JP4817972B2

JP4817972B2 - 冷凍サイクル装置

Info

Publication number: JP4817972B2
Application number: JP2006155071A
Authority: JP
Inventors: 敬三松井
Original assignee: Panasonic Corp; Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Current assignee: Panasonic Corp; Panasonic Holdings Corp
Priority date: 2006-06-02
Filing date: 2006-06-02
Publication date: 2011-11-16
Anticipated expiration: 2026-06-02
Also published as: JP2007322095A

Description

本発明は、冷凍サイクルを形成する冷凍サイクル装置に関し、特に超臨界冷媒を用いた蒸気圧縮式冷凍装置の効率を向上させる技術に関する。

従来の一般的な蒸気圧縮式冷凍装置を、図１２に示す。図１２の蒸気圧縮式冷凍装置は、圧縮機５０１、放熱器５０２、膨張弁５０３および蒸発器５０４から構成される。これらの要素は配管により連結され、冷媒が図示の白抜き矢印のように循環する。

上記蒸気圧縮式冷凍装置の運転原理は次の通りである。冷媒蒸気の圧力および温度は圧縮機５０１によって増大される。次いで、その冷媒蒸気が放熱器５０２に入り、そこで冷却される。この後、高圧冷媒は膨張弁５０３により蒸発圧力に絞られ、蒸発器５０４において気化し、蒸発器５０４の周囲から熱を吸収する。そして、蒸発器５０４の出口を通って冷媒蒸気は圧縮機５０１に戻る。この冷媒には、例えば、オゾン層を破壊せず地球温暖化係数の小さい二酸化炭素が用いられることがある。

ただし、二酸化炭素を冷媒とする蒸気圧縮式冷凍装置は、フロンを冷媒とする冷凍装置に比べ、エネルギー効率を示すＣＯＰ（coefficient of performance）が低く、同等の冷凍能力を考えた場合、フロンを冷媒とする冷凍装置より多くの電力が必要になる。そのため、多くの化石燃料がエネルギーとして必要になり、冷媒自体の地球温暖化係数が小さくても、結果的に多くの二酸化炭素が排出される。そこで、蒸気圧縮式冷凍装置のＣＯＰを向上させるために、いくつかの提案がなされている。

一つの提案として、冷凍装置の運転状況に応じて冷凍サイクルを最適化する技術がある。冷凍サイクルの高圧（圧縮後の冷媒の圧力）が冷媒の臨界圧力以上となる冷凍装置では、特許文献１に開示されているように、最も高いＣＯＰの得られる冷凍サイクルの高圧が運転状態に応じて定まる。そこで、ＣＯＰが最高となるように冷凍サイクルの高圧を設定するために、冷媒回路に設けられた膨張弁の開度や、膨張機をバイパスする冷媒量を変更する調節弁の開度を調節している。その際、この種の冷凍装置では、放熱器の出口において、冷媒の圧力を圧力センサで、冷媒の温度を温度センサでそれぞれ検出し、得られた検出値に基づいて膨張弁や調節弁の開度調節を行っている。

他の一つの提案として、冷媒の膨張力を圧縮機の動力として直接利用する技術がある。そのような技術を採用した冷凍装置の例を、図１３に示す。この冷凍装置において、原動機６０５によって駆動される圧縮機構６０１により、圧縮された冷媒が放熱器６０２で冷却される。その後、冷媒は、膨張比制御手段６０３が取り付けられた膨張機６０４を通過する際に膨張し、シャフト２７を介して圧縮機構６０１を駆動する。膨張機６０４内で膨張した冷媒は、蒸発器６０６内で外部より吸熱して気化した後、再び圧縮機構６０１へ戻る。このような構成の冷凍装置では、膨張機６０４を使用することにより、冷媒の膨張力で圧縮機構６０１を補助駆動するため、総合的に使用されるエネルギー量は低減され、それによりＣＯＰを向上させている。

すなわち、図１４のモリエル線図に示すように、膨張弁を膨張手段として用いた場合には、冷媒は等エンタルピー膨張するが、膨張機を用いることにより等エントロピー膨張する（図中の点線表示）。膨張機で回収した動力を利用することで、総合効率を向上させることができる。

また、冷凍サイクルを最適化する技術は、図１３に示す冷凍装置にも適用される。図１３の冷凍装置では、放熱器６０２の出口側の冷媒状態を温度センサ６１１および圧力センサ６１２で検出している。温度センサ６１１と圧力センサ６１２からの信号を元に、演算手段６１０は、膨張比制御手段６０３を制御する。このようにすれば、冷凍サイクルの高圧が最適化されてＣＯＰが向上する。
特開２０００−２３４８１４号公報特開２００４−３６９２号公報

ところが、冷凍サイクルの高圧を圧力センサで測定することが、技術的側面および経済的側面の両側面で難しい。例えば、二酸化炭素を冷媒に用いた冷凍サイクルの高圧は数ＭＰａと大きく、こうした圧力範囲で使用できる小型の圧力センサは非常に高価である。また、圧力センサを配管に備え付ける場合には、冷媒漏洩の可能性があり、システムの信頼性が低くなってしまう問題もある。こうした問題があるので、冷凍サイクルの高圧を知るために圧力センサを使用することが、必ずしも適切であるとはいえない。

確かに、圧力センサを使用せずに冷凍サイクルの高圧を見出す方法が無いわけではない。例えば、特開２００４−３６９２号公報に記載されている冷凍装置では、電動機の消費電力と、蒸発器における冷媒の蒸発温度と、冷凍サイクルの高圧との相関関係を予めシミュレーションや実験で調べてテーブル化（データベース化）しておき、そのテーブルを参照することで冷凍サイクルの高圧を推定している。

しかしながら、現実の冷凍装置では、冷媒量のバラツキや各種損失の影響が非常に大きいので、上記文献に開示されているテーブル方式では圧力推定精度を高めにくい。

そこで、本発明は、膨張機と圧縮機がシャフトで連結されている膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクル装置において、圧力センサを使用せずとも、冷凍サイクル効率を高精度で最大化できるようにすることを目的とする。

すなわち、本発明は、
冷媒を圧縮する圧縮機構、圧縮機構に動力を与える電動機、冷媒を膨張させる吸入容積可変型の２段ロータリ式膨張機構、および圧縮機構と膨張機構とを連結するシャフトを有する膨張機一体型圧縮機と、
冷媒を冷却する放熱器と、
冷媒を蒸発させる蒸発器と、
電動機に流れる電流である電動機電流を検出する電流検出手段と、
蒸発器における冷媒の蒸発温度を検出する第１温度検出手段と、
電動機の回転数を検出する回転数検出手段と、
放熱器の出口における冷媒の温度を検出する第２温度検出手段と、
電流検出手段、第１温度検出手段、回転数検出手段および第２温度検出手段による検出結果に基づいて、膨張機構の吸入容積を変更する制御を行う制御手段と、
を備え、
膨張機構は、吸入側作動室と吐出側作動室とを形成する第１シリンダと、吸入側作動室と吐出側作動室とを形成する第２シリンダと、第１シリンダの吸入側作動室に冷媒を吸入させる第１吸入孔と、第１シリンダの吐出側作動室と第２シリンダの吸入側作動室とを連通して一つの作動室を形成する連通孔と、第２シリンダの吐出側作動室から冷媒を吐出させる吐出孔と、当該膨張機構の吸入容積を変化させる容積可変機構と、を有し、
容積可変機構は、シャフトの中心軸を回転中心とする回転が可能で、かつ第１シリンダの吸入側作動室に冷媒を吸入させる第２吸入孔を有する可動部を含み、
第１吸入孔と第１シリンダの吸入側作動室との接続位置が固定されており、第２吸入孔と第１シリンダの吸入側作動室との接続位置が可変であり、
制御手段は、検出結果に基づき、可動部を回転させて第１シリンダの吸入側作動室に対する第２吸入孔の接続位置を制御することで、膨張機構の吸入容積を変更する、冷凍サイクル装置を提供する。

上記本発明は、冷媒の膨張力をシャフトのトルクに変換して圧縮機構に直接伝達する膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクル装置である。膨張機一体型圧縮機は、圧縮機構と膨張機構がシャフトで連結されているので、両者が同期して作動する。したがって、何ら対策を講じない場合には、圧縮機構の入口での冷媒の密度と、膨張機構の入口での冷媒の密度との比が一定となる。密度比が一定というこの制約は、冷凍サイクルの自由な制御を阻害する。密度比一定のこの制約を回避しつつ冷凍サイクルを最適化する方法は、主に２通りある。一つめは、膨張機構の吸入容積を変化させる方法である。二つめは、膨張機構に対して並列となるようにバイパス回路を設け、そのバイパス回路上に膨張弁を配置し、その膨張弁の開度を変化させる方法である。

本発明の前者は、上記一つめの方法を採用し、電動機電流、冷媒の蒸発温度、電動機の回転数および放熱器の出口温度に基づいて膨張機の吸入容積を変化させる。このようにすれば、冷凍サイクルの高圧を測定する圧力センサを使用せずに、冷凍サイクル効率が最大となるように冷凍サイクルの高圧を制御することが可能となる。圧力センサを使用しないので、低コストで、かつ冷媒漏洩の可能性が低い、高信頼性の冷凍サイクル装置を実現できる。さらに、電動機電流、冷媒の蒸発温度、電動機の回転数および放熱器の出口温度という検出結果によるため、冷凍サイクル効率を高精度にて最大化することができる。

以下、本発明の実施形態について図面を参照しつつ説明する。
図１は、本発明に係る冷凍サイクル装置を示すブロック図である。冷凍サイクル装置１００は、膨張機一体型圧縮機１２０、放熱器１０８および蒸発器１１０を備えている。膨張機一体型圧縮機１２０、放熱器１０８および蒸発器１１０が主配管１０３で接続されることにより冷媒回路が形成されている。膨張機一体型圧縮機１２０は、冷媒を圧縮する圧縮機構２０、圧縮機構２０に動力を与える電動機１２、冷媒を膨張させる膨張機構４０、および圧縮機構２０と膨張機構４０を一体に連結するシャフト１３を備えている。膨張機構４０は、作動流体（以下、冷媒に代表させる）が膨張する際の膨張力をトルクに変換してシャフト１３に与え、電動機１２によるシャフト１３の回転駆動をアシストする。すなわち、冷媒の膨張エネルギーを膨張機構４０にて回収し、圧縮機構２０を駆動する電動機１２の動力に重畳する仕組みになっている。

冷凍サイクル装置１００で使用する冷媒の種類は特に限定されないが、例えば、冷凍サイクルの高圧が臨界圧力以上となる二酸化炭素を挙げることができる。二酸化炭素は、オゾン層を破壊せず地球温暖化係数が小さいためフロンに替わる冷媒として好適である。

圧縮機構２０および膨張機構４０は同一容器内に配置されている。膨張機構４０は、容積可変機構１２８を有し、吸入容積を任意に変更可能な構成となっている。膨張機構４０の吸入容積を変更すると冷媒の膨張比が変化するので、圧縮機構２０の入口での冷媒の密度と、膨張機構４０の入口での冷媒の密度との比（密度比）を変化させることが可能である。密度比を変化させることができれば、冷凍サイクル効率を最大化する制御の自由度が高まる。

冷凍サイクル装置１００は、さらに、インバータ１０２、第１コントローラ１０４および第２コントローラ１０６を備えている。インバータ１０２は、電動機１２の駆動を制御するマイクロコンピュータ等の制御系を含むインバータユニットとして構成され、直流を所定の周波数の交流に変換して電動機１２に与えることにより、電動機１２の回転数を所定の値に制御する。第２コントローラ１０６は、マイクロコンピュータを中心に構成され、冷凍サイクル効率を最大化するべく、膨張機構４０の吸入容積を変更する制御を行う制御手段として機能する。第１コントローラ１０４は、冷凍サイクル効率を最大化するために必要な冷凍サイクルの高圧を推定する圧力推定手段として機能する。第２コントローラ１０６は、第１コントローラ１０４が求めた推定圧力値を取得する。

冷凍サイクル装置１００は、さらに、電動機１２に流れる電流である電動機電流を検出する電流センサ１２２（電流検出手段）と、蒸発器１１０内に配置されて当該蒸発器１１０における冷媒の蒸発温度を検出する第１温度センサ１２４（第１温度検出手段）と、放熱器１０８と膨張機構４０との間に配置されて放熱器１０８の出口における冷媒の温度を検出する第２温度センサ１２６（第２温度検出手段）とを備えている。電流センサ１２２は、ｕ相、ｖ相およびｗ相のうちの少なくとも２相の相電流を個別に検出する構成になっている。温度センサ１２４，１２６は、サーミスタや熱電対によって構成されている。

各温度センサ１２４，１２６からの信号は、図示しないＡ／Ｄ変換回路で２値化されてコントローラ１０４，１０６に入力される。同様に、電流センサ１２２からの信号は、図示しないＡ／Ｄ変換回路で２値化されて第１コントローラ１０４およびインバータ１０２に入力される。さらに、第１コントローラ１０４は、第１温度センサ１２４より得られる蒸発温度から冷凍サイクルの低圧を見出すとともに、電動機１２の電流値、冷凍サイクルの低圧および電動機１２の回転数に基づき、冷凍サイクルの高圧を推定する。

冷凍サイクルの低圧側となる蒸発器１１０においては、冷媒が気液２相流の状態であるため、蒸発温度と圧力とが１対１で対応している。したがって、例えば、蒸発温度と圧力とが対応付けられたテーブルをメモリに格納しておき、このテーブルを必要に応じて参照すれば、蒸発温度から冷凍サイクルの低圧を容易に見出すことができる。電動機１２の回転数は、インバータ１０２から電動機１２の回転数を特定可能なデータを取得することによって知ることができる。

このように、第１コントローラ１０４は、電流センサ１２２、第１温度センサ１２４および電動機１２の回転数検出手段としてのインバータ１０２による検出結果に基づいて、冷凍サイクルの高圧を推定する圧力推定手段としての役割を担う。

一方、第２コントローラ１０６は、放熱器１０８の出口における冷媒の温度から、冷凍サイクル効率を最大にする最適な高圧を求める。放熱器１０８の出口における冷媒の温度は、第２温度センサ１２６が検出する。図２の特性図に示すように、冷凍サイクル効率が最大になる高圧は、放熱器１０８の出口における冷媒の温度に対応して定まる。そのため、冷凍サイクル効率の最大化には、冷凍サイクルの高圧が必要となる。本実施形態の冷凍サイクル装置１００においては、第１コントローラ１０４が求めた推定圧力値を用い、冷凍サイクル効率が最大となるように、膨張機構４０の吸入容積を変化させる。

２つのコントローラ１０４，１０６が実現するべき各機能、すなわち、冷凍サイクルの高圧を推定する機能や、冷凍サイクル効率を最大にする最適圧力値を算出する機能に対応するプログラムモジュールは、これらのコントローラ１０４，１０６が備えるメモリに格納されている。コントローラ１０４，１０６は、各プログラムを必要に応じて呼び出して実行することにより、各機能を実現する。なお、２つのコントローラ１０４，１０６は、一方を他方に兼用させることができる。さらに、これらコントローラ１０４，１０６の一方または両方を、例えば、インバータ１０２の制御系に兼用させることができる。

次に、膨張機一体型圧縮機１２０について詳しく説明する。
図３に示すのは、図１に示す膨張機一体型圧縮機の縦断面図である。膨張機一体型圧縮機１２０は、密閉容器１１と、その内部の上側に配置されたスクロール式の圧縮機構２０と、下側に配置された２段ロータリ式の膨張機構４０と、圧縮機構２０と膨張機構４０との間に配置された電動機１２と、それら圧縮機構２０、膨張機構４０および電動機１２を連結するシャフト１３とを備えている。

スクロール式の圧縮機構２０は、固定スクロール２１、旋回スクロール２２、オルダムリング２３、軸受部材２４、マフラー２５、吸入管２６および吐出管２７を備えている。シャフト１３の偏心軸１３ａに嵌合され、かつ、オルダムリング２３により自転運動を拘束された旋回スクロール２２は、渦巻き形状のラップ２２ａが、固定スクロール２１のラップ２１ａと噛み合いながら、シャフト１３の回転に伴って旋回運動を行い、ラップ２１ａ，２２ａの間に形成される三日月形状の作動室２８が外側から内側に移動しながら容積を縮小することにより、吸入管２６から吸入された冷媒を圧縮する。圧縮された冷媒は、固定スクロール２１の中央部に設けた吐出孔２１ｂ、マフラー２５の内側空間２５ａ、ならびに固定スクロール２１および軸受部材２４を貫通する流路２９をこの順に経由して、密閉容器１１の内部空間１１ａへと吐出される。内部空間１１ａに吐出された冷媒は、内部空間１１ａに滞留する間に、混入した潤滑用のオイルを重力や遠心力などにより分離された後、吐出管２７から放熱器１０８に向けて吐出される。

２段ロータリ式の膨張機構４０は、第１シリンダ４１と、第１シリンダ４１よりも厚みのある第２シリンダ４２と、これらシリンダ４１，４２を仕切る中板４３とを備えている。第１シリンダ４１には、シャフト１３の偏心部１３ｂと嵌合し、第１シリンダ４１の中で偏心回転運動する第１ピストン４４と、第１シリンダ４１のベーン溝に往復動可能に保持され、一方の端部が第１ピストン４４に接する第１ベーン４６と、第１ベーン４６の他方の端部に接し、第１ベーン４６を第１ピストン４４へと付勢する第１ばね４８と、が配置されている。同様に、第２シリンダ４２には、シャフト１３の偏心部１３ｃと嵌合し、第２シリンダ４２の中で偏心回転運動する第２ピストン４５と、第２シリンダ４２のベーン溝に往復動可能に保持され、一方の端部が第２ピストン４５に接する第２ベーン４７と、第２ベーン４７の他方の端部に接し、第２ベーン４７を第２ピストン４５へと付勢する第２ばね４９と、が配置されている。

膨張機構４０は、さらに、第１および第２シリンダ４１，４２ならびに中板４３を狭持するように配置された上側端板７３および下側端板５１を備えている。上側端板７３および中板４３は第１シリンダ４１を上下から狭持し、中板４３および下側隔壁５１は第２シリンダ４２を上下から狭持する。上側端板７３、中板４３および下側端板５１による狭持により、第１シリンダ４１および第２シリンダ４２内には、ピストン４４，４５の回転に応じて容積が変化する作動室が形成される。上側端板７３および下側端板５１は、圧縮機構２０の軸受部材２４とともにシャフト１３を回転可能に保持する軸受部材としても機能する。膨張機構４０も、圧縮機構２０と同様、マフラー５２と、吸入管５３と、吐出管５４とを備えている。

図４Ａ，図４Ｂに示すように、第１シリンダ４１の内側には、第１ピストン４４および第１ベーン４６により区画された、吸入側の作動室５５ａおよび吐出側の作動室５５ｂが、第２シリンダ４２の内側には、第２ピストン４５および第２ベーン４７により区画された、吸入側の作動室５６ａおよび吐出側の作動室５６ｂがそれぞれ形成される。第１シリンダ４１の吐出側の作動室５５ｂと、第２シリンダ４２の吸入側の作動室５６ａとは、中板４３に設けられた連通孔４３ａにより連通しており、一つの作動室として機能する。高圧の冷媒は、作動室５５ａに流入した後、作動室５５ｂと作動室５６ａから形成される作動室においてシャフト１３を回転させながら膨張して低圧になる。

上側端板７３は、固定部７１と可動部７２とを備えている。図５Ａに示すように、固定部７１は、貫通孔７１ｆを有し、貫通孔７１ｆは、円筒凹面７１ａと、円筒凹面７１ａと同じ中心軸７０を有し、円筒凹面７１ａよりも小さな内径を有する円筒凹面７１ｂと、これら円筒凹面７１ａ，７１ｂを接続する段差面７１ｃとによって囲まれている。なお、流体機械を組み立てると、中心軸７０はシャフト１３の中心軸となる。

固定部７１は、吸入管５３からの冷媒を導く流入路７１ｄと、流入路７１ｄからの分岐路である流入路７１ｅとをさらに備えている。図３および図４Ａに示すように、流入路７１ｅに連通する流路として、第１シリンダ４１には、流入路４１ａおよび第１吸入孔４１ｂが設けられており、第１吸入孔４１ｂは、第１シリンダ４１内の吸入側の作動室５５ａに連通している。

図５Ｂに示すように、上側端板７３の可動部７２は、シャフト１３を回転可能に保持するための貫通孔７２ａを有し、その外周に、固定部７１の円筒凹面７１ａに当接する円筒凸面７２ｂと、固定部７１の円筒凹面７１ｂに当接する円筒凸面７２ｃと、これら円筒凸面７２ｂ，７２ｃの間において固定部７１の段差面７１ｃに当接する段差面７２ｇと、を備えている。上側端板７３の可動部７２の円筒凸面７２ｃには、この面７２ｃを周方向に周回する歯車７２ｅが設けられている。可動部７２は、円筒凸面７２ｂ上を周方向に沿って周回する流路溝７２ｄと、流路溝７２ｄに接続された第２吸入孔７２ｆとをさらに備えている。図３および図４Ａに示すように、第２吸入孔７２ｆは、第１シリンダ４１内の吸入側の作動室５５ａに連通している。

図５Ｃに示すように、固定部７１と可動部７２とは、固定部７１の貫通孔７１ｆに可動部７１が回転可能に嵌め込まれて一体化される。固定部７１の段差面７１ｃと可動部７２の段差面７２ｇとは、互いに当接して、可動部７２が固定部７１より上側に抜け出るのを防止する。固定部７１の下端面と可動部７２の下端面とは、同一平面を構成し、この平面が第１シリンダ４１の上方の隔壁を構成する。

可動部７２を回転させると、第２吸入孔７２ｆは、シャフト１３の中心軸７０との間の距離を一定に保持しながら、中心軸７０を回転中心として回転移動する。可動部７２の回転は、第１シリンダ４１の吸入側の作動室５５ａにおける第２吸入孔７２の位置の相対的変化をもたらす。すなわち、第１吸入孔４１ｂと第１シリンダ４１の吸入側の作動室５５ａとの接続位置が固定されているのに対し、第２吸入孔７２ｆと作動室５５ａとの接続位置は可変である。後述するように、第２吸入孔７２ｆの接続位置の変更が、膨張機一体型圧縮機における密度比一定の制約の回避を可能とする。

図５Ａ，５Ｂ，５Ｃを参照して説明したように、第２吸入孔７２ｆは、冷媒が最初に流入する第１シリンダ４１のシリンダの端面を閉塞する端板７３に設けるとよい。簡単な構成で移動可能な第２吸入孔７２ｆを構成できるためである。また、上側端板７３のシリンダ４１側は平面であるため、端板７３を複数の部品で構成しても加工精度を高めることは容易である。

また、上記で説明したように、端板７３の少なくとも一部を、シャフト１３を回転中心とする回転が可能な可動部７２とし、可動部７２に第２吸入孔７２ｆを設けることが好ましい。第２吸入孔７２ｆの移動範囲を大きく確保することが容易になるためである。

図３に示すように、上側端板７３の固定部７１には、可動部７２の歯車７２ｅと噛み合う歯車７５と、歯車７５を駆動する回転電動機７６とがさらに設置されている。歯車７２ｅ，７５を介して、可動部７２は回転電動機７６により駆動される。回転電動機７６は、密閉容器１１の外部に設けられた、可動部７２の回転角度を制御するコントローラに接続され、このコントローラからの制御信号を受けて可動部７２を回転させ、第２吸入孔７２ｆの作動室５５ａへの接続位置を制御する。回転電動機７６としてステッピングモータやサーボモータを用いると、第２吸入孔７２ｆの位置を高精度に制御することが可能となる。第２吸入孔７２ｆの位置を制御可能ということは、膨張機構４０の吸入容積を制御可能であることを意味する。本実施形態において、可動部７２の回転角度を制御するコントローラは、図１に示す第２コントローラ１０６に兼用させている。もちろん、第１コントローラ１０４に兼用させてもよいし、専用のコントローラを別途設けてもよい。

可動部７２の回転角度と膨張機構４０の吸入容積Ｖ_expとの対応関係は、設計の段階で調査することができる。したがって、両者の対応関係を記述したデータベースが第２コントローラ１０６のメモリに格納される。例えば、回転電動機７６としてステッピングモータを用いる場合には、ステップ角により可動部７２の回転角度を特定することができる。回転電動機７６としてエンコーダ内蔵型のサーボモータを用いる場合には、エンコーダからの出力で可動部７２の回転角度を特定することができる。第２コントローラ１０６は、冷凍サイクル装置１００の運転中に特定しうる可動部７２の回転角度と、予め準備された上記データベースより、正確な膨張機構４０の吸入容積Ｖ_expを知ることができる。

以上の説明から分かるように、図１に示す膨張機構４０の容積可変機構１２８は、第２吸入孔７２ｆが形成された可動部７２および固定部７１を備えた上側端板７３と、可動部７２を回転させる回転電動機７６と、回転電動機７６を駆動して可動部７２の回転角度を制御するコントローラ（本実施形態では第２コントローラ１０６）によって構成することができる。

図３に示すように、吸入管５３から膨張機構４０に流入した冷媒は、上側端板７３の固定部７１の流入路７１ｄから二つの経路に分かれて作動室５５ａに流入する。第１経路は、固定部７１内の流入路７１ｄ、分岐流入路７１ｅ、第１シリンダ４１内の流入路４１ａ、第１吸入孔４１ｂを経由する経路である。第２経路は、固定部７１内の流入路７１ｄ、可動部７２の流路溝７２ｄ、第２吸入孔７２ｆを経由する経路である。このように、膨張機構４０では、吸気管５３から最初の作動室５５ａに、作動室５５ａとの接続位置が固定された第１吸入孔４１ｂと、作動室５５ａとの接続位置が可変である第２吸入孔７２ｆとを経由して、冷媒を供給する。これら２つの経路には、開閉可能な電磁弁や差圧弁などの流量制御機構を配置する必要はない。

第１シリンダ４１に吸入された冷媒は、第２シリンダ４２を経由し、下側端板５１に設けられた吐出孔５１ａ、マフラー５２の内部空間５２ａ、第１および第２シリンダ４１，４２を貫通する流路５７、をこの順に経由して吐出管５４から蒸発器１１０に向けて吐出される。

図６Ａ，図６Ｂおよび図６Ｃに、第１吸入孔４１ｂおよび第２吸入孔７２ｆの位置を示す。第２吸入孔７２ｆの位置は、シャフト１３を中心とした第１ベーン４６の位置を基準とする角度φにより表示して、２０°（図６Ａ）、９０°（図６Ｂ）、１８０°（図６Ｃ）にそれぞれ調整されている。角度φは、正確には、第１ベーン４６と第１ピストン４４との接点とシャフト１３の中心軸７０とを結ぶ第１直線８０を、中心軸７０を中心として、シャフト１３の回転方向（図示した例では時計回り）について、第２吸入孔７２ｆとシャフト１３の中心軸７０とを結ぶ第２直線９０にまで回転させるときの角度である。この表記方法に従うと、図示した例では、第１吸入孔４１ｂは２０°の位置に固定されている。また、吐出孔５１ａは、第２シリンダ４２における同様の表記において、３４０°の位置に固定されている。これに対し、第２吸入孔７２ｆの位置は、０°から３６０°の間で任意に設定できる。

図７Ａに、第２吸入孔７２ｆの角度φが９０°の場合の第１シリンダ４１の動作原理図を、図７Ｂに、上記に対応する第２シリンダ４２の動作原理図をそれぞれ示す。ここでは、シャフト１３の回転角θを、第１シリンダ４１と第１ピストン４４との接点が、第１ベーン４６に位置するいわゆる上死点にあるときを０°とし、シャフト１３の回転方向である時計回りを正として表示する。

θ＝０°以降に生成する作動室５５ａに、θ＝２０°以降において第１吸入孔４１ｂから冷媒が流入する。θ＝９０°以降は、第１吸入孔４１ｂおよび第２吸入孔７２ｆから作動室５５ａに冷媒が流入する。θ＝３６０°を過ぎると、作動室５５ａは作動室５５ｂとなり、かつ、連通孔４３ａを介して第２シリンダ４２の作動室５６ａと連通する。さらにシャフト１３が回転すると、θ＝３８０°（図示せず）において、第１シリンダ４１と第１ピストン４４との接点が第１吸入孔４１ｂを通過し、作動室５５ｂと第１吸入孔４１ｂとの連通が断たれる。従来の２段ロータリ式の膨張機構では、この時点で冷媒の吸入過程が終了する。

これに対し、本実施形態の膨張機構４０には、第２吸入孔７２ｆが設置されているため、θ＝３８０°に至っても、第２吸入孔７２ｆからの冷媒の流入が継続する。この膨張機構４０では、θ＝４５０°になり、第１シリンダ４１と第１ピストン４４との接点が第２吸入孔７２ｆを通過して作動室５５ｂと第２吸入孔７２ｆとの連通が断たれた時点で、冷媒の吸入過程が終了する。

吸入過程が終了すると、冷媒の膨張過程が開始される。シャフト１３がさらに回転すると、作動室５５ｂの容積は減少するが、第１シリンダ４１よりも第２シリンダ４２が厚いため、作動室５６ａの容積はそれ以上の割合で増加する。その結果、シャフト１３の回転に伴い、作動室５５ｂと作動室５６ａの容積の和は増大し、冷媒は膨張する。θ＝７００°（図示せず）に至ると、第２シリンダ４２と第２ピストン４５の接点が吐出孔５１ａを通過し、作動室５６ａが吐出孔５１ａと連通する。この時点で、膨張過程は終了する。

膨張過程が終了すると、冷媒の吐出過程が開始される。θ＝７２０°において、作動室５５ｂは消滅、作動室５６ａは作動室５６ｂとなり、さらに、シャフト１３が回転するにつれて、作動室５６ｂの容積が減少し、冷媒が吐出孔５１ａから吐き出される。θ＝１０８０°で作動室５６ｂは消滅し、吐出過程が終了する。

図８Ａに、シャフト１３の回転角θと、吸入から吐出に至る各過程の移行時点との関係を、第２吸入孔７２ｆの角度φが２０°，９０°，１８０°の場合について示す。上記説明から明らかなように、吸入過程が終了するシャフト１３の回転角θは、第１シリンダ４１と第１ピストン４４との接点が２回目に第２吸入孔７２ｆを通過する際の角度となる。この角度は、θ＝（３６０＋φ）と表すことができる。したがって、第２吸入孔７２ｆの角度φが大きくなるにつれて、吸入過程から膨張過程へと移行するタイミングが遅くなり、吸入過程が長くなって膨張過程が短くなる。すなわち、吸入過程が行われる時間の長さに対する膨張過程が行われる時間の長さの比が小さくなる。

図８Ｂに、シャフト１３の回転角θと作動室容積との関係を示す。冷媒は、作動室５５ａ、作動室５５ｂ、作動室５６ａ、作動室５６ｂの順に移動するが、その過程で作動室の容積は正弦波曲線状に変化する。図中に、第２吸入孔７２ｆの角度φが２０°，９０°，１８０°の場合の吸入過程終了時の作動室の容積である吸入容積Ｖｅｓφと、吐出過程開始時の作動室の容積である吐出容積Ｖｅｄを示す。φの増加とともに吸入容積Ｖｅｓφは増加するが、φによらず吐出容積Ｖｅｄは一定である。

以上のように、本実施形態では、従来の２段ロータリ式の膨張機構４０に設けられていた固定された第１吸入孔４１ｂに加え、移動可能な第２吸入孔７２ｆを設けることにより、作動室５５ａ，５５ｂ，５６ａ，５６ｂの吸入過程終了時の容積である吸入容積Ｖｅｓφを可変とした。これにより、圧縮機構２０と膨張機構４０の入口側の冷媒の密度比（Ｖｃｓ／Ｖｅｓφ）を制御することが可能となる。

次に、冷凍サイクル効率を最大化する制御について説明する。
図１に示すように、インバータ１０２により駆動される電動機１２とシャフト１３で結合された圧縮機構２０により冷媒が圧縮される。圧縮された高圧の冷媒は放熱器１０８で冷却され、膨張機構４０を通過する。このとき冷媒は膨張機構４０内で膨張して低圧となり、蒸発器１１０内で外部より吸熱して気化した後、再び圧縮機構２０へ戻る。

インバータ１０２は、電流センサ１２２により検出される電流値を使用して、磁極位置に同期させて電動機１２の駆動を制御する。インバータ１０２から電動機１２に出力される交流の周波数は、電動機１２の回転数に対応するため、電動機１２の回転数に関するデータは、インバータ１０２に常時保有されるデータとなっている。つまり、インバータ１０２は、電動機１２の回転数を検出する回転数検出手段としての役割も担っている。電動機１２が同期機でなく誘導機である場合、インバータ１０２は、例えば、各相の巻線の誘起電圧値から電動機１２の回転数を推定し、推定結果をメモリに格納する。もちろん、エンコーダ等の回転数検出器を用いて電動機１２の回転数を検出するようにしてもよい。

第１コントローラ１０４の動作について説明する。
圧力推定手段としての第１コントローラ１０４は、電流センサ１２２が検出する電流値、第１温度センサ１２４が検出する蒸発温度およびインバータ１０２から取得する電動機１２の回転数に基づいて、冷凍サイクルの高圧を推定する。冷凍サイクルの高圧を推定する演算は、下記原理（ｉ）（ｉｉ）を利用するものである。この手法によれば、圧力センサを用いなくとも、冷凍サイクルの高圧を正確に推定することが可能である。こうして求めた高圧を用いれば、冷凍サイクル効率の最大化を高精度で行えるようになる。

（ｉ）冷媒の膨張力によってシャフト１３に加わるトルクＴ_exp（以下、膨張機トルクという）が、圧縮機構２０に加わるトルクＴ_comp（以下、圧縮機トルクという）から電動機１２がシャフト１３に加えるトルクＴ_mot（以下、電動機トルクという）を減じた値に等しいこと。
（ｉｉ）膨張機トルクＴ_expが、冷凍サイクルの高圧および低圧と、電動機１２の回転数とに応じて定まること。

上記の原理（ｉ）は、下記（式１）で表される。
Ｔ_mot＝Ｔ_comp−Ｔ_exp ・・・（式１）

電動機トルクＴ_motは、電流センサ１２２によって検出される電動機電流Ｉ_compと、電動機１２に固有のトルク定数Ｋｔとを用いて、下記（式２）から求まる。
Ｔ_mot＝Ｋｔ×Ｉ_comp ・・・（式２）

ここで用いる電動機電流Ｉ_compは、相電流実効値の３^1/2倍に相当する。

一方、冷凍サイクルの低圧Ｐｓと、膨張機トルクＴ_expと、膨張機構４０の吸入容積Ｖ_expと、断熱係数ｋと、冷凍サイクルの高圧Ｐｄと、電動機１２の回転数ｆとの間には、下記（式３）の関係式が成り立つ。
Ｔ_exp＝ｋ／（ｋ−１）×Ｐｓ×Ｖ_exp×｛（Ｐｄ／Ｐｓ）^(k-1)/k−１｝／（２πｆ）・・・（式３）

冷凍サイクルの低圧Ｐｓは、冷媒が気液２相流の状態であるため、前述したように、飽和温度と圧力との関係を用いて、蒸発器１１０の蒸発温度より蒸発圧力として求めることができる。断熱係数ｋは、冷媒の定圧比熱Ｃｐと定積比熱Ｃｖの比であり、予め与えられる定数である。電動機１２の回転数ｆを特定するためのデータは、インバータ１０２が常時持っており、インバータ１０２から第１コントローラ１０４に与えられる。膨張機構４０の吸入容積Ｖ_expを特定するためのデータは、容積可変機構１２８を制御する第２コントローラ１０６から第１コントローラ１０４に与えられる。こうして第１コントローラ１０４は、回転数ｆおよび吸入容積Ｖ_expを特定するためのデータを定期的に取得する。

同様に、冷凍サイクルの低圧Ｐｓと、圧縮機トルクＴ_compと、圧縮機構２０の吸入容積Ｖ_compと、断熱係数ｋと、冷凍サイクルの高圧Ｐｄと、電動機１２の回転数ｆとの間には、下記（式４）の関係式が成り立つ。（式４）の右辺において、冷凍サイクルの高圧Ｐｄ以外は既知の値となる。
Ｔ_comp＝ｋ／（ｋ−１）×Ｐｓ×Ｖ_comp×｛（Ｐｄ／Ｐｓ）^(k-1)/k−１｝／（２πｆ）・・・（式４）

以上に示した（式２）、（式３）および（式４）を（式１）に代入することにより、冷凍サイクルの高圧Ｐｄを求める（推定する）ことができる。

次に、第２コントローラ１０６の動作について説明する。図９は、第２コントローラ１０６が定期的に実行する制御のフローチャートである。

ステップ１０１において、第２コントローラ１０６は、第１コントローラ１０４が推定した推定圧力値（冷凍サイクルの高圧Ｐｄ）を読み込む。次に、ステップ１０２において、第２温度センサ１２６から検出信号を取得して放熱器１０８の出口における冷媒の温度を見出し、その温度に対応する冷凍サイクルの高圧の最適値（最適圧力値）を求める。ステップ１０１とステップ１０２の順序は、この逆であってもよい。

次に、ステップ１０３において、現在の推定圧力値が、最適圧力値より大か小かを判断する。推定圧力値が最適圧力値よりも大きい場合には、ステップ１０４に進み、膨張機構４０の吸入容積を拡大する制御を行う。これにより、膨張機構４０の入口と出口の圧力差が低減され、冷凍サイクルの高圧が低下して最適圧力値に近づく。

一方、推定圧力値が最適圧力値よりも小さい場合には、ステップ１０５に進み、膨張機構４０の吸入容積を縮小する制御を行う。これにより、膨張機構４０の入口と出口の圧力差が増大し、冷凍サイクルの高圧が上昇して最適圧力値に近づく。こうした制御が行われることにより、放熱器１０８の出口における冷媒の圧力（冷凍サイクルの高圧）は、冷凍サイクル効率を最大にするような圧力に制御される。

以上に説明した実施形態では、放熱器１０８の出口における冷媒の温度に応じて定まる最適圧力値に、推定圧力値が近づくように制御が行われるが、最適圧力値に代えて、予め定めた限界圧力値を用いて同様の制御を行ってもよい。例えば、第１コントローラ１０４による推定圧力値が所定の限界圧力値を超えた場合には、その推定圧力値が限界圧力値以下となるように、推定圧力値に応じて、膨張機構４０の吸入容積を変更する制御を行う。具体的には、推定圧力値が限界圧力値を超えた場合には、膨張機構４０の吸入容積を拡大する制御を行う。このようにしても、冷凍サイクル効率を高めることができる。

（第２実施形態）
冷凍サイクルの高圧を推定し、冷凍サイクル効率を最大化する制御は、容積可変機構を有さない膨張機一体型圧縮機を用いた冷凍サイクル装置にも採用できる。

図１０に示す冷凍サイクル装置１０１は、容積可変機構１２８に代えて、膨張弁１３２が配置された副回路を備えている。膨張弁１３２が配置された副回路は、放熱器１０８と膨張機構４０との間で主循環回路から分岐し、膨張機構４０と蒸発器との間で主循環回路に合流する冷媒回路であり、膨張弁１３２と副配管１３０によって構成される。主循環回路は、膨張機一体型圧縮機１３１、放熱器１０８、蒸発器１１０、およびそれらの要素を相互に接続する主配管１０３によって構成される冷媒回路である。膨張弁１３２は、膨張機構４０に対して並列となるように副回路上に配置されている。この膨張弁１３２の開度を変化させると、膨張機構４０に流れる冷媒の量が変化する。つまり、膨張機構４０の吸入容積を変化させるのと同じ効果が得られる。

図１０の冷凍サイクル装置１０１に用いられている膨張機一体型圧縮機１３１は、吸入容積可変型でないという点でのみ第１実施形態の膨張機一体型圧縮機１２０（図３）と相違し、他の点は共通である。また、第１コントローラ１０４が冷凍サイクルの高圧を推定する手順についても、膨張機構４０の吸入容積が一定となる他は第１実施形態と同一である。

相違点としては、膨張機構４０の吸入容積を変化させる制御に代えて、膨張弁１３２の開度を変化させる制御を行う点である。具体的には、第１コントローラ１０４が推定した推定圧力値が冷凍サイクル効率を最大にする最適圧力値に近づくように、膨張弁１３２の開度を制御する。図１１のフローチャートは、その制御の手順を示している。

図１１のステップ２０１，２０２，２０３は、図９で説明した通りである。ステップ２０３において、推定圧力値が最適圧力値よりも大きいと判断した場合、第２コントローラ１０６は、ステップ２０４に進み、膨張弁１３２の開度を大きくする制御を行う。これにより、膨張機構４０の入口と出口の圧力差が低減され、結果として、冷凍サイクルの高圧が低下して最適圧力値に近づく。

一方、推定圧力値が最適圧力値よりも小さい場合には、ステップ２０５に進み、膨張弁１３２の開度を小さくする制御を行う。これにより、膨張機構４０の入口と出口の圧力差が増大し、冷凍サイクルの高圧が上昇して最適圧力値に近づく。こうした制御が行われることにより、冷凍サイクルの高圧は、冷凍サイクル効率を最大にするような圧力に制御される。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、高効率、高信頼性、かつ低コストであり、空気調和機、給湯機、各種乾燥機、冷凍冷蔵庫等に好適に採用できる。

本発明に係る冷凍サイクル装置のブロック図放熱器の出口における冷媒の圧力および温度、ならびに冷凍サイクル効率の関係を示すＣＯ₂冷媒の特性図膨張機一体型圧縮機の縦断面図図３のＤ１−Ｄ１断面図図３のＤ２−Ｄ２断面図上側端板の固定部の半断面斜視図上側端板の可動部の斜視図固定部と可動部とを一体化した上側端板の半断面斜視図第１吸入孔と第２吸入孔の位置関係を説明する第１シリンダの平面図図６Ａと同様の平面図図６Ａと同様の平面図第１シリンダの動作原理図第２シリンダの動作原理図シャフトの回転角と作動室の各行程との関係を示す図シャフトの回転角と作動室容積との関係を示す図冷凍サイクル効率を最大化する制御のフローチャート第２実施形態の冷凍サイクル装置のブロック図冷凍サイクル効率を最大化するために図１０の冷凍サイクル装置で実施される制御のフローチャート従来の蒸気圧縮式冷凍装置を示すブロック図膨張機を用いた従来の冷凍空調装置を示すブロック図冷凍サイクルにおけるＣＯ₂冷媒の状態を表すモリエル線図

符号の説明

１２電動機
１３シャフト
２０圧縮機構
４０膨張機構
１００，１０１冷凍サイクル装置
１０２インバータ（回転数検出手段）
１０３主配管
１０４第１コントローラ（圧力推定手段）
１０６第２コントローラ（制御手段）
１０８放熱器
１１０蒸発器
１２０，１３１膨張機一体型圧縮機
１２２電流センサ（電流検出手段）
１２４第１温度センサ（第１温度検出手段）
１２６第２温度センサ（第２温度検出手段）
１２８容積可変機構
１３０副配管
１３２膨張弁

Claims

冷媒を圧縮する圧縮機構、前記圧縮機構に動力を与える電動機、前記冷媒を膨張させる吸入容積可変型の２段ロータリ式膨張機構、および前記圧縮機構と前記膨張機構とを連結するシャフトを有する膨張機一体型圧縮機と、
前記冷媒を冷却する放熱器と、
前記冷媒を蒸発させる蒸発器と、
前記電動機に流れる電流である電動機電流を検出する電流検出手段と、
前記蒸発器における前記冷媒の蒸発温度を検出する第１温度検出手段と、
前記電動機の回転数を検出する回転数検出手段と、
前記放熱器の出口における前記冷媒の温度を検出する第２温度検出手段と、
前記電流検出手段、前記第１温度検出手段、前記回転数検出手段および前記第２温度検出手段による検出結果に基づいて、前記膨張機構の吸入容積を変更する制御を行う制御手段と、
を備え、
前記膨張機構は、吸入側作動室と吐出側作動室とを形成する第１シリンダと、吸入側作動室と吐出側作動室とを形成する第２シリンダと、前記第１シリンダの前記吸入側作動室に冷媒を吸入させる第１吸入孔と、前記第１シリンダの前記吐出側作動室と前記第２シリンダの前記吸入側作動室とを連通して一つの作動室を形成する連通孔と、前記第２シリンダの前記吐出側作動室から冷媒を吐出させる吐出孔と、当該膨張機構の吸入容積を変化させる容積可変機構と、を有し、
前記容積可変機構は、前記シャフトの中心軸を回転中心とする回転が可能で、かつ前記第１シリンダの前記吸入側作動室に冷媒を吸入させる第２吸入孔を有する可動部を含み、
前記第１吸入孔と前記第１シリンダの前記吸入側作動室との接続位置が固定されており、前記第２吸入孔と前記第１シリンダの前記吸入側作動室との接続位置が可変であり、
前記制御手段は、前記検出結果に基づき、前記可動部を回転させて前記第１シリンダの前記吸入側作動室に対する前記第２吸入孔の接続位置を制御することで、前記膨張機構の吸入容積を変更する、冷凍サイクル装置。
前記電流検出手段、前記第１温度検出手段、前記回転数検出手段および前記第２温度検出手段による検出結果に基づいて、冷凍サイクルの高圧を推定する圧力推定手段をさらに備え、
前記制御手段は、前記圧力推定手段による推定圧力値が冷凍サイクル効率を最大にする最適圧力値に近づくように、前記膨張機構の吸入容積を変更する制御を行う、請求項１記載の冷凍サイクル装置。
前記圧力推定手段は、前記冷媒の膨張力によって前記シャフトに加わるトルク（Ｔ_exp）が、前記圧縮機構に加わるトルク（Ｔ_comp）から前記電動機が前記シャフトに加えるトルク（Ｔ_mot）を減じた値に等しく、かつ、冷凍サイクルの高圧および低圧と、前記回転数とに応じて定まることを利用した演算により、冷凍サイクルの高圧を推定する、請求項２記載の冷凍サイクル装置。