JP2007255889A - 冷凍空調装置 - Google Patents
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Abstract
【課題】 超臨界サイクルの冷凍空調装置において、従来はレシプロ式のような弁開閉の制御が必要な膨張機を圧縮機と同軸で用いていたので、複雑な膨張比制御手段が必要であったが、機構が簡素な形式の膨張機を用いるために流量と仕事をマッチングさせながら動力回収ロスが極力小さくなるような回路を構成する。
【解決手段】 メインの圧縮機とは別の第二の圧縮機を膨張機の回収動力で駆動することにより、流量マッチングによる膨張動力の非回収分を少なくし、冷房/暖房切換え時の逆流に対して回路が複雑化するのを避けるとともに、2WAY膨張機や第二ガスクーラによる中間冷却等により、サイクルの効率が最も良くなるように回路を構成する。
【選択図】 図1
【解決手段】 メインの圧縮機とは別の第二の圧縮機を膨張機の回収動力で駆動することにより、流量マッチングによる膨張動力の非回収分を少なくし、冷房/暖房切換え時の逆流に対して回路が複雑化するのを避けるとともに、2WAY膨張機や第二ガスクーラによる中間冷却等により、サイクルの効率が最も良くなるように回路を構成する。
【選択図】 図1
Description
本発明は、二酸化炭素など超臨界となる冷媒を用いた冷凍サイクルによる冷凍空調装置に関するものである。
図19は従来の超臨界サイクルによる冷凍装置の冷媒回路図である。図において、圧縮機1は原動機12によって駆動され冷媒を圧縮する。圧縮された冷媒ガスは油分離器2にて冷媒に含まれる油を分離した後、ガスクーラ3で冷却されて、膨張機4を流通して圧縮機1に連結した主軸11を駆動しながら膨張し、蒸発器5で加熱され、アキュムレータ6で液を分離してから再び圧縮機1に吸入される。ガスクーラ3と膨張機4との接続配管に設けられた温度センサ7と圧力センサ8により検出されたガスクーラ出口側の冷媒状態量をもとに演算手段9が膨張機4の膨張比制御手段10を制御して膨張機への冷媒供給量を変えることにより、ガスクーラ出口圧力を所定の圧力に制御している(例えば、特許文献1参照。)。
また、この変形例として、図20のように膨張機4の主軸11に負荷を可変できる発電機13等を配し、圧縮機1とは独立分離した構成として、負荷の大きさで膨張機4の回転数を変えることにより、ガスクーラ3出口圧力を所定の圧力に制御するものも示されている。
同公報によれば、膨張機の形式としてはレシプロ式が示されており、シリンダ内への流体の流入と排出を弁の開口タイミングを制御することにより、膨張機として動作させるとしている。
従来の技術のようにレシプロ式の膨張機では、主軸の回転に同期して弁を開閉するための複雑な機構あるいは電気式切換え弁とその制御装置が必要となる。これを避けるためには、マルチベーン式やスクロール式のように膨張機としての行程容積と内部容積比を持つ形式を用いることが考えられる。
このような形式の膨張機を図19のような冷媒回路構成で用いるには、膨張機での体積流量を圧縮機側とマッチングさせるために、膨張比制御手段に代わって予膨張弁やバイパス膨張弁が必要となる。しかし、このときの予膨張弁での圧力差分やバイパス流量分は膨張動力回収できない。
また、図20のような冷媒回路構成で用いると、膨張機は圧縮機と必ずしも同じ回転数で回らなくてもよくなるので、流量マッチングの必要はなくなるが、回収した膨張動力を電気エネルギとして取り出す際に発電機効率がかかる分がロスとなり、効率低下となる。
本発明は、かかる課題を解決するためになされたもので、レシプロ式のような弁制御機構を必要としない膨張機を用いながら、流量マッチングや発電機効率による動力回収ロスの影響を極力減らしつつ、圧縮機側の効率も高くなるような冷媒回路構成により、高効率の膨張動力回収超臨界冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。
本発明に係る冷凍空調装置は、複数台の圧縮機と、前記圧縮機で圧縮された高圧の冷媒を冷却するガスクーラと、前記ガスクーラによって冷却されたガスを減圧することにより動力を取出す膨張機と、前記膨張機により減圧された冷媒を加熱する蒸発器とを備え、前記圧縮機のうち少なくとも1台は前記膨張機の主軸に連結して駆動される第2圧縮機であり、前記膨張機および第2圧縮機は工程容積が定まったものであるとともに、前記第2圧縮機を他方の圧縮機の吐出側に接続し、複数の運転モードを持つものである。
本発明に係る冷凍空調装置は、複数台の圧縮機と、前記圧縮機で圧縮された高圧の冷媒を冷却するガスクーラと、前記ガスクーラによって冷却されたガスを減圧することにより動力を取出す膨張機と、前記膨張機により減圧された冷媒を加熱する蒸発器とを備え、前記圧縮機のうち少なくとも1台は前記膨張機の主軸に連結して駆動される第2圧縮機であり、前記膨張機および第2圧縮機は行程容積が定まったものであるとともに、前記第2圧縮機を他方の圧縮機の吐出側に接続し、複数の運転モードを持つので、膨張機同軸構成冷媒回路よりもCOP、SEERが良く高効率となるとともに、予膨張弁が不要となり低コストの冷凍空調装置を得ることができる。また、レシプロ式膨張機のように複雑な弁開閉タイミング制御機構を持たない、マルチベーン式やスクロール式など行程容積と膨張容積比が決まった形式の膨張機を用いながら、圧縮側との流量マッチングによる膨張動力の非回収分を同軸の場合と較べて少なくすることができ、簡素な機構、構成で高効率な超臨界サイクルの冷凍空調装置を得ることができる。
実施の形態1.
図1は本発明の実施の形態1に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路図で、(a)が暖房運転時、(b)が冷房運転時を示している。本発明の冷凍空調装置は二軸直列(高段)構成を基本構成とする冷媒回路を有し、冷媒に二酸化炭素を用いている。なお、この二軸直列(高段)構成の冷媒回路については後述する。図1(a)において、ガスクーラ3が室内機側熱交換器、蒸発器5が室外機側熱交換器に相当している。
図1は本発明の実施の形態1に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路図で、(a)が暖房運転時、(b)が冷房運転時を示している。本発明の冷凍空調装置は二軸直列(高段)構成を基本構成とする冷媒回路を有し、冷媒に二酸化炭素を用いている。なお、この二軸直列(高段)構成の冷媒回路については後述する。図1(a)において、ガスクーラ3が室内機側熱交換器、蒸発器5が室外機側熱交換器に相当している。
図1において、1はモータ12によって駆動される圧縮機、2は油分離器、20は冷房と暖房の流路を切換える四方弁、3はガスクーラ、4は膨張機、5は蒸発器、6はアキュムレータ、14は膨張機4の主軸11に連結して駆動される第二圧縮機、19は膨張機4の下流側に設けられた逆流防止手段、15は膨張機4および逆流防止手段19に並列に接続されたバイパス配管に設けられた第二減圧装置、18は第二圧縮機15を迂回させる流量制御手段18である。
ここで、本発明に係る冷凍空調装置の基本冷媒回路構成について説明する。
図2は二軸直列(高段)構成の基本冷媒回路であり、二酸化炭素を冷媒として用いることを想定している。図において、モータ12によって駆動される圧縮機1は、膨張機4とは同軸となっておらず、膨張機4の主軸は第2圧縮機14を駆動するようになっている。そして、第2圧縮機14は圧縮機1と冷媒回路において直列に配管接続され、冷媒の二段圧縮を行うように配設されている。圧縮機1と第2圧縮機14で圧縮された冷媒は、第2圧縮機14の吐出側に配管接続された油分離器2から分離した油を、圧縮機1の吸入側、アキュムレータ6の流出後の位置に戻してから、ガスクーラ3で冷却される。そして、ガスクーラ3で冷却された後の高圧冷媒ガスは膨張機4で減圧される際に膨張動力を回収し、この回収動力は主軸11を伝達して第2圧縮機14に伝えられる。膨張機4にて減圧された後の冷媒は、蒸発器5で加熱され、余分な液冷媒を貯留するアキュムレータ6を経由してから、圧縮機1の吸入側に戻る冷媒回路で構成されている。
図2は二軸直列(高段)構成の基本冷媒回路であり、二酸化炭素を冷媒として用いることを想定している。図において、モータ12によって駆動される圧縮機1は、膨張機4とは同軸となっておらず、膨張機4の主軸は第2圧縮機14を駆動するようになっている。そして、第2圧縮機14は圧縮機1と冷媒回路において直列に配管接続され、冷媒の二段圧縮を行うように配設されている。圧縮機1と第2圧縮機14で圧縮された冷媒は、第2圧縮機14の吐出側に配管接続された油分離器2から分離した油を、圧縮機1の吸入側、アキュムレータ6の流出後の位置に戻してから、ガスクーラ3で冷却される。そして、ガスクーラ3で冷却された後の高圧冷媒ガスは膨張機4で減圧される際に膨張動力を回収し、この回収動力は主軸11を伝達して第2圧縮機14に伝えられる。膨張機4にて減圧された後の冷媒は、蒸発器5で加熱され、余分な液冷媒を貯留するアキュムレータ6を経由してから、圧縮機1の吸入側に戻る冷媒回路で構成されている。
上記のように構成された冷凍空調装置において、膨張機4は弁開閉制御機構が無く構造が簡素な行程容積、内部容積比が定まった形式のものを用いている。このような膨張機では体積流量によって主軸11の回転数が決まってくるので、第2圧縮機14との回転数のマッチングを取る必要がある。
ここで説明のため、図3に示す膨張機同軸構成との対比を行う。図3は従来例の図19をもとに基本構成を簡略化して示した膨張機同軸構成の基本冷媒回路図である。図3において、膨張機4とモータ12で駆動される圧縮機1とは主軸11によって同軸となっている。この場合、膨張機4と圧縮機1が同一回転数となるように膨張機4と圧縮機1での流量がマッチしなければならない。
ここで、圧縮機1の吸入側における冷媒の比容積をυs、膨張機4入口の比容積をυexi、圧縮機1の行程容積をVst、膨張機4の膨張前状態の閉じ込め容積、いわゆる行程容積をVexとすると、圧縮機側と膨張機側で流量が一致することから、
Vex/υexi=Vst/υs (1)
が成り立たなければならない。上記υexi、υsは運転条件から決まり、様々な運転条件に対して(1)式を満たすためには、Vex、Vstが可変でないかぎり膨張機入口での冷媒の体積流量を調整する必要がある。
たとえば、υexi/υs>Vex/Vstの場合、膨張機側が圧縮機側より速く回転しようとするのでバイパスして膨張機を通過する流量を減らす必要がある。逆に、υexi/υs<Vex/Vstの場合は膨張機側が遅くなってしまうので、ガスクーラを出た冷媒を所定の圧力まで減圧・膨張させて膨張機入口における体積流量を増やすことにより、圧縮機と膨張機の回転数がバランスできる。
Vex/υexi=Vst/υs (1)
が成り立たなければならない。上記υexi、υsは運転条件から決まり、様々な運転条件に対して(1)式を満たすためには、Vex、Vstが可変でないかぎり膨張機入口での冷媒の体積流量を調整する必要がある。
たとえば、υexi/υs>Vex/Vstの場合、膨張機側が圧縮機側より速く回転しようとするのでバイパスして膨張機を通過する流量を減らす必要がある。逆に、υexi/υs<Vex/Vstの場合は膨張機側が遅くなってしまうので、ガスクーラを出た冷媒を所定の圧力まで減圧・膨張させて膨張機入口における体積流量を増やすことにより、圧縮機と膨張機の回転数がバランスできる。
そこで、図4に、図3の冷媒回路を基に圧縮機と膨張機の流量マッチングをとるためにバイパス膨張弁である第2減圧手段15と予膨張弁16を加えた構成の冷媒回路図を示す。図4において、15は膨張機4をバイパスするようにガスクーラ3の出口側から蒸発器5の入口側へ配管接続された途中に設けられた第2減圧手段、16は膨張機4の流入側に接続された予膨張弁であり、その他の部分は図3と同様である。この予膨張弁16における減圧分やバイパス配管の第2減圧手段15を流通する流量分は膨張動力回収に寄与しないので、圧縮機1の行程容積Vstに対して膨張機の行程容積Vexを決める際には、最も効率を向上したい運転条件のときにバイパスも予膨張を行わなくてもよいように、すなわち(1)式を満たすように前記Vexを選ぶのがよい。
ここで、全流量に対するバイパスされる流量の比率をバイパス比x、ガスクーラ/蒸発器間で減圧する全高低圧差に対する予膨張弁前後の差圧の比率を予膨張率yと定義する。上述の図4の膨張機同軸構成の冷媒回路を備えた冷凍空調装置に対して、空調用途の代表4運転条件のうち、SEER(年間平均エネルギー消費効率)に最も寄与度の大きい暖房中間条件にて、x=y=0%となるように、圧縮機1の行程容積Vstに対する膨張機の行程容積Vexを設定した場合、各条件におけるx,yは、図5に示す数値となる。
以後、COPやSEERなどの効率を比較する場合には、膨張機同軸構成の冷媒回路におけるこのx,yのときの値を基準とする。
以後、COPやSEERなどの効率を比較する場合には、膨張機同軸構成の冷媒回路におけるこのx,yのときの値を基準とする。
図2のような二軸直列(高段)構成の冷媒回路の場合も、膨張機4と第2圧縮機14との流量のマッチングを図らなければならないのは同様であるが、第2圧縮機14の行程容積をV2とすると、圧縮機1の行程容積Vstに対する膨張機の行程容積Vexと前記V2双方のマッチングが必要となる。
ここで、第2圧縮機14の吸入側における冷媒の比容積をυm、圧縮機の回転数をN1、膨張機/第2圧縮機の回転数をN2とすると、
N2・Vex/υexi=N2・V2/υm=N1・Vst/υs (2)
が成り立つ必要がある。
また、前記υmが膨張機4で回収され第2圧縮機14にて用いられる動力とV2から定まることも考慮しなければならない。即ち、図4の膨張機同軸構成の冷媒回路の場合と同様に、バイパスまたは予膨張によって流量マッチングを図るとすると、バイパス比xあるいは予膨張率yはVst,Vexだけでなく、V2とN1に対するN2の組合せに対して決まることになる。
ここで、第2圧縮機14の吸入側における冷媒の比容積をυm、圧縮機の回転数をN1、膨張機/第2圧縮機の回転数をN2とすると、
N2・Vex/υexi=N2・V2/υm=N1・Vst/υs (2)
が成り立つ必要がある。
また、前記υmが膨張機4で回収され第2圧縮機14にて用いられる動力とV2から定まることも考慮しなければならない。即ち、図4の膨張機同軸構成の冷媒回路の場合と同様に、バイパスまたは予膨張によって流量マッチングを図るとすると、バイパス比xあるいは予膨張率yはVst,Vexだけでなく、V2とN1に対するN2の組合せに対して決まることになる。
膨張機同軸構成のときと同様に、SEERに最も寄与度の大きい暖房中間条件でバイパス比x=予膨張率y=0%となるように、Vstに対するVex及びV2を設定すると、各条件における前記x,yは、図6の中段に示す数値となる。
そして、各条件における膨張機同軸構成冷媒回路に対する二軸直列(高段)構成冷媒回路でのCOPとSEERは、図6の下段に示す値のように、僅かながら二軸直列(高段)構成の方が良い。なお、膨張機の膨張容積比については、膨張機同軸の場合も二軸直列の場合も、暖房中間条件で過不足なく膨張して膨張ロスが生じないような値を基準として用いており、以後特にことわらない限り同じである。
そして、各条件における膨張機同軸構成冷媒回路に対する二軸直列(高段)構成冷媒回路でのCOPとSEERは、図6の下段に示す値のように、僅かながら二軸直列(高段)構成の方が良い。なお、膨張機の膨張容積比については、膨張機同軸の場合も二軸直列の場合も、暖房中間条件で過不足なく膨張して膨張ロスが生じないような値を基準として用いており、以後特にことわらない限り同じである。
また、バイパスのみで予膨張の必要がないことから、図8のように膨張機をバイパスする配管の途中に第2減圧手段15を設けた構成の冷媒回路でよくなる。このときの各条件における膨張機/第2圧縮機と圧縮機それぞれの回転数は、図7に示す回転数となっている。
図9は二軸並列構成の冷媒回路図であり、第2圧縮機を圧縮機1とは冷媒流路において並列に配置し、膨張機/第2圧縮機の主軸11に補助モータ17を備えた場合の基本冷媒回路を示している。このような二軸並列構成の冷媒回路における流量マッチングに関しては、
N2・Vex/υexi=N2・V2/υs+N1・Vst/υs (3)
の関係が必要となる。
なお、全流量に対して膨張機4側で決まるN2に対して第2圧縮機14側の流量が決まるので、残りの流量に見合うN1で圧縮機1が駆動されれば流量はバランスする。このとき、第2圧縮機の流量分の圧縮仕事を膨張機の回収動力で賄えるとは限らないが、補助モータ17によって動力の過不足を吸収できるので、バイパスや予膨張を行わなくてもマッチング可能となる。
N2・Vex/υexi=N2・V2/υs+N1・Vst/υs (3)
の関係が必要となる。
なお、全流量に対して膨張機4側で決まるN2に対して第2圧縮機14側の流量が決まるので、残りの流量に見合うN1で圧縮機1が駆動されれば流量はバランスする。このとき、第2圧縮機の流量分の圧縮仕事を膨張機の回収動力で賄えるとは限らないが、補助モータ17によって動力の過不足を吸収できるので、バイパスや予膨張を行わなくてもマッチング可能となる。
この二軸並列(モータ併用)構成の場合のCOPとSEERにおける膨張機同軸構成に対する比、および膨張機/第2圧縮機と圧縮機のそれぞれの回転数は、図10に示す数値となり、二軸直列構成でバイパスすることにより膨張機/第2圧縮機の回転数N2を低く抑えていた条件でもバイパスしないで全流量を動力回収する分、二軸直列構成よりもCOPが良くなっていることがわかる。
本発明の実施の形態1を示す図1において、四方弁20により冷房運転に切換えると、図1(b)に示すように室内機がガスクーラ3、そして室外機が蒸発器5となる。このとき、膨張機4の前後の冷媒流れの向きが逆転するが、膨張機4の出口側配管に逆流防止手段19を設けているので、膨張機4内を逆流せずに全流量が第2減圧手段15を経由するようになっている。これに伴い、流量制御手段18が開となり圧縮機1から吐出された冷媒は第2圧縮機を迂回するようになっている。
四方弁を複数個用いることにより、暖房運転と冷房運転の両方共に膨張機を同一方向に流れるような構成も可能であるが、本実施の形態では、逆流時にはバイパスさせる構成をとっているので、簡素化、低コスト化が得られる。一方、同軸構成の冷媒回路の場合は、逆流時にも膨張機を停止させることができないので、冷房運転時と暖房運転時で膨張機における流れの向きが同じとなるように複雑な冷媒回路構成を取らざる得なくなる。
このように膨張機4の出口側配管に逆流防止手段19、第2圧縮機14と並列の迂回流路に流量制御手段18を配設することにより、冷房運転と暖房運転の切換えによる逆流時には膨張動力回収を行わないような構成の場合、各条件におけるCOP(成績係数)とSEER(年間平均エネルギ消費効率)を膨張機同軸構成の冷媒回路(図3)のときに対する比は、図11に示す数値となり、動力回収を行わない冷房の条件で5〜10%のCOP低下となるが、その寄与度が低いことからSEERの低下は2%以下と抑えられている。
実施の形態2.
本発明の実施の形態2を図12に基づいて説明する。
図12(a),(b)は実施の形態2を示す冷媒回路図であり、(a)は暖房運転時、(b)は冷房運転時を表している。本実施の形態2は、図9で説明してきた二軸並列(モータ併用)構成の冷媒回路が基本構成となっている。図12において、4a,4bはそれぞれ暖房運転用、冷房運転用の膨張機であり、19a,19bは逆流防止手段、17は主軸11に設けられた補助モータである。なお、図1と同一又は相当部には同じ符号を付し説明を省略する。
図12において、第2圧縮機14を圧縮機1と冷媒流路において並列に配置し、ガスクーラ3と蒸発器5との間の配管に2つの並列配設した膨張機4a,4bを備え、これら膨張機の出口側にはそれぞれ逆流防止手段19a,19bが冷房運転と暖房運転の切換えによる冷媒の逆方向流れに対応して設けられた冷媒回路構成となっている。なお、本図では逆流防止手段19a,19bを膨張機の出口側(流出側)に設けるようにしたが、これに限るものでなく、反対側の入口側(流入側)に設置してもよい。また、図12(a)におけるガスクーラ3が室内機、蒸発器5が室外機に相当しており、四方弁20の切換えにより図12(b)の冷房状態になると室内機は蒸発器5、室外機がガスクーラ3となる。
本発明の実施の形態2を図12に基づいて説明する。
図12(a),(b)は実施の形態2を示す冷媒回路図であり、(a)は暖房運転時、(b)は冷房運転時を表している。本実施の形態2は、図9で説明してきた二軸並列(モータ併用)構成の冷媒回路が基本構成となっている。図12において、4a,4bはそれぞれ暖房運転用、冷房運転用の膨張機であり、19a,19bは逆流防止手段、17は主軸11に設けられた補助モータである。なお、図1と同一又は相当部には同じ符号を付し説明を省略する。
図12において、第2圧縮機14を圧縮機1と冷媒流路において並列に配置し、ガスクーラ3と蒸発器5との間の配管に2つの並列配設した膨張機4a,4bを備え、これら膨張機の出口側にはそれぞれ逆流防止手段19a,19bが冷房運転と暖房運転の切換えによる冷媒の逆方向流れに対応して設けられた冷媒回路構成となっている。なお、本図では逆流防止手段19a,19bを膨張機の出口側(流出側)に設けるようにしたが、これに限るものでなく、反対側の入口側(流入側)に設置してもよい。また、図12(a)におけるガスクーラ3が室内機、蒸発器5が室外機に相当しており、四方弁20の切換えにより図12(b)の冷房状態になると室内機は蒸発器5、室外機がガスクーラ3となる。
冷暖房運転の切換えによる膨張機部分の冷媒の逆流に関しては、図12に示すように暖房運転時用の膨張機4aと冷房運転時用の膨張機4bとを同一主軸11上に配設し、それぞれの出口側配管に逆流防止手段19a,19bを設け、暖房運転時は膨張機4a側を冷媒が流通し、冷房運転時は膨張機4b側を冷媒が流通する2WAY膨張機構部とすることにより、冷房運転時と暖房運転時共に膨張動力回収を行うことが可能となり、第2圧縮機14をバイパスするような流量制御手段は不要となる。
また、図9に示す二軸並列(モータ併用)の基本冷媒回路では、膨張機と同軸連動した第2圧縮機の流量と動力の釣合いについては補助モータ17によって吸収できるが、膨張容積比固定による不足膨張及び過膨張ロスを任意の条件に対してなくすことはできない。しかし、本実施の形態2では膨張機を並列に二つ備え2WAY膨張機構部とすることにより、冷房運転と暖房運転のそれぞれの条件に対して膨張ロスがゼロとなるような膨張容積比を設定することが可能である。
本実施の形態において、膨張機4aの膨張容積比は暖房中間条件に、そして膨張機4bは冷房中間条件に合わせた場合のCOPとSEERの膨張機同軸構成の冷媒回路に対する比は、図13に示す数値となり、図9の場合における暖房中間条件で膨張ロスが生じない膨張容積比で求めた値よりも、冷房運転側でも膨張容積比を合わせた分だけ良くなっており、更に高効率となる冷凍空調装置が得られる。
実施の形態3.
本発明の実施の形態3を図14に基づいて説明する。図14(a)は暖房運転時、(b)は冷房運転時を表している。本実施の形態3は、図8で説明してきた二軸直列(高段)構成の冷媒回路が基本となっている。図14において、21は第2ガスクーラ、18は第2ガスクーラをバイパスする配管の流量制御手段である。なお、図1および図12と同一又は相当部には同じ符号を付し説明を省略する。
図14(a)における暖房運転ではガスクーラ3が室内機、蒸発器5が室外機に相当しており、四方弁20の切換えにより図14(b)の冷房運転では蒸発器5が室内機、ガスクーラ3が室外機となる。
本発明の実施の形態3を図14に基づいて説明する。図14(a)は暖房運転時、(b)は冷房運転時を表している。本実施の形態3は、図8で説明してきた二軸直列(高段)構成の冷媒回路が基本となっている。図14において、21は第2ガスクーラ、18は第2ガスクーラをバイパスする配管の流量制御手段である。なお、図1および図12と同一又は相当部には同じ符号を付し説明を省略する。
図14(a)における暖房運転ではガスクーラ3が室内機、蒸発器5が室外機に相当しており、四方弁20の切換えにより図14(b)の冷房運転では蒸発器5が室内機、ガスクーラ3が室外機となる。
暖房運転時用の膨張機4aと冷房運転時用の膨張機4bそれぞれの出口側配管に逆流防止手段19a,19bを備え、冷房運転と暖房運転ともに膨張動力回収を行うことについては、実施の形態2と同様である。本実施の形態3では、更に第2ガスクーラ21を圧縮機1と第2圧縮機14との間の配管に設け、圧縮機1により冷媒を圧縮後、吐出された高圧ガス冷媒を第2圧縮機14で圧縮する前に前記第2ガスクーラ21で冷却する。
ここで、この実施の形態3における冷媒状態について図15を用いて説明する。図15は、中間冷却二段圧縮サイクルを説明するp−h線図であり、横軸にエンタルピh、縦軸に圧力pをとっている。図中のa点は圧縮機1の吸入部、b点は圧縮機1の吐出部、c点は第2ガスクーラ21の出口部、d点は第2圧縮機14の吐出部、e点はガスクーラ3の出口部、f点は膨張機4の出口部のそれぞれの冷媒状態を示している(冷房運転時における)。図に示すように、第2ガスクーラ21を介さずに中間冷却なしで圧縮行程を行った場合(図中のa→b→b’動作)に比べて、中間冷却二段圧縮(図中のa→b圧縮行程の後にc点まで冷却し、高段でc→d圧縮行程を行う)の方が、エンタルピー値で表すと、(hb’−ha)>(hb−ha)+(hd−hc)であることから、圧縮に要する仕事が小さくなり、同一冷凍能力(ha−hf)に対するCOPは良くなる。暖房時は暖房能力が、(hb’−he)から(hb−hc)+(hd−he)となるため、冷房時ほどはCOPは向上しない。
また、第2ガスクーラ21を冷房運転及び暖房運転に対応して室外機と室内機間を移動させるわけにはいかないので、第2ガスクーラ21は室外機に設けられ、より効率改善効果の大きい冷房運転時にのみ機能するようになっている。暖房運転時には流量制御手段18が開となって迂回するようになっている。
このような二軸直列(高段)2WAY膨張機を有すと共に冷房運転時に中間冷却を備えた冷媒回路でのCOPとSEERの膨張機同軸構成の冷媒回路に対する比は、図16に示す値となり、膨張機の行程容積を冷房と暖房運転の2条件に合わせて第2減圧手段15からのバイパス量を抑え、膨張容積比も冷房と暖房運転の2条件に合わせて膨張ロスを減らしたことによる効果と中間冷却の効果により、実施の形態2の二軸並列(モータ併用)2WAY膨張機並みの良いSEER値となっている。
実施の形態4.
本発明の実施の形態4を図17に基づいて説明する。
図17は図1に示した二軸直列(高段)構成を基本とした冷媒回路図であり、(a)が暖房運転時、(b)が冷房運転時を示す。図において、22はイジェクタ、23は第2四方弁であり、図1と同一又は相当部には同じ符号を付し説明を省略する。
本発明の実施の形態4を図17に基づいて説明する。
図17は図1に示した二軸直列(高段)構成を基本とした冷媒回路図であり、(a)が暖房運転時、(b)が冷房運転時を示す。図において、22はイジェクタ、23は第2四方弁であり、図1と同一又は相当部には同じ符号を付し説明を省略する。
本実施の形態では、第2減圧手段15がイジェクタ22、アキュムレータ6と組合わされて、バイパスや逆流により膨張動力回収されない減圧流量に対してイジェクタ効果によるエネルギ回収を行うようになっている。
図17(a)の暖房運転時には膨張機4で膨張動力回収が行われるが、暖房中間以外の条件のときに、流量マッチングのためバイパスする分はイジェクタ22での回収に用いられる。一方、(b)の冷房運転時は逆流防止手段19により膨張機4への流入はせず、全流量がイジェクタ22を経由して減圧されることになる。
図17(a)の暖房運転時には膨張機4で膨張動力回収が行われるが、暖房中間以外の条件のときに、流量マッチングのためバイパスする分はイジェクタ22での回収に用いられる。一方、(b)の冷房運転時は逆流防止手段19により膨張機4への流入はせず、全流量がイジェクタ22を経由して減圧されることになる。
一般的にはイジェクタのエネルギ効率は膨張機による動力回収効率よりも低く20%程度であるが、イジェクタ効率20%で計算しても、COPとSEERの膨張機同軸構成に対する比は、図18に示す値となり、図1の二軸直列高段(1WAY)構成の冷媒回路に較べて冷房時の全流量と暖房定格時のバイパス流量についてイジェクタ効果の分だけはCOPが改善されている。
なお、上述いずれの実施の形態も、冷房または暖房いずれの場合も油分離器2からアキュムレータ6の出口側配管に分離された油を戻すことにより、アキュムレータ6から圧縮機1を経てガスクーラ3の入口近傍の配管部分は油リッチに保たれ、ガスクーラ、蒸発器の熱交換効率を下げずに、油シール効果により圧縮機構部分の効率を向上させることができる。
また、本発明の実施の形態1〜4に係る冷凍空調装置は使用する冷媒として地球温暖化係数が1の二酸化炭素を用いているため、オゾン層破壊や地球温暖化など地球環境への悪影響の小さい冷凍空調装置を提供することができる。
1 圧縮機、 2 油分離器、 3 ガスクーラ、 4、4a、4b 膨張機、 5 蒸発器、 6 アキュムレータ、 7 温度センサ、 8 圧力センサ、 9 演算手段、 10 膨張比制御手段、 11 主軸、 12 原動機(モータ)、 13 発電機、 14 第2圧縮機、 15 第2減圧手段、 16 予膨張弁、 17 補助モータ、 18 流量制御手段、 19、19a、19b 逆流防止手段、 20 四方弁、 21 第2ガスクーラ、 22 イジェクタ、 23 第2四方弁。
Claims (4)
- 複数台の圧縮機と、前記圧縮機で圧縮された高圧の冷媒を冷却するガスクーラと、前記ガスクーラによって冷却されたガスを減圧することにより動力を取り出す膨張機と、前記膨張機により減圧された冷媒を加熱する蒸発器とを備え、前記圧縮機のうち少なくとも1台は前記膨張機の主軸に連結して駆動される第2圧縮機であり、前記膨張機および第2圧縮機は行程容積が定まったものであるとともに、前記第2圧縮機を他方の圧縮機の吐出側に接続し、複数の運転モードを持つことを特徴とする冷凍空調装置。
- 前記運転モードが冷房運転時に前記ガスクーラが室外機側、前記蒸発器が室内機側となるとともに、暖房運転時にその逆となるような流路を切換える四方弁を備えたことを特徴とする請求項1記載の冷凍空調装置。
- 前記膨張機と並列に配設した第2減圧手段を設けたことを特徴とする請求項1または請求項2に記載の冷凍空調装置。
- 冷媒として二酸化炭素を用いたことを特徴とする請求項1乃至請求項3のいずれかに記載の冷凍空調装置。
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Cited By (14)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2009133584A (ja) * | 2007-11-30 | 2009-06-18 | Daikin Ind Ltd | 冷凍装置 |
JP2009162438A (ja) * | 2008-01-08 | 2009-07-23 | Mitsubishi Electric Corp | 空気調和装置およびその運転方法 |
WO2009101818A1 (ja) * | 2008-02-15 | 2009-08-20 | Panasonic Corporation | 冷凍サイクル装置 |
JP2009186054A (ja) * | 2008-02-04 | 2009-08-20 | Mitsubishi Electric Corp | 冷凍サイクル装置 |
JP2009198056A (ja) * | 2008-02-20 | 2009-09-03 | Osaka Gas Co Ltd | ハイブリッド冷凍機 |
WO2009130929A1 (ja) * | 2008-04-22 | 2009-10-29 | 三菱電機株式会社 | 冷凍空気調和装置 |
WO2009133644A1 (ja) * | 2008-04-30 | 2009-11-05 | 三菱電機株式会社 | 空気調和装置 |
EP2244037A1 (en) * | 2008-02-20 | 2010-10-27 | Panasonic Corporation | Refrigeration cycle device |
JP2011153738A (ja) * | 2010-01-26 | 2011-08-11 | Mitsubishi Electric Corp | 冷凍サイクル装置 |
US8881548B2 (en) | 2009-05-08 | 2014-11-11 | Mitsubishi Electric Corporation | Air-conditioning apparatus |
EP2896912A1 (en) * | 2013-12-30 | 2015-07-22 | Rolls-Royce Corporation | Adaptive trans-critical carbon dioxide cooling systems |
KR20190074476A (ko) * | 2017-12-20 | 2019-06-28 | 한국에너지기술연구원 | 터빈을 적용한 히트펌프 시스템 및 이의 제어방법 |
CN114279101A (zh) * | 2021-12-16 | 2022-04-05 | 珠海格力电器股份有限公司 | 四管制系统、控制方法、装置及空调 |
EP4212793A1 (en) * | 2022-01-17 | 2023-07-19 | Carrier Corporation | Heat pump system and a control method thereof |
-
2007
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Cited By (21)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2009133584A (ja) * | 2007-11-30 | 2009-06-18 | Daikin Ind Ltd | 冷凍装置 |
JP2009162438A (ja) * | 2008-01-08 | 2009-07-23 | Mitsubishi Electric Corp | 空気調和装置およびその運転方法 |
JP2009186054A (ja) * | 2008-02-04 | 2009-08-20 | Mitsubishi Electric Corp | 冷凍サイクル装置 |
WO2009101818A1 (ja) * | 2008-02-15 | 2009-08-20 | Panasonic Corporation | 冷凍サイクル装置 |
JP5070301B2 (ja) * | 2008-02-15 | 2012-11-14 | パナソニック株式会社 | 冷凍サイクル装置 |
JP2009198056A (ja) * | 2008-02-20 | 2009-09-03 | Osaka Gas Co Ltd | ハイブリッド冷凍機 |
EP2244037A4 (en) * | 2008-02-20 | 2012-04-25 | Panasonic Corp | REFRIGERATION CYCLE DEVICE |
EP2244037A1 (en) * | 2008-02-20 | 2010-10-27 | Panasonic Corporation | Refrigeration cycle device |
JPWO2009130929A1 (ja) * | 2008-04-22 | 2011-08-11 | 三菱電機株式会社 | 冷凍空気調和装置 |
WO2009130929A1 (ja) * | 2008-04-22 | 2009-10-29 | 三菱電機株式会社 | 冷凍空気調和装置 |
CN102016442A (zh) * | 2008-04-30 | 2011-04-13 | 三菱电机株式会社 | 空气调节装置 |
WO2009133644A1 (ja) * | 2008-04-30 | 2009-11-05 | 三菱電機株式会社 | 空気調和装置 |
JP5188572B2 (ja) * | 2008-04-30 | 2013-04-24 | 三菱電機株式会社 | 空気調和装置 |
US9212825B2 (en) | 2008-04-30 | 2015-12-15 | Mitsubishi Electric Corporation | Air conditioner |
US8881548B2 (en) | 2009-05-08 | 2014-11-11 | Mitsubishi Electric Corporation | Air-conditioning apparatus |
JP2011153738A (ja) * | 2010-01-26 | 2011-08-11 | Mitsubishi Electric Corp | 冷凍サイクル装置 |
EP2896912A1 (en) * | 2013-12-30 | 2015-07-22 | Rolls-Royce Corporation | Adaptive trans-critical carbon dioxide cooling systems |
KR20190074476A (ko) * | 2017-12-20 | 2019-06-28 | 한국에너지기술연구원 | 터빈을 적용한 히트펌프 시스템 및 이의 제어방법 |
KR102006921B1 (ko) * | 2017-12-20 | 2019-08-02 | 한국에너지기술연구원 | 터빈을 적용한 히트펌프 시스템 및 이의 제어방법 |
CN114279101A (zh) * | 2021-12-16 | 2022-04-05 | 珠海格力电器股份有限公司 | 四管制系统、控制方法、装置及空调 |
EP4212793A1 (en) * | 2022-01-17 | 2023-07-19 | Carrier Corporation | Heat pump system and a control method thereof |
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