JP2007232263A

JP2007232263A - 冷凍装置

Info

Publication number: JP2007232263A
Application number: JP2006053431A
Authority: JP
Inventors: Masakazu Okamoto; 昌和岡本
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2006-02-28
Filing date: 2006-02-28
Publication date: 2007-09-13
Also published as: CN101384865A; CN101384865B; AU2007226005A1; ES2733021T3; EP1990587B1; TR201909681T4; EP1990587A1; AU2007226005B2; US20090044564A1; KR20080090528A; WO2007105440A1; EP1990587A4

Abstract

【課題】ＣＯ₂冷媒を用いて二段圧縮二段膨張冷凍サイクルを行う冷凍装置において、最適なＣＯＰで運転を行えるようにする。
【解決手段】冷媒回路（10）には、低段側圧縮機構（34）と高段側圧縮機構（35）とが駆動軸（33）で連結される圧縮機（30）と、気液分離器（15）とが設けられる。また、冷媒回路（10）では、ＣＯ₂冷媒を臨界圧力として二段圧縮二段膨張冷凍サイクルが行われる。圧縮機（30）では、低段側圧縮機構（34）の押しのけ容積Ｖ１に対する高段側圧縮機構（35）の押しのけ容積Ｖ２の容積比Ｖ２／Ｖ１が、０．８よりも大きく１．３よりも小さい範囲に設定される。
【選択図】図４

Description

本発明は、気液分離器を有する冷媒回路を備え、ＣＯ₂冷媒を高圧の臨界圧力として二段圧縮二段膨張冷凍サイクルを行う冷凍装置に関するものである。

従来より、冷媒回路を備えた冷凍装置は空調機等に広く適用されている。

例えば特許文献１には、気液分離器を備えた冷媒回路を有し、二段圧縮二段膨張冷凍サイクルを行う空調機が開示されている。

この空調機の冷媒回路には、圧縮機、第１熱交換器、第１膨張弁、気液分離器、第２膨張弁、第２熱交換器が設けられている。上記圧縮機は、低段側圧縮機構と高段側圧縮機構とが駆動軸によって連結される二段圧縮式圧縮機を構成している。また、上記気液分離器は、中間圧の気液二相冷媒を液冷媒とガス冷媒とに分離可能に構成されている。

この空調機の冷房運転では、圧縮機の吐出冷媒が第１熱交換器を流れる。第１熱交換器では、冷媒が空気へ放熱する。第１熱交換器を通過した冷媒は、第１膨張弁を通過する際に中間圧まで減圧されてから、気液分離器内へ流入する。気液分離器では、中間圧の気液２相冷媒が、ガス冷媒と液冷媒とに分離される。気液分離器で分離された液冷媒は、第２膨張弁を通過する際に低圧まで減圧されてから第２熱交換器を流れる。第２熱交換器では、冷媒が空気から吸熱して蒸発する。その結果、室内の冷房が行われる。

第２熱交換器を通過した冷媒は、圧縮機に吸入されて、低段側圧縮機構で中間圧まで圧縮される。低段側圧縮機構の吐出冷媒には、上記気液分離器で分離したガス冷媒が混合される。つまり、この空調機では、中間圧のガス冷媒を低段側圧縮機構の吐出冷媒と混合させる、いわゆる中間圧ガスインジェクションが行われる。その後、この冷媒は、高段側圧縮機構で高圧まで圧縮されて圧縮機から再び吐出される。

以上のように、特許文献１の空調機では、中間圧ガスインジェクションを行うことで、圧縮機の吐出冷媒温度を低下させると共に、圧縮機の動力を低減させるようにしている。そして、この空調機では、ＣＯＰ（成績係数）の向上を図るようにしている。

また、特許文献２には、冷媒回路にＣＯ₂冷媒を充填し、上述のような中間圧ガスインジェクションを行う空調機も開示されている。なお、この空調機では、圧縮機の吐出冷媒を臨界圧力以上とする、いわゆる超臨界サイクルを行うようにしている。
特開平７−１１０１６７号公報特開２００１−２４１７９７号公報

特許文献１に開示されているような空調機では、二段圧縮式圧縮機の各圧縮機構の容積（押しのけ容積）が二段圧縮を効率的に行うように設計されている。一方、このような空調機の冷媒としてＣＯ₂を用いて超臨界サイクルを行う場合、臨界圧力まで圧縮されて熱交換器で放熱した後の冷媒が、気液分離器内で未だに臨界圧力となっていることがある。このように気液分離器内の冷媒が臨界圧力（臨界状態）となる場合、気液分離器内の冷媒をガス冷媒と液冷媒とに分離することが困難となる。その結果、ガス冷媒だけを圧縮機の中間圧冷媒へ送ることができず、上述のような中間圧ガスインジェクションを行うことができなくなる。従って、所期の中間ガスインジェクションの効果を得ることができず、空調機のＣＯＰの低下を招くという問題があった。

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、ＣＯ₂冷媒を用いて二段圧縮二段膨張冷凍サイクルを行う冷凍装置において、最適なＣＯＰで運転を行えるようにすることである。

第１の発明は、低段側圧縮機構（34）及び高段側圧縮機構（35）が駆動軸（33）によって互いに連結される圧縮機（30）と、中間圧冷媒を気液分離する気液分離器（15）とを有し、ＣＯ₂冷媒の高圧を臨界圧力として二段圧縮二段膨張冷凍サイクルを行う冷媒回路（10）を備えた冷凍装置を前提としている。そして、この冷凍装置は、上記低段側圧縮機構（34）の押しのけ容積に対する高段側圧縮機構（35）の押しのけ容積の容積比が、０．８よりも大きく１．３よりも小さい範囲であることを特徴とするものである。

第１の発明の冷媒回路（10）には、ＣＯ₂冷媒が充填される。また、冷媒回路（10）には、低段側圧縮機構（34）と高段側圧縮機構（35）とを有する圧縮機（30）が設けられる。そして、冷媒回路（10）では、以下のような二段圧縮二段膨張冷凍サイクルが行われる。

高段側圧縮機構（35）で臨界圧力まで圧縮された冷媒は、例えば室内熱交換器で放熱した後、中間圧まで減圧されてから、気液分離器（15）内へ流入する。気液分離器（15）では、中間圧の冷媒がガス冷媒と液冷媒とに分離される。液冷媒は、低圧まで減圧されてから、例えば室外熱交換器で蒸発し、低段側圧縮機構（34）に吸入される。この冷媒は、低段側圧縮機構（34）で中間圧まで圧縮される。そして、この冷媒に気液分離器（15）で分離したガス冷媒が導入される。その結果、上述のような中間圧ガスインジェクションが行われる。その後、冷媒は、高段側圧縮機構（35）で高圧（臨界圧力）まで圧縮される。

ところで、このようにＣＯ₂冷媒を用いて二段圧縮二段膨張冷凍サイクルを行う場合、従来の冷凍装置であれば、気液分離器内の中間圧の冷媒が臨界圧力となっている場合がある。この場合には、気液分離器内で冷媒をガス冷媒と液冷媒とに分離することができず、所期の中間圧ガスインジェクションを行うことができない。そこで、本発明では、低段側圧縮機構（34）に対する高段側圧縮機構（35）の容積比を０．８より大きくしている。即ち、この容積比を０．８未満とすると、低段側圧縮機構（34）の押しのけ容積に対して、高段側圧縮機構（35）の押しのけ容積が相対的に小さくなる。その結果、中間圧冷媒の圧力が高くなり、気液分離器（15）内の冷媒が臨界圧力を超えることがある。一方、本発明では、容積比を０．８より大きくしているので、気液分離器（15）内の冷媒の圧力を亜臨界圧力とすることができる。従って、本発明では、気液分離器（15）内の冷媒を確実にガス冷媒と液冷媒とに分離することができ、所期の中間圧ガスインジェクションの効果を得ることができる。

また、仮に上記容積比を１．３以上とすると、低段側圧縮機構（34）の押しのけ容積に対して、高段側圧縮機構（35）の押しのけ容積が相対的に大きくなる。その結果、高段側圧縮機構（35）の吸入冷媒量を充分に確保することができなくなり、圧縮機（30）の圧縮効率の低下を招いてしまう。一方、本発明では、容積比を１．３より小さくしているので、高段側圧縮機構（35）の吸入冷媒量を充分に確保することができ、冷媒を効率的に二段圧縮することができる。

第２の発明は、第１の発明において、上記容積比が０．９以上１．１以下の範囲であることを特徴とするものである。

第２の発明では、低段側圧縮機構（34）の押しのけ容積に対する高段側圧縮機構（35）の押しのけ容積の容積比を０．９以上１．１以下の範囲としている。つまり、上記容積比を０．９以上とすることで、気液分離器（15）内の冷媒圧力が確実に臨界圧力となる。また、上記容積比を１．１以下とすることで、冷媒を一層効率的に二段圧縮することができる。

第３の発明は、第２の発明において、上記容積比が１．０であることを特徴とするものである。

第３の発明では、低段側圧縮機構（34）の容積比と高段側圧縮機構（35）の容積比が同じ容積比に設定される。

第４の発明は、第１乃至第３のいずれか１の発明において、低段側圧縮機構（34）及び高段側圧縮機構（35）は、ロータリ式圧縮機構で構成されていることを特徴とするものである。

第４の発明では、ロータリー式圧縮機構から成る低段側圧縮機構（34）及び高段側圧縮機構（35）が、駆動軸（33）によって互いに連結されて圧縮機（30）が構成される。

本発明では、低段側圧縮機構（34）と高段側圧縮機構（35）の容積比を０．８よりも大きく１．３よりも小さい範囲に設定している。ここで、容積比を０．８よりも大きくすると、気液分離器（15）内の冷媒の圧力を臨界圧力より小さくすることができる。従って、本発明によれば、冷媒回路（10）で所期の中間圧ガスインジェクションを行うことができ、冷凍装置のＣＯＰを向上できる。また、この容積比を１．３よりも小さくすると、高段側圧縮機構（35）の吸入冷媒量の不足に伴う圧縮効率の低下を招くことなく、冷媒を二段圧縮することができる。従って、本発明によれば、冷凍装置のＣＯＰを一層向上させることができる。

特に、第２の発明では、低段側圧縮機構（34）と高段側圧縮機構（35）の容積比を０．９以上１．１以下の範囲に設定している。即ち、本発明では、低段側圧縮機構（34）と高段側圧縮機構（35）の容積比をより最適な範囲に設定している。従って、本発明によれば、冷凍装置のＣＯＰを更に向上させることができる。

更に、第３の発明では、低段側圧縮機構（34）の容積比と高段側圧縮機構（35）の容積比を同じ容積比に設定している。このため、本発明によれば、低段側圧縮機構（34）と高段側圧縮機構（35）とを同じ圧縮メカの仕様とすることができ、圧縮機（30）の低コスト化、簡素化を図ることができる。

また、第４の発明によれば、２つのロータリ式圧縮機構から成る圧縮機（30）を有する冷凍装置において、所期の中間圧ガスインジェクションを行ってＣＯＰの向上を図ることができる。

実施形態に係る冷凍装置は、室内の空調を行う空調機（1）を構成している。この空調機（1）は、室内の暖房及び冷房が可能に構成されている。

空調機（1）は、室内に設置される室内機（11）と、室外に設置される室外機（12）とを備えている。室内機（11）と室外機（12）とは２本の連絡配管を介して互いに接続されている。その結果、空調機（1）では、室内機（11）と室外機（12）に亘って冷媒回路（10）が構成される。この冷媒回路（10）には、ＣＯ₂冷媒が充填されている。そして、冷媒回路（10）では、ＣＯ₂冷媒の高圧を臨界圧力としながら二段圧縮二段膨張冷凍サイクルが行われる。

室内機（11）には、室内熱交換器（13）が設けられている。室内熱交換器（13）は、フィンアンドチューブ式の熱交換器を構成している。この室内熱交換器（13）では、室内ファンが送風する室内空気と冷媒とが熱交換する。

室外機（12）には、詳細は後述する圧縮機（30）と、室外熱交換器（14）と、気液分離器（15）とが設けられている。

室外熱交換器（14）は、フィンアンドチューブ式の熱交換器を構成している。この室外熱交換器（14）では、室外ファンが送風する室外空気と冷媒とが熱交換する。

気液分離器（15）は、円筒状の密閉容器で構成されている。この気液分離器（15）には、頂部を貫通するように流入管（15a）及びガスインジェクション配管（15b）が接続されている。ガスインジェクション配管（15b）は、中間圧のガス冷媒を圧縮機（30）へ導くための流路を構成している。また気液分離器（15）には、その下部を貫通するように流出管（15c）が接続されている。気液分離器（15）では、中間圧の気液２相状態の冷媒が、ガス冷媒と液冷媒とに分離される。

また、室外機（12）には、四路切換弁（16）、ブリッジ回路（17）、第１膨張弁（18）、及び第２膨張弁（19）が設けられている。

四路切換弁（16）は、第１から第４までのポートを備えている。四路切換弁（16）では、第１ポートが圧縮機（30）の吐出管（41）と繋がり、第２ポートが室外熱交換器（14）と繋がり、第３ポートが室内熱交換器（13）と繋がり、第４ポートが圧縮機（30）の吸入管（42）と繋がっている。この四路切換弁（16）は、第１ポートと第２ポートとを連通させると同時に第３ポートと第４ポートを連通させる状態（図１の実線で示す状態）と、第１ポートと第３ポートを連通させると同時に第２ポートと第４ポートを連通させる状態（図１の破線で示す状態）とに切換可能に構成されている。

ブリッジ回路（17）は、ブリッジ状に組み合わされる４本の配管と、各配管にそれぞれ設けられる４つの逆止弁とで構成されている。このブリッジ回路（17）の各逆止弁は、図１の矢印で示す方向の冷媒の流通のみを許容している。

第１膨張弁（18）及び第２膨張弁（19）は、それぞれ開度を調節可能な電子膨張弁で構成されている。第１膨張弁（18）は、気液分離器（15）の流入側の配管に設けられ、第２膨張弁（19）は、気液分離器（15）の流出側の配管に設けられている。

図２に示すように、圧縮機（30）は、２つの圧縮機構で冷媒を二段圧縮する、いわゆる二段圧縮式圧縮機を構成している。圧縮機（30）は、円筒状の密閉型のケーシング（31）を備えている。ケーシング（31）内には、電動機（32）、駆動軸（33）、第１圧縮機構（34）、及び第２圧縮機構（35）が収納されている。

電動機（32）は、ケーシング（31）の内周面に固定されるステータと、駆動軸（33）の外周面に固定されるロータとで構成されている。駆動軸（33）は、上下方向に延びる姿勢で軸受けに支持されている。この駆動軸（33）は、電動機（32）に駆動されることで回転可能となっている。

第１圧縮機構（34）はケーシング（31）の底部寄りに配置されており、低段側の圧縮機構を構成している。一方、第２圧縮機構（35）は電動機（32）寄りに配置されており、高段側の圧縮機構を構成している。

第１圧縮機構（34）及び第２圧縮機構（35）は、それぞれロータリー式のスイング型圧縮機構で構成されている。各圧縮機構（34,35）には、円柱状のシリンダ室内にそれぞれピストンが収納されている。そして、各ピストンは、駆動軸（33）の軸心と偏心するように該駆動軸（33）にそれぞれ連結されている。従って、駆動軸（33）が回転すると、両圧縮機構（34,35）の各ピストンが駆動軸（33）に対して偏心しながら回転する。また、各圧縮機構（34,35）の各ピストンは、互いに１８０°位相がずれるようにして駆動軸（33）に連結されている。従って、各ピストンの駆動時における遠心力が互いに相殺され、振動の発生やトルク負荷の変動が抑えられる。

第１圧縮機構（34）には、その吸入側に上述の吸入管（42）が接続しており、その吐出側に中間連絡管（43）の一端が接続している。第２圧縮機構（35）には、その吸入側に中間連絡管（32）の他端が接続しており、その吐出側に上述の吐出管（41）が接続している。

上記中間連絡管（43）は、第１圧縮機構（34）で圧縮した後の冷媒を第２圧縮機構（35）の吸入側に導くための流路を構成している。この中間連絡管（43）には、そのＵ字状に湾曲した部位に上述のガスインジェクション配管（15b）の流出端が接続している。

本実施形態の空調機（1）では、第１圧縮機構（34）の押しのけ容積Ｖ１と第２圧縮機構（35）の押しのけ容積Ｖ２との比（容積比Ｖ２／Ｖ１）が、０．８よりも大きく１．３より小さい範囲に設定される。その結果、空調機（1）のＣＯＰ（成績係数）が向上する。この容積比Ｖ２／Ｖ１とＣＯＰの関係についての詳細は後述するものとする。

−運転動作−
本実施形態に係る空調機（1）の運転動作について説明する。空調機（1）では、以下に示す暖房運転と冷房運転とが可能となっている。

<暖房運転>
暖房運転では、四路切換弁（16）が図２に示す状態となる。また、第１膨張弁（18）と第２膨張弁（19）の開度が適宜調節される。

圧縮機（30）からは、臨界圧力まで圧縮された冷媒が吐出される。この冷媒は、四路切換弁（16）を通過してから室内熱交換器（13）を流れる。室内熱交換器（13）では、冷媒が室内空気へ放熱する。その結果、室内の暖房が行われる。室内熱交換器（13）を流出した冷媒は、第１膨張弁（18）を通過して中間圧まで減圧されてから気液分離器（15）内へ流入する。

気液分離器（15）内には、中間圧の気液二相冷媒が貯留する。そして、気液分離器（15）では、この冷媒がガス冷媒と液冷媒とに分離される。気液分離器（15）内の上部に貯まったガス冷媒は、ガスインジェクション配管（15b）に流入する。一方、気液分離器（15）内の下部に貯まった冷媒は、第２膨張弁（19）を通過して低圧まで減圧されてから室外熱交換器（14）を流れる。室外熱交換器（14）では、冷媒が室外空気から吸熱して蒸発する。室外熱交換器（14）を流出した冷媒は、圧縮機（30）に吸入される。

圧縮機（30）では、まず、吸入管（42）から第１圧縮機構（34）に冷媒が吸入される。第１圧縮機構（34）では、冷媒が中間圧まで圧縮される。第１圧縮機構（34）の吐出冷媒は、中間連絡管（43）を流れる。この吐出冷媒は、上記ガスインジェクション配管（15b）を流出したガス冷媒と混合される。その結果、第１圧縮機構（34）の吐出冷媒の温度が低下する。中間連絡管（43）を流出した冷媒は第２圧縮機構（35）に吸入される。第２圧縮機構（35）では、冷媒が臨界圧力まで圧縮される。

<冷房運転>
冷房運転では、四路切換弁（16）が図３に示す状態となる。また、第１膨張弁（18）と第２膨張弁（19）の開度が適宜調節される。

圧縮機（30）からは、臨界圧力まで圧縮された冷媒が吐出される。この冷媒は、四路切換弁（16）を通過してから室外熱交換器（14）を流れる。室外熱交換器（14）では、冷媒が室外空気へ放熱する。室外熱交換器（14）を流出した冷媒は、第１膨張弁（18）を通過して中間圧まで減圧されてから気液分離器（15）内へ流入する。

気液分離器（15）内には、中間圧の気液二相冷媒が貯留される。そして、気液分離器（15）では、この冷媒がガス冷媒と液冷媒とに分離される。気液分離器（15）内の上部に貯まったガス冷媒は、ガスインジェクション配管（15b）に流入する。一方、気液分離器（15）内の下部に貯まった冷媒は、第２膨張弁（19）を通過して低圧まで減圧されてから室内熱交換器（13）を流れる。室内熱交換器（13）では、冷媒が室内空気から吸熱して蒸発する。その結果、室内の冷房が行われる。室内熱交換器（13）を流出した冷媒は、圧縮機（30）に吸入される。

−２つの圧縮機構の容積比とＣＯＰの関係について−
上述のように、実施形態に係る空調機（1）の暖房運転や冷房運転では、気液分離器（15）で分離したガス冷媒を圧縮機（30）の中間圧冷媒と混合することで、いわゆる中間圧ガスインジェクションを行うようにしている。その結果、この空調機（1）では、第１圧縮機構（34）の吐出冷媒温度を低下させるとともに、圧縮機（30）の動力の削減でき、ＣＯＰの向上が図られる。

ところが、この空調機（1）の冷媒回路（10）では、冷媒の高圧を臨界圧力まで圧縮して、いわゆる超臨界サイクルを行うようにしている。このため、仮に気液分離器（15）内の中間圧の冷媒が臨界圧力となってしまう場合には、気液分離器（15）内の冷媒をガス冷媒と液冷媒とに分離することが困難となり、上述の中間圧ガスインジェクションを行うことができなくなる恐れがある。そこで、本発明では、第１圧縮機構（34）の容積Ｖ１に対する第２圧縮機構（35）の容積Ｖ２の容積比（Ｖ２／Ｖ１）を最適な範囲に設定することで、気液分離器（15）内の中間圧の冷媒の圧力を臨界圧力より小さくして、所期の中間圧ガスインジェクションを行えるようにしている。

以上のような容積比（Ｖ２／Ｖ１）とＣＯＰとの関係について検討した結果を図４に示す。図４では、容積比（Ｖ２／Ｖ１）の異なる空調機の暖房運転と冷房運転について、各空調機で得られるＣＯＰを求めたものである。なお、図４では、各空調機において、冬季の般的な室外温度条件範囲（−１０℃から１５℃まで）についての暖房運転時のＣＯＰをそれぞれ求めるとともに、夏期の一般的な室外温度条件範囲（２５℃から３５℃まで）についての冷房運転時のＣＯＰをそれぞれ求めている。また、ここで示す「ＣＯＰ比」は、容積比を０．６５とした空調機の最低ＣＯＰ（例えば室外温度１５℃での暖房運転時のＣＯＰや、室外温度２５℃での冷房運転時のＣＯＰ）を基準として、他の容積比の空調機のＣＯＰを相対的に評価したものである。

図４に示すように、容積比を０．８以下としたものでは、暖房運転及び冷房運転において、ＣＯＰが低い傾向であった。これは、容積比を０．８以下とすると、第１圧縮機構（34）の押しのけ容積に対して、第２圧縮機構（35）の押しのけ容積が相対的に小さくなり過ぎて、気液分離器（15）内の冷媒が臨界圧力を超えるため、気液分離器（15）内の冷媒からガス冷媒を分離できず、所期の中間圧ガスインジェクションを行えないためである。逆に、容積比を０．８よりも大きくすることで、気液分離器（15）内の冷媒を亜臨界圧力とすることができ、気液分離器（15）内の冷媒からガス冷媒を分離することができる。従って、容積比が０．８よりも大きいものについては、所期の中間圧ガスインジェクションを行うことができ、高いＣＯＰを得ることができる。

また、容積比を１．３としたものでは、暖房運転、及び低外気温度条件下での冷房運転において、ＣＯＰが低い傾向であった。これは、容積比を１．３以上とすると、第１圧縮機構（34）の押しのけ容積に対して、第２圧縮機構（35）の押しのけ容積が相対的に大きくなり過ぎて、第２圧縮機構（35）の吸入冷媒量を充分に確保できなくなるためである。つまり、容積比を１．３以上とすると、冷媒を効率的に二段圧縮することができず、圧縮機（30）の動力の増大に伴ってＣＯＰが低下する。逆に、容積比が１．３より小さいものについては、比較的効率的に冷媒を二段圧縮することができ、高いＣＯＰを得ることができる。

また、同図に示すように、冷房運転及び暖房運転のＣＯＰは、容積比を０．９以上１．１以下の範囲とすると高くなる。即ち、第１圧縮機構（34）の容積Ｖ１に対する第２圧縮機構（35）の容積Ｖ２の容積比（Ｖ２／Ｖ１）は、０．９以上１．１以下であることが望ましい。特に、この容積比を１．０とすることで、冷房運転及び暖房運転の双方において、高ＣＯＰを達成することができる。

−実施形態の効果−
上記実施形態では、第１圧縮機構（34）に対する第２圧縮機構（35）の容積比を０．８よりも大きく１．３よりも小さい範囲に設定している。ここで、この容積比を０．８よりも大きくすると、気液分離器（15）内の冷媒の圧力を臨界圧力より小さくすることができる。従って、本実施形態によれば、冷媒回路（10）で所期の中間圧ガスインジェクションを行うことができ、空調機（1）のＣＯＰを向上できる。また、この容積比を１．３よりも小さくすると、第２圧縮機構（35）の吸入冷媒量の不足に伴う圧縮効率の低下を招くことなく、冷媒を二段圧縮することができる。従って、上記実施形態によれば、空調機（1）のＣＯＰを一層向上させることができる。

特に、第１圧縮機構（34）に対する第２圧縮機構（35）の容積比を０．９以上１．１以下の範囲に設定すると、図４に示すように、高いＣＯＰを得ることができる。

また、第１圧縮機構（34）の容積と第２圧縮機構（35）の容積を同じ容積とする（容積比＝１．０とする）と、冷房運転と暖房運転との双方において、高いＣＯＰを得ることができる。また、このように第１圧縮機構（34）と第２圧縮機構（35）の容積を同じとすると、両圧縮機構を同じ圧縮メカの仕様とすることができる。従って、圧縮機（30）を比較的容易且つ低コストに製造することができる。

《その他の実施形態》
上記実施形態については、以下のような構成としてもよい。

上記実施形態では、低段側圧縮機構（34）の吐出側と高段側圧縮機構（35）の吸入側とを中間連絡管（43）で接続し、この中間連絡管（43）にガスインジェクション配管（15b）の流出端を接続するようにしている。しかしながら、例えば圧縮機（30）のケーシング（31）内を低段側圧縮機構（34）の吐出冷媒で満たすようにして、圧縮機（30）をいわゆる中間ドーム式の圧縮機とし、このケーシング（31）内に中間圧のガス冷媒を導入するようにしても良い。

また、上記実施形態では、低段側圧縮機構（34）及び高段側圧縮機構（35）をスイング式の圧縮機構で構成している。しかしながら、これらの圧縮機構をロータリー式の回転ピストン型の圧縮機構で構成したり、固定歯と可動歯とから成る圧縮機構（例えばスクロール式圧縮機構）で構成したりしても良い。

なお、以上の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。

以上説明したように、本発明は、気液分離器を有する冷媒回路を備え、ＣＯ₂冷媒を高圧の臨界圧力として二段圧縮二段膨張冷凍サイクルを行う冷凍装置について有用である。

実施形態に係る空調機の冷媒回路の配管系統図である。空調機の暖房運転時の冷媒の流れを説明する配管系統図である。空調機の冷房運転時の冷媒の流れを説明する配管系統図である。低段側圧縮機構に対する高段側圧縮機構の容積比と、ＣＯＰとの関係を表すグラフである。

符号の説明

1 空調機
10 冷媒回路
30 圧縮機
34 第１圧縮機構（低段側圧縮機構）
35 第２圧縮機構（高段側圧縮機構）

Claims

低段側圧縮機構（34）及び高段側圧縮機構（35）が駆動軸（33）によって互いに連結される圧縮機（30）と、中間圧冷媒を気液分離する気液分離器（15）とを有し、ＣＯ₂冷媒の高圧を臨界圧力として二段圧縮二段膨張冷凍サイクルを行う冷媒回路（10）を備えた冷凍装置であって、
上記低段側圧縮機構（34）の押しのけ容積に対する高段側圧縮機構（35）の押しのけ容積の容積比が、０．８よりも大きく１．３よりも小さい範囲であることを特徴とする冷凍装置。
請求項１において、
上記容積比が、０．９以上１．１以下の範囲であることを特徴とする冷凍装置。
請求項２において、
上記容積比が１．０であることを特徴とする冷凍装置。
請求項１乃至３のいずれか１において、
低段側圧縮機構（34）及び高段側圧縮機構（35）は、ロータリ式圧縮機構で構成されていることを特徴とする冷凍装置。