(57)【要約】【課題】冷凍サイクル装置において、超臨界状態で使用される冷媒を使用して省エネルギ運転を行う。【解決手段】主圧縮機１、膨張機３、主圧縮機より上流側に別設置された副圧縮機２、利用側熱交換器５及び熱源側熱交換器４等により冷凍サイクル装置が構成されている。冷媒としては二酸化炭素などの超臨界状態で使用される冷媒を使用する。副圧縮機は膨張機による回収エネルギを利用して駆動される。また、冷媒タンク１９が設けられ、冷凍サイクル中で循環する冷媒量を適切に制御する。【選択図】  図１
2004309045.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１の圧縮機、膨張機、該膨張機の回転軸に直結された第２の圧縮機、利用側熱交換器及び熱源側熱交換器を備えた冷凍サイクル装置において、
前記第１の圧縮機の上流側に前記第２の圧縮機を設けたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項２】
第１の圧縮機、膨張機、該膨張機の回転軸に直結された第２の圧縮機、利用側熱交換器、熱源側熱交換器及び四方弁を備え、前記利用側熱交換器の冷却運転と加熱運転を前記四方弁により切り替えるようにした冷凍サイクル装置において、
前記の第１圧縮機、四方弁、熱源側熱交換器、膨張機、利用側熱交換器及び第２圧縮機を順次接続して冷凍サイクルを構成すると共に、
前記膨張機と前記熱源側熱交換器との間に設けられた第１の膨張弁と、前記膨張機と前記利用側熱交換器との間に設けられた第２の膨張弁とを備え、
前記第１、第２の膨張弁と前記膨張機との間には、常に前記膨張機の入口側に冷媒が流れるようにした整流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３】
請求項２において、前記第１の膨張弁の熱源側熱交換器側と、前記第２の膨張弁の利用側熱交換器側との間を、第３の膨張弁を介して接続したことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項４】
請求項３において、前記第２圧縮機の吸込温度と、該第２圧縮機の吸込圧力に対応する飽和温度との差が所定値以下のときは、前記第１膨張弁か第２膨張弁のいずれか一方を全開にすると共に前記第３膨張弁を全閉にし、前記第２圧縮機の吸込温度と、該第２圧縮機の吸込圧力に対応する飽和温度との差が所定値以上のときは、前記第１膨張弁と第２膨張弁の両方を全開にすると共に第３膨張弁を全閉以外の開度に調整することを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項５】
一段目圧縮部及び二段目圧縮部を有する二段圧縮機、利用側熱交換器、減圧装置、熱源側熱交換器及び四方弁を備え、前記利用側熱交換器の冷却運転と加熱運転を前記四方弁により切り替えるようにした冷凍サイクル装置において、
前記二段圧縮機の一段目圧縮部の吐出流路を分岐させ、一方は前記二段目圧縮部の吸込流路に接続し、他方は、前記利用側熱交換器への流路と前記熱源側熱交換器への流路とを切替える流路切替手段に接続したことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項６】
圧縮機、利用側熱交換器、熱源側熱交換器及び膨張手段を備えた冷凍サイクル装置において、
前記膨張手段と並列に設けた冷媒タンクと、
前記冷媒タンクに冷媒を出入りさせるための２本の流路と、
前記流路のそれぞれ設けられたバルブと、
冷却運転時における熱源側熱交換器の出口側、又は加熱運転時における利用側熱交換器の出口側に設けられた温度検知器と、
前記圧縮機の吐出圧力を検出する圧力検知器と、
前記温度検知器で検知した温度と、前記圧力検知器で検知した圧力とに基づいて前記２つのバルブの開閉或いは開度制御を行なう制御装置と
を備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項７】
請求項１〜６の何れかにおいて、前記膨張機の出口に気液分離器を設け、この気液分離器で分離したガスを前記第１圧縮機にインジェクションするための流路を備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項８】
請求項１〜７の何れかにおいて、冷凍サイクルを構成する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】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、圧縮機、利用側熱交換器、熱源側熱交換器及び膨張機を備えた冷凍サイクル装置に関し、特に冷凍サイクルを構成する冷媒として二酸化炭素を用いたものに関する。
【０００２】
【従来の技術】
膨張機を備えた冷凍サイクル装置としては、例えば特許文献１や特許文献２に記載されたものがある。特許文献１のものでは、膨張機により回収したエネルギを圧縮機の補助動力に用いるようにしている。また、特許文献２のものでは、冷房運転時、暖房運転時のいずれにおいても、膨張機に流れる冷媒の方向が一定になるようにしている。
【０００３】
【特許文献１】
特開２００２−２２２９８号公報
【特許文献１】
特開２００１−６６００６号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来例においては、膨張機と圧縮機とを一体にしているため、圧縮機から膨張機への熱漏洩が大きく、冷凍サイクル装置の効率を低下させる欠点がある。
また、冷凍サイクル装置における冷却運転と加熱運転の両方において、膨張機前後の圧力差や膨張機に流れる冷媒流量を適正に保つことが考慮されておらず、そのため効率が低下する課題もあった。
【０００５】
前記圧縮機として二段圧縮機を採用する場合もあるが、一段目圧縮部の吐出圧力（二段目圧縮部の吸込圧力）を適正な圧力とすることについて考慮されておらず、このため圧縮機の効率が低下することがある。
また、冷凍サイクル中で循環する冷媒の量を適切に制御することに関しても考慮されておらず、不適切な冷媒循環量になると、冷凍サイクルの効率が低下する欠点もあった。
【０００６】
本発明の第１の目的は、圧縮機から膨張機への熱漏洩を低減して冷凍サイクル装置の効率を向上することにある。
【０００７】
本発明の第２の目的は、膨張機前後の圧力差や膨張機に流れる冷媒流量を適正に保つことにある。
【０００８】
本発明の第３の目的は、圧縮機として二段圧縮機を採用するものにおいて、一段目圧縮部の吐出圧力（二段目圧縮部の吸込圧力）を適正な圧力とすることにある。
【０００９】
本発明の第４の目的は、冷凍サイクル中で循環する冷媒量を適切に制御することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
上記第１の目的を達成するため、本発明は、第１の圧縮機、膨張機、該膨張機の回転軸に直結された第２の圧縮機、利用側熱交換器及び熱源側熱交換器を備えた冷凍サイクル装置において、前記第１の圧縮機の上流側に前記第２の圧縮機を設けたことにある。
【００１１】
このように構成することにより、膨張機と直結した第２圧縮機を主圧縮機である第１圧縮機の上流に設けたので、第２圧縮機の圧縮比を小さくでき、第２圧縮機の吐出温度を低く抑えることができる。このため、膨張機と第２圧縮機との温度差を小さくできるので、第２圧縮機から膨張機への熱漏洩を少なくできる。
【００１２】
上記第２の目的を達成するため、本発明は、第１の圧縮機、膨張機、該膨張機の回転軸に直結された第２の圧縮機、利用側熱交換器、熱源側熱交換器及び四方弁を備え、前記利用側熱交換器の冷却運転と加熱運転を前記四方弁により切り替えるようにした冷凍サイクル装置において、前記の第１圧縮機、四方弁、熱源側熱交換器、膨張機、利用側熱交換器及び第２圧縮機を順次接続して冷凍サイクルを構成するようにすると共に、前記膨張機と前記熱源側熱交換器との間に設けられた第１の膨張弁と、前記膨張機と前記利用側熱交換器との間に設けられた第２の膨張弁とを備え、前記第１、第２の膨張弁と前記膨張機との間には、常に膨張機の入口側に冷媒が流れるようにした整流手段を設けたことにある。
【００１３】
これにより、冷却、加熱のいずれの運転においても、膨張機に流れる冷媒の方向を一定にできると共に、膨張機前後の圧力差も適正に保つことができる。
なお、ここで、前記第１の膨張弁の熱源側熱交換器側と、前記第２の膨張弁の利用側熱交換器側との間を、第３の膨張弁を介して接続すると良い。このような構成にすると、膨張機前後の圧力差のみならず、膨張機に流れる冷媒流量も調節できるので、更に膨張機の高効率化を達成できる。
【００１４】
また、前記第２圧縮機の吸込温度と、該第２圧縮機の吸込圧力に対応する飽和温度との差が所定値以下のときは、前記第１膨張弁か第２膨張弁のいずれか一方を全開にすると共に前記第３膨張弁を全閉にし、前記第２圧縮機の吸込温度と、該第２圧縮機の吸込圧力に対応する飽和温度との差が所定値以上のときは、前記第１膨張弁と第２膨張弁の両方を全開にすると共に第３膨張弁を全閉以外の開度に調整するようにして、冷凍サイクル装置を更に高効率で制御することもできる。
【００１５】
上記第３の目的を達成するため、本発明は、一段目圧縮部及び二段目圧縮部を有する二段圧縮機、利用側熱交換器、減圧装置、熱源側熱交換器及び四方弁を備え、前記利用側熱交換器の冷却運転と加熱運転を前記四方弁により切り替えるようにした冷凍サイクル装置において、前記二段圧縮機の一段目圧縮部の吐出流路を分岐させ、一方は前記二段目圧縮部の吸込流路に接続し、他方は、前記利用側熱交換器への流路と前記熱源側熱交換器への流路とを切替える三方弁等の流路切替手段に接続したことにある。
【００１６】
このように、一段目圧縮部の吐出し流路を分岐させ、一方は二段目圧縮部の吸込流路に、他方を流路切替え手段に接続し、熱源側熱交換器への流路と利用側熱交換器への流路とを切替えるようにしたから、冷却、加熱いずれの運転においても、二段圧縮機の１段目と２段目の中間圧力を適正に保つことができる。
【００１７】
上記第４の目的を達成するため、本発明は、圧縮機、利用側熱交換器、熱源側熱交換器及び膨張手段を備えた冷凍サイクル装置において、前記膨張手段と並列に設けた冷媒タンクと、前記冷媒タンクに冷媒を出入りさせるための２本の流路と、前記流路のそれぞれ設けられたバルブと、冷却運転時における熱源側熱交換器の出口側、又は加熱運転時における利用側熱交換器の出口側に設けられた温度検知器と、前記圧縮機の吐出圧力を検出する圧力検知器と、前記温度検知器で検知した温度と、前記圧力検知器で検知した圧力とに基づいて前記２つのバルブの開閉或いは開度制御を行なう制御装置とを備えたことにある。
【００１８】
このように、冷媒タンクに冷媒を出入りさせる２本の流路にそれぞれ設けた２個のバルブを、前記制御装置により、前記検知温度と圧力に基づいて開閉或いは開度制御するようにしたから、冷凍サイクル中で循環する冷媒の総量を変化させることができ、冷凍サイクル装置の効率が最も高くなるように、圧縮機の吐出圧力を制御することが可能となる。
【００１９】
なお、上記において、前記膨張機の出口に気液分離器を設け、この気液分離器で分離したガスを前記第１圧縮機にインジェクションするための流路を備えるようにしても良い。また、上記のように構成された冷凍サイクル装置においては、その使用冷媒として二酸化炭素を用いると特に効果がある。即ち、二酸化炭素冷媒を使用すると、放熱側が超臨界圧力で使われるので、膨張機によるエネルギ回収量を多くでき、特に有効である。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の具体的実施例を図面により説明する。本発明の第１実施例を図１の冷凍サイクル構成図により説明する。まず、図１により冷却運転時（利用側熱交換器５が冷却器）の冷媒の流れと動作について説明する。図１において、冷却運転時の冷媒の流れは実線矢印で示されている。主圧縮機（第１圧縮機）１は二段圧縮機で、例えば２シリンダのロータリ圧縮機である。主圧縮機の一段目圧縮部１０１で圧縮された中間圧力の冷媒は、その一部が二段目圧縮部１０２へ、またその残りは三方弁（冷媒切替手段）１８に流れ、三方弁１８から実線矢印で示す流路を流れて、熱源側熱交換器（ガスクーラ）４へ流入し、その一部で空気と熱交換して放熱される。前記二段目圧縮部１０２に吸込まれて更に高圧に圧縮され、吐出された冷媒は、四方弁６を実線矢印の方向に流れて熱源側熱交換器４で空気と熱交換して放熱する。
【００２１】
ここで、冷媒が二酸化炭素冷媒である場合、外気温度が高いと、熱源側熱交換器４内には超臨界状態の冷媒が流れる。熱源側熱交換器４としては、例えばフィンチューブ式の冷媒−空気熱交換器を使用し、ファン２７により空気を流し熱交換させる。熱源側熱交換器４は、冷媒と水とで熱交換される方式にしても良い。
熱源側熱交換器４で放熱した冷媒は、キャピラリチューブ１４で減圧され、主圧縮機１の中間圧力部分から熱源側熱交換器４の一部を通り放熱された冷媒と合流する。中間圧力部分からの流路には逆流を防止するための逆止弁１６を設けている。合流した冷媒は、第１の電動膨張弁７により、ある程度減圧・膨張され、逆止弁１０を経て膨張機（膨張・圧縮機の膨張部）３に入り、その冷媒が持つエネルギを膨張機３の回転運動に与えながら膨張する。膨張機３の回転軸は副圧縮機（第２圧縮機、或いは膨張・圧縮機の圧縮部）２の回転軸と直結されており、副圧縮機２が駆動される。膨張機と副圧縮機を同じ容器に入れるようにしても良い。
【００２２】
膨張機３で膨張した冷媒は逆止弁１１を経て、第２の電動膨張弁８、キャピラリチューブ１５で更に膨張・減圧され、利用側熱交換器５に入る。４個の逆止弁１０〜１３は、冷却、加熱のいずれの運転でも、膨張機３に流れる冷媒の流れ方向を常に一定方向にする役割をする。また、第１電動膨張弁７の入口側と第２の電動膨張弁８の出口側との間には第３の電動膨張弁９を備えたバイパス流路が設けられており、起動時など膨張機３の運転が安定しないときや、膨張機３を通る流路だけでは絞り過ぎになり十分制御できないような場合などには、電動膨張弁９を備えたバイパス流路にも冷媒を流して冷媒を減圧・膨張させる。利用側熱交換器５に入った冷媒は蒸発・吸熱して二次冷媒３５である冷却水等を冷却する。利用側熱交換器５を出た冷媒は、副圧縮機２に入って圧縮される。副圧縮機２は、回収動力によって駆動される膨張機３により回転される。副圧縮機２で圧縮された冷媒は、再び主圧縮機１の一段目圧縮部１０１に吸込まれる。
【００２３】
熱源側熱交換器４と利用側熱交換器５との間には冷媒タンク１９を設け、二方弁（バルブ）２０及び２１によりタンク１９への冷媒の出し入れを行い、サイクル中を循環する冷媒の総量を適正に保つようにしている。タンク１９に冷媒を入れるときには二方弁２０を開き、キャピラリチューブ２２によって減圧した液冷媒または二相冷媒を冷媒タンク１９に蓄えるようにし、タンクから冷媒を放出するときには二方弁２１を開いてサイクルの低圧側に放出する。このようにすれば冷凍サイクル中を循環する冷媒量を調整できる。
【００２４】
次に、加熱運転時の冷媒の流れと動作について図１により説明する。加熱運転時の冷媒の流れは破線矢印で示されている。主圧縮機１の一段目圧縮部１０１で圧縮された中間圧力の冷媒の一部は、三方弁１８の破線の流路を流れて、利用側熱交換器５の一部分に流れ、ここで温水等の二次冷媒３５と熱交換して放熱される。前記中間圧力の冷媒の残りは、主圧縮機１の二段目圧縮部１０２で圧縮されて吐出され、四方弁６の破線の流路を通って利用側熱交換器５に至る。ここで冷媒は放熱して、温水等の２次冷媒を加熱する。利用側熱交換器５を出た冷媒は、キャピラリチューブ１５で減圧され、前記三方弁１８を経て流れてきた中間圧力の冷媒と合流した後、第２電動膨張弁８で減圧・膨張される。前記中間圧力の経路には逆流を防止するための逆止弁１７が設けられている。
【００２５】
電動膨張弁８を出た冷媒は、逆止弁１２を経て膨張機３に入って更に膨張する。このとき、冷媒のエネルギを膨張機３の回転運動として回収している。これは冷却運転時と同じである。膨張機３を出た冷媒は逆止弁１３を経て、第１電動膨張弁７、キャピラリチューブ１４において更に減圧され、熱源側熱交換器４に至る。熱源側熱交換器４において、冷媒は蒸発しながら空気から吸熱する。熱源側熱交換器４を出た冷媒は四方弁６を経て、副圧縮機２に吸込まれて圧縮される。副圧縮機２を出た冷媒は、再び主圧縮機１の一段目圧縮部１０１に吸込まれる。
【００２６】
熱源側熱交換器４と利用側熱交換器５との間には冷媒タンク１９が設けられ、二方弁２０及び２１によりタンクへの冷媒の出し入れが行なわれる。加熱運転時において、冷媒を冷媒タンク１９に入れるときには二方弁２１を開き、冷媒タンク１９から冷媒を抜くときには二方弁２０を開く。このようにして、サイクル中を循環する冷媒量を適正に保つことができる。
【００２７】
本実施例の冷凍サイクル装置の膨張・圧縮機の効果について図２により説明する。図２は二酸化炭素冷媒など超臨界冷凍サイクルのモリエル線図（圧力―エンタルピ線図）を示している。超臨界サイクルとは、図２の高圧側圧力（ＢからＣの圧力）が臨界点の圧力を超えているサイクルである。図２において、膨張機を備えていない従来の通常の超臨界サイクルを破線で示している。
【００２８】
まず冷却運転について説明する。膨張過程Ｃ〜Ｄは等エンタルピ変化で、エンタルピ軸に垂直である。膨張機により膨張を行った場合、膨張過程は図２のＣ〜Ｅとなり、等エントロピ変化に近くなる。蒸発能力は膨張機がない場合はｈｅであるのに対し、膨張機を備えることによりｈｅ’と大きくなる。冷却能力は冷媒流量Ｇｒと蒸発器出入口のエンタルピ差との積で表されるので、冷却能力は膨張機を設けることにより大きくすることができる。しかも、膨張機３で回収されたエネルギを使って副圧縮機２の動力とすることにより、副圧縮機によるエンタルピと圧力は図２のＡ〜Ｆに沿って変化し、主圧縮機１ではＦ〜Ｂに沿って変化するので、主圧縮機１のエンタルピ差は従来サイクルのｈｃｐからｈｃｐ１に減少する。主圧縮機の動力は冷媒流量Ｇｒと主圧縮機の出入口のエンタルピ差との積で表されるので、主圧縮機の動力を低減することができる。図２においてｈｃｐ２は膨張機３で回収したエネルギのうち副圧縮機２の動力に寄与した分、即ち主圧縮機１の動力低減分を示している。このように、冷却能力が増加し、圧縮機の動力が低減されるので、冷凍サイクル装置のＣＯＰ（成績係数）は向上し、省エネルギ運転を実現できる。
【００２９】
加熱運転においては、加熱側のエンタルピ差ｈｃは膨張機によっては変化しないので、加熱能力は変わらないが、主圧縮機の動力は冷却運転時と同様に減少する。したがって、加熱運転時でも圧縮機の動力は低減されるので、冷凍サイクル装置のＣＯＰは向上し、省エネルギの運転を実現できる。
【００３０】
上記実施例では、主圧縮機１を二段圧縮機としているが、その動作（中間圧制御サイクル）を図３により説明する。主圧縮機の一段目圧縮部１０１の出口、即ち二段目圧縮部１０２の入口（この部分を中間圧力部と称す）から冷媒の一部を、高圧側となる熱交換器４又は５に分配する。一段目圧縮部１０１に流れる冷媒流量をＧｒ、中間圧力部から高圧側熱交換器４又は５に分配する冷媒流量をＧｒ１とすると、二段目圧縮部１０２に流れる冷媒流量はＧｒ−Ｇｒ１となり、一段目圧縮部のエンタルピ差はｈｃｐ３、二段目圧縮部のエンタルピ差はｈｃｐ４となる。冷媒流量Ｇｒ１を調整することにより、二段目圧縮部の吐出側圧力を同一にしたまま、一段目圧縮部の圧力差と二段目圧縮部の圧力差を調整することが可能となる。一段目圧縮部の圧力差と二段目圧縮部の圧力差をほぼ同じにすることにより、一段目と二段目のそれぞれの圧縮部における高圧側から低圧側への冷媒漏れの合計を少なくでき、主圧縮機全体の体積効率と全断熱効率が向上するから、主圧縮機１の動力を低減できる。中間圧力部で分配する冷媒の流量Ｇｒ１はキャピラリチューブ１４又は１５によって調整する。キャピラリチューブの代わりに電動膨張弁等の可変絞りとすれば、様々な運転条件に応じて流量Ｇｒ１を調整することができ、更に効率を向上できる。
【００３１】
図１に示す冷媒タンク１９と減圧手段（キャピラリ）２２，２３の機能を、図１及び図４により説明する。冷媒タンク１９は、そこに溜まる冷媒量を変化させることにより、サイクル中で循環する冷媒の総量を調整する機能を持つ。冷媒タンク１９に冷媒を出し入れすることにより高圧側の圧力が変化する。例えば、冷却運転において、図４に実線で示すサイクルＡＢＣＤで運転しているとき、低圧側のバルブ２１を開いて冷媒タンク１９の冷媒を稼動しているサイクル内に放出すると、高圧側の圧力が上昇して破線のサイクルＡＢ’Ｃ’Ｄ’のように変化する。冷却運転時は放熱器となる熱源側熱交換器の出口側温度が同じになると仮定すると、ＣからＣ’への変化は等温線に沿った変化となる。このとき、利用側熱交換器（冷却運転時は蒸発器）の出入口のエンタルピ差は図４のΔｈｅからΔｈｅ’に変化し、更に、圧縮機出入口のエンタルピ差はΔｈｃｐからΔｈｃｐ’に変化する。冷凍サイクルの性能を表すＣＯＰは蒸発器出入口のエンタルピ差を圧縮機出入口のエンタルピ差で割ったものであり、したがってＣＯＰは、Δｈｅ／Δｈｃｐから、Δｈｅ’／Δｈｃｐ’に変化することになる。
【００３２】
図４の等温線の傾きは一定でなく、また圧縮時の等エントロピ線の傾きも変化するため、ＣＯＰの値は高圧側の圧力により変化し、ＣＯＰが最大となる高圧側圧力が存在する。そこで、放熱器となる熱交換器の出口には温度を検出する温度センサ３２，３３を設け、また放熱器（冷却運転時は熱源側熱交換器４、加熱運転時は利用側熱交換器５）の出口温度に対応してＣＯＰが最大となる圧縮機吐出圧力のデータを予め取っておき、制御装置２６の記憶装置に蓄えておく。温度センサ３２又は３３で検出した温度に対応する適正圧力と、圧縮機吐出圧力センサ２４の検出した圧力とを比較し、その差に応じてバルブ２０又は２１の開度または開く時間を調節し、圧縮機吐出圧力が目標値となるようにタンク内の冷媒量を制御する。このような制御によって吐出圧力を適切に制御でき、高いＣＯＰを得るこことができる。
【００３３】
タンク内の急激な冷媒量の変化により、制御が不安定になることを避けるために、本実施例ではキャピラリチューブ（減圧手段）２２，２３が設けられている。なお、キャピラリチューブ２２，２３の代わりに電動膨張弁を用いれば、より微妙な冷媒量の制御も可能となる。
【００３４】
次に、電動膨張弁７，８及び９の制御について説明する。冷却運転の場合、通常は第１膨張弁７の絞り量を制御し、第２膨張弁８は全開、第３膨張弁９は全閉とする。制御装置２６は、副圧縮機２の吸込冷媒温度センサ２５で検知した吸込温度と、副圧縮機吸込圧力センサ２８で検出した圧力に対応する飽和温度との差、即ち副圧縮機の吸込みスーパヒートが目標値となるように膨張弁７を制御する。
【００３５】
膨張弁７を全開にしてもスーパヒートが所定値よりも大きい場合、制御装置２６によりバイパス回路の第３膨張弁９を制御し、それにより副圧縮機の吸込みスーパヒートを制御する。
【００３６】
加熱運転の場合、通常は第２膨張弁８の絞り量を制御し、第１膨張弁７は全開、第３膨張弁９は全閉とする。第２膨張弁８の絞り量は、冷却運転の場合と同様に副圧縮機２の吸込みスーパヒートに従って制御する。第２膨張弁８を全開にしてもスーパヒートが所定値よりも大きい場合には、制御装置２６はバイパス回路の第３膨張弁９を制御することにより副圧縮機の吸込みスーパヒートを制御できる。
【００３７】
なお、副圧縮機の吸込みスーパヒートの代わりに、副圧縮機の吐出温度の目標値を副圧縮機の回転数や外気温度に応じて定め、吐出温度が目標値となるように第１膨張弁７を制御し、膨張弁７を全開にしても吐出温度が目標値よりも高い場合には、第３膨張弁９によって吐出温度が目標値となるように制御してもよい。
【００３８】
本実施例では、利用側熱交換器５を冷温水と熱交換する例えばヒートポンプ式ウォータチリングユニットのような形態を例として説明したが、パッケージエアコンのように利用側熱交換器を空気と熱交換する熱交換器としても良い。
【００３９】
本実施例によれば、膨張機３によって回収したエネルギを副圧縮機２の動力に利用しているので、冷凍サイクル装置の電力等の消費エネルギを低減することができる。また、主圧縮機１の他に、膨張機３と直結した副圧縮機２を設けているので、圧縮機サイドから膨張機サイドへの熱漏洩を小さく押さえることができ、高い効率を確保できる。さらに本実施例によれば、主圧縮機１の中間圧力部を適正圧力に制御することにより、圧縮機効率も向上でき、消費エネルギを低減することができる。また、冷凍サイクル中の冷媒量を適切に調節することもでき、それによって冷凍サイクル効率を向上させ、消費エネルギ低減を図ることができる。
【００４０】
本発明の他の実施例を図５により説明する。図５において、図１の実施例と異なる点は、膨張機３の出口に気液分離器２９を設け、該気液分離器２９で分離したガス冷媒を、主圧縮機１の中間圧力部、即ち一段目圧縮部１０１と二段目圧縮部１０２の中間にインジェクションするガスインジェクションサイクルとしている点である。
【００４１】
まず、このガスインジェクションサイクルの冷却運転時の動作を説明する。図５において、実線の矢印が冷却運転時の冷媒の流れを表す。主圧縮機１の二段目圧縮部１０２を出た冷媒は、四方弁６を実線の方向に流れ、熱源側熱交換器４で外気空気により放熱されて冷却される。熱源側熱交換器４を出た冷媒は、第１電動膨張弁７を通る。電動膨張弁７は全開か、若干絞る程度の開度に調整される。電動膨張弁７からの冷媒は、逆止弁１０を通り、膨張機３に入り、ここで膨張しながらエネルギが回収される。膨張機３を出た冷媒は、気液分離器２９に入り、ガスと液とに分離される。分離されたガス冷媒は、気液分離器２９の中央のパイプから出て、二方弁３０、逆止弁３１を経て、主圧縮機１の中間圧力部にインジェクションされる。気液分離器２９で分離された液冷媒は図の左側のパイプから出て、逆止弁１１を通り、第２電動膨張弁８において減圧・膨張し、利用側熱交換器５において蒸発・吸熱して二次冷媒３５である冷却水を冷却する。利用側熱交換器５を出た冷媒は、四方弁６の実線の流路を通り、副圧縮機２で圧縮され、主圧縮機１に至る。主圧縮機１では、一段目圧縮部１０１で中間の圧力まで圧縮され、気液分離器２９からの冷媒ガスと合流して、二段目圧縮部１０２に吸込まれ、更に圧縮されて吐出される。
【００４２】
加熱運転の場合は、図５の破線で示す矢印方向に冷媒が流れ、冷媒は利用側熱交換器５で放熱され、熱源側熱交換器４で蒸発・吸熱する。基本的な動作は上述した冷却運転の場合と同様であるので説明を省略する。
【００４３】
図５の実施例における膨張機３とガスインジェクション回路の効果を図６のモリエル線図により説明する。冷媒は二酸化炭素冷媒など、高圧側で超臨界となる冷媒を想定している。図６で示す破線は、膨張機やインジェクション回路のない従来の冷凍サイクル装置の場合を表し、図２で説明ものと同様であるので、ここでは説明を省略する。図６に実線で示したものが本実施例のもので、この図において、Ａ点が副圧縮機２の吸込みに相当する。副圧縮機２ではＡからＦまで圧縮され、更に主圧縮機１の一段目圧縮部１０１で圧縮されて、図のＦ点からＧ点に至る。一段目圧縮部１０１の出口において、気液分離器２９からの冷媒ガスと合流して、Ｊ点までエンタルピが低下する。ここから主圧縮機１の二段目圧縮部１０２において更に圧縮され、Ｋ点に達する。Ｋ点からＣ点において、冷却運転時には熱源側熱交換器４、加熱運転時には利用側熱交換器５において冷媒は放熱される。次に、膨張機３において膨張し、エンタルピと圧力が低下してＨ点に至る。
【００４４】
気液分離器２９で分離されたガス冷媒は、主圧縮機１の中間圧力部にインジェクションされる。これをＨからＪの経路が表している。液冷媒はエンタルピが低下してＬ点に至り、更に電動膨張弁７又は８で膨張・減圧してＥ点に達する。Ｅ点からＡ点において、冷却運転時は利用側熱交換器５、加熱運転時は熱源側熱交換器４において、蒸発・吸熱してＡ点に達し、１回のサイクルを完結する。
【００４５】
本実施例によれば、冷却運転では以下の効果がある。即ち、図６において、低圧側（利用側熱交換器５）の冷媒流量は従来サイクルと同じＧｒであるが、従来サイクルの利用側熱交換器における出入口のエンタルピ差ｈｅが、膨張機３による効果ｈｅｘｐとガスインジェクションによる効果ｈｉｎｊとの和の分だけ増えてｈｅ’になる。このため、蒸発器出入口のエンタルピ差と冷媒流量との積である冷却能力が増加する。
【００４６】
一方、主圧縮機の一段目圧縮部１０１のエンタルピ差は、副圧縮機２の動力を膨張機で回収したうちの有効分のｈｃｐ１だけ従来サイクルより減少してｈｃｐ３になり、主圧縮機の一段目圧縮部の入力を減少できる。主圧縮機の二段目圧縮部１０２においては、冷媒流量が従来サイクルのＧｒからＧｒ＋Ｇｒ１に増加する一方、エンタルピ差はｈｃｐ４からｈｃｐ５に減少する。入力（圧縮機動力）は冷媒流量と圧縮機出入口のエンルピ差との積なので、一段目と二段目の圧縮部を合わせた入力も減少する。冷却能力が増加し、主圧縮機の入力が減少するので、ＣＯＰ（成績係数）が向上し、省エネルギ運転を実現できる。
【００４７】
加熱運転の場合には、高圧側（利用側熱交換器５）の冷媒循環量がＧｒからＧｒ＋Ｇｒ１に増加し、エンタルピ差はｈｃからｈｃ’に減少する。通常、エンタルピの減少割合よりも冷媒循環量の増加割合の方が大きいので、加熱能力も増加する。入力については冷却運転の場合と同様に減少する。したがって、加熱運転時もＣＯＰは向上し、省エネルギ運転を実現できる。
【００４８】
図５の実施例によれば、膨張機によって回収したエネルギを副圧縮機の動力に利用しているので、冷凍サイクル装置の消費エネルギを低減することができる。また、本実施例によれば、膨張機の出口に設けた気液分離器で分離したガス冷媒を主圧縮機の中間圧力部分にインジェクションするので、冷凍サイクルの効率が向上し、消費エネルギを低減できる。
【００４９】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によれば、膨張機による回収エネルギを利用して主圧縮機とは別に設けた副圧縮機を駆動するようにしたので、主圧縮機から膨張機への熱漏洩を低減できると共に、冷凍サイクル装置の効率も大幅に向上でき、この結果、省エネルギ運転を実現できる効果がある。
【００５０】
また、第１〜第３膨張弁を設けて制御することにより、膨張機前後の圧力差や膨張機に流れる冷媒流量を適正に保つことができる。
【００５１】
更に、主圧縮機として二段圧縮機を採用するものにおいて、一段目圧縮部の吐出圧力（中間圧力部）の一部を放熱器側にバイパスするようにしたり、前記中間圧力部に膨張機下流で気液分離されたガス冷媒をインジェクションすることにより、主圧縮機吐出側圧力を適正な圧力にすることができる。
【００５２】
また、冷媒タンクを設けることにより、冷凍サイクル中で循環する冷媒量を適切に制御することも可能になる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の冷凍サイクル装置の一実施例を示す冷凍サイクル構成図である。
【図２】図１の装置における膨張・圧縮サイクルの作用を説明するモリエル線図である。
【図３】図１の装置において、主圧縮機で中間圧力制御をした場合の作用を説明するモリエル線図である。
【図４】図１の装置における冷媒タンクの効果を説明するモリエル線図である。
【図５】本発明の冷凍サイクル装置の他の実施例を説明する冷凍サイクル構成図である。
【図６】図５の実施例における冷凍サイクルの作用を説明するモリエル線図である。
【符号の説明】
１…主圧縮機（第１の圧縮機）、１０１…一段目圧縮部、１０２…二段目圧縮部、２…副圧縮機（第２の圧縮機）、３…膨張機、４…熱源側熱交換器、５…利用側熱交換器、７…第１電動膨張弁、８…第２電動膨張弁、９…第３電動膨張弁、１０，１１，１２，１３，１６，１７…逆止弁、１４，１５，２２，２３…キャピラリチューブ（減圧手段）、１８…三方弁（流路切替器）、１９…冷媒タンク、２０，２１，３０…二方弁（バルブ）、２５，３２，３３…温度センサ、２４，２８…圧力センサ、２６…制御装置、２７…ファン、２９…気液分離器、３５…二次冷媒。
【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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