JP4837150B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、膨張過程から動力の回収を行なう冷凍サイクル装置に関するものである。

例えば冷凍用や空気調和用に用いられる従来の冷凍サイクル装置において、膨張過程を容積型の流体機械（膨張機構）で行ない、このときに回収した膨張動力を容積型の流体機械（圧縮機構）で行なわれる圧縮過程に用いるものがある。このような従来の冷凍サイクル装置において問題となるのが、所謂“密度比一定の制約”という体積流量のマッチングである。つまり、膨張機構の回収動力により駆動される圧縮機構の吸入容積と膨張機構の吸入容積との比は固定であるため、双方を通過する流量が同じ場合には、両機構の入口での冷媒比容積の比が吸入容積の比と一致する必要がある。

上述のような従来の冷凍サイクル装置は、例えば、冷媒比容積の比（膨張機構の入口での冷媒比容積／圧縮機構の入口での冷媒比容積）と吸入容積比（膨張機構の吸入容積／圧縮機構の吸入容積）との一致を条件として膨張機を設計する。しかしながら、冷凍サイクル装置を実運転した際、実運転時の条件変化に応じて、冷媒比容積の比と吸入容積比の値にずれが生じる。この冷媒比容積の比と吸入容積比の設計点からのずれ分をマッチングさせるため、例えば、「モータ１１を有する圧縮機１と、室外側熱交換器３と、膨張機６と、室内側熱交換器８とを配管で接続した冷媒回路から構成される。また膨張機６の流入側には予膨張弁５が設けられている。また予膨張弁５及び膨張機６と並列に、予膨張弁５及び膨張機６をバイパスするバイパス回路が設けられ、このバイパス回路に制御弁７が設けられている。また、膨張機６の駆動軸と圧縮機１の駆動軸とは連結されており、圧縮機１は膨張機６で回収した動力を駆動に利用している。」という冷凍サイクル装置が提案されている（例えば特許文献１参照）。

このような従来の冷凍サイクル装置（例えば特許文献１参照）は、（膨張機構の入口での冷媒比容積／圧縮機構の入口での冷媒比容積）＞（膨張機構の吸入容積／圧縮機構の吸入容積）の場合、所定流量の冷媒をバイパス回路に流通させる。このとき、バイパス回路に流通させる冷媒の流量（バイパス回路に設けられた制御弁の開度）は、Ｃ．Ｏ．Ｐ．が最大となる最適高圧を決定することで決まるバイパス量比に基づいて調整される。また、（膨張機構の入口での冷媒比容積／圧縮機構の入口での冷媒比容積）＜（膨張機構の吸入容積／圧縮機構の吸入容積）の場合、膨張機構の流入側に設けられた予膨張弁によって、膨張機構に流入する冷媒を所定の圧力に減圧・予膨張させる。

特開２００４−１５０７５０号公報（段落０００８、図１）

しかしながら、（膨張機構の入口での冷媒比容積／圧縮機構の入口での冷媒比容積）＜（膨張機構の吸入容積／圧縮機構の吸入容積）となった際に体積流量のマッチングをとるために行なう予膨張は、液相の冷媒又は液相側の超臨界域となっている冷媒に対して行なわれることが多い。このため、減圧幅の割に比容積変化が小さく、高低圧差のほとんどを予膨張してしまう、又は、回収動力が得られなくなるまで予膨張しても体積流量のマッチングがとれない場合が多いという問題点があった。

本発明は上述のような課題を解決するためになされたものであり、（膨張機構の入口での冷媒比容積／圧縮機構の入口での冷媒比容積）＜（膨張機構の吸入容積／圧縮機構の吸入容積）となった場合でも、予膨張を行なうことなく体積流量のマッチングが可能な冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮部、ガスクーラー、膨張機構、及び蒸発器が配管接続された冷凍サイクル回路と、前記膨張機構で回収された動力によって駆動されるサブ圧縮機構と、を備え、前記サブ圧縮機構の吸入側は、前記圧縮部の圧縮過程に接続され、前記サブ圧縮機構の吐出側は、前記ガスクーラーの入口側に接続され、前記サブ圧縮機構に流入する冷媒の流量を制御するものである。

本発明においては、圧縮過程側で体積流量のマッチングを行なっている。このため、（膨張機構の入口での冷媒比容積／圧縮機構の入口での冷媒比容積）＜（膨張機構の吸入容積／圧縮機構の吸入容積）となった場合でも、予膨張を行なうことなく体積流量のマッチングが可能となる。

実施の形態１による冷凍サイクル装置の冷媒回路を模式的に表す構成図である。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置が運転している際の冷媒の状態変化を示すモリエル線図である。 冷凍サイクル装置の代表的な運転条件を示す条件図である。 従来の流量マッチング方式を用いた冷凍サイクル装置の冷媒回路を模式的に表す構成図である。 従来の流量マッチング方式によって流量マッチングした場合の予膨張率ｙ及びバイパス比ｘ等を示す説明図である。 実施の形態１の流量マッチング方式によって流量マッチングした場合の予膨張率ｙ及びバイパス比ｘ等を示す説明図である。 実施の形態２による冷凍サイクル装置の冷媒回路を模式的に表す構成図である。 実施の形態３による冷凍サイクル装置の冷媒回路を模式的に表す構成図である。 実施の形態３に係る冷凍サイクル装置が運転している際の冷媒の状態変化を示すモリエル線図である。 実施の形態３の流量マッチング方式によって流量マッチングした場合の予膨張率ｙ及びバイパス比ｘ等を示す説明図である。 実施の形態４による冷凍サイクル装置の冷媒回路を模式的に表す構成図である。

以下、本発明に係る冷凍サイクル装置について説明する。
なお、以下の実施の形態では、同一又は類似の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。また、以下の実施の形態における流量は体積流量を示すものとする。また、以下の実施の形態に示す構成はあくまでも例示であり、本発明を限定するものではない。

実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１による冷凍サイクル装置の冷媒回路を模式的に表す構成図である。
本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置は、主圧縮機５、第二圧縮機２３、ガスクーラー１１、膨張機１及び蒸発器１２等から構成されている。主圧縮機５は、主圧縮機構７とこの主圧縮機構７を駆動するモーター６等により構成されている。第二圧縮機２３は、第二圧縮機構２５とこの第二圧縮機構２５を駆動するモーター２４等により構成されている。また、膨張機１は、膨張機構２とサブ圧縮機構３等から構成されている。サブ圧縮機構３は、例えば軸等で膨張機構２と接続されており、冷媒が膨張機構２で減圧されるときに膨張機構２によって回収される動力により駆動される。ここで、主圧縮機５及び第二圧縮機２３が、本発明の圧縮部に相当する。

この冷凍サイクル装置の冷凍サイクル回路３０は、主圧縮機５の主圧縮機構７、第二圧縮機２３の第二圧縮機構２５、ガスクーラー１１、膨張機１の膨張機構２、及び蒸発器１２が冷媒配管で順次、接続されて構成されている。また、膨張機１のサブ圧縮機構３は、その吸入側が主圧縮機構７と第二圧縮機構２５を接続する冷媒配管と接続され、その吐出側が第二圧縮機構２５とガスクーラー１１とを接続する冷媒配管と接続されている。つまり、膨張機１のサブ圧縮機構３は、その吸入側が圧縮部の圧縮過程に接続され、その吐出側がガスクーラーの入口側に接続されている。
また、冷凍サイクル回路３０には、膨張機１の膨張機構２と並列にバイパス回路３１が設けられている。このバイパス回路３１には、膨張弁１３が設けられている。
本実施の形態１では、冷凍サイクル回路３０を流れる冷媒として、例えばＣＯ₂ 冷媒を想定している。

（動作説明）
続いて、本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の動作について説明する。以下では、冷凍サイクル回路３０に流れる冷媒の全流量を１、このうちサブ圧縮機構３を流れる冷媒の分流比をｗとして説明する。主圧縮機構７に吸入された冷媒は、モーター６の駆動力により圧縮される。このうち、分流比ｗ分がサブ圧縮機構３に流入し、（１−ｗ）分がモーター２４によって駆動される第二圧縮機構２５へと流入する。サブ圧縮機構３に流入した分流比ｗ分の冷媒は、膨張機構２によって回収された動力により、さらに圧縮される。一方、第二圧縮機構２５に流入した（１−ｗ）分の冷媒は、モーター２４から得られる動力により、さらに圧縮される。サブ圧縮機構３及び第二圧縮機構２５で圧縮された冷媒のそれぞれは、ガスクーラー１１の入口側で合流し、ガスクーラー１１に流入する。

ガスクーラー１１に流入した冷媒は、例えば外気等に冷却され、膨張機構２に流入する。そして、膨張機構２に流入した冷媒は、膨張機構２で減圧されて蒸発器１２に流入する。膨張機構２での膨張・減圧過程において、サブ圧縮機構３を駆動する動力が発生する。
蒸発器１２に流入した冷媒は、例えば冷凍空間や空調空間の空気で加熱され（冷凍空間や空調空間の空気を冷却し）、主圧縮機５に再び吸入される。

つまり、主圧縮機構７に吸入された冷媒は、モーター６及びモーター２４に電力を供給することにより、主圧縮機構７（主圧縮機５）及び第二圧縮機構２５（第二圧縮機２３）で二段圧縮される。また、ガスクーラー１１を出た冷媒が膨張機構２にて膨張・減圧するときに発生する動力により、サブ圧縮機構３が駆動される。冷凍サイクル装置の運転開始当初、主圧縮機５が吐出する冷媒の比容積に応じた回転数で第二圧縮機２３を運転して、第二圧縮機２３での冷媒の昇圧幅が最低限となるようにしておくとよい。これにより、サブ圧縮機構３は、分流比ｗ分の冷媒を駆動する回収動力を膨張機構２から得て、サブ圧縮機構に流入した冷媒を昇圧し始める。

このときのサブ圧縮機構３の入口での冷媒圧力（＝主圧縮機５の吐出圧力）をＰｍ、サブ圧縮機構３の出口での冷媒圧力（＝ガスクーラー１１の入口での冷媒圧力）をＰｈとすると、分流比ｗは膨張機１の回転数とＰｍで決まる。即ち、分流比ｗは、第二圧縮機２３の回転数で制御することができる。また、サブ圧縮機構３での昇圧幅Ｐｈ−Ｐｍは、ｗ分の冷媒流量と膨張機構２での回収動力で決まる。

ここで、冷凍サイクル回路３０内を流れる冷媒の全流量をサブ圧縮機構３で圧縮できるのは（ｗ＝１となるのは）、膨張機１の設計条件のときだけである。このため、冷凍サイクル装置の運転条件が膨張機１の設計条件から外れた場合、（１−ｗ）分の冷媒は第二圧縮機２３で昇圧されることになる。即ち、冷凍サイクル装置の実運転条件と膨張機１の設計点との条件変化分を第二圧縮機２３が吸収することで、流量のマッチングを図っていることになる。

図２は、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置が運転している際の冷媒の状態変化を示すモリエル線図である。この図は、縦軸に冷媒の圧力を示し、横軸に比エンタルピーを示している。
図２に示すｂ→ｃが、図１におけるガスクーラー１１での冷却過程である。本実施の形態１では冷媒としてＣＯ₂ を想定しているので、圧力Ｐｈが臨界圧を超えている。

図２に示すｃ→ｄが、図１における膨張機１（膨張機構２）での膨張・減圧過程である。また、図２には、膨張弁のように動力を回収しない絞りでの膨張・減圧過程を、ｃ→ｄ’で示す。ガスクーラー１１から流出した冷媒を膨張弁のように動力を回収しない絞りで減圧すると、冷媒は比エンタルピー一定で膨張・減圧される（ｃ→ｄ’）。一方、ガスクーラー１１から流出した冷媒を膨張機構２で膨張動力を発生しながら膨張・減圧すると、ｃ→ｄの過程を辿る。この膨張・減圧時の比エンタルピーの差ｄ’−ｄ分が動力として回収されるエネルギーである。主圧縮機５でａ→ｅに冷媒を圧縮した後、この回収されたエネルギーをサブ圧縮機構３で用い、流量比ｗ分の冷媒をｅ→ｂに圧縮する。第二圧縮機２３で行なう流量比（１−ｗ）分の冷媒圧縮もモリエル線図上ではｅ→ｂで表される。

このとき、（エンタルピー差ｈａ−ｈｄ）×（流量１）相当分が冷凍サイクル装置の冷凍能力である。また、（エンタルピー差ｈｅ−ｈａ）×（流量１）＋（エンタルピー差ｈｂ−ｈｅ）×（流量１−ｗ）相当分の電気入力が、主圧縮機５及び第二圧縮機２３のモーター６及びモーター２４で消費される。これら冷凍能力と電気入力との比率が、所謂サイクルＣ．Ｏ．Ｐ．である。
なお、膨張弁のように動力を回収しない絞りを用いた冷凍サイクル装置では、低圧Ｐｌから高圧Ｐｈまで冷媒を圧縮する際の電気入力が（エンタルピー差ｈｂ−ｈａ）×（流量１）となる。また、冷凍能力が（エンタルピー差ｈａ−ｈｄ’）×（流量１）となる。
本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置と動力回収を行なわない冷凍サイクル装置とを比較すると、動力回収が電気入力と冷凍能力の両面でＣ．Ｏ．Ｐ．向上に寄与していることがわかる。

上述のように、分流比ｗの最大値は１となる。このとき、主圧縮機５から吐出された冷媒は、全量が膨張機１のサブ圧縮機構３において追加圧縮される。したがって、分流比ｗが最大値１の場合、第二圧縮機２３は運転せず逆止弁の役割だけを果たせばよい。第二圧縮機２３を運転して分流比ｗを１から小さくする操作（サブ圧縮機構３入口における冷媒の流量を減じていく操作）は、例えば特許文献１に示すような従来の冷凍サイクル装置の流量マッチングにおいて（膨張機構の入口での冷媒比容積／圧縮機構の入口での冷媒比容積）＜（膨張機構の吸入容積／圧縮機構の吸入容積）の場合に行なう予膨張の操作（膨張機構の入口前で予膨張させて膨張機構入口の流量を増大させる操作）と等価である。

したがって、図１に示すように、本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置は予膨張を行なう絞り弁は不要となる。つまり、分流比ｗ（冷凍サイクル回路３０を流れる冷媒の全流量に対するサブ圧縮機構３で昇圧される冷媒の流量の割合）と、バイパス比ｘ（冷凍サイクル回路３０を流れる冷媒の全流量に対する膨張機構２をバイパスさせる冷媒の流量の割合）と、で流量のマッチングを行なうことができる。

ここで、本実施の形態１における流量マッチング方式の効果を説明するため、本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置と従来の流量マッチング方式を用いた冷凍サイクル装置との比較を行なう。以下では、図３に示す代表的な４条件において、本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置と従来の流量マッチング方式を用いた冷凍サイクル装置との比較を行なう。

図３は、冷凍サイクル装置の代表的な運転条件を示す条件図である。
図４は、従来の流量マッチング方式を用いた冷凍サイクル装置の冷媒回路を模式的に表す構成図である。

図４に示す従来の流量マッチング方式を用いた冷凍サイクル装置は、本実施の形態１の冷凍サイクル装置における第二圧縮機２３の位置に、逆止弁８１が設けられている。つまり、図４に示す従来の流量マッチング方式を用いた冷凍サイクル装置は、主圧縮機５の主圧縮機構７（圧縮部）から吐出された冷媒の全てが膨張機１のサブ圧縮機構３に流入するようになっている。また、図４に示す従来の流量マッチング方式を用いた冷凍サイクル装置は、ガスクーラー１１と膨張機１の膨張機構２との間に、予膨張弁１４が設けられている。

図３は、冷凍サイクル装置の代表的な運転条件として、冷房定格条件、冷房中間条件、暖房定格条件及び暖房中間条件を示している。より詳しくは、これら各運転条件における、膨張機構２入口での冷媒圧力及び冷媒温度、膨張機構２出口での冷媒圧力及び冷媒温度、主圧縮機５の主圧縮機構７が吸入する冷媒の圧力及び温度、膨張機１のサブ圧縮機構３が吐出する冷媒の圧力及び温度が示されている。
また図３には、図４に示すバイパス比ｘと予膨張率ｙがともに０となるような（膨張機構２の吸入容積／サブ圧縮機構３の吸入容積）、即ち運転条件によって決まる（膨張機構２入口での冷媒比容積／サブ圧縮機構３入口での冷媒比容積）であるσｖＥＣを示している。このときのサイクルＣ．Ｏ．Ｐ．はＣ．Ｏ．Ｐ．ｔｈとなる。ここで、予膨張率ｙは、冷凍サイクル回路３０の膨張・減圧過程における冷媒の減圧幅（全高低圧差）と、予膨張弁１４で冷媒を予膨張する際の減圧幅と、の比率である。

図３に示すある１つの運転条件に対して（膨張機構２入口での冷媒比容積／サブ圧縮機構３入口での冷媒比容積）＝（膨張機構２の吸入容積／サブ圧縮機構３の吸入容積）となるような（膨張機構２の吸入容積／サブ圧縮機構３の吸入容積）＝σｖＥＣ^* を設定し、他の３つの運転条件に対して予膨張率ｙとバイパス比ｘとで流量マッチングすると、図５のようになる。図５は、（膨張機構２入口での冷媒比容積／サブ圧縮機構３入口での冷媒比容積）がσｖＥＣの条件に対して、（膨張機構２の吸入容積／サブ圧縮機構３の吸入容積）がσｖＥＣ^* の膨張機１を用いるときに流量マッチングに必要な予膨張率ｙ、バイパス比ｘ、サブ圧縮機構３入口の冷媒圧力である中間圧Ｐｍ、及びそのときのＣ．Ｏ．Ｐ．を示している。なお、Ｃ．Ｏ．Ｐ．は、図３のＣ．Ｏ．Ｐ．ｔｈに対する比として示している。

当然のことながら、σｖＥＣ^* ＝σｖＥＣの場合にはバイパスも予膨張も必要無い。σｖＥＣ^* ＜σｖＥＣのときはバイパスを行なって流量をマッチングさせる。σｖＥＣ^* ＞σｖＥＣのときは予膨張を行なって流量をマッチングさせる。しかしながら、σｖＥＣ^* がσｖＥＣよりも大きすぎると、最大限予膨張しても流量のマッチングがとれない、又はマッチングがとれてもＣ．Ｏ．Ｐ．比が１００％を下回って膨張動力回収による性能改善効果が得られない、という事態が生じる。例えば図５では、暖房条件にσｖＥＣ^* を合わせたときの冷房条件がこの条件にあたる。暖房に合わせて設計された膨張機１を冷房条件で使用する場合、従来の流量マッチング方式は向いていないことがわかる。

これに対して、本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置（図１）において、図３に示すある１つの運転条件に対して（膨張機構２入口での冷媒比容積／サブ圧縮機構３入口での冷媒比容積）＝（膨張機構２の吸入容積／サブ圧縮機構３の吸入容積）となるような（膨張機構２の吸入容積／サブ圧縮機構３の吸入容積）＝σｖＥＣ^* を設定し、他の３つの運転条件に対して予膨張率ｙとバイパス比ｘとで流量マッチングすると、図６のようになる。図６は、（膨張機構２入口での冷媒比容積／サブ圧縮機構３入口での冷媒比容積）がσｖＥＣの条件に対して、（膨張機構２の吸入容積／サブ圧縮機構３の吸入容積）がσｖＥＣ^* の膨張機１を用いるときに流量マッチングに必要な予膨張率ｙ、バイパス比ｘ、分流比ｗ、サブ圧縮機構３入口の冷媒圧力である中間圧Ｐｍ、及びそのときのＣ．Ｏ．Ｐ．を示している。なお、Ｃ．Ｏ．Ｐ．は、図３のＣ．Ｏ．Ｐ．ｔｈに対する比として示している。

分流比ｗ＝１００％というのは、主圧縮機５の主圧縮機構７から吐出された冷媒の全流量（冷凍サイクル回路３０を流れる冷媒の全流量）をサブ圧縮機構３で昇圧し、第二圧縮機２３を運転しない場合である。このため、分流比ｗ＝１００％のときの予膨張率ｙ、バイパス比ｘ、分流比ｗ、中間圧Ｐｍ及びＣ．Ｏ．Ｐ．は、従来の流量マッチング方式を用いた冷凍サイクル装置（図５）と同じになる。
しかしながら、分流比ｗ＜１００％の場合、従来の流量マッチング方式における予膨張の代わりに分流することにより、暖房に合わせてσｖＥＣ^* を設定した場合でも冷房条件でＣ．Ｏ．Ｐ．の低下を招かずに流量のマッチングがとれるようになっている。

従来の流量マッチング方式を用いた冷凍サイクル装置と本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置とにおいて、上述のような運転範囲の広さ（流量マッチング範囲の広さ）やＣ．Ｏ．Ｐ．の差が発生するのは、以下の理由による。

従来の流量マッチング方式を用いた冷凍サイクル装置が運転している際の冷媒の状態変化を、図２のモリエル線図を流用して説明する。主圧縮機５においてａ→ｅに圧縮された冷媒の全量は、サブ圧縮機構３に吸入されてｅ→ｂに圧縮される。この冷媒はガスクーラー１１でｂ→ｃに冷却される。

ガスクーラー１１で冷却された冷媒は、流量マッチングの条件（予膨張率ｙ、バイパス比ｘ）の条件に応じて、ｃ→ｄ又はｃ→ｄ’の膨張・減圧過程を辿る。
バイパスする場合、膨張機１の膨張機構２で膨張・減圧される流量（１−ｘ）分の冷媒は、ｃ→ｄの等エントロピー膨張過程を辿る。膨張機１をバイパスした（バイパス回路３１を流れる）流量ｘ分の冷媒は、膨張弁１３で減圧されることによりｃ→ｄ’の等エンタルピー膨張過程を辿る。
予膨張を行なう場合、ガスクーラー１１で冷却された冷媒は、予膨張弁１４によって予膨張率ｙ分だけｃからｄ’に向かって等エンタルピー膨張した後、膨張機構２にて等エントロピー膨張することになる。

この膨張・減圧過程において膨張機構２により回収される膨張動力は、バイパスする場合、エンタルピー差ｄ’−ｄの流量（１−ｘ）分となる。また、予膨張を行なう場合、圧力Ｐｌ＋（Ｐｈ−Ｐｌ）・（１−ｙ）からＰｌの等エントロピー膨張によるエンタルピー差となる。何れの場合も、膨張機構２により回収される膨張動力は、バイパス又は予膨張せずに冷媒の全量が等エントロピー膨張する場合に較べると減少する。バイパス又は予膨張により減少した回収動力でサブ圧縮機構３が駆動可能となるために、ｅ点の圧力である中間圧Ｐｍが上昇して、サブ圧縮機構３におけるｅ→ｂの昇圧幅が小さくなる。中間圧Ｐｍの上昇によりｅ点における冷媒比容積が変わるので、それに釣り合うようにバイパス比ｘや予膨張率ｙが更に変化する。このようにして、膨張機構２とサブ圧縮機構３とは、動力及び吸入比容積比のマッチングが行なわれる。

つまり、従来の流量マッチング方法は、（膨張機構２入口における流量／サブ圧縮機構３入口における流量）＝（膨張機構２の吸入容積／サブ圧縮機構３の吸入容積）となるようにバイパス又は予膨張が行なわれる。また、バイパス又は予膨張を行なうことにより減少する回収動力に見合うように中間圧が定まる。そして、結果的に主圧縮機５での昇圧仕事が増大する。即ち、従来の流量マッチング方法は、流量の調整を主に膨張・減圧過程側で行なうようになっている。

これに対して、本実施の形態１に係る流量マッチング方法は、分流比ｗ（中間圧Ｐｍから高圧Ｐｈまでの圧縮過程を、膨張機１のサブ圧縮機構３で行なうか第二圧縮機２３の第二圧縮機構２５で行なうかの比率）によって、流量の調整を行なうようになっている。即ち、本実施の形態１に係る流量マッチング方法は、圧縮過程側で流量の調整を行なうようになっている。
この違いにより、本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置は、従来の流量マッチング方式を用いた冷凍サイクル装置に比べ、膨張機構の入口での冷媒比容積／圧縮機構の入口での冷媒比容積）＜（膨張機構の吸入容積／圧縮機構の吸入容積）となった場合でも、予膨張を行なうことなく体積流量のマッチングが可能となる。したがって、予膨張を行なう従来の冷凍サイクル装置では体積流量のマッチングを行なうことができなかった条件でも体積流量のマッチングを行なうことが可能となり、広範囲な運転条件で流量マッチングが可能となる。また、その際のＣ．Ｏ．Ｐ．が向上する。
その効果は、空調用途に用いた場合に高圧側が超臨界となり、高低圧差が大きいＣＯ₂ 冷媒を用いた場合に顕著である。

なお、本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置は２つの圧縮機（主圧縮機５及び第二圧縮機２３）により圧縮部を構成したが、圧縮部を構成する圧縮機の数は任意である。また、主圧縮機５の主圧縮機構７の途中（主圧縮機構７の圧縮過程）と膨張機１のサブ圧縮機構３の吸入側を接続してもよい。
また、本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置はバイパス回路３１を設けているが、バイパス回路３１は必ずしも必要な構成ではない。バイパスを行なわなくてもよい運転条件（例えば図３及び図６に示す暖房定格条件）で、σｖＥＣ^* を設定すればよい。

実施の形態２．
実施の形態１では、第二圧縮機２３の回転数によって分流比ｗを制御した。これに限らず、その他の方法でも分流比ｗを制御することが可能である。なお、本実施の形態２において、特に記述しない項目については実施の形態１と同様とする。

図７は、本発明の実施の形態２による冷凍サイクル装置の冷媒回路を模式的に表す構成図である。本実施の形態２の冷凍サイクル装置は、実施の形態１の冷凍サイクル装置（図１）における第二圧縮機２３の位置に、逆止弁８１が設けられている。また、主圧縮機５は、圧縮過程の途中にサブ吐出孔７ａを備えたマルチポート構造となっている。本来の吐出孔の出口空間と途中のサブ吐出孔７ａの出口空間は互いに分離されている。そして、膨張機１のサブ圧縮機構３の吸入側は、このサブ吐出孔７ａ（主圧縮機構７の圧縮過程）に接続されている。サブ圧縮機構３の吸入側とサブ吐出孔７ａとの間には、体積流量調整手段である可変絞り１０ｂが設けられている。

即ち、本実施の形態２の冷凍サイクル装置は、実施の形態１の冷凍サイクル装置のように分流をサブ圧縮機構と第二圧縮機との割り振りで行なうのではなく、主圧縮機５の主圧縮機構７の圧縮過程に設けられたサブ吐出孔７ａによって分流を行なうようになっている。
なお、逆止弁８１の設置位置は、必ずしも主圧縮機５とガスクーラー１１の間の冷媒配管である必要はない。例えば、逆圧が作用するときに逆流を阻むような吐出弁が主圧縮機５の主圧縮機構７の本来の吐出孔に具えられていれば、特に逆止弁８１を設けなくてもよい。

（動作説明）
続いて、本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の動作について説明する。
モーター６に電力が供給されると、主圧縮機構７では、吸入された冷媒が圧縮される。主圧縮機構７から吐出された冷媒は、逆止弁８１を介してガスクーラー１１に流入する。ガスクーラー１１に流入した冷媒は、例えば外気等に冷却され、膨張機構２又は膨張弁１３に流入する。そして、膨張機構２又は膨張弁１３に流入した冷媒は、これらの抵抗により減圧されて蒸発器１２に流入する。膨張機構２での膨張・減圧過程において、サブ圧縮機構３を駆動する動力が発生する。蒸発器１２に流入した冷媒は、例えば冷凍空間や空調空間の空気で加熱され（冷凍空間や空調空間の空気を冷却し）、主圧縮機５に再び吸入される。

例えば膨張弁１３を閉じて膨張機構２を通過する冷媒の流量が増加すると、この冷媒が膨張・減圧過程で発生する動力（回収動力）により、サブ圧縮機構３が駆動される。サブ圧縮機構３がこの回収動力で圧縮仕事を行なうことにより、サブ圧縮機構３の吸入側は高圧であるガスクーラー１１側に対して減圧される。これにより、サブ圧縮機構３の吸入側に接続されたサブ吐出孔７ａの出口空間は、ガスクーラー１１に接続された本来の吐出孔の出口空間よりも圧力が低くなり、サブ吐出孔７ａからの吐出が行なわれる。

主圧縮機構７から吐出される冷媒の全流量に対するサブ吐出孔７ａから吐出される冷媒の流量の割合である分流比ｗは、その最大値ｗｍａｘがサブ吐出孔７ａを設ける位置に依存して決まる。このため、ｗｍａｘ以上の比率でサブ吐出孔から冷媒を吐出することは出来ない。サブ吐出孔７ａの出口空間の圧力よりも主圧縮機構７の圧縮室内の圧力が高くなると、サブ吐出孔７ａの吐出側に設けられているサブ吐出弁が開く。そして、主圧縮機構７の圧縮室の容積変化によって、圧力上昇する替わりに、主圧縮機構７の圧縮室の冷媒がサブ吐出孔７ａの出口空間の方へ吐出される。サブ吐出孔７ａの開口が終了した時点でサブ吐出孔７ａの出口空間へ吐出されなかった残りの冷媒は、主圧縮機構７の圧縮室にて圧縮が継続される。その結果、分流比ｗ分はサブ吐出孔７ａから吐出された後にサブ圧縮機構３において追加圧縮され、（１−ｗ）分はサブ吐出孔７ａ閉塞後の主圧縮機構７において引き続き圧縮される。

本実施の形態２の冷凍サイクル装置が実施の形態１の冷凍サイクル装置と異なる点は、分流後の（１−ｗ）分の冷媒の昇圧を担う圧縮機（より詳しくは、圧縮機の圧縮機構）である。実施の形態１の冷凍サイクル装置は分流後の（１−ｗ）分の冷媒を第二圧縮機２３の第二圧縮機構２５で圧縮するのに対し、本実施の形態２の冷凍サイクル装置は分流後の（１−ｗ）分の冷媒を主圧縮機５の主圧縮機構７で圧縮する。つまり、本実施の形態２の冷凍サイクル装置の主圧縮機構７は、サブ吐出孔７ａ閉塞後の冷媒圧縮も、サブ吐出孔７ａ開口前と同じ回転数で行なう。それ以外の点においては、本実施の形態２の冷凍サイクル装置と実施の形態１の冷凍サイクル装置とは同様である。

このため、分流比ｗは、分流後の（１−ｗ）分の冷媒の昇圧を担う主圧縮機構７の回転数によって変えることはできず、サブ吐出孔７ａ開口位置（即ちｗｍａｘ）で決まってしまう。したがって、分流比ｗを制御するためには、サブ圧縮機構３入口の流量を調整する何らかの体積流量調整手段が必要となる。本実施の形態２（図７）では、サブ圧縮機構３の吸入側とサブ吐出孔７ａとの間に体積流量調整手段である可変絞り１０ｂを設けることにより、ｗ＜ｗｍａｘでも冷凍サイクル装置が運転可能となるようにしている。
このため、本実施の形態２に係る冷凍サイクル装置は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置と同様の効果を得ることができる。

なお、本実施の形態２では圧縮部を１つの圧縮機（主圧縮機５）で構成したが、圧縮部を構成する圧縮機の数は任意である。

実施の形態３．
実施の形態２では、サブ圧縮機構３の吸入側とサブ吐出孔７ａとの間に可変絞りである可変絞り１０ｂを設け、分流比ｗを制御した。これに限らず、サブ圧縮機構３の吸入側とサブ吐出孔７ａとの間に、可変絞り以外の体積流量調整手段を設けてもよい。なお、本実施の形態３において、特に記述しない項目については実施の形態１又は実施の形態２と同様とする。

図８は、本発明の実施の形態３による冷凍サイクル装置の冷媒回路を模式的に表す構成図である。本実施の形態３の冷凍サイクル装置は、実施の形態２の冷凍サイクル装置（図７）における可変絞り１０ｂの位置に、体積流量調整手段として中間冷却器１０が設けられている。本実施の形態３では、主圧縮機構７のサブ吐出孔７ａから吐出された冷媒を中間冷却器１０で冷却し、サブ圧縮機構３へ流入する冷媒の流量（体積流量）を調整している。これにより、ｗ＜ｗｍａｘでも冷凍サイクル装置が運転可能となるようにしている。

図９は、本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置が運転している際の冷媒の状態変化を示すモリエル線図である。この図９が図２と異なる点は、中間圧Ｐｍまで圧縮された冷媒（ｅ点）のうち、分流比ｗ分の冷媒がｅ’点まで中間冷却器１０で冷却される点である。つまり、主圧縮機構７のサブ吐出孔７ａから吐出された分流比ｗ分の冷媒（ｅ点）は、中間冷却器１０でｅ’点まで冷却された後、サブ圧縮機構３でｂ’点まで圧縮される。一方、サブ吐出孔７ａから吐出されなかった（サブ吐出孔７ａ閉塞後の）分流比（１−ｗ）分の冷媒（ｅ点）は、主圧縮機構７でｂ点まで圧縮される。これ以外の点は図２と同様である。

本実施の形態３の冷凍サイクル装置において、図３に示すある１つの運転条件に対して（膨張機構２入口での冷媒比容積／サブ圧縮機構３入口での冷媒比容積）＝（膨張機構２の吸入容積／サブ圧縮機構３の吸入容積）となるような（膨張機構２の吸入容積／サブ圧縮機構３の吸入容積）＝σｖＥＣ^* を設定し、他の３つの運転条件に対して予膨張率ｙとバイパス比ｘとで流量マッチングすると、図１０のようになる。この図６は、最大分流比ｗｍａｘが５０％程度になるように主圧縮機５のサブ吐出完了時容積比ｕ（＝サブ吐出孔７ａ閉塞時における主圧縮機構７の圧縮室容積／主圧縮機構７の吸入容積）を固定したときの計算結果である。このサブ吐出完了時容積比ｕは、設計条件（基準とする運転条件）によって多少異なる値となっている。

図１０（本実施の形態３の冷凍サイクル装置の計算結果）と図６（実施の形態１の冷凍サイクル装置の計算結果）とを比較すると、Ｃ．Ｏ．Ｐ．比はほぼ同等となっている。そのうち、暖房定格条件でσｖＥＣ^* を設定した場合に着目すると、暖房中間条件時のＣ．Ｏ．Ｐ．比は、図１０のほうが図６よりも良くなっている。これは、中間冷却器１０における中間冷却の効果が加味されているからである。

図９のモリエル線図において、ｅ→ｂの圧縮過程と中間冷却後の圧縮過程（ｅ’→ｂ’）とでは、ｅ’→ｂ’の方が等エントロピー線の傾斜が急になっている。これより、中間冷却後の方が、同じ昇圧幅の圧縮に要する仕事が少ないことがわかる。つまり、分流比ｗを調整するために行なう体積流量調整手段での中間冷却が、サイクル性能の改善にも寄与しているわけである。
したがって、本実施の形態３に係る冷凍サイクル装置は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置と同様の効果を得ることができる。

実施の形態４．
実施の形態３で見られる中間冷却による性能改善効果を実施の形態１の冷凍サイクル装置に取り入れてもよい。なお、本実施の形態４において、特に記述しない項目については実施の形態１〜実施の形態３と同様とする。

図１１は、本発明の実施の形態４による冷凍サイクル装置の冷媒回路を模式的に表す構成図である。本実施の形態４の冷凍サイクル装置は、実施の形態１の冷凍サイクル装置（図１）に中間冷却器１０が追加されている。この中間冷却器１０は、主圧縮機構７と第二圧縮機構２５とを接続する冷媒配管（サブ圧縮機構３が接続された冷媒配管）に設けられている。より詳しくは、この冷媒配管におけるサブ圧縮機構３との接続部よりも上流側に、中間冷却器１０が設けられている。

つまり、主圧縮機構７から吐出された冷媒は、サブ圧縮機構３と第二圧縮機構２５に分流する前に中間冷却器１０で中間冷却される。本実施の形態４の冷凍サイクル装置は、実施の形態１の冷凍サイクル装置と同様に、分流比のコントロールは第二圧縮機構２５の回転数によって行なわれる。このため、中間冷却は、流量マッチングのためではなく、性能改善効果を得るために設けられている。実施の形態３と較べると、冷凍サイクル回路３０を流れる冷媒の全流量が中間冷却されるので、図９のモリエル線図におけるｅ→ｅ’→ｂ’を辿る冷媒の流量が増える分、性能改善効果も大きくなる。

以上のように、本発明の各実施の形態においては、圧縮部、ガスクーラー１１、膨張機構２、及び蒸発器１２が配管接続された冷凍サイクル回路３０と、膨張機構２で回収された動力によって駆動されるサブ圧縮機構３とを備え、サブ圧縮機構３の吸入側は圧縮部の圧縮過程に接続され、サブ圧縮機構３の吐出側は、ガスクーラー１１の入口側に接続され、サブ圧縮機構３に流入する冷媒の流量（分流比ｗ）を制御するので、予膨張と膨張機構バイパスの組合せで流量マッチングを行なう従来の冷凍サイクル装置よりも効率のよい冷凍サイクル装置を得ることができる。また、本実施の形態４に係る冷凍サイクル装置は、従来の流量マッチング方式を用いた冷凍サイクル装置に比べ、膨張機構の入口での冷媒比容積／圧縮機構の入口での冷媒比容積）＜（膨張機構の吸入容積／圧縮機構の吸入容積）となった場合でも、予膨張を行なうことなく体積流量のマッチングが可能となる。したがって、予膨張を行なう従来の冷凍サイクル装置では体積流量のマッチングを行なうことができなかった条件でも体積流量のマッチングを行なうことが可能となり、運転範囲の広い冷凍サイクル装置を得ることができる。

また、圧縮部を主圧縮機５と第二圧縮機２３で構成し、主圧縮機５と第二圧縮機２３とを接続する配管にサブ圧縮機構３の吸入側を接続した場合、第二圧縮機２３の回転数で分流比ｗを制御することができる。

また、マルチポート構造である主圧縮機５のサブ吐出孔７ａとサブ圧縮機構の吸入側とを接続し、可変絞り１０ｂや中間冷却器１０等の体積流量調整手段により分流比ｗを制御する場合、モーター等の動力源によって駆動される圧縮機の数を削減することができる。このため、予膨張と膨張機構バイパスの組合せで流量マッチングを行なう従来の冷凍サイクル装置よりも効率がよく運転範囲の広い冷凍サイクル装置を、低コストで構成することができる。また、冷凍サイクル装置を小型化することができる。

また、冷凍サイクル装置の冷媒回路に中間冷却器を設けた場合、更に効率のよい冷凍サイクル装置を得ることができる。

なお、冷凍用や空気調和用に限らず、例えば給湯装置等、冷凍サイクル装置を用いた種々の装置に本発明に係る冷凍サイクル装置を用いることももちろん可能である。また、使用する冷媒もＣＯ₂ 冷媒に限定する必要はない。

１ 膨張機、２ 膨張機構、３ サブ圧縮機構、５ 主圧縮機、６ モーター、７ 主圧縮機構、７ａ サブ吐出孔、１０ 中間冷却器、１０ｂ 可変絞り、１１ ガスクーラー、１２ 蒸発器、１３ 膨張弁、１４ 予膨張弁、２３ 第二圧縮機、２４ モーター、２５ 第二圧縮機構、３０ 冷凍サイクル回路、３１ バイパス回路、８１ 逆止弁。

Claims (8)

1. 圧縮部、ガスクーラー、膨張機構、及び蒸発器が配管接続された冷凍サイクル回路と、
   前記膨張機構で回収された動力によって駆動されるサブ圧縮機構と、
   を備え、
   前記サブ圧縮機構の吸入側は、前記圧縮部の圧縮過程に接続され、
   前記サブ圧縮機構の吐出側は、前記ガスクーラーの入口側に接続され、
   前記サブ圧縮機構に流入する冷媒の流量を制御することを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記圧縮部は、冷媒配管によって直列に接続された複数の圧縮機を備え、
   前記サブ圧縮機構の吸入側は、前記圧縮機を接続する前記冷媒配管に接続され、
   前記サブ圧縮機の吸入側が接続された前記冷媒配管よりも下流側に位置する前記圧縮機の回転数により、前記サブ圧縮機構に流入する冷媒の流量を制御することを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記圧縮部は、少なくとも１つの圧縮機を備え、
   該圧縮機の圧縮機構には、該圧縮機構の圧縮過程に連通するサブ吐出孔が設けられ、
   前記サブ圧縮機構の吸入側は、該サブ吐出孔に接続されていることを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記サブ圧縮機構と該サブ圧縮機構が接続された前記圧縮機との間に、前記サブ圧縮機構に流入する冷媒の流量を制御する体積流量調整手段が設けられていることを特徴とする請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記体積流量調整手段は可変絞りであることを特徴とする請求項４に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記体積流量調整手段は中間冷却器であることを特徴とする請求項４に記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記サブ圧縮機構が接続された前記冷媒配管には、
   該冷媒配管と前記サブ圧縮機構との接続部よりも上流側に中間冷却器が設けられたことを特徴とする請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
8. 冷媒として二酸化炭素を用いたことを特徴とする請求項１〜請求項７のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。

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