JP2010008000A - 空気圧縮機の省エネルギーシステム - Google Patents

Abstract

【課題】
安価な設備投資による従来の空気圧縮機システムのランニングコスト低減を図りたい。また、限りある資源を有効利用するために省エネルギー化を図り、地球温暖化影響を小さくするために更なる二酸化炭素排出量の削減を図りたい。
【解決手段】
上記課題を解決するために本発明は、冷水と温水を同時に生成できる水冷式ヒートポンプを設置し、冷水をエアハンドリングユニットの冷熱源として用いて機械室を冷却して空気圧縮機の効率を向上させるとともに圧縮空気冷却除湿塔の冷熱源としても用い、さらに、温水を圧縮空気加熱塔の温熱源として用いる。
【選択図】図５

Description

本発明は、空気圧縮機とヒートポンプに関するものである。

従来の空気圧縮機は、例えば、非特許文献１に記載されている。従来技術は、図１のように空気圧縮機から出る圧縮空気をチラーなどの外部の冷却源により圧縮空気冷却除湿塔内４の熱交換器６で冷却と除湿が行われ、その後蒸気ボイラーなどの温熱源により圧縮空気加熱塔で加熱されることにより圧縮空気の相対湿度を減少させるとともに圧力を増やすことにより空気圧縮機の動力を削減している。
空気圧縮機 財団法人省エネルギーセンター 第１１５〜１５８頁

しかしながら、近年の原油価格の高騰により、圧縮空気加熱塔で消費される蒸気の熱を生成する蒸気ボイラーの燃料費が大きくなってしまった。また、原油は有限な資源であるため、自然エネルギーを利用できる電力を用いるシステムに移行することが望まれる。また、地球温暖化影響を小さくするために更なる二酸化炭素排出量の削減を図ることが必要である。
本発明は、従来の空気圧縮機システムに対して、低ランニングコスト、省エネルギー、低二酸化炭素排出量を実現する空気圧縮機システムを提供することを目的とするものである。

上記課題を解決するために本発明は、請求項１、請求項２、請求項３、請求項４に記載の４つの手段を用いる。

請求項１に記載の方法は、図２のように、圧縮空気加熱塔７の加熱源として水冷式ヒートポンプ２０から生成される温水を用いるとともに水冷水ヒートポンプ２０から同時に生成される冷水をエアハンドリングユニット２８の冷熱源として利用することにより空気圧縮機１が設置されている機械室１１の冷却を行う方法である。

請求項２に記載の方法は、図３のように、圧縮空気加熱塔７の加熱源として水冷式ヒートポンプ２０から生成される温水を用いるとともに水冷水ヒートポンプ２０の熱源水として、空気圧縮機の冷却水の一部を熱交換器２５で熱交換した水を用いるという方法である。

請求項３に記載の方法は、図４のように、圧縮空気加熱塔７の加熱源として水冷式ヒートポンプ２０から生成される温水を用いるとともに水冷式ヒートポンプ２０から同時に生成される冷水をエアハンドリングユニット２８の冷熱源として利用することにより空気圧縮機１が設置されている機械室１１の冷却を行い、さらに、エアハンドリングユニット２８の負荷が少なく冷水３２の温度が下がりすぎる場合には空気圧縮機１の冷却水の一部を熱交換器２５でエアハンドリングユニット２８を通過した後の水の一部と熱交換するという方法である。

請求項４に記載の方法は、図５のように、圧縮空気加熱塔７の加熱源として水冷式ヒートポンプ２０から生成される温水を用いるとともに水冷式ヒートポンプ２０から同時に生成される冷水の一部をエアハンドリングユニット２８の冷熱源として利用することにより空気圧縮機１が設置されている機械室１１の冷却を行い、さらに、水冷式ヒートポンプ２０から同時に生成される冷水の一部を圧縮空気冷却除湿塔の冷熱源として用い、さらに、エアハンドリングユニット２８と圧縮空気冷却除湿塔の合計の負荷が少なく冷水３２の温度が下がりすぎる場合には空気圧縮機１の冷却水の一部を熱交換器２５でエアハンドリングユニット２８を通過した後の水の一部と熱交換し、さらに、圧縮空気加熱塔７の負荷が少なく温水３４の温度が上がりすぎる場合には空調などの加熱負荷３６に放熱しそれでも不足する場合は冷却塔３７にて放熱するという方法である。

請求項１に記載の本発明によれば、従来技術で圧縮空気加熱塔の熱源が油焚き蒸気ボイラーであったのを、空気圧縮機の吸い込み空気を冷却するための冷水と圧縮空気加熱塔の加熱のための温水を同時に取り出す高効率な電気式ヒートポンプに変えることにより、空気圧縮機の吸い込み空気を冷却して吸い込み空気の密度が増大し空気圧縮機の効率が２〜３％増大し、エネルギーコスト、一次エネルギー量、ＣＯ２排出量の低減ができる。

例えば、空気圧縮機の消費電力を１０００ｋＷとし、圧縮空気加熱塔の加熱量を１０分の１の１００ｋＷとする。Ａ重油の発熱量（一次エネルギー量）を３９．１ＧＪ／ｋＬ、温水焚き蒸気ボイラーの効率を０．８とする１時間あたりのＡ重油の消費量は１００／（０．８×３９．１×１００００００）×３６００＝１１．５Ｌ／ｈである。また、１Ｌ当たりの単価を７０円とすると一時間あたりのＡ重油料金は１１．５×７０＝８０５円／ｈである。
これに対して、冷水と温水を同時に取り出し可能なヒートポンプの消費電力（ｋＷ）に対する冷却熱量（ｋＷ）と加熱熱量（ｋＷ）の比率はそれぞれ１．５と２．５と仮定すると、圧縮蒸気加熱塔７の熱源をヒートポンプの温水として利用するとヒートポンプの消費電力は１００÷２．５＝４０ｋＷとなる。空気圧縮機の効率が２％削減されると仮定すると１０００×０．０２＝２０ｋＷ消費電力が削減される。従って、ヒートポンプを設置することによる消費電力増大分は２０ｋＷである。基本料金を含めた系統電力の平均電力単価を１kＷｈ当たり１５円とすれば一時間あたりの電気料金は２０×１５＝３００円／ｈである。したがって当システムに従来システムから変更することにより６３％のランニングコスト削減が可能である。

また、上記の条件において、空気圧縮機加熱塔で必要な一次エネルギー量としては従来システムが３９．１×１０００×１１．５／１０００＝４５０ＭＪ／ｈに対して、本発明システムでは、系統電力による消費電力量１ｋＷｈ当たりの一次エネルギー量を９．８ＭＪとして、一時間あたりの一次エネルギー量は２０×９．８＝１９６ＭＪ／ｈとなる。したがって従来システムから当システムに変更することにより５６％の一次エネルギー削減が可能である。

二酸化炭素排出削減量は、地球温暖化対策の推進に関する法律によれば、電気の使用で０．５５５ｔＣＯ２／ＭＷｈ、Ａ重油の使用で０．０１８９×３９．１×４４／１２＝２．７（ｔＣＯ２／ｋＬ）であるので、上記条件における従来システムの二酸化炭素排出量は１１．５×２．７＝３１ｋｇＣＯ２／ｈであり、当システムの二酸化炭素排出量は０．５５５×２０＝１１ｋｇＣＯ２／ｈである。したがって従来システムから当システムに変更することにより６５％の二酸化炭素排出量削減が可能である。

請求項２に記載の本発明によれば、従来技術で圧縮空気加熱塔の熱源が油焚き蒸気ボイラーであったのを、空気圧縮機の冷却水の一部を熱交換した水を熱源水として水冷式ヒートポンプを運転して温水を生成して圧縮空気加熱塔の加熱源として利用することにより、エネルギーコスト、一次エネルギー量、ＣＯ２排出量の低減ができる。

例えば、上記と同様に、空気圧縮機の消費電力を１０００ｋＷとし、圧縮空気加熱塔の加熱量を１０分の１の１００ｋＷとする。Ａ重油の発熱量（一次エネルギー量）を３９．１ＧＪ／ｋＬ、温水焚き蒸気ボイラーの効率を０．８とする１時間あたりのＡ重油の消費量は１００／（０．８×３９．１×１００００００）×３６００＝１１．５Ｌ／ｈである。また、１Ｌ当たりの単価を７０円とすると一時間あたりのＡ重油料金は１１．５×７０＝８０５円／ｈである。
これに対して、空気圧縮機の排熱を利用したヒートポンプの消費電力（ｋＷ）に対する加熱熱量（ｋＷ）の比率を４と仮定すると、圧縮蒸気加熱塔の熱源をヒートポンプの温水として利用するとヒートポンプの消費電力は１００÷４＝２５ｋＷとなり消費電力増大分は２５ｋＷである。基本料金を含めた系統電力の平均電力単価を１kＷｈ当たり１５円とすれば一時間あたりの電気料金は２５×１５＝３７５円／ｈである。したがって当システムに従来システムから変更することにより５３％のランニングコスト削減が可能である。

また、上記の条件において、空気圧縮機加熱塔で必要な一次エネルギー量としては従来システムが３９．１×１０００×１１．５／１０００＝４５０ＭＪ／ｈに対して、本発明システムでは、系統電力による消費電力量１ｋＷｈ当たりの一次エネルギー量を９．８ＭＪとして、一時間あたりの一次エネルギー量は２５×９．８＝２４５ＭＪ／ｈとなる。したがって従来システムから当システムに変更することにより５６％の一次エネルギー削減が可能である。

二酸化炭素排出削減量は、上記条件における従来システムの二酸化炭素排出量は１１．５×２．７＝３１ｋｇＣＯ２／ｈであり、当システムの二酸化炭素排出量は０．５５５×２５＝１４ｋｇＣＯ２／ｈである。したがって従来システムから当システムに変更することにより５５％の二酸化炭素排出量削減が可能である。

請求項３に記載の本発明によれば、従来技術で圧縮空気加熱塔の熱源が油焚き蒸気ボイラーであったのを、空気圧縮機の吸い込み空気を冷却するための冷水と圧縮空気加熱塔の加熱のための温水を同時に取り出す高効率な電気式ヒートポンプに変えることにより、空気圧縮機の吸い込み空気をエアハンドリングユニットを用いて冷却することにより吸い込み空気の密度が増大し空気圧縮機の効率が２〜３％増大し、エネルギーコスト、一次エネルギー量、ＣＯ２排出量の低減ができる。
エネルギーコスト、一次エネルギー量、ＣＯ２排出量の低減の計算方法は請求項１についての説明と同様である。
また、外気温が変化することにより機械室の温度が変化するため、エアハンドリングユニットの負荷が変動するなどしてエアハンドリングユニットの負荷が少なくなった場合には空気圧縮機１の冷却水の一部を熱交換器２５でエアハンドリングユニット２８を通過した後の水の一部と熱交換することにより冷水３２の温度が下がりすぎるのを防止し発停の少ない安定した運転が可能となる。

請求項４に記載の本発明によれば、従来技術で圧縮空気加熱塔の熱源が油焚き蒸気ボイラーであったのを、冷水と温水を同時に取り出す高効率な電動式ヒートポンプに変えることにより、その冷水を冷熱源として空気圧縮機の吸い込み空気をエアハンドリングユニットを用いて冷却して空気の密度を増大させて空気圧縮機の効率が２〜３％増大させることができ、さらに、その冷水を圧縮空気冷却除湿塔の冷熱源として利用して従来チラーを用いていた分の消費電力を削減することができ、さらに、温水を圧縮空気加熱塔の加熱源として利用することにより、エネルギーコスト、一次エネルギー量、ＣＯ２排出量の低減ができる。
また、水冷式ヒートポンプの温水負荷が少ない場合には冷却塔３７にて放熱して温水負荷を増やすことが可能であり、逆に、水冷式ヒートポンプの冷水負荷が少ない場合には空気圧縮機の冷却水の一部と冷水を熱交換器２５で熱交換することにより冷水負荷を増やすことができるため、冷水温度と温水温度を一定に保ち、かつ、負荷変動したときに冷水負荷と温水負荷のバランスを自動的に保つことができる。
また、通常は冷水負荷を増やすためにはヒーティングタワーなどが必要であるが、空気圧縮機の排熱の冷却水を冷水負荷として用いることができるため、その分が省略できる。

例えば、上記と同様に、空気圧縮機の消費電力を１０００ｋＷとし、圧縮空気加熱塔の加熱量と圧縮空気冷却除湿塔の冷却量をそれぞれ１０分の１の１００ｋＷとする。このとき、Ａ重油の発熱量（一次エネルギー量）を３９．１ＧＪ／ｋＬ、温水焚き蒸気ボイラーの効率を０．８とする１時間あたりのＡ重油の消費量は１００／（０．８×３９．１×１００００００）×３６００＝１１．５Ｌ／ｈである。また、１Ｌ当たりの単価を７０円とすると一時間あたりのＡ重油料金は１１．５×７０＝８０５円／ｈである。
これに対して、冷水と温水を同時に取り出し可能なヒートポンプの消費電力（ｋＷ）に対する冷却熱量（ｋＷ）と加熱熱量（ｋＷ）の比率はそれぞれ１．５と２．５と仮定すると、圧縮蒸気加熱塔７の熱源の半分をヒートポンプの温水として利用し、残りを冷却塔で放熱すると仮定するとヒートポンプの消費電力は１００÷２．５×２＝８０ｋＷとなる。また、空気圧縮機の効率が２％削減されると仮定すると１０００×０．０２＝２０ｋＷ消費電力が削減される。また、従来技術で圧縮空気冷却除湿塔の冷熱源のチラーの効率を２．５とすると、１００÷２．５＝４０ｋＷであり、これが不要となるので４０ｋＷの消費電力が削減される。従って、ヒートポンプを設置することによる消費電力減少分は２０ｋＷである。

したがって当システムに従来システムから変更することによりランニングコスト、一次エネルギー、二酸化炭素排出量の削減が可能である。

また、当システムによって圧縮空気冷却除湿塔の冷熱源の新たな設置が不要となる。

以下に、本発明の実施の形態について、図面を用いて詳細に説明する。なお、同一の符号を用いた構成要素は同じ機能を果たすので、一度説明したものについて説明を省略する場合がある。

図１は、本発明を実施していない空気圧縮機のシステム図であり、空気圧縮機１は機械室１１内の空気を吸い込んで圧縮し、その圧縮空気は、圧縮空気配管１４を通り圧縮空気冷却除湿塔４に入り、チラーなどの外部冷熱源５により熱交換器６にて冷却・除湿され、圧縮空気配管１５を通り、圧縮空気加熱塔７に入り、蒸気ボイラーなどの加熱源８により熱交換器９にて加熱され、圧縮空気配管１６を通り、レシーバタンク１０に入り、圧縮空気配管１７よりエアシリンダ用やブロー用として用いられる。空気圧縮機１の排熱は冷却水を通して冷却塔２で放熱される。機械室１１の中は換気扇１２，１３で外気と換気がされるため、空気圧縮機の吸い込み空気は外気や、冷却水で処理しきれない空気圧縮機表面からの放熱に影響される。
ここで、換気扇１２、１３、空気圧縮機１近傍の点線の矢印は空気の流れ方向を示し、圧縮空気冷却除湿塔４の下の矢印はドレンを示す。配管については、実線は水配管、点線は圧縮空気配管を示し、流れ方向を矢印で示している。

図２は本発明である請求項１を含んだ空気圧縮機システム図であり、冷水と温水を同時に生成する水冷式ヒートポンプ２０を新たに設置し、その温水を圧縮空気加熱塔の温熱源として用い、さらに、その冷水を機械室を冷却するエアハンドリングユニット２８の冷熱源として用いるようにしたものである。膨張タンク２３，２４は冷水、または温水が温度変化によって膨張や収縮しても配管内に圧力上昇やエアがみが起こらないようにするためである。熱交換器３０とファン２９を備えるエアハンドリングユニット２８により機械室１１内の空気が冷却されるため、空気圧縮機１の吸い込み空気も冷却され、空気の密度が上昇し空気圧縮機の性能が２〜３％向上する。ここで、エアハンドリングユニット２８近傍の点線矢印は空気の流れを示す。

図３は本発明である請求項２を含んだ空気圧縮機システム図であり、温水を生成する水冷式ヒートポンプ２０を新たに設置し、その温水を圧縮空気加熱塔の温熱源として用い、空気圧縮機１の冷却水の一部を比例三方弁２７を通り熱交換器２５で熱交換した水を水冷式ヒートポンプ２０の熱源水としたものである。
空気圧縮機１の冷却水の温度が高ければ高いほど熱交換器２５を通した熱源水が高温となるため水冷式ヒートポンプ２０の効率が高くなる。また、空気圧縮機１の排熱量は空気圧縮機消費電力の約９割にもなるため、圧縮空気加熱塔の温熱源に必要な分の水冷式ヒートポンプの熱源としては十分である。

図４は本発明である請求項３を含んだ空気圧縮機システム図であり、冷水と温水を同時に生成する水冷式ヒートポンプ２０を新たに設置し、その温水を圧縮空気加熱塔の温熱源として用い、さらに、その冷水を機械室を冷却するエアハンドリングユニット２８の冷熱源として用い、さらに、空気圧縮機１の冷却水の一部を比例三方弁２７を通り熱交換器２５で熱交換することにより自動で冷水負荷のバランスを調整するようにしたものである。

図５は本発明である請求項４を含んだ空気圧縮機システム図であり、冷水と温水を同時に生成する水冷式ヒートポンプ２０を新たに設置し、その温水を圧縮空気加熱塔の温熱源として用い、さらに、冷水を機械室を冷却するエアハンドリングユニット２８の冷熱源として用い、さらに、冷水を圧縮空気冷却除湿塔の冷熱源として用い、さらに、空気圧縮機１の冷却水の一部を比例三方弁２７を通り熱交換器２５で熱交換することにより自動で冷水負荷のバランスを調整するようにしたものであり、さらに、温水の一部を冷却塔３７と熱交換器３６を用いて放熱することにより自動で温水負荷のバランスを調整するようにしたものである。水冷式ヒートポンプ２０は容量制御、台数制御、インバーター制御などで冷水負荷と温水負荷のどちらかがちょうど足りるように制御される。例えば、冷水負荷が水冷式のヒートポンプの冷却能力と同等になるように制御される場合は温水負荷が余っているので冷却塔３７により余剰分が放熱される。また、逆に、温水負荷が水冷式のヒートポンプの加熱能力と同等になるように制御される場合は、冷水負荷が余っているので熱交換器２５を通して空気圧縮機の冷却水の熱を冷水と熱交換してバランスを取る。

図６は本発明である請求項４を含んだ空気圧縮機システム図の一例であり、上記に加えて冷却負荷４１と加熱負荷３９を追加したシステムであり、ヒートポンプ２０で生成された余剰の冷水と温水を有効に利用できるようにしたものである。ここでは必ず、圧縮空気冷却除湿塔の冷熱源量とエアハンドリングユニットの冷熱源量と冷却負荷の合計がヒートポンプの冷却能力を越えないようにし、かつ、圧縮空気加熱塔の温熱源量と加熱負荷の合計がヒートポンプの加熱能力を超えないようにする必要があり、さらに、余剰の冷熱や温熱は空気圧縮機１の冷却水や冷却塔３７を用いてバランスを取る必要がある。

温水を生成できる冷水と温水を同時に取り出しが可能な水冷式ヒートポンプ冷凍機については、ＪＩＳＢ８６１３−１９９４におけるヒートポンプ加熱において過負荷条件の出口水温は５０℃であり、８０℃を越える温度については想定されていない。そこで、Ｒ１３４ａ冷媒を用いた水冷式ヒートポンプを製作し、性能試験を行ったところ、温水入口温度７５℃、温水出口温度８３℃、冷水入口温度１５℃、冷水出口温度１０℃の条件で、加熱ＣＯＰが１．９、冷却ＣＯＰが１．０であった。ここで、二酸化炭素冷媒ヒートポンプのように温水側の入口温度と出口温度の温度差が大きい瞬間給湯では、温水側平均温度が低くなるために温水焚吸収式冷凍機の熱源としては適さない。それに対して、水冷式のヒートポンプとしてＲ１３４ａ冷媒を用いることにより温水側入口、出口温度の温度差が５〜１０℃程度の循環加熱が可能となり、１０℃の冷水を得るとともに８０℃以上の温水を得ることができた。これにより空気圧縮機システムの省エネルギーのための熱源として利用できるようになった。

本願発明は、従来の空気圧縮機に対して本願発明を適用することにより、空気圧縮機システムのエネルギーコスト削減、一次エネルギー削減、二酸化炭素排出量削減を実現するため有用である。

従来システムを示した図であり、空気圧縮機から生成される圧縮空気が外部冷熱源により冷却・除湿され、外部温熱源により加熱されて供給される装置の図である。 本発明である請求項１を含んだ空気圧縮機システム図である。 本発明である請求項２を含んだ空気圧縮機システム図である。 本発明である請求項３を含んだ空気圧縮機システム図である。 本発明である請求項４を含んだ空気圧縮機システム図である。 本発明である請求項４を含んだ空気圧縮機システム図であり、水冷式ヒートポンプで生成された冷水と温水をその他の冷却負荷や加熱負荷にも利用できるようにしたものである。

符号の説明

１ 空気圧縮機
２ 冷却塔
３ ポンプ
４ 圧縮空気冷却除湿塔
５ 冷却源
６ 熱交換器
７ 圧縮空気加熱塔
８ 加熱源
９ 熱交換器
１０ レシーバタンク
１１ 機械室
１２ 換気扇
１３ 換気扇
１４ 圧縮空気
１５ 圧縮空気
１６ 圧縮空気
１７ 圧縮空気
１８ 冷却水
１９ 冷却水
２０ 水冷式ヒートヒートポンプ
２１ ポンプ
２２ ポンプ
２３ 膨張タンク
２４ 膨張タンク
２５ 熱交換器
２６ 比例三方弁
２７ 比例三方弁
２８ エアハンドリングユニット
２９ ファン
３０ 熱交換器
３１ 冷水
３２ 冷水
３３ 温水
３４ 温水
３５ 比例三方弁
３６ 熱交換器
３７ 冷却塔
３８ ポンプ
３９ 加熱負荷
４０ 比例三方弁
４１ 冷却負荷
４２ 比例三方弁

Claims (4)

1. 図２のように、空気圧縮機１と、冷水と温水を同時に取り出しが可能な水冷式ヒートポンプ２０と、エアハンドリングユニット２８と、圧縮空気加熱塔７より構成され、水冷式ヒートポンプ２０から生成される冷水をエアハンドリングユニットの冷熱源としてとして利用することにより空気圧縮機１の吸い込み空気を冷却しかつ水冷式ヒートポンプ２０から生成される温水を圧縮空気加熱塔７の温熱源とすることを特徴とする空気圧縮機の省エネルギー装置。
2. 図３のように、空気圧縮機１、冷却塔２、熱交換器２５、水冷式ヒートポンプ２０、圧縮空気加熱塔７より構成され、空気圧縮機１の冷却水の一部を熱交換器２５で熱交換した水を水冷式ヒートポンプ２０の熱源水として用いかつ水冷式ヒートポンプ２０から生成される温水を圧縮空気加熱塔７の温熱源とすることを特徴とする空気圧縮機の省エネルギー装置。
3. 図４のように、空気圧縮機１、冷却塔２、エアハンドリングユニット２８、熱交換器２５、冷水と温水を同時に取り出しが可能な水冷式ヒートポンプ２０、圧縮空気加熱塔７より構成され、水冷式ヒートポンプ２０から生成される冷水をエアハンドリングユニットの冷熱源としてとして利用することにより空気圧縮機１の吸い込み空気を冷却するとともに、空気圧縮機１の冷却水の一部を熱交換器２５でエアハンドリングユニット２８を通過した水の一部と熱交換した水を水冷式ヒートポンプ２０の熱源水として用いかつ水冷式ヒートポンプ２０から生成される温水を圧縮空気加熱塔７の温熱源とすることを特徴とする空気圧縮機の省エネルギー装置。
4. 図５のように、空気圧縮機１、冷却塔２、エアハンドリングユニット２８、熱交換器２５、冷水と温水を同時に取り出しが可能な水冷式ヒートポンプ２０、圧縮空気冷却除湿塔４、圧縮空気加熱塔７、冷却塔３７より構成され、水冷式ヒートポンプ２０から生成される冷水を圧縮空気冷却除湿塔４の冷熱源として利用するとともにエアハンドリングユニットの冷熱源としてとして利用することにより空気圧縮機１の吸い込み空気を冷却し、さらに、エアハンドリングユニット２８を通過した水と熱交換した水と空気圧縮機冷却除湿塔４に通過した水を合わせた水を水冷式ヒートポンプ２０の熱源水として用い、かつ、水冷式ヒートポンプ２０から生成される温水を圧縮空気加熱塔７の温熱源として利用し、さらに、温水負荷不足の場合は冷却塔３７を用い、冷水負荷不足の場合は空気圧縮機の冷却水の一部を冷水と熱交換することを特徴とする空気圧縮機の省エネルギー装置。
   
   

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