(57)【要約】【課題】より実用的な効率を向上させ、省エネ性を改善した冷凍サイクル装置及び空気調和機を得る。【解決手段】低段側圧縮機１０ａ、高段側圧縮機１０ｂ、四方弁２０、熱源側熱交換器３０、利用側熱交換器９０、減圧機構４０、を順次配管で接続した冷凍サイクル装置において、低段側圧縮機１０ａ及び高段側圧縮機１０ｂの回転数をそれぞれ独立に可変可能とし、両者の回転数比を制御する。【選択図】  図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
低段側圧縮機、高段側圧縮機、四方弁、熱源側熱交換器、利用側熱交換器、減圧機構、を順次配管で接続した冷凍サイクル装置において、
前記低段側圧縮機及び前記高段側圧縮機の回転数をそれぞれ独立に可変可能とし、両者の回転数比を制御することを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項２】
請求項１に記載のものにおいて、前記低段側圧縮機あるいは前記高段側圧縮機のいずれかを停止させて運転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に記載のものにおいて、前記低段側圧縮機における排除体積と回転数の積に対して前記高段側圧縮機における排除体積と回転数の積の比が略０．８となるように制御され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に記載のものにおいて、前記低段側圧縮機の容量は、前記高段側圧縮機の容量よりも大きくされ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に記載のものにおいて、前記低段側圧縮機における排除体積と回転数の積に対して前記高段側圧縮機における排除体積と回転数の積の比と、熱源側から利用側に至る接続配管の長さ、とに関連して前記回転数比が制御されることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項６】
請求項１に記載のものにおいて、前記低段側圧縮機と前記高段側圧縮機との接続を並列に切り替え可能としたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項７】
圧縮機、四方弁、室外熱交換器、室内熱交換器、減圧機構、を順次配管で接続した空気調和機において、
冷媒を中間圧に圧縮する低段側圧縮機と、該低段側圧縮機で圧縮された冷媒をさらに圧縮する高段側圧縮機と、
前記低段側圧縮機及び前記高段側圧縮機の回転数をそれぞれ独立に制御するインバータと、
を備え、前記低段側圧縮機と前記高段側圧縮機との回転数比が可変とされることを特徴とする空気調和機。
【請求項８】
圧縮機、四方弁、室外熱交換器、室内熱交換器、減圧機構、を順次配管で接続した空気調和機において、
前記圧縮機は低段側圧縮機と高段側圧縮機とで構成され、それぞれの回転数は独立に制御され、高負荷時には前記低段側圧縮機及び前記高段側圧縮機が運転され、低負荷時にはいずれかが運転されることを特徴とする空気調和機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、冷凍サイクル装置に係わり、特に、成績係数の高い空気調和機に好適である。
【０００２】
【従来の技術】
従来の二段圧縮式冷凍サイクル装置では、圧縮機に吸い込まれた冷媒は低段側圧縮機で中間圧に圧縮され、その後高段側の圧縮機に吸入され吐出される。そして、二段圧縮式冷凍サイクル装置は単段冷凍サイクルに比べ、低段側では冷媒流量が少ないため圧縮仕事が減少する。一般的に中間圧力（ｐｍ）は圧縮機吐出圧力（ｐｄ）と圧縮機吸入圧力（ｐｓ）の相乗平均ｐｍ＝（ｐｄ×ｐｓ）＾０．５が理論的にもっとも効率が良いとされ、この圧力を実現するためには、排除体積の設計は高段側排除体積（Ｖｔｈ２）と低段側排除体積（Ｖｔｈ１）との比Ｖｔｈ２／Ｖｔｈ１＝０．７４±０．０３程度がもっともいい組み合わせとなる。
【０００３】
また、低段側圧縮機から高段側圧縮機へのガス流量不足を防止すると共に、低段側圧縮機からのガス流出量の過剰を防止するため、低段側圧縮機のシリンダ容積に対して高段側圧縮機のシリンダ容積を８５％以下に設定することが特許文献１に記載されている。
【０００４】
さらに、低段側圧縮機及び高段側圧縮機を周波数可変の圧縮機とすることが、例えば特許文献２に記載のように知られている。
【０００５】
【特許文献１】
特開２０００−８７８９２号公報
【特許文献２】
特開平５−２０３２７０号公報
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来技術においては、実際の冷凍サイクルが理論とは異なるため、つまり、冷凍サイクル内の冷媒圧力損失等の影響からｐｍ＝（ｐｄ×ｐｓ）＾０．５ではＣＯＰの向上の観点より、最適とは言い難いものであった。
【０００７】
本発明の目的は、より実用的な効率を向上させ、省エネ性を改善した冷凍サイクル装置及び空気調和機を得ることにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を解決するために、本発明は、低段側圧縮機、高段側圧縮機、四方弁、熱源側熱交換器、利用側熱交換器、減圧機構、を順次配管で接続した冷凍サイクル装置において、低段側圧縮機及び高段側圧縮機の回転数をそれぞれ独立に可変可能とし、両者の回転数比を制御するものである。
【０００９】
上記のものにおいて、低段側圧縮機あるいは高段側圧縮機のいずれかを停止させて運転することが望ましい。
【００１０】
上記のものにおいて、低段側圧縮機における排除体積と回転数の積に対して高段側圧縮機における排除体積と回転数の積の比が略０．８となるように制御されることが望ましい。
【００１１】
上記のものにおいて、低段側圧縮機の容量は、高段側圧縮機の容量よりも大きくされたことが望ましい。
【００１２】
上記のものにおいて、低段側圧縮機における排除体積と回転数の積に対して高段側圧縮機における排除体積と回転数の積の比と、熱源側から利用側に至る接続配管の長さ、とに関連して回転数比が制御されることが望ましい。
【００１３】
上記のものにおいて、低段側圧縮機と高段側圧縮機との接続を並列に切り替え可能としたことが望ましい。
【００１４】
さらに、本発明は、圧縮機、四方弁、室外熱交換器、室内熱交換器、減圧機構、を順次配管で接続した空気調和機において、冷媒を中間圧に圧縮する低段側圧縮機と、該低段側圧縮機で圧縮された冷媒をさらに圧縮する高段側圧縮機と、低段側圧縮機及び高段側圧縮機の回転数をそれぞれ独立に制御するインバータと、を備え、低段側圧縮機と高段側圧縮機との回転数比が可変とされるものである。
【００１５】
さらに、本発明は、圧縮機、四方弁、室外熱交換器、室内熱交換器、減圧機構、を順次配管で接続した空気調和機において、圧縮機は低段側圧縮機と高段側圧縮機とで構成され、それぞれの回転数は独立に制御され、高負荷時には低段側圧縮機及び高段側圧縮機が運転され、低負荷時にはいずれかが運転されるものである。
【００１６】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の一実施の形態を図を参照して説明する。
図１において、１０ａは低段側インバータ駆動圧縮機、１０ｂは高段側インバータ駆動圧縮機、２０は冷暖房運転に応じて冷媒の流れ方向を切り替える四方弁、３０は熱源側熱交換器、４０は熱源側の電子膨張弁、５０は中間冷却器、６０ａは液阻止弁、８０は利用側の電子膨張弁、９０は利用側熱交換器、９０ａは液側接続配管、９０ｂはガス側接続配管、６０ｂはガス阻止弁であり、２００ａ、２００ｂは圧縮機駆動用モータ、２１０ａ、２１０ｂは圧縮部である。中間冷却器５０は余剰冷媒をためる受液器としても機能する。７０ａは液側接続配管、７０ｂはガス側接続配管であり、冷媒は低段側圧縮部２１０ａで中間圧力に圧縮され中間冷却器５０に入り混合され、飽和蒸気が圧縮部２１０ｂで吸入され、高段側圧縮機１０ｂに吸入され吐出される。この冷凍サイクルは、単段冷凍サイクルに比べ、低段側は冷媒流量が少ないため圧縮仕事が減少し成績係数（ＣＯＰ）が大きくなる。
【００１７】
図中矢印は冷媒の流れる方向を示し、実践は冷房、破線は暖房である。低段側圧縮機１０ａの排除体積はＶｔｈ１、回転数はｆｒ１とし、高段側圧縮機１０ｂの排除体積はＶｔｈ２、回転数はｆｒ２とする。室外機（熱源側）から室内機（利用側）に至る接続配管の長さは７．５ｍとしている。Ｖｔｈ１とＶｔｈ２を同一とすれば同一の圧縮機を利用できるので、低コスト化に有利であり、異なるように、例えば低段側圧縮機の容量を高段側圧縮機の容量よりも大きくすればＣＯＰの向上に有利となる。
【００１８】
図２は、二段冷凍サイクルのｐ−ｈ線図を示し、通常、冷凍サイクルは凝縮器にいくらか過冷却度（ＳＣ）をとった方が効率がいいことが知られており、この二段圧縮冷凍サイクルに過冷却度をとると図２に示す太線のサイクルとなる。しかし、過冷却度をとることで凝縮器から中間冷却器５０へ入る冷媒の蒸気量が減るため二段冷凍サイクルの効果が小さくなる。また、実際の冷凍サイクルでは蒸発器や接続配管の圧力損失が影響するので、蒸発器比エンタルピ差を大きくし低段側冷媒流量を小さくすることで圧力損失を低減する。
【００１９】
そこで、図３に示す太線の冷凍サイクルのように中間圧力を理論値より下げ、発生蒸気量を確保し、また蒸発器比エンタルピ差を拡大するサイクルとする。この効果をグラフ化したものを図４に示し、図の横軸が中間圧力の設定値で左端が低段側圧縮機吸入圧力、右端が高段側圧縮機吐出圧力である。縦軸はＣＯＰを示す。図中破線は理論的に良いとされる中間圧力＝（吸入圧力×吐出圧力）＾０．５の位置である。
細線の圧力損失がなく過冷却度（ＳＣ）をほとんどとらない理論サイクルでは最高点が破線上にあるが、実際の冷凍サイクルの場合、吸入側に最高点がずれることになる。また、ＳＣが大きい方がずれ量が大きい傾向にあり、最もＣＯＰの高いＳＣ＝１０Ｋふきんでは（Ｐｄ／Ｐｍ）／（ｐｍ／ｐｓ）は１．３±０．２に中間圧力を設定すると、最も効果があることになる。これを体積比で表すと（Ｖｔｈ２×ｆｒ２）／（Ｖｔｈ１×ｆｒ１）＝０．８０±０．０３となり、本実施の形態では、低段側圧縮機１０ａにおける排除体積と回転数の積に対して高段側圧縮機１０ｂにおける排除体積と回転数の積の比が略０．８となるように低段側圧縮機１０ａと高段側圧縮機１０ｂの回転数比を維持し、かつ負荷に応じてそれぞれの回転数を増減させる。
また、接続配管長により低圧側圧力損失が大きくなるので、接続配管長が長い場合はｆｒ１とｆｒ２の回転数比（割合）を図５に示すように接続配管の長さに関連して変化させ、つまり、体積比を大きくすることで冷凍サイクルのバランス点を変化させる。図５は、接続配管長によるＣＯＰが最高となる体積比の増加のを示している。
【００２０】
さらに、低段側圧縮機１０ａと高段側圧縮機１０ｂの回転数を独立に変化させるので、起動時に冷房能力、暖房能力の立ち上がりを速くしたい場合や、負荷が大きい場合は、回転数比（体積比）に関係なく、それぞれの圧縮機を最大で回転させ、高能力で対応する。
【００２１】
さらに、冷凍サイクルを暖房として利用する場合、熱源側熱交換器３０は蒸発器となり着霜することが多くあり、着霜が進むと四方弁２０を切り替え冷房運転とし熱源側熱交換器３０を高温の凝縮器とすることで霜を溶かす除霜運転を行う。しかし、この場合暖房したいのにもかかわらず利用側熱交換器が蒸発器となるので、冷風が吹き利用者に対して不快となる。本実施の形態では、除霜運転時に低段側圧縮機１０ａの回転数を低下させ、高段側圧縮機１０ｂの回転数を増加させることで蒸発器となる利用側熱交換器９０への冷媒供給を極端に減らし、凝縮器となる熱源側熱交換器３０へ冷媒供給を増やしての凝縮能力を大幅に増加させ、除霜を行う。これにより、極端な冷風とならずに、かつ除霜時間も短縮でき、不快な運転を避けることができる。
【００２２】
さらに、圧縮機を二台で冷凍サイクルを構成するので、圧縮機機構部を潤滑する油の均油を図っている。図６は図１のＡ部を詳細であり、この均油方法を示している。
４００ａは低段側圧縮機１０ａの油面、４００ｂは高段側圧縮機１０ｂの油面を示し、３００ａと３００ｂはそれぞれの圧縮機の油のオーバーフロー分を各々の圧縮機の吐出は排出する回路である。この排出路により、一方の圧縮機に偏った油はオーバーフロして圧縮機外に排出され、冷凍サイクル内を循環し、再び圧縮機に吸込まれる。したがって、一方の圧縮機へ油が偏ることなく、それぞれの圧縮機に適正な油量が確保される。また、冷凍サイクルが大きく油の戻りが遅い場合は図１０のようにする。つまり、低段側の油のオーバーフロー分３００ａは高段側の吸入へ排出し、高段側の吐出に油分離器３３０を設けてキャピラリ３４０を通して油を低段側の吸入へ戻す。これにより、油が冷凍サイクル内を通らず早く均等になる。
【００２３】
図７は他の実施の形態を示し、図１のものに対して、開閉弁３１０ａ、３１０ｂ、３２０ａ、３２０ｂを持つ回路を付加している。開閉弁３１０ａを開、３１０ｂを閉、３２０ａを開、３２０ｂを閉とすると図１と同じ冷凍サイクルとなる。回転数が可変の圧縮機でもその内部機構上の制限から回転数の上限が存在し、それ以上能力を増加させることができないので、そのときは開閉弁３１０ａを閉、３１０ｂを開、３２０ａを閉、３２０ｂを開として二台の圧縮機を並列に切り替え、吸込み冷媒量を増加し、能力を増加させる。また、図８は図７のものに均油回路を付加した例を示している。
【００２４】
回転数可変の可能な圧縮機はその構造上の理由等から回転数の下限を持ち、負荷が小さく最低回転数でも冷凍サイクルの能力が大きい場合、圧縮機を断続運転して負荷に合わせる運転をする必要がある。しかし、この断続運転は効率が悪く、省エネ（電力）の点から断続運転無しとして能力を落とすことが望ましい。そこで、以上説明した冷凍サイクルにおいて、片側の圧縮機のみ動かすことが可能な切り替え回路を備え、より小さな能力で冷凍サイクルの運転を行い、省電力化を図っている。また、低段側圧縮機１０ａの容量は、高段側圧縮機１０ｂの容量よりも大きくし、低負荷時には排除体積の小さい高段側圧縮機１０ｂのみ運転することで、冷凍サイクルの能力下限値を大幅に下げている。さらに、この状態で回転数比を変えれば、高段側の排除体積をさらに小さくでき、より低能力を実現している。
【００２５】
さらに、高段側の排除体積を低段側の排除体積の８０％としてそれぞれの圧縮機を独立に回転数制御すれば、各圧縮機はどちらも同じ回転数で回せば良いので、制御回路等を簡単にすることができる。
【００２６】
図９は、さらに他の実施の形態を示し、図１で説明したものに対して、逆止弁５００を４個を利用して中間冷却器５０が冷暖房両運転ともに入口から出口に接続されるようにしている。
【００２７】
また、図１で説明したものでは、凝縮器からの冷媒と低段側圧縮機１０ａからの冷媒が中間冷却器５０内で混合するため内部で温度分布が生じ混合不十分な状態で高段側圧縮機１０ｂに冷媒が吸込まれたり、また中間冷却器５０内ではげしい相変化が起き内部が発泡する恐れがある。しかし、図９に示すものでは低段側圧縮機１０ａからの冷媒は中間冷却器５０に入る前に混合するようにし、中間冷却器５０に流入する前に配管内で二相流を利用して混合するので、充分な混合が得られ、冷媒として例えばＲ４０１Ａを用いる場合には、特に効率向上となる。
【００２８】
【発明の効果】
以上述べたように本発明によれば、能力範囲が大きく、より実用的な効率を向上させ、省エネ性を改善した冷凍サイクル装置及び空気調和機を得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明による一実施の形態を示す冷凍サイクル図。
【図２】一実施の形態を説明する冷凍サイクルｐ−ｈ線図。
【図３】一実施の形態を示す冷凍サイクルｐ−ｈ線図。
【図４】中間圧力と成績係数（ＣＯＰ）の関係を示すグラフ。
【図５】配管長と最適体積比の関係を示すグラフ。
【図６】一実施の形態による均油回路を示す冷凍サイクル図。
【図７】他の実施の形態を示す冷凍サイクル図。
【図８】他の実施の形態による均油回路を示す冷凍サイクル図。
【図９】さらに他の実施の形態を示す冷凍サイクル図。
【図１０】さらに他の実施の形態による均油回路を示す冷凍サイクル図。
【符号の説明】
２０…四方弁、３０…熱源側熱交換器、４０…熱源側の電子膨張弁、５０…中間冷却器、６０ａ…液阻止弁、６０ｂ…ガス阻止弁、７０ａ…利用側の電子膨張弁、７０ａ…液側接続管、７０ｂ…ガス側接続管、８０…利用側の電子膨張弁、９０…利用側熱交換器、２００…モータ、２１０ａ…低段側圧縮部、２１０ｂ…高段側圧縮部、１０ａ…低段側圧縮機、１０ｂ…高段側圧縮機、２００ａ、２００ｂ…圧縮機モータ、２１０ａ、２１０ｂ…圧縮部、３１０ａ、３１０ｂ、３２０ａ、３２０ｂ…開閉弁、５００…逆止弁。
【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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【図１０】
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