(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
気相の熱媒体を圧縮して熱媒体の温度及び圧力を高める圧縮機と、当該圧縮機を出た熱媒体を所定の被加熱媒体と熱交換させ、熱媒体を凝縮させる凝縮器と、当該凝縮器を出た液相の熱媒体を膨張させて圧力を低下させる膨張器と、当該膨張器を出た熱媒体を所定の被冷却媒体と熱交換させ、熱媒体を蒸発させ、蒸発した気相の熱媒体を前記圧縮機に向かわせる蒸発器とを少なくとも有する、冷凍サイクル部を複数備え、
当該複数の冷凍サイクル部が、各々の凝縮器における被加熱媒体の流路を直列に相互接続され、全ての凝縮器の被加熱媒体流路に同じ被加熱媒体が順に流れる状態とされると共に、各々の蒸発器における被冷却媒体の流路の少なくとも入口同士が全て連通するように各蒸発器の被冷却媒体流路を並列に相互接続され、並列をなす各蒸発器の被冷却媒体流路における蒸発器入口側の流路の分岐部分から、分岐する各蒸発器の被冷却媒体流路にのみ被冷却媒体がそれぞれ分配されて流れる状態とされてなり、
前記各冷凍サイクル部が、前記被加熱媒体を加熱する加熱装置として用いられ、
並列をなして各冷凍サイクル部の蒸発器に向かう被冷却媒体の流路における蒸発器入口側の分岐部分に、それぞれの蒸発器に向かわせる被冷却媒体の分配割合を調整する分配流量調整機構が配設され、
当該分配流量調整機構が、各冷凍サイクル部で熱媒体の圧縮機入口における過熱度を維持しつつ、被冷却媒体及び被加熱媒体に係る条件の変化に対応して、各蒸発器への被冷却媒体の分配状態を調整制御し、複数の冷凍サイクル部全体としての圧縮機での投入仕事量に対する加熱熱量の割合が高くなるようにし、
前記各冷凍サイクル部が、前記凝縮器及び蒸発器となる、固定配置状態の室内側熱交換器と室外側熱交換器を有すると共に、室内側熱交換器を凝縮器、室外側熱交換器を蒸発器とする室内加熱用接続状態と、室内側熱交換器を蒸発器とし、室外側熱交換器を凝縮器とする室内冷却用接続状態とを切替可能とする、熱媒体流路切替部を有してなり、
当該熱媒体流路切替部が、室内加熱用接続状態では、室内側熱交換器の熱媒体側流路入口を圧縮機に、熱媒体側流路出口を減圧弁に接続すると共に、前記室外側熱交換器の熱媒体側流路入口を減圧弁に、熱媒体側流路出口を圧縮機に接続し、
前記熱媒体流路切替部が、室内冷却用接続状態では、室内側熱交換器の熱媒体側流路入口を減圧弁に、熱媒体側流路出口を圧縮機に接続すると共に、室外側熱交換器の熱媒体側流路入口を圧縮機に、熱媒体側流路出口を減圧弁に接続し、
室内加熱用接続状態で凝縮器をなす各冷凍サイクル部の室内側熱交換器における被加熱媒体側流路が直列に相互接続される一方、各冷凍サイクル部の室外側熱交換器における被冷却媒体の流路は並列に相互接続され、
熱媒体流路切替部が、室内加熱用接続状態から室内冷却用接続状態に切り替えると、各冷凍サイクル部における室内側熱交換器が蒸発器となって、直列に相互接続された流路に被冷却媒体を流通させると共に、各冷凍サイクル部における室外側熱交換器が凝縮器となり、並列に相互接続された流路に被加熱媒体を流通させることを
特徴とするエネルギー変換システム。
【請求項２】
気相の熱媒体を圧縮して熱媒体の温度及び圧力を高める圧縮機と、当該圧縮機を出た熱媒体を所定の被加熱媒体と熱交換させ、熱媒体を凝縮させる凝縮器と、当該凝縮器を出た液相の熱媒体を膨張させて圧力を低下させる膨張器と、当該膨張器を出た熱媒体を所定の被冷却媒体と熱交換させ、熱媒体を蒸発させ、蒸発した気相の熱媒体を前記圧縮機に向かわせる蒸発器とを少なくとも有する、冷凍サイクル部を複数備え、
当該複数の冷凍サイクル部が、各々の蒸発器における被冷却媒体流路を直列に相互接続され、全ての蒸発器の被冷却媒体流路に同じ被冷却媒体が順に流れる状態とされると共に、各々の凝縮器における被加熱媒体流路の少なくとも入口同士が全て連通するように各凝縮器の被加熱媒体流路を並列に相互接続され、並列をなす各凝縮器の被加熱媒体流路における凝縮器入口側の流路の分岐部分から、分岐する各凝縮器の被加熱媒体流路にのみ被加熱媒体がそれぞれ分配されて流れる状態とされてなり、
前記各冷凍サイクル部が、前記被冷却媒体を冷却する冷却装置として用いられ、
並列をなして各冷凍サイクル部の凝縮器に向かう被加熱媒体の流路における凝縮器入口側の分岐部分に、それぞれの凝縮器に向かわせる被加熱媒体の分配割合を調整する分配流量調整機構が配設され、
当該分配流量調整機構は、各冷凍サイクル部で熱媒体の圧縮機入口における過熱度を維持しつつ、被冷却媒体及び被加熱媒体に係る条件の変化に対応して、各凝縮器への被加熱媒体の分配状態を調整制御し、複数の冷凍サイクル部全体としての圧縮機での投入仕事量に対する冷却熱量の割合が高くなるようにし、
各冷凍サイクル部が、前記凝縮器及び蒸発器となる、固定配置状態の室内側熱交換器と室外側熱交換器を有すると共に、室内側熱交換器を凝縮器、室外側熱交換器を蒸発器とする室内加熱用接続状態と、室内側熱交換器を蒸発器とし、室外側熱交換器を凝縮器とする室内冷却用接続状態とを切替可能とする、熱媒体流路切替部を有してなり、
当該熱媒体流路切替部が、室内加熱用接続状態では、室内側熱交換器の熱媒体側流路入口を圧縮機に、熱媒体側流路出口を減圧弁に接続すると共に、前記室外側熱交換器の熱媒体側流路入口を減圧弁に、熱媒体側流路出口を圧縮機に接続し、
前記熱媒体流路切替部が、室内冷却用接続状態では、室内側熱交換器の熱媒体側流路入口を減圧弁に、熱媒体側流路出口を圧縮機に接続すると共に、室外側熱交換器の熱媒体側流路入口を圧縮機に、熱媒体側流路出口を減圧弁に接続し、
室内冷却用接続状態で蒸発器をなす各冷凍サイクル部の室内側熱交換器における被冷却媒体側流路が直列に相互接続される一方、各冷凍サイクル部の室外側熱交換器における被加熱媒体の流路は並列に相互接続され、
熱媒体流路切替部が、室内冷却用接続状態から室内加熱用接続状態に切り替えると、各冷凍サイクル部における室内側熱交換器が凝縮器となって、直列に相互接続された流路に被加熱媒体を流通させると共に、各冷凍サイクル部における室外側熱交換器が蒸発器となり、並列に相互接続された流路に被冷却媒体を流通させることを
特徴とするエネルギー変換システム。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、循環する熱媒体により熱の授受を行う冷凍サイクルを用いたエネルギー変換システムに関し、特に、複数の冷凍サイクルを組合わせると共に、冷凍サイクルの蒸発器で熱媒体と熱交換する被冷却媒体、及び凝縮器で熱媒体と熱交換する被加熱媒体を、各冷凍サイクル間で共通に用いる、複数段構成のシステムに関する。
【背景技術】
【０００２】
熱媒体に仕事を加えて、相変化を繰返させつつ循環させて、低温側から高温側へ熱を移動させる冷凍サイクルは、従来から冷凍機や冷房用の空気調和装置等で用いられているが、近年、加熱用のヒートポンプとしての利用が、その効率性や環境負荷の小ささの点から注目され、二酸化炭素排出量の削減が社会的要請となっている昨今では、こうしたヒートポンプが、既存熱源の代替設備として急速に導入が進んでいる。ヒートポンプとして用いられる冷凍サイクルとしては、蒸発器、圧縮機、凝縮器及び減圧弁（膨張弁）を有する蒸気圧縮式冷凍サイクルが一般的である。【０００３】
このような冷凍サイクルにおいても、冷凍機やヒートポンプ等として使用する際のより一層の省エネルギー化を実現するために、サイクルのさらなる高効率化や熱損失抑制を図る仕組みが、種々提案されている。例えば、従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルを改良した、多段圧縮冷凍サイクルや、多元冷凍サイクル等が用いられている。こうした従来の改良された冷凍サイクルのうち、二段圧縮冷凍サイクルの例として、特開平８−６１７９５号公報に開示されるものがある。また、二元冷凍サイクルの例として、特開平５−５５６７号公報に開示されるものがある。さらに、複数の蒸気圧縮式冷凍サイクルを組合わせた他の改良型の冷凍サイクルの例として、特開２００７−１８３０７７号公報に開示されるものがある。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開平８−６１７９５号公報
【特許文献２】特開平５−５５６７号公報
【特許文献３】特開２００７−１８３０７７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
従来の改良型の冷凍サイクルは、前記各特許文献に示されるような構成となっている。こうした冷凍サイクルで、省エネルギー性を考慮する場合、エネルギーの消費効率を表す、冷凍サイクルの成績係数、すなわち、冷凍又は加熱の熱量と圧縮機で投入した仕事量との割合が、性能の指標となる。一般的な使用方法では、前記各特許文献に示された冷凍サイクルは、単純な単段型の蒸気圧縮式冷凍サイクルと比較して同じ温度条件で成績係数がより大きい値となり、省エネルギーの点で優れるといえる。【０００６】
しかしながら、前記特許文献１、２に示される各冷凍サイクルでは、熱媒体と被冷却媒体とを熱交換させる蒸発器や、熱媒体と被加熱媒体とを熱交換させる凝縮器は、サイクル内でそれぞれ一つであるため、蒸発器における被冷却媒体流路の入口温度と出口温度の差や、凝縮器における被加熱媒体流路の入口温度と出口温度の差は大きくなっている。その分、蒸発器や凝縮器における、熱媒体と被冷却媒体又は被加熱媒体との温度差も、単段の冷凍サイクルの場合のように大きく、圧縮機への投入仕事量も比較的大きくなることで、成績係数の向上を図りにくいものとなっている。【０００７】
一方、前記特許文献３に示される冷凍サイクルでは、冷凍サイクルを複数組み合わせて、各冷凍サイクルごとの熱媒体とこれと熱交換する被冷却媒体や被加熱媒体との温度差を小さくして、熱交換過程における不可逆損失を低下させられ（図７参照）、成績係数の向上が望めるものとなっているが、こうした冷凍サイクルに対する省エネルギー性能の要求は年々大きくなっており、さらに成績係数を向上させた冷凍サイクルが強く求められている。【０００８】
本発明は前記課題を解消するためになされたもので、熱媒体を循環させる冷凍サイクルを複数段用い、サイクル各部で熱交換を適切に行って投入すべき仕事量を抑えて、冷凍サイクルの成績係数を向上させられ、効率よく熱を移動させて加熱又は冷却を実行可能なエネルギー変換システムを提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
本発明に係るエネルギー変換システムは、気相の熱媒体を圧縮して熱媒体の温度及び圧力を高める圧縮機と、当該圧縮機を出た熱媒体を所定の被加熱媒体と熱交換させ、熱媒体を凝縮させる凝縮器と、当該凝縮器を出た液相の熱媒体を膨張させて圧力を低下させる膨張器と、当該膨張器を出た熱媒体を所定の被冷却媒体と熱交換させ、熱媒体を蒸発させ、蒸発した気相の熱媒体を前記圧縮機に向かわせる蒸発器とを少なくとも有する、冷凍サイクル部を複数備え、当該複数の冷凍サイクル部が、各々の凝縮器における被加熱媒体の流路を直列に相互接続され、全ての凝縮器の被加熱媒体流路に同じ被加熱媒体が順に流れる状態とされると共に、各々の蒸発器における被冷却媒体の流路の少なくとも入口同士が全て連通するように各蒸発器の被冷却媒体流路を並列に相互接続され、各蒸発器の被冷却媒体流路に被冷却媒体がそれぞれ分配されて流れる状態とされてなり、前記各冷凍サイクル部が、前記被加熱媒体を加熱する加熱装置として用いられるものである。【００１０】
このように本発明においては、供給される被冷却媒体や被加熱媒体を共通に熱媒体との熱交換の対象とする冷凍サイクル部を複数段設け、加熱装置として用いるこれら各冷凍サイクル部の蒸発器と凝縮器における被冷却媒体や被加熱媒体の各流路を、冷凍サイクル部間で各蒸発器の被冷却媒体流路を並列に接続し、且つ各凝縮器の被加熱媒体流路を直列に接続した状態とすることにより、各冷凍サイクル部における蒸発器と凝縮器で熱媒体と被冷却媒体や被加熱媒体との温度差を小さくし、熱交換過程における不可逆損失を低下させ、また、各冷凍サイクルの熱媒体における蒸発温度と凝縮温度の差を小さくし、特に熱媒体の温度のより低い冷凍サイクル部側でより一層差を小さくして、必要となる圧縮動力を低減できることとなり、成績係数の向上が図れ、加熱装置として効率よく利用でき、エネルギー消費等の運用に係るコストも抑えられる。【００１１】
また、本発明に係るエネルギー変換システムは、気相の熱媒体を圧縮して熱媒体の温度及び圧力を高める圧縮機と、当該圧縮機を出た熱媒体を所定の被加熱媒体と熱交換させ、熱媒体を凝縮させる凝縮器と、当該凝縮器を出た液相の熱媒体を膨張させて圧力を低下させる膨張器と、当該膨張器を出た熱媒体を所定の被冷却媒体と熱交換させ、熱媒体を蒸発させ、蒸発した気相の熱媒体を前記圧縮機に向かわせる蒸発器とを少なくとも有する、冷凍サイクル部を複数備え、当該複数の冷凍サイクル部が、各々の蒸発器における被冷却媒体流路を直列に相互接続され、全ての蒸発器の被冷却媒体流路に同じ被冷却媒体が順に流れる状態とされると共に、各々の凝縮器における被加熱媒体流路の少なくとも入口同士が全て連通するように各凝縮器の被加熱媒体流路を並列に相互接続され、各凝縮器の被加熱媒体流路に被加熱媒体がそれぞれ分配されて流れる状態とされてなり、前記各冷凍サイクル部が、前記被冷却媒体を冷却する冷却装置として用いられるものである。【００１２】
このように本発明においては、供給される被冷却媒体や被加熱媒体を共通に熱媒体との熱交換の対象とする冷凍サイクル部を複数段設け、冷却装置として用いるこれら各冷凍サイクル部の蒸発器と凝縮器における被冷却媒体や被加熱媒体の各流路を、冷凍サイクル部間で各蒸発器の被冷却媒体流路を直列に接続し、且つ各凝縮器の被加熱媒体流路を並列に接続した状態とすることにより、各冷凍サイクル部における蒸発器と凝縮器で熱媒体と被冷却媒体や被加熱媒体との温度差を小さくし、熱交換過程における不可逆損失を低下させ、また、各冷凍サイクルの熱媒体における蒸発温度と凝縮温度の差を小さくし、特に熱媒体の温度のより高い冷凍サイクル部側でより一層差を小さくして、必要となる圧縮動力を低減できることとなり、成績係数の向上が図れ、冷却装置として効率よく利用でき、エネルギー消費等の運用に係るコストも抑えられる。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】本発明の第１の実施形態に係るエネルギー変換システムの概略系統図及び概略ｔ−ｓ線図である。
【図２】本発明の第２の実施形態に係るエネルギー変換システムの概略系統図及び概略ｔ−ｓ線図である。
【図３】本発明の他の実施形態に係るエネルギー変換システムの概略系統図である。
【図４】本発明の別の実施形態に係るエネルギー変換システムの概略系統図である。
【図５】従来の単段蒸気圧縮式冷凍サイクルシステムの概略系統図及び概略ｔ−ｓ線図である。
【図６】従来の二段冷凍サイクルシステムの概略系統図及び概略ｔ−ｓ線図である。
【図７】従来の二段冷凍サイクルシステムの単段冷凍サイクルシステムに対する損失低減状態説明図である。
【図８】従来の二段圧縮冷凍サイクルシステムの概略系統図及び概略ｔ−ｓ線図である。
【図９】従来の二元冷凍サイクルシステムの概略系統図及び概略ｔ−ｓ線図である。
【図１０】実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目と二段目の熱媒体流量比７：３の場合及び単段冷凍サイクルシステムの、同実験条件による作動実験結果の各ｔ−ｓ線図である。
【図１１】実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目と二段目の熱媒体流量比６：４の場合及び単段冷凍サイクルシステムの、同実験条件による作動実験結果の各ｔ−ｓ線図である。
【図１２】実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目と二段目の熱媒体流量比５：５の場合及び単段冷凍サイクルシステムの、同実験条件による作動実験結果の各ｔ−ｓ線図である。
【図１３】実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目と二段目の熱媒体流量比４：６の場合及び単段冷凍サイクルシステムの、同実験条件による作動実験結果の各ｔ−ｓ線図である。
【図１４】実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目と二段目の熱媒体流量比３：７の場合及び単段冷凍サイクルシステムの、同実験条件による作動実験結果の各ｔ−ｓ線図である。
【図１５】実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目の二段目に対する熱媒体流量割合変化に対するエントロピー生成速度変化のグラフで、（Ａ）二段システムと単段システム参考値との比較用グラフ、（Ｂ）二段システムの一段目と二段目の各状態を示すグラフである。
【図１６】実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目の二段目に対する熱媒体流量割合変化に対するエントロピー生成速度変化（理論計算結果）のグラフである。
【図１７】実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目の二段目に対する熱媒体流量割合変化に対する対数平均温度差の変化のグラフで、（Ａ）二段システムと単段システム参考値との比較用グラフ、（Ｂ）二段システムの一段目と二段目の各状態を示すグラフである。
【図１８】実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目の二段目に対する熱媒体流量割合変化に対するピンチポイント温度差の変化の、二段システムと単段システム参考値との比較用グラフである。
【図１９】実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目の二段目に対する熱媒体流量割合変化に対する熱交換単位数の変化の、二段システムと単段システム参考値との比較用グラフである。
【図２０】実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目の二段目に対する熱媒体流量割合変化に対する各熱交換器での熱通過係数の変化のグラフで、（Ａ）二段システムと単段システム参考値との比較用グラフ、（Ｂ）二段システムの一段目と二段目の各状態を示すグラフである。
【図２１】実験例の二段冷凍サイクルシステムにおける一段目の二段目に対する熱媒体流量割合変化に対する被冷却媒体と被加熱媒体の各温度変化のグラフで、（Ａ）二段システムと単段システム参考値との比較用グラフ、（Ｂ）二段システムの一段目と二段目の各状態を示すグラフである。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
（本発明の第１の実施形態）
以下、本発明の第１の実施形態を図１に基づいて説明する。本実施形態では、冷凍サイクルを加熱装置、具体的には加熱を主目的とするヒートポンプに適用した例について説明する。
前記図１において本実施形態に係るエネルギー変換システム１は、蒸気圧縮式冷凍サイクルをなす複数の冷凍サイクル部１０、２０を備え、各冷凍サイクル部１０、２０における、被加熱媒体の流路同士を直列に相互接続されると共に、被冷却媒体の流路同士を並列に相互接続されてなる複数段構成であり、各冷凍サイクル部１０、２０ごとにヒートポンプとして被加熱媒体に対し熱媒体から熱を放出して加熱するものである。
【００１５】
前記冷凍サイクル部１０、２０は、いわゆる代替フロンやアンモニア、二酸化炭素等の所定の熱媒体と被冷却媒体とを熱交換させ、熱媒体の蒸気、すなわち気相の熱媒体を得る蒸発器１１、２１と、この蒸発器１１、２１を出た気相の熱媒体を外部から加わる仕事により圧縮して熱媒体の温度及び圧力を高める圧縮機１２、２２と、この圧縮機１２、２２を出た気相の熱媒体を被加熱媒体と熱交換させることで凝縮させて液相とする凝縮器１３、２３と、凝縮器１３、２３から取出された液相の熱媒体を膨張させて圧力を低下させ、蒸発器１１、２１に向かわせる前記膨張器としての減圧弁１４、２４とを備える構成である。このうち、圧縮機１２、２２及び減圧弁１４、２４については、一般的な蒸気圧縮式冷凍サイクルで用いられるのと同様の公知の装置であり、説明を省略する。
【００１６】
これら各冷凍サイクル部１０、２０に対し、被加熱媒体がポンプ３１で加圧されて導入され、各凝縮器１３、２３を通過すると共に、被冷却媒体がポンプ３２で加圧されて導入され、各蒸発器１１、２１を通過することとなる。
【００１７】
また、これら各冷凍サイクル部１０、２０における熱媒体の流路同士は、互いに独立したものとなっており、各冷凍サイクル部１０、２０ごとにヒートポンプとして仕事を加えることで、各々の熱媒体で被冷却媒体から熱を受け取ると共に被加熱媒体に熱を放出することとなる。
【００１８】
前記蒸発器１１、２１は、低い圧力で且つ液相の熱媒体と、この状態の熱媒体を蒸発させて飽和蒸気を生じさせられる所定温度の被冷却媒体とを熱交換させ、被冷却媒体からの熱で熱媒体を蒸発させて気相とする一方、被冷却媒体の温度を低下させる熱交換器である。熱交換器自体は公知の構成であり、詳細な説明を省略する。
【００１９】
これら蒸発器１１、２１の熱媒体流路入口側には、減圧弁１４、２４が連通しており、この減圧弁１４、２４を経て膨張した液相の熱媒体が蒸発器１１に流入する。また、蒸発器１１、２１の熱媒体流路出口側には、圧縮機１２、２２が連通しており、蒸発器１１、２１で蒸発した気相の熱媒体が圧縮機１２、２２に流入することとなる。
【００２０】
また、蒸発器１１、２１は、これら二つの蒸発器１１、２１における被冷却媒体の流路の入口同士、並びに出口同士がそれぞれ連通するように、各蒸発器の被冷却媒体流路を並列に相互接続されており、各蒸発器の被冷却媒体流路に被冷却媒体がそれぞれ適切に分配されて流れる状態とされる。
【００２３】
前記凝縮器１３、２３は、圧縮機１２、２２の流路出口側と連通し、圧縮機１２、２２で圧縮されて高温高圧となった気相の熱媒体を流入させる一方、この状態の熱媒体を凝縮させて飽和液を生じさせられる所定温度の被加熱媒体とを熱交換させ、熱媒体から被加熱媒体へ熱を移行させて熱媒体を凝縮させ、液相とする一方、被加熱媒体の温度を上昇させる熱交換器である。これら凝縮器１３、２３の構成自体は、公知の熱交換器のそれであり、詳細な説明を省略する。
【００２４】
これら凝縮器１３、２３は、各凝縮器における被加熱媒体の流路を直列に相互接続されており、二つの凝縮器１３、２３の被加熱媒体流路に同じ被加熱媒体が順に流れる状態とされる。具体的には、第一の冷凍サイクル部１０の凝縮器１３における被加熱媒体流路の出口と、第二の冷凍サイクル部２０の凝縮器２３における被加熱媒体流路の入口とが連通して、被加熱媒体が凝縮器１３を経てから凝縮器２３へ達する流路接続状態とされる。
【００２５】
次に、本実施形態に係るエネルギー変換システムの作動状態について説明する。前提として、所定の被加熱媒体が、各冷凍サイクル部１０、２０の凝縮器１３、２３にそれぞれ導入され、また、所定の被冷却媒体が、各冷凍サイクル部１０、２０の蒸発器１１、２１にそれぞれ導入されて、蒸発器１１、２１及び凝縮器１３、２３において熱媒体と被冷却媒体又は被加熱媒体との熱交換を同じ条件で定常的に継続できる状態にあるものとする。
【００２６】
第一の冷凍サイクル部１０においては、蒸発器１１が、ポンプ３２で加圧されて導入される被冷却媒体と液相の熱媒体とを熱交換させる。この蒸発器１１での熱交換で加熱された熱媒体のうち、昇温に伴い蒸発して気相となった熱媒体は、この蒸発器１１外へ出て、圧縮機１２に向う。一方、蒸発器１１での熱交換で被冷却媒体は冷却され、温度を下げた状態でシステム外へ排出される。
【００２７】
蒸発器１１を出た高温気相の熱媒体は、圧縮機１２に達し、外部の駆動源により作動するこの圧縮機１２により加圧された気相の熱媒体は、圧力及び温度を増大させた状態となる。そして、圧縮機１２を出た気相の熱媒体は、凝縮器１３に導入される。
【００２８】
凝縮器１３では、ポンプ３１で加圧されて導入された被加熱媒体と、気相の熱媒体とが熱交換し、この熱交換で冷却された気相の熱媒体は凝縮して液相に変化することとなる。一方、凝縮器１３での熱交換で被加熱媒体は加熱され、温度を上げた状態で第二の冷凍サイクル部２０の凝縮器２３に向かう。
【００２９】
凝縮器１３で凝縮して得られた液相の熱媒体は、凝縮器１３外に排出される。凝縮器１３を出た液相の熱媒体は、減圧弁１４を経由して膨張し、圧力及び温度を低減させた状態となった上で、蒸発器１１へ向け進むこととなる。
この後、熱媒体は蒸発器１１内に戻り、前記同様に蒸発器１１での熱交換以降の各過程を繰返すこととなる。
【００３０】
一方、第二の冷凍サイクル部２０においては、蒸発器２１で、第一の冷凍サイクル部１０の蒸発器１１に向かったものと同じ状態の被冷却媒体と、全て液相の熱媒体とを熱交換させる。この蒸発器２１での熱交換で加熱された熱媒体のうち、昇温に伴い蒸発して気相となった熱媒体は、蒸発器２１外へ出て、圧縮機２２に向う。この他、蒸発器２１での熱交換で被冷却媒体は冷却され、温度を下げた状態でシステム外へ排出される。
【００３１】
蒸発器２１を出た高温気相の熱媒体は、圧縮機２２に達し、この圧縮機２２により加圧された気相の熱媒体は、圧力及び温度を増大させた状態となる。そして、圧縮機２２を出た気相の熱媒体は、凝縮器２３に導入される。
【００３２】
圧縮機を含む冷凍サイクル部を複数組み合わせた多段構成とすることにより、各冷凍サイクル部１０、２０における圧縮機１０、２０の圧縮比を、冷凍サイクルを単独で用いる単段構成の場合より小さくすることができ、圧縮機の負荷を圧縮機の作動にとってより適する条件に設定し、圧縮機を無理なく作動させることで、圧縮機の効率の向上が期待できる。
【００３３】
凝縮器２３では、第一の冷凍サイクル部１０の凝縮器１３を経て導入された被加熱媒体と、気相の熱媒体とが熱交換し、この熱交換で冷却された気相の熱媒体は凝縮して液相に変化する。
この凝縮器２３での凝縮で得られた液相の熱媒体は、凝縮器２３外に排出された後、減圧弁２４を経由して膨張し、圧力及び温度を低減させた状態となった上で、さらに蒸発器２１へ向け進むこととなる。
こうして第二の冷凍サイクル部２０の熱媒体は蒸発器２１内に戻り、前記同様に蒸発器２１での熱交換以降の各過程を繰返すこととなる。
【００３４】
凝縮器１３での熱交換と凝縮器２３での熱交換とに連続使用された被加熱媒体は、各熱媒体からの熱を受けて所定温度まで昇温している。この昇温した被加熱媒体は、凝縮器２３から外へ排出された後、最終的にシステム外部で使用に供されることとなる。
【００３５】
このように、本実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、供給される被冷却媒体や被加熱媒体を共通に熱媒体との熱交換の対象とする複数段の冷凍サイクル部１０、２０を設け、加熱用のヒートポンプとして用いるこれら各冷凍サイクル部１０、２０の蒸発器１１、２１と凝縮器１３、２３における被冷却媒体や被加熱媒体の各流路を、冷凍サイクル部間で各蒸発器１１、２１の被冷却媒体流路を並列に接続し、且つ各凝縮器１３、２３の被加熱媒体流路を直列に接続した状態とすることから、各冷凍サイクル部における蒸発器１１、２１と凝縮器１３、２３で熱媒体と被冷却媒体や被加熱媒体との温度差を小さくし、熱交換過程における不可逆損失を低下させ、また、各冷凍サイクルの熱媒体における蒸発温度と凝縮温度の差を小さくし、特に熱媒体の温度のより低い冷凍サイクル部１０側でより一層差を小さくして、必要となる圧縮動力を低減できることとなり、成績係数の向上が図れ、加熱用のヒートポンプとして効率よく利用でき、エネルギー消費等の運用に係るコストも抑えられる。
【００３６】
なお、前記実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、二つの冷凍サイクル部１０、２０間で蒸発器１１、２１の被冷却媒体流路を並列に接続し、同じ温度の被冷却媒体を各蒸発器１１、２１にそれぞれ同様に向かわせる構成としているが、この他、各冷凍サイクル部の蒸発器に向かう被冷却媒体の流路の分岐部分に、それぞれの蒸発器に向かわせる被冷却媒体の分配割合を調整する分配流量調整機構を配設し、被冷却媒体や被加熱媒体の総流量、その蒸発器又は凝縮器における入口温度、蒸発器で受け取る熱量や凝縮器で放出する熱量などの条件の変化に対応させて、各段の蒸発器への被冷却媒体の分配状態を調整制御する構成とすることもできる。この場合、熱媒体の圧縮機入口における過熱度を維持しつつ、各段の蒸発器へ被冷却媒体を適切に分配することで、各蒸発器での被冷却媒体と熱媒体との熱交換量を最適なものにでき、高い成績係数が得られ、加熱装置としてのシステム全体での効率の向上が図れる。
【００３７】
具体例として、ヒートポンプの場合で、熱出力、すなわち凝縮器での被加熱媒体への放出熱量を増やす際には、複数段の冷凍サイクル部のうち、熱媒体をより高温の被冷却媒体や被加熱媒体と熱交換させる側の冷凍サイクル部（２０）の蒸発器（２１）に分配する被冷却媒体の流量を増やすように制御することとなる。
【００３８】
（本発明の第２の実施形態）
本発明の第２の実施形態を図２に基づいて説明する。本実施形態では、冷凍サイクルを冷却装置、具体的には冷凍機に適用した例について説明する。
前記図２において本実施形態に係るエネルギー変換システム２は、前記第１の実施形態同様、複数の冷凍サイクル部１０、２０を備える一方、異なる点として、各冷凍サイクル部１０、２０における、凝縮器側の被加熱媒体の流路同士を並列に相互接続されると共に、蒸発器側の被冷却媒体の流路同士を直列に相互接続される構成を有して、各冷凍サイクル部１０、２０ごとに冷凍機として被冷却媒体から熱媒体が熱を受け取って冷却するものである。
【００３９】
前記冷凍サイクル部１０、２０は、それぞれ、前記第１の実施形態同様、蒸発器１１、２１と、圧縮機１２、２２と、凝縮器１３、２３と、減圧弁１４、２４とを備えるものである。なお、前記蒸発器１１、２１、圧縮機１２、２２、凝縮器１３、２３、及び減圧弁１４、２４の各構成自体は、前記第１の実施形態と同様のものであり、詳細な説明を省略する。
【００４０】
これら各冷凍サイクル部１０、２０に対し、被加熱媒体がポンプ３１で加圧されて導入され、各凝縮器１３、２３を通過すると共に、被冷却媒体がポンプ３２で加圧されて導入され、各蒸発器１１、２１を通過することとなる。
【００４１】
また、これら各冷凍サイクル部１０、２０における熱媒体の流路同士は、互いに独立したものとなっており、各冷凍サイクル部１０、２０ごとに仕事を加えることで、冷凍機として各々の熱媒体で被冷却媒体から熱を受け取ると共に被加熱媒体に熱を放出することとなる。
【００４２】
本実施形態における蒸発器１１、２１は、各蒸発器における被冷却媒体の流路を直列に相互接続されており、二つの蒸発器１１、２１の被冷却媒体流路に同じ被冷却媒体が順に流れる状態とされる。具体的には、第二の冷凍サイクル部２０の蒸発器２１における被冷却媒体流路の出口と、第一の冷凍サイクル部１０の蒸発器１１における被冷却媒体流路の入口とが連通して、被冷却媒体が蒸発器２１を経てから蒸発器１１へ達する流路接続状態とされる。
【００４３】
また、凝縮器１３、２３は、これら二つの凝縮器１３、２３における被加熱媒体の流路の入口同士、並びに出口同士がそれぞれ連通するように、各凝縮器の被加熱媒体流路を並列に相互接続されており、各凝縮器の被加熱媒体流路に被加熱媒体がそれぞれ適切に分配されて流れる状態とされる。
【００４６】
次に、本実施形態に係るエネルギー変換システムの作動状態について説明する。前提として、前記第１の実施形態同様、所定の被加熱媒体が、各冷凍サイクル部１０、２０の凝縮器１３、２３にそれぞれ導入され、また、所定の被冷却媒体が、各冷凍サイクル部１０、２０の蒸発器１１、２１にそれぞれ導入されて、蒸発器１１、２１及び凝縮器１３、２３において熱媒体と被冷却媒体又は被加熱媒体との熱交換を同じ条件で定常的に継続できる状態にあるものとする。
【００４７】
第一の冷凍サイクル部１０においては、蒸発器１１が、第二の冷凍サイクル部２０の蒸発器２１を経て導入される被冷却媒体と液相の熱媒体とを熱交換させる。この蒸発器１１での熱交換で加熱された熱媒体のうち、昇温に伴い蒸発して気相となった熱媒体は、この蒸発器１１外へ出て、圧縮機１２に向う。
【００４８】
蒸発器１１を出た高温気相の熱媒体は、圧縮機１２に達し、外部の駆動源により作動するこの圧縮機１２により加圧され、圧力及び温度を増大させた状態となる。そして、圧縮機１２を出た気相の熱媒体は、凝縮器１３に導入される。
【００４９】
凝縮器１３では、ポンプ３１で加圧されて導入された被加熱媒体と、気相の熱媒体とが熱交換し、この熱交換で冷却された気相の熱媒体は凝縮して液相に変化することとなる。一方、凝縮器１３での熱交換で被加熱媒体は加熱され、温度を上げた状態でシステム外へ排出される。
【００５０】
凝縮器１３で凝縮して得られた液相の熱媒体は、凝縮器１３外に排出される。凝縮器１３を出た液相の熱媒体は、減圧弁１４を経由して膨張し、圧力及び温度を低減させた状態となった上で、蒸発器１１へ向け進むこととなる。
この後、熱媒体は蒸発器１１内に戻り、前記同様に蒸発器１１での熱交換以降の各過程を繰返すこととなる。
【００５１】
一方、第二の冷凍サイクル部２０においては、蒸発器２１で、ポンプ３２で加圧されて導入される被冷却媒体と、全て液相の熱媒体とを熱交換させる。この蒸発器２１での熱交換で加熱された熱媒体のうち、昇温に伴い蒸発して気相となった熱媒体は、蒸発器２１外へ出て、圧縮機２２に向う。この他、蒸発器２１での熱交換で被冷却媒体は冷却され、温度を下げた状態で第一の冷凍サイクル部１０の蒸発器１１に向かう。
【００５２】
蒸発器２１を出た高温気相の熱媒体は、圧縮機２２に達し、この圧縮機２２により加圧された気相の熱媒体は、圧力及び温度を増大させた状態となる。そして、圧縮機２２を出た気相の熱媒体は、凝縮器２３に導入される。
【００５３】
凝縮器２３では、第一の冷凍サイクル部１０の凝縮器１３に向かったものと同じ状態の被加熱媒体と、気相の熱媒体とが熱交換し、この熱交換で冷却された気相の熱媒体は凝縮して液相に変化する。一方、凝縮器２３での熱交換で被加熱媒体は加熱され、温度を上げた状態でシステム外へ排出される。
【００５４】
この凝縮器２３での凝縮で得られた液相の熱媒体は、凝縮器２３外に排出された後、減圧弁２４を経由して膨張し、圧力及び温度を低減させた状態となった上で、さらに蒸発器２１へ向け進むこととなる。
こうして第二の冷凍サイクル部２０の熱媒体は蒸発器２１内に戻り、前記同様に蒸発器２１での熱交換以降の各過程を繰返すこととなる。
【００５５】
蒸発器２１での熱交換と蒸発器１１での熱交換とに連続使用された被冷却媒体は、各熱媒体に熱を移行させて所定温度まで低下している。この温度を下げた被冷却媒体は、蒸発器１１から外へ排出された後、最終的にシステム外部で使用に供されることとなる。
【００５６】
このように、本実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、供給される被冷却媒体や被加熱媒体を共通に熱媒体との熱交換の対象とする複数段の冷凍サイクル部１０、２０を設け、冷凍機として用いるこれら各冷凍サイクル部１０、２０の蒸発器１１、２１と凝縮器１３、２３における被冷却媒体や被加熱媒体の各流路を、冷凍サイクル部間で各蒸発器１１、２１の被冷却媒体流路を直列に接続し、且つ各凝縮器１３、２３の被加熱媒体流路を並列に接続した状態とすることから、各冷凍サイクル部における蒸発器１１、２１と凝縮器１３、２３で熱媒体と被冷却媒体や被加熱媒体との温度差を小さくし、熱交換過程における不可逆損失を低下させ、また、各冷凍サイクルの熱媒体における蒸発温度と凝縮温度の差を小さくし、特に熱媒体の温度のより高い冷凍サイクル部２０側でより一層差を小さくして、必要となる圧縮動力を低減できることとなり、成績係数の向上が図れ、冷凍機として効率よく利用でき、エネルギー消費等の運用に係るコストも抑えられる。
【００５７】
また、多段構成のシステムとすることで、負荷側ではない側の熱交換部で熱媒体と熱交換させる媒体、具体的には、冷凍サイクル部をヒートポンプとして用いる場合の蒸発器における被冷却媒体や、冷凍サイクル部を冷凍機として用いる場合の凝縮器における被加熱媒体を、それぞれの流通における圧力損失を増やすことなく効率よく利用でき、システム全体の効率を高められる。
【００５８】
なお、前記実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、二つの冷凍サイクル部のなす冷却装置を冷凍機とする構成としているが、これに限らず、冷却装置は、空気を冷却して冷房を行う空気調和装置や、冷却を主目的としたヒートポンプ等とすることもできる。
【００５９】
また、前記実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、二つの冷凍サイクル部１０、２０間で凝縮器１３、２３の被加熱媒体流路を並列に接続し、同じ温度の被加熱媒体を各凝縮器１３、２３にそれぞれ同様に向かわせる構成としているが、この他、各冷凍サイクル部の凝縮器に向かう被加熱媒体の流路の分岐部分に、それぞれの凝縮器に向かわせる被加熱媒体の分配割合を調整する分配流量調整機構を配設し、被冷却媒体や被加熱媒体の総流量、その蒸発器又は凝縮器における入口温度、蒸発器で受け取る熱量や凝縮器で放出する熱量などの条件の変化に対応させて、各段の凝縮器への被加熱媒体の分配状態を調整制御する構成とすることもできる。この場合、熱媒体の圧縮機入口における過熱度を維持しつつ、各段の凝縮器へ被加熱媒体を適切に分配することで、各凝縮器での熱媒体と被加熱媒体との熱交換量を最適なものにでき、高い成績係数が得られ、冷却装置としてのシステム全体での効率の向上が図れる。
【００６０】
また、前記第１及び第２の各実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、二つの冷凍サイクル部１０、２０を用い、蒸発器１１、２１や凝縮器１３、２３における被冷却媒体や被加熱媒体の各流路を異なる冷凍サイクル部１０、２０同士で接続し、共通の被冷却媒体や被加熱媒体を用いる二段構成としているが、これに限らず、三段、四段など他の複数段構成とすることもできる。
【００６１】
また、前記第１及び第２の各実施形態に係るエネルギー変換システムにおいて、二つの冷凍サイクル部１０、２０はそれぞれ、圧縮機、凝縮器、減圧弁、及び蒸発器を一つずつ備える基本的な蒸気圧縮式冷凍サイクルとされる構成であるが、これに限らず、複数段の各冷凍サイクル部として、図３に示すような多段圧縮冷凍サイクルを採用したり、図４に示すような多元冷凍サイクルを採用するなど、他の冷凍サイクルを一種類、又は複数種類組み合わせて、用いる構成とすることもでき、特に、多段圧縮冷凍サイクルや多元冷凍サイクルを各冷凍サイクル部として用いた場合、各冷凍サイクル部ごとの効率化でシステム全体の効率向上も図れることとなる。この他、複数段の各冷凍サイクル部をそれぞれ循環する各熱媒体を複数導入されて、これら熱媒体同士を熱交換させる熱交換器を設ける構成とすることもでき、より熱媒体温度の高い冷凍サイクル部側からより熱媒体温度の低い冷凍サイクル部側に熱を移動させ、各冷凍サイクル部における蒸発器や凝縮器に流入する熱媒体の温度をより適切な状態にすることで、各々の冷凍サイクル部で被冷却媒体の冷却、又は、被加熱媒体の加熱をより効率よく実行でき、システム全体としても高い成績係数が得られる。
【００６２】
また、前記第１及び第２の各実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、各冷凍サイクル部１０、２０で作動する圧縮機１２、２２や減圧弁１４、２４、また被加熱媒体や被冷却媒体を加圧供給するポンプ３１、３２等の各制御について特に明記していないが、他の制御構成として、被冷却媒体や被加熱媒体の総流量、その蒸発器又は凝縮器における入口温度、蒸発器で受け取る熱量や凝縮器で放出する熱量などの条件の変化に対応させて、被冷却媒体や被加熱媒体を加圧するポンプの送出流量（駆動回転数）や、減圧弁の開度、圧縮機の送出流量（駆動回転数）などを、各冷凍サイクル部ごとに調整制御する、あるいは、冷凍サイクル部間で所定の関係性を与えつつ調整制御する構成とすることもできる。この場合、熱媒体の圧縮機入口における過熱度を維持しつつ、ポンプや圧縮機等の作動状態を適切に調整制御することで、高い成績係数が得られ、システム全体での効率の向上が図れる。
【００６３】
例えば、ヒートポンプの場合で、蒸発器における被冷却媒体流路入口温度や、凝縮器における被加熱媒体流路入口温度が高く変化した際には、圧縮機における熱媒体の単位時間あたりの送出流量を抑えるように制御することで、ヒートポンプの熱出力、すなわち凝縮器での被加熱媒体への放出熱量が過剰でない適切なものとなり、凝縮器出口における被加熱媒体が当初の設定温度に保たれる状態が得られることとなる。
【００６４】
また、前記第１及び第２の各実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、複数段設けられる冷凍サイクル部１０、２０のいずれでも、同じ種類の熱媒体を用いる構成としているが、これに限らず、冷凍サイクル部が、その流通させる熱媒体を、他の一又は複数の冷凍サイクル部における熱媒体と異なるものとし、且つ、こうした異なる熱媒体間の沸点の大小関係を、各熱媒体が流通する冷凍サイクル部における、熱交換対象の被加熱媒体又は被冷却媒体の温度についての大小関係に対応したものとして用いる構成とすることもでき、例えば、ヒートポンプとしての利用の場合に、各冷凍サイクル部の熱媒体が、各冷凍サイクル部を流通する被加熱媒体の温度レベルに応じた沸点等の特性を有するように、すなわち、被加熱媒体の流通する順序が後の冷凍サイクル部ほど、その冷凍サイクル部を流通する熱媒体の沸点がより高いものとなるように、各冷凍サイクル部の熱媒体の種類を異ならせ、熱交換する被加熱媒体の温度域に適切に対応させることで、熱損失を必要最小限にして熱交換を行えることとなる。具体例を挙げると、ヒートポンプとして二段構成の冷凍サイクル部を用いる場合に、被加熱媒体の流通する順序が先となる第１の冷凍サイクル部で熱媒体をＨＦＣ１３４ａとする一方、被加熱媒体の流通する順序が後となる第２の冷凍サイクル部で、熱媒体をより沸点の高い、ＨＦＣ２４５ｆａとすると、各冷凍サイクル部の圧力を低減することができ、システム全体のコストを抑えられる。
【００６５】
また、前記第１及び第２の各実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、各冷凍サイクル部の膨張器として、熱媒体の膨張に伴う運動エネルギーの回収を行わない減圧弁１４、２４を用いる構成としているが、これに限らず、凝縮器１３を出た液相の熱媒体を、所定の膨張機に導入し、熱媒体に膨張に伴う仕事を行わせて膨張機を作動させ、使用可能な動力を得るようにしてもよい。
【００６６】
また、前記第１及び第２の各実施形態に係るエネルギー変換システムにおいて、各冷凍サイクル部の蒸発器や膨張器の熱交換器としての構造は特に規定していないが、この他、こうした蒸発器又は凝縮器として、複数並列状態で一体化された金属薄板製の各熱交換用プレート間に、熱媒体の通る第一流路と被冷却媒体又は被加熱媒体の通る第二流路とをそれぞれ一つおきに生じさせた熱交換器構造を有し、且つ、各第一流路を通る熱媒体と各第二流路を通る被冷却媒体又は被加熱媒体とが直交流をなす、クロスフロー型の熱交換器を用いる構成とすることもできる。具体的には、蒸発器１１、２１の場合、各第一流路を通る熱媒体と各第二流路を通る被冷却媒体とが直交流をなすようにし、凝縮器１３、２３の場合、各第一流路を通る熱媒体と各第二流路を通る被加熱媒体とが直交流をなすようにする。
【００６７】
そして、蒸発器や凝縮器をこうしたクロスフロー型の熱交換器とするにあたり、熱交換器における被冷却媒体又は被加熱媒体の通る第二流路の流路断面積を、熱媒体側の第一流路の流路断面積に比べ大きくしたり、第二流路の流路長を第一流路に比べて短くした熱交換器形状を採用することで、被冷却媒体や被加熱媒体の圧力損失を抑えて各媒体をスムーズに蒸発器や凝縮器に導入でき、冷凍サイクルの熱媒体との熱交換効率を高められ、特に、被冷却媒体や被加熱媒体を空気や水等大量導入可能な流体とする場合に、こうした流体を熱媒体と滞りなく熱交換させて、システムを安定且つ効率よく運用できることとなる。
【００６８】
さらに、前記第１及び第２の各実施形態に係るエネルギー変換システムにおいては、ヒートポンプと冷凍機のうちのいずれか一方のみのシステムの構成例を示しているが、この他、冷凍サイクルを家庭用の空気調和機（エアコンディショナー）として用いる場合のように、室内側の熱交換器と室外側の熱交換器の各配置状態は固定とする一方で、室内側熱交換器を凝縮器、室外側熱交換器を蒸発器とする暖房の状態と、室内側熱交換器を蒸発器とし、室外側熱交換器を凝縮器とする冷房の状態とを切替可能とした構成、すなわち、各冷凍サイクル部が、室内側熱交換器の熱媒体側流路入口を圧縮機に、出口を減圧弁に接続すると共に、室外側熱交換器の熱媒体側流路入口を減圧弁に、出口を圧縮機に接続して、室内側熱交換器を凝縮器として用い、且つ室外側熱交換器を蒸発器として用いる暖房（室内加熱）用接続状態と、室内側熱交換器の熱媒体側流路入口を減圧弁に、出口を圧縮機に接続すると共に、室外側熱交換器の熱媒体側流路入口を圧縮機に、出口を減圧弁に接続して、室内側熱交換器を蒸発器として用い、且つ室外側熱交換器を凝縮器として用いる冷房（室内冷却）用接続状態とを切替可能とする、熱媒体流路切替部を有する構成に適用することもでき、複数の冷凍サイクル部における、常に負荷側となる各室内側熱交換器における被冷却媒体又は被加熱媒体の流路を直列に相互接続すると共に、各室外側熱交換器における被加熱媒体又は被冷却媒体の流路を並列に相互接続するようにすれば、前記各実施形態同様、各冷凍サイクル部における蒸発器と凝縮器で熱媒体と被冷却媒体や被加熱媒体との温度差を小さくし、熱交換過程における不可逆損失を低下させ、また、各冷凍サイクルの熱媒体における蒸発温度と凝縮温度の差を小さくして、必要となる圧縮動力を低減でき、室内空間の加熱装置及び冷却装置として効率よく利用できる。
【実施例】
【００６９】
本発明に係るエネルギー変換システムについて、熱の出入りする量や圧力等の条件を用いて成績係数等の性能に係る値を求め、得られた結果について、比較例としての従来の冷凍サイクルの結果と比較評価した。
ただし、本発明のエネルギー変換システムについての成績係数等の性能に係る値を求めるにあたっては、特記しない限り、圧縮機等の内部効率、機械効率、熱交換器での圧力損失等は考慮しない。【００７０】
（実施例１）
まず、実施例１として、前記第１の実施形態同様のエネルギー変換システム、すなわち、図１に示すように冷凍サイクル部を二段構成として、被冷却媒体を各冷凍サイクル部の蒸発器にそれぞれ並列に流すと共に、被加熱媒体を各冷凍サイクル部の凝縮器に連続して流し、これら被冷却媒体や被加熱媒体を各冷却サイクル部でそれぞれ熱媒体と熱交換するもの、を加熱用のヒートポンプとして用いる場合について、成績係数等の値を算出した。【００７１】
計算にあたっては、図１中に示したように、サイクルの各点（１〜４、５〜８）における熱媒体の温度等の状態を示す各種物性値を、蒸発器や凝縮器等の熱交換器の伝熱性能、被冷却媒体や被加熱媒体の温度条件等、現実の環境に基づく仮定値を用いて算出した上で、サイクルの成績係数の値を計算して求めることとなる。なお、計算において、熱媒体は、蒸発器出口では飽和蒸気であり、凝縮器出口では飽和液である、また、圧縮機での圧縮過程は等エントロピー変化、膨張弁の膨張過程は等エンタルピー変化である、とそれぞれ仮定している。【００７２】
この実施例１のエネルギー変換システムに係る主要な条件としては、各冷凍サイクル部の熱媒体にＨＦＣ１３４ａを用い、第一の冷凍サイクル部１０の蒸発器１１と凝縮器１３のそれぞれの伝熱性能（熱コンダクタンス）（ＵＡ）E1、（ＵＡ）C1は、１００ｋＷ／Ｋとし、第二の冷凍サイクル部２０の蒸発器２１と凝縮器２３のそれぞれの伝熱性能（熱コンダクタンス）（ＵＡ）E2、（ＵＡ）C2は、１００ｋＷ／Ｋとする。そして、第一の冷凍サイクル部１０の蒸発器１１における被冷却媒体側の入口温度ＴLiは２５℃、出口温度ＴLoは２０℃に設定した。また、第二の冷凍サイクル部２０の蒸発器２１における被冷却媒体側の入口温度ＴLiは２５℃、出口温度ＴLoは２０℃に設定した。【００７３】
一方、第一の冷凍サイクル部１０の凝縮器１３における被加熱媒体側の入口温度ＴHiは４０℃、出口温度ＴHmは６０℃に設定した。また、第二の冷凍サイクル部２０の凝縮器２３における被加熱媒体側の入口温度ＴHmは６０℃、出口温度ＴHoは８０℃に設定した。熱媒体と被加熱媒体との交換熱量は、第一の冷凍サイクル部１０の凝縮器１３での交換熱量ＱC1を２５０ｋＷ、第二の冷凍サイクル部２０の凝縮器２３での交換熱量ＱC2を２５０ｋＷとして、システム全体の凝縮負荷を５００ｋＷに設定している。【００７４】
こうした条件に基づき、サイクルの各点（１〜４、５〜８）における熱媒体の温度Ｔ、圧力Ｐ、比容積ｖ、比エンタルピーｈ、比エントロピーｓ、乾き度ｘの各値を算出した結果を表１に示す。【００７５】
【表１】
0006472379.tif 000002
【００７６】
また、比較例１として、従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルによる単段構成のシステム（図５参照）をヒートポンプとして用いる場合について、前記実施例１と同様に、図５中に示したサイクルの各点（１〜４）における熱媒体の温度や圧力等の状態を求めて、さらに冷凍サイクルの成績係数を得た。【００７７】
また、比較例２として、従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルにおける被冷却媒体及び被加熱媒体の流路を直列に接続して二段構成としたシステム（図６参照）をヒートポンプとして用いる場合についても、前記実施例１と同様に、図６中に示したサイクルの各点（１〜４、５〜８）における熱媒体の温度や圧力等の状態を求めて、さらに冷凍サイクルの成績係数を得た。【００７８】
また、比較例３として、蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて圧縮機を高圧段と低圧段の二段構成とし、低段圧縮機から高段圧縮機に向かう熱媒体と凝縮器から減圧弁に向かう熱媒体とを熱交換させる中間冷却器を設けた、二段圧縮冷凍サイクルのシステム（図８参照）をヒートポンプとして用いる場合についても、前記実施例１と同様に、図８中に示したサイクルの各点（１〜８）における熱媒体の温度や圧力等の状態を求めて、さらに冷凍サイクルの成績係数を得た。【００７９】
さらに、比較例４として、二つの蒸気圧縮式冷凍サイクルにおける一方の熱媒体を被冷却媒体と蒸発器で熱交換させ、他方の熱媒体を被加熱媒体と凝縮器で熱交換させると共に、一方の熱媒体の凝縮熱で、他方の熱媒体を蒸発させるように、冷凍サイクルをカスケード構成とした、二元冷凍サイクルのシステム（図９参照）をヒートポンプとして用いる場合についても、前記実施例１と同様に、図９中に示したサイクルの各点（１〜４、５〜８）における熱媒体の温度や圧力等の状態を求めて、さらに冷凍サイクルの成績係数を得た。
なお、被冷却媒体や被加熱媒体の温度条件、全体の冷凍能力、蒸発器や凝縮器の熱コンダクタンス、及び被冷却媒体の流量については、特記しない限り、前記実施例１の本発明に係るシステムの設定値と同じである。【００８０】
こうした比較例１ないし４の冷凍サイクルの各点（図５、図６、図８、図９参照）における熱媒体の温度Ｔ、圧力Ｐ、比容積ｖ、比エンタルピーｈ、比エントロピーｓ、乾き度ｘの各値を算出した結果を、比較例１のものを表２、比較例２のものを表３、比較例３のものを表４、そして、比較例３のものを表５に、それぞれ示す。【００８１】
【表２】
0006472379.tif 000003
【００８２】
【表３】
0006472379.tif 000004
【００８３】
【表４】
0006472379.tif 000005
【００８４】
【表５】
0006472379.tif 000006
【００８５】
前記表１で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、実施例１のサイクル全体の成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝｛ｍWF1・（ｈ2−ｈ3）＋ｍWF2・（ｈ6−ｈ7）｝／｛ｍWF1・（ｈ2−ｈ1）＋ｍWF2・（ｈ6−ｈ5）｝
＝｛６．２３・（４３１．９３−２８７．５２）＋７．６１・（４４０．６４−３２２．４０）｝／｛６．２３・（４３１．９３−４０９．４８）＋７．６１・（４４０．６４−４０９．５６）｝
＝４．７８１
である。【００８６】
また、前記表２で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、比較例１のサイクルの成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝（ｈ2−ｈ3）／（ｈ2−ｈ1）
＝｛（４４１．２９−３２２．３９）／（４４１．２９−４０７．０５）
＝３．４７２
である。【００８７】
また、前記表３で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、比較例２のサイクル全体の成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝｛ｍWF1・（ｈ2−ｈ3）＋ｍWF2・（ｈ6−ｈ7）｝／｛ｍWF1・（ｈ2−ｈ1）＋ｍWF2・（ｈ6−ｈ5）｝
＝｛６．２０・（４３２．５９−２８７．５２）＋７．６１・（４４０．６４−３２２．４０）｝／｛６．２０・（４３２．５９−４０６．８１）＋７．６１・（４４０．６４−４０９．５６）｝
＝４．５４０
である。【００８８】
また、前記表４で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、比較例３のサイクル全体の成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝ｍWFH・（ｈ4−ｈ5）／｛ｍWFH・（ｈ4−ｈ3）＋ｍWFL・（ｈ2−ｈ1）｝
＝１５．６３・（４３７．５５−３２２．３９）／｛１５．６３・（４３７．５５−４２１．１５）＋９．５１５・（４２４．４８−４０７．０４）｝
＝４．２６４
である。【００８９】
また、前記表５で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、比較例４のサイクル全体の成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝ｍWFH・（ｈ2−ｈ3）／｛ｍWFH・（ｈ2−ｈ1）＋ｍWFL・（ｈ6−ｈ5）｝
＝１５．６３・（４３７．２３−３２２．３９）／｛１５．６３・（４３７．２３−４２２．１０）＋９．９２１・（４２６．７９−４０７．０４）｝
＝４．１５７
である。【００９０】
こうして、前記実施例１及び各比較例について、成績係数を算出した結果より、実施例１のエネルギー変換システムでは、従来の単段の冷凍サイクルのシステムや複数の冷凍サイクルを組み合わせたシステムより成績係数が向上していることがわかる。【００９１】
以上から、実施例１のエネルギー変換システムでは、現実的な条件下で、従来の冷凍サイクルのシステムより優れた成績係数の値が得られており、冷凍サイクルを被冷却媒体と被加熱媒体の流路構成を適切なものとして複数段化することで、不可逆損失を抑え、圧縮機の駆動力として投入すべき仕事量を小さくでき、また、被冷却媒体から受け取った熱、及び、圧縮機の駆動力として投入した仕事を、ヒートポンプの熱供給能力として効率よく利用できることは明らかである。【００９２】
（実施例２）
続いて、実施例２として、前記第２の実施形態同様のエネルギー変換システム、すなわち、図２に示すように冷凍サイクル部を二段構成として、被冷却媒体を各冷凍サイクル部の蒸発器にそれぞれ連続して流すと共に、被加熱媒体を各冷凍サイクル部の凝縮器にそれぞれ並列に流し、これら被冷却媒体や被加熱媒体を各冷凍サイクル部で熱媒体と熱交換するもの、を冷凍機として用いる場合について、成績係数等の値を算出した。【００９３】
前記実施例１の場合同様、計算にあたっては、図２中に示したように、サイクルの各点（１〜４、５〜８）における熱媒体の温度等の状態を示す各種物性値を、蒸発器や凝縮器等の熱交換器の伝熱性能、被冷却媒体や被加熱媒体の温度条件等、現実の環境に基づく仮定値を用いて算出した上で、サイクルの成績係数の値を計算して求めることとなる。なお、計算において、熱媒体は、蒸発器出口では飽和蒸気であり、凝縮器出口では飽和液である、また、圧縮機での圧縮過程は等エントロピー変化、膨張弁の膨張過程は等エンタルピー変化である、とそれぞれ仮定している。【００９４】
この実施例２の冷凍サイクルに係る主要な条件としては、各冷凍サイクル部の熱媒体にはＨＦＣ１３４ａを用い、第一の冷凍サイクル部１０の蒸発器１１と凝縮器１３のそれぞれの伝熱性能（熱コンダクタンス）（ＵＡ）E1、（ＵＡ）C1は、１００ｋＷ／Ｋとし、第二の冷凍サイクル部２０の蒸発器２１と凝縮器２３のそれぞれの伝熱性能（熱コンダクタンス）（ＵＡ）E2、（ＵＡ）C2は、１００ｋＷ／Ｋとする。そして、第一の冷凍サイクル部１０の凝縮器１３における被加熱媒体側の入口温度ＴHiは２５℃、出口温度ＴHoは３０℃に設定した。さらに、第二の冷凍サイクル部２０の凝縮器２３における被加熱媒体側の入口温度ＴHiは２５℃、出口温度ＴHoは３０℃に設定した。【００９５】
一方、第二の冷凍サイクル部２０の蒸発器２１における被冷却媒体側の入口温度ＴLiは０℃、出口温度ＴLmは−１５℃に設定した。また、第一の冷凍サイクル部１０の蒸発器１１における被冷却媒体側の入口温度ＴLmは−１５℃、出口温度ＴLoは−３０℃に設定した。熱媒体と被冷却媒体との交換熱量は、第一の冷凍サイクル部１０の凝縮器１３での交換熱量ＱC1を２５０ｋＷ、第二の冷凍サイクル部２０の凝縮器２３での交換熱量ＱC2を２５０ｋＷとして、システム全体の冷凍能力を５００ｋＷに設定している。【００９６】
こうした条件に基づき、冷凍サイクルの各点（１〜４、５〜８）における熱媒体の温度Ｔ、圧力Ｐ、比容積ｖ、比エンタルピーｈ、比エントロピーｓ、乾き度ｘの各値を算出した結果を表６に示す。【００９７】
【表６】
0006472379.tif 000007
【００９８】
また、比較例５として、前記比較例１と同様の単段構成のシステム（図５参照）を冷凍機として用いる場合について、前記実施例２と同様に、図５中に示したサイクルの各点（１〜４）における熱媒体の温度や圧力等の状態を求めて、さらに冷凍サイクルの成績係数を得た。【００９９】
また、比較例６として、前記比較例２と同様の二段構成としたシステム（図６参照）を冷凍機として用いる場合についても、前記実施例２と同様に、図６中に示したサイクルの各点（１〜４、５〜８）における熱媒体の温度や圧力等の状態を求めて、さらに冷凍サイクルの成績係数を得た。【０１００】
また、比較例７として、前記比較例３と同様の二段圧縮冷凍サイクルのシステム（図８参照）を冷凍機として用いる場合についても、前記実施例２と同様に、図８中に示したサイクルの各点（１〜８）における熱媒体の温度や圧力等の状態を求めて、さらに冷凍サイクルの成績係数を得た。【０１０１】
さらに、比較例８として、前記比較例４と同様の二元冷凍サイクルのシステム（図９参照）を冷凍機として用いる場合についても、前記実施例２と同様に、図９中に示したサイクルの各点（１〜４、５〜８）における熱媒体の温度や圧力等の状態を求めて、さらに冷凍サイクルの成績係数を得た。【０１０２】
なお、被冷却媒体や被加熱媒体の温度条件、全体の冷凍能力、蒸発器や凝縮器の熱コンダクタンス、及び被冷却媒体の流量については、特記しない限り、前記実施例２の本発明に係るシステムの設定値と同じである。【０１０３】
こうした比較例５ないし８の冷凍サイクルの各点（図５、図６、図８、図９参照）における熱媒体の温度Ｔ、圧力Ｐ、比容積ｖ、比エンタルピーｈ、比エントロピーｓ、乾き度ｘの各値を算出した結果を、比較例５のものを表７、比較例６のものを表８、比較例７のものを表９、そして、比較例８のものを表１０に、それぞれ示す。【０１０４】
【表７】
0006472379.tif 000008
【０１０５】
【表８】
0006472379.tif 000009
【０１０６】
【表９】
0006472379.tif 000010
【０１０７】
【表１０】
0006472379.tif 000011
【０１０８】
前記表６で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、実施例２のサイクル全体の成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝｛ｍWF1・（ｈ1−ｈ4）＋ｍWF2・（ｈ5−ｈ8）｝／｛ｍWF1・（ｈ2−ｈ1）＋ｍWF2・（ｈ6−ｈ5）｝
＝｛６．５９・（３８０．２９−２４３．８３）＋６．１６・（３８９．６０−２４３．４８）｝／｛６．５９・（４２７．１５−３８０．２９）＋６．１６・（４２２．５０−３８９．６０）｝
＝３．５１８
である。【０１０９】
また、前記表７で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、比較例５のサイクルの成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝（ｈ1−ｈ4）／（ｈ2−ｈ1）
＝（３８０．３２−２４９．８６）／（４２９．６８−３８０．３２）
＝２．６４３
である。【０１１０】
また、前記表８で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、比較例６のサイクル全体の成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝｛ｍWF1・（ｈ1−ｈ4）＋ｍWF2・（ｈ5−ｈ8）｝／｛ｍWF1・（ｈ2−ｈ1）＋ｍWF2・（ｈ6−ｈ5）｝
＝｛６．５９・（３８０．２９−２４３．８３）＋６．４９・（３８９．６０−２５０．８９）｝／｛６．５９・（４２７．１５−３８０．２９）＋６．４９・（４２５．５３−３８９．６０）｝
＝３．３２０
である。【０１１１】
また、前記表９で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、比較例７のサイクル全体の成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝ｍWFL・（ｈ1−ｈ8）／｛ｍWFH・（ｈ4−ｈ3）＋ｍWFL・（ｈ2−ｈ1）｝
＝９．９０３・（３８０．３２−１９８．５６）／｛１３．９４・（４２２．８７−３９７．９１）＋９．９０３・（４０４．４４−３８０．３２）｝
＝３．０６７
である。【０１１２】
また、前記表１０で示された冷凍サイクルの各点での熱媒体の状態から、比較例８のサイクル全体の成績係数（ＣＯＰ）は、
ＣＯＰ＝ｍWFL・（ｈ5−ｈ8）／｛ｍWFH・（ｈ2−ｈ1）＋ｍWFL・（ｈ6−ｈ5）｝
＝１０．３２・（３８０．３２−２０５．９５）／｛１４．１１・（４２２．２７−４００．００）＋１０．３２・（４０８．６８−３８０．３２）｝
＝２．９６
である。【０１１３】
こうして、前記実施例及び各比較例について、成績係数を算出した結果より、実施例２のエネルギー変換システムでは、従来の単段の冷凍サイクルのシステムや複数の冷凍サイクルを組み合わせたシステムより成績係数が向上していることがわかる。【０１１４】
以上から、実施例２のエネルギー変換システムでは、現実的な条件下で、従来の冷凍サイクルのシステムより優れた成績係数の値が得られており、冷凍サイクルを被冷却媒体と被加熱媒体の流路構成を適切なものとして複数段化することで、不可逆損失を抑え、圧縮機の駆動力として投入すべき仕事量を小さくでき、また、圧縮機の駆動力として投入した仕事を冷凍能力としてより有効に利用できることは明らかである。【０１１５】
（実験装置を用いた実験）
さらに、実験装置を用いて、蒸気圧縮冷凍サイクルの複数段構成の有効性を、単段蒸気圧縮冷凍サイクルと比較しつつ評価した。
実験装置は、供給される被冷却媒体や被加熱媒体を共通に熱媒体との熱交換の対象とする二つの冷凍サイクル部、詳細には、一段目の高温側サイクル（Ｃｙｃｌｅ−Ｎｏ．１）と二段目の低温側サイクル（Ｃｙｃｌｅ−Ｎｏ．２）、を有する二段構成である。各冷凍サイクル部の蒸発器における被冷却媒体の流路、並びに凝縮器における被加熱媒体の流路は、図６に示すものと同様、冷凍サイクル部間でそれぞれ直列に接続されて設置される。そして、被冷却媒体としての温水はＣｙｃｌｅ−Ｎｏ．１の蒸発器を通った後、Ｃｙｃｌｅ−Ｎｏ．２の蒸発器へ流れ込み、また、被加熱媒体としての冷水はＣｙｃｌｅ−Ｎｏ．２の凝縮器を通った後、Ｃｙｃｌｅ−Ｎｏ．１の凝縮器へ流れ込む。一方、各々のサイクルにおける構成及び熱媒体のサイクル各部を循環する経路は、図５に示す基礎的な蒸気圧縮冷凍サイクルと同様である。【０１１６】
実験装置を用いた実験では、熱媒体にフロン系の純媒体であるＨＦＣ−１３４ａを使用し、２段サイクルにおける一段目と二段目の熱媒体流量比を変化させ、各場合の不可逆損失をエントロピー生成速度に着目し検討する。
実験装置で用いる蒸発器、凝縮器はいずれもプレート式熱交換器（（株）日阪製作所製ＢＸＮ−０２４−ＮＵ−１０）であり、基礎的な単段蒸気圧縮冷凍サイクルと二段サイクルとの伝熱面積の条件を等しくするために、単段サイクルの場合でも、二段サイクルと同様に蒸発器２基、凝縮器２基を用い、これら２基の蒸発器及び凝縮器をそれぞれ並列接続して総伝熱面積を二段サイクルと合わせている。【０１１７】
熱媒体流量比が与える影響を検討するための実験条件として、被冷却媒体としての温水の温度を２８℃、被加熱媒体としての冷水の温度を７℃とし、熱媒体流量１００ｔ／ｈ、被冷却媒体と被加熱媒体の各流量を温水５００ｔ／ｈ、冷水５００ｔ／ｈとした。二段サイクルにおける一段目と二段目の熱媒体流量比が与える影響を検討するため、熱媒体流量比を３：７、４．６、５：５、６：４、７：３と変化させた。なお一段目と二段目の熱媒体流量の合計は単段サイクルと等しいものとする。また被冷却媒体や被加熱媒体側の温度変化を二段サイクルと単段サイクルとで等しくした。ここでいう温度変化は、単段サイクルの蒸発器の場合、蒸発器を通過前後の温度変化、二段サイクルの蒸発器の場合、一段目の蒸発器を通過してから二段目の蒸発器を出るまでの温度変化を指す。【０１１８】
実験では熱媒体流量が一定に保たれるように熱媒体ポンプの周波数を調整し行った。また、膨張器としてニードル弁で圧力差をつけている。ニードル弁のバルブの開度は実験条件によって変化させた。定常状態になったのちデータを取り、その平均値を用いて解析を行った。【０１１９】
図１０ないし図１４に、二段サイクルにおける一段目と二段目の熱媒体流量比を７：３、６：４、５：５、４：６、３：７と変化させたときの各Ｔ−Ｓ線図を、単段サイクルの場合と合わせて示す。前記各図より、一段目の熱媒体流量が増加するにつれて、一段目の蒸発器における交換熱量は減少し、凝縮器における交換熱量は増加し、また、それに伴い、二段目の蒸発器における交換熱量は増加し、凝縮器における交換熱量は減少していることが確認できる。二段目の熱媒体流量が増加するにつれて、二段目の蒸発温度は上昇し、熱源出口温度と近づいている。それにより、不可逆損失が低減していると考えられる。【０１２０】
図１５に、二段サイクルにおける全体に対する一段目の熱媒体流量割合mWF,1/mWFとエントロピー生成速度Sgenとの関係を示す。図１５（Ａ）より、二段サイクルのエントロピー生成速度は単段サイクルのエントロピー生成速度よりも小さくなっていることが確認できる。これより二段の方が単段よりも不可逆損失が小さいといえる。【０１２１】
また、二段サイクル全体のエントロピー生成速度は、一段目と二段目の熱媒体流量比が５：５のときに最も小さくなるような変化をしている。これは図１６に示す理論計算の変化と一致している。さらに、サイクル全体の蒸発器、凝縮器でのエントロピー生成速度も同様の変化をしていることから、二段サイクルの一段目と二段目における最適な熱媒体流量比は５：５であることが、理論的にも実験的にも明らかであるといえる。加えて、図１５（Ｂ）より、一段目では熱媒体流量が増加するのに伴い、エントロピー生成速度も増加している。このエントロピー生成速度の変化も、図１６に示す理論計算したエントロピー生成速度の変化と一致していることが確認できる。【０１２２】
図１７に、二段サイクルにおける全体に対する一段目の熱媒体流量割合mWF,1/mWFと対数平均温度差ΔTlmとの関係を示す。図１７（Ａ）より、二段サイクルの対数平均温度差は単段サイクルよりも小さいことがわかる。これより二段サイクルの方が単段サイクルよりも、被冷却媒体や被加熱媒体と熱媒体温度との差が小さくなることが明らかである。つまり、二段サイクルの熱媒体の有効温度差が単段サイクルよりも大きくなり、冷凍機やヒートポンプとしての出力も増加することが見込まれる。一方、図１７（Ｂ）より、一段目では熱媒体流量の増加に伴い、対数平均温度差は大きくなることがわかる。【０１２３】
図１８に、二段サイクルにおける全体に対する一段目の熱媒体流量割合mWF,1/mWFとピンチポイントの温度差ΔTPinchpointとの関係を示す。図１８より、二段サイクルのΔTPinchpointは単段よりも小さい、すなわち、二段サイクルの方が単段サイクルより、被冷却媒体や被加熱媒体と熱媒体とのピンチポイントが小さくなることがわかる。本実験では、熱源の温度変化を二段サイクルと単段サイクルで同等にしている。よって、二段サイクルの方が単段サイクルよりも熱媒体の蒸発温度は高く、凝縮温度は低いといえる。これは、不可逆損失は二段サイクルの方が小さいことを意味している。【０１２４】
図１９に、二段サイクルにおける全体に対する一段目の熱媒体流量割合mWF,1/mWFと熱交換単位数NTUとの関係を示す。図１９より、二段サイクルの方が単段サイクルよりもNTUの値が大きいことがわかる。よって、二段サイクルの方が単段サイクルよりも熱交換過程で不可逆損失が小さいといえる。
図２０に、二段サイクルにおける全体に対する一段目の熱媒体流量割合mWF,1/mWFと熱通過係数UE、UCとの関係を示す。図２０より、二段サイクルの方が単段サイクルよりも熱通過係数が大きい。このことから、熱交換器での熱交換過程における不可逆損失が低減しているといえる。【０１２５】
図２１に、二段サイクルにおける全体に対する一段目の熱媒体流量割合mWF,1/mWFと熱源の温度変化ΔTWS、ΔTCSとの関係を示す。図２１より、二段サイクルの方が単段サイクルよりも熱源の温度変化が小さくなっていることがわかる。熱源の温度変化が大きくなると、熱媒体の有効温度差が小さくなり、出力も小さくなる。
よって、二段サイクルの方が単段サイクルよりも高い出力を得られると見込まれる。また、熱媒体流量比が５：５の場合が最も熱源温度変化が小さいことから、熱媒体流量比が５：５の場合、すなわち流量比１：１の場合が最適条件だと考えられる。ただし、本実験の二段サイクルシステムでは、一段目は比較的に安定するが、二段目は不安定であり、二段目の状態が全体に及ぼす影響は大きいと考えられる。【０１２６】
以上の実験結果より、二段サイクルの方が単段サイクルより、不可逆損失が小さくなり、取り出せる出力が大きくなることが明らかとなった。これによって、本発明のヒートポンプとしての有効性も、実験的に示されたといえる。
【符号の説明】
【０１２７】
１、２          エネルギー変換システム
１０、２０      冷凍サイクル部
１１、２１      蒸発器
１２、２２      圧縮機
１３、２３      凝縮器
１４、２４      減圧弁
３１、３２      ポンプ
【図１】
0006472379.tif 000012
【図２】
0006472379.tif 000013
【図３】
0006472379.tif 000014
【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
0006472379.tif 000018
【図８】
0006472379.tif 000019
【図９】
0006472379.tif 000020
【図１０】
0006472379.tif 000021
【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
0006472379.tif 000028
【図１８】
0006472379.tif 000029
【図１９】
0006472379.tif 000030
【図２０】
0006472379.tif 000031
【図２１】
0006472379.tif 000032