JPS5828904B2 - 熱回収方法 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 先行技術においては、冷媒からの熱を、水のような熱伝
達媒体へ移送する熱交換器を設けることが知られている
。

その１つの例が米国特許第３９２２８７６に示されてい
る。

該特許においては、冷媒はコンデンサの上流側に位置し
た熱交換器の一方の側を通過し、該熱交換器の他の側を
断続的に流れる水に対して熱を排出することが示されて
いる。

上記特許の装置にあっては、熱交換器内で起る凝縮の量
を制御するために、温度に感応する弁を設け、入口にお
ける水の温度が低下して冷媒気体の中あまり大きい部分
が凝縮する時には上記の弁が水の流れを止めてしまうよ
うにしである。

したがって、該特許による装置は、温水加熱系統に連結
された場合、水の入口温度が約１０００Ｆないし１４０
Ｆ（３７，８℃ないし６０°Ｃ）以下になって、大部分
の市販の有効な冷媒が完全に凝縮してしまう場合には操
作不能となるであろう。

この理由のために、水の入口温度が充分高くなるまでは
、従来型の温水加熱器が水を再加熱しなければならない
。

この結果、特に高度の要求がある期間においては、熱回
収のために長い回復時間がかかり、はとんど節約にはな
らない。

また冷媒気体に含まれている熱の大半は水の入口温度が
上昇するのを待っている間に失われ、効率低下につなが
る。

各種の他の先行技術による装置が、冷媒からの熱を温水
系統に移送するためのある種の補足的な熱交換器を包含
している。

米国特許第２５１６０９３．２７５１７６１．３１８８
８２９．３３０１００２．３３０８８７７．３３６６１
６６．３５６３３０４．３９１６６３８．３９２６００
８が、従来型のコンデンサの上流側位置における補足的
な熱交換器を用いて、冷媒から熱を吸収することにより
、水を加熱するための装置を包含した典型的な先行技術
による冷房例を示している。

しかしながら、これらの場合においては、該特許の説明
によると、該補足的な熱交換器、即ちしばしば冷媒気体
のためのプレ・クーラーと呼ばれるものは、ある与えら
れた時点において、熱交換器内を流れる冷媒の容積に対
して、比較的大きな容積の水の中に位置させなければな
らないことが明らかになつセいる。

このために、少な（とも水が３５°Ｆないし５５Ｆ（１
，７℃ないし１２．８℃）という水道水の普通の温度範
囲よりも充分高温に加熱されるまでは、該冷媒はプレ・
クーラー熱交換器の中で完全に飽和液体に凝縮されてし
まうものと思われ、従来型のコンデンサに対しては液体
冷媒を過冷却するという問題を残し、コンプレッサに対
しては該系統の大部分を液体循環させるという付加的な
仕事を残す。

コンプレッサ内を通る流量、各管路の長さ、コンプレッ
サとコンデンサの高さ関係、低い部分の有無、エルボや
ベンドなどの流速を低下させる部材の量、弁の数、その
他の関係要素が、装置の新設時に調節できる場合には、
上記のような大量の液体冷媒がコンデンサの上流にあっ
ても差支えない。

然しなから、既存の装置に熱交換器を付加して、水を熱
することができるように改造する場合には、装置の上述
のような諸要素は簡単に、経済的にこれを変更すること
ばできない。

温水を得るために熱交換器を付加して既存の冷房装置を
改造する場合には、戊るべく改造部分を少なくすること
が望ましいので、付加された熱交換器からの排出物中に
おける液体冷媒の量はかなり重要である。

液体冷媒の量が多すぎると、コンデンサに達している冷
却系統の管路内あるいは熱交換器自体内の低所に冷媒ガ
スによって運ばれて来る潤滑油と液体冷媒との混粘物が
堆積することになる。

もしこの混粘物が冷却装置の管路をふさぐスラグを形成
すると、コンプレッサがガスを送出し続けるのでそこか
ら上流の部分では圧力が過大になり、下流の部分は真空
になる。

形成されたスラグが上流の高圧によって系統内を急に動
かない限り、装置の冷却能力は低下してゆく。

スラグのこの急速な運動は、次に別の低所に達するまで
ライフル弾機の高速度で継続する。

スラグがコンプレッサあるいは他の重要な部分に達する
と、重大な危険が発生する。

このようなスラグが管路を破壊することはよく知られて
いる。

また、コンデンサに到達したスラグば、先ずその入口部
分を満たし、次にコンデンサそのものを満すので、冷却
装置の能力は著しく低下する。

従って、冷凍あるいは冷房装置に関する上記のような先
行技術に頼っていては、水のような物を熱するための熱
交換器を付加して既存の装置を改造しても好結果は得ら
れない。

本発明は、空調あるいは冷凍装置内のコンプレッサとコ
ンデンサとの間に例えば水加熱用等の熱交換器を付加的
に設けて、空中に放散させる熱を回収して温水等を得る
方法に関するものであるが装置内の冷媒の流れが梗塞し
たり、コンデンサが氾濫するなどの事故を防止するため
に、熱交換器に入る水等の熱伝達媒体の温度が最も低い
ときに熱交換器を出る冷媒ガスのクォリティがある特定
の限度内にあるように保つことを目安にして、熱交換器
の熱除去能力を制限するようにしたことを特徴とするも
のである。

本明細書において冷媒ガスの「クォリティ」というのは
、該冷媒の液体質量と蒸気質量を加えた全量に対する蒸
気質量の割合をいう。

相当多量の凝縮した冷媒液体が存在する場合でも、系統
内をある量の冷媒蒸気が必ず流れているようにすれば、
冷房、空調または、冷蔵装置等の冷却能力を低下させる
ことなく、また上記の事故を発生することなく水等を加
熱する熱交換器をコンプレッサとコンデンサの間に付加
し、付加前には空中に放散されていた熱の相当量を安全
確実に回収することができる。

本発明によれば、コンプレッサ、コンデンサおよび蒸発
器を有する従来型の冷房、空調または冷蔵装置において
従来冷媒によって大気中に放散されていた熱を回収する
方法において、回収される熱によって水等の熱伝達媒体
を加熱するために、コンプレッサとコンデンサの間の管
路を切って分離し、そこに熱伝達媒体を移送する中央管
と熱伝達媒体の流れと反対方向に冷媒を移送する外側管
とを有する同軸型熱交換器を挿入し、熱伝達媒体が、予
想される最低温度にあるとき冷媒から吸収する最大熱量
が、冷媒の過熱熱量のすべておよび潜熱の一部に相当し
、然かも、熱交換器からコンデンサに流れる冷媒のクォ
リティーが約０．２５以下にならないことを基準として
熱交換器の熱除去能力を制限することを特徴とする熱回
収方法が提供される。

以下の説明から明かなように、本発明に従って熱交換器
を付加すれば、管路の梗塞が防止できるほか空調あるい
は冷却装置の全体の効率は実際に改善される。

以下は本発明の各種実施例の詳細説明であるが、添付図
面を参照するに、同一の参考数字は各図面中において同
一の構成要素を示している。

第１図は従来型先行技術による冷凍系統あるいは空調系
統の概略ブロック図である。

低圧飽和状態あるいはわずかに過熱された冷媒が点１に
おいてコンプレッサ内へ吸引され、点２において高圧、
高温過熱された蒸気として吐出される。

点２からは該冷媒気体は従来型コンデンサの中を流れ、
そこで飽和された液体あるいは時々はわずかに過冷却さ
れた液体に凝縮され、さらに典型的な例ではレシーバへ
送られるが、レシーバはあらゆる系統に含有されるもの
とは限らない。

該レシーバノ下流側における点３においては、液体冷媒
は膨張弁を通過し、点４からは該冷媒は蒸発器を通り、
そこで熱がその位置からあるいは冷却しようとしている
物体から吸収される。

第２図は該先行技術の系統の特性を、従来型の温度−エ
ントロピー曲線を用いて、定性的かつ線図的に示してい
る。

したがって、点１においては冷媒は低圧で、わずかに過
熱された気体である。

点２においては、冷媒は高圧で、高温過熱された気体で
ある。

冷媒気体がコンデンサを通過する際に過熱分および凝縮
熱分が除去され、該冷媒を最初に飽和蒸気状態にし、最
終的には点３における飽和液体状態にする。

該点からは、膨張装置が点４に至るまでに不可逆的な膨
張を行なわせ、その後、冷媒は蒸発器内でほぼ一定温度
、一定圧力の下で蒸発され、飽和された低温気体として
コンプレッサ入口へ送られる。

第３図は第１図に類似した冷房系統あるいは空調系統の
概略的なブロック図であるが、この場合には、該系統は
コンプレッサの出口と従来型コンデンサの入口との間に
、本発明による補足的な熱交換器を包含している。

該系統における各点は第１図における各点に対応した参
考数字によって示されているが、該数字は四角で囲まれ
ている。

再び第２図を参照すると、本発明を実施する系統の改善
された特性が破線によって示されていることがわかる。

点２から始めると、冷媒は点３に至るまでは、本発明に
よる補足的熱交換器の中で部分的に凝縮される。

次いで、コンデンサがそれを受は継ぎ、冷媒を完全凝縮
させ、飽和液体にするが多くの場合は点３′に至るまで
に液体を過冷却する。

膨張弁は冷媒液体を点４に至るまでに膨張させ、従来の
系統において得られた圧力、温度よりも充分低い圧力、
温度にすることができる。

したがって、該冷媒が蒸発器を通過すると、第１図の系
統の場合におけるような過熱蒸気の状態ではなく、飽和
蒸気としてコンプレッサの入口１へ到達する。

本発明を実施する系統においては該蒸気は飽和状態ある
いはほんのわずか過熱状態になっているので、その単位
重量（１ポンド＝４５４．？）あたりの容積は相当小さ
く、またその温度も低い。

温度がより低く、比容積がより小さいということは、コ
ンプレッサが与えられた気体の量を移動させるのに、よ
り少ないストローク数で済むはずであることを意味する
。

温度がより低いということはまた、冷媒がコンプレッサ
を冷却するようになっている従来型の密封式コンプレッ
サを用いると仮定した場合に、該コンプレッサがより低
い温度において運転されるであろうことを意味する。

これらの効果による正味の結果として、コンプレッサは
第１０図に関連して後述するように、より効率的に運転
されることになる。

第４図および第５図は本発明による温水熱交換器の前面
図および側面図である。

板金製ハウジング１０が、中央壁１６によって郭定され
た区画１４の中に位置した、同軸型、向流型熱交換器１
２を収納している。

該区画１４ば、ジョーンズ・マンヴイーレ社から市販さ
れている、密度３ポンド（１３６２，９）の０．５イン
チ（１，２７ｃｒＩＬ）厚さのマット状ガラス繊維製パ
ッド材料のような断熱材料でできたブランケット１８に
よって、その全ての内面において断熱されている。

熱交換器１２は好ましくは、チューブ・イン・チューブ
型の円筒コイル状になっている。

コイルつり輪２０が該熱交換器１２を該区画１４内に固
定している。

熱交換器１２の両端には入口、出口のボス２２゜２４が
取付けられ、中央壁１６がら下へ、ポンプ区画２６の中
へのびている。

高温の冷媒気体は、後述するように、空調用コンプレッ
サあるいは冷房用コンプレッサの排気側からのびている
チューブに連結されたユニオンアダプタ２８を通って、
ハウジング１０内へ流入する。

該冷媒気体はユニオン２８からチューブ３０を通り、ボ
ス２２を通って熱交換器１２のシェル側に流入する。

熱交換器１２の他端においては、低温の冷媒が、ボス２
４を通り、チューブ３２を通り、ユニオンアダプタ３４
を通って流出する。

該ユニオンアダプタは、従来の空調系統あるいは冷房系
統のコンデンサへ至るチューブに連結されている。

冷媒気体を冷却するための水は、ここで述べるように、
温水貯蔵系あるいは他の温水装置に連結されたチューブ
３６を介してハウジング１０内に流入する。

チューブ３６はハウジング１０の壁を貫通する個所にお
いて、プラスチックブッシング３８によって保持されて
いる。

該チューブ３６には温度検出スイッチ４０が取付けられ
ている。

該スイッチ４０は水温が約１８０Ｆ（８２，２°Ｃ）あ
るいは特定使用のための設計によって要求されるような
他の適当な温度になった時に、動力回路を開くかあるい
は中断するように設定されている。

この温度は温水使用系統、例えば温水タンクにおいて過
度に高温が生じるのを防ぎ、安全余裕をもたせるように
選択される。

熱交換媒体が水である場合には１８０Ｆ（８２，２℃）
という設定が好ましい。

チューブ３６は取付金具４２によって、磁気カップリン
グを有するポンプ４４の吸込口に連結され、したがって
該熱交換媒体は該ポンプによって汚染されないようにな
っている。

該ポンプ４４ば、第５図に示したように、電動モータ４
６によって駆動され、該モータはコンプレッサが運転さ
れていて、スイッチ４０が閉じている時にのみ作動する
。

典型的には、予期される系統の圧力降下に依存して、１
．２ないし３．０ガロン毎分（４，５４ないし１１．３
１毎分）の範囲内にあるポンプ４４の吐出口は、取付金
具４８および類チューブ５０によって、ボス２４に連結
されている。

次に水はボス２４と、熱交換器１２の中心チューブ部分
と、ボス２２とを通過してチューブ５２の中に流入し、
該チューブはブッシング５４を通ってハウジング１０を
通過し、温水貯蔵、使用系統あるいは他の使用個所へ連
結される。

使用時には、該ハウジング１０ば、第４図および第５図
には示されていないが、金属製のふたで閉じられる。

区画１４を閉じている該ふたの部分は、区画１４からの
熱損失を最少にするために、前述したようにして断熱さ
れる、該断熱ブランケット１８によって、ポンプ区画２
６内の温度は区画１４内の温度よりも充分低く保持され
る。

このことは、ポンプ区画２６内の周囲温度が高くなる影
響で温度検出スイッチ４０が開いてしまうことのないよ
うにするために必要であり、さもないと水の流れ、およ
びそれに付随した冷媒気体の含有熱除去が早過ぎて停止
してしまう結果となるであろう。

またポンプモータ４６は、望ましくない高温環境内での
操作から保護されている。

さらに、ポンプ区画２６内での適温維持を確保するため
に。

ベントプラグ５５，５６，５８が設けられていて、該区
画内の空気対流を許すようになっており、このようにし
て温度を望みのレベルに維持するための補助をしている
。

第６Ａ図は、本発明のために好ましい型の熱交換器１２
の高温冷媒気体入口と高温水出口との断片図を概略的に
示したものである。

ボス２２は冷媒気体の流れる外側の鋼製円筒状シェル６
０と、水あるいは他の熱交換媒体が、好ましくは向流方
向に流れる内側の軟かい銅製チューブ６２とに対してシ
ールされている。

該チューブ６２の壁部ば、第６Ｂ図にも示したように、
らせん状に凹凸状態になっており、高温の冷媒と冷却水
とに対して一種の反対方向の回転運転を起こさせ、これ
によって熱交換面積を改善し、チューブ６２内に望まし
い乱流を生じさせることができる。

本発明の範囲を逸脱しなければ、他の内部幾何学的形状
を有した熱交換を用いることもできる。

熱交換器１２の構成部品の相対的寸法は、本発明の教え
に従って郭定されている。

ノ・ウジフグ１０内に収納された熱交換器全系統は、系
統の熱除去および冷媒液体貯蔵のために必要なように設
計された冷媒気体コンデンサとレシーバとを既に有した
、既存の空調、冷房系統に対して特に付は加えることが
できるようになっているので、最適の運転効率を得るた
めには、排出される熱を除去するために付加した熱交換
器によって系統の空調容量あるいは冷房容量を減少させ
ることのないようにすることが肝要である。

先行技術による空調、冷房系統における従来型のコンデ
ンサは比較的高い流速で設計されており、したがって冷
媒気体の流れを妨害するような凝縮パドルあるいはスラ
グの生成は最少になり、したがって凝縮された液滴は、
レシーバを使用している場合には、コンデンサの直ぐ下
流側に位置した系統レシーバへ急速に移送される。

そのような系統におけるコンプレッサの流量容量は、コ
ンデンサ、膨張装置、および蒸発器の予想される流れ抵
抗に対して都合よく適合されているので、系統内に相当
な流れ抵抗が付加されることは極めて望ましくないこと
である。

例えば、コンデンサに至るチューブの中に、凝縮された
冷媒のスラグが存在すると、コンプレッサに対して付加
的な負荷をかけることになり、したがって重い液体の場
合だと系統内を移動させることがより困難になる。

該スラグばまた系統の健全性および信頼性をも危うくす
るであろう。

もしそのようなスラグがコンデンサの上流側の低位置に
おいて集合するようなことがあると、結果として完全な
流路閉塞が周期的に生じ、その間はコンプレッサはスラ
グの上流側において圧力を蓄積していくことになるであ
ろう。

そのようなスラグの下流側においては、コンデンサと蒸
発器とはポンプで引かれることになり冷却容量がさらに
減少することになるであろう。

最終的には、スラグが急激に系統を打撃して、深刻な損
傷を与える結果になるといった状態も発生し得る。

既存の系統においては、冷媒気体の温度はコンプレッサ
とコンデンサとの間において最高になるので、この場所
において余剰熱を除去することが望ましい。

質量流速がＭｌ で流れている冷媒に関しては、回収す
ることのできる熱量Ｑ１ は次の関係式によって郭定さ
れる。

即ち、ここで、ｈｋ・はシェル６０とチューブ６２との
間で郭定された閉じた流れ容積の中に入ってくる冷媒気
体のエンタルピー、ｈｅばこの流れ容積から出ていく冷
媒気体のエンタルピー、Ｘばこの流れ容積から出ていく
冷媒のクォリティー、あるいは該冷媒の液体質量と蒸気
質量とを加えたものに対する蒸気質量の比率、またｈｔ
ｉ はこの流れ容積から出ていく飽和液体と飽和気体と
のエンタルピーの差である。

出願者は、Ｘが熱交換器の冷媒流れ容積の出口において
０．２５ないし１．０の範囲内にある時には、系統内に
残っている冷媒気体は充分な速度を有していて、前述し
たような望ましくないスラグを形成させることなく、冷
媒液体と油滴とを移動させることができるものと郭定し
ている。

起動時の過渡状態時には、水の入口温度が非常に低く、
Ｘば０．０４程に低くなり、厳しい側部効果も得られな
いが、この状態での連続運転は望ましいものとは考えら
れない。

本発明のこの点を考える他の方法としては、冷媒チュー
ブ内において液滴あるいは小さなパドルが形成し始める
時に、気体のために残っている流れ領域を考えることが
ある。

出願者は気体流れ領域が全領域の約１／４ないし／３で
あれば、いかなるスラグの形成をも防ぐかあるいは極め
て最少化しながら適当な気体流量が得られるであろうと
いうことがわかっている。

冷媒から回収することができ、しかも熱交換器の出口に
おいて冷媒のクォリティーを０．２５以下に落とすこと
のないような熱量は、チューブ６２内を流れる水あるい
は他の熱交換媒体の熱吸収容量によって郭定される。

水あるいは他の熱交換媒体によって取出すことのできる
熱量Ｑ２は次の式％式％ ここでｈ７は出口における水のエンタルピー、ｈｉは熱
交換器入口における水のエンタルピーである明らかに、
水へ移行される熱量Ｑ２ば、入口のホ温が最低の時に最
大となる。

したがって、もし冷媒のクォリティーが０．２５以下に
ならないとすれば（ただし起動状態の時は多分除いて）
、最大状態になるＱ２ば、水の入口温度が最低温度にな
っている状態で、Ｘを０．２５あるいはそれ以上に情持
することのできるような値に限定されるはすである。

チューブ６２を通して冷媒から水へ移行される熱量は次
の式によって表わされる。

即ち、ここでＵはチューブ６２に関する全体的な熱伝達
係数、Ａはチューブ６２の表面積、△Ｔは冷媒と水とを
分離しているチューブ壁に係る温度差の平均である。

熱交換器の寸法を本発明によって示ささた上述の関数に
従って選択することによって、本発明は、前述した過度
の凝縮を行うことなしに、既存の空調、冷房系統に対し
て容易に付加するととができる。

このように、本発明は、冷媒と水とを分離しているチュ
ーブ壁の全体的な熱伝達係数Ｕ（これはもちろん、使用
材料の性質や、その表面特性や、その両側面を流れる流
体の流速によって郭定される）と、チューブ壁の熱伝達
面積Ａと、平均温度差ΔＴと、熱交換器内の水の質量流
速Ｍ２とが全て結合的に効果を与えて、冷房系統の与え
られた系統パラメータに関して、熱交換器から出ていく
冷媒のクォリティーが０１２５以下にならないようにし
ている。

もちろん、本発明は新しい系統の中に含めることもでき
る。

本発明は、シェル６０内の全断面的な流れ面積を冷媒コ
ンプレッサからのチューブ３０の流れ面積に等しくして
実施することができるが、シェル６０内の流れ面積の寸
法をチューブ３０のそれよりも大きくすることによって
、ある種の大きな利点が得られることがわかっている。

流れ面積が増加すると、熱交換器１２内を流れる冷媒の
流速は低下する。

シェル６０の容積が増加し５、それには付随して流速が
低下すると幾つかの競合的な効果が得られる。

例えば、熱交換器１２内における冷媒各部の滞留時間が
増加し、チューブ６２への熱移送が増加される。

また、温度の凝縮をしないで、シェル６０内の全質量お
よび移送のための全有効熱が増加される。

他方、チューブ６２に係る熱伝達係数は速度が低下する
ことによって減少しチューブ６２に係る熱伝達量は減少
することがある。

本発明においては、シェル６０内の冷媒の流速はシェル
の流れ面積を充分大きく選択することによって調整され
、冷媒の温度を余剰の液体が存在する程の値にまで低下
させることなしに、チューブ６２内の水あるいは他の熱
伝達媒体への熱移送を改善している。

実際的には、シェル６０の流れ面積はチューブ３０内の
流れ面積の４．５倍大きいか、あるいはコンプレッサの
程度によってはそれ以上になっている。

熱交換器１２が例えば、５ないし１０トンの容量範囲に
ある全てのコンプレッサと共に用いられる場合には、シ
ェルの流れ面積は最適には７．５トン単位で運転される
ような寸法になっていなければならず、これの理由は、
もし該面積が１（ｌン単位用の寸法になっておれば、熱
交換器シェル内においては冷媒気体が過度に低流速にな
りまた量が少ないので、５トン単位で完全にシェル６０
内の冷媒を凝縮してしまうからである。

本発明においては、第６Ａ図および６Ｂ図において６４
で示されたような、チューブ６２の外面をショツトブラ
スト加工あるいはショットピーニング加工することによ
って、付加的な利点が得られる。

この表面処理技術によって銅チューブの熱伝達面積が２
０％以上増加され、これによって熱交換器１２の熱伝達
容量を大きく改善することができる。

この目的のために、シェル６０とチューブ６２とを組立
る前に、従来通りのショツトブラスト技術を用℃・でも
よい。

例えば、約１７５ ｐｓｉ（１２，３ｋｇ／ｃｍ２）の
圧力の下で直径０．０４０ないし０．０７０インチ（１
，０２ないし１．７８ｍｍ）の鋼粒ペレットを用いる従
来型のショツトブラスト装置が効果的であることがわか
っている。

熱伝達はまた、チューブ６２の内面において、図示した
小直径位置で、チューブ６２の外面上のらせん状の山と
山との間の谷間に対向する場所に、溝６６をきることに
よって改善される。

本発明を実施する熱交換器に関する実際の運転経験に基
づいていうと、熱は、１ないし１００）ンの容量のコン
プレッサを有し、かつＲ−２２のような従来型の冷媒を
用いて運転される系統から効率的に除去することができ
る。

そのような例においては、流速Ｍ１は普通２．８ないし
２８０ポンド（１，２７ないし１２７ｋｇ）毎分であり
、通過するシェルの断面積は０．３４０ないし３．８７
平方インチ（２，１９ないし２５．０ｃｒｒＬ２）であ
る。

水チユーブの断面積は０．１４５ないし０．７７５平方
インチ（０，９３６ないし５． ＯＯｃｍ” ）で、熱
伝達面積が０．５５ないし２７．５平方フイート（５１
０ないし２５５５０ｃＩＩＬ２）であるとすると、工な
いし３０ガロン毎分（３，７９ないし１１３．６１毎分
）の水流速を扱うことができる。

第７図は本発明による補足的な熱交換器の利用について
概略的な線図で示したものである。

既存の空調用あるいは冷房用のコンプレッサ６８が高圧
、高温の冷媒を吐出し、熱圧力制御器７０を通過した後
、該冷媒気体の流れは分割されて、チューブ３０を通り
、本発明による、ハウジング１０内に位置した１対の並
列配置された熱交換器内に流入する。

該冷媒気体から熱を回収した後、該気体はチューブ３２
を通ってハウジング１０を出、再結合し、既存の空調用
あるいは冷房用のコンテンサ・コイル７２の方へ流れ、
その後、該冷媒は蒸発器コイル（図示せず）へ流れてい
く。

該系統の水あるいは他の熱交換媒体側においては、貯蔵
タンク７４が設けられており、該タンクからは水がホー
ス取出ロアロ、ゲート弁７８を通って補助ポンプ８０へ
送水され、該ポンプは水、あるいは、もし望むならば、
他の熱交換媒体を、並列配置のゲート弁８２，８４を通
して水の入口チューブ３６へ供給する。

この水はハウジング１０内に位置した熱交換器を通って
、チューブ５２を通過し、空気抜き弁８６．８８、ゲー
ト弁９０．９２、空気抜き弁９４、およびゲート弁９６
を通って、該貯蔵タンク７４へ戻る。

もちろん、本発明は貯蔵タンクを有していない系統にお
いても用いることができる。

ポンプ９８と、ゲート弁１００と、使用場所１０２と、
ゲート弁１０４とからなる補助系が加熱された水を貯蔵
タンク７４から、特定目的のための使用場所へ循環させ
る役割を果たす。

該使用場所１０２は暖房しようとする部屋内に配置され
たユニットヒーターや、空気供給ダクト内に位置したコ
イルや、基板熱交換器や、水源ヒートポンプや、輻射ヒ
ートパネルや、ラジェーターや、その類似物であっても
よい。

開示された本発明の多数の実施例について、その詳細な
挙動特性を郭定するために広範囲に亘って試験してきた
。

第８図は、本発明による補足的な熱交換器を包含した冷
房系統のテストにおいて得られた各種のテストデータを
図表にして示したものである。

テストの間使用した補足的な熱交換器ば５ないし１０ト
ン容量の空調、冷房系統に使用可能な寸法を有していた
。

このテストは乾球温度計で９５Ｆ（３５℃）の等価的外
温あるいは周囲の気温の下で行った。

周囲気温８５Ｆないし１００Ｆ（２９，４℃ないし３７
．８８Ｃ）について付加的なテストも行なったが、類似
の結果が得られた。

乾球温度計で９５Ｆ（３５℃）という温度は、合衆国に
おける現在のＡＲＩ標準規格の下で、空調、冷房装置を
評価するために用いられる定格温度に合致する。

とりわけ、第８図に示されたデータによると、本発明に
よる熱交換器は約６４Ｆ（１７，８℃）の入口温度を有
する水を非常に短い経過時間の内に、例えば、１回通過
するだけで１１９Ｆ（４８，３℃）の出口温度にまで加
熱することができることがわかる。

またこの熱交換器は最初の通水運転の間に大気中へ排出
されるはずの熱の最大７１．２％を回収した。

これらのテストの間、水は貯蔵タンクを連続的に再循環
され、したがって、テスト中にその温度が上昇し、入口
水の温度がその制限値１８０Ｆ（８２，２℃）に近づく
までに、回収熱のパーセントは第８図に示したように減
少した。

第９Ａ図は本発明の実際のモデルに関して、与えられた
量の水を１００Ｆ（３７，８℃）だけ温度上昇させるの
に要する時間を示している。

このように、７．５トンのコンプレッサ系統を用いると
、４０ガロン（１５１，４１）の水は、補助加熱なしで
、約１時間で１００Ｆ（５５，６°Ｃ）昇温された。

従来型の温水ヒーターを用いている場合には、本発明を
使用すれば、ヒーターコイルあるいは使用中の冷媒気体
を取外す必要はほとんどなくなるが、従来型の温水熱源
と本発明との両方を用いている場合には回収時間はさら
に早（なるであろう。

第９Ｂ図は各種のコンプレッサ寸法に関して、与えられ
た量の水の温度の１時間後の変化を示した同様なグラフ
である。

第１０図には、コンプレッサにおける出力減少のパーセ
ントを水の入口温喫の関数として示している。

水の入口温度が低温領域にあって系統が運転されている
時には、本発明による温水熱交換器を通過する冷媒は、
より高温の入口温度領域における場合よりも大きく冷却
される。

したがって、コンプレッサにおける入口温度が低（、前
述したように、これがコンプレッサの必要動力と、摩耗
、損傷の度合を減少させる。

しかしながら、入口温度が高（ても、コンプレッサの必
要動力は減少される。

第１１図は、熱交換器に回収される熱の割合を、水の入
口温度に対して示したグラフである。

第１１図に示したデータは小さな容量の空調、冷房系統
において得られたものであるが、水の入口温度が上昇す
る場合の回収熱の割合が減少するという傾向は明確に実
証されている。

もちろん、与えられた寸法の熱交換器に関しては、系統
の効率は、空調あるいは冷房系統の容量が増加するに従
って降下する。

【図面の簡単な説明】

第１図は従来型の先行技術による冷房系統あるいは空調
系統のブロック線図、第２図は先行技術の系統と本発明
の系統とを定性的に比較した温度とエントロピーとの線
図、第３図は本発明を実施する冷房あるいは空調系統の
ブロック線図、第４図は本発明による熱抽出装置を、本
発明の構造を観察することができるように前部カバーを
取外して示した側面図、第５図は第４図の線（５−５）
からみた図、第６Ａ図は本発明に用いるための好ましい
型の熱交換器コイルを、該装置内における気体および液
体の動きを示す矢印を含んで示した概略図、第６Ｂ図は
第６Ａ図の線（６−６）からみた断面図、第７図は本発
明による２基の熱抽出装置を実現する温水加熱のための
系統を、生成された該温水を利用する局部ヒーターのた
めの設備をも含んで示した搬路線図、第８図は本発明の
ｌ実施例に関する代表的な特性データを示す図表、第９
Ａ図は本発明を用いて、与えられた量の水の温度を１０
０Ｆ（３７，８８Ｃ）上昇させるに要する時間を示した
グラフ、第９Ｂ図は本発明を用いて、与えられた量の水
の温度が１時間の間にどれだけ上昇するかを示したグラ
フ、第１０図は水の入口温度の関数としてコンプレッサ
動力の減少割合を示したグラフ、第１１図は水の入口温
度の関数として回収熱量を示したグラフである。 図において、１０・・・・・ウジング、１２・・・熱交
換器、１４・・・第１区画、１６・・・ハウジング隔壁
、１８・・・断熱装置、２６・・・第２区画、４０・・
・スイッチ装置、４４・・・ポンプ、６０・・・第１流
路、６２・・・第２流路（隔壁）、６６・・・切欠き溝
である。

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. １ コンプレッサ、コンデンサおよび蒸発器を有する従
   来型の冷房、空調または冷蔵装置において従来冷媒によ
   って大気中に放散されていた熱を回収する方法において
   、回収される熱によって水等の熱伝達媒体を加熱するた
   めにコンプレッサとコンデンサの間の管路を切って分離
   し、そこに熱伝達媒体を移送する中央管と熱伝達媒体の
   流れと反対方向に冷媒を移送する外側管とを有する同軸
   型熱交換器を挿入し、熱伝達媒体が、予想される最低温
   度にあるとき冷媒から吸収する最大熱量が、冷媒の過熱
   熱量のすべておよび潜熱の一部に相当し、然かも、熱交
   換器からコンデンサに流れる冷媒のクォリティーが約０
   ．２５以下にならないことを基準として熱交換器の熱除
   去能力を制限することを特徴とする熱回収方法。