスが、第２の熱交換器（Ｙ）の受熱側（８２）を通り加熱された後、圧縮機へ導入され、
ボイラ（Ｂ）で発生された蒸気（Ｅｇ）が第２タービン（Ｓ２）を駆動した後、復水器（Ｙ）の放熱側（８１）を通り冷却凝縮され、第２ポンプ（Ｐ２）で昇圧されて高圧復水（Ｅｅ）となり、高圧復水（Ｅｅ）が第１の熱交換器の受熱側（７３）を通り加熱された後にボイラ（Ｂ）へ循環され、復水器（Ｙ）の受熱側は第２の熱交換器の受熱側（８２）により構成される複合熱サイクル発電装置。
【請求項８】
前記第１の熱交換器（７）は、給湯のための受熱部（７４）を備える請求項７の複合熱サイクル発電装置。
【請求項９】
圧縮機、第１タービン、第１の熱交換器、第１ポンプ、膨張器、及び第１発電機を含む熱サイクル装置（Ｊ）、並びにボイラ、第２タービン、第３発電機、復水器及び第２ポンプを含む蒸気機関（Ａ）を含む複合熱サイクル発電装置であって、
圧縮機（Ｃ）で圧縮された作動ガスが、第１タービン（Ｓ）を駆動した後、第１の熱交換器（７）の放熱側（７１）を通り冷却され、その後に第１ポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液（Ｆｅ）とされ、該高圧作動液が膨張器（Ｋ、Ｖ）において膨張され蒸発し作動ガス（Ｆｇ）とされ、圧縮機へ導入され、
ボイラ（Ｂ）で発生された蒸気（Ｅｇ）が第２タービン（Ｓ２）を駆動した後、復水器（Ｙ）で冷却され、第２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、
前記作動ガス（Ｆｇ）が、第１の熱交換器の受熱側（７２）及び復水器（Ｙ）の受熱側（８２）を通り加熱された後、圧縮機Ｃへ導入され、第１発電機（Ｇ）が第１タービンにより駆動され、第３発電機（Ｇ３）が第２タービンにより駆動される複合熱サイクル発電装置。
【請求項１０】
前記高圧復水（Ｅｅ）はボイラ（Ｂ）へ循環される前に、第１の熱交換器の第２の受熱側（７３）又は復水器（Ｙ）の受熱側（８３）において加熱される請求項８の複合熱サイクル発電装置。
【請求項１１】
第１圧縮機、第１タービン、第１タービンにより駆動される発電機、第１及び第２の熱交換器、第１ポンプ、膨張器、第１発電機を含む熱サイクル装置、並びに第２圧縮機、燃焼器、第２タービン及び第３発電機を含む開放型ガスタービンを含む複合熱サイクル発電装置であって、
第１圧縮機（Ｃ）で圧縮された作動ガス（Ｆｇ）が、第１タービン（Ｓ）を駆動した後、第１の熱交換器（７）の放熱側（７１）を通り冷却され、その後に第１ポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液（Ｆｅ）とされ、この高圧作動液が膨張器（Ｖ）において膨張され蒸発し作動ガス（Ｆｇ）とされ、この作動ガス（Ｆｇ）が、第１の熱交換器の受熱側（７２）及び第２の熱交換器の吸熱側（８２）を通り加熱された後、圧縮機（Ｃ）へ循環され、
入口空気（３４）が第２圧縮機（Ｃ２）により圧縮されて燃焼器（３５）へ供給され、燃焼器において圧縮空気に燃料が混合され点火燃焼され燃焼ガスを生じ、生じた燃焼ガスは第２タービン（Ｓ２）を駆動した後、第２の熱交換器の放熱側（８１）を通り降温され排気（３６）として大気へ放出され、第１発電機（Ｇ）及び第３発電機（Ｇ３）が、第１タービン（Ｓ）及び第２タービン（Ｓ２）によりそれぞれ駆動される複合熱サイクル発電装置。
【請求項１２】
請求項９乃至１１のいずれか１項の複合熱サイクル発電装置であって、外部へ電力を供給するための出力端（１１）、並びに第１発電機、第３発電機、及び出力端（１１）を電気的に結合する導線（１２）を更に含む複合熱サイクル発電装置。
【請求項１３】
請求項９乃至１２のいずれか１項の複合熱サイクル発電装置により発生された電力を５００ｋｍ以上離間した電力消費地へ送電線により送電することを特徴とする電力供給システム。
【請求項１４】
圧縮機、第１タービン、第１及び第２の熱交換器、第１ポンプ、及び膨張器を含む第１の熱サイクル装置、並びに第２の圧縮機、凝縮器、第２の膨脹器、及び蒸発器を含む第２の熱サイクル装置を含む複合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、第１タービン（Ｓ）を駆動した後、第１の熱交換器（７）の放熱側（７１）を通り冷却され、その後に第１ポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液（Ｆｅ）とされ、該高圧作動液が膨張器（Ｖ）において膨張され蒸発し作動ガス（Ｆｇ）とされ、該作動ガスが、第２の熱交換器（８）の吸熱側（８２）を通り加熱された後、圧縮機へ循環され、
第２の圧縮機（Ｃ２）で圧縮された冷媒ガス（８ｇ）が凝縮器（８１）を通り冷却され冷媒液（８ｅ）とされ、該冷媒液が第２の膨張器（Ｖ２）において膨張され蒸発器（９）の吸熱側（９２）において蒸発すると共に蒸発器（９）の放熱側（９１）の熱を吸収して冷媒ガス（８ｇ）とされ、該冷媒ガスが第２の圧縮機（Ｃ２）へ循環され、第２の熱交換器の放熱側（８１）により前記凝縮器が構成される複合熱サイクル装置。
【請求項１５】
前記蒸発器（９）の放熱側（９１）によりガス液化装置の冷熱源を構成する請求項１４の複合熱サイクル装置。
【請求項１６】
圧縮機、第１タービン、該第１タービンにより駆動される発電機、第１及び第２の熱交換器、第１ポンプ、及び膨張器を含む熱サイクル装置と、電気ボイラを含む発電熱出力設備であって、
圧縮機（Ｃ）で圧縮された作動ガス（Ｆｇ）が、第１タービン（Ｓ）を駆動した後、第１の熱交換器（７）の放熱側（７１）を通り冷却液化され、その後に第１ポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液（Ｆｅ）とされ、該高圧作動液が膨張器（Ｖ）において膨張され蒸発し作動ガス（Ｆｇ）とされ、該作動ガスが、第２の熱交換器の吸熱側（８２）を通り加熱された後、圧縮機へ循環され、
熱出力用の水（Ｕ）が第１の熱交換器（７）の受熱側（７３）において加熱された後に前記電気ボイラ（１５）により所定の温度まで加熱され、前記第１タービンにより駆動される発電機（Ｇ）により発生された電力が前記電気ボイラ（１５）に供給される発電熱出力設備。
【請求項１７】
前記作動ガスが、第２の熱交換器の吸熱側（８２）を通る前に第１の熱交換器（７）の受熱側（７２）を通り加熱され、第２の熱交換器の放熱側（８１）が低温室又は廃熱の放熱部により構成される請求項１６の発電熱出力設備。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、圧縮機、膨張器、発電機及び熱交換器を含む熱サイクル装置及びそれを利用した複合熱サイクル発電装置に関する。特に本発明は、圧縮機で圧縮された作動ガスが、第１タービンを駆動した後、熱交換器の放熱側を通り冷却凝縮され、その後にポンプにより昇圧されて高圧作動液とされ、この高圧作動液が膨張器において膨張され蒸発し作動ガスとされ、作動ガスが熱交換器の受熱側を通り加熱（熱クロス）された後、圧縮機へ導入される熱サイクル装置、及び熱サイクル装置をランキンサイクル装置と結合した複合熱サイクル発電装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
熱量を作動流体を介し仕事や電力に高効率で変換する多数の熱サイクル装置の発明がなされてきた。例えば、特開昭５４−２７６４０号公報は、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。特開昭６１−２２９９０５号公報又はＧＢ２，１７４，１４８Ａは、二種類の非混和性の流体を用いる第１サイクルと冷媒流体を用いる第２サイクルが組み合わせた機械的動力動力発生方法を開示する。また、特開平２−４０００７号公報は、逆ランキンサイクルとランキンサイクルを組み合わせた動力システムを開示する。
【特許文献１】特開昭５４−２７６４０号公報
【特許文献２】特開昭６１−２２９９０５号公報
【特許文献３】ＧＢ２，１７４，１４８Ａ
【特許文献４】特開平２−４０００７号公報
【０００３】
最初に熱サイクル装置の熱効率について考察する。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Ｔｈの高熱源から熱量Ｑｈを受取り、温度Ｔｂの低熱源へ熱量Ｑｂを捨て、外部へ仕事Ｌ（熱量換算値とする）を行うとき、
Ｑｈ＝Ｑｂ＋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Ｑｈ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／Ｑｈ…（式２）を熱効率という。上式によりＬを書き換えると、
η＝（Ｑｈ−Ｑｂ）／Ｑｈ…（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Ｔｈ°Ｋ及びＴｂ°Ｋで表すと、
η＝（Ｔｈ−Ｔｂ）／Ｔｈ＝１−（Ｔｂ／Ｔｈ）…（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Ｑｂ、高温物体へ与える熱量Ｑｈ、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、
Ｑｈ＝Ｑｂ＋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Ｑｈが大きい程、その経済性が高いといえる。そこで
ε＝Ｑｈ／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＝Ｑｈ−Ｑｂ…（式７）であるから、
ε＝Ｑｈ／（Ｑｈ−Ｑｂ）…（式８）である。低熱源の絶対温度をＴｂ°Ｋ、高熱源の絶対温度をＴｈ°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＝Ｔｂ／（Ｔｈ−Ｔｂ）…（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から成る熱サイクル装置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Ｑｈ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Ｑｂ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。冷媒の温度の１例は、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（Ｔ）である。それ故、この場合の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／（Ｔ２−Ｔ）
＝［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εｈは、冷凍機成績係数＋１であるから、
εｈ＝５.４＋１＝６.４…（式１１）である。
【０００７】
図２は、蒸気タービン（熱機関Ａ）から成る熱サイクル装置の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、
Ｗ＝Ｑ−Ｑ２…（式１２）であり、タービンＳの熱効率ηＳは、
ηＳ＝（Ｑ−Ｑ２）／Ｑ…（式１３）である。ここで、Ｑ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Ｙ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η０、即ち、熱サイクル装置の作動流体の入熱量（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η０は、
η０＝Ｗ／Ｑ…（式１４）、このＷを式１２のＷ＝Ｑ−Ｑ２で置換すると、
η０＝（Ｑ−Ｑ２）／Ｑ…（式１６）であり、これは、前記ηＳと同じであるから、
η０＝ηＳ…（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Ｙ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、Ｑ−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（Ｑ−Ｑ３）＋（Ｙ２による移動熱量Ｑ３）＝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＝Ｑ−Ｑ２…（式２０）となる。それ故、タービンＳの熱効率ηＳは、
ηＳ＝（Ｑ−Ｑ２）／Ｑ…（式２１）であり、復水器Ｙの廃熱Ｑ２を利用しない場合と同じである。
【００１０】
図２の熱サイクル装置において、復水器Ｙ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Ｙから移動される熱量Ｑ３と同じだけ減少させる、即ち（Ｑ−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ηは、仕事Ｗが
Ｗ＝Ｑ−Ｑ２…（式２２）であり、熱サイクル装置の入熱量が（Ｑ−Ｑ３）であるから、
η＝Ｗ／（Ｑ−Ｑ３）＝（Ｑ−Ｑ２）／（Ｑ−Ｑ３）…（式２３）である。
【００１１】
図２の熱サイクル装置において、復水器Ｙ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＝（Ｑ−Ｑ２）／Ｑ…（式２４）となる。
Ｑ３＝がＱ２の一部即ち、０≦Ｑ３≦Ｑ２…（式１８）の場合、上記式２３は、
η＝（Ｑ−Ｑ２）／（Ｑ−Ｑ３）…（式２５）であるから、式２４の場合に比べ、式２５の場合は、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。
【００１２】
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＝（Ｑ−Ｑ２）／（Ｑ−Ｑ３）…（式２８）であり、分母及び分子をＱで割ると、
η＝[（Ｑ−Ｑ２）／Ｑ]／［（Ｑ−Ｑ３）／Ｑ］…（式２９）となる。これを変形すると、
η＝［（Ｑ−Ｑ２）／Ｑ］／［１−（Ｑ３／Ｑ）］…（式３０）であり、これに
ηＳ＝（Ｑ−Ｑ２）／Ｑ…（式２１）を挿入すると、
η＝ηＳ／（１−Ｑ３／Ｑ）…（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の廃熱Ｑ２を全部利用する場合、式２７によりη＝１である。
【００１３】
上記式３２からわかるように、タービンＳの熱効率ηＳ、及びポンプＰの前又は後の復水へ復水器Ｙ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Ｑに近づくに伴い、式３０の分母の（１−Ｑ３／Ｑ）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／Ｑ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。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１４】
本発明は、圧縮機、膨張器、並びに第１及び第２の熱交換器を含む高効率の熱サイクル装置及びそれを用いた複合熱サイクル発電装置を提供することを目的とする。本発明は、熱サイクル装置の第２の熱交換器の放熱側を空調すべき室、冷蔵庫、製氷室等の低温室又は各種の廃熱の放熱部とすることができる熱サイクル装置を提供することを目的とする。本発明は、廃熱又は自然界の熱を作動流体へ移動させ利用する高効率熱サイクル装置を提供することを目的とする。本発明は、また蒸気タービンと冷凍機を組合せた複合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。本発明は、また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）させ熱サイクル発電装置の熱効率を向上させることを目的とする。本発明は、熱サイクル装置の受熱側（吸熱側）を冷却機械の放熱側と組合せることにより、ＬＮＧ、ＬＰＧ等のガスを液化できる程度の極めて低い温度の冷熱源を形成可能な熱サイクル装置を提供することを目的とする。
【００１５】
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Ｑ３／Ｑを大きくし、
η＝ηＳ／（１−Ｑ３／Ｑ）…（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】
【００１６】
本発明の熱サイクル装置（基本サイクル装置）は、圧縮機、第１タービン、第１及び第２の熱交換器、第１ポンプ、及び膨張器を含む。圧縮機（Ｃ）で圧縮された作動ガスが、第１タービン（Ｓ）を駆動した後、第１の熱交換器（７）の放熱側（７１）を通り冷却され、その後に第１ポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液（Ｆｅ）とされ、該高圧作動液が膨張器（Ｋ、Ｖ）において膨張され蒸発し作動ガス（Ｆｇ）とされ、該作動ガスが、第２の熱交換器の受熱側（８２）を通り加熱された後、圧縮機へ導入され、第２の熱交換器の放熱側（８１）は、冷却機械（２０）の放熱部又は熱機械（３０）の廃熱の放熱部により構成される。
【００１７】
本発明の熱サイクル装置は、以下の特徴を含むことができる。（１）前記膨張器は反動水車（Ｋ）であり、高圧作動液（Ｆｅ）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（Ｆｇ）とされる。（２）作動ガスが、第１の熱交換器の受熱側（７２）及び第２の熱交換器の受熱側（８２）を通り加熱された後、圧縮機Ｃへ導入される。（３）前記冷却機械は、空調機、冷蔵庫又は製氷機のためのものである。（４）前記膨張器は、膨張弁（Ｖ）であり、前記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る。（５）前記熱機械（３０）の廃熱の放熱部は、前記圧縮機、第１タービン、第１発電機（Ｇ）及び圧縮機駆動モータの潤滑冷却系統の廃熱を放熱するための放熱部である。（６）第１タービン（Ｓ）により駆動される第１発電機（Ｇ）外部へ電力を供給するための出力端（１１）、並びに第１発電機（Ｇ）、出力端（１１）、圧縮機の駆動モータ（Ｍ）、第１ポンプの駆動モータ（Ｍ２）を電気的に結合する導線（１２）を含む。
【００１８】
本発明の複合熱サイクル装置は、圧縮機、第１及び第２の熱交換器、及び膨張器を含む冷凍機（Ｊ）、並びにボイラ、第２タービン、復水器、第２タービンにより駆動される第３の発電機（Ｇ３）及び第２ポンプを含む蒸気機関（Ａ）から成る。圧縮機（Ｃ）で圧縮された作動ガスが、第１の熱交換器（７）の放熱側（７１）を通り冷却されて作動液（Ｆｅ）とされ、該作動液が膨張弁（Ｖ）において膨張され作動ガス（Ｆｇ）とされ、該作動ガスが、第２の熱交換器の受熱側（８２）を通り加熱された後、圧縮機へ導入され、ボイラ（Ｂ）で発生された蒸気（Ｅｇ）が第２タービン（Ｓ２）を駆動した後、復水器（Ｙ）の放熱側（８１）を通り冷却され、第２ポンプ（Ｐ２）で昇圧されて高圧復水（Ｅｅ）となり、高圧復水（Ｅｅ）が第１の熱交換器の受熱側（７３）を通り加熱された後にボイラ（Ｂ）へ循環され、復水器（Ｙ）の受熱側は第２の熱交換器の受熱側（８２）により構成される。前記第１の熱交換器は、給湯のための受熱部（７４）を備えることができる。
【００１９】
本発明の複合熱サイクル装置は、圧縮機、第１タービン、第１の熱交換器、第１ポンプ、膨張器、及び第１発電機（Ｇ）を含む熱サイクル装置（基本サイクル装置）、並びにボイラ、第２タービン、第３発電機（Ｇ３）、復水器及び第２ポンプを含む蒸気機関を含む。圧縮機（Ｃ）で圧縮された作動ガスが、第１タービン（Ｓ）を駆動した後、第１の熱交換器（７）の放熱側（７１）を通り冷却され、その後に第１ポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液（Ｆｅ）とされ、該高圧作動液が膨張器（Ｋ、Ｖ）において膨張され蒸発し作動ガス（Ｆｇ）とされ、圧縮機へ導入され、ボイラ（Ｂ）で発生された蒸気（Ｅｇ）が第２タービン（Ｓ２）を駆動した後、復水器（Ｙ）で冷却され、第２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、前記作動ガスが、第１の熱交換器の受熱側（７２）及び復水器（Ｙ）の受熱側（８２）を通り加熱された後、圧縮機Ｃへ導入される。
【００２０】
本発明の熱サイクル装置は、以下の特徴を含むことができる。（１）前記高圧復水（Ｅｅ）はボイラ（Ｂ）へ循環される前に、第１の熱交換器の第２の受熱側（７３）又は復水器（Ｙ）の受熱側（８３）において加熱される。（２）前記第１発電機（Ｇ）、蒸気機関の第２タービン（Ｓ２）から出力される仕事（Ｗ３）を電力に変換する第３発電機（Ｇ３）、外部へ電力を供給するための出力端（１１）、並びに第１発電機、第３発電機、及び出力端（１１）とを電気的に結合する導線を含む。本発明の電力供給システムは、複合熱サイクル発電装置により発生された電力を５００ｋｍ以上離間した電力消費地へ送電線により送電することを特徴とする。
【００２１】
本発明の複合熱サイクル装置は、圧縮機、第１タービン、第１及び第２の熱交換器、第１ポンプ、及び膨張器を含む第１の熱サイクル装置と、第２の圧縮機、凝縮器、第２の膨脹器、及び蒸発器を含む第２の熱サイクル装置とを結合したものである。この複合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が、第１タービン（Ｓ）を駆動した後、第１の熱交換器（７）の放熱側（７１）を通り冷却され、その後に第１ポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液（Ｆｅ）とされ、この高圧作動液が膨張器（Ｖ）において膨張され蒸発し作動ガス（Ｆｇ）とされ、この作動ガスが、第２の熱交換器（８）の吸熱側（８２）を通り加熱された後、圧縮機へ循環される。第２の圧縮機（Ｃ２）で圧縮された冷媒ガス（８ｇ）が凝縮器（８１）を通り冷却され冷媒液（８ｅ）とされ、この冷媒液が第２の膨張器（Ｖ２）において膨張され蒸発器（９）の吸熱側（９２）において蒸発すると共に蒸発器（９）の放熱側（９１）の熱を吸収して冷媒ガス（８ｇ）とされ、この冷媒ガスが第２の圧縮機（Ｃ２）へ循環される。第２の熱交換器の放熱側（８１）が凝縮器を構成する。蒸発器（９）の放熱側（９１）によりガス液化装置の冷熱源を構成することができる。
【００２２】
本発明の複合熱サイクル発電装置は、第１圧縮機、第１タービン、第１タービンにより駆動される発電機、第１及び第２の熱交換器、第１ポンプ、膨張器、第１発電機を含む熱サイクル装置、並びに第２圧縮機、燃焼器、第２タービン及び第３発電機を含む開放型ガスタービンを含む。この発電装置において、第１圧縮機（Ｃ）で圧縮された作動ガス（Ｆｇ）が、第１タービン（Ｓ）を駆動した後、第１の熱交換器（７）の放熱側（７１）を通り冷却され、その後に第１ポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液（Ｆｅ）とされ、この高圧作動液が膨張器（Ｖ）において膨張され蒸発し作動ガス（Ｆｇ）とされ、この作動ガス（Ｆｇ）が、第１の熱交換器の受熱側（７２）及び第２の熱交換器の吸熱側（８２）を通り加熱された後、圧縮機（Ｃ）へ循環される。入口空気（３４）が第２圧縮機（Ｃ２）により圧縮されて燃焼器（３５）へ供給され、燃焼器において圧縮空気に燃料が混合され点火燃焼され燃焼ガスを生じ、生じた燃焼ガスは第２タービン（Ｓ２）を駆動した後、第２の熱交換器の放熱側（８１）を通り降温され排気（３６）として大気へ放出され、第１発電機（Ｇ）及び第３発電機（Ｇ３）が、第１タービン（Ｓ）及び第２タービン（Ｓ２）によりそれぞれ駆動される。
【００２３】
本発明の発電熱出力設備は、圧縮機、第１タービン、この第１タービンにより駆動される発電機、第１及び第２の熱交換器、第１ポンプ、及び膨張器を含む熱サイクル装置と、電気ボイラを含む。この発電熱出力設備において、圧縮機（Ｃ）で圧縮された作動ガス（Ｆｇ）が、第１タービン（Ｓ）を駆動した後、第１の熱交換器（７）の放熱側（７１）を通り冷却され、その後に第１ポンプ（Ｐ）により昇圧されて高圧作動液（Ｆｅ）とされ、この高圧作動液が膨張器（Ｖ）において膨張され蒸発し作動ガス（Ｆｇ）とされ、この作動ガスが、第２の熱交換器の吸熱側（８２）を通り加熱された後、圧縮機へ循環される。熱出力用の水（Ｕ）が第１の熱交換器（７）の受熱側（７３）において加熱された後に前記電気ボイラ（１５）により所定の温度まで加熱され、前記第１タービンにより駆動される発電機（Ｇ）により発生された電力が前記電気ボイラ（１５）に供給される。好ましくは、前記作動ガスが、第２の熱交換器の吸熱側（８２）を通る前に第１の熱交換器（７）の受熱側（７２）を通り加熱され、第２の熱交換器の放熱側（８１）が低温室又は廃熱の放熱部により構成される。
【発明の実施の形態】
【００２４】
図３は、本発明の第１実施例の熱サイクル装置Ｊの配置図であり、この熱サイクル装置Ｊは、圧縮機Ｃ及び凝縮器を有する冷凍機にタービン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Ｆｇ）は、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７１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Ｆｅを吸引し、タービンＳの背圧を下げ、タービン出力Ｗを増大させると共に作動液Ｆｅの圧力を上昇させる。昇圧された作動液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により膨張され蒸発し作動ガス（冷媒ガスＦｇ）となる。作動ガスＦｇは、熱交換器７の受熱側７２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。
【００２５】
図３の熱サイクル装置Ｊにおいて、熱交換器７は、タービンＳの排気（冷媒ガスＦｇ）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。タービンＳから排出された冷媒ガスＦｇは、熱交換器７の放熱側７１で冷却され凝縮液化しポンプＰにより加圧される。熱交換器７の放熱側７１は、タービンＳから排出された冷媒ガスＦｇ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Ｗを大きくする。タービンＳの出口の作動流体からの廃熱Ｑは、反動水車Ｋの下流の作動流体に移動（熱クロス）される。ポンプＰにより加圧され位置エネルギーを与えられた作動液Ｆｅは、反動水車Ｋにより位置エネルギーを回収され、同時に膨張しガス化される。この場合、図７に示すように、圧縮機動力が１０，０００ｋｗの場合において、反動水車Ｋが回収する位置エネルギーは４５ｋｗである。それ故、圧縮機動力が１０，０００ｋｗ程度の規模の場合、反動水車Ｋを、図４の装置に示すように、比較的低コストの膨張弁Ｖとしても、変化する熱効率の影響は小さいということができる。
【００２６】
図３の熱サイクル装置において、熱交換器７における放熱側７１から受熱側７２へ移動される熱量、即ちタービン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（熱クロス）される熱量をＱ３とし、熱交換器８における放熱側８１（外部）から受熱側８２への移動熱量をＱ４とすると、熱サイクル装置の出力（タービンＳの出力）Ｗは、
Ｗ＝（Ｌ＋Ｑ４）…（式３３）となる。仕事Ｗを電力に変換する第１発電機Ｇは導線１２を介して出力端１１と電気結合される。
【００２７】
図３の熱サイクル装置において、熱交換器８の放熱側８１は、冷却機械２０の放熱部又は熱機械の廃熱の放熱部により構成される。即ち、例えば、空調機、冷蔵庫、又は製氷機のいずれかである熱機械２０は、冷媒圧縮機２１、圧縮された冷媒を冷却するための熱交換器８の放熱側８１からなる熱交換器、膨脹弁２３及び吸熱部２４を備え、吸熱部２４が空調されるべき室、冷蔵室又は製氷室２５内の温度を降下させる。熱交換器８の放熱側８１は、図４の装置と同様に、熱機械３０の廃熱の放熱部により構成され得る。
【００２８】
図４は、本発明の第２実施例の熱サイクル装置Ｊの配置図であり、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配置図である。タービンＳの排気が凝縮器（熱交換器７の放熱側７１）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（熱交換器の放熱側７１）の出口の冷媒温度である。ポンプＰで昇圧された冷媒液は、膨張弁Ｖで膨張され、蒸発され、熱交換器７の受熱側７２においてＱ３の熱を受け−１０°Ｃ（Ｔ２）となる。タービンＳの入口温度は、１１０°Ｃ（Ｔ３）、凝縮器出口冷媒温度が０°Ｃ（Ｔ４）であるから、カルノーサイクル上のタービン効率ηＳは、
ηＳ＝（Ｔ３−Ｔ４）／Ｔ３
＝（１１０−０）／（２７３.１５＋１１０）≒０.２８…（式３４）
である。
【００２９】
図４の熱サイクル装置において、熱交換器８の放熱側８１は、熱機械３０の廃熱の放熱部により構成される。即ち、熱機械３０は、熱機械本体３１、排ガスからの廃熱を放出するための熱交換器８の放熱側８１からなる熱交換器、及び排ガス処理装置又は煙突３３を有する。しかしながら、図４の熱サイクル装置において、熱交換器８の放熱側８１は、図３の場合と同様に、冷却機械２０の放熱部により構成することができる。
【００３０】
図５は、本発明の第３実施例の熱サイクル装置Ｊの配置図である。図５の熱サイクル装置は、本発明の第１実施例（図３）の熱サイクル装置において、熱交換器８の放熱側８１が、熱サイクル装置自体を構成する機器からの廃熱、例えば、圧縮機やタービンの冷却系統４１の廃熱又は図示しない潤滑系統からの廃熱を放熱するのための放熱部に変更した構成を有する。圧縮機の冷却廃熱は、圧縮機の冷却油、潤滑油からの廃熱、圧縮機本体の冷却から生じる廃熱を含む。図５の実施例のその他の構成は、図３の第１実施例の熱サイクル装置と同様であり、重複説明を省略する。図５の実施例の熱サイクル装置は、装置を構成する機器よりの廃熱を熱交換器８で回収し、その回収分だけ熱サイクル装置への入熱量を減少させる。
【００３１】
図６は、本発明の第４実施例の複合熱サイクル装置の配置図である。図６の複合熱サイクル装置は、圧縮機Ｃ、第１の熱交換器７、第２の熱交換器８及び膨張器Ｖを含む冷凍機（熱ポンプ）Ｊ、並びにボイラＢ、第２タービンＳ２、復水器Ｙ、第２タービンＳ２により駆動される第３の発電機Ｇ３及び第２ポンプＰ２を含む蒸気機関Ａから成り、冷凍機Ｊの第２の熱交換器８が蒸気機関Ａの復水器Ｙによって構成される。この複合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Ｆｇが、第１の熱交換器７の放熱側７１を通り冷却されて作動液Ｆｅとされ、この作動液が膨張弁Ｖにおいて膨張され低温作動ガスＦｇとされ、この低温作動ガスＦｇが、復水器Ｙの受熱側８２を通り加熱された後、圧縮機Ｃへ導入される。
【００３２】
図６の本発明の第４実施例の複合熱サイクル装置において、ボイラＢで発生された蒸気Ｅｇが第２タービンＳ２を駆動した後、復水器Ｙの放熱側８１を通り冷却され、第２ポンプＰ２で昇圧されて高圧復水Ｅｅとなり、高圧復水Ｅｅが第１の熱交換器の受熱側７３を通り加熱された後にボイラＢへ循環される。第１の熱交換器７は、給湯のための受熱部７４を備え、例えば、８０℃の温水Ｕ２を外部へ供給する。図６の複合熱サイクル装置は、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である蒸気機関Ａの廃熱、即ち蒸気タービンＳ２の復水器Ｙの廃熱を利用する。
【００３３】
図７は、本発明の第５実施例の複合熱サイクル装置の配置図である。図７の複合熱サイクル装置は、圧縮機Ｃ、第１タービンＳ、第１の熱交換器７、第１ポンプＰ、水車Ｋ、及び第１発電機Ｇを含む冷凍機（熱ポンプ）Ｊ、並びにボイラＢ、第２タービンＳ２、第３発電機Ｇ３、復水器Ｙ、及び第２ポンプＰ２を含むランキンサイクル熱機関Ａを含む。圧縮機Ｃで圧縮された作動ガスＦｇが、第１タービンＳを駆動した後、第１の熱交換器７の放熱側７１を通り冷却され、その後に第１ポンプＰにより昇圧されて高圧作動液Ｆｅとされ、この高圧作動液が水車Ｋにおいて膨張され蒸発し作動ガスＦｇとされ、第１の熱交換器７の受熱側７２及び復水器Ｙの受熱側８２を通り加熱された後、圧縮機へ導入される。ボイラＢで発生された蒸気Ｅｇが第２タービンＳ２を駆動した後、復水器Ｙで冷却され、第２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。作動ガスＦｇは、第１の熱交換器の受熱側７２及び復水器Ｙの受熱側８２を通り加熱された後、圧縮機Ｃへ導入される。
【００３４】
図６の複合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６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６の複合熱サイクル装置において、熱ポンプＪ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。
【００３５】
次に図６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。
【００３６】
熱ポンプＪ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６の熱サイクル装置は、前述の
η＝ηＳ／（１−Ｑ３／Ｑ）…（式３２）、即ち、
η／ηＳ＝１／（１−Ｑ３／Ｑ）…（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。
【００３７】
次に図６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Ｊを停止し熱クロスがないときのタービンの熱効率ηＳは、
ηＳ＝（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。
【００３８】
図６の複合熱サイクル装置は、熱ポンプＪの動力収支（ポンプの消費動力とタービンの発生仕事）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は必要でない。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。
【００３９】
図７は熱ポンプＪ及びランキンサイクル熱機関Ａの複合熱サイクル装置の配置及び作動流体に出入りする熱量の１例を示す。図７の複合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は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Ｙで蒸気Ｅｇから冷媒Ｆｇへ移動される熱量は７０００ＫＷである。
【００４０】
図７の右方の熱ポンプＪの各要素において、圧縮機Ｃの入力Ｌを１単位投入した（Ｌ＝１）場合、タービンＳの出力Ｗ、熱交換器７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は次の通りである。ヒートポンプの成績係数εｈは、冷凍機成績係数＋１であるから、
εｈ＝５.４＋１＝６.４…（式５２）である。タービンＳの出力Ｗは、
Ｗ＝εｈ×ηＳ＝６.４×０.２８≒１.７…（式５３）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５４）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５５）であるから、
Ｑ４＝５.４−４.７＝０.７…（式５６）である。
【００４１】
図７の複合熱サイクル装置において、前記の通り復水器Ｙにおける移動熱量が７０００ＫＷであるとすると、吸熱量０.７を７０００ＫＷとする比例計算により、熱サイクル装置Ｊの各機器に出入りする熱量が得られる。即ち、図７において１単位が１００００ＫＷであるから、圧縮機Ｃの入力Ｌは、Ｌ＝１００００ＫＷ、タービンＳの仕事Ｗ＝１７０００ＫＷ、熱交換器７における熱クロスＱ３＝４７０００ＫＷである。ポンプＰの消費動力Ｌ２は４５ＫＷ、水車Ｋの発生動力Ｗ２は４５ＫＷである。
【００４２】
図８は、本発明の第６実施例の複合熱サイクル装置の配置図である。図８の複合熱サイクル装置は、圧縮機Ｃ、第１タービンＳ、第１の熱交換器７、第１ポンプＰ、水車Ｋ、及び第１発電機Ｇを含む熱ポンプＪ、並びにボイラＢ、第２タービンＳ２、第３発電機Ｇ３、復水器Ｙ、及び第２ポンプＰ２を含むランキンサイクル熱機関Ａを含む。圧縮機Ｃで圧縮された作動ガスＦｇが、第１タービンＳを駆動した後、第１の熱交換器７の放熱側７１を通り冷却され、その後に第１ポンプＰにより昇圧されて高圧作動液Ｆｅとされ、この高圧作動液が水車Ｋにおいて膨張され蒸発し作動ガスＦｇとされ、第１の熱交換器７の受熱側７２及び復水器Ｙの受熱側８２を通り加熱された後、圧縮機Ｃへ導入される。ボイラＢで発生された蒸気Ｅｇが第２タービンＳ２を駆動した後、復水器Ｙで冷却され、第２ポンプＰ２で昇圧されて高圧復水Ｅｅとなり、復水器Ｙの受熱側８３を通り加熱されボイラＢへ循環される。図８の複合熱サイクル装置は、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。
【００４３】
図９は、本発明の第７実施例の複合熱サイクル装置の配置図である。図９の複合熱サイクル装置は、第２タービンＳ２の軸９１と圧縮機Ｃの軸９３が連結器９２により連結され、第２タービンＳ２の機械的出力により圧縮機Ｃが駆動される他は、図８の実施例と同様である。
【００４４】
図７乃至図９の複合熱サイクル装置においては、ランキンサイクル熱機関Ａの復水器Ｙが冷凍機又は熱サイクル装置Ｊにより冷却され、で第２タービンＳ２の出口温度を低くすることができるので、高い熱効率のタービン出力を得ることができる。また、この複合熱サイクル装置は、海水なしで復水器Ｙを冷却することができるので、海岸から離間した燃料産出地域に設置することができる。図７乃至図９の複合熱サイクル装置によれば、発電効率を従来の火力発電所の１．９程度とすることができる。そのため、図７乃至図９の複合熱サイクル装置を使用する電力供給システムは、複合熱サイクル発電装置により発生された電力を５００ｋｍ以上離間した電力消費地へ送電線により送電することを可能とする。
【００４５】
図１０は、本発明の第８実施例の複合熱サイクル装置の配置図である。図１０の複合熱サイクル装置は、圧縮機Ｃ、第１タービンＳ、第１及び第２の熱交換器７、８、第１ポンプＰ、及び膨張器Ｖを含む第１の熱サイクル装置と、第２の圧縮機Ｃ２、凝縮器８１、第２の膨脹器Ｖ２、及び蒸発器９２含む第２の熱サイクル装置とを結合して成る。図１０の複合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Ｆｇが、第１タービンＳを駆動した後、第１の熱交換器７の放熱側７１を通り冷却され、その後に第１ポンプＰにより昇圧されて高圧作動液Ｆｅとされ、この高圧作動液が膨張器Ｖにおいて膨張され蒸発し作動ガスＦｇとされ、この作動ガスが、第１の熱交換器７の吸熱側７２、及び第２の熱交換器８の吸熱側８２を通り加熱された後、圧縮機Ｃへ循環される。
【００４６】
また、第２の圧縮機Ｃ２で圧縮された冷媒ガス８ｇが、凝縮器８１を通り冷却され冷媒液８ｅとされ、この冷媒液が第２の膨張器Ｖ２において膨張され蒸発器９の吸熱側９２において蒸発すると共に蒸発器９の放熱側９１の熱を吸収して冷媒ガス８ｇとされ、この冷媒ガスが第２の圧縮機Ｃ２へ循環される。凝縮器８１は、第２の熱交換器の放熱側８１により構成される。図１０の複合熱サイクル装置は、２つの冷凍サイクルを直列に配置した構造を有し、第２の熱サイクル装置の放熱側を第１の熱サイクル装置の吸熱側で冷却する故に、第２の熱サイクル装置の冷熱部、即ち、蒸発器９の放熱側９１は、極めて低い温度とすることができる。従って、図１０の複合熱サイクル装置の冷熱部は、例えば、ＬＮＧ、ＬＰＧ等を液化するためのガス液化装置の冷熱源とすることができる。
【００４７】
図１１は、本発明の第９実施例の複合熱サイクル装置である発電熱出力設備の配置図である。図１１の発電熱出力設備は、圧縮機Ｃ、第１タービンＳ、第１タービンにより駆動される発電機Ｇ、第１及び第２の熱交換器７、８、第１ポンプＰ、及び膨張器Ｖを含む熱サイクル装置と、電気ボイラ１５及び化石燃料ボイラ１６を備える。図１１の発電熱出力設備において、圧縮機Ｃで圧縮された作動ガスＦｇが、第１タービンＳを駆動した後、第１の熱交換器７の放熱側７１を通り冷却液化され、その後に第１ポンプＰにより昇圧されて高圧作動液Ｆｅとされ、この高圧作動液が膨張器Ｖにおいて膨張され蒸発し作動ガスＦｇとされる。この作動ガスが、第１の熱交換器７の受熱側７２及び第２の熱交換器の吸熱側８２を通り加熱された後、圧縮機へ循環される。熱出力用の水Ｕが第１の熱交換器７の受熱側７３において加熱された後、電気ボイラ１５により所定の温度まで加熱され、必要個所へ供給される。電気ボイラ１５へは、第１タービンＳにより駆動される発電機Ｇにより発生された電力が供給される。第２の熱交換器８の放熱側８１は、低温室又は廃熱の放熱部により構成されることができる。
【００４８】
図１２は、本発明の第１０実施例の複合熱サイクル装置である複合熱サイクル発電装置の配置図である。図１２の複合熱サイクル発電装置は、圧縮機Ｃ、第１タービンＳ、第１タービンにより駆動される発電機Ｇ、第１及び第２の熱交換器７、８、第１ポンプＰ、及び膨張器Ｖを含む熱サイクル装置Ｊと、第２圧縮機Ｃ２、燃焼器３５、第２タービンＳ２、及び第３発電機含む開放型ガスタービン３２を備える。図１２の複合熱サイクル発電装置において、圧縮機Ｃで圧縮された作動ガスＦｇが、第１タービンＳを駆動した後、第１の熱交換器７の放熱側７１を通り冷却液化され、その後に第１ポンプＰにより昇圧されて高圧作動液Ｆｅとされ、この高圧作動液が膨張器Ｖにおいて膨張され蒸発し作動ガスＦｇとされる。この作動ガスＦｇが、第１の熱交換器７の受熱側７２及び第２の熱交換器の吸熱側８２を通り加熱された後、圧縮機Ｃへ循環される。一方、入口空気３４が第２圧縮機Ｃ２により圧縮され、燃焼器３５へ供給され、燃焼器３５において燃料が混合され点火燃焼され、燃焼ガスを生じる。生じた燃焼ガスは、第２タービンＳ２を駆動した後、第２の熱交換器の放熱側８１を通り降温され排気３６として大気へ放出される。第１タービンＳ及び第２タービンＳ２によりそれぞれ駆動される第１発電機Ｇ及び第３発電機Ｇ３により発生された電力が所望の個所へ供給される。
【００４９】
図１２の複合熱サイクル発電装置は、開放型ガスタービン３２の排気熱を熱サイクル装置Ｊの入熱部（第２熱交換器の吸熱側８２）へ入れ発電する。熱サイクル装置Ｊは、低温廃熱を利用することが可能である。従って、図１２の熱サイクル発電装置は、開放型ガスタービンの利用温度範囲を低温側に広げると共に、開放型ガスタービンの熱落差を拡大することにより熱効率を向上させることができる。図１２の複合熱サイクル発電装置は、冷却水源が不要であるので、砂漠地帯等に設置することができる。
【００５０】
本発明により発電される電力は、従来の発電システムにおける熱エネルギーの無駄を伴わないものである故に、これを用いた電気ヒータ（電気ボイラ）より得られる熱出力（温水又は蒸気）は無駄を伴わないものである。本発明においては、ヒートポンプにより廃熱から回収して得られた熱を上記電気ボイラにより加熱するので、利用価値の高い高温熱出力を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【００５１】
【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２実施例の熱サイクル装置の配置図。
【図５】本発明の第３実施例の熱サイクル装置の配置図。
【図６】本発明の第４実施例の複合熱サイクル発電装置の配置図。
【図７】本発明の第５実施例の複合熱サイクル発電装置の配置図。
【図８】本発明の第６実施例の複合熱サイクル発電装置の配置図。
【図９】本発明の第７実施例の複合熱サイクル発電装置の配置図。
【図１０】本発明の第８実施例の複合熱サイクル装置の配置図。
【図１１】本発明の第９実施例の複合熱サイクル装置の配置図。
【図１２】本発明の第１０実施例の複合熱サイクル装置の配置図である。
【符号の説明】
【００５２】
Ａ：熱機関（ランキンサイクル）、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、ηｓ：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、Ｇ２、Ｇ３：発電機、Ｊ：熱サイクル装置（冷凍機、熱ポンプ）、Ｋ：水車、Ｌ、Ｌ２：仕事（入力）、Ｎ：燃料電池、Ｍ、Ｍ２：モータ、Ｐ、Ｐ２：ポンプ、Ｑ、Ｑ２、Ｑ３、Ｑ４：熱量、Ｓ、Ｓ２：タービン、Ｕ：水、Ｖ：膨張弁、Ｗ、Ｗ２、Ｗ３：仕事（出力）、Ｙ：復水器、７、８：熱交換器、９：蒸発器、１５：電気ボイラ、２０：冷却機械、２１：冷媒圧縮機、２３：膨脹弁、２４：吸熱部、２５：室（冷蔵室、製氷室）、３０：熱機械、３１：熱機械本体、３２：開放型ガスタービン、３３：煙突（処理装置）、３４：入口空気、３５：燃焼器、３６：排気、４１：冷却系統、７１、８１、９１：放熱側、７２、７３、７４、８２、８３：受熱側（吸熱側）、９１、９３：軸、９２：連結器。
【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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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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