KR940009227B1 - 열펌프 시스템 - Google Patents

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KR940009227B1 KR1019900012913A KR900012913A KR940009227B1 KR 940009227 B1 KR940009227 B1 KR 940009227B1 KR 1019900012913 A KR1019900012913 A KR 1019900012913A KR 900012913 A KR900012913 A KR 900012913A KR 940009227 B1 KR940009227 B1 KR 940009227B1
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도루 이소다
다이조 이모또
유끼오 후지시마
야스히로 하따노
마사미 오가따
유기또시 우라따
다모쯔 이시까와
마사유끼 가와바따
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기시 아끼라
니시요도 구쬬기 가부시끼가이샤
히라마쯔 도시끼
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Abstract

내용 없음.

Description

열펌프 시스템
제1a도 및 제1b도는 각각 본 발명이 적용되는 기본적인 2단 열펌프 및 1단 열펌프의 개략회로도.
제2a도, 제2b도 및 제2c도는 각각 본 발명의 열펌프 시스템용 응축기의 하나의 실시예의 평면도, 측면도, 부분확대도.
제3a도 및 제3b도는 본 발명에 속하는 2단 열펌프의 성능선도로서, 제3a도는 냉매의 하나의 실시예의 온도 구배선도이고, 제3b도는 그 몰리에르(mollier)선도.
제4a도 및 제4b도는 본 발명에 속하는 열펌프의 다른 실시예의 성능선도로서, 제4a도는 냉매의 다른 실시예를 통한 열펌프 사이클의 온도구배선도이고, 제4b도는 그 몰리에르선도.
제5a도 및 제5b도는 제1a도의 2단 열펌프 유닛에 기초한 종래의 열펌프 작동의 성능선도로서, 제5a도는 온도구배선도이고 제5b도는 그 몰리에르 선도이다.
* 도면의 주요부분에 대한 부호의 설명
1,11 : 압축기 2 : 응축기
3,13 : 팽창밸브 4,14 : 증발기
5,15 : 축열기 22 : 직렬응축기/증발기
30 : 2중관 31 : 외부관
32 : 내부관 33 : 와이어핀(wire fin)
본 발명은 고품질의 유체, 즉 극도의 고온유체(예를들어 물)를 방출하게 하며 입구와 출구 사이에서 유체의 온도차이가 큰 응축기를 포함하는 열펌프 시스템에 관한 것이다.
특히, 본 발명은 응축기에서 냉매 응축물의 과냉도를 높임으로써 그 성능계수(COP) 및 열교환량을 증가시키는 것을 특징으로 하는 열펌프 시스템에 관한 것이다.
종래에, 고온유체, 저온유체 또는 고온 및 저온유체를 방출시키기 위한 여러 가지 열펌프들이 공지되어 있다.
일반적으로, 2단 열펌프는 제1b도에 도시된 바와같이 고비점 냉매에 대한 고온측 열펌프 사이클과 저비점 냉매에 대한 저온측 열펌프 사이클로 이루어지며, 고온 열출력은 고온측열펌프 사이클로 부터 방출되며 저온 열출력은 저온측 열펌프 사이클로 부터 방출된다. 그러한 2단 열펌프의 예들은 일본국특허공개공보 제62-52376호(1987) 및 제62-52377호(1987), 일본국실용신안공개공보 제57-2364호(1982) 및 제63-2053호(1988) 등에 기술되어 있다. 제1b도에 도시된 바와같이 1단 열펌프를 포함하는 열펌프도 또한 공지되어 있다.
그러한 열펌프 유닛에 있어서, 성능계수 및 가열된 유체의 획득온도는 통상 주어진 냉매에 대해 다음의 인자들에 따라 변화한다 : (a) 압축기, 응축기, 증발기등과 같은 장치들의 성능, (b) 응축시 상호 열교환을 하는 두 유체의 상태, 즉 냉매의 응축온도, 응축기 입구온도 및 가열될 유체(예를들어 물)의 유동률, (c) 증발상태(증발기측에서 상호 열교환을 하는 두 유체의 유동률 및 온도) 등.
열펌프의 성능계수 및 가열될 유체의 획득온도는 응축기 측의 열교환상태에 의해 결정되고, 냉매(냉매들), 압축기(압축기들) 및 증발기가 미리 설정될때 증발상태(유동률 및 온도)는 명확해진다.
종래의 2단 열펌프는 제5a도에 도시된 바와같은 온도 구배선도(냉매와 응축기 내의 유체사이의 열교환상태)를 나타내주는 냉동사이클에 따라 작동되고, 응축기입구(압축기의 출구측)에서 과열 가스상태 “a”로 유지된 고온측의 냉매는 온도변화를 겪어 “b”(포화증기선)에 도달하고, 응축기내에서 포화증기 상태 “b”에서 포화액체상태 “c”로 변화(b에서 c로)되고, 응축기 출구(팽창밸브의 입구)에서 과냉액체상태 “d”로 변화(c에서 d로)된다.
한편, 전술한 몰리에르 선도는 냉매가 압축기에서 압축(f에서 a로)되고 엔탈피가 “i′6”에서 “i′1”로 변화한다는 것을 제5b도에서 나타낸준다 : 그 결과로서 얻어진 과열상태의 냉매 증기는 포화증기선 “b”를 통과하며 엔탈피가 “i′1”에서 “i′2”로 변화하고, 응축기에서 가열될 액체와 열교환에 의해 냉각되며 일정한 압력하에서 액화(b에서 c로)되고, 이 과정동안 엔탈피 “i′2”에서 “i′2”로 변화된다 : 포화 액선의 점 “c”(i′3)를 통과한 후, 냉매액체는 과냉(c에서 d로)되어 “i′4” 상태로 된다.
제5a도 및 제5b도에서, 부호 “t′w1” 및 “t′w2”는 가열될 액체의 응축기 입구온도 및 응축기 출구온도를 나타내고, 부호 “e” 및 “f”는 직렬응축기의 입구상태 및 출구상태를 나타낸다.
이러한 방식으로, 종래의 냉동사이클은 팽창밸브를 손상시킴이 없이 작동시키기 위해 어느 정도 과냉도를 확보하도록 작동되며, 현재 통상 팽창밸브를 작동시키는데 필요한 과냉도는 3℃ 내지 5℃ 정도로 생각된다.
이러한 관점에서, 종래의 열펌프를 가지고 그 응축기들은 냉매의 포화영역에서 최대 열전달 계수를 가지나, 냉매의 과열영역 및 과냉영역에서의 열전달 특성은 그렇게 높지가 못하므로 응축기는 대형으로 되어 경제적 장점을 감소시킨다. 또한, 응축기의 대형화 때문에 발생된 압력 손실의 증가로 인한 성능계수의 감소를 피하기 위해서 과냉도를 크게 만드는 방법은 권장할 만한 것이 못된다고 생각된다.
종래 열펌프에서는 대부분 셀-튜브(shell-tube)열교환기와 같은 비역유동 형태의 열교환기 및 병형 유동 형태의 열교화기등이 채택된다. 이러한 열교환기들이 가진 문제점은 가열될 물의 가장 낮은 입구온도를 얻을수 없어서 냉매액체가 충분히 냉각되지 않는다는 점이다. 예를들어, 변행유동 형태의 열교환기는 출구에서의 물의 온도가 90℃일때 냉매액체의 온도를 90℃ 보다 낮게 할수가 없다. 역유동형태의 열교환기의 경우일지라도, 물을 순환시키면서 가열된 물의 온도를 점차적으로 상승시키는 절차가 취해진다면, 냉매 액체를 냉각시키기 위한 물의 입구온도는 시간이 지남에 따라 상승되어 고온까지 올라가게 된다. 예를들어, 물의 입구온도가 그 경우에 90℃라면, 냉매액체는 90℃ 보다 낮게 만들어질수가 없다. 열교환량이 그대로 유지된 채로 순환하는 물의 유동률이 커지게될때, 출구온도와 입구온도사이의 물의 온도차는 작을수 밖에 없다. 결과적으로, 동일한 출구온도에 대하여 입구온도가 너무 높아서 냉매액체가 충분히 냉각될 수 없는 문제점이 여전히 존재하게 된다.
종래의 열펌프들이 가지고 있는 여러가지 전술한 문제들에 비추어, 본 발명은 특히 응축기 설계 및 그 성능조건들을 고려함으로써 문제점들을 해결하기 위한 것이다.
따라서, 본 발명의 주목적은 증가된 성능계수를 제공해주는 열펌프 시스템을 제공하는 것이다.
본 발명의 다른 목적은 고품질의 에너지, 즉 이용할 수 있는 고온 증기 또는 고온의 물을 만들수 있는 열펌프 시스템을 제공하는 것이다. 전술한 목적들에 적합한 본 발명은 고온의 물의 출구 온도를 얻고 큰 과냉도를 획득하기 위해 다음의 요건들을 만족시키는데 기초하고 있다.
(a) 완전역유동 열교환 시스템을 채택한다. (b) 가열된 유체(물)의 응축기 입구온도를 응축기로 부터의 냉매액체의 바람직한 출구 온도보다 낮게 만든다. (c) 배출할 때 불편함이 없는 한 가열될 유체의 유동률을 비교적 작게 만든다.
즉, 본 발명의 한 측면에 따르면, 압축기, 응축기, 팽창밸브 및 증발기로 이루어진 냉매에 대한 열펌프 사이클로 포함하는 열펌프 시스템이 제공되고, 상기 응축기는 가열된 유체에 대한 관통 통로를 포함하며, 상기 응축기는 냉매와 유체 사이의 완전한 역유동 형태의 열교환기로 구성되고, 상기 시스템이 운전될때, 상기 냉매가 열을 역유동 방식으로 유체에 전달하는 동안 상기 냉매가 액화되고 응축된 다음에 냉매의 포화온도와 유체의 응축기 입구온도 사이의 온도차의 최소한 20%의 과냉도로 과냉되도록 상기 응축기가 작동됨으로써, 고온의 유체가 응축기의 출구로부터 배출된다.
전술된 열펌프 시스템에서, 증발기는 냉각될 유체에 대한 관통통로를 더 포함하고 냉매와 냉각될 유체 사이에 완전 역유동형태의 열교환기로 되며, 저온유체만이 배출되거나 또는 고온 및 저온유체 모두가 배출된다.
본 발명의 다른 측면에 따르면, 순서대로 파이프에 의해 결합된 압축기, 응축기, 팽창밸브 및 축열기를 포함하는 고비점 냉매에 대한 고온측 열펌프 사이클과 ; 순서대로 파이프에 의해 결합된 압출기, 팽창밸브, 증발기 및 축열기를 포함하는 저비점 냉매에 대한 저온측 열펌프 사이클과 ; 상기 고온측 사이클의 응축기와 저온측 사이클의 증발기를 열교환 가능한 방식으로 상호 결합시키는 직렬응축기/증발기로 이루어진 2단 열펌프 시스템이 제공되고 ; 상기 응축기가 가열될 유체에 대한 관통 통로를 더 포함하며, 상기 응축기가 상기 고비점 냉매와 가열될 유체사이에서 완전역유동형태의 열교환기로 구성되고, 상기 시스템이 운전될때 상기 고비점 냉매가 가열될 유체와 역유동 방식으로 열 교환을 행하는 동안 고비점 냉매가 액화되고 응축된 다음에 냉매의 포화온도와 가열될 유체의 응축기 입구온도 사이의 온도차이의 최소한 20%의 과냉도로 과냉되도록 상기 응축기 작동됨으로써, 고온의 유체가 배출된다.
상기 2단 열펌프시스템에서, 증발기는 냉각된 유체에 대한 관통통로를 더 포함하고, 고온유체 및 저온유체가 배출된다.
전술한 두개의 열펌프 유닛의 경우에 있어서, 응축기는 바람직하기로는 외부관 및 와이어핀을 가진 외부 주름관을 포함하는 2중 또는 다중관으로 형성되며, 가열될 유체가 내부관을 통해 이동되고 냉매는 내부와 외부관 사이의 공간을 통해 가열될 유체로 역유동 방식으로 이동된다.
본 명세서와 특허청구범위를 통해서, “과냉도”라는 용어는 냉매포화온도와 냉매액체의 응축기 출구온도 사이의 온도차를 나타낸다.
본 발명에 따르면, 열펌프시스템이 운전될때 냉매가 증발기에서 증발되어 압축기로 흡입되어 고온 고압의 가스상태로 배출되고 응축기에서 응축액체로 액화되면서 냉매로 역유동하는 가열될 유체에 열을 제공한 다음에, 팽창밸브를 통과해서 가스-액체 혼합상태로 되며 증발기로 복귀한다. 예를들어 냉매가 고비점의 에스-디클로로테트라 플르오로에탄인 응축기에서, 상기 냉매는 그 포화온도가 약 112℃이기 때문에 최소한 18.6℃의 과냉도로 과냉되고, 가열될 유체의 입구온도가 통상 온도로 약 19.1℃라고 가정할때 과냉도는 “(112-19.1)×0.2=18.6(℃)로 계산된다. 이러한 값은 3℃ 내지 5℃의 종래의 과냉도보다 상당히 높은 값이다. 일반적으로 과냉도가 높으면 높을수록 성능계수가 커지게 되므로, 본 발명은 명백히 성능계수를 향상시킬 수 있게 해준다.
더우기, 응축기에서 포화상태와 응축기의 출구에서의 과냉상태사이의 냉매의 엔탈피차가 종래의 열펌프에 대한 엔탈피차보다 크기 때문에, 가열될 유체의 입구와 출구온도사이의 온도차는 종래의 열펌프의 온도차 보다 크다. 결과적으로 고온의 증기(약 120℃) 또는 고온의 유체(약 100℃)가 높은 효율로 배출된다. 고온으로 유체가 응축기에서 냉매의 포화온도 보다 높은 온도를 가지게 만드는 것도 가능하다.
본 발명의 열펌프들에 사용되는 냉매(들)은 예를들어 1,1,2-트리클로로-1,2, 2-트리플르오로에탄(플론 R-113), 에스-디클로로 테트라플르오로에탄(플론 R-114), 디클로로 디플르오로메탄(플론 R-12), 클로로디플르오로메탄(플론 R-22)등과 같은 플르오로하이드로카본을 포함한다.
2단 열펌프 시스템으로 플론 R-113, 플론 R-114, 플론 R-11등과 같은 고비점 냉매는 고온측 사이클에 사용되고, 반면에 플론 R-12, 플론 R-22등과 같은 저비점 냉매는 저온측 사이클에 사용된다.
[실시예]
본 발명을 첨부도면들을 참조해서 서술한다.
본 발명은 배출될 유체의 목적에 따라 2단 열펌프 유닛 또는 1단 열펌프 유닛에 적용가능하다.
제1a도에 도시된 2단 열펌프는 통상 순서대로 결합된 압축기(1), 가열될 유체에 대한 관통통로를 가진 응축기(2), 팽창밸브(3) 및 축열기(5)를 포함하는 고비점 냉매에 대한 고온측 사이클과 ; 순서대로 결합된 압축기(11), 팽창밸브(13), 냉각될 유체에 대한 관통통로를 가진 증발기(14) 및 축열기(15)를 포함하는 저비점 냉매에 대한 저온측 사이클로 이루어지며, 고온측 사이클의 응축기(2) 및 저온측 사이클의 증발기(14)는 직렬응축기/증발기(22)를 통해 열교환 방식으로 결합된다.
한편, 1단 열펌프 유닛은 제1b도에 도시된 바와같이 통상 순서대로 결합된 압축기(1), 가열될 유체에 대한 관통통로를 가진 응축기(2), 팽창밸브(3), 냉각될 유체에 대한 관통통로를 가진 증발기(4) 및 축열기(5)로 이루어진다.
두가지 모두의 경우에 있어서, 유체공급원으로 부터 응축기(2)의 입구(6) 속으로 도입된 가열될 유체는 완전 역유동으로 응축기를 통해 냉매로 전달되어 냉매와 열교환을 하고, 고온의 유체 또는 증기상태로 응축기(2)의 출구(7)로 부터 배출되는 것이 필요하다.
증발기 “4” 또는 “14”의 입구 “8” 또는 “18”로 부터 공급된 냉각될 유체와 냉매는 증발기 “4” 또는 “14”를 통해 역흐름 방식으로 유동하는 것이 바람직하다. 2단 열펌프 유닛의 경우에 있어서, 고비점 냉매 및 저비점 냉매는 직렬응축기/증발기(22)를 통해 역흐름 방식으로 유동하는 것이 바람직하다.
제3a 및 제3b도는 각각 본 발명에 따른 2단 열펌프 시스템의 온도구배선도 및 몰리에르선도를 도시한 것으로, 상기 고비점 냉매는 에스-디클로로 테트라 플르오로에탄(플론 R-114)이고, 이들은 각각 제5a 및 제5b도의 종래의 열펌프 작동과 비교된다.
온도 구배비교(제3a도 및 제5a도)에서 명백하듯이, 본 발명에 따른 응축기(20)의 입구에서 과열가스상태 “A”로 유지된 고비점 냉매는 응축기내에서 포화가스상태에서 포화액체상태로 (B에서 C)변화되고, 상태 변화는 제5a도에 도시된 종래의 작동방법과 유사하다. 그러나 중대한 변화는, 포화액체 상태의 냉매는 응축기(2)의 출구에서 과냉상태 “D”로 변화되고 큰 과냉도를 나타내며, 응축기의 출구(tw2)와 입구(tw1) 사이의 물쪽에서의 온도차이가 종래의 작동과 비교해서 크다는 점에서 알 수 있다.
본 발명에 따른 열펌프 사이클의 제3b도의 몰리에르 선도에 나타내졌고, 응축기(2)의 입구(6)에서 과열상태 “A”로 있는 냉매가 포화기체상태 “B”로 되는 과정에서, 엔탈피는 “i1”에서 “i2”로 변화되고 ; 냉매가 물(가열될 유체)과의 열교환에 의해 더욱 냉각되고 응축기(2)의 내부에서 일정한 압력으로 액화되고 응축되어 포화액체로 (B에서 C로)되는 과정에서 엔탈피는 “i3”로 변화되고, 냉매가 응축기(2)의 출구(7)에서 과냉상태 “D”로 있을때 엔탈피는 “i4”에 도달한다. “i3”로 부터 “i4”로의 엔탈피 변화는 제5b도의 것과 비교할 때 본 발명의 제3b도에서 훨씬 크며, 이러한 사실은 과냉도의 증가를 나타내준다. 이때 “D”에서 “E”로의 교축팽창 과정에서 냉매는 팽창밸브(3)를 통해 직렬 응축기/증발기(22)속으로 i4=i5”의 등엔탈피과정으로 유동하고, 여기서 냉매는 완전히 증발되고(E에서 F로) “i6”상태로 된다. “i6”의 엔탈피를 가진 냉매는 압축기(1) 속으로 흡입된다.
제2a도 내지 제2c도는 본 열펌프 시스템에 사용된 응축기의 한 실시예의 상세도를 나타낸 것으로, 응축기는 와이어핀(33)을 가진 주름 내부관(32) 및 외부관(31)으로 이루어진 2중관(30)으로 형성된다. 냉매는 내부관(32)과 외부관(31) 사이의 틈새를 통해 상부쪽으로 부터 유동하고, 가열될 유체는 내부관(32)를 통해 하부쪽으로 부터 유동한다.
이러한 방법으로, 본 발명의 열펌프 시스템에 따르면 약 120℃의 극도의 고온을 가진 고품질의 고온의 물 또는 증기는 응축기 입구와 출구사이의 30℃ 내지 100℃의 큰 온도차, 통상 50℃ 내지 90℃의 온도차로 배출된다. 약 7℃의 저온의 물은 단독으로 또는 고온의 물과 동시에 사용할 수 있도록 만들어진다.
본 발명의 몇가지 실시예가 서술된다.
[실시예 1]
제1a도에 도시된 바와같이 2단 열펌프 유닛은 아래의 표 2에 나타난 조건하에서 아래의 표 1에 나타난 구조를 가진 응축기와, 가열될때 유체 및 냉각될 유체로서 물과, 고온측 사이클과 저온측 사이클에 대한 냉매로서 각각 플론 R-114 및 플론 R-22를 사용해서 작동되었다.
[표 1]
Figure kpo00002
[표 2]
Figure kpo00003
주 : ＊열교환량=물의 유동률×(물의 출구온도-물의 입구온도), ＊＊과냉도=냉매의 포화온도-냉매의 출구온도.
본 발명에 따른 열펌프 사이클에서 고비점 냉매(플론 R-114)의 특성들이 측정되었고, 얻어진 몰리에르선도 값들이 종래의 열펌프 사이클과 비교해서 아래 표 3에 나타나 있다.
[표 3]
Figure kpo00004
제5b도의 몰리에르선도에 대응하는 것이다. 상기 표 3으로 부터 다음의 값들이 계산된다.
Figure kpo00005
표 3으로 부터 볼때, 과냉시 냉매액체의 엔탈피차는 종래의 열펌프 작동보다는 본 발명에서 더 크다.
더우기 응축기에서의 냉매(플론 R-14)의 과냉도와 성능계수 사이의 관계가 검토되었고, 얻어진 결과들이 아래의 표 4에 나타나 있다.
측정조건들은 다음과 같다.
ㆍ포화압력 18.2kgf/cm2
ㆍ포화온도(TC) 112.0℃
ㆍ물의 응축기 입구온도(tw1) 19.1℃
ㆍ압축기 입구에서의 엔탈피(i6) 145.4kcal/kg
ㆍ압축기 출구에서의 엔탈피(i1) 148.8kcal/kg
[표 4]
Figure kpo00006
응축기(2)의 출구(7)에서 약 99℃의 고온의 물이 약 80℃의 온도차로 배출되었고, 증발기(14)의 출구(19)에서 7℃의 저온의 물이 12℃의 입구온도로 부터 배출되었다.
[실시예 2]
제1b도에 도시된 바와같은 열펌프 유닛은 아래의 표 6과 같은 조건하에서 디클로로디플르로오메탄(플론 R-12)의 냉매, 아래의 표 5에 나타난 구조의 응축기 및 가열되고 냉각될 유체로서 물을 사용해서 운전되었다.
그결과 데이타가 또한 표 6에 나타나 있다.
[표 5]
Figure kpo00007
[표 6]
Figure kpo00008
본 열펌프 사이클의 온도 구배 및 몰리에르 선도는 각각 제4a도 및 제4b도에 도식적으로 나타나 있다.
몰리에르선도(제4b도)를 제시해 주는 열펌프시스템에서의 R-12의 특성들이 종래의 열펌프 사이클과 비교해서 표 7에 나타나 있다.
[표 7]
Figure kpo00009
주 : “A”에서 “F”까지의 부호는 제4b도의 상태들을 나타내는 것이고, “a”에서 “f”까지의 부호는 종래의 열펌프 시스템에서 제5b도에 대응하는 몰리에르 선도의 상태들을 나타낸다.
상기 표 7에서 다음의 성능값을 계산되었다.
Figure kpo00010
이러한 방법으로 약 96℃의 고온의 물이 약 76℃의 온도차로 사용되었고, 7℃의 저온의 물이 약 5℃의 온도차로 사용되었다.
지금까지 기술된 바와같이, 본 발명은 응축기에서 냉매는 가열될 유체와 역유동 방식으로 열교환을 하고 냉매포화 온도와 응축기 입구 온도 사이에서 온도차의 최소한 20%의 과냉도로 냉매 응축물이 과냉됨으로써, 과냉시 냉매액체의 엔탈피 차이가 증가되고 입구와 출구 온도 사이의 온도차가 증가되는 열펌프 사이클을 가지는 열펌프 시스템을 제공해준다. 따라서 유체의 유동률 및 유체의 입구와 출구 온도 사이의 온도차에 따라 결정되는 열교환량은 심지어 작은 유체 유동률로도 증가된다. 그러므로 열교환효율 뿐 아니라 물과 같은 유체의 출구 온도를 훨씬 높일 수 있다.
역유동과정에 의해 실행된 과냉 영역에서의 높은 과냉도 및 증가된 엔탈피 차이는 성능계수를 향상시키고 이용 가능한 120℃ 고온의 고품질일 물을 순간적으로 만들 수 있게 한다. 더우기, 냉매의 유동률이 감소될 수 있기 때문에 압축기의 용량을 줄일 수 있음으로 설치비용 및 운전비용을 감소시킬 수 있다.

Claims (12)

  1. 순서대로 결합된 압축기, 응축기, 팽창밸브 및 증발기를 포함하는 냉매의 열펌프 사이클로 이루어지는 열펌프 시스템에 있어서, 상기 응축기가 가열될 유체에 대한 관통통로를 더 포함하고, 상기 응축기가 냉매와 유체 사이에서 완전 역유동 형태의 2중관 또는 다중관 구조의 열교환기로 구성되며, 시스템이 운전될 때 상기 냉매가 역유동 방식으로 유체와 열교환을 행하는 동안 상기 냉매가 액화되고 응축된 후에 냉매의 포화온도와 유체의 응축기 입구온도 사이의 온도차의 최소한 20%의 과냉도로 냉각되도록 상기 응축기가 작동됨으로써, 고온의 유체가 응축기의 출구로 부터 배출되도록 된 것을 특징으로 하는 열펌프 시스템.
  2. 제1항에 있어서, 상기 증발기가 냉각될 유체에 대한 관통통로를 더 포하므로써, 저온의 유체 또는 고온의 유체 및 저온의 유체가 배출되도록 된 것을 특징으로 하는 열펌프 시스템.
  3. 제2항에 있어서, 상기 증발기가 냉매와 유체 사이에 완전 역유동 형태의 열교환기로 구성되도록 된 것을 특징으로 하는 열펌프 시스템.
  4. 제1항에 있어서, 상기 응축기가 유체의 입구 온도보다 30℃ 내지 100℃ 높은 출구 온도를 가진 고온의 유체를 배출하도록 된 것을 특징으로 하는 열펌프 시스템.
  5. 제1항에 있어서, 상기 응축기가 유체의 입구온도 보다 50℃ 내지 90℃ 높은 출구온도를 가지는 고온의 유체를 배출하도록 된 것을 특징으로 하는 열펌프 시스템.
  6. 제1항에 있어서, 상기 응축기가 유체의 출구온도가 냉매의 포화온도보다 높게 작동하도록 된 것을 특징으로 하는 열펌프 시스템.
  7. 압축기, 응축기 및 팽창밸브를 포함하는 고비점 냉매의 고온측 열펌프 사이클과 ; 압축기, 팽창밸브 및 증발기를 포함하는 저비점 냉매의 저온측 열펌프 사이클과 ; 상기 고온측 열펌프 사이클의 압축기와 팽창밸브 사이와, 상기 저온측 열펌프 사이클의 압축기기와 팽창밸브 사이의 위치에서 양 사이클을 상호 결합시키는 직렬 응축기/증발기로 이루어지는 열펌프 시스템에 있어서, 상기 응축기가 가열될 유체에 대한 관통통로를 더 포함하며, 상기 응축기가 상기 고비점 냉매와 유체 사이에서 완전 역유동 형태의 2중관 또는 다중관 구조의 열교환기로 구성되며, 시스템이 운전될때 상기 고비점냉매가 유체와 역유동 방식으로 열교환을 행하는 동안 상기 고비점 냉매가 액화되고 응축된 후에 고비점 냉매의 포화온도와 유체의 응축기 입구온도 사이의 온도차의 최소한 20%의 과냉도로 냉각되도록 상기 응축기가 작동됨으로써, 고온의 유체가 상기 응축기의 출구로 부터 배출되도록 된 것을 특징으로 하는 열펌프 시스템.
  8. 제7항에 있어서, 상기 증발기가 냉각될 유체에 대한 관통통로를 더 포함하므로써, 고온의 유체 및 저온의 유체가 동시에 배출되도록 된 것을 특징으로 하는 열펌프 시스템.
  9. 제8항에 있어서, 상기 증발기가 저비점 냉매와 냉각될 유체 사이에 완전 역유동 형태의 열교환기로 이루어지고, 상기 직렬 응축기/증발기가 양 냉매들 사이에 완전 역유동 형태의 열교환기로 이루어지도록 된 것을 특징으로 하는 열펌프 시스템.
  10. 제7항에 있어서, 상기 응축기가 유체의 입구온도 2보다 30℃ 내지 100℃ 높은 출구 온도를 가지는 고온의 유체를 배출하도록 된 것을 특징으로 하는 열펌프 시스템.
  11. 제7항에 있어서, 상기 응축기가 유체의 입구 온도보다 50℃ 내지 90℃ 높은 출구 온도를 가지는 고온의 유체를 배출하도록 된 것을 특징으로 하는 열펌프 시스템.
  12. 제9항에 있어서, 상기 응축기가 유체의 입구 온도보다 50℃ 내지 90℃ 높은 출구 온도를 가지는 고온의 유체를 배출하도록 된 것을 특징으로 하는 열펌프 시스템.
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