JP2008139014A - 蒸気圧縮装置およびそれに関連する遷臨界サイクルを実施する方法 - Google Patents

Abstract

【課題】蒸気圧縮装置およびそれに関連する遷臨界サイクルを実施する方法を提供すること。
【解決手段】本発明による蒸気圧縮装置は、内部熱交換器と、低圧圧縮機およびそれに関連するガス冷却器と、流体を、このサイクルの主回路（１−ｙ）およびこのサイクルの補助冷却回路（ｙ）に分割する流体分配器と、補助冷却回路（ｙ）に配置された補助膨張システムと、このサイクルの主回路（１−ｙ）に配置された主膨張システムとを備える。この装置は、このサイクルの主回路（１−ｙ）に配置された高圧圧縮機およびそれに関連するガス冷却器も備える。本発明による遷臨界流体サイクルを実施する方法は、好ましくは、この流体の臨界圧力（Ｐ_ｃｒｉｔ）よりも高い最高圧力（Ｐ_ＨＰ）に達するようにこのサイクルの主回路（１−ｙ）において流体を等エントロピ圧縮するステップ（４−５）と、低温源温度（Ｔ_Ｆ）に実質的に達するように流体を等圧冷却するステップ（５−６、６−７）とを含む。
【選択図】図５

Description

本発明は、遷臨界流体サイクル用の蒸気圧縮装置において、
内部熱交換器と、
前記内部熱交換器の出口に接続された第１蒸気圧縮システムと、
前記蒸気圧縮システムの出口に接続された第１等圧冷却システムと、
第１等圧冷却システムの出口に配置され、前記流体を、前記サイクルの主回路および前記サイクルの補助冷却回路に分割する流体分配器と、
前記補助冷却回路において前記流体分配器と前記内部熱交換器の入口の間に配置された補助膨張システムと、
前記主回路に配置され、前記内部熱交換器の出口に接続された主膨張システムと、
前記主膨張システムの出口と前記内部熱交換器の入口の間に配置された低圧で動作する蒸発器とを少なくとも備える蒸気圧縮装置に関する。

本発明はさらに、そのような蒸気圧縮装置によって高温源温度と低温源温度の間で遷臨界流体サイクルを実施する方法において、
前記内部熱交換器内で前記流体を前記高温源温度に達するまで加熱するステップと、
中程度の圧力に達し、かつ、前記高温源温度に達するように前記流体を圧縮するステップと、
前記流体分配器によって前記流体を前記サイクルの主回路および前記サイクルの補助冷却回路に分割するステップと、
前記補助冷却回路において、前記補助膨張システムによって前記流体を前記低温源温度に達するまで膨張させるステップと、
前記主回路において、前記主膨張システムによって前記流体を前記低温源温度に達するまで膨張させるステップと、
前記主回路において前記流体を等圧蒸発させるステップと、を含む方法に関する。

従来、冷媒として二酸化炭素ＣＯ_２を使用する熱力学的な冷却サイクルまたは蒸気圧縮サイクルは、高温源温度Ｔ_Ｃと低温源温度Ｔ_Ｆの間で動作する。高温源温度は、冷媒が熱を放出し得る最低温度であり、低温源温度は、冷媒が熱を吸収し得る最高温度である。ＣＯ_２の臨界温度Ｔ_ｃｒｉｔは３１．１℃である。この温度よりも高いと、ＣＯ_２は液体の状態にも気体の状態にもならず、密度の高い気体の形態で遷臨界状態になる。

しかし、ほとんどの低温生成（冷凍器モード）または高温生成（ヒート・ポンプ・モード）の応用例では、熱放出温度は、ＣＯ_２の臨界温度よりも高い。したがって、ＣＯ_２蒸気圧縮サイクルは、一般に、「亜臨界」低温源温度と「超臨界」高温源温度の間で動作することになる。このようなサイクルは通常「遷臨界」と呼ばれる。

例として、図１に、Ｅｖａｎｓ−Ｐｅｒｋｉｎｓバージョンと呼ばれる従来バージョンの、従来技術による遷臨界蒸気圧縮サイクルの圧力Ｐとエンタルピｈの関係を示すエンタルピ図を示す（エンタルピ図はエンタルピ・チャートとも呼ばれる）。このサイクルでは二酸化炭素ＣＯ_２を使用するので、内部熱交換器を伴う場合も伴わない場合も、温度条件は、高温源温度Ｔ_Ｃが３５℃であり、低温源温度Ｔ_Ｆが０℃である。

図１の点１〜点４を通る連続線で概略的に表すＥｖａｎｓ−Ｐｅｒｋｉｎｓによる遷臨界蒸気圧縮サイクルは、以下の４つの変化に従って動作する。

点１と点２の間で、このサイクルは、流体を等エントロピで、すなわち無損失で圧縮する第１ステップ１−２を含む。この変化の間に、飽和蒸気状態（点１）のＣＯ_２は、例えば圧縮器によって低圧（ＬＰ）レベルから高圧（ＨＰ）レベルに圧縮される。図１では、Ｗ_Ｃは圧縮質量仕事を表す。

点２と点３の間で、このサイクルは、流体を等圧冷却する第２ステップ２−３を含む。この変化の間に、圧縮器（点２）から排出されるＣＯ_２は、ほぼ高温源温度Ｔ_Ｃ（点３）まで冷却される。この流体は単相であるため、すなわち、結露しないため、温度は滑らかに変化する。ステップ２−３は、例えば、ガス冷却器を使用して実施される。

点３と点４の間で、このサイクルは、流体を等エンタルピで、すなわち、仕事交換または熱交換を伴わないで膨張させるステップ３−４を含む。この変化の間に、超臨界ＣＯ_２の圧力は、例えば膨張弁によって低圧レベルに下がり、ＣＯ_２は液体−蒸気混合物（点４）の形態をとる。

点４と点１の間で、このサイクルは、例えば蒸発器による蒸発ステップ４−１を経由し、一巡して戻る。この変化の間に、ＣＯ_２の液相部分は完全に蒸発し、この蒸発は熱吸収に相当する。図１では、ｑ_Ｒは、冷却質量容量を表す。

ＣＯ_２がこのようなサイクルで使用される場合、ＣＯ_２の効率は、同じ高温源温度Ｔｃと低温源温度Ｔ_Ｆの間で動作する「亜臨界」サイクルで使用されるフレオン・タイプの従来の冷媒の効率よりも低い。これについては、主に２つの理由が挙げられる。第１の理由は、所与の高温源温度Ｔｃについて平均熱放出温度が高いことであり、これは、この放出が定温で行われないからである。第２の理由は、等エンタルピ膨張（ステップ３−４）中に、大きな不可逆性、すなわち、回収されない仕事および冷却容量の等価な減少δ_Ｗ（図１）の形態の膨張損失が観察されることである。

ＣＯ_２の性能を向上させるには、熱力学的な冷却サイクルを適応させなければならない。そのために一般には、３種類の改変が提案されている。第１の改変は、ステップ１−２の圧縮を、圧縮質量仕事Ｗ_Ｃを小さくするために等エントロピではなく等温で行うことである。これは、圧縮を段階的に、とりわけ中間ガス冷却器を追加して行うことによって実現されてもよい。

第２の改変は、このサイクルの点３と点４の間で、膨張仕事を回収して等エンタルピではなく等エントロピで膨張を行うことである。例えば、らせん軌道システムやピストン、ねじ、排出装置を使用するシステム、その他のシステムが使用されてもよい。

第３の改変は、ガス冷却器から排出されるＣＯ_２（図１の点３）を冷却して、特に膨張損失を小さくすることである。この改変を行うのに、内部熱交換器が使用されてもよい。図１では、このような改変は、点１’〜点４’を通るサイクルに相当する。高圧ＣＯ_２は、蒸発終了時に、すなわち、点１と点１’の間で回収された飽和蒸気を過熱させることによって、点３と点３’の間で冷却されなければならない。この場合、点１’と点２’の間の圧縮仕事の増加は、点４’と点１の間の冷却容量の増加がより大きくなることによって補償される。

しかし、この熱交換は、高圧のＣＯ_２と低圧のＣＯ_２の質量熱の差によって制限される。言い換えると、内部熱交換器が完全に動作すると仮定しても、すなわち、点１’での温度を点３での温度に等しくしても（図１）、ＣＯ_２は、最低温度、すなわち低温源温度Ｔ_Ｆまたは蒸発温度まで冷却されない。

したがって、図１の点３’と点３”の間および点４’と点４”の間の矢印で概略的に示すように、等エンタルピ膨張ステップ３−４の前にＣＯ_２の温度が低温源温度Ｔ_Ｆに近づくとすれば、膨張損失はさらに小さくなり得る。

第１の解決策が、とりわけ、Ｇ．Ｌｏｒｅｎｔｚｅｎによる文献「Ｒｅｖｉｖａｌ ｏｆ ｃａｒｂｏｎ ｄｉｏｘｉｄｅ ａｓ ａ ｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔ」（Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ、１７（５）、２９２〜３１０頁、１９９４年）に提案されており、ここでは、圧力降下前に、ＣＯ_２をそれ自体の冷媒として使用してＣＯ_２を冷却することが記載されている。そのために、分割流体によるサイクルが用いられ、それによって段階的な圧縮が得られる。

Ｌｏｒｅｎｔｚｅｎによって提案された解決策による熱力学サイクルを示す図２のエンタルピ・チャートに示すように、この原理は、ガス冷却器、すなわち図２の点６から排出されるＣＯ_２の質量分率ｙの部分を、補助冷却回路において使用し、残りの質量分率１−ｙのＣＯ_２の冷却を、それが循環するこのサイクルの主回路で実施するというものである。

図２では、このサイクルは、ＣＯ_２加熱ステップ１−２、次いで、等エントロピ圧縮ステップ２−３、および等圧冷却ステップ３−４を含む。次いで、Ｌｏｒｅｎｔｚｅｎのサイクルによれば、新たな等エントロピ圧縮ステップ４−５が実施され、次いで、新たな等圧冷却ステップ５−６が実施され、高温源温度Ｔ_ｃに達する。その後、この流体は２つに分割され、図２の破線で表す補助冷却回路を辿る上記質量分率の流体の圧力が、このサイクルの点６と点１０の間で中間圧力Ｐ_ｉｎｔに達するまで下がる。

ここでこの２相混合物は蒸発し、次いで、このサイクルの点１０と点４の間で、ガス冷却器から高圧のＣＯ_２が排出される温度である高温源温度Ｔ_ｃに達するまで過熱される。上記質量分率は、具体的には、冷却器から排出される高圧の残りの質量分率１−ｙのＣＯ_２が、中間圧力での飽和温度Ｔ_ｓａｔ、すなわち、点７および点１０における温度である約１７．８３℃に達するように内部で決定される。冷却器から排出される高圧の質量分率１−ｙのＣＯ_２は、内部熱交換器に入り、その温度は、このサイクルの点７と点８の間でさらに下がる。次いで、質量分率１−ｙのＣＯ_２の圧力は、このサイクルの点８と点９の間でこのＣＯ_２が温度Ｔ_Ｆに達するまで減少する。

しかし、上記で説明したこのような解決策には２つの制限がある。第１に、中間圧力Ｐ_ｉｎｔでの、すなわち、図２の点１０と点４の間のＣＯ_２は２相状態であり、その温度は一定であるため、冷却器内で、高圧のＣＯ_２との温度差が生じ、したがって不可逆性が生じる。第２に、このサイクルの主回路において膨張ステップを実施するように設計された膨張弁（図２のサイクルの点８）に流入する流体は、低温源温度Ｔ_Ｆに達することができない。

また、液化サイクルで流体をそれ自体の冷媒として使用する別の解決策が、Ｆ．Ｍｅｕｎｉｅｒによる文献「Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ Ｃａｒｎｏｔ−ｔｙｐｅ ｃｙｃｌｅ ｂａｓｅｄ ｏｎ ｉｓｏｔｈｅｒｍａｌ ｖａｐｏｕｒ ｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎ」（Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ、２９、１５５〜１５８頁、２００６年）で提案されている。この文献は、遷臨界冷凍サイクルとして使用するためにクロード（Ｃｌａｕｄｅ）液化サイクルを適応させることを記載している。図３に、Ｍｅｕｎｉｅｒによるサイクルを実施するための蒸気圧縮装置１１の具体的な実施形態が概略的に示されている。

図３では、蒸気圧縮装置１１は、内部熱交換器１２、熱交換器１２の出口に接続された圧縮器１３、圧縮器１３の出口に接続されたガス冷却器１４、およびサイクルを主回路１−ｙと補助冷却回路ｙに分離する流体分配器（図３の点４）を備える。補助冷却回路ｙは、冷却ループを形成するように内部熱交換器１２の入口に接続された補助膨張システム１５、例えばタービンを備え、流体分配器の出口に接続された熱交換器１２を好ましくは通過する主回路１−ｙは、熱交換器１２の出口に接続された主膨張システム１６、例えば膨張弁を備える。

図３の具体的な実施形態では、主回路１−ｙにおける熱交換器１２内の流体の流れにより、特に、高圧ＣＯ_２の温度が、高圧ＣＯ_２が主膨張システム１６を通過する前に可能な限り下げられ、それによって、圧力降下に関連して生じる不可逆性が小さくなる。主回路１−ｙはさらに、低圧で動作する蒸発器１７も備え、蒸発器１７は、主膨張システム１６の出口および内部熱交換器１２の入口に接続され、その結果、補助膨張システム１５の出口（図３の点１）に接続される。

図４は、上記で説明した蒸気圧縮装置１１によるＭｅｕｎｉｅｒの原理に従うサイクルを示すエンタルピ・チャートを示しており、そこでは、高圧の流体（ＣＯ_２）と低圧の流体の質量熱の差は、内部熱交換器における質量流量の差によって補償される。

従来、このサイクルは、このサイクルの点１と点２の間（図３および図４）に内部熱交換器１２（図３）によって高温源温度Ｔ_ｃに達するまで行われる加熱ステップ１−２と、低圧で動作する圧縮器１３（図３）による後続の等エントロピ圧縮ステップ２−３とを含む。次いで、このサイクルの点３と点４の間で等圧冷却ステップ３−４が、等圧ガス冷却器１４によってこの場合も高温源温度Ｔ_ｃに達するまで（図３）実施される。高圧の流体は、ガス冷却器１４を通過した後で、流体分配器（図４の点４）によって２つの部分に分割される。第１の主回路では、質量分率１−ｙの流体が、内部熱交換器１２による等圧冷却ステップ４−５で、低温源温度Ｔ_Ｆに近い温度に達するまで（図４）冷却される。

残りの質量分率ｙの流体は、補助の第２冷却回路、すなわち、点１〜点４を通過する一般に逆ブレイトン（Ｂｒａｙｔｏｎ）サイクルと呼ばれる冷凍「サブサイクル」で使用される。このとき、図４では、質量分率ｙは、（１−ｙ）（ｈ_４−ｈ_５）＝ｈ_２−ｈ_１の要件を満たさなければならない。

まず、Ｍｅｕｎｉｅｒによって提案されたサイクルは、（熱放出を伴う）等温圧縮および（熱吸収を伴う）等温膨張からなる理想サイクルである。図４では、このサイクルの点２と点３の間の等エントロピ圧縮およびこのサイクルの点５と点６の間の等エンタルピ膨張が示されており、これらのステップは、ここで実施されるこのサイクルの技術的な現実により近い。このサイクルの点４と点１の間の質量分率ｙの流体は等エントロピ膨張し、すなわち、仕事が回収される。そうでないと動作係数（ＣＯＰ）は不利になり、とりわけ、先に述べたＥｖａｎｓ−Ｐｅｒｋｉｎｓサイクルで得られる動作係数よりも小さくなる。

このサイクルが動作し得るには、図３の熱交換器１２に入る低圧の流体蒸気、とりわけＣＯ_２は過熱されてはならず、そうでないと、高圧のＣＯ_２は、蒸発器１７の温度である最低温度、すなわち、低温源温度Ｔ_Ｆに達することができない。したがって、このサイクルの点４と点１の間で膨張が行われる前の圧力、すなわち高圧Ｐ_ＨＰは、最低圧力Ｐ_ｍｉｎと呼ばれるある種の閾値よりも下に下がることができない。以上が図４の構成であり、そこでは、高圧Ｐ_ＨＰは最低圧力Ｐ_ｍｉｎに等しい。

しかし、このような条件下では、高圧Ｐ_ＨＰが増加すると、効率が減少することがある。というのは、一方では、圧縮仕事が大きくなり、他方では、このサイクルの点１が飽和ベル形（ｓａｔｕｒａｔｏｒ ｂｅｌｌ）の下に、すなわち、ＣＯ_２の異なる状態（固体、液体、気体）を図にしたＣＯ_２相図を表す放物線の下に移動するからである。その結果、ＣＯ_２は、このサイクルの点１と点２の間で２相になり、そのため、内部熱交換器１２における不可逆性が増加する。

さらに、一般に１０℃〜５０℃の間である高温源温度Ｔ_ｃをできるだけ低くする場合、上記で説明したＭｅｕｎｉｅｒサイクルは適切でなくなり、このサイクルのある部分では、具体的には、熱交換器１２において、流体の２つの相（液体および蒸気）が現れる。したがって、熱交換器１２全体において、この流体を単相状態にすることはできず、これは、高温源温度Ｔ_ｃが５６℃未満では特にそうである。５６℃よりも高いと、この流体は、実際、熱交換器１２内で単相のみになるが、エネルギー消費が過剰になり、サイクル効率が低くなるという欠点があり、排出物の温度は、ＣＯ_２にとっては許容できないほど高く、すなわち、典型的には約５６℃になる。
Ｇ．Ｌｏｒｅｎｔｚｅｎ、「Ｒｅｖｉｖａｌ ｏｆ ｃａｒｂｏｎ ｄｉｏｘｉｄｅ ａｓ ａ ｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔ」、Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ、１７（５）、２９２〜３１０頁、１９９４年 Ｆ．Ｍｅｕｎｉｅｒ、「Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ Ｃａｒｎｏｔ−ｔｙｐｅ ｃｙｃｌｅ ｂａｓｅｄ ｏｎ ｉｓｏｔｈｅｒｍａｌ ｖａｐｏｕｒ ｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎ」、Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ、２９、１５５〜１５８頁、２００６年

本発明の１つの目的は、上記で述べた欠点をすべて解消することであり、遷臨界流体サイクル用の蒸気圧縮装置を提供することである。この装置によれば、内部熱交換器における不可逆性が低減され、それによってサイクル効率が改善され、同時に、冷媒、とりわけ二酸化炭素が、内部熱交換器全体の中で単相のままであることが保証される。

本発明のこの目的は、添付の特許請求の範囲によって実現される。

他の利点および特徴は、本発明の具体的な実施形態の以下の説明からより明らかになるであろう。添付の図面で示すこれらの実施形態は、非限定的な例にすぎない。

図５〜図７を参照すると、本発明による蒸気圧縮装置１１（図５）は、新規の冷凍熱力学サイクル、すなわち、蒸気圧縮サイクルに関するものである。このサイクルは、冷媒として二酸化炭素ＣＯ_２を使用するのに特に適している。ＣＯ_２に関心が示されるのは、その環境への影響が、通常使用されるフッ化合成冷媒であるフレオンよりも低いからである。フッ化合成冷媒の一部はオゾン層を破壊するし、その他のものも温室効果ガスである（一般に、ＣＯ_２よりも千倍以上も強力である）。ＣＯ_２はさらに、毒性もなく、可燃性でもない。

図５に、蒸気圧縮装置１１の具体的な実施形態を概略的に示す。装置１１は、Ｍｅｕｎｉｅｒサイクルによる装置（図３）と異なり、サイクルの主回路１−ｙに高圧で動作する圧縮器１８が追加されている。ここで、高圧圧縮器１８による新たな圧縮段階には、それに関連する等圧の第２ガス冷却器１９を主流体回路１−ｙに追加することが必要であり、第２ガス冷却器１９は、流体分配器（図５の点４）の後、高圧圧縮器１８の出口と内部熱交換器１２の入口の間に配置される。

蒸気圧縮装置１１は、Ｍｅｕｎｉｅｒサイクルによる装置と同じ要素を備え、内部熱交換器１２と、低圧圧縮器１３と、それに関連する等圧ガス冷却器１４と、このサイクルの補助冷却回路ｙにおける（補助減圧システムとも呼ばれる）補助膨張システム１５と、このサイクルの主回路１−ｙにおける（主減圧システムとも呼ばれる）主膨張システム１６と、低圧で動作する蒸発器１７とを備える。この装置の動作は、このサイクルの点４（図５）に配置された流体分配器、より具体的にはＣＯ_２分配器では同じであり、この分配器は、流体の質量分率ｙの部分が、補助冷却サイクルを辿り、特に、内部熱交換器１２の入口のところで主回路１−ｙの流体を冷却し得るように流体を分割する。

図５では、補助膨張システム１５および主膨張システム１６は、単純なシステム、例えば、弁または細管のタイプのものとされてもよい。図示しない代替実施形態では、補助膨張システム１５および主膨張システム１６はそれぞれ、補助仕事回収システムおよび主仕事回収システム、より具体的には、膨張仕事回収システムに付随してもよいし、これら仕事回収システムで置き換えられることさえある。例えば、補助仕事回収システムおよび主仕事回収システムは、ピストン・タイプの押込み型の運動機械とされてもよいし、タービン・タイプの非押込み型の運動機械とされてもよい。補助仕事回収システムと主仕事回収システムは互いに独立しており、仕事は、これらのシステムの一方またはその両方で回収されてもよい。

さらに、このような補助仕事回収システムおよび主仕事回収システムは、特に蒸気圧縮装置１１のエネルギー消費を少なくするために、有利には、機械的かつ／または電気的に、低圧圧縮器１３および高圧圧縮器１８（図５）の一方またはその両方と結合されてもよい。

図５および図６では、高圧圧縮器１８は、特に、熱交換器１２内を流れるＣＯ_２の圧力を増加させるように働き、それによって、ＣＯ_２は超臨界になり、すなわち、ＣＯ_２の温度は、約３１．１℃の臨界温度Ｔ_ｃｒｉｔよりも高くなる（図６）。

Ｍｅｕｎｉｅｒサイクル（図４）と異なり、この装置により、高圧圧縮器１８の出口のところでＣＯ_２の圧力は増加し、それによって、点６と点７の間で、対応する等圧冷却が、以下で説明するように超臨界条件下で行われる。すなわち、ＣＯ_２は単相である。すなわち、ＣＯ_２は、ＣＯ_２の異なる状態（固体、液体、気体）を図にした飽和ベル形を表すＣＯ_２相図を表す放物線（図４）の上を通過する。

図５に示す蒸気圧縮装置１１によって、遷臨界流体サイクルを、より具体的にはＣＯ_２を使用して実施する方法を、３５℃の高温源温度Ｔ_Ｃと０℃の低温源温度Ｔ_Ｆの間の圧力とエンタルピの関係を示すエンタルピ・チャートを表す図６を参照してより詳細に説明する。このサイクルは、このサイクルの点１と点２の間で内部熱交換器１２（図５）によって高温源温度Ｔ_Ｃに達するまで加熱するステップ１−２と、次いで、低圧圧縮器１３（図５）によって、好ましくは等エントロピで圧縮するステップ２−３とを含む。次いで、等圧ガス冷却器１４（図５）によって、このサイクルの点３と点４の間で、好ましくは等圧でＣＯ_２を冷却するステップ３−４が、このサイクルの点４においてこの場合も高温源温度Ｔ_Ｃに達するまで実施される。

次いで、このＣＯ_２は、装置１１の点４（図５）のところで流体分配器によって２つに分割されて、第１の主回路において質量分率１−ｙのＣＯ_２が得られ、第２の補助冷却回路において質量分率ｙのＣＯ_２が得られ、後者の部分は、このサイクルの点１〜点４の冷却「サブサイクル」で使用される。Ｍｅｕｎｉｅｒサイクルについて先に述べたように、質量分率ｙは、（１−ｙ）（ｈ_６−ｈ_７）＝ｈ_２−ｈ_１の要件を満たす。

等圧冷却ステップ３−４の後で、ＣＯ_２は中程度の圧力Ｐ_ＭＰ、すなわち中間圧力になり、かつ、高温源温度Ｔ_Ｃになっている。中程度の圧力Ｐ_ＭＰの選択は、質量分率ｙのＣＯ_２が、このサイクルの内部熱交換器１２の低圧の入口に接続された補助膨張システム１５を通過した後で（図５）、すなわち、質量分率ｙのＣＯ_２の膨張ステップ４−１の後で、蒸発器１７から排出された残りの質量分率１−ｙのＣＯ_２と混合されて、飽和蒸気状態に可能な限り近い過熱蒸気状態（図５）に達するようになされる。このとき、図６に示すこのサイクルの点１は、有利には、ＣＯ_２の異なる状態（固体、液体、気体）を図にした飽和曲線を表すＣＯ_２相図を表す放物線上にある。

補助冷却回路ｙにおける上述の膨張ステップ４−１は、等エンタルピまたは等エントロピとし得る。さらに、このサイクルは途切れなく動作するので、このサイクルの主回路１−ｙに関係する以下のステップは、補助冷却回路ｙにおいて実施される膨張ステップ４−１と同時に実施される。

主回路では、質量分率１−ｙのＣＯ_２は、高圧圧縮器１８を通過して、このサイクルの点４と点５の間で（図５および図６）、好ましくは等エントロピの圧縮ステップ４−５を受ける。特に、高圧圧縮器１８により、ＣＯ_２は、ＣＯ_２の臨界圧力Ｐ_ｃｒｉｔよりも高い超臨界最高圧力Ｐ_ＨＰで排出され、この圧力では、ＣＯ_２の温度は極めて高くなり、典型的には、６０℃よりも高くなる（このサイクルの点５）。ここで、ＣＯ_２は、超臨界状態になり、すなわち、ＣＯ_２の異なる状態（固体、液体、気体）を図にしたＣＯ_２の飽和ベル形を表す、臨界温度Ｔ_ｃｒｉｔに関連するＣＯ_２相図を表す放物線の上を通過する。

次いで、このサイクルの点５と点６の間で、ＣＯ_２は、好ましくは等圧の冷却ステップ５−６を受ける。この冷却ステップは、高圧圧縮器１８の出口に接続された、この冷却ステップに関連するガス冷却器１９によって、このサイクルの点６においてこの場合も高温源温度Ｔ_Ｃに達するまで行われる。

その後、このサイクルの点６と点７の間で（図５および図６）、ＣＯ_２は、再度、このサイクルの主回路１−ｙにおける内部熱交換器１２を通過し、ここで、内部熱交換器１２は、高圧圧縮器１８およびそれに関連するガス冷却器１９から排出された高圧の質量分率１−ｙのＣＯ_２を好ましくは等圧で冷却するステップ６−７を実施する。このようなステップにより、ＣＯ_２の温度は、高温源温度Ｔ_Ｃよりも低く下がり、最後には低温源温度Ｔ_Ｆ、すなわち０℃に実質的に達する。

次いで、このサイクルの主回路１−ｙにおける主膨張システム１６によって、等エンタルピまたは等エントロピの膨張ステップ７−８が実施され、それによって、ＣＯ_２が高圧値Ｐ_ＨＰから低圧値Ｐ_ＢＰに移行する。

最終的に、この流体は、低圧で動作する蒸発器１７を通過して、等圧蒸発ステップ８−１によってこのサイクルが完了し、最後には、このサイクルの出発点である点１は、低温源温度Ｔ_Ｆに達する。

したがって、この流体は、主回路１−ｙの蒸発器１７から排出された低圧のＣＯ_２と、低圧圧縮器１３に送られる前にこのサイクルの開始時に内部熱交換器１２内で加熱され、補助冷却回路ｙの補助膨張システム１５から排出された低圧のＣＯ_２との混合物である。

例として、約０℃の低温源温度Ｔ_Ｆ、３５℃の高温源温度Ｔ_Ｃ、および約７．５ＭＰａの臨界圧力Ｐ_ｃｒｉｔでは、中程度の圧力Ｐ_ＭＰは約５．５ＭＰａであり、高圧Ｐ_ＨＰは約８．４ＭＰａである（図６および図７）。

したがって、このような蒸気圧縮装置１１（図５）によって遷臨界ＣＯ_２サイクルを実施するこのような方法では、主冷却サイクルを、臨界圧力Ｐ_ｃｒｉｔよりも高い高圧Ｐ_ＨＰで動作させることができ、補助冷却回路は、高圧Ｐ_ＨＰよりも低い中程度の圧力Ｐ_ＭＰで動作する。

さらに、低圧圧縮器１３および高圧圧縮器１８によって形成される段階的圧縮システムを伴うこのような蒸気圧縮装置１１は、このサイクルの主回路１−ｙに２つの要素（高圧で動作する圧縮器およびガス冷却器）を追加するだけで実施するのが極めて簡単である。したがって、このような蒸気圧縮装置１１により、遷臨界流体サイクルが、より具体的にはＣＯ_２を使用して、とりわけ単相流体を使用することによって内部熱交換器１２の効率が強化された状態で得られ、その結果、本発明による蒸気圧縮装置１１の低圧側と高圧側の間の温度差が最小になる。

この点で、図７に、Ｅｖａｎｓ−Ｐｅｒｋｉｎｓ（単純連続曲線）、Ｌｏｒｅｎｔｚｅｎ（三角形を伴う曲線）、Ｍｅｕｎｉｅｒ（正方形を伴う曲線）、および本発明（円を伴う曲線）による様々な遷臨界サイクルについて、動作係数ＣＯＰと高圧値Ｐ_ＨＰの関係の変化を示すグラフを示す。図７から、高圧Ｐ_ＨＰに応じた遷臨界サイクルの性能は、３５℃の高温源温度の値Ｔ_Ｃおよび０℃の低温源温度の値Ｔ_Ｆについて最適化が可能であることがわかる。

本発明によるサイクルに対応する曲線（円を伴う曲線）を見ると、ＣＯＰは、約８．４ＭＰａの圧力Ｐ_ＨＰのところで最大値（黒丸）に達し、そのため、基本的なＥｖａｎｓ−Ｐｅｒｋｉｎｓサイクル（単純連続曲線）と比較して相対的に約３４．４％、Ｌｏｒｅｎｔｚｅｎサイクル（三角形を伴う曲線）と比較して相対的に約３．９％の改善が得られる。

本発明は、上記で説明したいくつかの異なる実施形態に限定されるものではない。一般に、本発明による遷臨界サイクルの１つの点から別の点に移行するのにいくつかの可能な経路が存在し、流体は、図６に示すエンタルピ図において、等圧曲線、等温曲線、等エンタルピ曲線、または等エントロピ曲線を辿ることができる。一般的なやり方では、この方法は、とりわけ、中程度の圧力Ｐ_ＭＰに達し、かつ高温源温度Ｔ_Ｃに達するための単一流体圧縮ステップ２−４と、この流体の臨界圧力Ｐ_ｃｒｉｔよりも高い最高圧力Ｐ_ＨＰに達し、かつ高温源温度Ｔ_Ｃに達するための単一流体圧縮ステップ４−６とを含み得る。

低圧圧縮器１３および高圧圧縮器１８ならびに低圧ガス冷却器１４および高圧ガス冷却器１９は、蒸気圧縮装置１１に付随する回路におけるこれら圧縮機および冷却器の場所に応じて、高圧および／または低圧で動作し得る任意の蒸気圧縮システムおよび任意のガス冷却システムとし得る。

本発明による蒸気圧縮装置１１は、この蒸気圧縮装置により、特に、内部熱交換器１２内での不可逆性を小さくするために内部熱交換器１２の両側に単相流体が配され、それと同時に、熱交換器１２から排出される高圧の流体の温度が低温源温度Ｔ_Ｆにできるだけ近く保持される限り、とりわけ、任意のタイプの蒸気圧縮システム、任意のタイプの等圧冷却システム、任意のタイプの冷却と同時に圧縮を行うシステム、任意のタイプの流体分配器、補助冷却回路用の任意の補助膨張システム、および主回路用の任意の主膨張システムを備えることができる。

従来技術によるエンタルピ・チャートを示す図であり、Ｅｖａｎｓ−Ｐｅｒｋｉｎｓによる遷臨界流体サイクルを示す図である。 従来技術によるエンタルピ・チャートを示す図であり、Ｌｏｒｅｎｔｚｅｎによる遷臨界流体サイクルを示す図である。 Ｍｅｕｎｉｅｒによる遷臨界流体サイクルを実施するための従来技術による蒸気圧縮装置を概略的に示す図である。 従来技術によるエンタルピ・チャートを示す図であり、図３による蒸気圧縮装置によって実施されるＭｅｕｎｉｅｒによる遷臨界流体サイクルを示す図である。 本発明による遷臨界流体サイクルを実施するための本発明による蒸気圧縮装置を概略的に示す図である。 図５による蒸気圧縮装置によって実施される本発明による遷臨界流体サイクルを示すエンタルピ・チャートを示す図である。 図５および図６による遷臨界流体サイクルについての動作係数と高圧の関係を示す図である。

Claims (15)

1. 遷臨界流体サイクル用の蒸気圧縮装置において、
   内部熱交換器と、
   前記内部熱交換器の出口に接続された第１蒸気圧縮システムと、
   前記蒸気圧縮システムの出口に接続された第１等圧冷却システムと、
   第１等圧冷却システムの出口に配置され、前記流体を、前記サイクルの主回路および前記サイクルの補助冷却回路に分割する流体分配器と、
   前記補助冷却回路において前記流体分配器と前記内部熱交換器の入口の間に配置された補助膨張システムと、
   前記主回路に配置され、前記内部熱交換器の出口に接続された主膨張システムと、
   前記主膨張システムの出口と前記内部熱交換器の入口の間に配置された低圧で動作する蒸発器とを少なくとも備える蒸気圧縮装置であって、
   第２蒸気圧縮システムと、前記第２蒸気圧縮システムの出口に接続された第２等圧冷却システムとを備え、前記第２蒸気圧縮システムおよび前記第２等圧冷却システムは、前記サイクルの主回路において、前記流体分配器の後、前記内部熱交換器の入口の前に配置されることを特徴とする、蒸気圧縮装置。
2. 前記流体は二酸化炭素であることを特徴とする、請求項１に記載の装置。
3. 前記等圧冷却システムはガス冷却器であることを特徴とする、請求項１および２の一項に記載の装置。
4. 前記主膨張システムは主仕事回収システムに付随することを特徴とする、請求項１から３のいずれか一項に記載の装置。
5. 前記主仕事回収システムと、前記第１蒸気圧縮システムおよび／または前記第２蒸気圧縮システムとの間に機械的かつ／または電気的な結合手段を備えることを特徴とする、請求項４に記載の装置。
6. 前記補助膨張システムは補助仕事回収システムに付随することを特徴とする、請求項１から５のいずれか一項に記載の装置。
7. 前記補助仕事回収システムと、前記第１蒸気圧縮システムおよび／または前記第２蒸気圧縮システムとの間に機械的かつ／または電気的な結合手段を備えることを特徴とする、請求項６に記載の装置。
8. 前記内部熱交換器は、前記サイクルの前記主回路において、前記第２等圧冷却システムの出口および前記主膨張システムの入口に接続されることを特徴とする、請求項１から７のいずれか一項に記載の装置。
9. 前記サイクルの前記主回路における圧力は、前記流体の臨界圧力よりも高い最高圧力であることを特徴とする、請求項１から８のいずれか一項に記載の装置。
10. 前記サイクルの前記補助冷却回路における圧力は、前記最高圧力よりも低い前記流体の中程度の圧力であることを特徴とする、請求項９に記載の装置。
11. 請求項１から１０のいずれか一項に記載の蒸気圧縮装置によって高温源温度と低温源温度の間で遷臨界流体サイクルを実施する方法において、
    前記内部熱交換器内で前記流体を前記高温源温度に達するまで加熱するステップと、
    中程度の圧力に達し、かつ、前記高温源温度に達するように前記流体を圧縮するステップと、
    前記流体分配器によって前記流体を前記サイクルの主回路および前記サイクルの補助冷却回路に分割するステップと、
    前記補助冷却回路において、前記補助膨張システムによって前記流体を前記低温源温度に達するまで膨張させるステップと、
    前記主回路において、前記主膨張システムによって前記流体を前記低温源温度に達するまで膨張させるステップと、
    前記主回路において前記流体を等圧蒸発させるステップとを含む方法であって、
    前記流体分割ステップの後で、かつ、前記関連する膨張ステップの前に、前記流体の臨界圧力よりも高い最高圧力に達し、かつ、前記高温源温度に実質的に達するように、前記サイクルの前記主回路（１−ｙ）において前記流体を圧縮するステップと、前記低温源温度に実質的に達するように前記流体を冷却するステップとを含むことを特徴とする、方法。
12. 中程度の圧力に達し、かつ、前記高温源温度に達するように前記流体を圧縮する前記ステップは、
    前記第１蒸気圧縮システムによって前記中程度の圧力に達するように前記流体を等エントロピ圧縮するステップと、
    前記第１等圧冷却システムによって前記高温源温度に達するように前記流体を等圧冷却するステップとを含むことを特徴とする、請求項１１に記載の方法。
13. 前記サイクルの前記補助冷却回路において前記流体を膨張させる前記ステップは、等エンタルピまたは等エントロピで行われることを特徴とする、請求項１１および１２の一項に記載の方法。
14. 前記サイクルの前記主回路において前記流体を膨張させる前記ステップは、等エンタルピまたは等エントロピで行われることを特徴とする、請求項１１から１３のいずれか一項に記載の方法。
15. 前記流体の臨界圧力よりも高い最高圧力に達し、かつ、前記高温源温度に実質的に達するように前記流体を圧縮する前記ステップは、前記流体を等エントロピ圧縮するステップと、前記流体を等圧冷却する後続のステップとを含むことを特徴とする、請求項１１から１４のいずれか一項に記載の方法。

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