(57)【要約】  冷凍サイクル装置１００は、低圧段圧縮機１１３、高圧段圧縮機１０１、放熱器１０３、気液分離器１０７、膨張弁１０９、膨張機１０５および蒸発器１１１を備えている。低圧段圧縮機１１３と膨張機１０５とは、軸１１６で連結されており、膨張機１０５が冷媒から回収した動力で低圧段圧縮機１１３が駆動される。低圧段圧縮機１１３と高圧段圧縮機１０１とは、中間圧流路１１４によって直列に接続されている。気液分離器１０７と中間圧流路１１４とは、往還流路１１５によって接続されている。往還流路１１５は、冷媒が双方向に流通しうるように構成されている。膨張弁１０９の開度を制御することによって、往還流路１１５の冷媒流量が調節される。
2009147826.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷媒を予備圧縮するための容積式の低圧段圧縮機と、
前記低圧段圧縮機で予備圧縮された冷媒をさらに圧縮するための高圧段圧縮機と、
前記低圧段圧縮機で予備圧縮された冷媒が前記高圧段圧縮機に送られるように前記低圧段圧縮機と前記高圧段圧縮機とを直列に接続している中間圧流路と、
前記高圧段圧縮機で圧縮された冷媒を冷却するための放熱器と、
動力伝達が行われるように前記低圧段圧縮機に同軸に連結されており、前記放熱器で冷却された冷媒の全量が通過するように構成され、冷媒を膨張させることによって動力回収を行うための容積式の膨張機と、
前記膨張機で膨張した冷媒をガス冷媒と液冷媒とに分離するための気液分離器と、
前記気液分離器で分離された液冷媒を蒸発させるための蒸発器と、
前記気液分離器の液冷媒出口と前記蒸発器の入口との間の流路上に設けられた開度可変の膨張弁と、
前記気液分離器に貯められた冷媒が前記蒸発器および前記低圧段圧縮機を経由することなく前記高圧段圧縮機の入口に導かれる第１流通状態と、前記低圧段圧縮機で予備圧縮された冷媒の一部が前記気液分離器に還流する第２流通状態とを相互に切り替え可能となるように、前記中間圧流路と前記気液分離器とを接続している往還流路と、
前記膨張弁の開度を制御することによって、前記第１流通状態および前記第２流通状態の各々における前記往還流路の冷媒流量を調節するためのコントローラと、
を備えた、冷凍サイクル装置。
【請求項２】
前記低圧段圧縮機の気筒容積および前記膨張機の気筒容積が、それぞれ一定であり、
前記低圧段圧縮機の気筒容積が前記膨張機の気筒容積よりも大きい、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項３】
前記コントローラが、
冷凍サイクルの任意の最適高圧での前記膨張機の理論回収動力と、前記任意の最適高圧での前記低圧段圧縮機の理論圧縮仕事とが等しくなる目標中間圧力を算出するための手段と、
前記気液分離器内の現実の圧力が前記算出された目標中間圧力に近づくように、前記膨張弁の開度を制御するための手段と、を含む、
請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項４】
前記膨張機の入口冷媒温度を検出するための第１温度センサと、
前記蒸発器の冷媒蒸発温度を検出するための第２温度センサと、
前記低圧段圧縮機の入口冷媒温度を検出するための第３温度センサと、
をさらに備え、
前記コントローラは、前記第１〜第３温度センサの検出結果に基づいて、前記任意の最適高圧および前記目標中間圧力を算出する、請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項５】
前記気液分離器内の冷媒温度を検出するための第４温度センサをさらに備え、
前記膨張弁の開度を制御するための手段が、前記第４温度センサの検出結果に基づいて前記気液分離器内の現実の圧力を算出する、請求項４に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項６】
前記膨張機の吸入容積をＶex、前記低圧段圧縮機の吸入容積をＶlc、前記膨張機の吐出冷媒の渇き度をＱexo、前記膨張機の吸入冷媒の密度をρexi、前記低圧段圧縮機の吸入冷媒の密度ρlciとしたとき、
下式（１）で表された関係を満足する、請求項１〜５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）≦（Ｖlc／Ｖex）  ・・・（１）
【請求項７】
前記膨張機の吸入容積をＶex、前記低圧段圧縮機の吸入容積をＶlc、前記膨張機の吸入冷媒の密度をρexi、前記低圧段圧縮機の吸入冷媒の密度ρlciとしたとき、
下式（２）で表された関係を満足する、請求項１〜５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
（Ｖlc／Ｖex）≦（ρexi／ρlci）  ・・・（２）
【請求項８】
前記膨張機の吸入容積をＶex、前記低圧段圧縮機の吸入容積をＶlc、前記膨張機の吐出冷媒の渇き度をＱexo、前記膨張機の吸入冷媒の密度をρexi、前記低圧段圧縮機の吸入冷媒の密度ρlciとしたとき、
下式（３）で表された関係を満足する、請求項１〜５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）≦（Ｖlc／Ｖex）≦（ρexi／ρlci）  ・・・（３）
【請求項９】
前記膨張機の吸入流路と前記膨張機の膨張室に向かって開口した膨張機インジェクションポートとを接続している膨張機インジェクション流路と、
前記膨張機インジェクション流路上に設けられた膨張機インジェクション弁と、をさらに備え、
前記膨張機インジェクション弁を制御することによって前記膨張機の吸入容積を変更可能である、請求項１〜８のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項１０】
前記低圧段圧縮機および前記膨張機が、共通の密閉容器内に配置されている、請求項１〜９のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項１１】
蛇口に湯を供給できる給湯機能および／または家屋の床に巡らされた配管に湯を循環させることによって室内の暖房を行う床暖房機能を有するヒートポンプ給湯機と、
室内の空気と冷媒とを熱交換させることによって室内の温度調節を行うように構成された空調機とを備え、
前記給湯機および前記空調機に共通の冷凍サイクル装置として、請求項１〜１０のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置が用いられた、多機能ヒートポンプシステム。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、冷凍サイクル装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
空調機や給湯機に用いられる冷凍サイクル装置として、図１３に示すように、第１圧縮機８０１ａ、放熱器８０２、膨張機８０３、吸熱器８０４および第２圧縮機８０１ｂを有するものが知られている（特許文献１）。第２圧縮機８０１ｂと膨張機８０３とが回転軸８０６によって連結されおり、第２圧縮機８０１ｂの駆動力が膨張機８０３での冷媒の膨張に伴う動力で賄われる。そのため、冷媒圧力を所定圧力まで上昇させるために費やされる第１圧縮機８０１ａの動力を低減できる。【０００３】
図１３に示す冷凍サイクル装置によれば、膨張機８０３の回転数と第２圧縮機８０１ｂの回転数とが一致する。また、膨張機８０３で膨張した冷媒は、吸熱器８０４を経て第２圧縮機８０１ｂで圧縮されるので、膨張機８０３を通過する冷媒の質量流量と第２圧縮機８０１ｂを通過する冷媒の質量流量とが一致する。さらに、膨張機８０３の吸入容積および第２圧縮機８０１ｂの吸入容積が各々の設計時点で定められるため、膨張機８０３の吸入冷媒密度および第２圧縮機８０１ｂの吸入冷媒密度に制約が加わる。【０００４】
すなわち、膨張機８０３の吸入容積Ｖexiと膨張機８０３の吸入冷媒密度ρexiとの積は、第２圧縮機８０１ｂの吸入容積ＶC2iと第２圧縮機８０１ｂの吸入冷媒密度ρc2iとの積に常に等しくなる。膨張機８０３の吸入冷媒密度と第２圧縮機８０１ｂの吸入冷媒密度との間には、（ρexi／ρc2i）＝（ＶC2i／Ｖexi）の関係が常に成立する。この関係のことを、密度比一定の制約という。冷凍サイクル装置を最適効率で運転するには、季節や天候などの外的条件に応じて密度ρexiおよび密度ρc2iを自由に調節できることが不可欠である。しかし、密度比一定の制約があると密度ρexiおよび密度ρc2iを自由に調節できず、効率的な運転の実現が難しくなる。【０００５】
こうした課題を解決する目的で、図１４に示す冷凍サイクル装置が提案されている（特許文献２）。図１４に示す冷凍サイクル装置は、２段圧縮機９０３、放熱器９０４、膨張機９０５、気液分離器９０６、蒸発器９０８、ガスインジェクション回路９１０およびバイパス回路９１１を備えている。２段圧縮機９０３は、低圧段圧縮機９０１および高圧段圧縮機９０２を含む。低圧段圧縮機９０１と膨張機９０５とは、回転軸で連結されている。バイパス回路９１１には、流量制御弁９１３が設けられている。流量制御弁９１３の開度を適切に制御し、冷媒の一部をバイパス回路９１１に流すことによって、密度比一定の制約を回避できる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開２００３−３０７３５８号公報
【特許文献２】特開２００６−７１２５７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
しかし、冷媒の一部をバイパス回路９１１に流すと、膨張機９０５で動力回収に寄与する冷媒の量が少なくなり、動力回収効率が悪くなる問題がある。この問題は、例えば、同じ設計の冷凍サイクル装置をヒートポンプ温水床暖房機と空調機とのそれぞれに適用するような場合に顕著となる。ある設計のＣＯ2冷凍サイクル装置に関して、最適効率を実現できる密度比（ρexi／ρc2i）を本発明者らが計算したところ、床暖房の定格条件では７．１３、冷房の定格条件では３．５９、暖房の定格条件では２．９８であった。仮に、床暖房に合わせて低圧段圧縮機９０１および膨張機９０５の設計を行った場合、冷房時には４９．６％の冷媒をバイパス回路９１１に流し、暖房時には５８．２％の冷媒をバイパス回路９１１に流さざるを得ず、回収できる動力が床暖房時の約半分に低下する。【０００８】
本発明の目的は、密度比一定の制約を回避しながらも効率的な動力回収を行える冷凍サイクル装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
すなわち、本発明は、
冷媒を予備圧縮するための容積式の低圧段圧縮機と、
前記低圧段圧縮機で予備圧縮された冷媒をさらに圧縮するための高圧段圧縮機と、
前記低圧段圧縮機で予備圧縮された冷媒が前記高圧段圧縮機に送られるように前記低圧段圧縮機と前記高圧段圧縮機とを直列に接続している中間圧流路と、
前記高圧段圧縮機で圧縮された冷媒を冷却するための放熱器と、
動力伝達が行われるように前記低圧段圧縮機に同軸に連結されており、前記放熱器で冷却された冷媒の全量が通過するように構成され、冷媒を膨張させることによって動力回収を行うための容積式の膨張機と、
前記膨張機で膨張した冷媒をガス冷媒と液冷媒とに分離するための気液分離器と、
前記気液分離器で分離された液冷媒を蒸発させるための蒸発器と、
前記気液分離器の液冷媒出口と前記蒸発器の入口との間の流路上に設けられた開度可変の膨張弁と、
前記気液分離器に貯められた冷媒が前記蒸発器および前記低圧段圧縮機を経由することなく前記高圧段圧縮機の入口に導かれる第１流通状態と、前記低圧段圧縮機で予備圧縮された冷媒の一部が前記気液分離器に還流する第２流通状態とを相互に切り替え可能となるように、前記中間圧流路と前記気液分離器とを接続している往還流路と、
前記膨張弁の開度を制御することによって、前記第１流通状態および前記第２流通状態の各々における前記往還流路の冷媒流量を調節するためのコントローラと、
を備えた、冷凍サイクル装置を提供する。
【発明の効果】
【００１０】
上記本発明によれば、膨張機の吸入容積に比べて低圧段圧縮機の吸入容積が不足している場合には、往還流路を通じてガス冷媒が気液分離器から中間圧流路へと送られ、高圧段圧縮機に吸入される。これにより、冷凍サイクルの流量バランスが成立する。他方、低圧段圧縮機の吸入容積に比べて膨張機の吸入容積が不足している場合には、低圧段圧縮機で予備圧縮されたガス冷媒の一部が、中間圧流路および往還流路を通じて気液分離器へと送られる。これにより、冷凍サイクルの流量バランスが成立する。低圧段圧縮機の吸入容積と膨張機の吸入容積との比が、如何なる値（設計値）であったとしても、往還流路の働きによって、冷凍サイクルの流量バランスは成立する。【００１１】
一方、膨張弁によって、気液分離器内の圧力を自由に調節できる。気液分離器内の圧力を調節することで、放熱器の側の冷媒圧力を任意に調節できる。例えば、任意の運転条件で膨張弁を全開にすると、気液分離器内の圧力は、蒸発器における冷媒の蒸発圧力に限りなく近づく。すると、気液分離器と中間圧流路とが往還流路で接続されているので、低圧段圧縮機の入口と出口との圧力差が限りなくゼロに近づく。つまり、低圧段圧縮機の圧縮仕事量が減少する。一方で、膨張機の入口と出口との圧力差が拡大するので、膨張機の動力回収量が増加する。この（動力回収量）＞（圧縮仕事量）の関係に基づき、膨張機と低圧段圧縮機の回転数が増加する。その結果、高圧段圧縮機の吐出冷媒流量に対して、膨張機の吐出冷媒流量が過剰になるため、放熱器の側の冷媒圧力が低下する。その結果、膨張機の動力回収量が低下して低圧段圧縮機の圧縮仕事量と釣り合い、冷凍サイクルが安定する。つまり、膨張弁を開くと放熱器の側の冷媒圧力を下げることができる。【００１２】
逆に、膨張弁を徐々に絞っていくと、気液分離器内の圧力は次第に上昇する。気液分離器と中間圧流路とが往還流路で接続されているので、低圧段圧縮機の入口と出口との圧力差が拡大する。つまり、低圧段圧縮機の圧縮仕事量が増加する。一方で、膨張機の入口と出口との圧力差が減少するので、膨張機の動力回収量が低下する。この（動力回収量）＜（圧縮仕事量）の関係に基づき、膨張機と低圧段圧縮機の回転数が減少する。その結果、高圧段圧縮機の吐出冷媒流量に対して、膨張機の吐出冷媒流量が不足するため、放熱器の側の冷媒圧力が上昇する。その結果、膨張機の動力回収量が増加して低圧段圧縮機の圧縮仕事量と釣り合い、冷凍サイクルが安定する。つまり、膨張弁を絞ると放熱器の側の冷媒圧力を上げることができる。【００１３】
このように、膨張弁の開度を適切に制御し、これにより膨張機と低圧段圧縮機との回転数を制御すれば、放熱器の側の冷媒圧力を常に最適に調節することができる。しかも、冷媒の全量が膨張機を通過するので、効率的な動力回収を行える。仮に、冷媒が往還流路を還流（第２流通状態）し、回収した動力の一部が冷媒の循環に消費されたとしても、本発明によれば、バイパス回路に冷媒を流す従来例（図１４参照）よりもエネルギー収支の面では良くなる。したがって、用途に適した容積比の膨張機と低圧段圧縮機とを備えた冷凍サイクル装置をエネルギー効率の観点で望ましい圧力・温度条件で運転できる。【００１４】
また、以上に説明した理論は、低圧段圧縮機と膨張機との容積比が如何なる値であっても成立しうる。したがって、本発明によれば、年間の消費電力を理論上最小にできる任意の容積比となるように、低圧段圧縮機および膨張機を設計できる。つまり、本発明によれば、冷凍サイクル装置の設計の自由度も高まる。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【図１】本発明の第１実施形態にかかる冷凍サイクル装置の構成図
【図２】多機能ヒートポンプシステムの構成図
【図３】第１実施形態の制御フローチャート
【図４】中間圧制御を示すモリエル線図
【図５Ａ】床暖房サイクル条件での冷凍サイクルを示すモリエル線図
【図５Ｂ】冷房サイクル条件での冷凍サイクルを示すモリエル線図
【図５Ｃ】暖房サイクル条件での冷凍サイクルを示すモリエル線図
【図６Ａ】床暖房サイクル条件での、容積比の変化に対する各種サイクル特性の変化を示すグラフ
【図６Ｂ】床暖房サイクル条件での、容積比の変化に対する高圧段圧縮機の吐出冷媒温度の変化を示すグラフ
【図７Ａ】冷房サイクル条件での、容積比の変化に対する各種サイクル特性の変化を示すグラフ
【図７Ｂ】冷房サイクル条件での、容積比の変化に対する高圧段圧縮機の吐出冷媒温度の変化を示すグラフ
【図８Ａ】暖房サイクル条件での、容積比の変化に対する各種サイクル特性の変化を示すグラフ
【図８Ｂ】暖房サイクル条件での、容積比の変化に対する高圧段圧縮機の吐出冷媒温度の変化を示すグラフ
【図９】本発明の第２実施形態にかかる冷凍サイクル装置の構成図
【図１０】第２実施形態の制御フローチャート
【図１１】本発明の第３実施形態にかかる冷凍サイクル装置の構成図
【図１２Ａ】本発明の第４実施形態にかかる冷凍サイクル装置の構成図
【図１２Ｂ】２段ロータリ膨張機の詳細な構造を示す、図１２Ａの部分拡大図
【図１３】従来の冷凍サイクル装置の構成図
【図１４】他の従来の冷凍サイクル装置の構成図
【発明を実施するための形態】
【００１６】
以下、添付の図面を参照しつつ本発明の実施形態について説明する。
【００１７】
（第１実施形態）
図１に示すように、冷凍サイクル装置１００は、高圧段圧縮機１０１、放熱器１０３、膨張機１０５、気液分離器１０７、膨張弁１０９、蒸発器１１１および低圧段圧縮機１１３を備えている。
【００１８】
低圧段圧縮機１１３は、蒸発器１１１で蒸発したガス冷媒を予備圧縮する。高圧段圧縮機１０１は、低圧段圧縮機１１３で予備圧縮された冷媒（作動流体）をさらに圧縮する。膨張機１０５は、放熱器１０３で冷却された冷媒を膨張させることによって動力回収を行う。また、膨張機１０５は、放熱器１０３で冷却された冷媒の全量が通過するように構成されている。つまり、膨張機１０５を迂回して冷媒を流すためのバイパス回路が設けられていない。冷媒の全量が動力回収に寄与するため、動力回収に基づくＣＯＰ（coefficient of performance）の改善効果が高い。なお、冷凍または加熱能力を発揮している通常の運転では、冷媒の全量が膨張機１０５を通過するが、デフロスト等の特別な運転では、冷媒が膨張機１０５を通過しないこともある。
【００１９】
低圧段圧縮機１１３および膨張機１０５は、いずれも容積式の流体機械によって構成されている。低圧段圧縮機１１３および膨張機１０５は、膨張機１０５で冷媒から回収した動力が低圧段圧縮機１１３に伝達されるように軸１１６で連結されているとともに、共通の密閉容器１１７に収容されている。低圧段圧縮機１１３の気筒容積および膨張機１０５の気筒容積が、それぞれ一定である。具体的に、本実施形態では、低圧段圧縮機１１３の吸入容積および膨張機１０５の吸入容積が、それぞれ一定である。低圧段圧縮機１１３の吸入容積が膨張機１０５の吸入容積よりも大きい。従来から、容積可変流体機械を用いることによって、密度比一定の制約を回避できることが知られているが、容積可変流体機械の構造は複雑で、コストアップの要因になる。そのため、本実施形態のように、圧縮機や膨張機には、吸入容量が一定の流体機械を用いるのが好ましい。
【００２０】
なお、「気筒容積」は、吸入行程完了時の作動室（膨張室または圧縮室）の容積を意味し、しばしば「閉じ込め容積」とも呼ばれる。「吸入容積」は、圧縮機または膨張機の１サイクル（吸入→圧縮または膨張→吐出）で圧縮機または膨張機に吸い込まれる冷媒の容積を意味する。本実施形態、第２実施形態および第３実施形態では、「気筒容積」は「吸入容積」に等しい。しかし、後の第４実施形態で説明するように、冷媒が膨張している最中に膨張室に高圧冷媒をインジェクションすることもある。この場合、膨張機の１サイクルで当該膨張機に吸い込まれる冷媒の容積（吸入容積）は、気筒容積を上回る。
【００２１】
また、本実施形態では、高圧段圧縮機１０１としてロータリ圧縮機を用いているが、高圧段圧縮機１０１の型式は何ら限定されず、スクロール圧縮機などの他の容積式圧縮機やターボ圧縮機などの遠心圧縮機を用いてもよい。低圧段圧縮機１１３の型式や膨張機１０５の型式も、動力を伝達しうるように互いを軸１１６で連結できる限りロータリ式に限定されない。低圧段圧縮機１１３および膨張機１０５には、スクロール流体機械などの他の容積式流体機械を用いてもよい。
【００２２】
放熱器１０３は、高圧段圧縮機１０１で圧縮された冷媒を冷却するための機器であり、典型的には、水−冷媒熱交換器または空気−冷媒熱交換器で構成されている。気液分離器１０７は、膨張機１０５で膨張した冷媒をガス冷媒と液冷媒とに分離するための機器である。気液分離器１０７には、底部に液冷媒出口、上部に冷媒出入り口、側部に冷媒入口が設けられている。蒸発器１１１は、気液分離器１０７で分離された液冷媒を蒸発させるための機器であり、典型的には、空気−冷媒熱交換器で構成されている。膨張弁１０９は、開度可変な弁、例えば電動膨張弁であり、気液分離器１０７の液冷媒出口と蒸発器１１１の入口との間の流路上に設けられている。
【００２３】
上記の機器は、冷媒回路が形成されるように冷媒配管によって相互に接続されている。具体的に、高圧段圧縮機１０１の出口と放熱器１０３の入口とが、冷媒配管１０２によって接続されている。放熱器１０３の出口と膨張機１０５の入口とが、冷媒配管１０４によって接続されている。膨張機１０５の出口と気液分離器１０７の入口とが、冷媒配管１０６によって接続されている。気液分離器１０７の液冷媒出口と膨張弁１０９の入口とが、冷媒配管１０８によって接続されている。膨張弁１０９の出口と蒸発器１１１の入口とが、冷媒配管１１０によって接続されている。蒸発器１１１の出口と低圧段圧縮機１１３の入口とが、冷媒配管１１２によって接続されている。低圧段圧縮機１１３の出口と高圧段圧縮機１０１の入口とが、冷媒配管１１４によって接続されている。
【００２４】
さらに、気液分離器１０７の上部にある冷媒出入り口と冷媒配管１１４とが、冷媒配管１１５によって接続されている。以下、本明細書において、冷媒配管１１４によって形成された流路を中間圧流路１１４と、冷媒配管１１５によって形成された流路を往還流路１１５と、それぞれ称する。
【００２５】
往還流路１１５には、冷媒の流通方向を規定したり冷媒の流量を調節したりする弁が設けられていない。したがって、気液分離器１０７内の圧力が低圧段圧縮機１１３の吐出冷媒圧力よりも高い場合には、往還流路１１５を通じて気液分離器１０７から中間圧流路１１４へと冷媒が流れる（第１流通状態：インジェクション）。言い換えれば、気液分離器１０７で分離された冷媒が蒸発器１１１および低圧段圧縮機１１３を経由することなく高圧段圧縮機１０１の入口に導かれる。他方、気液分離器１０７内の圧力が低圧段圧縮機１１３の吐出冷媒圧力よりも低い場合には、往還流路１１５を通じて中間圧流路１１４から気液分離器１０７へと冷媒が流れる。言い換えれば、低圧段圧縮機１１３で予備圧縮された冷媒の一部が気液分離器１０７に還流する（第２流通状態：還流）。このように、往還流路１１５は、気液分離器１０７から中間圧流路１１４に向かう方向と、中間圧流路１１４から気液分離器１０７に向かう方向との双方向に冷媒が流通可能に構成されている。
【００２６】
冷凍サイクル装置１００は、さらに、第１温度センサ１２１、第２温度センサ１２２、第３温度センサ１２３、第４温度センサ１２４およびコントローラ１１８を備えている。第１温度センサ１２１は、膨張機１０５の吸入冷媒温度を検出する。第２温度センサ１２２は、蒸発器１１１内の冷媒温度を検出する。第３温度センサ１２３は、低圧段圧縮機１１３の吸入冷媒温度を検出する。第４温度センサ１２４は、気液分離器１０７内の冷媒温度を検出する。各温度センサの具体例は、熱電対またはサーミスタである。各温度センサは、コントローラ１１８に接続されている。コントローラ１１８の具体例は、ＤＳＰ（digital signal processor）である。コントローラ１１８は、各温度センサから取得した信号に基づいて、膨張弁１０９の開度を制御する。
【００２７】
以下の説明において、低圧段圧縮機１１３の吸入容積をＶlc、膨張機１０５の吸入容積をＶex、低圧段圧縮機１１３と膨張機１０５との容積比を（Ｖlc／Ｖex）、低圧段圧縮機１１３の吸入冷媒密度をρlci、膨張機１０５の吸入冷媒密度をρexi、膨張機１０５の吐出冷媒の渇き度をＱexoと表す。また、気液分離器１０７内の圧力を中間圧力という。
【００２８】
本実施形態では、容積比（Ｖlc／Ｖex）が（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）以上かつ密度比（ρexi／ρlci）以下となるように、低圧段圧縮機１１３および膨張機１０５の設計がなされている。
【００２９】
まず、容積比（Ｖlc／Ｖex）が密度比（ρexi／ρlci）以下であれば、低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量が膨張機１０５の冷媒質量流量よりも少なくなるので、往還流路１１５を通じて、気液分離器１０７から中間圧流路１１４へと冷媒が流れる（インジェクション）。この場合、往還流路１１５を通過した冷媒を圧縮する必要がないので、低圧段圧縮機１１３の負荷を軽減できる。さらに、蒸発器１１１を通過する冷媒流量が減少するので、蒸発器１１１を通過する際の圧力損失が小さくなる。
【００３０】
逆に、容積比（Ｖlc／Ｖex）が密度比（ρexi／ρlci）を超えると、低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量が膨張機１０５の冷媒質量流量よりも多くなるので、往還流路１１５を通じて、中間圧流路１１４から気液分離器１０７へと冷媒が流れる（還流）。この場合、低圧段圧縮機１１３で予備圧縮された冷媒が膨張弁１０９で再膨張する。膨張機１０５の回収動力が冷媒の循環に消費されるので、ＣＯＰの改善効果が薄れる。
【００３１】
これらのことから、下式で表された関係を満足するように設計を行い、還流が起こらないようにするのが望ましい。言い換えれば、インジェクションが起こるように運転しているときは、下記関係が満たされる。
（Ｖlc／Ｖex）≦（ρexi／ρlci）
【００３２】
一方、容積比（Ｖlc／Ｖex）が（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）以上であれば、往還流路１１５を通じて気液分離器１０７から中間圧流路１１４へと流れる冷媒の割合が膨張機１０５の吐出冷媒の渇き度Ｑexoに等しくなる、もしくはそれよりも小さくなる。つまり、ガス冷媒のみが高圧段圧縮機１０１にインジェクションされる。往還流路１１５を通じて気液分離器１０７から中間圧流路１１４へと流れる冷媒の割合Ｒiは、膨張機１０５の冷媒質量流量を（Ｖex×ρexi）、低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量を（Ｖlc×ρlci）として、（Ｖex×ρexi−Ｖlc×ρlci）／（Ｖex×ρexi）で表すことができる。割合Ｒiが渇き度Ｑexoよりも小さい場合の容積比（Ｖlc／Ｖex）は、（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）よりも大きくなる。よって、容積比（Ｖlc／Ｖex）が（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）以上であれば、往還流路１１５を通じて気液分離器１０７から中間圧流路１１４へと流れる冷媒の割合Ｒiが、膨張機１０５の吐出冷媒の渇き度Ｑexoを越えず、液冷媒のインジェクションを回避できる。言い換えれば、液インジェクションが起こらないように運転しているときには、（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）≦（Ｖlc／Ｖex）の関係が満たされる。
【００３３】
このように、本実施形態によれば、ガスインジェクションが起こるように運転しているときは、（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）≦（Ｖlc／Ｖex）≦（ρexi／ρlci）の関係が満たされる。
【００３４】
なお、以下に説明するように、同じ設計の冷凍サイクル装置１００を互いに異なる２以上の用途に用いたり、１台の冷凍サイクル装置１００を２以上の用途に用いたりする場合には、あえて還流を許容する場面も出てくる。液冷媒のインジェクションが起こると、現実のＣＯＰが動力回収を行わない場合のＣＯＰを下回る可能性があるため、液冷媒のインジェクションは避けるべきである。他方、還流が起こったとしても、理論上、冷凍サイクル装置１００のＣＯＰが、動力回収を行わない場合のＣＯＰを下回ることはない。
【００３５】
冷凍サイクル装置１００の具体的な用途として、例えば、ヒートポンプ給湯機および空調機が挙げられる。ヒートポンプ給湯機には、蛇口に湯を供給できる給湯機能および／または家屋の床に巡らされた配管に湯を循環させることによって室内の暖房を行う床暖房機能を有するものがある。空調機は、室内の空気と冷媒とを熱交換させることによって室内の温度調節を行うように構成されており、典型的には、冷房機能と暖房機能とを有する。
【００３６】
本発明者らは、冷凍サイクル装置１００をヒートポンプ給湯機または空調機に適用する場合について、年間の消費電力を十分に低減できる容積比を計算した。具体的に、ヒートポンプ給湯機の床暖房条件では、外気温を７℃、床暖房用の温水の戻り温度を２５℃、低圧段圧縮機１１３の吸入冷媒温度を７℃、冷媒を二酸化炭素と仮定した。任意の容積比に対して決まる中間圧力での渇き度Ｑexoと密度比（ρexi／ρlci）との関係から導かれた望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は、４．７〜７．１であった。
【００３７】
空調機の冷房条件では、外気温を３５℃、室内機（蒸発器１１１）の吸込空気温度を２７℃、低圧段圧縮機１１３の吸入冷媒温度を２７℃、冷媒を二酸化炭素と仮定した。任意の容積比に対して決まる中間圧力での渇き度Ｑexoと密度比（ρexi／ρlci）との関係から導かれた望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は、２．４〜３．６であった。
【００３８】
空調機の暖房条件では、外気温を７℃、室内機（放熱器１０３）の吸込空気温度を２０℃、低圧段圧縮機１１３の吸入冷媒温度を７℃、冷媒を二酸化炭素と仮定した。任意の容積比に対して決まる中間圧力での渇き度Ｑexoと密度比（ρexi／ρlci）との関係から導かれた望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は、２．１〜２．９であった。
【００３９】
ここで、容積比（Ｖlc／Ｖex）が（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）を下回ると、液冷媒のインジェクションが起こるので、高圧段圧縮機１０１の吸入冷媒のエンタルピーが大幅に低下する。その結果、高圧段圧縮機１０１の吐出冷媒温度が低下し、ヒートポンプ給湯機の床暖房機能や空調機の暖房機能で必要とされる加熱能力が不十分となる。また、本来は蒸発器１１１を通過するべき液冷媒が往還流路１１５を通過することで、空調機の冷房機能で必要とされる冷却能力も低下する。よって、冷凍サイクル装置１００を複数の用途に利用する場合には、容積比（Ｖlc／Ｖex）を各条件での（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）以上かつ還流を可能な限り防止できる値に設定するのがよい。その値は、上述した例では４．７である。
【００４０】
冷凍サイクル装置１００をヒートポンプ給湯機、冷房空調機および暖房空調機のそれぞれに専用設計とする場合には、各用途に相応しい容積比を設定できる。しかし、図２に示すような多機能ヒートポンプシステムに冷凍サイクル装置１００を利用する場合には、どのような容積比を選ぶのかという問題が出てくる。上述した例では、床暖房条件での望ましい容積比４．７を選ぶことによって、液冷媒のインジェクションを確実に回避しつつ、還流量をなるべく少なくすることが可能となる。もちろん、最適な容積比は季節や天候などの外的条件に応じて変化するので、単一の用途の冷凍サイクル装置に本発明を適用したとしてもその利益を十分に享受できる。
【００４１】
なお、図２に示す多機能ヒートポンプシステムは、床暖房機能付きヒートポンプ給湯機１２および空調機１４を備えており、これら給湯機１２および空調機１４に共通の冷凍サイクル装置１００が用いられている。ただし、放熱器１０３（図１）は、給湯機１２および空調機１４の各々に専用のものが設けられている。
【００４２】
次に、冷凍サイクル装置１００の動作を説明する。
【００４３】
まず、起動時には、膨張弁１０９を全閉にする。次に、高圧段圧縮機１０１のモータへの給電を開始し、高圧段圧縮機１０１を駆動する。高圧段圧縮機１０１は、中間圧流路１１４の冷媒を吸引して圧縮する。圧縮された冷媒は、冷媒配管１０２、放熱器１０３および冷媒配管１０４を経て、膨張機１０５に送られる。膨張機１０５の入口側の冷媒配管１０４内は、高圧段圧縮機１０１から吐出された冷媒で満たされる。そのため、冷媒配管１０４内の圧力は上昇する。また、高圧段圧縮機１０１が往還流路１１５を通じて気液分離器１０７から冷媒を吸引するので、気液分離器１０７内にある液冷媒が蒸発する。そのため、膨張機１０５の出口側の冷媒配管１０６内の温度および圧力が低下する。つまり、膨張弁１０９を閉じた状態で高圧段圧縮機１０１を動作させると、膨張機１０５の入口と出口との間の圧力差が拡大する。こうして生じた圧力差によって、膨張機１０５が駆動される。
【００４４】
一方、冷媒配管１１４（中間圧流路）を介して高圧段圧縮機１０１、往還流路１１５および気液分離器１０７が相互接続されていることから、低圧段圧縮機１１３の出口側の冷媒配管１１４内の圧力は低下する。また、低圧段圧縮機１１３の入口側の冷媒配管１１２内は、蒸発器１１１が設置された場所（例えば屋外）の雰囲気温度（熱源温度）に応じた蒸発圧力の冷媒で満たされる。そのため、起動時において、冷媒配管１１２内の圧力が、一時的に中間圧流路１１４内の圧力を上回る。すると、低圧段圧縮機１１３が膨張機として振舞い、冷媒配管１１２と中間圧流路１１４との間の圧力差によって駆動される。
【００４５】
図１３を参照して説明したように、低圧段圧縮機と膨張機とが軸で連結された構成を有する冷凍サイクル装置は、従来から知られている。しかし、図１３に示す従来の冷凍サイクル装置の膨張機８０３としてロータリ膨張機を用いた場合、ピストンがベーン側に偏心して停止する、すなわち、吸入ポートと吐出ポートとが連通した状態でピストンが停止することがある。この場合、低圧段圧縮機８０１ｂおよび膨張機８０３を駆動するために必要な初期圧力差が十分得られず、起動エラーが生じるという問題があった。これに対し、本実施形態での起動方法によれば、低圧段圧縮機１１３が一時的に膨張機として振舞うので、膨張機１０５のピストンと低圧段圧縮機１１３のピストンとが同時にベーン側に偏心しないように設計しうる。すなわち、ピストンの偏心方向を互いに異ならせることによって、膨張機１０５および低圧段圧縮機１１３の少なくとも一方の吸入側と吐出側との間に、駆動に必要な圧力差を確実に生じさせることができる。これにより、冷凍サイクル装置を確実に起動できる。
【００４６】
低圧段圧縮機１１３および膨張機１０５が動作し始めると、それ以降は、膨張機１０５の回収動力で低圧段圧縮機１１３が駆動される。低圧段圧縮機１１３は、冷媒配管１１２、蒸発器１１１および冷媒配管１１０から冷媒を吸い上げる。これにより、蒸発器１１１で液冷媒が蒸発し始め、蒸発器１１１内の温度および圧力が低下する。冷媒配管１０８内の圧力よりも冷媒配管１１０内の圧力が低くなったら、膨張弁１０９の開度を初期値まで徐々に拡大する。本実施形態では、第４温度センサ１２４の検出温度よりも第２温度センサ１２２の検出温度が低くなった時点で膨張弁１０９を開く。
【００４７】
その後、膨張弁１０９の開度は、コントローラ１１８によって制御される。具体的には、蒸発器１１１での冷媒の蒸発圧力と、膨張機１０５の吸入冷媒温度と、高圧段圧縮機１０１の吐出冷媒圧力と、低圧段圧縮機１１３の吸入冷媒温度とに基づいて決定された目標サイクル条件において、膨張機１０５の理論回収動力と低圧段圧縮機１１３の理論圧縮仕事とが等しくなるように、気液分離器１０７内の圧力を調節する。これは、冷媒回路における現実の高圧を目標サイクル条件における最適高圧に一致させるための制御である。気液分離器１０７内の圧力（中間圧力）は、膨張弁１０９で調節できる。なお、理論回収動力および理論圧縮仕事とは、それぞれ、計算によって導かれる値であり、現実の回収動力と圧縮仕事とを意味しない。
【００４８】
図３のフローチャートを参照してさらに詳しく説明する。
【００４９】
まず、ステップ１０１で、第１温度センサ１２１から膨張機１０５の吸入冷媒温度Ｔ1、第２温度センサ１２２から蒸発器１１１での冷媒の蒸発温度Ｔ2および第３温度センサ１２３から低圧段圧縮機１１３の吸入冷媒温度Ｔ3を取得する。蒸発器１１１での冷媒の蒸発温度Ｔ2から、蒸発器１１１での冷媒の蒸発圧力を知ることができる。
【００５０】
次に、ステップ１０２において、ステップ１０１で取得した温度および圧力に基づいて、冷凍サイクル装置１００のＣＯＰが最大になる最適高圧を算出する。
【００５１】
次に、ステップ１０３およびステップ１０４で、理論回収動力と理論圧縮仕事とが等しくなる目標中間圧力を算出する。まず、ステップ１０３で、ある目標中間圧力を設定する。設定した目標中間圧力まで冷媒を膨張機１０５で膨張させた場合の回収動力（理論回収動力）を、算出した最適高圧と膨張機１０５の吸入冷媒温度Ｔ1とに基づいて算出する。図４に示すように、膨張機１０５の入口における冷媒の状態は、点Ｄで示される。点Ｄは、最適高圧ＰHおよび吸入冷媒温度Ｔ1で特定される。目標中間圧力ＰMは点Ｅの圧力である。膨張機１０５において、冷媒は等エントロピー線に沿って膨張する（点Ｄ→点Ｅ）。点Ｄから点Ｅへの変化の過程で冷媒が失ったエンタルピー（ｈ2−ｈ1）に膨張機１０５の効率を積算すれば、理論回収動力が得られる。
【００５２】
また、ステップ１０３で、設定した目標中間圧力まで低圧段圧縮機１１３で冷媒を圧縮した場合の圧縮仕事（理論圧縮仕事）を、蒸発器１１１の蒸発圧力ＰLと低圧段圧縮機１１３の吸入冷媒温度Ｔ3とに基づいて算出する。図４に示すように、低圧段圧縮機１１３の入口における冷媒の状態は、点Ａで示される。点Ａは、蒸発圧力ＰLおよび吸入冷媒温度Ｔ3で特定される。低圧段圧縮機１１３において、冷媒は等エントロピー線に沿って予備圧縮される（点Ａ→点Ｂ）。点Ａから点Ｂへの変化の過程で冷媒が獲得したエンタルピー（ｈ4−ｈ3）を低圧段圧縮機１１３の効率で除算し、さらに、膨張機１０５の冷媒質量流量に対する低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量の割合を積算すれば、理論圧縮仕事が得られる。
【００５３】
なお、膨張機１０５の入口における冷媒の密度と膨張機１０５の吸入容積とから、膨張機１０５の冷媒質量流量を算出できる。膨張機１０５の入口における冷媒の密度については、例えば、最適高圧と吸入冷媒温度Ｔ1とから算出するものとする。同様に、低圧段圧縮機１１３の入口における冷媒の密度と低圧段圧縮機１１３の吸入容積とから、低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量を算出できる。低圧段圧縮機１１３の入口における冷媒の密度は、例えば、蒸発温度Ｔ2と吸入冷媒温度Ｔ3とから算出するものとする。また、膨張機１０５や低圧段圧縮機１１３の効率は設計値である。
【００５４】
次に、ステップ１０４で、理論回収動力と理論圧縮仕事とが一致するかどうかを判断する。一致する場合にはステップ１０５に進む。一致しない場合にはステップ１０３に戻り、別の目標中間圧力を設定して、一致するまでステップ１０３およびステップ１０４の処理を繰り返す。このように、コントローラ１１８は、各温度センサの検出結果に基づいて、任意の最適高圧ＰHおよび目標中間圧力ＰMを算出する。
【００５５】
次に、ステップ１０５で、気液分離器１０７内の圧力（現実の中間圧力）を算出する。具体的には、まず、第４温度センサ１２４から気液分離器１０７での冷媒の蒸発温度Ｔ4を取得する。冷媒の蒸発温度Ｔ4から冷媒の圧力を算出できる。すなわち、膨張弁１０９の開度を制御するための手段としてのコントローラ１０８は、第４温度センサ１２４の検出結果に基づいて気液分離器１０７内の現実の圧力を算出する。
【００５６】
次に、ステップ１０６で、現実の中間圧力と目標中間圧力ＰMとを比較する。現実の中間圧力が目標中間圧力ＰMを上回っている場合には、ステップ１０７に進み、下回っている場合にはステップ１０７’に進む。ステップ１０７では、膨張弁１０９の設定開度を増加させる。ステップ１０７’では、膨張弁１０９の設定開度を減少させる。
【００５７】
次に、ステップ１０８で、膨張弁１０９に対して設定開度を出力し、膨張弁１０９の開度を変化させる。膨張弁１０９の開度が変化すると、気液分離器１０７内の圧力も変化する。本フローチャートの処理を定期的に行うことによって、膨張機１０５の回収動力と低圧段圧縮機１１３の圧縮仕事とが理論上等しくなるように、気液分離器１０７内の圧力が調節されるとともに最適高圧が維持される。
【００５８】
以上のように、コントローラ１１８は、冷凍サイクルの任意の最適高圧における膨張機１０５の理論回収動力と、任意の最適高圧における低圧段圧縮機１１３の理論圧縮仕事とが等しくなる目標中間圧力ＰMを算出するための手段と、気液分離器１０７内の現実の圧力が算出された目標中間圧力ＰMに近づくように、膨張弁１０９の開度を制御するための手段とを有している。詳細には、コントローラ１１８は、気液分離器１０７内の圧力が目標中間圧力ＰMに一致するように、第４温度センサ１２４の検出結果に基づいて膨張弁１０９の開度を制御する。
【００５９】
また、容積比（Ｖlc／Ｖex）が冷凍サイクル装置１００のサイクル条件に対して過大である場合には、低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量に対して、高圧段圧縮機１０１および膨張機１０５の冷媒質量流量が不足する。言い換えると、低圧段圧縮機１１３からの吐出量に対し、高圧段圧縮機１０１の吸入量が過少となる。そのため、中間圧流路１１４の圧力が上昇し、高圧段圧縮機１０１に吸入されない冷媒が往還流路１１５を通じて中間圧流路１１４から気液分離器１０７へと還流する。
【００６０】
他方、容積比（Ｖlc／Ｖex）が冷凍サイクル装置１００のサイクル条件に対して過小である場合には、低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量に対して、高圧段圧縮機１０１および膨張機１０５の冷媒質量流量が過大となる。言い換えると、低圧段圧縮機１１３からの吐出量に対し、高圧段圧縮機１０１の吸入量が過大となる。そのため、中間圧流路１１４の圧力が低下し、往還流路１１５を通じて気液分離器１０７から中間圧流路１１４へと不足分の冷媒がインジェクションされる。
【００６１】
図５Ａ〜５Ｃに示すモリエル線図を参照して、各用途での冷凍サイクル装置１００の動作を説明する。なお、容積比（Ｖlc／Ｖex）を４．７に設定しているものとする。
【００６２】
図５Ａに示すように、先に説明した床暖房条件では、容積比４．７は、（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）で表された値に一致する。したがって、気液分離器１０７のガス冷媒の全部が往還流路１１５を通じて中間圧流路１１４へとインジェクションされ、液冷媒が膨張弁１０９を通じて蒸発器１１１へと送られる。
【００６３】
図５Ｂに示すように、先に説明した冷房条件では、容積比４．７は、（ρexi／ρlci）で表された値を超える。つまり、膨張機１０５の冷媒質量流量に対して低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量が過剰となる。そのため、低圧段圧縮機１１３で圧縮された冷媒の一部が往還流路１１５を通じて気液分離器１０７へと還流し、膨張弁１０９で再膨張する。
【００６４】
図５Ｃに示すように、先に説明した暖房条件においても、冷房条件と同様に、容積比４．７は、（ρexi／ρlci）で表された値を超える。そのため、低圧段圧縮機１１３で圧縮された冷媒の一部が往還流路１１５を通じて気液分離器１０７へと還流し、膨張弁１０９で再膨張する。
【００６５】
以上のように、本実施形態によれば、往還流路１１５を双方向に冷媒が流通しうることによって冷凍サイクルの流量バランスが成立する。これにより、密度比一定の制約に縛られることなく、年間の消費電力が最小となるように低圧段圧縮機１１３および膨張機１０５の設計を行える。さらに、膨張弁１０９の開度を制御することによって中間圧力を容易に調節でき、容積比（Ｖlc／Ｖex）に左右されることなく、冷媒回路における現実の高圧が最適高圧となるように冷凍サイクル装置１００の運転を行える。
【００６６】
また、容積比（Ｖlc／Ｖex）を（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）で表された値以上とすることで、液冷媒のインジェクションを回避できる。
【００６７】
図６Ａおよび図６Ｂは、床暖房サイクル条件（外気温７℃、床暖房用の温水の戻り温度２５℃、低圧段圧縮機の吸入冷媒温度７℃、ＣＯ2冷媒）での、容積比の変化に対する各種サイクル特性（計算値）の変化を示すグラフである。図６Ａの縦軸には、サイクル特性として、中間圧力、ＣＯＰおよび往還流路の冷媒流量が示されている。図６Ｂの縦軸には、サイクル特性として、高圧段圧縮機１０１の吐出冷媒温度が示されている。
【００６８】
上記床暖房サイクル条件では、図６Ａのグラフに示すように、容積比（Ｖlc／Ｖex）＝７．１を境界に往還流路１１５の冷媒流量の正負が切り替わる。冷媒流量が正のときは、気液分離器１０７から中間圧流路１１４へと冷媒が流れ（インジェクション）、冷媒流量が負のときは、中間圧流路１１４から気液分離器１０７へと冷媒が流れる（還流）。ガスインジェクションが起こると、ＣＯＰおよび中間圧力のいずれも上昇する。これは、低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量が低下することによって低圧段圧縮機１１３の圧縮負荷が軽減され、結果として、高圧段圧縮機１０１の圧縮負荷が軽減するからである。
【００６９】
また、上記床暖房サイクル条件では、図６Ｂに示すように、容積比（Ｖlc／Ｖex）＝４．７を境界に高圧段圧縮機１０１の吐出冷媒温度が急低下する。つまり、容積比（Ｖlc／Ｖex）＝４．７の前後で液冷媒（ガス冷媒も含まれている）のインジェクションとガス冷媒のインジェクションとが切り替わる。先に説明したように、（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）で表された値が容積比（Ｖlc／Ｖex）よりも小さい場合には、液冷媒のインジェクションは起こらない。逆に、（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）で表された値が容積比（Ｖlc／Ｖex）よりも大きい場合には、液冷媒のインジェクションが起こる。
【００７０】
また、容積比（Ｖlc／Ｖex）＝７．１を境界に高圧段圧縮機１０１の吐出冷媒温度の変化が止まる。つまり、容積比（Ｖlc／Ｖex）＝７．１の前後でガス冷媒のインジェクションと還流とが切り替わる。先に説明したように、密度比（ρexi／ρlci）が容積比（Ｖlc／Ｖex）よりも大きい場合には、還流が起こらない。逆に、密度比（ρexi／ρlci）が容積比（Ｖlc／Ｖex）よりも小さい場合には、還流が起こる。
【００７１】
以上より、床暖房サイクル条件で運転が行われることを前提に考えれば、液冷媒のインジェクションおよび還流を回避するために、容積比（Ｖlc／Ｖex）を４．７〜７．１の範囲に設定すればよい。
【００７２】
図２を参照して説明したように、多機能ヒートポンプシステムでは、コスト等の観点から、１台の冷凍サイクル装置１００で給湯、床暖房および空調を賄うことも考慮すべきである。このような場合、床暖房だけを念頭に入れて容積比を設定すると、他の用途で効率的な運転を行えない可能性が出てくる。すなわち、図７Ａおよび図７Ｂに示すように、冷房サイクル条件では、容積比（Ｖlc／Ｖex）を２．４〜３．６の範囲に設定することによって液冷媒のインジェクションおよび還流を回避できる。同様に、図８Ａおよび図８Ｂに示すように、暖房サイクル条件では、容積比（Ｖlc／Ｖex）を２．１〜２．９の範囲に設定することによって液冷媒のインジェクションおよび還流を回避できる。このように、サイクル条件に応じて好適な容積比の範囲が相違する。還流は許容できるが、液冷媒のインジェクションは回避すべきなので、本例では、床暖房サイクル条件で液インジェクションを回避できる容積比（Ｖlc／Ｖex）＝４．７が妥当である。
【００７３】
容積比（Ｖlc／Ｖex）を４．７に設定とすると、床暖房条件では、容積比（Ｖlc／Ｖex）が密度比（ρexi／ρlci）以下となるので、低圧段圧縮機１１３が圧縮した冷媒はすべて高圧段圧縮機１０１へ吸入され、冷凍サイクル装置１００を効率的に運転できる。床暖房条件のみならず、冷房および暖房の各用途においても、（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）で表された値が容積比（Ｖlc／Ｖex）よりも小さくなり、液冷媒のインジェクションを回避できる。
【００７４】
なお、容積比（Ｖlc／Ｖex）＝４．７とすると、冷房条件では、低圧段圧縮機１１３で圧縮された冷媒の２３．６％が往還流路１１５を経て気液分離器１０７へと戻り、膨張弁１０９で再膨張する。同一の冷房条件で計算を行うと、バイパス回路で密度比一定の制約を回避している従来例（図１４）では、４９．６％の冷媒が膨張機をバイパスする。同様に、暖房条件では、低圧段圧縮機１１３で圧縮された冷媒の３６．６％が往還流路１１５を経て気液分離器１０７へと戻り、膨張弁１０９で再膨張する。同一の暖房条件で計算を行うと、バイパス回路で密度比一定の制約を回避している従来例（図１４）では、５８．２％の冷媒が膨張機をバイパスする。このように、本実施形態の冷凍サイクル装置１００によれば、バイパス回路を備えた従来の冷凍サイクル装置よりも高効率な運転を行える。
【００７５】
なお、本発明は、液冷媒のインジェクションを全面的に禁止しているわけではないことを断っておく。
【００７６】
（第２実施形態）
図９は、本発明の第２実施形態にかかる冷凍サイクル装置の構成図である。本実施形態の冷凍サイクル装置５００は、第１実施形態にかかる冷凍サイクル装置１００（図１参照）と概ね同様の構成を有している。本実施形態と第１実施形態との相違点は、温度センサ５２０が設けられている点とコントローラ１１８が行う制御にある。以下では、同一機能部品については同一の符号を付し、その説明を省略する。
【００７７】
図９に示すように、冷凍サイクル装置５００は、高圧段圧縮機１０１の吐出冷媒温度を検出するための温度センサ５２０を備えている。第１実施形態と同様に、蒸発器１１１における冷媒の蒸発温度を検出するための温度センサ１２２も設けられている。コントローラ１１８は、温度センサ５２０および温度センサ１２２の検出結果に基づいて、膨張弁１０９の開度を制御する。
【００７８】
図１０のフローチャートを参照して冷凍サイクル装置５００の動作を説明する。まず、ステップ５０１で、蒸発器１１１における冷媒の蒸発温度に基づいて、外気温度を推定する。次に、ステップ５０２で、高圧段圧縮機１０１の目標吐出冷媒温度を算出する。目標吐出冷媒温度は、例えば、外気温度および床暖房の設定温度（または暖房の設定温度）に応じて決定される。次に、ステップ５０３で、温度センサ５２０から高圧段圧縮機１０１の現実の吐出冷媒温度を取得する。次に、ステップ５０４で、現実の吐出冷媒温度と目標吐出冷媒温度とを比較する。現実の吐出冷媒温度が目標吐出冷媒温度よりも高い場合にはステップ５０５へ進む。現実の吐出冷媒温度が目標吐出冷媒温度よりも低い場合にはステップ５０５’へ進む。
【００７９】
ステップ５０５およびステップ５０６で、膨張弁１０９の設定開度を増加させて中間圧力を低下させる。中間圧力が低下すると、低圧段圧縮機１１３の圧縮仕事が減少する。これにより、低圧段圧縮機１１３の圧縮仕事と膨張機１０５の回収動力との間にアンバランスが生じる。このアンバランスを解消するために、軸１１６の回転数が増加し、冷凍サイクルの高圧が低下する。その結果、膨張機１０５の回収動力が減少してアンバランスが解消される。また、冷凍サイクルの高圧が低下することで、高圧段圧縮機１０１の吐出冷媒温度が低下する。
【００８０】
ステップ５０５’およびステップ５０６で、膨張弁１０９の設定開度を減少させて中間圧力を上昇させる。中間圧力が上昇すると、低圧段圧縮機１１３の圧縮仕事が増加する。これにより、低圧段圧縮機１１３の圧縮仕事と膨張機１０５の回収動力との間にアンバランスが生じる。このアンバランスを解消するために、軸１１６の回転数が減少し、冷凍サイクルの高圧が上昇する。その結果、膨張機１０５の回収動力が増加してアンバランスが解消される。また、冷凍サイクルの高圧が上昇することで、高圧段圧縮機１０１の吐出冷媒温度が上昇する。
【００８１】
本実施形態によれば、温度センサ５２０，１２３の検出結果に基づき、膨張弁１０９の開度を制御する。膨張弁１０９の開度を制御することによって、中間圧力を調節できる。中間圧力に応じて、軸１１６の回転数が変化する。軸１１６の回転数が変化すると、冷凍サイクルの高圧も変化する。つまり、膨張弁１０９によって冷凍サイクルの高圧を調節できる。そのため、本実施形態の冷凍サイクル装置５００は、床暖房、暖房および給湯など加熱能力が要求される用途に好適である。
【００８２】
（第３実施形態）
図１１は、本発明の第３実施形態に係る冷凍サイクル装置の構成図である。冷凍サイクル装置７００は、第１実施形態および第２実施形態で説明した冷凍サイクル装置と概ね同様の構成を有している。本実施形態と第１実施形態との相違点は、高圧段圧縮機７０１、低圧段圧縮機７１３および膨張機７０５が共通の密閉容器７１７に収納されている点にある。
【００８３】
図１１に示すように、冷凍サイクル装置７００において、高圧段圧縮機７０１、低圧段圧縮機７１３および膨張機７０５は、単一の密閉容器７１７内に上からこの順で配置されている。低圧段圧縮機７１３と膨張機７０５とは軸７１６で動力伝達可能に接続されている。密閉容器７１７の底部にはオイルが貯められている。油面よりも上の空間は、高圧段圧縮機７０１の吐出冷媒で満たされている。低圧段圧縮機７１３および膨張機７０５の周囲はオイルで満たされている。
【００８４】
高圧段圧縮機７０１が駆動されると、油面よりも上の空間が高圧の吐出冷媒で満たされる。高圧段圧縮機７０１の周囲には高圧段圧縮機７０１を潤滑した高温のオイルが保持される。一方、低圧段圧縮機７１３および膨張機７０５は、高圧段圧縮機７０１よりも低い温度で動作する。そのため、低圧段圧縮機７１３や膨張機７０５の周囲には、高圧段圧縮機７１３の周囲に存在しているオイルに比べて低い温度のオイルが保持される。
【００８５】
つまり、高圧段圧縮機７０１の周囲には高温のオイルが保持され、低圧段圧縮機７１３および膨張機７０５の周囲には低温のオイルが保持されている。オイルは、鉛直方向に沿って温度成層を形成する。温度成層が形成されることによって、上層のオイルと下層のオイルとが混ざりにくくなる。これにより、オイルを介した高圧段圧縮機７０１から膨張機７０５への熱移動を抑制しうる。熱移動が生じると高圧段圧縮機７０１の吐出冷媒温度が低下し、膨張機７０５の吐出冷媒温度が上昇するため、冷凍サイクル装置の効率の観点で好ましくない。本実施形態によれば、熱移動を効果的に抑制できるため、冷凍サイクル装置７００の高効率化を図ることができる。
【００８６】
（第４実施形態）
図１２Ａは、本発明の第４実施形態に係る冷凍サイクル装置の構成図である。本実施形態の冷凍サイクル装置６００には、吸入容積を変更可能な多段ロータリ式の膨張機６０５が使用されている。さらに、冷凍サイクル装置６００は、膨張機インジェクション流路６３０と、膨張機インジェクション弁６３１とを備えている。図１２Ｂに示すように、膨張機インジェクション流路６３０は、膨張機６０５の吸入流路（配管１０４）と膨張機６０５の膨張室６１１に開口した膨張機インジェクションポート６３２とを接続している。膨張機インジェクション弁６３１は、膨張機インジェクション流路６３０上に設けられている。膨張機インジェクション弁６３１を制御することによって膨張機６０５の吸入容積を変更できる。その他の構成は、第１実施形態および第２実施形態で説明した通りである。
【００８７】
図１２Ｂに示すように、膨張機６０５は、１段目シリンダ６０５ａと２段目シリンダ６０５ｂとを有する２段ロータリ膨張機で構成されている。膨張機インジェクションポート６３２は、１段目シリンダ６０５ａに設けられているとともに、１段目シリンダ６０５ａの膨張室６１１に向かって開口している。１段目シリンダ６０５ａと２段目シリンダ６０５ｂとは、中板６０５ｃで隔てられているが、中板６０５ｃに形成された連通孔６０５ｄを介して、１段目シリンダ６０５ａの膨張室６１１が２段目シリンダ６０５ｂの膨張室６１２に連通している。これにより、膨張室６１１および６１２が単一の膨張室を形成している。膨張機インジェクション流路６３０は、膨張機インジェクションポート６３２から膨張室６１１に冷媒をインジェクションしうるように、配管１０４から分岐して１段目シリンダ６０５ａに接続されている。膨張機インジェクションポート６３２は、シャフト１１６の周方向に関して、連通孔６０５ｄの近傍に設けられている。
【００８８】
膨張機インジェクション弁６３１を閉じた場合、膨張機インジェクションポート６３２から膨張室６１１へ冷媒が流入しない。そのため、１段目シリンダ６０５ａの気筒容積が吸入容積Ｖexとして振舞う。他方、膨張機インジェクション弁６３１を開いた場合、膨張機インジェクションポート６３２から膨張室６１１に冷媒が流入する。そのため、２段目シリンダ６０５ｂの気筒容積が吸入容積Ｖex’として振舞う。例えば、１段目シリンダ６０５ａの気筒容積が２段目シリンダ６０５ｂの気筒容積の２倍の場合、必要に応じて吸入容積Ｖexを２倍の吸入容積Ｖex’に変更できる。
【００８９】
第１実施形態によると、冷房条件での望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は２．４〜３．６であった。本実施形態において、膨張機インジェクション弁６３１を開いて吸入容積Ｖex’を用いると、同冷房条件での望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex’）は２．４〜３．６になる。吸入容積Ｖexを用いて表記すれば、同冷房条件での望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は４．８〜７．２になる。また、第１実施形態によると、暖房条件での望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は２．１〜２．９であった。本実施形態において、膨張機インジェクション弁６３１を開いて吸入容積Ｖex’を用いると、同暖房条件での望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex’）は２．１〜２．９になる。吸入容積Ｖexを用いて表記すれば、同暖房条件での望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は４．２〜５．８になる。また、第１実施形態によると、床暖房条件での望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は４．７〜７．１であった。本実施形態においても、膨張機インジェクション弁６３１を閉じて吸入容積Ｖexを用いると、同床暖房条件での望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は４．７〜７．１になる。
【００９０】
つまり、冷房条件および暖房条件では、膨張機インジェクション弁６３１を開いて吸入容積を増加させる一方、床暖房条件では膨張機インジェクション弁６３１を閉じる。このような制御を行うことにより、各条件における望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）を、互いに接近させることができる。
【００９１】
詳細には、容積比（Ｖlc／Ｖex）が４．８となるように低圧段圧縮機１１３および膨張機６０５を設計できる。容積比（Ｖlc／Ｖex）＝４．８という設計は、冷房、暖房および床暖房の各条件における容積比（Ｖlc／Ｖex）の上限を下回る。そのため、冷房、暖房および床暖房の各条件で還流が生じず、低圧段圧縮機１１３での圧縮仕事を有効に利用できる。さらに、容積比（Ｖlc／Ｖex）＝４．８という設計は、冷房、暖房および床暖房の各条件の容積比（Ｖlc／Ｖex）の下限を上回る。そのため、液冷媒のインジェクションも防止できる。
【００９２】
したがって、気液分離器１０７から中間圧流路１１４に向かって、ガス冷媒が往還流路１１５を流れる。冷凍サイクル装置６００を常時ガスインジェクション状態で運転できる。ガスインジェクション状態で運転できれば、往還流路１１５を流れた冷媒を低圧段圧縮機１１３で圧縮する必要がないので、低圧段圧縮機１１３の負荷を軽減できる。また、放熱器１０３で冷却された冷媒の全量が膨張機６０５を通過するので、高い動力回収効率を実現できる。このように、本実施形態の冷凍サイクル装置６００によれば、バイパス回路を備えた従来の冷凍サイクル装置よりも高効率な運転を行える。
【００９３】
なお、膨張機６０５として、スクロール膨張機、レシプロ膨張機などの他の型式の膨張機も使用できる。膨張機インジェクション弁６３１は、開度を多段階で変更できる弁であってもよいし、単なる開閉弁であってもよい。
【産業上の利用可能性】
【００９４】
本発明は、空調機、冷凍冷蔵庫、ヒートポンプ給湯機、ヒートポンプ暖房機、自動販売機、カーエアコンなどに利用される冷凍サイクル装置について有用である。特に、２以上の用途に１台の冷凍サイクル装置を共用する場合に高い効果が得られる。もちろん、単一の用途の冷凍サイクル装置にも本発明を好適に採用しうる。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５Ａ】
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【図５Ｂ】
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【図５Ｃ】
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【図６Ａ】
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【図６Ｂ】
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【図７Ａ】
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【図７Ｂ】
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【図８Ａ】
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【図８Ｂ】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２Ａ】
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【図１２Ｂ】
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【図１３】
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【図１４】
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【手続補正書】
【提出日】平成22年1月28日(2010.1.28)
【手続補正１】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】全文
【補正方法】変更
【補正の内容】
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、冷凍サイクル装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
空調機や給湯機に用いられる冷凍サイクル装置として、図１３に示すように、第１圧縮機８０１ａ、放熱器８０２、膨張機８０３、吸熱器８０４および第２圧縮機８０１ｂを有するものが知られている（特許文献１）。第２圧縮機８０１ｂと膨張機８０３とが回転軸８０６によって連結されおり、第２圧縮機８０１ｂの駆動力が膨張機８０３での冷媒の膨張に伴う動力で賄われる。そのため、冷媒圧力を所定圧力まで上昇させるために費やされる第１圧縮機８０１ａの動力を低減できる。
【０００３】
図１３に示す冷凍サイクル装置によれば、膨張機８０３の回転数と第２圧縮機８０１ｂの回転数とが一致する。また、膨張機８０３で膨張した冷媒は、吸熱器８０４を経て第２圧縮機８０１ｂで圧縮されるので、膨張機８０３を通過する冷媒の質量流量と第２圧縮機８０１ｂを通過する冷媒の質量流量とが一致する。さらに、膨張機８０３の吸入容積および第２圧縮機８０１ｂの吸入容積が各々の設計時点で定められるため、膨張機８０３の吸入冷媒密度および第２圧縮機８０１ｂの吸入冷媒密度に制約が加わる。
【０００４】
すなわち、膨張機８０３の吸入容積Ｖexiと膨張機８０３の吸入冷媒密度ρexiとの積は、第２圧縮機８０１ｂの吸入容積ＶC2iと第２圧縮機８０１ｂの吸入冷媒密度ρc2iとの積に常に等しくなる。膨張機８０３の吸入冷媒密度と第２圧縮機８０１ｂの吸入冷媒密度との間には、（ρexi／ρc2i）＝（ＶC2i／Ｖexi）の関係が常に成立する。この関係のことを、密度比一定の制約という。冷凍サイクル装置を最適効率で運転するには、季節や天候などの外的条件に応じて密度ρexiおよび密度ρc2iを自由に調節できることが不可欠である。しかし、密度比一定の制約があると密度ρexiおよび密度ρc2iを自由に調節できず、効率的な運転の実現が難しくなる。
【０００５】
こうした課題を解決する目的で、図１４に示す冷凍サイクル装置が提案されている（特許文献２）。図１４に示す冷凍サイクル装置は、２段圧縮機９０３、放熱器９０４、膨張機９０５、気液分離器９０６、蒸発器９０８、ガスインジェクション回路９１０およびバイパス回路９１１を備えている。２段圧縮機９０３は、低圧段圧縮機９０１および高圧段圧縮機９０２を含む。低圧段圧縮機９０１と膨張機９０５とは、回転軸で連結されている。バイパス回路９１１には、流量制御弁９１３が設けられている。流量制御弁９１３の開度を適切に制御し、冷媒の一部をバイパス回路９１１に流すことによって、密度比一定の制約を回避できる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開２００３−３０７３５８号公報
【特許文献２】特開２００６−７１２５７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
しかし、冷媒の一部をバイパス回路９１１に流すと、膨張機９０５で動力回収に寄与する冷媒の量が少なくなり、動力回収効率が悪くなる問題がある。この問題は、例えば、同じ設計の冷凍サイクル装置をヒートポンプ温水床暖房機と空調機とのそれぞれに適用するような場合に顕著となる。ある設計のＣＯ2冷凍サイクル装置に関して、最適効率を実現できる密度比（ρexi／ρc2i）を本発明者らが計算したところ、床暖房の定格条件では７．１３、冷房の定格条件では３．５９、暖房の定格条件では２．９８であった。仮に、床暖房に合わせて低圧段圧縮機９０１および膨張機９０５の設計を行った場合、冷房時には４９．６％の冷媒をバイパス回路９１１に流し、暖房時には５８．２％の冷媒をバイパス回路９１１に流さざるを得ず、回収できる動力が床暖房時の約半分に低下する。
【０００８】
本発明の目的は、密度比一定の制約を回避しながらも効率的な動力回収を行える冷凍サイクル装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
すなわち、本発明は、
冷媒を予備圧縮するための容積式の低圧段圧縮機と、
前記低圧段圧縮機で予備圧縮された冷媒をさらに圧縮するための高圧段圧縮機と、
前記低圧段圧縮機で予備圧縮された冷媒が前記高圧段圧縮機に送られるように前記低圧段圧縮機と前記高圧段圧縮機とを直列に接続している中間圧流路と、
前記高圧段圧縮機で圧縮された冷媒を冷却するための放熱器と、
動力伝達が行われるように前記低圧段圧縮機に同軸に連結されており、前記放熱器で冷却された冷媒の全量が通過するように構成され、冷媒を膨張させることによって動力回収を行うための容積式の膨張機と、
前記膨張機で膨張した冷媒をガス冷媒と液冷媒とに分離するための気液分離器と、
前記気液分離器で分離された液冷媒を蒸発させるための蒸発器と、
前記気液分離器の液冷媒出口と前記蒸発器の入口との間の流路上に設けられた開度可変の膨張弁と、
前記気液分離器に貯められた冷媒が前記蒸発器および前記低圧段圧縮機を経由することなく前記高圧段圧縮機の入口に導かれる第１流通状態と、前記低圧段圧縮機で予備圧縮された冷媒の一部が前記気液分離器に還流する第２流通状態とを相互に切り替え可能となるように、前記中間圧流路と前記気液分離器とを接続している往還流路と、
前記膨張弁の開度を制御することによって、前記第１流通状態および前記第２流通状態の各々における前記往還流路の冷媒流量を調節するためのコントローラと、
を備えた、冷凍サイクル装置を提供する。
【発明の効果】
【００１０】
上記本発明によれば、膨張機の吸入容積に比べて低圧段圧縮機の吸入容積が不足している場合には、往還流路を通じてガス冷媒が気液分離器から中間圧流路へと送られ、高圧段圧縮機に吸入される。これにより、冷凍サイクルの流量バランスが成立する。他方、低圧段圧縮機の吸入容積に比べて膨張機の吸入容積が不足している場合には、低圧段圧縮機で予備圧縮されたガス冷媒の一部が、中間圧流路および往還流路を通じて気液分離器へと送られる。これにより、冷凍サイクルの流量バランスが成立する。低圧段圧縮機の吸入容積と膨張機の吸入容積との比が、如何なる値（設計値）であったとしても、往還流路の働きによって、冷凍サイクルの流量バランスは成立する。
【００１１】
一方、膨張弁によって、気液分離器内の圧力を自由に調節できる。気液分離器内の圧力を調節することで、放熱器の側の冷媒圧力を任意に調節できる。例えば、任意の運転条件で膨張弁を全開にすると、気液分離器内の圧力は、蒸発器における冷媒の蒸発圧力に限りなく近づく。すると、気液分離器と中間圧流路とが往還流路で接続されているので、低圧段圧縮機の入口と出口との圧力差が限りなくゼロに近づく。つまり、低圧段圧縮機の圧縮仕事量が減少する。一方で、膨張機の入口と出口との圧力差が拡大するので、膨張機の動力回収量が増加する。この（動力回収量）＞（圧縮仕事量）の関係に基づき、膨張機と低圧段圧縮機の回転数が増加する。その結果、高圧段圧縮機の吐出冷媒流量に対して、膨張機の吐出冷媒流量が過剰になるため、放熱器の側の冷媒圧力が低下する。その結果、膨張機の動力回収量が低下して低圧段圧縮機の圧縮仕事量と釣り合い、冷凍サイクルが安定する。つまり、膨張弁を開くと放熱器の側の冷媒圧力を下げることができる。
【００１２】
逆に、膨張弁を徐々に絞っていくと、気液分離器内の圧力は次第に上昇する。気液分離器と中間圧流路とが往還流路で接続されているので、低圧段圧縮機の入口と出口との圧力差が拡大する。つまり、低圧段圧縮機の圧縮仕事量が増加する。一方で、膨張機の入口と出口との圧力差が減少するので、膨張機の動力回収量が低下する。この（動力回収量）＜（圧縮仕事量）の関係に基づき、膨張機と低圧段圧縮機の回転数が減少する。その結果、高圧段圧縮機の吐出冷媒流量に対して、膨張機の吐出冷媒流量が不足するため、放熱器の側の冷媒圧力が上昇する。その結果、膨張機の動力回収量が増加して低圧段圧縮機の圧縮仕事量と釣り合い、冷凍サイクルが安定する。つまり、膨張弁を絞ると放熱器の側の冷媒圧力を上げることができる。
【００１３】
このように、膨張弁の開度を適切に制御し、これにより膨張機と低圧段圧縮機との回転数を制御すれば、放熱器の側の冷媒圧力を常に最適に調節することができる。しかも、冷媒の全量が膨張機を通過するので、効率的な動力回収を行える。仮に、冷媒が往還流路を還流（第２流通状態）し、回収した動力の一部が冷媒の循環に消費されたとしても、本発明によれば、バイパス回路に冷媒を流す従来例（図１４参照）よりもエネルギー収支の面では良くなる。したがって、用途に適した容積比の膨張機と低圧段圧縮機とを備えた冷凍サイクル装置をエネルギー効率の観点で望ましい圧力・温度条件で運転できる。
【００１４】
また、以上に説明した理論は、低圧段圧縮機と膨張機との容積比が如何なる値であっても成立しうる。したがって、本発明によれば、年間の消費電力を理論上最小にできる任意の容積比となるように、低圧段圧縮機および膨張機を設計できる。つまり、本発明によれば、冷凍サイクル装置の設計の自由度も高まる。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【図１】本発明の第１実施形態にかかる冷凍サイクル装置の構成図
【図２】多機能ヒートポンプシステムの構成図
【図３】第１実施形態の制御フローチャート
【図４】中間圧制御を示すモリエル線図
【図５Ａ】床暖房サイクル条件での冷凍サイクルを示すモリエル線図
【図５Ｂ】冷房サイクル条件での冷凍サイクルを示すモリエル線図
【図５Ｃ】暖房サイクル条件での冷凍サイクルを示すモリエル線図
【図６Ａ】床暖房サイクル条件での、容積比の変化に対する各種サイクル特性の変化を示すグラフ
【図６Ｂ】床暖房サイクル条件での、容積比の変化に対する高圧段圧縮機の吐出冷媒温度の変化を示すグラフ
【図７Ａ】冷房サイクル条件での、容積比の変化に対する各種サイクル特性の変化を示すグラフ
【図７Ｂ】冷房サイクル条件での、容積比の変化に対する高圧段圧縮機の吐出冷媒温度の変化を示すグラフ
【図８Ａ】暖房サイクル条件での、容積比の変化に対する各種サイクル特性の変化を示すグラフ
【図８Ｂ】暖房サイクル条件での、容積比の変化に対する高圧段圧縮機の吐出冷媒温度の変化を示すグラフ
【図９】本発明の第２実施形態にかかる冷凍サイクル装置の構成図
【図１０】第２実施形態の制御フローチャート
【図１１】本発明の第３実施形態にかかる冷凍サイクル装置の構成図
【図１２Ａ】本発明の第４実施形態にかかる冷凍サイクル装置の構成図
【図１２Ｂ】２段ロータリ膨張機の詳細な構造を示す、図１２Ａの部分拡大図
【図１３】従来の冷凍サイクル装置の構成図
【図１４】他の従来の冷凍サイクル装置の構成図
【発明を実施するための形態】
【００１６】
以下、添付の図面を参照しつつ本発明の実施形態について説明する。
【００１７】
（第１実施形態）
図１に示すように、冷凍サイクル装置１００は、高圧段圧縮機１０１、放熱器１０３、膨張機１０５、気液分離器１０７、膨張弁１０９、蒸発器１１１および低圧段圧縮機１１３を備えている。
【００１８】
低圧段圧縮機１１３は、蒸発器１１１で蒸発したガス冷媒を予備圧縮する。高圧段圧縮機１０１は、低圧段圧縮機１１３で予備圧縮された冷媒（作動流体）をさらに圧縮する。膨張機１０５は、放熱器１０３で冷却された冷媒を膨張させることによって動力回収を行う。また、膨張機１０５は、放熱器１０３で冷却された冷媒の全量が通過するように構成されている。つまり、膨張機１０５を迂回して冷媒を流すためのバイパス回路が設けられていない。冷媒の全量が動力回収に寄与するため、動力回収に基づくＣＯＰ（coefficient of performance）の改善効果が高い。なお、冷凍または加熱能力を発揮している通常の運転では、冷媒の全量が膨張機１０５を通過するが、デフロスト等の特別な運転では、冷媒が膨張機１０５を通過しないこともある。
【００１９】
低圧段圧縮機１１３および膨張機１０５は、いずれも容積式の流体機械によって構成されている。低圧段圧縮機１１３および膨張機１０５は、膨張機１０５で冷媒から回収した動力が低圧段圧縮機１１３に伝達されるように軸１１６で連結されているとともに、共通の密閉容器１１７に収容されている。低圧段圧縮機１１３の気筒容積および膨張機１０５の気筒容積が、それぞれ一定である。具体的に、本実施形態では、低圧段圧縮機１１３の吸入容積および膨張機１０５の吸入容積が、それぞれ一定である。低圧段圧縮機１１３の吸入容積が膨張機１０５の吸入容積よりも大きい。従来から、容積可変流体機械を用いることによって、密度比一定の制約を回避できることが知られているが、容積可変流体機械の構造は複雑で、コストアップの要因になる。そのため、本実施形態のように、圧縮機や膨張機には、吸入容量が一定の流体機械を用いるのが好ましい。
【００２０】
なお、「気筒容積」は、吸入行程完了時の作動室（膨張室または圧縮室）の容積を意味し、しばしば「閉じ込め容積」とも呼ばれる。「吸入容積」は、圧縮機または膨張機の１サイクル（吸入→圧縮または膨張→吐出）で圧縮機または膨張機に吸い込まれる冷媒の容積を意味する。本実施形態、第２実施形態および第３実施形態では、「気筒容積」は「吸入容積」に等しい。しかし、後の第４実施形態で説明するように、冷媒が膨張している最中に膨張室に高圧冷媒をインジェクションすることもある。この場合、膨張機の１サイクルで当該膨張機に吸い込まれる冷媒の容積（吸入容積）は、気筒容積を上回る。
【００２１】
また、本実施形態では、高圧段圧縮機１０１としてロータリ圧縮機を用いているが、高圧段圧縮機１０１の型式は何ら限定されず、スクロール圧縮機などの他の容積式圧縮機やターボ圧縮機などの遠心圧縮機を用いてもよい。低圧段圧縮機１１３の型式や膨張機１０５の型式も、動力を伝達しうるように互いを軸１１６で連結できる限りロータリ式に限定されない。低圧段圧縮機１１３および膨張機１０５には、スクロール流体機械などの他の容積式流体機械を用いてもよい。
【００２２】
放熱器１０３は、高圧段圧縮機１０１で圧縮された冷媒を冷却するための機器であり、典型的には、水−冷媒熱交換器または空気−冷媒熱交換器で構成されている。気液分離器１０７は、膨張機１０５で膨張した冷媒をガス冷媒と液冷媒とに分離するための機器である。気液分離器１０７には、底部に液冷媒出口、上部に冷媒出入り口、側部に冷媒入口が設けられている。蒸発器１１１は、気液分離器１０７で分離された液冷媒を蒸発させるための機器であり、典型的には、空気−冷媒熱交換器で構成されている。膨張弁１０９は、開度可変な弁、例えば電動膨張弁であり、気液分離器１０７の液冷媒出口と蒸発器１１１の入口との間の流路上に設けられている。
【００２３】
上記の機器は、冷媒回路が形成されるように冷媒配管によって相互に接続されている。具体的に、高圧段圧縮機１０１の出口と放熱器１０３の入口とが、冷媒配管１０２によって接続されている。放熱器１０３の出口と膨張機１０５の入口とが、冷媒配管１０４によって接続されている。膨張機１０５の出口と気液分離器１０７の入口とが、冷媒配管１０６によって接続されている。気液分離器１０７の液冷媒出口と膨張弁１０９の入口とが、冷媒配管１０８によって接続されている。膨張弁１０９の出口と蒸発器１１１の入口とが、冷媒配管１１０によって接続されている。蒸発器１１１の出口と低圧段圧縮機１１３の入口とが、冷媒配管１１２によって接続されている。低圧段圧縮機１１３の出口と高圧段圧縮機１０１の入口とが、冷媒配管１１４によって接続されている。
【００２４】
さらに、気液分離器１０７の上部にある冷媒出入り口と冷媒配管１１４とが、冷媒配管１１５によって接続されている。以下、本明細書において、冷媒配管１１４によって形成された流路を中間圧流路１１４と、冷媒配管１１５によって形成された流路を往還流路１１５と、それぞれ称する。
【００２５】
往還流路１１５には、冷媒の流通方向を規定したり冷媒の流量を調節したりする弁が設けられていない。したがって、気液分離器１０７内の圧力が低圧段圧縮機１１３の吐出冷媒圧力よりも高い場合には、往還流路１１５を通じて気液分離器１０７から中間圧流路１１４へと冷媒が流れる（第１流通状態：インジェクション）。言い換えれば、気液分離器１０７で分離された冷媒が蒸発器１１１および低圧段圧縮機１１３を経由することなく高圧段圧縮機１０１の入口に導かれる。他方、気液分離器１０７内の圧力が低圧段圧縮機１１３の吐出冷媒圧力よりも低い場合には、往還流路１１５を通じて中間圧流路１１４から気液分離器１０７へと冷媒が流れる。言い換えれば、低圧段圧縮機１１３で予備圧縮された冷媒の一部が気液分離器１０７に還流する（第２流通状態：還流）。このように、往還流路１１５は、気液分離器１０７から中間圧流路１１４に向かう方向と、中間圧流路１１４から気液分離器１０７に向かう方向との双方向に冷媒が流通可能に構成されている。
【００２６】
冷凍サイクル装置１００は、さらに、第１温度センサ１２１、第２温度センサ１２２、第３温度センサ１２３、第４温度センサ１２４およびコントローラ１１８を備えている。第１温度センサ１２１は、膨張機１０５の吸入冷媒温度を検出する。第２温度センサ１２２は、蒸発器１１１内の冷媒温度を検出する。第３温度センサ１２３は、低圧段圧縮機１１３の吸入冷媒温度を検出する。第４温度センサ１２４は、気液分離器１０７内の冷媒温度を検出する。各温度センサの具体例は、熱電対またはサーミスタである。各温度センサは、コントローラ１１８に接続されている。コントローラ１１８の具体例は、ＤＳＰ（digital signal processor）である。コントローラ１１８は、各温度センサから取得した信号に基づいて、膨張弁１０９の開度を制御する。
【００２７】
以下の説明において、低圧段圧縮機１１３の吸入容積をＶlc、膨張機１０５の吸入容積をＶex、低圧段圧縮機１１３と膨張機１０５との容積比を（Ｖlc／Ｖex）、低圧段圧縮機１１３の吸入冷媒密度をρlci、膨張機１０５の吸入冷媒密度をρexi、膨張機１０５の吐出冷媒の渇き度をＱexoと表す。また、気液分離器１０７内の圧力を中間圧力という。
【００２８】
本実施形態では、容積比（Ｖlc／Ｖex）が（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）以上かつ密度比（ρexi／ρlci）以下となるように、低圧段圧縮機１１３および膨張機１０５の設計がなされている。
【００２９】
まず、容積比（Ｖlc／Ｖex）が密度比（ρexi／ρlci）以下であれば、低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量が膨張機１０５の冷媒質量流量よりも少なくなるので、往還流路１１５を通じて、気液分離器１０７から中間圧流路１１４へと冷媒が流れる（インジェクション）。この場合、往還流路１１５を通過した冷媒を圧縮する必要がないので、低圧段圧縮機１１３の負荷を軽減できる。さらに、蒸発器１１１を通過する冷媒流量が減少するので、蒸発器１１１を通過する際の圧力損失が小さくなる。
【００３０】
逆に、容積比（Ｖlc／Ｖex）が密度比（ρexi／ρlci）を超えると、低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量が膨張機１０５の冷媒質量流量よりも多くなるので、往還流路１１５を通じて、中間圧流路１１４から気液分離器１０７へと冷媒が流れる（還流）。この場合、低圧段圧縮機１１３で予備圧縮された冷媒が膨張弁１０９で再膨張する。膨張機１０５の回収動力が冷媒の循環に消費されるので、ＣＯＰの改善効果が薄れる。
【００３１】
これらのことから、下式で表された関係を満足するように設計を行い、還流が起こらないようにするのが望ましい。言い換えれば、インジェクションが起こるように運転しているときは、下記関係が満たされる。
（Ｖlc／Ｖex）≦（ρexi／ρlci）
【００３２】
一方、容積比（Ｖlc／Ｖex）が（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）以上であれば、往還流路１１５を通じて気液分離器１０７から中間圧流路１１４へと流れる冷媒の割合が膨張機１０５の吐出冷媒の渇き度Ｑexoに等しくなる、もしくはそれよりも小さくなる。つまり、ガス冷媒のみが高圧段圧縮機１０１にインジェクションされる。往還流路１１５を通じて気液分離器１０７から中間圧流路１１４へと流れる冷媒の割合Ｒiは、膨張機１０５の冷媒質量流量を（Ｖex×ρexi）、低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量を（Ｖlc×ρlci）として、（Ｖex×ρexi−Ｖlc×ρlci）／（Ｖex×ρexi）で表すことができる。割合Ｒiが渇き度Ｑexoよりも小さい場合の容積比（Ｖlc／Ｖex）は、（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）よりも大きくなる。よって、容積比（Ｖlc／Ｖex）が（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）以上であれば、往還流路１１５を通じて気液分離器１０７から中間圧流路１１４へと流れる冷媒の割合Ｒiが、膨張機１０５の吐出冷媒の渇き度Ｑexoを越えず、液冷媒のインジェクションを回避できる。言い換えれば、液インジェクションが起こらないように運転しているときには、（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）≦（Ｖlc／Ｖex）の関係が満たされる。
【００３３】
このように、本実施形態によれば、ガスインジェクションが起こるように運転しているときは、（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）≦（Ｖlc／Ｖex）≦（ρexi／ρlci）の関係が満たされる。
【００３４】
なお、以下に説明するように、同じ設計の冷凍サイクル装置１００を互いに異なる２以上の用途に用いたり、１台の冷凍サイクル装置１００を２以上の用途に用いたりする場合には、あえて還流を許容する場面も出てくる。液冷媒のインジェクションが起こると、現実のＣＯＰが動力回収を行わない場合のＣＯＰを下回る可能性があるため、液冷媒のインジェクションは避けるべきである。他方、還流が起こったとしても、理論上、冷凍サイクル装置１００のＣＯＰが、動力回収を行わない場合のＣＯＰを下回ることはない。
【００３５】
冷凍サイクル装置１００の具体的な用途として、例えば、ヒートポンプ給湯機および空調機が挙げられる。ヒートポンプ給湯機には、蛇口に湯を供給できる給湯機能および／または家屋の床に巡らされた配管に湯を循環させることによって室内の暖房を行う床暖房機能を有するものがある。空調機は、室内の空気と冷媒とを熱交換させることによって室内の温度調節を行うように構成されており、典型的には、冷房機能と暖房機能とを有する。
【００３６】
本発明者らは、冷凍サイクル装置１００をヒートポンプ給湯機または空調機に適用する場合について、年間の消費電力を十分に低減できる容積比を計算した。具体的に、ヒートポンプ給湯機の床暖房条件では、外気温を７℃、床暖房用の温水の戻り温度を２５℃、低圧段圧縮機１１３の吸入冷媒温度を７℃、冷媒を二酸化炭素と仮定した。任意の容積比に対して決まる中間圧力での渇き度Ｑexoと密度比（ρexi／ρlci）との関係から導かれた望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は、４．７〜７．１であった。
【００３７】
空調機の冷房条件では、外気温を３５℃、室内機（蒸発器１１１）の吸込空気温度を２７℃、低圧段圧縮機１１３の吸入冷媒温度を２７℃、冷媒を二酸化炭素と仮定した。任意の容積比に対して決まる中間圧力での渇き度Ｑexoと密度比（ρexi／ρlci）との関係から導かれた望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は、２．４〜３．６であった。
【００３８】
空調機の暖房条件では、外気温を７℃、室内機（放熱器１０３）の吸込空気温度を２０℃、低圧段圧縮機１１３の吸入冷媒温度を７℃、冷媒を二酸化炭素と仮定した。任意の容積比に対して決まる中間圧力での渇き度Ｑexoと密度比（ρexi／ρlci）との関係から導かれた望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は、２．１〜２．９であった。
【００３９】
ここで、容積比（Ｖlc／Ｖex）が（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）を下回ると、液冷媒のインジェクションが起こるので、高圧段圧縮機１０１の吸入冷媒のエンタルピーが大幅に低下する。その結果、高圧段圧縮機１０１の吐出冷媒温度が低下し、ヒートポンプ給湯機の床暖房機能や空調機の暖房機能で必要とされる加熱能力が不十分となる。また、本来は蒸発器１１１を通過するべき液冷媒が往還流路１１５を通過することで、空調機の冷房機能で必要とされる冷却能力も低下する。よって、冷凍サイクル装置１００を複数の用途に利用する場合には、容積比（Ｖlc／Ｖex）を各条件での（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）以上かつ還流を可能な限り防止できる値に設定するのがよい。その値は、上述した例では４．７である。
【００４０】
冷凍サイクル装置１００をヒートポンプ給湯機、冷房空調機および暖房空調機のそれぞれに専用設計とする場合には、各用途に相応しい容積比を設定できる。しかし、図２に示すような多機能ヒートポンプシステムに冷凍サイクル装置１００を利用する場合には、どのような容積比を選ぶのかという問題が出てくる。上述した例では、床暖房条件での望ましい容積比４．７を選ぶことによって、液冷媒のインジェクションを確実に回避しつつ、還流量をなるべく少なくすることが可能となる。もちろん、最適な容積比は季節や天候などの外的条件に応じて変化するので、単一の用途の冷凍サイクル装置に本発明を適用したとしてもその利益を十分に享受できる。
【００４１】
なお、図２に示す多機能ヒートポンプシステムは、床暖房機能付きヒートポンプ給湯機１２および空調機１４を備えており、これら給湯機１２および空調機１４に共通の冷凍サイクル装置１００が用いられている。ただし、放熱器１０３（図１）は、給湯機１２および空調機１４の各々に専用のものが設けられている。
【００４２】
次に、冷凍サイクル装置１００の動作を説明する。
【００４３】
まず、起動時には、膨張弁１０９を全閉にする。次に、高圧段圧縮機１０１のモータへの給電を開始し、高圧段圧縮機１０１を駆動する。高圧段圧縮機１０１は、中間圧流路１１４の冷媒を吸引して圧縮する。圧縮された冷媒は、冷媒配管１０２、放熱器１０３および冷媒配管１０４を経て、膨張機１０５に送られる。膨張機１０５の入口側の冷媒配管１０４内は、高圧段圧縮機１０１から吐出された冷媒で満たされる。そのため、冷媒配管１０４内の圧力は上昇する。また、高圧段圧縮機１０１が往還流路１１５を通じて気液分離器１０７から冷媒を吸引するので、気液分離器１０７内にある液冷媒が蒸発する。そのため、膨張機１０５の出口側の冷媒配管１０６内の温度および圧力が低下する。つまり、膨張弁１０９を閉じた状態で高圧段圧縮機１０１を動作させると、膨張機１０５の入口と出口との間の圧力差が拡大する。こうして生じた圧力差によって、膨張機１０５が駆動される。
【００４４】
一方、冷媒配管１１４（中間圧流路）を介して高圧段圧縮機１０１、往還流路１１５および気液分離器１０７が相互接続されていることから、低圧段圧縮機１１３の出口側の冷媒配管１１４内の圧力は低下する。また、低圧段圧縮機１１３の入口側の冷媒配管１１２内は、蒸発器１１１が設置された場所（例えば屋外）の雰囲気温度（熱源温度）に応じた蒸発圧力の冷媒で満たされる。そのため、起動時において、冷媒配管１１２内の圧力が、一時的に中間圧流路１１４内の圧力を上回る。すると、低圧段圧縮機１１３が膨張機として振舞い、冷媒配管１１２と中間圧流路１１４との間の圧力差によって駆動される。
【００４５】
図１３を参照して説明したように、低圧段圧縮機と膨張機とが軸で連結された構成を有する冷凍サイクル装置は、従来から知られている。しかし、図１３に示す従来の冷凍サイクル装置の膨張機８０３としてロータリ膨張機を用いた場合、ピストンがベーン側に偏心して停止する、すなわち、吸入ポートと吐出ポートとが連通した状態でピストンが停止することがある。この場合、低圧段圧縮機８０１ｂおよび膨張機８０３を駆動するために必要な初期圧力差が十分得られず、起動エラーが生じるという問題があった。これに対し、本実施形態での起動方法によれば、低圧段圧縮機１１３が一時的に膨張機として振舞うので、膨張機１０５のピストンと低圧段圧縮機１１３のピストンとが同時にベーン側に偏心しないように設計しうる。すなわち、ピストンの偏心方向を互いに異ならせることによって、膨張機１０５および低圧段圧縮機１１３の少なくとも一方の吸入側と吐出側との間に、駆動に必要な圧力差を確実に生じさせることができる。これにより、冷凍サイクル装置を確実に起動できる。
【００４６】
低圧段圧縮機１１３および膨張機１０５が動作し始めると、それ以降は、膨張機１０５の回収動力で低圧段圧縮機１１３が駆動される。低圧段圧縮機１１３は、冷媒配管１１２、蒸発器１１１および冷媒配管１１０から冷媒を吸い上げる。これにより、蒸発器１１１で液冷媒が蒸発し始め、蒸発器１１１内の温度および圧力が低下する。冷媒配管１０８内の圧力よりも冷媒配管１１０内の圧力が低くなったら、膨張弁１０９の開度を初期値まで徐々に拡大する。本実施形態では、第４温度センサ１２４の検出温度よりも第２温度センサ１２２の検出温度が低くなった時点で膨張弁１０９を開く。
【００４７】
その後、膨張弁１０９の開度は、コントローラ１１８によって制御される。具体的には、蒸発器１１１での冷媒の蒸発圧力と、膨張機１０５の吸入冷媒温度と、高圧段圧縮機１０１の吐出冷媒圧力と、低圧段圧縮機１１３の吸入冷媒温度とに基づいて決定された目標サイクル条件において、膨張機１０５の理論回収動力と低圧段圧縮機１１３の理論圧縮仕事とが等しくなるように、気液分離器１０７内の圧力を調節する。これは、冷媒回路における現実の高圧を目標サイクル条件における最適高圧に一致させるための制御である。気液分離器１０７内の圧力（中間圧力）は、膨張弁１０９で調節できる。なお、理論回収動力および理論圧縮仕事とは、それぞれ、計算によって導かれる値であり、現実の回収動力と圧縮仕事とを意味しない。
【００４８】
図３のフローチャートを参照してさらに詳しく説明する。
【００４９】
まず、ステップ１０１で、第１温度センサ１２１から膨張機１０５の吸入冷媒温度Ｔ1、第２温度センサ１２２から蒸発器１１１での冷媒の蒸発温度Ｔ2および第３温度センサ１２３から低圧段圧縮機１１３の吸入冷媒温度Ｔ3を取得する。蒸発器１１１での冷媒の蒸発温度Ｔ2から、蒸発器１１１での冷媒の蒸発圧力を知ることができる。
【００５０】
次に、ステップ１０２において、ステップ１０１で取得した温度および圧力に基づいて、冷凍サイクル装置１００のＣＯＰが最大になる最適高圧を算出する。
【００５１】
次に、ステップ１０３およびステップ１０４で、理論回収動力と理論圧縮仕事とが等しくなる目標中間圧力を算出する。まず、ステップ１０３で、ある目標中間圧力を設定する。設定した目標中間圧力まで冷媒を膨張機１０５で膨張させた場合の回収動力（理論回収動力）を、算出した最適高圧と膨張機１０５の吸入冷媒温度Ｔ1とに基づいて算出する。図４に示すように、膨張機１０５の入口における冷媒の状態は、点Ｄで示される。点Ｄは、最適高圧ＰHおよび吸入冷媒温度Ｔ1で特定される。目標中間圧力ＰMは点Ｅの圧力である。膨張機１０５において、冷媒は等エントロピー線に沿って膨張する（点Ｄ→点Ｅ）。点Ｄから点Ｅへの変化の過程で冷媒が失ったエンタルピー（ｈ2−ｈ1）に膨張機１０５の効率を積算すれば、理論回収動力が得られる。
【００５２】
また、ステップ１０３で、設定した目標中間圧力まで低圧段圧縮機１１３で冷媒を圧縮した場合の圧縮仕事（理論圧縮仕事）を、蒸発器１１１の蒸発圧力ＰLと低圧段圧縮機１１３の吸入冷媒温度Ｔ3とに基づいて算出する。図４に示すように、低圧段圧縮機１１３の入口における冷媒の状態は、点Ａで示される。点Ａは、蒸発圧力ＰLおよび吸入冷媒温度Ｔ3で特定される。低圧段圧縮機１１３において、冷媒は等エントロピー線に沿って予備圧縮される（点Ａ→点Ｂ）。点Ａから点Ｂへの変化の過程で冷媒が獲得したエンタルピー（ｈ4−ｈ3）を低圧段圧縮機１１３の効率で除算し、さらに、膨張機１０５の冷媒質量流量に対する低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量の割合を積算すれば、理論圧縮仕事が得られる。
【００５３】
なお、膨張機１０５の入口における冷媒の密度と膨張機１０５の吸入容積とから、膨張機１０５の冷媒質量流量を算出できる。膨張機１０５の入口における冷媒の密度については、例えば、最適高圧と吸入冷媒温度Ｔ1とから算出するものとする。同様に、低圧段圧縮機１１３の入口における冷媒の密度と低圧段圧縮機１１３の吸入容積とから、低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量を算出できる。低圧段圧縮機１１３の入口における冷媒の密度は、例えば、蒸発温度Ｔ2と吸入冷媒温度Ｔ3とから算出するものとする。また、膨張機１０５や低圧段圧縮機１１３の効率は設計値である。
【００５４】
次に、ステップ１０４で、理論回収動力と理論圧縮仕事とが一致するかどうかを判断する。一致する場合にはステップ１０５に進む。一致しない場合にはステップ１０３に戻り、別の目標中間圧力を設定して、一致するまでステップ１０３およびステップ１０４の処理を繰り返す。このように、コントローラ１１８は、各温度センサの検出結果に基づいて、任意の最適高圧ＰHおよび目標中間圧力ＰMを算出する。
【００５５】
次に、ステップ１０５で、気液分離器１０７内の圧力（現実の中間圧力）を算出する。具体的には、まず、第４温度センサ１２４から気液分離器１０７での冷媒の蒸発温度Ｔ4を取得する。冷媒の蒸発温度Ｔ4から冷媒の圧力を算出できる。すなわち、膨張弁１０９の開度を制御するための手段としてのコントローラ１０８は、第４温度センサ１２４の検出結果に基づいて気液分離器１０７内の現実の圧力を算出する。
【００５６】
次に、ステップ１０６で、現実の中間圧力と目標中間圧力ＰMとを比較する。現実の中間圧力が目標中間圧力ＰMを上回っている場合には、ステップ１０７に進み、下回っている場合にはステップ１０７’に進む。ステップ１０７では、膨張弁１０９の設定開度を増加させる。ステップ１０７’では、膨張弁１０９の設定開度を減少させる。
【００５７】
次に、ステップ１０８で、膨張弁１０９に対して設定開度を出力し、膨張弁１０９の開度を変化させる。膨張弁１０９の開度が変化すると、気液分離器１０７内の圧力も変化する。本フローチャートの処理を定期的に行うことによって、膨張機１０５の回収動力と低圧段圧縮機１１３の圧縮仕事とが理論上等しくなるように、気液分離器１０７内の圧力が調節されるとともに最適高圧が維持される。
【００５８】
以上のように、コントローラ１１８は、冷凍サイクルの任意の最適高圧における膨張機１０５の理論回収動力と、任意の最適高圧における低圧段圧縮機１１３の理論圧縮仕事とが等しくなる目標中間圧力ＰMを算出するための手段と、気液分離器１０７内の現実の圧力が算出された目標中間圧力ＰMに近づくように、膨張弁１０９の開度を制御するための手段とを有している。詳細には、コントローラ１１８は、気液分離器１０７内の圧力が目標中間圧力ＰMに一致するように、第４温度センサ１２４の検出結果に基づいて膨張弁１０９の開度を制御する。
【００５９】
また、容積比（Ｖlc／Ｖex）が冷凍サイクル装置１００のサイクル条件に対して過大である場合には、低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量に対して、高圧段圧縮機１０１および膨張機１０５の冷媒質量流量が不足する。言い換えると、低圧段圧縮機１１３からの吐出量に対し、高圧段圧縮機１０１の吸入量が過少となる。そのため、中間圧流路１１４の圧力が上昇し、高圧段圧縮機１０１に吸入されない冷媒が往還流路１１５を通じて中間圧流路１１４から気液分離器１０７へと還流する。
【００６０】
他方、容積比（Ｖlc／Ｖex）が冷凍サイクル装置１００のサイクル条件に対して過小である場合には、低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量に対して、高圧段圧縮機１０１および膨張機１０５の冷媒質量流量が過大となる。言い換えると、低圧段圧縮機１１３からの吐出量に対し、高圧段圧縮機１０１の吸入量が過大となる。そのため、中間圧流路１１４の圧力が低下し、往還流路１１５を通じて気液分離器１０７から中間圧流路１１４へと不足分の冷媒がインジェクションされる。
【００６１】
図５Ａ〜５Ｃに示すモリエル線図を参照して、各用途での冷凍サイクル装置１００の動作を説明する。なお、容積比（Ｖlc／Ｖex）を４．７に設定しているものとする。
【００６２】
図５Ａに示すように、先に説明した床暖房条件では、容積比４．７は、（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）で表された値に一致する。したがって、気液分離器１０７のガス冷媒の全部が往還流路１１５を通じて中間圧流路１１４へとインジェクションされ、液冷媒が膨張弁１０９を通じて蒸発器１１１へと送られる。
【００６３】
図５Ｂに示すように、先に説明した冷房条件では、容積比４．７は、（ρexi／ρlci）で表された値を超える。つまり、膨張機１０５の冷媒質量流量に対して低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量が過剰となる。そのため、低圧段圧縮機１１３で圧縮された冷媒の一部が往還流路１１５を通じて気液分離器１０７へと還流し、膨張弁１０９で再膨張する。
【００６４】
図５Ｃに示すように、先に説明した暖房条件においても、冷房条件と同様に、容積比４．７は、（ρexi／ρlci）で表された値を超える。そのため、低圧段圧縮機１１３で圧縮された冷媒の一部が往還流路１１５を通じて気液分離器１０７へと還流し、膨張弁１０９で再膨張する。
【００６５】
以上のように、本実施形態によれば、往還流路１１５を双方向に冷媒が流通しうることによって冷凍サイクルの流量バランスが成立する。これにより、密度比一定の制約に縛られることなく、年間の消費電力が最小となるように低圧段圧縮機１１３および膨張機１０５の設計を行える。さらに、膨張弁１０９の開度を制御することによって中間圧力を容易に調節でき、容積比（Ｖlc／Ｖex）に左右されることなく、冷媒回路における現実の高圧が最適高圧となるように冷凍サイクル装置１００の運転を行える。
【００６６】
また、容積比（Ｖlc／Ｖex）を（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）で表された値以上とすることで、液冷媒のインジェクションを回避できる。
【００６７】
図６Ａおよび図６Ｂは、床暖房サイクル条件（外気温７℃、床暖房用の温水の戻り温度２５℃、低圧段圧縮機の吸入冷媒温度７℃、ＣＯ2冷媒）での、容積比の変化に対する各種サイクル特性（計算値）の変化を示すグラフである。図６Ａの縦軸には、サイクル特性として、中間圧力、ＣＯＰおよび往還流路の冷媒流量が示されている。図６Ｂの縦軸には、サイクル特性として、高圧段圧縮機１０１の吐出冷媒温度が示されている。
【００６８】
上記床暖房サイクル条件では、図６Ａのグラフに示すように、容積比（Ｖlc／Ｖex）＝７．１を境界に往還流路１１５の冷媒流量の正負が切り替わる。冷媒流量が正のときは、気液分離器１０７から中間圧流路１１４へと冷媒が流れ（インジェクション）、冷媒流量が負のときは、中間圧流路１１４から気液分離器１０７へと冷媒が流れる（還流）。ガスインジェクションが起こると、ＣＯＰおよび中間圧力のいずれも上昇する。これは、低圧段圧縮機１１３の冷媒質量流量が低下することによって低圧段圧縮機１１３の圧縮負荷が軽減され、結果として、高圧段圧縮機１０１の圧縮負荷が軽減するからである。
【００６９】
また、上記床暖房サイクル条件では、図６Ｂに示すように、容積比（Ｖlc／Ｖex）＝４．７を境界に高圧段圧縮機１０１の吐出冷媒温度が急低下する。つまり、容積比（Ｖlc／Ｖex）＝４．７の前後で液冷媒（ガス冷媒も含まれている）のインジェクションとガス冷媒のインジェクションとが切り替わる。先に説明したように、（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）で表された値が容積比（Ｖlc／Ｖex）よりも小さい場合には、液冷媒のインジェクションは起こらない。逆に、（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）で表された値が容積比（Ｖlc／Ｖex）よりも大きい場合には、液冷媒のインジェクションが起こる。
【００７０】
また、容積比（Ｖlc／Ｖex）＝７．１を境界に高圧段圧縮機１０１の吐出冷媒温度の変化が止まる。つまり、容積比（Ｖlc／Ｖex）＝７．１の前後でガス冷媒のインジェクションと還流とが切り替わる。先に説明したように、密度比（ρexi／ρlci）が容積比（Ｖlc／Ｖex）よりも大きい場合には、還流が起こらない。逆に、密度比（ρexi／ρlci）が容積比（Ｖlc／Ｖex）よりも小さい場合には、還流が起こる。
【００７１】
以上より、床暖房サイクル条件で運転が行われることを前提に考えれば、液冷媒のインジェクションおよび還流を回避するために、容積比（Ｖlc／Ｖex）を４．７〜７．１の範囲に設定すればよい。
【００７２】
図２を参照して説明したように、多機能ヒートポンプシステムでは、コスト等の観点から、１台の冷凍サイクル装置１００で給湯、床暖房および空調を賄うことも考慮すべきである。このような場合、床暖房だけを念頭に入れて容積比を設定すると、他の用途で効率的な運転を行えない可能性が出てくる。すなわち、図７Ａおよび図７Ｂに示すように、冷房サイクル条件では、容積比（Ｖlc／Ｖex）を２．４〜３．６の範囲に設定することによって液冷媒のインジェクションおよび還流を回避できる。同様に、図８Ａおよび図８Ｂに示すように、暖房サイクル条件では、容積比（Ｖlc／Ｖex）を２．１〜２．９の範囲に設定することによって液冷媒のインジェクションおよび還流を回避できる。このように、サイクル条件に応じて好適な容積比の範囲が相違する。還流は許容できるが、液冷媒のインジェクションは回避すべきなので、本例では、床暖房サイクル条件で液インジェクションを回避できる容積比（Ｖlc／Ｖex）＝４．７が妥当である。
【００７３】
容積比（Ｖlc／Ｖex）を４．７に設定とすると、床暖房条件では、容積比（Ｖlc／Ｖex）が密度比（ρexi／ρlci）以下となるので、低圧段圧縮機１１３が圧縮した冷媒はすべて高圧段圧縮機１０１へ吸入され、冷凍サイクル装置１００を効率的に運転できる。床暖房条件のみならず、冷房および暖房の各用途においても、（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）で表された値が容積比（Ｖlc／Ｖex）よりも小さくなり、液冷媒のインジェクションを回避できる。
【００７４】
なお、容積比（Ｖlc／Ｖex）＝４．７とすると、冷房条件では、低圧段圧縮機１１３で圧縮された冷媒の２３．６％が往還流路１１５を経て気液分離器１０７へと戻り、膨張弁１０９で再膨張する。同一の冷房条件で計算を行うと、バイパス回路で密度比一定の制約を回避している従来例（図１４）では、４９．６％の冷媒が膨張機をバイパスする。同様に、暖房条件では、低圧段圧縮機１１３で圧縮された冷媒の３６．６％が往還流路１１５を経て気液分離器１０７へと戻り、膨張弁１０９で再膨張する。同一の暖房条件で計算を行うと、バイパス回路で密度比一定の制約を回避している従来例（図１４）では、５８．２％の冷媒が膨張機をバイパスする。このように、本実施形態の冷凍サイクル装置１００によれば、バイパス回路を備えた従来の冷凍サイクル装置よりも高効率な運転を行える。
【００７５】
なお、本発明は、液冷媒のインジェクションを全面的に禁止しているわけではないことを断っておく。
【００７６】
（第２実施形態）
図９は、本発明の第２実施形態にかかる冷凍サイクル装置の構成図である。本実施形態の冷凍サイクル装置５００は、第１実施形態にかかる冷凍サイクル装置１００（図１参照）と概ね同様の構成を有している。本実施形態と第１実施形態との相違点は、温度センサ５２０が設けられている点とコントローラ１１８が行う制御にある。以下では、同一機能部品については同一の符号を付し、その説明を省略する。
【００７７】
図９に示すように、冷凍サイクル装置５００は、高圧段圧縮機１０１の吐出冷媒温度を検出するための温度センサ５２０を備えている。第１実施形態と同様に、蒸発器１１１における冷媒の蒸発温度を検出するための温度センサ１２２も設けられている。コントローラ１１８は、温度センサ５２０および温度センサ１２２の検出結果に基づいて、膨張弁１０９の開度を制御する。
【００７８】
図１０のフローチャートを参照して冷凍サイクル装置５００の動作を説明する。まず、ステップ５０１で、蒸発器１１１における冷媒の蒸発温度に基づいて、外気温度を推定する。次に、ステップ５０２で、高圧段圧縮機１０１の目標吐出冷媒温度を算出する。目標吐出冷媒温度は、例えば、外気温度および床暖房の設定温度（または暖房の設定温度）に応じて決定される。次に、ステップ５０３で、温度センサ５２０から高圧段圧縮機１０１の現実の吐出冷媒温度を取得する。次に、ステップ５０４で、現実の吐出冷媒温度と目標吐出冷媒温度とを比較する。現実の吐出冷媒温度が目標吐出冷媒温度よりも高い場合にはステップ５０５へ進む。現実の吐出冷媒温度が目標吐出冷媒温度よりも低い場合にはステップ５０５’へ進む。
【００７９】
ステップ５０５およびステップ５０６で、膨張弁１０９の設定開度を増加させて中間圧力を低下させる。中間圧力が低下すると、低圧段圧縮機１１３の圧縮仕事が減少する。これにより、低圧段圧縮機１１３の圧縮仕事と膨張機１０５の回収動力との間にアンバランスが生じる。このアンバランスを解消するために、軸１１６の回転数が増加し、冷凍サイクルの高圧が低下する。その結果、膨張機１０５の回収動力が減少してアンバランスが解消される。また、冷凍サイクルの高圧が低下することで、高圧段圧縮機１０１の吐出冷媒温度が低下する。
【００８０】
ステップ５０５’およびステップ５０６で、膨張弁１０９の設定開度を減少させて中間圧力を上昇させる。中間圧力が上昇すると、低圧段圧縮機１１３の圧縮仕事が増加する。これにより、低圧段圧縮機１１３の圧縮仕事と膨張機１０５の回収動力との間にアンバランスが生じる。このアンバランスを解消するために、軸１１６の回転数が減少し、冷凍サイクルの高圧が上昇する。その結果、膨張機１０５の回収動力が増加してアンバランスが解消される。また、冷凍サイクルの高圧が上昇することで、高圧段圧縮機１０１の吐出冷媒温度が上昇する。
【００８１】
本実施形態によれば、温度センサ５２０，１２３の検出結果に基づき、膨張弁１０９の開度を制御する。膨張弁１０９の開度を制御することによって、中間圧力を調節できる。中間圧力に応じて、軸１１６の回転数が変化する。軸１１６の回転数が変化すると、冷凍サイクルの高圧も変化する。つまり、膨張弁１０９によって冷凍サイクルの高圧を調節できる。そのため、本実施形態の冷凍サイクル装置５００は、床暖房、暖房および給湯など加熱能力が要求される用途に好適である。
【００８２】
（第３実施形態）
図１１は、本発明の第３実施形態に係る冷凍サイクル装置の構成図である。冷凍サイクル装置７００は、第１実施形態および第２実施形態で説明した冷凍サイクル装置と概ね同様の構成を有している。本実施形態と第１実施形態との相違点は、高圧段圧縮機７０１、低圧段圧縮機７１３および膨張機７０５が共通の密閉容器７１７に収納されている点にある。
【００８３】
図１１に示すように、冷凍サイクル装置７００において、高圧段圧縮機７０１、低圧段圧縮機７１３および膨張機７０５は、単一の密閉容器７１７内に上からこの順で配置されている。低圧段圧縮機７１３と膨張機７０５とは軸７１６で動力伝達可能に接続されている。密閉容器７１７の底部にはオイルが貯められている。油面よりも上の空間は、高圧段圧縮機７０１の吐出冷媒で満たされている。低圧段圧縮機７１３および膨張機７０５の周囲はオイルで満たされている。
【００８４】
高圧段圧縮機７０１が駆動されると、油面よりも上の空間が高圧の吐出冷媒で満たされる。高圧段圧縮機７０１の周囲には高圧段圧縮機７０１を潤滑した高温のオイルが保持される。一方、低圧段圧縮機７１３および膨張機７０５は、高圧段圧縮機７０１よりも低い温度で動作する。そのため、低圧段圧縮機７１３や膨張機７０５の周囲には、高圧段圧縮機７１３の周囲に存在しているオイルに比べて低い温度のオイルが保持される。
【００８５】
つまり、高圧段圧縮機７０１の周囲には高温のオイルが保持され、低圧段圧縮機７１３および膨張機７０５の周囲には低温のオイルが保持されている。オイルは、鉛直方向に沿って温度成層を形成する。温度成層が形成されることによって、上層のオイルと下層のオイルとが混ざりにくくなる。これにより、オイルを介した高圧段圧縮機７０１から膨張機７０５への熱移動を抑制しうる。熱移動が生じると高圧段圧縮機７０１の吐出冷媒温度が低下し、膨張機７０５の吐出冷媒温度が上昇するため、冷凍サイクル装置の効率の観点で好ましくない。本実施形態によれば、熱移動を効果的に抑制できるため、冷凍サイクル装置７００の高効率化を図ることができる。
【００８６】
（第４実施形態）
図１２Ａは、本発明の第４実施形態に係る冷凍サイクル装置の構成図である。本実施形態の冷凍サイクル装置６００には、吸入容積を変更可能な多段ロータリ式の膨張機６０５が使用されている。さらに、冷凍サイクル装置６００は、膨張機インジェクション流路６３０と、膨張機インジェクション弁６３１とを備えている。図１２Ｂに示すように、膨張機インジェクション流路６３０は、膨張機６０５の吸入流路（配管１０４）と膨張機６０５の膨張室６１１に開口した膨張機インジェクションポート６３２とを接続している。膨張機インジェクション弁６３１は、膨張機インジェクション流路６３０上に設けられている。膨張機インジェクション弁６３１を制御することによって膨張機６０５の吸入容積を変更できる。その他の構成は、第１実施形態および第２実施形態で説明した通りである。
【００８７】
図１２Ｂに示すように、膨張機６０５は、１段目シリンダ６０５ａと２段目シリンダ６０５ｂとを有する２段ロータリ膨張機で構成されている。膨張機インジェクションポート６３２は、１段目シリンダ６０５ａに設けられているとともに、１段目シリンダ６０５ａの膨張室６１１に向かって開口している。１段目シリンダ６０５ａと２段目シリンダ６０５ｂとは、中板６０５ｃで隔てられているが、中板６０５ｃに形成された連通孔６０５ｄを介して、１段目シリンダ６０５ａの膨張室６１１が２段目シリンダ６０５ｂの膨張室６１２に連通している。これにより、膨張室６１１および６１２が単一の膨張室を形成している。膨張機インジェクション流路６３０は、膨張機インジェクションポート６３２から膨張室６１１に冷媒をインジェクションしうるように、配管１０４から分岐して１段目シリンダ６０５ａに接続されている。膨張機インジェクションポート６３２は、シャフト１１６の周方向に関して、連通孔６０５ｄの近傍に設けられている。
【００８８】
膨張機インジェクション弁６３１を閉じた場合、膨張機インジェクションポート６３２から膨張室６１１へ冷媒が流入しない。そのため、１段目シリンダ６０５ａの気筒容積が吸入容積Ｖexとして振舞う。他方、膨張機インジェクション弁６３１を開いた場合、膨張機インジェクションポート６３２から膨張室６１１に冷媒が流入する。そのため、２段目シリンダ６０５ｂの気筒容積が吸入容積Ｖex’として振舞う。例えば、１段目シリンダ６０５ａの気筒容積が２段目シリンダ６０５ｂの気筒容積の２倍の場合、必要に応じて吸入容積Ｖexを２倍の吸入容積Ｖex’に変更できる。
【００８９】
第１実施形態によると、冷房条件での望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は２．４〜３．６であった。本実施形態において、膨張機インジェクション弁６３１を開いて吸入容積Ｖex’を用いると、同冷房条件での望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex’）は２．４〜３．６になる。吸入容積Ｖexを用いて表記すれば、同冷房条件での望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は４．８〜７．２になる。また、第１実施形態によると、暖房条件での望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は２．１〜２．９であった。本実施形態において、膨張機インジェクション弁６３１を開いて吸入容積Ｖex’を用いると、同暖房条件での望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex’）は２．１〜２．９になる。吸入容積Ｖexを用いて表記すれば、同暖房条件での望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は４．２〜５．８になる。また、第１実施形態によると、床暖房条件での望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は４．７〜７．１であった。本実施形態においても、膨張機インジェクション弁６３１を閉じて吸入容積Ｖexを用いると、同床暖房条件での望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）は４．７〜７．１になる。
【００９０】
つまり、冷房条件および暖房条件では、膨張機インジェクション弁６３１を開いて吸入容積を増加させる一方、床暖房条件では膨張機インジェクション弁６３１を閉じる。このような制御を行うことにより、各条件における望ましい容積比（Ｖlc／Ｖex）を、互いに接近させることができる。
【００９１】
詳細には、容積比（Ｖlc／Ｖex）が４．８となるように低圧段圧縮機１１３および膨張機６０５を設計できる。容積比（Ｖlc／Ｖex）＝４．８という設計は、冷房、暖房および床暖房の各条件における容積比（Ｖlc／Ｖex）の上限を下回る。そのため、冷房、暖房および床暖房の各条件で還流が生じず、低圧段圧縮機１１３での圧縮仕事を有効に利用できる。さらに、容積比（Ｖlc／Ｖex）＝４．８という設計は、冷房、暖房および床暖房の各条件の容積比（Ｖlc／Ｖex）の下限を上回る。そのため、液冷媒のインジェクションも防止できる。
【００９２】
したがって、気液分離器１０７から中間圧流路１１４に向かって、ガス冷媒が往還流路１１５を流れる。冷凍サイクル装置６００を常時ガスインジェクション状態で運転できる。ガスインジェクション状態で運転できれば、往還流路１１５を流れた冷媒を低圧段圧縮機１１３で圧縮する必要がないので、低圧段圧縮機１１３の負荷を軽減できる。また、放熱器１０３で冷却された冷媒の全量が膨張機６０５を通過するので、高い動力回収効率を実現できる。このように、本実施形態の冷凍サイクル装置６００によれば、バイパス回路を備えた従来の冷凍サイクル装置よりも高効率な運転を行える。
【００９３】
なお、膨張機６０５として、スクロール膨張機、レシプロ膨張機などの他の型式の膨張機も使用できる。膨張機インジェクション弁６３１は、開度を多段階で変更できる弁であってもよいし、単なる開閉弁であってもよい。
【産業上の利用可能性】
【００９４】
本発明は、空調機、冷凍冷蔵庫、ヒートポンプ給湯機、ヒートポンプ暖房機、自動販売機、カーエアコンなどに利用される冷凍サイクル装置について有用である。特に、２以上の用途に１台の冷凍サイクル装置を共用する場合に高い効果が得られる。もちろん、単一の用途の冷凍サイクル装置にも本発明を好適に採用しうる。
【手続補正２】
【補正対象書類名】特許請求の範囲
【補正対象項目名】全文
【補正方法】変更
【補正の内容】
【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷媒を予備圧縮するための容積式の低圧段圧縮機と、
前記低圧段圧縮機で予備圧縮された冷媒をさらに圧縮するための高圧段圧縮機と、
前記低圧段圧縮機で予備圧縮された冷媒が前記高圧段圧縮機に送られるように前記低圧段圧縮機と前記高圧段圧縮機とを直列に接続している中間圧流路と、
前記高圧段圧縮機で圧縮された冷媒を冷却するための放熱器と、
動力伝達が行われるように前記低圧段圧縮機に同軸に連結されており、前記放熱器で冷却された冷媒の全量が通過するように構成され、冷媒を膨張させることによって動力回収を行うための容積式の膨張機と、
前記膨張機で膨張した冷媒をガス冷媒と液冷媒とに分離するための気液分離器と、
前記気液分離器で分離された液冷媒を蒸発させるための蒸発器と、
前記気液分離器の液冷媒出口と前記蒸発器の入口との間の流路上に設けられた開度可変の膨張弁と、
前記気液分離器に貯められた冷媒が前記蒸発器および前記低圧段圧縮機を経由することなく前記高圧段圧縮機の入口に導かれる第１流通状態と、前記低圧段圧縮機で予備圧縮された冷媒の一部が前記気液分離器に還流する第２流通状態とを相互に切り替え可能となるように、前記中間圧流路と前記気液分離器とを接続している往還流路と、
前記膨張弁の開度を制御することによって、前記第１流通状態および前記第２流通状態の各々における前記往還流路の冷媒流量を調節するためのコントローラと、
を備えた、冷凍サイクル装置。
【請求項２】
前記低圧段圧縮機の気筒容積および前記膨張機の気筒容積が、それぞれ一定であり、
前記低圧段圧縮機の気筒容積が前記膨張機の気筒容積よりも大きい、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項３】
前記コントローラが、
冷凍サイクルの任意の最適高圧での前記膨張機の理論回収動力と、前記任意の最適高圧での前記低圧段圧縮機の理論圧縮仕事とが等しくなる目標中間圧力を算出するための手段と、
前記気液分離器内の現実の圧力が前記算出された目標中間圧力に近づくように、前記膨張弁の開度を制御するための手段と、を含む、
請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項４】
前記膨張機の入口冷媒温度を検出するための第１温度センサと、
前記蒸発器の冷媒蒸発温度を検出するための第２温度センサと、
前記低圧段圧縮機の入口冷媒温度を検出するための第３温度センサと、
をさらに備え、
前記コントローラは、前記第１〜第３温度センサの検出結果に基づいて、前記任意の最適高圧および前記目標中間圧力を算出する、請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項５】
前記気液分離器内の冷媒温度を検出するための第４温度センサをさらに備え、
前記膨張弁の開度を制御するための手段が、前記第４温度センサの検出結果に基づいて前記気液分離器内の現実の圧力を算出する、請求項４に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項６】
前記膨張機の吸入容積をＶex、前記低圧段圧縮機の吸入容積をＶlc、前記膨張機の吐出冷媒の渇き度をＱexo、前記膨張機の吸入冷媒の密度をρexi、前記低圧段圧縮機の吸入冷媒の密度ρlciとしたとき、
下式（１）で表された関係を満足する、請求項１〜５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）≦（Ｖlc／Ｖex）  ・・・（１）
【請求項７】
前記膨張機の吸入容積をＶex、前記低圧段圧縮機の吸入容積をＶlc、前記膨張機の吸入冷媒の密度をρexi、前記低圧段圧縮機の吸入冷媒の密度ρlciとしたとき、
下式（２）で表された関係を満足する、請求項１〜５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
（Ｖlc／Ｖex）≦（ρexi／ρlci）  ・・・（２）
【請求項８】
前記膨張機の吸入容積をＶex、前記低圧段圧縮機の吸入容積をＶlc、前記膨張機の吐出冷媒の渇き度をＱexo、前記膨張機の吸入冷媒の密度をρexi、前記低圧段圧縮機の吸入冷媒の密度ρlciとしたとき、
下式（３）で表された関係を満足する、請求項１〜５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
（１−Ｑexo）×（ρexi／ρlci）≦（Ｖlc／Ｖex）≦（ρexi／ρlci）  ・・・（３）
【請求項９】
前記膨張機の吸入流路と前記膨張機の膨張室に向かって開口した膨張機インジェクションポートとを接続している膨張機インジェクション流路と、
前記膨張機インジェクション流路上に設けられた膨張機インジェクション弁と、をさらに備え、
前記膨張機インジェクション弁を制御することによって前記膨張機の吸入容積を変更可能である、請求項１〜８のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項１０】
前記低圧段圧縮機および前記膨張機が、共通の密閉容器内に配置されている、請求項１〜９のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
【請求項１１】
蛇口に湯を供給できる給湯機能および／または家屋の床に巡らされた配管に湯を循環させることによって室内の暖房を行う床暖房機能を有するヒートポンプ給湯機と、
室内の空気と冷媒とを熱交換させることによって室内の温度調節を行うように構成された空調機とを備え、
前記給湯機および前記空調機に共通の冷凍サイクル装置として、請求項１〜１０のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置が用いられた、多機能ヒートポンプシステム。
【手続補正３】
【補正対象書類名】図面
【補正対象項目名】全図
【補正方法】変更
【補正の内容】
【図１】
2009147826.tif 000023
【図２】
2009147826.tif 000024
【図３】
2009147826.tif 000025
【図４】
2009147826.tif 000026
【図５Ａ】
2009147826.tif 000027
【図５Ｂ】
2009147826.tif 000028
【図５Ｃ】
2009147826.tif 000029
【図６Ａ】
2009147826.tif 000030
【図６Ｂ】
2009147826.tif 000031
【図７Ａ】
2009147826.tif 000032
【図７Ｂ】
2009147826.tif 000033
【図８Ａ】
2009147826.tif 000034
【図８Ｂ】
2009147826.tif 000035
【図９】
2009147826.tif 000036
【図１０】
2009147826.tif 000037
【図１１】
2009147826.tif 000038
【図１２Ａ】
2009147826.tif 000039
【図１２Ｂ】
2009147826.tif 000040
【図１３】
2009147826.tif 000041
【図１４】
2009147826.tif 000042
【国際調査報告】
2009147826.tif 000043
2009147826.tif 000044