WO2014185525A1 - エネルギー変換システム - Google Patents

エネルギー変換システム Download PDF

Info

Publication number
WO2014185525A1
WO2014185525A1 PCT/JP2014/063075 JP2014063075W WO2014185525A1 WO 2014185525 A1 WO2014185525 A1 WO 2014185525A1 JP 2014063075 W JP2014063075 W JP 2014063075W WO 2014185525 A1 WO2014185525 A1 WO 2014185525A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
medium
heat
refrigeration cycle
heated
heat medium
Prior art date
Application number
PCT/JP2014/063075
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
康之 池上
敬史 森崎
Original Assignee
国立大学法人佐賀大学
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 国立大学法人佐賀大学 filed Critical 国立大学法人佐賀大学
Priority to JP2015517143A priority Critical patent/JP6472379B2/ja
Publication of WO2014185525A1 publication Critical patent/WO2014185525A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F25B1/10—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with multi-stage compression
    • 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
    • F25B29/00—Combined heating and refrigeration systems, e.g. operating alternately or simultaneously
    • F25B29/003—Combined heating and refrigeration systems, e.g. operating alternately or simultaneously of the compression type system
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B30/00—Heat pumps
    • F25B30/02—Heat pumps of the compression type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • 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
    • F25B40/00—Subcoolers, desuperheaters or superheaters
    • F25B40/02—Subcoolers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F24—HEATING; RANGES; VENTILATING
    • F24D—DOMESTIC- OR SPACE-HEATING SYSTEMS, e.g. CENTRAL HEATING SYSTEMS; DOMESTIC HOT-WATER SUPPLY SYSTEMS; ELEMENTS OR COMPONENTS THEREFOR
    • F24D2200/00—Heat sources or energy sources
    • F24D2200/12—Heat pump
    • F24D2200/123—Compression type heat pumps
    • 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
    • F25B2339/00—Details of evaporators; Details of condensers
    • F25B2339/04—Details of condensers
    • F25B2339/047—Water-cooled condensers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • 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
    • F25B2400/06—Several compression cycles arranged in parallel
    • 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
    • F25B2400/07—Details of compressors or related parts
    • F25B2400/072—Intercoolers therefor

Definitions

  • the present invention relates to an energy conversion system using a refrigeration cycle that transfers heat with a circulating heat medium, and in particular, a medium to be cooled that combines a plurality of refrigeration cycles and exchanges heat with the heat medium using an evaporator of the refrigeration cycle. And a heated medium that exchanges heat with a heat medium in a condenser in common between the refrigeration cycles.
  • a refrigeration cycle in which heat is applied to a heat medium and circulated while repeating a phase change to transfer heat from a low temperature side to a high temperature side has been conventionally used in refrigerators, air conditioners for cooling, and the like.
  • use as a heat pump for heating has attracted attention from the viewpoint of its efficiency and low environmental impact, and these heat pumps are currently being used as a heat source in recent years when reduction of carbon dioxide emissions has become a social requirement.
  • a refrigeration cycle used as a heat pump a vapor compression refrigeration cycle having an evaporator, a compressor, a condenser, and a pressure reducing valve (expansion valve) is generally used.
  • a multistage compression refrigeration cycle, a multi-component refrigeration cycle, or the like improved from a conventional vapor compression refrigeration cycle is used.
  • conventional improved refrigeration cycles there is one disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 8-61795 as an example of a two-stage compression refrigeration cycle.
  • An example of the two-stage refrigeration cycle is disclosed in JP-A-5-5567.
  • another example of an improved refrigeration cycle in which a plurality of vapor compression refrigeration cycles is combined is disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2007-183077.
  • the conventional improved refrigeration cycle has a structure as shown in the above patent documents.
  • the performance coefficient is the coefficient of performance of the refrigeration cycle, that is, the ratio between the amount of heat of refrigeration or heating and the amount of work input by the compressor, which represents the energy consumption efficiency.
  • the refrigeration cycle shown in each of the above-mentioned patent documents has a higher coefficient of performance under the same temperature conditions as compared with a simple single-stage vapor compression refrigeration cycle. It can be said that it is excellent.
  • the present invention has been made to solve the above-mentioned problems, and uses a plurality of stages of refrigeration cycles for circulating a heat medium.
  • An object of the present invention is to provide an energy conversion system that can increase the coefficient and can efficiently perform heat or cooling by transferring heat.
  • An energy conversion system includes a compressor that compresses a gas-phase heat medium to increase the temperature and pressure of the heat medium, and heat-exchanges the heat medium that has exited the compressor with a predetermined medium to be heated.
  • a condenser that condenses the medium, an expander that expands the liquid-phase heat medium exiting the condenser to reduce the pressure, and heat exchange of the heat medium exiting the expander with a predetermined medium to be cooled,
  • a plurality of refrigeration cycle units each having at least an evaporator for evaporating the heat medium and directing the evaporated gas phase heat medium to the compressor, the plurality of refrigeration cycle units being heated media in each condenser Are connected in series so that the same heated medium flows in sequence in the heated medium flow paths of all the condensers, and at least the inlets of the cooled medium flow paths in each evaporator are So that all evaporators are in communication.
  • the cooling medium flow paths are interconnected in parallel, and the cooling medium flow is distributed and flowe
  • a plurality of refrigeration cycle units are provided which are commonly used for heat exchange with the cooling medium or the heating medium to be supplied with the heat medium, and evaporation of each of these refrigeration cycle units used as a heating device is provided.
  • the flow paths of the medium to be cooled and the medium to be heated in the condenser and the condenser are connected in parallel with the flow path of the medium to be cooled in each evaporator between the refrigeration cycle units, and the flow path of the medium to be heated in each condenser is connected in series.
  • the irreversible loss in the heat exchange process is reduced,
  • the difference between the evaporation temperature and the condensation temperature in the heat medium of each refrigeration cycle can be reduced, especially on the side of the refrigeration cycle section where the temperature of the heat medium is lower, and the required compression power can be reduced.
  • Hakare number improvements can be efficiently utilized as a heating device, the cost can be suppressed according to the operation of such energy.
  • the energy conversion system includes a compressor that compresses a gas phase heat medium to increase the temperature and pressure of the heat medium, and heat-exchanges the heat medium that has exited the compressor with a predetermined medium to be heated.
  • a condenser that condenses the heat medium, an expander that expands the liquid-phase heat medium exiting the condenser to reduce the pressure, and heat exchange of the heat medium exiting the expander with a predetermined cooling medium
  • a plurality of refrigeration cycle units each having at least an evaporator for evaporating the heat medium and directing the evaporated gas phase heat medium to the compressor.
  • the cooling medium flow paths are interconnected in series so that the same cooling medium flows in sequence in the cooling medium flow paths of all the evaporators, and at least the inlets of the heating medium flow paths in each condenser are Each condenser so that everything is in communication
  • the heated medium flow paths are interconnected in parallel, and the heated medium is distributed to the heated medium flow paths of the respective condensers, and each refrigeration cycle section cools the cooled medium. It is used as a cooling device.
  • a plurality of refrigeration cycle units are provided which are commonly used for heat exchange with the heat medium to be supplied and the medium to be cooled, and the evaporation of each of these refrigeration cycle units used as a cooling device.
  • the flow paths of the medium to be cooled and the medium to be heated in the condenser and the condenser are connected in series with the flow path of the medium to be cooled of each evaporator between the refrigeration cycle sections, and the flow path of the heat medium to be heated by each condenser
  • FIG. 1 is a schematic system diagram and a schematic ts diagram of an energy conversion system according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 is a schematic system diagram and a schematic ts diagram of an energy conversion system according to a second embodiment of the present invention. It is a schematic systematic diagram of the energy conversion system which concerns on other embodiment of this invention. It is a schematic systematic diagram of the energy conversion system which concerns on another embodiment of this invention. It is a schematic system diagram and a schematic ts diagram of a conventional single-stage vapor compression refrigeration cycle system. It is a schematic system diagram and a schematic ts diagram of a conventional two-stage refrigeration cycle system. It is loss explanatory drawing with respect to the single stage refrigeration cycle system of the conventional two-stage refrigeration cycle system.
  • FIG. 4 is a ts diagram of the operation experiment result under the same experimental conditions in the case of the heat medium flow ratio of 7: 3 in the first stage and the second stage in the two-stage refrigeration cycle system of the experimental example and in the single-stage refrigeration cycle system.
  • FIG. 6 is a ts diagram of the operation experiment result under the same experimental conditions in the case of the heat medium flow ratio of 6: 4 in the first stage and the second stage in the two-stage refrigeration cycle system of the experimental example and in the single-stage refrigeration cycle system.
  • FIG. 4 is a ts diagram of the operation experiment result under the same experimental conditions in the case of the heat medium flow ratio of 7: 3 in the first stage and the second stage in the two-stage refrigeration cycle system of the experimental example and in the single-stage refrigeration cycle system.
  • FIG. 6 is a ts diagram of the operation experiment result under the same experimental conditions in the case of the heat medium flow ratio of 6: 4 in the first stage and the second stage in the two-stage refrigeration cycle system of the experimental example and in the single-stage
  • FIG. 6 is a ts diagram of the operation experiment result under the same experimental conditions in the case of the first stage and second stage heat medium flow ratios of 5: 5 in the experimental two-stage refrigeration cycle system and in the single-stage refrigeration cycle system.
  • FIG. 4 is a ts diagram of the operation experiment result under the same experimental conditions in the case of the first stage and second stage heat medium flow ratio 4: 6 in the two-stage refrigeration cycle system of the experimental example and in the single-stage refrigeration cycle system.
  • FIG. 6 is a ts diagram of the operation experiment result under the same experimental conditions in the case of the first-stage and second-stage heat medium flow ratio 3: 7 in the two-stage refrigeration cycle system of the experimental example and the single-stage refrigeration cycle system.
  • a graph of the entropy generation rate change with respect to the heat medium flow rate change with respect to the second stage of the first stage (A) a graph for comparison between the two-stage system and the single-stage system reference value, (B ) It is a graph showing each state of the first stage and the second stage of the two-stage system. It is a graph of the entropy production rate change (theoretical calculation result) with respect to the heat-medium flow rate ratio change with respect to the 2nd stage of the 1st stage in the two-stage refrigeration cycle system of an experiment example.
  • (A) (B) is a graph showing each state of the first stage and the second stage of the two-stage system.
  • the energy conversion system 1 includes a plurality of refrigeration cycle units 10 and 20 that form a vapor compression refrigeration cycle. It is a multi-stage configuration in which the flow paths of the medium to be cooled are interconnected in parallel with each other in series, and heat is supplied from the heat medium to the medium to be heated as a heat pump for each of the refrigeration cycle units 10 and 20. It releases and heats.
  • the refrigeration cycle units 10 and 20 are heat exchangers of a predetermined heat medium such as so-called alternative chlorofluorocarbon, ammonia, and carbon dioxide and a medium to be cooled to obtain a vapor of the heat medium, that is, a vapor phase heat medium, 21, compressors 12, 22 that increase the temperature and pressure of the heat medium by compressing the vapor-phase heat medium exiting the evaporators 11, 21 by work applied from the outside, and exiting the compressors 12, 22
  • the gas phase heat medium is condensed with the medium to be heated to condense to form a liquid phase, and the liquid phase heat medium taken out from the condensers 13 and 23 is expanded to reduce the pressure.
  • the pressure reducing valves 14 and 24 as the expanders that are directed to the evaporators 11 and 21.
  • the compressors 12 and 22 and the pressure reducing valves 14 and 24 are known devices similar to those used in a general vapor compression refrigeration cycle, and thus description thereof is omitted.
  • the medium to be heated is pressurized and introduced by the pump 31, passes through each condenser 13 and 23, and the medium to be cooled is pressurized and introduced by the pump 32, It will pass through each evaporator 11,21.
  • the flow paths of the heat medium in each of the refrigeration cycle units 10 and 20 are independent from each other. By adding work as a heat pump for each of the refrigeration cycle units 10 and 20, Heat is received from the medium to be cooled and released to the medium to be heated.
  • the evaporators 11 and 21 exchange heat between a low-pressure and liquid-phase heat medium and a medium to be cooled at a predetermined temperature by which the heat medium in this state is evaporated to generate saturated vapor, and from the medium to be cooled.
  • the heat exchanger evaporates the heat medium with the heat of the gas to form a gas phase, while reducing the temperature of the medium to be cooled.
  • the heat exchanger itself has a known configuration, and a detailed description thereof is omitted.
  • the pressure reducing valves 14 and 24 communicate with the heat medium flow path inlet side of the evaporators 11 and 21, and the liquid phase heat medium expanded through the pressure reducing valves 14 and 24 flows into the evaporator 11. Further, the compressors 12 and 22 communicate with the heat medium flow path outlet side of the evaporators 11 and 21, and the gas phase heat medium evaporated by the evaporators 11 and 21 flows into the compressors 12 and 22. It will be.
  • the evaporators 11 and 21 have the cooling medium flow paths of the evaporators in parallel so that the inlets and outlets of the flow paths of the cooling mediums in the two evaporators 11 and 21 communicate with each other.
  • the cooling mediums are interconnected, and the cooling medium is appropriately distributed and flows into the cooling medium flow paths of the respective evaporators.
  • a heat medium and a to-be-cooled medium are distribute
  • the medium to be cooled is a fluid such as air or water that can be introduced in large quantities, only the flow path through which the heat medium flows is set, and the outside of the flow path
  • the medium to be cooled is circulated without having a predetermined flow path to perform heat exchange.
  • a heat medium that circulates inside the heat exchanger such that the entirety of the heat exchangers forming the evaporators 11 and 21 is located below the natural water surface position in the air or water, and the heat exchanger It is good also as a state which heat-exchanges the air and water around.
  • the medium to be cooled is seawater present in a very large amount
  • the influence of the heat held by the seawater after heat exchange on the entire seawater that is, The temperature change of the whole seawater after diffusion is almost negligible, and the seawater newly introduced sequentially into the evaporators 11 and 21 with the continued heat exchange does not cause a temperature change.
  • the medium to be cooled may be river water, lake water, water from reservoirs such as dams that are easy to use in addition to seawater, and water in reservoirs such as dams. It is possible to use prepared water or a liquid phase medium other than water prepared to the extent possible.
  • the condensers 13 and 23 communicate with the flow path outlets of the compressors 12 and 22 and flow in a gas phase heat medium compressed by the compressors 12 and 22 to a high temperature and pressure, Heat exchange is performed with a medium to be heated at a predetermined temperature that can generate a saturated liquid by condensing the medium, and heat is transferred from the heat medium to the medium to be heated to condense the heat medium to form a liquid phase. It is a heat exchanger that raises the temperature of.
  • the configuration itself of these condensers 13 and 23 is that of a known heat exchanger, and detailed description thereof is omitted.
  • the condensers 13 and 23 are connected in series with the flow paths of the heated medium in the respective condensers, and the same heated medium flows through the heated medium flow paths of the two condensers 13 and 23 in order. Is done. Specifically, the outlet of the heated medium channel in the condenser 13 of the first refrigeration cycle unit 10 and the inlet of the heated medium channel in the condenser 23 of the second refrigeration cycle unit 20 communicate with each other. Then, a flow path connection state is reached in which the medium to be heated reaches the condenser 23 after passing through the condenser 13.
  • a predetermined heated medium is introduced into the condensers 13 and 23 of the refrigeration cycle units 10 and 20, respectively, and a predetermined cooled medium is supplied to the evaporators 11 and 21 of the refrigeration cycle units 10 and 20, respectively.
  • a predetermined cooled medium is supplied to the evaporators 11 and 21 of the refrigeration cycle units 10 and 20, respectively.
  • heat exchange between the heat medium and the medium to be cooled or the medium to be heated can be continuously continued under the same conditions.
  • the evaporator 11 exchanges heat between the medium to be cooled and the liquid heat medium introduced by being pressurized by the pump 32.
  • the heat medium heated by the heat exchange in the evaporator 11 the heat medium evaporated into a vapor phase as the temperature rises goes out of the evaporator 11 and goes to the compressor 12.
  • the medium to be cooled is cooled by heat exchange in the evaporator 11, and is discharged out of the system with the temperature lowered.
  • the high-temperature gas-phase heat medium exiting the evaporator 11 reaches the compressor 12, and the gas-phase heat medium pressurized by the compressor 12 operated by an external driving source increases the pressure and temperature. It becomes a state. Then, the gas phase heat medium exiting the compressor 12 is introduced into the condenser 13.
  • the medium to be heated is heated by heat exchange in the condenser 13, and proceeds to the condenser 23 of the second refrigeration cycle unit 20 with the temperature raised.
  • the liquid phase heat medium obtained by condensation in the condenser 13 is discharged out of the condenser 13.
  • the liquid-phase heat medium exiting the condenser 13 expands via the pressure reducing valve 14, reaches a state where the pressure and temperature are reduced, and proceeds toward the evaporator 11. Thereafter, the heat medium returns into the evaporator 11 and the processes after the heat exchange in the evaporator 11 are repeated as described above.
  • the evaporator 21 heats the cooled medium in the same state as that directed to the evaporator 11 of the first refrigeration cycle unit 10 and the liquid phase heat medium. Let them exchange. Of the heat medium heated by the heat exchange in the evaporator 21, the heat medium evaporated into a vapor phase as the temperature rises goes out of the evaporator 21 and goes to the compressor 22. In addition, the medium to be cooled is cooled by heat exchange in the evaporator 21, and is discharged out of the system with the temperature lowered.
  • the high-temperature gas-phase heat medium exiting the evaporator 21 reaches the compressor 22, and the gas-phase heat medium pressurized by the compressor 22 is in a state where the pressure and temperature are increased.
  • the gas phase heat medium exiting the compressor 22 is introduced into the condenser 23.
  • the compression ratio of the compressors 10 and 20 in each refrigeration cycle unit 10 and 20 is made smaller than in the case of a single-stage configuration using a refrigeration cycle alone. It is possible to improve the efficiency of the compressor by setting the load of the compressor to a condition more suitable for the operation of the compressor and operating the compressor without difficulty.
  • the heated medium introduced via the condenser 13 of the first refrigeration cycle unit 10 and the gas phase heat medium exchange heat, and the gas phase heat medium cooled by this heat exchange is It condenses and changes to the liquid phase.
  • the liquid-phase heat medium obtained by the condensation in the condenser 23 is discharged out of the condenser 23 and then expanded via the pressure reducing valve 24 to be in a state where the pressure and temperature are reduced.
  • the process further proceeds to the evaporator 21.
  • the heat medium of the second refrigeration cycle unit 20 returns to the evaporator 21 and repeats the processes after the heat exchange in the evaporator 21 as described above.
  • the heated medium continuously used for heat exchange in the condenser 13 and heat exchange in the condenser 23 is heated to a predetermined temperature by receiving heat from each heat medium.
  • This heated medium to be heated is discharged from the condenser 23 and then finally used outside the system.
  • a plurality of stages of refrigeration cycle units 10 and 20 are provided that commonly supply the medium to be cooled and the medium to be heated for heat exchange with the heat medium.
  • the evaporators 11 and 21 of each of the refrigeration cycle units 10 and 20 used as a heat pump for heating and the flow paths of the medium to be cooled and the medium to be heated in the condensers 13 and 23 are connected between the refrigeration cycle units.
  • the evaporators 11 and 21 and the condenser in each refrigeration cycle section 13 and 23 the temperature difference between the heat medium and the medium to be cooled or the medium to be heated is reduced, the irreversible loss in the heat exchange process is reduced, and the difference between the evaporation temperature and the condensation temperature in the heat medium of each refrigeration cycle
  • the difference in the refrigeration cycle section 10 where the temperature of the heat medium is lower can be further reduced, and the required compression power can be reduced, so that the coefficient of performance can be improved and used efficiently as a heat pump for heating. This can also reduce costs related to energy consumption and other operations.
  • the cooling medium flow paths of the evaporators 11 and 21 are connected in parallel between the two refrigeration cycle units 10 and 20, and the cooling medium having the same temperature is connected to each evaporator.
  • 11 and 21 are similarly directed to each other, but in addition to this, the distribution ratio of the medium to be cooled that is directed to the respective evaporators at the branch portion of the flow path of the medium to be cooled toward the evaporator of each refrigeration cycle unit Distributing flow rate adjustment mechanism to adjust the temperature, change the total flow rate of the medium to be cooled and heated medium, the inlet temperature of the evaporator or condenser, the amount of heat received by the evaporator and the amount of heat released by the condenser, etc.
  • the amount of heat exchange between the medium to be cooled and the heat medium in each evaporator is achieved by appropriately distributing the medium to be cooled to each stage of the evaporator while maintaining the degree of superheat of the heat medium at the compressor inlet.
  • the heat medium of a plurality of stages of the refrigeration cycle section is replaced with a higher temperature medium to be cooled or a medium to be heated. Control is performed so as to increase the flow rate of the medium to be cooled distributed to the evaporator (21) of the refrigeration cycle section (20) on the side to exchange heat with the heating medium.
  • the energy conversion system 2 includes a plurality of refrigeration cycle units 10 and 20 as in the first embodiment.
  • a condenser in each refrigeration cycle unit 10 and 20 is used.
  • the flow paths of the heated medium on the side are interconnected in parallel, and the flow paths of the cooled medium on the evaporator side are interconnected in series.
  • the heat medium receives heat from the medium to be cooled and cools it.
  • the refrigeration cycle units 10 and 20 include evaporators 11 and 21, compressors 12 and 22, condensers 13 and 23, and pressure reducing valves 14 and 24, respectively, as in the first embodiment. is there.
  • the configurations of the evaporators 11 and 21, the compressors 12 and 22, the condensers 13 and 23, and the pressure reducing valves 14 and 24 are the same as those in the first embodiment, and will not be described in detail. Omitted.
  • the medium to be heated is pressurized and introduced by the pump 31, passes through each condenser 13 and 23, and the medium to be cooled is pressurized and introduced by the pump 32, It will pass through each evaporator 11,21.
  • each of the refrigeration cycle units 10 and 20 are independent from each other, and by adding work to each of the refrigeration cycle units 10 and 20, each heat medium as a refrigerator. Thus, heat is received from the medium to be cooled and released to the medium to be heated.
  • the flow paths of the medium to be cooled in each evaporator are interconnected in series, and the same medium to be cooled is sequentially placed in the medium flow paths of the two evaporators 11 and 21. It is in a flowing state.
  • the outlet of the cooling medium flow path in the evaporator 21 of the second refrigeration cycle unit 20 communicates with the inlet of the cooling medium flow path in the evaporator 11 of the first refrigeration cycle unit 10. Then, a flow path connection state is reached in which the medium to be cooled reaches the evaporator 11 after passing through the evaporator 21.
  • the condensers 13 and 23 are arranged so that the inlets of the channels of the heated medium in the two condensers 13 and 23 and the outlets of the condensers are connected in parallel so that the outlets communicate with each other. They are interconnected, and the heated medium is appropriately distributed and flows in the heated medium flow path of each condenser.
  • a heat medium and a to-be-heated medium are each distribute
  • the medium to be heated is a fluid that can be introduced in large quantities such as air or water, only the flow path through which the heat medium flows is set, and the outside of the flow path
  • the medium to be heated is circulated without having a predetermined flow path to perform heat exchange.
  • a heat medium that circulates inside the heat exchanger and a heat exchanger so that the entire heat exchangers forming the condensers 13 and 23 are located below the natural water surface position in the air or water. It is good also as a state which heat-exchanges the air and water around.
  • the medium to be heated is seawater present in a very large amount, after the seawater after heat exchange diffuses into the outside sea, the influence of the heat held by the seawater after heat exchange on the entire seawater, that is, The temperature change of the entire seawater after diffusion is almost negligible, and no temperature change occurs in the seawater newly introduced to the condensers 13 and 23 as the heat exchange continues. It can be considered that heat exchange can be continued.
  • the medium to be heated may be river water, lake water, and reservoir water such as dams that are easy to use in addition to seawater, and is not limited to natural water. It is possible to use prepared water or a liquid phase medium other than water prepared to the extent possible.
  • a predetermined heated medium is introduced into the condensers 13 and 23 of the refrigeration cycle units 10 and 20, respectively.
  • 20 are introduced into the evaporators 11 and 21, respectively, and in the evaporators 11 and 21 and the condensers 13 and 23, heat exchange between the heat medium and the medium to be cooled or the medium to be heated can be continuously continued under the same conditions. It shall be in
  • the evaporator 11 exchanges heat between the medium to be cooled and the liquid phase heat medium introduced via the evaporator 21 of the second refrigeration cycle unit 20.
  • the heat medium heated by the heat exchange in the evaporator 11 evaporated into a vapor phase as the temperature rises goes out of the evaporator 11 and goes to the compressor 12.
  • the high-temperature gas phase heat medium exiting the evaporator 11 reaches the compressor 12 and is pressurized by the compressor 12 that is operated by an external drive source to increase the pressure and temperature. Then, the gas phase heat medium exiting the compressor 12 is introduced into the condenser 13.
  • the medium to be heated is heated by the heat exchange in the condenser 13 and is discharged out of the system with the temperature raised.
  • the liquid phase heat medium obtained by condensation in the condenser 13 is discharged out of the condenser 13.
  • the liquid-phase heat medium exiting the condenser 13 expands via the pressure reducing valve 14, reaches a state where the pressure and temperature are reduced, and proceeds toward the evaporator 11. Thereafter, the heat medium returns into the evaporator 11 and the processes after the heat exchange in the evaporator 11 are repeated as described above.
  • the evaporator 21 heat-exchanges the medium to be cooled, which is introduced by being pressurized by the pump 32, and the liquid phase heat medium.
  • the heat medium heated by the heat exchange in the evaporator 21 evaporated into a vapor phase as the temperature rises goes out of the evaporator 21 and goes to the compressor 22.
  • the medium to be cooled is cooled by heat exchange in the evaporator 21, and proceeds to the evaporator 11 of the first refrigeration cycle unit 10 with the temperature lowered.
  • the high-temperature gas-phase heat medium exiting the evaporator 21 reaches the compressor 22, and the gas-phase heat medium pressurized by the compressor 22 is in a state where the pressure and temperature are increased.
  • the gas phase heat medium exiting the compressor 22 is introduced into the condenser 23.
  • the heat medium condenses and changes to the liquid phase.
  • the medium to be heated is heated by heat exchange in the condenser 23 and is discharged out of the system with the temperature raised.
  • the liquid-phase heat medium obtained by the condensation in the condenser 23 is discharged out of the condenser 23 and then expanded via the pressure reducing valve 24 to be in a state where the pressure and temperature are reduced.
  • the process further proceeds to the evaporator 21.
  • the heat medium of the second refrigeration cycle unit 20 returns to the evaporator 21 and repeats the processes after the heat exchange in the evaporator 21 as described above.
  • the to-be-cooled medium continuously used for the heat exchange in the evaporator 21 and the heat exchange in the evaporator 11 transfers the heat to each heat medium and decreases to a predetermined temperature.
  • the medium to be cooled whose temperature has been lowered is discharged from the evaporator 11 and is finally used outside the system.
  • a plurality of stages of refrigeration cycle units 10 and 20 are provided that commonly supply the medium to be cooled and the medium to be heated for heat exchange with the heat medium.
  • the evaporators 11 and 21 of the refrigeration cycle units 10 and 20 and the condensers 13 and 23 used as a refrigerator are connected to the flow paths of the medium to be cooled and the medium to be heated between the refrigeration cycle units.
  • the evaporators 11 and 21 in each refrigeration cycle section and the condenser 13 and 23 the temperature difference between the heat medium and the medium to be cooled or the medium to be heated is reduced, the irreversible loss in the heat exchange process is reduced, and the difference between the evaporation temperature and the condensation temperature in the heat medium of each refrigeration cycle is reduced, Special The difference will be further reduced on the refrigeration cycle section 20 side where the temperature of the heat medium is higher, and the required compression power can be reduced, the coefficient of performance can be improved, it can be efficiently used as a refrigerator, energy consumption, etc. Operational costs can be reduced.
  • the system has a multistage configuration, a medium that exchanges heat with a heat medium in a heat exchange section that is not on the load side, specifically, a medium to be cooled in an evaporator when the refrigeration cycle section is used as a heat pump,
  • the medium to be heated in the condenser when the refrigeration cycle unit is used as a refrigerator can be efficiently used without increasing the pressure loss in each circulation, and the efficiency of the entire system can be increased.
  • the cooling device formed by the two refrigeration cycle units is configured as a refrigerator.
  • the invention is not limited thereto, and the cooling device is an air that cools the air and performs cooling. It can also be a harmony device, a heat pump whose main purpose is cooling, or the like.
  • the to-be-heated medium flow path of the condensers 13 and 23 is connected in parallel between the two refrigerating cycle parts 10 and 20, and the to-be-heated medium of the same temperature is each condenser.
  • the amount of heat exchange between the heat medium and the heated medium in each condenser is achieved by appropriately distributing the heated medium to each stage of the condenser while maintaining the degree of superheat of the heat medium at the compressor inlet.
  • the two refrigeration cycle units 10 and 20 are used, and the medium to be cooled and the medium to be heated in the evaporators 11 and 21 and the condensers 13 and 23 are used.
  • the present invention is not limited to this, and other multiple stages such as three stages and four stages are used. It can also be configured.
  • each of the two refrigeration cycle units 10 and 20 includes a compressor, a condenser, a pressure reducing valve, and an evaporator.
  • a multistage refrigeration cycle part a multistage compression refrigeration cycle as shown in FIG. 3 is adopted, or a multi-source refrigeration as shown in FIG.
  • Other refrigeration cycles can be used by combining one type or a combination of multiple types, such as adopting a cycle.
  • a multi-stage compression refrigeration cycle or a multi-source refrigeration cycle is used as each refrigeration cycle unit, By improving the efficiency of each cycle part, the efficiency of the entire system can be improved.
  • the compressors 12 and 22 and the pressure reducing valves 14 and 24 that operate in the refrigeration cycle units 10 and 20, and the medium to be heated or cooled
  • the control of the pumps 31 and 32, etc., for supplying pressure is not particularly specified, other control configurations include the total flow rate of the medium to be cooled and the medium to be heated, the inlet temperature in the evaporator or condenser, the evaporator
  • the pump delivery flow rate driving speed
  • the delivery flow rate (drive rotational speed) and the like may be adjusted and controlled for each refrigeration cycle unit, or may be adjusted and controlled while giving a predetermined relationship between the refrigeration cycle units. In this case, a high coefficient of performance can be obtained by appropriately adjusting and controlling the operating state of the pump
  • the flow rate per unit time of the heat medium in the compressor is changed.
  • the refrigeration cycle section uses a different heat medium to circulate the heat medium in one or more other refrigeration cycle sections, and each heat medium circulates in the magnitude relationship of the boiling points between the different heat media.
  • each heat medium circulates in the magnitude relationship of the boiling points between the different heat media.
  • the refrigeration cycle unit it may be configured to be used as a correspondence to the magnitude relationship of the temperature of the heated medium or the cooled medium to be heat exchanged.
  • the heating medium has characteristics such as a boiling point corresponding to the temperature level of the heated medium flowing through each refrigeration cycle section, that is, the flow of the heated medium.
  • the heat medium flowing through the refrigeration cycle section has a higher boiling point so that the type of the heat medium in each refrigeration cycle section is different.
  • heat exchange can be performed with a minimum heat loss.
  • the heating medium is HFC134a in the first refrigeration cycle unit in which the heating medium circulates first.
  • the heat medium is HFC245fa having a higher boiling point, the pressure of each refrigeration cycle section can be reduced, and the cost of the entire system can be suppressed.
  • the decompression valves 14 and 24 that do not collect the kinetic energy associated with the expansion of the heat medium are used as the expanders of the refrigeration cycle units.
  • the present invention is not limited to this, and the liquid phase heat medium exiting the condenser 13 is introduced into a predetermined expander, and the expander is operated by performing work associated with the expansion of the heat medium. Power may be obtained.
  • the structure as an evaporator of each refrigeration cycle unit or a heat exchanger of an expander is not particularly defined.
  • a condenser a first flow path through which the heat medium passes and a second flow path through which the medium to be cooled or the heated medium passes are arranged between the heat exchange plates made of thin metal plates integrated in a plurality of parallel states.
  • a cross-flow type having a heat exchanger structure formed every other and a crosswise flow between the heat medium passing through each first flow path and the medium to be cooled or heated medium passing through each second flow path It can also be set as the structure which uses a heat exchanger.
  • the heat medium passing through each first flow path and the medium to be cooled passing through each second flow path form a cross flow
  • the condensers 13 and 23 The heat medium passing through the first flow path and the heated medium passing through each second flow path are made to form a cross flow.
  • the cross-sectional area of the second flow path through which the medium to be cooled or the medium to be heated in the heat exchanger passes is changed to the first flow on the heat medium side.
  • a heat exchanger shape that is larger than the channel cross-sectional area of the channel or shortened the channel length of the second channel compared to the first channel, the pressure loss of the medium to be cooled and the medium to be heated can be reduced.
  • Each medium can be smoothly introduced into the evaporator or condenser, and the efficiency of heat exchange with the heat medium of the refrigeration cycle can be increased.
  • the medium to be cooled and the medium to be heated can be introduced in large quantities such as air and water. In such a case, the system can be operated stably and efficiently by exchanging heat between the fluid and the heat medium without delay.
  • the arrangement of the indoor heat exchanger and the outdoor heat exchanger is fixed, while the indoor heat exchanger is a condenser, outdoor A configuration that enables switching between a heating state in which the heat exchanger is an evaporator and a cooling state in which the indoor heat exchanger is an evaporator and the outdoor heat exchanger is a condenser, that is, each refrigeration cycle unit
  • the heat medium side flow path inlet of the indoor heat exchanger is connected to the compressor
  • the outlet is connected to the pressure reducing valve
  • the heat medium side flow path inlet of the outdoor heat exchanger is connected to the pressure reducing valve
  • the outlet is connected to the compressor.
  • the cooling medium can be switched to a connected state for cooling, and can be applied to a configuration having a heat medium flow path switching unit, and in a plurality of refrigeration cycle units, a medium to be cooled in each indoor heat exchanger that is always on the load side Alternatively, if the channels of the heating medium are interconnected in series and the channels of the heating medium or the cooling medium in each outdoor heat exchanger are interconnected in parallel, Heat medium with evaporator and condenser in refrigeration cycle Is necessary to reduce the temperature difference
  • the value related to performance such as coefficient of performance is obtained using conditions such as the amount of heat entering and exiting and pressure, and the obtained result is the result of a conventional refrigeration cycle as a comparative example. Comparative evaluation was made. However, when obtaining values relating to performance such as coefficient of performance for the energy conversion system of the present invention, internal efficiency of the compressor, mechanical efficiency, pressure loss in the heat exchanger, etc. are not considered unless otherwise specified.
  • Example 1 First, as Example 1, an energy conversion system similar to that of the first embodiment, that is, the refrigeration cycle unit is configured in two stages as shown in FIG. 1, and the medium to be cooled is parallel to the evaporator of each refrigeration cycle unit. As the heat pump for heating, the medium to be heated is continuously flowed to the condenser of each refrigeration cycle unit, and the medium to be cooled and the heat medium exchanged with the heat medium in each cooling cycle unit are respectively exchanged. For use, values such as coefficient of performance were calculated.
  • HFC134a is used as the heat medium of each refrigeration cycle unit, and the respective heat transfer performances of the evaporator 11 and the condenser 13 of the first refrigeration cycle unit 10 ( (Thermal conductance) (UA) E1 , (UA) C1 is 100 kW / K, and each heat transfer performance (thermal conductance) (UA) E2 , ( 2 ) of the evaporator 21 and the condenser 23 of the second refrigeration cycle unit 20 UA) C2 is 100 kW / K.
  • the inlet temperature T Li on the cooled medium side in the evaporator 11 of the first refrigeration cycle unit 10 was set to 25 ° C.
  • the outlet temperature T Lo was set to 20 ° C.
  • the inlet temperature T Li on the cooled medium side in the evaporator 21 of the second refrigeration cycle unit 20 was set to 25 ° C.
  • the outlet temperature T Lo was set to 20 ° C.
  • the inlet temperature T Hi on the heated medium side in the condenser 13 of the first refrigeration cycle unit 10 was set to 40 ° C.
  • the outlet temperature T Hm was set to 60 ° C.
  • the inlet temperature T Hm on the heated medium side in the condenser 23 of the second refrigeration cycle unit 20 was set to 60 ° C.
  • the outlet temperature T Ho was set to 80 ° C.
  • the exchange heat quantity between the heat medium and the heated medium is 250 kW for exchange heat quantity Q C1 in the condenser 13 of the first refrigeration cycle unit 10 and exchange heat quantity Q C2 in the condenser 23 of the second refrigeration cycle part 20.
  • the condensing load of the entire system is set to 500 kW as 250 kW.
  • Comparative Example 2 a system (see FIG. 6) in which the flow path of the medium to be cooled and the flow path of the medium to be heated in the conventional vapor compression refrigeration cycle is connected in series is used as a heat pump. As in Example 1, the temperature, pressure, etc. of the heat medium at each point (1-4, 5-8) of the cycle shown in FIG. 6 were obtained, and the coefficient of performance of the refrigeration cycle was obtained. .
  • the compressor in the vapor compression refrigeration cycle, has a two-stage configuration of a high-pressure stage and a low-pressure stage, and a heat medium from the low-stage compressor to the high-stage compressor and a heat medium from the condenser to the pressure reducing valve
  • a two-stage compression refrigeration cycle system see FIG. 8 provided with an intercooler that exchanges heat with the heat pump, each point of the cycle shown in FIG. The state of the heat medium such as temperature and pressure in (1 to 8) was obtained, and the coefficient of performance of the refrigeration cycle was obtained.
  • Comparative Example 4 one heat medium in two vapor compression refrigeration cycles is heat-exchanged between the medium to be cooled and the evaporator, and the other heat medium is heat-exchanged between the medium to be heated and the condenser.
  • the case of using a dual refrigeration cycle system (see FIG. 9) in which the refrigeration cycle is cascaded so as to evaporate the other heat medium with the heat of condensation of the heat medium is the same as in the first embodiment. Further, the state of the heat medium such as temperature and pressure at each point (1 to 4, 5 to 8) of the cycle shown in FIG. 9 was obtained, and the coefficient of performance of the refrigeration cycle was further obtained.
  • the temperature condition of the medium to be cooled and the medium to be heated the overall refrigeration capacity, the thermal conductance of the evaporator and the condenser, and the flow rate of the medium to be cooled, unless otherwise specified, the system according to the first embodiment of the present invention. It is the same as the set value of.
  • the energy conversion system of Example 1 has a coefficient of performance that is higher than that of a conventional single-stage refrigeration cycle system or a system that combines a plurality of refrigeration cycles. It can be seen that is improved.
  • Example 2 an energy conversion system similar to that of the second embodiment, that is, the refrigeration cycle unit is configured in two stages as shown in FIG. Continuously flowing, the heated medium flows in parallel to the condenser of each refrigeration cycle unit, and the cooled medium or the heated medium exchanges heat with the heat medium in each refrigeration cycle unit is used as a refrigerator. In some cases, values such as coefficient of performance were calculated.
  • HFC134a is used as the heat medium of each refrigeration cycle section, and the heat transfer performances of the evaporator 11 and the condenser 13 of the first refrigeration cycle section 10 ( (Thermal conductance) (UA) E1 , (UA) C1 is 100 kW / K, and each heat transfer performance (thermal conductance) (UA) E2 , ( 2 ) of the evaporator 21 and the condenser 23 of the second refrigeration cycle unit 20 UA) C2 is 100 kW / K.
  • the inlet temperature T Hi on the heated medium side in the condenser 13 of the first refrigeration cycle unit 10 was set to 25 ° C.
  • the outlet temperature T Ho was set to 30 ° C.
  • the inlet temperature T Hi on the heated medium side in the condenser 23 of the second refrigeration cycle unit 20 was set to 25 ° C.
  • the outlet temperature T Ho was set to 30 ° C.
  • the inlet temperature T Li on the cooling medium side in the evaporator 21 of the second refrigeration cycle unit 20 was set to 0 ° C.
  • the outlet temperature T Lm was set to ⁇ 15 ° C.
  • the inlet temperature T Lm on the cooled medium side in the evaporator 11 of the first refrigeration cycle unit 10 was set to ⁇ 15 ° C.
  • the outlet temperature T Lo was set to ⁇ 30 ° C.
  • the exchange heat quantity between the heat medium and the medium to be cooled is the exchange heat quantity Q C1 in the condenser 13 of the first refrigeration cycle unit 10 is 250 kW, and the exchange heat quantity Q C2 in the condenser 23 of the second refrigeration cycle part 20 is The refrigeration capacity of the entire system is set to 500 kW as 250 kW.
  • Comparative Example 5 in the case of using a single-stage configuration system (see FIG. 5) similar to Comparative Example 1 as a refrigerator, each point of the cycle shown in FIG. The state of the heat medium such as temperature and pressure in (1 to 4) was obtained, and the coefficient of performance of the refrigeration cycle was obtained.
  • Comparative Example 7 when the same system of the two-stage compression refrigeration cycle as in Comparative Example 3 (see FIG. 8) is used as a refrigerator, the cycle shown in FIG. The state of the heat medium such as temperature and pressure at each point (1 to 8) was obtained, and the coefficient of performance of the refrigeration cycle was obtained.
  • Comparative Example 8 the same refrigeration cycle system (see FIG. 9) as in Comparative Example 4 is used as a refrigerator, as in Example 2, with the cycle shown in FIG. The state of the heat medium such as temperature and pressure at each point (1 to 4, 5 to 8) was obtained, and the coefficient of performance of the refrigeration cycle was obtained.
  • the system according to the second embodiment of the present invention is not limited to the temperature conditions of the medium to be cooled and the medium to be heated, the overall refrigeration capacity, the thermal conductance of the evaporator and the condenser, and the flow rate of the medium to be cooled. It is the same as the set value of.
  • the energy conversion system of Example 2 has a coefficient of performance that is higher than that of a conventional single-stage refrigeration cycle system or a combination of multiple refrigeration cycles. It can be seen that it has improved.
  • the experimental apparatus is composed of two refrigeration cycle units that commonly use a medium to be cooled and a medium to be heated for heat exchange with a heat medium, more specifically, the first high-temperature cycle (Cycle-No. 1). And a second-stage low-temperature cycle (Cycle-No. 2).
  • the flow path of the medium to be cooled in the evaporator of each refrigeration cycle unit and the flow path of the medium to be heated in the condenser are respectively connected in series between the refrigeration cycle units, as shown in FIG.
  • the hot water as the medium to be cooled is Cycle-No.
  • HFC-134a which is a fluorocarbon pure medium
  • the heat medium flow ratio of the first and second stages in the two-stage cycle is changed to reduce the irreversible loss in each case.
  • the evaporator and condenser used in the experimental apparatus are both plate heat exchangers (BXN-024-NU-10 manufactured by Nisaka Manufacturing Co., Ltd.).
  • BXN-024-NU-10 manufactured by Nisaka Manufacturing Co., Ltd.
  • two evaporators and two condensers are used in the same way as in the two stage cycle, and these two evaporators and condensers are connected in parallel. The total heat transfer area is combined with the two-stage cycle.
  • the temperature of hot water as a medium to be cooled is 28 ° C.
  • the temperature of cold water as a medium to be heated is 7 ° C.
  • the flow rate of heat medium is 100 t / h
  • the flow rates of the medium and the medium to be heated were 500 t / h hot water and 500 t / h cold water.
  • the heat medium flow ratio was changed to 3: 7, 4.6, 5: 5, 6: 4, and 7: 3. It was. Note that the sum of the heat medium flow rates in the first stage and the second stage is equal to the single stage cycle.
  • the temperature change on the medium to be cooled and the medium to be heated was made equal in the two-stage cycle and the single-stage cycle.
  • the temperature change here means the temperature change before and after passing through the evaporator, and in the case of a two stage cycle evaporator, after passing through the first stage evaporator, the second stage evaporator Refers to the temperature change before leaving.
  • the frequency of the heat medium pump was adjusted so that the heat medium flow rate was kept constant. Moreover, the pressure difference is given with the needle valve as an expander. The valve opening of the needle valve was changed according to the experimental conditions. After reaching a steady state, data was taken and analyzed using the average value.
  • the -S diagram is shown together with the single-stage cycle. From the above figures, as the first stage heat medium flow rate increases, the exchange heat quantity in the first stage evaporator decreases, the exchange heat quantity in the condenser increases, and accordingly, the exchange in the second stage evaporator. It can be confirmed that the amount of heat increases and the amount of exchange heat in the condenser decreases. As the second stage heat medium flow rate increases, the second stage evaporation temperature rises and approaches the heat source outlet temperature. Thereby, it is considered that irreversible loss is reduced.
  • FIG. 15 shows the relationship between the heat medium flow rate ratio mWF, 1 / mWF of the first stage and the entropy generation rate Sgen with respect to the whole in the two-stage cycle. From FIG. 15 (A), it can be confirmed that the entropy generation rate of the two-stage cycle is smaller than the entropy generation rate of the single-stage cycle. It can be said that the irreversible loss is smaller in the two stages than in the single stage.
  • the entropy generation rate of the entire two-stage cycle changes so as to become the smallest when the heat medium flow ratio of the first and second stages is 5: 5. This is consistent with the change in the theoretical calculation shown in FIG. Furthermore, since the entropy generation rate in the evaporator and condenser in the entire cycle changes in the same way, the optimum heat medium flow ratio in the first and second stages of the two-stage cycle is 5: 5. However, it can be said that it is clear both theoretically and experimentally. In addition, as shown in FIG. 15B, the entropy generation rate increases as the heat medium flow rate increases in the first stage. It can be confirmed that this change in the entropy generation rate also coincides with the theoretically calculated change in the entropy generation rate shown in FIG.
  • FIG. 17 shows the relationship between the first stage heat medium flow rate ratio mWF, 1 / mWF and the logarithmic average temperature difference ⁇ Tlm with respect to the whole in the two-stage cycle.
  • FIG. 17A shows that the logarithmic average temperature difference of the two-stage cycle is smaller than that of the single-stage cycle. From this, it is clear that the difference between the medium to be cooled and the medium to be heated and the heat medium temperature is smaller in the two-stage cycle than in the single-stage cycle. That is, the effective temperature difference of the heat medium of the two-stage cycle becomes larger than that of the single-stage cycle, and the output as a refrigerator or a heat pump is expected to increase.
  • FIG. 17B shows that the logarithmic average temperature difference increases with an increase in the heat medium flow rate in the first stage.
  • FIG. 18 shows the relationship between the first stage heat medium flow rate ratio mWF, 1 / mWF and the pinch point temperature difference ⁇ TPinchpoint in the two-stage cycle.
  • FIG. 18 shows that ⁇ TPinchpoint of the two-stage cycle is smaller than that of the single stage, that is, the pinch point between the medium to be cooled and the heated medium and the heat medium is smaller in the two-stage cycle than in the single-stage cycle.
  • the temperature change of the heat source is made equal between the two-stage cycle and the single-stage cycle. Therefore, it can be said that the evaporation temperature of the heat medium is higher in the two-stage cycle and the condensation temperature is lower than in the single-stage cycle. This means that the irreversible loss is smaller in the two-stage cycle.
  • FIG. 19 shows the relationship between the heat medium flow rate ratio mWF, 1 / mWF of the first stage and the number of heat exchange units NTU in the two-stage cycle.
  • FIG. 19 shows that the NTU value is larger in the two-stage cycle than in the single-stage cycle. Therefore, it can be said that the two-stage cycle has a smaller irreversible loss in the heat exchange process than the single-stage cycle.
  • FIG. 20 shows the relationship between the first stage heat medium flow rate ratio mWF, 1 / mWF and the heat passage coefficients UE, UC in the two-stage cycle. From FIG. 20, the two-stage cycle has a larger heat passage coefficient than the single-stage cycle. From this, it can be said that the irreversible loss in the heat exchange process in the heat exchanger is reduced.
  • FIG. 21 shows the relationship between the first stage heat medium flow rate ratio mWF, 1 / mWF and the heat source temperature changes ⁇ TWS, ⁇ TCS in the two-stage cycle.
  • FIG. 21 shows that the temperature change of the heat source is smaller in the two-stage cycle than in the single-stage cycle.
  • the heat source temperature change is the smallest when the heat medium flow ratio is 5: 5, it is considered that the optimum condition is when the heat medium flow ratio is 5: 5, that is, when the flow ratio is 1: 1.
  • the first stage is relatively stable, but the second stage is unstable, and the state of the second stage is considered to have a large effect on the whole.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)

Abstract

　熱媒体を循環させる冷凍サイクルを複数段用い、サイクル各部で熱交換を適切に行って投入すべき仕事量を抑えて、冷凍サイクルの成績係数を向上させられ、効率よく熱を移動させて加熱又は冷却を実行可能なエネルギー変換システムである。すなわち、供給される被冷却媒体や被加熱媒体を共通に熱媒体との熱交換の対象とする冷凍サイクル部１０、２０を設け、これら各冷凍サイクル部１０、２０間で、各蒸発器１１、２１の被冷却媒体流路を並列に接続し、且つ各凝縮器１３、２３の被加熱媒体流路を直列に接続した状態とすることから、蒸発器１１、２１と凝縮器１３、２３で熱媒体と被冷却媒体や被加熱媒体との温度差を小さくし、また、各冷凍サイクルの熱媒体における蒸発温度と凝縮温度の差を小さくし、特に熱媒体の温度のより低い冷凍サイクル部１０側でより一層差を小さくして、必要となる圧縮動力を低減でき、成績係数の向上が図れる。

Description

エネルギー変換システム
　本発明は、循環する熱媒体により熱の授受を行う冷凍サイクルを用いたエネルギー変換システムに関し、特に、複数の冷凍サイクルを組合わせると共に、冷凍サイクルの蒸発器で熱媒体と熱交換する被冷却媒体、及び凝縮器で熱媒体と熱交換する被加熱媒体を、各冷凍サイクル間で共通に用いる、複数段構成のシステムに関する。
　熱媒体に仕事を加えて、相変化を繰返させつつ循環させて、低温側から高温側へ熱を移動させる冷凍サイクルは、従来から冷凍機や冷房用の空気調和装置等で用いられているが、近年、加熱用のヒートポンプとしての利用が、その効率性や環境負荷の小ささの点から注目され、二酸化炭素排出量の削減が社会的要請となっている昨今では、こうしたヒートポンプが、既存熱源の代替設備として急速に導入が進んでいる。ヒートポンプとして用いられる冷凍サイクルとしては、蒸発器、圧縮機、凝縮器及び減圧弁（膨張弁）を有する蒸気圧縮式冷凍サイクルが一般的である。
　このような冷凍サイクルにおいても、冷凍機やヒートポンプ等として使用する際のより一層の省エネルギー化を実現するために、サイクルのさらなる高効率化や熱損失抑制を図る仕組みが、種々提案されている。例えば、従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルを改良した、多段圧縮冷凍サイクルや、多元冷凍サイクル等が用いられている。こうした従来の改良された冷凍サイクルのうち、二段圧縮冷凍サイクルの例として、特開平８－６１７９５号公報に開示されるものがある。また、二元冷凍サイクルの例として、特開平５－５５６７号公報に開示されるものがある。さらに、複数の蒸気圧縮式冷凍サイクルを組合わせた他の改良型の冷凍サイクルの例として、特開２００７－１８３０７７号公報に開示されるものがある。
特開平８－６１７９５号公報 特開平５－５５６７号公報 特開２００７－１８３０７７号公報
　従来の改良型の冷凍サイクルは、前記各特許文献に示されるような構成となっている。こうした冷凍サイクルで、省エネルギー性を考慮する場合、エネルギーの消費効率を表す、冷凍サイクルの成績係数、すなわち、冷凍又は加熱の熱量と圧縮機で投入した仕事量との割合が、性能の指標となる。一般的な使用方法では、前記各特許文献に示された冷凍サイクルは、単純な単段型の蒸気圧縮式冷凍サイクルと比較して同じ温度条件で成績係数がより大きい値となり、省エネルギーの点で優れるといえる。
　しかしながら、前記特許文献１、２に示される各冷凍サイクルでは、熱媒体と被冷却媒体とを熱交換させる蒸発器や、熱媒体と被加熱媒体とを熱交換させる凝縮器は、サイクル内でそれぞれ一つであるため、蒸発器における被冷却媒体流路の入口温度と出口温度の差や、凝縮器における被加熱媒体流路の入口温度と出口温度の差は大きくなっている。その分、蒸発器や凝縮器における、熱媒体と被冷却媒体又は被加熱媒体との温度差も、単段の冷凍サイクルの場合のように大きく、圧縮機への投入仕事量も比較的大きくなることで、成績係数の向上を図りにくいものとなっている。
　一方、前記特許文献３に示される冷凍サイクルでは、冷凍サイクルを複数組み合わせて、各冷凍サイクルごとの熱媒体とこれと熱交換する被冷却媒体や被加熱媒体との温度差を小さくして、熱交換過程における不可逆損失を低下させられ（図７参照）、成績係数の向上が望めるものとなっているが、こうした冷凍サイクルに対する省エネルギー性能の要求は年々大きくなっており、さらに成績係数を向上させた冷凍サイクルが強く求められている。
　本発明は前記課題を解消するためになされたもので、熱媒体を循環させる冷凍サイクルを複数段用い、サイクル各部で熱交換を適切に行って投入すべき仕事量を抑えて、冷凍サイクルの成績係数を向上させられ、効率よく熱を移動させて加熱又は冷却を実行可能なエネルギー変換システムを提供することを目的とする。
　本発明に係るエネルギー変換システムは、気相の熱媒体を圧縮して熱媒体の温度及び圧力を高める圧縮機と、当該圧縮機を出た熱媒体を所定の被加熱媒体と熱交換させ、熱媒体を凝縮させる凝縮器と、当該凝縮器を出た液相の熱媒体を膨張させて圧力を低下させる膨張器と、当該膨張器を出た熱媒体を所定の被冷却媒体と熱交換させ、熱媒体を蒸発させ、蒸発した気相の熱媒体を前記圧縮機に向かわせる蒸発器とを少なくとも有する、冷凍サイクル部を複数備え、当該複数の冷凍サイクル部が、各々の凝縮器における被加熱媒体の流路を直列に相互接続され、全ての凝縮器の被加熱媒体流路に同じ被加熱媒体が順に流れる状態とされると共に、各々の蒸発器における被冷却媒体の流路の少なくとも入口同士が全て連通するように各蒸発器の被冷却媒体流路を並列に相互接続され、各蒸発器の被冷却媒体流路に被冷却媒体がそれぞれ分配されて流れる状態とされてなり、前記各冷凍サイクル部が、前記被加熱媒体を加熱する加熱装置として用いられるものである。
　このように本発明においては、供給される被冷却媒体や被加熱媒体を共通に熱媒体との熱交換の対象とする冷凍サイクル部を複数段設け、加熱装置として用いるこれら各冷凍サイクル部の蒸発器と凝縮器における被冷却媒体や被加熱媒体の各流路を、冷凍サイクル部間で各蒸発器の被冷却媒体流路を並列に接続し、且つ各凝縮器の被加熱媒体流路を直列に接続した状態とすることにより、各冷凍サイクル部における蒸発器と凝縮器で熱媒体と被冷却媒体や被加熱媒体との温度差を小さくし、熱交換過程における不可逆損失を低下させ、また、各冷凍サイクルの熱媒体における蒸発温度と凝縮温度の差を小さくし、特に熱媒体の温度のより低い冷凍サイクル部側でより一層差を小さくして、必要となる圧縮動力を低減できることとなり、成績係数の向上が図れ、加熱装置として効率よく利用でき、エネルギー消費等の運用に係るコストも抑えられる。
　また、本発明に係るエネルギー変換システムは、気相の熱媒体を圧縮して熱媒体の温度及び圧力を高める圧縮機と、当該圧縮機を出た熱媒体を所定の被加熱媒体と熱交換させ、熱媒体を凝縮させる凝縮器と、当該凝縮器を出た液相の熱媒体を膨張させて圧力を低下させる膨張器と、当該膨張器を出た熱媒体を所定の被冷却媒体と熱交換させ、熱媒体を蒸発させ、蒸発した気相の熱媒体を前記圧縮機に向かわせる蒸発器とを少なくとも有する、冷凍サイクル部を複数備え、当該複数の冷凍サイクル部が、各々の蒸発器における被冷却媒体流路を直列に相互接続され、全ての蒸発器の被冷却媒体流路に同じ被冷却媒体が順に流れる状態とされると共に、各々の凝縮器における被加熱媒体流路の少なくとも入口同士が全て連通するように各凝縮器の被加熱媒体流路を並列に相互接続され、各凝縮器の被加熱媒体流路に被加熱媒体がそれぞれ分配されて流れる状態とされてなり、前記各冷凍サイクル部が、前記被冷却媒体を冷却する冷却装置として用いられるものである。
　このように本発明においては、供給される被冷却媒体や被加熱媒体を共通に熱媒体との熱交換の対象とする冷凍サイクル部を複数段設け、冷却装置として用いるこれら各冷凍サイクル部の蒸発器と凝縮器における被冷却媒体や被加熱媒体の各流路を、冷凍サイクル部間で各蒸発器の被冷却媒体流路を直列に接続し、且つ各凝縮器の被加熱媒体流路を並列に接続した状態とすることにより、各冷凍サイクル部における蒸発器と凝縮器で熱媒体と被冷却媒体や被加熱媒体との温度差を小さくし、熱交換過程における不可逆損失を低下させ、また、各冷凍サイクルの熱媒体における蒸発温度と凝縮温度の差を小さくし、特に熱媒体の温度のより高い冷凍サイクル部側でより一層差を小さくして、必要となる圧縮動力を低減できることとなり、成績係数の向上が図れ、冷却装置として効率よく利用でき、エネルギー消費等の運用に係るコストも抑えられる。
本発明の第１の実施形態に係るエネルギー変換システムの概略系統図及び概略ｔ－ｓ線図である。 本発明の第２の実施形態に係るエネルギー変換システムの概略系統図及び概略ｔ－ｓ線図である。 本発明の他の実施形態に係るエネルギー変換システムの概略系統図である。 本発明の別の実施形態に係るエネルギー変換システムの概略系統図である。 従来の単段蒸気圧縮式冷凍サイクルシステムの概略系統図及び概略ｔ－ｓ線図である。 従来の二段冷凍サイクルシステムの概略系統図及び概略ｔ－ｓ線図である。 従来の二段冷凍サイクルシステムの単段冷凍サイクルシステムに対する損失低減状態説明図である。 従来の二段圧縮冷凍サイクルシステムの概略系統図及び概略ｔ－ｓ線図である。 従来の二元冷凍サイクルシステムの概略系統図及び概略ｔ－ｓ線図である。 実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目と二段目の熱媒体流量比７：３の場合及び単段冷凍サイクルシステムの、同実験条件による作動実験結果の各ｔ－ｓ線図である。 実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目と二段目の熱媒体流量比６：４の場合及び単段冷凍サイクルシステムの、同実験条件による作動実験結果の各ｔ－ｓ線図である。 実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目と二段目の熱媒体流量比５：５の場合及び単段冷凍サイクルシステムの、同実験条件による作動実験結果の各ｔ－ｓ線図である。 実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目と二段目の熱媒体流量比４：６の場合及び単段冷凍サイクルシステムの、同実験条件による作動実験結果の各ｔ－ｓ線図である。 実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目と二段目の熱媒体流量比３：７の場合及び単段冷凍サイクルシステムの、同実験条件による作動実験結果の各ｔ－ｓ線図である。 実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目の二段目に対する熱媒体流量割合変化に対するエントロピー生成速度変化のグラフで、（Ａ）二段システムと単段システム参考値との比較用グラフ、（Ｂ）二段システムの一段目と二段目の各状態を示すグラフである。 実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目の二段目に対する熱媒体流量割合変化に対するエントロピー生成速度変化（理論計算結果）のグラフである。 実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目の二段目に対する熱媒体流量割合変化に対する対数平均温度差の変化のグラフで、（Ａ）二段システムと単段システム参考値との比較用グラフ、（Ｂ）二段システムの一段目と二段目の各状態を示すグラフである。 実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目の二段目に対する熱媒体流量割合変化に対するピンチポイント温度差の変化の、二段システムと単段システム参考値との比較用グラフである。 実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目の二段目に対する熱媒体流量割合変化に対する熱交換単位数の変化の、二段システムと単段システム参考値との比較用グラフである。 実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目の二段目に対する熱媒体流量割合変化に対する各熱交換器での熱通過係数の変化のグラフで、（Ａ）二段システムと単段システム参考値との比較用グラフ、（Ｂ）二段システムの一段目と二段目の各状態を示すグラフである。 実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目の二段目に対する熱媒体流量割合変化に対する被冷却媒体と被加熱媒体の各温度変化のグラフで、（Ａ）二段システムと単段システム参考値との比較用グラフ、（Ｂ）二段システムの一段目と二段目の各状態を示すグラフである。
　（本発明の第１の実施形態）
　以下、本発明の第１の実施形態を図１に基づいて説明する。本実施形態では、冷凍サイクルを加熱装置、具体的には加熱を主目的とするヒートポンプに適用した例について説明する。
　前記図１において本実施形態に係るエネルギー変換システム１は、蒸気圧縮式冷凍サイクルをなす複数の冷凍サイクル部１０、２０を備え、各冷凍サイクル部１０、２０における、被加熱媒体の流路同士を直列に相互接続されると共に、被冷却媒体の流路同士を並列に相互接続されてなる複数段構成であり、各冷凍サイクル部１０、２０ごとにヒートポンプとして被加熱媒体に対し熱媒体から熱を放出して加熱するものである。
　前記冷凍サイクル部１０、２０は、いわゆる代替フロンやアンモニア、二酸化炭素等の所定の熱媒体と被冷却媒体とを熱交換させ、熱媒体の蒸気、すなわち気相の熱媒体を得る蒸発器１１、２１と、この蒸発器１１、２１を出た気相の熱媒体を外部から加わる仕事により圧縮して熱媒体の温度及び圧力を高める圧縮機１２、２２と、この圧縮機１２、２２を出た気相の熱媒体を被加熱媒体と熱交換させることで凝縮させて液相とする凝縮器１３、２３と、凝縮器１３、２３から取出された液相の熱媒体を膨張させて圧力を低下させ、蒸発器１１、２１に向かわせる前記膨張器としての減圧弁１４、２４とを備える構成である。このうち、圧縮機１２、２２及び減圧弁１４、２４については、一般的な蒸気圧縮式冷凍サイクルで用いられるのと同様の公知の装置であり、説明を省略する。
　これら各冷凍サイクル部１０、２０に対し、被加熱媒体がポンプ３１で加圧されて導入され、各凝縮器１３、２３を通過すると共に、被冷却媒体がポンプ３２で加圧されて導入され、各蒸発器１１、２１を通過することとなる。
　また、これら各冷凍サイクル部１０、２０における熱媒体の流路同士は、互いに独立したものとなっており、各冷凍サイクル部１０、２０ごとにヒートポンプとして仕事を加えることで、各々の熱媒体で被冷却媒体から熱を受け取ると共に被加熱媒体に熱を放出することとなる。
　前記蒸発器１１、２１は、低い圧力で且つ液相の熱媒体と、この状態の熱媒体を蒸発させて飽和蒸気を生じさせられる所定温度の被冷却媒体とを熱交換させ、被冷却媒体からの熱で熱媒体を蒸発させて気相とする一方、被冷却媒体の温度を低下させる熱交換器である。熱交換器自体は公知の構成であり、詳細な説明を省略する。
　これら蒸発器１１、２１の熱媒体流路入口側には、減圧弁１４、２４が連通しており、この減圧弁１４、２４を経て膨張した液相の熱媒体が蒸発器１１に流入する。また、蒸発器１１、２１の熱媒体流路出口側には、圧縮機１２、２２が連通しており、蒸発器１１、２１で蒸発した気相の熱媒体が圧縮機１２、２２に流入することとなる。
　また、蒸発器１１、２１は、これら二つの蒸発器１１、２１における被冷却媒体の流路の入口同士、並びに出口同士がそれぞれ連通するように、各蒸発器の被冷却媒体流路を並列に相互接続されており、各蒸発器の被冷却媒体流路に被冷却媒体がそれぞれ適切に分配されて流れる状態とされる。
　なお、蒸発器１１、２１をなす熱交換器の構成としては、熱媒体と被冷却媒体とを、伝熱面を隔てた所定の流路内部にそれぞれ流通させ、これら熱媒体と被冷却媒体との間で熱交換を行わせる熱交換器とする他、被冷却媒体を空気や水等大量導入可能な流体とする場合に、熱媒体が内部を流れる流路のみ設定し、この流路の外側に被冷却媒体が定まった流路を持たずに流通して熱交換を行う構成とすることもできる。例えば、空気中や、水の自然の水面位置より下側に、蒸発器１１、２１をなす熱交換器の全体が位置するようにして、熱交換器内部を流通する熱媒体と、熱交換器の周囲の空気や水とを熱交換させる状態としてもよい。
　そして、例えば、被冷却媒体が極めて大量に存在する海水である場合、熱交換後の海水が外部の海中に拡散した後の、海水全体に対する熱交換後の海水の保有する熱の影響、すなわち、拡散後の海水全体の温度変化はほとんど無視でき、熱交換継続に伴い蒸発器１１、２１に順次新規に導入される海水には温度変化は生じておらず、熱交換開始当初と同じ温度条件で継続して熱交換が行えると見なせる。この場合、被冷却媒体としては、海水以外に、大量に存在して使用が容易な河川水や湖沼水、ダム等の貯水池の水でもよく、また、自然水に限らず、大量に順次入替え使用できる程度に用意される、調製された水や水以外の液相の媒体でもかまわない。
　前記凝縮器１３、２３は、圧縮機１２、２２の流路出口側と連通し、圧縮機１２、２２で圧縮されて高温高圧となった気相の熱媒体を流入させる一方、この状態の熱媒体を凝縮させて飽和液を生じさせられる所定温度の被加熱媒体とを熱交換させ、熱媒体から被加熱媒体へ熱を移行させて熱媒体を凝縮させ、液相とする一方、被加熱媒体の温度を上昇させる熱交換器である。これら凝縮器１３、２３の構成自体は、公知の熱交換器のそれであり、詳細な説明を省略する。
　これら凝縮器１３、２３は、各凝縮器における被加熱媒体の流路を直列に相互接続されており、二つの凝縮器１３、２３の被加熱媒体流路に同じ被加熱媒体が順に流れる状態とされる。具体的には、第一の冷凍サイクル部１０の凝縮器１３における被加熱媒体流路の出口と、第二の冷凍サイクル部２０の凝縮器２３における被加熱媒体流路の入口とが連通して、被加熱媒体が凝縮器１３を経てから凝縮器２３へ達する流路接続状態とされる。
　次に、本実施形態に係るエネルギー変換システムの作動状態について説明する。前提として、所定の被加熱媒体が、各冷凍サイクル部１０、２０の凝縮器１３、２３にそれぞれ導入され、また、所定の被冷却媒体が、各冷凍サイクル部１０、２０の蒸発器１１、２１にそれぞれ導入されて、蒸発器１１、２１及び凝縮器１３、２３において熱媒体と被冷却媒体又は被加熱媒体との熱交換を同じ条件で定常的に継続できる状態にあるものとする。
　第一の冷凍サイクル部１０においては、蒸発器１１が、ポンプ３２で加圧されて導入される被冷却媒体と液相の熱媒体とを熱交換させる。この蒸発器１１での熱交換で加熱された熱媒体のうち、昇温に伴い蒸発して気相となった熱媒体は、この蒸発器１１外へ出て、圧縮機１２に向う。一方、蒸発器１１での熱交換で被冷却媒体は冷却され、温度を下げた状態でシステム外へ排出される。
　蒸発器１１を出た高温気相の熱媒体は、圧縮機１２に達し、外部の駆動源により作動するこの圧縮機１２により加圧された気相の熱媒体は、圧力及び温度を増大させた状態となる。そして、圧縮機１２を出た気相の熱媒体は、凝縮器１３に導入される。
　凝縮器１３では、ポンプ３１で加圧されて導入された被加熱媒体と、気相の熱媒体とが熱交換し、この熱交換で冷却された気相の熱媒体は凝縮して液相に変化することとなる。一方、凝縮器１３での熱交換で被加熱媒体は加熱され、温度を上げた状態で第二の冷凍サイクル部２０の凝縮器２３に向かう。
　凝縮器１３で凝縮して得られた液相の熱媒体は、凝縮器１３外に排出される。凝縮器１３を出た液相の熱媒体は、減圧弁１４を経由して膨張し、圧力及び温度を低減させた状態となった上で、蒸発器１１へ向け進むこととなる。
　この後、熱媒体は蒸発器１１内に戻り、前記同様に蒸発器１１での熱交換以降の各過程を繰返すこととなる。
　一方、第二の冷凍サイクル部２０においては、蒸発器２１で、第一の冷凍サイクル部１０の蒸発器１１に向かったものと同じ状態の被冷却媒体と、全て液相の熱媒体とを熱交換させる。この蒸発器２１での熱交換で加熱された熱媒体のうち、昇温に伴い蒸発して気相となった熱媒体は、蒸発器２１外へ出て、圧縮機２２に向う。この他、蒸発器２１での熱交換で被冷却媒体は冷却され、温度を下げた状態でシステム外へ排出される。
　蒸発器２１を出た高温気相の熱媒体は、圧縮機２２に達し、この圧縮機２２により加圧された気相の熱媒体は、圧力及び温度を増大させた状態となる。そして、圧縮機２２を出た気相の熱媒体は、凝縮器２３に導入される。
　圧縮機を含む冷凍サイクル部を複数組み合わせた多段構成とすることにより、各冷凍サイクル部１０、２０における圧縮機１０、２０の圧縮比を、冷凍サイクルを単独で用いる単段構成の場合より小さくすることができ、圧縮機の負荷を圧縮機の作動にとってより適する条件に設定し、圧縮機を無理なく作動させることで、圧縮機の効率の向上が期待できる。
　凝縮器２３では、第一の冷凍サイクル部１０の凝縮器１３を経て導入された被加熱媒体と、気相の熱媒体とが熱交換し、この熱交換で冷却された気相の熱媒体は凝縮して液相に変化する。
　この凝縮器２３での凝縮で得られた液相の熱媒体は、凝縮器２３外に排出された後、減圧弁２４を経由して膨張し、圧力及び温度を低減させた状態となった上で、さらに蒸発器２１へ向け進むこととなる。
　こうして第二の冷凍サイクル部２０の熱媒体は蒸発器２１内に戻り、前記同様に蒸発器２１での熱交換以降の各過程を繰返すこととなる。
　凝縮器１３での熱交換と凝縮器２３での熱交換とに連続使用された被加熱媒体は、各熱媒体からの熱を受けて所定温度まで昇温している。この昇温した被加熱媒体は、凝縮器２３から外へ排出された後、最終的にシステム外部で使用に供されることとなる。
　このように、本実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、供給される被冷却媒体や被加熱媒体を共通に熱媒体との熱交換の対象とする複数段の冷凍サイクル部１０、２０を設け、加熱用のヒートポンプとして用いるこれら各冷凍サイクル部１０、２０の蒸発器１１、２１と凝縮器１３、２３における被冷却媒体や被加熱媒体の各流路を、冷凍サイクル部間で各蒸発器１１、２１の被冷却媒体流路を並列に接続し、且つ各凝縮器１３、２３の被加熱媒体流路を直列に接続した状態とすることから、各冷凍サイクル部における蒸発器１１、２１と凝縮器１３、２３で熱媒体と被冷却媒体や被加熱媒体との温度差を小さくし、熱交換過程における不可逆損失を低下させ、また、各冷凍サイクルの熱媒体における蒸発温度と凝縮温度の差を小さくし、特に熱媒体の温度のより低い冷凍サイクル部１０側でより一層差を小さくして、必要となる圧縮動力を低減できることとなり、成績係数の向上が図れ、加熱用のヒートポンプとして効率よく利用でき、エネルギー消費等の運用に係るコストも抑えられる。
　なお、前記実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、二つの冷凍サイクル部１０、２０間で蒸発器１１、２１の被冷却媒体流路を並列に接続し、同じ温度の被冷却媒体を各蒸発器１１、２１にそれぞれ同様に向かわせる構成としているが、この他、各冷凍サイクル部の蒸発器に向かう被冷却媒体の流路の分岐部分に、それぞれの蒸発器に向かわせる被冷却媒体の分配割合を調整する分配流量調整機構を配設し、被冷却媒体や被加熱媒体の総流量、その蒸発器又は凝縮器における入口温度、蒸発器で受け取る熱量や凝縮器で放出する熱量などの条件の変化に対応させて、各段の蒸発器への被冷却媒体の分配状態を調整制御する構成とすることもできる。この場合、熱媒体の圧縮機入口における過熱度を維持しつつ、各段の蒸発器へ被冷却媒体を適切に分配することで、各蒸発器での被冷却媒体と熱媒体との熱交換量を最適なものにでき、高い成績係数が得られ、加熱装置としてのシステム全体での効率の向上が図れる。
　具体例として、ヒートポンプの場合で、熱出力、すなわち凝縮器での被加熱媒体への放出熱量を増やす際には、複数段の冷凍サイクル部のうち、熱媒体をより高温の被冷却媒体や被加熱媒体と熱交換させる側の冷凍サイクル部（２０）の蒸発器（２１）に分配する被冷却媒体の流量を増やすように制御することとなる。
　（本発明の第２の実施形態）
　本発明の第２の実施形態を図２に基づいて説明する。本実施形態では、冷凍サイクルを冷却装置、具体的には冷凍機に適用した例について説明する。
　前記図２において本実施形態に係るエネルギー変換システム２は、前記第１の実施形態同様、複数の冷凍サイクル部１０、２０を備える一方、異なる点として、各冷凍サイクル部１０、２０における、凝縮器側の被加熱媒体の流路同士を並列に相互接続されると共に、蒸発器側の被冷却媒体の流路同士を直列に相互接続される構成を有して、各冷凍サイクル部１０、２０ごとに冷凍機として被冷却媒体から熱媒体が熱を受け取って冷却するものである。
　前記冷凍サイクル部１０、２０は、それぞれ、前記第１の実施形態同様、蒸発器１１、２１と、圧縮機１２、２２と、凝縮器１３、２３と、減圧弁１４、２４とを備えるものである。なお、前記蒸発器１１、２１、圧縮機１２、２２、凝縮器１３、２３、及び減圧弁１４、２４の各構成自体は、前記第１の実施形態と同様のものであり、詳細な説明を省略する。
　これら各冷凍サイクル部１０、２０に対し、被加熱媒体がポンプ３１で加圧されて導入され、各凝縮器１３、２３を通過すると共に、被冷却媒体がポンプ３２で加圧されて導入され、各蒸発器１１、２１を通過することとなる。
　また、これら各冷凍サイクル部１０、２０における熱媒体の流路同士は、互いに独立したものとなっており、各冷凍サイクル部１０、２０ごとに仕事を加えることで、冷凍機として各々の熱媒体で被冷却媒体から熱を受け取ると共に被加熱媒体に熱を放出することとなる。
　本実施形態における蒸発器１１、２１は、各蒸発器における被冷却媒体の流路を直列に相互接続されており、二つの蒸発器１１、２１の被冷却媒体流路に同じ被冷却媒体が順に流れる状態とされる。具体的には、第二の冷凍サイクル部２０の蒸発器２１における被冷却媒体流路の出口と、第一の冷凍サイクル部１０の蒸発器１１における被冷却媒体流路の入口とが連通して、被冷却媒体が蒸発器２１を経てから蒸発器１１へ達する流路接続状態とされる。
　また、凝縮器１３、２３は、これら二つの凝縮器１３、２３における被加熱媒体の流路の入口同士、並びに出口同士がそれぞれ連通するように、各凝縮器の被加熱媒体流路を並列に相互接続されており、各凝縮器の被加熱媒体流路に被加熱媒体がそれぞれ適切に分配されて流れる状態とされる。
　なお、凝縮器１３、２３をなす熱交換器の構成としては、熱媒体と被加熱媒体とを、伝熱面を隔てた所定の流路内部にそれぞれ流通させ、これら熱媒体と被加熱媒体との間で熱交換を行わせる熱交換器とする他、被加熱媒体を空気や水等大量導入可能な流体とする場合に、熱媒体が内部を流れる流路のみ設定し、この流路の外側に被加熱媒体が定まった流路を持たずに流通して熱交換を行う構成とすることもできる。
　例えば、空気中や、水の自然の水面位置より下側に、凝縮器１３、２３をなす熱交換器の全体が位置するようにして、熱交換器内部を流通する熱媒体と、熱交換器の周囲の空気や水とを熱交換させる状態としてもよい。
　そして、例えば、被加熱媒体が極めて大量に存在する海水である場合、熱交換後の海水が外部の海中に拡散した後の、海水全体に対する熱交換後の海水の保有する熱の影響、すなわち、拡散後の海水全体の温度変化はほとんど無視でき、熱交換継続に伴い凝縮器１３、２３に順次新規に導入される海水には温度変化は生じておらず、熱交換開始当初と同じ温度条件で継続して熱交換が行えると見なせる。この場合、被加熱媒体としては、海水以外に、大量に存在して使用が容易な河川水や湖沼水、ダム等の貯水池の水でもよく、また、自然水に限らず、大量に順次入替え使用できる程度に用意される、調製された水や水以外の液相の媒体でもかまわない。
　次に、本実施形態に係るエネルギー変換システムの作動状態について説明する。前提として、前記第１の実施形態同様、所定の被加熱媒体が、各冷凍サイクル部１０、２０の凝縮器１３、２３にそれぞれ導入され、また、所定の被冷却媒体が、各冷凍サイクル部１０、２０の蒸発器１１、２１にそれぞれ導入されて、蒸発器１１、２１及び凝縮器１３、２３において熱媒体と被冷却媒体又は被加熱媒体との熱交換を同じ条件で定常的に継続できる状態にあるものとする。
　第一の冷凍サイクル部１０においては、蒸発器１１が、第二の冷凍サイクル部２０の蒸発器２１を経て導入される被冷却媒体と液相の熱媒体とを熱交換させる。この蒸発器１１での熱交換で加熱された熱媒体のうち、昇温に伴い蒸発して気相となった熱媒体は、この蒸発器１１外へ出て、圧縮機１２に向う。
　蒸発器１１を出た高温気相の熱媒体は、圧縮機１２に達し、外部の駆動源により作動するこの圧縮機１２により加圧され、圧力及び温度を増大させた状態となる。そして、圧縮機１２を出た気相の熱媒体は、凝縮器１３に導入される。
　凝縮器１３では、ポンプ３１で加圧されて導入された被加熱媒体と、気相の熱媒体とが熱交換し、この熱交換で冷却された気相の熱媒体は凝縮して液相に変化することとなる。一方、凝縮器１３での熱交換で被加熱媒体は加熱され、温度を上げた状態でシステム外へ排出される。
　凝縮器１３で凝縮して得られた液相の熱媒体は、凝縮器１３外に排出される。凝縮器１３を出た液相の熱媒体は、減圧弁１４を経由して膨張し、圧力及び温度を低減させた状態となった上で、蒸発器１１へ向け進むこととなる。
　この後、熱媒体は蒸発器１１内に戻り、前記同様に蒸発器１１での熱交換以降の各過程を繰返すこととなる。
　一方、第二の冷凍サイクル部２０においては、蒸発器２１で、ポンプ３２で加圧されて導入される被冷却媒体と、全て液相の熱媒体とを熱交換させる。この蒸発器２１での熱交換で加熱された熱媒体のうち、昇温に伴い蒸発して気相となった熱媒体は、蒸発器２１外へ出て、圧縮機２２に向う。この他、蒸発器２１での熱交換で被冷却媒体は冷却され、温度を下げた状態で第一の冷凍サイクル部１０の蒸発器１１に向かう。
　蒸発器２１を出た高温気相の熱媒体は、圧縮機２２に達し、この圧縮機２２により加圧された気相の熱媒体は、圧力及び温度を増大させた状態となる。そして、圧縮機２２を出た気相の熱媒体は、凝縮器２３に導入される。
　凝縮器２３では、第一の冷凍サイクル部１０の凝縮器１３に向かったものと同じ状態の被加熱媒体と、気相の熱媒体とが熱交換し、この熱交換で冷却された気相の熱媒体は凝縮して液相に変化する。一方、凝縮器２３での熱交換で被加熱媒体は加熱され、温度を上げた状態でシステム外へ排出される。
　この凝縮器２３での凝縮で得られた液相の熱媒体は、凝縮器２３外に排出された後、減圧弁２４を経由して膨張し、圧力及び温度を低減させた状態となった上で、さらに蒸発器２１へ向け進むこととなる。
　こうして第二の冷凍サイクル部２０の熱媒体は蒸発器２１内に戻り、前記同様に蒸発器２１での熱交換以降の各過程を繰返すこととなる。
　蒸発器２１での熱交換と蒸発器１１での熱交換とに連続使用された被冷却媒体は、各熱媒体に熱を移行させて所定温度まで低下している。この温度を下げた被冷却媒体は、蒸発器１１から外へ排出された後、最終的にシステム外部で使用に供されることとなる。
　このように、本実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、供給される被冷却媒体や被加熱媒体を共通に熱媒体との熱交換の対象とする複数段の冷凍サイクル部１０、２０を設け、冷凍機として用いるこれら各冷凍サイクル部１０、２０の蒸発器１１、２１と凝縮器１３、２３における被冷却媒体や被加熱媒体の各流路を、冷凍サイクル部間で各蒸発器１１、２１の被冷却媒体流路を直列に接続し、且つ各凝縮器１３、２３の被加熱媒体流路を並列に接続した状態とすることから、各冷凍サイクル部における蒸発器１１、２１と凝縮器１３、２３で熱媒体と被冷却媒体や被加熱媒体との温度差を小さくし、熱交換過程における不可逆損失を低下させ、また、各冷凍サイクルの熱媒体における蒸発温度と凝縮温度の差を小さくし、特に熱媒体の温度のより高い冷凍サイクル部２０側でより一層差を小さくして、必要となる圧縮動力を低減できることとなり、成績係数の向上が図れ、冷凍機として効率よく利用でき、エネルギー消費等の運用に係るコストも抑えられる。
　また、多段構成のシステムとすることで、負荷側ではない側の熱交換部で熱媒体と熱交換させる媒体、具体的には、冷凍サイクル部をヒートポンプとして用いる場合の蒸発器における被冷却媒体や、冷凍サイクル部を冷凍機として用いる場合の凝縮器における被加熱媒体を、それぞれの流通における圧力損失を増やすことなく効率よく利用でき、システム全体の効率を高められる。
　なお、前記実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、二つの冷凍サイクル部のなす冷却装置を冷凍機とする構成としているが、これに限らず、冷却装置は、空気を冷却して冷房を行う空気調和装置や、冷却を主目的としたヒートポンプ等とすることもできる。
　また、前記実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、二つの冷凍サイクル部１０、２０間で凝縮器１３、２３の被加熱媒体流路を並列に接続し、同じ温度の被加熱媒体を各凝縮器１３、２３にそれぞれ同様に向かわせる構成としているが、この他、各冷凍サイクル部の凝縮器に向かう被加熱媒体の流路の分岐部分に、それぞれの凝縮器に向かわせる被加熱媒体の分配割合を調整する分配流量調整機構を配設し、被冷却媒体や被加熱媒体の総流量、その蒸発器又は凝縮器における入口温度、蒸発器で受け取る熱量や凝縮器で放出する熱量などの条件の変化に対応させて、各段の凝縮器への被加熱媒体の分配状態を調整制御する構成とすることもできる。この場合、熱媒体の圧縮機入口における過熱度を維持しつつ、各段の凝縮器へ被加熱媒体を適切に分配することで、各凝縮器での熱媒体と被加熱媒体との熱交換量を最適なものにでき、高い成績係数が得られ、冷却装置としてのシステム全体での効率の向上が図れる。
　また、前記第１及び第２の各実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、二つの冷凍サイクル部１０、２０を用い、蒸発器１１、２１や凝縮器１３、２３における被冷却媒体や被加熱媒体の各流路を異なる冷凍サイクル部１０、２０同士で接続し、共通の被冷却媒体や被加熱媒体を用いる二段構成としているが、これに限らず、三段、四段など他の複数段構成とすることもできる。
　また、前記第１及び第２の各実施形態に係るエネルギー変換システムにおいて、二つの冷凍サイクル部１０、２０はそれぞれ、圧縮機、凝縮器、減圧弁、及び蒸発器を一つずつ備える基本的な蒸気圧縮式冷凍サイクルとされる構成であるが、これに限らず、複数段の各冷凍サイクル部として、図３に示すような多段圧縮冷凍サイクルを採用したり、図４に示すような多元冷凍サイクルを採用するなど、他の冷凍サイクルを一種類、又は複数種類組み合わせて、用いる構成とすることもでき、特に、多段圧縮冷凍サイクルや多元冷凍サイクルを各冷凍サイクル部として用いた場合、各冷凍サイクル部ごとの効率化でシステム全体の効率向上も図れることとなる。この他、複数段の各冷凍サイクル部をそれぞれ循環する各熱媒体を複数導入されて、これら熱媒体同士を熱交換させる熱交換器を設ける構成とすることもでき、より熱媒体温度の高い冷凍サイクル部側からより熱媒体温度の低い冷凍サイクル部側に熱を移動させ、各冷凍サイクル部における蒸発器や凝縮器に流入する熱媒体の温度をより適切な状態にすることで、各々の冷凍サイクル部で被冷却媒体の冷却、又は、被加熱媒体の加熱をより効率よく実行でき、システム全体としても高い成績係数が得られる。
　また、前記第１及び第２の各実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、各冷凍サイクル部１０、２０で作動する圧縮機１２、２２や減圧弁１４、２４、また被加熱媒体や被冷却媒体を加圧供給するポンプ３１、３２等の各制御について特に明記していないが、他の制御構成として、被冷却媒体や被加熱媒体の総流量、その蒸発器又は凝縮器における入口温度、蒸発器で受け取る熱量や凝縮器で放出する熱量などの条件の変化に対応させて、被冷却媒体や被加熱媒体を加圧するポンプの送出流量（駆動回転数）や、減圧弁の開度、圧縮機の送出流量（駆動回転数）などを、各冷凍サイクル部ごとに調整制御する、あるいは、冷凍サイクル部間で所定の関係性を与えつつ調整制御する構成とすることもできる。この場合、熱媒体の圧縮機入口における過熱度を維持しつつ、ポンプや圧縮機等の作動状態を適切に調整制御することで、高い成績係数が得られ、システム全体での効率の向上が図れる。
　例えば、ヒートポンプの場合で、蒸発器における被冷却媒体流路入口温度や、凝縮器における被加熱媒体流路入口温度が高く変化した際には、圧縮機における熱媒体の単位時間あたりの送出流量を抑えるように制御することで、ヒートポンプの熱出力、すなわち凝縮器での被加熱媒体への放出熱量が過剰でない適切なものとなり、凝縮器出口における被加熱媒体が当初の設定温度に保たれる状態が得られることとなる。
　また、前記第１及び第２の各実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、複数段設けられる冷凍サイクル部１０、２０のいずれでも、同じ種類の熱媒体を用いる構成としているが、これに限らず、冷凍サイクル部が、その流通させる熱媒体を、他の一又は複数の冷凍サイクル部における熱媒体と異なるものとし、且つ、こうした異なる熱媒体間の沸点の大小関係を、各熱媒体が流通する冷凍サイクル部における、熱交換対象の被加熱媒体又は被冷却媒体の温度についての大小関係に対応したものとして用いる構成とすることもでき、例えば、ヒートポンプとしての利用の場合に、各冷凍サイクル部の熱媒体が、各冷凍サイクル部を流通する被加熱媒体の温度レベルに応じた沸点等の特性を有するように、すなわち、被加熱媒体の流通する順序が後の冷凍サイクル部ほど、その冷凍サイクル部を流通する熱媒体の沸点がより高いものとなるように、各冷凍サイクル部の熱媒体の種類を異ならせ、熱交換する被加熱媒体の温度域に適切に対応させることで、熱損失を必要最小限にして熱交換を行えることとなる。具体例を挙げると、ヒートポンプとして二段構成の冷凍サイクル部を用いる場合に、被加熱媒体の流通する順序が先となる第１の冷凍サイクル部で熱媒体をＨＦＣ１３４ａとする一方、被加熱媒体の流通する順序が後となる第２の冷凍サイクル部で、熱媒体をより沸点の高い、ＨＦＣ２４５ｆａとすると、各冷凍サイクル部の圧力を低減することができ、システム全体のコストを抑えられる。
　また、前記第１及び第２の各実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、各冷凍サイクル部の膨張器として、熱媒体の膨張に伴う運動エネルギーの回収を行わない減圧弁１４、２４を用いる構成としているが、これに限らず、凝縮器１３を出た液相の熱媒体を、所定の膨張機に導入し、熱媒体に膨張に伴う仕事を行わせて膨張機を作動させ、使用可能な動力を得るようにしてもよい。
　また、前記第１及び第２の各実施形態に係るエネルギー変換システムにおいて、各冷凍サイクル部の蒸発器や膨張器の熱交換器としての構造は特に規定していないが、この他、こうした蒸発器又は凝縮器として、複数並列状態で一体化された金属薄板製の各熱交換用プレート間に、熱媒体の通る第一流路と被冷却媒体又は被加熱媒体の通る第二流路とをそれぞれ一つおきに生じさせた熱交換器構造を有し、且つ、各第一流路を通る熱媒体と各第二流路を通る被冷却媒体又は被加熱媒体とが直交流をなす、クロスフロー型の熱交換器を用いる構成とすることもできる。具体的には、蒸発器１１、２１の場合、各第一流路を通る熱媒体と各第二流路を通る被冷却媒体とが直交流をなすようにし、凝縮器１３、２３の場合、各第一流路を通る熱媒体と各第二流路を通る被加熱媒体とが直交流をなすようにする。
　そして、蒸発器や凝縮器をこうしたクロスフロー型の熱交換器とするにあたり、熱交換器における被冷却媒体又は被加熱媒体の通る第二流路の流路断面積を、熱媒体側の第一流路の流路断面積に比べ大きくしたり、第二流路の流路長を第一流路に比べて短くした熱交換器形状を採用することで、被冷却媒体や被加熱媒体の圧力損失を抑えて各媒体をスムーズに蒸発器や凝縮器に導入でき、冷凍サイクルの熱媒体との熱交換効率を高められ、特に、被冷却媒体や被加熱媒体を空気や水等大量導入可能な流体とする場合に、こうした流体を熱媒体と滞りなく熱交換させて、システムを安定且つ効率よく運用できることとなる。
　さらに、前記第１及び第２の各実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、ヒートポンプと冷凍機のうちのいずれか一方のみのシステムの構成例を示しているが、この他、冷凍サイクルを家庭用の空気調和機（エアコンディショナー）として用いる場合のように、室内側の熱交換器と室外側の熱交換器の各配置状態は固定とする一方で、室内側熱交換器を凝縮器、室外側熱交換器を蒸発器とする暖房の状態と、室内側熱交換器を蒸発器とし、室外側熱交換器を凝縮器とする冷房の状態とを切替可能とした構成、すなわち、各冷凍サイクル部が、室内側熱交換器の熱媒体側流路入口を圧縮機に、出口を減圧弁に接続すると共に、室外側熱交換器の熱媒体側流路入口を減圧弁に、出口を圧縮機に接続して、室内側熱交換器を凝縮器として用い、且つ室外側熱交換器を蒸発器として用いる暖房（室内加熱）用接続状態と、室内側熱交換器の熱媒体側流路入口を減圧弁に、出口を圧縮機に接続すると共に、室外側熱交換器の熱媒体側流路入口を圧縮機に、出口を減圧弁に接続して、室内側熱交換器を蒸発器として用い、且つ室外側熱交換器を凝縮器として用いる冷房（室内冷却）用接続状態とを切替可能とする、熱媒体流路切替部を有する構成に適用することもでき、複数の冷凍サイクル部における、常に負荷側となる各室内側熱交換器における被冷却媒体又は被加熱媒体の流路を直列に相互接続すると共に、各室外側熱交換器における被加熱媒体又は被冷却媒体の流路を並列に相互接続するようにすれば、前記各実施形態同様、各冷凍サイクル部における蒸発器と凝縮器で熱媒体と被冷却媒体や被加熱媒体との温度差を小さくし、熱交換過程における不可逆損失を低下させ、また、各冷凍サイクルの熱媒体における蒸発温度と凝縮温度の差を小さくして、必要となる圧縮動力を低減でき、室内空間の加熱装置及び冷却装置として効率よく利用できる。
　本発明に係るエネルギー変換システムについて、熱の出入りする量や圧力等の条件を用いて成績係数等の性能に係る値を求め、得られた結果について、比較例としての従来の冷凍サイクルの結果と比較評価した。
　ただし、本発明のエネルギー変換システムについての成績係数等の性能に係る値を求めるにあたっては、特記しない限り、圧縮機等の内部効率、機械効率、熱交換器での圧力損失等は考慮しない。
（実施例１）
　まず、実施例１として、前記第１の実施形態同様のエネルギー変換システム、すなわち、図１に示すように冷凍サイクル部を二段構成として、被冷却媒体を各冷凍サイクル部の蒸発器にそれぞれ並列に流すと共に、被加熱媒体を各冷凍サイクル部の凝縮器に連続して流し、これら被冷却媒体や被加熱媒体を各冷却サイクル部でそれぞれ熱媒体と熱交換するもの、を加熱用のヒートポンプとして用いる場合について、成績係数等の値を算出した。
　計算にあたっては、図１中に示したように、サイクルの各点（１～４、５～８）における熱媒体の温度等の状態を示す各種物性値を、蒸発器や凝縮器等の熱交換器の伝熱性能、被冷却媒体や被加熱媒体の温度条件等、現実の環境に基づく仮定値を用いて算出した上で、サイクルの成績係数の値を計算して求めることとなる。なお、計算において、熱媒体は、蒸発器出口では飽和蒸気であり、凝縮器出口では飽和液である、また、圧縮機での圧縮過程は等エントロピー変化、膨張弁の膨張過程は等エンタルピー変化である、とそれぞれ仮定している。
　この実施例１のエネルギー変換システムに係る主要な条件としては、各冷凍サイクル部の熱媒体にＨＦＣ１３４ａを用い、第一の冷凍サイクル部１０の蒸発器１１と凝縮器１３のそれぞれの伝熱性能（熱コンダクタンス）（ＵＡ）E1、（ＵＡ）C1は、１００ｋＷ／Ｋとし、第二の冷凍サイクル部２０の蒸発器２１と凝縮器２３のそれぞれの伝熱性能（熱コンダクタンス）（ＵＡ）E2、（ＵＡ）C2は、１００ｋＷ／Ｋとする。そして、第一の冷凍サイクル部１０の蒸発器１１における被冷却媒体側の入口温度ＴLiは２５℃、出口温度ＴLoは２０℃に設定した。また、第二の冷凍サイクル部２０の蒸発器２１における被冷却媒体側の入口温度ＴLiは２５℃、出口温度ＴLoは２０℃に設定した。
　一方、第一の冷凍サイクル部１０の凝縮器１３における被加熱媒体側の入口温度ＴHiは４０℃、出口温度ＴHmは６０℃に設定した。また、第二の冷凍サイクル部２０の凝縮器２３における被加熱媒体側の入口温度ＴHmは６０℃、出口温度ＴHoは８０℃に設定した。熱媒体と被加熱媒体との交換熱量は、第一の冷凍サイクル部１０の凝縮器１３での交換熱量ＱC1を２５０ｋＷ、第二の冷凍サイクル部２０の凝縮器２３での交換熱量ＱC2を２５０ｋＷとして、システム全体の凝縮負荷を５００ｋＷに設定している。
　こうした条件に基づき、サイクルの各点（１～４、５～８）における熱媒体の温度Ｔ、圧力Ｐ、比容積ｖ、比エンタルピーｈ、比エントロピーｓ、乾き度ｘの各値を算出した結果を表１に示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　また、比較例１として、従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルによる単段構成のシステム（図５参照）をヒートポンプとして用いる場合について、前記実施例１と同様に、図５中に示したサイクルの各点（１～４）における熱媒体の温度や圧力等の状態を求めて、さらに冷凍サイクルの成績係数を得た。
　また、比較例２として、従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルにおける被冷却媒体及び被加熱媒体の流路を直列に接続して二段構成としたシステム（図６参照）をヒートポンプとして用いる場合についても、前記実施例１と同様に、図６中に示したサイクルの各点（１～４、５～８）における熱媒体の温度や圧力等の状態を求めて、さらに冷凍サイクルの成績係数を得た。
　また、比較例３として、蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて圧縮機を高圧段と低圧段の二段構成とし、低段圧縮機から高段圧縮機に向かう熱媒体と凝縮器から減圧弁に向かう熱媒体とを熱交換させる中間冷却器を設けた、二段圧縮冷凍サイクルのシステム（図８参照）をヒートポンプとして用いる場合についても、前記実施例１と同様に、図８中に示したサイクルの各点（１～８）における熱媒体の温度や圧力等の状態を求めて、さらに冷凍サイクルの成績係数を得た。
　さらに、比較例４として、二つの蒸気圧縮式冷凍サイクルにおける一方の熱媒体を被冷却媒体と蒸発器で熱交換させ、他方の熱媒体を被加熱媒体と凝縮器で熱交換させると共に、一方の熱媒体の凝縮熱で、他方の熱媒体を蒸発させるように、冷凍サイクルをカスケード構成とした、二元冷凍サイクルのシステム（図９参照）をヒートポンプとして用いる場合についても、前記実施例１と同様に、図９中に示したサイクルの各点（１～４、５～８）における熱媒体の温度や圧力等の状態を求めて、さらに冷凍サイクルの成績係数を得た。
　なお、被冷却媒体や被加熱媒体の温度条件、全体の冷凍能力、蒸発器や凝縮器の熱コンダクタンス、及び被冷却媒体の流量については、特記しない限り、前記実施例１の本発明に係るシステムの設定値と同じである。
　こうした比較例１ないし４の冷凍サイクルの各点（図５、図６、図８、図９参照）における熱媒体の温度Ｔ、圧力Ｐ、比容積ｖ、比エンタルピーｈ、比エントロピーｓ、乾き度ｘの各値を算出した結果を、比較例１のものを表２、比較例２のものを表３、比較例３のものを表４、そして、比較例３のものを表５に、それぞれ示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000003
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000004
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000005
　前記表１で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、実施例１のサイクル全体の成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝｛ｍWF1・（ｈ2－ｈ3）＋ｍWF2・（ｈ6－ｈ7）｝／｛ｍWF1・（ｈ2－ｈ1）＋ｍWF2・（ｈ6－ｈ5）｝
＝｛６．２３・（４３１．９３－２８７．５２）＋７．６１・（４４０．６４－３２２．４０）｝／｛６．２３・（４３１．９３－４０９．４８）＋７．６１・（４４０．６４－４０９．５６）｝
＝４．７８１
である。
　また、前記表２で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、比較例１のサイクルの成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝（ｈ2－ｈ3）／（ｈ2－ｈ1）
＝｛（４４１．２９－３２２．３９）／（４４１．２９－４０７．０５）
＝３．４７２
である。
　また、前記表３で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、比較例２のサイクル全体の成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝｛ｍWF1・（ｈ2－ｈ3）＋ｍWF2・（ｈ6－ｈ7）｝／｛ｍWF1・（ｈ2－ｈ1）＋ｍWF2・（ｈ6－ｈ5）｝
＝｛６．２０・（４３２．５９－２８７．５２）＋７．６１・（４４０．６４－３２２．４０）｝／｛６．２０・（４３２．５９－４０６．８１）＋７．６１・（４４０．６４－４０９．５６）｝
＝４．５４０
である。
　また、前記表４で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、比較例３のサイクル全体の成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝ｍWFH・（ｈ4－ｈ5）／｛ｍWFH・（ｈ4－ｈ3）＋ｍWFL・（ｈ2－ｈ1）｝
＝１５．６３・（４３７．５５－３２２．３９）／｛１５．６３・（４３７．５５－４２１．１５）＋９．５１５・（４２４．４８－４０７．０４）｝
＝４．２６４
である。
　また、前記表５で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、比較例４のサイクル全体の成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝ｍWFH・（ｈ2－ｈ3）／｛ｍWFH・（ｈ2－ｈ1）＋ｍWFL・（ｈ6－ｈ5）｝
＝１５．６３・（４３７．２３－３２２．３９）／｛１５．６３・（４３７．２３－４２２．１０）＋９．９２１・（４２６．７９－４０７．０４）｝
＝４．１５７
である。
　こうして、前記実施例１及び各比較例について、成績係数を算出した結果より、実施例１のエネルギー変換システムでは、従来の単段の冷凍サイクルのシステムや複数の冷凍サイクルを組み合わせたシステムより成績係数が向上していることがわかる。
　以上から、実施例１のエネルギー変換システムでは、現実的な条件下で、従来の冷凍サイクルのシステムより優れた成績係数の値が得られており、冷凍サイクルを被冷却媒体と被加熱媒体の流路構成を適切なものとして複数段化することで、不可逆損失を抑え、圧縮機の駆動力として投入すべき仕事量を小さくでき、また、被冷却媒体から受け取った熱、及び、圧縮機の駆動力として投入した仕事を、ヒートポンプの熱供給能力として効率よく利用できることは明らかである。
（実施例２）
　続いて、実施例２として、前記第２の実施形態同様のエネルギー変換システム、すなわち、図２に示すように冷凍サイクル部を二段構成として、被冷却媒体を各冷凍サイクル部の蒸発器にそれぞれ連続して流すと共に、被加熱媒体を各冷凍サイクル部の凝縮器にそれぞれ並列に流し、これら被冷却媒体や被加熱媒体を各冷凍サイクル部で熱媒体と熱交換するもの、を冷凍機として用いる場合について、成績係数等の値を算出した。
　前記実施例１の場合同様、計算にあたっては、図２中に示したように、サイクルの各点（１～４、５～８）における熱媒体の温度等の状態を示す各種物性値を、蒸発器や凝縮器等の熱交換器の伝熱性能、被冷却媒体や被加熱媒体の温度条件等、現実の環境に基づく仮定値を用いて算出した上で、サイクルの成績係数の値を計算して求めることとなる。なお、計算において、熱媒体は、蒸発器出口では飽和蒸気であり、凝縮器出口では飽和液である、また、圧縮機での圧縮過程は等エントロピー変化、膨張弁の膨張過程は等エンタルピー変化である、とそれぞれ仮定している。
　この実施例２の冷凍サイクルに係る主要な条件としては、各冷凍サイクル部の熱媒体にはＨＦＣ１３４ａを用い、第一の冷凍サイクル部１０の蒸発器１１と凝縮器１３のそれぞれの伝熱性能（熱コンダクタンス）（ＵＡ）E1、（ＵＡ）C1は、１００ｋＷ／Ｋとし、第二の冷凍サイクル部２０の蒸発器２１と凝縮器２３のそれぞれの伝熱性能（熱コンダクタンス）（ＵＡ）E2、（ＵＡ）C2は、１００ｋＷ／Ｋとする。そして、第一の冷凍サイクル部１０の凝縮器１３における被加熱媒体側の入口温度ＴHiは２５℃、出口温度ＴHoは３０℃に設定した。さらに、第二の冷凍サイクル部２０の凝縮器２３における被加熱媒体側の入口温度ＴHiは２５℃、出口温度ＴHoは３０℃に設定した。
　一方、第二の冷凍サイクル部２０の蒸発器２１における被冷却媒体側の入口温度ＴLiは０℃、出口温度ＴLmは－１５℃に設定した。また、第一の冷凍サイクル部１０の蒸発器１１における被冷却媒体側の入口温度ＴLmは－１５℃、出口温度ＴLoは－３０℃に設定した。熱媒体と被冷却媒体との交換熱量は、第一の冷凍サイクル部１０の凝縮器１３での交換熱量ＱC1を２５０ｋＷ、第二の冷凍サイクル部２０の凝縮器２３での交換熱量ＱC2を２５０ｋＷとして、システム全体の冷凍能力を５００ｋＷに設定している。
　こうした条件に基づき、冷凍サイクルの各点（１～４、５～８）における熱媒体の温度Ｔ、圧力Ｐ、比容積ｖ、比エンタルピーｈ、比エントロピーｓ、乾き度ｘの各値を算出した結果を表６に示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000006
　また、比較例５として、前記比較例１と同様の単段構成のシステム（図５参照）を冷凍機として用いる場合について、前記実施例２と同様に、図５中に示したサイクルの各点（１～４）における熱媒体の温度や圧力等の状態を求めて、さらに冷凍サイクルの成績係数を得た。
　また、比較例６として、前記比較例２と同様の二段構成としたシステム（図６参照）を冷凍機として用いる場合についても、前記実施例２と同様に、図６中に示したサイクルの各点（１～４、５～８）における熱媒体の温度や圧力等の状態を求めて、さらに冷凍サイクルの成績係数を得た。
　また、比較例７として、前記比較例３と同様の二段圧縮冷凍サイクルのシステム（図８参照）を冷凍機として用いる場合についても、前記実施例２と同様に、図８中に示したサイクルの各点（１～８）における熱媒体の温度や圧力等の状態を求めて、さらに冷凍サイクルの成績係数を得た。
　さらに、比較例８として、前記比較例４と同様の二元冷凍サイクルのシステム（図９参照）を冷凍機として用いる場合についても、前記実施例２と同様に、図９中に示したサイクルの各点（１～４、５～８）における熱媒体の温度や圧力等の状態を求めて、さらに冷凍サイクルの成績係数を得た。
　なお、被冷却媒体や被加熱媒体の温度条件、全体の冷凍能力、蒸発器や凝縮器の熱コンダクタンス、及び被冷却媒体の流量については、特記しない限り、前記実施例２の本発明に係るシステムの設定値と同じである。
　こうした比較例５ないし８の冷凍サイクルの各点（図５、図６、図８、図９参照）における熱媒体の温度Ｔ、圧力Ｐ、比容積ｖ、比エンタルピーｈ、比エントロピーｓ、乾き度ｘの各値を算出した結果を、比較例５のものを表７、比較例６のものを表８、比較例７のものを表９、そして、比較例８のものを表１０に、それぞれ示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000007
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000008
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000009
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000010
　前記表６で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、実施例２のサイクル全体の成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝｛ｍWF1・（ｈ1－ｈ4）＋ｍWF2・（ｈ5－ｈ8）｝／｛ｍWF1・（ｈ2－ｈ1）＋ｍWF2・（ｈ6－ｈ5）｝
＝｛６．５９・（３８０．２９－２４３．８３）＋６．１６・（３８９．６０－２４３．４８）｝／｛６．５９・（４２７．１５－３８０．２９）＋６．１６・（４２２．５０－３８９．６０）｝
＝３．５１８
である。
　また、前記表７で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、比較例５のサイクルの成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝（ｈ1－ｈ4）／（ｈ2－ｈ1）
＝（３８０．３２－２４９．８６）／（４２９．６８－３８０．３２）
＝２．６４３
である。
　また、前記表８で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、比較例６のサイクル全体の成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝｛ｍWF1・（ｈ1－ｈ4）＋ｍWF2・（ｈ5－ｈ8）｝／｛ｍWF1・（ｈ2－ｈ1）＋ｍWF2・（ｈ6－ｈ5）｝
＝｛６．５９・（３８０．２９－２４３．８３）＋６．４９・（３８９．６０－２５０．８９）｝／｛６．５９・（４２７．１５－３８０．２９）＋６．４９・（４２５．５３－３８９．６０）｝
＝３．３２０
である。
　また、前記表９で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、比較例７のサイクル全体の成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝ｍWFL・（ｈ1－ｈ8）／｛ｍWFH・（ｈ4－ｈ3）＋ｍWFL・（ｈ2－ｈ1）｝
＝９．９０３・（３８０．３２－１９８．５６）／｛１３．９４・（４２２．８７－３９７．９１）＋９．９０３・（４０４．４４－３８０．３２）｝
＝３．０６７
である。
　また、前記表１０で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、比較例８のサイクル全体の成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝ｍWFL・（ｈ5－ｈ8）／｛ｍWFH・（ｈ2－ｈ1）＋ｍWFL・（ｈ6－ｈ5）｝
＝１０．３２・（３８０．３２－２０５．９５）／｛１４．１１・（４２２．２７－４００．００）＋１０．３２・（４０８．６８－３８０．３２）｝
＝２．９６
である。
　こうして、前記実施例及び各比較例について、成績係数を算出した結果より、実施例２のエネルギー変換システムでは、従来の単段の冷凍サイクルのシステムや複数の冷凍サイクルを組み合わせたシステムより成績係数が向上していることがわかる。
　以上から、実施例２のエネルギー変換システムでは、現実的な条件下で、従来の冷凍サイクルのシステムより優れた成績係数の値が得られており、冷凍サイクルを被冷却媒体と被加熱媒体の流路構成を適切なものとして複数段化することで、不可逆損失を抑え、圧縮機の駆動力として投入すべき仕事量を小さくでき、また、圧縮機の駆動力として投入した仕事を冷凍能力としてより有効に利用できることは明らかである。
（実験装置を用いた実験）
　さらに、実験装置を用いて、蒸気圧縮冷凍サイクルの複数段構成の有効性を、単段蒸気圧縮冷凍サイクルと比較しつつ評価した。
　実験装置は、供給される被冷却媒体や被加熱媒体を共通に熱媒体との熱交換の対象とする二つの冷凍サイクル部、詳細には、一段目の高温側サイクル（Ｃｙｃｌｅ－Ｎｏ．１）と二段目の低温側サイクル（Ｃｙｃｌｅ－Ｎｏ．２）、を有する二段構成である。各冷凍サイクル部の蒸発器における被冷却媒体の流路、並びに凝縮器における被加熱媒体の流路は、図６に示すものと同様、冷凍サイクル部間でそれぞれ直列に接続されて設置される。そして、被冷却媒体としての温水はＣｙｃｌｅ－Ｎｏ．１の蒸発器を通った後、Ｃｙｃｌｅ－Ｎｏ．２の蒸発器へ流れ込み、また、被加熱媒体としての冷水はＣｙｃｌｅ－Ｎｏ．２の凝縮器を通った後、Ｃｙｃｌｅ－Ｎｏ．１の凝縮器へ流れ込む。一方、各々のサイクルにおける構成及び熱媒体のサイクル各部を循環する経路は、図５に示す基礎的な蒸気圧縮冷凍サイクルと同様である。
　実験装置を用いた実験では、熱媒体にフロン系の純媒体であるＨＦＣ－１３４ａを使用し、２段サイクルにおける一段目と二段目の熱媒体流量比を変化させ、各場合の不可逆損失をエントロピー生成速度に着目し検討する。
　実験装置で用いる蒸発器、凝縮器はいずれもプレート式熱交換器（（株）日阪製作所製ＢＸＮ－０２４－ＮＵ－１０）であり、基礎的な単段蒸気圧縮冷凍サイクルと二段サイクルとの伝熱面積の条件を等しくするために、単段サイクルの場合でも、二段サイクルと同様に蒸発器２基、凝縮器２基を用い、これら２基の蒸発器及び凝縮器をそれぞれ並列接続して総伝熱面積を二段サイクルと合わせている。
　熱媒体流量比が与える影響を検討するための実験条件として、被冷却媒体としての温水の温度を２８℃、被加熱媒体としての冷水の温度を７℃とし、熱媒体流量１００ｔ／ｈ、被冷却媒体と被加熱媒体の各流量を温水５００ｔ／ｈ、冷水５００ｔ／ｈとした。二段サイクルにおける一段目と二段目の熱媒体流量比が与える影響を検討するため、熱媒体流量比を３：７、４．６、５：５、６：４、７：３と変化させた。なお一段目と二段目の熱媒体流量の合計は単段サイクルと等しいものとする。また被冷却媒体や被加熱媒体側の温度変化を二段サイクルと単段サイクルとで等しくした。ここでいう温度変化は、単段サイクルの蒸発器の場合、蒸発器を通過前後の温度変化、二段サイクルの蒸発器の場合、一段目の蒸発器を通過してから二段目の蒸発器を出るまでの温度変化を指す。
　実験では熱媒体流量が一定に保たれるように熱媒体ポンプの周波数を調整し行った。また、膨張器としてニードル弁で圧力差をつけている。ニードル弁のバルブの開度は実験条件によって変化させた。定常状態になったのちデータを取り、その平均値を用いて解析を行った。
　図１０ないし図１４に、二段サイクルにおける一段目と二段目の熱媒体流量比を７：３、６：４、５：５、４：６、３：７と変化させたときの各Ｔ－Ｓ線図を、単段サイクルの場合と合わせて示す。前記各図より、一段目の熱媒体流量が増加するにつれて、一段目の蒸発器における交換熱量は減少し、凝縮器における交換熱量は増加し、また、それに伴い、二段目の蒸発器における交換熱量は増加し、凝縮器における交換熱量は減少していることが確認できる。二段目の熱媒体流量が増加するにつれて、二段目の蒸発温度は上昇し、熱源出口温度と近づいている。それにより、不可逆損失が低減していると考えられる。
　図１５に、二段サイクルにおける全体に対する一段目の熱媒体流量割合mWF,1/mWFとエントロピー生成速度Sgenとの関係を示す。図１５（Ａ）より、二段サイクルのエントロピー生成速度は単段サイクルのエントロピー生成速度よりも小さくなっていることが確認できる。これより二段の方が単段よりも不可逆損失が小さいといえる。
　また、二段サイクル全体のエントロピー生成速度は、一段目と二段目の熱媒体流量比が５：５のときに最も小さくなるような変化をしている。これは図１６に示す理論計算の変化と一致している。さらに、サイクル全体の蒸発器、凝縮器でのエントロピー生成速度も同様の変化をしていることから、二段サイクルの一段目と二段目における最適な熱媒体流量比は５：５であることが、理論的にも実験的にも明らかであるといえる。加えて、図１５（Ｂ）より、一段目では熱媒体流量が増加するのに伴い、エントロピー生成速度も増加している。このエントロピー生成速度の変化も、図１６に示す理論計算したエントロピー生成速度の変化と一致していることが確認できる。
　図１７に、二段サイクルにおける全体に対する一段目の熱媒体流量割合mWF,1/mWFと対数平均温度差ΔTlmとの関係を示す。図１７（Ａ）より、二段サイクルの対数平均温度差は単段サイクルよりも小さいことがわかる。これより二段サイクルの方が単段サイクルよりも、被冷却媒体や被加熱媒体と熱媒体温度との差が小さくなることが明らかである。つまり、二段サイクルの熱媒体の有効温度差が単段サイクルよりも大きくなり、冷凍機やヒートポンプとしての出力も増加することが見込まれる。一方、図１７（Ｂ）より、一段目では熱媒体流量の増加に伴い、対数平均温度差は大きくなることがわかる。
　図１８に、二段サイクルにおける全体に対する一段目の熱媒体流量割合mWF,1/mWFとピンチポイントの温度差ΔTPinchpointとの関係を示す。図１８より、二段サイクルのΔTPinchpointは単段よりも小さい、すなわち、二段サイクルの方が単段サイクルより、被冷却媒体や被加熱媒体と熱媒体とのピンチポイントが小さくなることがわかる。本実験では、熱源の温度変化を二段サイクルと単段サイクルで同等にしている。よって、二段サイクルの方が単段サイクルよりも熱媒体の蒸発温度は高く、凝縮温度は低いといえる。これは、不可逆損失は二段サイクルの方が小さいことを意味している。
　図１９に、二段サイクルにおける全体に対する一段目の熱媒体流量割合mWF,1/mWFと熱交換単位数NTUとの関係を示す。図１９より、二段サイクルの方が単段サイクルよりもNTUの値が大きいことがわかる。よって、二段サイクルの方が単段サイクルよりも熱交換過程で不可逆損失が小さいといえる。
　図２０に、二段サイクルにおける全体に対する一段目の熱媒体流量割合mWF,1/mWFと熱通過係数UE、UCとの関係を示す。図２０より、二段サイクルの方が単段サイクルよりも熱通過係数が大きい。このことから、熱交換器での熱交換過程における不可逆損失が低減しているといえる。
　図２１に、二段サイクルにおける全体に対する一段目の熱媒体流量割合mWF,1/mWFと熱源の温度変化ΔTWS、ΔTCSとの関係を示す。図２１より、二段サイクルの方が単段サイクルよりも熱源の温度変化が小さくなっていることがわかる。熱源の温度変化が大きくなると、熱媒体の有効温度差が小さくなり、出力も小さくなる。
　よって、二段サイクルの方が単段サイクルよりも高い出力を得られると見込まれる。また、熱媒体流量比が５：５の場合が最も熱源温度変化が小さいことから、熱媒体流量比が５：５の場合、すなわち流量比１：１の場合が最適条件だと考えられる。ただし、本実験の二段サイクルシステムでは、一段目は比較的に安定するが、二段目は不安定であり、二段目の状態が全体に及ぼす影響は大きいと考えられる。
　以上の実験結果より、二段サイクルの方が単段サイクルより、不可逆損失が小さくなり、取り出せる出力が大きくなることが明らかとなった。これによって、本発明のヒートポンプとしての有効性も、実験的に示されたといえる。
　１、２　　　　　エネルギー変換システム
　１０、２０　　　冷凍サイクル部
　１１、２１　　　蒸発器
　１２、２２　　　圧縮機
　１３、２３　　　凝縮器
　１４、２４　　　減圧弁
　３１、３２　　　ポンプ

Claims (2)

  1. 　気相の熱媒体を圧縮して熱媒体の温度及び圧力を高める圧縮機と、当該圧縮機を出た熱媒体を所定の被加熱媒体と熱交換させ、熱媒体を凝縮させる凝縮器と、当該凝縮器を出た液相の熱媒体を膨張させて圧力を低下させる膨張器と、当該膨張器を出た熱媒体を所定の被冷却媒体と熱交換させ、熱媒体を蒸発させ、蒸発した気相の熱媒体を前記圧縮機に向かわせる蒸発器とを少なくとも有する、冷凍サイクル部を複数備え、
    　当該複数の冷凍サイクル部が、各々の凝縮器における被加熱媒体の流路を直列に相互接続され、全ての凝縮器の被加熱媒体流路に同じ被加熱媒体が順に流れる状態とされると共に、各々の蒸発器における被冷却媒体の流路の少なくとも入口同士が全て連通するように各蒸発器の被冷却媒体流路を並列に相互接続され、各蒸発器の被冷却媒体流路に被冷却媒体がそれぞれ分配されて流れる状態とされてなり、
    　前記各冷凍サイクル部が、前記被加熱媒体を加熱する加熱装置として用いられることを
    　特徴とするエネルギー変換システム。
  2. 　気相の熱媒体を圧縮して熱媒体の温度及び圧力を高める圧縮機と、当該圧縮機を出た熱媒体を所定の被加熱媒体と熱交換させ、熱媒体を凝縮させる凝縮器と、当該凝縮器を出た液相の熱媒体を膨張させて圧力を低下させる膨張器と、当該膨張器を出た熱媒体を所定の被冷却媒体と熱交換させ、熱媒体を蒸発させ、蒸発した気相の熱媒体を前記圧縮機に向かわせる蒸発器とを少なくとも有する、冷凍サイクル部を複数備え、
    　当該複数の冷凍サイクル部が、各々の蒸発器における被冷却媒体流路を直列に相互接続され、全ての蒸発器の被冷却媒体流路に同じ被冷却媒体が順に流れる状態とされると共に、各々の凝縮器における被加熱媒体流路の少なくとも入口同士が全て連通するように各凝縮器の被加熱媒体流路を並列に相互接続され、各凝縮器の被加熱媒体流路に被加熱媒体がそれぞれ分配されて流れる状態とされてなり、
    　前記各冷凍サイクル部が、前記被冷却媒体を冷却する冷却装置として用いられることを
    　特徴とするエネルギー変換システム。
PCT/JP2014/063075 2013-05-16 2014-05-16 エネルギー変換システム WO2014185525A1 (ja)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2015517143A JP6472379B2 (ja) 2013-05-16 2014-05-16 エネルギー変換システム

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2013-103915 2013-05-16
JP2013103915 2013-05-16

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2014185525A1 true WO2014185525A1 (ja) 2014-11-20

Family

ID=51898499

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2014/063075 WO2014185525A1 (ja) 2013-05-16 2014-05-16 エネルギー変換システム

Country Status (2)

Country Link
JP (1) JP6472379B2 (ja)
WO (1) WO2014185525A1 (ja)

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20140245737A1 (en) * 2011-09-09 2014-09-04 Saga University Steam power cycle system
CN104792063A (zh) * 2015-03-18 2015-07-22 济南百福特制冷设备有限公司 一种风冷空调热泵一体机
CN107477874A (zh) * 2017-05-05 2017-12-15 江苏华兆制冷设备有限公司 一种高温热水机群
NL2023977B1 (nl) * 2019-10-08 2021-06-01 Solar Energy Booster B V Thermisch systeem.
CN114909822A (zh) * 2021-02-10 2022-08-16 上海本家空调系统有限公司 一种冷凝器并联燃气热泵式蒸汽机组
CN114909824A (zh) * 2021-02-10 2022-08-16 上海本家空调系统有限公司 一种冷凝器并联式压缩式蒸汽机组

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH04350468A (ja) * 1991-04-23 1992-12-04 Asahi Breweries Ltd 液体の冷却装置
WO2005124221A1 (en) * 2004-06-17 2005-12-29 Quantum Energy Technologies Pty Limited Heater for heating crude oil
JP2007183077A (ja) * 2006-01-10 2007-07-19 Ebara Corp 冷凍装置
JP2011191009A (ja) * 2010-03-15 2011-09-29 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ターボ冷凍機、及びターボ冷凍機を現地で組み立てる方法

Family Cites Families (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5134445A (ja) * 1974-09-18 1976-03-24 Sanyo Electric Co Hiitohonpusochi
JPS5721772A (en) * 1980-07-14 1982-02-04 Hitachi Ltd Heat pump type hot water heater
JPH0914698A (ja) * 1995-06-23 1997-01-17 Sharp Corp 空気調和機の室外機
JP3394379B2 (ja) * 1996-01-18 2003-04-07 松下エコシステムズ株式会社 熱交ユニット及び多室型空気調和装置
JP3438000B2 (ja) * 2000-08-04 2003-08-18 株式会社日立製作所 空気調和機
JP4999530B2 (ja) * 2007-04-23 2012-08-15 三菱電機株式会社 空気調和装置
JP5132708B2 (ja) * 2010-04-01 2013-01-30 三菱電機株式会社 冷凍空調装置
JP5809872B2 (ja) * 2011-08-08 2015-11-11 東芝キヤリア株式会社 加温装置

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH04350468A (ja) * 1991-04-23 1992-12-04 Asahi Breweries Ltd 液体の冷却装置
WO2005124221A1 (en) * 2004-06-17 2005-12-29 Quantum Energy Technologies Pty Limited Heater for heating crude oil
JP2007183077A (ja) * 2006-01-10 2007-07-19 Ebara Corp 冷凍装置
JP2011191009A (ja) * 2010-03-15 2011-09-29 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ターボ冷凍機、及びターボ冷凍機を現地で組み立てる方法

Cited By (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20140245737A1 (en) * 2011-09-09 2014-09-04 Saga University Steam power cycle system
US9945263B2 (en) * 2011-09-09 2018-04-17 Saga University Steam power cycle system
CN104792063A (zh) * 2015-03-18 2015-07-22 济南百福特制冷设备有限公司 一种风冷空调热泵一体机
CN107477874A (zh) * 2017-05-05 2017-12-15 江苏华兆制冷设备有限公司 一种高温热水机群
NL2023977B1 (nl) * 2019-10-08 2021-06-01 Solar Energy Booster B V Thermisch systeem.
CN114909822A (zh) * 2021-02-10 2022-08-16 上海本家空调系统有限公司 一种冷凝器并联燃气热泵式蒸汽机组
CN114909824A (zh) * 2021-02-10 2022-08-16 上海本家空调系统有限公司 一种冷凝器并联式压缩式蒸汽机组

Also Published As

Publication number Publication date
JPWO2014185525A1 (ja) 2017-02-23
JP6472379B2 (ja) 2019-02-20

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP6472379B2 (ja) エネルギー変換システム
EP2147265B8 (en) Refrigerating device and method for circulating a refrigerating fluid associated with it
Cao et al. Performance analysis of an ejector-assisted two-stage evaporation single-stage vapor-compression cycle
US9970693B2 (en) Refrigeration cycle apparatus
JP2009150594A (ja) 冷凍装置
WO2020095381A1 (ja) 流体温調システム及び冷凍装置
JP2005077088A (ja) 凝縮機
JP2020020576A (ja) 冷凍サイクル装置およびそれを備えた空気調和装置
CN111706997B (zh) 一种跨临界二氧化碳热风机及其性能优化控制方法
CN109386980B (zh) 一种冷热能量利用系统
CN106369864B (zh) 空调循环系统和循环方法及空调
WO2022044168A1 (ja) 冷凍装置
KR101823469B1 (ko) 이원 싸이클을 이용한 부분부하가 적용된 고온 급탕 및 냉난방 장치
KR20210096521A (ko) 공기 조화 장치
CN102997527B (zh) 气液热交换型冷冻装置
CN211119989U (zh) 多级压缩多冷凝器中间节流不完全冷却中高温热泵系统
KR20100005735U (ko) 축열 시스템
WO2021106084A1 (ja) 冷凍サイクル装置
JP2013210133A (ja) 冷凍装置
KR101258096B1 (ko) 2단 압축 히트펌프 시스템
JP2017129320A (ja) 冷凍装置
JP2021050841A (ja) 冷凍方法
RU2432531C2 (ru) Холодильное устройство и способ циркуляции в нем охлаждающей текучей среды
JP2010038408A (ja) 室外熱交換器及びこれを搭載した冷凍サイクル装置
KR20050043089A (ko) 히트 펌프

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 14798540

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

DPE1 Request for preliminary examination filed after expiration of 19th month from priority date (pct application filed from 20040101)
ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2015517143

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 14798540

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1