WO2012002248A1 - 冷凍装置 - Google Patents
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- F25B29/00—Combined heating and refrigeration systems, e.g. operating alternately or simultaneously
- F25B29/003—Combined heating and refrigeration systems, e.g. operating alternately or simultaneously of the compression type system
Definitions
- the present invention relates to a refrigeration apparatus used for freezing or refrigeration of food or the like. More specifically, the present invention relates to a refrigeration apparatus that supplies hot water using waste heat generated during cooling (hereinafter referred to as “cooling waste heat” as appropriate).
- cooling waste heat from the refrigeration cycle is released from the radiator to the atmosphere, etc.
- hot water used in the same facility is separated by another boiler or the like. It is done to supply using.
- cooling waste heat is not effectively used.
- Patent Document 2 an attempt has been made to save energy by effectively using the cooling waste heat of the refrigeration cycle to save energy (for example, Patent Document 2).
- Patent Document 2 in addition to heating hot water using a heat pump cycle (first refrigerant circulating in the first refrigerant circuit) using air as a heat source, waste from a refrigerator that cools a showcase is disclosed.
- first refrigerant circulating in the first refrigerant circuit waste from a refrigerator that cools a showcase is disclosed.
- second refrigerant flowing through the second refrigerant circuit the temperature of the hot water supply water can be raised in a short time.
- the refrigeration cycle using carbon dioxide as a refrigerant is a transcritical cycle in which the pressure on the high-pressure side exceeds the critical pressure of the refrigerant, and especially under high outside air temperature conditions, the refrigeration effect (refrigerant ratio enthalpy difference at the inlet / outlet of the evaporator) The decline is remarkable. Therefore, compared with the conventional chlorofluorocarbon refrigerant, there is a problem that the refrigerating capacity is greatly reduced when the outside air temperature is increased, and the cooling efficiency (refrigeration COP: refrigeration performance coefficient) of the basic refrigeration cycle is low. Therefore, it was necessary to improve the refrigeration capacity and cycle efficiency of the basic refrigeration cycle, and to efficiently recover waste heat suitable for the transcritical cycle to further save energy.
- the present invention has been made in view of the above circumstances, and can effectively use the waste heat when cooling foods and the like to perform hot water supply and improve the cooling capacity and cooling efficiency.
- An object of the present invention is to provide a simple refrigeration apparatus.
- the refrigeration apparatus of the first invention is formed by sequentially connecting a first compressor, a first radiator, a first pressure reducer, an intermediate pressure receiver, a supercooler, a second pressure reducer, and an evaporator with a refrigerant pipe,
- a first refrigeration cycle circuit having an auxiliary refrigerant circuit for sucking refrigerant in the pressure receiver in the middle of a compression stroke of the first compressor, a second compressor, a second radiator, a third pressure reducer, and the excess compressor
- a second refrigeration cycle circuit formed by sequentially connecting a cooler with a refrigerant pipe, and the refrigerant of the first refrigeration cycle circuit by the evaporating action of the refrigerant of the second refrigeration cycle circuit in the subcooler And the hot water is heated by the heat radiation action of the refrigerant in the second refrigeration cycle circuit in the second radiator.
- a refrigerating apparatus is a refrigeration unit that houses the first compressor, first radiator, first decompressor, intermediate pressure receiver, and auxiliary refrigerant circuit, and a show that houses the second decompressor and evaporator.
- a supercooling hot water supply device that houses the second compressor, the second radiator, the third pressure reducer, and the supercooler, and a second radiator of the supercooling hot water supply device are connected via a water pipe.
- a hot water storage device including a hot water tank.
- the refrigeration apparatus is characterized in that the first refrigeration cycle circuit includes a second receiver between the intermediate pressure receiver and the subcooler.
- the refrigeration apparatus is the throttle means in which the opening of the first pressure reducer is adjustable, and the opening degree of the throttle means is small when the amount of hot water stored in the hot water supply tank is large and the amount of hot water is small. It is characterized in that it is controlled so as to become large sometimes.
- a refrigeration apparatus includes a third radiator arranged in parallel with the second radiator, and when heating of the hot water is not required, the refrigerant from the refrigerant to the atmosphere in the third radiator. It is characterized by performing heat dissipation.
- a refrigeration apparatus provides a water radiator connected to the second radiator via a water pipe, and when heating of the hot water is not required, the water radiator can Heat radiation to
- the refrigeration apparatus of the seventh invention is characterized in that the refrigerant sealed in the first refrigeration cycle circuit is carbon dioxide, and the first radiator acts as a gas cooler.
- the refrigeration apparatus is characterized in that the refrigerant enclosed in the second refrigeration cycle circuit is carbon dioxide, and the second radiator acts as a gas cooler.
- the refrigerant of the first refrigeration cycle circuit after passing through the first pressure reducer in the intermediate pressure receiver is gas-liquid separated, and the gas phase refrigerant that does not contribute to cooling is supplied to the auxiliary Since it can be sucked in the middle of a compression stroke that is higher than the suction pressure of the first compressor and lower than the discharge pressure via the refrigerant circuit, the compression power of the first compressor can be reduced, and the cooling of the refrigeration apparatus Efficiency can be improved.
- the refrigeration effect of the first refrigeration cycle (the refrigerant at the inlet / outlet of the evaporator)
- the specific enthalpy difference increases and the refrigeration capacity increases. Since the second refrigeration cycle having a higher evaporation temperature (evaporation pressure) than that of the first refrigeration cycle can perform refrigeration corresponding to the supercooling, the cooling efficiency of the refrigeration apparatus is improved.
- Hot water supply can be performed by effectively using.
- the refrigeration apparatus comprises the first compressor, the first radiator, the first decompressor, the refrigeration unit that houses the intermediate pressure receiver and the auxiliary refrigerant circuit, the second decompressor, A showcase for storing the evaporator, a supercooling hot water supply device for storing the second compressor, second radiator, third decompressor and supercooler, and a water pipe for the second radiator of the supercooling hot water supply device And a hot water storage device having a hot water supply tank connected via a combination of the required number of each component device, so that it is suitable for cooling load and hot water supply load, has excellent cooling performance, and reduces cooling waste heat. It is possible to easily construct an energy-saving refrigeration apparatus that can effectively use hot water.
- the first refrigeration cycle circuit since the first refrigeration cycle circuit includes the second receiver between the intermediate pressure receiver and the subcooler, gas-liquid separation in the intermediate pressure receiver Excess refrigerant can be stored in the second receiver without impairing performance. As a result, a suitable amount of circulating refrigerant corresponding to the operating conditions can be maintained, and a highly efficient cooling operation corresponding to fluctuations in the outside air conditions and the cooling / hot water supply load can be performed.
- the first pressure reducer is a throttle means whose opening degree can be adjusted, and the opening degree of the throttle means is small when the amount of hot water stored in the hot water supply tank is large.
- the amount of water is small, it is controlled so as to increase, so that it is possible to perform a suitable and highly efficient operation corresponding to the fluctuation of the hot water supply load. That is, in a situation where the hot water supply tank is filled with hot water and heating water is not required to be heated, the opening of the throttle means as the first pressure reducer is reduced to increase the amount of heat released by the first radiator. Improve cooling capacity and refrigeration efficiency.
- the amount of hot water in the hot water supply tank is small and it is necessary to heat the hot water
- the amount of heat dissipated in the first radiator is reduced by increasing the opening of the throttling means to flow into the subcooler. Maintain high coolant temperature and specific enthalpy.
- the amount of heat exchanged in the subcooler that is, the heat absorption amount of the second refrigeration cycle increases, and the evaporation temperature of the second refrigeration cycle increases.
- the heating capacity and hot water supply efficiency of the second refrigeration cycle can be improved.
- the second refrigeration cycle circuit includes a third radiator disposed in parallel with the second radiator, and heating of the hot water is not required. Since heat can be radiated from the refrigerant to the atmosphere in the third radiator, the atmosphere can be used as a heat source even in a state where the amount of remaining hot water in the hot water supply tank is sufficient, that is, in a state where boiling water is not required to be boiled. As described above, the refrigerant of the first refrigeration cycle can be supercooled. Thereby, the cooling capacity of a freezing apparatus can be increased and cooling efficiency can be improved. As a result, it is possible to perform highly efficient operation corresponding to fluctuations in the hot water supply load and the cooling load.
- the refrigeration apparatus of the sixth aspect of the present invention when a water radiator connected to the second radiator via a water pipe is provided and heating of the hot water is not required, Therefore, the first refrigeration cycle circuit can be supercooled by the second refrigeration cycle circuit without increasing the amount of hot water. As a result, the cooling capacity can be increased without increasing the hot water supply capacity, and the cooling efficiency can be improved. As a result, it is possible to perform highly efficient operation corresponding to fluctuations in the hot water supply load and the cooling load.
- the refrigerant sealed in the first refrigeration cycle circuit is carbon dioxide and the first radiator acts as a gas cooler, the ozone layer destruction due to refrigerant leakage is eliminated. Moreover, the influence on global warming can be made extremely small.
- the refrigerant sealed in the second refrigeration cycle circuit is carbon dioxide, and the second radiator acts as a gas cooler, so that hot water is boiled with high efficiency. be able to.
- FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a refrigeration apparatus according to a first embodiment of the present invention. It is sectional drawing of the intermediate pressure receiver which concerns on the 1st Embodiment of this invention. It is the pressure and enthalpy diagram which showed the refrigerating cycle of this invention. It is a schematic block diagram of the freezing apparatus which concerns on the 2nd Embodiment of this invention. It is a schematic block diagram of the freezing apparatus which concerns on the 3rd Embodiment of this invention. It is a schematic block diagram of the freezing apparatus which concerns on the 4th Embodiment of this invention.
- FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a refrigeration apparatus according to the first embodiment of the present invention.
- the refrigeration apparatus according to the first embodiment includes a first refrigeration cycle circuit 91, a second refrigeration cycle circuit 92, and a hot water supply circuit 93.
- the refrigeration unit 10, the supercooling hot water supply apparatus 30, the showcase 40, and the hot water storage apparatus 50 are comprised by accommodating and unitizing the refrigeration equipment (element component) which comprises a refrigeration circuit.
- the first refrigeration cycle circuit 91 employs a two-stage compression compressor described later as the first compressor 1.
- the first refrigeration cycle circuit 91 includes a discharge unit of the second-stage compression element of the first compressor 1, a first radiator 2, an expansion valve 3 as a first pressure reducer, an intermediate pressure receiver 14, and a subcooler. 5, a first refrigeration cycle circuit side flow path 5 a, an internal heat exchanger 6 medium pressure side flow path, a strainer 9, an expansion valve 13 as a second pressure reducer, an evaporator 4, and a low pressure side flow of the internal heat exchanger 6.
- the refrigerant flows in order through the passage and the accumulator 8, and is connected by a refrigerant pipe so as to form a closed circuit that returns to the suction portion of the first-stage compression element of the first compressor 1.
- the first refrigeration cycle circuit 91 is configured such that the refrigerant flows in order through the pipe 16, the intermediate cooler 7, and the pipe 17 through which the refrigerant discharged from the discharge portion of the first compression element of the first compressor 1 flows.
- paragraph compression element of the 1 compressor 1 is provided.
- the first refrigeration cycle circuit 91 includes a refrigerant pipe 17 b that connects the intermediate pressure receiver 14 and the pipe 17.
- the pipe 17 and the pipe 17 b function as an auxiliary refrigerant circuit that sucks the refrigerant in the intermediate pressure receiver 14 during the compression stroke of the first compressor 1.
- carbon dioxide (R744) is used as the refrigerant.
- the first compressor 1 is for compressing a low-pressure refrigerant into a high-pressure state.
- the first compressor 1 is a rotary two-stage compression type including a first-stage compression element, that is, a low-pressure side compression element, and a second-stage compression element, that is, a high-pressure side compression element.
- the first compressor 1 other known compressors such as a scroll type, a reciprocating type, and a screw type can be used. Moreover, it is possible to provide two or more first compressors 1, which makes it possible to perform capacity control (number control) according to the cooling load. Moreover, although the 1st compressor 1 which concerns on this embodiment is an inverter drive system, a constant speed type is also employable. In the inverter drive system, it is possible to change the rotation speed of the compressor in accordance with the cooling load, and it is possible to operate with higher efficiency compared to the control of the number of constant speed compressors that repeatedly start and stop the compressor. Further, the discharge pipe 15 of the second-stage compression element of the first compressor 1 is provided with a pressure sensor P2 that detects the refrigerant pressure.
- P2 pressure sensor
- the first radiator 2 is a heat exchanger for releasing the heat of the refrigerant to the atmosphere, and for example, a fin-and-tube heat exchanger can be adopted. Moreover, the 1st heat radiator 2 is provided with the fan 2f for supplying the air which heat-exchanges with a refrigerant
- the expansion valve 3 serving as the first pressure reducer is for reducing the refrigerant that has radiated heat to the atmosphere with the first heat radiator 2 and having a low temperature by squeezing and expanding it to an intermediate pressure.
- a capillary tube, a temperature type expansion valve, an electric expansion valve or the like can be adopted.
- an electric expansion valve is used.
- the opening degree of the expansion valve 3 is controlled by the control device 95 so that the pressure of the high-pressure refrigerant detected by the pressure sensor P2 provided in the discharge pipe 15 becomes a predetermined value.
- the intermediate pressure receiver 14 is for separating the gas-liquid two-phase refrigerant decompressed to the intermediate pressure by the expansion valve 3 into gas-liquid separation, that is, separating the refrigerant into vapor refrigerant (gas phase refrigerant) and liquid refrigerant (liquid phase refrigerant). It is.
- the intermediate pressure receiver 14 also functions as a refrigerant receiver that stores excess refrigerant in order to appropriately maintain the amount of refrigerant circulating in the refrigeration cycle.
- FIG. 2 is a cross-sectional view of the intermediate pressure receiver 14 according to the present embodiment.
- the intermediate pressure receiver 14 includes a receiver main body container 14T, a refrigerant inlet 14d and a vapor refrigerant outlet 14e provided in the upper part of the container 14T, and a liquid refrigerant outlet 14f for taking out the refrigerant in the lower part of the container 14T.
- the receiver main body container 14T is configured by sealingly joining the upper end plate 14b to one end portion (upper end portion) of the cylindrical receiver body 14a and sealingly joining the lower end plate 14c to the other end portion (lower end portion). ing.
- the refrigerant inlet 14d and the vapor refrigerant outlet 14e of the intermediate pressure receiver 14 are respectively provided with liquid refrigerant capturing members 14g and 14h for efficient gas-liquid separation.
- a wire net, a punching metal, a shielding plate, or the like can be adopted as the liquid refrigerant capturing members 14g and 14h.
- a wire mesh is used as the wire net. Then, the wire net is rounded into a cylindrical shape, and the lower end portion is crushed and sealed and fixed, and is inserted into a pipe serving as the refrigerant inlet 14d and the vapor refrigerant outlet 14e and fixed.
- the liquid refrigerant capturing member 14g can suppress the disturbance of the liquid level caused by the refrigerant flowing from the refrigerant inlet 14d colliding with the refrigerant liquid level, and has the effect of improving the gas-liquid separation performance.
- the supercooler 5 is a heat exchanger for further cooling the liquid refrigerant in the first refrigeration cycle circuit 91 that has been gas-liquid separated by the intermediate pressure receiver 14.
- the subcooler 5 includes a first refrigeration cycle circuit side flow path 5a and a second refrigeration cycle circuit side flow path 5b, and the refrigerant flowing through the flow path is configured to be able to exchange heat.
- Each of the flow paths is configured such that the flow direction of the refrigerant is opposed to each other, thereby improving the efficiency of heat exchange, and the degree of supercooling of the refrigerant on the first refrigeration cycle circuit side, that is, the supercooler.
- the entrance / exit temperature difference of 5a can be enlarged.
- the subcooler 5 according to the present embodiment uses a plate heat exchanger.
- various heat exchangers such as a double pipe type and a tube contact type can be adopted in addition to the plate type.
- Plate type heat exchangers are excellent in that heat exchange efficiency is high and the space occupied by heat exchangers can be reduced.
- Double pipe type and tube contact type are easy to manufacture and process, and pressure resistance It is excellent in that it can be easily increased.
- the internal heat exchanger 6 performs heat exchange between the medium-pressure refrigerant that has exited the subcooler 5 and the low-pressure refrigerant that flows out of the evaporator 4, and heat for cooling the medium-pressure refrigerant and heating the low-pressure refrigerant. It is an exchanger.
- the internal heat exchanger 6 includes an intermediate pressure side flow path and a low pressure side flow path, and is configured so that the refrigerant flowing through the flow path can exchange heat and the flow directions of the refrigerant face each other.
- the internal heat exchanger 6 uses a plate heat exchanger, but other types, for example, various heat exchangers such as a double tube type and a tube contact type can be adopted. As a simple method, the internal heat exchanger 6 can also be configured by applying the refrigerant forward pipe 22 and the refrigerant return pipe 23 in contact with each other.
- the strainer 9 is for removing foreign matters in the refrigerant circuit and preventing problems such as clogging of the expansion valve 13, and is provided in the refrigerant piping upstream of the expansion valve 13.
- the expansion valve 13 as the second pressure reducer is for reducing the pressure of the medium-pressure and low-temperature refrigerant flowing through the refrigerant forward pipe 22 by throttling to obtain a low-pressure and low-temperature refrigerant (normal gas-liquid two-phase state).
- a capillary tube, a temperature type expansion valve, an electric expansion valve, or the like can be employed. In the refrigeration apparatus according to the present embodiment, an electric expansion valve is used.
- control device 97 controls the degree of superheat of the outlet side refrigerant of the evaporator 4, that is, the refrigerant temperature at the outlet of the evaporator 4 detected by the evaporator outlet refrigerant temperature sensor T7 described later, and the evaporator inlet refrigerant temperature sensor T6 described later.
- the opening degree of the expansion valve 13 is controlled so that the difference between the refrigerant temperature at the inlet of the evaporator 4 detected in step S1 becomes a predetermined value.
- the evaporator 4 is a heat exchanger for cooling food and the like by absorbing heat due to the evaporation of the refrigerant, and employs a fin-and-tube heat exchanger.
- the inlet pipe of the evaporator 4 is provided with an evaporator inlet refrigerant temperature sensor T6 for detecting the refrigerant temperature at the inlet of the evaporator 4, and the outlet pipe of the evaporator 4 is connected to the outlet of the evaporator 4.
- An evaporator outlet refrigerant temperature sensor T7 for detecting the refrigerant temperature is provided.
- the evaporator 4 includes a fan 4f for exchanging heat with the refrigerant and supplying cooled air. In the evaporator 4, the air supplied by the fan 4 f is cooled by evaporation of the refrigerant to become a low temperature, and then supplied to a cold storage space such as food.
- the accumulator 8 is for preventing the liquid refrigerant from being sucked into the first compressor 1, and has a function of performing gas-liquid separation inside and temporarily storing the liquid refrigerant. In particular, the function is exhibited at the time of start-up and defrosting operation.
- a pressure sensor P1 for detecting the pressure of the refrigerant sucked from the compressor is attached on a pipe 19 connected from the accumulator 8 to the suction port of the compressor.
- the intercooler 7 is a heat exchanger for performing heat exchange between the refrigerant discharged from the first-stage compression element of the first compressor 1 and the atmosphere and cooling the refrigerant. Thereby, the compression power of the 1st compressor 1 can be reduced and cooling efficiency can be improved.
- the intercooler 7 is a fin-and-tube heat exchanger, and a fan 2 f of the first radiator 2 is used as a fan for supplying air for heat exchange with the refrigerant.
- the intermediate cooler 7 shares the cooling fin with the 1st heat radiator 2, and is comprised integrally. Since the intermediate cooler 7 is not an essential component, the intermediate cooler 7 can be omitted.
- the second refrigeration cycle circuit 92 includes a second compressor 31, a refrigerant passage 32 a of the second radiator 32, an expansion valve 33 as a third decompressor, and a second refrigeration cycle circuit side passage of the subcooler 5. 5b and a closed circuit in which the refrigerant flows in order through the accumulator 38 and returns to the second compressor 31.
- carbon dioxide is enclosed as a refrigerant in the second refrigeration cycle.
- the refrigeration cycle using the carbon dioxide refrigerant has a transcritical cycle in which the high pressure side exceeds the critical pressure of the refrigerant, and thus has an advantage that water can be heated to a high temperature and with high efficiency.
- the second compressor 31 is for compressing a low-pressure refrigerant into a high-pressure state.
- the pressure of the refrigerant discharged from the second compressor 31 is a pressure exceeding the critical pressure.
- the second compressor 31 is a rotary type two-stage compression type including a first-stage compression element, that is, a low-pressure side compression element, and a second-stage compression element, that is, a high-pressure side compression element.
- the second compressor 31 other types of compressors such as a scroll type and a rotary type one-stage compression method may be employed.
- the 2nd compressor 31 is driven by the inverter and can change driving
- the discharge pipe 35 of the second compressor 31 is provided with a discharge refrigerant temperature sensor T3 for detecting the temperature of the refrigerant discharged from the second compressor 31.
- the second radiator 32 is a heat exchanger for exchanging heat between the refrigerant and water and heating hot water to boil hot water.
- the refrigerant flow path 32a and the water flow path 32b of the second radiator 32 are configured such that heat exchange is possible and the flow directions are opposed to each other. Since the refrigerant pressure inside the refrigerant flow path 32a of the second radiator 32 exceeds the critical pressure, the second radiator 32 acts as a gas cooler. That is, the refrigerant does not condense inside the refrigerant flow path 32a of the second radiator 32, and its temperature decreases as the water is cooled by being heated.
- the refrigerant flow path 32a of the second radiator 32 uses a plurality of small diameter circular tubes so as to withstand high pressure.
- a pipe member having a petal-like cross section that is, a circular pipe having a plurality of substantially U-shaped grooves in the axial direction of the outer peripheral surface is used.
- a small-diameter circular tube serving as the refrigerant flow path 32a is joined to the concave portion so as to allow heat exchange.
- the expansion valve 33 as a third pressure reducer is for constricting and expanding high-pressure refrigerant to a low-pressure state.
- the expansion valve 33 is an electric expansion valve, and its opening degree is controlled by the control device 96 so that the discharge refrigerant temperature of the second compressor 31 detected by the discharge refrigerant temperature sensor T3 becomes a predetermined value. The This makes it possible to perform hot water supply with high efficiency.
- the expansion valve 33 other types of throttle devices such as a temperature type expansion valve, a constant pressure expansion valve, a capillary tube, etc. may be employed.
- the supercooler 5 performs heat exchange between the refrigerant in the first refrigeration cycle circuit 91 and the refrigerant in the second refrigeration cycle circuit 92 to supercool the refrigerant in the first refrigeration cycle circuit 91. It is a heat exchanger.
- the configuration of the subcooler 5 is as already described.
- the second refrigeration cycle circuit side flow path 5b functions as an evaporator of the second refrigeration cycle, in which the refrigerant absorbs heat and evaporates.
- coolant of the 1st refrigerating cycle after overcooling is provided in the exit piping of the 1st refrigerating cycle side flow path 5a of the subcooler 5. ing.
- the accumulator 38 is for preventing the liquid refrigerant from being sucked into the second compressor 31, and the function thereof is the same as that of the accumulator 8 of the first refrigeration cycle circuit 91.
- the hot water supply circuit 93 is configured such that piping is connected so that hot water flows through the hot water supply tank 51, the circulation pump 52, and the water flow path 32 b of the second radiator 32 in order, and returns to the hot water supply tank 51.
- the pipe 59 connected to the suction side of the circulation pump 52 is connected to the lower side of the hot water supply tank 51, whereby low temperature water can be supplied to the second radiator 32.
- a pipe 60 connected to the outlet of the water flow path 32 b of the second radiator 32 is connected to the upper part of the hot water supply tank 51.
- the hot water heated by the second radiator 32 is returned to the upper part of the hot water supply tank 51, and the hot water can be stored in a temperature stratified form inside the hot water supply tank 51.
- a hot water supply pipe 58 is connected to the upper part of the hot water supply tank 51 of the hot water supply circuit 93 via a check valve 56, and a water supply pipe 57 is connected to the lower part of the hot water supply tank 51 via a pressure reducing valve 54 and a check valve 55.
- the hot water supply pipe 58 is a pipe for supplying hot water from the hot water supply tank 51 to a hot water supply load facility that requires hot water, and the water supply pipe 57 is for supplying city water to the hot water supply tank 51.
- hot water is supplied from the upper part of the hot water supply tank 51 through the hot water supply pipe 58, and accordingly, hot water flows through the water supply pipe 57 and cold water is supplied to the lower part of the hot water supply tank 51. Supplied.
- a mixing valve is further provided, and the low temperature hot water (water) taken out from the lower part of the hot water supply tank 51 and the hot water taken out from the upper part of the hot water supply tank 51 are provided. Can also be mixed.
- a plurality of temperature sensors T9 for detecting the temperature of hot water stored in the tank are attached at different heights. Thereby, the temperature distribution in the hot water supply tank 51 can be measured, and the amount of hot water in the hot water supply tank 51 can be grasped based on the temperature distribution. Further, a temperature sensor T8 for detecting the temperature of hot water heated by the second radiator 32 is attached to the pipe 60 on the outlet side of the water flow path 32b of the second radiator 32.
- the hot water supply circuit 93 includes a bypass pipe connecting the low temperature pipe 59 and the high temperature pipe 60 and a three-way valve 53.
- the three-way valve 53 switches whether the water flowing through the circulation pump is supplied from the low-temperature pipe 59 side connected to the hot water supply tank 51 or from the bypass pipe side. Normally, when performing an operation of boiling hot water in the second refrigeration cycle, the three-way valve 53 is switched to supply water from the low-temperature pipe 59 side connected to the hot water supply tank 51.
- the three-way valve 53 By switching the three-way valve 53 so that water from the bypass pipe side flows, the water extruded by the circulation pump 52 flows through the water flow path 32b of the second radiator 32, passes through the three-way valve 53, and passes through the circulation pump 52.
- a closed circuit is formed returning to Such a closed circuit is formed immediately after the boiling operation by the second refrigeration cycle is started or after the operation is stopped.
- the refrigeration unit 10 includes a first compressor 1 that compresses refrigerant, an intermediate cooler 7 that cools an intermediate-pressure refrigerant discharged from the first-stage compression element of the first compressor 1, and a second stage of the first compressor 1.
- the first radiator 2 that cools the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the compression element, the expansion valve 3 as the first decompressor, and the intermediate-pressure receiver 14 that performs gas-liquid separation of the intermediate-pressure refrigerant decompressed by the expansion valve 3
- an accumulator 8 for preventing the liquid refrigerant from being sucked into the first compressor 1.
- the refrigeration unit 10 includes a control device 95, a discharge pressure sensor P2, a radiator outlet refrigerant temperature sensor T1, a suction pressure sensor P1, and other temperature sensors and pressure sensors (not shown).
- the refrigeration unit 10 includes a refrigerant outlet pipe connection port connected to the refrigerant outlet side pipe 22 a connected to the liquid refrigerant outlet 14 f of the intermediate pressure receiver 14 and a refrigerant return pipe connection port connected to the accumulator 8.
- the showcase 40 includes an expansion valve 13 that depressurizes the medium-pressure refrigerant, an evaporator 4 that cools food and the like by the evaporating action of the refrigerant, and a strainer 9 that removes foreign matters in the refrigerant circuit.
- the showcase 40 also includes a control device 97, an evaporator inlet refrigerant temperature sensor T6, an evaporator outlet refrigerant temperature sensor T7, other refrigerant temperature sensors, a space for storing food, an exhibition shelf, and the like. ing.
- the showcase 40 includes a refrigerant inlet pipe connection port connected to the strainer 9 and a refrigerant outlet pipe connection port connected to the outlet side of the evaporator 4.
- each showcase 40 the refrigerant inlet pipe connection port of the showcase 40 is connected to the refrigerant forward pipe 22, and the refrigerant outlet pipe connection port is returned to the refrigerant. Connected to tube 23.
- the showcase 40 is not necessarily limited to the display of the objects to be cooled, but may be a cold storage that is not intended for display.
- the supercooling hot water supply device 30 is a refrigeration device constituting a second refrigeration cycle circuit 92 including the supercooler 5, that is, a second compressor 31, a second radiator 32, an expansion valve 33 as a third decompressor, A subcooler 5 and an accumulator 38 are provided.
- the supercooling hot water supply device 30 includes a control device 96, a discharged refrigerant temperature sensor T3, a supercooling temperature sensor T4, and other refrigerant temperature sensors and pressure sensors. Furthermore, the supercooling hot water supply device 30 is connected to the connection port of the pipe 22a into which the refrigerant of the first refrigeration cycle to be subcooled flows, the connection port of the pipe for the refrigerant after subcooling to flow out, and the second radiator 32.
- a connection port for incoming hot water (cold water) piping and a connection port for piping 60 for flowing hot water (hot water) heated by the second radiator 32 are provided.
- the hot water storage device 50 includes a hot water supply tank 51, a three-way valve 53, and a circulation pump 52.
- the hot water storage device 50 includes a control device 98, a temperature sensor T8, a temperature sensor T9 and other temperature sensors, and a pressure reducing valve 54, a check valve 55, and a check valve 56.
- a plurality of hot water supply tanks 51 may be provided in series or in parallel depending on the amount of hot water to be stored.
- the refrigeration apparatus is composed of the refrigeration unit 10, the supercooling hot water supply apparatus 30, the showcase 40, and the hot water storage apparatus 50 that are unitized, so that the installation work can be easily performed.
- the first refrigeration cycle circuit 91, the second refrigeration cycle circuit 92, and the hot water supply circuit 93 are configured.
- the pipe connection ports of the devices that are unitized in this way may be connected by piping. In this case, according to the cooling load or hot water supply load required at the installation site, the number of units installed in each unit can be selected, and the required number can be combined.
- FIG. 3 is a pressure-specific enthalpy diagram showing the refrigeration cycle of the refrigeration apparatus according to the present invention.
- the horizontal axis represents the refrigerant specific enthalpy (kJ / kg)
- the vertical axis represents the refrigerant pressure (MPa)
- the symbol SL represents the saturated liquid line of the refrigerant
- SV represents the saturated vapor line.
- 1C is a 1st freezing cycle and 2C is a 2nd freezing cycle.
- the low-temperature refrigerant vapor indicated by the state a in FIG. 3 is sucked from the first-stage intake port of the first compressor 1, compressed by the first-stage compression element, and the high-temperature medium-pressure refrigerant vapor. And discharged.
- the refrigerant in this state is indicated by state b in FIG.
- This refrigerant enters the intercooler 7, where it is cooled by exchanging heat with the atmosphere, and the temperature drops to state c.
- the refrigerant discharged from the first stage compression element of the first compressor 1 is cooled by the intermediate cooler 7, so the temperature of the refrigerant discharged from the second stage compression element of the first compressor 1 is lowered. This makes it possible to suppress problems caused by abnormally high temperatures such as compressors.
- the compression power of the 1st compressor 1 can be reduced by employ
- the refrigerant indicated by the state c exiting the intercooler 7 joins the low-temperature refrigerant indicated by the state n flowing from the auxiliary circuit side (pipe 17b side) at the junction 82.
- the refrigerant after joining is indicated by a state d.
- the merged refrigerant is sucked from the second-stage suction port of the first compressor 1, compressed by the second-stage compression element of the first compressor 1, and discharged as a high-temperature and high-pressure refrigerant (state e).
- state e since carbon dioxide is used as the refrigerant in the first refrigeration cycle, the pressure of the refrigerant discharged from the first compressor 1 may exceed the critical pressure as shown in state e in FIG.
- the refrigerant discharged from the first compressor 1 flows into the first radiator 2 and is cooled by exchanging heat with the atmosphere. As shown in FIG. 3, when the pressure of the refrigerant in the first radiator 2 exceeds the critical pressure, the refrigerant cooled there does not condense and its temperature decreases as it is cooled.
- the refrigerant cooled by the first radiator 2 is indicated by a state f.
- the refrigerant that has exited the first radiator 2 passes through the expansion valve 3 and is squeezed and expanded (equal enthalpy expansion) to reduce the pressure to an intermediate pressure that is higher than the first stage suction pressure and lower than the second stage discharge pressure. Then, the gas-liquid two-phase state is entered as shown in FIG.
- the intermediate pressure receiver 14 the refrigerant is separated into a vapor refrigerant indicated by the state n and a liquid refrigerant indicated by the state h. Due to the density difference, the vapor refrigerant is located above the receiver container 14T and the liquid refrigerant is contained within the container 14T. Flows downward.
- the liquid refrigerant capturing member 14g is provided at the refrigerant inlet 14d of the intermediate pressure receiver 14, the mist liquid refrigerant collides and adheres to the refrigerant capturing member 14g and efficiently performs gas-liquid separation. Is possible. Further, the liquid refrigerant capturing member 14g is separated because the refrigerant flowing from the refrigerant inlet 14d can suppress the disturbance of the liquid level caused by the collision with the liquid level of the refrigerant stored below the receiver container 14T. It is possible to prevent re-misting by the refrigerant into which the liquid refrigerant flows, and the gas-liquid separation performance by the intermediate pressure receiver 14 can be further improved.
- the liquid refrigerant capturing member 14h is provided at the vapor refrigerant outlet 14e of the intermediate pressure receiver 14, the mist liquid refrigerant contained in the vapor refrigerant flowing out from the intermediate pressure receiver 14 is captured by the liquid refrigerant capturing member 14h. Can be separated. Therefore, the gas-liquid separation performance of the intermediate pressure receiver 14 can be further improved.
- the liquid refrigerant in the state h separated from the gas and liquid by the intermediate pressure receiver 14 flows out from the liquid refrigerant outlet 14f, flows through the pipe 22a, and flows to the cooling load side (the evaporator 4 side). Since the specific enthalpy of the liquid refrigerant flowing out from the intermediate pressure receiver 14 (state h) is smaller than the specific enthalpy of the refrigerant flowing into the intermediate pressure receiver 14 (state g), it corresponds to the specific enthalpy difference between the states g and h. Thus, the refrigerant refrigeration effect in the evaporator 4 is increased.
- the vapor refrigerant in the state n separated from the gas and liquid by the intermediate pressure receiver 14 flows through the pipe 17b from the vapor refrigerant outlet 14e and is cooled by the intermediate cooler 7 as described above and the branch point. At 82, they merge and become state d. And The air is sucked from the second-stage suction port of the first compressor 1.
- the vapor refrigerant (state n) that has been gas-liquid separated by the intermediate pressure receiver 14 has a large specific enthalpy and cannot exhibit the refrigeration effect even if it flows into the evaporator 4.
- the compression power of the first-stage compression element is compared with the case where the refrigerant is returned to the first-stage suction section. Can be reduced. As a result, the refrigeration efficiency of the refrigeration cycle can be improved.
- the refrigerant in this state is state i.
- the specific enthalpy of the refrigerant is further reduced, and the refrigeration effect is increased by an amount corresponding to the specific enthalpy difference between the state h and the state i as compared with the case where the refrigerant is not supercooled by the supercooler 5.
- the liquid refrigerant in the medium pressure / low temperature state i flowing out of the subcooler 5 flows through the intermediate pressure channel of the internal heat exchanger 6 and is cooled by exchanging heat with the low pressure / low temperature refrigerant flowing in the low pressure channel. . That is, the medium-pressure side refrigerant changes from the state i to the state j, and the low-pressure side refrigerant changes from the state m to the state a.
- the internal heat exchanger 6 cools the medium-pressure refrigerant, thereby preventing the generation of flash gas inside the refrigerant forward pipe 22 and heating the low-pressure refrigerant, thereby preventing wet compression of the first compressor 1. Further, by adopting the internal heat exchanger 6, a large number of two-phase regions having a high heat transfer coefficient can be secured inside the evaporator 4, so that the heat transfer performance of the evaporator 4 can be improved and the cycle performance can be improved. .
- the refrigerant flowing into the evaporator 4 is represented by a state k and is in a low-pressure gas-liquid two-phase state.
- the refrigerant exchanges heat with the air to be cooled supplied by the fan 4f, cools the air, and the liquid phase portion evaporates.
- the refrigerant is a slightly superheated vapor and is represented by state m.
- the supply of the refrigerant to the evaporator 4 is adjusted by controlling the opening degree of the expansion valve 3 by the control device 97, and as described above, the refrigerant is controlled to be slightly overheated at the outlet of the evaporator 4. Has been.
- the refrigerant that has flowed out of the evaporator 4 passes through the refrigerant return pipe 23 and flows into the low-pressure side flow path of the internal heat exchanger 6, where it is heat-exchanged with the medium-pressure refrigerant flowing through the medium-pressure side flow path.
- the refrigerant in this state is state a.
- the refrigerant passes through the accumulator 8, where it is surely gas-liquid separated, and then flows to the first stage inlet of the first compressor 1 and is compressed.
- the first refrigeration cycle operates continuously and the refrigeration capacity is exhibited in the evaporator 4.
- the air cooled by the evaporator 4 circulates in the cold storage space, and the object to be cooled such as food is frozen and refrigerated.
- the operation of the first compressor 1 is controlled by a control device 95 built in the refrigeration unit 10. Specifically, the rotational speed control and start / stop control of the first compressor 1 are performed so that the pressure of the low-pressure refrigerant detected by the suction pressure sensor P1 provided in the suction refrigerant pipe 19 falls within a predetermined pressure range. Yes.
- the predetermined pressure range is determined so as to obtain a suitable refrigeration cycle by reading the cold set temperature of the space to be cooled through communication with the control device 97 provided in the showcase 40. Thereby, highly efficient cooling corresponding to the cooling load is performed.
- the opening degree of the expansion valve 3 serving as the first pressure reducer is controlled so that the pressure of the refrigerant discharged from the first compressor 1 detected by the pressure sensor P2 attached to the pipe 15 becomes a predetermined value. 95. That is, control is performed to increase the opening of the expansion valve 3 if the discharge refrigerant pressure is higher than a predetermined target value, and to decrease the opening of the expansion valve 3 if the discharge refrigerant pressure is lower than a predetermined value. Accordingly, the heat radiation amount of the refrigerant in the first radiator 2, the temperature and specific enthalpy of the refrigerant flowing into the subcooler 5, and the flow rate of the refrigerant flowing through the auxiliary refrigerant circuit are appropriately maintained, and a highly efficient cooling operation is performed. It becomes possible.
- the opening degree of the expansion valve 3 when the opening degree of the expansion valve 3 is large, the heat release amount of the refrigerant in the first radiator 2 is reduced, and the specific enthalpy of the refrigerant (state g) flowing into the intermediate pressure receiver 14 is increased. Further, the pressure in the intermediate pressure receiver 14 increases. If it does so, the specific enthalpy of the liquid refrigerant (state h) which gas-liquid-separates in the intermediate pressure receiver 14, and flows into the cooling load side will become large. On the contrary, if the opening degree of the expansion valve 3 is small, the amount of heat released from the refrigerant in the first radiator 2 increases, and the specific enthalpy of the refrigerant (state g) flowing into the intermediate pressure receiver 14 decreases.
- the pressure in the intermediate pressure receiver 14 decreases. Then, the specific enthalpy of the liquid refrigerant (state h) that is separated into gas and liquid in the intermediate pressure receiver 14 and flows to the cooling load side is reduced. Therefore, the control is performed such that when the hot water is required to be heated, the opening of the expansion valve 3 is increased, and when the hot water is not required to be heated, the opening of the expansion valve 3 is decreased.
- the control device 95 serves as a reference for controlling the expansion valve 3 based on a signal indicating whether or not the hot water supply operation is received by communication from the control device 98 of the hot water storage device 50 and the control device 96 of the supercooling hot water supply device 30.
- the target discharge pressure value is set. If the target discharge refrigerant pressure is increased, the opening degree of the expansion valve 3 is controlled to be small, and the heat radiation amount of the refrigerant in the first radiator 2 is increased. On the other hand, if the target discharge refrigerant pressure is lowered, the opening degree of the expansion valve 3 is largely controlled, and the heat radiation amount of the refrigerant in the first radiator 2 is increased.
- reference numeral 2C represents a second refrigeration cycle.
- the low-temperature refrigerant vapor indicated by the state v in FIG. 3 is drawn into the second compressor 31 and compressed to a high temperature and a high pressure.
- the refrigerant in this state is indicated by a state w in FIG.
- the pressure of the refrigerant discharged from the compressor 31 exceeds the critical pressure.
- the refrigerant compressed by the second compressor 31 flows into the refrigerant flow path 32a of the second radiator 32, where it is cooled by exchanging heat with hot water flowing through the water flow path 32b (state x).
- the refrigerant does not condense because it is in a supercritical state, and its temperature decreases as it is cooled by heat exchange with water.
- the refrigerant flow path 32a and the water flow path 32b of the second radiator 32 are configured so that the respective flows face each other, the supercritical refrigerant having a temperature gradient accompanying heat exchange and water Efficient heat exchange is possible.
- the refrigeration cycle of the present invention uses a carbon dioxide refrigerant that becomes a transcritical cycle, the hot water is hotter than the case of using a fluorocarbon refrigerant that condenses at a constant temperature in the high-pressure side heat exchanger. Is advantageous in that it can be boiled with high efficiency.
- the high-pressure supercritical refrigerant cooled by the second radiator 32 is throttled by the expansion valve 33, isenthalpy-expanded, and then flows into the second refrigeration cycle circuit side channel 5 b of the subcooler 5.
- the refrigerant is indicated by a state y in FIG. 3 and is normally in a gas-liquid two-phase state.
- the refrigerant of the second refrigeration cycle circuit 92 exchanges heat with the refrigerant of the first refrigeration cycle flowing through the first refrigeration cycle circuit side flow path 5a, and the liquid phase portion evaporates.
- the refrigerant of the first refrigeration cycle is supercooled by the evaporation action of the refrigerant of the second refrigeration cycle.
- the low-temperature vapor refrigerant (state v) that has flowed out of the second refrigeration cycle circuit side flow path 5b of the subcooler 5 flows into the accumulator 38, where it is reliably gas-liquid separated, and then the second compressor 31 It flows into the suction port and is compressed again.
- the operations described above are continuously performed, and the first refrigeration cycle can be supercooled by the second refrigeration cycle and the hot water can be heated using the waste heat.
- the rotation speed of the second compressor 31 and the opening degree of the expansion valve 33 are controlled by the control device 96 provided in the supercooling hot water supply device 30.
- the rotation speed of the second compressor 31 is determined by the refrigerant temperature of the first refrigeration cycle after the supercooling detected by the supercooling temperature sensor T4 provided at the first refrigeration cycle circuit side outlet of the subcooler 5 being predetermined. It is adjusted to become the value of. As a result, an appropriate degree of supercooling corresponding to the cooling load can be realized, and a highly efficient cooling operation can be realized.
- control device 96 of the supercooling hot water supply device 30 communicates with the control device 95 provided in the refrigeration unit 10, and in conjunction with the start / stop of the first compressor 1 of the first refrigeration cycle circuit 91, The start and stop of the two compressors 31 are controlled. This can prevent unnecessary supercooling operation when the first compressor 1 of the first refrigeration cycle circuit 91 is stopped.
- the opening degree of the expansion valve 33 is adjusted so that the discharge refrigerant temperature detected by the discharge refrigerant temperature sensor T3 provided in the discharge pipe 35 becomes a predetermined value. This makes it possible to maintain suitable cycle conditions for boiling hot water to a predetermined temperature, and to perform highly efficient supercooling and hot water supply.
- cold water taken out from the lower part of the hot water supply tank 51 circulates through the low temperature pipe 59, passes through the three-way valve 53, and is pushed out by the circulation pump 52, so that the water flow path 32 b of the second radiator 32. Flow into.
- the water is heated by exchanging heat with the high-temperature and high-pressure refrigerant of the second refrigeration cycle.
- the hot water heated to a high temperature flows through the high temperature pipe 60 and flows into the tank from the upper part of the hot water tank 51.
- the temperature of the hot water to be boiled is adjusted by the control device 98 of the hot water storage device 50 so as to be a predetermined temperature. Specifically, the number of revolutions of the circulation pump 52 is changed so that the outlet water temperature of the second radiator 32b detected by the temperature sensor T8 attached to the high-temperature pipe 60 becomes a predetermined value, and the circulating hot water is circulated. The flow rate is controlled. In addition, as a method of adjusting the circulating water flow rate, instead of the method of controlling the rotation speed of the circulation pump 52, it is also possible to perform flow rate adjustment using a separately provided flow rate adjustment valve.
- the supercooler 5 supercools the refrigerant in the first refrigeration cycle circuit 91 by the evaporation action of the refrigerant in the second refrigeration cycle circuit 92.
- the refrigeration effect of the refrigeration cycle increases, and the refrigeration capacity (cooling capacity) increases. Since the second refrigeration cycle having a higher evaporation temperature (evaporation pressure) than that of the first refrigeration cycle can perform refrigeration corresponding to the supercooling, the cooling efficiency of the refrigeration apparatus is improved. Further, since the hot water is heated by the heat radiation action of the refrigerant in the second refrigeration cycle circuit 92 in the second radiator 32, the waste heat that has been cooled by the amount corresponding to the above-described supercooling, that is, the increase in the refrigeration capacity. Hot water supply can be performed by effectively using.
- the refrigeration equipment is unitized to include the refrigeration unit 10, the showcase 40, the supercooling hot water supply apparatus 30, and the hot water storage apparatus 50.
- the opening degree of the expansion valve 3 as the first pressure reducer is controlled so as to be small when the amount of hot water stored in the hot water supply tank 51 is large and large when the amount of hot water is small. Therefore, it is possible to perform a suitable and highly efficient operation according to the fluctuation of the hot water supply load. That is, in a situation where the hot water supply tank 51 is filled with hot water and heating of the hot water is not required, the opening degree of the expansion valve 3 is reduced, the amount of heat released from the first radiator 2 is increased, and the cooling capacity is increased. Improve refrigeration efficiency.
- the supercooler 5 is reduced by increasing the opening of the expansion valve 3 to reduce the heat radiation amount in the first radiator 2.
- the temperature and specific enthalpy of the refrigerant flowing into the tank are kept high.
- the amount of heat exchanged in the subcooler 5, that is, the amount of heat absorbed in the second refrigeration cycle is increased, and the evaporation temperature of the second refrigeration cycle is increased.
- the heating capacity and hot water supply efficiency of the second refrigeration cycle can be improved.
- FIG. 4 is a schematic configuration diagram of a refrigeration apparatus according to the second embodiment of the present invention.
- the refrigeration apparatus according to the second embodiment includes a second receiver 114 between the intermediate pressure receiver 14 and the subcooler 5. This is the difference from the refrigeration apparatus according to the first embodiment described above.
- the second refrigeration cycle circuit 92 and the hot water supply circuit 93, and the supercooled hot water supply device 30, the showcase 40, and the hot water storage device 50 that house the devices constituting them are the same as the refrigeration device according to the first embodiment already described. Since the same operation and effect are obtained with the same configuration, the description thereof will be omitted, and only the differences from the first embodiment will be described in detail.
- the first refrigeration cycle circuit 191 includes a second receiver 114 that stores excess refrigerant.
- the second receiver 114 includes a receiver container body having a space for storing the refrigerant therein, a refrigerant inlet for introducing the refrigerant into the upper part of the space, and a refrigerant outlet for allowing the refrigerant to flow out from the lower part of the space.
- the refrigerant inlet of the second receiver 114 is connected to the liquid refrigerant outlet 14f of the intermediate pressure receiver 14 via a pipe 22a, and the refrigerant outlet of the second receiver 114 is connected to the first refrigeration cycle of the subcooler 5.
- a refrigerant pipe is connected to the inlet side of the circuit side flow path 5a.
- the receiver main body container of the second receiver 114 has the same structure as the main body container 14T of the intermediate pressure receiver 14, and is configured by sealing and joining end plates to both ends of a cylindrical receiver body.
- the second receiver 114 is accommodated in the refrigeration unit 110.
- the refrigerant outlet pipe connection port of the refrigeration unit 110 is connected to the refrigerant outlet of the second receiver 114.
- the refrigerant in the intermediate pressure receiver 14, the refrigerant is separated into vapor refrigerant and liquid refrigerant.
- the liquid refrigerant separated into gas and liquid flows downward in the receiver container 14T of the intermediate pressure receiver 14 due to the density difference, flows out from the liquid refrigerant outlet 14f, and enters the second receiver 114.
- the liquid refrigerant flowing into the second receiver 114 flows out from the refrigerant outlet provided below the receiver container of the second receiver 114 and flows to the supercooler 5.
- a saturated vapor refrigerant is stored in the upper part, and a saturated liquid refrigerant is stored in the lower part.
- the total amount of refrigerant stored in the second receiver 114 is adjusted by the pressure change in the receiver container and the ratio of vapor refrigerant to liquid refrigerant. That is, a large amount of refrigerant can be stored if the pressure in the receiver container is high, and the amount of refrigerant stored is small if the pressure is low. Moreover, if the ratio of liquid refrigerant becomes high, many refrigerants can be stored, and if the ratio of vapor refrigerant becomes high, the amount of refrigerant stored decreases.
- the amount of refrigerant circulating through the refrigeration cycle is adjusted by storing excess refrigerant in the intermediate pressure receiver 14 and the second receiver 114.
- the pressure of the high-pressure side refrigerant detected by the discharge pressure sensor P2 the pressure of the low-pressure refrigerant detected by the suction pressure sensor P1
- the degree of superheat of the outlet side refrigerant of the evaporator 4 and the like.
- the operating frequency of the compressor, the opening degree of the expansion valve 3, the opening degree of the expansion valve 13, the rotational speed of the fan 2f, the rotational speed of the fan 4f, and the like are controlled so as to be within an appropriate range.
- the refrigeration apparatus includes the second receiver 114 in addition to the intermediate pressure receiver 14, more surplus refrigerant can be adjusted. As a result, since a suitable refrigeration cycle operation can be performed in response to a wider range of load fluctuations, the cooling efficiency of the refrigeration apparatus can be improved. In addition, since the refrigerant can be stored in the second receiver 114, the amount of refrigerant stored in the intermediate pressure receiver 14 can be reduced. As a result, since the refrigerant flowing from the refrigerant inlet 14d of the intermediate pressure receiver 14 collides with the liquid level of the refrigerant stored below the receiver container 14T, it is possible to suppress the disturbance of the liquid level.
- FIG. 5 is a schematic configuration diagram of a refrigeration apparatus according to the third embodiment of the present invention.
- the same number is attached
- the refrigeration apparatus according to the third embodiment includes means for releasing heat from the second refrigeration cycle to the atmosphere when the hot water is sufficiently heated. This is the difference from the refrigeration apparatus according to the first embodiment described above.
- the first refrigeration cycle circuit 91 and the hot water supply circuit 93, and the refrigeration unit 10, the showcase 40, and the hot water storage device 50 that house the devices constituting them are the same as the refrigeration device according to the first embodiment already described. Since the configuration has the same actions and effects, the description thereof will be omitted, and only differences from the first embodiment will be described in detail.
- the second refrigeration cycle circuit 192 includes a second compressor 131, a switching valve 74, a refrigerant flow path 32a of the second radiator 32, an expansion valve 33 as a third decompressor, and a supercooler. 5, the refrigerant flows in order through the second refrigeration cycle circuit side flow path 5 b, the low pressure side flow path of the internal heat exchanger 64, and the accumulator 38 and returns to the first stage compression element suction port of the second compressor 131.
- the refrigeration cycle hereinafter referred to as the hot water supply cycle
- the hot water supply cycle circuit constituted by this closed circuit (hereinafter referred to as the hot water supply cycle circuit)
- the first refrigeration cycle is supercooled, and at the same time, hot water is utilized utilizing the waste heat. Can do.
- the second refrigeration cycle circuit 192 includes a pipe 36 and a switching valve 76 for flowing the refrigerant discharged from the intermediate pressure portion of the second compressor 131, that is, the first-stage compression element discharge portion.
- a refrigerant circuit in which the refrigerant flows in order through the intermediate cooler 67 and the switching valve 77 and returns to the suction portion of the second-stage compression element of the second compressor 131 is provided.
- the second refrigeration cycle circuit 192 branches from the branch portion 71 provided in the discharge pipe 35 of the second compressor 131, and switches the switching valve 73, the third radiator 62, the internal heat.
- the refrigerant flows in order through the high-pressure side flow path of the exchanger 64 and the expansion valve 63 as the fourth pressure reducer, and is provided with a refrigerant circuit that reaches the junction 72 provided in the pipe 34.
- the second refrigeration cycle circuit 192 includes a bypass pipe that connects the first-stage outlet pipe 36 and the second-stage inlet pipe 37 of the second compressor 131 via the switching valve 75.
- the bypass pipe is a pipe for bypassing the intermediate cooler 67 and circulating the refrigerant when configuring the hot water supply cycle circuit.
- the second refrigeration cycle circuit 192 includes a pipe that connects the outlet side pipe of the intermediate cooler 67 and the outlet side pipe 69 of the third radiator 62 via the switching valve 78.
- the connecting pipe is a pipe for connecting the space of the intermediate cooler 67 part sealed by the switching valve 76 and the switching valve 77 and the space of the third radiator 62 part when the hot water supply cycle circuit is configured. It is. This makes it possible to adjust the amount of refrigerant stored in the intermediate cooler 67 part during the hot water supply cycle operation, to prevent abnormal high pressure in the relevant part, and to maintain the circulating refrigerant amount in the hot water supply cycle suitably and to improve the cycle performance. Can be improved.
- connection place of the said connection piping can make the exit side piping of the intermediate cooler 67 into the entrance side piping of the intermediate cooler 67, and the piping 69 side is the 1st step
- the refrigeration cycle circuit that radiates heat to the atmosphere when the hot water supply is not required to be heated by the refrigerant circuit added as described above (hereinafter referred to as the atmospheric heat dissipation cycle circuit. Also, the refrigeration cycle realized by this circuit is the atmosphere. A heat release cycle).
- the refrigerant sucked and compressed by the first stage compression element of the second compressor 131 is discharged from the first stage discharge port, and the intermediate pressure discharge pipe 36, the switching valve 76, the intermediate cooler 67, and the switching valve.
- the intermediate pressure suction pipe 37, and the second compressor 131 sequentially flow into the second stage suction port, and after being compressed by the second stage compression element, the high pressure discharge pipe 35, the branch point 71, the switching valve 73, the first Three radiators 62, high-pressure side flow path of internal heat exchanger 64, expansion valve 63, junction 72, second refrigeration cycle circuit-side flow path 5b of supercooler 5, low-pressure side flow path of internal heat exchanger 64
- the accumulator 38 flows in order and returns to the first stage inlet of the second compressor 131.
- the switching valves 73, 76, and 77 are opened, and the switching valves 74, 75, and 78 are closed.
- carbon dioxide is enclosed as a refrigerant in the second refrigeration cycle circuit, similarly to the refrigeration apparatus according to the first embodiment.
- the high-pressure side is a transcritical cycle in which the critical pressure of the refrigerant is exceeded, so that there is an advantage that water can be heated to a high temperature and with high efficiency.
- Other refrigerants can also be used.
- the second compressor 131 is a rotary type two-stage compression type as in the first embodiment.
- the difference is that a first-stage discharge port for discharging the refrigerant after being compressed by the first-stage compression element and a suction port for the second-stage compression element are provided.
- the intermediate cooler 67 can be connected, and as a result, the cooling efficiency can be improved. Since the intermediate cooler 67 is not an essential component, the intermediate cooler 67 may not be provided.
- the second compressor 131 employs another type of compressor such as the second compressor 31 similar to the first embodiment that does not include the first-stage discharge port, or a scroll type or rotary type one-stage compression method. It is also possible to do.
- the second compressor 131 is driven by an inverter, as in the first embodiment, and can change the operating rotational speed. Thereby, the supercooling capacity and the hot water supply capacity can be changed according to the refrigeration load, and highly efficient capacity control becomes possible.
- the intermediate cooler 67 is a heat exchanger for performing heat exchange between the refrigerant discharged from the first-stage compression element of the second compressor 131 and the atmosphere and cooling the refrigerant. Thereby, the compression power of the 2nd compressor 131 can be reduced and cooling efficiency can be improved.
- the intermediate cooler 67 is a fin-and-tube heat exchanger, and a fan 62f of a third radiator 62 described later is used as a fan for supplying air for heat exchange with the refrigerant.
- the intermediate cooler 67 shares a cooling fin with the third radiator 62 and is integrally formed.
- the third radiator 62 is a heat exchanger for performing heat exchange between the refrigerant discharged from the second-stage compression element of the second compressor 131 and the atmosphere and cooling the refrigerant.
- the third radiator 62 is a fin-and-tube heat exchanger and includes a fan 62f for supplying air for heat exchange with the refrigerant.
- the form of the heat exchanger of the intercooler 67 and the third radiator 62 is not limited to this.
- the intermediate cooler 67 and the third radiator 62 may be included in the supercooling hot water supply device 130 as a unit, or may be configured as a unit different from the supercooling hot water supply device 130.
- the required number of heat exchanger units can be selected according to the cooling load and hot water supply load of the facility to be installed. Can be installed.
- the internal heat exchanger 6 4 exchanges heat between the high-pressure refrigerant that has exited the third radiator 62 and the low-pressure refrigerant that flows out of the second refrigeration cycle circuit side flow path 5b of the supercooler 5, and the high-pressure refrigerant Is a heat exchanger for heating the low-pressure refrigerant.
- the internal heat exchanger 64 includes a high-pressure channel and a low-pressure channel, and is configured so that the refrigerant flowing through the channel can exchange heat and the refrigerant flow directions face each other.
- the internal heat exchanger 64 according to the present embodiment uses a plate heat exchanger, but other types, for example, various heat exchangers such as a double tube type and a tube contact type can be adopted.
- the expansion valve 63 as a fourth pressure reducer is for constricting and expanding high-pressure refrigerant to a low-pressure state.
- the expansion valve 63 is an electric expansion valve, and its opening degree is controlled by the control device 96 so that the discharge refrigerant temperature of the second compressor 131 detected by the discharge refrigerant temperature sensor T3 becomes a predetermined value. The Thereby, it becomes possible to supercool the first refrigeration cycle with high efficiency.
- the expansion valve 63 other types of expansion devices such as a temperature type expansion valve, a constant pressure expansion valve, a capillary tube, etc. may be employed.
- the second radiator 32, the expansion valve 33, the supercooler 5 and the accumulator 38 constituting the second refrigeration cycle circuit 192 according to the present embodiment are the same as the refrigeration apparatus according to the first embodiment. Detailed description is omitted.
- the refrigeration apparatus switches the refrigerant flow path of the second refrigeration cycle circuit 192 by determining whether it is necessary to boil hot water. It is determined whether or not boiling of hot water is required by the control device 98 of the hot water storage device 50 from the hot water temperature in the hot water tank 51 detected by the temperature sensor T9 provided in the hot water tank 51. This is done by determining the amount of hot water inside. That is, the control device 98 determines that the hot water supply needs to be heated when the amount of hot water in the hot water supply tank 51 is smaller than the predetermined amount of hot water, and determines that the heating is unnecessary when the amount is higher than the predetermined amount of hot water. .
- the predetermined amount of hot water can be determined in advance, or the amount of hot water used can be measured and set by the learning function of the control device 98.
- the second refrigeration cycle circuit 192 When boiling of hot water is required, the second refrigeration cycle circuit 192 constitutes a hot water cycle circuit, performs supercooling of the first refrigeration cycle, and warms hot water. On the other hand, when it is not necessary to boil hot water, the second refrigeration cycle circuit 192 constitutes an atmospheric heat dissipation cycle circuit, and performs supercooling of the first refrigeration cycle using the atmosphere as a heat dissipation source.
- a hot water supply cycle circuit is configured in which the refrigerant flows in order through the low-pressure side flow path of the internal heat exchanger 64 and the accumulator 38 and returns to the first-stage compression element suction port of the second compressor 131.
- the switching operation of the switching valve is performed by the control device 96 of the supercooling hot water supply device 130, and the control device 96 communicates the hot water supply by communication from the control device 98 of the hot water storage device 50 when operating the switching valve. Receive a signal of necessity.
- the space between the third radiator 62 and the intermediate cooler 67 not used in the hot water supply cycle is connected to the low-pressure side circuit.
- the switching valve 73 and the expansion valve 63 it is possible to adjust the amount of refrigerant stored in the space, and as a result, appropriately maintain the amount of refrigerant circulating in the cycle. Here you can improve cycle performance.
- the operation of the hot water supply cycle for supercooling the first refrigeration cycle while warming hot water is the same as that of the refrigeration apparatus according to the first embodiment already described, the operation and effect are also the same. Detailed description will be omitted.
- the internal heat exchanger 64 is provided. However, in the hot water supply cycle circuit, the refrigerant in the high-pressure side passage of the internal heat exchanger 64 does not flow. I will not. Therefore, as an effect of the refrigeration cycle, it can be considered that the internal heat exchanger 64 is not provided.
- the switching valves 73, 76, 77 and the expansion valve 33 are opened, and the switching valves 74, 75, 78 are closed.
- the refrigerant sucked and compressed by the first-stage compression element of the second compressor 131 is discharged from the first-stage discharge port, and the intermediate-pressure discharge pipe 36, the switching valve 76, the intercooler 67, the switching valve 77,
- the pressure suction pipe 37 and the second compressor 131 sequentially flow to the second stage suction port, and after being compressed by the second stage compression element, the high pressure discharge pipe 35, the branch point 71, the switching valve 73, and the third radiator.
- the switching operation of the switching valve is performed by the control device 96 of the supercooling hot water supply device 130 based on the hot water supply necessity signal from the control device 98 of the hot water storage device 50.
- the space of the refrigerant flow path 32a portion of the second radiator 32 that is not used in the atmospheric heat radiation cycle is connected to the low-pressure side circuit.
- the switching valve 74 and the expansion valve 33 the amount of refrigerant stored in the space can be adjusted, and as a result, the amount of refrigerant circulating in the cycle is appropriately maintained.
- low-temperature and low-pressure refrigerant vapor is sucked from the first-stage suction port of the second compressor 131 and compressed by the first-stage compression element of the second compressor 131 to become high-temperature intermediate pressure, and then discharged from the first stage. It is discharged to the pipe 36.
- the refrigerant passes through the switching valve 76, enters the intermediate cooler 67, and is cooled by exchanging heat with the atmosphere in the intermediate cooler 67.
- the intermediate pressure refrigerant in the intermediate cooler 67 By cooling the intermediate pressure refrigerant in the intermediate cooler 67, the temperature of the refrigerant discharged from the second stage compression element of the second compressor 131 can be kept low, the compression power of the compressor is reduced, and the cycle Efficiency is improved.
- the refrigerant cooled by the intermediate cooler 67 passes through the switching valve 77 and is sucked from the second-stage suction port of the second compressor 131.
- the refrigerant is compressed into a high-temperature and high-pressure state by the second-stage compression element of the second compressor 131 and is discharged to the pipe 35. Since carbon dioxide is used as the refrigerant of the second refrigeration cycle circuit 192, the pressure of the refrigerant in this state may exceed the critical pressure.
- the refrigerant passes through the switching valve 73 and flows into the third radiator 62 and is cooled by exchanging heat with the atmosphere.
- the refrigerant cooled in the third radiator 62 becomes a high-pressure and low-temperature refrigerant.
- coolant pressure in the said heat exchanger exceeds the critical pressure, a refrigerant
- coolant does not condense but temperature falls as it cools.
- the refrigerant cooled by the third radiator 62 flows through the high-pressure side passage of the internal heat exchanger 64, and is cooled by exchanging heat with the low-pressure and low-temperature refrigerant flowing through the low-pressure side passage. Since the low-pressure refrigerant is heated by the internal heat exchanger 64, it is possible to prevent problems caused by wet compression of the second compressor 131. Further, by adopting the internal heat exchanger 64, the high-pressure refrigerant is cooled, and the specific enthalpy of the refrigerant at the inlet of the second refrigeration cycle circuit side channel 5b of the subcooler 5 acting as an evaporator is reduced. The degree of superheat of the refrigerant at the outlet of the heat exchanger channel 5b can be reduced.
- the refrigerant that has flowed out of the high-pressure side flow path of the internal heat exchanger 64 is throttled and expanded (equal enthalpy expansion) by the expansion valve 63, and flows to the second refrigeration cycle circuit side flow path 5b of the subcooler 5.
- the refrigerant flowing into the subcooler 5 is in a low-pressure gas-liquid two-phase state.
- the refrigerant exchanges heat with the refrigerant of the first refrigeration cycle flowing in the first refrigeration cycle circuit side flow path 5a, and the first refrigeration cycle.
- the refrigerant is cooled and the liquid phase part evaporates.
- the refrigerant of the first refrigeration cycle is supercooled by the evaporation action of the refrigerant of the second refrigeration cycle.
- the low-temperature vapor refrigerant that has flowed out of the second refrigeration cycle circuit side flow path 5b of the subcooler 5 flows into the accumulator 38, where it is reliably gas-liquid separated, and then to the first stage inlet of the second compressor 131. It flows in and is compressed again.
- the operation described above is performed continuously, and the first refrigeration cycle can be supercooled by the second refrigeration cycle using the atmosphere as a heat source.
- the rotation speed of the second compressor 131 and the opening degree of the expansion valve 63 are controlled by the control device 96 provided in the supercooling hot water supply device 130.
- the number of revolutions of the second compressor 131 is determined by the refrigerant temperature of the first refrigeration cycle after the supercooling detected by the supercooling temperature sensor T4 provided at the first refrigeration cycle circuit side outlet of the subcooler 5. It is adjusted to become the value of. As a result, an appropriate degree of supercooling corresponding to the cooling load can be realized, and a highly efficient cooling operation can be realized.
- the control device 96 of the supercooling hot water supply device 130 communicates with the control device 95 provided in the refrigeration unit 10, and in conjunction with the start / stop of the first compressor 1 of the first refrigeration cycle circuit 91, The start / stop of the two compressors 131 is controlled. This can prevent unnecessary supercooling operation when the first compressor 1 of the first refrigeration cycle circuit 91 is stopped.
- the opening degree of the expansion valve 63 is adjusted so that the discharge refrigerant temperature detected by the discharge refrigerant temperature sensor T3 provided in the discharge pipe 35 becomes a predetermined value. This makes it possible to maintain a suitable high-pressure side pressure in the transcritical refrigeration cycle, and to perform highly efficient supercooling.
- the second refrigeration cycle circuit 192 includes the third radiator 62 arranged in parallel with the second radiator 32, and the third radiator 62 removes the refrigerant from the refrigerant. Since heat release to the atmosphere can be performed, the first refrigeration cycle circuit 91 can be supercooled by the second refrigeration cycle circuit 192 without heating hot water. Thereby, even in a state where the amount of remaining hot water in the hot water supply tank 51 is sufficient, that is, in a state where boiling water is not required to be heated, the second refrigeration cycle has a higher evaporation temperature and higher cooling efficiency than the first refrigeration cycle. The first refrigeration cycle can be supercooled to improve refrigeration capacity and cooling efficiency. [Fourth Embodiment] Next, a refrigerating apparatus according to a fourth embodiment, which is another embodiment of the present invention, will be described in detail with reference to the drawings.
- FIG. 6 is a schematic configuration diagram of a refrigeration apparatus according to the fourth embodiment of the present invention.
- the same number is attached
- the refrigeration apparatus according to the fourth embodiment is provided with means for releasing heat from the hot water in the hot water supply circuit to the atmosphere when the hot water is sufficiently heated. This is the difference from the refrigeration apparatus according to the first embodiment described above.
- a supercooling operation (atmospheric heat radiation operation) using the atmosphere as a heat source can be performed by means different from the refrigeration apparatus according to the third embodiment.
- the first refrigeration cycle circuit 91 and the second refrigeration cycle circuit 92, and the refrigeration unit 10, the supercooling hot water supply device 30, the showcase 40, and the hot water storage device 50 that house the devices constituting them are the first described above. Since the same operation and effect are produced with the same configuration as the refrigeration apparatus according to the embodiment, the description thereof will be omitted, and only differences from the first embodiment will be described in detail.
- the refrigeration apparatus is characterized in that the hot water supply circuit 193 includes a water radiator 85.
- the water radiator 85 is a heat exchanger for exchanging heat between the hot water supplied to the second radiator 32 and the atmosphere and cooling the hot water. It is provided in a water pipe connecting the water flow path 32b.
- the water radiator 85 is a fin-and-tube heat exchanger, and includes a fan 85f for supplying air for heat exchange with water.
- the form of the heat exchanger is not limited to this.
- the hot water supply circuit 193 allows the hot water taken out from under the hot water tank 51 to flow through the three-way valve 53, the circulation pump 52, the water radiator 85, the water flow path 32b of the second radiator 32, and the piping.
- a closed circuit (hereinafter, referred to as a hot water supply circuit) is formed in which 60 is circulated in sequence and returned to the upper part of the hot water supply tank 51.
- the hot water supply circuit 193 causes the hot water extruded by the circulation pump 52 to pass through the water radiator 85, the water flow path 32b of the second radiator 32, the bypass pipe and the three-way valve 53 in order.
- a closed circuit (atmospheric heat radiation circuit) that circulates and returns to the circulation pump 52 is formed.
- the water radiator 85 can constitute a device as a unit different from the refrigeration unit 10, the supercooling hot water supply device 30 and the showcase 40.
- the necessary number of heat exchanger units can be installed according to the cooling load and hot water supply load of the facility to be installed.
- the refrigeration apparatus determines whether or not it is necessary to boil hot water using the same method as the refrigeration apparatus according to the third embodiment. Then, by switching the three-way valve 53, the hot water supply circuit is configured when the hot water is required to be heated, and when the hot water is not required to be heated, the atmospheric heat dissipation circuit is configured. Further, when the hot water is required to be heated, the fan 85f of the water radiator 85 is stopped, and when the hot water is not required to be heated and the first refrigeration cycle needs to be supercooled, the fan 85f is stopped. Drive 85f. These controls are performed by the control device 96 of the supercooling hot water supply device 30 and the control device 98 of the hot water storage device 50.
- the water radiator 85 does not exchange heat between the hot water and the outside air. Since the hot water supply circuit 193 forms a hot water supply circuit, the hot water supply operation is performed in which the hot water heated by the refrigerant in the circuit of the second refrigeration cycle is stored in the hot water supply tank 51 in the second radiator 32. It will be.
- the operation of the refrigeration apparatus in this case is the same as that of the refrigeration apparatus according to the first embodiment already described.
- the hot water that has taken the heat from the refrigerant in the second radiator 32 and has reached a high temperature flows through the three-way valve 53 and the circulation pump 52 into the water radiator 85 without returning to the hot water tank 51.
- the hot hot water is cooled by exchanging heat with the outside air supplied by the fan 85f.
- the hot water that has been cooled and cooled to low temperature in the water radiator 85 flows into the water flow path 32b of the second radiator 32, where it exchanges heat with the refrigerant in the second refrigeration cycle flowing in the refrigerant flow path 32a.
- the refrigerant of the refrigeration cycle can be cooled.
- the temperature of hot water heated by the second radiator 32 may be lower than when hot water is required. Further, the compressor discharge refrigerant temperature (detected by the temperature sensor T3) of the second refrigeration cycle circuit 92 can also be set low. Thereby, the supercooling efficiency of the second refrigeration cycle can be improved.
- the water radiator 85 is set to a high temperature on the outlet side of the second radiator 32. It is also possible to provide the pipe 60.
- the same circuit configuration as the hot water supply circuit can be used without switching the three-way valve 53 even during the atmospheric heat radiation operation.
- the fan 85f of the water radiator 85 may be operated.
- the start / stop of the fan 85f may be determined based on the temperature detected by the temperature sensor T9 provided in the hot water supply tank 51, or may be a temperature separately installed in the inlet side pipe of the water radiator 85. You may perform based on the temperature detected by a sensor (not shown).
- the circulation amount of the hot water is set so that the hot water temperature at the outlet of the second radiator 32 detected by the temperature sensor T8 becomes a predetermined temperature for hot water supply. It is necessary to control, and the compressor discharge refrigerant temperature of the second refrigeration cycle circuit 92 needs to be set to a high temperature as in the case of performing the hot water supply operation.
- the refrigeration apparatus further includes the water radiator 85 connected to the water pipe between the second radiator 32 and the hot water supply tank 51 of the second refrigeration cycle circuit 92, and the water Since the radiator 85 can radiate heat from the hot water supply to the atmosphere, the second refrigeration cycle circuit 92 can supercool the first refrigeration cycle circuit 91 without increasing hot water. Thereby, even if the hot water supply tank 51 is filled with hot water, that is, no hot water supply is required, the first refrigeration cycle has a higher evaporating temperature and higher cooling efficiency than the first refrigeration cycle. Refrigerating capacity and cooling efficiency can be improved by supercooling the refrigeration cycle.
- the refrigeration unit 10 or 110, the supercooling hot water supply apparatus 30 or 130, the showcase 40, and the hot water storage apparatus 50, which are unitized, are included in the control apparatuses 95 to 95.
- the configuration and the control operation have been described assuming that each of 98 is built in, the configuration of the control device is not limited to this.
- an integrated control device that integrates and controls the entire refrigeration apparatus of the present invention is separately provided, and the refrigeration apparatus is controlled only by the integrated control apparatus or in cooperation with the integrated control apparatus and the control apparatuses 95 to 98. It is also possible.
- the refrigeration apparatus of the present invention can be used as a refrigeration apparatus for freezing and refrigeration of foods in supermarkets, convenience stores, restaurants and the like, and also in other applications that require cooling and hot water supply. is there.
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Abstract
【課題】食品等を冷却するときの廃熱を有効に利用して給湯を行うことができ、且つ冷却能力及び冷却効率を向上させることが可能な冷凍装置を提供する。 【解決手段】第一減圧器3、中間圧レシーバ14、第二減圧器13を備え、中間圧レシーバ14内の冷媒を第一圧縮機1の圧縮行程の途中に吸入させる第一の冷凍サイクル回路91に、中間圧レシーバ14から第二減圧器13へと流れる冷媒を過冷却する過冷却器5を設け、過冷却器5において第二の冷凍サイクル回路92の冷媒の蒸発作用により第一の冷凍サイクル回路91の冷媒を過冷却すると共に、第二の冷凍サイクル回路92の第二放熱器32における冷媒の放熱作用により給湯水を加温する。第二の冷凍サイクル回路92により第一の冷凍サイクル回路91の冷媒を過冷却するので、第一の冷凍サイクルの冷却能力と冷却効率が向上し、同時に過冷却相当分の廃熱を有効に利用して給湯を行うことができる。
Description
本発明は、食品等の冷凍や冷蔵に用いる冷凍装置に関する。更に詳しくは、冷却の際に発生する廃熱(以下、適宜「冷却廃熱」という。)を利用して給湯を行う冷凍装置に関する。
一般に、食品等の冷凍・冷蔵に用いる冷凍装置では、フロンガス等を冷媒とする蒸気圧縮式冷凍サイクルが広く利用されている。蒸気圧縮式冷凍装置の冷媒として用いられるフロンガスはオゾン層破壊や地球温暖化の原因物質であることから、近年、オゾン層を破壊せず温暖化係数の小さい二酸化炭素を冷媒として用いた冷凍装置が提案されている(例えば、特許文献1)。
また、一般に広く利用されている冷凍装置においては、冷凍サイクルからの冷却廃熱は放熱器から大気等に放出されており、その一方で、同一施設内で利用するお湯をボイラー等により別の熱源を利用して供給することが行われている。このように、従来から広く利用されている冷凍装置では、冷却廃熱が有効に利用されていないという問題があった。
そこで、冷凍サイクルの冷却廃熱を有効に利用して給湯を行い、省エネルギーを図ろうという試みがなされている(例えば、特許文献2)。前記特許文献2記載の従来技術は、大気を熱源としたヒートポンプサイクル(第1冷媒回路を流通する第1冷媒)により給湯用水を加熱することに加えて、ショーケースを冷却する冷凍機からの廃熱(第2冷媒回路を流通する第2冷媒)によっても前記給湯用水を加熱することにより、給湯用水の温度を短時間で上昇させることを可能としている。
しかしながら、二酸化炭素を冷媒として用いた冷凍サイクルは、高圧側の圧力が冷媒の臨界圧力を超える遷臨界サイクルとなり、特に高外気温度条件において、冷凍効果(蒸発器出入口での冷媒比エンタルピ差)の低下が著しい。そのため、従来のフロン系冷媒に比べて、外気温が上昇した場合の冷凍能力の低下が大きく、基本冷凍サイクルの冷却効率(冷凍COP:冷凍成績係数)が低いという問題があった。そこで、基本冷凍サイクルの冷凍能力とサイクル効率を向上させると共に、遷臨界サイクルに適合した効率的な廃熱回収を行い、更なる省エネルギーを図る必要があった。
本発明は、上記の事情に鑑みてなされたものであり、食品等を冷却するときの廃熱を有効に利用して給湯を行うことができ、且つ冷却能力及び冷却効率を向上させることが可能な冷凍装置を提供することを目的とする。
第1発明の冷凍装置は、第一圧縮機、第一放熱器、第一減圧器、中間圧レシーバ、過冷却器、第二減圧器及び蒸発器を冷媒管で順次つないで形成され、前記中間圧レシーバ内の冷媒を前記第一圧縮機の圧縮行程の途中に吸入させる補助冷媒回路を備えた第一の冷凍サイクル回路と、第二圧縮機、第二放熱器、第三減圧器及び前記過冷却器を冷媒管で順次つないで形成された第二の冷凍サイクル回路と、を備え、前記過冷却器において前記第二の冷凍サイクル回路の冷媒の蒸発作用により前記第一の冷凍サイクル回路の冷媒を過冷却すると共に、前記第二放熱器において前記第二の冷凍サイクル回路の冷媒の放熱作用により給湯水を加温することを特徴とする。
第2発明の冷凍装置は、前記第一圧縮機、第一放熱器、第一減圧器、中間圧レシーバ及び補助冷媒回路を収納する冷凍ユニットと、前記第二減圧器及び蒸発器を収納するショーケースと、前記第二圧縮機、第二放熱器、第三減圧器及び過冷却器を収納する過冷却給湯装置と、前記過冷却給湯装置の第二放熱器に水配管を介して接続される給湯タンクを備える貯湯装置と、からなることを特徴とする。
第3発明の冷凍装置は、前記第一の冷凍サイクル回路は、前記中間圧レシーバと前記過冷却器との間に第二レシーバを備えていることを特徴とする。
第4発明の冷凍装置は、前記第一減圧器が開度調節可能な絞り手段であって、前記絞り手段の開度は、前記給湯タンクに貯えられた湯量が多いときは小さく、湯量が少ないときは大きくなるように制御されることを特徴とする。
第5発明の冷凍装置は、前記第二放熱器と並列に配置される第三放熱器を備え、前記給湯水の加温が不要である場合に、前記第三放熱器において冷媒から大気への放熱を行うことを特徴とする。
第6発明の冷凍装置は、前記第二放熱器に水配管を介して接続される水放熱器を設け、前記給湯水の加温が不要である場合に、前記水放熱器において給湯水から大気への放熱を行うことを特徴とする。
第7発明の冷凍装置は、前記第一の冷凍サイクル回路に封入される冷媒が二酸化炭素であって、前記第一放熱器はガスクーラとして作用することを特徴とする。
第8発明の冷凍装置は、前記第二の冷凍サイクル回路に封入される冷媒が二酸化炭素であって、前記第二放熱器はガスクーラとして作用することを特徴とする。
第1発明の冷凍装置によれば、前記中間圧レシーバにおいて前記第一減圧器を通過した後の前記第一の冷凍サイクル回路の冷媒を気液分離し、冷却に寄与しない気相冷媒を前記補助冷媒回路を介して前記第一圧縮機の吸入圧力より高く吐出圧力よりも低い圧縮行程の途中に吸入させることができるので、第一圧縮機の圧縮動力を削減することができ、冷凍装置の冷却効率を向上させることができる。また、前記過冷却器において前記第二の冷凍サイクル回路の冷媒の蒸発作用により前記第一の冷凍サイクル回路の冷媒を過冷却するので、第一の冷凍サイクルの冷凍効果(蒸発器の出入口冷媒の比エンタルピ差)が増大し、冷凍能力が増加する。そして、第一の冷凍サイクルより蒸発温度(蒸発圧力)が高い第二の冷凍サイクルにより前記過冷却相当分の冷凍を行えるので、冷凍装置の冷却効率が向上する。そして更に、前記第二放熱器において前記第二の冷凍サイクル回路の冷媒の放熱作用により給湯水を加温するので、前述の過冷却相当分、即ち冷凍能力増大分、の冷却を行った廃熱を有効に利用して給湯を行うことができる。
第2発明の冷凍装置によれば、冷凍装置を、前記第一圧縮機、第一放熱器、第一減圧器、中間圧レシーバ及び補助冷媒回路を収納する冷凍ユニットと、前記第二減圧器及び蒸発器を収納するショーケースと、前記第二圧縮機、第二放熱器、第三減圧器及び過冷却器を収納する過冷却給湯装置と、前記過冷却給湯装置の第二放熱器に水配管を介して接続される給湯タンクを備える貯湯装置と、からなる構成としたので、各構成装置を必要数組み合わせることにより、冷却負荷と給湯負荷に適合し、冷却性能が優れ、且つ冷却廃熱を有効に利用した給湯を行うことができる省エネルギーな冷凍装置を容易に構築することができる。
第3発明の冷凍装置によれば、前記第一の冷凍サイクル回路は、前記中間圧レシーバと前記過冷却器との間に第二レシーバを備えているので、前記中間圧レシーバでの気液分離性能を損なうことなく、余剰冷媒を第二レシーバに貯留することができる。そのため、運転条件に応じた好適な循環冷媒量を維持することができるので、外気条件や冷却・給湯負荷の変動に対応した高効率な冷却運転を行うことができる。
第4発明の冷凍装置によれば、前記第一減圧器が開度調節可能な絞り手段であって、前記絞り手段の開度は、前記給湯タンクに貯えられた湯量が多いときは小さく、湯量が少ないときは大きくなるように制御されるので、給湯負荷の変動に応じた好適で高効率な運転を行うことができる。即ち、給湯タンクが湯で満たされ給湯水の加温を必要としない状況では、第一減圧器としての前記絞り手段の開度を小さくして、第一放熱器での放熱量を多くして、冷却能力と冷凍効率の向上を図る。他方、給湯タンクの湯量が少なく給湯水の加温を必要とする場合には、前記絞り手段の開度を大きくして第一放熱器における放熱量を少なくすることにより、過冷却器に流入する冷媒の温度と比エンタルピを高く維持する。これにより過冷却器での交換熱量、即ち第二の冷凍サイクルの吸熱量が増大すると共に、第二の冷凍サイクルの蒸発温度が上昇する。その結果、第二の冷凍サイクルの加熱能力と給湯効率を向上させることができる。
第5発明の冷凍装置によれば、前記第二の冷凍サイクル回路に、前記第二放熱器と並列に配置される第三放熱器を備え、前記給湯水の加温が不要である場合に、前記第三放熱器において冷媒から大気への放熱を行うこができるので、給湯タンク内の残湯量が十分である状態、即ち給湯水の沸き上げが必要ない状態、であっても、大気を熱源として、第一の冷凍サイクルの冷媒を過冷却することができる。これにより、冷凍装置の冷却能力を増大させ、冷却効率を向上させることができる。その結果、給湯負荷と冷却負荷の変動に対応した高効率な運転を行うことが可能となる。
第6発明の冷凍装置によれば、前記第二放熱器に水配管を介して接続される水放熱器を設け、前記給湯水の加温が不要である場合に、前記水放熱器において給湯水から大気への放熱を行うことことができるので、湯を増加させることなく第二の冷凍サイクル回路により第一の冷凍サイクル回路の過冷却を行うこうとができる。これにより、給湯能力を増大させることなく冷却能力を増大させ、冷却効率を向上させることができる。その結果、給湯負荷と冷却負荷の変動に対応した高効率な運転を行うことが可能となる。
第7発明の冷凍装置によれば、前記第一の冷凍サイクル回路に封入される冷媒が二酸化炭素であって、前記第一放熱器はガスクーラとして作用するので、冷媒の漏洩によるオゾン層破壊をなくし、また、地球温暖化への影響を極めて小さくすることができる。
第8発明の冷凍装置によれば、前記第二の冷凍サイクル回路に封入される冷媒が二酸化炭素であって、前記第二放熱器はガスクーラとして作用するので、高温の湯を高効率に沸き上げることができる。
以下、本発明の実施形態に係る冷凍装置を図面に基づき詳細に説明する。
図1は、本発明の第1の実施形態に係る冷凍装置の概略構成図である。第1の実施形態に係る冷凍装置は、第一の冷凍サイクル回路91、第二の冷凍サイクル回路92及び給湯回路93を備える。また、冷凍回路を構成する冷凍機器(要素部品)を収容してユニット化することにより、冷凍ユニット10、過冷却給湯装置30、ショーケース40及び貯湯装置50が構成される。
[第一の冷凍サイクル回路91の構成]
第一の冷凍サイクル回路91は、第一圧縮機1として後述する二段圧縮式の圧縮機を採用している。そして、第一の冷凍サイクル回路91は、第一圧縮機1の二段目圧縮要素の吐出部、第一放熱器2、第一減圧器としての膨張弁3、中間圧レシーバ14、過冷却器5の第一の冷凍サイクル回路側流路5a、内部熱交換器6の中圧側流路、ストレーナ9、第二減圧器としての膨張弁13、蒸発器4、内部熱交換器6の低圧側流路、及びアキュームレータ8を順番に冷媒が流通し、第一圧縮機1の一段目圧縮要素の吸入部に戻る閉回路を形成するよう冷媒配管で接続され構成されている。更に、第一の冷凍サイクル回路91は、第一圧縮機1の一段目圧縮要素の吐出部から吐出された冷媒を流す配管16、中間冷却器7及び配管17を順番に冷媒が流通して第一圧縮機1の二段目圧縮要素の吸入部へと戻る冷媒回路を備える。そして更に、第一の冷凍サイクル回路91は、中間圧レシーバ14と配管17を接続する冷媒配管17bを備えている。前記配管17及び配管17bは、中間圧レシーバ14内の冷媒を前記第一圧縮機1の圧縮行程の途中に吸入させる補助冷媒回路として機能する。そして、第一の冷凍サイクルでは、冷媒として二酸化炭素(R744)を用いている。
[第一の冷凍サイクル回路91の構成]
第一の冷凍サイクル回路91は、第一圧縮機1として後述する二段圧縮式の圧縮機を採用している。そして、第一の冷凍サイクル回路91は、第一圧縮機1の二段目圧縮要素の吐出部、第一放熱器2、第一減圧器としての膨張弁3、中間圧レシーバ14、過冷却器5の第一の冷凍サイクル回路側流路5a、内部熱交換器6の中圧側流路、ストレーナ9、第二減圧器としての膨張弁13、蒸発器4、内部熱交換器6の低圧側流路、及びアキュームレータ8を順番に冷媒が流通し、第一圧縮機1の一段目圧縮要素の吸入部に戻る閉回路を形成するよう冷媒配管で接続され構成されている。更に、第一の冷凍サイクル回路91は、第一圧縮機1の一段目圧縮要素の吐出部から吐出された冷媒を流す配管16、中間冷却器7及び配管17を順番に冷媒が流通して第一圧縮機1の二段目圧縮要素の吸入部へと戻る冷媒回路を備える。そして更に、第一の冷凍サイクル回路91は、中間圧レシーバ14と配管17を接続する冷媒配管17bを備えている。前記配管17及び配管17bは、中間圧レシーバ14内の冷媒を前記第一圧縮機1の圧縮行程の途中に吸入させる補助冷媒回路として機能する。そして、第一の冷凍サイクルでは、冷媒として二酸化炭素(R744)を用いている。
第一圧縮機1は、低圧の冷媒を高圧の状態に圧縮するためのものである。本実施形態に係る冷凍装置では、冷媒として二酸化炭素を用いているので、第一圧縮機1から吐出される冷媒の圧力は臨界圧力を超える圧力となる。第一圧縮機1は、一段目圧縮要素、即ち低圧側圧縮要素と、二段目圧縮要素、即ち高圧側圧縮要素とを備える、ロータリー式の二段圧縮式である。二段圧縮式とすることで、各段の圧縮要素の圧力比を小さくすることができ、高効率に冷媒を高圧力まで圧縮できるという利点を有する。また、一段目圧縮要素と二段目圧縮要素の間に冷媒吸入部を設けることにより、中間圧レシーバ14で分離された冷媒を圧縮工程の途中に吸入させる冷凍サイクルを容易に構成することができる。
尚、第一圧縮機1としては、他の公知の圧縮機、例えば、スクロール式や往復式、スクリュー式等の圧縮機を用いることができる。また、第一圧縮機1を2台以上設けることが可能で、そのことにより冷却負荷に応じた容量制御(台数制御)を行うことが可能となる。また、本実施形態に係る第一圧縮機1はインバータ駆動方式であるが、定速式も採用可能である。インバータ駆動方式では、冷却負荷に応じて圧縮機の回転数を変更することが可能となり、圧縮機の発停を繰り返す定速式圧縮機の台数制御に比べて高効率な運転が可能となる。また、第一圧縮機1の二段目圧縮要素の吐出配管15には、冷媒の圧力を検出する圧力センサP2が設けられている。
第一放熱器2は、冷媒の熱を大気に放出するための熱交換器で、例えば、フィンアンドチューブ式の熱交換器を採用しうる。また、第一放熱器2は、冷媒と熱交換を行う空気を供給するためのファン2fを備える。また更に、第一放熱器2の出口側配管21には、放熱器出口冷媒温度を検出するための冷媒温度センサT1が設けられている。第一放熱器2内部での冷媒圧力は臨界圧力を超えているので、第一放熱器2はガスクーラとして作用する。即ち、第一放熱器2の冷媒流路内部で冷媒は凝縮せず、大気に対して放熱して冷却されるに従ってその温度が低下する。
第一減圧器としての膨張弁3は、第一放熱器2で大気に対して放熱し低温度となった冷媒を絞り膨張により減圧して、中間圧力にするためのものである。第一減圧器としては、キャピラリーチューブ、温度式膨張弁、電動膨張弁等を採用しうる。本実施形態に係る冷凍装置では、電動膨張弁を用いている。そして、吐出配管15に設けられた圧力センサP2で検出される高圧側冷媒の圧力が所定の値になるように、制御装置95により、膨張弁3の開度が制御されている。
中間圧レシーバ14は、膨張弁3で中間圧力まで減圧された気液二相状態の冷媒を気液分離、即ち蒸気冷媒(気相冷媒)と液冷媒(液相冷媒)に分離するためのものである。また、中間圧レシーバ14は、冷凍サイクル内を循環する冷媒量を適切に維持するため、余剰冷媒を貯留する冷媒レシーバとしても機能する。
図2は、本実施形態に係る中間圧レシーバ14の断面図である。中間圧レシーバ14は、レシーバ本体容器14Tと、前記容器14Tの上部に設けられた冷媒入口14d及び蒸気冷媒出口14eと、容器14Tの下部の冷媒を取り出す液冷媒出口14fを備えている。前記レシーバ本体容器14Tは、円筒状のレシーバ胴体14aの一端部(上方端部)に上部鏡板14bを密封接合し、他端部(下方端部)に下部鏡板14cを密封接合することにより構成されている。
また、中間圧レシーバ14の冷媒入口14d及び蒸気冷媒出口14eには、気液分離を効率的に行うための液冷媒捕捉部材14g及び14hが各々設けられている。前記液冷媒捕捉部材14g及び14hとしては、金網、パンチングメタル、遮蔽板等が採用可能である。本実施形態では、金網を用いている。そして、金網を円筒状に丸め、下端部を潰して封止固着させたものを冷媒入口14d及び蒸気冷媒出口14eとなる管に差し込み固定する構造としている。このような構造を採用することにより、加工が容易で、且つ高効率に気液分離を行うことができる。また、液冷媒捕捉部材14gは、冷媒入口14dから流入する冷媒が冷媒液面に衝突することによる液面の乱れを抑えることができ、気液分離性能を向上させるという効果を有する。
過冷却器5は、中間圧レシーバ14で気液分離された第一の冷凍サイクル回路91の液冷媒を更に冷却するための熱交換器である。過冷却器5は、第一の冷凍サイクル回路側流路5aと第二の冷凍サイクル回路側流路5bを備え、当該流路を流れる冷媒が熱交換可能に構成されている。前記各流路は、冷媒の流れ方向が対向するように構成されており、このことにより、熱交換の効率が向上し、第一の冷凍サイクル回路側の冷媒の過冷却度、即ち過冷却器5aの出入口温度差を大きくすることができる。本実施形態に係る過冷却器5は、プレート式熱交換器を用いている。過冷却器5としては、プレート式の他、二重管式やチューブ接触式等の種々の熱交換器を採用しうる。プレート式熱交換器は、熱交換の効率が高く、熱交換器の占有スペースを小さくできるという点で優れており、二重管式やチューブ接触式は、製造加工が容易で、また、耐圧強度を容易に高くできる点で優れている。
内部熱交換器6は、過冷却器5を出た中圧冷媒と、蒸発器4から流出する低圧冷媒との間で熱交換を行い、中圧冷媒を冷却し低圧冷媒を加熱するための熱交換器である。内部熱交換器6は、中圧側流路と低圧側流路を備え、当該流路を流れる冷媒が熱交換可能に、且つ冷媒の流れ方向が対向するように構成されている。本実施形態に係る内部熱交換器6は、プレート式熱交換器を用いているが、その他の形式、例えば、二重管式やチューブ接触式等の種々の熱交換器を採用しうる。また、簡便な方法として、冷媒往き管22と冷媒戻り管23を接触させて施工することによって内部熱交換器6を構成することもできる。
ストレーナ9は、冷媒回路中の異物を除去し、膨張弁13の詰まり等の不具合を防止するためのものであり、膨張弁13の上流側冷媒配管に設けられている。
第二減圧器としての膨張弁13は、冷媒往き管22を通り流入する中圧低温の冷媒を絞り膨張により減圧して、低圧低温の冷媒(通常気液二相状態)とするためのもので、キャピラリーチューブ、温度式膨張弁、電動膨張弁等を採用しうる。本実施形態に係る冷凍装置では、電動膨張弁を用いている。そして、制御装置97により、蒸発器4の出口側冷媒の過熱度、即ち後述する蒸発器出口冷媒温度センサT7で検出された蒸発器4出口の冷媒温度と、後述する蒸発器入口冷媒温度センサT6で検出された蒸発器4入口の冷媒温度との差が所定の値になるように膨張弁13の開度が制御されている。
蒸発器4は、冷媒の蒸発作用による吸熱により食品等を冷却するための熱交換器であり、フィンアンドチューブ式の熱交換器を採用している。蒸発器4の入口配管には、蒸発器4の入口の冷媒温度を検出するための蒸発器入口冷媒温度センサT6が設けられており、蒸発器4の出口配管には、蒸発器4の出口の冷媒温度を検出する蒸発器出口冷媒温度センサT7が設けられている。また、蒸発器4は、冷媒と熱交換を行い冷却される空気を供給するためのファン4fを備えている。蒸発器4において、ファン4fにより供給された空気は、冷媒の蒸発により冷却されて低温となり、その後、食品等の保冷スペースに供給される。
アキュームレータ8は、第一圧縮機1に液冷媒が吸入されることを防止するためのものであり、内部で気液分離を行い、一時的に液冷媒を貯留する機能を有する。特に、起動時や、除霜運転時等で機能を発揮する。また、アキュームレータ8から圧縮機の吸入口へつながる配管19上には、圧縮機吸入冷媒の圧力を検出するための圧力センサP1が取り付けられている。
中間冷却器7は、第一圧縮機1の一段目圧縮要素から吐出された冷媒と大気との間で熱交換を行い、冷媒を冷却するための熱交換器である。これにより第一圧縮機1の圧縮動力を低減し、冷却効率を向上させることができる。中間冷却器7は、フィンアンドチューブ式の熱交換器であり、冷媒と熱交換を行う空気を供給するためのファンは、第一放熱器2のファン2fを利用している。また、中間冷却器7は、第一放熱器2と冷却フィンを共有し、一体的に構成されている。尚、中間冷却器7は必須の構成要素ではないので、中間冷却器7を設けないことも可能である。
[第二の冷凍サイクル回路92の構成]
第二の冷凍サイクル回路92は、第二圧縮機31、第二放熱器32の冷媒流路32a、第三減圧器としての膨張弁33、過冷却器5の第二の冷凍サイクル回路側流路5b、及びアキュームレータ38を順番に冷媒が流通して第二圧縮機31に戻る閉回路からなる。
[第二の冷凍サイクル回路92の構成]
第二の冷凍サイクル回路92は、第二圧縮機31、第二放熱器32の冷媒流路32a、第三減圧器としての膨張弁33、過冷却器5の第二の冷凍サイクル回路側流路5b、及びアキュームレータ38を順番に冷媒が流通して第二圧縮機31に戻る閉回路からなる。
本実施形態に係る冷凍装置では、第二の冷凍サイクルの冷媒として二酸化炭素が封入されている。二酸化炭素冷媒を用いた冷凍サイクルでは、高圧側が冷媒の臨界圧力を超える遷臨界サイクルとなるので、水を高温度に且つ高効率に加熱できるという利点を有する。
第二圧縮機31は、低圧の冷媒を高圧の状態に圧縮するためのものである。本実施形態に係る冷凍装置では、冷媒として二酸化炭素を用いているので、第二圧縮機31から吐出される冷媒の圧力は臨界圧力を超える圧力となる。第二圧縮機31は、一段目圧縮要素、即ち低圧側圧縮要素と、二段目圧縮要素、即ち高圧側圧縮要素を備える、ロータリー式の二段圧縮式である。二段圧縮式とすることで、各段の圧縮要素の圧力比を小さくすることができ、高効率に冷媒を高圧力まで圧縮できるという利点を有する。
尚、第二圧縮機31として、スクロール式やロータリー式の一段圧縮方式等、その他の形式の圧縮機を採用することも可能である。また、第二圧縮機31は、インバータにより駆動されており、運転回転数を変更することが可能である。これにより冷凍負荷に応じて過冷却能力及び給湯能力を変更することができ、高効率な能力制御が可能となる。また、第二圧縮機31の吐出配管35には、第二圧縮機31から吐出された冷媒の温度を検出するための吐出冷媒温度センサT3が設けられている。
第二放熱器32は、冷媒と水との間で熱交換を行い、給湯水を加温してお湯を沸かすための熱交換器である。第二放熱器32の冷媒流路32aと水流路32bは、熱交換可能に、且つ流れ方向が対向するように構成されている。第二放熱器32の冷媒流路32a内部での冷媒圧力は臨界圧力を超えているので、第二放熱器32はガスクーラとして作用する。即ち、第二放熱器32の冷媒流路32aの内部で冷媒は凝縮せず、水に熱を与えて冷却されるに従ってその温度が低下する。従って、前述の通り、冷媒と水の流れが対向するように各流路を構成することにより、高温度の水を高効率に沸き上げることが可能となる。第二放熱器32の冷媒流路32aは、高圧力に耐え得るように細径円管を複数本用いている。水流路32bを構成する部材としては、花弁状の断面を持つ管部材、即ち外周面軸方向に複数の断面略U形状の溝を有する円管、を用いており、前記外周面溝部(外周面凹部)には、冷媒流路32aとなる細径円管が熱交換可能に接合されている。尚、ガスクーラとしては、その他の形式、例えば二重管式やチューブ接合式等、の熱交換器を採用することも可能である。
第三減圧器としての膨張弁33は、高圧の冷媒を低圧の状態に絞り膨張させるためのものである。膨張弁33は、電動式膨張弁であり、吐出冷媒温度センサT3で検出された第二圧縮機31の吐出冷媒温度が所定の値になるように、制御装置96により、その開度が制御される。これにより、高効率に給湯を行うことが可能となる。尚、膨張弁33として、温度式膨張弁や定圧膨張弁、キャピラリーチューブ等、その他の形式の絞り装置を採用することもできる。
前述の通り、過冷却器5は、第一の冷凍サイクル回路91の冷媒と第二の冷凍サイクル回路92の冷媒とで熱交換を行い、第一の冷凍サイクル回路91の冷媒を過冷却するための熱交換器である。過冷却器5の構成については、既に説明した通りである。第二の冷凍サイクル回路側流路5bは、第二の冷凍サイクルの蒸発器として機能し、その内部において冷媒は吸熱して蒸発する。尚、過冷却器5の第一の冷凍サイクル側流路5aの出口配管には、過冷却された後の第一の冷凍サイクルの冷媒の温度を検出するための過冷却温度センサT4が設けられている。
アキュームレータ38は、第二圧縮機31に液冷媒が吸入されることを防止するためのものであり、その機能は第一の冷凍サイクル回路91のアキュームレータ8と同じである。
[給湯回路93の構成]
給湯回路93は、給湯タンク51、循環ポンプ52、及び第二放熱器32の水流路32bを順番に給湯水が流れ給湯タンク51に戻るように配管が接続され構成されている。ここで、循環ポンプ52の吸入側に接続される配管59は、給湯タンク51の下方に接続されており、これにより低温の水を第二放熱器32に供給することが可能となる。また、第二放熱器32の水流路32b出口に接続される配管60は、給湯タンク51の上部に接続されている。これにより、第二放熱器32で加熱された高温の湯は、給湯タンク51の上部に戻されることになり、給湯タンク51内部に温度成層状にお湯を貯えることが可能となる。
[給湯回路93の構成]
給湯回路93は、給湯タンク51、循環ポンプ52、及び第二放熱器32の水流路32bを順番に給湯水が流れ給湯タンク51に戻るように配管が接続され構成されている。ここで、循環ポンプ52の吸入側に接続される配管59は、給湯タンク51の下方に接続されており、これにより低温の水を第二放熱器32に供給することが可能となる。また、第二放熱器32の水流路32b出口に接続される配管60は、給湯タンク51の上部に接続されている。これにより、第二放熱器32で加熱された高温の湯は、給湯タンク51の上部に戻されることになり、給湯タンク51内部に温度成層状にお湯を貯えることが可能となる。
給湯回路93の給湯タンク51の上部には逆止弁56を介して給湯配管58が接続されており、給湯タンク51の下部には減圧弁54と逆止弁55を介して給水配管57が接続されている。給湯配管58は湯を必要とする給湯負荷設備に給湯タンク51から湯を供給するための配管であり、給水配管57は給湯タンク51に市水を供給するためのものである。給湯負荷設備で給湯弁を開くと、給湯タンク51の上部から給湯配管58内を流通して高温の湯が供給され、それに伴い、給水配管57内を流れて給湯タンク51の下部に冷たい水が供給される。
尚、給湯負荷設備に供給する湯を所定の温度にするために、混合弁を更に設け、給湯タンク51の下部から取り出した低温の湯(水)と給湯タンク51の上部から取り出した高温の湯とを混合することもできる。
給湯タンク51の外表面には、タンク内に貯えられた給湯水の温度を検出する温度センサT9が、高さを変えて複数個取り付けられている。これにより給湯タンク51内の温度分布を計測できるようになり、その温度分布を基に給湯タンク51内部の高温の湯量を把握することができる。また、第二放熱器32の水流路32b出口側の配管60には、第二放熱器32で加温された湯の温度を検出するための温度センサT8が取り付けられている。
また、給湯回路93は、低温配管59と高温配管60を接続するバイパス配管と、三方弁53と、を備える。三方弁53は、循環ポンプに流れる水を、給湯タンク51につながる低温配管59側から供給するか、前記のバイパス配管側から供給するかを切り替えるものである。通常第二の冷凍サイクルによりお湯を沸き上げる運転を行う場合、三方弁53は、給湯タンク51につながる低温配管59側から水を供給するように切り替えられている。三方弁53を前記バイパス配管側からの水が流通するように切り替えることで、循環ポンプ52で押出された水が第二放熱器32の水流路32bを流れ、三方弁53を通り、循環ポンプ52に戻る閉回路が形成される。このような閉回路を形成するのは、第二の冷凍サイクルによる沸き上げ運転を開始した直後や運転停止後である。
次に、各冷凍機器を収納したユニットの構成について説明する。冷凍ユニット10は、冷媒を圧縮する第一圧縮機1、第一圧縮機1の一段目圧縮要素から吐出された中間圧の冷媒を冷却する中間冷却器7、第一圧縮機1の二段目圧縮要素から吐出された高温高圧の冷媒を冷却する第一放熱器2、第一減圧器としての膨張弁3、膨張弁3で減圧された中間圧の冷媒の気液分離を行う中間圧レシーバ14、及び第一圧縮機1への液冷媒の吸入を防止するためのアキュームレータ8を備える。前述の通り、第一圧縮機1の二段目圧縮要素の冷媒吐出配管15は前記第一放熱器2に冷媒が流通可能に接続され、第一圧縮機1の冷媒吸入配管19は前記アキュームレータ8に接続されている。また、冷凍ユニット10は、制御装置95、吐出圧力センサP2、放熱器出口冷媒温度センサT1、吸入圧力センサP1、及びその他の図示しない温度センサや圧力センサ等を含む。そして、冷凍ユニット10は、中間圧レシーバ14の液冷媒出口14fに接続された冷媒出口側配管22aにつながる冷媒往き配管接続口と、アキュームレータ8につながる冷媒戻り配管接続口を備えている。
ショーケース40は、中間圧力の冷媒を減圧する膨張弁13、冷媒の蒸発作用により食品等を冷却するための蒸発器4、及び冷媒回路中の異物を除去するストレーナ9を備える。また、ショーケース40は、制御装置97、蒸発器入口冷媒温度センサT6、蒸発器出口冷媒温度センサT7、及びその他の冷媒温度センサ類、並びに食品等を保存するためのスペースや展示棚等を備えている。そして、ショーケース40は、ストレーナ9につながる冷媒入口配管接続口と、蒸発器4の出口側に接続される冷媒出口配管接続口を備えている。必要に応じてショーケース40を複数台設けることが可能であり、各々のショーケース40は、ショーケース40の冷媒入口管接続口が冷媒往き管22に接続され、冷媒出口管接続口が冷媒戻り管23に接続される。尚、ショーケース40は、必ずしも被冷却物を陳列展示するものに限らず、展示を目的としない保冷庫とすることもできる。
過冷却給湯装置30は、過冷却器5を含む第二の冷凍サイクル回路92を構成する冷凍機器、即ち、第二圧縮機31、第二放熱器32、第三減圧器としての膨張弁33、過冷却器5、及びアキュームレータ38を備える。また、過冷却給湯装置30は、制御装置96、吐出冷媒温度センサT3、過冷却温度センサT4、及びその他の冷媒温度センサや圧力センサ類を備えている。更に、過冷却給湯装置30は、過冷却される第一の冷凍サイクルの冷媒が流入する配管22aの接続口、過冷却後の冷媒が流出するための配管の接続口、第二放熱器32に流入する給湯水(冷水)配管の接続口、第二放熱器32で加熱された後の給湯水(湯)が流出するための配管60の接続口を備えている。
貯湯装置50は、給湯タンク51、三方弁53、循環ポンプ52を備える。また、貯湯装置50は、制御装置98、温度センサT8、温度センサT9及びその他の温度センサ類、並びに減圧弁54、逆止弁55、逆止弁56を含む。尚、給湯タンク51は、貯湯すべき湯量に応じて、直列又は並列に複数個設けることも可能である。
このように本実施形態に係る冷凍装置は、各々ユニット化された、冷凍ユニット10、過冷却給湯装置30、ショーケース40及び貯湯装置50から構成されるので、設置工事を容易に行えるという利点を有する。即ち、施工現場において、冷凍ユニット10、過冷却給湯装置30、ショーケース40及び貯湯装置50を設置した後、第一の冷凍サイクル回路91、第二の冷凍サイクル回路92及び給湯回路93を構成するようにユニット化された各装置の配管接続口を配管により接続すれば良い。この場合において、設置現場で要求される冷却負荷や給湯負荷に応じて、各ユニット化された装置の設置台数を選定して、各々必要台数組み合わせることができる。これにより、冷却負荷や給湯負荷に適合した好適な冷凍装置を構築することができる。また、故障時等に一部のユニットのみを交換設置する工事も容易に行うことができる。
[第1の実施形態]
次に、第1の実施形態に係る冷凍装置の動作について説明する。
[第1の実施形態]
次に、第1の実施形態に係る冷凍装置の動作について説明する。
図3は、本発明に係る冷凍装置の冷凍サイクルを示す圧力-比エンタルピ線図である。横軸は冷媒の比エンタルピ(kJ/kg)、縦軸は冷媒の圧力(MPa)であり、符号SLは冷媒の飽和液線、SVは飽和蒸気線を示している。本図において、符号1Cが第一の冷凍サイクル、2Cが第二の冷凍サイクルである。
第一の冷凍サイクル回路91では、図3において状態aで示される低温の冷媒蒸気が第一圧縮機1の一段目吸入口から吸入され、一段目圧縮要素により圧縮され、高温中圧の冷媒蒸気となって吐出される。この状態での冷媒は、図3において状態bで示される。この冷媒は、中間冷却器7に入り、そこで大気と熱交換を行い冷却され、温度が低下して状態cになる。このように中間冷却器7によって、第一圧縮機1の一段目圧縮要素から吐出される冷媒が冷却されるので、第一圧縮機1の二段目圧縮要素から吐出される冷媒の温度を低く抑えることが可能となり、圧縮機等の異常高温による不具合を防止できる。また、中間冷却器7を採用することにより、第一圧縮機1の圧縮動力を低減することができるので、冷却効率を向上させることができる。
中間冷却器7を出た状態cで示される冷媒は、合流点82において、補助回路側(配管17b側)から流れてきた状態nで示される低温の冷媒と合流する。合流後の冷媒は、状態dで示される。前記合流後の冷媒は、第一圧縮機1の二段目吸入口から吸入され、第一圧縮機1の二段目圧縮要素により圧縮され、高温高圧の冷媒(状態e)となって吐出される。本実施形態では第一の冷凍サイクルの冷媒として二酸化炭素を用いているので、第一圧縮機1から吐出される冷媒の圧力は、図3状態eのごとく、臨界圧力を超える場合がある。
第一圧縮機1から吐出された冷媒は、第一放熱器2に流入し、大気と熱交換を行い冷却される。図3で示されるように、第一放熱器2における冷媒の圧力が臨界圧力を超えている場合には、そこで冷却された冷媒は、凝縮せずに、冷却されるに従ってその温度が低下する。第一放熱器2によって冷却された冷媒は、状態fで示される。
第一放熱器2を出た冷媒は、膨張弁3を通過することによって絞り膨張(等エンタルピ膨張)して、圧縮機器1の一段目吸入圧力より高く二段目吐出圧力より低い中間圧力まで減圧され、図3状態gで示されるように気液二相状態となり、中間圧レシーバ14に入る。中間圧レシーバ14において、冷媒は、状態nで示される蒸気冷媒と、状態hで示される液冷媒に分離され、密度差により、蒸気冷媒はレシーバ容器14T内の上方に、液冷媒は容器14T内の下方に流れる。ここで、中間圧レシーバ14の冷媒入口14dには液冷媒捕捉部材14gが設けられているので、ミスト状の液冷媒が前記冷媒捕捉部材14gに衝突付着し、効率的に気液分離を行うことが可能となる。また、前記液冷媒捕捉部材14gは、冷媒入口14dから流入する冷媒がレシーバ容器14T下方に貯留されている冷媒の液面に衝突することによる液面の乱れを抑えることができるので、分離された液冷媒が流入する冷媒により再ミスト化することを防止することができ、中間圧レシーバ14による気液分離性能を更に向上させることができる。また、中間圧レシーバ14の蒸気冷媒出口14eには液冷媒捕捉部材14hが設けられているので、中間圧レシーバ14から流出する蒸気冷媒に含まれるミスト状の液冷媒を液冷媒捕捉部材14hで捕捉分離することができる。よって、中間圧レシーバ14の気液分離性能を更に向上させることができる。
中間圧レシーバ14で気液分離された状態hの液冷媒は、液冷媒出口14fから流出し、配管22aを流れ冷却負荷側(蒸発器4側)へと流れていく。中間圧レシーバ14から流出する液冷媒(状態h)の比エンタルピは、中間圧レシーバ14に流入する冷媒(状態g)の比エンタルピより小さくなるので、状態gと状態hの比エンタルピ差に相当する分、蒸発器4における冷媒の冷凍効果が増大する。
他方、中間圧レシーバ14で気液分離された状態nの蒸気冷媒は、蒸気冷媒出口14eから配管17bを流通し、前述の通り中間冷却器7で冷却された後の状態cの冷媒と分岐点82において合流して、状態dになる。そして、
第一圧縮機1の二段目吸入口から吸入される。中間圧レシーバ14で気液分離された蒸気冷媒(状態n)は、比エンタルピが大きく、例え蒸発器4へ流入したとしても冷凍効果を発揮し得ないものである。そのため、当該状態nの蒸気冷媒を圧縮行程の途中、即ち二段圧縮の二段目吸入部、に戻すことにより、当該冷媒を一段目吸入部へ戻す場合に比べ、一段目圧縮要素の圧縮動力を低減することができる。その結果、冷凍サイクルの冷凍効率を向上させることができる。
第一圧縮機1の二段目吸入口から吸入される。中間圧レシーバ14で気液分離された蒸気冷媒(状態n)は、比エンタルピが大きく、例え蒸発器4へ流入したとしても冷凍効果を発揮し得ないものである。そのため、当該状態nの蒸気冷媒を圧縮行程の途中、即ち二段圧縮の二段目吸入部、に戻すことにより、当該冷媒を一段目吸入部へ戻す場合に比べ、一段目圧縮要素の圧縮動力を低減することができる。その結果、冷凍サイクルの冷凍効率を向上させることができる。
中間圧レシーバ14の液冷媒出口14fから流出した液冷媒(状態h)は、配管22aを流れ、過冷却器5の第一の冷凍サイクル回路側流路5aへと流れ込み、そこで、第二の冷凍サイクル回路側流路5bを流れる第二の冷凍サイクルの冷媒の蒸発作用により過冷却される。この状態の冷媒は、状態iである。このことにより冷媒の比エンタルピが更に小さくなり、過冷却器5で過冷却されない場合に比べて、状態hと状態iとの比エンタルピ差に相当する分、冷凍効果が大きくなる。
過冷却器5から流出した中圧低温の状態iの液冷媒は、内部熱交換器6の中圧側流路を流れ、そこで低圧側流路を流れる低圧低温の冷媒と熱交換を行い冷却される。即ち、中圧側の冷媒は状態iから状態jに変化し、低圧側の冷媒は状態mから状態aに変化する。内部熱交換器6により、中圧冷媒が冷やされるので冷媒往き管22内部でのフラッシュガス発生防止になり、低圧冷媒が加熱されるので第一圧縮機1の湿り圧縮を防止する効果がある。また、内部熱交換器6の採用により、蒸発器4の内部に熱伝達率が高い二相領域を多く確保できるので、蒸発器4の伝熱性能が向上し、サイクル性能を向上させることができる。
内部熱交換器6の中圧側流路から流出した冷媒は、冷媒往き配管22を流通し、ストレーナ9を通過した後、膨張弁13により絞り膨張(等エンタルピ膨張)し、蒸発器4へと流れる。蒸発器4に流入する冷媒は、状態kで表わされ、低圧の気液二相状態である。蒸発器4において、冷媒は、ファン4fによって供給された被冷却空気と熱交換を行い、空気を冷やし、液相部分が蒸発する。蒸発器4の出口において、冷媒は僅かに過熱した蒸気であり、状態mで表わされる。蒸発器4への冷媒の供給は、制御装置97によって、膨張弁3の開度を制御することにより調整されており、前述のごとく、蒸発器4の出口において僅かに過熱状態となるように制御されている。
蒸発器4から流れ出た冷媒は、冷媒戻り管23を通り、内部熱交換器6の低圧側流路に流れ込み、そこで中圧側流路を流れる中圧冷媒と熱交換を行い、加熱される。この状態での冷媒は、状態aである。そして、冷媒は、アキュームレータ8を通過し、そこで確実に気液分離された後、第一圧縮機1の一段目吸入口へと流れ、圧縮される。以上説明の通り第一の冷凍サイクルが連続的に動作し、蒸発器4において冷凍能力が発揮される。そして、蒸発器4で冷却された空気が保冷スペースを循環し、食品等被冷却物の冷凍、冷蔵が行われる。
尚、第一圧縮機1の運転は、冷凍ユニット10に内蔵された制御装置95により制御されている。具体的には、吸入冷媒配管19に設けられた吸入圧力センサP1により検出された低圧冷媒の圧力が所定の圧力範囲になるように第一圧縮機1の回転数制御及び発停制御を行っている。ショーケース40に設けられた制御装置97との通信によって被冷却空間の保冷設定温度を読み取り、好適な冷凍サイクルとなるように、前記所定の圧力範囲を定めている。これにより、冷却負荷に対応した高効率な冷却が行われる。
第一減圧器としての膨張弁3の開度は、配管15に取り付けられた圧力センサP2で検出された第一圧縮機1から吐出される冷媒の圧力が所定の値になるように、制御装置95によって、制御されている。即ち、吐出冷媒圧力が所定の目標値より高ければ膨張弁3の開度を大きくし、吐出冷媒圧力が所定の値より低ければ膨張弁3の開度を小さくする制御を行う。このことにより第一放熱器2における冷媒の放熱量と、過冷却器5へ流入する冷媒の温度と比エンタルピ、並びに補助冷媒回路を流れる冷媒の流量が適切に維持され、高効率な冷却運転が可能となる。
ここで、膨張弁3の開度が大きいと、第一放熱器2における冷媒の放熱量が少なくなり、中間圧レシーバ14へ流入する冷媒(状態g)の比エンタルピが大きくなる。また、中間圧レシーバ14内の圧力は上昇する。そうすると、中間圧レシーバ14内で気液分離され冷却負荷側へと流れる液冷媒(状態h)の比エンタルピが大きくなる。これとは逆に、膨張弁3の開度が小さいと、第一放熱器2における冷媒の放熱量が多くなり、中間圧レシーバ14へ流入する冷媒(状態g)の比エンタルピが小さくなる。また、中間圧レシーバ14内の圧力は低下する。そうすると、中間圧レシーバ14内で気液分離され冷却負荷側へと流れる液冷媒(状態h)の比エンタルピが小さくなる。そこで、給湯水の加熱が必要な場合には、膨張弁3の開度を大きく、給湯水の加熱が必要でない場合は、膨張弁3の開度を小さくするという制御を行っている。
具体的には、制御装置95は、貯湯装置50の制御装置98及び過冷却給湯装置30の制御装置96から通信によって受け取った給湯運転有無の信号を基に、膨張弁3を制御する基準となる目標吐出圧力値を設定している。目標とする吐出冷媒圧力を高くすれば、膨張弁3の開度は小さく制御され、第一放熱器2における冷媒の放熱量が多くなる。他方、目標とする吐出冷媒圧力を低くすれば、膨張弁3の開度は大きく制御され、第一放熱器2における冷媒の放熱量が多くなる。
この制御により、給湯水の加温が必要な場合は、中間圧レシーバ14を出て過冷却器5に流入する冷媒の温度を高く、比エンタルピを大きくすることができるので、過冷却器5における交換熱量を大きくすることができる。その結果、第二の冷凍サイクルによる給湯能力と加熱効率を向上させることができる。これとは逆に、給湯水の加温が不要である場合には、中間圧レシーバ14を出て過冷却器5に流入する冷媒の温度を低く、比エンタルピを小さくして冷凍効果を増大させると共に、補助冷媒回路の冷媒流を好適に維持して第一圧縮機1の圧縮動力を削減することができるので、第一の冷凍サイクル回路91の冷凍能力と冷凍効率を向上させることができる。
図3において、符号2Cは、第二の冷凍サイクルを表わしている。第二の冷凍サイクル回路92では、図3において状態vで示される低温の冷媒蒸気が第二圧縮機31に吸入され高温高圧に圧縮される。この状態での冷媒は、図3において状態wで示される。第二の冷凍サイクルでは、冷媒として二酸化炭素を用いているので、圧縮器31から吐出される冷媒の圧力は臨界圧力を超えている。第二圧縮機31で圧縮された冷媒は、第二放熱器32の冷媒流路32aへと流れ、そこで水流路32bを流れる給湯水と熱交換を行い冷却される(状態x)。第二放熱器32において冷媒は、超臨界状態であるので凝縮せず、水との熱交換により冷却されるに従ってその温度が低下する。前述のごとく、第二放熱器32の冷媒流路32aと水流路32bは、各々の流れが対向するように構成されているので、熱交換に伴う温度勾配をもつ超臨界冷媒と、水との効率的な熱交換が可能となる。そして、本発明の冷凍サイクルは、遷臨界サイクルとなる二酸化炭素冷媒を用いているので、高圧側熱交換器内において一定温度の下で凝縮するフルオロカーボン系冷媒を用いる場合に比べて、高温の湯を高効率に沸かすことが可能であるという点で有利である。
第二放熱器32で冷却された高圧超臨界冷媒は、膨張弁33によって絞られ、等エンタルピ膨張した後、過冷却器5の第二の冷凍サイクル回路側流路5bに流入する。ここで冷媒は、図3において状態yで示され、通常、気液二相状態である。過冷却器5において、第二の冷凍サイクル回路92の冷媒は、第一の冷凍サイクル回路側流路5aを流れる第一の冷凍サイクルの冷媒と熱交換を行い、液相部分が蒸発する。第一の冷凍サイクルの冷媒は、第二の冷凍サイクルの冷媒の蒸発作用により過冷却されることとなる。
過冷却器5の第二の冷凍サイクル回路側流路5bを流出した低温蒸気冷媒(状態v)は、アキュームレータ38に流入し、そこで確実に気液分離されたの後、第二圧縮機31の吸入口へと流れ込み再び圧縮される。以上説明の動作が連続して行われ、第二の冷凍サイクルによる第一の冷凍サイクルの過冷却と、その廃熱を用いた給湯水の加熱が可能となる。
尚、過冷却給湯装置30に設けられた制御装置96により、第二圧縮機31の回転数及び膨張弁33の開度が制御されている。第二圧縮機31の回転数は、過冷却器5の第一の冷凍サイクル回路側出口に設けられた過冷却温度センサT4により検出された過冷却後の第一の冷凍サイクルの冷媒温度が所定の値になるように調整される。これにより冷却負荷に対応した適切な過冷却度を実現でき、高効率な冷却運転が可能となる。また、過冷却給湯装置30の制御装置96は、冷凍ユニット10に設けられた制御装置95と通信を行い、第一の冷凍サイクル回路91の第一圧縮機1の発停に連動して、第二圧縮機31の発停を制御している。これにより第一の冷凍サイクル回路91の第一圧縮機1が停止した場合の不必要な過冷却運転を防止できる。
膨張弁33の開度は、吐出配管35に設けられた吐出冷媒温度センサT3で検出した吐出冷媒温度が所定の値になるように調整される。これにより所定の温度に湯を沸き上げるための好適なサイクル条件を維持することができ、高効率な過冷却と給湯を行うことができる。
給湯回路93においては、給湯タンク51の下部より取り出された冷たい水が、低温配管59を流通し、三方弁53を通過し、循環ポンプ52により押出されて、第二放熱器32の水流路32bへと流れ込む。前述のごとく、第二放熱器32において、当該水は、第二の冷凍サイクルの高温高圧冷媒と熱交換をして加熱される。そして、高温に加熱された給湯水は、高温配管60を流通し、給湯タンク51の上部よりタンク内部に流入する。
沸き上げられる湯の温度は、予め定められた所定の温度となるように、貯湯装置50の制御装置98により調整されている。具体的には、高温配管60に取り付けられた温度センサT8により検出した第二放熱器32b出口水温が所定の値になるように、循環ポンプ52の回転数を変更して、循環する給湯水の流量をコントロールしている。尚、循環水流量を調整する方法として、循環ポンプ52の回転数を制御する方法に代えて、別途設けられた流量調整弁による流量調整を行うことも可能である。
以上説明のごとく、本発明の冷凍装置によれば、過冷却器5において第二の冷凍サイクル回路92の冷媒の蒸発作用により第一の冷凍サイクル回路91の冷媒を過冷却するので、第一の冷凍サイクルの冷凍効果が増大し、冷凍能力(冷却能力)が増加する。そして、第一の冷凍サイクルより蒸発温度(蒸発圧力)が高い第二の冷凍サイクルにより前記過冷却相当分の冷凍を行えるので、冷凍装置の冷却効率が向上する。そして更に、第二放熱器32において第二の冷凍サイクル回路92の冷媒の放熱作用により給湯水を加温するので、前述の過冷却相当分、即ち冷凍能力増大分、の冷却を行った廃熱を有効に利用して給湯を行うことができる。
また、本実施形態に係る冷凍装置では、冷凍機器をユニット化して、冷凍ユニット10と、ショーケース40と、過冷却給湯装置30と、貯湯装置50と、からなる構成としたので、各構成装置を必要数組み合わせることにより、冷却負荷と給湯負荷に適合し、冷却性能が優れ、且つ冷却廃熱を利用した給湯を行うことができる省エネルギーな冷凍装置を容易に構築することができる。
また更に、本発明の冷凍装置によれば、第一減圧器としての膨張弁3の開度は、給湯タンク51に貯えられた湯量が多いときは小さく、湯量が少ないときは大きくなるように制御されるので、給湯負荷の変動に応じた好適で高効率な運転を行うことができる。即ち、給湯タンク51が湯で満たされ給湯水の加温を必要としない状況では、膨張弁3の開度を小さくして、第一放熱器2での放熱量を多くして、冷却能力と冷凍効率の向上を図る。他方、給湯タンク51の湯量が少なく給湯水の加温を必要とする場合には、膨張弁3の開度を大きくして第一放熱器2における放熱量を少なくすることにより、過冷却器5に流入する冷媒の温度と比エンタルピを高く維持する。これにより過冷却器5における交換熱量、即ち第二の冷凍サイクルの吸熱量が増大すると共に、第二の冷凍サイクルの蒸発温度が上昇する。その結果、第二の冷凍サイクルの加熱能力と給湯効率を向上させることができる
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[第2の実施形態]
次に、本発明の他の実施形態である第2の実施形態に係る冷凍装置について、図面に基づき詳細に説明する。
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[第2の実施形態]
次に、本発明の他の実施形態である第2の実施形態に係る冷凍装置について、図面に基づき詳細に説明する。
図4は、本発明の第2の実施形態に係る冷凍装置の概略構成図である。図4において、第1の実施形態に係る冷凍装置と同一若しくは同様の作用、効果を奏する構成要素については、同じ番号を付している。第2の実施形態に係る冷凍装置は、中間圧レシーバ14と過冷却器5との間に第二レシーバ114を備えている。この点が、前述の第1の実施形態に係る冷凍装置との相違点である。第二の冷凍サイクル回路92及び給湯回路93、並びに、これらを構成する機器を収納した過冷却給湯装置30、ショーケース40及び貯湯装置50は、既に説明した第1の実施形態に係る冷凍装置と同一の構成で同一の作用、効果を奏するので、その説明を省略し、第1の実施形態との相違点についてのみ詳細に説明する。
本実施形態に係る第一の冷凍サイクル回路191は、余剰冷媒を貯留する第二レシーバ114を備えている。第二レシーバ114は、内部に冷媒を貯留するための空間を有するレシーバ容器本体と、前記空間の上部に冷媒を導入する冷媒入口と、前記空間の下部から冷媒を流出させる冷媒出口とからなる。第二レシーバ114の冷媒入口は、中間圧レシーバ14の液冷媒出口14fに配管22aを介して接続されており、また、第二レシーバ114の冷媒出口は、過冷却器5の第一の冷凍サイクル回路側流路5aの入口側に冷媒配管により接続されている。第二レシーバ114のレシーバ本体容器は、中間圧レシーバ14の本体容器14Tと同様の構造であり、円筒状のレシーバ胴体の両端部に鏡板を密封接合することにより構成されている。
また、本実施形態のユニット構成では、第二レシーバ114は、冷凍ユニット110に収納されている。そして、冷凍ユニット110の冷媒往き配管接続口は、第二レシーバ114の冷媒出口に接続されている。
次に、第2の実施形態に係る冷凍装置の動作について説明する。
第1の実施形態に係る冷凍装置と同様に、中間圧レシーバ14において、冷媒は、蒸気冷媒と液冷媒に分離される。そして、気液分離された液冷媒は、密度差により中間圧レシーバ14のレシーバ容器14T内部を下方に流れ、液冷媒出口14fから流出し、第二レシーバ114へと入る。第二レシーバ114に流入した液冷媒は、第二レシーバ114のレシーバ容器下方に設けられた冷媒出口から流出し、過冷却器5へと流れる。
第二レシーバ114のレシーバ容器内部には、密度差により、上方に飽和状態の蒸気冷媒が、そして、下方に飽和状態の液冷媒が貯留されている。第二レシーバ114に貯留される冷媒の総量は、レシーバ容器内の圧力変化及び蒸気冷媒と液冷媒の比率によって調整される。即ち、レシーバ容器内の圧力が高ければ多くの冷媒を貯留でき、圧力が低ければ貯留さる冷媒量は少なくなる。また、液冷媒の比率が高くなれば多くの冷媒を貯留でき、蒸気冷媒の比率が高くなれば冷媒貯留量は少なくなる。
冷凍装置の冷却効率を維持するためには、冷却・給湯負荷や外気条件等の変動に対応して、第一の冷凍サイクルを循環する冷媒量を適切にコントロールする必要がある。本発明に係る冷凍装置では、中間圧レシーバ14と第二レシーバ114に余剰冷媒を貯留することにより、冷凍サイクルを循環する冷媒量の調整を行っている。尚、具体的には、前述の通り、吐出圧力センサP2で検出される高圧側冷媒の圧力、吸入圧力センサP1により検出される低圧冷媒の圧力及び蒸発器4の出口側冷媒の過熱度等が適切な範囲になるように、圧縮機の運転周波数、膨張弁3の開度、膨張弁13の開度、ファン2fの回転数及びファン4fの回転数等を制御している。
本実施形態に係る冷凍装置では、中間圧レシーバ14に加えて第二レシーバ114を備えているので、より多くの余剰冷媒を調整することが可能となる。その結果、より広範囲の負荷変動に対応して好適な冷凍サイクル運転を行うことができるので、冷凍装置の冷却効率を向上させることができる。また、第二レシーバ114に冷媒を貯留することができるので、中間圧レシーバ14に貯留される冷媒量を少なく抑えることができる。その結果、中間圧レシーバ14の冷媒入口14dから流入する冷媒がレシーバ容器14T下方に貯留されている冷媒の液面に衝突することによる液面の乱れを抑えることができるので、分離された液冷媒が流入する冷媒により再ミスト化することを防止することができ、中間圧レシーバ14による気液分離性能を更に向上させることができる。
[第3の実施形態]
次に、本発明の他の実施形態である第3の実施形態に係る冷凍装置について、図面に基づき詳細に説明する。
[第3の実施形態]
次に、本発明の他の実施形態である第3の実施形態に係る冷凍装置について、図面に基づき詳細に説明する。
図5は、本発明の第3の実施形態に係る冷凍装置の概略構成図である。図5において、第1の実施形態に係る冷凍装置と同一若しくは同様の作用、効果を奏する構成要素については、同じ番号を付している。第3の実施形態に係る冷凍装置は、給湯水が十分加温されているときに第二の冷凍サイクルから大気へと熱を放出するため手段を設けている。この点が、前述の第1の実施形態に係る冷凍装置との相違点である。第一の冷凍サイクル回路91及び給湯回路93、並びに、これらを構成する機器を収納した冷凍ユニット10、ショーケース40及び貯湯装置50は、既に説明した第1の実施形態に係る冷凍装置と同一の構成で同一の作用、効果を奏するので、その説明を省略し、第1の実施形態との相違点についてのみ詳細に説明する。
第3の実施形態に係る第二の冷凍サイクル回路192は、第二圧縮機131、切替弁74、第二放熱器32の冷媒流路32a、第三減圧器としての膨張弁33、過冷却器5の第二の冷凍サイクル回路側流路5b、内部熱交換器64の低圧側流路、及びアキュームレータ38を順番に冷媒が流通して第二圧縮機131の一段目圧縮要素吸入口へ戻る閉回路を備える。この閉回路(以下、給湯サイクル回路と言う)により構成される冷凍サイクル(以下、給湯サイクルと言う)により、第一の冷凍サイクルの過冷却を行い、同時にその廃熱を利用した給湯を行うことができる。
これに加えて、本実施形態に係る第二の冷凍サイクル回路192は、第二圧縮機131の中間圧力部、即ち一段目圧縮要素吐出部、から吐出された冷媒を流す配管36、切替弁76、中間冷却器67、切替弁77を順番に冷媒が流通して第二圧縮機131の二段目圧縮要素の吸入部へと戻る冷媒回路を備える。また更に、本実施形態に係る第二の冷凍サイクル回路192は、第二圧縮機131の吐出配管35に設けられた分岐部71から分岐して、切替弁73、第三放熱器62、内部熱交換器64の高圧側流路、第四減圧器としての膨張弁63、を順番に冷媒が流れ、配管34に設けられた合流点72へと至る冷媒回路を備える。
また、第二の冷凍サイクル回路192は、切替弁75を介して、第二圧縮機131の一段目吐出口の配管36と二段目吸入口の配管37を接続するバイパス配管を備えている。当該バイパス配管は、給湯サイクル回路を構成するときに、中間冷却器67をバイパスして冷媒を流通させるための配管である。
更に、第二の冷凍サイクル回路192は、切替弁78を介して、中間冷却器67の出口側配管と第三放熱器62の出口側配管69とを接続する配管を備えている。当該接続配管は、給湯サイクル回路を構成する際に、切替弁76と切替弁77により封止された中間冷却器67部の空間と、第三放熱器62部分の空間とを接続するための配管である。これにより給湯サイクル運転時の中間冷却器67部の貯留冷媒量を調整することが可能となり、当該部分の異常高圧を防止できると共に、給湯サイクル内の循環冷媒量を好適に維持してサイクル性能を向上させることができる。尚、当該接続配管の接続箇所は、中間冷却器67の出口側配管を中間冷却器67の入口側配管とすることができ、配管69側を切替弁73から第二圧縮機131の一段目吸入口までの配管上の任意の箇所とすることができる。
以上説明の追加された冷媒回路により、給湯水の加温が必要でない場合に大気に放熱を行う冷凍サイクル回路(以下、大気放熱サイクル回路と言う。また、この回路により実現される冷凍サイクルを大気放熱サイクルと呼ぶ)を構成することができる。
大気放熱サイクル回路は、第二圧縮機131の一段目圧縮要素に吸入され圧縮された冷媒が、一段目吐出口から吐出され、中圧吐出配管36、切替弁76、中間冷却器67、切替弁77、中圧吸入配管37、第二圧縮機131の二段目吸入口へと順番に流れ、二段目圧縮要素で圧縮された後、高圧吐出配管35、分岐点71、切替弁73、第三放熱器62、内部熱交換器64の高圧側流路、膨張弁63、合流点72、過冷却器5の第二の冷凍サイクル回路側流路5b、内部熱交換器64の低圧側流路、アキュームレータ38、と順番に流れて第二圧縮機131の一段目吸入口へと戻るように構成される。尚、このとき、切替弁73、76及び77は開かれ、切替弁74、75及び78は閉じられている。
本実施形態に係る冷凍装置では、第1の実施形態に係る冷凍装置と同じく、第二の冷凍サイクル回路の冷媒として二酸化炭素が封入されている。二酸化炭素冷媒を用いた冷凍サイクルでは、高圧側が冷媒の臨界圧力を超える遷臨界サイクルとなるので、水を高温度に且つ高効率に加熱できるいう利点を有する。尚、その他の冷媒を採用することも可能である。
第二圧縮機131は、第一の実施形態と同様に、ロータリー式の二段圧縮式である。相違点は、一段目圧縮要素で圧縮した後の冷媒を吐出する一段目吐出口と、二段目圧縮要素の吸入口を設けた点である。これにより中間冷却器67を接続することが可能となり、その結果、冷却効率を向上させることができる。尚、中間冷却器67は必須の構成要素ではないので、中間冷却器67を設けないことも可能である。その場合、第二圧縮機131は、一段目吐出口を備えない第1の実施形態と同様の第二圧縮機31や、スクロール式やロータリー式一段圧縮方式等、その他の形式の圧縮機を採用することも可能である。
また、第二圧縮機131は、第1の実施形態と同様に、インバータにより駆動されており、運転回転数を変更することが可能である。これにより冷凍負荷に応じて過冷却能力及び給湯能力を変更することができ、高効率な能力制御が可能となる。
中間冷却器67は、第二圧縮機131の一段目圧縮要素から吐出された冷媒と大気との間で熱交換を行い、冷媒を冷却するための熱交換器である。これにより第二圧縮機131の圧縮動力を低減し、冷却効率を向上させることができる。中間冷却器67は、フィンアンドチューブ式の熱交換器であり、冷媒と熱交換を行う空気を供給するためのファンは、後述する第三放熱器62のファン62fを利用している。また、中間冷却器67は、第三放熱器62と冷却フィンを共有し、一体的に構成されている。
第三放熱器62は、第二圧縮機131の二段目圧縮要素から吐出された冷媒と大気との間で熱交換を行い、冷媒を冷却するための熱交換器である。第三放熱器62は、フィンアンドチューブ式の熱交換器であり、冷媒と熱交換を行う空気を供給するためのファン62fを備えている。尚、中間冷却器67及び第三放熱器62の熱交換器の形式は、これに限定されるものではない。
また、中間冷却器67及び第三放熱器62は、過冷却給湯装置130に含めてユニット化しても良いし、過冷却給湯装置130とは別のユニットとして装置を構成しても良い。中間冷却器67及び第三放熱器62を過冷却給湯装置130とは別のユニットとして構成することにより、設置する施設の冷却負荷と給湯負荷に応じて必要数の熱交換器ユニットを選定して設置することができる。
内部熱交換器64は、第三放熱器62を出た高圧冷媒と、過冷却器5の第二の冷凍サイクル回路側流路5bから流出する低圧冷媒との間で熱交換を行い、高圧冷媒を冷却し低圧冷媒を加熱するための熱交換器である。内部熱交換器64は、高圧側流路と低圧側流路を備え、当該流路を流れる冷媒が熱交換可能に、且つ冷媒の流れ方向が対向するように構成されている。本実施形態に係る内部熱交換器64は、プレート式熱交換器を用いているが、その他の形式、例えば、二重管式やチューブ接触式等の種々の熱交換器を採用しうる。
第四減圧器としての膨張弁63は、高圧の冷媒を低圧の状態に絞り膨張させるためのものである。膨張弁63は、電動式膨張弁であり、吐出冷媒温度センサT3で検出された第二圧縮機131の吐出冷媒温度が所定の値になるように、制御装置96により、その開度が制御される。これにより、高効率に第一の冷凍サイクルの過冷却を行うことが可能となる。尚、膨張弁63として、温度式膨張弁や定圧膨張弁、キャピラリーチューブ等、その他の形式の絞り装置を採用することもできる。
尚、本実施形態に係る第二の冷凍サイクル回路192を構成する第二放熱器32、膨張弁33、過冷却器5及びアキュームレータ38は第1の実施形態に係る冷凍装置と同一であるので、詳細な説明を省略する。
次に、第3の実施形態に係る冷凍装置の動作について説明する。
本実施形態に係る冷凍装置は、給湯水の沸き上げが必要であるか否かの判別をして、第二の冷凍サイクル回路192の冷媒流路を切り替えている。給湯水の沸き上げが必要であるか否かの判断は、貯湯装置50の制御装置98によって、給湯タンク51に設けられた温度センサT9で検出された給湯タンク51内の湯温度から給湯タンク51内の湯量を求めることにより行われる。即ち、制御装置98は、給湯タンク51内の湯量が所定の湯量より少ない場合は給湯水の加温が必要であると判別し、所定の湯量より多い場合は加温が不要であると判断する。所定の湯量は、予め定めておくことも可能であるし、使用湯量を計測して制御装置98の学習機能により設定することも可能である。
給湯水の沸き上げが必要な場合、第二の冷凍サイクル回路192は、給湯サイクル回路を構成し、第一の冷凍サイクルの過冷却を行うと共に、給湯水の加温を行う。他方、給湯水の沸き上げが不要の場合、第二の冷凍サイクル回路192は、大気放熱サイクル回路を構成し、大気を放熱源として、第一の冷凍サイクルの過冷却を行う。
給湯を行う給湯サイクル回路を構成するには、切替弁73、76及び77を閉じて、切替弁74、75、78及び膨張弁63を開く。これにより、第二圧縮機131、切替弁74、第二放熱器32の冷媒流路32a、第三減圧器としての膨張弁33、過冷却器5の第二の冷凍サイクル回路側流路5b、内部熱交換器64の低圧側流路、及びアキュームレータ38を順番に冷媒が流通して第二圧縮機131の一段目圧縮要素吸入口へ戻る給湯サイクル回路が構成される。尚、切替弁の切替動作は、過冷却給湯装置130の制御装置96によって行われ、その制御装置96は、切替弁の操作を行うにあたり、貯湯装置50の制御装置98から通信により給湯沸き上げの要否の信号を受け取る。
また、給湯サイクルで使用しない第三放熱器62と中間冷却器67部の空間は低圧側回路に接続されることになる。ここで、切替弁73と膨張弁63を適宜開閉することで、当該空間内に貯留される冷媒量を調節することが可能であり、その結果、サイクル内を循環する冷媒量を適切に維持しサイクル性能を向上させるここができる。
給湯水の加温を行いつつ第一の冷凍サイクルの過冷却を行う給湯サイクルの動作については、既に説明した第1の実施形態に係る冷凍装置と同じであり、作用、効果も同様であるので、詳細な説明は省略する。尚、本実施形態では、内部熱交換器64を備えているが、給湯サイクル回路では、内部熱交換器64の高圧側流路の冷媒は流れていないので、ここで冷媒間の熱交換は行われない。よって、冷凍サイクルの効果としては、内部熱交換器64は、ないものとして考えることができる。
大気に対して放熱を行う大気放熱サイクル回路を構成するには、切替弁73、76、77及び膨張弁33を開いて、切替弁74、75及び78を閉じる。これにより、第二圧縮機131の一段目圧縮要素に吸入され圧縮された冷媒が、一段目吐出口から吐出され、中圧吐出配管36、切替弁76、中間冷却器67、切替弁77、中圧吸入配管37、第二圧縮機131の二段目吸入口へと順番に流れ、二段目圧縮要素で圧縮された後、高圧吐出配管35、分岐点71、切替弁73、第三放熱器62、内部熱交換器64の高圧側流路、膨張弁63、合流点72、過冷却器5の第二の冷凍サイクル回路側流路5b、内部熱交換器64の低圧側流路、アキュームレータ38、と順番に流れて第二圧縮機131の一段目吸入口へと戻る大気放熱サイクル回路が形成される。尚、前述の通り、切替弁の切替動作は、貯湯装置50の制御装置98からの給湯要否信号に基づき、過冷却給湯装置130の制御装置96によって行われる。
また、大気放熱サイクルで使用しない第二放熱器32の冷媒流路32a部の空間は低圧側回路に接続されることになる。ここで、切替弁74と膨張弁33を適宜開閉することで、当該空間内に貯留される冷媒量を調節することが可能であり、その結果、サイクル内を循環する冷媒量を適切に維持しサイクル性能を向上させるここができる。
大気放熱サイクルでは、低温低圧の冷媒蒸気が、第二圧縮機131の一段目吸入口から吸入され、第二圧縮機131の一段目圧縮要素で圧縮され高温中圧となった後、一段目吐出配管36へ吐出される。その冷媒は、切替弁76を通過して、中間冷却器67に入り、中間冷却器67で大気と熱交換を行い冷却される。中間冷却器67において中間圧力の冷媒が冷却されることにより、第二圧縮機131の二段目圧縮要素からの吐出冷媒温度を低く抑えることができると共に、圧縮機の圧縮動力が低減され、サイクル効率が向上する。
中間冷却器67で冷却された冷媒は、切替弁77を通過し、第二圧縮機131の二段目吸入口から吸入される。第二圧縮機131の二段目圧縮要素により、冷媒は、高温高圧の状態に圧縮され、配管35へと吐出される。第二の冷凍サイクル回路192の冷媒として二酸化炭素を用いているので、この状態での冷媒の圧力は臨界圧力を超える場合がある。その後、冷媒は、切替弁73を通過して第三放熱器62に流入し、大気と熱交換を行い冷却される。第三放熱器62において冷却された冷媒は高圧低温の冷媒となる。尚、当該熱交換器内での冷媒圧力が臨界圧力を超えている場合には、冷媒は凝縮せず、冷却されるに従って温度が低下する。
第三放熱器62で冷却された冷媒は、内部熱交換器64の高圧側流路を流れ、そこで低圧側流路を流れる低圧低温の冷媒と熱交換を行い冷却される。内部熱交換器64により低圧冷媒が加熱されるので、第二圧縮機131の湿り圧縮による不具合を防止することができる。また、内部熱交換器64を採用することにより、高圧冷媒が冷やされ、蒸発器として作用する過冷却器5の第二の冷凍サイクル回路側流路5bの入口における冷媒の比エンタルピが小さくなり、当該熱交換器流路5b出口における冷媒の過熱度を小さくできる。その結果、蒸発器として作用する過冷却器5の第二の冷凍サイクル回路側流路5b内部に熱伝達率が高い気液二相領域を多く確保できるので、過冷却器5の伝熱性能が向上し、サイクル性能を向上させることができる。
内部熱交換器64の高圧側流路から流出した冷媒は、膨張弁63により絞り膨張(等エンタルピ膨張)し、過冷却器5の第二の冷凍サイクル回路側流路5bへと流れる。過冷却器5に流入する冷媒は、低圧の気液二相状態である。過冷却器5の第二の冷凍サイクル回路側流路5bにおいて、冷媒は、第一の冷凍サイクル回路側流路5aを流れる第一の冷凍サイクルの冷媒と熱交換を行い、第一の冷凍サイクルの冷媒を冷やし、液相部分が蒸発する。第一の冷凍サイクルの冷媒は、第二の冷凍サイクルの冷媒の蒸発作用により過冷却されることとなる。
過冷却器5の第二の冷凍サイクル回路側流路5bを流出した低温蒸気冷媒は、アキュームレータ38に流入し、そこで確実に気液分離された後、第二圧縮機131の一段目吸入口へと流れ込み再び圧縮される。以上説明の動作が連続して行われ、大気を熱源とした、第二の冷凍サイクルによる第一の冷凍サイクルの過冷却が可能となる。
尚、過冷却給湯装置130に設けられた制御装置96により、第二圧縮機131の回転数及び膨張弁63の開度が制御されている。第二圧縮機131の回転数は、過冷却器5の第一の冷凍サイクル回路側出口に設けられた過冷却温度センサT4により検出された過冷却後の第一の冷凍サイクルの冷媒温度が所定の値になるように調整される。これにより冷却負荷に対応した適切な過冷却度を実現でき、高効率な冷却運転が可能となる。また、過冷却給湯装置130の制御装置96は、冷凍ユニット10に設けられた制御装置95と通信を行い、第一の冷凍サイクル回路91の第一圧縮機1の発停に連動して、第二圧縮機131の発停を制御している。これにより第一の冷凍サイクル回路91の第一圧縮機1が停止した場合の不必要な過冷却運転を防止できる。
膨張弁63の開度は、吐出配管35に設けられた吐出冷媒温度センサT3で検出した吐出冷媒温度が所定の値になるように調整される。これにより遷臨界冷凍サイクルにおける好適な高圧側圧力を維持することが可能となり、高効率な過冷却を行うことができる。
以上説明のごとく、本発明の冷凍装置によれば、第二の冷凍サイクル回路192に、第二放熱器32と並列に配置される第三放熱器62を備え、第三放熱器62で冷媒から大気への放熱を行うことができるので、給湯水を加熱することなく第二の冷凍サイクル回路192により第一の冷凍サイクル回路91の過冷却を行うことができる。これにより、給湯タンク51の残湯量が十分である状態、即ち給湯水の沸き上げが必要ない状態であっても、第一の冷凍サイクルより蒸発温度が高く冷却効率が高い第二の冷凍サイクルにより、第一の冷凍サイクルの過冷却を行って冷凍能力と冷却効率を向上させることができる。
[第4の実施形態]
次に、本発明の他の実施形態である第4の実施形態に係る冷凍装置について、図面に基づき詳細に説明する。
[第4の実施形態]
次に、本発明の他の実施形態である第4の実施形態に係る冷凍装置について、図面に基づき詳細に説明する。
図6は、本発明の第4の実施形態に係る冷凍装置の概略構成図である。図6において、第1の実施形態に係る冷凍装置と同一若しくは同様の作用、効果を奏する構成要素については、同じ番号を付している。第4の実施形態に係る冷凍装置は、給湯水が十分加温されているときに給湯回路の給湯水から大気へと熱を放出するため手段を設けている。この点が、前述の第1の実施形態に係る冷凍装置との相違点である。本実施形態に係る冷凍装置では、前記第3の実施形態に係る冷凍装置とは別の手段により、大気を熱源とした過冷却運転(大気放熱運転)を行うことができる。第一の冷凍サイクル回路91及び第二の冷凍サイクル回路92、並びに、これらを構成する機器を収納した冷凍ユニット10、過冷却給湯装置30、ショーケース40及び貯湯装置50は、既に説明した第1の実施形態に係る冷凍装置と同一の構成で同一の作用、効果を奏するので、その説明を省略し、第1の実施形態との相違点についてのみ詳細に説明する。
第4の実施形態に係る冷凍装置では、給湯回路193に水放熱器85を備えることが特徴である。水放熱器85は、第二放熱器32へ供給される給湯水と大気との間で熱交換を行い、給湯水を冷却するための熱交換器で、循環ポンプ52と第二放熱器32の水流路32bとをつなぐ水配管に設けられている。水放熱器85は、フィンアンドチューブ式の熱交換器であり、水と熱交換を行う空気を供給するためのファン85fを備えている。尚、熱交換器の形式はこれに限定されるものではない。
水放熱器85を備えることにより、給湯回路193は、給湯タンク51の下から取り出された給湯水が三方弁53、循環ポンプ52、水放熱器85、第二放熱器32の水流路32b、配管60を順番に流通して給湯タンク51の上部へ戻る閉回路(以下、給湯用回路という)を形成する。また、三方弁53を切り替えることにより、給湯回路193は、 循環ポンプ52で押出された給湯水が、水放熱器85、第二放熱器32の水流路32b、バイパス配管及び三方弁53を順番に流通して循環ポンプ52へ戻る閉回路(大気放熱用回路)を形成する。
水放熱器85は、冷凍ユニット10、過冷却給湯装置30及びショーケース40とは別のユニットとして装置を構成することができる。このことにより、設置する施設の冷却負荷と給湯負荷に応じて必要数の熱交換器ユニットを設置することができる。
次に、第4の実施形態に係る冷凍装置の動作について説明する。
本実施形態に係る冷凍装置は、第3の実施形態に係る冷凍装置と同様の方法により、給湯水の沸き上げが必要であるか否かの判別する。そして、三方弁53を切り替えて、給湯水の加温が必要である場合は前記の給湯用回路を構成し、給湯水の沸き上げが必要でない場合は前記の大気放熱用回路を構成する。そして更に、給湯水の加温が必要な場合は、水放熱器85のファン85fを停止し、給湯水の加温が不要で、且つ第一の冷凍サイクルの過冷却が必要な場合は、ファン85fを運転する。尚、これらの制御は、過冷却給湯装置30の制御装置96及び貯湯装置50の制御装置98によって行われる。
給湯水の沸き上げが必要な場合、前述の通り、ファン85fが停止しているので、水放熱器85で給湯水と外気との熱交換は行われない。そして、給湯回路193は給湯用回路を形成しているので、第二放熱器32において第二の冷凍サイクルの回路の冷媒によって加温された給湯水が給湯タンク51に貯えられる給湯運転が行われることになる。この場合の冷凍装置の動作は、既に説明した第1の実施形態に係る冷凍装置と同一である。
給湯水の加熱が不要で、且つ第一の冷凍サイクルの過冷却が必要な場合は、前述の通り、大気放熱用回路を形成し、ファン85fが運転される。これにより第二放熱器32において冷媒から熱を奪い高温となった給湯水は、給湯タンク51へは戻らずに、三方弁53、循環ポンプ52を流れて水放熱器85へと流れ込む。そして、水放熱器85において、高温の給湯水は、ファン85fにより供給された外気と熱交換を行い冷却される。水放熱器85において冷却され低温となった給湯水は、第二放熱器32の水流路32bへと流れ込み、そこで冷媒流路32aを流れる第二の冷凍サイクルの冷媒と熱交換を行い、第二の冷凍サイクルの冷媒を冷却することができる。
大気放熱運転を行う場合、第二放熱器32で沸き上げられる給湯水の温度(温度センサT8で検出)は、給湯が必要な場合に比べて低い温度で良い。また、第二の冷凍サイクル回路92の圧縮機吐出冷媒温度(温度センサT3で検出)も低く設定することができる。これにより第二の冷凍サイクルの過冷却効率を向上させることができる。
尚、給湯水の沸き上げが不要である場合に三方弁53を切り替えて大気放熱用回路とする前述の方法を採用する場合には、水放熱器85を第二放熱器32の出口側の高温配管60に設けることも可能である。
また、より簡便な方法として、大気放熱運転時においても三方弁53の切り替えを行わずに、給湯用回路と同一の回路構成とすることもできる。給湯タンク51が湯で満たされ、低温配管59から高温の湯が流れ出す状態になったら、水放熱器85のファン85fを運転すれば良い。ファン85fの発停の判断は、前述の通り、給湯タンク51に設けられた温度センサT9により検出される温度を基に行っても良いし、別途水放熱器85の入口側配管に設置した温度センサ(図示せず)により検出される温度を基に行っても良い。尚、このような方法により大気放熱運転を行う場合には、温度センサT8で検出される第二放熱器32出口の湯温が給湯のための所定の温度になるように給湯水の循環量を制御する必要があり、第二の冷凍サイクル回路92の圧縮機吐出冷媒温度も、給湯運転を行う場合と同様に、高温度に設定する必要がある。
以上説明の通り、本発明に係る冷凍装置は、第二の冷凍サイクル回路92の第二放熱器32と給湯タンク51の間の水配管に接続配置される水放熱器85を更に設け、当該水放熱器85で給湯水から大気への放熱を行うことができるので、湯を増加させることなく第二の冷凍サイクル回路92により第一の冷凍サイクル回路91の過冷却を行うことができる。これにより、給湯タンク51が湯で満たされた状態、即ち給湯が必要ない状態、であっても、第一の冷凍サイクルより蒸発温度が高く冷却効率が高い第二の冷凍サイクルにより、第一の冷凍サイクルの過冷却を行って冷凍能力と冷却効率を向上させることができる。
尚、前記第1乃至第4の実施形態に係る冷凍装置では、各々ユニット化された、冷凍ユニット10若しくは110、過冷却給湯装置30若しくは130、ショーケース40及び貯湯装置50に、制御装置95乃至98が各々内蔵されているものとして、その構成と制御動作を説明したが、制御装置の構成はこれに限定されるものではない。例えば、本発明の冷凍装置全体を統合してコントロールする統合制御装置を別途設け、当該統合制御装置のみによって、或いは当該統合制御装置と制御装置95乃至98との連携によって、冷凍装置の制御を行うことも可能である。
本発明の冷凍装置は、スーパーマーケット、コンビニエンスストア及び飲食店等において、食品等を冷凍、冷蔵するための冷凍装置として、また、冷却と給湯を必要とする他の用途においても利用することが可能である。
1・・・第一圧縮機
2・・・第一放熱器
3・・・第一膨張弁(第一減圧器)
4・・・蒸発器
5・・・過冷却器
10、110・・・冷凍ユニット
13・・・第二膨張弁(第二減圧器)
14・・・中間圧レシーバ
17、17b・・・補助冷媒回路
30、130・・・過冷却給湯装置
31、131・・・第二圧縮機
32・・・第二放熱器
33・・・第三膨張弁(第三減圧器)
40・・・ショーケース
50・・・貯湯装置
51・・・給湯タンク
62・・・第三放熱器
85・・・水放熱器
91、191・・・第一の冷凍サイクル回路
92、192・・・第二の冷凍サイクル回路
114・・・第二レシーバ
2・・・第一放熱器
3・・・第一膨張弁(第一減圧器)
4・・・蒸発器
5・・・過冷却器
10、110・・・冷凍ユニット
13・・・第二膨張弁(第二減圧器)
14・・・中間圧レシーバ
17、17b・・・補助冷媒回路
30、130・・・過冷却給湯装置
31、131・・・第二圧縮機
32・・・第二放熱器
33・・・第三膨張弁(第三減圧器)
40・・・ショーケース
50・・・貯湯装置
51・・・給湯タンク
62・・・第三放熱器
85・・・水放熱器
91、191・・・第一の冷凍サイクル回路
92、192・・・第二の冷凍サイクル回路
114・・・第二レシーバ
Claims (8)
- 第一圧縮機、第一放熱器、第一減圧器、中間圧レシーバ、過冷却器、第二減圧器及び蒸発器を冷媒管で順次つないで形成され、前記中間圧レシーバ内の冷媒を前記第一圧縮機の圧縮行程の途中に吸入させる補助冷媒回路を備えた第一の冷凍サイクル回路と、
第二圧縮機、第二放熱器、第三減圧器及び前記過冷却器を冷媒管で順次つないで形成された第二の冷凍サイクル回路と、を備え、
前記過冷却器において前記第二の冷凍サイクル回路の冷媒の蒸発作用により前記第一の冷凍サイクル回路の冷媒を過冷却すると共に、
前記第二放熱器において前記第二の冷凍サイクル回路の冷媒の放熱作用により給湯水を加温することを特徴とする冷凍装置。 - 前記第一圧縮機、第一放熱器、第一減圧器、中間圧レシーバ及び補助冷媒回路を収納する冷凍ユニットと、
前記第二減圧器及び蒸発器を収納するショーケースと、
前記第二圧縮機、第二放熱器、第三減圧器及び過冷却器を収納する過冷却給湯装置と、
前記過冷却給湯装置の第二放熱器に水配管を介して接続される給湯タンクを備える貯湯装置と、からなることを特徴とする請求項1記載の冷凍装置。 - 前記第一の冷凍サイクル回路は、前記中間圧レシーバと前記過冷却器との間に第二レシーバを備えていることを特徴とする請求項1乃至請求項2何れか一項記載の冷凍装置。
- 前記第一減圧器が開度調節可能な絞り手段であって、前記絞り手段の開度は、前記給湯タンクに貯えられた湯量が多いときは小さく、湯量が少ないときは大きくなるように制御されることを特徴とする請求項1乃至請求項3何れか一項記載の冷凍装置。
- 前記第二放熱器と並列に配置される第三放熱器を備え、前記給湯水の加温が不要である場合に、前記第三放熱器において冷媒から大気への放熱を行うことを特徴とする請求項1乃至請求項4何れか一項記載の冷凍装置。
- 前記第二放熱器に水配管を介して接続される水放熱器を設け、前記給湯水の加温が不要である場合に、前記水放熱器において給湯水から大気への放熱を行うことを特徴とする請求項1乃至請求項5何れか一項記載の冷凍装置。
- 前記第一の冷凍サイクル回路に封入される冷媒が二酸化炭素であって、前記第一放熱器はガスクーラとして作用することを特徴とする請求項1乃至請求項6何れか一項記載の冷凍装置。
- 前記第二の冷凍サイクル回路に封入される冷媒が二酸化炭素であって、前記第二放熱器はガスクーラとして作用することを特徴とする請求項1乃至請求項7何れか一項記載の冷凍装置。
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