WO2015190823A1 - 열 회수 장치 - Google Patents

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WO2015190823A1
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refrigerant flow
flowing out
compressor
flow flowing
evaporator
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김태우
이성규
신준호
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주식회사 엘지화학
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    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B11/00—Compression machines, plants or systems, using turbines, e.g. gas turbines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F25B27/00—Machines, plants or systems, using particular sources of energy
    • F25B27/02—Machines, plants or systems, using particular sources of energy using waste heat, e.g. from internal-combustion engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • Y02P—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES IN THE PRODUCTION OR PROCESSING OF GOODS
    • Y02P20/00—Technologies relating to chemical industry
    • Y02P20/10—Process efficiency

Definitions

  • the present application relates to a heat recovery apparatus and method.
  • heat exchange takes place at various routes through a reactor or distillation column, and the waste heat generated after such heat exchange can be reused or discarded.
  • the waste heat is a lower heat source in the sensible state of less than 100 °C, for example, 50 to 90 °C level, the temperature is too low to be practically reused, and therefore by condensate It is thrown away after condensation.
  • low pressure or high pressure steam is used for various purposes in the industrial field, in particular, in the chemical process, high temperature and high pressure steam is mainly used.
  • the high-temperature and high-pressure steam generally produces high-temperature and high-pressure steam by heating the water at atmospheric pressure and room temperature to the vaporization point and increasing the internal energy by applying a high pressure to the water turned into steam. In order to vaporize the water in the state, a large amount of energy consumption is required.
  • the present application provides a heat recovery apparatus and method.
  • the present application relates to a heat recovery device.
  • the heat recovery device of the present application it is possible to generate steam by using a lower heat source of less than 100 °C discharged from industrial sites or various chemical processes, for example, the manufacturing process of petrochemical products, and the generated steam Since it can be used in various processes, it is possible to reduce the amount of high-temperature steam used as an external heat source for use in a reactor or a distillation column, thereby maximizing energy saving efficiency.
  • the heat recovery apparatus of the present application may produce power consumed by the compressor by itself, and may reduce some vaporization of the refrigerant flow passing through the compressor, thereby recovering heat with excellent efficiency.
  • FIG. 2 is a diagram schematically showing an exemplary heat recovery apparatus 10 of the present application.
  • the heat recovery apparatus 10 of the present application includes a first circulation loop R 1 and a second circulation loop R 2 .
  • the first and second circulation loops R 1 , R 2 may be circulation systems connected through piping to allow refrigerant to circulate.
  • the first circulation loop R 1 is a heat pump cycle (Heat). Pump Cycle
  • the second circulation loop R 2 may be an Organic Rankine Cycle (ORC).
  • the first circulation loop R 1 comprises an evaporator 100, a first compressor 110, a first condenser 111 and a pressure drop device 112.
  • the evaporator 100, the first compressor 110, the first condenser 111, and the pressure drop device 112 may be connected through a pipe, and preferably, a fluid connection (eg, a refrigerant or a fluid may flow through the pipe). may be fluidically connected).
  • the second circulation loop R 2 also includes an evaporator 100, a turbine 120, a second condenser 121, and a second compressor 122, and the evaporator 100.
  • the turbine 120, the second condenser 121, and the second compressor 122 may be connected through pipes, and may be fluidly connected to allow refrigerant or fluid to flow through the pipes. Can be.
  • the first circulation loop R 1 and the second circulation loop R 2 share an evaporator.
  • two evaporators are required, and an excellent coefficient of performance is obtained. In order to achieve this, excess energy must be consumed.
  • the heat recovery apparatus of the present application by using only one evaporator, it is possible to implement a heat recovery apparatus having an excellent coefficient of performance while minimizing energy consumption.
  • the heat recovery device 10 of the present application combines two opposing processes, that is, a heat pump cycle that generates heat using electricity and an organic Rankine cycle that generates electricity using heat, It is possible to make low temperature heat into high temperature heat without consuming electricity.
  • the heat recovery device 10 of the present application includes a fluid distributor 101, which will be described later, so that the flow of fluid can be appropriately distributed in a heat pump cycle and an organic Rankine cycle. Even if less electricity is used, it can be adjusted to produce more heat or steam, or if it produces less hot steam, it can be adjusted to produce additional electricity. Accordingly, a hybrid process having operational flexibility can be implemented.
  • a first circulation loop R 1 and a second circulation loop R 2 share the evaporator 100, whereby the refrigerant flow flowing out of the evaporator 100 is After the separation, the first circulation loop R 1 and the second circulation loop R 2 are respectively circulated, and the refrigerant flow circulating through the first circulation loop R 1 and the second circulation loop R 2 is again performed. After joining, the evaporator 100 may be introduced.
  • the refrigerant flow F 1 flowing out of the evaporator 100 may flow into the fluid distributor 101, and the refrigerant flow flowing into the fluid distributor may be separated and discharged from the fluid distributor.
  • a part F A 1 of the refrigerant flow flows into the first compressor 110 of the first circulation loop R 1
  • the other part F B 1 is the second circulation loop R 2 . May be introduced into the turbine 120.
  • the fluid distributor 101 may be included in the heat exchange device 10 of the present application in order to distribute the flow rate of the refrigerant flow flowing out of the evaporator 100 at an appropriate ratio.
  • the heat pump by appropriately distributing the refrigerant flow (F 1 ) flowing out of the evaporator 100 in the fluid distributor 101 to properly distribute the first circulation loop (R 1 ) and the second circulation loop (R 2 ) Even when the heat recovery apparatus 10 of the present application in which the cycle and the organic Rankine cycle are combined uses only one evaporator, the heat recovery apparatus 10 may have an excellent coefficient of performance.
  • the heat recovery device 10 includes the fluid distributor 101, so that the flow of fluid can be appropriately distributed between the heat pump cycle and the organic Rankine cycle, even if less electricity is used depending on the situation. It can be adjusted to produce more heat or steam, or to produce additional electricity even if less hot steam is produced, thereby implementing a hybrid process having operational flexibility.
  • the flow rate of the refrigerant flow F A 1 separated from the fluid distributor 101 for the total flow rate of the refrigerant flow F 1 flowing out of the evaporator 100 and introduced into the first compressor 110 may satisfy the following general formula (1).
  • F c represents the flow rate of the refrigerant flow F A 1 separated from the fluid distributor 101 and introduced into the first compressor 110
  • F e represents the refrigerant flow flowing out of the evaporator 100.
  • the total flow rate of (F 1 ) is shown.
  • the ratio F of the flow rate of the refrigerant flow F A 1 which is separated from the fluid distributor 101 to the total flow rate of the refrigerant flow F 1 flowing out of the evaporator 100 and flows into the first compressor 110 c / F e may be adjusted within the range of 0.3 to 0.5, for example, 0.32 to 0.45 or 0.35 to 0.4, but is not limited thereto.
  • the ratio of the flow rate may satisfy the following general formula (2).
  • F t represents the flow rate of the refrigerant flow (F B 1 ) which is separated from the fluid distributor 101 and flows into the turbine 120
  • F e represents the refrigerant flow (F e ) flowing out of the evaporator 100.
  • the total flow rate of 1 ) is shown.
  • the ratio F t of the flow rate of the refrigerant flow F B 1 separated from the fluid distributor 101 and introduced into the turbine 120 to the total flow rate of the refrigerant flow F 1 flowing out of the evaporator 100 is introduced into the turbine 120.
  • / F e but it can be adjusted in the range of 0.5 to 0.7, e.g., 0.55 to 0.68 or 0.6 to 0.65, but is not limited thereto.
  • the ratio of the flow rate of the refrigerant flow F A 1 separated from the fluid distributor 101 to the first compressor 110 to the total flow rate of the refrigerant flow F 1 flowing out of the evaporator 100 is introduced into the first compressor 110. 1 satisfies the flow rate of the refrigerant flow F B 1 separated from the fluid distributor 101 and introduced into the turbine 120 with respect to the total flow rate of the refrigerant flow F 1 flowing out of the evaporator 100.
  • the ratio satisfies the general formula (2), the heat recovery apparatus 10 of the present application can have an excellent coefficient of performance even when only one evaporator is used.
  • Flow rate of the refrigerant flow (F B 1 ) which is separated from the inflow into the turbine 120 is not particularly limited as long as the general formula 1 and the general formula 2 are satisfied, the type of process to be applied and the conditions of each process You can adjust it accordingly.
  • the total flow rate of the refrigerant flow (F 1 ) flowing out of the evaporator 100 is 10,000 kg / hr to 100,000 kg / hr, for example, 20,000 kg / hr to 90,000 kg / hr or 30,000 kg / hr to 80,000 kg / hr, preferably 45,000 kg / hr to 55,000 kg / hr, but is not limited thereto.
  • the flow rate of the refrigerant flow F A 1 separated from the fluid distributor 101 and introduced into the first compressor 110 is 5,000 kg / hr to 40,000 kg / hr, for example, 8,000 kg / hr to 35,000.
  • the flow rate of the refrigerant flow F B 1 separated from the fluid distributor 101 and introduced into the turbine 120 is 5,000 kg / hr to 60,000 kg / hr, for example, 10,000 kg / hr to 50,000 kg / hr or 20,000 kg / hr to 40,000 kg / hr, preferably 25,000 kg / hr to 35,000 kg / hr, but is not limited thereto.
  • the evaporator 100 is included in the heat recovery device 10 of the present application in order to exchange heat between the refrigerant flow and the first fluid flow introduced from the outside, and through the heat exchange, the refrigerant is vaporized and then the evaporator 100. ) May be discharged from the evaporator 100 in a gas phase flow of relatively high temperature than the flow flowing into).
  • gas phase refers to a state in which a gas component flow is rich in all components of the refrigerant flow, for example, a state in which the mole fraction of the gas component flow in the components of the refrigerant flow is 0.9 to 1.0.
  • the first fluid stream W 1 flowing into the evaporator 100 may be, for example, a waste heat stream or a stream of condensate passing through the condenser, and the waste heat stream may be, for example, cooling water of an exothermic reactor. May be, but is not limited now.
  • the waste heat flow of the lower heat source in the sensible state at a level below 100 ° C., for example, 50 to 90 ° C. can be preferably used.
  • a first fluid flow W 1 such as a refrigerant flow F 5 and waste heat flow may be introduced into the evaporator 100 through a fluidly connected pipe, and the refrigerant flow F 5 and After the first fluid flow W 1 is mutually heat exchanged in the evaporator 100, the first fluid flow W 1 may be respectively discharged from the evaporator 100 through the fluid connected pipe.
  • the temperature of the refrigerant flow (F 1 ) flowing out of the evaporator 100 and the temperature of the first fluid flow (W 1 ) flowing into the evaporator 100 may satisfy the following general formula (3).
  • T Ein represents the temperature of the first fluid flow W 1 flowing into the evaporator 100
  • T Eout represents the temperature of the refrigerant flow F 1 flowing out of the evaporator 100.
  • the difference T Ein -T Eout between the temperature of the refrigerant flow F 1 flowing out of the evaporator 100 and the temperature of the first fluid flow W 1 flowing into the evaporator 100 is 1 to 20 ° C., For example, it may be adjusted in the range of 1 to 15 ° C, 2 to 20 ° C, 1 to 10 ° C, or 2 to 10 ° C.
  • Hot steam can be produced using waste heat from a lower heat source at sensible temperatures at levels below 100 ° C., for example from 50 to 90 ° C.
  • the temperature of the refrigerant flow F 1 flowing out of the evaporator 100 and the temperature of the first fluid flow W 1 flowing into the evaporator 100 are not particularly limited as long as the general formula 3 is satisfied. It can be variously adjusted according to the type of process to be applied and the conditions of each process. In one example, the temperature of the first fluid flow (W 1 ) flowing into the evaporator 100 is 60 °C to 100 °C, for example, 70 °C to 90 °C, 80 °C to 95 °C, 80 °C to 85 °C or 83 °C to 87 °C, but is not particularly limited thereto.
  • the temperature of the refrigerant flow (F 1 ) flowing out of the evaporator 100 is 60 °C to 100 °C, for example, 60 °C to 95 °C, 65 °C to 90 °C, 65 °C to 95 °C, or 70 °C to 85 °C, but is not particularly limited thereto.
  • the temperature of the fluid stream (W 2 ) flowing out after the heat exchange with the refrigerant flow in the evaporator 100 is 60 °C to 100 °C, for example, 60 °C to 95 °C, 65 °C to 90 °C, 65 ° C to 95 ° C, or 70 ° C to 85 ° C, but is not particularly limited thereto.
  • the temperature of the refrigerant flow (F 5 ) flowing into the evaporator 100 is lower than the temperature of the fluid flow (W 1 ) flowing into the evaporator 100, for example, 40 °C to 90 °C, 40 ° C. to 80 ° C., 45 ° C. to 45 ° C., or 73 ° C. to 77 ° C., but is not limited thereto.
  • the pressure of the refrigerant flows F 5 and F 1 introduced into and out of the evaporator 100 may vary depending on the type of refrigerant and operating conditions, and is not particularly limited.
  • the pressure of the refrigerant flows F 5 and F 1 flowing into and out of the evaporator 100 may range from 2.0 kgf / cm 2 g to 20.0 kgf / cm 2 g, for example, 2.0 kgf / cm 2. g to 10.0 kgf / cm 2 g or 2.1 kgf / cm 2 g to 7.0 kgf / cm 2 g, but is not limited thereto.
  • the pressure of the refrigerant flow By adjusting the pressure of the refrigerant flow from 2.0 kgf / cm 2 g to 20.0 kgf / cm 2 g, it is possible to easily adjust the compression ratio of the first compressor (110).
  • the outflow pressure of the compressor is determined according to the temperature, but when the inflow pressure is high, the compression ratio can be kept low.
  • the pressure unit kgf / cm 2 g means gauge pressure.
  • the pressure of the first fluid streams W 1 and W 2 flowing into and out of the evaporator 100 is not particularly limited, for example, 0.5 kgf / cm 2 g to 2.0 kgf / cm 2 g, for example For example, it may be 0.7 kgf / cm 2 g to 1.5 kgf / cm 2 g or 0.8 kgf / cm 2 g to 1.2 kgf / cm 2 g.
  • the flow rate of the first fluid flow (W 1 ) flowing into the evaporator 100 may be 50,000 kg / hr or more, for example, 100,000 kg / hr or more, or 200,000 kg / hr or more, preferably, It may be 250,000 kg / hr or more, but is not limited thereto.
  • the outlet temperature of the fluid stream W 2 flowing out after heat transfer is maintained even if the same amount of heat is transferred to the refrigerant, thereby increasing the evaporator 100.
  • the outlet temperature of the refrigerant flow (F 1 ) flowing out from) can also be maintained high.
  • the upper limit of the flow rate of the first fluid flow W 1 flowing into the evaporator 100 is not particularly limited, and considering the efficiency and economic efficiency of the apparatus, for example, 500,000 kg / hr or less, or It may be 350,000 kg / hr or less, but is not limited thereto.
  • the first compressor (110) in order to compress the refrigerant flow (F 1 ) of the gaseous phase flowing out of the evaporator 100 and to raise the temperature and pressure of the present application, is included in the heat recovery unit 10, the first compressor 110 is compressed to pass through the relatively high temperature and a flow of refrigerant of the high pressure vapor phase as compared to the refrigerant flow (F 1), flowing out from the evaporator 100 ( F A 2 ) may be introduced into the first condenser 111 to be described later.
  • the refrigerant flow F 1 flowing out of the evaporator 100 may be distributed in the above-described fluid distributor 101 and then introduced into the first compressor 110 through a fluidly connected pipe. After the refrigerant flow F A 1 is compressed in the first compressor 110, the refrigerant flow F A 2 may flow out through the fluid connected pipe.
  • the pressure of the refrigerant flow F A 1 which is separated from the fluid distributor 101 and flows into the first compressor 110 and that of the refrigerant flow F A 2 that flows out of the first compressor 110 are included.
  • the ratio of the pressure may satisfy the following general formula (4).
  • P C1out represents the pressure (bar) of the coolant flow (F A 2) flowing out of the first compressor (110), P C1in is separated from the fluid distributor 101, the first compressor (110 Represents the pressure bar of the coolant flow F A 1 .
  • P C1out / P Cin may be adjusted in the range of 2 to 5, for example 2 to 4, preferably 3 to 4.
  • the ratio P C1out / P Cin of the pressure is separated from the fluid distributor 101 and the pressure of the refrigerant flow F A 1 flowing into the first compressor 110 and the refrigerant flow flowing out of the first compressor 110 (
  • the value of F A 2 ) is calculated based on the case where the unit of pressure is bar, and when the value of the specific pressure converted according to the unit of the measured pressure is different, the ratio of the pressure may not satisfy the general formula (4). It is obvious in the art. Accordingly, the general formula 4 may include all cases of satisfying the value of the measured pressure in terms of bar pressure.
  • the ratio of the pressure of the refrigerant flow F A 1 separated from the fluid distributor 101 and introduced into the first compressor 110 and the pressure of the refrigerant flow F A 2 flowing out of the first compressor 110 is normal.
  • the refrigerant evaporated in the evaporator 100 may be compressed to a high temperature and high pressure so as to have a sufficient heat amount to be heat-exchanged with the fluid flow passing through the first condenser 111 to be described later.
  • the pressure of the refrigerant flow F A 1 separated from the fluid distributor 101 and introduced into the first compressor 110 and the pressure of the refrigerant flow F A 2 flowing out of the first compressor 110 are represented by the general formula. If it satisfies 4, it is not particularly limited and may be variously adjusted according to the type of process to be applied and the conditions of each process.
  • the pressure of the refrigerant flow F A 1 separated from the fluid distributor 101 and introduced into the first compressor 110 is from 2.0 kgf / cm 2 g to 20 kgf / cm 2 g, for example , 2.0 kgf / cm 2 g to 10.0 kgf / cm 2 g or 2.1 kgf / cm 2 g to 7.0 kgf / cm 2 g, but is not limited thereto.
  • the pressure of the refrigerant flow (F A 2 ) flowing out of the first compressor 110 is 15 to 30 kgf / cm 2 g, for example, 18 to 30 kgf / cm 2 g, or 20 to 30 kgf / cm 2 g, but is not limited thereto.
  • the temperature of the refrigerant flow F A 2 that flows out after being compressed by the first compressor 110 may be 110 ° C. to 170 ° C., for example, 120 ° C. to 150 ° C., or 123 ° C. to 165 ° C. However, it is not limited thereto.
  • the first compressor 110 any compression device capable of compressing the flow of gaseous phase may be used without limitation various compression devices known in the art.
  • the first compressor 110 may be a compressor. May be, but is not limited thereto.
  • the first condenser 111 is a high temperature and high pressure refrigerant flow (F A 2 ) flowing out of the first compressor 110 and a second fluid flow flowing from the outside
  • W 3 heat exchange
  • the refrigerant is condensed to the refrigerant flow (F A 2 ) flowing out of the first compressor (110).
  • the second fluid flow (W 3 ) can absorb the latent heat generated when the refrigerant is condensed.
  • liquid phase means a state in which a liquid component flow is rich in all the components of the refrigerant flow, for example, a state in which the mole fraction of the liquid component flow in the components of the refrigerant flow is 0.9 to 1.0.
  • the second fluid flowing into the first condenser 111 may be make-up water.
  • the water that is heat-exchanged in the first condenser 111 may be condensed when the refrigerant is condensed.
  • the latent heat generated in the gas can be absorbed and vaporized and discharged in the form of steam.
  • the first condenser 111 may have a refrigerant flow F A 2 discharged from the first compressor and a second fluid flow W 3 for exchanging the refrigerant flow through a fluidly connected pipe.
  • the refrigerant flows F A 2 and the second fluid flows W 3 introduced therein are mutually heat exchanged in the first condenser 111, and then, respectively, in the first condenser 111 through the fluid connected pipe. May spill.
  • the temperature and pressure of the second fluid stream W 3 flowing into the first condenser 111 are not particularly limited, and the fluid flow of various temperatures and pressures may be introduced into the first condenser.
  • a temperature of 110 ° C. to 120 ° C. for example 112 ° C. to 116 ° C., or 115 ° C. to 118 ° C.
  • 0.5 to 0.9 kgf / cm 2 g for example 0.6 to 0.8 kgf / cm 2 g
  • the second fluid stream W 3 may be introduced into the first condenser 111 at a pressure of.
  • the flow rate of the second fluid stream W 3 flowing into the first condenser 111 is not particularly limited, and is 300 kg / hr to 6,000 kg / hr, for example, 500 kg / hr to 1,000. kg / hr, 800 kg / hr to 2,000 kg / hr, or 900 kg / hr to 1,100 kg / hr.
  • the refrigerant (F A 2 ) flowing out of the first compressor 110 and the water (W 4 ) heat exchanged in the first condenser is 115 °C to 150 °C, for example, 115 °C to 145 °C
  • the refrigerant flow F A 3 exchanged with the second fluid flow W 3 in the first condenser 111 may be 115 ° C. to 150 ° C., for example, 115 ° C. to 145 ° C. or 120 ° C. to 145. °C, preferably 124 °C to 143 °C can be discharged from the first condenser 111 at a temperature of, but is not limited thereto.
  • the pressure of the refrigerant flow F A 3 exchanged with the second fluid flow W 3 in the first condenser 111 may vary depending on the type of refrigerant and the operating conditions.
  • 15 To 30 kgf / cm 2 g, 18 to 29.5 kgf / cm 2 g, or 20 to 29.3 kgf / cm 2 g, may be discharged from the first condenser 111 (F A 3 ), but is not limited thereto. It is not.
  • Exemplary heat recovery device 10 of the present application may further include a storage tank 300.
  • the storage tank 300 may be provided in fluid connection with the first condenser 111 through a pipe.
  • the storage tank 300 is a device for supplying a fluid flow flowing into the first condenser 111, the storage tank 300, the fluid flowing into the first condenser 111, for example, water It may be stored.
  • a second fluid flow (W 3) is introduced into the first condenser 111 along the pipe, the first condenser 111, the refrigerant flow (F A 2) and a heat exchanger inlet to the outlet in the storage tank 300, Can be.
  • the heat-exchanged fluid stream W 4 for example, water at high temperature and high pressure may be re-introduced into the storage tank, and then depressurized and discharged in the form of steam.
  • the pressure drop device 112 the heat recovery device 10 of the present application to expand the high temperature, high pressure and liquid refrigerant flow (F A 3 ) flowing out of the first condenser 111 and to lower the temperature and pressure Refrigerant flow (F A 4 ), which is passed through the pressure drop device 112 is relatively low temperature and low pressure state compared to the refrigerant flow 111 is discharged from the first condenser 111 after being expanded To the evaporator 100 described above.
  • the refrigerant flow F A 3 flowing out of the first condenser 111 may be introduced into the pressure drop device 112 through a fluidly connected pipe, and the flow of the refrigerant flows into the pressure drop device ( After inflated at 112, it may be discharged F A 4 through the fluid-connected pipe at a relatively low temperature and low pressure compared to the refrigerant flow F A 3 flowing out of the first condenser 111.
  • the refrigerant flow (F A 4 ) flowing out of the pressure drop device 112 is 40 °C to 90 °C, for example 40 °C to 80 °C or 45 °C to 85 °C, preferably 45 °C
  • the temperature may drop from the pressure drop device 112 at a temperature of 77 ° C., but is not limited thereto.
  • the pressure of the refrigerant flow (F A 4 ) flowing out of the pressure drop device 112 may vary depending on the type of refrigerant and operating conditions, for example, 2.0 kgf / cm 2 g to 10 kgf / cm 2 g, for example 2.5 kgf / cm 2 g to 8.0 kgf / cm 2 g or 2.2 kgf / cm 2 g to 7.0 kgf / cm 2 g, preferably from 2.0 kgf / cm 2 g to 6.5 kgf / cm 2 g may be discharged from the pressure drop device 112, but is not limited thereto.
  • the pressure drop device 112 may be, for example, a control valve or a turbine installed in a pipe through which the refrigerant flow F A 3 flowing out of the first condenser 111 flows.
  • the turbine may be a power generator, for example, a hydraulic turbine capable of converting the mechanical energy of the refrigerant flowing through the pipe, that is, the mechanical energy of the fluid into electrical energy.
  • the power consumed by the first compressor 110 may be produced by the heat recovery device 10 itself, thereby increasing the coefficient of performance of the recovery device.
  • the turbine 120 is included in the heat recovery device 10 of the present application for producing electricity used in the first compressor 110, and is discharged from the evaporator 100.
  • a gaseous refrigerant flow F 1 flows into the turbine 120 and expands in the turbine 120 and the temperature and the pressure decrease, the enthalpy is lost, and the turbine 120 is as much as the lost enthalpy. In things happen. Work occurring in the turbine 120 may be used during compression in the first compressor 110 described above.
  • the refrigerant flow F B 2 Compared to the refrigerant flow F 1 that is expanded through the turbine 120 and flows out of the evaporator 100, the refrigerant flow F B 2 having a low temperature and low pressure is a second condenser 121 to be described later. ) Can be introduced into.
  • the refrigerant flow (F 1) flowing out of the evaporator 100 may be introduced into (F B 1) to the turbine 120 through the connected after the distribution in the above-described fluid dispenser 101, the fluid pipe, After the introduced refrigerant flow F B 1 is expanded in the turbine 120, the refrigerant flow F B 2 may flow out through the fluid connected pipe.
  • the second condenser 121 In the second circulation loop (R 2 ), the second condenser 121, the heat recovery device of the present application in order to condense the low-temperature and low-pressure refrigerant flow (F B 2 ) flowing out of the turbine 120 Included in (10), and through the second condenser 121, the refrigerant flows to the liquid flow of the low temperature and low pressure relative to the refrigerant flow (F B 2 ) flowing out of the turbine after condensation (F B 3) Can be
  • the second compressor 122 compresses the refrigerant flow F B 3 flowing out of the second condenser 121 and increases the temperature and pressure. It is included in the heat recovery device 10 of the present application, and after being compressed through the second compressor 122, compared to the refrigerant flow (F B 3 ) flowing out of the second condenser 121 and relatively high and The high pressure gaseous refrigerant flow F B 4 may enter the fluid mixer 102 and then enter the evaporator 100 described above.
  • the refrigerant flow F B 3 flowing out of the second condenser 121 may flow into the second compressor 122 through a fluid connected pipe, and the refrigerant flow F B 3 introduced therein may be After being compressed in the second compressor 122, it may be discharged F B 4 through the fluid connected pipe.
  • the second condenser 121 is discharged from the second compressor 122, a refrigerant flow (F B 3), a refrigerant flow flowing out of the pressure and the second compressor 122 is introduced into (F B 4
  • the ratio of the pressure of) can satisfy the following general formula (5).
  • P C2out represents the pressure bar of the refrigerant flow F B 4 flowing out of the second compressor 122, and P C2in flows out of the second condenser 121 to allow the second compressor ( And the pressure bar of the refrigerant flow F B 3 entering 122.
  • the pressure of the refrigerant flow F B 3 flowing out of the second condenser 121 and flowing into the second compressor 122 and the pressure of the refrigerant flow F B 4 flowing out of the second compressor 122 are determined.
  • the ratio P C2out / P C2in can be adjusted in the range of 2 to 7, for example 2 to 5, preferably 2.5 to 4.5.
  • the ratio P C2out / P C2in of the pressure is the pressure of the refrigerant flow F B 3 flowing out of the second condenser 121 and flowing into the second compressor 122 and the refrigerant flowing out of the second compressor 122.
  • the value is calculated based on the case where the pressure of the flow F B 4 is bar, and the ratio of the pressure does not satisfy the general formula 5 when the specific pressure value is converted according to the unit of the pressure to be measured. It is obvious in the art that it may not. Accordingly, the general formula 5 may include all cases of satisfying the value of the measured pressure in terms of bar pressure.
  • the ratio of the pressure of the refrigerant flow F B 3 flowing out of the second condenser 121 and flowing into the second compressor 122 and the pressure of the refrigerant flow F B 4 flowing out of the second compressor 122 is By satisfying general formula (5), it can be compressed enough to generate electricity in the turbine 120 and to compensate for the dropped pressure.
  • the pressure of the refrigerant flow F B 3 flowing out of the second condenser 121 and flowing into the second compressor 122 and the pressure F B 4 of the refrigerant flowing out of the second compressor 122 are the same. If the equation 5 is satisfied, it is not particularly limited and may be variously adjusted according to the type of process to be applied and the conditions of each process.
  • the second condenser 121 is discharged from the second compressor 122, the pressure of the coolant flow (F B 3) flowing in is 0.5 kgf / cm 2 g to about 3.0 kgf / cm 2 g,
  • the pressure of the coolant flow (F B 3) flowing in is 0.5 kgf / cm 2 g to about 3.0 kgf / cm 2 g,
  • Example For example, 1.2 kgf / cm 2 g to 2.5 kgf / cm 2 g or 1.0 kgf / cm 2 g to 2.0 kgf / cm 2 g, but is not limited thereto.
  • the pressure of the refrigerant flow (F B 4 ) flowing out of the second compressor 122 is 2.0 kgf / cm 2 g to 20.0 kgf / cm 2 g, for example, 2.0 kgf / cm 2 g to 10.0 kgf / cm 2 g or 2.2 kgf / cm 2 g to 7.0 kgf / cm 2 g, but is not limited thereto.
  • the refrigerant flow F B 4 flowing out after being compressed by the second compressor 122 is the refrigerant flow F A 4 flowing out of the pressure drop device 112 of the first circulation loop R 1 described above. And may be introduced into the evaporator 100 after being combined in the fluid mixer 102.
  • the second compressor 122 as long as it is a compression device capable of compressing the flow of liquid phase, various compression devices known in the art may be used without limitation.
  • the second compressor 122 may be a pump. May be, but is not limited thereto.
  • the evaporator 100, the first compressor 110, the first condenser 111, and the pressure drop device 112 included in the first circulation loop R 1 are removed.
  • the refrigerant flow passing through and the refrigerant flow passing through the evaporator 100, the turbine 120, the second condenser 121 and the second compressor 122 included in the second circulation loop R 2 are respectively different in temperature and pressure.
  • the latent heat according to the temperature, pressure and state changes of the refrigerant flow can be used as a heat source for steam generation.
  • the heat recovery apparatus 10 of the present application by setting the optimum temperature and pressure conditions for generating steam using low-temperature waste heat of less than 100 °C, it is possible to generate steam with excellent efficiency.
  • the refrigerant flow (F 5 ) flowing into the evaporator 100 may be a liquid flow
  • the volume fraction of the liquid flow in the refrigerant flow is 0.8 to 1.0, for example, 0.9 to 1.0, preferably Preferably 0.99 to 1.0.
  • the refrigerant flows F A 2 and F B 2 flowing out of the first compressor 110 or the turbine 120 may be gaseous flows, and the volume fraction of the gaseous flows in the refrigerant flows may be 0.8 to 1.0, For example, it may be 0.9 to 1.0, preferably 0.99 to 1.0.
  • the refrigerant flow (F A 3 , F B 3 , F B 4 ) flowing out of the first condenser 111, the second condenser 121, or the second compressor 122 may be a liquid flow, and the refrigerant flow
  • the volume fraction of the liquid phase stream in the stream may be between 0.8 and 1.0, for example between 0.9 and 1.0, preferably between 0.99 and 1.0.
  • the refrigerant flow (F A 4 ) flowing out of the pressure drop device 112 may be a liquid phase flow
  • the fraction of the gas phase flow in the refrigerant flow is 0 to 0.2, for example, 0 to 0.15, preferably May be 0 to 0.1.
  • the volume fraction means a ratio of the volume flow rate of the liquid flow or the gaseous flow to the volume flow rate of the entire refrigerant flow flowing through the pipe, wherein the volume flow rate is the fluid flowing per unit time. It represents volume and can be calculated
  • volumetric flow rate Av (m 3 / s)
  • A represents the cross-sectional area (m 2 ) of the pipe
  • v represents the flow rate (m / s) of the refrigerant flow.
  • FIG. 3 is a diagram schematically showing a heat recovery apparatus 10 according to another embodiment of the present application.
  • the heat recovery device 10 of the present application includes a first heat exchanger located between the evaporator 100 and the fluid distributor 101 and between the first condenser 111 and the pressure drop device 112. (113) further.
  • the first heat exchanger 113 may be connected to a pipe connected between the evaporator 100 and the fluid distributor 101 and a pipe connected between the first condenser 111 and the pressure drop device 112.
  • the first heat exchanger 113 may include a first compressor after the refrigerant flow F 1-1 flowing out of the evaporator 100 passes through the first heat exchanger 113.
  • a refrigerant flow (F a 3-1) that the pressure drop device 112 after having passed through the first heat exchanger (113) flowing out of the It may be fluidly connected to the pipe to the inlet (F A 3-2 ). Since the heat recovery device 10 of the present application includes the first heat exchanger 113, it is possible to prevent partial evaporation of the refrigerant generated during isotropic compression of the refrigerant, and thus, the heat recovery device 10. ) Can increase the heat exchange efficiency.
  • “isentropic compression” means compressing under a condition in which entropy of a system is kept constant.
  • the isentropic compression may refer to adiabatic compression process of compressing in a state without heat exchange with the surroundings of the system.
  • the refrigerant circulating in the heat recovery apparatus 10 may be a refrigerant having a positive slope in the tangent of the saturated vapor curve of the temperature-entropy line as shown in FIG. 4.
  • the slope of the tangential of the saturated steam curve of the temperature-entropy diagram of the refrigerant whose horizontal axis is entropy (J / kgK) and vertical axis is temperature (° C) is 1 to 3 at 50 ° C to 130 ° C.
  • the saturated steam curve in the temperature-entropy diagram means the portion of the curve to the right of the diagram based on the critical point of the diagram.
  • the heat recovery device 10 of the present application may include the first heat exchanger 113, thereby increasing the heat exchange efficiency of the heat recovery device 10. You can.
  • refrigerant if the slope of the tangent of the saturated steam curve of the temperature-entropy diagram is a refrigerant having a positive value, various refrigerants known in the art may be used, but are not particularly limited.
  • R245fa One or more refrigerants selected from the group consisting of R1234ze and R1234yf can be used.
  • the refrigerant flow F 1-1 flowing out of the evaporator 100 is the first heat exchanger.
  • the refrigerant flow (F 1-1 ) and the refrigerant flowing out of the evaporator 100 and the first condenser 111 flows out
  • the flow F A 3-1 may be heat exchanged in the first heat exchanger 113.
  • the temperature of the refrigerant flow (F 1-2 ) flowing into the (101) may satisfy the following general formula (6).
  • T R1in represents the temperature of the refrigerant flow F A 3-1 flowing out of the first condenser 111 and introduced into the first heat exchanger 113
  • T R1out represents the first heat exchanger.
  • the temperature of the refrigerant flow F A 3-1 flowing out of the first condenser 111 and flowing into the first heat exchanger 113 and from the first heat exchanger 113 are discharged from the fluid distributor 101.
  • the difference T R3in -T R3out of the temperature of the refrigerant flow (F 1-2 ) introduced into is 1 to 50 °C, for example, 5 to 45 °C, 5 to 50 °C, 10 to 45 °C, 1 to 40 °C or It can be adjusted in the range of 15 to 35 °C.
  • the temperature of the refrigerant flow (F 1-2 ) to satisfy the general formula (6) it is possible to sufficiently increase the temperature of the refrigerant flow flowing into the first compressor 110 so as to prevent the above-mentioned partial vaporization of the refrigerant. As a result, the heat exchange efficiency of the heat recovery device 10 may be increased.
  • Temperature of the refrigerant flow (F 1-2 ) is not particularly limited, if it satisfies the general formula 6, it can be variously adjusted according to the type of the process to be applied and the conditions of each process.
  • the temperature of the refrigerant flow F A 3-1 flowing out of the first condenser 111 and introduced into the first heat exchanger 113 is 115 ° C. to 150 ° C., for example, 118.
  • the refrigerant flow (F 1-2 ) flowing out of the first heat exchanger 113 and introduced into the fluid distributor 101 is 90 °C to 150 °C, for example, 90 °C to 130 °C, 90 °C to 120 It may be introduced into the fluid distributor 101 at a temperature of °C, 100 °C to 130 °C or 90 °C to 128 °C.
  • the temperature of the refrigerant flow F A 3-2 flowing out of the first heat exchanger 113 and flowing into the pressure drop device 112 is 70 ° C. to 120 ° C., for example, 75 ° C. to 120 ° C, or 80 ° C to 120 ° C, but is not particularly limited thereto.
  • the refrigerant flow F A 2 flowing out of the first compressor 110 may be 110 ° C to 170 ° C, for example, 130. Although it may flow out of the first compressor 110 to a temperature of °C to 150 °C, 135 °C to 170 °C or 135 °C to 165 °C may be introduced into the first condenser 111, but is not limited thereto.
  • the heat recovery device 10 of the present application includes the first heat exchanger 113, some vaporization of the refrigerant in the first compressor 110 may be prevented.
  • the refrigerant flow F A 2 flowing out of the first compressor 110 may be a gaseous flow, and the volume of the gas phase flow in the refrigerant flow F A 2 flowing out of the first compressor 110.
  • the fraction may be 0.95 to 1.0, for example 0.99 to 1.0, preferably 1.0.
  • FIG. 5 is a diagram schematically showing a heat recovery device 10 according to another embodiment of the present application.
  • the heat recovery device 10 of the present application includes a second heat exchanger located between the turbine 120 and the second condenser 121 and between the second compressor 122 and the fluid mixer 102. And further includes 123.
  • the second heat exchanger 123 may be connected to a pipe connected between the turbine 120 and the second condenser 121 and a pipe connected between the second compressor 122 and the fluid mixer 102.
  • the second heat exchanger 123 may include a second condenser after the refrigerant flow F B 2-1 flowing out of the turbine 120 passes through the second heat exchanger 123.
  • the fluid mixer (102 ) May be fluidly connected to the pipe so as to flow in (F B 4-2 ).
  • the refrigerant flow (F B 2-1 ) flowing out of the turbine 120 is a second heat exchange at a temperature of 90 °C to 120 °C, for example, 90 °C to 115 °C or 95 °C to 112 °C
  • a refrigerant flow F B 2-1 flowing out of the turbine, after passing through the second heat exchanger 123 for example, from 50 ° C. to 75 ° C., for example, from 55 ° C. It may be introduced into the second condenser 121 (F B 2-2 ) at a temperature of 70 ° C or 50 ° C to 70 ° C, but is not limited thereto.
  • the refrigerant flow (F B 3 ) flowing out of the second condenser 121 is a second compressor at a temperature of 30 °C to 50 °C, for example, 35 °C to 45 °C or 35 °C to 40 °C It may be introduced into the 122, but is not limited thereto.
  • the refrigerant flow (F B 4-1 ) flowing out of the second compressor 122 is a second heat exchanger at a temperature of 30 °C to 50 °C, for example, 35 °C to 45 °C or 35 °C to 40 °C Inflow (F B 4-1 ) to (123), the refrigerant flow (F B 4-1 ) flowing out of the second compressor 122 after passing through the second heat exchanger 123 to 40 °C to.
  • the fluid mixer 102 After flowing into the fluid mixer 102 at a temperature of 70 ° C, for example, 45 ° C to 65 ° C or 40 ° C to 65 ° C, it may be introduced into the evaporator 100 (F B 4-2 ), but is not limited thereto. It is not.
  • FIG. 6 is a diagram schematically showing a heat recovery apparatus 10 according to another embodiment of the present application.
  • FIG. 10 Another embodiment of the present application provides a heat recovery method.
  • Exemplary heat recovery methods can be performed using the above-described heat recovery apparatus 10, through which, as described above, in an industrial site or various chemical processes, for example, in the production of petrochemical products Steam can be generated by using the lower heat source of less than 100 °C discharged, and the generated steam can be used in various processes, thereby reducing the amount of high-temperature steam used as an external heat source for use in a reactor or a distillation column. Energy efficiency can be maximized.
  • the heat recovery method of the present application since the power consumed by the compressor can be produced by itself, and some vaporization of the refrigerant flow through the compressor can be reduced, heat can be recovered with excellent efficiency.
  • the heat recovery method includes a refrigerant circulation step, a first heat exchange step and a second heat exchange step.
  • the refrigerant circulation step includes a first circulation step and a second circulation step, wherein the first circulation step is a step in which the refrigerant is circulated through the above-described first circulation loop R 1 , and the second circulation step is The refrigerant may be circulated through the second circulation loop R 2 .
  • the refrigerant flow is circulated through the evaporator 100, the first compressor 110, the first condenser 111, and the pressure drop device 112 sequentially,
  • a refrigerant flow is introduced into the evaporator 100, and (a-ii) a portion of the refrigerant flow F 1 flowing out of the evaporator 100 is transferred to the first compressor 110.
  • the refrigerant flow (F A 3 ) flowing out from the pressure drop device 112 is introduced, and (av) the refrigerant flow (F A 4 ) flowing out of the pressure drop device can be re-introduced to the evaporator (100). .
  • the refrigerant flow is circulated to pass through the evaporator 100, the turbine 120, the second condenser 121, and the second compressor 122 in sequence, for example, the second In the circulating step, (bi) the remaining portion of the refrigerant flow F 1 flowing out of the evaporator 100 flows into the turbine 120, and (b-ii) the refrigerant flow flowing out of the turbine 120.
  • the heat recovery method, the first heat exchange step and the first heat exchange when the refrigerant flow (F 5 ) flowing into the evaporator 100 and the first fluid flow (W 1 ) flowing into the evaporator 100 And a second heat exchange step of exchanging the refrigerant flow F A 2 flowing out of the first compressor with the second fluid flow W 3 flowing into the first condenser.
  • the refrigerant circulation step, the first heat exchange step and the second heat exchange step may be performed sequentially or independently of one another in any order.
  • the process of (ai) to (av) of the first circulation step and the process of (bi) to (b-iv) of the second circulation step is a circulation process, as long as the refrigerant flow can be circulated as described above, Any process may be performed first.
  • the ratio of the flow rate of the refrigerant flow (F A 1 ) flowing into the first compressor 110 to the total flow rate of the refrigerant flow (F 1 ) flowing out of the evaporator 100 is represented by the following general formula 1 Can be satisfied.
  • F c represents the flow rate of the refrigerant flow (F A 1 ) flowing into the first compressor 110
  • F e represents the total flow rate of the refrigerant flow (F 1 ) flowing out of the evaporator 100.
  • the ratio of the flow rate of the refrigerant flow (F B 1 ) flowing into the turbine 120 to the total flow rate of the refrigerant flow (F 1 ) flowing out of the evaporator 100 is the following general formula 2 Can be satisfied.
  • F t represents the flow rate of the refrigerant flow (F B 1 ) which is separated from the fluid distributor 101 and flows into the turbine 120
  • F e represents the refrigerant flow (F e ) flowing out of the evaporator 100.
  • the total flow rate of 1 ) is shown.
  • the ratio of the flow rate of the refrigerant flow F A 1 introduced into the first compressor 110 to the total flow rate of the refrigerant flow F 1 flowing out of the evaporator 100 satisfies the general formula 1 and the evaporator
  • the ratio of the flow rate of the refrigerant flow (F B 1 ) flowing into the turbine 120 to the total flow rate of the refrigerant flow (F 1 ) flowing out of the 100 satisfies the general formula 2, whereby the heat recovery device of the present application ( Even when 10) uses only one evaporator, the heat recovery apparatus can have an excellent coefficient of performance.
  • the temperature of the refrigerant flow F 1 flowing out of the evaporator 100 and the temperature of the first fluid flow W 1 flowing into the evaporator 100 are represented by the following general formula 3 Can be satisfied.
  • T Ein represents the temperature of the first fluid flow W 1 flowing into the evaporator 100
  • T Eout represents the temperature of the refrigerant flow F 1 flowing out of the evaporator 100.
  • waste heat of low temperature in particular, The waste heat of the lower heat source in the sensible state at a temperature of less than 100 ° C., for example, 50 to 90 ° C., may be used to produce hot steam, and the temperature of the refrigerant flow F 1 flowing out of the evaporator 100 may be reduced.
  • a detailed description of the temperature of the first fluid stream W 1 flowing into the evaporator 100 is the same as that described in the above-described heat recovery device 10, and thus will be omitted.
  • the ratio of the pressure of the refrigerant flow (F A 1 ) flowing into the first compressor 110 and the pressure of the refrigerant flow (F A 2 ) flowing out of the first compressor 110 May satisfy the following general formula (4).
  • P C1out represents the pressure bar of the refrigerant flow F A 2 flowing out of the first compressor 110
  • P C1in represents the refrigerant flow F flowing into the first compressor 110.
  • a 1 is the pressure bar.
  • the ratio of the pressure of the refrigerant flow (F A 1 ) flowing into the first compressor 110 and the pressure of the refrigerant flow (F A 2 ) flowing out of the first compressor 110 satisfies the general formula 4, the evaporator
  • the refrigerant vaporized at 100 may be compressed to a high temperature and a high pressure so as to have a sufficient heat amount to be heat-exchanged with the second fluid flow W 3 passing through the first condenser 111, which will be described later.
  • Detailed description of the pressure conditions of the refrigerant flow F A 1 flowing into 111 and the pressure conditions of the refrigerant flow F A 2 flowing out of the first compressor is the same as described above with respect to the heat recovery device 10. , Will be omitted.
  • the ratio of the pressure of the refrigerant flow F B 3 flowing out of the second condenser 121 and flowing into the second compressor 122 and the pressure of the refrigerant flow F B 4 flowing out of the second compressor 122 is as follows.
  • General formula (5) can be satisfied.
  • P C2out represents the pressure bar of the refrigerant flow F B 4 flowing out of the second compressor 122
  • P C2in flows out of the second condenser 121 to allow the second compressor ( 122) represents the pressure (bar) of the coolant flow (F B 3) that flows into.
  • the ratio of the pressure of the refrigerant flow F B 3 flowing out of the second condenser 121 and flowing into the second compressor 122 and the pressure of the refrigerant flow F B 4 flowing out of the second compressor 122 is By satisfying the general formula (5), it can be compressed enough to generate electricity in the turbine 120 and to compensate for the pressure drop, the refrigerant flowing out of the second condenser 121 and introduced into the second compressor 122 flow (F B 3) pressure and a second detailed description of the pressure conditions of a refrigerant flow (F B 4) flowing out of the compressor 122, to the same bars, not described in the above-described heat recovery system 10 Shall be.
  • the slope of the tangent of the saturated steam curve of the temperature-entropy diagram It may be a refrigerant having a positive slope, for example, the inclination of the tangential of the saturated steam curve of the temperature-entropy diagram where the horizontal axis is entropy (J / kg ⁇ K), the vertical axis is the temperature (° C.) is 50 °C to 130 It may be 1 to 3 at °C.
  • the first circulation step after flowing the refrigerant flow (F 1-1 ) flowing out from the evaporator 100 into the first heat exchanger 113, the inflow to the first compressor (110) (F A 1 ), and the refrigerant flow F A 3-1 flowing out of the first condenser 111 flows into the first heat exchanger 113, and then flows into the pressure drop device 112 (F A 3-2 ). May be further included.
  • the heat recovery method of another embodiment of the present application may further comprise a third heat exchange step of heat exchange 1 ) in the first heat exchanger (113).
  • the third heat exchange step may be performed through the first heat exchanger 113 of the heat exchange device 10 described above. Accordingly, as described above, partial vaporization of the refrigerant generated during isotropic compression of the refrigerant is performed. The heat exchange efficiency of the heat recovery apparatus 10 may be increased.
  • the temperature of the refrigerant flow (F 1-2 ) flowing into the 101 may satisfy the following general formula (6).
  • T R1in represents the temperature of the refrigerant flow F A 3-1 flowing out of the first condenser 111 and introduced into the first heat exchanger 113
  • T R1out represents the first heat exchanger.
  • the refrigerant flow (F A 1 ) of the refrigerant flow flowing into the first compressor 110 to the extent that it is possible to prevent some of the above-mentioned refrigerant vaporization phenomenon
  • the temperature can be sufficiently increased, whereby the heat exchange efficiency of the heat recovery device 10 can be increased.
  • the specific temperature, pressure and flow rate conditions of the refrigerant flow are the same as described above in the heat recovery device 10, and thus will be omitted.
  • the second circulation step after the refrigerant flow (F B 2-1 ) flowing out of the turbine 120 flows into the second heat exchanger (123) 2 flows into the condenser 121 (F B 2-2 ), and the refrigerant flow (F B 4-1 ) flowing out of the second compressor 122 flows into the second heat exchanger 123 and then the evaporator 100. as it may further include that for introducing (F B 4-2).
  • the heat recovery method includes a refrigerant flow F B 2-1 flowing out of the turbine 120 and a refrigerant flow F B 4-1 flowing out of the second compressor 122.
  • a fourth heat exchange step for heat exchange in the second heat exchanger 123 may be further included.
  • the fourth heat exchange step may be performed through the second heat exchanger 123 of the heat exchange device 10 described above.
  • specific temperature, pressure and flow conditions of the refrigerant flow may be determined by the heat recovery device. The same bar as described above in (10) will be omitted.
  • the second fluid W 3 flowing into the first condenser 111 may be water, and an exemplary heat recovery method of the present application may include the first condenser 111. Steam generation step of discharging the heat-exchanged water and the refrigerant flow flowing into) may be further included.
  • another embodiment of the heat recovery method may further include condensing and discharging the fluid flow flowing out of the evaporator (100).
  • the heat recovery apparatus 10 and method of the present application can be applied to various petrochemical processes.
  • the temperature of the waste heat generated in the process is about 85 ° C.
  • the calorific value of about 6.8 Gcal / hr is discarded, it is possible to apply to the cumene manufacturing process.
  • the temperature of the waste heat generated in the absorber is about 75 ° C. In this case, the heat amount of about 1.6 to 3.4 Gcal / hr is discarded, and it is applicable to the process of producing acrylic acid.
  • the heat recovery apparatus and method of the present application it is possible to generate steam by using a low heat source of less than 100 °C discharged from industrial sites or various chemical processes, for example, the manufacturing process of petrochemical products. Since steam can be used in various processes, it is possible to reduce the use of high temperature steam, which is an external heat source for use in a reactor or distillation column, to maximize energy saving efficiency and to produce the power consumed by the compressor by itself. In addition, since some vaporization of the refrigerant flow through the compressor can be reduced, heat can be recovered with excellent efficiency.
  • FIG. 1 is a view schematically showing a conventional waste heat treatment apparatus.
  • FIG. 2 is a view schematically showing a heat recovery apparatus of an embodiment of the present application.
  • FIG. 3 is a view schematically showing a heat recovery apparatus according to another embodiment of the present application.
  • FIG. 4 is a graph exemplarily showing a temperature-entropy diagram of a refrigerant of the present application.
  • FIG. 5 is a view schematically showing a heat recovery apparatus according to another embodiment of the present application.
  • FIG. 6 is a view schematically showing a heat recovery apparatus according to another embodiment of the present application.
  • FIG. 7 is a view showing a heat recovery apparatus according to an embodiment of the present application.
  • the refrigerant (1,1,1,3,3-pentafluoropropane, R245fa) is introduced into the evaporator and the refrigerant is passed through a portion of the refrigerant flow separated from the evaporator in order to sequentially pass through the compressor, the first condenser and the pressure drop device. Circulated. Specifically, the refrigerant flow in a state of 69.6 ° C, 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar) and a gas volume fraction of 0.0 is introduced into the evaporator at a flow rate of 50,000 kg / hr, and at the same time 85.0 ° C, 1.0 into the evaporator.
  • Waste heat flow with kgf / cm 2 g (1.96 bar) and gas volume fraction 0.0 was introduced at a flow rate of 300,000 kg / hr for heat exchange. After the heat exchange, the waste heat flow was flowed at a flow rate of 300,000 kg / hr with 78.2 ° C., 1.0 kgf / cm 2 g (1.96 bar) and a gas volume fraction of 0.0, and the refrigerant flow was 80.0 ° C., 6.2 kgf / cm 2. g (7.1 bar), with a gas volume fraction of 1.0, flowed into the fluid distributor.
  • the refrigerant flow separated in the fluid distributor was introduced into the compressor at a flow rate of 19,000 kg / hr, and the refrigerant flow compressed in the compressor was 125.0 ° C., 20.7 kgf / cm 2 g (21.3 bar), and a gas volume fraction. It flowed out from the compressor in the state which is 0.82. In this case, the amount of work used in the compressor was 135583.0 W.
  • the state gas volume fraction is 0.0, water 1,000 kg / hr It was introduced at a flow rate of to exchange heat with the refrigerant flow. After the heat exchange, water was discharged to steam at 115.0 ° C., 0.7 kgf / cm 2 g (1.67 bar), and a gas volume fraction of 0.75, and the refrigerant flow was condensed to 125.0 ° C., 20.7 kgf / cm 2 g (21.3 bar).
  • the heat amount condensed in the first condenser was 463422.8 W.
  • the flow of the refrigerant passing through the control valve was 75.4 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar), and the gas volume fraction was discharged from the control valve in a state of 0.0 and then introduced into the fluid mixer.
  • the remaining refrigerant flow separated from the fluid distributor was circulated to pass through the turbine, the second heat exchanger, the second condenser, the pump, the second heat exchanger, and the fluid mixer sequentially.
  • the remaining refrigerant flow separated from the fluid distributor was introduced into the turbine at a flow rate of 31,000 kg / hr, and the refrigerant flow flowing out of the turbine into the second heat exchanger was introduced into the second condenser.
  • the refrigerant flow flowing out of the second condenser was introduced into the pump, and the refrigerant flow compressed in the pump was introduced into the second heat exchanger again, and the heat exchanged with the refrigerant flow flowing out of the turbine and introduced into the second heat exchanger.
  • the refrigerant flow expanded in the turbine was discharged from the turbine with 63.1 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and a gas volume fraction of 1.0 and then flowed into the second heat exchanger.
  • the amount of work produced in the turbine was 137713.0 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the pump and the refrigerant heat exchanged in the second heat exchanger are discharged from the second heat exchanger in a state of 51.6 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and a gas volume fraction of 1.0. Thereafter, it flowed into the second condenser and condensed.
  • the refrigerant flow condensed in the second condenser and flowed out at a state of 39.6 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and a gas volume fraction of 0.0 was introduced into the pump and compressed.
  • the refrigerant flow compressed through the pump was discharged from the pump at 40.0 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar) and a gas volume fraction of 0.0, and then flowed into the second heat exchanger. Heat exchange with the refrigerant flow exiting the turbine and entering the second heat exchanger.
  • the refrigerant flow flowing out of the pump, flowing into the second heat exchanger, and the heat exchanger was flowed out of the second heat exchanger with 46.6 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar), and a gas volume fraction of 0.0. Flow into the fluid mixer. After the refrigerant flow flowing out of the pump and the refrigerant flow flowing out of the control valve were combined in the fluid mixer, the refrigerant flowed back into the evaporator at a flow rate of 50,000 kg / hr,
  • the coefficient of performance of the heat recovery device was calculated by the following general formula 8, shown in Table 1 below.
  • the performance coefficient represents the amount of heat absorbed by the heat exchange medium to the energy input into the compressor, that is, the ratio of the recovered energy to the energy input. For example, if the coefficient of performance is 3, it means that three times the amount of heat of the input electricity is obtained.
  • Q represents the amount of heat condensed by the first condenser
  • W represents the total amount of work done by the compressor (the amount of work used in the compressor-the amount of work produced in the turbine).
  • Refrigerant (1,1,1,3,3-pentafluoropropane, R245fa) is introduced into the evaporator and a portion of the refrigerant flow separated from the evaporator is passed through the first heat exchanger, the compressor, the first condenser, the first heat exchanger and the pressure drop.
  • the refrigerant was circulated to pass through the apparatus sequentially. Specifically, the refrigerant flow in a state of 69.6 ° C, 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar) and a gas volume fraction of 0.0 is introduced into the evaporator at a flow rate of 50,000 kg / hr, and at the same time 85.0 ° C, 1.0 into the evaporator.
  • Waste heat flow with kgf / cm 2 g (1.96 bar) and gas volume fraction 0.0 was introduced at a flow rate of 300,000 kg / hr for heat exchange. After the heat exchange, the waste heat flow was flowed at a flow rate of 300,000 kg / hr with 78.2 ° C., 1.0 kgf / cm 2 g (1.96 bar) and a gas volume fraction of 0.0, and the refrigerant flow was 80.0 ° C., 6.2 kgf / cm 2. g (7.1 bar), with a gas volume fraction of 1.0, flowed into the first heat exchanger.
  • the refrigerant flowed out of the evaporator flowed into the first heat exchanger into the fluid distributor to introduce a portion into the compressor, and the refrigerant flowed out of the compressor flows into the first condenser and passes through the first condenser. Heat exchange with the flow.
  • the refrigerant flow which flowed out from the first condenser flows into the first heat exchanger again, exchanges heat with the refrigerant flow which flows out of the evaporator and flows into the first heat exchanger, and then flows into the control valve.
  • the refrigerant flow flowing out of the evaporator, flowing into the first heat exchanger, and heat-exchanged is 115.0 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar), and flows out of the first heat exchanger with a gas volume fraction of 1.0. It was then introduced into the fluid distributor. After separating the refrigerant flow in the fluid distributor, the separated refrigerant flow was introduced into the compressor at a flow rate of 19,000 kg / hr, and the refrigerant flow compressed in the compressor was 142.3 ° C. and 20.6 kgf / cm 2 g ( 21.3 bar), exiting the compressor with a gas volume fraction of 1.0. In this case, the amount of work used in the compressor was 151682.0 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the compressor flows into the first condenser and at the same time 1,000 kg / hr of water at 115.0 ° C., 0.7 kgf / cm 2 g (1.67 bar), and gas volume fraction 0.0 It was introduced at a flow rate of to exchange heat with the refrigerant flow. After the heat exchange, the water was discharged to steam at 120.0 ° C., 0.7 kgf / cm 2 g (1.67 bar) and a gas volume fraction of 1.0, and the condensed refrigerant flow was 124.9 ° C., 20.6 kgf / cm 2 g (21.3 bar). After flowing out with a gas volume fraction of 0.08, the mixture was introduced into the first heat exchanger.
  • the heat amount condensed in the first condenser was 620779.0 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the first condenser is 85.3 ° C., 20.6 kgf / cm 2 g (21.3 bar) after the heat exchange in the refrigerant flow flowing out of the evaporator and the first heat exchanger, and the gas volume fraction is 0.0 It flowed out of the first heat exchanger and then flowed into the control valve.
  • the refrigerant flow was discharged from the control valve with 75.4 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar), and a gas volume fraction of 0.11, and then flowed into the fluid mixer.
  • the remaining refrigerant flow separated from the fluid distributor was circulated to pass through the turbine, the second heat exchanger, the second condenser, the pump, the second heat exchanger, and the fluid mixer sequentially.
  • the remaining refrigerant flow separated from the fluid distributor was introduced into the turbine at a flow rate of 31,000 kg / hr, and the refrigerant flow flowing out of the turbine into the second heat exchanger was introduced into the second condenser.
  • the refrigerant flow flowing out of the second condenser was introduced into the pump, and the refrigerant flow compressed in the pump was introduced into the second heat exchanger again, and the heat exchanged with the refrigerant flow flowing out of the turbine and introduced into the second heat exchanger.
  • the refrigerant flow expanded in the turbine was discharged from the turbine with 97.6 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and a gas volume fraction of 1.0 was introduced into the second heat exchanger.
  • the amount of work produced in the turbine was 151682.0 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the turbine into the second heat exchanger, the refrigerant flow flowing out from the pump, and the refrigerant flow exchanged with each other are 64.5 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and the gas volume fraction is 1.0.
  • the condensate was introduced into the second condenser.
  • the refrigerant flow condensed in the second condenser and flowed out at a state of 39.6 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and a gas volume fraction of 0.0 was introduced into the pump and compressed.
  • the refrigerant flow compressed through the pump was discharged from the pump at 40.0 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar) and a gas volume fraction of 0.0, and then flowed into the second heat exchanger. Heat exchange with the refrigerant flow exiting the turbine and entering the second heat exchanger.
  • the refrigerant flow separated in the fluid distributor flows into the compressor at a flow rate of 25,000 kg / hr, and the fluid The remaining refrigerant flow separated in the distributor was introduced into the turbine at a flow rate of 25,000 kg / hr.
  • the flow rate of the water flowing into the first condenser was introduced at a flow rate of 3,000 kg / hr, the heat exchanged water in the first condenser was 115.0 °C, 0.7 kgf / cm 2 g (1.67 bar), the gas volume fraction is 0.33 Steam was produced in the same manner as in Example 1, except that the phosphorous was discharged into the steam.
  • the refrigerant flow separated in the fluid distributor flows into the compressor at a flow rate of 40,000 kg / hr, and the fluid The remaining refrigerant flow separated in the distributor was introduced into the turbine at a flow rate of 10,000 kg / hr.
  • the flow rate of the water flowing into the first condenser was introduced at a flow rate of 3,000 kg / hr, the water heat exchanged in the first condenser 115.0 °C, 0.7 kgf / cm 2 g (1.67 bar), the gas volume fraction is 0.53 Steam was produced in the same manner as in Example 1, except that the phosphorous was discharged into the steam.
  • Refrigerant (1,1,1,3,3-pentafluoropropane, R245fa) is introduced into the evaporator and a portion of the refrigerant flow separated from the evaporator is passed through the first heat exchanger, the compressor, the first condenser, the first heat exchanger and the pressure drop.
  • the refrigerant was circulated to pass through the apparatus sequentially. Specifically, the refrigerant flow in a state of 69.6 ° C, 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar) and a gas volume fraction of 0.0 is introduced into the evaporator at a flow rate of 50,000 kg / hr, and at the same time 85.0 ° C, 1.0 into the evaporator.
  • Waste heat flow with kgf / cm 2 g (1.96 bar) and gas volume fraction 0.0 was introduced at a flow rate of 300,000 kg / hr for heat exchange. After the heat exchange, the waste heat flow was flowed at a flow rate of 300,000 kg / hr with 78.2 ° C., 1.0 kgf / cm 2 g (1.96 bar) and a gas volume fraction of 0.0, and the refrigerant flow was 80.0 ° C., 6.2 kgf / cm 2. g (7.1 bar), with a gas volume fraction of 1.0, flowed into the first heat exchanger.
  • the refrigerant flowed out of the evaporator flowed into the first heat exchanger into the fluid distributor to introduce a portion into the compressor, and the refrigerant flowed out of the compressor flows into the first condenser and passes through the first condenser. Heat exchange with the flow.
  • the refrigerant flow which flowed out from the first condenser flows into the first heat exchanger again, exchanges heat with the refrigerant flow which flows out of the evaporator and flows into the first heat exchanger, and then flows into the control valve.
  • the refrigerant flow flowing out of the evaporator, flowing into the first heat exchanger, and heat-exchanged is 110.0 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar), and flows out of the first heat exchanger with a gas volume fraction of 1.0. It was then introduced into the fluid distributor. After separating the refrigerant flow in the fluid distributor, the separated refrigerant flow was introduced into the compressor at a flow rate of 19,000 kg / hr, and the refrigerant flow compressed in the compressor was 137.2 ° C., 20.7 kgf / cm 2 g ( 21.3 bar), exiting the compressor with a gas volume fraction of 1.0. In this case, the amount of work used in the compressor was 149916.0 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the compressor flows into the first condenser and at the same time 3,000 kg / hr of water at 115.0 ° C., 0.7 kgf / cm 2 g (1.67 bar), and gas volume fraction 0.0 It was introduced at a flow rate of to exchange heat with the refrigerant flow. After the heat exchange, the water was discharged as steam at 115.0 ° C., 0.7 kgf / cm 2 g (1.67 bar), and the gas volume fraction 0.34, and the condensed refrigerant flow was 125.0 ° C., 20.7 kgf / cm 2 g (21.3 bar). After flowing out with a gas volume fraction of 0.0, it flowed into the said 1st heat exchanger.
  • the heat amount condensed in the first condenser was 634524.0 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the first condenser is heat exchanged in the first heat exchanger with the refrigerant flow flowing out of the evaporator, 88.2 ° C., 20.7 kgf / cm 2 g (21.3 bar), and a gas volume fraction of 0.0 It flowed out of the first heat exchanger and then flowed into the control valve.
  • the refrigerant flow flowed out of the control valve at 75.4 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar), and a gas volume fraction of 0.15, and then flowed into the fluid mixer.
  • the remaining refrigerant flow separated from the fluid distributor was circulated to pass through the turbine, the second heat exchanger, the second condenser, the pump, the second heat exchanger, and the fluid mixer sequentially.
  • the remaining refrigerant flow separated from the fluid distributor was introduced into the turbine at a flow rate of 31,000 kg / hr, and the refrigerant flow flowing out of the turbine into the second heat exchanger was introduced into the second condenser.
  • the refrigerant flow flowing out of the second condenser was introduced into the pump, and the refrigerant flow compressed in the pump was introduced into the second heat exchanger again, and the heat exchanged with the refrigerant flow flowing out of the turbine and introduced into the second heat exchanger.
  • the refrigerant flow expanded in the turbine was flowed out of the turbine with 92.6 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar) and a gas volume fraction of 1.0 and then flowed into the second heat exchanger.
  • the amount of work produced in the turbine was 149916.0 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the turbine into the second heat exchanger, the refrigerant flow flowing out of the pump, and the refrigerant flow exchanged with each other are 62.6 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and the gas volume fraction is 1.0.
  • the condensate was introduced into the second condenser.
  • the refrigerant flow condensed in the second condenser and flowed out at a state of 39.6 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and a gas volume fraction of 0.0 was introduced into the pump and compressed.
  • the refrigerant flow compressed through the pump was discharged from the pump at 40.0 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar) and a gas volume fraction of 0.0, and then flowed into the second heat exchanger. Heat exchange with the refrigerant flow exiting the turbine and entering the second heat exchanger.
  • the refrigerant flow flowing out of the pump, flowing into the second heat exchanger, and the heat exchanger flowed out from the second heat exchanger in a state of 57.6 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar), and a gas volume fraction of 0.0, Flow into the fluid mixer.
  • the refrigerant flow flowing out of the pump and the refrigerant flow flowing out of the control valve were combined in the fluid mixer, the refrigerant flowed back into the evaporator at a flow rate of 50,000 kg / hr,
  • Refrigerant (1,1,1,3,3-pentafluoropropane, R245fa) is introduced into the evaporator and a portion of the refrigerant flow separated from the evaporator is passed through the first heat exchanger, the compressor, the first condenser, the first heat exchanger and the pressure drop.
  • the refrigerant was circulated to pass through the apparatus sequentially. Specifically, the refrigerant flow in a state of 69.6 ° C, 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar) and a gas volume fraction of 0.0 is introduced into the evaporator at a flow rate of 50,000 kg / hr, and at the same time 85.0 ° C, 1.0 into the evaporator.
  • Waste heat flow with kgf / cm 2 g (1.96 bar) and gas volume fraction 0.0 was introduced at a flow rate of 300,000 kg / hr for heat exchange. After the heat exchange, the waste heat flow was flowed at a flow rate of 300,000 kg / hr with 78.2 ° C., 1.0 kgf / cm 2 g (1.96 bar) and a gas volume fraction of 0.0, and the refrigerant flow was 80.0 ° C., 6.2 kgf / cm 2. g (7.1 bar), with a gas volume fraction of 1.0, flowed into the first heat exchanger.
  • the refrigerant flowed out of the evaporator flowed into the first heat exchanger into the fluid distributor to introduce a portion into the compressor, and the refrigerant flowed out of the compressor flows into the first condenser and passes through the first condenser. Heat exchange with the flow.
  • the refrigerant flow which flowed out from the first condenser flows into the first heat exchanger again, exchanges heat with the refrigerant flow which flows out of the evaporator and flows into the first heat exchanger, and then flows into the control valve.
  • the amount of work used in the compressor was 141596.0 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the compressor flows into the first condenser and at the same time 3,000 kg / hr of water at 115.0 ° C., 0.7 kgf / cm 2 g (1.67 bar), and gas volume fraction 0.0 It was introduced at a flow rate of to exchange heat with the refrigerant flow. After the heat exchange, water was discharged to steam at 115.0 ° C., 0.7 kgf / cm 2 g (1.67 bar), and a gas volume fraction of 0.28, and the condensed refrigerant flow was 125.0 ° C., 20.7 kgf / cm 2 g (21.3 bar).
  • the heat amount condensed in the first condenser was 520590.8 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the first condenser is 114.0 ° C., 20.7 kgf / cm 2 g (21.3 bar), with a gas volume fraction of 0.0 after the refrigerant flow flowing out of the evaporator and the heat exchange in the first heat exchanger. It flowed out of the first heat exchanger and then flowed into the control valve.
  • the refrigerant flow flowed out of the control valve with a flow rate of 75.4 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar) and a gas volume fraction of 0.0, and then flowed into the fluid mixer.
  • the remaining refrigerant flow separated from the fluid distributor was circulated to pass through the turbine, the second heat exchanger, the second condenser, the pump, the second heat exchanger, and the fluid mixer sequentially.
  • the remaining refrigerant flow separated from the fluid distributor was introduced into the turbine at a flow rate of 31,000 kg / hr, and the refrigerant flow flowing out of the turbine into the second heat exchanger was introduced into the second condenser.
  • the refrigerant flow flowing out of the second condenser was introduced into the pump, and the refrigerant flow compressed in the pump was introduced into the second heat exchanger again, and the heat exchanged with the refrigerant flow flowing out of the turbine and introduced into the second heat exchanger.
  • the amount of work produced in the turbine was 141686.0 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the turbine and flowing into the second heat exchanger, the refrigerant flow flowing out from the pump, and the refrigerant flow exchanged with each other are 55.2 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and the gas volume fraction is 1.0.
  • the condensate was introduced into the second condenser.
  • the refrigerant flow condensed in the second condenser and flowed out at a state of 39.6 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and a gas volume fraction of 0.0 was introduced into the pump and compressed.
  • the refrigerant flow compressed through the pump was discharged from the pump at 40.0 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar) and a gas volume fraction of 0.0, and then flowed into the second heat exchanger. Heat exchange with the refrigerant flow exiting the turbine and entering the second heat exchanger.
  • Refrigerant (1,1,1,3,3-pentafluoropropane, R245fa) is introduced into the evaporator and a portion of the refrigerant flow separated from the evaporator is passed through the first heat exchanger, the compressor, the first condenser, the first heat exchanger and the pressure drop.
  • the refrigerant was circulated to pass through the apparatus sequentially. Specifically, the refrigerant flow in a state of 69.6 ° C, 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar) and a gas volume fraction of 0.0 is introduced into the evaporator at a flow rate of 50,000 kg / hr, and at the same time 85.0 ° C, 1.0 into the evaporator.
  • Waste heat flow with kgf / cm 2 g (1.96 bar) and gas volume fraction 0.0 was introduced at a flow rate of 300,000 kg / hr for heat exchange. After the heat exchange, the waste heat flow was flowed at a flow rate of 300,000 kg / hr with 78.4 ° C., 1.0 kgf / cm 2 g (1.96 bar) and a gas volume fraction of 0.0, and the refrigerant flow was 77.0 ° C., 6.2 kgf / cm 2. g (7.1 bar), with a gas volume fraction of 1.0, flowed into the first heat exchanger.
  • the refrigerant flowed out of the evaporator flowed into the first heat exchanger into the fluid distributor to introduce a portion into the compressor, and the refrigerant flowed out of the compressor flows into the first condenser and passes through the first condenser. Heat exchange with the flow.
  • the refrigerant flow which flowed out from the first condenser flows into the first heat exchanger again, exchanges heat with the refrigerant flow which flows out of the evaporator and flows into the first heat exchanger, and then flows into the control valve.
  • the refrigerant flow flowing out of the evaporator, flowing into the first heat exchanger, and heat-exchanged is flowed out of the first heat exchanger at a state of 108.2 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar), and a gas volume fraction of 1.0. It was then introduced into the fluid distributor. After separating the refrigerant flow in the fluid distributor, the separated refrigerant flow was introduced into the compressor at a flow rate of 19,000 kg / hr, and the refrigerant flow compressed in the compressor was 135.4 ° C., 20.7 kgf / cm 2 g ( 21.3 bar), exiting the compressor with a gas volume fraction of 1.0.
  • the amount of work used in the compressor was 149260.0 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the compressor flows into the first condenser and at the same time 1,000 kg / hr of water at 115.0 ° C., 0.7 kgf / cm 2 g (1.67 bar), and gas volume fraction 0.0 It was introduced at a flow rate of to exchange heat with the refrigerant flow. After the heat exchange, the water was discharged to steam at a state of 120.0 ° C., 0.7 kgf / cm 2 g (1.67 bar) and a gas volume fraction of 1.0, and the condensed refrigerant flow was 125.0 ° C., 20.7 kgf / cm 2 g (21.3 bar).
  • the mixture After flowing out with a gas volume fraction of 0.01, the mixture was introduced into the first heat exchanger. At this time, the heat amount condensed in the first condenser was 620779.0 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the first condenser is 87.0 ° C., 20.7 kgf / cm 2 g (21.3 bar), with a gas volume fraction of 0.0 after the refrigerant flow flowing out of the evaporator and the heat exchange in the first heat exchanger. It flowed out of the first heat exchanger and then flowed into the control valve.
  • the refrigerant flow flowed out of the control valve with a flow rate of 75.4 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar) and a gas volume fraction of 0.0, and then flowed into the fluid mixer.
  • the remaining refrigerant flow separated from the fluid distributor was circulated to pass through the turbine, the second heat exchanger, the second condenser, the pump, the second heat exchanger, and the fluid mixer sequentially.
  • the remaining refrigerant flow separated from the fluid distributor was introduced into the turbine at a flow rate of 31,000 kg / hr, and the refrigerant flow flowing out of the turbine into the second heat exchanger was introduced into the second condenser.
  • the refrigerant flow flowing out of the second condenser was introduced into the pump, and the refrigerant flow compressed in the pump was introduced into the second heat exchanger again, and the heat exchanged with the refrigerant flow flowing out of the turbine and introduced into the second heat exchanger.
  • the flow of refrigerant expanded in the turbine was 90.9 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and the gas volume fraction flowed out of the turbine in a state of 1.0 and then introduced into the second heat exchanger.
  • the amount of work produced in the turbine was 148985.0 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the turbine into the second heat exchanger, the refrigerant flow flowing out from the pump, and the refrigerant flow exchanged with each other are 62.0 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and the gas volume fraction is 1.0.
  • the condensate was introduced into the second condenser.
  • the refrigerant flow condensed in the second condenser and flowed out at a state of 39.6 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and a gas volume fraction of 0.0 was introduced into the pump and compressed.
  • the refrigerant flow compressed through the pump was discharged from the pump at 40.0 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar) and a gas volume fraction of 0.0, and then flowed into the second heat exchanger. Heat exchange with the refrigerant flow exiting the turbine and entering the second heat exchanger.
  • Refrigerant (1,1,1,3,3-pentafluoropropane, R245fa) is introduced into the evaporator and a portion of the refrigerant flow separated from the evaporator is passed through the first heat exchanger, the compressor, the first condenser, the first heat exchanger and the pressure drop.
  • the refrigerant was circulated to pass through the apparatus sequentially. Specifically, the refrigerant flow in a state of 69.6 ° C, 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar) and a gas volume fraction of 0.0 is introduced into the evaporator at a flow rate of 50,000 kg / hr, and at the same time 85.0 ° C, 1.0 into the evaporator.
  • Waste heat flow with kgf / cm 2 g (1.96 bar) and gas volume fraction 0.0 was introduced at a flow rate of 300,000 kg / hr for heat exchange. After the heat exchange, the waste heat flow was flowed at a flow rate of 300,000 kg / hr with 78.2 ° C., 1.0 kgf / cm 2 g (1.96 bar) and a gas volume fraction of 0.0, and the refrigerant flow was 80.0 ° C., 6.2 kgf / cm 2. g (7.1 bar), with a gas volume fraction of 1.0, flowed into the first heat exchanger.
  • the refrigerant flowed out of the evaporator flowed into the first heat exchanger into the fluid distributor to introduce a portion into the compressor, and the refrigerant flowed out of the compressor flows into the first condenser and passes through the first condenser. Heat exchange with the flow.
  • the refrigerant flow which flowed out from the first condenser flows into the first heat exchanger again, exchanges heat with the refrigerant flow which flows out of the evaporator and flows into the first heat exchanger, and then flows into the control valve.
  • the refrigerant flow flowing out of the evaporator, flowing into the first heat exchanger, and heat-exchanged is discharged from the first heat exchanger in a state of 127.7 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar), and a gas volume fraction of 1.0. It was then introduced into the fluid distributor. After separating the refrigerant flow in the fluid distributor, the separated refrigerant flow was introduced into the compressor at a flow rate of 19,000 kg / hr, and the refrigerant flow compressed in the compressor was 163.9 ° C., 29.3 kgf / cm 2 g ( 29.7 bar), flowing out of the compressor with a gas volume fraction of 1.0.
  • the amount of work used in the compressor was 206685.2 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the compressor flows into the first condenser and at the same time 3,000 kg / hr of water in a state of 137.0 ° C., 2.3 kgf / cm 2 g (3.24 bar), and a gas volume fraction of 0.0 to the first condenser. It was introduced at a flow rate of to exchange heat with the refrigerant flow.
  • the water was discharged to steam at 137.0 ° C., 2.3 kgf / cm 2 g (3.24 bar) and a gas volume fraction of 0.29, and the condensed refrigerant flow was 142.9 ° C., 29.3 kgf / cm 2 g (29.7 bar). After flowing out with a gas volume fraction of 0.0, it flowed into the said 1st heat exchanger. At this time, the heat amount condensed in the first condenser was 515418.0 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the first condenser is 90.0 ° C., 29.3 kgf / cm 2 g (29.7 bar), with a gas volume fraction of 0.0 after the refrigerant flow flowing out of the evaporator and heat exchanged in the first heat exchanger. It flowed out of the first heat exchanger and then flowed into the control valve.
  • the refrigerant flow flowed out of the control valve with a flow rate of 75.4 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar) and a gas volume fraction of 0.0, and then flowed into the fluid mixer.
  • the remaining refrigerant flow separated from the fluid distributor was circulated to pass through the turbine, the second heat exchanger, the second condenser, the pump, the second heat exchanger, and the fluid mixer sequentially.
  • the remaining refrigerant flow separated from the fluid distributor was introduced into the turbine at a flow rate of 31,000 kg / hr, and the refrigerant flow flowing out of the turbine into the second heat exchanger was introduced into the second condenser.
  • the refrigerant flow flowing out of the second condenser was introduced into the pump, and the refrigerant flow compressed in the pump was introduced into the second heat exchanger again, and the heat exchanged with the refrigerant flow flowing out of the turbine and introduced into the second heat exchanger.
  • the flow of refrigerant expanded in the turbine was 110.1 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and the gas volume fraction flowed out of the turbine in a state of 1.0 and then introduced into the second heat exchanger.
  • the amount of work produced in the turbine was 156742.0 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the turbine and flowing into the second heat exchanger, and the refrigerant flow flowing out from the pump and the refrigerant flow exchanged with each other are 69.3 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and the gas volume fraction is 1.0.
  • the condensate was introduced into the second condenser.
  • the refrigerant flow condensed in the second condenser and flowed out at a state of 39.6 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and a gas volume fraction of 0.0 was introduced into the pump and compressed.
  • the refrigerant flow compressed through the pump was discharged from the pump at 40.0 ° C., 6.2 kgf / cm 2 g (7.1 bar) and a gas volume fraction of 0.0, and then flowed into the second heat exchanger. Heat exchange with the refrigerant flow exiting the turbine and entering the second heat exchanger.
  • a refrigerant flow of 75.4 ° C., 7.1 kgf / cm 2 g, and a gas volume fraction of 0.0 is introduced into the evaporator, and at the same time, 85.0 ° C., 1.0 kgf / cm 2 g, and a gas volume fraction of 0.04 ° C. are introduced into the evaporator.
  • the waste heat stream in the phosphorus state was introduced at a flow rate of 300,000 kg / hr for heat exchange.
  • the waste heat flow was flowed out at a flow rate of 300,000 kg / hr in a state of 81.2 ° C., 1.0 kgf / cm 2 g and a gas volume fraction of 0.0, and the refrigerant flow was 80.0 ° C., 7.1 kgf / cm 2 g, gas volume.
  • the fraction flowed out into a state of 1.0 and then flowed into the compressor.
  • the refrigerant flow compressed in the compressor flowed out of the compressor in a state of 125.0 ° C., 21.3 kgf / cm 2 g, and a gas volume fraction of 0.82.
  • the amount of work used in the compressor was 214078.6 W.
  • the refrigerant flowed out of the compressor flows into the first condenser, and at the same time, water of 115.0 ° C., 0.7 kgf / cm 2 g, and a gas volume fraction of 0.0 flows into the first condenser at a flow rate of 1,800 kg / hr.
  • Heat exchange with the refrigerant flow After the heat exchange, water was discharged to steam at a state of 120.0 ° C., 0.7 kgf / cm 2 g, and a gas volume fraction of 1.0, and the refrigerant flow was condensed to 120.0 ° C., 21.3 kgf / cm 2 g, and a gas volume fraction of 0.0.
  • the flow of the refrigerant passing through the control valve was flowed out of the control valve with 75.4 ° C., 7.1 kgf / cm 2 g, and a gas volume fraction of 0.0 and then flowed back into the evaporator.
  • Refrigerant (1,1,1,3,3-pentafluoropropane, R245fa) is introduced into the evaporator and a portion of the refrigerant flow separated from the evaporator is passed through the first heat exchanger, the compressor, the first condenser, the first heat exchanger and the pressure drop.
  • the refrigerant was circulated to pass through the apparatus sequentially.
  • a refrigerant flow of 47.1 ° C., 2.2 kgf / cm 2 g (3.14 bar), and a gas volume fraction of 0.34 is introduced into the evaporator at a flow rate of 50,000 kg / hr, and at the same time, the evaporator 85.0 ° C., 1.0 Waste heat flow with kgf / cm 2 g (1.96 bar) and gas volume fraction 0.0 was introduced at a flow rate of 300,000 kg / hr for heat exchange.
  • the waste heat flow was flowed at a flow rate of 300,000 kg / hr with 83.8 ° C., 1.0 kgf / cm 2 g (1.96 bar) and a gas volume fraction of 0.0, and the refrigerant flow was 80.0 ° C., 2.2 kgf / cm 2. g (3.14 bar), with a gas volume fraction of 1.0, flowed into the first heat exchanger.
  • the refrigerant flowed out of the evaporator flowed into the first heat exchanger into the fluid distributor to introduce a portion into the compressor, and the refrigerant flowed out of the compressor flows into the first condenser and passes through the first condenser. Heat exchange with the flow.
  • the refrigerant flow which flowed out from the first condenser flows into the first heat exchanger again, exchanges heat with the refrigerant flow which flows out of the evaporator and flows into the first heat exchanger, and then flows into the control valve.
  • the refrigerant flow flowing out of the evaporator, flowing into the first heat exchanger, and heat-exchanged is flowed out of the first heat exchanger in a state of 101.8 ° C., 2.2 kgf / cm 2 g (3.14 bar), and a gas volume fraction of 1.0. It was then introduced into the fluid distributor.
  • the separated refrigerant flow was introduced into the compressor at a flow rate of 19,000 kg / hr, and the refrigerant flow compressed in the compressor was 149.1 ° C., 20.7 kgf / cm 2 g ( 21.3 bar), exiting the compressor with a gas volume fraction of 1.0.
  • the amount of work used in the compressor was 260853.5 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the compressor flows into the first condenser and at the same time 1,000 kg / hr of water at 115.0 ° C., 0.7 kgf / cm 2 g (1.67 bar), and gas volume fraction 0.0 It was introduced at a flow rate of to exchange heat with the refrigerant flow.
  • the water was discharged to steam at a state of 120.0 ° C., 0.7 kgf / cm 2 g (1.67 bar) and a gas volume fraction of 1.0, and the condensed refrigerant flow was 125.0 ° C., 20.7 kgf / cm 2 g (21.3 bar).
  • the mixture was introduced into the first heat exchanger. At this time, the heat amount condensed in the first condenser was 620778.6 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the first condenser is 106.8 ° C., 20.7 kgf / cm 2 g (21.3 bar), with a gas volume fraction of 0.0 after the refrigerant flow flowing out of the evaporator and heat exchanged in the first heat exchanger. It flowed out of the first heat exchanger and then flowed into the control valve.
  • the refrigerant flow flowed out of the control valve at 47.1 ° C., 2.2 kgf / cm 2 g (3.14 bar), and a gas volume fraction of 0.60, and then flowed into the fluid mixer.
  • the remaining refrigerant flow separated from the fluid distributor was circulated to pass through the turbine, the second heat exchanger, the second condenser, the pump, the second heat exchanger, and the fluid mixer sequentially.
  • the remaining refrigerant flow separated from the fluid distributor was introduced into the turbine at a flow rate of 31,000 kg / hr, and the refrigerant flow flowing out of the turbine into the second heat exchanger was introduced into the second condenser.
  • the refrigerant flow flowing out of the second condenser was introduced into the pump, and the refrigerant flow compressed in the pump was introduced into the second heat exchanger again, and the heat exchanged with the refrigerant flow flowing out of the turbine and introduced into the second heat exchanger.
  • the refrigerant flow expanded in the turbine was flowed out of the turbine with 97.8 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and a gas volume fraction of 1.0 was introduced into the second heat exchanger.
  • the amount of work produced in the turbine was 34916.2 W.
  • the refrigerant flow flowing out of the turbine into the second heat exchanger, the refrigerant flow flowing out of the pump, and the refrigerant flow exchanged with each other are 52.1 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and the gas volume fraction is 1.0.
  • the condensate was introduced into the second condenser.
  • the refrigerant flow condensed in the second condenser and flowed out at a state of 39.6 ° C., 1.5 kgf / cm 2 g (2.45 bar), and a gas volume fraction of 0.0 was introduced into the pump and compressed.
  • the refrigerant flow compressed through the pump was discharged from the pump at a temperature of 39.6 ° C., 2.2 kgf / cm 2 g (3.14 bar), and a gas volume fraction of 0.0, and then flowed into the second heat exchanger. Heat exchange with the refrigerant flow exiting the turbine and entering the second heat exchanger.
  • Example 1 Example 2 Example 3 F c / F e 0.38 0.38 0.5 F t / F e 0.62 0.62 0.5 T Ein (°C) T Eout (°C) 85 80 85 80 85 80 T Ein -T Eout (°C) 5 5 5 P C1in (bar) P C1out (bar) 7.1 21.3 7.1 21.3 7.1 21.3 P C1out / P C1in 3 3 3 P C2in (bar) P C2in (bar) 2.45 7.1 2.45 7.1 2.45 7.1 P C2out / P C2in 2.9 2.9 2.9 T R1in (°C) T R1out (°C) n / a n / a 124.9 115 n / a n / a T R1in -T R1out (°C) n / a 9.9 n / a Q (W) 463,422.8 620,779.0 609,766.8 Total W (W) 0 0 67,
  • Example 4 Example 5 Example 6 F c / F e 0.8 0.38 0.38 F t / F e 0.2 0.62 0.62 T Ein (°C) T Eout (°C) 85 80 85 80 85 80 T Ein -T Eout (°C) 5 5 5 P C1in (bar) P C1out (bar) 7.1 21.3 7.1 21.3 7.1 21.3 P C1out / P C1in 3 3 3 P C2in (bar) P C2in (bar) 2.45 7.1 2.45 7.1 2.45 7.1 P C2out / P C2in 2.9 2.9 2.9 T R1in (°C) T R1out (°C) n / a n / a 125 110 125 90 T R1in - T R1out (°C) n / a 15 35 Q (W) 975,626.9 634,524.0 520,590.8 Total W (W) 241,014.5 0 0 COP 4.05 ⁇ ⁇ ⁇
  • Example 7 Example 8 F c / F e 0.38 0.38 F t / F e 0.62 0.62 T Ein (°C) T Eout (°C) 85 77 85 80 T Ein - Eout T (°C) 8 5 P C1in (bar) P C1out (bar) 7.1 21.3 7.1 29.7 P C1out / P C1in 3 4.2 P C2in (bar) P C2in (bar) 2.45 7.1 2.45 7.1 P C2out / P C2in 2.9 2.9 T R1in (°C) T R1out (°C) 125 108.2 142.9 127.7 T R1in -T R1out (°C) 16.8 15.2 Q (W) 620,779.0 515,418.0 Total W (W) 275.0 49,943.2 COP 2257.4 10.32

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Abstract

본 출원은 열 회수 장치 및 방법에 관한 것으로서, 본 출원의 열 회수 장치 및 방법에 의하면, 산업 현장 또는 다양한 화학 공정, 예를 들면 석유 화학 제품의 제조 공정에서 배출되는 100℃℃미만의 저급 열원을 버리지 않고 이용하여 스팀을 생성할 수 있으며, 생성된 스팀을 다양한 공정에 사용할 수 있으므로, 반응기 또는 증류탑에 사용되기 위한 외부 열원인 고온 스팀의 사용량을 절감할 수 있어, 에너지 절감 효율을 극대화 시킬 수 있을 뿐만 아니라, 압축기에서 소모되는 전력을 자체적으로 생산할 수 있으며, 압축기를 통과한 냉매 흐름의 일부 기화 현상을 감소시킬 수 있으므로, 우수한 효율로 열을 회수할 수 있다.

Description

열 회수 장치
본 출원은 열 회수 장치 및 방법에 관한 것이다.
일반적인 화학 공정에서는, 반응기 또는 증류탑을 거치는 다양한 루트에서 열교환이 이루어지며, 이러한 열교환 후 발생하는 폐열은, 재사용되거나 폐기될 수 있다. 예를 들면, 도 1과 같이, 상기 폐열이 100℃ 미만, 예를 들어, 50 내지 90℃ 수준의 현열 상태의 저급 열원일 경우에는, 온도가 너무 낮아 실질적으로 재사용이 불가능하며, 따라서 응축수에 의하여 응축된 후 버려지고 있다.
한편, 저압 또는 고압의 스팀은 산업 분야에서 다양한 용도로 사용되고 있으며, 특히, 화학 공정에서는, 고온 및 고압의 스팀이 주로 사용되고 있다. 상기 고온 및 고압의 스팀은 일반적으로 상압 및 상온의 물을 기화점까지 가열하고, 수증기로 변한 물에 고압의 압력을 가하여 내부 에너지를 증가시킴으로써 고온 및 고압의 스팀을 생산하고 있으며, 이 경우, 액체 상태의 물을 기화시키기 위하여, 많은 양의 에너지 소모를 필요로 한다.
본 출원은 열 회수 장치 및 방법을 제공한다.
본 출원은 열 회수 장치에 관한 것이다. 본 출원의 열 회수 장치에 의하면, 산업 현장 또는 다양한 화학 공정, 예를 들면 석유 화학 제품의 제조 공정에서 배출되는 100℃ 미만의 저급 열원을 버리지 않고 이용하여 스팀을 생성할 수 있으며, 생성된 스팀을 다양한 공정에 사용할 수 있으므로, 반응기 또는 증류탑에 사용되기 위한 외부 열원인 고온 스팀의 사용량을 절감할 수 있어, 에너지 절감 효율을 극대화시킬 수 있다. 나아가, 본 출원의 열 회수 장치는, 압축기에서 소모되는 전력을 자체적으로 생산할 수 있으며, 압축기를 통과한 냉매 흐름의 일부 기화 현상을 감소시킬 수 있으므로, 우수한 효율로 열을 회수할 수 있다.
이하, 첨부된 도면을 참조하여, 본 출원의 다양한 구현예들을 설명하나, 첨부된 도면은 예시적인 것으로, 본 출원에 의한 열 회수 장치의 권리 범위를 제한하는 것은 아니다.
도 2는 본 출원의 예시적인 열 회수 장치(10)를 모식적으로 도시한 도면이다.
도 2와 같이 본 출원의 열 회수 장치(10)는, 제 1 순환 루프(R1) 및 제 2 순환 루프(R2)를 포함한다. 상기 제 1 및 제 2 순환 루프(R1, R2)는 냉매가 순환하도록 배관을 통해 연결된 순환 시스템일 수 있으며, 하나의 예시에서, 상기 제 1 순환 루프(R1)는 히트 펌프 사이클(Heat Pump Cycle)일 수 있고, 상기 제 2 순환 루프(R2)는 유기 랭킨 사이클(Organic Rankine Cycle, ORC)일 수 있다. 도 2에 나타나듯이, 상기 제 1 순환 루프(R1)는 증발기(100), 제 1 압축기(110), 제 1 응축기(111) 및 압력 강하 장치(112)를 포함하고, 예를 들어, 상기 증발기(100), 제 1 압축기(110), 제 1 응축기(111) 및 압력 강하 장치(112)는 배관을 통하여 연결될 수 있으며, 바람직하게는 상기 배관을 통하여 냉매 또는 유체가 흐를 수 있도록 유체 연결(fluidically connected)되어 있을 수 있다. 또한, 도 2와 같이, 상기 제 2 순환 루프(R2)는 또한, 증발기(100), 터빈(120), 제 2 응축기(121) 및 제 2 압축기(122)를 포함하고, 상기 증발기(100), 터빈(120), 제 2 응축기(121) 및 제 2 압축기(122)는 배관을 통하여 연결될 수 있으며, 바람직하게는 상기 배관을 통하여 냉매 또는 유체가 흐를 수 있도록 유체 연결(fluidically connected)되어 있을 수 있다.
하나의 예시에서, 상기 제 1 순환 루프(R1) 및 제 2 순환 루프(R2)는 증발기(Evaporator)를 공유한다. 일반적인, 히트 펌프 사이클과 유기 랭킨 사이클의 경우, 각각 증발기를 포함하며, 예를 들어, 상기 히트 펌프 사이클과 유기 랭킨 사이클을 단순 결합시킬 경우에는, 2기의 증발기를 필요로 하여, 우수한 성능 계수를 얻기 위하여, 과량의 에너지를 소모하여야 한다. 하지만 본 출원의 열 회수 장치에서는 1 기의 증발기만을 사용함으로써, 에너지 소모를 최소화하면서도 우수한 성능 계수를 가지는 열 회수 장치를 구현할 수 있다. 또한, 본 출원의 열 회수 장치(10)는 두 개의 상반되는 목적을 가진 공정, 즉, 전기를 이용하여 열을 생산하는 히트 펌프 사이클과 열을 사용하여 전기를 생산하는 유기 랭킨 사이클을 결합함으로써, 전기의 소비 없이 저온의 열을 고온의 열로 만들 수 있다. 또한, 본 출원의 열 회수 장치(10)에 의하면, 상기 열 회수 장치가 후술할 유체 분배기(101)를 포함함으로써, 유체의 흐름을 히트 펌프 사이클과 유기 랭킨 사이클로 적절히 분배할 수 있어, 상황에 따라 전기를 덜 사용하더라도 열 또는 스팀을 추가적으로 더 생산할 수 있도록 조절하거나 또는 고온의 스팀을 덜 생산하더라도 전기를 추가적으로 생산할 수 있도록 조절할 수 있고, 이에 따라, 운용 탄력성을 가지는 하이브리드 공정을 구현할 수 있다.
예시적인 본 출원의 열 회수 장치에서는, 제 1 순환 루프(R1)와 제 2 순환 루프(R2)가 상기 증발기(100)를 공유하며, 이에 따라 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름은 분리된 후 제 1 순환 루프(R1)와 제 2 순환 루프(R2)를 각각 순환하며, 상기 제 1 순환 루프(R1)와 제 2 순환 루프(R2)를 순환한 냉매 흐름은 다시 합류된 후에 상기 증발기(100)로 유입될 수 있다.
예를 들어, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)은 유체 분배기(101)로 유입되고, 상기 유체 분배기로 유입된 냉매 흐름은 상기 유체 분배기에서 분리되어 유출될 수 있다. 이 경우, 상기 냉매 흐름의 일부(FA 1)는 제 1 순환 루프(R1)의 제 1 압축기(110)로 유입되고, 나머지 일부(FB 1)는 상기 제 2 순환 루프(R2)의 터빈(120)으로 유입될 수 있다.
상기 유체 분배기(101)는 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름의 유량을 적절한 비율로 분배시키기 위하여, 본 출원의 열 교환 장치(10)에 포함될 수 있다. 상기 유체 분배기(101)에서 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)을 적절하게 배분하여 상기 제 1 순환 루프(R1) 및 제 2 순환 루프(R2)로 적절히 분배시킴으로써 히트 펌프 사이클과 상기 유기 랭킨 사이클이 결합되어 있는 본 출원의 열 회수 장치(10)가 1 기의 증발기만을 사용하는 경우에도, 상기 열 회수 장치(10)가 우수한 성능 계수를 가질 수 있다. 또한, 전술한 바와 같이, 상기 열 회수 장치(10)가 상기 유체 분배기(101)를 포함함으로써, 유체의 흐름을 히트 펌프 사이클과 유기 랭킨 사이클로 적절히 분배할 수 있어, 상황에 따라 전기를 덜 사용하더라도 열 또는 스팀을 추가적으로 더 생산할 수 있도록 조절하거나 또는 고온의 스팀을 덜 생산하더라도 전기를 추가적으로 생산할 수 있도록 조절할 수 있고, 이에 따라, 운용 탄력성을 가지는 하이브리드 공정을 구현할 수 있다.
하나의 예시에서, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 전체 유량에 대한 유체 분배기(101)에서 분리되어 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 유량의 비는 하기 일반식 1을 만족할 수 있다.
[일반식 1]
0.3 ≤ Fc/Fe ≤ 0.5
상기 일반식 1에서, Fc는 유체 분배기(101)에서 분리되어 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 유량을 나타내고, Fe는 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 전체 유량을 나타낸다.
즉, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 전체 유량에 대한 유체 분배기(101)에서 분리되어 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 유량의 비 Fc/Fe는 0.3 내지 0.5, 예를 들어, 0.32 내지 0.45 또는 0.35 내지 0.4의 범위 내로 조절될 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다.
또한, 하나의 예시에서, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 전체 유량에 대한 상기 유체 분배기(101)에서 분리되어 터빈(120)으로 유입되는 냉매 흐름(FB 1)의 유량의 비는 하기 일반식 2를 만족할 수 있다.
[일반식 2]
0.5 ≤ Ft/Fe ≤ 0.7
상기 일반식 2에서, Ft는 유체 분배기(101)에서 분리되어 터빈(120)으로 유입되는 냉매 흐름(FB 1)의 유량을 나타내고, Fe는 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 전체 유량을 나타낸다.
즉, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 전체 유량에 대한 상기 유체 분배기(101)에서 분리되어 터빈(120)으로 유입되는 냉매 흐름(FB 1)의 유량의 비 Ft/Fe는 0.5 내지 0.7, 예를 들어, 0.55 내지 0.68 또는 0.6 내지 0.65의 범위 내로 조절될 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다.
상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 전체 유량에 대한 유체 분배기(101)에서 분리되어 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 유량의 비가 상기 일반식 1을 만족하고, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 전체 유량에 대한 상기 유체 분배기(101)에서 분리되어 터빈(120)으로 유입되는 냉매 흐름(FB 1)의 유량의 비가 상기 일반식 2를 만족 함으로써, 본 출원의 열 회수 장치(10)는 1 기의 증발기만을 사용하는 경우에도, 우수한 성능 계수를 가질 수 있다.
상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 전체 유량, 유체 분배기(101)에서 분리되어 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 유량 및 유체 분배기(101)에서 분리되어 터빈(120)으로 유입되는 냉매 흐름(FB 1)의 유량은 상기 일반식 1 및 일반식 2를 만족한다면, 특별히 제한되는 것은 아니며, 적용하고자 하는 공정의 종류 및 각 공정의 조건에 따라 다양하게 조절할 수 있다. 하나의 예시에서, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 전체 유량은 10,000 kg/hr 내지 100,000 kg/hr, 예를 들어, 20,000 kg/hr 내지 90,000 kg/hr 또는 30,000 kg/hr 내지 80,000 kg/hr일 수 있으며, 바람직하게는, 45,000 kg/hr 내지 55,000 kg/hr일 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다. 또한, 상기 유체 분배기(101)에서 분리되어 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 유량은 5,000 kg/hr 내지 40,000 kg/hr, 예를 들어, 8,000 kg/hr 내지 35,000 kg/hr 또는 10,000 kg/hr 내지 30,000 kg/hr일 수 있으며, 바람직하게는, 15,000 kg/hr 내지 25,000 kg/hr일 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다. 또한, 상기 유체 분배기(101)에서 분리되어 터빈(120)으로 유입되는 냉매 흐름(FB 1)의 유량은 5,000 kg/hr 내지 60,000 kg/hr, 예를 들어, 10,000 kg/hr 내지 50,000 kg/hr 또는 20,000 kg/hr 내지 40,000 kg/hr일 수 있으며, 바람직하게는, 25,000 kg/hr 내지 35,000 kg/hr일 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다.
상기 증발기(100)는, 냉매 흐름과 외부에서 유입되는 제 1 유체 흐름을 열교환시키기 위하여, 본 출원의 열 회수 장치(10)에 포함되며, 상기 열교환을 통하여, 냉매는 기화된 후 상기 증발기(100)로 유입되는 흐름보다 상대적으로 고온의 기상 흐름으로 상기 증발기(100)로부터 유출될 수 있다. 상기에서 「기상」은 냉매 흐름 전체 성분 중 기체 성분 흐름이 농후(rich)한 상태를 의미하며, 예를 들어, 상기 냉매 흐름 전체 성분 중 기체 성분 흐름의 몰분율이 0.9 내지 1.0인 상태를 의미한다.
상기 증발기(100)로 유입되는 제 1 유체 흐름(W1)은, 예를 들어, 폐열 흐름 또는 응축기를 통과한 응축수의 흐름일 수 있으며, 상기 폐열 흐름은, 예를 들어, 발열 반응기의 냉각수일 수 있으나, 이제 제한되는 것은 아니다. 본 출원에서는 특히, 100℃ 미만, 예를 들어, 50 내지 90℃ 수준의 현열 상태의 저급 열원의 폐열 흐름을 바람직하게 사용할 수 있다.
예를 들어, 상기 증발기(100)로는 유체 연결된 배관을 통하여 냉매 흐름(F5) 및 폐열 흐름 등의 제 1 유체 흐름(W1)이 유입될 수 있으며, 유입된 상기 냉매 흐름(F5) 및 제 1 유체 흐름(W1)은 상기 증발기(100)에서 상호 열교환된 후에, 상기 유체 연결된 배관을 통하여 상기 증발기(100)에서 각각 유출될 수 있다.
하나의 예시에서, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 온도와 상기 증발기(100)로 유입되는 제 1 유체 흐름(W1)의 온도는 하기 일반식 3을 만족할 수 있다.
[일반식 3]
1℃ ≤ TEin - TEout ≤ 20℃
상기 일반식 3에서, TEin는 증발기(100)로 유입되는 제 1 유체 흐름(W1)의 온도를 나타내고, TEout은 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 온도를 나타낸다.
즉, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 온도와 상기 증발기(100)로 유입되는 제 1 유체 흐름(W1)의 온도의 차 TEin - TEout는 1 내지 20℃, 예를 들어, 1 내지 15℃, 2 내지 20℃, 1 내지 10℃ 또는 2 내지 10℃의 범위로 조절될 수 있다.
상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 온도와 상기 증발기(100)로 유입되는 제 1 유체 흐름(W1)의 온도가 상기 일반식 3을 만족함으로써, 저온의 폐열, 특히, 100℃ 미만, 예를 들어, 50 내지 90℃ 수준의 현열 상태의 저급 열원의 폐열을 이용하여, 고온의 스팀을 생산할 수 있다.
상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 온도와 상기 증발기(100)로 유입되는 제 1 유체 흐름(W1)의 온도는 상기 일반식 3을 만족한다면, 특별히 제한되는 것은 아니며, 적용하고자 하는 공정의 종류 및 각 공정의 조건에 따라 다양하게 조절할 수 있다. 하나의 예시에서, 상기 증발기(100)로 유입되는 제 1 유체 흐름(W1)의 온도는 60℃ 내지 100℃, 예를 들어, 70℃ 내지 90℃, 80℃ 내지 95℃, 80℃ 내지 85℃ 또는 83℃ 내지 87℃일 수 있으나, 특별히 이에 제한되는 것은 아니다. 또한, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 온도는, 60℃ 내지 100℃, 예를 들어, 60℃ 내지 95℃, 65℃ 내지 90℃, 65℃ 내지 95℃, 또는 70℃ 내지 85℃일 수 있으나, 특별히 이에 제한되는 것은 아니다.
이 경우, 상기 증발기(100)에서 상기 냉매 흐름과 열교환된 후에 유출되는 상기 유체 흐름(W2)의 온도는 60℃ 내지 100℃, 예를 들어, 60℃ 내지 95℃, 65℃ 내지 90℃, 65℃ 내지 95℃, 또는 70℃ 내지 85℃일 수 있으나, 특별히 이에 제한되는 것은 아니다.
또한, 상기 증발기(100)로 유입되는 냉매 흐름(F5)의 온도는, 상기 증발기(100)로 유입되는 유체 흐름(W1)의 온도보다는 낮은 온도, 예를 들어, 40℃ 내지 90℃, 40℃ 내지 80℃, 45℃ 내지 45℃ 또는 73℃ 내지 77℃일 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다.
상기 증발기(100)로 유입되고, 유출되는 냉매 흐름(F5, F1)의 압력은 냉매의 종류 및 운전 조건에 따라 달라질 수 있으며, 특별히 제한되는 것은 아니다. 예를 들어, 상기 증발기(100)로 유입되고, 유출되는 냉매 흐름(F5, F1)의 압력은 2.0 kgf/cm2g 내지 20.0 kgf/cm2g, 예를 들어, 2.0 kgf/cm2g 내지 10.0 kgf/cm2g 또는 2.1 kgf/cm2g 내지 7.0 kgf/cm2g일 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다. 상기 냉매 흐름의 압력을 2.0 kgf/cm2g 내지 20.0 kgf/cm2g로 조절함으로써, 상기 제 1 압축기(110)의 압축비를 용이하게 조절할 수 있다. 일반적으로, 압축기의 유출 압력은 온도에 따라 정해지나, 유입 압력이 높아지면, 압축비를 낮게 유지할 수 있다. 상기 압축비가 높아질수록, 저온의 열원으로부터 고온의 스팀을 생성할 수 있으나, 이 경우, 성능 계수가 감소하게 되며, 압축비가 낮아질수록, 성능 계수는 증가하나, 저온의 열원으로부터 고온의 스팀을 생성하기 어려운 문제가 발생한다. 상기에서, 압력 단위 kgf/cm2g는 계기 압력(gauge pressure)을 의미한다.
상기 증발기(100)로 유입되고, 유출되는 제 1 유체 흐름(W1, W2)의 압력은 특별히 제한되는 것은 아니며, 예를 들면, 0.5 kgf/cm2g 내지 2.0 kgf/cm2g, 예를 들어, 0.7 kgf/cm2g 내지 1.5 kgf/cm2g 또는 0.8 kgf/cm2g 내지 1.2 kgf/cm2g일 수 있다.
또한, 상기 증발기(100)로 유입되는 제 1 유체 흐름(W1)의 유량은 50,000 kg/hr 이상, 예를 들어, 100,000 kg/hr 이상, 또는 200,000 kg/hr 이상일 수 있으며, 바람직하게는, 250,000 kg/hr 이상일 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다. 상기 증발기(100)로 유입되는 제 1 유체 흐름(W1)의 유량이 증가할수록, 동일한 열량을 냉매로 전달해도 열전달 후 유출되는 유체 흐름(W2)의 유출 온도가 높게 유지되어, 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 유출 온도도 높게 유지할 수 있다. 따라서, 상기 증발기(100)로 유입되는 제 1 유체 흐름(W1)의 유량의 상한은 특별히 제한되는 것은 아니며, 상기 장치의 효율성 및 경제성을 고려하여, 예를 들면, 500,000 kg/hr 이하, 또는 350,000 kg/hr 이하일 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다.
상기 제 1 순환 루프(R1)에서, 상기 제 1 압축기(110)는, 상기 증발기(100)에서 유출되는 기상의 냉매 흐름(F1)을 압축시키고 온도 및 압력을 상승시키기 위하여, 본 출원의 열 회수 장치(10)에 포함되며, 상기 제 1 압축기(110)를 통과하여 압축되고, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)에 비하여 상대적으로 고온 및 고압의 기상의 냉매 흐름(FA 2)은 후술할 제 1 응축기(111)로 유입될 수 있다.
예를 들어, 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)은 상술한 유체 분배기(101)에서 분배된 후 유체 연결된 배관을 통하여 상기 제 1 압축기(110)로 유입될 수 있으며, 유입된 상기 냉매 흐름(FA 1)은 상기 제 1 압축기(110)에서 압축된 후에, 상기 유체 연결된 배관을 통하여 유출(FA 2)될 수 있다.
하나의 예시에서, 상기 유체 분배기(101)에서 분리되어 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 압력과 제 1 압축기(110)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2)의 압력의 비는 하기 일반식 4를 만족할 수 있다.
[일반식 4]
2 ≤ PC1out/PCin ≤ 5
상기 일반 4에서, PC1out은 상기 제 1 압축기(110)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2)의 압력(bar)을 나타내고, PC1in은 유체 분배기(101)에서 분리되어 상기 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 압력(bar)을 나타낸다.
즉, 상기 유체 분배기(101)에서 분리되어 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 압력과 제 1 압축기(110)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2)의 압력의 비 PC1out/PCin는 2 내지 5, 예를 들어, 2 내지 4, 바람직하게는 3 내지 4의 범위로 조절될 수 있다. 상기 압력의 비 PC1out/PCin는 상기 유체 분배기(101)에서 분리되어 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 압력 및 제 1 압축기(110)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2)의 압력의 단위가 bar인 경우를 기초로 하여 계산된 값이며, 측정되는 압력의 단위에 따라 환산되는 구체적인 압력의 값이 달라지는 경우, 상기 압력의 비가 일반식 4를 만족하지 않을 수 있는 것은 기술분야에서 자명하다. 따라서, 상기 일반식 4는 측정된 압력의 값을 bar의 압력 단위로 환산하여 만족하는 모든 경우를 포함할 수 있다.
상기 유체 분배기(101)에서 분리되어 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 압력과 제 1 압축기(110)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2)의 압력의 비가 상기 일반식 4를 만족함으로써, 상기 증발기(100)에서 기화된 냉매는 후술할 제 1 응축기(111)를 통과하는 유체 흐름과 열교환되기에 충분한 열량을 가지도록 고온 및 고압 상태로 압축될 수 있다.
상기 유체 분배기(101)에서 분리되어 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 압력과 제 1 압축기(110)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2)의 압력은 상기 일반식 4를 만족한다면, 특별히 제한되는 것은 아니며, 적용하고자 하는 공정의 종류 및 각 공정의 조건에 따라 다양하게 조절할 수 있다. 하나의 예시에서, 상기 유체 분배기(101)에서 분리되어 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 압력은 2.0 kgf/cm2g 내지 20 kgf/cm2g, 예를 들어, 2.0 kgf/cm2g 내지 10.0 kgf/cm2g 또는 2.1 kgf/cm2g 내지 7.0 kgf/cm2g일 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다. 또한, 상기 제 1 압축기(110)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2)의 압력은 15 내지 30 kgf/cm2g, 예를 들어, 18 내지 30 kgf/cm2g, 또는 20 내지 30 kgf/cm2g일 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다.
또한, 상기 제 1 압축기(110)에서 압축된 후에 유출되는 상기 냉매 흐름(FA 2)의 온도는 110℃ 내지 170℃, 예를 들어, 120℃ 내지 150℃, 또는 123℃ 내지 165℃일 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다.
상기 제 1 압축기(110)로는, 기상의 흐름을 압축시킬 수 있는 압축 장치라면, 기술 분야에서 알려진 다양한 압축 장치를 제한 없이 사용할 수 있으며, 하나의 예시에서, 상기 제 1 압축기(110)는 콤프레셔일 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다.
상기 제 1 순환 루프(R1)에서, 상기 제 1 응축기(111)는, 상기 제 1 압축기(110)에서 유출된 고온 및 고압의 냉매 흐름(FA 2)과 외부에서 유입되는 제 2 유체 흐름(W3)을 열교환시키기 위하여, 본 출원의 열 회수 장치(10)에 포함되며, 상기 열교환을 통하여, 냉매는 응축된 후 상기 제 1 압축기(110)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2)에 비하여 상대적으로 저온의 액상 흐름으로 유출(FA 3)될 수 있으며, 상기 제 2 유체 흐름(W3)은 상기 냉매가 응축시에 발생하는 잠열을 흡수할 수 있다. 상기에서 「액상」은 냉매 흐름 전체 성분 중 액체 성분 흐름이 농후한 상태를 의미하며, 예를 들어, 상기 냉매 흐름 전체 성분 중 액체 성분 흐름의 몰분율이 0.9 내지 1.0인 상태를 의미한다.
하나의 예시에서, 상기 제 1 응축기(111)로 유입되는 제 2 유체는 물(make-up water)일 수 있으며, 이 경우, 상기 제 1 응축기(111)에서 열교환된 물은 상기 냉매가 응축시에 발생하는 잠열을 흡수하여 기화되고, 스팀 형태로 배출될 수 있다.
예를 들어, 상기 제 1 응축기(111)로는 유체 연결된 배관을 통하여 제 1 압축기로부터 유출된 냉매 흐름(FA 2) 및 상기 냉매 흐름을 열교환 시키기 위한 제 2 유체 흐름(W3)이 유입될 수 있으며, 유입된 상기 냉매 흐름(FA 2) 및 제 2 유체 흐름(W3)은 상기 제 1 응축기(111)에서 상호 열교환된 후에, 상기 유체 연결된 배관을 통하여 상기 제 1 응축기(111)에서 각각 유출될 수 있다.
상기 제 1 응축기(111)로 유입되는 제 2 유체 흐름(W3)의 온도 및 압력은 특별히 제한되지 않으며, 다양한 온도 및 압력의 유체 흐름을 상기 제 1 응축기로 유입시킬 수 있다. 예를 들어, 110℃ 내지 120℃, 예를 들어, 112℃ 내지 116℃, 또는 115℃ 내지 118℃의 온도 및 0.5 내지 0.9 kgf/cm2g, 예를 들어, 0.6 내지 0.8 kgf/cm2g의 압력으로 제 2 유체 흐름(W3)을 상기 제 1 응축기(111)로 유입될 수 있다.
또한, 상기 제 1 응축기(111)로 유입되는 제 2 유체 흐름(W3)의 유량은, 특별히 제한되는 것은 아니며, 300 kg/hr 내지 6,000 kg/hr, 예를 들어, 500 kg/hr 내지 1,000 kg/hr, 800 kg/hr 내지 2,000 kg/hr, 또는, 900 kg/hr 내지 1,100 kg/hr일 수 있다.
하나의 예시에서, 상기 제 1 압축기(110)에서 유출된 냉매(FA 2)와 상기 제 1 응축기에서 열교환된 물(W4)은 115℃ 내지 150℃, 예를 들어, 115℃ 내지 145℃ 120℃ 내지 140℃, 또는 115℃ 내지 137℃의 온도 및 0.5 내지 2.5 kgf/cm2g, 예를 들어, 0.7 내지 2.2 kgf/cm2g의 압력을 가지는 스팀으로 상기 제 1 응축기(111)에서 유출될 수 있다.
또한, 상기 제 1 응축기(111)에서 상기 제 2 유체 흐름(W3)과 열교환된 냉매 흐름(FA 3)은 115℃ 내지 150℃, 예를 들어, 115℃ 내지 145℃ 또는 120℃ 내지 145℃, 바람직하게는 124℃ 내지 143℃의 온도로 상기 제 1 응축기(111)에서 유출될 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다. 상기 제 1 응축기(111)에서 상기 제 2 유체 흐름(W3)과 열교환된 냉매 흐름(FA 3)의 압력은, 냉매의 종류 및 운전 조건에 따라 다양하게 변할 수 있으며, 예를 들어, 15 내지 30 kgf/cm2g, 18 내지 29.5 kgf/cm2g, 또는 20 내지 29.3 kgf/cm2g의 압력으로 상기 제 1 응축기(111)에서 유출(FA 3)될 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다.
예시적인 본 출원의 열 회수 장치(10)는 또한, 저장 탱크(300)를 추가로 포함할 수 있다. 도 2에 나타나듯이, 상기 저장 탱크(300)는 제 1 응축기(111)와 배관을 통해 유체 연결된 상태로 구비될 수 있다. 상기 저장 탱크(300)는 제 1 응축기(111)로 유입되는 유체 흐름을 공급하기 위한 장치로서, 상기 저장 탱크(300)에는, 제 1 응축기(111)로 유입되는 유체, 예를 들어, 물이 저장되어 있을 수 있다.
상기 저장 탱크(300)에서 유출된 제 2 유체 흐름(W3)은 배관을 따라 제 1 응축기(111)로 유입되며, 상기 제 1 응축기(111)로 유입된 냉매 흐름(FA 2)과 열교환될 수 있다. 이 경우, 상기 열교환된 유체 흐름(W4), 예를 들어, 고온 고압의 물은 상기 저장 탱크로 재유입 된 후, 감압 되어, 스팀 형태로 배출될 수 있다.
상기 압력 강하 장치(112)는, 상기 제 1 응축기(111)에서 유출되는 고온, 고압 및 액상의 냉매 흐름(FA 3)을 팽창시키고 온도 및 압력을 낮추기 위하여, 본 출원의 열 회수 장치(10)에 포함되며, 상기 압력 강하 장치(112)를 통과한, 냉매 흐름(FA 4)은 팽창된 후 상기 제 1 응축기(111)에서 유출되는 냉매 흐름(111)에 비하여 상대적으로 저온 및 저압 상태로 전술한 증발기(100)로 재유입될 수 있다.
예를 들어, 제 1 응축기(111)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 3)은 유체 연결된 배관을 통하여 상기 압력 강하 장치(112)로 유입될 수 있으며, 유입된 상기 냉매 흐름은 상기 압력 강하 장치(112)에서 팽창된 후에, 상기 제 1 응축기(111)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 3)에 비하여 상대적으로 저온 및 저압 상태로 상기 유체 연결된 배관을 통하여 유출(FA 4)될 수 있다. 하나의 예시에서, 상기 압력 강하 장치(112)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 4)은 40℃ 내지 90℃, 예를 들어, 40℃ 내지 80℃ 또는 45℃ 내지 85℃, 바람직하게는 45℃ 내지 77℃의 온도로 상기 압력 강하 장치(112)에서 유출될 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다. 또한, 상기 압력 강하 장치(112)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 4)의 압력은, 냉매의 종류 및 운전 조건에 따라 다양하게 변할 수 있으며, 예를 들어, 2.0 kgf/cm2g 내지 10 kgf/cm2g, 예를 들어, 2.5 kgf/cm2g 내지 8.0 kgf/cm2g 또는 2.2 kgf/cm2g 내지 7.0 kgf/cm2g일 수 있으며, 바람직하게는 2.0 kgf/cm2g 내지 6.5 kgf/cm2g의 압력으로 상기 압력 강하 장치(112)에서 유출될 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다.
상기 제 1 순환 루프에서, 상기 압력 강하 장치(112)는, 예를 들어 상기 제 1 응축기(111)에서 유출된 냉매 흐름(FA 3)이 흐르는 배관에 설치된 컨트롤 밸브 또는 터빈일 수 있다.
상기 압력 강하 장치(112)가 터빈일 경우, 상기 터빈은 발전 장치일 수 있으며, 예를 들어, 배관을 통해 흐르는 냉매, 즉 유체의 역학적 에너지를 전기 에너지로 변환시킬 수 있는 수차(hydraulic turbine)일 수 있으며, 상기 수차를 이용할 경우, 제 1 압축기(110)에서 소모되는 전력을 열 회수 장치(10) 자체적으로 생산할 수 있으므로, 상기 회수 장치의 성능 계수를 증가시킬 수 있다.
상기 제 2 순환 루프(R2)에서 터빈(120)은 제 1 압축기(110)에 사용되는 전기를 생산하기 위하여 본 출원의 열 회수 장치(10)에 포함되고, 상기 증발기(100)에서 유출되는 기상의 냉매 흐름(F1)이 상기 터빈(120)으로 유입되고, 상기 터빈(120)에서 팽창되면서 온도 및 압력이 낮아지게 될 경우, 엔탈피를 잃어버리게 되며, 상기 잃어버린 엔탈피 만큼 상기 터빈(120)에서는 일이 발생한다. 상기 터빈(120)에서 발생한 일은 전술한 제 1 압축기(110)에서 압축 시에 사용될 수 있다.
상기 터빈(120)을 통과하여 팽창되고, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)에 비하여 상대적으로 저온 및 저압의 기상의 냉매 흐름(FB 2)은 후술할 제 2 응축기(121)로 유입될 수 있다. 예를 들어, 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)은 상술한 유체 분배기(101)에서 분배된 후 유체 연결된 배관을 통하여 상기 터빈(120)으로 유입(FB 1)될 수 있으며, 유입된 상기 냉매 흐름(FB 1)은 상기 터빈(120)에서 팽창된 후에, 상기 유체 연결된 배관을 통하여 유출(FB 2)될 수 있다.
상기 제 2 순환 루프(R2)에서, 상기 제 2 응축기(121)는, 상기 터빈(120)에서 유출된 저온 및 저압의 냉매 흐름(FB 2)을 응축시키기 위하여, 본 출원의 열 회수 장치(10)에 포함되며, 상기 제 2 응축기(121)를 통하여, 냉매는 응축된 후 상기 터빈에서 유출되는 냉매 흐름(FB 2)에 비하여 상대적으로 저온 및 저압의 액상 흐름으로 유출(FB 3)될 수 있다.
상기 제 2 순환 루프(R2)에서, 상기 제 2 압축기(122)는, 상기 제 2 응축기(121)에서 유출되는 액상의 냉매 흐름(FB 3)을 압축시키고 온도 및 압력을 상승시키기 위하여, 본 출원의 열 회수 장치(10)에 포함되며, 상기 제 2 압축기(122)를 통과하여 압축된 후, 상기 제 2 응축기(121)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 3)에 비하여 상대적으로 고온 및 고압의 기상의 냉매 흐름(FB 4)은 유체 혼합기(102)로 유입된 후에 전술한 증발기(100)로 유입될 수 있다.
예를 들어, 제 2 응축기(121)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 3)은 유체 연결된 배관을 통하여 상기 제 2 압축기(122)로 유입될 수 있으며, 유입된 상기 냉매 흐름(FB 3)은 상기 제 2 압축기(122)에서 압축된 후에, 상기 유체 연결된 배관을 통하여 유출(FB 4)될 수 있다.
하나의 예시에서, 상기 제 2 응축기(121)에서 유출되어 제 2 압축기(122)로 유입되는 냉매 흐름(FB 3)의 압력과 상기 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 4)의 압력의 비가 하기 일반식 5를 만족할 수 있다.
[일반식 5]
2 ≤ PC2out/PC2in ≤ 7
상기 일반식 5에서, PC2out는 상기 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 4)의 압력(bar)을 나타내고, PC2in는 제 2 응축기(121)에서 유출되어 제 2 압축기(122)로 유입되는 냉매 흐름(FB 3)의 압력(bar)을 나타낸다.
즉, 상기 제 2 응축기(121)에서 유출되어 제 2 압축기(122)로 유입되는 냉매 흐름(FB 3)의 압력과 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 4)의 압력의 비 PC2out/PC2in는 2 내지 7, 예를 들어, 2 내지 5, 바람직하게는 2.5 내지 4.5의 범위로 조절될 수 있다. 상기 압력의 비 PC2out/PC2in는 상기 제 2 응축기(121)에서 유출되어 제 2 압축기(122)로 유입되는 냉매 흐름(FB 3)의 압력 및 상기 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 4)의 압력의 단위가 bar인 경우를 기초로 하여 계산된 값이며, 측정되는 압력의 단위에 따라 환산되는 구체적인 압력의 값이 달라지는 경우, 상기 압력의 비가 일반식 5를 만족하지 않을 수 있는 것은 기술분야에서 자명하다. 따라서, 상기 일반식 5는 측정된 압력의 값을 bar의 압력 단위로 환산하여 만족하는 모든 경우를 포함할 수 있다.
상기 제 2 응축기(121)에서 유출되어 제 2 압축기(122)로 유입되는 냉매 흐름(FB 3)의 압력과 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 4)의 압력의 비가 상기 일반식 5를 만족함으로써, 상기 터빈(120)에서 전기를 발생시키고 떨어진 압력을 보충하기에 충분할 정도로 압축될 수 있다.
상기 제 2 응축기(121)에서 유출되어 제 2 압축기(122)로 유입되는 냉매 흐름(FB 3)의 압력과 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름의 압력(FB 4)은 상기 일반식 5를 만족한다면, 특별히 제한되는 것은 아니며, 적용하고자 하는 공정의 종류 및 각 공정의 조건에 따라 다양하게 조절할 수 있다. 하나의 예시에서, 상기 제 2 응축기(121)에서 유출되어 제 2 압축기(122)로 유입되는 냉매 흐름(FB 3)의 압력은 0.5 kgf/cm2g 내지 3.0 kgf/cm2g, 예를 들어, 1.2 kgf/cm2g 내지 2.5 kgf/cm2g 또는 1.0 kgf/cm2g 내지 2.0 kgf/cm2g일 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다. 또한, 상기 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 4)의 압력은 2.0 kgf/cm2g 내지 20.0 kgf/cm2g, 예를 들어, 2.0 kgf/cm2g 내지 10.0 kgf/cm2g 또는 2.2 kgf/cm2g 내지 7.0 kgf/cm2g일 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다.
상기 제 2 압축기(122)에서 압축된 후에 유출되는 상기 냉매 흐름(FB 4)은, 전술한 제 1 순환 루프(R1)의 압력 강하 장치(112)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 4)과 상기 유체 혼합기(102)에서 합쳐진 후에 상기 증발기(100)로 유입될 수 있다.
상기 제 2 압축기(122)로는, 액상의 흐름을 압축시킬 수 있는 압축 장치라면, 기술 분야에서 알려진 다양한 압축 장치를 제한 없이 사용할 수 있으며, 하나의 예시에서, 상기 제 2 압축기(122)는 펌프일 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다.
본 출원의 열 회수 장치(10)에서는, 상기 제 1 순환 루프(R1)에 포함되는, 증발기(100), 제 1 압축기(110), 제 1 응축기(111) 및 압력 강하 장치(112)를 통과하는 냉매 흐름 및 제 2 순환 루프(R2)에 포함되는 증발기(100), 터빈(120), 제 2 응축기(121) 및 제 2 압축기(122)를 통과하는 냉매 흐름이 각각 상이한 온도 및 압력 특성을 가지며, 기상 및/또는 액상의 흐름으로 상기 증발기(100), 제 1 압축기(111), 제 1 응축기(111), 압력 강하 장치(112), 터빈(120), 제 2 응축기(121) 및 제 2 압축기(122)로 유입 또는 유출됨으로써, 상기 냉매 흐름의 온도, 압력 및 상태 변화에 따른 잠열을 스팀 생성을 위한 열원으로서 사용할 수 있다. 또한, 본 출원의 열 회수 장치(10)에서는, 100℃ 미만의 저온의 폐열을 이용하여 스팀을 생성하기 위한 최적의 온도 및 압력 조건을 설정함으로써, 우수한 효율로 스팀을 생성할 수 있다.
하나의 예시에서, 상기 증발기(100)로 유입되는 냉매 흐름(F5)은 액상의 흐름일 수 있으며, 상기 냉매 흐름 내의 액상 흐름의 부피 분율은 0.8 내지 1.0, 예를 들어, 0.9 내지 1.0, 바람직하게는 0.99 내지 1.0일 수 있다.
또한, 상기 제 1 압축기(110) 또는 터빈(120)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2, FB 2)은 기상의 흐름일 수 있으며, 상기 냉매 흐름 내의 기상 흐름의 부피 분율은 0.8 내지 1.0, 예를 들어, 0.9 내지 1.0, 바람직하게는 0.99 내지 1.0일 수 있다.
상기 제 1 응축기(111), 제 2 응축기(121) 또는 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 3, FB 3, FB 4)은 액상의 흐름일 수 있으며, 상기 냉매 흐름 내의 액상 흐름의 부피 분율은 0.8 내지 1.0, 예를 들어, 0.9 내지 1.0, 바람직하게는 0.99 내지 1.0일 수 있다.
또한, 상기 압력 강하 장치(112)에서 유출된 냉매 흐름(FA 4)은 액상의 흐름일 수 있으며, 상기 냉매 흐름 내의 기상 흐름의 분율은 0 내지 0.2, 예를 들어, 0 내지 0.15, 바람직하게는 0 내지 0.1일 수 있다.
상기에서, 부피 분율(volume fraction)은 상기 배관을 통하여 흐르는 냉매 흐름 전체의 체적 유량(volume flow rate)에 대한 액상 흐름 또는 기상 흐름의 체적 유량의 비율을 의미하며, 상기 체적 유량은 단위 시간당 흐르는 유체의 체적을 나타내며, 하기 일반식 7에 의하여 구할 수 있다.
[일반식 7]
체적 유량 = Av (m3/s)
상기 일반식 7에서, A는 배관의 단면적(m2)을 나타내고, v는 냉매 흐름의 유속(m/s)을 나타낸다.
본 출원의 열 회수 장치(10)의 또 하나의 구현예는, 제 1 열교환기(113)를 포함한다. 도 3은, 본 출원의 또 하나의 구현예에 의한 열 회수 장치(10)를 모식적으로 나타낸 도면이다.
도 3에 나타나듯이, 본 출원의 열 회수 장치(10)는 상기 증발기(100)와 유체 분배기(101) 사이 및 제 1 응축기(111) 및 압력 강하 장치(112) 사이에 위치하는 제 1 열교환기(113)를 추가로 포함한다. 예를 들어, 상기 제 1 열교환기(113)는 상기 증발기(100)와 유체 분배기(101) 사이에 연결된 배관 및 제 1 응축기(111) 및 압력 강하 장치(112) 사이에 연결된 배관에 연결되어 있을 수 있으며, 하나의 예시에서, 상기 제 1 열교환기(113)는, 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1-1)이 상기 제 1 열교환기(113)를 통과한 후 제 1 압축기(110)로 유입(FA 1)되고, 제 1 응축기(111)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 3-1)이 상기 제 1 열교환기(113)를 통과한 후 상기 압력 강하 장치(112)로 유입(FA 3-2)되도록 상기 배관에 유체 연결되어 있을 수 있다. 본 출원의 열 회수 장치(10)가 상기 제 1 열교환기(113)를 포함함으로써, 냉매의 등엔트로피 압축시에 발생하는 냉매의 일부 기화 현상을 막을 수 있으며, 이에 따라, 상기 열 회수 장치(10)의 열교환 효율을 상승시킬 수 있다. 상기에서 「등엔트로피 압축」은 계의 엔트로피를 일정하게 유지하는 조건에서 압축시키는 것을 의미하며, 예를 들어, 계의 주변과 열교환이 없는 상태에서 압축시키는 단열 압축과정을 의미할 수 있다.
도 4는, 본 출원의 예시적인 냉매의 온도-엔트로피 선도를 도시한 그래프이다. 하나의 예시에서, 상기 열 회수 장치(10)를 순환하는 상기 냉매는, 도 4에 나타나듯이, 온도-엔트로피 선도의 포화증기곡선(saturated vapor curve)의 접선의 기울기가 양의 기울기를 가지는 냉매일 수 있으며, 예를 들어, 가로축은 엔트로피(J/kg·K), 세로축은 온도(℃)인 상기 냉매의 온도-엔트로피 선도의 포화증기곡선의 접선의 기울기는 50℃ 내지 130℃에서 1 내지 3일 수 있다. 상기 온도-엔트로피 선도에서 포화증기곡선은 선도의 임계점(critical point)을 기준으로 하여 선도 우측의 곡선 부분을 의미한다. 즉, 도 4에 나타나 듯이, 냉매의 온도-엔트로피 선도에서, 상기 냉매가 등-엔트로피 압축될 경우(도 4의 화살표 방향), 상기 냉매의 포화증기곡선의 접선의 기울기가 양의 기울기를 가지므로 기상에서 액상으로 상변화가 발생하는 구간이 존재하게 되며, 이에 따라, 제 1 압축기(110) 내에서 냉매 흐름의 일부가 기화되는 현상이 발생할 수 있다. 상기 냉매의 일부 기화 현상을 방지하기 위하여, 본 출원의 열 회수 장치(10)는 상기 제 1 열교환기(113)를 포함할 수 있으며, 이에 따라, 상기 열 회수 장치(10)의 열교환 효율을 상승시킬 수 있다.
상기 냉매로는, 온도-엔트로피 선도의 포화증기곡선의 접선의 기울기가 양의 값을 가지는 냉매라면, 기술 분야에서 공지된 다양한 냉매를 사용할 수 있으나, 특별히 제한되는 것은 아니며, 예를 들어, R245fa, R1234ze 및 R1234yf로 이루어진 군으로부터 선택된 1종 이상의 냉매를 사용할 수 있다.
도 3과 같이, 본 출원의 구현예에 따른 열 회수 장치(10)의 제 1 순환 루프(R1)에서는, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1-1)은 상기 제 1 열교환기(113)로 유입된 후에, 상기 제 1 압축기로 유입(FA 1)되고, 상기 제 1 응축기(111)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 3-1)은 상기 제 1 열교환기(113)로 유입된 후에 상기 압력 강하 장치(112)로 유입(FA 3-2)되며, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1-1)과 상기 제 1 응축기(111)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 3-1)은 상기 제 1 열교환기(113)에서 열교환될 수 있다.
하나의 예시에서, 상기 제 1 응축기(111)에서 유출되어 제 1 열교환기(113)로 유입되는 냉매 흐름(FA 3-1)의 온도와 제 1 열교환기(113)에서 유출되어 상기 유체 분배기(101)로 유입되는 냉매 흐름(F1-2)의 온도가 하기 일반식 6을 만족할 수 있다.
[일반식 6]
1℃ ≤ TR1in - TR1out ≤ 50℃
상기 일반식 6에서, TR1in은 제 1 응축기(111)에서 유출되어 제 1 열교환기(113)로 유입되는 냉매 흐름(FA 3-1)의 온도를 나타내고, TR1out은 상기 제 1 열교환기(113)에서 유출되어 상기 유체 분배기(101)로 유입되는 냉매 흐름(F1-2)의 온도를 나타낸다.
즉, 상기 제 1 응축기(111)에서 유출되어 제 1 열교환기(113)로 유입되는 냉매 흐름(FA 3-1)의 온도와 제 1 열교환기(113)에서 유출되어 상기 유체 분배기(101)로 유입되는 냉매 흐름(F1-2)의 온도의 차 TR3in - TR3out은 1 내지 50℃, 예를 들어, 5 내지 45℃, 5 내지 50℃, 10 내지 45℃, 1 내지 40℃ 또는 15 내지 35℃의 범위로 조절될 수 있다.
상기 제 1 응축기(111)에서 유출되어 제 1 열교환기(113)로 유입되는 냉매 흐름(FA 3-1)의 온도와 제 1 열교환기(113)에서 유출되어 상기 유체 분배기(101)로 유입되는 냉매 흐름(F1-2)의 온도가 상기 일반식 6을 만족함으로써, 전술한 냉매의 일부 기화 현상을 막을 수 있을 정도로 상기 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름의 온도를 충분히 상승시킬 수 있으며, 이에 따라, 상기 열 회수 장치(10)의 열교환 효율을 상승시킬 수 있다.
상기 제 1 응축기(111)에서 유출되어 제 1 열교환기(113)로 유입되는 냉매 흐름(FA 3-1)의 온도와 제 1 열교환기(113)에서 유출되어 상기 유체 분배기(101)로 유입되는 냉매 흐름(F1-2)의 온도는 상기 일반식 6을 만족한다면, 특별히 제한되는 것은 아니며, 적용하고자 하는 공정의 종류 및 각 공정의 조건에 따라 다양하게 조절할 수 있다. 하나의 예시에서, 상기 제 1 응축기(111)에서 유출되어 상기 제 1 열교환기(113)로 유입되는 냉매 흐름(FA 3-1)의 온도는, 115℃ 내지 150℃, 예를 들어, 118℃ 내지 145℃, 120℃ 내지 148℃ 또는 120℃ 내지 145℃일 수 있으나, 특별히 이에 제한되는 것은 아니다. 또한, 상기 제 1 열교환기(113)에서 유출되어 유체 분배기(101)로 유입되는 냉매 흐름(F1-2)은 90℃ 내지 150℃, 예를 들어, 90℃ 내지 130℃, 90℃ 내지 120℃, 100℃ 내지 130℃ 또는 90℃ 내지 128℃의 온도로 상기 유체 분배기(101)로 유입될 수 있다.
하나의 예시에서, 상기 제 1 열교환기(113)에서 유출되어 압력 강하 장치(112)로 유입되는 냉매 흐름(FA 3-2)의 온도는 70℃ 내지 120℃, 예를 들어, 75℃ 내지 120℃, 또는 80℃ 내지 120℃일 수 있으나, 특별히 이에 제한되는 것은 아니며, 상기 제 1 압축기(110)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2)은, 110℃ 내지 170℃, 예를 들어, 130℃ 내지 150℃, 135℃ 내지 170℃ 또는 135℃ 내지 165℃의 온도로 상기 제 1 압축기(110)에서 유출되어 상기 제 1 응축기(111)로 유입될 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다.
본 출원의 열 회수 장치(10)가 상기 제 1 열교환기(113)를 포함함에 따라, 상기 제 1 압축기(110) 내에서의 냉매의 일부 기화 현상을 막을 수 있다. 이 경우, 상기 제 1 압축기(110)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2)은 기상의 흐름일 수 있으며, 상기 제 1 압축기(110)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2) 내의 기상 흐름의 부피 분율은 0.95 내지 1.0, 예를 들어, 0.99 내지 1.0, 바람직하게는 1.0일 수 있다.
본 출원의 열 회수 장치(10)의 또 하나의 구현예는, 제 2 열교환기(123)를 포함한다. 도 5는, 본 출원의 또 하나의 구현예에 의한 열 회수 장치(10)를 모식적으로 나타낸 도면이다.
도 5에 나타나듯이, 본 출원의 열 회수 장치(10)는 상기 터빈(120)과 제 2 응축기(121) 사이 및 제 2 압축기(122) 및 유체 혼합기(102) 사이에 위치하는 제 2 열교환기(123)를 추가로 포함한다. 예를 들어, 상기 제 2 열교환기(123)는 상기 터빈(120)과 제 2 응축기(121) 사이에 연결된 배관 및 제 2 압축기(122) 및 유체 혼합기(102) 사이에 연결된 배관에 연결되어 있을 수 있으며, 하나의 예시에서, 상기 제 2 열교환기(123)는, 터빈(120)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 2-1)이 상기 제 2 열교환기(123)를 통과한 후 제 2 응축기(121)로 유입(FB 2-2)되고, 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 4-1)이 상기 제 2 열교환기(123)를 통과한 후 상기 유체 혼합기(102)로 유입(FB 4-2)되도록 상기 배관에 유체 연결되어 있을 수 있다.
하나의 예시에서, 상기 터빈(120)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 2-1)은 90℃ 내지 120℃, 예를 들어, 90℃ 내지 115℃ 또는 95℃ 내지 112℃의 온도로 제 2 열교환기(123)로 유입될 수 있으며, 상기 터빈에서 유출되는 냉매 흐름(FB 2-1)은 상기 제 2 열교환기(123)를 통과한 후에 50℃ 내지 75℃, 예를 들어, 55℃ 내지 70℃ 또는 50℃ 내지 70℃의 온도로 제 2 응축기(121)로 유입(FB 2-2)될 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다.
하나의 예시에서, 상기 제 2 응축기(121)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 3)은 30℃ 내지 50℃, 예를 들어, 35℃ 내지 45℃ 또는 35℃ 내지 40℃의 온도로 제 2 압축기(122)로 유입될 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다.
또한, 상기 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 4-1)은 30℃ 내지 50℃, 예를 들어, 35℃ 내지 45℃ 또는 35℃ 내지 40℃의 온도로 제 2 열교환기(123)로 유입(FB 4-1)될 수 있으며, 상기 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 4-1)은 제 2 열교환기(123)를 통과한 후에 40℃ 내지 70℃, 예를 들어, 45℃ 내지 65℃ 또는 40℃ 내지 65℃의 온도로 유체 혼합기(102)로 유입된 후에 증발기(100)로 유입(FB 4-2)될 수 있으나, 이에 제한되는 것은 아니다.
본 출원의 열 회수 장치(10)의 또 하나의 구현예는, 도 6과 같이, 제 1 열교환기(113) 및 제 2 열교환기(123)를 모두 포함할 수 있으며, 이에 따른 효과는 전술한 바와 동일하다. 도 6은, 본 출원의 또 하나의 구현예에 의한 열 회수 장치(10)를 모식적으로 나타낸 도면이다.
본 출원의 또 다른 구현예는, 열 회수 방법을 제공한다. 예시적인 상기 열 회수 방법은, 전술한 열 회수 장치(10)를 사용하여, 수행될 수 있으며, 이를 통하여, 전술한 바와 같이, 산업 현장 또는 다양한 화학 공정, 예를 들면 석유 화학 제품의 제조 공정에서 배출되는 100℃ 미만의 저급 열원을 버리지 않고 이용하여 스팀을 생성할 수 있으며, 생성된 스팀을 다양한 공정에 사용할 수 있으므로, 반응기 또는 증류탑에 사용되기 위한 외부 열원인 고온 스팀의 사용량을 절감할 수 있어, 에너지 절감 효율을 극대화 시킬 수 있다. 나아가, 본 출원의 열 회수 방법에 의하면, 압축기에서 소모되는 전력을 자체적으로 생산할 수 있으며, 압축기를 통과한 냉매 흐름의 일부 기화 현상을 감소시킬 수 있으므로, 우수한 효율로 열을 회수할 수 있다.
본 출원의 일 구현예에 의한 상기 열 회수 방법은 냉매 순환 단계, 제 1 열교환 단계 및 제 2 열교환 단계를 포함한다.
상기 냉매 순환 단계는, 제 1 순환 단계 및 제 2 순환 단계를 포함하며, 상기 제 1 순환 단계는 상술한 제 1 순환 루프(R1)를 통해 냉매가 순환하는 단계이고, 상기 제 2 순환 단계는 상기 제 2 순환 루프(R2)를 통하여 냉매가 순환하는 단계일 수 있다.
하나의 예시에서, 상기 제 1 순환 단계에서는, 냉매 흐름을 증발기(100), 제 1 압축기(110), 제 1 응축기(111) 및 압력 강하 장치(112)를 순차로 통과하도록 순환시키며, 예를 들어, 상기 제 1 순환 단계에서는, (a-i) 냉매 흐름을 증발기(100)로 유입시키고, (a-ii) 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 일부를 제 1 압축기(110)로 유입시키며, (a-iii) 상기 제 1 압축기(110)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2)을 제 1 응축기(111)로 유입시키고, (a-iv) 상기 제 1 응축기(111)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 3)을 압력 강하 장치(112)로 유입시키며, (a-v) 상기 압력 강하 장치에서 유출되는 냉매 흐름(FA 4)을 상기 증발기(100)로 재유입 시킬 수 있다.
또한, 상기 제 2 순환 단계에서는, 냉매 흐름을 증발기(100), 터빈(120), 제 2 응축기(121) 및 제 2 압축기(122)를 순차로 통과하도록 순환시키며, 예를 들어, 상기 제 2 순환 단계에서는, (b-i) 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 나머지 일부를 터빈(120)으로 유입시키고, (b-ii) 상기 터빈(120)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 2)을 제 2 응축기(121)로 유입시키며, (b-iii) 상기 제 2 응축기(121)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 3)을 제 2 압축기(122)로 유입시키고, (b-iv) 상기 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 4)을 상기 증발기(100)로 재유입 시킬 수 있다.
또한, 상기 열 회수 방법은, 상기 증발기(100)로 유입되는 냉매 흐름(F5)을 상기 증발기(100)로 유입되는 제 1 유체 흐름(W1)과 열교환시는 제 1 열교환 단계 및 상기 제 1 압축기에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2)을 상기 제 1 응축기로 유입되는 제 2 유체 흐름(W3)과 열교환시키는 제 2 열교환 단계를 포함한다.
상기 냉매 순환 단계, 제 1 열교환 단계 및 제 2 열교환 단계는 순차적으로 이루어지거나, 또는 순서에 관계없이 서로 독립적으로 이루어질 수 있다. 또한, 상기 제 1 순환 단계의 (a-i) 내지 (a-v)의 과정 및 제 2 순환 단계의 (b-i) 내지 (b-iv)의 과정은 순환 과정이므로, 상기와 같이 냉매 흐름이 순환될 수만 있다면, 어느 과정이 먼저 수행되더라도 무방하다.
하나의 예시에서, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 전체 유량에 대한 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 유량의 비는 하기 일반식 1을 만족할 수 있다.
[일반식 1]
0.3 ≤ Fc/Fe ≤ 0.5
상기 일반식 1에서, Fc는 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 유량을 나타내고, Fe는 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 전체 유량을 나타낸다.
또한, 하나의 예시에서, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 전체 유량에 대한 상기 터빈(120)으로 유입되는 냉매 흐름(FB 1)의 유량의 비는 하기 일반식 2를 만족할 수 있다.
[일반식 2]
0.5 ≤ Ft/Fe ≤ 0.7
상기 일반식 2에서, Ft는 유체 분배기(101)에서 분리되어 터빈(120)으로 유입되는 냉매 흐름(FB 1)의 유량을 나타내고, Fe는 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 전체 유량을 나타낸다.
상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 전체 유량에 대한 상기 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 유량의 비가 상기 일반식 1을 만족하고 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 전체 유량에 대한 상기 터빈(120)으로 유입되는 냉매 흐름(FB 1)의 유량의 비가 상기 일반식 2를 만족함으로써, 본 출원의 열 회수 장치(10)가 1 기의 증발기만을 사용하는 경우에도, 상기 열 회수 장치가 우수한 성능 계수를 가질 수 있다.
또한, 본 출원의 열 회수 방법에서, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름의 전체 유량, 상기 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 유량, 상기 터빈(120)으로 유입되는 냉매 흐름(FB 1)의 유량 조건에 대한 자세한 설명은 상기 열 회수 장치(10)에서 전술한 바와 동일한 바, 생략하기로 한다.
예시적인 본 출원의 열 회수 방법에서, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 온도와 상기 증발기(100)로 유입되는 제 1 유체 흐름(W1)의 온도는 하기 일반식 3을 만족할 수 있다.
[일반식 3]
1℃ ≤ TEin - TEout ≤ 20℃
상기 일반식 3에서, TEin는 증발기(100)로 유입되는 제 1 유체 흐름(W1)의 온도를 나타내고, TEout은 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 온도를 나타낸다.
상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 온도와 상기 증발기(100)로 유입되는 제 1 유체 흐름(W1)의 온도가 상기 일반식 3을 만족함으로써, 저온의 폐열, 특히, 100℃ 미만, 예를 들어, 50 내지 90℃ 수준의 현열 상태의 저급 열원의 폐열을 이용하여, 고온의 스팀을 생산할 수 있으며, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1)의 온도와 상기 증발기(100)로 유입되는 제 1 유체 흐름(W1)의 온도에 관한 자세한 설명은, 전술한 열 회수 장치(10)에서 설명한 바와 동일한 바, 생략하기로 한다.
또한, 본 출원의 열 회수 방법에서는, 상기 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 압력과 제 1 압축기(110)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2)의 압력의 비는 하기 일반식 4를 만족할 수 있다.
[일반식 4]
2 ≤ PC1out/PCin ≤ 5
상기 일반 4에서, PC1out은 상기 제 1 압축기(110)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2)의 압력(bar)을 나타내고, PC1in은 상기 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 압력(bar)을 나타낸다.
상기 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 압력과 제 1 압축기(110)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2)의 압력의 비가 상기 일반식 4를 만족함으로써, 상기 증발기(100)에서 기화된 냉매는 후술할 제 1 응축기(111)를 통과하는 제 2 유체 흐름(W3)과 열교환되기에 충분한 열량을 가지도록 고온 및 고압 상태로 압축될 수 있으며, 제 1 압축기(111)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 압력과 제 1 압축기에서 유출되는 냉매 흐름(FA 2)의 압력 조건에 관한 자세한 설명은, 전술한 열 회수 장치(10)에서 설명한 바와 동일한 바, 생략하기로 한다.
상기 제 2 응축기(121)에서 유출되어 제 2 압축기(122)로 유입되는 냉매 흐름(FB 3)의 압력과 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 4)의 압력의 비가 하기 일반식 5를 만족할 수 있다.
[일반식 5]
2 ≤ PC2out/PC2in ≤ 7
상기 일반식 5에서, PC2out는 상기 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 4)의 압력(bar)을 나타내고, PC2in는 제 2 응축기(121)에서 유출되어 제 2 압축기(122)로 유입되는 냉매 흐름(FB 3)의 압력(bar)을 나타낸다.
상기 제 2 응축기(121)에서 유출되어 제 2 압축기(122)로 유입되는 냉매 흐름(FB 3)의 압력과 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 4)의 압력의 비가 상기 일반식 5를 만족함으로써, 상기 터빈(120)에서 전기를 발생시키고 떨어진 압력을 보충하기에 충분할 정도로 압축될 수 있으며, 상기 제 2 응축기(121)에서 유출되어 제 2 압축기(122)로 유입되는 냉매 흐름(FB 3)의 압력과 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 4)의 압력 조건에 관한 자세한 설명은, 전술한 열 회수 장치(10)에서 설명한 바와 동일한 바, 생략하기로 한다.
또한, 본 출원의 열 회수 방법에서, 구체적인 온도, 압력 및 유량 조건은 상기 열 회수 장치(10)에서 전술한 바와 동일한 바, 생략하기로 한다.
본 출원의 열 회수 방법의 또 다른 구현예에서, 상기 냉매 순환 단계의 제 1 순환 단계 및 제 2 순환 단계에서 상기 냉매는, 전술한 바와 같이, 온도-엔트로피 선도의 포화증기곡선의 접선의 기울기가 양의 기울기를 가지는 냉매일 수 있으며, 예를 들어, 가로축은 엔트로피(J/kg·K), 세로축은 온도(℃)인 상기 온도-엔트로피 선도의 포화증기곡선의 접선의 기울기는 50℃ 내지 130℃에서 1 내지 3일 수 있다. 또한, 이 경우, 상기 제 1 순환 단계는, 상기 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1-1)을 제 1 열교환기(113)로 유입시킨 후에 제 1 압축기(110)로 유입(FA 1)시키고, 제 1 응축기(111)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 3-1)을 제 1 열교환기(113)로 유입시킨 후에 압력 강하 장치(112)로 유입(FA 3-2)시키는 것을 추가로 포함할 수 있다.
이와 같은 경우, 본 출원의 또 하나의 구현예의 열 회수 방법은, 증발기(100)에서 유출되는 냉매 흐름(F1-1)과 상기 제 1 응축기(111)에서 유출되는 냉매 흐름(FA 3-1)을 제 1 열교환기(113)에서 열교환시키는 제 3 열교환 단계를 추가로 포함할 수 있다. 상기 제 3 열교환 단계는 전술한 열 교환 장치(10)의 제 1 열교환기(113)를 통하여 이루어질 수 있으며, 이에 따라, 전술한 바와 같이, 냉매의 등엔트로피 압축시에 발생하는 냉매의 일부 기화 현상을 막을 수 있으며, 상기 열 회수 장치(10)의 열교환 효율을 상승시킬 수 있다.
하나의 예시에서, 상기 제 1 응축기(111)에서 유출되어 제 1 열교환기(113)로 유입되는 냉매 흐름(FA 3-1)의 온도와 제 1 열교환기(113)에서 유출되어 상기 유체 분배기(101)로 유입되는 냉매 흐름(F1-2)의 온도는 하기 일반식 6을 만족할 수 있다.
[일반식 6]
5℃ ≤ TR1in - TR1out ≤ 20℃
상기 일반식 6에서, TR1in은 제 1 응축기(111)에서 유출되어 제 1 열교환기(113)로 유입되는 냉매 흐름(FA 3-1)의 온도를 나타내고, TR1out은 상기 제 1 열교환기(113)에서 유출되어 상기 유체 분배기(101)로 유입되는 냉매 흐름(F1-2)의 온도를 나타낸다.
상기 제 1 응축기(111)에서 유출되어 제 1 열교환기(113)로 유입되는 냉매 흐름(FA 3-1)의 온도와 제 1 열교환기(113)에서 유출되어 상기 유체 분배기(101)로 유입되는 냉매 흐름(F1-2)의 온도가 상기 일반식 6을 만족함으로써, 전술한 냉매의 일부 기화 현상을 막을 수 있을 정도로 상기 제 1 압축기(110)로 유입되는 냉매 흐름(FA 1)의 온도를 충분히 상승시킬 수 있으며, 이에 따라, 상기 열 회수 장치(10)의 열교환 효율을 상승시킬 수 있다.
상기 제 3 열교환 단계에서, 냉매 흐름의 구체적인 온도, 압력 및 유량 조건은 상기 열 회수 장치(10)에서 전술한 바와 동일한 바, 생략하기로 한다.
본 출원의 열 회수 방법의 또 하나의 구현예에서, 상기 제 2 순환 단계는, 터빈(120)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 2-1)을 제 2 열교환기(123)로 유입시킨 후에 제 2 응축기(121)로 유입(FB 2-2)시키고, 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 4-1)을 제 2 열교환기(123)로 유입시킨 후에 증발기(100)로 유입(FB 4-2)시키는 것을 추가로 포함할 수 있다.
또한, 이와 같은 경우, 상기 열 회수 방법은, 상기 터빈(120)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 2-1)과 상기 제 2 압축기(122)에서 유출되는 냉매 흐름(FB 4-1)을 상기 제 2 열교환기(123)에서 열교환시키는 제 4 열교환 단계를 추가로 포함할 수 있다.
상기 제 4 열교환 단계는 전술한 열 교환 장치(10)의 제 2 열교환기(123)를 통하여 이루어질 수 있으며, 상기 제 4 열교환 단계에서, 냉매 흐름의 구체적인 온도, 압력 및 유량 조건은 상기 열 회수 장치(10)에서 전술한 바와 동일한 바, 생략하기로 한다.
상기 열 회수 방법의 또 다른 구현예에서, 상기 제 1 응축기(111)로 유입되는 제 2 유체(W3)는 물일 수 있으며, 또한, 예시적인 본 출원의 열 회수 방법은 상기 제 1 응축기(111)로 유입되는 냉매 흐름과 열교환된 물을 스팀으로 배출시키는 스팀 생성 단계를 추가로 포함할 수 있다
또한, 상기 열 회수 방법의 다른 구현예는, 상기 증발기(100)에서 유출되는 유체 흐름을 응축시켜 배출하는 단계를 추가로 포함할 수 있다.
본 출원의 열 회수 장치(10) 및 방법은 다양한 석유 화학 공정에 적용될 수 있다.
예를 들어, n-부탄올 제조 시 옥소 반응 공정의 경우, 공정에서 발생하는 폐열의 온도는 약 85℃로, 이 경우, 약 7.6 Gcal/hr의 열량이 버려지므로, 상기 옥소 반응 공정에 적용될 수 있다. 또한, 알킬레이션 반응을 통한 큐멘의 제조 공정의 경우 약 6.8 Gcal/hr의 열량이 버려지고 있어, 상기 큐멘의 제조 공정에도 적용이 가능하다. 또한, 아크릴산의 제조 공정 시, 흡수기에서 발생하는 폐열의 온도는 약 75℃로, 이 경우, 약 1.6 내지 3.4 Gcal/hr의 열량이 버려지고 있어, 상기 아크릴산의 제조 공정에도 적용이 가능하다.
본 출원의 열 회수 장치 및 방법에 의하면, 산업 현장 또는 다양한 화학 공정, 예를 들면 석유 화학 제품의 제조 공정에서 배출되는 100℃ 미만의 저급 열원을 버리지 않고 이용하여 스팀을 생성할 수 있으며, 생성된 스팀을 다양한 공정에 사용할 수 있으므로, 반응기 또는 증류탑에 사용되기 위한 외부 열원인 고온 스팀의 사용량을 절감할 수 있어, 에너지 절감 효율을 극대화시킬 수 있을 뿐만 아니라, 압축기에서 소모되는 전력을 자체적으로 생산할 수 있으며, 압축기를 통과한 냉매 흐름의 일부 기화 현상을 감소시킬 수 있으므로, 우수한 효율로 열을 회수할 수 있다.
도 1은 종래의 폐열 처리 장치를 모식적으로 나타낸 도면이다.
도 2는 본 출원의 일 구현예의 열 회수 장치를 모식적으로 도시한 도면이다.
도 3은 본 출원의 다른 구현예에 의한 열 회수 장치를 모식적으로 도시한 도면이다.
도 4는 본 출원의 냉매의 온도-엔트로피 선도를 예시적으로 나타낸 그래프이다.
도 5는 본 출원의 또 다른 구현예에 따른 열 회수 장치를 모식적으로 나타낸 도면이다.
도 6은, 본 출원의 또 하나의 구현예에 의한 열 회수 장치를 모식적으로 나타낸 도면이다.
도 7은 본 출원의 실시예에 따른 열 회수 장치를 나타낸 도면이다.
이하 본 출원에 따르는 실시예 및 본 출원에 따르지 않는 비교예를 통하여 본 출원을 보다 상세히 설명하나, 본 출원의 범위가 하기 제시된 실시예에 의해 제한되는 것은 아니다.
실시예 1
도 5의 열 회수 장치를 이용하여, 스팀을 생성하였다.
냉매(1,1,1,3,3-pentafluoropropane, R245fa)를 증발기로 유입시키고, 상기 증발기에서 분리된 냉매 흐름의 일부를 콤프레셔, 제 1 응축기 및 압력 강하 장치를 순차로 통과하도록, 상기 냉매를 순환시켰다. 구체적으로는, 69.6℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 냉매 흐름을 50,000 kg/hr의 유량으로 증발기로 유입시키고, 이와 동시에 상기 증발기로 85.0℃, 1.0 kgf/cm2g(1.96 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 폐열 흐름을 300,000 kg/hr의 유량으로 유입시켜 열교환을 시켰다. 상기 열교환 후 폐열 흐름은 78.2℃, 1.0 kgf/cm2g(1.96 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 300,000 kg/hr의 유량으로 유출시켰으며, 냉매 흐름은 80.0℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 유출시킨 후 유체 분배기로 유입하였다. 상기 유체 분배기에서 분리된 냉매 흐름을 19,000 kg/hr의 유량으로 상기 콤프레셔로 유입시켰으며, 또한, 상기 콤프레셔에서 압축된 냉매 흐름은 125.0℃, 20.7 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 0.82인 상태로 콤프레셔에서 유출시켰다. 이 경우, 상기 콤프레셔에서 사용된 일의 양은 135583.0 W이었다. 상기 콤프레셔로부터 유출된 냉매 흐름을 제 1 응축기로 유입시키고, 이와 동시에 상기 제 1 응축기로 115.0℃, 0.7 kgf/cm2g(1.67 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 물을 1,000 kg/hr의 유량으로 유입시켜 상기 냉매 흐름과 열교환을 시켰다. 상기 열교환 후 물은 115.0℃, 0.7 kgf/cm2g(1.67 bar), 기체 부피 분율이 0.75인 상태의 스팀으로 배출되었으며, 냉매 흐름은 응축되어 125.0℃, 20.7 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 유출시킨 후에 컨트롤 밸브로 유입되었다. 이 때, 상기 제 1 응축기에서 응축된 열량은 463422.8 W이었다. 또한, 상기 컨트롤 밸브를 통과한 냉매 흐름을 75.4℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 컨트롤 밸브에서 유출시킨 후 유체 혼합기로 유입시켰다.
한편, 상기 유체 분배기에서 분리된 나머지 냉매 흐름이 터빈, 제 2 열교환기, 제 2 응축기, 펌프, 상기 제 2 열교환기 및 유체 혼합기를 순차로 통과하도록 순환 시켰다. 구체적으로, 상기 유체 분배기에서 분리된 나머지 냉매 흐름을 31,000 kg/hr의 유량으로 상기 터빈으로 유입시켰으며, 상기 터빈에서 유출되어 상기 제 2 열교환기로 유입된 냉매 흐름을 제 2 응축기로 유입시켰다. 또한, 상기 제 2 응축기에서 유출시킨 냉매 흐름은 펌프로 유입시켰으며, 상기 펌프에서 압축된 냉매 흐름을 다시 제 2 열교환기로 유입시켜, 상기 터빈으로부터 유출되어 제 2 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시킨 뒤에, 유체 혼합기로 유입시켰다. 구체적으로, 상기 터빈에서 팽창된 냉매 흐름을 63.1℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 터빈에서 유출시킨 후 상기 제 2 열교환기로 유입시켰다. 이 경우, 상기 터빈에서 생성된 일의 양은 137713.0 W이었다. 상기 펌프로부터 유출되는 냉매 흐름과 상기 제 2 열교환기에서 열교환된 냉매 흐름은, 51.6℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 제 2 열교환기로 부터 유출된 후, 상기 제 2 응축기로 유입되어 응축되었다. 상기 제 2 응축기에서 응축되어 39.6℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 유출되는 냉매 흐름은 펌프로 유입시켜 압축시켰다. 상기 펌프를 통과하여 압축된 냉매 흐름을, 40.0℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 펌프에서 유출시킨 후, 상기 제 2 열교환기로 유입시켰으며, 상기 터빈으로부터 유출되어 상기 제 2 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시켰다. 상기 펌프로부터 유출되고, 제 2 열교환기로 유입되어 열교환 된 냉매 흐름은, 46.6℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 제 2 열교환기에서 유출시켰으며, 유체 혼합기로 유입시켰다. 상기 펌프로부터 유출된 냉매 흐름과 상기 컨트롤 밸브로부터 유출된 냉매 흐름을 상기 유체 혼합기에서 합류 시킨 후에, 50,000 kg/hr의 유량으로 상기 증발기로 재유입시켰다,
이 경우, 열 회수 장치의 성능 계수를 하기 일반식 8에 의하여 계산하였으며, 하기 표 1에 나타내었다. 상기 성능계수는, 상기 압축기에 투입된 에너지 대비 열교환 매체가 흡수한 열량을 나타내며, 즉, 에너지 투입량 대비 회수한 에너지의 비율을 의미한다. 예를 들어, 성능 계수가 3이라면, 투입한 전기의 3배의 열량을 얻은 것을 의미한다.
[일반식 8]
Figure PCTKR2015005816-appb-I000001
상기 일반식 8에서, Q는 제 1 응축기에 의하여 응축된 열량을 나타내며, W는 콤프레셔가 한 일의 총 양(콤프레셔에서 사용된 일의 양 - 터빈에서 생산된 일의 양)을 나타낸다.
실시예 2
도 7의 열 회수 장치를 이용하여, 스팀을 생성하였다.
냉매(1,1,1,3,3-pentafluoropropane, R245fa)를 증발기로 유입시키고, 상기 증발기에서 분리된 냉매 흐름의 일부를 제 1 열교환기, 콤프레셔, 제 1 응축기, 제 1 열교환기 및 압력 강하 장치를 순차로 통과하도록, 상기 냉매를 순환시켰다. 구체적으로는, 69.6℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 냉매 흐름을 50,000 kg/hr의 유량으로 증발기로 유입시키고, 이와 동시에 상기 증발기로 85.0℃, 1.0 kgf/cm2g(1.96 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 폐열 흐름을 300,000 kg/hr의 유량으로 유입시켜 열교환을 시켰다. 상기 열교환 후 폐열 흐름은 78.2℃, 1.0 kgf/cm2g(1.96 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 300,000 kg/hr의 유량으로 유출시켰으며, 냉매 흐름은 80.0℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 유출시킨 후 제 1 열교환기로 유입시켰다. 상기 증발기에서 유출되어 상기 제 1 열교환기로 유입된 냉매 흐름을 유체 분배기로 유입시켜 일부를 콤프레셔로 유입시켰으며, 상기 콤프레셔에서 유출시킨 냉매 흐름은 제 1 응축기로 유입시켜, 제 1 응축기를 통과하는 유체 흐름과 열교환시켰다. 또한, 상기 제 1 응축기에서 유출시킨 냉매 흐름은 다시 제 1 열교환기로 유입시켜, 상기 증발기로부터 유출되어 상기 제 1 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시킨 후에, 컨트롤 밸브로 유입시켰다. 구체적으로, 상기 증발기로부터 유출되고, 제 1 열교환기로 유입되어 열교환된 냉매 흐름을 115.0℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 제 1 열교환기에서 유출시킨 뒤에 상기 유체 분배기로 유입하였다. 상기 유체 분배기에서 냉매 흐름을 분리한 후에, 분리된 냉매 흐름을 19,000 kg/hr의 유량으로 상기 콤프레셔로 유입시켰으며, 또한, 상기 콤프레셔에서 압축된 냉매 흐름은 142.3℃, 20.6 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 콤프레셔에서 유출시켰다. 이 경우, 상기 콤프레셔에서 사용된 일의 양은 151682.0 W이었다. 상기 콤프레셔에서 유출된 냉매 흐름을 제 1 응축기로 유입시키고, 이와 동시에 상기 제 1 응축기로 115.0℃, 0.7 kgf/cm2g(1.67 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 물을 1,000 kg/hr의 유량으로 유입시켜 상기 냉매 흐름과 열교환을 시켰다. 상기 열교환 후 물은 120.0℃, 0.7 kgf/cm2g(1.67 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태의 스팀으로 배출되었으며, 응축된 냉매 흐름을 124.9℃, 20.6 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 0.08인 상태로 유출시킨 후에 상기 제 1 열교환기로 유입시켰다. 이 때, 상기 제 1 응축기에서 응축된 열량은 620779.0 W이었다. 상기 제 1 응축기에서 유출되는 냉매 흐름은 상기 증발기에서 유출되는 냉매 흐름과 상기 제 1 열교환기에서 열교환 된 후에, 85.3℃, 20.6 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 제 1 열교환기에서 유출된 후에 컨트롤 밸브로 유입되었다. 또한, 상기 냉매 흐름을 75.4℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.11인 상태로 상기 컨트롤 밸브에서 유출시킨 후 유체 혼합기로 유입시켰다.
한편, 상기 유체 분배기에서 분리된 나머지 냉매 흐름이 터빈, 제 2 열교환기, 제 2 응축기, 펌프, 상기 제 2 열교환기 및 유체 혼합기를 순차로 통과하도록 순환 시켰다. 구체적으로, 상기 유체 분배기에서 분리된 나머지 냉매 흐름을 31,000 kg/hr의 유량으로 상기 터빈으로 유입시켰으며, 상기 터빈으로부터 유출되어 상기 제 2 열교환기로 유입된 냉매 흐름을 제 2 응축기로 유입시켰다. 또한, 상기 제 2 응축기에서 유출시킨 냉매 흐름은 펌프로 유입시켰으며, 상기 펌프에서 압축된 냉매 흐름을 다시 제 2 열교환기로 유입시켜, 상기 터빈으로부터 유출되어 제 2 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시킨 뒤에, 유체 혼합기로 유입시켰다. 구체적으로, 상기 터빈에서 팽창된 냉매 흐름을 97.6℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 터빈에서 유출시킨 후 상기 제 2 열교환기로 유입시켰다. 이 경우, 상기 터빈에서 생성된 일의 양은 151682.0 W이었다. 상기 터빈에서 유출되어 제 2 열교환기로 유입되고, 상기 펌프로부터 유출되는 냉매 흐름과 열교환된 냉매 흐름은, 64.5℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 제 2 열교환기로부터 유출된 후, 상기 제 2 응축기로 유입되어 응축되었다. 상기 제 2 응축기에서 응축되어 39.6℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 유출되는 냉매 흐름은 펌프로 유입시켜 압축시켰다. 상기 펌프를 통과하여 압축된 냉매 흐름을, 40.0℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 펌프에서 유출시킨 후, 상기 제 2 열교환기로 유입시켰으며, 상기 터빈으로부터 유출되어 상기 제 2 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시켰다. 상기 펌프로부터 유출되고, 제 2 열교환기로 유입되어 열교환된 냉매 흐름은, 59.5℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 제 2 열교환기에서 유출시켰으며, 유체 혼합기로 유입시켰다. 상기 펌프로부터 유출된 냉매 흐름과 상기 컨트롤 밸브로부터 유출된 냉매 흐름을 상기 유체 혼합기에서 합류 시킨 후에, 50,000 kg/hr의 유량으로 상기 증발기로 재유입시켰다,
이 경우, 열 회수 장치의 성능 계수를 하기 표 1에 나타내었다.
실시예 3
증발기에서 유출된 냉매 흐름을 유체 분배기로 유입하여 분리하되, 상기 유체 분배기에서 냉매 흐름을 분리한 후에, 상기 유체 분배기에서 분리된 냉매 흐름을 25,000 kg/hr의 유량으로 상기 콤프레셔로 유입시키고, 상기 유체 분배기에서 분리된 나머지 냉매 흐름을 25,000 kg/hr의 유량으로 상기 터빈으로 유입시켰다. 또한, 제 1 응축기로 유입되는 물의 유량을 3,000 kg/hr의 유량으로 유입시켰으며, 상기 제 1 응축기에서 열교환 된 물을 115.0℃, 0.7 kgf/cm2g(1.67 bar), 기체 부피 분율이 0.33인 상태의 스팀으로 배출시킨 것을 제외하고는 실시예 1과 동일한 방법으로 스팀을 생성하였다.
이 경우, 열 회수 장치의 성능 계수를 하기 표 1에 나타내었다.
실시예 4
증발기에서 유출된 냉매 흐름을 유체 분배기로 유입하여 분리하되, 상기 유체 분배기에서 냉매 흐름을 분리한 후에, 상기 유체 분배기에서 분리된 냉매 흐름을 40,000 kg/hr의 유량으로 상기 콤프레셔로 유입시키고, 상기 유체 분배기에서 분리된 나머지 냉매 흐름을 10,000 kg/hr의 유량으로 상기 터빈으로 유입시켰다. 또한, 제 1 응축기로 유입되는 물의 유량을 3,000 kg/hr의 유량으로 유입시켰으며, 상기 제 1 응축기에서 열교환 된 물을 115.0℃, 0.7 kgf/cm2g(1.67 bar), 기체 부피 분율이 0.53인 상태의 스팀으로 배출시킨 것을 제외하고는 실시예 1과 동일한 방법으로 스팀을 생성하였다.
이 경우, 열 회수 장치의 성능 계수를 하기 표 2에 나타내었다.
실시예 5
도 7의 열 회수 장치를 이용하여, 스팀을 생성하였다.
냉매(1,1,1,3,3-pentafluoropropane, R245fa)를 증발기로 유입시키고, 상기 증발기에서 분리된 냉매 흐름의 일부를 제 1 열교환기, 콤프레셔, 제 1 응축기, 제 1 열교환기 및 압력 강하 장치를 순차로 통과하도록, 상기 냉매를 순환시켰다. 구체적으로는, 69.6℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 냉매 흐름을 50,000 kg/hr의 유량으로 증발기로 유입시키고, 이와 동시에 상기 증발기로 85.0℃, 1.0 kgf/cm2g(1.96 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 폐열 흐름을 300,000 kg/hr의 유량으로 유입시켜 열교환을 시켰다. 상기 열교환 후 폐열 흐름은 78.2℃, 1.0 kgf/cm2g(1.96 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 300,000 kg/hr의 유량으로 유출시켰으며, 냉매 흐름은 80.0℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 유출시킨 후 제 1 열교환기로 유입시켰다. 상기 증발기에서 유출되어 상기 제 1 열교환기로 유입된 냉매 흐름을 유체 분배기로 유입시켜 일부를 콤프레셔로 유입시켰으며, 상기 콤프레셔에서 유출시킨 냉매 흐름은 제 1 응축기로 유입시켜, 제 1 응축기를 통과하는 유체 흐름과 열교환시켰다. 또한, 상기 제 1 응축기에서 유출시킨 냉매 흐름은 다시 제 1 열교환기로 유입시켜, 상기 증발기로부터 유출되어 상기 제 1 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시킨 후에, 컨트롤 밸브로 유입시켰다. 구체적으로, 상기 증발기로부터 유출되고, 제 1 열교환기로 유입되어 열교환된 냉매 흐름을 110.0℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 제 1 열교환기에서 유출시킨 뒤에 상기 유체 분배기로 유입하였다. 상기 유체 분배기에서 냉매 흐름을 분리한 후에, 분리된 냉매 흐름을 19,000 kg/hr의 유량으로 상기 콤프레셔로 유입시켰으며, 또한, 상기 콤프레셔에서 압축된 냉매 흐름은 137.2℃, 20.7 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 콤프레셔에서 유출시켰다. 이 경우, 상기 콤프레셔에서 사용된 일의 양은 149916.0 W이었다. 상기 콤프레셔에서 유출된 냉매 흐름을 제 1 응축기로 유입시키고, 이와 동시에 상기 제 1 응축기로 115.0℃, 0.7 kgf/cm2g(1.67 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 물을 3,000 kg/hr의 유량으로 유입시켜 상기 냉매 흐름과 열교환을 시켰다. 상기 열교환 후 물은 115.0℃, 0.7 kgf/cm2g(1.67 bar), 기체 부피 분율이 0.34인 상태의 스팀으로 배출되었으며, 응축된 냉매 흐름을 125.0℃, 20.7 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 유출시킨 후에 상기 제 1 열교환기로 유입시켰다. 이 때, 상기 제 1 응축기에서 응축된 열량은 634524.0 W이었다. 상기 제 1 응축기에서 유출되는 냉매 흐름은 상기 증발기에서 유출되는 냉매 흐름과 상기 제 1 열교환기에서 열교환 된 후에, 88.2℃, 20.7 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 제 1 열교환기에서 유출된 후에 컨트롤 밸브로 유입되었다. 또한, 상기 냉매 흐름을 75.4℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.15인 상태로 상기 컨트롤 밸브에서 유출시킨 후 유체 혼합기로 유입시켰다.
한편, 상기 유체 분배기에서 분리된 나머지 냉매 흐름이 터빈, 제 2 열교환기, 제 2 응축기, 펌프, 상기 제 2 열교환기 및 유체 혼합기를 순차로 통과하도록 순환 시켰다. 구체적으로, 상기 유체 분배기에서 분리된 나머지 냉매 흐름을 31,000 kg/hr의 유량으로 상기 터빈으로 유입시켰으며, 상기 터빈으로부터 유출되어 상기 제 2 열교환기로 유입된 냉매 흐름을 제 2 응축기로 유입시켰다. 또한, 상기 제 2 응축기에서 유출시킨 냉매 흐름은 펌프로 유입시켰으며, 상기 펌프에서 압축된 냉매 흐름을 다시 제 2 열교환기로 유입시켜, 상기 터빈으로부터 유출되어 제 2 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시킨 뒤에, 유체 혼합기로 유입시켰다. 구체적으로, 상기 터빈에서 팽창된 냉매 흐름을 92.6℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 터빈에서 유출시킨 후 상기 제 2 열교환기로 유입시켰다. 이 경우, 상기 터빈에서 생성된 일의 양은 149916.0 W이었다. 상기 터빈에서 유출되어 제 2 열교환기로 유입되고, 상기 펌프로부터 유출되는 냉매 흐름과 열교환된 냉매 흐름은, 62.6℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 제 2 열교환기로부터 유출된 후, 상기 제 2 응축기로 유입되어 응축되었다. 상기 제 2 응축기에서 응축되어 39.6℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 유출되는 냉매 흐름은 펌프로 유입시켜 압축시켰다. 상기 펌프를 통과하여 압축된 냉매 흐름을, 40.0℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 펌프에서 유출시킨 후, 상기 제 2 열교환기로 유입시켰으며, 상기 터빈으로부터 유출되어 상기 제 2 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시켰다. 상기 펌프로부터 유출되고, 제 2 열교환기로 유입되어 열교환된 냉매 흐름은, 57.6℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 제 2 열교환기에서 유출시켰으며, 유체 혼합기로 유입시켰다. 상기 펌프로부터 유출된 냉매 흐름과 상기 컨트롤 밸브로부터 유출된 냉매 흐름을 상기 유체 혼합기에서 합류 시킨 후에, 50,000 kg/hr의 유량으로 상기 증발기로 재유입시켰다,
이 경우, 열 회수 장치의 성능 계수를 하기 표 2에 나타내었다.
실시예 6
도 7의 열 회수 장치를 이용하여, 스팀을 생성하였다.
냉매(1,1,1,3,3-pentafluoropropane, R245fa)를 증발기로 유입시키고, 상기 증발기에서 분리된 냉매 흐름의 일부를 제 1 열교환기, 콤프레셔, 제 1 응축기, 제 1 열교환기 및 압력 강하 장치를 순차로 통과하도록, 상기 냉매를 순환시켰다. 구체적으로는, 69.6℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 냉매 흐름을 50,000 kg/hr의 유량으로 증발기로 유입시키고, 이와 동시에 상기 증발기로 85.0℃, 1.0 kgf/cm2g(1.96 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 폐열 흐름을 300,000 kg/hr의 유량으로 유입시켜 열교환을 시켰다. 상기 열교환 후 폐열 흐름은 78.2℃, 1.0 kgf/cm2g(1.96 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 300,000 kg/hr의 유량으로 유출시켰으며, 냉매 흐름은 80.0℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 유출시킨 후 제 1 열교환기로 유입시켰다. 상기 증발기에서 유출되어 상기 제 1 열교환기로 유입된 냉매 흐름을 유체 분배기로 유입시켜 일부를 콤프레셔로 유입시켰으며, 상기 콤프레셔에서 유출시킨 냉매 흐름은 제 1 응축기로 유입시켜, 제 1 응축기를 통과하는 유체 흐름과 열교환시켰다. 또한, 상기 제 1 응축기에서 유출시킨 냉매 흐름은 다시 제 1 열교환기로 유입시켜, 상기 증발기로부터 유출되어 상기 제 1 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시킨 후에, 컨트롤 밸브로 유입시켰다. 구체적으로, 상기 증발기로부터 유출되고, 제 1 열교환기로 유입되어 열교환된 냉매 흐름을 90.0℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 제 1 열교환기에서 유출시킨 뒤에 상기 유체 분배기로 유입하였다. 상기 유체 분배기에서 냉매 흐름을 분리한 후에, 분리된 냉매 흐름을 19,000 kg/hr의 유량으로 상기 콤프레셔로 유입시켰으며, 또한, 상기 콤프레셔에서 압축된 냉매 흐름은 125.0℃, 20.7 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 0.92인 상태로 상기 콤프레셔에서 유출시켰다. 이 경우, 상기 콤프레셔에서 사용된 일의 양은 141596.0 W이었다. 상기 콤프레셔에서 유출된 냉매 흐름을 제 1 응축기로 유입시키고, 이와 동시에 상기 제 1 응축기로 115.0℃, 0.7 kgf/cm2g(1.67 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 물을 3,000 kg/hr의 유량으로 유입시켜 상기 냉매 흐름과 열교환을 시켰다. 상기 열교환 후 물은 115.0℃, 0.7 kgf/cm2g(1.67 bar), 기체 부피 분율이 0.28인 상태의 스팀으로 배출되었으며, 응축된 냉매 흐름을 125.0℃, 20.7 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 유출시킨 후에 상기 제 1 열교환기로 유입시켰다. 이 때, 상기 제 1 응축기에서 응축된 열량은 520590.8 W이었다. 상기 제 1 응축기에서 유출되는 냉매 흐름은 상기 증발기에서 유출되는 냉매 흐름과 상기 제 1 열교환기에서 열교환 된 후에, 114.0℃, 20.7 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 제 1 열교환기에서 유출된 후에 컨트롤 밸브로 유입되었다. 또한, 상기 냉매 흐름을 75.4℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 컨트롤 밸브에서 유출시킨 후 유체 혼합기로 유입시켰다.
한편, 상기 유체 분배기에서 분리된 나머지 냉매 흐름이 터빈, 제 2 열교환기, 제 2 응축기, 펌프, 상기 제 2 열교환기 및 유체 혼합기를 순차로 통과하도록 순환 시켰다. 구체적으로, 상기 유체 분배기에서 분리된 나머지 냉매 흐름을 31,000 kg/hr의 유량으로 상기 터빈으로 유입시켰으며, 상기 터빈으로부터 유출되어 상기 제 2 열교환기로 유입된 냉매 흐름을 제 2 응축기로 유입시켰다. 또한, 상기 제 2 응축기에서 유출시킨 냉매 흐름은 펌프로 유입시켰으며, 상기 펌프에서 압축된 냉매 흐름을 다시 제 2 열교환기로 유입시켜, 상기 터빈으로부터 유출되어 제 2 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시킨 뒤에, 유체 혼합기로 유입시켰다. 구체적으로, 상기 터빈에서 팽창된 냉매 흐름을 72.9℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 터빈에서 유출시킨 후 상기 제 2 열교환기로 유입시켰다. 이 경우, 상기 터빈에서 생성된 일의 양은 141686.0 W이었다. 상기 터빈에서 유출되어 제 2 열교환기로 유입되고, 상기 펌프로부터 유출되는 냉매 흐름과 열교환된 냉매 흐름은, 55.2℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 제 2 열교환기로부터 유출된 후, 상기 제 2 응축기로 유입되어 응축되었다. 상기 제 2 응축기에서 응축되어 39.6℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 유출되는 냉매 흐름은 펌프로 유입시켜 압축시켰다. 상기 펌프를 통과하여 압축된 냉매 흐름을, 40.0℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 펌프에서 유출시킨 후, 상기 제 2 열교환기로 유입시켰으며, 상기 터빈으로부터 유출되어 상기 제 2 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시켰다. 상기 펌프로부터 유출되고, 제 2 열교환기로 유입되어 열교환된 냉매 흐름은, 50.2℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 제 2 열교환기에서 유출시켰으며, 유체 혼합기로 유입시켰다. 상기 펌프로부터 유출된 냉매 흐름과 상기 컨트롤 밸브로부터 유출된 냉매 흐름을 상기 유체 혼합기에서 합류 시킨 후에, 50,000 kg/hr의 유량으로 상기 증발기로 재유입시켰다,
이 경우, 열 회수 장치의 성능 계수를 하기 표 2에 나타내었다.
실시예 7
도 7의 열 회수 장치를 이용하여, 스팀을 생성하였다.
냉매(1,1,1,3,3-pentafluoropropane, R245fa)를 증발기로 유입시키고, 상기 증발기에서 분리된 냉매 흐름의 일부를 제 1 열교환기, 콤프레셔, 제 1 응축기, 제 1 열교환기 및 압력 강하 장치를 순차로 통과하도록, 상기 냉매를 순환시켰다. 구체적으로는, 69.6℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 냉매 흐름을 50,000 kg/hr의 유량으로 증발기로 유입시키고, 이와 동시에 상기 증발기로 85.0℃, 1.0 kgf/cm2g(1.96 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 폐열 흐름을 300,000 kg/hr의 유량으로 유입시켜 열교환을 시켰다. 상기 열교환 후 폐열 흐름은 78.4℃, 1.0 kgf/cm2g(1.96 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 300,000 kg/hr의 유량으로 유출시켰으며, 냉매 흐름은 77.0℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 유출시킨 후 제 1 열교환기로 유입시켰다. 상기 증발기에서 유출되어 상기 제 1 열교환기로 유입된 냉매 흐름을 유체 분배기로 유입시켜 일부를 콤프레셔로 유입시켰으며, 상기 콤프레셔에서 유출시킨 냉매 흐름은 제 1 응축기로 유입시켜, 제 1 응축기를 통과하는 유체 흐름과 열교환시켰다. 또한, 상기 제 1 응축기에서 유출시킨 냉매 흐름은 다시 제 1 열교환기로 유입시켜, 상기 증발기로부터 유출되어 상기 제 1 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시킨 후에, 컨트롤 밸브로 유입시켰다. 구체적으로, 상기 증발기로부터 유출되고, 제 1 열교환기로 유입되어 열교환된 냉매 흐름을 108.2℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 제 1 열교환기에서 유출시킨 뒤에 상기 유체 분배기로 유입하였다. 상기 유체 분배기에서 냉매 흐름을 분리한 후에, 분리된 냉매 흐름을 19,000 kg/hr의 유량으로 상기 콤프레셔로 유입시켰으며, 또한, 상기 콤프레셔에서 압축된 냉매 흐름은 135.4℃, 20.7 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 콤프레셔에서 유출시켰다. 이 경우, 상기 콤프레셔에서 사용된 일의 양은 149260.0 W이었다. 상기 콤프레셔에서 유출된 냉매 흐름을 제 1 응축기로 유입시키고, 이와 동시에 상기 제 1 응축기로 115.0℃, 0.7 kgf/cm2g(1.67 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 물을 1,000 kg/hr의 유량으로 유입시켜 상기 냉매 흐름과 열교환을 시켰다. 상기 열교환 후 물은 120.0℃, 0.7 kgf/cm2g(1.67 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태의 스팀으로 배출되었으며, 응축된 냉매 흐름을 125.0℃, 20.7 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 0.01인 상태로 유출시킨 후에 상기 제 1 열교환기로 유입시켰다. 이 때, 상기 제 1 응축기에서 응축된 열량은 620779.0 W이었다. 상기 제 1 응축기에서 유출되는 냉매 흐름은 상기 증발기에서 유출되는 냉매 흐름과 상기 제 1 열교환기에서 열교환 된 후에, 87.0℃, 20.7 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 제 1 열교환기에서 유출된 후에 컨트롤 밸브로 유입되었다. 또한, 상기 냉매 흐름을 75.4℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 컨트롤 밸브에서 유출시킨 후 유체 혼합기로 유입시켰다.
한편, 상기 유체 분배기에서 분리된 나머지 냉매 흐름이 터빈, 제 2 열교환기, 제 2 응축기, 펌프, 상기 제 2 열교환기 및 유체 혼합기를 순차로 통과하도록 순환 시켰다. 구체적으로, 상기 유체 분배기에서 분리된 나머지 냉매 흐름을 31,000 kg/hr의 유량으로 상기 터빈으로 유입시켰으며, 상기 터빈으로부터 유출되어 상기 제 2 열교환기로 유입된 냉매 흐름을 제 2 응축기로 유입시켰다. 또한, 상기 제 2 응축기에서 유출시킨 냉매 흐름은 펌프로 유입시켰으며, 상기 펌프에서 압축된 냉매 흐름을 다시 제 2 열교환기로 유입시켜, 상기 터빈으로부터 유출되어 제 2 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시킨 뒤에, 유체 혼합기로 유입시켰다. 구체적으로, 상기 터빈에서 팽창된 냉매 흐름을 90.9℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 터빈에서 유출시킨 후 상기 제 2 열교환기로 유입시켰다. 이 경우, 상기 터빈에서 생성된 일의 양은 148985.0 W이었다. 상기 터빈에서 유출되어 제 2 열교환기로 유입되고, 상기 펌프로부터 유출되는 냉매 흐름과 열교환된 냉매 흐름은, 62.0℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 제 2 열교환기로부터 유출된 후, 상기 제 2 응축기로 유입되어 응축되었다. 상기 제 2 응축기에서 응축되어 39.6℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 유출되는 냉매 흐름은 펌프로 유입시켜 압축시켰다. 상기 펌프를 통과하여 압축된 냉매 흐름을, 40.0℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 펌프에서 유출시킨 후, 상기 제 2 열교환기로 유입시켰으며, 상기 터빈으로부터 유출되어 상기 제 2 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시켰다. 상기 펌프로부터 유출되고, 제 2 열교환기로 유입되어 열교환된 냉매 흐름은, 57.0℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 제 2 열교환기에서 유출시켰으며, 유체 혼합기로 유입시켰다. 상기 펌프로부터 유출된 냉매 흐름과 상기 컨트롤 밸브로부터 유출된 냉매 흐름을 상기 유체 혼합기에서 합류 시킨 후에, 50,000 kg/hr의 유량으로 상기 증발기로 재유입시켰다,
이 경우, 열 회수 장치의 성능 계수를 하기 표 3에 나타내었다.
실시예 8
도 7의 열 회수 장치를 이용하여, 스팀을 생성하였다.
냉매(1,1,1,3,3-pentafluoropropane, R245fa)를 증발기로 유입시키고, 상기 증발기에서 분리된 냉매 흐름의 일부를 제 1 열교환기, 콤프레셔, 제 1 응축기, 제 1 열교환기 및 압력 강하 장치를 순차로 통과하도록, 상기 냉매를 순환시켰다. 구체적으로는, 69.6℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 냉매 흐름을 50,000 kg/hr의 유량으로 증발기로 유입시키고, 이와 동시에 상기 증발기로 85.0℃, 1.0 kgf/cm2g(1.96 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 폐열 흐름을 300,000 kg/hr의 유량으로 유입시켜 열교환을 시켰다. 상기 열교환 후 폐열 흐름은 78.2℃, 1.0 kgf/cm2g(1.96 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 300,000 kg/hr의 유량으로 유출시켰으며, 냉매 흐름은 80.0℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 유출시킨 후 제 1 열교환기로 유입시켰다. 상기 증발기에서 유출되어 상기 제 1 열교환기로 유입된 냉매 흐름을 유체 분배기로 유입시켜 일부를 콤프레셔로 유입시켰으며, 상기 콤프레셔에서 유출시킨 냉매 흐름은 제 1 응축기로 유입시켜, 제 1 응축기를 통과하는 유체 흐름과 열교환시켰다. 또한, 상기 제 1 응축기에서 유출시킨 냉매 흐름은 다시 제 1 열교환기로 유입시켜, 상기 증발기로부터 유출되어 상기 제 1 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시킨 후에, 컨트롤 밸브로 유입시켰다. 구체적으로, 상기 증발기로부터 유출되고, 제 1 열교환기로 유입되어 열교환된 냉매 흐름을 127.7℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 제 1 열교환기에서 유출시킨 뒤에 상기 유체 분배기로 유입하였다. 상기 유체 분배기에서 냉매 흐름을 분리한 후에, 분리된 냉매 흐름을 19,000 kg/hr의 유량으로 상기 콤프레셔로 유입시켰으며, 또한, 상기 콤프레셔에서 압축된 냉매 흐름은 163.9℃, 29.3 kgf/cm2g(29.7 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 콤프레셔에서 유출시켰다. 이 경우, 상기 콤프레셔에서 사용된 일의 양은 206685.2 W이었다. 상기 콤프레셔에서 유출된 냉매 흐름을 제 1 응축기로 유입시키고, 이와 동시에 상기 제 1 응축기로 137.0℃, 2.3 kgf/cm2g(3.24 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 물을 3,000 kg/hr의 유량으로 유입시켜 상기 냉매 흐름과 열교환을 시켰다. 상기 열교환 후 물은 137.0℃, 2.3 kgf/cm2g(3.24 bar), 기체 부피 분율이 0.29인 상태의 스팀으로 배출되었으며, 응축된 냉매 흐름을 142.9℃, 29.3 kgf/cm2g(29.7 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 유출시킨 후에 상기 제 1 열교환기로 유입시켰다. 이 때, 상기 제 1 응축기에서 응축된 열량은 515418.0 W이었다. 상기 제 1 응축기에서 유출되는 냉매 흐름은 상기 증발기에서 유출되는 냉매 흐름과 상기 제 1 열교환기에서 열교환 된 후에, 90.0℃, 29.3 kgf/cm2g(29.7 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 제 1 열교환기에서 유출된 후에 컨트롤 밸브로 유입되었다. 또한, 상기 냉매 흐름을 75.4℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 컨트롤 밸브에서 유출시킨 후 유체 혼합기로 유입시켰다.
한편, 상기 유체 분배기에서 분리된 나머지 냉매 흐름이 터빈, 제 2 열교환기, 제 2 응축기, 펌프, 상기 제 2 열교환기 및 유체 혼합기를 순차로 통과하도록 순환 시켰다. 구체적으로, 상기 유체 분배기에서 분리된 나머지 냉매 흐름을 31,000 kg/hr의 유량으로 상기 터빈으로 유입시켰으며, 상기 터빈으로부터 유출되어 상기 제 2 열교환기로 유입된 냉매 흐름을 제 2 응축기로 유입시켰다. 또한, 상기 제 2 응축기에서 유출시킨 냉매 흐름은 펌프로 유입시켰으며, 상기 펌프에서 압축된 냉매 흐름을 다시 제 2 열교환기로 유입시켜, 상기 터빈으로부터 유출되어 제 2 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시킨 뒤에, 유체 혼합기로 유입시켰다. 구체적으로, 상기 터빈에서 팽창된 냉매 흐름을 110.1℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 터빈에서 유출시킨 후 상기 제 2 열교환기로 유입시켰다. 이 경우, 상기 터빈에서 생성된 일의 양은 156742.0 W이었다. 상기 터빈에서 유출되어 제 2 열교환기로 유입되고, 상기 펌프로부터 유출되는 냉매 흐름과 열교환된 냉매 흐름은, 69.3℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 제 2 열교환기로부터 유출된 후, 상기 제 2 응축기로 유입되어 응축되었다. 상기 제 2 응축기에서 응축되어 39.6℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 유출되는 냉매 흐름은 펌프로 유입시켜 압축시켰다. 상기 펌프를 통과하여 압축된 냉매 흐름을, 40.0℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 펌프에서 유출시킨 후, 상기 제 2 열교환기로 유입시켰으며, 상기 터빈으로부터 유출되어 상기 제 2 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시켰다. 상기 펌프로부터 유출되고, 제 2 열교환기로 유입되어 열교환된 냉매 흐름은, 64.3℃, 6.2 kgf/cm2g(7.1 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 제 2 열교환기에서 유출시켰으며, 유체 혼합기로 유입시켰다. 상기 펌프로부터 유출된 냉매 흐름과 상기 컨트롤 밸브로부터 유출된 냉매 흐름을 상기 유체 혼합기에서 합류 시킨 후에, 50,000 kg/hr의 유량으로 상기 증발기로 재유입시켰다,
이 경우, 열 회수 장치의 성능 계수를 하기 표 3에 나타내었다.
비교예 1
증발기에서 유출된 냉매 흐름을 유체 분배기로 유입시키지 않고, 모두 콤프레셔로 유입시킨 것을 제외하고는 실시예 1과 동일한 방법으로, 스팀을 생성하였다.
구체적으로는, 75.4℃, 7.1 kgf/cm2g, 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 냉매 흐름을 증발기로 유입시키고, 이와 동시에 상기 증발기로 85.0℃, 1.0 kgf/cm2g, 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 폐열 흐름을 300,000 kg/hr의 유량으로 유입시켜 열교환을 시켰다. 상기 열교환 후 폐열 흐름은 81.2℃, 1.0 kgf/cm2g, 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 300,000 kg/hr의 유량으로 유출시켰으며, 냉매 흐름은 80.0℃, 7.1 kgf/cm2g, 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 유출시킨 후 콤프레셔로 유입하였다. 또한, 상기 콤프레셔에서 압축된 냉매 흐름은 125.0℃, 21.3 kgf/cm2g, 기체 부피 분율이 0.82인 상태로 콤프레셔에서 유출시켰다. 이 경우, 상기 콤프레셔에서 사용된 일의 양은 214078.6 W이었다. 상기 콤프레셔에서 유출된 냉매 흐름을 제 1 응축기로 유입시키고, 이와 동시에 상기 제 1 응축기로 115.0℃, 0.7 kgf/cm2g, 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 물을 1,800 kg/hr의 유량으로 유입시켜 상기 냉매 흐름과 열교환을 시켰다. 상기 열교환 후 물은 120.0℃, 0.7 kgf/cm2g, 기체 부피 분율이 1.0인 상태의 스팀으로 배출되었으며, 냉매 흐름은 응축되어 120.0℃, 21.3 kgf/cm2g, 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 유출시킨 후에 컨트롤 밸브로 유입되었다. 또한, 상기 컨트롤 밸브를 통과한 냉매 흐름을 75.4℃, 7.1 kgf/cm2g, 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 컨트롤 밸브에서 유출시킨 후 증발기로 재유입시켰다.
이 경우, 열 회수 장치의 성능 계수를 계산하였으며, 하기 표 4에 나타내었다.
비교예 2
도 7의 열 회수 장치를 이용하여, 스팀을 생성하였다.
냉매(1,1,1,3,3-pentafluoropropane, R245fa)를 증발기로 유입시키고, 상기 증발기에서 분리된 냉매 흐름의 일부를 제 1 열교환기, 콤프레셔, 제 1 응축기, 제 1 열교환기 및 압력 강하 장치를 순차로 통과하도록, 상기 냉매를 순환시켰다. 구체적으로는, 47.1℃, 2.2 kgf/cm2g(3.14 bar), 기체 부피 분율이 0.34인 상태의 냉매 흐름을 50,000 kg/hr의 유량으로 증발기로 유입시키고, 이와 동시에 상기 증발기로 85.0℃, 1.0 kgf/cm2g(1.96 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 폐열 흐름을 300,000 kg/hr의 유량으로 유입시켜 열교환을 시켰다. 상기 열교환 후 폐열 흐름은 83.8℃, 1.0 kgf/cm2g(1.96 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 300,000 kg/hr의 유량으로 유출시켰으며, 냉매 흐름은 80.0℃, 2.2 kgf/cm2g(3.14 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 유출시킨 후 제 1 열교환기로 유입시켰다. 상기 증발기에서 유출되어 상기 제 1 열교환기로 유입된 냉매 흐름을 유체 분배기로 유입시켜 일부를 콤프레셔로 유입시켰으며, 상기 콤프레셔에서 유출시킨 냉매 흐름은 제 1 응축기로 유입시켜, 제 1 응축기를 통과하는 유체 흐름과 열교환시켰다. 또한, 상기 제 1 응축기에서 유출시킨 냉매 흐름은 다시 제 1 열교환기로 유입시켜, 상기 증발기로부터 유출되어 상기 제 1 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시킨 후에, 컨트롤 밸브로 유입시켰다. 구체적으로, 상기 증발기로부터 유출되고, 제 1 열교환기로 유입되어 열교환된 냉매 흐름을 101.8℃, 2.2 kgf/cm2g(3.14 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 제 1 열교환기에서 유출시킨 뒤에 상기 유체 분배기로 유입하였다. 상기 유체 분배기에서 냉매 흐름을 분리한 후에, 분리된 냉매 흐름을 19,000 kg/hr의 유량으로 상기 콤프레셔로 유입시켰으며, 또한, 상기 콤프레셔에서 압축된 냉매 흐름은 149.1℃, 20.7 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 콤프레셔에서 유출시켰다. 이 경우, 상기 콤프레셔에서 사용된 일의 양은 260853.5 W이었다. 상기 콤프레셔에서 유출된 냉매 흐름을 제 1 응축기로 유입시키고, 이와 동시에 상기 제 1 응축기로 115.0℃, 0.7 kgf/cm2g(1.67 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태의 물을 1,000 kg/hr의 유량으로 유입시켜 상기 냉매 흐름과 열교환을 시켰다. 상기 열교환 후 물은 120.0℃, 0.7 kgf/cm2g(1.67 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태의 스팀으로 배출되었으며, 응축된 냉매 흐름을 125.0℃, 20.7 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 0.14인 상태로 유출시킨 후에 상기 제 1 열교환기로 유입시켰다. 이 때, 상기 제 1 응축기에서 응축된 열량은 620778.6 W이었다. 상기 제 1 응축기에서 유출되는 냉매 흐름은 상기 증발기에서 유출되는 냉매 흐름과 상기 제 1 열교환기에서 열교환 된 후에, 106.8℃, 20.7 kgf/cm2g(21.3 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 제 1 열교환기에서 유출된 후에 컨트롤 밸브로 유입되었다. 또한, 상기 냉매 흐름을 47.1℃, 2.2 kgf/cm2g(3.14 bar), 기체 부피 분율이 0.60인 상태로 상기 컨트롤 밸브에서 유출시킨 후 유체 혼합기로 유입시켰다.
한편, 상기 유체 분배기에서 분리된 나머지 냉매 흐름이 터빈, 제 2 열교환기, 제 2 응축기, 펌프, 상기 제 2 열교환기 및 유체 혼합기를 순차로 통과하도록 순환 시켰다. 구체적으로, 상기 유체 분배기에서 분리된 나머지 냉매 흐름을 31,000 kg/hr의 유량으로 상기 터빈으로 유입시켰으며, 상기 터빈으로부터 유출되어 상기 제 2 열교환기로 유입된 냉매 흐름을 제 2 응축기로 유입시켰다. 또한, 상기 제 2 응축기에서 유출시킨 냉매 흐름은 펌프로 유입시켰으며, 상기 펌프에서 압축된 냉매 흐름을 다시 제 2 열교환기로 유입시켜, 상기 터빈으로부터 유출되어 제 2 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시킨 뒤에, 유체 혼합기로 유입시켰다. 구체적으로, 상기 터빈에서 팽창된 냉매 흐름을 97.8℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 터빈에서 유출시킨 후 상기 제 2 열교환기로 유입시켰다. 이 경우, 상기 터빈에서 생성된 일의 양은 34916.2 W이었다. 상기 터빈에서 유출되어 제 2 열교환기로 유입되고, 상기 펌프로부터 유출되는 냉매 흐름과 열교환된 냉매 흐름은, 52.1℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 1.0인 상태로 상기 제 2 열교환기로부터 유출된 후, 상기 제 2 응축기로 유입되어 응축되었다. 상기 제 2 응축기에서 응축되어 39.6℃, 1.5 kgf/cm2g(2.45 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 유출되는 냉매 흐름은 펌프로 유입시켜 압축시켰다. 상기 펌프를 통과하여 압축된 냉매 흐름을, 39.6℃, 2.2 kgf/cm2g(3.14 bar), 기체 부피 분율이 0.0인 상태로 상기 펌프에서 유출시킨 후, 상기 제 2 열교환기로 유입시켰으며, 상기 터빈으로부터 유출되어 상기 제 2 열교환기로 유입되는 냉매 흐름과 열교환시켰다. 상기 펌프로부터 유출되고, 제 2 열교환기로 유입되어 열교환된 냉매 흐름은, 47.1℃, 2.2 kgf/cm2g(3.14 bar), 기체 부피 분율이 0.17인 상태로 상기 제 2 열교환기에서 유출시켰으며, 유체 혼합기로 유입시켰다. 상기 펌프로부터 유출된 냉매 흐름과 상기 컨트롤 밸브로부터 유출된 냉매 흐름을 상기 유체 혼합기에서 합류 시킨 후에, 50,000 kg/hr의 유량으로 상기 증발기로 재유입시켰다,
이 경우, 열 회수 장치의 성능 계수를 하기 표 4에 나타내었다.
실시예 1 실시예 2 실시예 3
Fc/Fe 0.38 0.38 0.5
Ft/Fe 0.62 0.62 0.5
TEin(℃) TEout(℃) 85 80 85 80 85 80
TEin - TEout(℃) 5 5 5
PC1in(bar) PC1out(bar) 7.1 21.3 7.1 21.3 7.1 21.3
PC1out/PC1in 3 3 3
PC2in(bar) PC2in(bar) 2.45 7.1 2.45 7.1 2.45 7.1
PC2out/PC2in 2.9 2.9 2.9
TR1in(℃) TR1out(℃) n/a n/a 124.9 115 n/a n/a
TR1in - TR1out(℃) n/a 9.9 n/a
Q(W) 463,422.8 620,779.0 609,766.8
Total W(W) 0 0 67,340
COP ∞ ∞ 9
n/a: not available
실시예 4 실시예 5 실시예 6
Fc/Fe 0.8 0.38 0.38
Ft/Fe 0.2 0.62 0.62
TEin(℃) TEout(℃) 85 80 85 80 85 80
TEin - TEout(℃) 5 5 5
PC1in(bar) PC1out(bar) 7.1 21.3 7.1 21.3 7.1 21.3
PC1out/PC1in 3 3 3
PC2in(bar) PC2in(bar) 2.45 7.1 2.45 7.1 2.45 7.1
PC2out/PC2in 2.9 2.9 2.9
TR1in(℃) TR1out(℃) n/a n/a 125 110 125 90
TR1in - TR1out(℃) n/a 15 35
Q(W) 975,626.9 634,524.0 520,590.8
Total W(W) 241,014.5 0 0
COP 4.05 ∞ ∞
실시예 7 실시예 8
Fc/Fe 0.38 0.38
Ft/Fe 0.62 0.62
TEin(℃) TEout(℃) 85 77 85 80
TEin - TEout(℃) 8 5
PC1in(bar) PC1out(bar) 7.1 21.3 7.1 29.7
PC1out/PC1in 3 4.2
PC2in(bar) PC2in(bar) 2.45 7.1 2.45 7.1
PC2out/PC2in 2.9 2.9
TR1in(℃) TR1out(℃) 125 108.2 142.9 127.7
TR1in - TR1out(℃) 16.8 15.2
Q(W) 620,779.0 515,418.0
Total W(W) 275.0 49,943.2
COP 2257.4 10.32
비교예 1 비교예 2
Fc/Fe 1 0.38
Ft/Fe 0 0.62
TEin(℃) TEout(℃) 85 80 85 80
TEin - TEout(℃) 5 5
PC1in(bar) PC1out(bar) 7.1 21.3 3.14 21.3
PC1out/PC1in 3 6.78
PC2in(bar) PC2in(bar) n/a n/a 2.45 3.14
PC2out/PC2in n/a 1.28
TR1in(℃) TR1out(℃) n/a n/a 125 101.8
TR1in - TR1out(℃) n/a 23.2
Q(W) 830,573.0 620,778.6
Total W(W) 214,078.6 225,937.3
COP 3.88 2.75
n/a: not available

Claims (47)

  1. 냉매가 흐르는 배관을 통하여 유체 연결된 증발기, 제 1 압축기, 제 1 응축기 및 압력 강하 장치를 포함하는 제 1 순환 루프; 및 상기 제 1 순환 루프와 증발기를 공유하며, 냉매가 흐르는 배관을 통하여 유체 연결된 증발기, 터빈, 제 2 응축기 및 제 2 압축기를 포함하는 제 2 순환 루프를 포함하고,
    상기 증발기에서 유출되는 냉매 흐름은 유체 분배기로 유입되며, 상기 유체 분배기로 유입된 냉매 흐름은 상기 유체 분배기에서 분리되어 일부는 상기 제 1 압축기로 유입되고, 나머지 일부는 상기 터빈으로 유입되며,
    상기 제 1 압축기에서 유출되는 냉매 흐름은 상기 제 1 응축기로 유입되어 상기 제 1 응축기로 유입되는 제 2 유체 흐름과 열교환되고,
    상기 제 1 응축기에서 유출되는 냉매 흐름은 상기 압력 강하 장치로 유입되며,
    상기 터빈에서 유출되는 냉매 흐름은 상기 제 2 응축기로 유입되고,
    상기 제 2 응축기에서 유출되는 냉매 흐름은 상기 제 2 압축기로 유입되며,
    상기 압력 강하 장치에서 유출되는 냉매 흐름과 상기 제 2 압축기에서 유출되는 냉매 흐름은 유체 혼합기로 유입되어 합쳐진 후에 상기 증발기로 유입되고,
    상기 증발기로 유입되는 냉매 흐름은 상기 증발기로 유입되는 제 1 유체 흐름과 열교환되는 열 회수 장치.
  2. 제 1 항에 있어서, 증발기에서 유출되는 냉매 흐름의 전체 유량에 대한 유체 분배기에서 분리되어 제 1 압축기로 유입되는 냉매 흐름의 유량의 비는 하기 일반식 1을 만족하는 열 회수 장치:
    [일반식 1]
    0.3 ≤ Fc/Fe ≤ 0.5
    상기 일반식 1에서, Fc는 유체 분배기에서 분리되어 제 1 압축기로 유입되는 냉매 흐름의 유량을 나타내고, Fe는 증발기에서 유출되는 냉매 흐름의 전체 유량을 나타낸다.
  3. 제 1 항에 있어서, 증발기에서 유출되는 냉매 흐름의 전체 유량에 대한 유체 분배기에서 분리되어 터빈으로 유입되는 냉매 흐름의 유량의 비는 하기 일반식 2를 만족하는 열 회수 장치:
    [일반식 2]
    0.5 ≤ Ft/Fe ≤ 0.7
    상기 일반식 2에서, Ft는 유체 분배기에서 분리되어 터빈으로 유입되는 냉매 흐름의 유량을 나타내고, Fe는 증발기에서 유출되는 냉매 흐름의 전체 유량을 나타낸다.
  4. 제 1 항에 있어서, 증발기에서 유출되는 냉매 흐름의 전체 유량은 10,000 kg/hr 내지 100,000 kg/hr인 열 회수 장치.
  5. 제 1 항에 있어서, 유체 분배기에서 분리되어 제 1 압축기로유입되는 냉매 흐름의 유량은 5,000 kg/hr 내지 40,000 kg/hr인 열 회수 장치.
  6. 제 1 항에 있어서, 유체 분배기에서 분리되어 터빈으로 유입되는 냉매 흐름의 유량은 5,000 kg/hr 내지 60,000 kg/hr인 열 회수 장치.
  7. 제 1 항에 있어서, 증발기에서 유출되는 냉매 흐름의 온도와 상기 증발기로 유입되는 제 1 유체 흐름의 온도가 하기 일반식 3을 만족하는 열 회수 장치:
    [일반식 3]
    1℃ ≤ TEin - TEout ≤ 20℃
    상기 일반식 3에서, TEin는 증발기로 유입되는 제 1 유체 흐름의 온도를 나타내고, TEout은 증발기에서 유출되는 냉매 흐름의 온도를 나타낸다.
  8. 제 1 항에 있어서, 유체 분배기에서 분리되어 제 1 압축기로 유입되는 냉매 흐름의 압력과 상기 제 1 압축기에서 유출되는 냉매 흐름의 압력의 비가 하기 일반식 4를 만족하는 열 회수 장치:
    [일반식 4]
    2 ≤ PC1out/ PC1in ≤ 5
    상기 일반식 4에서, PC1out은 제 1 압축기에서 유출되는 냉매 흐름의 압력(bar)을 나타내고, PC1in은 유체 분배기에서 분리되어 제 1 압축기로 유입되는 냉매 흐름의 압력(bar)을 나타낸다.
  9. 제 1 항에 있어서, 제 2 응축기에서 유출되어 제 2 압축기로 유입되는 냉매 흐름의 압력과 상기 제 2 압축기에서 유출되는 냉매 흐름의 압력의 비가 하기 일반식 5를 만족하는 열 회수 장치:
    [일반식 5]
    2 ≤ PC2out/PC2in ≤ 7
    상기 일반식 5에서, PC2out은 제 2 압축기에서 유출되는 냉매 흐름의 압력(bar)을 나타내고, PC2in은 제 2 응축기에서 유출되어 제 2 압축기로 유입되는 냉매 흐름의 압력(bar)을 나타낸다.
  10. 제 1 항에 있어서, 증발기로 유입되는 냉매 흐름의 온도는 40℃ 내지 90℃인 열 회수 장치.
  11. 제 1 항에 있어서, 증발기로 유입되는 제 1 유체 흐름은, 폐열 흐름 또는 응축기를 통과한 응축수의 흐름인 열 회수 장치.
  12. 제 1 항에 있어서, 증발기로 유입되는 제 1 유체 흐름의 유량은 50,000 kg/hr 내지 500,000 kg/hr인 열 회수 장치.
  13. 제 1 항에 있어서, 증발기로 유입되는 제 1 유체 흐름의 온도는 60℃ 내지 100℃인 열 회수 장치.
  14. 제 1 항에 있어서, 증발기에서 유출되는 유체 흐름의 온도는 60 내지 100℃인 열 회수 장치.
  15. 제 1 항에 있어서, 증발기에서 유출되는 냉매 흐름의 온도는 60℃ 내지 100℃인 열 회수 장치.
  16. 제 1 항에 있어서, 제 1 압축기에서 유출되는 냉매 흐름의 온도는 110℃ 내지 170℃인 열 회수 장치.
  17. 제 1 항에 있어서, 제 1 응축기로 유입되는 제 2 유체는 물이며, 상기 제 1 응축기에서 열교환된 물은 스팀으로 배출되는 열 회수 장치.
  18. 제 1 항에 있어서, 상기 제 1 응축기에서 유출되는 냉매 흐름은, 115℃ 내지 150℃의 온도로 압력 강하 장치로 유입되는 열 회수 장치.
  19. 제 17 항에 있어서, 스팀의 온도는 115℃ 내지 150℃이고, 상기 스팀의 압력은 0.5 내지 2.2 kgf/cm2g인는 열 회수 장치.
  20. 제 1 항에 있어서, 압력 강하 장치에서 유출되는 냉매 흐름은, 40℃ 내지 90℃의 온도로 유체 혼합기로 유입되는 열 회수 장치.
  21. 제 1 항에 있어서, 냉매는, 온도-엔트로피 선도의 포화증기곡선의 접선의 기울기가 양의 기울기를 가지는 냉매인 열 회수 장치.
  22. 제 21 항에 있어서, 온도-엔트로피 선도의 포화증기곡선의 접선의 기울기는 50℃ 내지 130℃에서 1 내지 3인 열 회수 장치.
  23. 제 21 항에 있어서, 냉매는, R245fa, R1234ze 및 R1234yf로 이루어진 군으로부터 선택된 1종 이상인 열 회수 장치.
  24. 제 21 항에 있어서, 증발기와 유체 분배기 사이의 배관 및 제 1 응축기 및 압력 강하 장치 사이의 배관에 유체 연결된 제 1 열교환기를 추가로 포함하며,
    상기 증발기에서 유출되는 냉매 흐름은 상기 제 1 열교환기로 유입된 후에 상기 유체 분배기로 유입되고,
    상기 제 1 응축기에서 유출되는 냉매 흐름은 상기 제 1 열교환기로 유입된 후에 상기 압력 강하 장치로 유입되며,
    상기 증발기에서 유출되는 냉매 흐름과 상기 제 1 응축기에서 유출되는 냉매 흐름은 상기 제 1 열교환기에서 열교환되는 열 회수 장치.
  25. 제 24 항에 있어서, 제 1 응축기에서 유출되어 제 1 열교환기로 유입되는 냉매 흐름의 온도와 상기 제 1 열교환기에서 유출되어 유체 분배기로 유입되는 냉매 흐름의 온도가 하기 일반식 6을 만족하는 열 회수 장치:
    [일반식 6]
    1℃ ≤ TR1in - TR1out ≤ 50℃
    상기 일반식 6에서, TR1in은 제 1 응축기에서 유출되어 제 1 열교환기로 유입되는 냉매 흐름의 온도를 나타내고, TR1out은 제 1 열교환기에서 유출되어 상기 유체 분배기로 유입되는 냉매 흐름의 온도를 나타낸다.
  26. 제 24 항에 있어서, 상기 제 1 응축기에서 유출되는 냉매 흐름은, 115℃ 내지 130℃의 온도로 제 1 열교환기로 유입되는 열 회수 장치.
  27. 제 24 항에 있어서, 제 1 열교환기에서 유출되어 유체 분배기로 유입되는 냉매 흐름은 90℃ 내지 150℃의 온도로 상기 유체 분배기로 유입되는 열 회수 장치.
  28. 제 24 항에 있어서, 제 1 열교환기에서 유출되어 압력 강하 장치로 유입되는 냉매 흐름은 70℃ 내지 120℃의 온도로 상기 압력 강하 장치로 유입되는 열 회수 장치.
  29. 제 24 항에 있어서, 제 1 압축기에서 유출되는 냉매 흐름의 온도는 110℃ 내지 170℃인 열 회수 장치.
  30. 제 1 항에 있어서, 터빈과 제 2 응축기 사이의 배관 및 제 2 압축기 및 유체 혼합기 사이의 배관에 유체 연결된 제 2 열교환기를 추가로 포함하며,
    상기 터빈에서 유출되는 냉매 흐름은 상기 제 2 열교환기로 유입된 후에 상기 제 2 응축기로 유입되고,
    상기 제 2 압축기에서 유출되는 냉매 흐름은 상기 제 2 열교환기로 유입된 후에 상기 유체 혼합기로 유입되며,
    상기 터빈에서 유출되는 냉매 흐름과 상기 제 2 압축기에서 유출되는 냉매 흐름은 상기 제 2 열교환기에서 열교환되는 열 회수 장치.
  31. 제 30 항에 있어서, 터빈에서 유출되는 냉매 흐름은 90℃ 내지 120℃의 온도로 제 2 열교환기로 유입되는 열 회수 장치.
  32. 제 30 항에 있어서, 터빈에서 유출되는 냉매 흐름은 제 2 열교환기를 통과한 후에 50℃ 내지 75℃의 온도로 제 2 응축기로 유입되는 열 회수 장치.
  33. 제 1 항에 있어서, 제 2 응축기에서 유출되는 냉매 흐름은 30℃ 내지 50℃의 온도로 제 2 압축기로 유입되는 열 회수 장치.
  34. 제 1 항에 있어서, 제 2 압축기에서 유출되는 냉매 흐름은 30℃ 내지 50℃의 온도로 제 2 열교환기로 유입되는 열 회수 장치.
  35. 제 1 항에 있어서, 제 2 압축기에서 유출되는 냉매 흐름은 제 2 열교환기를 통과한 후에 40℃ 내지 70℃의 온도로 유체 혼합기로 유입되는 열 회수 장치.
  36. 냉매 흐름을 증발기로 유입시키고, 상기 증발기에서 유출되는 냉매 흐름의 일부를 제 1 압축기로 유입시키며, 상기 제 1 압축기에서 유출되는 냉매 흐름을 제 1 응축기로 유입시키고, 상기 제 1 응축기에서 유출되는 냉매 흐름을 압력 강하 장치로 유입시키며, 상기 압력 강하 장치에서 유출되는 냉매 흐름을 상기 증발기로 유입시키는 제 1 순환 단계; 및 상기 증발기에서 유출되는 냉매 흐름의 나머지 일부를 터빈으로 유입시키고, 상기 터빈에서 유출되는 냉매 흐름을 제 2 응축기로 유입시키며, 상기 제 2 응축기에서 유출되는 냉매 흐름을 제 2 압축기로 유입시키고, 상기 제 2 압축기에서 유출되는 냉매 흐름을 상기 증발기로 유입시키는 제 2 순환 단계를 포함하는 냉매 순환 단계;
    상기 증발기로 유입되는 냉매 흐름을 상기 증발기로 유입되는 제 1 유체 흐름과 열교환시키는 제 1 열교환 단계; 상기 제 1 압축기에서 유출되는 냉매 흐름을 상기 제 1 응축기로 유입되는 제 2 유체 흐름과 열교환시키는 제 2 열교환 단계를 포함하는 열 회수 방법.
  37. 제 36 항에 있어서, 증발기에서 유출되는 냉매 흐름의 전체 유량에 대하여, 제 1 압축기로 유입되는 냉매 흐름의 유량의 비는 하기 일반식 1을 만족하는 열 회수 방법:
    [일반식 1]
    0.3 ≤ Fc/Fe ≤ 0.5
    상기 일반식 1에서, Fc는 제 1 압축기로 유입되는 냉매 흐름의 유량을 나타내고, Fe는 증발기에서 유출되는 냉매 흐름의 전체 유량을 나타낸다.
  38. 제 36 항에 있어서, 증발기에서 유출되는 냉매 흐름의 전체 유량에 대하여, 터빈으로 유입되는 냉매 흐름의 유량의 비는 하기 일반식 2를 만족하는 열 회수 방법:
    [일반식 2]
    0.5 ≤ Ft/Fe ≤ 0.7
    상기 일반식 2에서, Ft는 터빈으로 유입되는 냉매 흐름의 유량을 나타내고, Fe는 증발기에서 유출되는 냉매 흐름의 전체 유량을 나타낸다.
  39. 제 36 항에 있어서, 증발기에서 유출되는 냉매 흐름의 온도와 상기 증발기로 유입되는 제 1 유체 흐름의 온도가 하기 일반식 3을 만족하는 열 회수 방법:
    [일반식 3]
    1℃ ≤ TEin - TEout ≤ 20℃
    상기 일반식 3에서, TEin는 증발기로 유입되는 제 1 유체 흐름의 온도를 나타내고, TEout은 증발기에서 유출되는 냉매 흐름의 온도를 나타낸다.
  40. 제 36 항에 있어서, 제 1 압축기로 유입되는 냉매 흐름의 압력과 상기 제 1 압축기에서 유출되는 냉매 흐름의 압력의 비가 하기 일반식 4를 만족하는 열 회수 방법:
    [일반식 4]
    2 ≤ PC1out/ PC1out ≤ 5
    상기 일반식 4에서, PC1out은 제 1 압축기에서 유출되는 냉매 흐름의 압력(bar)을 나타내고, PC1in은 제 1 압축기로 유입되는 냉매 흐름(bar)의 압력을 나타낸다.
  41. 제 36 항에 있어서, 제 2 응축기에서 유출되어 제 2 압축기로 유입되는 냉매 흐름의 압력과 상기 제 2 압축기에서 유출되는 냉매 흐름의 압력의 비가 하기 일반식 5를 만족하는 열 회수 방법:
    [일반식 5]
    2 ≤ PC2out/PC2in ≤ 7
    상기 일반식 5에서, PC2out는 상기 제 2 압축기에서 유출되는 냉매 흐름의 압력(bar)을 나타내고, PC2in는 제 2 응축기에서 유출되어 제 2 압축기로 유입되는 냉매 흐름의 압력(bar)을 나타낸다.
  42. 제 36 항에 있어서, 냉매는, 온도-엔트로피 선도의 포화증기곡선의 접선의 기울기가 양의 기울기를 가지는 냉매인 열 회수 방법.
  43. 제 42 항에 있어서, 제 1 순환 단계는, 증발기에서 유출되는 냉매 흐름을 제 1 열교환기로 유입시킨 후에 제 1 압축기로 유입시키고, 제 1 응축기에서 유출되는 냉매 흐름을 제 1 열교환기로 유입시킨 후에 압력 강하 장치로 유입시키는 것을 추가로 포함하는 열 회수 방법.
  44. 제 43 항에 있어서, 증발기에서 유출되는 냉매 흐름과 상기 제 1 응축기에서 유출되는 냉매 흐름을 상기 제 1 열교환기에서 열교환시키는 제 3 열교환 단계를 추가로 포함하는 열 회수 방법.
  45. 제 43 항에 있어서, 제 1 응축기에서 유출되어 제 1 열교환기로 유입되는 냉매 흐름의 온도와 상기 제 1 열교환기에서 유출되어 제 1 압축기로 유입되는 냉매 흐름의 온도가 하기 일반식 6을 만족하는 열 회수 방법:
    [일반식 6]
    1℃ ≤ TR1in - TR1out ≤50℃
    상기 일반식 6에서, TR1in은 제 1 응축기에서 유출되어 제 1 열교환기로 유입되는 냉매 흐름의 온도를 나타내고, TR1out은 제 1 열교환기에서 유출되어 제 1 압축기로 유입되는 냉매 흐름의 온도를 나타낸다.
  46. 제 36 항에 있어서, 제 2 순환 단계는, 터빈에서 유출되는 냉매 흐름을 제 2 열교환기로 유입시킨 후에 제 2 응축기로 유입시키고, 제 2 압축기에서 유출되는 냉매 흐름을 제 2 열교환기로 유입시킨 후에 증발기로 유입시키는 것을 추가로 포함하는 열 회수 방법.
  47. 제 46 항에 있어서, 터빈에서 유출되는 냉매 흐름과 상기 제 2 압축기에서 유출되는 냉매 흐름을 상기 제 2 열교환기에서 열교환시키는 제 4 열교환 단계를 추가로 포함하는 열 회수 방법.
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