JP2000337722A

JP2000337722A - 蒸気圧縮式冷凍サイクル

Info

Publication number: JP2000337722A
Application number: JP11146681A
Authority: JP
Inventors: Masataka Tsunoda; 正隆角田
Original assignee: Sanden Corp
Current assignee: Sanden Corp
Priority date: 1999-05-26
Filing date: 1999-05-26
Publication date: 2000-12-08

Abstract

(57)【要約】【課題】現在使用のフロンはオゾン層の破壊の原因と
なるので、例えば、二酸化炭素ＣＯ₂が冷媒として研究
されているが、フロンに比べて臨界温度が高いことであ
る。ところが、カーエアコンの場合、圧縮機の動力はエ
ンジンから得るために、圧縮機とエンジンが一体型の構
造となり、ガス冷却の大気温度は臨界温度以上になって
しまう。すなわち、ガス冷却器だけでは受液器に液溜め
を作ることができず、安定した冷凍効果（冷房効果）が
得られない。【解決手段】圧縮機、ガス冷却器、内部熱交換器、受
液器、蒸発器および第１膨張弁と第２膨張弁の２個の膨
張弁を有する蒸気圧縮式装置構造をもち、ガス冷却器で
は液相状態にできない超臨界状態冷媒に対して、ガス冷
却器で冷却されたガスを第１膨張弁で減圧して等温臨界
蒸気圧線の温度まで下げ、さらに内部熱交換によって冷
媒の温度を下げて液相状態を作るものであって、小さな
熱量の内部熱交換で液相化するので、従って、本発明は
割合簡単な構造で、しかも高圧側の圧力変動を抑えるこ
とを可能とする。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、自動車用、業務用
あるいは家庭用の空調システムに好適に用いられる、超
臨界状態における冷凍サイクル、およびそれを利用した
空調装置に関する。

【０００２】

【従来の技術】現在は広くフロンガス（炭素Ｃ、フッ素
Ｆ、塩素Ｃｌの化合物の総称で、頭文字をとってＣＦＣ
とよぶこともある）が用いられている。ところが、今
日、オゾン層の破壊防止や地球温暖化防止が、世界的に
求められるようになってきている。フロンも大気環境を
破壊する物質として、その使用の見直しが叫ばれてい
る。その一つとして、蒸気圧縮式冷凍装置の技術分野で
は冷媒の脱フロン対策の一つとして、たとえば二酸化炭
素（ＣＯ₂）を使用した蒸気圧縮式冷凍サイクル（以
下、“ＣＯ₂サイクル”と記述）が提案されている。冷
凍機として一般に広く用いられているのが蒸気圧縮式冷
凍装置である。この装置の構造を図１に、この装置を用
いた超臨界での冷凍サイクルを図２に示す。図１のアル
ファベットＡは圧縮機１０１の吸入側（蒸発器１０５の
出口側）、Ｂは圧縮機１０１の吐出側（ガス冷却器１０
２の入口側）、Ｃはガス冷却器１０２の出口側、Ｄは蒸
発器の入口側（膨張弁の出口側）を表し、図２はｐ−ｈ
線図（モリエル蒸気圧線、略してモリエル線図）を表
し、図２のＡ、Ｂ、Ｃ、Ｄは図１のそれぞれの点に対応
した冷媒の状態を表している。

【０００３】なお、ガス冷却器は凝縮器ともよぶ。ま
た、従来フロンガスを使用した冷凍サイクルでは飽和蒸
気圧以下の温度に冷却されるために、ガス状の冷媒は液
相化するので、凝縮器とよばれる。しかし、超臨界状態
では冷媒は液化しないために、この装置を凝縮器とよば
ずにガス冷却器（ガスクーラー）または放熱器とよぶ。
超臨界状態とは、物質が液相と気相との間の相移転がな
く、密度が液密度と略同等でありながら、物質の分子が
気相状態のように運動する状態をいう。物質は臨界温度
以上の気体の時には、圧力を加えても液化しない。また
受液器は２相化（液体と気体の混合状態化）した冷媒を
液体とガス（気体）に分けることから、気液分離器とも
よばれる。ここでは、受液器で統一して使用する。

【０００４】図２において、縦軸は圧力ｐ(kg/cm² ab
s）、横軸はエンタルピｈ（kcal/kg）を表し、その他の
記号は、Ｔ_k：臨界を通る等温線（Ｔ_kは絶対温度abs＜゜Ｋ＞）Ｔ_x：温度Ｔ_xの等温線（Ｔ_xは絶対温度abs＜゜Ｋ＞）Ｋ：臨界点Ｓ_l：飽和液線Ｓ_v：飽和蒸気線Ｓ：飽和線（Ｓ_lとＳ_vを合わせた曲線の総称、記号は
図示せず）ｈ₁：Ａ点のエンタルピｈ_AからＤ点のエンタルピｈ_Vを
引いた値ｐ₁：Ａ点およびＤ点の圧力ｈ₂：Ｂ点のエンタルピｈ_BからＣ点のエンタルピｈ_Cを
引いた値ｐ₂：Ｂ点およびＣ点の圧力を表している。すなわち、図２は以下のことを表してい
る。（１）臨界点を通る等温線Ｔ_kは飽和線Ｓ（Ｓ_lとＳ_vで
表される曲線）と臨界点Ｋで接する。（２）飽和線Ｓにおいて、臨界点Ｋの左は左下がりの曲
線（Ｓ_l）となり、右は右下がりの曲線（Ｓ_v）となる。（３）等温線Ｔ_kの左および飽和液線Ｓ_lの左は冷媒が液
状態になる領域（斜線部）である。（４）飽和線Ｓより下の部分は２相状態、すなわち液体
と気体が混合した状態である。（５）等温線Ｔ_kの右または飽和蒸気線Ｓ_vの右は冷媒が
気体状態（過熱蒸気）になる領域である。（６）等温線Ｔ_xは温度Ｔ_xのときの蒸気圧を示しいる。

【０００５】例えば、二酸化炭素においては、Ｔ_x＞Ｔ_k
すなわち等温線Ｔ_kの右側では、温度Ｔ_xが一定の状態で
は冷媒は液化も２相化も起こりえないことを表してい
る。臨界温度（３１.１℃）等温線Ｔ_kの右側であって飽
和蒸気線の臨界圧Ｐ_K（７５.２８kg／cm²）以上の蒸気
圧の右側の領域を特に超臨界状態といい、この領域を含
む冷凍サイクルを超臨界冷凍サイクルという（正しくは
臨界温度以上の蒸気圧領域を含む冷凍サイクル。一般に
ガス冷却器だけでは液化できない領域のサイクル）。（７）Ｂ→Ｃの冷媒の状態変化は、ガス冷却器１０２を
モータファン（図示せず）にて冷却する。等圧状態で熱
量ｈ₂を放熱し、従来のフロンガス冷媒が液化（凝縮）
していることを表している（凝縮過程）。しかし、ここ
では超臨界領域の冷媒のため密度の高いガス状態を示
す。（８）Ｄ→Ａの冷媒の状態変化は等圧状態で熱量ｈ₁を
吸熱し、液化した冷媒が蒸発器１０５にて蒸発している
ことを表している（蒸発過程）。（９）Ａ→Ｂの冷媒の状態変化は、断熱状態で圧縮機１
０１により冷媒を圧縮して圧力をｐ₁からｐ₂に高めてい
ることを表している（圧縮過程）。（１０）Ｃ→Ｄの冷媒の状態変化は、断熱状態で膨張弁
１０４を開放することによって冷媒を膨張させ、圧力を
ｐ₂からｐ₁に減圧していることを表している（膨張過
程）。

【０００６】凝縮過程（Ｂ→Ｃ）および蒸発過程（Ｄ→
Ａ）では熱交換が行われる。例えば、カーエアコンでの
冷房モードの場合、凝縮過程では、ガス冷却器１０２を
モータファンにより外気で冷却して冷媒の熱を外部に放
出し、蒸発過程では、蒸発器１０５でモーターファンに
より車内の空気から冷媒が熱を奪って車内空気を冷や
し、蒸気圧縮冷凍サイクル１００中の冷媒を温める。た
だし、ガス冷却器用および蒸発器用のモーターファンは
図示していない。

【０００７】圧縮過程（Ａ→Ｂ）および膨張過程（Ｃ→
Ｄ）は断熱変化であるから、冷凍システム外からの熱の
流入はない。しかし、圧縮過程では圧縮機の冷媒圧縮が
行われるために、圧縮機の行った仕事量が冷媒の熱量
（モリエル線図のエンタルピ）を増加させ、図２に示す
ように右上がりのグラフとなる。したがって、熱量ｈ₁
とｈ₂を比較すると、ｈ₂＞ｈ₁の関係が成り立つ。ここ
で、冷凍機の性能を示す尺度として、一般に成績係数Ｃ
ＯＰが用いられる。すなわち、成績係数ＣＯＰは、で表される。成績係数ＣＯＰを上げるには、圧縮仕事
（ｈ₂−ｈ₁）を減らすか、冷凍熱量ｈ₁を上げればよい
ことになる。

【０００８】熱量ｈ₁を高めるための一つの方法とし
て、内部熱交換方式がある（この例として特公平７−１
８６０２公報）。この方法は図３に示すように、凝縮過
程および蒸発過程を終えた冷媒を接触させることによっ
て、双方で熱交換を行い、ｈ₁の熱量を増加させるもの
である。図３において、各記号は以下の意味を持ってい
る。Ａ´ ：圧縮機１０１吸入前の冷媒状態Ｂ´ ：圧縮機１０１吐出後の冷媒状態Ｃ´ ：膨張弁１０４吸入前（入口側）の冷媒状態Ｄ´ ：膨張弁１０４吐出後（出口側）の冷媒状態 △ｈ：熱交換によって出入りする熱量 △ｈ´：内部熱交換のない場合に比べて、圧縮機１０１
により圧力ｐ₁まで圧縮されたときの冷媒の増加熱量矢印：冷媒の流れの向きを表している。

【０００９】図４は、図３の冷凍装置に対する冷凍サイ
クルを表している。図４における実線で示した冷凍サイ
クルＡＢＣＤは、内部熱交換器１０６のない場合であ
り、破線で示したサイクルＡ´Ｂ´Ｃ´Ｄ´（一部ＡＢ
ＣＤと重複）は、図４のように内部熱交換器を取り付け
た場合である。ＣがＣ´にずれているのは、内部熱交換
器１０６によって凝縮（冷却）ずみの冷媒が熱量を失っ
たためであり、その熱量△ｈは △ｈ＝ｈ_C−ｈ_C´ である。一方、ＡからＡ´の変化は、凝縮ずみ冷媒が放
熱した熱量を蒸発ずみ冷媒が吸収したものであるから、
ｈ_A´−ｈ_Aは△ｈに等しい。ところが、圧縮機１０１で
気圧をｐ₁からｐ₂に上げたとき、ＡではＴ₁に温度上昇
しても、Ａ´ではＴ₁にならず、それより高い温度Ｔ₂に
なる。しかも通常、 △ｈ´＝ｈ_B´−ｈ_B＞△ｈである。内部熱交換によって得た熱量△ｈは冷却に寄与
しないから、必ずしも成績係数がアップするとは限らな
い。しかし、冷凍効果は増加している。（線分ＡＤ＝ｈ
₁＋線分ＤＤ´＝△ｈ）分の蒸発潜熱を外部流体から奪
って外部流体を冷却する。

【００１０】内部熱交換器を有する臨界領域での冷凍サ
イクルにおいての一つの問題点は、図４においてＡ点
（圧力ｐ₁）からＢ点（圧力ｐ₂）に気圧を上げるとき
と、Ａ´点からＢ´点に気圧を上げるときとでは、同じ
ｐ₁からｐ₂への気圧の変化ではあるが、温度が後者の場
合の方が高くなる。図の例ではＴ₂−Ｔ₁（Ｔ₂＞Ｔ₁）だ
け高くなっている。すなわち、圧縮機に吸入される冷媒
は高温状態となり、潤滑油の劣化や圧縮機各部品の破損
の原因となる。

【００１１】一方、高熱化を防ぐために過熱度を低く
し、図５に示すＡ点の状態で運転すると、圧縮機に液相
冷媒が流れ込み、圧縮機の破損につながる。したがっ
て、一般にはわずかに飽和蒸気線Ｓ_vより右の状態（図
５のＡ´）の状態で運転する。どの程度の状態にするか
は、成績係数との兼ね合いになる。

【００１２】この問題を解決する方法として、従来技術
である『蒸気圧縮式冷凍サイクル』（特開平10-11547
0）では、センサーと膨張弁を２個設けた、超臨界状態
でのＣＯ₂冷凍サイクルが提唱されている。図６は、上
記冷凍サイクルの構造を示している。第１膨張弁１０４
１によって減圧をし、２相状態を作り出す。このとき、
温度センサー１０８１および圧力センサー１０４で放熱
器１０２（ガス冷却器）からの吐出ガスの温度と圧力を
測定し、制御装置１１０で第１膨張弁１０４１の開度を
決定し、最適制御線を算出している。これによって、冷
凍効率（成績係数）が最適値になるように工夫されてい
る。一方、第２膨張弁１０４２は、圧縮機１０１のＣＯ
₂の過熱度が所定値になるように調整する働きを持って
いる。圧縮機の吸入側のＣＯ₂を温度筒１０８２で取り
込み、温度変化を感知して第２膨張弁１０４２に伝え、
第２膨張弁の開度を調整している。これによって、液相
状態のＣＯ₂が圧縮機に流入しないように制御してい
る。

【００１３】上記冷凍サイクルでは、圧縮機を２個持っ
た図７で示すような装置も、実施例として挙げられてい
る。図６で示すように、センサーや制御装置を備えたシ
ステムは冷凍機の構造が大型化し、コストも高くなるな
るために、このシステムでは、第１膨張弁を制御する装
置を取り付けずに、開閉は機械式になっている。第１膨
張弁１０４１で減圧されたＣＯ₂の気相部分は受液器１
０３から直接第１圧縮機１０１１に導かれている。第２
膨張弁１０４２は図６と同じ働きをするが、第２膨張弁
で気化され、蒸発器１０５で温められたＣＯ₂は第２圧
縮機１０１２で第１段階の圧縮が行われ、さらに第１圧
縮機で受液器から直接導かれたガスとともに第２段階の
圧縮が行われる。この例でも、受液器１０３に溜まる中
間圧のガスを第１圧縮機の加入側に導く導入配管や、圧
縮機が２個も設け、大型化し、コスト高でもある。

【００１４】これまでフロンが広く用いられてきたこと
には、それなりの理由がある。その一つが、臨界温度が
高いことである。たとえば、フロンR12の臨界温度は約
１１２℃であり、フロンR134aでは約８０℃である。こ
れに対して、ＣＯ₂の臨界温度は３１.１℃と低い。この
ことは、ＣＯ₂サイクルでは液相が作りにくいことを意
味している。とくに家庭用空調装置やカーエアコンのよ
うな場合に、夏場、外気温が３０℃以上になる日本にお
いては、ガス冷却器を外気温で冷やすとき、等温線Ｔ_k
（図２参照）以下の温度にＣＯ₂を冷却できずに、凝縮
を伴う冷凍サイクルが成立しない。かりに外気温度が３
１℃としても、カーエアコンの場合には圧縮機がエンジ
ンとベルトでつながれて固定されている装置において
は、冷却空気温度がゆうに臨界温度（３１.１℃）を超
えてしまい、冷房効果が低くなるとともに、それに伴う
成績係数の低下を招いてしまう。

【００１５】内部熱交換器を有しない単圧縮単膨張冷凍
サイクルで冷凍効果を維持するには、より一層、高圧に
ガス圧縮し、ガス冷却器で多くの放熱を必要とする。図
８を用いて具体的に説明しよう。図において、まず外気
温が臨界温度Ｔ_kよりも低く、ＡＢＣＤの冷凍サイクル
は臨界温度近辺の温度Ｔ₁（≦Ｔ_k）まで温度を下げられ
るものとする。このときの成績係数ＣＯＰは、ＣＯＰ＝ｈ₁／ｈ_w となる。ここでｈ₁はＤ→Ａ間の蒸発器の吸熱による冷
凍効果、ｈ_wは圧縮機の圧縮仕事である。いま外気温が
上昇して温度がＴ₂（＞Ｔ₁）までしか下げられなかった
とすれば、そのままの運転では冷凍サイクルはＡＢＣ´
Ｄ´となる。すなわち、成績係数はＣＯＰ＝（ｈ₁−△ｈ₁）／ｈ_w となり、冷凍能力、冷凍性能ともに低下する。ここで、
△ｈ₁は蒸発器の吸熱の減少量である。そのＡＢＣＤと
同じ冷房効果を維持させるためには、蒸発器での吸熱を
ｈ₁に保たせなければならない。すなわち、圧縮機から
吐出するガスのガス圧力を上げ、ＡＢ´Ｃ″Ｄの冷凍サ
イクルにする必要がある。この場合の成績係数は、ＣＯＰ＝ｈ₁／（ｈ_w＋△ｈ_w）となり、やはり冷凍性能は低下する。ここで、△ｈ_wは
圧縮機の圧縮仕事の増加を表す。

【００１６】このように、ＣＯ₂冷媒では外気温が臨界
温度（３１.１℃）以上になると、単段冷凍サイクル
（たとえば、図１の構造の蒸気圧縮冷凍機）においては
ガス冷却器で冷媒を臨界温度以下に下げることができな
いために、いっきに冷凍性能を悪化させる。なぜなら、
ガス冷却器で冷媒をＴ_kの温度に下げることができず、
液化できないからである。

【００１７】

【発明が解決しようとする課題】従来の技術でいくつか
の冷凍サイクルの形態を見てきた。しかし、それぞれに
おいて一長一短がある。冷凍（あるいは冷房）しようと
する対象によっても、また使用する冷媒によっても、ど
の冷凍サイクルがよいかの判断基準が異なってくる。た
とえば−２０℃、−３０℃といった業務用冷凍機のよう
な場合と、家庭用冷蔵庫、空調機、あるいはカーエアコ
ンのような場合とでは、冷凍機の装置の構造やそのサイ
クルは違ってくる。

【００１８】冷媒の問題も今後の課題として残されてい
る。現在、広く利用されているフロンは、地球温暖化な
どの地球環境破壊化学物資の一つとして挙げられてい
る。この代替物質としてＣＯ₂が注目されている。しか
し、従来技術でも述べたように、ＣＯ₂は臨界温度が低
いために、カーエアコンなどの冷媒として使用するとき
には、内部熱交換器を有しない単圧縮単膨張冷凍サイク
ルでは冷凍効率が悪く、また冷凍サイクルが作りにくい
という弱点を持っている。

【００１９】さらに問題になる点は、モリエル線図でも
示されるように等温線の特徴から、急激な圧力上昇が必
要となる。この圧力を確保するために、圧縮機では圧力
をｐ ₂からｐ₃まで上昇させる必要がある。このとき、冷
媒の温度もＴ_mからＴ_n（＞Ｔ_m）に急上昇する。すなわ
ち、ＣＯ₂のように臨界温度が低い冷媒の場合には、液
溜めができず、また封入冷媒量、圧縮機の回転数の変化
によって高圧側圧力の変動が著しくなる。

【００２０】従来例でも述べたように、冷凍効果や成績
係数の向上のために内部熱交換を行う方法もある（図
３、図４参照）。しかし、この図３の内部熱交換を有す
る冷凍機では、図８で示すように冷凍サイクルＡ´Ｂ″
ＣＤとなる。Ｃ´→Ｃ、Ａ→Ａ´の変化は内部熱交換に
よって生じる状態変換を示している。すなわち、高圧側
で放熱した熱量△ｈ₁は、低圧側で吸熱される。このた
め、圧縮過程で圧縮された冷媒の温度はＴ_o変化する。
図においてＴ_o＞Ｔ_mであるから、内部熱交換のない場合
に比べて改善が認められる。しかし同じ冷凍能力を維持
しようとすると、外気温が上がるに従って内部熱交換器
で熱交換する熱量を単純増加させなければならない。そ
の場合、Ａ→Ａ´での吸熱過熱度が過大になり、さらに
温度が上昇する。したがって、ＡＢＣＤと同じ冷凍効果
が得られるからといって、超臨界状態では図３の構造を
そのまま利用することができない。

【００２１】一方、従来技術で挙げた『蒸気圧縮式冷凍
サイクル』は基本的に冷凍効率を最適化する冷凍サイク
ルであって、本発明が扱おうとしている問題とは別物で
ある。同特開平１０−１１５４７０公報では、２段圧
縮２段膨張冷凍サイクルも実施例として載せてある。し
かし、この方法は、構成が大型化し、コスト高でもある
ため、根本的に本発明が扱おうとしている問題を解決す
るものではない。

【００２２】また、中間冷却器（内部熱交換器とは別
物）を有する２段圧縮２段膨張冷凍サイクルなども現実
に存在するが、中間冷却器と受液器で低圧側の冷媒温度
を下げる方法は、カーエアコンのような場合に中間冷却
器を高い温度の外気で過冷却する範囲では十分な効果は
期待できない。それに単に圧縮途中の冷媒温度を下げる
目的の中間冷却器と、２台の圧縮機を備えることは、蒸
気圧縮冷凍装置そのものの構造を大きくし、しかもコス
ト高となるために、一般ユーザー用のエアコンでは有効
な対策とはならない。とくに圧縮機の動力をエンジンか
ら得るようなカーエアコンの場合には、『蒸気圧縮式冷
凍サイクル』と同様に、２台の圧縮機を有することは、
エンジンルーム内の占有空間を少しでも小さくし、かつ
重量を少しでも少なくするためには、現実的でない。

【００２３】以上の点に鑑み、本発明が解決しようとす
る課題は、超臨界状態における冷凍サイクルにおいて、
従来の冷凍サイクルと同様に冷凍能力を実現し、なおか
つ複雑な構造を持たない簡単な装置で効率的な冷凍サイ
クルを実現することである。

【００２４】

【課題を解決するための手段】本発明は、上記課題を解
決するため、内部熱交換器と２個の膨張弁を設ける。そ
の構造は以下の通りである。超臨界冷凍サイクルを利用
した蒸気圧縮式空気調和装置において、その構成要素は
圧縮機、ガス冷却器、内部熱交換器、受液器、蒸発器お
よび第１膨張弁と第２膨張弁の２個の膨張弁からなる。
内部熱交換器においては外部との熱交換はなく（すなわ
ち断熱処理）、状態の違う冷媒同士の熱交換を行う（こ
こでいう状態とは液相、気相を意味するだけでなく、圧
力、温度、エンタルピなども含む冷媒状態をさす）。冷
凍装置は断熱的であるが、ガス冷却器、蒸発器では外部
との熱交換が行われる。したがって、広い意味での表現
を使うなら、ガス冷却器、蒸発器は“外部システムとの
熱交換器”である。カーエアコンの場合には、ファンで
外気をガス冷却器に当てて熱を奪い、奪った熱は外部に
捨てる。一方、蒸発器には車内の空気をファンで当て、
冷媒の潜熱を奪って車内空気を冷やして、車内を冷房す
る。冷房と逆の操作を行えば、暖房が行えることにな
る。すなわち、ガス冷却器は放熱器であり、蒸発器は吸
熱器の働きを持っている。なお、ガス冷却器と蒸発器の
作用を逆にすれば、ヒートポンプ（暖房機）として利用
できる。

【００２５】以上の装置で、以下のような冷凍サイクル
を行う。（１）蒸発器および内部熱交換器を通過した乾いた状態
Ａの気相冷媒を圧縮機で吸入し圧縮して、高圧高温の超
臨界状態Ｂのガスを吐出し、（２）状態Ｂのガスをガス
冷却器で冷却して状態Ｃ´のガスを作り出し、（３）状
態Ｃ´のガスを第１膨張弁で減圧して臨界蒸気圧温度ま
で下げて、冷媒を状態Ｃ２にし、（４）状態Ｃ２の冷媒
を内部熱交換器内で、蒸発器を通過した状態Ｄの冷媒と
で熱交換させることによって状態Ｃ３の冷媒を作り出し
て、受液器で液相と気相を分離し、（５）状態Ｃ３の液
相冷媒を第２膨張弁で減圧して２相状態Ｄを作り、
（６）状態Ｄの冷媒を蒸発器で蒸発するとともに、外気
温度を冷却するとともに、状態Ａ´の気相冷媒にし、
（７）状態Ａ´の冷媒を、内部熱交換器内で状態Ｃ２の
冷媒とで熱交換させることによって状態Ａの気相冷媒を
作り出すことによって、Ａ→Ｂ→Ｃ´→Ｃ２→Ｃ３→Ｄ→Ａ´→Ａの冷凍サイクルを可能にする。

【００２６】すなわち本発明の冷凍サイクルは、ガス冷
却器では液相状態にできない超臨界状態冷媒に対して、
ガス冷却器で冷却されたガスを第１膨張弁で減圧して等
温臨界蒸気圧線の温度まで下げ、さらに内部熱交換によ
って冷媒の温度を下げて液相状態を作ることができる。
しかも、内部熱交換によって圧縮機の冷媒吸入側で高い
温度（高温高圧のエンタルピの高い状態）にならないよ
うに抑えることができる。この点の詳細は、実施の形態
で、実施例とともに詳細に説明する。

【００２７】また、本発明の冷凍装置では、ガス冷却器
では液相状態にできない超臨界状態冷媒に対して、ガス
冷却器で冷却されたガスを第１膨張弁で減圧して温度を
下げ、さらに内部熱交換によって冷媒の温度を下げて液
相状態を作ることができ、簡便にして保守が容易な装置
が得られる。

【００２８】

【発明の実施の形態】以下、本発明の実施の形態を図面
と具体的数値を用いて説明する。本発明の実施例の一つ
として図９の回路構成図を挙げる。図１０は図９に対応
した冷凍サイクルである。なお、本発明の冷凍サイクル
は破線（一部、実線と重複）で示すＡ→Ｂ→Ｃ´→Ｃ２→Ｃ３→Ｄ→Ａ´→Ａである。

【００２９】図１０において、図１および図２に相当す
る、ベースとなるＣＯ₂冷凍サイクルでは、蒸発温度を
例えば０℃とし、等エントロピ圧縮、等エンタルピ膨張
としている。凝縮側については臨界点Ｋｒ（臨界圧力７
５.２８kg／cm²、臨界温度３１.１℃）を越えた領域で
ある超臨界領域になっており、冷却に伴いＢ₁点Ｔ_n、例
えば８０℃からＣ’点Ｔ₂、例えば４０℃に温度低下
し、凝縮器出口Ｃ´点に冷媒は流れ、Ｃ´点から冷媒は
膨張弁により圧力Ｐ₂を１０６kg／cm²からＤ´点の３
５.５kg／cm²に下げられ、蒸発器入口に導入される（こ
の間に余剰冷媒は受液器にストックできるようにしてあ
る。しかしこの場合、受液器での相分離はない。すなわ
ち、冷媒は液化しない）。蒸発温度０℃で冷媒は、蒸発
器から圧縮機へ流れる。これらを図１０では、実線で示
す内部熱交換器を有しない単圧縮単膨張冷凍サイクルＡ´→Ｂ´→Ｃ´→Ｄ´→Ａ´ として示してある。

【００３０】このベースとなるＣＯ₂サイクルに内部熱
交換器１０６のみを加えたＣＯ₂サイクルでは、凝縮器
１０２を通過した冷媒は、内部熱交換器１０６により、
ベースのＣＯ₂サイクルＣ´点のＴ₂例えば４０℃から
Ｃ″点のＴ₁例えば３０℃にまで温度が下げられる。こ
れを熱量（エンタルピ）に換算すると、圧力Ｐ₂例えば
１０６kg／cm²のまま、Ｃ´からＣ″点までの減少熱量
△ｈ´は、例えば９.６kcal／kgである。この減じた熱
量△ｈ´分が、内部熱交換器１０６でそのまま蒸発器１
０５を出た冷媒の熱量増加分となり、圧縮機１０１中の
冷媒はＡ´からＡ″の△ｈ´増加した熱量のガスとなる
ために、圧縮後はＢ″点に達する。Ｂ″点（温度Ｔ_o例
えば１０８℃、圧力Ｐ₂例えば１０５kg／cm²）の状態で
圧縮機から吐出された冷媒は、再び凝縮器１０２へ導入
されることになる。これを図１０で示せば、一点破線
（一部、実線および破線と重複）で示す内部熱交換器の
みを有する冷凍サイクルＡ″→Ｂ″→Ｃ″→Ｄ″→Ａ´→Ａ″ となる。このように内部熱交換器のみを設けて蒸発器能
力を向上させようとすると、すなわち成績係数ＣＯＰ＝
Ｄ´Ａ´／Ｃ´Ｂ´−（Ｄ´Ａ´）を向上させようとす
ると、圧縮機の吸入温度がＴ_o例えば１０３℃と高温に
なってしまう。これにより、潤滑油の劣化や、シール部
や軸受部等の不具合が生じて圧縮機破損というような事
故原因となる恐れがある。

【００３１】そこで本発明では、図９に示すように冷凍
サイクル中に膨張弁を２個所と内部熱交換器とを併せ設
けたものとする。すなわち、ガス冷却器１０２の出口Ｃ
´と内部熱交換器１０６の入口Ｃ２との間に第１膨張弁
１０４１を、内部熱交換器１０６の出口Ｃ３を経て、受
液器１０３と蒸発器１０５の入口Ｄ点との間に第２膨張
弁１０４２を設ける。したがって、第２膨張弁１０４２
で減圧された冷媒は、蒸発器１０５の出口Ａ´および内
部熱交換器１０６の出口Ａを経たのち、圧縮機１０１で
圧縮されて吐出されることになる。

【００３２】本発明では、ガス冷却器１０２でファンモ
ーター１０７１で放熱された冷媒に対して、Ｃ´点で第
１膨張弁１０４１で圧力をＰ₂１０６kg／cm²から、Ｃ２
点のＰ₃例えば８０kg／cm²まで低下させたのち、内部熱
交換器１０６でＣ₃点のＴ₁例えば３０℃まで温度を低下
させる。次にＣ３点で第２膨張弁１０４２で圧力をＰ₃
例えば８０kg／cm²からＰ₁例えば３５.５kg／cm²まで低
下させ、蒸発器１０５の入口Ｄ点に冷媒を導く。このと
きの内部熱交換器１０６での熱量の交換量（エンタル
ピ）は△ｈ線分Ｃ₂Ｃ₃例えば５.２Kcal／kgである。こ
れによって、圧縮機に吸入される冷媒は、図１０に示す
ようにＡ点かＢ点に圧縮され、吐出される。すなわち、
Ｂ点の冷媒は温度Ｔ_n例えば９０℃、圧力Ｐ₂例えば１０
６kg／cm²である。これにより、圧縮機１０１の温度
は、Ｔ_n例えば９０℃と低く抑えることが可能となる。
この間に、受液器１０３に余剰冷媒をためておくことが
できる。上記の冷凍サイクルにおいては、受液器での気
液分離はない状態であると考えられる。すなわち、すべ
てが液化された状態であると考えられる。

【００３３】蒸発器１０５を通過した冷媒は、内部熱交
換器１０６を通過するために、Ｃ２→Ｃ３の状態変化で
放熱された熱量△ｈを吸熱してＡ´→Ａに状態変化し、
圧縮機１０１に吸入されることになる。さきに述べたよ
うに △ｈ＜△ｈ´ であるから、単に内部熱交換器のみを有する冷凍サイク
ルＡ´Ｂ´Ｃ´Ｄ´に比べて、圧縮機で圧力ｐ₂に圧縮
した場合の温度は、本発明の冷凍サイクルＡＢＣ´Ｃ２
Ｃ３ＤＡ´の方が低い（図１０のＴ_n、Ｔ_o参照）。すな
わち、圧縮機の高圧側の温度を抑えられるために、冷媒
の温度上昇に伴う潤滑油の劣化や圧縮機破損といった故
障を防げる。

【００３４】なお、内部熱交換器の概念的構造は図１１
のようになっている。一般に高圧側の冷媒ｔ_Hを中の管
に流し、低圧側の冷媒ｔ_Lをそれを取り巻くように外の
管に流す（図９の矢印は冷媒の流れを表し、ｔ_Lは低圧
側の冷媒の流れ＜蒸発器１０５を通過した冷媒の流れ
＞、ｔ_Hは高圧側の冷媒＜第１膨張弁１０４１を通過し
た冷媒の流れ＞をそれぞれ表している）。このような構
造をとるのも、高圧ガスで管が破損しにくくしているた
めである。

【００３５】以上、本発明はフロンに代わる超臨界冷凍
サイクルを余儀なくされる冷媒に対して、将来的に有効
な手法になる。

【００３６】

【発明の効果】現在使用されているフロンは、オゾン層
の破壊や地球温暖化の原因となるということで、世界的
に使用基準が見直されようとしている。そこで現在、フ
ロンに代わる冷媒の一つとして、例えば、二酸化炭素Ｃ
Ｏ₂が冷媒として研究されるようになってきているが、
ＣＯ₂サイクルは、フロンに比べて臨界温度が低いこと
である。ＣＯ₂の臨界温度は３１.１℃。夏場の日本の気
温はゆうに３０℃を超える。カーエアコン（家庭用エア
コンも同様）の冷媒としてＣＯ₂を使用するとなると、
３０℃以上の外気でガス冷却器を冷やさなけらばならな
い。ところが、カーエアコンの場合、圧縮機の動力はエ
ンジンから得るために、圧縮機とエンジンが一体型の構
造となり、ガス冷却の大気温度は臨界温度以上になって
しまう。すなわち、ガス冷却器だけでは受液器に液溜め
を作ることができず、安定した冷凍効果（冷房効果）が
得られない。

【００３７】この解決方法として、内部熱交換器によっ
て膨張弁前の冷媒温度（ガス冷却器より吐出ガス温度）
を下げて液相化することも考えられるが、この場合、低
圧側（圧縮機吸入側）の過熱度温度が上昇し、圧縮機の
吐出温度が高くなってしまうというジレンマが生じてい
た。

【００３８】本発明ではガス冷却器出口側と内部熱交換
器の吸入側との間に膨張弁を新たに設けて、いったんガ
ス圧を臨界圧近傍まで下げ、そのあとで内部熱交換する
ことによって、小さな熱量の内部熱交換で凝縮温度まで
冷却可能として、液相化しており、吐出温度の上昇を防
ぎ、従って、本発明は割合簡単な構造で、しかも受液器
を設けることにより高圧側の熱量変動、圧力変動を抑え
ることを可能にしているので、下記の通りの効果を奏す
る。

【００３９】圧縮機吸入側の冷媒温度を低く抑えられ、
高圧変動を小さくすることが可能となり、これによっ
て、圧縮ガスの過熱化を防ぎ、潤滑油の劣化や圧縮機の
高熱化による破損を防止できる。

【００４０】内部熱交換器を有しない単圧縮単膨張冷凍
機に比べて、高い冷却効果を得られる。また、内部熱交
換器のみを有する単圧縮単膨張冷凍機に比べて、圧縮機
吸入側の冷媒の温度を低くすることができ、高圧変動を
小さくするとともに、冷媒の過熱化を防止できること。

【００４１】多段圧縮冷凍サイクルの装置に比べて構造
が単純なために冷凍機の小型化、製造時の低コスト化が
可能である。

【図面の簡単な説明】

【図１】従来技術における内部熱交換器を有しない単圧
縮単膨張冷凍サイクルの回路構成図（模式図）である。

【図２】従来技術における図１に対する冷凍サイクルを
説明するためのモリエル線図である。

【図３】従来技術における内部熱交換器を有する単圧縮
単膨張冷凍サイクルの回路構成図（模式図）である。

【図４】従来技術における図３に対する冷凍サイクルを
説明するためのモリエル線図である。

【図５】従来技術において、圧縮機に液が流れ込まない
冷凍サイクルを説明するための図である。

【図６】従来技術における各種センサーと単圧縮２段膨
張冷凍サイクルの回路構成図（模式図、『蒸気圧縮式冷
凍サイクル』（特開平10-115470）より抜粋）である。

【図７】従来技術における２段圧縮２段膨張冷凍サイク
ルの回路構成図（模式図、『蒸気圧縮式冷凍サイクル』
（特開平10-115470）より抜粋）である。

【図８】従来技術において、内部熱交換の有無により単
圧縮単膨張冷凍サイクルによる外気温上昇に伴う冷凍効
果、冷凍性能の変動を説明するための図である。

【図９】発明の実施の形態における内部熱交換器を有す
る２段膨張式冷凍機の回路構成図（模式図）の一例であ
る。

【図１０】発明の実施の形態における図９の冷凍機の超
臨界状態での冷凍サイクルを説明するための図である。

【図１１】発明の実施の形態において、内部熱交換器の
構造を概念的に説明するための図である。

【符号の説明】

１００蒸気圧縮冷凍サイクル（単に“冷凍サイク
ル”とも記述）１０１圧縮機（コンプレッサー）１０１１第１圧縮機１０１２第２圧縮機１０２ガス冷却器（放熱器、凝縮器、ガスクーラ
ー）１０３受液器（気液分離器、レシーバー）１０４膨張弁（減圧弁、エクスパンションバルブ）１０４１第１膨張弁１０４２第２膨張弁１０５蒸発器（エバポレーター、吸熱器）１０６内部熱交換器１０７１ファン（ガス冷却器用）１０７２ファン（蒸発器用）１０８１温度センサー１０８２温度筒１０９圧力センサー１１０制御装置

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】超臨界サイクルを利用した蒸気圧縮式空
気調和装置において、（１）圧縮機、ガス冷却器、内部
熱交換器、受液器、蒸発器および第１膨張弁と第２膨張
弁の２個の膨張弁を有する蒸気圧縮式装置構造をもち、
（２）蒸発器および内部熱交換器を通過した乾いた状態
Ａの加熱蒸気冷媒を圧縮機で吸入し圧縮して、高圧高温
の超臨界状態Ｂのガスを吐出し、（３）状態Ｂのガスを
ガス冷却器で冷却して状態Ｃ´のガスを作り出し、
（４）状態Ｃ´のガスを第１膨張弁で減圧して臨界蒸気
圧近傍まで下げて、冷媒を状態Ｃ２にし、（５）状態Ｃ
２の冷媒を、内部熱交換器内で蒸発器を通過した状態
Ａ’の冷媒とで熱交換させることによって状態Ｃ３の液
相冷媒を作り出して、（６）状態Ｃ３の液相冷媒を第２
膨張弁で減圧して２相状態Ｄを作り、（７）状態Ｄの冷
媒を蒸発器で蒸発するとともに、外気を冷却するととも
に、状態Ａ´の加熱蒸気冷媒にし、（８）状態Ａ´の冷
媒を、内部熱交換器内で状態Ｃ２の冷媒とで熱交換させ
ることによって状態Ａの加熱蒸気冷媒を作り出すことに
よって、Ａ→Ｂ→Ｃ´→Ｃ２→Ｃ３→Ｄ→Ａ´→Ａの冷凍サイクルを可能にする、２個の膨張弁と内部熱交
換器を有することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイク
ル。
【請求項２】超臨界サイクルを利用した蒸気圧縮式空
気調和装置において、圧縮機、ガス冷却器、内部熱交換
器、受液器、蒸発器および第１膨張弁と第２膨張弁の２
個の膨張弁を有する蒸気圧縮式装置構造を備えたことを
特徴とする蒸気圧縮式空気調和装置。