CN1934397A - 制冷装置 - Google Patents

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Abstract

将基准运转条件下的制冷循环的低压和放热器出口处的制冷剂温度分别设为基准低压和基准制冷剂温度，将在基准运转状态下制冷循环的性能系数最高时的制冷循环的高压设为基准高压。另外，将基准低压下的饱和气体制冷剂的密度设为ρ1，将基准高压及基准制冷剂温度下的制冷剂的密度设为ρ2，将使基准高压及基准制冷剂温度下的制冷剂绝热膨胀至基准低压后的制冷剂的密度设为ρ3，将压缩机的压缩室刚与吸入侧隔断后该压缩室的容积设为v1，将压缩机与膨胀机的转速比设为r。在膨胀机(60)中，刚与流入侧隔断后第一流体室(72)的容积v2设定为v2＝ρ1·v1·r/ρ2，即将与流出侧连通时第二流体室(82)的容积v3设定为v3＝ρ2·v2/ρ3。

Description

制冷装置
技术领域
本发明涉及一种进行高压压力设定在制冷剂的临界压力以上的制冷循环的制冷装置。
背景技术
一直以来，已知有在形成闭合回路的制冷剂回路中使制冷剂循环以进行制冷循环的制冷装置，并作为空调机等广泛应用。作为这种制冷装置，例如专利文献1所公开的那样，将制冷循环的高压设定得比制冷剂的临界压力高。该制冷装置设有膨胀机，作为制冷剂的膨胀机构。并且，该膨胀机和压缩机通过轴连接，将在膨胀机得到的动力用于压缩机的驱动以提高COP(性能系数)。
专利文献1：特开2001-107881号公报
在设计具有膨胀机的上述制冷装置时，必须确定膨胀机的规格。尤其是使用使容积型流体机械中成为闭合空间的流体室的容积发生变化的设备作为膨胀机时，需要确定流体室刚与流入侧隔断后(即在流体室内流体膨胀的开始时刻)的流体室容积、以及流体室即将与流出侧连通时(即在流体室内流体膨胀的结束时刻)的流体室容积。为了确定这些值，需要设定膨胀机的入口和出口处的制冷剂状态。另外，在膨胀机和压缩机通过轴等连接、两者的转速比固定时，还需要考虑压缩机的负载量。
在此，若确定制冷装置所要求的能力，则可据此设定压缩机负载量的设计值。另外，若确定制冷装置的用途，则可推定制冷剂放热的对象(放热对象)和制冷剂吸热的对象(吸热对象)。例如，在利用制冷装置构成空调机时，在制冷运转中，放热对象为室外空气，吸热对象为室内空气。
如图11的莫理尔线图(压-焓图)所示，若放热对象的温度条件确定，则据此设定制冷剂的蒸发温度T1，从而确定制冷循环的低压压力PL的设计值。但是，若制冷循环的高压压力在制冷剂的临界压力以上，则高压制冷剂即使放热也不冷凝。因此，即使放热对象的温度条件确定，可据此设定的也仅为放热后的制冷剂温度T2。并且仅能确定放热后的制冷剂状态是温度T2的等温线上的点，从而不能唯一地确定制冷循环的高压压力的设计值。
这样，在具有膨胀机且制冷循环的高压压力在制冷剂的临界压力以上的上述制冷装置中，如果仅仅是确定了其用途，就不能设定制冷循环的高压压力的设计值。并且，若制冷循环的高压压力没有确定，则不能设定膨胀机入口处的制冷剂状态(用该图的点X表示的状态)，进而也不能设定膨胀机出口处的制冷剂状态(用该图的点Y表示的状态)。因此，在现有的上述制冷装置中，存在膨胀机的规格不一定适合制冷装置的使用条件、膨胀机的效率改善不充分的问题。
发明的公开
鉴于上述问题，本发明的目的在于提供一种具有与运转条件相适应的膨胀机、且可得到高效率的制冷装置。
第一发明的制冷装置，包括连接有压缩机50、放热器16、膨胀机60及蒸发器17的制冷剂回路15，在该制冷剂回路15中使制冷剂循环从而进行高压压力在制冷剂的临界压力以上的制冷循环。
并且，所述压缩机50和膨胀机60均由流体室的容积发生变化的容积型流体机械构成，且以一方转速与另一方转速之比固定的状态互相连接，并将作为设计基准的基准运转条件下的制冷循环的低压压力和放热器16的出口处的制冷剂温度分别设为基准低压和基准制冷剂温度，将在所述基准运转状态下制冷循环的性能系数最高时的制冷循环的高压压力设为基准高压，将所述基准低压下的饱和气体制冷剂的密度设为ρ1，将所述基准高压及基准制冷剂温度下的制冷剂的密度设为ρ2，将使所述基准高压及基准制冷剂温度下的制冷剂绝热膨胀至所述基准低压后的制冷剂的密度设为ρ3，将在所述压缩机50中流体室刚与吸入侧隔断后的该流体室的容积设为v1，将所述压缩机50的转速与所述膨胀机60的转速之比设为r，则在所述膨胀机60中流体室刚与流入侧隔断后该流体室的容积v2为v2＝ρ1·v1·r/ρ2，在所述膨胀机60中流体室即将与流出侧连通时该流体室的容积v3为v3＝ρ2·v2/ρ3。
第二发明在所述第一发明的基础上，在制冷剂回路15中，在蒸发器17的出口侧与压缩机50的吸入侧之间设置有储液器18。
第三发明在所述第一发明的基础上，在制冷剂回路15中设置有内部热交换器20，该内部热交换器20使从放热器16流向膨胀机60的制冷剂与从蒸发器17流向压缩机50的制冷剂进行热交换。
-作用-
在上述第一发明中，制冷剂在制冷装置10的制冷剂回路15内循环以进行制冷循环。在制冷剂回路15内循环的制冷剂由压缩机50压缩而成为超临界状态后，在放热器16中放热，接着在膨胀机60中膨胀后在蒸发器17中吸热而蒸发，然后吸入压缩机50中被再次压缩。膨胀机60与压缩机50连接，用膨胀机60从制冷剂回收的动力用于压缩机50的驱动。在上述制冷装置10中，膨胀机60的转速与压缩机50的转速之比固定。例如，该转速比在压缩机50和膨胀机60通过一根轴直接连接时为“1”，而在压缩机50和膨胀机60通过减速机连接时等于减速机的减速比。
在设计上述制冷装置10时，可根据对应于制冷能力的能力要求值来设定在压缩机50中流体室刚与吸入侧隔断后该流体室的容积v1、即压缩机50的吸入容积。另外，若制冷装置10的用途确定，则可根据基于该用途而设想的运转条件来设定制冷循环的低压压力即基准低压，并设定放热器16出口处的制冷剂温度即基准制冷剂温度，但仅是如果还不能设定制冷循环的高压压力。另一方面，若设定了制冷循环的低压压力和放热器16出口处的制冷剂温度，则通过进行该运转条件下的运转试验和模拟，可确定在该运转条件下性能系数COP最高时的制冷循环的高压压力。
因此，在本发明中，在制冷循环的低压压力为基准低压、放热器16出口处的制冷剂温度为基准制冷剂温度的基准运转状态下，将制冷循环的性能系数最高时的制冷循环的高压压力设为基准高压。并且，该制冷装置10中的膨胀机60的规格根据基准低压、基准制冷剂温度、基准高压及充填在制冷剂回路15中的制冷剂的物性来设定。具体而言，根据上述的基准高压等来设定在膨胀机60中流体室刚与流入侧隔断后(即流体室内制冷剂的膨胀即将开始时)该流体室的容积v2、以及在膨胀机60中流体室即将与流出侧连通时(即流体室内制冷剂的膨胀刚结束后)该流体室的容积v3。
在上述第二发明中，在制冷剂回路15中设置有储液器18。在储液器18的内部，充填在制冷剂回路15中的制冷剂的一部分以液体制冷剂的状态储存。若储液器18内的液体制冷剂的量增减，则在制冷剂回路15内循环的制冷剂量随之变化。储液器18设置在蒸发器17的出口侧与压缩机50的吸入侧之间。在该制冷剂回路15中，从蒸发器17流出的制冷剂向储液器18导入，储液器18内的制冷剂向压缩机50吸入。因为储液器18内有液体制冷剂存在，故要向压缩机50吸入的储液器18内的制冷剂处于饱和状态。
在上述第三发明中，在制冷剂回路15中设置有内部热交换器20。在内部热交换器20中，从放热器16流向膨胀机60的制冷剂与从蒸发器17流向压缩机50的制冷剂进行热交换而被冷却。由于向膨胀机60流入的制冷剂在内部热交换器20中被冷却，从而其焓降低。从膨胀机60向蒸发器17输送的制冷剂的焓也随之降低。
发明效果
在本发明中，着眼于上述制冷装置10的特性、即“在制冷循环的低压压力(基准低压)和放热器16出口处的制冷剂温度(基准制冷剂温度)一定的条件下，性能系数COP最高时的制冷循环高压压力(基准高压)便唯一地确定”的性能，并将利用该特性而确定了规格的膨胀机60设置在该制冷装置10上。因此，采用本发明的话，可使用最适合于制冷装置10的使用条件的那种规格的膨胀机60，能用膨胀机60可靠地从制冷剂回收动力，提高制冷装置10的性能系数。
在上述第二发明中，从蒸发器17流出的制冷剂向储液器18导入，压缩机50从储液器18吸入制冷剂。因此，即使在从蒸发器17流出的制冷剂成为过热状态的运转状态下，压缩机50也可吸入储液器18内的饱和状态的制冷剂。因此，采用本发明的话，可使压缩机50吸入的制冷剂的状态与设计制冷装置10时设想的状态一致，从而可使制冷装置10中的制冷循环稳定化。
在上述第三发明中，在制冷剂回路15中设置有内部热交换器20，使向膨胀机60流入的制冷剂冷却，并使从膨胀机60向蒸发器17输送的制冷剂的焓降低。因此，可扩大蒸发器17出入口的制冷剂焓差，可增大在蒸发器17中冷却对象物时的冷却能力。
附图说明
图1是表示实施例1的空调机的制冷剂回路的概略构成图。
图2是实施例1的压缩/膨胀单元的概略剖视图。
图3是实施例1的膨胀机的主要部分放大图。
图4是表示实施例1的膨胀机中各旋转机构部在轴的旋转角度各变化90°时的状态的剖视图。
图5是表示制冷剂回路中的制冷循环的莫理尔线图(压-焓图)。
图6是在超临界循环中将低压压力与放热器出口的制冷剂温度固定时的高压压力和COP的关系图。
图7是表示实施例2的空调机的制冷剂回路的概略构成图。
图8是表示实施例3的空调机的制冷剂回路的概略构成图。
图9是表示实施例3的变形例的空调机的制冷剂回路的概略构成图。
图10是表示实施例4的膨胀机的构成和动作的概略剖视图。
图11是表示超临界循环的特性的莫理尔线图(压-焓图)。
符号说明
15制冷剂回路                       16放热器
17蒸发器                           18储液器
20内部热交换器                     50压缩机
53压缩室                           60膨胀机
72第一流体室                       73第一高压室
82第二流体室                       83第二高压室
84第二低压室                       95第一室
96第二室
具体实施方式
以下参照附图对本发明的实施例进行详细说明。
<实施例1>
下面对本发明的实施例1进行说明。本实施例的空调机10由本发明的制冷装置构成。
如图1所示，上述空调机10包括制冷剂回路15。在该制冷剂回路15中作为制冷剂充填有二氧化碳CO2。另外，在制冷剂回路15中设置有放热器16、蒸发器17及压缩/膨胀单元30。放热器16的入口侧与压缩/膨胀单元30的排出管36连接，其出口侧与压缩/膨胀单元30的流入口34连接。蒸发器17的入口侧与压缩/膨胀单元30的流出口35连接，其出口侧与压缩/膨胀单元30的吸入口32连接。放热器16和蒸发器17分别使制冷剂回路15内的制冷剂与空气进行热交换。
如图2所示，压缩/膨胀单元30包括纵长且呈圆筒形的密闭容器、即外箱31。在该外箱31的内部以从下到上的顺序配置有压缩机50、电动机45、膨胀机60。
在上述外箱31上安装有排出管36。该排出管36配置在电动机45与膨胀机60之间，与外箱31的内部空间连通。
上述电动机45配置在外箱31的长度方向的中央部。该电动机45由定子46和转子47构成。定子46固定在上述外箱31上。转子47配置在定子46的内侧。另外，在转子47中，与该转子47同轴地贯穿有轴40的主轴部44。
上述轴40构成旋转轴。在该轴40的下端侧形成有两个下侧偏心部58、59，在其上端侧形成有两个大径偏心部41、42。
两个下侧偏心部58、59的直径比主轴部44大，下侧的构成第一下侧偏心部58，上侧的构成第二下侧偏心部59。第一下侧偏心部58与第二下侧偏心部59的相对于主轴部44的轴心的偏心方向相反。
两个大径偏心部41、42的直径比主轴部44大，下侧的构成第一大径偏心部41，上侧的构成第二大径偏心部42。第一大径偏心部41与第二大径偏心部42均向相同方向偏心。第二大径偏心部42的外径比第一大径偏心部41的外径大。另外，关于相对于主轴部44的轴心的偏心量，是第二大径偏心部42比第一大径偏心部41大。
压缩机50构成摆动活塞型的旋转压缩机。该压缩机50具有两个缸体51、52和两个活塞57。压缩机50以从下到上的顺序层叠有后缸盖55、第一缸体51、中间板56、第二缸体52、前缸盖54。
在第一及第二缸体51、52的内部各配置有一个圆筒状的活塞57。虽未图示，但在活塞57的侧面突设有平板状的叶片，该叶片通过摆动衬套支撑于缸体51、52上。第一缸体51内的活塞57与轴40的第一下侧偏心部58卡合。另一方面，第二缸体52内的活塞57与轴40的第二下侧偏心部59卡合。各活塞57、57的内周面与下侧偏心部58、59的外周面滑动接触，其外周面与缸体51、52的内周面滑动接触。并且，在活塞57、57的外周面与缸体51、52的内周面之间形成有压缩室53。
在第一及第二缸体51、52上分别形成有一个吸入口33。各吸入口33沿半径方向贯穿缸体51、52，其终端开设在缸体51、52的内周面。另外，各吸入口33通过配管向外箱31的外部延长。
在前缸盖54及后缸盖55上分别形成有一个排出口。前缸盖54的排出口使第二缸体52内的压缩室53与外箱31的内部空间连通。后缸盖55的排出口使第一缸体51内的压缩室53与外箱31的内部空间连通。另外，各排出口在其终端设置有由簧片阀构成的排出阀，通过该排出阀进行开闭。在图2中，省略排出口及排出阀的图示。并且，从压缩机50向外箱31的内部空间排出的气体制冷剂通过排出管36后从压缩/膨胀单元30送出。
上述膨胀机60由所谓的摆动活塞型的流体机械构成。在该膨胀机60上设置有两组成对的缸体71、81及活塞75、85。另外，在膨胀机60上设置有前缸盖61、中间板63、后缸盖62。
上述膨胀机60以从下到上的顺序层叠有前缸盖61、第一缸体71、中间板63、第二缸体81、后缸盖62。在该状态下，第一缸体71的下侧端面被前缸盖61闭塞，其上侧端面被中间板63闭塞。另一方面，第二缸体81的下侧端面被中间板63闭塞，其上侧端面被后缸盖62闭塞。另外，第二缸体81的内径比第一缸体71的内径大。上述轴40贯穿处于层叠状态的前缸盖61、第一缸体71、中间板63、第二缸体81及后缸盖62。
如图3、图4所示，在第一缸体71内设置有第一活塞75，在第二缸体81内设置有第二活塞85。第一及第二活塞75、85均形成为圆环状或圆筒状。第一活塞75的外径与第二活塞85的外径相等。并且，在第一活塞75中贯穿有第一大径偏心部41，在第二活塞85中贯穿有第二大径偏心部42。在第一缸体71内，在其内周面与第一活塞75的外周面之间形成有第一流体室72。在第二缸体81内，在其内周面与第二活塞85的外周面之间形成有第二流体室82。
在上述第一及第二活塞75、85上分别一体地设置有一个叶片76、86。叶片76、86形成为向活塞75、85的半径方向延伸的板状，并从活塞75、85的外周面向外侧突出。
在上述各缸体71、81上各设有一组成对的衬套77、87。各衬套77、87是内侧面为平面、外侧面为圆弧面的小片。一对衬套77、87以夹着叶片76、86的状态设置。各衬套77、87的内侧面与叶片76、86相对滑动，其外侧面与缸体71、81相对滑动。并且，与活塞75、85形成一体的叶片76、86通过衬套77、87而支撑在缸体71、81上，且相对缸体71、81转动自如且进退自如。另外，上述第一缸体71和第二缸体81以各自周向上的衬套77、87的位置一致的姿势配置。
第一缸体71内的第一流体室72被与第一活塞75形成一体的第一叶片76分隔，图4中第一叶片76的左侧成为高压侧的第一高压室73，其右侧成为低压侧的第一低压室74。第二缸体81内的第二流体室82被与第二活塞85形成一体的第二叶片86分隔，图4中的第二叶片86的左侧成为高压侧的第二高压室83，其右侧成为低压侧的第二低压室84。
在上述第一缸体71上形成有流入口34。流入口34开设在第一缸体71的内周面中的、图3、图4中的衬套77的稍左侧部位。流入口34可与第一高压室73连通。另一方面，在上述第二缸体81上形成有流出口35。流出口35开设在第二缸体81的内周面中的、图3、图4中的衬套87的稍右侧部位。流出口35可与第二低压室84连通。
在上述中间板63上形成有连通路64。该连通路64向厚度方向贯穿中间板63。在中间板63的第一缸体71侧的面上，在第一叶片76的右侧部位上开设有连通路64的一端。在中间板63的第二缸体81侧的面上，在第二叶片86的左侧部位上开设有连通路64的另一端。并且，如图3所示，连通路64相对于中间板63的厚度方向而倾斜延伸，使第一低压室74与第二高压室83互相连通。
在如此构成的上述膨胀机60中，第一缸体71、设置在第一缸体71上的衬套77、第一活塞75、及第一叶片76构成第一旋转机构部70。另外，第二缸体81、设置在第二缸体81上的衬套87、第二活塞85、及第二叶片86构成第二旋转机构部80。另外，在该膨胀机60中，与第一旋转机构部70的挤出容积(即第一流体室72的最大容积)相比，第二旋转机构部80的挤出容积(即第二流体室82的最大容积)大。
如上所述，在上述膨胀机60中，第一叶片76最向第一缸体71的外侧后退的时间与第二叶片86最向第二缸体81的外侧后退的时间同步。即，第一旋转机构部70中第一低压室74的容积减少的过程与第二旋转机构部80中第二高压室83的容积增加的过程同步(参照图4)。另外，如上所述，第一旋转机构部70的第一低压室74与第二旋转机构部80的第二高压室83通过连通路64互相连通。并且，由第一低压室74、连通路64和第二高压室83形成一个密闭空间，该密闭空间构成膨胀室66。
-运转动作-
在上述空调机10中，通过使制冷剂在制冷剂回路15中循环来进行制冷循环。在进行制冷运转时，制冷剂对向放热器16输送的室外空气放热，制冷剂从向蒸发器17输送的室内空气吸热。由此，室内空气被冷却。另一方面，进行取暖运转时，制冷剂对向放热器16输送的室内空气放热，制冷剂从向蒸发器17输送的室外空气吸热。由此，室内空气被加热。
<制冷剂回路中的制冷循环>
参照图5的莫理尔线图(压-焓图)对上述制冷剂回路15中的制冷循环进行说明。
压缩机50吸入该图中点A所示的状态的制冷剂。在压缩机50中，点A状态的制冷剂被压缩而成为点B状态。在点B状态下，制冷剂的压力比其临界压力PC高。成为点B状态后从压缩机50排出的制冷剂向放热器16输送。在放热器16中，点B状态的制冷剂向空气放热，成为压力固定而焓降低为点C的状态。在从点B状态到点C状态的期间，制冷剂的温度逐渐降低。
成为点C状态后从放热器16流出的制冷剂向膨胀机60导入。在膨胀机60中，点C状态的制冷剂进行绝热膨胀，从该制冷剂回收动力。在该膨胀机60中，制冷剂基本沿等焓线从点C的状态向点D的状态变化。成为点D的状态后从膨胀机60流出的制冷剂向蒸发器17输送。在蒸发器17中，点D状态的制冷剂从空气中吸热，成为压力固定而焓增加为点A的状态。在从点D状态到点A状态的期间，制冷剂的温度一定。成为点A状态而从蒸发器17流出的制冷剂被吸入压缩机50内而再次压缩。
<膨胀机的动作>
参照图4对膨胀机60的动作进行说明。
首先，对超临界状态的高压制冷剂向第一旋转机构部70的第一高压室73流入的过程进行说明。当轴40从旋转角度为0°的状态稍微旋转时，第一活塞75与第一缸体71的接触位置便通过流入口34的开口部，高压制冷剂开始从流入口34向第一高压室73流入。然后随着轴40的旋转角度逐渐增大为90°、180°、270°，高压制冷剂向第一高压室73流入。在轴40的旋转角度到达360°之前，高压制冷剂持续向该第一高压室73流入。
下面对制冷剂在膨胀机60中膨胀的过程进行说明。当轴40从旋转角度为0°的状态稍微旋转时，第一低压室74与第二高压室83便通过连通路64互相连通，制冷剂开始从第一低压室74向第二高压室83流入。然后，随着轴40的旋转角度为逐渐增大90°、180°、270°，第一低压室74的容积逐渐减少，同时第二高压室83的容积逐渐增大，结果是膨胀室66的容积逐渐增大。在轴40的旋转角度即将到达360°之前，该膨胀室66的容积持续增加。膨胀室66内的制冷剂在膨胀室66的容积增加的过程中一边压力下降一边膨胀。并且，因第一高压室73与第一低压室74的内压差以及第二高压室83与第二低压室84的内压差而产生转矩，通过该转矩来驱动轴40旋转。这样，第一低压室74内的制冷剂通过连通路64而一边膨胀一边流入向第二高压室83。
最后，对制冷剂从第二旋转机构部80的第二低压室84流出的过程进行说明。第二低压室84从轴40的旋转角度为0°的时刻开始与流出口35连通。即，制冷剂开始从第二低压室84向流出口35流出。然后，轴40的旋转角度逐渐增大为90°、180°、270°，在其旋转角度到达360°之前的整个期间，膨胀后的低压制冷剂从第二低压室84流出。
-膨胀机的规格-
如上所述，在上述膨胀机60中，与第一旋转机构部70的挤出容积相比，第二旋转机构部80的挤出容积更大。第一旋转机构部70的挤出容积是第一流体室72的最大容积、即刚与流入口34隔断后第一流体室72的容积。第二旋转机构部80的挤出容积是第二流体室82的最大容积、即即将与流出口35连通时的第二流体室82的容积。
下面对在上述膨胀机60中如何设定各旋转机构部70、80的挤出容积进行说明。
在上述空调机10中，制冷剂在放热器16及蒸发器17中与室内空气或室外空气进行热交换。因此，考虑到室内空气和室外空气的状态，设定作为设计基准的基准运转条件下的制冷循环的低压压力(基准低压PL)和放热器16出口处的制冷剂温度(基准制冷剂温度T2)。另外，如果设想空调机10所要求的空调能力，即确定了得到该空调能力所需的制冷剂回路15中的制冷剂循环量(制冷剂流量)，并相应地设定压缩机的吸入容积v1。另外，因为膨胀机60通过一根轴40与压缩机50连接，故膨胀机60和压缩机50的转速相同。即，压缩机50的转速与膨胀机60的转速之比r为“1”。
如上所述，在高压压力处在制冷剂的临界压力以上的制冷循环(所谓的超临界循环)中，若仅考虑室内空气和室外空气的状态就不能设定制冷循环的高压压力。另一方面，如图6所示，在超临界循环中，若将制冷循环的低压压力和放热器16出口处的制冷剂温度固定，则制冷循环的COP(性能系数)随着制冷循环的高压压力而变化，在该高压压力为特定的值时，制冷循环的COP最高。
另外，该图所示的图表的纵轴是用放热器16对对象物加热时的COP，是用ΔhBC/(ΔhBA-ΔhCD)表示的值。如图5所示，ΔhBC是在放热器16中制冷剂向对象物放热的热量，ΔhBA是用压缩机压缩制冷剂所需的动力，ΔhCD是用膨胀机从制冷剂回收的动力，这些值分别表示对应1kg制冷剂的值。
在本实施例的膨胀机60中，着眼于超临界循环的特性、即“若制冷循环的低压压力和放热器16出口处的制冷剂温度固定，则COP最高时的高压压力便唯一地确定”的特性，并利用该特性来设定各旋转机构部70、80的挤出容积。
下面对这一点详细说明。假设上述压缩机50吸入饱和气体制冷剂，则压缩机50的吸入制冷剂的密度成为基准低压下的饱和气体制冷剂的密度ρ1。上述压缩机50每旋转一圈所排出的制冷剂量为基准低压下的饱和气体制冷剂密度ρ1乘以压缩机的吸入容积v1后的值(ρ1·v1)。上述基准高压及基准制冷剂温度下的制冷剂密度、即向膨胀机60导入的制冷剂的密度为ρ2。向膨胀机60导入的制冷剂量的理想状态是与从压缩机50排出的制冷剂量相等。因此，第一旋转机构部70的挤出容积、即第一流体室72的最大容积v2设定为v2＝ρ1·v1·r/ρ2。
假设制冷剂在膨胀机60中进行绝热膨胀，则膨胀机60出口处的制冷剂密度ρ3确定。从膨胀机60流出的制冷剂量始终与向膨胀机60导入的制冷剂量相等。因此，第二旋转机构部80的挤出容积、即第二流体室82的最大容积v3设定为v3＝ρ2·v2/ρ3。
下面说明具体例子。对将作为设计基准的基准运转条件下的制冷剂蒸发温度设定为0℃、放热器16出口处的制冷剂温度设定为35℃的情况进行说明。此时，基准制冷剂温度设定为35℃。另一方面，基准低压设定为作为制冷剂的二氧化碳CO2的蒸发温度为0℃时的压力3.5MPa。基准低压3.5MPa下的饱和气体制冷剂的密度ρ1为97.32kg/m3。另外，在基准低压为3.5MPa、基准制冷剂温度为35℃的运转条件下，制冷循环的COP最高时的高压压力、即基准高压为9MPa(参照图6)。在基准高压为9MPa、基准制冷剂温度为35℃的状态下，制冷剂的密度ρ2为662.5kg/m3。另外，从基准高压为9MPa、基准制冷剂温度为35℃的状态进行绝热膨胀，直到基准低压为3.5Mpa，此时的制冷剂密度ρ3为220kg/m3。因此，第一旋转机构部70的挤出容积设定为v2＝(97.32/662.5)v1＝0.15v1，第二旋转机构部80的挤出容积设定为v3＝(662.5/220)v2＝0.44v1。
-实施例1的效果-
在本实施例中，着眼于超临界循环的特性、即“在制冷循环的低压压力(基准低压)和放热器16出口处的制冷剂温度(基准制冷剂温度)一定的条件下，COP最高时的制冷循环的高压压力(基准高压)唯一地确定”的特性，并将利用该特性而确定了规格的膨胀机60设置在作为制冷装置的空调机10上。因此，采用本实施例的话，可使用最适合于空调机10运转条件的规格的膨胀机60，可使用膨胀机60从制冷剂回收的动力增大，提高空调机10的COP。
<实施例2>
下面对本发明的实施例2进行说明。在此，对于本实施例的空调机10，对与上述实施例1不同的部分进行说明。
如图7所示，在上述空调机10的制冷剂回路15中设置有储液器18。储液器18形成为圆筒形的密闭容器，设置在蒸发器17的出口侧与压缩机50的吸入侧之间。在储液器18的内部，充填在制冷剂回路15中的制冷剂的一部分以液体制冷剂的状态储存。若储液器18内的液体制冷剂的量增减，则在制冷剂回路15内循环的制冷剂量随之变化。
在本实施例的制冷剂回路15中，从蒸发器17流出的制冷剂向储液器18导入，储液器18内的制冷剂向压缩机50吸入。因为储液器18内有液体制冷剂存在，故要向压缩机50吸入的储液器18内的制冷剂处于饱和状态。即，即使在制冷剂在蒸发器17出口处为过热状态的运转状态下，也可使压缩机50吸入的制冷剂保持饱和状态。
如上述实施例1所述，膨胀机60的各旋转机构部70、80的挤出容积是以压缩机50的吸入制冷剂为饱和气体制冷剂为前提设定的。因此，如通过设置储液器18而不管运转条件如何都将压缩机50的吸入制冷剂保持在饱和状态，就可使制冷剂回路15中的制冷循环的条件接近设计时设想的运转状态，从而可使制冷剂回路15中的制冷循环稳定化。
<实施例3>
下面对本发明的实施例3进行说明。在此，对于本实施例的空调机10，对与上述实施例2不同的部分进行说明。
如图8所示，在上述空调机10的制冷剂回路15中设置有内部热交换器20。在内部热交换器20中设置有第一流路21和第二流路22。第一流路21的入口侧与放热器16连接，其出口侧与膨胀机60的流入口34连接。第二流路22的入口侧与蒸发器17连接，其出口侧通过储液器18与压缩机50的吸入口32连接。
在内部热交换器20中，从放热器16流向膨胀机60的制冷剂通过与从蒸发器17流向储液器18的制冷剂进行热交换而被冷却。由于向膨胀机60流入的制冷剂在内部热交换器20中被冷却，因而其焓降低。从膨胀机60向蒸发器17输送的制冷剂的焓也随之降低。因此，可扩大蒸发器17出入口处的制冷剂焓差，可增大制冷剂在蒸发器17中从空气吸收的热量。因此，采用本实施例，通过设置内部热交换器20可提高空调机10的制冷能力。
-实施例3的变形例-
在本实施例的制冷剂回路15中，如图9所示，也可将内部热交换器20的第二流路22连接在储液器18与压缩机50之间。具体而言，本变形例中的内部热交换器20的第二流路22的入口侧通过储液器18与蒸发器17连接，其出口侧与压缩机的吸入口32连接。即使在本变形例的内部热交换器20中，从放热器16流向膨胀机60的制冷剂也是通过与从蒸发器17流向压缩机50的制冷剂进行热交换而被冷却，从而扩大蒸发器17出入口的制冷剂焓差。
<实施例4>
下面对本发明的实施例4进行说明。本实施例对上述实施例1中的膨胀机60的构成进行变更。
如图10所示，本实施例的膨胀机60由涡卷型的流体机械构成。该膨胀机60包括可动涡卷91和固定涡卷93。可动涡卷91具有可动侧重叠体92。可动侧重叠体92的上端形成描绘渐开线的涡卷壁状。可动涡卷91与轴40卡合，在被限制自转运动的状态下仅进行公转运动。固定涡卷93具有固定侧重叠体94。可动侧重叠体92构成固定侧重叠体94的包络面，该固定侧重叠体94形成与可动侧重叠体92对应的涡卷壁状，其侧面进行公转运动。另外，在固定涡卷93的中央部开设有流入口34，在其周缘部开设有流出口35。
在上述膨胀机60中，可动涡卷91的可动侧重叠体92与固定涡卷93的固定侧重叠体94互相啮合。并且，在可动侧重叠体92与固定侧重叠体94之间成对地形成有一起作为流体室的第一室95和第二室96。如该图(A)～(D)依次所示，若可动涡卷91移动，则第一室95及第二室96的容积变化。
图10(A)表示第一室95及第二室96刚与流入口34隔断后的状态。在该状态下，第一室95及第二室96各自的容积最小。在本实施例的膨胀机60中，该状态下的第一室95的容积与第二室96的容积之和为v2。另一方面，图10(D)表示第一室95及第二室96即将与流出口35连通时的状态。在该状态下，第一室95及第二室96的容积最大。在本实施例的膨胀机60中，该状态下的第一室95的容积与第二室96的容积之和为v3。
另外，上述实施例实质上是较佳的例示，本发明并不局限于其适用对象、或其用途的范围。
产业上的可利用性：
如上所述，本发明可用于具有膨胀机、且进行高压压力在制冷剂的临界压力以上的制冷循环的制冷装置。

Claims (3)

1、一种制冷装置，包括连接有压缩机(50)、放热器(16)、膨胀机(60)及蒸发器(17)的制冷剂回路(15)，在该制冷剂回路(15)中使制冷剂循环从而进行高压压力大于或等于制冷剂的临界压力的制冷循环，其特征在于，
所述压缩机(50)和膨胀机(60)均由流体室的容积发生变化的容积型流体机械构成，且以一方转速与另一方转速之比固定的状态互相连接，
将作为设计基准的基准运转条件下的制冷循环的低压压力和放热器(16)出口处的制冷剂温度分别设为基准低压和基准制冷剂温度，
将在所述基准运转状态下制冷循环的性能系数最高时的制冷循环的高压压力设为基准高压，
将所述基准低压下的饱和气体制冷剂的密度设为ρ1，
将所述基准高压及基准制冷剂温度下的制冷剂的密度设为ρ2，
将使所述基准高压及基准制冷剂温度下的制冷剂绝热膨胀至所述基准低压后的制冷剂的密度设为ρ3，
将在所述压缩机(50)中流体室刚与吸入侧隔断后该流体室的容积设为v1，
将所述压缩机(50)的转速相对所述膨胀机(60)的转速之比设为r，
此时在所述膨胀机(60)中流体室刚与流入侧隔断后该流体室的容积v2为v2＝ρ1·v1·r/ρ2，
在所述膨胀机(60)中流体室即将与流出侧连通时该流体室的容积v3为v3＝ρ2·v2/ρ3。
2、如权利要求1所述的制冷装置，其特征在于，在制冷剂回路(15)中，在蒸发器(17)的出口侧与压缩机(50)的吸入侧之间设置有储液器(18)。
3、如权利要求1所述的制冷装置，其特征在于，在制冷剂回路(15)中设置有内部热交换器(20)，该内部热交换器(20)使从放热器(16)流向膨胀机(60)的制冷剂与从蒸发器(17)流向压缩机(50)的制冷剂进行热交换。
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