JPH027412Y2

JPH027412Y2 -

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Publication number: JPH027412Y2
Application number: JP1987115344U
Authority: JP
Priority date: 1987-07-28
Filing date: 1987-07-28
Publication date: 1990-02-22
Also published as: JPS63188469U

Description

【考案の詳細な説明】（考案の目的）（産業上の利用分野）この考案は地域冷暖房、プロセス加温及び工場
作業用の熱を供給する場合における熱利用率の増
大を図るためになされたヒートポンプサイクルと
熱併給蒸気サイクルの組合せからなる給熱装置に
関する。

（従来の技術）地域冷暖房、プロセス加温及び工場作業用の熱
を供給する場合には各種排熱を利用する方式や熱
併給動力方式によると有効であるが、現在は専用
ボイラーを利用する方式が主に実施されている。
従来、熱併給動力方式とは、燃料を燃焼させて発
生した高温熱により先ずタービンを駆動し電動機
を回転させて動力を得る一方、タービン駆動後の
作業流体の排熱を利用して中温度の熱を供給する
方式のことである。また専用ボイラー方式とは、
熱を供給するために専用のボイラーを使用する方
式のことであつて、燃料を燃焼させて発生した高
温の熱を使用目的に応じて中温等の適宜の温度に
調整して利用する方式であるが、この方式ではエ
クセルギー損失が大きく、たとえ使用端までの熱
損失が少なくてもエネルギーレベルの低下による
有効性の減少を免れることはできない。また集中
熱併給方式を適用する場合には途中の配管損失が
増大することになり、各個の専用ボイラー方式に
比べてその利点は相殺されるおそれがある。

また、従来、ヒートポンプサイクルと熱併給蒸
気サイクルの組合せからなる熱貯蔵装置なるもの
も知られている（特公昭54−36328号公報）。この
熱貯蔵装置においては、ヒートポンプサイクルの
圧縮機が蒸気サイクルの蒸気タービンによつて駆
動されるとともに、蒸気タービンから排出される
蒸気の凝縮熱と圧縮機から吐出される高温冷媒の
凝縮熱とを単一の蓄熱媒体槽内に放出させ、すな
わち、互いに温度の異なる「蒸気と冷媒」の熱量
を単一の蓄熱媒体槽内に放出混合させ、いわば並
列的な方法で負荷側流体との熱交換をさせて熱利
用を行つているため熱利用率が低くなるのを免れ
ず、また熱併給蒸気サイクル及びまたはヒートポ
ンプサイクルに流入、流出する外部熱量の変動や
熱貯蔵装置に流入する負荷側流体の温度、流量の
変動により「蒸気タービンから排出される蒸気の
温度が或るときには圧縮機から吐出される高温冷
媒の温度よりも高く、また或るときは逆に低くな
つたり」することが起るが、これらの「温度変
動」に対しても何等の考慮も払われていないの
で、熱利用率は低くなるのを免れない。

更にヒートポンプサイクルの高圧液冷媒の膨脹
を絞り弁で行つているため冷媒の膨脹に際しての
エネルギーは有効に利用されていないし、前記よ
うな種々の熱的条件の変動により圧縮機の吸入側
と吐出側及び蒸気タービンの流入側と排出側の温
度、圧力条件が夫々変動するのを免れないが、こ
のような変動に対しても前記従来技術は特別の考
虜がなされていないので、圧縮機及び蒸気タービ
ンの効率は熱的条件により大きく変動することを
余儀なくされる。

（考案が解決しようとする問題点）この考案は、ヒートポンプサイクルと熱併給蒸
気サイクルの効率のよい組合せからなる給熱装置
によつて前記従来技術の熱併給動力方式の諸欠点
を解消することを目的とするものである。

（考案の構成）（問題点を解決するための手段）本考案のヒートポンプサイクルと熱併給蒸気サ
イクルの組合せからなる給熱装置は次の構成から
なる。

高温度冷媒を用いるヒートポンプサイクルのス
クリユー式圧縮機を熱併給蒸気サイクルのスクリ
ユー式膨脹機により駆動することができるように
両者を回転軸により連結するとともに、前記ヒー
トポンプサイクルの液冷媒が絞り膨脹する際の圧
力変化を利用してスクリユー式二相流膨脹機を回
転させ、この回転力によつても前記のスクリユー
式圧縮機を駆動することができるように両者を回
転軸により連結すること。

ヒートポンプサイクルの凝縮器と熱併給蒸気サ
イクルの復水器を別個独立に設け、前記の凝縮器
と復水器とを直列に、しかも負荷側流体の流通順
序を逆にできるように連結する負荷側流体流路を
設けて前記の凝縮器と復水器において負荷側流体
を夫々加熱できるようにすること。

（作用）ヒートポンプサイクルのスクリユー式圧縮機を
該サイクルのスクリユー式二相流膨脹機及び熱併
給蒸気サイクルのスクリユー式膨脹機によつて駆
動して装置の熱利用率が大いに高められる。ま
た、ヒートポンプサイクルで得られる凝縮器と熱
併給蒸気サイクルで得られる凝縮熱を別個独立の
熱交換器である凝縮器と復水器で夫々負荷側流体
の加熱に利用するとともに、前記凝縮器と復水器
とを直列に流れる負荷側流体の流通方向を逆にで
きるようにすることにより装置の状況に応じた熱
伝達を行わせ、熱利用率を一層高める。

更に熱併給蒸気サイクルのボイラーが排熱を利
用して運転されるため得られる蒸気温度があまり
高くない場合であつても、該サイクルの原動機が
スクリユー式膨脹機で構成され、かつヒートポン
プサイクルには高温度冷媒が用いられていること
により、負荷側流体の最終温度を従来技術に比べ
て十分高くすることができる。したがつて負荷側
が高温度を要求するときも、それに十分に対応す
ることができる。

（実施例）次にこの考案を実施例について説明する。

図において、Ａはボイラーと熱機関を含む熱併
給蒸気サイクル、Ｂはヒートポンプサイクルであ
る。ボイラー１からの過熱蒸気は蒸気管６を通つ
てスクリユー式膨脹機２に流入し、該膨脹機２を
回転させた後、蒸気導出管７を通り中温の熱交換
器（二次熱交換器）としての復水器８に流入す
る。ここで熱交換器２５内を流れる負荷側流体と
熱交換し凝縮して液管９から送液ポンプ１０によ
り再びボイラー１内に戻され以後この循環経路を
流動する。

一方、ヒートポンプ用のスクリユー式圧縮機３
はスクリユー式膨脹機２と回転軸１８により連結
されているため駆動され、系内のフロン系冷媒は
圧縮されて高温高圧ガスとなり吐出管１１を経て
一次熱交換器としての凝縮器１２に流入する。こ
こで熱交換管２３内を流れる負荷側流体と熱交換
し凝縮して凝縮液管１３を通りスクリユー式二相
流膨脹機４に流入し圧力エネルギーを利用してこ
れを回転させる。スクリユー式二相流膨脹機４は
回転軸１９によつてスクリユー式圧縮機３と連結
されているためこれを駆動して動力を回収した
後、二相流の液ガス混合流体は導管１４より蒸発
器１５に流入する。そして蒸発管１６内を流動す
る際に入口２０、出口２１をもつ排熱流体と熱交
換して蒸発し系の外部から熱を吸収した後、吸入
管１７を経てスクリユー式圧縮機３に吸入され
る。一方、負荷側流体は戻り管２２を経て凝縮器
１２に流入し熱交換器２３を通過中に加熱され次
いで連通管２４を経て復水器８に流入し熱交換器
２５を通過中に更に加熱されて昇温し送湯管２６
を経て負荷側へ還流される。

この実施例によれば、絞り弁に相当するスクリ
ユー式二相流膨脹機４は回転軸１９によりスクリ
ユー式圧縮機３と連結されているので動力が回収
され、その動力分だけスクリユー式膨脹機２によ
る駆動力は少なくて済むことになり、同じ熱機関
の発生動力でヒートポンプサイクルＢで外界より
汲み上げる熱量が増加することになるが、この動
力回収装置を備えた熱併給蒸気サイクルＡとヒー
トポンプサイクルＢとの組合せ装置の綜合的な熱
利用の一例を定量的に示すと次のとおりである。

今、熱併給蒸気サイクルＡのボイラー１から発
生する過熱蒸気を544Kg／ｈ、380℃、10ataとす
るとき、この過熱蒸気がスクリユー式膨脹機２に
流入してこれを駆動した後、復水器８に排出され
動力変換するに際しスクリユー式膨脹機２の効率
η＝0.85とすると88.6KWが得られる。このとき
該膨脹機２からの排出蒸気は75℃、0.4ataであ
り、この排出蒸気は復水器８に入り凝縮する。

一方、戻り管２２を経て30℃の温度で熱交換器
２３内に流入した負荷側流体は55℃となつて連通
管２４へ流出し次いで復水器８の熱交換器２５に
流入し凝縮熱により70℃に加熱される。ここでの
凝縮熱量は302000Kcal／ｈである。ここで水蒸
気は凝縮して75℃、0.4ataの温水となつて送液ポ
ンプ１０によつて再びボイラー１に送られ加熱さ
れて再び水蒸気となり、熱併給蒸気サイクルＡ内
を循還する。

一方、ヒートポンプサイクルＢのスクリユー式
圧縮機３はスクリユー式膨脹機２からの88.6KW
の入力により駆動されるが、冷媒ガスＲ１２はス
クリユー式圧縮機の綜合効率0.85でガス圧縮仕事
を行い、吐出管１１へ75℃、15.5ataで凝縮器１
２に導入され、熱交換管２３内を流れる30℃の負
荷側流体の戻り温水と熱交換して60℃、15.5ata
の凝縮液となる。ここでの凝縮熱量は
490000Kcal／ｈである。

また凝縮器１２に流入してくる30℃の戻り温水
は55℃に加熱されて復水器８に流入するが、この
熱交換率η＝0.95とすると、70℃で18800Kg／ｈ
の量の温水が得られ送湯管２６から負荷側へ還流
されて利用される。

凝縮器１２で凝縮されたＲ１２の液冷媒は
15.5ataの圧力でスクリユー式二相流膨脹機４内
に噴射し二相流の混合流体は25℃、6.6ataで導管
１４に排出され、入口圧力15.5ataと出口圧力
6.6ataの圧力差でスクリユー式二相流膨脹機４を
回転させる。この圧力エネルギーはフラツシユさ
れた液、ガスの二相流となつて該膨脹機４に作用
し回転エネルギーとして回収されるものである。
この膨脹機の効率をη＝0.5とすると、略6.3KW
の動力が回転軸１９を介して圧縮機３側に伝達さ
れ回収される。したがつてスクリユー式膨脹機２
からの伝達動力である入力が88.6KWであつても
圧縮機３は88.6＋6.3＝94.9（KW）の圧縮仕事を
することになる。別言すればヒートポンプサイク
ルＢのスクリユー式圧縮機３に94.9KWの圧縮仕
事を遂行させるのに88.6KWの動力で済むことに
なる。蒸発器１５には排熱流体が入口２０から
流入し蒸発管１６内を流動する冷媒に熱を与え30
℃前後となつて出口２１から放出され、一方ガス
量16100Kg／ｈ、蒸発熱量424000Kcal／ｈの冷媒
ガスがスクリユー式圧縮機３に吸入される。

この実施例では給熱装置の温水量は18800Kg／
ｈであり、これが30℃から70℃に昇温しているの
であるから、 18800Kg／ｈ×（70℃−30℃）＝752000Kcal／ｈ
の熱を得ている。

給熱装置内のボイラー１に供給する燃料の燃量
は、 544Kg／ｈ×（770Kcal／Kg−75）／0.9＝
420088Kcal／ｈである。

この給熱装置の熱利用率COPは、 COP＝752000Kcal／ｈ／420088Kcal／ｈ＝
1.79となり、この給熱装置をボイラーの単独燃焼
による加熱と比べると、 752000Kcal／ｈ÷（420088Kcal／ｈ×0.9）≒
2.0となり、2.0倍の加熱能力が出ることとなる。

ヒートポンプサイクルＢの蒸発器１５の入口２
０から流入する排熱流体の温度が高く60〜80℃位
のときは、凝縮器１２の温度を100〜200℃位に高
くとることができる。このような場合、高温化に
おいても老化することなく安定な冷媒として、Ｒ
１１４または「フローリノール85」すなわちトリ
フルオロエタノール85モル％と水15モル％の混合
物（CF₃，CH₂，OH85モル％＋H₂O15モル％）
等が用いられる。なお、凝縮温度が100〜130℃の
ときはＲ１１４を、また130〜200℃のときは「フ
ロリノール85」が適している。また高温度におい
ても安定な冷媒としては、これらは一例であり、
例えば「フロリノール」のモル％が異なる冷媒も
温度条件等に応じ適宜選択し使用できることは勿
論である。

また前記の実施例では、吐出管１１から凝縮器
１２に流入する冷媒ガスの温度と、蒸気導生管７
から復水器８に流入する蒸気の温度とは共に75℃
であつたが、熱併給蒸気サイクルＡ及びまたはヒ
ートポンプサイクルＢに流入、流出する外部熱源
の熱量の変動や、装置に流入する負荷側流体の温
度、流量の変動等により吐出管１１を流れる冷媒
ガスの温度の方が蒸気導出管７を流れる蒸気の温
度より高くなることがあり、この場合は、その温
度差を検出して連通管２４等を負荷側流体の流れ
の方向を逆にする。これは負荷側流体の適所に適
宜に設けたバイパス等の流路を切換えることによ
り容易に行なうことができる。すなわちこの場合
は負荷側流体は送湯管２６から流入し先ず復水器
８を通つて加熱され次いで凝縮器１２を通つて更
に加熱された後、戻り管２２から流出するように
流れが切換えられて熱伝達率をよくする。例え
ば、ヒートポンプサイクルＢの蒸発器１５に流入
する排熱源の温度が高くなるとスクリユー式圧縮
機３から吐出される冷媒ガスの温度も例えば80℃
のように高くなり、スクリユー式膨脹機２からの
排気の温度75℃より高くなるので負荷側流体の流
れの方向を逆にする。

なお、熱併給蒸気サイクルの液送ポンプにスク
リユー式を使用すれば高圧力が得られ、また高速
回転が得られるため、小型となり耐久性がありし
かも騒音も少ない利点がある。また遠心型タービ
ンポンプより安価である。

次に第２図により本考案において、スクリユー
式二相流膨脹機によつて液冷媒が絞り膨脹する際
の圧力変化を利用することによる利点を説明す
る。

冷媒の減圧膨脹に絞り弁を用いるヒートポンプ
サイクルは、Ａ→Ｂ→Ｃ→Ｊ→Ａ→となる。Ｃ→
Ｊが膨脹過程である。この場合の冷凍熱量（蒸発
器１５により汲み上げることのできる熱量）は
（i_A−i_J）Kcal／Kgである。

従来技術である特開昭54−100551号公報所載の
膨脹タービンによる場合のヒートポンプサイクル
は、Ａ→Ｂ→Ｃ→Ｈ→Ａとなる。Ｃ→Ｈが膨脹過
程である。この場合は膨脹タービンによつて能率
は悪いが幾分、冷凍熱量を増加することができ
（i_A−i_H）Kcal／Kgとなる。

これに対し、本考案においては、スクリユー式
二相流膨脹機を使用するので、Ｃ点から冷媒を膨
脹させるときは、そのヒートポンプサイクルはＡ
→Ｂ→Ｃ→Ｇ→Ａとなり、冷凍熱量を（i_A−i_G）
Kcal／Kgと更に増やすことができる。また本
考案において、更にＣ→Ｅの過冷却過程をとらせ
る場合には、このヒートポンプサイクルはＡ→Ｂ
→Ｃ→Ｅ→Ｆ→Ｄ→Ａとなり、冷凍熱量は最も大
きく（i_A−i_D）Kcal／Kgにすることができる。こ
の過程では領域は作動流体は液体であり、ｍ領
域は気液混合の二相流流体であるが、スクリユー
式二相流膨脹機は、その何れの作動流体に対して
も効率よく働くことができる。

前記冷凍熱量の大小の関係をまとめて示せば次
のとおりとなる。

（i_A−i_J）＜（i_A−i_H）＜（i_A−i_G）＜（i_A−i_D）（考案の効果）この考案は集中熱供給方式の装置において、燃
焼により発生した高温蒸気を先ずスクリユー式膨
脹機により動力に変換し、これによりヒートポン
プサイクルのスクリユー式圧縮機を駆動して低熱
源より熱を汲み上げ、これに動力発生に際して生
ずる排熱に加えることにより中温の熱を供給する
装置において、ヒートポンプサイクルの絞り膨脹
過程の冷媒の圧力変化を有効利用し、この利用に
際しては、膨脹過程において生ずるガスと液との
混合流体を作業流体とするスクリユー式の二相流
型の膨脹機を回転させるようにし、これによつて
動力を回収することにより熱利用率をさらに向上
させることができる。

そしてヒートポンプサイクルＢの二相流膨脹機
をスクリユー式とすることにより、、膨脹機の冷
媒流入側と流出側の圧力差が変動したり、液、ガ
ス二相流であつたり、流体の流量の変化による装
置容量が変動しても、他の翼型、遠心タービン、
レシプロエンジンのように体積効率η_Vが低下しな
い。したがつて安定した運転が可能となる。

また冷媒を減圧膨脹させる膨脹機の効率を上げ
るためには、膨脹機の冷媒流入側と流出側の圧力
差が大であることが望ましいが、逆にこれが大と
なると圧縮機の圧縮比が大となる恐れがあり、従
来のターボ型、レシプロ型では不利となる。これ
に対してこの考案で使用するスクリユー式の二相
流膨脹機は、体積効率η_Vが他のターボ型、レシプ
ロ型に比べて高いのできわめて有利である。

またボイラーの高温蒸気により駆動力を得る膨
脹機もスクリユー式であり、容積型であるため、
条件が変つても効率の変動が小さく、ボイラーの
能力が変動したり、膨脹機への蒸気の流入、流出
側の圧力差が変動したり、膨脹機内において液が
生じたり、またボイラー能力が小容量であつた
り、ボイラー能力が小容量のため低い圧力比しか
得られない場合であつても、効率のよい運転を確
保することができる。

例えば、戻り管から凝縮器に流入する負荷側流
体の温度が、負荷の変動により変化したとする
と、連通管を経て復水器に流入する負荷側流体の
温度も変化するため、蒸気サイクルのスクリユー
式膨脹機から復水器へ流入する排出蒸気の温度、
圧力も変動することになる。また例えば、工場廃
熱や都市ゴミ焼却熱を利用するボイラーにおいて
廃熱量が変動すると発生蒸気の温度、圧力も変化
する。

このような場合は蒸気サイクルのスクリユー式
膨脹機の蒸気出口または蒸気入口の蒸気条件が変
動するので、流入、流出側の圧力差に変動を生ず
るが、容積型であるため圧力変動の広い範囲に亘
り効率の低下をさほど来たすことなく、またキヤ
ビテーシヨンなどの故障もなく作動し安全な運転
ができる。従来の翼型や遠心型の蒸気タービン等
の場合はボイラーから発生する蒸気の温度、圧力
が低下するときは性能の低下が大きいのでリボイ
ラー等を付設して蒸気条件の変動をカバーしなけ
ればならず設備のコスト上昇を余儀なくされる。

また、この考案はヒートポンプサイクルの圧縮
機、二相流膨脹機及び蒸気サイクルの蒸気膨脹機
を何れもスクリユー式としたので機械相互間のマ
ツチングがよく負荷変動等に対しても高い性能で
対応することができ、給熱システム全体の運転の
バランスが良くなつて、エネルギー利用効率を向
上させることができる。

更にまた、本考案においては、ヒートポンプサ
イクルの凝縮器と熱併給蒸気サイクルの復水器を
別個独立に設け、更に凝縮器と復水器を直列に連
結する負荷側流体の流路を設けて負荷側流体を加
熱できるようにしたから従来技術よりも熱利用率
が向上する。すなわち特公昭54−36328号公報の
ものにおいては単一の蓄熱媒体槽内に圧縮機の吐
出側からの冷媒の凝縮器と蒸気タービンの排出側
からの蒸気の凝縮器とが一緒に導入されるので熱
利用の点からみると並列方式である。これに対し
本考案は凝縮器と復水器とが連通管を介して直列
に連結されているので熱利用の点からみて直列方
式である。そして熱交換技術としては直列方式の
方が並列方式よりも明らかに効率がよいので、温
水供給方式としては本考案の方がより高い熱利用
率が得られることになる。

更に本考案においては、流路における負荷側流
体の流れを逆にすることもできるので、凝縮器と
復水器の温度差の高低変動が生じてもそれに対応
して常に良好に負荷側流体に凝縮器を吸熱させる
ことができ、装置の熱利用率を一層高めることが
できる。

【図面の簡単な説明】

第１図はこの本考案を実施する給熱装置の系統
図、第２図は本考案のヒートポンプサイクルが従
来技術より良好な性能を示すことを説明するため
のモリエル線図である。Ａ……熱併給蒸気サイクル、Ｂ……ヒートポン
プサイクル、２……スクリユー式膨脹機、３……
スクリユー式圧縮機、４……スクリユー式二相流
膨脹機、８……復水器、１２……凝縮器、１８，
１９……回転軸、２４……流路としての連通管、
２６……流路としての送湯管。

Claims

【実用新案登録請求の範囲】

高温度冷媒を用いるヒートポンプサイクルのス
クリユー式圧縮機を熱併給蒸気サイクルのスクリ
ユー式膨脹機により駆動することができるように
両者を回転軸により連結するとともに、前記ヒー
トポンプサイクルの液冷媒が絞り膨脹する際の圧
力変化を利用してスクリユー式二相流膨脹機を回
転させ、この回転力によつても前記のスクリユー
式圧縮機を駆動することができるように両者を回
転軸により連結し、またヒートポンプサイクルの
凝縮器と熱併給蒸気サイクルの復水器を別個独立
に設け、前記の凝縮器と復水器とを直列に、しか
も負荷側流体の流通順序を逆にできるように連結
する負荷側流体流路を設けて前記の凝縮器と復水
器において負荷側流体を夫々加熱できるようにし
たことを特徴とするヒートポンプサイクルと熱併
給蒸気サイクルの組合せからなる給熱装置。