WO2020031725A1 - 冷凍サイクルシステム - Google Patents

Abstract

冷凍サイクルシステムは、第１冷凍サイクルの第１凝縮器、及び、第２冷凍サイクルの第２凝縮器から吐出された前記冷媒を膨張させることにより駆動可能な二相流タービンと、当該二相流タービンに機械的に連結された発電装置と、を備える。二相流タービンから吐出された冷媒は、第１分配流路を介して、第１圧縮機及び第２圧縮機にそれぞれ供給されるように構成される。

Description

冷凍サイクルシステム

　本開示は、冷凍サイクルの膨張行程における膨張エネルギを回収可能な冷凍サイクルシステムに関する。

　圧縮工程、凝縮工程、膨張工程及び蒸発工程を備える冷凍サイクルが知られている。この種の冷凍サイクルは、冷媒が流れる循環経路上に、各工程に対応する圧縮機、凝縮器、膨張弁及び蒸発器等の構成要素を配置することで構成され、例えば空調等に利用されている。冷凍サイクルを冷房として機能させる場合、圧縮工程で生成された高温の圧縮冷媒は凝縮工程で液化され、膨張行程で減圧された後、蒸発工程で気化されることにより冷熱が発生する。

　典型的な冷凍サイクルでは、膨張工程は、例えば膨張弁のようなデバイスを用いて液化された冷媒の減圧を行われるが、特許文献１では、膨張弁に代えて、気液混合状態にある冷媒（二相流）によって駆動可能な二相流タービンを配置することにより、膨張工程で生じる膨張エネルギを回収することでシステム効率を向上させることが開示されている。また特許文献２には、二相流タービンの一例が開示されている。

実開昭６１－９８９５４号公報 米国特許第５４６７６１３号

　冷凍サイクルを利用したシステムには、複数の冷凍サイクルを備えるものがある。この場合、特許文献１のように各冷凍サイクルの膨張工程を二相流タービンで実現しようとすると、冷凍サイクルの数だけ二相流タービンが必要となる。二相流タービンはコストが高いため、このようなシステムは採算性の面で不利であり、システム効率の向上にも限界がある。

　本発明の少なくとも一実施形態は上述の事情に鑑みなされたものであり、低コストな構成を用いて冷凍サイクルにおける冷媒の膨張エネルギを回収することで良好なシステム効率を達成可能な冷凍サイクルシステムを提供することを目的とする。

（１）本発明の少なくとも一実施形態に係る冷凍サイクルシステムは上記課題を解決するために、
　冷媒を圧縮する第１圧縮機、前記第１圧縮機から吐出された前記冷媒を凝縮する第１凝縮器、及び、前記第１凝縮器から吐出された前記冷媒を気化させる第１蒸発器を含む第１冷凍サイクルと、
　前記冷媒を圧縮する第２圧縮機、前記第２圧縮機から吐出された前記冷媒を凝縮する第２凝縮器、及び、前記第２凝縮器から吐出された前記冷媒を気化させる第２蒸発器を含む第２冷凍サイクルと、
　前記第１凝縮器及び前記第２凝縮器から吐出された前記冷媒を膨張させることにより駆動可能な二相流タービンと、
　前記二相流タービンに機械的に連結された発電装置と、
　前記二相流タービンから吐出された前記冷媒を前記第１圧縮機及び前記第２圧縮機にそれぞれ供給するように構成された第１分配流路と、
を備える。

　上記（１）の構成によれば、システムを構成する複数の冷凍サイクルにおける膨張行程の少なくとも一部が、共通の二相流タービンで実施される。これにより、各冷凍サイクルの膨張行程で生じる膨張エネルギを二相流タービンで回収し、良好なシステム効率を達成することができる。また二相流タービンは複数の冷凍サイクルに共通して設けられるため、冷凍サイクルの各々に対して二相流タービンをそれぞれ設ける場合に比べて、コストを抑えながら良好なシステム効率が得られる。

（２）幾つかの実施形態では上記（１）の構成において、
　前記第１分配流路は、
　前記二相流タービンと前記第１蒸発器との間に設けられた第１膨張弁と、
　前記二相流タービンと前記第２蒸発器との間に設けられた第２膨張弁と、
を備える。

　上記（２）の構成によれば、二相流タービンから吐出された冷媒が流れる第１分配流路には、第１冷凍サイクルを構成する第１膨張弁と、第２冷凍サイクルを構成する第２膨張弁とが設けられる。つまり、二相流タービンから吐出された冷媒は、第１分配流路に設けられた第１膨張弁及び第２膨張弁を介して第１冷凍サイクル及び第２冷凍サイクルに分配される。このような構成では、二相流タービンは第１膨張弁及び第膨張弁より上流側に設けられるため、熱落差が大きな領域で膨張エネルギの回収ができ、良好なシステム効率を達成できる。

（３）幾つかの実施形態では上記（２）の構成において、
　前記第１膨張弁及び前記第２膨張弁は、各々の開度を調整することにより、前記二相流タービンから前記第１冷凍サイクル及び前記第２冷凍サイクルに対する前記冷媒の分配比率を調整可能に構成される。

　上記（３）の構成によれば、二相流タービンより下流側に設けられる第１膨張弁及び第２膨張弁の開度をそれぞれ調整することにより、二相流タービンから第１冷凍サイクル及び第２冷凍サイクルに対する分配比率を自在に制御できる。これにより、二相流タービンにおけるエネルギ回収後の冷媒を、第１冷凍サイクル及び第２冷凍サイクルに適した流量で分配できるため、より良好なシステム効率を達成できる。

（４）幾つかの実施形態では上記（１）から（３）のいずれか一構成において、
　前記二相流タービンの下流側に設けられた気液分離器と、
　前記汽水分離器で分離された前記冷媒の気相成分を前記第１圧縮機及び前記第２圧縮機にそれぞれ供給するように構成された第２分配流路と、
を備える。

　上記（４）の構成によれば、二相流タービンから吐出されるエネルギ回収後の冷媒は気液分離器によって気相成分と液相成分に分離可能である。そして気液分離器で分離された気相成分は、第２分配流路を介して各冷凍サイクルの第１圧縮機及び第２圧縮機に戻される。これにより、気化熱に寄与しない気相成分を再圧縮・凝縮することが可能となり、システム効率をより向上できる。

（５）幾つかの実施形態では上記（１）から（４）のいずれか一構成において、
　前記二相流タービンは、
　前記第１凝縮器から流入する前記冷媒をタービン動翼に供給するように構成された少なくとも一つの第１タービンノズルを含む第１ノズル室と、
　前記第２凝縮器から流入する前記冷媒を前記タービン動翼に供給するように構成された少なくとも一つの第２タービンノズルを含む第２ノズル室と、
を備え、
　前記第１ノズル室及び前記第２ノズル室は互いに分離されている。

　上記（５）の構成によれば、二相流タービンは、各冷凍サイクルの凝縮器から導入される二相流（気相成分及び液相成分の混合流）冷媒によって駆動される。この二相流タービンは、第１冷凍サイクルの第１凝縮器から流入する冷媒を導入してタービン動翼に供給する第１タービンノズルと、第２冷凍サイクルの第２凝縮器から流入する冷媒を導入してタービン動翼に供給する第２タービンノズルとを備える。第１タービンノズル及び第２タービンノズルは、それぞれ第１ノズル室及び第２ノズル室に配置されており、これらは互いに分離される。これにより、第１凝縮器及び第２凝縮器から二相流タービンに導入される冷媒間に圧力差がある場合であっても、エネルギロスを少なく抑え、効率のよい動力回収を行うことができる。

（６）幾つかの実施形態では上記（５）の構成において、
　前記第１タービンノズル及び前記第２タービンノズルは、先細－末広型ノズルである。

　上記（６）の構成によれば、第１タービンノズル及び第２タービンノズルに先細－末広型ノズルが採用される。これにより、これらのタービンノズルを通過する二相流に含まれる液滴（液相成分）が気相成分によって効果的に加速され、タービン動翼をより効率的に駆動できる。

（７）幾つかの実施形態では上記（６）の構成において、
　前記第１タービンノズル及び前記第２タービンノズルは、ノズル入口圧及びノズル出口圧の圧力比が小さくなるに従って、出口面積に対するスロート面積の面積拡大率が小さくなるように形成される。

　上記（７）の構成によれば、二相流タービンに用いられるタービンノズルの形状は、ノズル入口圧及びノズル出口圧の圧力比が小さくなるほど、スロート面積に対する出口面積の面積拡大率が小さくように設計される。これにより、低圧力サイクル側の作動流体のノズル内膨張を適正化し、ノズル内での液滴加速を促進できるため、タービン動翼をより効率的に駆動できる。

（８）幾つかの実施形態では上記（６）又は（７）の構成において、
　前記第１タービンノズル及び前記第２タービンノズルは、ノズル入口圧が小さくなるに従って、スロート部からノズル出口部までの長さが大きくなるように形成される。

　上記（８）の構成によれば、二相流タービンに用いられるタービンノズルの長さは、タービンノズルのノズル入口圧に応じて設計される。例えばタービンノズルの入口圧が小さい場合には、二相流に含まれる液滴（液相成分）の流速が比較的遅いため、ノズル長さを大きく設計することで加速区間を多く確保し、ノズル出口における流速を高めることができる。これにより、タービン動翼をより効率的に駆動できる。

（９）幾つかの実施形態では上記（５）から（８）のいずれか一構成において、
　前記第１ノズル室に対する前記冷媒の流量を調節するための第１流量調節弁と、
　前記第２ノズル室に対する前記冷媒の流量を調節するための第２流量調節弁と、
を備え、
　前記第１流量調節弁及び前記第２流量調節弁は、前記二相流タービンの回転周速Ｕと、ノズル入口圧及びタービン出口圧の理論速度Ｃ０との比Ｕ／Ｃ０が所定範囲内になるように制御される。

　上記（９）の構成によれば、第１ノズル室及び第２ノズル室に対する冷媒の流量は、第１流量調節弁及び第２流量調節弁によって、システム効率と相関を有する比Ｕ／Ｃ０が所定範囲内になるように制御される。これにより、例えば本システムが部分負荷運転のように運転状態が変化した場合であっても、所定のシステム効率が確保される。すなわち、部分負荷に対してロバストなシステム性能が得られる。

（１０）幾つかの実施形態では上記（９）の構成において、
　前記第１流量調節弁は、複数の前記第１タービンノズルを含む前記第１ノズル室に設けられ、
　前記第２流量調節弁は、複数の前記第２タービンノズルを含む前記第２ノズル室に設けられる。

　上記（１０）の構成によれば、第１流量調節弁及び第２流量調節弁は第１ノズル室及び第２ノズル室に対してそれぞれ設けられるので、各ノズル室に設けられたタービンノズルにおける冷媒の流量をまとめて調節できる。

（１１）幾つかの実施形態では上記（９）の構成において、
　前記第１流量調節弁は、複数の前記第１タービンノズルの各々に設けられ、
　前記第２流量調節弁は、複数の前記第２タービンノズルの各々に設けられる。

　上記（１１）の構成によれば、第１流量調節弁及び第２流量調節弁は、第１ノズル室及び第２ノズル室に含まれる各タービンノズルに対してそれぞれ設けられるので、タービンノズル単位で冷媒の流量をきめ細かく調節できる。

（１２）幾つかの実施形態では上記（１１）の構成において、
　前記第１タービンノズル及び前記第２タービンノズルはリーマノズルである。

　上記（１２）の構成によれば、第１タービンノズル及び第２タービンノズルはリーマノズルとして構成されるため、タービンノズル単位で流量調節弁を容易に設けることができる。

本発明の少なくとも一実施形態によれば、低コストな構成を用いて冷凍サイクルにおける冷媒の膨張エネルギを回収することで良好なシステム効率を達成可能な冷凍サイクルシステムを提供できる。

本発明の少なくとも一実施形態に係る冷凍サイクルシステムの全体構成を示す構成図である。 図１の二相流タービンの軸方向断面図である。 図２の軸方向垂直面における第１ノズル室及び第２ノズル室を示す模式図である。 図３の第１ノズル室及び第２ノズル室に設けられた第１タービンノズル及び第２タービンノズルの一例を示す模式図である。 先細－末広型ノズルにおける二相流冷媒の流れを示す模式図である。 図４の変形例である。 図４の第１変形例である。 二相流タービンのパラメータ比に対する発電機の発電効率の相関を示すグラフである。 図４の第２変形例である。 前提技術に係る冷凍サイクルシステムの全体構成を示す構成図である。

　以下、添付図面を参照して本発明の幾つかの実施形態について説明する。ただし、実施形態として記載されている又は図面に示されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対的配置等は、本発明の範囲をこれに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。

＜前提技術＞
　まず、本発明の少なくとも一実施形態に係る冷凍サイクルシステムの前提技術について説明する。図１０は前提技術に係る冷凍サイクルシステム１０´の全体構成を示す構成図である。冷凍サイクルシステム１０´は、冷凍サイクルを利用した空調システムである。以下の説明では、冷凍サイクルシステム１０´を冷房サイクルで運転している状態について述べるが、特段の記載がない限りにおいて暖房サイクルで運転している状態についても本発明を適用可能である。

　冷凍サイクルシステム１０´は、典型的には、圧縮工程、凝縮工程、膨張工程及び蒸発工程からなる２系統の冷凍サイクル（第１冷凍サイクル１０Ａ及び第２冷凍サイクル１０Ｂ）を含む。第１冷凍サイクル１０Ａ及び第２冷凍サイクル１０Ｂの各々は、冷媒が流れる循環経路上に、各工程に対応する圧縮機、凝縮器、膨張弁及び蒸発器が配置されることで構成され、互いに独立している。

　第１冷凍サイクル１０Ａは、循環経路１２Ａ上に、第１圧縮機１４Ａ、第１凝縮器１６Ａ、第１上流側膨張弁１８Ａ、第１気液分離器２０Ａ、第１下流側膨張弁２２Ａ、第１蒸発器２４Ａが順に配置される。第１圧縮機１４Ａは多段型であり、循環経路１２Ａに沿って直列的に配置された第１低圧側圧縮機１４Ａ１及び第１高圧側圧縮機１４Ａ２を含む。第１低圧側圧縮機１４Ａ１及び第１高圧側圧縮機１４Ａ２は互いに同軸上に連結されており、電動機２６Ａによって駆動可能に構成される。

　第１圧縮機１４Ａから吐出される高温高圧の冷媒は第１凝縮器１６Ａに送られ、外気との熱交換により凝縮される。第１凝縮器１６Ａで凝縮された冷媒は、第１上流側膨張弁１８Ａによって減圧された後、第１気液分離器２０Ａによって気液分離される。第１気液分離器２０Ａによって分離された気相成分の一部は、戻しライン２８Ａを介して、第１高圧側圧縮機１４Ａ２に戻されることにより再圧縮され、残りは液相成分とともに第１下流側膨張弁２２Ａによって更に減圧される。

　第１下流側膨張弁２２Ａから吐出された冷媒は、第１蒸発器２４Ａに供給される。第１蒸発器２４Ａでは、冷媒と冷却水とを熱交換することにより、冷媒の気化熱による冷熱を発生させることで、冷却水を冷却する。第１蒸発器２４Ａで熱交換を終えた冷媒は、第１圧縮機１４Ａに戻され、上記サイクルが繰り返される。

　第２冷凍サイクル１０Ｂは、循環経路１２Ｂ上に、第２圧縮機１４Ｂ、第２凝縮器１６Ｂ、第２上流側膨張弁１８Ｂ、第２気液分離器２０Ｂ、第２下流側膨張弁２２Ｂ、第２蒸発器２４Ｂが順に配置される。第２圧縮機１４Ｂは多段型であり、循環経路１２Ｂに沿って直列的に配置された第２低圧側圧縮機１４Ｂ１及び第２高圧側圧縮機１４Ｂ２を含む。第２低圧側圧縮機１４Ｂ１及び第２高圧側圧縮機１４Ｂ２は互いに同軸上に連結されており、電動機２６Ｂによって駆動可能に構成される。

　第２圧縮機１４Ｂから吐出される高温高圧の冷媒は第２凝縮器１６Ｂに送られ、外気との熱交換により凝縮される。第２凝縮器１６Ｂで凝縮された冷媒は、第２上流側膨張弁１８Ｂによって減圧された後、第２気液分離器２０Ｂによって気液分離される。第２気液分離器２０Ｂによって分離された気相成分の一部は、戻しライン２８Ｂを介して、第２高圧側圧縮機１４Ｂ２に戻されることにより再圧縮され、残りは液相成分とともに第２下流側膨張弁２２Ｂによって更に減圧される。

　第２下流側膨張弁２２Ｂから吐出された冷媒は、第２蒸発器２４Ｂに供給される。第２蒸発器２４Ｂでは、冷媒と冷却水とを熱交換することにより、冷媒の気化熱による冷熱を発生させることで、冷却水を冷却する。第２蒸発器２４Ｂで熱交換を終えた冷媒は、第２圧縮機１４Ｂに戻され、上記サイクルが繰り返される。

　尚、これら２つの冷凍サイクル（第１冷凍サイクル１０Ａ及び第２冷凍サイクル１０Ｂ）は、熱交換対象である冷却水に対して供給する冷熱量に応じて、循環経路１２Ａ及び１２Ｂの各ポイントにおける状態量（圧力、温度など）が設定される。図１０では、第１蒸発器２４Ａ及び第２蒸発器２４Ｂは冷却水の流れ方向に対して直列的に配置されており、特に、第１蒸発器２４Ａは第２蒸発器２４Ｂの下流側に配置されている。

　尚、第１冷凍サイクル１０Ａ及び第２冷凍サイクル１０Ｂで取り扱われる冷媒は互いに同じであり、例えばＲ１３４ａ、Ｒ１２３３ＺＤＥ、Ｒ１２３４ＺＥなどが用いられる。

　ここで上述の冷凍サイクルシステム１０´において、システム効率を向上させるために、第１冷凍サイクル１０Ａ及び第２冷凍サイクル１０Ｂの膨張工程に対して、それぞれ二相流タービンを導入することが考えられる。この場合、冷凍サイクルシステム１０´に含まれる冷凍サイクルの数（すなわち「２」）だけ二相流タービンが必要となる。二相流タービンはコストが高いため、このようなシステムは採算性の面で不利であり、システム効率の向上にも限界がある。このような課題は、以下に説明する実施形態によって解決可能である。

＜冷凍サイクルシステム＞
　図１は本発明の少なくとも一実施形態に係る冷凍サイクルシステム１０の全体構成を示す構成図である。尚、以下の説明では上述の前提技術に対応する構成には共通の符号を付すこととし、特段の記載がない限りにおいて、重複する説明は省略することとする。

　冷凍サイクルシステム１０が備える第１冷凍サイクル１０Ａ及び第２冷凍サイクル１２は、圧縮工程、凝縮工程及び蒸発工程に関する構成は、上述の前提技術と同じであるが、膨張工程に関する構成が異なっている。すなわち、前提技術について膨張工程に関する構成を変更することによって、以下の実施形態への改良も可能である。

　冷凍サイクルシステム１０は、第１冷凍サイクル１０Ａを構成する第１凝縮器１６Ａ、及び、第２冷凍サイクル１０Ｂを構成する第２凝縮器１６Ｂから吐出された冷媒を膨張させることにより駆動可能な二相流タービン３０を備える。二相流タービン３０は、第１凝縮器１６Ａ及び第２凝縮器１６Ｂで凝縮された気液混合状態の二相流冷媒が減圧される際に生じる膨張エネルギによってタービン動翼５２（図２を参照）が駆動される。タービン動翼５２は回転軸３２を介して、当該回転軸３２に機械的に連結された発電機３４を駆動することで、電気エネルギを発生させる。このように二相流タービン３０は、膨張工程において生じる膨張エネルギを電気エネルギとして回収する。

　尚、発電機３４によって生成された電気エネルギは、不図示のバッテリ等の蓄電装置に蓄えられてもよいし、電気エネルギを消費する負荷に直接供給されてもよい。

　このように冷凍サイクルシステム１０では、第１冷凍サイクル１０Ａ及び第２冷凍サイクル１０Ｂにおける膨張行程の少なくとも一部が、共通の二相流タービン３０で実施される。これにより、第１冷凍サイクル１０Ａ及び第２冷凍サイクル１０Ｂの各々における膨張行程で生じる膨張エネルギを単一の二相流タービン３０で回収し、良好なシステム効率を達成することができる。また二相流タービン３０は第１冷凍サイクル１０Ａ及び第２冷凍サイクル１０Ｂに共通して設けられるため、第１冷凍サイクル１０Ａ及び第２冷凍サイクル１０Ｂの各々に対して二相流タービンをそれぞれ設ける場合に比べて、コストを抑えながら良好なシステム効率が得られる。

　二相流タービン３０の下流側には、気液分離器３６設けられる。前提技術では、第１冷凍サイクル１０Ａ及び第２冷凍サイクル１０Ｂに対して第１気液分離器２０Ａ及び第２気液分離器２０Ｂが設けられていたが、本実施形態では、共通の二相流タービン３０の下流側に気液分離器３６を設けることで、システム構成の複雑化及び大型化を抑制できている。

　気液分離器３６から吐出される冷媒は、第１分配流路３８Ａ，３８Ｂを介して、第１冷凍サイクル１０Ａの第１蒸発器２４Ａ、及び、第２冷凍サイクル１０Ｂの第２蒸発器２４Ｂにそれぞれ供給される。これにより、２つの冷凍サイクルに共通する二相流タービン３０及び気液分離器３６を通過した冷媒は、第１分配流路３８Ａ，３８Ｂを介して２つの冷凍サイクル１０Ａ，１０Ｂに分配される。

　第１分配流路３８Ａ，３８Ｂには、二相流タービン３０と第１蒸発器２４Ａとの間に設けられた第１膨張弁４０Ａと、二相流タービンと第２蒸発器２４Ｂとの間に設けられた第２膨張弁４０Ｂと、がそれぞれ設けられる。つまり、二相流タービン３０から吐出された冷媒は、第１分配流路３８Ａ，３８Ｂに設けられた第１膨張弁４０Ａ及び第２膨張弁４０Ｂによって更に減圧された後に、第１蒸発器２４Ａ及び第２蒸発器２４Ｂに分配される。言い換えれば、本実施形態は前述の前提技術（図１０を参照）において第１上流側膨張弁１８Ａ及び第２上流側膨張弁１８Ｂを二相流タービン３０に置換し、第１下流側膨張弁２２Ａ及び第２下流側膨張弁２２Ｂは、第１膨張弁４０Ａ及び第２膨張弁４０Ｂとして残している。このような構成では、二相流タービン３０は第１膨張弁４０Ａ及び第２膨張弁４０Ｂより上流側に設けられるため、熱落差が大きな領域で膨張エネルギの回収ができ、良好なシステム効率を達成できる。

　第１分配流路３８Ａ，３８Ｂによる第１冷凍サイクル１０Ａ及び第２冷凍サイクル１０Ｂに対する冷媒の分配流量は、例えば、第１分配流路３８上に設けられた第１膨張弁４０Ａ及び第２膨張弁４０Ｂの開度をそれぞれ調節することにより実施されてもよい。これにより、二相流タービン３０によってエネルギ回収がなされた冷媒を、第１冷凍サイクル１０Ａ及び第２冷凍サイクル１０Ｂに適した流量で分配できるため、より良好なシステム効率を達成できる。特に、前提技術に対して二相流タービン３０を導入する改修を施した場合であっても、第１膨張弁４０Ａ及び第２膨張弁４０Ｂの開度を適切に調整することで、各サイクルへの分配比率を容易に最適化できる。これにより、前提技術に対応する既存システムに対して二相流タービン３０を導入する改修を容易に行うことが可能となる。

　また冷凍サイクルシステム１０は、気液分離器３６で分離された冷媒の気相成分を第１圧縮機１４Ａ及び第２圧縮機１４Ｂにそれぞれ供給するように構成された第２分配流路４２Ａ，４２Ｂを備える。二相流タービン３０から吐出されるエネルギ回収後の冷媒は気相成分と液相成分が含まれ、これらは気液分離器３６によって分離される。そして気液分離器３６で分離された気相成分は、第２分配流路４２Ａ，４２Ｂを介して各冷凍サイクルの第１圧縮機１４Ａ及び第２圧縮機１４Ｂに戻される。これにより、第１蒸発器２４Ａ及び第２蒸発器２４Ｂにおいて気化熱に寄与しない気相成分を再圧縮・凝縮することが可能となり、システム効率をより向上できる。

＜二相流タービン＞
　続いて冷凍サイクルシステム１０で用いられる二相流タービン３０の具体的構成について説明する。図２は図１の二相流タービン３０の軸方向断面図であり、図３は図２の軸方向垂直面における第１ノズル室５４Ａ及び第２ノズル室５４Ｂを示す模式図である。
　尚、以下で単に「周方向」、「軸方向」、「径方向」と記載する場合は、それぞれ二相流タービン３０の周方向、軸方向、径方向を意味するものとする。

　二相流タービン３０は、軸方向に沿って延びる回転軸５０と、回転軸５０上に周方向に沿って配列された複数のタービン動翼５２と、タービン動翼５２の上流側に設けられた第１ノズル室５４Ａ及び第２ノズル室５４Ｂと、タービン動翼５２の下流側に設けられたタービンディフューザ５６と、を備える。

　二相流タービン３０には、上述したように、第１冷凍サイクル１０Ａ（第１凝縮器）及び第２冷凍サイクル１０Ｂ（第２凝縮器）から、それぞれ凝縮された冷媒が導入される。第１冷媒サイクル１０Ａ（第１凝縮器１６Ａ）から導入される冷媒は、第１ノズル室５４Ａを介して、タービン動翼５２に供給される。第２冷媒サイクル１０Ｂ（第２凝縮器１６Ｂ）から導入される冷媒は、第２ノズル室５４Ｂを介して、タービン動翼５２に供給される。

　図３に示されるように、第１ノズル室５４Ａ及び第２ノズル室５４Ｂは、回転軸５０の周囲に周方向に沿った異なる位置に配置されており、互いに分離されている。これにより、第１凝縮器１６Ａ及び第２凝縮器１６Ｂから二相流タービン３０に導入される冷媒間に圧力差がある場合であっても、エネルギロスを少なく抑え、効率のよい動力回収を行うことができる。

　第１ノズル室５４Ａは、第１凝縮器１６Ａから流入する冷媒をタービン動翼５２に供給するように構成された少なくとも一つの第１タービンノズル５８Ａを含む。第２ノズル室５４Ｂは、第２凝縮器１６Ｂから流入する冷媒をタービン動翼５２に供給するように構成された少なくとも一つの第２タービンノズル５８Ｂを含む。

　ここで図４は図３の第１ノズル室５４Ａ及び第２ノズル室５４Ｂに設けられた第１タービンノズル５８Ａ及び第２タービンノズル５８Ｂの一例を示す模式図である。この実施形態では、第１ノズル室５４Ａ及び第２ノズル室５４Ｂには、それぞれ複数の第１タービンノズル５８Ａ及び第２タービンノズル５８Ｂが設けられる場合について述べるが、第１タービンノズル５８Ａ及び第２タービンノズル５８Ｂの数は同じであってもよいし、異なっていてもよい。

　第１タービンノズル５８Ａ及び第２タービンノズル５８Ｂは、先細－末広型ノズルである。このような先細－末広型ノズルは、例えばリーマ加工によって形成されるリーマノズルである。図５は先細－末広型ノズルにおける二相流冷媒の流れを示す模式図である。図５に示されるように、先細－末広型ノズルは、内径Ｄ１を有するノズル入口部６０ａからスロート部６０ｂに向けて内径が次第に減少し、スロート部６０ｂにおいて最小径Ｄ２を有するとともに、スロート部６０ｂから内径Ｄ３を有するノズル出口部６０ｃに向けて内径が次第に増加するように構成される（すなわち、Ｄ１＞Ｄ２且つＤ２＜Ｄ３）。

　ノズル入口部６０ａには第１凝縮器１６Ａ又は第２凝縮器１６Ｂから凝縮された液相の冷媒が供給される。ノズル入口部６０ａに導入された冷媒は、スロート部６０ｂに向かうに従って圧縮され、スロート部６０ｂにおいてフラッシュされることにより、気相と液相との二相流となる。二相流は、気体６２中に液滴６４を含む。液滴６４は気体６２に比べて重量が大きいため、液体６４の流速は気体６２の流速に比べて小さくなる（例えば気体６２の流速は、液体６４の流速の約１０倍である）。液体６４は、スロート部６０ｂからノズル出口部６０ｃにかけて、周囲に存在する高速な気体６２によって加速する。ノズル出口部６０ｃでは、加速された液滴６４を含む二相流がタービン動翼に向けて吐出される。ノズル出口部６０ｃから吐出された二相流は、タービン動翼を駆動するが、このとき主に二相流に含まれる加速された液滴６４がタービン動翼に対して運動エネルギを与えることとなる。

　本実施形態では、第１ノズル室５４Ａ及び第２ノズル室５４Ｂには、上述したように、第１冷凍サイクル１０Ａ及び第２冷凍サイクル１０Ｂから異なる圧力の冷媒が供給され、特に、第１ノズル室５４Ａには第２ノズル室５４Ｂより高圧な冷媒が供給される。第１タービンノズル５８Ａ及び第２タービンノズル５８Ｂは、圧力に応じて異なるノズル形状を有する。具体的には、第１タービンノズル５８Ａ及び第２タービンノズル５８Ｂは、ノズル入口部６０ａにおける圧力Ｐ１及びノズル出口部６０ｃにおける圧力Ｐ３の圧力比Ｐ３／Ｐ１が小さくなるに従って、スロート部６０ｂの流路面積ρ２に対するノズル出口部６０ｃの流路面積ρ３の面積拡大率ρ３／ρ２が小さくなるように形成される。これにより、低圧力サイクル側の作動流体のノズル内膨張を適正化し、ノズル内での液滴加速を促進できるため、タービン動翼５２をより効率的に駆動できる。

　また第１タービンノズル５８Ａ及び第２タービンノズル５８Ｂは、ノズル入口部６０ａにおける圧力Ｐ１が小さくなるに従って、スロート部６０ｂからノズル出口部６０ｃまでの長さＬが大きくなるように形成されてもよい。

　図５を参照して上述したように、先細－末広型ノズルではスロート部６０ｂで生じた液滴６４は、スロート部６０ｂとノズル出口部６０ｃとの間である長さＬの範囲において高速な気体６２によって加速される。そのため、タービンノズルの入口圧が小さい場合には、二相流に含まれる液滴（液相成分）の流速が比較的遅いため、ノズル長さを大きく設計することで加速区間を大きく確保し、ノズル出口部６０ｃにおける流速を高めることができる。

　図６は図４の変形例であるが、第１タービンノズル５８Ａには第２タービンノズル５８Ｂより高い圧力の冷媒が供給されるため、この変形例では、第２タービンノズル５８Ｂの長さＬ２は、第１タービンノズル５８Ａの長さＬ１より大きく設定されている。これにより、タービン動翼５２をより効率的に駆動できる。

＜第１変形例＞
　図７は図４の第１変形例である。本変形例では、第１ノズル室５４Ａ及び第２ノズル室５４Ｂのノズル入口部６０ａに、第１流量調節弁６０Ａ及び第２流量調節弁６０Ｂがそれぞれ設けられている。第１流量調節弁６０Ａ及び第２流量調節弁６０Ｂは、開度を調節することにより第１ノズル室５４Ａ及び第２ノズル室５４Ｂに対する冷媒の流量を制御可能に構成されている。
　尚、第１流量調節弁６０Ａ及び第２流量調節弁６０Ｂの制御は、オペレータによる手動（マニュアル）によって実施されてもよいし、コンピュータのような電子演算装置を利用して自動的に実施されてもよい。

　ここで図８は、二相流タービン３０のパラメータ比Ｕ／Ｃ０に対する発電機の発電効率ηの相関を示すグラフである。ここでＵは二相流タービン３０の回転周速（ｍ／ｓ）であり、Ｃ０はタービン入口(ノズル入口)とタービン出口(動翼出口)における理論速度を示し、このＣ０はタービン圧力比に相関する。尚、タービン圧力比は、タービン入口部に対するタービン出口部における圧力比によって定義される。本実施形態では、第１ノズル室５４Ａ又は第２ノズル室５４Ｂのノズル入口部６０ａにおける圧力Ｐ１（図５を参照）がタービン入口部の圧力に相当する。またタービン出口部における圧力は、厳密にはタービン動翼５２の出口圧力であるが、本実施形態では簡略的に、ノズル出口部６０ｃにおける圧力Ｐ３（図５を参照）と同等であるとみなす。そのため、タービン圧力比は、ノズル出口圧Ｐ３に対するノズル入口圧Ｐ１の比Ｐ１／Ｐ３によって規定される。図８に示されるように、効率ηは特定のパラメータ比Ｕ／Ｃ０で最大値を有し、二相流タービン３０の運転状態が最適値から乖離すると効率ηが低下する傾向が示されている。

　本変形例では、第１流量調節弁６０Ａ及び第２流量調節弁６０Ｂは、パラメータ比Ｕ／Ｃ０が効率ηの最大値を含む所定範囲内になるように開度が制御される。図８の例では、パラメータ比Ｕ／Ｃ０の制御範囲Ｒがハッチングで示されている。これにより、例えば冷凍サイクルシステム１０が部分負荷運転のように運転状態が変化した場合であっても、所定のシステム効率が確保される。すなわち、部分負荷に対してロバストなシステム性能が得られる。

＜変形例２＞
　図９は図４の第２変形例である。第１変形例（図７）では、第１流量調節弁６０Ａ及び第２流量調節弁６０Ｂは、第１ノズル室５４Ａ及び第２ノズル室５４Ｂに対して設けられているが、第２変形例では、図９に示されるように、第１タービンノズル５８Ａ及び第２タービンノズル５８Ｂの各々に対して設けられていてもよい。すなわち、第１ノズル室５４Ａ及び第２ノズル室５４Ｂに含まれる第１タービンノズル５８Ａ及び第２タービンノズル５８Ｂに対して、第１流量調節弁６０Ａ及び第２流量調節弁６０Ｂが個別に設けられてもよい。

　第２変形例においても上述の第１変形例と同様に、第１流量調節弁６０Ａ及び第２流量調節弁６０Ｂは、パラメータ比Ｕ／Ｃ０が効率ηの最大値を含む所定範囲内になるように開度が制御される。第２変形例では、第１タービンノズル５８Ａ及び第２タービンノズル５８Ｂに対して、第１流量調節弁６０Ａ及び第２流量調節弁６０Ｂが個別に設けられているため、タービンノズル単位で冷媒の流量をきめ細かく調節できる。そのため、第１変形例に比べて、より精度よくパラメータ比Ｕ／Ｃ０が効率ηの最大値を含む所定範囲内になるように開度制御可能である。

　尚、第２変形例では、第１タービンノズル５８Ａ及び第２タービンノズル５８Ｂに対して、第１流量調節弁６０Ａ及び第２流量調節弁６０Ｂを接続する必要があるため、第１タービンノズル５８Ａ及び第２タービンノズル５８Ｂは、例えば機械的に接続が容易なリーマノズルとすることで実現が容易となる。もちろん第１タービンノズル５８Ａ及び第２タービンノズル５８Ｂはリーマノズルの他の態様も取り得ることは自明である。

　以上説明したように本発明の少なくとも一実施形態によれば、低コストな構成を用いて冷凍サイクルにおける冷媒の膨張エネルギを回収することで良好なシステム効率を達成可能な冷凍サイクルシステムを提供できる。

　本発明の少なくとも一実施形態は、冷凍サイクルの膨張行程における膨張エネルギを回収可能な冷凍サイクルシステムに利用可能である。

１０　冷凍サイクルシステム
１０Ａ　第１冷凍サイクル
１０Ｂ　第２冷凍サイクル
１２Ａ，１２Ｂ　循環経路
１４Ａ　第１圧縮機
１４Ｂ　第２圧縮機
１６Ａ　第１凝縮器
１６Ｂ　第２凝縮器
２４Ａ　第１蒸発器
２４Ｂ　第２蒸発器
２６Ａ，２６Ｂ　電動機
３０　二相流タービン
３４　発電機
３６　気液分離器
３８Ａ，３８Ｂ　第１分配流路
４０Ａ　第１膨張弁
４０Ｂ　第２膨張弁
４２Ａ，４２Ｂ　第２分配流路
５２　タービン動翼
５４Ａ　第１ノズル室
５４Ｂ　第２ノズル室
５８Ａ　第１タービンノズル
５８Ｂ　第２タービンノズル
６０Ａ　第１流量調節弁
６０Ｂ　第２流量調節弁
６０ａ　ノズル入口部
６０ｂ　スロート部
６０ｃ　ノズル出口部

Claims (12)

1. 　冷媒を圧縮する第１圧縮機、前記第１圧縮機から吐出された前記冷媒を凝縮する第１凝縮器、及び、前記第１凝縮器から吐出された前記冷媒を気化させる第１蒸発器を含む第１冷凍サイクルと、
   　前記冷媒を圧縮する第２圧縮機、前記第２圧縮機から吐出された前記冷媒を凝縮する第２凝縮器、及び、前記第２凝縮器から吐出された前記冷媒を気化させる第２蒸発器を含む第２冷凍サイクルと、
   　前記第１凝縮器及び前記第２凝縮器から吐出された前記冷媒を膨張させることにより駆動可能な二相流タービンと、
   　前記二相流タービンに機械的に連結された発電装置と、
   　前記二相流タービンから吐出された前記冷媒を前記第１圧縮機及び前記第２圧縮機にそれぞれ供給するように構成された第１分配流路と、
   を備える、冷凍サイクルシステム。
2. 　前記第１分配流路は、
   　前記二相流タービンと前記第１蒸発器との間に設けられた第１膨張弁と、
   　前記二相流タービンと前記第２蒸発器との間に設けられた第２膨張弁と、
   を備える、請求項１に記載の冷凍サイクルシステム。
3. 　前記第１膨張弁及び前記第２膨張弁は、各々の開度を調整することにより、前記二相流タービンから前記第１冷凍サイクル及び前記第２冷凍サイクルに対する前記冷媒の分配比率を調整可能に構成される、請求項２に記載の冷凍サイクルシステム。
4. 　前記二相流タービンの下流側に設けられた気液分離器と、
   　前記汽水分離器で分離された前記冷媒の気相成分を前記第１圧縮機及び前記第２圧縮機にそれぞれ供給するように構成された第２分配流路と、
   を備える、請求項１から３のいずれか一項に記載の冷凍サイクルシステム。
5. 　前記二相流タービンは、
   　前記第１凝縮器から流入する前記冷媒をタービン動翼に供給するように構成された少なくとも一つの第１タービンノズルを含む第１ノズル室と、
   　前記第２凝縮器から流入する前記冷媒を前記タービン動翼に供給するように構成された少なくとも一つの第２タービンノズルを含む第２ノズル室と、
   を備え、
   　前記第１ノズル室及び前記第２ノズル室は互いに分離されている、請求項１から４のいずれか一項に記載の冷凍サイクルシステム。
6. 　前記第１タービンノズル及び前記第２タービンノズルは、先細－末広型ノズルである、請求項５に記載の冷凍サイクルシステム。
7. 　前記第１タービンノズル及び前記第２タービンノズルは、ノズル入口圧及びノズル出口圧の圧力比が小さくなるに従って、スロート面積に対する出口面積の面積拡大率が小さくなるように形成される、請求項６に記載の冷凍サイクルシステム。
8. 　前記第１タービンノズル及び前記第２タービンノズルは、ノズル入口圧が小さくなるに従って、スロート部からノズル出口部までの長さが大きくなるように形成される、請求項６又は７に記載の冷凍サイクルシステム。
9. 　前記第１ノズル室に対する前記冷媒の流量を調節するための第１流量調節弁と、
   　前記第２ノズル室に対する前記冷媒の流量を調節するための第２流量調節弁と、
   を備え、
   　前記第１流量調節弁及び前記第２流量調節弁は、前記二相流タービンの回転周速Ｕと、ノズル入口圧及びタービン出口圧の理論速度Ｃ０との比Ｕ／Ｃ０が所定範囲内になるように制御される、請求項５から８のいずれか一項に記載の冷凍サイクルシステム。
10. 　前記第１流量調節弁は、複数の前記第１タービンノズルを含む前記第１ノズル室に設けられ、
    　前記第２流量調節弁は、複数の前記第２タービンノズルを含む前記第２ノズル室に設けられる、請求項９に記載の冷凍サイクルシステム。
11. 　前記第１流量調節弁は、複数の前記第１タービンノズルの各々に設けられ、
    　前記第２流量調節弁は、複数の前記第２タービンノズルの各々に設けられる、請求項９に記載の冷凍サイクルシステム。
12. 　前記第１タービンノズル及び前記第２タービンノズルはリーマノズルである、請求項１１に記載の冷凍サイクルシステム。

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