CN106461293B - 热回收装置 - Google Patents

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Abstract

本申请涉及一种热回收装置和一种热回收方法。根据本申请的所述热回收装置和所述热回收方法，能够通过使用而不浪费从工业领域或例如石油化学产品的制造工艺的各种化学工艺排出的低于100℃的低位热源，来产生蒸汽，并且所产生的蒸汽用于各种步骤。因此，可以减少作为在反应器或蒸馏塔中使用的作为外部热源的消耗的高温蒸汽的量，从而使节能效率最大化，而且自主地产生由压缩机消耗的功率，并且减少通过压缩机的冷却剂流的部分气化现象。因此，以高效率回收热。

Description

热回收装置
技术领域
本申请涉及一种热回收装置和热回收方法。
背景技术
在一般的化学工艺中，热交换在通过反应器或蒸馏塔的各种途径中进行，并且热交换后产生的废热可被再利用或者被浪费。例如，如图1所示，当废热是温度低于100℃，例如50℃至90℃显热(sensible heat)状态下的低位(low-level)热源时，废热由于其过低的温度而实质上不能再利用，从而通过冷凝水冷凝然后被浪费。
同时，广泛地使用低压或高压蒸汽。具体地，在化学工艺中通常使用高温和高压蒸汽。通常，大气压和常温水被加热到蒸发点，且对被转换成蒸汽的水施加高压以增加内部能量，从而产生高温高压蒸汽。在这种情况下，为了蒸发液态的水，需要大量的能量消耗。
发明内容
技术问题
本申请提供一种热回收装置和热回收方法。
技术方案
本申请涉及一种热回收装置。根据所述热回收装置，从工业设置或例如石油化学品的制造工艺的各种化学工艺排出的低于100℃的温度的低位热源(low-level heatsource)可以不被浪费，而是用于产生蒸汽，并且所产生的蒸汽可以用于各种工艺以减少作为用于反应器或蒸馏塔(distillation column)的外部热源的高温蒸汽的消耗量，从而最大化节能效率(energy reduction efficiency)。另外，热回收装置可以自主地(autonomously)产生由压缩机消耗的功率，并且可以减少通过(pass through)压缩机的制冷剂流的部分蒸发现象，从而以良好的效率回收热量。
在下文中，将参照附图描述本申请的各种实施例。然而，附图仅是示例，并不限制根据本申请的热回收装置的范围。
图2是示出根据本申请的示例性实施例的热回收装置10的示意图。
如图2所示，热回收装置10包括第一循环回路R1和第二循环回路R2。第一循环回路R1和第二循环回路R2可以是通过管道连接以允许制冷剂循环的循环系统。作为示例，第一循环回路R1可以是热泵循环，第二循环回路R2可以是有机朗肯循环(organic Rankine cycle)(ORC)。如图2所示，第一循环回路R1包括蒸发器100，第一压缩机110，第一冷凝器111和压降(press-dropping)装置112。例如，蒸发器100，第一压缩机110，第一冷凝器111和压降装置112可通过管道连接，并且可以流体连接(fluidically connected)以允许制冷剂或流体通过管道。如图2所示，第二循环回路R2也包括蒸发器100，涡轮机120，第二冷凝器121和第二压缩机122。例如，蒸发器100，涡轮机120，第二冷凝器121和第二压缩机122可通过管道连接，并且可流体连接以允许制冷剂或流体通过所述管道。
作为示例，第一循环回路R1和第二循环回路R2共用蒸发器。通常，热泵循环和有机朗肯循环可以分别包括蒸发器。例如，当热泵循环和有机朗肯循环简单地彼此耦合(coupled)时，需要两个蒸发器，从而消耗过多的能量以获得优良的性能系数(coefficientof performance)。然而，根据本申请的实施例的热回收装置10仅使用一个蒸发器，从而使能量消耗最小化并且具有优良的性能系数。此外，热回收装置10可以通过将具有相反目的的两个过程，即，使用电产生热的热泵循环和使用热产生电的有机朗肯循环，相互耦合(coupling)来使低温热变成高温热。此外，由于将在下面描述的流体分配器101，热回收装置10可以恰当地将流体流分配到热泵循环和有机朗肯循环，从而控制额外产生更多热或蒸汽，即使情境上(situationally)消耗较少的电力或者控制额外产生电力即使产生较少的高温蒸汽。因此，可以实施具有操作灵活性的混合过程。
在根据本发明的示例性实施例的热回收装置中，第一循环回路R1和第二循环回路R2共用蒸发器100，并且据此，从蒸发器100排出的制冷剂流被分开，并且分别在第一循环回路R1和第二循环回路R2中循环。在第一循环回路R1和第二循环回路R2中循环的制冷剂流可以混流(interflow)，并且可以在蒸发器100中流动。
例如，从蒸发器100排出的制冷剂流F1流入到流体分配器101中，并且流入到流体分配器中的制冷剂流可以分离并且可以从流体分配器排出。在这种情况下，一部分制冷剂流FA 1可以流入到第一循环回路R1的第一压缩机110中，而另一部分的制冷剂流FB 1可以流入到第二循环回路R2的涡轮机120中。
流体分配器101可以包含在根据本发明实施例的热回收装置10中，以便以适当的比例分配从蒸发器100排出的制冷剂流。从蒸发器100排出的制冷剂流F1通过流体分配器101适当地配置(allocated)并适当地分配到第一循环回路R1中和第二循环回路R2中，使得通过耦合热泵循环和有机朗肯循环形成的热回收装置10即使在仅使用一个蒸发器时也可以具有优异的性能系数。此外，如上所述，由于流体分配器101，热回收装置10可以将流体流适当地分配到热泵循环和有机朗肯循环，从而控制额外产生更多热或蒸汽，即使情境上消耗较少的电力或者控制额外地产生电力即使产生较少的高温蒸汽。因此，可以实施具有操作灵活性的混合过程。
作为示例，在流体分配器101中分离并流入第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的流量与从蒸发器100排出的制冷剂流F1的整体流量(flow rate)的比值可满足以下公式1。
[公式1]
0.3≤Fc/Fe≤0.5
在公式1中，Fc表示在流体分配器101中分离并流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的流量，Fe表示从蒸发器100排出的制冷剂流F1的整体流量。
即，在流体分配器101中分离并流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的流量与从蒸发器100排出的制冷剂流F1的整体流量的比值Fc/Fe可以被控制在0.3至0.5的范围内，例如0.32至0.45，或0.35至0.4，但不限于此。
另外，作为示例，在流体分配器101中分离并流入到涡轮机120中的制冷剂流FB 1的流量与从蒸发器100排出的制冷剂流F1的整体流量的比值可满足以下公式2。
[公式2]
0.5≤Ft/Fe≤0.7
在公式2中，Ft表示在流体分配器101中分离并流入到涡轮机120中的制冷剂流FB 1的流量，Fe表示从蒸发器100排出的制冷剂流F1的整体流量。
即，在流体分配器101中分离并流入到第一涡轮机120中的制冷剂流FB 1的流量与从蒸发器100排出的制冷剂流F1的整体流量的比值Ft/Fe可以被控制在0.5至0.7的范围内，例如0.55至0.68，或0.6至0.65，但不限于此。
在流体分配器101中分离并流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的流量与从蒸发器100排出的制冷剂流F1的整体流量的比值满足公式1，并且在流体分配器101中分离并流入到涡轮机120中的制冷剂流FB 1的流量与从蒸发器100排出的制冷剂流F1的整体流量的比值满足公式2，从而根据本申请的实施例的热回收装置10即使在仅使用一个蒸发器时也可以具有优异的性能系数。
从蒸发器100排出的制冷剂流F1的整体(entire)流量、在流体分配器101中分离并流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的流量、在流体分配器101中分离并流入到涡轮机120的制冷剂流FB 1的流量没有特别限制在满足公式1和公式2的范围内，并且根据应用的工艺的类型和条件进行各种控制。作为示例，从蒸发器100排出的制冷剂流F1的整体流量可以是10,000kg/小时(kg/hr)至100,000kg/小时，例如为20,000kg/小时至90,000kg/小时，或30,000kg/小时至80,000kg/小时，优选为45,000kg/小时至55,000kg/小时，但不限于此。此外，在流体分配器101中分离并流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的流量可以为5,000kg/小时至40,000kg/小时，例如为8,000kg/小时至35,000kg/小时，或10,000kg/小时至30,000kg/小时，优选为15,000kg/小时至25,000kg/小时，但不限于此。此外，在流体分配器101中分离并流入到涡轮机120中的制冷剂流FB 1的流量可以为5,000kg/小时至60,000kg/小时，例如为10,000kg/小时至50,000kg/小时，或20,000kg/小时至40,000kg/小时，优选为25,000kg/小时至35,000kg/小时，但不限于此。
蒸发器100包含在根据本申请的实施例的热回收装置10中，以使制冷剂流与从外部流动的第一流体流(fluid flow)进行热交换。通过热交换，制冷剂被蒸发，之后，可以以比流入到蒸发器100中的流(a flow)相对高的温度气态流从蒸发器100排出。在上述情况中，“气态”是指这样的一种状态，其中，在制冷剂流的总成分(total element)中富含气体成分流(gas element flow)，例如，指这样的一种状态，其中，气态成分流对制冷剂流的总成分(total element)的摩尔分数为0.9至1.0。
例如，流入到蒸发器100中的第一流体流W1可以是废热流或通过冷凝器的冷凝水流。例如，废热流可以是放热反应器的制冷剂，但不限于此。在本实施例中，特别地，可以期望使用温度低于100℃，例如50至90℃的处于显热状态下的低位热源的废热流。
例如，制冷剂流F5和诸如废热流等的第一流体流W1等可以通过流体(fluidically)连接管道流入到蒸发器100中。流入的制冷剂流F5和第一流体流W1可以在蒸发器100中相互进行热交换，之后可以分别通过流体连接的管道从蒸发器100排出。
作为示例，从蒸发器100排出的制冷剂流F1的温度和流入到蒸发器100中的第一流体流W1的温度可以满足以下公式3。
[公式3]
1℃≤TEin-TEout≤20℃
在公式3中，TEin表示流入到蒸发器100中的第一流体流W1的温度，TEout表示从蒸发器100排出的制冷剂流F1的温度。
也就是说，从蒸发器100排出的制冷剂流F1的温度与流入到蒸发器100中的第一流体流W1的温度之间的差TEin-TEout可以控制在1至20℃，例如1至15℃，2至20℃，1至10℃或2至10℃的范围内。
从蒸发器100排出的制冷剂流F1的温度和流入到蒸发器100中的第一流体流W1的温度满足公式3，从而通过使用温度低于100℃，例如50～90℃的处于显热状态下的低位热源的废热来产生高温蒸汽。
从蒸发器100排出的制冷剂流F1的温度和流入到蒸发器100中的第一流体流W1的温度没有特别限制在满足公式3的范围内，并且可以根据应用的工艺的类型和条件进行各种控制。作为示例，流入到蒸发器100中的第一流体流W1的温度可以为60℃至100℃，例如70℃至90℃，80℃至95℃，80℃至85℃或83℃至87℃，但不特别限于此。此外，从蒸发器100排出的制冷剂流F1的温度可以是60℃至100℃，例如60℃至95℃，65℃至90℃，65℃至95℃或70℃至85℃但不特别限于此。
在这种情况下，与制冷剂流热交换然后从蒸发器100排出的流体流W2的温度可以是60℃至100℃，例如60℃至95℃，65℃至90℃，65℃至95℃或70℃至85℃，但不特别限于此。
此外，流入到蒸发器100中的制冷剂流F5可以低于流入到蒸发器100中的流体流W1的温度，例如，可以为40℃至90℃，40℃至80℃或73℃至77℃，但不限于此。
分别流入到蒸发器100中的制冷剂流F5和从蒸发器100排出的制冷剂流F1的压力可以根据制冷剂的类型和操作条件而变化，且没有特别限制。例如，分别流入到蒸发器100中的制冷剂流F5和从蒸发器100排出的制冷剂流F1的压力可以为2.0kgf/cm2g至20.0kgf/cm2g，例如2.0kgf/cm2g至10.0kgf/cm2g，或2.1kgf/cm2g至7.0kgf/cm2g，但不限于此。通过将制冷剂流的压力控制在2.0kgf/cm2g至20.0kgf/cm2g，可以容易地控制第一压缩机110的压缩比。通常，根据温度确定压缩机的流出压力(outflow pressure)，但是当流入压力增加时可以将压缩比维持较低。随着压缩比增大，可从低温热源产生高温蒸汽。在这种情况下，性能系数降低。随着压缩比降低，性能系数增加，但难以从低温热源产生高温蒸汽。在上述情况中，压力单位kgf/cm2g表示表压力。
对分别流入到蒸发器100中的第一流体流W1和从蒸发器100排出的第一流体流W2的压力没有特别限制，例如，可以为0.5kgf/cm2g至2.0kgf/cm2g，例如0.7kgf/cm2g至1.5kgf/cm2g，或0.8kgf/cm2g至1.2kgf/cm2g。
另外，流入到蒸发器100中的第一流体流W1的流量可以为50,000kg/小时或大于50,000kg/小时，例如为100,000kg/小时或大于100,000kg/小时，或者为200,000kg/小时或大于200,000kg/小时，优选为250,000kg/小时或大于250,000kg/小时，但不限于此。随着流入到蒸发器100中的第一流体流W1的流量增加，即使将相同的卡路里转移到制冷剂，也能够将在热转移后排出的流体流W2的流出温度维持较高，因此从蒸发器100排出的制冷剂流F1的流出温度可以维持较高。因此，对流入到蒸发器100中的第一流体流W1的流量的上限没有特别限制，并且考虑到装置的效率和经济可行性，可以为例如500,000kg/小时或小于500,000kg/小时，或者350,000kg/小时或小于350,000kg/小时，但不限于此。
在第一循环回路R1中，第一压缩机110可以包含在根据本发明的实施例的热回收装置10中，以压缩从蒸发器100排出的气态制冷剂流F1，并且增加其温度和压力。通过穿过第一压缩机110而被压缩的在比从蒸发器100排出的制冷剂流F1相对较高的温度和压力下的气态制冷剂流FA 2可以流入到将在下面描述的第一冷凝器111中。
例如，从蒸发器100排出的制冷剂流F1可以由流体分配器101分配，并且之后可以通过流体连接的管道流入到第一压缩机110中。流入的制冷剂流FA 1可以由第一压缩机110压缩，并且可以通过流体连接的管道排出(FA 2)。
作为示例，在流体分配器101中分离并流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的压力与从第一压缩机110排出的制冷剂流FA 2的压力的比值可满足以下公式4。
[公式4]
2≤PC1out/PC1in≤5
在公式4中，PC1out表示从第一压缩机110排出的制冷剂流FA 2的压力(巴)，PC1in表示在流体分配器101中分离并流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的压力(巴)。
即，在流体分配器101中分离并且流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的压力与从第一压缩机110排出的制冷剂流FA 2的压力之比PC1out/PC1in可以被控制在2至5的范围内，例如为2至4的范围内，优选为3至4的范围内。比值PC1out/PC1in基于以下情况计算：其中，在流体分配器101中分离并流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的压力和从第一压缩机110排出的制冷剂流FA 2的压力的单位为巴(bar)。对于本领域普通技术人员显而易见的是，当根据测量压力的单位转换的具体(detailed)压力值变化时，压力的比值可能不满足公式4。因此，公式4可以包括满足将测量的压力值转换成巴为压力单位时的所有情况。
在流体分配器101中分离并流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的压力与从第一压缩机110排出的制冷剂流FA 2的压力的比满足公式4，从而将通过蒸发器100蒸发的制冷剂压缩以处于高温和高压状态，以具有与通过将在下面描述的第一冷凝器111的流体流热进行热交换的卡路里。
在流体分配器101中分离并流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的压力与从第一压缩机110排出的制冷剂流FA 2的压力的比值没有特别限制在满足公式4的范围内，并且可以根据应用的工艺的类型和条件进行各种控制。作为示例，在流体分配器101中分离并流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的压力可以为2.0kgf/cm2g至20kgf/cm2g，例如2.0kgf/cm2g至10.0kgf/cm2g，或2.1kgf/cm2g至7.0kgf/cm2g，但不限于此。此外，从第一压缩机110排出的制冷剂流FA 2的压力可以为15至30kgf/cm2g，例如18至30kgf/cm2g，或20至30kgf/cm2g，但不限于此。
此外，从第一压缩机110压缩和排出的制冷剂流FA 2的温度可以为110℃至170℃，例如120℃至150℃，或123℃至165℃，但不限于此。
作为第一压缩机110，如果能够压缩气态流，则可以使用本领域公知的各种压缩装置而没有限制。作为示例，第一压缩机110可以是压缩机，但不限于此。
在第一循环回路R1中，第一冷凝器111可以包含在根据本申请的实施例的热回收装置10中，以使从第一压缩机110排出的高温和高压制冷剂流FA 2与从外部流入的第二流体流W3进行热交换。通过热交换，制冷剂可以冷凝并且以比从第一压缩机110排出的制冷剂流FA 2相对低的温度的液态流排出(FA 3)，并且第二流体流W3可以吸收制冷剂正冷凝时产生的潜在热量(latent heat)。在上述情况中，“液态”是指这样一种状态，其中，在制冷剂流的总成分中富含液态成分(liquid element)流，例如，指这样的一种状态，其中，液态成分流对(to)制冷剂流的总成分的摩尔分数为0.9至1.0。
作为示例，流入到第一冷凝器111中的第二流体可以是补充水(makeup water)。在这种情况下，在第一冷凝器111中进行热交换的水可以通过吸收制冷剂正冷凝时产生的潜在热量而蒸发，并且可以以蒸汽状态排出。
例如，从第一压缩机110排出的制冷剂流FA 2和用于热交换制冷剂流的第二流体流W3可以通过流体连接的管道流入到第一冷凝器111中。流入的制冷剂流FA 2和第二流体流W3可以在第一冷凝器111中相互热交换，并且可以分别通过流体管道从第一冷凝器111排出。
对流入到第一冷凝器111中的第二流体流W3的温度和压力没有特别限制。可以允许各种温度和压力下的流体流流入到第一冷凝器中。例如，第二流体流W3可以以110℃至120℃，例如112℃至116℃，或115℃至118℃的温度，且以0.5至0.9kgf/cm2g，例如0.6至0.8kgf/cm2g的压力流入到第一冷凝器111中。
另外，对流入到第一冷凝器111中的第二流体流W3的流量没有特别限制，但是可以为300kg/小时至6,000kg/小时，例如500kg/小时至1,000kg/小时，800kg/小时至2,000kg/小时或900kg/小时至1,100kg/小时。
作为示例，从第一压缩机110排出的制冷剂流FA 2和在第一冷凝器中热交换后的水W4可以以115℃至150℃，例如115℃至145℃，120℃至140℃或115℃至137℃的温度，且以0.5至2.5kgf/cm2g，例如0.7至2.2kgf/cm2g的压力从第一冷凝器111排出。
此外，在第一冷凝器111中与第二流体流W3热交换后的制冷剂流FA 3可以以115℃至145℃，或120℃至145℃，优选为124℃至143℃的温度从第一冷凝器111排出，但不限于此。在第一冷凝器111中与第二流体流W3热交换后的制冷剂流FA 3的压力可以根据制冷剂的类型和操作条件而变化，并且可以从第一冷凝器111排出(FA 3)具有压力，例如，压力为15至30kgf/cm2g，18至29.5kgf/cm2g，或20至29.3kgf/cm2g，但不限于此。
根据本申请的实施例的热回收装置10还可以另外包括储罐300。如图2所示，储罐300可以设置成通过管道流体连接到第一冷凝器111。储罐300是用于供应流入到第一冷凝器111中的流体流的装置。在储罐300中，可以储存流入到第一冷凝器111中的流体，例如水。
从储罐300排出的第二流体流W3沿着管道流入到第一冷凝器111中，并且可以与流入到第一冷凝器111的制冷剂流FA 2进行热交换。在这种情况下，热交换后的流体流W4，例如高温高压水可再次流入到储罐中，并且可以以蒸汽状态被减压和排出。
压降装置112可以包含在热回收装置10中，以膨胀从第一冷凝器111排出的高温高压液体制冷剂流FA 3并降低其温度和压力。包含在热回收装置10中并通过压降装置112的制冷剂流FA 4可以以比从第一冷凝器111排出的制冷剂流相对较低的温度和压力状态再次流入到蒸发器100中。
例如，从第一冷凝器111排出的制冷剂流FA 3可以通过流体连接的管道流入到压降装置112中。流入的制冷剂流可以在压降装置112中膨胀，并且可以以比从第一冷凝器111排出的制冷剂流FA 3相对较低的温度和压力状态通过流体连接的管道排出。作为示例，从压降装置112排出的制冷剂流FA 4可以以40℃至90℃，例如40℃至80℃，或45℃至85℃，优选45℃至77℃的温度从压降装置112排出，但不限于此。此外，从压降装置112排出的制冷剂流FA 4的压力可以根据制冷剂的类型和操作条件而不同地改变，并且可以以2.0kgf/cm2g至10kgf/cm2g，例如2.5kgf/cm2g至8.0kgf/cm2g，或2.2kgf/cm2g至7.0kgf/cm2g的压力从压降装置112排出，优选为2.0kgf/cm2g至6.5kgf/cm2g，但不限于此。
在第一循环回路中，压降装置112例如可以是在从第一冷凝器111排出的制冷剂流FA 3流过的管道处安装的控制阀或涡轮机。
当压降装置112是涡轮机时，涡轮机可以是发电装置，例如可以是能够将流过管道的制冷剂，即流体的的动能转换为电能的水轮机。当使用水轮机时，由第一压缩机110消耗的电力可以由热回收装置10自主地产生，从而提高热回收装置的性能系数。
在第二循环回路R2中，涡轮机120包含在根据本申请的实施例的热回收装置10中，以产生由第一压缩机110使用的电力。当从蒸发器100排出的气态制冷剂流F1流入到涡轮机120中并且其温度和压力降低时，焓(enthalpy)损失，且随着焓损失，在涡轮机120中产生功(work)。在涡轮机120中产生(occur)的功可在压缩时用于上述第一压缩机110中。
在通过涡轮机120时膨胀(expand)并且处于比从蒸发器100排出的制冷剂流F1相对较低的温度和压力的气态状态下的制冷剂流FB 2可流入到将在下面描述的第二冷凝器121中。例如，从蒸发器100排出的制冷剂流F1可以通过上述流体分配器101分配，并且之后，可以通过流体连接的管道流入到涡轮机120中。流入的制冷剂流FB 1可以通过涡轮机120膨胀并且可以通过流体连接的管道排出(FB 2)。
在第二循环回路R2中，第二冷凝器121包含在根据本申请的实施例的热回收装置10中，以冷凝从涡轮机120排出的低温和低压制冷剂流FB 2。通过第二冷凝器121，制冷剂可以冷凝并且可以以比从涡轮机排出的制冷剂流FB 2相对较低的温度和压力的液态流排出(FB 3)。
在第二循环回路R2中，第二压缩机122可以包含在根据本申请实施例的热回收装置10中，以压缩从第二冷凝器121排出的液态制冷剂流FB 3，并且增加其温度和压力。在通过第二压缩机122时被压缩并且处于比从第二冷凝器121排出的制冷剂流FB 3相对较高的温度和压力的气态的状态的制冷剂流FB 4可以流入到流体混合器102中，然后流入上述蒸发器100中。
例如，从第二冷凝器121排出的制冷剂流FB 3可以通过流体连接的管道流入到第二压缩机122中。流入的制冷剂流FB 3可以由第二压缩机122压缩，并且可以通过流体连接的管道排出(FB 4)。
作为示例，从第二冷凝器121排出并流入到第二压缩机122中的制冷剂流FB 3的压力与从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4的压力的比可满足以下公式5。
[公式5]
2≤PC2out/PC2in≤7
在公式5中，PC2out表示从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4的压力(巴)，PC2in表示从第二冷凝器121排出并流入到第二压缩机122中的制冷剂流FB 3的压力(巴)。
即，从第二冷凝器121排出并流入到第二压缩机122中的制冷剂流FB 3的压力与从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4的压力的比值PC2out/PC2in可以控制在2至7，例如2至5，优选为2.5至4.5的范围内。比值PC2out/PC2in基于以下情况计算：其中，从第二冷凝器121排出并流入到第二压缩机122中的制冷剂流FB 3的压力和，从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4的压力的单位为巴(bar)。对于本领域普通技术人员显而易见的是，当根据测量的压力的单位转换的具体压力值变化时，压力的比值可能不满足公式5。因此，公式5可以包括满足将测量的压力值转换成巴为压力单位的所有情况。
由于从第二冷凝器121排出并流入到第二压缩机122中的制冷剂流FB 3的压力与从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4的压力的比值满足公式5，可以执行压缩以产生电力并补偿涡轮机120中的下降的压力。
从第二冷凝器121排出并流入到第二压缩机122中的制冷剂流FB 3的压力与从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4的压力的比值没有特别限制在满足公式5的范围内并且可以根据应用的工艺的类型和条件进行各种控制。作为示例，从第二冷凝器121排出并流入到第二压缩机122中的制冷剂流FB 3的压力可以为0.5kgf/cm2g至3.0kgf/cm2g，例如1.2kgf/cm2g至2.5kgf/cm2g，或1.0kgf/cm2g至2.0kgf/cm2g，但不限于此。此外，从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4的压力可以为2.0kgf/cm2g至20.0kgf/cm2g，例如2.0kgf/cm2g至10.0kgf/cm2g，或2.2kgf/cm2g至7.0kgf/cm2g，但不限于此。
由第二压缩机122压缩然后从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4和从第一循环回路R1的压降装置112排出的制冷剂流FA 4可以在流体混合器102中合并(merge)，并且可以流入到蒸发器100中。
作为第二压缩机122，如果能够压缩液态流，则可以使用本领域公知的各种压缩装置而没有限制。作为示例，第二压缩机122可以是泵，但不限于此。
在根据本申请的实施例的热回收装置10中，通过包含在第一循环回路R1中的蒸发器100，第一压缩机110，第一冷凝器111，和压降装置112的制冷剂流，以及通过包含在第二循环回路R2中的蒸发器100，涡轮机120，第二冷凝器121，和第二压缩机122的制冷剂流分别具有不同的温度和压力特性，并且流入到蒸发器100，第一压缩机110，第一冷凝器111，压降装置112，涡轮机120，第二冷凝器121和第二压缩机122中，或从蒸发器100，第一压缩机110，第一冷凝器111，压降装置112，涡轮机120，第二冷凝器121和第二压缩机122排出，从而根据作为用于产生蒸汽的热源的制冷剂流的温度，压力和状态的变化来使用潜在热量。此外，根据本申请的实施例的热回收装置10可以设定用于使用小于100℃的温度的废热产生蒸汽的最佳温度和压力条件，从而产生以优良的效率产生蒸汽。
作为示例，流入到蒸发器100中的制冷剂流F5可以是液态流，并且制冷剂流中的液态流的体积分数可以是0.8至1.0，例如为0.9至1.0，优选为0.99至1.0。
此外，从第一压缩机110或涡轮机120排出的制冷剂流FA 2或FB 2可以是气态流，并且制冷剂流中的气态流的体积分数可以是0.8至1.0，例如为0.9至1.0，优选为0.99至1.0。
从第一冷凝器111，第二冷凝器121或第二压缩机122排出的制冷剂流FA 3，FB 3或FB 4可以是液态流(liquid flow)，并且制冷剂流中的液态流的体积分数可以是0.8至1.0，例如为0.9至1.0，优选为0.99至1.0。
此外，从降压装置112排出的制冷剂流FA 4可以是液态流，并且制冷剂流中的液态流的体积分数可以为0至0.2，例如0至0.15，优选为0至0.1。
在上文中，体积分数表示液态流或气态流的体积流量(volume flow rate)与流过管道的整个制冷剂流的体积流量的比值。体积流量表示每单位时间流动的流体的体积，并且可以通过以下公式7获得。
[公式7]
体积流量＝Av(m3/s)
在公式7中，A表示管道的横截面积(m2)，v表示制冷剂流的流速(m/s)。
作为示例，根据本申请的另一实施例的热回收装置10包括第一热交换器113。图3是示出根据本申请的另一实施例的热回收装置10的另一示例的示意图。
如图3所示，根据本申请实施例的热回收装置10还包括位于蒸发器100和流体分配器101之间以及第一冷凝器111和压降装置112之间的第一热交换器113。例如，第一热交换器113可以连接到连接在蒸发器100和流体分配器101之间的管道和连接在第一冷凝器111和压降装置112之间的管道。作为示例，第一热交换器113可以流体连接到管道，以允许从蒸发器100排出的制冷剂流F1-1通过第一热交换器113，然后流入到(FA 1)第一压缩机110中并使从第一冷凝器111排出的制冷剂流FA 3-1通过第一热交换器113，然后流入到(FA 3-2)压降装置112中。根据本申请的实施例的热回收装置10包括第一热交换器113，从而防止在等熵压缩制冷剂时产生的一部分制冷剂的蒸发现象。因此，可以增加热回收装置10的热交换效率。在上述情况中，“等熵压缩”是指在保持系统的熵一致的条件下的压缩，例如，可以指在不与系统的周围环境进行热交换的状态下压缩的绝热压缩过程。
图4是示出根据本发明的示例性实施例的制冷剂的温熵图(temperature-entropy)的曲线图。作为示例，如图4所示，通过热回收装置10循环的制冷剂可以是这样的制冷剂：其中，温熵图的饱和蒸汽曲线的切线的斜率具有正斜率。例如，制冷剂的温熵图(横轴为熵(j/kg·K)，纵轴为温度(℃))的饱和蒸汽曲线的切线的斜率在50℃至130℃的温度下可以为1至3。温熵图中的饱和蒸汽曲线指基于图的临界点的图右侧的曲线部分。也就是说，如图4所示，在制冷剂的温熵图中，当制冷剂被等熵压缩(沿图4中的箭头的方向)时，由于制冷剂的饱和蒸汽曲线的切线的斜率具有正斜率，因此存在发生从气相到液相的相变的区段(section)，从而产生第一压缩机110中的一部分制冷剂流蒸发的现象。为了防止制冷剂的部分蒸发现象，根据本申请的实施例的热回收装置10可以包括第一热交换器113，从而提高热回收装置10的热交换效率。
作为制冷剂，可以使用本领域中公知的各种制冷剂，其中，温熵图的饱和蒸汽曲线的切线的斜率具有正值，但不限于此。例如，可以使用选自由R245fa，R1234ze和R1234yf组成的组中的一种或多种制冷剂。
如图3所示，在根据本申请的另一实施例的热回收装置10的第一循环回路R1中，从蒸发器100排出的制冷剂流F1-1流入到第一热交换器113中，然后流入到(FA 1)第一压缩机中，从第一冷凝器111排出的制冷剂FA 3-1流入到第一热交换器113中，然后流入到(FA 3-2)压降装置112中，从蒸发器100排出的制冷剂流F1-1和从第一冷凝器111排出的制冷剂流FA 3-1在第一热交换器113中进行热交换。
作为示例，从第一冷凝器111排出并流入到第一热交换器113中的制冷剂流FA 3-1的温度和从第一热交换器113排出并流入到流体分配器101中的制冷剂流F1-2的温度可以满足以下公式6。
[公式6]
1℃≤TR1in-TR1out≤50℃
在公式6中，TR1in表示从第一冷凝器111排出并流入到第一热交换器113中的制冷剂流FA 3-1的温度，TR1out表示从第一热交换器113排出并流入到流体分配器101中的制冷剂流F1-2的温度。
也就是说，从第一冷凝器111排出并流入到第一热交换器113中的制冷剂流FA 3-1的温度与从第一热交换器113排出并流入到流体分配器101中的制冷剂流F1-2的温度的差TR1in-TR1out可以控制在1至50℃，例如5至45℃，5至50℃，10至45℃，1至40℃或15至35℃的范围内。
从第一冷凝器111排出并流入到第一热交换器113中的制冷剂流FA 3-1的温度与从第一热交换器113排出并流入到流体分配器101中的制冷剂流F1-2的温度满足公式6，从而充分提高流入到第一压缩机110的制冷剂流的温度，以防止上述制冷剂的部分蒸发现象。因此，可以增加热回收装置10的热交换效率。
从第一冷凝器111排出并流入到第一热交换器113中的制冷剂流FA 3-1的温度和从第一热交换器113排出并流入到流体分配器101中的的制冷剂流F1-2的温度没有特别限制在满足公式6的范围内，并且可以根据应用的工艺的类型和条件进行各种控制。作为示例，从第一冷凝器111排出并流入到第一热交换器113中的制冷剂流FA 3-1的温度可以为115℃至150℃，例如118℃至145℃，120℃至148℃或120℃至145℃，但不限于此。此外，从第一热交换器113排出并流入到流体分配器101中的制冷剂流F1-2可以在90℃至150℃，例如90℃至130℃，90℃至120℃，100℃至130℃或90℃至128℃的温度下，流入到流体分配器101中。
作为示例，从第一热交换器113排出并流入到压降装置112中的制冷剂流FA 3-2的温度可以是70℃至120℃，例如为75℃至120℃，或80℃至120℃，但不特别限定于此，从第一压缩机110排出并流入到第一冷凝器111中的制冷剂流FA 2的温度可以为110℃至170℃，例如130℃至150℃，135℃至170℃，或135℃至165℃，但不限于此。
根据本申请的实施例的热回收装置10包括第一热交换器113，从而防止制冷剂在第一压缩机110中部分蒸发的现象。在这种情况下，从第一压缩机110排出的制冷剂流FA 2可以是气态流，并且从第一压缩机110排出的制冷剂流FA 2中的气态流的体积分数可以是0.95至1.0，例如为0.99至1.0，优选为1.0。
作为另一示例，根据本申请的实施例的热回收装置10包括第二热交换器123。图5是根据本申请的又一实施例的热回收装置10的示意图。
如图5所示，根据本申请实施例的热回收装置10还包括位于涡轮机120和第二冷凝器121之间以及第二压缩机122和流体混合器102之间的第二热交换器123。例如，第二热交换器123可以连接到连接在涡轮机120和第二冷凝器121之间的管道以及连接在第二压缩机122和流体混合器102之间的管道。作为示例，第二热交换器123可以流体连接(fludicallyconnected)到管道，以允许从涡轮机120排出的制冷剂流FB 2-1通过第二热交换器123然后流入到(FB 2-2)第二冷凝器121中，并允许从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4-1通过第二热交换器123，然后流入到(FB 4-2)流体混合器102中。
作为示例，从涡轮机120排出的制冷剂流FB 2-1可以在90℃至120℃，例如90℃至115℃，或95℃至112℃的温度下流入到第二热交换器123中，并且从涡轮机排出的制冷剂流FB 2-1可以通过第二热交换器123并且可以在50℃至75℃，例如55℃至70℃，或50℃至70℃的温度下流入到(FB 2-2)第二冷凝器121中，但不限于此。
作为示例，从第二冷凝器121排出的制冷剂流FB 3可以在30℃至50℃，例如35℃至45℃，或35℃至40℃的温度下流入到第二压缩机122中，但不限于此。
此外，从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4-1可以在30℃至50℃，例如35℃至45℃，或35℃至40℃的温度下流入到(FB 4-1)第二热交换器123中，并且从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4-1可以通过第二热交换器123，然后在40℃至70℃，例如45℃至65℃或40℃至65℃的温度下流入到流体混合器102中，然后流入到(FB 4-2)蒸发器100中，但不限于此。
作为又另一示例，如图6所示，根据本申请的实施例的热回收装置10可以既包括第一热交换器113又包括第二热交换器123，并且根据其的效果与上述效果相同。图6是根据本申请的又另一实施例的热回收装置10的示意图。
根据本发明的另一个实施例，提供一种热回收方法。根据示例性实施例的热回收方法可以使用上述热回收装置10来执行。通过这样，如上所述，从工业设置或各种化学工艺，例如，石油化学产品的制造过程，排出的低于100℃的温度的低位热源可以不被浪费，而是用于产生蒸汽，并且所产生的蒸汽可用于各种工艺以减少用于反应器或蒸馏塔的作为外部热源的消耗的高温蒸汽的量，从而最大化节能效率。此外，根据本申请的实施例的热回收方法可以自主地产生由压缩机消耗的功率并且可以减少通过压缩机的制冷剂流的部分蒸发现象，从而以良好的效率回收热。
根据本申请的一个实施方式的热回收方法包括制冷剂循环步骤(step)，第一热交换步骤和第二热交换步骤。
制冷剂循环步骤可以包括第一循环步骤和第二循环步骤。第一循环状态可以是制冷剂通过上述第一循环回路R1循环的阶段，并且第二循环步骤可以是制冷剂通过第二循环回路R2循环的阶段。
作为示例，在第一循环步骤中，使制冷剂流顺序地循环通过蒸发器100，第一压缩机110，第一冷凝器111和压降装置112。例如，在第一循环步骤中，(a-i)可以使制冷剂流流入到蒸发器100中，(a-ii)可以使从蒸发器100排出的制冷剂流F1的一部分流入到第一压缩机110中，(a-iii)，可以使从第一压缩机110排出的制冷剂流FA 2流入到第一冷凝器111中，(a-iv)，可以使从第一冷凝器111排出的制冷剂流FA 3流入到压降装置112中，以及(a-v)可以使从压降装置排出的制冷剂流FA 4再次流入到蒸发器100中。
此外，在第二循环步骤中，使制冷剂流顺序地循环通过蒸发器100，涡轮机120，第二冷凝器121和第二压缩机122。例如，在第二循环步骤中，(b-i)可以使从蒸发器100排出的制冷剂流F1的另一部分流入到涡轮机120中，(b-ii)使从涡轮机120排出的制冷剂流FB 2流入到第二冷凝器121中，(b-iii)使从第二冷凝器121排出的制冷剂流FB 3流入到第二压缩机122中，以及(b-iv)使从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4再次流入到蒸发器100中。
此外，热回收方法包括使流入到蒸发器100中的制冷剂流F5与流入到蒸发器100中的第一流体流W1进行热交换的第一热交换步骤，以及使从第一压缩机排出的制冷剂流FA 2与流入到第一冷凝器中的第二流体流W3进行热交换的第与二热交换步骤。
制冷剂循环步骤，第一热交换步骤和第二热交换步骤可以顺序地执行，或者可以彼此独立地执行，而与顺序无关。此外，由于第一循环步骤的操作(a-i)至(a-v)和第二循环步骤的操作(b-i)至(b-iv)是循环操作，所以当使制冷剂流如上所述进行循环时，可以首先执行任何操作。
作为示例，流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的流量与从蒸发器100排出的制冷剂流F1的整体流量的比值可满足以下公式1。
[公式1]
0.3≤Fc/Fe≤0.5
在公式1中，Fc表示流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的流量，Fe表示从蒸发器100排出的制冷剂流F1的整体流量。
此外，作为示例，流入到涡轮机120中的制冷剂流FB 1的流量与从蒸发器100排出的制冷剂流F1的整体流量的比值可满足以下公式2。
[公式2]
0.5≤Ft/Fe≤0.7
在公式2中，Ft表示在流体分配器101中分离并流入到涡轮机120中的制冷剂流FB 1的流量，Fe表示从蒸发器100排出的制冷剂流F1的整体流量。
流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的流量与从蒸发器100排出的制冷剂流F1的整体流量的比值满足公式1，并且流入到涡轮机120的制冷剂流FB 1的流量与从蒸发器100排出的制冷剂流F1的整体流量的比值满足公式2，从而当根据本申请的实施例的热回收装置10仅使用一个蒸发器时，使得热回收装置具有优良的性能系数。
此外，在根据本申请的实施例的热回收方法中，对从蒸发器100排出的制冷剂流的整体流量，流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的流量和流入到涡轮机120中的制冷剂流FB 1的情况的详细描述与上述关于热回收装置10的描述相同，并且将被省略。
作为示例，在热回收方法中，从蒸发器100排出的制冷剂流F1的温度和流入到蒸发器100中的第一流体流W1的温度可满足以下公式3。
[公式3]
1℃≤TEin-TEout≤20℃
在公式3中，TEin表示流入到蒸发器100中的第一流体流W1的温度，TEout表示从蒸发器100排出的制冷剂流F1的温度。
从蒸发器100排出的制冷剂流F1的温度和流入到蒸发器100的第一流体流W1的温度满足式3，从而使用低温废热，具体地，低于100℃，例如，处于显热状态下的例如50至90℃的低位热源的废热来产生高温蒸汽。关于从蒸发器100排出的制冷剂流F1的温度和流入到蒸发器100中的第一流体流W1的温度的详细描述与关于热回收装置10的上述描述相同，并且将被省略。
此外，在根据本申请的实施例的热回收方法中，流入到第一压缩机110的制冷剂流FA 1的压力与从第一压缩机110排出的制冷剂流FA 2的压力的比值可满足以下公式4。
[公式4]
2≤PC1out/PC1in≤5
在公式4中，PC1out表示从第一压缩机110排出的制冷剂流FA 2的压力(巴)，PC1in表示流入到第一压缩机110中的制冷剂流FA 1的压力(巴)。
流入到第一压缩机110的制冷剂流FA 1的压力与从第一压缩机110排出的制冷剂流FA 2的压力的比值满足公式4，从而将由蒸发器100蒸发的制冷剂压缩成处于高温和高压状态，以具有可与通过将在下面描述的第一冷凝器111的第二流体流W3进行热交换的卡路里。关于流入到第一压缩机110的制冷剂流FA 1的压力和从第一压缩机排出的制冷剂流FA 2的压力的情况的详细描述与上述关于热回收装置10的描述相同，并且将被省略。
从第二冷凝器121排出并流入到第二压缩机122的制冷剂流FB 3的压力与从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4的压力的比值可满足以下公式5。
[公式5]
2≤PC2out/PC2in≤7
在公式5中，PC2out表示从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4的压力(巴，PC2in表示从第二冷凝器121排出并流入到第二压缩机122中的制冷剂流FB 3的压力(巴)。
由于从第二冷凝器121排出并流入到第二压缩机122中的制冷剂流FB 3的压力与从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4的压力的比值满足公式5，可以执行压缩以产生电力并补偿在涡轮机120中下降的压力。对从第二冷凝器121排出并流入到第二压缩机122中的制冷剂流FB 3的压力和从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4的压力的情况的详细描述与上述关于热回收装置10的描述相同，并且将被省略。
另外，在热回收方法中，详细的温度，压力和流量情况与上述关于热回收装置10的情况相同，并且将省略对其的描述。
在根据本发明的另一实施例的热回收方法中，在制冷剂循环步骤中的第一循环步骤和第二循环步骤中的制冷剂可以是温熵图的饱和蒸汽曲线的切线的斜率具有正斜率的制冷剂。例如，水平轴可以是熵(J/kg.K)，垂直轴可以是温度(℃)，并且温熵图的饱和蒸汽曲线的切线的斜率在50℃至130℃的温度下可以为1至3。另外，在这种情况下，第一循环步骤还可以包括使从蒸发器100排出的制冷剂流F1-1流入到第一热交换器113中然后流入到(FA 1)第一压缩机110中，并使从第一冷凝器111排出的制冷剂流FA 3-1流入到第一热交换器113中，然后流入到(FA 3-2)压降装置112中。
在上述情况下，根据本申请的又一实施例的热回收方法还可以包括使从蒸发器100排出的制冷剂流F1-1与从在第一冷凝器111排出的制冷剂流FA 3-1在第一热交换器113中进行热交换的第三热交换步骤。第三热交换步骤可以通过热回收装置10的第一热交换器113进行。因此，如上所述，能够防止在对制冷剂进行等熵压缩时产生的部分蒸发现象，并且能够提高热回收装置10的热交换效率。
作为示例，从第一冷凝器111排出并流入到第一热交换器113中的制冷剂流FA 3-1的温度和从第一热交换器113排出并流入到流体分配器101中的制冷剂流F1-2的温度可以满足以下公式6。
[公式6]
5℃≤TR1in-TR1out≤20℃
在公式6中，TR1in表示从第一冷凝器111排出并流入到第一热交换器113中的制冷剂流FA 3-1的温度，TR1out表示从第一热交换器113排出并流入到流体分配器101中的制冷剂流F1-2的温度。
从第一冷凝器111排出并流入到第一热交换器113中的制冷剂流FA 3-1的温度和从第一热交换器113排出并流入到流体分配器101中的制冷剂流F1-2的温度满足公式6，从而充分提高流入到第一压缩机中的制冷剂流FA 1的温度，以防止上述制冷剂的部分蒸发现象。因此，能够增加热回收装置10的热交换效率。
另外，在第三热交换步骤中，制冷剂流的具体温度，压力和流量情况与上述关于热回收装置10的情况相同，并且将省略对其的描述。
在根据本申请的又一实施例的热回收方法中，第二循环步骤还可以包括使从涡轮机120排出的制冷剂流FB 2-1流入到第二热交换器123中然后流入到(FB 2-2)第二冷凝器121中，并使从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4-1流入到第二热交换器123中，然后流入到(FB 4-2)蒸发器100中。
另外，在上述情况下，热回收方法还可以包括使从涡轮机120排出的制冷剂流FB 2-1与从第二压缩机122排出的制冷剂流FB 4-1在第二热交换器123中进行的第四热交换步骤。
第四热交换步骤可以通过上述热回收装置10的第二热交换器123进行。在第四热交换步骤中，制冷剂流的具体温度，压力和流量情况与上述关于热回收装置10的情况相同，并且将被省略。
在根据本申请的又一实施例的热回收方法中，流入到第一冷凝器111中的第二流体W3可以是补充水。此外，根据本申请的示例性实施例的热回收方法还可以包括将与流入到第一冷凝器111中的制冷剂流进行热交换的水作为蒸汽排出蒸汽产生阶段，其。
此外，作为另一示例，热回收方法还可以包括冷凝和排出从蒸发器100排出的流体流的阶段。
根据本申请的实施例的热回收装置10和热回收方法可以应用于各种石油化工工艺。
例如，在制造正丁醇时碘反应过程的情况下，在该过程中产生的废热的温度为约85℃。在这种情况下，由于浪费约7.6G卡/小时(7.6Gcal/hr)的热量，因此可以应用于碘反应过程。此外，在通过烷基化反应制造异丙基苯的过程的情况下，由于浪费约6.8G卡/小时的热量，因此可以应用于制造异丙基苯的方法。此外，在制造丙烯酸的工艺中，在吸收器中产生的废热的温度为约75℃。在这种情况下，由于浪费约1.6至约3.4G卡/小时的热量，因此可以应用于制造丙烯酸的工艺。
有益效果
根据本申请的实施方式的热回收装置和热回收方法，从工业设置或各种化学过程，例如石油化学品的制造过程排出的低于100℃温度的低位热源可以不浪费，而是用于产生蒸汽，并且所产生的蒸汽用于各种工艺以减少用于反应器或蒸馏塔的作为外部热源的高温蒸汽的消耗量，从而不仅使节能效率最大化，而且自主地产生由压缩机消耗的功率。此外，可以减少通过压缩机的制冷剂流的部分蒸发现象，从而以优良的效率回收热量。
附图说明
图1是常规废热处理装置的示意图；
图2是示出根据本申请的一个实施例的热回收装置的示意图；
图3是根据本申请另一实施例的热回收装置的示意图；
图4是示出根据本申请的示例性实施例的制冷剂的温熵图的曲线图；
图5是根据本申请的又一实施例的热回收装置的示意图；
图6是根据本申请的又另一实施例的热回收装置的示意图；
图7是根据本申请的实例的热回收装置。
具体实施方式
在下文中，将详细描述本申请的实验实例和比较例。然而，本申请的范围不限于以下实施例。
实例1
通过使用图5的热回收装置来产生蒸汽。
使制冷剂1,1,1,3,3-五氟丙烷(R245fa)流入到蒸发器中并循环，以使从所述蒸发器分离的制冷剂流中的一部分顺序地通过压缩机(compressor)，第一冷凝器和压降装置(pressure-dropping device)。具体地，使在69.6℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)且气体体积分数(gas volume fraction)为0.0的状态下的制冷剂流以50,000kg/小时的流量流入到蒸发器中，同时，使在85.0℃，1.0kgf/cm2g(1.96巴)，且气体体积分数为0.0的状态下的废热流以300,000kg/小时的流量流入到蒸发器中以进行热交换。热交换后，废热流在78.2℃，1.0kgf/cm2g(1.96巴)，且气体体积分数为0.0的状态下以300,000kg/小时的流量排出，而制冷剂流以80.0℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)且气体体积分数为1.0的状态排出并流入到流体分配器中。使在流体分配器中分离的制冷剂流以19,000kg/小时的流量流入到压缩机中，并且由压缩机压缩的制冷剂流以125.0℃，20.7kgf/cm2g(21.3巴)且气体体积分数为0.82的状态从压缩机排出。在这种情况下，压缩机中使用的功的量(amount of work)为135583.0W。使从压缩机排出的制冷剂流流入到第一冷凝器中，同时，使在115.0℃，0.7kgf/cm2g(1.67巴)且气体体积分数为0.0的状态下的水以1,000kg/小时的流量流入到第一冷凝器中，并与制冷剂流进行热交换。热交换后，所述水以在115.0℃，0.7kgf/cm2g(1.67巴)且气体体积分数为0.75的状态下的蒸汽排出，制冷剂流冷凝，并且以125.0℃，20.7kgf/cm2g(21.3巴)且气体体积分数为0.0的状态排出，然后流入到控制阀中。这里，在第一冷凝器中冷凝的卡路里为463422.8W。并且，通过控制阀的制冷剂流以75.4℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)且气体体积分数为0.0的状态从控制阀排出，并使该制冷剂流入到流体混合器中。
同时，在流体分配器中分离的制冷剂流的另一部分循环，以顺序地通过涡轮机，第二热交换器，第二冷凝器，泵，第二热交换器和流体混合器。具体地，使在流体分配器中分离的制冷剂流的另一部分以31,000kg/小时的流量流入到涡轮机中，并使从涡轮机排出并流入到第二热交换器中的制冷剂流流入到第二冷凝器中。此外，使从第二冷凝器排出的制冷剂流流入到泵(pump)中，并且使通过所述泵压缩的所述制冷剂流再次流入到第二热交换器中，以与从涡轮机排出且流入到所述第二热交换器的制冷剂流进行热交换，然后允许其流入到流体混合器中。具体地，通过涡轮机膨胀的制冷剂流以63.1℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)且气体体积分数为1.0的状态从涡轮机排出，并使该制冷剂流流入到第二热交换器中。在这种情况下，在涡轮机中产生的功的量为137713.0W。在第二热交换器中与从泵排出的制冷剂流进行热交换的制冷剂流以51.6℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)且气体体积分数为1.0的状态从第二热交换器排出，然后流入到第二冷凝器中并冷凝(condense)。使通过第二冷凝器冷凝且以39.6℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，且气体体积分数为0.0的状态排出的制冷剂流流入到泵中并被压缩。通过(pass through)泵且被压缩的制冷剂流以40.0℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态从泵排出，然后使其流入到第二热交换器中，并与从涡轮机排出且流入到第二热交换器中的制冷剂流进行热交换。从泵排出并流入到第二热交换器中以进行热交换的制冷剂流以46.6℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态从第二热交换器排出，并使其流入到流体混合器中。使从泵排出的制冷剂流和从控制阀排出的制冷剂流在流体混合器中汇合，并以50,000kg/小时的流量再次流入到蒸发器中。
在这种情况下，通过以下公式8来计算热回收装置的性能系数，并于下表1中示出。性能系数表示由热交换介质吸收的卡路里与输入到压缩机的能量的比较，即意味着回收能量的量与输入能量的量的比值。例如，当性能系数为3时，意味着获得三倍的输入电力(input electricity)的卡路里。
[公式8]
在公式8中，Q表示通过第一冷凝器冷凝的卡路里，W表示通过压缩机执行的总功量(由压缩机使用的功的量-由涡轮机产生的功的量)。
实例2
通过使用图7的热回收装置来产生蒸汽。
使制冷剂1,1,1,3,3-五氟丙烷(R245fa)流入到蒸发器中并且循环以使从蒸发器分离的制冷剂流的一部分顺序地通过第一热交换器，压缩机，第一冷凝器，第一热交换器和压降装置。具体地，使在69.6℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态下的制冷剂流以50,000kg/小时的流量流入到蒸发器中，同时，使在85.0℃，1.0kgf/cm2g(1.96巴)，且气体体积分数为0.0的状态下的废热流量以300,000kg/小时的流量流入到蒸发器中以进行热交换。热交换后，废热流在78.2℃，1.0kgf/cm2g(1.96巴)，且气体体积分数为0.0的状态下以300,000kg/小时的流量排出流量，所述制冷剂流以80.0℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为1.0的状态排出，并使其流入到第一热交换器中。使从蒸发器排出并流入到第一热交换器(heat exchanger)中的制冷剂流流入到流体分配器中，以使一部分流入到压缩机中，并且使从压缩机排出的制冷剂流流入到第一冷凝器中，以与通过第一冷凝器的流体流进行热交换。此外，使从第一冷凝器排出的制冷剂流再次流入到第一热交换器中，以与从蒸发器排出且流入到第一热交换器的制冷剂流进行热交换，然后使其流入到控制阀中。具体地，从蒸发器排出并流入到第一热交换器中并进行热交换的制冷剂流以115.0℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为1.0状态从第一热交换器排出，然后使其流入到流体分配器中。在流体分配器中分离之后，使分离的制冷剂流以19,000kg/小时的流量流入到压缩机中，并且由压缩机压缩的制冷剂流以142.3℃，20.6kgf/cm2g(21.3巴)，且气体体积分数为1.0的状态从压缩机排出。在这种情况下，压缩机中使用的功的量为151682.0W。使从压缩机排出的制冷剂流流入到第一冷凝器中，同时，在115.0℃，0.7kgf/cm2g(1.67巴)，且气体体积分数为0.0的状态下的水以1000kg/小时的流量流入到第一冷凝器中，并与制冷剂流进行热交换。在热交换后，水以120.0℃，0.7kgf/cm2g(1.67巴)，且气体体积分数为1.0的状态下的蒸汽排出，冷凝的制冷剂流以124.9.0℃，20.6kgf/cm2g(21.3巴)，且气体体积分数为0.08的状态排出，然后使其流入到第一热交换器中。这里，在第一冷凝器中冷凝的卡路里为620779.0W。从第一冷凝器排出的制冷剂流与从蒸发器排出的制冷剂流在第一热交换器中进行热交换，然后以85.3℃，20.6kgf/cm2g(21.3巴)，且气体体积分数为0.0的状态从第一热交换器排出，，然后流入到控制阀中。另外，制冷剂流以75.4℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.11的状态从控制阀排出，并使其流入到流体混合器中。
同时，在流体分配器中分离的制冷剂流的另一部分循环，以顺序地通过涡轮机，第二热交换器，第二冷凝器，泵，第二热交换器和流体混合器。详细地，使在流体分配器中分离的制冷剂流的另一部分以31,000kg/小时的流量流入到涡轮机中，并使从涡轮机排出并流入到第二热交换器中的制冷剂流流入到第二冷凝器中。此外，使从第二冷凝器排出的制冷剂流流入到泵中，使通过泵压缩的制冷剂流再次流入到第二热交换器中，以与从涡轮机排出并流入到第二热交换器中的制冷剂流进行热交换，然后使其流入到流体混合器中。详细地，通过涡轮机膨胀的制冷剂流以97.6℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，气体体积分数为1.0的状态从涡轮机排出，并使其流入到第二热交换器中。在这种情况下，在涡轮机中产生的功的量为151682.0W。从涡轮机排出并流入到第二热交换器中以与从泵排出的制冷剂流进行热交换的制冷剂流以64.5℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，且气体体积分数为1.0的状态从第二热交换器排出，然后流入到第二冷凝器中并冷凝。使通过第二冷凝器冷凝，并以39.6℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，气体体积分数为0.0的状态从第二冷凝器排出的制冷剂流流入到泵中并压缩。通过泵并被压缩的制冷剂流以40.0℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态从泵排出，然后使其流入到第二热交换器中，并与从涡轮机排出并流入到第二热交换器中的制冷剂流进行热交换。从泵排出并流入到第二热交换器中以进行热交换的制冷剂流以59.5℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态从第二热交换器排出，并使其流入到流体混合器中。使从泵排出的制冷剂流和从控制阀排出的制冷剂流在流体混合器中合并，并以50,000kg/小时的流量再次流入到蒸发器中。
在这种情况下的热回收装置的性能系数示于表1中。
实例3
使从蒸发器排出的制冷剂流流入到流体分配器中并分离。在流体分配器中分离制冷剂流之后，使在流体分配器中分离的制冷剂流的一部分以25,000kg/小时的流量流入到压缩机中，并且使在流体分配器中分离的制冷剂流的另一部分以25,000kg/小时的流量流入到涡轮机中。此外，使流入到第一冷凝器中的水以3,000kg/小时的流量流入其中，并且热交换后的水以115.0℃，0.7kgf/cm2g(1.67巴)，且气体体积分数为0.33的状态下的蒸汽从第一冷凝器排出0。除了上述那些之外，通过与实验实例1相同的方法产生蒸汽。
在这种情况下的热回收装置的性能系数示于表1中。
实例4
使从蒸发器排出的制冷剂流流入流体分配器并分离。在分离流体分配器中的制冷剂流之后，使在流体分配器中分离的一部分制冷剂流以40,000kg/小时的流量流入压缩机并使在流体分配器中分离的另一部分制冷剂流以10,000kg/小时的流量流入涡轮机。此外，使流入第一冷凝器的水以3,000kg/小时的流量流入其中，并将热交换水作为蒸汽以115.0℃，0.7kgf/cm2g的状态从第一冷凝器排出(1.67巴)，和0.53的气体体积分数。除了上述那些之外，通过与实验实施例1相同的方法产生蒸汽。
这种情况下的热回收装置的性能系数示于表2。
实例5
通过使用图7的热回收装置产生蒸汽。
使制冷剂1,1,1,3,3-五氟丙烷(R245fa)流入到蒸发器中并循环，以使在蒸发器中分离的制冷剂流的一部分顺序地通过第一热交换器，压缩机，第一冷凝器，第一热交换器和压降装置。详细地，使在69.6℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，气体体积分数为0.0的状态下的制冷剂流以50,000kg/小时的流量流入到蒸发器中，同时，使在85.0℃，1.0kgf/cm2g(1.96巴)，且气体体积分数为0.0的状态下的废热流以300,000kg/小时的流量流入到蒸发器中以进行热交换。热交换后，废热流以78.2℃，1.0kgf/cm2g(1.96巴)，且气体体积分数为0.0的状态以300,000kg/小时的流量排出，制冷剂流以80.0℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为1.0的状态排出，并使其流入到第一热交换器中。使从蒸发器排出并流入到第一热交换器中的制冷剂流流入到流体分配器中，以使一部分流入到压缩机中，并且使从压缩机排出的制冷剂流流入到第一冷凝器中，以与通过第一冷凝器的流体流进行热交换。此外，使从第一冷凝器排出的制冷剂流再次流入到第一热交换器中，以与从蒸发器排出并流入到第一热交换器中的制冷剂流进行热交换，然后使其流入到控制阀。具体地，从蒸发器排出并流入到第一热交换器中并进行热交换的制冷剂流以110.0℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为1.0的状态从第一热交换器排出，然后使其流入到流体分配器中。在流体分配器中分离制冷剂流之后，使分离的制冷剂流以19,000kg/小时的流量流入到压缩机中，由压缩机压缩的制冷剂流以137.2℃，20.7kgf/cm2g(21.3巴)，且气体体积分数为1.0的状态从压缩机排出。在这种情况下，压缩机中使用的功的量为149916.0W。使从压缩机排出的制冷剂流流入到第一冷凝器中，同时，使在115.0℃，0.7kgf/cm2g(1.67巴)，气体体积分数为0.0的状态下的水以3,000kg/小时的流量流入到第一冷凝器中并与制冷剂流进行热交换。热交换后，水以115.0℃，0.7kgf/cm2g(1.67巴)，且气体体积分数为0.34的状态下的蒸汽排出，冷凝的制冷剂流以125.0℃，20.7kgf/cm2g(21.3巴)，且气体体积分数为0.0的状态排出，然后使其流入到第一热交换器中。这里，在第一冷凝器中冷凝的卡路里为634524.0W。从第一冷凝器排出的制冷剂流与从蒸发器排出的制冷剂流在第一热交换器中进行热交换，然后以88.2℃，20.7kgf/cm2g(21.3巴)，且气体体积分数为0.0的状态从第一热交换器排出，然后流入到控制阀中。此外，制冷剂流以75.4℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.15的状态从控制阀排出，并使其流入到流体混合器中。
同时，在流体分配器中分离的制冷剂流的另一部分循环，以顺序地通过涡轮机，第二热交换器，第二冷凝器，泵，第二热交换器和流体混合器。详细地，使在流体分配器中分离的制冷剂流的另一部分以31,000kg/小时的流量流入到涡轮机中，并使从涡轮机排出并流入到第二热交换器中的制冷剂流流入到第二冷凝器中。此外，使从第二冷凝器排出的制冷剂流流入到泵中，并且使由泵压缩的制冷剂流再次流入到第二热交换器中，以与从涡轮机排出并流入到第二热交换器中的制冷剂流进行热交换，然后允许其流入到流体混合器中。具体地，由涡轮机膨胀的制冷剂流在92.6℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，且气体体积分数为1.0的状态从涡轮机排出，并使其流入到第二热交换器中。在这种情况下，在涡轮机中产生的功的量为149916.0W。从涡轮机排出并流入到第二热交换器中以与从泵排出的制冷剂流进行热交换的制冷剂流以62.6℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，气体体积分数为1.0的状态从第二热交换器排出，然后流入到第二冷凝器中并冷凝。使通过所述第二冷凝器冷凝且以39.6℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，且气体体积分数为0.0的状态排出的制冷剂流流入到泵中并被压缩。通过泵并被压缩的制冷剂流以40.0℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态从泵排出，然后使其流入到第二热交换器中，以与从涡轮机排出并流入到第二热交换器中的制冷剂流进行热交换。从泵排出并流入到第二热交换器中进行热交换的制冷剂流以57.6℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态从第二热交换器排出，并使其流入到流体混合器。使从泵排出的制冷剂流和从控制阀排出的制冷剂流在流体混合器中合并，并以50,000kg/小时的流量再次流入到蒸发器中。
在这种情况下的热回收装置的性能系数示于表2。
实例6
通过使用图7的热回收装置来产生蒸汽。
使制冷剂1,1,1,3,3-五氟丙烷(R245fa)流入到蒸发器中并循环，以允许在蒸发器中分离的制冷剂流的一部分顺序地通过第一热交换器，压缩机，第一冷凝器，第一热交换器和压降装置。详细地，使在69.6℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态下的制冷剂流以50,000kg/小时的流量流入到蒸发器中，同时使在85.0℃，1.0kgf/cm2g(1.96巴)，且气体体积分数为0,0的状态下的废热流以300,000kg/小时的流量流入到蒸发器中以进行热交换。热交换后，废热流在78.2℃，1.0kgf/cm2g(1.96巴)，且气体体积分数为0.0的状态下以300,000kg/小时的流量排出，制冷剂流以80.0℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为1.0的状态排出，并使其流入到第一热交换器中。使从蒸发器排出并流入到第一热交换器中的制冷剂流流入到流体分配器中，以允许制冷剂流的一部分流入到压缩机中，并且使从压缩机排出的制冷剂流流入到第一冷凝器中，以与通过第一冷凝器的流体流进行热交换。此外，使从第一冷凝器排出的制冷剂流再次流入到第一热交换器中，以与从蒸发器排出并流入到第一热交换器中的制冷剂流进行热交换，然后使其流入到控制阀中。具体地，从蒸发器排出并流入到第一热交换器中并进行热交换的制冷剂流以90.0℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为1.0的状态从第一热交换器排出，然后使其流入到流体分布器中。在流体分配器中分配制冷剂流之后，使分离的制冷剂流以19,000kg/小时的流量流入到压缩机中，并且通过压缩机压缩的制冷剂流在125.0℃，20.7kgf/cm2g(21.3巴)，且气体体积分数为0.92的状态从压缩机排出。在这种情况下，压缩机中使用的功的量为141596.0W。使从压缩机排出的制冷剂流流入到第一冷凝器中，同时，使在115.0℃，0.7kgf/cm2g(1.67巴)，且气体体积分数为0.0的状态下的水以3,000kg/小时的流量流入到第一冷凝器中，与制冷剂流进行热交换。热交换后，水以115.0℃，0.7kgf/cm2g(1.67巴)，且气体体积分数为0.28的状态的蒸汽排出，冷凝的制冷剂流以125.0℃，20.7kgf/cm2g(21.3巴)，且气体体积分数为0.0的状态排出，然后使其流入到第一热交换器中。这里，在第一冷凝器中冷凝的(condensed in the condensor)卡路里为520590.8W。从第一冷凝器排出的制冷剂流与从蒸发器排出的制冷剂流在第一热交换器中进行热交换，然后以114.0℃，20.7kgf/cm2g(21.3巴)，且气体体积分数为0.0的状态从第一热交换器排出，然后流入到控制阀中。此外，制冷剂流以75.4℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态从控制阀排出，并使其流入到流体混合器中。
同时，在流体分配器中分离的制冷剂流的另一部分循环，以顺序地通过涡轮机，第二热交换器，第二冷凝器，泵，第二热交换器和流体混合器。详细地，使在流体分配器中分离的制冷剂流的另一部分以31,000kg/小时的流量流入到涡轮机中，并使从涡轮机排出并流入到第二热交换器中的制冷剂流流入到第二冷凝器中。此外，使从第二冷凝器排出的制冷剂流流入到泵中，并且使通过泵压缩的制冷剂流再次流入到第二热交换器中，以与从涡轮机排出并流入到第二热交换器中的制冷剂流进行热交换，然后使其流入到流体混合器中。具体地，由涡轮机膨胀的制冷剂流以72.9℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，且气体体积分数为1.0的状态从涡轮机排出，使其流入到第二热交换器中。在这种情况下，在涡轮机中产生的功的量为141686.0W。从涡轮机排出并流入到第二热交换器中以与从泵排出的制冷剂流进行热交换的制冷剂流以55.2℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，且气体体积分数为1.0的状态从第二热交换器排出，然后流入到第二冷凝器中并冷凝。使通过第二冷凝器冷凝并以39.6℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，且气体体积分数为0.0的状态排出的制冷剂流流入到泵中并压缩。通过泵并被压缩的制冷剂流以40.0℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态从泵排出，然后使其流入到第二热交换器中，以与从涡轮机排出并流入到第二热交换器中的制冷剂流进行热交换。从泵排出并流入到第二热交换器中以进行热交换的制冷剂流以50.2℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态从第二热交换器排出，并使其流入到流体混合器中。使从泵排出的制冷剂流和从控制阀排出的制冷剂流在流体混合器中合并，并以50,000kg/小时的流量(flow rate)再次流入到蒸发器中。
这种情况下的热回收装置的性能系数示于表2。
实例7
通过使用图7的热回收装置来产生蒸汽。
使制冷剂1,1,1,3,3-五氟丙烷(R245fa)流入到蒸发器并循环，以使在蒸发器中分离的制冷剂流的一部分依次通过第一热交换器，压缩机，第一冷凝器，第一热交换器和压降装置。详细地，使在69.6℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴),且气体体积分数为0.0的状态下的制冷剂流以50,000kg/小时的流量流入到蒸发器中，同时，使在85.0℃，1.0kgf/cm2g(1.96巴)，且气体体积分数为0.0的状态下的废热流以300,000kg/小时的流量流入蒸发器以进行热交换。在热交换之后，废热流以78.4℃，1.0kgf/cm2g(1.96巴)，且气体体积分数为0.0的状态下以300,000kg/小时的流量排出，并且制冷剂流以77.0℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为1.0的状态排出，并使其流入到第一热交换器中。使从蒸发器排出并流入第一热交换器的制冷剂流流入到流体分配器中，以使其一部分流入到压缩机中，并且使从压缩机排出的制冷剂流流入到第一冷凝器中，以与通过第一冷凝器的流体流进行热交换。此外，使从第一冷凝器排出的制冷剂流再次流入到第一热交换器中，以与从蒸发器排出并流入到第一热交换器中的制冷剂流进行热交换，然后流入控制阀。具体地，从蒸发器排出并流入到第一热交换器中并进行热交换的制冷剂流以108.2℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，气体体积分数为1.0的状态从第一热交换器排出，然后使其流入到流体分布器中。在流体分配器中分离制冷剂流之后，使分离的制冷剂流以19,000kg/小时的流量流入到压缩机中，并且通过压缩机压缩的制冷剂流以135.4℃，20.7kgf/cm2g(21.3巴)并且气体体积分数为1.0的状态从压缩机排出。在这种情况下，压缩机中使用的功的量为149260.0W。使从压缩机排出的制冷剂流流入到第一冷凝器中，同时，使在115.0℃，0.7kgf/cm2g(1.67巴)，且气体体积分数为0.0的状态下的水以1000kg/小时的流量流入到第一冷凝器中，并与制冷剂流进行热交换。在热交换后，水以120.0℃，0.7kgf/cm2g(1.67巴)且气体体积分数为1.0的状态下的蒸汽排出，冷凝的制冷剂流以125.0℃，20.7kgf/cm2g(21.3巴)，气体体积分数为0.01的状态排出，然后使其流入到第一热交换器中。这里，在第一冷凝器中冷凝的卡路里为620779.0W。从第一冷凝器排出的制冷剂流与从蒸发器排出的制冷剂流在第一热交换器中进行热交换，然后以87.0℃，20.7kgf/cm2g(21.3巴)和气体体积分数为0.0的状态从第一热交换器排出，然后流入控制阀。此外，制冷剂流以75.4℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态从控制阀排出，并使其流入流体混合器中。
同时，在流体分配器中分离的制冷剂流的另一部分循环，以顺序地通过涡轮机，第二热交换器，第二冷凝器，泵，第二热交换器和流体混合器。详细地，使在流体分配器中分离的制冷剂流的另一部分以31,000kg/小时的流量流入涡轮机并使从涡轮机排出并流入第二热交换器的制冷剂流流入到第二冷凝器中。此外，使从第二冷凝器排出的制冷剂流流入泵，并且使由泵压缩的制冷剂流再次流入到第二热交换器中，以与从涡轮机排出并流入第二热交换器中的制冷剂流进行热交换，然后允许其流入到流体混合器中。具体地，由涡轮机膨胀的制冷剂流以90.9℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，且气体体积分数为1.0的状态从涡轮机排出，并使其流入到第二热交换器中。在这种情况下，在涡轮机中产生的功的量为148985.0W。从涡轮机排出并流入第二热交换器以与从泵排出的制冷剂流进行热交换的制冷剂流以62.0℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，且气体体积分数为1.0的状态从第二热交换器排出，然后流入到第二冷凝器中并冷凝。通过第二冷凝器冷凝且以39.6℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，且气体体积分数为0.0的状态从第二冷凝器排出的制冷剂流流入到泵中并压缩。通过泵并被压缩的制冷剂流以40.0℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态从泵中排出，然后使其流入到第二热交换器中，以与从涡轮机排出并流入第二热交换器中的制冷剂流进行热交换。从泵排出并流入第二热交换器进行热交换的制冷剂流以57.0℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态从第二热交换器排出，并使其流入流体混合器中。从泵排出的制冷剂流和从控制阀排出的制冷剂流在流体混合器中合并，并以50,000kg/小时的流量再次流入到蒸发器中。
在这种情况下的热回收装置的性能系数示于表3中。
实例8
通过使用图7的热回收装置来产生蒸汽。
使制冷剂1,1,1,3,3-五氟丙烷(R245fa)流入到蒸发器中并循环，以使在蒸发器中分离的制冷剂流的一部分顺序地通过第一热交换器，压缩机，第一冷凝器，第一热交换器和压降装置。详细地，使在69.6℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态下的制冷剂流以50,000kg/小时的流量流入到蒸发器中，同时，使在85.0℃，1.0kgf/cm2g(1.96巴)，且气体体积分数为0.0的状态下的废热流以300,000kg/小时的流量流入到蒸发器中以进行热交换。热交换后，废热流在78.2℃，1.0kgf/cm2g(1.96巴)，且气体体积分数为0.0的状态下以300,000kg/小时的流量排出，制冷剂流以80.0℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为1.0的状态排出，并使其流入到第一热交换器中。使从蒸发器排出并流入到第一热交换器中的制冷剂流流入到流体分配器中，以使其一部分流入到压缩机中，并且使从压缩机排出的制冷剂流流入到第一冷凝器中，以与通过第一冷凝器的流体流进行热交换。此外，使从第一冷凝器排出的制冷剂流再次流入到第一热交换器中，以与从蒸发器排出并流入到第一热交换器中的制冷剂流进行热交换，然后使其流入到控制阀中。详细地，从蒸发器排出并流入到第一热交换器中并进行热交换的制冷剂流以127.7℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为1.0的状态从第一热交换器排出，然后使其流入到流体分配器中。在流体分配器中分离制冷剂流之后，使分离的制冷剂流以19,000kg/小时的流量流入到压缩机中，并且通过压缩机压缩的制冷剂流以163.9℃，29.3kgf/cm2g(29.7巴)，且气体体积分数为1.0的状态从压缩机排出。在这种情况下，压缩机中使用的功的量为206685.2W。使从压缩机排出的制冷剂流流入到第一冷凝器中，同时，使在137.0℃，2.3kgf/cm2g(3.24巴)，且气体体积分数为0.0的状态下的水以3,000kg/小时的流量流入到第一冷凝器中，并与制冷剂流进行热交换。在热交换后，水以在137.0℃，2.3kgf/cm2g(3.24巴)，且气体体积分数为0.29的状态下的蒸汽排出，冷凝的制冷剂流以142.9℃，29.3kgf/cm2g(29.7巴)，且气体体积分数为0.0的状态排出，然后使其流入到第一热交换器。这里，在第一冷凝器中冷凝的卡路里为515418.0W。从第一冷凝器排出的制冷剂流与从蒸发器排出的制冷剂流在第一热交换器中进行热交换，然后以90.0℃，29.3kgf/cm2g(29.7巴)，且气体体积分数为0.0的状态从第一热交换器排出，然后流入到控制阀中。此外，制冷剂流以75.4℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态从控制阀排出，并使其流入到流体混合器中。
同时，在流体分配器中分离的制冷剂流的另一部分循环，以顺序地通过涡轮机，第二热交换器，第二冷凝器，泵，第二热交换器和流体混合器。详细地，使在流体分配器中分离的制冷剂流的另一部分以31,000kg/小时的流量流入到涡轮机中并使从涡轮机排出并流入到第二热交换器中的制冷剂流流入到第二冷凝器中。此外，使从第二冷凝器排出的制冷剂流流入到泵中，使由泵压缩的制冷剂流再次流入到第二热交换器中，以与从涡轮机排出并流入到第二热交换器中的制冷剂流进行热交换，然后使其流入到流体混合器。详细地，通过涡轮机膨胀的制冷剂流以110.1℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，且气体体积分数为1.0的状态从涡轮机排出，并使其流入到第二热交换器中。在这种情况下，在涡轮机中产生的功的量为156742.0W。从涡轮机排出并流入到第二热交换器中以与从泵排出的制冷剂流进行热交换的制冷剂流以69.3℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，且气体体积分数为1.0的状态从第二热交换器排出，然后流入到第二冷凝器中并冷凝。使通过第二冷凝器冷凝且以39.6℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，且气体体积分数为0.0的状态从第二冷凝器冷凝排出的制冷剂流流入到泵中并被压缩。通过泵并被压缩的制冷剂流以40.0℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态从泵排出，然后使其流入到第二热交换器中，以与从涡轮机排出并流入到第二热交换器中的制冷剂流进行热交换。从泵排出并流入到第二热交换器中进行热交换的制冷剂流以64.3℃，6.2kgf/cm2g(7.1巴)，且气体体积分数为0.0的状态从第二热交换器排出，并使其流入到流体混合器中。从泵排出的制冷剂流和从控制阀排出的制冷剂流在流体混合器中合并，并以50,000kg/小时的流量再次流入到蒸发器中。
在这种情况下的热回收装置的性能系数示于表3中。
比较例1
除了使从蒸发器排出的全部制冷剂流流入到压缩机中而不流入流体分配器之外，使用与实验实例1相同的方法来产生蒸汽。
详细地，使在75.4℃，7.1kgf/cm2g且气体体积分数为0.0的状态下的制冷剂流入到蒸发器中，使在85.0℃，1.0kgf/cm2g，且气体体积分数为0.0的状态下的废热流以300,000kg/小时的流量流入到蒸发器中以进行热交换。热交换后，废热流在81.2℃，1.0kgf/cm2g且气体体积分数为0.0的状态下以300,000kg/小时的流量排出，制冷剂流以80.0℃，7.1kgf/cm2g，且气体体积分数为1.0的状态排出，并流入到压缩机中。此外，通过压缩机压缩的制冷剂流以125.0℃，21.3kgf/cm2g，且体体积分数为0.82的状态从压缩机排出。在这种情况下，压缩机中使用的功的量为214078.6W。使从压缩机排出的制冷剂流流入到第一冷凝器中，同时，使在115.0℃，0.7kgf/cm2g，且气体体积分数为0.0的状态下的水以1,800kg/小时的流量流入到第一冷凝器中，并与制冷剂流进行热交换。在热交换之后，水以在120.0℃，0.7kgf/cm2g且气体体积分数为1.0的状态下的蒸汽排出，制冷剂流被冷凝并以120.0℃，21.3kgf/cm2·g，且气体体积分数为0.0的状态排出，然后流入到控制阀。此外，通过控制阀的制冷剂流以75.4℃，7.1kgf/cm2g，且气体体积分数为0.0的状态从控制阀排出，并使其再次流入到蒸发器。
计算这种情况下的热回收装置的性能系数，并示于表4中。
比较例2
通过使用图7的热回收装置来产生蒸汽。
使制冷剂1,1,1,3,3-五氟丙烷(R245fa)流入到蒸发器中并循环，以使在蒸发器中分离的制冷剂流的一部分顺序地通过第一热交换器，压缩机，第一冷凝器，第一热交换器和压降装置。详细地，使在47.1℃，2.2kgf/cm2g(3.14巴)，且气体体积分数为0.34的状态下的制冷剂流以50,000kg/小时的流量流入到蒸发器中，同时，使在85.0℃，1.0kgf/cm2g(1.96巴)，且气体体积分数为0.0的状态下的废热流以300,000kg/小时的流量流入到蒸发器中以进行热交换。热交换后，废热流在83.8℃，1.0kgf/cm2g(1.96巴)，且气体体积分数为0.0的状态以300,000kg/小时的流量排出，制冷剂流以80.0℃，2.2kgf/cm2g(3.14巴)，且气体体积分数为1.0的状态排出，并使其流入第一热交换器中。使从蒸发器排出并流入到第一热交换器中的制冷剂流流入到流体分配器中，以使其一部分流入到压缩机中，并且使从压缩机排出的制冷剂流流入到第一冷凝器中，以与通过第一冷凝器的流体流进行热交换。此外，使从第一冷凝器排出的制冷剂流再次流入到第一热交换器中，以与从蒸发器排出并流入到第一热交换器中的制冷剂流进行热交换，然后使其流入控制阀。详细地，从蒸发器排出并流入第一热交换器并进行热交换的制冷剂流以101.8℃，2.2kgf/cm2g(3.14巴)，且气体体积分数为1.0的状态从第一热交换器排出，然后使其流入到流体分配器中。在流体分配器中分离制冷剂流之后，使分离的制冷剂流以19,000kg/小时的流量流入压缩机中，并且通过压缩机压缩的制冷剂流以149.1℃，20.7kgf/cm2g(21.3巴)，气体体积分数为1.0的状态从压缩机排出。在这种情况下，压缩机中使用的功的量为260853.5W。使从压缩机排出的制冷剂流流入到第一冷凝器中，同时，使在115.0℃，0.7kgf/cm2g(1.67巴)，且气体体积分数为0.0的状态下的水以1000kg/小时的流量流入到第一冷凝器中，并与制冷剂流进行热交换。在热交换后，水以在120.0℃，0.7kgf/cm2g(1.67巴)，且气体体积分数为1.0的状态下的蒸汽排出，冷凝的制冷剂流以125.0℃，20.7kgf/cm2g(21.3巴)，气体体积分数为0.14的状态排出，然后使其流入到第一热交换器中。这里，在第一冷凝器中冷凝的卡路里为620778.6W。从第一冷凝器排出的制冷剂流与从蒸发器排出的制冷剂流在第一热交换器中进行热交换，然后以106.8℃，20.7kgf/cm2g(21.3巴)，且气体体积分数为0.0的状态从第一热交换器排出，然后流入到控制阀中。此外，制冷剂流以47.1℃，2.2kgf/cm2g(3.14巴)，且气体体积分数为0.60的状态从控制阀排出，并使其流入到流体混合器中。
同时，在流体分配器中分离的制冷剂流的另一部分循环，以顺序地通过涡轮机，第二热交换器，第二冷凝器，泵，第二热交换器和流体混合器。详细地，使在流体分配器中分离的制冷剂流的另一部分以31,000kg/小时的流量流入到涡轮机中，并且使从涡轮机排出并流入到第二热交换器的制冷剂流流入到第二冷凝器中。另外，使从第二冷凝器排出的制冷剂流流入到泵中，并且使由泵压缩的制冷剂流再次流入到第二热交换器，以与从涡轮机排出并流入到第二热交换器中的制冷剂流进行热交换，然后使其流入到流体混合器中。具体地，通过涡轮机膨胀的制冷剂流以97.8℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，且气体体积分数为1.0的状态从涡轮机排出，并且使其流入到第二热交换器中。在这种情况下，在涡轮机中产生的功的量为34916.2W。从涡轮机排出并流入第二热交换器中与从泵排出的制冷剂流进行热交换的制冷剂流以52.1℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，且气体体积分数为1.0的状态从第二热交换器排出然后流入到第二冷凝器中并冷凝。使通过第二冷凝器冷凝并以39.6℃，1.5kgf/cm2g(2.45巴)，且气体体积分数为0.0的状态从第二冷凝器排出的制冷剂流流入到泵中并被压缩。通过泵并被压缩的制冷剂流以39.6℃，2.2kgf/cm2g(3.14巴)，且气体体积分数为0.0的状态从泵排出，，然后使其流入到第二热交换器中，并与从涡轮机排出并流入到第二热交换器中的制冷剂流进行热交换。从泵排出并流入到第二热交换器中进行热交换的制冷剂流以47.1℃，2.2kgf/cm2g(3.14巴)，且气体体积分数为0.17的状态从第二热交换器排出，并使其流入到流体混合器中。使从泵排出的制冷剂流和从控制阀排出的制冷剂流在流体混合器中合并，并以50,000kg/小时的流量再次流入到蒸发器中。
在这种情况下的热回收装置的性能系数示于表4中。
[表1]
[表2]
[表3]
[表4]

Claims (22)

1.一种热回收装置，包括：
第一循环回路，所述第一循环回路包括通过制冷剂流过的管道流体连接的蒸发器、第一压缩机、第一冷凝器和压降装置；以及
第二循环回路，与所述第一循环回路共用所述蒸发器，并且包括通过制冷剂流过的管道流体连接的蒸发器、涡轮机、第二冷凝器和第二压缩机，
其中，从所述蒸发器排出的制冷剂流流入到流体分配器中，
其中，流入到所述流体分配器中的制冷剂流以所述制冷剂流的一部分流入到所述第一压缩机中且另一部分流入到所述涡轮机中的这样一种方式在所述流体分配器中分离，
其中，从所述第一压缩机排出的制冷剂流流入到所述第一冷凝器中，并且与流入到所述第一冷凝器中的第二流体流进行热交换，
其中，从所述第一冷凝器排出的制冷剂流流入到所述压降装置中，
其中，从所述涡轮机排出的制冷剂流流入到所述第二冷凝器中，
其中，从所述第二冷凝器排出的制冷剂流流入到所述第二压缩机中，
其中，从所述压降装置排出的制冷剂流和从所述第二压缩机排出的制冷剂流流入到流体混合器中并且在其中合并，然后流入到所述蒸发器中，并且
其中，流入到所述蒸发器中的制冷剂流与流入到所述蒸发器中的第一流体流进行热交换。
2.根据权利要求1所述的热回收装置，其中，在所述流体分配器中分离并流入到所述第一压缩机中的制冷剂流的流量与从所述蒸发器排出的制冷剂流的整体流量的比值满足以下公式1：
[公式1]
0.3≤Fc/Fe≤0.5
其中，Fc表示在所述流体分配器中分离并流入到所述第一压缩机中的制冷剂流的流量，Fe表示从所述蒸发器排出的制冷剂流的整体流量。
3.根据权利要求1所述的热回收装置，其中，在所述流体分配器中分离并流入到所述涡轮机中的制冷剂流的流量与从所述蒸发器排出的制冷剂流的整体流量的比值满足以下公式2：
[公式2]
0.5≤Ft/Fe≤0.7
其中，Ft表示在所述流体分配器中分离并流入到所述涡轮机中的制冷剂流的流量，Fe表示从所述蒸发器排出的制冷剂流的整体流量。
4.根据权利要求1所述的热回收装置，其中，从所述蒸发器排出的制冷剂流的温度和流入到所述蒸发器中的第一流体流的温度满足以下公式3：
[公式3]
1℃≤TEin-TEout≤20℃
其中，TEin表示流入到所述蒸发器中的第一流体流的温度，TEout表示从所述蒸发器排出的制冷剂流的温度。
5.根据权利要求1所述的热回收装置，其中，在所述流体分配器中分离并流入到所述第一压缩机中的制冷剂流的压力与从所述第一压缩机排出的制冷剂流的压力的比值满足以下公式4：
[公式4]
2≤PC1out/PC1in≤5
其中，PC1out表示从所述第一压缩机排出的制冷剂流的压力(巴)，PC1in表示在所述流体分配器中分离并流入到所述第一压缩机中的制冷剂流的压力(巴)。
6.根据权利要求1所述的热回收装置，其中，从所述第二冷凝器排出并流入到所述第二压缩机中的制冷剂流的压力与从所述第二压缩机排出的制冷剂流的压力的比值满足以下公式5：
[公式5]
2≤PC2out/PC2in≤7
其中，PC2out表示从所述第二压缩机排出的制冷剂流的压力(巴)，PC2in表示从所述第二冷凝器排出并流入到所述第二压缩机中的制冷剂流的压力(巴)。
7.根据权利要求1所述的热回收装置，其中，所述制冷剂是温熵图的饱和蒸汽曲线的切线的斜率具有正斜率的制冷剂。
8.根据权利要求7所述的热回收装置，还包括第一热交换器，所述第一热交换器流体连接到在所述蒸发器与所述流体分配器之间的管道和在所述第一冷凝器与所述压降装置之间的管道，
其中，从所述蒸发器排出的制冷剂流流入到所述第一热交换器中，然后流入到所述流体分配器中，
其中，从所述第一冷凝器排出的制冷剂流流入到所述第一热交换器中，然后流入到所述压降装置中，并且
其中，从所述蒸发器排出的制冷剂流与从所述第一冷凝器排出的制冷剂流在所述第一热交换器中进行热交换。
9.根据权利要求8所述的热回收装置，其中，从所述第一冷凝器排出并流入到所述第一热交换器中的制冷剂流的温度与从所述第一热交换器排出并流入到所述流体分配器中的制冷剂流的温度满足以下公式6：
[公式6]
1℃≤TR1in-TR1out≤50℃
其中，TR1in表示从所述第一冷凝器排出并流入到所述第一热交换器中的制冷剂流的温度，TR1out表示从所述第一热交换器排出并流入到所述流体分配器中的制冷剂流的温度。
10.根据权利要求1所述的热回收装置，还包括第二热交换器，所述第二热交换器流体连接到在所述涡轮机与所述第二冷凝器之间的管道和在所述第二压缩机与所述流体混合器之间的管道，
其中，从所述涡轮机排出的制冷剂流流入到所述第二热交换器中，然后流入到所述第二冷凝器中，
其中，从所述第二压缩机排出的制冷剂流流入到所述第二热交换器中，然后流入到所述流体混合器中，并且
其中，从所述涡轮机排出的制冷剂流与从所述第二压缩机排出的制冷剂流在所述第二热交换器中进行热交换。
11.一种热回收方法，包括：
制冷剂循环步骤，包括第一循环步骤和第二循环步骤，所述第一循环步骤为：使制冷剂流流入到蒸发器中、使从所述蒸发器排出的制冷剂流的一部分流入到第一压缩机中、使从所述第一压缩机排出的制冷剂流流入到第一冷凝器中、使从所述第一冷凝器排出的制冷剂流流入到压降装置中，并且使从所述压降装置排出的制冷剂流流入到所述蒸发器中，所述第二循环步骤为：使从所述蒸发器排出的制冷剂流的另一部分流入到涡轮机中、使从所述涡轮机排出的制冷剂流流入到第二冷凝器中、使从所述第二冷凝器排出的制冷剂流流入到第二压缩机中，并且使从所述第二压缩机排出的制冷剂流流入到所述蒸发器中；
第一热交换步骤，使流入到所述蒸发器中的制冷剂流与流入到所述蒸发器中的第一流体流进行热交换；以及
第二热交换步骤，使从所述第一压缩机排出的制冷剂流与流入到所述第一冷凝器中的第二流体流进行热交换。
12.根据权利要求11所述的热回收方法，其中，流入到所述第一压缩机中的制冷剂流的流量与从所述蒸发器排出的制冷剂流的整体流量的比值满足以下公式1：
[公式1]
0.3≤Fc/Fe≤0.5
其中，Fc表示流入到所述第一压缩机中的制冷剂流的流量，Fe表示从所述蒸发器排出的制冷剂流的整体流量。
13.根据权利要求11所述的热回收方法，其中，流入到所述涡轮机中的制冷剂流的流量与从所述蒸发器排出的制冷剂流的整体流量的比值满足以下公式2：
[公式2]
0.5≤Ft/Fe≤0.7
其中，Ft表示流入到所述涡轮机中的制冷剂流的流量，Fe表示从所述蒸发器排出的制冷剂流的整体流量。
14.根据权利要求11所述的热回收方法，其中，从所述蒸发器排出的制冷剂流的温度和流入到所述蒸发器中的第一流体流的温度满足以下公式3：
[公式3]
1℃≤TEin-TEout≤20℃
其中，TEin表示流入到所述蒸发器中的第一流体流的温度，TEout表示从所述蒸发器排出的制冷剂流的温度。
15.根据权利要求11所述的热回收方法，其中，流入到所述第一压缩机中的制冷剂流的压力与从所述第一压缩机排出的制冷剂流的压力的比值满足以下公式4：
[公式4]
2≤PC1out/PC1in≤5
其中，PC1out表示从所述第一压缩机排出的制冷剂流的压力(巴)，PC1in表示流入到所述第一压缩机中的制冷剂流的压力(巴)。
16.根据权利要求11所述的热回收方法，其中，从所述第二冷凝器排出并流入到所述第二压缩机中的制冷剂流的压力与从所述第二压缩机排出的制冷剂流的压力的比值满足以下公式5：
[公式5]
2≤PC2out/PC2in≤7
其中，PC2out表示从所述第二压缩机排出的制冷剂流的压力(巴)，PC2in表示从所述第二冷凝器排出并流入到所述第二压缩机中的制冷剂流的压力(巴)。
17.根据权利要求11所述的热回收方法，其中，所述制冷剂是温熵图的饱和蒸汽曲线的切线的斜率具有正斜率的制冷剂。
18.根据权利要求17所述的热回收方法，其中，所述第一循环步骤还包括使从所述蒸发器排出的制冷剂流流入到第一热交换器中，然后流入到所述第一压缩机中，并且使从所述第一冷凝器排出的制冷剂流流入到所述第一热交换器中，然后流入到所述压降装置中。
19.根据权利要求18所述的热回收方法，还包括使从所述蒸发器排出的制冷剂流与从所述第一冷凝器排出的制冷剂流在所述第一热交换器中进行热交换的第三热交换步骤。
20.根据权利要求18所述的热回收方法，其中，从所述第一冷凝器排出并流入到所述第一热交换器中的制冷剂流的温度与从所述第一热交换器排出并流入到所述流体分配器中的制冷剂流的温度满足以下公式6：
[公式6]
1℃≤TR1in-TR1out≤50℃
其中，TR1in表示从所述第一冷凝器排出并流入到所述第一热交换器中的制冷剂流的温度，TR1out表示从所述第一热交换器排出并流入到所述流体分配器中的制冷剂流的温度。
21.根据权利要求11所述的热回收方法，其中，所述第二循环步骤还包括使从所述涡轮机排出的制冷剂流流入到第二热交换器中，然后流入到所述第二冷凝器中，并且使从所述第二压缩机排出的制冷剂流流入到所述第二热交换器中，然后流入到蒸发器中。
22.根据权利要求21所述的热回收方法，还包括使从所述涡轮机排出的制冷剂流与从所述第二压缩机排出的制冷剂流在所述第二热交换器中进行热交换的第四热交换步骤。
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Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR101878234B1 (ko) * 2016-12-05 2018-07-16 한국에너지기술연구원 고온증기 생산을 위한 증기 주입 히트펌프 시스템
DE102018114762B4 (de) * 2017-07-10 2023-12-28 Hanon Systems Verfahren zum Betreiben einer Klimaanlage eines Kraftfahrzeuges
JP6941076B2 (ja) * 2018-06-05 2021-09-29 株式会社神戸製鋼所 発電方法
US12071866B1 (en) 2023-11-02 2024-08-27 Joel M. Levin Coupled orc heat pump electric generator system

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN1737454A (zh) * 2005-09-08 2006-02-22 上海交通大学 吸收式循环与有机物朗肯循环的联合循环装置
EP1760275A1 (en) * 2004-06-01 2007-03-07 Noboru Masada Highly efficient heat cycle device
US20080168772A1 (en) * 2005-03-29 2008-07-17 Utc Power, Llc Cascaded Organic Rankine Cycles for Waste Heat Utilization
CN202501677U (zh) * 2012-03-01 2012-10-24 浙江大学 有机朗肯循环驱动的蒸气压缩制冷装置
CN102797524A (zh) * 2012-08-28 2012-11-28 西安交通大学 一种中低温余热利用冷/功联产系统

Family Cites Families (27)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS58115268A (ja) 1981-12-28 1983-07-08 三井造船株式会社 ヒ−トポンプ
US4760705A (en) * 1983-05-31 1988-08-02 Ormat Turbines Ltd. Rankine cycle power plant with improved organic working fluid
US4712610A (en) * 1986-11-28 1987-12-15 United Technologies Corporation Chemical heat pipe employing self-driven chemical pump based on a molar increase
JPS63223466A (ja) * 1987-03-11 1988-09-16 三菱重工業株式会社 ヒ−トポンプ
US6332321B1 (en) * 1992-11-09 2001-12-25 Ormat Industries Ltd. Apparatus for augmenting power produced from gas turbines
US5860279A (en) * 1994-02-14 1999-01-19 Bronicki; Lucien Y. Method and apparatus for cooling hot fluids
US6962056B2 (en) 2002-11-13 2005-11-08 Carrier Corporation Combined rankine and vapor compression cycles
SE525918C2 (sv) * 2003-09-10 2005-05-24 Eta Entrans Ab System för värmeförädling
JP4654655B2 (ja) 2004-10-19 2011-03-23 株式会社デンソー 蒸気圧縮式冷凍機
US20060225440A1 (en) * 2005-04-08 2006-10-12 Lin-Yun Chou Refrigeration system and refrigeration method thereof
EP2198217B1 (en) * 2007-10-09 2017-05-10 BE Aerospace, Inc. Thermal control system
KR20070116106A (ko) 2007-10-15 2007-12-06 유티씨 파워 코포레이션 폐열을 이용하기 위한 캐스케이드식 유기 랭킨 사이클
GB2457266B (en) * 2008-02-07 2012-12-26 Univ City Generating power from medium temperature heat sources
US8820079B2 (en) 2008-12-05 2014-09-02 Honeywell International Inc. Chloro- and bromo-fluoro olefin compounds useful as organic rankine cycle working fluids
US8975454B2 (en) 2008-07-31 2015-03-10 Honeywell International Inc. Process for producing 2,3,3,3-tetrafluoropropene
KR101667075B1 (ko) * 2009-04-01 2016-10-17 리눔 시스템즈, 엘티디. 폐열 공조 시스템
US9222372B2 (en) * 2010-06-02 2015-12-29 Dwayne M Benson Integrated power, cooling, and heating apparatus utilizing waste heat recovery
US9816402B2 (en) * 2011-01-28 2017-11-14 Johnson Controls Technology Company Heat recovery system series arrangements
JP5845590B2 (ja) * 2011-02-14 2016-01-20 富士電機株式会社 ヒートポンプ式蒸気生成装置
GB201122142D0 (en) * 2011-12-21 2012-02-01 Venus Systems Ltd Centrifugal compressors
KR101295806B1 (ko) 2012-09-07 2013-08-12 포스코에너지 주식회사 흡수식 히트펌프를 이용하여 발전효율을 개선하기 위한 복합화력 발전시스템 및 그 제어방법
KR101553196B1 (ko) * 2014-03-24 2015-09-14 김유비 유기 랭킨 바이너리 사이클 발전시스템
GB2538092A (en) * 2015-05-07 2016-11-09 Turner David Heat exchanger assisted - refrigeration, cooling and heating
EP3115715B1 (en) * 2015-06-02 2018-04-18 Mitsubishi Electric Corporation Refrigeration cycle system
KR101839781B1 (ko) * 2015-06-18 2018-03-20 주식회사 엘지화학 열 회수 장치
US10280804B2 (en) * 2016-12-29 2019-05-07 Malta Inc. Thermocline arrays
US10436109B2 (en) * 2016-12-31 2019-10-08 Malta Inc. Modular thermal storage

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP1760275A1 (en) * 2004-06-01 2007-03-07 Noboru Masada Highly efficient heat cycle device
US20080168772A1 (en) * 2005-03-29 2008-07-17 Utc Power, Llc Cascaded Organic Rankine Cycles for Waste Heat Utilization
CN1737454A (zh) * 2005-09-08 2006-02-22 上海交通大学 吸收式循环与有机物朗肯循环的联合循环装置
CN202501677U (zh) * 2012-03-01 2012-10-24 浙江大学 有机朗肯循环驱动的蒸气压缩制冷装置
CN102797524A (zh) * 2012-08-28 2012-11-28 西安交通大学 一种中低温余热利用冷/功联产系统

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