JPH10512643A

JPH10512643A - 液体環状コンプレッサーおよびタービン並びにそれらを利用した空調システム

Info

Publication number: JPH10512643A
Application number: JP8522111A
Authority: JP
Inventors: アサフ，ガド
Original assignee: エナジーコンバーターズエルティーデー
Priority date: 1995-01-17
Filing date: 1996-01-16
Publication date: 1998-12-02
Anticipated expiration: 2016-01-16
Also published as: ATE173059T1; WO1996022467A1; JP3401012B2; DE69600916D1; EP0804687A1; DE69600916T2; AU4396096A; EP0804687B1; ES2126376T3; US5636523A

Abstract

(57)【要約】回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）であって、コア部（６）とその上に取り付けた放射状に延びた複数の羽根（８）とをもつロータと、前記ロータに偏心で回転可能に接続された外部および内部側面部をもつ筒状ジャケット（４）とを備える。前記のジャケットおよびロータとで、前記ジャケットの第１の内側面に近接して前記羽根の端部が回転できる第１区域と、前記ジャケットの第２の内側面から間隔おいて前記羽根の端部が回転できる第２区域とが形成している。また、前記第２区域に連接する吸入口（１０）と、前記第１区域に連接する吐出口（１２）が備わっている。前記ロータに取り付けられた前記ジャケットの偏心率ｅｃｒは、ｅｃｒ≒（１−ｃ）／３で算定できるが、ただし、ｃはコア部半径Ｃとジャケット半径Ｒの比率ｃ＝Ｃ／Ｒである。

Description

【発明の詳細な説明】液体環状コンプレッサーおよびタービン並びにそれらを利用した空調システム本発明は、液体環状コンプレッサー（ＬＲＣ）、液体環状タービン（ＬＲＴ）に関し、特に、回転式液体環状コンプレッサー（ＲＬＲＣ）やタービン（ＲＬＲＴ）、さらに、ＲＬＲＣや回転式または非回転式の液体あるいは気体タービンを利用した空調装置に関する。液体環状コンプレッサー（ＬＲＣ）は、従来から産業界で普通に使われている。多くの場合は液体が水であるが、オイルの場合もある。前記コンプレッサーは、比較的に低速回転の簡単な機関である。例えば、１０バール圧力計なら２０００ｒｐｍ回転未満で足りるが、一方、従来のコンプレッサーは同じ圧力を得るため約２００００ｒｐｍ回転が必要となる。コンプレッサーから吐出された液体は、冷却のため接触式または非接触式熱交換器へと送られてから、ＬＲＣへ戻れされる。これにより効率的な冷却、および、常温圧縮がほぼ可能とし、コンプレッサー効率を高める。しかしながら、コンプレッサーの外枠部の固定シリンダー壁と環状液体間の摩擦により、断熱コンプレッサーの効率値以下まで作動効率が落ちてしまう。摩擦度合は、固定シリンダー壁に対する流速の３乗に比例することになる。その液体と固定シリンダー壁間の摩擦を低減するため、スライド摩擦がなく、金属表面間の摩擦を最小限にできる回転式装置が、米国特許第１、６６８、５３２号（Ａ．Ｃ．スチュワート）に開示されている。しかし、工業的に実用化するには、後述するその他の重要な構造部分を考慮する必要があるため、その装置はいまだ実用化されていない。それゆえ、本発明の広義の目的は、従来のＲＬＲＣやＲＬＲＴの欠点を解消し、より効率的なＲＬＲＣおよびＲＬＲＴを提供することにある。本発明のさらに別の目的は、効率のよいＲＬＲＣ、ＲＬＲＴ、またはその両方を利用する空調区域暖房装置のためのヒートポンプを提供することである。本発明による回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）は、コア部とその上に取り付けた放射状に延びた複数の羽根とをもつロータと、前記ロータに対して偏心しており、かつ、回転可能に接続された外部および内部側面部をもつ筒状ジャケットと、なお、前記のジャケットおよびロータとで、前記ジャケットの第１の内側面に近接して前記羽根の端部が回転できる第１区域と、前記ジャケットの第２の内側面から間隔おいて前記羽根の端部が回転できる第２区域とが形成されており、前記第２区域に連接する吸入口と、前記第１区域に連接する吐出口とから成り、前記ロータに取り付けられた前記ジャケットの偏心率ｅｃｒが下記式で示され、ｅｃｒ≒（１−ｃ）／３ただし、はコア部半径Ｃとジャケット半径Ｒの比率ｃ＝Ｃ／Ｒである。前記の本発明のＲＬＲＣ／Ｔを利用した空調装置も実現でき、前記ＲＬＲＣに流体連接されたタービンと、前記のＲＬＲＣとタービンを駆動するエンジンと、前記ＲＬＲＣに流体連接された第１熱交換器と、前記タービンに流体連接された第２熱交換器とを備える。本発明を充分に理解できるよう、付随図面を参照した最適実施例について、本発明を以下に詳細に説明する。とくに参照図面に関係して、その内容は一例であって、本発明の最適実施例の図示説明が目的であり、本発明の原則や概念見解の説明の迅速や理解のため最も有効であると考えられる形態を提供するため提示されているものであることに留意してほしい。この観点において、本発明の基本的理解に必要以上な詳細でもって、本発明の実施例構成を図示することを試みたものはなく、本発明のいくつもの別の形態が実際上に可能なことが、当業者にとっては図面を伴った下記説明から明白となるものである。付属する図面について、図１は、本発明によるＲＬＲＣの断面図、図２は、図１のＩＩ−ＩＩ線における断面図、図３は、本発明によるロータの最適実施例の断面図、図４は、２つの冷却方法を簡単に実行できる冷却設備をもつ、本発明によるＲＬＲＣの分解概略斜視図、図５は、本発明のＲＬＲＣやＲＬＲＴを備えた空調装置の概略図である。以下、ＲＬＲＣに関して本発明を説明するが、基本的に同じまたは近似の構造をもつＲＬＲＴにも同様に、本発明が適用できるのも理解できよう。図１と図２に図示している本発明にかかる回転式液体環状コンプレッサー（ＲＬＲＣ）２は、外側筒状ジャケット４以外は周知の部品で構成されており、中空軸５と放射状に延びた羽根８をもつロータを備えている。図示したように、ロータは、筒状ジャケット４の軸Ｏに対して偏心した位置に設置されており、エンジンなどの外部駆動装置（図示しない）により駆動される。さらに、周辺大気吸入口１０と圧縮空気吐出口１２を備えている。必要に応じて中空軸５に、冷却液を循環させることも可能である。封止措置のため、ロータ羽根８の側面にはシールディスク１１、１３を設ける。、ディスク１３はコア部６と−体形成してもよい。前記ジャケット４は、その軸Ｏを中心に自在に回転できるよう取り付けられている。ジャケット４を固定するのに、ローラ、スリーブなど自在回転できるならどんな手段を使っても構わないが、図示のように、片側の２個のベアリング１４、１４’でジャケット４を固定するのが望ましい。液体環状ポンプは気体コンプレッサーや真空ポンプとして利用できるが、液体ポンプ内の液体循環量が大きいのでその利用範囲は限定される。通常は、液体の循環量は気体の流量と同じであるが、その密度は１０００倍以上である。従来の液体環状ポンプでは、コンプレッサーの有効動作量に比べて液体の損失が大きい。液体の循環を維持するため、ロータから液体に流動エネルギーが付与される。液体の環状特性を決定するための、３つの要素が存在する。ａ）偏心率ｅは、ｅ＝Ｅ／Ｒから算定でき、ジャケットの半径Ｒで割ったジャケット軸Ｏとロータ軸Ｐ間の距離Ｅで表せる。ジャケットが筒状でない場合には、Ｒは回転するジャケットのジャケット軸Ｏからの最大距離をとる。ｂ）ロータの最少コア半径Ｃとジャケット半径Ｒの比率ｃは、ｃ＝Ｃ／Ｒから算出できる。ｃ）コア部、羽根、ディスクの一体構造内の容積Ｓ。ジャケット内のロータの総容積Ｉ。ロータの自由容積Ｆは、ｆ＝Ｆ／Ｉから算出する。前記のロータ羽根８の端部８’は、コンプレッサーのジャケット４の片側に近接しており、ロータ羽根とジャケットの距離δ・Ｒは、普通は非常に狭くて約１ｍｍほどである。コンプレッサーの反対側における、ロータ羽根とジャケットの最大距離は、Ｒ・（２ｅ＋δ）で示せる。動作中における、狭い偏心鍼での液体環の最大深度ＴｅはＲ・（（１−ｅ）−ｃ）から算定できるが、Ｒ・（１−ｅ −δ）はロータの半径、Ｒ＊ｃはコア部の半径、Ｒ＊δはその区域でのロータ端とジャケット間の距離である。適切な運転のため、広い区域側Ｒ・（２ｅ＋δ）における液体環の大部分はロータの外側にあるが、封止状態を形成するため、少量の液体を羽根の端部間に取り込むが、図２の点線１５の場合はそのようにならない。液体循環する量ｑｌは全環状域で一定であり、全流量がロータ内を循環する狭い区域の流量率で決められる。ロータ内の流量ｑｌは下記の式から計算できる。ｑｌ＝Ｂ・ｆ・ｗ・Ｒ²・（（１−ｅ）²−ｒｍ²）／２ただし、Ｂはジャケットのコンプレッサー幅（図１）、ｗはラジアン／秒で表せるロータの角速度、Ｒ・ｒｍは、狭い区域での、つまり、コンプレッサーの吐出側での液体最少界面半径で、普通はＲ・ｒｍ≒Ｒｃ（Ｒｃはロータのコア部半径）である。ジャケット内のコンプレッサー容量Ｖｃは、次の式で示せる。Ｖｃ＝Ｂ・（π）・Ｒ² ジャケット付近では、ジャケット近傍での平均流速Ｖｓによる動的圧力やジャケットの静的圧力を含む全圧力は、ほぼ一定値Ｋとなる。Ｋ＝ｄ・Ｖｓ²／２＋ｐただし、ｄは液体密度、ｐは気体圧である。ジャケット付近の圧力は、気体／液体界面付近の圧力と液体層での遠心加速により蓄積された圧力との和に等しい。気体吸入口１０でのジャケット付近圧力Ｐｉおよび吐出口１２での圧力Ｐｅを比較すると、Ｐｉ＝ｐｉ＋ｄ・（Ｕｌ・ｄｒ／ｒ）＋ｄ・ｗ²・Ｒ²・（（１−ｅ）²−ｒ² ）Ｐｅ＝ｐｅ＋ｄ・ｗ²・Ｒ²・（ｒ²−ｒｍ²）／２＋ｄ（Ｖｂ＋Ｖｎ）²／８ただし、ｐｉは入口側での液体圧力、ｐｅは出口側での液体圧力、Ｕｌは入口側での液体流速、ｒはロータ中心部に対する環状液体の非寸法径（実際の径はＲ・ｒ）、Ｖｂは羽根の速度、Ｖｎはジャケットの速度、ｗはロータ端部とジャケット間の径方向での積分式である。つまり、ジャケット付近の動的圧力と静的圧力を加えたジャケットの圧力は、ジャケットの内側面近傍ではほぼ一定であることが判る。上記から、回転式ジャケットの液体環の出口側圧力と寸法構造が同じである場合、その入口側圧力は非回転式ジャケットのコンプレッサーの入口側圧力より大きくなることが明白である。適切運転のための、コンプレッサーの入口側広い区域でのロータ外部の環状液体の深度Ｔｉ（図１）は、以下で示せる。Ｔｉ≧Ｒ・（２ｅ＋δ）（Ｉ）そのため、液体は羽根相互間の空間に進入して、コンプレッサーの主な封止要素として機能できる。それ以外の場合、つまり図２の点線１５で図示などの場合には、ロータの部分は圧縮動作に関与しない。前記深度は、下記の式で示す狭い区域での有効液体深度に比べて小さい。Ｔｅ＝Ｒ・（１−ｅ−ｃ）・ｆ（ＩＩ）狭い区域では羽根の端部がジャケットに非常に近接するため、パラメータδまたはＲ＊δが無視できる。それゆえ、ロータ外側の液体環の臨界深度は以下のようになる。Ｔｉｃｒ＝２Ｒ・ｅ（ＩＩＩ）そして、狭い区域での臨界深度は下記のとおりである。Ｔｅｃｒ＝Ｒ・（１−ｅ−ｃ）（ＩＶ）上記の式（ＩＩＩ）と（ＩＶ）から、回転式コンプレッサーの臨界偏心率ｅｃｒが、ＴｅｃｒをＴｉｃｒに等価にすることにより算定できる。ｅｃｒ＝（１−ｃ）／３典型的な数値であるｆ＝０．８５でδ＝０．０１のとき、下記の表が成り立つ。ｃｅｃｒ０．３０．２３３０．４０．２０００．５０．１６７偏心率ｅがｅｃｒ値より大きいとき、環状液体はロータの羽根の端部からそれる。その場合、液体環による封止は、回転式コンプレッサーの広い区域では効果がなくなる。その場合の圧縮動作は、羽根間の大きな圧力変化が生じる狭い区域に限定されることになる。この結果、漏れ損失および流体の乱流が大きくなる。また、ＲＬＲＣの偏心率は、回転ジャケット内の開部の封止を必要とする。回転ジャケット内の開部の直径Ｄｓによっては、封止材のコストを上げ、エネルギー損失が生じる。そのため、本発明の最適実施例では、ロータの側面が、ロータ６およびジャケット４と共に回転するディスク１１、１３で封止されている。液体環も、ロータディスクと回転ジャケットの側面の間で回転できる。液体環が回転ロータとほぼ同じ速度で回転するにつれて、ロータと回転ジャケット間の境界域内での液体環の遠心加速が、液体環本体での加速度とほぼ同じになる。Ｔｉ／Ｔｅ＜１の場合、環状液体はロータ羽根間に進入して効果的な封止が確保できるので、大がかりな機械的封止の必要がなくなる。遠心加速が５００ｇくらいの条件では、液体／気体界面に波形が立たないものと考えられるが、空気出口付近では界面に波が発生する。常温回転コンプレッサーにおいては、液体は熱交換のためコンプレッサーに導入される。液体の一部は蒸発するが、ほとんどの場合、大部分がコンプレッサーへの供給速度と同じ流速での液体として吐出される。界面が平坦である場合、環状液体は吐出口壁部にくると、液体といっしょに気体排出を強いる。そのとき、吐出口から吸入口への圧縮気体の戻りは発生しない。界面が波形状態になると、コンプレッサーの狭い区域で波高が吐出口壁部にぶつかり、波高間の圧縮気体が吸入口へ戻される。その結果、圧縮気体に付与されたエネルギーが散失して、コンプレッサーの効率が低下する。そこで、効率を高くするには、出口付近での波形影響を低減する必要がある。これは、２つの異なる手段にて達成できる。まず、液体吐出がより多くの気体を伴って行えるよう液体の吐出率を増加させる。回転コンプレッサー内の液体質流量を、気体の質流量率より大きくする必要がある。もう一つの手段は、図３に示された吐出口付近の形状に関するものである。図では、比較的多数の羽根８が装備されており、吐出口１２（図１）の位置はできるかぎりロータの中心近くに配置されている。さらに不安定性影響を低減するため、ロータコア６のＪの部分を吐出口１２に向けて傾斜させてある。これにより、液体は吐出口１２から遠く離れたコアの一部に接触して、吐出口に戻る空気量が最小になる。液体とジャケット４との摩擦は、ＬＲＣの摩擦度合を決定する。摩擦を低減するため、液体流速を決めるロータの接線速度を最少にすることが重要である。吐出域においては、運動エネルギーが圧力に変換されて、ロータ羽根の端部での圧力値に比べて液体の接線流速が小さく。吐出域では、液体の半径方向流速は中心に向かう。接線流速は、半径方向速度が中心から離れる空気吸入口付近で増加する。ロータと液体間の摩擦は、ロータ半径での液体の衝突角に関係している。摩擦を低減するため、ロータ羽根８は、液体流速が羽根端部に対して正接となるよう液体流速ベクトル方向に対して内側に配置されていなければならない。図３のように、摩擦を最少にするため、ロータ羽根端とロータ径間の角度は次のようにする。ｔａｎ（φ）＝Ｖｒ／（Ｖｂ−Ｕｌ）ただし、Ｖｒは液体の径方向流速、Ｕｌは液体の接線流速、Ｖｂはロータ端の（接線）速度である。Ｖｒはコンプレッサーのパラメータ（Ｒ、ｅ、ｃ、ｗ）に関係しており、下記のように示せる。Ｖｒ＝Ｒ・（１−ｅ−ｃ）・ｗ／π ＲＬＲＣにおいては、平均流速Ｖｒはロータ羽根の速度と同等になり、Ｖｒ／（Ｖｂ−Ｕｌ）の比率も小さい。それゆえ、摩擦を低減するのに、羽根角度βも、例えば２０°より小さくする必要がある。コンプレッサーで発生する圧力差Ｄｐ＝ｐｅ−ｐｉは、コンプレッサー待性を決める遠心圧力Ｃｐよりも小さくなることが判る。多用途に適する為には、圧力差を大きくしなければならない。ＬＲＣにおいては、接線速度の３乗に比例し摩擦が増加する。そのため、ほとんどの場合、羽根速度Ｖｂ＝ｗ・Ｒ・（１−ｅ−δ）は２０ｍ／ｓ以下に制限される。これにより、遠心圧力Ｃｐが決められ、圧力差が１．５バー以内に制限されるのである。ＲＬＲＣにおいては、流速およびＣｐとＤｐを大きくでき、ある段階では、圧力差を高めることが可能となる。その結果、回転速度を２倍にして、圧力差の限度を４倍にできる。回転を増加させればＶｒも大きくできるが、Ｖｂ−Ｕｌの差に影響することはない。結果として、（Ｕｂ−Ｕｌ）／Ｖｒの比率が小さくなり、羽根端の半径方向からの傾斜も小さくできる。運転中において、ロータ軸７を中心とするジャケットの自由回転により、羽根端部とジャケット４の内側面の間で発生する環状液体９の摩擦を減らせるので、コンプレッサー／タービンの効率を増加させることができる。図４においては、運転中に加熱されることになるＲＬＲＣ２内の液体を冷却する装置の２つの構成例が図示されている。液体を低温に維持できるよう液体の冷却が行われ、そのため、液体に接触する気体はできるかぎり低い温度に維持しなければならないので、少ないエネルギーで気体圧縮を行って効率を高める必要がある。図では、中空シャフト６内に液体を循環させて、効率的な冷却を行っている。シャフト６の入口１６からＲＬＲＣに入った液体は、羽根８間のロータ室１８内で噴霧状態にされる。これにより、液体と気体間の熱交換作用が増進される。そして、液体は吐出ダクト２０を経て気体／液体分離器２２へと送出される。分離された液体は、直接または非直接式熱交換器２４で冷却される。冷却された液体は、管路２６を経てＲＬＲＣ２の入口１６へと戻されるか、あるいは、ＲＬＲＣ２に周辺空気などの気体を送り込むダクト３０へ管路２８経由で送られる。以下に、従来式の液体環状コンプレッサー（ＲＬＣ）と本発明のＲＬＲＣとの効率比較の例を説明する。ＬＲＣには、直径がＤ＝０．２９ｍで長さがＬ＝０．３５ｍの筒状エンビロープ体が備わっている。偏心軸の回転速度は、１４５０ｒｐｍである。環状液体の接線流速は、ｕ＝π・（１４５０／６０）・Ｄ＝２１ｍ／ｓとなる。剪断区域での損失は下記のように示せる。Ｔ＝（Ｃｄ）ｕ³Ａただし、Ｃｄは流体抵抗係数、ｕは接線速度、Ａはエンビロープ体の表面積である。Ｃｄ＝０．００２、Ａ＝πＤＬ＝０．３１Ｍ²で液体密度が１０００Ｋｇ／ｍ³ のとき、Ｔ＝５．７４Ｋｗとなる。本例では、コンプレッサーは１５．５Ｋｗを消費し、機関効率は０．８５と推定できる。ゆえに、コンプレッサー軸への出力は、Ｐ＝０．８５×１５．５＝１３．２Ｋｗである。なお、コンプレッサーの熱力学作用は、下記の式から算定できる。ＭＥｃ＝ｍＲＴｌｎ（ｐ２／ｐ１）ただし、ｍは質流量、Ｒは気体定数、Ｔは平均温度、ｐ２は圧縮空気の圧力、ｐ１は吸入口圧力である。ｍ＝０．１１ｋｇ／ｓ、Ｒ＝０．２８６Ｋｊ／Ｋｇ（気体定数）、Ｔ＝３１０Ｋ、ｐ２／ｐ１＝２の場合、ＭＥｃ＝６．８Ｋｗとなる。ＬＲＣの効率は、それゆえ、ｅ＝６．８÷１３．２＝０．５１５つまり５１．５％である。同じ寸法の回転式エンビロープ体を使って、その他のパラメータが同じとした場合、回転エンビロープ体に対する液体流速が１／３ほど低下する。ゆえに、エネルギー消失量は１／３³＝１／２７まで低減、つまり、部分損失量はＴ＝５．７４÷２７＝０．２１Ｋｗまで下がる。ＲＬＲＣが必要とする電力はＰ＊＝１３．２＋０．２１＝５．７４＝７．６７Ｋｗとなり、ＲＬＲＣの予測効率は、ｅ＊＝ＭＥｃ／Ｐ＊＝６．８÷７．６７＝０．８８７つまり８８．７％となる。それゆえ、回転エンビロープ体の効率は、８８．７−５１．５＝３７％だけ改善されるのである。ＲＬＲＣは高効率ヒートポンプとしてタービンと組み合わせることも可能である。タービンは従来式のエキスパンダー、液体環状タービン、またはＲＬＲＣと同様のＲＬＲＴでよいが、ただし、熱を環状液体に放出する代わりに、環状液体からの熱を拡散して吸収できるよう気体を導入するものである。空調用ヒートポンプでは、環状液体に吸湿性塩水を使用するこが望ましい。塩水はコンプレッサー内の蒸気水分を吸収し、熱と蒸気分を大気中に放出して、外気に対する接触式熱交換器により冷却凝縮できる。悪臭やガスを除去するのに換気が必要な場合、装置から排出された空気を本最適実施例を使えば、液体を冷却でき、ＲＬＲＣの効率を上げることができる。圧縮空気が冷たいほど、コンプレッサーの効率が高くなる。冬場においては、圧縮空気がタービン内で膨張して、コンプレッサーを駆動する出力を生成するので、ＲＬＲＣは熱を本体に放出して、本体の適切な換気状態を保持するため導入された新鮮な空気との熱交換が行われる前に、圧縮された暖気を外部へ放出することができる。図５には、ＬＲＴ、好ましくはＲＬＲＴと組み合わされた本発明のＲＬＲＣを使った空調設備が図示されている。空調設備３２は本体３４内に配置されており、ＲＬＲＣ３６とＲＬＲＴ３８とを備えており、両者のロータは同じ主軸４０に取付られており、エンジン４２で駆動される。またＲＬＲＣ３６とＲＬＲＴ３８は、ＲＬＲＣ３６からＲＬＲＴ３８へ圧縮空気を送風するダクト４４により相互接続されている。内部空気／液体熱交換器４６も備わっており、外部空気／液体熱交換器４８経由でＲＬＲＴ３８に戻り接続されている。ＲＬＲＣ３６も、内部空気／液体熱交換器５２経由でＲＬＲＣ３６に戻り接続された外部空気／液体熱交換器５０に相互接続している。前記のＲＬＲＣ３６とＲＬＲＴ３８を備えた空調設備の動作を、以下に説明する。空気がＲＬＲＣ３６の塩水に導入され、塩水活性度が０．４、つまり、同じ温度で蒸気圧力が水の４０％で、３バールの出口圧力Ｐが作成される。ｐ＝３バールでは蒸気圧力は３倍になり、塩水の温度がＴｂ＝３９℃でも蒸気は塩水に凝縮される。ＲＬＲＣ３６への機械入力エネルギー（ＭＥｃ）は、平均温度Ｔで常温動作として近似演算でき、下記の式で示せる。Ｔ＝３０６Ｋ［（２５＋４１）÷２＋２７３］ＭＥｃ＝ＲＴｌｎ（３）＝９６Ｋｊ／Ｋｇ（空気Ｒ＝０．２８６Ｋｊ／Ｋｇ．Ｋ）空気の温度は２５℃から４１℃まで上昇し、空気の内部エネルギーが１６Ｋｊ／Ｋｇだけ上がる。１４Ｋｊ／Ｋｇの空気の蒸気成分が１２から６．５ｇ／Ｋｇまで下がり、つまり、本体外部へ放出されるエネルギーは、Ｑ＝９６＋１４ −１６＝９４Ｋｊ／Ｋｇとなる。ＲＬＲＴ３８がＴｔ＝２４℃の常温とすると、その機械動力つまり出力は下記のようになる。ＭＥｔ＝−ＲＴｔｌｎ（１／３）＝９３Ｋｊ／Ｋｇ上記サイクルでの理想的エンジンの動作性能の理論的係数（ＣＯＰ）は、下記の式で示せる。ＣＯＰ＝９４÷（９６−９３）≒３１周知のように、ＲＬＲＴやＲＬＲＣ内の熱消失はタービンやコンプレッサーの効率を低減させ、さらに、熱交換器内に空気を吹き込んだり液体をポンプ供給するための別のエネルギーが必要となる。それゆえ、実際の性能係数は下記の式から算出できる。ＣＯＰ＝ＥｓＱ／（ＭＥｃ／Ｅｃ−ＥｔＭＥｔ）ただし、Ｅｓは装置効率、ＥｃとＥｔはそれぞれコンプレッサーとタービンの効率である。下記の例では、Ｅｓ＝０．８５およびＥｃ＝Ｅｔ＝Ｅであると仮定し、その結果が表に示されている。ＥＣＯＰ１．００２７．００．９５６．３０．９０３．４０．８５２．４０．８０１．７さらにまた、本発明による空調設備の効率は、コンプレサーとタービンのいずれか、または両方の効率を上げることによりいっそう改善できる。図５の設備あるいは同様の設備では、圧縮空気または気体から熱を取り出して、本体内の新鮮な空気に付与することにより、暖房装置としても利用できる。前記のパラメータを適用して暖房装置にＲＬＲＣを利用すると、下記のような数値が得られる。ＭＥｃ＝９５Ｋｊ／ＫｇＭＥｔ＝８７Ｋｊ／ＫｇＱ＝１０５Ｋｊ／Ｋｇ（排出暖気による新鮮空気の加熱を含む）暖房のためのＣＯＰ値には、熱に変換されるエンジン動作が含まれている。区域暖房のためのヒートポンプとしてのＲＬＲＣの性能は、以下のとおりである。ＥＣＯＰ１．００１３．００．９５６．１０．９０４．３０．８５３．４０．８０２．８空調分野でのＲＬＲＣとＲＬＲＴの適用例とは別に、自動車の無汚染ガスタービンなどにも利用することができる。本発明は、上記説明の実施例の詳細内容に限定されるものではなく、本発明の精神や基本特徴から逸脱することのなくその他の形態で実施できることは、当業者にとって明白であろう。前記実施例は説明目的のためであり、それらに限定されるものではなく、請求項の等価的意味や範囲内でのあらゆる変更例も、上記説明でなく付随の請求項に記載された本発明の範囲に含まれるものである。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (81)指定国ＥＰ(ＡＴ，ＢＥ，ＣＨ，ＤＥ，ＤＫ，ＥＳ，ＦＲ，ＧＢ，ＧＲ，ＩＥ，ＩＴ，ＬＵ，ＭＣ，ＮＬ，ＰＴ，ＳＥ)，ＯＡ(ＢＦ，ＢＪ，ＣＦ，ＣＧ，ＣＩ，ＣＭ，ＧＡ，ＧＮ，ＭＬ，ＭＲ，ＮＥ，ＳＮ，ＴＤ，ＴＧ)，ＡＰ(ＫＥ，ＬＳ，ＭＷ，ＳＤ，ＳＺ，ＵＧ)，ＵＡ(ＡＺ，ＢＹ，ＫＧ，ＫＺ，ＲＵ，ＴＪ，ＴＭ )，ＡＬ，ＡＭ，ＡＴ，ＡＵ，ＡＺ，ＢＢ，ＢＧ，ＢＲ，ＢＹ，ＣＡ，ＣＨ，ＣＮ，ＣＺ，ＤＥ，ＤＫ，ＥＥ，ＥＳ，ＦＩ，ＧＢ，ＧＥ，ＨＵ，ＩＳ，ＪＰ，ＫＥ，ＫＧ，ＫＰ，ＫＲ，ＫＺ，ＬＫ，ＬＲ，ＬＳ，ＬＴ，ＬＵ，ＬＶ，ＭＤ，ＭＧ，ＭＫ，ＭＮ，ＭＷ，ＭＸ，ＮＯ，ＮＺ，ＰＬ，ＰＴ，ＲＯ，ＲＵ，ＳＤ，ＳＥ，ＳＧ，ＳＩ，ＳＫ，ＴＪ，ＴＭ，ＴＲ，ＴＴ，ＵＡ，ＵＧ，ＵＳ，ＵＺ，ＶＮ

Claims

【特許請求の範囲】１．コア部（５）とその上に取り付けた放射状に延びた複数の羽根（８）とをもつロータと、前記ロータに対して偏心ており、かつ、回転可能に接続された外部および内部側面部をもつ筒状ジャケット（４）と、なお、前記のジャケット（４）およびロータとで、前記ジャケット（４）の第１の内側面に近接して前記羽根（８）の端部（８’）が回転できる第１区域と、前記ジャケット（４）の第２の内側面から間隔おいて前記羽根（８）の端部（８’）が回転できる第２区域とが形成されており、前記第２区域に連接する吸入口（１０）と、前記第１区域に連接する吐出口（１２）とから成る回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）であって、前記ロータに取り付けられた前記ジャケット（４）の偏心率ｅが下記式で示され、ｅ≦（１−ｃ）／３ただし、ｃはコア部（５）の半径Ｃとジャケット（４）の半径Ｒの比率ｃ＝Ｃ／Ｒであることを特徴とする回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）。２．前記のジャケット（４）およびコア部（５）が、外側側面壁と内側側面壁とをもつシリンダー体を形成することを特徴とする請求項１記載の回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）。３．前記コア部（５）が、内部側面からジャケット（４）の外部まで伸長した主軸に取り付けられていることを特徴とする請求項１記載の回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）。４．前記ジャケット（４）が、軸受手段（１４、１４’）により前記主軸に対して偏心しており、かつ、回転可能に取り付けられていることを特徴とする請求項３記載の回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）。５．さらに、前記ジャケット（４）の外部側面壁の内側面に固定されている第１封止ディスク（１１）を備えることを特徴とする請求項２記載の回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）。６．さらに、前記コア部（６）と一体に形成され、前記内部側面壁の内側面に近接して伸長している第２封止ディスク（１３）を備えることを特徴とする請求項２記載の回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）。７．前記の吸入口と吐出口（１０、１２）が、コア部（６）に近接した外部側面壁に形成されていることを特徴とする請求項１記載の回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）。８．前記コア部（６）が、前記の吸入口と吐出口（１０、１２）に向かって円錐状に傾斜形成されていることを特徴とする請求項７記載の回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）。９．前記のロータの羽根（８）の端部が、少なくとも、径方向から２０°未満の角度で傾いていることを特徴とする請求項１記載の回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）。１０．前記のロータの主軸が中空であることを特徴とする請求項３記載の回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）。１１．前記の環状液体を形成するため、塩水が使われていることを特徴とする請求項１記載の回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）。１２．さらに、前記ジャケット内の液体を冷却するための冷却装置を備えることを特徴とする請求項１記載の回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）。１３．前記の冷却装置が、熱交換器（２４）に接続された気体／液体分離器（２２）で構成され、前記分離器は、前記の吐出口（１２）およびロータの中空主軸に連接していることを特徴とする請求項１２記載の回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）。１４．さらに、コンプレッサー（３６）を冷却しタービン（３８）を加熱するための熱交換手段（５０）を備えることを特徴とする請求項１記載の回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）。１５．前記のコンプレッサー（３６）が常温コンプレッサーであって、前記のタービン（３８）が常温タービンであることを特徴とする請求項１記載の回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）。１６．前記のタービン（３８）が、断熱タービンであることを特徴とする請求項１記載の回転式液体環状コンプレッサー／タービン（ＲＬＲＣ／Ｔ）。１７．前記の請求項１記載のＲＬＲＣと、前記ＲＬＲＣに流体連接されたタービン（３８）と、前記のＲＬＲＣとタービン（３８）を駆動するエンジン（４２）と、前記ＲＬＲＣに流体連接された第１熱交換器（５０）と、前記タービン（３８）に流体連接された第２熱交換器（４６）とから成る空調装置。１８．前記のタービン（３８）が、ＲＬＲＴであることを特徴とする請求項１７記載の空調装置。１９．前記の第１熱交換器（５０）とＲＬＲＣ（３６）との間に、第３の熱交換器（５２）が流体連接されていることを特徴とする請求項１７記載の空調装置。２０．前記のタービン（３８）と第２熱交換器（４６）との間に、第４の熱交換器（４８）が流体連接されていることを特徴とする、請求項１７記載の空調装置。２１．前記のＲＬＲＣ、タービン、第１熱交換器（４８、５２）が、空調された外枠体（３４）内に載置されていることを特徴とする請求項１７記載の空調装置。２２．前記の第３熱交換器（５２）が、熱を外部へ放出できるよう外枠体内に載置されていることを特徴とする請求項１８記載の空調装置。２３．前記の第４熱交換器（４８）が、外枠体内に載置されており、その外部から空気を取り込めることを特徴とする請求項１８記載の空調装置。２４．圧縮空気がタービン（３８）に導入される前に加熱される、前記請求項１記載の常温ＲＬＲＣから成る熱機関。２５．前記の圧縮空気が、前記タービンの排気や、第２の外部熱源である第１熱源にて加熱されることを特徴とする請求項２４記載の熱機関。２６．前記のタービン（３８）が、常温タービンであることを特徴とする請求項２５記載の熱機関。２７．前記のタービン（３８）が、断熱タービンであることを特徴とする請求項２５記載の熱機関。