JP2007198693A - カスケード型ヒートポンプシステム - Google Patents
カスケード型ヒートポンプシステム Download PDFInfo
- Publication number
- JP2007198693A JP2007198693A JP2006019821A JP2006019821A JP2007198693A JP 2007198693 A JP2007198693 A JP 2007198693A JP 2006019821 A JP2006019821 A JP 2006019821A JP 2006019821 A JP2006019821 A JP 2006019821A JP 2007198693 A JP2007198693 A JP 2007198693A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- condenser
- compressor
- heat medium
- evaporator
- pump system
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
Images
Landscapes
- Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)
Abstract
【課題】消費動力のさらなる低減を図り、冷却システムへの入口温度と出口温度の差が大きい熱源をつくり出すことを可能とするとともに、幅広い温度範囲の中で所望の温度の熱源を容易につくり出すことができるヒートポンプシステムを実現する。
【解決手段】それぞれ圧縮機3,4、凝縮器9,10、膨張器11,12及び蒸発器7,8を備えた複数の独立した冷凍サイクルR1,R2を備え、各冷凍サイクルで冷凍能力を分担するように構成したカスケード型ヒートポンプシステムにおいて、各圧縮機3,4の冷媒吸入圧及び冷媒吐出圧を階段状に設定するとともに、各蒸発器7,8又は凝縮器9,10に2次側熱媒体1,2の流路を直列的に接続して該蒸発器又は凝縮器で2次側熱媒体と順々に熱交換させ、2次側熱媒体を階段状に温度変化させて目標温度の冷熱又は温熱を得るように構成する。
【選択図】図8
【解決手段】それぞれ圧縮機3,4、凝縮器9,10、膨張器11,12及び蒸発器7,8を備えた複数の独立した冷凍サイクルR1,R2を備え、各冷凍サイクルで冷凍能力を分担するように構成したカスケード型ヒートポンプシステムにおいて、各圧縮機3,4の冷媒吸入圧及び冷媒吐出圧を階段状に設定するとともに、各蒸発器7,8又は凝縮器9,10に2次側熱媒体1,2の流路を直列的に接続して該蒸発器又は凝縮器で2次側熱媒体と順々に熱交換させ、2次側熱媒体を階段状に温度変化させて目標温度の冷熱又は温熱を得るように構成する。
【選択図】図8
Description
本発明は、独立した複数の冷凍サイクルを並設し、各冷凍サイクルで冷凍能力を分担することにより、動力低減と成績係数の向上を図ったヒートポンプシステムにおいて、2次側熱媒体を複数の冷凍サイクルの蒸発器群又は凝縮器群により段階的に冷却又は加熱することにより、目標とする温度の冷熱又は温熱を得るようにしたカスケード型ヒートポンプシステムに関する。
ビール工場等の冷凍設備等において、多種の冷却負荷が存在し、冷却温度も数種類に分類される。また各々の冷却負荷は、時間帯によってその大きさと全体負荷におけるその割合が変化する。
従来このような多温度、多種の冷却負荷を賄う冷却システムが、例えば特許文献1(特許第2545162号公報)に開示されている。
従来このような多温度、多種の冷却負荷を賄う冷却システムが、例えば特許文献1(特許第2545162号公報)に開示されている。
この冷却システムは、各冷凍サイクル専用の圧縮機、凝縮器、膨張弁及び凝縮器を有した複数の独立した冷凍サイクルによる冷却システムであって、圧縮機吸入側に蒸発温度別に設けられた複数の蒸発温度別ラインから、該ラインに設けられた弁の開閉又は絞り度を選択することにより、各圧縮機に最も適合する蒸発温度別ラインから各圧縮機の最高蒸発温度にて冷媒を吸入し、もって各冷凍サイクルの消費動力を低減するとともに、各冷凍サイクル間で最適負荷を分配することによ冷凍機消費電力の低減を図ったものである。
しかるに特許文献1に開示された冷却システムは、冷凍機消費動力を低減することはできるが、各冷凍サイクルがそれぞれ独立して対応する冷却負荷に最適の蒸発温度を選定するため、システム全体としての熱効率向上を図ったものではなく、また冷却システムへの入口温度と出口温度の差が大きい冷熱源をつくり出すことが困難である。
また圧縮機吸入側に蒸発温度別に複数の蒸発温度別ラインを設けるとともに、これら複数の蒸発温度別ラインと複数の圧縮機との間に一つの圧縮機につき複数の吸入ラインを設け、さらにこの複数の吸入ラインにそれぞれ開閉弁を設ける必要があり、設備が大掛かりになり、高コストになるという問題がある。
また圧縮機吸入側に蒸発温度別に複数の蒸発温度別ラインを設けるとともに、これら複数の蒸発温度別ラインと複数の圧縮機との間に一つの圧縮機につき複数の吸入ラインを設け、さらにこの複数の吸入ラインにそれぞれ開閉弁を設ける必要があり、設備が大掛かりになり、高コストになるという問題がある。
本発明は、かかる従来技術の課題に鑑み、消費動力のさらなる低減を図るとともに、ヒートポンプシステムの入口温度と出口温度の差が大きい熱源をつくり出すことを可能とし、かつ幅広い温度範囲の中で所望の温度の熱源を容易につくり出すことができるヒートポンプシステムを実現することを目的とする。
また冷凍サイクルを構成する機器類の配置、施工をモジュール化して簡素化し、低コストとすることを目的とする。
また冷凍サイクルを構成する機器類の配置、施工をモジュール化して簡素化し、低コストとすることを目的とする。
かかる目的を達成するため、本発明のカスケード型ヒートポンプシステムの第1の構成は、
それぞれ圧縮機、凝縮器、膨張器及び蒸発器を備えた複数の冷凍サイクルを並列に配置したカスケード型ヒートポンプシステムにおいて、
前記複数の冷凍サイクルを構成する蒸発器群に一側より最終段に向けて2次側熱媒体の流路を直列に接続し、
各圧縮機の冷媒吸入圧を一側から最終段に向けて順次異ならせて設定し、
前記2次側熱媒体流路に2次側熱媒体を蒸発圧力の高い蒸発器から蒸発圧力の低い蒸発器に向けて順に流すように構成したことを特徴とする。
それぞれ圧縮機、凝縮器、膨張器及び蒸発器を備えた複数の冷凍サイクルを並列に配置したカスケード型ヒートポンプシステムにおいて、
前記複数の冷凍サイクルを構成する蒸発器群に一側より最終段に向けて2次側熱媒体の流路を直列に接続し、
各圧縮機の冷媒吸入圧を一側から最終段に向けて順次異ならせて設定し、
前記2次側熱媒体流路に2次側熱媒体を蒸発圧力の高い蒸発器から蒸発圧力の低い蒸発器に向けて順に流すように構成したことを特徴とする。
本発明のヒートポンプシステムでは、複数の冷凍サイクルの各圧縮機の冷媒吸入圧を一側から最終段に向けて順次階段状に設定した上で、これら複数の冷凍サイクルに冷凍能力を分担させる。これによって1個の冷凍サイクルで構成した場合と比べて、個々の冷凍サイクルの圧縮比を低減させることができるため、総合して各冷凍サイクル全体の消費動力を削減することができる。
また複数の冷凍サイクルの各蒸発器に2次側熱媒体の流路を高い蒸発圧力(即ち圧縮機吸入圧)に設定された蒸発器の順に直列に接続して、2次側熱媒体を蒸発圧力の高い蒸発器から蒸発圧力の低い蒸発器に向けて順に流し、該蒸発器群で2次側熱媒体と順々に熱交換させ、2次側熱媒体を階段状に温度降下させるようにする。
このため単一の冷凍サイクルで2次側熱媒体を最終温度で取り出す消費動力に比べ、例えば2台で約1/2ずつ分担して冷却すると、蒸発圧力の高い1台目の消費動力は、全体の消費電力の1/2より少ない消費電力で運転する事が可能となる。
また2次側熱媒体が利用したい温度となったところで取り出すことで、任意の温度の2次側熱媒体(冷熱)をつくり出すことが可能になる。
このため単一の冷凍サイクルで2次側熱媒体を最終温度で取り出す消費動力に比べ、例えば2台で約1/2ずつ分担して冷却すると、蒸発圧力の高い1台目の消費動力は、全体の消費電力の1/2より少ない消費電力で運転する事が可能となる。
また2次側熱媒体が利用したい温度となったところで取り出すことで、任意の温度の2次側熱媒体(冷熱)をつくり出すことが可能になる。
また本発明のカスケード型ヒートポンプシステムの第2の構成は、
それぞれ圧縮機、凝縮器、膨張器及び蒸発器を備えた複数の冷凍サイクルを並列に配置したカスケード型ヒートポンプシステムにおいて、
前記複数の冷凍サイクルを構成する凝縮器群に一側より最終段に向けて2次側熱媒体の流路を直列に接続し、
各圧縮機の冷媒吐出圧を一側から最終段に向けて順次異ならせて設定し、
前記2次側熱媒体流路に2次側熱媒体を凝縮圧力の低い凝縮器から凝縮圧力の高い凝縮器に向けて順に流すように構成したことを特徴とする。
それぞれ圧縮機、凝縮器、膨張器及び蒸発器を備えた複数の冷凍サイクルを並列に配置したカスケード型ヒートポンプシステムにおいて、
前記複数の冷凍サイクルを構成する凝縮器群に一側より最終段に向けて2次側熱媒体の流路を直列に接続し、
各圧縮機の冷媒吐出圧を一側から最終段に向けて順次異ならせて設定し、
前記2次側熱媒体流路に2次側熱媒体を凝縮圧力の低い凝縮器から凝縮圧力の高い凝縮器に向けて順に流すように構成したことを特徴とする。
本発明の第2の構成は、複数の冷凍サイクルを構成する凝縮器群に一側より最終段に向けて2次側熱媒体の流路を直列に接続し、2次側熱媒体を凝縮圧力の低い凝縮器から凝縮圧力の高い凝縮器に向けて順に流し、該凝縮器群で2次側熱媒体と順々に熱交換させ、2次側熱媒体を階段状に温度上昇させるようにする。
このため単一の冷凍サイクルで2次側熱媒体を最終温度で取り出す消費動力に比べ、例えば2台で約1/2ずつ分担して放熱(加熱)すると、凝縮圧力の低い1台目の消費動力は、全体の消費電力の1/2より少ない消費電力で運転する事が可能となる。
また2次側熱媒体が利用したい温度となったところで取り出すことで、任意の温度の2次側熱媒体(温熱)をつくり出すことが可能になる。
このため単一の冷凍サイクルで2次側熱媒体を最終温度で取り出す消費動力に比べ、例えば2台で約1/2ずつ分担して放熱(加熱)すると、凝縮圧力の低い1台目の消費動力は、全体の消費電力の1/2より少ない消費電力で運転する事が可能となる。
また2次側熱媒体が利用したい温度となったところで取り出すことで、任意の温度の2次側熱媒体(温熱)をつくり出すことが可能になる。
また本発明の第3の構成は、
複数の冷凍サイクルを構成する蒸発器群及び凝縮器群にそれぞれ一側より最終段に向けて2次側熱媒体の流路を直列に接続し、
各圧縮機の冷媒吸入圧を一側から最終段に向けて順次異ならせて設定し、
前記蒸発器に接続した2次側熱媒体流路に2次側熱媒体を蒸発圧力の高い蒸発器から蒸発圧力の低い蒸発器に向けて順に流すとともに、前記凝縮器に接続した2次側熱媒体流路に2次側熱媒体を凝縮圧力の低い凝縮器から凝縮圧力の高い凝縮器に向けて順に流すように構成したことを特徴とする。
複数の冷凍サイクルを構成する蒸発器群及び凝縮器群にそれぞれ一側より最終段に向けて2次側熱媒体の流路を直列に接続し、
各圧縮機の冷媒吸入圧を一側から最終段に向けて順次異ならせて設定し、
前記蒸発器に接続した2次側熱媒体流路に2次側熱媒体を蒸発圧力の高い蒸発器から蒸発圧力の低い蒸発器に向けて順に流すとともに、前記凝縮器に接続した2次側熱媒体流路に2次側熱媒体を凝縮圧力の低い凝縮器から凝縮圧力の高い凝縮器に向けて順に流すように構成したことを特徴とする。
第3の構成においては、蒸発器及び凝縮器の両方に2次側熱媒体流路を接続する場合は、蒸発器においては圧縮機吸入圧の高いほうを入口とし、凝縮器においては圧縮機吐出圧の低いほうを入口として順々に接続していく。
これによって本発明のヒートポンプシステムの入口と出口との間で冷却システムへの入口温度と出口温度の差が大きい2次側熱媒体をつくり出すことができる。また蒸発器又は凝縮器間に接続された流路で階段状に温度上昇又は温度降下される2次側熱媒体を、目的の温度となった時点で該流路から取り出すことにより、幅広い温度範囲の中で所望の温度の2次側熱媒体(冷熱及び温熱)をつくり出し、各種熱負荷に供給することができる。
これによって本発明のヒートポンプシステムの入口と出口との間で冷却システムへの入口温度と出口温度の差が大きい2次側熱媒体をつくり出すことができる。また蒸発器又は凝縮器間に接続された流路で階段状に温度上昇又は温度降下される2次側熱媒体を、目的の温度となった時点で該流路から取り出すことにより、幅広い温度範囲の中で所望の温度の2次側熱媒体(冷熱及び温熱)をつくり出し、各種熱負荷に供給することができる。
また本発明においては、個々の冷凍サイクルでは低圧縮比となり、かつ個々の冷凍サイクルで冷媒充填量を減らすことができるため、圧縮機動力を従来のように1段冷凍サイクルで行なう場合よりも低減でき、従って成績係数COPを従来方式より向上することができる。
また個々の冷凍サイクルにおいて冷媒充填量が減りかつ圧縮比が低減されるので、プロパン、プロピレン、イソブタン又はディメチルエチルエータル等可燃性があるHC(炭化水素)系冷媒を使用してもより安全性高く使用することができる。また他の自然系冷媒としてCO2、アンモニア等を使用可能できるが、熱物性の良いアンモニアを使用すれば、さらにCOPを向上させることができる。
また個々の冷凍サイクルにおいて冷媒充填量が減りかつ圧縮比が低減されるので、プロパン、プロピレン、イソブタン又はディメチルエチルエータル等可燃性があるHC(炭化水素)系冷媒を使用してもより安全性高く使用することができる。また他の自然系冷媒としてCO2、アンモニア等を使用可能できるが、熱物性の良いアンモニアを使用すれば、さらにCOPを向上させることができる。
本発明によれば、従来非共沸混合冷媒を用い、混合冷媒の液化又は気化の速度勾配と温度変化速度を一致させることにより高効率を達成できるローレンツサイクルと同様の高熱効率を単一の自然系冷媒で達成することができる。しかも単一の冷媒を使用するため、非共沸混合冷媒を使用する場合のように熱交換器が大型化するという欠点がない。
また本発明において、圧縮機にはスクリュー式、レシプロ式又はスクロール式等が使用可能である。また本発明では、複数冷凍サイクルの蒸発器群及び凝縮器群の両方にそれぞれ2次側熱媒体の流路を接続して熱交換することが最良の熱効率を得ることができるが、蒸発器群又は凝縮器群のどちらか一方で熱交換を行なってもよい。
図1の(a)は、本発明の第1の構成にかかる一形態を模式的に示したものである。図1(a)において、3台の冷凍サイクルR1〜R3が並列に設けられ、それぞれの冷凍サイクルで独立した圧縮機C、膨張弁F及び蒸発器Eを備えており、凝縮器は、冷凍サイクルR1〜R3に共通した一体型凝縮器Dに構成されている。
各圧縮機の吸入圧(蒸発圧力)は、C1が0.56MPa、C2が0.46MPa、C3が0.36MPaと階段状に異ならせて設定され、2次側熱媒体Bの流路が蒸発器E1からE3に直列に接続され、2次側熱媒体Bが蒸発圧力が高いほうの蒸発器E1から順に低いほうに向かって流れている。
各圧縮機の吸入圧(蒸発圧力)は、C1が0.56MPa、C2が0.46MPa、C3が0.36MPaと階段状に異ならせて設定され、2次側熱媒体Bの流路が蒸発器E1からE3に直列に接続され、2次側熱媒体Bが蒸発圧力が高いほうの蒸発器E1から順に低いほうに向かって流れている。
凝縮器Dの凝縮圧力、凝縮器温度及び各蒸発器E1〜E3での入口及び出口温度は図示のとおりであり、各蒸発器E1〜E3の出口で種々の温度の2次側熱媒体Bを取り出すことができるとともに、蒸発器E1の入口と蒸発器E3の出口間で温度差の大きい冷熱を取り出すことができる。また一方凝縮器Dの出口で37℃の2次側熱媒体Aを取り出すことができる。
また凝縮器Dを一体型としたことにより圧縮機C1、C2及びC3の圧縮差圧が低減され、これによって圧縮機の消費動力が低減される。また各冷凍サイクルの圧縮機、蒸発器をユニット化することにより、それらの設計、製造及び施工に要する時間、コストを低減することができる。
また凝縮器Dを一体型としたことにより圧縮機C1、C2及びC3の圧縮差圧が低減され、これによって圧縮機の消費動力が低減される。また各冷凍サイクルの圧縮機、蒸発器をユニット化することにより、それらの設計、製造及び施工に要する時間、コストを低減することができる。
図1の(b)に従来の1段冷凍サイクルを示すが、かかる従来の冷凍サイクルの高低圧力差(ΔP=1.1MPa)と比べて、本発明のほうが圧力差を低減でき(圧縮機C1でΔP=0.69MPa、圧縮機C2でΔP=0.79MPa、圧縮機C3でΔP=0.89MPa)、圧縮機動力を低減することができる。これによって成績係数COPを従来方式と比べて向上することができる。
図2の(a)は、本発明の第2の構成にかかる一形態を模式的に示したものであり、(b)は、1段冷凍サイクルd構成された従来方式を示したものである。図2(a)の形態は、並列に配置された3段の冷凍サイクルR1〜R3において、凝縮器を各個独立した凝縮器D1〜D3で構成し、各凝縮器の凝縮圧力(圧縮機吐出圧)は、凝縮器D1が1.18MPa、D2が1.59MPa、D3が1.83MPaと階段状に異ならせて設定され、一方蒸発器Eを各冷凍サイクルR1〜R3に共通した一体型としたものである。
かかる形態においては、各凝縮器D1〜D3の出口で種々の温度の2次側熱媒体Aを取り出すことができ、また凝縮器D3の入口と凝縮器D1の出口との間で温度差の大きい温熱を取り出すことができる。また蒸発器Eを一体とすることにより、冷凍サイクルR3の高低圧力差(ΔP=0.82MPa)及び冷凍サイクルR3の高低圧力差(ΔP=1.23MPa)を低減でき、図1の(b)に示す従来の1段冷凍サイクルRの高低圧力差(ΔP=1.47MPa)と比べて圧縮比を低減することができ、これによってCOPを従来方式より向上することができる。
図3に示すように、冷凍サイクルにおいては、冷媒の温度が低下し、蒸発圧力が低くなると、蒸発工程で冷媒が希薄となり、成績係数COPが低下する。例えば冷媒温度が0℃ではCOPが約5〜6であるのに対し、−100℃になると、1以下に低下する。本発明では、複数段の冷凍サイクルを構成し、各冷凍サイクルで蒸発圧力を階段状に設定することにより、低温度側の蒸発圧力が低い冷凍サイクルの冷媒量を低減できるため、COP低下の影響を抑えることができる。
また本発明では、冷凍サイクルを複数に分割しているため、個々の冷凍サイクルの圧縮機の容量制御を各熱負荷に応じて別々に行なうことができるので、二次側負荷変動による
温度変化及び2次側熱媒体の流量変動による温度変化への対応等が容易にできる。また2次側熱媒体は、水等の液体、または空気等の気体を使用することができる。
また複数の圧縮機、凝縮器、蒸発器をモジュール化すれば、それらの設計、製造が容易であり、また汎用一体型ユニットとすれば、設計、製造及び施工を大幅に低減することができる。
温度変化及び2次側熱媒体の流量変動による温度変化への対応等が容易にできる。また2次側熱媒体は、水等の液体、または空気等の気体を使用することができる。
また複数の圧縮機、凝縮器、蒸発器をモジュール化すれば、それらの設計、製造が容易であり、また汎用一体型ユニットとすれば、設計、製造及び施工を大幅に低減することができる。
また本発明の一つの実施形態として、図1に示すように、凝縮器群を一体に構成し、内部容積比可変型の圧縮機を用いた場合において、各圧縮機の軸動力を均一化させる方向に各圧縮機の内部容積比を一側から最終段に向けて異ならしめるように構成すれば、駆動用電動機の単一の駆動軸に複数の圧縮機を連結した場合、最適な圧縮比に基づく動力削減が可能になり、また負荷バランスを良好に保ち、該電動機のトルク変動が少なくなる利点がある。
図4は、単一の駆動軸に3台の圧縮機を連結した場合の圧縮比と内部容積比の例を示す。操作条件に適した内部容積比の圧縮機を採用することにより動力低減が図れる。圧縮比が各冷凍サイクルの蒸発温度で異なるため、同じ内部容積比の圧縮機では過圧縮や圧縮不足のためロスが生じ、3台にカスケードで構成したメリットが相殺される。そのため各圧縮機での最適内部容積比を選定することが重要となる。
また本発明において、好ましくは、単機二段圧縮機として一体型となった低段圧縮機と高段圧縮機を各々単段機として、カスケード利用するとよい。これによってカップリング、歯車等構成部品を削減でき、もって全体構造をコンパクトにすることができる。
さらには隣り合う2台の圧縮機を向かい合わせ、それらの圧縮機の間に駆動用電動機を配置し、該駆動用電動機の単一の駆動軸の両軸端にこれら2台の圧縮機を連結すれば、同様に省スペース化を達成できる。
さらには隣り合う2台の圧縮機を向かい合わせ、それらの圧縮機の間に駆動用電動機を配置し、該駆動用電動機の単一の駆動軸の両軸端にこれら2台の圧縮機を連結すれば、同様に省スペース化を達成できる。
図5及び図6は、上記のように隣り合う2台の圧縮機を単機二段圧縮機としてあるいは向かい合わせに単一の駆動軸に連結した場合の動力削減状況を示すための図である。
2台の圧縮機を連結した場合、1st(1台目)、2nd(2台目)の容量比が図5に示すように各種組み合わせで考えられる。TE1で7、TE2で3を分担すると、簡略的にに考えると、面積S=3×7=21となり、動力の削減部分に擬似される。
2台の圧縮機を連結した場合、1st(1台目)、2nd(2台目)の容量比が図5に示すように各種組み合わせで考えられる。TE1で7、TE2で3を分担すると、簡略的にに考えると、面積S=3×7=21となり、動力の削減部分に擬似される。
その結果、図5に示すように、1st:5が削減面積最大であることがわかり、2台でカスケード構成する場合の容量は、1st=5、2nd=5となり、1:1が最適となる。また図5からわかるように、1stと2ndとの容量比が3:7から7:3の場合に動力削減が著しいことがわかる。
また一体型凝縮器の一実施形態として、散水槽を形成する容器本体を一体にした一体型蒸発式凝縮器で構成し、該容器本体の散水領域に前記冷凍サイクルの冷媒配管を別々に配置すれば、凝縮器として一般的な冷却塔を使用する場合と比べて凝縮温度を下げることができ、これによって冷凍サイクルの成績係数COPを向上することができる。
また複数の冷凍サイクルの各々単一の凝縮器を使用することにより、冷媒としてアンモニア等の自然冷媒を使用した場合、万一アンモニアの漏洩が生じても大量漏洩しない構造とすることができ、また可燃性のHC系冷媒を用いた場合でも、1台のファンで容易に換気することができる。
また複数の冷凍サイクルの各々単一の凝縮器を使用することにより、冷媒としてアンモニア等の自然冷媒を使用した場合、万一アンモニアの漏洩が生じても大量漏洩しない構造とすることができ、また可燃性のHC系冷媒を用いた場合でも、1台のファンで容易に換気することができる。
また本発明の他の実施形態として、複数の冷凍サイクルの少なくともひとつが、高温側の高元冷媒が流れる高元冷凍サイクルと低温側の低元冷媒が流れる低元冷凍サイクルとが低元冷媒が高元冷媒によって蒸発潜熱を吸収されて冷却、液化するカスケード凝縮器で組み合わされた多元冷凍サイクルで構成するようにしてもよい。
図7は、この構成を模式的に示す説明図である。図7において、M1は、高温側の高元冷媒が流れる高元冷凍サイクルH1と、低温側の低元冷媒が流れる低元冷凍サイクルL1とがカスケード凝縮器G1で組み合わされた多元冷凍サイクルであり、カスケード凝縮器G1では、低元冷凍サイクルL1の低元冷媒が高元冷凍サイクルH1の高元冷媒によって蒸発潜熱を吸収されて冷却、液化する。多元冷凍サイクルM2及びM3も同様の構成を有する。
かかる構成とすれば、蒸発器E1〜E3を結ぶ2次側熱媒体流路で−60℃の2次側熱媒体を−100℃付近の極低温に冷却可能となり、極低温の冷熱を製造可能であるとともに、凝縮器D1〜D3を結ぶ2次側熱媒体流路で例えば30〜45℃の温熱を同時にかつ高効率で製造することができる。またカスケード凝縮器G1〜G3の低元冷媒から−40℃〜−30℃の冷熱をとり出すこともできる。
このように本発明では、独立に並列配置された複数の冷凍サイクルのうち、その一部を多元冷凍サイクルとして、極低温から高温までの広い温度幅の間で所望の温度の熱源を自在に取り出すことができ、またそれによって高効率なヒートポンプサイクルを実現することができる。
このように本発明では、独立に並列配置された複数の冷凍サイクルのうち、その一部を多元冷凍サイクルとして、極低温から高温までの広い温度幅の間で所望の温度の熱源を自在に取り出すことができ、またそれによって高効率なヒートポンプサイクルを実現することができる。
本発明の第1構成によれば、複数の冷凍サイクルを構成する蒸発器群を一側より最終段に向けて2次側熱媒体の流路を直列に接続し、各圧縮機の冷媒吸入圧を一側から最終段に向けて順次異ならせて設定し、2次側熱媒体流路に2次側熱媒体を蒸発圧力の高い蒸発器から蒸発圧力の低い蒸発器に向けて順に流すように構成したことにより、幅広い温度範囲の多種の冷却負荷に対して最適温度の冷熱を供給することができるとともに、各圧縮機の圧縮比を低減することができるので、圧縮機動力を低減できて、COPを向上させることができる。
また本発明の第2の構成によれば、複数の冷凍サイクルを構成する凝縮器群を一側より最終段に向けて2次側熱媒体の流路を直列に接続し、各圧縮機の冷媒吐出圧を一側から最終段に向けて順次異ならせて設定し、2次側熱媒体流路に2次側熱媒体を凝縮圧力の低い凝縮器から凝縮圧力の高い凝縮器に向けて順に流すように構成したことにより、幅広い温度範囲の多種の加熱負荷に対して最適温度の温熱を供給することができるとともに、各圧縮機の圧縮比を低減することができるので、圧縮機動力を低減できて、COPを向上させることができる。
また本発明の第3の構成によれば、複数の冷凍サイクルを構成する蒸発器群及び凝縮器群をそれぞれ一側より最終段に向けて2次側熱媒体の流路を直列に接続し、各圧縮機の冷媒吸入圧を一側から最終段に向けて順次異ならせて設定し、前記蒸発器に接続した2次側熱媒体流路に2次側熱媒体を蒸発圧力の高い蒸発器から蒸発圧力の低い蒸発器に向けて順に流すとともに、前記凝縮器に接続した2次側熱媒体流路に2次側熱媒体を凝縮圧力の低い凝縮器から凝縮圧力の高い凝縮器に向けて順に流すように構成したことにより、幅広い温度範囲の多種の冷却負荷及び加熱負荷に対して最適温度の冷熱及び温熱を供給することができるとともに、複数の冷凍サイクルの全部で各圧縮機の圧縮比を低減して圧縮機動力を低減することができ、これによってCOPをさらに向上させることができる。
単一の駆動源に連結された単機二段圧縮の低段側圧縮機と高段側圧縮機を、各々単段機として機能させるように構成すれば、複数台の圧縮機をあたかも1台の圧縮機として一体型ユニット構造にまとめることができるため、容積で約10〜30%の省スペース化が可能となり、またこれら複数の圧縮機を一体型ユニット化することにより、設計、製造及び施工に要する時間又は費用を大幅に削減することができる。
また凝縮器群を一体に構成し、内部容積比可変型の圧縮機を用いた場合において、各圧縮機の軸動力を均一化させる方向に各圧縮機の内部容積比を一側から最終段に向けて異ならしめるように構成すれば、駆動用電動機の単一の駆動軸に複数の圧縮機を連結した場合、最適な圧縮比に基づく動力削減が可能になり、また負荷バランスを良好に保ち、該電動機のトルク変動が少なくなる利点がある。
また凝縮器群を散水槽を形成する容器本体を一体にした一体型蒸発式凝縮器で構成し、該容器本体の散水領域に前記冷凍サイクルの冷媒配管を別々に配置すれば、一般的な冷却塔を使用する場合に比べて凝縮温度を下げることができ、これによって冷凍サイクルのCOPを低減することができるとともに、一体化することにより、コンパクトにまとめることができ、設計、製造が容易になる。
また一体型の蒸発式凝縮器とすることにより、自然系冷媒であるアンモニアを冷媒として使用し万一漏洩した場合でも散水により除害しやすく、かつ一体型のため、構造的に漏れ箇所を少なくすることができ、漏れ防止対策を採り易くなる利点がある。
また2台の圧縮機を単一の駆動軸に連結した場合、両圧縮機への容量分配を3:7から7:3にすることにより大きな動力削減を達成できる。
また2台の圧縮機を単一の駆動軸に連結した場合、両圧縮機への容量分配を3:7から7:3にすることにより大きな動力削減を達成できる。
また好ましくは、複数の冷凍サイクルの少なくともひとつを、高温側の高元冷媒が流れる高元冷凍サイクルと低温側の低元冷媒が流れる低元冷凍サイクルとが低元冷媒が高元冷媒によって蒸発潜熱を吸収されて冷却、液化するカスケード凝縮器で組み合わされた多元冷凍サイクルで構成すれば、マイナス60℃からマイナス100℃の極低温の2次側熱媒体を製造可能となるとともに、高温側2次側熱媒体として例えば30〜45℃の温熱を同時にかつ高効率で製造することができる。
以下、本発明を図に示した実施例を用いて詳細に説明する。但し、この実施例に記載されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対配置などは特に特定的な記載がない限り、この発明をそれのみに限定する趣旨ではない。
図8は本発明の第1実施例を示す構成図、図9は、本発明の第2実施例を示す構成図、図10は、本発明の第3実施例を示す構成図、図11は、本発明の第4実施例を示す構成図である。
図8は本発明の第1実施例を示す構成図、図9は、本発明の第2実施例を示す構成図、図10は、本発明の第3実施例を示す構成図、図11は、本発明の第4実施例を示す構成図である。
本発明の第1実施例は、同軸で駆動される単機二段圧縮機を使用した2段階のカスケード型ヒートポンプシステムチラーユニットに係り、図8において、圧縮機3および圧縮機4は、駆動源(電動機等)5の単一の駆動軸に連結されて同時運転する同軸一体型単機二段圧縮機ユニット6を形成する。圧縮機4、凝縮器10、膨張弁11、蒸発器7は、冷媒循環流路13で接続される、単一の独立した第1冷凍サイクルR1を構成し、蒸発器7により流路1を流れる冷却二次側熱媒体(例えば水)から吸熱し、凝縮器10により流路2を流れる加熱(放熱)二次側熱媒体へ凝縮熱を排出する。
同時に圧縮機3、凝縮器9、膨張弁12、蒸発器8は、冷媒循環流路14で接続される、単一の独立した第2冷凍サイクルR2を構成し、蒸発器8により、流路1を流れる冷却二次側媒体(例えば水)から吸熱し、凝縮器9により流路2を流れる加熱二次側熱媒体へ凝縮熱を排出する。
冷却二次側熱媒体は蒸発器7により一段階目の冷却がなされた後、その流路1が直列に配置された蒸発器8によりさらに二段階目の冷却が施される。
冷却二次側熱媒体は蒸発器7により一段階目の冷却がなされた後、その流路1が直列に配置された蒸発器8によりさらに二段階目の冷却が施される。
一方、加熱二次側熱媒体は、冷却二次側媒体1の流れとは逆の方向で、凝縮器9により一段階目の凝縮熱を受熱し、その後その流路2が直列に配置された凝縮器10により二段階目の凝縮熱を受熱する。
以上の構成を有する各機器は、一体型チラーユニット15として一体的に製造される。
以上の構成を有する各機器は、一体型チラーユニット15として一体的に製造される。
かかる構成の第1実施例によれば、単段圧縮機で単一の冷凍サイクルを構成した従来のヒートポンプチラーユニットに比べ、駆動源(電動機等)5の単一の駆動軸に駆動される単機二段圧縮機を用いることにより、圧縮機+駆動源組み合わせの2台別置きの配置が、あたかも1台の圧縮機として一体型ユニット構造にまとめられるため、容積比で概略1〜3割の省スペースが可能となる。
さらに単機二段圧縮機を一体型ユニット化することにより、汎用一体型ユニットとして製造、施工することができ、製造、施工に要する時間及び設備費が大幅に削減される。
また本実施例は、冷却二次側熱媒体(水)1の冷却温度差例Δt=10℃〜30℃の冷熱と加熱二次側熱媒体(水)2の加熱温度差例Δt=10〜30℃の温熱とを同時製造可能であるとともに、本実施例のカスケードヒートポンプチラーを汎用機化することにより、空調用、その他の加熱・冷却負荷、特に産業用冷温熱プロセスのプラス〜マイナス温度の幅広い温度域の熱源をつくり出す場合に、従来よりCOPを約20〜50%向上させることが可能となる。
また本実施例は、冷却二次側熱媒体(水)1の冷却温度差例Δt=10℃〜30℃の冷熱と加熱二次側熱媒体(水)2の加熱温度差例Δt=10〜30℃の温熱とを同時製造可能であるとともに、本実施例のカスケードヒートポンプチラーを汎用機化することにより、空調用、その他の加熱・冷却負荷、特に産業用冷温熱プロセスのプラス〜マイナス温度の幅広い温度域の熱源をつくり出す場合に、従来よりCOPを約20〜50%向上させることが可能となる。
例えば温度差20℃で2次側熱媒体(水)を1段冷凍機で加温及び冷却する場合の従来方式と本発明との冷却の場合のCOPを比較した場合を図12に示す。図中、(a)は従来の1段加温・冷却方式を示し、(b)は本発明の第1実施例による2段カスケード加温・冷却を示す。図12に示すように、本発明のほうがCOPが向上しており、電力換算で従来方式より23%削減することができる。
次に本発明の第2実施例を図9により説明する。第2実施例は、単段圧縮機2台を両駆動軸端を有する駆動機(電動機)で連結駆動する、2段階のカスケード型ヒートポンプチラーユニットに係る実施例であり、図9において、圧縮機3’および圧縮機4’は各々単一の単段圧縮機を示し、1台の両軸端駆動機5’の両軸端に接続されて同時運転する、タンデム駆動型圧縮機ユニット6’を形成する。
その他の部位の構成は、前記第1実施例と同一であるので、それら同一の部位には第1実施例と同一の符号を付し、説明を省略する。
その他の部位の構成は、前記第1実施例と同一であるので、それら同一の部位には第1実施例と同一の符号を付し、説明を省略する。
かかる構成の第2実施例によれば、第1実施例と同様に、従来は圧縮機+駆動源組み合わせの2台別置きの配置が、1基の駆動源5’の両軸端に圧縮機3’及び圧縮機4‘を連結する事により、容積で約10〜30%の省スペースが可能となる。その他2台の圧縮機を汎用一体型ユニットとして製造、施工することによる工費節減、COPの向上等、第1実施例と同様の作用効果を奏する。
なお第1実施例の単機二段圧縮機ユニット6と第2実施例のタンデム駆動型圧縮機ユニット6’とを比較すると、第1実施例の圧縮機ユニット6が完全直結型の場合、カップリング、シール装置及びベアリング等が1個で済み、これに対し第2実施例のタンデム駆動型圧縮機ユニット6’は、上記部品を圧縮機2台に個別に必要であり、そのため第1実施例の圧縮機ユニット6のほうが占有スペース、重量及びコストがともに低減する。
次に本発明の第3実施例を図10により説明する。本実施例は、一体型凝縮器を組み込んだカスケード型ヒートポンプチラーユニットに係り、図10において、圧縮機25、駆動源28、凝縮熱交換器22、膨張弁37、及び蒸発器31は、冷媒循環流路34により接続されて、単一の独立した第1冷凍サイクルR1を構成し、蒸発器31には2次側熱媒体流路21が接続されて冷却二次側熱媒体から吸熱し、凝縮熱交換器22により放熱する。
圧縮機26、駆動源29、凝縮熱交換器23、膨張弁38、及び蒸発器32は、冷媒循環流路35により接続されて、単一の独立した第2冷凍サイクルR2を構成し、蒸発器32には冷却二次側熱媒体流路21が接続されて2次側熱媒体から吸熱し、凝縮熱交換器23により放熱する。
また圧縮機27、駆動源30、凝縮熱交換器24、膨張弁39、及び蒸発器33は、冷媒循環流路36により接続されて、単一の独立した第3冷凍サイクルR3を構成し、蒸発器33には冷却二次側熱媒体流路21が接続されて2次側熱媒体から吸熱し、凝縮熱交換器24により放熱する。各冷凍サイクルの蒸発器31〜33には冷却2次側熱媒体流路21が直列に接続されて、蒸発圧力(圧縮機吸入圧)の高い蒸発器31から低い側へ2次側熱媒体が流れるように構成されている。
また圧縮機27、駆動源30、凝縮熱交換器24、膨張弁39、及び蒸発器33は、冷媒循環流路36により接続されて、単一の独立した第3冷凍サイクルR3を構成し、蒸発器33には冷却二次側熱媒体流路21が接続されて2次側熱媒体から吸熱し、凝縮熱交換器24により放熱する。各冷凍サイクルの蒸発器31〜33には冷却2次側熱媒体流路21が直列に接続されて、蒸発圧力(圧縮機吸入圧)の高い蒸発器31から低い側へ2次側熱媒体が流れるように構成されている。
凝縮熱交換器22、凝縮熱交換器23、凝縮熱交換器24は、散水ポンプ45、散水配管41、空気入口42、排気ファン43、及び冷却水44で構成される一体型の蒸発式凝縮器25の内部に配置される。
冷却二次側熱媒体(水)21は蒸発器30により一段階目の冷却後、直列に配置された蒸発器32により二段階目の冷却がなされ、さらに直列に配置された蒸発器33により三段階目の冷却がなされる。以上の機器類で構成される一体型チラーユニット46は、一体に製造、施工される。
冷却二次側熱媒体(水)21は蒸発器30により一段階目の冷却後、直列に配置された蒸発器32により二段階目の冷却がなされ、さらに直列に配置された蒸発器33により三段階目の冷却がなされる。以上の機器類で構成される一体型チラーユニット46は、一体に製造、施工される。
第3実施例では、凝縮器を一体に構成するため、各圧縮機25〜27の吐出圧は同一となるが、これら圧縮機の吸入圧を階段状に設定することにより、各圧縮機の圧縮比を単一の冷凍サイクルで稼動させる場合より小さくすることができる。このように各圧縮機25〜27の圧縮比がそれぞれ異なるために、各圧縮機の内部容積比を異ならしめてこれら圧縮機の軸動力を均一化するように構成している。これによってこれらの圧縮機の負荷バランスを良好に保つことができる。またこれら圧縮機を駆動用電動機の単一の駆動軸に連結した場合、該電動機のトルク変動が少なくなる利点がある。
かかる構成の第3実施例によれば、従来、一般的な冷却塔により冷凍サイクルの冷却水を37℃から32℃に冷却した場合、冷凍サイクルの凝縮温度は40℃〜42℃程度と推定されるが、蒸発式凝縮器を使用した場合は、一般的に35℃とされており、本実施例において、蒸発式凝縮器41を組み込んだことより、凝縮温度が下がり、これにより、冷凍サイクルのCOPが約10%向上する。
また蒸発式凝縮器40の上記省エネルギー効果を生かしつつ、且つ冷却二次側熱媒体21の冷却温度差を大きくとり、複数の冷凍サイクルR1、R2、R3の構成にて直列にカスケード運転することにより、冷却性能の省エネルギー効果が相乗され、従来、単一で使用されている水冷式凝縮器使用のヒートポンプチラーに比べ、COP(成績係数)を約10〜20%向上させることが可能となる。
さらに本発明の第3実施例として、2次側冷却媒体の入出口の温度差Δt=20℃以上の場合について従来方式とのCOPを比較した例を図13に示す。図13において、(a)は従来の冷却方式を示し、(b)は本発明の第3実施例による3段カスケード冷却方式を示す。(b)に示すように、本発明のほうがCOPが格段に向上し、電力換算で37%削減される。
また一体型蒸発式凝縮器40としたことにより、冷媒として毒性をもつアンモニアを使用した場合でも、漏れ箇所を排気ファン43の部分のみに限定することができ、万一アンモニア漏れが発生した場合でもアンモニアの機外への漏洩を容易に防止することができる。
また本実施例において汎用ユニットとして、一体型ユニット構造とすることにより、製造、施工等を大幅に低減することができる。
また本実施例において汎用ユニットとして、一体型ユニット構造とすることにより、製造、施工等を大幅に低減することができる。
次に本発明の第4実施例を図11に基づいて説明する。本実施例は、二元冷凍サイクルを複数直列に配置したカスケード型ヒートポンプチラーユニットに係り、図11において、低元圧縮機56、駆動源57、カスケード凝縮器59、膨張弁60、蒸発器58は、低元側の単一冷凍サイクルを構成し、冷却2次側熱媒体流路51が蒸発器58に接続されて、冷却二次側熱媒体から吸熱し、カスケード凝縮器59により低元側冷凍サイクルの凝縮熱を排出する。
さらに高元圧縮機62、駆動源63、凝縮器64、膨張弁65、カスケード凝縮器59は高元側の単一冷凍サイクルを形成し、カスケード凝縮器59により低元側冷凍サイクルの凝縮熱を回収し、凝縮器64に加熱(放熱)次側熱媒体流路52が接続されて、加熱(放熱)次側熱媒体流路へ高元側冷凍サイクルの凝縮熱を排出する。これらの低元側と高元側の組み合わせにより、単一の第1二元冷凍サイクル53を構成する。
一方、低元圧縮機67、駆動源68、カスケード凝縮器70、膨張弁71、蒸発器69は低元側の単一冷凍サイクルを構成し、蒸発器69に冷却2次側熱媒体流路51が接続されて、冷却二次側媒体から吸熱し、カスケード凝縮器70により低元側凝縮熱を排出する。さらに高元圧縮機73、駆動源74、凝縮器75、膨張弁76、及びカスケード凝縮器70により高元側の単一冷凍サイクルを形成し、カスケード凝縮器70で低元側冷凍サイクルの凝縮熱を回収し、凝縮器75で加熱(放熱)二次側熱媒体流路52と接続し、加熱(放熱)二次側熱媒体へ高元側冷凍サイクルの凝縮熱を排出する。これらの低元側と高元側の組み合わせにより、単一の第2二元冷凍サイクル54を構成する。
冷却二次側熱媒体51は、第一の二元冷凍サイクル53の蒸発器58により一段階目の冷却後、さらに直列に配置された第二の二元冷凍サイクル54の蒸発器69により二段階目の冷却がなされる。また加熱2次側熱媒体52は、第一の二元冷凍サイクル53の凝縮器64により一段階目の加熱後、さらに直列に配置された第二の二元冷凍サイクル54の凝縮器75により二段階目の加熱がなされる。かかる構成の第4実施例は、一体型ユニット構造77として製造、施工される。
なお図7中に、各部位における2次側熱媒体又は冷媒の温度値を一例として示す。
なお図7中に、各部位における2次側熱媒体又は冷媒の温度値を一例として示す。
かかる第4実施例によれば、冷却2次側熱媒体流路51において、入口温度−60℃の2次側熱媒体から出口温度―80〜−100℃の極低温2次側熱媒体をつくり出すことができ、また同時に加熱2次側熱媒体流路52において、入口温度20℃の2次側熱媒体から出口温度45℃の高温2次側熱媒体をつくり出すことが出来る。
このように二元冷凍サイクルを複数直列にカスケード構成させることにより、従来の単一の二元冷凍サイクルシステムを適用する場合に比べ、COP(成績係数)を数%向上させることが可能である。
またカスケード凝縮器59及び70で夫々−20℃及び−40℃の冷熱源をつくり出すことができ、このように種々の冷却負荷に冷熱源を供給することができる。
またカスケード凝縮器59及び70で夫々−20℃及び−40℃の冷熱源をつくり出すことができ、このように種々の冷却負荷に冷熱源を供給することができる。
本発明によれば、システムの入口と出口とで温度差の大きな冷熱源及び温熱源を得ることができるとともに、多種の冷却負荷又は加熱負荷に対して幅広い温度範囲の冷熱又は温熱を供給することができ、またヒートポンプシステムの動力を削減でき、成績係数COPを格段に向上させることができる。
1,21,51 2次側熱媒体流路
2,52 加熱(放熱)2次側熱媒体流路
3,3’,4,4’,25,26,27 圧縮機
5,28,29,30,57,63,68,74 圧縮機駆動源
6 単機二段圧縮機ユニット
6’ タンデム駆動型圧縮機ユニット
7,8,32,32,58,69蒸発器
9,10,64,75 凝縮器
11,12,37,38,39,60,65,71,76 膨張弁
15,46,77 一体型チラーユニット
40 蒸発式凝縮器
53 第1二元冷凍サイクル
54 第2二元冷凍サイクル
59,70 カスケード凝縮器
56,67 低元圧縮機
62,73 高元圧縮機
R1 第1冷凍サイクル
R2 第2冷凍サイクル
R3 第3冷凍サイクル
2,52 加熱(放熱)2次側熱媒体流路
3,3’,4,4’,25,26,27 圧縮機
5,28,29,30,57,63,68,74 圧縮機駆動源
6 単機二段圧縮機ユニット
6’ タンデム駆動型圧縮機ユニット
7,8,32,32,58,69蒸発器
9,10,64,75 凝縮器
11,12,37,38,39,60,65,71,76 膨張弁
15,46,77 一体型チラーユニット
40 蒸発式凝縮器
53 第1二元冷凍サイクル
54 第2二元冷凍サイクル
59,70 カスケード凝縮器
56,67 低元圧縮機
62,73 高元圧縮機
R1 第1冷凍サイクル
R2 第2冷凍サイクル
R3 第3冷凍サイクル
Claims (9)
- それぞれ圧縮機、凝縮器、膨張器及び蒸発器を備えた複数の冷凍サイクルを並列に配置したカスケード型ヒートポンプシステムにおいて、
前記複数の冷凍サイクルを構成する蒸発器群に一側より最終段に向けて2次側熱媒体の流路を直列に接続し、
各圧縮機の冷媒吸入圧を一側から最終段に向けて順次異ならせて設定し、
前記2次側熱媒体流路に2次側熱媒体を蒸発圧力の高い蒸発器から蒸発圧力の低い蒸発器に向けて順に流すように構成したことを特徴とするカスケード型ヒートポンプシステム。 - それぞれ圧縮機、凝縮器、膨張器及び蒸発器を備えた複数の冷凍サイクルを並列に配置したカスケード型ヒートポンプシステムにおいて、
前記複数の冷凍サイクルを構成する凝縮器群に一側より最終段に向けて2次側熱媒体の流路を直列に接続し、
各圧縮機の冷媒吐出圧を一側から最終段に向けて順次異ならせて設定し、
前記2次側熱媒体流路に2次側熱媒体を凝縮圧力の低い凝縮器から凝縮圧力の高い凝縮器に向けて順に流すように構成したことを特徴とするカスケード型ヒートポンプシステム。 - それぞれ圧縮機、凝縮器、膨張器及び蒸発器を備えた複数の冷凍サイクルを並列に配置したカスケード型ヒートポンプシステムにおいて、
前記複数の冷凍サイクルを構成する蒸発器群及び凝縮器群にそれぞれ一側より最終段に向けて2次側熱媒体の流路を直列に接続し、
各圧縮機の冷媒吸入圧を一側から最終段に向けて順次異ならせて設定し、
前記蒸発器に接続した2次側熱媒体流路に2次側熱媒体を蒸発圧力の高い蒸発器から蒸発圧力の低い蒸発器に向けて順に流すとともに、前記凝縮器に接続した2次側熱媒体流路に2次側熱媒体を凝縮圧力の低い凝縮器から凝縮圧力の高い凝縮器に向けて順に流すように構成したことを特徴とするカスケード型ヒートポンプシステム。 - 内部容積比可変型の圧縮機において、前記凝縮器群を一体に構成し、各圧縮機の軸動力を均一化させる方向に各圧縮機の内部容積比を一側から最終段に向けて異ならしめるように構成したことを特徴とする請求項1記載のカスケード型ヒートポンプシステム。
- 前記凝縮器群を散水槽を形成する容器本体を一体にした一体型蒸発式凝縮器で構成し、該容器本体の散水領域に前記冷凍サイクルの冷媒配管を別々に配置したことを特徴とする請求項1又は4記載のカスケード型ヒートポンプシステム。
- 単一の駆動源に連結された単機二段圧縮の低段側圧縮機と高段側圧縮機を、各々単段機
として機能させることを特徴とする請求項1〜3のいずれかに記載のカスケード型ヒートポンプシステム。 - 並列に配置された隣り合う2台の圧縮機を向かい合わせ、それらの圧縮機の間に駆動用電動機を配置し、該駆動用電動機の単一の駆動軸に前記2台の圧縮機を連結したことを特徴とする請求項1〜3のいずれかに記載のカスケード型ヒートポンプシステム。
- 前記複数の冷凍サイクルに単一の自然系冷媒を使用することを特徴とする請求項1〜3のいずれかに記載のカスケード型ヒートポンプシステム。
- 前記複数の冷凍サイクルの少なくともひとつが、高温側の高元冷媒が流れる高元冷凍サイクルと低温側の低元冷媒が流れる低元冷凍サイクルとが低元冷媒が高元冷媒によって蒸発潜熱を吸収されて冷却、液化するカスケード凝縮器で組み合わされた多元冷凍サイクルで構成されたことを特徴とする請求項1〜3のいずれかに記載のカスケード型ヒートポンプシステム。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2006019821A JP2007198693A (ja) | 2006-01-27 | 2006-01-27 | カスケード型ヒートポンプシステム |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2006019821A JP2007198693A (ja) | 2006-01-27 | 2006-01-27 | カスケード型ヒートポンプシステム |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2007198693A true JP2007198693A (ja) | 2007-08-09 |
Family
ID=38453461
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2006019821A Pending JP2007198693A (ja) | 2006-01-27 | 2006-01-27 | カスケード型ヒートポンプシステム |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP2007198693A (ja) |
Cited By (35)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2009150562A (ja) * | 2007-12-19 | 2009-07-09 | Hoshizaki Electric Co Ltd | 冷凍装置 |
JP2009293867A (ja) * | 2008-06-05 | 2009-12-17 | Yurikai Co Ltd | 温調装置 |
JP2011058663A (ja) * | 2009-09-08 | 2011-03-24 | Mitsubishi Electric Corp | 冷凍空調装置 |
JP2011117708A (ja) * | 2009-10-30 | 2011-06-16 | Takasago Thermal Eng Co Ltd | 熱源システム |
JP2011518308A (ja) * | 2008-04-25 | 2011-06-23 | エルエス エムトロン リミテッド | デュアル冷凍機 |
JP2011169532A (ja) * | 2010-02-19 | 2011-09-01 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | 冷凍機ユニットおよびその制御方法 |
WO2012090579A1 (ja) * | 2010-12-28 | 2012-07-05 | 三菱重工業株式会社 | 熱源システムおよびその制御方法 |
WO2012128229A1 (ja) * | 2011-03-18 | 2012-09-27 | 東芝キヤリア株式会社 | 二元冷凍サイクル装置 |
JP2012202634A (ja) * | 2011-03-25 | 2012-10-22 | Toshiba Carrier Corp | 複合二元冷凍サイクル装置 |
JP2012215319A (ja) * | 2011-03-31 | 2012-11-08 | Miura Co Ltd | 蒸気発生システム |
JP2012237494A (ja) * | 2011-05-11 | 2012-12-06 | Hoshizaki Electric Co Ltd | 冷凍装置 |
WO2013021762A1 (ja) * | 2011-08-05 | 2013-02-14 | 東芝キヤリア株式会社 | 加温システム |
WO2013027757A1 (ja) * | 2011-08-22 | 2013-02-28 | 東芝キヤリア株式会社 | 複合二元冷凍サイクル装置 |
EP2597400A2 (en) | 2011-11-22 | 2013-05-29 | Mitsubishi Heavy Industries | Heat pump system |
WO2013151005A1 (ja) * | 2012-04-04 | 2013-10-10 | 東芝キヤリア株式会社 | 複合二元冷凍サイクル装置 |
WO2014050213A1 (ja) * | 2012-09-27 | 2014-04-03 | 三菱重工業株式会社 | 熱源システム及びその制御方法 |
JP2014062699A (ja) * | 2012-09-24 | 2014-04-10 | Miura Co Ltd | 蒸気発生システム |
JP2014070864A (ja) * | 2012-10-01 | 2014-04-21 | Kannetsu:Kk | 冷却システム |
JP2014074583A (ja) * | 2014-01-28 | 2014-04-24 | Mitsubishi Electric Corp | 冷凍空調装置 |
WO2015132966A1 (ja) * | 2014-03-07 | 2015-09-11 | 三菱電機株式会社 | 冷凍サイクル装置 |
JP2015178923A (ja) * | 2014-03-19 | 2015-10-08 | 三浦工業株式会社 | 冷却システム |
JP2015212616A (ja) * | 2010-02-08 | 2015-11-26 | ジョンソン コントロールズ テクノロジー カンパニーJohnson Controls Technology Company | 積層コイル区間を有する熱交換器 |
JP2016011773A (ja) * | 2014-06-27 | 2016-01-21 | ダイキン工業株式会社 | 浸漬型液冷却装置 |
CN107631508A (zh) * | 2017-10-26 | 2018-01-26 | 焦景田 | 自复叠热泵循环*** |
CN107940804A (zh) * | 2017-12-25 | 2018-04-20 | 北京中矿博能节能科技有限公司 | 多级取热梯级加热直冷式乏风热泵机组 |
KR101913905B1 (ko) * | 2016-05-11 | 2018-10-31 | 김현기 | 냉,온수 발생장치 |
JP2018194183A (ja) * | 2017-05-12 | 2018-12-06 | 株式会社ニシヤマ | 冷却装置 |
CN111981720A (zh) * | 2020-01-21 | 2020-11-24 | 天津冷源工程设计院 | 多负荷的*** |
CN112033038A (zh) * | 2020-08-31 | 2020-12-04 | 青岛海尔空调电子有限公司 | 空气源热泵烘干*** |
CN113587471A (zh) * | 2021-06-21 | 2021-11-02 | 东南大学 | 一种双级压缩与吸收式高温热泵复合的冷热联供*** |
CN113701387A (zh) * | 2021-04-07 | 2021-11-26 | 中国科学院理化技术研究所 | 超音速两相膨胀多级低温制冷***及制冷机 |
CN115013997A (zh) * | 2022-06-21 | 2022-09-06 | 同济大学 | 一种过冷过热双效型多级半复叠热泵循环 |
CN115111828A (zh) * | 2022-05-18 | 2022-09-27 | 东南大学 | 一种基于车载光伏与蓄冷的分时复叠制冷双温冷链物流车 |
US11635243B2 (en) | 2009-01-23 | 2023-04-25 | Bitzer Kuehlmaschinenbau Gmbh | Scroll compressors with different volume indexes and systems and methods for same |
CN116592536A (zh) * | 2023-06-09 | 2023-08-15 | 森创中汇(北京)热电科技有限公司 | 一种双循环制冷制热*** |
Citations (13)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS4611790Y1 (ja) * | 1968-02-14 | 1971-04-23 | ||
JPS55134254A (en) * | 1979-04-02 | 1980-10-18 | Valmet Oy | Method of recovering heat in use of heat pump |
JPH04222335A (ja) * | 1990-03-29 | 1992-08-12 | Hitachi Metals Ltd | 冷却装置 |
JPH04278149A (ja) * | 1991-03-06 | 1992-10-02 | Toshiba Corp | 冷暖房装置 |
JPH04350468A (ja) * | 1991-04-23 | 1992-12-04 | Asahi Breweries Ltd | 液体の冷却装置 |
JPH0593550A (ja) * | 1991-04-11 | 1993-04-16 | Ebara Corp | 冷凍システム |
JPH10288155A (ja) * | 1997-04-15 | 1998-10-27 | Matsushita Refrig Co Ltd | 振動式圧縮機 |
JP2000257982A (ja) * | 1999-03-11 | 2000-09-22 | Sanyo Electric Co Ltd | 低温ガス発生装置及びそれを用いた冷風加工装置 |
JP2001091074A (ja) * | 1999-09-24 | 2001-04-06 | Sanyo Electric Co Ltd | カスケード式冷凍装置 |
JP2001165514A (ja) * | 1999-10-25 | 2001-06-22 | Electricite De France Service National | 特に冷却機能を備えた、ヒートポンプ装置 |
JP2002071281A (ja) * | 2000-08-30 | 2002-03-08 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | 二次冷媒冷凍サイクル装置 |
WO2005010370A1 (ja) * | 2003-07-28 | 2005-02-03 | Daikin Industries, Ltd. | 冷凍装置 |
JP2005315476A (ja) * | 2004-04-27 | 2005-11-10 | Mayekawa Mfg Co Ltd | 複合熱利用方法及び装置 |
-
2006
- 2006-01-27 JP JP2006019821A patent/JP2007198693A/ja active Pending
Patent Citations (13)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS4611790Y1 (ja) * | 1968-02-14 | 1971-04-23 | ||
JPS55134254A (en) * | 1979-04-02 | 1980-10-18 | Valmet Oy | Method of recovering heat in use of heat pump |
JPH04222335A (ja) * | 1990-03-29 | 1992-08-12 | Hitachi Metals Ltd | 冷却装置 |
JPH04278149A (ja) * | 1991-03-06 | 1992-10-02 | Toshiba Corp | 冷暖房装置 |
JPH0593550A (ja) * | 1991-04-11 | 1993-04-16 | Ebara Corp | 冷凍システム |
JPH04350468A (ja) * | 1991-04-23 | 1992-12-04 | Asahi Breweries Ltd | 液体の冷却装置 |
JPH10288155A (ja) * | 1997-04-15 | 1998-10-27 | Matsushita Refrig Co Ltd | 振動式圧縮機 |
JP2000257982A (ja) * | 1999-03-11 | 2000-09-22 | Sanyo Electric Co Ltd | 低温ガス発生装置及びそれを用いた冷風加工装置 |
JP2001091074A (ja) * | 1999-09-24 | 2001-04-06 | Sanyo Electric Co Ltd | カスケード式冷凍装置 |
JP2001165514A (ja) * | 1999-10-25 | 2001-06-22 | Electricite De France Service National | 特に冷却機能を備えた、ヒートポンプ装置 |
JP2002071281A (ja) * | 2000-08-30 | 2002-03-08 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | 二次冷媒冷凍サイクル装置 |
WO2005010370A1 (ja) * | 2003-07-28 | 2005-02-03 | Daikin Industries, Ltd. | 冷凍装置 |
JP2005315476A (ja) * | 2004-04-27 | 2005-11-10 | Mayekawa Mfg Co Ltd | 複合熱利用方法及び装置 |
Cited By (62)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2009150562A (ja) * | 2007-12-19 | 2009-07-09 | Hoshizaki Electric Co Ltd | 冷凍装置 |
JP2011518308A (ja) * | 2008-04-25 | 2011-06-23 | エルエス エムトロン リミテッド | デュアル冷凍機 |
JP2009293867A (ja) * | 2008-06-05 | 2009-12-17 | Yurikai Co Ltd | 温調装置 |
EP2389516B1 (en) * | 2009-01-23 | 2024-01-10 | BITZER Kühlmaschinenbau GmbH | Compressors with different volume indexes and method for same |
US11635243B2 (en) | 2009-01-23 | 2023-04-25 | Bitzer Kuehlmaschinenbau Gmbh | Scroll compressors with different volume indexes and systems and methods for same |
JP2011058663A (ja) * | 2009-09-08 | 2011-03-24 | Mitsubishi Electric Corp | 冷凍空調装置 |
JP2011117708A (ja) * | 2009-10-30 | 2011-06-16 | Takasago Thermal Eng Co Ltd | 熱源システム |
US9869487B2 (en) | 2010-02-08 | 2018-01-16 | Johnson Controls Technology Company | Heat exchanger having stacked coil sections |
JP2015212616A (ja) * | 2010-02-08 | 2015-11-26 | ジョンソン コントロールズ テクノロジー カンパニーJohnson Controls Technology Company | 積層コイル区間を有する熱交換器 |
US10215444B2 (en) | 2010-02-08 | 2019-02-26 | Johnson Controls Technology Company | Heat exchanger having stacked coil sections |
JP2011169532A (ja) * | 2010-02-19 | 2011-09-01 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | 冷凍機ユニットおよびその制御方法 |
US9341401B2 (en) | 2010-12-28 | 2016-05-17 | Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. | Heat source system and control method therefor |
CN103348196A (zh) * | 2010-12-28 | 2013-10-09 | 三菱重工业株式会社 | 热源***及其控制方法 |
JP2012141098A (ja) * | 2010-12-28 | 2012-07-26 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | 熱源システムおよびその制御方法 |
WO2012090579A1 (ja) * | 2010-12-28 | 2012-07-05 | 三菱重工業株式会社 | 熱源システムおよびその制御方法 |
US9593869B2 (en) | 2011-03-18 | 2017-03-14 | Toshiba Carrier Corporation | Cascade refrigeration cycle apparatus |
CN103250012B (zh) * | 2011-03-18 | 2016-02-17 | 东芝开利株式会社 | 二元制冷循环装置 |
CN103250012A (zh) * | 2011-03-18 | 2013-08-14 | 东芝开利株式会社 | 二元制冷循环装置 |
WO2012128229A1 (ja) * | 2011-03-18 | 2012-09-27 | 東芝キヤリア株式会社 | 二元冷凍サイクル装置 |
JP5659292B2 (ja) * | 2011-03-18 | 2015-01-28 | 東芝キヤリア株式会社 | 二元冷凍サイクル装置 |
JP2012202634A (ja) * | 2011-03-25 | 2012-10-22 | Toshiba Carrier Corp | 複合二元冷凍サイクル装置 |
JP2012215319A (ja) * | 2011-03-31 | 2012-11-08 | Miura Co Ltd | 蒸気発生システム |
JP2012237494A (ja) * | 2011-05-11 | 2012-12-06 | Hoshizaki Electric Co Ltd | 冷凍装置 |
WO2013021762A1 (ja) * | 2011-08-05 | 2013-02-14 | 東芝キヤリア株式会社 | 加温システム |
KR20140022919A (ko) * | 2011-08-22 | 2014-02-25 | 도시바 캐리어 가부시키가이샤 | 복합 이원 냉동 사이클 장치 |
JP5632973B2 (ja) * | 2011-08-22 | 2014-11-26 | 東芝キヤリア株式会社 | 複合二元冷凍サイクル装置 |
US9395107B2 (en) | 2011-08-22 | 2016-07-19 | Toshiba Carrier Corporation | Combined cascade refrigeration cycle apparatus |
CN103733004A (zh) * | 2011-08-22 | 2014-04-16 | 东芝开利株式会社 | 复合二元制冷循环装置 |
KR101638675B1 (ko) * | 2011-08-22 | 2016-07-11 | 도시바 캐리어 가부시키가이샤 | 복합 이원 냉동 사이클 장치 |
WO2013027757A1 (ja) * | 2011-08-22 | 2013-02-28 | 東芝キヤリア株式会社 | 複合二元冷凍サイクル装置 |
EP2597400A2 (en) | 2011-11-22 | 2013-05-29 | Mitsubishi Heavy Industries | Heat pump system |
WO2013151005A1 (ja) * | 2012-04-04 | 2013-10-10 | 東芝キヤリア株式会社 | 複合二元冷凍サイクル装置 |
JPWO2013151005A1 (ja) * | 2012-04-04 | 2015-12-17 | 東芝キヤリア株式会社 | 複合二元冷凍サイクル装置 |
CN104204693A (zh) * | 2012-04-04 | 2014-12-10 | 东芝开利株式会社 | 复合二元制冷循环装置 |
JP2014062699A (ja) * | 2012-09-24 | 2014-04-10 | Miura Co Ltd | 蒸気発生システム |
US10697680B2 (en) | 2012-09-27 | 2020-06-30 | Mitsubishi Heavy Industries Thermal Systems, Ltd. | Heat source system and control method thereof |
JP2014070741A (ja) * | 2012-09-27 | 2014-04-21 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | 熱源システム及びその制御方法 |
WO2014050213A1 (ja) * | 2012-09-27 | 2014-04-03 | 三菱重工業株式会社 | 熱源システム及びその制御方法 |
EP2902724A4 (en) * | 2012-09-27 | 2016-05-18 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | HEAT SOURCE SYSTEM AND CONTROL METHOD THEREOF |
JP2014070864A (ja) * | 2012-10-01 | 2014-04-21 | Kannetsu:Kk | 冷却システム |
JP2014074583A (ja) * | 2014-01-28 | 2014-04-24 | Mitsubishi Electric Corp | 冷凍空調装置 |
WO2015133622A1 (ja) * | 2014-03-07 | 2015-09-11 | 三菱電機株式会社 | 冷凍サイクル装置 |
JP6042026B2 (ja) * | 2014-03-07 | 2016-12-14 | 三菱電機株式会社 | 冷凍サイクル装置 |
WO2015132966A1 (ja) * | 2014-03-07 | 2015-09-11 | 三菱電機株式会社 | 冷凍サイクル装置 |
JPWO2015133622A1 (ja) * | 2014-03-07 | 2017-04-06 | 三菱電機株式会社 | 冷凍サイクル装置 |
US9970693B2 (en) | 2014-03-07 | 2018-05-15 | Mitsubishi Electric Corporation | Refrigeration cycle apparatus |
JP2015178923A (ja) * | 2014-03-19 | 2015-10-08 | 三浦工業株式会社 | 冷却システム |
JP2016011773A (ja) * | 2014-06-27 | 2016-01-21 | ダイキン工業株式会社 | 浸漬型液冷却装置 |
KR101913905B1 (ko) * | 2016-05-11 | 2018-10-31 | 김현기 | 냉,온수 발생장치 |
JP2018194183A (ja) * | 2017-05-12 | 2018-12-06 | 株式会社ニシヤマ | 冷却装置 |
CN107631508A (zh) * | 2017-10-26 | 2018-01-26 | 焦景田 | 自复叠热泵循环*** |
CN107940804A (zh) * | 2017-12-25 | 2018-04-20 | 北京中矿博能节能科技有限公司 | 多级取热梯级加热直冷式乏风热泵机组 |
CN111981720A (zh) * | 2020-01-21 | 2020-11-24 | 天津冷源工程设计院 | 多负荷的*** |
CN111981720B (zh) * | 2020-01-21 | 2024-02-20 | 天津冷源工程设计院 | 多负荷的*** |
CN112033038A (zh) * | 2020-08-31 | 2020-12-04 | 青岛海尔空调电子有限公司 | 空气源热泵烘干*** |
CN113701387B (zh) * | 2021-04-07 | 2022-10-28 | 中国科学院理化技术研究所 | 超音速两相膨胀多级低温制冷***及制冷机 |
CN113701387A (zh) * | 2021-04-07 | 2021-11-26 | 中国科学院理化技术研究所 | 超音速两相膨胀多级低温制冷***及制冷机 |
CN113587471B (zh) * | 2021-06-21 | 2022-06-28 | 东南大学 | 一种双级压缩与吸收式高温热泵复合的冷热联供*** |
CN113587471A (zh) * | 2021-06-21 | 2021-11-02 | 东南大学 | 一种双级压缩与吸收式高温热泵复合的冷热联供*** |
CN115111828A (zh) * | 2022-05-18 | 2022-09-27 | 东南大学 | 一种基于车载光伏与蓄冷的分时复叠制冷双温冷链物流车 |
CN115013997A (zh) * | 2022-06-21 | 2022-09-06 | 同济大学 | 一种过冷过热双效型多级半复叠热泵循环 |
CN116592536A (zh) * | 2023-06-09 | 2023-08-15 | 森创中汇(北京)热电科技有限公司 | 一种双循环制冷制热*** |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
JP2007198693A (ja) | カスケード型ヒートポンプシステム | |
US10215444B2 (en) | Heat exchanger having stacked coil sections | |
US7293428B2 (en) | Refrigerating machine | |
Jensen et al. | Optimal operation of simple refrigeration cycles: Part I: Degrees of freedom and optimality of sub-cooling | |
US9103571B2 (en) | Refrigeration apparatus | |
EP3514462B1 (en) | Air conditioner | |
US20070074536A1 (en) | Refrigeration system with bypass subcooling and component size de-optimization | |
US20020050149A1 (en) | Multistage compression refrigerating machine for supplying refrigerant from intercooler to cool rotating machine and lubricating oil | |
US7802440B2 (en) | Compression system and air conditioning system | |
KR101755456B1 (ko) | 열교환기 | |
CN108759138B (zh) | 二次节流中间不完全冷却制冷***的运行方法及*** | |
JP2005077088A (ja) | 凝縮機 | |
JP2005337700A (ja) | 冷媒冷却回路 | |
KR100381634B1 (ko) | 냉동장치 | |
CN1321298C (zh) | 冷冻装置 | |
JP2010078164A (ja) | 冷凍空調装置 | |
US11754320B2 (en) | Refrigeration system with multiple heat absorbing heat exchangers | |
KR20170062160A (ko) | 냉장고 | |
JP2010078165A (ja) | 冷凍空調装置 | |
CN210425610U (zh) | 制冷*** | |
WO2021106084A1 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
JP2010236833A (ja) | 空気熱源ターボヒートポンプおよびその制御方法 | |
JP3894222B2 (ja) | 冷凍装置 | |
CN215176144U (zh) | 制冷设备 | |
JP3657579B2 (ja) | 冷暖房システム |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20090109 |
|
A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20110117 |
|
A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20110121 |
|
A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20110708 |