(57)【要約】      （修正有）【課題】膨張弁で消費されているエネルギを膨張タービンで回収して有効利用すると共に回収エネルギによる冷凍能力の向上を図る。そして、膨張タービンで回収したエネルギで同一軸上の圧縮機を駆動し、主圧縮機の動力低減を図ることができる冷凍空調装置を提供する。【解決手段】タービンと直結する圧縮機で圧縮機入口のガス圧縮を行うシステムの新たな技術として、タービンノズル入口前またはノズル部分に冷媒液とガスを混合してノズル内の液の膨張を助長する混合部又は液とガスを分離して膨張させる膨張タービンノズルの採用することにより、安定した膨張タービン流量特性で高効率を得る。軸受として静圧ガスアシストガス軸受を設けて潤滑油をシステムから除去する。膨張タービンと同軸の補助圧縮機に同軸の発電機モータを設けて負荷と流量の最適制御を行う。【選択図】  図１０
2005345083.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
主圧縮機で圧縮した作動媒体を凝縮器で冷却して膨張タービンで膨張後に蒸発器で蒸発して冷熱を供給する冷凍空調装置において、主圧縮機の上流に膨張タービンと同軸に配置した補助圧縮機を備えたことを特徴とする冷凍空調装置。
【請求項２】
、請求項１において膨張タービンと同軸に配置した補助圧縮機を静圧ガスアシストガス軸受で支持したことを特徴とする冷凍空調装置。
【請求項３】
請求項１において膨張タービン側のスラスト軸受に補助圧縮機羽根車出口のガスを供給し、補助圧縮機側のスラスト軸受に膨張タービン動翼入口のガスを供給することを特徴とする冷凍空調装置。
【請求項４】
主圧縮機で圧縮した作動媒体を凝縮器で冷却して膨張タービンで膨張後に蒸発器で蒸発して冷熱を供給する冷凍空調装置において、主圧縮機の上流に膨張タービンと同軸に配置した補助圧縮機を備え、膨張タービン入口配管の途中に主圧縮機出口配管と凝縮器の少なくとも一方と接続した混合タンクを設けて作動流体が湿り状態になるように調整する弁を設けたことを特徴とする冷凍空調装置。
【請求項５】
翼を環状に配置された膨張タービンのノズルにおいて、ガス状態の作動媒体と液又は飽和状態の作動媒体を分けて膨張させるノズル翼で形成したノズル流路と翼の内部にスロートと拡大流路を形成した流路を有することを特徴とする膨張タービンのノズル。
【請求項６】
モータなどで駆動される主圧縮機で圧縮された作動媒体が凝縮器で冷却液化され、高圧液又は湿り蒸気を膨張タービンで膨張後に蒸発器で蒸発して冷熱を供給する冷凍空調装置において、主圧縮機の上流に膨張タービンと同軸に配置された補助圧縮機を備え、前記膨張タービンに請求項４に記載のノズルを設けたことを特徴とする冷凍空調装置。
【請求項７】
請求項１、２、３及び５において主圧縮機と駆動機を同軸上に配置して軸を静圧ガスアシストガス軸受で支持したことを特徴とする冷凍空調装置。
【請求項８】
請求項４において、ノズル翼で形成される流路又はノズル翼内に形成される流路のいずれか一方に圧力調整弁を設けたことを特徴とする膨張タービン。
【発明の詳細な説明】
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】  冷凍冷房空調装置
【背景技術】
【０００２】
【０００３】  従来技術の冷凍空調装置の構成図を図１４に、エンタルピ・圧力線図を図１５示す。従来の冷凍空調装置は、ガス状態の媒体が圧縮機（５０００）で圧縮され、線図上の点▲１▼から点▲２▼へ変化して高圧高温となった作動媒体を凝縮器（１０００）で点▲２▼から点▲３▼に向かって冷却されて凝縮し、膨張弁（２２００）で点▲３▼から▲４▼へと膨張、液体とガスの混在する低温媒体が作られ、蒸発器（３０００）で冷却対象を冷却、蒸発して再び圧縮機（５０００）へと導かれ、冷凍サイクルを形成する。図１５中の曲線は作動媒体の飽和線を表している。【０００４】  膨張弁（２２００）では、図１４、図１５に示すように媒体が▲３▼から▲４▼へと等エンタルピ膨張して低温になる。【０００５】  膨張弁（２２００）に代えてエジェクタを利用したエジェクタサイクルで冷凍空調装置を構成した従来の技術として特開２００１−０８２８１３、特開２００３−０１４３１８、特開２００３−１８５２７６、特開２００３−２２２４１９、特開２００３−３０２１１３、特開２００３−３４３９３２が挙げられる。このエジェクタサイクルの代表的な構成を図１６に示す。凝縮器（１０００）を出た高圧媒体液をエジェクタ（２９００）で高速流として蒸発器（３０００）を出た液又は湿り蒸気媒体を吸引して圧縮機（２０００）入口の圧力上昇を図ると共にエジェクタ（２９００）出口に液とガスを分離して液のみを蒸発器（３０００）に送り込む構成となっている。【０００６】  このエジェクタサイクルのエンタルピ−圧力線図を図１７に示す。図中の番号と英文字は、図１６の構成図中の場所と図１７の状態値とが対応している。凝縮器（１０００）で凝縮後▲３▼の媒体液は、エジェクタ（２９００）内部で高速流を作り出し、低下した静圧と蒸発器（３０００）を出た液又は湿り蒸気媒体との差圧で吸引する。この時、点▲４▼とエジェクタ出口静圧点Ａ間のエネルギが速度となっている。点▲３▼と点Ａ又は点▲４▼間には外部とのエネルギの授受がない等エンタルピ変化であり、出口全エンタルピ点▲４▼に至る。この点▲４▼からエジェクタ（２９００）と気液分離機（３９００）を出て圧力回復した媒体の平均値は点Ｂの状態となる。エジェクタサイクルの効果は、エジェクタ（２９００）で吸引に使用したエネルギΔＨｓ、圧縮機動力の軽減量ΔＨｆ、冷却熱量ΔＨｌ、圧縮機動力ΔＨｇから次式で計算される。
冷熱量の変化量    ＝（ΔＨｌ＋ΔＨｆ）／ΔＨｌ
圧縮機動力の変化量＝（ΔＨｇ−ΔＨｆ）／ΔＨｇ
この時、エネルギΔＨｓは、速度エネルギに変換されるが、熱エネルギに戻るので冷却熱量の変化には寄与しない。即ち、エジェクタ（２９００）は、冷凍サイクルの最低圧力を下げる働きをし、圧力回復分が圧縮機入口の圧力上昇に寄与し、圧縮機の動力を軽減する働きをする。【０００７】  特開２０００−２４１０３３の構成を図１８と図１９に示す。
特開２０００−２４１０３３は、従来の炭酸ガス超臨界圧サイクル冷凍サイクルであり、原動機（１２）で駆動される圧縮機（１）で圧縮された媒体は、油分離器（２）にて媒体に含まれる油を分離した後、ガスクーラ（３）で冷却されて膨張機（４）で膨張し、蒸発器（５）で過熱され、アキュムレータ（６）で液が分離されて圧縮機（１）に吸入される。ガスクーラ（６）出口の状態量を基に演算手段（９）で膨張機（４）の膨張比制御手段（１０）を制御して膨張機（４）への媒体供給量を制御している。図１８の例は、圧縮機（１）と膨張機（４）の熱落差が大きく異なるため、両者の回転数を同じとするといずれか一方の効率が低くなり、圧縮機（１）の流量特性と一致させるため、膨張機（４）入口の膨張比制御手段（１０）で膨張比を下げた分だけエネルギ回収量が減少するという欠点を有する。特開２０００−２４１０３３の他の例として、図１９に示すように膨張機（４）と圧縮機（１）を別軸として、膨張機（４）の主軸（１１）に発電機（１３）を設けて流量を制御している。図１９は、図１８の欠点を改善するため、圧縮機（１）と膨張機（４）を別々の軸として流量制御を容易に出来るようにすることを狙ったものであるが、個別のモータと発電機、軸と軸受などを必要とし、コスト高となると共に、両者の流量特性を最適化するには複雑な計測制御が必要であるという欠点を有している。【０００７】  特開２００３−２７９１７９の構成を図２０から図２８に示す。第２０図は、圧縮機（１）出口にバイパスと流量制御手段（１８）、膨張機（４）入口にバイパスと第２減圧手段（１５）、暖房に使用するための四方弁（２０）と関連する管路を設けたことを特徴とするものである。流量制御手段（１８）は、２段目の第２圧縮機（１４）の吐出作動媒体を１段目の圧縮機（１）出口に戻すもので、第２圧縮機（１４）入口の流量が増加、作動媒体温度が上昇し、第２圧縮機（１４）の入力は増加するが膨張機（４）の流量と出力は同じであるから主軸（１１）の回転数は低下して、第２圧縮機（１４）の出口圧力が減少して膨張機（４）の出力が減少する。また、第２減圧手段（１５）を開くと膨張機（４）の流量と出力は減少して主軸（１１）の回転数は低下し、圧縮機（１４）の出口圧力が低下する。この例の減圧手段（１５）と流量制御手段（１８）は、回収エネルギを減少させるという欠点を有する。【０００７】  第２１図は圧縮機（１）の出口に膨張機（４）で駆動する第２圧縮機（１４）を、第２圧縮機（１４）出口に設けた油分離器（２）と圧縮機（１）入口に設けたアキュムレータ（６）を管路で接続したことを特徴とする基本回路を示したものであり、この回路の欠点を前記の図２０で改善しようとするものである。
圧縮機（１）の出口に膨張機（４）と同軸の第２圧縮機（１４）を設けて、ガスクーラ（３）出口の過冷却液または飽和液の有するエネルギを膨張機（４）で回収して第２圧縮機（１４）で有効に活用しようとするものである。圧縮機（１）の入口温度が変化した場合の計算例を表１に示す。
前記のような欠点を有している。【０００８】  図２２は、第２圧縮機（１４）を除き、圧縮機（１）と膨張機（４）を主軸（１１）で直結し、主軸（１１）上にモータ（１２）を設けたことを特徴とするものであるが、圧縮機（１）と膨張機（４）の回転数が常に同じであり、容積型や回転容積型などの圧縮機と膨張機などに限定される。また、圧縮機（１）の動力と吸入作動媒体容積流量が膨張機の出力と出口容積流量と大きく異なるために、両者の設計が困難であり、いずれか一方の高効率化は不可能である。また、この構成をターボ機械で設計すると膨張機に比べて圧縮機のサイズが非常に大きくなり、スラスト力が大きくなり、その対策が必要となる。【０００９】  図２３は、膨張機（４）の入口に予膨張弁（１６）及びバイパスと第２減圧手段（１５）を設けたものであり、予膨張弁（４）は膨張機（４）入口の圧力を低下させて作動媒体の容積流量を増加させるもので、バイパスと第２減圧手段（１５）は膨張機（４）の流量を減少させるものであり、前者は膨張機（４）の断熱熱落差を減少させ、後者は流量を減少させて出力を減少させるもので回収エネルギが減少するという欠点を有している。【００１０】  図２４は、膨張機（４）の入口にバイパスと第２膨張弁（１５）を設けたもので、バイパスと第２膨張弁（１５）を開くことで膨張機（４）の流量が減少して膨張機（４）の出力、即ち回収エネルギが減少する。【００１２】  図２５は、圧縮機（１）と第２圧縮機（１４）を並列配置とし、膨張機（４）と第２圧縮機（１４）を結ぶ主軸（１１）上に補助モータ（１７）を設けたものであり、圧縮機（１）と第２圧縮機（１４）の吐出圧力が異なる場合、その差圧分が損失となり、効率が悪くなる。両者の吐出圧力を同じにすると第２圧縮機（１４）の圧力比が大きなものとなり、同軸の膨張機（４）とマッチした圧縮機の設計は困難であり、高効率化も難しい。【００１３】  特開２００３−２７９１７９は、出願後に手続き補正が行われ、圧縮機（１）と第２圧縮機（１４）のいずれかを膨張機（４）で駆動すると補正されているが、説明や検討が全て第２圧縮機（１４）を膨張機（４）で駆動することになっており、圧縮機（１）を膨張機（４）で駆動すると説明に矛盾が生じる点が多い。【００１４】  従来の考案では、圧縮機、第２圧縮機、膨張機を通る流量を同一にすることが出来ず、（Ａ）圧縮機と膨張機を別軸にして回転数を個々に調整する、（Ｂ）圧縮機をバイパスする管路を設ける、（Ｃ）膨張機をバイパスする管路を設ける、（Ｄ）バイパスする管路に弁又はエジェクタを設ける、（Ｅ）圧縮機と第２圧縮機を並列配置とすることを特徴としている。【００１５】  従来の全ての考案は、圧縮機、第２圧縮機、膨張機の流量を同一にして運転することが出来ず、いずれかの適正な流量で運転するために他の機器バイパスするか、いずれかの圧力比を下げて運転するものであり、圧縮機、第２圧縮機、膨張機の少なくともいずれか一つの効率が低下し、回収エネルギが少なくなるという欠点を有している。
【発明が解決しようとする課題】
【００１６】  冷凍空調装置の凝縮器と蒸発器間には大きな圧力差があるが、このエネルギは膨張弁で消費され有効に使われていない。膨張弁で消費されているエネルギを膨張タービンで回収して有効利用すると共に回収エネルギによる冷凍能力の向上を図る。
【００１７】  膨張タービンで回収したエネルギで同一軸上の圧縮機を駆動し、主圧縮機の動力低減を図る。
【００１８】  冷凍空調装置には、小型には容積型や回転容積型が、大型には遠心圧縮機が採用されているが、これらの圧縮部や軸受部に潤滑油が使用されている。潤滑油は熱交換器に入ると油膜を形成して熱交換を抑制、効率が低下するので潤滑油を排除する。
【課題を解決するための手段】
【００１９】  上記の課題を解決する手段として、次のいくつかの手段を組合せた冷凍空調装置。
【００２０】  ラジアルタービンや軸流タービン等のターボ機械型の膨張タービンと同一回転軸の遠心圧縮機や軸流圧縮機等のターボ機械型の圧縮機を設ける。
【００２１】  膨張タービン及び圧縮機と同一回転軸上に発電機とモータの働きをする発電機モータを設ける。
【００２２】  膨張タービン入口に圧縮機出口の乾き状態の媒体、コンデンサ内の湿り状態の媒体の少なくともいずれか一方の媒体と飽和液を混合させる混合タンクを設ける。又は膨張タービンのノズル内部に圧縮機出口の乾き状態の媒体、コンデンサ内の湿り状態の媒体の少なくともいずれか一方の媒体と飽和液が混合する構造を設ける。
【００２３】  従来の油軸受に代えて、動圧型又は静圧ガスアシスト動圧型ガス軸受を用いる。静圧ガスアシスト型動圧軸受には、圧縮機出口からタービン入口までの間の高圧ガスを送入する。
【００２３】  スラスト軸受の圧縮機側にタービン側のノズル入口上流の媒体を、タービン側に圧縮機の羽根車後流の媒体をアシストガスとして送入する。ガス中に液が含まれている場合は、加熱してガス状態で送入する。また、軸受の動圧効果が高くなる高回転時には、ガスの送入量を減少させるか、送入を停止する。
【００２４】  主圧縮機にも始動停止時に静圧でアシストされるガス軸受を設けて、主圧縮機を同一回転軸上のモータで駆動するモータ直結型圧縮機とする。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２５】  実施例１の構成を図１に、対応するエンタルピ−圧力線図を図２に示す。主圧縮機（５０００）を出た点▲２▼の作動媒体は、凝縮器（１０００）で凝縮されて点▲３▼の飽和蒸気或いは過冷却液となり、膨張タービン（２０００）で膨張して点Ｃの低温湿り蒸気となり、蒸発器（３０００）で蒸発、点▲１▼の飽和蒸気又は加熱蒸気となり、補助圧縮機（４０００）で点Ｄまで圧縮され、更に主圧縮機（５０００）で点▲２▼まで圧縮されて、冷凍サイクルを完了する。【００２６】  膨張タービン（２０００）の動翼入口の圧力が補助圧縮機（４０００）の羽根車出口の圧力より高い場合、膨張タービン（２０００）と補助圧縮機（４０００）を結ぶ回転軸（６０００）周りの部品の隙間を通って補助圧縮機（４０００）側へと流れ、低い場合は逆方向へ流れる。【００２７】  また、膨張タービン（２０００）の動翼背面に作用する圧力と面積の積が、補助圧縮機（４０００）の羽根車背面に働く圧力と面積の積より大きい場合、回転軸（６０００）を膨張タービン（２０００）側に引っ張る強いスラスト力が働き、小さい場合は逆方向へと働く。このスラスト力は、通常使用されるスラスト軸受の負荷能力を超えるために、スラスト力を軽減するバランスピストンと呼ばれる機構が採用されている。バランスピストン機構は、回転円盤の両面に圧力の異なる二つの室を形成して両側の室の圧力差でスラスト力をキャンセルするものであるが、回転円盤と両側の室を形成するためのシール部の形成など高精度部品と高い組立精度が必要である。シールが悪いともれ量が増大してシステム全体の性能を低下させることになる。【００２８】  スラスト軸受（７００）の構成図の一例を図３に示す。スラスト軸受（７１０）は、ケース（７０１）にスナップリング（７４０）で固着され、両サイドに設けられたスラストカラー（７２０）、（７３０）で回転軸（６０００）の軸方向の動きを規制している。本考案の例では、前述のように回転軸（６０００）が膨張タービン（２０００）側へ向かう大きなスラスト力が働くので、これに抗することの出来るスラスト面圧力が必要であり、ケース（７０１）に設けられた孔（７０２）から高圧の作動媒体がスラスト軸受（７１０）に設けられた孔（７１５）からスラスト面に流れ込み、スラスト面の圧力を高める働きをする。【００２９】  実施例２の構成を図５に、対応するエンタルピ−圧力線図を図６に示す。主圧縮機（５０００）を出た点▲２▼の作動媒体は、凝縮器（１０００）で凝縮されて飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌとなる。この飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌの点から膨張タービン（２０００）で膨張させる場合、液とガスの比容積が大きく異なるためにわずかな作動点の差やタービン流入後の混合状態によってスロート（最小面積部）で規制される容積流量が極端に変化し、流量が安定せず流量制御が困難となる。このような流量の不安定性を無くすために圧縮機（５０００）から凝縮器（１０００）出口までの間の加熱蒸気又は湿り蒸気点Ｗを管路（２１００）、弁（２２００）、管路（２３００）を通してタンク（２６００）で飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌと混合させる。その後、作動媒体は膨張タービン（２０００）で膨張��て点Ｃの低温湿り蒸気となり、蒸発器（３０００）で蒸発、点▲１▼の飽和蒸気又は加熱蒸気となり、補助圧縮機（４０００）で点Ｄまで圧縮され、更に主圧縮機（５０００）で点▲２▼まで圧縮されて、冷凍サイクルを完了する。【００３０】  実施例３の構成図を図７に、対応するエンタルピ−圧力線図を図８に示す。主圧縮機（５０００）を出た点▲２▼の作動媒体は、凝縮器（１０００）で凝縮されて飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌとなる。この飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌの点から膨張タービン（２０００）で膨張させる場合、液とガスの比容積が大きく異なるためにわずかな作動点の差によってスロート（最小面積部）で規制される容積流量が極端に変化し、流量が安定せず流量制御が困難になる。圧縮機（５０００）から凝縮器（１０００）出口までの間の加熱蒸気又は湿り蒸気点Ｗと飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌとが個別に膨張タービン（２０００）のノズル翼（２０１０）で形成される流路（２０２０）、（２０３０）で膨張、液側の作動媒体は点Ｌから点Ｋへ、点Ｗから点Ｊへ膨張してノズル出口（２０７０）で混合して点Ｃの低温湿り蒸気となり、蒸発器（３０００）で蒸発、点▲１▼の飽和蒸気又は加熱蒸気となり、補助圧縮機（４０００）で点Ｄまで圧縮され、更に主圧縮機（５０００）で点▲２▼まで圧縮されて冷凍サイクルを完了する。【００３１】  実施例３で使用するノズル翼（２０１０）と関連構成を図９に示す。２つの状態点の作動媒体は、複数枚数のノズル翼（２０１０）で形成される流路（２０３０）とノズル翼（２０１０）の内部に形成されるノズル孔（２０２０）及びノズル翼内流路（２０４０）に分かれて入り、それぞれ膨張して高速流の作動媒体となり、動翼が駆動される。
複数のノズル翼（２０１０）はノズルリング（２０５０）上に配置され、ノズル孔（２０２０）はノズルリング（２０５０）内部に設けられた作動媒体流路（２０８０）、入口管（２０６０）と導通されている。入口管（２０６０）は管路（１１００）又は（２３００）と接続されている。【００３２】  実施例４の構成図を図１０に、対応する対応するエンタルピ−圧力線図を図１１に示す。実施例４は、主圧縮機（５０００）と駆動用モータ（５２００）を同軸上に配置し、ガス軸受を採用、軸シール部を無くして、系内からのガス漏れを無くした物である。また、膨張タービン（２０００）で駆動される補助圧縮機（４０００）の回転軸（６０００）上に発電機モータ（８１００）を備えて主圧縮機（５０００）とのマッチングを良くしたものである。主圧縮機（５０００）を出た点▲２▼の作動媒体は、凝縮器（１０００）で凝縮されて飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌとなる。この飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌの点から膨張タービン（２０００）で膨張させる場合、液とガスの比容積が大きく異なるためにわずかな作動点の差によってスロート（最小面積部）で規制される容積流量が極端に変化し、流量が安定せず流量制御が困難である。流量の安定性を保つために圧縮機（５０００）から凝縮器（１０００）出口までの間の加熱蒸気又は湿り蒸気点Ｗが管路（２１００）、弁（２２００）、管路（２３００）を通ってタンク（２６００）で飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌと混合後膨張タービン（２０００）で膨張して点Ｃの低温湿り蒸気となり、蒸発器（３０００）で蒸発、点▲１▼の飽和蒸気又は加熱蒸気となり、補助圧縮機（４０００）で点Ｄまで圧縮され、更に主圧縮機（５０００）で点▲２▼まで圧縮されて、冷凍サイクルを完了する。【００３３】  補助圧縮機（４０００）を主圧縮機（５０００）の入口側に置き、圧縮を行う場合、作動流体の密度が小さいため、圧縮機に入る作動流体の容積が大きくなり、圧縮機を適切なサイズとすることが出来、負荷の変動に対する対応能力を高めることが出来る。また、冷凍空調装置に要求される能力が図１１に示されるように▲４▼’−▲１▼’、▲４▼−▲１▼、▲４▼”−▲１▼”と変化する場合、膨張タービン（２０００）出力ΔＨｅは、▲４▼’−Ｃ’、▲４▼−Ｃ、▲４▼”−Ｃ”と大きくなり、同量の動力分主圧縮機（５０００）の動力が軽減され、主圧縮機（５０００）の入口圧力は上がって、密度が大きくなり、主圧縮機（５０００）が小さくなる。膨張タービン（２０００）動力と補助圧縮機（４０００）に要求される動力が異なる場合、同軸の発電機モータ（８０００）で動力を補助或いは吸収される。【００３４】  主圧縮機（５０００）を駆動するモータ（５２００）は、その回転軸（５２５０）上にロータ（５２４０）、ジャーナルガス軸受（５２１０）、スラストガス軸受（５２２０）を有し、ステータ（５２３０）の電流電圧を制御器（９０００）で制御して主圧縮機（５０００）と補助圧縮機（４０００）が最適に調整される。【００３５】  主圧縮機（５０００）と補助圧縮機（４０００）のマッチングは、設計点等の１点では容易に最適化できるが、作動条件が変化するとずれが生じて両者の性能が低下する��特に、膨張タービン（２０００）と補助圧縮機（４０００）に流量制御機能がない場合、流量変化によって急激に性能が低下するので、膨張タービン（２０００）と補助圧縮機（４０００）の主に回転数が制御器（９０００）で制御される。
【発明の効果】
【００３６】  本発明の効果を４つの実施例について概説する。
実施例１の効果は、従来の弁やエジェクタによる等エンタルピ膨張に比べて膨張タービンによる等エントロピ膨張に近い高効率膨張をさせることにより、冷凍能力を向上させると共に膨張タービンで発生する動力で主圧縮機入口に設けた補助圧縮機を駆動して、主圧縮機の動力を軽減することによって冷凍空調装置のＣＯＰを向上させるという効果をもつ。
【００３７】  特開２００３−２７９１７９の構成では、補助圧縮機を主圧縮機の出口に設けており、補助圧縮機の入口密度が大きく、補助圧縮機のサイズが小さくなり高効率化が難しく、冷凍空調装置の作動条件の変化による補助圧縮機の作動条件（入口圧力と密度）の変化が大きくなり、同明細書に記載されているようにバイパスと圧力調整弁等による流量制御が必要となり、冷凍空調装置全体の大きな効率低下を招くという欠点を有する。
【００３８】  実施例１に設けたジャーナルガス軸受、スラストガス軸受に調圧された高圧の過熱蒸気または湿り蒸気を送り込むことにより、ジャーナル軸受のスタート時の支持力をガスの静圧で増すことが出来、スティックが防止されると共に、補助圧縮機と膨張タービン間に生じる大きな差圧によって生じる過大なスラスト力をスラスト軸受面に導入される高圧ガスのガス圧と軸受に生じる楔効果により発生する動圧との和で受けることが出来、バランスピストンなどの複雑で高価な部品を除くことができる。
【００３９】  主圧縮機の軸受等に使用されている潤滑油が主圧縮機の出口に設けられた装置（図を省略）によって分離されると、膨張タービンと補助圧縮機の作動媒体から潤滑油を除いており、作動媒体によって形成される油膜による蒸発器や凝縮器の性能低下を少なくすることが出来る。
【００３９】  膨張タービン入口の作動媒体が過冷却液である場合、図８に示すように飽和液点から等エントロピに近い有効な膨張が始まり、それ以前の液状態からの有効なエネルギ回収は望めない。このため、実施例２では、膨張タービン入口の作動媒体を飽和液又は湿り蒸気とするために、過冷却液又は飽和液を過熱蒸気または湿り蒸気と混合させて湿り蒸気として有効で大きな仕事をさせている。
【００４０】  また、膨張タービン入口の作動媒体が過冷却液又は飽和液の場合、作動条件によっては湿り域になることがあるので、膨張タービンの入口作動流体密度が大きく変化し、十分な膨張を実現できないことがある。このように十分に膨張しない場合、液が補助圧縮機の入口に流入して圧縮が不十分となり、膨張タービンは過回転となる。更に、主圧縮機の入口圧力が低下して十分な量の圧縮が出来なくなる。
実施例２は、このような現象を防止できる効果を有する。
【００４１】  実施例３は、その構成図を図１０に、エンタルピ−圧力線図を図１１に示す。実施例３は実施例１及び２の効果を有し、併せて次のような効果を有する。冷凍空調装置の全ての作動条件に対して高効率で作動する主圧縮機と膨張タービン及び補助圧縮機のシステムを提供する。冷凍空調装置は外気温度や冷凍空調対象室の状況により負荷が変動し、圧縮機の入口温度、圧力が変化する。これらを模擬する標準的な条件として凝縮温度３５℃、蒸発温度１０℃からマイナス２０℃のデータがカタログ等に提供されている。この条件での主圧縮機のみの場合の計算結果を図１２に示す。設計点の温度０℃付近で効率７８％、入力１０４ｋＷ、マイナス２０℃で６３％、１０７ｋＷ、１０℃で７２．５％、１０９ｋＷであり、蒸発温度が高温になるに従って圧縮機入口圧力が上昇して入力は増加するが、圧縮機の圧力比が低下するために設計点の温度０℃付近までは効率が高くなり、設計点より高い温度では圧縮機の設計点に対して容積流量が小さくなるために効率が低下している。このような状況に対して、主圧縮機にターボ型圧縮機を採用して主圧縮機と補助圧縮機の少なくとも一方の回転数を制御して最適な回転数で運転して効率向上を図ることが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【００４２】
【図１】実施例１（ガス軸受式膨張タービンと補助圧縮機）の系統図
【図２】実施例１（ガス軸受式膨張タービンと補助圧縮機）のエンタルピ−圧力線図
【図３】静圧ガスアシスト型スラストガス軸受の断面図
【図４】作動媒体の圧力−容積関係図（等エントロピ変化と等エンタルピ変化の場合）
【図５】実施例２（膨張タービン入口作動媒体混合）の系統図
【図６】実施例２（膨張タービン入口作動媒体混合）のエンタルピ−圧力線図
【図７】実施例３（作動媒体ガス・液分離膨張）の系統図
【図８】実施例３（作動媒体ガス・液分離膨張）のエンタルピ−圧力線図
【図９】作動媒体ガス・液分離膨張ノズル
【図１０】実施例４（膨張タービン入口作動媒体混合、発電機モータ制御ガス軸受式膨張タービン・圧縮機）の系統図
【図１１】実施例４（膨張タービン入口作動媒体混合、発電機モータ制御ガス軸受式膨張タービン・圧縮機）のエンタルピ−圧力線図
【図１２】冷凍空調装置の動力と効率の蒸発温度による変化
【図１４】従来の基本冷凍サイクルの系統図
【図１５】従来の基本冷凍サイクルのエンタルピ−圧力線図
【図１６】エジェクタサイクルの系統図
【図１７】エジェクタサイクルのエンタルピ−圧力線図
【図１８】 
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【符号の説明】
【００４３】（１）圧縮機                        （９）演算手段
（２）油分離器                      （１０）膨張比制御手段
（３）ガスクーラ                    （１１）主軸
（４）膨張機                        （１２）原動機（モータ）
（５）蒸発器                        （１３）発電機
（６）アキュムレータ                （１４）第２圧縮機
（７）温度センサ                    （１５）第２減圧手段
（１６）予膨張弁                    （５１００）
（１７）補助モータ                  （５２００）駆動用モータ
（１８）流量制御手段                （６０００）回転軸
（７００）（７１０）スラスト軸受    （７１００）スラスト軸受
（７０１）ケース                    （７２００）（７３００）ジャーナル軸受
（７０２）（７１５）孔              （７４００）管路
（７２０）（７３０）スラストカラー  （７５００）弁
（７４０）スナップリング            （９０００）制御器
（１０００）凝縮器                  （９１００）制御配線
（１１００）出口管
（２０００）膨張タービン            ▲１▼  飽和蒸気
（２０１０）ノズル翼                ▲２▼  過熱蒸気点（主圧縮機出口）
（２０２０）ノズル孔                ▲３▼  過冷却液点
（２０３０）流路                    ▲４▼  ▲３▼からの等エントロピー膨張点
（２０４０）ノズル翼内流路
（２０５０）ノズルリング            Ａ  エジェクタ出口静圧点
（２０６０）入口管                  Ｂ  圧縮機入口全圧点
（２０７０）ノズル出口              Ｃ  エクスパンダ出口
（２０８０）流路                    Ｄ  補助圧縮機出口
（２１００）（２３００）管路        Ｌ  飽和液点
（２２００）弁                      Ｍ  エクスパンダ出口
（２４００）タービン入口管          Ｗ  湿り域
（２５００）入口管                  ΔＨｇ  圧縮機動力
（２６００）タンク                  ΔＨｅ  エクスパンダ動力
（２９００）エジェクタ                      ＝圧縮機動力軽減量
（３０００）蒸発器                          ＝補助圧縮機動力
（３１００）補助圧縮機入口管        ΔＨｌ  冷却熱量
（３９００）気液分離機              ΔＨｓ  エジェクタ吸引エネルギ
（４０００）補助圧縮機
（４１００）主圧縮機入口管
（５０００）主圧縮機
【図１】
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【図２】
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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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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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【図２５】
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【手続補正書】
【提出日】平成16年8月31日(2004.8.31)
【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】  冷凍冷房空調装置
【背景技術】
【０００２】    従来技術の冷凍空調装置の構成図を図１５に、エンタルピ・圧力線図を図１６示す。従来の冷凍空調装置は、ガス状態の媒体が圧縮機（５０００）で圧縮され、線図上の点▲１▼から点▲２▼へ変化して高圧高温となった作動媒体を凝縮器（１０００）で点▲２▼から点▲３▼に向かって冷却されて凝縮し、膨張弁（２２００）で点▲３▼から▲４▼へと膨張、液体とガスの混在する低温媒体が作られ、蒸発器（３０００）で冷却対象を冷却、蒸発して再び圧縮機（５０００）へと導かれ、冷凍サイクルを形成する。図１６中の曲線は作動媒体の飽和線を表している。【０００３】    膨張弁（２２００）では、図１５、図１６に示すように媒体が▲３▼から▲４▼へと等エンタルピ膨張して低温になる。【０００４】  膨張弁（２２００）に代えてエジェクタを利用したエジェクタサイクルで冷凍空調装置を構成した従来の技術として特開２００１−０８２８１３、特開２００３−０１４３１８、特開２００３−１８５２７６、特開２００３−２２２４１９、特開２００３−３０２１１３、特開２００３−３４３９３２が挙げられる。このエジェクタサイクルの代表的な構成を図１７に示す。凝縮器（１０００）を出た高圧媒体液をエジェクタ（２９００）で高速流として蒸発器（３０００）を出た液又は湿り蒸気媒体を吸引して圧縮機（２０００）入口の圧力上昇を図ると共にエジェクタ（２９００）出口に液とガスを分離して液のみを蒸発器（３０００）に送り込む構成となっている。【０００５】    このエジェクタサイクルのエンタルピ−圧力線図を図１８に示す。図中の番号と英文字は、図１７の構成図中の場所と図１８の状態値とが対応している。凝縮器（１０００）で凝縮後▲３▼の媒体液は、エジェクタ（２９００）内部で高速流を作り出し、低下した静圧と蒸発器（３０００）を出た液又は湿り蒸気媒体との差圧で吸引する。この時、点▲４▼とエジェクタ出口静圧点Ａ間のエネルギが速度となっている。点▲３▼と点Ａ又は点▲４▼間には外部とのエネルギの授受がない等エンタルピ変化であり、出口全エンタルピ点▲４▼に至る。この点▲４▼からエジェクタ（２９００）と気液分離機（３９００）を出て圧力回復した媒体の平均値は点Ｂの状態となる。
エジェクタサイクルの効果は、エジェクタ（２９００）で吸引に使用したエネルギΔＨｓ、圧縮機動力の軽減量ΔＨｆ、冷却熱量ΔＨｌ、圧縮機動力ΔＨｇから次式で計算される。
冷熱量の変化量    ＝（ΔＨｌ＋ΔＨｆ）／ΔＨｌ
圧縮機動力の変化量＝（ΔＨｇ−ΔＨｆ）／ΔＨｇ
この時、エネルギΔＨｓは、速度エネルギに変換されるが、熱エネルギに戻るので冷却熱量の変化には寄与しない。即ち、エジェクタ（２９００）は、冷凍サイクルの最低圧力を下げる働きをし、圧力回復分が圧縮機入口の圧力上昇に寄与し、圧縮機の動力を軽減する働きをする。【０００６】    特開２０００−２４１０３３の構成を図１９と図２０に示す。
特開２０００−２４１０３３は、従来の炭酸ガス超臨界圧サイクル冷凍サイクルであり、原動機（１２）で駆動される圧縮機（１）で圧縮された媒体は、油分離器（２）にて媒体に含まれる油を分離した後、ガスクーラ（３）で冷却されて膨張機（４）で膨張し、蒸発器（５）で過熱され、アキュムレータ（６）で液が分離されて圧縮機（１）に吸入される。ガスクーラ（６）出口の状量を基に演算手段（９）で膨張機（４）の膨張比制御手段（１０）を制御して膨張機（４）への媒体供給量を制御している。図１９の例は、圧縮機（１）と膨張機（４）の熱落差が大きく異なるため、両者の回転数を同じとするといずれか一方の効率が低くなり、圧縮機（１）の流量特性と一致させるため、膨張機（４）入口の膨張比制御手段（１０）で膨張比を下げた分だけエネルギ回収量が減少するという欠点を有する。特開２０００−２４１０３３の他の例として、図２０に示すように膨張機（４）と圧縮機（１）を別軸として、膨張機（４）の主軸（１１）に発電機（１３）を設けて流量を制御している。図２０は、図１９の欠点を改善するため、圧縮機（１）と膨張機（４）を別々の軸として流量制御を容易に出来るようにすることを狙ったものであるが、個別のモータと発電機、軸と軸受などを必要とし、コスト高となると共に、両者の流量特性を最適化するには複雑な計測制御が必要であるという欠点を有している。【０００７】    特開２００３−２７９１７９の構成を図２１から図２６に示す。第２０図は、圧縮機（１）出口にバイパスと流量制御手段（１８）、膨張機（４）入口にバイパスと第２減圧手段（１５）、暖房に使用するための四方弁（２０）と関連する管路を設けたことを特徴とするものである。流量制御手段（１８）は、２段目の第２圧縮機（１４）の吐出作動媒体を１段目の圧縮機（１）出口に戻すもので、第２圧縮機（１４）入口の流量が増加、作動媒体温度が上昇し、第２圧縮機（１４）の入力は増加するが膨張機（４）の流量と出力は同じであるから主軸（１１）の回転数は低下して、第２圧縮機（１４）の出口圧力が減少して膨張機（４）の出力が減少する。また、第２減圧手段（１５）を開くと膨張機（４）の流量と出力は減少して主軸（１１）の回転数は低下し、圧縮機（１４）の出口圧力が低下する。この例の減圧手段（１５）と流量制御手段（１８）は、回収エネルギを減少させるという欠点を有する。【０００８】  第２２図は圧縮機（１）の出口に膨張機（４）で駆動する第２圧縮機（１４）を、第２圧縮機（１４）出口に設けた油分離器（２）と圧縮機（１）入口に設けたアキュムレータ（６）を管路で接続したことを特徴とする基本回路を示したものであり、この回路の欠点を前記の図２１で改善しようとするものである。
圧縮機（１）の出口に膨張機（４）と同軸の第２圧縮機（１４）を設けて、ガスクーラ（３）出口の過冷却液または飽和液の有するエネルギを膨張機（４）で回収して第２圧縮機（１４）で有効に活用しようとするものである。【０００９】  図２３は、第２圧縮機（１４）を除き、圧縮機（１）と膨張機（４）を主軸（１１）で直結し、主軸（１１）上にモータ（１２）を設けたことを特徴とするものであるが、圧縮機（１）と膨張機（４）の回転数が常に同じであり、容積型や回転容積型などの圧縮機と膨張機などに限定される。また、圧縮機（１）の動力と吸入作動媒体容積流量が膨張機の出力と出口容積流量と大きく異なるために、両者の設計が困難であり、いずれか一方の高効率化は不可能である。また、この構成をターボ機械で設計すると膨張機に比べて圧縮機のサイズが非常に大きくなり、スラスト力が大きくなり、その対策が必要となる。【００１０】    図２４は、膨張機（４）の入口に予膨張弁（１６）及びバイパスと第２減圧手段（１５）を設けたものであり、予膨張弁（４）は膨張機（４）入口の圧力を低下させて作動媒体の容積流量を増加させるもので、バイパスと第２減圧手段（１５）は膨張機（４）の流量を減少させるものであり、前者は膨張機（４）の断熱熱落差を減少させ、後者は流量を減少させて出力を減少させるもので回収エネルギが減少するという欠点を有している。【００１１】    図２５は、膨張機（４）の入口にバイパスと第２膨張弁（１５）を設けたもので、バイパスと第２膨張弁（１５）を開くことで膨張機（４）の流量が減少して膨張機（４）の出力、即ち回収エネルギが減少する。【００１２】  図２６は、圧縮機（１）と第２圧縮機（１４）を並列配置とし、膨張機（４）と第２圧縮機（１４）を結ぶ主軸（１１）上に補助モータ（１７）を設けたものであり、圧縮機（１）と第２圧縮機（１４）の吐出圧力が異なる場合、その差圧分が損失となり、効率が悪くなる。両者の吐出圧力を同じにすると第２圧縮機（１４）の圧力比が大きなものとなり、同軸の膨張機（４）とマッチした圧縮機の設計は困難であり、高効率化も難しい。【００１３】    特開２００３−２７９１７９は、出願後に手続き補正が行われ、圧縮機（１）と第２圧縮機（１４）のいずれかを膨張機（４）で駆動すると補正されているが、説明や検討が全て第２圧縮機（１４）を膨張機（４）で駆動することになっており、圧縮機（１）を膨張機（４）で駆動すると説明に矛盾が生じる点が多い。【００１４】    従来の考案では、圧縮機、第２圧縮機、膨張機を通る流量を同一にすることが出来ず、（Ａ）圧縮機と膨張機を別軸にして回転数を個々に調整する、（Ｂ）圧縮機をバイパスする管路を設ける、（Ｃ）膨張機をバイパスする管路を設ける、（Ｄ）バイパスする管路に弁又はエジェクタを設ける、（Ｅ）圧縮機と第２圧縮機を並列配置とすることを特徴としている。【００１５】    従来の全ての考案は、圧縮機、第２圧縮機、膨張機の流量を同一にして運転することが出来ず、いずれかの適正な流量で運転するために他の機器バイパスするか、いずれかの圧力比を下げて運転するものであり、圧縮機、第２圧縮機、膨張機の少なくともいずれか一つの効率が低下し、回収エネルギが少なくなるという欠点を有している。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１６】    冷凍空調装置の凝縮器と蒸発器間には大きな圧力差があるが、このエネルギは膨張弁で消費され有効に使われていない。膨張弁で消費されているエネルギを膨張タービンで回収して有効利用すると共に回収エネルギによる冷凍能力の向上を図る。【００１７】    膨張タービンで回収したエネルギで同一軸上の圧縮機を駆動し、主圧縮機の動力低減を図る。【００１８】    冷凍空調装置には、小型には容積型や回転容積型が、大型には遠心圧縮機が採用されているが、これらの圧縮部や軸受部に潤滑油が使用されている。潤滑油は熱交換器に入ると油膜を形成して熱交換を抑制、効率が低下するので潤滑油を排除する。
【課題を解決するための手段】
【００１９】    上記の課題を解決する手段として、次のいくつかの手段を組合せた冷凍空調装置。【００２０】    ラジアルタービンや軸流タービン等のターボ機械型の膨張タービンと同一回転軸の遠心圧縮機や軸流圧縮機等のターボ機械型の圧縮機を設ける。【００２１】    膨張タービン及び圧縮機と同一回転軸上に発電機とモータの働きをする発電機モータを設ける。【００２２】    膨張タービン入口に圧縮機出口の乾き状態の媒体、コンデンサ内の湿り状態の媒体の少なくともいずれか一方の媒体と飽和液を混合させる混合タンクを設ける。又は膨張タービンのノズル内部に圧縮機出口の乾き状態の媒体、コンデンサ内の湿り状態の媒体の少なくともいずれか一方の媒体と飽和液が混合する構造を設ける。【００２３】    従来の油軸受に代えて、動圧型又は静圧ガスアシスト動圧型ガス軸受を用いる。静圧ガスアシスト型動圧軸受には、圧縮機出口からタービン入口までの間の高圧ガスを送入する。【００２４】    スラスト軸受の圧縮機側にタービン側のノズル入口上流の媒体を、タービン側に圧縮機の羽根車後流の媒体をアシストガスとして送入する。ガス中に液が含まれている場合は、加熱してガス状態で送入する。また、軸受の動圧効果が高くなる高回転時には、ガスの送入量を減少させるか、送入を停止する。【００２５】    主圧縮機にも始動停止時に静圧でアシストされるガス軸受を設けて、主圧縮機を同一回転軸上のモータで駆動するモータ直結型圧縮機とする。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２６】    実施例１の構成を図１に、対応するエンタルピ−圧力線図を図２に示す。主圧縮機（５０００）を出た点▲２▼の作動媒体は、凝縮器（１０００）で凝縮されて点▲３▼の飽和蒸気或いは過冷却液となり、膨張タービン（２０００）で膨張して点Ｃの低温湿り蒸気となり、蒸発器（３０００）で蒸発、点▲１▼の飽和蒸気又は加熱蒸気となり、補助圧縮機（４０００）で点Ｄまで圧縮され、更に主圧縮機（５０００）で点▲２▼まで圧縮されて、冷凍サイクルを完了する。【００２７】    膨張タービン（２０００）の動翼入口の圧力が補助圧縮機（４０００）の羽根車出口の圧力より高い場合、膨張タービン（２０００）と補助圧縮機（４０００）を結ぶ回転軸（６０００）周りの部品の隙間を通って補助圧縮機（４０００）側へと流れ、低い場合は逆方向へ流れる。【００２８】    また、膨張タービン（２０００）の動翼背面に作用する圧力と面積の積が、補助圧縮機（４０００）の羽根車背面に働く圧力と面積の積より大きい場合、回転軸（６０００）を膨張タービン（２０００）側に引っ張る強いスラスト力が働き、小さい場合は逆方向へと働く。このスラスト力は、通常使用されるスラスト軸受の負荷能力を超えるために、スラスト力を軽減するバランスピストンと呼ばれる機構が採用されている。バランスピストン機構は、回転円盤の両面に圧力の異なる二つの室を形成して両側の室の圧力差でスラスト力をキャンセルするものであるが、回転円盤と両側の室を形成するためのシール部の形成など高精度部品と高い組立精度が必要である。シールが悪いともれ量が増大してシステム全体の性能を低下させることになる。【００２９】    スラスト軸受（７００）の構成図の一例を図４に示す。スラスト軸受（７１０）は、ケース（７０１）にスナップリング（７４０）で固着され、両サイドに設けられたスラストカラー（７２０）、（７３０）で回転軸（６０００）の軸方向の動きを規制している。本考案の例では、前述のように回転軸（６０００）が膨張タービン（２０００）側へ向かう大きなスラスト力が働くので、これに抗することの出来るスラスト面圧力が必要であり、ケース（７０１）に設けられた孔（７０２）から高圧の作動媒体がスラスト軸受（７１０）に設けられた孔（７１５）からスラスト面に流れ込み、スラスト面の圧力を高める働きをする。【００３０】    実施例３の構成を図５に、対応するエンタルピ−圧力線図を図６に示す。主圧縮機（５０００）を出た点▲２▼の作動媒体は、凝縮器（１０００）で凝縮されて飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌとなる。この飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌの点から膨張タービン（２０００）で膨張させる場合、液とガスの比容積が大きく異なるためにわずかな作動点の差やタービン流入後の混合状態によってスロート（最小面積部）で規制される容積流量が極端に変化し、流量が安定せず流量制御が困難となる。このような流量の不安定性を無くすために圧縮機（５０００）から凝縮器（１０００）出口までの間の加熱蒸気又は湿り蒸気点Ｗを管路（２１００）、弁（２２００）、管路（２３００）を通してタンク（２６００）で飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌと混合させる。その後、作動媒体は膨張タービン（２０００）���膨張して点Ｃの低温湿り蒸気となり、蒸発器（３０００）で蒸発、点▲１▼の飽和蒸気又は加熱蒸気となり、補助圧縮機（４０００）で点Ｄまで圧縮され、更に主圧縮機（５０００）で点▲２▼まで圧縮されて、冷凍サイクルを完了する。【００３１】    実施例４の構成図を図７に、対応するエンタルピ−圧力線図を図８に示す。主圧縮機（５０００）を出た点▲２▼の作動媒体は、凝縮器（１０００）で凝縮されて飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌとなる。この飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌの点から膨張タービン（２０００）で膨張させる場合、液とガスの比容積が大きく異なるためにわずかな作動点の差によってスロート（最小面積部）で規制される容積流量が極端に変化し、流量が安定せず流量制御が困難になる。圧縮機（５０００）から凝縮器（１０００）出口までの間の加熱蒸気又は湿り蒸気点Ｗと飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌとが個別に膨張タービン（２０００）のノズル翼（２０１０）で形成される流路（２０２０）、（２０３０）で膨張、液側の作動媒体は点Ｌから点Ｋへ、点Ｗから点Ｊへ膨張してノズル出口（２０７０）で混合して点Ｃの低温湿り蒸気となり、蒸発器（３０００）で蒸発、点▲１▼の飽和蒸気又は加熱蒸気となり、補助圧縮機（４０００）で点Ｄまで圧縮され、更に主圧縮機（５０００）で点▲２▼まで圧縮されて冷凍サイクルを完了する。【００３２】    実施例４で使用するノズル翼（２０１０）と関連構成を図９に示す。２つの状態点の作動媒体は、複数枚数のノズル翼（２０１０）で形成される流路（２０３０）とノズル翼（２０１０）の内部に形成されるノズル孔（２０２０）及びノズル翼内流路（２０４０）に分かれて入り、それぞれ膨張して高速流の作動媒体となり、動翼が駆動される。
複数のノズル翼（２０１０）はノズルリング（２０５０）上に配置され、ノズル孔（２０２０）はノズルリング（２０５０）内部に設けられた作動媒体流路（２０８０）、入口管（２０６０）と導通されている。入口管（２０６０）は管路（１１００）又は（２３００）と接続されている。【００３３】    実施例５の構成図を図１０に、対応する対応するエンタルピ−圧力線図を図１１に示す。実施例５は、主圧縮機（５０００）と駆動用モータ（５２００）を同軸上に配置し、ガス軸受を採用、軸シール部を無くして、系内からのガス漏れを無くした物である。また、膨張タービン（２０００）で駆動される補助圧縮機（４０００）の回転軸（６０００）上に発電機モータ（８１００）を備えて主圧縮機（５０００）とのマッチングを良くしたものである。主圧縮機（５０００）を出た点▲２▼の作動媒体は、凝縮器（１０００）で凝縮されて飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌとなる。この飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌの点から膨張タービン（２０００）で膨張させる場合、液とガスの比容積が大きく異なるためにわずかな作動点の差によってスロート（最小面積部）で規制される容積流量が極端に変化し、流量が安定せず流量制御が困難である。流量の安定性を保つために圧縮機（５０００）から凝縮器（１０００）出口までの間の加熱蒸気又は湿り蒸気点Ｗが管路（２１００）、弁（２２００）、管路（２３００）を通ってタンク（２６００）で飽和蒸気点▲３▼或いは過冷却液点Ｌと混合後膨張タービン（２０００）で膨張して点Ｃの低温湿り蒸気となり、蒸発器（３０００）で蒸発、点▲１▼の飽和蒸気又は加熱蒸気となり、補助圧縮機（４０００）で点Ｄまで圧縮され、更に主圧縮機（５０００）で点▲２▼まで圧縮されて、冷凍サイクルを完了する。【００３４】    補助圧縮機（４０００）を主圧縮機（５０００）の入口側に置き、圧縮を行う場合、作動流体の密度が小さいため、圧縮機に入る作動流体の容積が大きくなり、圧縮機を適切なサイズとすることが出来、負荷の変動に対する対応能力を高めることが出来る。また、冷凍空調装置に要求される能力が図１１に示されるように▲４▼’−▲１▼’、▲４▼−▲１▼、▲４▼’’−▲１▼’’と変化する場合、膨張タービン（２０００）出力ΔＨｅは、▲４▼’−Ｃ’、▲４▼−Ｃ、▲４▼’’−Ｃ’’と大きくなり、同量の動力分主圧縮機（５０００）の動力が軽減され、主圧縮機（５０００）の入口圧力は上がって、密度が大きくなり、主圧縮機（５０００）が小さくなる。膨張タービン（２０００）動力と補助圧縮機（４０００）に要求される動力が異なる場合、同軸の発電機モータ（８０００）で動力を補助或いは吸収される。【００３５】    主圧縮機（５０００）を駆動するモータ（５２００）は、その回転軸（５２５０）上にロータ（５２４０）、ジャーナルガス軸受（５２１０）、スラストガス軸受（５２２０）を有し、ステータ（５２３０）の電流電圧を制御器（９０００）で制御して主圧縮機（５０００）と補助圧縮機（４０００）が最適に調整される。【００３６】    主圧縮機（５０００）と補助圧縮機（４０００）のマッチングは、設計点等の１点では容易に最適化できるが、作動条件が変化するとずれが生じて両者の性能が低下する。特に、膨張タービン（２０００）と補助圧縮機（４０００）に流量制御機能がない場合、流量変化によって急激に性能が低下するので、膨張タービン（２０００）と補助圧縮機（４０００）の主に回転数が制御器（９０００）で制御される。
【発明の効果】
【００３７】    本発明の効果を４つの実施例について概説する。
実施例１の効果は、従来の弁やエジェクタによる等エンタルピ膨張に比べて膨張タービンによる等エントロピ膨張に近い高効率膨張をさせることにより、冷凍能力を向上させると共に膨張タービンで発生する動力で主圧縮機入口に設けた補助圧縮機を駆動して、主圧縮機の動力を軽減することによって冷凍空調装置のＣＯＰを向上させるという効果をもつ。
【００３８】    特開２００３−２７９１７９の構成では、補助圧縮機を主圧縮機の出口に設けており、補助圧縮機の入口密度が大きく、補助圧縮機のサイズが小さくなり高効率化が難しく、冷凍空調装置の作動条件の変化による補助圧縮機の作動条件（入口圧力と密度）の変化が大きくなり、同明細書に記載されているようにバイパスと圧力調整弁等による流量制御が必要となり、冷凍空調装置全体の大きな効率低下を招くという欠点を有する。
【００３９】    実施例１に設けたジャーナルガス軸受、スラストガス軸受に調圧された高圧の過熱蒸気または湿り蒸気を送り込むことにより、ジャーナル軸受のスタート時の支持力をガスの静圧で増すことが出来、スティックが防止されると共に、補助圧縮機と膨張タービン間に生じる大きな差圧によって生じる過大なスラスト力をスラスト軸受面に導入される高圧ガスのガス圧と軸受に生じる楔効果により発生する動圧との和で受けることが出来、バランスピストンなどの複雑で高価な部品を除くことができる。
【００４０】    主圧縮機の軸受等に使用されている潤滑油が主圧縮機の出口に設けられた装置（図を省略）によって分離されると、膨張タービンと補助圧縮機の作動媒体から潤滑油を除いており、作動媒体によって形成される油膜による蒸発器や凝縮器の性能低下を少なくすることが出来る。
【００４１】    膨張タービン入口の作動媒体が過冷却液である場合、図８に示すように飽和液点から等エントロピに近い有効な膨張が始まり、それ以前の液状態からの有効なエネルギ回収は望めない。このため、実施例３では、膨張タービン入口の作動媒体を飽和液又は湿り蒸気とするために、過冷却液又は飽和液を過熱蒸気または湿り蒸気と混合させて湿り蒸気として有効で大きな仕事をさせている。
【００４２】    また、膨張タービン入口の作動媒体が過冷却液又は飽和液の場合、作動条件によっては湿り域になることがあるので、膨張タービンの入口作動流体密度が大きく変化し、十分な膨張を実現できないことがある。このように十分に膨張しない場合、液が補助圧縮機の入口に流入して圧縮が不十分となり、膨張タービンは過回転となる。更に、主圧縮機の入口圧力が低下して十分な量の圧縮が出来なくなる。
実施例３は、このような現象を防止できる効果を有する。
【００４３】    実施例４は、その構成図を図１０に、エンタルピ−圧力線図を図１１に示す。実施例４は実施例１及び２の効果を有し、併せて次のような効果を有する。冷凍空調装置の全ての作動条件に対して高効率で作動する主圧縮機と膨張タービン及び補助圧縮機のシステムを提供する。冷凍空調装置は外気温度や冷凍空調対象室の状況により負荷が変動し、圧縮機の入口温度、圧力が変化する。これらを模擬する標準的な条件として凝縮温度３５℃、蒸発温度１０℃からマイナス２０℃のデータがカタログ等に提供されている。この条件での主圧縮機のみの場合の計算結果を図１２に示す。設計点の温度０℃付近で効率７８％、入力１０４ｋＷ、マイナス２０℃で６３％、１０７ｋＷ、１０℃で７２．５％、１０９ｋＷであり、蒸発温度が高温になるに従って圧縮機入口圧力が上昇して入力は増加するが、圧縮機の圧力比が低下するために設計点の温度０℃付近までは効率が高くなり、設計点より高い温度では圧縮機の設計点に対して容積流量が小さくなるために効率が低下している。このような状況に対して、主圧縮機にターボ型圧縮機を採用して主圧縮機と補助圧縮機の少なくとも一方の回転数を制御して最適な回転数で運転して効率向上を図ることが可能となる。
【００４４】
【図面の簡単な説明】
【図１】実施例１（膨張タービンと補助圧縮機）の系統図
【図２】実施例１（膨張タービンと補助圧縮機）のエンタルピ−圧力線図
【図３】実施例２（ガス軸受式膨張タービンと補助圧縮機）の系統図
【図４】静圧ガスアシスト型スラストガス軸受の断面図
【図５】作動媒体の圧力−容積関係図（等エントロピ変化と等エンタルピ変化の場合）
【図６】実施例３（膨張タービン入口作動媒体混合）の系統図
【図７】実施例３（膨張タービン入口作動媒体混合）のエンタルピ−圧力線図
【図８】実施例４（作動媒体ガス・液分離膨張）の系統図
【図９】実施例４（作動媒体ガス・液分離膨張）のエンタルピ−圧力線図
【図１０】作動媒体ガス・液分離膨張ノズル
【図１１】実施例５（膨張タービン入口作動媒体混合、発電機モータ制御ガス軸受式膨張タービン・圧縮機）の系統図
【図１２】実施例５（膨張タービン入口作動媒体混合、発電機モータ制御ガス軸受式膨張タービン・圧縮機）のエンタルピ−圧力線図
【図１３】冷凍空調装置の動力と効率の蒸発温度による変化
【図１４】（ａ）膨張タービンと圧縮機のパワーバランス関係図、（ｂ）圧縮機の容積流量と圧力比の関係図
【図１５】従来の基本冷凍サイクルの系統図
【図１６】従来の基本冷凍サイクルのエンタルピ−圧力線図
【図１７】エジェクタサイクルの系統図
【図１８】エジェクタサイクルのエンタルピ−圧力線図
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【図面の簡単な説明】
【００４５】
【符号の説明】
（１）  圧縮機                        （３１００）  補助圧縮機入口管
（２）  油分離器                      （３９００）  気液分離機
（３）  ガスクーラ                    （４０００）  補助圧縮機
（４）  膨張機                        （４１００）  主圧縮機入口管
（５）  蒸発器                        （５０００）  主圧縮機
（６）  アキュムレータ                （５２００）  駆動用モータ
（７）  温度センサ                    （６０００）  回転軸
（９）  演算手段                      （７１００）  スラスト軸受
（１０）  膨張比制御手段              （７２００）（７３００）  ジャーナル軸受
（１１）  主軸                        （７４００）  管路
（１２）  原動機（モータ）            （７５００）  弁
（１３）  発電機                      （９０００）  制御器
（１４）  第２圧縮機                  （９１００）  制御配線
（１５）  第２減圧手段
（１６）  予膨張弁
（１７）  補助モータ                  ▲１▼  飽和蒸気
（１８）  流量制御手段                ▲２▼  過熱蒸気点（主圧縮機出口）
（７００）（７１０）  スラスト軸受    ▲３▼  過冷却液点
（７０１）  ケース                    ▲４▼  ▲３▼からの等エントロピー膨張点
（７０２）（７１５）  孔              Ａ  エジェクタ出口静圧点
（７２０）（７３０）  スラストカラー  Ｂ  圧縮機入口全圧点
（７４０）  スナップリング            Ｃ  エクスパンダ出口
（１０００）  凝縮器                  Ｄ  補助圧縮機出口
（１１００）  出口管                  Ｌ  飽和液点
（２０００）  膨張タービン            Ｍ  エクスパンダ出口
（２０１０）  ノズル翼                Ｗ  湿り域
（２０２０）  ノズル孔                ΔＨｇ  圧縮機動力
（２０３０）  流路                    ΔＨｅ  エクスパンダ動力
（２０４０）  ノズル翼内流路                    ＝圧縮機動力軽減量
（２０５０）  ノズルリング                      ＝補助圧縮機動力
（２０６０）  入口管                  ΔＨｌ  冷却熱量
（２０７０）  ノズル出口              ΔＨｓ  エジェクタ吸引エネルギ
（２０８０）  流路
（２１００）（２３００  ）管路
（２２００）  弁
（２４００）  タービン入口管
（２５００）  入口管
（２６００）  タンク
（２９００）  エジェクタ
（３０００）  蒸発器
【手続補正２】
【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】
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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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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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【図２５】
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【図２６】
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