圧縮機、凝縮器、再生熱交換器、膨張手段、蒸発器を直列に配置してなる蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、該サイクルは等温放熱行程および等温吸熱行程がそれぞれ飽和蒸気線および飽和液線を跨いで行われるとともに液領域における等圧放熱行程と過熱蒸気領域における等圧吸熱行程が再生熱交換器における熱交換により行われる逆エリクソンサイクルに基づき、該逆エリクソンサイクルの等温放熱行程のうち過熱蒸気領域で行われる部分行程が断熱圧縮と等圧放熱で置き換えられて圧縮行程が前記圧縮機で行われ等圧放熱が残りの湿り蒸気領域で行われる等温放熱行程とともに前記凝縮器において等温等圧下で行われ、前記液領域における等圧放熱行程が一部が前記再生熱交換器において液領域の冷媒液から前記圧縮機に吸入される冷媒蒸気への熱放出により行われ、前記液領域における等圧放熱行程の残りの部分は等エンタルピー或いは等エントロピー膨張に置き換えられて前記膨張手段により行われ、膨張した冷媒が前記蒸発器に導かれて等温等圧吸熱が行われた後に前記圧縮機に吸入されるとともに、前記再生熱交換器のガス側を蒸発器と圧縮機の間に、液側を凝縮器と膨張手段との間に配置し、前記ガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御して冷凍能力を制御する制御手段を備えたことを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置。前記再生熱交換器の液出口から前記膨張手段の入口までの間から冷媒液の一部を前記圧縮機の内部に噴射して前記圧縮機出口の冷媒温度を所定値に制御する液噴射手段を備えたことを特徴とする請求項1記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置。前記高温側等温行程の過熱蒸気領域の部分行程を置き換えた断熱圧縮と等圧放熱が多段の断熱圧縮工程等圧放熱工程で構成されることを特徴とする請求項1記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置。圧縮機、凝縮器、再生熱交換器、膨張手段、蒸発器を直列に配置してなる蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、該サイクルは等温放熱行程および等温吸熱行程がそれぞれ飽和蒸気線および飽和液線を跨いで行われるとともに液領域における等圧放熱行程と過熱蒸気領域における等圧吸熱行程が再生熱交換器における熱交換により行われる逆エリクソンサイクルに基づき、該逆エリクソンサイクルの等温放熱行程のうち過熱蒸気領域で行われる部分行程が断熱圧縮と等圧放熱で置き換えられて圧縮行程が前記圧縮機で行われ等圧放熱が残りの湿り蒸気領域で行われる等温放熱行程とともに前記凝縮器において等温等圧下で行われ、前記液領域における等圧放熱行程が一部が前記再生熱交換器において液領域の冷媒液から前記圧縮機に吸入される冷媒蒸気への熱放出により行われ、前記液領域における等圧放熱行程の残りの部分は等エンタルピー或いは等エントロピー膨張に置き換えられて前記膨張手段により行われ、膨張した冷媒が前記蒸発器に導かれて等温等圧吸熱が行われた後に前記圧縮機に吸入されるとともに、前記再生熱交換器のガス側を蒸発器と圧縮機の間に、液側を凝縮器と膨張手段との間に配置し、前記ガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御して冷凍能力を制御する制御することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクルの制御方法。前記熱交換器のガス側入口の乾き度Xを、前記熱交換器のガス側出口状態が乾き飽和蒸気温度になる値Xhから凝縮器における凝縮温度になる値1の範囲Xh≦X≦1に制御することを特徴とする請求項4記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルの制御方法。前記再生熱交換器のガス側出口温度を前記凝縮器における凝縮温度近傍に、液側出口温度を前記蒸発器における蒸発温度近傍に維持するような乾き度に制御することを特徴とする請求項5記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルの制御方法。前記再生熱交換器のガス側の入口と出口、液側の入口と出口の温度を測定し、前記熱交換器の液側出口の温度がガス側入口の温度より高いときには前記膨張手段を通過する高圧液冷媒の流量を増加させ、前記熱交換器の液側入口の温度がガス側出口の温度より高いときには前記膨張手段を通過する高圧液冷媒の流量を減少させて、当該熱交換器の低温側および高温側における温度差が設定値以内となるように前記流量を制御することを特徴とする請求項4記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルの制御方法。前記再生熱交換器のガス側伝熱通路の途中から流量調整弁を介して分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器に導入し該冷却負荷器の出口ガスと前記再生熱交換器の出口ガスとを前記圧縮機に吸入して構成されたことを特徴とする請求項1記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置。前記蒸発器の出口ガスの一部を流量調整弁を介して分岐させ分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器に導入し該冷却負荷器の出口ガスを、前記再生熱交換器内のガス側伝熱通路の途中にまたは前記再生熱交換器の出口に導入して構成されたことを特徴とする請求項1記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置。前記再生熱交換器のガス側伝熱通路の途中から流量調整弁を介して分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器に導入し該冷却負荷器の出口ガスを前記分岐点より下流側に合流して構成されたことを特徴とする請求項1記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置。前記流量調整弁および前記膨張弁を制御して前記熱交換器のガス側入口の乾き度Xを、前記熱交換器のガス側出口状態が乾き飽和蒸気温度になる値Xhから凝縮器における凝縮温度になる値1の範囲Xh≦X≦1に制御する制御手段を備えて構成されたことを特徴とする請求項8~10の何れか1項記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置。前記制御手段が前記再生熱交換器のガス側出口温度を前記凝縮器における凝縮温度近傍に、液側出口温度を前記蒸発器における蒸発温度近傍に維持するような乾き度に制御することを特徴とする請求項11記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置。蒸気圧縮式冷凍サイクルの効率向上については、前記特許文献に示されているように多くの提案がされている。そして、効率改良が望まれている。そこで、蒸気圧縮式冷凍サイクルにおける基本サイクルを変えることで、すなわち、蒸気圧縮式冷凍サイクルの基本サイクルを逆カルノーサイクルから逆エリクソンサイクルとすることで、従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルを超える効率と利点の実現化を達成できる蒸気圧縮式冷凍サイクル、その制御方法およびそれを用いた冷凍若しくは空調装置を提供することを課題とする。前記課題を解決するため、圧縮機、凝縮器、再生熱交換器、膨張手段、蒸発器を直列に配置してなる蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、該サイクルは等温放熱行程および等温吸熱行程がそれぞれ飽和蒸気線および飽和液線を跨いで行われるとともに液領域における等圧放熱行程と過熱蒸気領域における等圧吸熱行程が再生熱交換器における熱交換により行われる逆エリクソンサイクルに基づき、該逆エリクソンサイクルの等温放熱行程のうち過熱蒸気領域で行われる部分行程が断熱圧縮と等圧放熱で置き換えられて圧縮行程が前記圧縮機で行われ等圧放熱が残りの湿り蒸気領域で行われる等温放熱行程とともに前記凝縮器において等温等圧下で行われ、前記液領域における等圧放熱行程が一部が前記再生熱交換器において液領域の冷媒液から前記圧縮機に吸入される冷媒蒸気への熱放出により行われ、前記液領域における等圧放熱行程の残りの部分は等エンタルピー或いは等エントロピー膨張に置き換えられて前記膨張手段により行われ、膨張した冷媒が前記蒸発器に導かれて等温等圧吸熱が行われた後に前記圧縮機に吸入されるとともに、前記再生熱交換器のガス側を蒸発器と圧縮機の間に、液側を凝縮器と膨張手段との間に配置し、前記ガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御して冷凍能力を制御することを特徴とする。本発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルによれば、圧縮機、凝縮器、再生熱交換器、膨張手段、蒸発器を直列に配置してなる蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、該サイクルは等温放熱行程および等温吸熱行程がそれぞれ飽和蒸気線および飽和液線を跨いで行われるとともに液領域における等圧放熱行程と過熱蒸気領域における等圧吸熱行程が再生熱交換器における熱交換により行われる逆エリクソンサイクルに基づき、該逆エリクソンサイクルの等温放熱行程のうち過熱蒸気領域で行われる部分行程等温圧縮行程が断熱圧縮と等圧放熱で置き換えられて圧縮行程が前記圧縮機で行われ等圧放熱が残りの湿り蒸気領域で行われる等温放熱行程とともに前記凝縮器において等温等圧下で行われ、前記液領域における等圧放熱行程の一部が前記再生熱交換器において液領域の冷媒液から前記圧縮機に吸入される冷媒蒸気への熱放出により行われ、前記液領域における等圧放熱行程の残りの部分は等エンタルピー或いは等エントロピー膨張に置き換えられて前記膨張手段により行われ、膨張した冷媒が前記蒸発器に導かれて等温等圧吸熱が行われた後に前記圧縮機に吸入されることを特徴とする。以上のように、本発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルおよびその制御方法によれば、蒸気圧縮式冷凍サイクルにおける基本サイクルを変えることで、すなわち、蒸気圧縮式冷凍サイクルを逆カルノーサイクルから逆エリクソンサイクルと変えることで、従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルを超える効率と利点の実現化を達成できる蒸気圧縮式冷凍サイクル、その制御方法およびそれを用いた冷凍装置を提供することができる。図1のTS線図に示したabgcdaの逆エリクソンサイクルをここでは理論的蒸気圧縮式エリクソンサイクルと定義する。そして、本発明によれば、図1に示したabbgcdea、またはabbgcdeaの冷凍サイクルを得る。すなわち、可逆等温圧縮行程のbgが、可逆断熱圧縮行程bbと可逆等圧放熱行程bgとで代替され、可逆等圧放熱行程cdの一部が等エンタルピーまたは等エントロピー膨張手段によって代替されて形成される。図1のTS線図をPH線図上で表したものを図2に示す。図1および図2で示されたサイクルabcdaを前述したように理論的蒸気圧縮式エリクソンサイクルと定義し、このサイクルabcdaは逆エリクソンサイクルによって形成されている。逆エリクソンサイクルabcdaは飽和蒸気線mmと飽和液線llを跨いで作動するサイクルであり、行程abは可逆等圧吸熱、行程bcは等温圧縮、行程cdは可逆等圧放熱、行程daは等温膨張の各行程であり、行程cdの可逆等圧放熱行程が飽和液線の液側領域にあり、行程abの可逆等圧吸熱行程が飽和蒸気線のガス側領域にあり、行程bcの等温圧縮高温側等温行程の大部分が凝縮行程からなり、行程daの等温膨張低温側等温行程の大部分が蒸発行程からなっている。なお、等温行程bcは部分行程bgと部分行程gcからなり、部分行程bgは等温圧縮行程であり、部分行程gcは等温凝縮行程である。図1において、サイクルabcdaが逆エリクソンサイクルを形成するためには、可逆等圧吸熱行程abと可逆等圧放熱行程cdにおけるそれぞれの熱量が等しくなければならないが、通常の冷媒においては両行程の熱量は一般的には等量とはならない。その理由として前者は気相であり、後者は液相だからであり、物性値比熱等が異なるため、両行程における比エンタルピー差は一般的に等しくならないからである。このため可逆等圧吸熱行程abと可逆等圧放熱行程cdとの間で熱交換を行なう再生熱交換器の液側の平均温度とガス側の平均温度との間に温度差が発生し、可逆的な熱交換が不可能となる。図1において行程ab間の比エンタルピー差と等しくなる点を行程cd上のdとするとき、図1の点dから等エンタルピー膨張行程deを行なわせると、サイクルabcdeaは不可逆サイクルとなる。図3は、再生熱交換器の液側温度変化とガス側温度変化との関係を示した図であり、低温端と高温端とで高温側の冷媒液の温度と低温側の冷媒ガスの温度とが一致する場合であっても、高温側冷媒液と低温側冷媒ガスとの間には図3のように熱交換器の一部で温度差ΔTBが発生するため熱交換器の不可逆性は避けることができない。しかし、図3から分かるように低温端と高温端における冷媒液と冷媒ガスとの温度差は、理論的に零にすることが可能であるため、このような低温端と高温端における冷媒液と冷媒ガスとの温度差を零にした場合を、蒸気圧縮式エリクソンサイクルと定義する。そして、低温端と高温端における冷媒液と冷媒ガスとの温度差を零にするために、図1、図2において、等圧の熱交換行程abをfabまで広げてガス側の比エンタルピー差を液側の比エンタルピー差と等しくなるようにすることによって可能となる。すなわち、再生熱交換器のガス側の吸入状態を飽和蒸気状態の点aから湿り蒸気状態の点fへ移動制御することにより可能となる。従来の逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルに比べて本発明の蒸気圧縮式エリクソンサイクルにおいて質量流量一定のとき冷凍能力が増加する理由を次に説明する。まず、逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷凍能力は、図14に示すようにΔHacであるが、本発明の蒸気圧縮式エリクソンサイクルの冷凍能力は図1、図2に示すようにΔHadとなる。ΔHad=ΔHacΔHbaであるから、本発明のエリクソンサイクルにおいては再生熱交換器のガス側入り口状態が区間afの間で変化しても、冷凍能力は従来のサイクルより冷凍能力ΔHbaだけ常に増加することになる。圧縮機への吸入ガスが再生熱交換器により過熱される熱量に相当する冷凍能力が増加することになる。ただし、以上は質量流量が同一の場合である。以上の冷凍能力の増加について各点のエンタルピーとその関係式を用いて詳細に説明する。図1において、等圧吸熱行程abと等圧放熱行程cdとの間で再生熱交換器を用いてガス相と液相の間で熱交換をする。この時それぞれの行程エンタルピー差は等しくならないため、行程cd上に式1を満足させる点dを定義する。Hb-HaHc-Hd1同様にして、行程cdと等量の熱交換を行なう点fを次式により蒸発圧力線Y上に定義する。Hb-Hf=Hc-Hd2式2は、逆エリクソンサイクルabcdaを成立させるために、再生熱交換器のガス側吸入点を飽和蒸気点aから湿り蒸気点fに移行させることを意味する。図1、2において、再生熱交換器のガス側吸入状態を飽和蒸気点aとした時、冷凍能力は次式で示される。Φa=Ha-Hd3一方、再生熱交換器のガス側吸入状態を点fとしたときの冷凍能力は次式で示される。Φf=Hf-Hd4従来の、逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷凍能力は、次式で示される。Φc=Ha-Hc5従来サイクルと本サイクルの冷凍能力の差ΔΦは、式2~式5を用いて、再生熱交換器のガス側吸入状態を飽和蒸気点aとしたときには、ΔΦa=Φa-Φc=Ha-Hd-Ha-Hc=Hc-Hd=Hb-Ha6また、再生熱交換器のガス側吸入状態を点fとしたときには、ΔΦf=Φf-Φc=Hf-Hd-Ha-Hc=Hc-Hd-Ha-Hf=Hb-Ha7式6、7より、本サイクルは従来の逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルに比べて点a、点fともに飽和蒸気の過熱熱量に相当するHb-Haの冷凍能力の増大が可能であることがわかる。通常のサイクルでは同一圧縮機の吸入流量は吸入状態の変化により変化するが、本サイクルにおいては、再生熱交換器のガス側入口状態が区間afの間で変化しても圧縮機の吸入状態は常時一定図1、2のb点、定圧、定温となるため、同一運転条件のとき圧縮動力は一定であること、すなわち、冷媒流量と圧縮動力は不変であるという特性がある。これより、本サイクルを用いた冷凍装置において、再生熱交換器の吸入ガス状態が区間afの間で変化しても冷凍能力および圧縮動力は同一不変、すなわち、成績係数COPというは一定であることが分かる。前述のように質量流量が同一の場合には、逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷凍能力に比べて、冷凍能力が増加する。好ましくは、前記再生熱交換器のガス側を蒸発器と圧縮機の間に、液側を凝縮器と膨張手段との間に配置し、前記ガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御して冷凍能力を制御する制御手段を備える。逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルと本サイクルのCOPに関していずれが大きいかという一般的大小比較はできない。それは、同一の凝縮蒸発条件に対して、圧縮機の吸入温度が異なるため、サイクル流量が異なるからである。COPの大小はそれぞれの冷媒の物性値に依存しており、物性値に基づいた計算シミュレーションに基づいて判断する必要がある。その計算シミュレーションの結果を図6、7に示す。これらの図において、横軸は熱交換器のガス側出口温度を示し、縦軸は図6ではCOPを示し、図7では体積能力倍増率を示す。このときの蒸発温度Teは-40°C、凝縮温度Tcは40°Cであり、パラメータは冷媒の種類である。体積能力とは、圧縮機の単位体積流量あたりの冷凍能力であり、体積能力倍増率とはアンモニア冷媒を蒸発温度-40°Cの飽和ガス状態から、凝縮温度40°Cの圧力状態まで断熱圧縮したときのアンモニアの体積能力液過冷却度=0°Cに対して本サイクルによる体積能力の倍増率を意味する。両図の横軸の意味は、例えば横軸の温度が-40°Cの状態とは、熱交換器のガス側吸入状態が乾き度不足湿り度過剰であり、かつ出口状態が-40°Cであることを示す圧縮機の吸入温度が-40°C。同様に、横軸温度が40°Cの状態は、当該熱交換器のガス側吸入状態が最適乾き度最適湿り度状態にあり、出口ガス温度が40°C液側出口温度-40°Cであることを示す。出口ガス温度が両温度の中間にあるということはガス側の吸入状態の乾き度不足湿り度が過剰状態にあることを示している。図6からアンモニア以外の図示冷媒の全てに対して、再生熱交換器のガス出口温度、すなわち、圧縮機吸入温度が凝縮器における凝縮温度に等しいとき本サイクルのCOPは最大となっている。このことは後述の図4の説明において、再生熱交換器のガス吸入状態が区間afすなわち、乾き度XがXf≦X≦Xa1Xf、Xaは点f、点aにおける乾き度のとき、COPが最大となる。一方、再生熱交換器のガス吸入状態が点hのとき、本サイクルのCOPは従来サイクルと同一なる。このことから、アンモニア以外の殆どの冷媒に対して、再生熱交換器のガス吸入状態が区間ahの間で変化するとき、本サイクルのCOPは従来サイクルのCOPより大きくなることが分かる。さらに、図7には、同一圧縮機に対して、本サイクルの冷凍能力がどのように変化するかが示されている。前述したように、本図の再生熱交換器の出口ガス温度が-40°Cの時のアンモニアの体積能力を基準体積能力倍増率=1とした時の冷媒の倍増率を示している。体積能力とは単位流量当たりの冷凍能力であるから、同一圧縮機の冷凍能力を表していると考えることもできる。アンモニアと冷媒R32以外は体積能力が増加傾向にあることから、アンモニアとR32以外の図示冷媒の全てに対して、再生熱交換器のガス出口温度、すなわち、圧縮機吸入温度が凝縮温度に等しいとき本サイクルの体積能力は最大となり、図6よりアンモニア以外の全冷媒のCOPは最大となっている。以上のように、再生熱交換器のガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御することで、冷凍能力およびCOPを最大化することができる。この冷凍能力およびCOPを最大化について各点のエンタルピーとその関係式を用いて詳細に説明する。図1、2において、再生熱交換器のガス側吸入点が区間faの内外の位置に移動したときの冷凍能力を乾き度Xを用いて3つのケースに分けて説明する。ケース1Xf≦X≦1の場合の冷凍能力Φ1は、式1~式4により次の関係が得られる。Ha-Hd=Hf-Hd8Φ1=Φa=Φf9となり、乾き度XがXf≦X≦1の場合には、冷凍能力の値は等しくなる。ケース2Xf>Xの場合の冷凍能力Φ2は、再生熱交換器のガス側吸入状態を図1、2に示すhとすると、点hの冷凍能力Φ2および冷凍能力Φ1との大小関係は次式で示される。Φ2=Hh-Hd10Φ1>Φ211となり、乾き度Xの漸減ともに減少する。ケース3X=1、Tb≧Ta>Taの場合の冷凍能力Φ3は、再生熱交換器のガス側吸入状態を図1、2に示すように過熱状態点aTb≧Ta>Taとすると、点aの冷凍能力Φ3および冷凍能力の大小関係は次式で示される。Φ3=ΦcΦaaHb-Ha12Φ1≧Φ313式12右辺第1項は従来サイクルの冷凍能力、第2項は過熱による冷凍効果Ha-Ha相当分の冷凍能力、第3項はエリクソンサイクルにより増加した冷凍能力である。第2項が有効冷凍能力として利用された場合に限り式12の等号が成り立つ。従って吸入ガスの過熱量が有効に利用された場合にはΦ1=Φ3となって、点aがある過熱状態の範囲内で冷凍能力が最高値となる。以上より、再生熱交換器ガス側吸入状態の乾き度XがXf≦X≦1のときケース1およびケース3のとき、冷凍能力が最大となることが分かる。好ましくは、前記再生熱交換器の液出口から前記膨張手段の入口までの間から冷媒液の一部を前記圧縮機内部に噴射して前記圧縮出口の冷媒温度を所定値に制御する液噴射手段を備える。このような構成によって、圧縮機が容積式か遠心式かを問わず、圧縮機に低温冷媒液を噴射することにより、圧縮機の出口温度を押えることが可能となり、オイルフリー圧縮機や圧縮行程中の含有潤滑濃度が小さい圧縮機においては、もし液噴射をしないと、圧縮機の吸入温度が凝縮温度程度に上昇した場合には、その吐出温度は相当高くなり、冷媒や潤滑油の分解が引き起こされ、事実上運転不可能となるようなおそれが防止される。また、図6および図7の冷媒の物性値に基づく計算シミュレーションにおいて、油噴射式スクリュー圧縮機を参考にして圧縮機出口の冷媒ガス温度をほぼ80°Cとして計算したことから、噴射液量相当分の冷凍能力の減少が生じるが、噴射をして圧縮機出口の冷媒ガス温度を80°C所定値程度に制御した場合でも、液噴射をしない従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルに比べてCOPの向上を達成できる可能性がある。すなわち、液噴射によるCOPの低下以上のCOPの向上が本サイクルの実施により可能であれば、液噴射をしない従来サイクルよりCOPを向上させることができるからである。また、前記高温側等温行程の過熱蒸気領域の部分を置き換えた断熱圧縮と等圧放熱が多段の断熱圧縮工程等圧放熱工程で構成することも好ましい。このような構成によれば、段数を無限化すると断熱圧縮の効果が消去されて、圧縮工程は等温圧縮工程に収斂する。そしてこの断熱圧縮工程の吸入温度と圧縮温度が凝縮温度に等しくなる。このことは等温圧縮に必要な冷却熱源が環境温度外気温度を利用できることを意味し、実用上大きい利点となる。またエリクソンサイクルは等温圧縮行程のみで断熱圧縮工程を持っていないので、多段の断熱圧縮工程等圧放熱工程により環境温度における等温圧縮行程に近づけることが可能となり、圧縮動力を低減することができる。本発明の方法は、本発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルに用いられる。本発明の1形態は、前記再生熱交換器のガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御して冷凍能力を制御することを特徴とするものである。別の形態によれば、前記熱交換器のガス側入口の乾き度Xを、前記熱交換器のガス側出口状態が乾き飽和蒸気温度になる値Xhから凝縮器における凝縮温度になる値1の範囲Xh≦X≦1に制御することを特徴とする。また別の形態によれば、前記再生熱交換器のガス側出口温度を凝縮器における凝縮温度近傍に、液側出口温度を蒸発器における蒸発温度近傍に維持するような乾き度に制御することを特徴とする。また別の形態によれば、前記再生熱交換器のガス側の入口と出口、液側の入口と出口の温度を測定し、前記熱交換器の液側出口の温度がガス側入口の温度より高いときには前記膨張手段を通過する高圧液冷媒の流量を増加させ、前記熱交換器の液側入口の温度がガス側出口の温度より高いときには前記膨張手段を通過する高圧液冷媒の流量を減少させて、当該熱交換器の低温側および高温側における温度差が設定値以内となるように前記流量を制御することを特徴とするものである。また別の形態によれば、再生熱交換器のガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御することで、冷凍能力、COPを最大化することができる。また別の形態によれば、前記熱交換器のガス側入口の乾き度Xを、熱交換器のガス側出口状態が乾き飽和蒸気温度になる値Xhから凝縮器における凝縮温度になる値1の範囲Xh≦X≦1に制御することによって、本サイクルのCOPを、逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルのCOPに比べて、大きくすることができる。図4には、本サイクルにおける乾き度とCOPおよび冷凍能力との関係が示されており、区間afの範囲では、COPが一定である。このことは、再生熱交換器のガス側入口状態が区間afの間で変化しても圧縮機の吸入状態すなわち再生熱交換器のガス側出口状態は図1の点bで示される一定値であることを示している。図4のhにおいてCOPが従来の逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルのCOPに等しくなることについて以下に説明する。同図に点線で本サイクルabbgcdeaがPH線図上に示されているのでこれを併用して説明する。区間fhで乾き度を減少変化湿り度増加させると、再生熱交換器のガス出口温度が点bから点aに向けて低下する。一方該熱交換器の液出口状態は不変のまま点dの状態に留まる。再生熱交換器のガス入口の乾き度が状態点hに達すると、圧縮機の入口状態点はaになり、該熱交換器による冷凍能力の増加効果ΔHbaは零となる。つまり、この状態は従来の標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルと全く同じ運転条件ということになる。従って、同一の圧縮機に対して、ガス吸入状態が状態点hのとき、本サイクルと従来のサイクルの冷凍能力とCOPは同一ということになる。該熱交換器のガス吸入状態が区間faのときCOPは一定かつ最大となるから、区間fhの冷凍能力とCOPの関係は図示のように右上がりの傾向を持つことになる。冷凍能力については図7よりアンモニアとR32以外の冷媒についてこのようなことが明らかである。従って、再生熱交換器のガス側吸入状態の乾き度XがXf≦X≦1のとき冷凍能力が最大となり、この最大時の圧縮機の吸入状態すなわち再生熱交換器のガス側吐出温はTbとなる。そして、再生熱交換器のガス側吐出温度が点aの乾き飽和蒸気点温度Taから点bの凝縮器の凝縮温度Tb間にあるとき、冷凍能力は増大する。従って、熱交換器のガス側入口の乾き度Xを、熱交換器のガス側出口温度が乾き飽和蒸気点温度になる状態点hのXhから、熱交換器のガス側出口温度が凝縮器における凝縮温度になる状態点aの1の範囲Xh≦X≦1に制御することで、冷凍能力とCOPをともに従来の標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルよりも増大することができる。本発明によると、前記再生熱交換器のガス側出口温度を凝縮温度近傍に、液側出口温度を蒸発温度近傍に維持するような最適乾き度に制御することにより、すなわち、図1において再生熱交換器のガス側出口状態を凝縮器における凝縮温度Tbに、液側出口温度を蒸発器における蒸発温度Tdに制御することで、図6、7の計算シミュレーションにおいても示されるように冷凍能力およびCOPが最大となる。なお、区間afでは冷凍能力およびCOPは不変であるが、点fが最適点と考えることができる。その理由は、fa間内で点fが最も乾き度が小湿り度が大のため、液冷却度が最大となり膨張弁による膨張時のフラッシュガスの発生が最小零か僅少つまり膨張による体積変化が最小となり、フラッシュガスによる膨張弁の腐食潰蝕などの防止、および膨張後の乾き度が減少湿り度が増加するため、蒸発器内の伝熱係数が増加し蒸発器の損失が低下するなどのためである。また、再生熱交換器のガス側出口状態を凝縮温度Tbに、液側出口温度を蒸発温度Tdに制御することで、冷凍能力およびCOPが最大となるため、通常運転時の所要電力の削減はもとより、クールダウン冷蔵庫の運転開始時の冷やしこみ、急激な過大負荷時の冷やしこみ時間の低減による省エネ効果、急激な負荷変動に対する液バック防止効果および被冷却物の品質向上にも有効である。本発明の他の形態を図3に基づいて説明する。図3は再生熱交換器の液側温度変化とガス側温度変化の関係を示した図である。熱交換器のガス入口状態は、乾き度不足湿り度過剰の状態と、乾き度最適湿り度最適の状態と、乾き度過剰湿り度不足の状態との3状態がある。この乾き度不足湿り度過剰の場合における、ガス側温度変化の状態を曲線A点線で、液側温度変化の状態を曲線A点線で示し、乾き度最適湿り度最適の場合における、ガス側温度変化の状態を曲線B実線で、液側温度変化の状態を曲線B実線で示し、乾き度過剰湿り度不足の場合における、ガス側温度変化の状態を曲線C一点鎖線で、液側温度変化の状態を曲線C一点鎖線で示す。該熱交換器の低温端の液温度とガス温度および高温端の液温度とガス温度の4点の温度を測定し、これらの測定温度に基づいて膨張手段への高温冷媒の流量を制御することにより、曲線B、Bの最適乾き度湿り度近傍に維持することが可能となる。すなわち、曲線A、Aで示す乾き度不足湿り度過剰のとき、すなわち高温端における温度差ΔTAが設定値を超えるときには液側入口温度-ガス側出口温度>設定値例えば5°C、膨張手段への高圧液冷媒の流入量を減少させ、曲線C、Cで示す乾き度過剰湿り度不足のとき、すなわち低温端における温度差ΔTCが設定値を超えるときには液側出口温度-ガス側入口温度>設定値例えば5°C、膨張手段への高圧液冷媒の流入量を増加させて、再生熱交換器の両端それぞれにおける温度差が、設定値以内例えば5°Cに保持されるようにして、曲線Bの最適乾き度湿り度近傍に維持することが可能となる。本発明の1実施形態における冷凍装置は、前記再生熱交換器のガス側伝熱通路の途中から流量調整弁を介して分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器に導入し該冷却負荷器の出口ガスと前記再生熱交換器の出口ガスとを前記圧縮機に吸入して構成されたことを特徴とする。このような構成によれば、逆エリクソンサイクルを利用する本発明の冷凍サイクルによって得られた冷凍能力の増加効果分ΔHbaを活用して冷却負荷器を冷却できる。また、本形態は再生熱交換器のガス側伝熱通路の途中から流量調整弁を介して分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器に導入するため、冷却負荷器を凝縮温度に近い温度に維持するのに適している。他の実施形態における冷凍装置は、前記蒸発器の出口ガスの一部を流量調整弁を介して分岐させ分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器に導入し該冷却負荷器の出口ガスを、前記再生熱交換器内のガス通路の途中にまたは前記再生熱交換器の出口に導入して構成されたことを特徴とする。このような構成によれば、逆エリクソンサイクルを利用する本発明の冷凍サイクルによって得られた冷凍能力の増加効果分ΔHbaを活用して冷却負荷器を冷却でき、さらに蒸発器の出口ガスの一部を分岐させて冷却負荷器に直接的に導入するため、冷却負荷器を効果的に冷却でき一層低温に維持するのに適している。他の実施形態における冷凍装置は、前記再生熱交換器のガス側伝熱通路の途中から流量調整弁を介して分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器に導入し該冷却負荷器の出口ガスを前記分岐点より下流側に合流して構成されたことを特徴とする。このような構成によれば、逆エリクソンサイクルを利用する本発明の冷凍サイクルによって得られた冷凍能力の増加効果分ΔHbaを活用して冷却負荷器を冷却できる。さらに、この方法においては分岐点で分岐した冷媒ガスを冷却負荷器を通した後に再び全量を再生熱交換器に戻して再生熱交換器から圧縮機に導入するため、分岐された流れが圧縮機の入口で合流するのに比べて、あらかじめ再生熱交換器の内部で冷媒ガスの温度調整が充分になされてから圧縮機に導入されるので、温度調整範囲が広範囲となり、蒸発器の蒸発温度から凝縮器の凝縮温度まで広範囲の負荷温度に対応可能となる。別の実施形態における冷凍装置は、前記流量調整弁および前記膨張弁を制御して前記熱交換器のガス側入口の乾き度Xを、前記熱交換器のガス側出口状態が乾き飽和蒸気温度になる値Xhから凝縮器における凝縮温度になる値1の範囲Xh≦X≦1に制御する制御手段を備えて構成されたことを特徴とする。このような構成によって、冷凍能力とCOPを従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルよりも増大することができ、その増大分を冷却負荷器の冷却に活用できる冷凍装置を得ることができる。さらに、前記制御装置が前記再生熱交換器のガス側出口温度を前記凝縮器における凝縮温度近傍に、液側出口温度を前記蒸発器における蒸発温度近傍に維持するような乾き度に制御することによって、冷凍能力およびCOPが最大とすることができ、より冷却負荷器の冷却に活用できる冷凍装置を得ることができる。以上のように、本発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルおよびその制御方法によれば、蒸気圧縮式冷凍サイクルにおける基本サイクルを変えることで、すなわち、蒸気圧縮式冷凍サイクルを逆カルノーサイクルから逆エリクソンサイクルと変えることで、従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルを超える効率と利点の実現化を達成できる蒸気圧縮式冷凍サイクル、その制御方法およびそれを用いた冷凍装置を提供することができる。次に、本発明の実施の形態について、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。ただし、この実施例に記載される構成部品の寸法、材質、形状、その相対配置などは特に特定的記載が無い限り、この発明の範囲をそれのみに限定する趣旨ではなく、単なる説明例に過ぎない。実施の形態の説明で参照する図面において、図1は、本発明に係る蒸気圧縮式エリクソン冷凍サイクルのTS線図であり、図2はそのPH線図である。図3は再生熱交換器の液側温度変化とガス側温度変化の関係を表す説明図である。図4は本発明に係る蒸気圧縮式エリクソン冷凍サイクルのCOPおよび冷凍能力と乾き度との関係を示す説明図である。図5は一実施例の概略構成図である。図6は再生熱交換器のガス側出口温度を変化させた場合の各種冷媒のCOPの変化を表す説明図である。図7は再生熱交換器のガス側出口温度を変化させた場合の各種冷媒の体積能力の変化を表す説明図である。図8は図1のQ部の拡大図であり、等温行程bcの部分行程bgの他の例を示す。図9は本発明に係る冷凍装置の説明図である。図10~図12は本発明に係る冷凍装置の説明図である。図1に本発明に係る蒸気圧縮式エリクソン冷凍サイクルのTS線図を示し、該サイクルの概略構成を図5に示す。図5に示すように、本発明による蒸気圧縮式冷凍サイクルは、冷媒を加圧する圧縮機2と、圧縮された高圧冷媒を顕熱冷却する凝縮器4と、凝縮器4で冷却された冷媒をさらに冷却する対向流式の熱交換器再生熱交換器6と、減圧する膨張弁膨張手段8と、周囲から熱を奪い蒸発を行う蒸発器10とにより構成され、さらに、膨張弁8、圧縮機2の作動状態、および蒸発器10の出口温度に基づいて、蒸発器10の出口温度が所定の状態点すなわち、乾き度になるように膨張弁8、および圧縮機2の作動を制御するサイクル制御手段制御手段12を備えている。また、圧縮機2には、熱交換器6の液出口から膨張弁8の入口までの間から冷媒液の一部を前記圧縮機2の内部に噴射して前記圧縮機2出口の冷媒温度を適正値に制御する液噴射手段14が設けられている。図5のシステム構成を示す説明図中に、図1のTS線図abbgcdeaに対応する符号を付記する。なお、膨張手段とした膨張弁8を設けているため等エンタルピー膨張行程deによる符号を付する。本発明になる蒸気圧縮式エリクソンサイクルabbgcdeeaは、理論的蒸気圧縮式エリクソンサイクルabcdaに基づいて形成され、さらにこのサイクルabcdaは逆エリクソンサイクルによって形成されている。この逆エリクソンサイクルabcdaは飽和蒸気線mmと飽和液線llを跨いで作動するサイクルであり、行程abは可逆等圧吸熱、行程bcは可逆等温圧縮、行程cdは可逆等圧放熱、行程daは可逆等温膨張の各行程であり、行程cdの等圧放熱行程が飽和液線の液側領域にあり、行程abの等圧吸熱行程が飽和蒸気線のガス側領域にあり、行程bcの等温圧縮高温側等温行程の大部分が凝縮行程からなり、行程daの等温膨張低温側等温行程の大部分が蒸発行程からなっている。なお、等温行程bcは部分行程bgと部分行程gcからなり、部分行程bgは等温圧縮行程であり、部分行程gcは等温凝縮行程である。現状、断熱圧縮機に勝る実用的等温圧縮機は実用化されてないため、本発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルでは、圧縮行程は断熱圧縮行程により代替されている。従って、可逆等温圧縮行程のbgが、可逆断熱圧縮行程bbと可逆等圧放熱行程bgとで代替される。図5における圧縮機2は、bbの可逆断熱圧縮行程の部分から構成される。また、図1の等温膨張deの部分については、液膨張のため、体積変化が微小となり、TS線図上では見かけ上殆ど一致しているように見える領域が広範囲に存在する。図2のPH線図上において等温膨張行程deは、近似的に等エンタルピー行程とみなせる領域が広範囲に存在する。このことから、等温膨張行程deは等温膨張機の代わりに実用上、膨張弁8を代用しても冷凍能力に大差ないものである。図5に示されるサイクル制御手段12は、膨張弁8の流量制御および圧縮機2の流量制御を行なう。圧縮機2の流量制御は、運転条件と負荷状態によって決定される。膨張弁8の流量制御は次のように行なっている。熱交換器6のガス側の入口と出口、液側の入口と出口の4箇所にそれぞれ温度センサを設置して、ガス側の入口温度T1と出口温度T2、液側の入口温度T4と出口温度T3とをそれぞれ検出する。図3は、熱交換器6の液側温度変化とガス側温度変化の関係を示した図である。熱交換器6のガス入口状態は、乾き度不足湿り度過剰の状態と、乾き度最適湿り度最適の状態と、乾き度過剰湿り度不足の状態との3状態がある。この乾き度不足湿り度過剰の場合における、ガス側温度変化の状態を曲線A点線で、液側温度変化の状態を曲線A点線で示し、乾き度最適湿り度最適の場合における、ガス側温度変化の状態を曲線B実線で、液側温度変化の状態を曲線B実線で示し、乾き度過剰湿り度不足の場合における、ガス側温度変化の状態を曲線C一点鎖線で、液側温度変化の状態を曲線C一点鎖線で示す。図5のT1~T4の検出温度に基づいて、膨張弁8を通過する高圧冷媒の流量を制御して熱交換器6のガス入口状態の乾き度を制御する。すなわち、図3の曲線A、Aで示す乾き度不足湿り度過剰のとき、すなわち高温端における温度差ΔTAが設定値を超えるときには液側入口温度T4-ガス側出口温度T2>設定値例えば5°C、膨張弁8を通過する高圧液冷媒の流量を減少させて、曲線C、Cで示す乾き度過剰湿り度不足のとき、すなわち低温端における温度差ΔTCが設定値を超えるときには液側出口温度T3-ガス側入口温度T1>設定値例えば5°C、膨張弁8を通過する高圧液冷媒の流量を増大させて、熱交換器6の両端それぞれにおける温度差が、設定値以内例えば5°Cに保持されるように、検出温度T1~T4をもとに膨張弁8を通過する流量をフィードバック制御する。これによって、熱交換器6のガス入口状態の乾き度を曲線Bの最適乾き度湿り度近傍設定値が零でない限り、温度変化曲線はBの近傍になるに維持することが可能となる。図1、図5に示すように、熱交換器6のガス側入口温度T1が過熱度零の乾き飽和蒸気温度Taであり、ガス側出口温度T2が凝縮器4における凝縮温度Tbに等しいとき、液側出口の状態は点dとなる。点dはエンタルピー差ΔHba=ΔHcdを満足させる状態点であり、点dはエンタルピー差ΔHbf=ΔHcdを満足させる状態点であり、それぞれの温度をTd、Tdとする。図1、図2、図4、図5に基づき、熱交換器6のガス側の入口状態を乾き飽和状態点aから湿り状態点fまで、さらに点a、fを越えて移動させたときの本サイクルの冷凍能力について検討すると、各点のエンタルピーの関係はすでに示したように式1~式13の関係を有し、図4に示すように熱交換器6の吸入状態が区間afで乾き度が変化しても、冷凍能力は常にHb-HaΔHbaだけ増大し、点fより乾き度が過剰の域では点hのように冷凍能力は低下し、点aを超える過熱ガス領域では、ガスの過熱量が有効に利用された場合には区間afでの最大値が拡大されることがわかった。なお、区間afでは冷凍能力は不変であるのに、点fが最適点の理由は、fa間内で点fが最も乾き度が小湿り度が大のため、液冷却度が最大となり膨張弁による膨張時のフラッシュガスの発生が最小零か僅少つまり膨張による体積変化が最小となり、フラッシュガスによる膨張弁の腐食潰蝕などの防止、および膨張後の乾き度が減少湿り度が増加するため、蒸発器内の伝熱係数が増加し蒸発器の損失が低下するなどのためである。また、図4には、本発明の蒸気圧縮式エリクソン冷凍サイクルにおける乾き度と、COPおよび冷凍能力との関係を示す。区間afの範囲では、COPが一定であることは、再生熱交換器のガス側入口状態が区間afの間で変化しても冷凍能力は不変であり、かつ圧縮機の吸入状態は図1の点bであるため、圧縮動力が一定となるからである。図4のhにおいてCOPが従来の逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルのCOPに等しくなることについて以下に説明する。同図に点線で逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルabgcdをPH線図上に同時表示し、また同図に点線で本サイクルabbgcdea等温膨張行程の場合を示すを示すのでこれを併用して説明する。区間fhで乾き度を減少変化湿り度増加させると、再生熱交換器のガス出口温度が点bから点aに向けて変化する。一方該熱交換器の液出口状態は不変のまま点dの状態に留まる。再生熱交換器のガス入口の乾き度が状態点hに達すると、圧縮機の入口状態点はaになり、該熱交換器による冷凍能力の増加効果ΔHbaは零となる。つまり、この状態は従来の標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルと全く同じ運転条件ということになる。従って、同一の圧縮機に対して、ガス吸入状態が状態点hのとき、本サイクルと従来のサイクルの冷凍能力とCOPは同一ということになる。該熱交換器のガス吸入状態が区間faのときCOPは一定かつ最大となるから、区間fhの冷凍能力とCOPの関係は図示のように右上がりの傾向を持つことになる。従って、熱交換器6のガス側入口の乾き度をXとすると、熱交換器のガス側出口温度が乾き飽和蒸気点温度になる状態点hのXXhから、熱交換器のガス側出口温度が凝縮器における凝縮温度になる状態点aのX=1となる範囲Xh≦X≦1に制御することで、冷凍能力とCOPをともに従来の標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルよりも増大することができる。次に、熱交換器のガス側入口の乾き度によって、冷凍サイクルのCOPがどのように変化するかを冷媒の物性値に基づいて計算した結果を図6、図7に示す。ここで、圧縮動力Wの算出に式4を用い、冷媒の比熱および比熱比は、圧縮機の吐出温度がほぼ80°Cと仮定して計算をした。このことは、油噴射式スクリュー圧縮機および全ての液噴射式圧縮機において、吐出温度を80°C程度になるように運転した場合に相当する。W=κ/κ-1P1V1[P2/P1κ-1/κ-1]κ:ガスの比熱比、P1:吸入圧力、P2:吐出圧力、V1:単位時間当たりの吸入ガス容積図6、図7において、横軸は再生熱交換器のガス側出口温度を示す。図6の縦軸はCOPを示し、図7の縦軸は体積能力倍増率を示す。このときの冷媒の蒸発温度Teは-40°C、凝縮温度Tcは40°Cであり、パラメータは冷媒の種類である。体積能力とは、圧縮機の単位体積流量あたりの冷凍能力であり、体積能力倍増率とはアンモニア冷媒を蒸発温度-40°Cの飽和ガス状態から、凝縮温度40°Cの圧力状態まで断熱圧縮したときのアンモニアの体積能力に対する比を意味する。すなわち、-40°Cのアンモニアの体積能力を1としたときの体積能力の比倍増率を意味する。両図の横軸の意味は、横軸の温度が-40°Cの状態は、再生熱交換器のガス側吸入状態が乾き度不足湿り度過剰、つまり、図4の点hに相当し、出口状態が-40°Cであることを示す圧縮機の吸入温度が-40°C。同様に、横軸温度が40°Cの状態は再生熱交換器のガス側吸入状態が図4の区間afの乾き度状態にあり、出口ガス温度が40°Cであることを示す。出口ガス温度が両温度の中間にあるということはガス側の吸入状態の乾き度不足湿り度が過剰状態にあることを示している。図6、図7の両図より、次のことが分かる。図6、7に記載の冷媒の中では、アンモニア冷媒R717のみが、本サイクルを用いたときCOPが低下する。このことからアンモニア冷媒は、本サイクルには不適な冷媒であることが分かる。アンモニア以外の記載冷媒については全て、本サイクルの適用によりCOPが向上する。体積倍増率についてはアンモニアとR32以外は本サイクルの適用により増加することがわかる。R32の体積倍増率の値は図示冷媒の中では最大値を示しており、COPは増加傾向を持つことから、本サイクルに不適な冷媒はアンモニアのみであることが分かる。本サイクルを最大COPの条件で運転することにより、R600a、R134aおよびR290の冷媒は、アンモニア冷媒の最大COPを凌ぐ高性能を発揮する。同一押しのけ量の圧縮機で比較すれば、R32、R410A、R125、R134a、R507、R404A、R290、R22のいずれも、本サイクルの適用によって、冷凍能力はアンモニア以上の性能を発揮できる。以上のように、再生熱交換器6のガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御することで、冷凍能力、COPを最大化することができる。また、図8は、図1のQ部の拡大図であり、等温行程bcの部分行程、すなわち等温圧縮行程bgの代替行程の例を示す。高温側等温行程bcの凝縮行程が多段の断熱圧縮工程bb1、g2b2...gnbnと、多段の等圧放熱工程b1g2、b2g3...bngによって構成されていることを特徴とする。このような構成によれば、段数を無限化すると断熱圧縮の効果が消去されて、圧縮工程は等温圧縮工程に収斂する。そしてこの断熱圧縮工程の吸入温度と圧縮温度が凝縮温度Tbに等しくなる。このことは等温圧縮に必要な冷却熱源として環境温度外気温度を利用できることを意味し、実用上大きい利点となる。またエリクソンサイクルは等温行程のみで断熱圧縮工程を持っていないので、多段断熱圧縮工程等圧放熱工程により環境温度における等温圧縮行程に近づけることが可能となり、圧縮動力を低減することができる。次に、本発明の冷凍装置について図9~図12を参照して説明する。第1の実施形態図9は、冷凍装置の第1の実施形態を示す。前記した蒸気圧縮式冷凍サイクルを構成する、冷媒を加圧する圧縮機2と、圧縮された高圧冷媒を顕熱冷却する凝縮器4と、凝縮器4で冷却された冷媒をさらに冷却する対向流式の熱交換器再生熱交換器6と、減圧する膨張弁膨張手段8と、周囲から熱を奪い蒸発を行う蒸発器10とを示し、蒸発器10の出口温度状態点すなわち、熱交換器6の冷媒流入状態が所定の乾き度になるように膨張弁8、および圧縮機2の作動を制御するサイクル制御手段制御手段12を示している。そして、再生熱交換器6のガス側伝熱通路20の途中から流量調整弁22を介して分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器24に導入し該冷却負荷器24の出口ガスと再生熱交換器6との出口ガスとを圧縮機2に吸入して構成されている。そして、この冷却負荷器24は、冷凍空調用圧縮機の中に組み込まれて設けられるハーメチックモータからなっている。このように第1の実施形態によれば、逆エリクソンサイクルを利用する本発明の冷凍サイクルによって得られた冷凍能力の増加効果分ΔHbaを活用して冷却負荷器24を冷却できる。さらに再生熱交換器6のガス側伝熱通路20の途中から流量調整弁22を介して分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器24に導入するため、冷却負荷器24を凝縮温度Tbに近い温度に維持するのに適している。また、制御手段12によって、流量調整弁22および膨張弁8を制御して熱交換器6のガス側入口の乾き度Xを、熱交換器6のガス側出口状態が乾き飽和蒸気温度になる値Xhから凝縮器における凝縮温度になる値1の範囲Xh≦X≦1に制御する。このような制御によって、冷凍能力とCOPをともに従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルよりも増大することができる。さらに、冷却負荷器24であるハーメチックモータの出口の温度を凝縮器4の凝縮温度近傍に維持するために流量調整弁22が制御されている。これによって、本発明の冷凍サイクルの冷凍能力、COPを最大化して運転できる。以下の実施の形態においても、圧縮機2の吸入温度は常に凝縮温度近傍に維持される必要がある。第2の実施形態図10は、冷凍装置の第2実施形態を示す。図10に示す蒸気圧縮式冷凍サイクルは図9の第1の実施形態と同様であり、蒸発器10の出口ガスの一部を流量調整弁22を介して分岐させ分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器24に導入し該冷却負荷器24の出口ガスを、再生熱交換器6内のガス側伝熱通路20の途中に戻し通路26によって、または再生熱交換6の出口に送出して再生熱交換器6からの冷媒ガスと合流して圧縮機2に導かれる構成となってことに特徴がある。冷却負荷器24は、冷凍空調用圧縮機の中に組み込まれて設けられるハーメチックモータからなっている。この第2の実施形態によれば、第1の実施の形態と同様に逆エリクソンサイクルを利用する本発明の冷凍サイクルによって得られた冷凍能力の増加効果分ΔHbaを活用して冷却負荷器を冷却できる。さらに本実施の形態では蒸発器10の出口ガスの一部を分岐させて冷却負荷器24に直接的に導入するため、冷却負荷器24を効果的に冷却でき一層低温に維持するのに適している。本請求項10では蒸発器の出口ガスの一部を分岐させて冷却負荷器に直接的に導入するため、冷却負荷器を効果的に冷却でき一層低温に維持するのに適している。第3の実施形態図11は、冷凍装置の第3実施形態を示す。図11に示す蒸気圧縮式冷凍サイクルは図9の第1の実施形態と同様であり、再生熱交換器6のガス側伝熱通路20の途中から流量調整弁22を介して分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器28に導入し該冷却負荷器28の出口ガスを戻し通路30によって前記分岐点32より下流側に合流して構成されたことを特徴とする。冷却負荷器28は、一般冷却負荷としての冷蔵庫の予冷室および前室、保管室の空調用、および一般空調用などの冷却負荷である。このような構成によれば、逆エリクソンサイクルを利用する本発明の冷凍サイクルによって得られた冷凍能力の増加効果ΔHbaを活用して冷却負荷器28を冷却できる。さらに、この方法においては分岐点32で分岐した冷媒ガスを冷却負荷器28を通した後に再び全量を再生熱交換器6に戻して再生熱交換器6から圧縮機2に導入するため、実施の形態1、2のように分岐された流れが圧縮機2の入口で合流するのに比べて、あらかじめ再生熱交換器6の内部で冷媒ガスの温度調整が充分になされてから圧縮機2に導入されるので、温度調整範囲が広範囲となり、蒸発器10の蒸発温度から凝縮器4の凝縮温度まで広範囲の負荷温度に対応可能となる。第4の実施形態図12は、冷凍装置の第4実施形態を示す。図12に示す蒸気圧縮式冷凍サイクルは図9の第1の実施形態と同様であり、蒸発器10からの冷媒ガスを負荷冷却器28に全量を導入して、その後その負荷冷却器28の出口ガスの全量を再生熱交換器6のガス側伝熱通路20に導入してその再生熱交換器6からの出力冷媒ガスを圧縮機2に導入する構成である。冷却負荷器28は、一般冷却負荷としての冷蔵庫の予冷室および前室、保管室の空調用、および一般空調用などの冷却負荷である。この第4の実施形態によれば、制御手段12によって膨張弁8の流量を制御することによって、熱交換器6のガス側入口の乾き度Xを、熱交換器6のガス側出口状態が乾き飽和蒸気温度になる値Xhから凝縮器における凝縮温度になる値1の範囲Xh≦X≦1に制御するので、膨張弁8のみの制御で、蒸発温度近傍の比較的低温域の種々の冷却負荷器28に対応できるため、冷凍装置が簡単化される。