WO2011142415A1 - 蒸気システム - Google Patents

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WO2011142415A1
WO2011142415A1 PCT/JP2011/060938 JP2011060938W WO2011142415A1 WO 2011142415 A1 WO2011142415 A1 WO 2011142415A1 JP 2011060938 W JP2011060938 W JP 2011060938W WO 2011142415 A1 WO2011142415 A1 WO 2011142415A1
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WO
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pressure
compressor
temperature
steam
heat pump
Prior art date
Application number
PCT/JP2011/060938
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English (en)
French (fr)
Inventor
真嘉 金丸
昭典 川上
昭生 森田
Original Assignee
三浦工業株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K25/00—Plants or engines characterised by use of special working fluids, not otherwise provided for; Plants operating in closed cycles and not otherwise provided for
    • F01K25/08—Plants or engines characterised by use of special working fluids, not otherwise provided for; Plants operating in closed cycles and not otherwise provided for using special vapours
    • F01K25/10—Plants or engines characterised by use of special working fluids, not otherwise provided for; Plants operating in closed cycles and not otherwise provided for using special vapours the vapours being cold, e.g. ammonia, carbon dioxide, ether
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F22—STEAM GENERATION
    • F22B—METHODS OF STEAM GENERATION; STEAM BOILERS
    • F22B1/00—Methods of steam generation characterised by form of heating method
    • F22B1/28—Methods of steam generation characterised by form of heating method in boilers heated electrically
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F22—STEAM GENERATION
    • F22B—METHODS OF STEAM GENERATION; STEAM BOILERS
    • F22B35/00—Control systems for steam boilers
    • F22B35/005—Control systems for instantaneous steam boilers
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02E—REDUCTION OF GREENHOUSE GAS [GHG] EMISSIONS, RELATED TO ENERGY GENERATION, TRANSMISSION OR DISTRIBUTION
    • Y02E20/00—Combustion technologies with mitigation potential
    • Y02E20/12—Heat utilisation in combustion or incineration of waste

Definitions

  • the present invention relates to a steam system including a heat pump and a boiler.
  • This application claims priority based on Japanese Patent Application No. 2010-112651 filed in Japan on May 14, 2010 and Japanese Patent Application No. 2010-155967 filed in Japan on July 8, 2010. Is hereby incorporated by reference.
  • the steam generation system (S1) includes a heat pump (10), a first steam generation device (ST1), a gas turbine device (100), and a second steam generation device (ST2).
  • the first steam generator (ST1) generates steam by heat transfer from the heat pump (10)
  • the second steam generator (ST2) uses the exhaust heat from the gas turbine device (100) to generate steam. Is generated.
  • JP 2008-45807 A (Claim 1, Claim 2, Paragraph No. 0015, FIG. 1)
  • desired steam is obtained by pressurization by the compressor (30) and water injection by the nozzle (35), and each steam generator (ST1, ST2).
  • the heat pump (10) is not substantially controlled in relation to the steam.
  • the steam from the first steam generator (ST1) using the heat pump (10) is also joined with the steam from the second steam generator (ST2) using the exhaust gas boiler (130). Therefore, it is difficult to obtain the desired steam even if the pressure increase by the compressor (30) and the water injection by the nozzle (35) are controlled.
  • the amount of steam generated cannot be adjusted according to the change of the steam usage load in the steam-using facility. For this reason, if the amount of steam used in the steam-using facility increases, it becomes impossible to supply steam having a desired steam pressure. Conversely, if the amount of steam used in the steam-using facility decreases or disappears, the steam remains.
  • the problem to be solved by the present invention is to make it possible to cope with changes in the use load of steam in a steam system including a heat pump and a boiler. It is another object of the present invention to make it possible to stably supply steam to steam-using equipment even when the temperature of the heat source changes.
  • the present invention has been made to solve the above problems, and the invention according to claim 1 is characterized in that a compressor, a condenser, an expansion valve, and an evaporator are sequentially connected in an annular manner to circulate a refrigerant, and the condensation is performed.
  • a heat pump that generates steam by exchanging heat between the refrigerant and water in a condenser, a boiler that generates steam and merges the steam with steam from the condenser, steam from the condenser, and steam from the boiler
  • a pressure sensor provided at a position where the pressure of the combined steam with the steam can be detected, and the compressor and the boiler are controlled based on the pressure detected by the pressure sensor.
  • the compressor and the boiler are controlled based on the detected pressure of the pressure sensor provided at a position where the pressure of the combined steam of the steam from the heat pump and the steam from the boiler can be detected.
  • desired steam can be obtained from one or both of the heat pump and the boiler. Accordingly, it is possible to cope with a change in the use load of steam in the steam use facility.
  • the compressor is controlled to maintain the detected pressure of the pressure sensor at a first set pressure, and the boiler maintains the detected pressure of the pressure sensor at a second set pressure.
  • the operation of the heat pump can be prioritized by lowering the set pressure of the boiler below the control pressure of the heat pump. Moreover, even if the temperature of the heat source of the heat pump decreases or the heat source of the heat pump temporarily disappears, the steam can be stably supplied from the boiler to the steam using facility.
  • heat is exchanged between the refrigerant and the fluid to be cooled to cool the fluid to be cooled, and based on a detected temperature of a temperature sensor provided on the outlet side of the evaporator.
  • steam can be generated by pumping up the heat of the fluid to be cooled, such as waste water discharged from a factory. Further, the compressor can be controlled based on the temperature of the fluid to be cooled after passing through the evaporator.
  • the amount of fluid to be cooled supplied to the evaporator is controlled so as to maintain the temperature detected by the temperature sensor at the first set temperature, and the temperature detected by the temperature sensor is set to the second set temperature.
  • the efficiency of the heat pump can be stabilized by maintaining the evaporator outlet temperature as desired.
  • the compressor is proportionally controlled or PID in a range between the first upper limit pressure and the first lower limit pressure based on the detected pressure of the pressure sensor and using the first upper limit pressure as a set value.
  • Control or proportional control or PID control of the compressor in the range between the second upper limit temperature and the second lower limit temperature and using the second lower limit temperature as a set value based on the detected temperature of the temperature sensor, and the set timing The first deviation rate and the second deviation rate are obtained by the following equation, and the compressor is controlled by the smaller deviation rate of the control by the pressure sensor and the control by the temperature sensor.
  • Item 4 The steam system according to Item 3.
  • First deviation rate (first upper limit pressure-current pressure) / (first upper limit pressure-first lower limit pressure)
  • Second deviation rate (current temperature-second lower limit temperature) / (second upper limit temperature-second lower limit temperature)
  • the frequency at which the compressor stops can be reduced by appropriately switching to the control with the smaller deviation rate. Moreover, even if it stops, it can transfer to a stop state gradually. Furthermore, there is no need to manually set pressure control or temperature control.
  • the compressor is proportionally controlled or PID in a range between the first upper limit pressure and the first lower limit pressure and using the first upper limit pressure as a set value based on the detected pressure of the pressure sensor.
  • Control or proportional control or PID control of the compressor in the range between the second upper limit temperature and the second lower limit temperature and using the second lower limit temperature as a set value based on the detected temperature of the temperature sensor, and the set timing The steam system according to claim 3, wherein the compressor is controlled by a smaller one.
  • the frequency at which the compressor stops can be reduced by appropriately switching to the control with the smaller operation amount. Moreover, even if it stops, it can transfer to a stop state gradually. Furthermore, there is no need to manually set pressure control or temperature control.
  • the invention according to claim 7 includes a plurality of heat pumps, heat exchange is performed between the refrigerant and the fluid to be cooled in the evaporator of the lowermost heat pump, and steam is generated in the condenser of the uppermost heat pump, Based on the detected pressure of the pressure sensor, in the range between the first upper limit pressure and the first lower limit pressure, and the first upper limit pressure as a set value, proportional control or PID control of the compressor of the uppermost heat pump, Based on the temperature detected by the temperature sensor, the pressure sensor performs proportional control or PID control of the compressor of the lowermost heat pump in the range between the second upper limit temperature and the second lower limit temperature, with the second lower limit temperature as a set value.
  • the frequency at which each compressor stops can be reduced by appropriately switching to the control with the smaller deviation rate. Moreover, even if it stops, it can transfer to a stop state gradually. Furthermore, there is no need to manually set pressure control or temperature control.
  • the invention according to claim 8 includes a plurality of heat pumps, heat exchange is performed between the refrigerant and the fluid to be cooled in the evaporator of the lowermost heat pump, and steam is generated in the condenser of the uppermost heat pump, Based on the detected pressure of the pressure sensor, in the range between the first upper limit pressure and the first lower limit pressure, and the first upper limit pressure as a set value, proportional control or PID control of the compressor of the uppermost heat pump, Based on the temperature detected by the temperature sensor, the pressure sensor performs proportional control or PID control of the compressor of the lowermost heat pump in the range between the second upper limit temperature and the second lower limit temperature, with the second lower limit temperature as a set value.
  • the compressor of the uppermost heat pump When the compressor of the uppermost heat pump is controlled based on the detected pressure of each, the compressor of each lower heat pump is the refrigerant of the condenser of that stage or the evaporator of the upper stage.
  • the compressor of the lowermost heat pump is controlled based on the pressure detected by the temperature sensor and the compressor of the lowermost heat pump is controlled by the evaporator of the upper stage or the condenser of the lower stage.
  • the first operation amount (y1) of the compressor of the uppermost heat pump in the control by the pressure sensor and the first operation amount of the compressor of the lowermost heat pump in the control by the temperature sensor are controlled based on the pressure of the refrigerant.
  • a value (y1 / y2) of the ratio of the first manipulated variable (y1) to the second manipulated variable (y2) is obtained from the two manipulated variables (y2), and if this value is less than a preset constant, 4.
  • control is performed by a pressure sensor, while control by the temperature sensor is performed if the pressure is equal to or greater than the constant.
  • the frequency at which each compressor stops can be reduced by appropriately switching to the control with the smaller operation amount. Moreover, even if it stops, it can transfer to a stop state gradually. Furthermore, there is no need to manually set pressure control or temperature control.
  • the invention according to claim 9 is configured such that the steam from the condenser and the steam from the boiler are joined together via check valves, and the pressure sensor is more than the check valves.
  • the steam from the boiler is prevented from flowing back to the condenser while the heat pump is stopped, and conversely, the steam from the heat pump flows back to the boiler while the boiler is stopped. Is prevented.
  • the invention according to claim 10 comprises a plurality of the heat pumps, wherein the steam from the condensers of the heat pumps and the steam from the boilers are merged with each other, and the steam from the condensers of the heat pumps
  • the pressure sensor is provided at a position where the pressure of the combined steam with the steam from the boiler can be detected, and the compressors of the heat pumps are controlled using a plurality of different first set pressures.
  • the plurality of heat pumps when the pressure rises, the plurality of heat pumps can be stopped in order, and when the pressure falls, the plurality of heat pumps can be operated in order.
  • the invention according to claim 11 includes a plurality of the boilers, and is configured such that the steam from the condenser of the heat pump and the steam from each of the boilers merge with each other, and the steam from the condenser of the heat pump and the
  • the pressure sensor is provided at a position where the pressure of the combined steam with the steam from each boiler can be detected, and each of the boilers is controlled using a plurality of different second set pressures.
  • the steam system according to any one of Items 2 to 10.
  • the plurality of boilers when the pressure rises, the plurality of boilers can be stopped in order, and when the pressure drops, the plurality of boilers can be operated in order.
  • the invention according to claim 12 forcibly stops the compressor when the detected pressure of the pressure sensor exceeds the upper limit value or the temperature of the fluid to be cooled at the inlet or outlet of the evaporator exceeds the upper limit value.
  • the compressor when the vapor pressure or the temperature of the fluid to be cooled exceeds the upper limit value, the compressor can be forcibly stopped to improve safety.
  • the invention according to claim 13 is provided by exhaust water from a factory, cooling water for the lubricating oil of the compressor, cooling water for the compressor, jacket cooling water for the compressor engine, and the boiler. At least one of the cooling water of the exhaust gas is supplied to the condenser, supplied to the evaporator, or supplied to the boiler, or is heat-exchanged with the supplied water.
  • the steam system according to any one of Items 1 to 12.
  • waste water supplied from a factory or the like, or water heated by using as various cooling water is supplied to a condenser, supplied to an evaporator, or supplied to a boiler. Or heat exchange with these feed waters to warm the feed water.
  • a fuel-fired boiler or the like can be provided in addition to the steam generating heat pump, and steam can be stably supplied to the steam-using equipment while giving priority to steam generation by the heat pump.
  • FIG. 2 It is the schematic which shows one Example of the steam system of this invention. It is the schematic which shows the vapor pressure and the state of a boiler and a compressor in the steam system of FIG. It is a figure which shows the modification of FIG. In FIG. 2, it is a figure which shows the case where there are two or more boilers and compressors. It is the schematic which shows the water temperature and the state of a bypass valve and a compressor in the steam system of FIG. It is a figure which shows the modification of FIG. It is the schematic which shows an example of a vapor
  • FIG. 1 is a schematic view showing an embodiment of the steam system of the present invention.
  • the steam system 1 of this embodiment includes a heat pump 2 and a boiler 3.
  • the heat pump 2 is a vapor compression heat pump, and includes a compressor 4, a condenser 5, an expansion valve 6, and an evaporator 7 that are sequentially connected in an annular shape.
  • the compressor 4 compresses the gas refrigerant to a high temperature and a high pressure.
  • the condenser 5 condenses and liquefies the gas refrigerant from the compressor 4.
  • the expansion valve 6 allows the liquid refrigerant from the condenser 5 to pass therethrough, thereby reducing the pressure and temperature of the refrigerant.
  • the evaporator 7 evaporates the refrigerant from the expansion valve 6.
  • the heat pump 2 in the evaporator 7, the refrigerant takes heat from the outside and vaporizes, while in the condenser 5, the refrigerant dissipates heat to the outside and condenses.
  • the heat pump 2 is used in the evaporator 7 with hot water (for example, exhausted hot water discharged from a factory), air (including air having heat such as discharge air from an air compressor), or Heat is taken up from the exhaust gas and the water is heated in the condenser 5 to generate steam.
  • the water supply to the condenser 5 is preferably pure water or soft water in order to prevent adhesion of scale (deposited in water) to the heat exchanger constituting the condenser 5.
  • the refrigerant used for the heat pump 2 is not particularly limited, but is a hydrofluorocarbon (HFC) having 4 or more carbon atoms or a mixture obtained by adding water and / or a fire extinguishing liquid, alcohol (for example, ethyl alcohol or methyl alcohol) or water And what added fire extinguishing liquid, or water (for example, pure water or soft water) is used suitably.
  • HFC hydrofluorocarbon
  • the heat pump 2 is not limited to a single stage but may be a plurality of stages. In the case of a plurality of stages, the evaporator 7 of the lowermost heat pump 2 draws heat from hot water, air, exhaust gas, etc., and the condenser 5 of the uppermost heat pump 2 warms the water to generate steam.
  • the term “evaporator 7” refers to the evaporator 7 of the lowermost stage heat pump 2. Is the condenser 5 of the uppermost heat pump 2.
  • the condenser 5 is not particularly limited as long as it is configured to exchange heat without mixing refrigerant and water.
  • a plate heat exchanger or a shell and tube heat exchanger is used.
  • a desired amount of water is stored in the condenser 5 by controlling water supply to the condenser 5.
  • the refrigerant from the condenser 5 to the expansion valve 6 and the refrigerant from the evaporator 7 to the compressor 4 are not mixed.
  • a liquid gas heat exchanger (not shown) for heat exchange may be installed.
  • the refrigerant from the evaporator 7 to the compressor 4 is superheated by the refrigerant from the condenser 5 to the expansion valve 6 by the liquid gas heat exchanger.
  • the coefficient of performance (COP) of the heat pump 2 can be increased by increasing the enthalpy on the inlet side of the compressor 4 and thereby also increasing the enthalpy on the outlet side of the compressor 4.
  • the disadvantage that the liquid refrigerant is supplied to the compressor 4 can be prevented.
  • the uppermost heat pump 2 is not provided with a liquid gas heat exchanger. By not providing a liquid gas heat exchanger in the uppermost heat pump 2 that is high temperature and pressure, temperature rise on the outlet side of the compressor 4 can be prevented, and deterioration of the lubricating oil in the compressor 4 can be prevented. Can do.
  • a subcooler (not shown) may be provided between the condenser 5 and the expansion valve 6 as desired.
  • the subcooler is an indirect heat exchanger between the refrigerant from the condenser 5 to the expansion valve 6 and the feed water to the condenser 5.
  • the subcooler can supercool the refrigerant from the condenser 5 to the expansion valve 6 by supplying water to the condenser 5, and can add water to the condenser 5 by using the refrigerant from the condenser 5 to the expansion valve 6. Can be warmed.
  • the heat exchange between the refrigerant and water is divided into the subcooler as a heat exchange part by sensible heat and the condenser 5 as a heat exchange part mainly by latent heat, so that the heat transfer efficiency can be improved.
  • the compressor 4 includes a compressor body and a driving device for the compressor, and the driving device includes an engine (typically a gas engine or a diesel engine) and / or a motor.
  • the drive device is on / off controlled.
  • a power transmission device (clutch and / or transmission) from the drive device to the compressor main body is provided between the compressor main body and the drive device, and whether or not power is transmitted from the drive device to the compressor main body, The power transmission device is controlled to change the amount.
  • the motor which comprises a drive device is controlled by an inverter, and the rotation speed (it can also be said to be a rotational speed) of a motor is changed.
  • the engine output constituting the drive device is controlled to change the engine output.
  • the compressor main body is controlled in order to mechanically adjust the refrigerant discharge flow rate (including the case where the discharge flow rate is changed by adjusting the suction side) of the compressor main body.
  • a plurality of them may be combined to control the compressor 4.
  • the boiler 3 is typically a fuel-fired boiler or an electric boiler.
  • the fuel-fired boiler is a device that vaporizes water by burning fuel, and the presence or amount of combustion is adjusted so as to maintain the vapor pressure (detected pressure of a pressure sensor 8 described later) as desired.
  • the electric boiler is a device that vaporizes water with an electric heater, and the presence or amount of power supplied to the electric heater is adjusted so that the vapor pressure (detected pressure of a pressure sensor 8 described later) is maintained as desired. Is done.
  • the boiler 3 is not limited to a fuel-fired boiler or an electric boiler, and may be a waste heat boiler or the like.
  • the waste heat boiler is a device that vaporizes water using waste heat, and whether or not waste heat is supplied to the waste heat boiler so as to maintain the steam pressure (detected pressure of a pressure sensor 8 described later) as desired. And the amount is adjusted.
  • the heat source is not particularly limited, and for example, exhaust gas from the engine of the compressor 4 or waste heat from the SOFC (solid oxide fuel cell) can be used.
  • the steam path 9 from the condenser 5 and the steam path 10 from the boiler 3 are configured to join (for example, piping to join). This merging can also be performed using a steam header. Note that check valves 11 and 12 are respectively provided in the steam path 9 from the condenser 5 and the steam path 10 from the boiler 3 before the junction. This prevents the steam from the boiler 3 from flowing back to the condenser 5 while the heat pump 2 is stopped, and conversely prevents the steam from the heat pump 2 from flowing back to the boiler 3 while the boiler 3 is stopped.
  • a pressure sensor 8 is provided at a position where the pressure of the combined steam of the steam from the heat pump 2 (specifically, the condenser 5) and the steam from the boiler 3 can be detected.
  • the pressure sensor 8 is provided in the steam path 13 after the steam from the condenser 5 and the boiler 3 is merged, but the steam from the heat pump 2 and the steam from the boiler 3 are combined with a steam header.
  • the pressure sensor 8 may be provided in the steam header.
  • the steam path 9 from the condenser 5 may be upstream from the junction, or the steam path 10 from the boiler 3 and upstream from the junction. May be provided.
  • the check valves 11 and 12 are provided, they are provided on the downstream side of the check valves 11 and 12.
  • the heat pump 2 and the boiler 3 are controlled based on the pressure detected by the pressure sensor 8.
  • the compressor 4 of the heat pump 2 and the combustion of the boiler 3 are controlled.
  • FIG. 1 a plurality of heat pumps 2 may be arranged in parallel.
  • the steam from the condenser 5 of each heat pump 2 and the steam from the boiler 3 are configured to merge with each other.
  • the pressure sensor 8 is provided in the position which can detect the pressure of the confluence
  • the compressor 4 and the boiler 3 of each heat pump 2 are controlled.
  • FIG. 1 only one boiler 3 is shown, but a plurality of boilers 3 may be provided.
  • the steam from the condenser 5 of the heat pump 2 and the steam from each boiler 3 are configured to merge with each other.
  • the pressure sensor 8 is provided in the position which can detect the pressure of the combined steam of the steam from the condenser 5 of the heat pump 2 and the steam from each boiler 3. Based on the detected pressure of the pressure sensor 8, the compressor 4 and each boiler 3 of the heat pump 2 are controlled.
  • both the heat pump 2 and the boiler 3 may be plural.
  • the steam from the condenser 5 of each heat pump 2 and the steam from each boiler 3 are configured to merge with each other.
  • the pressure sensor 8 is provided in the position which can detect the pressure of the confluence
  • FIG. Based on the pressure detected by the pressure sensor 8, the compressor 4 and each boiler 3 of each heat pump 2 are controlled.
  • the compressor 4 and the boiler 3 of the heat pump 2 are controlled based on the pressure detected by the pressure sensor 8.
  • the compressor 4 is controlled to maintain the detected pressure of the pressure sensor 8 at the first set pressure P1
  • the boiler 3 is controlled to maintain the detected pressure of the pressure sensor 8 at the second set pressure P2. Is done.
  • the second set pressure P2 is set lower than the first set pressure P1
  • steam generation by the heat pump 2 can be prioritized over steam generation by the boiler 3.
  • FIG. 2 is a schematic diagram showing the detected pressure of the pressure sensor 8, the operating state of the boiler 3, and the operating state of the heat pump 2.
  • the heat pump 2 is turned on / off at the first set pressure P1 and the boiler 3 is turned on / off at the second set pressure P2.
  • a differential (operation gap) is set for each of the first set pressure P1 and the second set pressure P2.
  • the compressor 4 may be proportionally controlled or PID-controlled by adjusting the rotational speed, for example, instead of on / off control of driving and stopping thereof.
  • the boiler 3 is not on-off control (for example, combustion and its stop in a fuel-fired boiler), but three-position control (for example, high-combustion, low-combustion and stop in a fuel-fired boiler), or proportional control or PID control (for example, fuel-fired boiler). The boiler may adjust the combustion amount).
  • the set pressure during low combustion corresponds to the second set pressure P2, and the set pressure during high combustion is set lower than that.
  • the differential (or proportional band) P1H to P1L of the first set pressure P1 and the differential (or proportional band) P2H to P2L of the second set pressure P2 do not overlap. You may overlap. That is, the second upper limit pressure P2H may be set higher than the first lower limit pressure P1L.
  • the first upper limit pressure P1H and the first lower limit pressure P1L are set for the first set pressure P1, and when the pressure detected by the pressure sensor 8 exceeds the first upper limit pressure P1H when the pressure rises, the compressor 4 When the pressure is lowered and the pressure sensor 8 detects a pressure lower than the first lower limit pressure P1L, the compressor 4 is driven.
  • the second upper limit pressure P2H and the second lower limit pressure P2L are set.
  • the boiler 3 stops when the pressure exceeds the second upper limit pressure P2H. When it becomes less than the lower limit pressure P2L, the boiler 3 operates.
  • the compressor 4 is proportionally controlled in the range between the first upper limit pressure P1H and the first lower limit pressure P1L and using the first upper limit pressure P1H as a set value (target value). .
  • the rotation speed of the compressor 4 is changed.
  • the boiler 3 is proportionally controlled in the range between the second upper limit pressure P2H and the second lower limit pressure P2L and using the second upper limit pressure P2H as a set value (target value).
  • the amount of combustion may be adjusted in the case of a fuel-fired boiler, the amount of power supplied to the electric heater in the case of an electric boiler, and the amount of heat supplied in the case of a waste heat boiler.
  • the compressor 4 stops, and at less than the first lower limit pressure P1L, the compressor 4 operates at full load.
  • PID control may be performed instead of proportional control.
  • the water temperature on the outlet side of the evaporator 7 is monitored by a temperature sensor 14 to be described later, and if this temperature falls below the lower limit value, a desired steam cannot be obtained even if the heat pump 2 is operated. 4 may be stopped.
  • steam can be stably supplied to the steam using equipment while giving priority to the operation of the heat pump 2. That is, while giving priority to the operation of the heat pump 2, when that is not enough, the steam from the boiler 3 can be sent to the steam using facility.
  • FIG. 4 is a diagram showing a modification of FIG. 2 and shows an example in which both the boiler 3 and the heat pump 2 are plural.
  • the compressor 4 of each heat pump 2 (2A, 2B,%) May be controlled using a plurality of first set pressures P1 (P1 ′, P1 ′′,...) That are different from each other. . Thereby, when the pressure rises, the plurality of heat pumps 2 are stopped in order, and when the pressure drops, the plurality of heat pumps 2 start to operate in order.
  • the first set pressure P1 ′ of the first heat pump 2A and the first set pressure P1 ′′ of the second heat pump 2B are set to be shifted from each other, and the compressors 4 and 4 of the heat pumps 2A and 2B are Be controlled. Specifically, when the pressure rises, the first heat pump 2A stops first when the pressure becomes P1 ′ or higher, and the second heat pump 2B also stops when the pressure becomes higher than P1 ′′. Further, when the pressure drops, the second heat pump 2B starts operation when the pressure is less than P1 ′′, and the first heat pump 2A also starts operation when the pressure is less than P1 ′.
  • each boiler 3 (A, 3B,%) May be controlled using a plurality of different second set pressures P2 (P2 ′, P2 ′′,).
  • P2 P2 ′, P2 ′′
  • the second set pressure P2 ′ of the first boiler 3A and the second set pressure P2 ′′ of the second boiler 3B are set to be shifted from each other, thereby controlling the boilers 3A and 3B. Specifically, when the pressure rises, first boiler 3A stops when P2 ′ or higher is reached, and second boiler 3B also stops when P2 ′′ or higher is reached. Further, when the pressure drops, the second boiler 3B starts operation when it becomes less than P2 ′′, and the first boiler 3A also starts operation when it becomes less than P2 ′.
  • the boilers 3 to be started and stopped are preferably switched as follows. That is, when stopping any one, it is good to stop the boiler 3 with long operation time, and when driving any one, drive the boiler 3 with short operation time.
  • the steam system 1 of the present embodiment may control the compressor 4 based on the water temperature after passing through the evaporator 7 in addition to controlling the compressor 4 based on the steam pressure from the condenser 5. .
  • a temperature sensor 14 is provided in the evaporator 7 or the drainage passage 15 therefrom, and the heat pump 2 is based on the detection signal of the temperature sensor 14.
  • the compressor 4 is controlled. In the case of such a configuration, it is possible to reliably cool the hot water to the desired temperature in the evaporator 7.
  • the boiler 3 is added to the steam system 1. By controlling the boiler 3 based on the detection signal of the pressure sensor 8, steam can be stably supplied to the steam-using equipment.
  • the water supply / drainage for the evaporator 7 is configured as shown in FIG. That is, the water supply path 16 to the evaporator 7 and the drainage path 15 from the evaporator 7 are connected by the bypass path 17, and the drainage path 15 is provided with the temperature sensor 14 upstream from the junction with the bypass path 17. It is done.
  • the temperature sensor 14 monitors the water temperature on the outlet side of the evaporator 7.
  • bypass flow rate flowing to the drainage channel 15 via the bypass channel 17 without passing through the evaporator 7 can be adjusted.
  • a bypass valve 18 composed of a three-way valve is provided at a branch portion between the water supply passage 16 and the bypass passage 17.
  • a valve may be provided in the water supply path 16 and / or the bypass path 17 downstream from the branching section so that the bypass flow rate can be adjusted.
  • the flow rate through the evaporator 7 is adjusted by adjusting the bypass flow rate.
  • FIG. 5 is a schematic diagram showing the temperature detected by the temperature sensor 14, the open / close state of the bypass valve 18, and the operating state of the compressor 4.
  • the bypass valve 18 is opened / closed at the first set temperature T1 and the compressor 4 is turned on / off at the second set temperature T2
  • the bypass valve 18 is on / off controlled
  • water supply to the bypass passage 17 is completely stopped
  • the bypass valve 18 is opened
  • water supply to the bypass passage 17 is stopped.
  • water may be supplied to the evaporator 7 and the bypass passage 17 at a predetermined rate, or water supply to the evaporator 7 may be stopped.
  • the compressor 4 is stopped and the bypass valve 18 is closed, assuming that the desired steam cannot be obtained even when the heat pump 2 is operated. In this state, the steam from the boiler 3 is supplied to the steam using facility. And if it becomes 2nd preset temperature T2 or more, the compressor 4 will act
  • FIG. When the temperature detected by the temperature sensor 14 is equal to or higher than the first set temperature T1, the bypass valve 18 is opened, and the heat pump 2 is protected. It should be noted that when the temperature detected by the temperature sensor 14 further rises and exceeds the upper limit value TH, the compressor 4 should be forcibly stopped.
  • a differential (operation gap) is set for each of the first set temperature T1 and the second set temperature T2.
  • the compressor 4 and the bypass valve 18 may be proportionally controlled as well as on / off control.
  • the differential (or proportional band) T1H to T1L of the first set temperature T1 and the differential (or proportional band) T2H to T2L of the second set temperature T2 do not overlap, but part of them. You may overlap. That is, the second upper limit temperature T2H may be set higher than the first lower limit temperature T1L.
  • the on / off control in which differentials are respectively set for the first set temperature T1 and the second set temperature T2 will be described.
  • the first upper limit temperature T1H and the first lower limit temperature T1L are set for the first set temperature T1
  • the bypass valve 18 is closed.
  • a second upper limit temperature T2H and a second lower limit temperature T2L are set.
  • the compressor 4 operates when the temperature exceeds the second upper limit temperature T2H.
  • the compressor 4 stops.
  • the bypass valve 18 is proportionally controlled based on the temperature detected by the temperature sensor 14 within the range between the first upper limit temperature T1H and the first lower limit temperature T1L and with the first lower limit temperature T1L as a set value (target value). . Further, based on the temperature detected by the temperature sensor 14, the compressor 4 is proportionally controlled in the range between the second upper limit temperature T2H and the second lower limit temperature T2L and using the second lower limit temperature T2L as a set value (target value).
  • the bypass valve 18 is fully closed below the first lower limit temperature T1L, and the bypass valve 18 is fully opened above the first upper limit temperature T1H.
  • the compressor 4 will stop, and if it is 2nd upper limit temperature T2H or more, the compressor 4 carries out full load operation.
  • PID control may be performed instead of proportional control.
  • the vapor pressure is monitored by the pressure sensor 8 described above, and if this pressure exceeds the upper limit value, it is not necessary to operate the heat pump 2 to generate steam, so the compressor 4 should be stopped.
  • the bypass valve 18 may be a self-regulating temperature control valve that is opened and closed in the same manner as this control, in addition to being controlled based on the temperature detected by the temperature sensor 14.
  • the compressor 4 is controlled based on the detected pressure of the pressure sensor 8 (FIGS. 2 and 3), or alternatively, controlled based on the detected temperature of the temperature sensor 14 (FIG. 5). , FIG. 6). However, the compressor 4 may be controlled based on both the pressure sensor 8 and the temperature sensor 14.
  • FIG. 3 This can be said to be a combination of the control according to FIG. 3 and the control according to FIG.
  • the compressor 4 can be proportionally controlled based on the pressure detected by the pressure sensor 8 in a range between the first upper limit pressure P1H and the first lower limit pressure P1L and using the first upper limit pressure P1H as a set value. Further, the compressor 4 can be proportionally controlled based on the temperature detected by the temperature sensor 14 in a range between the second upper limit temperature T2H and the second lower limit temperature T2L and using the second lower limit temperature T2L as a set value. Then, at the set timing (for example, every set time), the first deviation rate ⁇ 1 and the second deviation rate ⁇ 2 are obtained by the following formulas, and the control with the pressure sensor 8 and the control with the temperature sensor 14 has the smaller deviation rate.
  • the compressor 4 may be controlled by switching to the above control.
  • the compressor 4 may be proportionally controlled based on the detected pressure of the pressure sensor 8, and when the relationship of ⁇ 1> ⁇ 2, the compression is performed based on the detected temperature of the temperature sensor 14.
  • the machine 4 may be proportionally controlled.
  • the current pressure P is a pressure detected by the pressure sensor 8, and the current temperature T is a temperature detected by the temperature sensor 14.
  • First deviation rate ⁇ 1 (first upper limit pressure P1H ⁇ current pressure P) / (first upper limit pressure P1H ⁇ first lower limit pressure P1L)
  • Second deviation rate ⁇ 2 (current temperature T ⁇ second lower limit temperature T2L) / (second upper limit temperature T2H ⁇ second lower limit temperature T2L)
  • the smaller the deviation rate the closer to the target value, the smaller the operation amount of the compressor 4. If an attempt is made to control the compressor 4 with a larger deviation rate, that is, a larger operation amount, the smaller deviation rate, that is, the smaller operation amount, will soon reach the target value. However, the frequency at which the compressor 4 stops can be reduced by appropriately switching to the control with the smaller deviation rate. Moreover, even if it stops, it can transfer to a stop state gradually. Furthermore, there is no need to manually set pressure control or temperature control.
  • the control by the pressure sensor 8 and the control by the temperature sensor 14 may be switched based on the operation amount of the compressor 4 in addition to switching based on the deviation rate as described above.
  • the compressor 4 is in the range of the first upper limit pressure P1H and the first lower limit pressure P1L based on the detected pressure of the pressure sensor 8, and the proportional control or PID control with the first upper limit pressure P1H as a set value. It is possible. Further, the compressor 4 can perform proportional control or PID control within a range between the second upper limit temperature T2H and the second lower limit temperature T2L and the second lower limit temperature T2L as a set value based on the temperature detected by the temperature sensor 14. Is done.
  • the operation amount of the compressor 4 in the control by the pressure sensor 8 and the operation amount of the compressor 4 in the control by the temperature sensor 14 are obtained, and the control by the pressure sensor 8 and the temperature sensor It is only necessary to control the compressor 4 with the smaller operation amount of the control by the control 14.
  • the control by the pressure sensor 8 requires the operation amount X
  • the control by the temperature sensor 14 requires the operation amount Y
  • the compressor 4 may be controlled based on the temperature detected by the temperature sensor 14 if X> Y.
  • the steam system 1 when the steam system 1 includes a plurality of stages of heat pumps 2, the steam system 1 includes a plurality of compressors 4.
  • a plurality of compressors 4 may be installed in parallel between the evaporator 7 and the condenser 5 of each heat pump 2 of a single stage or a plurality of stages.
  • the some heat pump 2 may be installed in parallel.
  • the plurality of compressors 4 may be configured by a compressor main body and a driving device thereof, respectively, and the plurality of compressor main bodies may be driven by a common driving device by a belt transmission device or the like.
  • the plurality of compressors 4 can be controlled by a common controller and / or individual controllers. At this time, when a plurality of compressors 4 are installed in parallel between the evaporator 7 and the condenser 5 of the heat pump 2, or when the steam generating heat pump 2 is installed in parallel to condense the steam, The operating number of the plurality of compressors 4 may be changed based on the vapor pressure generated in the vessel 5 and / or the water temperature after passing through the evaporator 7.
  • the refrigerant discharge flow rate is set for at least one of the plurality of compressors 4. You may adjust. If the refrigerant discharge flow rate is adjusted with at least one compressor 4, for example, the number of operating units can be changed smoothly.
  • the adjustment of the refrigerant discharge flow rate can be realized, for example, by inverter control of a motor that drives the compressor body.
  • both the engine and the motor are provided as the driving device for the compressor 4, which of the engine and the motor is used to operate the compressor 4, or both are used to operate the compressor 4. May be changed based on the vapor pressure generated in the condenser 5 or the water temperature after passing through the evaporator 7.
  • the engine and a motor are provided and the compressor 4 is controlled by a clutch, the engine remains driven even when the clutch is disengaged, so that the engine is suitable for power generation by the generator during that time.
  • the vapor pressure generated in the condenser 5 is maintained within the set range as described above. However, if the vapor pressure exceeds the set upper limit PH by any chance, the compressor 4 of the heat pump 2 is turned off. If it is configured to be forcibly stopped, safety can be improved. Note that the vapor pressure on the refrigerant side may be monitored instead of the vapor pressure on the water side.
  • the temperature of the fluid to be cooled (exhaust hot water or the like) at the inlet or outlet of the evaporator 7, or the pressure or temperature of the refrigerant in the heat pump cycle (for example, at the inlet or outlet of the compressor 4, the expansion valve 6 or the intercooler)
  • the pressure or temperature of the refrigerant may be monitored, and the operation of the heat pump 2 may be interlocked when it exceeds the upper limit value.
  • the steam system 1 of the present invention is not limited to the configuration of the above embodiment, and can be changed as appropriate.
  • the heat pump 2 is not limited to a single stage and can be a plurality of stages.
  • the adjacent heat pumps 2 and 2 may be connected using an indirect heat exchanger or may be connected using a direct heat exchanger (intercooler). Good.
  • an intermediate cooler that receives the refrigerant from the compressor 4 of the lower heat pump and the refrigerant from the expansion valve 6 of the upper heat pump and exchanges heat by directly contacting both refrigerants is provided. It is the condenser 5 of the lower heat pump and the evaporator 7 of the upper heat pump.
  • the multi-stage (multi-stage) heat pump includes a single-stage multi-stage heat pump, a multi-element (multi-element) heat pump, or a combination thereof.
  • the refrigerants of the upper and lower heat pumps 2 and 2 are not mixed. Different refrigerants may be used in the heat pumps 2 and 2.
  • the lower heat pump preferably uses a refrigerant having a lower boiling point than that of the upper heat pump. If the same refrigerant is used for the upper and lower heat pumps 2, 2, the lower heat pump has a lower temperature, and the specific volume of the refrigerant becomes larger.
  • the compressor 4 of the uppermost heat pump 2 is controlled based on the pressure detected by the pressure sensor 8.
  • the compressor 4 may be controlled based on the pressure or temperature of the refrigerant in the condenser 5 of the corresponding heat pump 2 (or the refrigerant in the evaporator 7 of the upper heat pump 2).
  • the compressor 4 of the lowermost heat pump 2 is controlled based on the temperature detected by the temperature sensor 14, and each of the heat pumps 2 in the upper stage is controlled.
  • the compressor 4 may be controlled based on the pressure or temperature of the refrigerant in the evaporator 7 of the heat pump 2 in the corresponding stage (or the refrigerant in the condenser 5 of the heat pump 2 in the lower stage).
  • the heat pump 2 may have a plurality of stages as shown in FIG. In FIG. 7, two-stage heat pumps 2X and 2Y are shown, but three or more stages can be similarly controlled. Moreover, in FIG. 7, although a liquid gas heat exchanger, a subcooler, etc. are not provided, it cannot be overemphasized that these may be provided.
  • the compressor 4Y of the uppermost heat pump 2Y is based on the pressure detected by the pressure sensor 8 and is in the range between the first upper limit pressure P1H and the first lower limit pressure P1L, and the first upper limit pressure P1H is set as the set value. Proportional control or PID control is possible. Further, the compressor 4X of the lowermost heat pump 2X is proportional to the second upper limit temperature T2H and the second lower limit temperature T2L based on the temperature detected by the temperature sensor 14 and the second lower limit temperature T2L as a set value. Control or PID control is possible.
  • the compressor 4Y of the uppermost heat pump 2Y is controlled based on the detected pressure of the pressure sensor 8
  • the compressor 4X of each lower heat pump 2X is connected to the condenser 5X or It is controlled based on the refrigerant pressure (detected pressure of the refrigerant pressure sensor 20) of the one upper evaporator 7Y.
  • the compressor 4Y of each upper heat pump 2Y is connected to the evaporator 7Y of that stage.
  • the control is performed based on the refrigerant pressure (the detected pressure of the refrigerant pressure sensor 20) of the one lower condenser 5X.
  • the refrigerant pressure in the condenser 5 may be detected at any point from the compressor 4 outlet to the expansion valve 6 inlet, and the refrigerant pressure in the evaporator 7 is detected from the expansion valve 6 outlet to the compressor 4 inlet. It may be detected at any point up to.
  • the switching control is performed based on the deviation rate
  • the first deviation rate ⁇ 1 and the second deviation rate ⁇ 2 are obtained at the set timing in the same manner as described above, and the control by the pressure sensor 8 and the control by the temperature sensor 14 are included. It is only necessary to switch to the control with the smaller deviation rate.
  • the value y1 / y2 of the ratio of the first manipulated variable y1 to the second manipulated variable y2 is obtained from the 4X manipulated variable (second manipulated variable y2), and if this value is less than a preset constant, the pressure sensor 8 On the other hand, if it is above the constant, the temperature sensor 14 may be used for control.
  • the single-stage or plural-stage heat pumps 2 are not limited to the configuration shown in FIG.
  • the evaporator 7 may be installed in parallel, or a set of the expansion valve 6 and the evaporator 7 may be installed in parallel.
  • an oil separator may be installed on the outlet side of the compressor 4, or a liquid receiver may be installed on the outlet side of the condenser 5.
  • an accumulator may be installed on the inlet side of the compressor 4.
  • the heat pump 2 has been described with respect to an example in which steam is generated by generating heat from warm water, but air, exhaust gas, or the like may be used instead of warm water. Further, a steam separator may be provided at each outlet of the condenser 5 and the boiler 3 to improve the dryness of the steam.
  • the condenser 5 still radiates heat even if it is surrounded by a heat insulating material, the water heated using this heat radiation may be vaporized in the condenser 5.
  • water heated using this heat radiation may be supplied to the condenser 5 to be vaporized.
  • water may be passed through a water cooling wall provided in the casing of the compressor body.
  • water heated by the heat of the condenser 5 and / or the compressor 4 may be supplied to the evaporator 7 of the heat pump 2 at the single stage or the lowermost stage.
  • water used as cooling water for the compressor 4 water used as cooling water in the oil cooler of the engine (drive device for the compressor 4), and cooling water for the engine jacket.
  • the water used for cooling the exhaust gas from the boiler 3 or one or more of the water used as the cooling water for the exhaust gas from the boiler 3 is used to heat the water supplied to the condenser 5, the water supplied to the evaporator 7, or the boiler 3.
  • the water itself used as each cooling water may be used for water supply to the condenser 5 and the boiler 3 or may be passed through the evaporator 7.
  • a water supply path 16 to the evaporator 7 and a drainage path 15 from the evaporator 7 are connected by a bypass path 17, and a bypass valve 18 provided at a branch portion between the water supply path 16 and the bypass path 17 is used.
  • the water supply amount to be passed through the evaporator 7 is adjusted, the amount of water passing through the evaporator 7 can be appropriately changed as long as the amount of water passing through the evaporator 7 can be adjusted.
  • a three-way valve is provided in the water supply path 16 to the evaporator 7 to branch a part of the water supply, as in FIG. Or returned to the cooling tower or drained as it is.
  • FIG. 1 a three-way valve
  • a valve may be provided in the water supply passage 16, and the opening / closing or opening degree of the valve may be adjusted.
  • the drainage from the drainage channel 15 may be discarded as it is, returned to a cooling tower or the like, or may be returned to the facility if it is cooled by the evaporator 7.
  • the water in the condenser 5 is concentrated, so that a drain valve (not shown) is appropriately opened to drain (blow), and a part or all of the water in the condenser 5 is replaced. It is good.
  • the concentration of water may be detected by an electrical conductivity sensor, but it is easy to use the accumulated rotational speed of the compressor 4.
  • the timing of the next blow can be determined by the accumulated rotation speed of the compressor 4 from the previous blow. This is because the degree of enrichment changes with the amount of steam generated, and the amount of steam is proportional to the rotational speed of the compressor 4.

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Abstract

ヒートポンプとボイラとを備える蒸気システムにおいて、蒸気の使用負荷の変化に対応可能とする。ヒートポンプ（２）は、圧縮機（４）、凝縮器（５）、膨張弁（６）および蒸発器（７）が順次環状に接続されて冷媒を循環させ、凝縮器（５）において冷媒と水とを熱交換して蒸気を発生させる。凝縮器（５）からの蒸気には、ボイラ（３）からの蒸気が合流される。凝縮器（５）からの蒸気とボイラ（３）からの蒸気との合流蒸気の圧力を検出可能な位置に、圧力センサ（８）が設けられる。この圧力センサ（８）の検出圧力に基づき、圧縮機（４）およびボイラ（３）が制御される。

Description

蒸気システム
　本発明は、ヒートポンプとボイラとを備えた蒸気システムに関するものである。本願は、２０１０年５月１４日に日本に出願された特願２０１０－１１２６５１号および２０１０年７月８日に日本に出願された特願２０１０－１５５９６７号に基づき優先権を主張し、その内容をここに援用する。
　従来、下記特許文献１において、ヒートポンプ（１０）と排ガスボイラ（１３０）とを用いた蒸気発生システム（Ｓ１）が提案されている。この蒸気発生システム（Ｓ１）は、ヒートポンプ（１０）と、第１蒸気発生装置（ＳＴ１）と、ガスタービン装置（１００）と、第２蒸気発生装置（ＳＴ２）とを備える。そして、第１蒸気発生装置（ＳＴ１）は、ヒートポンプ（１０）からの熱伝達によって蒸気を発生させ、第２蒸気発生装置（ＳＴ２）は、ガスタービン装置（１００）からの排熱を用いて蒸気を発生させる。
特開２００８－４５８０７号公報（請求項１、請求項２、段落番号００１５、図１）
　しかしながら、特許文献１に記載の発明は、圧縮機（３０）による昇圧と、ノズル（３５）による注水とにより、所望の蒸気を得ようとするものであり、各蒸気発生装置（ＳＴ１，ＳＴ２）による蒸気との関係では、ヒートポンプ（１０）は実質的に制御されない。しかも、ヒートポンプ（１０）を用いた第１蒸気発生装置（ＳＴ１）からの蒸気には、排ガスボイラ（１３０）を用いた第２蒸気発生装置（ＳＴ２）からの蒸気も合流される。従って、圧縮機（３０）による昇圧や、ノズル（３５）による注水を制御しても、所望の蒸気を得にくいものである。
　特に、蒸気使用設備における蒸気の使用負荷の変化に応じて、蒸気発生量を調整することができない。そのため、蒸気使用設備における蒸気の使用量が増えれば、所望の蒸気圧の蒸気を供給できなくなるし、逆に、蒸気使用設備における蒸気の使用量が減るか無くなれば、蒸気が余ることになる。
　ところで、ヒートポンプの熱源として、工場などからの排温水を用いようとする場合、排温水の温度や流量などの変化に応じて、蒸気発生量は変化してしまうが、この点からも蒸気使用設備へ安定して蒸気を供給できるものではない。
　本発明が解決しようとする課題は、ヒートポンプとボイラとを備える蒸気システムにおいて、蒸気の使用負荷の変化に対応可能とすることにある。また、熱源の温度が変化した場合にも、蒸気使用設備へ安定して蒸気を供給可能とすることを課題とする。
　本発明は、前記課題を解決するためになされたもので、請求項１に記載の発明は、圧縮機、凝縮器、膨張弁および蒸発器が順次環状に接続されて冷媒を循環させ、前記凝縮器において前記冷媒と水とを熱交換して蒸気を発生させるヒートポンプと、蒸気を発生させ、この蒸気を前記凝縮器からの蒸気に合流させるボイラと、前記凝縮器からの蒸気と前記ボイラからの蒸気との合流蒸気の圧力を検出可能な位置に設けられる圧力センサとを備え、この圧力センサの検出圧力に基づき、前記圧縮機および前記ボイラを制御することを特徴とする蒸気システムである。
　請求項１に記載の発明によれば、ヒートポンプからの蒸気とボイラからの蒸気との合流蒸気の圧力を検出可能な位置に設けた圧力センサの検出圧力に基づき圧縮機とボイラとを制御することで、ヒートポンプおよびボイラの一方または双方から所望の蒸気を得ることができる。これにより、蒸気使用設備における蒸気の使用負荷の変化に対応することも可能となる。
　請求項２に記載の発明は、前記圧縮機は、前記圧力センサの検出圧力を第一設定圧力に維持するよう制御され、前記ボイラは、前記圧力センサの検出圧力を第二設定圧力に維持するよう制御され、前記第二設定圧力は、前記第一設定圧力よりも低く設定されることを特徴とする請求項１に記載の蒸気システムである。
　請求項２に記載の発明によれば、ボイラの設定圧力を、ヒートポンプの制御圧力よりも下げておくことで、ヒートポンプの運転を優先することができる。また、ヒートポンプの熱源の温度が低下したり、ヒートポンプの熱源が一時的になくなったりしても、ボイラから蒸気使用設備へ安定して蒸気を供給することができる。
　請求項３に記載の発明は、前記蒸発器において、前記冷媒と被冷却流体とを熱交換して被冷却流体の冷却を図り、前記蒸発器の出口側に設けた温度センサの検出温度に基づき、前記圧縮機を制御することを特徴とする請求項２に記載の蒸気システムである。
　請求項３に記載の発明によれば、工場などから排出される排温水など、被冷却流体の熱をくみ上げて蒸気を発生させることができる。また、蒸発器を通された後の被冷却流体の温度に基づき圧縮機を制御することができる。
　請求項４に記載の発明は、前記温度センサの検出温度を第一設定温度に維持するよう前記蒸発器への被冷却流体供給量が制御され、前記温度センサの検出温度を第二設定温度に維持するよう前記圧縮機が制御され、前記第二設定温度は、前記第一設定温度よりも低く設定されることを特徴とする請求項３に記載の蒸気システムである。
　請求項４に記載の発明によれば、蒸発器出口温度を所望に維持することで、ヒートポンプの効率を安定させることができる。
　請求項５に記載の発明は、前記圧力センサの検出圧力に基づき、第一上限圧力と第一下限圧力との範囲で、且つその第一上限圧力を設定値として前記圧縮機を比例制御またはＰＩＤ制御するか、前記温度センサの検出温度に基づき、第二上限温度と第二下限温度との範囲で、且つその第二下限温度を設定値として前記圧縮機を比例制御またはＰＩＤ制御し、設定タイミングで次式により第一偏差率と第二偏差率とを求め、前記圧力センサによる制御と前記温度センサによる制御との内、偏差率の小さい方で前記圧縮機を制御することを特徴とする請求項３に記載の蒸気システムである。
　第一偏差率＝（第一上限圧力－現在圧力）／（第一上限圧力－第一下限圧力）
　第二偏差率＝（現在温度－第二下限温度）／（第二上限温度－第二下限温度）
　偏差率が小さいほど、目標値に近いので、圧縮機の操作量は小さくなる。仮に、偏差率が大きい方、つまり操作量が大きい方で圧縮機を制御しようとすると、偏差率が小さい方、つまり操作量が小さい方は目標値にすぐに到達してしまうことになる。ところが、請求項５に記載の発明によれば、偏差率の小さい方の制御に適宜切り替えて制御することで、圧縮機が停止する頻度を少なくすることができる。また、停止するにしても、停止状態へ緩やかに移行することができる。さらに、圧力制御か温度制御かを手動設定する必要もない。
　請求項６に記載の発明は、前記圧力センサの検出圧力に基づき、第一上限圧力と第一下限圧力との範囲で、且つその第一上限圧力を設定値として前記圧縮機を比例制御またはＰＩＤ制御するか、前記温度センサの検出温度に基づき、第二上限温度と第二下限温度との範囲で、且つその第二下限温度を設定値として前記圧縮機を比例制御またはＰＩＤ制御し、設定タイミングで、前記圧力センサによる制御における前記圧縮機の操作量と、前記温度センサによる制御における前記圧縮機の操作量とを求め、前記圧力センサによる制御と前記温度センサによる制御との内、操作量の小さい方で前記圧縮機を制御することを特徴とする請求項３に記載の蒸気システムである。
　仮に、操作量が大きい方で圧縮機を制御しようとすると、操作量が小さい方は目標値にすぐに到達してしまうことになる。ところが、請求項６に記載の発明によれば、操作量の小さい方の制御に適宜切り替えて制御することで、圧縮機が停止する頻度を少なくすることができる。また、停止するにしても、停止状態へ緩やかに移行することができる。さらに、圧力制御か温度制御かを手動設定する必要もない。
　請求項７に記載の発明は、複数段のヒートポンプを備え、最下段のヒートポンプの蒸発器において、冷媒と被冷却流体とを熱交換し、最上段のヒートポンプの凝縮器において、蒸気を発生させ、前記圧力センサの検出圧力に基づき、第一上限圧力と第一下限圧力との範囲で、且つその第一上限圧力を設定値として最上段のヒートポンプの圧縮機を比例制御またはＰＩＤ制御するか、前記温度センサの検出温度に基づき、第二上限温度と第二下限温度との範囲で、且つその第二下限温度を設定値として最下段のヒートポンプの圧縮機を比例制御またはＰＩＤ制御し、前記圧力センサの検出圧力に基づき最上段のヒートポンプの圧縮機を制御する場合、それより下段の各ヒートポンプの圧縮機は、その段の凝縮器または一つ上段の蒸発器の冷媒の圧力に基づき制御され、前記温度センサの検出温度に基づき最下段のヒートポンプの圧縮機を制御する場合、それより上段の各ヒートポンプの圧縮機は、その段の蒸発器または一つ下段の凝縮器の冷媒の圧力に基づき制御され、設定タイミングで次式により第一偏差率と第二偏差率とを求め、前記圧力センサによる制御と前記温度センサによる制御との内、偏差率の小さい方の制御に切り替えることを特徴とする請求項３に記載の蒸気システムである。
　第一偏差率＝（第一上限圧力－現在圧力）／（第一上限圧力－第一下限圧力）
　第二偏差率＝（現在温度－第二下限温度）／（第二上限温度－第二下限温度）
　偏差率が小さいほど、目標値に近いので、各圧縮機の操作量は小さくなる。仮に、偏差率が大きい方、つまり操作量が大きい方で各圧縮機を制御しようとすると、偏差率が小さい方、つまり操作量が小さい方は目標値にすぐに到達してしまうことになる。ところが、請求項７に記載の発明によれば、偏差率の小さい方の制御に適宜切り替えて制御することで、各圧縮機が停止する頻度を少なくすることができる。また、停止するにしても、停止状態へ緩やかに移行することができる。さらに、圧力制御か温度制御かを手動設定する必要もない。
　請求項８に記載の発明は、複数段のヒートポンプを備え、最下段のヒートポンプの蒸発器において、冷媒と被冷却流体とを熱交換し、最上段のヒートポンプの凝縮器において、蒸気を発生させ、前記圧力センサの検出圧力に基づき、第一上限圧力と第一下限圧力との範囲で、且つその第一上限圧力を設定値として最上段のヒートポンプの圧縮機を比例制御またはＰＩＤ制御するか、前記温度センサの検出温度に基づき、第二上限温度と第二下限温度との範囲で、且つその第二下限温度を設定値として最下段のヒートポンプの圧縮機を比例制御またはＰＩＤ制御し、前記圧力センサの検出圧力に基づき最上段のヒートポンプの圧縮機を制御する場合、それより下段の各ヒートポンプの圧縮機は、その段の凝縮器または一つ上段の蒸発器の冷媒の圧力に基づき制御され、前記温度センサの検出温度に基づき最下段のヒートポンプの圧縮機を制御する場合、それより上段の各ヒートポンプの圧縮機は、その段の蒸発器または一つ下段の凝縮器の冷媒の圧力に基づき制御され、設定タイミングで、前記圧力センサによる制御における最上段のヒートポンプの圧縮機の第一操作量（ｙ１）と、前記温度センサによる制御における最下段のヒートポンプの圧縮機の第二操作量（ｙ２）とから、前記第一操作量（ｙ１）の前記第二操作量（ｙ２）に対する比の値（ｙ１／ｙ２）を求め、この値が予め設定された定数未満なら、前記圧力センサによる制御を行う一方、前記定数以上なら前記温度センサによる制御を行うことを特徴とする請求項３に記載の蒸気システムである。
　仮に、操作量が大きい方で各圧縮機を制御しようとすると、操作量が小さい方は目標値にすぐに到達してしまうことになる。ところが、請求項８に記載の発明によれば、操作量の小さい方の制御に適宜切り替えて制御することで、各圧縮機が停止する頻度を少なくすることができる。また、停止するにしても、停止状態へ緩やかに移行することができる。さらに、圧力制御か温度制御かを手動設定する必要もない。
　請求項９に記載の発明は、前記凝縮器からの蒸気と前記ボイラからの蒸気とは、それぞれ逆止弁を介して互いに合流するよう構成され、前記圧力センサは、前記各逆止弁よりも下流に設置されることを特徴とする請求項２～８のいずれか１項に記載の蒸気システムである。
　請求項９に記載の発明によれば、ヒートポンプが停止中、ボイラからの蒸気が凝縮器へ逆流するのが防止され、逆に、ボイラが停止中、ヒートポンプからの蒸気がボイラへ逆流するのが防止される。
　請求項１０に記載の発明は、前記ヒートポンプを複数台備え、前記各ヒートポンプの凝縮器からの蒸気と前記ボイラからの蒸気とが互いに合流するよう構成され、前記各ヒートポンプの凝縮器からの蒸気と前記ボイラからの蒸気との合流蒸気の圧力を検出可能な位置に、前記圧力センサが設けられ、互いに異なる複数の前記第一設定圧力を用いて、前記各ヒートポンプの圧縮機を制御することを特徴とする請求項２～９のいずれか１項に記載の蒸気システムである。
　請求項１０に記載の発明によれば、圧力上昇時、複数のヒートポンプを順に停止させ、圧力下降時、複数のヒートポンプを順に作動させることができる。
　請求項１１に記載の発明は、前記ボイラを複数台備え、前記ヒートポンプの凝縮器からの蒸気と前記各ボイラからの蒸気とが互いに合流するよう構成され、前記ヒートポンプの凝縮器からの蒸気と前記各ボイラからの蒸気との合流蒸気の圧力を検出可能な位置に、前記圧力センサが設けられ、互いに異なる複数の前記第二設定圧力を用いて、前記各ボイラを制御することを特徴とする請求項２～１０のいずれか１項に記載の蒸気システムである。
　請求項１１に記載の発明によれば、圧力上昇時、複数のボイラを順に停止させ、圧力下降時、複数のボイラを順に作動させることができる。
　請求項１２に記載の発明は、前記圧力センサの検出圧力が上限値を超えるか、前記蒸発器の入口または出口の被冷却流体の温度が上限値を超えると、前記圧縮機を強制停止させることを特徴とする請求項１～１１のいずれか１項に記載の蒸気システムである。
　請求項１２に記載の発明によれば、蒸気圧や被冷却流体の温度が上限値を超えると圧縮機を強制停止させることで、安全性を高めることができる。
　さらに、請求項１３に記載の発明は、工場などからの排温水、前記圧縮機の潤滑油の冷却水、前記圧縮機の冷却水、前記圧縮機のエンジンのジャケット冷却水、および前記ボイラからの排ガスの冷却水の内、少なくとも一つは、前記凝縮器への給水、前記蒸発器への給水、または前記ボイラへの給水とされるか、これら給水と熱交換されることを特徴とする請求項１～１２のいずれか１項に記載の蒸気システムである。
　請求項１３に記載の発明によれば、工場などからの排温水や、各種冷却水として用いることで加温された水を、凝縮器への給水、蒸発器への給水、またはボイラへの給水として用いたり、これら給水と熱交換して給水の加温を図ったりすることができる。
　本発明によれば、ヒートポンプとボイラとを備える蒸気システムにおいて、蒸気の使用負荷の変化に対応可能となる。また、蒸気発生用ヒートポンプに燃料焚きボイラなどを併設して、ヒートポンプによる蒸気発生を優先させつつ、蒸気使用設備へ安定して蒸気を供給することができる。
本発明の蒸気システムの一実施例を示す概略図である。 図１の蒸気システムにおける、蒸気圧とボイラおよび圧縮機の状態とを示す概略図である。 図２の変形例を示す図である。 図２において、ボイラおよび圧縮機が複数台の場合を示す図である。 図１の蒸気システムにおける、水温とバイパス弁および圧縮機の状態とを示す概略図である。 図５の変形例を示す図である。 圧力センサによる制御と温度センサによる制御とが切り替えられる複数段のヒートポンプを備える蒸気システムの一例を示す概略図である。
　以下、本発明の具体的実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
　図１は、本発明の蒸気システムの一実施例を示す概略図である。
　本実施例の蒸気システム１は、ヒートポンプ２とボイラ３とを備える。
　ヒートポンプ２は、蒸気圧縮式のヒートポンプであり、圧縮機４、凝縮器５、膨張弁６および蒸発器７が順次環状に接続されて構成される。そして、圧縮機４は、ガス冷媒を圧縮して高温高圧にする。また、凝縮器５は、圧縮機４からのガス冷媒を凝縮液化する。さらに、膨張弁６は、凝縮器５からの液冷媒を通過させることで、冷媒の圧力と温度とを低下させる。そして、蒸発器７は、膨張弁６からの冷媒の蒸発を図る。
　従って、ヒートポンプ２は、蒸発器７において、冷媒が外部から熱を奪って気化する一方、凝縮器５において、冷媒が外部へ放熱して凝縮することになる。これを利用して、ヒートポンプ２は、蒸発器７において、温水（たとえば工場などから排出される排温水）、空気（空気圧縮機からの吐出空気のように熱を持った空気を含む）、または排ガスなどから熱をくみ上げ、凝縮器５において、水を加温して蒸気を発生させる。凝縮器５への給水としては、凝縮器５を構成する熱交換器内へのスケール（水中の硬度分が析出したもの）の付着を防止するために、純水または軟水であるのが好ましい。
　ヒートポンプ２に用いる冷媒は、特に問わないが、炭素数が４以上のハイドロフルオロカーボン（ＨＦＣ）またはこれに水および／または消火液を加えたもの、アルコール（たとえばエチルアルコールまたはメチルアルコール）またはこれに水および／または消火液を加えたもの、または水（たとえば純水または軟水）が好適に用いられる。
　ヒートポンプ２は、単段に限らず、複数段でもよい。複数段の場合は、最下段のヒートポンプ２の蒸発器７において、温水、空気、排ガスなどから熱をくみ上げ、最上段のヒートポンプ２の凝縮器５において、水を加温して蒸気を発生させる。以下、特に明示のない限り、単に蒸発器７というときは、ヒートポンプ２が複数段の場合は最下段のヒートポンプ２の蒸発器７をいい、また単に凝縮器５というときは、ヒートポンプ２が複数段の場合は最上段のヒートポンプ２の凝縮器５をいう。
　凝縮器５は、冷媒と水とを混ぜることなく熱交換する構成であれば、その具体的構成を特に問わない。たとえば、プレート式熱交換器またはシェルアンドチューブ式熱交換器が用いられる。凝縮器５への給水を制御して、凝縮器５内には所望量の水が貯留される。
　単段のヒートポンプ２、または複数段のヒートポンプ２の内の一部または全部のヒートポンプ２において、凝縮器５から膨張弁６への冷媒と蒸発器７から圧縮機４への冷媒とを混ぜることなく熱交換する液ガス熱交換器（図示省略）を設置してもよい。これにより、蒸発器７から圧縮機４への冷媒は、液ガス熱交換器により、凝縮器５から膨張弁６への冷媒で過熱される。このようにして、圧縮機４の入口側のエンタルピを高めて、そしてそれにより圧縮機４の出口側のエンタルピも高めることで、ヒートポンプ２の成績係数（ＣＯＰ）を高めることができる。しかも、圧縮機４へ液冷媒が供給される不都合も防止できる。但し、複数段のヒートポンプ２の場合、最上段のヒートポンプ２には液ガス熱交換器を設けない方が好ましい。高温高圧となる最上段のヒートポンプ２には液ガス熱交換器を設けないことで、圧縮機４の出口側の温度上昇を防止することができ、圧縮機４の潤滑油の劣化を防止することができる。
　単段のヒートポンプ２、または複数段のヒートポンプ２の内の最上段のヒートポンプ２において、凝縮器５と膨張弁６との間に、所望によりサブクーラ（図示省略）を設けてもよい。サブクーラは、凝縮器５から膨張弁６への冷媒と、凝縮器５への給水との間接熱交換器である。サブクーラにより、凝縮器５への給水で、凝縮器５から膨張弁６への冷媒を過冷却することができると共に、凝縮器５から膨張弁６への冷媒で、凝縮器５への給水を加温することができる。また、冷媒と水との熱交換は、顕熱による熱交換部としてのサブクーラと、主として潜熱による熱交換部としての凝縮器５とに分けられるので、伝熱効率を向上することができる。
　圧縮機４は、圧縮機本体とその駆動装置とを備え、駆動装置はエンジン（典型的にはガスエンジンまたはディーゼルエンジン）および／またはモータから構成される。圧縮機４の制御の具体的態様としては、たとえば、駆動装置がオンオフ制御される。あるいは、圧縮機本体と駆動装置との間に、駆動装置から圧縮機本体への動力伝達装置（クラッチおよび／または変速機）を設けておき、駆動装置から圧縮機本体への動力伝達の有無や量を変更するように、動力伝達装置が制御される。あるいは、駆動装置を構成するモータをインバータで制御して、モータの回転数（回転速度ともいえる）を変える。あるいは、駆動装置を構成するエンジンのアクセルを制御して、エンジンの出力を変える。あるいは、圧縮機本体の冷媒吐出流量（吸込側を調整することにより吐出流量を変える場合も含む）を機械的に調整するために、圧縮機本体が制御される。これらの内、複数のものを組み合わせて、圧縮機４を制御してもよい。
　ボイラ３は、典型的には燃料焚きボイラまたは電気ボイラである。燃料焚きボイラは、燃料の燃焼により水を蒸気化する装置であり、蒸気圧（後述する圧力センサ８の検出圧力）を所望に維持するように、燃焼の有無や量が調整される。また、電気ボイラは、電気ヒータにより水を蒸気化する装置であり、蒸気圧（後述する圧力センサ８の検出圧力）を所望に維持するように、電気ヒータへの電力供給の有無や量が調整される。
　但し、ボイラ３は、燃料焚きボイラまたは電気ボイラに限らず、廃熱ボイラなどであってもよい。廃熱ボイラは、廃熱を用いて水を蒸気化する装置であり、蒸気圧（後述する圧力センサ８の検出圧力）を所望に維持するように、廃熱ボイラへの廃熱の供給の有無や量が調整される。廃熱ボイラの場合、その熱源は特に問わず、たとえば、圧縮機４のエンジンなどからの排ガス、またはＳＯＦＣ（固体酸化物形燃料電池）からの廃熱を用いることができる。
　凝縮器５からの蒸気路９と、ボイラ３からの蒸気路１０とは、合流するよう構成（たとえば合流するよう配管）される。この合流は、蒸気ヘッダを用いて行うこともできる。なお、凝縮器５からの蒸気路９と、ボイラ３からの蒸気路１０とには、合流部よりも手前に、それぞれ逆止弁１１，１２が設けられている。これにより、ヒートポンプ２が停止中、ボイラ３からの蒸気が凝縮器５へ逆流するのが防止され、逆に、ボイラ３が停止中、ヒートポンプ２からの蒸気がボイラ３へ逆流するのが防止される。
　ヒートポンプ２（具体的にはその凝縮器５）からの蒸気とボイラ３からの蒸気との合流蒸気の圧力を検出可能な位置には、圧力センサ８が設けられる。図示例では、凝縮器５およびボイラ３からの蒸気が合流された後の蒸気路１３に、圧力センサ８が設けられているが、ヒートポンプ２からの蒸気とボイラ３からの蒸気とを蒸気ヘッダで合流させる場合、その蒸気ヘッダに圧力センサ８を設けてもよい。また、合流蒸気の圧力を検出可能であれば、凝縮器５からの蒸気路９であって合流部よりも上流側でもよいし、ボイラ３からの蒸気路１０であって合流部よりも上流側に設けてもよい。但し、逆止弁１１，１２を設ける場合には、逆止弁１１，１２より下流側に設けられる。
　いずれにしても、この圧力センサ８の検出圧力に基づき、ヒートポンプ２とボイラ３が制御される。典型的には、ヒートポンプ２の圧縮機４と、ボイラ３の燃焼とが制御される。
　ところで、図１ではヒートポンプ２は一台のみを示しているが、ヒートポンプ２は並列に複数台であってもよい。その場合、各ヒートポンプ２の凝縮器５からの蒸気と、ボイラ３からの蒸気とが互いに合流するよう構成される。また、各ヒートポンプ２の凝縮器５からの蒸気とボイラ３からの蒸気との合流蒸気の圧力を検出可能な位置に、圧力センサ８が設けられる。そして、その圧力センサ８の検出圧力に基づき、各ヒートポンプ２の圧縮機４とボイラ３が制御される。
　また、図１ではボイラ３は一台のみを示しているが、ボイラ３は複数台であってもよい。その場合、ヒートポンプ２の凝縮器５からの蒸気と、各ボイラ３からの蒸気とが互いに合流するよう構成される。また、ヒートポンプ２の凝縮器５からの蒸気と各ボイラ３からの蒸気との合流蒸気の圧力を検出可能な位置に、圧力センサ８が設けられる。そして、その圧力センサ８の検出圧力に基づき、ヒートポンプ２の圧縮機４と各ボイラ３が制御される。
　さらに、ヒートポンプ２とボイラ３の双方がそれぞれ複数台であってもよい。その場合、各ヒートポンプ２の凝縮器５からの蒸気と、各ボイラ３からの蒸気とが互いに合流するよう構成される。また、各ヒートポンプ２の凝縮器５からの蒸気と各ボイラ３からの蒸気との合流蒸気の圧力を検出可能な位置に、圧力センサ８が設けられる。そして、その圧力センサ８の検出圧力に基づき、各ヒートポンプ２の圧縮機４と各ボイラ３が制御される。
　いずれにしても、圧力センサ８の検出圧力に基づき、ヒートポンプ２の圧縮機４と、ボイラ３が制御される。典型的には、圧縮機４は、圧力センサ８の検出圧力を第一設定圧力Ｐ１に維持するよう制御され、ボイラ３は、圧力センサ８の検出圧力を第二設定圧力Ｐ２に維持するよう制御される。この際、第二設定圧力Ｐ２を第一設定圧力Ｐ１よりも低く設定しておけば、ヒートポンプ２による蒸気発生を、ボイラ３による蒸気発生に優先させることができる。
　図２は、圧力センサ８の検出圧力、ボイラ３の動作状態、およびヒートポンプ２の動作状態を示す概略図である。ここでは、ヒートポンプ２が第一設定圧力Ｐ１でオンオフされ、ボイラ３が第二設定圧力Ｐ２でオンオフされる例について説明する。
　圧力センサ８の検出圧力が第二設定圧力Ｐ２未満であると、ヒートポンプ２の圧縮機４が駆動されると共にボイラ３も駆動される。これにより、ヒートポンプ２およびボイラ３からの蒸気が蒸気使用設備へ供給される。そして、第二設定圧力Ｐ２以上になると、ボイラ３が停止し、ヒートポンプ２から蒸気供給される。圧力センサ８の検出圧力が第一設定圧力Ｐ１以上になると、圧縮機４が停止し、ヒートポンプ２からの蒸気供給も停止される。そして、圧力センサ８の検出圧力が第一設定圧力Ｐ１未満になると、圧縮機４が駆動され、その後、ヒートポンプ２による蒸気だけでは賄い切れず、第二設定圧力Ｐ２未満になると、ボイラ３が作動してボイラ３からも蒸気が供給される。
　第一設定圧力Ｐ１および第二設定圧力Ｐ２には、所望によりそれぞれディファレンシャル（動作隙間）が設定されるのは言うまでもない。また、圧縮機４は、その駆動と停止のオンオフ制御でなく、たとえば回転数を調整することで、比例制御やＰＩＤ制御されてもよい。また、ボイラ３も、オンオフ制御（たとえば燃料焚きボイラでは燃焼とその停止）ではなく、三位置制御（たとえば燃料焚きボイラでは高燃焼、低燃焼、停止）、または比例制御やＰＩＤ制御（たとえば燃料焚きボイラでは燃焼量の調整）されてもよい。なお、燃料焚きボイラを三位置制御する場合、低燃焼時の設定圧が第二設定圧力Ｐ２に相当し、高燃焼時の設定圧はそれより低圧に設定される。
　図３に基づきさらに詳細に説明する。なお、図３では、第一設定圧力Ｐ１のディファレンシャル（または比例帯）Ｐ１Ｈ～Ｐ１Ｌと、第二設定圧力Ｐ２のディファレンシャル（または比例帯）Ｐ２Ｈ～Ｐ２Ｌとはオーバーラップしていないが、一部をオーバーラップさせてもよい。つまり、第二上限圧力Ｐ２Ｈは、第一下限圧力Ｐ１Ｌよりも高圧に設定されてもよい。
　まず、第一設定圧力Ｐ１および第二設定圧力Ｐ２に、それぞれディファレンシャルが設定されたオンオフ制御を説明する。この場合、第一設定圧力Ｐ１については、第一上限圧力Ｐ１Ｈと第一下限圧力Ｐ１Ｌとが設定され、圧力上昇時、圧力センサ８の検出圧力が第一上限圧力Ｐ１Ｈ以上になると圧縮機４が停止し、圧力下降時、圧力センサ８の検出圧力が第一下限圧力Ｐ１Ｌ未満になると圧縮機４が駆動する。また、第二設定圧力Ｐ２については、第二上限圧力Ｐ２Ｈと第二下限圧力Ｐ２Ｌとが設定され、圧力上昇時、第二上限圧力Ｐ２Ｈ以上になるとボイラ３が停止し、圧力下降時、第二下限圧力Ｐ２Ｌ未満になるとボイラ３が作動する。
　次に、圧縮機４とボイラ３を比例制御する場合の一例について説明する。この場合、圧力センサ８の検出圧力に基づき、第一上限圧力Ｐ１Ｈと第一下限圧力Ｐ１Ｌとの範囲で、且つその第一上限圧力Ｐ１Ｈを設定値（目標値）として圧縮機４を比例制御する。典型的には圧縮機４の回転数を変える。また、圧力センサ８の検出圧力に基づき、第二上限圧力Ｐ２Ｈと第二下限圧力Ｐ２Ｌとの範囲で、且つその第二上限圧力Ｐ２Ｈを設定値（目標値）としてボイラ３を比例制御する。これには、燃料焚きボイラの場合には燃焼量を調整し、電気ボイラの場合には電気ヒータへの給電量を調整し、廃熱ボイラの場合には供給熱量を調整すればよい。ここで、第一上限圧力Ｐ１Ｈ以上では、圧縮機４は停止し、第一下限圧力Ｐ１Ｌ未満では、圧縮機４は全負荷運転する。また、第二上限圧力Ｐ２Ｈ以上では、ボイラ３は停止し、第二下限圧力Ｐ２Ｌ未満では、ボイラ３は全負荷運転する。なお、比例制御ではなくＰＩＤ制御を行ってもよい。
　いずれの場合も、後述する温度センサ１４により蒸発器７の出口側の水温を監視し、この温度が下限値未満になると、ヒートポンプ２を運転しても所望の蒸気を得られないとして、圧縮機４を停止させてもよい。
　第二設定圧力Ｐ２を第一設定圧力Ｐ１よりも低く設定しておくことで、ヒートポンプ２の運転を優先しつつ、蒸気使用設備へ蒸気を安定して供給することができる。つまり、ヒートポンプ２の運転を優先させつつ、それでは足りない場合にボイラ３からの蒸気を蒸気使用設備へ送ることができる。
　図４は、図２の変形例を示す図であり、ボイラ３およびヒートポンプ２の双方が複数台である例を示している。
　ヒートポンプ２が複数台の場合、互いに異なる複数の第一設定圧力Ｐ１（Ｐ１´，Ｐ１´´，…）を用いて、各ヒートポンプ２（２Ａ，２Ｂ，…）の圧縮機４を制御すればよい。これにより、圧力上昇時、複数のヒートポンプ２は順に停止され、圧力下降時、複数のヒートポンプ２は順に作動を開始することになる。
　図示例では、第一ヒートポンプ２Ａの第一設定圧力Ｐ１´と、第二ヒートポンプ２Ｂの第一設定圧力Ｐ１´´とが互いにずらして設定されて、各ヒートポンプ２Ａ，２Ｂの圧縮機４，４が制御される。具体的には、圧力上昇時、まずＰ１´以上になると第一ヒートポンプ２Ａが停止し、Ｐ１´´以上になると第二ヒートポンプ２Ｂも停止する。また、圧力下降時、Ｐ１´´未満になると第二ヒートポンプ２Ｂが運転を開始し、Ｐ１´未満になると第一ヒートポンプ２Ａも運転を開始する。
　ヒートポンプ２を複数台備え、互いに異なる複数の第一設定圧力Ｐ１を用いて、ヒートポンプ２の運転台数を変更する場合、発停させるヒートポンプ２は次のようにして切り替えるのが好ましい。すなわち、いずれか１台を停止させる際には、稼働時間の長い圧縮機４を停止させ、いずれか１台を駆動する際には、稼働時間の短い圧縮機４を駆動するのがよい。なお、稼働時間として、各圧縮機４の積算回転数を用いてもよい。
　一方、ボイラ３が複数台の場合、互いに異なる複数の第二設定圧力Ｐ２（Ｐ２´，Ｐ２´´，…）を用いて、各ボイラ３（３Ａ，３Ｂ，…）を制御すればよい。これにより、圧力上昇時、複数のボイラ３は順に停止され、圧力下降時、複数のボイラ３は順に作動を開始することになる。
　図示例では、第一ボイラ３Ａの第二設定圧力Ｐ２´と、第二ボイラ３Ｂの第二設定圧力Ｐ２´´とが互いにずらして設定されて、各ボイラ３Ａ，３Ｂが制御される。具体的には、圧力上昇時、まずＰ２´以上になると第一ボイラ３Ａが停止し、Ｐ２´´以上になると第二ボイラ３Ｂも停止する。また、圧力下降時、Ｐ２´´未満になると第二ボイラ３Ｂが運転を開始し、Ｐ２´未満になると第一ボイラ３Ａも運転を開始する。
　ボイラ３を複数台備え、互いに異なる複数の第二設定圧力Ｐ２を用いて、ボイラ３の運転台数を変更する場合、発停させるボイラ３は次のようにして切り替えるのが好ましい。すなわち、いずれか１台を停止させる際には、稼働時間の長いボイラ３を停止させ、いずれか１台を駆動する際には、稼働時間の短いボイラ３を駆動するのがよい。
　なお、図４では、ボイラ３およびヒートポンプ２の双方が２台の例を示したが、ボイラ３およびヒートポンプ２の一方が一台の場合、およびボイラ３およびヒートポンプ２の一方または双方が３台以上の場合も、同様にして制御可能である。また、ここでは、オンオフ制御する場合を例に説明したが、前述したように比例制御やＰＩＤ制御してもよいことは言うまでもない。
　ところで、本実施例の蒸気システム１は、凝縮器５からの蒸気圧に基づき圧縮機４を制御する以外に、蒸発器７を通された後の水温に基づき圧縮機４を制御してもよい。具体的には、蒸発器７にて冷却後の水温を検出するために、蒸発器７またはそこからの排水路１５には温度センサ１４が設けられ、この温度センサ１４の検出信号に基づきヒートポンプ２の圧縮機４が制御される。このような構成の場合、蒸発器７において、所望温度まで確実に温水を冷却することができる。
　蒸発器７を通された後の水温に基づき圧縮機４を制御する場合、凝縮器５にて発生させる蒸気量を直接には制御できないが、前述したように蒸気システム１にボイラ３を併設して、圧力センサ８の検出信号に基づきボイラ３を制御することで、蒸気使用設備へは安定して蒸気を供給することができる。
　蒸発器７を通された後の水温に基づき圧縮機４を制御する場合、蒸発器７に対する給排水は図１のような構成とするのが好ましい。すなわち、蒸発器７への給水路１６と蒸発器７からの排水路１５とがバイパス路１７で接続され、排水路１５には、バイパス路１７との合流部より上流側に温度センサ１４が設けられる。この温度センサ１４により、蒸発器７の出口側の水温が監視される。
　また、蒸発器７を介することなくバイパス路１７を介して排水路１５へ流すバイパス流量を調整可能に構成される。具体的には、図示例の場合、給水路１６とバイパス路１７との分岐部に、三方弁からなるバイパス弁１８が設けられる。但し、分岐部に三方弁を設置する代わりに、分岐部より下流の給水路１６および／またはバイパス路１７に弁を設けて、バイパス流量を調整可能としてもよい。いずれにしても、バイパス流量を調整することで、蒸発器７を通す流量が調整される。
　図５は、温度センサ１４の検出温度、バイパス弁１８の開閉状態、および圧縮機４の動作状態を示す概略図である。ここでは、バイパス弁１８が第一設定温度Ｔ１で開閉され、圧縮機４が第二設定温度Ｔ２でオンオフされる例について説明する。なお、バイパス弁１８をオンオフ制御する場合、バイパス弁１８が閉鎖されると、バイパス路１７への給水が完全に停止される一方、バイパス弁１８が開放されると、バイパス路１７への給水が開始される。この際、蒸発器７とバイパス路１７とに所定割合で給水してもよいし、蒸発器７への給水は停止してもよい。
　温度センサ１４の検出温度が第二設定温度Ｔ２未満であると、ヒートポンプ２を運転しても所望の蒸気を得られないとして、圧縮機４が停止されると共にバイパス弁１８は閉鎖している。この状態では、ボイラ３からの蒸気が蒸気使用設備へ供給される。そして、第二設定温度Ｔ２以上になると、圧縮機４が作動し、ヒートポンプ２から蒸気が供給される。温度センサ１４の検出温度が第一設定温度Ｔ１以上になると、バイパス弁１８が開放し、ヒートポンプ２の保護が図られる。なお、温度センサ１４の検出温度がさらに上昇して上限値ＴＨ以上になると、圧縮機４を強制停止するのがよい。
　第一設定温度Ｔ１および第二設定温度Ｔ２には、所望によりそれぞれディファレンシャル（動作隙間）が設定されるのは言うまでもない。また、圧縮機４およびバイパス弁１８は、オンオフ制御だけでなく、比例制御されてもよい。
　これらの場合について、図６に基づき説明する。なお、図６では、第一設定温度Ｔ１のディファレンシャル（または比例帯）Ｔ１Ｈ～Ｔ１Ｌと、第二設定温度Ｔ２のディファレンシャル（または比例帯）Ｔ２Ｈ～Ｔ２Ｌとはオーバーラップしていないが、一部をオーバーラップさせてもよい。つまり、第二上限温度Ｔ２Ｈは、第一下限温度Ｔ１Ｌよりも高温に設定されてもよい。
　まず、第一設定温度Ｔ１および第二設定温度Ｔ２に、それぞれディファレンシャルが設定されたオンオフ制御を説明する。この場合、第一設定温度Ｔ１については、第一上限温度Ｔ１Ｈと第一下限温度Ｔ１Ｌとが設定され、温度上昇時、温度センサ１４の検出温度が第一上限温度Ｔ１Ｈ以上になるとバイパス弁１８が開き、温度下降時、温度センサ１４の検出温度が第一下限温度Ｔ１Ｌ未満になるとバイパス弁１８が閉じる。また、第二設定温度Ｔ２については、第二上限温度Ｔ２Ｈと第二下限温度Ｔ２Ｌとが設定され、温度上昇時、第二上限温度Ｔ２Ｈ以上になると圧縮機４が作動し、温度下降時、第二下限温度Ｔ２Ｌ未満になると圧縮機４が停止する。
　次に、圧縮機４とバイパス弁１８を比例制御する場合の一例について説明する。この場合、温度センサ１４の検出温度に基づき、第一上限温度Ｔ１Ｈと第一下限温度Ｔ１Ｌとの範囲で、且つその第一下限温度Ｔ１Ｌを設定値（目標値）としてバイパス弁１８を比例制御する。また、温度センサ１４の検出温度に基づき、第二上限温度Ｔ２Ｈと第二下限温度Ｔ２Ｌとの範囲で、且つその第二下限温度Ｔ２Ｌを設定値（目標値）として圧縮機４を比例制御する。ここで、第一下限温度Ｔ１Ｌ未満では、バイパス弁１８は全閉し、第一上限温度Ｔ１Ｈ以上では、バイパス弁１８は全開する。また、第二下限温度Ｔ２Ｌ未満では、圧縮機４は停止し、第二上限温度Ｔ２Ｈ以上では、圧縮機４は全負荷運転する。なお、比例制御ではなくＰＩＤ制御を行ってもよい。
　いずれの場合も、前述した圧力センサ８により蒸気圧を監視し、この圧力が上限値以上になると、ヒートポンプ２を運転して蒸気を発生させる必要はないので、圧縮機４を停止させるのがよい。また、バイパス弁１８は、温度センサ１４の検出温度に基づき制御される以外に、この制御と同様に開閉される自力式の温調弁とされてもよい。
　これまで述べたように、圧縮機４は、圧力センサ８の検出圧力に基づき制御される（図２，図３）他、これに代えて温度センサ１４の検出温度に基づき制御される（図５，図６）。但し、圧縮機４は、圧力センサ８と温度センサ１４の双方に基づき、制御されてもよい。その一例について、次に説明する。これは、図３による制御と、図６による制御との組合せといえる。
　まず、圧縮機４は、圧力センサ８の検出圧力に基づき、第一上限圧力Ｐ１Ｈと第一下限圧力Ｐ１Ｌとの範囲で、且つその第一上限圧力Ｐ１Ｈを設定値として比例制御可能とされる。また、圧縮機４は、温度センサ１４の検出温度に基づき、第二上限温度Ｔ２Ｈと第二下限温度Ｔ２Ｌとの範囲で、且つその第二下限温度Ｔ２Ｌを設定値として比例制御可能とされる。そして、設定タイミング（たとえば設定時間ごと）で、次式により第一偏差率η１と第二偏差率η２とを求め、圧力センサ８による制御と温度センサ１４による制御との内、偏差率の小さい方の制御に切り替えて、圧縮機４を制御すればよい。具体的には、η１＜η２の関係にある場合、圧力センサ８の検出圧力に基づき圧縮機４を比例制御すればよく、η１＞η２の関係にある場合、温度センサ１４の検出温度に基づき圧縮機４を比例制御すればよい。なお、現在圧力Ｐとは、圧力センサ８による検出圧力であり、現在温度Ｔとは、温度センサ１４による検出温度である。
　第一偏差率η１＝（第一上限圧力Ｐ１Ｈ－現在圧力Ｐ）／（第一上限圧力Ｐ１Ｈ－第一下限圧力Ｐ１Ｌ）
　第二偏差率η２＝（現在温度Ｔ－第二下限温度Ｔ２Ｌ）／（第二上限温度Ｔ２Ｈ－第二下限温度Ｔ２Ｌ）
　偏差率が小さいほど、目標値に近いので、圧縮機４の操作量は小さくなる。仮に、偏差率が大きい方、つまり操作量が大きい方で圧縮機４を制御しようとすると、偏差率が小さい方、つまり操作量が小さい方は目標値にすぐに到達してしまうことになる。ところが、偏差率の小さい方の制御に適宜切り替えて制御することで、圧縮機４が停止する頻度を少なくすることができる。また、停止するにしても、停止状態へ緩やかに移行することができる。さらに、圧力制御か温度制御かを手動設定する必要もない。
　この制御中、温度センサ１４の検出温度が下限値未満になったり、温度センサ１４の検出温度が上限値以上になったり、圧力センサ８の検出圧力が上限値以上になったりすると、圧縮機４を強制停止させるのがよい。なお、比例制御ではなくＰＩＤ制御を行ってもよい。
　圧力センサ８による制御と温度センサ１４による制御とは、上述したように偏差率に基づき切り替える以外に、圧縮機４の操作量に基づき切り替えてもよい。この場合も、圧縮機４は、圧力センサ８の検出圧力に基づき、第一上限圧力Ｐ１Ｈと第一下限圧力Ｐ１Ｌとの範囲で、且つその第一上限圧力Ｐ１Ｈを設定値として比例制御またはＰＩＤ制御可能とされる。また、圧縮機４は、温度センサ１４の検出温度に基づき、第二上限温度Ｔ２Ｈと第二下限温度Ｔ２Ｌとの範囲で、且つその第二下限温度Ｔ２Ｌを設定値として比例制御またはＰＩＤ制御可能とされる。そして、設定タイミング（たとえば設定時間ごと）で、圧力センサ８による制御における圧縮機４の操作量と、温度センサ１４による制御における圧縮機４の操作量とを求め、圧力センサ８による制御と温度センサ１４による制御との内、操作量の小さい方で圧縮機４を制御すればよい。たとえば、圧力センサ８による制御では操作量Ｘとする必要がある一方、温度センサ１４による制御では操作量Ｙとする必要がある場合において、Ｘ＜Ｙの関係にある場合、圧力センサ８の検出圧力に基づき圧縮機４を制御すればよく、Ｘ＞Ｙの関係にある場合、温度センサ１４の検出温度に基づき圧縮機４を制御すればよい。
　ところで、蒸気システム１が複数段のヒートポンプ２を備える場合、蒸気システム１は複数の圧縮機４を備えることになる。その他、複数の圧縮機４を備える場合として、単段または複数段の各ヒートポンプ２の蒸発器７と凝縮器５との間に、圧縮機４を並列に複数台設置する場合もある。また、複数のヒートポンプ２を並列に設置する場合もある。いずれの場合も、複数の圧縮機４は、それぞれ圧縮機本体とその駆動装置とから構成し、複数の圧縮機本体をベルト伝動装置などにより共通の駆動装置で駆動してもよい。
　また、複数の圧縮機４は、共通の制御器および／または個別の制御器で制御することができる。この際、ヒートポンプ２の蒸発器７と凝縮器５との間に複数の圧縮機４を並列に設置している場合、または蒸気発生用ヒートポンプ２を並列に設置して蒸気を合流させる場合、凝縮器５にて発生させた蒸気圧、および／または蒸発器７を通された後の水温に基づき、複数の圧縮機４の内の運転台数を変更してもよい。
　また、凝縮器５にて発生させた蒸気圧、および／または蒸発器７を通された後の水温に基づき、複数の圧縮機４の内、少なくとも一の圧縮機４について、冷媒の吐出流量を調整してもよい。少なくとも一台の圧縮機４で、冷媒の吐出流量を調整すれば、例えば運転台数の変更を滑らかに行うことができる。なお、冷媒の吐出流量の調整は、たとえば、圧縮機本体を駆動するモータをインバータ制御することで実現できる。
　また、圧縮機４の駆動装置として、エンジンおよびモータの双方を備える場合、このエンジンおよびモータの内、いずれを用いて圧縮機４を運転するか、または双方を用いて圧縮機４を運転するかを、凝縮器５にて発生させた蒸気圧、または蒸発器７を通された後の水温に基づき変更してもよい。なお、エンジンとモータとを備え、圧縮機４の制御をクラッチで行う場合、クラッチを切り離した状態でもエンジンは駆動したままであるから、その間はエンジンにより発電機で発電するのに適する。
　さらに、凝縮器５にて発生させた蒸気圧は、前述したように設定範囲内に維持されるが、万一、その範囲を超えて設定上限値ＰＨに達すると、ヒートポンプ２の圧縮機４を強制停止させるよう構成しておけば、安全性を高めることができる。なお、水側の蒸気圧ではなく、冷媒側の蒸気圧を監視してもよい。その他、蒸発器７の入口または出口における被冷却流体（排温水など）の温度、またはヒートポンプサイクル内の冷媒の圧力または温度（たとえば、圧縮機４、膨張弁６または中間冷却器の入口または出口における冷媒の圧力または温度）を監視して、それが上限値を超えるとヒートポンプ２の運転にインターロックをかけるよう構成してもよい。
　本発明の蒸気システム１は、前記実施例の構成に限らず、適宜変更可能である。特に、ヒートポンプ２は、単段に限らず複数段とすることもできる。ヒートポンプ２を複数段にする場合、隣接する段のヒートポンプ２，２同士は、間接熱交換器を用いて接続されてもよいし、直接熱交換器（中間冷却器）を用いて接続されてもよい。後者の場合、下段ヒートポンプの圧縮機４からの冷媒と上段ヒートポンプの膨張弁６からの冷媒とを受けて、両冷媒を直接に接触させて熱交換する中間冷却器を備え、この中間冷却器が下段ヒートポンプの凝縮器５であると共に上段ヒートポンプの蒸発器７とされる。このように、複数段（多段）のヒートポンプには、一元多段のヒートポンプの他、複数元（多元）のヒートポンプ、あるいはそれらの組合せのヒートポンプが含まれる。
　複数段のヒートポンプ２を用いる場合、隣接する段のヒートポンプ２，２同士が間接熱交換器を用いて接続されることにより、上下のヒートポンプ２，２の冷媒同士が混ざらないのであれば、上下のヒートポンプ２，２で互いに異なる冷媒を用いてもよい。この際、下段ヒートポンプは、上段ヒートポンプよりも沸点の低い冷媒を用いるのが好ましい。仮に上下のヒートポンプ２，２に同一冷媒を用いる場合、下段ヒートポンプの方が低温になるので、冷媒の比容積が大きくなる。そのため、上下段の熱交換を行う熱交換器で上段冷媒の蒸発に必要な熱量を供給するために必要な下段冷媒の質量流量を作り出すためには、下段圧縮機の吸込み体積流量を大きくする必要があり、圧縮機が大型になる。ところが、複数段のヒートポンプにおいて、上段よりも下段の方が沸点の低い冷媒を用いることで、下段の冷媒の比容積を小さくできるので、圧縮機の大型化を防止することができる。
　圧力センサ８の検出圧力に基づき複数段のヒートポンプ２を制御する場合、たとえば、最上段のヒートポンプ２の圧縮機４は、圧力センサ８の検出圧力に基づき制御され、それより下段の各ヒートポンプ２の圧縮機４は、それぞれ対応する段のヒートポンプ２の凝縮器５における冷媒（または一つ上段のヒートポンプ２の蒸発器７における冷媒）の圧力または温度に基づき制御すればよい。
　温度センサ１４の検出温度に基づき複数段のヒートポンプ２を制御する場合、たとえば、最下段のヒートポンプ２の圧縮機４は、温度センサ１４の検出温度に基づき制御され、それより上段の各ヒートポンプ２の圧縮機４は、それぞれ対応する段のヒートポンプ２の蒸発器７における冷媒（または一つ下段のヒートポンプ２の凝縮器５における冷媒）の圧力または温度に基づき制御すればよい。
　圧力センサ８による制御と温度センサ１４による制御とを、偏差率または操作量に基づき切替制御する場合において、図７に示すように、ヒートポンプ２は複数段であってもよい。なお、図７では、２段のヒートポンプ２Ｘ，２Ｙを示しているが、３段以上も同様に制御可能である。また、図７では、液ガス熱交換器やサブクーラなどを設けていないが、これらを設けてもよいことは言うまでもない。
　この場合、最上段のヒートポンプ２Ｙの圧縮機４Ｙは、圧力センサ８の検出圧力に基づき、第一上限圧力Ｐ１Ｈと第一下限圧力Ｐ１Ｌとの範囲で、且つその第一上限圧力Ｐ１Ｈを設定値として比例制御またはＰＩＤ制御可能とされる。また、最下段のヒートポンプ２Ｘの圧縮機４Ｘは、温度センサ１４の検出温度に基づき、第二上限温度Ｔ２Ｈと第二下限温度Ｔ２Ｌとの範囲で、且つその第二下限温度Ｔ２Ｌを設定値として比例制御またはＰＩＤ制御可能とされる。
　そして、破線で示すように、圧力センサ８の検出圧力に基づき最上段のヒートポンプ２Ｙの圧縮機４Ｙを制御する場合、それより下段の各ヒートポンプ２Ｘの圧縮機４Ｘは、その段の凝縮器５Ｘまたは一つ上段の蒸発器７Ｙの冷媒の圧力（冷媒圧センサ２０の検出圧力）に基づき制御される。また、一点鎖線で示すように、温度センサ１４の検出温度に基づき最下段のヒートポンプ２Ｘの圧縮機４Ｘを制御する場合、それより上段の各ヒートポンプ２Ｙの圧縮機４Ｙは、その段の蒸発器７Ｙまたは一つ下段の凝縮器５Ｘの冷媒の圧力（冷媒圧センサ２０の検出圧力）に基づき制御される。なお、凝縮器５の冷媒の圧力は、圧縮機４出口から膨張弁６入口までのいずれの箇所で検出してもよく、蒸発器７の冷媒の圧力は、膨張弁６出口から圧縮機４入口までのいずれの箇所で検出してもよい。
　そして、偏差率に基づき切替制御する場合、設定タイミングで、上述したのと同様に第一偏差率η１と第二偏差率η２とを求め、圧力センサ８による制御と温度センサ１４による制御との内、偏差率の小さい方の制御に切り替えればよい。
　あるいは、操作量に基づき切替制御する場合、設定タイミングで、圧力センサ８による制御における最上段の圧縮機４Ｙの操作量（第一操作量ｙ１）と、温度センサ１４による制御における最下段の圧縮機４Ｘの操作量（第二操作量ｙ２）とから、第一操作量ｙ１の第二操作量ｙ２に対する比の値ｙ１／ｙ２を求め、この値が予め設定された定数未満なら、圧力センサ８による制御を行う一方、前記定数以上なら温度センサ１４による制御を行えばよい。
　単段または複数段の各ヒートポンプ２は、図１の構成に限らず、適宜に変更可能である。たとえば、蒸発器７を並列に設置したり、膨張弁６と蒸発器７とのセットを並列に設置したりしてもよい。また、圧縮機４の出口側に油分離器を設置したり、凝縮器５の出口側に受液器を設置したりしてもよい。さらに、圧縮機４の入口側にアキュムレータを設置してもよい。
　前記実施例では、ヒートポンプ２では、温水から熱をくみ上げて蒸気を発生させる例について説明したが、温水に代えて、空気や排ガスなどを用いてもよい。また、凝縮器５やボイラ３の各出口に、気水分離器を設けて蒸気の乾き度を向上するようにしてもよい。
　その他、凝縮器５は、断熱材で囲ってもなお放熱があるので、この放熱を用いて加温した水を、凝縮器５において蒸気化してもよい。
　また、圧縮機４からも放熱があるので、この放熱を用いて加温した水を、凝縮器５へ供給して蒸気化してもよい。凝縮器５への給水で圧縮機４を冷却するには、圧縮機本体のケーシングに設けた水冷壁に水を通せばよい。
　また、単段または最下段のヒートポンプ２の蒸発器７へは、凝縮器５および／または圧縮機４の熱で加温された水を供給してもよい。
　さらに、工場などから排出される排温水、圧縮機４の冷却水として用いた水、エンジン（圧縮機４の駆動装置）のオイルクーラにおいて冷却水として用いた水、エンジンのジャケットの冷却水として用いた水、および、ボイラ３からの排ガスの冷却水として用いた水の内、一または複数を用いて、凝縮器５への給水の加温、蒸発器７への給水の加温、またはボイラ３への給水の加温ができる他、前記各冷却水として用いた水自体を凝縮器５やボイラ３への給水に用いたり、蒸発器７に通したりしてもよい。たとえば、凝縮器５への給水路１９（給水路１９にサブクーラを設ける場合にはそれより上流側）に、間接熱交換器を設置して、工場などからの排温水またはオイルクーラなどを通過後の水で、凝縮器５への給水の加温を図ることができる。
　また、図１では、蒸発器７への給水路１６と蒸発器７からの排水路１５とをバイパス路１７で接続し、給水路１６とバイパス路１７との分岐部に設けたバイパス弁１８により蒸発器７に通す給水量を調整する構成としたが、蒸発器７を通過する水量を調整可能であれば適宜に変更可能である。たとえば、蒸発器７への給水路１６に三方弁を設けて、給水の一部を分岐させる点は図１と同じであるが、その分岐水を排水路１５に合流させずに、別系統としたり、クーリングタワーに戻したり、あるいはそのまま排水したりしてもよい。あるいは、図１において、バイパス路１７およびバイパス弁１８の設置を省略する代わりに、給水路１６に弁を設けて、その弁の開閉または開度を調整してもよい。なお、いずれの場合も、排水路１５からの排水は、そのまま捨てられるか、クーリングタワーなどに戻されるか、あるいは蒸発器７にて冷却された水なら設備へ戻してもよい。
　ところで、ヒートポンプ２の運転に伴い、凝縮器５内の水が濃縮するので、適宜、排水弁（図示省略）を開けて排水（ブロー）し、凝縮器５内の水の一部または全部が入れ替えるのがよい。この排水のタイミングは、電気伝導度センサにより水の濃縮度を検知してもよいが、圧縮機４の積算回転数を利用するのが簡易である。具体的には、直前のブローからの圧縮機４の積算回転数で、次回のブローのタイミングを決定することができる。発生させた蒸気量で濃縮度が変化すること、および蒸気量は圧縮機４の回転数に比例することを考慮したものである。
　　１　蒸気システム
　　２　ヒートポンプ
　　３　ボイラ
　　４　圧縮機
　　５　凝縮器
　　６　膨張弁
　　７　蒸発器
　　８　圧力センサ
　１１　逆止弁
　１２　逆止弁
　１４　温度センサ
　１５　排水路
　１６　給水路
　１７　バイパス路
　１８　バイパス弁
　Ｐ１　第一設定圧力
　Ｐ１Ｈ　第一上限圧力
　Ｐ１Ｌ　第一下限圧力
　Ｐ２　第二設定圧力
　Ｔ１　第一設定温度
　Ｔ２　第二設定温度
　Ｔ２Ｈ　第二上限温度
　Ｔ２Ｌ　第二下限温度

Claims (13)

  1. 　圧縮機、凝縮器、膨張弁および蒸発器が順次環状に接続されて冷媒を循環させ、前記凝縮器において前記冷媒と水とを熱交換して蒸気を発生させるヒートポンプと、
    　蒸気を発生させ、この蒸気を前記凝縮器からの蒸気に合流させるボイラと、
    　前記凝縮器からの蒸気と前記ボイラからの蒸気との合流蒸気の圧力を検出可能な位置に設けられる圧力センサとを備え、
    　この圧力センサの検出圧力に基づき、前記圧縮機および前記ボイラを制御する
    　ことを特徴とする蒸気システム。
  2. 　前記圧縮機は、前記圧力センサの検出圧力を第一設定圧力に維持するよう制御され、
    　前記ボイラは、前記圧力センサの検出圧力を第二設定圧力に維持するよう制御され、
    　前記第二設定圧力は、前記第一設定圧力よりも低く設定される
    　ことを特徴とする請求項１に記載の蒸気システム。
  3. 　前記蒸発器において、前記冷媒と被冷却流体とを熱交換して被冷却流体の冷却を図り、
    　前記蒸発器の出口側に設けた温度センサの検出温度に基づき、前記圧縮機を制御する
    　ことを特徴とする請求項２に記載の蒸気システム。
  4. 　前記温度センサの検出温度を第一設定温度に維持するよう前記蒸発器への被冷却流体供給量が制御され、
    　前記温度センサの検出温度を第二設定温度に維持するよう前記圧縮機が制御され、
    　前記第二設定温度は、前記第一設定温度よりも低く設定される
    　ことを特徴とする請求項３に記載の蒸気システム。
  5. 　前記圧力センサの検出圧力に基づき、第一上限圧力と第一下限圧力との範囲で、且つその第一上限圧力を設定値として前記圧縮機を比例制御またはＰＩＤ制御するか、
    　前記温度センサの検出温度に基づき、第二上限温度と第二下限温度との範囲で、且つその第二下限温度を設定値として前記圧縮機を比例制御またはＰＩＤ制御し、
    　設定タイミングで次式により第一偏差率と第二偏差率とを求め、前記圧力センサによる制御と前記温度センサによる制御との内、偏差率の小さい方で前記圧縮機を制御する
    　ことを特徴とする請求項３に記載の蒸気システム。
    　第一偏差率＝（第一上限圧力－現在圧力）／（第一上限圧力－第一下限圧力）
    　第二偏差率＝（現在温度－第二下限温度）／（第二上限温度－第二下限温度）
  6. 　前記圧力センサの検出圧力に基づき、第一上限圧力と第一下限圧力との範囲で、且つその第一上限圧力を設定値として前記圧縮機を比例制御またはＰＩＤ制御するか、
    　前記温度センサの検出温度に基づき、第二上限温度と第二下限温度との範囲で、且つその第二下限温度を設定値として前記圧縮機を比例制御またはＰＩＤ制御し、
    　設定タイミングで、前記圧力センサによる制御における前記圧縮機の操作量と、前記温度センサによる制御における前記圧縮機の操作量とを求め、前記圧力センサによる制御と
    前記温度センサによる制御との内、操作量の小さい方で前記圧縮機を制御する
    　ことを特徴とする請求項３に記載の蒸気システム。
  7. 　複数段のヒートポンプを備え、
    　最下段のヒートポンプの蒸発器において、冷媒と被冷却流体とを熱交換し、
    　最上段のヒートポンプの凝縮器において、蒸気を発生させ、
    　前記圧力センサの検出圧力に基づき、第一上限圧力と第一下限圧力との範囲で、且つその第一上限圧力を設定値として最上段のヒートポンプの圧縮機を比例制御またはＰＩＤ制御するか、
    　前記温度センサの検出温度に基づき、第二上限温度と第二下限温度との範囲で、且つその第二下限温度を設定値として最下段のヒートポンプの圧縮機を比例制御またはＰＩＤ制御し、
    　前記圧力センサの検出圧力に基づき最上段のヒートポンプの圧縮機を制御する場合、それより下段の各ヒートポンプの圧縮機は、その段の凝縮器または一つ上段の蒸発器の冷媒の圧力に基づき制御され、
    　前記温度センサの検出温度に基づき最下段のヒートポンプの圧縮機を制御する場合、それより上段の各ヒートポンプの圧縮機は、その段の蒸発器または一つ下段の凝縮器の冷媒の圧力に基づき制御され、
    　設定タイミングで次式により第一偏差率と第二偏差率とを求め、前記圧力センサによる制御と前記温度センサによる制御との内、偏差率の小さい方の制御に切り替える
    　ことを特徴とする請求項３に記載の蒸気システム。
    　第一偏差率＝（第一上限圧力－現在圧力）／（第一上限圧力－第一下限圧力）
    　第二偏差率＝（現在温度－第二下限温度）／（第二上限温度－第二下限温度）
  8. 　複数段のヒートポンプを備え、
    　最下段のヒートポンプの蒸発器において、冷媒と被冷却流体とを熱交換し、
    　最上段のヒートポンプの凝縮器において、蒸気を発生させ、
    　前記圧力センサの検出圧力に基づき、第一上限圧力と第一下限圧力との範囲で、且つその第一上限圧力を設定値として最上段のヒートポンプの圧縮機を比例制御またはＰＩＤ制御するか、
    　前記温度センサの検出温度に基づき、第二上限温度と第二下限温度との範囲で、且つその第二下限温度を設定値として最下段のヒートポンプの圧縮機を比例制御またはＰＩＤ制御し、
    　前記圧力センサの検出圧力に基づき最上段のヒートポンプの圧縮機を制御する場合、それより下段の各ヒートポンプの圧縮機は、その段の凝縮器または一つ上段の蒸発器の冷媒の圧力に基づき制御され、
    　前記温度センサの検出温度に基づき最下段のヒートポンプの圧縮機を制御する場合、それより上段の各ヒートポンプの圧縮機は、その段の蒸発器または一つ下段の凝縮器の冷媒の圧力に基づき制御され、
    　設定タイミングで、前記圧力センサによる制御における最上段のヒートポンプの圧縮機の第一操作量（ｙ１）と、前記温度センサによる制御における最下段のヒートポンプの圧縮機の第二操作量（ｙ２）とから、前記第一操作量（ｙ１）の前記第二操作量（ｙ２）に対する比の値（ｙ１／ｙ２）を求め、この値が予め設定された定数未満なら、前記圧力センサによる制御を行う一方、前記定数以上なら前記温度センサによる制御を行う
    　ことを特徴とする請求項３に記載の蒸気システム。
  9. 　前記凝縮器からの蒸気と前記ボイラからの蒸気とは、それぞれ逆止弁を介して互いに合流するよう構成され、
    　前記圧力センサは、前記各逆止弁よりも下流に設置される
    　ことを特徴とする請求項２～８のいずれか１項に記載の蒸気システム。
  10. 　前記ヒートポンプを複数台備え、
    　前記各ヒートポンプの凝縮器からの蒸気と前記ボイラからの蒸気とが互いに合流するよう構成され、
    　前記各ヒートポンプの凝縮器からの蒸気と前記ボイラからの蒸気との合流蒸気の圧力を検出可能な位置に、前記圧力センサが設けられ、
    　互いに異なる複数の前記第一設定圧力を用いて、前記各ヒートポンプの圧縮機を制御する
    　ことを特徴とする請求項２～９のいずれか１項に記載の蒸気システム。
  11. 　前記ボイラを複数台備え、
    　前記ヒートポンプの凝縮器からの蒸気と前記各ボイラからの蒸気とが互いに合流するよう構成され、
    　前記ヒートポンプの凝縮器からの蒸気と前記各ボイラからの蒸気との合流蒸気の圧力を検出可能な位置に、前記圧力センサが設けられ、
    　互いに異なる複数の前記第二設定圧力を用いて、前記各ボイラを制御する
    　ことを特徴とする請求項２～１０のいずれか１項に記載の蒸気システム。
  12. 　前記圧力センサの検出圧力が上限値を超えるか、前記蒸発器の入口または出口の被冷却流体の温度が上限値を超えると、前記圧縮機を強制停止させる
    　ことを特徴とする請求項１～１１のいずれか１項に記載の蒸気システム。
  13. 　工場などからの排温水、前記圧縮機の潤滑油の冷却水、前記圧縮機の冷却水、前記圧縮機のエンジンのジャケット冷却水、および前記ボイラからの排ガスの冷却水の内、少なくとも一つは、前記凝縮器への給水、前記蒸発器への給水、または前記ボイラへの給水とされるか、これら給水と熱交換される
    　ことを特徴とする請求項１～１２のいずれか１項に記載の蒸気システム。
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