JP6781066B2 - 直接接触熱交換器を備えた冷媒システムおよび冷媒システムの制御方法 - Google Patents
直接接触熱交換器を備えた冷媒システムおよび冷媒システムの制御方法 Download PDFInfo
- Publication number
- JP6781066B2 JP6781066B2 JP2017029854A JP2017029854A JP6781066B2 JP 6781066 B2 JP6781066 B2 JP 6781066B2 JP 2017029854 A JP2017029854 A JP 2017029854A JP 2017029854 A JP2017029854 A JP 2017029854A JP 6781066 B2 JP6781066 B2 JP 6781066B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- refrigerant
- heat source
- heat
- heat exchanger
- direct contact
- 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.)
- Active
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
- F25B13/00—Compression machines, plants or systems, with reversible cycle
-
- 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
- F25B25/00—Machines, plants or systems, using a combination of modes of operation covered by two or more of the groups F25B1/00 - F25B23/00
- F25B25/005—Machines, plants or systems, using a combination of modes of operation covered by two or more of the groups F25B1/00 - F25B23/00 using primary and secondary 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
- F25B6/00—Compression machines, plants or systems, with several condenser circuits
- F25B6/04—Compression machines, plants or systems, with several condenser circuits arranged in series
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
- F28C—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA COME INTO DIRECT CONTACT WITHOUT CHEMICAL INTERACTION
- F28C3/00—Other direct-contact heat-exchange apparatus
- F28C3/06—Other direct-contact heat-exchange apparatus the heat-exchange media being a liquid and a gas or vapour
-
- 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
- F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
- F25B2313/003—Indoor unit with water as a heat sink or heat source
-
- 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
- F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
- F25B2313/025—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for using multiple outdoor units
- F25B2313/0254—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for using multiple outdoor units in series arrangements
- F25B2313/02543—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for using multiple outdoor units in series arrangements during heating
-
- 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
- F25B2339/00—Details of evaporators; Details of condensers
- F25B2339/04—Details of condensers
- F25B2339/047—Water-cooled condensers
-
- 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
- F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
- F25B2400/12—Inflammable refrigerants
- F25B2400/121—Inflammable refrigerants using R1234
-
- 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
- F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
- F25B2400/16—Receivers
-
- 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
- F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
- F25B2400/23—Separators
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Thermal Sciences (AREA)
- Other Air-Conditioning Systems (AREA)
- Heat-Pump Type And Storage Water Heaters (AREA)
Description
本発明は、２つの冷媒を直接接触させる直接接触熱交換器を備えた冷媒システムおよび冷媒システムの制御方法に関する。
空気調和機や冷凍機等の冷凍サイクルを利用する機器には、現状、Ｒ４１０Ａに代表されるＨＦＣ（hydrofluorocarbon））冷媒が使用されているが、地球温暖化を防止するための規制強化を背景に、ＧＷＰ（Global-warming potential）が低い冷媒の開発が進められている。
また、地球温暖化だけでなく、サイクル効率（性能）や、不燃性などの安全性も考慮して各種の冷媒の開発が進められている。
また、地球温暖化だけでなく、サイクル効率（性能）や、不燃性などの安全性も考慮して各種の冷媒の開発が進められている。
本発明の発明者は、ＨＦＯ冷媒あるいはＨＦＣ冷媒等が循環する熱源サイクル（冷凍サイクル）と、熱負荷へと水冷媒を搬送する熱搬送ループと、熱源サイクル冷媒と水冷媒とをタンク内で直接接触させる直接接触熱交換器を備えた冷媒システムを提案している（特許文献１）。直接接触熱交換器において、熱源サイクル冷媒と水冷媒とが混合される。加熱運転時には、凝縮器として機能する直接接触熱交換器の圧力条件下において熱源サイクル冷媒と水冷媒との密度差が冷却運転時に比べて小さい。そのため、特許文献１では、加熱運転時には直接接触熱交換器を経た熱源サイクル冷媒を減圧させた後、密度差により水冷媒と分離させている。
直接接触熱交換器により熱源サイクル冷媒と水冷媒とを直接的に接触させる限り、必然的に、熱源サイクル冷媒と水冷媒とが混合する。冷却運転および加熱運転の別を問わず、熱源サイクル冷媒から水冷媒を完全に分離させることがなかなか難しいため、冷凍サイクルが十分に機能しなかったり、成立しないおそれがある。
熱源サイクル冷媒に水が混入していると、部品の故障や、潤滑油の劣化等が起こる可能性があり、加熱運転時には、氷結による故障のリスクが高い。
熱源サイクル冷媒に水が混入していると、部品の故障や、潤滑油の劣化等が起こる可能性があり、加熱運転時には、氷結による故障のリスクが高い。
本発明は、複数種の冷媒を直接接触させることで効率よく熱交換を行いながら、冷凍サイクル冷媒への異種冷媒の混入が問題となることなく、冷凍サイクルを十分に機能させることができる冷媒システムおよび冷媒システムの制御方法を提供することを目的とする。
本発明の第１の冷媒システムは、圧縮機、熱交換器、および減圧部を有する熱源サイクルと、熱負荷に向けて熱を搬送する液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループと、熱源サイクルに封入されている熱源冷媒と搬送冷媒とを直接接触させる直接接触熱交換器と、を備える。
そして、本発明は、熱源サイクルに、熱源冷媒として、第１冷媒に加えて第２冷媒が封入され、減圧部を経た熱源冷媒が流入する直接接触熱交換器において、第１冷媒と、第１冷媒よりも沸点が高い第２冷媒とのうち、少なくとも第１冷媒が沸騰し、かつ、第２冷媒の液相の密度が搬送冷媒の密度よりも低いことを特徴とする。
そして、本発明は、熱源サイクルに、熱源冷媒として、第１冷媒に加えて第２冷媒が封入され、減圧部を経た熱源冷媒が流入する直接接触熱交換器において、第１冷媒と、第１冷媒よりも沸点が高い第２冷媒とのうち、少なくとも第１冷媒が沸騰し、かつ、第２冷媒の液相の密度が搬送冷媒の密度よりも低いことを特徴とする。
本発明は、加熱の用途にも展開することができる。
本発明の第２の冷媒システムは、圧縮機、熱交換器、および減圧部を有する熱源サイクルと、熱負荷に向けて熱を搬送する液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループと、熱源サイクルに封入されている熱源冷媒と搬送冷媒とを直接接触させる直接接触熱交換器と、を備える。
そして、熱源サイクルには、熱源冷媒として、第１冷媒に加えて第２冷媒が封入され、かつ、直接接触熱交換器から取り出された熱源冷媒の気相を凝縮させる熱交換器が備わり、圧縮機から吐出された第１冷媒が流入する直接接触熱交換器において、第１冷媒と、第１冷媒よりも沸点が高い第２冷媒とのうち、第２冷媒が凝縮し、かつ、第２冷媒の液相の密度が搬送冷媒の密度よりも低いことを特徴とする。
本発明の第２の冷媒システムは、圧縮機、熱交換器、および減圧部を有する熱源サイクルと、熱負荷に向けて熱を搬送する液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループと、熱源サイクルに封入されている熱源冷媒と搬送冷媒とを直接接触させる直接接触熱交換器と、を備える。
そして、熱源サイクルには、熱源冷媒として、第１冷媒に加えて第２冷媒が封入され、かつ、直接接触熱交換器から取り出された熱源冷媒の気相を凝縮させる熱交換器が備わり、圧縮機から吐出された第１冷媒が流入する直接接触熱交換器において、第１冷媒と、第１冷媒よりも沸点が高い第２冷媒とのうち、第２冷媒が凝縮し、かつ、第２冷媒の液相の密度が搬送冷媒の密度よりも低いことを特徴とする。
本発明は、加熱および冷却に兼用される冷媒システムにも展開することができる。
本発明の第３の冷媒システムは、圧縮機、熱交換器、および減圧部を有する熱源サイクルと、熱負荷に向けて熱を搬送する液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループと、熱源サイクルに封入されている熱源冷媒と搬送冷媒とを直接接触させる直接接触熱交換器と、熱源サイクルを熱源冷媒が流れる向きを切り替える方向切替部と、を備える。
そして、熱源サイクルには、熱源冷媒として、第１冷媒に加えて第２冷媒が封入され、かつ、直接接触熱交換器から取り出された熱源冷媒の気相を凝縮させる熱交換器が備わり、減圧部を経た熱源冷媒が流入する直接接触熱交換器において、第１冷媒と、第１冷媒よりも沸点が高い第２冷媒とのうち、第１冷媒が沸騰し、かつ、第２冷媒の液相の密度が搬送冷媒の密度よりも低く、圧縮機から吐出された第１冷媒が流入する直接接触熱交換器において、第１冷媒と、第１冷媒よりも沸点が高い第２冷媒とのうち、少なくとも第２冷媒が凝縮し、かつ、第２冷媒の液相の密度が搬送冷媒の密度よりも低いことを特徴とする。
本発明の第３の冷媒システムは、圧縮機、熱交換器、および減圧部を有する熱源サイクルと、熱負荷に向けて熱を搬送する液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループと、熱源サイクルに封入されている熱源冷媒と搬送冷媒とを直接接触させる直接接触熱交換器と、熱源サイクルを熱源冷媒が流れる向きを切り替える方向切替部と、を備える。
そして、熱源サイクルには、熱源冷媒として、第１冷媒に加えて第２冷媒が封入され、かつ、直接接触熱交換器から取り出された熱源冷媒の気相を凝縮させる熱交換器が備わり、減圧部を経た熱源冷媒が流入する直接接触熱交換器において、第１冷媒と、第１冷媒よりも沸点が高い第２冷媒とのうち、第１冷媒が沸騰し、かつ、第２冷媒の液相の密度が搬送冷媒の密度よりも低く、圧縮機から吐出された第１冷媒が流入する直接接触熱交換器において、第１冷媒と、第１冷媒よりも沸点が高い第２冷媒とのうち、少なくとも第２冷媒が凝縮し、かつ、第２冷媒の液相の密度が搬送冷媒の密度よりも低いことを特徴とする。
上述した各冷媒システムにおいて、搬送冷媒は、水であり、第２冷媒は、炭化水素（ＨＣ）系の冷媒であることが好ましい。
さらに、本発明は、冷媒システムを制御する方法にも展開できる。
第１の制御方法は、圧縮機、熱交換器、および減圧部を有する熱源サイクルと、熱負荷に向けて熱を搬送する液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループと、熱源サイクルに封入されている熱源冷媒と搬送冷媒とを直接接触させる直接接触熱交換器と、を備える冷媒システムを制御する方法であって、熱源サイクルに封入される熱源冷媒として、第１冷媒に加えて、搬送冷媒の密度よりも液密度が低い第２冷媒が使用され、減圧部を経た熱源冷媒が流入する直接接触熱交換器において、第１冷媒と、第１冷媒よりも沸点が高い第２冷媒とのうち、少なくとも第１冷媒が沸騰するように、直接接触熱交換器の内部温度を、第１冷媒の沸点および第２冷媒の沸点よりも高い蒸発温度に制御することを特徴とする。
第１の制御方法は、圧縮機、熱交換器、および減圧部を有する熱源サイクルと、熱負荷に向けて熱を搬送する液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループと、熱源サイクルに封入されている熱源冷媒と搬送冷媒とを直接接触させる直接接触熱交換器と、を備える冷媒システムを制御する方法であって、熱源サイクルに封入される熱源冷媒として、第１冷媒に加えて、搬送冷媒の密度よりも液密度が低い第２冷媒が使用され、減圧部を経た熱源冷媒が流入する直接接触熱交換器において、第１冷媒と、第１冷媒よりも沸点が高い第２冷媒とのうち、少なくとも第１冷媒が沸騰するように、直接接触熱交換器の内部温度を、第１冷媒の沸点および第２冷媒の沸点よりも高い蒸発温度に制御することを特徴とする。
第２の制御方法は、圧縮機、熱交換器、および減圧部を有する熱源サイクルと、熱負荷に向けて熱を搬送する液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループと、熱源サイクルに封入されている熱源冷媒と搬送冷媒とを直接接触させる直接接触熱交換器と、を備える冷媒システムを制御する方法であって、熱源サイクルに封入される熱源冷媒として、第１冷媒に加えて、搬送冷媒の密度よりも液密度が低い第２冷媒が使用され、圧縮機から吐出された第１冷媒が流入する直接接触熱交換器において、第１冷媒と、第１冷媒よりも沸点が高い第２冷媒とのうち、第２冷媒が凝縮するように、直接接触熱交換器の内部温度を、第１冷媒の沸点と第２冷媒の沸点との間の凝縮温度に制御することを特徴とする。
本発明によれば、直接接触熱交換器において熱源冷媒と搬送冷媒とを直接接触させていながら、直接接触熱交換器における第２冷媒の液相の存在により、熱源サイクルを循環する熱源冷媒に搬送冷媒が混入することを確実に防ぐことができる。そのため、冷凍サイクルを十分に機能させることができることができる。
以下、添付図面を参照しながら、本発明の実施形態について説明する。
〔第１実施形態〕
第１実施形態では、冷却機能を有する冷媒システム１について説明する。
図１に示す冷媒システム１は、熱源サイクル冷媒が循環される熱源サイクル１０（冷凍サイクル）と、液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループ２０と、直接接触熱交換器３０と、図示しない制御装置とを備えている。
冷媒システム１の全体が、大気に対して密閉されたクローズドサイクルとされている。
〔第１実施形態〕
第１実施形態では、冷却機能を有する冷媒システム１について説明する。
図１に示す冷媒システム１は、熱源サイクル冷媒が循環される熱源サイクル１０（冷凍サイクル）と、液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループ２０と、直接接触熱交換器３０と、図示しない制御装置とを備えている。
冷媒システム１の全体が、大気に対して密閉されたクローズドサイクルとされている。
冷媒システム１は、外気を熱源とし、熱負荷としての室内空気を冷却するために冷却運転（冷房）される空気調和機として構成されており、室外機１Ａと、室内機１Ｂと、室外機１Ａおよび室内機１Ｂに設けられて冷媒回路を構成する配管とを備えている。
室外機１Ａは、圧縮機１１と、室外熱交換器１２と、減圧部１３と、逆止弁１４と、直接接触熱交換器３０と、それらを収容する図示しない筐体とを備えている。
室内機１Ｂは、室内熱交換器２１と、室内熱交換器２１を収容する図示しない筐体とを備えている。
室外機１Ａおよび室内機１Ｂの機器構成は、本実施形態に限られず、筐体の設置スペース等に応じて、熱源サイクル１０および熱搬送ループ２０の構成要素等を室外機１Ａおよび室内機１Ｂにそれぞれ適宜に配置することができる。
室外機１Ａは、圧縮機１１と、室外熱交換器１２と、減圧部１３と、逆止弁１４と、直接接触熱交換器３０と、それらを収容する図示しない筐体とを備えている。
室内機１Ｂは、室内熱交換器２１と、室内熱交換器２１を収容する図示しない筐体とを備えている。
室外機１Ａおよび室内機１Ｂの機器構成は、本実施形態に限られず、筐体の設置スペース等に応じて、熱源サイクル１０および熱搬送ループ２０の構成要素等を室外機１Ａおよび室内機１Ｂにそれぞれ適宜に配置することができる。
熱源サイクル１０は、圧縮機１１と、室外に配置され凝縮器として機能する室外熱交換器１２と、減圧部１３と、蒸発器として機能する直接接触熱交換器３０とを含んで構成されている。
熱源サイクル１０には、ＨＳＣ（Heat Source Cycle）冷媒（以下、熱源冷媒）として、第１冷媒および第２冷媒が所定の封入比率で封入されている。熱源サイクル１０に封入されている第１冷媒の比率は、例えば、５０Ｗｔ％〜９０Ｗｔ％であり、同じく熱源サイクル１０に封入されている第２冷媒の比率よりも多い。
熱源サイクル１０には、ＨＳＣ（Heat Source Cycle）冷媒（以下、熱源冷媒）として、第１冷媒および第２冷媒が所定の封入比率で封入されている。熱源サイクル１０に封入されている第１冷媒の比率は、例えば、５０Ｗｔ％〜９０Ｗｔ％であり、同じく熱源サイクル１０に封入されている第２冷媒の比率よりも多い。
第１冷媒としては、例えば、ＨＦＣ冷媒、ＨＦＯ冷媒等を用いることができる。
ＨＦＣ（Hydro Fluoro Carbon）冷媒としては、Ｒ３２を例示することができる。
ＨＦＯ（Hydro Fluoro Olefin）冷媒としては、Ｒ１２３４ｚｅやＲ１２３４ｙｆを例示することができる。ＧＷＰ（Global Warming Potential）の低減を図る観点からは、ＨＦＯ系の冷媒を用いることが好ましい。
第２冷媒としては、例えばプロパン、イソブタン等の炭化水素（ＨＣ）系冷媒を用いることができる。それらのＨＣ系冷媒は、Ｒ１２３４ｚｅやＲ１２３４ｙｆと比べてもＧＷＰが低い。
ＨＦＣ（Hydro Fluoro Carbon）冷媒としては、Ｒ３２を例示することができる。
ＨＦＯ（Hydro Fluoro Olefin）冷媒としては、Ｒ１２３４ｚｅやＲ１２３４ｙｆを例示することができる。ＧＷＰ（Global Warming Potential）の低減を図る観点からは、ＨＦＯ系の冷媒を用いることが好ましい。
第２冷媒としては、例えばプロパン、イソブタン等の炭化水素（ＨＣ）系冷媒を用いることができる。それらのＨＣ系冷媒は、Ｒ１２３４ｚｅやＲ１２３４ｙｆと比べてもＧＷＰが低い。
熱源冷媒は、第１冷媒および第２冷媒と、他の冷媒との３種以上の冷媒から構成されていてもよい。
第１冷媒および第２冷媒にそれぞれ用いる冷媒は、サイクル効率やＧＷＰ等を考慮して適宜に選定することができる。
本実施形態では、第１冷媒としてＲ３２を使用し、第２冷媒としては、ＨＣ系冷媒の一種であるプロパンを使用するものとする。なお、第２冷媒として、イソブタンおよびプロパンの双方を用いることも許容される。
これら第１冷媒および第２冷媒を区別しないときは、熱源冷媒と称する。
これら第１冷媒および第２冷媒を区別しないときは、熱源冷媒と称する。
圧縮機１１は、ハウジング内に吸入される熱源冷媒をスクロール圧縮機構やロータリー圧縮機構等により圧縮して吐出する。環境負荷等の観点からは、冷凍機油（潤滑油）が使用されないオイルフリーの圧縮機を採用することが好ましい。
室外熱交換器１２は、熱源冷媒と外気との間で、熱源冷媒の流れるチューブ等を介して間接的に熱交換を行う。熱交換を促進させるため、ファンにより室外熱交換器１２に向けて外気を送風することが好ましい。
減圧部１３は、熱源冷媒を減圧させる。減圧部１３として、膨張弁やキャピラリーチューブ等を用いることができる。
減圧部１３と、直接接触熱交換器３０との間には、減圧部１３から直接接触熱交換器３０へと向かう一方向に熱源冷媒の流れの向きを規制する逆止弁１４が設けられている。
室外熱交換器１２は、熱源冷媒と外気との間で、熱源冷媒の流れるチューブ等を介して間接的に熱交換を行う。熱交換を促進させるため、ファンにより室外熱交換器１２に向けて外気を送風することが好ましい。
減圧部１３は、熱源冷媒を減圧させる。減圧部１３として、膨張弁やキャピラリーチューブ等を用いることができる。
減圧部１３と、直接接触熱交換器３０との間には、減圧部１３から直接接触熱交換器３０へと向かう一方向に熱源冷媒の流れの向きを規制する逆止弁１４が設けられている。
熱搬送ループ２０は、直接接触熱交換器３０と、室内に配置される室内熱交換器２１と、ポンプ２２とを含んで構成されている。
熱搬送ループ２０には、液相の搬送冷媒が封入されている。本実施形態の搬送冷媒として、水を採用する。
搬送冷媒は、冷媒システム１における温度変化域に亘り液相であり、相転移しない。以下、搬送冷媒のことを水冷媒と称する。水冷媒は、ＧＷＰが０である。また、水冷媒は、燃焼性を有していない。
熱搬送ループ２０には、液相の搬送冷媒が封入されている。本実施形態の搬送冷媒として、水を採用する。
搬送冷媒は、冷媒システム１における温度変化域に亘り液相であり、相転移しない。以下、搬送冷媒のことを水冷媒と称する。水冷媒は、ＧＷＰが０である。また、水冷媒は、燃焼性を有していない。
室内熱交換器２１は、水と室内空気との間で間接的に熱交換を行う。熱交換を促進させるため、ファンにより吸い込んだ室内空気を室内熱交換器２１に向けて送風することが好ましい。室内熱交換器２１およびファンは、例えば、ファンコイルユニットとして構成することができる。
ポンプ２２は、直接接触熱交換器３０から室内熱交換器２１に向けて水冷媒を圧送することにより、直接接触熱交換器３０と室内熱交換器２１との間で水冷媒を循環させる。ポンプ２２は、水が流れる熱搬送ループ２０の配管に接続されている。
ポンプ２２として、容積型、非容積型等の任意の種類のポンプを用いることができる。
ポンプ２２は、直接接触熱交換器３０から室内熱交換器２１に向けて水冷媒を圧送することにより、直接接触熱交換器３０と室内熱交換器２１との間で水冷媒を循環させる。ポンプ２２は、水が流れる熱搬送ループ２０の配管に接続されている。
ポンプ２２として、容積型、非容積型等の任意の種類のポンプを用いることができる。
直接接触熱交換器３０は、熱源冷媒と水冷媒とを直接的に接触させて熱交換させる。直接接触熱交換器３０は、タンク３１と、熱源冷媒入口３２１と、熱源冷媒出口３２２と、水入口３３１と、水出口３３２とを備えている。熱源冷媒入口３２１は、タンク３１の底部に位置しており、熱源冷媒出口３２２は、タンク３１の上部に位置している。
タンク３１内に貯留されている水冷媒と、熱源冷媒入口３２１からタンク３１内に流入した熱源冷媒とが直接的に接触することで、水冷媒と熱源冷媒とが熱を授受する。タンク３１内には、水冷媒の他に、熱源冷媒の液相が貯留されていてもよい。
タンク３１内や、熱搬送ループ２０の配管に存在する水冷媒により、熱源冷媒が燃焼性を有していたとしても、冷媒システム１の全体として燃焼性を低減することができる。
タンク３１内に貯留されている水冷媒と、熱源冷媒入口３２１からタンク３１内に流入した熱源冷媒とが直接的に接触することで、水冷媒と熱源冷媒とが熱を授受する。タンク３１内には、水冷媒の他に、熱源冷媒の液相が貯留されていてもよい。
タンク３１内や、熱搬送ループ２０の配管に存在する水冷媒により、熱源冷媒が燃焼性を有していたとしても、冷媒システム１の全体として燃焼性を低減することができる。
本実施形態の冷媒システム１は、所定の低圧力条件およびそれに対応する温度条件下にある直接接触熱交換器３０において、熱源冷媒である第１冷媒および第２冷媒のうち、主として第１冷媒を沸騰させ、第１冷媒の潜熱に伴い、水冷媒を冷却する。
直接接触熱交換器３０によれば、熱を授受するもの同士が直接接触するため、熱を授受するもの同士がチューブ等を介して間接的に接触するため十分な温度差が要求される典型的な熱交換器と比べて高い熱交換効率を得ることができる。しかも、直接接触熱交換器３０は、熱源冷媒と水冷媒とを直接接触させていながら、以下で説明するように、それらの冷媒の物性に基づいて、熱源サイクル１０を循環する熱源冷媒への水の混入を確実に防ぐことができるように構成されている。
直接接触熱交換器３０によれば、熱を授受するもの同士が直接接触するため、熱を授受するもの同士がチューブ等を介して間接的に接触するため十分な温度差が要求される典型的な熱交換器と比べて高い熱交換効率を得ることができる。しかも、直接接触熱交換器３０は、熱源冷媒と水冷媒とを直接接触させていながら、以下で説明するように、それらの冷媒の物性に基づいて、熱源サイクル１０を循環する熱源冷媒への水の混入を確実に防ぐことができるように構成されている。
直接接触熱交換器３０による熱交換を成立させ、かつ、熱源サイクル１０を循環する熱源冷媒への水の混入を防ぐため、本実施形態は、冷媒システム１に用いられる冷媒相互の沸点の違いと液密度の違いとを利用している。
本実施形態の冷媒システム１は、上述したように、いずれも熱源冷媒である第１冷媒および第２冷媒と、搬送冷媒である水冷媒との３種類の冷媒を使用する。
これらの３種類の冷媒のそれぞれの物性から、直接接触熱交換器３０のタンク３１内部において、次の関係が成り立つ。
まず、第１冷媒の沸点よりも第２冷媒の沸点が高い。第１冷媒と第２冷媒との間には、少なくとも１０℃〜３０℃以上の沸点の差があることが好ましい。
上記の沸点の違いに加えて、水（液相）の密度よりも第２冷媒の液相の密度が低い。第２冷媒の液密度は、例えば、約６００〜７００ｋｇ／ｍ３であることが好ましい。
本実施形態の冷媒システム１は、上述したように、いずれも熱源冷媒である第１冷媒および第２冷媒と、搬送冷媒である水冷媒との３種類の冷媒を使用する。
これらの３種類の冷媒のそれぞれの物性から、直接接触熱交換器３０のタンク３１内部において、次の関係が成り立つ。
まず、第１冷媒の沸点よりも第２冷媒の沸点が高い。第１冷媒と第２冷媒との間には、少なくとも１０℃〜３０℃以上の沸点の差があることが好ましい。
上記の沸点の違いに加えて、水（液相）の密度よりも第２冷媒の液相の密度が低い。第２冷媒の液密度は、例えば、約６００〜７００ｋｇ／ｍ３であることが好ましい。
図２には、Ｒ３２の飽和温度を実線で示し、プロパンの飽和温度を破線で示している。これらの飽和温度より、蒸気圧が外圧に等しくなる温度である沸点は、第１冷媒であるＲ３２と比べ、第２冷媒であるプロパンの方が高い。これは、冷媒システム１に定められている低圧ｐｌおよび高圧ｐｈのいずれにおいても同様である。
参考値として、低圧ｐｌが大気圧基準で０．５ＭＰａである場合、飽和状態におけるＲ３２の気相の温度は−９．１℃であり、この温度はＲ３２の沸点にほぼ相当する。
同様に、低圧ｐｌが大気圧基準で０．５ＭＰａである場合、飽和状態におけるプロパンの気相の温度は８．０℃であり、この温度はプロパンの沸点にほぼ相当する。
参考値として、低圧ｐｌが大気圧基準で０．５ＭＰａである場合、飽和状態におけるＲ３２の気相の温度は−９．１℃であり、この温度はＲ３２の沸点にほぼ相当する。
同様に、低圧ｐｌが大気圧基準で０．５ＭＰａである場合、飽和状態におけるプロパンの気相の温度は８．０℃であり、この温度はプロパンの沸点にほぼ相当する。
上述のようにＲ３２の沸点とプロパンの沸点とが異なるため、図示しない制御装置により、タンク３１内部の温度を適切な温度に制御することで、低圧ｐｌにある直接接触熱交換器３０に流入した熱源冷媒を構成するＲ３２とプロパンとのうち、沸点が低いＲ３２をプロパンよりも先に沸騰させ、プロパンの一部を液相としてタンク３１内に留めることができる。
具体的には、タンク３１内の液相部の温度を検知しつつ、検知温度を用いて熱源サイクル１０の能力を制御することで、タンク３１内部の液相部の温度を制御することができる。一定の温度の水を搬送するチラー等の装置を利用して、タンク３１内の液相部の温度を所定の温度に制御するようにすることもできる。タンク３１から取り出される冷水の温度以下に蒸発温度ＥＴを設定し、タンク３１内では、沸点が低いＲ３２が先に沸騰し、液相のプロパンが留まることとなる。
具体的には、タンク３１内の液相部の温度を検知しつつ、検知温度を用いて熱源サイクル１０の能力を制御することで、タンク３１内部の液相部の温度を制御することができる。一定の温度の水を搬送するチラー等の装置を利用して、タンク３１内の液相部の温度を所定の温度に制御するようにすることもできる。タンク３１から取り出される冷水の温度以下に蒸発温度ＥＴを設定し、タンク３１内では、沸点が低いＲ３２が先に沸騰し、液相のプロパンが留まることとなる。
次に、図３に示すように、第２冷媒であるプロパンの液密度は、水冷媒の液密度と比べて低い。
参考値として、タンク３１内部の圧力が大気圧基準で０．５ＭＰａであるとして、プロパンの沸点よりも少し高い温度である１０℃にタンク３１内部の温度を制御するとすれば、タンク３１内部に存在するプロパンの液密度は、約５１８ｋｇ／ｍ３である。水の液密度は、図３に示す温度範囲では、約１０００ｋｇ／ｍ３であるため、水の液密度よりもプロパンの液密度の方が低い。
なお、Ｒ３２の液密度は、図３に示すように、水の液密度と近い。
参考値として、タンク３１内部の圧力が大気圧基準で０．５ＭＰａであるとして、プロパンの沸点よりも少し高い温度である１０℃にタンク３１内部の温度を制御するとすれば、タンク３１内部に存在するプロパンの液密度は、約５１８ｋｇ／ｍ３である。水の液密度は、図３に示す温度範囲では、約１０００ｋｇ／ｍ３であるため、水の液密度よりもプロパンの液密度の方が低い。
なお、Ｒ３２の液密度は、図３に示すように、水の液密度と近い。
上記の水とプロパンとの液密度の違いから、タンク３１の内部に貯留されている水よりも上方までプロパンの液相が浮上する。
冷媒システム１による冷却運転（冷房）の作用について説明する。
冷媒システム１は、圧縮機１１を動作させて熱源サイクル１０により熱源冷媒を循環させるとともに、ポンプ２２を動作させて水冷媒を熱搬送ループ２０に循環させる。
熱源サイクル１０の圧縮機１１により熱源冷媒が圧縮され、高圧ｐｈを基準とする高圧条件下の室外熱交換器１２による外気との熱交換により熱源冷媒が凝縮され、さらに減圧部１３により減圧されると、低温低圧の熱源冷媒が直接接触熱交換器３０へと流入する。直接接触熱交換器３０の熱源冷媒入口３２１からタンク３１内へと流入する熱源冷媒の温度は、直接接触熱交換器３０のタンク３１内に貯留されている水冷媒の温度よりも十分に低い。
そのタンク３１内において、低温低圧の熱源冷媒と水冷媒とが直接接触することで得られた冷水を熱搬送ループ２０により室内へと供給することで、室内の空気を冷却する。
冷媒システム１に備わる図示しない制御装置により、室外熱交換器１２の内部温度が所定の凝縮温度に制御され、直接接触熱交換器３０のタンク３１の内部温度が所定の蒸発温度ＥＴに制御されるものとする。
制御装置により、タンク３１の内部は、低圧ｐｌを基準とする低圧力条件下にある。蒸発温度ＥＴは、タンク３１内部の圧力に対応するプロパンの沸点よりも少し高い温度（例えば１０℃）に設定されるものとする。
冷媒システム１は、圧縮機１１を動作させて熱源サイクル１０により熱源冷媒を循環させるとともに、ポンプ２２を動作させて水冷媒を熱搬送ループ２０に循環させる。
熱源サイクル１０の圧縮機１１により熱源冷媒が圧縮され、高圧ｐｈを基準とする高圧条件下の室外熱交換器１２による外気との熱交換により熱源冷媒が凝縮され、さらに減圧部１３により減圧されると、低温低圧の熱源冷媒が直接接触熱交換器３０へと流入する。直接接触熱交換器３０の熱源冷媒入口３２１からタンク３１内へと流入する熱源冷媒の温度は、直接接触熱交換器３０のタンク３１内に貯留されている水冷媒の温度よりも十分に低い。
そのタンク３１内において、低温低圧の熱源冷媒と水冷媒とが直接接触することで得られた冷水を熱搬送ループ２０により室内へと供給することで、室内の空気を冷却する。
冷媒システム１に備わる図示しない制御装置により、室外熱交換器１２の内部温度が所定の凝縮温度に制御され、直接接触熱交換器３０のタンク３１の内部温度が所定の蒸発温度ＥＴに制御されるものとする。
制御装置により、タンク３１の内部は、低圧ｐｌを基準とする低圧力条件下にある。蒸発温度ＥＴは、タンク３１内部の圧力に対応するプロパンの沸点よりも少し高い温度（例えば１０℃）に設定されるものとする。
タンク３１の内部へと熱源冷媒入口３２１から流入した熱源冷媒を構成しているＲ３２およびプロパンのうち低沸点（−９．１℃）であるＲ３２は、タンク３１内部の雰囲気下で、たちまち沸騰してガス化し、気泡となって水中を浮上する。Ｒ３２の液相から気相への相転移に伴う潜熱、および気泡となり浮上する過程においてＲ３２が水冷媒と十分に接触することにより、Ｒ３２と水冷媒との間の伝熱が促進され、水冷媒が冷却される。
Ｒ３２と水冷媒とがより十分に接触するように、タンク３１の内部に、熱源冷媒入口３２１から流入した熱源冷媒の流れが当たる部材を配置することもできる。熱源冷媒入口３２１は、タンク３１の底部には限らず、タンク３１の側壁等の適宜な位置に設けることができる。
ガス化したＲ３２は、タンク３１内部の液面よりも上部の空間から、熱源冷媒出口３２２を通じてタンク３１の外部へと流出し、圧縮機１１へと吸入される。
Ｒ３２と水冷媒とがより十分に接触するように、タンク３１の内部に、熱源冷媒入口３２１から流入した熱源冷媒の流れが当たる部材を配置することもできる。熱源冷媒入口３２１は、タンク３１の底部には限らず、タンク３１の側壁等の適宜な位置に設けることができる。
ガス化したＲ３２は、タンク３１内部の液面よりも上部の空間から、熱源冷媒出口３２２を通じてタンク３１の外部へと流出し、圧縮機１１へと吸入される。
一方、Ｒ３２と共にタンク３１内に流入したプロパンは、その物性に基づいて、タンク３１内でＲ３２とは異なる挙動を示す。
Ｒ３２に対して高沸点（８．０℃）であるプロパンは、タンク３１内で低沸点のＲ３２に遅れて沸騰し、緩慢にガス化するとともに、一部は液相としてタンク３１内に留まる。
プロパンの一部が液相のままタンク３１内に留まると、熱源サイクル１０への封入比率と比べ、熱源冷媒の循環量におけるプロパンの比率が下がり、その分、熱源冷媒の循環量におけるＲ３２の比率が上がる。冷媒システム１は、プロパンよりもサイクル効率が高いＲ３２の比率が高い状態で運転されることで、性能が向上する。
Ｒ３２に対して高沸点（８．０℃）であるプロパンは、タンク３１内で低沸点のＲ３２に遅れて沸騰し、緩慢にガス化するとともに、一部は液相としてタンク３１内に留まる。
プロパンの一部が液相のままタンク３１内に留まると、熱源サイクル１０への封入比率と比べ、熱源冷媒の循環量におけるプロパンの比率が下がり、その分、熱源冷媒の循環量におけるＲ３２の比率が上がる。冷媒システム１は、プロパンよりもサイクル効率が高いＲ３２の比率が高い状態で運転されることで、性能が向上する。
プロパンの気相は、相転移に伴う潜熱および気泡となり浮上する過程で水冷媒と十分に接触することにより、水冷媒の冷却に寄与する。
一方、プロパンの液相は、同じく液相の水冷媒と混合して十分に接触することにより、水冷媒の冷却に寄与する。
プロパンの気相は、タンク３１内の上部から、Ｒ３２の気相と共に、熱源冷媒出口３２２を通じて熱源サイクル１０へと流出する。
一方、プロパンの液相は、同じく液相の水冷媒と混合して十分に接触することにより、水冷媒の冷却に寄与する。
プロパンの気相は、タンク３１内の上部から、Ｒ３２の気相と共に、熱源冷媒出口３２２を通じて熱源サイクル１０へと流出する。
Ｒ３２およびプロパンとの熱交換により冷却された水冷媒は、水出口３３２を通じてタンク３１の外部へと流出し、ポンプ２２により熱搬送ループ２０の配管を圧送される。室内熱交換器２１へと流入した冷水が、室内熱交換器２１へと吸い込まれた空気と熱交換され、それによって冷却された空気が室内へと吹き出される。
Ｒ３２よりも沸点が高いために液相としてタンク３１内に留まるプロパンは、上述したように、液密度が水の液密度よりも低い。そのため、タンク３１内に貯留されている水冷媒よりも上部まで浮上する。そのプロパンの液相が液面に存在するため、水冷媒がプロパンの液相により覆われる。そのため、熱源冷媒出口３２２からＲ３２のガスおよびプロパンのガスが流出する流れに、プロパンの液相が巻き上げられたとしても、水冷媒が巻き上げられてしまい熱源サイクル１０へと流出することは防止できる。
熱源冷媒として、仮に、Ｒ３２のみが使用されているとすれば、タンク３１内の水冷媒がガスの流れにより巻き上げられ、許容量を超える量の水が熱源サイクル１０を循環する熱源冷媒へと混入するおそれがあるところ、本実施形態では、熱源冷媒として、Ｒ３２に加えてプロパンを用いていることで、水冷媒の巻き上げを抑え、熱源サイクル１０を循環する熱源冷媒への水の混入を防ぐことができる。本実施形態の直接接触熱交換器３０は、Ｒ３２の気相と水冷媒との間にプロパンの液相を介在させることでＲ３２と水冷媒とを十分に分離させて、熱源冷媒への水冷媒の混入を防止する機能を有するため、例えば、タンク３１内から熱源冷媒のガスを取り出し、熱源冷媒のガスとガス中の水冷媒との分離に適した圧力にまで減圧させるタンクへと移送するといった対策が必要ない。
本実施形態によれば、タンク３１内で熱源冷媒と水冷媒とを直接接触させていながら、タンク３１内のプロパンの液相の存在により、熱源サイクル１０を循環する熱源冷媒には、限りなく、水が含まれない。
本実施形態によれば、タンク３１内で熱源冷媒と水冷媒とを直接接触させていながら、タンク３１内のプロパンの液相の存在により、熱源サイクル１０を循環する熱源冷媒には、限りなく、水が含まれない。
水冷媒を冷却する直接接触熱交換器３０を備えた本実施形態の冷媒システム１は、熱源サイクル１０を循環する熱源冷媒として、潜熱を伴い、水冷媒の冷却に中心的役割を果たす第１冷媒（一例としてＲ３２）と、第１冷媒よりも沸点が高く、かつ、液密度が水冷媒よりも低い第２冷媒（一例としてプロパン）を使用している。これらの２種類の冷媒を用いることにより、１種類の冷媒（例えばＲ３２）のみを用いる場合よりも容易に、サイクル効率を確保しながらＧＷＰの低減を図ることができる上、第１、第２冷媒の物性に基づくそれぞれの挙動より、直接接触熱交換方式ならではの高い熱交換性能を得ながら、熱源サイクル１０を循環する熱源冷媒に水が混入することを限りなく抑えることができる。そのため、水の混入により引き起こされる問題、例えば、部品の故障や潤滑油の劣化等を避け、熱源サイクル１０ひいては冷媒システム１全体を十分に機能させることができる。
直接接触熱交換器３０による熱交換の効率や、熱源サイクル１０への水の混入防止に必要なプロパンの液相の量等を考慮し、蒸発温度ＥＴを適切に定めることにより、タンク３１内に液相のプロパンが留められる量を調整することができる。
例えば、蒸発温度ＥＴをＲ３２の沸点とプロパンの沸点との間の温度（例えば５℃）に設定すると、タンク３１内でプロパンが沸騰しないで、Ｒ３２のみが沸騰する。この場合、Ｒ３２のガスに巻き上げられて流出するプロパンの液相を除き、プロパンの大部分がタンク３１内に留まるので、プロパンの厚い液膜により、水冷媒の巻き上げをより十分に防ぐことができる。また、プロパンの大部分がタンク３１内に留まることで、主としてＲ３２のみが熱源サイクル１０を循環するため、サイクル効率を向上させることができる。
冷媒システム１の運転状況に応じて、制御装置により蒸発温度ＥＴを所定の温度範囲内で可変に制御することもできる。
例えば、蒸発温度ＥＴをＲ３２の沸点とプロパンの沸点との間の温度（例えば５℃）に設定すると、タンク３１内でプロパンが沸騰しないで、Ｒ３２のみが沸騰する。この場合、Ｒ３２のガスに巻き上げられて流出するプロパンの液相を除き、プロパンの大部分がタンク３１内に留まるので、プロパンの厚い液膜により、水冷媒の巻き上げをより十分に防ぐことができる。また、プロパンの大部分がタンク３１内に留まることで、主としてＲ３２のみが熱源サイクル１０を循環するため、サイクル効率を向上させることができる。
冷媒システム１の運転状況に応じて、制御装置により蒸発温度ＥＴを所定の温度範囲内で可変に制御することもできる。
〔第２実施形態〕
次に、図４を参照し、本発明の第２実施形態について説明する。第１実施形態と同様の構成には同じ符号を付している。
図４に示す第２実施形態の冷媒システム２も、上述の冷媒システム１と同様に、熱源サイクル冷媒が循環される熱源サイクル１０と、液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループ２０と、直接接触熱交換器３０と、図示しない制御装置とを備えている。
熱源サイクル１０には、熱源冷媒として、第１冷媒および第２冷媒が所定の封入比率で封入されている。
次に、図４を参照し、本発明の第２実施形態について説明する。第１実施形態と同様の構成には同じ符号を付している。
図４に示す第２実施形態の冷媒システム２も、上述の冷媒システム１と同様に、熱源サイクル冷媒が循環される熱源サイクル１０と、液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループ２０と、直接接触熱交換器３０と、図示しない制御装置とを備えている。
熱源サイクル１０には、熱源冷媒として、第１冷媒および第２冷媒が所定の封入比率で封入されている。
以下、第１実施形態と相違する事項を中心に説明する。
第２実施形態の冷媒システム２は、第１実施形態の冷媒システム１が冷却機能を有していたのに対し、加熱機能を有する。第２実施形態では、熱源サイクル１０を熱源冷媒が第１実施形態とは逆向きに流れる。つまり、圧縮機１１から吐出された熱源冷媒が直接接触熱交換器３０のタンク３１内へと流入する。タンク３１内には、搬送冷媒としての水冷媒が貯留されている。
第２実施形態の冷媒システム２は、第１実施形態の冷媒システム１が冷却機能を有していたのに対し、加熱機能を有する。第２実施形態では、熱源サイクル１０を熱源冷媒が第１実施形態とは逆向きに流れる。つまり、圧縮機１１から吐出された熱源冷媒が直接接触熱交換器３０のタンク３１内へと流入する。タンク３１内には、搬送冷媒としての水冷媒が貯留されている。
第２実施形態の冷媒システム２は、所定の高圧力条件およびそれに対応する温度条件下にある直接接触熱交換器３０において、熱源冷媒と水冷媒とを直接接触させ、熱源冷媒を構成する第１冷媒および第２冷媒のうち、主として気相の第１冷媒から液相の第２冷媒を介して水冷媒へと熱を伝えることにより、水冷媒を加熱する。第２冷媒の大部分は、液相の状態でタンク３１内に留まり、熱源サイクル１０には、主として第１冷媒の気相が循環する。
圧縮機１１と直接接触熱交換器３０との間には、圧縮機１１から直接接触熱交換器３０へと向かう一方向に熱源冷媒の流れの向きを規制する逆止弁１５が設けられている。
圧縮機１１と直接接触熱交換器３０との間には、圧縮機１１から直接接触熱交換器３０へと向かう一方向に熱源冷媒の流れの向きを規制する逆止弁１５が設けられている。
また、熱源サイクル１０には、圧縮機１１、室外熱交換器１２、減圧部１３、および直接接触熱交換器３０に加え、直接接触熱交換器３０のタンク３１から取り出された熱源冷媒の気相を外気との熱交換により凝縮させる熱交換器１６が備えられている。熱交換器１６は、熱源冷媒の気相と外気とをチューブ等を介して間接的に接触させる。
タンク３１と熱交換器１６との間、および熱交換器１６と減圧部１３との間には、タンク３１から熱交換器１６を経て減圧部１３へと向かう一方向に熱源冷媒の流れの向きを規制する逆止弁１７，１８が設けられている。
タンク３１の上部に位置する熱源冷媒入口３４１からタンク３１内へと熱源冷媒の気相が流入し、熱源冷媒入口３４１から離間した熱源冷媒出口３４２から熱交換器１６に向けて熱源冷媒が流出する。
なお、タンク３１の上部から液面の近くまで配管を引き込み、その配管の先端から熱源冷媒の気相が流入するようにしてもよい。
熱源冷媒入口３４１は、タンク３１の上部以外の位置、例えば、タンク３１の底部に配置されていてもよい。
タンク３１と熱交換器１６との間、および熱交換器１６と減圧部１３との間には、タンク３１から熱交換器１６を経て減圧部１３へと向かう一方向に熱源冷媒の流れの向きを規制する逆止弁１７，１８が設けられている。
タンク３１の上部に位置する熱源冷媒入口３４１からタンク３１内へと熱源冷媒の気相が流入し、熱源冷媒入口３４１から離間した熱源冷媒出口３４２から熱交換器１６に向けて熱源冷媒が流出する。
なお、タンク３１の上部から液面の近くまで配管を引き込み、その配管の先端から熱源冷媒の気相が流入するようにしてもよい。
熱源冷媒入口３４１は、タンク３１の上部以外の位置、例えば、タンク３１の底部に配置されていてもよい。
熱交換器１６は、室外熱交換器１２と共に室外機１Ａの筐体に組み込むことができる。その場合、筐体内にファンを取り囲むように配置される室外熱交換器１２の内周側に熱交換器１６を配置することが好ましい。そうすると、ファンにより熱交換器１６へと吸い込まれ、熱交換器１６を通過することで温度が上昇した空気が室外熱交換器１２へと流入するので、室外熱交換器１２のチューブやフィンへの着霜を抑制することができる。
第２実施形態の冷媒システム３に用いられる３種類の冷媒のそれぞれの物性から、第１実施形態と同様に、直接接触熱交換器３０のタンク３１内部において、次の関係が成り立つ。
第１冷媒の沸点よりも第２冷媒の沸点が高く、かつ、水（液相）の密度よりも第２冷媒の液相の密度が低い。
第１冷媒の沸点よりも第２冷媒の沸点が高く、かつ、水（液相）の密度よりも第２冷媒の液相の密度が低い。
第２実施形態でも、第１冷媒としてＲ３２を使用し、第２実施形態としては、ＨＣ系冷媒の一種であるプロパンを使用するものとする。
図２より、参考値として、高圧ｐｈが大気圧基準で２．０ＭＰａである場合、飽和状態におけるＲ３２の気相の温度は３３．４℃であり、この温度はＲ３２の沸点にほぼ相当する。
同様に、高圧ｐｈが大気圧基準で２．０ＭＰａである場合、飽和状態におけるプロパンの気相の温度は５９．６℃であり、この温度はプロパンの沸点にほぼ相当する。
図２より、参考値として、高圧ｐｈが大気圧基準で２．０ＭＰａである場合、飽和状態におけるＲ３２の気相の温度は３３．４℃であり、この温度はＲ３２の沸点にほぼ相当する。
同様に、高圧ｐｈが大気圧基準で２．０ＭＰａである場合、飽和状態におけるプロパンの気相の温度は５９．６℃であり、この温度はプロパンの沸点にほぼ相当する。
また、図３より、参考値として、タンク３１内部の圧力が大気圧基準で２．０ＭＰａであるとして、プロパンの沸点とＲ３２の沸点との間の温度である４５℃にタンク３１内部の温度を制御するとすれば、タンク３１内部に存在するプロパンの液密度は、約４２９ｋｇ／ｍ３である。このプロパンの液密度は、水の液密度よりも低い。
冷媒システム３による加熱運転（暖房）の作用について説明する。
図示しない制御装置により、室外熱交換器１２の内部温度が所定の蒸発温度に制御され、直接接触熱交換器３０のタンク３１の内部温度が所定の凝縮温度ＣＴに制御されるものとする。制御装置により、熱交換器１６の内部温度も所定の凝縮温度に制御されることが好ましい。
加熱運転時の温度制御も、冷却運転時と同様に、タンク３１内の液相部の検知温度を用いて熱源サイクル１０の能力を制御することで、タンク３１内部の液相部の温度を所定の温度に制御することができる。タンク３１から取り出される温水の温度以上に凝縮温度ＣＴを設定し、タンク３１内ではプロパンが凝縮し、沸点が低いＲ３２はガス相を支配する。
図示しない制御装置により、室外熱交換器１２の内部温度が所定の蒸発温度に制御され、直接接触熱交換器３０のタンク３１の内部温度が所定の凝縮温度ＣＴに制御されるものとする。制御装置により、熱交換器１６の内部温度も所定の凝縮温度に制御されることが好ましい。
加熱運転時の温度制御も、冷却運転時と同様に、タンク３１内の液相部の検知温度を用いて熱源サイクル１０の能力を制御することで、タンク３１内部の液相部の温度を所定の温度に制御することができる。タンク３１から取り出される温水の温度以上に凝縮温度ＣＴを設定し、タンク３１内ではプロパンが凝縮し、沸点が低いＲ３２はガス相を支配する。
冷媒システム３は、圧縮機１１を動作させて熱源サイクル１０により熱源冷媒を循環させるとともに、ポンプ２２を動作させて水冷媒を熱搬送ループ２０に循環させる。
熱源サイクル１０の圧縮機１１から吐出された熱源冷媒が、高圧ｐｈを基準とする高圧条件下の直接接触熱交換器３０のタンク３１内に流入する。
制御装置により、タンク３１の内部は、高圧ｐｈを基準とする高圧力条件下にある。凝縮温度ＣＴは、タンク３１内部の圧力に対応するＲ３２の沸点よりも高く、同じくタンク３１内部の圧力に対応するプロパンの沸点よりも低い温度（例えば４５℃）に設定されるものとする。
熱源サイクル１０の圧縮機１１から吐出された熱源冷媒が、高圧ｐｈを基準とする高圧条件下の直接接触熱交換器３０のタンク３１内に流入する。
制御装置により、タンク３１の内部は、高圧ｐｈを基準とする高圧力条件下にある。凝縮温度ＣＴは、タンク３１内部の圧力に対応するＲ３２の沸点よりも高く、同じくタンク３１内部の圧力に対応するプロパンの沸点よりも低い温度（例えば４５℃）に設定されるものとする。
圧縮機１１から吐出された熱源冷媒は、逆止弁１４を通り、タンク３１へと押し込まれる。タンク３１の内部では、プロパンの沸点（５９．６℃）が凝縮温度ＣＴよりも高いため、プロパンが気液界面で凝縮する。プロパンは、過冷却液としてタンク３１内に溜まる。一方、Ｒ３２は、タンク３１内で凝縮しない。液面よりも上方に存在する熱源冷媒の気相は、熱源冷媒出口３４２からタンク３１の外へと取り出され、逆止弁１７を通じて熱交換器１６へと流入する。この熱交換器１６により、タンク３１内では凝縮しなかったＲ３２も液化され、減圧部１３を経て、室外熱交換器１２へと流入する。加熱運転時、室外熱交換器１２は蒸発器として機能する。上述のように熱交換器１６が室外熱交換器１２の内周側に配置されていれば、熱交換器１６において外気が熱源冷媒の熱を吸熱する。そのため、あたかも外気温が上昇したような効果が得られ、室外熱交換器１２への着霜を抑えることができる。
直接接触熱交換器３０において、プロパンの液密度は水の液密度よりも低いため、プロパンの液相は、タンク３１内の液面に存在する。第２実施形態では、液面よりも上方に存在する第１冷媒（Ｒ３２）の気相の熱を第２冷媒（プロパン）の液相に伝え、この第２冷媒を介して水冷媒へと熱を伝えることで水冷媒を加熱しつつ、液面に存在する第２冷媒により水面を覆うことで、水冷媒の巻き上げを防止する。液面よりも上方に存在するガスが熱源冷媒出口３２２から流出する流れに、プロパンの液相が巻き上げられたとしても、水冷媒が巻き上げられてしまい熱源サイクル１０へと流出することは防止できる。
熱源冷媒入口３４１からタンク３１内へと流入して凝縮したプロパンは、タンク３１内の水と混合しつつ、水と熱交換される。
第２実施形態では、プロパンの凝縮による潜熱、および水とプロパンが混合しながら十分に接触することにより、伝熱促進に寄与できる。
熱源冷媒入口３４１からタンク３１内へと流入して凝縮したプロパンは、タンク３１内の水と混合しつつ、水と熱交換される。
第２実施形態では、プロパンの凝縮による潜熱、および水とプロパンが混合しながら十分に接触することにより、伝熱促進に寄与できる。
タンク３１内に得られた温水を熱搬送ループ２０により室内へと供給することで、室内の空気を加熱することができる。
以上より、第２実施形態の直接接触熱交換器３０は、プロパンのみを凝縮させ、Ｒ３２の気相と水冷媒との間にプロパンの液相を介在させることでＲ３２と水冷媒とを十分に分離させて、熱源冷媒への水冷媒の混入を防止する機能を有する。そのため、タンク３１内のプロパンの液相の存在により、熱源サイクル１０を循環する熱源冷媒には、限りなく、水が含まれない。
〔第３実施形態〕
次に、図５および図６を参照し、本発明の第３実施形態について簡単に説明する。第１実施形態と同様の構成には同じ符号を付している。
第３実施形態の冷媒システム３は、冷却機能および加熱機能の両方を有しており、冷房と暖房とに兼用される空気調和機である。
次に、図５および図６を参照し、本発明の第３実施形態について簡単に説明する。第１実施形態と同様の構成には同じ符号を付している。
第３実施形態の冷媒システム３は、冷却機能および加熱機能の両方を有しており、冷房と暖房とに兼用される空気調和機である。
第３実施形態の冷媒システム３は、熱源サイクル冷媒が循環される熱源サイクル１０と、液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループ２０と、直接接触熱交換器３０と、熱交換器１６と、熱源サイクル１０を熱源冷媒が流れる向きを切り替える方向切替部１９と、逆止弁１４，１７，１８を備えている。方向切替部１９は、例えば、四方弁である。
冷却運転（冷房）時は、図５に示すように、方向切替部１９により、減圧部１３を経た熱源冷媒が直接接触熱交換器３０に流入する向きで、熱源サイクル１０を熱源冷媒が流れる。このとき、熱源サイクル１０において図５に実線で示す経路を熱源冷媒が矢印で示す向きに流れる。冷却運転時には、逆止弁１７，１８の向きと、圧力勾配との関係より、図５に破線で示す経路には、熱源冷媒が流れない。
図５に実線で示す熱源サイクル１０の経路は、図１に示す第１実施形態の冷媒システム１の熱源サイクル１０と同様である。そのため、冷却運転時に、冷媒システム３は、第１実施形態の冷媒システム１と同様に機能する。
図５に実線で示す熱源サイクル１０の経路は、図１に示す第１実施形態の冷媒システム１の熱源サイクル１０と同様である。そのため、冷却運転時に、冷媒システム３は、第１実施形態の冷媒システム１と同様に機能する。
一方、加熱運転（暖房）時は、図６に示すように、方向切替部１９により、圧縮機１１から吐出された熱源冷媒が直接接触熱交換器３０に流入する向きで、熱源サイクル１０を熱源冷媒が流れる。このとき、熱源サイクル１０において図６に実線で示す経路を熱源冷媒が矢印で示す向きに流れる。冷却運転時には、逆止弁１４の向きと、その前後における圧力勾配との関係より、図６に破線で示す経路には、熱源冷媒が流れない。
図６に実線で示す熱源サイクル１０の経路は、図４に示す第２実施形態の冷媒システム２の熱源サイクル１０と同様である。そのため、加熱運転時に、冷媒システム３は、第２実施形態の冷媒システム２と同様に機能する。
図６に実線で示す熱源サイクル１０の経路は、図４に示す第２実施形態の冷媒システム２の熱源サイクル１０と同様である。そのため、加熱運転時に、冷媒システム３は、第２実施形態の冷媒システム２と同様に機能する。
上記以外にも、本発明の主旨を逸脱しない限り、上記実施形態で挙げた構成を取捨選択したり、他の構成に適宜変更することが可能である。
１，２，３ 冷媒システム
１Ａ 室外機
１Ｂ 室内機
１０ 熱源サイクル
１１ 圧縮機
１２ 室外熱交換器
１３ 減圧部
１４，１７，１８ 逆止弁
１６ 熱交換器
１９ 方向切替部
２０ 熱搬送ループ
２１ 室内熱交換器
２２ ポンプ
３０ 直接接触熱交換器
３１ タンク
３２１ 熱源冷媒入口
３２２ 熱源冷媒出口
３３１ 水入口
３３２ 水出口
３４１ 熱源冷媒入口
３４２ 熱源冷媒出口
ｐｈ 高圧
ｐｌ 低圧
１Ａ 室外機
１Ｂ 室内機
１０ 熱源サイクル
１１ 圧縮機
１２ 室外熱交換器
１３ 減圧部
１４，１７，１８ 逆止弁
１６ 熱交換器
１９ 方向切替部
２０ 熱搬送ループ
２１ 室内熱交換器
２２ ポンプ
３０ 直接接触熱交換器
３１ タンク
３２１ 熱源冷媒入口
３２２ 熱源冷媒出口
３３１ 水入口
３３２ 水出口
３４１ 熱源冷媒入口
３４２ 熱源冷媒出口
ｐｈ 高圧
ｐｌ 低圧
Claims (6)
- 圧縮機、熱交換器、および減圧部を有する熱源サイクルと、
熱負荷に向けて熱を搬送する液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループと、
前記熱源サイクルに封入されている熱源冷媒と前記搬送冷媒とを直接接触させる直接接触熱交換器と、を備え、
前記熱源サイクルには、前記熱源冷媒として、第１冷媒に加えて第２冷媒が封入され、
前記減圧部を経た前記熱源冷媒が流入する前記直接接触熱交換器において、
前記第１冷媒と、前記第１冷媒よりも沸点が高い前記第２冷媒とのうち、少なくとも前記第１冷媒が沸騰し、かつ、前記第２冷媒の液相の密度が前記搬送冷媒の密度よりも低い、
ことを特徴とする冷媒システム。 - 圧縮機、熱交換器、および減圧部を有する熱源サイクルと、
熱負荷に向けて熱を搬送する液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループと、
前記熱源サイクルに封入されている熱源冷媒と前記搬送冷媒とを直接接触させる直接接触熱交換器と、を備え、
前記熱源サイクルには、前記熱源冷媒として、第１冷媒に加えて第２冷媒が封入され、かつ、前記直接接触熱交換器から取り出された前記熱源冷媒の気相を凝縮させる熱交換器が備わり、
前記圧縮機から吐出された前記第１冷媒が流入する前記直接接触熱交換器において、
前記第１冷媒と、前記第１冷媒よりも沸点が高い前記第２冷媒とのうち、前記第２冷媒が凝縮し、かつ、前記第２冷媒の液相の密度が前記搬送冷媒の密度よりも低い、
ことを特徴とする冷媒システム。 - 圧縮機、熱交換器、および減圧部を有する熱源サイクルと、
熱負荷に向けて熱を搬送する液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループと、
前記熱源サイクルに封入されている熱源冷媒と前記搬送冷媒とを直接接触させる直接接触熱交換器と、
前記熱源サイクルを前記熱源冷媒が流れる向きを切り替える方向切替部と、を備え、
前記熱源サイクルには、前記熱源冷媒として、第１冷媒に加えて第２冷媒が封入され、かつ、前記直接接触熱交換器から取り出された前記熱源冷媒の気相を凝縮させる熱交換器が備わり、
前記減圧部を経た前記熱源冷媒が流入する前記直接接触熱交換器において、
前記第１冷媒と、前記第１冷媒よりも沸点が高い前記第２冷媒とのうち、前記第１冷媒が沸騰し、かつ、前記第２冷媒の液相の密度が前記搬送冷媒の密度よりも低く、
前記圧縮機から吐出された前記第１冷媒が流入する前記直接接触熱交換器において、
前記第１冷媒と、前記第１冷媒よりも沸点が高い前記第２冷媒とのうち、少なくとも前記第２冷媒が凝縮し、かつ、前記第２冷媒の液相の密度が前記搬送冷媒の密度よりも低い、
ことを特徴とする冷媒システム。 - 前記搬送冷媒は、水であり、
前記第２冷媒は、炭化水素系の冷媒である、
請求項１から３のいずれか一項に記載の冷媒システム。 - 圧縮機、熱交換器、および減圧部を有する熱源サイクルと、熱負荷に向けて熱を搬送する液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループと、前記熱源サイクルに封入されている熱源冷媒と前記搬送冷媒とを直接接触させる直接接触熱交換器と、を備える冷媒システムを制御する方法であって、
前記熱源サイクルに封入される前記熱源冷媒として、第１冷媒に加えて、前記搬送冷媒の密度よりも液密度が低い第２冷媒が使用され、
前記減圧部を経た前記熱源冷媒が流入する前記直接接触熱交換器において、
前記第１冷媒と、前記第１冷媒よりも沸点が高い前記第２冷媒とのうち、少なくとも前記第１冷媒が沸騰するように、前記直接接触熱交換器の内部温度を、前記第１冷媒の沸点および前記第２冷媒の沸点よりも高い蒸発温度に制御する、
ことを特徴とする冷媒システムの制御方法。 - 圧縮機、熱交換器、および減圧部を有する熱源サイクルと、熱負荷に向けて熱を搬送する液相の搬送冷媒が循環される熱搬送ループと、前記熱源サイクルに封入されている熱源冷媒と前記搬送冷媒とを直接接触させる直接接触熱交換器と、を備える冷媒システムを制御する方法であって、
前記熱源サイクルに封入される前記熱源冷媒として、第１冷媒に加えて、前記搬送冷媒の密度よりも液密度が低い第２冷媒が使用され、
前記圧縮機から吐出された前記第１冷媒が流入する前記直接接触熱交換器において、
前記第１冷媒と、前記第１冷媒よりも沸点が高い前記第２冷媒とのうち、前記第２冷媒が凝縮するように、前記直接接触熱交換器の内部温度を、前記第１冷媒の沸点と前記第２冷媒の沸点との間の凝縮温度に制御する、
ことを特徴とする冷媒システムの制御方法。
Priority Applications (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2017029854A JP6781066B2 (ja) | 2017-02-21 | 2017-02-21 | 直接接触熱交換器を備えた冷媒システムおよび冷媒システムの制御方法 |
| PCT/JP2018/001539 WO2018155028A1 (ja) | 2017-02-21 | 2018-01-19 | 直接接触熱交換器を備えた冷媒システムおよび冷媒システムの制御方法 |
| EP18757015.5A EP3502587A4 (en) | 2017-02-21 | 2018-01-19 | REFRIGERANT FLUID SYSTEM PROVIDED WITH A DIRECT CONTACT HEAT EXCHANGER, AND CONTROL METHOD OF REFRIGERANT FLUID SYSTEM |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2017029854A JP6781066B2 (ja) | 2017-02-21 | 2017-02-21 | 直接接触熱交換器を備えた冷媒システムおよび冷媒システムの制御方法 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2018136057A JP2018136057A (ja) | 2018-08-30 |
| JP6781066B2 true JP6781066B2 (ja) | 2020-11-04 |
Family
ID=63253719
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2017029854A Active JP6781066B2 (ja) | 2017-02-21 | 2017-02-21 | 直接接触熱交換器を備えた冷媒システムおよび冷媒システムの制御方法 |
Country Status (3)
| Country | Link |
|---|---|
| EP (1) | EP3502587A4 (ja) |
| JP (1) | JP6781066B2 (ja) |
| WO (1) | WO2018155028A1 (ja) |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US11530844B2 (en) * | 2020-09-30 | 2022-12-20 | Rolls-Royce North American Technologies Inc. | System for supporting intermittent fast transient heat loads |
| EP4198418A1 (de) * | 2021-12-16 | 2023-06-21 | Linde GmbH | Wärmepumpenverfahren und wärmepumpenanordnung |
Family Cites Families (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2001263836A (ja) * | 2000-03-22 | 2001-09-26 | Matsushita Electric Ind Co Ltd | 二次冷媒冷凍サイクル装置 |
| JP2004101034A (ja) * | 2002-09-06 | 2004-04-02 | Daido Steel Co Ltd | トラップ装置 |
| JP4760994B1 (ja) * | 2010-09-28 | 2011-08-31 | パナソニック株式会社 | 蓄熱装置およびこれを備える空気調和装置 |
| JP6125391B2 (ja) * | 2013-09-27 | 2017-05-10 | 三菱重工業株式会社 | 直接接触熱交換器および冷媒システム |
| CN106247659A (zh) * | 2015-06-09 | 2016-12-21 | 松下知识产权经营株式会社 | 热交换装置和热泵装置 |
| EP3121240A1 (en) * | 2015-07-20 | 2017-01-25 | Ideas Hub, S.L. | A refrigerant composition |
-
2017
- 2017-02-21 JP JP2017029854A patent/JP6781066B2/ja active Active
-
2018
- 2018-01-19 EP EP18757015.5A patent/EP3502587A4/en not_active Withdrawn
- 2018-01-19 WO PCT/JP2018/001539 patent/WO2018155028A1/ja unknown
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2018136057A (ja) | 2018-08-30 |
| EP3502587A4 (en) | 2020-02-12 |
| EP3502587A1 (en) | 2019-06-26 |
| WO2018155028A1 (ja) | 2018-08-30 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP4687710B2 (ja) | 冷凍装置 | |
| JP4225304B2 (ja) | 冷凍空調装置の制御方法 | |
| EP3128257B1 (en) | Method for operating a refrigeration cycle device | |
| US10054337B2 (en) | Air-conditioning apparatus having indoor units and relay unit | |
| US10422558B2 (en) | Refrigeration cycle device | |
| WO2012104893A1 (ja) | 空気調和装置 | |
| CN110770516A (zh) | 传热系统 | |
| JP5908183B1 (ja) | 空気調和装置 | |
| US20150285545A1 (en) | Air-conditioning apparatus | |
| US10168069B2 (en) | Air-conditioning apparatus | |
| WO2018198203A1 (ja) | 二元冷凍装置 | |
| JP2008134031A (ja) | 非共沸混合冷媒を用いた冷凍装置 | |
| JP2008051427A (ja) | 空気調和装置 | |
| US20230057478A1 (en) | Refrigeration cycle apparatus | |
| JP2017161115A (ja) | 空調給湯システム | |
| JP6781066B2 (ja) | 直接接触熱交換器を備えた冷媒システムおよび冷媒システムの制御方法 | |
| JP6249716B2 (ja) | 直接接触熱交換器を備えた冷媒システム | |
| US20190331346A1 (en) | Heat pump device | |
| JPWO2019198175A1 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
| JP6393181B2 (ja) | 冷凍サイクル装置 | |
| JP2017161164A (ja) | 空調給湯システム | |
| JP6393372B2 (ja) | 直接接触熱交換器を備えた冷媒システム | |
| US20230056663A1 (en) | Refrigeration cycle system | |
| JP2018194200A (ja) | 冷凍サイクル装置およびそれを備えた液体循環装置 |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A625 | Written request for application examination (by other person) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A625 Effective date: 20200219 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20200929 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20201015 |
|
| R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Ref document number: 6781066 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |