WO2012161325A1

WO2012161325A1 - 加温装置

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Publication number: WO2012161325A1
Application number: PCT/JP2012/063529
Authority: WO
Inventors: 貴宏図司
Original assignee: 東芝キヤリア株式会社
Priority date: 2011-05-25
Filing date: 2012-05-25
Publication date: 2012-11-29
Also published as: JPWO2012161325A1

Abstract

　本実施形態の加温装置は、高温側冷凍回路（Ｒａ）と、低温側冷凍回路（Ｒｂ）とからなる二元冷凍サイクルを同一筐体（Ｋ）に搭載すると共に、水・冷媒熱交換器（３）の水側流路（３ｂ）に水を流通させる水回路（Ｈ）とを備え、高温側冷凍回路（Ｒａ）に用いられる冷媒として、下記の式を満たす非共沸混合冷媒を使用することで、水・冷媒熱交換器（３）内における水と冷媒の温度差による性能ロスの低減と、カスケード熱交換器（４）内における高温側冷媒と低温側冷媒の温度差による性能ロスの低減を図り、ＣＯＰを改善する。　凝縮時の冷媒の温度グライド（温度傾斜）　≦　水・冷媒熱交換器の入口側水温と出口側水温との温度差－冷媒の過冷却度　［凝縮時の冷媒の温度グライド＝飽和ガス線上の凝縮温度－飽和液線上の凝縮温度］

Description

加温装置

　本発明の実施態様は、高温側冷凍回路と低温側冷凍回路とからなる二元冷凍サイクルを備えた加温装置に関する。

　高温側冷凍回路と低温側冷凍回路とからなる二元冷凍サイクルにおいて、低温側と高温側の各冷凍回路には、ＨＦＣ系冷媒が多用される。例えば、ＨＦＣ－３２、ＨＦＣ－１５２ａ、ＨＦＣ－１２５、ＨＦＣ－１４３ａ等の単一冷媒であり、また、ＨＦＣ－３２とＨＦＣ－１２５とＨＦＣ－１３４ａを混合してなるＲ４０７Ｃ、その他の非共沸混合冷媒も好適である。

特開平８－１８９７１４号公報

　二元冷凍サイクルを備えた加温装置において、さらにＣＯＰを改善するためには、水・冷媒熱交換器における水と冷媒との温度差ロスの低減と、二元冷凍サイクル特有のカスケード熱交換器による高温側冷媒と低温側冷媒との温度差ロスを低減する必要がある。

　前者については、水・冷媒熱交換器の伝熱面積を拡大する手段があるが、冷媒と温水の流速の低下を招き、その結果、熱伝達係数が低下してしまう。そして、次式から分るように、伝熱面積の拡大比率に応じて温水と冷媒との対数平均温度差が縮小せず、水・冷媒熱交換器のさらなる大型化が避けられない。　
　　　　　　　　Ｑ　＝　Ｋ・Ａ・ΔＴ　
　Ｑ：交換熱量（ＫＪ）、Ｋ：熱伝達率（ＫＪ／（ｍ^２／Ｋ））、Ａ：伝熱面積（ｍ^２）、ΔＴ：対数平均温度差（Ｋ）
　後者について、低温側冷媒のＳＣ（過冷却度）を減少すると、冷媒は飽和液のままカスケード熱交換器を出るが、圧損があるので膨張装置の手前でフラッシュ（気泡）が生じる。本来、膨張装置は液冷媒が流通するように設計されていて、気泡を含んでも円滑に流通するよう設計変更すると、装置の大型化を招きコストアップと制御性の低下に繋がる。

　このような事情から、二元冷凍サイクルを備えたうえで、水・冷媒熱交換器内における水と冷媒の温度差による性能ロスの低減を図るとともに、カスケード熱交換器内における低温側冷凍回路のＳＣを確保したうえで冷媒の温度差による性能ロスの低減を図ることができ、ＣＯＰの改善に繋がる加温装置が望まれている。

　本実施形態の加温装置は、高温側圧縮機、水・冷媒熱交換器の冷媒側流路、高温側膨張装置、カスケード熱交換器の高温側流路とを冷媒配管を介して連通する高温側冷凍回路と、低温側圧縮機、カスケード熱交換器の低温側流路、低温側膨張装置、蒸発器とを冷媒配管を介して連通する低温側冷凍回路とからなる二元冷凍サイクルを同一筐体に搭載するとともに、水・冷媒熱交換器の水側流路に水を流通させる水回路とを備え、高温側冷凍回路に用いられる冷媒として、下記の式を満たす非共沸混合冷媒を使用する。　
　凝縮時の冷媒の温度グライド（温度傾斜）　≦　
　　水・冷媒熱交換器の出口側水温と入口側水温との温度差　－　冷媒の過冷却度　
　［凝縮時の冷媒の温度グライド＝飽和ガス線上の凝縮温度－飽和液線上の凝縮温度］

図１は、第１の実施形態に係る加温装置の冷凍サイクル構成図である。図２は、第２の実施形態に係る加温装置の冷凍サイクル構成図である。図３は、第３の実施形態に係る加温装置の冷凍サイクル構成図である。図４は、一般的な冷凍装置におけるＰ－ｈ線図（圧力－比エンタルピ線図）である。図５は、各実施形態に係る加温装置の等温線を加えたＰ－ｈ線図である。図６は、各実施形態に係る加温装置のＴ－ｓ線図（温度－エントロピ線図）である。図７Ａは、図６のメッシュ部１における所定の水温条件下での、第１実施形態の冷媒の温度グライドを説明するＴ－ｓ線図である。図７Ｂは、図６のメッシュ部１における所定の水温条件下での、第１実施形態の冷媒の温度グライドを説明するＴ－ｓ線図である。図８Ａは、図６のメッシュ部１における所定の水温条件下での、第２実施形態の冷媒の温度グライドを説明するＴ－ｓ線図である。図８Ｂは、図６のメッシュ部１における所定の水温条件下での、第２実施形態の冷媒の温度グライドを説明するＴ－ｓ線図である。図９Ａは、図６のメッシュ部１における所定の水温条件下での、第３実施形態の冷媒の温度グライドを説明するＴ－ｓ線図である。図９Ｂは、図６のメッシュ部１における所定の水温条件下での、第３実施形態の冷媒の温度グライドを説明するＴ－ｓ線図である。図１０Ａは、図６のメッシュ部１における所定の水温条件下での、第４実施形態の冷媒の温度グライドを説明するＴ－ｓ線図である。図１０Ｂは、図６のメッシュ部１における所定の水温条件下での、第４実施形態の冷媒の温度グライドを説明するＴ－ｓ線図である。図１１Ａは、図６のメッシュ部１における所定の水温条件下での、第５実施形態の冷媒の温度グライドを説明するＴ－ｓ線図である。図１１Ｂは、図６のメッシュ部１における所定の水温条件下での、第５実施形態の冷媒の温度グライドを説明するＴ－ｓ線図である。図１２は、図６のメッシュ部２における冷媒の温度グライドを説明するＴ－ｓ線図である。

　図１は、第１の実施の形態における、例えば循環加温システムや給湯システムとして用いられる加温装置１ＲＳの冷凍サイクル構成図である。　
　給湯システムとして用いられる加温装置１ＲＳは、同一の筐体Ｋに搭載される高温側冷凍回路Ｒａと、温水配管（水回路）Ｈと、低温側冷凍回路Ｒｂ及び制御部Ｍとから構成される。

　前記高温側冷凍回路Ｒａにおいて、高温側圧縮機１の吐出部１ａと四方切換え弁２の第１のポートｄ１が冷媒配管Ｐを介して接続され、四方切換え弁２の第２のポートｄ２に水・冷媒熱交換器３の冷媒側流路３ａが接続される。四方切換え弁２の第３のポートｄ３は、カスケード熱交換器４の１次側流路（高温側流路）４ａに接続される。

　四方切換え弁２の第４のポートｄ４は、高温側アキュームレータ５を介して高温側圧縮機１の吸込み部１ｂに接続される。一方、前記水・冷媒熱交換器３の冷媒側流路３ａは、高温側レシーバ６と高温側膨張装置７を直列に備えた冷媒配管Ｐを介して前記カスケード熱交換器４の１次側流路４ａに接続される。

　前記低温側冷凍回路Ｒｂは、低温側圧縮機１０の吐出部１０ａと四方切換え弁１１の第１のポートｄ１が接続され、四方切換え弁１１の第２のポートｄ２にカスケード熱交換器４の２次側流路（低温側流路）４ｂが接続される。四方切換え弁１１の第３のポートｄ３は、蒸発器である空気熱交換器１２に接続される。この空気熱交換器１２には、送風機Ｆが対向して配置される。

　四方切換え弁１１の第４のポートｄ４は、低温側アキュームレータ１３を介して高温側圧縮機１の吸込み部１０ｂに接続される。一方、前記カスケード熱交換器４の２次側流路４ｂは、低温側レシーバ１４と低温側膨張装置１５を直列に備えた冷媒配管Ｐを介して前記空気熱交換器１２に接続される。

　前記温水配管Ｈは、一端部が給水源、貯湯タンクまたは復水側（戻り側）バッファタンクの吸込み部に接続され、他端部が貯湯タンク、給湯栓または往水側（利用側）バッファタンク（以上、いずれも図示しない）に接続される。　
　温水配管Ｈの中途部には、水搬送用のポンプ１８と、前記水・冷媒熱交換器３内に配管される水側流路３ｂが設けられる。したがって、前記温水配管Ｈに導かれる水もしくは温水は、水・冷媒熱交換器３の水側流路３ｂにおいて冷媒側流路３ａに導かれる冷媒と熱交換することとなる。

　前記制御部Ｍは、リモートコントローラＲＭからの指示信号を受け、センサ類とリモートコントローラＲＭから受けた検知信号を演算し、記憶する基準値と比較する。そして、高温側圧縮機１及び低温側圧縮機１０の運転周波数を設定制御するとともに、高温側膨張装置７及び低温側膨張装置１５の開閉と絞り量を制御する。

　このようにして構成される加温装置１ＲＳであり、冷凍サイクル運転（加熱運転モード）開始の指示を受けた制御部Ｍは、高温側冷凍回路Ｒａと低温側冷凍回路Ｒｂに対し、後述するように冷媒を導き循環制御する。

　前記高温側冷凍回路Ｒａにおいては、高温側圧縮機１で圧縮され吐出される冷媒が、　－四方切換え弁２－水・冷媒熱交換器３の冷媒側流路３ａ－高温側レシーバ６－高温側膨張装置７－カスケード熱交換器４の１次側流路４ａ－四方切換え弁２－高温側アキュームレータ５－高温側圧縮機１－　の順に導かれ、循環される。　
　したがって、水・冷媒熱交換器３の冷媒側流路３ａが凝縮器として作用し、カスケード熱交換器４の１次側流路４ａが蒸発器として作用する。

　前記低温側冷凍回路Ｒｂにおいては、低温側圧縮機１０で圧縮され吐出される冷媒が、　－四方切換え弁１１－カスケード熱交換器４の２次側流路４ｂ－低温側レシーバ１４－低温側膨張装置１５－空気熱交換器１２－四方切換え弁１１－低温側アキュームレータ１３－低温側圧縮機１０－　の順に導かれ、循環される。

　したがって、カスケード熱交換器４の２次側流路４ｂが凝縮器として作用し、空気熱交換器１２が蒸発器として作用する。前記カスケード熱交換器４では、低温側冷凍回路Ｒｂ側の２次側流路４ｂで冷媒が凝縮して凝縮熱を放出し、高温側冷凍回路Ｒａ側の１次側流路４ａで冷媒が凝縮熱を吸熱しながら蒸発する。

　加温装置１ＲＳ全体として、空気熱交換器１２での蒸発温度と、水・冷媒熱交換器３での凝縮温度との差が大となり、高圧縮比を得る。温水配管Ｈに導かれる水もしくは温水は、水・冷媒熱交換器３の水側流路３ｂにおいて、高温側冷凍回路Ｒａで凝縮作用をなす水・冷媒熱交換器３の冷媒側流路３ａから高温の凝縮熱を吸熱し、効率良く温度上昇する。

　水・冷媒熱交換器３の水側流路３ｂにおいて、給水源、貯湯タンクまたは復水側（戻り側）バッファタンクから導かれた水もしくは温水は高温化した温水に変り、水・冷媒熱交換器３から貯湯タンクまたは往水側（利用側）のバッファタンクに導かれるよう循環する。もしくは、水・冷媒熱交換器３から給湯栓に直接給湯される。

　図２は、第２の実施の形態に係る加温装置２ＲＳの冷凍サイクル構成図を示す。　
　この加温装置２ＲＳは、同一の筐体Ｋ内に、第１の加温装置部Ｒ１及び第２の加温装置部Ｒ２を収容してなる。これら第１、第２の加温装置部Ｒ１，Ｒ２は、先に説明した加温装置１ＲＳを構成する高温側冷凍回路Ｒａ及び低温側冷凍回路Ｒｂと全く同一構成の高温側冷凍回路Ｒａ及び低温側冷凍回路Ｒｂを備えている。

　第１、第２の加温装置部Ｒ１，Ｒ２について、先に説明した構成部品と同一の構成部品は、同番号を付して新たな説明は省略する。　
　温水配管Ｈに設けられるポンプ１８は筐体Ｋ内に収容されることは変りがないが、このポンプ１８の先で温水配管Ｈは２本に分岐される。それぞれの分岐温水配管Ｈａ，Ｈｂに、第１の加温装置部Ｒ１と第２の加温装置部Ｒ２に備えられる水・冷媒熱交換器３の水側流路３ｂに接続される。

　それぞれの分岐温水配管Ｈａ，Ｈｂは、筐体Ｋ内で再び１本の温水配管Ｈにまとまり、筐体Ｋ外部へ延出される。言わば、温水配管Ｈに対して第１の加温装置部Ｒ１と第２の加温装置部Ｒ２とが、互いに並列に接続されてなる加温装置２ＲＳと言える。

　このような加温装置２ＲＳにおいて、第１の加温装置部Ｒ１と第２の加温装置部Ｒ２は先に説明した加温装置１ＲＳと同一の作用をなす。したがって新たな説明は省略する。第１の加温装置部Ｒ１と第２の加温装置部Ｒ２を同時に作用させれば、先に説明した加温装置１ＲＲＳよりも大なる加熱熱量を得られて給湯できる。

　図３は、第３の実施の形態に係る加温装置３ＲＳの冷凍サイクル構成図を示す。　
　この加温装置３ＲＳは、同一の筐体Ｋ内に、第１の加温装置部Ｒ１及び第２の加温装置部Ｒ２を収容してなる。これら第１、第２の加温装置部Ｒ１，Ｒ２は、先に説明した加温装置１ＲＳを構成する高温側冷凍回路Ｒａ及び低温側冷凍回路Ｒｂと全く同一構成の高温側冷凍回路Ｒａ及び低温側冷凍回路Ｒｂを備えている。

　第１、第２の加温装置部Ｒ１，Ｒ２について、先に説明した構成部品と同一の構成部品は、同番号を付して新たな説明は省略する。

　温水配管Ｈに設けられるポンプ１８は筐体Ｋ内に収容され、このポンプ１８の先で温水配管Ｈに、第１の加温装置部Ｒ１と第２の加温装置部Ｒ２に備えられる水・冷媒熱交換器３の水側流路３ｂが順次、接続される。

　温水配管Ｈは、そのまま筐体Ｋ外部へ延出される。言わば、温水配管Ｈに対して第１の加温装置部Ｒ１と第２の加温装置部Ｒ２とが、互いに直列に接続されてなる加温装置３ＲＳと言える。　
　このような加温装置３ＲＳにおいて、第１の加温装置部Ｒ１と第２の加温装置部Ｒ２は先に説明した加温装置１ＲＳと同一の作用をなす。したがって新たな説明は省略する。第１の加温装置部Ｒ１と第２の加温装置部Ｒ２を同時に作用させれば、先に説明した加温装置１ＲＳよりも大なる加熱熱量を得られて給湯できる。

　なお、高・低温側冷凍回路Ｒａ，Ｒｂにレシーバ６，１４を備え、かつアキュームレータ５，１３を備えたが、使用条件に応じて不要であれば、除去してもよい。同様に、各冷凍回路Ｒａ，Ｒｂを逆サイクルにする必要性が存在しないのであれば、四方切換え弁２，１１のいずれか一方、もしくは両方を除去することは可能である。

　以上説明した加温装置１ＲＳ，２ＲＳ、３ＲＳを構成する高温側冷凍回路Ｒａと低温側冷凍回路Ｒｂに用いられる冷媒は、塩素を含まないＨＦＣ冷媒である。このＨＦＣ冷媒として、例えばＨＦＣ－１３４ａ、ＨＦＣ－１３４、ＨＦＣ－３２、ＨＦＣ－１５２ａ、ＨＦＣ－１２５、ＨＦＣ－１４３ａなどの単一冷媒がある。　
　なお説明すると、上述した加温装置１ＲＳ、２ＲＳ、３ＲＳにおいて、高温側冷凍回路Ｒａに用いられる高温側冷媒として、例えば「Ｒ１３４ａ」が用いられ、低温側冷凍回路Ｒｂに用いられる低温側冷媒として、例えば「Ｒ４１０Ａ」が用いられる。

　図４は、以上の単一冷媒に係るＰ－ｈ線図を示している。Ｇ点－Ａ点間は、圧縮機での冷媒の状態変化（圧縮過程）を示し、Ａ点－Ｄ点間は、凝縮器での冷媒の状態変化（凝縮過程）を示し、Ｄ点－Ｅ点は膨張装置での冷媒の状態変化（膨張過程）を示し、Ｅ点－Ｇ点間は蒸発器での冷媒の状態変化（蒸発過程）を示している。

　圧縮機で圧縮された冷媒は凝縮器に導かれ、飽和蒸気（ガス）線上のＢ点で実際の凝縮過程が開始される。そして、Ｂ点から飽和蒸気線上のＣ点の間で凝縮され、Ｃ点からＤ点の間で冷媒は過冷却（ＳＣ：サブクール）状態となり、凝縮が完了する。　
　この凝縮過程から膨張過程（Ｄ点からＥ点）に繋がり、さらに膨張過程から蒸発過程に移行する。冷媒は、Ｅ点から飽和蒸気線上のＦ点の間で全て蒸発し、Ｆ点からＧ点の間で過熱（ＳＨ：スーパーヒート）状態となるように制御され、圧縮過程に至る。

　飽和液線と交差するＣ点に略垂直に立てられた線は、冷媒が過冷却状態になった過冷却液の等温線Ｔａである。そして、Ｃ点から飽和蒸気線と交差するＢ点に亘って水平に湿り蒸気の等温線が描かれ、Ｂ点から斜め下方に過熱蒸気の等温線が描かれる。　
　このように単一冷媒は、同一圧力のもとでの、凝縮時の飽和蒸気線上の凝縮温度と、飽和液線上の凝縮温度とが互いに同一であり、これら凝縮温度に温度差がない。換言すれば、単一冷媒は、一定凝縮圧力で飽和温度が変化しない特徴を持つ。

　これに対して、沸点にほとんど差がない複数の冷媒を混合した、「擬似共沸混合冷媒」と、沸点が大きく異なる複数の冷媒を混合した、「非共沸混合冷媒」が知られている。　
　擬似共沸混合冷媒として、例えばＲ３２（５０％）とＲ１２５（５０％）を混合したＲ４１０Ａがあり、Ｒ３２（４５％）とＲ１２５（５５％）を混合したＲ４１０Ｂがある。圧力等の物性が、従来用いられていたＨＣＦＣ冷媒であるＲ２２と異なるが、圧力損失が小さく、熱伝導率が高いなど、冷凍サイクルに適した性質を有している。

　非共沸混合冷媒として、例えば、ＨＦＣ－３２（２３％）とＨＦＣ－１２５（２５％）及びＨＦＣ－１３４ａ（５２％）を混合してなる、Ｒ４０７Ｃがある。また、Ｒ１３４ａとＲ２４５ｆａとを混合した非共沸混合冷媒も知られている。　
　図５は、非共沸混合冷媒についての、Ｐ－ｈ線図を示している。飽和液線と飽和蒸気線に対する圧縮－凝縮－膨張－蒸発の各過程は、先に図４で説明した単一冷媒のものと何らの変りもないので、新たな説明を省略する。

　飽和液線と交差するＣ点に略垂直に立てられた等温線Ｔｂは、ここではＣ点から飽和蒸気線と交差するＨ点に至る。すなわち、同一圧力のもとでの凝縮時の飽和蒸気線上の凝縮温度と、飽和液線上の凝縮温度とに温度差があり、凝縮器の入口側の冷媒温度よりも、出口側の冷媒温度が低くなる、温度グライド（温度傾斜：温度勾配）の特性がある。

　同様に、図示していないが、蒸発器入口側の冷媒蒸発温度よりも、蒸発器出口側の冷媒蒸発温度が高くなり、蒸発器入口から蒸発器出口に向かって温度上昇する、温度グライド（温度傾斜：温度勾配）を有することも特徴である。

　図６は、第１ないし第３の実施の形態で説明した加温装置１ＲＳ、２ＲＳ、３ＲＳにおけるＴ－ｓ線図（温度－エントロピ線図）であり、高温側冷凍回路Ｒａの冷凍サイクルを一点鎖線で示し、低温側冷凍回路Ｒｂの冷凍サイクルを二点鎖線で示している。

　先に説明したように、高温側冷凍回路Ｒａに用いられる冷媒はＲ１３４ａ（単一冷媒）であり、低温側冷凍回路Ｒｂに用いられる冷媒はＲ４１０Ａ（擬似共沸混合冷媒）である。そして、温水配管Ｈに導かれる水が、水・冷媒熱交換器３の水側流路３ｂの入口で７０℃、出口で７５℃となる、温度差５℃の場合である。

　高温側冷凍回路Ｒａと低温側冷凍回路Ｒｂのそれぞれに付されたＡ点～Ｇ点は、図４のＰ－ｈ線図において説明したＡ点～Ｇ点の状態に一致する。特に、高温側冷凍回路Ｒａに単一冷媒であるＲ１３４ａを用いたので、水・冷媒熱交換器３で実際に凝縮を開始するＢ点から凝縮が終了し過冷却状態となる前のＣ点に至る間は同一温度で温度変化がない。

　先に、［発明が解決しようとする課題］の欄において、二元冷凍サイクルを備えた加温装置で、さらにＣＯＰを改善するためには、水・冷媒熱交換器における水と冷媒との温度差ロスの低減と、二元冷凍サイクル特有のカスケード熱交換器による高温側冷媒と低温側冷媒との温度差ロスを低減する必要がある、ことを述べた。

　図６から実際の加温装置１ＲＳ、２ＲＳ、３ＲＳについて、高温側冷凍回路Ｒａにおける水・冷媒熱交換器３での、水と冷媒との温度差を見ると、メッシュ部１として示した範囲の温度差があり、これがそのまま温度差ロスとなる。

　すなわち、圧縮過程が終了するＡ点で冷媒温度が最高温度となり、Ａ点から実際に凝縮が開始されるＢ点に至る吐出領域で冷媒温度が低下する。したがって、Ａ点からＢ点に至るところで水温度に対して冷媒温度が大きく突出する。その分、水温度と冷媒温度との差が大であり、温度差ロスが多い。

　Ｂ点から凝縮終了のＣ点まで、冷媒の凝縮温度が同一であるのに対し、熱交換される水の入口温度は出口温度に対して低く、温度傾斜があるから、その分が温度差ロスとなる。凝縮終了のＣ点から過冷却状態となるＤ点では冷媒の温度が低下し、熱交換される水の入口側温度との差が縮まる。

　水と冷媒とを熱交換させる以上、冷媒温度を水の入口温度及び出口温度と同一とすることはできず、ある程度は、冷媒温度と水温度とに温度差が必要である。　
　メッシュ部１において水温度と冷媒温度との温度差を確保したうえで、この面積を低減することで、水と冷媒の温度差ロスを低減でき、水・冷媒熱交換器３の高効率化と、加温装置としてのＣＯＰ向上に繋げられることになる。

　同様に、図６において、高温側冷凍回路Ｒａからカスケード熱交換器４に導かれ蒸発する高温側冷媒と、低温側冷凍回路Ｒｂからカスケード熱交換器４に導かれ凝縮する低温側冷媒との温度差を見ると、メッシュ部２と示している範囲の温度差があり、これがそのまま温度差ロスとなる。

　なお説明すると、低温側冷凍回路Ｒｂでの圧縮過程が終了するＡ点で冷媒温度が高温となり、凝縮開始のＢ点に至る吐出領域で冷媒温度が低下するが、高温側冷凍回路Ｒａでの高温側冷媒の蒸発過程が終了するＦ点と過熱状態となるＧ点に対して大きく突出する。その分、高温側冷媒と低温側冷媒との温度差が大であり、温度差ロスとなる。

　さらに、低温側冷凍回路Ｒｂにおいて、低温側冷媒の凝縮開始のＢ点から凝縮終了のＣ点まで、冷媒の凝縮温度が同一であり、Ｃ点からＤ点で過冷却状態となり温度低下がある。しかしながら、依然として、高温側冷凍回路Ｒａでの蒸発過程にある高温側冷媒とで温度差があり、温度差ロスとなっている。

　このメッシュ部２においても、高温側冷凍回路Ｒａに導かれる高温側冷媒と、低温側冷凍回路Ｒｂに導かれる低温側冷媒との温度差を確保したうえで、メッシュ部２の面積を低減することで、冷媒相互の温度差ロスを低減でき、カスケード熱交換器の高効率化と、加温装置としてのＣＯＰ向上に繋げられる。

　以下、本実施形態では、水・冷媒熱交換器３における冷媒と水との温度差ロス（すなわち、メッシュ部１における面積）を低減するための最適な設定条件と、カスケード熱交換器４における高温側冷媒と低温側冷媒との温度差ロス（すなわち、メッシュ部２における面積）を低減するための最適な設定条件とを考慮してみる。

　そのためには、先に図５で説明したような、同一圧力のもとでの凝縮時の飽和蒸気線上の凝縮温度と、飽和液線上の凝縮温度とに温度差があり、凝縮器の入口の冷媒温度よりも出口の冷媒温度が低くなる、温度グライド（温度傾斜：温度勾配）の特性がある非共沸混合冷媒を用いる。

　そして、この非共沸混合冷媒によれば、同一圧力のもとでの蒸発時の飽和液線上の蒸発温度と、飽和蒸気線上の蒸発温度とに温度差があり、蒸発器の入口の冷媒温度よりも、出口の冷媒温度が高くなる、温度グライド（温度傾斜：温度勾配）の特性を有する。　
　具体的には、低温側冷凍回路Ｒｂに用いられる低温側冷媒（Ｒ４１０Ａ）は変らないが、高温側冷凍回路Ｒａに用いられる高温側冷媒は、Ｒ１３４ａとＲ２４５ｆａとを混合してなる非共沸混合冷媒を採用する。

　はじめに、図６のメッシュ部１での温度差ロスを低減するのに最適な、冷媒の温度グライドの設定条件を求めてみる。　
　図７Ａ及び図７Ｂは、水・冷媒熱交換器３において所定の水温条件下での、第１実施形態の冷媒の温度グライドを説明するＴ－ｓ線図である。

　図７Ａの実線は、水入口温度が７０℃、水出口温度が７５℃の、温度差５℃の水温変化を示し、図７Ｂの実線は、水入口温度が６５℃、水出口温度が７５℃の、温度差１０℃の水温変化を示している。一点鎖線は、図６で説明した高温側冷凍回路Ｒａの高温側冷媒（Ｒ１３４ａ：単一冷媒）の状態変化であり、同図のＡ点～Ｄ点に至る凝縮過程を示す。

　ここで、上述の非共沸混合冷媒（Ｒ１３４ａ＋Ｒ２４５ｆａ）を用いたうえに、Ａ点からＢ点に至る「吐出領域が無い」と仮定するとともに、Ｃ点からＤ点に至る「過冷却が無い」と仮定した条件での状態変化を、各図に「破線」で示している。

　なお、高温側冷媒として、先に説明した単一冷媒（Ｒ１３４ａ）を用いたうえで、「吐出領域が無い」及び「過冷却が無い」と仮定した場合の冷媒の状態変化は、各図に二点鎖線で示すようになる。この冷媒は、温度グライドが無いのが特徴であるから、二点鎖線は凝縮開始から凝縮終了まで水平線となって描かれる。

　これに対して非共沸混合冷媒は、同一圧力のもとでの凝縮時に温度グライドがあるのが特徴である。上記仮定条件下での水と冷媒との温度差のメッシュ部が最小となる冷媒の温度グライドは、各図に下向き矢印に示す方向に変って、凝縮開始から凝縮終了まで、水温変化と平行な「破線」として示される。

　したがって、この状態は以下の式１として表される。　
　　凝縮時の冷媒の温度グライド　＝　
　　　　　　　　水・冷媒熱交換器３の入口側水温と出口側水温との温度差……式１
　このように、冷媒の温度グライド無しの単一冷媒と比較して、高温側冷媒に非共沸混合冷媒を用いるとともに、上述の仮定条件を採用することで、先に図６で説明したメッシュ部１の面積よりもメッシュ部面積が小さくなる。したがって、水・冷媒熱交換器３の高効率を得られ、二元冷凍サイクルを採用した加温装置におけるＣＯＰの増大に繋がる。

　図８Ａ及び図８Ｂは、所定の水温条件下での、第２実施形態の冷媒の温度グライドを説明するＴ－ｓ線図である。　
　それぞれ図７Ａ及び図７Ｂと同一条件の水温変化を実線で示し、図６で説明した高温側冷凍回路Ｒａにおける高温側冷媒で、同図のＡ点～Ｄ点に至る凝縮過程を一点鎖線で示している。

　ここでは、上述の非共沸混合冷媒を用いたうえで、「吐出領域が無い」と仮定するとともに、「過冷却状態が有る」と仮定した条件での状態変化を、各図に「破線」で示している。そして、比較のために図７Ａ及び図７Ｂで設定した、「吐出領域が無い」と「過冷却状態が無い」場合の仮定条件を、各図に「二点鎖線」として残している。

　以上の仮定条件下では、吐出領域が無いので凝縮開始の時点では水出口側温度との温度差が図７Ａ及び図７Ｂの場合と同一となる。しかるに、「過冷却が有る」と仮定したことで、この過冷却度分だけ凝縮終了時の温度が図７Ａ及び図７Ｂの場合（二点鎖線）との差になって描かれる。　
　したがって、第２実施形態で示す冷媒の温度グライド（破線）は、図７Ａ及び図７Ｂの場合（二点鎖線）よりも傾斜が緩くなり、実線で示す水温変化との間のメッシュ部面積がある程度は増大してしまう。

　このような、水と冷媒との温度差のメッシュ部が最小となる冷媒の温度グライドは、以下の式２として表されることになる。　
　凝縮時の冷媒の温度グライド　＝　
　水・冷媒熱交換器３の入口側水温と出口側水温との温度差－冷媒の過冷却度……式２
　先に図６で説明した冷媒の温度グライド無しの単一冷媒と比較すれば、上述の設定条件でも面積が小さい。したがって、水・冷媒熱交換器３で高効率を得られ、加温装置としてＣＯＰの向上に繋がるが、第１実施の形態との比較ではメッシュ部面積が僅かに増大してしまう。

　また、通常の冷凍サイクルでは、多段圧縮サイクルの採用や、液インジェクション圧縮機の採用等により吐出領域を低減することは可能である。しかしながら、実際の二元サイクルを用いた加温装置において、吐出領域を削除するのは困難であるため、式２が想定し得る最も効率が良くなる冷媒の温度グライドとなる。

　図９Ａ及び図９Ｂは、所定の水温条件下での、第３実施形態の冷媒の温度グライドを説明するＴ－ｓ線図である。　
　それぞれ図７Ａ及び図７Ｂと同一条件の水温変化を実線で示し、図６で説明した高温側冷凍回路Ｒａにおける高温側冷媒で、同図のＡ点～Ｄ点に至る凝縮過程を一点鎖線で示している。

　さらに、上述の非共沸混合冷媒を用いたうえで、「吐出領域が有る」と仮定するとともに、「過冷却状態が有る」と仮定した設定条件での状態変化を、各図に「破線」で示している。比較のため、図７Ａ及び図７Ｂで設定した、「吐出領域が無い」と「過冷却状態が無い」場合の仮定条件を、各図に「二点鎖線」として残している。

　以上の仮定条件下では、吐出領域があるので、実際に凝縮を開始する温度（Ｂ７点）が、先に図８Ａ及び図８Ｂで説明した凝縮を開始する温度（Ｂ６点）よりも、僅かであるが低下する。これに対して、凝縮終了の温度（Ｄ）は、図８Ａ及び図８Ｂの仮定条件と変りがない。

　すなわち、先に第２実施形態で説明した冷媒の温度グライドは、Ｂ６点－Ｄ点間で表されるのに対して、ここで説明する第３実施形態の冷媒の温度グライドは、Ｂ７点－Ｄ点間で表され、第２実施形態の冷媒の温度グライドよりも小さくなる。

　このような、水と冷媒との温度差のメッシュ部が最小となる冷媒の温度グライドは、以下の式３として表されることになる。　
　凝縮時の冷媒の温度グライド　＜　
　水・冷媒熱交換器３の入口側水温と出口側水温との温度差－冷媒の過冷却度……式３
　したがって、冷媒の温度グライド無しの単一冷媒と比較して、上述の設定条件でも面積が小さくなり、水・冷媒熱交換器の熱交換効率の向上と、加温装置としてＣＯＰの向上化を得られる。

　そこで、式２と式３を組合せた、以下の式４が最も効率の良い冷媒の温度グライドを示すこととなる。　
　凝縮時の冷媒の温度グライド　≦　
　水・冷媒熱交換器３の入口側水温と出口側水温との温度差－冷媒の過冷却度……式４
　図１０Ａ及び図１０Ｂは、所定の水温条件下での、第４実施形態の冷媒の温度グライドを説明するＴ－ｓ線図である。　
　参考までに、高温側冷媒として非共沸混合冷媒を使用するとともに、第１の実施形態で説明した、「吐出領域が有る」、「過冷却状態が有る」と仮定した場合の式１で満たされる冷媒の温度グライドを適用してみる。

　それぞれ図７Ａ及び図７Ｂと同一条件の水温変化を実線で示し、図６で説明した高温側冷凍回路Ｒａにおける高温側冷媒で、同図のＡ点～Ｄ点に至る凝縮過程を一点鎖線で示している。　
　非共沸混合冷媒を用いたうえで、「吐出領域が有る」、「過冷却状態が有る」と仮定した場合の、式１で満たされる冷媒の状態変化を、各図に「破線」で示す。そして、式１の仮定条件である、「吐出領域が無い」、「過冷却状態が無い」場合の凝縮過程を、各図に「二点鎖線」として残している。

　各図に、「破線」で示すように、上述の仮定条件でのメッシュ部の面積は、第３の実施形態で説明した図９Ａ及び図９Ｂで示すメッシュ部の面積と比較して大となる。すなわち、第３の実施形態よりも効率が低下することとなり、採用には至らない。

　図１１Ａ及び図１１Ｂは、所定の水温条件下での、第５実施形態の冷媒の温度グライドを説明するＴ－ｓ線図である。　
　ここでも参考までに、高温側冷媒として非共沸混合冷媒を使用するとともに、冷媒の「吐出領域が有る」、「過冷却状態が有る」と仮定した場合で、以下の式５で満たされる冷媒の温度グライドを適用してみる。　
　　　凝縮時の冷媒の温度グライド　＞　
　　　　　　　　水・冷媒熱交換器の入口側水温と出口側水温との温度差……式５
　さらに、各図に、図７Ａ及び図７Ｂと同一条件の水温変化を実線で示し、図６で説明した高温側冷凍回路Ｒａにおける高温側冷媒で、同図のＡ点～Ｄ点に至る凝縮過程を一点鎖線で示している。　
　上述の式５の仮定条件における冷媒の状態変化を、各図に「破線」で示している。また、式１の仮定条件である、「吐出領域が無い」と「過冷却状態が無い」場合の凝縮過程を、各図に「二点鎖線」として残している。

　以上の説明から、メッシュ部１について冷媒と水との温度差による温度差ロスを低減させるためには、先に説明した式４を満足するような設定条件を採用すればよいことになる。再び、式４を記載すると、　
　凝縮時の冷媒の温度グライド　≦　
　水・冷媒熱交換器３の入口側水温と出口側水温との温度差－冷媒の過冷却度……式４
　つぎに、図６で説明したメッシュ部２での温度差ロスを低減するのに最適な、冷媒の温度グライドの設定条件を求めてみる。　
　図１２は、カスケード熱交換器４における高温側冷媒と低温側冷媒の温度差ロスの低減を説明するＴ－ｓ線図である。　
　高温側冷媒としてＲ１３４ａを用いた場合の冷媒の状態変化を各図に一点鎖線で示し、低温側冷媒としてＲ４１０Ａを用いた場合の冷媒の状態変化を、二点鎖線で示す。

　高温側冷凍回路Ｒａの高温側冷媒として、先に説明した非共沸混合冷媒を使用し、かつ上述の「式４」で示される冷媒の温度グライドに仮定した場合の温度変化を、「破線」で示している。　
　すなわち、カスケード熱交換器４においても、式４で示される高温側冷媒の温度グライドを仮定することで、低温側冷媒４１０Ａを用いた低温冷凍回路Ｒｂの過冷却状態（ＳＣ）を維持したままで、凝縮開始部分との温度差が低減する。　
　結果として、メッシュ部の面積を先に図６で示したメッシュ部２に対するメッシュ面積よりも低減でき、よってカスケード熱交換器４での熱交換効率の向上と、加温装置としてのＣＯＰの向上化を図れることとなる。

　なお、高温側冷凍回路Ｒａに用いられる非共沸混合冷媒として、Ｒ１３４ａとＲ２４５ｆａを混合したものとして説明したが、詳しくは、Ｒ２４５ｆａよりもＲ１３４ａの混合割合の多い非共沸混合冷媒を用いるとよい。

　すなわち、以下の表１に示すように、Ｒ１３４ａの臨界温度が１０１．０６℃に対して、Ｒ２４５ｆａの臨界温度は１５４．０５℃であり、Ｒ２４５ｆａがＲ１３４ａよりも約５３℃ほど高い。　

　よって、水・冷媒熱交換器３において入口側水温と出口側水温との温度差が５～１５℃程度となる加温装置においては、Ｒ１３４ａにＲ２４５ｆａを混合することにより、凝縮熱を利用した高温取出しに有利となる。そして、高温側冷凍回路ＲａにＲ１３４ａ（単一冷媒）を用いたときよりも、水を高温に加温できる。

　以下の表２に示すように、飽和蒸気温度が同一のもとで、Ｒ２４５ｆａの混合比率に対する圧力を比較すると、混合比率を増加させるにしたがって圧力が低下していく。したがって、製品である加温装置に使用する構成部品の耐圧をＲ１３４ａ用のものよりも大きくする必要がなく、製品の新規開発時における構成部品の新規開発が不要となる。

　なお、Ｒ２４５ｆａはＲ１３４ａよりも同一圧力で比体積が大きい（密度が小さい）。したがって、Ｒ２４５ｆａの１３４ａに対する混合割合が多いと、同一冷凍能力を得るためには圧縮機の容積を大幅に大きくしなければならないが、Ｒ２４５ｆａよりもＲ１３４ａの混合割合が多くすることで、圧縮機の容積をそれほど大きくしないですむ。

　表２で示すように、飽和蒸気温度が同一のもとでＲ２４５ｆａの混合比率に対する冷媒の温度グライドを比較すると、Ｒ２４５ｆａの混合比率が増すほど冷媒の温度グライドが増加することが分る。　
　よって、最適な冷媒の温度グライドの設定には、製品である加温装置の定格設計条件において、式４で示した範囲となるような混合比率を算出すればよいことになる。

　以上、本実施形態を説明したが、上述の実施形態は、例として提示したものであり、実施形態の範囲を限定することは意図していない。この新規な実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置換え、変更を行うことができる。これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれるとともに、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれる。

　１…高温側圧縮機、３…水・冷媒熱交換器、３ａ…水・冷媒熱交換器の冷媒側流路、７…高温側膨張装置、４…カスケード熱交換器、４ａ…カスケード熱交換器の１次側流路（高温側流路）、Ｐ…冷媒配管、Ｒａ…高温側冷凍回路、１０…低温側圧縮機、４ｂ…カスケード熱交換器の２次側流路（低温側流路）、１５…低温側膨張装置、１２…空気熱交換器、Ｒｂ…低温側冷凍回路、Ｋ…筐体、３ｂ…水・冷媒熱交換器の水側流路、Ｈ…温水配管（水回路）。

Claims

　高温側圧縮機、水・冷媒熱交換器の冷媒側流路、高温側膨張装置、カスケード熱交換器の高温側流路、とを冷媒配管を介して連通する高温側冷凍回路と、低温側圧縮機、前記カスケード熱交換器の低温側流路、低温側膨張装置、蒸発器、とを冷媒配管を介して連通する低温側冷凍回路とからなる二元冷凍サイクルを同一筐体に搭載するとともに、前記水・冷媒熱交換器の水側流路に水を流通する水回路と、を備えた加温装置において、
　前記高温側冷凍回路に用いられる冷媒として、下記の式を満たす非共沸混合冷媒を使用することを特徴とする加温装置。
　　凝縮時の冷媒の温度グライド　≦
　　　　水・冷媒熱交換器の出口側水温と入口側水温との温度差－冷媒の過冷却度
　［凝縮時の冷媒の温度グライド＝飽和ガス線上の凝縮温度－飽和液線上の凝縮温度］
　前記高温側冷凍回路に用いられる高温側冷媒として、Ｒ１３４ａとＲ２４５ｆａを混合し、かつＲ２４５ｆａよりもＲ１３４ａの混合割合の多い非共沸混合冷媒を用いたことを特徴とする請求項１記載の加温装置。