JP4997881B2 - ヒートポンプシステム - Google Patents

Description

本発明は、水蒸気を作動流体とするヒートポンプシステムに関するものである。

水蒸気を作動流体としたターボ式ヒートポンプシステムにおいて、圧縮動力削減を目的とした中間冷却技術が知られている。特許文献１には、圧縮機段間の流路の壁に細孔部を設け、水を供給して中間冷却する技術が開示されている。

一方、特許文献２には、ターボ式圧縮機においてインペラに直結されたピニオンギアとプルギアからなる遠心圧縮機（以下、ギアド圧縮機という）に関する技術が開示されている。

特開２００４−３００９２９号公報 特開２００２−２１７５９号公報

特許文献１に開示されたような１軸多段遠心圧縮機を用いたヒートポンプシステムでは、圧縮機の仕様によって段間の流路長さが決まるため、段間の流路に冷却用の液体を供給する際、圧縮機主流水蒸気の被加湿時間が制限される。そのため圧縮機主流水蒸気の加湿が不充分となり中間冷却による圧縮動力低減効果が小さくなる可能性がある。

本発明の目的は、圧縮機作動流体の被冷却距離を充分確保し、中間冷却器の冷却効率を向上させることが可能で、ヒートポンプシステムの熱効率を向上させることを可能にすることにある。

水を蒸発させて蒸気を生成する蒸発器と、前記蒸発器で生成された蒸気を昇温昇圧する多段圧縮機と、前記多段圧縮機の段間に設置され前記圧縮機の主流蒸気を中間冷却する冷却器とを備えたヒートポンプシステムにおいて、前記多段圧縮機はギアド圧縮機であり、前記冷却器を前記圧縮機のケーシング外部に設置し、前記冷却器は前記主流蒸気に水を散布する散布装置を備え、前記散布装置を前記冷却器内の主流蒸気の流通方向上流側に設置する。

本発明によると、圧縮機作動流体の被冷却距離を充分確保し、中間冷却器の冷却効率を向上させることが可能で、ヒートポンプシステムの熱効率を向上させることが可能となる。

ヒートポンプシステムにおけるシステムの熱効率向上のためには、圧縮機作動流体の中間冷却を行い圧縮機の圧縮動力を低減させることが有効である。

発明者らは、圧縮機の中間冷却機構に対する検討を重ね、ヒートポンプシステムのシステム熱効率向上を達成するためには、圧縮機作動流体の被冷却時間を長くすること、圧縮機作動流体の被冷却時間に対する冷却効率を向上させることが有効であるとの知見を得た。

この知見を元に発明者らは、中間冷却器を圧縮機の外部に設置すれば、圧縮機の構造に制限されることなく圧縮機作動流体の被冷却時間を長くできることに注目した。また、必然的かつ単純な構成で中間冷却器を圧縮機の外部に設置するシステムとして、ヒートポンプシステムの圧縮機として多段のギアド圧縮機を採用することに想到した。多段のギアド圧縮機はその構造上、各圧縮段間において圧縮機作動流体を全量圧縮機外部に抽気するものであるため、一般的に中間冷却器は圧縮機外部に設置される。そのため、ギアド圧縮機を用いれば圧縮機作動流体の被冷却流路を長くでき、充分な被冷却時間を確保することができる。

なお、ここで圧縮機内部とは、圧縮機作動流体の流路のうち、圧縮機ケーシングの内側部分を意味し、圧縮機外部とは圧縮機ケーシング外側部分の流路を意味する。

次に、圧縮機作動流体が水の場合を考える。圧縮機作動流体が水であり、圧縮機器内での作動流体の状態が気体（水蒸気）である場合、圧縮機の中間冷却方法として圧縮機主流水蒸気に水を噴霧する方式がある。この水噴霧方式は、水蒸気と水との直接熱交換方式であるうえ、圧縮機主流水蒸気の冷却に水の蒸発潜熱を利用できるため、圧縮機作動流体の被冷却時間に対する冷却効率を向上させる点で有利である。また、熱交換器等を用いる間接熱交換方式と比べ、コストの点でも有利である。

水噴霧方式では、圧縮機各段に吸入される圧縮機主流水蒸気に水を散布して主流水蒸気を冷却し、主流水蒸気の熱や圧縮機内での昇温効果により散布された水を蒸発させることで、主流水蒸気の流量を増加させることもできる。

このように、水を作動媒体とするヒートポンプシステムにおいて水の散布により圧縮機の中間冷却を行えば、主流水蒸気の冷却効果と散布水の蒸発による被圧縮気体の増量効果という二つの効果により圧縮機の圧縮効率、ひいてはヒートポンプシステムの熱効率が向上する。このとき圧縮効率，熱効率が最大となるのは主流水蒸気を飽和温度まで冷却した場合である。

この場合、圧縮機として、各圧縮段間において圧縮機作動流体を全量圧縮機外部に抽気する多段のギアド圧縮機を用いれば、主流気体を圧縮機外部に抽出しないものと比べ、主流水蒸気を充分に冷却でき、飽和温度近くまでの冷却を容易に達成可能な中間冷却機構を得ることができる。

また水散布方式において、主流水蒸気を効率よく冷却するためには、主流水蒸気を飽和温度まで冷却可能なほど充分量の水を散布することが有効である。ただし、蒸発せず液体のまま残った散布水が圧縮機主流蒸気に同伴されて圧縮段に流入すると、高速回転する圧縮段に液滴が衝突することでエロージョンと呼ばれる機械的な侵食が発生し、圧縮機の信頼性が低下する。そのため、好ましくは圧縮機外に設置された水散布部（中間冷却装置）において、主流蒸気の入口，出口を鉛直方向上部に設けることが望ましい。このような構成とすることにより、未蒸発の水（液滴）を重力の作用により鉛直方向下方に落下させることができ、液滴の圧縮段への流入を抑制することができる。

以下、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。

図１を用い、本発明の実施例を詳細に説明する。図１は、本発明の一実施例であるヒートポンプシステムの構成図を示す。

本実施例のヒートポンプシステムは、主に、供給された水８０を外部高温熱源６０との熱交換によって蒸発させ水蒸気を生成する蒸発器４と、生成された水蒸気を昇温昇圧する蒸気圧縮機１を備えている。本実施例では蒸気圧縮機１は第１段１１，第２段１２，第３段１３，第４段１４の４段構成であるが、４段未満でも以上でも構わない。蒸気圧縮機１は軸２１，２２，ピニオンギア５１，５２，プルギア５を有するギアド圧縮機であり、軸２を介して接続された電動機３よって駆動される。蒸気圧縮機１は２軸構成であり、第１段１１および第２段１２は軸２１に、第３段および第４段は軸２２に接続されている。軸２１，２２はそれぞれピニオンギア５１，５２を有しており、ピニオンギア５１，５２の歯数を調整することで各軸の回転数を違えることが可能である。本実施例のヒートポンプシステムは軸２１の回転数として約３０,０００rpmを、軸２２の回転数として約20,000
rpmを想定している。

蒸気圧縮機１の各段の段間にはそれぞれ圧縮蒸気を冷却するための中間冷却器４１，
４２，４３を設置する。本実施例では中間冷却器として熱交換器を利用した間接熱交換方式のものを用いる。熱交換器の種類について制約はないが、本実施例ではプレートフィン型を採用する。各中間冷却器にはそれぞれ外部から冷却媒体６１，６２，６３が供給される。

次に、圧縮機１の作動流体の流れについて説明する。作動流体である水は蒸発器４の入口で液体の水８１として存在している。水８１は蒸発器４において外部高温熱源６０と熱交換することで気相へと相変化して過熱蒸気８２となり、蒸気圧縮機１へと流入する。蒸気圧縮機１の第１段１１を通過すると圧力と温度が上昇した過熱蒸気８３が生成される。過熱蒸気８３は中間冷却器４１に流入し、冷媒６１と熱交換することによって飽和温度まで冷却され、飽和蒸気８４となって第２段１２へと流入する。第２段１２を通過すると圧力と温度が上昇した過熱蒸気８５が生成される。過熱蒸気８５は中間冷却器４２に流入し、そこで再び冷媒６２との熱交換により飽和温度まで冷却され、飽和蒸気８６となって第３段１３へと流入する。第３段１３を通過すると圧力と温度が上昇した過熱蒸気８７が生成される。過熱蒸気８７は中間冷却器４３に流入し、冷媒６３との熱交換により飽和温度まで冷却され、飽和蒸気８８となって第４段１４へと流入する。第４段で圧縮された圧縮機作動流体である水蒸気は最終的に高温，高圧の過熱蒸気８９の状態で工場等の熱利用設備１０に供給される。

ここで、本実施例のヒートポンプシステムの具体的な動作について説明する。作動流体は、蒸発器４の入口で水８１として存在しており、このときの圧力は約０.０２ＭＰａ 、温度は約６０℃、質量流量は約１.６kg／ｓ とする。ただし、本実施例のヒートポンプシステムでは、より温度の低い熱源（１００℃以下）でも外部高温熱源６０として利用できるよう、供給される水を大気圧（約０.１ＭＰａ ）より低くするため、蒸発器４の上流側に膨張器９を設け、減圧して水８１を供給している。減圧前の水８０の状態としては、圧力約０.５ＭＰａ ，温度１２０℃を想定している。水８１は蒸発器４において約８０℃の外部高温熱源６０との熱交換により蒸発潜熱を奪い、気相へと相変化して約６５℃の過熱蒸気８２となって蒸気圧縮機１へと流入する。過熱蒸気８２は蒸気圧縮機１の第１段１１によって所定の圧力比約２.４ まで圧縮され、圧力約０.０５ＭＰａ ，温度約１５０℃に上昇した過熱蒸気８３となる。過熱蒸気８３は中間冷却器４１に流入し、約２０℃の冷媒６１と熱交換することによって飽和温度である８０℃程度まで冷却され、飽和蒸気８４となって第２段１２へと流入する。飽和蒸気８４は第２段１２によって所定の圧力比約2.2まで圧縮され、圧力は約０.１１ＭＰａ 、温度は約１７０℃に上昇した過熱蒸気８５となる。過熱蒸気８５は中間冷却器４２に流入し、約２０℃の冷媒６２と熱交換することによって飽和温度である約１００℃まで冷却され、飽和蒸気８６となって第３段１３へと流入する。飽和蒸気８６は第３段１３によって所定の圧力比約２.０ まで圧縮され、圧力は約０.２２ＭＰａ 、温度は約１８０℃に上昇した過熱蒸気８７となる。過熱蒸気８７は中間冷却器４３に流入し、約２０℃の冷媒６３と熱交換することによって飽和温度である約
１２０℃まで冷却され、飽和蒸気８８となって第４段１４へと流入する。そこで所定の圧力比１.８ まで圧縮され、圧力約０.４０ＭＰａ ，温度約１９０℃の過熱蒸気８９の状態で放出される。この過熱蒸気８９は工業用熱源として、製紙会社，食品工場，地域冷暖房，化学工場などの熱利用施設１０で利用される。

ここで、本実施例の利点について図２，図３を用いて説明する。図２は蒸気圧縮機１の第１段１１と中間冷却気４３の斜視図を示す。ここでは例として第１段を選択しているが、第２段〜第４段についてもほぼ同一構造である。第１段１１において、軸２１にはピニオンギア５１および第一段ケーシング２０１内でインペラ１１１が接続されており、インペラ出口の流路にはディフューザ１１２が取り付けられている。蒸発器４から圧縮機１に流入する過熱蒸気８２は、インペラ１１１で仕事を与えられて圧縮され、ディフューザ
１１２で減速し、昇温昇圧された過熱蒸気８３の状態で圧縮機のケーシング２０１の外部に設けられた配管２１１を通って中間冷却器４１へと導かれる。

図３は、従来例である１軸多段遠心圧縮機の構造図を示す。図３に示した圧縮機１０１は、１軸４段圧縮機である。圧縮機１０１は、吸気蒸気８１を各段のインペラ１１１，
１２１，１３１，１４１，ディフューザ１１２，１２２，１３２，１４２により昇温昇圧し、過熱蒸気８９として吐出する。１軸多段圧縮機１０１の各段はケーシング１５０内に一体に配置されているため、各段の段間に中間冷却器を新たに設置しようとすると構造が複雑になる。また、圧縮機１０１は１軸圧縮機であり、各段の回転数を違えることはできない。

実施例１のギアド圧縮機１の構造と図３に示す１軸多段遠心圧縮機１０１の構造を比較すると、ギアド圧縮機１には以下の利点がある。ギアド圧縮機は各段が独立しているため、段間に中間冷却器を設置するのが容易である。圧縮機外部に中間冷却器を設置する場合、構造の複雑化を避けられない１軸多段圧縮機２に比べ、元々圧縮機作動流体を全量抽気する構成のギアド圧縮機１では配管やケーシングの部品点数が少なくて済むためにコストを低く抑えられ、また、単純な構造であるために信頼性の高い装置を提供可能である。１軸多段圧縮機２では、圧縮機主流を圧縮機外に抽気せず、例えば圧縮機内部で水を噴霧する方式も考えられるが、この場合、噴霧水との熱交換による圧縮機主流の被冷却距離が圧縮機のサイズにより制限され、充分な冷却ができない可能性がある。

本実施例のヒートポンプシステムでは、圧縮機として多段のギアド圧縮機１を用いているため、構造を複雑化することなく、圧縮機作動流体を全量圧縮機ケーシングの外部へ抽気して中間冷却するよう容易に構成できる。中間冷却手段、即ち中間冷却器を圧縮機のケーシング外部に設置するよう構成すれば、中間冷却器の大きさは比較的自由に設定できる。そのため圧縮機作動流体の被冷却距離を充分確保することが可能であり、中間冷却器の冷却効率を向上させ、ヒートポンプシステムの熱効率を向上させることが可能になる。

また、本実施例のヒートポンプシステムでは、ギアド圧縮機１を２軸としているため、後段側の回転数を前段側と違えることができ、各段に最適な回転数を選択することにより圧縮機効率の向上を図ることができる点である。この理由について図４を用いて説明する。図４は圧縮機における比速度と効率の関係を示す。比速度Ｎｓは以下の式で定義される。

図４から、効率が最大となる比速度は一意に決まることがわかる。また定義式によれば、比速度は段圧力比（ここでは圧力上昇と同義）と回転数の関数である。したがって、段圧力比に応じた最適回転数が存在するため、回転数を変えられるギアド圧縮機１の方が変えられない１軸圧縮機２に比べて高い圧縮効率を達成できることは明らかである。本実施例における計算結果によれば、圧縮機効率の向上幅は約１ｐｔである。

なお、本実施例のヒートポンプシステムで利用する圧縮機としては単段の圧縮機はふさわしくなく、ギアド圧縮機を適用できるような多段機であることが望ましい。本実施例の、水を作動流体とするヒートポンプの蒸気圧縮機の圧力比は約２０と高い。多段機でないとこの圧力比を達成するのは非常に困難である。また、作動流体の水は定圧比熱Ｃｐが空気より大きいため、同一の圧縮仕事に対する圧力比の上昇率が下がる。このため、単段で得られる圧力比は空気の場合より小さくなり、多段化の必要性は高い。

図５を用い、本発明の別の実施例を説明する。本実施例は、圧縮機１の各段間に設置する中間冷却器４１〜４３を加湿器４１ａ〜４３ａとし、各加湿器に冷却水９１〜９３を供給している。また、蒸発器４と蒸気圧縮機１の間に加湿器４４を設け、冷却水９４を供給している。図１と重複する部分については番号を同一とし、詳細な説明は省略する。

図５を用いて本実施例の具体的な動作について説明する。作動流体である水８０は蒸発器４の入口で液体である水８１として存在している。状態量としては、圧力約０.０２MPa，温度約６０℃，質量流量約１.６kg／ｓ である。蒸発器を通過した水８１は約６５℃の過熱蒸気８２となり、蒸気圧縮機１の上流側に設けられた加湿器４４に流入する。加湿器４４から０.０５kg／ｓ の冷却水９４が噴霧され、６０℃程度の飽和蒸気８２ａとなり、蒸気圧縮機第１段１１へと流入する。第１段１１による圧縮によって、圧力約０.０５
ＭＰａ，温度約１５０℃過熱蒸気８３が生成される。過熱蒸気８３は加湿器４１ａに流入し、そこで噴霧された約０.１kg／ｓ の水９１が蒸発潜熱を奪うことによって飽和温度である８０℃程度まで冷却され、飽和蒸気８４となって第２段１２へと流入する。第２段
１２による圧縮によって、圧力約０.１１ＭＰａ ，温度約１７０℃の過熱蒸気８５が生成される。過熱蒸気８５は加湿器４２ａに流入し、そこで噴霧された約０.１kg／ｓ の水
９２が蒸発潜熱を奪うことによって飽和温度である１００℃程度まで冷却され、飽和蒸気８６となって第３段１３へと流入する。第３段１３による圧縮によって、圧力約０.２２ＭＰａ，温度約１８０℃の過熱蒸気８７が生成される。過熱蒸気８７は加湿器４３ａに流入し、そこで噴霧された約０.１kg／ｓ の水が蒸発潜熱を奪うことによって飽和温度である１２０℃程度まで冷却され、飽和蒸気８８となって第４段１４へと流入する。第４段
１４により、圧力約０.４０ＭＰａ ，温度約１９０℃の過熱蒸気８９が生成され、最終的には過熱蒸気８９の状態で熱利用設備２に供給される。

次に図６，図７，図８を用いて本実施例をさらに詳細に説明する。図６は蒸気圧縮機の第１段１１および加湿器４１ａの斜視図を、図７，図８は加湿器４１ａの鉛直方向断面
（Ａ−Ａ断面）を示す。本実施例の加湿器４ａはケーシング４１１，噴霧ノズル４１２，ドレン排出孔４１３から構成されており、冷却水９１はノズル４１２から噴霧され、中間冷却が行われる。

ここで、本実施例の利点について説明する。本実施例では中間冷却器へ水を供給し、水の蒸発潜熱を利用して過熱蒸気を冷却しているため、中間冷却を行うことによって圧縮動力の削減だけでなく圧縮機作動流体の流量も増加する。本実施例では、蒸発器４で生成された蒸気の約１２０％の蒸気が蒸気利用施設１０に供給される。これは、同一の生成蒸気量に対して蒸発器容量を小さくできることと同義であるため、設備コストの削減につながる。また、実施例１の再生熱交換器を用いた間接熱交換方式の中間冷却器を用いた場合と比較すると、直接熱交換型である本実施例の中間冷却器は、冷却効率の点でも優れている。構造の点でも、本実施例の中間冷却器はケーシングと冷却器に水を供給するポンプのみで構成されており、過熱蒸気との熱交換後に冷媒を冷却する設備（クーリングタワー等）が不要となるため設備コスト低減効果はさらに高くなる。

また、加湿器として噴霧冷却器４１２を用いて主流に供給する水の粒径を小さくすると、水滴が蒸発しやすくより短い時間で主流蒸気を飽和蒸気まで冷却することができる。これは、圧縮機主流蒸気の被冷却距離を短くできることにつながり加湿器そのもののサイズを小さくできるため、更なるコスト低減，省スペース化につながる。また、図８に示すように噴霧位置を上流側にすることで、より小さなケーシングで効率よく主流蒸気を冷却できることとなり、上記効果はよりいっそう顕著なものとなる。

図９を用い、本発明のほかの実施例を説明する。図９に本実施例における加湿器４１ａの鉛直方向断面を示す。実施例２との相違点は、加湿器４１ａの入口３０１の流路断面積が単調増加となっている点である。なお、図１〜図８と重複する機器については番号を同一とし、詳細な説明は省略する。

ここで、図９を用いて本実施例の具体的な動作および利点について説明する。蒸気圧縮機第１段１１で圧縮された過熱蒸気８３は、断面積が単調増加する入口３０１を経由して加湿器４１ａへと流入する。そのため、加湿器４１ａへの流入速度は実施例２の加湿器と比べて小さく、全圧損失が小さくなる。さらに、流速が減少するため主流静圧が上昇し、その分だけ飽和蒸気圧が高くなる。飽和蒸気圧が高いということは噴霧水の蒸発により圧縮機主流蒸気に合流する水量が増加するとことと同義なので、実施例２の場合に比べてさらに蒸発器４のサイズを小さくでき、低コスト化が達成できる。加えて、加湿器４１ａでの主流流速が遅くなって滞留時間が増加するため圧縮機主流蒸気の被冷却距離を短くできることにつながり、加湿器のサイズ低減、もしくは粒径の大きい安価なノズルの適用等が可能となり、さらにコストを低減できる。

図１０を用い、本発明の別の実施例を説明する。図１０に本実施例における加湿器41ａの鉛直方向断面図を示す。実施例３との相違は、加湿器４１ａ中にスロープ４１４を設置し、スロープの最下点をドレン排出孔４１３としている点である。なお、図１〜図９と重複する機器については番号を同一とし、詳細な説明は省略する。

ここで、図１０を用いて本実施例の具体的な動作および利点について説明する。蒸気圧縮機第１段１１で圧縮された過熱蒸気８３は、加湿器４１ａで噴霧ノズル４１２から冷却水９１を噴霧され、飽和蒸気８４となり第２段１２へと導かれる。この際、加湿器ケーシング４１１においては、蒸発せず水のまま残った噴霧水や飽和蒸気の凝縮により発生した水が存在する可能性がある。実施例３の加湿器に比べ、本実施例の加湿器ではスロープ
４１４を伝って加湿器内の水滴がドレン排出孔４１３に集まりやすくなるため、水滴が主流へ混入する可能性が減少する。水滴が主流に混入すると第２段１２のインペラに水滴が衝突し、エロージョンが発生することがある。本実施例の加湿器はスロープ４１４を有するため、ヒートポンプシステムの信頼性の向上に貢献する。また、加湿器ケーシング411に残る水量を削減できるため、ケーシングの腐食の抑制にも貢献する。

なお、実施例１〜４の全ての場合において、図２や図６に示すように中間冷却器の位置は圧縮機の鉛直方向下側にあることが望ましい。各実施例のヒートポンプシステムが設置される工場等では、設備の設置のためのスペースが限られていることが多い。圧縮機の下に中間冷却器を設置すれば、機器の設置面積を削減でき、設備の省スペース化が実現できるため、より多くの場所に設置が可能となる。また、中間冷却器を圧縮機の鉛直方向下側に設置することで、中間冷却器と圧縮段をつなぐ配管内で水蒸気が凝縮して水滴が発生しても、水滴が壁面を伝って中間冷却器へと導かれ、水滴の次の段への流入を抑制し、ヒートポンプシステムの信頼性を向上できるという効果も奏する。中間冷却器として水を散布する構成を適用した場合には、蒸発せずに残った水も上述の凝縮水と同様に、下に設置された中間冷却機内へと導かれ、水の圧縮段への流入を抑制する。

図１１を用い、本発明の別の実施例を説明する。図１１は本実施例における加湿器41ａの鉛直方向断面図を示す。実施例４との相違は、加湿器４１ａの出口３０２にミストセパレータ４１５を設置している点である。なお、図１〜図１０と重複する機器については番号を同一とし、詳細な説明は省略する。

ここで、図１１を用いて本実施例の具体的な動作および利点について説明する。蒸気圧縮機第１段１１で圧縮された過熱蒸気８３は、加湿器４１ａで噴霧ノズル４１２から冷却水９１を噴霧され、飽和蒸気８４となり第２段１２へと導かれる。この際加湿器４１ａと次段との間の流路壁面において主流の凝縮が発生する可能性がある。発生した水滴の大部分は前述のように加湿器に戻るが、一部は主流に乗って次の段のインペラに衝突し、エロージョンの原因となる恐れがある。

本実施例の加湿器４１ａは、次段との間の流路である加湿器出口３０２にミストセパレータ４１５を設置している。そのため、水滴のインペラへの流入を抑制し、信頼性の高い圧縮機を提供できる。

本発明の実施例１であるヒートポンプシステムの構成図を示す。 本発明の実施例１であるヒートポンプシステムの部分拡大図を示す。 従来例である１軸多段遠心圧縮機の構造図を示す。 圧縮機における比速度と効率の関係を示す。 本発明の実施例２であるヒートポンプシステムの構成図を示す。 本発明の実施例２であるヒートポンプシステムの部分拡大図を示す。 本発明の実施例２であるヒートポンプシステムの加湿器の断面図を示す。 本発明の実施例２であるヒートポンプシステムの加湿器の断面図を示す。 本発明の実施例３であるヒートポンプシステムの加湿器の断面図を示す。 本発明の実施例４であるヒートポンプシステムの加湿器の断面図を示す。 本発明の実施例５であるヒートポンプシステムの加湿器の断面図を示す。

符号の説明

１，１０１…圧縮機、２，２１，２２…軸、３…電動機、４…蒸発器、５…プルギア、９…膨張器、１０…熱利用設備、１１〜１４…段、４１〜４３…中間冷却器、４１ａ〜
４３ａ、４４…加湿器、５１，５２…ピニオンギア、６０…高温熱源、６１〜６３…冷却媒体、８０，８１…水、８２〜８９，８２ａ…水蒸気、９１〜９４…冷却水、１１１，
１２１，１３１，１４１…インペラ、１１２，１２２，１３２，１４２…ディフューザ、１５０，２０１…ケーシング、２１１…配管、３０１…入口、３０２…出口、４１１…ケーシング、４１２…噴霧ノズル、４１３…ドレン排出孔、４１４…スロープ、４１５…ミストセパレータ。

Claims (6)

1. 水を蒸発させて蒸気を生成する蒸発器と、前記蒸発器で生成された蒸気を昇温昇圧する多段圧縮機と、前記多段圧縮機の段間に設置され前記圧縮機の主流蒸気を中間冷却する冷却器とを備えたヒートポンプシステムにおいて、
   前記多段圧縮機はギアド圧縮機であり、
   前記冷却器は前記圧縮機のケーシング外部に設置され、前記冷却器は前記主流蒸気に水を散布する散布装置を備え、
   前記散布装置は前記冷却器内の主流蒸気の流通方向上流側に設置されていることを特徴とするヒートポンプシステム。
2. 請求項１に記載のヒートポンプシステムにおいて、
   前記冷却器は、前記圧縮段の鉛直方向下側に設置されたことを特徴とするヒートポンプシステム。
3. 請求項１に記載のヒートポンプシステムにおいて、
   前記冷却器の入口流路の流路断面積が主流蒸気の流れ方向で単調増加するよう構成されたことを特徴とするヒートポンプシステム。
4. 請求項１に記載のヒートポンプシステムにおいて、
   前記冷却器の内部底面にスロープが設けられ、該スロープの鉛直方向最下点にドレン排出口が設けられたことを特徴とするヒートポンプシステム。
5. 請求項１に記載のヒートポンプシステムにおいて、
   前記冷却器の出口流路にミストセパレータを設置したことを特徴とするヒートポンプシステム。
6. 水を蒸発させて蒸気を生成する蒸発器と、前記蒸発器で生成された蒸気を昇温昇圧する多段圧縮機とを備えたヒートポンプシステムの主流蒸気中間冷却方法において、
   前記多段圧縮機はギアド圧縮機であって、
   前記多段圧縮機の段間にて前記主流蒸気を抽気して前記圧縮機のケーシング外部に設けられた冷却器に供給し、
   前記冷却器内の前記主流蒸気の流通方向上流側において、前記主流蒸気に水を散布して冷却することを特徴とするヒートポンプシステムの主流蒸気中間冷却方法。

Images