(57)【要約】【課題】  容積形膨張機を備えた冷凍サイクル装置において、膨張機の起動性を改善し、運転安定性向上と高性能化を図る。【解決手段】  圧縮機２にて圧縮された冷媒を空気や水等で冷却する放熱器と、空気や水等から吸熱して冷媒をガス化する蒸発器と、膨張過程の冷媒が持つ流体エネルギを動力回収する容積形の膨張機６ｂを備えた冷凍サイクル装置において、膨張機６ｂの運転状況として回転速度あるいは流出圧力を検知する検知手段と、膨張機の容積比を可変とする運転制御手段を設けた。【選択図】図１
2008128576.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
圧縮機と、該圧縮機にて圧縮された冷媒を空気や水等で冷却する放熱器と、空気や水等から吸熱して冷媒をガス化する蒸発器と、膨張過程の冷媒が持つ流体エネルギを動力回収する容積形の膨張機を備えた冷凍サイクル装置において、
前記膨張機の運転状況として回転速度あるいは流出圧力を検知する検知手段と、前記膨張機の容積比を可変とする運転制御手段を設けたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項２】
圧縮機と、該圧縮機にて圧縮された冷媒を空気や水等で冷却する放熱器と、空気や水等から吸熱して冷媒をガス化する蒸発器と、膨張過程の冷媒が持つ流体エネルギを動力回収する容積形の膨張機を備えた冷凍サイクル装置において、
前記圧縮機の吸入ラインに圧力センサを装着し、前記圧縮機を起動後、所定時間経過した後の吸込圧力が所定値以下の場合、前記圧縮機の運転を停止した後に再起動することを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項３】
請求項１又は２に記載のものにおいて、前記膨張機により駆動される副圧縮機と、前記膨張機の流入容積を増大するバイパス流路と、を設け、前記圧縮機の起動時に所定時間、前記バイパス流路を開口することを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項４】
請求項１又は２に記載のものにおいて、前記膨張機をスクロール式とし、サイクルの定格条件における該膨張機の回転速度を２２００〜３４００ｒ／min の範囲になるように設定したことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項５】
請求項１ないし４に記載のいずれかのものにおいて、前記冷媒として二酸化炭素を用いたことを特徴と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、空気調和装置や冷凍機等の冷凍サイクルに関し、特に冷凍サイクル装置のエネルギ効率である成績係数（ＣＯＰ）向上のために、膨張過程の流体エネルギを動力回収する膨張機を備えた冷凍サイクルの運転安定性及び性能向上に好適である。
【背景技術】
【０００２】
従来、空気調和装置や冷凍機等で用いられている蒸気圧縮式冷凍サイクルに膨張機を備えて冷凍サイクルのＣＯＰを改善する例としては、特許文献１，特許文献２に記載のものが知られている。  
特許文献１に記載のものは、膨張機にて膨張する主流冷媒の膨張エネルギを機械エネルギに変換し(膨張仕事をさせ)ながら主流冷媒を減圧するとともに、その変換された機械エネルギにより第２圧縮機を稼動させる。これにより、熱交換器を流出した主流冷媒は、等エントロピ変化をしながらそのエンタルピを低下させていくので、空気側熱交換器内の圧力が上昇したときであっても、冷凍能力が大きく低下するのを防止するとともに、ＣＯＰを向上させるもので、特に、二酸化炭素等の超臨界域で使用する自然系冷媒を用いた冷凍サイクルに適用して有効であるとしている。
【０００３】
特許文献２に記載のものは、膨張エネルギを動力として回収するスクロール膨張機において、膨張室の冷媒閉じ込め完了時から冷媒閉じ込め完了時の膨張機容積の１１０％に膨張機容積が増大するまでの間のみ、膨張室を構成する固定スクロールと揺動スクロールの両渦巻体の歯側面が２箇所で接触するようにしたため未膨張，未減圧の冷媒の低圧側への漏れを減少して高効率のスクロール膨張機が得られ、この膨張機によって第２圧縮機を稼動させることによりスクロール膨張機の膨張エネルギを第２圧縮機の圧縮動力として回収でき、効率の高い冷凍空調装置を得ることができるとしている。
【０００４】
【特許文献１】特開２０００−３２９４１６号公報
【特許文献２】特開２００４−２５７３０３号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
上記従来技術に示されている冷凍サイクル装置は、いずれも冷媒が持つ流体エネルギにより容積形膨張機を起動して第２圧縮機を稼動させ、膨張過程の流体エネルギを有効な圧縮仕事に変換するものであるが、電気モータで第２圧縮機を起動する場合にはモータの起動トルクを確保することで起動不良の問題は回避できるが、膨張機はいわゆる流体モータであり膨張機の起動トルクと第２圧縮機の負荷トルクの大小関係で起動特性が左右され、膨張機の起動トルクが第２圧縮機の負荷トルクより小さい場合には起動不良となり、膨張機が回転しないために冷媒の流れが阻害されて圧縮機の圧力比及び吐出ガス温度が急上昇して圧縮機の信頼性に重大な影響を及ぼす。
【０００６】
また、スクロール型の膨張機を用いるものでは、冷凍サイクルが圧力バランスした状態から起動する場合、スクロールラップで決められた固有の内部容積比（圧力比）を持つため膨張機作動室内部で過膨張が起こりやすく、これにより負のトルクが発生するため膨張機の起動不良が起こりやすい。
【０００７】
さらに、自然冷媒である二酸化炭素を用いた冷凍サイクルのＣＯＰ向上を図るには膨張機の効率向上が鍵を握っているが、従来技術では基本的な膨張機効率−回転速度特性について考慮されていない。このため、二酸化炭素を用いた冷凍空調システムを実用化する上でのあい路になっていた。また、冷凍サイクルの運転条件が変化して膨張機で回収できる動力が少なくなった場合には、第２圧縮機（副圧縮機）における有効な圧縮仕事も減少し、極端な場合には第２圧縮機の吸込圧力よりも吐出圧力の方が低くなるマイナスの仕事をするようになるが、従来技術ではこのような場合を回避する手段について十分な配慮がされておらず、冷凍サイクルの実際の運転状態におけるＣＯＰ向上が十分でない。
【０００８】
本発明の目的は、膨張過程の流体エネルギを動力回収する膨張機を備えた冷凍サイクルの運転安定性向上とＣＯＰ向上が可能な、容積形膨張機を備えた冷凍サイクル装置を提供することにある。また、他の目的は、自然冷媒である二酸化炭素（Ｒ７４４）を用いた冷凍空調システムの実用化を促進し、地球温暖化防止に寄与することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
上記目的を達成するため、本発明は、圧縮機と、該圧縮機にて圧縮された冷媒を空気や水等で冷却する放熱器と、空気や水等から吸熱して冷媒をガス化する蒸発器と、膨張過程の冷媒が持つ流体エネルギを動力回収する容積形の膨張機を備えた冷凍サイクル装置において、前記膨張機の運転状況として回転速度あるいは流出圧力を検知する検知手段と、前記膨張機の容積比を可変とする運転制御手段を設けたものである。
【００１０】
また、本発明は、圧縮機と、該圧縮機にて圧縮された冷媒を空気や水等で冷却する放熱器と、空気や水等から吸熱して冷媒をガス化する蒸発器と、膨張過程の冷媒が持つ流体エネルギを動力回収する容積形の膨張機を備えた冷凍サイクル装置において、
前記圧縮機の吸入ラインに圧力センサを装着し、前記圧縮機を起動後、所定時間経過した後の吸込圧力が所定値以下の場合、前記圧縮機の運転を停止した後に再起動するものである。
【発明の効果】
【００１１】
本発明によれば、膨張機の起動不良を検知し、膨張機の流入流量を増大して起動トルクを増大することができるので、膨張機を備えた冷凍サイクル装置の運転安定性向上とCOP向上を図ることができる。
【００１２】
また、吸込圧力が所定値以下の場合、圧縮機の運転を停止した後に再起動するので、膨張機の起動不良による圧縮機の損傷を回避して、自動復帰運転をすることとなるので、膨張過程の流体エネルギを動力回収する膨張機を備えた冷凍サイクルの運転安定性向上と
ＣＯＰ向上を図ることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１３】
以下、本発明の実施形態を、図面を用いて詳細に説明する。  
図１は本発明の一実施例に関わる冷凍サイクル構成図で空冷ヒートポンプチラーサイクルである。図２は本発明の一実施例に関わる膨張動力回収装置の縦断面図、図３は図２のＡ−Ａ断面図、図４は図２のＢ−Ｂ断面図である。
【００１４】
図１から図４において、膨張動力回収装置６は冷凍サイクルにおける作動流体の膨張エネルギを機械エネルギに変換する膨張機６ｂ（記号ＥＸで表す）と、この変換された機械エネルギにより仕事をする副圧縮機６ｃ（記号ＳＣで表す）から構成され、膨張機６ｂと副圧縮機６ｃは一つの密閉容器６ａ内に積層して配置され、クランク軸６ｄを介して両者連結して収納されている。
【００１５】
冷凍サイクル装置１は、膨張動力回収装置６を空気側熱交換器５と水／冷媒熱交換器７の間に備え、２はこの冷凍サイクル装置１の圧縮機（密閉容器２ａに収納された記号ＭＣで表された圧縮機構２ｂと記号Ｍで表された駆動モータ２ｃからなる。２ｄはその吸入パイプ、２ｅは吐出パイプである。）、３は油分離器、４は冷却運転と加熱運転を切り換える四方弁、５ａは空気側熱交換器５の送風ファン、８は冷却と加熱運転で膨張機６ｂへの冷媒の流れ方向を一方向に固定する逆止弁（４個の組で整流回路を構成）、９は液冷媒を貯溜する機能を有する吸入アキュムレータ、１０は副圧縮機６ｃの吸入パイプ１３と吐出パイプ１４間に接続された逆止弁である。１５は圧縮機２の吸入パイプに取付けられた圧力センサ、１６は膨張機６ｂの膨張機流入パイプ１１と膨張過程途中の作動室を連通するバイパス管で、１７はこのバイパス管路の開閉弁、１８は制御装置である。
【００１６】
冷媒の流れを実線矢印で示された冷却運転を例に挙げて説明する。圧縮機２から吐き出された高温・高圧の冷媒は油分離器３で油が分離され、四方弁４を通って空気側熱交換器５に入り送風ファン５ａによって冷却され温度低下する。この空気側熱交換器５から出た冷媒は逆止弁８の整流回路を通過し流入パイプ１１を通って膨張動力回収装置６の膨張機６ｂに入り、ここで膨張動作を行って膨張エネルギを機械エネルギに変換し、流出パイプ１２から低温・低圧の気液二相状態の冷媒となって吐き出される。  
膨張機６ｂを出た冷媒は逆止弁８の整流回路を通過し水／冷媒熱交換器７に入って吸熱・ガス化し、四方弁４から吸入アキュムレータ９を通って膨張動力回収装置６の副圧縮機６ｃに吸入パイプ１３を通って吸い込まれる。この副圧縮機６ｃ内で昇圧された冷媒は吐出パイプ１４から吐き出されて圧縮機２の吸入パイプ２ｄを通って圧縮機２に戻り、再び圧縮されて高温・高圧のガス冷媒となり吐出パイプ２ｅから外部のサイクルに流出するようになっている。なお、油分離器３で分離された油は油戻りパイプ３ａを通って膨張動力回収装置６の密閉容器６ａ内に供給される（図示は省略しているが、膨張動力回収装置６の密閉容器６ａと圧縮機２の密閉容器２ａ内にはそれぞれ潤滑油１９が貯留されており、両者の油レベルは均油管路等を敷設することで一定に保たれている）。
【００１７】
以上のサイクルが繰り返されて蒸発器として機能する水／冷媒熱交換器７により水が冷却されて冷水が取出され供給される。加熱運転の場合は、四方弁４を切り換えて破線矢印のように冷媒が流れることにより、水／冷媒熱交換器７は放熱器として機能して水を加熱し温水が取出され供給される。膨張動力回収装置６を備えることにより、膨張過程が等エントロピ変化となり冷凍効果が増えて冷凍能力が増加する。また、膨張過程の流体エネルギを膨張機６ｂで機械エネルギに変換して副圧縮機６ｃを駆動することで有効な圧縮仕事の一部を分担することから、圧縮機２のガス圧縮仕事が減少して冷凍サイクル装置１の
ＣＯＰを向上することができる。ここで、もし何らかの原因で膨張機６ｂが起動不良となった場合には、圧縮機２が運転開始しても膨張機６ｂが回転しないため冷凍サイクルの冷媒の流れが阻止されて圧縮機２の圧力比及び吐出ガス温度が急上昇し圧縮機２の信頼性に重大な影響を及ぼすが、膨張機６ｂの運転状況を検知する検知手段として圧縮機の吸入ラインに圧力センサ１５を装着し、圧縮機２起動後所定時間経過後の吸込圧力が所定値以下の場合に膨張機起動不良と判定して圧縮機２の運転を直ちに停止し、圧縮機２の運転を所定時間停止した後に再起動する制御装置１８を設ける。そのため、確実に膨張機６ｂの起動不良による圧縮機の損傷を回避することが出来、自動復帰運転を可能にして冷凍サイクル装置の運転安定性を向上することができる。
【００１８】
次に、膨張動力回収装置６の一例として、スクロール式膨張機とローリングピストン型ロータリ式副圧縮機の構造及び動作を説明する。膨張機６ｂは、固定スクロール２０と旋回スクロール２１とを主要部品とする膨張機構部２２を備えたスクロール式膨張機である。膨張機６ｂは、膨張機構部２２，フレーム２３，オルダムリング２４及びクランク軸
２５を主な構成要素としている。
【００１９】
固定スクロール２０は、渦巻形状の固定スクロールラップ２０ａと、この固定スクロールラップ２０ａが直立する固定スクロール端板２０ｂとを備えている。固定スクロール端板２０ｂの中心部には流入ポート２０ｃが形成されている。この流入ポート２０ｃは流入通路２０ｄに連通されている。流入通路２０ｄには流入パイプ１１を通って外部機器より高圧作動流体が供給される。固定スクロール端板２０ｂの外周部には流出ポート２０ｅが形成されている。この流出ポート２０ｅは流出パイプ１２に連通されている。膨張して低温・低圧になった作動流体は流出ポート２０ｅ及び流出パイプ１２を通って外部機器に吐き出される。２０ｆは流入ポート２０ｃと流入通路２０ｄ間に形成された流入空間を区画するカバーである。
【００２０】
旋回スクロール２１は、渦巻形状の旋回スクロールラップ２１ａと、この旋回スクロールラップ２１ａが直立する旋回スクロール端板２１ｂとを備えている。旋回スクロール端板２１ｂの反旋回スクロールラップ側の中心部には、旋回軸受２１ｃが設けられている。旋回スクロール２１は、旋回軸受２１ｃを介して、クランク軸２５の偏心部２５ａに動力伝達して軸を回転駆動する。膨張機構部２２は、固定スクロール２０と旋回スクロール
２１とを互いに噛み合わせて形成された作動室を有する。バイパス管１６は膨張過程途中の作動室に連通穴１６ａを通して連通している。クランク軸２５は、主軸部２５ｂと、その主軸部２５ｂから上方に延びる偏心部２５ａと、主軸部２５ｂ及び偏心部２５ａの中を上下に貫通する給油通路２５ｃとを備えている。密閉容器６ａ内の空間は油分離器３からの油戻りパイプ３ａが連通されており、その圧力は高圧に保たれている。また、密閉容器６ａ内の底部に潤滑油１９が貯留されている。
【００２１】
フレーム２３は、中心部に設けられた主軸支持部と、その外側に設けられた旋回スクロール支持部と、その外側に設けられた固定スクロール支持部とから成っている。フレーム２３の主軸支持部に貫通孔が設けられ、この貫通孔に主軸受が設けられている。クランク軸２５の主軸部２５ｂが主軸受を介してフレーム２３の中心部に軸支持されている。フレーム２３の上面には固定スクロール２０が締付けボルト２６を介して固定されている。固定スクロール２０とフレーム２３との間には旋回スクロール２１が旋回可能に挟持されている。旋回スクロール２１とフレーム２３との間には背圧室２７が形成されている。オルダムリング２４は、旋回スクロール２１の自転運動を防止するように旋回スクロール２１とフレーム２３との間に設けられている。
【００２２】
一方、副圧縮機６ｃは、副圧縮機クランク軸２８の軸支持を兼ねた上部軸受２９と下部軸受３０によりシリンダ３１の両端開口部が閉塞されている。シリンダ３１には中央部に円筒状内周面３１ａが形成されている。副圧縮機クランク軸２８には、シリンダ３１の円筒状内周面３１ａにあたる部分にもう一方の偏心部２８ａが形成されており（膨張機６ｂ側のクランク軸偏心部２５ａと副圧縮機６ｃ側のクランク軸偏心部２８ａの回転位相は同位相である）、円筒状のローラ３２の内周面に装着されたころ軸受内に回転可能に嵌入されている。ローラ３２の円筒状外周面には板状のベーン３３がベーンスプリング３３ａにより押圧されている。
【００２３】
シリンダ３１の円筒状内周面３１ａの外側には、このベーン３３が往復摺動可能なベーン溝３１ｂとシリンダ３１とベーン３３の干渉を防ぐ逃げ孔部３１ｃ及びベーンスプリング３３ａが挿入されるスプリング孔部３１ｄが形成されている。このスプリング孔部31ｄの開口端にはベーンスプリング３３ａを取付けたプラグ３３ｂが圧入固定されておりベーン３３の背面空間を形成している。また、密閉容器６ａに取付けられた吸入パイプ１３はシリンダ３１の吸入通路３１ｅと接続しており、吸入パイプ１３から吸込まれた冷媒ガスは、吸入通路３１ｅを通ってシリンダ３１内に入り、クランク軸２８の回転によってローラ３２がシリンダ３１の円筒状内周面３１ａに沿って偏心回転運動をすることにより移動し、吐出通路３１ｆを通って吐出パイプ１４から外部の冷凍サイクルに流出する。ベーン３３の背面空間と吐出通路３１ｆとは連通穴３１ｇで連通され、ベーン３３背面空間の圧力は副圧縮機６ｃの吐出圧力に保たれる。この内部圧力とベーンスプリング３３ａのバネ力によりベーン３３は常に適正な力でローラ３２の外周面に押圧され接触部がシールされている。
【００２４】
副圧縮機６ｃのクランク軸２８の上端部と膨張機６ｂのクランク軸２５の下端部とは、キーにより回転位置合せされ、バランスウエイト３５により両クランク軸が接続固定されている。回転系のバランスは、このバランスウエイト３５によってとられ、バランスウエイト３５の周囲は上部軸受２９の外周部によって囲まれている。上部軸受２９と下部軸受３０はシリンダ３１を間に挟んで締付けボルト３４で締結固定されている。また、以上のような構成からなる膨張機６ｂと副圧縮機６ｃは密閉容器６ａ内に積層状に積み重ねられた状態で組立てボルト（図示せず）によって固定され、副圧縮機６ｃの上部軸受２９外周部で密閉容器６ａの内周に嵌合固定されている。
【００２５】
密閉容器６ａの底部には潤滑油１９が貯溜されており、副圧縮機６ｃのクランク軸２８の下端部に給油ピース３６を装着し、副圧縮機クランク軸２８内に形成した給油通路２８ｃを通して軸の回転による遠心ポンプ作用で潤滑油が引上げられ、膨張機６ｂのクランク軸２５中心部の給油通路２５ｃを通して各軸受摺動部に潤滑油１９が供給される。また、潤滑油１９の供給経路の一つとして、旋回スクロール２１背面側の軸受部２０ｃ及びクランク軸２５の主軸部２５ｂの軸受隙間を通して密閉容器６ａ内の圧力と背圧室２７内の圧力との差圧により、背圧室２７へ潤滑油１９を流入させる潤滑油供給経路が形成されている。  
外部機器から高圧作動流体が膨張機６ｂの流入パイプ１１に供給されると、その高圧作動流体は流入パイプ１１から流入通路２０ｄを通り、固定スクロールラップ２０ａと旋回スクロールラップ２１ａとの間に形成された膨張機構部２２の作動室に流入される。作動室内に流入した高圧作動流体は、外周側に形成されている低圧作動流体との圧力差により、旋回スクロール２１を動作させ、作動室の容積を拡大して膨張される。膨張された作動流体は、外周部の流出ポート２０ｅを通り、流出パイプ１２から密閉容器６ａの外に流出される。この際、旋回スクロール２１はオルダムリング２４により自転運動を阻止されているため、クランク軸２５の偏心部２５ａにより旋回スクロール２１の中心は一定半径の公転運動をすることにより、作動流体の持つ膨張エネルギがクランク軸２５の回転と言う機械エネルギに変換される。
【００２６】
クランク軸２５が回転されることによって、軸直結された副圧縮機６ｃのクランク軸
２８が稼動され、副圧縮機クランク軸２８の偏心部２８ａに嵌合されたローラ３２がシリンダ３１の円筒状内壁面３１ａに沿って偏心回転運動し作動流体の圧縮作用が行われる。
【００２７】
次に、膨張機６ｂの旋回スクロール２１の背面空間にあたる背圧室２７の圧力制御を行う背圧調整機構について説明する。背圧調整機構４０は、図２に示すように、背圧室２７に連通するようにフレーム２３と上部軸受２９に形成された背圧導入通路４０ａと、上部軸受２９に形成され背圧導入通路４０ａを開閉する円形の金属製プレートで形成された弁体４０ｂと、この弁体に押付力を付与する螺旋状の金属製スプリングで形成された弾性部材４０ｃと、弁体４０ｂ開放時に背圧室２７内の圧力を逃す背圧導出通路４０ｄを備えている。背圧導出通路４０ｄは副圧縮機６ｃの吸入通路３１ｅ（冷凍サイクルの蒸発器出口の低圧側）に連通している。
【００２８】
ここで、背圧室２７の圧力が副圧縮機６ｃの吸入圧力と弾性部材４０ｃの弾性力の和より大きくなると、弁体４０ｂが押し上げられ、背圧室２７と副圧縮機６ｃの吸入側が連通し背圧室２７の圧力は減少する。背圧室２７の圧力が低下すると、副圧縮機６ｃの吸入圧力と弾性部材４０ｃの弾性力との和が背圧室側の力に勝り、弁体４０ｂは背圧室２７と副圧縮機６ｃの吸入側とを遮断する。係る背圧調整機構４０によれば、弾性部材４０ｃの弾性力を調整することにより、背圧室２７内の圧力を適切な圧力に容易に設定することができる。
【００２９】
以上により、背圧室２７にはフレーム２３の主軸受や旋回軸受２１ｃの隙間を通して潤滑油１９が密閉容器６ａ内の圧力と背圧室２７内の圧力との圧力差により供給されるので、主軸受８ａや旋回軸受７ｃの潤滑を確実に行うことができるとともに、背圧室２７に潤滑油とともに油中に溶解している高圧作動流体を供給し、背圧調整機構４０で背圧室２７の圧力を適正に保持することができる。これより旋回スクロール２１の端板２１ｂに背圧を付与して旋回スクロール２１を固定スクロール２０に押し付け、この押し付け力によって作動室内圧力による軸方向のスラスト荷重を相殺して機械摩擦損失を軽減するとともに、スクロールラップ歯先先端部の隙間を縮小してシール性が確保され、高効率運転を可能にした膨張動力回収装置６を提供することができる。  
さらに、背圧室２７を外部冷凍サイクルにおける蒸発器出口の低圧側に連通して背圧室２７が所定圧力となるように調整する背圧調整機構４０を設けた構成であるので、冷凍サイクルの蒸発器に混入する潤滑油量を抑えられるため、油による熱交換器の伝熱性能低下や圧力損失増加をなくして冷凍サイクル装置１のＣＯＰを向上することができる。
【００３０】
図５は固有の内部容積比を持つ膨張機の起動時の課題を説明するための膨張機のＰ−Ｖ線図、図６はスクロール膨張機の効率−回転速度特性図である。図５の膨張機のＰ−Ｖ線図において、Ｐｉは膨張機流入圧力、Ｐｏは膨張機流出圧力、Ｖｉは膨張機流入容積、
Ｖｏは膨張機流出容積を表す。膨張機の内部容積比ＶｒはＶｏ／Ｖｉで表され、スクロール式膨張機の場合、内部容積比Ｖｒはスクロールラップの巻き数に比例する。膨張機の内部容積比は、図５に一点鎖線で示すように設計圧力条件（通常は定格条件）において膨張終了時の圧力が膨張機流出圧力Ｐｏに等しくなるように決められる。一方、起動時には冷凍サイクルは圧力バランスした状態にあり、起動初期の状態も定格の圧力条件に比べ、膨張機流入圧力Ｐｉは低く、膨張機流出圧力Ｐｏは高い状態にある。この時の膨張機のＰ−Ｖ線図は図５の破線のように表され、膨張終了時の圧力は膨張機流出圧力Ｐｏより低い過膨張となり、これにより負のトルクが発生するため膨張機の発生トルクが減少して起動不良が起こりやすい。これに対して、膨張機６ｂの流入容積をＶｉからＶｉ′に増大するバイパス管１６を設け、圧縮機２起動時に所定時間このバイパス管１６を開口するバイパス管開閉弁１７と、制御装置１８からなる制御手段を設けることにより、図５に実線で図示するように膨張機のＰ−Ｖ線図を変化させて過膨張による負のトルクの発生なくして膨張機の起動トルクを増大することができることから、膨張機の起動不良を防止し、冷凍サイクル装置の運転安定性を向上してＣＯＰを向上することができる。
【００３１】
膨張機６ｂの流入容積Ｖｉを増大するバイパス管１６を設け、バイパス管１６は膨張過程途中の作動室（流入容積Ｖｉ′）に連通穴１６ａを通して連通している。圧縮機２起動時に所定時間このバイパス管開閉弁１７を動作させてバイパス管１６を開口する制御装置１８を設けることにより、膨張機６ｂの流入容積をＶｉ′に増大させることができるため固有の内部容積比を持つ容積形膨張機の過膨張による負のトルクの発生なくして膨張機の起動トルクを増大することができる。これにより、膨張機６ｂの起動不良が防止され冷凍サイクル装置の運転安定性を向上することができる。なお、バイパス管開閉弁１７はオン・オフ動作のみだが、この開閉弁を流量調整弁に替えることにより、よりきめ細かな膨張機起動制御が可能になるとともに、冷凍サイクル定常運転時の膨張機流量制御にも利用することができ、冷凍サイクルの動作点を最適化してＣＯＰを向上することができる。
【００３２】
図６は実験結果で、二酸化炭素（Ｒ７４４）を用いたスクロール膨張機の効率−回転速度特性図を示す。実験条件は膨張機流入圧力Ｐｉ＝８.５ＭＰａ ，膨張機流入温度Ｔｉ＝３６℃一定で膨張機流出圧力Ｐｏをパラメータに、膨張機の負荷を調整して膨張機回転速度変化時の膨張機効率ηｅを測定したものである。ここで、効率はピーク値を１.０ とした比率で表す。これより、膨張機流出圧力Ｐｏによって膨張機の圧力比が変化するため効率ηｅのピーク値も変化しているが効率がピークを示す膨張機回転速度ｎは圧力比に拠らずほぼ一定で、約２８００ｒ／min であることが実験的に確認された。実用上の膨張機回転速度の適正値として、効率ピーク値から５％以内の効率低下範囲をカバーすると、図示の如くｎ＝２２００〜３４００ｒ／min が適正回転速度範囲となる。従って膨張機形式をスクロール式とし、サイクルの定格条件における膨張機の回転速度が２２００〜３４００ｒ／min の範囲になるように膨張機流入容積Ｖｉ等の仕様を設定した膨張機を備えることにより膨張機効率ηｅが高い最適条件で冷凍サイクルが運転されることから、冷凍サイクル装置のＣＯＰを向上することができる。
【００３３】
さらに、実際の冷凍サイクル装置は、定格条件以外に温度条件や負荷条件が定格とは異なる様々な条件で運転されるわけだが、冷凍サイクルの運転条件が変化して膨張機６ｂで回収できる動力が少なくなった場合（冷却運転では外気温度が低い条件、加熱運転では温水温度が低い条件に相当）には、副圧縮機６ｃにおける有効な圧縮仕事も減少し、極端な場合には副圧縮機６ｃの吸込圧力よりも吐出圧力の方が低くなるマイナスの仕事をするようになり、圧縮機２のガス圧縮仕事が増加して冷凍サイクルのＣＯＰが低下する。
【００３４】
冷凍サイクルの運転条件が変化して膨張機６ｂで回収できる動力が少なくなった場合でも、副圧縮機６ｃの吸入パイプ１３と吐出パイプ１４間に吸入から吐出への冷媒の流れを許容し逆方向の流れを阻止する逆止弁１０を備えることにより副圧縮機６ｃの吸込圧力よりも吐出圧力が低下するマイナスの仕事の発生はこの逆止弁１０を通って冷媒が流れることにより自動的に回避されることから、冷凍サイクルの実際の運転状態におけるＣＯＰを向上することができる。
【００３５】
なお、冷媒としての二酸化炭素(Ｒ７４４)は、自然冷媒であり地球温暖化係数(ＧＷＰ)もフロン系冷媒の数千分の一と小さく地球環境保全の点で優れている。反面、臨界温度が約３１℃と低いことから冷凍空調装置の通常の運転条件で高圧側の動作圧力が臨界圧力
（約７ＭＰａ）を超える超臨界サイクルとなり、高圧冷媒でモリエル線図上の理論ＣＯＰ（成績係数）が低いという欠点があるが、Ｒ７４４は膨張過程の絞り損失がフロン系冷媒に比べて大きいことから、この膨張過程の動力を回収することによりＣＯＰの大幅な改善が可能となる。高効率で信頼性の高い膨張機を備えた膨張動力回収装置の開発が冷媒
Ｒ７４４システム実用化の鍵を握ると考えられている。もちろん、フロン系冷媒のシステムにおいても改善比率は幾分小さくなるがＣＯＰ向上を図ることができる。
【００３６】
膨張動力回収装置６の起動法は、圧縮機２を起動することにより最初に副圧縮機６ｃの吐出パイプ１４側が負圧になってクランク軸６ｄを回転するトルクが発生し、同時に膨張機６ｂの流入パイプ１１に圧力が作用し膨張機６ｂを回転駆動するようになる。この時、膨張機バイパス管１６のバイパス管開閉弁１７が開口しているため、膨張機６ｂの流入容積が大きく過膨張を起こさないため必要な起動トルクが確保され、副圧縮機６ｃを回転駆動する自立起動が可能である。圧縮機２運転開始後、所定時間経過した段階で膨張機バイパス管１６のバイパス管開閉弁１７が閉じることにより膨張機流入圧力Ｐｉ，膨張機流出圧力Ｐｏ，膨張機背圧等の圧力や各部の温度が次第に定常状態に移行して行くようになる。
【００３７】
なお、副圧縮機６ｃとしてローリングピストン型ロータリ式を例にあげて説明したが、スクロール式等の他形式の副圧縮機としても良い。
【００３８】
次に、他の実施形態を説明する。図７は他の実施例に関わる膨張動力回収装置の縦断面図、図８は、図７のＣ−Ｃ断面図である。図において、図１から図４と同一符号を付したものは同一部品であり同一の作用をなす。  
スクロール式膨張機の旋回スクロール端板２１ｂをロータリ圧縮機におけるローラとして働かせ、副圧縮機の機能も合わせて備えさせることにより膨張動力回収装置６の小型化を図ったものである。図において、円盤状の旋回スクロール端板２１ｂの外周に一部平面部２１ｅを形成して、この平面部２１ｅにコの字型のベーン３３が当接し、ベーンスプリング３３ａにより押圧されている。  
旋回スクロール端板２１ｂの外側にシリンダ３１が配設され、シリンダ３１の円筒状内周面３１ａの外側には、コの字型のベーン３３が往復摺動可能なベーン溝３１ｂが形成されている。固定スクロール２０とフレーム２３との間にシリンダ３１が挟まれ、内側に旋回スクロール２１が旋回可能に挟持されている。
【００３９】
旋回スクロール２１とフレーム２３との間には背圧室２７が形成されている。また、密閉容器６ａに取付けられた副圧縮機吸入パイプ１３はシリンダ３１の吸入通路３１ｅと接続しており、吸入パイプ１３から吸込まれた冷媒ガスは、吸入通路３１ｅを通ってシリンダ３１内に入り、クランク軸２５の回転によって旋回スクロール端板２１ｂがシリンダ
３１の円筒状内周面３１ａに沿って旋回運動をすることにより移動して圧縮作用を成し、吐出通路３１ｆを通って吐出パイプ１４から外部の冷凍サイクルに流出する。２１ｄは旋回スクロール端板２１ｂを貫通する形で複数個形成された給油穴で、背圧室２７から旋回スクロール２１と固定スクロール２０端板摺動部に潤滑油を供給する。背圧室２７の圧力は背圧調整機構４０により制御される。
【００４０】
クランク軸２５の主軸部２５ｂと偏心部２５ａの間にバランスウエイト３４が固定され、バランスウエイト３４の周囲はフレーム２３の外周部によって囲まれている。オルダムリング２４は、旋回スクロール２１の自転運動を防止するように旋回スクロール２１とフレーム２３との間に設けられている。固定スクロール２０とフレーム２３はシリンダ３１を間に挟んで締付けボルト３４で締結固定されている。
【００４１】
スクロール式膨張機の運動機構にロータリ式副圧縮機の機能を組込むことにより、膨張動力回収装置６の大幅な小型化が図れコスト低減が可能となる。また、膨張機で発生した機械エネルギを直接副圧縮機の駆動エネルギとして働かせることができるため、動力伝達ロスが少なく、膨張動力回収装置の効率を向上して冷凍サイクルのＣＯＰを向上することができる。
【００４２】
次に、他の実施形態を説明する。図７は膨張動力回収装置の縦断面図である。膨張動力回収装置６に冷凍サイクルの油分離器３の機能を付加することにより冷凍サイクル装置１の簡略化・低コスト化を図ったものである。膨張動力回収装置６の密閉容器６ａの上部にサイクロン式の油分離器３が一体で取付けられている。２ｅが圧縮機２の吐出パイプで、圧縮機２から吐き出された冷媒と油の混合物は吐出パイプ２ｅを通って油分離器３内に入り、油分離器３内で旋回運動して冷媒と油の密度差による遠心力の作用で油を冷媒から分離し、冷媒のみ吐出管３ｂから外部の冷凍サイクルに吐き出される。一方分離された油は密閉容器６ａ内に直接滴下供給されるため、油戻りパイプ３ａは不要となる。なお、高温の油が膨張機上部に供給されることから、この油から膨張機への熱影響を少なくするため、膨張機流入ポート２０ｃと膨張機流入通路２０ｄ間に形成された流入空間を区画するカバー２０ｆをドーム形状とし、パッキン等のシール材２０ｇを介して固定スクロール２０に固定し、カバー２０ｆとシール材２０ｇ間に断熱空間を形成している。このように、油分離機能を膨張動力回収装置６に付加することにより冷凍サイクルの油分離器３や油戻りパイプ３ａが不要になることから、サイクル構成機器の設計の自由度が増え冷凍サイクル装置の簡略化・低コスト化を図ることができる。
【００４３】
以上、冷凍サイクル装置１としては空冷ヒートポンプチラーサイクルを例に挙げたが、膨張動力回収装置を備えたルームエアコン，パッケージエアコン，冷蔵庫及び冷凍機等の冷凍空調システム全般に適用することが可能であり、これらの機器のシステム効率を大幅に改善することができる。
【００４４】
また、膨張機の流入容積を増加するバイパス流路を設け、圧縮機起動時に所定時間該バイパス流路を開口する制御手段を設けることにより固有の内部容積比を持つ容積形膨張機の過膨張による負のトルクの発生なくして膨張機の起動トルクを増大することができるため、膨張機の起動不良を防止することが出来、冷凍サイクル装置の運転安定性を向上することができる。
【００４５】
さらに、膨張機形式をスクロール式とし、サイクルの定格条件における該膨張機の回転速度を２２００〜３４００ｒ／min の範囲になるように設定した膨張機を備えることにより膨張機効率が高い最適条件で冷凍サイクルが運転され、冷凍サイクル装置のＣＯＰを向上することができる。加えて、冷凍サイクルの運転条件が変化して膨張機で回収できる動力が少なくなった場合でも、副圧縮機の吸入ラインと吐出ライン間に吸入から吐出への冷媒の流れを許容し逆方向の流れを阻止する逆止弁を備えることにより副圧縮機の吸込圧力よりも吐出圧力が低下するマイナスの仕事の発生は自動的に回避され、冷凍サイクルの実際の運転状態におけるＣＯＰを向上することができる。
【図面の簡単な説明】
【００４６】
【図１】本発明の一実施例に関わる冷凍サイクル構成図である。
【図２】本発明の一実施例に関わる膨張動力回収装置の縦断面図である。
【図３】図２のＡ−Ａ断面図である。
【図４】図２のＢ−Ｂ断面図である。
【図５】起動時の課題を説明する膨張機のＰ−Ｖ線図である。
【図６】スクロール膨張機の効率−回転速度特性図である。
【図７】本発明の他の実施例に関わる膨張動力回収装置の縦断面図である。
【図８】図７のＣ−Ｃ断面図である。
【図９】さらに、他の実施例に関わる膨張動力回収装置の縦断面図である。
【符号の説明】
【００４７】
１  冷凍サイクル装置
２  圧縮機
３  油分離器
４  四方弁
５  空気側熱交換器
６  膨張動力回収装置
６ａ  密閉容器
６ｂ  膨張機
６ｃ  副圧縮機
６ｄ，２５  クランク軸
７  水／冷媒熱交換器
８  逆止弁
９  吸入アキュムレータ
１０  逆止弁
１１  流入パイプ
１２  流出パイプ
１３  吸入パイプ
１４  吐出パイプ
１５  圧力センサ
１６  膨張機バイパス管
１７  バイパス管開閉弁
１８  制御装置
１９  潤滑油
２０  固定スクロール
２１  旋回スクロール
２２  膨張機構部
２３  フレーム
２４  オルダムリング
２６，３４  締付けボルト
２７  背圧室
２８  副圧縮機クランク軸
２９  上部軸受
３０  下部軸受
３１  シリンダ
３２  ローラ
３３  ベーン
３５  バランスウエイト
３６  給油ピース
４０  背圧調整機構
４０ａ  背圧導入通路
４０ｂ  弁体
４０ｃ  弾性部材
４０ｄ  背圧導出通路
【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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