JP4457928B2

JP4457928B2 - 冷凍装置

Info

Publication number: JP4457928B2
Application number: JP2005073671A
Authority: JP
Inventors: 昌和岡本; 克己鉾谷; 道雄森脇; 優芽井ノ口
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2005-03-15
Filing date: 2005-03-15
Publication date: 2010-04-28
Anticipated expiration: 2025-03-15
Also published as: US20080163642A1; WO2006098165A1; CN101137873A; JP2006258330A; EP1860389A1; US7762099B2; CN101137873B; EP1860389A4

Description

本発明は、膨張機と圧縮機とを回転軸で連結して構成する流体機械を備えた冷凍装置に関するものである。

従来より、冷媒を循環させて冷凍サイクルを行う冷媒回路を備えた冷凍装置が知られており、空調機などに広く利用されている。

例えば特許文献１の冷凍装置は、冷媒回路に容積型の流体機械が接続されている。この流体機械は、膨張機と圧縮機とが回転軸を介して機械的に連結されて構成されている。また、冷媒回路には、室内熱交換器と室外熱交換器とが接続されている。

この冷凍装置では、冷媒回路の冷媒が循環して冷凍サイクルを行うことで室内の冷房や暖房が行われる。具体的に、例えば暖房運転では、上記流体機械の圧縮機で圧縮された冷媒が、室内熱交換器を流れる。室内熱交換器では、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。室内熱交換器で放熱した冷媒は、流体機械の膨張機へ流入する。この膨張機で冷媒が膨張すると、冷媒が膨張する際に生じる内部エネルギーが回転軸を介して圧縮機の回転動力に変換される。膨張機で膨張した冷媒は、その後に室外熱交換器を流れる。室外熱交換器では、冷媒が室外空気から蒸発熱を奪って蒸発する。

以上のように、特許文献１の冷凍装置では、膨張機で冷媒が膨張する際に生じる内部エネルギーを圧縮機の駆動動力として利用している。そして、この冷凍装置は、圧縮機の動力負荷を低減し、エネルギー効率の高い冷凍サイクル、すなわち高ＣＯＰでの冷凍サイクルを実現するようにしている。
特開２００１−１０７８８１号公報

ところで、特許文献１に開示されているような冷凍装置が空調機などに適用される場合、空調機の運転条件の変化に応じて冷凍装置の能力を調整する必要がある。この運転条件の変化に対しては、圧縮機の回転数を変更させて圧縮機の容量制御を行うことが一般的である。

ところが、上述のような流体機械の圧縮機は、その容量制御幅に制限がある。このため、実際に必要な圧縮機の容量が、この容量制御幅を超える範囲にある場合、この冷凍装置の能力が過剰となったり、不足したりする恐れがある。特に、冷媒回路に複数の室内熱交換器が設けられる、いわゆる室内マルチタイプの空調機では、実際に必要な圧縮機の容量制御幅が更に広範囲となる。したがって、この冷凍装置の能力を運転条件の変化に対応させることが更に困難となる。

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、膨張機と圧縮機とが回転軸を介して連結されて構成される流体機械を備えた冷凍装置において、冷凍装置の能力範囲を拡大することにある。

第１の発明は、冷媒が循環して冷凍サイクルを行う冷媒回路（10）と、該冷媒回路（10）に接続される流体機械（30,40）とを備え、上記流体機械（30,40）は、膨張機（31,41）と、圧縮機（32,42）と、該膨張機（31,41）と圧縮機（32,42）を連結する回転軸（33,43）とを備えている冷凍装置を前提としている。そして、この冷凍装置は、上記冷媒回路（10）に複数の流体機械（30,40）が接続され、各流体機械（30,40）の膨張機（31,41）が互いに並列に接続され、各流体機械（30,40）の圧縮機（32,42）も互いに並列に接続されていることを特徴とするものである。

第１の発明では、冷媒回路（10）に複数の流体機械（30,40）が設けられる。各流体機械（30,40）は、それぞれ圧縮機（32,42）と膨張機（31,41）とが回転軸（33,43）によって連結されて構成される。

上記各圧縮機（32,42）は、冷媒回路（10）において互いに並列に接続される。このため、全ての流体機械（30,40）が運転中であれば、低圧冷媒が各圧縮機（32,42）に分流して吸入され、各圧縮機（32,42）で圧縮される。

同様に、上記各膨張機（31,41）は、冷媒回路（10）において互いに並列に接続される。このため、全ての流体機械（30,40）が運転中であれば、高圧冷媒が各膨張機（31,41）に分流して流入し、各膨張機（31,41）で膨張する。その結果、各膨張機（31,41）で冷媒が膨張する際に生じる内部エネルギーがそれぞれ対応する圧縮機（32,42）の回転動力に変換される。

第１の発明では、各流体機械（30,40）についての吸入容積Ｖｃと流入容積Ｖｅとの容積比Ｖｃ／Ｖｅが、各流体機械（30,40）毎に異なる値に設定される。この容積比Ｖｃ／Ｖｅについて図９を参照しながら具体的に説明する。

膨張機と圧縮機とが連結されて構成される流体機械では、最高ＣＯＰを得るための容積比Ｖｃ／Ｖｅが設計されている。ここで、この容積比Ｖｃ／Ｖｅは、設計運転条件についての圧縮機の吸入冷媒密度をｄｃ、膨張機の流入冷媒密度をｄｅとすると、Ｖｃ／Ｖｅ＝ｄｅ／ｄｃとの関係式より算出される。なお、このｄｅ／ｄｃ（密度比）は、この冷凍装置の冷媒の種類や設計蒸発温度等に応じて決定されるものである。図９の例では、この冷凍装置が適用される空調機の暖房運転時の設計室外温度を０℃（設計蒸発温度として約−５℃）を設計点として密度比ｄｅ／ｄｃが決定され、この密度比ｄｅ／ｄｃから室外温度０℃の条件下で最高ＣＯＰ（Ａ点）を得ることができる容積比Ｖｃ／Ｖｅが設計される。

ところが、この空調機の暖房運転時には、実際の室外温度が大きく変化する。このため、例えば図９に示すように、室外温度が−１０℃（蒸発温度が約−１５℃）になると、実際の圧縮機の吸入冷媒密度ｄｃが小さくなる。このため、実際の密度比ｄｅ／ｄｃが容積比Ｖｃ／Ｖｅよりも大きくなり、室外温度−１０℃における理想的なＣＯＰ（Ｂ点）よりも実際に得られるＣＯＰ（Ｂ’点）が低下してしまう。

また、例えば室外温度が１０℃（蒸発温度が約５℃）になると、実際の圧縮機の吸入冷媒密度ｄｃが大きくなる。このため、実際の密度比ｄｅ／ｄｃが容積比Ｖｃ／Ｖｅよりも小さくなり、室外温度１０℃における理想的なＣＯＰ（Ｃ点）よりも実際に得られるＣＯＰ（Ｃ’点）が低下してしまう。

これに対して本発明では、上述のように冷凍装置に複数の流体機械（30,40）を設けるとともに、各流体機械（30,40）の容積比Ｖｃ／Ｖｅを異なる値に設計している。つまり、この冷凍装置には、理想的なＣＯＰを達成できる設計点が異なる複数の流体機械（30,40）が設けられることになる。

即ち、例えば図１０に示すように、室外温度−１０℃（蒸発温度約−１５℃）で理想的なＣＯＰ（図１０のＢ点）が得られる第１の流体機械と、室外温度１０℃（蒸発温度約５℃）で理想的なＣＯＰ（図１０のＣ点）が得られる第２の流体機械とを冷媒回路に設けることで、理想的なＣＯＰを達成する２つの設計点を設けることができる。したがって、例えば室外温度が−１０℃の運転条件下において、第１流体機械だけを運転させることで、理想的なＣＯＰを得ることができる。また、例えば室外温度が１０℃の運転条件下において、第２流体機械だけを運転させることで、理想的なＣＯＰを得ることができる。

第１の発明では、異なる容積比Ｖｃ／Ｖｅを有する複数の流体機械（30,40）の回転速度を制御手段（60）が個別に制御する。このように流体機械（30,40）毎の回転速度を個別に制御すると、複数の設計点の間で運転条件が変化しても理想的なＣＯＰを得ることができる。

この点について具体的に説明すると、例えば図１０に示す例では、上述のように室外温度−１０℃を設計点とする第１流体機械と、室外温度１０℃を設計点とする第２流体機械とが設けられている。図１０から明らかなように、各流体機械は、実際の室外温度に対して得られるＣＯＰの特性がそれぞれ異なる。したがって、各流体機械についてのこれらのＣＯＰ特性を加味した上で、室外温度に応じて各流体機械の回転速度の比率を調整すると、設計点１（室外温度−１０℃）から設計点２（室外温度１０℃）の範囲内で常に理想的なＣＯＰ（図１０の曲線Ｂ−Ｃ）を得ることができる。

第２の発明は、第１の発明において、複数の流体機械（30,40）が、各流体機械（30,40）における吸入容積Ｖｃが互いに等しい容積とするように構成されていることを特徴とするものである。

第２の発明では、複数の流体機械（30,40）について、膨張機（31,41）毎の流入容積Ｖｅが異なる容積に設計される一方、圧縮機（32,42）毎の吸入容積Ｖｃが等しい容積に設計される。このため、各流体機械（30,40）毎の圧縮機（32,42）を同じ仕様とすることができる。

第３の発明は、第１の発明において、上記冷媒回路（10）には、複数の流体機械（30,40）のうち容積比Ｖｃ／Ｖｅが最大となる流体機械（40）の膨張機（41）の流入側に膨張弁（50）が設けられていることを特徴とするものである。

第３の発明では、容積比Ｖｃ／Ｖｅが最大となる流体機械（40）の膨張機（41）の流入側に膨張弁（50）が配置される。このため、上記膨張弁（50）の開度を絞ることで、この流体機械（40）についての膨張機（41）への流入冷媒密度ｄｅを低下させることができる。

第４の発明は、第１乃至第３の何れか１つの発明において、上記冷媒回路（10）の冷媒が、ＣＯ_２であることを特徴とするものである。

第４の発明では、冷媒回路（10）において、ＣＯ_２冷媒が循環して冷凍サイクルが行われる。つまり、冷媒回路（10）では、冷媒の高低差圧が大きい、いわゆる超臨界サイクルが行われる。

本発明によれば、冷媒回路（10）に複数の流体機械（30,40）を設け、各圧縮機（32,42）で冷媒の圧縮行程を行うとともに、各膨張機（31,41）で冷媒の膨張行程を行うようにしている。このため、各圧縮機（32,42）の容量をそれぞれ制御することで、冷凍装置全体としての圧縮機の容量制御幅、つまり冷凍装置の能力範囲を拡大することができる。

また、各圧縮機（32,42）にはそれぞれ膨張機（31,41）が連結されているため、両膨張機（31,41）で冷媒が膨張した際に生じる内部エネルギーを各圧縮機（32,42）の回転動力として回収することができる。したがって、この冷凍装置のＣＯＰを向上させることができる。

上記第１の発明によれば、複数の流体機械（30,40）毎の容積比Ｖｃ／Ｖｅを異なる値に設計している。つまり、本発明の冷凍装置には、理想的なＣＯＰを得るための設計点が異なる複数の流体機械（30,40）が設けられる。このため、例えば室外温度などの運転条件の変化に伴い実際の密度比ｄｅ／ｄｃが変化した場合に、この運転条件に近い設計点を有する流体機械のみを運転させることで、理想的なＣＯＰを得ることができる。

ところで、このように実際の密度比ｄｅ／ｄｃを容積比Ｖｃ／Ｖｅに近づける公知技術として、膨張機への流入冷媒を予膨張する手段や、膨張機への流入冷媒を該膨張機の流出側にバイパスさせる手段が知られている。

前者の手段は、実際の密度比ｄｅ／ｄｃが容積比Ｖｃ／Ｖｅよりも大きくなる場合に、膨張機への流入冷媒密度ｄｅを低下させるべく、膨張機への流入冷媒を膨張弁で予膨張させるものである。しかしながら、この手段では冷媒が膨張機に流入する前に膨張してしまうため、冷媒の膨張により流体機械に回収される動力が低減してしまう。

後者の手段は、実際の密度比ｄｅ／ｄｃが容積比Ｖｃ／Ｖｅよりも小さくなる場合に、膨張機で処理できない流入冷媒を該膨張機の流出側にバイパスさせるものである。しかしながら、この手段では、膨張機をバイパスさせた冷媒の流量分だけ流体機械の回収動力が低減してしまう。

これに対して本発明では、膨張機に流入する冷媒が予め膨張することもなく、また、冷媒が膨張機に全量流入することになる。したがって、公知の予膨張手段やバイパス手段よりも流体機械（30,40）の回収動力を向上させることができる。

上記第１の発明によれば、複数の流体機械（30,40）についての回転速度を個別に制御するようにしている。このため、運転条件に応じて流体機械（30,40）毎の回転速度の比率を調整し、両流体機械（30,40）の設計点の範囲内で常に理想的なＣＯＰを得ることができる（例えば図１０参照）。

上記第２の発明によれば、複数の流体機械（30,40）についての圧縮機（32,42）毎の吸入容積Ｖｃを同じ容積とすることで、圧縮機（32,42）を同じ仕様で設計することができる。この種の流体機械に備えられる圧縮機は、膨張機と比較してシリンダ容積が大きくなるのが一般的である。このため、各圧縮機（32,42）を同じ仕様とすることで、流体機械（30,40）の低コスト化を効果的に図ることができる。

上記第３の発明によれば、第２流体機械（40）の流入側に膨張弁（50）が設けられ、この膨張弁（50）の開度を絞ることで第２流体機械（40）の膨張機（41）への流入冷媒密度ｄｅを低下させることができる。

ところで、実際の密度比ｄｅ／ｄｃが比較的大きくなる場合、これに対応させて容積比Ｖｃ／Ｖｅが最大となる流体機械（40）のみを運転させることが考えられる。ところが、このようにしても実際の密度比ｄｅ／ｄｃが容積比Ｖｃ／Ｖｅを上回る場合、理想的なＣＯＰを得ることができなくなる。

これに対して本発明では、上述した予膨張手段としての膨張弁（50）を最大容積比を有する流体機械（40）の膨張機の流入側に設けている。このため、流体機械（40）のみが運転する状態で、かつ実際の密度比ｄｅ／ｄｃがこの流体機械（40）の容積比Ｖｃ／Ｖｅを上回る場合、膨張弁（50）を開放することで、流体機械（40）についての膨張機（41）への流入冷媒密度ｄｅを低減させ、実際の密度比ｄｅ／ｄｃをこの容積比Ｖｃ／Ｖｅに近づけることができる。したがって、このような条件下においても理想的なＣＯＰを得ることができる。

上記第４の発明によれば、冷媒としてＣＯ_２を利用することで、冷媒回路（10）において、いわゆる超臨界サイクルを行うことができる。このようにすると、冷媒の高低差圧を増大させることができる。したがって、膨張機（31,41）で膨張する冷媒の膨張差圧を増大でき、この流体機械（30,40）の回収動力を更に向上させることができる。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。

《発明の実施形態１》
本発明の実施形態１に係る冷凍装置について説明する。実施形態１の冷凍装置は、空調機（1）に適用されるものである。この空調機（1）は、室内の冷房運転と暖房運転とを切り換えて行うように構成されている。

<空調機の基本構成>
図１に示すように、空調機（1）は、冷媒が循環して冷凍サイクルを行う冷媒回路（10）を備えている。この冷媒回路（10）には、冷媒として二酸化炭素（ＣＯ_２）が充填されている。また、空調機（1）は、室内に配置される室内ユニット（11）と、室外に配置される室外ユニット（12）とを備えている。そして、上記室内ユニット（11）と室外ユニット（12）とが２本の連絡配管を介して互いに連結されることで、上記冷媒回路（10）が構成されている。

冷媒回路（10）には、室内熱交換器（21）、２つの膨張圧縮機（30,40）、室外熱交換器（22）、四路切換弁（23）、ブリッジ回路（24）、気液分離器（25）等が接続されている。

上記室内熱交換器（21）及び室外熱交換器（22）は、いわゆるクロスフィン型のフィン・アンド・チューブ熱交換器で構成されている。上記室内熱交換器（21）は、上記室内ユニット（11）に設けられている。この室内熱交換器（21）へは、図示しないファンによって室内空気が送風される。そして、室内熱交換器（21）では、室内空気と冷媒との間での熱交換が行われる。上記室外熱交換器（22）は、上記室外ユニット（12）に設けられている。この室外熱交換器（22）へは、図示しないファンによって室外空気が送風される。そして、室外熱交換器（22）では、室外空気と冷媒との間での熱交換が行われる。

上記膨張圧縮機（30,40）は、冷媒回路（10）に並列に接続される第１と第２の流体機械を構成している。各膨張圧縮機（30,40）は、それぞれ固有のシリンダ容積を有する容積型の流体機械で構成されている。また、各膨張圧縮機（30,40）は、それぞれ回転速度が可変のいわゆるインバータ式の流体機械で構成されている。

上記第１膨張圧縮機（30）は、第１膨張機（31）、第１圧縮機（32）、及び第１回転軸（33）を備えている。第１膨張機（31）と第１圧縮機（32）とは、第１回転軸（33）によって互いに連結されている。また、第１回転軸（33）の外周には、該第１回転軸（33）を回転駆動させるための第１モータ（34）が配置されている。同様に、上記第２膨張圧縮機（40）は、第２膨張機（41）、第２圧縮機（42）、及び第２回転軸（43）を備えている。第２膨張機（41）と第２圧縮機（42）とは、第２回転軸（43）によって互いに連結されている。また、第２回転軸（43）の外周には、該第２回転軸（43）を回転駆動させるための第２モータ（44）が配置されている。

上記四路切換弁（23）は、第１から第４までのポートを備えている。四路切換弁（23）の第１ポートは、分岐管を介して上記第１，第２圧縮機（32,42）の各吐出管（35,45）と接続している。四路切換弁（23）の第２ポートは、上記気液分離器（25）の流入側と接続している。四路切換弁（23）の第３ポートは、上記室外熱交換器（22）の一端と接続している。四路切換弁（23）の第４ポートは、上記室内熱交換器（21）の一端と接続している。

四路切換弁（23）は、第１のポートと第３のポートとが連通すると同時に、第２のポートと第４のポートとが連通する状態（図１の実線で示す状態）と、第１のポートと第４のポートとが連通すると同時に、第２のポートと第３のポートとが連通する状態（図１の破線で示す状態）とに切換可能となっている。

上記ブリッジ回路（24）は、ブリッジ状に接続される第１から第４までの配管（24a,24b,24c,24d）を備えている。第１配管（24a）は、その流入側が室外熱交換器（22）の他端と接続し、その流出側は２本の分岐管を介して上記第１，第２膨張機（31,41）の各流入管（36,46）と接続している。第２配管（24b）は、その流入側が分岐管を介して上記第１，第２膨張機（31,41）の各流出管（37,47）と接続し、その流出側は上記第１配管（24a）の流入側と接続している。第３配管（24c）は、その流入側が上記第２配管（24b）の流入側と接続し、その流出側は室内熱交換器（21）の他端と接続している。第４配管（24d）は、その流入側が上記第３配管（24c）の流出側と接続し、その流出側は上記第１配管（24a）の流出側と接続している。

また、ブリッジ回路（24）は、４本の配管（24a,24b,24c,24d）に対応する第１から第４までの逆止弁（CV-1,CV-2,CV-3,CV-4）を備えている。各逆止弁（CV-1,CV-2,CV-3,CV-4）は、それぞれの配管（24a,24b,24c,24d）について流入側から流出側への方向（図１の矢印に示す方向）のみの冷媒の流れを許容する。

上記気液分離器（25）は、冷媒を液冷媒とガス冷媒とに分離して貯留する密閉容器で構成されている。気液分離器（25）の内部には、液貯留部（26）とガス貯留部（27）とが形成されている。上記液貯留部（26）は、気液分離器（25）の下部に形成されている。この液貯留部（26）には、分離された後の液冷媒が貯留される。上記ガス貯留部（27）は、気液分離器（25）の上部に形成されている。このガス貯留部（27）には、分離された後のガス冷媒が貯留される。

上記気液分離器（25）のガス貯留部（27）には、ガス導入管（28）の一端が接続している。このガス導入管（28）の他端は、２本の分岐管を介して上記圧縮機（32,42）の各吸入管（38,48）と接続している。一方、上記気液分離器（25）の液貯留部（26）には、液導入管（29）の一端が接続されている。この液導入管（29）の他端は、上記ガス導入管（28）に接続されている。また、液導入管（29）には、該液導入管（29）の開度を調整可能な液流量調整弁（29a）が設けられている。

<膨張圧縮機の容積比>
上記各膨張圧縮機（30,40）は、それぞれの膨張機（31,41）及び圧縮機（32,42）が容積型の流体機械で構成されている。例えばこの容積型の流体機械の例として、ロータリ式流体機械やスクロール式流体機械が挙げられる。これら各膨張圧縮機（30,40）については、それぞれ固有の容積比Ｖｃ／Ｖｅが定められている。容積比Ｖｃ／Ｖｅは、各圧縮機（32,42）の吸入容積（圧縮機についての回転軸の一回転あたりに圧縮機に吸入される冷媒の吸入容積）をＶｃとし、各膨張機（31,41）の流入容積（膨張機について回転軸の一回転あたりに膨張機へ流入する冷媒の流入容積）をＶｅとした場合に、ＶｃのＶｅに対する比を表すものである。

ところで、膨張圧縮機で理想的なＣＯＰを得るためには、容積比Ｖｃ／Ｖｅは、所定の設計運転条件時における膨張機の流入冷媒密度ｄｅと、圧縮機の吸入冷媒密度ｄｃとによって決定される。つまり、容積比Ｖｃ／Ｖｅ＝ｄｅ／ｄｃを満たすように流体機械の容積比を設計することで、この空調機（1）で理想的なＣＯＰを得ることができる。なお、上記密度比ｄｅ／ｄｃは、特に冷媒回路における冷媒の蒸発温度に影響される値である。そのため、本実施形態では、空調機（1）の設計蒸発温度を基準として密度比ｄｅ／ｄｃが決定され、この密度比ｄｅ／ｄｃに基づいて容積比が設計されている。この際、本発明の特徴として、各膨張圧縮機（30,40）の容積比Ｖｃ／Ｖｅは、それぞれ異なる値に設計されている。

図２に示すように、この空調機（1）の設計蒸発温度は、冷房運転及び暖房運転の運転条件を含めて−２０℃以上１５℃以下の範囲に設計されている。これに対し、第１膨張圧縮機（30）は、上限の設計蒸発温度となる１５℃を基準として容積比が決定され、その具体的な容積比Ｖｃ_１／Ｖｅ_１が４．０となっている。この第１膨張圧縮機（30）は、第１圧縮機（32）の吸入容積Ｖｃ_１が約２０ｃｃであり、第１膨張機（31）の流入容積Ｖｅ_１が約５ｃｃである。

一方、第２膨張圧縮機（40）は、下限の設計蒸発温度となる−２０℃を基準として容積比が決定され、その具体的な容積比Ｖｃ_２／Ｖｅ_２が２０となっている。この第２膨張圧縮機（40）は、第２圧縮機（42）の吸入容積Ｖｃ_２が、上記第１圧縮機（32）の吸入容積Ｖｃ_１と同様に、約２０ｃｃであり、第２膨張機（41）の流入容積Ｖｅ_２が約１．３３ｃｃである。

<コントローラの構成>
図１に示すように、空調機（1）には制御手段としてのコントローラ（60）が設けられている。このコントローラ（60）は、上記四路切換弁（23）の切換動作や、上記各膨張圧縮機（30,40）の運転／停止動作を制御する。また、冷媒回路（10）には、室外温度や冷媒の蒸発温度等を測定する温度センサ、あるいは冷媒の低圧や高圧を測定する圧力センサが設けられている（これらのセンサの図示は省略する）。コントローラ（60）は、各センサの検出値に基づいて上述の液流量調整弁（29a）の開度を調節する。さらに、コントローラ（60）は、各センサの検出値で検出される運転条件の変化に応じて各膨張圧縮機（30,40）の回転速度を個別に調節する。具体的に、本実施形態のコントローラ（60）は、冷媒の蒸発圧力に応じて各膨張圧縮機（30,40）の回転速度を個別に調節する。

−運転動作−
次に、実施形態１の空調機（1）の基本的な運転動作について説明する。

<冷房運転>
この空調機（1）の冷房運転では、四路切換弁（23）が図３に示す状態に切り換えられる。また、各膨張圧縮機（30,40）が運転状態となり、冷媒回路（10）では冷媒が循環して冷凍サイクルが行われる。その結果、室内熱交換器（21）が蒸発器として機能し、室外熱交換器（22）が放熱器として機能する。

膨張圧縮機（30,40）では、各圧縮機（32,42）において冷媒が臨界圧力以上まで圧縮される。圧縮された冷媒は、四路切換弁（23）を通って室外熱交換器（22）へ流入する。室外熱交換器（22）では、冷媒が室外空気へ放熱する。

室外熱交換器（22）で放熱した冷媒は、第１配管（24a）を通過した後に分流して、各膨張機（31,41）へ流入する。各膨張機（31,41）では、冷媒が膨張し、それぞれの冷媒の内部エネルギーが各圧縮機（32,42）の回転動力に変換される。そして、各膨張機（31,41）では、高圧の冷媒が減圧されて気液二相状態の冷媒に変化する。

各膨張機（31,41）で減圧された冷媒は、再び合流して第３配管（24c）を通過した後、室内熱交換器（21）へ流入する。室内熱交換器（21）では、冷媒が室内空気から吸熱して蒸発する。この際、冷媒で冷却された室内空気が室内に供給され、室内の冷房が行われる。室内熱交換器（21）で蒸発した冷媒は、四路切換弁（23）を通って気液分離器（25）へ流入する。

気液分離器（25）では、冷媒がガス冷媒と液冷媒とに分離される。気液分離器（25）で分離されたガス冷媒は、ガス導入管（28）を通過した後に分流して、各圧縮機（32,42）に吸入される。また、気液分離機（25）で分離された液冷媒は、液流量調整弁（29a）の開度調整に伴い、液導入管（29）へ適宜送られる。そして、液導入管（29）を流れる冷媒は、ガス導入管（28）を流れるガス冷媒と混合して蒸発した後、各圧縮機（32,42）に吸入される。

<暖房運転>
この空調機（1）の暖房運転では、四路切換弁（23）が図４に示す状態に切り換えられる。また、各膨張圧縮機（30,40）が運転状態となり、冷媒回路（10）では、冷媒が循環して冷凍サイクルが行われる。その結果、室内熱交換器（21）が放熱器として機能し、室外熱交換器（22）が蒸発器として機能する。

膨張圧縮機（30,40）では、各圧縮機（32,42）において冷媒が臨界圧力以上まで圧縮される。圧縮された冷媒は、四路切換弁（23）を通って室内熱交換器（21）へ流入する。室内熱交換器（21）では、冷媒が室内空気へ放熱する。この際、冷媒で加熱された室内空気が室内へ供給され、室内の暖房が行われる。

室内熱交換器（21）で放熱した冷媒は、第４配管（24d）を通過した後に分流して、各膨張機（31,41）へ流入する。各膨張機（31,41）では、冷媒が膨張し、それぞれの冷媒の内部エネルギーが各圧縮機（32,42）の回転動力に変換される。そして、各膨張機（31,41）では、高圧の冷媒が減圧されて気液二相状態の冷媒に変化する。

各膨張機（31,41）で減圧された冷媒は、再び合流して第２配管（24b）を通過し、室外熱交換器（22）へ流入する。室外熱交換器（22）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（22）で蒸発した冷媒は、四路切換弁（23）を通って気液分離器（25）へ流入する。

気液分離器（25）では、上述の冷房運転と同様、冷媒がガス冷媒と液冷媒とに分離される。気液分離器（25）で分離されたガス冷媒は、ガス導入管（28）を通過した後に分流して、各圧縮機（32,42）に吸入される。また、気液分離機（25）で分離された液冷媒は、液流量調整弁（29a）の開度調整に伴い、液導入管（29）へ適宜送られる。そして、液導入管（29）を流れる冷媒は、ガス導入管（28）を流れるガス冷媒と混合して蒸発した後、各圧縮機（32,42）に吸入される。

<膨張圧縮機の回転速度制御>
次に、空調機（1）の運転条件が変化した際の各膨張圧縮機（30,40）の回転速度の制御動作について図２を参照しながら説明する。この空調機（1）では、室外温度変化に伴う冷媒の蒸発温度変化に応じて第１膨張圧縮機（30）と第２膨張圧縮機（40）との回転速度の比率が調節される。

空調機（1）の暖房運転において、室外温度が比較的高くなり蒸発温度が約１５℃となると、圧縮機（32,42）についての吸入冷媒密度ｄｃが上昇する。したがって、実際の密度比ｄｅ／ｄｃが容積比Ｖｃ／Ｖｄに対して小さくなり易くなる。

ここで本実施形態の空調機（1）では、この条件下において、第１膨張圧縮機（30）がほぼ定格の回転速度で運転される一方、第２膨張圧縮機（40）の回転速度がゼロとなり、第２膨張圧縮機（40）が停止する。このため、第２膨張圧縮機（40）よりも容積比の小さい第１膨張圧縮機（30）のみが運転されることとなり、実際の密度比ｄｅ／ｄｃと、この空調機（1）の全体としての容積比Ｖｃ／Ｖｅとが近似する。したがって、この運転条件下において、理想効率に近いＣＯＰが達成される。

また、空調機（1）が寒冷地で使用される場合、暖房運転時の室外温度が−１５℃まで達する場合がある。このような運転条件において、蒸発温度が約−２０℃となると、圧縮機（32,42）の吸入冷媒密度ｄｃが低下する。したがって、実際の密度比ｄｅ／ｄｃが容積比Ｖｃ／Ｖｄに対して大きくなり易くなる。

ここで本実施形態の空調機（1）では、この条件下において、第１膨張圧縮機（30）の回転速度がゼロとなり、第１膨張圧縮機（30）が停止する一方、第２膨張圧縮機（40）がほぼ定格の回転速度で運転される。このため、第１膨張圧縮機（30）よりも容積比の大きい第２膨張圧縮機（40）のみが運転されることとなり、実際の密度比ｄｅ／ｄｃと、この空調機（1）の全体としての容積比Ｖｃ／Ｖｅとが近似する。したがって、この運転条件下においても、理想効率に近いＣＯＰが達成される。

さらに、空調機（1）の暖房運転において、蒸発温度が例えば約−２．５℃となると、第１膨張圧縮機（30）と第２膨張圧縮機（40）との双方が運転される。各膨張圧縮機（30,40）の回転速度は、例えば定格に対して約５０％の回転速度に調節される。その結果、蒸発温度約−２．５℃の条件下においても理想効率に近いＣＯＰが達成される。

また、蒸発温度が例えば約１０℃になると、蒸発温度が−２．５℃の時と比べ、第１膨張圧縮機（30）の回転速度が高く設定され、第２膨張圧縮機（40）の回転速度が低く設定される。逆に、蒸発温度が約−１０℃になると、蒸発温度が−２．５℃の時と比べ、第２膨張圧縮機（40）の回転速度が高く設定され、第１膨張圧縮機（30）の回転速度が低く設定される。このように、本実施形態の空調機（1）では、冷媒の蒸発温度変化に応じて各膨張圧縮機（30,40）の回転速度の比率が適宜調節されることで、各膨張圧縮機（30,40）の設計点の間の範囲で理想効率に近いＣＯＰが常時達成される。

−実施形態１の効果−
上記実施形態１では、冷媒回路（10）に２つの膨張圧縮機（30,40）を並列に接続するようにしている。このため、空調機（1）における圧縮機の容量制御幅を拡大させることができ、ひいては空調機（1）の能力範囲を拡大することができる。したがって、広範囲の運転条件の変化に対応した空調運転を行うことができる。

ここで、２つの膨張圧縮機（30,40）は、それぞれ異なる容積比Ｖｃ／Ｖｅで設計されている。つまり、本実施形態の空調機（1）には、理想的なＣＯＰを得るための設計点が異なる２つの膨張圧縮機（30,40）が設けられている。このため、運転条件の変化に応じて、この運転条件に近い設計点を有する膨張圧縮機のみを運転させることで、この空調機（1）で理想的なＣＯＰを得ることができる。

さらに、上記２つの設計点の間の運転条件においては、各膨張圧縮機（30,40）の回転速度の比率を調節することで、実際の密度比ｄｅ／ｄｃと、空調機（1）の全体としての容積比Ｖｃ／Ｖｅとを近づけることができる。したがって、２つの設計点の範囲内であれば、常に理想的なＣＯＰを得ることができる。

また、上記実施形態１では、各膨張圧縮機（30,40）についての第１圧縮機（32）と第２圧縮機（42）の吸入容積Ｖｃを等しい容積としている。このため、各圧縮機（32,42）を同じ仕様とすることができ、膨張圧縮機（30,40）の低コスト化を効果的に図ることができる。

さらに、上記実施形態１では、両圧縮機（32,42）の吸入側に気液分離器（25）を設けている。そして、気液分離器（25）で分離された液冷媒を液流量調整弁（29a）の開度調整に応じて各圧縮機（32,42）の吸入側に送れるようにしている。このため、この冷媒回路（10）の全体としての冷媒循環量を調節でき、この空調機（1）で運転条件に応じた最適な運転を行うことができる。

−実施形態１の変形例−
次に、上記実施形態１の変形例について図を参照しながら説明する。なお、以下には、上記実施形態１と異なる点について説明する。

<変形例１>
図５に示す空調機（1）は、上記実施形態１の冷媒回路（10）において、気液分離器（25）の配置が異なるものである。具体的には、上記実施形態１の気液分離器（25）が圧縮機（32,42）の吸入側に設けられているのに対し、この変形例の気液分離器（25）は、膨張機（31,41）の流出側に設けられている。また、四路切換弁（23）の第２ポートは、分岐管を介して圧縮機（32,42）の各吸入管（38,48）に接続されている。

上記気液分離器（25）の液貯留部（26）には、液導入管（29）の一端が接続されている。この液導入管（29）の他端は、ブリッジ回路（24）の第２配管（24b）及び第３配管（24c）の流入側と接続されている。一方、気液分離器（25）のガス貯留部（27）には、ガス導入管（28）の一端が接続されている。このガス導入管（28）の他端は、四路切換弁（23）の第２ポートから各圧縮機（32,42）の吸入側の分岐管までの間の配管に接続されている。また、ガス導入管（28）には、該ガス導入管（28）の開度を調整可能なガス流量調整弁（28a）が設けられている。

この変形例１においても、上記実施形態１と同様、冷媒回路（10）に容積比の異なる２つの膨張圧縮機（30,40）を接続するようにしている。このため、空調機（1）における圧縮機の容量制御幅を拡大させることができるとともに、運転条件に応じて各膨張圧縮機（30,40）の回転速度の比率を調整して理想的なＣＯＰを得ることができる。

また、この変形例１では、各膨張機（31,41）で膨張した後の気液二相状態が気液分離器（25）へ流入する。このため、気液二相状態の冷媒を気液分離器（25）で確実にガス冷媒と液冷媒とに分離することができる。このようにすると、例えば冷房運転時において、気液分離器（25）で分離した後の液冷媒を第３配管（24c）を介して室内熱交換器（21）へ送ることができる。このため、室内熱交換器（21）に気液二相状態の冷媒が送られる場合と比較して、室内空気に対する空気の吸熱量を増大でき、この室内熱交換器（21）による冷房能力を向上できる。さらに、ガス調整弁（28a）の開度を調整することで、気液分離器（25）で分離した後のガス冷媒を各圧縮機（32,42）へ適宜吸入させることができる。したがって、上記実施形態１と同様、冷媒回路（10）の全体としての冷媒循環量を調整することができる。

<変形例２>
図６に示す空調機（1）は、上記実施形態１の冷媒回路（10）に予膨張弁（50）を付与したものである。この変形例２では、上記予膨張弁（50）が、膨張圧縮機（30,40）のうち最大の容積比を有する第２膨張圧縮機（40）についての第２膨張機（41）の流入側に設けられている。この予膨張弁（50）は、例えば電子膨張弁で構成されており、コントローラ（60）によって開度が適宜調節される。

この変形例２では、例えば図２に示す蒸発温度が第２膨張圧縮機（40）の設計温度よりも低くなり、第２膨張圧縮機（40）のみを運転しても、なお実際の密度比ｄｅ／ｄｃが容積比Ｖｃ／Ｖｅよりも大きくなる場合に、上記予膨張弁（50）の開度が絞られる。その結果、膨張機（41）の流入冷媒密度ｄｅを低減させることができ、密度比ｄｅ／ｄｃを容積比Ｖｃ／Ｖｅに近づけることができる。

<変形例３>
図７に示す空調機（1）は、上記実施形態１の冷媒回路（10）にバイパス管（51）を付与したものである。上記バイパス管（51）は、一端が第１膨張圧縮機（30）の第１膨張機（31）の流入側に接続され、他端が第１膨張機（31）の流出側に接続されている。このバイパス管（51）には、バイパス弁（51a）が設けられている。このバイパス弁（51a）は、コントローラ（60）によって開度が適宜調整される。

この変形例３では、例えば図２に示す蒸発温度が第１膨張圧縮機（30）の設計温度よりも高くなり、第１膨張圧縮機（30）のみを運転しても、実際の密度比ｄｅ／ｄｃが容積比Ｖｃ／Ｖｅよりも小さい場合に、上記バイパス弁（51a）が開放される。その結果、膨張機で処理できない流入冷媒を該膨張機の流出側にバイパスさせることができる。

なお、この例では、上記バイパス管（51）及びバイパス弁（51a）を第１膨張機（31）の流入側に設けているが、第２膨張機（41）の流入側に配置しても同様の作用効果を奏することができる。また、上述した変形例２の予膨張弁（50）と、これらのバイパス管（51）及びバイパス弁（51a）を組み合わせて冷媒回路（10）に設けるようにしてもよい。

《発明の実施形態２》
次に、実施形態２に係る冷凍装置について説明する。図８に示すように、実施形態２の冷凍装置は、複数の室内ユニットを有するいわゆる室内マルチタイプの空調機（1）に適用されるものである。

実施形態２の空調機（1）には、上記実施形態１の変形例２と同様の室外ユニット（12）が設けられている。一方、空調機（1）には、第１から第３までの室内ユニット（11a,11b,11c）が室外ユニット（12）に対して並列に接続されており、各室内ユニット（11a,11b,11c）は、それぞれ異なる室内に配置されている。

各室内ユニット（11a,11b,11c）は、それぞれ第１から第３までの室内熱交換器（21a,21b,21c）を備えている。また、各室内熱交換器（21a,21b,21c）についての冷媒の流入側には、それぞれの室内熱交換器（21a,21b,21c）に対応する第１から第３までの流量調整弁（15a,15b,15c）が設けられている。したがって、各室内熱交換器（21a,21b,21c）への冷媒流入量は、各流量調整弁（15a,15b,15c）によって個別に調整可能となっている。

このように空調機（1）が室内マルチタイプで構成される場合、例えば上記実施形態１と比較してより広範囲に及ぶ圧縮機の容量制御幅を要する。これに対して本実施形態では、冷媒回路（10）に複数の膨張圧縮機（30,40）を設けているので、圧縮機（30,40）の容量制御幅を拡大させることができる。したがって、各室内ユニット（11a,11b,11c）の運転条件に追随して空調機（1）の能力調整を行うことができる。

また、実施形態２についても、冷媒回路（10）に容積比の異なる２つの膨張圧縮機（30,40）を設けているので、運転条件に応じて各膨張圧縮機（30,40）の回転速度の比率を調整させて理想的なＣＯＰを得ることができる。

《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。

上述した実施形態では、第１膨張圧縮機（30）の容積比を４．０とし、第２膨張圧縮機（40）の容積比を２０としている。しかしながら、これらの容積比はこれに限るものではない。具体的には、複数の膨張圧縮機において、容積比が最も小さい膨張圧縮機の容積比は、２以上６以下の範囲が好ましく、更には３以上４以下の範囲がより好ましい。一方、複数の膨張圧縮機において、容積比が最も大きい膨張圧縮機の容積比は、１０以上３０以下の範囲が好ましく、更には１５以上２０以下がより好ましい。

また、上記実施形態では、両膨張圧縮機（30,40）について、第１膨張機（31）と第２膨張機（41）の流入容積Ｖｅを異なる容積とする一方、第１圧縮機（32）と第２圧縮機（42）の吸入容積Ｖｃを同じ容積としている。しかしながら、各膨張圧縮機（30,40）の容積比を異なるように設計すれば、各膨張機（31,41）の流入容積Ｖｅや各圧縮機（32,42）の吸入容積Ｖｃは、如何なる容積であっても良い。

具体的に、上記実施形態１の膨張圧縮機（30,40）において、例えば第２圧縮機（42）の吸入容積Ｖｃ_２を第１圧縮機（32）の吸入容積Ｖｃ_１よりも大きくする一方、第１膨張機（31）と第２膨張機（41）の流入容積Ｖｅを同じ容積とすることもできる。このようにすると、冬季の暖房運転時に室外温度（蒸発温度）が低下し、第２膨張圧縮機（40）のみを運転する条件下で、圧縮機の容量を大きくとることができる。このため、室内の顕熱負荷が大きくなる暖房運転時において、空調機（1）の暖房能力を向上させることができる。

また、上記実施形態では、冷媒回路（10）に容積比の異なる２つの膨張圧縮機（30,40）を設けているが、それぞれ容積比の異なる３つ以上の膨張圧縮機を設けるようにしてもよい。また、２つの膨張圧縮機（30,40）に加えて、圧縮機構のみを有する圧縮機を設けるようにしてもよい。

さらに、上記実施形態の膨張圧縮機（30,40）は、固有のシリンダ容積を有する容積型の流体機械で構成されている。しかしながら、この膨張圧縮機（30,40）の膨張機（31,41）に代わって、シリンダ容積を可変とする膨張機を適用してもよい。このような容積可変型の膨張機は、例えば膨張機のシリンダ室と連通する補助室が形成され、ピストン等の動作によりこの補助室の容積が拡縮可能に構成されるものである。このように容積可変型の膨張機を上記実施形態の膨張圧縮機（30,40）に適用すると、運転条件に応じて各膨張圧縮機（30,40）の容積比自体を変更できるため、より広範囲の運転条件の変化に対応して空調機（1）の能力を変更することができる。

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、膨張機と圧縮機とが連結されて構成される流体機械を備えた冷凍装置について有用である。

実施形態１に係る空調機の概略回路図である。実施形態１の空調機の蒸発温度とＣＯＰとの関係を示すグラフである。実施形態１の空調機の冷房運転時の冷媒の流れを示す概略回路図である。実施形態１の空調機の暖房運転時の冷媒の流れを示す概略回路図である。実施形態１の変形例１に係る空調機の概略回路図である。実施形態１の変形例２に係る空調機の概略回路図である。実施形態１の変形例３に係る空調機の概略回路図である。実施形態２に係る空調機の概略回路図である。従来の冷凍装置の室外温度とＣＯＰとの関係を示すグラフである。本発明の冷凍装置の室外温度とＣＯＰとの関係を示すグラフである。

1 空調機
10 冷媒回路
30 第１膨張圧縮機（第１の流体機械）
31 第１膨張機（膨張機）
32 第１圧縮機（圧縮機）
33 第１回転軸（回転軸）
40 第２膨張圧縮機（第２の流体機械）
41 第２膨張機（膨張機）
42 第２圧縮機（圧縮機）
43 第２回転軸（回転軸）
50 予膨張弁（膨張弁）
60 コントローラ

Claims

冷媒が循環して冷凍サイクルを行う冷媒回路（10）と、該冷媒回路（10）に接続される流体機械（30,40）とを備え、
上記流体機械（30,40）は、膨張機（31,41）と、圧縮機（32,42）と、該膨張機（31,41）と圧縮機（32,42）を連結する回転軸（33,43）とを備えている冷凍装置であって、
上記冷媒回路（10）には、複数の流体機械（30,40）が接続され、
各流体機械（30,40）の膨張機（31,41）は互いに並列に接続され、
各流体機械（30,40）の圧縮機（32,42）も互いに並列に接続され、
上記複数の流体機械（30,40）は、それぞれ回転速度が可変に構成され、
上記流体機械（30,40）毎の回転軸（33,43）の一回転あたりに圧縮機（32,42）に吸入される冷媒の吸入容積をＶｃとし、
上記流体機械（30,40）毎の回転軸（33,43）の一回転あたりに膨張機（31,41）へ流入する冷媒の流入容積をＶｅとすると、
上記複数の流体機械（30,40）は、それぞれにおける吸入容積Ｖｃの流入容積Ｖｅに対する容積比Ｖｃ／Ｖｅが互いに異なるように構成され、
上記複数の流体機械（30,40）を同時に運転させながら、冷凍装置の運転条件に応じて各流体機械（30,40）の回転速度の比を調整する制御手段を備えていることを特徴とする冷凍装置。
請求項１において、
複数の流体機械（30,40）は、各流体機械（30,40）における吸入容積Ｖｃが互いに等しい容積となるように構成されていることを特徴とする冷凍装置。
請求項１において、
上記冷媒回路（10）には、
複数の流体機械（30,40）のうち容積比Ｖｃ／Ｖｅが最大となる流体機械（40）の膨張機（41）の流入側に膨張弁（50）が設けられてい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つにおいて、
上記冷媒回路（10）の冷媒は、ＣＯ_２であることを特徴とする冷凍装置。