WO2018159150A1 - ターボ冷凍機、及びターボ冷凍機の運転方法 - Google Patents

ターボ冷凍機、及びターボ冷凍機の運転方法 Download PDF

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WO2018159150A1
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refrigerant
flow rate
cooling water
orifice
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PCT/JP2018/001753
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直也 三吉
上田　憲治
和島　一喜
長谷川　泰士
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三菱重工サーマルシステムズ株式会社
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    • F25B2700/21161—Temperatures of a condenser of the fluid heated by the condenser

Definitions

  • the present invention relates to a turbo refrigerator and a method of operating the turbo refrigerator.
  • Priority is claimed on Japanese Patent Application No. 2017-036285, filed Feb. 28, 2017, the content of which is incorporated herein by reference.
  • a turbo refrigerator has a refrigeration cycle including a compressor (compression unit), a condenser (condensation unit), an evaporator (evaporation unit), and a pressure reduction mechanism (expansion unit) (see, for example, Patent Document 1). ).
  • the high-pressure gas refrigerant compressed according to the capacity control operation of the compressor is supplied to the condenser for condensation and liquefaction.
  • the liquid refrigerant is decompressed and expanded using a decompression mechanism (expansion unit) and supplied to the evaporator, and the liquid refrigerant is evaporated by the evaporator and returned to the compressor.
  • Patent Document 1 discloses that an orifice is used as a pressure reducing mechanism (expansion portion).
  • this invention aims at providing the operating method of the turbo refrigerator which can suppress the fall of the performance at the time of a part load driving
  • a turbo refrigerator includes a compression unit that compresses a refrigerant, a condensation unit that condenses the refrigerant compressed by the compression unit, and the refrigerant that is condensed by the condensation unit. And an evaporator for evaporating the refrigerant expanded by the expansion unit and supplying the refrigerant to the compression unit, and the refrigeration cycle for circulating the refrigerant, the expansion unit including the evaporator It has an orifice through which the condensed refrigerant passes, and a flow control valve connected in parallel to the orifice and capable of adjusting the amount of passage of the refrigerant condensed in the condensing section.
  • an expansion includes an orifice through which the refrigerant condensed by the condenser passes, and a flow control valve connected in parallel to the orifice and capable of adjusting the passing amount of the refrigerant condensed in the condenser.
  • the refrigerant condensed in the condensation part is allowed to pass through the orifice and flow control valve when the load factor is equal to or higher than the partial load peak where the coefficient of performance during partial load operation is maximum, and less than the partial load peak At this time, it is possible to fully close the flow control valve and allow the refrigerant condensed in the condensation section to pass through only the orifice. Thereby, the fall of the performance at the time of partial load operation can be controlled.
  • the control device is electrically connected to the flow rate adjustment valve, and the control device is a partial load that has a maximum coefficient of performance during partial load operation.
  • the load factor is higher than the peak
  • the refrigerant condensed in the condensation section is allowed to pass through the orifice and the flow rate control valve, and when less than the partial load peak, the flow rate control valve is fully closed.
  • the refrigerant condensed in the condenser may be allowed to pass through.
  • control device configured as described above, it is possible to suppress a decrease in the performance at the time of partial load operation while suppressing an increase in size of the turbo refrigerator.
  • an inlet temperature detection unit which is electrically connected to the control device and detects a cooling water inlet temperature which is a temperature of cooling water introduced into the condensation unit;
  • An outlet temperature detection unit electrically connected to the control device and detecting a cooling water outlet temperature which is a temperature of the cooling water derived from the inside of the condenser; a flow meter measuring the flow rate of the cooling water;
  • a first flow rate detection unit which is electrically connected to the control device and detects a first flow rate of the liquid refrigerant flowing through the orifice; and electrically connected to the control device;
  • a second flow rate detection unit for detecting a second flow rate of the flowing cooling water, wherein the control device controls the cooling water inlet temperature, the cooling water outlet temperature, the flow rate of the cooling water, And the load factor at the time of operation ,
  • the control device controls the cooling water inlet temperature, the cooling water outlet temperature, the flow rate of the cooling water, And the load factor at the time of operation ,
  • the flow rate adjustment is performed such that the sum of the first and second flow rates becomes a predetermined circulation flow rate.
  • the flow rate adjustment valve may be an electric ball valve.
  • the diameter of the electric ball valve can be reduced. Thereby, the enlargement of the flow control valve can be suppressed.
  • An intermediate cooling unit for returning the refrigerant, which has been depressurized to the intermediate pressure, to the compression unit, and the expansion unit includes between the condensing unit and the intermediate cooling unit, and between the intermediate cooling unit and the evaporation unit It may be arranged between each other.
  • a first line connecting the outlet of the condensing portion and the inlet of the intermediate cooling portion, the outlet of the intermediate cooling portion, and the evaporation portion A second line connecting to the inlet of the first and second lines, and one of the orifice and the flow control valve is provided in the first and second lines, respectively;
  • a bypass line may be provided for bypassing the one, and the other of the orifice and the flow control valve may be provided in the bypass line.
  • the refrigerant can flow through both the orifice and the flow control valve, or the refrigerant can flow only through the orifice.
  • the refrigerant may be a low pressure refrigerant having a pressure of 0.2 MPa or less in normal use.
  • the low pressure refrigerant has a large specific volume as compared with the high pressure refrigerant to be subjected to the regulation of the high pressure gas. For this reason, for example, if only the flow control valve is provided in the turbo refrigerator without providing the orifice, the flow control valve becomes large. However, by using the orifice and the flow control valve in combination, the increase in size of the flow control valve can be suppressed.
  • a compressor for compressing a refrigerant for compressing a refrigerant, a condenser for condensing the refrigerant compressed by the compressor, and a condenser for condensing the refrigerant
  • the refrigerant condensed in the condenser is allowed to pass through the orifice and flow control valve.
  • the cooling water inlet temperature which is the temperature of the cooling water introduced into the condensation section, and the temperature of the cooling water derived from the condensation section.
  • the opening degree of the flow rate adjustment valve may be adjusted based on the load factor at the time of operation such that the sum of the first and second flow rates becomes a predetermined circulation flow rate.
  • the refrigerant may be a low pressure refrigerant having a pressure of 0.2 MPa or less in normal use.
  • the low pressure refrigerant has a large specific volume as compared with the high pressure refrigerant to be subjected to the regulation of the high pressure gas. For this reason, for example, if only the flow control valve is provided in the turbo refrigerator without providing the orifice, the flow control valve becomes large. However, the combined use of the orifice and the flow control valve can suppress the increase in the size of the flow control valve.
  • FIG. 1 is a schematic view showing a schematic configuration of a turbo refrigerator according to an embodiment of the present invention. It is a graph which shows the relationship between the load factor (%) of a turbo refrigerator, a coefficient of performance (COP), and the temperature of a cooling water. It is a functional block diagram of a control device shown in FIG. Indicates the relationship between the flow rate of refrigerant passing through the orifice at each cooling inlet temperature, the flow rate of refrigerant passing through the flow adjustment valve at each cooling inlet temperature, the load factor of the turbo refrigerator, and the opening degree of the flow adjustment valve It is a graph.
  • the turbo refrigerator 10 according to the present embodiment will be described with reference to FIG.
  • generated by the evaporation part 41 is used by the external load 6 is mentioned as an example, and it demonstrates it as an example.
  • an external load 6 which is not a component of the turbo refrigerator 10 is illustrated.
  • the turbo refrigerator 10 has a refrigeration cycle 9, a cooling cooling tower 11, a cooling water circulation line 12, a cold water circulation line 13, and a control device 14.
  • the refrigeration cycle 9 includes a compressor 15, lines 16, 32, 43, a condenser 17, an inlet temperature detector 18A, an outlet temperature detector 18B, a flow meter 18C, a first line 19, and a bypass.
  • the compression unit 15 is a centrifugal two-stage compressor, and is electrically connected to the control device 14.
  • the compression unit 15 has a rotation shaft (not shown), a low-stage compression unit 51, a high-stage compression unit 52, a motor 53, inlets 15A and 15B, and an outlet 15C.
  • the rotation shaft is configured to be rotatable by a motor 53.
  • the low-stage compression unit 51 and the high-stage compression unit 52 are provided on the rotation shaft.
  • the inlet side of the low-stage compression unit 51 is connected to the other end of the line 43 via the inlet 15A.
  • the refrigerant gas derived from the evaporation unit 41 is introduced to the inlet side of the low-stage compression unit 51 via the line 43.
  • the outlet side of the low-stage compression unit 51 is connected to the inlet side of the high-stage compression unit 52.
  • the refrigerant gas compressed by the low-stage compression unit 51 is supplied to the inlet side of the high-stage compression unit 52.
  • the outlet side of the low-stage compression unit 51 and the inlet side of the high-stage compression unit 52 are connected to the other end of the line 32 via the inlet 15B.
  • the refrigerant gas at the intermediate pressure generated by the intermediate cooling unit 31 is injected between the low-stage compression unit 51 and the high-stage compression unit 52 via the line 32.
  • the outlet side of the high-stage compression unit 52 is connected to one end of the line 16.
  • the compression unit 15 configured as described above generates a high-temperature high-pressure gas refrigerant by compressing the refrigerant gas in two stages, and leads the gas refrigerant to the line 16.
  • the other end of the line 16 is connected to the inlet 17A of the condenser 17.
  • the line 16 supplies the high-temperature and high-pressure gas refrigerant generated in the compression unit 15 to the condensation unit 17.
  • Condenser 17 has inlet 17A and outlet 17B. A high temperature and high pressure gas refrigerant is introduced into the inlet 17A via the line 16. The outlet 17B is connected to one end of the first line 19. In the condensing part 17, a part of the cooling water circulation line 12 in which the cooling water cooled by the cooling cooling tower 11 circulates is arrange
  • the cooling water supplied into the condenser 17 and having its temperature raised by cooling the gas refrigerant is collected in the cooling cooling tower 11 via the cooling water circulation line 12 and cooled again, and then the condenser Supplied in 17.
  • the condensation unit 17 configured as described above exchanges heat between the high-temperature and high-pressure gas refrigerant and the cooling water to condense the gas refrigerant, thereby generating a liquid refrigerant.
  • the generated liquid refrigerant is led to the first line 19.
  • a condenser can be used as the condenser 17.
  • the inlet temperature detection unit 18 ⁇ / b> A is provided in the cooling water circulation line 12 which circulates the cooling water between the cooling cooling tower 11 and the condensing unit 17.
  • the inlet temperature detection unit 18A is cooled by the cooling cooling tower 11 and disposed at a position where it can detect the temperature of the cooling water introduced into the condensation unit 17 (hereinafter, referred to as "cooling water inlet temperature").
  • the inlet temperature detection unit 18A is electrically connected to the control device 14.
  • the temperature detection unit 18 transmits information on the detected cooling water inlet temperature to the control device 14.
  • the outlet temperature detection unit 18 ⁇ / b> B is provided in the cooling water circulation line 12.
  • the outlet temperature detection unit 18B is disposed at a position where the temperature of the cooling water (hereinafter, referred to as “cooling water outlet temperature”) derived from the condensing unit 17 can be detected.
  • the outlet temperature detection unit 18 ⁇ / b> B is electrically connected to the control device 14.
  • the outlet temperature detection unit 18B transmits information on the detected coolant outlet temperature to the control device 14.
  • the flow meter 18 C is provided in the cooling water circulation line 12.
  • the flow meter 18C measures the flow rate of the cooling water supplied to the condensation unit 17.
  • the flow meter 18 C is electrically connected to the controller 14.
  • the flow meter 18C transmits information on the measured flow rate of the cooling water to the control device 14.
  • the other end of the first line 19 is connected to the inlet 31 ⁇ / b> A of the intermediate cooling unit 31.
  • the first line 19 supplies the liquid refrigerant that has been condensed by the condensing unit 17 and reduced in pressure to the intermediate pressure to the inlet 31A of the intermediate cooling unit 31.
  • An orifice 20 constituting the first expansion portion 23 is provided in the first line 19. During rated operation and partial load operation, the liquid refrigerant generated by the condenser 17 passes through the orifice 20.
  • the opening diameter of the orifice 20 is set to a size that can achieve desired performance.
  • the bypass line 21 is branched from a portion of the first line 19 located between the outlet 17 B and the orifice 20.
  • the bypass line 21 is connected at its tip to the first line 19 so as to bypass the orifice 20.
  • the first expansion portion 23 functions as a high pressure expansion portion.
  • the first expansion portion 23 has the orifice 20 described above and the flow control valve 22.
  • the flow control valve 22 is provided in the bypass line 21.
  • the flow rate adjustment valve 22 is connected in parallel to the orifice 20, and is configured to allow passage of the liquid refrigerant generated by the condenser 17.
  • the flow control valve 22 is electrically connected to the controller 14.
  • the flow control valve 22 is controlled by the control device 14 in the open / close state (opening degree). Thereby, the flow rate adjustment valve 22 adjusts the passing amount of the refrigerant condensed in the condensation unit 17.
  • the partial load peak DT at which the coefficient of performance (COP (Coefficient of Performance)) at the time of partial load operation becomes maximum will be described.
  • a load factor of 100% is the rated operation.
  • Curves A to E shown in FIG. 2 have different cooling water temperatures. The temperature of the cooling water of curve A is the highest, and the temperature of the cooling water of curve E is the lowest. In the order of curve A, curve B, curve C, curve D, and curve E, the temperature of the cooling water decreases.
  • the partial load peak DT at which the coefficient of performance (COP) becomes maximum during partial load operation is a curve when the load factor is X% (for example, a predetermined numerical value of 20% or more and 30% or less) It becomes the peak position of D.
  • the orifice 20 and the flow control valve 22 configured as described above have a load factor equal to or higher than the partial load peak DT at which the coefficient of performance (COP) at the time of partial load operation is maximum (load factor is X% or more and less than 100%) ,
  • load factor is X% or more and less than 100%
  • the controller 14 adjusts the opening degree of the flow rate adjustment valve 22. The adjustment of the opening degree of the flow rate adjusting valve 22 by the control device 14 will be described later.
  • the flow control valve 22 is fully closed, and the refrigerant condensed in the condenser 17 is allowed to pass only through the orifice 20.
  • the first expansion unit 23 configured as described above reduces the pressure of the condensed liquid refrigerant to an intermediate pressure.
  • the refrigerant condensed in the part 17 is allowed to pass, and when it is less than the partial load peak DT , the flow control valve 22 can be fully closed, and the refrigerant condensed in the condenser 17 can be passed only through the orifice 20 . Thereby, the fall of the performance of the turbo refrigerator 10 at the time of partial load operation can be suppressed.
  • the diameter of the flow control valve 22 can be reduced, so that the first expansion portion 23 can be miniaturized. Thereby, the enlargement of the turbo refrigerator 10 can be suppressed.
  • an electric ball valve may be used as the flow control valve 22. As described above, by using the electric ball valve as the flow control valve 22, it is possible to reduce the diameter of the electric ball valve, so it is possible to suppress the size increase of the flow control valve 22.
  • the first flow rate detection unit 26 is provided in a portion of the first line 19 located between the connection position 21 A of the bypass line 21 and the orifice 20.
  • the first flow rate detection unit 26 is electrically connected to the control device 14.
  • the first flow rate detection unit 26 detects the flow rate of the liquid refrigerant flowing through the orifice 20 (hereinafter referred to as “first flow rate”), and transmits information related to the detected first flow rate to the control device 14 .
  • the second flow rate detection unit 29 is provided in a portion of the bypass line 21 located between the connection position 21A of the bypass line 21 and the flow rate adjustment valve 22.
  • the second flow rate detection unit 29 is electrically connected to the control device 14.
  • the second flow rate detection unit 29 detects a second flow rate of the liquefied refrigerant flowing through the flow rate adjustment valve 22, and transmits information related to the detected second flow rate to the control device 14.
  • the intermediate cooling unit 31 is a gas-liquid separator that functions as an economizer.
  • the intermediate cooling unit 31 separates the liquid refrigerant depressurized to the intermediate pressure into a liquid refrigerant and a gas refrigerant.
  • the intermediate cooling unit 31 has an inlet 31A and outlets 31B and 31C.
  • the inlet 31 ⁇ / b> A is connected to the other end of the first line 19.
  • the liquid refrigerant pressure-reduced to the intermediate pressure by the first expansion portion 23 is introduced into the inlet 31A.
  • the outlet 31B is connected to one end of the second line 34.
  • the outlet 31 B leads the liquid refrigerant to the second line 34.
  • the outlet 31C is connected to one end of the line 32.
  • the outlet 31 C leads the gas refrigerant to the line 32.
  • the other end of the line 32 is connected to the inlet side of the low-stage compression unit 51 via the inlet 15A.
  • the line 32 supplies a gas refrigerant to the lower stage compression unit 51.
  • the other end of the second line 34 is connected to the inlet 41 A of the evaporation unit 41.
  • the second line 34 supplies the liquid refrigerant to the inlet 41A of the evaporation unit 41.
  • An orifice 35 constituting the second expansion portion 38 is provided in the second line 34. At the time of rated operation and partial load operation, the liquid refrigerant derived from the intermediate cooling section 31 passes through the orifice 35.
  • the opening diameter of the orifice 35 is set to a size that can achieve desired performance.
  • the bypass line 36 is branched from a portion of the second line 34 located between the orifice 35 and the inlet 41 A of the evaporation unit 41.
  • the bypass line 36 is connected at its tip to the second line 34 so as to bypass the orifice 35.
  • the second expansion portion 38 functions as a low pressure expansion portion.
  • the second expansion portion 38 has the orifice 35 described above and the flow control valve 37.
  • the flow control valve 37 is provided in the bypass line 36.
  • the flow rate adjustment valve 37 is connected in parallel to the orifice 35 and is configured to allow passage of the liquid refrigerant separated in the gas-liquid separation by the intermediate cooling unit 31.
  • the flow control valve 37 is electrically connected to the controller 14.
  • the flow control valve 37 is controlled by the controller 14 in the open / close state (opening degree).
  • the flow rate adjustment valve 37 adjusts the passing amount of the liquid refrigerant separated in the gas-liquid separation in the intermediate cooling unit 31.
  • the flow rate adjustment valve 37 for example, one similar to the flow rate adjustment valve 22 described above (for example, an electric ball valve) can be used.
  • the orifice 35 and the flow control valve 37 configured as described above have a load factor of at least the partial load peak DT at which the coefficient of performance (COP) at the time of partial load operation is maximum (load factor is X% or more and less than 100%) ,
  • load factor is X% or more and less than 100%
  • the controller 14 adjusts the opening degree of the flow rate adjustment valve 37.
  • the load factor is less than the partial load peak DT (load factor is less than X%)
  • the flow control valve 37 is fully closed, and the liquid refrigerant is allowed to pass only through the orifice 35.
  • the second expansion unit 38 configured as described above decompresses the condensed liquid refrigerant to a low pressure.
  • the first flow rate detection unit 39 is provided in a portion of the second line 34 located between the connection position 36 A of the bypass line 36 and the orifice 35.
  • the first flow rate detector 39 is electrically connected to the controller 14.
  • the first flow rate detection unit 39 detects a first flow rate of the liquefied refrigerant flowing through the orifice 35, and transmits information related to the detected first flow rate to the control device 14.
  • the second flow rate detection unit 40 is provided in a portion of the bypass line 36 located between the connection position 36 A of the bypass line 36 and the flow rate adjustment valve 37.
  • the second flow rate detector 40 is electrically connected to the controller 14.
  • the second flow rate detection unit 40 detects a second flow rate of the liquefied refrigerant flowing through the flow rate adjustment valve 37, and transmits information related to the detected second flow rate to the control device 14.
  • the evaporation unit 41 has an inlet 41A and an outlet 41B.
  • the inlet 41 ⁇ / b> A is connected to the other end of the second line 34.
  • the low pressure refrigerant whose pressure is reduced by the second expansion unit 38 is supplied to the inlet 41 ⁇ / b> A through the second line 34.
  • the outlet 41 B is connected to one end of the line 43.
  • evaporation part 41 a part of cold water circulation line 13 through which cold water circulating between the external load 6 flows is arranged.
  • the evaporator 41 exchanges heat between the cold water flowing through the cold water circulation line 13 and the low pressure refrigerant to evaporate the low pressure refrigerant to generate a gas refrigerant.
  • the evaporation unit 41 supplies the generated gas refrigerant to the inlet 15A of the compression unit 15 via the line 43.
  • the cooling tower 11 passes through the condenser 17 and cools the coolant whose temperature has risen.
  • the cooled cooling water is supplied to the condenser 17 via the cooling water circulation line 12.
  • the cooling water circulation line 12 is connected to the cooling cooling tower 11, and a part of the cooling water circulation line 12 is accommodated in the condensing portion 17.
  • the coolant circulation line 12 circulates coolant between the cooling tower 11 and the condenser section 17.
  • the cold water circulation line 13 is connected to the external load 6 (for example, an air conditioner), and a part thereof is disposed in the evaporation unit 41.
  • the cold water circulation line 13 circulates cold water between the external load 6 and the evaporator 41.
  • the control device 14 will be described with reference to FIGS. 1, 3 and 4.
  • the control device 14 includes a load factor acquisition unit 60, a compression unit control unit 61, a map storage unit 62, a flow control valve opening degree acquisition unit 64, and a flow control valve control unit 66.
  • the load factor acquisition unit 60 is electrically connected to the inlet temperature detection unit 18A, the outlet temperature detection unit 18B, the flow meter 18C, the compression unit 15, the compression unit control unit 61, and the flow adjustment valve opening degree acquisition unit 64. .
  • the load factor acquisition unit 60 acquires the load capacity based on the cooling water inlet temperature, the cooling water outlet temperature, and the flow rate of the cooling water transmitted from the inlet temperature detection unit 18A, the outlet temperature detection unit 18B, and the flow meter 18C.
  • the load factor X (%) is acquired based on the acquired load capacity.
  • the load factor X (%) is acquired based on the following equation (1).
  • Load factor X (%) ⁇ (load capacity at any time) / (load capacity at rated operation) ⁇ ⁇ 100 (1)
  • the load factor acquisition unit 60 transmits information on the acquired load factor X to the compression unit control unit 61 and the flow rate adjustment valve opening degree acquisition unit 64.
  • the compression unit control unit 61 is electrically connected to the compression unit 15.
  • the compression unit control unit 61 performs control to reduce the output of the compression unit 15 when the load factor X (%) decreases.
  • the map storage unit 62 is electrically connected to the flow control valve opening degree acquisition unit 64.
  • the map storage unit 62 stores map data (graph data) acquired in advance as shown in FIG.
  • the abscissa represents the load factor (%) of the turbo refrigerator 10
  • one ordinate represents the flow rate of the refrigerant (kg / min)
  • the other ordinate represents the opening degree (%) of the flow control valve.
  • FIG. 4 a curve relating to the first flow rate of the liquid refrigerant passing through the orifice 20 when the cooling water inlet temperature is different, and a second curve of the liquid refrigerant passing through the flow control valve 22 when the cooling water inlet temperature is different.
  • a curve related to the flow rate and a circulation flow rate (straight line) of the liquid refrigerant are illustrated.
  • the straight line of “circulation flow rate of liquid refrigerant” shown in FIG. 4 indicates a total circulation flow rate of the refrigerant (flow rate of liquid refrigerant introduced to the inlet 31A) and a predetermined circulation flow rate corresponding to the load factor.
  • the temperature in the parentheses indicates the cooling water inlet temperature. For example, (17 ° C.) means that the cooling water inlet temperature is 17 ° C.
  • the flow control valve opening degree acquisition unit 64 is electrically connected to the inlet temperature detection unit 18A, the first flow detection units 26 and 39, the second flow detection units 29 and 40, and the flow control valve control unit 66. There is.
  • the flow control valve opening degree acquiring unit 64 includes the cooling water inlet temperature, and the first and second flow rates of the liquid refrigerant detected by the first flow detecting units 26 and 39 and the second flow detecting units 29 and 40. , Is input.
  • the load factor X (%), the cooling water inlet temperature, and the first and second flow rates of the liquid refrigerant detected by the first and second flow rate detection units 26 and 29, and The opening degree (%) of the flow rate adjustment valve 22 is acquired based on the map data shown in FIG.
  • the flow rate adjustment valve opening degree acquisition unit 64 is the first of the liquid refrigerant (refrigerated refrigerant) passing through the first flow rate detection unit 26 corresponding to the cooling water inlet temperature.
  • Flow rate (Kg / min) the second flow rate (Kg / min) of the liquid refrigerant (refrigerated refrigerant) passing through the second flow rate detection unit 29 corresponding to the cooling water inlet temperature, and the load factor X
  • the flow control valve 22 is opened so that the total flow rate of the second flow rate (Kg / min) of the liquid refrigerant (liquid refrigerant) and the circulation flow rate (in this case, W (Kg / min)).
  • the graph of the opening degree of the flow control valve 22 used at this time uses the same temperature of the cooling water. Further, the opening degree of the flow rate adjustment valve 22 passes through the load factor X, and the position of the dotted line parallel to the vertical axis and the graph of the opening degree of the flow rate adjustment valve 22 should acquire It becomes an opening.
  • the opening degree is acquired also about the flow control valve 37 which comprises the 2nd expansion part 38 using the method similar to the flow control valve 22 mentioned above.
  • the flow control valve opening degree acquisition unit 64 transmits the acquired information on the opening degree of the flow control valves 22 and 37 to the flow control valve control unit 66.
  • the flow control valve control unit 66 is electrically connected to the flow control valves 22 and 37.
  • the flow rate adjusting valve control unit 66 controls the opening degree of the flow rate adjusting valves 22 and 37 based on the information on the opening degree of the flow rate adjusting valves 22 and 37 transmitted from the flow rate adjustment valve opening degree obtaining unit 64.
  • a high pressure refrigerant whose pressure in normal use exceeds 0.2 MPa for example, R134a
  • a low pressure refrigerant whose pressure in normal use is 0.2 MPa or less as the refrigerant circulating through the refrigeration cycle 9 (For example, R1233zd) can be used.
  • the low-pressure refrigerant has a large specific volume as compared with the high-pressure refrigerant to be subjected to the regulation of the high-pressure gas. Therefore, for example, if only the flow control valves 22 and 37 are provided in the turbo refrigerator 10 without providing the orifices 20 and 35, the flow control valves 22 and 37 become large. However, by using the orifices 20 and 35 and the flow control valves 22 and 37 in combination as in the first and second expansion sections 23 and 38 described above, the flow control valves 22 and 37 can be prevented from increasing in size.
  • the orifice 20 through which the refrigerant condensed by the condenser 17 passes is connected in parallel to the orifice 20, and the amount of the refrigerant condensed by the condenser 17 is adjusted
  • the refrigerant condensed in the condenser 17 is allowed to pass through the adjustment valve 22, and when less than the partial load peak DT , the flow control valve 22 is fully closed, and the refrigerant condensed in the condenser 17 is allowed to pass only through the orifice 20. It becomes possible. Thereby, the fall of the performance at the time of partial load operation can be controlled.
  • the diameter of the flow control valve 22 can be reduced, so that the first expansion portion 23 can be miniaturized. Thereby, it can suppress that the turbo refrigerator 10 enlarges.
  • the same effects as those of the first expansion portion 23 can be obtained for the second expansion portion 38 disposed between the intermediate cooling portion 31 and the evaporation portion 41.
  • the operation method of the turbo refrigerator 10 shown in FIG. 1 will be briefly described.
  • the orifice 20 and the flow control valve 22 are The refrigerant condensed in step (b) is allowed to pass, and when it is less than the partial load peak DT , the flow control valve 22 is fully closed, and the refrigerant condensed in the condenser 17 is allowed to pass only through the orifice 20. Then, a low pressure liquid refrigerant is supplied to the evaporation unit 41 via the second expansion unit 38 configured similarly to the first expansion unit 23.
  • a cooling water inlet temperature that is the temperature of the cooling water introduced into the condensation section 17, a cooling water outlet temperature that is the temperature of the cooling water that is drawn out from the condensation section 17, a flow rate of the cooling water, and the orifice 20
  • the degree of opening of the flow control valve 22 may be adjusted so that the sum of the flow rates is a predetermined circulation flow rate. By performing such an operation, it is possible to suppress a decrease in performance at the time of partial load operation.
  • the diameter of the flow control valves 22 and 37 can be reduced even when a low pressure refrigerant (for example, R1233zd) with a normal pressure of 0.2 MPa or less is used, so the turbo refrigerator 10 can be increased in size. It can be suppressed.
  • a low pressure refrigerant for example, R1233zd
  • Cooling water flowing in the water circulation line 12 may be used. That is, the turbo refrigerator 10 shown in FIG. 1 may be used as a heat pump.
  • the intermediate cooling part 31 should just be provided as needed, and is not an essential structure. Furthermore, when the intermediate cooling unit 31 is not provided, the other end of the first line 19 may be connected to the inlet 41A. Therefore, in this case, the second line 34, the bypass line 36, and the second expansion unit 38, the first flow rate detection unit 39, and the second flow rate detection unit 40 become unnecessary.
  • the present invention is applicable to a turbo refrigerator and an operating method of the turbo refrigerator.

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Abstract

圧縮され、かつ凝縮された冷媒を膨張させる第１の膨張部（２３）、及び膨張した冷媒を蒸発させ、圧縮部（１５）に蒸発させた冷媒を供給する蒸発部（４１）を含み、第１の膨張部（２３）は、凝縮部（１７）により凝縮された冷媒が通過するオリフィス（２０）と、オリフィス（２０）に対して並列に接続され、凝縮部（１７）で凝縮された冷媒の通過量を調整可能な流量調整弁（２２）と、を有する。

Description

ターボ冷凍機、及びターボ冷凍機の運転方法
　本発明は、ターボ冷凍機、及びターボ冷凍機の運転方法に関する。
　本願は、２０１７年２月２８日に、日本に出願された特願２０１７－０３６２８５号に基づき優先権を主張し、その内容をここに援用する。
　一般的に、ターボ冷凍機は、圧縮機（圧縮部）、凝縮器（凝縮部）、蒸発器（蒸発部）、減圧機構（膨張部）を含む冷凍サイクルを有する（例えば、特許文献１参照。）。
　このような構成とされたターボ冷凍機では、圧縮機の容量制御運転に伴い圧縮された高圧のガス冷媒を凝縮器に供給して凝縮液化させる。その後、減圧機構（膨張部）を用いて液冷媒を減圧膨張させて蒸発器に供給し、液冷媒を蒸発器で蒸発させて、圧縮機に戻す。
　特許文献１には、減圧機構（膨張部）として、オリフィスを用いることが開示されている。
特開平４－３２４０６５号公報
　ところで、ターボ冷凍機を定格運転する場合、冷媒の流量特性は一定でよいため（開度の調整が不要であるため）、特許文献１に開示されたオリフィスで問題はない。
　しかしながら、ターボ圧縮機を部分負荷運転する場合、流量係数が最適値からずれるため、オリフィスでの対応は困難となる。
　なお、ターボ圧縮機を部分負荷運転に対応する減圧機構（膨張部）を用いる場合、ターボ冷凍機が大型化しないようにすることが好ましい。
　そこで、本発明は、大型化を抑制した上で、部分負荷運転時の性能の低下を抑制可能なターボ冷凍機、及びターボ冷凍機の運転方法を提供することを目的とする。
　上記課題を解決するため、本発明の一態様に係るターボ冷凍機は、冷媒を圧縮する圧縮部、該圧縮部により圧縮された前記冷媒を凝縮する凝縮部、該凝縮部より凝縮された前記冷媒を膨張させる膨張部、及び該膨張部により膨張された前記冷媒を蒸発させ、前記圧縮部に供給する蒸発部を含み、前記冷媒を循環させる冷凍サイクルを備え、前記膨張部は、前記凝縮部により凝縮された前記冷媒が通過するオリフィスと、前記オリフィスに対して並列に接続され、前記凝縮部で凝縮された前記冷媒の通過量を調整可能な流量調整弁と、を有する。
　本発明によれば、凝縮部により凝縮された冷媒が通過するオリフィスと、オリフィスに対して並列に接続され、凝縮部で凝縮された冷媒の通過量を調整可能な流量調整弁と、を含む膨張部を有することで、部分負荷運転時での成績係数が最大となる部分負荷ピーク以上の負荷率のときに、オリフィス及び流量調整弁に凝縮部で凝縮された冷媒を通過させ、部分負荷ピーク未満のときに、流量調整弁を全閉とし、オリフィスのみに凝縮部で凝縮された冷媒を通過させることが可能となる。これにより、部分負荷運転時の性能の低下を抑制することができる。
　また、オリフィスと流量調整弁とを併用することで、流量調整弁の口径を小さくすることが可能となる。これにより、膨張部の小型化を図ることが可能となるので、ターボ冷凍機の大型化を抑制できる。
　また、上記本発明の一態様に係るターボ冷凍機において、前記流量調整弁と電気的に接続された制御装置を含み、前記制御装置は、部分負荷運転時での成績係数が最大となる部分負荷ピーク以上の負荷率のときに、前記オリフィス及び前記流量調整弁に前記凝縮部で凝縮された前記冷媒を通過させ、前記部分負荷ピーク未満のときには、前記流量調整弁を全閉とし、前記オリフィスのみに前記凝縮部で凝縮された前記冷媒を通過させてもよい。
　このような構成とされた制御装置を有することで、ターボ冷凍機の大型化を抑制した上で、部分負荷運転時の性能の低下を抑制することができる。
　また、上記本発明の一態様に係るターボ冷凍機において、前記制御装置と電気的に接続され、前記凝縮部内に導入される冷却水の温度である冷却水入口温度を検出する入口温度検出部と、前記制御装置と電気的に接続され、前記凝縮部内から導出される冷却水の温度である冷却水出口温度を検出する出口温度検出部と、前記冷却水の流量を計測する流量計と、前記制御装置と電気的に接続され、前記オリフィスを流れる液状とされた前記冷媒の第１の流量を検出する第１の流量検出部と、前記制御装置と電気的に接続され、前記流量調整弁を流れる液状とされた前記冷却水の第２の流量を検出する第２の流量検出部と、を備え、前記制御装置は、前記冷却水入口温度、前記冷却水出口温度、前記冷却水の流量、及び運転時の負荷率に基づいて、前記第１及び第２の流量の合計が所定の循環流量となるように、前記流量調整弁の開度を調節してもよい。
　このように、冷却水入口温度、冷却水出口温度、冷却水の流量、及び運転時の負荷率に基づいて、第１及び第２の流量の合計が所定の循環流量となるように、流量調整弁の開度を調節する制御装置を有することで、部分負荷運転時の性能の低下を抑制できる。
　また、上記本発明の一態様に係るターボ冷凍機において、前記流量調整弁は、電動ボール弁であってもよい。
　このように、流量調整弁として電動ボール弁を用いることで、電動ボール弁の口径を小さくすることが可能となる。これにより、流量調整弁の大型化を抑制できる。
　また、上記本発明の一態様に係るターボ冷凍機において、前記凝縮部と前記蒸発部との間に配置され、前記圧縮部により圧縮された高温高圧の前記冷媒の一部を中間圧力まで減圧し、前記中間圧力まで減圧された前記冷媒を前記圧縮部に戻す中間冷却部を含み、前記膨張部は、前記凝縮部と前記中間冷却部との間、及び前記中間冷却部と前記蒸発部との間にそれぞれ配置させてもよい。
　このような構成とされた中間冷却部を有することで、小さな動力でも大きな冷凍能力を引き出すことができる。
　また、上記本発明の一態様に係るターボ冷凍機において、前記凝縮部の導出口と前記中間冷却部の導入口とを接続する第１のラインと、前記中間冷却部の導出口と前記蒸発部の導入口とを接続する第２のラインと、を備え、前記オリフィス及び前記流量調整弁のうち、一方を前記第１及び第２のラインにそれぞれ設け、前記第１及び第２のラインに、前記一方をバイパスするバイパスラインをそれぞれ設けるとともに、前記オリフィス及び前記流量調整弁のうち、他方を前記バイパスラインに設けてもよい。
　このような構成とすることで、オリフィス及び流量調整弁の両方に冷媒を流したり、オリフィスのみに冷媒を流したりすることができる。
　また、上記本発明の一態様に係るターボ冷凍機において、前記冷媒は、常用での圧力が０．２ＭＰａ以下の低圧冷媒であってもよい。
　一般的に、低圧冷媒は、高圧ガスの規制の対象となる高圧冷媒と比較して比体積が大きい。このため、例えば、オリフィスを設けないで、流量調整弁のみをターボ冷凍機に設けると、流量調整弁が大型化してしまう。
　しかし、オリフィスと流量調整弁とを併用させることで、流量調整弁の大型化を抑制することができる。
　上記課題を解決するため、本発明の一態様に係るターボ冷凍機の運転方法は、冷媒を圧縮する圧縮部、該圧縮部により圧縮された前記冷媒を凝縮する凝縮部、該凝縮部より凝縮された前記冷媒を膨張させる膨張部、及び該膨張部により膨張された前記冷媒を蒸発させ、前記圧縮部に供給する蒸発部を含み、前記冷媒を循環させる冷凍サイクルを備え、前記膨張部は、前記凝縮部により凝縮された前記冷媒が通過するオリフィス、及び前記オリフィスに対して並列に接続され、前記凝縮部で凝縮された前記冷媒の通過量を調整可能な流量調整弁を有するターボ冷凍機の運転方法であって、部分負荷運転時での成績係数が最大となる部分負荷ピーク以上の負荷率のときに、前記オリフィス及び前記流量調整弁に前記凝縮部で凝縮された前記冷媒を通過させ、前記部分負荷ピーク未満のときには、前記流量調整弁を全閉とし、前記オリフィスのみに前記凝縮部で凝縮された前記冷媒を通過させる。
　このように、部分負荷運転時での成績係数が最大となる部分負荷ピーク以上の負荷率のときに、オリフィス及び流量調整弁に凝縮部で凝縮された冷媒を通過させ、部分負荷ピーク未満のときには、流量調整弁を全閉とし、オリフィスのみに凝縮部で凝縮された冷媒を通過させることで、ターボ冷凍機の大型化を抑制した上で、部分負荷運転時の性能の低下を抑制することができる。
　また、上記本発明の一態様に係るターボ冷凍機の運転方法において、前記凝縮部内に導入される冷却水の温度である冷却水入口温度と、前記凝縮部内から導出される冷却水の温度である冷却水出口温度と、前記冷却水の流量と、前記オリフィスを流れる液状とされた前記冷媒の第１の流量と、前記流量調整弁を流れる液状とされた前記冷却水の第２の流量と、運転時の負荷率と、に基づいて、前記第１及び第２の流量の合計が所定の循環流量となるように、前記流量調整弁の開度を調節してもよい。
　このような運転を行うことで、部分負荷運転時の性能の低下を抑制することができる。
　また、上記本発明の一態様に係るターボ冷凍機の運転方法において、前記冷媒は、常用での圧力が０．２ＭＰａ以下の低圧冷媒であってもよい。
　一般的に、低圧冷媒は、高圧ガスの規制の対象となる高圧冷媒と比較して比体積が大きい。このため、例えば、オリフィスを設けないで、流量調整弁のみをターボ冷凍機に設けると、流量調整弁が大型化してしまう。
　しかし、オリフィスと流量調整弁とを併用させることで、流量調整弁の大型化を抑制できる。
　本発明によれば、ターボ冷凍機の大型化を抑制した上で、部分負荷運転時の性能の低下を抑制できる。
本発明の実施形態に係るターボ冷凍機の概略構成を示す模式図である。 ターボ冷凍機の負荷率（％）、成績係数（ＣＯＰ）、及び冷却水の温度の関係を示すグラフである。 図１に示す制御装置の機能ブロック図である。 各冷却入口温度のときのオリフィスを通過する冷媒の流量、各冷却入口温度のときの流量調整弁を通過する冷媒の流量、ターボ冷凍機の負荷率、及び流量調整弁の開度の関係を示すグラフである。
　以下、図面を参照して本発明を適用した実施形態について詳細に説明する。
　（実施形態）
　図１を参照して、本実施形態のターボ冷凍機１０について説明する。図１では、一例として、蒸発部４１で生成される冷却水を外部負荷６で使用する場合を例に挙げて説明する。図１では、説明の便宜上、ターボ冷凍機１０の構成要素ではない外部負荷６を図示する。
　ターボ冷凍機１０は、冷凍サイクル９と、クーリング冷却塔１１と、冷却水循環ライン１２と、冷水循環ライン１３と、制御装置１４と、を有する。
　冷凍サイクル９は、圧縮部１５と、ライン１６，３２，４３と、凝縮部１７と、入口温度検出部１８Ａと、出口温度検出部１８Ｂと、流量計１８Ｃと、第１のライン１９と、バイパスライン２１，３６と、第１の膨張部２３と、と、第１の流量検出部２６，３９と、第２の流量検出部２９，４０と、中間冷却部３１と、第２のライン３４と、第２の膨張部３８と、蒸発部４１と、を有する。
　圧縮部１５は、遠心式の２段圧縮機であり、制御装置１４と電気的に接続されている。
　圧縮部１５は、回転軸（図示せず）と、低段側圧縮部５１と、高段側圧縮部５２と、モータ５３と、導入口１５Ａ，１５Ｂと、導出口１５Ｃと、を有する。
　回転軸は、モータ５３により回転可能に構成とされている。低段側圧縮部５１及び高段側圧縮部５２は、回転軸に設けられている。
　低段側圧縮部５１の入口側は、導入口１５Ａを介することで、ライン４３の他端と接続されている。低段側圧縮部５１の入口側には、ライン４３を介することで、蒸発部４１から導出された冷媒ガスが導入される。低段側圧縮部５１の出口側は、高段側圧縮部５２の入口側と接続されている。低段側圧縮部５１により圧縮された冷媒ガスは、高段側圧縮部５２の入口側に供給される。
　低段側圧縮部５１の出口側と高段側圧縮部５２の入口側との間は、導入口１５Ｂを介することで、ライン３２の他端と接続されている。これにより、低段側圧縮部５１と高段側圧縮部５２との間には、ライン３２を介することで、中間冷却部３１により生成された中間圧の冷媒ガスがインジェクションされる。高段側圧縮部５２の出口側は、ライン１６の一端と接続されている。
　上記構成とされた圧縮部１５は、冷媒ガスを２段圧縮することで、高温高圧のガス冷媒を生成し、ライン１６に導出する。
　ライン１６は、他端が凝縮部１７の導入口１７Ａと接続されている。ライン１６は、圧縮部１５で生成された高温高圧のガス冷媒を凝縮部１７に供給する。
　凝縮部１７は、導入口１７Ａ及び導出口１７Ｂを有する。導入口１７Ａには、ライン１６を介することで、高温高圧のガス冷媒が導入される。導出口１７Ｂは、第１のライン１９の一端と接続されている。
　凝縮部１７内には、クーリング冷却塔１１により冷却された冷却水が循環する冷却水循環ライン１２の一部が配置されている。
　これにより、凝縮部１７内に供給され、ガス冷媒を冷却して温度が上昇した冷却水は、冷却水循環ライン１２を介することで、クーリング冷却塔１１に回収され、再度冷却された後、凝縮部１７内に供給される。
　上記構成とされた凝縮部１７は、高温高圧のガス冷媒と冷却水とを熱交換させて、ガス冷媒を凝縮させることで液冷媒を生成する。生成された液冷媒は、第１のライン１９に導出される。凝縮部１７としては、例えば、凝縮器を用いることが可能である。
　入口温度検出部１８Ａは、クーリング冷却塔１１と凝縮部１７との間に冷却水を循環させる冷却水循環ライン１２に設けられている。入口温度検出部１８Ａは、クーリング冷却塔１１により冷却され、凝縮部１７に導入される冷却水の温度（以下、「冷却水入口温度」という）を検出可能な位置に配置されている。
　入口温度検出部１８Ａは、制御装置１４と電気的に接続されている。温度検出部１８は、検出した冷却水入口温度に関する情報を制御装置１４に送信する。
　出口温度検出部１８Ｂは、冷却水循環ライン１２に設けられている。出口温度検出部１８Ｂは、凝縮部１７から導出される冷却水の温度（以下、「冷却水出口温度」という）を検出可能な位置に配置されている。
　出口温度検出部１８Ｂは、制御装置１４と電気的に接続されている。出口温度検出部１８Ｂは、検出した冷却水出口温度に関する情報を制御装置１４に送信する。
　流量計１８Ｃは、冷却水循環ライン１２に設けられている。流量計１８Ｃは、凝縮部１７に供給する冷却水の流量を計測する。流量計１８Ｃは、制御装置１４と電気的に接続されている。流量計１８Ｃは、計測した冷却水の流量に関する情報を制御装置１４に送信する。
　第１のライン１９は、他端が中間冷却部３１の導入口３１Ａと接続されている。第１のライン１９は、凝縮部１７により凝縮され、中間圧まで減圧させた液冷媒を中間冷却部３１の導入口３１Ａに供給する。
　第１の膨張部２３を構成するオリフィス２０は、第１のライン１９に設けられている。
　定格運転時及び部分負荷運転時において、オリフィス２０には、凝縮部１７により生成された液冷媒が通過する。オリフィス２０の開口径は、所望の性能を発揮可能な大きさとされている。
　バイパスライン２１は、第１のライン１９のうち、導出口１７Ｂとオリフィス２０との間に位置する部分から分岐されている。バイパスライン２１は、オリフィス２０をバイパスするように、その先端が第１のライン１９と接続されている。
　第１の膨張部２３は、高圧膨張部として機能する。第１の膨張部２３は、先に説明したオリフィス２０と、流量調整弁２２と、を有する。
　流量調整弁２２は、バイパスライン２１に設けられている。これにより、流量調整弁２２は、オリフィス２０に対して並列に接続されるとともに、凝縮部１７で生成された液冷媒が通過可能な構成とされている。
　流量調整弁２２は、制御装置１４と電気的に接続されている。流量調整弁２２は、制御装置１４により開閉状態（開度）が制御される。これにより、流量調整弁２２は、凝縮部１７で凝縮された冷媒の通過量を調整する。
　ここで、図２を参照して、部分負荷運転時での成績係数（ＣＯＰ（Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ　ｏｆ　Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ））が最大となる部分負荷ピークＤＴについて説明する。図２において、負荷率１００％が定格運転となる。
　図２に示す曲線Ａ～Ｅは、冷却水の温度が異なっている。曲線Ａの冷却水の温度が最も高く、曲線Ｅの冷却水の温度が最も低い。曲線Ａ、曲線Ｂ、曲線Ｃ、曲線Ｄ、曲線Ｅの順番で、冷却水の温度が低くなる。負荷率が同じ場合、冷却水の温度が低い方が、成績係数（ＣＯＰ）は高くなる。
　図２の場合、部分負荷運転時において、成績係数（ＣＯＰ）が最大となる部分負荷ピークＤＴは、負荷率がＸ％（例えば、２０％以上３０％以下の所定の数値）のときの曲線Ｄのピーク位置となる。
　上記構成とされたオリフィス２０及び流量調整弁２２には、部分負荷運転時での成績係数（ＣＯＰ）が最大となる部分負荷ピークＤＴ以上の負荷率（負荷率がＸ％以上１００％未満）のときに、凝縮部１７で凝縮された冷媒を通過させる。このとき、制御装置１４により、流量調整弁２２の開度の調節が行われる。なお、制御装置１４による流量調整弁２２の開度の調整については、後述する。
　一方、部分負荷ピークＤＴ未満の負荷率（負荷率がＸ％未満）のときには、流量調整弁２２を全閉とし、オリフィス２０のみに凝縮部１７で凝縮された冷媒を通過させる。
　上記構成とされた第１の膨張部２３は、凝縮された液冷媒を中間圧に減圧する。
　上述した第１の膨張部２３を有することで、部分負荷運転時での成績係数（ＣＯＰ）が最大となる部分負荷ピークＤＴ以上の負荷率のときに、オリフィス２０及び流量調整弁２２に凝縮部１７で凝縮された冷媒を通過させ、部分負荷ピークＤＴ未満のときに、流量調整弁２２を全閉とし、オリフィス２０のみに凝縮部１７で凝縮された冷媒を通過させることが可能となる。これにより、部分負荷運転時のターボ冷凍機１０の性能の低下を抑制することができる。
　また、オリフィス２０と流量調整弁２２とを併用することで、流量調整弁２２の口径を小さくすることが可能となるので、第１の膨張部２３の小型化を図ることが可能となる。これにより、ターボ冷凍機１０の大型化を抑制できる。
　また、流量調整弁２２としては、例えば、電動ボール弁を用いてもよい。このように、流量調整弁２２として電動ボール弁を用いることで、電動ボール弁の口径を小さくすることが可能となるので、流量調整弁２２の大型化を抑制できる。
　第１の流量検出部２６は、第１のライン１９のうち、バイパスライン２１の接続位置２１Ａとオリフィス２０との間に位置する部分に設けられている。第１の流量検出部２６は、制御装置１４と電気的に接続されている。
　第１の流量検出部２６は、オリフィス２０を流れる液状とされた冷媒の流量（以下、「第１の流量」という）を検出し、検出した第１の流量に関する情報を制御装置１４に送信する。
　第２の流量検出部２９は、バイパスライン２１のうち、バイパスライン２１の接続位置２１Ａと流量調整弁２２との間に位置する部分に設けられている。第２の流量検出部２９は、制御装置１４と電気的に接続されている。
　第２の流量検出部２９は、流量調整弁２２を流れる液状とされた冷媒の第２の流量を検出し、検出した第２の流量に関する情報を制御装置１４に送信する。
　中間冷却部３１は、エコノマイザとして機能する気液分離器である。中間冷却部３１は、中間圧まで減圧された液冷媒を液冷媒とガス冷媒とに分離する。
　中間冷却部３１は、導入口３１Ａと、導出口３１Ｂ，３１Ｃと、を有する。導入口３１Ａは、第１のライン１９の他端と接続されている。導入口３１Ａには、第１の膨張部２３により中間圧まで減圧された液冷媒が導入される。
　導出口３１Ｂは、第２のライン３４の一端と接続されている。導出口３１Ｂは、第２のライン３４に液冷媒を導出する。導出口３１Ｃは、ライン３２の一端と接続されている。導出口３１Ｃは、ライン３２にガス冷媒を導出する。
　ライン３２は、導入口１５Ａを介することで、他端が低段側圧縮部５１の入口側と接続されている。ライン３２は、低段側圧縮部５１にガス冷媒を供給する。
　第２のライン３４は、他端が蒸発部４１の導入口４１Ａと接続されている。第２のライン３４は、蒸発部４１の導入口４１Ａに液冷媒を供給する。
　第２の膨張部３８を構成するオリフィス３５は、第２のライン３４に設けられている。
　定格運転時及び部分負荷運転時において、オリフィス３５には、中間冷却部３１から導出された液冷媒が通過する。オリフィス３５の開口径は、所望の性能を発揮可能な大きさとされている。
　バイパスライン３６は、第２のライン３４のうち、オリフィス３５と蒸発部４１の導入口４１Ａとの間に位置する部分から分岐されている。バイパスライン３６は、オリフィス３５をバイパスするように、その先端が第２のライン３４と接続されている。
　第２の膨張部３８は、低圧膨張部として機能する。第２の膨張部３８は、先に説明したオリフィス３５と、流量調整弁３７と、を有する。
　流量調整弁３７は、バイパスライン３６に設けられている。これにより、流量調整弁３７は、オリフィス３５に対して並列に接続されるとともに、中間冷却部３１で気液分離された液冷媒が通過可能な構成とされている。
　流量調整弁３７は、制御装置１４と電気的に接続されている。流量調整弁３７は、制御装置１４により開閉状態（開度）が制御される。これにより、流量調整弁３７は、中間冷却部３１で気液分離された液冷媒の通過量を調整する。
　流量調整弁３７としては、例えば、先に説明した流量調整弁２２と同様なもの（例えば、電動ボール弁）を用いることが可能である。
　上記構成とされたオリフィス３５及び流量調整弁３７には、部分負荷運転時での成績係数（ＣＯＰ）が最大となる部分負荷ピークＤＴ以上の負荷率（負荷率がＸ％以上１００％未満）のときに、凝縮部１７で凝縮された冷媒を通過させる。このとき、制御装置１４により、流量調整弁３７の開度の調節が行われる。
　一方、部分負荷ピークＤＴ未満の負荷率（負荷率がＸ％未満）のときには、流量調整弁３７を全閉とし、オリフィス３５のみに液冷媒を通過させる。
　上記構成とされた第２の膨張部３８は、凝縮された液冷媒を低圧に減圧する。
　第１の流量検出部３９は、第２のライン３４のうち、バイパスライン３６の接続位置３６Ａとオリフィス３５との間に位置する部分に設けられている。第１の流量検出部３９は、制御装置１４と電気的に接続されている。
　第１の流量検出部３９は、オリフィス３５を流れる液状とされた冷媒の第１の流量を検出し、検出した第１の流量に関する情報を制御装置１４に送信する。
　第２の流量検出部４０は、バイパスライン３６のうち、バイパスライン３６の接続位置３６Ａと流量調整弁３７との間に位置する部分に設けられている。第２の流量検出部４０は、制御装置１４と電気的に接続されている。
　第２の流量検出部４０は、流量調整弁３７を流れる液状とされた冷媒の第２の流量を検出し、検出した第２の流量に関する情報を制御装置１４に送信する。
　蒸発部４１は、導入口４１Ａ及び導出口４１Ｂを有する。導入口４１Ａは、第２のライン３４の他端と接続されている。導入口４１Ａには、第２のライン３４を介することで、第２の膨張部３８により減圧された低圧の冷媒が供給される。導出口４１Ｂは、ライン４３の一端と接続されている。
　蒸発部４１内には、外部負荷６との間を循環する冷水が流れる冷水循環ライン１３の一部が配置されている。蒸発部４１は、冷水循環ライン１３を流れる冷水と低圧の冷媒とを熱交換させることで、低圧の冷媒を蒸発させて、ガス冷媒を生成する。
　蒸発部４１は、ライン４３を介することで、生成したガス冷媒を圧縮部１５の導入口１５Ａに供給する。
　クーリング冷却塔１１は、凝縮部１７を通過し、温度が上昇した冷却水を冷却する。冷却された冷却水は、冷却水循環ライン１２を介することで、凝縮部１７に供給される。
　冷却水循環ライン１２は、クーリング冷却塔１１と接続されるとともに、一部が凝縮部１７内に収容されている。冷却水循環ライン１２は、クーリング冷却塔１１と凝縮部１７との間で冷却水を循環させる。
　冷水循環ライン１３は、外部負荷６（例えば、空調器）と接続されるとともに、一部が蒸発部４１内に配置されている。冷水循環ライン１３は、外部負荷６と蒸発部４１との間で冷水を循環させる。
　図１、図３、及び図４を参照して、制御装置１４について説明する。
　制御装置１４は、負荷率取得部６０と、圧縮部制御部６１と、マップ記憶部６２と、流量調整弁開度取得部６４と、流量調整弁制御部６６と、を有する。
　負荷率取得部６０は、入口温度検出部１８Ａ、出口温度検出部１８Ｂ、流量計１８Ｃ、圧縮部１５、圧縮部制御部６１、及び流量調整弁開度取得部６４と電気的に接続されている。負荷率取得部６０は、入口温度検出部１８Ａ、出口温度検出部１８Ｂ、及び流量計１８Ｃから送信される冷却水入口温度、冷却水出口温度、及び冷却水の流量に基づいて、負荷容量を取得するとともに、取得した負荷容量に基づいて、負荷率Ｘ（％）を取得する。
　具体的には、負荷率Ｘ（％）は、下記（１）式に基づいて取得する。
　負荷率Ｘ（％）＝｛（任意の時点での負荷容量）／（定格運転時の負荷容量）｝×１００・・・（１）
　負荷率取得部６０は、取得した負荷率Ｘに関する情報を圧縮部制御部６１及び流量調整弁開度取得部６４に送信する。
　圧縮部制御部６１は、圧縮部１５と電気的に接続されている。圧縮部制御部６１は、負荷率Ｘ（％）が低下した際に、圧縮部１５の出力を下げる制御を行う。
　マップ記憶部６２は、流量調整弁開度取得部６４と電気的に接続されている。マップ記憶部６２には、図４に示すような予め取得したマップデータ（グラフデータ）が格納されている。
　ここで、図４のグラフについて説明する。図４のグラフでは、横軸をターボ冷凍機１０の負荷率（％）とし、一方の縦軸を冷媒の流量（ｋｇ／ｍｉｎ）とし、他方の縦軸を流量調整弁の開度（％）としている。
　図４には、冷却水入口温度が異なる場合のオリフィス２０を通過する液冷媒の第１の流量に関する曲線と、冷却水入口温度が異なる場合の流量調整弁２２を通過する液冷媒の第２の流量に関する曲線と、液冷媒の循環流量（直線）と、が図示されている。
　図４に示す「液冷媒の循環流量」の直線は、冷媒の合計流量（導入口３１Ａに導入される液冷媒の流量）及び負荷率に対応する所定の循環流量を示している。
　括弧内の温度は、冷却水入口温度を示している。例えば、（１７℃）は、冷却水入口温度が１７℃ということを意味している。
　流量調整弁開度取得部６４は、入口温度検出部１８Ａ、第１の流量検出部２６，３９、第２の流量検出部２９，４０、及び流量調整弁制御部６６と電気的に接続されている。
　流量調整弁開度取得部６４には、冷却水入口温度と、第１の流量検出部２６，３９及び第２の流量検出部２９，４０が検出した液冷媒の第１及び第２の流量と、が入力される。
　流量調整弁開度取得部６４では、負荷率Ｘ（％）と、冷却水入口温度と、第１及び第２の流量検出部２６，２９が検出した液冷媒の第１及び第２の流量と、図４に示すマップデータと、に基づいて、流量調整弁２２の開度（％）を取得する。
　具体的には、部分負荷運転時において、流量調整弁開度取得部６４は、冷却水入口温度に対応する第１の流量検出部２６を通過する液冷媒（液状とされた冷媒）の第１の流量（Ｋｇ／ｍｉｎ）と、冷却水入口温度に対応する第２の流量検出部２９を通過する液冷媒（液状とされた冷媒）の第２の流量（Ｋｇ／ｍｉｎ）と、負荷率Ｘ（％）と、に基づいて、第１の流量検出部２６を通過する液冷媒（液状とされた冷媒）の第１の流量（Ｋｇ／ｍｉｎ）と、第２の流量検出部２９を通過する液冷媒（液状とされた冷媒）の第２の流量（Ｋｇ／ｍｉｎ）と、の合計流量が所定の循環流量（この場合、Ｗ（Ｋｇ／ｍｉｎ））となるような流量調整弁２２の開度（％）を取得する。
　このとき使用する流量調整弁２２の開度のグラフは、冷却水の温度が同じものを用いる。また、流量調整弁２２の開度は、負荷率Ｘを通過し、かつ縦軸に対して平行な点線と流量調整弁２２の開度のグラフとが交わる位置が取得すべき流量調整弁２２の開度となる。
　なお、第２の膨張部３８を構成する流量調整弁３７に関しても上述した流量調整弁２２と同様な手法を用いて開度を取得する。
　流量調整弁開度取得部６４は、取得した流量調整弁２２，３７の開度に関する情報を流量調整弁制御部６６に送信する。
　流量調整弁制御部６６は、流量調整弁２２，３７と電気的に接続されている。流量調整弁制御部６６は、流量調整弁開度取得部６４から送信された流量調整弁２２，３７の開度に関する情報に基づいて、流量調整弁２２，３７の開度をそれぞれ制御する。
　上記構成とされたターボ冷凍機１０では、冷凍サイクル９を循環する冷媒として、常用での圧力が０．２ＭＰａを超える高圧冷媒（例えば、Ｒ１３４ａ）や常用での圧力が０．２ＭＰａ以下の低圧冷媒（例えば、Ｒ１２３３ｚｄ）を用いることが可能である。
　低圧冷媒は、高圧ガスの規制の対象となる高圧冷媒と比較して比体積が大きい。このため、例えば、オリフィス２０，３５を設けないで、流量調整弁２２，３７のみをターボ冷凍機１０に設けると、流量調整弁２２，３７が大型化してしまう。
　しかし、上述した第１及び第２の膨張部２３，３８のように、オリフィス２０，３５と流量調整弁２２，３７とを併用させることで、流量調整弁２２，３７が大型化を抑制できる。
　本実施形態のターボ冷凍機１０によれば、凝縮部１７により凝縮された冷媒が通過するオリフィス２０と、オリフィス２０に対して並列に接続され、凝縮部１７で凝縮された冷媒の通過量を調整可能な流量調整弁２２と、を含む第１の膨張部２３を有することで、部分負荷運転時での成績係数が最大となる部分負荷ピークＤＴ以上の負荷率のときに、オリフィス２０及び流量調整弁２２に凝縮部１７で凝縮された冷媒を通過させ、部分負荷ピークＤＴ未満のときに、流量調整弁２２を全閉とし、オリフィス２０のみに凝縮部１７で凝縮された冷媒を通過させることが可能となる。これにより、部分負荷運転時の性能の低下を抑制することができる。
　また、オリフィス２０と流量調整弁２２とを併用することで、流量調整弁２２の口径を小さくすることが可能となるので、第１の膨張部２３の小型化を図ることが可能となる。これにより、ターボ冷凍機１０が大型化することを抑制できる。
　また、中間冷却部３１と蒸発部４１との間に配置された第２の膨張部３８についても第１の膨張部２３と同様な効果を得ることができる。
　ここで、図１に示すターボ冷凍機１０の運転方法について簡単に説明する。
　ターボ冷凍機１０では、上述したように、部分負荷運転時での成績係数（ＣＯＰ）が最大となる部分負荷ピークＤＴ以上の負荷率のときに、オリフィス２０及び流量調整弁２２に凝縮部１７で凝縮された冷媒を通過させ、部分負荷ピークＤＴ未満のときには、流量調整弁２２を全閉とし、オリフィス２０のみに凝縮部１７で凝縮された冷媒を通過させる。
　そして、第１の膨張部２３と同様な構成とされた第２の膨張部３８を介して、蒸発部４１に低圧の液冷媒を供給する。
　このような運転を行うことで、第１及び第２の膨張部２３，３８を構成する流量調整弁２２，３７の口径を小型化することが可能となるので、ターボ冷凍機１０の大型化を抑制した上で、部分負荷運転時の性能の低下を抑制できる。
　また、凝縮部１７内に導入される冷却水の温度である冷却水入口温度と、凝縮部１７内から導出される冷却水の温度である冷却水出口温度と、冷却水の流量と、オリフィス２０を流れる液状とされた冷媒の第１の流量と、流量調整弁２２を流れる液状とされた冷却水の第２の流量と、運転時の負荷率と、に基づいて、第１及び第２の流量の合計が所定の循環流量となるように、流量調整弁２２の開度を調節するとよい。
　このような運転を行うことで、部分負荷運転時の性能の低下を抑制できる。
　さらに、常用での圧力が０．２ＭＰａ以下の低圧冷媒（例えば、Ｒ１２３３ｚｄ）を用いた場合でも流量調整弁２２，３７の口径を小さくすることが可能となるので、ターボ冷凍機１０の大型化を抑制できる。
　以上、本発明の好ましい実施形態について詳述したが、本発明はかかる特定の実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲内に記載された本発明の要旨の範囲内において、種々の変形・変更が可能である。
　なお、本実施形態では、図１に示すように、冷却水よりも温度が低い冷水を外部負荷６で使用する場合を例に挙げて説明したが、外部負荷６が凝縮部１７内を流れる冷却水循環ライン１２内を流れる冷却水を利用してもよい。つまり、図１に示すターボ冷凍機１０をヒートポンプとして利用してもよい。
　また、本実施形態では、中間冷却部３１を設けた場合を例に挙げて説明したが、中間冷却部３１は、必要に応じて設ければよく、必須の構成ではない。
　さらに、中間冷却部３１を設けない場合には、第１のライン１９を他端と導入口４１Ａとを接続させればよい。したがって、この場合、第２のライン３４、バイパスライン３６、及び第２の膨張部３８、第１の流量検出部３９、及び第２の流量検出部４０は、不要となる。
　本発明は、ターボ冷凍機、及びターボ冷凍機の運転方法に適用可能である。
　６　　外部負荷
　９　　冷凍サイクル
　１０　　ターボ冷凍機
　１１　　クーリング冷却塔
　１２　　冷却水循環ライン
　１３　　冷水循環ライン
　１４　　制御装置
　１５　　圧縮部
　１５Ａ，１５Ｂ，１７Ａ，３１Ａ，４１Ａ　　導入口
　１５Ｃ，１７Ｂ，３１Ｂ，３１Ｃ，４１Ｂ　　導出口
　１６，３２，４３　　ライン
　１７　　凝縮部
　１８Ａ　　入口温度検出部
　１８Ｂ　　出口温度検出部
　１８Ｃ　　流量計
　１９　　第１のライン
　２０，３５　　オリフィス
　２１，３６　　バイパスライン
　２１Ａ，３６Ａ　　接続位置
　２２，３７　　流量調整弁
　２３　　第１の膨張部
　２６，３９　　第１の流量検出部
　２９，４０　　第２の流量検出部
　３１　　中間冷却部
　３４　　第２のライン
　３８　　第２の膨張部
　４１　　蒸発部
　５１　　低段側圧縮部
　５２　　高段側圧縮部
　５３　　モータ
　６０　　負荷率取得部
　６１　　圧縮部制御部
　６２　　マップ記憶部
　６４　　流量調整弁開度取得部
　６６　　流量調整弁制御部
　Ａ～Ｅ　　曲線
　ＤＴ　　部分負荷ピーク

Claims (10)

  1. 　冷媒を圧縮する圧縮部、該圧縮部により圧縮された前記冷媒を凝縮する凝縮部、該凝縮部より凝縮された前記冷媒を膨張させる膨張部、及び該膨張部により膨張された前記冷媒を蒸発させ、前記圧縮部に供給する蒸発部を含み、前記冷媒を循環させる冷凍サイクルを備え、
    　前記膨張部は、前記凝縮部により凝縮された前記冷媒が通過するオリフィスと、
    　前記オリフィスに対して並列に接続され、前記凝縮部で凝縮された前記冷媒の通過量を調整可能な流量調整弁と、
    　を有するターボ冷凍機。
  2. 　前記流量調整弁と電気的に接続された制御装置を含み、
    　前記制御装置は、部分負荷運転時での成績係数が最大となる部分負荷ピーク以上の負荷率のときに、前記オリフィス及び前記流量調整弁に前記凝縮部で凝縮された前記冷媒を通過させ、前記部分負荷ピーク未満のときには、前記流量調整弁を全閉とし、前記オリフィスのみに前記凝縮部で凝縮された前記冷媒を通過させる請求項１記載のターボ冷凍機。
  3. 　前記制御装置と電気的に接続され、前記凝縮部内に導入される冷却水の温度である冷却水入口温度を検出する入口温度検出部と、
    　前記制御装置と電気的に接続され、前記凝縮部内から導出される冷却水の温度である冷却水出口温度を検出する出口温度検出部と、
    　前記冷却水の流量を計測する流量計と、
    　前記制御装置と電気的に接続され、前記オリフィスを流れる液状とされた前記冷媒の第１の流量を検出する第１の流量検出部と、
    　前記制御装置と電気的に接続され、前記流量調整弁を流れる液状とされた前記冷却水の第２の流量を検出する第２の流量検出部と、
    　を備え、
    　前記制御装置は、前記冷却水入口温度、前記冷却水出口温度、前記冷却水の流量、及び運転時の負荷率に基づいて、前記第１及び第２の流量の合計が所定の循環流量となるように、前記流量調整弁の開度を調節する請求項２記載のターボ冷凍機。
  4. 　前記流量調整弁は、電動ボール弁である請求項１から３のいずれか一項記載のターボ冷凍機。
  5. 　前記凝縮部と前記蒸発部との間に配置され、前記圧縮部により圧縮された高温高圧の前記冷媒の一部を中間圧力まで減圧し、前記中間圧力まで減圧された前記冷媒を前記圧縮部に戻す中間冷却部を含み、
    　前記膨張部は、前記凝縮部と前記中間冷却部との間、及び前記中間冷却部と前記蒸発部との間にそれぞれ配置させる請求項１から４のいずれか一項記載のターボ冷凍機。
  6. 　前記凝縮部の導出口と前記中間冷却部の導入口とを接続する第１のラインと、
    　前記中間冷却部の導出口と前記蒸発部の導入口とを接続する第２のラインと、
    　を備え、
    　前記オリフィス及び前記流量調整弁のうち、一方を前記第１及び第２のラインにそれぞれ設け、
    　前記第１及び第２のラインに、前記一方をバイパスするバイパスラインをそれぞれ設けるとともに、前記オリフィス及び前記流量調整弁のうち、他方を前記バイパスラインに設ける請求項５記載のターボ冷凍機。
  7. 　前記冷媒は、常用での圧力が０．２ＭＰａ以下の低圧冷媒である請求項１から６のいずれか一項記載のターボ冷凍機。
  8. 　冷媒を圧縮する圧縮部、該圧縮部により圧縮された前記冷媒を凝縮する凝縮部、該凝縮部より凝縮された前記冷媒を膨張させる膨張部、及び該膨張部により膨張された前記冷媒を蒸発させ、前記圧縮部に供給する蒸発部を含み、前記冷媒を循環させる冷凍サイクルを備え、前記膨張部は、前記凝縮部により凝縮された前記冷媒が通過するオリフィス、及び前記オリフィスに対して並列に接続され、前記凝縮部で凝縮された前記冷媒の通過量を調整可能な流量調整弁を有するターボ冷凍機の運転方法であって、
    　部分負荷運転時での成績係数が最大となる部分負荷ピーク以上の負荷率のときに、前記オリフィス及び前記流量調整弁に前記凝縮部で凝縮された前記冷媒を通過させ、
    　前記部分負荷ピーク未満のときには、前記流量調整弁を全閉とし、前記オリフィスのみに前記凝縮部で凝縮された前記冷媒を通過させる前記ターボ冷凍機の運転方法。
  9. 　前記凝縮部内に導入される冷却水の温度である冷却水入口温度と、前記凝縮部内から導出される冷却水の温度である冷却水出口温度と、前記冷却水の流量と、前記オリフィスを流れる液状とされた前記冷媒の第１の流量と、前記流量調整弁を流れる液状とされた前記冷却水の第２の流量と、運転時の負荷率と、に基づいて、前記第１及び第２の流量の合計が所定の循環流量となるように、前記流量調整弁の開度を調節する請求項８記載のターボ冷凍機の運転方法。
  10. 　前記冷媒は、常用での圧力が０．２ＭＰａ以下の低圧冷媒である請求項８または９記載のターボ冷凍機の運転方法。
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