JP2003279187A

JP2003279187A - 冷凍装置

Info

Publication number: JP2003279187A
Application number: JP2002085007A
Authority: JP
Inventors: Akira Takahashi; 章高橋; Kazuo Furukawa; 和夫古川
Original assignee: NHK Spring Co Ltd
Current assignee: NHK Spring Co Ltd
Priority date: 2002-03-26
Filing date: 2002-03-26
Publication date: 2003-10-02

Abstract

(57)【要約】【課題】装置を大型化することなく通常の低温域から
超低温域に亘って高出力、高効率を維持することができ
る冷凍装置を提供する。【解決手段】ガスを圧縮する圧縮機１と、圧縮したガ
スを冷却する冷却器３と、冷却されたガスを膨張させる
膨張機２とを備え、膨張により降温した冷却ガスの顕熱
を冷熱源とする第１パイプ５を備えたガスサイクル式冷
却機構Ａと、冷媒ガスを圧縮および凝縮、膨張させ、こ
の冷媒が気化する潜熱を冷熱源とする第２パイプ６を備
えた蒸気圧縮式冷却機構Ｂとを備え、ガスサイクル式冷
却機構Ａにより生成された冷熱源と、蒸気圧縮式冷却機
構Ｂにより生成された冷熱源とを選択的に用いて被冷却
物Ｗを冷却するようにした。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、冷凍や冷蔵、ある
いは被冷却物を常温から超低温域まで冷却して凍結させ
る用途に用いられる冷凍装置に係り、特に、通常の低温
域から超低温域までの広い温度域で冷凍能力を向上させ
る技術に関する。

【０００２】

【従来の技術】従来の冷凍装置としては、蒸気圧縮式冷
凍装置が知られている。この冷凍装置は、冷媒ガスを圧
縮機で圧縮することで液体化し、この液体を気化させる
際に吸収する潜熱を利用するもので、今日の冷凍装置の
主流となっている。また、空気等の冷媒ガスを圧縮機で
圧縮し、圧縮した空気を膨張させたときの顕熱で温度降
下する現象を利用したガスサイクル式冷凍装置も知られ
ている。

【０００３】

【発明が解決しようとする課題】蒸気圧縮式冷凍装置
は、−４０℃程度までの低温域では成績係数（ＣＯＰ）
は高いが、−４０〜−８０℃の超低温域では、成績係数
が低下することが知られている。ここで、成績係数と
は、冷凍装置の冷凍能力と、それを得るために必要な圧
縮機の圧縮仕事量の熱当量との比で表したものである。
蒸気圧縮式冷凍装置では、冷媒を相変化（蒸発）させて
冷熱源を発生させる。ここで、超低温域まで冷媒の蒸発
温度を下げるには、蒸発時の圧力を下げるとともに圧縮
機の圧力比を大きくする必要がある。このため、従来の
蒸気圧縮式冷凍装置では以下の問題があった。

【０００４】圧力比がある程度以上（例えば８倍）大
きくなると、圧縮機の効率が急速に低下する。このた
め、圧縮機を複数段備えて対応せざるを得ない。蒸発
時の圧力がある程度以下になると、圧縮機での冷媒ガス
の吸入が不安定となり、圧縮効率が低下する。蒸発時
の圧力が低くなる程、体積効率が低下する。つまり、低
圧の冷熱源が生成されるので、冷熱生成量が減少する。

【０００５】一方、ガスサイクル式冷凍装置では、冷媒
ガスを液化するものではないので、超低温域での上記の
ような問題はない。しかしながら、ガスサイクル式冷凍
装置では、通常の低温域での成績係数が蒸気圧縮式冷凍
装置と比べるとかなり劣るという欠点がある。そして、
それを補うためには、ガスサイクル式冷凍装置をかなり
大型化する必要があり、その結果、装置の設置スペース
が増大するとともにイニシャルコストやランニングコス
トも増大するという問題がある。したがって、本発明
は、装置を大型化することなく通常の低温域から超低温
域に亘って出力低下が少なく高効率を維持することがで
きる冷凍装置を提供することを目的としている。

【０００６】

【課題を解決するための手段】本発明の冷凍装置は、ガ
スを圧縮する圧縮手段と、圧縮したガスを冷却する冷却
手段と、冷却されたガスを膨張させる膨張手段を備え、
膨張により降温した冷却ガスの顕熱を冷熱源とする第１
供給手段を備えたガスサイクル式冷却機構と、冷媒ガス
を圧縮および凝縮、膨張させ、この冷媒が気化する潜熱
を冷熱源とする第２供給手段を備えた蒸気圧縮式冷却機
構とを備え、ガスサイクル式冷却機構により生成された
冷熱源と、蒸気圧縮式冷却機構により生成された冷熱源
とを選択的に用いて被冷却物を冷却するようにしたこと
を特徴としている。

【０００７】ガスサイクル式冷却機構では、潜熱を利用
しないため、例えば常温近辺といった最適条件での性能
は蒸気圧縮式冷却機構には及ばない。しかしながら、潜
熱を利用しないが故に、最適条件を外れても性能低下が
少なく、超低温域では蒸気圧縮式冷却機構と性能が逆転
することになる。すなわち、ガスサイクル式冷却機構で
は、冷媒を相変化させないため、その内部の各所におけ
る圧力は冷却温度域に拘わらずほぼ一定となり、その体
積効率および出力の変化は殆どない。

【０００８】したがって、上記構成の冷凍装置にあって
は、たとえば−５０℃程度までの通常の低温域では、蒸
気圧縮式冷却機構により生成された冷熱源を被冷却物に
供給し、たとえば−５０〜−８０℃の超低温域では、ガ
スサイクル式冷却機構により生成された冷熱源を被冷却
物に供給することができる。つまり、通常の低温域では
成績係数（ＣＯＰ）の高い蒸気圧縮式冷却機構を用い、
超低温域では成績係数の低下の度合いが小さいガスサイ
クル式冷却機構を用いることにより、通常の低温域から
超低温域の広い温度範囲に亘って高出力、高効率を維持
することができる。

【０００９】ここで、蒸気圧縮式冷却機構で生成された
冷熱源を冷却手段に作用させる第３供給手段を設けると
好適である。この態様によれば、たとえば−４０〜−８
０℃の超低温域においては、ガスサイクル式冷却機構で
生成した冷熱源を被冷却空間に供給している間に、蒸気
圧縮式冷却機構によって生成した冷熱源により、ガスサ
イクル式冷却機構における、より高温の冷媒を冷却する
ことができる。これにより、冷媒の密度が大きくなって
体積効率が上昇し、超低温域での冷凍能力をさらに向上
させることができる。なお、この場合においても、−４
０℃程度までの通常の低温域では、蒸気圧縮式冷却機構
により生成された冷熱源を被冷却物に供給すれば良い。

【００１０】本発明の冷凍装置では、冷熱源の供給先を
第２供給手段と第３供給手段との間で切り替える切替手
段を備えると好適である。これにより、使用温度域、負
荷量に応じて蒸気圧縮式冷却機構とガスサイクル式冷却
機構を適宜使い分けることができ、また、出力調整も可
能である。

【００１１】また、ガスサイクル式冷却機構における圧
縮機を複数備えて冷媒の圧縮を複数段で行うと好適であ
る。このように構成することにより、それぞれの圧縮機
における圧縮比を小さくすることができるので、圧縮効
率を向上させることができる。また、各圧縮機で圧縮さ
れたガスを別個の冷却手段に導入して冷却することも好
適な態様である。なお、ガスの最終的な圧縮を行う圧縮
機は、膨張手段の翼車の回転力（回収動力）を動力とす
るものが好適である。

【００１２】蒸気圧縮式冷却機構の冷媒としては、オゾ
ン層を破壊しない次世代フロン、アンモニアなどが好適
であり、ガスサイクル式冷却機構に用いるガスとしては
空気が一般的である。ただし、本発明はそのようなガス
に限定されるものではなく、任意のものを用いることが
できる。

【００１３】

【発明の実施の形態】１．第１実施形態Ａ．第１実施形態の構成以下、本発明の好適な実施の形態について図１〜７を参
照して説明する。図１は第１実施形態の冷凍装置の概略
を示す図であり、この冷凍装置は、ガスサイクル式冷却
機構Ａと、蒸気圧縮式冷却機構Ｂとから構成されてい
る。まず、ガスサイクル式冷却機構Ａについて説明する
と、図１において符号１は圧縮機（圧縮手段）である。
圧縮機１には、その内部の翼車を回転させるためのモー
タ１０が接続されている。また、圧縮機１には、モータ
１０を介して膨張機（膨張手段）２が接続されている。
膨張機２には翼車が内蔵されている。圧縮機１の翼車の
回転によって圧縮された空気は、膨張機２内に流入し、
その際に翼車を回転させて膨張する。また、その際の翼
車の回転力は、圧縮機１内の翼車の回転動力となる。圧
縮機１および膨張機２の構成は、上記のものに限らず任
意である。圧縮機１としては、往復圧縮機、ロータリー
圧縮機、スクロール圧縮機、スクリュー圧縮機、遠心圧
縮機など各種圧縮機を用いることができ、膨張機２も軸
流タービン、遠心タービンその他任意のものを用いるこ
とができる。

【００１４】図中符号３は冷却器（冷却手段）である。
冷却器３は、圧縮機１により圧縮されて昇温した空気を
冷却するもので、たとえば、クーリングタワーや、ファ
ンを備え冷媒として空気を用いた空冷式のものや、冷媒
として水を用いた水冷式のもの、冷媒にエチレングリコ
ールなどの不凍液を用いたものなどを用いることができ
る。冷却器３で冷却された空気は、熱交換器４に流入
し、そこでさらに冷却されて膨張機２内に流入する。

【００１５】膨張機２には、膨張して降温した冷却空気
（冷熱源）を冷凍庫等の被冷却物Ｗに噴出する第１パイ
プ（第１供給手段）が接続されている。被冷却物Ｗ内の
空気は熱交換器４に流入し、その空気と冷却器３から熱
交換器４内に流入した空気との間で熱交換が行われる。
なお、熱交換器４から流出した空気は、パイプ４０を通
って圧縮機１に戻される。また、本発明は、冷却空気を
被冷却物Ｗに直接供給する態様に限定されるものではな
く、冷凍庫等の内部に設けた配管内に冷却空気を流通さ
せるような構成や、エチレングリコールなどのブライン
を介して被冷却物を冷却する構成を用いることができ
る。

【００１６】次に、蒸気圧縮式冷却機構Ｂは、たとえば
代替フロンやアンモニアガス等の冷媒ガスを圧縮機で圧
縮・凝縮・膨張させ、これを被冷却物Ｗ内で蒸発させて
冷熱源を生成するようになっている。この冷熱源は、第
２パイプ（第２供給手段）６を介して被冷却物Ｗと蒸気
圧縮式冷却機構Ｂとの間を循環するようになっている。
また、冷熱源は、第３パイプ（第３供給手段）７を介し
て冷却器３と蒸気圧縮式冷却機構Ｂとの間を循環するよ
うになっており、冷却器３を通る圧縮空気を冷却するよ
うになっている。この場合、蒸気圧縮式冷却機構Ｂの冷
熱源を被冷却物Ｗに供給する態様としては、冷凍庫等の
内部に設けた配管内に冷熱源を流通させるような構成
や、冷熱源からエチレングリコールなどの不凍液を介し
て被冷却物Ｗを冷却する構成を用いることができる。ま
た、冷熱源を冷却器３に供給する態様としては、上記の
ようなクーリングタワーや空冷式または液冷式の冷却器
に、冷熱源を流通させる配管を施した構成を用いること
ができる。また、第２、第３パイプ６，７には、仕切弁
（切替手段）６０，７０がそれぞれ介装されている。こ
れにより、冷熱源は、被冷却物Ｗか冷却器３のいずれか
一方に供給される。

【００１７】Ｂ．第１実施形態の動作次に、上記構成の冷凍装置の動作について説明する。第
１実施形態の冷凍装置では、以下の３つの態様による運
転を行うことができる。蒸気圧縮式冷却機構Ｂのみを運転するガスサイクル式冷却機構Ａのみを運転する。ガスサイクル式冷却機構Ａを運転し、蒸気圧縮式冷却
機構Ｂの運転で生成した冷熱源を冷却器３に供給する。

【００１８】図２は上記〜の態様で運転したときの
冷却温度（被冷却物Ｗの温度）と成績係数（ＣＯＰ）と
の関係を示す線図である。図２に示すように、の場合
には、通常の低温域では成績係数は優れているが、超低
温域では成績係数はかなり低下する。一方、の場合に
は、超低温域での成績係数はの場合ほど低下しない
が、通常の低温域での成績係数はの場合と比べてかな
り低い。したがって、の曲線との曲線とが交叉する
約−５０℃を境界にして運転を切り替えれば、広い温度
範囲に亘って成績係数を向上させることができる。具体
的には、冷凍温度が−５０℃までの場合には、蒸気圧縮
式冷却機構Ｂのみを運転し、冷凍温度が−８０〜−５０
℃あるいはそれ以下の場合には、ガスサイクル式冷却機
構Ａのみを運転すれば良い。

【００１９】ここで、における運転について説明す
る。の場合には、ガスサイクル式冷却機構Ａを運転し
て被冷却物Ｗに冷熱源を供給し、蒸気圧縮式冷却機構Ｂ
の運転で生成した冷熱源を冷却器３に供給しており、
の場合よりも全体的に成績係数が向上している。このよ
うな現象が生じる理由は下記数１により説明することが
できる。ここで、数１においてＬは圧縮機１の断熱圧縮
仕事量、Ｐ_１は圧縮機１の吸込圧力、Ｐ_２はその吐出圧
力、Ｔ_１は圧縮機１が吸い込む空気の温度、κは圧縮す
る空気の断熱圧縮指数、Ｒはガス定数である。

【００２０】

【数１】

【００２１】数１より圧縮機１の断熱仕事量を低減する
には、圧縮機１が吸い込む空気の温度を下げれば良いこ
とが判る。図１に示す冷凍装置では、冷却器３に流入す
る圧縮空気を冷却器３本来の冷却性能に加えて冷熱源に
よっても冷却するため、熱交換器４に流入する圧縮空気
の温度が低下する。これにより、第１パイプ５を流通し
て熱交換器４で熱交換される空気の温度上昇が抑制さ
れ、圧縮機１に戻る空気の温度が低下する。したがっ
て、における運転では、圧縮機１の断熱圧縮仕事量が
少なくて済むため、成績係数を向上させることができ
る。加えて、被冷却物Ｗに供給する空気自体も温度が低
下しているため、さらに成績係数を向上させることがで
きる。

【００２２】したがって、図２において実線で示すとお
り、約−４０℃を境界にしての運転との運転を切り
替えることにより、広い温度範囲に亘って最高の成績係
数を得ることができる。具体的には、冷凍温度が−４０
℃までの場合には、仕切弁７０を閉め、仕切弁６０を開
けて蒸気圧縮式冷却機構Ｂのみを運転する。また、冷凍
温度が−８０〜−４０℃あるいはそれ以下の場合には、
ガスサイクル式冷却機構Ａを運転して被冷却物Ｗに冷熱
源を供給するとともに、仕切弁７０を開け、仕切弁６０
を閉めて蒸気圧縮式冷却機構Ｂの運転で生成した冷熱源
を冷却器３に供給する。

【００２３】２．第２実施形態図３は本発明の第２実施形態を示すものである。第２実
施形態は、空気の圧縮を２段階で行うとともに、圧縮後
の空気をその都度冷却器で冷却するようにしたものであ
る。なお、図３において第１実施形態と同等の構成要素
には同符号を付してその説明を省略する。図３に示すよ
うに、熱交換器４の下流側には低段圧縮機１ａが接続さ
れている。低段圧縮機１ａは、モータ１０で駆動される
翼車を備え、第１実施形態の圧縮機１の吐出圧力よりも
低い圧力まで空気を圧縮するようになっている。また、
低段圧縮機１ａの下流側には、第２冷却器３ａが接続さ
れている。第２冷却器３ａは、低段圧縮機１ａにより圧
縮されて昇温した空気を冷却するもので、たとえば、ク
ーリングタワーや、ファンを備え冷媒として空気を用い
た空冷式のものや、冷媒として水を用いた水冷式のも
の、冷媒にエチレングリコールなどの不凍液を用いたも
のなどを用いることができる。

【００２４】第２冷却器３ａで冷却された空気は、高段
圧縮機１ｂ内に流入する。後段圧縮機１ｂは、膨張機２
に備えられた翼車の回転により駆動される翼車を備え、
低段圧縮機１ａで圧縮された空気をさらに圧縮して第１
実施例の圧縮機１の吐出圧力と同等の圧力にするように
なっている。低段圧縮機１ａ、高段圧縮機１ｂとして
は、上記のような構成以外に、往復圧縮機、ロータリー
圧縮機、スクロール圧縮機、スクリュー圧縮機、遠心圧
縮機など各種圧縮機を用いることができる。

【００２５】第２実施形態の蒸気圧縮式冷却機構Ｂは、
第３パイプが二股に分岐し（それぞれ符号７ａ，７ｂで
示す）、冷却器３と第２冷却器３ａとに導かれている。
そして、この第２実施形態においても、仕切弁６０，７
０を開閉することにより、冷熱源を被冷却物Ｗか冷却器
３および第２冷却器３ａのいずれか一方に供給するよう
になっている。この場合、蒸気圧縮式冷却機構Ｂの冷熱
源を被冷却物Ｗに供給する態様としては、冷凍庫等の内
部に設けた配管内に冷熱源を流通させるような構成や、
冷熱源からエチレングリコールなどの不凍液を介して被
冷却物Ｗを冷却する構成を用いることができる。また、
冷熱源を冷却器３および第２冷却器３ａに供給する態様
としては、上記のようなクーリングタワーや空冷式また
は液冷式の冷却器に、冷熱源を流通させる配管を施した
構成を用いることができる。

【００２６】上記構成の冷凍装置においては、冷凍温度
がたとえば−４０℃までの場合には、仕切弁７０を閉
め、仕切弁６０を開けて蒸気圧縮式冷却機構Ｂのみを運
転する。また、冷凍温度がたとえば−８０〜−４０℃あ
るいはそれ以下の場合には、ガスサイクル式冷却機構Ａ
を運転して被冷却物Ｗに冷熱源としての冷却空気を供給
するとともに、仕切弁７０を開け、仕切弁６０を閉めて
蒸気圧縮式冷却機構Ｂの運転で生成した冷熱源を冷却器
３および第２冷却器３ａに供給する。これにより、広い
温度範囲に亘って図２の実線に示す最高の成績係数を得
ることができる。

【００２７】特に、上記第２実施形態では、圧縮機を低
段圧縮機１ａと高段圧縮機１ｂにより構成し、それぞれ
で圧縮された空気を第２冷却器３ａおよび冷却器３で冷
却するようにしているから、それぞれの圧縮機における
圧縮比が小さく、しかも吸い込む空気の温度が低いの
で、圧縮効率を大幅に高めることができる。さらに、高
段圧縮機１ｂの駆動を膨張機２の翼車により行っている
ため空圧のバランスが良く、最終的な圧縮空気の圧力を
安定させることができるという利点もある。

【００２８】

【実施例】次に、図２に示す冷凍装置の実機テストを行
なった。図４は、ガスサイクル式冷却機構Ａのみを用い
て、圧縮機１の駆動モータの電流を一定として運転を行
った場合の結果であり、冷凍装置の各構成要素の入口側
と出口側の空気の温度（上段）および圧力（下段）を示
すものである。また、図５は、ガスサイクル式冷却機構
Ａの冷却器３に蒸気圧縮式冷却機構Ｂで生成した冷熱源
を供給し、圧縮機１駆動モータの電流を一定として運転
を行った場合の結果であり、冷凍装置の各構成要素の入
口側と出口側の空気の温度（上段）および圧力（下段）
を示すものである。

【００２９】図４に示すように、冷却器３の出口におけ
る空気の温度は約４０℃、圧縮機１に戻る空気の温度は
約３０℃となっている。これに対して、図５では、蒸気
圧縮式冷却機構Ｂにより冷却器３の能力が向上している
ため、冷却器３の出口における空気の温度は約５℃、圧
縮機１に戻る空気の温度は約−１，５℃となっている。
このため、図５に示す運転での冷凍装置の冷凍能力は図
４の場合と比較して大幅に向上している。

【００３０】図６は、ガスサイクル式冷却機構Ａのみを
用いて、圧縮機１の吐出流量を一定として運転を行った
場合の結果であり、冷凍装置の各構成要素の入口側と出
口側の冷熱源の温度（上段）および圧力（下段）を示す
ものである。また、図７は、ガスサイクル式冷却機構Ａ
の冷却器３に蒸気圧縮式冷却機構Ｂで生成した冷熱源を
供給し、圧縮機１の吐出流量を一定として運転を行った
場合の結果であり、冷凍装置の各構成要素の入口側と出
口側の空気の空気（上段）および圧力（下段）を示すも
のである。

【００３１】図６に示すように、冷却器３の出口におけ
る空気の温度は約４０℃、圧縮機１に戻る空気の温度は
約３０℃となっている。これに対して、図７では、蒸気
圧縮式冷却機構Ｂにより冷却器３の能力が向上している
ため、冷却器１の出口における圧縮空気の温度は約５
℃、圧縮機１に戻る空気の温度は約−１，５℃となって
いる。このため、図７に示す運転での冷凍装置の冷凍能
力は図６の場合と比較して大幅に向上している。

【００３２】

【発明の効果】以上説明したように本発明によれば、ガ
スサイクル式冷却機構により生成された冷熱源と、蒸気
圧縮式冷却機構により生成された冷熱源とを選択的に用
いて被冷却物に供給するようにしているから、装置を大
型化することなく通常の低温域から超低温域に亘って高
出力、高効率を維持することができるという効果が得ら
れる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の第１実施形態の冷凍装置の概略を示
す図である。

【図２】実施形態における冷却温度と成績係数（ＣＯ
Ｐ）との関係を示す図である。

【図３】本発明の第２実施形態の冷凍装置の概略を示
す図である。

【図４】ガスサイクル式冷却機構のみを用い、圧縮機
の駆動モータの電流を一定にして実機テストを行った結
果を示す図である。

【図５】ガスサイクル式冷却機構の冷却器に蒸気圧縮
式冷却機構で発生した冷熱源を供給し、圧縮機の駆動モ
ータの電流を一定にして実機テストを行った結果を示す
図である。

【図６】ガスサイクル式冷却機構のみを用い、圧縮機
の吐出流量を一定にして実機テストを行った結果を示す
図である。

【図７】ガスサイクル式冷却機構の冷却器に蒸気圧縮
式冷却機構で発生した冷熱源を供給し、圧縮機の吐出流
量を一定にして実機テストを行った結果を示す図であ
る。

【符号の説明】

１圧縮機（圧縮手段）２膨張機（膨張手段）３冷却器（冷却手段）４熱交換器５第１パイプ（第１供給手段）６第２パイプ（第２供給手段）７第３パイプ（第３供給手段）６０仕切弁（切替手段）７０仕切弁（切替手段）Ａガスサイクル式冷却機構Ｂ蒸気圧縮式冷却機構Ｗ被冷却物

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】ガスを圧縮する圧縮手段と、圧縮した上
記ガスを冷却する冷却手段と、冷却された上記ガスを膨
張させる膨張手段を備え、膨張により降温した冷却ガス
の顕熱を冷熱源とする第１供給手段を備えたガスサイク
ル式冷却機構と、冷媒ガスを圧縮および凝縮、膨張させ、この冷媒が気化
する潜熱を冷熱源とする第２供給手段を備えた蒸気圧縮
式冷却機構とを備え、上記ガスサイクル式冷却機構により生成された冷熱源
と、上記蒸気圧縮式冷却機構により生成された冷熱源と
を選択的に用いて被冷却物を冷却するようにしたことを
特徴とする冷凍装置。
【請求項２】前記蒸気圧縮式冷却機構で生成された冷
熱源を前記冷却手段に作用させる第３供給手段を設けた
ことを特徴とする請求項１に記載の冷凍装置。
【請求項３】前記冷熱源の供給先を前記第２供給手段
と前記第３供給手段との間で切り替える切替手段を備え
たことを特徴とする請求項２に記載の冷凍装置。
【請求項４】前記ガスサイクル式冷却機構における圧
縮機を複数備えて冷媒ガスの圧縮を複数段で行うことを
特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の冷凍装置。