JP2015194300A - ターボ冷凍機 - Google Patents
ターボ冷凍機 Download PDFInfo
- Publication number
- JP2015194300A JP2015194300A JP2014072679A JP2014072679A JP2015194300A JP 2015194300 A JP2015194300 A JP 2015194300A JP 2014072679 A JP2014072679 A JP 2014072679A JP 2014072679 A JP2014072679 A JP 2014072679A JP 2015194300 A JP2015194300 A JP 2015194300A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- refrigerant
- evaporator
- oil
- turbo
- gas
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
Images
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
- F25B1/10—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with multi-stage compression
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
- F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B2500/00—Problems to be solved
- F25B2500/01—Geometry problems, e.g. for reducing size
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Thermal Sciences (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
Abstract
【課題】オイルクーラーの外径を小さくしてコンパクト化を図り、かつオイルクーラー冷却に関わる無効な圧縮動力を削減することができるターボ冷凍機を提供する。
【解決手段】蒸発器3の下部に接続され、蒸発器3の下部から冷媒液を流す冷媒ライン7と、冷媒ライン7を流れる冷媒液とターボ圧縮機1内で使用される油との間で熱交換を行うオイルクーラー20とを備え、蒸発器3から供給される冷媒液により油を冷却するようにした。
【選択図】図1
【解決手段】蒸発器3の下部に接続され、蒸発器3の下部から冷媒液を流す冷媒ライン7と、冷媒ライン7を流れる冷媒液とターボ圧縮機1内で使用される油との間で熱交換を行うオイルクーラー20とを備え、蒸発器3から供給される冷媒液により油を冷却するようにした。
【選択図】図1
Description
本発明は、ターボ冷凍機に係り、特に圧縮機に使用される油を冷媒の一部により冷却する構成を有したターボ冷凍機に関するものである。
従来、冷凍空調装置などに利用されるターボ冷凍機は、冷媒を封入したクローズドシステムで構成され、冷水(被冷却流体)から熱を奪って冷媒が蒸発して冷凍効果を発揮する蒸発器と、前記蒸発器で蒸発した冷媒ガスを圧縮して高圧の冷媒ガスにする圧縮機と、高圧の冷媒ガスを冷却水(冷却流体)で冷却して凝縮させる凝縮器と、前記凝縮した冷媒を減圧して膨張させる膨張弁(膨張機構)とを、冷媒配管によって連結して構成されている。そして、圧縮機として冷媒ガスを多段の羽根車によって多段に圧縮する多段圧縮機を用いた場合は、凝縮器と蒸発器の間の冷媒配管中に設置した中間冷却器であるエコノマイザで生じる冷媒ガスを圧縮機の中間段(多段の羽根車の中間部分)に導入することが行われている。
ターボ冷凍機の圧縮機は、回転体を支持する軸受や回転体を増速するギアが内蔵されており、圧縮機の回転体が高速回転することにより、機械損失すなわち発熱が生じる。この発熱の冷却と、軸受とギアの潤滑の目的のため、油ポンプにより、軸受とギアに潤滑油が供給される。しかし、前述の機械損失分の発熱により、潤滑油は温度が上昇して冷凍機の運転継続が不可能になる。したがって、油ポンプの吐出配管には、潤滑油冷却用のオイルクーラーが設けられている。オイルクーラーの冷却源には、一般的に、冷凍サイクル中の冷媒液が利用されている。
従来、凝縮器と蒸発器との圧力差を駆動源として、凝縮器の冷媒液をオイルクーラーに供給し、潤滑油を冷却している。オイルクーラーで一部蒸発気化した冷媒ガスと、過剰に供給された冷媒液は、二相流として、蒸発器に戻される。
上述した従来の技術では、以下の課題が生じていた。
1)凝縮器の冷媒液は、一般空調条件では、38℃程度であり、非冷却流体である潤滑油(60℃程度)との温度差、いわゆる対数平均温度差(LMTD)が小さいため、冷却を行うためのオイルクーラーの伝熱面積(A)が大きくなる。すなわち、オイルクーラーの伝熱量をQ、総括伝熱係数をK、オイルクーラー伝熱面積をA、対数平均温度差をLMTDとすると、Q=K×A×LMTDと表される。所定の伝熱量Qを得るためには、対数平均温度差LMTDが小さいため、オイルクーラーの伝熱面積Aを大きくする必要がある。したがって、オイルクーラーの外径寸法が大きくなる。
2)凝縮器からオイルクーラーに供給される冷媒液は、一部蒸発し、その他の大部分は冷媒液のまま蒸発器に戻され、減圧された結果、フラッシュして冷媒ガスとなる。このフラッシュした冷媒ガスは、冷凍効果に寄与することなく、圧縮機に吸込まれ、無効な圧縮動力が生じるため、冷凍機の効率低下の一因になっていた。
1)凝縮器の冷媒液は、一般空調条件では、38℃程度であり、非冷却流体である潤滑油(60℃程度)との温度差、いわゆる対数平均温度差(LMTD)が小さいため、冷却を行うためのオイルクーラーの伝熱面積(A)が大きくなる。すなわち、オイルクーラーの伝熱量をQ、総括伝熱係数をK、オイルクーラー伝熱面積をA、対数平均温度差をLMTDとすると、Q=K×A×LMTDと表される。所定の伝熱量Qを得るためには、対数平均温度差LMTDが小さいため、オイルクーラーの伝熱面積Aを大きくする必要がある。したがって、オイルクーラーの外径寸法が大きくなる。
2)凝縮器からオイルクーラーに供給される冷媒液は、一部蒸発し、その他の大部分は冷媒液のまま蒸発器に戻され、減圧された結果、フラッシュして冷媒ガスとなる。このフラッシュした冷媒ガスは、冷凍効果に寄与することなく、圧縮機に吸込まれ、無効な圧縮動力が生じるため、冷凍機の効率低下の一因になっていた。
本発明は、上述の事情に鑑みなされたもので、オイルクーラーの外径を小さくしてオイルクーラーのコンパクト化を図り、かつオイルクーラー冷却に関わる無効な圧縮動力を削減することができるターボ冷凍機を提供することを目的とする。
上述の目的を達成するため、本発明のターボ冷凍機は、冷水から熱を奪って冷媒が蒸発し冷凍効果を発揮する蒸発器と、冷媒を羽根車によって圧縮するターボ圧縮機と、圧縮された冷媒ガスを冷却水で冷却して凝縮させる凝縮器とを備えたターボ冷凍機において、前記蒸発器の下部に接続され、蒸発器の下部から冷媒液を流す冷媒ラインと、前記冷媒ラインを流れる冷媒液と前記ターボ圧縮機内で使用される油との間で熱交換を行うオイルクーラーとを備え、前記蒸発器から供給される冷媒液により前記油を冷却するようにしたことを特徴とする。
本発明は、オイルクーラーにおいて油を冷却する冷却源として、凝縮器ではなく、蒸発器の冷媒液を使用する。蒸発器の冷媒液は、一般空調用途では、おおよそ、6℃程度である。オイルクーラーの冷却源として、蒸発器からの冷媒液を使用する場合は、凝縮器からの冷媒液を使用する場合と比較して温度レベルが低いので、いわゆる対数平均温度差(LMTD)を大きくとることが可能となり、オイルクーラーの伝熱面積を減らすことができる。
本発明の好ましい態様によれば、前記凝縮器の冷媒ガスを駆動用ガスとして、前記蒸発器の下部から冷媒液を吸引して該冷媒液を前記冷媒ラインに流すエジェクタを備えたことを特徴とする。
本発明によれば、凝縮器の高圧の冷媒ガスを駆動用ガスとしてエジェクタに導入し、エジェクタにより蒸発器の下部に滞留する冷媒液を汲み上げて、オイルクーラーに供給する。従来は、凝縮器からの余剰な冷媒液がオイルクーラーを経由して蒸発器に戻ることにより、フラッシュガスの無効な圧縮動力が生じていた。しかしながら、本発明では、エジェクタの駆動用ガスとして使用される高圧の冷媒ガスのみが蒸発器に導入されるため、無効な圧縮動力を低減することが可能である。
本発明によれば、凝縮器の高圧の冷媒ガスを駆動用ガスとしてエジェクタに導入し、エジェクタにより蒸発器の下部に滞留する冷媒液を汲み上げて、オイルクーラーに供給する。従来は、凝縮器からの余剰な冷媒液がオイルクーラーを経由して蒸発器に戻ることにより、フラッシュガスの無効な圧縮動力が生じていた。しかしながら、本発明では、エジェクタの駆動用ガスとして使用される高圧の冷媒ガスのみが蒸発器に導入されるため、無効な圧縮動力を低減することが可能である。
本発明の好ましい態様によれば、前記ターボ圧縮機は多段ターボ圧縮機からなり、多段ターボ圧縮機の多段の圧縮段の中間部分に冷媒ガスを供給するエコノマイザを備え、前記エコノマイザの冷媒ガスを駆動用ガスとして、前記蒸発器の下部から冷媒液を吸引して前記冷媒ラインに流すエジェクタを備えたことを特徴とする。
本発明によれば、エコノマイザからの冷媒ガスをエジェクタ駆動源とすることで、更なる無効圧縮動力を低減することが可能であり、冷凍機の効率向上に寄与できる。すなわち、エコノマイザと蒸発器の差圧が、凝縮器と蒸発器の差圧と比較して小さいため、エジェクタ駆動ガス量すなわち無効ガス量を削減することが可能になる。
本発明によれば、エコノマイザからの冷媒ガスをエジェクタ駆動源とすることで、更なる無効圧縮動力を低減することが可能であり、冷凍機の効率向上に寄与できる。すなわち、エコノマイザと蒸発器の差圧が、凝縮器と蒸発器の差圧と比較して小さいため、エジェクタ駆動ガス量すなわち無効ガス量を削減することが可能になる。
本発明の好ましい態様によれば、前記エジェクタの吐出側は前記蒸発器の上部に接続されていることを特徴とする。これにより、冷媒液が満ちていない圧力の低い蒸発器の上部にエジェクタからの冷媒ガスを導入することができるので、エジェクタの駆動動力を低減することができる。
本発明の好ましい態様によれば、前記エジェクタの入口側に設けられ、前記駆動用ガスとしての冷媒ガスの流量を制御する制御弁を備えたことを特徴とする。
本発明の好ましい態様によれば、前記エジェクタの入口側に設けられ、前記駆動用ガスとしての冷媒ガスの流量を制御する制御弁を備えたことを特徴とする。
本発明の好ましい態様によれば、前記オイルクーラーの出口側の油の温度を測定する温度センサと、前記温度センサによって測定された前記油の温度に基づいて前記制御弁の開度を制御する制御装置とを備えたことを特徴とする。
本発明によれば、温度センサによりオイルクーラー出口の給油温度を測定し、測定値を制御装置に入力する。制御装置は、オイルクーラー出口の給油温度が所定の温度(45〜50℃)になるように制御弁を開閉制御する。エジェクタの一次側に設置された当該制御弁の開度を制御することによって、エジェクタの駆動圧力も可変となり、オイルクーラーに供給される冷媒量を適正量に制御することが可能となる。これにより、オイルクーラー出口の給油温度を所定の温度(45〜50℃)に調整することができる。
本発明によれば、温度センサによりオイルクーラー出口の給油温度を測定し、測定値を制御装置に入力する。制御装置は、オイルクーラー出口の給油温度が所定の温度(45〜50℃)になるように制御弁を開閉制御する。エジェクタの一次側に設置された当該制御弁の開度を制御することによって、エジェクタの駆動圧力も可変となり、オイルクーラーに供給される冷媒量を適正量に制御することが可能となる。これにより、オイルクーラー出口の給油温度を所定の温度(45〜50℃)に調整することができる。
本発明の好ましい態様によれば、前記蒸発器の下部から冷媒液を吸い込んで該冷媒液を前記冷媒ラインに流す冷媒ポンプを備えたことを特徴とする。
本発明は、蒸発器からオイルクーラーへ冷媒液を圧送する手段として、エジェクタの代わりに冷媒ポンプを採用している。すなわち、蒸発器の下部からオイルクーラーに延びる冷媒ラインに冷媒ポンプを設け、蒸発器の冷媒液をオイルクーラーに圧送し、オイルクーラーで潤滑油と熱交換させた後に、冷媒ガスを蒸発器に戻すようにしている。本発明によれば、エジェクタを使用しないため、冷凍能力に寄与しない無効ガスを更に低減できる。
本発明は、蒸発器からオイルクーラーへ冷媒液を圧送する手段として、エジェクタの代わりに冷媒ポンプを採用している。すなわち、蒸発器の下部からオイルクーラーに延びる冷媒ラインに冷媒ポンプを設け、蒸発器の冷媒液をオイルクーラーに圧送し、オイルクーラーで潤滑油と熱交換させた後に、冷媒ガスを蒸発器に戻すようにしている。本発明によれば、エジェクタを使用しないため、冷凍能力に寄与しない無効ガスを更に低減できる。
本発明の好ましい態様によれば、前記冷媒ラインの下流端は前記蒸発器の上部に接続されていることを特徴とする。これにより、冷媒液が満ちていない圧力の低い蒸発器の上部に冷媒ポンプの圧送により冷媒ガスを導入することができるので、冷媒ポンプの駆動動力を低減することができる。
本発明の好ましい態様によれば、前記冷媒ポンプの回転速度を可変にするインバータと、前記オイルクーラーの出口側の油の温度を測定する温度センサと、前記温度センサによって測定された前記油の温度に基づいて前記インバータを制御して前記冷媒ポンプの吐出流量を制御する制御装置とを備えたことを特徴とする。
本発明によれば、温度センサによりオイルクーラー出口の給油温度を測定し、測定値を制御装置に入力する。制御装置は、オイルクーラー出口の給油温度が所定の温度(45〜50℃)になるように、冷媒ポンプの回転速度をインバータで可変させて、オイルクーラーに供給する冷媒液量を制御する。これにより、オイルクーラー出口の給油温度を所定の温度(45〜50℃)に調整することができる。
本発明によれば、温度センサによりオイルクーラー出口の給油温度を測定し、測定値を制御装置に入力する。制御装置は、オイルクーラー出口の給油温度が所定の温度(45〜50℃)になるように、冷媒ポンプの回転速度をインバータで可変させて、オイルクーラーに供給する冷媒液量を制御する。これにより、オイルクーラー出口の給油温度を所定の温度(45〜50℃)に調整することができる。
本発明は、以下に列挙する効果を奏する。
(1)オイルクーラーの伝熱面積を減らすことができ、オイルクーラーの外径を小さくしてオイルクーラーの小型化を図ることができる。
(2)蒸発器からオイルクーラーへ冷媒液を圧送する手段としてエジェクタを用いることにより、エジェクタの駆動用ガスとして使用される高圧の冷媒ガスのみが蒸発器に導入されるため、無効な圧縮動力を低減することができ、冷凍機の効率向上が見込める。
(3)蒸発器からオイルクーラーへ冷媒液を圧送する手段として、エジェクタの代わりに冷媒ポンプを採用することにより、冷凍能力に寄与しない無効ガスを更に低減できる。
(4)軸受・ギアへの給油温度を安定して所定の値に制御することで、冷凍機の安定運転が可能となる。
(1)オイルクーラーの伝熱面積を減らすことができ、オイルクーラーの外径を小さくしてオイルクーラーの小型化を図ることができる。
(2)蒸発器からオイルクーラーへ冷媒液を圧送する手段としてエジェクタを用いることにより、エジェクタの駆動用ガスとして使用される高圧の冷媒ガスのみが蒸発器に導入されるため、無効な圧縮動力を低減することができ、冷凍機の効率向上が見込める。
(3)蒸発器からオイルクーラーへ冷媒液を圧送する手段として、エジェクタの代わりに冷媒ポンプを採用することにより、冷凍能力に寄与しない無効ガスを更に低減できる。
(4)軸受・ギアへの給油温度を安定して所定の値に制御することで、冷凍機の安定運転が可能となる。
以下、本発明に係るターボ冷凍機の実施形態を図1乃至図6を参照して説明する。図1乃至図6において、同一または相当する構成要素には、同一の符号を付して重複した説明を省略する。
図1は、本発明に係るターボ冷凍機の第1の実施形態を示す模式図である。図1に示すように、ターボ冷凍機は、冷媒を圧縮するターボ圧縮機1と、圧縮された冷媒ガスを冷却水(冷却流体)で冷却して凝縮させる凝縮器2と、冷水(被冷却流体)から熱を奪って冷媒が蒸発し冷凍効果を発揮する蒸発器3と、凝縮器2と蒸発器3との間に配置される中間冷却器であるエコノマイザ4とを備え、これら各機器を冷媒が循環する冷媒配管5によって連結して構成されている。
図1に示す実施形態においては、ターボ圧縮機1は多段ターボ圧縮機から構成されており、多段ターボ圧縮機は二段ターボ圧縮機からなり、一段目羽根車11と、二段目羽根車12と、これらの羽根車11,12を回転させる圧縮機モータ13とから構成されている。一段目羽根車11の吸込側には、冷媒ガスの羽根車11,12への吸込流量を調整するサクションベーン14が設けられている。ターボ圧縮機1は軸受やギアを収容するギヤケーシング15を備えており、ギヤケーシング15の下部には軸受とギアに給油するための油タンク16が設けられている。ターボ圧縮機1は、流路8によってエコノマイザ4と接続されており、エコノマイザ4で分離された冷媒ガスはターボ圧縮機1の多段の圧縮段(この例では2段)の中間部分(この例では一段目羽根車11と二段目羽根車12の間の部分)に導入されるようになっている。
図1に示すように構成されたターボ冷凍機の冷凍サイクルでは、ターボ圧縮機1と凝縮器2と蒸発器3とエコノマイザ4とを冷媒が循環し、蒸発器3で得られる冷熱源で冷水が製造されて負荷に対応し、冷凍サイクル内に取り込まれた蒸発器3からの熱量およびモータ13から供給されるターボ圧縮機1の仕事に相当する熱量が凝縮器2に供給される冷却水に放出される。一方、エコノマイザ4にて分離された冷媒ガスはターボ圧縮機1の多段圧縮段の中間部分に導入され、一段目圧縮機からの冷媒ガスと合流して二段目圧縮機により圧縮される。2段圧縮単段エコノマイザサイクルによれば、エコノマイザ4による冷凍効果部分が付加されるので、その分だけ冷凍効果が増加し、エコノマイザ4を設置しない場合に比べて冷凍効果の高効率化を図ることができる。
図1に示すように、冷媒を凝縮器2からエジェクタ17に導く冷媒供給配管6が設けられている。エジェクタ17の吐出側は冷媒供給配管6を介して蒸発器3の上部に接続されている。エジェクタ17の吐出側を蒸発器3の上部に接続することにより、冷媒液が満ちていない圧力の低い蒸発器3の上部にエジェクタ17からの冷媒ガスを導入することができるので、エジェクタ17の駆動動力を低減することができる。
一方、蒸発器3の下部は、冷却冷媒ライン(冷却冷媒配管)7を介してエジェクタ17に接続されている。
一方、蒸発器3の下部は、冷却冷媒ライン(冷却冷媒配管)7を介してエジェクタ17に接続されている。
冷却冷媒ライン7にはオイルクーラー20が設けられており、冷却冷媒ライン7はオイルクーラー20内を通ってエジェクタ17まで延びている。ターボ圧縮機1の油タンク16内にはオイル循環ポンプ22が設置されている。このオイル循環ポンプ22には、オイル循環ライン(オイル循環配管)23が接続されている。オイル循環ライン23は、オイルクーラー20内を通って延び、ギヤケーシング15の上部に接続されている。したがって、油タンク16内の加熱された潤滑油は、オイル循環ポンプ22によってオイル循環ライン23に送られ、オイルクーラー20内を流れ、そしてギヤケーシング15内に戻される。
オイルクーラー20内では、蒸発器3から供給されて冷却冷媒ライン7を流れる冷媒液と、オイル循環ライン23を流れる潤滑油との間で熱交換が行われる。潤滑油の熱は冷媒に伝達され、これにより冷媒が加熱されるとともに、潤滑油が冷却される。冷却された潤滑油は、オイル循環ライン23を通ってギヤケーシング15内の軸受およびギアに供給され、これら軸受およびギアを潤滑し、冷却する。このように、潤滑油は、油タンク16、オイルクーラー20、ギヤケーシング15をこの順に循環する。
図1に示すように、本発明は、オイルクーラー20の冷却源として、凝縮器2ではなく、蒸発器3の冷媒液を使用する。蒸発器3の冷媒液は、一般空調用途では、おおよそ、6℃程度である。オイルクーラー20の冷却源として、蒸発器3からの冷媒液を使用する場合は、凝縮器2からの冷媒液を使用する場合と比較して温度レベルが低いので、いわゆる対数平均温度差(LMTD)を大きくとることが可能となり、オイルクーラー20の伝熱面積を減らすことができる。
しかしながら、蒸発器3は、冷凍サイクルで最も低圧であるため、蒸発器3から冷媒液をオイルクーラー20に供給する駆動源が必要となる。
本発明では、凝縮器2の高圧の冷媒ガスを駆動用ガスとしてエジェクタ17に導入し、エジェクタ17により蒸発器3の下部に滞留する冷媒液を汲み上げて、オイルクーラー20に供給する。
従来は、凝縮器からの余剰な冷媒液がオイルクーラーを経由して蒸発器に戻ることにより、フラッシュガスの無効な圧縮動力が生じていた。しかしながら、本発明では、エジェクタ17の駆動用ガスとして使用される高圧の冷媒ガスのみが蒸発器3に導入されるため、無効な圧縮動力を低減することが可能である。
本発明では、凝縮器2の高圧の冷媒ガスを駆動用ガスとしてエジェクタ17に導入し、エジェクタ17により蒸発器3の下部に滞留する冷媒液を汲み上げて、オイルクーラー20に供給する。
従来は、凝縮器からの余剰な冷媒液がオイルクーラーを経由して蒸発器に戻ることにより、フラッシュガスの無効な圧縮動力が生じていた。しかしながら、本発明では、エジェクタ17の駆動用ガスとして使用される高圧の冷媒ガスのみが蒸発器3に導入されるため、無効な圧縮動力を低減することが可能である。
冷媒ガスと冷媒液は同じ体積流量(m3/h)でも、冷媒液の方が冷媒ガスと比較して圧倒的に比重が大きい。よって、質量流量(kg/h)も冷媒液の方が大きいので、冷媒液の方が無効な圧縮動力に対する影響度が大きい。上述したように、本発明では、エジェクタ17の駆動用ガスとして使用される高圧の冷媒ガスのみが、蒸発器3に導入されるため、無効な圧縮動力を低減することが可能である。
図2は、本発明に係るターボ冷凍機の第2の実施形態を示す模式図である。
潤滑油の適正な冷却を行うためには、オイルクーラー出口の給油温度を適正な値に制御することが望ましい。適正な給油温度とは、おおよそ、45〜50℃程度である。オイルクーラーへの冷却冷媒量が多ければ給油温度は低下し、少なければ給油温度は上昇する。給油温度が低ければ、潤滑油の粘度が上昇する。給油温度が高ければ、軸受の温度も上昇する。いずれの場合も、冷凍機の安定運転の支障となりうる。
潤滑油の適正な冷却を行うためには、オイルクーラー出口の給油温度を適正な値に制御することが望ましい。適正な給油温度とは、おおよそ、45〜50℃程度である。オイルクーラーへの冷却冷媒量が多ければ給油温度は低下し、少なければ給油温度は上昇する。給油温度が低ければ、潤滑油の粘度が上昇する。給油温度が高ければ、軸受の温度も上昇する。いずれの場合も、冷凍機の安定運転の支障となりうる。
上記課題を解決するため、本発明においては、図2に示すように、オイルクーラー20の出口の給油温度を測定する温度センサ25を設け、凝縮器2とエジェクタ17の間に制御弁としての電動弁26を設けている。温度センサ25および電動弁26は制御装置30に接続されている。その他の構成は、図1に示すターボ冷凍機と同様である。
図2に示すターボ冷凍機においては、温度センサ25によりオイルクーラー出口の給油温度を測定し、測定値を制御装置30に入力する。制御装置30は、オイルクーラー出口の給油温度が所定の温度(45〜50℃)になるように電動弁26を開閉制御する。エジェクタ17の一次側に設置された当該電動弁26の開度を制御することによって、エジェクタ17の駆動圧力も可変となり、オイルクーラー20に供給される冷媒量を適正量に制御することが可能となる。これにより、オイルクーラー出口の給油温度を所定の温度(45〜50℃)に調整することができる。
図2に示すターボ冷凍機においては、温度センサ25によりオイルクーラー出口の給油温度を測定し、測定値を制御装置30に入力する。制御装置30は、オイルクーラー出口の給油温度が所定の温度(45〜50℃)になるように電動弁26を開閉制御する。エジェクタ17の一次側に設置された当該電動弁26の開度を制御することによって、エジェクタ17の駆動圧力も可変となり、オイルクーラー20に供給される冷媒量を適正量に制御することが可能となる。これにより、オイルクーラー出口の給油温度を所定の温度(45〜50℃)に調整することができる。
図3は、本発明に係るターボ冷凍機の第3の実施形態を示す模式図である。
多段圧縮ターボ冷凍機においては、前述のエジェクタ17の駆動用ガスを、凝縮器2ではなく、中間圧力であるエコノマイザ4から供給しても良い。すなわち、本実施形態では、図3に示すように、エジェクタ17に駆動用ガスを供給するための冷媒供給配管6をエコノマイザ4に接続している。その他の構成は図1に示すターボ冷凍機と同様である。
図3に示すように、エコノマイザ4からの冷媒ガスをエジェクタ駆動源とすることで、更なる無効圧縮動力を低減することが可能であり、冷凍機の効率向上に寄与できる。すなわち、エコノマイザ4と蒸発器3の差圧が、凝縮器2と蒸発器3の差圧と比較して小さいため、エジェクタ駆動ガス量すなわち無効ガス量を削減することが可能になる。
多段圧縮ターボ冷凍機においては、前述のエジェクタ17の駆動用ガスを、凝縮器2ではなく、中間圧力であるエコノマイザ4から供給しても良い。すなわち、本実施形態では、図3に示すように、エジェクタ17に駆動用ガスを供給するための冷媒供給配管6をエコノマイザ4に接続している。その他の構成は図1に示すターボ冷凍機と同様である。
図3に示すように、エコノマイザ4からの冷媒ガスをエジェクタ駆動源とすることで、更なる無効圧縮動力を低減することが可能であり、冷凍機の効率向上に寄与できる。すなわち、エコノマイザ4と蒸発器3の差圧が、凝縮器2と蒸発器3の差圧と比較して小さいため、エジェクタ駆動ガス量すなわち無効ガス量を削減することが可能になる。
図4は、本発明に係るターボ冷凍機の第4の実施形態を示す模式図である。第4の実施形態は、図2に示す第2の実施形態の変形例である。図4に示す第4の実施形態と図2に示す第2の実施形態との違いは、エジェクタ17の駆動用ガスを、凝縮器2ではなく、中間圧力であるエコノマイザ4から供給した点である。図4に示すように、エジェクタ17に駆動用ガスを供給するための冷媒供給配管6をエコノマイザ4に接続している。このように、エコノマイザ4からの冷媒ガスをエジェクター駆動源とすることで、更なる無効圧縮動力を低減することが可能であり、冷凍機の効率向上に寄与できる。
図4に示すターボ冷凍機も図2に示すターボ冷凍機と同様に、温度センサ25によりオイルクーラー出口の給油温度を測定し、測定値を制御装置30に入力する。制御装置30は、オイルクーラー出口の給油温度が所定の温度(45〜50℃)になるように電動弁26を開閉制御する。エジェクタ17の一次側に設置された当該電動弁26の開度を制御することによって、エジェクタ17の駆動圧力も可変となり、オイルクーラー20に供給される冷媒量を適正量に制御することが可能となる。
図4に示すターボ冷凍機も図2に示すターボ冷凍機と同様に、温度センサ25によりオイルクーラー出口の給油温度を測定し、測定値を制御装置30に入力する。制御装置30は、オイルクーラー出口の給油温度が所定の温度(45〜50℃)になるように電動弁26を開閉制御する。エジェクタ17の一次側に設置された当該電動弁26の開度を制御することによって、エジェクタ17の駆動圧力も可変となり、オイルクーラー20に供給される冷媒量を適正量に制御することが可能となる。
図5は、本発明に係るターボ冷凍機の第5の実施形態を示す模式図である。図5に示すように、本実施形態においては、蒸発器3からオイルクーラー20へ冷媒液を圧送する手段として、エジェクタの代わりに冷媒ポンプ31を採用している。すなわち、蒸発器3の下部からオイルクーラー20に延びる冷却冷媒ライン7に冷媒ポンプ31を設け、予め定めた所定の吐出量にて蒸発器3の冷媒液をオイルクーラー20に常時圧送し、オイルクーラー20で潤滑油と熱交換させた後に、冷媒ガスを蒸発器3の上部に戻すようにしている。冷媒ガスを蒸発器3の上部に戻すことにより、冷媒液が満ちていない圧力の低い蒸発器3の上部に冷媒ポンプ31から圧送された冷媒ガスを導入することができるので、冷媒ポンプ31の駆動動力を低減することができる。
本実施形態によれば、エジェクタを使用しないため、冷凍能力に寄与しない無効ガスを更に低減できる。
本実施形態によれば、エジェクタを使用しないため、冷凍能力に寄与しない無効ガスを更に低減できる。
図6は、本発明に係るターボ冷凍機の第6の実施形態を示す模式図である。第6の実施形態は、図5に示す第5の実施形態の変形例である。図6に示す第6の実施形態と図5に示す第5の実施形態との違いは、冷媒ポンプ31の回転速度をインバータ32により制御し、かつオイルクーラー20の出口の給油温度を測定する温度センサ25を設けた点である。温度センサ25およびインバータ32は制御装置30に接続されている。
図6に示すターボ冷凍機においては、温度センサ25によりオイルクーラー出口の給油温度を測定し、測定値を制御装置30に入力する。制御装置30は、オイルクーラー出口の給油温度が所定の温度(45〜50℃)になるように、冷媒ポンプ31の回転速度をインバータ32で可変させて、オイルクーラー20に供給する冷媒液量を制御する。これにより、オイルクーラー出口の給油温度を所定の温度(45〜50℃)に調整することができる。
図6に示すターボ冷凍機においては、温度センサ25によりオイルクーラー出口の給油温度を測定し、測定値を制御装置30に入力する。制御装置30は、オイルクーラー出口の給油温度が所定の温度(45〜50℃)になるように、冷媒ポンプ31の回転速度をインバータ32で可変させて、オイルクーラー20に供給する冷媒液量を制御する。これにより、オイルクーラー出口の給油温度を所定の温度(45〜50℃)に調整することができる。
これまで本発明の実施形態について説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されず、その技術思想の範囲内において、種々の異なる形態で実施されてよいことは勿論である。
1 ターボ圧縮機
2 凝縮器
3 蒸発器
4 エコノマイザ
6 冷媒供給配管
7 冷却冷媒ライン(冷却冷媒配管)
11 一段目羽根車
12 二段目羽根車
13 圧縮機モータ
15 ギヤケーシング
16 油タンク
17 エジェクタ
20 オイルクーラー
22 オイル循環ポンプ
23 オイル循環ライン
25 温度センサ
26 電動弁
30 制御装置
31 冷媒ポンプ
32 インバータ
2 凝縮器
3 蒸発器
4 エコノマイザ
6 冷媒供給配管
7 冷却冷媒ライン(冷却冷媒配管)
11 一段目羽根車
12 二段目羽根車
13 圧縮機モータ
15 ギヤケーシング
16 油タンク
17 エジェクタ
20 オイルクーラー
22 オイル循環ポンプ
23 オイル循環ライン
25 温度センサ
26 電動弁
30 制御装置
31 冷媒ポンプ
32 インバータ
Claims (9)
- 冷水から熱を奪って冷媒が蒸発し冷凍効果を発揮する蒸発器と、冷媒を羽根車によって圧縮するターボ圧縮機と、圧縮された冷媒ガスを冷却水で冷却して凝縮させる凝縮器とを備えたターボ冷凍機において、
前記蒸発器の下部に接続され、蒸発器の下部から冷媒液を流す冷媒ラインと、
前記冷媒ラインを流れる冷媒液と前記ターボ圧縮機内で使用される油との間で熱交換を行うオイルクーラーとを備え、
前記蒸発器から供給される冷媒液により前記油を冷却するようにしたことを特徴とするターボ冷凍機。 - 前記凝縮器の冷媒ガスを駆動用ガスとして、前記蒸発器の下部から冷媒液を吸引して該冷媒液を前記冷媒ラインに流すエジェクタを備えたことを特徴とする請求項1に記載のターボ冷凍機。
- 前記ターボ圧縮機は多段ターボ圧縮機からなり、多段ターボ圧縮機の多段の圧縮段の中間部分に冷媒ガスを供給するエコノマイザを備え、
前記エコノマイザの冷媒ガスを駆動用ガスとして、前記蒸発器の下部から冷媒液を吸引して前記冷媒ラインに流すエジェクタを備えたことを特徴とする請求項1に記載のターボ冷凍機。 - 前記エジェクタの吐出側は前記蒸発器の上部に接続されていることを特徴とする請求項2または3に記載のターボ冷凍機。
- 前記エジェクタの入口側に設けられ、前記駆動用ガスとしての冷媒ガスの流量を制御する制御弁を備えたことを特徴とする請求項2乃至4のいずれか1項に記載のターボ冷凍機。
- 前記オイルクーラーの出口側の油の温度を測定する温度センサと、
前記温度センサによって測定された前記油の温度に基づいて前記制御弁の開度を制御する制御装置とを備えたことを特徴とする請求項5に記載のターボ冷凍機。 - 前記蒸発器の下部から冷媒液を吸い込んで該冷媒液を前記冷媒ラインに流す冷媒ポンプを備えたことを特徴とする請求項1に記載のターボ冷凍機。
- 前記冷媒ラインの下流端は前記蒸発器の上部に接続されていることを特徴とする請求項7に記載のターボ冷凍機。
- 前記冷媒ポンプの回転速度を可変にするインバータと、
前記オイルクーラーの出口側の油の温度を測定する温度センサと、
前記温度センサによって測定された前記油の温度に基づいて前記インバータを制御して前記冷媒ポンプの吐出流量を制御する制御装置とを備えたことを特徴とする請求項7または8に記載のターボ冷凍機。
Priority Applications (2)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2014072679A JP2015194300A (ja) | 2014-03-31 | 2014-03-31 | ターボ冷凍機 |
CN201510142192.4A CN104949369A (zh) | 2014-03-31 | 2015-03-27 | 涡轮制冷机 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2014072679A JP2015194300A (ja) | 2014-03-31 | 2014-03-31 | ターボ冷凍機 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2015194300A true JP2015194300A (ja) | 2015-11-05 |
Family
ID=54164232
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2014072679A Pending JP2015194300A (ja) | 2014-03-31 | 2014-03-31 | ターボ冷凍機 |
Country Status (2)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP2015194300A (ja) |
CN (1) | CN104949369A (ja) |
Cited By (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2017201216A (ja) * | 2016-05-02 | 2017-11-09 | 荏原冷熱システム株式会社 | ターボ冷凍機 |
JP2020508433A (ja) * | 2017-02-24 | 2020-03-19 | シーメンス アクチエンゲゼルシヤフトSiemens Aktiengesellschaft | ヒートポンプ装置およびヒートポンプ装置の運転方法 |
CN111219900A (zh) * | 2018-11-27 | 2020-06-02 | 斯凯孚公司 | 冷却系统和用于操作冷却系统的方法 |
CN112392556A (zh) * | 2019-08-13 | 2021-02-23 | 江苏国富氢能技术装备有限公司 | 一种环形式低温气液化用透平膨胀系统 |
Families Citing this family (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
CN109579191B (zh) * | 2018-12-25 | 2021-07-13 | 荏原冷热系统(中国)有限公司 | 双压缩机空调系统及其冷剂循环量的控制方法、控制装置 |
Citations (7)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS56127160A (en) * | 1980-03-10 | 1981-10-05 | Ebara Mfg | Oil recovering device for turbo refrigerating machine |
JPS57140665U (ja) * | 1981-02-27 | 1982-09-03 | ||
JPS5896955A (ja) * | 1981-12-04 | 1983-06-09 | 株式会社荏原製作所 | 冷凍装置の油戻し装置 |
JPS6387557A (ja) * | 1986-10-01 | 1988-04-18 | ス−パ−ヒ−トポンプ・エネルギ−集積システム技術研究組合 | ヒ−トポンプ |
JP2006138557A (ja) * | 2004-11-12 | 2006-06-01 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | ターボ式空調装置 |
JP2009250482A (ja) * | 2008-04-03 | 2009-10-29 | Ebara Refrigeration Equipment & Systems Co Ltd | 圧縮式冷凍機及びその運転方法 |
JP2013072564A (ja) * | 2011-09-27 | 2013-04-22 | Hitachi Appliances Inc | 冷凍機 |
Family Cites Families (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP5878046B2 (ja) * | 2012-03-13 | 2016-03-08 | 荏原冷熱システム株式会社 | ターボ冷凍機及びその制御方法 |
JP5981180B2 (ja) * | 2012-03-21 | 2016-08-31 | 荏原冷熱システム株式会社 | ターボ冷凍機及びその制御方法 |
-
2014
- 2014-03-31 JP JP2014072679A patent/JP2015194300A/ja active Pending
-
2015
- 2015-03-27 CN CN201510142192.4A patent/CN104949369A/zh active Pending
Patent Citations (7)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS56127160A (en) * | 1980-03-10 | 1981-10-05 | Ebara Mfg | Oil recovering device for turbo refrigerating machine |
JPS57140665U (ja) * | 1981-02-27 | 1982-09-03 | ||
JPS5896955A (ja) * | 1981-12-04 | 1983-06-09 | 株式会社荏原製作所 | 冷凍装置の油戻し装置 |
JPS6387557A (ja) * | 1986-10-01 | 1988-04-18 | ス−パ−ヒ−トポンプ・エネルギ−集積システム技術研究組合 | ヒ−トポンプ |
JP2006138557A (ja) * | 2004-11-12 | 2006-06-01 | Mitsubishi Heavy Ind Ltd | ターボ式空調装置 |
JP2009250482A (ja) * | 2008-04-03 | 2009-10-29 | Ebara Refrigeration Equipment & Systems Co Ltd | 圧縮式冷凍機及びその運転方法 |
JP2013072564A (ja) * | 2011-09-27 | 2013-04-22 | Hitachi Appliances Inc | 冷凍機 |
Cited By (6)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2017201216A (ja) * | 2016-05-02 | 2017-11-09 | 荏原冷熱システム株式会社 | ターボ冷凍機 |
JP2020508433A (ja) * | 2017-02-24 | 2020-03-19 | シーメンス アクチエンゲゼルシヤフトSiemens Aktiengesellschaft | ヒートポンプ装置およびヒートポンプ装置の運転方法 |
CN111219900A (zh) * | 2018-11-27 | 2020-06-02 | 斯凯孚公司 | 冷却系统和用于操作冷却系统的方法 |
CN111219900B (zh) * | 2018-11-27 | 2023-11-10 | 斯凯孚公司 | 冷却系统和用于操作冷却系统的方法 |
CN112392556A (zh) * | 2019-08-13 | 2021-02-23 | 江苏国富氢能技术装备有限公司 | 一种环形式低温气液化用透平膨胀系统 |
CN112392556B (zh) * | 2019-08-13 | 2024-05-03 | 江苏国富氢能技术装备股份有限公司 | 一种环形式低温气液化用透平膨胀系统 |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
CN104949369A (zh) | 2015-09-30 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
US10480831B2 (en) | Compressor bearing cooling | |
JP6454564B2 (ja) | ターボ冷凍機 | |
JP2018526557A (ja) | 多段遠心圧縮機のための容量制御システム及び方法 | |
JP2015194300A (ja) | ターボ冷凍機 | |
JP5981180B2 (ja) | ターボ冷凍機及びその制御方法 | |
CN106461278B (zh) | 运行冷却器的方法 | |
US20110016916A1 (en) | Turbo compressor and refrigerator | |
JP2014159923A (ja) | ターボ冷凍機 | |
JP2014190614A (ja) | ターボ冷凍機 | |
JP6295105B2 (ja) | ターボ冷凍機 | |
JP2007232230A (ja) | 冷凍装置 | |
JP2015190662A (ja) | ターボ冷凍機 | |
JP6097109B2 (ja) | ターボ冷凍機 | |
CN108362024B (zh) | 离心式制冷机 | |
JP6064489B2 (ja) | ターボ冷凍機 | |
JP6096551B2 (ja) | ターボ冷凍機 | |
JP5993332B2 (ja) | ターボ冷凍機 | |
JP6004004B2 (ja) | ターボ冷凍機 | |
JP6295121B2 (ja) | ターボ冷凍機 | |
JP2018169059A (ja) | 冷凍機 | |
JP6105972B2 (ja) | ターボ冷凍機 | |
JP2009236430A (ja) | 圧縮式冷凍機及びその容量制御方法 | |
JP2015105783A (ja) | ターボ冷凍機 | |
EP3098542B1 (en) | Refrigeration cycle device | |
JP2013139897A (ja) | 冷凍装置 |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20161118 |
|
A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20170809 |
|
A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20170829 |
|
A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20180306 |