WO2014017345A1 - ヒートポンプ - Google Patents

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WO2014017345A1
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WO
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compressor
refrigerant
heat pump
evaporator
intersection
Prior art date
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PCT/JP2013/069357
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Inventor
美佳 田坂
真嘉 金丸
昭典 川上
Original Assignee
三浦工業株式会社
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    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B40/00—Subcoolers, desuperheaters or superheaters
    • F25B40/06—Superheaters
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B40/00—Subcoolers, desuperheaters or superheaters
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/13—Economisers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/21—Refrigerant outlet evaporator temperature

Definitions

  • the present invention relates to a vapor compression heat pump.
  • This application claims priority based on Japanese Patent Application No. 2012-162305 filed in Japan on July 23, 2012 and Japanese Patent Application No. 2013-141233 filed in Japan on July 5, 2013. Is hereby incorporated by reference.
  • FIG. 10 is a Mollier diagram of a refrigerant that is conventionally used as a refrigerant for a heat pump.
  • the Mollier diagram shows a conventionally known vapor compression heat pump cycle.
  • the Mollier diagram has a pressure P [MPa] on the vertical axis and an enthalpy h [kJ / kg] on the horizontal axis, and is also called a Ph diagram (hereinafter also referred to as a Ph diagram in this specification). Called the figure).
  • the Ph diagram also shows a saturated liquid line Y1, a saturated vapor line Y2, an isotherm T, an isentropic line S, and the like, so that the state of the refrigerant can be known.
  • the refrigerant is a supercooled liquid on the left side of the saturated liquid line Y1, a saturated liquid on the saturated liquid line Y1, a wet saturated steam between the saturated liquid line Y1 and the saturated vapor line Y2, and a dry saturated steam on the saturated vapor line Y2. It becomes superheated steam on the right side of the saturated steam line Y2.
  • the cycle indicated by the solid line is an ideal cycle of the heat pump.
  • the refrigerant of the heat pump is compressed in the compressor (ab), condensed in the condenser (bc), expanded in the expansion valve (cd), and evaporated in the evaporator (d-a).
  • the refrigerant may be superheated steam instead of saturated steam at the compressor inlet. That is, as shown by the broken line in FIG. 10, the refrigerant at the compressor inlet side may be superheated from the saturated vapor (a ′).
  • the temperature difference between the temperature at point a ′ and the temperature at point a is called the degree of superheat ⁇ T.
  • the applicant has previously proposed a heat pump that draws heat from a heat source fluid in an evaporator and heats water in a condenser to generate steam.
  • the saturated vapor line Y2 is approximately (in other words, in the pressure range where the heat pump cycle is to be executed), and the right side as it goes upward (that is, high pressure). (In other words, it has the property of tilting toward the high enthalpy side).
  • the isentropic line S in the vicinity of the saturated vapor line Y2 intersects with the saturated vapor line Y2 so as to enter the wet saturated vapor area from the superheated steam area as it goes upward.
  • liquid is generated at the compressor outlet (between the two-dot chain line and the one-dot chain line in FIG. 1) depending on the ideal cycle in which the degree of superheat is not taken and the degree of superheat. Then, a part of the liquid remains in the compressor and expands again by the expansion process, thereby reducing the volume efficiency of the compressor. A decrease in the volumetric efficiency of the compressor reduces the amount of refrigerant circulation and the amount of generated steam.
  • the problem to be solved by the present invention is to provide a refrigerant having the property of intersecting with the saturated vapor line so that the isentropic line near the saturated vapor line goes into the wet saturated vapor area from the superheated vapor area as it goes to high pressure.
  • the purpose is to improve the volumetric efficiency and adiabatic compression efficiency of the compressor, and thus improve the COP.
  • the present invention has been made to solve the above-mentioned problems, and the invention according to claim 1 is a vapor compression heat pump, and in the Mollier diagram of the refrigerant, an isobar of the compressor inlet pressure and saturated steam
  • a refrigerant is used in which the intersection enters the wet saturated steam region.
  • a heat pump cycle in which superheated steam or dry saturated steam is specified at the inlet and outlet of the compressor based on at least one of the superheat degree of the inlet and the compressor outlet superheat degree of (b) is executed. This is a heat pump.
  • the intersection of the isobar of the compressor inlet pressure and the saturated vapor line is obtained, and when the intersection of the isentropic line passing through this intersection and the isobar of the compressor outlet pressure is obtained,
  • a heat pump using a refrigerant whose intersection enters a wet saturated vapor region by taking a predetermined degree of superheat, compression by a compressor does not result in wet saturated vapor. Since compression by the compressor does not result in wet saturated steam, it is possible to prevent a reduction in volumetric efficiency of the compressor. In addition, since it does not become wet saturated steam by compression in the compressor, there is no increase in pressure loss as in the case of gas-liquid two-phase flow at the compressor outlet, thereby improving adiabatic compression efficiency, COP can be improved.
  • the degree of superheat of the compressor inlet is obtained by calculating an intersection of a compressor outlet pressure isobaric line and a saturated steam line, and an intersection of an isentropic line passing through the intersection and a compressor inlet pressure isobaric line.
  • the temperature difference between the temperature at this intersection and the saturation temperature at the compressor inlet pressure is equal to or greater than the difference between the isobaric line of the compressor outlet pressure and the heat-resistant temperature of the heat pump, and the isentropic line passing through this intersection and the compressor 2.
  • the heat pump according to claim 1 wherein an intersection point of the inlet pressure with the isobar is obtained, and the temperature is equal to or less than a temperature difference between a temperature at the intersection point and a saturation temperature at the compressor inlet pressure.
  • the second aspect of the invention it is possible to set the degree of superheat of the compressor inlet in relation to the heat-resistant temperature of the heat pump while taking into account the state at the compressor outlet where the refrigerant is at the highest temperature.
  • the invention according to claim 3 is characterized in that the compressor outlet superheat degree is a compressor outlet temperature set at a temperature not lower than a saturation temperature at the compressor outlet pressure and not higher than a heat resistant temperature of the heat pump, and a saturation temperature at the compressor outlet pressure.
  • the degree of superheat of the compressor outlet can be set in relation to the heat-resistant temperature of the heat pump while taking into account the state at the compressor outlet where the refrigerant reaches the highest temperature.
  • an upper stage heat pump in which an upper stage compressor, an upper stage condenser, an upper stage expansion valve, an intermediate cooler, and an upper stage evaporator are sequentially connected in an annular manner to circulate refrigerant, and the refrigerant from the intermediate cooler
  • a lower heat pump that supplies the intermediate cooler or a refrigerant flow path to the upper compressor from the intermediate cooler via a lower expansion valve, a lower evaporator, and a lower compressor, and the upper evaporator and the The heat pump according to any one of claims 1 to 3, wherein a heat source fluid is sequentially passed through a lower evaporator, and water is generated in the upper condenser to generate steam.
  • heat can be pumped from the upper and lower evaporators to generate steam in the upper condenser.
  • the heat source fluid passes through the evaporator of the upper heat pump and then passes through the evaporator of the lower heat pump.
  • the lower heat pump covers the amount of the heat source fluid cooled in the evaporator of the upper heat pump, and heat can be pumped up again from the heat source fluid after passing through the upper evaporator.
  • the temperature difference to be pumped can be reduced, the power of the compressor can be reduced correspondingly, and the system efficiency can be improved (Japanese Patent Application No. 2011-79370).
  • the refrigerant from the lower stage compressor is merged into the refrigerant flow path from the upper stage evaporator to the upper stage compressor, and the refrigerant to the upper stage compressor downstream from the junction.
  • a superheater is provided in the flow path, the refrigerant flow path from the upper evaporator upstream from the merge section, or the refrigerant flow path from the lower compressor upstream from the merge section, and the super heater and the upper evaporation 5.
  • the heat pump according to claim 4 wherein the heat source fluid is passed through the condenser and the lower evaporator in a setting order, and the lower evaporator is set as the setting order.
  • the invention described in claim 6 is characterized in that the setting means for the compressor inlet superheat degree or the compressor outlet superheat degree is any one of the following (a) to (e). 4.
  • the heat pump according to any one of items 1 to 3.
  • a liquid gas heat exchanger that indirectly heat-exchanges refrigerant from the condenser to the expansion valve and refrigerant from the evaporator to the compressor.
  • B An evaporator that indirectly heat-exchanges the refrigerant from the expansion valve to the compressor and the heat source fluid at a temperature that causes the refrigerant to be overheated.
  • the degree of superheat can be easily obtained by the configurations (a) to (e).
  • the present invention in the heat pump using the refrigerant having the property of intersecting with the saturated vapor line so that the isentropic line near the saturated vapor line goes into the wet saturated vapor area from the superheated vapor area as the pressure increases.
  • the volumetric efficiency and adiabatic compression efficiency of the compressor can be improved, and as a result, COP can be improved.
  • FIG. 1 is a schematic Ph diagram showing a heat pump cycle of an embodiment of the heat pump of the present invention.
  • FIG. It is a schematic block diagram which shows one Example of the heat pump of this invention. It is the schematic of the heat pump which showed the modification of FIG. 2 and was equipped with the liquid gas heat exchanger. It is the schematic of the two-stage cycle which shows the modification of FIG. 2, and uses the intercooler. It is the schematic of the heat pump which showed the modification of FIG. 2 and was equipped with the superheater. It is the schematic of the heat pump which showed the modification of FIG. 2 and was provided with the heater. It is the schematic of the improved 2 stage cycle which shows the modification of FIG. 2 and uses the intercooler. It is the schematic which shows the modification of FIG.
  • FIG. 7 shows an example of the improved two-stage cycle which has a superheater. It is the schematic which shows the modification of FIG. 7, and shows the other example of the improved two-stage cycle which has a superheater. It is a schematic Ph diagram showing a conventionally known heat pump cycle. It is an example of a Ph diagram of a refrigerant used in a heat pump for generating steam.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing a heat pump cycle of one embodiment of the present invention in a Ph diagram (pressure-enthalpy diagram).
  • the vertical axis represents the pressure P [MPa]
  • the horizontal axis represents the enthalpy h [kJ / kg]
  • several isotherms T are shown in addition to the saturated liquid line Y1 and the saturated vapor line Y2.
  • the refrigerant in the region on the left side of the saturated liquid line Y1, the refrigerant is liquid, and in the region on the right side of the saturated vapor line Y2, the refrigerant is gas, and is surrounded by the saturated liquid line Y1 and the saturated vapor line Y2.
  • the refrigerant is saturated vapor (liquid and gas). More specifically, the refrigerant is a supercooled liquid on the left side of the saturated liquid line Y1, a saturated liquid on the saturated liquid line Y1, a wet saturated steam between the saturated liquid line Y1 and the saturated vapor line Y2, and a saturated vapor line Y2. Becomes dry steam and becomes superheated steam on the right side of the saturated steam line Y2.
  • FIG. 2 is a schematic view showing an example of the heat pump 1 of the present embodiment.
  • the heat pump 1 of the present embodiment is a vapor compression heat pump 1, specifically, a compressor 2 (ab in FIG. 1), a condenser 3 (bc in FIG. 1), an expansion valve 4 ( In FIG. 1, c to d) and an evaporator 5 (d to a in FIG. 1) are sequentially connected in a ring shape.
  • an oil separator is installed on the outlet side of the compressor 2
  • a liquid receiver is installed on the outlet side of the condenser 3
  • an accumulator is installed on the inlet side of the compressor 2.
  • Compressor 2 compresses gas refrigerant to high temperature and pressure.
  • the condenser 3 condenses and liquefies the gas refrigerant from the compressor 2.
  • the expansion valve 4 allows the liquid refrigerant from the condenser 3 to pass therethrough, thereby reducing the pressure and temperature of the refrigerant.
  • the evaporator 5 evaporates the refrigerant from the expansion valve 4.
  • the heat pump 1 in the evaporator 5, the refrigerant takes heat from the outside and vaporizes, while in the condenser 3, the refrigerant dissipates heat to the outside and condenses.
  • the heat pump 1 draws up heat from the heat source fluid in the evaporator 5 and heats the fluid to be heated in the condenser 3.
  • the evaporator 5 draws up heat from the heat source fluid, and the condenser 3 heats water to generate steam or produce hot water.
  • the heat source fluid is not particularly limited, but is, for example, waste warm water from a factory, drain from a steam using facility, exhaust gas from a boiler, or the like.
  • a heat source fluid that gives sensible heat to the heat pump 1 that is, a fluid that itself lowers the temperature while giving heat to the heat pump 1 is preferably used.
  • the refrigerant of the heat pump 1 has the property that the isentropic line S in the vicinity of the saturated vapor line Y2 intersects with the saturated vapor line Y2 so as to enter the wet saturated vapor area from the superheated steam area as it goes to a high pressure (FIG. 11). ).
  • a high pressure FIG. 11
  • an intersection point a1 between the isobar of the compressor inlet pressure P1 and the saturated vapor line Y2 is obtained, and an isentropic line passing through the intersection point a1 and an isobar of the compressor outlet pressure P2
  • the intersection point b1 is a refrigerant that enters the wet saturated vapor region.
  • Examples of the refrigerant having the above-described properties in relation to the compressor inlet pressure P1 and the compressor outlet pressure P2 include HFC-245fa, HFC-365mfc, pentane, isobutane, and a mixture using these.
  • the heat pump 1 of this embodiment has superheat degrees ⁇ T1 and ⁇ T2 at the inlet and outlet of the compressor 2 so that the refrigerant does not become wet saturated steam from the inlet to the outlet of the compressor 2.
  • the superheat degree at the compressor 2 inlet is referred to as compressor inlet superheat degree ⁇ T1
  • the superheat degree at the compressor 2 outlet is referred to as compressor outlet superheat degree ⁇ T2.
  • the compressor inlet superheat degree ⁇ T1 will be described. First, on the Ph diagram, an intersection b2 between the isobar of the compressor outlet pressure P2 and the saturated vapor line Y2 is obtained, and then an isentropic line passing through the intersection b2 And an intersection (first intersection) a2 of the constant pressure line of the compressor inlet pressure P1. And what is necessary is just to take compressor inlet superheat degree (DELTA) T1 so that compressor inlet temperature shall be more than the temperature in this intersection a2.
  • DELTA compressor inlet superheat degree
  • the intersection b2 between the isobar of the compressor outlet pressure P2 and the saturated vapor line Y2 is obtained, the intersection a2 of the isentropic line passing through the intersection b2 and the isobar of the compressor inlet pressure P1 is obtained, and the temperature at the intersection a2
  • the compressor inlet superheat degree ⁇ T1 may be set as a temperature difference ⁇ T1L or more with the saturation temperature at the compressor inlet pressure P1.
  • an intersection b3 between the isobar of the compressor outlet pressure P2 and the isothermal line of the heat resistant temperature of the heat pump 1 is obtained, and an intersection a3 of the isentropic line passing through the intersection b3 and the isobar of the compressor inlet pressure P1 is obtained.
  • the compressor inlet superheat degree ⁇ T1 may be set as a temperature difference ⁇ T1H or less between the temperature at the intersection a3 and the saturation temperature at the compressor inlet pressure P1.
  • the starting point is the intersection b3 between the isobar of the compressor outlet pressure P2 and the isotherm of the heat resistant temperature of the heat pump 1, as is apparent from FIG. This is because the refrigerant reaches the highest temperature at the outlet of the compressor 2.
  • the compressor outlet superheat degree ⁇ T2 will be described.
  • the compressor outlet superheat degree ⁇ T2 may be set so that the compressor outlet temperature is equal to or higher than the saturation temperature at the compressor outlet pressure P2.
  • the compressor outlet temperature (b temperature) that exceeds the saturation temperature (b2 temperature) at the compressor outlet pressure P2 and is equal to or lower than the heat resistance temperature (b3 temperature) of the heat pump 1 and the saturation temperature at the compressor outlet pressure P2
  • DELTA compressor outlet superheat degree
  • the heat resistant temperature of the heat pump 1 is appropriately determined in consideration of the deterioration temperature of the lubricating oil of the compressor 2, the deterioration temperature of the refrigerant, the heat resistant temperature of the compressor 2, and the like. For example, it is 180 to 200 ° C., and in this embodiment 200 ° C.
  • the compressor outlet superheat degree ⁇ T2 is set as described above.
  • the compressor inlet superheat degree ⁇ T1 is set as described above. Therefore, whether or not the heat pump cycle of the present embodiment is satisfied only by checking one of the compressor inlet superheat degree ⁇ T1 and the compressor outlet superheat degree ⁇ T2.
  • the superheat degree (compressor inlet superheat degree ⁇ T1 and / or compressor outlet superheat degree ⁇ T2) is taken so that the refrigerant becomes dry saturated steam or superheated steam at the compressor outlet.
  • the volume efficiency and adiabatic compression efficiency of the machine 2 can be improved, and as a result, the COP of the heat pump 1 can be improved.
  • Liquid gas heat exchanger As shown in FIG. 3, a liquid gas heat exchanger 6 that indirectly exchanges heat between the refrigerant from the condenser 3 to the expansion valve 4 and the refrigerant from the evaporator 5 to the compressor 2 is provided. With this liquid gas heat exchanger 6, the degree of superheat can be obtained on the inlet side or the outlet side of the compressor 2.
  • Heat source fluid temperature As shown in FIG. 2, in the evaporator 5, the refrigerant from the expansion valve 4 to the compressor 2 and the heat source fluid are indirectly heat-exchanged. In this evaporator 5, if the temperature of the heat source fluid is a temperature at which the refrigerant to the compressor 2 is superheated, the degree of superheat can be obtained on the inlet side or the outlet side of the compressor 2.
  • the heat pump 1 (7, 8) of two steps of upper and lower sides is provided.
  • the upper compressor 9, the upper condenser 10, the upper expansion valve 11 and the intermediate cooler 12 are sequentially connected in an annular manner to circulate the refrigerant.
  • the lower heat pump 8 supplies the refrigerant from the intermediate cooler 12 to the intermediate cooler 12 via the lower expansion valve 13, the lower evaporator 14, and the lower compressor 15.
  • the intercooler 12 receives the refrigerant from the compressor 15 of the lower heat pump 8 and the refrigerant from the expansion valve 11 of the upper heat pump 7 and directly exchanges heat between the two refrigerants.
  • the intermediate cooler 12 is a condenser of the lower heat pump 8 and an evaporator of the upper heat pump 7.
  • the intercooler 12 is specifically a hollow tank, which receives the refrigerant from the compressor 15 of the lower heat pump 8 and the refrigerant from the expansion valve 11 of the upper heat pump 7 and directly contacts in the hollow tank. By doing so, condensation of the refrigerant from the compressor 15 of the lower heat pump 8 and vaporization of the refrigerant from the expansion valve 11 of the upper heat pump 7 are achieved.
  • the liquid refrigerant thus obtained is sent to the expansion valve 13 of the lower heat pump 8, and the gas refrigerant is sent to the compressor 9 of the upper heat pump 7.
  • the refrigerant of the intermediate cooler 12 (at least the gas phase refrigerant) and the heat source fluid to the evaporator 14 of the lower heat pump 8 are indirectly heat-exchanged. That is, the heat source fluid is sequentially passed through the intermediate cooler 12 (at least the gas phase portion) and the evaporator 14 of the lower heat pump 8 as indicated by a thick line in FIG.
  • the degree of superheat can be obtained in the upper heat pump 7.
  • the degree of superheat of the lower heat pump 8 can be adjusted by, for example, the lower expansion valve 13, adjusted by the temperature of the heat source fluid to the lower evaporator 14, or can be adjusted by a superheater or heater described later. . This also applies to the improved two-stage cycle described later.
  • a superheater 16 that indirectly heat-exchanges the refrigerant from the evaporator 5 to the compressor 2 and the heat source fluid to the evaporator 5 is provided. With this superheater 16, the degree of superheat can be obtained on the inlet side and the outlet side of the compressor 2.
  • Heater As shown in FIG. 6, a heater 17 for heating the refrigerant from the evaporator 5 to the compressor 2 is provided. With this heater 17, the degree of superheat can be obtained on the inlet side or the outlet side of the compressor 2.
  • the heat pump 1 (18, 19) of two steps of upper and lower sides is provided.
  • the upper stage heat pump 18 the upper stage compressor 20, the upper stage condenser 21, the upper stage expansion valve 22, the intermediate cooler 23, and the upper stage evaporator 24 are sequentially connected in an annular manner to circulate the refrigerant.
  • the lower heat pump 19 sets the refrigerant flow path from the intermediate cooler 23 to the intermediate cooler 23 or from there to the upper compressor 20 via the lower expansion valve 25, the lower evaporator 26 and the lower compressor 27. To supply.
  • the refrigerant from the lower compressor 27 may be supplied to the intermediate cooler 23, may be supplied to the refrigerant flow path from the intermediate cooler 23 to the upper evaporator 24 as indicated by a solid line, or a broken line. As shown in FIG. 4, the refrigerant may be supplied from the upper evaporator 24 to the refrigerant flow path to the upper compressor 20.
  • the heat source fluid is passed through the upper evaporator 24 and the lower evaporator 26 in order. Therefore, the heat pump 1 draws heat from the upper stage evaporator 24 and the lower stage evaporator 26 and heats water, for example, in the upper stage condenser 21 to generate steam.
  • the lower heat pump 19 covers the amount cooled by the upper evaporator 24, and the upper evaporator 24 is Heat can be further pumped from the heat source fluid after passing through.
  • the upper heat pump 18 can reduce the temperature difference to be pumped up, reduce the power of the compressor by that amount, and improve the system efficiency (Japanese Patent Application No. 2011-79370).
  • the intercooler 23 is a direct heat exchanger composed of a hollow tank, as in the case of FIG.
  • the refrigerant from the intermediate cooler 23 to the upper evaporator 24 is supplied in a gas-liquid two-phase and is evaporated and superheated in the upper evaporator 24.
  • An indirect heat exchanger is installed instead of the intermediate cooler 23, and indirect heat is supplied to the refrigerant from the expansion valve 22 of the upper heat pump 18 and the refrigerant from the compressor 27 of the lower heat pump 19 in the indirect heat exchanger.
  • the degree of superheat can be adjusted by the expansion valves 22 and 25.
  • the refrigerant from the lower compressor 27 is merged into the refrigerant flow path from the upper evaporator 24 to the upper compressor 20, and the refrigerant from the lower compressor 27 upstream from the merged portion.
  • a superheater 28 is provided in the flow path.
  • the heat source fluid is passed through the superheater 28, the upper evaporator 24, and the lower evaporator 26 in a set order.
  • the setting order is preferably set so that the lower evaporator 26 comes later.
  • the heat source fluid may be passed through the superheater 28, the upper evaporator 24, and the lower evaporator 26 in this order.
  • the heat source fluid may be passed through the upper evaporator 24, the superheater 28, and the lower evaporator 26 in this order.
  • the heat source fluid may be passed through the superheater 28 and the upper evaporator 24 in parallel, and then merged and passed through the lower evaporator 26.
  • the superheater 28 described in the above (7) sets the degree of superheat in the upper heat pump 18, and the superheat degree of the lower heat pump 19 is adjusted by, for example, the lower expansion valve 25 or the lower evaporator 26.
  • the temperature can be adjusted by the temperature of the heat source fluid, or can be adjusted by the superheater 16 or the heater 17 described above.
  • the heat pump of the present invention is not limited to the configuration of the above embodiment, and can be changed as appropriate.
  • an intersection a1 between the isobar of the compressor inlet pressure P1 and the saturated vapor line Y2 is obtained, and an intersection b1 of the isentropic line passing through the intersection a1 and the isobar of the compressor outlet pressure P2 is obtained.
  • a refrigerant is used in which the intersection b1 enters the wet saturated steam region.

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Abstract

　冷媒のモリエル線図において、圧縮機入口圧力Ｐ１の等圧線と飽和蒸気線Ｙ２との交点ａ１を求め、この交点ａ１を通る等エントロピ線と圧縮機出口圧力Ｐ２の等圧線との交点ｂ１を求めた場合、この交点ｂ１が湿り飽和蒸気域に入る冷媒を用いたヒートポンプにおいて、圧縮機の体積効率および断熱圧縮効率を向上させ、ひいてはＣＯＰを向上させることにある。圧縮機出口圧力Ｐ２の等圧線と飽和蒸気線Ｙ２との交点ｂ２を求め、この交点ｂ２を通る等エントロピ線と圧縮機入口圧力Ｐ１の等圧線との第一交点ａ２を求め、圧縮機入口温度をこの第一交点ａ２における温度以上とする圧縮機入口過熱度ΔＴ１をとる。

Description

ヒートポンプ
　本発明は、蒸気圧縮式のヒートポンプに関するものである。本願は、２０１２年７月２３日に日本に出願された特願２０１２－１６２３０５号および２０１３年７月５日に日本に出願された特願２０１３－１４１２３３号に基づき優先権を主張し、その内容をここに援用する。
　図１０は、ヒートポンプの冷媒として従来一般的に用いられている冷媒のモリエル線図であり、そのモリエル線図に従来公知の蒸気圧縮式のヒートポンプサイクルを示した図である。モリエル線図とは、周知のとおり、縦軸が圧力Ｐ［ＭＰａ］、横軸がエンタルピｈ［ｋＪ／ｋｇ］とされ、Ｐ－ｈ線図とも呼ばれる（以下、本明細書でもＰ－ｈ線図という）。このＰ－ｈ線図には、飽和液線Ｙ１、飽和蒸気線Ｙ２、等温線Ｔおよび等エントロピ線Ｓなども示され、冷媒の状態を知ることができる。冷媒は、飽和液線Ｙ１より左側で過冷却液、飽和液線Ｙ１上で飽和液、飽和液線Ｙ１と飽和蒸気線Ｙ２との間で湿り飽和蒸気、飽和蒸気線Ｙ２上で乾き飽和蒸気、飽和蒸気線Ｙ２より右側で過熱蒸気となる。
　図１０中、実線で示したサイクルは、ヒートポンプの理想サイクルである。ヒートポンプの冷媒は、圧縮機において圧縮され（ａ～ｂ）、凝縮器において凝縮され（ｂ～ｃ）、膨張弁において膨張され（ｃ～ｄ）、蒸発器において蒸発する（ｄ～ａ）。ヒートポンプの成績係数ＣＯＰは、凝縮器における凝縮熱量Ｑを、圧縮機における圧縮仕事Ｌで除した値（ＣＯＰ＝Ｑ／Ｌ）として定義される。なお、圧縮機は、冷媒を断熱圧縮するとし、それ故、ａ～ｂは、等エントロピ線Ｓに沿って変化する。
　このようなヒートポンプサイクルにおいて、圧縮機入口で、冷媒を飽和蒸気とせずに、過熱蒸気とすることがある。つまり、図１０中、破線で示すように、圧縮機入口側における冷媒を、飽和蒸気より過熱した状態にすることがある（ａ´）。この場合において、ａ´点の温度と、ａ点の温度（圧縮機入口圧力における飽和温度）との温度差は、過熱度ΔＴと呼ばれる。
　ところが、ヒートポンプの冷媒として使用されている冷媒のほとんどは、過熱度ΔＴを大きくするほどＣＯＰが低下することが知られている。その原因は、等エントロピ線Ｓの傾きとの関係で、過熱度ΔＴをとったサイクルでは、凝縮熱量Ｑの増加よりも圧縮仕事Ｌの増加の方が、ＣＯＰに影響を与えるからである。なお、冷媒によっては、過熱度ΔＴをとるとＣＯＰが増加するものもあるが、不用意に過熱度ΔＴを大きくすると、圧縮機出口温度が理想サイクルよりも大幅に上昇し、ヒートポンプの耐熱温度との関係で悪影響を及ぼす。
　ところで、出願人は、先に、下記特許文献１に開示されるように、蒸発器において熱源流体から熱をくみ上げ、凝縮器において水を加熱して蒸気を発生させるヒートポンプを提案している。この種のヒートポンプに適した冷媒の多くは、図１１に示すように、飽和蒸気線Ｙ２が、概ね（言い換えればヒートポンプサイクルを実行しようとする圧力域で）、上方（つまり高圧）へ行くに従って右側（つまり高エンタルピ側）へ傾斜する性質を有する。そして、飽和蒸気線Ｙ２の近辺の等エントロピ線Ｓは、上方へ行くに従って、過熱蒸気域から湿り飽和蒸気域へ入り込むように、飽和蒸気線Ｙ２と交わることになる。
　そのため、過熱度をとらない理想サイクルや、過熱度の程度によっては、圧縮機出口において液が発生する（図１における二点鎖線と一点鎖線との間）。そして、その液の一部が圧縮機に残り膨張工程によって再び膨張することで、圧縮機の体積効率を低下させる。圧縮機の体積効率の低下は、冷媒循環量を減少させ、発生蒸気量を減少させる。
　また、圧縮機出口において液が発生すると、圧縮機出口側は気液二相流となり、圧力損失が増大する。この圧力損失の増大は、断熱圧縮効率を低下させ、ヒートポンプのＣＯＰを低下させる。
特開２０１１－２５７１２２号公報（公報フロント頁の［要約］の欄）
　本発明が解決しようとする課題は、飽和蒸気線の近辺の等エントロピ線が、高圧へ行くに従って、過熱蒸気域から湿り飽和蒸気域へ入り込むように、飽和蒸気線と交わるという性質を有する冷媒を用いたヒートポンプにおいて、圧縮機の体積効率および断熱圧縮効率を向上させ、ひいてはＣＯＰを向上させることにある。
　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、蒸気圧縮式のヒートポンプであって、冷媒のモリエル線図において、圧縮機入口圧力の等圧線と飽和蒸気線との交点を求め、この交点を通る等エントロピ線と圧縮機出口圧力の等圧線との交点を求めた場合、この交点が湿り飽和蒸気域に入る冷媒が用いられ、下記（ａ）の圧縮機入口過熱度と（ｂ）の圧縮機出口過熱度との内、少なくとも一方の過熱度に基づき、圧縮機の入口および出口において過熱蒸気または乾き飽和蒸気となることが特定されるヒートポンプサイクルを実行することを特徴とするヒートポンプである。
（ａ）圧縮機出口圧力の等圧線と飽和蒸気線との交点を求め、この交点を通る等エントロピ線と圧縮機入口圧力の等圧線との第一交点を求め、圧縮機入口温度をこの第一交点における温度以上とする圧縮機入口過熱度。
（ｂ）圧縮機出口温度を圧縮機出口圧力における飽和温度以上とする圧縮機出口過熱度。
　請求項１に記載の発明によれば、圧縮機入口圧力の等圧線と飽和蒸気線との交点を求め、この交点を通る等エントロピ線と圧縮機出口圧力の等圧線との交点を求めた場合、この交点が湿り飽和蒸気域に入る冷媒を用いたヒートポンプにおいて、所定の過熱度をとることによって、圧縮機での圧縮で湿り飽和蒸気となることがない。圧縮機での圧縮で湿り飽和蒸気となることがないので、圧縮機の体積効率の低下を防止することができる。また、圧縮機での圧縮で湿り飽和蒸気となることがないので、圧縮機出口において気液二相流となった場合のような圧力損失の増加がなく、これにより断熱圧縮効率を向上させ、ＣＯＰを向上させることができる。
　請求項２に記載の発明は、前記圧縮機入口過熱度は、圧縮機出口圧力の等圧線と飽和蒸気線との交点を求め、この交点を通る等エントロピ線と圧縮機入口圧力の等圧線との交点を求め、この交点における温度と圧縮機入口圧力における飽和温度との温度差以上であり、圧縮機出口圧力の等圧線とヒートポンプの耐熱温度との交点を求め、この交点を通る等エントロピ線と圧縮機入口圧力の等圧線との交点を求め、この交点における温度と圧縮機入口圧力における飽和温度との温度差以下であることを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプである。
　請求項２に記載の発明によれば、冷媒が最も高温となる圧縮機出口における状態を考慮しつつ、ヒートポンプの耐熱温度との関係で圧縮機入口過熱度を設定することができる。
　請求項３に記載の発明は、前記圧縮機出口過熱度は、圧縮機出口圧力における飽和温度以上で且つヒートポンプの耐熱温度以下で設定される圧縮機出口温度と、圧縮機出口圧力における飽和温度との温度差であることを特徴とする請求項１または請求項２に記載のヒートポンプである。
　請求項３に記載の発明によれば、冷媒が最も高温となる圧縮機出口における状態を考慮しつつ、ヒートポンプの耐熱温度との関係で圧縮機出口過熱度を設定することができる。
　請求項４に記載の発明は、上段圧縮機、上段凝縮器、上段膨張弁、中間冷却器および上段蒸発器が順次環状に接続されて冷媒を循環させる上段ヒートポンプと、前記中間冷却器からの冷媒を下段膨張弁、下段蒸発器および下段圧縮機を介して、前記中間冷却器またはそこから前記上段圧縮機への冷媒流路の設定箇所へ供給する下段ヒートポンプとを備え、前記上段蒸発器と前記下段蒸発器とに熱源流体が順に通され、前記上段凝縮器において水を加熱して蒸気を発生させることを特徴とする請求項１～３のいずれか１項に記載のヒートポンプである。
　請求項４に記載の発明によれば、上段蒸発器と下段蒸発器とから熱をくみ上げて、上段凝縮器において蒸気を発生させることができる。この際、熱源流体は、上段ヒートポンプの蒸発器を通された後、下段ヒートポンプの蒸発器に通される。これにより、上段ヒートポンプの蒸発器において熱源流体が冷やされた分を下段ヒートポンプがカバーして、上段蒸発器を通過後の熱源流体からも再び熱をくみ上げることができる。また、上段ヒートポンプでは、くみ上げる温度差を低減することができ、その分だけ圧縮機の電力を少なくでき、システム効率を向上することができる（特願２０１１－７９３７０）。
　請求項５に記載の発明は、前記下段圧縮機からの冷媒を、前記上段蒸発器から前記上段圧縮機への冷媒流路へ合流させ、この合流部よりも下流の前記上段圧縮機への冷媒流路、前記合流部よりも上流の前記上段蒸発器からの冷媒流路、または前記合流部よりも上流の前記下段圧縮機からの冷媒流路に過熱器を設け、この過熱器、前記上段蒸発器および前記下段蒸発器に熱源流体が設定順序で通され、この設定順序として、前記下段蒸発器が後になるように設定されることを特徴とする請求項４に記載のヒートポンプである。
　請求項５に記載の発明によれば、過熱器を設けることで、上段ヒートポンプの過熱度を確実に確保することができる。また、熱源流体の流通順序として、下段蒸発器が後になるように設定することで、前記請求項４に記載の作用効果を確保することができる。
　さらに、請求項６に記載の発明は、前記圧縮機入口過熱度または前記圧縮機出口過熱度の設定手段は、下記（ａ）～（ｅ）のいずれかであることを特徴とする請求項１～３のいずれか１項に記載のヒートポンプである。
（ａ）凝縮器から膨張弁への冷媒と、蒸発器から圧縮機への冷媒とを間接熱交換する液ガス熱交換器。
（ｂ）膨張弁から圧縮機への冷媒と、この冷媒を過熱させる温度の熱源流体とを間接熱交換する蒸発器。
（ｃ）下段ヒートポンプの圧縮機からの冷媒と上段ヒートポンプの膨張弁からの冷媒とを受けて、両冷媒を直接熱交換すると共に、この冷媒と下段ヒートポンプの蒸発器への熱源流体とを間接熱交換する中間冷却器。
（ｄ）蒸発器から圧縮機への冷媒と、蒸発器への熱源流体とを間接熱交換する過熱器。
（ｅ）蒸発器から圧縮機への冷媒を加熱するヒータ。
　請求項６に記載の発明によれば、上記（ａ）～（ｅ）の構成により、容易に過熱度をとることができる。
　本発明によれば、飽和蒸気線の近辺の等エントロピ線が、高圧へ行くに従って、過熱蒸気域から湿り飽和蒸気域へ入り込むように、飽和蒸気線と交わるという性質を有する冷媒を用いたヒートポンプにおいて、圧縮機の体積効率および断熱圧縮効率を向上させ、ひいてはＣＯＰを向上させることができる。
本発明のヒートポンプの一実施例のヒートポンプサイクルを示す概略Ｐ－ｈ線図である。 本発明のヒートポンプの一実施例を示す概略構成図である。 図２の変形例を示し、液ガス熱交換器を備えたヒートポンプの概略図である。 図２の変形例を示し、中間冷却器を用いた二段サイクルの概略図である。 図２の変形例を示し、過熱器を備えたヒートポンプの概略図である。 図２の変形例を示し、ヒータを備えたヒートポンプの概略図である。 図２の変形例を示し、中間冷却器を用いた改良二段サイクルの概略図である。 図７の変形例を示し、過熱器を有する改良二段サイクルの一例を示す概略図である。 図７の変形例を示し、過熱器を有する改良二段サイクルの他の例を示す概略図である。 従来公知のヒートポンプサイクルを示す概略Ｐ－ｈ線図である。 蒸気発生用ヒートポンプに用いられる冷媒のＰ－ｈ線図の一例である。
　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、Ｐ－ｈ線図（圧力－エンタルピ線図）に本発明の一実施例のヒートポンプサイクルを示した概略図である。なお、図１において、縦軸は圧力Ｐ［ＭＰａ］、横軸はエンタルピｈ［ｋＪ／ｋｇ］であり、飽和液線Ｙ１、飽和蒸気線Ｙ２の他、いくつかの等温線Ｔが示される。
　周知のとおり、飽和液線Ｙ１よりも左側の領域において、冷媒は液体であり、飽和蒸気線Ｙ２より右側の領域において、冷媒は気体であり、飽和液線Ｙ１と飽和蒸気線Ｙ２で囲まれた領域において、冷媒は飽和蒸気（液体および気体）である。より詳細には、冷媒は、飽和液線Ｙ１より左側で過冷却液、飽和液線Ｙ１上で飽和液、飽和液線Ｙ１と飽和蒸気線Ｙ２との間で湿り飽和蒸気、飽和蒸気線Ｙ２上で乾き飽和蒸気、飽和蒸気線Ｙ２より右側で過熱蒸気となる。
　図２は、本実施例のヒートポンプ１の一例を示す概略図である。本実施例のヒートポンプ１は、蒸気圧縮式のヒートポンプ１であり、具体的には、圧縮機２（図１においてａ～ｂ）、凝縮器３（図１においてｂ～ｃ）、膨張弁４（図１においてｃ～ｄ）および蒸発器５（図１においてｄ～ａ）が順次環状に接続されて構成される。なお、ヒートポンプ１には、たとえば、圧縮機２の出口側に油分離器を設置したり、凝縮器３の出口側に受液器を設置したり、圧縮機２の入口側にアキュムレータを設置したりしてもよいことは勿論である。
　圧縮機２は、ガス冷媒を圧縮して高温高圧にする。凝縮器３は、圧縮機２からのガス冷媒を凝縮液化する。膨張弁４は、凝縮器３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。さらに、蒸発器５は、膨張弁４からの冷媒の蒸発を図る。
　ヒートポンプ１は、蒸発器５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３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１は、蒸発器５において、熱源流体から熱をくみ上げ、凝縮器３において、被加熱流体を加熱する。たとえば、蒸発器５において、熱源流体から熱をくみ上げ、凝縮器３において、水を加熱して蒸気を発生させたり温水を製造したりする。
　熱源流体は、特に問わないが、たとえば、工場などからの廃温水、蒸気使用設備からのドレン、ボイラなどからの排ガスである。なお、特に、後述する改良二段サイクルの場合、熱源流体は、ヒートポンプ１に顕熱を与えるもの、すなわちヒートポンプ１に熱を与えつつ自身は温度低下を伴う流体が好適に用いられる。
　ヒートポンプ１の冷媒は、飽和蒸気線Ｙ２の近辺の等エントロピ線Ｓが、高圧へ行くに従って、過熱蒸気域から湿り飽和蒸気域へ入り込むように、飽和蒸気線Ｙ２と交わるという性質を有する（図１１）。言い換えれば、図１の二点鎖線で示すように、圧縮機入口圧力Ｐ１の等圧線と飽和蒸気線Ｙ２との交点ａ１を求め、この交点ａ１を通る等エントロピ線と圧縮機出口圧力Ｐ２の等圧線との交点ｂ１を求めた場合、この交点ｂ１が湿り飽和蒸気域に入る冷媒である。
　圧縮機入口圧力Ｐ１や圧縮機出口圧力Ｐ２との関係で、上述のような性質を有する冷媒として、たとえば、ＨＦＣ－２４５ｆａ、ＨＦＣ－３６５ｍｆｃ、ペンタン、イソブタン、またはこれらを用いた混合物などがある。
　本実施例のヒートポンプ１は、圧縮機２の入口から出口へ向けて、冷媒が湿り飽和蒸気にならないように、圧縮機２の出入口において過熱度ΔＴ１，ΔＴ２を有する。圧縮機２入口における過熱度を圧縮機入口過熱度ΔＴ１、圧縮機２出口における過熱度を圧縮機出口過熱度ΔＴ２と呼ぶことにする。
　圧縮機入口過熱度ΔＴ１について説明すると、Ｐ－ｈ線図上において、まず、圧縮機出口圧力Ｐ２の等圧線と飽和蒸気線Ｙ２との交点ｂ２を求め、次に、この交点ｂ２を通る等エントロピ線と圧縮機入口圧力Ｐ１の等圧線との交点（第一交点）ａ２を求める。そして、圧縮機入口温度をこの交点ａ２における温度以上とするように、圧縮機入口過熱度ΔＴ１をとればよい。
　つまり、圧縮機出口圧力Ｐ２の等圧線と飽和蒸気線Ｙ２との交点ｂ２を求め、この交点ｂ２を通る等エントロピ線と圧縮機入口圧力Ｐ１の等圧線との交点ａ２を求め、この交点ａ２における温度と圧縮機入口圧力Ｐ１における飽和温度との温度差ΔＴ１Ｌ以上として、圧縮機入口過熱度ΔＴ１を設定すればよい。好ましくは、圧縮機出口圧力Ｐ２の等圧線とヒートポンプ１の耐熱温度の等温線との交点ｂ３を求め、この交点ｂ３を通る等エントロピ線と圧縮機入口圧力Ｐ１の等圧線との交点ａ３を求め、この交点ａ３における温度と圧縮機入口圧力Ｐ１における飽和温度との温度差ΔＴ１Ｈ以下として、圧縮機入口過熱度ΔＴ１を設定すればよい。なお、圧縮機入口過熱度ΔＴ１の上限値ΔＴ１Ｈを定める際、圧縮機出口圧力Ｐ２の等圧線とヒートポンプ１の耐熱温度の等温線との交点ｂ３を始点とするのは、図１から明らかなとおり、圧縮機２出口において冷媒が最も高温となることを考慮したものである。
　圧縮機出口過熱度ΔＴ２について説明すると、Ｐ－ｈ線図上において、圧縮機出口温度を圧縮機出口圧力Ｐ２における飽和温度以上とするように、圧縮機出口過熱度ΔＴ２をとればよい。好ましくは、圧縮機出口圧力Ｐ２における飽和温度（ｂ２温度）を超え且つヒートポンプ１の耐熱温度（ｂ３温度）以下で設定される圧縮機出口温度（ｂ温度）と、圧縮機出口圧力Ｐ２における飽和温度（ｂ２温度）との温度差として、圧縮機出口過熱度ΔＴ２を設定すればよい。
　なお、ヒートポンプ１の耐熱温度は、圧縮機２の潤滑油の劣化温度、冷媒の劣化温度、および圧縮機２の耐熱温度などを考慮して適宜に決定される。たとえば、１８０～２００℃であり、本実施例では２００℃である。
　圧縮機２が冷媒を断熱圧縮（等エントロピ変化）するとして、圧縮機入口過熱度ΔＴ１を上述のように設定した場合、圧縮機出口過熱度ΔＴ２は上述のように設定されたことになる。逆に、圧縮機出口過熱度ΔＴ２を上述のように設定した場合、圧縮機入口過熱度ΔＴ１は上述のように設定されたことなる。従って、本実施例のヒートポンプサイクルであるか否かは、圧縮機入口過熱度ΔＴ１と圧縮機出口過熱度ΔＴ２との内、一方を確認すれば足りる。
　本実施例のヒートポンプ１によれば、圧縮機出口において冷媒が乾き飽和蒸気または過熱蒸気となるように過熱度（圧縮機入口過熱度ΔＴ１および／または圧縮機出口過熱度ΔＴ２）をとるので、圧縮機２の体積効率および断熱圧縮効率が向上し、ひいてはヒートポンプ１のＣＯＰを向上させることができる。
　次に、本実施例のヒートポンプ１の過熱度（圧縮機入口過熱度ΔＴ１および／または圧縮機出口過熱度ΔＴ２）の設定方法について説明する。圧縮機入口側の温度に基づき膨張弁を調整して過熱度を調整する以外に、下記の方法がある。
（１）液ガス熱交換器：
　図３に示すように、凝縮器３から膨張弁４への冷媒と、蒸発器５から圧縮機２への冷媒とを間接熱交換する液ガス熱交換器６を設ける。この液ガス熱交換器６により、圧縮機２の入口側や出口側で過熱度をとることができる。
（２）熱源流体温度：
　図２に示すように、蒸発器５では、膨張弁４から圧縮機２への冷媒と、熱源流体とが間接熱交換される。この蒸発器５において、熱源流体の温度が圧縮機２への冷媒を過熱させる温度であれば、圧縮機２の入口側や出口側で過熱度をとることができる。
（３）二段サイクルの中間冷却器：
　図４に示すように、上下二段のヒートポンプ１（７，８）を備える。上段ヒートポンプ７は、上段圧縮機９、上段凝縮器１０、上段膨張弁１１および中間冷却器１２が順次環状に接続されて冷媒を循環させる。下段ヒートポンプ８は、中間冷却器１２からの冷媒を下段膨張弁１３、下段蒸発器１４および下段圧縮機１５を介して、中間冷却器１２へ供給する。
　このように、上段ヒートポンプ７と下段ヒートポンプ８とは中間冷却器１２で接続されている。そして、中間冷却器１２は、下段ヒートポンプ８の圧縮機１５からの冷媒と、上段ヒートポンプ７の膨張弁１１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１２は、下段ヒートポンプ８の凝縮器であると共に、上段ヒートポンプ７の蒸発器でもある。
　中間冷却器１２は、具体的には中空タンクが用いられ、下段ヒートポンプ８の圧縮機１５からの冷媒と、上段ヒートポンプ７の膨張弁１１からの冷媒とを受け入れて、中空タンク内で直接に接触させることにより、下段ヒートポンプ８の圧縮機１５からの冷媒の凝縮と、上段ヒートポンプ７の膨張弁１１からの冷媒の気化とを図る。そして、それにより得られる液冷媒は下段ヒートポンプ８の膨張弁１３へ送られ、ガス冷媒は上段ヒートポンプ７の圧縮機９へ送られる。
　このような二段サイクルのヒートポンプ１において、中間冷却器１２の冷媒（少なくとも気相部の冷媒）と、下段ヒートポンプ８の蒸発器１４への熱源流体とを間接熱交換させる。つまり、熱源流体は、図４において太線で示すように、中間冷却器１２（少なくとも気相部）と、下段ヒートポンプ８の蒸発器１４とを順に通される。このような構成により、上段ヒートポンプ７において過熱度をとることができる。なお、下段ヒートポンプ８の過熱度は、たとえば、下段膨張弁１３で調整したり、下段蒸発器１４への熱源流体の温度で調整したり、後述する過熱器やヒータで調整したりすることができる。この点は後述する改良二段サイクルでも同様である。
　このような構成の二段サイクルの場合、中間冷却器１２および下段蒸発器１４から熱をくみ上げて、上段凝縮器１０において、たとえば水を過熱して蒸気を発生させる。なお、中間冷却器１２に代えて間接熱交換器を設置し、その間接熱交換器において、上段ヒートポンプ７の膨張弁１１からの冷媒と、下段ヒートポンプ８の圧縮機１５からの冷媒とを間接熱交換させてもよく、その場合には、各膨張弁１１，１３で過熱度を調整することができる。
（４）過熱器：
　図５に示すように、蒸発器５から圧縮機２への冷媒と、蒸発器５への熱源流体とを間接熱交換する過熱器１６を設ける。この過熱器１６により、圧縮機２の入口側や出口側で過熱度をとることができる。
（５）ヒータ：
　図６に示すように、蒸発器５から圧縮機２への冷媒を加熱するヒータ１７を設ける。このヒータ１７により、圧縮機２の入口側や出口側で過熱度をとることができる。
（６）改良二段サイクル：
　図７に示すように、上下二段のヒートポンプ１（１８，１９）を備える。上段ヒートポンプ１８は、上段圧縮機２０、上段凝縮器２１、上段膨張弁２２、中間冷却器２３および上段蒸発器２４が順次環状に接続されて冷媒を循環させる。下段ヒートポンプ１９は、中間冷却器２３からの冷媒を下段膨張弁２５、下段蒸発器２６および下段圧縮機２７を介して、中間冷却器２３またはそこから上段圧縮機２０への冷媒流路の設定箇所へ供給する。つまり、下段圧縮機２７から冷媒は、中間冷却器２３へ供給してもよいし、実線で示すように中間冷却器２３から上段蒸発器２４への冷媒流路へ供給してもよいし、破線で示すように上段蒸発器２４から上段圧縮機２０への冷媒流路へ供給してもよい。
　熱源流体は、上段蒸発器２４と下段蒸発器２６とに順に通される。従って、ヒートポンプ１は、上段蒸発器２４と下段蒸発器２６とから熱をくみ上げて、上段凝縮器２１において、たとえば水を加熱して蒸気を発生させる。この際、熱源流体は、上段蒸発器２４を通された後、下段蒸発器２６に通されるので、上段蒸発器２４において冷やされた分を下段ヒートポンプ１９がカバーして、上段蒸発器２４を通過後の熱源流体からもさらに熱をくみ上げることができる。また、上段ヒートポンプ１８では、くみ上げる温度差を低減することができ、その分だけ圧縮機の電力を少なくでき、システム効率を向上することができる（特願２０１１－７９３７０）。
　ここで、中間冷却器２３とは、図４の場合と同様に、中空タンクからなる直接熱交換器である。但し、図７の場合、中間冷却器２３から上段蒸発器２４への冷媒は、気液二相で供給され、上段蒸発器２４において蒸発され過熱される。なお、中間冷却器２３に代えて間接熱交換器を設置し、その間接熱交換器において、上段ヒートポンプ１８の膨張弁２２からの冷媒と、下段ヒートポンプ１９の圧縮機２７からの冷媒とを間接熱交換させてもよく、その場合には、各膨張弁２２，２５で過熱度を調整することができる。
（７）改良二段サイクルにおける過熱器：
　上述した改良二段サイクルにおいて、図７破線で示すように、下段圧縮機２７からの冷媒を、上段蒸発器２４から上段圧縮機２０への冷媒流路へ合流させる。そして、下段圧縮機２７からの冷媒流路を図８実線で示す構成として、上段蒸発器２４からの冷媒流路との合流部よりも下流に、過熱器２８を設ける。あるいは、下段圧縮機２７からの冷媒流路を図８破線で示す構成として、上段蒸発器２４からの冷媒流路との合流部よりも上流に、過熱器２８を設ける。あるいは、図９に示すように、下段圧縮機２７からの冷媒を、上段蒸発器２４から上段圧縮機２０への冷媒流路へ合流させ、その合流部よりも上流の下段圧縮機２７からの冷媒流路に過熱器２８を設ける。
　いずれの場合も、過熱器２８、上段蒸発器２４および下段蒸発器２６に熱源流体が設定順序で通される。この設定順序として、下段蒸発器２６が後になるように設定されるのがよい。具体的には、（ａ）過熱器２８、上段蒸発器２４、下段蒸発器２６の順に、熱源流体を通せばよい。あるいは、（ｂ）上段蒸発器２４、過熱器２８、下段蒸発器２６の順に、熱源流体を通せばよい。あるいは、（ｃ）過熱器２８と上段蒸発器２４とに熱源流体を並行に通した後、合流させて下段蒸発器２６に通せばよい。
　なお、前記（７）で述べた過熱器２８は、上段ヒートポンプ１８における過熱度を設定するものであり、下段ヒートポンプ１９の過熱度は、たとえば、下段膨張弁２５で調整したり、下段蒸発器２６への熱源流体の温度で調整したり、上述した過熱器１６やヒータ１７で調整したりすることができる。
　本発明のヒートポンプは、前記実施例の構成に限らず適宜変更可能である。特に、冷媒のモリエル線図において、圧縮機入口圧力Ｐ１の等圧線と飽和蒸気線Ｙ２との交点ａ１を求め、この交点ａ１を通る等エントロピ線と圧縮機出口圧力Ｐ２の等圧線との交点ｂ１を求めた場合、この交点ｂ１が湿り飽和蒸気域に入る冷媒が用いられ、前述した圧縮機入口過熱度ΔＴ１と圧縮機出口過熱度ΔＴ２との内、少なくとも一方の過熱度に基づき、圧縮機の入口および出口において過熱蒸気または乾き飽和蒸気となることが特定されるヒートポンプサイクルを実行するのであれば、ヒートポンプ１の構成や制御は適宜に変更可能である。
　　１　ヒートポンプ
　　２　圧縮機
　　３　凝縮器
　　４　膨張弁
　　５　蒸発器
　　６　液ガス熱交換器
　　７　上段ヒートポンプ
　　８　下段ヒートポンプ
　　９　上段圧縮機
　１０　上段凝縮器
　１１　上段膨張弁
　１２　中間冷却器
　１３　下段膨張弁
　１４　下段蒸発器
　１５　下段圧縮機
　１６　加熱器
　１７　ヒータ
　１８　上段ヒートポンプ
　１９　下段ヒートポンプ
　２０　上段圧縮機
　２１　上段凝縮器
　２２　上段膨張弁
　２３　中間冷却器
　２４　上段蒸発器
　２５　下段膨張弁
　２６　下段蒸発器
　２７　下段圧縮機
　２８　加熱器

Claims (6)

  1. 　蒸気圧縮式のヒートポンプであって、
    　冷媒のモリエル線図において、圧縮機入口圧力の等圧線と飽和蒸気線との交点を求め、この交点を通る等エントロピ線と圧縮機出口圧力の等圧線との交点を求めた場合、この交点が湿り飽和蒸気域に入る冷媒が用いられ、
    　下記（ａ）の圧縮機入口過熱度と（ｂ）の圧縮機出口過熱度との内、少なくとも一方の過熱度に基づき、圧縮機の入口および出口において過熱蒸気または乾き飽和蒸気となることが特定されるヒートポンプサイクルを実行する
    　ことを特徴とするヒートポンプ。
    （ａ）圧縮機出口圧力の等圧線と飽和蒸気線との交点を求め、この交点を通る等エントロピ線と圧縮機入口圧力の等圧線との第一交点を求め、圧縮機入口温度をこの第一交点における温度以上とする圧縮機入口過熱度。
    （ｂ）圧縮機出口温度を圧縮機出口圧力における飽和温度以上とする圧縮機出口過熱度。
  2. 　前記圧縮機入口過熱度は、
    　圧縮機出口圧力の等圧線と飽和蒸気線との交点を求め、この交点を通る等エントロピ線と圧縮機入口圧力の等圧線との交点を求め、この交点における温度と圧縮機入口圧力における飽和温度との温度差以上であり、
    　圧縮機出口圧力の等圧線とヒートポンプの耐熱温度との交点を求め、この交点を通る等エントロピ線と圧縮機入口圧力の等圧線との交点を求め、この交点における温度と圧縮機入口圧力における飽和温度との温度差以下である
    　ことを特徴とする請求項１に記載のヒートポンプ。
  3. 　前記圧縮機出口過熱度は、
    　圧縮機出口圧力における飽和温度以上で且つヒートポンプの耐熱温度以下で設定される圧縮機出口温度と、圧縮機出口圧力における飽和温度との温度差である
    　ことを特徴とする請求項１または請求項２に記載のヒートポンプ。
  4. 　上段圧縮機、上段凝縮器、上段膨張弁、中間冷却器および上段蒸発器が順次環状に接続されて冷媒を循環させる上段ヒートポンプと、
    　前記中間冷却器からの冷媒を下段膨張弁、下段蒸発器および下段圧縮機を介して、前記中間冷却器またはそこから前記上段圧縮機への冷媒流路の設定箇所へ供給する下段ヒートポンプとを備え、
    　前記上段蒸発器と前記下段蒸発器とに熱源流体が順に通され、前記上段凝縮器において水を加熱して蒸気を発生させる
    　ことを特徴とする請求項１～３のいずれか１項に記載のヒートポンプ。
  5. 　前記下段圧縮機からの冷媒を、前記上段蒸発器から前記上段圧縮機への冷媒流路へ合流させ、
    　この合流部よりも下流の前記上段圧縮機への冷媒流路、前記合流部よりも上流の前記上段蒸発器からの冷媒流路、または前記合流部よりも上流の前記下段圧縮機からの冷媒流路に過熱器を設け、
    　この過熱器、前記上段蒸発器および前記下段蒸発器に熱源流体が設定順序で通され、
    　この設定順序として、前記下段蒸発器が後になるように設定される
    　ことを特徴とする請求項４に記載のヒートポンプ。
  6. 　前記圧縮機入口過熱度または前記圧縮機出口過熱度の設定手段は、下記（ａ）～（ｅ）のいずれかである
    　ことを特徴とする請求項１～３のいずれか１項に記載のヒートポンプ。
    （ａ）凝縮器から膨張弁への冷媒と、蒸発器から圧縮機への冷媒とを間接熱交換する液ガス熱交換器。
    （ｂ）膨張弁から圧縮機への冷媒と、この冷媒を過熱させる温度の熱源流体とを間接熱交換する蒸発器。
    （ｃ）下段ヒートポンプの圧縮機からの冷媒と上段ヒートポンプの膨張弁からの冷媒とを受けて、両冷媒を直接熱交換すると共に、この冷媒と下段ヒートポンプの蒸発器への熱源流体とを間接熱交換する中間冷却器。
    （ｄ）蒸発器から圧縮機への冷媒と、蒸発器への熱源流体とを間接熱交換する過熱器。
    （ｅ）蒸発器から圧縮機への冷媒を加熱するヒータ。
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