(57)【要約】【課題】  作動流体の膨張過程のエネルギを機械エネルギに変換して圧縮過程の一部の動作を行う膨張／圧縮システムを備えた冷凍サイクルにおいて、高効率な冷凍サイクルを提供する。【解決手段】  膨張機部と、副圧縮機部とを、密閉容器内に設置した流体機械において、密閉容器内圧力を上記副圧縮機部の吐出圧力とし、密閉容器内圧力が吸込圧力となる主圧縮機の吸込側に上記流体機械を配置して冷凍サイクルを構成する。さらに、上記流体機械と主圧縮機の密閉容器に連通した油導入管を接続する。【選択図】図２
2009063247.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷媒を減圧膨張させる膨張機と、前記膨張機により駆動されて冷媒を圧縮し吐出する副圧縮機と、を密閉容器内に収納し、密閉容器内の圧力が前記副圧縮機の吐出圧力となり、内部に潤滑油を貯留する流体機械と、
密閉容器内が吸込圧力となり、内部に潤滑油を貯留する主圧縮機と、
前記主圧縮機にて圧縮された冷媒を冷却する放熱器と、
前記膨張機にて膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器と、を備え、
前記主圧縮機と、前記放熱器と、前記流体機械の前記膨張機と、前記蒸発器と、前記流体機械の前記副圧縮機と、前記流体機械と前記主圧縮機とを冷媒流路で順次接続すると共に、前記流体機械の密閉容器と前記主圧縮機の密閉容器とを油導入管で連通した冷凍サイクル装置。
【請求項２】
請求項１において、
前記主圧縮機の出口側に第１の四方弁と、
前記膨張機の入口側に第２の四方弁と、を備え、
前記第１の四方弁，前記第２の四方弁を切り替えることによって、前記流体機械から前記主圧縮機への冷媒の流れは変えないが、前記放熱器から前記蒸発器への冷媒の流れを逆転することができ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において、
前記主圧縮機の出口側に、冷媒の流れを分配する切替弁を配設し、
前記切替弁の一方の下流に、前記放熱器を並列に分けたうちの一方の放熱器である第１の放熱器を接続し、
前記切替弁の他方の下流に、前記放熱器を並列に分けたうちの他方の放熱器である第２の放熱器を接続した
ことを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項４】
請求項１乃至３の何れかにおいて、
前記膨張機と並列に膨張弁を有することを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項５】
請求項１乃至３の何れかにおいて、
前記冷媒が二酸化炭素であることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項６】
請求項５において、
前記冷凍サイクルが遷臨界サイクルであることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項７】
請求項１において、
前記流体機械は、
固定スクロールと旋回スクロールとを互いに噛み合わせて作動室を形成し、中央から高圧作動流体を前記作動室に流入させ、その作動室を外周に移動させつつ、その作動室の容積を拡大させて前記高圧作動流体を膨張させることにより、旋回スクロールに回転自在に嵌合する偏心部を備えたクランク軸を回転させるスクロール型膨張機と、両端面を端板により閉塞されるシリンダと、前記シリンダ内に配置される円筒形状のローラ部と、そのローラ部にばねにて押し付けられて接する板状のベーン部を有し、前記クランクシャフトにローラと回転自在に嵌合する偏心部を備え、ローラの偏心回転により、外部から流入した作動流体の圧力を高めて吐出するローリングピストン型副圧縮機とを密閉容器内に設置し、密閉容器外部から膨張機部へ冷媒を導入する流入管と、膨張後の冷媒を密閉容器外部へ導く流出管と、密閉容器外部から副圧縮機部へ冷媒を導入する吸込管と、密閉容器内部空間から密閉容器外部へ上記圧縮機構により圧縮された冷媒を導く吐出管と、密閉容器下方部に、密閉容器内部空間に連通した油導入管を備えたことを特徴とする流体機械。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、冷媒を圧縮膨張させる蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置および冷凍サイクルにおける膨張機を含む流体機械に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来、地球温暖化防止の観点から、フロン冷媒に変わり、温暖化係数が極めて小さい二酸化炭素を冷媒として用いた冷凍空調機が開発されている。二酸化炭素冷媒はその特性上、フロン冷媒を用いた冷凍空調機に比べ成績係数（ＣＯＰ）が小さく、運転時の使用エネルギが大きいため、機器の効率を上げ、ＣＯＰを大きくしなければ地球温暖化防止への寄与は小さい。そのため、冷凍サイクルの効率を上げる手段として、膨張過程のエネルギを膨張機にて回収し、このエネルギを用いて圧縮過程の一部を担う冷凍サイクル装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。
【０００３】
上記冷凍サイクル装置は、膨張機部と圧縮機部とが同一密閉容器内に収められ、圧縮機と膨張機とが機械的に接続された流体機械（膨張／圧縮システム）を備えている。このような冷凍サイクルでは主圧縮機と膨張／圧縮システムの２つの潤滑を必要とする流体機械が同一のサイクル内に接続されるため、それぞれに必要な潤滑油を確保し、冷凍サイクル内での潤滑油の偏りをなくし、適正に潤滑油を分配することが必要となる。
【０００４】
そのため、上記特許文献１の冷凍サイクルでは膨張／圧縮システムの密閉容器内圧力は副圧縮機の吐出圧力となっている。また、主圧縮機に密閉容器内の圧力が吸込圧力となる圧縮機を用いた場合には、主圧縮機への吸込パイプの吸入開口を密閉容器内に設け、この吸込パイプ途中に密閉容器内の潤滑油の油面上昇を規制できるように油吸入口を設けている。この油吸込口から潤滑油を冷媒とともに冷凍サイクル中を循環させることにより、主圧縮機と膨張／圧縮システムとの潤滑油の分配を行っている。
【０００５】
また、これとは別の方法として、同一サイクル内の複数の流体機械間での潤滑油分配方法として、それぞれの流体機械の密閉容器に潤滑油を取り出すための油配管を設け、接続する方法が知られている（例えば、特許文献２参照）。
【０００６】
上記特許文献２に記載の冷凍サイクル装置では圧縮機と膨張機を同一サイクル内に備え、連通管により圧縮機と膨張機をつなぐことで、潤滑油の偏りを防止し、圧縮機と膨張機への潤滑油の分配を行っている。
【０００７】
【特許文献１】特開２００４−３２５０１９号公報
【特許文献２】特開２００７−０２４４３９号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００８】
膨張機を用いて膨張エネルギを回収する冷凍サイクル装置では膨張機入口温度は概略放熱器出口温度となり、膨張機出口温度は概略蒸発温度となるため、膨張機の温度は低く、逆に圧縮機の温度は吐出温度が概略放熱器入口温度であるため、高温となる。このため、圧縮機と膨張機が接続された冷凍サイクル装置では圧縮機から膨張機への熱侵入による損失が起こりやすく、このため膨張機の効率が低下し、ＣＯＰが向上しにくい。
【０００９】
上記特許文献１の冷凍サイクル装置では、圧縮機と膨張機とが機械的に接続された膨張／圧縮システムを用いているが、副圧縮機は圧縮過程の前段の圧縮を行っているため、副圧縮機での温度上昇は小さく、圧縮機と膨張機が機械的に接続されていることによる熱侵入は起こりにくい。ただし、潤滑油の分配を冷媒配管を通して行うため、膨張／圧縮システムから吐出される低温の潤滑油による主圧縮機の温度低下、および主圧縮機から吐出される高温の潤滑油による膨張機の温度上昇および主圧縮機の熱放出という問題があった。主圧縮機に密閉容器内の圧力が吸込圧力となる圧縮機を用いた場合には膨張／圧縮システムと主圧縮機の密閉容器温度がほぼ同一となるため、膨張／圧縮システムから吐出される潤滑油による主圧縮機の温度低下は起こらないものの、主圧縮機からは冷媒とともに潤滑油も放出されるため、主圧縮機から吐出される高温の潤滑油による膨張機の温度上昇および主圧縮機の熱放出は発生し、膨張機の効率低下、および加熱能力の減少によるサイクル効率の低下という問題があった。
【００１０】
さらに、冷凍サイクル中に潤滑油を放出してしまうため、放熱器および蒸発器の配管内壁面に潤滑油が付着し、潤滑油が熱抵抗となり、熱交換性能の低下を招いてしまう。このために冷凍サイクルの効率が低下する問題もあった。
【００１１】
また、上記特許文献２の冷凍サイクル装置では、連通管にて潤滑油の分配を行うため、冷凍サイクルへの潤滑油の放出による熱交換器の性能低下は防止できる。ただし、上記特許文献２の冷凍サイクル装置は圧縮機および膨張機の密閉容器内圧力は高圧（吐出圧力）であり、高温の圧縮機と低温の膨張機との間で潤滑油の調整を行うため、潤滑油を介して圧縮機から膨張機へ熱侵入が起こり、膨張機の効率低下、および圧縮機の温度低下による加熱能力の減少によるサイクル効率の低下が避けられない。
【００１２】
本発明はこれらの課題を鑑みてなされたものであり、その目的は、膨張機による膨張エネルギの回収手段を備えた冷凍サイクルにおいて、冷凍サイクルの効率を向上することである。
【課題を解決するための手段】
【００１３】
上記本発明の目的は、
冷媒を減圧膨張させる膨張機と、前記膨張機により駆動されて冷媒を圧縮し吐出する副圧縮機と、を密閉容器内に収納し、密閉容器内の圧力が前記副圧縮機の吐出圧力となり、内部に潤滑油を貯留する流体機械と、
密閉容器内が吸込圧力となり、内部に潤滑油を貯留する主圧縮機と、
前記主圧縮機にて圧縮された冷媒を冷却する放熱器と、
前記膨張機にて膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器と、を備え、
前記主圧縮機と、前記放熱器と、前記流体機械の前記膨張機と、前記蒸発器と、前記流体機械の前記副圧縮機と、前記流体機械と前記主圧縮機とを冷媒流路で順次接続すると共に、前記流体機械の密閉容器と前記主圧縮機の密閉容器とを油導入管で連通した冷凍サイクル装置
によって達成される。
【発明の効果】
【００１４】
本発明によれば、冷凍サイクルの効率を向上することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１５】
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。
【実施例１】
【００１６】
図１は第１実施例である膨張機と副圧縮機とを備えた流体機械の断面図である。また、図２にはその流体機械を使用した基本冷凍サイクルの模式図を、図３にはその流体機械を使用した冷凍サイクルのＰ−ｈ線図を示す。
【００１７】
本実施例は作動流体に二酸化炭素（Ｒ７４４）冷媒を用いている。冷媒としての二酸化炭素（Ｒ７４４）は、地球温暖化係数（ＧＷＰ）が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、高圧冷媒でＰ−ｈ線図上の理論ＣＯＰ（成績係数）が低いという欠点があるが、Ｒ７４４は膨張過程のエネルギ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期待されている。なお、このときの冷凍サイクルとは遷臨界サイクルである。以下の実施例によれば、膨張過程エネルギの大きな二酸化炭素冷媒（Ｒ７４４）サイクルにおいて大きな膨張エネルギを回収することができ、地球温暖化防止に貢献できる高効率な冷凍サイクル装置を実現することができる。
【００１８】
もちろん、膨張過程の動力を回収することにより、フロン系冷媒のシステムでも改善比率は小さくなるがＣＯＰ向上が図れる。ここでは、作動流体として冷媒Ｒ７４４を例に挙げて説明する。
【００１９】
図１において、流体機械は膨張機部１と副圧縮機部２を同一密閉容器８内に収め、膨張機部１を駆動源として副圧縮機部２にて圧縮仕事を行う流体機械であり、この流体機械は、固定スクロール３と旋回スクロール４とからなるスクロール型膨張機部と、シリンダ１３と、前記シリンダ内に配設される円筒形状のローラ部１４と、そのローラ部にばね１５にて押し付けられて接する板状のベーン部１６とから構成されるローリングピストン型副圧縮機部とが、クランクシャフト７に連結されており、同一の密閉用機８内に設置される構成となっている。
【００２０】
膨張機部１では、固定スクロール３と旋回スクロール４とが互いに噛み合わされて作動室を形成している。上記固定スクロール鏡板と、鏡板の下面側へ突出する渦巻状の固定側ラップとを備えている。固定スクロールは密閉容器８に固定されたフレーム９に固定されている。一方、旋回スクロールは板状の鏡板と、鏡板の上面に突出する渦巻状の旋回側ラップとを備えている。固定スクロール３と旋回スクロール４は互いに対向する姿勢で配置され、固定側ラップと旋回側ラップが噛み合うことで作動室が形成される。上記旋回スクロール４には上記旋回側ラップと反対側の中央にクランクシャフト７の膨張機偏心軸７ａに摺動自在に嵌め込まれる軸受が設けられている。旋回スクロール４は上記偏心軸７ａに支持されるとともに、オルダムリング１０にて回転運動を規制され、固定スクロール３に対し公転運動を行う。
【００２１】
上記固定スクロール３の中央部には流入パイプ１１が配設され、流入パイプ１１から高圧冷媒が前記作動室に流入する。前記旋回スクロール４の公転運動により、作動室を外周に移動させつつ、その作動室の容積を拡大させて前記高圧冷媒を膨張させ、前記固定スクロール３に配設された流出パイプ１２から流出する。
【００２２】
前記副圧縮機部２は、両端面を端板５により閉塞されるシリンダ１３と、前記シリンダ内に配置される円筒形状のローラ１４と、そのローラ部にばね１５にて押し付けられて接する板状のベーン１６とから構成される。上記ローラ１４はクランクシャフト７に連設された圧縮機偏心軸７ｂに嵌め込まれ、前記シリンダ１３内に配置される。ベーン１６はシリンダ１３に挿入されており、背面のばね１５にてローラ１４に押し付けられている。このため、クランクシャフト７の回転により、ローラ１４がシリンダ１３内にて偏心回転するのに追従して、ベーン１６は往復運動する。
【００２３】
上記シリンダ１３には冷媒の吸込口と吐出口１８が形成されている。吸込パイプ１７は吸込口に接続されている。また、吐出口１８は密閉容器８内に開口しており、圧縮された冷媒は密閉容器８内に吐出される。密閉容器８の上方には吐出パイプ１９が設けられており、圧縮された冷媒は密閉容器８内に吐出された後、吐出パイプ１９より吐出される。
【００２４】
次に動作について説明する。上記のように構成された流体機械は膨張機部１を駆動源として副圧縮機部２を駆動するものであり、膨張機の流入パイプ１１より作動室に高圧冷媒が流入すると、冷媒の減圧膨張により旋回スクロール４が公転運動し、作動室が容積を拡大しながら外周に移動し、流出パイプ１２より低圧となって流出する。この公転運動により膨張機偏心軸７ａをもつクランクシャフト７が回転する。クランクシャフト７の反対側には副圧縮機部２が配置されており、クランクシャフト７の回転により、圧縮機偏心軸７ｂに嵌め込まれたローラ１４がシリンダ１３内で偏心回転する。このとき、ベーン１６はばね１５によりローラに押し付けられるのと同時に、ベーン１６の背面空間は圧縮機部の吐出圧が導入されるように空間が連通されており、ベーン１６はローラ１４の偏心回転に追従してシリンダ１３内にて往復運動する。これにより、副圧縮機部にはシリンダ１３の内壁面とローラ１４およびベーン１６にて区画される２つの作動室が形成される。圧縮機吸込パイプ１７より吸い込まれた低圧冷媒はローラ１４の偏心回転に従って吸い込み口から吸込側の作動室内に吸込まれ、ローラ１４の偏心回転により作動室の容積を減少しつつ、所定の圧力まで圧縮され、吐出口１８を通って密閉容器内に吐出され、吐出パイプ１９よりサイクルへ吐出される。
【００２５】
膨張機部１には流入口，流出口ともに弁を配設しなくても開口および閉口動作が可能で、流路面積を大きくとることができ、且つ油吐出量を比較的少なくすることができるスクロール式を用いている。また、副圧縮機部２には低圧力比運転にて圧力損失を生じにくく、シャフトが圧縮機構を貫通し、潤滑油通路を形成しやすいローリングピストン式を用いている。また、副圧縮機部２の吐出冷媒は一旦密閉容器８内に吐出される。上記流体機械は膨張機のみを駆動源として副圧縮機を駆動するため、副圧縮機での圧力上昇は小さく、吐出冷媒ガスの温度は吸込冷媒の温度に比べ若干高い程度であり、膨張機の流入冷媒温度と同程度となる。このため、膨張機部１，副圧縮機部２とも周囲の密閉容器８内の冷媒および潤滑油との温度差が殆ど無くなるため、周囲からの熱侵入による損失がなくなり、効率が向上するとともに、加熱能力，冷凍能力も増大する。
【００２６】
次に上記流体機械を備えた冷凍サイクルの構成および動作について図２及び図３を用いて説明する。本実施形態の冷凍サイクルは、電動機２０により駆動される圧縮機２１（主圧縮機），放熱器（ガスクーラ）２２，膨張機部１及び副圧縮機部２（副圧縮機ともいう）より構成される流体機械、蒸発器２３及び膨張弁２４をそれぞれ冷媒配管で接続して構成される。膨張弁２４は、冷媒の流れに対して、膨張機部１と並列に配設されている。主圧縮機２１で圧縮された高温・高圧冷媒（図３Ｐ−ｈ線図上の点Ｃの状態）は、主圧縮機２１と電動機２０を収納した密閉容器を流通し、吐出パイプから吐出される。この密閉容器から吐出された冷媒は、放熱器（ガスクーラ）２２に入って放熱し、温度低下（図３の点Ｄ）した後、流入パイプ１１を通って流体機械の膨張機部１に入り、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・低圧の気液二相冷媒（図３の点Ｅ）となって吐出される。膨張機部１から吐出された冷媒は蒸発器２３に入って吸熱ガス化し、流体機械の副圧縮機部２に吸入パイプを通って吸い込まれ（図３の点Ａ）、この副圧縮機２内で若干昇圧されて、一旦密閉容器８内に吐出された後、吐出パイプ１７から吐出される（図３の点Ｂ）。副圧縮機２から吐出されたガス冷媒は主圧縮機２１に戻って再び圧縮されて高温・高圧のガス冷媒となる。以上のサイクルが繰り返されて冷凍作用をなす。なお、膨張弁２４は、膨張機３をバイパスする回路に取り付けられ、サイクルの運転条件変化時の流量（圧力）調整等を行う。膨張弁２４が調整されることは、実施例２，３においても同様である。
【００２７】
次に運転時の圧力の挙動について説明する。起動直前はサイクル内の圧力はほぼ一定のバランス圧力となっており、圧力的にバランスした状態から起動する。主圧縮機２１の運転開始と同時に膨張弁２４を閉じる。このため、主圧縮機２１の回転数の上昇とともに主圧縮機２１の吸込側圧力が低下し、吐出側圧力が上昇する。これにより、圧力が上昇した高圧冷媒がガスクーラを通って膨張機流入パイプ１１より膨張機の最内周作動室に達する。ここで最内周作動室の周りの作動室はバランス圧力のままなので、作動室間の圧力差により旋回スクロール４にはクランクシャフト７中心に対する径方向力が発生し、回転トルクが発生する。このため膨張機は回転を始め、膨張機回転数により決まる冷媒流量にコントロールすることにより所定の高圧側圧力を作り出す。
【００２８】
一方、膨張機と軸直結で回転する副圧縮機は膨張機と同一回転数で回転する。このため副圧縮機では圧縮動作が行われ、吐出側圧力は吸込側圧力に対し上昇する。このとき、副圧縮機は膨張機により回収する膨張エネルギによって圧縮動作を行うため、膨張エネルギを圧縮エネルギに変換し、吸込圧力に対し若干昇圧する。この流体機械は主圧縮機の吸込側に配置されていることにより、副圧縮機の吸込圧力が冷凍サイクルの低圧側圧力、主圧縮機の吐出圧力が冷凍サイクルの高圧側圧力となり、副圧縮機の吐出圧力と主圧縮機の吸込圧力は同一の圧力となって低圧側圧力よりは若干高い中間の圧力となる。従って、冷凍サイクルが安定運転している際は、主圧縮機吐出圧力および膨張機流入圧力は冷凍サイクルの高圧側圧力、膨張機流出圧力および副圧縮機吸込圧力は冷凍サイクルの低圧側圧力、副圧縮機吐出圧力および主圧縮機吸込圧力は冷凍サイクルの低圧側圧力より若干高い中間圧力となる。
【００２９】
このように上記流体機械では冷凍サイクルの低圧となる部分から高圧となる部分まで同一密閉容器内に収められることになるため、膨張機部１および副圧縮機部２の温度と、その周囲温度、すなわち密閉容器８内の冷媒および潤滑油の温度をほぼ同一にすることができる。このときの密閉容器内の圧力は、副圧縮機部２の吐出圧力である中間圧力である。これにより、圧力差に起因する流体的な損失ばかりでなく、膨張機部１および副圧縮機部２への周囲からの熱侵入による熱損失を低減することができる。つまり、膨張機部１および副圧縮機部２と周囲との圧力差が比較的小さくなり温度差が殆ど無くなることで、冷媒の内部漏れによる損失および熱侵入による損失の低減を図ることができる。換言すれば、膨張機および副圧縮機の効率向上が可能となる。
【００３０】
次に運転時の潤滑油の流れについて説明する。潤滑油の流れは、各部の圧力の挙動に依存し、起動直前はサイクル内の圧力はほぼ一定のバランス圧力となっているため、主圧縮機、流体機械それぞれの密閉容器内に必要量保有しているが、運転開始とともに冷凍サイクル内の圧力が変化し、潤滑油の流れが生じる。流体機械内では運転開始により、クランクシャフト７が回転し、クランクシャフト７内に形成されている油通路の遠心ポンプ作用により、密閉容器内の底部より膨張機部および副圧縮機部のそれぞれの摺動部への潤滑を行う。また、潤滑油の一部は膨張機部および副圧縮機部の冷媒ガスのシールに用いられるため、冷媒とともに膨張機流出口および副圧縮機吐出口から冷凍サイクルに吐出される。主圧縮機においても同様に潤滑油の一部が冷媒とともに吐出口から吐出されるため、潤滑油の吐出量にアンバランスがある場合には、どちらかの密閉容器内の潤滑油が減少する。これを防止し、潤滑油を適正に分配するために、本流体機械では油導入管２５を備えており、同様に油導入管を備えた主圧縮機との間で連通している。これにより潤滑油の吐出量を減少させつつ、主圧縮機および流体機械にそれぞれ適正な潤滑油を確保することができる。
【００３１】
ここで、流体機械の密閉容器内圧力は副圧縮機の吐出圧であり、主圧縮機に密閉容器内の圧力が吸込圧力となる圧縮機（いわゆる低圧チャンバ方式圧縮機）を用いることで、主圧縮機と流体機械の密閉容器内の圧力，温度をどちらも概略副圧縮機の吐出圧力，吐出温度とすることができ、潤滑油の移動に伴う熱損失をなくすことができる。上記流体機械の膨張機部１および副圧縮機部２の周囲、すなわち密閉容器８内は副圧縮機部２から吐出された冷媒で充満する。従って、密閉容器８内の温度は概略副圧縮機の吐出温度となる。そのため、密閉容器８内に貯留する潤滑油の温度もほぼ副圧縮機の吐出温度となる。また、主圧縮機２１の圧縮機部の周囲、すなわち主圧縮機密閉容器内も上記流体機械から吐出された冷媒、すなわち副圧縮機部２によって吐出された冷媒が充満する。従って、主圧縮機密閉容器内の温度もまた、概略副圧縮機の吐出温度となり、密閉容器内に貯留される潤滑油の温度もまたほぼ副圧縮機の吐出温度となる。このため、油導入管２５により流体機械と主圧縮機とを連通することによって、密閉容器内に貯留されている潤滑油が相互に移動する場合にも、潤滑油の移動に伴う熱の移動が少なく、熱損失による膨張機および圧縮機の効率低下を起こすことがない。
【００３２】
このため、効率が向上するとともに、加熱能力，冷凍能力も増大する。さらに、膨張機には流入口，流出口ともに弁をつけなくても開口および閉口動作が可能で、流路面積を大きくとることができ、且つ油吐出量を比較的少なくすることができるスクロール式を用い、副圧縮機には低圧力比運転にて圧力損失を生じにくく、シャフトが圧縮機構を貫通し、潤滑油通路を形成しやすいローリングピストン式を用いていることで、上記流体機械における膨張機部からの油吐出を少なくでき、主圧縮機からの油吐出による潤滑油の減少に対しても、常に相互に潤滑油を導入することができ、双方とも一定量を保持することができるため、潤滑油供給不足による機器の信頼性も損なうことがない。
【実施例２】
【００３３】
図４に本発明の第２実施例である冷凍サイクル装置の模式図を示す。本実施例は空調機として動作する冷凍サイクル装置であり、実施例１で説明した流体機械を備えている。
【００３４】
図４に示すように、この冷凍サイクル装置は、いわゆるセパレート型の空調機であって、室外機３１と室内機３３とを備えている。上記室外機には室外ファン３２，室外熱交換器４３，第１四方弁４１，第２四方弁４２，主圧縮機２１および膨張機部１と副圧縮機部２を含む流体機械が収納されている。一方、上記室内機３３には室内ファン３４および室内熱交換器４４が収納されている。上記室外機は屋外に設置され、室内機は屋内に設置される。上記室外機と室内機は一対の配管によって接続され、冷凍サイクルが構成されている。この冷凍サイクルには冷媒として二酸化炭素が充填されており、主圧縮機及び上記流体機械にはそれぞれ冷凍機油が封入されている。また、主圧縮機および流体機械の間は油導入管２５が接続されている。
【００３５】
上記室外熱交換器４３では冷媒回路を循環する冷媒が室外ファン３２によって取り込まれる空気と熱交換する。上記室内熱交換器４４でも同様に冷媒回路を循環する冷媒が室内ファン３４によって取り込まれる空気と熱交換する。また、上記第１四方弁４１および第２四方弁４２は冷房運転と暖房運転を切り替える際に使用するものであり、どちらもともに実線で示す接続状態の場合には、室外熱交換器は蒸発器として機能し、室内熱交換器は放熱器（ガスクーラ）として機能する暖房運転となり、四方弁を点線で示す接続状態に切り替えると、冷媒の流れが逆転して、室外熱交換器は放熱器として機能し、室内熱交換器は蒸発器として機能する冷房運転となる。第１四方弁４１は、主圧縮機２１の出口側に配設されており、第２四方弁４２は膨張機部１の入口側に配設されている。なお、各四方弁を切り替えても「流体機械（膨張機部）→流体機械（副圧縮機部）→主圧縮機２１」の流れは変わらず、熱交換器部分での冷媒の流れが逆転することで冷房・暖房が切り換わる。
【００３６】
次に上記冷凍サイクル装置の動作について説明する。まずは冷房運転時の動作について説明する。
【００３７】
冷房運転時には第１四方弁４１，第２四方弁４２はそれぞれ図４の破線で示す回路に切り替えられる。この状態で主圧縮機２１の運転を開始することにより、冷媒が循環する。この時の膨張機部１および副圧縮機部２から構成される流体機械の運転動作については先に実施例１にて示したとおりであり、冷媒が循環することにより、膨張機部１より回転動力を取り出し、副圧縮機部２によって圧縮動作を行う。
【００３８】
上記主圧縮機２１にて圧縮された高温高圧の冷媒は第１四方弁４１を通って室外熱交換器４３へ送られる。この室外熱交換器では、冷媒は室外ファン３２によって取り込まれた空気と熱交換して冷却される。冷却された高圧冷媒は第２四方弁４２を通り、上記流体機械の膨張機流入パイプ１１から膨張機部１へ流入する。膨張機部１で冷媒は膨張し、低温低圧となって膨張機流出パイプ１２から流出し、第２四方弁４２を通って室内熱交換器４４へ送られる。室内熱交換器４４では流入した冷媒は室内ファン３４によって取り込まれた空気と熱交換して蒸発する。取り込まれた空気は熱交換により冷却され、室内を冷房する。上記室内熱交換器４４から出た低温低圧の冷媒ガスは第１四方弁４１を通り、上記流体機械の副圧縮機吸込パイプ１７から副圧縮機部２へ流入する。副圧縮機で圧縮された冷媒は、吸い込まれた時の低温低圧の状態から温度，圧力とも若干上昇し、中間的な温度，圧力の状態となって上記流体機械の密閉容器８内に一旦吐出し、その後副圧縮機吐出パイプ１９から吐出され、上記主圧縮機２１に流入する。冷媒は主圧縮機２１の密閉容器内に一旦流入し、モータ、潤滑油等を冷却した後、圧縮機構部に吸い込まれ、再び高温高圧の状態に圧縮される。
【００３９】
次に、上記冷房運転時の冷媒挙動について図３を参照しながら説明する。
【００４０】
まず。Ａ点は副圧縮機の吸込の状態であり、上記冷房運転での代表的な運転条件では約２０℃となる。副圧縮機にて圧縮された後はＢ点の状態となり、約３０℃に温度上昇する。Ｂ点は副圧縮機、すなわち上記流体機械の副圧縮機部２の出口であるので、流体機械の密閉容器内および主圧縮機２１の密閉容器内もほぼ同じ３０℃となる。次に冷媒は主圧縮機２１にて圧縮され、Ｃ点の状態となり、上記冷房運転での代表的な運転条件では約６０℃となる。次に冷媒は室外熱交換器４３にて放熱し、Ｄ点の状態となり、上記冷房運転での代表的な運転条件では約３０℃になる。次に膨張機部にて減圧膨張し、Ｅ点の状態となる。上記冷房運転での代表的な運転条件では約２０℃の気液二相状態となる。その後、室内熱交換器４４にて吸熱し、Ａ点の状態に戻る。
【００４１】
このように、本実施例の冷凍サイクル装置では、上記流体機械の密閉容器内の温度が約３０℃、膨張機部１および副圧縮機部２の温度も高温側で約３０℃というように、膨張機部１および副圧縮機部２とその周囲との間の温度差がほとんどなく、周囲からの熱侵入による損失がなくなり、膨張機の断熱膨張効率および副圧縮機の全断熱効率を向上させることができる。また、膨張過程での熱侵入が小さいことから、Ｄ点とＥ点の間の熱落差が大きくなり、冷凍能力も増大させることができる。
【００４２】
次に暖房運転時の動作について説明する。
【００４３】
暖房運転時には第１四方弁４１、第２四方弁４２はそれぞれ図４の実線で示す回路に切り替えられる。この状態で主圧縮機２１の運転を開始することにより、冷媒が循環する。この時の膨張機部１および副圧縮機部２から構成される流体機械の運転動作については先に実施例１にて示したとおりであり、冷媒が循環することにより、膨張機部１より回転動力を取り出し、副圧縮機部２によって副圧縮機としての動作を行う。
【００４４】
上記主圧縮機２１にて圧縮された高温高圧の冷媒は第１四方弁４１を通って室内熱交換器４４へ送られる。この室内熱交換器では、冷媒は室内ファン３４によって取り込まれた空気と熱交換して冷却される。取り込まれた空気は熱交換により加熱され、室内を暖房する。冷却された高圧冷媒は第２四方弁４２を通り、上記流体機械の膨張機流入パイプ１１から膨張機部１へ流入する。膨張機部１で冷媒は膨張し、低温低圧となって膨張機流出パイプ１２から第２四方弁４２を通って室外熱交換器４３へ送られる。室外熱交換器４３では流入した冷媒は室外ファン４３によって取り込まれた空気と熱交換して蒸発する。上記室外熱交換器４３から出た低温低圧の冷媒ガスは第１四方弁４１を通り、上記流体機械の副圧縮機吸込パイプ１７から副圧縮機部２へ流入する。副圧縮機で圧縮された冷媒は、吸い込まれた時の低温低圧の状態から温度，圧力とも若干上昇し、中間的な温度，圧力の状態となって上記流体機械の密閉容器８内に一旦吐出し、その後副圧縮機吐出パイプ１９から吐出され、上記主圧縮機２１に流入する。冷媒は主圧縮機２１の密閉容器内に一旦流入し、モータ，潤滑油等を冷却した後、圧縮機構部に吸い込まれ、再び高温高圧の状態に圧縮される。
【００４５】
次に、上記暖房運転時の冷媒挙動について図３を参照しながら説明する。
【００４６】
まず。Ａ点は副圧縮機の吸込の状態であり、上記暖房運転での代表的な運転条件では約０℃となる。副圧縮機にて圧縮された後はＢ点の状態となり、は約２０℃に温度上昇する。Ｂ点は副圧縮機、すなわち上記流体機械の副圧縮機部２の出口であるので、流体機械の密閉容器内および主圧縮機２１の密閉容器内もほぼ同じ２０℃となる。次に冷媒は主圧縮機２１にて圧縮され、Ｃ点の状態となり、上記暖房運転での代表的な運転条件では約８０℃となる。次に冷媒は室内熱交換器４４にて放熱し、Ｄ点の状態となり、上記暖房運転での代表的な運転条件では約２０℃になる。次に膨張機部にて減圧膨張し、Ｅ点の状態となり、約０℃の気液二相状態となる。その後、室外熱交換器４３にて吸熱し、Ａ点の状態に戻る。
【００４７】
このように、本実施例の冷凍サイクル装置では、上記流体機械の密閉容器内の温度が約２０℃、膨張機部１および副圧縮機部２の温度も高温側で約２０℃というように、膨張機部１および副圧縮機部２とその周囲との間の温度差がほとんどなく、周囲からの熱侵入による損失がなくなり、膨張機の断熱膨張効率および副圧縮機の全断熱効率を向上させることができる。また、副圧縮機および主圧縮機の圧縮工程からの熱損失が小さくなることから、Ａ点とＣ点の間の熱落差の減少を防止することができ、加熱能力も増大させることができる。
【００４８】
さらに、本実施例の冷凍サイクル装置では、主圧縮機として、密閉容器内圧力が吸込圧力となる圧縮機を採用することにより、主圧縮機と上記流体機械の密閉容器内圧力が均圧化されるため、潤滑油量を調整するための油導入管の配置が可能となる。これにより、上記冷房運転、暖房運転ともに、主圧縮機２１、上記流体機械における膨張機部１および副圧縮機部２からの油吐出による潤滑油の減少に対して、常に相互に潤滑油を導入することができ、双方とも一定量を保持することができる。従って、潤滑油供給不足による圧縮機および膨張機の摺動部の損傷を防止し信頼性の低下を防止することができる。さらに、上記潤滑油は冷房運転時には例えば約３０℃、暖房運転時には例えば約２０℃の密閉容器内に貯留されるため、冷凍サイクルの高温高圧に曝されることがなく、潤滑油の低粘度化を防止することができる。このため、膨張機部、副圧縮機部においては、冷媒の油シール効果が大きくなり、膨張過程および圧縮過程での内部漏れを防止し、さらに効率の向上を図ることができる。また、潤滑油粘度の高粘度化による信頼性の向上が図られる。
【実施例３】
【００４９】
図５に本発明の第３実施例である冷凍サイクル装置の模式図を示す。本実施例はヒートポンプ給湯機に床暖房，パネルヒータ等のブラインを循環する暖房機能を備えたヒートポンプ多機能システムとして動作する冷凍サイクル装置であり、実施例１で説明した流体機械を備えている。
【００５０】
図５に示すように、この冷凍サイクル装置は、水と冷媒と熱交換し、温水を作るための水冷媒熱交換器５２を備える給湯サイクル（右下部分）と、床暖房、パネルヒータ等のブラインと冷媒との熱交換を行うブライン冷媒熱交換器５１を備える暖房サイクル（右上部分）とを備えている。これらは、主圧縮機２１から、流体機械または膨張弁２４へ向かう流れの中で並列に配設されており、ブライン冷媒熱交換器５１が切替弁５７の一方側に、水冷媒熱交換器５２が切替弁５７の他方側に配設されている。なお、切替弁５７は０−１の切替えを行うものに代えて、必要に応じて各々の熱交換器に冷媒の流れを或る比率（０：１を含む）で分配できるようなものでもよい。
【００５１】
また、蒸発器５４，室外ファン５５，切替弁５７，主圧縮機２１および膨張機部１と副圧縮機部２を含む流体機械を備えており、これらは全て室外機に収納され、冷凍サイクルを構成している。この冷凍サイクルには冷媒として二酸化炭素が充填されており、主圧縮機及び上記流体機械にはそれぞれ冷凍機油が封入されている。また、主圧縮機および流体機械の間は油導入管２５が接続されている。給湯および暖房経路にはそれぞれ貯湯タンク５８，ブラインタンク５６を備え、室内の給湯配管および床暖房パネル、パネルヒータ等の暖房配管に接続する。
【００５２】
上記蒸発器５４では冷媒回路を循環する冷媒が室外ファン５５によって取り込まれる空気と熱交換する。上記水冷媒熱交換器５２では冷媒回路を循環する冷媒が給湯経路の給水管あるいは貯湯タンク５８から水循環ポンプ５９によって送り込まれる水と熱交換する。上記ブライン冷媒熱交換器５１では冷媒回路を循環する冷媒が暖房経路のブラインタンク５６からブライン循環ポンプ６０によって送り込まれるブラインと熱交換する。また、上記切替弁５７は給湯運転と暖房運転を切り替える際に使用するものであり、実線で示す接続状態の場合には、ブライン冷媒熱交換器５１が放熱器（ガスクーラ）として機能する暖房運転となり、切替弁５７を点線で示す接続状態に切り替えると、水冷媒熱交換器が放熱器として機能する給湯運転となる。
【００５３】
次に上記冷凍サイクル装置の動作について説明する。まずは給湯運転時の動作について説明する。
【００５４】
給湯運転時には切替弁５７は図５の破線で示す回路に切り替えられる。この状態で主圧縮機２１の運転を開始することにより、冷媒が循環する。この時の膨張機部１および副圧縮機部２から構成される流体機械の運転動作については先に実施例１にて示したとおりであり、冷媒が循環することにより、膨張機部１より回転動力を取り出し、副圧縮機部２によって副圧縮機としての動作を行う。
【００５５】
上記主圧縮機２１にて圧縮された高温高圧の冷媒は切替弁５７を通って水冷媒熱交換器５２へ送られる。この水冷媒熱交換器５２では、冷媒は、水循環ポンプ５９によって貯湯タンク５８から送り込まれた水または吸水源から給水された水と熱交換して冷却される。水は熱交換により加熱され、温水として供給される。冷却された高圧冷媒は上記流体機械の膨張機流入パイプ１１から膨張機部１へ流入する。膨張機部１で冷媒は減圧膨張し、低温低圧となって膨張機流出パイプ１２から蒸発器５４へ送られる。蒸発器５４では流入した冷媒は室外ファン５５によって取り込まれた空気と熱交換して蒸発する。上記蒸発器５４から出た低温低圧の冷媒ガスは上記流体機械の副圧縮機吸込パイプ１７から副圧縮機部２へ流入する。副圧縮機で圧縮された冷媒は、吸い込まれた時の低温低圧の状態から温度，圧力とも若干上昇し、中間的な温度，圧力の状態となって上記流体機械の密閉容器８内に一旦吐出し、その後副圧縮機吐出パイプ１９から吐出され、上記主圧縮機２１に流入する。冷媒は主圧縮機２１の密閉容器内に一旦流入し、モータ，潤滑油等を冷却した後、圧縮機構部に吸い込まれ、再び高温高圧の状態に圧縮される。
【００５６】
次に、上記給湯運転時の冷媒挙動について図３を参照しながら説明する。
【００５７】
まず。Ａ点は副圧縮機の吸込の状態であり、上記給湯運転の冬期の代表的な運転条件では約０℃となる。副圧縮機にて圧縮された後はＢ点の状態となり、上記給湯運転では冬期には約２０℃となる。Ｂ点は副圧縮機、すなわち上記流体機械の副圧縮機部２の出口であるので、流体機械の密閉容器内および主圧縮機２１の密閉容器内もほぼ同じ２０℃となる。次に冷媒は主圧縮機２１にて圧縮され、Ｃ点の状態となり、上記給湯運転では冬期の６５℃出湯の場合で約８０℃となる。次に冷媒は水冷媒熱交換器５２にて放熱し、Ｄ点の状態となり、上記給湯運転では冬期には約２０℃になる。次に膨張機部にて減圧膨張し、Ｅ点の状態となる。上記給湯運転では冬期には約０℃の気液二相状態となる。その後、蒸発器５４にて吸熱し、Ａ点の状態に戻る。
【００５８】
このように、本実施例の冷凍サイクル装置では、上記流体機械の密閉容器内の温度が約２０℃、膨張機部１および副圧縮機部２の温度も高温側で約２０℃というように、膨張機部１および副圧縮機部２とその周囲との間の温度差がほとんどなく、周囲からの熱侵入による損失がなくなり、膨張機の断熱膨張効率および副圧縮機の全断熱効率を向上させることができる。また、副圧縮機および主圧縮機の圧縮過程からの熱損失が小さくなることから、Ａ点とＣ点の間の熱落差の減少を防止することができ、加熱能力も増大させることができる。
【００５９】
次に暖房運転時の動作について説明する。
【００６０】
暖房運転時には切替弁５７は図５の実線で示す回路に切り替えられる。この状態で主圧縮機２１の運転を開始することにより、冷媒が循環する。この時の膨張機部１および副圧縮機部２から構成される流体機械の運転動作については先に実施例１にて示したとおりであり、冷媒が循環することにより、膨張機部１より回転動力を取り出し、副圧縮機部２によって副圧縮機としての動作を行う。
【００６１】
上記主圧縮機２１にて圧縮された高温高圧の冷媒は切替弁５７を通ってブライン冷媒熱交換器５１へ送られる。このブライン冷媒熱交換器では、冷媒は、ブライン循環ポンプ６０によって送り込まれたブラインと熱交換して冷却される。送り込まれたブラインは熱交換により加熱され、室内の床暖房パネル、パネルヒータ等に供給され、暖房する。冷却された高圧冷媒は上記流体機械の膨張機流入パイプ１１から膨張機部１へ流入する。膨張機部１で冷媒は膨張し、低温低圧となって膨張機流出パイプ１２から、開度が調整された膨張弁２４を通って蒸発器５４へ送られる。蒸発器５４では流入した冷媒は室外ファン５５によって取り込まれた空気と熱交換して蒸発する。上記蒸発器５４から出た低温低圧の冷媒ガスは上記流体機械の副圧縮機吸込パイプ１７から副圧縮機部２へ流入する。副圧縮機で圧縮された冷媒は、吸い込まれた時の低温低圧の状態から温度，圧力とも若干上昇し、中間的な温度，圧力の状態となって上記流体機械の密閉容器８内に一旦吐出し、その後副圧縮機吐出パイプ１９から吐出され、上記主圧縮機２１に流入する。冷媒は主圧縮機２１の密閉容器内に一旦流入し、モータ、潤滑油等を冷却した後、圧縮機構部に吸い込まれ、再び高温高圧の状態に圧縮される。
【００６２】
次に、上記暖房運転時の冷媒挙動について図３を参照しながら説明する。
【００６３】
まず。Ａ点は副圧縮機の吸込の状態であり、上記暖房運転での代表的な運転条件では約０℃となる。副圧縮機にて圧縮された後はＢ点の状態となり、上記運転条件では約３０℃となる。Ｂ点は副圧縮機、すなわち上記流体機械の副圧縮機部２の出口であるので、流体機械の密閉容器内および主圧縮機２１の密閉容器内もほぼ同じ３０℃となる。次に冷媒は主圧縮機２１にて圧縮され、Ｃ点の状態となり、上記運転条件では約８０℃となる。次に冷媒はブライン冷媒熱交換器５１にて放熱し、Ｄ点の状態となり、上記運転条件では約４０℃になる。次に膨張機部にて減圧膨張し、Ｅ点の状態となる。上記運転条件では約０℃の気液二相状態となる。その後、蒸発器５４にて吸熱し、Ａ点の状態に戻る。
【００６４】
このように、本実施例の冷凍サイクル装置では、上記流体機械の密閉容器内の温度が約３０℃、膨張機部１の温度が高温側で約４０℃、副圧縮機部２の温度が高温側で約３０℃というように、膨張機部１および副圧縮機部２とその周囲との間の温度差が約１０℃となる。ただし膨張機部１の流入温度の方が高いため、周囲からの熱侵入による損失はなく、膨張機の断熱膨張効率および副圧縮機の全断熱効率を向上させることができる。上記暖房運転の場合は、膨張機部１の流入温度が高く、膨張機としては高効率でのエネルギ回収が期待できる。これはＤ点の温度が高いほどＤ点とＥ点の間の熱落差が大きく、上記流体機械の駆動エネルギが大きくなるためである。ヒートポンプ多機能システムでは給湯運転と暖房運転では必要とされる加熱能力が大きく異なり、上記暖房運転では必要加熱能力が小さいため、主圧縮機２１、膨張機部１および副圧縮機部２ともに運転回転数が小さくなる。このため、駆動エネルギの大きな上記暖房条件のような運転条件は上記流体機械の運転に非常に効果が大きい。
【００６５】
また、本実施例のヒートポンプ多機能システムにおいても、副圧縮機および主圧縮機の圧縮工程からの熱損失が小さくなることから、Ａ点とＣ点の間の熱落差の減少を防止することができ、加熱能力も増大させることができる。
【００６６】
さらに、本実施例の冷凍サイクル装置では、主圧縮機に密閉容器内圧力が吸込圧力となる圧縮機との構成により、主圧縮機と上記流体機械の密閉容器内圧力が均圧化されるため、潤滑油量を調整するための油導入管の配置が可能となり、上記給湯運転、暖房運転ともに、主圧縮機２１、上記流体機械における膨張機部１および副圧縮機部２からの油吐出による潤滑油の減少に対して、常に相互に潤滑油を導入することができ、双方とも一定量を保持することができるため、潤滑油供給不足による圧縮機および膨張機の摺動部の損傷を防止し信頼性の低下を防止することができる。さらに、上記潤滑油は給湯運転時には例えば約２０℃、暖房運転時には例えば約３０℃の密閉容器内に貯留されるため、冷凍サイクルの高温高圧に曝されることがなく、潤滑油の低粘度化を防止することができる。このため、膨張機部、副圧縮機部においては、冷媒の油シール効果が大きくなり、膨張過程および圧縮過程での内部漏れを防止し、さらに効率の向上を図ることができる。また、潤滑油粘度の高粘度化による信頼性の向上が図られる。
【図面の簡単な説明】
【００６７】
【図１】本発明の第１実施例に係わる膨張／圧縮機の模式図である。
【図２】本発明の第１実施例に係わる冷凍サイクルの模式図である。
【図３】二酸化炭素（Ｒ７４４）のモリエル線図上に表した冷凍サイクルを示す模式図である。
【図４】本発明の第２実施例に係わる冷凍サイクルの模式図である。
【図５】本発明の第３実施例に係わる冷凍サイクルの模式図である。
【符号の説明】
【００６８】
１  膨張機部
２  副圧縮機部（副圧縮機）
３  固定スクロール
４  旋回スクロール
５  端板
６  仕切り
７  クランクシャフト
８  密閉容器
９  フレーム
１０  オルダムリング
１１  膨張機流入パイプ
１２  膨張機流出パイプ
１３  シリンダ
１４  ローラ
１５  ばね
１６  ベーン
１７  副圧縮機吸込パイプ
１８  副圧縮機吐出口
１９  副圧縮機吐出パイプ
２０  電動機
２１  主圧縮機
２２  放熱器（ガスクーラ）
２３  蒸発器
２４  膨張弁
２５  油導入管
【図１】
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【図２】
2009063247.tif 000004
【図３】
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【図４】
2009063247.tif 000006
【図５】
2009063247.tif 000007