(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
内燃機関駆動圧縮式冷房システムと、第一の吸収式冷房システムと、第二の吸収式冷房システムと、を含み、前記第一の吸収式冷房システムは、前記圧縮式冷房システムで生じる冷却水廃熱を受熱する手段と、前記圧縮式冷房システムにおいて凝縮された冷媒を過冷却する手段と、第一の空冷吸収器と、を備えて成り、前記第二の吸収式冷房システムは、前記圧縮式冷房システムで生じる排気廃熱を受熱する手段と、前記第一の吸収式冷房システムにおいて過冷却された冷媒をさらに過冷却する手段と、第二の空冷吸収器と、を備えて成る、複合式冷房装置において、原動機駆動圧縮式冷房システムの冷却水廃熱を第一の吸収式冷房システムの再生器熱源として再生器出口溶液温度を７０℃乃至８０℃とし、前記圧縮式冷房システムで生じた排気廃熱を第二の吸収式冷房システムの再生器熱源とし、かつ、前記圧縮式冷房システムの凝縮器で凝縮された冷媒を、前記第一の吸収式冷房システムの蒸発器に導き２５℃乃至３５℃まで過冷却したのち、前記第二の吸収式冷房システムの蒸発器に導き、さらに１０℃乃至２０℃まで過冷却することを特徴とする複合式冷房装置の運転方法。
【請求項２】
前記第一の吸収式冷房システムは、対向流熱交換型再生器を備えて成ることを特徴とする請求項１に記載の複合式冷房装置の運転方法。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、圧縮式と吸収式の複合式冷房装置に係り、特に原動機駆動圧縮式冷房システムと空冷吸収式冷房システムの組合せに適した複合式冷房装置及びその運転方法に関する。
【０００２】
【従来の技術】
ガスエンジンヒートポンプ空調機（ＧＨＰ）に代表される原動機駆動圧縮式空調装置は、業務用を中心に広く用いられている。このタイプの装置では、電動駆動タイプに対して優位性を持つために効率向上が求められている。効率向上の１手段として原動機廃熱を回収して再利用する方法があるが、この方法では廃熱回収用蓄熱装置が必要となり、機器が大型化、コストアップするため普及していないのが実情である。
【０００３】
一方、作動媒体として臭化リチウム−水を用いる吸収式冷凍機は、大型ビル等に広く用いられている。しかし、これらは水冷方式であって冷却塔が必要となるため装置が大型化することから、比較的小規模の建物には設置が難しいという問題がある。また、熱媒として水を用いるため、屋内冷水配管が必要になる等、施工上の問題もある。
【０００４】
このような問題を解消すべく、２つの冷房システムを結合してシステム全体の成績係数を向上させる複合式冷房システムが提案されている。例えば、特開平１１−２３０９３は、エンジン排気廃熱を吸収式の再生器熱源として利用するものである。しかし、この考案では、吸収式冷凍機は冷却塔を用いた水冷方式であり、空冷化の問題は解消されていない。
【０００５】
また、特開平２０００−２７４８７５では、エンジン冷却水廃熱を吸収式の再生器熱源として利用することに加え、圧縮システム側の凝縮器を出たフロン冷媒を吸収システム側の蒸発器により過冷却することにより、全体システムの成績係数向上と吸収式の空冷化を図るというものである。
【０００６】
この提案では、圧縮システム側及び吸収システム側ともに効率向上が図れるというメリットがあるが、原動機廃熱の５０％以上を占める排気廃熱の回収については触れられていない。また、吸収システム側の空冷化運転条件の詳細が示されていない。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
本発明の目的は、圧縮式と吸収式の複合冷房システムにおいて、冷却水廃熱と排気廃熱の両方を回収して冷房装置の効率向上、小型化を可能とし、吸収式の空冷化を可能とする装置及びその運転方法を提案することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
請求項１の発明は、内燃機関駆動圧縮式冷房システムと、第一の吸収式冷房システムと、第二の吸収式冷房システムと、を含み、前記第一の吸収式冷房システムは、前記圧縮式冷房システムで生じる冷却水廃熱を受熱する手段と、前記圧縮式冷房システムにおいて凝縮された冷媒を過冷却する手段と、第一の空冷吸収器と、を備えて成り、前記第二の吸収式冷房システムは、前記圧縮式冷房システムで生じる排気廃熱を受熱する手段と、前記第一の吸収式冷房システムにおいて過冷却された冷媒をさらに過冷却する手段と、第二の空冷吸収器と、を備えて成る、複合式冷房装置において、原動機駆動圧縮式冷房システムの冷却水廃熱を第一の吸収式冷房システムの再生器熱源として再生器出口溶液温度を７０℃乃至８０℃とし、前記圧縮式冷房システムで生じた排気廃熱を第二の吸収式冷房システムの再生器熱源とし、かつ、前記圧縮式冷房システムの凝縮器で凝縮された冷媒を、前記第一の吸収式冷房システムの蒸発器に導き２５℃乃至３５℃まで過冷却したのち、前記第二の吸収式冷房システムの蒸発器に導き、さらに１０℃乃至２０℃まで過冷却することを特徴とする複合式冷房装置の運転方法を提供する。
【０００９】
すなわち、圧縮式冷房システムの内燃機関駆動に伴う廃熱を２つの吸収式冷房システムの熱源として用い、これにより得られる冷熱で圧縮式冷房システムの冷媒を過冷却することにより、装置全体の成績係数向上を図ることを可能にしたものである。ここに、「内燃機関」には都市ガス、灯油等を燃料とする内燃式エンジン等が含まれる。
【００１０】
冷媒過冷却による成績係数向上の原理は以下の通りである。図４は、冷媒圧縮式冷房サイクルのモリエ線図を示す。ここに横軸は冷媒のエンタルピー、縦軸は冷媒圧力を示している。また、曲線Ｖは乾燥飽和蒸気線、曲線Ｌは飽和液線である。（Ｐ１→Ｐ２→Ｐ３→Ｐ４→Ｐ１）で示されるサイクルを標準サイクルと呼ぶことにする。
【００１１】
圧縮機の効率をηcとすると、Wc(圧縮機入力) ＝（ｈ２―ｈ１）/ηcとなる。従って、標準サイクルの成績係数ηo は次式で示される。
【００１２】
【式１】
0003892689.tif 000002
次に過冷却サイクルは、図中（Ｐ１→Ｐ２→Ｐ５→Ｐ６→Ｐ１）で示される。このうち、Ｐ３からＰ５までが液冷媒が過冷却される部分であり、そのエンタルピーｈ５（＝ｈ６）は成績係数に大きな影響を与える。すなわち、過冷却サイクルの成績係数をηs とすると、ηsは下式で示される。
【００１３】
【式２】
0003892689.tif 000003
【００１４】
式２から明らかなようにｈ６（＝ｈ５）が小さいほど成績係数（ηs）は向上する。ここに、ｈ５は過冷却後の冷媒温度に対応するから、結局過冷却後の液冷媒温度を下げるほど成績係数が向上することになる。表１は、一般的設計条件で過冷却度により成績係数などがどのように変わるかを示す一例である。
【００１５】
【表１】
0003892689.tif 000004
【００１６】
表1において、「圧縮機消費エネルギー節約率」は、過冷却のない標準サイクルをベースとして同一出力を出したときのエネルギー節約率を表し、ここに
圧縮機消費エネルギー節約率＝（１−ηo/ηs）×１００  で示される。
【００１７】
また、「過冷却熱電比」は、過冷却熱量を圧縮機消費エネルギーで除した数値であり、
過冷却熱電比＝ηc×（h3−h5）/(h2−ｈ１)  で示される。
【００１８】
同表において、液冷媒温度５０℃（過冷却度０）の欄は、図４における標準サイクルのときの成績係数などである。同表から冷媒温度が下がるほど、すなわち過冷却熱電比が大きくなるほど成績係数が向上することが分かる。
【００１９】
本発明において、第一の吸収式冷房システム及び第二の吸収式冷房システムは、いずれも空冷吸収器を備えている。
【００２０】
本発明の構成において以下の運転条件を採用することで、従来困難であった吸収式冷房システムの空冷化が可能となる。これにより吸収式冷凍機運転のための冷却水回路が不要となり、機器システムの小型化、施工容易化が可能となる。
【００２１】
この場合、一般に凝縮器は吸収器より冷却温度を高くできるため、吸収器空冷化ができれば凝縮器空冷化はさらに容易である。
【００２７】
上述のように、過冷却度が高いほどエネルギー節約率は大きい。しかしながら、冷媒管路への結露防止などを考慮すると、過冷却温度を１０〜２０℃程度とする過冷却運転が実用上望ましいといえる。一方、本発明のように圧縮式冷房システムの廃熱を冷媒過冷却に利用する場合、過冷却温度を１０〜２０℃程度にするためには、後述するように排気廃熱と冷却水廃熱の両方を利用する必要がある。しかしながら、回収される冷却水温度は一般に８０℃程度であるため、吸収式冷凍機の熱源として用いた場合、溶液濃縮度を大きくとることができず、冷媒温度を１０℃まで下げることは不可能である。
【００２８】
本発明では、冷却水廃熱を熱源とする第一の吸収式冷房サイクルで冷媒を２５℃乃至３５℃に過冷却し、次に排気廃熱を熱源とする第二の吸収式冷房サイクルにより１０〜２０℃程度に過冷却するものである。
【００２９】
上記運転方法の採用により、圧縮式冷房システムで発生する温度の低い冷却水廃熱を吸収冷凍機で利用することができる。これにより、全過冷却熱量の約半分をまかなうことができ、全体として圧縮式冷房システムに十分な過冷却熱量を与えることが可能となる。
【００３０】
また、表１に示すように、冷媒温度を２０℃程度まで下げることができれば、圧縮機の消費エネルギーを２０％以上節約することができる。これは、圧縮式冷房システムの出力を２０％以上、上げられることを意味する。また、第一の吸収式冷房システムにおいて、蒸発温度が２５℃乃至３５℃という比較的高温度の蒸発器を用いるため、吸収液として臭化リチウム水溶液を使用しても吸収冷凍機の空冷化が可能となるのである。
【００３１】
請求項１において、第一の吸収式冷房システムは対向流熱交換型再生器を備えることが望ましい。
一般に、他の条件が同一であれば、再生器温度が高いほど吸収式冷凍機の成績係数は向上する。しかし、第一の吸収式冷房システムは圧縮式冷房システムの冷却水廃熱を熱源とするため、再生器温度が比較的低い。本発明では再生器の構造を対向流タイプとすることによって、再生器温度を廃熱温度に近づけることとしている。
【００３２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態について図面を参照して説明する。なお、以下の実施の形態は、例示であって本発明の範囲は実施の形態に限られるものではない。
【００３３】
図１は、本発明に係る複合式冷房装置の一実施の形態を示す図面である。本冷房装置１は、圧縮式冷房システムＡ（以下、圧縮式システムＡという）と、吸収式冷房システムＢ（以下、吸収式システムＢという）と、吸収式冷房システムＣ（以下、吸収式システムＣという）により構成されている。
【００３４】
圧縮式システムＡは、駆動用原動機１２、圧縮機１１、凝縮器５、膨張弁９、蒸発器８を主要構成としている。このうち、蒸発器８は室内機として室内に設置されているが、その他の構成要素は室外機内に一体に搭載されている。各構成要素間は冷媒ラインＬ１乃至Ｌ５により接続されており、フロン冷媒（以下、冷媒Ａという）が循環するように構成されている。圧縮式システムＡは、この他にも四方弁、アキュムレーター等のヒートポンプシステムを構成する各種要素が含まれるが、図では省略してある。
【００３５】
原動機１２は都市ガスを燃料とするガスエンジンであり、図示しない都市ガス供給ラインから燃料の天然ガスが供給される。エンジン冷却用ウオータージャケット１３が設けられており、発生する冷却水廃熱が廃熱回収ラインＬ２５、Ｌ２６を介して後述する吸収式システムＢの再生器１６の熱源として回収されるように構成されている。また、排気経路１５の途中には廃熱回収用熱交換器１４が設けられており、エンジン駆動に伴い発生する排気廃熱が廃熱回収ラインＬ１５、Ｌ１６を介して後述する吸収式システムＣの再生器２０の熱源として回収されるように構成されている。
【００３６】
なお、排気ガス回収用熱交換器１５を用いることなく、排気廃熱を直接再生器２０に導入して熱回収するように構成することも可能である。
【００３７】
次に、吸収式システムＢの構成について説明する。吸収式システムＢは、水−臭化リチウム系単効用吸収式冷凍機であり、再生器１６、凝縮器１７、蒸発器６、吸収器１８、溶液熱交換器２５、溶液ポンプ１９を主要構成要素としている。各構成要素間は、冷媒ラインＬ１０乃至Ｌ１２、溶液ラインＬ１３、Ｌ１４で接続されており、それぞれ冷媒（以下、冷媒Ｂという）又は臭化リチウム溶液が循環するように構成されている。蒸発器６には、圧縮式システムＡの冷媒ラインＬ２が導かれ、圧縮式システムＡの凝縮器５を出た冷媒Ａと吸収式システムＢの冷媒Ｂを、配管を介して熱交換させるように構成されている。
【００３８】
吸収式システムＣも吸収式システムＢと同様に、水−臭化リチウム系吸収式単効用冷凍機であり、再生器２０、凝縮器２１、蒸発器７、吸収器２２、溶液熱交換器２６、溶液ポンプ２３を主要構成としている。各装置間は冷媒ラインＬ２０乃至Ｌ２２、溶液ラインＬ２３、Ｌ２４で接続されており、冷媒（以下、冷媒Ｃという）又は臭化リチウム溶液が循環するように構成されている。また、蒸発器７には圧縮式システムＡの冷媒ラインＬ３が導かれ、吸収式システムＢの蒸発器６を出た冷媒Ａと吸収式システムＣの冷媒Ｃを、配管を介して熱交換させるように構成されている。
【００３９】
本発明に係る複合式冷房装置１は以上のように構成されており、次にその運転時の動作について説明する。
【００４０】
最初に圧縮式システムＡの運転動作について説明する。圧縮機１１で圧縮された高温高圧のガス冷媒Ａは、冷媒ラインＬ１を経由して凝縮器５に導かれ、ここで外気と熱交換して冷却凝縮される。凝縮した液冷媒Ａは、冷媒回路Ｌ２を経て吸収式システムＢの蒸発器６に導かれる。ここで蒸発器６に供給される冷媒Ｂに管壁を介して熱を与え、自らは過冷却される。液冷媒Ａはさらに冷媒ラインＬ３を経て吸収式システムＣの蒸発器７に導かれる。ここで液冷媒Ａは、蒸発器７に供給される冷媒Ｃに管壁を介して熱を与え、自らはさらに過冷却される。蒸発器７を出た液冷媒Ａは、膨張弁９を通過する際に断熱膨張し低圧の液ガス並存状態となって蒸発器８に導かれる。冷媒Ａは、蒸発器８において冷房対象である室内空気から熱を奪って自らは蒸発し、低圧冷媒ガスとなって冷媒ラインＬ５を経由して圧縮機１１に戻る。
【００４１】
次に吸収式システムＢの運転動作について説明する。再生器１６内の臭化リチウム水溶液は、冷却水廃熱回収ラインＬ１５を介して供給されるエンジン冷却水廃熱により加熱され、蒸気冷媒Ｂを分離する。発生した蒸気冷媒Ｂは、冷媒ラインＬ１０を経て凝縮器１７に送られ、ここで冷却されて液冷媒となる。液冷媒Ｂは、さらに冷媒ラインＬ１１を経由して蒸発器６に導かれる。蒸発器６は、定常状態において高真空（４ｋＰａ程度）に保持されており、蒸発器６内に滴下される液冷媒Ｂは、ここに導かれる液冷媒Ａを管壁を介して過冷却し、自らは器内で蒸発して蒸気冷媒となり蒸気ラインＬ１２を経て吸収器１８に導かれる。
【００４２】
一方、再生器１６で蒸気成分を分離して高濃度となった溶液（濃溶液）は、溶液ラインＬ１３を経由して吸収器１８に導かれる。吸収器１８内に滴下される濃溶液は、蒸発器６から供給される蒸気冷媒Ｂを吸収して低濃度となり、吸収器１８下部に貯留し、さらに溶液ポンプ１９により再生器１６に戻される。なお、再生器１６から溶液ラインＬ１３を介して吸収器１８に送られる高温の濃溶液と、吸収器１８から溶液ラインＬ１４を介して再生器１６に送られる低温の希溶液とは、溶液熱交換器２５を介して熱交換する。
【００４３】
次に吸収式システムＣの運転動作について説明する。再生器２０内の臭化リチウム水溶液は、排気廃熱回収ラインＬ２５を経由して供給されるエンジン排気廃熱により加熱され、蒸気冷媒Ｃを分離する。発生した蒸気冷媒Ｃは、冷媒ラインＬ２０を経て凝縮器２１に送られ、ここで冷却されて液冷媒となる。液冷媒Ｃは、さらに冷媒ラインＬ２１を経由して蒸発器７に導かれる。蒸発器７は、定常状態においては高真空（約１．５ｋＰａ）に保持されている。器内に滴下される液冷媒Ｂは、蒸発器６で既に過冷却されている液冷媒Ａを管壁を介してさらに過冷却し、自らは器内で蒸発して蒸気冷媒となり蒸気ラインＬ２２を経て吸収器２２に導かれる。
【００４４】
一方、再生器２０で蒸気成分を分離して高濃度となった溶液（濃溶液）は、溶液ラインＬ２４を経由して吸収器２２に導かれる。吸収器２２内に滴下される濃溶液は、蒸発器７から供給される蒸気冷媒Ｃを吸収して低濃度となり、吸収器２２下部に貯留し、さらに溶液ポンプ２３により再生器２０に戻される。なお、再生器２０から溶液ラインＬ２４を介して吸収器２２に送られる高温の濃溶液と、吸収器２２から溶液ラインＬ２３を介して再生器２０に戻される希溶液とは、溶液熱交換器２６を介して熱交換する。
【００４５】
ここで、３つの冷房システムの運転条件及び相互関係についてさらに詳細に説明する。図２は、吸収システムＢ、Ｃのデューリング線図を示し、横軸は溶液温度、縦軸は溶液の吸収温度に対応する冷媒の温度である。
【００４６】
まず、吸収システムＢの運転条件は以下の通りである。図２において、Ｍ１→Ｍ２は再生器１６における溶液の再生行程、Ｍ３→Ｍ４は吸収器１８における冷媒の吸収行程を示す。また、Ｍ２→Ｍ３、Ｍ４→Ｍ１は溶液熱交換器２５における高温濃溶液と低温希溶液熱交換行程を示している。
【００４７】
一般に再生器温度が高いほど溶液濃縮度を大きくすることができるが、再生器１６に供給される圧縮システムＡからの冷却水廃熱温度は約８０乃至８５℃と比較的低い。このため、本実施の形態においては再生器の構造を対向流タイプとすることによって、再生器出口（Ｍ２）における溶液温度Ｔ１を廃熱温度に近い７５乃至８０℃に高めることを可能としている。このときの溶液濃度ξ１は約５１％である。
【００４８】
吸収システムＢは空冷方式であるため、吸収器出口（Ｍ３）における溶液温度Ｔ２の下限は約５０℃ということになる。このときの溶液濃度ξ２は約４７％であり、この溶液温度、濃度条件に対応する冷媒Ｂの蒸発温度Ｔ３は約３０℃となる。
【００４９】
次に吸収システムＣの運転条件は以下の通りである。図２において、Ｎ１→Ｎ２は再生器２０における溶液の再生行程、Ｎ３→Ｎ４は吸収器２２における冷媒の吸収行程を示す。また、Ｎ２→Ｎ３、Ｎ４→Ｎ１は溶液熱交換器２６における高温濃溶液と低温希溶液熱交換行程を示している。
【００５０】
再生器２０に供給される高温蒸気温度は約１００乃至１１０℃であり、再生器出口（Ｎ２）における溶液温度Ｔ１’は約１００℃に高められている。このときの溶液濃度ξ１’は約６３％である。また、吸収器出口（Ｎ３）における溶液温度Ｔ２’は吸収システムＢと同条件であるため、約５０℃である。このときの溶液濃度ξ２’は約５９％であり、この溶液温度、濃度条件に対応する冷媒Ｃの蒸発温度Ｔ３’は約１２℃となる。
【００５１】
次に圧縮システムＡの運転条件について説明する。図３は圧縮システムＡのモリエ線図を示す。ここに横軸は冷媒のエンタルピー、縦軸は冷媒圧力を示している。また、曲線Ｖは乾燥飽和蒸気線、曲線Ｌは飽和液線である。Ｐ１→Ｐ２は圧縮機１１における冷媒圧縮行程、Ｐ２→Ｐ３は凝縮器５における凝縮行程、Ｐ３→Ｐ４は吸収システムＢの蒸発器６における過冷却行程、Ｐ４→Ｐ５は吸収システムＣの蒸発器７における過冷却行程、Ｐ５→Ｐ６は膨張弁９における断熱膨張行程、Ｐ６→Ｐ１は蒸発器８における蒸発行程をそれぞれ示している。
【００５２】
凝縮器５出口（Ｐ３）における冷媒Aの温度は、外気温度条件から約５０℃である。上述のように蒸発器６における冷媒Bの蒸発温度は約３０℃であるから、蒸発器６出口（Ｐ４）における冷媒Aは３５℃以下に過冷却される。さらに、蒸発器７における冷媒Ｃの蒸発温度は約１０℃であるから、蒸発器７出口（Ｐ５）における冷媒Aは２０℃以下に過冷却される。
【００５３】
過冷却された冷媒Aは、さらに膨張弁９を通過する際に断熱膨張し蒸発器８に導かれる（Ｐ６）。蒸発器８における冷媒温度は約５℃となる。
【００５４】
以上のように冷房システムA、B、Cの協働作用により過冷却サイクルが構成される。
【００５５】
次に、上記運転条件で稼動させた場合の熱精算結果について説明する。表２は原動機への入力を１００としたときの原動機周りの熱収支の概略値を示したものである。同表において、「利用可能廃熱量」とは、熱交換効率等を考慮したときの吸収システム側で利用可能な熱量をいう。
【００５６】
【表２】
0003892689.tif 000005
【００５７】
一般に吸収式冷凍機の成績係数はおよそ０．７程度であるから、吸収システムＡ、Ｂから得られる冷熱量は以下のようになる。
【００５８】
（２５×0.7）+（２０×0.7）＝３１．５
これより、過冷却に利用できる冷熱量を圧縮機消費エネルギーで除して過冷却熱電比を求めると、31.5/25＝1.26  となる。この結果を表１の過冷却熱電比と比較すると、吸収システムB、Cから供給される冷熱により必要過冷却冷熱が確保されていることが分かる。
【００５９】
なお、本実施形態で示した圧縮式システム、吸収式システムの温度、圧力、濃度条件等は全て例示であって、本発明の実施を可能とする任意の運転条件を選択することができることはいうまでもない。
【００６０】
また、本実施形態では、２つの吸収式システムを空冷方式としたが、いずれか一方又は両方を水冷方式とすることも当然に可能である。
【００６１】
【発明の効果】
本発明によれば、圧縮式システムと過冷却用の２つの吸収式システムを組み合わせることにより、空調システムの成績係数の向上、エネルギー消費量の低減が可能となった。
【００６２】
また、同一定格の従来の圧縮式システムに比べて出力が増加するので、その分小型の原動機を用いることができ、機器コスト、設置コストもその分安くなる。このため、吸収システム付加コストの大部分は、上記コスト低減分で補うことが可能となった。
【００６３】
さらに、本発明によれば、廃熱利用機器と廃熱発生機器との時間的一致性（発生廃熱を一旦蓄熱することなく利用）を常に確保することができる。このため、廃熱を捨てることなく利用でき、また、蓄熱装置も不要となった。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る複合式冷房装置の１実施形態を示す図である。
【図２】吸収システムＢ、Ｃのデューリング線図である。
【図３】圧縮システムＡのモリエ線図である。
【図４】冷媒圧縮式冷房サイクルのモリエ線図である。
【符号の説明】
Ａ……圧縮式冷房システム、Ｂ、Ｃ……吸収式冷房システム、Ｌ１−Ｌ５……冷媒Ａライン、Ｌ１０−Ｌ１２、Ｌ２０−Ｌ２２……冷媒Ｂライン、Ｌ１３−Ｌ１４、Ｌ２３−Ｌ２４……溶液ライン、Ｌ１５・Ｌ１６……冷却水廃熱回収ライン、Ｌ２５・Ｌ２６……排気廃熱回収ライン、５、１７、２１……凝縮器、６、７、８……蒸発器、９……膨張弁、１１……圧縮機、１２……原動機、１３……ウオータージャケット、１４……廃熱回収用熱交換器、１５……排気経路、１６、２０……再生器、１８、２２……吸収器、１９、２３……溶液ポンプ、２５、２６……溶液熱交換器
【図１】
0003892689.tif 000006
【図２】
0003892689.tif 000007
【図３】
0003892689.tif 000008
【図４】
0003892689.tif 000009