JP5660836B2 - 蒸気圧縮式ヒートポンプ - Google Patents

Description

本発明は、温熱を出力する蒸気圧縮式ヒートポンプに関するものである。

ヒートポンプサイクルによって温水（温熱）を供給する蒸気圧縮式ヒートポンプが知られている。このような蒸気圧縮式ヒートポンプでは、例えば下記特許文献１に示すように、凝縮器の冷媒の一部を圧縮機の電動機へと導くことにより電動機を冷却する構成が知られている。

特開平２−２７２２６４号公報（第１図）

しかし、熱源水の温度が高い場合等には、冷媒温度が上昇してしまうため、電動機を冷却する冷媒の温度を所望の温度まで低下させることができない。この様な場合には、例えば図３（後述する）に示すように、冷却冷媒を外部の冷熱源（例えば冷却水）２６を用いて冷却することが考えられる。ところが、このように外部の冷熱源を用いると、ヒートポンプサイクルから外部への放熱が増加するので、蒸発器における熱源水（熱源媒体）からの負荷（入熱）が増加してしまう。そうすると、熱源水を送水するためのポンプ動力の増加を招き、さらには熱源水流量および熱交換器等の熱回収設備容量を増加させるために設備を追加する必要が生じてしまう。これでは熱効率の低下を招くだけでなく、ランニングコストや設備コストが増加してしまう。

本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであって、熱源媒体の温度が比較的高温になった場合であっても、熱効率の低下やコストの増大を招くことなく電動機の冷媒冷却を実現できる蒸気圧縮式ヒートポンプを提供することを目的とする。

上記課題を解決するために、本発明の蒸気圧縮式ヒートポンプは以下の手段を採用する。
すなわち、本発明にかかる蒸気圧縮式ヒートポンプは、電動機によって駆動され、冷媒を圧縮する圧縮機と、該圧縮機によって圧縮された冷媒により温熱媒体を加熱する温熱生成熱交換器と、該温熱生成熱交換器から導かれた冷媒を膨張させる膨張弁と、該膨張弁から導かれた冷媒を熱源媒体との熱交換によって蒸発させる蒸発器と、前記温熱生成熱交換器と前記膨張弁との間から分岐され、冷媒の一部を前記電動機へと導き該電動機を冷却する冷却冷媒導入経路と、前記電動機を冷却した後の冷媒を前記蒸発器の上流側に導く冷却冷媒返送経路とを備えた蒸気圧縮式ヒートポンプにおいて、前記冷却冷媒導入経路には、前記電動機を冷却する際に減圧されて温度低下した前記冷却冷媒返送経路の冷媒と熱交換を行う熱回収用熱交換器と、外部の冷熱源と熱交換を行う冷媒冷却熱交換器と、が設けられていることを特徴とする。

圧縮機の電動機は、冷却冷媒導入経路から導かれた冷媒によって冷却される。この電動機冷却に用いられる冷媒は、熱回収用熱交換器と冷媒冷却熱交換器とによって冷却された後に、電動機へと導かれる。熱回収用熱交換器では、電動機での冷却を終え、蒸発器の上流側へと返送される冷媒と、電動機へ導入される前の冷却冷媒とが熱交換することによって、冷却冷媒から熱回収が行われる。このように、熱回収用熱交換器にて熱回収した上で、冷媒冷却熱交換器だけでなく熱回収用熱交換器をも用いて冷却冷媒を冷却するようにしたので、冷媒冷却熱交換器における交換熱量すなわちヒートポンプサイクルの外部へと放熱する熱量を小さくすることができる。したがって、蒸発器における熱源媒体の負荷を減らすことができるので、熱源媒体からの負荷を増加させる必要がなくなり、熱源媒体用のポンプ動力等の負荷を軽減でき、また設備の追加を回避することができる。

冷却のために電動機へと導かれる冷媒と電動機を冷却した後の冷媒とを熱交換する熱回収用熱交換器を設けることとしたので、蒸発器における熱源媒体の負荷の増加を抑えることができる。これにより、熱効率の低下やコストの増大を抑えることができる。

本発明の一実施形態に係る蒸気圧縮式ヒートポンプの冷媒回路を示した概略構成図である。 図１に示した蒸気圧縮式ヒートポンプのヒートポンプサイクルを示したｐ（圧力）−ｈ（エンタルピ）線図である。 本発明の比較例に係る蒸気圧縮式ヒートポンプの冷媒回路を示した概略構成図である。 図３に示した蒸気圧縮式ヒートポンプのヒートポンプサイクルを示したｐ（圧力）−ｈ（エンタルピ）線図である。

以下に、本発明にかかる実施形態について、図面を参照して説明する。
図１には、ターボ式の圧縮機（以下単に「圧縮機」という。）を用いたターボヒートポンプ（蒸気圧縮式ヒートポンプ）１の概略構成図が示されている。冷媒としては、例えば代替フロン冷媒（Ｒ１３４ａ）が用いられる。

ターボヒートポンプ１は、冷媒を圧縮する圧縮機３と、外部から供給される熱源水（熱源媒体）と冷媒とが熱交換する蒸発器５と、温水（温熱）を出力する温熱生成熱交換器６と、蒸発器５と温熱生成熱交換器６との間に設けられた膨張弁９とを備えている。これら圧縮機３、蒸発器５、温熱生成熱交換器６及び膨張弁９によって、主系統の冷媒回路が構成されている。

圧縮機３は、高圧力比が得られる遠心圧縮機となっている。圧縮機３は、軸線周りに回転する羽根車１９を二段備えている。羽根車１９の冷媒流れ上流側には、流入する冷媒の流量を調節する入口ベーン（図示せず）が設けられている。
圧縮機３は、増速機２１を介して接続された電動機１７によって駆動される。電動機１７は、制御部（図示せず）によって制御され、インバータによる周波数制御によって回転数が適宜変更され得るようになっている。電動機１７は、後述するように、冷媒によって冷却されるようになっている。

蒸発器５は、例えば、プレート式の熱交換器とされている。蒸発器５には、熱源水配管１３が接続されており、この熱源水配管１３内を流れる熱源水と冷媒とが熱交換を行い、熱源水から与えられる熱によって蒸発器５を構成するシェル内の冷媒が蒸発する。

温熱生成熱交換器６は、例えば、プレート式の熱交換器とされている。温熱生成熱交換器６には、温水配管１１が接続されており、この温水配管１１内を流れる水と冷媒とが熱交換を行う。温水配管１１は、空調用室内機等の外部負荷と接続されている。

膨張弁９は、蒸発器５と温熱生成熱交換器６との間の冷媒配管に設けられており、温熱生成熱交換器６から導かれた液冷媒を絞ることによって等エンタルピ膨張させるものである。膨張弁９の開度は、図示しない制御部によって制御される。

温熱生成熱交換器６と膨張弁９との間の冷媒配管の分岐点Ｃから、冷却冷媒導入経路２０が分岐されている。冷却冷媒導入経路２０は、分岐点Ｃから、熱回収用熱交換器２２および冷媒冷却熱交換器２４を通り、電動機１７まで設けられている。電動機１７を冷却した後の冷媒は、冷却冷媒返送経路３０を通り、蒸発器５の上流側の合流点Ｈにて主系統の冷媒配管に返送される。冷却冷媒返送経路３０は、電動機１７から、熱回収用熱交換器２２を通り、合流点Ｈまで設けられている。

熱回収用熱交換器２２にて、冷却冷媒導入経路２０を通る冷却冷媒と、冷却冷媒返送経路３０を通る冷却後冷媒とが熱交換する。これにより、冷却冷媒の熱が主系統の冷媒配管に合流する冷却後冷媒に回収されるとともに、冷却冷媒が冷却される。

冷媒冷却熱交換器２４は、熱回収用熱交換器２２の冷却冷媒流れ下流側に設けられている。冷媒冷却熱交換器２４にて、冷却冷媒は、冷熱源２６から供給される冷却水によって冷却される。

次に、上記構成のターボヒートポンプ１の動作について、図１及び図２を用いて説明する。
圧縮機３は、電動機１７によって駆動され、制御部によるインバータ制御により所定周波数で回転させられる。
蒸発器５から吸い込まれた低圧ガス冷媒（図２の状態Ａ）は、圧縮機３によって例えば超臨界状態まで圧縮される（図２の状態Ｂ）。
圧縮機３から吐出された冷媒は、温熱生成熱交換器６へと導かれる。温熱生成熱交換器６において、高温高圧のガス冷媒は略等圧的に冷却され、高圧低温の冷媒となる（図２の状態Ｃ（図１の分岐点Ｃ））。この際に得られる放出熱によって、温水配管１１内を流れる温水が加熱される。

温熱生成熱交換器６において高圧低温とされた冷媒は、主系統の冷媒配管を通り膨張弁９へと導かれ、この膨張弁９によって等エンタルピ的に膨張させられる（図２の状態Ｉ）。一方、膨張弁９の上流側にて分岐点Ｃにて分岐された冷却冷媒は、冷却冷媒導入経路２０を通り熱回収用熱交換器２２へと導かれる。熱回収用熱交換器２２にて、冷却冷媒は、冷却冷媒返送配管３０を通って導かれた冷却後冷媒と熱交換を行い、図２の状態Ｃから状態Ｄまで冷却される。

熱回収用熱交換器２２にて冷却された冷却冷媒は、次に、冷媒冷却熱交換器２４へと導かれる。冷媒冷却熱交換器２４にて、冷却冷媒は、冷熱源２６から導かれた冷却水と熱交換を行い、図２の状態Ｄから状態Ｅまで冷却され、エンタルピΔｈ１だけ外部（冷却水）へ放熱する。このように冷却された冷却冷媒は、電動機１７へと導かれ、例えば電動機１７のハウジングとステータとの間の冷却通路を流通することにより、電動機１７を冷却する。電動機１７を冷却しつつ通過する際に、冷却冷媒は図２の状態Ｆまで減圧され、電動機１７から流出する。電動機１７から流出した冷却後冷媒は、冷却媒体返送経路３０を通り、熱回収用熱交換器２２へと導かれ、上述のように冷却冷媒と熱交換を行う（図２の状態Ｆから状態Ｇ）。この際に、冷却後冷媒は、冷却冷媒からエンタルピΔｈ２だけ熱回収する。
熱回収用熱交換器２２にて熱回収した冷却後冷媒は、合流点Ｈにて主系統の冷媒配管から導かれた冷媒と合流し、図２の状態Ｈとなる。
合流点Ｈにて合流した冷媒は、蒸発器５にて蒸発する（図２の状態Ｈから状態Ａ）。
蒸発器５において蒸発した低圧ガス冷媒は、圧縮機３へと導かれ、再び圧縮される。

このように、本実施形態では、図２の状態Ｈから状態Ａまでのエンタルピ増加分Δｈ３が蒸発器５における熱源水負荷となる。また、図２の状態Ｈから状態Ｉまでのエンタルピ増加分Δｈ４が外部の冷熱源２６を用いたことによる熱源水負荷の増加量となる。

次に、本実施形態の作用効果について、図３及び図４に示した比較例と対比しつつ説明する。
図３には、本発明の比較例としてのターボヒートポンプ１０１が示されている。この比較例のターボヒートポンプ１０１は、本実施形態に対して、熱回収用熱交換器２２（図１参照）を備えていない点が異なる。したがって、本実施形態と同様の構成については同一符号を付し、その説明を省略する。
比較例では、本実施形態の熱回収用熱交換器２２を備えていないので、図４に示すように、状態Ｃから状態Ｅまで冷却冷媒を冷却するために冷媒冷却熱交換器２４を用いることになる。したがって、その際のエンタルピはΔｈ１’となり、本実施形態の冷媒冷却熱交換器２４におけるエンタルピ変化量Δｈ１よりも大きくなる。すなわち、比較例では、冷熱源２６の冷却水によって外部へと持ち去られるエネルギーが本実施形態よりも大きいことを意味する。このため、合流点Ｈ’におけるエンタルピが本実施形態よりも減少してしまい、外部の冷熱源２６を用いたことによる熱源水負荷の増加量に相当するエンタルピ増加分Δｈ４’が本実施形態のΔｈ４よりも大きくなり、結果的に、熱源水負荷に相当する状態Ｈ’から状態Ａまでのエンタルピ増加分Δｈ３’が本実施形態のΔｈ３より大きくなる。このように、比較例では、熱回収用熱交換器２２による熱回収を行わずに多くの熱量を外部へと放出してしまっているので、熱源水負荷が大きくなってしまう。

これに対して、本実施形態のターボヒートポンプ１では、電動機１７の冷却に用いられる冷却冷媒を、熱回収用熱交換器２２と冷媒冷却熱交換器２４とによって冷却するようにしている。熱回収用熱交換器２２では、電動機１７での冷却を終え、蒸発器５の上流側へと返送される冷却後冷媒と、電動機１７へ導入される前の冷却冷媒とが熱交換することによって、冷却冷媒から熱回収が行われる。このように、熱回収用熱交換器２２にて熱回収した上で、冷媒冷却熱交換器２４だけでなく熱回収用熱交換器２２をも用いて冷却冷媒を冷却するようにしたので、冷媒冷却熱交換器２４における交換熱量すなわちヒートポンプサイクルの外部へと放熱する熱量を小さくすることができる。したがって、蒸発器５における熱源水の負荷を減らすことができるので、熱源水からの負荷を増加させる必要がなくなり、熱源水用のポンプ動力等の負荷を軽減でき、また設備の追加を回避することができる。

なお、本実施形態では、遠心圧縮機を用いたターボヒートポンプとして説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、他の圧縮形式であっても適用することができ、例えばスクリュー圧縮機を用いたスクリューヒートポンプであっても良い。
また、温熱媒体として温水を用いることとして説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、他の温熱媒体であっても良い。
また、本実施形態では、熱源媒体として熱源水を用いることとして説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、他の熱源媒体であっても良い。

１ ターボヒートポンプ（蒸気圧縮式ヒートポンプ）
３ 圧縮機
５ 蒸発器
６ 温熱生成熱交換器
９ 膨張弁
２０ 冷却冷媒導入経路
２２ 熱回収用熱交換器
２４ 冷媒冷却熱交換器
２６ 冷熱源
３０ 冷却冷媒返送経路

Claims (1)

1. 電動機によって駆動され、冷媒を圧縮する圧縮機と、
   該圧縮機によって圧縮された冷媒により温熱媒体を加熱する温熱生成熱交換器と、
   該温熱生成熱交換器から導かれた冷媒を膨張させる膨張弁と、
   該膨張弁から導かれた冷媒を熱源媒体との熱交換によって蒸発させる蒸発器と、
   前記温熱生成熱交換器と前記膨張弁との間から分岐され、冷媒の一部を前記電動機へと導き該電動機を冷却する冷却冷媒導入経路と、
   前記電動機を冷却した後の冷媒を前記蒸発器の上流側に導く冷却冷媒返送経路と、
   を備えた蒸気圧縮式ヒートポンプにおいて、
   前記冷却冷媒導入経路には、前記電動機を冷却する際に減圧されて温度低下した前記冷却冷媒返送経路の冷媒と熱交換を行う熱回収用熱交換器と、外部の冷熱源と熱交換を行う冷媒冷却熱交換器と、が設けられていることを特徴とする蒸気圧縮式ヒートポンプ。

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