(57)【要約】    【課題】  ２段圧縮機の中間圧力が制御可能な高性能・高信頼性の冷凍サイクル装置を提供する。    【解決手段】  低圧側と高圧側の２段圧縮を行う圧縮機を有する冷凍サイクル装置において、圧縮機の高圧側圧縮要素から吐出された冷媒の熱交換を行う第１の熱交換器と、その第１の熱交換器からの冷媒の圧力を下げる減圧装置と、減圧された冷媒と熱交換する第２の熱交換器とがそれぞれ冷媒流路を介して接続する冷媒回路と、低圧側圧縮要素で圧縮された冷媒が高圧側圧縮要素に吸入される冷媒量を調節する冷媒量調節部とを有する。    【選択図】  図１
2006161659.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
密閉容器の中に収納された電動要素とこの電動要素によって駆動される低圧側圧縮要素と高圧側圧縮要素とを備えた圧縮機と、前記高圧側圧縮要素から吐出された冷媒の熱交換を行う第１の熱交換器と、この第１の熱交換器からの冷媒の圧力を下げる減圧装置と、減圧された冷媒の熱交換を行う第２の熱交換器とがそれぞれ冷媒流路を介して接続して、前記第２の熱交換器からの冷媒を前記圧縮機の低圧側圧縮要素に吸込む冷媒回路と、前記低圧側圧縮要素で圧縮されて前記高圧側圧縮要素に吸入される冷媒量を調節する冷媒量調節部と、を有する冷凍サイクル装置。
【請求項２】
密閉容器の中に収納された電動要素とこの電動要素によって駆動される低圧側圧縮要素と高圧側圧縮要素とを備えた圧縮機と、前記高圧側圧縮要素から吐出された冷媒の熱交換を行う第１の熱交換器と、この第１の熱交換器からの冷媒の圧力を下げる第１の減圧装置と、減圧された冷媒の熱交換をする第２の熱交換器とがそれぞれ冷媒流路を介して接続し、前記第２の熱交換器からの冷媒を前記圧縮機の低圧側圧縮要素に吸込む冷媒回路と、前記低圧側圧縮要素で圧縮された冷媒を前記第１の減圧装置と前記第２の熱交換器との間の冷媒流路に連絡させる中間冷媒流路と、その中間冷媒流路からの冷媒と連通する第２の減圧装置と、前記第１若しくは／及び第２の減圧装置を制御して前期高圧側圧縮要素に吸入される冷媒量を調節する制御部と、を有する冷凍サイクル装置。
【請求項３】
請求項２において、前記第２の減圧装置は、前記中間冷媒流路上に設けられている冷凍サイクル装置。
【請求項４】
請求項２において、前記第２の減圧装置は、前記中間冷媒流路と接続する冷媒流路上であって、その前記中間冷媒流路との接続部よりも冷媒の流れの下流に設けられている冷凍サイクル装置。
【請求項５】
請求項２において、前記第２の減圧装置は、前記高圧側圧縮要素の吸入圧力又は前記低圧側圧縮要素の吐出圧力に応じて作動する冷凍サイクル装置。
【請求項６】
請求項２において、前記第２の減圧装置は、前記高圧側圧縮要素の吐出温度と前記低圧側圧縮要素の吐出温度との差に応じて作動する冷凍サイクル装置。
【請求項７】
請求項２において、前記中間冷媒流路は、前記低圧側圧縮要素で圧縮された冷媒が熱交換する第３の熱交換器を有する冷凍サイクル装置。
【請求項８】
請求項７において、前記第１の熱交換器と前記第３の熱交換器は、それぞれを流れる冷媒が共通の流体との間で熱交換する冷凍サイクル装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、２段圧縮機を用いた冷凍サイクル装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
冷凍サイクル装置、例えば冷凍空調装置や給湯装置に用いられるヒートポンプ装置は、一般に圧縮機を備えていて、その圧縮機として２段圧縮機を使用するものがある。
【０００３】
そのような冷凍サイクル装置に用いられる圧縮機の吸入圧力および吐出圧力は、装置の運転条件により変化し、当然、吐出圧力と吸入圧力の比である圧力比も変化する。特に、圧縮機として低圧側圧縮要素と高圧側圧縮要素をもつ２段圧縮機を用いる場合、前述の吸入圧力および吐出圧力はそれぞれ低圧側圧縮要素の吸入圧力（低圧側吸入圧力）、高圧側圧縮要素の吐出圧力（高圧側吐出圧力）となる。
【０００４】
この２段圧縮機の低圧側圧縮要素の吐出圧力（低圧側吐出圧力）、または高圧側圧縮要素の吸入圧力（高圧側吸入圧力）は、以下に述べる関係および仮定により、概略値を算出することができる。
【０００５】
低圧側圧縮要素と高圧側圧縮要素のそれぞれのシリンダ容積と吸入ガス比容積の関係は、以下で表わせる。
【０００６】
vs1 = etav1・Vth1・N / G1      ………（１）
vs2 = etav2・Vth2・N / G2      ………（２）
ここで、vsは吸入ガス比容積、etavは体積効率、Vthはシリンダ容積、Nは圧縮機回転速度、Gは冷媒質量流量、添字1、2はそれぞれ低圧側圧縮要素、高圧側圧縮要素を示す。
【０００７】
また、ガスの圧縮を「pvk = 一定」の断熱変化と仮定し（p：圧力、v:ガス比容積、k：断熱指数）、低圧側圧縮要素の吐出ガス状態と高圧側圧縮要素の吸入ガス状態が同一と仮定すると、以下が成り立つ。
【０００８】
Ps1vs1k = Ps2vs2k      ………（３）
ここで、Ps1、vs1はそれぞれ低圧側圧縮要素の吸入圧力、吸入ガス比容積を示し、Ps2、vs2は高圧側圧縮要素の吸入圧力、吸入ガス比容積を示す。
【０００９】
上記の３式よりvs1、vs2を消去すると、高圧側吸入圧力Ps2と低圧側吸入圧力Ps1とは以下の関係が成り立つ。
【００１０】
Ps2 = Ps1((etav1 / etav2)・(Vth1 / Vth2)・(G2 / G1))k  ………（４）
低圧側圧縮要素の吐出口と高圧側圧縮要素の吸入口との間で外部との冷媒の流出入がないと仮定すると、低圧側圧縮要素の冷媒質量流量G1と高圧側圧縮要素の冷媒質量流量G2は同一となり、また、低圧側圧縮要素の体積効率etav1と高圧側圧縮要素の体積効率etav2がほぼ同一と仮定すると、高圧側吸入圧力Ps2と低圧側吸入圧力Ps1との関係は以下で表わせる。
【００１１】
Ps2 ≒ Ps1(Vth1 / Vth2)k      ………（５）
すなわち、高圧側吸入圧力Ps2は、低圧側吸入圧力Ps1の約(Vth1 / Vth2)k倍となる。Vth1、Vth2は低圧側圧縮要素および高圧側圧縮要素のシリンダ容積であるので、(Vth1 / Vth2)は一定値である。また、断熱指数kの運転条件による変化は小さい。したがって、高圧側吸入圧力Ps2は、低圧側吸入圧力Ps1の約定数倍となる。なお、（５）式において、高圧側吸入圧力Ps2が圧縮機の吐出圧力Pd（高圧側吐出圧力）より大きい場合は、Ps2 = Pdとする。
【００１２】
このような２段圧縮機は、単段圧縮機と比較して、各段毎の圧力比および圧力差が小さくなることにより、各圧縮要素の荷重および作動室の漏れが低減され、効率が向上する。
【００１３】
低圧側圧縮要素の吐出圧力と吸入圧力との比率（低圧側圧縮要素の圧力比）と高圧側圧縮要素の吐出圧力と吸入圧力との比率（高圧側圧縮要素の圧力比）の関係、または、低圧側圧縮要素の吐出圧力と吸入圧力との差圧（低圧側圧縮要素の差圧）と高圧側圧縮要素の吐出圧力と吸入圧力との差圧（高圧側圧縮要素の差圧）の関係を適切に設定することにより、効率向上を図ることができる。
【００１４】
【特許文献１】特開平１０−１４１２７０号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１５】
しかし、運転条件により、２段圧縮機の吸入圧力（低圧側吸入圧力）および吐出圧力（高圧側吐出圧力）は変化し、また、その圧力比も変化する。高圧側吸入圧力Ps2は低圧側吸入圧力Ps1が決まれば、（５）式により、ほぼ自動的に決まってしまう。
【００１６】
そのため、運転条件によっては、低圧側圧縮要素の圧力比と高圧側圧縮要素の圧力比、または、低圧側圧縮要素の差圧と高圧側圧縮要素の差圧との関係が最適点から大きくずれ、上記の２段圧縮機本来の特長を生かせない場合が生ずる。
【００１７】
特に、冷凍サイクル装置が低負荷で低圧力比運転された場合、その２段圧縮機の低圧側吐出圧力（高圧側吸入圧力とほぼ同等）が圧縮機の吐出圧力（高圧側吐出圧力）まで到達してしまう。すると高圧側圧縮要素では圧縮仕事がされず、ガス冷媒がただ作動室を流通するのみなので、入力したエネルギーが無駄な仕事となる。つまり単段圧縮機より効率が低下するという問題が生じる。
【００１８】
この問題に対して特許文献1では、低圧力比運転時に、低圧側圧縮要素の実質的な吸入気体容積が減少するように、圧縮室の実効容積を制御するため、低圧側圧縮要素の圧縮室と吸入側とを連通する吸入バイパス通路とそれを開閉する吸入バイパス弁開閉装置からなる制御手段を開示する。
【００１９】
これは、低圧側圧縮要素に設けた吸入バイパス通路とそれを開閉する吸入バイパス弁開閉装置により、低圧力比運転時に、前述の（５）式において、低圧側圧縮要素のシリンダ容積Vth1を減少させたことに相当し、これにより、高圧側吸入圧力Ps2を低下させたものである。
【００２０】
したがって、低圧側吐出圧力（高圧側吸入圧力とほぼ同等）が吐出圧力に接近することを防止することができる。そして、低圧側圧縮要素と高圧側圧縮要素における圧縮負荷が接近し、圧縮機入力の低減が図られる。
【００２１】
しかしながら、特許文献１では以下に述べる課題があった。この従来技術では、ローリングピストン型ロータリ２段圧縮機の低圧側圧縮要素のシリンダ圧縮室にバイパス穴が設けられ、圧縮室と吸入側とを連通する吸入バイパス通路とそれを開閉する吸入バイパス弁を備える。
【００２２】
ピストンがシリンダ内を回転するのに伴って、低圧側圧縮要素の吸入室容積が増加し吸入作用を行う一方、圧縮室容積が減少し圧縮作用、その後吐出作用を行う。
【００２３】
圧力比が設定値以下の低圧力比運転時、吸入バイパス弁が開かれ、ピストンがシリンダ圧縮室内でバイパス穴を通過するまでは、実質的な圧縮作用が行われず、冷媒ガスがバイパス通路を介して、低圧側圧縮要素の吸入側に還流する。そして、ピストンがバイパス穴を通過後に実質的な圧縮作用が開始する。
【００２４】
したがって、ピストンがシリンダ圧縮室内でバイパス穴を通過するまで、低圧側圧縮要素は、圧縮作用を行わず、ポンプ作用を行い、そのポンプ作用により圧縮室から送出された冷媒ガスは吸入側に戻され、再び低圧側圧縮要素に吸入される。よって、この区間は無駄な仕事がされていることになり、この分圧縮機の入力が増加するという問題が特許文献１にはあった。
【００２５】
また、ローリングピストン型ロータリ圧縮機は、ピストンがシリンダ内を一回転する間に圧縮作用と吐出作用を行うため、特許文献１に開示の従来技術では、ピストンがバイパス穴を通過後に圧縮作用が開始することになり、冷媒ガスが吐出圧力に達する回転角度も遅れ、よって、短い回転角度の間で吐出作用を行わなければならない。したがって、単位時間当たりに吐出ポートを通過する冷媒流量が増加し、これが吐出流路損失の増加となり、この分も圧縮機の入力が増加するという問題があった。
【００２６】
したがって、特許文献１に開示の従来技術では、低圧力比運転時、低圧側吐出圧力が高圧側吐出圧力に接近することを防止し、低圧側圧縮要素と高圧側圧縮要素における圧縮負荷を近接し、圧縮機入力の低減を図っているが、上記問題が解決されていない。
【００２７】
本発明の目的は、低圧側圧縮要素から吐出された冷媒を吸込む高圧側圧縮要素を備えた２段圧縮機を備え、高性能・高信頼性の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】
【００２８】
上記目的を達成するために、本発明の冷凍サイクル装置は、密閉容器の中に収納された電動要素とこの電動要素によって駆動される低圧側圧縮要素と高圧側圧縮要素とを備えた圧縮機と、前記高圧側圧縮要素から吐出された冷媒の熱交換を行う第１の熱交換器と、この第１の熱交換器からの冷媒の圧力を下げる減圧装置と、減圧された冷媒の熱交換を行う第２の熱交換器とがそれぞれ冷媒流路を介して接続して、前記第２の熱交換器からの冷媒を前記圧縮機の低圧側圧縮要素に吸込む冷媒回路と、前記低圧側圧縮要素で圧縮されて前記高圧側圧縮要素に吸入される冷媒量を調節する冷媒量調節部と、を有するものである。
【００２９】
また上記目的を達成するために、本発明の他の冷凍サイクル装置は、密閉容器の中に収納された電動要素とこの電動要素によって駆動される低圧側圧縮要素と高圧側圧縮要素とを備えた圧縮機と、前記高圧側圧縮要素から吐出された冷媒の熱交換を行う第１の熱交換器と、この第１の熱交換器からの冷媒の圧力を下げる第１の減圧装置と、減圧された冷媒の熱交換をする第２の熱交換器とがそれぞれ冷媒流路を介して接続し、前記第２の熱交換器からの冷媒を前記圧縮機の低圧側圧縮要素に吸込む冷媒回路と、前記低圧側圧縮要素で圧縮された冷媒を前記第１の減圧装置と前記第２の熱交換器との間の冷媒流路に連絡させる中間冷媒流路と、その中間冷媒流路からの冷媒と連通する第２の減圧装置と、前記第１若しくは／及び第２の減圧装置を制御して前期高圧側圧縮要素に吸入される冷媒量を調節する制御部と、を有するものである。
【００３０】
上記構成に加えて、前記第２の減圧装置は、前記中間冷媒流路上に設けられていてもよい。
【００３１】
また上記構成に加えて、前記第２の減圧装置は、前記中間冷媒流路と接続する冷媒流路上であって、その前記中間冷媒流路との接続部よりも冷媒の流れの下流に設けられていてもよい。
【００３２】
また上記構成に加えて、前記第２の減圧装置は、前記高圧側圧縮要素の吸入圧力又は前記低圧側圧縮要素の吐出圧力に応じて作動するようにしてもよい。
【００３３】
また上記構成に加えて、前記第２の減圧装置は、前記高圧側圧縮要素の吐出温度と前記低圧側圧縮要素の吐出温度との差に応じて作動するようにしてもよい。
【００３４】
また上記構成に加えて、前記中間冷媒流路は、前記低圧側圧縮要素で圧縮された冷媒が熱交換する第３の熱交換器を有してもうよい。さらに、前記第１の熱交換器と前記第３の熱交換器は、それぞれを流れる冷媒が共通の流体との間で熱交換する構成を有しても良い。
【発明の効果】
【００３５】
本発明によれば、２段圧縮機を備えた冷凍サイクル装置の性能を向上させ、また信頼性を高めることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００３６】
本発明の冷凍サイクル装置は、密閉容器の中に収納された電動要素とその電動要素によって駆動される低圧側圧縮要素と高圧側圧縮要素とを備えた圧縮機と、その圧縮機の高圧側圧縮要素から吐出された冷媒の熱交換を行う第１の熱交換器と、その第１の熱交換器からの冷媒の圧力を下げる減圧装置と、減圧された冷媒と熱交換する第２の熱交換器とがそれぞれ冷媒流路を介して接続する冷媒回路と、前記低圧側圧縮要素で圧縮された冷媒が前記高圧側圧縮要素に吸入される冷媒量を調節する冷媒量調節部と、を有するものである。
【００３７】
図１を用いて説明する冷凍サイクル装置は、本発明の一実施形態であるヒートポンプ式給湯機であり、冷媒として二酸化炭素を用いたものである。
【００３８】
図１の装置において、圧縮機１０は密閉容器１３内に二つの圧縮要素（低圧側圧縮要素１１、高圧側圧縮要素１２）を有している。低圧側圧縮要素１１、高圧側圧縮要素１２は密閉容器１３内に収納された電動要素（図示せず）によって駆動される。
【００３９】
低圧側圧縮要素１１の吸入通路１１ａは密閉容器１３を貫通し、蒸発器３２の出口と接続している。低圧側圧縮要素１１の第１吐出通路１１ｂと第２吐出通路１１ｂ’とは、密閉容器１３内と連通している。言い換えると第1吐出通路１１ｂと第２吐出通路１１ｂ’は密閉容器１３に開放している。
【００４０】
高圧側圧縮要素１２の吸入通路１２ａは密閉容器１３を貫通し、第２吐出通路１１ｂ’及び熱交換器２０の第２冷媒通路２２と接続している。高圧側圧縮要素１２の吐出通路１２ｂは、熱交換器２０の第１冷媒通路２１と接続している。
【００４１】
低圧側圧縮要素１１で圧縮されたガス冷媒の流れを説明する。低圧側圧縮要素１１で圧縮されたガス冷媒は、第1吐出通路１１ｂを介して密閉容器１３内に放出される。密閉容器１３内のがス冷媒は、第２吐出通路１１ｂ’に流入する。このとき、密閉容器１３内の圧力は低圧側圧縮要素１１の吐出圧力と同等である。
【００４２】
低圧側圧縮要素１１の第２吐出通路１１ｂ’を流れる冷媒ガスは吸入通路１２ａとの接続部で二つの流れに分岐される。
【００４３】
一方の流れは、高圧側圧縮要素１２の吸入通路１２ａを介して高圧側圧縮要素１２に吸込まれる。高圧側圧縮要素１２でガス冷媒は更に圧縮されて高圧ガス冷媒となり、吐出通路１２ｂに吐出される。その高圧のガス冷媒は吐出通路１２ｂを介して熱交換器２０の第１冷媒通路２１に流れ込む。
【００４４】
他方の流れは、吸入通路１２ａを介して熱交換器２０の第２冷媒通路２２に流れ込み、一旦は分かれた冷媒流が第１の減圧装置の下流にある冷媒流路において合流する中間冷媒流路となる。
【００４５】
次に、熱交換器２０について説明する。熱交換器２０は、第１冷媒通路２１と、第２冷媒通路２２及び水通路２３を有する。第１冷媒通路２１と水通路２３、および第２冷媒通路２２と水通路２３が熱交換可能に接触構造を備える。
【００４６】
第１冷媒通路２１は、入口側は吐出通路１２ｂと接続し、出口側は第１の減圧装置である第１膨張弁３０と管路を介して接続する。水通路２３とは、水通路２３の入口部分から出口部分まで熱交換可能に接触する流路構造を第１冷媒通路２１を備える。水通路２３への水の供給は、図１の矢印の方向に行われる。つまり冷媒の流れと対向する向きに水の流れが方向付けられている。
【００４７】
第２冷媒通路２２は、第１冷媒通路２１と比較して、水通路２３の出口側部分と熱交換しない流路構造を備える。第２冷媒通路２２は、その入口側が低圧側圧縮要素１１の第２吐出通路１１ｂ’と、吸入通路１２ａを介して連通し、その出口側が第２の減圧装置である第２膨張弁３１と管路を介して接続する。この第２冷媒通路２２を流れるガス冷媒は、水通路２３を流れる水と熱交換して第２膨張弁３１に流れる。
【００４８】
本実施形態では、熱交換器２０の第１冷媒通路２１は第１膨張弁３０と連通し、第２冷媒通路２２は第２膨張弁３１と連通する。そして第１膨張弁３０を通過した冷媒と、第２膨張弁３１とを通過した冷媒とが混合した後、その混合された冷媒が蒸発器３２に流入する。また、第２膨張弁３１を通過する冷媒が無ければ第１膨張弁３０を通過した冷媒だけが蒸発器３２に流入することになる。各膨張弁の開度に応じた冷媒の流れについての詳細は後述する。
【００４９】
蒸発器３２で熱交換した冷媒は、吸入通路１１ａを経て低圧側圧縮要素１１に吸入される。送風機３３は蒸発器３２に空気を送風し、蒸発器３２は冷媒と空気との熱交換を行う。
【００５０】
次に、図１における制御系について説明する。まず、第１制御装置５０は、蒸発器３２における過熱度を制御する制御装置であり、第２制御装置５１は、高圧側圧縮要素１２と低圧側圧縮要素１１からの冷媒ガス吐出温度差を制御する制御装置である。
【００５１】
蒸発温度センサ４０は蒸発器３２の冷媒伝熱管（図示せず）表面に接触して設けられ、近似的に冷媒の蒸発温度Teを検知する。また、低圧側吸入温度センサ４１は、圧縮機１０の低圧側圧縮要素１１の吸入通路１１ａである配管表面に接触して設けられ、近似的に低圧側圧縮要素１１の吸入ガス冷媒温度Ts1を検知する。
【００５２】
低圧側吐出温度センサ４２は低圧側圧縮要素１１の吐出通路１１ｂ’である配管表面に接触して設けられ、近似的に低圧側圧縮要素１１の吐出ガス冷媒温度Td1を検知する。また、高圧側吐出温度センサ４３は高圧側圧縮要素１２の吐出通路１２ｂである配管表面に接触して設けられ、近似的に高圧側圧縮要素１２の吐出ガス冷媒温度Td2を検知する。
【００５３】
第１制御器５０は温度センサ４１によって検出される吸入ガス温度Ts1と温度センサ４０によって検出される蒸発温度Teの差である過熱度の大きさを、第１膨張弁３０の開閉度により制御する。例えば、目標過熱度が５℃と設定された場合、第１制御器５０は、過熱度が目標過熱度となるように第１膨張弁３０の開閉度を制御する。
【００５４】
第２制御器５１は温度センサ４３によって検知される高圧側吐出温度Td2と温度センサ４２によって検知される低圧側吐出温度Td1の差である高圧側と低圧側の吐出温度差(Td2 − Td1)の大きさを、第２膨張弁３１の開度により制御する。例えば、図２に示すように目標吐出温度差(Td2 − Td1)を高圧側吐出温度Td2と低圧側吸入温度Ts1の差(Td2 − Ts1)の一次関数として設定し、吐出温度差が目標値となるように第２制御器５１は第２膨張弁３１の弁開閉度を制御する。
【００５５】
本実施形態では、ヒートポンプ式給湯機の冷媒として二酸化炭素を用い、高圧側圧縮要素１２のシリンダ容積は、低圧側圧縮要素のシリンダ容積の６０％に設定されている。
【００５６】
以上のように構成するヒートポンプ式給湯機の高圧力比運転時と低圧力比運転時での冷凍サイクルの動作について説明する。
【００５７】
図３にヒートポンプ式給湯機の２段圧縮機が高圧力比運転を行う時の冷媒流れの説明図である。例えば、冬期の圧力条件として吸入圧力、吐出圧力及び圧力比をそれぞれ、吸入圧力（低圧側吸入圧力）Ps1 = 3.5MPa、吐出圧力（高圧側吐出圧力）Pd = 10MPaで圧力比Pd / Ps1 = 2.9とする。
【００５８】
この時、高圧側圧縮要素１２と低圧側圧縮要素１１との吐出温度差(Td2 − Td1)が図２に示した目標値となるように、第２膨張弁３１を制御して弁は全閉状態となる。この場合、低圧側圧縮要素１１の冷媒流量G1と高圧側圧縮要素１２の冷媒流量G2は同一である。
【００５９】
また、低圧側圧縮要素１１の体積効率etav1と高圧側圧縮要素１２の体積効率etav2をほぼ同一と仮定し、高圧側圧縮要素と低圧側圧縮要素のシリンダ容積比Vth2 / Vth1 = 0.6、断熱指数k = 1.3を用いると、前出の（４）式より高圧側吸入圧力はPs2 = 6.8MPaとなる。この時、低圧側圧縮要素１１の圧力比Ps2 / Ps1 = 1.9、高圧側圧縮要素１２の圧力比Pd / Ps2 = 1.5、また、低圧側圧縮要素１１の圧力差Ps2 − Ps1 = 3.3MPa、高圧側圧縮要素１２の圧力差Pd − Ps2 = 3.2MPaとなる。
【００６０】
よって、各圧縮要素の圧力比及び圧力差が接近し、各圧縮要素の荷重及び作動室の漏れが低減され、圧縮機の効率が向上する。
【００６１】
図４は図１のヒートポンプ式給湯機の２段圧縮機が低圧力比運転を行う時の冷媒流れの説明図である。例えば、夏期の圧力条件として吸入圧力、吐出圧力及び圧力比をそれぞれ、吸入圧力（低圧側吸入圧力）Ps1 = 5.6MPa、吐出圧力（高圧側吐出圧力）Pd = 10Mpa、そして圧力比Pd / Ps1= 1.8とする。
【００６２】
この時、高圧側圧縮要素１３と低圧側圧縮要素１１の吐出温度差(Td2 − Td1)が図２に示した目標値となるように、第２膨張弁３１を制御して、弁は低圧側圧縮要素１１から高圧側圧縮要素１２へ流れる冷媒の約２５％を熱交換器２０の第２冷媒通路に流通させる。したがって、冷媒流量比G2 / G1 = 0.75である。
【００６３】
また、体積効率の比率etav1 / etav2 = 1.0を仮定し、シリンダ容積比Vth2 / Vth1 = 0.6、断熱指数k = 1.3を用いると、（４）式より高圧側吸入圧力はPs2 = 7.5MPaとなる。この時、低圧側圧縮要素１１の圧力比Ps2 / Ps1 = 1.3、高圧側圧縮要素１２の圧力比Pd / Ps2 = 1.3、また、低圧側圧縮要素１１の圧力差Ps2 − Ps1 = 1.9MPa、高圧側圧縮要素１２の圧力差Pd − Ps2 = 2.5MPaとなる。
【００６４】
よって、各圧縮要素の圧力比及び圧力差が接近し、各圧縮要素の荷重及び作動室の漏れが低減され、圧縮機の効率が向上する。
【００６５】
ここで、低圧力比運転時、低圧側圧縮要素１１の吐出通路１１ｂ’の冷媒を分岐する手段がない場合、冷媒流量比G2 / G1 = 1.0であり、（４）式より、高圧側吸入圧力はPs2 = 10.9MPaとなる。
【００６６】
この値は吐出圧力Pd = 10MPaより高くなるため、Ps2 = Pdとなる。したがって、低圧側圧縮要素１１のみで圧縮機の吐出圧力まで到達し、高圧側圧縮要素１２では、圧縮仕事がされない。すなわち、ガス冷媒がただ作動室を流通するのみで、無駄な仕事がされており、単段圧縮機より効率が低下する。
【００６７】
したがって、本実施形態により、この課題の解決を図ることができる。また、低圧側圧縮要素の圧縮室の冷媒を吸入側にバイパスさせる従来技術では、圧縮機が圧縮仕事の他に冷媒をバイパスさせるためのポンプ仕事が余計に必要なのに対して、本発明はポンプ仕事等の余計な動力を必要としないため、より効率的である。
【００６８】
また、本実施形態のように、熱交換器２０の第２冷媒通路２２に流入する冷媒は低圧側圧縮後の吐出ガスのため、高圧側圧縮後の吐出ガスである第１冷媒通路２１に流入する冷媒より低温である。
【００６９】
例えば、低圧側吸入圧力Ps1 = 5.6MPa、低圧側吸入温度Ts1 = 24℃、高圧側吸入圧力Ps2 = 7.5MPa、吐出圧力Pd = 10MPで断熱圧縮を仮定すると、低圧側吐出温度Td1 = 46℃、高圧側吐出温度Td2 = 68℃となる。
【００７０】
熱交換器２０の第１冷媒通路２１は水通路２３の入口から出口まで全体にわたって対向流となるように配置されているのに対して、第２冷媒通路２２は水通路２３の入口から途中まで対向流となるように配置されている。
【００７１】
そのため、第１冷媒通路２１に流入した高温の冷媒（例えば68℃）は、水通路２３内を流れる水を加熱しながら温度が低下し、第２冷媒通路２２入口付近で、第２冷媒通路２２入口の冷媒温度（例えば46℃）と同等となる。その後、第１冷媒通路２１内の冷媒と第２冷媒通路２２内の冷媒は同等の温度レベルで水通路２３内の水を加熱し、温度が同様に低下する。したがって、同じ位置での二つの冷媒通路２１と２２内の冷媒温度を同等レベルとなるように第２冷媒通路を配置したため、冷媒と水との熱交換を効率的に行うことができる。
【００７２】
以上の構成および動作により、２段圧縮機の中間圧力である高圧側圧縮要素の吸入圧力を適正に制御することができ、圧力比に関わらず高効率な運転を図ることができる。
【００７３】
図５の構成は、図１の構成に圧縮機密閉容器１３内の圧力を検知する圧力センサ４４を付加したものである。図５において、図１と同等部分には同一符号を付し、その説明は省略する。
【００７４】
冷媒として用いる二酸化炭素は、臨界点の温度が３１℃と低く、ヒートポンプ装置および冷凍空調装置の冷凍サイクルに適用した場合は、臨界点を横切る遷臨界冷凍サイクルとなる。
【００７５】
超臨界状態では樹脂等の高分子材料の溶出が問題となり、水分が存在した場合にはさらに溶出が促進され樹脂材料の著しい劣化を引き起こす恐れがある。圧縮機１０の密閉容器１３内には、圧縮要素１１、１２を駆動する電動要素（図示せず）が収納されており、電動要素には樹脂材料が使用されている。したがって、本実施例では、密閉容器１３内の圧力を臨界圧力以下に保つことにより、電動要素の樹脂材料の劣化防止を図る。
【００７６】
二酸化炭素の臨界圧力は約7.4MPaである。ヒートポンプ式給湯機の運転時、圧力センサ４４は圧縮機の密閉容器内圧力を検知する。圧縮機の低圧である吸入圧力（低圧側吸入圧力）と高圧である吐出圧力（高圧側吐出圧力）に対して、密閉容器内圧力は低圧側吐出圧力および高圧側吸入圧力と同等の中間圧力となっている。第２制御器５１は、圧力センサ４４で検知した中間圧力が臨界圧力より低い上限圧力、例えば、7.0MPa以下で高圧側と低圧側の吐出温度差(Td2 − Td1)が前出の図２に示した目標値となるように、第２膨張弁３１を制御する。
【００７７】
図３での説明と同じ高圧力比運転条件では、吸入圧力（低圧側吸入圧力）Ps1 = 3.5MPa、吐出圧力（高圧側吐出圧力）Pd = 10MPaで第２膨張弁３１が全閉状態となり、高圧側吸入圧力（密閉容器内圧力と同等）は、実施例１と同じ、上限圧力7.0MPaより低いPs2 = 6.8MPaとなる。
【００７８】
一方、図４での説明と同じ低圧力比運転条件の吸入圧力（低圧側吸入圧力）Ps1 = 5.6MPa、吐出圧力（高圧側吐出圧力）Pd = 10MPaでは、高圧側と低圧側の吐出温度差(Td2 − Td1)制御を行うと、実施例１のように中間圧力が7.5MPaとなり、上限値7.0MPaを超えてしまうため、圧力センサ４４で検知した中間圧力が上限値7.0MPaとなるように膨張弁３１が制御される。このとき、（４）式から計算すると、低圧側圧縮要素１１から高圧側圧縮要素１２へ流れる冷媒の約２９％が熱交換器２０の第２冷媒通路に流通される。
【００７９】
したがって、圧縮機１０の密閉容器１３内の圧力を臨界圧力以下に保持することができるため、密閉容器１３内に収納された電動要素等の樹脂材料の超臨界溶出による劣化防止を図り、信頼性を向上させることができる。
【００８０】
また、圧縮機の密閉容器内圧力を臨界圧力以下に抑えたため、密閉容器の耐圧を低くでき、コスト低減化を図ることができる。
【００８１】
図６の構成は、図１の構成に２段圧縮機の中間冷却器を付加したものである。図６において、図１と同等部分には同一符号を付し、その説明は省略する。
【００８２】
熱交換器２０’において、第１冷媒通路２１は水通路２３の入口から出口まで全体にわたって対向流となるように配置されている。
【００８３】
第２冷媒通路中間冷却部２４ａは、その入口が圧縮機１０の低圧側圧縮要素１１の第２吐出通路１１ｂ’と接続している。また、中間冷却部２４ａは、水通路２３の中間部に位置して、対向流となる水と熱交換可能に配置されている。
【００８４】
また、第２冷媒通路バイパス冷却部２４ｂは水通路２３の入口側で対向流熱交換可能に配置されている。第２冷媒通路中間冷却部２４ａの出口での二つの分岐は、一方が高圧側圧縮要素１２の吸入通路１２ａと接続し、他方は第２冷媒通路バイパス冷却部２４ｂの入口側と接続している。さらにまた、第２冷媒通路バイパス冷却部２４ｂの出口は第２膨張弁３１を介して、蒸発器３２の入口と接続している。
【００８５】
この時、圧縮機１０の低圧側圧縮要素１１にて低圧から中間圧まで圧縮され、温度の上昇したガス冷媒は、熱交換器２０’の第２冷媒通路中間冷却部２４ａで水通路２３内の水と熱交換を行い冷却される。したがって、高圧側圧縮要素１２の入口冷媒温度が低下するため、単位質量当りの理論断熱圧縮仕事が減少し、ヒートポンプ式給湯機の消費電力の低減を図ることができる。
【００８６】
また、図１を用いて詳述したように、第２膨張弁３１を制御することにより、２段圧縮機の中間圧力を適正に制御することで、運転圧力比に関わらず高効率な運転を図ることができる。
【００８７】
図７は本発明の一実施形態に係るヒートポンプ式暖房機の概略を示す冷凍サイクル構成図である。その構成は、図１の実施例の構成における水−冷媒熱交換器から空気−冷媒熱交換器に変更したものである。図７において、図１と同等部分には同一符号を付し、その説明は省略する。
【００８８】
主ガス冷却器６０の入口は圧縮機１０の高圧側圧縮要素１２の吐出通路１２ｂと接続し、主ガス冷却器６０の出口は第１膨張弁３０と接続している。また、中間冷却器６１の入口は圧縮機１０の低圧側圧縮要素１１の第２吐出通路１１ｂ’と接続し、中間冷却器６１の出口は二つに分岐し、片方は高圧側圧縮要素１２の吸入通路１２ａと接続し、他方はバイパスガス冷却器６２の入口と接続している。さらにまた、バイパスガス冷却器６２の出口は第２膨張弁３１を介して、蒸発器３２の入口と接続している。
【００８９】
冷却器６０、６１、６２は相対的に冷媒温度が高い順に配置されており、ガス冷媒は送風機６３により送風される空気と擬似的に対向流となるように効率的な熱交換を図ることができる。
【００９０】
また、図１を用いて詳述したように、第２膨張弁３１を制御することにより、２段圧縮機の中間圧力を適正に制御することができ、運転圧力比に関わらず高効率な運転を図ることができる。
【００９１】
さらにまた、図６の実施形態と同様に、２段圧縮機の中間冷却器を行うことにより、ヒートポンプ式暖房機の消費電力の低減を図ることができる。
【００９２】
２段圧縮機を用いた冷凍サイクル装置として、ヒートポンプ式給湯機及び暖房機に本発明の一実施形態を適用した例について述べたが、２段圧縮機を用いた冷凍装置にも同様に適用できる。
【００９３】
また、圧縮機の吸入通路内冷媒と膨張弁前の通路内冷媒を熱交換させる内部熱交換器については説明しなかったが、機器の効率向上、水または空気の加熱温度の上昇を目的として、内部熱交換器を設けてもよい。
【００９４】
図８の構成は、図１の熱交換器として適用可能な他の熱交換器を適用したものである。図８の構成において、図１と同等部分には同一符号を付し、その説明は省略する。
【００９５】
図８の熱交換器２０について説明する。熱交換器２０は、複数の管路からなる第1冷媒通路２１と、第２冷媒通路２２及び水通路２３を有する。
【００９６】
図９に各通路の位置関係を示したように、第１冷媒通路２１と水通路２３、および第２冷媒通路２２と水通路２３が熱交換可能に接触構造を持つ。
【００９７】
第１冷媒通路２１と吐出通路１２ｂとの接続は、第１冷媒通路２１の入口部に設けられた分配器（詳細図示せず）を介して行われる。第１冷媒通路２１の出口部は、複数の配管を合流させた管路となす。この管路が一つに合流した第１冷媒通路２１の出口部は、第１の減圧装置である第１膨張弁３０と接続する。
【００９８】
第２冷媒通路２２は第1冷媒通路２１と比較して、水通路２３の出口側部分と熱交換しない流路構造とした。第１冷媒通路２１は第１膨張弁３０と連通し、第１膨張弁３０は第２の減圧装置である第２膨張弁３１と連通する。
【００９９】
第２冷媒通路２２の出口は第１膨張器３０と第２の減圧装置である第２膨張器３１間の配管と接続する。
【０１００】
したがって、第２冷媒通路２２を通過する冷媒があれば、第１膨張弁３０を通過した冷媒と混合した後、第２膨張弁３１を介して蒸発器３２に流入する。
【０１０１】
図８のヒートポンプ式給湯機における高圧力比運転時と低圧力比運転時での冷凍サイクルの動作について説明する。
【０１０２】
例えば、冬期に運転を行った場合の圧力条件として、図３での説明と同様に、吸入圧力（低圧側吸入圧力）Ps1 = 3.5MPa、吐出圧力（高圧側吐出圧力）Pd = 10MPaで圧力比Pd / Ps1 = 2.9とする。この時、高圧側と低圧側の吐出温度差(Td2 − Td1)が図３に示した目標値となるように、第２膨張弁３１が制御される。このとき、圧縮機１３内の圧力と第１膨張弁３０の出口の圧力はほぼ同一になり第２冷媒流路２２には冷媒が流れない。
【０１０３】
したがって、低圧側圧縮要素１１の冷媒流量G1と高圧側圧縮要素１２の冷媒流量G2は同一である。また、低圧側圧縮要素１１の体積効率etav1と高圧側圧縮要素１２の体積効率etav2をほぼ同一と仮定し、高圧側圧縮要素と低圧側圧縮要素のシリンダ容積比Vth2 / Vth1 = 0.6、断熱指数k = 1.3を用いると、前出の（４）式より高圧側吸入圧力はPs2 = 6.8MPaとなる。
【０１０４】
この時、低圧側圧縮要素１１の圧力比Ps2 / Ps1 = 1.9、高圧側圧縮要素１２の圧力比Pd / Ps2 = 1.5、また、低圧側圧縮要素１１の圧力差Ps2 − Ps1 = 3.3MPa、高圧側圧縮要素１２の圧力差Pd − Ps2 = 3.2MPaとなる。
【０１０５】
よって、各圧縮要素の圧力比及び圧力差が接近し、各圧縮要素の荷重及び作動室の漏れが低減され、圧縮機の効率が向上する。
【０１０６】
一方、夏期に運転を行った場合、図４での条件と同様に、圧力条件として、吸入圧力（低圧側吸入圧力）Ps1 = 5.6MPa、吐出圧力（高圧側吐出圧力）Pd = 10MPaで圧力比Pd / Ps1= 1.8とする。
【０１０７】
この時、高圧側と低圧側の吐出温度差(Td2 − Td1)が図２に示した目標値となるように、第２膨張弁３１が制御される。すると、第１膨張弁出口圧力は低圧側圧縮要素１１の出口圧力より低くなり、冷媒の約２５％が熱交換器２０の第２冷媒通路に流通するようになる。
【０１０８】
したがって、冷媒流量比G2 / G1 = 0.75である。また、体積効率の比率etav1 / etav2 = 1.0を仮定し、シリンダ容積比Vth2 / Vth1 = 0.6、断熱指数k = 1.3を用いると、（４）式より高圧側吸入圧力はPs2 = 7.5MPaとなる。
【０１０９】
この時、低圧側圧縮要素１１の圧力比Ps2 / Ps1 = 1.3、高圧側圧縮要素１２の圧力比Pd / Ps2 = 1.3、また、低圧側圧縮要素１１の圧力差Ps2 − Ps1 = 1.9MPa、高圧側圧縮要素１２の圧力差Pd − Ps2 = 2.5MPaとなる。
【０１１０】
よって、各圧縮要素の圧力比及び圧力差が接近し、各圧縮要素の荷重及び作動室の漏れが低減され、圧縮機の効率が向上する。
【０１１１】
本実施形態のように、熱交換器２０を水通路２３に対し複数の第１冷媒流路２１と第２冷媒流路２２を熱交換可能に接触させた構造をとることにより、水と冷媒の非接触長さを短くでき熱交換性能を向上できる。さらに、水流路２３を楕円の管で構成すると、水と管の接触面積を大きくでき伝熱性能が向上し、ヒートポンプ式給湯機の効率を向上できる。一方、二酸化炭素のような熱交換器内が超臨界状態で、放熱により温度が低下する冷媒では、水と冷媒の流れ方向を逆にすることにより水と冷媒の温度差が平均化され熱交換性能を向上できる。
【０１１２】
本実施形態における冷凍サイクル装置は、低圧側圧縮要素と高圧側圧縮要素を有する２段圧縮機と、冷却媒体を加熱する熱交換器と、減圧装置と、蒸発器とが接続され高圧側側が超臨界圧力となり、減圧装置として直列接続した第１減圧装置と第２減圧装置を備え、低圧側圧縮要素の出口と第１減圧装置と第２減圧装置の間を接続した第２吐出通路を備えることにより高圧側圧縮要素入口圧力を常に適正に制御でき、高効率な冷凍サイクル装置、例えばヒートポンプ装置または冷凍空調装置を提供できる。
【０１１３】
図１０の構成は熱交換器２０が空気を冷却媒体とした冷凍空調装置に本発明を適用したものである。また第２の減圧装置としてキャピラリチューブ３１ｂを備えたものである。図１０において、図１と同等部分には同一符号を付し、その説明は省略する。
【０１１４】
熱交換器２０は空気を冷却媒体とした。より詳細には図１１に示したように、高圧側圧縮要素１２と吸入通路１２ａを介して接続する第１冷媒流路２１は、空気流の下流に、第１冷媒流路入口部２１ａを、そして空気流の上流に、第１減圧装置である第１膨張弁３０と接続する第１冷媒流路出口部２１ｂとを有する。
【０１１５】
第２冷媒流路２２は、低圧側圧縮要素１１からの圧縮ガスが導かれる第２吐出通路１１ｂ’と接続する第２冷媒流路入口部２２ａと、第１膨張弁３０と第２減圧装置であるキャピラリチューブ３１ｂとの間の配管と接続する第２冷媒流路出口部２２ｂとを有する。また熱交換器２０は、伝熱促進用のフィン２０ａをも備える。
【０１１６】
キャピラリチューブ３１ｂの抵抗は次のように設定される。すなわち、夏季条件等の低圧力比で運転されたときに、温度センサ４１とによって検出される吸入ガス温度Ts1と、温度センサ４０によって検出される蒸発温度Teとの差である過熱度が、所定の温度、例えば５℃になるように第１膨張弁３０を制御したときに、低圧側側圧縮機出口部の圧力が所定の値になる抵抗に設定される。
【０１１７】
例えば吸込み圧力Ps1 = 5.6MPa、吐出圧力（高圧側吐出圧力）Pd = 10MPaで高圧側吸入圧力がPs2 = 7.5Mpaになる抵抗に設定される。
【０１１８】
以上の構成とすることにより、冬季のように圧力比の大きな運転条件では図７に示す構成と同様に、第２冷媒流路２２にはほとんど冷媒が流れずに、低圧側圧縮要素１１から吐出された冷媒は高圧側圧縮要素１２に吸込まれる。
【０１１９】
そして冷媒は高圧側圧縮要素１２で圧縮されて更に高圧になり、第１冷媒流路入口部２１ａで分岐して熱交換器２０内に入る。
【０１２０】
高圧の冷媒は第１冷媒流路２１を流れ、熱交換器２０で空気を加熱することにより冷却され、第１冷媒流路出口部２１ｂで再び一つの冷媒流となって熱交換器２０から流出する。
【０１２１】
熱交換器２０の第１冷媒流路２１で熱交換した冷媒は、第１膨張弁３０及びキャピラリチューブ３１で減圧されたのち、蒸発器３２で蒸発して圧縮機１３に戻る。
【０１２２】
このようなサイクルの条件下では、第２冷媒流路２２には冷媒が流れないが、第１冷媒流路２１と第２冷媒流路２２がフィン２０ａを共有しているために、第２冷媒流路２２近傍のフィン２０ｂも第１冷媒流路２１の伝熱促進として働き、効率の低下は少ない。
【０１２３】
既に説明したような夏季における圧力比の小さい運転条件では、図７の構成と同様の動作を行う。すなわち、キャピラリチューブ３１ｂの抵抗設定が高圧側圧縮要素１２入口圧力が適正になるように設定されているため、低圧側圧縮要素１１から出た冷媒の一部が第２冷媒流路２２を通る。
【０１２４】
第２冷媒流路２２に流入した冷媒ガスは空気に対して放熱し、第１冷媒流路２１から流出して低温になった冷媒と、第１膨張弁３０の出口で合流する。そしてキャピラリチューブ３１ｂ、蒸発器４０を経て圧縮機１３に冷媒ガスは戻る。
【０１２５】
以上のように、図１０の構成では、第１膨張弁３０とキャピラリチューブ３１ｂの間に第２冷媒流路２２を接続することにより、第１膨張弁３０の出口では常に高圧側圧縮要素の出口圧力より低くでき、高圧側圧縮要素が有効に作用し効率を向上できる。
【０１２６】
また、冷却媒体として空気を用いた場合には、第１冷媒流路２１及び第２冷媒流路２２の入口部を風下に、第１冷媒流路２１及び第２冷媒流路２２の出口部を風上側に設けることにより、超臨界状態のガス冷媒は風下から風上に向けて温度が下がり、空気は風上から風下に向けて温度が上昇するため、熱交換効率が向上する。
【０１２７】
さらに、本実施形態では膨張弁が１つとなり、制御が容易にできる。また本実施形態では温度センサ４１によって検出される吸入ガス温度Ts1と、温度センサ４０によって検出される蒸発温度Teとの温度差である過熱度で制御を行っているが、高圧側圧縮要素出口の温度で制御しても良い。この場合、温度センサも一つですむ。
【図面の簡単な説明】
【０１２８】
【図１】本発明の一実施形態に係るヒートポンプ式給湯機の概略を示す冷凍サイクル構成図である。
【図２】目標吐出温度差と、高圧側圧縮要素の吐出温度と低圧側圧縮要素の吸入温度との温度差の関係を示す図である。
【図３】図１のヒートポンプ式給湯機の２段圧縮機が高圧力比運転を行う時の冷媒流れの説明図である。
【図４】図１のヒートポンプ式給湯機の２段圧縮機が低圧力比運転を行う時の冷媒流れの説明図である。
【図５】本発明の他の実施形態に係るヒートポンプ式給湯機の概略を示す冷凍サイクル構成図である。
【図６】本発明の更に他の実施形態に係るヒートポンプ式給湯機の概略を示す冷凍サイクル構成図である。
【図７】本発明の一実施形態に係るヒートポンプ式暖房機の概略を示す冷凍サイクル構成図である。
【図８】本発明の他の実施形態に係るヒートポンプ式給湯機の概略を示す冷凍サイクル構成図である。
【図９】図８に示した熱交換器の断面図である。
【図１０】本発明の更に他の実施形態に係る冷凍空調装置の概略を示す冷凍サイクル構成図である。
【図１１】図１０に示す熱交換器の構成図である。
【符号の説明】
【０１２９】
１０…圧縮機、
１１…低圧側圧縮要素、
１１ａ…低圧側圧縮要素の吸入通路、
１１ｂ、１１ｂ’…低圧側圧縮要素の吐出通路、
１２…高圧側圧縮要素、
１２ａ…高圧側圧縮要素の吸入通路、
１２ｂ…高圧側圧縮要素の吐出通路
１３…密閉容器、
２０、２０’…熱交換器、
２１…第1冷媒通路
２２、２４ａ、２４ｂ…第２冷媒通路、
２３…水通路、
３０…第１膨張弁、
３１…第２膨張弁、
３２…蒸発器、
３３、６３…送風機、
４０…蒸発温度センサ、
４１…低圧側吸入温度センサ、
４２…低圧側吐出温度センサ、
４３…高圧側吐出温度センサ、
４４…密閉容器内圧力センサ、
５０…第１制御器、
５１…第２制御器、
６０、６１、６２…冷却器。
【図１】
2006161659.tif 000003
【図２】
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【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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【図１０】
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【図１１】
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