JPH03148564A - ヒートポンプの作動方法 - Google Patents
ヒートポンプの作動方法Info
- Publication number
- JPH03148564A JPH03148564A JP1286073A JP28607389A JPH03148564A JP H03148564 A JPH03148564 A JP H03148564A JP 1286073 A JP1286073 A JP 1286073A JP 28607389 A JP28607389 A JP 28607389A JP H03148564 A JPH03148564 A JP H03148564A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- temperature
- condenser
- refrigerant
- heat pump
- cycle
- 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.)
- Granted
Links
- 239000003507 refrigerant Substances 0.000 claims description 64
- XLYOFNOQVPJJNP-UHFFFAOYSA-N water Substances O XLYOFNOQVPJJNP-UHFFFAOYSA-N 0.000 claims description 43
- 239000012530 fluid Substances 0.000 claims description 34
- 238000000034 method Methods 0.000 claims description 7
- 238000011017 operating method Methods 0.000 claims description 3
- 238000004781 supercooling Methods 0.000 description 24
- 239000007788 liquid Substances 0.000 description 15
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 12
- 238000009835 boiling Methods 0.000 description 9
- 238000012546 transfer Methods 0.000 description 9
- 229920006395 saturated elastomer Polymers 0.000 description 5
- 238000005057 refrigeration Methods 0.000 description 4
- 239000011555 saturated liquid Substances 0.000 description 4
- 241000287227 Fringillidae Species 0.000 description 3
- 238000012360 testing method Methods 0.000 description 3
- DDMOUSALMHHKOS-UHFFFAOYSA-N 1,2-dichloro-1,1,2,2-tetrafluoroethane Chemical compound FC(F)(Cl)C(F)(F)Cl DDMOUSALMHHKOS-UHFFFAOYSA-N 0.000 description 2
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 2
- 238000001704 evaporation Methods 0.000 description 2
- 230000008020 evaporation Effects 0.000 description 2
- 230000005856 abnormality Effects 0.000 description 1
- 230000015572 biosynthetic process Effects 0.000 description 1
- 239000003795 chemical substances by application Substances 0.000 description 1
- 238000009833 condensation Methods 0.000 description 1
- 230000005494 condensation Effects 0.000 description 1
- 238000001816 cooling Methods 0.000 description 1
- 239000012809 cooling fluid Substances 0.000 description 1
- 238000013461 design Methods 0.000 description 1
- 238000004821 distillation Methods 0.000 description 1
- 230000009977 dual effect Effects 0.000 description 1
- 238000000605 extraction Methods 0.000 description 1
- 238000010438 heat treatment Methods 0.000 description 1
- 230000001771 impaired effect Effects 0.000 description 1
- 230000003993 interaction Effects 0.000 description 1
- 235000012054 meals Nutrition 0.000 description 1
- 239000000203 mixture Substances 0.000 description 1
- 239000002699 waste material Substances 0.000 description 1
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
- F25B39/00—Evaporators; Condensers
- F25B39/04—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
- F25B30/00—Heat pumps
- F25B30/02—Heat pumps of the compression type
-
- 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
- F25B39/00—Evaporators; Condensers
- F25B39/02—Evaporators
-
- 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
- F25B7/00—Compression machines, plants or systems, with cascade operation, i.e. with two or more circuits, the heat from the condenser of one circuit being absorbed by the evaporator of the next circuit
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Thermal Sciences (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)
- Heat-Pump Type And Storage Water Heaters (AREA)
- Sorption Type Refrigeration Machines (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
（産業上の利用分野）
本発明はヒートポンプの作動方法、特に蒸気取出側凝縮
器における冷媒凝縮液の過冷却度を大ならしめ、成績係
数及び交換熱量を増大させる蒸気上記ヒートポンプの作
動方法に関するものである。
器における冷媒凝縮液の過冷却度を大ならしめ、成績係
数及び交換熱量を増大させる蒸気上記ヒートポンプの作
動方法に関するものである。
（従来の技術）
高沸点冷媒を使用する高温側ヒートポンプサイクルと低
沸点冷媒を使用する低温側ヒートポンプサイクルとを組
合わせ、高温の熱出力を高温側ヒートポンプサイクルか
ら、一方、低温の熱出力を低温側ヒートポンプサイクル
から取り出すようにした、いわゆる２元ヒートポンプは
広く知られており、特開ｖｉ６２−５２３７６号公報（
同６２−５２３７フー号公報、実開昭５フー２３６４号
公報及び実開昭６３−２０５３号公報などにより開示さ
れている。
沸点冷媒を使用する低温側ヒートポンプサイクルとを組
合わせ、高温の熱出力を高温側ヒートポンプサイクルか
ら、一方、低温の熱出力を低温側ヒートポンプサイクル
から取り出すようにした、いわゆる２元ヒートポンプは
広く知られており、特開ｖｉ６２−５２３７６号公報（
同６２−５２３７フー号公報、実開昭５フー２３６４号
公報及び実開昭６３−２０５３号公報などにより開示さ
れている。
この２元ヒートポンプの基本的なサイクル構成は例えば
第４図に示す如くであり、高温側サイクルとして圧縮機
（１）、凝縮器（２）、膨張弁（３）、アキュムレータ
（５）が順次、接続配管されていると共に、一方の低温
側サイクルは、圧縮機（６）、膨張弁（７）、蒸発器（
８）、アキュムレータ（９）、が順次、接続配管されて
いて、これら、低温側サイクルの凝縮器と高温側サイク
ルの蒸発器とがカスケードコンデンサ（４）によって熱
的に結合されて両サイクルはその凝縮器（２）では被加
熱水入口（１（＋１より供給される被加熱水、例えば水
が冷媒と対向流で熱交換さて蒸気として出口卸より取出
され、一方、蒸発器（８）では人口０乃より供給される
熱源水が冷媒と熱交換されて冷水として出口（２）より
取出され得る構成となっている。
第４図に示す如くであり、高温側サイクルとして圧縮機
（１）、凝縮器（２）、膨張弁（３）、アキュムレータ
（５）が順次、接続配管されていると共に、一方の低温
側サイクルは、圧縮機（６）、膨張弁（７）、蒸発器（
８）、アキュムレータ（９）、が順次、接続配管されて
いて、これら、低温側サイクルの凝縮器と高温側サイク
ルの蒸発器とがカスケードコンデンサ（４）によって熱
的に結合されて両サイクルはその凝縮器（２）では被加
熱水入口（１（＋１より供給される被加熱水、例えば水
が冷媒と対向流で熱交換さて蒸気として出口卸より取出
され、一方、蒸発器（８）では人口０乃より供給される
熱源水が冷媒と熱交換されて冷水として出口（２）より
取出され得る構成となっている。
そして、通常、上記高温側サイクルにはフロンＲ−１１
３，Ｒ−ｌ １４等の高沸点冷媒が、一方、低温側サイ
クルにはＲ−１２，Ｒ−２２等の低沸点冷媒が用いられ
ている。
３，Ｒ−ｌ １４等の高沸点冷媒が、一方、低温側サイ
クルにはＲ−１２，Ｒ−２２等の低沸点冷媒が用いられ
ている。
ところで、上記の如き２元ヒートポンプにおけるヒート
ポンプの成績係数及び到達温度は、冷媒が決まっている
場合、通常、 （イ）圧縮機、凝縮器、蒸発器などの機器（ロ）凝縮時
において、相互に熱交換する二流体である高温冷媒と被
加熱流体（水）の入ロー温度、流量 （ハ）蒸発条件（蒸廃側で相互に熱交換する二流体の流
量、温度） などの条件によって決まる。
ポンプの成績係数及び到達温度は、冷媒が決まっている
場合、通常、 （イ）圧縮機、凝縮器、蒸発器などの機器（ロ）凝縮時
において、相互に熱交換する二流体である高温冷媒と被
加熱流体（水）の入ロー温度、流量 （ハ）蒸発条件（蒸廃側で相互に熱交換する二流体の流
量、温度） などの条件によって決まる。
従って成績係数及び到達温度は冷媒、圧縮機、蒸発器を
同等とし、蒸発条件（流量、温度）が一定の場合、凝縮
器側の熱交換条件で決まることとなる。
同等とし、蒸発条件（流量、温度）が一定の場合、凝縮
器側の熱交換条件で決まることとなる。
ところが、前記従来の２元ヒートポンプの冷凍サイクル
は一般的に温度勾配では第５図（イ）に示すように高温
冷媒の凝縮器入口（圧縮機出口）（ａ）で過熱ガス状態
に保持された冷媒は凝縮器内部偽）〜（ｅ）において飽
和ガス状態より飽和液状態へと温度を変化させ、凝縮器
出口（膨張弁入口）（ｄ）において過冷却液状態へと変
化する動作状態を示しており、一方、モリエル線図では
第５図（ロ）の如く、先ず圧ｗｉ機（１）で加圧圧縮さ
れる過程（ａ−ｂ）でエンタルピはｉＩ′から１□′の
状態へ変化し、次いで、凝縮器で被加熱流体との熱−交
換によって冷却されて（ｂ −ｃ ）圧力一定のままで
液化し、飽和液線位置ｉｓ′を通り越して過冷却状態（
Ｃ−ｄ）になってｉ４′へ至る状態を示している。
は一般的に温度勾配では第５図（イ）に示すように高温
冷媒の凝縮器入口（圧縮機出口）（ａ）で過熱ガス状態
に保持された冷媒は凝縮器内部偽）〜（ｅ）において飽
和ガス状態より飽和液状態へと温度を変化させ、凝縮器
出口（膨張弁入口）（ｄ）において過冷却液状態へと変
化する動作状態を示しており、一方、モリエル線図では
第５図（ロ）の如く、先ず圧ｗｉ機（１）で加圧圧縮さ
れる過程（ａ−ｂ）でエンタルピはｉＩ′から１□′の
状態へ変化し、次いで、凝縮器で被加熱流体との熱−交
換によって冷却されて（ｂ −ｃ ）圧力一定のままで
液化し、飽和液線位置ｉｓ′を通り越して過冷却状態（
Ｃ−ｄ）になってｉ４′へ至る状態を示している。
なお、（ｔｗｔ）、（ｔｉｒｚ）は被加熱水入口温度と
出口温度−（ｅ）、 （ｆ）は低温冷媒の藩発器入口及
び出口である。
出口温度−（ｅ）、 （ｆ）は低温冷媒の藩発器入口及
び出口である。
このように、従来の冷凍サイクルにおいては、膨張弁を
異常なく動作させるために過冷却度を確保することが行
われているが、現状として膨張弁を正常に動作させるの
に必要な過冷却度は通常３〜５℃程度とされている。
異常なく動作させるために過冷却度を確保することが行
われているが、現状として膨張弁を正常に動作させるの
に必要な過冷却度は通常３〜５℃程度とされている。
これについては又、従来のヒートポンプの凝縮器は冷媒
の飽和域における熱伝達率が最も大きく、加熱域および
過冷却域においてはそれ程、大きな熱伝達特性を得られ
ないために凝縮器のサイズが大きくなり、経済性が損な
われるとの判断、また大きさ故の圧力損失の増大による
成績係数の低下を防ぐために過冷却度を大きくとるのは
得策とは考えられていないことがある。
の飽和域における熱伝達率が最も大きく、加熱域および
過冷却域においてはそれ程、大きな熱伝達特性を得られ
ないために凝縮器のサイズが大きくなり、経済性が損な
われるとの判断、また大きさ故の圧力損失の増大による
成績係数の低下を防ぐために過冷却度を大きくとるのは
得策とは考えられていないことがある。
しかも、従来のヒートポンプにおける熱交換器の形成と
しては、シェル・アンド・チューブや並行流の熱交換器
のように完全対向流でない熱交換器を採用する場合が多
く見られ、このような場合、最低の入口水温により冷媒
液の冷却が出来ないため充分に冷媒液を冷却できない、
例えば並行流れの熱交換器であれば出口水温を９０℃と
すると冷媒液は９０℃以下にはできないという問題があ
る。
しては、シェル・アンド・チューブや並行流の熱交換器
のように完全対向流でない熱交換器を採用する場合が多
く見られ、このような場合、最低の入口水温により冷媒
液の冷却が出来ないため充分に冷媒液を冷却できない、
例えば並行流れの熱交換器であれば出口水温を９０℃と
すると冷媒液は９０℃以下にはできないという問題があ
る。
また、たとえ、対向流の熱交換器であったとしても、被
加熱水を循環しながら次第に温度を上昇させる方法をと
った場合、冷媒液を冷却する人口水温が時間と共に上昇
し高くなる。即ち、入口水温を９０℃とすると冷媒液は
９０℃以下にはできない。更に循環水の流量が大きいと
出入口温度差が交換熱量が同一の場合、小さくならざる
を得ない。従って同一の出口温度の場合、入口温度が大
きくなり冷媒液を十分冷却することはできないという問
題が残る。
加熱水を循環しながら次第に温度を上昇させる方法をと
った場合、冷媒液を冷却する人口水温が時間と共に上昇
し高くなる。即ち、入口水温を９０℃とすると冷媒液は
９０℃以下にはできない。更に循環水の流量が大きいと
出入口温度差が交換熱量が同一の場合、小さくならざる
を得ない。従って同一の出口温度の場合、入口温度が大
きくなり冷媒液を十分冷却することはできないという問
題が残る。
（発明が解決しようとする課題）
本発明は上述の如き従来のヒートポンプのもつ種々の課
題に着目し、特に凝縮器の設計ならびにその作動状態を
考慮することにより、上記問題を解決し、ヒートポンプ
について成績係数の増大をはかり、かつ質の高いエネル
ギーである高温度の蒸気又は熱水を得ることを目的とす
るものである。
題に着目し、特に凝縮器の設計ならびにその作動状態を
考慮することにより、上記問題を解決し、ヒートポンプ
について成績係数の増大をはかり、かつ質の高いエネル
ギーである高温度の蒸気又は熱水を得ることを目的とす
るものである。
（課題を解決するための手段）
即ち、上記目的に適合する本発明の特徴とするところは
、 （イ）完全対向流の熱交換方式を採用する。
、 （イ）完全対向流の熱交換方式を採用する。
（ロ）凝縮器入口水温を希望する凝縮器出口冷媒液の温
度以下とする。
度以下とする。
（ハ）流量は可及的小さくする。
という高い出口水温〜大きな過冷却度を確保するための
必要条件に立脚し、これを満足することをふまえたもの
であり、先ず、第１に圧縮機、凝縮器、膨張弁および蒸
発器を含み、かつ前記凝縮器に被加熱流体貫流経路を併
設し、被加熱流体と冷媒を対向流となした冷凍サイクル
からなるしートポンブにおいて、前記凝縮器における冷
媒凝縮液の過冷却度を冷媒飽和温度と入口被加熱流体と
の温度差の２０％以上とする作動方法にあり、また、第
２としては上記作動を２元ヒートポンプに適用し、圧縮
機、凝縮器、膨張弁、アキュムレータを順次、接続配管
し、かつ凝縮器に被加熱流体貫流経路を併設してなる高
温側サイクルと、圧縮機、膨張弁、蒸発器およびアキュ
ムレータを順次、接続し、前記蒸発器に被冷却水貫流経
路を併設してなる低温側サイクルとを高温側サイクルの
蒸発器と低温側サイクルの凝縮器とをカスケードコンデ
ンサによって熱交換可能に結合し、高温側サイクルの凝
縮器における被加熱流体と冷媒、低温側サイクルの蒸発
器における被冷却流体と冷媒ならびにカスケードコンデ
ンサ内における両サイクルの冷媒の流れを夫々対向流と
なした２元ヒートポンプにおいて前記高温側サイクルに
おける冷媒凝縮液の過冷却度を冷媒飽和温度と入口被加
熱流体との温度差の２０％とすることを特徴とする特ｖ
こで、上記ヒートポンプに使用される凝縮器は伝熱管と
してコルゲート付きワイヤーフィンチユーブを使用した
２重管であり、内管内に被加熱流体を通し、内外両管の
間隙に前記被加熱流体に対向して冷媒が通される。
必要条件に立脚し、これを満足することをふまえたもの
であり、先ず、第１に圧縮機、凝縮器、膨張弁および蒸
発器を含み、かつ前記凝縮器に被加熱流体貫流経路を併
設し、被加熱流体と冷媒を対向流となした冷凍サイクル
からなるしートポンブにおいて、前記凝縮器における冷
媒凝縮液の過冷却度を冷媒飽和温度と入口被加熱流体と
の温度差の２０％以上とする作動方法にあり、また、第
２としては上記作動を２元ヒートポンプに適用し、圧縮
機、凝縮器、膨張弁、アキュムレータを順次、接続配管
し、かつ凝縮器に被加熱流体貫流経路を併設してなる高
温側サイクルと、圧縮機、膨張弁、蒸発器およびアキュ
ムレータを順次、接続し、前記蒸発器に被冷却水貫流経
路を併設してなる低温側サイクルとを高温側サイクルの
蒸発器と低温側サイクルの凝縮器とをカスケードコンデ
ンサによって熱交換可能に結合し、高温側サイクルの凝
縮器における被加熱流体と冷媒、低温側サイクルの蒸発
器における被冷却流体と冷媒ならびにカスケードコンデ
ンサ内における両サイクルの冷媒の流れを夫々対向流と
なした２元ヒートポンプにおいて前記高温側サイクルに
おける冷媒凝縮液の過冷却度を冷媒飽和温度と入口被加
熱流体との温度差の２０％とすることを特徴とする特ｖ
こで、上記ヒートポンプに使用される凝縮器は伝熱管と
してコルゲート付きワイヤーフィンチユーブを使用した
２重管であり、内管内に被加熱流体を通し、内外両管の
間隙に前記被加熱流体に対向して冷媒が通される。
なお、文中、過冷却度とは冷媒飽和温度と冷媒液出口温
度との差を云う。
度との差を云う。
（作用）
上記の如く作動することにより本発明におけるヒートポ
ンプサイクルは基本的に圧縮機にて冷媒高温高圧のガス
となり、凝縮器において対向して流れる被加熱流体に熱
を与えて冷媒液として液化し、その後、膨張弁を通って
気液混合状態として蒸発器に戻るが、このとき、冷媒側
の過冷却度を従来の３〜５℃に止まらず、冷媒飽和温度
、例えば高沸点冷媒Ｒ１１４として１１２℃位であるか
ら入口被加熱流体の温度を常温、例えば１９．１℃とす
れば（ｌ ｌ ２−１９．１） Ｘ□となり、１８．５
８℃以上の過冷却度をとることにする。
ンプサイクルは基本的に圧縮機にて冷媒高温高圧のガス
となり、凝縮器において対向して流れる被加熱流体に熱
を与えて冷媒液として液化し、その後、膨張弁を通って
気液混合状態として蒸発器に戻るが、このとき、冷媒側
の過冷却度を従来の３〜５℃に止まらず、冷媒飽和温度
、例えば高沸点冷媒Ｒ１１４として１１２℃位であるか
ら入口被加熱流体の温度を常温、例えば１９．１℃とす
れば（ｌ ｌ ２−１９．１） Ｘ□となり、１８．５
８℃以上の過冷却度をとることにする。
このようにすれば成績係数は過冷却度を大きくするに従
って大きくなり、成績係数の向上は明らかとなる。
って大きくなり、成績係数の向上は明らかとなる。
そして高温冷媒の凝縮器内部の飽和状態と出口の過冷却
状態位置とのエンタルピー差が従来より大となり、被加
熱流体の出入口温度差が大きくなり、効率よく冷媒凝縮
器飽和温度以上の高温の蒸気、熱水を得ることを可能と
する。
状態位置とのエンタルピー差が従来より大となり、被加
熱流体の出入口温度差が大きくなり、効率よく冷媒凝縮
器飽和温度以上の高温の蒸気、熱水を得ることを可能と
する。
（実施例）
以下、更に本発明の実施例について説明する。
第１図（イ） 、 （Ｕ）は第４図（イ）、（ＩＩ）に
比較した本発明ヒートポンプ作動方法における動作状態
としての温度勾配及び冷媒Ｒ１１４モリエル線図を示す
。
比較した本発明ヒートポンプ作動方法における動作状態
としての温度勾配及び冷媒Ｒ１１４モリエル線図を示す
。
同図より明らかなように温度勾配は本発明においては高
温冷媒の凝縮器入口（Ａ）で過熱ガス状態に保持された
冷媒（Ｒｌ １４）は凝縮器内部（Ｂ）〜（Ｃ）におい
て、飽和ガス状態より飽和液状態へと温度を変化させて
いるが、この状態は従来の第５図（イ）に示す場合と殆
ど変わりない、しかし、凝縮器出口（ロ）において過冷
却状態に変化する態様は従来に比し変化が認められ、従
来僅かの過冷却度であったものが、第１図（イ）におい
ては大幅に変化し大きな過冷却状態に至ること及び水側
で被加熱流体の出入口温度差（ｔｗｚ）＋ （ｔｗ、）
が第５図（イ）に比し大きくなっていることが示されて
いる。
温冷媒の凝縮器入口（Ａ）で過熱ガス状態に保持された
冷媒（Ｒｌ １４）は凝縮器内部（Ｂ）〜（Ｃ）におい
て、飽和ガス状態より飽和液状態へと温度を変化させて
いるが、この状態は従来の第５図（イ）に示す場合と殆
ど変わりない、しかし、凝縮器出口（ロ）において過冷
却状態に変化する態様は従来に比し変化が認められ、従
来僅かの過冷却度であったものが、第１図（イ）におい
ては大幅に変化し大きな過冷却状態に至ること及び水側
で被加熱流体の出入口温度差（ｔｗｚ）＋ （ｔｗ、）
が第５図（イ）に比し大きくなっていることが示されて
いる。
又、第１図（ＩＩ）のモリエル線図では凝縮器入口（Ａ
）においてエンタルピｉＩは飽和ガス状態になると共に
１２の状態に変動し更に凝縮器内部（Ｂ）〜（Ｃ）で被
加熱流体との熱交換によって冷却されて圧力一定のまま
液化し飽和液線に到達して１３となった後、更に凝縮器
出口（Ｄ）で過冷却状態として１４に至るが従来の第５
図（Ｉｆ）に示す図に比較し本発明に係る第１図（０）
では１３〜１４間が延びており、過冷却度の増大を示し
ている。
）においてエンタルピｉＩは飽和ガス状態になると共に
１２の状態に変動し更に凝縮器内部（Ｂ）〜（Ｃ）で被
加熱流体との熱交換によって冷却されて圧力一定のまま
液化し飽和液線に到達して１３となった後、更に凝縮器
出口（Ｄ）で過冷却状態として１４に至るが従来の第５
図（Ｉｆ）に示す図に比較し本発明に係る第１図（０）
では１３〜１４間が延びており、過冷却度の増大を示し
ている。
なお、（１１） 、 （Ｆ）は低温冷媒の蒸発器入口及
び出口である。
び出口である。
しかして上記ヒートポンプ作動に用いられるヒートポン
プの具体例としては第４図に示すと同様の圧縮機（１）
、被加熱流体貫流経路をもつ凝縮器（２）、膨張弁（３
）及びアキュムレータ（５）が順次接続配管された高温
側サイクルと、圧縮機（６）、膨張弁（７）、被加熱流
体貫流経路をもつ蒸発器（８）、及びアキエムレータ（
９）が順次接続配管された低温側サイクルが、低温側サ
イクルの凝縮器と、高温側サイクル蒸発器をカスケード
コンデンサ（イ）によって熱交換可能に結合された２元
ヒートポンプが一般に用いられるが低温側サイクルを除
いた高温側サイクルのみであっても同様に用いられる。
プの具体例としては第４図に示すと同様の圧縮機（１）
、被加熱流体貫流経路をもつ凝縮器（２）、膨張弁（３
）及びアキュムレータ（５）が順次接続配管された高温
側サイクルと、圧縮機（６）、膨張弁（７）、被加熱流
体貫流経路をもつ蒸発器（８）、及びアキエムレータ（
９）が順次接続配管された低温側サイクルが、低温側サ
イクルの凝縮器と、高温側サイクル蒸発器をカスケード
コンデンサ（イ）によって熱交換可能に結合された２元
ヒートポンプが一般に用いられるが低温側サイクルを除
いた高温側サイクルのみであっても同様に用いられる。
しかし何れの場合においても高温側サイクルの凝縮器に
おける冷媒と、被加熱流体人口α−よりの同流体とは互
いに対向して熱交換され出口ａ１より蒸気として取り出
されることが必要であり、また、２元ヒートポンプにお
いては更に低温側サイクルの蒸発器における冷媒と被熱
源水入口（財）より供給される冷却流体の流れ、カスケ
ードコンデンサにおける高温側と低温側の各サイクルの
冷媒の流れも対向流であることが肝要である。
おける冷媒と、被加熱流体人口α−よりの同流体とは互
いに対向して熱交換され出口ａ１より蒸気として取り出
されることが必要であり、また、２元ヒートポンプにお
いては更に低温側サイクルの蒸発器における冷媒と被熱
源水入口（財）より供給される冷却流体の流れ、カスケ
ードコンデンサにおける高温側と低温側の各サイクルの
冷媒の流れも対向流であることが肝要である。
第２図は上記ヒートポンプに用いられる凝縮器の詳細で
あり、コルゲート付ワイヤーフィンチユーブ（至）を使
用した２重管からなっており、冷媒はフィン（２３）を
有する内管（２２）と外管（２１）の間隙を上から入っ
て通過し被加熱流体は内管（２１）内を下から入って通
過する。
あり、コルゲート付ワイヤーフィンチユーブ（至）を使
用した２重管からなっており、冷媒はフィン（２３）を
有する内管（２２）と外管（２１）の間隙を上から入っ
て通過し被加熱流体は内管（２１）内を下から入って通
過する。
下記第１表に同凝縮器の具体的仕様の１例を、また第２
表に同凝縮器を運転して得られた試験結果を示す。
表に同凝縮器を運転して得られた試験結果を示す。
以下余白
第 １ 表
１伝熱管 １コルゲート付ワイヤーフィンチユーブ １
１形 状 １２重管 、
１１外管 １φ２５．４”Ｘ １．２ Ｘ ２３．０
” １１内管 １φ１２．７”Ｘ １．７ Ｘ
１１．３ ” ＩＩ長 さ ｌａ、ｓ３４
ｍ
１１伝熱面積１０．１５４ ａｔ
ｌｌ伝熱管コルゲートピッチ１ ４．
６７ （鶴） １１伝熱管コルゲート深さ
Ｉ Ｏ，２１（ｍｓ）ｌＩワイヤーフィン高さ
１０．８（Ｗ） ルイヤーフィンピッチ
Ｉ Ｏ，４８（ｍ）１以下余白 第 ２ 表 １ ｌ 凝縮器 １ １過熱域飽和域１過冷却域交
換熱量（Ｋｃａｌ／ｈ）
１凝縮器入口水温度（℃） ｌ
１９．１ １１凝縮器出口水温度（℃
） ｌ １９８．７ 冷媒液出口温度（℃） ｌ
１５９．５ 飽和状態（℃） ｌ
１１過熱度（℃） ｌ
７．１ １１過冷却度（℃）
ｌ １５２．５ 水流量（１１ｂ）ｌ ］１
冷媒流量（ｋｇ八＞ １ ２７５
．３− １１熱ｔ （Ｋｃａｌ／ｈ）
４９６ １５１２２１３９３７ １１熱通過率（Ｋ
ｃａｌ／ｍ”ｈ・Ｃ） １１１３１ １３２６０
１ １２４６ １１冷媒側熱伝達率（Ｍｅａｌ／ｍ”
ｈｃ）１１４４９ １１０８５９ １ １９２９ １
１水側熱伝達率（Ｋｃａｌ／ｍ”ｈｃ） １５６７１
５１２４ １３８７３ １１伝熱面積比率（％）
＋１７．４ １３４．１ １ ４８．５
但し、第２表において 過冷却度＝冷媒飽和温度−冷媒液出口温度交換熱量＝水
流量× （被加熱水出口温度−被加熱水入口温度）次に第１図（
ＩＩ）及び第４図（ＩＩ）に対応し本発明と従来の場合
とのモリエル線図比較による具体例を掲げ２゜ 第 ３ 表 従来例 １−１ｂ１ ｃ ｌｄｌ ｅ ｌｆｌ１
温度 ℃１１１９．１１１１２ １１１２ １１０７
１３５ １７８ １μｃａｌ／ｋｇｌ
ｌ ｌ ｌ
ｌ第 ４ 表 １ 本発明 ＩＡＩＢＩｃＩＤＩＥＩＦＩ１温度 ℃１
１１９．１１１１２ １１１２ １５９．５１３５
１７８ 上記第３表及び第４表より本発明にお
いては冷媒液の過冷却のエンタルピ差が太きくなってい
ることが理解される。
１形 状 １２重管 、
１１外管 １φ２５．４”Ｘ １．２ Ｘ ２３．０
” １１内管 １φ１２．７”Ｘ １．７ Ｘ
１１．３ ” ＩＩ長 さ ｌａ、ｓ３４
ｍ
１１伝熱面積１０．１５４ ａｔ
ｌｌ伝熱管コルゲートピッチ１ ４．
６７ （鶴） １１伝熱管コルゲート深さ
Ｉ Ｏ，２１（ｍｓ）ｌＩワイヤーフィン高さ
１０．８（Ｗ） ルイヤーフィンピッチ
Ｉ Ｏ，４８（ｍ）１以下余白 第 ２ 表 １ ｌ 凝縮器 １ １過熱域飽和域１過冷却域交
換熱量（Ｋｃａｌ／ｈ）
１凝縮器入口水温度（℃） ｌ
１９．１ １１凝縮器出口水温度（℃
） ｌ １９８．７ 冷媒液出口温度（℃） ｌ
１５９．５ 飽和状態（℃） ｌ
１１過熱度（℃） ｌ
７．１ １１過冷却度（℃）
ｌ １５２．５ 水流量（１１ｂ）ｌ ］１
冷媒流量（ｋｇ八＞ １ ２７５
．３− １１熱ｔ （Ｋｃａｌ／ｈ）
４９６ １５１２２１３９３７ １１熱通過率（Ｋ
ｃａｌ／ｍ”ｈ・Ｃ） １１１３１ １３２６０
１ １２４６ １１冷媒側熱伝達率（Ｍｅａｌ／ｍ”
ｈｃ）１１４４９ １１０８５９ １ １９２９ １
１水側熱伝達率（Ｋｃａｌ／ｍ”ｈｃ） １５６７１
５１２４ １３８７３ １１伝熱面積比率（％）
＋１７．４ １３４．１ １ ４８．５
但し、第２表において 過冷却度＝冷媒飽和温度−冷媒液出口温度交換熱量＝水
流量× （被加熱水出口温度−被加熱水入口温度）次に第１図（
ＩＩ）及び第４図（ＩＩ）に対応し本発明と従来の場合
とのモリエル線図比較による具体例を掲げ２゜ 第 ３ 表 従来例 １−１ｂ１ ｃ ｌｄｌ ｅ ｌｆｌ１
温度 ℃１１１９．１１１１２ １１１２ １１０７
１３５ １７８ １μｃａｌ／ｋｇｌ
ｌ ｌ ｌ
ｌ第 ４ 表 １ 本発明 ＩＡＩＢＩｃＩＤＩＥＩＦＩ１温度 ℃１
１１９．１１１１２ １１１２ １５９．５１３５
１７８ 上記第３表及び第４表より本発明にお
いては冷媒液の過冷却のエンタルピ差が太きくなってい
ることが理解される。
更に上記本発明のヒートポンプにおける高温サイクル側
の高沸点冷媒（Ｒ１１４）凝縮器の過冷却度と成績係数
の関係について示せば下記第５表の通りである。
の高沸点冷媒（Ｒ１１４）凝縮器の過冷却度と成績係数
の関係について示せば下記第５表の通りである。
但し、試験条件は次の通りである。
（１）飽和圧力 Ｐｃ １８．２
ｋｇｆ／ｃＪ（２）飽和温度 Ｔｃ １
１２．０℃（３）被加熱水入口温度 ｔｗｌ Ｉ
ＬＬ℃（４）圧ｗｉ機入口工ンタルピーｉ６ １４５．
４ にｃａｌ／ｋｇ（５）圧縮機出口エンタルピーｉ
１ １４８．８ Ｋｃａｌ／ｋｇ以下余白 第 ５ 表 ｓ ４．６４５１ １０７．４ １２
７．１ ６．４ １１ ｌｏ ｌ ９．２
９ １ １０２．７ １２５．６ ６．８ １
１ ２０ １１８−５８ １ ９３．４ １２２
．９ ７．６ ＋１ ３０ １２７．８７
８４−１ １２０．４ １ ８．４ １１ ４０
１３７．１６ ７４．８１ １１８．０
９．１ １１ ｓｏ １４ｇ、４５ ６５
−６１ １１５．７ ９．７ １１ ６０
ｌ ５５．７４ ５６．３１ １１３．４
１０．４ １＋ ７０ １６５−０３ ４７．０
ｏｔ、ｔ ｏ、ｔ ｌｌ ８０ ｌ
７４．３２ ３７．７１ １０８．９ １１
．７ なお、上表中、温度効率、成績係数及び過冷却
度は夫々下記に拠った。
ｋｇｆ／ｃＪ（２）飽和温度 Ｔｃ １
１２．０℃（３）被加熱水入口温度 ｔｗｌ Ｉ
ＬＬ℃（４）圧ｗｉ機入口工ンタルピーｉ６ １４５．
４ にｃａｌ／ｋｇ（５）圧縮機出口エンタルピーｉ
１ １４８．８ Ｋｃａｌ／ｋｇ以下余白 第 ５ 表 ｓ ４．６４５１ １０７．４ １２
７．１ ６．４ １１ ｌｏ ｌ ９．２
９ １ １０２．７ １２５．６ ６．８ １
１ ２０ １１８−５８ １ ９３．４ １２２
．９ ７．６ ＋１ ３０ １２７．８７
８４−１ １２０．４ １ ８．４ １１ ４０
１３７．１６ ７４．８１ １１８．０
９．１ １１ ｓｏ １４ｇ、４５ ６５
−６１ １１５．７ ９．７ １１ ６０
ｌ ５５．７４ ５６．３１ １１３．４
１０．４ １＋ ７０ １６５−０３ ４７．０
ｏｔ、ｔ ｏ、ｔ ｌｌ ８０ ｌ
７４．３２ ３７．７１ １０８．９ １１
．７ なお、上表中、温度効率、成績係数及び過冷却
度は夫々下記に拠った。
（３）過冷却度＝ Ｔｃ −７４＝ １１２−７４以上
は高沸点冷媒（Ｒ１１４）凝縮器の場合であが、次に低
沸点冷媒（Ｒ１２）について凝縮器の具体的仕様ならび
に同凝縮器を運転して得られた試験結果を引続き第７表
、第７表に示す。
は高沸点冷媒（Ｒ１１４）凝縮器の場合であが、次に低
沸点冷媒（Ｒ１２）について凝縮器の具体的仕様ならび
に同凝縮器を運転して得られた試験結果を引続き第７表
、第７表に示す。
１伝熱管 １コルゲート付ワイヤーフィンチユーブ １
１％ 状 １２重管
Ｉ１外管 １φ３１．８” Ｘ １．６ Ｘ ３（１
２” ｌＩ内 °管 １３１９．０５” Ｘ
０．９５Ｘ １７．１５” １１長 さ
１３，５２０ ｍＸ４
ｌｌ伝熱面積ｌｏ、Ｂ４＝
ｌＩ伝熱管コルゲート
ビフチｌ ７．２ （Ｍ） １１伝熱
管コルゲート深さ ｌ （１３１（，ａｓ）
１１ワイヤーフィン高さ １０．８（冒）
１１ワイヤーフィンヒツチ１０．４８・（１Ｄ
１）Ｉ以下余白 第 フ 表 １ １ 凝縮器 Ｉ Ｉ １過熱域１飽和Ｊ！Ｉ
ＥＩ過冷却域１１交換熱量（Ｋｃａｌ八＞
１ １３６３０ １１凝縮器入口水温度
（℃） ｌ １２０
．４ １凝縮器出口水温度（℃） ｌ
１９６．２ Ｉ飽和温度（℃） Ｉ
１ −８４．６ Ｉ過熱度（℃） ｌ
１５０．６ Ｉ過冷却度（℃） ｌ
１４６．６ Ｉ水量（ｌｌｈ）Ｉｌ １冷媒流量（ｋｇ／ｈ） ｌ
１３０３．９ １熱量（Ｋｃａｌ八＞ １３３７０１６
４７０１３７９０ １１被加熱水出入口温差（℃）１
１８．７ １３ロー０１２１．１ １なお、第３図（
イ） 、 （Ｉｍ）は上記低沸点冷媒（Ｒ１２） −
について冷凍サイクルの温度勾配、及びモリエル線図を
示す。
１％ 状 １２重管
Ｉ１外管 １φ３１．８” Ｘ １．６ Ｘ ３（１
２” ｌＩ内 °管 １３１９．０５” Ｘ
０．９５Ｘ １７．１５” １１長 さ
１３，５２０ ｍＸ４
ｌｌ伝熱面積ｌｏ、Ｂ４＝
ｌＩ伝熱管コルゲート
ビフチｌ ７．２ （Ｍ） １１伝熱
管コルゲート深さ ｌ （１３１（，ａｓ）
１１ワイヤーフィン高さ １０．８（冒）
１１ワイヤーフィンヒツチ１０．４８・（１Ｄ
１）Ｉ以下余白 第 フ 表 １ １ 凝縮器 Ｉ Ｉ １過熱域１飽和Ｊ！Ｉ
ＥＩ過冷却域１１交換熱量（Ｋｃａｌ八＞
１ １３６３０ １１凝縮器入口水温度
（℃） ｌ １２０
．４ １凝縮器出口水温度（℃） ｌ
１９６．２ Ｉ飽和温度（℃） Ｉ
１ −８４．６ Ｉ過熱度（℃） ｌ
１５０．６ Ｉ過冷却度（℃） ｌ
１４６．６ Ｉ水量（ｌｌｈ）Ｉｌ １冷媒流量（ｋｇ／ｈ） ｌ
１３０３．９ １熱量（Ｋｃａｌ八＞ １３３７０１６
４７０１３７９０ １１被加熱水出入口温差（℃）１
１８．７ １３ロー０１２１．１ １なお、第３図（
イ） 、 （Ｉｍ）は上記低沸点冷媒（Ｒ１２） −
について冷凍サイクルの温度勾配、及びモリエル線図を
示す。
図中、（ｔｒｓ）は飽和温度、（ｔｗｓ）は被加熱水液
域出口温度、（釉、）被加熱水飽和域出口温度を表す外
は第一１図におけると同様である。
域出口温度、（釉、）被加熱水飽和域出口温度を表す外
は第一１図におけると同様である。
（発明の効果）
以上、説明したように、本発明は高温側ヒートポンプサ
イクルにおいて、凝縮器の熱交換方式を対向流とし、冷
媒飽和温度と入口流体との温度差の２０％以上、冷媒凝
縮液の過冷却度をとれるように作動するものであり、冷
媒液の過冷却のエンタルピ差が大きく被加熱流体の出入
口温度差が大きいことから、流量と被加熱流体の出入口
温度差によって決まる交換熱量が流量が小さくでも太き
くなり、熱交換効率を高めることが出来ることはもとよ
り、出口水温をより一層高める顕著な効果が期待される
。
イクルにおいて、凝縮器の熱交換方式を対向流とし、冷
媒飽和温度と入口流体との温度差の２０％以上、冷媒凝
縮液の過冷却度をとれるように作動するものであり、冷
媒液の過冷却のエンタルピ差が大きく被加熱流体の出入
口温度差が大きいことから、流量と被加熱流体の出入口
温度差によって決まる交換熱量が流量が小さくでも太き
くなり、熱交換効率を高めることが出来ることはもとよ
り、出口水温をより一層高める顕著な効果が期待される
。
また、上記の如（過冷却度が太き（なり、過冷却域及び
過熱域でのエンタルピ差の増大の結果、対向流方式と相
俟ってＣＯＰ （成績係数）を向上させ、取得熱水（
蒸気）温度のよりーＨの高温化を可能とし、質の高いエ
ネルギーである高温度（蒸気、熱水）を得る上に頗る実
効を発揮す本。
過熱域でのエンタルピ差の増大の結果、対向流方式と相
俟ってＣＯＰ （成績係数）を向上させ、取得熱水（
蒸気）温度のよりーＨの高温化を可能とし、質の高いエ
ネルギーである高温度（蒸気、熱水）を得る上に頗る実
効を発揮す本。
また、請求項２記載の冷水、熱水同時取出し可能な２元
ヒートポンプに適用した場合には流量が少な（て済むこ
とがら圧縮機の容量を小さくし装置コストを低減するこ
とは勿論、被冷却流体の冷却効率にも好結果を与え、よ
り実用性を高めることが可能となる。
ヒートポンプに適用した場合には流量が少な（て済むこ
とがら圧縮機の容量を小さくし装置コストを低減するこ
とは勿論、被冷却流体の冷却効率にも好結果を与え、よ
り実用性を高めることが可能となる。
第１図は本発明に係るヒートポンプ作動の動作状態図で
（イ）は温度勾配、（ｎ）はモリエル線図である。 第２図（イ） 、 （［１） 、 （ハ）−は本発明に
おけるヒートポンプに使用される高温側サイクルの凝縮
器の１例を示す平面図、側面図及び一部拡大図、第３図
は本発明におけるヒートポンプの１例を示すサイクル系
統図、第４図（（） 、 （Ｄ）は上記サイクルにもと
づ（従来の動作状態図で、（イ）は温度勾配図、（証）
はモリエル線図である。 （１）、 （６）−・・圧縮機、 （２》・・・凝縮器、 （３）、（刀・・・膨張弁、 （４》・・・カスケードコンデンサ、 （５）、 （９）・・・アキュムレータ、（自）・・・
被加熱流体、 ａト・・蒸気出口、 （ロ）・・・熱源水入口、 Ｑｌ・・・冷水出口。 特許出願人 大 阪 府 西淀空調機株式会社 代理人 弁理士 宮 本 泰 − 第１図 （（）Ａ （，ン卜１り【イ璽り） ７ ／／−・ （ロ） （１５） （ｉｇ） 第２図 ７″／ （口 ／２ −／％ ２３（パ） ＼、峨−ロコ ノ 々｛果−冒 −クク〇− 第３図 （玲ｆ１４１ｌ） ／ｉ ７、．≦（水す１） （ロ）
（イ）は温度勾配、（ｎ）はモリエル線図である。 第２図（イ） 、 （［１） 、 （ハ）−は本発明に
おけるヒートポンプに使用される高温側サイクルの凝縮
器の１例を示す平面図、側面図及び一部拡大図、第３図
は本発明におけるヒートポンプの１例を示すサイクル系
統図、第４図（（） 、 （Ｄ）は上記サイクルにもと
づ（従来の動作状態図で、（イ）は温度勾配図、（証）
はモリエル線図である。 （１）、 （６）−・・圧縮機、 （２》・・・凝縮器、 （３）、（刀・・・膨張弁、 （４》・・・カスケードコンデンサ、 （５）、 （９）・・・アキュムレータ、（自）・・・
被加熱流体、 ａト・・蒸気出口、 （ロ）・・・熱源水入口、 Ｑｌ・・・冷水出口。 特許出願人 大 阪 府 西淀空調機株式会社 代理人 弁理士 宮 本 泰 − 第１図 （（）Ａ （，ン卜１り【イ璽り） ７ ／／−・ （ロ） （１５） （ｉｇ） 第２図 ７″／ （口 ／２ −／％ ２３（パ） ＼、峨−ロコ ノ 々｛果−冒 −クク〇− 第３図 （玲ｆ１４１ｌ） ／ｉ ７、．≦（水す１） （ロ）
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １、圧縮機、凝縮器、膨張弁および蒸発器を含み、かつ
凝縮器に被加熱流体貫流経路を併設すると共に、被加熱
流体と冷媒を互いに対向する流れ方向となしたヒートポ
ンプサイクルにおいて、前記凝縮器における冷媒凝縮液
の過冷却度を冷媒飽和温度と入口被加熱流体との温度差
の２０％以上とすることを特徴とするヒートポンプの作
動方法。 ２、凝縮器に被加熱流体貫流経路を併設して該凝縮器を
蒸気取り出し用とする高温側ヒートポンプサイクルと、
蒸発器に被冷却水貫流経路を併設して該蒸発器を冷水取
り出し用とする低温側ヒートポンプサイクルとを高温側
ヒートポンプサイクルの蒸発器と、低温側ヒートポンプ
サイクルの凝縮器とが熱交換するカスケードコンデンサ
によって結合すると共に前記凝縮器における冷媒と被加
熱流体及び前記蒸発器における冷媒と被冷却流体ならび
にカスケードコンデンサにおける熱交換される冷媒の流
れを夫々対向流となした２元ヒートポンプサイクルにお
いて前記高温側ヒートポンプサイクルの凝縮器における
冷媒凝縮液の過冷却度を冷媒飽和温度と入口被加熱流体
との温度差の２０％とすることを特徴とするヒートポン
プの作動方法。
Priority Applications (8)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1286073A JP2552555B2 (ja) | 1989-11-02 | 1989-11-02 | ヒートポンプの作動方法 |
| AU59877/90A AU610459B1 (en) | 1989-11-02 | 1990-07-26 | Heat pump system |
| GB9016544A GB2237625B (en) | 1989-11-02 | 1990-07-27 | Heat pump system |
| CA002022125A CA2022125A1 (en) | 1989-11-02 | 1990-07-27 | Heat pump system |
| KR1019900012913A KR940009227B1 (ko) | 1989-11-02 | 1990-08-18 | 열펌프 시스템 |
| DE4026699A DE4026699A1 (de) | 1989-11-02 | 1990-08-23 | Waermepumpensystem |
| FR9012839A FR2653863B1 (fr) | 1989-11-02 | 1990-10-17 | Systeme de pompe a chaleur. |
| US07/849,765 US5241829A (en) | 1989-11-02 | 1992-03-12 | Method of operating heat pump |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1286073A JP2552555B2 (ja) | 1989-11-02 | 1989-11-02 | ヒートポンプの作動方法 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH03148564A true JPH03148564A (ja) | 1991-06-25 |
| JP2552555B2 JP2552555B2 (ja) | 1996-11-13 |
Family
ID=17699603
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1286073A Expired - Fee Related JP2552555B2 (ja) | 1989-11-02 | 1989-11-02 | ヒートポンプの作動方法 |
Country Status (7)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2552555B2 (ja) |
| KR (1) | KR940009227B1 (ja) |
| AU (1) | AU610459B1 (ja) |
| CA (1) | CA2022125A1 (ja) |
| DE (1) | DE4026699A1 (ja) |
| FR (1) | FR2653863B1 (ja) |
| GB (1) | GB2237625B (ja) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2010255995A (ja) * | 2009-04-02 | 2010-11-11 | Miura Co Ltd | 水冷却装置 |
| JP5465242B2 (ja) * | 2009-05-12 | 2014-04-09 | 三菱電機株式会社 | 空気調和装置 |
| JP2020165540A (ja) * | 2019-03-28 | 2020-10-08 | 株式会社富士通ゼネラル | ヒートポンプサイクル装置 |
Families Citing this family (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE19724151A1 (de) * | 1997-06-07 | 1998-12-10 | Gaggenau Hausgeraete Gmbh | Kühlgerät für den Haushalt |
| US7824725B2 (en) | 2007-03-30 | 2010-11-02 | The Coca-Cola Company | Methods for extending the shelf life of partially solidified flowable compositions |
| FR2941039B1 (fr) | 2009-01-14 | 2013-02-08 | Arkema France | Procede de transfert de chaleur |
| JP5585003B2 (ja) | 2009-05-27 | 2014-09-10 | 三洋電機株式会社 | 冷凍装置 |
| KR101175516B1 (ko) | 2010-05-28 | 2012-08-23 | 엘지전자 주식회사 | 히트펌프 연동 급탕장치 |
| CN103415749B (zh) * | 2011-03-09 | 2015-09-09 | 东芝开利株式会社 | 二元制冷循环装置 |
| MD4208C1 (ro) * | 2011-10-12 | 2013-09-30 | Институт Энергетики Академии Наук Молдовы | Pompă de căldură cu tub de vârtejuri |
| EP3303028B1 (en) * | 2015-05-29 | 2020-09-02 | Thermo King Corporation | Method and system for controlling the release of heat by a temperature control unit |
| US11585608B2 (en) * | 2018-02-05 | 2023-02-21 | Emerson Climate Technologies, Inc. | Climate-control system having thermal storage tank |
Citations (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6038561A (ja) * | 1983-08-11 | 1985-02-28 | ダイキン工業株式会社 | 複合ヒ−トポンプ加熱装置 |
| JPS6171865U (ja) * | 1984-10-18 | 1986-05-16 | ||
| JPH02195162A (ja) * | 1989-01-21 | 1990-08-01 | Osaka Prefecture | 冷水及び蒸気同時取り出し可能な２元ヒートポンプ |
Family Cites Families (13)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| GB259923A (en) * | 1925-10-13 | 1927-10-20 | Andrew Albert Kucher | Improvements relating to refrigerating machines |
| US2516093A (en) * | 1949-05-05 | 1950-07-18 | V C Patterson & Associates Inc | Heat pump water heater and method of heat exchange |
| BE565337A (ja) * | 1957-03-05 | 1900-01-01 | ||
| DE1882028U (de) * | 1961-11-29 | 1963-11-07 | Licentia Gmbh | Verfluessiger fuer kaelteanlagen. |
| DE2453556A1 (de) * | 1974-11-12 | 1976-05-13 | Hansa Metallwerke Ag | Waermeaustauscher mit zwei einander mit abstand umgebenden fuehrungsrohren |
| GB1559318A (en) * | 1977-08-12 | 1980-01-16 | Hammond J A | Heat recovery |
| DE2940079A1 (de) * | 1979-10-03 | 1981-04-16 | Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart | Heizungsanlage mit mindestens zwei waermepumpen |
| DE8024827U1 (de) * | 1980-09-17 | 1981-01-22 | Wieland-Werke Ag, 7900 Ulm | Waermeuebertragungseinrichtung fuer waermepumpen |
| DE3037637C2 (de) * | 1980-10-04 | 1983-04-28 | Karl Kolb & Sohn GmbH, 6300 Gießen | Warmwasser-Heizungsanlage mit Wärmepumpe und Wärmepuffer |
| US4474018A (en) * | 1982-05-06 | 1984-10-02 | Arthur D. Little, Inc. | Heat pump system for production of domestic hot water |
| US4483156A (en) * | 1984-04-27 | 1984-11-20 | The Trane Company | Bi-directional variable subcooler for heat pumps |
| US4653287A (en) * | 1985-01-28 | 1987-03-31 | Martin Jr James B | System for heating and cooling liquids |
| JPH02195130A (ja) * | 1989-01-21 | 1990-08-01 | Osaka Prefecture | 冷熱流体同時供給可能なヒートポンプ |
-
1989
- 1989-11-02 JP JP1286073A patent/JP2552555B2/ja not_active Expired - Fee Related
-
1990
- 1990-07-26 AU AU59877/90A patent/AU610459B1/en not_active Ceased
- 1990-07-27 GB GB9016544A patent/GB2237625B/en not_active Expired - Fee Related
- 1990-07-27 CA CA002022125A patent/CA2022125A1/en not_active Abandoned
- 1990-08-18 KR KR1019900012913A patent/KR940009227B1/ko not_active Expired - Fee Related
- 1990-08-23 DE DE4026699A patent/DE4026699A1/de not_active Withdrawn
- 1990-10-17 FR FR9012839A patent/FR2653863B1/fr not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6038561A (ja) * | 1983-08-11 | 1985-02-28 | ダイキン工業株式会社 | 複合ヒ−トポンプ加熱装置 |
| JPS6171865U (ja) * | 1984-10-18 | 1986-05-16 | ||
| JPH02195162A (ja) * | 1989-01-21 | 1990-08-01 | Osaka Prefecture | 冷水及び蒸気同時取り出し可能な２元ヒートポンプ |
Cited By (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2010255995A (ja) * | 2009-04-02 | 2010-11-11 | Miura Co Ltd | 水冷却装置 |
| JP5465242B2 (ja) * | 2009-05-12 | 2014-04-09 | 三菱電機株式会社 | 空気調和装置 |
| US9366452B2 (en) | 2009-05-12 | 2016-06-14 | Mitsubishi Electric Corporation | Air-conditioning apparatus with primary and secondary heat exchange cycles |
| US9534807B2 (en) | 2009-05-12 | 2017-01-03 | Mitsubishi Electric Corporation | Air conditioning apparatus with primary and secondary heat exchange cycles |
| JP2020165540A (ja) * | 2019-03-28 | 2020-10-08 | 株式会社富士通ゼネラル | ヒートポンプサイクル装置 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| KR940009227B1 (ko) | 1994-10-01 |
| GB2237625B (en) | 1994-06-22 |
| DE4026699A1 (de) | 1991-05-08 |
| GB9016544D0 (en) | 1990-09-12 |
| KR910010139A (ko) | 1991-06-29 |
| FR2653863A1 (fr) | 1991-05-03 |
| CA2022125A1 (en) | 1991-05-03 |
| FR2653863B1 (fr) | 1994-05-06 |
| GB2237625A (en) | 1991-05-08 |
| AU610459B1 (en) | 1991-05-16 |
| JP2552555B2 (ja) | 1996-11-13 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US5241829A (en) | Method of operating heat pump | |
| CN110057124A (zh) | 一种部分复叠式商超用co2跨临界双级压缩制冷系统 | |
| JPH03148564A (ja) | ヒートポンプの作動方法 | |
| CN105042672A (zh) | 一种适于接暖气片的空气源co2热泵系统 | |
| CN109724293A (zh) | 太阳能驱动吸收式过冷的co2跨临界双级压缩制冷系统 | |
| CN105466061A (zh) | 一种两级压缩冰箱系统及其工作方法 | |
| JPH02195130A (ja) | 冷熱流体同時供給可能なヒートポンプ | |
| CN213713606U (zh) | 一种冷热联供双效板换机组 | |
| CN211060438U (zh) | 一种并联压缩机械过冷双冷凝器联供系统 | |
| CN105783331A (zh) | 空气源冷水机组的热量高效回收装置 | |
| CN111174455B (zh) | 跨临界二氧化碳双级压缩制冷和除霜系统及其使用方法 | |
| CN109163470A (zh) | 一种超低温二氧化碳冷热水机组 | |
| CN211316633U (zh) | 引射器增压双过冷器串联膨胀机耦合跨临界co2双温区系统 | |
| CN220366497U (zh) | 能同时满足冷热多种需求的工商业用四管制系统 | |
| CN202613753U (zh) | 二氧化碳跨临界双级蒸气压缩式回热循环热泵 | |
| CN218884139U (zh) | 一种空调用联机套管及其单冷分体式空调 | |
| CN117804097A (zh) | 一种二氧化碳跨临界超高温热泵系统 | |
| JPH02195162A (ja) | 冷水及び蒸気同時取り出し可能な２元ヒートポンプ | |
| CN115127133A (zh) | 双循环复合空气源热泵系统 | |
| RU2039921C1 (ru) | Теплообменник | |
| CN222438625U (zh) | 一种翅片管式换热器 | |
| CN209857414U (zh) | 一种部分复叠全co2工质热泵系统 | |
| CN218328730U (zh) | 一种应用在复叠式制冷系统中的前置冷凝系统 | |
| CN217715103U (zh) | 双循环复合空气源热泵系统 | |
| JPS58150799A (ja) | 熱交換器 |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| S111 | Request for change of ownership or part of ownership |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R313117 |
|
| R350 | Written notification of registration of transfer |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R350 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080822 Year of fee payment: 12 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080822 Year of fee payment: 12 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090822 Year of fee payment: 13 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |