WO2010029781A1 - 冷凍サイクル装置および空気調和装置 - Google Patents

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WO2010029781A1
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compressor
water
main radiator
intermediate cooler
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啓輔 高山
裕輔 島津
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三菱電機株式会社
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    • F25B2400/14—Power generation using energy from the expansion of the refrigerant

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus using a fluid in a supercritical state as a refrigerant.
  • the present invention relates to a configuration of a refrigeration cycle apparatus and an air conditioner using an expander.
  • a compressor, a flow path switching unit, a heat source side heat exchanger, a load side heat exchanger are connected to form a refrigerant circuit, and a part of the heat source side heat exchanger or a part of the load side heat exchanger
  • a refrigeration cycle apparatus equipped with a sprinkler for spraying water. Then, water can be sprayed (sprinkled) on a part of the heat source side heat exchanger or the load side heat exchanger through which the high-pressure refrigerant discharged from the compressor passes (see, for example, Patent Document 1).
  • the temperature of the refrigerant can be lowered by cooling the refrigerant by sprinkling water at the outlet of the heat source side heat exchanger in the cooling operation. And a performance can be improved by expanding the enthalpy difference in the evaporator used as a load side heat exchanger.
  • the refrigeration cycle apparatus using the expander there is one that includes a watering means for spraying water to improve the COP of the refrigeration cycle apparatus.
  • the heat source side heat exchanger is disposed outdoors, and outdoor air and refrigerant are I try to exchange heat.
  • the load-side heat exchanger is arranged indoors to exchange heat between indoor air and the refrigerant.
  • the watering means sprays the entire surface of the heat source side heat exchanger (see Patent Document 2).
  • the second compressor compresses the refrigerant with the power recovered by the expander, and the intermediate cooler and the second compression cool the refrigerant discharged from the first compressor.
  • a refrigeration cycle apparatus that constitutes a heat source side heat exchanger with a main radiator that cools the refrigerant discharged from the machine.
  • the pressure difference between the expander inlet and outlet becomes small, so the power that can be recovered by the expander decreases. . Therefore, in the configuration as in Patent Document 1, the power collected by the expander is reduced, and the compression work of the second compressor is reduced.
  • the present invention was made to solve the conventional problems as described above, and in a refrigeration cycle apparatus that performs two-stage compression using recovered power by an expander, while suppressing a decrease in recovered power by the expander, It aims at providing the refrigerating-cycle apparatus etc. which can improve the cooling capability by watering and can perform efficient driving
  • the refrigeration cycle device of the present invention is driven by the first compressor that compresses the refrigerant, the expander that decompresses and expands the refrigerant and recovers the power related to the expansion, and the power recovered by the expander.
  • a second compressor for further compressing the refrigerant related to the compression, an intermediate cooler for cooling the refrigerant compressed by the first compressor, and a main radiator for cooling the refrigerant compressed by the second compressor and sending it to the expander
  • a heat exchanger having an evaporator that heats the refrigerant related to decompression from the expander, and a watering device for sprinkling water on the outer surface of the intermediate cooler and the main radiator. Water is sprayed so that the intermediate cooler has more water than the main radiator.
  • the amount of water sprayed per heat transfer area to the heat source side heat exchanger is set so that the intermediate cooler is larger than the main radiator, and the refrigerant evaporates with air particularly in the intermediate cooler. Since heat can be radiated to the latent heat of water, the heat radiation effect can be enhanced. Therefore, While suppressing the fall of the power which an expander collects and suppressing the fall concerning the pressure concerning refrigerant compression of the 2nd compressor, on the other hand, the pressure concerning refrigerant compression of the 1st compressor can be lowered, the 1st It is possible to provide a refrigeration cycle apparatus capable of reducing the motor input of the compressor and saving energy.
  • FIG. 2 is a refrigerant circuit diagram of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1.
  • FIG. It is a refrigerant circuit diagram which shows the flow of the refrigerant
  • FIG. 2 is a Ph diagram showing the state of refrigerant during heating operation of the apparatus according to the first embodiment.
  • FIG. 3 is a refrigerant circuit diagram illustrating a refrigerant flow during a cooling operation of the apparatus according to the first embodiment.
  • FIG. 3 is a Ph diagram showing the state of the refrigerant during the cooling operation of the apparatus according to the first embodiment.
  • It is a Ph diagram showing a comparison of sprinkling forms in a refrigeration cycle apparatus. It is a figure which shows the relationship between the amount of water spraying Qw per heat-transfer area and intermediate pressure. It is a figure which shows the relationship between the amount of water spraying Qw per heat-transfer area and the recovery power of the expander 6.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the refrigeration cycle apparatus is applied to an air conditioner capable of performing air conditioning.
  • the refrigeration cycle apparatus according to the present embodiment includes an outdoor unit 100 that is a heat source side unit and an indoor unit 200 that is a load side unit. And each means which comprises the outdoor unit 100 and the indoor unit 200 is pipe-connected by piping 61, 62 grade
  • refrigerant inside the refrigerant circuit, for example, natural refrigerant carbon dioxide that is in a supercritical state at a critical temperature (about 31 ° C.) or higher is sealed as a refrigerant.
  • the refrigerant is not limited to carbon dioxide, and may be any refrigerant that is in a supercritical state.
  • the level of the pressure in the refrigerant circuit is not determined by the relationship with the reference pressure, but is expressed as a relative pressure that can be generated by compression (pressurization) of a compressor or the like, or pressure reduction by refrigerant flow control or the like And The same applies to the temperature level.
  • the outdoor unit 100 of the present embodiment includes a first compressor 1 for compressing and pressurizing a gas (gas) refrigerant.
  • the four-way valve 2 switches the refrigerant flow path between the cooling operation and the heating operation based on an instruction from the control device 400.
  • the first port 2a of the four-way valve 2 is the discharge side of the first compressor 1
  • the fourth port 2d is one end of the intermediate cooler 3
  • the third port 2c is the suction side of the first compressor 1
  • the second port 2 b is connected to one end of a pipe 62 connected to the indoor unit 200.
  • Intermediate cooler 3 and main radiator (gas cooler) 4 are heat source side heat exchangers. Particularly during the cooling operation, the intermediate cooler 3 is upstream of the second compressor 5 (upstream with respect to the direction of refrigerant flow), and the main radiator 4 is downstream of the second compressor 5 (downstream of the direction of refrigerant flow).
  • the refrigerant is cooled by heat exchange with outdoor air, for example.
  • the intermediate cooler 3 and the main radiator 4 are connected in series to each other, so that the refrigerant is evaporated in a functionally integrated manner.
  • the intermediate cooler 3 is provided on the upper side and the main radiator 4 is provided on the lower side with respect to the vertical direction.
  • the intermediate cooler 3 which is the upper part of the heat source side heat exchanger (the refrigerant inflow side during the cooling operation)
  • the water is mainly sprinkled into the intermediate cooler 3, and the water is sprayed.
  • a part of the water falls to the main radiator 4 and is scattered. Therefore, in the present embodiment, water is sprinkled on the intermediate cooler 3 and the main radiator 4.
  • the expander 6 decompresses the refrigerant into a gas-liquid two-phase wet steam using gas and liquid. Then, in the process of reducing the pressure, the internal energy of the refrigerant is recovered as power.
  • the second compressor 5 is coaxially connected to the expander 6 and is driven by the power recovered by the expander 6.
  • the suction pipe 16 is a pipe for guiding the refrigerant cooled by the main radiator 4 to the expander 6.
  • the opening degree of the electronic expansion valve 17 can be changed, and the electronic expansion valve 17 serves as a means for decompressing the refrigerant passing through the suction pipe 16.
  • the discharge pipe 13 is a pipe for guiding the refrigerant flowing out from the expander 6.
  • the on-off valve 14 is a means for passing and blocking the refrigerant in the discharge pipe 13.
  • the discharge pipe 11 is a pipe through which the second compressor 5 discharges and guides the refrigerant to the main radiator 4.
  • the check valve 12 is provided in order to regulate the flow direction of the refrigerant in the discharge pipe 11.
  • the pipe 9 is a pipe for guiding the refrigerant to the intermediate cooler 3 during the heating operation.
  • the opening degree of the electronic expansion valve 10 can be changed, and the electronic expansion valve 10 serves as a means for decompressing the refrigerant passing through the pipe 9.
  • the pipe 7 guides the refrigerant evaporated by the main radiator 4 during the heating operation to the suction side of the first compressor 1.
  • the on-off valve 8 is a means for passing and blocking the refrigerant in the pipe 7.
  • the bypass pipe 18 is a pipe for bypassing the refrigerant without passing the refrigerant through the expander 6 during the heating operation.
  • the on-off valve 15 is a means for passing and blocking the refrigerant in the bypass pipe 18.
  • a blower for forcing the outside air to the outer surfaces of the intermediate cooler 3 and the main radiator 4 may be provided. At this time, the watering by the watering device 300 is not disturbed.
  • the indoor unit 200 includes indoor heat exchangers 41 and 42 that are load-side heat exchangers that exchange heat between the heat exchange target and the refrigerant. Moreover, it has the electronic expansion valves 43 and 44 used as the means to adjust the refrigerant
  • coolant One ends of the indoor heat exchangers 41 and 42 are integrated and connected to the outdoor unit 100 via a pipe 62. The other end is aggregated via the electronic expansion valves 43 and 44 and connected to the outdoor unit 100 via the pipe 61.
  • the indoor heat exchangers 41 and 42 are two units and the indoor unit 200 is configured. However, one or three or more units may be used. Further, a blower may be provided to forcibly blow room air to the outer surfaces of the indoor heat exchangers 41 and 42.
  • the outdoor unit 100 is provided with a watering device 300 that serves as a means for spraying water on the outer surface of the heat source side heat exchanger (intermediate cooler 3, main radiator 4) only during the cooling operation.
  • a watering device 300 that serves as a means for spraying water on the outer surface of the heat source side heat exchanger (intermediate cooler 3, main radiator 4) only during the cooling operation.
  • the watering nozzle 21, the watering pipe 22, the pump 23, the opening / closing valve 24, the drain pan 25, the water supply pipe 26 and the flow rate adjusting valve 27 constitute the watering apparatus 300.
  • the drain pan 25 is installed to collect water for water spraying and to receive and collect water that has not evaporated on the outer surfaces of the intermediate cooler 3 and the main radiator 4.
  • the water supply pipe 26 is a pipe for supplying water to the drain pan 25.
  • the on-off valve 24 is means for passing and blocking water in the water supply pipe 26.
  • the drain pan 25 and the water supply pipe 26 open at the bottom of the drain pan 25 and are connected to one end of the water supply pipe 26.
  • the drain pan 25 is provided with, for example, a water level detector (not shown), and the control device 400 determines the water level of the drain pan 25 based on the detection of the water level detector, for example.
  • the on-off valve 24 is opened and water is supplied to the drain pan 25.
  • the on-off valve 24 is closed and the water supply is stopped.
  • the water sprinkling pipe 22 supplies water to the watering nozzle 21 for spraying water on the upper part of the outer surface of the heat source side heat exchanger (intermediate cooler 3, main radiator 4).
  • the pump 23 pumps the water accumulated in the drain pan 25 to the watering nozzle 21 through the watering pipe 22.
  • the pump 23 and the drain pan 25 open at the bottom of the drain pan 25 and are connected to one end of a pipe on the suction side of the pump 23.
  • the flow control valve 27 adjusts the amount of water supplied to the watering nozzle 21.
  • the opening degree of the flow control valve 27 is changed by the control device 400 according to the temperature related to the detection of the temperature sensor 71 that detects the discharge temperature of the first compressor 1.
  • FIG. 2 is a diagram illustrating a refrigerant circulation path in the heating operation.
  • FIG. 3 is a Ph diagram showing the state of the refrigerant in the heating operation.
  • the control device 400 communicates between the first port 2a and the second port 2b and the fourth port 2d and the third port 2c of the four-way valve 2 of the outdoor unit 100. Are switched (solid line in FIG. 2). Further, the on-off valves 15 and 8 are opened, the electronic expansion valve 10 is fully opened, and the electronic expansion valve 17 in the suction pipe 16 is fully closed. Further, the check valve 12 and the on-off valve 14 are closed. Here, since watering is not performed during the heating operation, the pump 23 of the watering device 300 is stopped.
  • the high-temperature gas refrigerant (state B) discharged by the first compressor 1 passes through the first port 2a to the second port 2b of the four-way valve 2 and passes through the pipe 62 to be connected to the indoor unit. 200.
  • the high-temperature gas refrigerant that has flowed into the indoor heat exchangers 41 and 42 of the indoor unit 200 becomes room air that is a heated medium (heat exchange target) sent to the indoor heat exchangers 41 and 42 by the indoor blower 45. Dissipate heat.
  • the indoor air heated by the heat radiation heats the room which is the air-conditioning target space.
  • the refrigerant dissipated in the indoor heat exchangers 41 and 42 is cooled and liquefied to become a low-temperature refrigerant (state C). Further, the pressure is reduced by the electronic expansion valves 43 and 44 to become a low-pressure and low-temperature gas-liquid two-phase refrigerant (state D), and flows into the outdoor unit 100 through the pipe 61 to be connected.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed into the outdoor unit 100 passes through the on-off valve 15 and then flows into the intercooler 3 through the main radiator 4 and the electronic expansion valve 10.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed into the main radiator 4 exchanges heat with the outdoor air, absorbs heat from the outdoor air, evaporates, and vaporizes.
  • the low-pressure gas refrigerant that has flowed out of the main radiator 4 passes through the on-off valve 8 and flows into the fourth port 2d of the four-way valve 2.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed into the intercooler 3 also evaporates and vaporizes, and merges with the low-pressure gas refrigerant that has flowed out of the main radiator 4.
  • the gas refrigerant (state A) that has passed through the four-way valve 2 returns to the suction side of the first compressor 1.
  • FIG. 4 is a diagram showing the circulation path of the refrigerant in the cooling operation.
  • FIG. 5 is a Ph diagram showing the state of the refrigerant in the cooling operation. Next, a case where the cooling operation is performed will be described.
  • the control device 400 communicates between the first port 2a and the fourth port 2d and the third port 2c and the second port 2b of the four-way valve 2 of the outdoor unit 100. Are switched (solid line in FIG. 4). Further, the on-off valves 15 and 8 are closed, and the electronic expansion valve 10 is fully closed. Further, the check valve 12 and the on-off valve 14 are opened. During the cooling operation, the pump 23 of the watering device 300 is driven in order to perform watering in some cases.
  • the high-temperature medium-pressure gas refrigerant (state B) discharged by the first compressor 1 passes from the first port 2a to the fourth port 2d of the four-way valve 2. Then, the refrigerant (state C) whose temperature is slightly lowered by flowing into the intermediate cooler 3 and radiating heat to the medium to be heated is sucked into the second compressor 5.
  • the refrigerant discharged by the second compressor 5 driven by the power recovered by the expander 6 is increased to a pressure higher than the pressure discharged to the first compressor 1.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant (state D) boosted by the second compressor 5 passes through the check valve 12 and dissipates heat to the heated medium even in the main radiator 4, and is cooled and liquefied (state E).
  • water by the water sprinkler 300 is used as a heating medium that performs heat exchange with the refrigerant together with air.
  • the watering device 300 sprays water on the outer surface of the intercooler 3. For this reason, the water sprayed on the outer surface of the intermediate cooler 3 above the main radiator 4 is heated by the refrigerant, and the amount of heat is taken in as latent heat of evaporation to evaporate.
  • the refrigerant radiates heat to both the air to be heated and the sprayed water.
  • the liquid refrigerant cooled in the main radiator 4 passes through the electronic expansion valve 17 and flows into the expander 6.
  • the pressure is reduced by the expander 6 to become a wet vapor refrigerant (state F) in a gas-liquid two-phase state.
  • the expander 6 the internal energy of the refrigerant related to the decompression is recovered and converted into power for the second compressor 5.
  • the two-phase refrigerant decompressed by the expander 6 passes through the on-off valve 14 and the connecting pipe 61 and flows into the indoor unit 200.
  • the two-phase refrigerant that has flowed into the indoor unit 200 is distributed substantially uniformly to the indoor heat exchangers 41 and 42 by the electronic expansion valves 43 and 44.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed into the indoor heat exchangers 41 and 42 absorbs heat from indoor air that is a medium to be heated (target of heat exchange) sent to the indoor heat exchangers 41 and 42 by the indoor blower 45.
  • the room air cooled by the heat absorption cools the room that is the air-conditioning target space.
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant (state A) that has flowed out of the indoor heat exchangers 41 and 42 and flows into the outdoor unit 100 passes through the pipe 62 to be connected.
  • the four-way valve 2 returns from the second port 2 b to the suction side of the first compressor 1 through the third port 2 c.
  • FIG. 6 shows a case where water is not sprayed from the watering device 300 (no watering) in the refrigeration cycle device, water is sprayed over the entire outer surface of the intermediate cooler 3 and the main radiator 4 (watering form 1), and heat source side heat. It is a figure showing the Ph diagram for comparing a certain state at the time of spraying water on the outer surface upper part of the exchanger (intercooler 3, main radiator 4) (sprinkling form 2).
  • the refrigerant when water is not sprayed on the intercooler 3 and the main radiator 4 (no watering), the refrigerant is changed from the point A to the point B (for example, 8.6 MPa) by the compression of the first compressor 1. It becomes the state of. And it will be in the state of C point by the heat dissipation in the intercooler 3.
  • the temperature of the refrigerant at the point C is determined by the temperature of the outdoor air to be heated and the ratio of the heat radiation capacity between the intermediate cooler 3 and the main radiator 4. If the outdoor air temperature is about 35 ° C.
  • the water from the water sprinkler 300 is used as latent heat of evaporation in the entire intermediate cooler 3 and main radiator 4.
  • the heat dissipation effect of the refrigerant is enhanced by absorbing heat.
  • the first compressor 1 compresses the refrigerant from the point A to the point B1 (for example, 7.7 MPa). And it will be in the state of C1 point by the heat dissipation in the intercooler 3.
  • FIG. since water is sprayed on the intermediate cooler 3, the pressure related to cooling of the refrigerant in the intermediate cooler 3 is reduced.
  • the pressure related to the cooling of the intermediate cooler 3 is defined as an intermediate pressure.
  • the compression of the second compressor 5 results in a point D1 (for example, 8.1 MPa).
  • a point D1 for example, 8.1 MPa
  • the state of the E1 point is brought about by the heat radiation in the main radiator 4.
  • the pressure to cool by the watering effect becomes low.
  • the pressure related to the cooling of the main radiator 4 is a high pressure.
  • the heat dissipating effect is enhanced particularly in the intercooler 3.
  • the first compressor 1 compresses the refrigerant from the point A to the point B2 (for example, 7.7 MPa). And it will be in the state of C2 point by the thermal radiation in the intercooler 3.
  • FIG. Again, the intermediate pressure is lowered because water is sprayed on the intercooler 3.
  • the second compressor 5 compresses to a point D2 (for example, 8.6 MPa).
  • the state of E2 is brought about by the heat radiation in the main radiator 4.
  • the high pressure is lowered by watering compared to the case without watering, but the watering is sprayed on the entire outer surface of the heat source side heat exchanger (intermediate cooler 3, main radiator 4). Compared to Form 1, the degree of decrease is small.
  • FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the water spray amount Qw per heat transfer area of the intermediate cooler 3 and the main radiator 4 and the intermediate pressure.
  • Point B, point B1, and point B2 shown in FIG. 7 respectively correspond to point B, point B1, and point B2 in FIG.
  • the watering amount Qw at the point B1 is about 6.8 ml / min / m 2.
  • the intermediate pressure at this time is about 7.7 MPa.
  • the watering amount Qw at the point B2 is about 3.4 ml / min / m 2.
  • the intermediate pressure at this time is about 7.7 MPa.
  • FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the water spray amount Qw per heat transfer area of the main radiator 4 and the recovery power by the expander 6.
  • ⁇ H shown in FIG. 8 represents the recovery power at the operating point of the expander 6 in the case of no watering, ⁇ H1 in the case of the watering form 1, and ⁇ H2 in the case of the watering form 2.
  • the recovery power decreases as the water spray amount Qw per heat transfer area of the main radiator 4 increases as compared to the recovery power ⁇ H in the case of no water spray. This is because the amount of heat dissipated in the main radiator 4 is increased, so that the high pressure is lowered and the pressure difference (for example, E point-F point) in the expander 6 is reduced.
  • the watering form 1 has a higher heat dissipation effect due to watering of the main radiator 4, so that the high pressure is reduced and ⁇ H2> ⁇ H1.
  • the amount of pressure increase by the second compressor 5 (for example, the point D-the point C) is proportional to the power collected by the expander 6 as a driving force.
  • the water spray amount Qw per heat transfer area of the main radiator 4 is approximately half that of the sprinkling form 1, Further, the heat dissipation effect of the main radiator 4 is reduced by reducing the water spray amount Qw per heat transfer area as compared with the intermediate cooler 3. Thereby, compared with the watering form 1, the fall of the recovery power of the expander 6 can be made small, and also the fall of the pressurization amount by the 2nd compressor 5 can be made small.
  • the intermediate pressure and the high pressure are determined by the balance between the condensation capacity of the intermediate cooler 3 and the main radiator 4 and the amount of pressure increase of the second compressor 5.
  • the amount of sprinkling in the main radiator 4 is smaller than in the sprinkling form 1, so the ability to cool the refrigerant in the main radiator 4 is low.
  • the pressure increase amount of the second compressor 5 is increased, the intermediate pressure in the intermediate cooler 3 is substantially equal between the watering mode 1 and the watering mode 2.
  • the intermediate cooler 3 obtains the heat dissipation effect by water spraying. I can't. Further, since the recovery power of the expander 6 decreases due to the decrease in high pressure, the intermediate pressure increases as indicated by point B3 in FIG.
  • water is sprayed to the intercooler 3 by the water sprinkler 300, so that the discharge pressure (intermediate pressure) of the first compressor 1 is compared to the case where water is not sprayed. ) Can be reduced, so that the input of the motor of the first compressor 1 can be reduced.
  • the refrigerant can be effectively cooled.
  • the cooling capacity of the refrigerant in the main radiator 4 is supplemented by cooling in the intermediate cooler 3.
  • the recovery power in the expander 6 can be increased, and the decrease in the amount of pressure increase by the second compressor 5 can be reduced. Therefore, COP can be improved as a whole refrigeration cycle apparatus.
  • water is sprayed on the outer surfaces of the intermediate cooler 3 and the main radiator 4 by the watering device 300, so that water is applied to the entire outer surfaces of the intermediate cooler 3 and the main radiator 4. Since the same effect as when spraying can be obtained, the amount of water required for watering can be reduced.
  • the refrigeration cycle apparatus of the present embodiment since the amount of water used by the water sprinkler 300 can be reduced, the power consumed by the pump 23 of the water sprinkler 300 can be reduced, and the power consumption of the refrigeration cycle apparatus can be reduced. Thus, for example, it can be expected to improve the COP during the cooling operation.
  • the opening degree of the flow control valve 27 of the water sprinkler 300 is adjusted by the discharge temperature sensor 71 of the first compressor 1. Therefore, the recovery power by the expander 6 can be maintained by adjusting the amount of water sprayed to the intermediate cooler 3 so as to have an intermediate pressure corresponding to the discharge temperature. Thereby, COP at the time of cooling operation can be improved.
  • the pump 23 is sprinkled with water pressure guided from the water supply without using the pump 23 of the water sprinkler 300. 23 can be omitted. At this time, the power consumption can be further reduced.
  • carbon dioxide which is a natural refrigerant, it is possible to reduce the burden on the environment without using chlorofluorocarbon or the like.
  • Embodiment 2 In addition to the first embodiment, the present invention may be as follows.
  • the intermediate cooler 3 has an upper stage and the main radiator 4 has a lower stage.
  • the intermediate pressure may be lowered by disposing the main radiator 4 in the upper stage and the intermediate cooler 3 in the lower stage so as to sprinkle the lower part of the outer surface of the intermediate cooler 3 and the main radiator 4.
  • the intermediate cooler 3 and the main radiator 4 may be arranged in parallel with the intermediate cooler 3 being the outer side where the water is sprayed and the main radiator 4 being the inner side. For example, when such an arrangement is performed, water is sprayed only on the intercooler 3.
  • the control device 400 adjusts the opening degree of the flow rate control valve 27 of the watering device 300 based on the discharge temperature sensor 71 of the first compressor 1.
  • the present invention is not limited to this.
  • a sensor that detects the pressure of the refrigerant discharged from the first compressor 1, the suction temperature of the refrigerant in the second compressor 5, the suction pressure in the second compressor 5, and the like detection means.
  • the intermediate pressure is about 7.7 MPa.
  • this pressure means a particularly suitable intermediate pressure, and the intermediate pressure is not limited to this value.
  • the pressure may be 8.5 MPa.
  • the refrigerant is allowed to flow into the expander 6 and the power is recovered only during the cooling operation.
  • the present invention is not limited to this. You may make it collect
  • the present invention is useful for a refrigeration cycle apparatus including a refrigerant circuit that performs a refrigeration cycle by compressing a refrigerant to a supercritical state.
  • a refrigeration cycle apparatus including a refrigerant circuit that performs a refrigeration cycle by compressing a refrigerant to a supercritical state.
  • the present invention can also be applied to a refrigeration apparatus that cools the inside of a refrigeration warehouse or the like.

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Abstract

膨張機による回収動力の減少を抑えつつ、散水による冷却能力を向上させて、効率のよい運転を行うことができる冷凍サイクル装置等を提供する。 冷媒を圧縮する第１圧縮機１と、冷媒を減圧および膨張し、膨張に係る動力を回収する膨張機６と、膨張機６が回収した動力で駆動し、第１圧縮機１の圧縮に係る冷媒をさらに圧縮して主放熱器４に送る第２圧縮機と、第１圧縮機が圧縮した冷媒を冷却する中間冷却器３および第２圧縮機が圧縮した冷媒を冷却して膨張機６に送る主放熱器４を有する熱交換器と、膨張機６からの減圧に係る冷媒を加熱する室内熱交換器４１、４２と、中間冷却器３および主放熱器４の外表面に散水するための散水装置３００とを備え、散水装置３００は、伝熱面積あたりの散水量が、中間冷却器３の方が主放熱器４よりも多くなるように散水する。

Description

冷凍サイクル装置および空気調和装置
　本発明は、超臨界状態となる流体を冷媒とする冷凍サイクル装置等に関するものである。特に膨張機を利用する冷凍サイクル装置、空気調和装置の構成に関するものである。
　従来、超臨界状態となる流体を冷媒とし、膨張機を利用する冷凍サイクル装置として、熱源側熱交換器もしくは負荷側熱交換器の一部の表面に水を散布し、ＣＯＰ（Coefficient of Performance ：エネルギ消費効率）を向上させるものがある。
　例えば、圧縮機、流路切換え手段、熱源側熱交換器、負荷側熱交換器が接続されて冷媒回路を構成し、熱源側熱交換器の一部または負荷側熱交換器の一部の表面に散水する散水装置を備える冷凍サイクル装置がある。そして、圧縮機が吐出する高圧冷媒が通過する熱源側熱交換器または負荷側熱交換器の一部に水を散布（散水）できるようにしている（例えば特許文献１参照）。
　このため、空気調和装置として適用した場合、冷房運転において、熱源側熱交換器の出口部分において散水することにより冷媒を冷却することで、冷媒の温度を低下させることができる。そして、負荷側熱交換器となる蒸発器内のエンタルピー差を拡大することで性能を向上させることができる。
　また、膨張機を用いる冷凍サイクル装置の他の例として、水を散布する散水手段を備え、冷凍サイクル装置のＣＯＰを向上させるものがある。
　例えば、圧縮機、熱源側熱交換器、膨張機および負荷側熱交換器を接続して冷媒回路を構成する冷凍サイクル装置では、熱源側熱交換器は室外に配置され、室外空気と冷媒とを熱交換させるようにしている。一方、負荷側熱交換器は室内に配置されて室内空気と冷媒とを熱交換させるようにしている。そして、熱源側熱交換器を放熱器として利用する冷房運転において、散水手段が熱源側熱交換器の表面全体に散水するものである（特許文献２参照）。
　冷房運転において、冷媒側の放熱を行う熱源側熱交換器に散水すると、水は冷媒から吸熱して蒸発する。したがって、冷媒からの放熱量を水の蒸発潜熱分だけ増加させることができ、負荷側熱交換器へ送られる冷媒のエンタルピを低減することができる。また、水の散布量を調整することで過剰な散水を抑制している。
特開２００６－３０８１６６号公報（請求項１１、図５等） 特開２００６－１６２２２６号公報（請求項１等）
　例えば、第１圧縮機のほかに、膨張機が回収した動力で冷媒を圧縮する第２圧縮機を有し、また、第１圧縮機から吐出された冷媒を冷却する中間冷却器と第２圧縮機から吐出された冷媒を冷却する主放熱器とで熱源側熱交換器を構成する冷凍サイクル装置がある。このような冷凍サイクル装置において、熱源側熱交換器の出口側となる主放熱器のみに水を散布すると、膨張機入口と出口の圧力差が小さくなるため、膨張機で回収できる動力が減少する。したがって、特許文献１のような構成では、膨張機が回収する動力が低下して第２圧縮機の圧縮仕事が低下してしまう。また、特許文献２のように熱源側熱交換器の全面に水を散布するような場合、膨張機において回収する動力を維持するために散水量を調整すると、散水による熱源側熱交換器の冷却能力を向上させる効果が減少する。
　本発明は上記のような従来の課題を解決するためになされたもので、膨張機による回収動力を利用して二段圧縮を行う冷凍サイクル装置において、膨張機による回収動力の減少を抑えつつ、散水による冷却能力を向上させて、効率のよい運転を行うことができる冷凍サイクル装置等を提供することを目的とする。
　本発明の冷凍サイクル装置は、冷媒を圧縮する第１圧縮機と、冷媒を減圧および膨張し、膨張に係る動力を回収する膨張機と、膨張機が回収した動力で駆動し、第１圧縮機の圧縮に係る冷媒をさらに圧縮する第２圧縮機と、第１圧縮機が圧縮した冷媒を冷却する中間冷却器および第２圧縮機が圧縮した冷媒を冷却して膨張機に送る主放熱器を有する熱交換器と、膨張機からの減圧に係る冷媒を加熱する蒸発器と、中間冷却器および主放熱器の外表面に散水するための散水装置とを備え、散水装置は、伝熱面積あたりの散水量が、主放熱器よりも中間冷却器の方が多くなるように散水する。
　この発明は、熱源側熱交換器に対する伝熱面積あたりの散水量を、主放熱器よりも中間冷却器の方が多くなるようにすることで、特に中間冷却器において、冷媒は空気と蒸発する水の潜熱に放熱することができるため、放熱効果を高めることができる。したがって、
膨張機の回収する動力の低下を抑え、第２圧縮機の冷媒圧縮に係る圧力の低下を抑えつつ、一方で、第１圧縮機の冷媒圧縮に係る圧力を低下させることができるため、第１圧縮機の電動機入力を低減可能で、省エネルギ化を図ることができる冷凍サイクル装置を提供することができる。
実施形態１に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。 実施形態１の装置の暖房運転時における冷媒の流れを示す冷媒回路図である。 実施形態１の装置の暖房運転時における冷媒の状態を表すＰ－ｈ線図である。 実施形態１の装置の冷房運転時における冷媒の流れを示す冷媒回路図である。 実施形態１の装置の冷房運転時における冷媒の状態を表すＰ－ｈ線図である。 冷凍サイクル装置における散水形態の比較を表すＰ－ｈ線図である。 伝熱面積あたりの散水量Ｑｗと中間圧との関係を示す図である。 伝熱面積あたりの散水量Ｑｗと膨張機６の回収動力との関係を示す図である。
符号の説明
　１　第１圧縮機、２　四方弁、３　中間冷却器、４　主放熱器、５　第２圧縮機、６　膨張機、７、９　配管、８，１４，１５，２４　開閉弁、１０，１７，４３，４４　電子膨張弁、１１，１３　吐出配管、１２　逆止弁、１６　吸入配管、１８　バイパス配管、２１　散水ノズル、２２　散水管、２３　ポンプ、２５　ドレンパン、２６　給水管、２７　流量調節弁、４１，４２　室内熱交換器、４５　室内送風機、６１，６２　配管、７１　温度センサ、１００　室外ユニット、２００　室内ユニット、３００　散水装置、４００　制御装置。
実施の形態１．
　以下、本発明の実施の形態１による冷凍サイクル装置について説明する。
　図１は本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置を示す模式図である。本実施の形態では、冷凍サイクル装置を、冷暖房を行うことができる空気調和装置に適用した場合について説明する。図１において、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、熱源側ユニットである室外ユニット１００、負荷側ユニットである室内ユニット２００を有する。そして、室外ユニット１００、室内ユニット２００を構成する各手段を配管６１、６２等により配管接続し、冷媒回路を構成する。冷媒回路内部には、例えば臨界温度（約３１℃）以上で超臨界状態となる自然冷媒の二酸化炭素を冷媒として封入している。ただし、冷媒は二酸化炭素に限定するものではなく、特に超臨界状態となる冷媒であればよい。ここで、冷媒回路における圧力の高低については、基準となる圧力との関係により定まるものではなく、圧縮機等の圧縮（加圧）、冷媒流量制御等による減圧によりできる相対的な圧力として表すものとする。また、温度の高低についても同様であるものとする。
　本実施の形態の室外ユニット１００は、ガス（気体）の冷媒を圧縮して加圧するための第１圧縮機１を有する。また、四方弁２は、制御装置４００からの指示に基づいて、冷房運転時と暖房運転時とにおける冷媒の流路を切り換える。四方弁２の第１口２ａは第１圧縮機１の吐出側と、第４口２ｄは中間冷却器３の一端と、第３口２ｃは第１圧縮機１の吸入側と、第２口２ｂは室内ユニット２００につながる配管６２の一端とそれぞれ接続されている。
　中間冷却器３および主放熱器（ガスクーラ）４は熱源側熱交換器となる。特に冷房運転時には、中間冷却器３は第２圧縮機５の前段（冷媒の流れる方向に対して上流側）、主放熱器４は第２圧縮機５の後段（冷媒の流れる方向に対して下流側）に位置し、例えば室外空気との熱交換により冷媒を冷却する。一方、暖房運転時には、中間冷却器３と主放熱器４とは直列での配管接続となるため、機能的に一体となって冷媒を蒸発させる。ここで、本実施の形態では、室外ユニット１００内において、鉛直方向に対して中間冷却器３を上側、主放熱器４を下側となるように設けているものとする。そのため、後述するように、熱源側熱交換器の上部（冷房運転時における冷媒流入側）となる中間冷却器３に散水することで、主として中間冷却器３に散水されることになり、散水された水の一部が主放熱器４に落下して散布されることになる。そのため、本実施の形態では、中間冷却器３、主放熱器４に散水される。
　また、膨張機６は、冷媒を減圧してガス、液による気液二相状態の湿り蒸気とするものである。そして、減圧する行程において、冷媒が有する内部エネルギを動力として回収する。第２圧縮機５は、膨張機６と同軸で接続し、膨張機６が回収した動力で駆動する。吸入配管１６は主放熱器４で冷却された冷媒を膨張機６へ導くための配管である。電子膨張弁１７は開度変更可能であり、吸入配管１６を通過する冷媒を減圧する手段となる。
　吐出配管１３は膨張機６から流出した冷媒を導くための配管である。開閉弁１４は吐出配管１３における冷媒の通過、遮断を行うための手段である。吐出配管１１は第２圧縮機５が吐出し冷媒を主放熱器４に導くための配管である。逆止弁１２は吐出配管１１の冷媒の流れる方向を規定するために設ける。配管９は、暖房運転時に中間冷却器３に冷媒を導くための配管である。電子膨張弁１０は開度変更可能であり、配管９を通過する冷媒を減圧する手段となる。
　配管７は暖房運転時に主放熱器４で蒸発された冷媒を第１圧縮機１の吸入側に導く。開閉弁８は配管７における冷媒の通過、遮断を行うための手段である。バイパス配管１８は暖房運転時において膨張機６に冷媒を通過させず、バイパスさせるための配管である。開閉弁１５はバイパス配管１８における冷媒の通過、遮断を行うための手段である。また、特に図示をしていないが、外気を強制的に中間冷却器３、主放熱器４の外表面に送風するための送風機を設けるようにしてもよい。このとき、散水装置３００による散水を妨げないようにする。
　一方、室内ユニット２００は、熱交換対象と冷媒との熱交換を行う負荷側熱交換器である室内熱交換器４１、４２を有している。また、室内熱交換器４１、４２をそれぞれ通過させる冷媒量を調節し、また、冷媒を減圧する手段となる電子膨張弁４３、４４を有している。室内熱交換器４１、４２の一端は集約されて、配管６２を介して室外ユニット１００と接続される。また、他端は電子膨張弁４３、４４を介して集約されて配管６１を介して室外ユニット１００と接続される。ここで、本実施の形態では、室内熱交換器４１、４２を２台とし、室内ユニット２００を構成しているが、１台あるいは３台以上としてもよい。また、室内空気を強制的に室内熱交換器４１、４２の外表面に送風するため送風機を設けるようにしてもよい。
　また、室外ユニット１００には、冷房運転時にのみ熱源側熱交換器（中間冷却器３、主放熱器４）の外表面の上部に水を散布する手段となる散水装置３００を設けている。本実施の形態では散水ノズル２１、散水管２２、ポンプ２３、開閉弁２４、ドレンパン２５、給水管２６および流量調整弁２７で散水装置３００を構成する。
　ドレンパン２５は、散水するための水を溜め、また、中間冷却器３、主放熱器４の外表面で蒸発しなかった水を受けて回収するために設置する。
　給水管２６は、ドレンパン２５に水を供給するための配管である。また、開閉弁２４は、給水管２６における水の通過、遮断を行うための手段である。ドレンパン２５と給水管２６とは、ドレンパン２５の底部を開口し、給水管２６の一端と接続している。ここで、ドレンパン２５には、例えば水位検知器（図示せず）を設けており、水位検知器の検知に基づいて、例えば制御装置４００がドレンパン２５の水位を判断する。水位があらかじめ定めた下限より低いと判断した場合には開閉弁２４を開き、ドレンパン２５に水を供給する。一方、水位があらかじめ定めた上限より高いと判断した場合には開閉弁２４を閉じ、水の供給を停止する。
　散水管２２は、熱源側熱交換器（中間冷却器３、主放熱器４）の外表面の上部に水を散布するための散水ノズル２１に水を供給する。ポンプ２３は、ドレンパン２５に溜まった水を散水管２２を介して散水ノズル２１へ圧送する。ポンプ２３とドレンパン２５とは、ドレンパン２５の底部を開口し、ポンプ２３の吸入側の配管の一端と接続している。流量調節弁２７は散水ノズル２１に供給する水の量を調節する。流量調節弁２７の開度は、第１圧縮機１の吐出温度を検知する温度センサ７１の検知に係る温度に応じて制御装置４００が変更する。
　上記のように構成した冷凍サイクル装置の運転動作を冷媒の循環に基づいて説明する。図２は暖房運転の場合の冷媒の循環経路を表す図である。また、図３は暖房運転の場合の冷媒の状態を表すＰ－ｈ線図である。
　暖房運転を行う際には、制御装置４００は、室外ユニット１００が有する四方弁２について、第１口２ａと第２口２ｂとが連通し、第４口２ｄと第３口２ｃとが連通するように切替させる（図２中実線）。また、開閉弁１５および８を開放させ、電子膨張弁１０を全開させ、吸入配管１６中の電子膨張弁１７を全閉させる。さらに、逆止弁１２および開閉弁１４は閉止させる。ここで、暖房運転時には、散水は行わないため、散水装置３００のポンプ２３は停止させておく。
　このような状態において、第１圧縮機１により吐出された高温のガス冷媒（状態Ｂ）は、四方弁２の第１口２ａから第２口２ｂを通り、接続する配管６２を通って室内ユニット２００に流入する。そして、室内ユニット２００の室内熱交換器４１、４２に流入した高温のガス冷媒は、室内送風機４５によって室内熱交換器４１、４２へ送り込まれた被加熱媒体（熱交換対象）である室内空気に放熱する。放熱により加熱された室内空気は空調対象空間である室内を暖房する。
　一方、室内熱交換器４１、４２において放熱した冷媒は、冷却、液化して低温の冷媒（状態Ｃ）となる。さらに電子膨張弁４３、４４で減圧され、低圧低温の気液二相冷媒（状態Ｄ）となり、接続する配管６１を通って室外ユニット１００に流入する。
　室外ユニット１００に流入した気液二相冷媒は、開閉弁１５を通過した後、主放熱器４と電子膨張弁１０を介して中間冷却器３とに流入する。主放熱器４に流入した気液二相冷媒は、室外の空気との間で熱交換を行い、室外の空気から吸熱し、蒸発して気化する。主放熱器４を流出した低圧のガス冷媒は、開閉弁８を通過して四方弁２の第４口２ｄに流入する。一方、中間冷却器３に流入した気液二相冷媒も、蒸発して気化し、主放熱器４から流出した低圧のガス冷媒と合流する。四方弁２を通過したガス冷媒（状態Ａ）は第１圧縮機１の吸入側に戻る。
　図４は冷房運転の場合の冷媒の循環経路を表す図である。また、図５は冷房運転の場合の冷媒の状態を表すＰ－ｈ線図である。次に冷房運転を行う場合について説明する。
　冷房運転を行う際には、制御装置４００は、室外ユニット１００が有する四方弁２について、第１口２ａと第４口２ｄとが連通し、第３口２ｃと第２口２ｂとが連通するように切替させる（図４中実線）。また、開閉弁１５および８を閉止させ、電子膨張弁１０を全閉させる。さらに、逆止弁１２および開閉弁１４は開放させる。冷房運転時は、場合によって散水を行うため、散水装置３００のポンプ２３が駆動するようにしておく。
　このような状態において、第１圧縮機１により吐出された高温中圧のガス冷媒（状態Ｂ）は、四方弁２の第１口２ａから第４口２ｄを通過する。そして、中間冷却器３に流入して被加熱媒体に放熱することで若干温度が下がった冷媒（状態Ｃ）は、第２圧縮機５に吸入される。膨張機６が回収した動力で駆動する第２圧縮機５により吐出された冷媒は、第１圧縮機１に吐出された圧力よりさらに高い圧力に昇圧される。第２圧縮機５で昇圧された高温高圧の冷媒（状態Ｄ）は、逆止弁１２を通過し、主放熱器４でも被加熱媒体に放熱し、冷却、液化する（状態Ｅ）。
　ここで、冷房運転の場合、中間冷却器３、主放熱器４においては、空気と共に、散水装置３００による水を冷媒との熱交換を行う被加熱媒体とする。散水装置３００は中間冷却器３の外表面へ散水する。このため、主放熱器４よりも上側にある中間冷却器３の外表面に散布された水は、冷媒によって加熱され、その熱量を蒸発潜熱として取り入れて蒸発する。その結果、中間冷却器３において、冷媒は被加熱媒体である空気と、散布された水の双方に放熱することになる。中間冷却器３における冷媒の加熱により蒸発せずに液滴として落下する水は、主放熱器４上に落下し、主放熱器４における冷媒の加熱により一部が蒸発する。主放熱器４においても蒸発しなかった水はドレンパン２５に落下する。
　一方、主放熱器４において冷却された液冷媒は、電子膨張弁１７を通過して、膨張機６に流入する。膨張機６により減圧されて気液二相状態の湿り蒸気の冷媒（状態Ｆ）となる。このとき、膨張機６では、減圧に係る冷媒の内部エネルギーを回収して、第２圧縮機５の動力となるように変換する。
　膨張機６で減圧された二相冷媒は、開閉弁１４、接続する配管６１を通過して、室内ユニット２００に流入する。室内ユニット２００に流入した二相冷媒は、電子膨張弁４３、４４により各室内熱交換器４１、４２に略均一に分配される。室内熱交換器４１、４２に流入した気液二相冷媒は、室内送風機４５によって室内熱交換器４１、４２へ送り込まれた被加熱媒体（熱交換対象）である室内空気から吸熱する。吸熱により冷却された室内空気は空調対象空間である室内を冷房する。
　室内熱交換器４１、４２を流出して合流した低温低圧のガス冷媒（状態Ａ）は、接続する配管６２を通過して室外ユニット１００に流入する。室外ユニット１００では、四方弁２の第２口２ｂから第３口２ｃを経て、第１圧縮機１の吸入側へ戻る。
　図６は冷凍サイクル装置において、散水装置３００から水を散布しない場合（散水なし）、中間冷却器３、主放熱器４の外表面全体に水を散布した場合（散水形態１）、熱源側熱交換器（中間冷却器３、主放熱器４）の外表面上部に水を散布した場合（散水形態２）の、ある状態を比較するためのＰ－ｈ線図を表す図である。
　上記の冷凍サイクル装置においては、散水装置３００によって冷房運転時に熱源側熱交換器（中間冷却器３、主放熱器４）の外表面上部に水を散布する。そして、本実施の形態では、特に中間冷却器３において冷媒の冷却効果を高めるようにすることで、冷房運転時のＣＯＰの改善を図ることができる。
　例えば、中間冷却器３および主放熱器４に水を散布しない場合（散水なし）においては、冷媒は、第１圧縮機１の圧縮により冷媒がＡ点の状態からＢ点（例えば８．６ＭＰａ）の状態となる。そして、中間冷却器３における放熱によりＣ点の状態となる。ここで、Ｃ点における冷媒の温度は、被加熱対象である室外空気の温度と中間冷却器３と主放熱器４との放熱能力比によって決まる。室外空気の温度を約３５℃（夏期における室外空気の一般的温度）として、中間冷却器３と主放熱器４の放熱能力比を１：１とすると、Ｃ点における冷媒の温度は約４０℃となる。その後、膨張機６が回収した動力で駆動する第２圧縮機５の圧縮によりＤ点（例えば９．５ＭＰａ）の状態となる。そして、主放熱器４における放熱によりＥ点の状態となる。
　一方、中間冷却器３、主放熱器４の外表面全体に水を散布した場合（散水形態１）では、中間冷却器３、主放熱器４の全体において、散水装置３００による水が蒸発潜熱として吸熱することで冷媒の放熱効果を高めている。第１圧縮機１の圧縮により冷媒がＡ点の状態からＢ１点（例えば７．７ＭＰａ）の状態となる。そして、中間冷却器３における放熱によりＣ１点の状態となる。ここで、中間冷却器３に水を散布しているために、中間冷却器３において冷媒の冷却に係る圧力が低くなる。この中間冷却器３の冷却に係る圧力を中間圧とする。その後、第２圧縮機５の圧縮によりＤ１点（例えば８．１ＭＰａ）の状態となる。また、主放熱器４における放熱によりＥ１点の状態となる。ここで、主放熱器４においても、散水効果により冷却する圧力が低くなる。この主放熱器４の冷却に係る圧力を高圧とする。
　次に熱源側熱交換器（中間冷却器３、主放熱器４）の外表面上部に水を散布した場合（散水形態２）では、特に中間冷却器３において放熱効果を高めている。第１圧縮機１の圧縮により冷媒がＡ点の状態からＢ２点（例えば７．７ＭＰａ）の状態となる。そして、中間冷却器３における放熱によりＣ２点の状態となる。ここでも、中間冷却器３に水を散布しているために中間圧が低くなる。その後、第２圧縮機５の圧縮によりＤ２点（例えば８．６ＭＰａ）の状態となる。また、主放熱器４における放熱によりＥ２点の状態となる。このように、主放熱器４においては、散水なしの場合に比べると散水により高圧が低くなるが、熱源側熱交換器（中間冷却器３、主放熱器４）の外表面全体に散水する散水形態１に比べると低下の程度は小さくなる。
　図７は中間冷却器３、主放熱器４の伝熱面積あたりの散水量Ｑｗと中間圧との関係を示す図である。図７に示すＢ点、Ｂ１点、Ｂ２点は、図６のＢ点、Ｂ１点、Ｂ２点にそれぞれ対応する。
　図７より、散水形態１において、Ｂ１点での散水量Ｑｗは、約６．８ｍｌ／ｍｉｎ／ｍ2  であり、このときの中間圧は約７．７ＭＰａである。これに対して、散水形態２において、Ｂ２点での散水量Ｑｗは、約３．４ｍｌ／ｍｉｎ／ｍ2  であり、このときの中間圧は約７．７ＭＰａである。これは、散水形態２のように、主放熱器４における伝熱面積あたりの散水量を、散水形態１に対して約半分にしても中間圧はほぼ等しくなることを示している。したがって、中間冷却器３への散水量を主放熱器４よりも多くしても、中間圧は変化しない。
　図８は主放熱器４の伝熱面積あたりの散水量Ｑｗと膨張機６による回収動力との関係を示す図である。図８に示すΔＨは散水なしの場合、ΔＨ１は散水形態１の場合、ΔＨ２は散水形態２の場合の膨張機６の動作点における回収動力を表している。
　図８に示すように、散水なしの場合における回収動力ΔＨに比べ、主放熱器４の伝熱面積あたりの散水量Ｑｗが増加するにつれて回収動力は低下する。これは、主放熱器４における放熱する熱量が増加することで高圧が低下し、膨張機６における圧力差（例えばＥ点―Ｆ点）が小さくなるためである。散水形態１と散水形態２との関係では、散水形態１の方が主放熱器４の散水による放熱効果が高くなるため、高圧が低下し、ΔＨ２＞ΔＨ１となる。また、第２圧縮機５による昇圧量（例えばＤ点―Ｃ点）は、駆動力となる膨張機６の回収する動力に比例する。
　以上のことから、散水形態１と散水形態２における中間圧はほぼ変わらないので、散水形態２のように、主放熱器４の伝熱面積あたりの散水量Ｑｗを散水形態１のおよそ半分にし、また、中間冷却器３よりも伝熱面積あたりの散水量Ｑｗを少なくすることによって主放熱器４の放熱効果を小さくするようにする。これにより、散水形態１に比べ、膨張機６の回収動力の低下を小さくすることができ、さらに第２圧縮機５による昇圧量の低下を小さくすることができる。
　ここで、中間圧と高圧とは、中間冷却器３、主放熱器４における凝縮能力と、第２圧縮機５の昇圧量とのバランスによって定まる。散水形態２では、散水形態１よりも主放熱器４における散水量が減少するため、主放熱器４において冷媒を冷却する能力は低くなる。ただ、第２圧縮機５の昇圧量が大きくなるため、中間冷却器３における中間圧は、散水形態１と散水形態２とにおいてほぼ等しくなる。
　また、中間冷却器３、主放熱器４の外表面下部（冷媒出口部）のみに散水し、主放熱器４の放熱効果を高めようとする場合、中間冷却器３において散水による放熱効果を得られない。また、高圧の低下により膨張機６の回収動力が低下するため、図７のＢ３点に示すように中間圧が高くなる。
　以上のように、実施の形態１の冷凍サイクル装置によれば、散水装置３００により中間冷却器３に散水するようにしたので、散水しない場合に比べて第１圧縮機１の吐出圧力（中間圧）を低下させることができるので、第１圧縮機１の電動機の入力を低減することができる。また、冷媒を有効に冷却することができる。一方、主放熱器４において伝熱面積あたりの散水量を中間冷却器３における散水量よりも少なくなるようにしたので、主放熱器４における冷媒の冷却能力を中間冷却器３における冷却により補いつつ、膨張機６における回収動力を高めることができ、第２圧縮機５による昇圧量の低下を小さくすることができる。そのため、冷凍サイクル装置全体としてＣＯＰを向上させることができる。
　また、本実施形態によれば、散水装置３００で中間冷却器３、主放熱器４の外表面上部に水を散布することで、中間冷却器３、主放熱器４の外表面全体に水を散布する場合と同等の効果を得ることができるため、散水に必要な水の使用量を低減させることができる。
　さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置によれば、散水装置３００による水の使用量を低減できるため、散水装置３００のポンプ２３で消費される動力を低減でき、冷凍サイクル装置の電力使用量を低減して、例えば冷房運転時のＣＯＰ等を向上させることが期待できる。
　そして、本実施形態の冷凍サイクル装置によれば、第１圧縮機１の吐出温度センサ７１によって、散水装置３００の流量調節弁２７の開度を調節している。したがって、吐出温度に応じた中間圧となるように中間冷却器３への水の散布量を調節して、膨張機６による回収動力を維持することができる。これによって、冷房運転時におけるＣＯＰを向上させることができる。
　また、本実施形態の冷凍サイクル装置によれば、散水装置３００による水の使用量を低減できるため、散水装置３００のポンプ２３を使用せずに、水道から導かれる水圧により散水するようにしてポンプ２３を省略することもできる。このときには、さらに電力使用量を低減することができる。また、冷媒に自然冷媒である二酸化炭素を用いることで、フロン等を使用せずにすみ、環境への負荷を低減させることができる。
実施の形態２．
　上記の実施の形態１のほかにも本発明は、以下のようにしてもよい。
　例えば、実施の形態１では、中間冷却器３を上段、主放熱器４を下段の構成とした。しかしながら、主放熱器４を上段、中間冷却器３を下段に配置して、中間冷却器３、主放熱器４の外表面下部に散水するようにして、中間圧を低下させるようにしてもよい。また、中間冷却器３を水を散布する外側、主放熱器４を内側として、中間冷却器３と主放熱器４を並列に配置するようにしてもよい。例えばこのような配置を行い場合には、中間冷却器３のみに散水がなされる。
　また、実施の形態１では、第１圧縮機１の吐出温度センサ７１に基づいて、制御装置４００が散水装置３００の流量調節弁２７の開度を調節するようにしている。しかしながら、これに限定するものではなく、例えば第１圧縮機１が吐出する冷媒の圧力、第２圧縮機５における冷媒の吸入温度、第２圧縮機５における吸入圧力等を検知するセンサ(検知手段)を設ける。そして、これらのセンサの検知に係る物理量の値に基づいて、散水装置３００の散水量を調節するようにしてもよい。
　さらに、実施の形態１においては、中間圧をおよそ７．７ＭＰａとしている。しかしながら、この圧力は特に好適な中間圧を意味するものであり、中間圧をこの値に限定するものではない。例えば８．５ＭＰａとしてもよい。
　さらに、実施の形態１では、冷房運転時のみ、膨張機６に冷媒を流入させて動力を回収するようにしているが、これに限定するものではなく、暖房運転時においても膨張機６で動力を回収するようにしてもよい。
　以上説明したように、本発明は、冷媒を超臨界状態まで圧縮して冷凍サイクルを行う冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置に関して有用である。上述の実施の形態では、冷凍サイクル装置を空気調和装置に適用した場合について説明したが、冷凍倉庫内等を冷却する冷凍装置に適用することもできる。

Claims (6)

  1. 　冷媒を圧縮する第１圧縮機と、
    　冷媒を減圧および膨張し、膨張に係る動力を回収する膨張機と、
    　該膨張機が回収した動力で駆動し、前記第１圧縮機の圧縮に係る冷媒をさらに圧縮する第２圧縮機と、
    　前記第１圧縮機が圧縮した冷媒を冷却する中間冷却器および該第２圧縮機が圧縮した冷媒を冷却して前記膨張機に送る主放熱器を有する熱交換器と、
    　前記膨張機からの減圧に係る冷媒を加熱する蒸発器と、
    　前記中間冷却器および前記主放熱器の外表面に散水するための散水装置とを備え、
    　前記散水装置は、伝熱面積あたりの散水量が、前記中間冷却器の方が前記主放熱器よりも多くなるように散水することを特徴とする冷凍サイクル装置。
  2. 　前記散水装置は、前記中間冷却器の外表面のみを散水するように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. 　前記冷媒に二酸化炭素を含むことを特徴とする請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　請求項１～３のいずれかに記載の冷凍サイクル装置を構成する各手段を、
    　空調対象空間の冷房または暖房を行う室内ユニットと、
    　前記冷媒を循環させて、該室内ユニットに前記冷房または暖房を行わせるための熱量に係る供給を行う室外ユニットとに分けて備えることを特徴とする空気調和装置。
  5. 　冷房運転時のみ、第２圧縮機を駆動することで中間冷却器と主放熱器とに分かれて熱交換することを特徴とする請求項４に記載の空気調和装置。
  6. 　冷房運転時のみ前記散水装置から散水することを特徴とする請求項４または５に記載の空気調和装置。
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