(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮され超臨界状態となつた冷媒を冷却する高圧放熱器と、前記高圧放熱器から流出した冷媒を減圧する第１の膨張装置と、前記第１の膨張装置で減圧され気液共存状態となつた冷媒を気液分離する第１の気液分離器と、前記第１の気液分離器で分離された液相冷媒をさらに冷却する内部熱交換器と、前記内部熱交換器で冷却され過冷却状態となつた冷媒を減圧する第２の膨張装置と、前記第２の膨張装置で減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記蒸発器から流出した冷媒に混在する液相冷媒を分離する第２の気液分離器とが配管で順次接続され、前記第２の気液分離器で分離された気相冷媒を前記内部熱交換器に導入し、前記内部熱交換器にて前記第１の気液分離器からの液相冷媒と熱交換させ、受熱した気相冷媒を前記圧縮機に戻す冷凍サイクルの主経路が構成され、
前記第１の気液分離器と前記圧縮機との間にガスインジェクション配管が設けられ、前記第１の気液分離器で分離された気相冷媒を前記ガスインジェクション配管を介して前記圧縮機に導入するようにしたことを特徴とする超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル。
【請求項２】
前記高圧放熱器の冷媒圧力は、内部熱交換器を有しないガスインジェクションサイクルの高圧放熱器の冷媒圧力より低く設定されていることを特徴とする請求項１に記載の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル。
【請求項３】
前記第１の気液分離器内の冷媒圧力は、内部熱交換器を有しないガスインジェクションサイクルの第１の気液分離器内の冷媒圧力より高く設定されていることを特徴とする請求項１又は２に記載の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル。
【請求項４】
請求項１〜３のいずれかに記載の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた空気調和機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ガスインジェクションと内部熱交換器を備えた超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
今世紀３０〜４０年代にフロン冷媒が開発される前に、二酸化炭素（ＣＯ２）はすでに冷媒として特に船舶の冷凍装置に使われていた。周知のように、特定フロン（ＣＦＣ、ＨＣＦＣ）は、オゾン層破壊や地球温暖化などの問題があり、規制されている。新しく開発された代替冷媒（ＨＦＣ）は、オゾン層を破壊しないが、地球温暖化係数が二酸化炭素の数百から数千倍となる。このような背景より、古い冷媒でもある二酸化炭素は蘇りつつあり、地球環境にやさしい冷媒として再び注目されている。
【０００３】
しかし、二酸化炭素は、臨界温度が約３１℃で、よく使われている冷媒Ｒ２２（臨界温度が約９６℃）と比べると、臨界温度がかなり低いことが分かる。このような物性特徴により、二酸化炭素を空調・冷凍機器の作動流体として使った場合、通常の温度範囲において圧縮された冷媒の温度と圧力が共にそれぞれ二酸化炭素の臨界温度と臨界圧力を超えるようになり、いわゆる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルが形成されて作動する。
【０００４】
超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの放熱過程（従来冷凍サイクルの凝縮器における冷媒の熱力学過程に相当）においては、冷媒が超臨界圧力状態となっているため、従来冷媒のような潜熱ではなく顕熱の形で放熱が行われる。このように、従来の冷凍サイクルと比べると、サイクルの効率が低下してしまう。
【０００５】
二酸化炭素のような冷媒を用いた超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの効率を向上させるために、種々の提案が報告されてきていた。例えば、冷凍空調便覧（日本冷凍協会、１９９３年）に、ガスインジェクション（多効式サイクル）が、二酸化炭素のように膨張弁通過時、フラッシュガスの発生割合が大きい冷媒に有利であることが記述されている。この例として、図２にガスインジェクションを用いた超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの概念図を示す。
【０００６】
さらに、内部熱交換器が、非共沸混合冷媒のサイクルの効率改善、単純冷媒サイクルの液戻り防止や蒸発器から出た冷媒の油分離に用いられていたが、超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルに用いることにより、サイクルの効率が向上できることも知られている（例えば、Ｈｅｙｌ，    Ｐ．，Ｋｒａｕｓ，Ｗ．Ｅ．，  ａｎｄ  Ｑｕａｃｋ，Ｈ．：Ｅｘｐａｎｄｅｒ−ｃｏｍｐｒｅｓｓｏｒ  ｆｏｒ  ａ  ｍｏｒｅ  ｅｆｆｉｃｉｅｎｔ  ｕｓｅ  ｏｆ  ＣＯ２  ａｓ  ｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔ．Ｐｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓ  ｏｆ  ｔｈｅ  Ｊｏｉｎｔ  Ｍｅｅｔｉｎｇ  ｏｆ  ｔｈｅ  ｌｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ  ｌｎｓｔｉｔｕｔｅ  ｏｆ  Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｔｉｏｎ，Ｓｅｃｔｉｏｎｓ  Ｂ  ａｎｄ  Ｅ，Ｊｕｎｅ２−５，１９９８，Ｏｓｌｏ，Ｎｏｒｗａｙ，  ｐｐ．１９５−２０１）。
【０００７】
図３に内部熱交換器を用いた超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの概念図を示す。このほかに膨張機の利用や二段圧縮・中間冷却による効率の改善方法も提案されている。
【０００８】
上記説明したサイクルを混在させた、すなわちガスインジェクションと内部熱交換器を設けている超臨界蒸気圧縮式サイクルの構成が特開平１１−６３６９４号公報に開示されている。このサイクルは、図４に示すように、放熱器２と第１の膨張弁３との間には、高圧側ラインの冷媒と、第２の気液分離器（アキュムレータ）９によって分離された気相冷媒とを熱交換する補助熱交換器６が設けられており、放熱器２から流出される冷媒が蒸発器下流側の冷媒によってさらに冷却されるようになっている。
【０００９】
このような構成によれば、上述したごとく、第１の気液分離器内に液相冷媒を確保することができると共に、放熱器２から流出した冷媒をさらに冷却してサイクルの冷却性能を高めることができ、運転効率を向上させることができることが記載されている。
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】
上述した超臨界蒸気圧縮式サイクルの効率改善方法の中で、コストや技術的可能性の視点から見ると、内部熱変換器とガスインジェクションは最も実現しやすい効率の改善方法と考えられる。
【００１１】
しかしながら、特開平１１−６３６９４号公報に記載の方法によリガスインジェクションと内部熱交換器を組み合わせた場合には、各々の機能が十分に発揮されていない。
【００１２】
すなわち、上記公報の方法では、内部熱交換器における熱交換によって、高圧放熱器出口側冷媒がさらに冷却されるが、第１の膨張装置を通過した後、冷媒の乾き度が下がり、ガスインジェクションの効果を弱めることになってしまう。その結果、冷凍サイクルの成績係数が内部熱交換器を有しない図２に示すガスインジェクションサイクルの場合に比べ劣ってしまう。
【００１３】
本発明は、上記問題点に鑑み、ガスインジェクションの効果を弱めることなく内部熱交換器を加えることにより、冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ：ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ  Ｏｆ  ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ）を向上できる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルを提供するものである。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
本発明者らは、上記課題について鋭意検討した結果、ガスインジェクションと内部熱交換器を用いた超臨界冷凍サイクルにおいて、ガスインジェクションと内部熱交換器の組み合わせ方を適切にすることで冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）が格段に良くなることを見い出した。具体的には、冷媒としてＣＯ２等を用いた超臨界冷凍サイクルとしては、内部熱交換器をガスインジェクションサイクルのバイパス経路より下流側に配置すれば冷凍サイクルのＣＯＰが向上することを見出した。
【００１５】
上記の理由を図２〜図５、および表１を用いて説明する。二酸化炭素冷媒を例として、図２に示す従来の内部熱交換器を有しないガスインジェクション、及び図４に示す従来のガスインジェクションと内部熱交換器の構成での超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を表１に示す条件でそれぞれ算出して比較した。
【００１６】
【表１】
0003614330.tif 000002
【００１７】
その結果を図５に示す。図５の縦軸に、図２で示した内部熱変換器を有しないガスインジェクションサイクルの最大ＣＯＰに対する、図４のような内部熱交換器を用いた冷凍サイクルのＣＯＰアップ率を表わす。図５の横軸に、サイクルの中間圧力、すなわち第１の膨張装置を通過した冷媒の圧力を表わす。
【００１８】
図５で明らかなように、図４に示すガスインジェクションと内部熱交換器を併用した構成では、どのような中間圧力値に対しても図２で示したガスインジェクションサイクルより、冷凍サイクルのＣＯＰが低下していることが分かる。
【００１９】
勿論、サイクルの計算条件が違うと、具体的なＣＯＰ値の相違が生じてくるが、図５に示している傾向には変わりがない。すなわち、図５に示しているように、設定した中間圧力によってＣＯＰアップ率が変わるが、マイナスの傾向が変わらないということである。また、高圧放熱器の冷媒圧力（以下、高圧側圧力）を変えても、図４のような構成では前記と同様に図２に示すガスインジェクションサイクルのＣＯＰよりも低くなることを確認している。
【００２０】
この現象の熱力学的な解釈としては、次のようなことが考えられる。まず、二酸化炭素のような作動流体を用いた超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、内部熱交換器を第１の膨張装置の上流に設置すると、内部熱交換器高圧側出口の冷媒エンタルピが高圧放熱器出口の冷媒エンタルピより小さくなることで、第１の膨張装置を介して同じ中間圧力まで膨張した冷媒（二相状態）の乾き度が小さくなる。
【００２１】
冷凍空調便覧（日本冷凍協会、１９９３年）に記述されているように、ガスインジェクションが膨張弁を通過した後の乾き度が大きい冷媒に有利であることから、一回目に膨張した冷媒の乾き度の低減がガスインジェクションの効果を弱めることになることが分かる。一方、Ｈｅｙｌらによると、ガスインジェクションと内部熱交換器とによるそれぞれの効果は前者が後者の数倍であると結論されている。このことは、図４に示す構成は図２に示すガスインジェクションサイクルよりもＣＯＰが低下する論拠になるものと考えられる。
【００２２】
本発明者らは、以上の知見に基づいて、内部熱交換器とガスインジェクション配管とを用いた超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、内部熱交換器を第１の膨張装置よりも下流側であって、かつガスインジェクションの効果を弱めることのない気液分離器よりも下流側、すなわち、冷媒の乾き度に直接に影響しない位置に配置する構成を採用してみたところ、サイクルのＣＯＰが大幅に向上することを見出した。
【００２３】
すなわち、本発明は、冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮され超臨界状態となった冷媒を冷却する高圧放熱器と、高圧放熱器から流出した冷媒を減圧する第１の膨張装置と、第１の膨張装置で減圧され気液共存状態となつた冷媒を気液分離する気液分離器と、気液分離器で分離された気体の冷媒を前記圧縮機に導入するガスインジェクション配管と、気液分離器で分離された液体の冷媒を再減圧する第２の膨張装置と、第２の膨張装置で減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器と、高温の冷媒と低温の冷媒を熱交換させる内部熱交換器とを有する超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、内部熱交換器を第１の膨張装置を通過した冷媒の乾き度に直接に影響しない位置に配置したことを特徴としている。
【００２４】
ここで、第１の膨張装置を通過した冷媒の乾き度に直接に影響しない位置とは、例えば、内部熱交換器を冷凍サイクルの主経路において気液分離器よりも下流側に配置した構成が挙げられる。すなわち、上記圧縮機、高圧放熱器、第１の膨張装置、気液分離器、第２の膨張装置、蒸発器とを順次接続して冷凍サイクルの主経路を構成し、かつ気液分離器で分離された気体の冷媒を圧縮機に導入するガスインジェクション配管と内部熱交換器とを備えた超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、内部熱交換器を主経路における気液分離器よりも下流側に配置した構成である。
【００２５】
内部熱交換器は、同一サイクルを循環する冷媒同士（高温の冷媒と低温の冷媒）をサイクル内部において熱交換させる熱交換器をいい、そのサイクル内での配置は、第１の膨張装置を通過した冷媒の乾き度に直接影響しない位置、特に第１の気液分離器の下流側に配置する態様が好適である。この場合、高温の冷媒は第１の気液分離器で分離された液相冷媒となり、低温の冷媒は蒸発器で蒸発した低温の冷媒、又は蒸発器の下流側に第２の気液分離器が配置される場合は、第２の気液分離器で分離された気体の冷媒となる。この場合の高温の冷媒は、低温の冷媒と熱交換し、過冷却状態となって第２の膨張装置で減圧され、蒸発器に流れる。従って、蒸発器における冷凍効果が大きくなり、成績係数（ＣＯＰ）も向上することになる。この冷凍サイクルを循環する作動流体としては、比較的臨界点が低い二酸化炭素、エタン等の冷媒が用いられる。
【００２６】
ところで、上記超臨界圧縮式冷凍サイクルの構成において、その最大効率を引き出すためには、高圧側圧力と中間圧力に最適な値を与えることが重要になる。そこで、本発明者らは、上記高圧側圧力と中間圧力の最適値について鋭意検討した結果、まず、高圧側圧力については、高圧放熱器の冷媒圧力を、内部熱交換器を有しないガスインジェクションサイクルの高圧放熱器の冷媒圧力より低く設定した場合、従来方式に比べてＣＯＰを向上することを見出した。
【００２７】
また、中間圧力については、第１の気液分離器内の冷媒圧力（第１の膨張装置を通過した冷媒の圧力：中間圧力）を、内部熱交換器を有しないガスインジェクションサイクルの第１の気液分離器内の冷媒圧力より高く設定した場合、サイクルのＣＯＰを向上できることも見出した。
【００２８】
これら超臨界圧縮式冷凍サイクルは、従来から利用されている種々の装置に適用可能であるが、特に、空気調和機に適用すれば、成績係数（ＣＯＰ）の向上に大いに寄与することができる。
【００２９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。図１は、本発明に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの構成要素および冷媒の流れを示す概念図である。
【００３０】
この超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルは、図１のごとく、圧縮機１、高圧放熱器２、第１の膨張装置３、第１の気液分離器４、ガスインジェクション用配管５、内部熱交換器６、第２の膨張装置７、蒸発器８、第２の気液分離器（アキュムレータ）９から構成されている。
【００３１】
この冷凍サイクルにおいては、作動流体として二酸化炭素等のような低い臨界温度をもつ冷媒が用いられている。圧縮機１はガスインジェクション機能付きの圧縮機（例えば、２シリンダーガスインジェクションコンプレッサ）とする。
【００３２】
このような冷凍サイクルにおいては、図１のごとく、圧縮機１によつて圧縮された冷媒が、高温高圧の超臨界状態の流体として圧縮機１の吐出口から高圧放熱器２に入り、ここで放熱して冷却される。高圧放熱器３において、冷媒の圧力が冷媒の臨界圧力を超えており、従来の凝縮器における気液二相の変化は見られない。高圧放熱器３から流出した冷媒は、第１の膨張装置４を通過し、減圧されて気液共存状態（湿り蒸気）となり、第１の気液分離器４に入り、飽和蒸気と飽和液体に分離される。
【００３３】
第１の気液分離器４で分離された飽和液体の冷媒は、内部熱交換器６に送られ、さらに冷却されて過冷却状態となる。過冷却状態となった液体の冷媒は、第２の膨張装置７を通過し、再減圧されて低温低圧の気液共存状態の冷媒となり、蒸発器８において、ここを通過する冷却媒体（空気等）と熱交換し、蒸発してほとんどが気相状態となり、第２の気液分離器（アキュムレータ）９で気液分離された後に低温の冷却流体として内部熱交換器６に送られる。この低温の気体の冷媒は、内部熱交換器６において、前述した第１の気液分離器４からの飽和液体の冷媒と熱交換して過熱状態の蒸気となり、圧縮機１の吸込口から圧縮機１に戻される。
【００３４】
一方、図１のごとく、第１の気液分離器４で分離された飽和気体の冷媒は、第１の気液分離器４と圧縮機１との間に設けたガスインジェクション用配管５を介して圧縮機１のガスインジェクションポートから圧縮機１に導入される。ガスインジェクションポートから圧縮機１に導入された飽和気体の冷媒は、圧縮機１のシリンダーにおいて、前述した圧縮機１の吸込口から入ってほぼ中間圧力まで圧縮された過熱状態の蒸気と混合し、共に高圧側圧力まで圧縮される。
【００３５】
［本発明と従来のサイクルのモリエール線図による比較］
上記冷凍サイクルにおける冷媒の熱力学状態の変化は、圧力Ｐを縦軸としエンタルピｈを横軸としたモリエール線図で表わすと、図６の太い実線で示されるようになる。図６の水平の点線が冷媒の臨界圧力Ｐｃを示し、細い曲線が冷媒の飽和蒸気曲線と飽和液体曲線を示す。また、より理解し易くするために、上記冷凍サイクルの各要素における熱力学過程を示す図６の太い実線にそれぞれ番号を付けており、その番号は図１に示した冷凍サイクルの各要素の番号と一致するようにしている。
【００３６】
図６において、線ＡＢと線ＣＤがともに圧縮機１における断熱圧縮過程を示しているが、線ＡＢは、内部熱交換器６からの冷媒をほぼ中間圧力まで圧縮する過程であり、線ＣＤは、第１の気液分離器４からの気相冷媒と過程ＡＢにおいて圧縮された冷媒との混合したものを圧縮する過程である。なお、圧縮過程ＣＤ前の混合過程は線ＢＣと線ＨＣで表わされると考えて良い。
【００３７】
高圧放熱器２において、冷媒は、等圧でＤ点からＥ点まで冷却されるが、圧力が臨界圧力を超えていることで気液二相の変化が生じないことが分かる。高圧放熱器２からの冷媒は、第１の膨張装置３を通過し、Ｅ点からＦ点まで膨張する。Ｇ点とＨ点は、それぞれ第１の気液分離器４によって分離された飽和液体と飽和気体の状態を表わしている。
【００３８】
内部熱交換器６における熱力学過程に関しては、線ＧＩは第１の気液分離器４からの冷媒の放熱過程を、線ＫＡは蒸発器８からの冷媒の受熱過程を示す。第２の膨張装置７による冷媒の再減圧過程は線ＩＪに示される。蒸発器８における冷媒の蒸発過程が線ＪＫに示される。
【００３９】
一方、図２に示した内部熱交換器を有しない従来のガスインジェクションサイクルのモリエール線図は、図６において、線ＧＩの放熱過程が存在せず、破線で示すＧＪ´の膨張過程のみをとる。
【００４０】
また、図４に示した高圧放熱装置２と第１の膨張弁３との間に内部熱交換器６を設けたサイクルのモリエール線図は、図６において、ＥＥ´の放熱過程を経て、第１の膨張装置３による冷媒の減圧過程Ｅ´Ｆ´をとる。
【００４１】
ここで、冷媒の乾き度について考察する。図６のモリエール線図中、冷媒の乾き度、すなわち、全冷媒量に対するガスインジェクションヘの気相冷媒の流入量は（線ＦＧ／線ＧＨ）で表され、この乾き度が大きいほどガスインジェクションを用いた場合のＣＯＰの向上が期待できる。
【００４２】
従来の内部熱交換器を用いない図２のガスインジェクションサイクルと従来の図４のサイクルとの比較では、両者の乾き度は、前者が線ＧＦ／線ＧＨであるのに対し、後者が線ＧＦ´／線ＧＨとなり、前者の方が乾き度が大きくなっている。その結果、前記図５で示したＣＯＰの比較において、前者の方が良好な結果を得ているといえる。
【００４３】
次に、本発明のように内部熱交換器６を第１の膨張装置３を通過した冷媒の乾き度に直接に影響しない位置に配置した場合と、内部熱交換器を用いない図２の冷凍サイクルとで比較すると、図６において、両者の乾き度（線ＦＧ／線ＧＨ）は同じであるが、内部熱交換器を用いている面積ＧＩＪＪ´部分でのＣＯＰの向上が期待できる。
【００４４】
［本発明と従来のサイクルのシミュレーションによるＣＯＰの比較］
ここで、図１に示す本発明の冷凍サイクルと、図２に示す内部熱交換器を有しない従来の冷凍サイクルを比較したシミュレーション結果を示す。シミュレーションは、前記に示した表１の条件で図７に示すフローチャートに従って冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を算出し、両者を比較した。
【００４５】
図７のＣＯＰ算出フローは、まず、表１の条件に従い高圧側圧力、蒸発温度、中間圧力、内部熱交換器ピンチポイント温度差などを入力し、高圧放熱器出口側冷媒のエンタルピを算出し、第１の膨張装置で一回目に膨張した冷媒ガスの乾き度、ガスインジェクション圧力における飽和気体と飽和液体との比、エンタルピ等を算出する。次に、内部熱交換器の出口冷媒の初期温度を設定し、内部熱交換器における熱収支を算出する。この場合、算出した熱収支が熱力学の第１法則（エネルギー保存の法則）を満たさなければならないので、これを満たすまで内部熱交換器の出口冷媒の初期温度を設定し直す。
【００４６】
所望の初期温度設定が終了したならば、圧縮機の吸込側冷媒のエンタルピとエントロピを算出し、次いで、１段目圧縮後の冷媒エンタルピと、ガスインジェクションとの混合後の冷媒のエンタルピ並びにエントロピとを算出し、圧縮機の吐出冷媒のエンタルピを算出する。そして、これらの算出結果からサイクルのＣＯＰを算出する。
【００４７】
ところで、本発明による超臨界圧縮式冷凍サイクルの構成で、その最大効率を引き出すために、高圧側圧力と中間圧力に最適な値を与えることが重要となる。本発明による超臨界圧縮式冷凍サイクルと従来のサイクルとについて、図８に高圧側圧力を比較した結果を、また、図９に中間圧力を比較した結果を夫々示し、その詳細を以下に説明する。
【００４８】
図８（ａ）は、内部熱交換器を有しない従来のインジェクションサイクルと本発明による冷凍サイクルの高圧側圧力のＣＯＰ挙動を示す。この結果、内部熱交換器を有しない従来のガスインジェクションサイクル（単独ガスインジェクションサイクル）の最適高圧側圧力は１００ｂａｒであるのに対し、本発明による冷凍サイクルの最適高圧側圧力は９５ｂａｒであった。したがって、最適高圧側の圧力は、内部熱交換器を有しない従来のサイクルに比べて低く設定した方がＣＯＰの向上が期待できることが分かった。
【００４９】
図８（ｂ）は、図２に示したガスインジェクションサイクルの最大ＣＯＰに対する本発明冷凍サイクルのＣＯＰアップ率と高圧側圧力との関係を示している。図８（ｂ）の結果からわかるように、何れの圧力においても内部熱交換器を有しない従来のサイクルに比べＣＯＰが向上している。
【００５０】
図９（ａ）は、内部熱変換器を有しない従来のインジェクションサイクルと本発明による冷凍サイクルの中間圧力のＣＯＰ挙動を示す。この結果、内部熱交換器を有しない従来のガスインジェクションサイクル（単独ガスインジェクションサイクル）の最適中間圧力は５５ｂａｒであるのに対し、本発明による冷凍サイクルの最適中間圧力は６１ｂａｒであつた。したがって、最適中間圧力は内部熱交換器を有しない従来のサイクルに比べ高く設定した方がＣＯＰが向上することが分かった。
【００５１】
図９（ｂ）は、図２に示したガスインジェクションサイクルの最大ＣＯＰに対する本発明による冷凍サイクルのＣＯＰアップ率と中間圧力の関係を示している。図９（ｂ）の結果からわかるように、何れの圧力においても内部熱交換器を有しない従来のサイクルに比べＣＯＰが向上していることがわかる。なお、図５、図８、図９に示した結果はすべて同じ比較条件において得られたものである。
【００５２】
本発明によるガスインジェクションと内部熱交換器との構成では、図１と図６に示すように、内部熱交換器６は冷媒の流れから見ると、ガスインジェクションの下流にあることで、第１の膨張装置３を通過した冷媒の乾き度（図６の点Ｆ）に直接に影響しない。従って、図８及び図９に示した結果の通り、本発明によるガスインジェクションと内部熱交換器との構成は、ガスインジェクションの効果を弱めることなく、超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルのＣＯＰを向上させることができる。
【００５３】
また、通常の冷凍サイクル（ガスインジェクションと内部熱交換器を有していない冷凍サイクル）と比べると、最大でＣＯＰは約２０％向上させることができる。また、本発明による間接的な効果としては、蒸発器において冷媒を過熱状態まで加熱しなくても、内部熱交換器６を付加して、この部分で高温の冷媒から受熱することにより、圧縮機に吸込まれる冷媒に十分な過熱度を持たせることができる。従って、蒸発器において冷媒の過熱受熱面を設ける必要がなく、熱伝達率がわりと低い蒸気の顕熱での熱交換を無くすことができる。単純な蒸発熱伝達と均一な伝熱温度差とにより、同じ外部条件では蒸発温度が上げられるようになり、すなわちＣＯＰをさらに向上させることができる。例えば、蒸発器の蒸発温度を２℃程度上げると、ＣＯＰをさらに約５％アップすることができる。従って、上記超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルを空気調和機の冷凍サイクルとして利用すれば、ＣＯＰの向上に特に有効となり得る。
【００５４】
なお、上記実施形態は、第２の気液分離器を設けて説明したが、この気液分離器は必須のものではない。例えば、液冷媒を蓄える機能を第１の気液分離器に兼務させるような構成にしても良く、また、蒸発器で完全に気相にする構成としても良い。さらに、図１に示していないが、ガスインジェクション量を制御する電磁弁をガスインジェクション配管に設けた構成を採用しても良い。
【００５５】
【発明の効果】
以上の説明から明らかな通り、本発明によれば、ガスインジェクションの効果を弱めずに超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルに内部熱交換器を加えることにより、従来のガスインジェクションサイクルより高い成績係数（ＣＯＰ）を実現することができる。また、冷凍サイクルの高圧側圧力と中聞圧力の最適範囲を明確にし、ガスインジェクションと内部熱交換器を併用した超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの設計や制御等に寄与できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明による超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの構成要素と冷媒の流れを示すサイクル図
【図２】従来の内部熱交換器を用いないインジェクションサイクルのサイクル図である。
【図３】従来の内部熱交換器を用いた冷凍サイクルのサイクル図である。
【図４】従来のガスインジェクションと内部熱交換器を併用した超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルのサイクル図
【図５】ガスインジェクションと内部熱交換器を併用した従来の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルのＣＯＰと従来の内部熱交換器を用いないインジェクションサイクルのＣＯＰとの比較図
【図６】本発明による超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルのモリエール線図
【図７】本発明に用いたシミュレーションのＣＯＰ算出フローチャート
【図８】（ａ）は本発明による超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおける高圧側圧力のＣＯＰ挙動と、従来のＣＯＰ挙動をシミュレーションにより比較した図、（ｂ）は従来方式によるＣＯＰの最適値に対する本発明における高圧側圧力のＣＯＰアップ率を示す図
【図９】（ａ）は本発明による超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおける中間圧力のＣＯＰ挙動と従来のＣＯＰの挙動をシミュレーションにより比較した図、（ｂ）は従来方式によるＣＯＰの最適値に対する本発明における中間圧力のＣＯＰアップ率を示す図
【符号の説明】
１圧縮機
２高圧放熱器
３第１の膨張装置
４第１の気液分離器
５ガスインジェクション用配管
６内部熱交換器
７第２の膨張弁
８蒸発器
９第２の気液分離器
１０気液分離器
１１膨張装置
【図１】
0003614330.tif 000003
【図２】
0003614330.tif 000004
【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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