JP3719592B2 - Combined air conditioning unit - Google Patents
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Description
【0001】
【産業上の利用分野】
本発明は、吸収冷温水機と圧縮式冷凍機とを組み合わせて成る複合冷暖房装置に関する。
【0002】
【従来の技術】
上述の様な複合冷暖房装置としては、例えば、本出願人が先に提案した特開2000−241042号公報(特願平11−160040号)がある。
【0003】
特開2000−241042号公報では、図25に示す様に、圧縮式冷凍機10と、エンジン排熱を利用した所謂「温水焚き」の吸収冷温水機20とを組合せた複合式空調装置を提案している。
【0004】
吸収冷温水機20は、例えば、水を冷媒として用い、且臭化リチウム水溶液を吸収剤として用いており、吸収器21と、再生器22と、凝縮器24と、蒸発器25と、それらを循環する第2の冷媒管路L2とにより、概略構成されている。
【0005】
吸収器21において、吸収剤(臭化リチウム)が冷媒(水)を吸収した吸収溶液が吸収液ポンプ27によって再生器22に送られており、その途中で熱交換器26により加熱されている。
再生機22にはガスエンジン1の冷却水ジャケット1a及び排気熱交換器2で加熱された温水(温排水)が温水管路L3で導入されて、吸収溶液が加熱されている。
即ち、ガスエンジン1の温排水(排熱)が、吸収式冷温水器20の駆動熱源となっている。
【0006】
尚、温水管路L3には再生機22をバイパスする切換え弁8が介装されている。そして、再生機22で過熱され、気化冷媒(水蒸気)が分離して濃縮された吸収溶液は、前記熱交換器26において、吸収器21から送られてきて(供給側の)吸収溶液と熱交換を行って吸収器21に戻されている。
【0007】
再生器22内で蒸発した冷媒は、凝縮器24で凝縮され、蒸発器25で蒸発して、後述する冷媒分岐管路L5内を流れる冷媒から気化熱を奪った後、吸収器21に戻される。ここで符号28は蒸発器に溜まった液状の冷媒を汲み上げて滴下させるための冷媒ポンプである。
【0008】
吸収式温水器20には更に、ラジエータ又はクーリングタワーである冷却装置31から冷却水ポンプ32を介して、吸収器21、凝縮機24を冷却し、冷却装置31に戻る冷却水管路L4が設けられている。
【0009】
一方、圧縮冷凍機10の第1の蒸発器14は、熱交換によって空気調温機能を有する室内機であり、第1の冷媒管路L1を有している。
第1の冷媒管路L1に介装された蒸発器14の下流の分岐点Aから、冷媒分岐回路L5が分岐しており、該冷媒分岐回路L5内を流下する冷媒は、前記吸収式冷温水器20の蒸発器25で熱交換が行われ(或いは吸収冷温水機20の冷媒に気化熱を奪われ)て冷却され、凝縮する。
【0010】
前記冷媒分岐回路L5の吸収式冷温水器20より上流側には、前記ガスエンジン1が駆動する発電機70で発電された電力により電源回路L20を介して駆動される高圧側コンプレッサ52が、又、吸収式冷温水器20より下流側には、膨張弁53が介装されている。
そして、前記蒸発器25で熱交換が行われて冷却され、凝縮した冷媒は第1の蒸発器14の上流の合流点Bで第1の冷媒管路L1に合流している。
【0011】
係る分岐点(A)、合流点(B)を有する結果、従来の複合冷暖房装置では、圧縮式冷媒を−20℃以下に冷却して、超低温空調を行うことが困難であることが知られている。
即ち、図2のサイクル線図(Ts線図)に関して、例えば、分岐点、合流点を有する複合冷暖房装置(図25を参照)において、コンプレッサ11前をa、コンプレッサ11後をb、膨張弁13の前をc、蒸発機14の後をdとすれば、サイクル線図はa→b→c→d→aを描く。
分岐点、合流点を有する複合冷暖房装置の高温工程b→cでの温度は0℃であり、高温工程と低温工程の温度差ΔTは略一定となる為、低温工程d→aでの温度は−20℃が限界である。
【0012】
【発明が解決しようとする課題】
本発明は上述した従来技術の問題点に鑑みて提案されたものであり、圧縮式冷媒を−20℃以下に冷却して、超低温空調を容易に行うことが出来る様な複合冷暖房装置の提供を目的としている。
【0013】
【課題を解決するための手段】
本発明の複合冷暖房装置によれば、発熱機関(1)と、該発熱機関(1)から発生する熱を供給されることにより作動する吸収冷温水機(20)と、圧縮式冷凍機(10D)とを備え、該圧縮式冷凍機(10D)は第1の膨張手段(13)と冷暖房用熱交換器(14)と低圧コンプレッサ(11)とが介装されている圧縮式冷媒ライン(L10)を有し、該圧縮式冷媒ライン(L10)には低圧コンプレッサ(11)の下流側に中間冷却器(200)が接続され、そして該中間冷却器(200)の気相部(200a)にはライン(L1A)の分岐点(P21)を介して第1の高圧コンプレッサ(11A)と第2の高圧コンプレッサ(11C)とがそれぞれ接続され、該第1の高圧コンプレッサ(11A)は凝縮器(16)と第2の膨張手段(13E)とを有するバイパスライン(L1B)を介して前記中間冷却器(200)の熱交換部(200c)を介して前記第1の膨張手段(13)に接続され、前記第2の高圧コンプレッサは吸収冷温水機(20)の蒸発器(25)を介して前記バイパスライン(L1B)に接続されている。
【0014】
また本発明の複合冷暖房装置によれば、発熱機関(1)と、該発熱機関(1)から発生する熱を供給されることにより作動する吸収冷温水機(20)と、圧縮式冷凍機(10E)とを備え、該圧縮式冷凍機(10E)には冷暖房用熱交換器(14)が介装すると共に前記吸収冷温水機(20)の蒸発器(25)と熱的に連通している圧縮式冷媒ライン(L1)を有し、前記圧縮式冷媒ライン(L1)は低圧コンプレッサ(11)を有し、その低圧コンプレッサ(11)の下流側の分岐点(P21)から分岐した別の冷媒ライン(L12)は中間冷却器(200)に接続され、該中間冷却器(200)の気相部(200a)からの二次冷却ライン(L1A)は高圧コンプレッサ(11A)と凝縮器(16)と中間冷却器(200)の液相部(200b)の熱交換部(200c)とを介して合流点(P23)から前記冷暖房用熱交換器(14)に接続され、前記蒸発器(25)は前記合流点(P23)に接続されている。
【0015】
そして、本発明の複合冷暖房装置によれば、発熱機関(1)と、該発熱機関(1)から発生する熱を供給されることにより作動する吸収冷温水機(20)と、圧縮式冷凍機(10F)とを備え、該圧縮式冷凍機(10F)には冷暖房用熱交換器(14)と低圧コンプレッサ(11)とが介装されている圧縮式冷媒ライン(L1)を有し、前記圧縮式冷媒ライン(L1)には低圧コンプレッサ(11)の下流側で中間冷却器(200)が接続され、該中間冷却器(200)の気相部(200a)からの二次冷却ライン(L1A)には第1および第2のコンプレッサ(11A、11C)がそれぞれ接続され、該第1のコンプレッサ(11A)は凝縮器(16)を介して中間冷却器(200)の液相部(200b)に接続されると共に、第2のコンプレッサ(11C)は前記吸収冷温水機(20)の蒸発器(25)を介して前記液相部(200b)に接続され、該液相部(200b)は前記冷暖房用熱交換器(14)に接続されている。
【0016】
さらに本発明の複合冷暖房装置によれば、発熱機関(1)と、該発熱機関(1)から発生する熱を供給されることにより作動する吸収冷温水機(20)と、圧縮式冷凍機(10G)とを備え、該圧縮式冷凍機(10G)には冷暖房用熱交換器(14)が介装されると共に前記吸収冷温水機(20)の蒸発器(25)と熱的に連通している圧縮式冷媒ライン(L1)を有し、その圧縮式冷媒ライン(L1)は低圧コンプレッサ(11)を有し、その低圧コンプレッサ(11)の下流側の分岐点(P41)から分岐した別の冷媒ライン(L12)は中間冷却器(200)に接続され、該中間冷却器(200)の気相部(200a)からの二次冷却ライン(L1A)は高圧コンプレッサ(11A)と凝縮器(16)とを介して中間冷却器(200)の液相部(200b)に接続され、該液相部(200b)および前記蒸発器(25)は共に合流点(P42)を介して前記冷暖房用熱交換器(14)に接続されている。
【0045】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明の実施形態を説明する。尚、図25に示した従来の複合空調装置と同様の構成部品には同じ符号を付し、重複説明を省略している。
【0046】
図1は、本発明の概念を示す構成図であり、複合冷暖房装置は、コジェネレーションシステムとしてのガスエンジン(請求項1では発熱機関)1と、該ガスエンジン1から発生する冷却水の排熱(L3)を供給されることにより作動する吸収冷温水機20と、圧縮式冷凍機10とによって構成されている。
前記圧縮式冷凍機10は、室内機としての冷暖房用熱交換器14を介装しており、且つ前記吸収冷温水機20の図示しない蒸発器と熱的に連通している第1の冷媒管路L1と、該第1の冷媒管路L1に介装された冷媒用コンプレッサ11及び膨張弁13を有している。
そして、前記コンプレッサ11は、前記ガスエンジン1により駆動される発電機70の発生電力、又は、商用電力80によって駆動される。
【0047】
係る構成を具備した本発明の複合冷暖房装置によれば、図2のサイクル線図(Ts線図)で示す様に、従来技術の圧縮系が分岐している場合のサイクルa→b→c→d→aでd→aでの最低温度‐20℃に比較して、図1のように圧縮系が分岐していない本発明のサイクルe→f→g→h→eではh→eでの最低温度は‐45℃と、より低温が可能となる。
尚、Ts線図において、縦軸は絶対温度Tを、横軸にはエントロピsを示しており、サイクルの縦方向の巾寸法(温度差)ΔTは一定である。従って、高温側の工程b→cをf→gに下げることで低温側の工程d→aをh→eと、よりいっそうの低温化が図られる。
【0048】
図3は、コジェネレーションシステムとしてのガスエンジン1と、温水焚き吸収冷温水機20とを組合せた冷房(或いは冷凍)システムである第1実施形態の1例を示すもので、全体を符号10で示す圧縮式冷凍機は、熱交換によって空気調温機能を有する室内機であり、第1の冷媒管路L1を有している。
第1の冷媒管路L1には、膨張弁13と、室内機としての蒸発器14と、コンプレッサ11とが介装されている。
そして、前記第1の冷媒管路L1内を流過する冷媒は、吸収冷温水機20の蒸発器25で熱交換が行われ(或いは吸収冷温水機20の冷媒に気化熱を奪われ)て冷却され、凝縮する。
【0049】
前記蒸発器25で冷却され、凝縮した冷媒は、前記膨張弁13において膨張・気化して、蒸発機14では室内の空気と熱交換され(気化熱によって室内の空気から熱を奪われ)室内温度が下げられる。
熱交換を終えた冷媒は前記コンプレッサ11で圧縮され、再び吸収冷温水機20の蒸発器25で熱交換が行われ、サイクルが繰り返される。
【0050】
図4は、コジェネレーションシステムとしてのガスエンジン1と、温水焚き吸収冷温水機20Aとを組合せた冷暖房システムである第1実施形態の1例を示すもので、全体を符号10Aで示す圧縮式冷凍機は、熱交換によって空気調温機能を有する室内機であり、第1の冷媒管路L1を有している。
【0051】
第1の冷媒管路L1には、室内機としての蒸発器14と、該蒸発機14と温水焚き吸収冷温水機20Aの蒸発器(この場合は凝縮器として働く)25への投入口との間に位置し冷・暖房によって冷媒の流れの方向を切換える切換弁6と、前記蒸発器25への投入口と前記蒸発機14の間に位置する膨張弁13と、前記切換弁6と蒸発器25への投入口の間に位置する第2の膨張弁13A、とが介装されている。
前記切換弁6にはコンプレッサ11を介装した流路切換え管路L1aが付帯している。
【0052】
一方、前記温水焚き吸収冷温水機20Aと前述図1の吸収冷温水機20とは以下の点で異なる。即ち、吸収冷温水機20に対して、蒸発器25と吸収器21の液層を連通させる連通管路LLを設け、該連通管路LLには、切換え弁V1を介装し、従前の蒸発器25内部管路ILには切換え弁V2を、更に凝縮気24と蒸発器25を連通する従前の管路L2には切換え弁V3を夫々新に介装している。
【0053】
そして、前記切換弁6を切換え(切換弁16内の流れは太字で示される)、開閉弁V1、V2、V3を開閉制御することにより、前記温水焚き吸収冷温水機20Aは、冷凍機(冷房用)として、或いは温水機(暖房用)として作動させる。
【0054】
尚、図4は冷房時を示し、冷媒の流れは太線で示している。この時、開閉弁V1、V2は閉弁状態で、開閉弁V3は開弁状態である。
即ち、前記温水焚き吸収冷温水機20Aの蒸発器25は蒸発器として機能する。
【0055】
図5は、暖房時を示し冷媒の流れは太線で示している。この時、開閉弁V1、V2は開弁状態で、開閉弁V3は閉弁状態である。
即ち、前記温水焚き吸収冷温水機20Aの蒸発器25は温水器として機能する。
【0056】
図6は、コジェネレーションシステムとしてのガスタービン1Aと、蒸気焚き二重効用吸収冷温水機20Bとを組合せた冷暖房システムである第1実施形態の1例を示すもので、全体を符号10で示す圧縮式冷凍機は、前述の図3と同様である。
【0057】
一方、前記蒸気焚き二重効用吸収冷温水機20Bと前述図3の吸収冷温水機20とは以下の点で異なる。即ち、図3の吸収冷温水機20の一つの再生器22に対して、図6では、高温再生器22Hと、低温再生器22Lの二つの再生器を設けたことと、高温再生器22Hの再生に要する熱源をガスタービンの蒸気ラインL30の蒸気とし、低温再生器22Lの再生に要する熱源を高温再生器22Hの冷媒蒸気としたことである。即ち、熱エネルギを最大限に利用しようとするものである。
上記以外は、前述の図3と同様であり、以降の説明は省略する。
【0058】
図7は、コジェネレーションシステムとしてのガスエンジン1と、温水焚き吸収冷温水機20とを組合せた冷房(或いは冷凍)システムである第2実施形態の1例を示すもので、図25の従来技術に対して以下の点が異なる。
即ち、冷媒分岐回路L5の第2のコンプレッサ52と第2の膨張弁53の間に熱交換器である圧縮式凝縮器15を介装し、該圧縮式凝縮器15と吸収冷温水機20の蒸発器25の間をブラインポンプ6を介装したブラインラインL6によって連通させた点が異なる。
構成に関して、上記以外は図25の従来技術と同様なため構成に関する以降の説明は省略する。
【0059】
係る構成を具備する第2実施形態によれば、吸収冷温水機20の蒸発器25から従来と同様にブライン潜熱による冷熱又は温熱を取り出すことにより、蒸発器25に従来設計方式の熱交換器が使用可能となる。
【0060】
又、吸収系と圧縮系を一体化したもので低負荷時に吸収冷温水機の蒸発器25内の圧縮系の凝縮性能が低下する(1枚の壁を通して両方で相変化が起きるタイプ:吸収冷温水機内では蒸発して、圧縮系では凝縮する、即ち、冷媒分岐回路L5側の管壁を隔てて、吸収側では蒸発、圧縮側では凝縮という相変化を起こすことになり、実際には、この様に熱伝達する双方が相変化を起こす熱交換器は製造し難く、新規な熱交換器が必要となる。)というデメリットを回避できる。
【0061】
したがって、図7の様に構成すれば、既存・市販の熱交換器がそのまま利用できる。
即ち、ブラインラインにおいて既存・市販の熱交換器をそのまま利用することにより、蒸発或いは凝縮の条件が厳しくなったとしても(例えば、低負荷時)、圧縮式凝縮器15及び蒸発器25における冷媒の相変化が容易となる。
【0062】
また、従来技術の図25では、吸収冷温水機側(1次側)と圧縮式冷凍機側(2次側)とを余り離せないが、図7では、吸収冷温水機側と圧縮式冷凍機側とをブラインラインで連通すれば良いから、吸収冷温水機側と圧縮冷凍機側とを離隔して、設計が可能となる。
【0063】
尚、図7で示す実施形態では圧縮式冷凍ラインL1は分岐点A、合流点B、分岐回路L5を有している。しかしながら、図3〜図6、図8〜図24で示す様に分岐回路を有していない圧縮式冷凍ラインを有している実施形態において、図7で示す様に、圧縮式凝縮器15と(吸収冷温水機20の)蒸発器25との間を、(ブラインポンプ6を介装した)ブラインラインL6により連通させることが可能である。
【0064】
図8は第3実施形態を示し、単純2段圧縮式冷凍機の実施形態であり、図3の第1実施形態に対して以下の点が異なる。
即ち、図3に示す第1実施形態の第1の冷媒管路L1の吸収冷温水機20の蒸発器25への投入口と膨張弁13の間に、上流側から順に、高圧コンプレッサ11A及び室外機である凝縮機16を介装した点が異なる。
構成に関して、上記以外は図3と同様であるので以降の説明は省略する。
尚、図8において、符号10Cは、室内機全体を示すものである。
【0065】
係る構成を具備する第3実施形態によれば、吸収冷温水機の蒸発器25において、圧縮系(第1の冷媒管路等)の冷媒である冷媒ガスは凝縮せず、冷媒ガスの温度を下げるだけである。
【0066】
吸収冷温水機の蒸発器25で冷却されるライン内では、相変化を伴わない冷媒ガスの冷却(体積減少・収縮)が行われる。そして、−10〜−30℃までは単段圧縮を行い、それ以下の低温を得る必要がある場合は、2段で圧縮を行う。
したがって、従来は困難であった−20℃以下の冷凍、低温空調が可能となる。
【0067】
図9は、第4実施形態であり、単純2段圧縮式冷凍機に該当し、図8の第3実施形態に対して圧縮系の冷媒を過冷却する過冷却器を付加したものである。
過冷却器とは圧縮系の第1の冷媒管路L1に介装した凝縮器16と吸収冷温水機20の蒸発器25Aとの間の冷媒ライン(L1)を、前記蒸発器25A内で冷却(過冷却)せしめることで構成している。
冷媒は、一旦、吸収冷温水機20の蒸発器25Aで冷却され、圧縮系の第1の冷媒管路L1に介装した高圧コンプレッサ11Aによって圧縮され、凝縮器16によって凝縮されて、再度吸収冷温水機20の蒸発器25Aに流過させる。
したがって、図8の第3実施形態よりも更に過冷却が可能となる。
【0068】
図10は第5実施形態を示し、2段圧縮1段膨張式冷凍機の実施形態である。図10において、第1の冷媒管路L1は第1の分岐点P1と合流点P3を有し、閉回路を成す部分L1と、前記第1の分岐点P1から分岐する分岐管部L12を有し、該分岐管部L12には第1の低圧コンプレッサ11が、閉回路を成す部分L1には第2の低圧コンプレッサ11Bと、第1の膨張弁13と、室内機である蒸発機14とが介装され、前記第2の低圧コンプレッサ11Bと第1の膨張弁13の間で、吸収冷温水機20の蒸発器25から熱交換を受ける(凝縮して冷却される)ように構成されている。
【0069】
前記分岐管部L12の先端は、気相部200aと液相部200bより構成される中間冷却器200の液相部200bに連通しており、第1の低圧コンプレッサ11から送られた冷媒が液相部200bに投入される。
【0070】
前記中間冷却器200の気相部200aには、配置順に高圧コンプレッサ11Aと凝縮器16を介装した2次冷却ラインL1Aの一端が接続され、該2次冷却ラインL1Aは前記中間冷却器200の液相部200b内で熱交換され、第2の膨張弁13Aを介して、他端が前記合流点P3において前記第1の冷媒管路L1に合流している。
【0071】
また、前記2次冷却ラインL1Aにおいて、凝縮器16と前記中間冷却器200の間には第2の分岐点P2が存在し、該第2の分岐点P2と前記中間冷却器200の液相部200bとは高圧側膨張弁13Bを介装した第2の分岐管L1Aaによって連通されている。
【0072】
係る構成を具備する第5実施形態によれば、低圧コンプレッサ11から送られた冷媒は中間冷却器200の液相部200bに投入され、冷媒蒸気として前記2次冷却ラインL1Aに介装された高圧コンプレッサ11Aで圧縮される。
高圧コンプレッサ11Aで圧縮された冷媒は、凝縮器16で凝縮され、一部が前記中間冷却器200の液相部200b内を流過し、熱交換され、第2の膨張弁13A及び合流点P3を介して、第1の冷媒管路L1に合流する。
【0073】
一方、凝縮器16で凝縮された一部の冷媒は、第2の分岐管L1Aaに流入し、高圧側膨張弁13Bによって膨張、蒸発し、前記中間冷却器200に流入する。
その際に気化熱を奪って、中間冷却器全体を冷却するため、冷媒は過冷却状態となる。
【0074】
尚、本実施形態は、吸収冷温水機の蒸発器と、中間冷却器との圧力等がマッチしていない場合に対処させることが好ましい。
【0075】
図11は第6実施形態を示し、2段圧縮1段膨張式冷凍機の実施形態である。図11において、全体を符号L10で示す第1の冷媒管路は、上流から配置順に低圧コンプレッサ11と、気相部200aと液相部200bより構成される中間冷却器200と、吸収冷温水機20の蒸発器25をバイパスする第1のバイパス回路L1Bと、該バイパス回路L1Bに介装された第1の高圧コンプレッサ11A、凝縮器16及び第2の膨張弁13Eと、吸収冷温水機20の蒸発器25を経由し第1の冷媒回路L10に介装された第2の高圧コンプレッサ11C及び第3の膨張弁13Fと、前記中間冷却器200の下流に位置する第1の膨張弁13及び室内機である蒸発器14を有している。
【0076】
前記バイパス回路L1Bは前記第2の膨張弁13Eの下流の合流点P21において第1の冷媒管路L10と合流している。更に、前記合流点P21の下流近傍には分岐点P22があり、該分岐点P22と前記中間冷却器200の液相部200bとは高圧側膨張弁13Bを介装した第2のバイパス管L10aによって連通されており、冷媒の一部が中間冷却器200の液相に混入する様に構成されている。
又、前記第1の冷媒管路L10の分岐点P22の下流では、冷媒の一部が中間冷却器200内を流過し、その際、熱交換を行う(凝縮して冷却される)ように構成されている。
【0077】
係る構成を具備する第6実施形態によれば、低圧コンプレッサ11から送られた冷媒は中間冷却器200の液相部200bに投入され、冷媒蒸気として一部は第1のバイパス回路L1Bに介装された第1の高圧コンプレッサ11Aで圧縮される。
第1の高圧コンプレッサ11Aで圧縮された冷媒は、凝縮器16で凝縮され、第2の膨張弁13Eにおいて膨張し、前記合流点P21に至る。
【0078】
また、中間冷却器200の気相部200aから排出された蒸気冷媒の残りの一部は第2の高圧コンプレッサ11Cで圧縮され、吸収冷温水機20の蒸発器25に投入される。
蒸発器25に投入された冷媒は、蒸発器25(ここでは凝縮器として作用)において凝縮され、前記第3の膨張弁13Fで膨張し、前記合流点P21に至る。
【0079】
第2の膨張弁13E及び第3の膨張弁13Fで膨張して合流点P21において合流した冷媒は、一部が分岐点P22から前記中間冷却器200の液相部200bを流過し、その際、熱交換を行い一層冷却されて膨張弁13に至る。
膨張弁13で膨張し、室内機である蒸発気14に流入した冷媒は蒸発の際の気化熱で室内温度を冷却する。
【0080】
一方、残りの冷媒は、分岐点P22から第2のバイパス管L10aを経由し、高圧側膨張弁13Bによって膨張、蒸発し、前記中間冷却器200に流入する。その際に気化熱を奪って、中間冷却器全体を冷却するため、液相冷媒は過冷却状態となる。
【0081】
本実施形態は第2の高圧コンプレッサ11Cで凝縮されたものを吸収冷温水機20で冷却するため、吸収系で冷却される分だけ、第1の高圧コンプレッサ11Aの負荷が減少する。
【0082】
図12は第7実施形態を示し、2段圧縮1段膨張式冷凍機の実施形態である。低圧コンプレッサ11から排出された冷媒ガスを吸収冷温水機20の蒸発気において、蒸発した冷媒ガスを中間冷却器200に直接投入し、更に過冷却状態の冷媒ガスとして採り出し、高圧コンプレッサ11A・凝縮器16によって再度圧縮及び凝縮し、この冷熱エネルギを前記中間冷却器200の液相の過冷却に利用したものである。
【0083】
冷熱エネルギを前記中間冷却器200の液相の過冷却に利用(中間冷却器に送られて蒸発・冷却に用いられる凝縮冷媒量を減少)することで、中間冷却器の負荷を減少することが出来る。
又、室内機である蒸発器14に供給される冷媒量(冷熱量)が増加する。
【0084】
図13は第8実施形態を示し、2段圧縮1段膨張式冷凍機の実施形態である。図13は、前述の図12の第7実施形態に対して、中間冷却器200の介装位置を吸収冷温水機20の蒸発器の下流から、上流に移動させたもので構成は同じである。
高段側の過冷却を吸収冷温水機20で行い、中間冷却器200の圧力を低下させるとともに、冷却負荷を軽減することが出来る。
【0085】
図14は第9実施形態を示し、2段圧縮1段膨張式冷凍機の実施形態である。図14は、前述の図10の第5実施形態に対して、2台の低圧コンプレッサを1台にしたものである。
吸収冷温水機20の蒸発器25において冷媒を凝縮し、高圧コンプレッサ11Aの負荷を減少している(全量を圧縮する必要が無くなる)ため、システムの小型化が図られる。
【0086】
図15は、第10実施形態であって、前述の図14の第9実施形態に対して、高圧コンプレッサ(図14では符号11A)と低圧コンプレッサ(図14では符号11)を例えば、ターボコンプレッサ等に一体化したもの11Dである。
高圧コンプレッサと低圧コンプレッサを一体化した以外は図14の第9実施形態と全く同じである。
【0087】
図16は第11実施形態であり、2段圧縮2段膨張式冷凍機の実施形態である。
図16は、前述の図10の第5実施形態に対して、二次冷却ラインL1Aにおいて、中間冷却器200では、熱交換部を省略して、高圧コンプレッサ11Aで圧縮された冷媒は、高圧側膨張弁13Bで全量が膨張して中間冷却器200の液相部200bに投入され、中間冷却器200全体を冷却するように構成されている。
そして、中間冷却器200の液相部200bに投入された凝縮冷媒の1部は蒸発して再循環し、残りは凝縮したまま第2の膨張弁13Aに流入する。
以上を除いては、図10の第5実施形態と同様である。
図16の第11実施形態によれば、システムの小型化が図られる。
【0088】
図17は、第12実施形態であって、前述の図11の第6実施形態(2段圧縮1段膨張式冷凍機)に対して、2段圧縮2段膨張式冷凍機とした(前述の図11の第6実施形態に対して、二次冷却ラインL1Aにおいて、中間冷却器200では、熱交換部を省略して、高圧コンプレッサ11Aで圧縮された冷媒は、高圧側膨張弁13Bで全量が膨張して中間冷却器200の液相部200bに投入され、中間冷却器200全体を冷却するように構成されている)ことを除けば図11の第6実施形態と同様である。
【0089】
このように構成することにより、高圧コンプレッサ11Cで凝縮された冷媒を吸収式冷温水器の蒸発器25で冷却するため、高圧コンプレッサ11Cの負荷が軽減される。
また、図11の第6実施形態に対してシステムのコンパクト化が図られる。
【0090】
図18は、第13実施形態であって、前述の図12の第7実施形態(2段圧縮1段膨張式冷凍機)に対して、2段圧縮2段膨張式冷凍機とした(前述の図12の第7実施形態に対して、二次冷却ラインL1Aにおいて、中間冷却器200では、熱交換部を省略して、高圧コンプレッサ11Aで圧縮された冷媒は、高圧側膨張弁13Bで全量が膨張して中間冷却器200の液相部200bに投入され、中間冷却器200全体を冷却するように構成されている)ことを除けば図12の第7実施形態と同様である。
【0091】
このように構成することにより、中間冷却器200に送られて蒸発・冷却に用いられる凝縮冷媒量を減少させ、中間冷却器200の負担を軽減する。
また、図12の第7実施形態に対してシステムのコンパクト化が図られる。
【0092】
図19は、第14実施形態であって、前述の図13の第8実施形態(2段圧縮1段膨張式冷凍機)に対して、2段圧縮2段膨張式冷凍機としたこと(前述の図13の第8実施形態に対して、二次冷却ラインL1Aにおいて、中間冷却器200では、熱交換部を省略して、高圧コンプレッサ11Aで圧縮された冷媒は、高圧側膨張弁13Bで全量が膨張して中間冷却器200の液相部200bに投入され、中間冷却器200全体を冷却するように構成されている)を除けば図13の第8実施形態と同様である。
図13の第8実施形態に対してシステムのコンパクト化が図られる。
【0093】
図20は、第15実施形態であって、前述の図14の第9実施形態(2段圧縮1段膨張式冷凍機)に対して、2段圧縮2段膨張式冷凍機とした(前述の図14の第9実施形態に対して、二次冷却ラインL1Aにおいて、中間冷却器200では、熱交換部を省略して、高圧コンプレッサ11Aで圧縮された冷媒は、高圧側膨張弁13Bで全量が膨張して中間冷却器200の液相部200bに投入され、中間冷却器200全体を冷却するように構成されている)ことを除けば図14の第7実施形態と同様である。
図14の第9実施形態に対してシステムのコンパクト化が図られる。
【0094】
図21は、第16実施形態であって、前述の図15の第10実施形態(2段圧縮1段膨張式冷凍機)に対して、2段圧縮2段膨張式冷凍機とした(前述の図15の第10実施形態に対して、2次冷却ラインL1Aにおいて、中間冷却器200では、熱交換部を省略して、高圧コンプレッサ11Aで圧縮された冷媒は、高圧側膨張弁13Bで全量が膨張して中間冷却器200の液相部200bに投入され、中間冷却器200全体を冷却するように構成されている)ことを除けば図15の第10実施形態と同様である。
図15の第10実施形態に対してシステムのコンパクト化が図られる。
【0095】
図22は、第17実施形態であって、前述の図8の第3実施形態に対して、第1の冷媒管路L1に高温側蒸発器14Bを介装した分岐ラインL1Cを付加したものであり、異なる2種類の温度レベルの冷熱を同時に採り出す実施形態である。
尚、図22中、符号40及び45はともに圧力微調整弁を示す。
【0096】
図22の第17実施形態によれば、例えば、空調用の冷熱を−5〜5℃に設定して、低温側蒸発器14Aから採り出し、例えば、低温実験室内を冷却するための冷熱を−30℃に設定して、こちらは高温側蒸発器14Bから採り出すことが出来る。
【0097】
図23は、第18実施形態であって、前述の図10の第5実施形態に対して、2次冷却ラインL1Aに高圧コンプレッサ11A及び凝縮器16をバイパスし、高温側蒸発器14B及び高温側膨張弁13Dを介装した分岐ラインL1Dを、中間冷却器200に連通するように付加したものである。
図22の第17実施形態同様、異なる2種類の温度レベルの冷熱を同時に採り出す実施形態であり、効果に関しては前述の図22の第17実施形態と略同じである。
【0098】
図24は、第19実施形態であって、前述の図10の第5実施形態の中間冷却器200に直接、高温側冷熱を採り出すための熱交換ライン250を連通させたものである。
中間冷却器200の液相冷媒は、5℃程度までに冷却されており、前記熱交換ライン250によって別の用途に冷熱を用いることが出来る。
【0099】
図示の実施形態はあくまでも例示であり、本発明の技術的範囲を限定する趣旨の記述ではない旨を付記する。
例えば、図3〜図6、図8〜図24で示す様に分岐回路を有していない圧縮式冷凍ラインを有している実施形態に、図7で示すのと同様に、圧縮式冷媒ラインに圧縮式凝縮器15を介装し、圧縮式凝縮器15と蒸発器25とをブラインラインL6によって連通させても良い。
或いは、特願平11−160040号、特願2000−218838号で示す技術においても同様に、圧縮式冷媒ラインに圧縮式凝縮器15を介装し、圧縮式凝縮器15と蒸発器25とをブラインラインL6によって連通させることが可能である。
【0100】
【発明の効果】
本発明の作用効果を以下に列挙する。
(1) 圧縮系冷媒ラインから分岐を無くすことにより、冷媒のより一層の低温化が図られる。
(2) 圧縮系冷媒ラインに凝縮器を設け該凝縮器と、吸収系をブラインラインで連通させることにより、吸収系の蒸発器は従来方式がそのまま用いられ、また、既存、または市販のブラインラインが利用可能となる。
(3) ブラインラインを延長することにより、圧縮系と吸収系を隔離することが出来るため、システムレイアウトに自由度が増す。
(4) 従来困難であった−20℃以下の冷凍・低温空調も、単純2段圧縮式冷凍機では、−10〜−30℃の範囲は短段圧縮によって得られ、それ以下の低温は2段で圧縮することにより得られる。
(5) 中間冷却器を用い、高圧コンプレッサ及び、凝縮機を介して更に圧縮・凝縮の高められた冷媒が中間冷却器内で気化熱を奪い、中間冷却器全体を冷却するため、冷媒は過冷却状態となり、圧縮系の冷媒の更なる低温化が実現する。
(6) 冷熱エネルギを中間冷却器の液層の過冷却に利用することにより、中間冷却器の負荷を減少させることが出来る。
(7) 2段圧縮1段膨張式冷凍器において高圧コンプレッサと低圧コンプレッサを1体化することでシステムの小型化が図られる。
(8) 中間冷却器の液相に於いて、二次冷却冷媒を以って熱交換させる熱交換部を省略させることにより、システムの小型化が図られる。
(9) 第1の冷媒管路に、高温側蒸発器を介装した分岐ラインを設けることで、異なる2種類の温度レベルの冷熱を同時に採り出すことが出来る。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の構成概念を示すブロック図。
【図2】本発明と従来技術の比較を示すサイクル線図。
【図3】本発明の第1実施形態の1実施形態の構成を示すブロック図。
【図4】本発明の第1実施形態のその他の実施形態の構成を示すもので冷房時を示すブロック図。
【図5】本発明の第1実施形態のその他の実施形態の構成を示すもので暖房時を示すブロック図。
【図6】本発明の第1実施形態のその他の実施形態で、吸収冷温水機に2つの吸収器を用いた例の構成を示すブロック図。
【図7】本発明の第2実施形態の構成を示すブロック図。
【図8】本発明の第3実施形態の構成を示すブロック図。
【図9】本発明の第4実施形態の構成を示すブロック図。
【図10】本発明の第5実施形態の構成を示すブロック図。
【図11】本発明の第6実施形態の構成を示すブロック図。
【図12】本発明の第7実施形態の構成を示すブロック図。
【図13】本発明の第8実施形態の構成を示すブロック図。
【図14】本発明の第9実施形態の構成を示すブロック図。
【図15】本発明の第10実施形態の構成を示すブロック図。
【図16】本発明の第11実施形態の構成を示すブロック図。
【図17】本発明の第12実施形態の構成を示すブロック図。
【図18】本発明の第13実施形態の構成を示すブロック図。
【図19】本発明の第14実施形態の構成を示すブロック図。
【図20】本発明の第15実施形態の構成を示すブロック図。
【図21】本発明の第16実施形態の構成を示すブロック図。
【図22】本発明の第17実施形態の構成を示すブロック図。
【図23】本発明の第18実施形態の構成を示すブロック図。
【図24】本発明の第19実施形態の構成を示すブロック図。
【図25】従来技術の構成を示すブロック図。
【符号の説明】
1・・・ガスエンジン
10・・・圧縮式冷凍器
11・・・コンプレッサ
11A・・・高圧コンプレッサ
13・・・膨張弁
14・・・蒸発器
20・・・吸収冷温水機
25・・・蒸発器
200・・・中間冷却器
L1・・・第1の冷媒管路、又は、圧縮式冷房ライン
L6・・・ブラインライン
L1A・・・2次冷却ライン
V1(V2、V3)・・・開閉弁[0001]
[Industrial application fields]
The present invention relates to a combined cooling / heating device that is a combination of an absorption chiller / heater and a compression refrigerator.
[0002]
[Prior art]
An example of such a combined cooling and heating apparatus is Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-244102 (Japanese Patent Application No. 11-160040) previously proposed by the present applicant.
[0003]
As shown in FIG. 25, Japanese Patent Laid-Open No. 2000-244102 proposes a combined air conditioner that combines a
[0004]
The absorption chiller /
[0005]
In the
The
That is, the hot drainage (exhaust heat) of the
[0006]
A
[0007]
The refrigerant evaporated in the
[0008]
The
[0009]
On the other hand, the
A refrigerant branch circuit L5 branches from a branch point A downstream of the
[0010]
A high-
Then, heat is exchanged in the
[0011]
As a result of having such a branch point (A) and confluence (B), it is known that it is difficult to perform ultra-low temperature air conditioning by cooling the compressed refrigerant to -20 ° C. or lower in the conventional composite cooling and heating apparatus. Yes.
That is, with respect to the cycle diagram (Ts diagram) of FIG. 2, for example, in a combined cooling and heating apparatus (see FIG. 25) having a branch point and a junction point, a before the
The temperature in the high-temperature process b → c of the combined cooling and heating apparatus having a branch point and a junction is 0 ° C., and the temperature difference ΔT between the high-temperature process and the low-temperature process is substantially constant. -20 ° C is the limit.
[0012]
[Problems to be solved by the invention]
The present invention has been proposed in view of the above-described problems of the prior art, and provides a combined cooling and heating apparatus that can cool a compressed refrigerant to −20 ° C. or lower and easily perform ultra-low temperature air conditioning. It is aimed.
[0013]
[Means for Solving the Problems]
According to the composite cooling and heating apparatus of the present invention, the heat generating engine (1), the absorption chiller / heater (20) that operates by being supplied with heat generated from the heat generating engine (1), and the compression refrigerator (10D) ), And the compression refrigerator (10D) includes a compression refrigerant line (L10) in which a first expansion means (13), a heat exchanger for air conditioning (14), and a low pressure compressor (11) are interposed. ), And an intermediate cooler (200) is connected to the compression refrigerant line (L10) on the downstream side of the low-pressure compressor (11), and to the gas phase part (200a) of the intermediate cooler (200) Is connected to the first high-pressure compressor (11A) and the second high-pressure compressor (11C) via a branch point (P21) of the line (L1A), and the first high-pressure compressor (11A) is connected to a condenser ( 16) and second expansion means ( 3E) is connected to the first expansion means (13) via a heat exchange part (200c) of the intermediate cooler (200) via a bypass line (L1B) having It is connected to the bypass line (L1B) via the evaporator (25) of the absorption chiller / heater (20).
[0014]
Further, according to the combined cooling and heating apparatus of the present invention, the heating engine (1), the absorption chiller / heater (20) that operates by being supplied with heat generated from the heating engine (1), and the compression refrigerator ( 10E), and a heat exchanger (14) for cooling and heating is interposed in the compression refrigerator (10E) and is in thermal communication with the evaporator (25) of the absorption chiller / heater (20). The compression refrigerant line (L1) has a low pressure compressor (11), and another compression branch line (P21) branched from a downstream branch point (P21) of the low pressure compressor (11). The refrigerant line (L12) is connected to the intermediate cooler (200), and the secondary cooling line (L1A) from the gas phase part (200a) of the intermediate cooler (200) is connected to the high pressure compressor (11A) and the condenser (16 ) And the liquid phase part (2) of the intercooler (200) 0b) through the heat exchange section (200c) from the junction (P23) to the cooling / heating heat exchanger (14), and the evaporator (25) to the junction (P23). .
[0015]
According to the combined cooling and heating apparatus of the present invention, the heating engine (1), the absorption chiller / heater (20) that operates by being supplied with heat generated from the heating engine (1), and the compression refrigerator (10F), and the compression refrigerator (10F) has a compression refrigerant line (L1) in which a heat exchanger for air conditioning (14) and a low pressure compressor (11) are interposed, An intermediate cooler (200) is connected to the compression refrigerant line (L1) on the downstream side of the low-pressure compressor (11), and a secondary cooling line (L1A) from a gas phase part (200a) of the intermediate cooler (200). ) Are connected to the first and second compressors (11A, 11C), respectively, and the first compressor (11A) is connected to the liquid phase part (200b) of the intercooler (200) via the condenser (16). And a second controller The lesser (11C) is connected to the liquid phase part (200b) via the evaporator (25) of the absorption chiller / heater (20), and the liquid phase part (200b) is connected to the air conditioner / heat exchanger (14). It is connected to the.
[0016]
Furthermore, according to the combined cooling and heating apparatus of the present invention, the heat generating engine (1), the absorption chiller / heater (20) that operates by being supplied with heat generated from the heat generating engine (1), and the compression refrigerator ( 10G), and a heat exchanger (14) for cooling and heating is interposed in the compression refrigerator (10G) and is in thermal communication with the evaporator (25) of the absorption chiller / heater (20). The compression refrigerant line (L1), the compression refrigerant line (L1) has a low-pressure compressor (11), and is branched from a branch point (P41) on the downstream side of the low-pressure compressor (11). The refrigerant line (L12) is connected to the intermediate cooler (200), and the secondary cooling line (L1A) from the gas phase part (200a) of the intermediate cooler (200) is connected to the high-pressure compressor (11A) and the condenser ( 16) through the intercooler (200) Is connected to the liquid phase portion (200b), the liquid phase portion (200b) and said evaporator (25) is connected to the cooling and heating heat exchanger (14) via both confluence (P42).
[0045]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the component similar to the conventional composite air conditioner shown in FIG. 25, and duplication description is abbreviate | omitted.
[0046]
FIG. 1 is a configuration diagram showing the concept of the present invention. A combined cooling and heating apparatus includes a gas engine (a heat generating engine in claim 1) as a cogeneration system, and exhaust heat of cooling water generated from the
The
The
[0047]
According to the combined cooling and heating apparatus of the present invention having such a configuration, as shown in the cycle diagram (Ts diagram) of FIG. 2, the cycle a → b → c → when the compression system of the prior art is branched. Compared to the lowest temperature at d → a at d → a−20 ° C., the cycle e → f → g → h → e of the present invention in which the compression system is not branched as shown in FIG. The lowest temperature is -45 ° C, which enables lower temperatures.
In the Ts diagram, the vertical axis indicates the absolute temperature T and the horizontal axis indicates the entropy s, and the width dimension (temperature difference) ΔT in the vertical direction of the cycle is constant. Accordingly, by lowering the high-temperature side step b → c to f → g, the low-temperature side step d → a can be further reduced to h → e.
[0048]
FIG. 3 shows an example of the first embodiment which is a cooling (or refrigeration) system in which a
An
The refrigerant flowing through the first refrigerant pipe L1 is subjected to heat exchange in the
[0049]
The refrigerant cooled and condensed in the
The refrigerant after the heat exchange is compressed by the
[0050]
FIG. 4 shows an example of the first embodiment, which is an air conditioning system that combines a
[0051]
The first refrigerant pipe L1 includes an
The switching
[0052]
On the other hand, the hot water burning absorption chiller /
[0053]
Then, by switching the switching valve 6 (the flow in the switching
[0054]
In addition, FIG. 4 shows the time of cooling, and the flow of the refrigerant | coolant is shown with the thick line. At this time, the on-off valves V1, V2 are closed, and the on-off valve V3 is open.
That is, the
[0055]
FIG. 5 shows the time of heating, and the flow of the refrigerant is indicated by a thick line. At this time, the on-off valves V1 and V2 are in an open state, and the on-off valve V3 is in a closed state.
In other words, the
[0056]
FIG. 6 shows an example of the first embodiment which is an air conditioning system combining a
[0057]
On the other hand, the steam-fired double-effect absorption chiller / heater 20B and the absorption chiller /
Other than the above, the configuration is the same as that of FIG.
[0058]
FIG. 7 shows an example of the second embodiment which is a cooling (or refrigeration) system in which the
That is, a
Since the configuration other than the above is the same as that of the prior art of FIG.
[0059]
According to 2nd Embodiment which comprises the structure which concerns, the heat exchanger of a conventional design system is taken out to the
[0060]
In addition, the absorption system and the compression system are integrated, and the condensation performance of the compression system in the
[0061]
Therefore, if it comprises as FIG. 7, the existing and commercially available heat exchanger can be utilized as it is.
That is, by using an existing / commercial heat exchanger as it is in the brine line, even if the conditions for evaporation or condensation become severe (for example, at low load), the refrigerant in the
[0062]
Further, in FIG. 25 of the prior art, the absorption chiller / hot water machine side (primary side) and the compression chiller side (secondary side) cannot be separated from each other. Since the machine side only needs to communicate with the brine line, the absorption chiller / hot water machine side and the compression chiller side can be separated from each other for design.
[0063]
In the embodiment shown in FIG. 7, the compression refrigeration line L1 has a branch point A, a junction point B, and a branch circuit L5. However, in an embodiment having a compression refrigeration line that does not have a branch circuit as shown in FIGS. 3 to 6 and FIGS. 8 to 24, as shown in FIG. It is possible to communicate with the evaporator 25 (of the absorption chiller / heater 20) through a brine line L6 (with a
[0064]
FIG. 8 shows a third embodiment, which is an embodiment of a simple two-stage compression refrigerator, and differs from the first embodiment of FIG. 3 in the following points.
That is, between the inlet to the
Since the configuration is the same as that of FIG. 3 except for the above, the following description is omitted.
In FIG. 8, reference numeral 10C indicates the whole indoor unit.
[0065]
According to the third embodiment having such a configuration, in the
[0066]
In the line cooled by the
Therefore, -20 ° C. or lower refrigeration and low-temperature air conditioning, which has been difficult in the past, are possible.
[0067]
FIG. 9 shows a fourth embodiment, which corresponds to a simple two-stage compression refrigerator, and is obtained by adding a supercooler for supercooling the refrigerant of the compression system to the third embodiment of FIG.
The subcooler cools the refrigerant line (L1) between the
The refrigerant is once cooled by the
Therefore, further supercooling is possible as compared with the third embodiment of FIG.
[0068]
FIG. 10 shows a fifth embodiment, which is an embodiment of a two-stage compression / one-stage expansion refrigerator. In FIG. 10, the first refrigerant pipe L1 has a first branch point P1 and a junction P3, and has a part L1 forming a closed circuit and a branch pipe part L12 branching from the first branch point P1. A first low-
[0069]
The tip of the branch pipe portion L12 communicates with the
[0070]
One end of a secondary cooling line L1A interposing the high-
[0071]
In the secondary cooling line L1A, a second branch point P2 exists between the
[0072]
According to the fifth embodiment having such a configuration, the refrigerant sent from the low-
The refrigerant compressed by the high-
[0073]
On the other hand, a part of the refrigerant condensed in the
At that time, the refrigerant is supercooled in order to take the heat of vaporization and cool the whole intercooler.
[0074]
In addition, it is preferable to make this embodiment cope with when the pressure etc. of the evaporator of an absorption cold / hot water machine and an intercooler do not match.
[0075]
FIG. 11 shows a sixth embodiment, which is an embodiment of a two-stage compression / one-stage expansion refrigerator. In FIG. 11, a first refrigerant pipe generally indicated by a symbol L10 includes a low-
[0076]
The bypass circuit L1B merges with the first refrigerant pipe L10 at a merge point P21 downstream of the
Further, downstream of the branch point P22 of the first refrigerant pipe L10, a part of the refrigerant flows through the
[0077]
According to the sixth embodiment having such a configuration, the refrigerant sent from the low-
The refrigerant compressed by the first high-
[0078]
Further, the remaining part of the vapor refrigerant discharged from the
The refrigerant charged in the
[0079]
A part of the refrigerant that is expanded by the
The refrigerant that is expanded by the
[0080]
On the other hand, the remaining refrigerant passes through the second bypass pipe L10a from the branch point P22, expands and evaporates by the high pressure side expansion valve 13B, and flows into the
[0081]
In the present embodiment, since the condensed water in the second
[0082]
FIG. 12 shows a seventh embodiment, which is an embodiment of a two-stage compression / one-stage expansion refrigerator. Refrigerant gas discharged from the low-
[0083]
Utilizing the cold energy for supercooling the liquid phase of the intermediate cooler 200 (decreasing the amount of condensed refrigerant sent to the intermediate cooler and used for evaporation / cooling) can reduce the load on the intermediate cooler. I can do it.
Further, the amount of refrigerant (cold heat amount) supplied to the
[0084]
FIG. 13 shows an eighth embodiment, which is an embodiment of a two-stage compression single-stage expansion refrigerator. FIG. 13 is the same as the above-described seventh embodiment of FIG. 12 except that the interposition position of the
The supercooling on the high stage side is performed by the absorption chiller /
[0085]
FIG. 14 shows a ninth embodiment, which is an embodiment of a two-stage compression single-stage expansion refrigerator. FIG. 14 shows a configuration in which two low-pressure compressors are combined into one in the fifth embodiment shown in FIG.
Since the refrigerant is condensed in the
[0086]
FIG. 15 shows a tenth embodiment, which is different from the ninth embodiment shown in FIG. 14 in that a high-pressure compressor (
Except for the integration of the high-pressure compressor and the low-pressure compressor, this embodiment is exactly the same as the ninth embodiment of FIG.
[0087]
FIG. 16 shows an eleventh embodiment, which is an embodiment of a two-stage compression two-stage expansion refrigerator.
FIG. 16 is different from the fifth embodiment of FIG. 10 described above in the secondary cooling line L1A in that the
Then, a part of the condensed refrigerant charged into the
Except for the above, this is the same as the fifth embodiment of FIG.
According to the eleventh embodiment of FIG. 16, the system can be miniaturized.
[0088]
FIG. 17 shows a twelfth embodiment, which is a two-stage compression two-stage expansion refrigerator compared to the sixth embodiment (two-stage compression one-stage expansion refrigerator) shown in FIG. Compared to the sixth embodiment of FIG. 11, in the secondary cooling line L1A, the
[0089]
With this configuration, the refrigerant condensed in the high-
Further, the system can be made compact with respect to the sixth embodiment of FIG.
[0090]
18 shows a thirteenth embodiment, which is a two-stage compression two-stage expansion refrigerator compared to the seventh embodiment (two-stage compression one-stage expansion refrigerator) shown in FIG. Compared to the seventh embodiment of FIG. 12, in the secondary cooling line L1A, the
[0091]
With this configuration, the amount of condensed refrigerant that is sent to the
Further, the system can be made more compact than the seventh embodiment of FIG.
[0092]
FIG. 19 shows a fourteenth embodiment, which is a two-stage compression two-stage expansion refrigerator compared to the eighth embodiment (two-stage compression one-stage expansion refrigerator) shown in FIG. 13 (described above). Compared to the eighth embodiment of FIG. 13, in the secondary cooling line L1A, the
The system can be made compact with respect to the eighth embodiment of FIG.
[0093]
FIG. 20 shows a fifteenth embodiment, which is a two-stage compression two-stage expansion refrigerator compared to the ninth embodiment (two-stage compression one-stage expansion refrigerator) shown in FIG. Compared to the ninth embodiment of FIG. 14, in the secondary cooling line L1A, the
The system can be made compact with respect to the ninth embodiment of FIG.
[0094]
FIG. 21 shows a sixteenth embodiment, which is a two-stage compression two-stage expansion refrigerator compared to the tenth embodiment (two-stage compression one-stage expansion refrigerator) shown in FIG. Compared to the tenth embodiment of FIG. 15, in the secondary cooling line L1A, the
The system can be made compact with respect to the tenth embodiment of FIG.
[0095]
FIG. 22 shows a seventeenth embodiment in which a branch line L1C including a high temperature side evaporator 14B is added to the first refrigerant pipe L1 with respect to the third embodiment shown in FIG. There is an embodiment in which cold heat of two different temperature levels is taken out simultaneously.
In FIG. 22,
[0096]
According to the seventeenth embodiment of FIG. 22, for example, the cooling air for air conditioning is set to −5 to 5 ° C., taken out from the low temperature side evaporator 14 </ b> A, for example, the cooling heat for cooling the low temperature laboratory is − This can be set to 30 ° C. and can be taken from the high temperature side evaporator 14B.
[0097]
FIG. 23 shows an eighteenth embodiment, in which the
Similar to the seventeenth embodiment of FIG. 22, this embodiment is an embodiment in which colds of two different temperature levels are taken out simultaneously, and the effects are substantially the same as those of the seventeenth embodiment of FIG.
[0098]
FIG. 24 shows a nineteenth embodiment in which a
The liquid-phase refrigerant of the
[0099]
It should be noted that the illustrated embodiment is merely an example, and is not a description to limit the technical scope of the present invention.
For example, in the embodiment having a compression refrigeration line not having a branch circuit as shown in FIGS. 3 to 6 and FIGS. 8 to 24, the compression refrigerant line is similar to that shown in FIG. The
Alternatively, in the techniques shown in Japanese Patent Application Nos. 11-160040 and 2000-218838, a
[0100]
【The invention's effect】
The effects of the present invention are listed below.
(1) The temperature of the refrigerant can be further reduced by eliminating the branch from the compression system refrigerant line.
(2) By providing a condenser in the compression system refrigerant line and communicating the condenser and the absorption system with a brine line, the absorption system evaporator can be used as it is, and an existing or commercially available brine line is used. Will be available.
(3) Since the compression system and the absorption system can be separated by extending the brine line, the degree of freedom in system layout increases.
(4) Refrigeration / low-temperature air conditioning at −20 ° C. or below, which has been difficult in the past, can be obtained by short-stage compression in the range of −10 to −30 ° C. It is obtained by compressing in stages.
(5) A refrigerant whose compression / condensation is further increased through the high-pressure compressor and condenser using the intercooler takes heat of vaporization in the intercooler and cools the entire intercooler. The cooling state is achieved, and further reduction in the temperature of the refrigerant in the compression system is realized.
(6) The load of the intermediate cooler can be reduced by using the cold energy for supercooling the liquid layer of the intermediate cooler.
(7) Two-stage compression In a single-stage expansion refrigerator, the system can be miniaturized by integrating a high-pressure compressor and a low-pressure compressor into one body.
(8) In the liquid phase of the intercooler, the system can be miniaturized by omitting the heat exchange section that exchanges heat with the secondary cooling refrigerant.
(9) By providing a branch line with a high temperature side evaporator in the first refrigerant pipe, it is possible to simultaneously take out cold heat at two different temperature levels.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a block diagram showing a configuration concept of the present invention.
FIG. 2 is a cycle diagram showing a comparison between the present invention and the prior art.
FIG. 3 is a block diagram showing the configuration of one embodiment of the first embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a block diagram showing the configuration of another embodiment of the first embodiment of the present invention and showing when cooling.
FIG. 5 is a block diagram showing the configuration of another embodiment of the first embodiment of the present invention and showing the time of heating.
FIG. 6 is a block diagram showing a configuration of an example in which two absorbers are used in an absorption chiller / heater in another embodiment of the first embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a block diagram showing the configuration of a second embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a block diagram showing the configuration of a third embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a block diagram showing a configuration of a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a block diagram showing a configuration of a fifth embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a block diagram showing a configuration of a sixth embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a block diagram showing a configuration of a seventh embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a block diagram showing a configuration of an eighth embodiment of the present invention.
FIG. 14 is a block diagram showing a configuration of a ninth embodiment of the present invention.
FIG. 15 is a block diagram showing the configuration of a tenth embodiment of the present invention.
FIG. 16 is a block diagram showing a configuration of an eleventh embodiment of the present invention.
FIG. 17 is a block diagram showing a configuration of a twelfth embodiment of the present invention.
FIG. 18 is a block diagram showing the configuration of a thirteenth embodiment of the present invention.
FIG. 19 is a block diagram showing the configuration of a fourteenth embodiment of the present invention.
FIG. 20 is a block diagram showing the configuration of a fifteenth embodiment of the present invention.
FIG. 21 is a block diagram showing a configuration of a sixteenth embodiment of the present invention.
FIG. 22 is a block diagram showing the configuration of a seventeenth embodiment of the present invention.
FIG. 23 is a block diagram showing the configuration of the eighteenth embodiment of the present invention.
FIG. 24 is a block diagram showing the configuration of a nineteenth embodiment of the present invention.
FIG. 25 is a block diagram showing a configuration of a conventional technique.
[Explanation of symbols]
1 ... Gas engine
10 ... Compression type refrigerator
11 ... Compressor
11A ... High pressure compressor
13 ... Expansion valve
14 ... Evaporator
20 ... Absorption chiller / heater
25 ... Evaporator
200: Intermediate cooler
L1... First refrigerant pipe or compression cooling line
L6 ... Brine line
L1A ... Secondary cooling line
V1 (V2, V3) ... Open / close valve
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