JP2006220318A

JP2006220318A - 蒸気圧縮式冷凍機システム

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Publication number: JP2006220318A
Application number: JP2005031476A
Authority: JP
Inventors: Ryohei Iwatani; 良平岩谷
Original assignee: IWAYA REITOUKI SEISAKUSHO KK
Current assignee: IWAYA REITOUKI SEISAKUSHO KK
Priority date: 2005-02-08
Filing date: 2005-02-08
Publication date: 2006-08-24

Abstract

【目的】外気温度が低い場合に、省エネルギー化を図りつつ冷媒能力の低下を防止すると共に、液冷媒経路の管路とガス冷媒経路の管路との設置工数を大幅に削減できる。
【構成】蒸気圧縮式冷凍機において、凝縮器２の出口圧力を出口圧力調整弁５によって一定に調整し、熱交換器６の一次回路６１で放熱して再凝縮させる。一次回路６１から流出する冷媒の一部を分流し、さらに第２の膨張弁８によって減圧した液冷媒を、熱交換器６の二次回路６２に導入して、一次回路６１からの放熱を吸熱する。したがって外気温度が低下しても、第１の膨張弁３には年間を通じて安定した圧力の液冷媒が流入するために、冷媒の循環流量（質量）は変化しない。一方外気温度が低下すると圧縮仕事が少なくなるため、省エネルギー化を図りつつ冷却能力の低下を防止することができる。
【選択図】図１

Description

本発明は、蒸気圧縮式冷凍機に関し、特に外気温度の変化に関わらず、蒸発器に流入する冷媒の圧力を一定にする蒸気圧縮式冷凍機システムに関する。

従来から室内の冷房、または製品、水産物、畜産物、若しくは青果類などの他の物品の冷凍や冷却手段として、蒸気圧縮式冷凍機が広く使用されている。この蒸気圧縮式冷凍機の基本構成は、例えば図６に示すように、圧縮機１０１、屋外等に設置した凝縮器１０２、レシーバータンク１１０、膨張弁１０３、及び食品冷凍庫内等に設置した蒸発器１０４等からなり、これらの構成要素が配管で結合され、冷媒が循環する。なお圧縮機１０１の吸入経路には、気液分離器１１４が設けてあり、この圧縮機に液冷媒が流入することを回避している。

次に、図７に示すＰ−ｈ線図を参照しつつ、上述した蒸気圧縮式冷凍機の動作を説明する。すなわち圧縮機１０１によって、点１から点２まで圧縮されて高圧となった冷媒ガスは、凝縮器１０２によって外気等に熱量Ｑ_１を放熱し、外気温度より高いか、あるいは近接する温度まで冷却され、点２からほぼ飽和液状態の点３まで凝縮する。次いで、ほぼ飽和液状態の冷媒は、膨張弁１０３において、点３から冷凍庫内の室温より低い温度に相当する点４の圧力まで減圧して、低温低圧の気液混合状態になる。そしてこの気液混合状態の冷媒は、蒸発器１０４において、冷凍庫内等に収納した食品等から熱量Ｑ_２を吸熱して、点４からほぼ飽和蒸気の状態の点１まで吸熱して蒸発する。すなわち、上述した蒸気圧縮式冷凍機は、蒸発器１０４において、冷凍庫内等に収納した食品等から熱量Ｑ_２を吸収し、この熱量Ｑ_２に圧縮機１０１による圧縮仕事を加えた熱量Ｑ_１を、凝縮器１０２から外気等に放熱することによって、食品等の冷却を可能にする。

また冷凍食品の製造工場や販売店等では、圧縮機１０１や凝縮器１０２等は、通常屋外に設置され、屋内に設置されている冷凍食品の保存庫や展示場等から離れている場合が多い。このため凝縮器１０２から流出した液冷媒は、長いパイプ等からなる液冷媒経路の管路１１１によって、冷凍食品等の保存庫等に設けた膨張弁１０３及び蒸発器１０４に圧送され、またこの蒸発器から流出したガス冷媒も、長いパイプ等からなるガス冷媒の管路１１２を経由して圧縮機１０１に吸引される。

しかるに上述した蒸気圧縮式冷凍機の凝縮器１０２内の凝縮される冷媒圧力は、この凝縮器において冷媒が放熱する外気温度によって影響を受ける。すなわち外気温度が低い場合には、凝縮器１０２内を通過する冷媒は、多くの熱量を外気に放熱して、その冷媒の飽和温度曲線に準じて温度が低下し、これにより圧力が低下する。したがって夜間や冬季等の外気温度が低い場合には、外気温度が高い昼間や夏季に比べて凝縮器１０２内の冷媒圧力は、図７に示す点２ａ〜点３ａの圧力のように、外気温度の低下に比例して大幅に低下してしまう。一方蒸発器１０４における図７の点４〜点１で示す冷媒圧力は、冷凍庫等の設定温度によって決まる。したがって蒸発器おける冷媒圧力が一定の場合には、夜間や冬季において凝縮器１０２内の冷媒圧力が低下すると、膨張弁１０３の前後の冷媒圧力、すなわち点３と点４との圧力差である差圧は、点３ａと点４ａとの圧力差となって大幅に減少する。

そして膨張弁１０３は、いわゆる冷媒の流路面積を絞ったノズルやオリフィス等であるため、この膨張弁を通過する冷媒流量は、この膨張弁の前後の圧力差、すなわち差圧の平方根に比例する。したがって膨張弁１０３の差圧が少ない場合には、この膨張弁を通過する冷媒流量は減少してしまい、蒸気圧縮式冷凍機を循環する冷媒流量（質量）が減少する。このため冬季等の外気温度が低い場合には、蒸気圧縮式冷凍機の冷凍能力が大幅に低下してしまう。なお、凝縮器１０２内の冷媒圧力が低下した場合には、この凝縮器出口の冷媒のエンタルピーが、図７に示す点３ａのように低下し、したがって蒸発器１０４における単位冷媒質量当りの吸熱量が、図７の点４ａから点１までのエンタルピー差で示すように増加する。しかるに上述した蒸気圧縮式冷凍機を循環する冷媒流量の減少による影響の方が大きいため、冷凍能力は大幅に低下する。

さらに圧縮機１０１のガス冷媒の吸入容積は一定であるあるため、蒸気圧縮式冷凍機を循環する冷媒流量が減少すると、この圧縮機の吸入圧力が低下し、ガス冷媒の比容積が増大する。このことはサイクルを循環するガス冷媒の質量が減少することになり、蒸気圧縮式冷凍機が吐出する冷媒流量（質量）が減少して、蒸気圧縮式冷凍機の冷凍能力の減少の原因となる。

そこで従来は、上述した冬季等の外気温度が低下する場合には、冷凍能力の低下を防止するために、凝縮器１０２の放熱量を制限することによって、温度の高い時点の凝縮圧力に近い圧力に制御し、これによって冷凍能力の低下を防ぐ手段が用いられてきた。すなわち外気に放熱する空冷式の凝縮器を有する蒸気圧縮式冷凍機では、凝縮器１０２の送風機１２１の回転数を低減または発停操作して、この凝縮器の放熱量を制御する手段がある。また凝縮器１０２をバイパスする冷媒経路を設け、この凝縮器から流出する凝縮液とバイパスした高温ガス冷媒とを混合することによって、凝縮液温度の低下を抑える手段もある。クーリングタワー等を用いた水冷式の凝縮器を有する蒸気圧縮式冷凍機では、冷却水量を制御して、凝縮器１０２の放熱量を制限する手段がある。またクーリングタワー等で冷却水を循環するものでは、クーリングタワーの冷却ファンの回転数を低減または発停操作して、冷却水の温度の低下を抑制して、凝縮器１０２の放熱量を制限する手段もある。

しかるに上述したような従来の手段には、いずれも次の改良すべき問題があった。すなわち外気温度が低下した場合にも、冷媒の循環流量が減少しないようにするため、凝縮器１０２の圧力を高く維持することによって、膨張弁１０３の差圧を大きく維持する従来の手段は、大気に放熱する能力が増加したにもかかわらず、この能力を減殺して低効率運転をすることになり、夏季等の外気温度が高い場合と同様に、圧縮機１０１において多くの圧縮仕事を費やすことになる。

すなわち冬季等の外気温度が低い場合には、図７の破線に示すように、凝縮器１０２における冷媒の温度及び圧力は、点２〜点３から点２ａ〜点３ａに低下するために、膨張弁１０３から流出した冷媒のエンタルピーも点４から点４ａに低下する。このため蒸発器１０４における吸熱量Ｑ₂は、点４ａから点１までのエンタルピーの差となって増加する。さらに圧縮機１０１における圧縮仕事も、圧力差が点１から点２ａまでのように少なくなるため、大幅に低下する。したがって冬季等の外気温度が低い場合に、上述したような冷媒の循環流量の減少が回避できれば、圧縮機１０１の少ない圧縮仕事によって、蒸発器１０４における吸熱量Ｑ_２を増大できることになる。

そこで外気温度の変化に関わらず、冷媒の循環流量を一定範囲内に安定に制御することによって、冬季等の外気温度が低い場合も、冷凍能力が低下させない手段が望まれる。すなわち冬季等の外気温度が低い場合に、冷媒の循環流量が減少しなければ、上述したように圧縮機１０１における少ない圧縮仕事によって、蒸発器１０４における吸熱量Ｑ₂を増大できるからである。

また上述したように、凝縮器１０２から流出した液冷媒と、蒸発器１０４から流出したガス冷媒は、長いパイプ等からなる液冷媒経路の管路１１１と、ガス冷媒経路の管路１１２とによって、それぞれ膨張弁１０３と圧縮機１０１とに圧送、吸引される。ここで図８に示すように、液冷媒経路の管路１１１とガス冷媒経路の管路１１２とは、通常床に設けた溝１１８（ピットとも呼ばれている。）内や、建屋の壁面や天井等に取り付けた支持部材１１９に、それぞれ断熱材１１６ａ、１１６ｂを巻設して、多数のクランプ１１７ａ、１１７ｂで固定される。

ところが液冷媒経路の管路１１１及びガス冷媒経路の管路１１２が長い場合には、これらを別々に断熱材１１６ａ、１１６ａを巻設すると共に、多数のクランプ１１７ａ、１１７ｂで固定するためには、多大な作業工数を必要とする。特に液冷媒経路の管路１１１等の配管場所は、通常、断熱材１１６ａ等の巻設や、クランプ１１７ａ等を固定するためには作業性が悪い場合が多く、さらに多くの工数が必要になる。そこで、図９に示すように、液冷媒経路の管路１１１及びガス冷媒経路の管路１１２を一緒にして、両者をまとめて断熱材１１６を巻設し、クランプ１１７で両者を一緒にして固定することによって、工数を半減する方法が考えられる。

しかるに凝縮器１０２から流出する温度の高い液冷媒経路の管路１１１と、蒸発器１０４から流出する温度の低いガス冷媒経路の管路１１２とを、一緒にして断熱材１１６を巻設すると、低温のガス冷媒が、温度の高い液冷媒から吸熱して温度が上昇し、このガス冷媒の比容積が増大する。このため圧縮機１０１に吸引される冷媒の流量（質量）が低下して、冷凍能力が低下してしまうことになる。また夏季等の外気温度が３５℃前後と高い場合には、凝縮器１０２から流出する液冷媒の温度は４０〜５０℃にもなるため、ガス冷媒がこの液冷媒から吸熱して、圧縮機１０１の上限吸入ガス温度である１８℃を超えて、圧縮機に内蔵されたモーターの過熱や、吐出ガス温度の上昇をもたらし、潤滑油の劣化や炭化等によって、この圧縮機の寿命の短縮や、故障を引き起こす危険性がある。

したがって、図９に示すように両管路を一緒にして固定する手段は適切でなく、結局図８に示すように、液冷媒経路の管路１１１とガス冷媒経路の管路１１２とを、別々に断熱材１１６ａ、１１６ｂを巻き、かつ別々にクランプ１１７ａ、１１７ｂで固定するという、多大な作業工数を必要とする手段を採らざるを得なかった。

そこで本発明の目的は、外気温度が低い場合にも、省エネルギー化を図りつつ冷媒能力の低下を防止すると共に、液冷媒経路の管路とガス冷媒経路の管路との設置工数を大幅に削減できる蒸気圧縮式冷凍機システムを提供することにある。

本発明による蒸気圧縮式冷凍機システムの特徴は、蒸気圧縮式冷凍機において、凝縮器から流出した高圧冷媒を、出口圧力調整弁によって一定の圧力に減圧し、この減圧後の気液混合冷媒を熱交換器によって冷却して、ガス冷媒成分を再凝縮することにより、外気温度の低下によって凝縮器内の冷媒圧力が低下しても、冷媒流量が減少しないようにしたことにある。そして熱交換器における放熱を、この熱交換器から流出した冷媒の一部を分流して、さらに膨張弁によって低温化した冷媒に吸熱させることにある。

すなわち本発明による蒸気圧縮式冷凍機システムは、圧縮機、凝縮器、第１の膨張弁、蒸発器、及びこれらをこの順序で循環する冷媒を有している。上記凝縮器と蒸発器との間の冷媒経路には、この凝縮器から流出する冷媒を一定の出口圧力に減圧する出口圧力調整弁、及びこの出口圧力調整弁で減圧した冷媒が通過する熱交換器の一次回路がこの順序で設けてある。また上記一次回路と第１の膨張弁との間の冷媒経路には、この冷媒経路を通過する冷媒の一部を分流して、この分流を上記圧縮機の吸入経路に再合流する分流経路が分岐している。上記分流経路には、第２の膨張弁、及びこの第２の膨張弁から流出する冷媒が通過する上記熱交換器の二次回路がこの順序で設けてある。そして上記一次回路を通過する冷媒は、上記二次回路を通過する冷媒に放熱する。

上記分流経路には、上記二次回路の下流位置に、この二次回路から流出する冷媒の入口圧力を一定に調整する入口圧力調整弁を設けることが望ましい。また上記一次回路の冷媒の温度は、１７℃を超えないことが望ましい。さらに上記一次回路から第１の膨張弁に至る液冷媒経路の管路は、上記蒸発器から圧縮機に戻るガス冷媒経路の管路内に設けてあることが望ましい。

ここで「圧縮機」とは、蒸発器から流出するガス冷媒を吸入して、高圧のガス冷媒に圧縮して吐出する装置を意味し、例えば往復型、スクロール型、遠心型、ロータリー型、あるいはスクリュー型が該当する。また「凝縮器」とは、冷媒ガスの熱を他の伝熱媒体に放熱して、液化する熱交換器を意味し、その形式や個数を問わない。「第１の膨張弁」とは、上記凝縮器から流出するほぼ飽和液状態、又は過冷却状態の冷媒を、低温低圧の気液混合冷媒に減圧するものを意味し、例えばノズル、バルブあるいはキャピラリーチューブが該当する。「蒸発器」とは、対象物から吸熱して、液冷媒を蒸発させる熱交換器を意味し、その形式や個数を問わない。「冷媒」とは、本発明による蒸気圧縮式冷凍機システムを循環中に、凝縮器と蒸発器とにおいてガスと液体とに２相変化する媒体を意味し、例えばＲ２２、Ｒ４０４Ａ、Ｒ４１０、Ｒ１３４Ａ、ＮＨ_３が該当する。

さて「出口圧力調整弁」とは、流体の入口圧力が変化しても、出口圧力を一定に保持するバルブを意味する。たとえば流体の入口圧力が上昇したときには、バルブの流路面積を狭めて、通過する流体の差圧を大きくすることによって、出口圧力が上昇することを防止する。逆に流体の入口圧力が減少した場合には、バルブの流路面積を広めて、通過する流体の差圧を小さくすることによって、出口圧力が減少することを防止する。

「第２の膨張弁」とは、上記熱交換器の一次回路から流出する冷媒の一部を分流した冷媒を減圧するものであって、上述した「第１の膨張弁」と同等のものを意味する。「入口圧力調整弁」とは、流入圧力が変化しても、流体の入口圧力を一定に調整するバルブを意味する。たとえば流体の流入圧力が上昇しようとすると、バルブの流路面積を広めて、入口圧力が上昇しないように制御する。逆に流体の流入圧力が下降しようとすると、バルブの流路面積を狭めて、入口圧力が下降しないように制御する。

「一次回路から第１の膨張弁に至る液冷媒経路の管路は、上記蒸発器から圧縮機に戻るガス冷媒経路の管路内に設けてある」とは、径の大きい、例えば円形パイプのガス冷媒経路の管路内に、それより径の小さい、例えば円形パイプの液冷媒経路の管路を挿入した二重管構造を意味し、それぞれの管の断面形状や、材質を問わない。

凝縮器で凝縮したほぼ飽和状態の液冷媒を、出口圧力調整弁によって一定の出口圧力に制御し、かつこの出口圧力調整弁から流出した冷媒のガス成分を熱交換器で冷却して、ほぼ飽和液状態又は、過冷却状態にすることにより、外気温度が低下して凝縮器の出口圧力が低下しても、第１の膨張弁に流入する冷媒圧力は変動せず、このため第１の膨張弁は安定な動作をすることができる。したがって凝縮器を冷却する外気温度が変化しても冷媒の循環流量（質量）が変化することなく、冷凍能力の低下を防止することができる。さらに圧縮機が低圧縮比の運転となるため、圧縮機が消費する動力が減少し、エネルギー効率が向上する。

すなわち冬季等において外気温度が低下すると、上述したように凝縮器から流出する液冷媒の圧力は低下する。しかし凝縮器から流出する液冷媒の圧力が低下しても、上述したように出口圧力調整弁によって、この出口圧力調整弁を流出する冷媒の圧力は、一定に保持されて変化しない。また凝縮器から流出する液冷媒の圧力が低下したときには、上述したように出口圧力調整弁は、バルブの流路面積を広めて出口圧の低下を防止させるため、この出口圧力調整弁を通過する冷媒流量は変化しない。したがって出口圧力調整弁の下流にある第１の膨張弁の差圧も冷媒の流入量も変化しないため、この第１の膨張弁の差圧と冷媒流量とによって決まる冷媒の循環流量は、変化せずに安定制御が継続できる。

ところで出口圧力調整弁を流出する冷媒を冷却せず、そのまま第１の膨張弁で膨脹させると、逆に夏季等の外気温度の高いときには、冷媒の循環流量が低下してしまう。すなわち外気温度が高いと、凝縮器から流出するほぼ飽和液状態の液冷媒のエンタルピーが高いため、この液冷媒を出口圧力調整弁で減圧させると、減圧液中にガス成分が発生し、ガス成分の混合割合が多い気液混合冷媒になってしまう。したがってこの気液混合冷媒を、そのまま第１の膨張弁で膨脹させると、混在する冷媒ガス成分によって、この第１の膨張弁を通過する冷媒流量（質量）が低下し、これによって冷媒の循環流量（質量）が減少し、冷凍能力が低下してしまうことになる。

そこで本発明においては、出口圧力調整弁を流出した冷媒を、熱交換器の一次回路に流入させて、この一次回路において二次回路側を流れる低温の冷媒に放熱させ、混在するガス成分を再凝縮させることによって、ガス成分を有しないほぼ飽和液状態または過冷却状態の液冷媒に冷却する。したがって第１の膨張弁に流入する冷媒は、外気温度の変化に関わらず、常に液冷媒になっているので、第１の膨張弁の差圧と冷媒の流入量とによって決まる冷媒の循環流量（質量）を安定に制御することが可能となる。

次に熱交換器の一次回路を通過する冷媒が放熱する相手として、この一次回路を通過して放熱した冷媒の一部を分流し、この分流を第２の膨張弁で減圧させた冷媒とすることによって、この熱交換器のサイズや製造コストを大幅に低減することができる。すなわち出口圧力調整弁から流出する冷媒が放熱する相手を、たとえば出口圧力調整弁から流出する冷媒の一部を、熱交換器で冷却する前に分流させ、この分流冷媒を第２の膨張弁で減圧した冷媒とすることも可能である。さらには、凝縮器から流出した冷媒の一部を、出口圧力調整弁に流入する前に分流させ、この冷媒を第２の膨張弁で減圧膨脹させた冷媒とすることも考えられる。

しかるにこれらの冷媒は、いずれも温度が高く、高いエンタルピーの状態になっているため、第２の膨張弁で膨脹させると、エンタルピーが高くガス成分の多い冷媒になってしまう。したがってこのようなガス成分の多い冷媒を、放熱の相手に選ぶと、このガス成分によって熱交換器の効率が低下して、この熱交換器のサイズが大型になってしまう。そこで本発明においては、上述したように、熱交換器の一次回路で放熱させてガス成分を再凝縮させた液冷媒の一部を分流させ、この分流を第２の膨張弁で減圧膨脹させた後に熱交換器の二次回路に導入し、この二次回路を流れる冷媒と、一次回路を流れる冷媒とを熱交換させることによって、熱交換器のサイズの小型化と、製造コストの低減とを可能にしている。

なお本発明では上述したように、熱交換器の一次回路から流出した冷媒の一部を分流しているので、第１の膨張弁に流入する残りの冷媒は、その分流の分だけ流量が減少する。しかし後述するように、出口圧力調整弁で一定圧力に減圧した冷媒のガス成分を再凝縮させるためには、それほど多くの冷却熱量を必要としない。したがって、この分流による冷凍能力の影響は少ない。また上述したように、熱交換器で放熱した後に分流した液状の冷媒を吸熱源として使用することによって、熱交換効率が向上するので、この分流の流量をより少なくすることが可能となって、この分流による冷凍能力の影響をさらに少なくすることができる。

次に熱交換器の２次回路を流出した分流冷媒を、入口圧力調整弁で一定の圧力に調整することによって、この２次回路を流出した分流冷媒の圧力を、常に蒸発器を流出する冷媒の圧力より高く保持することができる。したがってこの２次回路を流出した分流冷媒を、蒸発器を流出する冷媒経路に再合流させても、確実にこの分流が流れるようにすることができる。すなわちこの入口圧力調整弁がないと、第２の膨張弁における圧力の低下が大きくなって、熱交換器の２次回路を流出した分流冷媒の圧力が、蒸発器を流出する冷媒の圧力と同等まで低下する場合もあり得る。このような場合には、この熱交換器の２次回路を流出した分流冷媒と、蒸発器を流出する冷媒との圧力差がなくなってしまい、この熱交換器の２次回路を流出した分流を、蒸発器を流出する冷媒経路に再合流させたときに、この分流が流れなくなってしまう可能性があるからである。また入口圧力調整弁によって、熱交換器の２次回路を流出した分流冷媒の圧力を一定にすれば、第２の膨張弁の差圧が一定になり、この第２の膨張弁は安定な動作をすることができる。

次に上述したように熱交換器の一次回路において放熱させて、この放熱後の液冷媒の温度を１７℃を超えないように冷却することによって、この一次回路の下流に位置する第一の膨張弁に至る液冷媒経路の管路と、蒸発器から圧縮機に戻るガス冷媒経路の管路との双方を、互いに密着させて、例えばまとめて断熱材等で覆った上で、一緒にクランプ等で固定することができる。したがって液冷媒経路の管路と、ガス冷媒経路の管路との配管工事の工数を半減させることができる。すなわち両管路を互いに密着させて、まとめて断熱材等で覆った場合には、温度の高い液冷媒から、温度の低いガス冷媒に熱が移動するが、液冷媒の温度を、１７℃を超えないようにしておけば、この液冷媒から温度の低いガス冷媒に熱が移動しても、圧縮機の上限吸入ガス温度である１８℃を超えることはありえず、上述したような圧縮機の過熱や潤滑油の劣化や炭化等によって、この圧縮機の寿命の短縮や、故障を少なくすることができる。

また上述したように、熱交換器の二次回路に放熱した一次回路の冷媒は、ほぼ飽和液状態または過冷却状態の冷媒となるので、この液冷媒を第１の膨張弁に圧送する液冷媒経路の管路の直径を小さくすることができる。一方蒸発器を流出した冷媒は、飽和蒸気よりやや温度が高い過熱蒸気になっているため、このガス冷媒を圧縮機に吸引するガス冷媒経路の管路の直径は、上述した液冷媒経路の管路より大きな径となる。したがって直径の大きいガス冷媒経路の管路内に、それより直径が小さい液冷媒経路の管路を挿入して、二重管構造にすることが容易にできる。

そこでこのような二重管構造にすることによって、外側のガス冷媒経路の管路だけに断熱材等を巻設し、クランプ等で固定するだけで足りるため、配管工事等がより容易になり、さらに作業工数が削減できるようになる。なお液冷媒は、熱交換器の一次回路において放熱して低温化しているため、ガス冷媒に熱が伝わっても、ガス冷媒の温度が過度に上昇することはなく、上述したような圧縮機の不具合が生じることはない。

さらにガス冷媒経路の管路を流れるガス冷媒に、液冷媒経路の管路の外周が直接接触しているために、液冷媒とガス冷媒の間で、熱交換を積極的に行なわせることができる。このため次の効果も期待できる。例えば第１の膨張弁の故障によって、蒸発器に多量の冷媒が流入した場合には、未蒸発の液冷媒が圧縮機に吸入され、この圧縮機を破損させる恐れがある。このような場合には、温度の低いガス冷媒が圧縮機に戻る間に、温度の高い液冷媒経路の管路から吸熱して、この未蒸発の液冷媒を蒸発させることができる。逆に蒸発器に流入する冷媒が過少になった場合には、蒸発器を流出するガス冷媒の温度が、圧縮機の上限吸入ガス温度である１８℃以上になって、圧縮機を破損させる等の恐れがある。このような場合には、液冷媒が例えば１０℃程度であれば、ガス冷媒が圧縮機に戻る間に、液冷媒経路の管路に放熱して、上述した圧縮機の上限吸入ガス温度以下になることが期待される。

図１を参照しつつ本発明による蒸気圧縮式冷凍機システムの構成について説明する。本発明による蒸気圧縮式冷凍機システムは、往復型の圧縮機１、冷媒が外気に放熱する熱交換器である凝縮器、所定の絞り機構を備えた第１の膨張弁３、冷媒が食品等から吸熱する熱交換器である蒸発器４を有し、冷媒Ｒ２２がこれらをこの順序で循環する。凝縮器２と蒸発器４との間の冷媒経路には、この凝縮器から流出する冷媒を一定の出口圧力に減圧する出口圧力調整弁５、及びこの出口圧力調整弁で減圧した冷媒を冷却する熱交換器６の一次回路６１がこの順序で設けてある。

また一次回路６１と第１の膨張弁３との間の冷媒経路には、この冷媒経路を通過する冷媒の一部を分流して、圧縮機１の吸入経路に再合流する分流経路７が分岐している。分流経路７には、第２の膨張弁８、この第２の膨張弁から流出する冷媒が通過する熱交換器６の二次回路６２、及びこの二次回路から流出する冷媒の入口圧力を一定に調整する入口圧力調整弁９がこの順序で設けてある。そして一次回路６１を通過する冷媒は、二次回路６２を通過する冷媒に熱量を放熱する。なお凝縮器２及び蒸発器４には、それぞれ熱交換効率を向上させるための送風ファン２１、４１が設けてある。また凝縮器２と出口圧力調整弁５との間の冷媒経路には、循環する冷媒圧力の過度の変動を抑えるためのレシーバータンク１０が挿入されている。

第１の膨張弁３及び蒸発器４は、屋外等に設けた圧縮機１、凝縮器２、及び熱交換器６から離れた、屋内の冷凍庫内に設置してある。そして熱交換器６の一次回路６１から第１の膨張弁３に至る液冷媒経路と、蒸発器４から圧縮機１に戻るガス冷媒経路とは、それぞれ金属材のパイプからなる管路１１、１２で構成されている。液冷媒経路の管路１１は、密度の高い液冷媒を流すものであるため、小さな直径で足り、一方ガス冷媒経路の管路１２は、密度の低いガス冷媒を流すものであるため、大きな直径にしてある。そして直径の小さな液冷媒経路の管路１１が、直径の大きなガス冷媒経路の管路１２の内に挿設してあり、二重管構造になっている。

次に図２を参照しつつ、本発明による蒸気圧縮式冷凍機システムの動作等について説明する。なお図２は、縦軸が対数表示の冷媒圧力で、横軸が等目盛の冷媒のエンタルピーを示すＰ−ｈ線図であって、冷媒の状態と熱量とを知ることができる。さて冷媒は、圧縮機１によって点１から点２まで圧縮されて、高圧のガス冷媒となって凝縮器２に流入する。高圧のガス冷媒は、凝縮器２において外気に熱量Ｑ_１１を放熱して、点２から点３まで等圧変化をして、ほぼ飽和液状態の液冷媒に凝縮する。凝縮器２から流出した液冷媒は、レシーバーバタンク１０を経由して、出口圧力調整弁５に流入し、点３から点４まで減圧される。

出口圧力調整弁５では、冷媒の入口圧力（点３）が変化しても、出口圧力（点４）が一定になるように制御される。すなわち出口圧力調整弁５は、出口圧力を検知しており、冬季や夜間等において外気温度が下がって冷媒の入口圧力（点３）が低下し、これによって出口圧力（点４）が低下した場合には、流路面積を開いて差圧を減少させ、これによって出口圧力を一定の圧力まで回復させる。逆に外気温度が上がって、出口圧力（点４）が上昇した場合には、流路面積を絞って差圧を増加させ、これにより出口圧力を一定の圧力まで減少させる。なお出口圧力調整弁５の出口圧力は、年間における最低外気温度のときの凝縮圧力より低い圧力に設定する。

ところで出口圧力調整弁５で冷媒を減圧すると、冷媒は点３のほぼ飽和液状態から、ガス成分が含まれる点４の気液混合状態になる。したがってこの気液混合状態の冷媒を、そのまま第１の膨張弁３に導入すると、混合するガス成分によって、この第１の膨張弁を流れる冷媒の流量（質量）が低下してしまう。そこで出口圧力調整弁５から流出した気液混合状態の冷媒（点４）を、熱交換器６内の一次回路６１に導入して、この一次回路で熱量Ｑ_１２を放熱させ、混在するガス成分を再凝縮し、飽和液状態を少し過ぎる過冷却状態の液冷媒（点５）にする。したがって点５の液冷媒は、ガス成分を含んでいないため、出口圧力調整弁５によって圧力を一定に調整しておけば、第１の膨張弁３を流れる冷媒流量（質量）を安定的に制御できる。

熱交換器６内の一次回路６１を流れる冷媒は、この熱交換器内の二次回路６２を流れる冷媒に熱量Ｑ_１２を放熱する。二次回路６２を流れる冷媒は、一次回路６１を流出する点５の過冷却状態の液冷媒の一部を分流経路７に分流させ、さらに第２の膨張弁８によって点７まで減圧した冷媒を使用している。さてこのほぼ飽和液状態の点７の冷媒は、二次回路６２において、一次回路６１を流れる冷媒から熱量Ｑ_１２を吸熱して、点８のほぼ飽和蒸気状態まで蒸発し、入口圧力調整弁９に流入し、この入口圧力調整弁で点８から点１に減圧膨脹して、蒸発器４から戻るガス冷媒に再合流して、圧縮機１に吸引される。

ところで図２に示すように、点４の気液混合状態の冷媒に含まれるガス冷媒成分を、点５の過冷却状態まで再凝縮させる熱量Ｑ_１２は、点４と点５とのエンタルピー差であって、この熱量Ｑ_１２は、分流冷媒を点７から点８まで変化させるための蒸発熱に相当する。ここで単位流量当りについて、点７と点８とのエンタルピー差のほうが、点４と点５とのエンタルピー差よりはるかに大きい。したがって、点４の冷媒に含まれるガス冷媒成分を、点５の過冷却状態まで再凝縮させるためには、少ない流量の分流で足り、蒸発器４に流入する冷媒流量への影響は少ない。

入口圧力調整弁９は、冷媒の入口圧力を一定に調整することによって、この入口圧力調整弁の出口圧力と、圧縮機１の吸込み側に位置する分流の合流点との差圧を確保して、この分流が、確実に合流点に流れるようにしている。すなわち入口圧力調整弁９は、入口圧力を検知し、入口圧力が低下したときには、流路面積を絞って背圧を上昇させて、入口圧力を一定の圧力まで回復する。逆に入口圧力が上昇したときには、流路面積を開いて背圧を降下させて、入口圧力を一定の圧力まで減少させる。また入口圧力調整弁９によって、熱交換器６の２次回路６２を流出した分流冷媒の圧力を一定にすれば、第２の膨張弁８の差圧が一定になり、この第２の膨張弁は安定な動作をすることができる。

以上によって、冬季あるいは夜間等において外気温度が低下して、凝縮器２の冷媒圧力（点２〜点３）が低下しても、出口圧力調整弁５によって、冷媒の出口圧力（点４）は一定に保持されるため、第１の膨張弁３の差圧は変化しない。また出口圧力調整弁５を流出した冷媒は、熱交換器６においてガス成分を含まない点５の液冷媒に冷却される。したがって外気温度が低下しても、循環する冷媒の流量（質量）を一定に維持でき、少ない圧縮仕事によって、冷凍能力が低下するのを防止できる。

図３は、ガス冷媒経路の管路１２内に液冷媒経路の管路１１を挿設した、二重管構造の一例を示している。すなわち直径の小さな円形パイプからなる液冷媒経路の管路１１は、直径の大きな円形パイプからなるガス冷媒経路の管路１２のほぼ中心位置に、サポート部材１５によって支持されている。図４に示すようにサポート部材１５は、円形のリング部材１５ａの外周に、８本の放射状のストラット１５が溶接されており、このストラットの先端には、それぞれガス冷媒経路の管路１２の内周に嵌合するガイド部１５ｃが溶接結合してある。円形のリング部材１５ａの内周には、液冷媒経路の管路１１が挿入可能になっている。

したがって液冷媒経路の管路１１の外周に、所定の軸方向間隔をおいて円形のリング部材１５ａを挿入して、溶接等で両者を固定した上で、ガス冷媒経路の管路１２に内周にガイド部１５ｃを挿入することによって、このガス冷媒経路の管路内に、この液冷媒経路の管路を容易に挿設することができる。なおガス冷媒経路の管路１２内に、液冷媒経路の管路１１を挿設する方法は、上述の構造に限るものではなく、またこのガス冷媒経路の管路内の中心からずれた位置に、この液冷媒経路の管路を設けてもよい。

図５は、図３に示す二重管構造の配管例を示している。すなわち液冷媒経路の管路１１を内部に挿設したガス冷媒経路の管路１２の外周には、断熱材１６が巻設され、その上からクランプ１７によって、床に設けた溝１８内の支持部材１９に固定する。したがって断熱材１６とクランプ１７とは、ガス冷媒経路の管路１２にのみ取り付ければよいため、液冷媒経路の管路１１と別々にして取り付ける従来の手段に比べて、取り付け工数を半減させることができる。

なお液冷媒経路の管路１１に流入する冷媒は、一次回路で放熱させることによって、１０℃のほぼ飽和液状態の冷媒にしてあり、外側を流れるガス冷媒経路の管路１２内のガス冷媒に熱が伝わっても、このガス冷媒の温度が、圧縮機１の上限吸入ガス温度である１８℃以上に上昇する恐れはない。

また液冷媒経路の管路１１の外周は、ガス冷媒経路の管路１２内を流れるガス冷媒に直接接触しているので、両者の熱交換効率を高くすることができる。したがって上述したように、ガス冷媒経路の管路１２内に未蒸発の液冷媒流入した場合には、圧縮機１に戻る間に、この未蒸発の液冷媒を蒸発させることができる。逆にガス冷媒経路の管路１２内に、圧縮機１の推奨上限作動温度である１８℃以上のガス冷媒が流入した場合には、圧縮機１に戻る間に、ガス冷媒の温度をこの圧縮機の推奨上限作動温度以下に冷却することができる。

本発明による蒸気圧縮式冷凍機システムは、冬季等の外気温度が低い場合には、圧縮機の少ない駆動エネルギーによって冷却能力の低下を防止することができ、さらに簡単な構造かつ低コストで製造できるため、各種の工場、オフィス、病院、あるいは家庭等における冷却手段として使用できる。したがって冷凍、冷房、暖房及び加熱システム、並びに冷凍機の構成部品に関わる産業において、広く利用することができる。

蒸気圧縮式冷凍機システムの概略構成図である。蒸気圧縮式冷凍機システムの動作を示すＰ−ｈ線図である。液冷媒とガス冷媒とを圧送等する二重管構造を示す斜視図である。ガス冷媒経路内に液冷媒経路を挿設するサポート部材の斜視図である。二重管構造の取り付け構成を示す断面図である。従来例による蒸気圧縮式冷凍機の概略構成図である。従来例による蒸気圧縮式冷凍機の動作を示すＰ−ｈ線図である。従来例による液冷媒とガス冷媒とを圧送等する配管の取り付け構成を示す断面図である。液冷媒とガス冷媒とを圧送等する配管の他の取り付け構成を示す断面図である。

符号の説明

１、１０１圧縮機
２、１０２凝縮器
３、１０３第１の膨張弁（膨張弁）
４、１０４蒸発器
５出口圧力調整弁
６熱交換器
６１一次回路
６２二次回路
７分流経路
８第２の膨張弁
９入口圧力調整弁
１０レシーバータンク
１１、１１１液冷媒経路の管路
１２、１１２ガス冷媒経路の管路

Claims

圧縮機(1)、凝縮器(2)、第１の膨張弁(3)、蒸発器(4)、及びこれらをこの順序で循環する冷媒を有し、
上記凝縮器(2)と蒸発器(4)との間の冷媒経路には、この凝縮器から流出する冷媒を一定の出口圧力に減圧する出口圧力調整弁(5)、及びこの出口圧力調整弁で減圧した冷媒が通過する熱交換器(6)の一次回路(61)がこの順序で設けてあり、
上記一次回路(61)と第１の膨張弁(3)との間の冷媒経路には、この冷媒経路を通過する冷媒の一部を分流して、上記圧縮機(1)の吸入経路に再合流する分流経路(7)が分岐しており、
上記分流経路(7)には、第２の膨張弁(8)、及びこの第２の膨張弁から流出する冷媒が通過する上記熱交換器(6)の二次回路(62)がこの順序で設けてあり、
上記一次回路(61)を通過する冷媒は、上記二次回路(62)を通過する冷媒に熱量を放熱する
ことを特徴とする蒸気圧縮式冷凍機システム。
請求項１において、上記分流経路(7)には、上記二次回路(62)の下流位置に、この二次回路から流出する冷媒の入口圧力を一定に調整する入口圧力調整弁(9)が設けてあることを特徴とする蒸気圧縮式冷凍機システム。
請求項１または２のいずれかにおいて、上記一次回路(61)から流出する冷媒の温度は、１７℃を超えないことを特徴とする蒸気圧縮式冷凍機システム。
請求項１乃至３のいずれかの１において、上記一次回路(61)から第１の膨張弁(3)に至る液冷媒経路の管路(11)は、上記蒸発器(4)から圧縮機(1)に戻るガス冷媒経路の管路(12)内に設けてあることを特徴とする蒸気圧縮式冷凍機システム。