JP4321095B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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Description

【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、圧縮機、利用側熱交換器、熱源側熱交換器及び膨張機を備えた冷凍サイクル装置に関し、特に冷凍サイクルを構成する冷媒として二酸化炭素を用いたものに関する。
【0002】
【従来の技術】
膨張機を備えた冷凍サイクル装置としては、例えば特許文献1や特許文献2に記載されたものがある。特許文献1のものでは、膨張機により回収したエネルギを圧縮機の補助動力に用いるようにしている。また、特許文献2のものでは、冷房運転時、暖房運転時のいずれにおいても、膨張機に流れる冷媒の方向が一定になるようにしている。
【0003】
【特許文献1】
特開2002−22298号公報
【特許文献1】
特開2001−66006号公報
【0004】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来例においては、膨張機と圧縮機とを一体にしているため、圧縮機から膨張機への熱漏洩が大きく、冷凍サイクル装置の効率を低下させる欠点がある。
また、冷凍サイクル装置における冷却運転と加熱運転の両方において、膨張機前後の圧力差や膨張機に流れる冷媒流量を適正に保つことが考慮されておらず、そのため効率が低下する課題もあった。
【0005】
前記圧縮機として二段圧縮機を採用する場合もあるが、一段目圧縮部の吐出圧力(二段目圧縮部の吸込圧力)を適正な圧力とすることについて考慮されておらず、このため圧縮機の効率が低下することがある。
また、冷凍サイクル中で循環する冷媒の量を適切に制御することに関しても考慮されておらず、不適切な冷媒循環量になると、冷凍サイクルの効率が低下する欠点もあった。
【0006】
本発明の第1の目的は、圧縮機から膨張機への熱漏洩を低減して冷凍サイクル装置の効率を向上することにある。
【0007】
本発明の第2の目的は、膨張機前後の圧力差や膨張機に流れる冷媒流量を適正に保つことにある。
【0008】
本発明の第3の目的は、圧縮機として二段圧縮機を採用するものにおいて、一段目圧縮部の吐出圧力(二段目圧縮部の吸込圧力)を適正な圧力とすることにある。
【0009】
本発明の第4の目的は、冷凍サイクル中で循環する冷媒量を適切に制御することにある。
【0010】
【課題を解決するための手段】
上記第1の目的を達成するため、本発明は、第1の圧縮機、膨張機、該膨張機の回転軸に直結された第2の圧縮機、利用側熱交換器及び熱源側熱交換器を備えた冷凍サイクル装置において、前記第1の圧縮機の上流側に前記第2の圧縮機を設けたことにある。
【0011】
このように構成することにより、膨張機と直結した第2圧縮機を主圧縮機である第1圧縮機の上流に設けたので、第2圧縮機の圧縮比を小さくでき、第2圧縮機の吐出温度を低く抑えることができる。このため、膨張機と第2圧縮機との温度差を小さくできるので、第2圧縮機から膨張機への熱漏洩を少なくできる。
【0012】
上記第2の目的を達成するため、本発明は、第1の圧縮機、膨張機、該膨張機の回転軸に直結された第2の圧縮機、利用側熱交換器、熱源側熱交換器及び四方弁を備え、前記利用側熱交換器の冷却運転と加熱運転を前記四方弁により切り替えるようにした冷凍サイクル装置において、前記の第1圧縮機、四方弁、熱源側熱交換器、膨張機、利用側熱交換器及び第2圧縮機を順次接続して冷凍サイクルを構成するようにすると共に、前記膨張機と前記熱源側熱交換器との間に設けられた第1の膨張弁と、前記膨張機と前記利用側熱交換器との間に設けられた第2の膨張弁とを備え、前記第1、第2の膨張弁と前記膨張機との間には、常に膨張機の入口側に冷媒が流れるようにした整流手段を設けたことにある。
【0013】
これにより、冷却、加熱のいずれの運転においても、膨張機に流れる冷媒の方向を一定にできると共に、膨張機前後の圧力差も適正に保つことができる。
なお、ここで、前記第1の膨張弁の熱源側熱交換器側と、前記第2の膨張弁の利用側熱交換器側との間を、第3の膨張弁を介して接続すると良い。このような構成にすると、膨張機前後の圧力差のみならず、膨張機に流れる冷媒流量も調節できるので、更に膨張機の高効率化を達成できる。
【0014】
また、前記第2圧縮機の吸込温度と、該第2圧縮機の吸込圧力に対応する飽和温度との差が所定値以下のときは、前記第1膨張弁か第2膨張弁のいずれか一方を全開にすると共に前記第3膨張弁を全閉にし、前記第2圧縮機の吸込温度と、該第2圧縮機の吸込圧力に対応する飽和温度との差が所定値以上のときは、前記第1膨張弁と第2膨張弁の両方を全開にすると共に第3膨張弁を全閉以外の開度に調整するようにして、冷凍サイクル装置を更に高効率で制御することもできる。
【0015】
上記第3の目的を達成するため、本発明は、前記第1の圧縮機を、一段目圧縮部及び二段目圧縮部を有する二段圧縮機とし、前記二段圧縮機の一段目圧縮部の吐出流路を分岐させ、一方は前記二段目圧縮部の吸込流路に接続し、他方は、前記利用側熱交換器への流路と前記熱源側熱交換器への流路とを切替える三方弁等の流路切替手段に接続し、前記流路切替手段から前記利用側熱交換器へ流れた冷媒はその後前記第2の膨張弁に流れるように構成され、更に前記流路切替手段から前記熱源側熱交換器へ流れた冷媒はその後前記第1の膨張弁に流れるように構成したことにある。
【0016】
このように、一段目圧縮部の吐出し流路を分岐させ、一方は二段目圧縮部の吸込流路に、他方を流路切替え手段に接続し、熱源側熱交換器への流路と利用側熱交換器への流路とを切替えるようにしたから、冷却、加熱いずれの運転においても、二段圧縮機の1段目と2段目の中間圧力を適正に保つことができる。
【0017】
上記第4の目的を達成するため、本発明は、前記第1の膨張弁及び前記第2の膨張弁と並列に設けた冷媒タンクと、前記冷媒タンクに冷媒を出入りさせるための2本の流路と、前記流路のそれぞれ設けられたバルブと、冷却運転時における熱源側熱交換器の出口側、又は加熱運転時における利用側熱交換器の出口側に設けられた温度検知器と、前記圧縮機の吐出圧力を検出する圧力検知器と、前記温度検知器で検知した温度と、前記圧力検知器で検知した吐出圧力とに基づいて、前記2つのバルブの開閉或いは開度制御を行ない、前記吐出圧力が前記温度に対応した冷凍サイクルの成績係数が最大となる目標値になるように前記冷媒タンク内の冷媒量を制御する制御装置とを備えたことにある。
【0018】
このように、冷媒タンクに冷媒を出入りさせる2本の流路にそれぞれ設けた2個のバルブを、前記制御装置により、前記検知温度と圧力に基づいて開閉或いは開度制御するようにしたから、冷凍サイクル中で循環する冷媒の総量を変化させることができ、冷凍サイクル装置の効率が最も高くなるように、圧縮機の吐出圧力を制御することが可能となる。
【0019】
なお、上記において、前記膨張機の出口に気液分離器を設け、この気液分離器で分離したガスを前記第1圧縮機にインジェクションするための流路を備えるようにしても良い。また、上記のように構成された冷凍サイクル装置においては、その使用冷媒として二酸化炭素を用いると特に効果がある。即ち、二酸化炭素冷媒を使用すると、放熱側が超臨界圧力で使われるので、膨張機によるエネルギ回収量を多くでき、特に有効である。
【0020】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の具体的実施例を図面により説明する。本発明の第1実施例を図1の冷凍サイクル構成図により説明する。まず、図1により冷却運転時(利用側熱交換器5が冷却器)の冷媒の流れと動作について説明する。図1において、冷却運転時の冷媒の流れは実線矢印で示されている。主圧縮機(第1圧縮機)1は二段圧縮機で、例えば2シリンダのロータリ圧縮機である。主圧縮機の一段目圧縮部101で圧縮された中間圧力の冷媒は、その一部が二段目圧縮部102へ、またその残りは三方弁(冷媒切替手段)18に流れ、三方弁18から実線矢印で示す流路を流れて、熱源側熱交換器(ガスクーラ)4へ流入し、その一部で空気と熱交換して放熱される。前記二段目圧縮部102に吸込まれて更に高圧に圧縮され、吐出された冷媒は、四方弁6を実線矢印の方向に流れて熱源側熱交換器4で空気と熱交換して放熱する。
【0021】
ここで、冷媒が二酸化炭素冷媒である場合、外気温度が高いと、熱源側熱交換器4内には超臨界状態の冷媒が流れる。熱源側熱交換器4としては、例えばフィンチューブ式の冷媒−空気熱交換器を使用し、ファン27により空気を流し熱交換させる。熱源側熱交換器4は、冷媒と水とで熱交換される方式にしても良い。
熱源側熱交換器4で放熱した冷媒は、キャピラリチューブ14で減圧され、主圧縮機1の中間圧力部分から熱源側熱交換器4の一部を通り放熱された冷媒と合流する。中間圧力部分からの流路には逆流を防止するための逆止弁16を設けている。合流した冷媒は、第1の電動膨張弁7により、ある程度減圧・膨張され、逆止弁10を経て膨張機(膨張・圧縮機の膨張部)3に入り、その冷媒が持つエネルギを膨張機3の回転運動に与えながら膨張する。膨張機3の回転軸は副圧縮機(第2圧縮機、或いは膨張・圧縮機の圧縮部)2の回転軸と直結されており、副圧縮機2が駆動される。膨張機と副圧縮機を同じ容器に入れるようにしても良い。
【0022】
膨張機3で膨張した冷媒は逆止弁11を経て、第2の電動膨張弁8、キャピラリチューブ15で更に膨張・減圧され、利用側熱交換器5に入る。4個の逆止弁10〜13は、冷却、加熱のいずれの運転でも、膨張機3に流れる冷媒の流れ方向を常に一定方向にする役割をする。また、第1電動膨張弁7の入口側と第2の電動膨張弁8の出口側との間には第3の電動膨張弁9を備えたバイパス流路が設けられており、起動時など膨張機3の運転が安定しないときや、膨張機3を通る流路だけでは絞り過ぎになり十分制御できないような場合などには、電動膨張弁9を備えたバイパス流路にも冷媒を流して冷媒を減圧・膨張させる。利用側熱交換器5に入った冷媒は蒸発・吸熱して二次冷媒35である冷却水等を冷却する。利用側熱交換器5を出た冷媒は、副圧縮機2に入って圧縮される。副圧縮機2は、回収動力によって駆動される膨張機3により回転される。副圧縮機2で圧縮された冷媒は、再び主圧縮機1の一段目圧縮部101に吸込まれる。
【0023】
熱源側熱交換器4と利用側熱交換器5との間には冷媒タンク19を設け、二方弁(バルブ)20及び21によりタンク19への冷媒の出し入れを行い、サイクル中を循環する冷媒の総量を適正に保つようにしている。タンク19に冷媒を入れるときには二方弁20を開き、キャピラリチューブ22によって減圧した液冷媒または二相冷媒を冷媒タンク19に蓄えるようにし、タンクから冷媒を放出するときには二方弁21を開いてサイクルの低圧側に放出する。このようにすれば冷凍サイクル中を循環する冷媒量を調整できる。
【0024】
次に、加熱運転時の冷媒の流れと動作について図1により説明する。加熱運転時の冷媒の流れは破線矢印で示されている。主圧縮機1の一段目圧縮部101で圧縮された中間圧力の冷媒の一部は、三方弁18の破線の流路を流れて、利用側熱交換器5の一部分に流れ、ここで温水等の二次冷媒35と熱交換して放熱される。前記中間圧力の冷媒の残りは、主圧縮機1の二段目圧縮部102で圧縮されて吐出され、四方弁6の破線の流路を通って利用側熱交換器5に至る。ここで冷媒は放熱して、温水等の2次冷媒を加熱する。利用側熱交換器5を出た冷媒は、キャピラリチューブ15で減圧され、前記三方弁18を経て流れてきた中間圧力の冷媒と合流した後、第2電動膨張弁8で減圧・膨張される。前記中間圧力の経路には逆流を防止するための逆止弁17が設けられている。
【0025】
電動膨張弁8を出た冷媒は、逆止弁12を経て膨張機3に入って更に膨張する。このとき、冷媒のエネルギを膨張機3の回転運動として回収している。これは冷却運転時と同じである。膨張機3を出た冷媒は逆止弁13を経て、第1電動膨張弁7、キャピラリチューブ14において更に減圧され、熱源側熱交換器4に至る。熱源側熱交換器4において、冷媒は蒸発しながら空気から吸熱する。熱源側熱交換器4を出た冷媒は四方弁6を経て、副圧縮機2に吸込まれて圧縮される。副圧縮機2を出た冷媒は、再び主圧縮機1の一段目圧縮部101に吸込まれる。
【0026】
熱源側熱交換器4と利用側熱交換器5との間には冷媒タンク19が設けられ、二方弁20及び21によりタンクへの冷媒の出し入れが行なわれる。加熱運転時において、冷媒を冷媒タンク19に入れるときには二方弁21を開き、冷媒タンク19から冷媒を抜くときには二方弁20を開く。このようにして、サイクル中を循環する冷媒量を適正に保つことができる。
【0027】
本実施例の冷凍サイクル装置の膨張・圧縮機の効果について図2により説明する。図2は二酸化炭素冷媒など超臨界冷凍サイクルのモリエル線図(圧力―エンタルピ線図)を示している。超臨界サイクルとは、図2の高圧側圧力(BからCの圧力)が臨界点の圧力を超えているサイクルである。図2において、膨張機を備えていない従来の通常の超臨界サイクルを破線で示している。
【0028】
まず冷却運転について説明する。膨張過程C〜Dは等エンタルピ変化で、エンタルピ軸に垂直である。膨張機により膨張を行った場合、膨張過程は図2のC〜Eとなり、等エントロピ変化に近くなる。蒸発能力は膨張機がない場合はheであるのに対し、膨張機を備えることによりhe'と大きくなる。冷却能力は冷媒流量Grと蒸発器出入口のエンタルピ差との積で表されるので、冷却能力は膨張機を設けることにより大きくすることができる。しかも、膨張機3で回収されたエネルギを使って副圧縮機2の動力とすることにより、副圧縮機によるエンタルピと圧力は図2のA〜Fに沿って変化し、主圧縮機1ではF〜Bに沿って変化するので、主圧縮機1のエンタルピ差は従来サイクルのhcpからhcp1に減少する。主圧縮機の動力は冷媒流量Grと主圧縮機の出入口のエンタルピ差との積で表されるので、主圧縮機の動力を低減することができる。図2においてhcp2は膨張機3で回収したエネルギのうち副圧縮機2の動力に寄与した分、即ち主圧縮機1の動力低減分を示している。このように、冷却能力が増加し、圧縮機の動力が低減されるので、冷凍サイクル装置のCOP(成績係数)は向上し、省エネルギ運転を実現できる。
【0029】
加熱運転においては、加熱側のエンタルピ差hcは膨張機によっては変化しないので、加熱能力は変わらないが、主圧縮機の動力は冷却運転時と同様に減少する。したがって、加熱運転時でも圧縮機の動力は低減されるので、冷凍サイクル装置のCOPは向上し、省エネルギの運転を実現できる。
【0030】
上記実施例では、主圧縮機1を二段圧縮機としているが、その動作(中間圧制御サイクル)を図3により説明する。主圧縮機の一段目圧縮部101の出口、即ち二段目圧縮部102の入口(この部分を中間圧力部と称す)から冷媒の一部を、高圧側となる熱交換器4又は5に分配する。一段目圧縮部101に流れる冷媒流量をGr、中間圧力部から高圧側熱交換器4又は5に分配する冷媒流量をGr1とすると、二段目圧縮部102に流れる冷媒流量はGr−Gr1となり、一段目圧縮部のエンタルピ差はhcp3、二段目圧縮部のエンタルピ差はhcp4となる。冷媒流量Gr1を調整することにより、二段目圧縮部の吐出側圧力を同一にしたまま、一段目圧縮部の圧力差と二段目圧縮部の圧力差を調整することが可能となる。一段目圧縮部の圧力差と二段目圧縮部の圧力差をほぼ同じにすることにより、一段目と二段目のそれぞれの圧縮部における高圧側から低圧側への冷媒漏れの合計を少なくでき、主圧縮機全体の体積効率と全断熱効率が向上するから、主圧縮機1の動力を低減できる。中間圧力部で分配する冷媒の流量Gr1はキャピラリチューブ14又は15によって調整する。キャピラリチューブの代わりに電動膨張弁等の可変絞りとすれば、様々な運転条件に応じて流量Gr1を調整することができ、更に効率を向上できる。
【0031】
図1に示す冷媒タンク19と減圧手段(キャピラリ)22,23の機能を、図1及び図4により説明する。冷媒タンク19は、そこに溜まる冷媒量を変化させることにより、サイクル中で循環する冷媒の総量を調整する機能を持つ。冷媒タンク19に冷媒を出し入れすることにより高圧側の圧力が変化する。例えば、冷却運転において、図4に実線で示すサイクルABCDで運転しているとき、低圧側のバルブ21を開いて冷媒タンク19の冷媒を稼動しているサイクル内に放出すると、高圧側の圧力が上昇して破線のサイクルAB'C'D'のように変化する。冷却運転時は放熱器となる熱源側熱交換器の出口側温度が同じになると仮定すると、CからC'への変化は等温線に沿った変化となる。このとき、利用側熱交換器(冷却運転時は蒸発器)の出入口のエンタルピ差は図4のΔheからΔhe'に変化し、更に、圧縮機出入口のエンタルピ差はΔhcpからΔhcp'に変化する。冷凍サイクルの性能を表すCOPは蒸発器出入口のエンタルピ差を圧縮機出入口のエンタルピ差で割ったものであり、したがってCOPは、Δhe/Δhcpから、Δhe'/Δhcp'に変化することになる。
【0032】
図4の等温線の傾きは一定でなく、また圧縮時の等エントロピ線の傾きも変化するため、COPの値は高圧側の圧力により変化し、COPが最大となる高圧側圧力が存在する。そこで、放熱器となる熱交換器の出口には温度を検出する温度センサ32,33を設け、また放熱器(冷却運転時は熱源側熱交換器4、加熱運転時は利用側熱交換器5)の出口温度に対応してCOPが最大となる圧縮機吐出圧力のデータを予め取っておき、制御装置26の記憶装置に蓄えておく。温度センサ32又は33で検出した温度に対応する適正圧力と、圧縮機吐出圧力センサ24の検出した圧力とを比較し、その差に応じてバルブ20又は21の開度または開く時間を調節し、圧縮機吐出圧力が目標値となるようにタンク内の冷媒量を制御する。このような制御によって吐出圧力を適切に制御でき、高いCOPを得るこことができる。
【0033】
タンク内の急激な冷媒量の変化により、制御が不安定になることを避けるために、本実施例ではキャピラリチューブ(減圧手段)22,23が設けられている。なお、キャピラリチューブ22,23の代わりに電動膨張弁を用いれば、より微妙な冷媒量の制御も可能となる。
【0034】
次に、電動膨張弁7,8及び9の制御について説明する。冷却運転の場合、通常は第1膨張弁7の絞り量を制御し、第2膨張弁8は全開、第3膨張弁9は全閉とする。制御装置26は、副圧縮機2の吸込冷媒温度センサ25で検知した吸込温度と、副圧縮機吸込圧力センサ28で検出した圧力に対応する飽和温度との差、即ち副圧縮機の吸込みスーパヒートが目標値となるように膨張弁7を制御する。
【0035】
膨張弁7を全開にしてもスーパヒートが所定値よりも大きい場合、制御装置26によりバイパス回路の第3膨張弁9を制御し、それにより副圧縮機の吸込みスーパヒートを制御する。
【0036】
加熱運転の場合、通常は第2膨張弁8の絞り量を制御し、第1膨張弁7は全開、第3膨張弁9は全閉とする。第2膨張弁8の絞り量は、冷却運転の場合と同様に副圧縮機2の吸込みスーパヒートに従って制御する。第2膨張弁8を全開にしてもスーパヒートが所定値よりも大きい場合には、制御装置26はバイパス回路の第3膨張弁9を制御することにより副圧縮機の吸込みスーパヒートを制御できる。
【0037】
なお、副圧縮機の吸込みスーパヒートの代わりに、副圧縮機の吐出温度の目標値を副圧縮機の回転数や外気温度に応じて定め、吐出温度が目標値となるように第1膨張弁7を制御し、膨張弁7を全開にしても吐出温度が目標値よりも高い場合には、第3膨張弁9によって吐出温度が目標値となるように制御してもよい。
【0038】
本実施例では、利用側熱交換器5を冷温水と熱交換する例えばヒートポンプ式ウォータチリングユニットのような形態を例として説明したが、パッケージエアコンのように利用側熱交換器を空気と熱交換する熱交換器としても良い。
【0039】
本実施例によれば、膨張機3によって回収したエネルギを副圧縮機2の動力に利用しているので、冷凍サイクル装置の電力等の消費エネルギを低減することができる。また、主圧縮機1の他に、膨張機3と直結した副圧縮機2を設けているので、圧縮機サイドから膨張機サイドへの熱漏洩を小さく押さえることができ、高い効率を確保できる。さらに本実施例によれば、主圧縮機1の中間圧力部を適正圧力に制御することにより、圧縮機効率も向上でき、消費エネルギを低減することができる。また、冷凍サイクル中の冷媒量を適切に調節することもでき、それによって冷凍サイクル効率を向上させ、消費エネルギ低減を図ることができる。
【0040】
本発明の他の実施例を図5により説明する。図5において、図1の実施例と異なる点は、膨張機3の出口に気液分離器29を設け、該気液分離器29で分離したガス冷媒を、主圧縮機1の中間圧力部、即ち一段目圧縮部101と二段目圧縮部102の中間にインジェクションするガスインジェクションサイクルとしている点である。
【0041】
まず、このガスインジェクションサイクルの冷却運転時の動作を説明する。図5において、実線の矢印が冷却運転時の冷媒の流れを表す。主圧縮機1の二段目圧縮部102を出た冷媒は、四方弁6を実線の方向に流れ、熱源側熱交換器4で外気空気により放熱されて冷却される。熱源側熱交換器4を出た冷媒は、第1電動膨張弁7を通る。電動膨張弁7は全開か、若干絞る程度の開度に調整される。電動膨張弁7からの冷媒は、逆止弁10を通り、膨張機3に入り、ここで膨張しながらエネルギが回収される。膨張機3を出た冷媒は、気液分離器29に入り、ガスと液とに分離される。分離されたガス冷媒は、気液分離器29の中央のパイプから出て、二方弁30、逆止弁31を経て、主圧縮機1の中間圧力部にインジェクションされる。気液分離器29で分離された液冷媒は図の左側のパイプから出て、逆止弁11を通り、第2電動膨張弁8において減圧・膨張し、利用側熱交換器5において蒸発・吸熱して二次冷媒35である冷却水を冷却する。利用側熱交換器5を出た冷媒は、四方弁6の実線の流路を通り、副圧縮機2で圧縮され、主圧縮機1に至る。主圧縮機1では、一段目圧縮部101で中間の圧力まで圧縮され、気液分離器29からの冷媒ガスと合流して、二段目圧縮部102に吸込まれ、更に圧縮されて吐出される。
【0042】
加熱運転の場合は、図5の破線で示す矢印方向に冷媒が流れ、冷媒は利用側熱交換器5で放熱され、熱源側熱交換器4で蒸発・吸熱する。基本的な動作は上述した冷却運転の場合と同様であるので説明を省略する。
【0043】
図5の実施例における膨張機3とガスインジェクション回路の効果を図6のモリエル線図により説明する。冷媒は二酸化炭素冷媒など、高圧側で超臨界となる冷媒を想定している。図6で示す破線は、膨張機やインジェクション回路のない従来の冷凍サイクル装置の場合を表し、図2で説明ものと同様であるので、ここでは説明を省略する。図6に実線で示したものが本実施例のもので、この図において、A点が副圧縮機2の吸込みに相当する。副圧縮機2ではAからFまで圧縮され、更に主圧縮機1の一段目圧縮部101で圧縮されて、図のF点からG点に至る。一段目圧縮部101の出口において、気液分離器29からの冷媒ガスと合流して、J点までエンタルピが低下する。ここから主圧縮機1の二段目圧縮部102において更に圧縮され、K点に達する。K点からC点において、冷却運転時には熱源側熱交換器4、加熱運転時には利用側熱交換器5において冷媒は放熱される。次に、膨張機3において膨張し、エンタルピと圧力が低下してH点に至る。
【0044】
気液分離器29で分離されたガス冷媒は、主圧縮機1の中間圧力部にインジェクションされる。これをHからJの経路が表している。液冷媒はエンタルピが低下してL点に至り、更に電動膨張弁7又は8で膨張・減圧してE点に達する。E点からA点において、冷却運転時は利用側熱交換器5、加熱運転時は熱源側熱交換器4において、蒸発・吸熱してA点に達し、1回のサイクルを完結する。
【0045】
本実施例によれば、冷却運転では以下の効果がある。即ち、図6において、低圧側(利用側熱交換器5)の冷媒流量は従来サイクルと同じGrであるが、従来サイクルの利用側熱交換器における出入口のエンタルピ差heが、膨張機3による効果hexpとガスインジェクションによる効果hinjとの和の分だけ増えてhe'になる。このため、蒸発器出入口のエンタルピ差と冷媒流量との積である冷却能力が増加する。
【0046】
一方、主圧縮機の一段目圧縮部101のエンタルピ差は、副圧縮機2の動力を膨張機で回収したうちの有効分のhcp1だけ従来サイクルより減少してhcp3になり、主圧縮機の一段目圧縮部の入力を減少できる。主圧縮機の二段目圧縮部102においては、冷媒流量が従来サイクルのGrからGr+Gr1に増加する一方、エンタルピ差はhcp4からhcp5に減少する。入力(圧縮機動力)は冷媒流量と圧縮機出入口のエンルピ差との積なので、一段目と二段目の圧縮部を合わせた入力も減少する。冷却能力が増加し、主圧縮機の入力が減少するので、COP(成績係数)が向上し、省エネルギ運転を実現できる。
【0047】
加熱運転の場合には、高圧側(利用側熱交換器5)の冷媒循環量がGrからGr+Gr1に増加し、エンタルピ差はhcからhc'に減少する。通常、エンタルピの減少割合よりも冷媒循環量の増加割合の方が大きいので、加熱能力も増加する。入力については冷却運転の場合と同様に減少する。したがって、加熱運転時もCOPは向上し、省エネルギ運転を実現できる。
【0048】
図5の実施例によれば、膨張機によって回収したエネルギを副圧縮機の動力に利用しているので、冷凍サイクル装置の消費エネルギを低減することができる。また、本実施例によれば、膨張機の出口に設けた気液分離器で分離したガス冷媒を主圧縮機の中間圧力部分にインジェクションするので、冷凍サイクルの効率が向上し、消費エネルギを低減できる。
【0049】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によれば、膨張機による回収エネルギを利用して主圧縮機とは別に設けた副圧縮機を駆動するようにしたので、主圧縮機から膨張機への熱漏洩を低減できると共に、冷凍サイクル装置の効率も大幅に向上でき、この結果、省エネルギ運転を実現できる効果がある。
【0050】
また、第1〜第3膨張弁を設けて制御することにより、膨張機前後の圧力差や膨張機に流れる冷媒流量を適正に保つことができる。
【0051】
更に、主圧縮機として二段圧縮機を採用するものにおいて、一段目圧縮部の吐出圧力(中間圧力部)の一部を放熱器側にバイパスするようにしたり、前記中間圧力部に膨張機下流で気液分離されたガス冷媒をインジェクションすることにより、主圧縮機吐出側圧力を適正な圧力にすることができる。
【0052】
また、冷媒タンクを設けることにより、冷凍サイクル中で循環する冷媒量を適切に制御することも可能になる。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の冷凍サイクル装置の一実施例を示す冷凍サイクル構成図である。
【図2】図1の装置における膨張・圧縮サイクルの作用を説明するモリエル線図である。
【図3】図1の装置において、主圧縮機で中間圧力制御をした場合の作用を説明するモリエル線図である。
【図4】図1の装置における冷媒タンクの効果を説明するモリエル線図である。
【図5】本発明の冷凍サイクル装置の他の実施例を説明する冷凍サイクル構成図である。
【図6】図5の実施例における冷凍サイクルの作用を説明するモリエル線図である。
【符号の説明】
1…主圧縮機(第1の圧縮機)、101…一段目圧縮部、102…二段目圧縮部、2…副圧縮機(第2の圧縮機)、3…膨張機、4…熱源側熱交換器、5…利用側熱交換器、7…第1電動膨張弁、8…第2電動膨張弁、9…第3電動膨張弁、10,11,12,13,16,17…逆止弁、14,15,22,23…キャピラリチューブ(減圧手段)、18…三方弁(流路切替器)、19…冷媒タンク、20,21,30…二方弁(バルブ)、25,32,33…温度センサ、24,28…圧力センサ、26…制御装置、27…ファン、29…気液分離器、35…二次冷媒。

Claims (7)

  1. 第1の圧縮機、膨張機、該膨張機の回転軸に直結された第2の圧縮機、利用側熱交換器、熱源側熱交換器及び四方弁を備え、前記利用側熱交換器の冷却運転と加熱運転を前記四方弁により切り替えるようにした冷凍サイクル装置において、
    前記の第1圧縮機、四方弁、熱源側熱交換器、膨張機、利用側熱交換器及び第2圧縮機を順次接続して冷凍サイクルを構成すると共に、
    前記膨張機と前記熱源側熱交換器との間に設けられた第1の膨張弁と、前記膨張機と前記利用側熱交換器との間に設けられた第2の膨張弁とを備え、
    前記第1、第2の膨張弁と前記膨張機との間には、常に前記膨張機の入口側に冷媒が流れるようにした整流手段を設けたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
  2. 請求項1に記載された冷凍サイクル装置において、前記第1の膨張弁の熱源側熱交換器側と、前記第2の膨張弁の利用側熱交換器側との間を、第3の膨張弁を介して接続したことを特徴とする冷凍サイクル装置。
  3. 請求項2に記載された冷凍サイクル装置において、前記第2圧縮機の吸込温度と、該第2圧縮機の吸込圧力に対応する飽和温度との差が所定値以下のときは、前記第1膨張弁か第2膨張弁のいずれか一方を全開にすると共に前記第3膨張弁を全閉にし、前記第2圧縮機の吸込温度と、該第2圧縮機の吸込圧力に対応する飽和温度との差が所定値以上のときは、前記第1膨張弁と第2膨張弁の両方を全開にすると共に第3膨張弁を全閉以外の開度に調整することを特徴とする冷凍サイクル装置。
  4. 請求項1に記載された冷凍サイクル装置において、前記第1の圧縮機を、一段目圧縮部及び二段目圧縮部を有する二段圧縮機とし、前記二段圧縮機の一段目圧縮部の吐出流路を分岐させ、一方は前記二段目圧縮部の吸込流路に接続し、他方は、前記利用側熱交換器への流路と前記熱源側熱交換器への流路とを切替える流路切替手段に接続し、前記流路切替手段から前記利用側熱交換器へ流れた冷媒はその後前記第2の膨張弁に流れるように構成され、更に前記流路切替手段から前記熱源側熱交換器へ流れた冷媒はその後前記第1の膨張弁に流れるように構成されていることを特徴とする冷凍サイクル装置。
  5. 請求項1に記載された冷凍サイクル装置において、前記第1の膨張弁及び前記第2の膨張弁と並列に設けた冷媒タンクと、
    前記冷媒タンクに冷媒を出入りさせるための2本の流路と、
    前記流路のそれぞれ設けられたバルブと、
    冷却運転時における熱源側熱交換器の出口側、又は加熱運転時における利用側熱交換器の出口側に設けられた温度検知器と、
    前記圧縮機の吐出圧力を検出する圧力検知器と、
    前記温度検知器で検知した温度と、前記圧力検知器で検知した吐出圧力とに基づいて、
    前記2つのバルブの開閉或いは開度制御を行ない、前記吐出圧力が前記温度に対応した冷凍サイクルの成績係数が最大となる目標値になるように前記冷媒タンク内の冷媒量を制御する制御装置と
    を備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
  6. 請求項1〜5の何れかに記載された冷凍サイクル装置において、前記膨張機の出口に気液分離器を設け、この気液分離器で分離したガスを前記第1圧縮機にインジェクションするための流路を備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
  7. 請求項1〜6の何れかに記載された冷凍サイクル装置において、冷凍サイクルを構成する冷媒として二酸化炭素を用いたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
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