JP4833330B2 - 超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルおよびこれを用いる冷暖房空調設備とヒートポンプ給湯機 - Google Patents

Description

この発明は、冷媒を二段圧縮するとともに中間圧に冷媒をインジェクションする二段圧縮機を備える超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルおよびこれを用いる冷暖房空調設備とヒートポンプ給湯機とに関するものである。

冷暖房空調設備に用いられていた特定フロンは、オゾン層の破壊や地球温暖化などの問題があり規制されている。また、新しく開発された代替冷媒は、オゾン層を破壊しないが、地球温暖化係数が二酸化炭素冷媒の数百から数千倍である。このような背景から、二酸化炭素が地球環境にやさしい冷媒として再び注目されている。
しかし、二酸化炭素の臨界温度は約３１℃であり、空調用冷凍サイクルの作動流体として使った場合、通常の放熱側環境温度（冷房時室外：２５℃〜３５℃程度、暖房時室内：１５℃〜２５℃程度）で圧縮された冷媒は、二酸化炭素の臨界温度と７．３８ＭＰａの臨界圧力を超えるようになり、超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルを形成する。超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの放熱過程において、二酸化炭素冷媒が超臨界圧力状態になっているため、従来冷媒のような潜熱ではなく顕熱の形で放熱が行われ、従来の冷凍サイクルに比べサイクル効率が低下してしまう問題があった。

そこで、二酸化炭素を冷媒に用いた超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの効率を向上させるために、内部熱交換器とガスインジェクションとを用いたサイクルが提案されている（例えば、特許文献１参照）。
また、二段圧縮機の中間圧にガスインジェクションする冷凍サイクルに適した排除容積比について、ＨＦＣ冷媒（Ｒ４１０Ａ）、ＨＣＦＣ冷媒（Ｒ２２）に関して検討している（例えば、特許文献２参照）。
また、内部中間圧型二酸化炭素冷媒ニ段ロータリ圧縮機において一段目に対する二段目の排除容積比を１対０．５６〜０．８の範囲（特に０．６５を推奨）に設定し、起動時の圧力変動を小さくしてオイルフォーミングが抑制できることが開示されている（例えば、特許文献３参照）。

特開２００１−１１６３７６号公報 特開２０００−８７８９２号公報 特開２００１−７３９７６号公報

しかし、従来の提案においては二酸化炭素を冷媒として用いることについて考慮されていないし、内部中間圧型以外のシェル形式で二酸化炭素を冷媒とする圧縮機についても検討されていない。
二酸化炭素を冷媒に用いた超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいては、高圧放熱器で超臨界状態に達するため、従来の提案に従って二段圧縮機の排除容積比を決定しても、気液分離が適切に行なえず中間インジェクションによる性能改善効果と信頼性向上効果とが十分に得られないという問題がある。

この発明の目的は、吸入加熱損失が小さく高効率の高圧シェル型の二段圧縮機を備え、二酸化炭素冷媒の放熱側が超臨界域で動作する超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルを提供することである。

この発明に係る超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルは、低圧の冷媒が低段側回転圧縮要素で中間圧まで圧縮された冷媒が中間連結回路を経由して高段側回転圧縮要素に吸入され、上記高段側回転圧縮要素で高圧まで圧縮される二段圧縮機と、高圧に圧縮される冷媒を飽和液圧以下まで減圧する第１の膨張装置と、飽和液圧以下で湿りガス状態になった冷媒を気液分離する気液分離器と、気液分離後の気相側冷媒を上記中間連結回路にインジェクションするインジェクション回路と、気液分離後の液相側冷媒を低圧まで減圧する第２の膨張装置と、低圧まで減圧される冷媒を蒸発させる蒸発器と、を有する超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、上記高段側回転圧縮要素の排除容積の上記低段側回転圧縮要素の排除容積に対する排除容積比は、上記二段圧縮機の吸入圧力の上記第１の膨張装置における冷媒飽和液圧に対する比の等エントロピ指数の乗根以上であるように膨張前温度を制御するとともに、上記中間連結回路にインジェクションする冷媒を気相状態に保つように上記第１の膨張装置または上記第２の膨張装置の開度または吸入加熱度を制御する。

この発明に係る超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの効果は、二段圧縮機に中間インジェクションする冷媒主成分を気相状態に保つことができ、液相冷媒を多量注入することによって起こりうる圧縮機効率の低下と信頼性の低下を防ぐことができる。

この発明の実施の形態１に係わる気液分離器を用いた超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの回路図である。 この発明の実施の形態１に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルのＰｉ線図である。 この発明の実施の形態１に係わる二段圧縮機の高段側回転圧縮要素の吸入口でのＰｉ線図である。 排除容積比およびインジェクションの有無をパラメータとする全圧縮比に対する圧縮機効率の関係を示すグラフである。 排除容積比およびインジェクションの有無をパラメータとする全圧縮比に対する給湯加熱成績係数の関係を示すグラフである。 排除容積比をパラメータとする全圧縮比に対するガスインジェクション量の割合の関係を示すグラフである。 排除容積比０．８５の二段圧縮機におけるインジェクションの有無をパラメータとする全圧縮比に対する低段側圧縮比および高段側圧縮比の関係を示すグラフである。 排除容積比０．６５の二段圧縮機におけるインジェクションの有無をパラメータとする全圧縮比に対する低段側圧縮比および高段側圧縮比の関係を示すグラフである。 乾き度をパラメータとし、理想条件で二段圧縮機の中間圧が最適値に一致する排除容積比を示すグラフである。 乾き度をパラメータとし、実条件で二段圧縮機の中間圧が最適値に一致する排除容積比を示すグラフである。 この発明の実施の形態２に係わる気液分離器を用いた二段圧縮二段膨脹方式の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの回路図である。 この発明の実施の形態３に係わる内部熱回収型熱交換器を用いた二段圧縮一段膨脹方式の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの回路図である。 冷媒混合器の一例の構成図である。 冷媒混合器の他の例の構成図である。 実施の形態３に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、インジェクション量の割合に対する暖房成績係数の関係を示すグラフである。 実施の形態３に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、過熱度をパラメータとするインジェクション量の割合に対する排除容積比の関係を示すグラフである。 この発明の実施の形態４に係わる二段圧縮機の回転圧縮要素の断面図である。 この発明の実施の形態５に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの回路図である。

以下、本発明の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの好適な実施の形態につき図面を用いて説明する。
実施の形態１．
図１は、この発明の実施の形態１に係わる気液分離器を用いた超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの回路図である。
この発明の実施の形態１に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルは、冷媒を二段で圧縮する二段圧縮機１と冷媒を二段で膨張する第１の膨張装置３および第２の膨張装置７とを備える二段圧縮二段膨張方式を採用している。冷媒としては、二酸化炭素を用いている。
実施の形態１に係わる二段圧縮機１では、冷媒を密閉容器１３に内包される低段側回転圧縮要素１１および高段側回転圧縮要素１２で順に圧縮して超臨界状態まで昇圧し、高段側回転圧縮要素１２の吐出口ｄ_２から密閉容器１３内に吐出する。その後、密閉容器１３から外部回路へ吐出された冷媒は、高圧放熱器２で放熱冷却された後、第１の膨張装置３で飽和圧力以下まで減圧し、湿りガス状態になった冷媒を気液分離器４で気液分離する。低段側回転圧縮要素１１の吐出口ｄ_１と高段側回転圧縮要素１２の吸入口Ｓ_２が中間連結回路１５により連結されている。

気液分離器４内の気相を主成分とする冷媒は、インジェクション回路５から二段圧縮機１の中間連結回路１５の途中にある冷媒混合器１４に中間インジェクションされ、低段側回転圧縮要素１１から吐出された冷媒に混合されてから高段側回転圧縮要素１２に吸入される。
インジェクション回路５には、流量調整弁１６が介設されており、インジェクション量を調整する。
一方、気液分離器４内の液相冷媒は、第２の膨張装置７でさらに減圧され、蒸発器８で吸熱加熱され気相状態まで蒸発されて、再び二段圧縮機１の低段側回転圧縮要素１１の吸入口Ｓ_１から吸入される。

また、二段圧縮機１において、中間圧が冷媒の臨界圧力以下になるように、低段側回転圧縮要素１１の排除容積に対する高段側回転圧縮要素１２の排除容積の割合（以下、排除容積比と称す。）は、二段圧縮機１の吸入圧力を第１膨脹装置３における冷媒飽和液圧で除算した商の等エントロピ指数乗根以上である。

また、実施の形態１に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルは、温度計２０、２１が第１の膨張装置３の上流側と下流側に、温度計２２が気液分離器４に連なる液相側配管２３に、温度計２４が気液分離器４に連なるインジェクション回路５に、温度計２５、２６が低段側回転圧縮要素１１の吐出口ｄ_１から高段側回転圧縮要素１２の吸入口Ｓ_２とを連結する中間連結回路１５のインジェクション回路５が接続される位置の前後に、温度計２７、２８が高圧放熱器２の前後に、温度計２９、３０が蒸発器８の前後にそれぞれ取り付けられ、測定した温度から冷媒の状態を推定する。そして、気液分離器４の吸入前の冷媒が飽和液圧以下で、湿りガス状態にするために、気液分離器４の吸入前の温度計２１の温度から飽和液温度以下、すなわち湿りガス状態であるか否かを判断し、気液分離器４に吸入される直前の冷媒の温度が液温度帯であれば、第１の膨脹装置３を絞って中間圧を下げるように調節する。

図２は、この発明の実施の形態１に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルのＰｉ線図である。
次に、中間インジェクションを行う効果について図２を参照して説明する。なお、二段圧縮機１の低段側吸入圧力をＰ_Ｓ１（二段圧縮機１の吸入圧力Ｐ_Ｓに等しい）、中間圧力をＰ_ｍ（低段側吐出圧力Ｐ_ｄ１と高段側吸入圧力Ｐ_Ｓ２とに等しい）、高段側吐出圧力をＰ_ｄ２（二段圧縮機１の吐出圧力Ｐ_ｄに等しい）で表す。また、蒸発器８を循環する循環量をＧ_ｅＶ、中間インジェクション量をＧ_ｉｎｊ、ガスクーラ側循環流量をＧ_ｇＣで表す。ここで、ガスクーラ側循環流量Ｇ_ｇＣは、Ｇ_ｇＣ＝Ｇ_ｅＶ＋Ｇ_ｉｎｊから求まり、中間インジェクション量の割合αを、α＝Ｇ_ｉｎｊ／Ｇ_ｅＶで定義する。

二段圧縮における中間インジェクションによる成績係数（Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｏｆ Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅの略語ＣＯＰと称す。）の改善は、圧縮機効率とサイクル効率とが改善される。
まず、サイクル効率の改善効果について説明する。
（１）空調冷房用途では、二段圧縮インジェクションによって凝縮器側のエンタルピ差が増加し、冷房能力と冷房成績係数が向上する。
（２）空調暖房用途では、ガスクーラ側冷媒循環量が増加して暖房能力と成績係数が向上するが、空調冷房用途に比べると効果は小さい。
（３）給湯用途においても空調暖房用途と同様の効果があるが、吐出温度が下がるためインジェクション量が制約される。
（４）高圧シェル型圧縮機を高圧縮比で運転すると、高段側吐出温度が異常に高温となり二段圧縮機１の信頼性が損なわれる。この対策として中間インジェクションすることによって、成績係数を低下させずに高段側吐出温度の異常上昇を抑えることができる。

図３は、この発明の実施の形態１に係わる二段圧縮機１の高段側回転圧縮要素１２の吸入口Ｓ_２でのＰｉ線図を示す。なお、図３において、Ａ_０は、インジェクション無しの理想状態、すなわち、体積効率が１で、吸入加熱損失がない場合、Ａ_１は、インジェクション有りの理想状態、すなわち、体積効率が１で、吸入加熱損失がない場合、Ｂ_０は、インジェクション無しで体積効率が実体積効率、吸入加熱損失がない場合、Ｂ_１は、インジェクション有りで体積効率が実体積効率、吸入加熱損失がない場合、Ｃ_０は、インジェクション無しの実状態、すなわち、体積効率が実体積効率、吸入加熱損失がある場合、Ｃ_１は、インジェクション有りの実状態、すなわち、体積効率が実体積効率、吸入加熱損失がある場合のそれぞれの高段側回転圧縮要素１２の吸入口Ｓ_２におけるエンタルピと圧力を示す。
また、中間圧は、インジェクション有りの方が無しの場合より大きい。また、実状態の中間圧の方が理想状態の中間圧より大きい。

次に、二段圧縮インジェクションサイクルが成立するために必要な排除容積比の条件について説明する。
１）インジェクションが行われないときの理想状態、すなわち、体積効率が１で中間加熱が行われていないときについて説明する。（図３のＡ_０の状態のときである。）
このとき、理想的な中間圧Ｐ_ｍａｄは、低段側回転圧縮要素１１において等エントロピ圧縮されたときの低段側吐出圧力Ｐ_ｄ１ａｄに等しく、式（１）により求められる。但し、Ｖ_Ｓｔ１は低段側排除容積、Ｖ_Ｓｔ２は高段側排除容積、ρ_Ｓ１は低段側の吸入冷媒密度、ρ_ｄ１ａｄは等エントロピ圧縮されたときの低段側吐出冷媒密度、Ｐ_Ｓ１は二段圧縮機１の低段側吸入圧力、Ｐ_ｍは二段圧縮機１の中間圧力、ｎは等エントロピ指数である。

Ｐ_ｍａｄ＝Ｐ_ｄ１ａｄ＝Ｐ_Ｓ１×（ρ_ｄ１ａｄ／ρ_Ｓ１）^ｎ
＝Ｐ_Ｓ１×（Ｖ_Ｓｔ１／Ｖ_Ｓｔ２）^ｎ・・・（１）

等エントロピ指数ｎは、ＲＥＦＰＲＯＰ第７版のデータベースから、ｎ＝ＬＮ（Ｐ_ｍ／Ｐ_Ｓ１）÷ＬＮ（ρ_ｍ／ρ_Ｓ１）を用いて計算することにより求められ、等エントロピ指数ｎは約１．３となる。
また、二段圧縮機１の高段側吸入圧力Ｐ_Ｓ２は、理想的な中間圧Ｐ_ｍａｄに等しい。

２）次に、インジェクションが行われ、体積効率が実体積効率で、且つ中間加熱が行われないときについて説明する。（図３のＢ_１の状態のときである。）
このとき、質量保存式は式（２）で表される。但し、η_Ｖ１は低段側体積効率、η_Ｖ２は高段側体積効率、ρ_Ｓ２は高段側の吸入冷媒密度である。

Ｖ_Ｓｔ１×η_Ｖ１×ρ_Ｓ１×（１＋α）＝Ｖ_Ｓｔ２×η_Ｖ２×ρ_Ｓ２・・・（２）

インジェクションされた冷媒が低段側吐出口ｄ_１から高段側吸入口Ｓ_２まで等圧変化するとき、混合した冷媒のエネルギが保存され、式（３）が成り立つ。そして、排除容積比Ｖ_Ｓｔ２／Ｖ_Ｓｔ１は、式（３）を式（２）に代入して得られる式（４）で求められる。

ρ_Ｓ２＝｛（１＋α）×ρ_ｄ１×ρ_ｉｎｊ｝／（ρ_ｄ１×α＋ρ_ｉｎｊ）・・・（３）
Ｖ_Ｓｔ２／Ｖ_Ｓｔ１＝（η_Ｖ１／η_Ｖ２）×（１＋α）×（ρ_Ｓ１／ρ_Ｓ２）
＝（η_Ｖ１／η_Ｖ２）×（１＋α×ρ_ｄ１／ρ_ｉｎｊ）×（ρ_Ｓ１／ρ_ｄ１）・・・（４）

そして、気液分離後にガスインジェクションすることができるための必要条件は、理想状態の中間圧力Ｐ_ｍａｄが第１の膨張装置３の飽和液圧力Ｐ_ｌｉｑより小さいことである。この必要条件を書き直すと、式（５）、さらに式（６）となる。ここで、低段側吐出口ｄ_１が理想的低段側吐出口ｄ_１ａｄに等しいとすると、必要条件は式（７）となる。

Ｐ_Ｓ１×（ρ_ｄ１ａｄ／ρ_Ｓ１）^ｎ＜Ｐ_ｌｉｑ＜Ｐ_ｃｒｔ・・・（５）
ρ_Ｓ１／ρｄ_１ａｄ＞（Ｐ_ｓ１／Ｐ_ｌｉｑ）^１／ｎ＞（Ｐ_ｓ１／Ｐ_ｃｒｔ）^１／ｎ・・・（６）
ρ_Ｓ１／ρｄ_１＞（Ｐ_ｓ１／Ｐ_ｌｉｑ）^１／ｎ＞（Ｐ_ｓ１／Ｐ_ｃｒｔ）^１／ｎ・・・（７）

ゆえに、排除容積比Ｖ_Ｓｔ２／Ｖ_Ｓｔ１についての必要条件は、式（４）と式（７）から式（８）となる。

Ｖ_Ｓｔ２／Ｖ_Ｓｔ１＞（η_Ｖ１／η_Ｖ２）×（１＋α×ρ_ｄ１／ρ_ｉｎｊ）×（Ｐ_ｓ１／Ｐ_ｌｉｑ）^１／ｎ
＞（η_Ｖ１／η_Ｖ２）×（１＋α×ρ_ｄ１／ρ_ｉｎｊ）×（Ｐ_ｓ１／Ｐ_ｃｒｔ）^１／ｎ・・・（８）

通常、ロータリ式の回転圧縮要素を同じシリンダ（内径と厚みが等しい）を用いて構成すると、漏れ感度（＝漏れ面積÷排除容積）は排除容積が小さいほど大きくなることが知られているので、低段側排除容積Ｖ_Ｓｔ１が高段側排除容積Ｖ_Ｓｔ２より大きいと、低段側体積効率η_Ｖ１が高段側体積効率η_Ｖ２より大きく、式（９）の関係が成り立つ。また、式（４）の（１＋α×ρ_ｄ１／ρ_ｉｎｊ）に関して式（１０）の関係が成り立つので、排除容積比Ｖ_Ｓｔ２／Ｖ_Ｓｔ１についての必要条件は、式（１１）となる。

η_Ｖ１／η_Ｖ２＞１・・・（９）
（１＋α×ρ_ｄ１／ρ_ｉｎｊ）＞１・・・（１０）
Ｖ_Ｓｔ２／Ｖ_Ｓｔ１＞（Ｐ_ｓ１／Ｐ_ｌｉｑ）^１／ｎ＞（Ｐ_ｓ１／Ｐ_ｃｒｔ）^１／ｎ・・・（１１）

３）次に、インジェクションが行われ、体積効率が実体積効率で、且つ中間加熱が行われているときについて説明する。（図３のＣ_１の状態のときである。）
各種圧縮機損失の発生により、中間圧の冷媒は等圧のまま過熱され温度上昇すると、吐出される中間圧の冷媒密度ρ_ｄ１ｒは、低段側回転圧縮要素１１で等エントロピ圧縮された後での低段側吐出冷媒密度ρ_ｄ１ａｄより大きくなり、式（１２）の関係式が成り立つ。また、式（４）のρ_ｄ１にρ_ｄ１ｒを代入すると、式（１３）が得られる。この式（１３）のρ_ｄ１ｒをρ_ｄ１ａｄで置き換え、関係式（１２）から式（１４）が得られる。

ρ_ｄ１ａｄ＜ρ_ｄ１ｒ・・・（１２）
Ｖ_Ｓｔ２／Ｖ_Ｓｔ１＝（η_Ｖ１／η_Ｖ２）×（１＋α×ρ_ｄ１／ρ_ｉｎｊ）×（ρ_Ｓ１／ρ_ｄ１ｒ）・・・（１３）
Ｖ_Ｓｔ２／Ｖ_Ｓｔ１＞（η_Ｖ１／η_Ｖ２）×（１＋α×ρ_ｄ１／ρ_ｉｎｊ）×（ρ_Ｓ１／ρ_ｄ１ａｄ）
＝（η_Ｖ１／η_Ｖ２）×（１＋α×ρ_ｄ１／ρ_ｉｎｊ）×（Ｐ_Ｓ１／Ｐ_ｍａｄ）・・・（１４）

なお、気液分離後ガスインジェクションを行えるための排除容積比に関する必要条件は、式（８）、さらに式（１１）となる。

４）図３のＡ_０の状態のときは、式（８）のαを零とし、η_Ｖ１＝η_Ｖ２とすればよい。図３のＢ_０の状態のときは、式（８）のαを零とし、ρ_ｄ１ａｄ＝ρ_ｄ１ｒとすればよい。図３のＣ_０の状態のときは、式（８）のαを零とし、ρ_ｄ１ａｄ＜ρ_ｄ１ｒとすればよい。
また、図３のＡ_１の状態のときは、式（８）のα＞０とし、η_Ｖ１＝η_Ｖ２とすればよい。
また、気液分離後ガスインジェクションを行えるための排除容積比に関する必要条件は、式（８）、さらに式（１１）となる。

次に、実施の形態１に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの効果について説明する。
表１には、住宅用二酸化炭素冷媒ヒートポンプ給湯機に用いられる代表的な環境条件と運転条件を示す。この環境条件は、日本冷凍空調工業会標準規格「ＪＲＡ４０５０−２００５」に記載される温度条件および（財）ベターリビング制定の優良住宅部品性能試験方法書（ＢＬＴ ＥＨ：２００３）で定められた値から引用した。ＳＨはＳｕｐｅｒｈｅａｔの略で吸入加熱度を表し、ここでは約１０℃を仮定した。添字Ｓは吸入、ｄは吐出、ｅｘｐは膨張弁前を意味する。運転条件に示す吸入、吐出、膨張弁前の温度と圧力は、環境条件温度から現実的な範囲でほぼ一様に定められる。

表２には、実施の形態１の効果を比較するために用いるロータリ式の二段圧縮機１の基本仕様を示す。

また、表３には、二段圧縮機１の性能特性のうち、中間圧の予測値と実験値を示す。なお、予測方法は、技術文献１（福田充宏、他３名、「Ｒ４１０Ａ用２段ロータリ圧縮機の性能予測」、平成１０年度日本冷凍空調学会学術講演会講演論文集、日本冷凍空調学会、平成１０年１０月、ｐ．４１−４４）や技術文献２（角田昌之、他１名、「回転式容積形圧縮機の内部漏れの解析と評価」、第１９回空気調和・冷凍連合講演会講演論文集、日本冷凍空調学会、１９８５年４月、ｐ．１７−１９）に記載されている解析手段を適用する。

環境条件が給湯定格およびＪＲＡＩＡ冬（冬季高温加熱）において、インジェクション量の割合αが１０％のときにインジェクションを行った場合と行わない場合とで中間圧を予測すると、表３に示すように、理想状態（Ａ_１）の中間圧予測値より実体積効率を考慮した状態（Ｂ_１）の中間圧予測値のほうが大きく、さらに、吸入加熱損失を考慮した状態（Ｃ_１）の中間圧予測値のほうが大きくなり、実測値とよく一致することが確認できた。

次に、気液分離式の二段圧縮ガスインジェクションサイクルにおいて、二段圧縮機１の排除容積比が０．６５と０．８５との場合の中間インジェクションによる性能改善効果を予測し比較した結果を説明する。予測するときの計算条件として、表１に示す給湯定格の運転条件を用いている。また、インジェクション量の割合αは、気液分離後の気相ガスが最大限にガスインジェクションする場合を仮定した。

図４は、排除容積比およびインジェクションの有無をパラメータとする全圧縮比Ｐ_ｄ２／Ｐ_Ｓ１に対する圧縮機効率の関係を示すグラフである。図５は、排除容積比およびインジェクションの有無をパラメータとする全圧縮比Ｐ_ｄ２／Ｐ_Ｓ１に対する給湯加熱成績係数（ＣＯＰ）の関係を示すグラフである。
図４と図５から分かるように、インジェクション無しの場合には、排除容積比０．８５の二段圧縮機１は全圧縮比２．５以下で圧縮機効率および給湯加熱成績係数などの性能が優れており、排除容積比０．６５の二段圧縮機１は全圧縮比２．５より大きい領域で性能が優れている。一方、インジェクション有りの場合には、全圧縮比が約２から約４の範囲で排除容積比０．８５の二段圧縮機１の性能が優れている。

図６は、排除容積比をパラメータとする全圧縮比に対するガスインジェクション量の割合の関係を示すグラフである。
気液分離式ガスインジェクションをするためには、第１膨脹装置３で減圧された冷媒が飽和液圧Ｐ_ｌｉｑ以下で、湿りガス状態になることが必要条件であり、乾き度βが大きいほどインジェクション量の割合αが大きくなる。ところが、排除容積比０．６５の場合には、中間圧が比較的高いので、全圧縮比２．５以下で気液分離できない。全圧縮比２．５を超えても乾き度βが小さいので大きなインジェクション量は得られない。

図７は、排除容積比０．８５の二段圧縮機１におけるインジェクションの有無をパラメータとする全圧縮比に対する低段側圧縮比および高段側圧縮比の関係を示すグラフである。図８は、排除容積比０．６５の二段圧縮機１におけるインジェクションの有無をパラメータとする全圧縮比に対する低段側圧縮比および高段側圧縮比の関係を示すグラフである。なお、図７と図８とには、全圧縮比に対する圧縮比の最適値も合わせて示す。なお、一般的に二段圧縮機１では、低段側圧縮比と高段側圧縮比とがそれぞれ全圧縮比の２乗根で、中間圧が二段圧縮機１の吸入圧力と吐出圧力との積の２乗根であるとき圧縮機効率が最もよいことが知られているので、低段側圧縮比と高段側圧縮比の最適値としてこの全圧縮比の２乗根を用いている。

排除容積比が０．８５の二段圧縮機１の場合、図７に示すように、インジェクションを行うと、中間圧が上昇し、低段側圧縮比Ｐ_ｄ１／Ｐ_Ｓ１と高段側圧縮比Ｐ_ｄ２／Ｐ_Ｓ２がともに最適値に近づいて、圧縮機効率が改善できる。
一方、排除容積比が０．６５の二段圧縮機１の場合、インジェクションを行っても、低段側圧縮比と高段側圧縮比が変わらないので、圧縮機効率が改善できない。

このような気液分離器を用いた二段圧縮インジェクションサイクルにおいては、特開２００１−７３９７６号公報に開示される排除容積比０．６５は最適値ではない。ガスインジェクションによる性能改善効果を得るためには、まず、第１の膨脹装置３で減圧された冷媒が飽和液圧Ｐ_ｌｉｑ以下で、湿りガス状態になることが必要であり、また排除容積比に関する関係式（８）または関係式（１１）が必要条件である。

このようにすることにより、第１の膨張装置３で減圧された冷媒の圧力が飽和液圧以下となり、且つ、排除容積比が二段圧縮機１の吸入圧力の飽和液圧に対する比の等エントロピ指数の乗根以上となっているので、圧縮機効率と信頼性とを改善することができる。

また、中間圧が二段圧縮機１の吸入圧力と吐出圧力との積の２乗根より小さければ、二段圧縮機１の中間圧に冷媒を中間インジェクションすることによって、中間圧が二段圧縮機１の吸入圧力と吐出圧力との積の２乗根に漸近して圧縮機効率が改善されるとともに信頼性が向上する。ここで、式（８）の飽和液圧Ｐ_ｌｉｑを二段圧縮機１の吸入圧力と吐出圧力との積の２乗根で置き換えれば、式（１５）、式（１６）が必要条件の式となる。

Ｖ_Ｓｔ２／Ｖ_Ｓｔ１＞（η_Ｖ１／η_Ｖ２）×（１＋α×ρ_ｄ１／ρ_ｉｎｊ）×（Ｐ_ｓ１／Ｐ_ｄ２）^１／２ｎ・・・（１５）
Ｖ_Ｓｔ２／Ｖ_Ｓｔ１＞（Ｐ_ｓ１／Ｐ_ｄ２）^１／２ｎ・・・（１６）

次に、実施の形態１に係わる中間インジェクションの異なる効果について説明する。
表４には、二酸化炭素冷媒を用いた空調冷暖房設備の一般的な運転条件を示す。図９は、乾き度をパラメータとし、表４の冷房定格の条件の下、体積効率が１、中間加熱無しの理想条件で、二段圧縮機１の中間圧が最適値（Ｐ_Ｓ／Ｐ_ｄ）^１／２に一致する排除容積比を示すグラフである。図１０は、乾き度をパラメータとし、表４の冷房定格の条件の下、体積効率が実体積効率、中間加熱の影響を考慮した実条件で、二段圧縮機１の中間圧が最適値（Ｐ_Ｓ／Ｐ_ｄ）^１／２に一致する排除容積比を示すグラフである。

インジェクション量の割合αが０％のとき、逆算した排除容積比は０．７９となり、インジェクション量の割合αが増加するほど排除容積比は大きくなる。インジェクション量の割合αが３０％までインジェクション量を増やすと、排除容積比は理想条件で０．７９〜０．８６の範囲、実条件で０．８４〜１．０の範囲で変化すると予測される。低段側吸入過熱度（ＳＨ）が大きいほど排除容積比は小さくなる、また、中間インジェクション冷媒の乾き度が小さいほど排除容積比は小さくなる傾向を示す。

このように排除容積比を適切に設定すれば、中間インジェクションによって中間圧が最適値に近づいて圧縮機効率が改善する。
また、このとき（Ｐ_Ｓ／Ｐ_ｃｒｔ）^１／２ｎ＜（Ｐ_Ｓ／Ｐ_ｄ）^１／２ｎの関係式が成り立つので、気液分離インジェクションが成り立つための必要条件式（１６）を満足する。

実施の形態２．
図１１は、この発明の実施の形態２に係わる気液分離器を用いた二段圧縮二段膨脹方式の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの回路図である。
この発明の実施の形態２に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルは、実施の形態１に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルに中間連結回路１５に介設される逆止弁１９と低段側から吐出する冷媒ガスを気液分離器４に戻す戻し回路１８とを追加することが異なっており、それ以外は同様であるので、同様な部分に同じ符号を付記して説明は省略する。
実施の形態２に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルは、気液分離器４が液相状態となりインジェクションできないときのために、低段側回転圧縮要素１１から吐出する冷媒ガスを中間連結回路１５から分岐する逆止弁１９と、分岐された冷媒ガスを気液分離器４に戻す戻り回路１８を備える。

このように低段側回転圧縮要素１１から吐出する冷媒ガスを高段側吸入口Ｓ_２に送らずに、戻り回路１８を経由して気液分離器４内に戻すと、気液分離器４内で液相冷媒と混合・熱交換して乾き度を高めて、気相の冷媒をインジェクション回路５から高段側吸入口Ｓ_２に注入することができる。
このようにすることにより、二段圧縮機１に中間インジェクションする冷媒主成分を気相状態に保つことができ、液相冷媒を多量注入することにより起る圧縮機効率の低下と信頼性の低下を防ぐことができる。

実施の形態３．
図１２は、この発明の実施の形態３に係わる内部熱回収型熱交換器を用いた二段圧縮一段膨脹方式の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの回路図である。
この発明の実施の形態３に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルは、実施の形態１に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルと気液分離器４の代わりに内部熱回収型熱交換器１０を用いることと、高圧放熱器２から第２の膨張装置７により低段側回転圧縮要素１１への吸入圧力まで減圧することが異なっており、それ以外は同様であるので、同様な部分に同じ符号を付記して説明は省略する。

また、実施の形態３に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルは、インジェクション回路５と中間連結回路１５の合流点に冷媒混合器１４を備える。冷媒混合器１４では、インジェクション回路５から供給される気相が主成分の冷媒を低段側回転圧縮要素１１から吐出される冷媒に混合させてガス化してから、高段側回転圧縮要素１２に吸入させる。

図１３は、冷媒混合器１４の一例の構成図である。
冷媒混合器１４は、図１３に示すように、中間連結回路１５の周囲に巻き付けられたねじり管方式の冷媒−冷媒熱交換器１４ａを備える。この冷媒−冷媒熱交換器１４ａの一端はインジェクション回路５に接続され、他端が中間連結回路１５の途中に接続されている。
この冷媒混合器１４では、インジェクション回路５から送られる液混じりのインジェクション冷媒と低段側回転圧縮要素１１から吐出されたガス冷媒の間で熱交換され、乾き度が高められたインジェクション冷媒が中間連結回路１５に合流され、高段側回転圧縮要素１２に送られる。

図１４は、冷媒混合器１４の他の例の構成図である。
また、別の冷媒混合器１４は、図１４に示すように、バッファタンク１４ｂを備え、バッファタンク１４ｂ内で注入する冷媒が旋回流になるように、インジェクション回路５をバッファタンク１４ｂに接続する。このようにインジェクション回路５から注入される冷媒が旋回されて混合されるので、十分に混合される。
なお、この冷媒混合機能をシェル内部で構成して二段圧縮機１をコンパクト化することも可能である。

このようにすることにより、インジェクション回路５から液相冷媒を多量に流入する運転状態においても高段側回転圧縮要素１２に液注入することを回避できるので信頼性の低下を防ぐことができる。
また、実施の形態３においても、排除容積比を実施の形態１と同様に適切に設定することにより、実施の形態１と同様に、二段圧縮機１に中間インジェクションする冷媒主成分を気相状態に保つことができ、液相冷媒を多量注入することによって起こる圧縮機効率の低下と信頼性の低下を防ぐことができる。

次に、実施の形態３に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの効果を説明する。
図１５は、実施の形態３に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、インジェクション量の割合に対する暖房成績係数の関係を示すグラフである。
計算方法は、技術文献３（畝崎史武、「冷凍空調機器におけるシミュレーション技術」、冷凍、日本冷凍空調学会、２００３年７月、第７８巻、第９０９号、ｐ．５７３ー５７８）のサイクルシミュレーションを用いて、表４の暖房定格の運転条件で計算した。インジェクション量の割合を約２０％以上にすると暖房成績係数が約８％改善できる。
図１６は、実施の形態３に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、過熱度（ＳＨ）をパラメータとするインジェクション量の割合に対する排除容積比の関係を示すグラフである。
図１６に示す排除容量比は、まず表４の暖房定格の条件の下、適切なインジェクション量の割合、乾き度、中間圧力をそれぞれ計算し、これを満たす排除容積比を理想的な条件（η_Ｖ１＝η_Ｖ２、中間加熱無し）から逆算して求める。
図１６から分かるように、インジェクション量の割合が増加するほど排除容積比は大きくなる。標準的な低段側吸入口Ｓ_１の過熱度は１０℃程度であり、過熱度を小さくすると排除容積比は大きくなる。
また、図１５から分かるように、暖房成績係数はインジェクション量の割合が２０％以上のとき最大となるが、これは排除容積比が０．８〜１．０の範囲で変化することに相当する。

実施の形態４．
図１７は、この発明の実施の形態４に係わる二段圧縮機の回転圧縮要素の断面図である。
低段側回転圧縮要素１１と高段側回転圧縮要素１２は、図１７に示すように、共用のクランク軸３０の主軸３０ａの周りに、それぞれ、ピン軸３０ｂ、シリンダ３１、ローラ３２、ベーン３３、ベーン支持バネ３４から構成される。通常、これらの部品寸法は排除容積の値に合わせて決定される。

そして、この発明においては排除容積比を１になるようにインジェクション量を調整するので、これら部品寸法を共通化し、製造コストを低減することができる。
但し、体積流量は低段側のほうが高段側より大きいので、吸入口３５と吐出口３６との内径寸法は低段側回転圧縮要素１１のほうが高段側回転圧縮要素１２より大きくすることが好ましい。また、ローラ３２の隙間寸法も低段側回転圧縮要素１１と高段側回転圧縮要素１２では異なる。

実施の形態５．
図１８は、この発明の実施の形態５に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの回路図である。
この発明の実施の形態５に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルは、実施の形態１に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの気液分離器４と第２の膨張装置７との間に内部熱交換器６を追加したことが異なっており、それ以外は同様であるので、同様な部分に同じ符号を付記して説明は省略する。

実施の形態５に係わる超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルでは、気液分離器４で分離された液相の冷媒が内部熱交換器６内で、蒸発器８で吸熱加熱され気相状態まで蒸発され第２の気液分離器９で気液分離された気相冷媒との間で熱交換されるので、成績係数が実施の形態１の場合より向上する。

なお、実施の形態１乃至５のいずれにおいても、排除容積を理論排除容積（理論押しのけ量）Ｖ_ｔｈとして、式（１７）から求めている。但し、Ｒはシリンダ半径、ｒはローラ半径、Ｌはシリンダ長さである。

Ｖ_ｔｈ＝π（Ｒ^２−ｒ^２）Ｌ・・・（１７）

通常、吸入口がベーン位置と重ならいように、吸入位相を遅れさせて吸入角度（θ_Ｓ：図１７参照）をつける。３０度未満の吸入角度θ_Ｓを加味した実排除容積は理論排除容量と比べて小さいが、その差は１％以内に収まる。従って、実施の形態１乃至５において排除容積比の範囲を指定した数値には１％以内の誤差が含まれている。
また、吸入角度θ_Ｓが約５０度遅れると、実排除容積は理論排除容量より２〜３％小さくなるので、吸入角度θ_Ｓを遅らせることにより、排除容積比を０．８〜１．０の範囲で可変できる。

実施の形態１乃至５において得られた計算結果から、排除容積比が０．８以上、１以下であれば、圧縮機効率の改善と信頼性の向上ができると予測した。そこで、実施の形態１乃至５の超臨界蒸気圧縮式サイクルを超臨界で動作する二酸化炭素冷媒の冷暖房空調設備に適用する。例えば、冷房時室内温度２５℃（ＥＴは１５℃）、冷房時室外温度３０℃（Ｔｅｘｐは３５℃）、暖房時室内温度２０℃（Ｔｅｘｐは２５℃）、暖房時室外温度１．２℃（ＥＴは１０℃）を仮定すると、冷房時圧縮比は約１．８〜１．９、暖房時圧縮比は約１．９〜２．１程度である。このように、二酸化炭素冷媒はフロン冷媒に比べて比較的低い圧縮比条件で動作するため、排除容積比をフロン冷媒に比べて大きめに設定することが可能である。そして、二酸化炭素冷媒を低圧縮比の条件下で運転する場合、設計条件として排除容積比を０．８以上、１以下の範囲から選定すれば、圧縮機効率の改善と信頼性の向上が図られる。

また、実施の形態１乃至５の超臨界蒸気圧縮式サイクルを超臨界で動作する二酸化炭素冷媒のヒートポンプ給湯機に適用する。日本冷凍空調工業会標準規格の給湯定格の条件では、圧縮比は２．５程度である。このように、二酸化炭素冷媒はフロン冷媒に比べて比較的低い圧縮比条件で動作するため、排除容積比をフロン冷媒に比べて大きめに設定することが可能である。

また、実施の形態１乃至５において得られた計算結果は、高圧シェル型圧縮機を想定して説明したが、低圧シェル型や中間圧シェル型においても同様の計算結果が得られ、同様な方法で排除容積比を設定すれば、中間圧が適切に設定され、圧縮機効率が高く且つ信頼性に優れた冷暖房空調設備やヒートポンプ給湯機を提供することができる。

また、実施の形態１乃至５においては、高圧側が超臨界で動作するサイクルの冷媒として二酸化炭素を用いたが、臨界温度の特性から同様に超臨界サイクルを構成しうる冷媒としてはエタン、アセチレン、二酸化窒素、クロロトリフルオロメタン（Ｒ１３）、トリフルオロメタン（Ｒ２３）、フルオロメタン（Ｒ４１）を用いることができる。
また、二酸化炭素にジフオロメタン（Ｒ３２）を２０ｗ％以内で混入した混合冷媒も用いることができる。これらの冷媒を用いた超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいても、実施の形態１乃至５と同様な方法で排除容積比を設定すれば、中間圧が適切に設定され、圧縮機効率が高く且つ信頼性に優れる。但し、排除容積比の数値範囲は冷媒により多少異なる。

１ 二段圧縮機、２ 高圧放熱器、３、７ 膨張装置、４、９ 気液分離器、５ インジェクション回路、６ 内部熱交換器、８ 蒸発器、１０ 内部熱回収型熱交換器、１１ 低段側回転圧縮要素、１２ 高段側回転圧縮要素、１３ 密閉容器、１４ 冷媒混合器、１４ａ 冷媒−冷媒熱交換器、１４ｂ バッファタンク、１５ 中間連結回路、１６ 流量調整弁、１８ 戻り回路、１９ 逆止弁、２０、２１、２２、２４、２５ 温度計、２３ 液相側配管、３０ａ 主軸、３０ｂ ピン軸、３１ シリンダ、３２ ローラ、３３ ベーン、３４ ベーン支持バネ、３５ 吸入口、３６ 吐出口。

Claims (9)

1. 低圧の冷媒が低段側回転圧縮要素で中間圧まで圧縮された冷媒が中間連結回路を経由して高段側回転圧縮要素に吸入され、上記高段側回転圧縮要素で高圧まで圧縮される二段圧縮機と、高圧に圧縮される冷媒を飽和液圧以下まで減圧する第１の膨張装置と、飽和液圧以下で湿りガス状態になった冷媒を気液分離する気液分離器と、気液分離後の気相側冷媒を上記中間連結回路にインジェクションするインジェクション回路と、気液分離後の液相側冷媒を低圧まで減圧する第２の膨張装置と、低圧まで減圧される冷媒を蒸発させる蒸発器と、を有する超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、
   上記高段側回転圧縮要素の排除容積の上記低段側回転圧縮要素の排除容積に対する排除容積比は、上記二段圧縮機の吸入圧力の上記第１の膨張装置における冷媒飽和液圧に対する比の等エントロピ指数の乗根以上であるように膨張前温度を制御するとともに、上記中間連結回路にインジェクションする冷媒を気相状態に保つように上記第１の膨張装置または上記第２の膨張装置の開度または吸入加熱度を制御することを特徴とする超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル。
2. 低圧の冷媒が低段側回転圧縮要素で中間圧まで圧縮される冷媒が中間連結回路を経由して高段側回転圧縮要素に吸入され、上記高段側回転圧縮要素で高圧まで圧縮される二段圧縮機と、高圧に圧縮された冷媒を冷却する高圧放熱器と、上記高圧に圧縮された冷媒を分割する分岐部と、分割された一方の冷媒を中間圧まで減圧する第１の膨張装置と、上記第１の膨張装置で中間圧まで減圧された冷媒に上記高圧放熱器から出力される冷媒から熱交換して内部熱回収する熱交換器と、上記内部熱回収した冷媒を上記中間連結回路にインジェクションするインジェクション回路と、分割された他方の冷媒を低圧まで減圧する第２の膨張装置と、低圧まで減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器と、を有する超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、
   上記高段側回転圧縮要素の排除容積の上記低段側回転圧縮要素の排除容積に対する排除容積比は、上記二段圧縮機の吸入圧力の上記第１の膨張装置における冷媒飽和液圧に対する比の等エントロピ指数の乗根以上であるように膨張前温度を制御するとともに、上記中間連結回路にインジェクションする冷媒の乾き度を高い状態に保つように上記第１の膨張装置の開度または吸入加熱度を制御することを特徴とする超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル。
3. 低圧の冷媒が低段側回転圧縮要素で中間圧まで圧縮される冷媒が中間連結回路を経由して高段側回転圧縮要素に吸入され、上記高段側回転圧縮要素で高圧まで圧縮される二段圧縮機と、高圧に圧縮される冷媒を飽和液圧以下まで減圧する第１の膨張装置と、飽和液圧以下で湿りガス状態になった冷媒を気液分離する気液分離器と、気液分離後の気相側冷媒を上記中間連結回路にインジェクションするインジェクション回路と、上記気液分離後の液相側冷媒を低圧まで減圧する第２の膨張装置と、低圧まで減圧される冷媒を蒸発させる蒸発器と、を有する超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、
   上記高段側回転圧縮要素の排除容積の上記低段側回転圧縮要素の排除容積に対する排除容積比は、上記二段圧縮機の吸入圧力の上記二段圧縮機の吐出圧力に対する比の等エントロピ指数の２倍の乗根以上であるように膨張前温度を制御するとともに、上記中間連結回路にインジェクションする冷媒の圧力を上記吸入圧力と上記吐出圧力との積の２乗根に近づくように上記第１の膨張装置または上記第２の膨張装置の開度を制御することを特徴とする超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル。
4. 低圧の冷媒が低段側回転圧縮要素で中間圧まで圧縮される冷媒が中間連結回路を経由して高段側回転圧縮要素に吸入され、上記高段側回転圧縮要素で高圧まで圧縮される二段圧縮機と、高圧に圧縮された冷媒を冷却する高圧放熱器と、上記高圧に圧縮された冷媒を分割する分岐部と、分割された一方の冷媒を中間圧まで減圧する第１の膨張装置と、上記第１の膨張装置で中間圧まで減圧された冷媒に上記高圧放熱器から出力される冷媒から熱交換して内部熱回収する熱交換器と、上記内部熱回収した冷媒を上記中間連結回路にインジェクションするインジェクション回路と、分割された他方の冷媒を低圧まで減圧する第２の膨張装置と、低圧まで減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器と、を有する超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、
   上記高段側回転圧縮要素の排除容積の上記低段側回転圧縮要素の排除容積に対する排除容積比は、上記二段圧縮機の吸入圧力の上記二段圧縮機の吐出圧力に対する比の等エントロピ指数の２倍の乗根以上であるように膨張前温度を制御するとともに、上記中間連結回路にインジェクションする冷媒の圧力を上記吸入圧力と上記吐出圧力との積の２乗根に近づくように上記第１の膨張装置の開度を制御することを特徴とする超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル。
5. 上記制御は、気液分離前の冷媒の温度とインジェクション回路の冷媒温度との偏差に基づいて、膨張前温度を制御することを特徴とする請求項１乃至４のいずれか一項に記載する超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル。
6. 上記排除容積比が１であることを特徴とする請求項１乃至４のいずれか一項に記載する超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル。
7. インジェクション冷媒を旋回させて上記中間圧まで圧縮された冷媒と熱交換および混合をするインジェクション冷媒混合器を中間連結回路に備えたことを特徴とする請求項１乃至４のいずれか一項に記載する超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル。
8. 冷媒が二酸化炭素からなる請求項１乃至７のいずれか一項に記載する超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いることを特徴とする冷暖房空調設備。
9. 冷媒が二酸化炭素からなる請求項１乃至７のいずれか一項に記載する超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いることを特徴とするヒートポンプ式給湯機。

Images