WO2007105440A1 - 冷凍装置 - Google Patents

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Masakazu Okamoto
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Daikin Industries, Ltd.
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Definitions

  • the present invention includes a refrigerant circuit having a gas-liquid separator, and uses CO refrigerant as a high critical pressure.
  • the present invention relates to a refrigeration apparatus that performs a two-stage compression and two-stage expansion refrigeration cycle.
  • Patent Document 1 discloses an air conditioner that has a refrigerant circuit including a gas-liquid separator and performs a two-stage compression two-stage expansion refrigeration cycle.
  • the refrigerant circuit of the air conditioner is provided with a compressor, a first heat exchanger, a first expansion valve, a gas-liquid separator, a second expansion valve, and a second heat exchanger.
  • the compressor may constitute a two-stage compression compressor in which a low-stage compression mechanism and a high-stage compression mechanism are connected by a drive shaft.
  • the gas-liquid separator is configured to be able to separate the intermediate-pressure gas-liquid two-phase refrigerant into liquid refrigerant and gas refrigerant.
  • the refrigerant discharged from the compressor flows through the first heat exchanger.
  • the refrigerant dissipates heat to the air.
  • the refrigerant that has passed through the first heat exchanger is reduced to an intermediate pressure when passing through the first expansion valve, and then flows into the gas-liquid separator.
  • the gas-liquid separator the gas-liquid two-phase refrigerant having an intermediate pressure is separated into a gas refrigerant and a liquid refrigerant.
  • the liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator flows through the second heat exchange after being depressurized to a low pressure when passing through the second expansion valve.
  • the refrigerant absorbs heat from the air and evaporates. As a result, the room is cooled.
  • the refrigerant that has passed through the second heat exchanger is sucked into the compressor and compressed to an intermediate pressure by the low-stage compression mechanism.
  • the refrigerant discharged from the low-stage compression mechanism is mixed with the gas refrigerant separated by the gas-liquid separator. That is, in this air conditioner, so-called intermediate pressure gas injection is performed in which the intermediate pressure gas refrigerant is mixed with the refrigerant discharged from the low-stage compression mechanism. Thereafter, the refrigerant is compressed to a high pressure by the high-stage compression mechanism and discharged again from the compressor.
  • Patent Document 2 describes that the refrigerant circuit is filled with CO refrigerant and the above-described intermediate pressure gas
  • An air conditioner that performs injection is also disclosed.
  • a so-called supercritical cycle is performed in which the refrigerant discharged from the compressor is set to a critical pressure or higher.
  • Patent Document 1 JP-A-7-110167
  • Patent Document 2 Japanese Patent Laid-Open No. 2001-241797
  • the refrigerant after being compressed and dissipated by heat exchange may still be at critical pressure in the gas-liquid separator.
  • a critical pressure critical state
  • only the gas refrigerant cannot be sent to the intermediate pressure refrigerant of the compressor, and the above-described intermediate pressure gas injection cannot be performed. Therefore, there was a problem that the desired intermediate gas injection effect could not be obtained and the COP of the air conditioner was reduced.
  • the present invention has been made in view of power, and the object thereof is to use a CO refrigerant.
  • the first invention provides a compressor (30) in which a low-stage compression mechanism (34) and a high-stage compression mechanism (35) are coupled to each other by a drive shaft (33), and an intermediate A gas-liquid separator (15) for gas-liquid separation of the pressurized refrigerant
  • a compressor (30) having a low-stage compression mechanism (34) and a high-stage compression mechanism (35) is provided.
  • the following two-stage compression and two-stage expansion refrigeration cycle is performed.
  • the refrigerant compressed to the critical pressure by the high-stage compression mechanism (35) radiates heat in, for example, an indoor heat exchanger, and then is reduced to an intermediate pressure before flowing into the gas-liquid separator (15). .
  • the intermediate pressure refrigerant is separated into a gas refrigerant and a liquid refrigerant.
  • the liquid refrigerant is depressurized to a low pressure, evaporates by, for example, outdoor heat exchange, and sucked into the low-stage compression mechanism (34).
  • This refrigerant is compressed to an intermediate pressure by the low-stage compression mechanism (34).
  • the gas refrigerant separated by the gas-liquid separator (15) is introduced into this refrigerant.
  • the intermediate pressure gas injection as described above is performed.
  • the refrigerant is compressed to a high pressure (critical pressure) by the high-stage compression mechanism (35).
  • the intermediate pressure refrigerant in the gas-liquid separator may be at a critical pressure.
  • the refrigerant cannot be separated into the gas refrigerant and the liquid refrigerant in the gas-liquid separator, and the intended intermediate pressure gas injection cannot be performed. Therefore, in the present invention, the volume ratio of the high-stage compression mechanism (35) to the low-stage compression mechanism (34) is set larger than 0.8. That is, when the volume ratio is less than 0.8, the displacement volume of the high-stage compression mechanism (35) is relatively small with respect to the displacement volume of the low-stage compression mechanism (34).
  • the pressure of the intermediate pressure refrigerant increases, and the refrigerant in the gas-liquid separator (15) may exceed the critical pressure.
  • the pressure of the refrigerant in the gas-liquid separator (15) can be set to the subcritical pressure. Therefore, in the present invention, the refrigerant in the gas-liquid separator (15) can be reliably separated into the gas refrigerant and the liquid refrigerant, and the desired intermediate pressure gas injection effect can be obtained.
  • the volume ratio is 1.3 or more, the displacement volume of the high-stage compression mechanism (35) is relatively larger than the displacement volume of the low-stage compression mechanism (34). As a result, it is not possible to ensure a sufficient amount of refrigerant sucked by the high stage compression mechanism (35), leading to a reduction in compression efficiency of the compressor (30). On the other hand, in the present invention, the volume ratio is made smaller than 1.3. Therefore, the amount of refrigerant sucked by the high-stage compression mechanism (35) can be sufficiently secured, and the refrigerant can be efficiently compressed in two stages.
  • a second invention is characterized in that, in the first invention, the volume ratio is in the range of 0.9 or more and 1.1 or less.
  • the high-stage compression mechanism (with respect to the displacement volume of the low-stage compression mechanism (34) (
  • the volume ratio of the displacement volume of 35) is in the range of 0.9 or more and 1.1 or less.
  • the refrigerant pressure in the gas-liquid separator (15) is surely set to a critical pressure.
  • the volume ratio can be more efficiently compressed in two stages.
  • a third invention is characterized in that, in the second invention, the volume ratio is 1.0.
  • the volume ratio of the low-stage compression mechanism (34) and the volume ratio of the high-stage compression mechanism (35) are set to the same volume ratio.
  • a fourth invention is the invention according to any one of the first to third inventions, wherein the low-stage compression mechanism (34) and the high-stage compression mechanism (35) are constituted by a rotary compression mechanism. It is characterized by this.
  • the low-stage compression mechanism (34) and the high-stage compression mechanism (35), which are rotary compression mechanisms, are connected to each other by the drive shaft (33), so that the compressor (30) is Composed.
  • the volume ratio of the low-stage compression mechanism (34) and the high-stage compression mechanism (35) is set in a range larger than 0.8 and smaller than 1.3.
  • the volume ratio is larger than 0.8, the pressure of the refrigerant in the gas-liquid separator (15) can be made smaller than the critical pressure. Therefore, according to the present invention, the desired intermediate pressure gas injection can be performed in the refrigerant circuit (10), and the COP of the refrigeration apparatus can be improved.
  • this volume ratio is made smaller than 1.3, the refrigerant that does not cause a reduction in compression efficiency due to a shortage of the amount of refrigerant sucked by the high-stage compression mechanism (35) can be compressed in two stages. Therefore, according to the present invention, the COP of the refrigeration apparatus can be further improved.
  • the volume ratio of the low-stage compression mechanism (34) and the high-stage compression mechanism (35) is set to 0. . 9 or more 1.
  • the range is 1 or less. That is, in the present invention, the volume ratio of the low-stage compression mechanism (34) and the high-stage compression mechanism (35) is set in a more optimal range. Therefore, according to the present invention, the COP of the refrigeration apparatus can be further improved.
  • the volume ratio of the low-stage compression mechanism (34) and the volume ratio of the high-stage compression mechanism (35) are set to the same volume ratio. For this reason, according to the present invention, the low-stage compression mechanism (
  • the compressor (30) and the high-stage compression mechanism (35) can have the same compression mechanism specifications, and the compressor (30) can be reduced in cost and simplified.
  • the desired intermediate pressure gas injection can be performed to improve the COP. I'll do it.
  • FIG. 1 is a piping system diagram of a refrigerant circuit of an air conditioner according to an embodiment.
  • FIG. 2 is a piping diagram illustrating the refrigerant flow during the heating operation of the air conditioner.
  • Fig. 3 is a piping diagram illustrating the refrigerant flow during the cooling operation of the air conditioner.

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Abstract

　冷媒回路（10）には、低段側圧縮機構（34）と高段側圧縮機構（35）とが駆動軸（33）で連結される圧縮機（30）と、気液分離器（15）とが設けられる。冷媒回路（10）では、ＣＯ２冷媒を臨界圧力として二段圧縮二段膨張冷凍サイクルが行われる。圧縮機（30）では、低段側圧縮機構（34）の押しのけ容積Ｖ１に対する高段側圧縮機構（35）の押しのけ容積Ｖ２の容積比Ｖ２／Ｖ１が、０．８よりも大きく１．３よりも小さい範囲に設定される。

Description

冷凍装置
技術分野
[0001] 本発明は、気液分離器を有する冷媒回路を備え、 CO冷媒を高圧の臨界圧力とし
2
て二段圧縮二段膨張冷凍サイクルを行う冷凍装置に関するものである。
背景技術
[0002] 従来より、冷媒回路を備えた冷凍装置は空調機等に広く適用されている。
[0003] 例えば特許文献 1には、気液分離器を備えた冷媒回路を有し、二段圧縮二段膨張 冷凍サイクルを行う空調機が開示されて 、る。
[0004] この空調機の冷媒回路には、圧縮機、第 1熱交換器、第 1膨張弁、気液分離器、第 2膨張弁、第 2熱交換器が設けられている。上記圧縮機は、低段側圧縮機構と高段 側圧縮機構とが駆動軸によって連結される二段圧縮式圧縮機を構成して ヽる。また 、上記気液分離器は、中間圧の気液二相冷媒を液冷媒とガス冷媒とに分離可能に 構成されている。
[0005] この空調機の冷房運転では、圧縮機の吐出冷媒が第 1熱交換器を流れる。第 1熱 交換器では、冷媒が空気へ放熱する。第 1熱交換器を通過した冷媒は、第 1膨張弁 を通過する際に中間圧まで減圧されてから、気液分離器内へ流入する。気液分離器 では、中間圧の気液 2相冷媒が、ガス冷媒と液冷媒とに分離される。気液分離器で 分離された液冷媒は、第 2膨張弁を通過する際に低圧まで減圧されてから第 2熱交 を流れる。第 2熱交換器では、冷媒が空気から吸熱して蒸発する。その結果、室 内の冷房が行われる。
[0006] 第 2熱交換器を通過した冷媒は、圧縮機に吸入されて、低段側圧縮機構で中間圧 まで圧縮される。低段側圧縮機構の吐出冷媒には、上記気液分離器で分離したガス 冷媒が混合される。つまり、この空調機では、中間圧のガス冷媒を低段側圧縮機構 の吐出冷媒と混合させる、いわゆる中間圧ガスインジェクションが行われる。その後、 この冷媒は、高段側圧縮機構で高圧まで圧縮されて圧縮機から再び吐出される。
[0007] 以上のように、特許文献 1の空調機では、中間圧ガスインジェクションを行うことで、 圧縮機の吐出冷媒温度を低下させると共に、圧縮機の動力を低減させるようにして いる。そして、この空調機では、 COP (成績係数)の向上を図るようにしている。
[0008] また、特許文献 2には、冷媒回路に CO冷媒を充填し、上述のような中間圧ガスィ
2
ンジェクシヨンを行う空調機も開示されている。なお、この空調機では、圧縮機の吐出 冷媒を臨界圧力以上とする、 、わゆる超臨界サイクルを行うようにして 、る。
特許文献 1 :特開平 7—110167号公報
特許文献 2：特開 2001 - 241797号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0009] 特許文献 1に開示されて!ヽるような空調機では、二段圧縮式圧縮機の各圧縮機構 の容積 (押しのけ容積)が二段圧縮を効率的に行うように設計されている。一方、この ような空調機の冷媒として COを用いて超臨界サイクルを行う場合、臨界圧力まで圧
2
縮されて熱交^^で放熱した後の冷媒が、気液分離器内で未だに臨界圧力となつ ていることがある。このように気液分離器内の冷媒が臨界圧力（臨界状態）となる場合 、気液分離器内の冷媒をガス冷媒と液冷媒とに分離することが困難となる。その結果 、ガス冷媒だけを圧縮機の中間圧冷媒へ送ることができず、上述のような中間圧ガス インジェクションを行うことができなくなる。従って、所期の中間ガスインジェクションの 効果を得ることができず、空調機の COPの低下を招くという問題があった。
[0010] 本発明は、力かる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、 CO冷媒を用いて
2
二段圧縮二段膨張冷凍サイクルを行う冷凍装置にお 、て、最適な COPで運転を行 えるようにすることである。
課題を解決するための手段
[0011] 第 1の発明は、低段側圧縮機構 (34)及び高段側圧縮機構 (35)が駆動軸 (33)によ つて互!ヽに連結される圧縮機 (30)と、中間圧冷媒を気液分離する気液分離器 (15)と を有し、 CO冷媒の高圧を臨界圧力として二段圧縮二段膨張冷凍サイクルを行う冷
2
媒回路（10)を備えた冷凍装置を前提としている。そして、この冷凍装置は、上記低段 側圧縮機構 (34)の押しのけ容積に対する高段側圧縮機構 (35)の押しのけ容積の容 積比が、 0. 8よりも大きく 1. 3よりも小さい範囲であることを特徴とするものである。 [0012] 第 1の発明の冷媒回路（10)には、 CO冷媒が充填される。また、冷媒回路（10)に
2
は、低段側圧縮機構 (34)と高段側圧縮機構 (35)とを有する圧縮機 (30)が設けられ る。そして、冷媒回路（10)では、以下のような二段圧縮二段膨張冷凍サイクルが行わ れる。
[0013] 高段側圧縮機構 (35)で臨界圧力まで圧縮された冷媒は、例えば室内熱交換器で 放熱した後、中間圧まで減圧されてから、気液分離器 (15)内へ流入する。気液分離 器 (15)では、中間圧の冷媒がガス冷媒と液冷媒とに分離される。液冷媒は、低圧ま で減圧されてから、例えば室外熱交^^で蒸発し、低段側圧縮機構 (34)に吸入され る。この冷媒は、低段側圧縮機構 (34)で中間圧まで圧縮される。そして、この冷媒に 気液分離器 (15)で分離したガス冷媒が導入される。その結果、上述のような中間圧 ガスインジェクションが行われる。その後、冷媒は、高段側圧縮機構 (35)で高圧（臨 界圧力）まで圧縮される。
[0014] ところで、このように CO冷媒を用いて二段圧縮二段膨張冷凍サイクルを行う場合、
2
従来の冷凍装置であれば、気液分離器内の中間圧の冷媒が臨界圧力となっている 場合がある。この場合には、気液分離器内で冷媒をガス冷媒と液冷媒とに分離する ことができず、所期の中間圧ガスインジェクションを行うことができない。そこで、本発 明では、低段側圧縮機構 (34)に対する高段側圧縮機構 (35)の容積比を 0. 8より大 きくしている。即ち、この容積比を 0. 8未満とすると、低段側圧縮機構 (34)の押しの け容積に対して、高段側圧縮機構 (35)の押しのけ容積が相対的に小さくなる。その 結果、中間圧冷媒の圧力が高くなり、気液分離器 (15)内の冷媒が臨界圧力を超える ことがある。一方、本発明では、容積比を 0. 8より大きくしているので、気液分離器（1 5)内の冷媒の圧力を亜臨界圧力とすることができる。従って、本発明では、気液分離 器 (15)内の冷媒を確実にガス冷媒と液冷媒とに分離することができ、所期の中間圧 ガスインジェクションの効果を得ることができる。
[0015] また、仮に上記容積比を 1. 3以上とすると、低段側圧縮機構 (34)の押しのけ容積 に対して、高段側圧縮機構 (35)の押しのけ容積が相対的に大きくなる。その結果、 高段側圧縮機構 (35)の吸入冷媒量を充分に確保することができなくなり、圧縮機 (30 )の圧縮効率の低下を招いてしまう。一方、本発明では、容積比を 1. 3より小さくして いるので、高段側圧縮機構 (35)の吸入冷媒量を充分に確保することができ、冷媒を 効率的に二段圧縮することができる。
[0016] 第 2の発明は、第 1の発明において、上記容積比が 0. 9以上 1. 1以下の範囲であ ることを特徴とするちのである。
[0017] 第 2の発明では、低段側圧縮機構 (34)の押しのけ容積に対する高段側圧縮機構（
35)の押しのけ容積の容積比を 0. 9以上 1. 1以下の範囲としている。つまり、上記容 積比を 0. 9以上とすることで、気液分離器 (15)内の冷媒圧力が確実に臨界圧力とな る。また、上記容積比を 1. 1以下とすることで、冷媒を一層効率的に二段圧縮するこ とがでさる。
[0018] 第 3の発明は、第 2の発明において、上記容積比が 1. 0であることを特徴とするもの である。
[0019] 第 3の発明では、低段側圧縮機構 (34)の容積比と高段側圧縮機構 (35)の容積比 が同じ容積比に設定される。
[0020] 第 4の発明は、第 1乃至第 3のいずれか 1の発明において、低段側圧縮機構 (34) 及び高段側圧縮機構 (35)は、ロータリ式圧縮機構で構成されていることを特徴とする ものである。
[0021] 第 4の発明では、ロータリ式圧縮機構から成る低段側圧縮機構 (34)及び高段側圧 縮機構 (35)が、駆動軸 (33)によって互いに連結されて圧縮機 (30)が構成される。 発明の効果
[0022] 本発明では、低段側圧縮機構 (34)と高段側圧縮機構 (35)の容積比を 0. 8よりも大 きく 1. 3よりも小さい範囲に設定している。ここで、容積比を 0. 8よりも大きくすると、気 液分離器（15)内の冷媒の圧力を臨界圧力より小さくすることができる。従って、本発 明によれば、冷媒回路（10)で所期の中間圧ガスインジェクションを行うことができ、冷 凍装置の COPを向上できる。また、この容積比を 1. 3よりも小さくすると、高段側圧縮 機構 (35)の吸入冷媒量の不足に伴う圧縮効率の低下を招くことなぐ冷媒をニ段圧 縮することができる。従って、本発明によれば、冷凍装置の COPを一層向上させるこ とがでさる。
[0023] 特に、第 2の発明では、低段側圧縮機構 (34)と高段側圧縮機構 (35)の容積比を 0 . 9以上 1. 1以下の範囲に設定している。即ち、本発明では、低段側圧縮機構 (34) と高段側圧縮機構 (35)の容積比をより最適な範囲に設定している。従って、本発明 によれば、冷凍装置の COPを更に向上させることができる。
[0024] 更に、第 3の発明では、低段側圧縮機構 (34)の容積比と高段側圧縮機構 (35)の 容積比を同じ容積比に設定している。このため、本発明によれば、低段側圧縮機構（
34)と高段側圧縮機構 (35)とを同じ圧縮メカの仕様とすることができ、圧縮機 (30)の 低コスト化、簡素化を図ることができる。
[0025] また、第 4の発明によれば、 2つのロータリ式圧縮機構から成る圧縮機 (30)を有する 冷凍装置において、所期の中間圧ガスインジェクションを行って COPの向上を図るこ とがでさる。
図面の簡単な説明
[0026] [図 1]図 1は、実施形態に係る空調機の冷媒回路の配管系統図である。
[図 2]図 2は、空調機の暖房運転時の冷媒の流れを説明する配管系統図である。
[図 3]図 3は、空調機の冷房運転時の冷媒の流れを説明する配管系統図である。
[図 4]図 4は、低段側圧縮機構に対する高段側圧縮機構の容積比と、 COPとの関係 を表すグラフである。
符号の説明
[0027] 1 空調機
10 冷媒回路
30 圧縮機
34 第 1圧縮機構 (低段側圧縮機構）
35 第 2圧縮機構 (高段側圧縮機構）
発明を実施するための最良の形態
[0028] 実施形態に係る冷凍装置は、室内の空調を行う空調機（1)を構成している。この空 調機（1)は、室内の暖房及び冷房が可能に構成されている。
[0029] 空調機（1)は、室内に設置される室内機（11)と、室外に設置される室外機（12)とを 備えている。室内機（11)と室外機（12)とは 2本の連絡配管を介して互いに接続され て 、る。その結果、空調機（1)では、室内機（11)と室外機（12)に亘つて冷媒回路（10 )が構成される。この冷媒回路（10)には、 CO冷媒が充填されている。そして、冷媒
2
回路（10)では、 CO冷媒の高圧を臨界圧力としながら二段圧縮二段膨張冷凍サイク
2
ルが行われる。
[0030] 室内機（11)には、室内熱交翻（13)が設けられている。室内熱交翻（13)は、フ インアンドチューブ式の熱交換器を構成している。この室内熱交換器（13)では、室内 ファンが送風する室内空気と冷媒とが熱交換する。
[0031] 室外機 (12)には、詳細は後述する圧縮機 (30)と、室外熱交換器 (14)と、気液分離 器 (15)とが設けられている。
[0032] 室外熱交 (14)は、フィンアンドチューブ式の熱交 を構成して 、る。この室 外熱交換器 (14)では、室外ファンが送風する室外空気と冷媒とが熱交換する。
[0033] 気液分離器（15)は、円筒状の密閉容器で構成されている。この気液分離器（15)に は、頂部を貫通するように流入管（15a)及びガスインジェクション配管（15b)が接続さ れている。ガスインジェクション配管（15b)は、中間圧のガス冷媒を圧縮機 (30)へ導く ための流路を構成している。また気液分離器（15)には、その下部を貫通するように流 出管（15c)が接続されている。気液分離器 (15)では、中間圧の気液 2相状態の冷媒 力 ガス冷媒と液冷媒とに分離される。
[0034] また、室外機（12)には、四路切換弁（16)、ブリッジ回路（17)、第 1膨張弁（18)、及 び第 2膨張弁（19)が設けられて 、る。
[0035] 四路切換弁（16)は、第 1から第 4までのポートを備えている。四路切換弁（16)では 、第 1ポートが圧縮機 (30)の吐出管 (41)と繋がり、第 2ポートが室外熱交 (14)と 繋がり、第 3ポートが室内熱交換器 (13)と繋がり、第 4ポートが圧縮機 (30)の吸入管（ 42)と繋がっている。この四路切換弁（16)は、第 1ポートと第 2ポートとを連通させると 同時に第 3ポートと第 4ポートを連通させる状態（図 1の実線で示す状態）と、第 1ポー トと第 3ポートを連通させると同時に第 2ポートと第 4ポートを連通させる状態（図 1の破 線で示す状態）とに切換可能に構成されて 、る。
[0036] ブリッジ回路（17)は、ブリッジ状に組み合わされる 4本の配管と、各配管にそれぞれ 設けられる 4つの逆止弁とで構成されている。このブリッジ回路（17)の各逆止弁は、 図 1の矢印で示す方向の冷媒の流通のみを許容している。 [0037] 第 1膨張弁 (18)及び第 2膨張弁 (19)は、それぞれ開度を調節可能な電子膨張弁 で構成されている。第 1膨張弁 (18)は、気液分離器 (15)の流入側の配管に設けられ 、第 2膨張弁 (19)は、気液分離器 (15)の流出側の配管に設けられている。
[0038] 図 2に示すように、圧縮機 (30)は、 2つの圧縮機構で冷媒をニ段圧縮する、 V、わゆ る二段圧縮式圧縮機を構成している。圧縮機 (30)は、円筒状の密閉型のケーシング (31)を備えている。ケーシング (31)内には、電動機 (32)、駆動軸 (33)、第 1圧縮機 構 (34)、及び第 2圧縮機構 (35)が収納されて 、る。
[0039] 電動機 (32)は、ケーシング (31)の内周面に固定されるステータと、駆動軸 (33)の 外周面に固定されるロータとで構成されている。駆動軸 (33)は、上下方向に延びる 姿勢で軸受けに支持されている。この駆動軸 (33)は、電動機 (32)に駆動されること で回転可能となっている。
[0040] 第 1圧縮機構 (34)はケーシング (31)の底部寄りに配置されており、低段側の圧縮 機構を構成している。一方、第 2圧縮機構 (35)は電動機 (32)寄りに配置されており、 高段側の圧縮機構を構成して 、る。
[0041] 第 1圧縮機構 (34)及び第 2圧縮機構 (35)は、それぞれロータリ式のスイング型圧縮 機構で構成されている。各圧縮機構 (34,35)には、円柱状のシリンダ室内にそれぞれ ピストンが収納されている。そして、各ピストンは、駆動軸 (33)の軸心と偏心するように 該駆動軸 (33)にそれぞれ連結されている。従って、駆動軸 (33)が回転すると、両圧 縮機構 (34,35)の各ピストンが駆動軸 (33)に対して偏心しながら回転する。また、各 圧縮機構 (34,35)の各ピストンは、互いに 180° 位相がずれるようにして駆動軸 (33) に連結されている。従って、各ピストンの駆動時における遠心力が互いに相殺され、 振動の発生やトルク負荷の変動が抑えられる。
[0042] 第 1圧縮機構 (34)には、その吸入側に上述の吸入管 (42)が接続しており、その吐 出側に中間連絡管 (43)の一端が接続している。第 2圧縮機構 (35)には、その吸入 側に中間連絡管 (32)の他端が接続しており、その吐出側に上述の吐出管 (41)が接 続している。
[0043] 上記中間連絡管 (43)は、第 1圧縮機構 (34)で圧縮した後の冷媒を第 2圧縮機構（ 35)の吸入側に導くための流路を構成している。この中間連絡管 (43)には、その U字 状に湾曲した部位に上述のガスインジェクション配管（15b)の流出端が接続している
[0044] 本実施形態の空調機 (1)では、第 1圧縮機構 (34)の押しのけ容積 VIと第 2圧縮機 構 (35)の押しのけ容積 V2との比 (容積比 V2ZV1)力 0. 8よりも大きく 1. 3より小さ い範囲に設定される。その結果、空調機（1)の COP (成績係数)が向上する。この容 積比 V2ZV1と COPの関係についての詳細は後述するものとする。
[0045] 運転動作
本実施形態に係る空調機（1)の運転動作について説明する。空調機（1)では、以 下に示す暖房運転と冷房運転とが可能となって ヽる。
[0046] く暖房運転〉
暖房運転では、四路切換弁（16)が図 2に示す状態となる。また、第 1膨張弁（18)と 第 2膨張弁（19)の開度が適宜調節される。
[0047] 圧縮機 (30)からは、臨界圧力まで圧縮された冷媒が吐出される。この冷媒は、四路 切換弁（16)を通過して力 室内熱交換器（13)を流れる。室内熱交換器（13)では、 冷媒が室内空気へ放熱する。その結果、室内の暖房が行われる。室内熱交換器（13 )を流出した冷媒は、第 1膨張弁（18)を通過して中間圧まで減圧されてから気液分離 器（15)内へ流入する。
[0048] 気液分離器 (15)内には、中間圧の気液二相冷媒が貯留する。そして、気液分離器
(15)では、この冷媒がガス冷媒と液冷媒とに分離される。気液分離器 (15)内の上部 に貯まったガス冷媒は、ガスインジヱクシヨン配管（15b)に流入する。一方、気液分離 器（15)内の下部に貯まった冷媒は、第 2膨張弁（19)を通過して低圧まで減圧されて カゝら室外熱交換器 (14)を流れる。室外熱交換器 (14)では、冷媒が室外空気から吸 熱して蒸発する。室外熱交換器 (14)を流出した冷媒は、圧縮機 (30)に吸入される。
[0049] 圧縮機 (30)では、まず、吸入管 (42)から第 1圧縮機構 (34)に冷媒が吸入される。
第 1圧縮機構 (34)では、冷媒が中間圧まで圧縮される。第 1圧縮機構 (34)の吐出冷 媒は、中間連絡管 (43)を流れる。この吐出冷媒は、上記ガスインジヱクシヨン配管（15 b)を流出したガス冷媒と混合される。その結果、第 1圧縮機構 (34)の吐出冷媒の温 度が低下する。中間連絡管 (43)を流出した冷媒は第 2圧縮機構 (35)に吸入される。 第 2圧縮機構 (35)では、冷媒が臨界圧力まで圧縮される。
[0050] く冷房運転〉
冷房運転では、四路切換弁（16)が図 3に示す状態となる。また、第 1膨張弁（18)と 第 2膨張弁（19)の開度が適宜調節される。
[0051] 圧縮機 (30)からは、臨界圧力まで圧縮された冷媒が吐出される。この冷媒は、四路 切換弁（16)を通過してカゝら室外熱交換器（14)を流れる。室外熱交換器（14)では、 冷媒が室外空気へ放熱する。室外熱交換器 (14)を流出した冷媒は、第 1膨張弁 (18 )を通過して中間圧まで減圧されて力 気液分離器（15)内へ流入する。
[0052] 気液分離器 (15)内には、中間圧の気液二相冷媒が貯留される。そして、気液分離 器 (15)では、この冷媒がガス冷媒と液冷媒とに分離される。気液分離器 (15)内の上 部に貯まったガス冷媒は、ガスインジヱクシヨン配管（15b)に流入する。一方、気液分 離器（15)内の下部に貯まった冷媒は、第 2膨張弁（19)を通過して低圧まで減圧され て力 室内熱交 (13)を流れる。室内熱交 (13)では、冷媒が室内空気から 吸熱して蒸発する。その結果、室内の冷房が行われる。室内熱交換器（13)を流出し た冷媒は、圧縮機 (30)に吸入される。
[0053] 圧縮機 (30)では、まず、吸入管 (42)から第 1圧縮機構 (34)に冷媒が吸入される。
第 1圧縮機構 (34)では、冷媒が中間圧まで圧縮される。第 1圧縮機構 (34)の吐出冷 媒は、中間連絡管 (43)を流れる。この吐出冷媒は、上記ガスインジヱクシヨン配管（15 b)を流出したガス冷媒と混合される。その結果、第 1圧縮機構 (34)の吐出冷媒の温 度が低下する。中間連絡管 (43)を流出した冷媒は第 2圧縮機構 (35)に吸入される。 第 2圧縮機構 (35)では、冷媒が臨界圧力まで圧縮される。
[0054] 2つの圧縮機構の容積比と COPの関係につ 、て
上述のように、実施形態に係る空調機（1)の暖房運転や冷房運転では、気液分離 器 (15)で分離したガス冷媒を圧縮機 (30)の中間圧冷媒と混合することで、 Vヽゎゆる 中間圧ガスインジェクションを行うようにしている。その結果、この空調機（1)では、第 1圧縮機構 (34)の吐出冷媒温度を低下させるとともに、圧縮機 (30)の動力の削減で き、 COPの向上が図られる。
[0055] ところが、この空調機（1)の冷媒回路（10)では、冷媒の高圧を臨界圧力まで圧縮し て、いわゆる超臨界サイクルを行うようにしている。このため、仮に気液分離器（15)内 の中間圧の冷媒が臨界圧力となってしまう場合には、気液分離器 (15)内の冷媒をガ ス冷媒と液冷媒とに分離することが困難となり、上述の中間圧ガスインジェクションを 行うことができなくなる恐れがある。そこで、本発明では、第 1圧縮機構 (34)の容積 V 1に対する第 2圧縮機構 (35)の容積 V2の容積比 (V2ZV1)を最適な範囲に設定す ることで、気液分離器 (15)内の中間圧の冷媒の圧力を臨界圧力より小さくして、所期 の中間圧ガスインジェクションを行えるようにして！/、る。
[0056] 以上のような容積比 (V2ZV1)と COPとの関係について検討した結果を図 4に示 す。図 4では、容積比 (V2ZV1)の異なる空調機の暖房運転と冷房運転について、 各空調機で得られる COPを求めたものである。なお、図 4では、各空調機において、 冬季の般的な室外温度条件範囲（一 10°Cから 15°Cまで）についての暖房運転時の COPをそれぞれ求めるとともに、夏期の一般的な室外温度条件範囲（25°Cから 35 でまで）についての冷房運転時の COPをそれぞれ求めている。また、ここで示す「C OP比」は、容積比を 0. 65とした空調機の最低 COP (例えば室外温度 15°Cでの暖 房運転時の COPや、室外温度 25°Cでの冷房運転時の COP)を基準として、他の容 積比の空調機の COPを相対的に評価したものである。
[0057] 図 4に示すように、容積比を 0. 8以下としたものでは、暖房運転及び冷房運転にお いて、 COPが低い傾向であった。これは、容積比を 0. 8以下とすると、第 1圧縮機構 (34)の押しのけ容積に対して、第 2圧縮機構 (35)の押しのけ容積が相対的に小さく なり過ぎて、気液分離器 (15)内の冷媒が臨界圧力を超えるため、気液分離器 (15) 内の冷媒からガス冷媒を分離できず、所期の中間圧ガスインジヱクシヨンを行えな!/ヽ ためである。逆に、容積比を 0. 8よりも大きくすることで、気液分離器（15)内の冷媒を 亜臨界圧力とすることができ、気液分離器 (15)内の冷媒からガス冷媒を分離すること ができる。従って、容積比が 0. 8よりも大きいものについては、所期の中間圧ガスイン ジェクシヨンを行うことができ、高 、COPを得ることができる。
[0058] また、容積比を 1. 3としたものでは、暖房運転、及び低外気温度条件下での冷房 運転において、 COPが低い傾向であった。これは、容積比を 1. 3以上とすると、第 1 圧縮機構 (34)の押しのけ容積に対して、第 2圧縮機構 (35)の押しのけ容積が相対 的に大きくなり過ぎて、第 2圧縮機構 (35)の吸入冷媒量を充分に確保できなくなるた めである。つまり、容積比を 1. 3以上とすると、冷媒を効率的に二段圧縮することがで きず、圧縮機 (30)の動力の増大に伴って COPが低下する。逆に、容積比が 1. 3より 小さいものについては、比較的効率的に冷媒をニ段圧縮することができ、高い COP を得ることができる。
[0059] また、同図に示すように、冷房運転及び暖房運転の COPは、容積比を 0. 9以上 1.
1以下の範囲とすると高くなる。即ち、第 1圧縮機構 (34)の容積 VIに対する第 2圧縮 機構 (35)の容積 V2の容積比 (V2ZV1)は、 0. 9以上 1. 1以下であることが望まし い。特に、この容積比を 1. 0とすることで、冷房運転及び暖房運転の双方において、 高 COPを達成することができる。
[0060] 一実施形態の効果
上記実施形態では、第 1圧縮機構 (34)に対する第 2圧縮機構 (35)の容積比を 0. 8 よりも大きく 1. 3よりも小さい範囲に設定している。ここで、この容積比を 0. 8よりも大 きくすると、気液分離器 (15)内の冷媒の圧力を臨界圧力より小さくすることができる。 従って、本実施形態によれば、冷媒回路（10)で所期の中間圧ガスインジェクションを 行うことができ、空調機（1)の COPを向上できる。また、この容積比を 1. 3よりも小さく すると、第 2圧縮機構 (35)の吸入冷媒量の不足に伴う圧縮効率の低下を招くことなく 、冷媒をニ段圧縮することができる。従って、上記実施形態によれば、空調機（1)の C OPを一層向上させることができる。
[0061] 特に、第 1圧縮機構 (34)に対する第 2圧縮機構 (35)の容積比を 0. 9以上 1. 1以下 の範囲に設定すると、図 4に示すように、高い COPを得ることができる。
[0062] また、第 1圧縮機構 (34)の容積と第 2圧縮機構 (35)の容積を同じ容積とする (容積 比 = 1. 0とする）と、冷房運転と暖房運転との双方において、高い COPを得ることが できる。また、このように第 1圧縮機構 (34)と第 2圧縮機構 (35)の容積を同じとすると 、両圧縮機構を同じ圧縮メカの仕様とすることができる。従って、圧縮機 (30)を比較 的容易且つ低コストに製造することができる。
[0063] 《その他の実施形態》
上記実施形態にっ 、ては、以下のような構成としてもょ 、。 [0064] 上記実施形態では、低段側圧縮機構 (34)の吐出側と高段側圧縮機構 (35)の吸入 側とを中間連絡管 (43)で接続し、この中間連絡管 (43)にガスインジ クシヨン配管（1 5b)の流出端を接続するようにしている。しかしながら、例えば圧縮機 (30)のケーシン グ (31)内を低段側圧縮機構 (34)の吐出冷媒で満たすようにして、圧縮機 (30)を 、 わゆる中間ドーム式の圧縮機とし、このケーシング (31)内に中間圧のガス冷媒を導 入するようにしても良い。
[0065] また、上記実施形態では、低段側圧縮機構 (34)及び高段側圧縮機構 (35)をスイン グ式の圧縮機構で構成している。しかしながら、これらの圧縮機構をロータリ式の回 転ピストン型の圧縮機構で構成したり、固定歯と可動歯とから成る圧縮機構 (例えば スクロール式圧縮機構)で構成したりしても良 、。
[0066] なお、以上の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、 あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。
産業上の利用可能性
[0067] 以上説明したように、本発明は、気液分離器を有する冷媒回路を備え、 CO冷媒を
2 高圧の臨界圧力として二段圧縮二段膨張冷凍サイクルを行う冷凍装置について有 用である。

Claims

請求の範囲
[1] 低段側圧縮機構及び高段側圧縮機構が駆動軸によって互いに連結される圧縮機 と、中間圧冷媒を気液分離する気液分離器とを有し、 CO冷媒の高圧を臨界圧力と
2
して二段圧縮二段膨張冷凍サイクルを行う冷媒回路を備えた冷凍装置であって、 上記低段側圧縮機構の押しのけ容積に対する高段側圧縮機構の押しのけ容積の 容積比が、 0. 8よりも大きく 1. 3よりも小さい範囲であることを特徴とする冷凍装置。
[2] 請求項 1において、
上記容積比が、 0. 9以上 1. 1以下の範囲であることを特徴とする冷凍装置。
[3] 請求項 2において、
上記容積比が 1. 0であることを特徴とする冷凍装置。
[4] 請求項 1乃至 3のいずれ力 1において、
低段側圧縮機構及び高段側圧縮機構は、ロータリ式圧縮機構で構成されて!、るこ とを特徴とする冷凍装置。
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