JP2007003169A - 二酸化炭素を冷媒に使用する冷凍・給湯・暖房装置およびそれに用いる凝縮システム - Google Patents

Abstract

【課題】ＣＯ_２を冷媒に使用した循環型の冷凍・給湯・暖房装置は実用に供することができる。 また、各凝縮器に凝縮促進部を設けて圧縮機の回転数を変動させて凝縮促進を行い、圧縮機の負荷を低減すること。
【解決手段】本凝縮システムは圧縮機で断熱圧縮されたＣＯ_２の高温・高圧ガスの熱を過熱除去部で奪って給湯・暖房に使用し、更に、凝縮部および過冷却部で低温・常圧の飽和液に凝縮する複数の凝縮器を設け、それら凝縮器に複数の冷却材を使用し、低温・常圧の飽和液を膨張させて−５０℃以下の冷凍庫に必要な温度を得ることが可能となる。
【選択図】図１

Description

本発明は冷凍・給湯・暖房装置およびそれに用いる凝縮システムに関するものであり、特に、環境に優しくなるように改良された冷凍・給湯・暖房装置に用いる複数の凝縮器に複数の冷却材を使用する凝縮システムであり、また、それらの凝縮器を用いる冷凍・給湯・暖房装置に関する。

従来、冷凍サイクルに使用されている冷媒は、塩素を含むＨＣＦＣ２２（Ｒ２２）、塩素を含まないアンモニア、ＨＦＣ−１３４ａ（以下Ｒ１３４ａという、自動車、家庭用冷蔵庫に使用）、ＨＦＣ−４０７Ｃ（業務用エアコンに使用）、ＨＦＣ−４１０Ａ（家庭用エアコンに使用）、およびＨＦＣ−４０４Ａ（業務用冷凍・冷蔵庫に使用）などである。
自然界に存在するアンモニアは毒性があり刺激臭が強くて敬遠され、Ｒ２２はオゾン層を破壊し、ＨＦＣ系の冷媒は地球温暖化係数が大きく環境に悪影響があるので、環境に優しい自然界に存在する物質を冷媒に使用する冷凍技術が求められてきた。
また、従来、冷凍装置の凝縮器から排出される熱を水・大気などに放出して利用することはなかった。
二酸化炭素（以下ＣＯ_２という）は自然界に存在し、従来はドライアイスにして冷却材として活用されてきたが、使用後はＣＯ_２ガスとして大気に排出される非循環型の冷却材である。
したがって、冷媒にＣＯ_２を使用する循環型冷凍装置が求められてきた。

しかしながら、ＣＯ_２の臨界温度は３１．３℃、また、標準沸点も−７８．５℃でありＨＦＣ系の冷媒に比べて低い。しかも、従来の空冷式または水冷式凝縮器の冷却材である大気および冷却水の温度は、夏季にはそれぞれ３５℃および３０℃以上になるので、圧縮機で断熱圧縮されたＣＯ_２の高温・高圧ガスを常温・高圧液に、更に低温・常圧液に凝縮するには従来の空冷式および水冷式の凝縮器では不可能である。したがって、ＣＯ_２を使用した循環型の冷凍装置は実現できなかった。
一方、従来の技術でＣＯ_２の高温・高圧ガスの有する熱を水冷式熱交換器で回収するヒートポンプ式の給湯装置は実用化され市販されている。

従来の凝縮器はＪＩＳ規格によると空冷式凝縮器の冷却空気温度が３５℃、水冷式凝縮器の冷却水温度は入り口で３０℃を基準にしている。ＣＯ_２の臨界温度は３１．３℃である。冷却材の温度と臨界温度の差が少ない場合、従来の凝縮器では十分に凝縮することは不可能であるため、効率の良い凝縮システムの開発が課題である。

また、この発明の課題は、圧縮機で圧縮された高温・高圧ガスのＣＯ_２から熱を回収する熱交換器およびその熱を利用する給湯・暖房装置と上記のＣＯ_２を低温・常圧液に凝縮するための凝縮システムを設けた冷凍装置と組み合わせて、冷凍サイクルを連続して行う効率の良い冷凍・給湯・暖房装置を提供することにある。

したがって、臨界温度が３１．３℃のＣＯ_２を約１００〜１３０℃の高温・高圧ガスの状態から十分に凝縮するためには、凝縮システムを過熱除去部、凝縮部および過冷却部の機能別に分けて凝縮作用の効率化を図る必要がある。
そのために複数の凝縮器を使用し、それら凝縮器に適応する複数の冷却材を用いて凝縮能力の向上を図ることが、前記課題の解決手段になる。

解決のための第１の手段は、圧縮機で断熱圧縮された約１００〜１３０℃のＣＯ_２の高温ガスを、約１６〜３０℃の冷却水で約３０〜３６℃まで冷却する第１凝縮器を設けて回収した熱を給湯・暖房装置に使用する。

第２の手段は、第１凝縮器を出た約３０〜３５℃のガス状のＣＯ_２を約１８℃の飽和液まで凝縮するために、冷却材にＨＣＦ−１３４ａ（以下Ｒ１３４ａという）を使用する第２凝縮器を第１凝縮器の下流に直列に接続して設ける。

第３の手段は、第２凝縮器を出た約１８℃の飽和液状のＣＯ_２を約３℃の飽和液まで凝縮するために、冷却材にＲ１３４ａを使用する第３凝縮器を第２凝縮器の下流に直列に接続して設ける。

第４の手段は、第３凝縮器を出た約３℃の飽和液状のＣＯ_２を約−１０℃の飽和液まで凝縮するために、冷却材にＲ１３４ａを使用する第４凝縮器を第３凝縮器の下流に直列に接続して設ける。

また、上記の約−１０℃のＣＯ_２飽和液を貯蔵する受液器を冷凍庫の入り口に設け、その飽和液を膨張弁で蒸発させると−５０．５℃の低温・低圧の蒸気となるので冷凍に使用できる。

なお、冷却材Ｒ１３４ａは別途に設けたＲ１３４ａ冷却装置から供給され、Ｒ１３４ａ圧縮機→第４凝縮器→第３凝縮器→第２凝縮器→Ｒ１３４ａ圧縮機と循環する。

第５の手段は、ＣＯ_２のメイン通路と接続する各凝縮器の入り口に凝縮促進部（特許文献１参照）を設ける。また、必要に応じてＣＯ_２圧縮機の回転数を、一例として２０％、５〜１０秒／分の間隔で変動させて、ＣＯ_２の凝縮促進を行い圧縮機負荷の低減を図る。

次に凝縮促進部について説明する。凝縮促進部は冷媒のメイン通路において、複数の冷媒通路を有する凝縮器に接続する入り口に設けられ、冷媒が流体として有するエネルギーを有効に利用して冷媒の凝縮促進を行う。特許文献１を参照して、各凝縮器の入り口に設けている凝縮促進部の断面積減少率は各凝縮器に進入する冷媒の気相および液相の混合状態により異なり、進入してくる冷媒の入射波が断面積の減少する部分に設ける壁に衝突して反射波を生じ、その反射波は次に進入するＣＯ_２の入射波と衝突する。更に、圧縮機の回転数を周期的に変動させると入射波と反射波が衝突する際に共振現象を派生して共振波を励起するので、ＣＯ_２の圧縮は更に促進される。圧縮されたＣＯ_２は体積が減少して断面積が減少する通路に容易に進入し、また縮流作用により体積が更に減少するため、速度が増加して圧力は低下する。次に、ＣＯ_２は減少した断面積通路と同じ断面積、または、更に減少した断面積を有する複数の冷媒通路に分散して進入し冷却材と熱交換器を行うので、冷媒の凝縮作用は更に促進される。
従来、冷媒のメイン通路と複数の冷媒通路路有する凝縮器に接続する手段はヘッダー（管寄せ）を使用しているので、冷媒が流体として有するエネルギーは発散して冷媒の凝縮に有効に活用されていないのである。

特許第３２１８２８９号

上述したように、冷凍サイクルの凝縮システムに複数の凝縮器を使用し、複数の種類の冷却材を使用して組み合わせることにより凝縮機能を向上させることができる。
その結果として、臨界点および蒸発温度の低い冷媒ＣＯ_２を連続的に循環させて冷凍サイクルを行う冷凍装置および給湯・暖房装置を提供できる。

また、上記の手段ではＣＯ_２の冷却材にフロン系のＲ１３４ａを使用する方式を説明したが、Ｒ１３４ａの代わりにブタン、プロパンなどのノンフロン冷媒を使用することにより、より環境に優しい冷凍・給湯・暖房装置の発展に貢献できる。
以上の説明のように凝縮システムの最適設計を行うことができるので、環境に優しい効率のよい凝縮システムを選択することができ、ひいては経済的な冷凍・給湯・暖房装置の発展に貢献する。

なお、上記の手段では複数の凝縮器をＣＯ_２の流れに対して直列に接続し、冷却材とは向流型に熱交換する方式を説明したが、各種の条件を加味して並列に、または、直並列に接続して、冷却材と並流型に熱交換する方式も採用することができる。

以下、本発明の実施の形態を実施例１で不十分な形態の一例として図１および図２に基いて説明し、次に実施例２では最良の形態の一例として図３および図４に基いて説明する。
［実施例１］
最初に２段凝縮システム冷凍サイクルを、第１凝縮器および第２凝縮器を使用して行った例について説明する。
ＣＯ_２圧縮機、第１凝縮器などの主要部品は上記の市販の給湯装置のものを使用した。
本給湯装置の仕様によると、定格加熱能力は４．５ｋｗ（３５５０／４０００ｋｃａｌ／ｈ）定格消費電力１．１４ｋｗ、冷媒ＣＯ_２の封入量は０．７７ｋｇ．ＣＯ_２は１時間に約１１５回循環する装置である。

図１は冷凍・給湯装置の主回路の概念図である。図１を参照して、ＣＯ_２は圧縮機１で断熱圧縮されて高温・高圧ガスとなり第１凝縮器２の入り口に設けた凝縮促進部２１Ｐを経て第１凝縮器２のＣＯ_２通路２１で循環水ポンプ１２から冷却通路２２に流入する冷却水と熱交換を行って切替弁ＶＡを通り（ＶＢは閉）、第２凝縮器３０の入り口に設けた凝縮促進部３１Ｐを経て、第２凝縮器３０のＣＯ_２通路３０１でＲ１３４ａ冷却装置１００から第２凝縮器３０のキャピラリ３０２１で減圧・蒸発して冷却通路３０２に流入する冷却材Ｒ１３４ａと熱交換を行う。次に仕切弁８２を通り冷凍庫６の入り口に設けたＣＯ_２受液器６３に入る。次に、冷凍庫６内の膨張弁６２で減圧・膨張したＣＯ_２は冷凍コイル６１で冷凍庫内の熱を奪って蒸発し、仕切弁８１を経てアキュムレータ７に入り、次に圧縮機１に吸入され断熱圧縮を繰り返す循環サイクルを行う。

次に、上記のＲ１３４ａ冷却装置１００について説明する。このＲ１３４ａ冷却装置は従来の冷蔵装置を使用した。そのＣＯＰ（成績係数、即ち、出力と入力の比）は予め測定したが３であった。冷媒にＲ１３４ａを使用したこの冷却装置Ｒ１３４ａ１００は、Ｒ１３４ａが、蒸発→圧縮→凝縮→減圧→蒸発と状態変化し循環する冷凍サイクルを行う。
圧縮機Ａから出た高温・高圧ガス状の冷媒Ｒ１３４ａは、凝縮促進部ＣＰを経て大気を冷却材とする凝縮器Ｃ１で熱交換を行い常温・常圧液に凝縮される。更に第２凝縮器３０のキャピラリ３０２１で減圧・蒸発したＲ１３４ａの温度は約−２５℃となり、第２凝縮器３０の冷却通路３０２で第１凝縮器２から進入してＣＯ_２通路３０１を通過するＣＯ_２と熱交換を行ってアキュムレータＢに入り、次に圧縮機Ａに吸入され断熱圧縮を繰り返す循環サイクルを行う。

図２は図１の冷凍サイクルにおける各部の温度、圧力の測定値をＣＯ_２のｐｉ線図上に表示した概念図である。図１および図２を参照して、実施例１の冷凍サイクルはＳ１０（圧縮）→Ｓ２０（冷却）→Ｓ３０（減圧）→Ｓ４０（凝縮）→Ｓ５０（膨張）→Ｓ６０（蒸発）→Ｓ１０と行われる。上記の各部のＣＯ_２の温度、ｔ１０は１３０℃、ｔ２０は３５℃、ｔ３０は１８℃、ｔ４０は５℃、冷凍庫６内の温度Ｔ６は７℃であった。圧縮機出口の圧力Ｐｏｏは１０２ｋｇｆ／ｃｍ^２、圧縮機入り口の圧力Ｐｉｏは４２ｋｇｆ／ｃｍ^２であった。また、圧縮機駆動用電動機の消費電力は１．１ｋｗ、冷却ポンプその他の消費電力は０．１０ｋｗであった。

次に、圧縮機の回転数を手動により２０％、５〜１０秒／分の間隔で変えて、図２のＳ２０とＳ２０１の間を変動させると、上記の圧縮機駆動用電動機の消費電力は約１０％減少することが確認された。この現象は上記で説明した凝縮促進部の圧縮・縮流作用によりＣＯ_２が減圧するので圧縮機の負荷が低減すると考えられるが定常性がないので、将来、回転数の変動を自動制御して定常性のある負荷低減を行う最適自動制御装置の開発が期待される。なお、各部のＣＯ_２温度、ｔ１０、ｔ２０、ｔ３０およびｔ４０の温度は圧縮機駆動用電動機の回転数を変動させない場合とほとんど変わらなかった。

上記の場合、冷媒Ｒ１３４ａの各部における温度、ｔ１１０は７０℃、ｔ１２０は３０℃、ｔ１３０は７℃、圧縮機Ａの出口圧力Ｐａｏｏは１４ｋｇｆ／ｃｍ^２で、吸入圧力Ｐａｏｉは３ｋｇｆ／ｃｍ^２であった。また、圧縮機駆動電動機およびその他の消費電力の合計は１．３ｋｗであった。
なお、凝縮器Ｃ１の冷却空気の入り口温度Ｔｉｏは２０℃、出口温度Ｔｏｏは２５℃であった。

また、給湯装置の回収熱量の測定値は４０００ｋｃａｌ／ｈ、冷凍庫の冷凍熱量の測定値は２１００ｋｃａｌ／ｈであった。

なお、冷凍・給湯装置の起動前の冷却水温度はそれぞれ、給水温度ｔｏｗＣは１８℃、貯湯槽ＨＷＲの出口温度ｔｏｗＬは２０℃、循環水ポンプ入り・出口温度ｔｏｗｉは１９℃であったが、起動してから約４０分後に給湯温度ｔｏｗＨは９０℃まで上昇した。

冷凍庫６の出口でのＣＯ_２の温度ｔ４０が５℃、冷凍庫６内の温度Ｔ６が７℃では冷凍には使用できないので、凝縮システムを変更してＣＯ_２の温度を低下させる必要があることが判った。
［実施例２］

冷凍庫として使用するためには冷凍庫の温度を−５０℃以下にする必要がある。
図３を参照して、そのために、実施例１の第２凝縮器３０を第２凝縮器３と入れ替え、第３凝縮器４および第４凝縮器５を追設して４段凝縮システムを採用した。その他は、実施例１と同じ装置を使用して実施した。

図３は冷凍・給湯装置の主回路の概念図である。図３を参照して、ＣＯ_２は圧縮機１で断熱圧縮されて高温・高圧ガスとなり凝縮促進部２１Ｐを経て第１凝縮器２のＣＯ_２通路２１で冷却水ポンプ１２から流入する冷却水通路２２の冷却水と熱交換を行う。次に、切替弁ＶＡを通り（ＶＢは閉）凝縮促進部３１Ｐを経て第２凝縮器３のＣＯ_２通路３１でＲ１３４ａ冷却装置１００から第４凝縮器５および第３凝縮器４を経由して第２凝縮器３の冷却通路３２に流入する冷却材Ｒ１３４ａと熱交換を行う。次にＣＯ_２は凝縮促進部４１Ｐを経て第３凝縮器４のＣＯ_２通路４１で冷却通路４２に流入する冷却材Ｒ１３４ａと熱交換を行う。更に凝縮促進部５１Ｐを経て第４凝縮器５のＣＯ_２通路５１で冷却通路５２に流入する冷却材Ｒ１３４ａと熱交換を行う。次に、第４凝縮器５を出たＣＯ_２は仕切弁８２を通り冷凍庫６に設けたＣＯ_２受液器６３に入る。冷凍庫内の膨張弁６２で減圧・膨張したＣＯ_２は冷凍コイル６１で冷凍庫６内の熱を奪って蒸発し、仕切弁８１を経てアキュムレータ７に入る。次に圧縮機１に吸入され断熱圧縮を繰り返す冷凍サイクルを行う。

図４は図３の冷凍サイクルにおける各部の温度、圧力の測定値およびエンタルピをＣＯ_２のｐｉ線図上に表示した概念図である。図３および図４を参照して、ＣＯ_２の各部の温度、ｔ１は１３０℃、ｔ２は３５℃、ｔ３は１８℃、ｔ４は３℃、ｔ５は−１０℃、ｔ６は−５０．５℃であった。
また、圧縮機駆動用電動機の消費電力は１．４ｋｗ、循環水ポンプその他の消費電力は０．１５ｋｗであった。
なお、圧縮機出口圧力Ｐｏおよび吸入圧力Ｐｉは、それぞれ１０２および７ｋｇｆ／ｃｍ^２であった。

圧縮機の回転数を手動により２０％、５〜１０秒／分間隔で図４のＳ２とＳ２１の間を変動させると上記の圧縮機駆動用電動機の消費電力は約１０％減少することが確認された。この現象は上記で説明した凝縮促進部の圧縮・縮流作用によりＣＯ_２が減圧するので圧縮機の負荷が低減すると考えられるが定常性がないので、将来、回転数の変動を自動制御して定常性のある負荷低減を行う最適自動制御装置の開発が期待される。
なお、各部のＣＯ_２温度、ｔ１、ｔ２、ｔ３、ｔ４、ｔ５およびｔ６は圧縮機の回転数を変動させない場合とほとんど変わらなかった。

また、冷却材Ｒ１３４ａは圧縮機Ａで断熱圧縮されて高温・高圧ガスとなり空気式凝縮器Ｃ１の入り口に設けられた凝縮促進部ＣＰを経て空冷式凝縮器Ｃ１で常温・常圧液に凝縮され第４凝縮器５のキャピラリ５２１で減圧・膨張して冷却通路５２を通過して、ＣＯ_２通路５１を通過するＣＯ_２と熱交換を行い第３凝縮器４に入る。第３凝縮器４および第２凝縮器３でも上記第４凝縮器５と同様に、冷却材Ｒ１３４ａはＣＯ_２と熱交換を行い低温・低圧の蒸気となってアキュムレータＢを経て圧縮機Ａに入り、断熱圧縮されて上記の循環サイクルを行う。

上記の場合、冷媒Ｒ１３４ａの各部の温度、ｔ１１は７４℃、ｔ１２は３２℃、ｔ１３は−１６℃、ｔ１４は−５℃およびｔ１５は５℃、圧縮機Ａの出口圧力Ｐａｏは１５ｋｇｆ／ｃｍ^２、吸入圧力Ｐａｉは２ｋｇｆ／ｃｍ^２であった。また、圧縮機駆動用電動機の消費電力は１．６ｋｗおよび循環水ポンプその他の消費電力は０．１５ｋｗであった。
なお、空冷式凝縮器Ｃ１の冷却空気は大気で、入り口温度Ｔｉは２０℃で出口温度Ｔｏは２６℃であった。

また、給湯装置の回収熱量の測定値は４０００ｋａｌ／ｈ、冷凍庫６の冷凍熱量の測定値は４１００ｋｃａｌ／ｈ、冷凍庫内温度Ｔ６は−５０．５℃であった。
なお、給湯装置が起動する前には給水温度ｔｗＣは１６℃で、貯湯槽ＨＷＲの出口の循環水温度ｔｗＬは１８℃、循環水ポンプの入り口・出口温度ｔｗｉは１７℃であったが約３５分後に給湯温度ｔｗＨは９０℃まで上昇した。

次に図４を参照の上、ＣＯ_２のｐｉ線図を引用して測定データから冷凍・給湯装置の機能および冷凍・給湯効率の説明を行う。

実施例２の冷凍サイクルは、図４のＳ１（圧縮）→Ｓ２またはＳ２１（冷却）→Ｓ３（減圧）→Ｓ４（凝縮）→Ｓ５（減圧）→Ｓ６（凝縮）→Ｓ７（減圧）→Ｓ８（過冷却）→Ｓ９（膨張）→Ｓ１０（蒸発）→Ｓ１と行われ、圧縮機の回転数の変動はＳ２とＳ２１の範囲で行われる。

図４の各部の計測値（温度：℃、圧力：ｋｇｆ／ｃｍ^２およびエンタルピ：ｋｃａｌ／ｋｇ）はそれぞれ、Ｓ１（−５０．５、７、１７４）、Ｓ２（１３０、１０２、１８５）、Ｓ２１（３５、８０、１８０）、Ｓ３（３５、８０、１４０）、Ｓ４（１８、５６、１４０）Ｓ５（１８、５６、１１６）、Ｓ６（３、３８、１１６）、Ｓ７（３、３８、１０２）、Ｓ８（−１０、２８、１０２）、Ｓ９（−１０、２８、９４）およびＳ１０（−５０．５、７、９４）であった。

次に図４のｐｉ線図を参照して、冷凍作用に必要なエンタルピは数１（４６ｋｃａｌ／ｋｇ）である。

それに必要な仕事量は、数１（４６ｋｃａｌ／ｋｇ）にＣＯ_２の封入量（０．７７ｋｇ）および循環回数（１１５／ｈ）を乗じて算出する。仕事量は数２により電力に換算すると４．７４ｋｗとなる。

なお、Ｒ１３４ａ冷却装置のＣＯＰは３（上記で説明すみ）であるので消費電力は数３により１．５８ｋｗになる。

計測値は１．６ｋｗであった。この差は機器類の効率および計測誤差から生じると考えられる。

以上から、この冷凍・給湯装置の効率（ＣＯＰ：出力／入力）について説明する。
給湯熱量（出力）は４０００ｋｃａｌ／ｈであり、給湯装置の入力は圧縮機駆動用電動機の消費電力１．４ｋｗに循環水ポンプその他の消費電力０．１５ｋｗを加算した１．５５ｋｗである。
また、冷凍熱量（出力）は４０７３ｋｃａｌ／ｈであり、Ｒ１３４ａ冷却装置の入力は数３により算出した消費電力１．５８ｋｗに循環水ポンプおよびその他の電力０．１５ｋｗを加算した１．７３ｋｗである。
したがってＣＯＰ（出力／入力）は数４に示すように給湯熱量と冷凍熱量の合計に対する給湯作用および冷凍作用に消費した電力との比であり、２．８６となる。

なお、圧縮機の回転数を変動させた場合のＣＯＰは数５で算出され３．０４となる。

次に、第１凝縮器２の冷却材として使用した冷却水を給湯・暖房に使用する給湯・暖房装置について説明する。
通常、冷却水は水道管、または、貯湯槽ＨＷＲから循環水ポンプ１２により第１凝縮器２の冷却通路２２に入り、高温・高圧ガスのＣＯ_２から熱を奪って熱湯となり貯湯槽ＨＷＲに入り、循環水ポンプ１２で再循環して貯湯槽ＨＷＲに入る。なお、熱湯を貯湯槽ＨＷＲに入れないで給湯・暖房に使用することもできる。

冷凍庫内温度Ｔ６が規定の温度になって冷凍作用が不要であるときに給湯・暖房が必要な場合は、第２、第３および第４凝縮器を使用しないで自動仕切弁ＶＡを閉じ、ＶＢを開いて圧縮機１の断熱圧縮作用で生じる熱を第１凝縮器２から上記と同じように回収して給湯・暖房装置へ移行する。

次に、冷却水温度の最適化について説明する。貯湯槽ＨＷＲ内の水温は上部から温度上昇しながら循環する。循環回数が増加するに従い第１凝縮器２の冷却通路２２を通過する冷却水の温度は上昇するので、冷却水とＣＯ_２との熱交換の機能は低下する。ひいては冷凍庫６を通過するＣＯ_２の温度が低下しないので冷凍能力の低下を招く。それゆえ、冷凍庫６内の温度を設定温度まで低下させるには、冷却水をＣＯ_２の凝縮に適した温度以下にする必要があるので、貯湯槽ＨＷＲの冷却水より低温の冷却水を、例えば外部の水道管から注入する必要がある。その手段として貯湯槽ＨＷＲの入り口および出口に自動調整弁を設けて冷却水の自動温度調整（詳細の説明および図示なし）を行う。
また、連続の給湯に応じるために給水管を水道管などに接続する。

なお、暖房装置については、第１凝縮器２から来る熱湯を給湯装置に入れないで、暖房装置（詳細の説明および図示なし）に送るようにすれば容易に利用できる。

今回開示された実施の形態は、すべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は上記した説明ではなくて、特許請求の範囲によって示され、特許請求と均等の意味および範囲内のすべての変更が含まれることが意図される。

冷凍・給湯装置（２段凝縮システム）の主回路の概念図 図１の冷凍サイクルにおける各部の温度、圧力の測定値をＣＯ_２のｐｉ線図上に表示した概念図 冷凍・給湯装置（４段凝縮システム）の主回路の概念図 図３の冷凍サイクルにおける各部の温度、圧力の測定値をＣＯ_２のＰｉ線図上に表示した概念図

符号の説明

図１および図２にのみ記載の符号は末尾に（＊）を付す。その他の符号は、図３、図４および図１、図２、と共通の符号とする。

１０ 冷凍・給湯装置、 １ ＣＯ_２圧縮機、 ２ 第１凝縮器、 ３０ 第２疑縮器（＊）、 ３ 第２凝縮器、 ４ 第３凝縮器、 ５ 第４凝縮器、 ６ 冷凍庫、 ７ ＣＯ_２アキュムレータ、 ８１，８２ 仕切弁、 ２１Ｐ、３１Ｐ、４１Ｐ、５１Ｐ 凝縮促進部、 ２１、３０１（＊）、３１、４１、５１ ＣＯ_２通路、 ２２ 冷却水通路、 ３０２（＊）、 ３２、４２、５２ Ｒ１３４ａの冷却通路、 ３０２１ 第２凝縮器のキャピラリ（＊）、 ５２１ 第４凝縮器のキャピラリ、 ＶＡ、ＶＢ 自動切換弁、 ６１ 冷凍コイル、 ６２ 膨張弁、 ６３ 受液器、 １００ Ｒ１３４ａ冷却装置、 Ａ Ｒ１３４ａ圧縮機、 Ｂ Ｒ１３４ａアキュムレータ、 ＣＰ 凝縮促進部、 Ｃ１ 空冷式凝縮器、 ＨＷＲ 貯湯槽、 １２ 循環水ポンプ、 １０４および１０５ 貯湯槽仕切弁、 １０１および１０２ 給水仕切弁、 Ｐｏｏ ＣＯ_２圧縮機の出口圧力（＊）、 Ｐｉｏ ＣＯ_２圧縮機吸い込み圧力（＊）、 ｔ１０ 圧縮機１と凝縮促進部２１Ｐの間のＣＯ_２温度（＊）、 ｔ２０ 第１凝縮器と凝縮促進部３１Ｐの間のＣＯ_２温度（＊）、 ｔ３０ 第２凝縮器と受液器６３の間のＣＯ_２温度（＊）、 ｔ４０ 冷凍庫と圧縮機間のＣＯ_２温度（＊）、 Ｔ６ 冷凍庫内の温度、 Ｐａｏｏ Ｒ１３４ａ圧縮機出口のＲ１３４ａの圧力（＊）、 Ｐａｉｏ Ｒ１３４ａ圧縮機の吸い込み圧力（＊）、 ｔ１１０ 圧縮機Ａと凝縮促進部ＣＰとの間のＲ１３４ａの温度（＊）、 ｔ１２０ 空冷式凝縮器と第２凝縮器との間のＲ１３４ａの温度（＊）、 ｔ１３０ 第２凝縮器と圧縮機Ａとの間のＲ１３４ａの温度（＊）、 Ｔｉｏ 空冷式凝縮器の冷却空気入り口温度（＊）、 Ｔｏｏ 空冷式凝縮器の冷却空気出口温度（＊）、 ｔｏｗＣ 給水温度（＊）、 ｔｏｗＬ 貯湯槽の出口給湯温度（＊）、 ｔｏｗｉ 循環水ポンプ入り口と第１凝縮器の間の冷却水温度（＊）、 ｔｏｗＨ 給湯温度（＊）、 Ｓ１０ ＣＯ_２の圧縮作用の起点（＊）、 Ｓ２０ ＣＯ_２圧縮後の位置（＊）、 Ｓ２０１ 圧縮機回転数の変動によるＣＯ_２圧力の変動位置（＊）、 Ｓ３０ 第１凝縮器の出口におけるＣＯ_２の位置（＊）、 Ｓ４０ 凝縮促進部３１Ｐの出口におけるＣＯ_２の位置（＊）、 Ｓ５０ 第２凝縮器出口におけるＣＯ_２の位置（＊）、 Ｓ６０ 膨張弁出口におけるＣＯ_２の位置（＊）、 Ｐｏ ＣＯ_２圧縮機の出口圧力、 Ｐｉ ＣＯ_２圧縮機の吸い込み圧力、 ｔ１ 圧縮機と凝縮促進部２１Ｐとの間のＣＯ_２の温度、 ｔ２ 第１凝縮器と凝縮促進部３１Ｐとの間のＣＯ_２温度、 ｔ３ 第２凝縮器と凝縮促進部４１Ｐとの間のＣＯ_２温度、 ｔ４ 第３凝縮器と凝縮促進部５１Ｐとの間のＣＯ_２の温度、 ｔ５ 第４凝縮器と冷凍庫の間のＣＯ_２温度、 ｔ６ 冷凍庫と圧縮機との間のＣＯ_２の温度、 Ｐａｏ Ｒ１３４ａ圧縮機の出口圧力、 Ｐａｉ Ｒ１３４ａ圧縮機の吸い込圧力、 ｔ１１ 圧縮機Ａと凝縮促進部ＣＰとの間のＲ１３４ａの温度、 ｔ１２ 空冷式凝縮器と第４凝縮器のキャピラリとの間のＲ１３４ａの温度、 ｔ１３ 第４凝縮器と第３凝縮器との間のＲ１３４ａの温度、 ｔ１４ 第３凝縮器と第２凝縮器との間のＲ１３４ａの温度、 ｔ１５ 第２凝縮器とＲ１３４ａ圧縮機との間のＲ１３４ａの温度、 Ｔｉ 空冷式凝縮器の冷却空気の入り口温度、 Ｔｏ 空冷式凝縮器における冷却空気の出口温度、 ｔｗＣ 給水温度、 ｔｗｉ 循環水ポンプ入り口と第１凝縮器の間の冷却水温度、 ｔｗＨ 給湯温度、 ｔｗＬ 貯湯槽の出口温度、 Ｓ１ ＣＯ_２の圧縮作用の起点、 Ｓ２ ＣＯ_２圧縮後の位置、 Ｓ２１ 圧縮機回転数の変動によるＣＯ_２圧力の変動位置、 Ｓ３第１凝縮器の出口におけるＣＯ_２の位置、 Ｓ４ 凝縮促進部３１Ｐの出口におけるＣＯ_２の位置、 Ｓ５ 第２凝縮器の出口におけるＣＯ_２の位置、 Ｓ６ 凝縮促進部４１Ｐの出口におけるＣＯ_２の位置、 Ｓ７ 第３凝縮器の出口におけるＣＯ_２の位置、 Ｓ８ 凝縮促進部５１Ｐの出口におけるＣＯ_２の位置、 Ｓ９ 第４凝縮器の出口におけるＣＯ_２の位置、 Ｓ１０ 膨張弁の出口におけるＣＯ_２の位置、 ｈ１ Ｓ１におけるＣＯ_２のエンタルピ、 ｈ２ Ｓ２におけるＣＯ_２のエンタルピ、 ｈ２１ Ｓ２１におけるＣＯ_２のエンタルピ、 ｈ３およびｈ４ Ｓ３およびＳ４におけるＣＯ_２のエンタルピ、 ｈ５およびｈ６ Ｓ５およびＳ６におけるＣＯ_２のエンタルピ、 ｈ７およびｈ８ Ｓ７およびＳ８におけるＣＯ_２のエンタルピ、 ｈ９およびｈ１０ Ｓ９およびＳ１０におけるＣＯ_２のエンタルピ。

Claims (3)

1. 二酸化炭素（ＣＯ_２）を冷媒に使用し、冷媒を蒸発→圧縮→凝縮→減圧→蒸発と状態変化させて循環させ、冷凍作用を行わせる冷凍装置であって、冷媒の凝縮作用を行う複数の凝縮器より構成される凝縮システムの凝縮器に複数の冷却材を用いる冷凍装置。
2. 上記の冷凍装置の冷凍作用により冷凍庫内で冷凍・冷蔵を行い、冷凍庫内で冷媒が奪った熱を、ヒートポンプ作用により回収して給湯および暖房に使用する冷凍・給湯・暖房装置。
3. 上記の冷凍作用の凝縮を促進させるために、凝縮器に凝縮促進部（特許文献１参照）を設けて、圧縮機の回転数を変動させることを特徴とする冷凍・給湯・暖房装置。

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