JPH0926226A - 冷凍装置 - Google Patents
冷凍装置Info
- Publication number
- JPH0926226A JPH0926226A JP7175076A JP17507695A JPH0926226A JP H0926226 A JPH0926226 A JP H0926226A JP 7175076 A JP7175076 A JP 7175076A JP 17507695 A JP17507695 A JP 17507695A JP H0926226 A JPH0926226 A JP H0926226A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- refrigeration cycle
- heat exchanger
- pressure side
- stage
- condenser
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
- F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
- F25B27/00—Machines, plants or systems, using particular sources of energy
- F25B27/02—Machines, plants or systems, using particular sources of energy using waste heat, e.g. from internal-combustion engines
-
- Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
- Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
- Y02A—TECHNOLOGIES FOR ADAPTATION TO CLIMATE CHANGE
- Y02A30/00—Adapting or protecting infrastructure or their operation
- Y02A30/27—Relating to heating, ventilation or air conditioning [HVAC] technologies
- Y02A30/274—Relating to heating, ventilation or air conditioning [HVAC] technologies using waste energy, e.g. from internal combustion engine
Landscapes
- Sorption Type Refrigeration Machines (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【課題】熱機関駆動による冷凍装置の燃費の低減
【解決手段】二段圧縮一段膨脹式冷凍サイクル１０と吸
収式冷凍サイクル５０とを備えた冷凍装置であって：二
段圧縮一段膨脹式冷凍サイクルは、凝縮器２と間接熱交
換器７ａとの間に過冷却器５を備え、この過冷却器が吸
収式冷凍サイクルの第二蒸発器５１により冷却されるよ
うに、２つの冷凍サイクルを結合すると共に；二段圧縮
一段膨脹式冷凍サイクルの低圧側圧縮機１ａ及び高圧側
圧縮機１ｂを熱機関２０の動力により駆動し；吸収式冷
凍サイクルの再生器５３は、温熱源として熱機関２０の
排熱を回収して得られる蒸気あるいは温水を使用する；
ことを特徴とする冷凍装置。
収式冷凍サイクル５０とを備えた冷凍装置であって：二
段圧縮一段膨脹式冷凍サイクルは、凝縮器２と間接熱交
換器７ａとの間に過冷却器５を備え、この過冷却器が吸
収式冷凍サイクルの第二蒸発器５１により冷却されるよ
うに、２つの冷凍サイクルを結合すると共に；二段圧縮
一段膨脹式冷凍サイクルの低圧側圧縮機１ａ及び高圧側
圧縮機１ｂを熱機関２０の動力により駆動し；吸収式冷
凍サイクルの再生器５３は、温熱源として熱機関２０の
排熱を回収して得られる蒸気あるいは温水を使用する；
ことを特徴とする冷凍装置。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、冷凍倉庫ならびに
各種製造業において使用される超低温冷凍機に係る発明
である。
各種製造業において使用される超低温冷凍機に係る発明
である。
【０００２】
【従来の技術】図３に、熱機関としてガスエンジンを例
にとって、これによって駆動される冷凍システムを冷凍
倉庫に適用する場合における従来技術を示す。燃料ガス
３０の供給を受けて、ガスエンジン２０は作動し、発電
機２１を駆動させて発電し、圧縮冷凍機の圧縮機１ａ，
１ｂの電源として供給する。
にとって、これによって駆動される冷凍システムを冷凍
倉庫に適用する場合における従来技術を示す。燃料ガス
３０の供給を受けて、ガスエンジン２０は作動し、発電
機２１を駆動させて発電し、圧縮冷凍機の圧縮機１ａ，
１ｂの電源として供給する。
【０００３】この時、ガスエンジン２０においては、冷
却水循環回路２３及び熱交換器２７によってシリンダの
冷却が行われている。また、排ガスは、シリンダ冷却水
を蒸気発生器２５において再加熱して低圧蒸気を発生さ
せるのに使用され、煙道２２より外気に放出される。
却水循環回路２３及び熱交換器２７によってシリンダの
冷却が行われている。また、排ガスは、シリンダ冷却水
を蒸気発生器２５において再加熱して低圧蒸気を発生さ
せるのに使用され、煙道２２より外気に放出される。
【０００４】発生した蒸気は、熱需要先に供給され使用
される場合もあるが、単に空冷あるいは水冷コンデンサ
２９によって放熱される場合もある。図６は、その場合
のガスエンジンにおける熱収支を示したものである。投
入熱量の３５％が電力に変換されているが、３６％は低
圧蒸気となり、残りの２９％はその他の熱損失として外
界に放散されている。
される場合もあるが、単に空冷あるいは水冷コンデンサ
２９によって放熱される場合もある。図６は、その場合
のガスエンジンにおける熱収支を示したものである。投
入熱量の３５％が電力に変換されているが、３６％は低
圧蒸気となり、残りの２９％はその他の熱損失として外
界に放散されている。
【０００５】したがって、従来のガスエンジン冷凍シス
テムにおいては、投入エネルギーの３５％だけが冷凍の
ための動力源として使用されているに過ぎない。このよ
うなエネルギー効率の悪さが従来技術における大きな問
題点である。
テムにおいては、投入エネルギーの３５％だけが冷凍の
ための動力源として使用されているに過ぎない。このよ
うなエネルギー効率の悪さが従来技術における大きな問
題点である。
【０００６】図３において使用されている冷凍装置は、
約−３０°Ｃ以下の超低温を得る場合において多く使用
されている二段圧縮式冷凍機てある。冷凍温度が下がる
ほど、圧縮機による所要圧力比が上昇する。単段の圧縮
機では高圧力比の場合に、圧縮機出側の冷媒温度が上昇
し過ぎて圧縮効率が悪くなる、その結果、冷媒の許容温
度範囲を越える領域が発生する等の問題がある。
約−３０°Ｃ以下の超低温を得る場合において多く使用
されている二段圧縮式冷凍機てある。冷凍温度が下がる
ほど、圧縮機による所要圧力比が上昇する。単段の圧縮
機では高圧力比の場合に、圧縮機出側の冷媒温度が上昇
し過ぎて圧縮効率が悪くなる、その結果、冷媒の許容温
度範囲を越える領域が発生する等の問題がある。
【０００７】これらの問題を避けるために、二段圧縮式
冷凍機では、圧縮機を二段にし、その中間に中間冷却器
７を設ける。また、この方式においては、発生する冷凍
の一部分を冷凍の予冷に使用して過冷却サイクルとし、
冷凍効率の改善を図っている。
冷凍機では、圧縮機を二段にし、その中間に中間冷却器
７を設ける。また、この方式においては、発生する冷凍
の一部分を冷凍の予冷に使用して過冷却サイクルとし、
冷凍効率の改善を図っている。
【０００８】その原理を図４を用いて説明する。図４
は、図３における二段圧縮冷凍機の部分を取り出したも
のである。このシステムでは、冷媒として例えばＲ２２
が使用される。
は、図３における二段圧縮冷凍機の部分を取り出したも
のである。このシステムでは、冷媒として例えばＲ２２
が使用される。
【０００９】低圧側圧縮機１ａは、蒸発器４で蒸発した
低圧冷媒蒸気（状態ｇ，圧力Ｐ1 （図７））を吸引し
て、中間圧力Ｐm （状態ａ）まで圧縮する。加圧された
冷媒ガスは、中間冷却器７に入り、膨脹弁３ｂを通過し
た低温の熱媒と直接合流して飽和蒸気（状態ｂ）まで冷
却された後、ダクト９を通過して、高圧側圧縮機１ｂに
入る。圧縮機１ｂは、熱媒をＰ2 （状態ｃ）まで昇圧す
る。さらに、冷媒は凝縮器２に入り、空冷あるいは水冷
によって飽和液（状態ｄ）にまで凝縮される。
低圧冷媒蒸気（状態ｇ，圧力Ｐ1 （図７））を吸引し
て、中間圧力Ｐm （状態ａ）まで圧縮する。加圧された
冷媒ガスは、中間冷却器７に入り、膨脹弁３ｂを通過し
た低温の熱媒と直接合流して飽和蒸気（状態ｂ）まで冷
却された後、ダクト９を通過して、高圧側圧縮機１ｂに
入る。圧縮機１ｂは、熱媒をＰ2 （状態ｃ）まで昇圧す
る。さらに、冷媒は凝縮器２に入り、空冷あるいは水冷
によって飽和液（状態ｄ）にまで凝縮される。
【００１０】管１１に入った冷媒は、管１２、管１３の
両方に分かれる。一部分の冷媒は補助冷却ライン１３に
入り、膨脹弁３ｂを通過する。膨張弁の出口圧力は低圧
側圧縮機１ａの出側圧力と等しくＰm である。膨張弁出
側の状態（ｈ）では、まだ多くの液体を含んでいるが、
圧縮機１ａからのガスと混合すると共に、管１２を通過
する主膨脹ラインの冷媒ラインの過冷却のために吸熱蒸
発して管９の内部では飽和状態のガス（状態ｂ）となっ
て出ていく。
両方に分かれる。一部分の冷媒は補助冷却ライン１３に
入り、膨脹弁３ｂを通過する。膨張弁の出口圧力は低圧
側圧縮機１ａの出側圧力と等しくＰm である。膨張弁出
側の状態（ｈ）では、まだ多くの液体を含んでいるが、
圧縮機１ａからのガスと混合すると共に、管１２を通過
する主膨脹ラインの冷媒ラインの過冷却のために吸熱蒸
発して管９の内部では飽和状態のガス（状態ｂ）となっ
て出ていく。
【００１１】主膨脹ライン１２に入る冷媒液は、中間冷
却器７に入り、補助冷却ライン１３で中間温度までに減
温された冷媒によって、間接熱交換器７ａ部で、間接的
に冷やされた後、膨脹弁３ａに入り、断熱膨脹して圧力
Ｐ1 （状態ｆ）になる。
却器７に入り、補助冷却ライン１３で中間温度までに減
温された冷媒によって、間接熱交換器７ａ部で、間接的
に冷やされた後、膨脹弁３ａに入り、断熱膨脹して圧力
Ｐ1 （状態ｆ）になる。
【００１２】さらに、蒸発器４を通過する時に、冷凍効
果を発揮して、その出口において、飽和状態のガス（状
態ｇ）となり、再度低圧側圧縮機１ａに入る。この一連
のフローは、二段圧縮一段膨脹式冷凍サイクルと呼ばれ
て、すでに確立された公知の技術であり、超低温冷凍装
置として広く実用されている。詳細は、「冷凍機の理論
と性能」（改定二版）源生一太郎著（日本冷凍協会発行
（１９９０））参照。
果を発揮して、その出口において、飽和状態のガス（状
態ｇ）となり、再度低圧側圧縮機１ａに入る。この一連
のフローは、二段圧縮一段膨脹式冷凍サイクルと呼ばれ
て、すでに確立された公知の技術であり、超低温冷凍装
置として広く実用されている。詳細は、「冷凍機の理論
と性能」（改定二版）源生一太郎著（日本冷凍協会発行
（１９９０））参照。
【００１３】なお、図４中の圧縮機１ａ，１ｂは、いず
れもガスエンジンによって駆動されている。図７は、上
記の変化をモリエ線図上に示したものである。ｇ→ａは
低圧側圧縮機１ａにおける状態変化を、ａ→ｂは中間冷
却器７における変化を、ｂ→ｃは高圧側圧縮機１ｂにお
ける状態変化を，ｃ→ｄは凝縮器２における状態変化
を、それぞれ示す。
れもガスエンジンによって駆動されている。図７は、上
記の変化をモリエ線図上に示したものである。ｇ→ａは
低圧側圧縮機１ａにおける状態変化を、ａ→ｂは中間冷
却器７における変化を、ｂ→ｃは高圧側圧縮機１ｂにお
ける状態変化を，ｃ→ｄは凝縮器２における状態変化
を、それぞれ示す。
【００１４】さらに、ｄ→ｅは主膨脹ライン１２におけ
る過冷却過程を、ｅ→ｆは膨張弁３ａにおける断熱膨脹
変化を、ｆ→ｇは蒸発器４での変化を示している。ま
た、ｄ→ｈは補助冷却ライン１３の膨張弁３ｂでの断熱
膨脹変化を、ｈ→ｂは中間冷却器７における熱媒の変化
する過程を、それぞれ表している。
る過冷却過程を、ｅ→ｆは膨張弁３ａにおける断熱膨脹
変化を、ｆ→ｇは蒸発器４での変化を示している。ま
た、ｄ→ｈは補助冷却ライン１３の膨張弁３ｂでの断熱
膨脹変化を、ｈ→ｂは中間冷却器７における熱媒の変化
する過程を、それぞれ表している。
【００１５】図３のフローが示すように、従来の冷凍サ
イクルでは、熱機関による発電出力だけがインプットさ
れている。熱機関から排出される熱エネルギーの有効利
用はされていない。また、冷媒ガスの中間冷却と冷媒液
の過冷却のために、発生した冷凍の一部分を使用してい
ることになるので、冷凍システムとしての効率を悪くし
ている。
イクルでは、熱機関による発電出力だけがインプットさ
れている。熱機関から排出される熱エネルギーの有効利
用はされていない。また、冷媒ガスの中間冷却と冷媒液
の過冷却のために、発生した冷凍の一部分を使用してい
ることになるので、冷凍システムとしての効率を悪くし
ている。
【００１６】
【発明が解決しようとする課題】ガスエンジン、ディー
ゼルエンジン、ガスタービン等の熱機関を導入した自家
発電力においては、発電電力の他に多量の排熱が発生す
る。熱機関としての総合エネルギー効率を高めるため
に、同時に排出される排熱を有効に利用することが重要
な課題である。
ゼルエンジン、ガスタービン等の熱機関を導入した自家
発電力においては、発電電力の他に多量の排熱が発生す
る。熱機関としての総合エネルギー効率を高めるため
に、同時に排出される排熱を有効に利用することが重要
な課題である。
【００１７】本発明では、熱機関において発生する排熱
によって吸収式冷凍機を作動させて、中間温度の冷熱を
発生させ、二段圧縮式超低温冷凍機の補助冷熱源として
供給して冷凍装置全体としての熱効率を高め、燃費の節
減を図ることを目的とするものである。
によって吸収式冷凍機を作動させて、中間温度の冷熱を
発生させ、二段圧縮式超低温冷凍機の補助冷熱源として
供給して冷凍装置全体としての熱効率を高め、燃費の節
減を図ることを目的とするものである。
【００１８】
【課題を解決するための手段】本発明の冷凍装置は、熱
機関と：この熱機関により駆動される発電機と：低圧側
圧縮機、中間冷却器、高圧側圧縮機、凝縮器、間接熱交
換器、第一膨張弁及び蒸発器によって閉ループを構成
し；更に前記凝縮器と間接熱交換器との途中から分岐し
て、前記中間冷却器に合流する分岐配管を設け、この分
岐配管上に第二膨張弁を配置し、前記中間冷却器におい
て前記間接熱交換器を冷却するようにした、二段圧縮一
段膨脹式冷凍サイクルと：吸収器、再生器、第二凝縮器
及び第二蒸発器によって閉ループを構成した吸収式冷凍
サイクルと：を備えた冷凍装置であって：前記二段圧縮
一段膨脹式冷凍サイクルは、凝縮器と間接熱交換器との
間に過冷却器を備え、この過冷却器が前記吸収式冷凍サ
イクルの第二蒸発器により冷却されるように、前記２つ
の冷凍サイクルを結合すると共に；前記二段圧縮一段膨
脹式冷凍サイクルの低圧側圧縮機及び高圧側圧縮機を前
記発電機により駆動し；前記吸収式冷凍サイクルの再生
器は、温熱源として前記熱機関の排熱を回収して得られ
る蒸気あるいは温水を使用する；ことを特徴とするもの
である。
機関と：この熱機関により駆動される発電機と：低圧側
圧縮機、中間冷却器、高圧側圧縮機、凝縮器、間接熱交
換器、第一膨張弁及び蒸発器によって閉ループを構成
し；更に前記凝縮器と間接熱交換器との途中から分岐し
て、前記中間冷却器に合流する分岐配管を設け、この分
岐配管上に第二膨張弁を配置し、前記中間冷却器におい
て前記間接熱交換器を冷却するようにした、二段圧縮一
段膨脹式冷凍サイクルと：吸収器、再生器、第二凝縮器
及び第二蒸発器によって閉ループを構成した吸収式冷凍
サイクルと：を備えた冷凍装置であって：前記二段圧縮
一段膨脹式冷凍サイクルは、凝縮器と間接熱交換器との
間に過冷却器を備え、この過冷却器が前記吸収式冷凍サ
イクルの第二蒸発器により冷却されるように、前記２つ
の冷凍サイクルを結合すると共に；前記二段圧縮一段膨
脹式冷凍サイクルの低圧側圧縮機及び高圧側圧縮機を前
記発電機により駆動し；前記吸収式冷凍サイクルの再生
器は、温熱源として前記熱機関の排熱を回収して得られ
る蒸気あるいは温水を使用する；ことを特徴とするもの
である。
【００１９】また、低圧側圧縮機及び高圧側圧縮機が、
熱機関により直接駆動されるようになっているものであ
る。また、前記二段圧縮一段膨脹式冷凍サイクルは、低
圧側圧縮機と中間冷却器との間に、第二間接熱交換器を
備え；この第二間接熱交換器は前記吸収式冷凍サイクル
の第二蒸発器により冷却されるようにしたものである。
熱機関により直接駆動されるようになっているものであ
る。また、前記二段圧縮一段膨脹式冷凍サイクルは、低
圧側圧縮機と中間冷却器との間に、第二間接熱交換器を
備え；この第二間接熱交換器は前記吸収式冷凍サイクル
の第二蒸発器により冷却されるようにしたものである。
【００２０】ここで、熱機関には、ガスエンジン、ディ
ーゼルエンジン、ガスタービン等が含まれる。そして、
熱機関によって発電機を駆動し、得られた電気によって
二段圧縮冷凍機の圧縮機を駆動する。または、熱機関と
圧縮機とを直結して圧縮機を駆動する。
ーゼルエンジン、ガスタービン等が含まれる。そして、
熱機関によって発電機を駆動し、得られた電気によって
二段圧縮冷凍機の圧縮機を駆動する。または、熱機関と
圧縮機とを直結して圧縮機を駆動する。
【００２１】熱機関の排熱によって吸収式冷凍機を作動
させ、中間冷熱を発生させる。二段圧縮式冷凍機の凝縮
器のあとに、冷媒の過冷却器を設けて、吸収式冷凍機で
得られた中間温度の冷熱によって冷媒を過冷却する。そ
れによって、冷凍システムの正味の冷凍能力を高める。
させ、中間冷熱を発生させる。二段圧縮式冷凍機の凝縮
器のあとに、冷媒の過冷却器を設けて、吸収式冷凍機で
得られた中間温度の冷熱によって冷媒を過冷却する。そ
れによって、冷凍システムの正味の冷凍能力を高める。
【００２２】また、低圧側圧縮機の出側に第二間接熱交
換器を設け、吸収式冷凍機で得られた中間温度の冷熱に
よって冷媒を冷やす。それによって、冷凍システムの正
味の冷凍能力を高める。
換器を設け、吸収式冷凍機で得られた中間温度の冷熱に
よって冷媒を冷やす。それによって、冷凍システムの正
味の冷凍能力を高める。
【００２３】なお、ここで、用いる吸収式冷凍機として
は、臭化リチウム／水を媒体とするシステムが実用段階
にあって、各種分野で使用されている。ここでは、図５
に示した単効用吸収式冷凍機について概説する。この技
術、そのものは既存技術を使用することができる。
は、臭化リチウム／水を媒体とするシステムが実用段階
にあって、各種分野で使用されている。ここでは、図５
に示した単効用吸収式冷凍機について概説する。この技
術、そのものは既存技術を使用することができる。
【００２４】図５において、蒸発器５１は、冷熱発生部
分であり、蒸発熱交換器６８の管表面には、ポンプ６
４，冷媒散布ノズル６５によって水が散布される。吸収
器５２において臭化リチウムの濃厚溶液がノズル６６に
より吸収熱交換器６９の管表面に散布される。この時、
水及び臭化リチウムの濃厚水溶液の蒸気差圧によって、
蒸発熱交換器６８表面上の水は蒸発して、この蒸気は吸
収熱交換器６９管表面に散布されている臭化リチウムの
濃厚溶液に吸収される。
分であり、蒸発熱交換器６８の管表面には、ポンプ６
４，冷媒散布ノズル６５によって水が散布される。吸収
器５２において臭化リチウムの濃厚溶液がノズル６６に
より吸収熱交換器６９の管表面に散布される。この時、
水及び臭化リチウムの濃厚水溶液の蒸気差圧によって、
蒸発熱交換器６８表面上の水は蒸発して、この蒸気は吸
収熱交換器６９管表面に散布されている臭化リチウムの
濃厚溶液に吸収される。
【００２５】この時、蒸発熱交換器６８上では、水の蒸
発潜熱分の冷熱が発生し、熱交換器６８に水あるいはそ
の他の冷媒を流せば、通常５°Ｃ程度の冷水あるいは冷
媒を得られる。一方、吸収熱交換器６９の表面では、水
蒸気の凝縮熱が発生するので、通常は熱交換器６９の内
部に冷却水を流して除熱する。
発潜熱分の冷熱が発生し、熱交換器６８に水あるいはそ
の他の冷媒を流せば、通常５°Ｃ程度の冷水あるいは冷
媒を得られる。一方、吸収熱交換器６９の表面では、水
蒸気の凝縮熱が発生するので、通常は熱交換器６９の内
部に冷却水を流して除熱する。
【００２６】水蒸気を吸収した臭化リチウムの希釈溶液
は、ポンプ６３，溶液散布ノズル６７によって再生器５
３内の再生熱交換器７０の管表面に散布され、この熱交
換器内を流れる高温熱源によって加熱され、水分の一部
分が蒸発され、再び濃厚溶液となって吸収器５２に戻さ
れる。熱交換器５５は、溶液の顯熱を回収して冷凍サイ
クルの効率を高めるためのものである。
は、ポンプ６３，溶液散布ノズル６７によって再生器５
３内の再生熱交換器７０の管表面に散布され、この熱交
換器内を流れる高温熱源によって加熱され、水分の一部
分が蒸発され、再び濃厚溶液となって吸収器５２に戻さ
れる。熱交換器５５は、溶液の顯熱を回収して冷凍サイ
クルの効率を高めるためのものである。
【００２７】一方、再生器５３で蒸発した水蒸気は、凝
縮器５４に入り、中を冷却水が流れる凝縮熱交換器６２
の管表面上にて冷やされ、凝縮する。この水は、再度、
蒸発器５１に給水される。
縮器５４に入り、中を冷却水が流れる凝縮熱交換器６２
の管表面上にて冷やされ、凝縮する。この水は、再度、
蒸発器５１に給水される。
【００２８】以上のように、従来から使われている吸収
冷凍器は、高温の熱源（１００〜２００°Ｃの温水また
は蒸気）と、冷却水（２０〜３０°Ｃ）を供給すること
によって、５°Ｃ程度の冷水を得ることができるもので
ある。
冷凍器は、高温の熱源（１００〜２００°Ｃの温水また
は蒸気）と、冷却水（２０〜３０°Ｃ）を供給すること
によって、５°Ｃ程度の冷水を得ることができるもので
ある。
【００２９】臭化リチウム／水を用いたシステムでは、
冷媒として水が使用されているために、発生できる温度
は０°Ｃ以上となる。通常５°Ｃ程度が限界であるか
ら、過冷却温度もこの程度が限界となる。
冷媒として水が使用されているために、発生できる温度
は０°Ｃ以上となる。通常５°Ｃ程度が限界であるか
ら、過冷却温度もこの程度が限界となる。
【００３０】一方、アンモニア／水システムでは、アン
モニアが冷媒として用いられているから、発生できる温
度は０°Ｃ以下まで可能となる。従って、過冷却可能な
温度も０°Ｃ以下まで可能である。
モニアが冷媒として用いられているから、発生できる温
度は０°Ｃ以下まで可能となる。従って、過冷却可能な
温度も０°Ｃ以下まで可能である。
【００３１】本発明では、吸収冷凍機の種類は特に限定
するものではなく、熱機関から得られる排熱の温度レベ
ル、冷凍システムの発生所要温度レベル等によって適切
な冷媒と冷凍方式（単効用、二重効用等）を選択して使
用することができる。
するものではなく、熱機関から得られる排熱の温度レベ
ル、冷凍システムの発生所要温度レベル等によって適切
な冷媒と冷凍方式（単効用、二重効用等）を選択して使
用することができる。
【００３２】
【発明の実施の形態】図１に本発明の実施の形態の一例
を示す。熱機関２０としてはガスエンジンを使用してい
る。ガスエンジンにより発電機２１が駆動され、この発
電機により二段圧縮一段膨脹冷凍サイクル１０の圧縮機
１ａ，１ｂが駆動されている。
を示す。熱機関２０としてはガスエンジンを使用してい
る。ガスエンジンにより発電機２１が駆動され、この発
電機により二段圧縮一段膨脹冷凍サイクル１０の圧縮機
１ａ，１ｂが駆動されている。
【００３３】二段圧縮一段膨脹冷凍サイクル１０は、低
圧側圧縮機１ａ，中間冷却器７，高圧側圧縮機１ｂ，凝
縮器２、間接熱交換器７ａ，第一膨張弁３ａ及び蒸発器
４によって閉ループを形成して構成されている。そし
て、凝縮器２と間接熱交換器７ａとの途中から分岐し
て、中間冷却器７に合流する分岐配管１３が設けられ、
この分岐配管１３上に第二膨張弁３ｂが配置されて、中
間冷却器７において、間接熱交換器７ａを冷却するよう
になっている。
圧側圧縮機１ａ，中間冷却器７，高圧側圧縮機１ｂ，凝
縮器２、間接熱交換器７ａ，第一膨張弁３ａ及び蒸発器
４によって閉ループを形成して構成されている。そし
て、凝縮器２と間接熱交換器７ａとの途中から分岐し
て、中間冷却器７に合流する分岐配管１３が設けられ、
この分岐配管１３上に第二膨張弁３ｂが配置されて、中
間冷却器７において、間接熱交換器７ａを冷却するよう
になっている。
【００３４】一方、吸収式冷凍サイクル５０は、吸収器
５２，再生器５３，第二凝縮器５４，及び第二蒸発器５
１によって閉ループを形成して構成されている。そし
て、二段圧縮一段膨脹冷凍サイクル１０は、凝縮器２と
間接熱交換器７ａとの間に過冷却器５を備え、この過冷
却器５が吸収式冷凍サイクル５０の第二蒸発器５１によ
り冷却されるように結合されている。
５２，再生器５３，第二凝縮器５４，及び第二蒸発器５
１によって閉ループを形成して構成されている。そし
て、二段圧縮一段膨脹冷凍サイクル１０は、凝縮器２と
間接熱交換器７ａとの間に過冷却器５を備え、この過冷
却器５が吸収式冷凍サイクル５０の第二蒸発器５１によ
り冷却されるように結合されている。
【００３５】また、吸収式冷凍サイクル５０の再生器５
３は、温熱源として熱機関２０を冷却して得られる蒸気
あるいは温水を使用するようになっている。以下に具体
的な構成、作用について説明する。
３は、温熱源として熱機関２０を冷却して得られる蒸気
あるいは温水を使用するようになっている。以下に具体
的な構成、作用について説明する。
【００３６】２０はガスエンジンで、エンジンのシリン
ダは水冷回路２３で水冷されている。排ガス２６は、蒸
気発生器２５を加熱して後、外気に排出される。蒸気発
生器２５からは、１２０°Ｃの飽和蒸気が得られる。こ
の蒸気は、臭化リチウム／水を媒体とした吸収冷凍機の
再生器５３に供給され、吸収冷凍機の熱源として利用さ
れる。
ダは水冷回路２３で水冷されている。排ガス２６は、蒸
気発生器２５を加熱して後、外気に排出される。蒸気発
生器２５からは、１２０°Ｃの飽和蒸気が得られる。こ
の蒸気は、臭化リチウム／水を媒体とした吸収冷凍機の
再生器５３に供給され、吸収冷凍機の熱源として利用さ
れる。
【００３７】ガスエンジン２０からの１２０°Ｃの低圧
蒸気が、５６→５７のルートで再生器５３に供給され
て、これが駆動熱源となって作動する。一方、６０→６
１の経路にそって、冷却水が供給される。駆動熱源の６
０％の大きさの冷凍が得られる。
蒸気が、５６→５７のルートで再生器５３に供給され
て、これが駆動熱源となって作動する。一方、６０→６
１の経路にそって、冷却水が供給される。駆動熱源の６
０％の大きさの冷凍が得られる。
【００３８】第二蒸発器５１内の蒸発伝熱管６８の中に
は、圧縮冷凍機の冷媒液（Ｒ２２）が通液されている。
これが、圧縮冷凍機からみれば、過冷却器５に相当す
る。この蒸発伝熱管６８には、圧縮冷凍機の凝縮器２で
凝縮した４０°ＣのＲ２２が流入し、１０°Ｃまで冷却
されて出ていく。
は、圧縮冷凍機の冷媒液（Ｒ２２）が通液されている。
これが、圧縮冷凍機からみれば、過冷却器５に相当す
る。この蒸発伝熱管６８には、圧縮冷凍機の凝縮器２で
凝縮した４０°ＣのＲ２２が流入し、１０°Ｃまで冷却
されて出ていく。
【００３９】二段圧縮一段膨脹冷凍サイクル１０の構
成、作用は、先に図４によって説明した通りである。具
体的には、蒸発温度は−５０°Ｃ（圧力：０．６６kg／
cm2 ），凝縮温度は４０°Ｃ（圧力：１５．７８kg／cm
2 ）である。低圧圧縮機１ａ出側圧力（中間圧力）は
３．０３kg／cm2 である。冷媒は、受液器６の後で吸収
冷凍機の第二蒸発器５１に導かれ、ここで４０°Ｃ（ｄ
点）から１０°Ｃ（点ｅ′）まで過冷却される。ここが
過冷却器５になっている。
成、作用は、先に図４によって説明した通りである。具
体的には、蒸発温度は−５０°Ｃ（圧力：０．６６kg／
cm2 ），凝縮温度は４０°Ｃ（圧力：１５．７８kg／cm
2 ）である。低圧圧縮機１ａ出側圧力（中間圧力）は
３．０３kg／cm2 である。冷媒は、受液器６の後で吸収
冷凍機の第二蒸発器５１に導かれ、ここで４０°Ｃ（ｄ
点）から１０°Ｃ（点ｅ′）まで過冷却される。ここが
過冷却器５になっている。
【００４０】過冷却された冷媒の多くの部分は、中間冷
却器７を通り、さらに０°Ｃまで過冷却されて状態ｅと
なり、膨張弁３ａを通って、減圧減温され蒸発器４にに
入って外部より吸熱し、冷凍効果を発揮する。
却器７を通り、さらに０°Ｃまで過冷却されて状態ｅと
なり、膨張弁３ａを通って、減圧減温され蒸発器４にに
入って外部より吸熱し、冷凍効果を発揮する。
【００４１】ここで、過冷却器５を出た冷媒の一部分は
補助冷却回路１３に回り、膨脹弁３ｂを通過して、中間
圧力３．０３kg／cm2 、温度−１５°Ｃまで膨張、減温
する。この冷媒は中間冷却器７に入り、主膨張ラインの
冷媒を０°Ｃまで過冷却すると共に、低圧側圧縮機１ａ
の出側冷媒ガスの中間冷却のために、そのガスと直接混
合され、合流後のガスは飽和乾き蒸気（状態ｂ）となっ
て高圧側圧縮機１ｂに吸引される。
補助冷却回路１３に回り、膨脹弁３ｂを通過して、中間
圧力３．０３kg／cm2 、温度−１５°Ｃまで膨張、減温
する。この冷媒は中間冷却器７に入り、主膨張ラインの
冷媒を０°Ｃまで過冷却すると共に、低圧側圧縮機１ａ
の出側冷媒ガスの中間冷却のために、そのガスと直接混
合され、合流後のガスは飽和乾き蒸気（状態ｂ）となっ
て高圧側圧縮機１ｂに吸引される。
【００４２】この実施の態様のように、吸収冷凍機によ
って冷媒を４０°Ｃ→１０°Ｃまで過冷却しておくと、
この分の冷熱発生に必要な補助冷却ラインの冷媒量を削
減できる効果がある。さらに、補助冷却ラインの液も、
膨張弁３ｂの前までに既に１０°Ｃまで予冷されている
ため、弁３ｂによる膨張後の発生冷凍量（−１５°Ｃ）
は、従来技術の場合より多くなり、その意味においても
補助冷却ラインの冷媒液量の削減の効果がある。
って冷媒を４０°Ｃ→１０°Ｃまで過冷却しておくと、
この分の冷熱発生に必要な補助冷却ラインの冷媒量を削
減できる効果がある。さらに、補助冷却ラインの液も、
膨張弁３ｂの前までに既に１０°Ｃまで予冷されている
ため、弁３ｂによる膨張後の発生冷凍量（−１５°Ｃ）
は、従来技術の場合より多くなり、その意味においても
補助冷却ラインの冷媒液量の削減の効果がある。
【００４３】この実施の態様においては、図４のフロー
図の点（Ａ）の部分を吸収冷凍機によって冷却している
が、吸収冷凍機によって得られる冷凍能力、冷凍温度に
よっては、点（Ｂ），あるいは点（Ｃ）の位置で過冷却
しても構わない。つまり、凝縮器２の後から主膨張ライ
ン１２中の膨張弁３ａの前までの位置はすべて過冷却す
ることによって冷凍能力を高めることができる。
図の点（Ａ）の部分を吸収冷凍機によって冷却している
が、吸収冷凍機によって得られる冷凍能力、冷凍温度に
よっては、点（Ｂ），あるいは点（Ｃ）の位置で過冷却
しても構わない。つまり、凝縮器２の後から主膨張ライ
ン１２中の膨張弁３ａの前までの位置はすべて過冷却す
ることによって冷凍能力を高めることができる。
【００４４】なお、上記の図１に示す実施の態様におい
ては、ガスエンジン２０により発電機２１が駆動され、
この発電機により二段圧縮一段膨脹冷凍サイクル１０の
圧縮機１ａ，１ｂが駆動されているが、圧縮機１ａ，１
ｂを、ガスエンジン２０により直接駆動するようにして
もよい。
ては、ガスエンジン２０により発電機２１が駆動され、
この発電機により二段圧縮一段膨脹冷凍サイクル１０の
圧縮機１ａ，１ｂが駆動されているが、圧縮機１ａ，１
ｂを、ガスエンジン２０により直接駆動するようにして
もよい。
【００４５】次に第二の実施の態様について、図２によ
り説明する。図１においては、圧縮ガスの中間冷却は、
補助冷却ライン１３の中間温度の冷媒との直接混合によ
って行われており、これは冷凍機の発生する冷熱の一部
分を用いることになるために、冷凍機としての効率を悪
くしている。
り説明する。図１においては、圧縮ガスの中間冷却は、
補助冷却ライン１３の中間温度の冷媒との直接混合によ
って行われており、これは冷凍機の発生する冷熱の一部
分を用いることになるために、冷凍機としての効率を悪
くしている。
【００４６】そこで、吸収式冷凍機冷凍能力に余裕があ
る場合には、図２に示すように、中間冷却器７の前に、
第二間接熱交換器１９を設け、これを吸収式冷凍機の第
二蒸発器５１で冷やすようにすれば、さらに冷凍効率を
高めることができる。
る場合には、図２に示すように、中間冷却器７の前に、
第二間接熱交換器１９を設け、これを吸収式冷凍機の第
二蒸発器５１で冷やすようにすれば、さらに冷凍効率を
高めることができる。
【００４７】
【発明の効果】第一の実施の態様を代表に、本発明によ
る省エネルギ効果を従来技術との比較において定量的に
述べる。比較において、次の条件をもうける。 二段圧縮式冷凍機 （１）蒸発温度 −５０°Ｃ （中間蒸発温度 −１５°Ｃ） （２）凝縮温度 ４０°Ｃ （３）圧縮機 低圧側圧縮機入口圧力：Ｐ1 ０．６６kg／cm2 出口圧力：Ｐm ３．０３kg／cm2 断熱効率：η ７０％ 圧縮動力：Ｗａ 0.0141kWh ／冷媒１kg 高圧側圧縮機入口圧力：Ｐm ３．０３kg／cm2 出口圧力：Ｐ2 １５．７８kg／cm2 断熱効率：η ７０％ 圧縮動力：Ｗｂ 0.0159kWh ／冷媒１kg （４）主膨張ラインの過冷却温度 ０°Ｃ 吸収式冷凍機 （１）作動流体 臭化リチウム／水 （２）成績係数＝冷凍量／供給熱源量 ０．６（−） これらの条件のもとで、主膨張ラインを通る冷媒１kg
（発生冷凍量＝４３．９kcal）に所要な圧縮機動力を比
較する。
る省エネルギ効果を従来技術との比較において定量的に
述べる。比較において、次の条件をもうける。 二段圧縮式冷凍機 （１）蒸発温度 −５０°Ｃ （中間蒸発温度 −１５°Ｃ） （２）凝縮温度 ４０°Ｃ （３）圧縮機 低圧側圧縮機入口圧力：Ｐ1 ０．６６kg／cm2 出口圧力：Ｐm ３．０３kg／cm2 断熱効率：η ７０％ 圧縮動力：Ｗａ 0.0141kWh ／冷媒１kg 高圧側圧縮機入口圧力：Ｐm ３．０３kg／cm2 出口圧力：Ｐ2 １５．７８kg／cm2 断熱効率：η ７０％ 圧縮動力：Ｗｂ 0.0159kWh ／冷媒１kg （４）主膨張ラインの過冷却温度 ０°Ｃ 吸収式冷凍機 （１）作動流体 臭化リチウム／水 （２）成績係数＝冷凍量／供給熱源量 ０．６（−） これらの条件のもとで、主膨張ラインを通る冷媒１kg
（発生冷凍量＝４３．９kcal）に所要な圧縮機動力を比
較する。
【００４８】 従来技術の場合 （１）主膨張ライン冷媒流量 １．０ kg （２）補助冷却ライン冷媒流量 ０．５９４ kg （３）圧縮機所要動力 １×0.0141＋（0.594 ＋1.0)×0.0159＝0.0394kWh 本発明の場合 （１）主膨張ライン冷媒流量 １．０ kg （２）補助冷却ライン冷媒流量 ０．２０６ kg （３）圧縮機所要動力 １×0.0141＋（0.206 ＋1.0)×0.0159＝0.0333kWh(＝28.64 kcal) （４）吸収冷凍機による冷媒（Ｒ２２）の所要過冷却熱量 （４０°Ｃ→１０°Ｃ） １１．３kcal 図６のバランスにおいて、３６％の低圧蒸気の熱量から
吸収冷凍機によって得られる冷凍量は３６×０．６＝２
１．６％である。その時併せて、３５％の電力が得られ
ている。
吸収冷凍機によって得られる冷凍量は３６×０．６＝２
１．６％である。その時併せて、３５％の電力が得られ
ている。
【００４９】今、発電量を０．０３３３kWh とすると、
その時得られる吸収式冷凍機の冷凍量は ０．０３３３×２１．６／３５．０×８６０＝１７．７kcal であり、所要過冷却熱量（１１．３kcal）より大きい。
従って、実施態様１は熱バランス的に可能なものであ
る。
その時得られる吸収式冷凍機の冷凍量は ０．０３３３×２１．６／３５．０×８６０＝１７．７kcal であり、所要過冷却熱量（１１．３kcal）より大きい。
従って、実施態様１は熱バランス的に可能なものであ
る。
【００５０】両者の圧縮機所要動力を比較すると、本発
明（実施態様１）においては、１５．５％の所要動力の
節減が可能である。これは、吸収冷凍機によって過冷却
を行った分、補助冷却ラインの冷媒流量が低減され、そ
の結果高圧側圧縮機の冷媒流量とその所要動力が低減さ
れたことによっている。
明（実施態様１）においては、１５．５％の所要動力の
節減が可能である。これは、吸収冷凍機によって過冷却
を行った分、補助冷却ラインの冷媒流量が低減され、そ
の結果高圧側圧縮機の冷媒流量とその所要動力が低減さ
れたことによっている。
【図１】本発明の実施態様の全体構成を示す説明図。
【図２】本発明の第二の実施態様の全体構成を示す説明
図。
図。
【図３】従来技術（ガスエンジンと二段圧縮式冷凍機と
の組合せ）の説明図。
の組合せ）の説明図。
【図４】従来技術（二段圧縮一段膨張式冷凍機）の説明
図。
図。
【図５】従来技術（臭化リチウム／水吸収式冷凍機）の
説明図。
説明図。
【図６】ガスエンジンの熱収支説明図。
【図７】二段圧縮式冷凍機のモリエ線図。
１ａ…低圧側圧縮機，１ｂ…高圧側圧縮，２…凝縮器、
３ａ，３ｂ…膨張弁、４…蒸発器、５…過冷却器、７…
中間冷却器、７ａ…間接熱交換器、１０…二段圧縮一段
膨脹式冷凍サイクル、２０…熱機関、２１…発電機、５
０…吸収式冷凍サイクル、５１…第二蒸発器、５２…吸
収器、５３…再生器、５４…第二凝縮器。
３ａ，３ｂ…膨張弁、４…蒸発器、５…過冷却器、７…
中間冷却器、７ａ…間接熱交換器、１０…二段圧縮一段
膨脹式冷凍サイクル、２０…熱機関、２１…発電機、５
０…吸収式冷凍サイクル、５１…第二蒸発器、５２…吸
収器、５３…再生器、５４…第二凝縮器。
Claims (3)
- 【請求項１】 熱機関と：この熱機関により駆動される
発電機と：低圧側圧縮機、中間冷却器、高圧側圧縮機、
凝縮器、間接熱交換器、第一膨張弁及び蒸発器によって
閉ループを構成し；更に前記凝縮器と間接熱交換器との
途中から分岐して、前記中間冷却器に合流する分岐配管
を設け、この分岐配管上に第二膨張弁を配置し、前記中
間冷却器において前記間接熱交換器を冷却するようにし
た、二段圧縮一段膨脹式冷凍サイクルと：吸収器、再生
器、第二凝縮器及び第二蒸発器によって閉ループを構成
した吸収式冷凍サイクルと：を備えた冷凍装置であっ
て：前記二段圧縮一段膨脹式冷凍サイクルは、凝縮器と
間接熱交換器との間に過冷却器を備え、この過冷却器が
前記吸収式冷凍サイクルの第二蒸発器により冷却される
ように、前記２つの冷凍サイクルを結合すると共に；前
記二段圧縮一段膨脹式冷凍サイクルの低圧側圧縮機及び
高圧側圧縮機を前記発電機により駆動し；前記吸収式冷
凍サイクルの再生器は、温熱源として前記熱機関の排熱
を回収して得られる蒸気あるいは温水を使用する；こと
を特徴とする冷凍装置。 - 【請求項２】 熱機関と：低圧側圧縮機、中間冷却器、
高圧側圧縮機、凝縮器、間接熱交換器、第一膨張弁及び
蒸発器によって閉ループを構成し；更に前記凝縮器と間
接熱交換器との途中から分岐して、前記中間冷却器に合
流する分岐配管を設け、この分岐配管上に第二膨張弁を
配置し、前記中間冷却器において前記間接熱交換器を冷
却するようにした、二段圧縮一段膨脹式冷凍サイクル
と：吸収器、再生器、第二凝縮器及び第二蒸発器によっ
て閉ループを構成した吸収式冷凍サイクルと：を備えた
冷凍装置であって：前記二段圧縮一段膨脹式冷凍サイク
ルは、凝縮器と間接熱交換器との間に過冷却器を備え、
この過冷却器が前記吸収式冷凍サイクルの第二蒸発器に
より冷却されるように、前記２つの冷凍サイクルを結合
すると共に；前記二段圧縮一段膨脹式冷凍サイクルの低
圧側圧縮機及び高圧側圧縮機を前記発電機により直接駆
動し；前記吸収式冷凍サイクルの再生器は、温熱源とし
て前記熱機関の排熱を回収して得られる蒸気あるいは温
水を使用する；ことを特徴とする冷凍装置。 - 【請求項３】 前記二段圧縮一段膨脹式冷凍サイクル
は、低圧側圧縮機と中間冷却器との間に、第二間接熱交
換器を備え；この第二間接熱交換器は前記吸収式冷凍サ
イクルの第二蒸発器により冷却されるようにした；こと
を特徴とする請求項１あるいは請求項２に記載の冷凍装
置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP7175076A JPH0926226A (ja) | 1995-07-11 | 1995-07-11 | 冷凍装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP7175076A JPH0926226A (ja) | 1995-07-11 | 1995-07-11 | 冷凍装置 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0926226A true JPH0926226A (ja) | 1997-01-28 |
Family
ID=15989821
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP7175076A Pending JPH0926226A (ja) | 1995-07-11 | 1995-07-11 | 冷凍装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0926226A (ja) |
Cited By (14)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2007010310A (ja) * | 2006-08-16 | 2007-01-18 | Osaka Gas Co Ltd | ガスタービン組込み吸収式冷凍機 |
| JP2010271030A (ja) * | 2009-04-24 | 2010-12-02 | Daikin Ind Ltd | 冷凍システム |
| WO2012090217A2 (en) | 2010-12-27 | 2012-07-05 | Thermax Limited | Hybrid absorption-compression chiller |
| WO2012102197A1 (ja) * | 2011-01-24 | 2012-08-02 | ヤンマー株式会社 | コジェネレーションシステム |
| CN103868277A (zh) * | 2014-04-09 | 2014-06-18 | 浙江海洋学院 | 渔船余热吸收制冷协调双级压缩制冷冷库装置 |
| CN103884130A (zh) * | 2014-04-09 | 2014-06-25 | 浙江海洋学院 | 一种吸收余热辅助制冷的船舶冷库系统 |
| US8907130B2 (en) | 2010-03-11 | 2014-12-09 | Evonik Degussa Gmbh | Beta-hydroxyalkylamides, method for their production and use thereof |
| JP2018071966A (ja) * | 2016-11-01 | 2018-05-10 | バイス ウンベルトテヒニク ゲゼルシャフト ミット ベシュレンクテル ハフツング | 試験室 |
| CN108662808A (zh) * | 2017-03-27 | 2018-10-16 | 胡军勇 | 一种以发动机废热与动力联合驱动的两级复叠式吸收/压缩复合制冷循环系统 |
| CN108692946A (zh) * | 2018-05-19 | 2018-10-23 | 重庆长安汽车股份有限公司 | 一种发动机台架试验用水冷中冷装置及其控制方法 |
| CN109869945A (zh) * | 2019-03-26 | 2019-06-11 | 天津商业大学 | 吸收式跨临界二氧化碳双级压缩制冷系统 |
| CN112325509A (zh) * | 2020-10-28 | 2021-02-05 | 青岛理工大学 | 中间冷却热回收三联供热泵系统 |
| CN117006733A (zh) * | 2022-04-27 | 2023-11-07 | 上海电力大学 | 一种燃气冷热电联供分布式能源系统 |
| IT202200011213A1 (it) * | 2022-05-27 | 2023-11-27 | Paolo Spadini | Impianto frigorifero combinato |
-
1995
- 1995-07-11 JP JP7175076A patent/JPH0926226A/ja active Pending
Cited By (21)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2007010310A (ja) * | 2006-08-16 | 2007-01-18 | Osaka Gas Co Ltd | ガスタービン組込み吸収式冷凍機 |
| JP2010271030A (ja) * | 2009-04-24 | 2010-12-02 | Daikin Ind Ltd | 冷凍システム |
| US8907130B2 (en) | 2010-03-11 | 2014-12-09 | Evonik Degussa Gmbh | Beta-hydroxyalkylamides, method for their production and use thereof |
| WO2012090217A2 (en) | 2010-12-27 | 2012-07-05 | Thermax Limited | Hybrid absorption-compression chiller |
| EP2659201A4 (en) * | 2010-12-27 | 2017-04-26 | Thermax Limited | Hybrid absorption-compression chiller |
| US9476620B2 (en) | 2011-01-24 | 2016-10-25 | Yanmar Co., Ltd. | Cogeneration system |
| WO2012102197A1 (ja) * | 2011-01-24 | 2012-08-02 | ヤンマー株式会社 | コジェネレーションシステム |
| JP2012154203A (ja) * | 2011-01-24 | 2012-08-16 | Yanmar Co Ltd | コジェネレーションシステム |
| EP2669499A4 (en) * | 2011-01-24 | 2016-02-17 | Yanmar Co Ltd | cogeneration |
| CN103884130B (zh) * | 2014-04-09 | 2017-02-15 | 浙江海洋学院 | 一种吸收余热辅助制冷的船舶冷库系统 |
| CN103884130A (zh) * | 2014-04-09 | 2014-06-25 | 浙江海洋学院 | 一种吸收余热辅助制冷的船舶冷库系统 |
| CN103868277A (zh) * | 2014-04-09 | 2014-06-18 | 浙江海洋学院 | 渔船余热吸收制冷协调双级压缩制冷冷库装置 |
| JP2018071966A (ja) * | 2016-11-01 | 2018-05-10 | バイス ウンベルトテヒニク ゲゼルシャフト ミット ベシュレンクテル ハフツング | 試験室 |
| US10571169B2 (en) | 2016-11-01 | 2020-02-25 | Weiss Umwelttechnik | Test chamber with temperature control device |
| CN108662808A (zh) * | 2017-03-27 | 2018-10-16 | 胡军勇 | 一种以发动机废热与动力联合驱动的两级复叠式吸收/压缩复合制冷循环系统 |
| CN108692946A (zh) * | 2018-05-19 | 2018-10-23 | 重庆长安汽车股份有限公司 | 一种发动机台架试验用水冷中冷装置及其控制方法 |
| CN108692946B (zh) * | 2018-05-19 | 2019-12-10 | 重庆长安汽车股份有限公司 | 一种发动机台架试验用水冷中冷装置及其控制方法 |
| CN109869945A (zh) * | 2019-03-26 | 2019-06-11 | 天津商业大学 | 吸收式跨临界二氧化碳双级压缩制冷系统 |
| CN112325509A (zh) * | 2020-10-28 | 2021-02-05 | 青岛理工大学 | 中间冷却热回收三联供热泵系统 |
| CN117006733A (zh) * | 2022-04-27 | 2023-11-07 | 上海电力大学 | 一种燃气冷热电联供分布式能源系统 |
| IT202200011213A1 (it) * | 2022-05-27 | 2023-11-27 | Paolo Spadini | Impianto frigorifero combinato |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US6237359B1 (en) | Utilization of harvest and/or melt water from an ice machine for a refrigerant subcool/precool system and method therefor | |
| US4745768A (en) | Combustion-powered refrigeration with decreased fuel consumption | |
| JPH06331225A (ja) | 蒸気噴射式冷凍装置 | |
| US4873839A (en) | Combustion-powered compound refrigeration system | |
| CN109869940B (zh) | 喷射式跨临界二氧化碳双级压缩制冷系统 | |
| CN210089175U (zh) | 喷射式跨临界二氧化碳双级压缩制冷系统 | |
| CN102322705A (zh) | 扩散吸收式制冷与蒸汽压缩制冷联合循环装置 | |
| CN101871702B (zh) | 双热源高效吸收式制冷装置 | |
| CN210089181U (zh) | 吸收式跨临界二氧化碳双级压缩制冷系统 | |
| CN217110104U (zh) | 一种带环绕式回热器的蒸汽压缩式制冷热泵循环系统 | |
| JPH0953864A (ja) | エンジン式冷房装置 | |
| CN109869945B (zh) | 吸收式跨临界二氧化碳双级压缩制冷系统 | |
| JPS6187908A (ja) | 発電及び冷凍又はヒ−トポンプサイクルの複合装置 | |
| CN216384656U (zh) | 一种风冷式油冷机 | |
| JPH0921575A (ja) | 冷凍装置 | |
| KR100461995B1 (ko) | 냉매증기터빈 구동 가스 열펌프 | |
| CN212274334U (zh) | 一种利用融霜介质对主管道制冷剂过冷的融霜装置 | |
| KR100634843B1 (ko) | 냉동기 | |
| JP2776200B2 (ja) | 吸収式製氷蓄冷装置 | |
| JP2004028375A (ja) | 吸収式と圧縮式とを組合せた冷凍装置とその運転方法 | |
| CN105910325A (zh) | 一种利用冷凝热驱动喷射式的过冷方法及其制冷装置 | |
| JPS6151228B2 (ja) | ||
| CN103398501B (zh) | 热源驱动吸收式制冷实现主制冷系统预冷的复合制冷系统 | |
| JP2000018757A (ja) | 冷房装置 | |
| JP2002188438A (ja) | 動力回収システム |