JP2013200061A

JP2013200061A - 回転式圧縮機及び冷凍サイクル装置

Info

Publication number: JP2013200061A
Application number: JP2012067940A
Authority: JP
Inventors: Takuya Hirayama; 卓也平山
Original assignee: Toshiba Carrier Corp
Current assignee: Toshiba Carrier Corp
Priority date: 2012-03-23
Filing date: 2012-03-23
Publication date: 2013-10-03

Abstract

【課題】冷凍サイクル装置においてパラレルフロー型の凝縮器を使用した場合に、回転式圧縮機に貯留される潤滑油の量を少なくする。
【解決手段】回転式圧縮機４は、底部に潤滑油が貯留された密閉ケース８内に電動機部10と圧縮機構部１１とが収容された圧縮機本体２と、圧縮機構部１１に連通されてこの圧縮機構部１１に作動流体を供給するアキュムレータ３とを有し、密閉ケース８の内径断面積をＡｃ（ｃｍ^２）とし、アキュムレータ３の作動流体が供給される吸込管２５の吸込断面積をＡｓ（ｃｍ^２）としたとき、Ａｓ/Ａｃが、０．０２＜Ａｓ/Ａｃ＜０．０４に設定されている。
【選択図】図１

Description

本発明の実施形態は、回転式圧縮機及びこの回転式圧縮機を備えた冷凍サイクル装置に関する。

圧縮機と凝縮器と膨張装置と蒸発器とを順次接続した冷凍サイクル装置では、クロスフィン型熱交換器からなる凝縮器を使用する場合が多いが、パラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器を使用する場合もある（下記特許文献１参照）。

パラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器は、クロスフィン型熱交換器からなる凝縮器に比べて熱通過率（伝熱性）が高く、通風抵抗が低いため、凝縮器を小型化することができるとともにこの凝縮器を使用した冷凍サイクル装置の冷凍能力を高めることができる。

また、パラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器を使用した冷凍サイクル装置では、冷凍サイクル装置内に封入されるガス冷媒の量を少なくしても、ガス冷媒の循環量を多くすることにより冷凍能力を高めることができる。

そして、ガス冷媒の循環量を多くした場合には、ガス冷媒に混じって圧縮機から吐出された潤滑油が圧縮機内に戻るまでの時間を短縮することができる。このため、圧縮機内に貯留される潤滑油の量を少なくしても、圧縮機内の潤滑油が不足するという事態の発生を防止して圧縮機の信頼性を確保することができ、貯留される潤滑油の量が少なくなることにより潤滑油のコストを下げることができる。しかも、ガス冷媒と相溶性のある潤滑油を用いる場合には、貯留される潤滑油の量が少なくなることに伴って冷凍サイクル装置内に封入されるガス冷媒の量を更に少なくすることができる。

このように、冷凍サイクル装置においてパラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器を使用した場合には、圧縮機内に貯留される潤滑油の量を少なくすることが、潤滑油やガス冷媒のコストを削減するうえで重要である。

特開２０１１−１４５０２９号公報

本発明の実施形態の目的は、冷凍サイクル装置においてパラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器を使用した場合に、貯留される潤滑油の量を少なくすることができる回転式圧縮機及びこの回転式圧縮機を備えた冷凍サイクル装置を提供することである。

実施形態の回転式圧縮機は、底部に潤滑油が貯留された密閉ケース内に電動機部とこの電動機部に回転軸を介して連結された圧縮機構部とが収容された圧縮機本体と、圧縮機構部に連通されてこの圧縮機構部に作動流体を供給するアキュムレータとを有し、密閉ケースの内径断面積をＡｃ（ｃｍ^２）とし、アキュムレータの作動流体が供給される吸込管の吸込断面積をＡｓ（ｃｍ^２）としたとき、Ａｓ/Ａｃが、０．０２＜Ａｓ/Ａｃ＜０．０４となるように設定されている。

断面で示した回転式圧縮機を含む冷凍サイクル装置の構成図である。パラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器を示す正面図である。密閉ケースの内径断面積“Ａｃ（ｃｍ^２）”とアキュムレータの作動流体が供給される吸込管の吸込断面積“Ａｓ（ｃｍ^２）”の比“Ａｓ/Ａｃ”と、アキュムレータの吸込損失“Ｗｓ/Ｗｔｈ”との関係の実験結果を示すグラフである。密閉ケースの内径断面積“Ａｃ（ｃｍ^２）”とアキュムレータの作動流体が供給される吸込管の吸込断面積“Ａｓ（ｃｍ^２）”の比“Ａｓ/Ａｃ”と、密閉ケース内への潤滑油の戻り率“Ｒ２/Ｒ１”との関係の実験結果を示すグラフである。パラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器の容積“Ｖｈ（ｃｍ^３）”に対応した定格能力時のＣＯＰ（Coefficient Of Performance）と、圧縮機構部の排除容積“Ｖｃ”とパラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器の容積“Ｖｈ”との比“Ｖｃ/Ｖｈ”との関係の実験結果を示すグラフである。

以下、本発明の一実施形態を図面に基づいて説明する。

図１に示す冷凍サイクル装置１は、圧縮機本体２とアキュムレータ３とを有し、低圧の作動流体であるガス冷媒を圧縮して高圧のガス冷媒にする回転式圧縮機４と、圧縮機本体２の吐出側に接続されて高圧のガス冷媒を凝縮して液冷媒にするパラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器５と、凝縮器５に接続されて液冷媒を減圧する膨張装置６と、膨張装置６とアキュムレータ３との間に接続されて液冷媒を蒸発させる蒸発器７とを有している。

図２は、パラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器５を示す正面図である。この凝縮器５は、平行に配置されて内部をガス冷媒が流れる中空状の一対のヘッダーパイプ５ａ、５ｂと、これらのヘッダーパイプ５ａ、５ｂ間に平行に接続されて内部をガス冷媒が流れる中空状の複数の熱交換チューブ５ｃと、隣接する熱交換チューブ５ｃの間に溶接されて介在する放熱フィン５ｄとを有している。そして、一方のヘッダーパイプ５ａと圧縮機本体２とが接続パイプ５ｅによりに接続され、他方のヘッダーパイプ５ｂと膨張装置６とが接続パイプ５ｆにより接続されている。ヘッダーパイプ５ａ、５ｂと熱交換チューブ５ｃとは、熱伝導性の良い材料、例えば、アルミニウムにより形成されている。

図１に戻って、圧縮機本体２は、円筒状に形成された密閉ケース８を有し、密閉ケース８内の底部に潤滑油９が貯留されている。さらに、密閉ケース８内には、上部側に位置する電動機部１０と、下部側に位置する圧縮機構部１１とが収容されている。これらの電動機部１０と圧縮機構部１１とは、上下方向の中心線を有してその中心線回りに回転する回転軸１２を介して連結されている。

電動機部１０は、回転軸１２に固定された回転子１３と、密閉ケース８に固定されて回転子１３を囲む位置に配置された固定子１４とを有している。回転子１３には永久磁石（図示せず）が設けられ、固定子１４にはコイル（図示せず）が巻かれている。

圧縮機構部１１は、上部側に位置する第１シリンダ１５ａと、下部側に位置する第２シリンダ１５ｂとを有している。これらの第１シリンダ１５ａと第２シリンダ１５ｂとの間には、仕切板１７が設けられている。また、第１シリンダ１５ａの上端面には回転軸１２を回転可能に軸支する主軸受１６ａが固定され、第２シリンダ１５ｂの下端面には回転軸１２を回転可能に軸支する副軸受１６ｂが固定されている。

回転軸１２は、第１・第２シリンダ１５ａ、１５ｂを貫通して配置されており、この回転軸１２には１８０°の位相差で同一直径の第１偏心部１８ａと第２偏心部１８ｂとが設
けられている。第１偏心部１８ａには第１ローラ１９ａが嵌合され、第２偏心部１８ｂには第２ローラ１９ｂが嵌合されている。

第１シリンダ１５ａの内部には、両端を主軸受１６ａと仕切板１７とに覆われた第１シリンダ室２０ａが形成されている。第２シリンダ１５ｂの内部には、両端を仕切板１７と副軸受１６ｂとにより覆われた第２シリンダ室２０ｂが形成されている。第１シリンダ室２０ａ内には、第１偏心部１８ａに嵌合された第１ローラ１９ａが収容され、第２シリンダ室２０ｂ内には、第２偏心部１８ｂに嵌合された第２ローラ１９ｂが収容されている。これらの第１・第２ローラ１９ａ、１９ｂは、回転軸１２の回転時にその外周面を第１・第２シリンダ室２０ａ、２０ｂの内周面に線接触させながら回転するように配置されている。

また、第１・第２シリンダ室２０ａ、２０ｂ内には、先端部を第１・第２ローラ１９ａ、１９ｂの外周面に当接させ、第１・第２ローラ１９ａ、１９ｂの回転に伴って第１・第２シリンダ室２０ａ、２０ｂを容積と圧力とが変化する二つの空間に仕切るブレード（図示せず）が収容されている。

主軸受１６ａには第１吐出弁機構２１ａが設けられ、この第１吐出弁機構２１ａは主軸受１６ａに取付けられた第１マフラ２２ａにより覆われている。第１マフラ２２ａには、第１マフラ２２ａの内外を連通する吐出孔２３が形成されている。副軸受１６ｂには第２吐出弁機構２１ｂが設けられ、この第２吐出弁機構２１ｂは副軸受１６ｂに取付けられた第２マフラ２２ｂにより覆われている。第２マフラ２２ｂ内と第１マフラ２２ａ内とは、副軸受１６ｂと第２シリンダ１５ｂと仕切板１７と第１シリンダ１５ａと主軸受１６ａとを貫通して形成されたガス冷媒案内通路（図示せず）により連通されている。

アキュムレータ３は円筒状の密閉ケース２４を有し、この密閉ケース２４には、蒸発器７で気化されたガス冷媒、又は、蒸発器７で気化されなかった液冷媒が密閉ケース２４内に流入するように蒸発器７が接続されている。また、この密閉ケース２４内には、一端が密閉ケース２４内の上部側で開口し、密閉ケース２４内のガス冷媒のみが流入するように配置された二本の吸込管２５が設けられている。これらの吸込管２５の他端は、密閉ケース２４の下端側から密閉ケース２４外に延出し、圧縮機構部１１の第１・第２シリンダ室２０ａ、２０ｂに連通されている。これらの吸込管２５における密閉ケース２４内の下部側に位置する部分には、密閉ケース２４内の底部に溜まった潤滑油が流入する油戻し孔２６が形成されている。

ここで、密閉ケース８の内径断面積を“Ａｃ（ｃｍ^２）”とし、アキュムレータ３の２本の吸込管２５の合計した吸込断面積を“Ａｓ（ｃｍ^２）”としたとき、その比“Ａｓ/
Ａｃ”が、“０．０２＜Ａｓ/Ａｃ＜０．０４”となるように設定されている。

また、圧縮機構部１１の排除容積（第１・第２シリンダ室２０ａ、２０ｂの合計容積）を“Ｖｃ（ｃｍ^３）”とし、凝縮器５の内容積を“Ｖｈ（ｃｍ^３）”としたとき、その比“Ｖｃ/Ｖｈ”が、“０．０１＜Ｖｃ/Ｖｈ＜０．０３”となるように設定されている。

ここで、冷凍サイクル装置１における、密閉ケース８の内径断面積“Ａｃ（ｃｍ^２）”と、吸込管２５の吸込断面積“Ａｓ（ｃｍ^２）”と、圧縮機構部１１の排除容積“Ｖｃ（ｃｍ^３）”と、凝縮器５の内容積“Ｖｈ（ｃｍ^３）”と、“Ａｓ/Ａｃ”と、“Ｖｃ/ｈ”との具体的な実施例の仕様は、下記の表１に示すようになっている。

この“Ａｓ/Ａｃ”及び“Ｖｃ/Ｖｈ”の設定について、図３及び図４の実験結果を示すグラフを用いて説明する。尚、この実験は、冷媒として“Ｒ４１０Ａ”を使用し、凝縮器としてパラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器５を使用して行われている。また、冷媒“Ｒ４１０Ａ”の循環量“Ｇ（Ｋｇ/ｓ）”を０．０８（Ｋｇ/ｓ）及び０．０５（Ｋｇ/ｓ）として行った。

まず、図３を用いて“Ａｓ/Ａｃ”の下限設定値を説明する。図３は、横軸に“Ａｓ/Ａｃ”、縦軸にアキュムレータ３の吸込管２５の吸込損失（計算値）“Ｗｓ（Ｗ）”としたグラフである。なお、“Ｗｓ（Ｗ）”は、圧縮機理論仕事“Ｗｔｈ（Ｗ）”に対する比“Ｗｓ/Ｗｔｈ（％）”で表わし、無次元化している。ここで、“Ａｃ”は、各循環量にお
ける油面確保のために必要な密閉ケースの内径断面積である。

この図３から分かるように、吸込管２５の吸込損失（計算値）“Ｗｓ（Ｗ）”は、“Ａｓ/Ａｃ”が０．０２０以下になると急激に増加することが分かる。したがって、ガス冷
媒の循環量“Ｇ”の値に係らず、“Ａｓ/Ａｃ”の下限を“０．０２＜Ａｓ/Ａｃ”を満たすように設定すれば、吸込損失の急激な増大は防止することができる。

以上のように、“Ａｓ/Ａｃ”の下限は、吸込管２５の吸込損失（計算値）“Ｗｓ（Ｗ
）”との関係から選択されている。

次に、図４を用いて“Ａｓ/Ａｃ”の上限設定値を説明する。図４は、横軸に“Ａｓ/Ａｃ”、縦軸に圧縮機本体２から吐出される潤滑油の吐油量“Ｒ１（ｃｃ/ｓ）”とアキュ
ムレータ３の吸込管２５から密閉ケース８内に戻される潤滑油の油戻り量“Ｒ２（ｃｃ/
ｓ）”としたときの比“Ｒ２/Ｒ１”との関係を示したグラフである。

ここで、パラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器５を使用する冷凍サイクル装置１で用いられる回転式圧縮機４においては、密閉ケース８内の潤滑油９の油面が低下すると、回転式圧縮機４に十分な潤滑油９が供給されなくなり、圧縮効率の低下等を引き起こすことになる。この為、密閉ケース８内の潤滑油９の油面を低下させないようにするため、圧縮機本体２から吐出される潤滑油の吐油量“Ｒ１（ｃｃ/ｓ）”とアキュムレータ３の吸
込管２５から密閉ケース８内に戻される潤滑油の油戻り量“Ｒ２（ｃｃ/ｓ）”の比“Ｒ
２/Ｒ１”を１以上とする必要がある。

図４から“Ａｓ/Ａｃ”の値が大きくなると吸込管２５内を流れるガス冷媒の流速が小
さくなるため、油戻し孔２６からの油戻り量が減少することが分かる。そして、“Ａｓ/
Ａｃ”の値が０．０４以上になると、“Ｒ２/Ｒ１”が１以下になり、油戻り量の減少に
伴い密閉ケース８内の潤滑油の油面が次第に低下することになる。

したがって、“Ａｓ/Ａｃ”の上限設定値を“Ａｓ/Ａｃ＜０．０４”とすることにより、“Ｒ２/Ｒ１＜１”となることが防止され、これにより密閉ケース８内の潤滑油の油面
が次第に低下することを防止することができ、密閉ケース８内の潤滑油が不足することにより発生する不都合を防止できる信頼性の高い回転式圧縮機４を提供することができる。また、過剰な潤滑油９の貯留を必要としない為、冷凍サイクル装置内に封入されるガス冷媒の量を少なくすることができ、ガス冷媒のコストを削減することができるとともに、ガス冷媒が環境に与える負荷を軽減することができる。

以上のように、図３及び図４から分かるように、パラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器５を使用する冷凍サイクル装置１で用いられる回転式圧縮機４においては、“Ａｓ/
Ａｃ”の値を、“０．０２＜Ａｓ/Ａｃ＜０．０４”とすることにより、密閉ケース８内
に貯留される潤滑油の量を少なくすることができるとともに吸込損失の急激な増大を防止する信頼性を高めることができ、しかも、冷凍サイクル装置１に封入されるガス冷媒の量を少なくすることができる回転式圧縮機４を提供することができる。

次に、図５を用いて、圧縮機構部１１の排除容積（第１・第２シリンダ室２０ａ、２０ｂの合計容積）“Ｖｃ（ｃｍ^３）”と凝縮器５の内容積“Ｖｈ（ｃｍ^３）”との比“Ｖｃ/Ｖｈ”の設定について説明する。

図５は、横軸に圧縮機構部１１の排除容積“Ｖｃ”とパラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器５の容積“Ｖｈ”との比“Ｖｃ/Ｖｈ”、縦軸にパラレルフロー型の凝縮器５の
容積“Ｖｈ（ｃｍ^３）”に対応した定格能力時のエネルギー消費効率ＣＯＰ（Coefficient Of Performance）を示したグラフである。

図５から分かるように、“Ｖｃ/Ｖｈ”が０．０１以下となると、エネルギー消費効率
ＣＯＰは急激に低下する。これは、定格能力を出すために回転式圧縮機４の運転周波数を高くして対応することにより、圧縮されたガス冷媒が第１・第２吐出弁機構２１ａ、２１ｂを通過する際の通過損失や軸受損失が急増し、結果的にエネルギー消費効率ＣＯＰが急激に低下することになる。

一方、“Ｖｃ/Ｖｈ”が０．０３以上になると、エネルギー消費効率ＣＯＰは急激に低
下する。これは、圧縮機構部１１の排除容積“Ｖｃ”を大きくするために第１・第２シリンダ１５ａ、１５ｂの高さ寸法を大きくする必要があり、軸負荷が増大することになる。また、主軸受１６ａと副軸受１６ｂとの軸受間距離が増大することに対応して回転軸１２の軸径を大きくしなければならず、軸摺動損失が増大することが考えられる。さらに、第１・第２シリンダ１５ａ、１５ｂと第１・第２ローラ１９ａ、１９ｂ間のシール長さが拡大して漏れ損失が増大すること等により、エネルギー消費効率ＣＯＰが急激に低下することになる。

よって、“Ｖｃ/Ｖｈ”を“０．０１＜Ｖｃ/Ｖｈ＜０．０３”と設定することにより、エネルギー消費効率ＣＯＰの低下を防止することができ、冷凍サイクル装置１の冷凍能力を高めることができる。

このような構成において、回転式圧縮機４においては、電動機部１０に通電されることにより回転軸１２と第１・第２ローラ１９ａ、１９ｂとが回転軸１２の中心線回りに回転し、圧縮機構部１１が駆動される。

圧縮機構部１１が駆動された場合には、第１・第２ローラ１９ａ、１９ｂの回転に伴って第１・第２シリンダ室２０ａ、２０ｂ内の二つの空間の容積と圧力とが変化する。この
容積と圧力とが変化することにより、アキュムレータ３内から低圧のガス冷媒が吸込管２５を通って第１・第２シリンダ室２０ａ、２０ｂ内に吸込まれ、吸込まれた低圧のガス冷媒が第１・第２シリンダ室２０ａ、２０ｂ内で圧縮され、高圧のガス冷媒になる。

第１シリンダ室２０ａ内で圧縮された高圧のガス冷媒は、第１吐出弁機構２１ａから第１マフラ２２ａ内に吐出され、第１マフラ２２ａ内から吐出孔２３を通って密閉ケース８内に吐出される。また、第２シリンダ室２０ｂ内で圧縮された高圧のガス冷媒は、第２吐出弁機構２１ｂから第２マフラ２２ｂ内に吐出され、第２マフラ２２ｂ内からガス冷媒案内通路を通って第１マフラ２２ａ内に流入し、第１マフラ２２ａ内から吐出孔２３を通って密閉ケース８内に吐出される。

冷凍サイクル装置１においては、密閉ケース８内の高圧のガス冷媒が凝縮器５内に流入し、凝縮器５において放熱されることにより液冷媒となる。この液冷媒は、膨張装置６に流入して減圧され、減圧された後に蒸発器７内に流入して吸熱することにより蒸発してガス冷媒となる。蒸発器７内で蒸発したガス冷媒はアキュムレータ３内に流入し、アキュムレータ３の吸込管２５内を通って圧縮機構部１１の第１・第２シリンダ室２０ａ、２０ｂ内に供給され、圧縮される。このようにして、圧縮機構部１１での圧縮と、凝縮器５での放熱による凝縮と、蒸発器７での吸熱による蒸発とが繰り返されることにより、冷凍サイクルが行われる。

ここで、このようなパラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器５は、熱通過率が高く、通風抵抗が低いため、小型化することができるとともにこの凝縮器５を使用する冷凍サイクル装置１の冷凍能力を高めることができる。

そして、このようなパラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器５を使用した冷凍サイクル装置１では、冷凍サイクル装置１内に封入されるガス冷媒の量を少なくしてもガス冷媒の循環量を多くすることにより、冷凍能力を高めることができる。この場合、封入されるガス冷媒の量が少なくなることによりガス冷媒のコストを削減することができ、さらに、ガス冷媒が環境に与える負荷を軽減することができる。

また、ガス冷媒の循環量を多くすることにより、密閉ケース８内からガス冷媒と共に吐出された潤滑油が密閉ケース８内に戻るまでの時間を短縮することができる。このため、密閉ケース８内に貯留される潤滑油の量を少なくしても、密閉ケース８内の潤滑油が不足するという事態の発生を防止して回転式圧縮機４の信頼性を確保することができる。そして、貯留される潤滑油の量が少なくなることにより潤滑油のコストを下げることができる。特に、ガス冷媒と相溶性のある潤滑油を用いる場合には、貯留される潤滑油の量が少なくなることに伴って冷凍サイクル装置１内に封入されるガス冷媒の量を更に少なくすることができ、ガス冷媒のコストを更に削減することができるとともに、ガス冷媒が環境に与える負荷を更に軽減することができる。

このように、密閉ケース８内に貯留される潤滑油の量を少なくすることは、コスト面や環境面で大きなメリットになるが、図１に示すように圧縮機構部１１が密閉ケース８内の下部側に位置する圧縮機本体２では、圧縮機構部１１における摺動部の潤滑や圧縮機構部１１におけるシール性を確保するため、圧縮機構部１１の全体を潤滑油の油面より下に位置させている。

このため、密閉ケース８内における潤滑油の油面を確保しつつ、密閉ケース８内に貯留される潤滑油の量を少なくするためには、密閉ケース８の内径断面積を小さくする必要がある。密閉ケース８の内径断面積を小さくした場合には、密閉ケース８内におけるガス冷媒が収容される容積も小さくなるので、冷凍サイクル装置１内に封入されるガス冷媒の量
を更に少なくすることができる。

以上、本発明の実施形態を説明したが、これらの実施形態は、例として提示したものであり、発明の範囲を限定することは意図していない。これら実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更を行うことができる。これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれると同様に、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれるものである。

１…冷凍サイクル装置、２…圧縮機本体、３…アキュムレータ、４…回転式圧縮機、５…パラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器、６…膨張装置、７…蒸発器、８…密閉ケース、９…潤滑油、１０…電動機部、１１…圧縮機構部、１２…回転軸、２５…吸込管

Claims

底部に潤滑油が貯留された密閉ケース内に電動機部とこの電動機部に回転軸を介して連結された圧縮機構部とが収容された圧縮機本体と、前記圧縮機構部に連通されてこの圧縮機構部に作動流体を供給するアキュムレータとを有し、
前記密閉ケースの内径断面積をＡｃ（ｃｍ^２）とし、前記アキュムレータの前記作動流体が供給される吸込管の吸込断面積をＡｓ（ｃｍ^２）としたとき、Ａｓ/Ａｃが、
０．０２＜Ａｓ/Ａｃ＜０．０４
となるように設定されていることを特徴とする回転式圧縮機。
請求項１記載の回転式圧縮機と、
前記回転式圧縮機に接続されたパラレルフロー型熱交換器からなる凝縮器と、
前記凝縮器に接続された膨張装置と、
前記膨張装置と前記アキュムレータとの間に接続された蒸発器と、
を備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。
前記圧縮機構部の排除容積をＶｃ（ｃｍ^３）とし、前記凝縮器の内容積をＶｈ（ｃｍ^３）としたとき、Ｖｃ/Ｖｈが、
０．０１＜Ｖｃ/Ｖｈ＜０．０３
となるように設定されていることを特徴とする請求項２記載の冷凍サイクル装置。