JP4658347B2

JP4658347B2 - Supercritical vapor compression refrigeration cycle

Info

Publication number: JP4658347B2
Application number: JP2001024845A
Authority: JP
Inventors: 孝史田中; 勉板鼻; 政司前野
Original assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Current assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority date: 2001-01-31
Filing date: 2001-01-31
Publication date: 2011-03-23
Anticipated expiration: 2021-01-31
Also published as: JP2002228275A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、二酸化炭素（ＣＯ₂ ）等を冷媒として使用する超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルに係り、特に、外気温度が高い条件下での冷却能力を確保して効率よく運転するのに好適な技術に関する。
【０００２】
【従来の技術】
近年、地球環境の保全に対する関心が高まっているが、車両用空調装置等の冷媒として従来用いられているＲ１３４ａといった代替フロンは、地球温暖化に対して影響を与えることが懸念されている。このため、このような代替フロン冷媒等に代わる物質として、元来自然界に存在する物質、いわゆる自然冷媒を用いた冷凍サイクルの研究が行われている。
このような自然冷媒の候補として、二酸化炭素（ＣＯ₂ ）が注目されている。このＣＯ₂ は、地球温暖化に対する寄与が代替フロンよりもはるかに小さいだけでなく、可燃性がないうえ、基本的には人体に無害である。
【０００３】
ＣＯ₂ 冷媒を利用した蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、ＣＯ₂ 冷凍サイクルと略す。）の作動原理は、フロン冷媒を使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルと基本的には同じである。そこで、図１０に一般的なＣＯ₂ 冷凍サイクルの構成を示し、図１１にモリエル線図を示して簡単に説明する。
図１０において、図中の符号１は気相状態のＣＯ₂ 冷媒を圧縮する圧縮機、２は圧縮機１で圧縮されたＣＯ₂ 冷媒を外気等との間で熱交換して冷却するガスクーラ（放熱器）、３はガスクーラ２の出口側配管に設けられた圧力（高圧）制御弁、４は高圧のＣＯ₂ 冷媒を減圧する膨張弁（減圧装置）、５は冷却器として機能するエバポレータ（蒸発器）であり、気液２相状態のＣＯ₂ 冷媒はエバポレータ４内で気化（蒸発）する際に空気から蒸発潜熱を奪って冷却する。
【０００４】
このＣＯ₂ 冷凍サイクルの作動は、フロンを冷媒として使用した従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルと同様である。
すなわち、ＣＯ₂ モリエル線図（図１１参照）にＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄ−Ａで示されるように、圧縮機１で気相状態のＣＯ₂ 冷媒を圧縮し（Ａ−Ｂ）、この高温圧縮された気相状態のＣＯ₂ 冷媒をガスクーラ２にて冷却する（Ｂ−Ｃ）。そして、膨張弁により減圧して（Ｃ−Ｄ）、気液２相状態となったＣＯ₂ 冷媒をエバポレータ４で蒸発させて（Ｄ−Ａ）、蒸発潜熱を空気等の外部流体から奪って外部流体を冷却する。
【０００５】
しかしながら、ＣＯ₂ 冷媒の臨界温度は約３１℃と従来の冷媒であるフロンの臨界温度と比べてかなり低いので、夏場等外気温の高いときには、ガスクーラ２側におけるＣＯ₂ 冷媒の温度がＣＯ₂ の臨界点温度よりも高くなってしまう。つまり、ガスクーラ２の出口側において、ＣＯ₂ 冷媒は凝縮しない（線分ＢＣが飽和液線ＳＬと交差しない）超臨界域が存在することになる。超臨界域では、同一冷媒温度での高圧圧力は不定であり、冷媒温度、厳密にはガスクーラ出口冷媒温度（外気温度＋α℃）に対して高圧圧力（厳密にはガスクーラ出口冷媒圧力）を決定する必要がある。
【０００６】
すなわち、ガスクーラ２の出口側（Ｃ点）の状態は、圧縮機１の吐出圧力とガスクーラ出口側におけるＣＯ₂ 温度とによって決定され、さらに、ガスクーラ出口側でのＣＯ₂ 温度はガスクーラ２の放熱能力と外気温度（制御不可）とによって決定されるので、ガスクーラ出口での冷媒温度は、実質的には制御することができない。したがって、ガスクーラ出口側（Ｃ点）の状態は、圧縮機１の吐出圧力（ガスクーラ出口側圧力）を制御することによって制御可能となる。つまり、夏場等外気温の高い時には、十分な冷却能力（エンタルピ差）を確保するためには、モリエル線図にＥ−Ｆ−Ｇ−Ｈ−Ｅで示されるように、ガスクーラ出口側圧力を高くする必要がある。そのために、圧縮機１の運転圧力は、従来のフロンを用いた冷凍サイクルに比べて高く設定する必要がある。
車両用空調装置を例にすると、圧縮機１の運転圧力は、従来のＲ１３４（フロン）冷媒では３ｋｇ／ｃｍ² 程度であるのに対して、ＣＯ₂ 冷媒では４０ｋｇ／ｃｍ² 程度と高くなり、また、運転停止圧力は、Ｒ１３４（フロン）冷媒では１５ｋｇ／ｃｍ² 程度であるのに対して、ＣＯ₂ 冷媒では１００ｋｇ／ｃｍ² 程度と高くなる。
【０００７】
このように、ガスクーラ出口圧力を高くするには、前述のように圧縮機１の吐出圧力を高くしなければならないので、圧縮機１の圧縮仕事（圧縮過程のエンタルピ変化量ΔＬ）が増加する。したがって、蒸発過程（Ｄ−Ａ）におけるエンタルピ変化量ΔＩの増加量より圧縮過程（Ａ−Ｂ）におけるエンタルピ変化量ΔＬの増加量が大きい場合には、ＣＯ₂ 冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ＝ΔＩ／ΔＬ）が悪化する。
図１１における太い実線η_max は、ガスクーラ出口側におけるＣＯ₂ 温度と成績係数が最大となる圧力とを算出して示した最適制御線であり、上述したＣＯ₂ 冷凍サイクルを効率よく運転するためには、ガスクーラ出口側圧力とガスクーラ出口側のＣＯ₂ 温度とを、最適制御線η_max で示されるように制御する必要がある。
【０００８】
上述した背景から、たとえば特願平１０−２５７０号公報にはエコノマイザを用いたＣＯ₂ 冷凍サイクル（以下、エコノマイザサイクルと呼ぶ）が記載されている。このエコノマイザサイクルでは、図１２に示すように、ガスクーラ２から流出した高圧（外気温＋α℃）のＣＯ₂ 冷媒を分岐させる分岐部６が設けられ、該分岐部６と膨張弁４との間にエコノマイザ７が配置されている。エコノマイザ７は、分岐部６から分岐し絞り弁８で所定の中間圧力まで減圧及び低温化された一部のＣＯ₂ 冷媒（インジェクション冷媒）と、ガスクーラ２から直接導かれた他の高圧側ＣＯ₂ 冷媒（冷凍冷媒）との間で熱交換を行う向流型の熱交換器であり、この熱交換により膨張弁４及びエバポレータ５へ供給されるＣＯ₂ 冷媒（冷凍冷媒）の温度を下げるように構成されている。
なお、中間圧力まで冷却されたインジェクション冷媒は、冷媒インジェクションライン９を通って圧縮機１の圧縮行程中にインジェクションされる。
【０００９】
また、たとえば特願平３−５１５５７０号公報には、ガスクーラ２の後流側にインタークーラと呼ばれる向流型熱交換器を配置したＣＯ₂ 冷凍サイクル（図１３参照）が記載されている。このインタークーラ１０は、ガスクーラ２から流出した高圧（外気温＋α℃）のＣＯ₂ 冷媒をエバポレータ５から流出したＣＯ₂ 冷媒で冷却するように構成され、上述したエコノマイザ７と同様に、膨張弁４及びエバポレータ５を通過するＣＯ₂ 冷媒の温度を下げる機能を有している。なお、図中の符号１１はレシーバを示している。
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】
上述したように、エコノマイザやインタークーラを採用することでガスクーラ出口側冷媒の温度を下げ、外気温度が高い場合であっても冷却能力を得るようにしたＣＯ₂ 冷凍サイクルは従来よりある。
しかしながら、上述した従来のエコノマイザサイクルでは、絞り弁８の開度調整によりエコノマイザ７の能力制御を行っているので、絞り弁８の開度が大きくなると中間圧力が上昇し、開度が小さくなると中間圧力は低下する。このため、開度を大きくするとインジェクション冷媒と高圧側冷媒（冷凍冷媒）との温度差は小さくなるが、質量流量が温度差の縮小を上回って増加するため、ＣＯ₂ 冷凍サイクルの冷却能力は増加し、これとは逆に、開度を小さくすると温度差は大きくなるが、質量流量が温度差の増大を上回って減少するため、冷凍能力は減少することとなる。したがって、開度を大きくしてインジェクション冷媒の質量流量を増すと、エコノマイザ７の能力が増して冷却能力を向上させることができるものの、インジェクション冷媒が増すことはエバポレータ５を通過する冷凍冷媒の循環流量が減少することにもなるので、大幅な冷却能力の増加は期待できないという問題があった。
【００１１】
また、インタークーラ１０を採用したＣＯ₂ 冷凍サイクルでは、インタークーラ１０で熱交換して温度上昇したＣＯ₂ 冷媒が圧縮機１に吸引されるので、吸入温度の高いＣＯ₂ 冷媒を圧縮機１で圧縮することになる。このため、圧縮機１の圧縮効率面で不利になり、また、吐出温度が上昇することで冷凍機油やシール面等に大きな負担がかかるという問題があった。
【００１２】
ところで、図１０のＣＯ₂ 冷凍サイクルにおいては、外気温度がたとえば５５℃とより高い過負荷条件では、最高のＣＯＰを得るバランス点（最適制御線との交点）での冷却能力（エンタルピ差）がさらに少なくなる。このため、冷凍能力を確保するには圧縮機１の回転数を上げ、ＣＯ₂ 冷媒の循環量を増やす他なく、したがって、ＣＯＰは極めて悪い。
また、あらゆる運転条件を想定すると、外気温度が高く、庫内温度が低い圧力比の大きい条件では、ＣＯ₂ の物性上、フロン冷媒に対して圧縮機吐出温度が高くなるため、潤滑油保護のために冷却用インジェクション等が必要となり、ＣＯＰはさらに低下する。
【００１３】
また、従来から用いているフロン系冷凍サイクルでは、レシーバ出口にサイトグラスを設け、液冷媒の流動状態によって冷媒量を確認していた。
これに対して、超臨界サイクルであるＣＯ₂ 冷凍サイクルでは、超臨界域においてＣＯ₂ は凝縮せず、膨張弁４内の流れも超臨界(気相)→ 液相 → 2相が瞬時に変わるため、ＣＯ₂ 冷媒の封入量が変化しても気相のままで最適冷媒量の判断がつかないため、最適冷媒量の確認手段が望まれる。
【００１４】
このように、上述した従来のＣＯ₂ 冷凍サイクル等の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルでは、過負荷条件における冷凍能力確保、広範囲条件での高効率運転及び冷媒量管理等に課題がある。
本発明は、上記の事情に鑑みてなされたもので、過負荷条件における冷凍能力確保、広範囲条件での高効率運転及び冷媒量管理等を可能にした超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルを提供するものである。
【００１５】
【課題を解決するための手段】
本発明は、上記課題を解決するため、以下の手段を採用した。
請求項１に記載の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルは、圧縮された冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器と、前記放熱器から流出した冷媒を分岐させる分岐部と、前記分岐部にて分岐された一方の冷媒を第１所定圧力まで減圧する第１減圧装置と、前記第１減圧装置にて減圧された冷媒と他方側の冷媒とを熱交換して他方側の冷媒を冷却するエコノマイザと、前記エコノマイザにて冷却された他方側の冷媒を、前記第１所定圧力より低い第２所定圧力まで減圧する第２減圧装置と、前記第２減圧装置にて減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記蒸発器から流出した冷媒を吸収圧縮し、前記放熱器に向けて吐出する圧縮装置とを備え、前記第１減圧装置にて減圧された冷媒を前記圧縮装置の吸入圧縮工程の途中に導くための冷媒インジェクションラインを備えた超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルであって、前記圧縮装置を往復式とし、前記冷媒インジェクションラインを複数に分岐させてそれぞれ異なる圧縮段階に開口させるとともに、分岐した各冷媒インジェクションラインに開閉弁の開閉操作タイミングを調整するインジェクション圧力切換手段を設けたことを特徴とするものである。なお、往復式の圧縮機には、たとえばクランク式や斜板式などがある。
【００１６】
このような超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルによれば、第１減圧装置によるインジェクション冷媒の流量制御に加えて、運転条件に応じた最適のインジェクション圧力を選択切換できるので、中間圧力（インジェクション側蒸発温度）を変えてエコノマイザ能力を制御することが可能になる。
【００１７】
請求項２に記載の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルは、圧縮された冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器と、前記放熱器から流出した冷媒を分岐させる分岐部と、前記分岐部にて分岐された一方の冷媒を第１所定圧力まで減圧する第１減圧装置と、前記第１減圧装置にて減圧された冷媒と他方側の冷媒とを熱交換して他方側の冷媒を冷却するエコノマイザと、前記エコノマイザにて冷却された他方側の冷媒を、前記第１所定圧力より低い第２所定圧力まで減圧する第２減圧装置と、前記第２減圧装置にて減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記エコノマイザと前記蒸発器との間に位置し、前記他方側の冷媒を前記蒸発器から流出した冷媒で冷却するインタークーラと、前記蒸発器から前記インタークーラを経て流出した冷媒を吸収圧縮し、前記放熱器に向けて吐出する圧縮装置とを備え、前記第１減圧装置にて減圧された冷媒を前記圧縮装置の吸入圧縮工程の途中に導くための冷媒インジェクションラインを備えた超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルであって、
前記放熱器と前記分岐部との間に設置した第１開閉弁と、前記エコノマイザと前記インタークーラとの間に設置した第２開閉弁と、前記放熱器と前記第１開閉弁との間から分岐して前記第２開閉弁と前記インタークーラとの間に連結され途中に第３開閉弁を備えた第１バイパスラインと、前記エコノマイザと前記第２開閉弁との間から分岐して前記インタークーラと前記第２減圧装置との間に連結され途中に第４開閉弁を備えた第２バイパスラインとを設けたことを特徴とするものである。
【００１８】
このような超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルによれば、第１開閉弁、第２開閉弁、第３開閉弁及び第４開閉弁の開閉操作により、エコノマイザ単独運転、インタークーラ単独運転及びエコノマイザ・インタークーラ併用運転の中から、最適の運転を選択切り換えすることが可能になる。
【００１９】
請求項３に記載の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルは、圧縮された冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器と、前記放熱器から流出した冷媒を分岐させる分岐部と、前記分岐部にて分岐された一方の冷媒を第１所定圧力まで減圧する第１減圧装置と、前記第１減圧装置にて減圧された冷媒と他方側の冷媒とを熱交換して他方側の冷媒を冷却するエコノマイザと、前記エコノマイザにて冷却された他方側の冷媒を、前記第１所定圧力より低い第２所定圧力まで減圧する第２減圧装置と、前記第２減圧装置にて減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記エコノマイザと前記蒸発器との間に位置し、前記他方側の冷媒を前記蒸発器から流出した冷媒で冷却するインタークーラと、前記蒸発器から前記インタークーラを経て流出した冷媒を吸収圧縮し、前記放熱器に向けて吐出する圧縮装置とを備え、前記第１減圧装置にて減圧された冷媒を前記圧縮装置の吸入圧縮工程の途中に導くための冷媒インジェクションラインを備えた超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルであって、
前記冷媒インジェクションラインにインジェクション圧力切換手段を設けるとともに、前記放熱器と前記分岐部との間に設置した第１開閉弁と、前記エコノマイザと前記インタークーラとの間に設置した第２開閉弁と、前記放熱器と前記第１開閉弁との間から分岐して前記第２開閉弁と前記インタークーラとの間に連結され途中に第３開閉弁を備えた第１バイパスラインと、前記エコノマイザと前記第２開閉弁との間から分岐して前記インタークーラと前記第２減圧装置との間に連結され途中に第４開閉弁を備えた第２バイパスラインとを設けたことを特徴とするものである。
【００２０】
このような超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルによれば、第１減圧装置によるインジェクション冷媒の流量制御に加えて、運転条件に応じた最適のインジェクション圧力を選択切換できるので、中間圧力（インジェクション側蒸発温度）を変えてエコノマイザ能力を制御することが可能になり、さらに、第１開閉弁、第２開閉弁、第３開閉弁及び第４開閉弁の開閉操作により、エコノマイザ単独運転、インタークーラ単独運転及びエコノマイザ・インタークーラ併用運転の中から、最適の運転を選択切り換えすることが可能になる。
【００２１】
請求項３に記載の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルにおいては、前記圧縮装置が複数のインジェクションポートを備えたスクロール圧縮機であり、前記インジェクション圧力切換手段は、前記インジェクションラインを複数に分岐させてそれぞれに開閉弁を設け、分岐したインジェクションラインをそれぞれ異なるインジェクションポートに連結したものでもよいし、あるいは、前記圧縮装置が往復式であり、前記インジェクション圧力切換手段は、前記インジェクションラインに設けた開閉弁の開閉操作タイミングを調整するものでもよい。なお、往復式の圧縮機には、たとえばクランク式や斜板式などがある。
また、請求項２または３に記載の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルにおいては、前記第１開閉弁、第２開閉弁、第３開閉弁及び第４開閉弁の開閉は、前記圧縮装置から吐出される冷媒温度を検出して切換操作されることが好ましい。
【００２２】
第１参考例として記載の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルは、圧縮された冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器と、前記放熱器から流出した冷媒を分岐させる分岐部と、前記分岐部にて分岐された一方の冷媒を第１所定圧力まで減圧する第１減圧装置と、前記第１減圧装置にて減圧された冷媒と他方側の冷媒とを熱交換して他方側の冷媒を冷却するエコノマイザと、前記エコノマイザにて冷却された他方側の冷媒を、前記第１所定圧力より低い第２所定圧力まで減圧する第２減圧装置と、前記第２減圧装置にて減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記蒸発器から流出した冷媒を吸収圧縮し、前記放熱器に向けて吐出する圧縮装置とを備え、前記第１減圧装置にて減圧された冷媒を前記圧縮装置の吸入圧縮工程の途中に導くための冷媒インジェクションラインを備えた超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルであって、前記圧縮装置が直列に配列された複数の圧縮機よりなり、前記冷媒インジェクションラインを前記複数の圧縮機間に連結したことを特徴とするものである。
【００２３】
このような超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルによれば、複数段圧縮１段膨張式の冷凍サイクルとなり、各圧縮機の独立運転が可能になるので、広範囲な条件において冷凍能力及び効率を確保することができる。
この場合、前記エコノマイザ出口で高圧制御を行うことが好ましく、また、前記複数の圧縮機は、それぞれ独立して回転数制御することが好ましい。なお、好適な回転数制御手段としては、インバータ制御や極数変換などがある。
【００２４】
第２参考例として記載の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルは、圧縮された冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器と、前記放熱器から流出した冷媒を所定圧力まで減圧する減圧装置と、前記減圧装置にて減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記蒸発器から流出した冷媒を吸収圧縮し、前記放熱器に向けて吐出する圧縮装置とを備えた超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルであって、前記放熱器から流出した冷媒を液相域まで減圧する手段と、余剰冷媒を保持する中間圧力レシーバと、液冷媒の流動状態を判断する視認部とを具備してなる冷媒量管理手段を設けたことを特徴とするものである。
【００２５】
このような超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルによれば、放熱器を出た冷媒が意図的に液相状態とされ、その流動状態を視認部から可視確認できるようになるので、最適冷媒量の判断が可能となる。
この場合、前記視認部を前記中間圧力レシーバの下部または出口に設けることが好ましい。
【００２６】
請求項７に記載の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルは、圧縮された冷媒を冷却し、内部の圧力が冷媒の臨界圧力を越える放熱器と、前記放熱器から流出した冷媒を分岐させる分岐部と、前記分岐部にて分岐された一方の冷媒を第１所定圧力まで減圧する第１減圧装置と、前記第１減圧装置にて減圧された冷媒と他方側の冷媒とを熱交換して他方側の冷媒を冷却するエコノマイザと、前記エコノマイザにて冷却された他方側の冷媒を、前記第１所定圧力より低い第２所定圧力まで減圧する第２減圧装置と、前記第２減圧装置にて減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記蒸発器から流出した冷媒を吸収圧縮し、前記放熱器に向けて吐出する圧縮装置とを備え、前記第１減圧装置にて減圧された冷媒を前記圧縮装置の吸入圧縮工程の途中に導くための冷媒インジェクションラインを備えた超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルであって、前記圧縮装置が直列に配列された低段圧縮機及び高段圧縮機よりなり、前記冷媒インジェクションラインを前記低段圧縮機及び高段圧縮機間に連結するとともに、前記エコノマイザから流出した冷媒を２相域まで減圧する手段と、余剰冷媒を保持する中間圧力レシーバと、液冷媒の流動状態を判断する視認部とを具備してなる冷媒量管理手段を設け、前記中間圧力レシーバの上部と前記高圧段圧縮機の吸入側とを連結するガス抜き回路を設けて、気液２相域状態の前記中間圧力レシーバ内から気相冷媒を前記高圧段圧縮機の吸入側に抽気するように構成したことを特徴とするものである。
【００２７】
このような超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルによれば、中間圧力レシーバ内が気液２相状態となり、蒸発器で仕事をしない冷媒の気相成分を高圧段圧縮機の吸入側に抽気することで低圧段圧縮機の動力を減少させ、効率を向上させることが可能となる。
この場合、前記中間圧力レシーバ内で分離した液冷媒成分の流動状態を視認部で確認して冷媒量を判断すれば、最適冷媒量を目視により容易に判断することが可能となる。
【００２８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明に係る超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルの一実施形態を、図面に基づいて説明する。なお、以下の各実施形態では、超臨界域で使用される冷媒が二酸化炭素（ＣＯ₂ ）であるものとして説明する。
【００２９】
＜第１の実施形態＞
図１に示す第１の実施形態において、符号の１は圧縮機、２はガスクーラ（放熱器）、４は膨張弁（第２減圧装置）、５はエバポレータ（蒸発器）、６は分岐部、７はエコノマイザ（冷却器）、８は絞り弁（第１減圧装置）、９は冷媒インジェクションラインを示しており、各機器を冷媒配管により連結することで、系内を循環する冷媒が状態変化を繰り返す冷凍サイクルが構成されている。
【００３０】
圧縮機１は、気相のＣＯ₂ 冷媒を吸収圧縮し、後述するガスクーラ２に向けて吐出する圧縮装置であり、たとえばスクロール圧縮機や往復式圧縮機（クランク式や斜板式など）が採用される。
ガスクーラ２は、圧縮機１で圧縮された高温高圧のＣＯ₂ 冷媒を外気等により冷却する熱交換器であり、内部の圧力がＣＯ₂ 冷媒の臨界圧力を越えるように設定されている。
【００３１】
ガスクーラ２から流出した高圧のＣＯ₂ 冷媒は、分岐部６において、直接エコノマイザ７へ流れるものと絞り弁８を通過してエコノマイザ７へ流れるものとに分流される。
一方のＣＯ₂ 冷媒は、絞り弁８を通過することで第１所定圧力（中間圧力）Ｐ１まで減圧されて低温となり、エコノマイザ７内の一方の流路を通過して圧縮機１へ送られるインジェクション冷媒であり、他方のＣＯ₂ 冷媒は、エコノマイザ７内の他方の流路を通過して膨張弁４及びエバポレータ５へ供給される冷凍冷媒である。
【００３２】
エコノマイザ７は、ガスクーラ２から直接導入した冷凍冷媒と絞り弁８を通過してきたインジェクション冷媒との間で熱交換させる向流型熱交換器であり、低温のインジェクション冷媒による冷凍冷媒の冷却が可能となる。
エコノマイザ７にて冷却された冷凍冷媒は、上述した第１所定圧力Ｐ１より低い第２所定圧力Ｐ２まで減圧する膨張弁４を通って減圧され、気液２相状態となってエバポレータ５へ送られる。エバポレータ５に送られた気液２相の冷媒は、エバポレータ５を通過する空気から蒸発潜熱を奪って蒸発するので、蒸発潜熱を奪われた空気は冷却されることとなる。こうして蒸発した冷凍冷媒は、エバポレータ５から圧縮機１に再度吸入される。
【００３３】
また、絞り弁８にて減圧されたインジェクション冷媒は、エコノマイザ７で冷凍冷媒を冷却した後、冷媒インジェクションライン９を通って圧縮機１の吸入圧縮工程の途中に導かれる。この結果、エバポレータ５から流出した冷凍冷媒及び圧縮行程中にインジェクションされたインジェクション冷媒は圧縮機１内で合流し、再度の圧縮を受けてガスクーラ２へ吐出される。したがって、ＣＯ₂ 冷媒は以後同様の状態変化を繰り返し、冷凍サイクル中を循環する。
【００３４】
そして、このような構成のＣＯ₂ 冷凍サイクルに対し、冷媒インジェクションライン９にはインジェクション圧力切換手段２０が設けられている。
このインジェクション圧力切換手段２０は、冷媒インジェクションライン９の圧縮機１側を複数（図示の例では３つ）に分岐させ、分岐流路２１，２２，２３のそれぞれに開閉弁２１ａ，２１ｂ，２１ｃを設けたものである。この場合の圧縮機１はスクロール圧縮機であり、各分岐流路２１，２２，２３はそれぞれ異なる圧縮段階に開口するインジェクションポートに連結されている。
【００３５】
ここで、スクロール圧縮機に設けられるインジェクションポートを図２に基づいて簡単に説明する。
図２において、図中の符号２４は固定スクロール、２５は固定スクロール２４に立設された固定側ラップ、２６は固定スクロールに設けられた吐出ポート、２７は旋回スクロールに立設された旋回側ラップを示している。スクロール圧縮機は、公知のように、固定側スクロール２５に対して旋回側スクロール２７が自転を阻止されて公転するように構成されており、外周部側の吸入口から吸引した圧縮ガスは中心側へ移動するにつれて圧縮され、中心の吐出ポート２６で最高圧力となって吐出される。
このようなスクロール圧縮機の固定スクロール２４には、外周側から中心の吐出ポート２６側へ順に第１インジェクションポート２８、第２インジェクションポート２９及び第３インジェクションポート３０が設けられ、それぞれが冷媒インジェクションライン９の分岐流路２１，２２，２３と連結されている。なお、各インジェクションポート２８，２９，３０は、それぞれ１８０度ずれた位置関係にある２箇所に設けられている。
【００３６】
したがって、スクロール圧縮機内における圧力は、分岐流路２１と連結された第１インジェクションポート２８＜分岐流路２２と連結されれた第２インジェクションポート２９＜分岐流路２３と連結された第３インジェクションポート３０のようになり、開閉弁２１ａ，２１ｂ，２１ｃの中から適宜選択した一つを開くことにより、圧縮機１における吸入圧縮行程中の異なる圧縮段階（すなわち圧力）にインジェクション冷媒をインジェクションすることが可能となる。
【００３７】
さて、エコノマイザ７における冷却能力は、ガスクーラ出口側（高圧側）冷媒の状態を一定とすると、これと熱交換するインジェクション冷媒（中間圧力側冷媒）の圧力（蒸発温度）及びインジェクション冷媒／冷凍冷媒の流量比で決定される。
ここで、インジェクション冷媒／冷凍冷媒の流量比は、絞り弁８の開度調整により可変となる。絞り弁８の開度を大きくすると、すなわちインジェクション流量を増加させると、中間圧力Ｐ１が上昇して冷凍冷媒との温度差は小さくなる。しかし、ＣＯ₂ 冷媒の質量流量が温度差の影響を上回って増加するため、エコノマイザ７における冷却能力は増大し、膨張弁４へ供給される冷凍冷媒の温度を下げることができる。
一方、絞り弁８の開度を小さくすると、すなわちインジェクション流量を減少させると、中間圧力Ｐ１が低下して冷凍冷媒との温度差は大きくなる。しかし、ＣＯ₂ 冷媒の質量流量が温度差の影響を上回って減少するため、エコノマイザ７における冷却能力は減少する。したがって、膨張弁４へ供給される冷凍冷媒の冷却は抑制される。
【００３８】
一方、インジェクション冷媒の圧力（蒸発温度）制御は、インジェクション圧力切換手段２０の操作により実施する。すなわち、所望の運転状況に応じて開閉弁２１ａ，２１ｂ，２１ｃの中から最適なものを選択して開き、インジェクション冷媒をインジェクションする圧力、すなわち中間圧力を調整する。
以下、この中間圧力制御について説明する。この実施形態の構成では、効率優先運転、能力優先運転の切換が可能である。効率を優先する場合、最適中間圧力はシステムの圧力比を等分する圧力であり、この時圧縮仕事量が最小となるためＣＯＰは最高となる。中間圧力（蒸発圧力）は、厳密にはインジェクション圧力＋配管圧力損失で決定され、インジェクションポート（圧縮行程中のポート部における冷媒圧力）を選択切換することで、中間圧力を制御する。図示の実施形態では、第２インジェクションポート２９を設ける位置がこれに相当する。
【００３９】
次に、能力制御について説明する。中間圧力（蒸発温度）を変えることで、エコノマイザ７内における冷媒間（インジェクション冷媒と冷凍冷媒）の温度差を変更でき、温度差を拡大させるとエコノマイザ７の能力は増大し、インジェクション冷媒が低流量であっても冷凍冷媒を所定の膨張弁入口温度まで冷却することができる。このため、エバポレータ５を循環する冷凍冷媒量の減少率を小さくすることができ、大能力化が可能である。このような制御は、外気温度が高く、冷却能力（エバポレータ５における出入口のエンタルピ差）が不足する条件にて有効である。
なお、インジェクション冷媒の流量が一定の条件において、中間圧力（蒸発温度）を高くすると温度差が低下してエコノマイザ７の能力は減少し、中間圧力を低くすると温度差が拡大して能力は増強される。このように、中間圧力を制御することで、熱負荷に応じたシステムの能力制御を行うことができる。
そして、このような能力制御は、中間圧力制御と絞り弁による流量制御とを適宜組み合わせて行うことでより効果的なものとなる。
【００４０】
図３に中間圧力制御及びインジェクション流量制御による冷凍能力、ＣＯＰの特性（傾向）を示す。
この図によれば、中間圧力の低い圧縮行程初期（低圧側）へのインジェクション時に冷凍能力が高く、中間圧力の高い圧縮行程後期（高圧側）へのインジェクション時ほど冷凍能力が低下する。
そして、絞り弁８の開度を変えてインジェクション冷媒の流量制御を行えば、図３に白抜矢印で示すように、冷凍能力及びＣＯＰの特性は上下に平行移動してその絶対値が変化する。
【００４１】
したがって、冷却負荷が大きいとき、たとえば設定された冷房温度と実際の室温との差（Δｔ）が大きいような場合には、中間圧力が高くなるよう第１インジェクションポート２８を選択し、大きな冷凍能力が得られる能力優先運転を採用し、上述したΔｔが小さくなったら中間圧力を低く設定する第３インジェクションポート３０を選択するか、あるいは、効率優先運転となる第２インジェクションポート２９を選択すればよい。
このように、インジェクション圧力切換手段２０による中間圧力（インジェクション冷媒側の蒸発温度）制御及び絞り弁８によるインジェクション冷媒流量の制御を併用して実施することが可能になるので、エコノマイザ能力制御及び冷凍サイクル能力制御により、高効率運転及び高外気温条件下での冷凍能力確保が可能となる。
【００４２】
ところで、上述した実施形態では圧縮機１をスクロール圧縮機として説明したが、冷凍サイクル中にクランク式や斜板式など往復式圧縮機を採用することももちろん可能である。この場合のインジェクション圧力調整手段は、往復式圧縮機が有する圧縮動作の特徴から、冷媒インジェクションライン９を分岐させる必要はない。すなわち、冷媒インジェクションライン９に開閉弁を設けておき、同開閉弁を開閉するタイミングを圧縮行程に応じて変化させればよい。
この結果、圧縮行程の初期に開閉弁を開けばインジェクション圧力は低圧となり、また、圧縮行程の後期に開閉弁を開けばインジェクション圧力は高圧となるので、所望の運転状況に応じた最適のインジェクション圧力に選択切換できるようになり、上述したスクロール圧縮機と同様の作用効果が得られる。
【００４３】
＜第２の実施形態＞
図４に示す第２の実施形態には、エコノマイザ７とインタークーラ１０とを併用したＣＯ₂ 冷凍サイクルが示されている。
図４（ａ）に示す構成図において、図中の符号１０はインタークーラ、ＳＶ１は第１開閉弁、ＳＶ２は第２開閉弁、ＳＶ３は第３開閉弁、ＳＶ４第４開閉弁、３１は第１バイパスライン、３２は第２バイパスラインである。なお、他の構成要素については上述した第１の実施形態と同様であるため、ここではその詳細な説明を省略する。
【００４４】
このＣＯ₂ 冷凍サイクルは、エコノマイザ７とインタークーラ１０とを直列に配置し、エコノマイザ７の単独使用、インタークーラ１０の単独使用及びエコノマイザ７とインタークーラ１０との併用を運転状況に応じて適宜選択できるようにしたものである。
第１開閉弁ＳＶ１は、ガスクーラ２と分岐部６との間に配置され、そして、第２開閉弁ＳＶ２は、エコノマイザ７とインタークーラ１０との間に配置されている。
【００４５】
第１バイパスライン３１は、ガスクーラ３１と第１開閉弁ＳＶ１との間から分岐して第２開閉弁ＳＶ２とインタークーラ１０との間に連結され、同第１バイパスライン３１の途中には第３開閉弁ＳＶ３が配置されている。すなわち、第１バイパスライン３１は、分岐部６及びエコノマイザ７をバイパスする冷媒流路を形成している。
また、第２バイパスライン３２は、エコノマイザ７と第２開閉弁ＳＶ２との間から分岐してインタークーラ１０とエバポレータ５との間に連結され、同第２バイパスライン３２の途中には第４開閉弁ＳＶ４が配置されている。すなわち、第２バイパスライン３２は、インタークーラ１０をバイパスする冷媒流路を形成している。
【００４６】
このような構成としたため、エコノマイザ７及びインタークーラ１０を併用した運転時には、図４（ｂ）の弁開閉マトリクスに示したように、第１開閉弁ＳＶ１及び第２開閉弁ＳＶ２を開き、第３開閉弁ＳＶ３及び第４開閉弁ＳＶ４を閉じることで、第１バイパスライン３１及び第２バイパスライン３２が閉じられ、圧縮機１を出たＣＯ₂ 冷媒は、ガスクーラ２、エコノマイザ７、インタークーラ１０、膨張弁４及びエバポレータ５を通過して流れるＣＯ₂ 冷凍サイクルを形成することができる。
【００４７】
また、エコノマイザ７単独の運転時には、図４（ｂ）の弁開閉マトリクスに示したように、第１開閉弁ＳＶ１及び第４開閉弁ＳＶ４を開き、第２開閉弁ＳＶ２及び第３開閉弁ＳＶ３を閉じることで、第２バイパスライン３２を連通状態とする。この結果、第１バイパスライン３２が閉じられ、圧縮機１を出たＣＯ₂ 冷媒は、ガスクーラ２、エコノマイザ７、第２バイパスライン３２、膨張弁４及びエバポレータ５を通過すると共に、インタークーラ７をバイパスして流れるＣＯ₂ 冷凍サイクルを形成することができる。
【００４８】
さらに、インタークーラ１０単独の運転時には、図４（ｂ）の弁開閉マトリクスに示したように、第３開閉弁ＳＶ３のみを開き、第１開閉弁ＳＶ１、第２開閉弁ＳＶ２及び第４開閉弁ＳＶ４を閉じることで、第１バイパスライン３１を連通状態とする。この結果、第２バイパスライン３２が閉じられ、圧縮機１を出たＣＯ₂ 冷媒は、ガスクーラ２、第１バイパスライン３１、インタークーラ１０、膨張弁４及びエバポレータ５を通過すると共に、エコノマイザ７をバイパスして流れるＣＯ₂ 冷凍サイクルを形成することができる。
【００４９】
したがって、エコノマイザ７を単独で使用する運転は、インタークーラ７を単独で使用する運転と比較して圧縮機１の吸入温度を低くできるため、圧縮効率の面で有利になり、かつ、圧縮機１の吐出温度を抑制することができる。特に、ＣＯ₂ 冷媒はその物性上吐出温度が高くなるため、圧力比の大きい運転条件では、冷凍機油（潤滑油）及びシール面の劣化が問題となるので、耐久性を向上させるためにはエコノマイザ７の単独運転が有利である。
一方、圧力比が小さく、吐出温度を抑制しなくてよい運転条件では、より膨張弁４の入口温度を低くでき、冷却能力を拡大できるインタークーラ１０の単独運転を採用する。
そして、さらに冷却能力が必要となった場合には、エコノマイザ７及びインタークーラ１０の両方を用いた運転を実施することで対応することができる。
【００５０】
このように、吐出温度抑制のためのエコノマイザ単独運転、能力拡大のためのインタークーラ単独運転及びより一層の能力拡大に適したエコノマイザ／インタークーラ併用運転を使い分けることにより、耐久性の面で不利になるエコノマイザ運転時間を短くでき、冷却能力の拡大と耐久性及び信頼性の向上とを両立できるようになる。なお、上述した運転切換操作は、たとえば圧縮機１から吐出される冷媒温度を検出して行えばよい。
【００５１】
＜第３の実施形態＞
図５に示す第３の実施形態は、上述した第１の実施形態と第２の実施形態とを組み合わせたものであり、それぞれの構成要素には同じ符号を付し、その詳細な説明は省略する。
このような構成とすれば、第２の実施形態においてエコノマイザ７を使用する運転時、すなわちエコノマイザ単独運転及びエコノマイザ／インタークーラ併用運転時において、インジェクション圧力切換手段２０によるインジェクション冷媒のインジェクション圧力制御が可能となる。このため、絞り弁８によるインジェクション冷媒流量の制御に加えて、中間圧力（インジェクション側蒸発温度）制御による高効率運転及び高外気温時の冷却能力確保が可能になる。
【００５２】
＜第１参考例＞
図６に示す第１参考例のＣＯ_２冷凍サイクルは、独立して運転可能な２台の圧縮機を用いた構成が図１に示す第１の実施形態と異なっており、したがって、同一の構成要素には同じ符号を付してその詳細な説明は省略する。すなわち、低段圧縮機１Ｌと高段圧縮機１Ｈとが直列に接続され、ガスクーラ２、エコマナイザ７、高圧制御弁３、膨張弁４、エバポレータ５及び絞り弁８を具備して構成される。なお、このＣＯ₂冷凍サイクルでは、ガスクーラ出口温度に対する最適高圧圧力をエコノマイザ出口で制御する。
【００５３】
図６において、低段圧縮機１Ｌより吐出された冷媒は、高段圧縮機１Ｈにてさらに昇圧された後ガスクーラ２に入り、冷媒の熱を放熱する。ガスクーラ２から流出した出口冷媒の一部（インジェクション冷媒）は、分岐部６で分流して絞り弁８を通過するため、気液の２相域まで減圧・冷却される。
そして、このインジェクション冷媒と、分岐部６からエコノマイザ７側へ流れた残りの冷媒（冷凍冷媒）とをエコノマイザ７で熱交換させることで、膨張弁４の入口冷媒温度を低下させ、冷却効果を得る。エコノマイザ７から流出したインジェクション冷媒は、低段圧縮機１Ｌの吐出部に流入し、ここでも冷媒から蒸発潜熱を奪って高段圧縮機１Ｈの吸入温度を低下させる。すなわち、この動作によって、高段圧縮機１Ｈの吐出温度を抑制することができる。
一方、エコノマイザ７にて放熱し冷却された冷凍冷媒は、高圧制御弁３、膨張弁４を通りエバポレータ５にて吸熱し、低段圧縮機１Ｌに吸入される。
【００５４】
従来技術で説明した図１０のＣＯ₂ 冷凍サイクルでは、膨張弁４の入口温度を外気温度＋α℃までしか下げることができず、冷却能力（エンタルピ差）は外気温度に依存していた。
これに対し、図６に示すＣＯ₂ 冷凍サイクルでは、エコノマイザ７にて膨張弁４の入口冷媒温度を絞り弁８の出口冷媒温度付近まで下げることができるため、冷却能力（エンタルピ差）を十分確保できる。
【００５５】
広範囲な運転性能として、たとえば外気温度が高く冷却能力（エンタルピ差）が小さい条件では、高段圧縮機１Ｈのみを増速して吐出圧力を上げ、エコノマイザ７における仕事量を増大させることで、膨張弁４の入口温度を下げ、冷却効果を得ることができる。ここで、低段圧縮機１Ｌ及び高段圧縮機１Ｈは、それぞれが独立して回転数制御できるものとし、回転数制御の手段としては、インバータ制御や極数変換を採用すればよい。
また、別の方法として、上述した第１の実施形態等と同様に中間圧力（インジェクション冷媒の蒸発温度）を下げ、冷却能力（エンタルピ差）を確保することもできる。
【００５６】
先に説明したが、このＣＯ₂ 冷凍サイクルでは、インジェクション冷媒の蒸発潜熱にて高段圧縮機１Ｈの吸入温度も低下させるため、高段圧縮機１Ｈの吐出温度を抑制できる。
このように、本ＣＯ₂ 冷凍サイクルでは、運転条件に合わせて２台の圧縮機１Ｌ，１Ｈを独立して運転制御し、さらに高圧圧力、中間圧力、エコノマイザ７を流れる冷凍冷媒を制御することで、状況に応じて効率優先運転、能力優先運転を選択的に制御できる。
【００５７】
なお、高効率運転を実現するパラメータを以下の値とする。
（１）高圧圧力の制御については、ガスクーラ出口温度（℃）に対する最適高圧圧力（ＭＰａ）が図７に示す値となるように制御する。（本ＣＯ₂ 冷凍サイクルでは、最適高圧圧力がエコノマイザ７の出口圧力となる。）
（２）中間圧力については、〔数１〕に示すように、低段圧縮機１Ｌと高段圧縮機１Ｈとの圧力比を等圧力比とする。
【数１】

（３）インジェクション冷媒流量は、膨張弁４の入口温度を限界まで低下させるのに必要な蒸発潜熱を得る流量とする。（高段圧縮機１Ｈの吐出温度を抑制したい時、インジェクション冷媒流量を前記流量から増やす。）
膨張弁入口温度＝エコノマイザ（２相側）の蒸発温度＋α℃
ここで、αはエコノマイザ７の能力により決まる。
【００５８】
＜第２参考例＞
この参考例は、超臨界サイクルであるＣＯ_２冷凍サイクルにて、最適冷媒量を従来のフロン系冷媒と同様に、液冷媒の流動状態で確実に判断することができるようにしたものであり、たとえば図６に示した第１参考例に対し、過冷却制御弁１１、中間圧力レシーバ１２、サイトグラス１３を追加して設けた構成としてある。
図８に示すＣＯ_２冷凍サイクルにて、過冷却制御弁１１の出口は超臨界圧力であり、この状態から断熱膨張させると、冷媒は超臨界（気相）→液相→２相に変わる。なお、モリエル線図において、臨界圧力と飽和液線により囲まれた領域が液相である。
【００５９】
このＣＯ₂ 冷凍サイクルでは、断熱膨張過程で過冷却制御弁１１にて臨界圧力と飽和液圧力との間の圧力（液相）まで減圧させ、中間圧力レシーバ１２で余剰冷媒をホールドすると共に、視認部として設けたサイトグラス１３で冷媒の流動状態から最適冷媒量を判断する。
また、上述した本発明の構成は、複数段の圧縮機を直列に配置した多段圧縮やエコノマイザ７を備えた超臨界蒸気圧縮冷凍サイクル以外、たとえば図１０に示したエコノマイザ７を備えていない単段圧縮構成の冷凍サイクルなど、超臨界サイクルを形成する全ての超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルに適用することが可能であり、このような場合においても、ガスクーラ２から流出した冷媒を液相域まで減圧する手段としての過冷却制御弁１１及び中間圧力レシーバ１２を高圧制御弁３の後流側に、あるいは、高圧制御弁３がない場合はガスクーラ２の後流側に設ければよい。
【００６０】
視認部となるサイトグラス１３は、中間圧力レシーバ１２の下方に位置するよう設けるか、あるいは、中間圧力レシーバ１２の出口に単独で設ける。これにより、液冷媒の流動状態を容易に判断することができる。
なお、上述したガスクーラ２から流出した冷媒を液相域まで減圧する手段としては、上述した過冷却制御弁１１の他にも、たとえば圧力制御弁などが採用可能である。
【００６１】
＜第４の実施形態＞
この実施形態のＣＯ_２冷凍サイクルでは、図８に示した第２参考例の冷凍サイクルに対して、中間圧力レシーバ１２で分離された気相冷媒を高段圧縮機１Ｈの吸入部に抽気するためのガス戻し回路１４を追加して設け、同ガス戻し回路１４にはガス戻し量調整弁１５を設けてある。
そして、上述した第５の実施形態では、液冷媒の流動状態を確認するため中間圧力レシーバ１３内を液相域に制御したが、本実施形態の構成では、冷媒量を確認でき、かつ、高効率な運転が可能なＣＯ_２冷凍サイクルとなる。
【００６２】
図９に示す第４の実施形態のＣＯ ₂ 冷凍サイクルにおいては、過冷却制御弁１１にて、中間圧力レシーバ１２内の圧力を高段圧縮機１Ｈの吸入圧力以上で、かつ飽和液圧力以下に制御する。このような条件では中間圧力レシーバ１２内は気液の２相状態であり、液冷媒と気相冷媒が混在している。しかしながら、エバポレータ５で蒸発し、冷却効果を得ることができるのは液冷媒成分のみであり、気相冷媒は冷却仕事をしない。
したがって、中間圧力レシーバ１２から気相冷媒をガス戻し回路１４より高段圧縮機１Ｈに抽気しても、液冷媒の循環量は実質的に変化しないため、エバポレータ５の冷却能力は変化しないことになる。
なお、ガス戻し量調整弁１５の機能は、中間圧力レシーバ内で分離したガス成分のみを高段圧縮機へ吸入抽気することにある。
【００６３】
上述したように中間圧力レシーバ１２内の気相冷媒を抽気する動作により、低段圧縮機１Ｌの冷媒循環量は減少するので、低段圧縮機１Ｌの消費動力は減少することになり、全体としての圧縮機動力も低減されるためＣＯＰが良化する。
また、冷媒量については、中間圧力レシーバ１２で分離された液冷媒成分の流動をサイトグラス１３から見て確認することができる。
【００６４】
上述した各実施形態では冷媒をＣＯ₂ として説明したが、本発明はこれに限定されることはなく、他の冷媒を用いた超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルにも適用可能なことはいうまでもない。
そして、本発明の主旨を逸脱しない範囲内であれば、いかなる構成を採用してもよく、また、上述した各実施形態の構成を適宜組み合わせたものとしてもよいのはいうまでもない。
【００６５】
【発明の効果】
本発明の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルによれば、以下の効果を奏する。
請求項１に記載の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルによれば、インジェクション冷媒の流量制御とインジェクション圧力との両方を制御できるようになるので、エコノマイザ能力制御及び冷凍サイクルの能力制御を行うことで、高効率運転及び高外気温条件における冷却能力の確保が可能になる。
【００６６】
請求項２に記載の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルによれば、圧縮機の吐出温度を抑制するためにエコノマイザを使用する冷凍サイクルと、冷却能力を拡大するためにインタークーラを使用する冷凍サイクルと、さらに冷却能力拡大をするためにエコノマイザ及びインタークーラを併用する冷凍サイクルとを運転状況に応じて適宜選択することが可能となる。このため、吐出温度の上昇による冷凍機油やシール面の劣化を抑制して耐久性や信頼性を向上させることができ、また、冷却能力を必要とする状況では、冷却能力優先の運転を実施して大きな冷却能力を得ることができる。
【００６７】
請求項３に記載の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルによれば、圧縮機の吐出温度を抑制するためにエコノマイザを使用する冷凍サイクルと、冷却能力を拡大するためにインタークーラを使用する冷凍サイクルと、さらに冷却能力拡大をするためにエコノマイザ及びインタークーラを併用する冷凍サイクルとを運転状況に応じて適宜選択することが可能になり、さらに、エコノマイザを使用する運転時においては、インジェクション冷媒の流量制御及びインジェクション圧力の制御を併用することが可能になる。このため、耐久性や信頼性が向上するとともに、冷却能力を必要とする状況では大きな冷却能力を得ることができ、特に、エコノマイザ使用時には、高効率運転及び高外気温条件におけるより大きな冷却能力の確保が可能になる。
【００６８】
参考例１に記載の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルによれば、２段圧縮１段膨張の冷凍サイクルとしたので、各圧縮機を独立運転することで広範囲にわたって冷凍能力の確保や高効率の達成が可能となる。
【００６９】
参考例２に記載の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルによれば、放熱器の後流で冷媒を液相状態にし、中間圧力レシーバに設けた視認用のサイトグラスから冷媒の流動状態を確認できるようにしたので、超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルにおいても最適冷媒量を目視で判断することができるようになる。
【００７０】
請求項７に記載の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルによれば、中間圧力レシーバ内が気液２相状態となり、蒸発器で冷却の仕事をしない気相冷媒を高圧段圧縮機の吸入側に抽気するようにしたので、低圧段圧縮機において消費される駆動力を低減することができ、その分ＣＯＰを向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルに係る第１の実施形態を示す構成図である。
【図２】スクロール圧縮機におけるインジェクションポートの配置例を示す説明図である。
【図３】中間圧力と冷凍能力及び中間圧力とＣＯＰとの関係を示す図である。
【図４】本発明の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルに係る第２の実施形態を示す図で、（ａ）は冷凍サイクルの構成図、（ｂ）は弁開閉マトリクスを示す図である。
【図５】本発明の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルに係る第３の実施形態を示す構成図である。
【図６】本発明の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルに係る第１参考例を示す構成図である。
【図７】高圧圧力制御特性を示す図で、（ａ）は高圧圧力とＣＯＰとの関係を示す特性図、（ｂ）はガスクーラ出口温度と最適高圧圧力との関係を示す特性図である。
【図８】本発明の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルに係る第２参考例を示す構成図である。
【図９】本発明の超臨界蒸気圧縮冷凍サイクルに係る第４の実施形態を示す構成図である。
【図１０】従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルを示す構成図である。
【図１１】図１０に示す蒸気圧縮式冷凍サイクルのモリエル線図である。
【図１２】従来のエコノマイザサイクルを示す構成図である。
【図１３】インタークーラを用いた従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの構成例を示す図である。
【符号の説明】
１圧縮機（圧縮装置）
１Ｌ低段圧縮機（圧縮装置）
１Ｈ高段圧縮機（圧縮装置）
２ガスクーラ（放熱器）
４膨張弁（第２減圧装置）
５エバポレータ（蒸発器）
７エコノマイザ
８絞り弁（第１減圧装置）
９冷媒インジェクションライン
１０インタークーラ
１１過冷却制御弁（減圧する手段）
１２中間圧力レシーバ
１３サイトグラス（視認手段）
１４ガス戻し回路（ガス抜き回路）
１５ガス戻し量調整弁
２０インジェクション圧力切換手段
２１，２２，２３分岐流路
３１第１バイパスライン
３２第２バイパスライン[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention provides carbon dioxide (CO₂ The present invention relates to a supercritical vapor compression refrigeration cycle that uses, for example, a refrigerant as a refrigerant, and particularly relates to a technique suitable for efficient operation while ensuring a cooling capacity under conditions of high outside air temperature.
[0002]
[Prior art]
In recent years, interest in the preservation of the global environment has increased, but there is concern that alternative chlorofluorocarbons such as R134a conventionally used as refrigerants for vehicle air conditioners and the like will affect global warming. For this reason, research on a refrigeration cycle using a substance that naturally exists in nature, a so-called natural refrigerant, has been conducted as a substitute for such an alternative chlorofluorocarbon refrigerant.
As a candidate for such a natural refrigerant, carbon dioxide (CO₂ ) Is attracting attention. This CO₂ Not only is the contribution to global warming much smaller than alternative CFCs, but it is not flammable and basically harmless to the human body.
[0003]
CO₂ Vapor compression refrigeration cycle (hereinafter referred to as CO)₂ Abbreviated as refrigeration cycle. ) Is basically the same as a conventional vapor compression refrigeration cycle using a chlorofluorocarbon refrigerant. Therefore, in FIG.₂ A configuration of the refrigeration cycle is shown, and a simple explanation will be given by showing a Mollier diagram in FIG.
In FIG. 10, reference numeral 1 in the figure denotes CO in a gas phase state.₂ Compressor for compressing refrigerant, 2 is CO compressed by compressor 1₂ A gas cooler (heat radiator) that cools the refrigerant by exchanging heat with the outside air, etc., 3 is a pressure (high pressure) control valve provided in the outlet side piping of the

gas cooler

2, and 4 is a high-pressure CO₂ An expansion valve (decompression device) for decompressing the refrigerant, 5 is an evaporator (evaporator) that functions as a cooler, and is a gas-liquid two-phase CO.₂ When the refrigerant evaporates (evaporates) in the evaporator 4, it cools by taking latent heat of evaporation from the air.
[0004]
This CO₂ The operation of the refrigeration cycle is the same as that of a conventional vapor compression refrigeration cycle using chlorofluorocarbon as a refrigerant.
That is, CO₂ As indicated by A-B-C-D-A in the Mollier diagram (see FIG. 11), the CO 1 in the gas phase state in the compressor 1₂ The refrigerant is compressed (A-B), and this high-temperature compressed gas phase CO₂ The refrigerant is cooled by the gas cooler 2 (BC). Then, the pressure is reduced by the expansion valve (C-D), and the gas-liquid two-phase state is reached.₂ The refrigerant is evaporated by the evaporator 4 (D-A), and latent heat of evaporation is taken from the external fluid such as air to cool the external fluid.
[0005]
However, CO₂ Since the critical temperature of the refrigerant is about 31 ° C., which is considerably lower than the critical temperature of the conventional refrigerant, Freon, when the outside air temperature is high, such as in summer, the CO 2 on the gas cooler 2 side₂ The refrigerant temperature is CO₂ It becomes higher than the critical point temperature. That is, at the outlet side of the gas cooler 2, CO₂ There is a supercritical region where the refrigerant does not condense (the line segment BC does not intersect the saturated liquid line SL). In the supercritical region, the high pressure at the same refrigerant temperature is indefinite, and the high pressure (strictly, the gas cooler outlet refrigerant pressure) is determined with respect to the refrigerant temperature, strictly, the gas cooler outlet refrigerant temperature (outside temperature + α ° C.). There is a need.
[0006]
That is, the state of the outlet side (point C) of the gas cooler 2 depends on the discharge pressure of the compressor 1 and the CO on the outlet side of the gas cooler.₂ Temperature, and CO at the gas cooler outlet side.₂ Since the temperature is determined by the heat dissipation capability of the gas cooler 2 and the outside air temperature (not controllable), the refrigerant temperature at the gas cooler outlet cannot be controlled substantially. Therefore, the state on the gas cooler outlet side (point C) can be controlled by controlling the discharge pressure of the compressor 1 (gas cooler outlet side pressure). In other words, when the outside air temperature is high, such as in summer, in order to ensure sufficient cooling capacity (enthalpy difference), the gas cooler outlet side pressure is increased as shown by EF-G-H-E in the Mollier diagram. There is a need to. Therefore, it is necessary to set the operating pressure of the compressor 1 higher than that of a conventional refrigeration cycle using CFCs.
Taking a vehicle air conditioner as an example, the operating pressure of the compressor 1 is 3 kg / cm for a conventional R134 (CFC) refrigerant.² CO₂ 40kg / cm for refrigerant² The shutdown pressure is 15 kg / cm for R134 (Freon) refrigerant.² CO₂ 100kg / cm for refrigerant² Get higher with the degree.
[0007]
As described above, in order to increase the gas cooler outlet pressure, the discharge pressure of the compressor 1 must be increased as described above, so that the compression work of the compressor 1 (the enthalpy change amount ΔL during the compression process) increases. Therefore, when the increase amount of the enthalpy change amount ΔL in the compression process (AB) is larger than the increase amount of the enthalpy change amount ΔI in the evaporation process (DA), CO₂ The coefficient of performance (COP = ΔI / ΔL) of the refrigeration cycle is deteriorated.
Thick solid line η in FIG._max CO at the gas cooler outlet side₂ This is an optimal control line calculated by calculating the temperature and the pressure at which the coefficient of performance is maximized.₂ In order to operate the refrigeration cycle efficiently, the gas cooler outlet side pressure and the gas cooler outlet side CO₂ Temperature and the optimal control line η_max Need to be controlled as shown in.
[0008]
From the background described above, for example, Japanese Patent Application No. 10-2570 discloses CO using an economizer.₂ A refrigeration cycle (hereinafter referred to as an economizer cycle) is described. In this economizer cycle, as shown in FIG. 12, the high-pressure (outside temperature + α ° C.) CO gas flowing out from the gas cooler 2₂ A branch portion 6 for branching the refrigerant is provided, and an economizer 7 is disposed between the branch portion 6 and the expansion valve 4. The economizer 7 is a part of CO that is branched from the branch section 6 and depressurized and cooled to a predetermined intermediate pressure by the throttle valve 8.₂ Refrigerant (injection refrigerant) and other high pressure side CO directly led from gas cooler 2₂ This is a counter-current heat exchanger that exchanges heat with a refrigerant (refrigerant), and CO supplied to the expansion valve 4 and the evaporator 5 by this heat exchange.₂ It is comprised so that the temperature of a refrigerant | coolant (refrigeration refrigerant | coolant) may be lowered | hung.
The injection refrigerant cooled to the intermediate pressure is injected through the refrigerant injection line 9 during the compression stroke of the compressor 1.
[0009]
Further, for example, Japanese Patent Application No. 3-515570 discloses a CO in which a countercurrent heat exchanger called an intercooler is arranged on the downstream side of the gas cooler 2.₂ A refrigeration cycle (see FIG. 13) is described. This intercooler 10 is a high-pressure (outside temperature + α ° C.) CO gas that has flowed out of the gas cooler 2.₂ CO flowing out of the evaporator 5 from the refrigerant₂ CO which is configured to be cooled with a refrigerant and passes through the expansion valve 4 and the evaporator 5 in the same manner as the economizer 7 described above.₂ It has a function to lower the temperature of the refrigerant. In addition, the code | symbol 11 in a figure has shown the receiver.
[0010]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, by adopting an economizer or an intercooler, the temperature of the gas cooler outlet side refrigerant is lowered, so that the cooling capacity can be obtained even when the outside air temperature is high.₂ There is a conventional refrigeration cycle.
However, in the above-described conventional economizer cycle, the ability control of the economizer 7 is performed by adjusting the opening of the throttle valve 8, so that the intermediate pressure increases when the opening of the throttle valve 8 increases, and the intermediate when the opening decreases. The pressure drops. For this reason, when the opening degree is increased, the temperature difference between the injection refrigerant and the high-pressure side refrigerant (refrigerant refrigerant) is reduced, but the mass flow rate is increased above the reduction of the temperature difference.₂ The cooling capacity of the refrigeration cycle increases. Conversely, when the opening degree is decreased, the temperature difference increases, but the mass flow rate decreases more than the increase of the temperature difference, so that the refrigeration capacity decreases. Therefore, if the opening degree is increased and the mass flow rate of the injection refrigerant is increased, the ability of the economizer 7 can be increased and the cooling capacity can be improved. However, there is a problem that a significant increase in cooling capacity cannot be expected.
[0011]
In addition, CO using intercooler 10₂ In the refrigeration cycle, the temperature is increased by heat exchange with the intercooler 10.₂ Since the refrigerant is sucked into the compressor 1, the high suction temperature of CO₂ The refrigerant is compressed by the compressor 1. For this reason, there existed a problem that it became disadvantageous at the compression efficiency side of the compressor 1, and a big burden was applied to refrigerating machine oil, a seal surface, etc. because discharge temperature raised.
[0012]
By the way, the CO in FIG.₂ In the refrigeration cycle, under an overload condition where the outside air temperature is as high as 55 ° C., for example, the cooling capacity (enthalpy difference) at the balance point (intersection with the optimum control line) for obtaining the highest COP is further reduced. For this reason, in order to ensure the refrigerating capacity, the rotation speed of the compressor 1 is increased, and the CO₂ There is nothing but to increase the circulation rate of the refrigerant, so the COP is very bad.
In addition, assuming all operating conditions, under conditions where the outside air temperature is high and the inside temperature is low and the pressure ratio is large, CO₂ Since the compressor discharge temperature is higher than that of the chlorofluorocarbon refrigerant, cooling injection or the like is required to protect the lubricating oil, and the COP further decreases.
[0013]
Further, in the conventional chlorofluorocarbon-based refrigeration cycle, a sight glass is provided at the receiver outlet, and the refrigerant amount is confirmed by the flow state of the liquid refrigerant.
In contrast, CO is a supercritical cycle.₂ In the refrigeration cycle, CO is supercritical.₂ Does not condense, and the flow in the expansion valve 4 is also supercritical (gas phase) → liquid phase → two phases change instantaneously, so CO₂ Even if the amount of refrigerant charged changes, the optimum refrigerant amount cannot be determined as it is in the gas phase. Therefore, a means for confirming the optimum refrigerant amount is desired.
[0014]
Thus, the conventional CO described above₂ A supercritical vapor compression refrigeration cycle such as a refrigeration cycle has problems in ensuring refrigeration capacity in overload conditions, high-efficiency operation in a wide range of conditions, and refrigerant amount management.
The present invention has been made in view of the above circumstances, and provides a supercritical vapor compression refrigeration cycle that enables refrigeration capacity to be secured under overload conditions, high-efficiency operation over a wide range of conditions, refrigerant amount management, and the like. is there.
[0015]
[Means for Solving the Problems]
  The present invention employs the following means in order to solve the above problems.
  The supercritical vapor compression refrigeration cycle according to claim 1, wherein the compressed refrigerant is cooled, a radiator in which the internal pressure exceeds the critical pressure of the refrigerant, a branch part for branching the refrigerant flowing out of the radiator, The first decompression device that decompresses one of the refrigerants branched at the branching portion to a first predetermined pressure, and the refrigerant decompressed by the first decompression device and the other-side refrigerant exchange heat, The economizer that cools the refrigerant, the second refrigerant that depressurizes the other refrigerant cooled by the economizer to a second predetermined pressure that is lower than the first predetermined pressure, and the second decompressor. An evaporator that evaporates the refrigerant; and a compressor that absorbs and compresses the refrigerant flowing out of the evaporator and discharges the refrigerant toward the radiator, and the refrigerant decompressed by the first decompressor To guide in the process of suction and compression A supercritical vapor compression refrigeration cycle including a refrigerant injection line,The compression device is a reciprocating type,The refrigerant injection line is branched into a plurality of openings and opened to different compression stages, and the branched refrigerant injection lines areAdjust the opening / closing operation timing of the on-off valveCharacterized by providing injection pressure switching meanssois there.Examples of the reciprocating compressor include a crank type and a swash plate type.
[0016]
According to such a supercritical vapor compression refrigeration cycle, in addition to controlling the flow rate of the injection refrigerant by the first decompression device, it is possible to selectively switch the optimal injection pressure according to the operating conditions, so that the intermediate pressure (injection side evaporation temperature) It becomes possible to control the economizer ability by changing.
[0017]
The supercritical vapor compression refrigeration cycle according to claim 2, wherein the compressed refrigerant is cooled, a radiator in which the internal pressure exceeds the critical pressure of the refrigerant, a branch part for branching the refrigerant flowing out of the radiator, The first decompression device that decompresses one of the refrigerants branched at the branching portion to a first predetermined pressure, and the refrigerant decompressed by the first decompression device and the other-side refrigerant exchange heat, The economizer that cools the refrigerant, the second refrigerant that depressurizes the other refrigerant cooled by the economizer to a second predetermined pressure that is lower than the first predetermined pressure, and the second decompressor. An evaporator that evaporates the refrigerant, an intercooler that is positioned between the economizer and the evaporator, and that cools the refrigerant on the other side with the refrigerant that has flowed out of the evaporator; and from the evaporator through the intercooler Leaked A compressor that absorbs and compresses the medium and discharges the refrigerant toward the radiator, and includes a refrigerant injection line that guides the refrigerant decompressed by the first decompressor in the course of the suction and compression process of the compressor. Supercritical vapor compression refrigeration cycle,
From between the first on-off valve installed between the radiator and the branch, the second on-off valve installed between the economizer and the intercooler, and between the radiator and the first on-off valve The first branch line is connected between the second on-off valve and the intercooler, and is provided with a third on-off valve in the middle, and between the economizer and the second on-off valve. A second bypass line connected between the cooler and the second pressure reducing device and having a fourth on-off valve is provided in the middle.
[0018]
According to such a supercritical vapor compression refrigeration cycle, the economizer single operation, the intercooler single operation, and the economizer intercooler are operated by opening and closing the first on-off valve, the second on-off valve, the third on-off valve, and the fourth on-off valve. It is possible to select and switch the optimum operation from the combined operation.
[0019]
The supercritical vapor compression refrigeration cycle according to claim 3, wherein the compressed refrigerant is cooled, a radiator in which the internal pressure exceeds the critical pressure of the refrigerant, a branch part for branching the refrigerant flowing out of the radiator, The first decompression device that decompresses one of the refrigerants branched at the branching portion to a first predetermined pressure, and the refrigerant decompressed by the first decompression device and the other-side refrigerant exchange heat, The economizer that cools the refrigerant, the second refrigerant that depressurizes the other refrigerant cooled by the economizer to a second predetermined pressure that is lower than the first predetermined pressure, and the second decompressor. An evaporator that evaporates the refrigerant, an intercooler that is positioned between the economizer and the evaporator, and that cools the refrigerant on the other side with the refrigerant that has flowed out of the evaporator; and from the evaporator through the intercooler Leaked A compressor that absorbs and compresses the medium and discharges the refrigerant toward the radiator, and includes a refrigerant injection line that guides the refrigerant decompressed by the first decompressor in the course of the suction and compression process of the compressor. Supercritical vapor compression refrigeration cycle,
An injection pressure switching means in the refrigerant injection line; a first on-off valve installed between the radiator and the branch; a second on-off valve installed between the economizer and the intercooler; A first bypass line that branches from between the radiator and the first on-off valve and is connected between the second on-off valve and the intercooler and includes a third on-off valve in the middle; the economizer; A second bypass line having a fourth on-off valve is provided in the middle of a branch from a second on-off valve and connected between the intercooler and the second pressure reducing device. is there.
[0020]
According to such a supercritical vapor compression refrigeration cycle, in addition to controlling the flow rate of the injection refrigerant by the first decompression device, it is possible to selectively switch the optimal injection pressure according to the operating conditions, so that the intermediate pressure (injection side evaporation temperature) It is possible to control the economizer performance by changing the first and second open / close valves, the third open / close valve and the fourth open / close valve.・ It is possible to select and switch the optimum operation from the intercooler combined operation.
[0021]
  Claim 3In the supercritical vapor compression refrigeration cycle described in the above, the compression device is a scroll compressor having a plurality of injection ports, and the injection pressure switching means branches the injection line into a plurality of parts and has an on-off valve for each. The injection line that is provided and branched may be connected to different injection ports, or the compression device is a reciprocating type, and the injection pressure switching means controls the opening / closing operation timing of the opening / closing valve provided in the injection line. It may be adjusted. Examples of the reciprocating compressor include a crank type and a swash plate type.
  In the supercritical vapor compression refrigeration cycle according to

claim

2 or 3, the opening / closing of the first on-off valve, the second on-off valve, the third on-off valve, and the fourth on-off valve is discharged from the compression device. It is preferable that the switching operation is performed by detecting the refrigerant temperature.
[0022]
  As a first reference exampleThe supercritical vapor compression refrigeration cycle described is a radiator that cools the compressed refrigerant and whose internal pressure exceeds the critical pressure of the refrigerant, a branch that branches the refrigerant that has flowed out of the radiator, and the branch The first refrigerant decompressed to the first predetermined pressure and the refrigerant decompressed by the first decompressor and the other refrigerant are heat-exchanged to cool the other refrigerant. An economizer, a second decompression device that decompresses the refrigerant on the other side cooled by the economizer to a second predetermined pressure lower than the first predetermined pressure, and a refrigerant decompressed by the second decompression device is evaporated An evaporator, and a compression device that absorbs and compresses the refrigerant flowing out of the evaporator and discharges the refrigerant toward the radiator, and the refrigerant decompressed by the first decompression device in the suction compression process of the compression device Refrigerant in to guide on the way A supercritical vapor compression refrigeration cycle having an injection line, wherein the compression device is composed of a plurality of compressors arranged in series, and the refrigerant injection line is connected between the plurality of compressors. Is.
[0023]
According to such a supercritical vapor compression refrigeration cycle, it becomes a multi-stage compression single-stage expansion type refrigeration cycle, and each compressor can be operated independently, so that the refrigeration capacity and efficiency can be ensured in a wide range of conditions. it can.
In this case, it is preferable to perform high-pressure control at the economizer outlet, and it is preferable that the plurality of compressors be independently controlled in rotational speed. Suitable rotation speed control means includes inverter control and pole number conversion.
[0024]
  As a second reference exampleThe supercritical vapor compression refrigeration cycle described is a radiator that cools the compressed refrigerant, the internal pressure of which exceeds the critical pressure of the refrigerant, and a decompressor that depressurizes the refrigerant flowing out of the radiator to a predetermined pressure, A supercritical vapor compression refrigeration cycle comprising an evaporator for evaporating the refrigerant decompressed by the decompression device, and a compression device for absorbing and compressing the refrigerant flowing out from the evaporator and discharging the refrigerant toward the radiator. A refrigerant amount management means comprising: a means for depressurizing the refrigerant flowing out of the radiator to a liquid phase region; an intermediate pressure receiver for holding surplus refrigerant; and a visual recognition unit for judging a flow state of the liquid refrigerant. It is characterized by providing.
[0025]
According to such a supercritical vapor compression refrigeration cycle, the refrigerant exiting the radiator is intentionally put into a liquid phase state, and the flow state can be visually confirmed from the visual recognition part. It becomes possible.
In this case, it is preferable to provide the visual recognition part at a lower part or an outlet of the intermediate pressure receiver.
[0026]
  Claim 7The supercritical vapor compression refrigeration cycle according to claim 1, wherein the compressed refrigerant is cooled, a radiator whose internal pressure exceeds the critical pressure of the refrigerant, a branch part for branching the refrigerant flowing out of the radiator, and the branch part The first pressure reducing device that depressurizes one of the refrigerant branched in step 1 to a first predetermined pressure, and the refrigerant depressurized by the first pressure reducing device and the other side of the refrigerant exchange heat to cool the other side of the refrigerant. An economizer, a second pressure reducing device that depressurizes the other refrigerant cooled by the economizer to a second predetermined pressure lower than the first predetermined pressure, and evaporates the refrigerant depressurized by the second pressure reducing device And an evaporator that absorbs and compresses the refrigerant flowing out of the evaporator and discharges the refrigerant toward the radiator, and the refrigerant decompressed by the first decompressor is sucked and compressed by the compressor Refrigerant to guide in the middle of A supercritical vapor compression refrigeration cycle provided with an injection line, the compressor comprising a low-stage compressor and a high-stage compressor arranged in series, wherein the refrigerant injection line is connected to the low-stage compressor and the high-stage compressor. The compressor is connected between the compressors, and includes means for reducing the refrigerant flowing out from the economizer to a two-phase region, an intermediate pressure receiver for holding excess refrigerant, and a visual recognition unit for determining the flow state of the liquid refrigerant. A refrigerant amount management means is provided, and a gas vent circuit for connecting the upper part of the intermediate pressure receiver and the suction side of the high-pressure compressor is provided, so that the gas-phase refrigerant is supplied from the intermediate pressure receiver in a gas-liquid two-phase region state. The high-pressure stage compressor is configured to extract air to the suction side.
[0027]
According to such a supercritical vapor compression refrigeration cycle, the inside of the intermediate pressure receiver is in a gas-liquid two-phase state, and the gas phase component of the refrigerant that does not work in the evaporator is extracted to the suction side of the high-pressure compressor, thereby reducing the pressure. It is possible to reduce the power of the stage compressor and improve the efficiency.
In this case, if the flow amount of the liquid refrigerant component separated in the intermediate pressure receiver is confirmed by the visual recognition unit to determine the refrigerant amount, the optimum refrigerant amount can be easily determined visually.
[0028]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of a supercritical vapor compression refrigeration cycle according to the present invention will be described with reference to the drawings. In each of the following embodiments, the refrigerant used in the supercritical region is carbon dioxide (CO₂ ).
[0029]
<First Embodiment>
In the first embodiment shown in FIG. 1, reference numeral 1 is a compressor, 2 is a gas cooler (radiator), 4 is an expansion valve (second decompression device), 5 is an evaporator (evaporator), 6 is a branching section, 7 is an economizer (cooler), 8 is a throttle valve (first pressure reducing device), 9 is a refrigerant injection line, and the refrigerant circulating in the system changes its state by connecting each device with a refrigerant pipe. A repeated refrigeration cycle is configured.
[0030]
The compressor 1 is gas phase CO₂ This is a compression device that absorbs and compresses refrigerant and discharges it toward a gas cooler 2 to be described later. For example, a scroll compressor or a reciprocating compressor (crank type or swash plate type) is adopted.
The gas cooler 2 is a high-temperature and high-pressure CO compressed by the compressor 1.₂ This is a heat exchanger that cools the refrigerant with outside air, etc.₂ It is set to exceed the critical pressure of the refrigerant.
[0031]
High-pressure CO flowing out of gas cooler 2₂ The refrigerant is split at the branching section 6 into one that flows directly to the economizer 7 and one that passes through the throttle valve 8 and flows to the economizer 7.
One CO₂ The refrigerant is an injection refrigerant that is reduced in pressure to the first predetermined pressure (intermediate pressure) P1 by passing through the throttle valve 8 and becomes low temperature, and is sent to the compressor 1 through one flow path in the economizer 7. The other CO₂ The refrigerant is a refrigeration refrigerant that passes through the other flow path in the economizer 7 and is supplied to the expansion valve 4 and the evaporator 5.
[0032]
The economizer 7 is a countercurrent heat exchanger for exchanging heat between the refrigeration refrigerant directly introduced from the gas cooler 2 and the injection refrigerant that has passed through the throttle valve 8, and can cool the refrigeration refrigerant with a low-temperature injection refrigerant. Become.
The refrigeration refrigerant cooled by the economizer 7 is depressurized through the expansion valve 4 that depressurizes to the second predetermined pressure P2 lower than the first predetermined pressure P1, and is sent to the evaporator 5 in a gas-liquid two-phase state. . The gas-liquid two-phase refrigerant sent to the evaporator 5 evaporates by removing the latent heat of vaporization from the air passing through the evaporator 5, so that the air deprived of the latent heat of vaporization is cooled. The refrigeration refrigerant thus evaporated is sucked again into the compressor 1 from the evaporator 5.
[0033]
In addition, the injection refrigerant decompressed by the throttle valve 8 is cooled by the economizer 7 and then is guided through the refrigerant injection line 9 in the intake and compression process of the compressor 1. As a result, the refrigeration refrigerant flowing out of the evaporator 5 and the injection refrigerant injected during the compression stroke are merged in the compressor 1, subjected to compression again, and discharged to the gas cooler 2. Therefore, CO₂ The refrigerant thereafter repeats the same state change and circulates in the refrigeration cycle.
[0034]
And CO of such a configuration₂ The refrigerant injection line 9 is provided with injection pressure switching means 20 for the refrigeration cycle.
This injection pressure switching means 20 branches the compressor 1 side of the refrigerant injection line 9 into a plurality (three in the illustrated example), and on-off valves 21a, 21b, and 21c are provided in the

branch flow paths

21, 22, and 23, respectively. It is provided. The compressor 1 in this case is a scroll compressor, and each

branch flow path

21, 22, 23 is connected to an injection port that opens to a different compression stage.
[0035]
Here, the injection port provided in the scroll compressor will be briefly described with reference to FIG.
In FIG. 2, reference numeral 24 in the drawing is a fixed scroll, 25 is a fixed side wrap provided upright on the fixed

scroll

24, 26 is a discharge port provided in the fixed scroll, and 27 is a rotary side wrap provided upright on the orbiting scroll. Is shown. As is well known, the scroll compressor is configured such that the orbiting scroll 27 is prevented from rotating with respect to the fixed scroll 25 and revolves, and the compressed gas sucked from the suction port on the outer peripheral side is the center side. , The pressure is compressed and discharged at the central discharge port 26 at the maximum pressure.
The fixed scroll 24 of such a scroll compressor is provided with a first injection port 28, a second injection port 29, and a third injection port 30 in order from the outer peripheral side to the central discharge port 26 side, each of which is a refrigerant injection line. 9

branch flow paths

21, 22, and 23 are connected. The

injection ports

28, 29, and 30 are provided at two locations that are 180 ° apart from each other.
[0036]
Accordingly, the pressure in the scroll compressor is such that the first injection port 28 connected to the branch flow path 21 <the second injection port 29 connected to the branch flow path 22 <the third injection port connected to the branch flow path 23. 30. By opening one of the on-off valves 21a, 21b, and 21c as appropriate, the injection refrigerant can be injected into different compression stages (ie, pressures) in the intake compression stroke of the compressor 1. It becomes possible.
[0037]
The cooling capacity of the economizer 7 is such that the pressure (evaporation temperature) of the injection refrigerant (intermediate pressure side refrigerant) and the injection refrigerant / refrigerant refrigerant exchanged heat with the gas cooler outlet side (high pressure side) refrigerant. Determined by the flow ratio.
Here, the flow rate ratio of the injection refrigerant / refrigerant refrigerant is variable by adjusting the opening of the throttle valve 8. When the opening degree of the throttle valve 8 is increased, that is, when the injection flow rate is increased, the intermediate pressure P1 increases and the temperature difference from the refrigeration refrigerant decreases. But CO₂ Since the mass flow rate of the refrigerant increases beyond the influence of the temperature difference, the cooling capacity in the economizer 7 increases, and the temperature of the refrigeration refrigerant supplied to the expansion valve 4 can be lowered.
On the other hand, when the opening degree of the throttle valve 8 is reduced, that is, when the injection flow rate is reduced, the intermediate pressure P1 is lowered and the temperature difference from the refrigeration refrigerant is increased. But CO₂ Since the mass flow rate of the refrigerant decreases more than the influence of the temperature difference, the cooling capacity in the economizer 7 decreases. Therefore, cooling of the refrigeration refrigerant supplied to the expansion valve 4 is suppressed.
[0038]
On the other hand, the pressure (evaporation temperature) control of the injection refrigerant is performed by operating the injection pressure switching means 20. In other words, the optimum one of the on-off valves 21a, 21b, and 21c is selected and opened according to the desired operating condition, and the pressure for injecting the injection refrigerant, that is, the intermediate pressure is adjusted.
Hereinafter, this intermediate pressure control will be described. In the configuration of this embodiment, switching between efficiency priority operation and capacity priority operation is possible. When efficiency is given priority, the optimum intermediate pressure is a pressure that equally divides the pressure ratio of the system. At this time, the compression work is minimized, so that the COP is maximized. Strictly speaking, the intermediate pressure (evaporation pressure) is determined by the injection pressure + pipe pressure loss, and the intermediate pressure is controlled by selectively switching the injection port (the refrigerant pressure at the port portion during the compression stroke). In the illustrated embodiment, the position where the second injection port 29 is provided corresponds to this.
[0039]
Next, capability control will be described. By changing the intermediate pressure (evaporation temperature), the temperature difference between the refrigerants in the economizer 7 (injection refrigerant and refrigeration refrigerant) can be changed. If the temperature difference is increased, the ability of the economizer 7 increases and the injection refrigerant has a low flow rate. Even so, the frozen refrigerant can be cooled to a predetermined expansion valve inlet temperature. For this reason, the decreasing rate of the amount of the refrigerating refrigerant circulating through the evaporator 5 can be reduced, and the capacity can be increased. Such control is effective under conditions where the outside air temperature is high and the cooling capacity (enthalpy difference at the inlet / outlet of the evaporator 5) is insufficient.
When the flow rate of the injection refrigerant is constant, if the intermediate pressure (evaporation temperature) is increased, the temperature difference is reduced and the ability of the economizer 7 is reduced. If the intermediate pressure is lowered, the temperature difference is enlarged and the ability is enhanced. The In this way, by controlling the intermediate pressure, it is possible to control the capacity of the system according to the heat load.
Such capability control becomes more effective by appropriately combining intermediate pressure control and flow rate control using a throttle valve.
[0040]
FIG. 3 shows refrigeration capacity and COP characteristics (trends) by intermediate pressure control and injection flow rate control.
According to this figure, the refrigeration capacity is high at the time of injection to the early stage (low pressure side) of the compression stroke with a low intermediate pressure, and the refrigeration capacity is lowered at the time of injection to the late stage of the compression stroke (high pressure side) with a high intermediate pressure.
If the flow rate of the injection refrigerant is controlled by changing the opening of the throttle valve 8, the characteristics of the refrigeration capacity and the COP are translated in parallel up and down as shown by the white arrows in FIG. .
[0041]
Therefore, when the cooling load is large, for example, when the difference (Δt) between the set cooling temperature and the actual room temperature is large, the first injection port 28 is selected so that the intermediate pressure becomes high, and a large refrigeration capacity is obtained. When the above-described ability-priority operation is employed and the above-described Δt becomes small, the third injection port 30 that sets the intermediate pressure low is selected, or the second injection port 29 that becomes the efficiency-priority operation is selected. .
As described above, the intermediate pressure (evaporation temperature on the injection refrigerant side) control by the injection pressure switching means 20 and the injection refrigerant flow rate control by the throttle valve 8 can be performed in combination, so that the economizer capacity control and the refrigeration cycle can be performed. Capability control makes it possible to secure refrigeration capacity under high-efficiency operation and high outside temperature conditions.
[0042]
In the above-described embodiment, the compressor 1 has been described as a scroll compressor. However, it is of course possible to employ a reciprocating compressor such as a crank type or a swash plate type during the refrigeration cycle. The injection pressure adjusting means in this case does not need to branch the refrigerant injection line 9 due to the characteristics of the compression operation of the reciprocating compressor. That is, an opening / closing valve is provided in the refrigerant injection line 9, and the timing for opening / closing the opening / closing valve may be changed according to the compression stroke.
As a result, if the on-off valve is opened at the beginning of the compression stroke, the injection pressure will be low, and if the on-off valve is opened at the latter stage of the compression stroke, the injection pressure will be high. Thus, the same operation and effect as the scroll compressor described above can be obtained.
[0043]
<Second Embodiment>
In the second embodiment shown in FIG. 4, a CO using the economizer 7 and the intercooler 10 in combination.₂ A refrigeration cycle is shown.
In the configuration diagram shown in FIG. 4A, reference numeral 10 in the drawing is an intercooler, SV1 is a first on-off valve, SV2 is a second on-off valve, SV3 is a third on-off valve, SV4 fourth on-off valve, and 31 is a first on-off valve. 1 bypass line, 32 is a 2nd bypass line. Since other components are the same as those in the first embodiment described above, detailed description thereof is omitted here.
[0044]
This CO₂ In the refrigeration cycle, the economizer 7 and the intercooler 10 are arranged in series so that the single use of the economizer 7, the single use of the intercooler 10, and the combined use of the economizer 7 and the intercooler 10 can be appropriately selected according to the driving situation. It is a thing.
The first on-off valve SV1 is disposed between the gas cooler 2 and the branch portion 6, and the second on-off valve SV2 is disposed between the economizer 7 and the intercooler 10.
[0045]
The first bypass line 31 branches from between the gas cooler 31 and the first on-off valve SV1 and is connected between the second on-off valve SV2 and the intercooler 10. An on-off valve SV3 is arranged. That is, the first bypass line 31 forms a refrigerant flow path that bypasses the branch portion 6 and the economizer 7.
The second bypass line 32 branches from between the economizer 7 and the second opening / closing valve SV2 and is connected between the intercooler 10 and the evaporator 5. A valve SV4 is arranged. That is, the second bypass line 32 forms a refrigerant flow path that bypasses the intercooler 10.
[0046]
Due to such a configuration, when the economizer 7 and the intercooler 10 are used in combination, the first on-off valve SV1 and the second on-off valve SV2 are opened and the third on-off valve SV2 is opened as shown in the valve on-off matrix of FIG. By closing the on-off valve SV3 and the fourth on-off valve SV4, the first bypass line 31 and the second bypass line 32 are closed, and the CO that has left the compressor 1 is closed.₂ The refrigerant flows through the gas cooler 2, the economizer 7, the intercooler 10, the expansion valve 4 and the evaporator 5.₂ A refrigeration cycle can be formed.
[0047]
When the economizer 7 is operated alone, as shown in the valve opening / closing matrix of FIG. 4B, the first opening / closing valve SV1 and the fourth opening / closing valve SV4 are opened, and the second opening / closing valve SV2 and the third opening / closing valve SV3 are opened. By closing, the 2nd bypass line 32 is made into a communication state. As a result, the first bypass line 32 is closed, and the CO leaving the compressor 1₂ The refrigerant passes through the gas cooler 2, the economizer 7, the second bypass line 32, the expansion valve 4 and the evaporator 5, and also flows through the intercooler 7.₂ A refrigeration cycle can be formed.
[0048]
Further, when the intercooler 10 is operated alone, as shown in the valve opening / closing matrix of FIG. 4B, only the third opening / closing valve SV3 is opened, and the first opening / closing valve SV1, the second opening / closing valve SV2, and the fourth opening / closing valve. By closing SV4, the first bypass line 31 is brought into a communication state. As a result, the second bypass line 32 is closed, and the CO leaving the compressor 1₂ The refrigerant passes through the gas cooler 2, the first bypass line 31, the intercooler 10, the expansion valve 4 and the evaporator 5, and also flows through the economizer 7.₂ A refrigeration cycle can be formed.
[0049]
Therefore, the operation using the economizer 7 alone is advantageous in terms of compression efficiency because the suction temperature of the compressor 1 can be lowered as compared with the operation using the intercooler 7 alone. The discharge temperature can be suppressed. In particular, CO₂ Since the discharge temperature of refrigerant is high due to its physical properties, deterioration of refrigerating machine oil (lubricating oil) and the sealing surface becomes a problem under operating conditions with a large pressure ratio. To improve durability, the economizer 7 is operated independently. Is advantageous.
On the other hand, under the operating conditions where the pressure ratio is small and the discharge temperature does not need to be suppressed, the single operation of the intercooler 10 that can lower the inlet temperature of the expansion valve 4 and expand the cooling capacity is adopted.
If further cooling capacity is required, it can be dealt with by performing an operation using both the economizer 7 and the intercooler 10.
[0050]
In this way, it is disadvantageous in terms of durability by separately using economizer single operation for suppressing discharge temperature, intercooler single operation for capacity expansion, and economizer / intercooler combined operation suitable for further capacity expansion. The operation time of the economizer can be shortened, and the expansion of the cooling capacity and the improvement of durability and reliability can be achieved at the same time. The operation switching operation described above may be performed by detecting the temperature of the refrigerant discharged from the compressor 1, for example.
[0051]
<Third Embodiment>
The third embodiment shown in FIG. 5 is a combination of the first embodiment and the second embodiment described above, and the same reference numerals are given to the respective components, and detailed description thereof is omitted. To do.
With such a configuration, injection pressure control of the injection refrigerant by the injection pressure switching means 20 is possible during operation using the economizer 7 in the second embodiment, that is, during economizer single operation and economizer / intercooler combined operation. It becomes. For this reason, in addition to control of the injection refrigerant flow rate by the throttle valve 8, high efficiency operation by intermediate pressure (injection side evaporation temperature) control and securing of cooling capacity at high outside air temperature can be ensured.
[0052]
<First Reference Example>
As shown in FIG.First reference exampleCO₂The refrigeration cycle is different from the first embodiment shown in FIG. 1 in the configuration using two compressors that can be operated independently. Therefore, the same components are denoted by the same reference numerals and the details thereof are described. The detailed explanation is omitted. That is, the low-stage compressor 1L and the high-stage compressor 1H are connected in series, and include a gas cooler 2, an economizer 7, a high-pressure control valve 3, an expansion valve 4, an evaporator 5, and a throttle valve 8. This CO₂In the refrigeration cycle, the optimum high pressure for the gas cooler outlet temperature is controlled at the economizer outlet.
[0053]
In FIG. 6, the refrigerant discharged from the low-stage compressor 1L is further pressurized by the high-stage compressor 1H and then enters the gas cooler 2 to radiate the heat of the refrigerant. A part of the outlet refrigerant (injection refrigerant) that has flowed out of the gas cooler 2 is diverted by the branching section 6 and passes through the throttle valve 8, so that it is depressurized and cooled to the gas-liquid two-phase region.
The injection refrigerant and the remaining refrigerant (refrigerant refrigerant) flowing from the branching section 6 toward the economizer 7 are heat-exchanged by the economizer 7, thereby reducing the inlet refrigerant temperature of the expansion valve 4 and obtaining a cooling effect. . The injection refrigerant that has flowed out of the economizer 7 flows into the discharge section of the low-stage compressor 1L, and again takes the latent heat of vaporization from the refrigerant to lower the intake temperature of the high-stage compressor 1H. That is, this operation can suppress the discharge temperature of the high-stage compressor 1H.
On the other hand, the refrigeration refrigerant radiated and cooled by the economizer 7 passes through the high-pressure control valve 3 and the expansion valve 4, absorbs heat by the evaporator 5, and is sucked into the low-stage compressor 1L.
[0054]
The CO in FIG. 10 described in the prior art.₂ In the refrigeration cycle, the inlet temperature of the expansion valve 4 can only be lowered to the outside air temperature + α ° C., and the cooling capacity (enthalpy difference) depends on the outside air temperature.
In contrast, the CO shown in FIG.₂ In the refrigeration cycle, the economizer 7 can lower the inlet refrigerant temperature of the expansion valve 4 to the vicinity of the outlet refrigerant temperature of the throttle valve 8, so that sufficient cooling capacity (enthalpy difference) can be secured.
[0055]
As a wide range of operating performance, for example, under conditions where the outside air temperature is high and the cooling capacity (enthalpy difference) is small, only the high-stage compressor 1H is accelerated to increase the discharge pressure, and the work in the economizer 7 is increased. The inlet temperature of the valve 4 can be lowered to obtain a cooling effect. Here, each of the low-stage compressor 1L and the high-stage compressor 1H can independently control the rotation speed, and inverter control or pole number conversion may be adopted as the rotation speed control means.
As another method, the intermediate pressure (evaporation temperature of the injection refrigerant) can be lowered and the cooling capacity (enthalpy difference) can be ensured as in the first embodiment described above.
[0056]
As explained earlier, this CO₂ In the refrigeration cycle, the suction temperature of the high stage compressor 1H is also lowered by the latent heat of vaporization of the injection refrigerant, so that the discharge temperature of the high stage compressor 1H can be suppressed.
In this way, this CO₂ In the refrigeration cycle, the two

compressors

1L and 1H are independently operated and controlled according to the operating conditions, and the high-pressure pressure, intermediate pressure, and refrigeration refrigerant flowing through the economizer 7 are controlled, giving priority to efficiency according to the situation. Operation and ability priority operation can be controlled selectively.
[0057]
In addition, let the parameter which implement | achieves highly efficient operation be the following values.
(1) The high pressure is controlled so that the optimum high pressure (MPa) with respect to the gas cooler outlet temperature (° C.) becomes the value shown in FIG. (This CO₂ In the refrigeration cycle, the optimum high pressure is the outlet pressure of the economizer 7. )
(2) As for the intermediate pressure, as shown in [Equation 1], the pressure ratio between the low-stage compressor 1L and the high-stage compressor 1H is the equal pressure ratio.
[Expression 1]

(3) The injection refrigerant flow rate is a flow rate for obtaining latent heat of vaporization necessary for lowering the inlet temperature of the expansion valve 4 to the limit. (When it is desired to suppress the discharge temperature of the high stage compressor 1H, the injection refrigerant flow rate is increased from the flow rate.)
Expansion valve inlet temperature = Economizer (two-phase side) evaporation temperature + α ° C
Here, α is determined by the ability of the economizer 7.
[0058]
<Second reference example>
  thisReference exampleIs the supercritical cycle CO₂In the refrigeration cycle, the optimum amount of refrigerant can be reliably determined from the flow state of the liquid refrigerant in the same manner as the conventional chlorofluorocarbon refrigerant. For example, as shown in FIG.First reference exampleOn the other hand, the supercooling control valve 11, the intermediate pressure receiver 12, and the sight glass 13 are additionally provided.
  CO shown in FIG.₂In the refrigeration cycle, the outlet of the supercooling control valve 11 is at a supercritical pressure. When adiabatically expanded from this state, the refrigerant changes from supercritical (gas phase) to liquid phase to two phases. In the Mollier diagram, the region surrounded by the critical pressure and the saturated liquid line is the liquid phase.
[0059]
This CO₂ In the refrigeration cycle, the supercooling control valve 11 is depressurized to a pressure (liquid phase) between the critical pressure and the saturated liquid pressure in the adiabatic expansion process, and excess refrigerant is held by the intermediate pressure receiver 12 and provided as a visual recognition unit. The optimum amount of refrigerant is determined from the flow state of the refrigerant using the sight glass 13.
In addition, the configuration of the present invention described above is a single stage that does not include the economizer 7 shown in FIG. 10, for example, other than the supercritical vapor compression refrigeration cycle including the multistage compression in which a plurality of stages of compressors are arranged in series or the economizer 7. The present invention can be applied to all supercritical vapor compression refrigeration cycles that form a supercritical cycle, such as a refrigeration cycle having a compression configuration. Even in such a case, the refrigerant flowing out of the gas cooler 2 is decompressed to the liquid phase region. The supercooling control valve 11 and the intermediate pressure receiver 12 as means may be provided on the downstream side of the high pressure control valve 3 or on the downstream side of the gas cooler 2 when the high pressure control valve 3 is not provided.
[0060]
The sight glass 13 serving as the visual recognition part is provided so as to be positioned below the intermediate pressure receiver 12 or is provided alone at the outlet of the intermediate pressure receiver 12. Thereby, the flow state of the liquid refrigerant can be easily determined.
In addition to the above-described supercooling control valve 11, for example, a pressure control valve or the like can be adopted as means for reducing the pressure of the refrigerant flowing out from the gas cooler 2 to the liquid phase region.
[0061]
<Fourth Embodiment>
  CO of this embodiment₂In the refrigeration cycle, as shown in FIG.Second reference exampleIn addition to the refrigeration cycle, a gas return circuit 14 for extracting the gas-phase refrigerant separated by the intermediate pressure receiver 12 to the suction portion of the high-stage compressor 1H is additionally provided. A return amount adjusting valve 15 is provided.
  In the fifth embodiment described above, the inside of the intermediate pressure receiver 13 is controlled to the liquid phase region in order to confirm the flow state of the liquid refrigerant. However, in the configuration of the present embodiment, the refrigerant amount can be confirmed, and CO capable of efficient operation₂It becomes a refrigeration cycle.
[0062]
  Of the fourth embodiment shown in FIG.CO ₂ Refrigeration cycle, The supercooling control valve 11 controls the pressure in the intermediate pressure receiver 12 to be not less than the suction pressure of the high stage compressor 1H and not more than the saturated liquid pressure. Under such conditions, the intermediate pressure receiver 12 is in a gas-liquid two-phase state, and liquid refrigerant and gas-phase refrigerant are mixed. However, it is only the liquid refrigerant component that can be evaporated by the evaporator 5 to obtain a cooling effect, and the gas-phase refrigerant does not perform cooling work.
  Therefore, even if the gas-phase refrigerant is extracted from the intermediate pressure receiver 12 to the high stage compressor 1H from the gas return circuit 14, the circulation amount of the liquid refrigerant does not substantially change, so that the cooling capacity of the evaporator 5 does not change. Become.
  The function of the gas return amount adjustment valve 15 is to suck and extract only the gas components separated in the intermediate pressure receiver into the high stage compressor.
[0063]
As described above, the refrigerant circulation amount of the low-stage compressor 1L is reduced by the operation of extracting the gas-phase refrigerant in the intermediate pressure receiver 12, so that the power consumption of the low-stage compressor 1L is reduced. The compressor power is also reduced, so COP is improved.
Moreover, about the refrigerant | coolant amount, the flow of the liquid refrigerant component isolate | separated with the intermediate pressure receiver 12 can be confirmed seeing from the sight glass 13. FIG.
[0064]
In each embodiment described above, the refrigerant is CO.₂ However, it is needless to say that the present invention is not limited to this, and can be applied to a supercritical vapor compression refrigeration cycle using other refrigerants.
Any configuration may be adopted as long as it does not depart from the gist of the present invention, and it goes without saying that the configurations of the above-described embodiments may be appropriately combined.
[0065]
【The invention's effect】
The supercritical vapor compression refrigeration cycle of the present invention has the following effects.
According to the supercritical vapor compression refrigeration cycle according to claim 1, since both the flow control of the injection refrigerant and the injection pressure can be controlled, the economizer capacity control and the capacity control of the refrigeration cycle are performed. It is possible to ensure cooling capacity under efficient operation and high outside air temperature conditions.
[0066]
According to the supercritical vapor compression refrigeration cycle according to claim 2, a refrigeration cycle that uses an economizer to suppress the discharge temperature of the compressor, and a refrigeration cycle that uses an intercooler to expand the cooling capacity; Further, it is possible to appropriately select a refrigeration cycle that uses an economizer and an intercooler together in order to expand the cooling capacity according to the operating conditions. For this reason, it is possible to improve the durability and reliability by suppressing the deterioration of refrigerating machine oil and the seal surface due to the rise in the discharge temperature, and in the situation where the cooling capacity is required, the cooling capacity priority operation is performed. Large cooling capacity.
[0067]
According to the supercritical vapor compression refrigeration cycle according to claim 3, a refrigeration cycle that uses an economizer to suppress the discharge temperature of the compressor, and a refrigeration cycle that uses an intercooler to expand the cooling capacity; In order to further expand the cooling capacity, it is possible to appropriately select a refrigeration cycle that uses an economizer and an intercooler in accordance with the operation status.In addition, during operation using the economizer, the flow rate control of the injection refrigerant and The injection pressure control can be used together. For this reason, durability and reliability are improved, and a large cooling capacity can be obtained in a situation where the cooling capacity is required. Particularly, when the economizer is used, a larger cooling capacity in a high efficiency operation and a high outside air temperature condition is obtained. Securement becomes possible.
[0068]
  Reference example 1According to the supercritical vapor compression refrigeration cycle described in (2), since the refrigeration cycle is a two-stage compression and one-stage expansion, it is possible to ensure refrigeration capacity and achieve high efficiency over a wide range by operating each compressor independently. .
[0069]
  Reference example 2According to the supercritical vapor compression refrigeration cycle described in the above, since the refrigerant is in the liquid phase in the downstream of the radiator, the flow state of the refrigerant can be confirmed from the visual sight glass provided in the intermediate pressure receiver. Even in the supercritical vapor compression refrigeration cycle, the optimum refrigerant amount can be visually determined.
[0070]
  Claim 7According to the supercritical vapor compression refrigeration cycle described in 1., the inside of the intermediate pressure receiver is in a gas-liquid two-phase state, and the vapor phase refrigerant that does not perform the cooling work in the evaporator is extracted to the suction side of the high-pressure stage compressor. Therefore, the driving force consumed in the low-pressure compressor can be reduced, and the COP can be improved correspondingly.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a configuration diagram showing a first embodiment according to a supercritical vapor compression refrigeration cycle of the present invention.
FIG. 2 is an explanatory view showing an arrangement example of injection ports in a scroll compressor.
FIG. 3 is a diagram showing the relationship between intermediate pressure and refrigeration capacity, and intermediate pressure and COP.
FIGS. 4A and 4B are diagrams showing a second embodiment of the supercritical vapor compression refrigeration cycle of the present invention, FIG. 4A is a configuration diagram of the refrigeration cycle, and FIG. 4B is a diagram showing a valve opening / closing matrix.
FIG. 5 is a configuration diagram showing a third embodiment according to the supercritical vapor compression refrigeration cycle of the present invention.
FIG. 6 relates to the supercritical vapor compression refrigeration cycle of the present invention.First reference exampleFIG.
7A and 7B are diagrams showing high-pressure control characteristics, wherein FIG. 7A is a characteristic diagram showing a relationship between high-pressure pressure and COP, and FIG. 7B is a characteristic diagram showing a relationship between gas cooler outlet temperature and optimum high-pressure pressure.
FIG. 8 relates to the supercritical vapor compression refrigeration cycle of the present invention.Second reference exampleFIG.
FIG. 9 relates to the supercritical vapor compression refrigeration cycle of the present invention.Fourth embodimentFIG.
FIG. 10 is a configuration diagram showing a conventional vapor compression refrigeration cycle.
11 is a Mollier diagram of the vapor compression refrigeration cycle shown in FIG.
FIG. 12 is a configuration diagram showing a conventional economizer cycle.
FIG. 13 is a diagram showing a configuration example of a conventional vapor compression refrigeration cycle using an intercooler.
[Explanation of symbols]
  1 Compressor (Compressor)
  1L Low stage compressor (compressor)
  1H High stage compressor (compressor)
  2 Gas cooler (heatsink)
  4 Expansion valve (second decompression device)
  5 Evaporator
  7 economizer
  8 Throttle valve (first pressure reducing device)
  9 Refrigerant injection line
  10 Intercooler
  11 Supercooling control valve (means to reduce pressure)
  12 Intermediate pressure receiver
  13 Sight Glass (visual means)
  14 Gas return circuit (gas vent circuit)
  15 Gas return adjustment valve
  20 Injection pressure switching means
  21, 22, 23 Branch flow path
  31 First bypass line
  32 Second bypass line

Claims

A radiator that cools the compressed refrigerant and whose internal pressure exceeds the critical pressure of the refrigerant;
A branching portion for branching the refrigerant flowing out of the radiator;
A first decompression device that decompresses one of the refrigerants branched at the branching portion to a first predetermined pressure;
An economizer that cools the refrigerant on the other side by exchanging heat between the refrigerant decompressed by the first decompression device and the refrigerant on the other side;
A second decompression device for decompressing the refrigerant on the other side cooled by the economizer to a second predetermined pressure lower than the first predetermined pressure;
An evaporator for evaporating the refrigerant decompressed by the second decompression device;
A compressor that absorbs and compresses the refrigerant flowing out of the evaporator and discharges the refrigerant toward the radiator;
A supercritical vapor compression refrigeration cycle comprising a refrigerant injection line for guiding the refrigerant decompressed by the first decompression device in the course of the suction compression process of the compression device,
The compression device is a reciprocating type,
A supercritical steam characterized in that the refrigerant injection line is branched into a plurality of parts and opened at different compression stages, and an injection pressure switching means for adjusting the opening / closing operation timing of the on- off valve is provided in each branched refrigerant injection line. Compression refrigeration cycle.

A radiator that cools the compressed refrigerant and whose internal pressure exceeds the critical pressure of the refrigerant;
A branching portion for branching the refrigerant flowing out of the radiator;
A first decompression device that decompresses one of the refrigerants branched at the branching portion to a first predetermined pressure;
An economizer that cools the refrigerant on the other side by exchanging heat between the refrigerant decompressed by the first decompression device and the refrigerant on the other side;
A second decompression device for decompressing the refrigerant on the other side cooled by the economizer to a second predetermined pressure lower than the first predetermined pressure;
An evaporator for evaporating the refrigerant decompressed by the second decompression device;
An intercooler that is located between the economizer and the evaporator and that cools the refrigerant on the other side with the refrigerant flowing out of the evaporator;
A compressor that absorbs and compresses refrigerant flowing out of the evaporator through the intercooler and discharges the refrigerant toward the radiator;
A supercritical vapor compression refrigeration cycle comprising a refrigerant injection line for guiding the refrigerant decompressed by the first decompression device in the course of the suction compression process of the compression device,
A first on-off valve installed between the radiator and the branch portion;
A second on-off valve installed between the economizer and the intercooler;
A first bypass line branched from between the radiator and the first on-off valve and connected between the second on-off valve and the intercooler and provided with a third on-off valve in the middle;
A second bypass line provided between the economizer and the second opening / closing valve and connected between the intercooler and the second pressure reducing device and having a fourth opening / closing valve in the middle is provided. Supercritical vapor compression refrigeration cycle.

A radiator that cools the compressed refrigerant and whose internal pressure exceeds the critical pressure of the refrigerant;
A branching portion for branching the refrigerant flowing out of the radiator;
A first decompression device that decompresses one of the refrigerants branched at the branching portion to a first predetermined pressure;
An economizer that cools the refrigerant on the other side by exchanging heat between the refrigerant decompressed by the first decompression device and the refrigerant on the other side;
A second decompression device for decompressing the refrigerant on the other side cooled by the economizer to a second predetermined pressure lower than the first predetermined pressure;
An evaporator for evaporating the refrigerant decompressed by the second decompression device;
An intercooler that is located between the economizer and the evaporator and that cools the refrigerant on the other side with the refrigerant flowing out of the evaporator;
A compressor that absorbs and compresses refrigerant flowing out of the evaporator through the intercooler and discharges the refrigerant toward the radiator;
A supercritical vapor compression refrigeration cycle comprising a refrigerant injection line for guiding the refrigerant decompressed by the first decompression device in the course of the suction compression process of the compression device,
While providing an injection pressure switching means in the refrigerant injection line,
A first on-off valve installed between the radiator and the branch portion;
A second on-off valve installed between the economizer and the intercooler;
A first bypass line branched from between the radiator and the first on-off valve and connected between the second on-off valve and the intercooler and provided with a third on-off valve in the middle;
A second bypass line provided between the economizer and the second opening / closing valve and connected between the intercooler and the second pressure reducing device and having a fourth opening / closing valve in the middle is provided. Supercritical vapor compression refrigeration cycle.

The compression device is a scroll compressor provided with a plurality of injection ports, and the injection pressure switching means branches the injection line into a plurality of parts and provides an opening / closing valve for each, and the branched injection lines are set to different injection ports. The supercritical vapor compression refrigeration cycle according to claim 3 , which is connected.

The supercritical vapor compression refrigeration cycle according to claim 3 , wherein the compression device is a reciprocating type, and the injection pressure switching means adjusts an opening / closing operation timing of an on-off valve provided in the injection line.

The opening and closing of the first on-off valve, the second on-off valve, the third on-off valve, and the fourth on-off valve is switched by detecting the temperature of the refrigerant discharged from the compressor. 4. The supercritical vapor compression refrigeration cycle according to 3.

A radiator that cools the compressed refrigerant and whose internal pressure exceeds the critical pressure of the refrigerant;
A branching portion for branching the refrigerant flowing out of the radiator;
A first decompression device that decompresses one of the refrigerants branched at the branching portion to a first predetermined pressure;
An economizer that cools the refrigerant on the other side by exchanging heat between the refrigerant decompressed by the first decompression device and the refrigerant on the other side;
A second decompression device for decompressing the refrigerant on the other side cooled by the economizer to a second predetermined pressure lower than the first predetermined pressure;
An evaporator for evaporating the refrigerant decompressed by the second decompression device;
A compressor that absorbs and compresses the refrigerant flowing out of the evaporator and discharges the refrigerant toward the radiator;
A supercritical vapor compression refrigeration cycle comprising a refrigerant injection line for guiding the refrigerant decompressed by the first decompression device in the course of the suction compression process of the compression device,
The compressor comprises a low-stage compressor and a high-stage compressor arranged in series, and connects the refrigerant injection line between the low-stage compressor and the high-stage compressor,
A refrigerant amount management means comprising: a means for depressurizing the refrigerant flowing out of the economizer to a two-phase region; an intermediate pressure receiver for holding excess refrigerant; and a visual recognition unit for judging a flow state of the liquid refrigerant;
A gas vent circuit for connecting the upper part of the intermediate pressure receiver and the suction side of the high-pressure stage compressor is provided, and gas phase refrigerant is sucked into the high-pressure stage compressor from the intermediate pressure receiver in a gas-liquid two-phase region state. A supercritical vapor compression refrigeration cycle characterized in that it is configured to bleed to the side.

The supercritical vapor compression refrigeration cycle according to claim 7, wherein the flow amount of the liquid refrigerant component separated in the intermediate pressure receiver is confirmed by a visual recognition unit to determine the refrigerant amount.