JP4726258B2 - 蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置、及びその制御方法 - Google Patents

Description

本発明は、冷凍装置や空調装置に用いられている蒸気圧縮式冷凍サイクル、特に蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置とその制御方法に関するものである。

標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルは、図１３に示すようなシステムの概略構成からなり、縦軸に温度、横軸にエントロピーのいわゆるＴＳ線図上にあらわすと、図１４のａｂ'ｃｄ"ａのようなサイクルを構成する。

その作動は、冷媒の飽和蒸気ａを圧縮機０２でｂ'まで断熱圧縮し、それを凝縮器０４で定圧のもとｂ'からｃまで冷却、凝縮して冷媒から熱量Ｑ１を奪い飽和液ｃとする。それを膨張手段（膨張弁）０６によって圧力Ｐ２からＰ１まで絞って、等エンタルピー変化ｃ−ｄ"を行なわせる。そして、点ｄ"は湿り蒸気の状態を表していて、飽和液ｅと飽和蒸気ａとの混合物であり、この湿り蒸気の状態の混合物は蒸発器０８において、低圧Ｐ１のもとで蒸発して目的物から熱量Ｑ２を吸収することで冷凍機能を行なっている。

このような蒸気圧縮式冷凍サイクルは、逆カルノーサイクルに基づいたサイクルと見ることができる。
すなわち、図１６はカルノーサイクルをＴＳ線図上に示したもので、このカルノーサイクルを逆方向の矢印方向ａｂｃｄに動かすと冷凍サイクルになる。図１６中の行程ａｂは断熱圧縮、行程ｂｃは等温圧縮、行程ｃｄは断熱膨張、行程ｄａは等温膨張の各行程を示す。

図１６の逆カルノーサイクルを、図１４の蒸気圧縮式冷凍サイクルのＴＳ線図にあてはめると、図１４中のａｂ、ｂｃ、ｃｄ、ｄａの各行程は図１６の逆カルノーサイクルの符号に対応したものと見ることができる。すなわち、蒸気圧縮式冷凍サイクルは逆カルノーサイクルを飽和曲線（飽和液線ｌ−ｌ'、臨界点（図示せず）、飽和蒸気線ｍ−ｍ'からなる曲線）内で作動させるためのサイクルとみることができる。図１４中のａｂは断熱圧縮行程、ｂｇは等温圧縮行程、ｇｃは等温凝縮行程、ｃｄは断熱膨張行程、ｄａは等温蒸発行程となる。

図１４の逆カルノーサイクルａｂｃｄａの特徴は、飽和曲線内でサイクルの大部分を作用させることにより、カルノーサイクルの等温圧縮行程ｂｃを凝縮行程ｇｃと、等温膨張行程ｄａを蒸発行程ｄａに概略的に置き換えたものと考えることができる。行程ｂｇのみが、カルノーサイクルの等温圧縮部と見ることができるが、実用的等温圧縮行程が困難なため、飽和曲線外の行程ｂｇを断熱圧縮行程ｂｂ'と等圧冷却行程ｂ'ｇで代用している。

なお、実際の蒸気圧縮式冷凍サイクルでは、等エントロピー膨張行程ｃｄにおける気液二層流の断熱膨張行程の実現が困難（二層流膨張機が必要）であるため、膨張弁による等エンタルピー膨張行程が代用されている。図１４、図１５の行程ｃｄ"がこれに相当する。なお、図１５は、図１４のＴＳ線図をＰＨ線図（圧力・エンタルピー線図）で表したものである。

以上のことから、標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルは逆カルノーサイクルを基本とする実用サイクルと見ることができる。
すなわち、前述したように蒸気圧縮式冷凍サイクルの特徴は、飽和曲線の下の湿り蒸気の特性を利用することによって、図１６の逆カルノーサイクルａｂｃｄａにおける等温圧縮行程の大部分を、等温凝縮行程ｇｃに置換し、残りの等温圧縮行程ｂｇを断熱圧縮行程ｂｂ'と等圧冷却行程ｂ'ｇで代用し、さらに、等エントロピー膨張行程を膨張弁による等エンタルピー行程で代用し、等温膨張行程を等温蒸発行程に置換することにより、カルノーサイクルの実用化を意図したものであるといえる。
なお、可逆サイクルとして、カルノーサイクルの他に、スターリングサイクル、エリクソンサイクルが知られている。

図１７は逆スターリングサイクルをＴＳ線図上に示したものであり、行程ａｂは等容吸熱、行程ｂｃは等温圧縮、行程ｃｄは等容放熱、行程ｄａは等温膨張の各行程を示す。等容吸熱行程ａｂにおける吸熱量と等容放熱行程ｃｄにおける放熱量は等しく、蓄熱器を介して熱交換が行なわれる。

また、図１８は逆エリクソンサイクルをＴＳ線図上に示したものであり、行程ａｂは等圧吸熱、行程ｂｃは等温圧縮、行程ｃｄは等圧放熱、行程ｄａは等温膨張の各行程を示す。等圧吸熱行程ａｂにおける吸熱量と等圧放熱行程ｃｄにおける放熱量は等しく、再生熱交換器を介して熱交換が行なわれる。

以上のような標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷却装置については、特許文献１（特開２００４−１０８６１７号公報）や特許文献２（特開２００２−１５６１６１号公報）に示されるように多数提案されている。また、特許文献３（特開昭５５−６０１５８号公報）には蒸気圧縮冷凍サイクルを逆カルノーサイクルと考えた場合の理論成績係数について記載されており（公報２頁右上欄中段部分）、蒸気圧縮冷凍サイクルを逆カルノーサイクルと見て評価することは知られている。
特開２００４−１０８６１７号公報 特開２００２−１５６１６１号公報 特開昭５５−６０１５８号公報

蒸気圧縮式冷凍サイクルの効率向上については、前記特許文献に示されているように多くの提案がされている。そして、効率改良が望まれている。
そこで、蒸気圧縮式冷凍サイクルにおける基本サイクルを変えることで、すなわち、蒸気圧縮式冷凍サイクルの基本サイクルを逆カルノーサイクルから逆エリクソンサイクルとすることで、従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルを超える効率と利点の実現化を達成できる蒸気圧縮式冷凍サイクル、その制御方法およびそれを用いた冷凍若しくは空調装置を提供することを課題とする。

前記課題を解決するため、本発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルによれば、圧縮機、凝縮器、再生熱交換器、膨張手段、蒸発器を直列に配置してなり、該蒸発器より圧縮機へ向かう冷媒ガスを、再生熱交換器内を経由させて、該再生熱交換器の熱交換量の制御により圧縮機の吸入側の温度が一定になる方向に制御する蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置であって、
該サイクルは等温放熱行程および等温吸熱行程がそれぞれ飽和蒸気線および飽和液線を跨いで行われるとともに液領域における等圧放熱行程と過熱蒸気領域における等圧吸熱行程が再生熱交換器における熱交換により行われる逆エリクソンサイクルに基づき、
該逆エリクソンサイクルの等温放熱行程のうち過熱蒸気領域で行われる部分行程が多段の断熱圧縮工程と多段の等圧放熱工程で置き換えられて該断熱圧縮行程が前記圧縮機で行われ、且つ前記等圧放熱工程が残りの湿り蒸気領域で行われる等温放熱行程とともに前記凝縮器において等温等圧下で行われ、前記液領域における等圧放熱行程の一部が前記再生熱交換器において液領域の冷媒液から前記圧縮機に吸入される冷媒蒸気への熱放出により行われ、前記液領域における等圧放熱行程の残りの部分は等エンタルピー或いは等エントロピー膨張に置き換えられて前記膨張手段により行われ、膨張した冷媒が前記蒸発器に導かれて等温等圧吸熱が行われた後に前記圧縮機に吸入されるように構成され、
更に前記再生熱交換器のガス側を蒸発器と圧縮機の間に、液側を凝縮器と膨張手段との間に配置し、前記ガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御して冷凍能力を制御する制御手段を備えたことを特徴とする。

図１のＴＳ線図に示したａｂｇｃｄａの逆エリクソンサイクルをここでは理論的蒸気圧縮式エリクソンサイクルと定義する。そして、本発明によれば、図１に示したａｂｂ'ｇｃｄ'ｅ'ａ、またはａｂｂ'ｇｃｄ'ｅ"ａの冷凍サイクルを得る。すなわち、可逆等温圧縮行程のｂｇが、可逆断熱圧縮行程ｂｂ'と可逆等圧放熱行程ｂ'ｇとで代替され、可逆等圧放熱行程ｃｄの一部が等エンタルピーまたは等エントロピー膨張手段によって代替されて形成される。

図１のＴＳ線図をＰＨ線図上で表したものを図２に示す。図１および図２で示されたサイクルａｂｃｄａを前述したように理論的蒸気圧縮式エリクソンサイクルと定義し、このサイクルａｂｃｄａは逆エリクソンサイクルによって形成されている。逆エリクソンサイクルａｂｃｄａは飽和蒸気線ｍｍ'と飽和液線ｌｌ'を跨いで作動するサイクルであり、行程ａｂは可逆等圧吸熱、行程ｂｃは等温圧縮、行程ｃｄは可逆等圧放熱、行程ｄａは等温膨張の各行程であり、行程ｃｄの可逆等圧放熱行程が飽和液線の液側領域にあり、行程ａｂの可逆等圧吸熱行程が飽和蒸気線のガス側領域にあり、行程ｂｃの等温圧縮（高温側等温行程）の大部分が凝縮行程からなり、行程ｄａの等温膨張（低温側等温行程）の大部分が蒸発行程からなっている。

なお、等温行程ｂｃは部分行程ｂｇと部分行程ｇｃからなり、部分行程ｂｇは等温圧縮行程であり、部分行程ｇｃは等温凝縮行程である。

図１において、サイクルａｂｃｄａが逆エリクソンサイクルを形成するためには、可逆等圧吸熱行程ａｂと可逆等圧放熱行程ｃｄにおけるそれぞれの熱量が等しくなければならないが、通常の冷媒においては両行程の熱量は一般的には等量とはならない。その理由として前者は気相であり、後者は液相だからであり、物性値（比熱等）が異なるため、両行程における比エンタルピー差は一般的に等しくならないからである。このため可逆等圧吸熱行程ａｂと可逆等圧放熱行程ｃｄとの間で熱交換を行なう再生熱交換器の液側の平均温度とガス側の平均温度との間に温度差が発生し、可逆的な熱交換が不可能となる。図１において行程ａｂ間の比エンタルピー差と等しくなる点を行程ｃｄ上のｄ'とするとき、図１の点ｄ'から等エンタルピー膨張行程ｄ'ｅ"を行なわせると、サイクルａｂｃｄ'ｅ"ａは不可逆サイクルとなる。
図３は、再生熱交換器の液側温度変化とガス側温度変化との関係を示した図であり、低温端と高温端とで高温側の冷媒液の温度と低温側の冷媒ガスの温度とが一致する場合であっても、高温側冷媒液と低温側冷媒ガスとの間には図３のように熱交換器の一部で温度差ΔＴＢが発生するため熱交換器の不可逆性は避けることができない。

しかし、図３から分かるように低温端と高温端における冷媒液と冷媒ガスとの温度差は、理論的に零にすることが可能であるため、このような低温端と高温端における冷媒液と冷媒ガスとの温度差を零にした場合を、蒸気圧縮式エリクソンサイクルと定義する。
そして、低温端と高温端における冷媒液と冷媒ガスとの温度差を零にするために、図１、図２において、等圧の熱交換行程ａｂをｆａｂまで広げてガス側の比エンタルピー差を液側の比エンタルピー差と等しくなるようにすることによって可能となる。

すなわち、再生熱交換器のガス側の吸入状態を飽和蒸気状態の点ａから湿り蒸気状態の点ｆへ移動制御することにより可能となる。

従来の逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルに比べて本発明の蒸気圧縮式エリクソンサイクルにおいて質量流量一定のとき冷凍能力が増加する理由を次に説明する。
まず、逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷凍能力は、図１４に示すようにΔＨａｃであるが、本発明の蒸気圧縮式エリクソンサイクルの冷凍能力は図1、図2に示すようにΔＨａｄ'となる。ΔＨａｄ'＝ΔＨａｃ＋ΔＨｂａであるから、本発明のエリクソンサイクルにおいては再生熱交換器のガス側入り口状態が区間ａｆの間で変化しても、冷凍能力は従来のサイクルより冷凍能力ΔＨｂａだけ常に増加することになる。圧縮機への吸入ガスが再生熱交換器により過熱される熱量に相当する冷凍能力が増加することになる。ただし、以上は質量流量が同一の場合である。

以上の冷凍能力の増加について各点のエンタルピーとその関係式を用いて詳細に説明する。
図１において、等圧吸熱行程ａｂと等圧放熱行程ｃｄとの間で再生熱交換器を用いてガス相と液相の間で熱交換をする。この時それぞれの行程エンタルピー差は等しくならないため、行程ｃｄ上に式（１）を満足させる点ｄ'を定義する。
Ｈｂ−Ｈａ=Ｈｃ−Ｈｄ' （１）
同様にして、行程ｃｄと等量の熱交換を行なう点ｆを次式により蒸発圧力線Ｙ上に定義する。
Ｈｂ−Ｈｆ＝Ｈｃ−Ｈｄ （２）
式（２）は、逆エリクソンサイクルａｂｃｄａを成立させるために、再生熱交換器のガス側吸入点を飽和蒸気点ａから湿り蒸気点ｆに移行させることを意味する。

図１、２において、再生熱交換器のガス側吸入状態を飽和蒸気点ａとした時、冷凍能力は次式で示される。
Φａ＝Ｈａ−Ｈｄ' （３）
一方、再生熱交換器のガス側吸入状態を点ｆとしたときの冷凍能力は次式で示される。
Φｆ＝Ｈｆ−Ｈｄ （４）
従来の、逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷凍能力は、次式で示される。
Φｃ＝Ｈａ−Ｈｃ （５）
従来サイクルと本サイクルの冷凍能力の差ΔΦは、式（２）〜式（５）を用いて、
再生熱交換器のガス側吸入状態を飽和蒸気点ａとしたときには、ΔΦａ＝Φａ−Φｃ＝（Ｈａ−Ｈｄ'）−（Ｈａ−Ｈｃ）＝（Ｈｃ−Ｈｄ'）＝Ｈｂ−Ｈａ （６）
また、再生熱交換器のガス側吸入状態を点ｆとしたときには、ΔΦｆ＝Φｆ−Φｃ＝（Ｈｆ−Ｈｄ）−（Ｈａ−Ｈｃ）＝（Ｈｃ−Ｈｄ）−（Ｈａ−Ｈｆ）＝Ｈｂ−Ｈａ （７）
式（６）、（７）より、本サイクルは従来の逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルに比べて点ａ、点ｆともに飽和蒸気の過熱熱量に相当するＨｂ−Ｈａの冷凍能力の増大が可能であることがわかる。

通常のサイクルでは同一圧縮機の吸入流量は吸入状態の変化により変化するが、本サイクルにおいては、再生熱交換器のガス側入口状態が区間ａｆの間で変化しても圧縮機の吸入状態は常時一定（図１、２のｂ点、定圧、定温）となるため、同一運転条件のとき圧縮動力は一定であること、すなわち、冷媒流量と圧縮動力は不変であるという特性がある。これより、本サイクルを用いた冷凍装置において、再生熱交換器の吸入ガス状態が区間ａｆの間で変化しても冷凍能力および圧縮動力は同一不変、すなわち、成績係数（ＣＯＰという）は一定であることが分かる。前述のように質量流量が同一の場合には、逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷凍能力に比べて、冷凍能力が増加する。

好ましくは、前記再生熱交換器のガス側を蒸発器と圧縮機の間に、液側を凝縮器と膨張手段との間に配置し、前記ガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御して冷凍能力を制御する制御手段を備える。

逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルと本サイクルのＣＯＰに関していずれが大きいかという一般的大小比較はできない。それは、同一の凝縮・蒸発条件に対して、圧縮機の吸入温度が異なるため、サイクル流量が異なるからである。ＣＯＰの大小はそれぞれの冷媒の物性値に依存しており、物性値に基づいた計算シミュレーションに基づいて判断する必要がある。

その計算シミュレーションの結果を図６、７に示す。これらの図において、横軸は熱交換器のガス側出口温度を示し、縦軸は図６ではＣＯＰを示し、図７では体積能力倍増率を示す。このときの蒸発温度（Ｔｅ）は−４０℃、凝縮温度（Ｔｃ）は４０℃であり、パラメータは冷媒の種類である。
体積能力(kJ/m³)とは、圧縮機の単位体積流量あたりの冷凍能力であり、体積能力倍増率とはアンモニア冷媒を蒸発温度−４０℃の飽和ガス状態から、凝縮温度４０℃の圧力状態まで断熱圧縮したときのアンモニアの体積能力（液過冷却度＝０℃）に対して本サイクルによる体積能力の倍増率を意味する。

両図の横軸の意味は、例えば横軸の温度が−４０℃の状態とは、熱交換器のガス側吸入状態が乾き度不足（湿り度過剰）であり、かつ出口状態が−４０℃であることを示す（圧縮機の吸入温度が−４０℃）。

同様に、横軸温度が４０℃の状態は、当該熱交換器のガス側吸入状態が最適乾き度（最適湿り度）状態にあり、出口ガス温度が４０℃（液側出口温度−４０℃）であることを示す。出口ガス温度が両温度の中間にあるということはガス側の吸入状態の乾き度不足（湿り度が過剰）状態にあることを示している。

図６からアンモニア以外の図示冷媒の全てに対して、再生熱交換器のガス出口温度、すなわち、圧縮機吸入温度が凝縮器における凝縮温度に等しいとき本サイクルのＣＯＰは最大となっている。このことは後述の図４の説明において、再生熱交換器のガス吸入状態が区間ａｆすなわち、乾き度ＸがＸｆ≦Ｘ≦Ｘａ=１（Ｘｆ、Ｘａは点ｆ、点ａにおける乾き度）のとき、ＣＯＰが最大となる。一方、再生熱交換器のガス吸入状態が点ｈのとき、本サイクルのＣＯＰは従来サイクルと同一なる。このことから、アンモニア以外の殆どの冷媒に対して、再生熱交換器のガス吸入状態が区間ａｈの間で変化するとき、本サイクルのＣＯＰは従来サイクルのＣＯＰより大きくなることが分かる。

さらに、図７には、同一圧縮機に対して、本サイクルの冷凍能力がどのように変化するかが示されている。前述したように、本図の再生熱交換器の出口ガス温度が−４０℃の時のアンモニアの体積能力を基準（体積能力倍増率＝１）とした時の冷媒の倍増率を示している。体積能力とは単位流量当たりの冷凍能力であるから、同一圧縮機の冷凍能力を表していると考えることもできる。アンモニアと冷媒Ｒ３２以外は体積能力が増加傾向にあることから、アンモニアとＲ３２以外の図示冷媒の全てに対して、再生熱交換器のガス出口温度、すなわち、圧縮機吸入温度が凝縮温度に等しいとき本サイクルの体積能力は最大となり、図６よりアンモニア以外の全冷媒のＣＯＰは最大となっている。

以上のように、再生熱交換器のガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御することで、冷凍能力およびＣＯＰを最大化することができる。

この冷凍能力およびＣＯＰを最大化について各点のエンタルピーとその関係式を用いて詳細に説明する。
図１、２において、再生熱交換器のガス側吸入点が区間ｆａの内外の位置に移動したときの冷凍能力を乾き度Ｘを用いて３つのケースに分けて説明する。
（ケース１）Ｘｆ≦Ｘ≦１の場合の冷凍能力Φ１は、
式（１）〜式（４）により次の関係が得られる。
Ｈａ−Ｈｄ'＝Ｈｆ−Ｈｄ （８）
Φ１＝Φａ＝Φｆ （９）
となり、乾き度ＸがＸｆ≦Ｘ≦１の場合には、冷凍能力の値は等しくなる。

（ケース２）Ｘｆ＞Ｘの場合の冷凍能力Φ２は、
再生熱交換器のガス側吸入状態を図１、２に示すｈとすると、点ｈの冷凍能力Φ２および冷凍能力Φ１との大小関係は次式で示される。
Φ２＝Ｈｈ−Ｈｄ （１０）
Φ１＞ Φ２ （１１）
となり、乾き度Ｘの漸減ともに減少する。

（ケース３）Ｘ＝１、Tb≧Ｔａ'＞Ｔａの場合の冷凍能力Φ３は、
再生熱交換器のガス側吸入状態を図１、２に示すように過熱状態点ａ'（Tb≧Ｔａ'＞Ｔａ）とすると、点ａ'の冷凍能力Φ３および冷凍能力の大小関係は次式で示される。
Φ３＝Φｃ＋Φａ'a＋（Ｈｂ−Ｈａ'） （１２）
Φ１≧Φ３ （１３）
式（１２）右辺第１項は従来サイクルの冷凍能力、第２項は過熱による冷凍効果（Ｈａ'−Ｈａ）相当分の冷凍能力、第３項はエリクソンサイクルにより増加した冷凍能力である。第２項が有効冷凍能力として利用された場合に限り式（１２）の等号が成り立つ。従って吸入ガスの過熱量が有効に利用された場合にはΦ１＝Φ３となって、点ａ'がある過熱状態の範囲内で冷凍能力が最高値となる。

以上より、再生熱交換器ガス側吸入状態の乾き度ＸがＸｆ≦Ｘ≦１のとき（ケース１およびケース３のとき）、冷凍能力が最大となることが分かる。

好ましくは、前記再生熱交換器の液出口から前記膨張手段の入口までの間から冷媒液の一部を前記圧縮機内部に噴射して前記圧縮出口の冷媒温度を所定値に制御する液噴射手段を備える。

このような構成によって、圧縮機が容積式か遠心式かを問わず、圧縮機に低温冷媒液を噴射することにより、圧縮機の出口温度を押えることが可能となり、オイルフリー圧縮機や圧縮行程中の含有潤滑濃度が小さい圧縮機においては、もし液噴射をしないと、圧縮機の吸入温度が凝縮温度程度に上昇した場合には、その吐出温度は相当高くなり、冷媒や潤滑油の分解が引き起こされ、事実上運転不可能となるようなおそれが防止される。

また、図６および図７の冷媒の物性値に基づく計算シミュレーションにおいて、油噴射式スクリュー圧縮機を参考にして圧縮機出口の冷媒ガス温度をほぼ８０℃として計算したことから、噴射液量相当分の冷凍能力の減少が生じるが、噴射をして圧縮機出口の冷媒ガス温度を８０℃（所定値）程度に制御した場合でも、液噴射をしない従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルに比べてＣＯＰの向上を達成できる可能性がある。すなわち、液噴射によるＣＯＰの低下以上のＣＯＰの向上が本サイクルの実施により可能であれば、液噴射をしない従来サイクルよりＣＯＰを向上させることができるからである。

また、圧縮機、凝縮器、再生熱交換器、膨張手段、蒸発器を直列に配置してなり、該蒸発器より圧縮機へ向かう冷媒ガスを、再生熱交換器内を経由させて、該再生熱交換器の熱交換量の制御により圧縮機の吸入側の温度が一定になる方向に制御する蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、
該サイクルは等温放熱行程および等温吸熱行程がそれぞれ飽和蒸気線および飽和液線を跨いで行われるとともに液領域における等圧放熱行程と過熱蒸気領域における等圧吸熱行程が再生熱交換器における熱交換により行われる逆エリクソンサイクルに基づき、
該逆エリクソンサイクルの等温放熱行程のうち過熱蒸気領域で行われる部分行程が多段の断熱圧縮工程と多段の等圧放熱工程で置き換えられて該断熱圧縮行程が前記圧縮機で行われ、且つ前記等圧放熱工程が残りの湿り蒸気領域で行われる等温放熱行程とともに前記凝縮器において等温等圧下で行われ、前記液領域における等圧放熱行程の一部が前記再生熱交換器において液領域の冷媒液から前記圧縮機に吸入される冷媒蒸気への熱放出により行われ、前記液領域における等圧放熱行程の残りの部分は等エンタルピー或いは等エントロピー膨張に置き換えられて前記膨張手段により行われ、膨張した冷媒が前記蒸発器に導かれて等温等圧吸熱が行われた後に前記圧縮機に吸入されるように構成され、
更に前記再生熱交換器のガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御して冷凍能力を制御する。
このような構成によれば、段数を無限化すると断熱圧縮の効果が消去されて、圧縮工程は等温圧縮工程に収斂する。そしてこの断熱圧縮工程の吸入温度と圧縮温度が凝縮温度に等しくなる。このことは等温圧縮に必要な冷却熱源が環境温度（外気温度）を利用できることを意味し、実用上大きい利点となる。またエリクソンサイクルは等温圧縮行程のみで断熱圧縮工程を持っていないので、多段の断熱圧縮工程・等圧放熱工程により環境温度における等温圧縮行程に近づけることが可能となり、圧縮動力を低減することができる。

本発明の方法は、本発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルに用いられる。本発明の１形態は、前記再生熱交換器のガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御して冷凍能力を制御することを特徴とするものである。

別の形態によれば、前記熱交換器のガス側入口の乾き度Ｘを、前記熱交換器のガス側出口状態が乾き飽和蒸気温度になる値Ｘｈから凝縮器における凝縮温度になる値１の範囲（Ｘｈ≦Ｘ≦１）に制御することを特徴とする。

また別の形態によれば、前記再生熱交換器のガス側出口温度を凝縮器における凝縮温度近傍に、液側出口温度を蒸発器における蒸発温度近傍に維持するような乾き度に制御することを特徴とする。

また別の形態によれば、前記再生熱交換器のガス側の入口と出口、液側の入口と出口の温度を測定し、前記熱交換器の液側出口の温度がガス側入口の温度より高いときには前記膨張手段を通過する高圧液冷媒の流量を増加させ、前記熱交換器の液側入口の温度がガス側出口の温度より高いときには前記膨張手段を通過する高圧液冷媒の流量を減少させて、当該熱交換器の低温側および高温側における温度差が設定値以内となるように前記流量を制御することを特徴とするものである。

また別の形態によれば、再生熱交換器のガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御することで、冷凍能力、ＣＯＰを最大化することができる。

また別の形態によれば、前記熱交換器のガス側入口の乾き度Ｘを、熱交換器のガス側出口状態が乾き飽和蒸気温度になる値Ｘｈから凝縮器における凝縮温度になる値１の範囲（Ｘｈ≦Ｘ≦１）に制御することによって、本サイクルのＣＯＰを、逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルのＣＯＰに比べて、大きくすることができる。

図４には、本サイクルにおける乾き度とＣＯＰおよび冷凍能力との関係が示されており、区間ａｆの範囲では、ＣＯＰが一定である。このことは、再生熱交換器のガス側入口状態が区間ａｆの間で変化しても圧縮機の吸入状態すなわち再生熱交換器のガス側出口状態は図１の点ｂで示される一定値であることを示している。

図４のｈにおいてＣＯＰが従来の逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルのＣＯＰに等しくなることについて以下に説明する。同図に点線で本サイクルａｂｂ'ｇｃｄｅａがＰＨ線図上に示されているのでこれを併用して説明する。区間ｆｈで乾き度を減少変化（湿り度増加）させると、再生熱交換器のガス出口温度が点ｂから点ａに向けて低下する。一方該熱交換器の液出口状態は不変のまま点dの状態に留まる。再生熱交換器のガス入口の乾き度が状態点ｈに達すると、圧縮機の入口状態点はａになり、該熱交換器による冷凍能力の増加効果（ΔＨｂａ）は零となる。つまり、この状態は従来の標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルと全く同じ運転条件ということになる。従って、同一の圧縮機に対して、ガス吸入状態が状態点ｈのとき、本サイクルと従来のサイクルの冷凍能力とＣＯＰは同一ということになる。該熱交換器のガス吸入状態が区間ｆａのときＣＯＰは一定かつ最大となるから、区間ｆｈの冷凍能力とＣＯＰの関係は図示のように右上がりの傾向を持つことになる。冷凍能力については図７よりアンモニアとＲ３２以外の冷媒についてこのようなことが明らかである。

従って、再生熱交換器のガス側吸入状態の乾き度ＸがＸｆ≦Ｘ≦１のとき冷凍能力が最大となり、この最大時の圧縮機の吸入状態すなわち再生熱交換器のガス側吐出温はＴｂとなる。そして、再生熱交換器のガス側吐出温度が点ａの乾き飽和蒸気点温度Ｔａから点ｂの凝縮器の凝縮温度Ｔｂ間にあるとき、冷凍能力は増大する。

従って、熱交換器のガス側入口の乾き度Ｘを、熱交換器のガス側出口温度が乾き飽和蒸気点温度になる状態点ｈのＸｈから、熱交換器のガス側出口温度が凝縮器における凝縮温度になる状態点ａの１の範囲（Ｘｈ≦Ｘ≦１）に制御することで、冷凍能力とＣＯＰをともに従来の標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルよりも増大することができる。

本発明によると、前記再生熱交換器のガス側出口温度を凝縮温度近傍に、液側出口温度を蒸発温度近傍に維持するような最適乾き度に制御することにより、すなわち、図１において再生熱交換器のガス側出口状態を凝縮器における凝縮温度Ｔｂに、液側出口温度を蒸発器における蒸発温度Ｔｄに制御することで、図６、７の計算シミュレーションにおいても示されるように冷凍能力およびＣＯＰが最大となる。

なお、区間ａｆでは冷凍能力およびＣＯＰは不変であるが、点ｆが最適点と考えることができる。その理由は、ｆａ間内で点ｆが最も乾き度が小（湿り度が大）のため、液冷却度が最大となり膨張弁による膨張時のフラッシュガスの発生が最小（零か僅少）つまり膨張による体積変化が最小となり、フラッシュガスによる膨張弁の腐食・潰蝕などの防止、および膨張後の乾き度が減少（湿り度が増加）するため、蒸発器内の伝熱係数が増加し蒸発器の損失が低下するなどのためである。

また、再生熱交換器のガス側出口状態を凝縮温度Ｔｂに、液側出口温度を蒸発温度Ｔｄに制御することで、冷凍能力およびＣＯＰが最大となるため、通常運転時の所要電力の削減はもとより、クールダウン（冷蔵庫の運転開始時の冷やしこみ、急激な過大負荷時の冷やしこみ）時間の低減による省エネ効果、急激な負荷変動に対する液バック防止効果および被冷却物の品質向上にも有効である。

本発明の他の形態を図３に基づいて説明する。図３は再生熱交換器の液側温度変化とガス側温度変化の関係を示した図である。熱交換器のガス入口状態は、乾き度不足（湿り度過剰）の状態と、乾き度最適（湿り度最適）の状態と、乾き度過剰（湿り度不足）の状態との３状態がある。

この乾き度不足（湿り度過剰）の場合における、ガス側温度変化の状態を曲線Ａ（点線）で、液側温度変化の状態を曲線Ａ'（点線）で示し、乾き度最適（湿り度最適）の場合における、ガス側温度変化の状態を曲線Ｂ（実線）で、液側温度変化の状態を曲線Ｂ'（実線）で示し、乾き度過剰（湿り度不足）の場合における、ガス側温度変化の状態を曲線Ｃ（一点鎖線）で、液側温度変化の状態を曲線Ｃ'（一点鎖線）で示す。該熱交換器の低温端の液温度とガス温度および高温端の液温度とガス温度の４点の温度を測定し、これらの測定温度に基づいて膨張手段への高温冷媒の流量を制御することにより、曲線Ｂ、Ｂ'の最適乾き度（湿り度）近傍に維持することが可能となる。すなわち、曲線Ａ、Ａ'で示す乾き度不足（湿り度過剰）のとき、すなわち高温端における温度差ΔＴＡが設定値を超えるときには（液側入口温度−ガス側出口温度＞設定値（例えば５℃））、膨張手段への高圧液冷媒の流入量を減少させ、曲線Ｃ、Ｃ'で示す乾き度過剰（湿り度不足）のとき、すなわち低温端における温度差ΔＴＣが設定値を超えるときには（液側出口温度−ガス側入口温度＞設定値（例えば５℃））、膨張手段への高圧液冷媒の流入量を増加させて、再生熱交換器の両端それぞれにおける温度差が、設定値以内（例えば５℃）に保持されるようにして、曲線Ｂの最適乾き度（湿り度）近傍に維持することが可能となる。

本発明の１実施形態における冷凍装置は、前記再生熱交換器のガス側伝熱通路の途中から流量調整弁を介して分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器に導入し該冷却負荷器の出口ガスと前記再生熱交換器の出口ガスとを前記圧縮機に吸入して構成されたことを特徴とする。このような構成によれば、逆エリクソンサイクルを利用する本発明の冷凍サイクルによって得られた冷凍能力の増加効果分（ΔＨｂａ）を活用して冷却負荷器を冷却できる。また、本形態は再生熱交換器のガス側伝熱通路の途中から流量調整弁を介して分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器に導入するため、冷却負荷器を凝縮温度に近い温度に維持するのに適している。

他の実施形態における冷凍装置は、前記蒸発器の出口ガスの一部を流量調整弁を介して分岐させ分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器に導入し該冷却負荷器の出口ガスを、前記再生熱交換器内のガス通路の途中にまたは前記再生熱交換器の出口に導入して構成されたことを特徴とする。
このような構成によれば、逆エリクソンサイクルを利用する本発明の冷凍サイクルによって得られた冷凍能力の増加効果分（ΔＨｂａ）を活用して冷却負荷器を冷却でき、さらに蒸発器の出口ガスの一部を分岐させて冷却負荷器に直接的に導入するため、冷却負荷器を効果的に冷却でき一層低温に維持するのに適している。

他の実施形態における冷凍装置は、前記再生熱交換器のガス側伝熱通路の途中から流量調整弁を介して分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器に導入し該冷却負荷器の出口ガスを前記分岐点より下流側に合流して構成されたことを特徴とする。
このような構成によれば、逆エリクソンサイクルを利用する本発明の冷凍サイクルによって得られた冷凍能力の増加効果分（ΔＨｂａ）を活用して冷却負荷器を冷却できる。さらに、この方法においては分岐点で分岐した冷媒ガスを冷却負荷器を通した後に再び全量を再生熱交換器に戻して再生熱交換器から圧縮機に導入するため、分岐された流れが圧縮機の入口で合流するのに比べて、あらかじめ再生熱交換器の内部で冷媒ガスの温度調整が充分になされてから圧縮機に導入されるので、温度調整範囲が広範囲となり、蒸発器の蒸発温度から凝縮器の凝縮温度まで広範囲の負荷温度に対応可能となる。

別の実施形態における冷凍装置は、前記流量調整弁および前記膨張弁を制御して前記熱交換器のガス側入口の乾き度Ｘを、前記熱交換器のガス側出口状態が乾き飽和蒸気温度になる値Ｘｈから凝縮器における凝縮温度になる値１の範囲（Ｘｈ≦Ｘ≦１）に制御する制御手段を備えて構成されたことを特徴とする。このような構成によって、冷凍能力とＣＯＰを従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルよりも増大することができ、その増大分を冷却負荷器の冷却に活用できる冷凍装置を得ることができる。

さらに、前記制御装置が前記再生熱交換器のガス側出口温度を前記凝縮器における凝縮温度近傍に、液側出口温度を前記蒸発器における蒸発温度近傍に維持するような乾き度に制御することによって、冷凍能力およびＣＯＰが最大とすることができ、より冷却負荷器の冷却に活用できる冷凍装置を得ることができる。

以上のように、本発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルおよびその制御方法によれば、蒸気圧縮式冷凍サイクルにおける基本サイクルを変えることで、すなわち、蒸気圧縮式冷凍サイクルを逆カルノーサイクルから逆エリクソンサイクルと変えることで、従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルを超える効率と利点の実現化を達成できる蒸気圧縮式冷凍サイクル、その制御方法およびそれを用いた冷凍装置を提供することができる。

次に、本発明の実施の形態について、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。ただし、この実施例に記載される構成部品の寸法、材質、形状、その相対配置などは特に特定的記載が無い限り、この発明の範囲をそれのみに限定する趣旨ではなく、単なる説明例に過ぎない。

実施の形態の説明で参照する図面において、図１は、本発明に係る蒸気圧縮式エリクソン冷凍サイクルのＴＳ線図であり、図２はそのＰＨ線図である。図３は再生熱交換器の液側温度変化とガス側温度変化の関係を表す説明図である。図４は本発明に係る蒸気圧縮式エリクソン冷凍サイクルのＣＯＰおよび冷凍能力と乾き度との関係を示す説明図である。図５は一実施例の概略構成図である。図６は再生熱交換器のガス側出口温度を変化させた場合の各種冷媒のＣＯＰの変化を表す説明図である。図７は再生熱交換器のガス側出口温度を変化させた場合の各種冷媒の体積能力の変化を表す説明図である。図８は図１のＱ部の拡大図であり、等温行程ｂｃの部分行程ｂｇの他の例を示す。図９は本発明に係る冷凍装置の説明図である。図１０〜図１２は本発明に係る冷凍装置の説明図である。

図１に本発明に係る蒸気圧縮式エリクソン冷凍サイクルのＴＳ線図を示し、該サイクルの概略構成を図５に示す。図５に示すように、本発明による蒸気圧縮式冷凍サイクルは、冷媒を加圧する圧縮機２と、圧縮された高圧冷媒を顕熱冷却する凝縮器４と、凝縮器４で冷却された冷媒をさらに冷却する対向流式の熱交換器（再生熱交換器）６と、減圧する膨張弁（膨張手段）８と、周囲から熱を奪い蒸発を行う蒸発器１０とにより構成され、さらに、膨張弁８、圧縮機２の作動状態、および蒸発器１０の出口温度に基づいて、蒸発器１０の出口温度が所定の状態点すなわち、乾き度になるように膨張弁８、および圧縮機２の作動を制御するサイクル制御手段（制御手段）１２を備えている。

また、圧縮機２には、熱交換器６の液出口から膨張弁８の入口までの間から冷媒液の一部を前記圧縮機２の内部に噴射して前記圧縮機２出口の冷媒温度を適正値に制御する液噴射手段１４が設けられている。

図５のシステム構成を示す説明図中に、図１のＴＳ線図ａｂｂ'ｇｃｄ'ｅ"ａに対応する符号を付記する。なお、膨張手段とした膨張弁８を設けているため等エンタルピー膨張行程ｄ'ｅ"による符号を付する。本発明になる蒸気圧縮式エリクソンサイクルａｂｂ'ｇｃｄ'ｅ'（ｅ"）ａは、理論的蒸気圧縮式エリクソンサイクルａｂｃｄａに基づいて形成され、さらにこのサイクルａｂｃｄａは逆エリクソンサイクルによって形成されている。

この逆エリクソンサイクルａｂｃｄａは飽和蒸気線ｍｍ'と飽和液線ｌｌ'を跨いで作動するサイクルであり、行程ａｂは可逆等圧吸熱、行程ｂｃは可逆等温圧縮、行程ｃｄは可逆等圧放熱、行程ｄａは可逆等温膨張の各行程であり、行程ｃｄの等圧放熱行程が飽和液線の液側領域にあり、行程ａｂの等圧吸熱行程が飽和蒸気線のガス側領域にあり、行程ｂｃの等温圧縮（高温側等温行程）の大部分が凝縮行程からなり、行程ｄａの等温膨張（低温側等温行程）の大部分が蒸発行程からなっている。

なお、等温行程ｂｃは部分行程ｂｇと部分行程ｇｃからなり、部分行程ｂｇは等温圧縮行程であり、部分行程ｇｃは等温凝縮行程である。

現状、断熱圧縮機に勝る実用的等温圧縮機は実用化されてないため、本発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルでは、圧縮行程は断熱圧縮行程により代替されている。従って、可逆等温圧縮行程のｂｇが、可逆断熱圧縮行程ｂｂ'と可逆等圧放熱行程ｂ'ｇとで代替される。図５における圧縮機２は、ｂｂ'の可逆断熱圧縮行程の部分から構成される。

また、図１の等温膨張ｄｅの部分については、液膨張のため、体積変化が微小となり、ＴＳ線図上では見かけ上殆ど一致しているように見える領域が広範囲に存在する。図２のＰＨ線図上において等温膨張行程ｄｅは、近似的に等エンタルピー行程とみなせる領域が広範囲に存在する。このことから、等温膨張行程ｄｅは等温膨張機の代わりに実用上、膨張弁８を代用しても冷凍能力に大差ないものである。

図５に示されるサイクル制御手段１２は、膨張弁８の流量制御および圧縮機２の流量制御を行なう。圧縮機２の流量制御は、運転条件と負荷状態によって決定される。膨張弁８の流量制御は次のように行なっている。

熱交換器６のガス側の入口と出口、液側の入口と出口の４箇所にそれぞれ温度センサを設置して、ガス側の入口温度Ｔ１と出口温度Ｔ２、液側の入口温度Ｔ４と出口温度Ｔ３とをそれぞれ検出する。
図３は、熱交換器６の液側温度変化とガス側温度変化の関係を示した図である。熱交換器６のガス入口状態は、乾き度不足（湿り度過剰）の状態と、乾き度最適（湿り度最適）の状態と、乾き度過剰（湿り度不足）の状態との３状態がある。

この乾き度不足（湿り度過剰）の場合における、ガス側温度変化の状態を曲線Ａ（点線）で、液側温度変化の状態を曲線Ａ'（点線）で示し、乾き度最適（湿り度最適）の場合における、ガス側温度変化の状態を曲線Ｂ（実線）で、液側温度変化の状態を曲線Ｂ'（実線）で示し、乾き度過剰（湿り度不足）の場合における、ガス側温度変化の状態を曲線Ｃ（一点鎖線）で、液側温度変化の状態を曲線Ｃ'（一点鎖線）で示す。

図５のＴ１〜Ｔ４の検出温度に基づいて、膨張弁８を通過する高圧冷媒の流量を制御して熱交換器６のガス入口状態の乾き度を制御する。

すなわち、図３の曲線Ａ、Ａ'で示す乾き度不足（湿り度過剰）のとき、すなわち高温端における温度差ΔＴＡが設定値を超えるときには（液側入口温度Ｔ４−ガス側出口温度Ｔ２＞設定値（例えば５℃））、膨張弁８を通過する高圧液冷媒の流量を減少させて、曲線Ｃ、Ｃ'で示す乾き度過剰（湿り度不足）のとき、すなわち低温端における温度差ΔＴＣが設定値を超えるときには（液側出口温度Ｔ３−ガス側入口温度Ｔ１＞設定値（例えば５℃））、膨張弁８を通過する高圧液冷媒の流量を増大させて、熱交換器６の両端それぞれにおける温度差が、設定値以内（例えば５℃）に保持されるように、検出温度Ｔ１〜Ｔ４をもとに膨張弁８を通過する流量をフィードバック制御する。これによって、熱交換器６のガス入口状態の乾き度を曲線Ｂの最適乾き度（湿り度）近傍（設定値が零でない限り、温度変化曲線はＢの近傍になる）に維持することが可能となる。

図１、図５に示すように、熱交換器６のガス側入口温度Ｔ１が過熱度零の乾き飽和蒸気温度Ｔａであり、ガス側出口温度Ｔ２が凝縮器４における凝縮温度Ｔｂに等しいとき、液側出口の状態は点ｄ'となる。

点ｄ'はエンタルピー差ΔＨｂａ＝ΔＨｃｄ'を満足させる状態点であり、点ｄはエンタルピー差ΔＨｂｆ＝ΔＨｃｄを満足させる状態点であり、それぞれの温度をＴｄ'、Ｔｄとする。

図１、図２、図４、図５に基づき、熱交換器６のガス側の入口状態を乾き飽和状態点ａから湿り状態点ｆまで、さらに点ａ、ｆを越えて移動させたときの本サイクルの冷凍能力について検討すると、各点のエンタルピーの関係はすでに示したように式（１）〜式（１３）の関係を有し、図４に示すように熱交換器６の吸入状態が区間ａｆで乾き度が変化しても、冷凍能力は常にＨｂ−Ｈａ（ΔＨｂａ）だけ増大し、点ｆより乾き度が過剰の域では点ｈのように冷凍能力は低下し、点ａを超える過熱ガス領域では、ガスの過熱量が有効に利用された場合には区間ａｆでの最大値が拡大されることがわかった。

なお、区間ａｆでは冷凍能力は不変であるのに、点ｆが最適点の理由は、ｆａ間内で点ｆが最も乾き度が小（湿り度が大）のため、液冷却度が最大となり膨張弁による膨張時のフラッシュガスの発生が最小（零か僅少）つまり膨張による体積変化が最小となり、フラッシュガスによる膨張弁の腐食・潰蝕などの防止、および膨張後の乾き度が減少（湿り度が増加）するため、蒸発器内の伝熱係数が増加し蒸発器の損失が低下するなどのためである。

また、図４には、本発明の蒸気圧縮式エリクソン冷凍サイクルにおける乾き度と、ＣＯＰおよび冷凍能力との関係を示す。区間ａｆの範囲では、ＣＯＰが一定であることは、再生熱交換器のガス側入口状態が区間ａｆの間で変化しても冷凍能力は不変であり、かつ圧縮機の吸入状態は図１の点ｂであるため、圧縮動力が一定となるからである。

図４のｈにおいてＣＯＰが従来の逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルのＣＯＰに等しくなることについて以下に説明する。同図に点線で逆カルノーサイクルを基本とする標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルａｂｇｃｄ"をＰＨ線図上に同時表示し、また同図に点線で本サイクルａｂｂ'ｇｃｄｅａ（等温膨張行程の場合を示す）を示すのでこれを併用して説明する。区間ｆｈで乾き度を減少変化（湿り度増加）させると、再生熱交換器のガス出口温度が点ｂから点ａに向けて変化する。一方該熱交換器の液出口状態は不変のまま点ｄの状態に留まる。再生熱交換器のガス入口の乾き度が状態点ｈに達すると、圧縮機の入口状態点はａになり、該熱交換器による冷凍能力の増加効果（ΔＨｂａ）は零となる。つまり、この状態は従来の標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルと全く同じ運転条件ということになる。従って、同一の圧縮機に対して、ガス吸入状態が状態点ｈのとき、本サイクルと従来のサイクルの冷凍能力とＣＯＰは同一ということになる。該熱交換器のガス吸入状態が区間ｆａのときＣＯＰは一定かつ最大となるから、区間ｆｈの冷凍能力とＣＯＰの関係は図示のように右上がりの傾向を持つことになる。

従って、熱交換器６のガス側入口の乾き度をＸとすると、熱交換器のガス側出口温度が乾き飽和蒸気点温度になる状態点ｈのＸ=Ｘｈから、熱交換器のガス側出口温度が凝縮器における凝縮温度になる状態点ａのＸ＝１となる範囲（Ｘｈ≦Ｘ≦１）に制御することで、冷凍能力とＣＯＰをともに従来の標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルよりも増大することができる。

次に、熱交換器のガス側入口の乾き度によって、冷凍サイクルのＣＯＰがどのように変化するかを冷媒の物性値に基づいて計算した結果を図６、図７に示す。

ここで、圧縮動力Ｗの算出に式（４）を用い、冷媒の比熱および比熱比は、圧縮機の吐出温度がほぼ８０℃と仮定して計算をした。このことは、油噴射式スクリュー圧縮機および全ての液噴射式圧縮機において、吐出温度を８０℃程度になるように運転した場合に相当する。
Ｗ＝κ／κ−１（Ｐ_１Ｖ_１）［（Ｐ_２／Ｐ_１）^{κ−１／κ}−１］ (14)
κ：ガスの比熱比、Ｐ_１：吸入圧力、Ｐ_２：吐出圧力、Ｖ_１：単位時間当たりの吸入ガス容積

図６、図７において、横軸は再生熱交換器のガス側出口温度を示す。図６の縦軸はＣＯＰを示し、図７の縦軸は体積能力倍増率を示す。このときの冷媒の蒸発温度（Ｔｅ）は−４０℃、凝縮温度（Ｔｃ）は４０℃であり、パラメータは冷媒の種類である。体積能力(kJ/m³)とは、圧縮機の単位体積流量あたりの冷凍能力であり、体積能力倍増率とはアンモニア冷媒を蒸発温度−４０℃の飽和ガス状態から、凝縮温度４０℃の圧力状態まで断熱圧縮したときのアンモニアの体積能力に対する比を意味する。すなわち、−４０℃のアンモニアの体積能力を１としたときの体積能力の比（倍増率）を意味する。

両図の横軸の意味は、横軸の温度が−４０℃の状態は、再生熱交換器のガス側吸入状態が乾き度不足（湿り度過剰）、つまり、図４の点ｈに相当し、出口状態が−４０℃であることを示す（圧縮機の吸入温度が−４０℃）。

同様に、横軸温度が４０℃の状態は再生熱交換器のガス側吸入状態が図４の区間ａｆの乾き度状態にあり、出口ガス温度が４０℃であることを示す。出口ガス温度が両温度の中間にあるということはガス側の吸入状態の乾き度不足（湿り度が過剰）状態にあることを示している。

図６、図７の両図より、次のことが分かる。
図６、７に記載の冷媒の中では、アンモニア冷媒（Ｒ７１７）のみが、本サイクルを用いたときＣＯＰが低下する。このことからアンモニア冷媒は、本サイクルには不適な冷媒であることが分かる。アンモニア以外の記載冷媒については全て、本サイクルの適用によりＣＯＰが向上する。体積倍増率についてはアンモニアとＲ３２以外は本サイクルの適用により増加することがわかる。Ｒ３２の体積倍増率の値は図示冷媒の中では最大値を示しており、ＣＯＰは増加傾向を持つことから、本サイクルに不適な冷媒はアンモニアのみであることが分かる。

本サイクルを最大ＣＯＰの条件で運転することにより、Ｒ６００ａ、Ｒ１３４ａおよびＲ２９０の冷媒は、アンモニア冷媒の最大ＣＯＰを凌ぐ高性能を発揮する。
同一押しのけ量の圧縮機で比較すれば、Ｒ３２、Ｒ４１０Ａ、Ｒ１２５、Ｒ１３４ａ、Ｒ５０７、Ｒ４０４Ａ、Ｒ２９０、Ｒ２２のいずれも、本サイクルの適用によって、冷凍能力はアンモニア以上の性能を発揮できる。

以上のように、再生熱交換器６のガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御することで、冷凍能力、ＣＯＰを最大化することができる。

また、図８は、図１のＱ部の拡大図であり、等温行程ｂｃの部分行程、すなわち等温圧縮行程ｂｇの代替行程の例を示す。高温側等温行程ｂｃの凝縮行程が多段の断熱圧縮工程ｂｂ_１、ｇ_２ｂ_２…ｇ_ｎｂ_ｎと、多段の等圧放熱工程ｂ_１ｇ_２、ｂ_２ｇ_３…ｂ_ｎｇによって構成されていることを特徴とする。
このような構成によれば、段数を無限化すると断熱圧縮の効果が消去されて、圧縮工程は等温圧縮工程に収斂する。そしてこの断熱圧縮工程の吸入温度と圧縮温度が凝縮温度Ｔｂに等しくなる。このことは等温圧縮に必要な冷却熱源として環境温度（外気温度）を利用できることを意味し、実用上大きい利点となる。またエリクソンサイクルは等温行程のみで断熱圧縮工程を持っていないので、多段断熱圧縮工程・等圧放熱工程により環境温度における等温圧縮行程に近づけることが可能となり、圧縮動力を低減することができる。

次に、本発明の冷凍装置について図９〜図１２を参照して説明する。
（第１の実施形態）
図９は、冷凍装置の第１の実施形態を示す。前記した蒸気圧縮式冷凍サイクルを構成する、冷媒を加圧する圧縮機２と、圧縮された高圧冷媒を顕熱冷却する凝縮器４と、凝縮器４で冷却された冷媒をさらに冷却する対向流式の熱交換器（再生熱交換器）６と、減圧する膨張弁（膨張手段）８と、周囲から熱を奪い蒸発を行う蒸発器１０とを示し、蒸発器１０の出口温度状態点すなわち、熱交換器６の冷媒流入状態が所定の乾き度になるように膨張弁８、および圧縮機２の作動を制御するサイクル制御手段（制御手段）１２を示している。

そして、再生熱交換器６のガス側伝熱通路２０の途中から流量調整弁２２を介して分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器２４に導入し該冷却負荷器２４の出口ガスと再生熱交換器６との出口ガスとを圧縮機２に吸入して構成されている。そして、この冷却負荷器２４は、冷凍・空調用圧縮機の中に組み込まれて設けられるハーメチックモータからなっている。

このように第１の実施形態によれば、逆エリクソンサイクルを利用する本発明の冷凍サイクルによって得られた冷凍能力の増加効果分（ΔＨｂａ）を活用して冷却負荷器２４を冷却できる。さらに再生熱交換器６のガス側伝熱通路２０の途中から流量調整弁２２を介して分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器24に導入するため、冷却負荷器24を凝縮温度Ｔｂに近い温度に維持するのに適している。

また、制御手段１２によって、流量調整弁２２および膨張弁８を制御して熱交換器６のガス側入口の乾き度Ｘを、熱交換器６のガス側出口状態が乾き飽和蒸気温度になる値Ｘｈから凝縮器における凝縮温度になる値１の範囲（Ｘｈ≦Ｘ≦１）に制御する。このような制御によって、冷凍能力とＣＯＰをともに従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルよりも増大することができる。

さらに、冷却負荷器２４であるハーメチックモータの出口の温度を凝縮器４の凝縮温度近傍に維持するために流量調整弁２２が制御されている。これによって、本発明の冷凍サイクルの冷凍能力、ＣＯＰを最大化して運転できる。以下の実施の形態においても、圧縮機２の吸入温度は常に凝縮温度近傍に維持される必要がある。

（第２の実施形態）
図１０は、冷凍装置の第２実施形態を示す。図１０に示す蒸気圧縮式冷凍サイクルは図９の第１の実施形態と同様であり、蒸発器１０の出口ガスの一部を流量調整弁２２を介して分岐させ分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器２４に導入し該冷却負荷器２４の出口ガスを、再生熱交換器６内のガス側伝熱通路２０の途中に戻し通路２６によって、または再生熱交換６の出口に送出して再生熱交換器６からの冷媒ガスと合流して圧縮機２に導かれる構成となってことに特徴がある。冷却負荷器２４は、冷凍・空調用圧縮機の中に組み込まれて設けられるハーメチックモータからなっている。

この第２の実施形態によれば、第１の実施の形態と同様に逆エリクソンサイクルを利用する本発明の冷凍サイクルによって得られた冷凍能力の増加効果分（ΔＨｂａ）を活用して冷却負荷器を冷却できる。さらに本実施の形態では蒸発器１０の出口ガスの一部を分岐させて冷却負荷器２４に直接的に導入するため、冷却負荷器２４を効果的に冷却でき一層低温に維持するのに適している。
本請求項１０では蒸発器の出口ガスの一部を分岐させて冷却負荷器に直接的に導入するため、冷却負荷器を効果的に冷却でき一層低温に維持するのに適している。

（第３の実施形態）
図１１は、冷凍装置の第３実施形態を示す。図１１に示す蒸気圧縮式冷凍サイクルは図９の第１の実施形態と同様であり、再生熱交換器６のガス側伝熱通路２０の途中から流量調整弁２２を介して分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器２８に導入し該冷却負荷器２８の出口ガスを戻し通路３０によって前記分岐点３２より下流側に合流して構成されたことを特徴とする。冷却負荷器２８は、一般冷却負荷としての冷蔵庫の予冷室および前室、保管室の空調用、および一般空調用などの冷却負荷である。

このような構成によれば、逆エリクソンサイクルを利用する本発明の冷凍サイクルによって得られた冷凍能力の増加効果（ΔＨｂａ）を活用して冷却負荷器２８を冷却できる。さらに、この方法においては分岐点３２で分岐した冷媒ガスを冷却負荷器２８を通した後に再び全量を再生熱交換器６に戻して再生熱交換器６から圧縮機２に導入するため、実施の形態１、２のように分岐された流れが圧縮機２の入口で合流するのに比べて、あらかじめ再生熱交換器６の内部で冷媒ガスの温度調整が充分になされてから圧縮機２に導入されるので、温度調整範囲が広範囲となり、蒸発器１０の蒸発温度から凝縮器４の凝縮温度まで広範囲の負荷温度に対応可能となる。

（第４の実施形態）
図１２は、冷凍装置の第４実施形態を示す。図１２に示す蒸気圧縮式冷凍サイクルは図９の第１の実施形態と同様であり、蒸発器１０からの冷媒ガスを負荷冷却器２８に全量を導入して、その後その負荷冷却器２８の出口ガスの全量を再生熱交換器６のガス側伝熱通路２０に導入してその再生熱交換器６からの出力冷媒ガスを圧縮機２に導入する構成である。冷却負荷器２８は、一般冷却負荷としての冷蔵庫の予冷室および前室、保管室の空調用、および一般空調用などの冷却負荷である。

この第４の実施形態によれば、制御手段１２によって膨張弁８の流量を制御することによって、熱交換器６のガス側入口の乾き度Ｘを、熱交換器６のガス側出口状態が乾き飽和蒸気温度になる値Ｘｈから凝縮器における凝縮温度になる値１の範囲（Ｘｈ≦Ｘ≦１）に制御するので、膨張弁８のみの制御で、蒸発温度近傍の比較的低温域の種々の冷却負荷器２８に対応できるため、冷凍装置が簡単化される。

本発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルおよびその制御方法によれば、蒸気圧縮式冷凍サイクルにおける基本サイクルの考えを変えることで、すなわち、蒸気圧縮式冷凍サイクルを逆カルノーサイクルという考え方から逆エリクソンサイクルと考えることで、従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルを超える効率と利点の実現化を達成できるので、冷凍装置、空調装置等への適用に際して有益である。

本発明に係る蒸気圧縮式エリクソン冷凍サイクルのＴＳ線図である。 図１のＰＨ線図である。 再生熱交換器の液側温度変化とガス側温度変化の関係を表す説明図である。 本発明に係る蒸気圧縮式エリクソン冷凍サイクルのＣＯＰおよび冷凍能力と乾き度との関係を示す図である。 本発明の一実施例の冷凍サイクルを示す概略構成図である。 再生熱交換器のガス側出口温度を変化させた場合の各種冷媒のＣＯＰの変化を表す説明図である。 再生熱交換器のガス側出口温度を変化させた場合の各種冷媒の体積能力の変化を表す説明図である。 図１のＱ部の拡大図である。 本発明に係る冷凍装置の第１の実施形態の説明図である。 本発明に係る冷凍装置の第２の実施形態の説明図である。 本発明に係る冷凍装置の第３の実施形態の説明図である。 本発明に係る冷凍装置の第４の実施形態の説明図である。 標準的な蒸気圧縮式冷凍サイクルの概略構成図である。 図１３のサイクルのＴＳ線図である。 図１４のＰＨ線図である。 逆カルノーサイクルのＴＳ線図である。 逆スターリングサイクルのＴＳ線図である。 逆エリクソンサイクルのＴＳ線図である。

Claims (10)

1. 圧縮機、凝縮器、再生熱交換器、膨張手段、蒸発器を直列に配置してなり、該蒸発器より圧縮機へ向かう冷媒ガスを、再生熱交換器内を経由させて、該再生熱交換器の熱交換量の制御により圧縮機の吸入側の温度が一定になる方向に制御する蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置であって、
   該サイクルは等温放熱行程および等温吸熱行程がそれぞれ飽和蒸気線および飽和液線を跨いで行われるとともに液領域における等圧放熱行程と過熱蒸気領域における等圧吸熱行程が再生熱交換器における熱交換により行われる逆エリクソンサイクルに基づき、
   該逆エリクソンサイクルの等温放熱行程のうち過熱蒸気領域で行われる部分行程が多段の断熱圧縮工程と多段の等圧放熱工程で置き換えられて該断熱圧縮行程が前記圧縮機で行われ、且つ前記等圧放熱工程が残りの湿り蒸気領域で行われる等温放熱行程とともに前記凝縮器において等温等圧下で行われ、前記液領域における等圧放熱行程の一部が前記再生熱交換器において液領域の冷媒液から前記圧縮機に吸入される冷媒蒸気への熱放出により行われ、前記液領域における等圧放熱行程の残りの部分は等エンタルピー或いは等エントロピー膨張に置き換えられて前記膨張手段により行われ、膨張した冷媒が前記蒸発器に導かれて等温等圧吸熱が行われた後に前記圧縮機に吸入されるように構成され、
   更に前記再生熱交換器のガス側を蒸発器と圧縮機の間に、液側を凝縮器と膨張手段との間に配置し、前記ガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御して冷凍能力を制御する制御手段を備えたことを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置。
2. 前記再生熱交換器の液出口から前記膨張手段の入口までの間から冷媒液の一部を前記圧縮機の内部に噴射して前記圧縮機出口の冷媒温度を所定値に制御する液噴射手段を備えたことを特徴とする請求項１記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置。
3. 圧縮機、凝縮器、再生熱交換器、膨張手段、蒸発器を直列に配置してなり、該蒸発器より圧縮機へ向かう冷媒ガスを、再生熱交換器内を経由させて、該再生熱交換器の熱交換量の制御により圧縮機の吸入側の温度が一定になる方向に制御する蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、
   該サイクルは等温放熱行程および等温吸熱行程がそれぞれ飽和蒸気線および飽和液線を跨いで行われるとともに液領域における等圧放熱行程と過熱蒸気領域における等圧吸熱行程が再生熱交換器における熱交換により行われる逆エリクソンサイクルに基づき、
   該逆エリクソンサイクルの等温放熱行程のうち過熱蒸気領域で行われる部分行程が多段の断熱圧縮工程と多段の等圧放熱工程で置き換えられて該断熱圧縮行程が前記圧縮機で行われ、且つ前記等圧放熱工程が残りの湿り蒸気領域で行われる等温放熱行程とともに前記凝縮器において等温等圧下で行われ、前記液領域における等圧放熱行程の一部が前記再生熱交換器において液領域の冷媒液から前記圧縮機に吸入される冷媒蒸気への熱放出により行われ、前記液領域における等圧放熱行程の残りの部分は等エンタルピー或いは等エントロピー膨張に置き換えられて前記膨張手段により行われ、膨張した冷媒が前記蒸発器に導かれて等温等圧吸熱が行われた後に前記圧縮機に吸入されるように構成され、
   更に前記再生熱交換器のガス側の冷媒流入状態の乾き度を制御して冷凍能力を制御することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクルの制御方法。
4. 前記熱交換器のガス側入口の乾き度Ｘを、前記熱交換器のガス側出口状態が乾き飽和蒸気温度になる値Ｘｈから凝縮器における凝縮温度になる値１の範囲（Ｘｈ≦Ｘ≦１）に制御することを特徴とする請求項３記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルの制御方法。
5. 前記再生熱交換器のガス側出口温度を前記凝縮器における凝縮温度近傍に、液側出口温度を前記蒸発器における蒸発温度近傍に維持するような乾き度に制御することを特徴とする請求項４記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルの制御方法。
6. 前記再生熱交換器のガス側の入口と出口、液側の入口と出口の温度を測定し、前記熱交換器の液側出口の温度がガス側入口の温度より高いときには前記膨張手段を通過する高圧液冷媒の流量を増加させ、前記熱交換器の液側入口の温度がガス側出口の温度より高いときには前記膨張手段を通過する高圧液冷媒の流量を減少させて、当該熱交換器の低温側および高温側における温度差が設定値以内となるように前記流量を制御することを特徴とする請求項３記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルの制御方法。
7. 前記再生熱交換器のガス側伝熱通路の途中から流量調整弁を介して分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器に導入し該冷却負荷器の出口ガスと前記再生熱交換器の出口ガスとを前記圧縮機に吸入して構成されたことを特徴とする請求項１記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置。
8. 前記蒸発器の出口ガスの一部を流量調整弁を介して分岐させ分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器に導入し該冷却負荷器の出口ガスを、前記再生熱交換器内のガス側伝熱通路の途中にまたは前記再生熱交換器の出口に導入して構成されたことを特徴とする請求項１記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置。
9. 前記再生熱交換器のガス側伝熱通路の途中から流量調整弁を介して分岐させた冷媒ガスを冷却負荷器に導入し該冷却負荷器の出口ガスを前記分岐点より下流側に合流して構成されたことを特徴とする請求項１記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置。
10. 前記流量調整弁および前記膨張弁を制御して前記熱交換器のガス側入口の乾き度Ｘを、前記熱交換器のガス側出口状態が乾き飽和蒸気温度になる値Ｘｈから凝縮器における凝縮温度になる値１の範囲（Ｘｈ≦Ｘ≦１）に制御する制御手段を備えて構成されたことを特徴とする請求項７〜９の何れか１項記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた冷凍若しくは空調装置。

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