JP2018500533A - 冷蔵装置 - Google Patents

Abstract

【課題】冷蔵装置を複雑にすることなく、また冷蔵装置で作動する往復圧縮機を複雑にすることなく、往復圧縮機で作動する冷蔵装置の効率を高める。【解決手段】冷媒（１）が循環する閉回路（Ｃ）を備え、この閉回路は、少なくとも１つの凝縮器（１０２）と、少なくとも１つの往復圧縮機（１０１）が設けられた少なくとも１つの主分岐部（Ｍ）とを有し、前記往復圧縮機には、前記冷媒の所定の流量（１−Ｘ１、１−Ｘ１−Ｘ２）が、前記主分岐部から所定の吸引圧力（Ｐ１）で流入し、前記主分岐部（Ｍ）は、少なくとも１つの蒸発器（１０３）と、前記凝縮器および前記蒸発器の間に配置された少なくとも１つの第１膨張弁（１０４）とを備え、前記閉回路は、さらに、前記冷媒（１）の第１の分配流量（Ｘ１）のための第１の二次エコノマイザ分岐部（１０５）を備え、前記第１の二次エコノマイザ分岐部（１０５）は、前記圧縮機（１０１）と、前記凝縮器および前記第１膨張弁の間に含まれる閉回路（Ｃ）のセクション（１０６）とに流体的に接続されている冷蔵装置（１００）であって、前記圧縮機は、冷媒の前記第１の分配流量（Ｘ１）の入口のための第１の側方吸入孔（１０７）を備え、前記第１の分配流量が、Ｐ８−Ｐ１≦４ｂａｒ（４００ｋＰａ）になるような吸入圧力（Ｐ８）を有することを特徴とする冷蔵装置（１００）。【選択図】図１

Description

本発明は、冷蔵装置に関する。

本発明による冷蔵装置は、冷媒が流れる閉回路であって、凝縮器に加えて、膨張弁、蒸発器、この閉回路内を循環する冷媒用の往復圧縮機、および二次エコノマイザ分岐部を備える場合に、特に有利に用いられるものである。公知技術において、このような二次分岐部の一方は、凝縮器と膨張弁との間において、閉回路の主分岐セクションに流体的に接続され、同じく他方は、この二次分岐部を流れる分配流量を往復圧縮機自体への再注入のために、往復圧縮機のシリンダに流体的に接続されていることは、よく知られている。さらに公知の方法では、二次エコノマイザ分岐部は、膨張弁と熱交換器とを備え、二次エコノマイザ分岐部から圧縮機のシリンダに入る流体は、冷蔵装置の回路の最高圧力と最低圧力との中間の圧力、すなわち、凝縮器における流体圧力と、蒸発器における流体圧力との中間の圧力を有している。

冷蔵装置において通常用いられる圧縮機では、一般に、二次エコノマイザ分岐部から来る前述の分配流量が注入される圧縮機の圧縮室の正確な位置が、常に判断される。例えば、公知の法則により、圧縮機の軸線方向に沿って圧力が増加することが知られているスクリュー圧縮機では、二次エコノマイザ分岐部から来る分配流量の正確な注入点を常に見つけることができる。スクロール圧縮機のような他のタイプの圧縮機についても、同じことが言える。圧縮室内の作動原理および圧力分布は、スクリュー圧縮機とは異なるけれども、スクロール圧縮機では、圧縮室の任意の点での圧力を常に知ることができる。

シリンダと、シリンダ内で往復運動するピストンとを備える往復圧縮機を用いる場合、圧力は、時間の経過とともに変化し、吸入および圧縮行程において、シリンダ内のピストンの各位置において、シリンダ全体としていつもほぼ同じである。

しかし、往復圧縮機を有する冷蔵装置において二次エコノマイザ分岐部を用いることを可能にするために、エマーソン・クライミット・テクノロジ社（Ｅｍｅｒｓｏｎ Ｃｌｉｍａｔｅ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｉｅｓ Ｉｎｃ．）による特許文献１には、規定された中間圧力で二次エコノマイザ分岐部からの分配流量の入口のための側方吸入孔が設けられたシリンダを用いることが記載されている。圧縮機のシリンダにおける側方吸入孔には、少なくとも１つのカムと、それに対応する少なくとも一つの従動子とからなる複雑な機構を介して、その開閉が圧縮機の駆動軸と同期されているバルブが配置されている。これにより、二次エコノマイザ分岐部からの前述の冷媒の分配流量は、ピストンが前述の二次の分配流量の圧力よりも僅かに小さい圧力に達する直前にのみ注入することができる。

特許文献１に記載されているような複雑な同期システムを用いることを避けるために、他の解決策が研究されてきた。特に、キャリア社（Ｃａｒｒｉｅｒ Ｃｏｒｐｏｒａｔｉｏｎ）による特許文献２には、吸入工程においてピストンによって露出され、ピストンの圧縮行程中にピストンによって覆われる側方吸入孔を、圧縮機シリンダにどのように実現するかが教示されている。しかし、このような圧縮機では、ピストン速度、したがって冷蔵装置の回路を循環する流量は、冷却される室内の目標温度の関数として変化する。これはすべて、例えば容器等であってもよい冷蔵室の精密な温度調整を達成するために、冷蔵装置自体の効率を高める究極の効果を有する。しかし、このような冷蔵装置には、欠点がある。実際、細かい制御が要求されると、二次エコノマイザ分岐部を用いることによって達成されうる効率が損なわれる。さらに、ピストンの運動速度は、常に一つまたは複数の外部パラメータの関数として制御されなければならないので、このような冷蔵装置は、往復圧縮機を大幅に複雑なものにさせてしまう。

一方、二次エコノマイザ分岐部が設けられている限り、前述のすべての冷蔵装置において、用いられる圧縮機のタイプとは無関係に、二次分岐部からの冷媒の分配流量の圧力は、吸引ダクトを通って、従ってシリンダヘッド上の吸引弁を通って圧縮機に流入する流体の圧力よりも、常に著しく高い。公知技術として、冷蔵装置の効率を最適化する二次エコノマイザ分岐部の圧力を定めるために用いられる２つの計算方法がある。第１の方法によれば、二次エコノマイザ分岐部に沿う流体圧力は、凝縮器の圧力と蒸発器の圧力との幾何学的平均値によって決められる。例示すると、蒸発器での冷媒の圧力が１．３１ｂａｒ（１３１ｋＰａ）であり、凝縮器での冷媒の圧力が１８．３ｂａｒ（１８３０ｋＰａ）である場合、冷蔵装置の効率を最適化するために、二次エコノマイザ分岐部を流れる流体の圧力は、４．９３ｂａｒ（４９３ｋＰａ）である（すなわち、前述の圧力の積の平方根によって与えられる）。第２の方法によれば、二次エコノマイザ分岐部に沿った流体圧力は、蒸発器温度と凝縮器温度との平均値を飽和流体で計算することによって得られる飽和ガスの温度に対応する圧力によって与えられる。例示すると、凝縮器における飽和流体の温度が４０℃であり、蒸発器で−４０℃である場合、これら２つの値の平均温度は０℃である。この温度に対応する飽和流体の圧力は６．１ｂａｒ（６１０ｋＰａ）である。これは、冷却ガスとして流体Ｒ４０４ａを選択することによって得られるが、これは市販されている最も一般的な冷媒の１つである。一方、他の市販の冷媒については、結果は異なるが、前述の値からの偏差は、全く小さいものであることが分かった。

一般に、現場技術者は、前述の２つの方法を用いて一度計算を行うと、それにより得られた２つの値の平均を、二次分岐部内を循環する流体の分配流量の圧力とみなす。ここにあげる例では、選択された値は、５．５１ｂａｒ（５５１ｋＰａ）である。

前記の特定の例にかかわらず、一般に、吸引弁を通って圧縮機に入る流体の圧力と、シリンダの側方孔を通ってシリンダに流入する流体の圧力との差圧は、通常、５ｂａｒ（５００ｋＰａ）を超える値である。実際、このような差圧は、冷蔵装置の効率を最適化することができ、したがって、冷蔵装置のすべての製造業者が採用するところである。

二次分岐部からの冷媒の分配流量の圧力と、従来の吸引ダクトを通って圧縮機に流入する流体の圧力とのこのような差圧は、往復圧縮機と、エコノマイザ分岐部に沿った流入口のための側方吸入孔とを有する冷蔵装置を用いる場合には、あまり有利ではない。

米国特許出願公開第２０１４／０１７０００３号明細書 国際公開第２００７／０６４３２１号

従って、本発明の目的は、冷蔵装置を複雑にすることなく、また冷蔵装置で作動する往復圧縮機をも複雑にすることなく、往復圧縮機で作動する冷蔵装置の効率を高めることである。

本発明のさらなる目的は、公知の冷蔵装置における往復圧縮機の変位量はそのままで、冷蔵装置の能力を増加させることである。

本発明の上記の目的は、冷媒が循環する閉回路を有する冷蔵装置によって達成される。前記閉回路は、少なくとも１つの凝縮器と、少なくとも１つの往復圧縮機が設けられた少なくとも１つの主分岐部とを備え、前記往復圧縮機には、所定の流量の冷媒が、前記主分岐部から所定の吸引圧力で流入し、前記主分岐部は少なくとも１つの蒸発器と、前記凝縮器と蒸発器との間に位置する少なくとも１つの第１膨張弁とを備え、さらに前記閉回路は、前記冷媒の第１の分配流量のための第１の二次エコノマイザ分岐部を備え、前記第１の二次エコノマイザ分岐部は、前記圧縮機と、前記凝縮器および前記第１膨張弁の間に含まれる閉回路のセクションとに流体的に接続されている冷蔵装置であって、前記往復圧縮機は、冷媒の前記第１の分配流量の入口のための第１の側方吸入孔を備え、前記第１の分配流量が、Ｐ_８−Ｐ_１≦４ｂａｒ（４００ｋＰａ）になるような吸入圧力を有している。

出願人は、吸引圧力Ｐ_１よりも高い吸入圧力Ｐ_８で、圧縮機シリンダに配置された第１の孔を通って、二次エコノマイザ分岐部から第１の分配流量を流入させる試験を行ったが、Ｐ_８−Ｐ_１が４ｂａｒ（４００ｋＰａ）以下、好ましくは２ｂａｒ（２００ｋＰａ）以下であると、複数の結果に達することができる。実際、このような解決策により、同じ作動条件、すなわち同じ圧力、温度および同じ冷媒で作用する冷蔵サイクルに関して、冷蔵サイクルの効率が大幅に向上した。さらにこのような解決策によると、用いる往復圧縮機の変位量は同じままで、冷蔵負荷を大きく増加させることもできる。これは主に、第１の二次エコノマイザ分岐部からの冷媒の前記第１の分配流量の圧力が減少すると、容積流量の顕著な増加が得られるという事実によるものであり、その結果、第１の孔を通して圧縮機に流入する際のシリンダの圧力を大きく上昇させ、圧縮機の仕事を減少させる。圧縮機の仕事がこのように減少すると、冷蔵装置全体の効率が大幅に向上することとなる。

本発明の特徴的な態様によれば、前記往復圧縮機の少なくとも１つは、少なくとも１つのシリンダと、前記シリンダ内で、上死点および下死点の間を往復運動する少なくとも１つのピストンとを備え、前記冷媒の第１の分配流量の入口のための吸入孔は、前記ピストンの下死点に配置され、前記ピストンは、少なくともその吸入工程中に、少なくとも部分的に前記吸入孔を露出させ、かつ少なくともその圧縮工程中に、前記吸入孔を覆うようになっている。

実際、吸入孔がピストンの下死点に近づくほど、吸入および圧縮ステップにおけるピストンの仕事量は少なくなる。さらに、入口孔がピストンの下死点に近づくほど、側方孔が露出したままの時間内のピストン工程の損失は少なくなる。したがって、本発明によるこのような解決策によれば、冷蔵装置の効率を最大にすることができる。

本発明の特徴的な態様によれば、前記少なくとも１つの閉回路は、さらに、前記冷媒の第２の分配流量のための追加の二次エコノマイザ分岐部を備え、前記圧縮機は、冷媒の前記追加の分配流量の前記圧縮機への入口のための第２の吸入孔を備え、前記第２の吸入孔は、前記第１の吸入孔が配置される距離よりも、前記下死点からさらに離れて配置され、前記追加の分配流量は、Ｐ_１≦Ｐ_１０≦Ｐ_８となるような吸入圧力を有している。ここで、Ｐ_１０−Ｐ_１≦２ｂａｒ（２００ｋＰａ）、好ましくは１ｂａｒ（１００ｋＰａ）以下である。このような解決策は、冷蔵装置の全ての作動条件が同じである従来のものに比して、効率及び冷蔵能力を大幅に増加させる。

本発明によれば、前記第１の吸入孔、および／または前記第２の吸入孔は、前記シリンダの軸を実質的に横切っている。すなわち、前記シリンダの軸を実質的に横切る平面上に位置する主寸法を有するスリットを備えている。実際、ピストンの上昇中に、シリンダの圧縮仕事を可能な限り減少させ、前記第１の吸入孔および／または前記第２の吸入孔を閉じるために、前記第１の吸入孔と前記第２の吸入孔とは共に、シリンダの軸方向の寸法を、可能な限り小さくしなければならない。しかし、シリンダ軸を横切る面上でのスリットの主寸法は、使用可能な冷媒の最大分配流量を、最短時間で流入できるようにするものでなければならない。

スリットという用語は、シリンダ壁に設けられ、他の寸法に対して支配的寸法（主寸法とも呼ばれる）を有する任意の形状のノッチを意味している。特に、本例では、主要な又は支配的な又はより関連する寸法は、圧縮機のシリンダの軸線を横切る平面上における寸法であり、圧縮機のシリンダ軸と平行な寸法、即ち、スリットの高さ方向の寸法ではない。

本明細書において開示する実施形態によれば、共にスリット状の前記第１の吸入孔および前記第２の吸入孔は、実質的に、すなわち概ね長方形であり、圧縮機シリンダの内面を向くスリット面は、実質的に圧縮機シリンダの内側表面において長方形をなしている。頂部側または底部側の寸法が、２つの側部の高さ、すなわち圧縮機シリンダの軸方向における寸法よりも大幅に大きい実質的に長方形であり、互いに融合された側部、すなわち鋭い縁部を有しないが、シリンダの内面において、実質的に長方形の表面形状を有することもできる。

特に、前記実質的に長方形のスリットの高さと長さ、すなわち主寸法との比は０．５未満、好ましくは０．２未満である。

前記第１の吸入孔の下側は、前記ピストンの前記下死点と実質的に同一平面上にあると有利である。さらに、前記第２の吸入孔の下側は、前記第１の吸入孔の上側と同一面上にある。このようにして、前記第１の吸入孔および第２の吸入孔は、前記ピストンの下死点から最短距離にある。

本発明の特定の実施形態によれば、前記二次エコノマイザ分岐部、および／または前記追加の二次分岐部は、円形断面を有する少なくとも１つの管と、前記第１の吸入孔および／または前記第２の吸入孔と連通する少なくとも１つの継手とを備えている。
より詳細には、前記円筒管は、調整されたタイプになるように寸法決めされている。このような定義は、内燃機関の分野に関係する現場技術者には周知であり、実際、このような管が長さと径で寸法決めされて、第１または第２の孔の開口部において管内を伝搬する圧力波が、シリンダ室内の圧力とシリンダに入る分配流量の圧力との圧力差により、いかなる場合でも、シリンダの充填は促進され、二次エコノマイザ分岐部の圧力を低く保つことを意味する。このことは、シリンダの圧力が、１秒の何分の１の間、二次エコノマイザ分岐部、および／または前記追加の二次分岐部に沿って流れる流入量のための円筒管内の圧力よりも高い状況においても得られる。

最後に、前記第１の吸入孔および／または前記第２の吸入孔は、少なくとも１つの機能的に結合された逆止弁を備えている。そのため、ピストンの圧縮段階の間にシリンダ内にあるガスは、第１または第２の孔からの分配流量の圧力を一旦超えると、１秒の何分の１の間でさえも、前記二次エコノマイザ分岐部、および／または前記追加の二次エコノマイザ分岐部に再流入することができない。このような逆止弁は、好ましくは変形可能な舌片タイプであり、前記シリンダの壁に取り付けられている。

２つの二次エコノマイザ分岐部を有する本発明による冷蔵装置の模式図である。 図１の冷蔵装置に用いられる冷蔵サイクルのＰ−Ｈ線図である。 吸入および圧縮ステップにおける圧縮機シリンダ内部を、図２に示す熱力学的状態に関連づけて示す模式的断面図である。 図２に示す熱力学的状態を参照した、吸入および圧縮ステップにおける圧縮機シリンダ内部の模式的断面図である。 図２に示す熱力学的状態を参照した、吸入および圧縮ステップにおける圧縮機シリンダ内部の模式的断面図である。 図２に示す熱力学的状態を参照した、吸入および圧縮ステップにおける圧縮機シリンダ内部の模式的断面図である。 圧縮機シリンダの壁に設けられる第１および第２の吸入孔を表わす往復圧縮機シリンダの縦断面図である。 圧縮機シリンダの壁に設けられる第１および第２の吸入孔を表わす往復圧縮機シリンダの横断面図である。 二次エコノマイザ分岐部を備えていない往復圧縮機を有する従来の冷蔵装置の模式図である。 図５ａの冷蔵装置に適用されている冷蔵サイクルのＰ−Ｈ線図である。

例示のみを目的として、非限定的に示す本発明のいくつかの実施形態を、添付の図面を参照して、以下に説明する。

添付の図面において、本発明による代表的な冷蔵装置は、符号１００で示してある。

冷蔵装置１００は、冷媒１が循環する閉回路Ｃを備えている。閉回路Ｃは、凝縮器１０２と、シリンダ１１０およびシリンダ１１０の内部で、上死点Ｓ（図３ｄ参照）と下死点Ｉ（図３ｃ参照）との間で往復運動を行うピストン１１１が設けられた往復圧縮機１０１を有する主分岐部Ｍとを備えている。ここで、往復圧縮機１０１には、規定の吸引圧力Ｐ１で主分岐部Ｍから規定された流量１−Ｘ_１−Ｘ_２の冷媒が流入する。この主分岐部Ｍは、さらに、凝縮器１０２と蒸発器１０３との間に、熱交換器１３１および第１膨張弁１０４が設けられている。閉回路Ｃは、冷媒の第１の分配流量Ｘ_１のための第１の二次エコノマイザ分岐部１０５を備えている。このような第１の二次エコノマイザ分岐部１０５は、圧縮機１０１と、凝縮器１０２および膨張弁１０４の間に含まれる閉回路Ｃのセクション１０６とに流体的に接続されている。本発明によれば、往復圧縮機１０１は、冷媒の前述の第１の分配流量Ｘ_１の流入のために、シリンダ１１０の壁１１０ａに第１の側方吸入孔１０７を備えている。

図１において、冷蔵装置１００の閉回路Ｃを循環する冷媒の熱力学的状態を、１〜１２の数で括弧内に示してある。次に、図２において、閉回路Ｃ内の冷媒によって行われる熱力学的サイクルを、閉回路Ｃの対応する点における流体の熱力学的状態の情報とともに示してある。

本発明において、第１の分配流量Ｘ１は、Ｐ_８−Ｐ_１≦４ｂａｒ（４００ｋＰａ）、好ましくは２ｂａｒ（２００ｋＰａ）未満となるように圧縮機１０１のシリンダ１１０で吸入圧力Ｐ_８を有していると有利である。Ｐ_１は、圧縮機１０１の吸入ステップの間に、吸気弁１０１ａから圧縮機１０１のシリンダ１１０に入る流量１−Ｘ１−Ｘ２の流体の圧力である。実際、出願人は、第１の二次エコノマイザ分岐部１０５を通って、シリンダに導入された流体の比容積を増加させることにより、すなわち第１の側方吸入孔１０７を通って、シリンダ１１０へ入る吸入圧力Ｐ_８を、できるだけ減少させることにより、いくつかの利点が得られることを発見した。第１に、このような解決策により、同じ条件、すなわち同じ圧力、温度および同じ冷媒で作用する冷蔵サイクルに関して、冷蔵サイクルの効率が大幅に向上する。加えて、このような解決策は、用いられる往復圧縮機１０１の変位量は同じままで、冷蔵負荷を大きく増加させることもできる。これは主に、第１の二次エコノマイザ分岐部１０５からの冷媒の第１の分配流量Ｘ１の圧力Ｐ８が減少すると、容積流量の顕著な増加が得られるという事実によるものであり、その結果、第１の吸入孔１０７を通って圧縮機１０１に流入する際のシリンダ１１０の圧力を大きく上昇させ、圧縮機１０１の圧縮作業を減少させる。圧縮機１０１の圧縮作業のこの減少により、冷蔵装置１全体の効率は大幅に増大する。さらにこのような解決策により、往復圧縮機１０１の変位量は同じままで、冷蔵負荷を大きく増加させることもできる。

本明細書で開示する実施形態によれば、冷媒Ｒ４０４ａの第１の分配流量Ｘ１のための第１の吸入孔１０７が、ピストン１１１の下死点Ｉに配置され、ピストンは、吸入工程中に第１の吸入孔１０７を露出させ、圧縮工程中に第１の吸入孔１０７を覆う。

本明細書に開示された実施形態では、閉回路Ｃは、さらに、冷媒の第２の分配流量Ｘ２のための追加の二次エコノマイザ分岐部１２０を備えている。したがって、圧縮機１０１は、冷媒の追加の分配流量Ｘ２の入口のための第２の吸入孔１１２を備えている。具体的には、第２の吸入孔１１２は、ピストン１１１の下死点Ｉから第１の吸入孔１０７が位置する距離よりも、さらに離れて配置されている。追加の分配流量Ｘ２は、Ｐ_１≦Ｐ_１０≦Ｐ_８において、Ｐ_１０−Ｐ_１≦２ｂａｒ（２００ｋＰａ）、好ましくは１ｂａｒ（１００ｋＰａ）未満の吸入圧力Ｐ_１０を有する。

なお、第１の吸入孔１０７または第２の吸入孔１１２と、下死点Ｉとの間の前述の距離は、圧縮機１０１のピストン１１１の下死点から、それぞれの吸入孔の下側１０７ａまたは１１２ａまで、シリンダ１１０の軸Ｚに沿って測定されることに留意されたい。

本明細書に開示の実施形態によれば、第１の二次エコノマイザ分岐部１０５および追加の第２のエコノマイザ分岐部１２０は、凝縮器１０２と膨張弁１０４との間に含まれる閉回路Ｃのセクション１０６と共に、第二の膨張弁１３０および少なくとも１つの熱交換器１３１を備えている。

ここでは、簡略化のために、本発明による冷蔵装置の数値例を示す。特に、閉回路Ｃ内の冷媒によって行われる熱力学的サイクルが図２に示されていることを理解されたい。
この場合にも、冷蔵装置１００の冷媒によって行われる熱力学的変換を記述する線に付された符号は、図１に示す冷蔵装置１００の閉回路Ｃにおいて見つけることも可能である。

数値の１例として、凝縮温度は４０℃、蒸発温度は−４０℃とする。さらに、凝縮器出口の過冷却は２℃、蒸発器出口の過熱は５℃とする。さらに、本明細書で開示するサイクルでは、エコノマイザ蒸気の過熱は１５℃、過冷却流体の温度と蒸発温度との差は５℃とする。

ここで、反復法を用い、二次エコノマイザ分岐部１０５および追加の二次エコノマイザ分岐部１２０における流体のそれぞれの圧力Ｐ８およびＰ１０、すなわち３．０ｂａｒ（３００ｋＰａ）、および１．５５ｂａｒ（１５５ｋＰａ）から出発して、熱力学的状態１、３、４、５、６、７、８、９および１０の圧力（Ｐ）、温度（Ｔ）、エンタルピー（ｈ）、密度（σ）およびエントロピー（Ｓ）の値を決定することができる。続いて、状態１の蒸気と、熱力学的状態１０の追加のエコノマイザ分岐部１２０で生成された蒸気とが混合する際の流体によって到達する熱力学的状態を状態１１とすると、第１のエコノマイザ分岐部１０５および追加の第２のエコノマイザ分岐部１２０における冷媒の分配流量Ｘ_１およびＸ_２が一義的に計算される。

結果は、次のようになる。
Ｘ_１＝（ｈ_３−ｈ_４）／（ｈ_８−ｈ_４）＝０．４０８
Ｘ_２＝（１−Ｘ_１）＊（ｈ_４−ｈ_５）／（ｈ_１０−ｈ_５）＝０．０６５
ここで、ｈ_３、ｈ_４、ｈ_５、ｈ_８、およびｈ_１０は、図１および図２に見られる対応する熱力学的状態におけるエンタルピー値であり、１は、閉回路Ｃを循環する冷媒の全体流量を１で表した単位数値である。

次に、熱力学的状態１２での流体の熱力学的特性が決定されると、すなわち、熱力学的状態８で二次分岐部１０５から来る流体が熱力学的状態１１のシリンダ１１０内の流体に混合すると、等エントロピー圧縮に関する物理的状態２’は、圧縮機１０１の効率ηとして０．７の値を固定することによって計算できる。ここから、熱力学的状態２における流体の値、すなわち圧縮機１０１から出る流体の値を計算することができる。

要約すると、本明細書に開示された実施形態による熱力学的サイクルにおける流体の物理的状態は、用いられた前述の仮説を考慮して、次のようになる。

このような値を考慮すると、性能係数は、頭字語ＣＯＰでより一般に知られているように、次のようになる。

ＣＯＰ＝［（１−Ｘ_１−Ｘ_２）＊（ｈ_１−ｈ_６）］／［ｈ_２−（１−Ｘ_１−Ｘ_２）＊ｈ_１−Ｘ_１＊ｈ_８−Ｘ_２＊ｈ_１０］＝１．４２

ここで、ｈ_１、ｈ_２、ｈ_６、ｈ_８およびｈ_１０は、図１および図２に見られる対応する熱力学的状態のエンタルピー値である。

逆に、図５ａに示す従来の冷蔵装置３００、すなわち凝縮器１０２’、膨張弁１０４’、蒸発器１０３’および往復圧縮器１０１’が設けられ、二次エコノマイザ分岐部がない場合における熱力学的サイクルが、図５ｂに示されている。同じ作用に関する仮説、すなわち同じ凝縮温度、凝縮器での出口温度、蒸発温度、蒸発器出口での過熱、圧縮機のエントロピー効率、および冷媒から出発して、図５ａおよび図５ｂに示す様々な熱力学的状態において、次の値が得られる。

ここで、次の性能係数が得られる。

ＣＯＰ’＝（ｈ_１−ｈ_４）／（ｈ_２−ｈ_１）＝１．１６

実際、本明細書に開示された解決策により、本発明によるものと同じ熱力学的条件で作動する場合、従来の冷蔵装置３００によって得られるＣＯＰよりも、２２．４％大きいＣＯＰが得られる。実際、本発明による冷蔵装置１００によると、エネルギー効率は大幅に改善される。

加えて、前述で比較した２つの冷蔵装置、すなわち冷蔵装置１００および冷蔵装置３００における圧縮機の冷蔵負荷をさらに考慮することによって、実質的に同じである２つの往復圧縮機１０１と１０１’との変位量の観点から、この仮説は真実に近く、以下の結果が得られる。

Ｑ／Ｑ’＝［σ_１２（１−Ｘ_１−Ｘ_２）＊（ｈ_１−ｈ_６）］／［σ_１’（ｈ_１’−ｈ_４’）］＝２．１

ここで、
Ｑは、本発明による冷蔵装置１００の冷蔵負荷である。
Ｑ’は、図５ａの方式による冷蔵装置３００の冷蔵負荷である。
σ_１２は、冷蔵装置１００の熱力学的状態１２における流体密度である。
σ_１’は、冷蔵装置３００の熱力学的状態１における流体密度である。
ｈ_１’は、冷蔵装置３００の熱力学的状態１における流体エンタルピーである。
ｈ_４’は、冷蔵装置３００の熱力学的状態４における流体エンタルピーである。

往復圧縮機１０１に入る第１の分配流量の圧力Ｐ_８がＰ_８−Ｐ_１≦４ｂａｒ（４００ｋＰａ）であり、かつ往復圧縮機１０１に入る第２の分配流量の圧力Ｐ_１０がＰ_１０−Ｐ_１≦１ｂａｒ（１００ｋＰａ）である、冷蔵装置１００で作動する往復圧縮機１０１の負荷は、公知技術の冷蔵装置３００で作動し、同じ変位量を有する往復圧縮機１０１’の冷蔵負荷の２倍である。

本明細書に開示されている実施形態の冷蔵装置１００は、第１エコノマイザ分岐部１０５および第２エコノマイザ分岐部１２０を備えているが、追加のエコノマイザ分岐部１２０を有しない実施形態によっても、本発明の目的を達成することができ、従って、本発明の保護範囲に含まれることに留意しなければならない。この場合、圧縮機１０１に流入する流量は、全流量１とエコノマイザ分岐部１０５への分配流量Ｘ１との差によって与えられ、これまでのように、１−Ｘ_１−Ｘ_２ではなく、１−Ｘ_１によって示される。

特に、本明細書に開示された実施形態によれば、第１の吸入孔１０７および第２の吸入孔１１２の両方は、主寸法Ｌがシリンダ１１０の軸Ｚを実質的に横切る平面Ｐ、Ｐ１に配置されるスリットを備えている。

特に、第１の吸入孔１０７および第２の吸入孔１１２の両方は、主寸法Ｌがシリンダ１１０の軸Ｚを実質的に横切るスリットを備えている。特に、スリットは、シリンダ１１０の内面１１０ｂ上にあり、したがってシリンダ１１０の円弧に沿って実質的に長方形の表面を有する。より具体的には、例えば、このような表面は、フライス盤の回転軸がシリンダ１１０の軸Ｚと平行であり、かつ径方向において、フライス盤の正面方向がシリンダ１１０の軸Ｚに直交する状態で、シリンダ１１０の壁１１０ａをフライス盤により切断することによって得られる。したがって、このようにして得られた表面は、側面が鋭い縁部によって相互に接続されていないにもかかわらず、互いに融合されており、実質的に長方形である。好ましくは、高さＨと長さＬ（主寸法でもある）との比は、０．２である。ここで、上記の長さは、シリンダ１１０の内面に沿ったスリットによって描かれた円弧に沿って測定される（特に図４ｂに示される点線を参照）。特に、長さは、シリンダの軸Ｚを横切り、それぞれのスリットの高さＨの中間を通る平面ＰまたはＰ１上で測定しなければならない。

それにもかかわらず、高さＨと長さＬとの寸法比が、０．５より小さい如何なるスリットも、依然として本発明の保護範囲内にあることに留意されたい。さらに、スリット、すなわちシリンダ１１０の内面１１０ｂに延びる面は、シリンダ１１０自体の壁１１０ａの形状に従うので、それぞれの接続側に下側および上側が融合していることに留意しなければならない。

特に、図３ａから図３ｄに見られるように、側方吸入孔１０７は、ピストン１１１の下死点Ｉと実質的に同一平面上にある下端１０７ａを有している。より具体的には、第２の吸入孔１１２の下端１１２ａは、第１の吸入孔１０７の上端１０７ｂと同一平面上にある。

本明細書に示す実施形態によれば、第１の二次エコノマイザ分岐部１０５と追加の二次エコノマイザ分岐部１２０とは、両方共、円筒セクションを有する管１３２と、それぞれの吸入孔、すなわち第１の吸入孔１０７および第２の吸入孔１１２に繋ぐ継手１３３とを有する。特に、円筒管１３２は、調整されたタイプになるように寸法決めされている。管１３２と管１３２の上流に位置する熱交換器１３１の出口との間にも、同様の継手（図示せず）が配置されていることに留意されたい。

図３ａから図３ｄに示す実施形態においては、第２の吸入孔１１２のみが、機能的に結合された逆止弁１４０を備えている。逆に、図４ａおよび図４ｂに示す実施形態では、側方吸入孔１０７および第２の吸入孔１１２の両方が、変形可能なリードタイプの機能的に結合された逆止弁を有する。

逆止弁１４０は、所定の圧力を超えたときにのみ変形するようになっている。この逆止弁１４０は、圧縮機１０１のシリンダ１１０の壁１１０ａに収容されている。

冷蔵装置１００の往復圧縮機の作動は、図３ａから図３ｄに説明されている。実際、コンプレッサの吸入行程の間、すなわち、圧縮機１０１のピストン１１１が上死点Ｓから下死点Ｉまで降下するとき、圧縮機の吸気弁１０１ａは、熱力学的状態１における主回路Ｍから来る流体１−Ｘ_１−Ｘ_２の流量を受け入れるために開いている（図３ａ参照）。続いて、ピストン１１１は、追加の二次エコノマイザ分岐部１２０から第２の分配流量Ｘ_２が来る第２の吸入孔１１２を露出させる。圧力の上昇により、吸気弁１０１ａは閉じる。第２の分配流量Ｘ_２の圧力Ｐ_１０は、シリンダ１１０内の圧力Ｐ_１よりも高い。そのため、シリンダ１１０内の圧力が上昇する（熱力学的状態１１）。もちろん、このようなステップの間、逆止弁１４０は開いたままである（図３ｂ参照）。

次にピストンは、第１の吸入孔１０７を露出させ、二次エコノマイザ分岐部１０５からシリンダ１１０に来る第１の分配流量Ｘ_１のアクセスを可能にする。もちろん、第１のエコノマイザ分岐部１０５から来る第１の分配流量Ｘ_１の圧力Ｐ_８は、第２の分配流量Ｘ_２の圧力よりも高く、吸引圧力Ｐ_１よりも高い。しかし、有利なことに、圧力Ｐ_８は、主分岐部Ｍから圧縮機１０１に流入する流量１−Ｘ_１−Ｘ_２の圧力から４ｂａｒ（４００ｋＰａ）を超えることはない。いずれにしても、混合により、圧縮機１０１が圧縮行程を開始する前に、圧縮機１０１の圧力は上昇する（熱力学的状態１２）。続いて、ピストン１１１は再び上昇し、上死点Ｓに達するまで、シリンダ１１０内の流体を圧縮する。シリンダ内の圧力が凝縮圧力を超えると、排気弁１０１ｂが開き始める。ピストン１１１の上昇中、シリンダ１１０の壁１１０ａに配置された逆止弁１４０は、シリンダ内の圧力が追加の二次エコノマイザ分岐部１２０からの流量の圧力を超えると、閉じたままである。

１ 冷媒
１００ 冷蔵装置
１０１，１０１’ 圧縮機
１０１ａ 吸気弁
１０１ｂ 排気弁
１０２ 凝縮器
１０３ 蒸発器
１０４ 膨張弁
１０５ エコノマイザ分岐部
１０６ セクション
１０７ 第１の吸入孔
１０７ａ 下端
１０７ｂ 上端
１１０ シリンダ
１１０ａ 壁
１１０ｂ 内面
１１１ ピストン
１１２ 第２の吸入孔
１１２ａ 下側
１２０ エコノマイザ分岐部
１３０ 膨張弁
１３１ 熱交換器
１３２ 管
１３３ 継手
１４０ 逆止弁
３００ 冷蔵装置
Ｃ 閉回路
Ｍ 分岐部
Ｐ_１ 圧力
Ｉ 下死点
Ｓ 上死点
Ｘ_１ 第１の分配流量
Ｘ_２ 第２の分配流量
Ｚ シリンダの軸

Claims (14)

1. 冷媒（１）が循環する閉回路（Ｃ）を備え、この閉回路は、少なくとも１つの凝縮器（１０２）と、少なくとも１つの往復圧縮機（１０１）が設けられた少なくとも１つの主分岐部（Ｍ）とを有し、前記往復圧縮機には、前記冷媒の所定の流量（１−Ｘ_１、１−Ｘ_１−Ｘ_２）が、前記主分岐部から所定の吸引圧力（Ｐ_１）で流入し、前記主分岐部（Ｍ）は、少なくとも１つの蒸発器（１０３）と、前記凝縮器および前記蒸発器の間に配置された少なくとも１つの第１膨張弁（１０４）とを備え、前記閉回路は、さらに、前記冷媒（１）の第１の分配流量（Ｘ_１）のための第１の二次エコノマイザ分岐部（１０５）を備え、前記第１の二次エコノマイザ分岐部（１０５）は、前記圧縮機（１０１）と、前記凝縮器および前記第１膨張弁の間に含まれる閉回路（Ｃ）のセクション（１０６）とに流体的に接続されている冷蔵装置（１００）であって、前記圧縮機（１０１）は、冷媒の前記第１の分配流量（Ｘ_１）の入口のための第１の側方吸入孔（１０７）を備え、前記第１の分配流量が、Ｐ_８−Ｐ_１≦４ｂａｒ（４００ｋＰａ）になるような吸入圧力（Ｐ_８）を有することを特徴とする冷蔵装置（１００）。
2. 前記往復圧縮機は、少なくとも１つのシリンダ（１１０）と、前記シリンダ内で、上死点（Ｓ）および下死点（Ｉ）の間を往復運動する少なくとも１つのピストン（１１１）とを備え、前記冷媒の第１の分配流量（Ｘ_１）の入口のための前記第１の側方吸入孔（１０７）は、前記ピストンの下死点に配置され、前記ピストンは、少なくともその吸入工程中に、少なくとも部分的に前記第１の側方吸入孔（１０７）を露出させ、少なくともその圧縮工程中に、前記第１の側方吸入孔を覆うようになっていることを特徴とする請求項１に記載の冷蔵装置（１００）。
3. 前記少なくとも１つの閉回路は、さらに、前記冷媒の第２の分配流量（Ｘ_２）のための追加の二次エコノマイザ分岐部（１２０）を備え、前記圧縮機（１０１）は、冷媒の前記追加の分配流量（Ｘ_２）の前記圧縮機への入口のための第２の吸入孔（１１２）を備え、前記第２の吸入孔（１１２）は、前記第１の吸入孔（１０７）が配置される距離よりも前記下死点からさらに離れて配置され、前記追加の分配流量（Ｘ_２）は、Ｐ_１≦Ｐ_１０≦Ｐ_８となるような吸入圧力（Ｐ_１０）を有することを特徴とする請求項１または２に記載の冷蔵装置（１００）。
4. 前記第１の吸入孔（１０７）および／または前記第２の吸入孔（１１２）は、前記シリンダの軸（Ｚ）を実質的に横切る主寸法（Ｌ）を有するスリットを備えていることを特徴とする請求項１から３のいずれか１項に記載の冷蔵装置（１００）。
5. 前記少なくとも１つのスリットは、前記シリンダ（１１０）の内面（１１０ｂ）上に位置する実質的に長方形の表面を備えていることを特徴とする請求項４に記載の冷蔵装置（１００）。
6. 前記スリットの高さ（Ｈ）と長さ（Ｌ）との寸法比は、０．５より小さいことを特徴とする請求項５に記載の冷蔵装置（１００）。
7. 前記第１の吸入孔（１０７）は、前記ピストンの前記下死点と実質的に同一平面上にある下側（１０７ａ）を有することを特徴とする請求項１から６のいずれか１項に記載の冷蔵装置（１００）。
8. 前記第２の吸入孔の下側（１１２ａ）は、前記第１の吸入孔（１０７）の上側（１０７ｂ）と同一平面上にあることを特徴とする請求項７に記載の冷蔵装置（１００）。
9. 前記二次エコノマイザ分岐部（１０５）および／または前記追加の二次エコノマイザ分岐部（１２０）は、前記凝縮器と前記膨張弁との間に設けられた前記主分岐部の前記セクション（１０６）と共に、少なくとも１つの第２膨張弁（１３０）および少なくとも１つの熱交換器（１３１）を備えていることを特徴とする請求項１から８のいずれか１項に記載の冷蔵装置（１００）。
10. 前記二次エコノマイザ分岐部（１０５）および／または前記追加の分岐部（１２０）は、円形断面を有する少なくとも１つの管（１３２）と、前記第１の側方吸入孔（１０７）および／または前記第２の吸入孔（１１２）を繋ぐ少なくとも１つの継手（１３３）とを備えていることを特徴とする請求項１から９のいずれか１項に記載の冷蔵装置（１００）。
11. 前記管（１３２）は、所望のタイプになるように寸法決めされていることを特徴とする請求項１０に記載の冷蔵装置（１００）。
12. 前記第１の吸入孔（１０７）および／または前記第２の吸入孔（１１２）は、少なくとも１つの機能的に結合された逆止弁（１４０）を備えていることを特徴とする請求項１から１１のいずれか１項に記載の冷蔵装置（１００）。
13. 前記逆止弁の少なくとも一つは、変形可能なリードタイプであることを特徴とする請求項１２に記載の冷蔵装置（１００）。
14. 前記逆止弁は、前記シリンダ（１１０）の壁（１１０ａ）に設けられていることを特徴とする請求項１３に記載の冷蔵装置（１００）。

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