WO2016104147A1 - 冷凍又は空調装置及びその制御方法 - Google Patents

冷凍又は空調装置及びその制御方法 Download PDF

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WO2016104147A1
WO2016104147A1 PCT/JP2015/084522 JP2015084522W WO2016104147A1 WO 2016104147 A1 WO2016104147 A1 WO 2016104147A1 JP 2015084522 W JP2015084522 W JP 2015084522W WO 2016104147 A1 WO2016104147 A1 WO 2016104147A1
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WO
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refrigerant
gas
stages
heat exchanger
temperature
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PCT/JP2015/084522
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English (en)
French (fr)
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展海 猪野
宜三 関屋
敏和 寒風澤
明登 町田
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Mayekawa Manufacturing Co
Original Assignee
Mayekawa Manufacturing Co
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F25B1/10—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with multi-stage compression

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration or air conditioner using a reverse Ericsson cycle as a refrigeration cycle and a control method thereof.
  • the theoretical reverse Ericsson cycle consists of two isothermal processes and two isobaric processes, which are heat exchange processes.
  • refrigeration cycle components such as a compressor, a condenser, an expansion valve and an evaporator provided in series in a refrigerant circuit, gas refrigerant and condensation from the evaporator outlet toward the compressor inlet
  • a reverse Ericsson cycle similar to the theoretical reverse Ericsson cycle is possible.
  • Patent Document 1 discloses a refrigeration or air conditioning system using the above-mentioned approximate reverse Ericsson cycle.
  • this approximate reverse Ericsson cycle the partial stroke of the isothermal compression performed in the superheated steam region in the isothermal heat release stroke is replaced by a multistage adiabatic compression stroke and a multistage isostatic heat release stroke, and the regenerative heat exchanger inlet from the evaporator outlet
  • the thermal efficiency can be improved by controlling the dryness of the gas refrigerant flowing into the
  • Patent No. 4726258 gazette
  • the specific heat of the gas refrigerant is smaller than that of the liquid refrigerant, so there is a tendency for the liquid refrigerant side to be insufficiently supercooled, and improvement in thermal efficiency can not be expected much
  • the thermal efficiency is to be improved by controlling the dryness (wetness) of the gas refrigerant flowing from the evaporator into the regenerative heat exchanger. It is difficult to control the refrigerant state at the outlet of the evaporator accurately to the appropriate wet state. Since the optimum control point is only one point, the coefficient of performance of the cycle decreases even if the refrigerant state at the outlet of the evaporator is too wet or too wet.
  • At least one embodiment of the present invention aims to make it possible to further improve the thermal efficiency in a refrigeration or air conditioning system using the aforementioned approximate reverse Ericsson cycle.
  • a refrigeration or air conditioner is (1) a plurality of stages of compressors, a condenser, a first expansion means, and an evaporator provided in series in the refrigerant circulation path;
  • a gas cooler for cooling the discharge gas refrigerant of each compressor, provided in the refrigerant circulation path connecting the outlet of each compressor and the inlet of the compressor of the next stage with the plurality of stages of compressors;
  • a regenerative heat exchanger for exchanging heat between the low pressure side gas refrigerant traveling from the evaporator to the compressor and the high pressure side liquid refrigerant traveling from the condenser to the first expansion means.
  • a reverse Ericsson cycle which comprises an isothermal heat release process mainly by the condenser, an isothermal heat absorption process by the evaporator, an isobaric heat release process by the high pressure side liquid refrigerant in the regenerative heat exchanger, and an equal pressure heat absorption process by the low pressure side gas refrigerant.
  • a partial stroke of isothermal compression performed in the superheated steam region of the isothermal heat release stroke is replaced with a plurality of adiabatic compression strokes by the plurality of compressors and a plurality of equal pressure heat release strokes by the gas cooler.
  • An approximate isothermal process is formed by The low pressure side gas refrigerant in a wet state was introduced to the regenerative heat exchanger at the start point of the isothermal heat absorption stroke, and the low pressure side gas refrigerant in a saturated state was introduced to the regeneration heat exchanger at the start point of the equal pressure heat absorption stroke.
  • the controller is further provided with a control device for controlling the end point of the equal pressure heat-releasing stroke to be located within the subcooling region up to the wet limit supercooling point where the heat release stroke ends.
  • FIG. 1 is a schematic view of a reverse Ericsson cycle in a TS diagram
  • FIG. 2 is a schematic view of the reverse Ericsson cycle in a Mollier diagram. 1 and 2, the symbol x is a saturated liquid line of the refrigerant, y is a saturated vapor line of the refrigerant, t is an isotherm, Tv is the discharge temperature of the single-stage compressor, and the broken line p in FIG.
  • a broken line S in FIG. 2 indicates an isentropic line corresponding to the vertical line bb 'in FIG.
  • the theoretical reverse Ericsson cycle is indicated by abgcda (solid line).
  • the theoretical reverse Ericsson cycle consists of two isothermal strokes (d ⁇ a and b ⁇ c) and two equal pressure strokes (a ⁇ b and c ⁇ d).
  • Two equal pressure strokes ab and cd are heat exchange processes in the regenerative heat exchanger.
  • the partial isothermal stroke (b ⁇ g) is a theoretical isothermal compression stroke. In the practical cycle, it is necessary to replace the adiabatic compression stroke (b.fwdarw.b ') and the equal pressure radiation stroke (b'.fwdarw.g), so that an additional compression work .DELTA.
  • the equal pressure stroke b'g is carried out by means of a gas cooler.
  • the partial stroke (isothermal stroke b ⁇ g) performed in the superheated steam region of the above-described equal pressure heat radiation stroke is divided into adiabatic compression strokes of multiple stages by multiple stages of compressors, and gas It is possible to approximate an isothermal process (b ⁇ g) by replacing the cooler and the sensible heat portion of the final stage with a plurality of stages of equal pressure heat dissipating processes with a condenser for cooling.
  • the compression work ⁇ can be reduced, and the COP (coefficient of performance) can be improved.
  • An outlet point d at which the liquid refrigerant outlet temperature of the regenerative heat exchanger is equal to the evaporation temperature is defined as a "wet limit supercooling point".
  • the opening degree of the first expansion means for example, expansion valve
  • the opening degree of the first expansion means may be increased to increase the amount of liquid supplied to the evaporator.
  • FIG. 3 and 4 show the relationship between the regenerative heat exchanger and coefficient of performance of the reverse Ericsson cycle using a single-stage compression stroke and a single-stage expansion stroke.
  • the vertical axes of the figures show the coefficient of performance (COP), and the horizontal axes show the liquid refrigerant outlet temperature (FIG. 3) and the gas refrigerant outlet temperature (FIG. 4) of the regenerative heat exchanger.
  • the display symbols such as ⁇ , ⁇ , ⁇ , ⁇ on the graph line indicate the positions of theoretical calculation points and do not indicate experimental results. This characteristic forms the main part of the present invention, and will be described in some detail below taking the refrigerant R600a (isobutane) of symbol B as an example.
  • FIG. 3 shows the characteristics of the liquid side refrigerant of the regenerative heat exchanger separately for the refrigerant.
  • a point c (state point c in FIGS. 1 and 2) on the liquid refrigerant outlet temperature 40 ° C. indicates the degree of subcooling, ie, COP in a state where the regenerative heat exchanger is not used.
  • the performance at point d (state point d in FIGS. 1 and 2) on the liquid refrigerant outlet temperature ⁇ 40 ° C. indicates COP at the maximum subcooling temperature. From FIG. 3, when the outlet temperature of the liquid refrigerant in the regenerative heat exchanger is known, the COP at that time can be known.
  • the outlet temperature of the liquid refrigerant is uniquely determined by the inlet temperature and the degree of humidity of the gas refrigerant. For example, if the gas refrigerant inlet is in a saturated gas state, the liquid refrigerant outlet is at point h (state point h in FIGS. 1 and 2), and COP is at a maximum. At that time, the solution temperature is about -13 ° C. according to FIG. This state point h is the aforementioned "sensible heat limit supercooling point".
  • the subcooling temperature of the liquid refrigerant can be lowered to the state point d ( ⁇ 40 ° C.).
  • the state point d is the "wet limit supercooling point”.
  • the inlet point of the gas refrigerant at this time (state point a 'in FIGS. 1 and 2) is defined as "wetness limit point a'".
  • the degree of wetness of the gas refrigerant inlet is increased above the wet limit point a ′, the temperature of the liquid refrigerant outlet remains unchanged, and the COP is lowered.
  • the temperature of the gas refrigerant inlet reaches an overheat temperature of ⁇ 40 ° C. or more, the liquid refrigerant outlet state has a higher temperature than the state point h, and therefore, the COP is lower than the result of FIG.
  • FIG. 4 shows the characteristics of the gas side refrigerant of the regenerative heat exchanger separately for the refrigerant.
  • COP on the temperature -40 ° C line is a saturated gas state a at the gas refrigerant inlet of the regenerative heat exchanger at -40 ° C (state point a in Figs. 1 and 2) and a saturated gas state at the gas refrigerant outlet -40 ° C This indicates the COP when in the state, in other words, the COP when the regenerative heat exchanger is not used.
  • COP at point b (state point b in FIG. 1 and FIG. 2) on the gas refrigerant outlet temperature 40 ° C.
  • FIG. 4 is COP when the liquid refrigerant outlet temperature becomes “sensible heat limit supercooling point h” in FIG. 1 and FIG. Indicates From FIG. 4, when the outlet temperature of the gas refrigerant of the regenerative heat exchanger is known, the COP at that time can be known immediately. As the outlet temperature of the gas refrigerant decreases from the condensation temperature of 40 ° C., the COP decreases.
  • the performance improvement effect by the regenerative heat exchanger is This means that the difference is maximum when the sensible heat difference between the inlet (saturated) and the outlet (superheated) is used to the maximum.
  • the outlet temperature of the liquid refrigerant is uniquely determined by the inlet temperature and the humidity of the gas refrigerant. The problem is that the influence of the inlet humidity of the gas refrigerant is not shown at all in FIG. The reason is that even if the humidity of the gas refrigerant inlet moves from the state a in FIGS.
  • the inlet temperature is constant (evaporation temperature), so the influence of the humidity on the coordinates in FIG. Because there is no way to show that. From this, maintaining the inlet of the gas refrigerant of the regenerative heat exchanger in a wet state is irrelevant to theoretical performance improvement, but has important meaning from the viewpoint of the control method for maximizing the COP. This will be described later.
  • the theoretical coefficient of performance of the conventional refrigeration cycle is COPtc (COP of each refrigerant at 40 ° C in Fig. 3 and COP of each refrigerant at -40 ° C in Fig. 4), the theoretical coefficient of performance of the reverse Ericsson cycle is COPte (the above (1)
  • COPteh the broken line COP in (2) above
  • the actual coefficient of performance of the conventional refrigeration cycle under the same operating conditions is COPpc
  • Ericsson cycle Let COPpe be the actual machine performance coefficient of.
  • the actual performance coefficient COPpe of the Ericsson cycle can be predicted from the following equation using the actual performance coefficient COPpc of the conventional cycle.
  • COP los in the formula (c) represents the amount of COP loss due to the regenerative heat exchanger loss.
  • the actual machine performance prediction value according to equation (a) has an error of 1%. There is no possibility of exceeding, and it can be considered to be within the accuracy range of the experimental results.
  • the solid line coefficient of performance (COP) of the refrigerant R 600 a indicates the performance when the heat transfer loss of the regenerative heat exchanger is zero.
  • the supercooling temperature reaches -40.degree. C.
  • Td -40.degree. C.
  • COP 2.30, respectively.
  • the performance when the temperature difference between the liquid refrigerant and the gas refrigerant at the cold end side and the warm end side inlet / outlet is set to 5 ° C. is shown by a horizontal broken line in consideration of the heat transfer loss of the regenerative heat exchanger.
  • the performance other than the broken line is indicated by a single solid line because the performance is the same regardless of the heat transfer loss.
  • the temperature range of the liquid side refrigerant is ⁇ 35 ° C. to 40 ° C.
  • the temperature range of the gas side refrigerant is ⁇ 40 ° C. to 35 ° C. Since the cold end side temperature difference of the regenerative heat exchanger is 5 ° C., the liquid refrigerant outlet temperature in FIG.
  • the “sensible heat limit supercooling point” moves to the high temperature side and the maximum COP decreases as the heat transfer loss of the regenerative heat exchanger increases.
  • Refrigerant A (R717: ammonia) has cycle performance significantly different from that of the other exemplified refrigerants in a reverse Ericsson cycle having a single-stage compression stroke and a single-stage expansion stroke. That is, the performance is rapidly reduced due to the subcooling of the liquid refrigerant by the regenerative heat exchanger.
  • the description is omitted because it deviates from the gist of the present invention, it is possible to improve the performance to the same extent as that of the refrigerant R600a even with the refrigerant R717 by increasing the number of compression stages and the number of expansion stages.
  • the adiabatic compression strokes of the plurality of stages Let the compression ratio r between multiple stages of compressors be (Pc / Pe) 1 / n ,
  • the control device is configured to cool the inlet gas refrigerant (condensing temperature + ⁇ ) to a temperature close to the condensing temperature in the plurality of stages of equal-pressure heat release strokes by the gas cooler.
  • ⁇ is a temperature rising range by compression of the suction gas of each stage compressor, and ⁇ can be decreased by increasing the number of stages. For this reason, ⁇ should be selected in consideration of the mechanical use temperature range of the compressor and the performance improvement by multistage formation.
  • the compression ratio r between the plurality of stages of compressors is set to (Pc / Pe) 1 / n .
  • the discharge pressure and the discharge temperature of the gas refrigerant can be made substantially equal, and the protrusion of the discharge pressure and the discharge temperature can be suppressed in some compressors. By this, it is possible to suppress the deterioration of the lubricating oil and the burning of the packing material and the like.
  • a first liquid gas separator provided in the refrigerant circuit between the regenerative heat exchanger and the first expansion means;
  • a second expansion means provided in the refrigerant circulation path on the inlet side of the first liquid gas separator;
  • the enthalpy difference is increased by providing the intermediate cooling device, and the corresponding change in total compression work occurs, but as a result, the COP is improved. Therefore, the COP of the refrigeration or air conditioner can be further improved.
  • a second liquid gas separator provided in the refrigerant circuit between the regenerative heat exchanger and the first expansion means; Third expansion means provided in the refrigerant circuit at the inlet side of the second liquid gas separator;
  • An economizer device further comprising: an economizer gas line for supplying gas refrigerant of the second liquid gas separator to an intermediate pressure region of the lower stage compressor among the plurality of stages of compressors.
  • the number of stages of the plurality of stages of compressors is two or three.
  • the number of stages of the plurality of stages of compressors is four or more, two stages or three stages become a practical number of stages because they do not contribute to the improvement of COP in spite of the increase in equipment cost.
  • a control method of a refrigeration or air conditioner (6) A plurality of stages of compressors, a condenser, a first expansion means, and an evaporator provided in series in the refrigerant circulation path; A gas cooler for cooling the discharge gas refrigerant of each compressor, provided in the refrigerant circulation path connecting the outlet of each compressor and the inlet of the next compressor with the plurality of stages of compressors; A control method of a refrigeration or air conditioner comprising: a regenerative heat exchanger for exchanging heat between a gas refrigerant traveling from the evaporator toward the compressor and a liquid refrigerant traveling from the condenser toward the first expansion means, A reverse Ericsson including an isothermal heat release process mainly by the condenser, an isothermal heat absorption process by the evaporator, an isobaric heat release process in a liquid area performed by heat exchange in the regenerative heat exchanger, and an isobaric heat absorption process in
  • the partial stroke performed in the superheated steam region of the isothermal heat release stroke is replaced with a plurality of adiabatic compression strokes by the plurality of stages of compressors and a plurality of equal pressure heat release strokes by the gas cooler and the condenser.
  • the first process The refrigerant in a wet state in the equal pressure heat absorption process is introduced into the regenerative heat exchanger, and the saturated gas refrigerant is introduced into the regenerative heat exchanger in the equal pressure heat absorption process, which is the end point of the isothermal heat release process Supercooling of the region from the sensible heat limit supercooling point to the wetness limit supercooling point where the end point of the adiabatic expansion stroke by the first expansion means is located on the saturated refrigerant liquid line and the end point of the isothermal heat release stroke And a second step of controlling the end point of the isothermal heat-releasing stroke at a point.
  • the practical cycle can be brought close to the theoretical reverse Ericsson cycle by the first process, COP can be improved and temperature increase of the gas refrigerant can be suppressed.
  • burning of the elastomer constituting the packing material and the like can be prevented.
  • the COP of the refrigeration or air conditioner can be maintained at the maximum, and the optimum control conditions are not point setting but range setting, and control is extremely easy.
  • the second stroke is performed by controlling the number of revolutions of a motor driving at least the plurality of stages of compressors and controlling the first expansion means.
  • the COP can be improved by the simple control conventionally performed.
  • the second process is A first step of detecting a temperature of the liquid refrigerant at the outlet of the regenerative heat exchanger from the condenser toward the first expansion means; Controlling the temperature detection value detected in the first step to a temperature between the refrigerant temperature at the sensible heat limit supercooling point and the evaporation temperature of the refrigerant in the evaporator.
  • the sensible heat limit overcooling point or the wet limit overcooling point can be easily determined from the detection values of the temperature sensor provided in the evaporator or the regenerative heat exchanger. .
  • FIG. 5 is a TS diagram of an approximate reverse Ericsson cycle. It is a Mollier diagram of an approximate reverse Ericsson cycle. It is a diagram which shows the liquid refrigerant exit temperature of a regeneration heat exchanger, and the relationship of COP. It is a diagram which shows the relationship between the gas refrigerant exit temperature of a regeneration heat exchanger, and COP. It is a systematic diagram of a freezing device concerning one embodiment.
  • FIG. 6 is a TS diagram showing an approximate reverse Ericsson cycle of the refrigeration system shown in FIG. 5; It is a systematic diagram of a freezing device concerning one embodiment. It is a TS diagram which shows the approximate reverse Ericsson cycle of the freezing apparatus shown in FIG.
  • FIG. 11 is a TS diagram showing an approximate reverse Ericsson cycle of the refrigeration apparatus shown in FIG. 10; It is a systematic diagram of a freezing device concerning one embodiment. It is a systematic diagram of a freezing device concerning one embodiment. It is a TS diagram which shows the approximate reverse Ericsson cycle which the refrigerating apparatus shown in FIG. 13 comprises. It is a chart showing COP (calculation value) of a freezing apparatus concerning the embodiment.
  • FIG. 6 is a diagram showing COPs of an approximate reverse Ericsson cycle and a conventional refrigeration cycle.
  • expressions that indicate that things such as “identical”, “equal” and “homogeneous” are equal states not only represent strictly equal states, but also have tolerances or differences with which the same function can be obtained. It also represents the existing state.
  • expressions representing shapes such as quadrilateral shapes and cylindrical shapes not only represent shapes such as rectangular shapes and cylindrical shapes in a geometrically strict sense, but also uneven portions and chamfers within the range where the same effect can be obtained. The shape including a part etc. shall also be expressed.
  • the expressions “comprising”, “having”, “having”, “including” or “having” one component are not exclusive expressions excluding the presence of other components.
  • FIG. 5 to 12 show several embodiments of the refrigeration or air conditioning device according to the present invention.
  • FIG. 5 shows a refrigeration system 10A that performs three-stage compression and three-stage expansion
  • FIG. 6 is a TS diagram of an approximate reverse Ericsson cycle configured by the refrigeration system 10A
  • FIG. 7 shows a refrigeration system 10B that performs three-stage compression and two-stage expansion
  • FIG. 8 is a TS diagram of an approximate reverse Ericsson cycle configured by the refrigeration apparatus 10B
  • FIG. 9 is a Mollier wire of the approximate reverse Ericsson cycle.
  • FIG. FIG. 10 shows a refrigeration system 10C that performs three-stage compression single-stage expansion
  • FIG. 11 is a TS diagram of an approximate reverse Ericsson cycle configured by the refrigeration system 10C
  • FIG. 12 shows a refrigeration system 10D that performs three-stage compression and two-stage expansion.
  • Refrigerating apparatuses 10A to 10D shown in FIGS. 5 to 12 have a plurality of stages (three stages) of compressors 13a, 13b and 13c, a condenser 16, a first expansion valve 18, and evaporation which constitute a refrigeration cycle in a refrigerant circuit 12.
  • the vessels 20 are provided in series.
  • Each compressor is rotationally driven by the electric motors 14a, 14b and 14c, respectively.
  • a positive displacement compressor such as a screw compressor is used.
  • turbo compressors may be used in applications where fluctuations in operating conditions are small.
  • the gas refrigerant paths 12a and 12b connecting the outlet and the inlet of each compressor are provided with gas coolers 22a and 22b for cooling the gas refrigerant discharged from the compressor 13a or 13b with a cooling medium such as cooling water.
  • the regenerative heat exchanger 24 for heat-exchanging the gas refrigerant which goes to the compressor 13a from the evaporator 20 and the liquid refrigerant which came out of the condenser 16 is provided.
  • a first liquid gas separator 28 provided in the refrigerant circuit 12 between the regenerative heat exchanger 24 and the first expansion valve 18, and a first liquid gas separator
  • the second expansion valve 30 provided in the refrigerant circulation passage 12 on the inlet side of 28 and the gas refrigerant separated from the liquid refrigerant by the first liquid gas separator 28 are discharged from the first stage compressor 13a and the second stage compression It further comprises an intercooler 26 having an intermediate gas path 32 supplying the refrigerant path 12a connected to the inlet of the machine 13b.
  • the intermediate gas passage 32 is connected to the refrigerant passage 12a on the downstream side of the gas cooler 22a.
  • a second liquid gas separator 36 provided in the refrigerant circuit 12 between the regenerative heat exchanger 24 and the first expansion valve 18, and a second liquid gas separator
  • a third expansion valve 38 provided in the refrigerant circulation passage 12 on the inlet side of 36, and an economizer gas passage 40 for supplying the gas refrigerant of the second liquid gas separator 36 to the intermediate pressure region of the first stage compressor 13a
  • the system further comprises an economizer device 34.
  • the liquid refrigerant of the first liquid gas separator 28 is supplied to the second liquid gas separator 36 through the refrigerant circuit 12.
  • the regenerative heat exchanger 24 to the refrigerant circuit 12 are used.
  • the liquid refrigerant is supplied to the first liquid gas separator 28.
  • the symbol P indicates the arrangement of the pressure sensor
  • T indicates the arrangement of the temperature sensor
  • G indicates the arrangement of the level sensor of the refrigerant liquid level.
  • the control values of the temperature sensors, the pressure sensors, the level sensors, and the rotational speed sensors 44a, 44b and 44c provided in the drive motors 14a, 14b and 14c provided in each of the refrigeration apparatuses 10A to 10D are all control devices It is input to 42. Based on these detected values, the controller 42 opens the first expansion valve 18, the second expansion valve 30, and the third expansion valve 38, and the rotational speeds of the electric motors 14a, 14b and 14c, and the intermediate gas line 32.
  • the opening degree of the flow rate adjusting valve 46 provided in the control unit 50 and the opening degree of the flow rate adjusting valve 48 provided in the economizer gas passage 40 are controlled.
  • the refrigeration systems 10A to 10D constitute the aforementioned practical reverse Ericsson cycle that approximates the theoretical reverse Ericsson cycle.
  • the approximate reverse Ericsson cycle constructed by the refrigeration systems 10A to 10D is shown in the TS diagrams of FIGS. 6, 8 and 11, and the Mollier diagram of FIG.
  • the approximate reverse Ericsson cycle of the refrigeration systems 10A to 10D is mainly performed by the isothermal heat release process (b ⁇ c) by the condenser 16, the isothermal endothermic process (f ⁇ a) by the evaporator 20, and the liquid by the regenerative heat exchanger 24. It includes a region of equal pressure radiation stroke (c ⁇ h) and a superheated steam region of equal pressure absorption stroke (a ⁇ b).
  • the partial process performed in the superheated steam region is adiabatic compression process (b ⁇ b ′) in multiple stages by multiple stages of compressors 13a, 13b and 13c, and a gas cooler
  • a plurality of equal pressure radiation steps (b ′ ⁇ b) by 22 a and 22 b and the condenser 16 and a single equal pressure radiation stroke (b ′ ⁇ g) by the condenser 16 are replaced (first step).
  • the compression ratio between the compressors Let (Pc / Pe) 1 / n . Since the refrigeration apparatuses 10A to 10D include the three-stage compressors 13a, 13b and 13c, the compression ratio between the compressors is (Pc / Pe) 1/3 .
  • the discharge gas refrigerant temperature is (condensing temperature + ⁇ ), and a part of the compression is performed by cooling the ⁇ component in the equal pressure heat radiation process of each stage. Suppresses the discharge temperature of the machine to achieve uniform compression and heat dissipation.
  • the controller 42 controls the opening degree of the first expansion valve 18 directly connected to the inlet of the evaporator 20 so that the liquid side outlet temperature T lout of the regenerative heat exchanger 24 becomes the set value T set of the supercooled liquid outlet temperature. Control.
  • the wetness at the evaporator outlet at this time is controlled to be the wetness at the state point (a 'to a).
  • the temperature of the regenerative heat exchanger liquid side outlet temperature Tout is the temperature range of the sensible heat limit supercooling point h and the wet limit supercooling point d It becomes equal to the set temperature T set set inside.
  • the rotational speed control of the electric motors 14a, 14b and 14c and the opening degree control of the first expansion valve 18 may be used in combination.
  • a temperature sensor 50 is provided in the liquid refrigerant passage 12 c at the outlet of the regenerative heat exchanger 24, and a pressure sensor 52 and a temperature sensor 54 are provided in the refrigerant passage 12 at the outlet of the evaporator 20.
  • the exemplary control method by the controller 42 first detects the temperature at the outlet of the regenerative heat exchanger 24 of the liquid refrigerant from the condenser 16 toward the first expansion valve 18 (first step). Next, the detected temperature is controlled to a temperature between the refrigerant temperature Th at the sensible heat limit supercooling point h and the evaporation temperature of the refrigerant in the evaporator 20 detected by the temperature sensor 54 (second step).
  • the discharge gas refrigerant (condensing temperature + ⁇ ) of the first stage compressor 13a and the second stage compressor 13b is cooled to near the condensation temperature by the gas coolers 22a and 22b.
  • the discharge gas refrigerant of the three-stage compressor 13 c is sent to the condenser 16.
  • the refrigerant temperature of the liquid gas separator 28 decreases from the expansion valve inlet temperature Th to the expansion valve outlet temperature Tk ′, passes through the first expansion valve 18 to become the evaporation temperature Te, and is supplied to the evaporator 20.
  • the multistage compression / expansion method causes a change in total compression work corresponding to the increase in enthalpy of ⁇ Hkf, but as a result, the COP is improved.
  • the gas refrigerant of the economizer unit 34 is sucked into the economizer port of the one-stage compressor 13a to lower the third expansion valve inlet temperature Tk 'to the expansion valve outlet temperature Tl'.
  • the enthalpy of ⁇ Hlk increases, and as a result, the COP can be improved.
  • the intermediate gas passage 32 and the economizer gas path 40 provided at the outlet of the expansion valve are gas at the sensible heat limit supercooling point h. It is necessary to connect to a lower stage compressor lower than the refrigerant pressure. That is, it is an area
  • the partial stroke (isothermal stroke b ⁇ g) performed in the superheated steam region is divided into a plurality of adiabatic compression strokes by the plurality of compressors 13a, 13b and 13c, a gas cooler 22a,
  • the compression work ⁇ can be reduced and COP can be improved by replacing it with a plurality of equal pressure radiation steps by 22 b and the condenser 16.
  • the control device 42 introduces a wet refrigerant from the evaporator 20 to the gas side inlet of the regenerative heat exchanger 24, and the end point of the isothermal heat release process at the liquid side outlet of the regenerative heat exchanger exceeds the sensible heat limit.
  • the discharge gas refrigerant at (condensing temperature + ⁇ ) is cooled to near the condensing temperature to suppress the protrusion of the discharge temperature in some of the compressors, thereby achieving homogeneous compression and the like. Achieve heat dissipation.
  • the temperature of the gas refrigerant can be lowered by multiple stages of equal-pressure radiation processes (b ' ⁇ b) and (b' ⁇ g) in the superheated steam region, deterioration of lubricating oil contained in the refrigerant, packing material, etc. Burnout of the elastomer can be prevented.
  • R717 (NH 3 ) refrigerant having a high specific heat ratio under the conditions of a condensing temperature of 40 ° C. and an evaporation temperature of -40 ° C. and a compressor suction gas refrigerant temperature of 40 ° C. about 380 ° C. in single-stage compression
  • the two-stage compression is about 180 ° C
  • the three-stage compression is about 120 ° C
  • the temperature rise width ⁇ is 340 ° C for a single stage
  • 140 ° C for a two-stage compressor and 80 ° C for a three-stage compressor, and the number of stages increases. Therefore, a drop in refrigerant gas temperature can be expected.
  • the compression ratio between the compressors is set to (condensing pressure Pc / evaporation pressure Pe) 1/3 , so that the discharge temperature of the gas refrigerant of each compressor is Since the control can be performed almost equally, it is possible to suppress the protrusion of the discharge temperature in some compressors.
  • the discharge pressure and discharge temperature of the gas refrigerant discharged from the compressor can be reduced, thereby reducing the power of the compressor. It is possible to further improve the COP of the refrigeration system.
  • the control by the control device 42 is simply performed by controlling the rotational speed of the electric motors 14a, 14b and 14c for driving the compressors 13a, 13b and 13c in multiple stages and controlling the opening degree of the first expansion valve 18. It can be easily done by control.
  • the detection of the sensible heat limit supercooling point h and the wet limit supercooling point d can be made from the detection values of the temperature sensors 50 and 54 and the pressure sensor 52 provided at the outlet of the evaporator 20 and the outlet of the regenerative heat exchanger It can be easily obtained.
  • FIG. 13 shows a refrigeration system 10E that performs two-stage compression and two-stage expansion as another embodiment
  • FIG. 14 shows an approximate reverse Ericsson cycle configured by the refrigeration system 10E.
  • FIG. 15 is a diagram showing COPs of the approximate reverse Ericsson cycle and the conventional refrigeration cycle.
  • FIG. 15 shows the case where the intermediate cooling device and the economizer device are not attached. It can be seen that the COP obtained in each embodiment of the present invention is improved over the conventional refrigeration cycle.
  • the refrigerant is R717 (NH 3 ) in two-stage compression
  • COP is lower than that of the conventional refrigeration cycle, but as the number of compression stages increases, the discharge temperature of the gas refrigerant from each compressor decreases. Compressor power can be reduced. Therefore, the compression loss can be improved, and the COP can be improved more than in the conventional refrigeration cycle. Further, it can be understood from FIG. 15 that an increase in COP can not be expected so much even when the number of stages of the compressor is four or more.
  • FIG. 16 is a chart showing COP (calculated value) of the refrigerating apparatus according to the several embodiments shown in FIG. 5 to FIG. Among them, FIG. 05 and the present invention No. 04 is the same value as the COP of the approximate reverse Ericsson cycle of the single-stage compression and 3-stage compression shown in FIG.

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Abstract

主として凝縮器による等温放熱行程と、蒸発器による等温吸熱行程と、再生熱交換器における熱交換によって行われる液領域における等圧放熱行程及び過熱蒸気領域における等圧吸熱行程を含む逆エリクソンサイクルを形成し、前記等温放熱行程のうち過熱蒸気領域で行われる部分行程が、複数段の圧縮機による複数段の断熱圧縮行程と、ガス冷却器及び凝縮器による複数段の等圧放熱行程とに置き換えられ、前記等圧吸熱行程で湿り状態の冷媒を再生熱交換器に導入し、前記等圧吸熱行程で飽和ガス冷媒が再生熱交換器に導入されたときの前記等圧放熱行程の終了点となる顕熱限界過冷却点から、第１膨張手段による断熱膨張行程の終了点が飽和冷媒液線上に位置するときの前記等圧放熱行程の終了点となる湿り限界過冷却点までの過冷却点に前記等圧放熱行程の終了点が位置するように制御する制御装置を備えている。

Description

冷凍又は空調装置及びその制御方法
　本発明は、冷凍サイクルとして逆エリクソンサイクルを用いた冷凍又は空調装置及びその制御方法に関する。
　蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いる冷凍又は空調装置は、省エネの観点から熱効率の向上が望まれており、従来から多くの提案がなされている。
　元来、２つの異なる温度の熱源を用いて蒸気圧縮式冷凍サイクルを構成する冷凍又は空調装置の熱効率は、サイクルが可逆サイクルであるとき理論上可能な最高値に達する。
　実用的な冷凍又は空調装置の熱効率をこの理論値に近づける最良の方法の一つは、蒸気圧縮式冷凍サイクルを理論上の逆エリクソンサイクルに近づけることである。
　理論上の逆エリクソンサイクルは、２つの等温過程と２つの等圧過程とからなり、これら２つの等圧過程は熱交換過程である。実用的な冷凍又は空調装置では、冷媒循環路に直列に設けられた圧縮機、凝縮器、膨張弁及び蒸発器等の冷凍サイクル構成機器と共に、蒸発器出口から圧縮機入口に向かうガス冷媒と凝縮器出口から膨張弁入口に向かう液冷媒とを熱交換させる再生熱交換器とを備えることで、理論上の逆エリクソンサイクルに近似した逆エリクソンサイクルが可能になる。
　特許文献１には、前述の近似した逆エリクソンサイクルを用いた冷凍又は空調装置が開示されている。この近似逆エリクソンサイクルでは、等温放熱行程の中で過熱蒸気領域で行われる等温圧縮の部分行程を多段の断熱圧縮行程と多段の等圧放熱行程で置き換え、かつ蒸発器出口から再生熱交換器入口に流入するガス冷媒の乾き度を制御することで、熱効率を向上させることができる。
特許第４７２６２５８号公報
　再生熱交換器でのガス冷媒と液冷媒との熱交換においては、ガス冷媒の比熱が液冷媒と比べて小さいため、液冷媒側が過冷却不足となる傾向があり、熱効率の向上があまり見込めないという問題がある。
　特許文献１に開示された冷凍又は空調装置では、蒸発器から再生熱交換器に流入するガス冷媒の乾き度（湿り度）を制御することで、熱効率を向上させようとするものであるが、蒸発器出口の冷媒状態を正確に適正湿り状態に制御することが難しい。最適な制御点は一点のみであるから、蒸発器出口の冷媒状態が湿り度過剰でも湿り度不足でもサイクルの成績係数は低下する。
　本発明の少なくとも一実施形態は、前述の近似逆エリクソンサイクルを用いた冷凍又は空調装置において、熱効率のさらなる向上を可能にすることを目的とする。
　本発明の少なくとも一実施形態に係る冷凍又は空調装置は、
　（１）冷媒循環路に直列に設けられた複数段の圧縮機、凝縮器、第１膨張手段及び蒸発器と、
　前記複数段の圧縮機で各圧縮機の出口と次段の圧縮機の入口とを結ぶ前記冷媒循環路に設けられ、各圧縮機の吐出ガス冷媒を冷却するためのガス冷却器と、
　前記蒸発器より前記圧縮機に向かう低圧側ガス冷媒と前記凝縮器から前記第１膨張手段に向かう高圧側液冷媒とを熱交換させるための再生熱交換器と、を備え、
　主として前記凝縮器による等温放熱行程と前記蒸発器による等温吸熱行程と、前記再生熱交換器における高圧側液冷媒による等圧放熱行程及び低圧側ガス冷媒による等圧吸熱行程から成る逆エリクソンサイクルを形成すると共に、
　前記等温放熱行程のうち過熱蒸気領域で行われる等温圧縮の部分行程が、前記複数段の圧縮機による複数段の断熱圧縮行程と、前記ガス冷却器による複数段の等圧放熱行程とに置き換えられることにより近似的等温行程が形成され、
　前記等圧吸熱行程開始点で湿り状態の低圧側ガス冷媒を前記再生熱交換器に導入し、前記等圧吸熱行程開始点で飽和状態の低圧側ガス冷媒が前記再生熱交換器に導入されたときの高圧側液冷媒の等圧放熱行程終了点となる顕熱限界過冷却点から前記第１膨張手段による断熱膨張行程の終了点が蒸発圧力における飽和冷媒液線上に位置するときの前記等圧放熱行程の終了点となる湿り限界過冷却点までの過冷却領域内に、前記等圧放熱行程の終了点が位置するように制御するための制御装置をさらに備えている。
　図１はＴ－Ｓ線図における逆エリクソンサイクルの概略図であり、図２はモリエル線図における逆エリクソンサイクルの概略図である。
　図１、図２中、符号ｘは冷媒の飽和液線、ｙは冷媒の飽和蒸気線、ｔは等温線、Ｔｖは単段圧縮機の吐出温度、図１中の破線ｐは図２中の水平線b’gに対応する等圧線、図２中の破線Ｓは図１中の垂直線bb’に対応する等エントロピ線を示している。理論上の逆エリクソンサイクルはａｂｇｃｄa（実線）で示される。理論上の逆エリクソンサイクルは２つの等温行程（ｄ→ａ及びｂ→ｃ）と２つの等圧行程（ａ→ｂ及びｃ→ｄ）からなる。２つの等圧行程abおよびcdは再生熱交換器における熱交換過程である。
　部分等温行程（ｂ→ｇ）は理論的等温圧縮行程である。実用サイクルでは断熱圧縮行程（ｂ→b’）と等圧放熱行程（b’→ｇ）とに置き換える必要があり、そのため、圧縮仕事Δが余分に必要となる。等圧行程b’gはガス冷却器によって行われる。
　そこで、図中実線ｉで示すように、前記等圧放熱行程のうち過熱蒸気領域で行われる部分行程（等温行程ｂ→ｇ）を、複数段の圧縮機による複数段の断熱圧縮行程と、ガス冷却器及び最終段の顕熱部分を冷却する凝縮器による複数段の等圧放熱行程とに置き換えることで、等温行程（ｂ→ｇ）に近似できる。
　前記複数段のサイクルを構成することで、圧縮仕事Δを低減でき、ＣＯＰ（成績係数）の向上が可能となる。
　理論サイクル上の２つの等圧行程（行程ab及び行程cd）において、ガス冷媒と液冷媒の比熱が異なるため、ガス冷媒のエンタルピー差ΔＨab＝Ｈb－Ｈaと液冷媒のエンタルピー差ΔＨcd＝Ｈc－Ｈdが等しくならない。両者のエンタルピー差が等しくなる液冷媒の出口点を状態点ｈとするとΔＨab＝ΔＨchの関係が満足される。この液冷媒出口点ｈを「顕熱限界過冷却点」と定義する。なお、再生熱交換器の液冷媒出口温度が蒸発温度と等しくなる出口点ｄを「湿り限界過冷却点」と定義する。液出口点ｄまで液冷媒を過冷却させるためには、再生熱交換器のガス側吸入点を湿り状態点a’まで移動してΔＨa’b=ΔＨcdの関係を満足させる必要がある。ガス側吸入点をこのように移動するには第１膨張手段（例えば膨張弁）の開度を増加させて蒸発器への給液量を増加させれば良い。
　図３及び図４は、単段圧縮行程および単段膨張行程を用いた逆エリクソンサイクルの再生熱交換器と成績係数の関係を示す。両図の縦軸は成績係数（ＣＯＰ）を示し、横軸は再生熱交換器の液冷媒出口温度（図３)およびガス冷媒出口温度（図４）を示す。グラフ線上の○、□、△、◇等の表示記号は理論計算点の位置を表示したものであり、実験結果を示すものではない。本特性は本発明の主要部を為すものであり、以下に記号Bの冷媒Ｒ６００ａ（イソブタン）を例にして若干詳しく説明する。
　図３は再生熱交換器の液側冷媒の特性を冷媒別に示したものである。液冷媒出口温度４０℃線上の点ｃ（図１及び図２の状態点ｃ）は過冷却度が零、換言すれば再生熱交換器を使用しない状態のＣＯＰを示す。液冷媒出口温度－４０℃線上の点ｄ（図１及び図２の状態点ｄ）の性能は最大過冷却温度におけるＣＯＰを示す。図３より、再生熱交換器の液冷媒の出口温度が分れば直ちにそのときのＣＯＰを知ることができる。
　液冷媒の出口温度はガス冷媒の入口温度及び湿り度により一意に決定される。例えば、ガス冷媒入口が飽和ガス状態であれば液冷媒出口は点ｈ（図１及び図２の状態点ｈ）となり、ＣＯＰは最大となる。そのとき液温度は図３より－１３℃程度である。この状態点ｈは前記の「顕熱限界過冷却点」である。
　ガス冷媒の入口状態の湿り度を増加すると、液冷媒の過冷却温度を状態点ｄ（－４０℃）まで低下させることができる。状態点ｄが前記「湿り限界過冷却点」である。このときのガス冷媒の入口点（図１及び図２の状態点a’）を「湿り限界点a'」と定義する。ガス冷媒入口の湿り度を湿り限界点a'以上増加しても液冷媒出口温度は不変であり、ＣＯＰは逆に低下することになる。ガス冷媒入口温度が－４０℃以上の過熱温度になると、液冷媒出口状態が状態点ｈより高温状態となるため、図３の結果よりＣＯＰは低下する。
　図４は、再生熱交換器のガス側冷媒の特性を冷媒別に示したものである。
　温度－４０℃線上のＣＯＰは再生熱交換器のガス冷媒入口が－４０℃の飽和ガス状態ａ（図１及び図２の状態点ａ）であり、かつガス冷媒出口が－４０℃の飽和ガス状態であるときのＣＯＰ、換言すれば、再生熱交換器を使用しない状態のＣＯＰを示す。ガス冷媒出口温度４０℃線上の点ｂ（図１及び図２の状態点ｂ）のＣＯＰは、液冷媒出口温度が図１及び図２の「顕熱限界過冷却点ｈ」となるときのＣＯＰを示す。
　図４より、再生熱交換器のガス冷媒の出口温度が分れば、直ちにそのときのＣＯＰを知ることができる。ガス冷媒の出口温度が凝縮温度４０℃から低下するほどＣＯＰが低下する。
　図３で説明したように、「顕熱限界過冷却点ｈ」から「湿り限界過冷却点ｄ」の区間におけるＣＯＰは一定であることから、再生熱交換器による性能改善効果は、ガス冷媒の入口（飽和状態）と出口（過熱状態）の顕熱差を最大限利用したとき最大となることを意味する。
　液冷媒の出口温度は、ガス冷媒の入口温度及び湿り度により一意的に決定されることはすでに述べた通りである。問題は、ガス冷媒の入口湿り度の影響が図４には一切示されていないことである。その理由は、ガス冷媒入口の湿り度が図１及び図２の状態ａから状態a’に移動しても入口温度は一定（蒸発温度）であるため、図４の座標上に湿り度の影響を示す方法が見当たらないことによる。
　このことから、再生熱交換器のガス冷媒の入口を湿り状態に維持することは理論的性能改善に無関係であるが、ＣＯＰを最大化する制御法の観点から重要な意味をもつ。これについては後述する。
　図３及び図４には次の二つの理論計算結果が示されている。
（１）再生熱交換器の冷端側および温端側の出入口端面における液側とガス側の冷媒温度差零℃の時の最大ＣＯＰ：液冷媒とガス冷媒の温度範囲はともに－４０℃から４０℃となり、ＣＯＰ最大値は図３の水平実線部分及び図４のガス冷媒出口温度４０℃におけるＣＯＰである。（図３及び図４の黒塗り点）
（２）再生熱交換器の冷端側および温端側の出入口端面における液側とガス側の冷媒温度差が５℃のときの最大ＣＯＰ：図３における－３５℃から４０℃及び図４における－４０℃から３５℃の温度範囲において、ＣＯＰ最大値は図３の水平破線部分及び図４のガス冷媒出口温度３５℃におけるＣＯＰである。（図３及び図４の白抜き点）
　前記（１）と（２）の二つの計算結果を示した理由は、再生熱交換器における冷端部及び温端部の温度差（例えば５℃）による伝熱損失が発生したとき、ＣＯＰがどの程度低下するかを確認するための計算値を示すためである。最大ＣＯＰを示す図３の水平部分の実線部（伝熱損失零）と水平破線部（伝熱損失を考慮）を比較することにより、伝熱損失の影響を実機のＣＯＰの変化として実感することができる。これらの計算結果を用いて正確に実機の運転条件におけるエリクソンサイクルのＣＯＰ特性を推定することが可能となる。以下にその理由を述べる。
　従来冷凍サイクルの理論成績係数をCOPtc（図３の４０℃における各冷媒のＣＯＰ、及び図４の－４０℃における各冷媒のＣＯＰ）、逆エリクソンサイクルの理論成績係数をCOPte(前記（１）の最大ＣＯＰ)、再生熱交換器の損失を考慮したときの理論成績係数をCOPteh（前記（２）の破線部ＣＯＰ）としたとき、同一運転条件における従来冷凍サイクルの実機成績係数をCOPpc、エリクソンサイクルの実機成績係数をCOPpeとする。エリクソンサイクルの実機成績係数COPpeは従来サイクルの実機成績係数COPpcを用いて次式より予測可能である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-I000001
ここで、式(c)のCOPlosは再生熱交換器損失によるＣＯＰ損失量を示す。
　式(a)より求めたエリクソンサイクルの実機成績係数が実験値と同程度に正確である理由は、式(b)の成績係数比Ｒcopは理論計算値のため無誤差であり、式(c)における再生熱交換器損失を考慮したCOPteh計算値は実用的に十分な精度で計算可能であることを考慮すると、COPlosの計算精度も十分であると考えられることによる。従って、従来サイクルの実測成績係数COPpcの測定精度が十分であれば、これを用いてエリクソンサイクルの実機成績係数は式（ａ）より十分な精度で予測可能である。このことは、実用条件に合わせて実験確認をすることなく性能を十分な精度で予測できることを意味する。さらに、以下に示すように、再生熱交換器損失による成績係数への影響は理論成績係数の１%以下の程度であることを考慮すると、式（ａ）による実機性能予測値は誤差１%を超えることはあり得ず、実験結果の精度範囲にあると考えることができる。
　図３及び図４に例示された冷媒のＣＯＰ損失量COPlosを計算すると、(－０．０１０＜COPlos＜０．０２５)程度であり、理論成績係数COPteに対する損失Ｒlos（＝COPlos／COPteは、－０．５８％（Ｒ７１７）＜Ｒlos＜１．１％（Ｒ６００ａ）となる。
　例えば、図３及び図４中、冷媒Ｒ６００ａ（イソブタン）の実線成績係数（ＣＯＰ）は、再生熱交換器の伝熱損失が零の場合の性能を示す。液冷媒出口温度が４０℃（過冷却度０℃）でＣＯＰ＝１．９２であり、顕熱限界過冷却点ｈにおける顕熱限界過冷却温度ＴｈとＣＯＰはTh=－１３℃、ＣＯＰ＝２．３０となる。過冷却温度が－４０℃となると、湿り限界過冷却点ｄ（温度Td）における温度とＣＯＰはそれぞれTd=－４０℃、ＣＯＰ=２．３０である。
　このことは、再生熱交換器の液冷媒出口温度が限界過冷却温度Tdと顕熱限界過冷却温度Thの温度範囲内であるとき成績係数が最大かつ一定となることを示している。
　同様に、再生熱交換器の伝熱損失を考慮して、冷端側および温端側出入り口の液冷媒とガス冷媒の温度差を５℃としたときの性能を水平破線で示す。破線部以外の性能は伝熱損失の有無に無関係に同一性能となるため一本の実線で表示されている。
　図３において、液側冷媒の温度範囲は－３５℃から４０℃であり、図４においてガス側冷媒の温度範囲は－４０℃から３５℃である。再生熱交換器の冷端側温度差が５℃であることから、図４の液冷媒出口温度は－３５℃であり、温端温度差が５℃であるガス冷媒出口温度は３５℃である。図３より明らかなように、再生熱交換器の伝熱損失の増加に合わせて「顕熱限界過冷却点」は高温側に移動して最大ＣＯＰは低下していく。
　なお、Ｒ７１７（ＮＨ３）の場合は、液側過冷却による冷凍能力の増加よりもガス側で圧縮機吐出温度の上昇による圧縮仕事Δの増加の影響のほうが大きいためＣＯＰの傾向が逆になる。但し、圧縮機の段数を増加すれば各圧縮機の吐出温度を低下でき圧縮損失が改善できるので、ＣＯＰを向上できる。
　冷媒Ａ（Ｒ７１７：アンモニア）は、単段圧縮行程および単段膨張行程を持つ逆エリクソンサイクルにおいて他の例示冷媒と著しく異なるサイクル性能を持つ。即ち、再生熱交換器による液冷媒の過冷却により性能は急速に低下する。本発明の主旨からはずれるため説明は省略するが、圧縮段数および膨張段数を増加することにより、冷媒Ｒ７１７といえども冷媒Ｒ６００ａと同程度に性能を改善させることが可能である。
　幾つかの実施形態では、前記構成（１）において、
　（２）前記凝縮器における冷媒の凝縮圧力をＰｃとし、前記蒸発器における冷媒の蒸発圧力をＰｅとし、前記複数段の圧縮機の段数をｎとしたとき、前記複数段の断熱圧縮行程において前記複数段の圧縮機間の圧縮比ｒを（Ｐｃ／Ｐｅ）１／ｎとし、
　前記制御装置は、前記ガス冷却器による前記複数段の等圧放熱行程において、入口ガス冷媒（凝縮温度＋α）を凝縮温度近傍まで冷却するものである。ここでαは各段圧縮機の吸入ガスの圧縮による昇温幅であり、段数を増やすことによりαは低下させることができる。このため、圧縮機の機械的な使用温度範囲や多段化による性能改善を考慮して、αを選定するのがよい。
　前記構成（２）によれば、前記複数段の断熱圧縮行程において、前記複数段の圧縮機間の圧縮比ｒを（Ｐｃ／Ｐｅ）１／ｎとしたことで、前記複数段の圧縮機におけるガス冷媒の吐出圧力及び吐出温度をほぼ同等にでき、一部の圧縮機で吐出圧力及び吐出温度が突出するのを抑えることができる。これによって、潤滑油の劣化やパッキン材などの焼損を抑制できる。
　幾つかの実施形態では、前記構成（１）又は（２）において、
　（３）前記再生熱交換器と前記第１膨張手段との間の前記冷媒循環路に設けられた第１液ガス分離器と、
　前記第１液ガス分離器の入口側の前記冷媒循環路に設けられた第２膨張手段と、
　前記第１液ガス分離器のガス冷媒を前記複数段の圧縮機のうちの低段側圧縮機の出口と次段の圧縮機の入口に接続された冷媒路に供給する中間ガスラインと、を有する中間冷却装置をさらに備えている。
　前記構成（３）によれば、前記中間冷却装置を設けることでエンタルピ差が増加し、それに対応した全圧縮仕事の変化が起こるが、結果としてＣＯＰが向上する。従って、冷凍又は空調装置のＣＯＰをさらに向上できる。
　幾つかの実施形態では、前記構成（１）～（３）の何れかにおいて、
　（４）前記再生熱交換器と前記第１膨張手段との間の前記冷媒循環路に設けられた第２液ガス分離器と、
　前記第２液ガス分離器の入口側の前記冷媒循環路に設けられた第３膨張手段と、
　前記第２液ガス分離器のガス冷媒を前記複数段の圧縮機のうちの低段側圧縮機の中間圧領域に供給するエコノマイザガスラインと、を有するエコノマイザ装置をさらに備えている。
　前記構成（４）によれば、前記エコノマイザ装置を設けることで、エンタルピ差が増加し、それに対応した全圧縮仕事の変化が起こるが、結果としてＣＯＰが向上する。従って、冷凍又は空調装置のＣＯＰをさらに向上できる。
　幾つかの実施形態では、前記構成（１）～（４）の何れかにおいて、
　（５）前記複数段の圧縮機の段数が２段又は３段である。
　前記複数段の圧縮機の段数が４以上になると、設備費の増加の割にＣＯＰ向上に寄与しないので、２段又は３段が実用的な段数となる。
　本発明の少なくとも一実施形態に係る冷凍又は空調装置の制御方法は、
　（６）冷媒循環路に直列に設けられた複数段の圧縮機、凝縮器、第１膨張手段及び蒸発器と、
　前記複数段の圧縮機で各圧縮機の出口と次段の圧縮機の入口と結ぶ前記冷媒循環路に設けられ、各圧縮機の吐出ガス冷媒を冷却するためのガス冷却器と、
　前記蒸発器より前記圧縮機に向かうガス冷媒と前記凝縮器から前記第１膨張手段に向かう液冷媒とを熱交換させるための再生熱交換器と、を備えた冷凍又は空調装置の制御方法において、
　主として前記凝縮器による等温放熱行程と、前記蒸発器による等温吸熱行程と、前記再生熱交換器における熱交換によって行われる液領域における等圧放熱行程及び過熱蒸気領域における等圧吸熱行程を含む逆エリクソンサイクルを形成すると共に、
　前記等温放熱行程のうち過熱蒸気領域で行われる部分行程が、前記複数段の圧縮機による複数段の断熱圧縮行程と、前記ガス冷却器及び前記凝縮器による複数段の等圧放熱行程とに置き換えた第１行程と、
　前記等圧吸熱行程で湿り状態の冷媒を前記再生熱交換器に導入し、前記等圧吸熱行程で飽和ガス冷媒が前記再生熱交換器に導入されたときの前記等温放熱行程の終了点となる顕熱限界過冷却点から、前記第１膨張手段による断熱膨張行程の終了点が飽和冷媒液線上に位置するときの前記等温放熱行程の終了点となる湿り限界過冷却点までの領域の過冷却点に前記等温放熱行程の終了点が位置するように制御する第２行程と、を含んでいる。
　前記構成（６）によれば、前記第１行程により、実用サイクルを理論上の逆エリクソンサイクルに近づけることができるので、ＣＯＰを向上できると共に、ガス冷媒の温度上昇を抑制できるため、冷媒に含まれる潤滑油の劣化を防止できると共に、パッキン材などを構成するエラストマの焼損を防止できる。
　さらに、前記第２行程により、冷凍又は空調装置のＣＯＰを最大に維持できると共に、最適制御条件が点設定でなく範囲設定となるため制御が極めて容易である。
　幾つかの実施形態では、前記構成（６）において、
　（７）前記第２行程は、少なくとも前記複数段の圧縮機を駆動するモータの回転数制御と、前記第１膨張手段の制御とで行われる。
　前記構成（７）によれば、従来から行われている簡単な制御でＣＯＰを向上できる。
　（８）幾つかの実施形態では、前記構成（６）又は（７）において、
　前記第２行程は、
　前記凝縮器から前記第１膨張手段に向かう液冷媒の前記再生熱交換器出口における温度を検出する第１ステップと、
　前記第１ステップで検出した温度検出値を、前記顕熱限界過冷却点における冷媒温度から前記蒸発器における冷媒の蒸発温度までの間の温度に制御する第２ステップと、を含んでいる。
　前記構成（８）によれば、前記温度検出値は蒸発器や再生熱交換器に設けた温度センサの検出値から、顕熱限界過冷却点や湿り限界過冷却点を容易に求めることができる。
　本発明の少なくとも一実施形態によれば、近似逆エリクソンサイクルを用いた冷凍又は空調装置において、熱効率のさらなる向上が可能になる。
近似逆エリクソンサイクルのＴ－Ｓ線図である。 近似逆エリクソンサイクルのモリエル線図である。 再生熱交換器の液冷媒出口温度とＣＯＰの関係を示す線図である。 再生熱交換器のガス冷媒出口温度とＣＯＰの関係を示す線図である。 一実施形態に係る冷凍装置の系統図である。 図５に示す冷凍装置の近似逆エリクソンサイクルを示すＴ－Ｓ線図である。 一実施形態に係る冷凍装置の系統図である。 図７に示す冷凍装置の近似逆エリクソンサイクルを示すＴ－Ｓ線図である。 図７に示す冷凍装置の近似逆エリクソンサイクルを示すモリエル線図である。 一実施形態に係る冷凍装置の系統図である。 図１０に示す冷凍装置の近似逆エリクソンサイクルを示すＴ－Ｓ線図である。 一実施形態に係る冷凍装置の系統図である。 一実施形態に係る冷凍装置の系統図である。 図１３に示す冷凍装置が構成する近似逆エリクソンサイクルを示すＴ－Ｓ線図である。 前記実施形態に係る冷凍装置のＣＯＰ（計算値）を示す図表である。 近似逆エリクソンサイクル及び従来冷凍サイクルのＣＯＰを示す線図である。
　以下、添付図面を参照して本発明の幾つかの実施形態について説明する。ただし、実施形態として記載され又は図面に示されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対的配置等は、本発明の範囲をこれに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。
　例えば、「ある方向に」、「ある方向に沿って」、「平行」、「直交」、「中心」、「同心」或いは「同軸」等の相対的或いは絶対的な配置を表す表現は、厳密にそのような配置を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の角度や距離をもって相対的に変位している状態も表すものとする。
　例えば、「同一」、「等しい」及び「均質」等の物事が等しい状態であることを表す表現は、厳密に等しい状態を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の差が存在している状態も表すものとする。
　例えば、四角形状や円筒形状等の形状を表す表現は、幾何学的に厳密な意味での四角形状や円筒形状等の形状を表すのみならず、同じ効果が得られる範囲で、凹凸部や面取り部等を含む形状も表すものとする。
　一方、一つの構成要素を「備える」、「具える」、「具備する」、「含む」、又は「有する」という表現は、他の構成要素の存在を除外する排他的な表現ではない。
（実施形態１）
　図５～図１２は、本発明に係る冷凍又は空調装置の幾つかの実施形態を示している。このうち、図５は３段圧縮３段膨張を行う冷凍装置１０Ａを示し、図６は冷凍装置１０Ａが構成する近似逆エリクソンサイクルのＴ－Ｓ線図である。
　図７は３段圧縮２段膨張を行う冷凍装置１０Ｂを示し、図８は冷凍装置１０Ｂが構成する近似逆エリクソンサイクルのＴ－Ｓ線図であり、図９は該近似逆エリクソンサイクルのモリエル線図である。
　図１０は３段圧縮単段膨張を行う冷凍装置１０Ｃを示し、図１１は冷凍装置１０Ｃが構成する近似逆エリクソンサイクルのＴ－Ｓ線図である。
　図１２は３段圧縮２段膨張を行う冷凍装置１０Ｄを示している。
　図５～図１２に示す冷凍装置１０Ａ～１０Ｄは、冷媒循環路１２に冷凍サイクルを構成する複数段（３段）の圧縮機１３ａ、１３ｂ及び１３ｃ、凝縮器１６、第１膨張弁１８及び蒸発器２０が直列に設けられている。各圧縮機は夫々電動モータ１４ａ、１４ｂ及び１４ｃによって回転駆動される。前記圧縮機は、例えばスクリュー圧縮機などの容積型圧縮機が用いられる。但し、運転条件の変動が少ない用途にターボ式圧縮機が使われることもある。
　各圧縮機の出口と入口とを接続するガス冷媒路１２ａ及び１２ｂに、冷却水などの冷却媒体で圧縮機１３ａ又は１３ｂから吐出されたガス冷媒を冷却するガス冷却器２２ａ及び２２ｂを備えている。
　さらに、蒸発器２０より圧縮機１３ａに向かうガス冷媒と凝縮器１６から出た液冷媒とを熱交換させるための再生熱交換器２４を備えている。
　冷凍装置１０Ａ及び１０Ｂの例示的な構成として、再生熱交換器２４と第１膨張弁１８との間の冷媒循環路１２に設けられた第１液ガス分離器２８と、第１液ガス分離器２８の入口側の冷媒循環路１２に設けられた第２膨張弁３０と、第１液ガス分離器２８で液冷媒と分離されたガス冷媒を第１段圧縮機１３ａの出口と第２段圧縮機１３ｂの入口とに接続された冷媒路１２ａに供給する中間ガス路３２とを有する中間冷却装置２６をさらに備えている。中間ガス路３２はガス冷却器２２ａの下流側で冷媒路１２ａに接続されている。
　冷凍装置１０Ａ及び１０Ｄの例示的な構成として、再生熱交換器２４と第１膨張弁１８との間の冷媒循環路１２に設けられた第２液ガス分離器３６と、第２液ガス分離器３６の入口側の冷媒循環路１２に設けられた第３膨張弁３８と、第２液ガス分離器３６のガス冷媒を第１段圧縮機１３ａの中間圧領域に供給するエコノマイザガス路４０とを有するエコノマイザ装置３４をさらに備えている。
　なお、冷凍装置１０Ａでは、第１液ガス分離器２８の液冷媒を冷媒循環路１２を通して第２液ガス分離器３６に供給し、冷凍装置１０Ｂでは再生熱交換器２４から冷媒循環路１２を介して第１液ガス分離器２８に液冷媒を供給している。
　図中、符号Ｐは圧力センサの配置を示し、Ｔは温度センサの配置を示し、Ｇは冷媒液面のレベルセンサの配置を示している。冷凍装置１０Ａ～１０Ｄの各所に設けられた前記温度センサ、前記圧力センサ及び前記レベルセンサ、駆動モータ１４ａ、１４ｂ及び１４ｃに設けられた回転数センサ４４ａ、４４ｂ及び４４ｃ等の検出値はすべて制御装置４２に入力される。
　制御装置４２は、これらの検出値に基づいて、第１膨張弁１８、第２膨張弁３０及び第３膨張弁３８の開度、及び電動モータ１４ａ、１４ｂ及び１４ｃの回転数、中間ガスライン３２に設けられた流量調整弁４６の開度及びエコノマイザガス路４０に設けられた流量調整弁４８の開度等を制御する。
　かかる構成において、冷凍装置１０Ａ～１０Ｄは理論上の逆エリクソンサイクルに近似した前述の実用的逆エリクソンサイクルを構成する。冷凍装置１０Ａ～１０Ｄが構成する近似逆エリクソンサイクルは、図６、図８及び図１１のＴ－Ｓ線図、及び図９のモリエル線図に示される。
　冷凍装置１０Ａ～１０Ｄの近似逆エリクソンサイクルは、主として凝縮器１６による等温放熱行程（ｂ→ｃ）と、蒸発器２０による等温吸熱行程（ｆ→ａ）と、再生熱交換器２４によって行われる液領域の等圧放熱行程（ｃ→ｈ）及び過熱蒸気領域の等圧吸熱行程（ａ→ｂ）を含んでいる。
　また、等温放熱行程（ｂ→ｃ）のうち過熱蒸気領域で行われる部分行程が、複数段の圧縮機１３ａ、１３ｂ及び１３ｃによる複数段の断熱圧縮行程（ｂ→ｂ’）と、ガス冷却器２２ａ及び２２ｂ及び凝縮器１６による複数段の等圧放熱行程（ｂ’→ｂ）及び凝縮器１６による１段の等圧放熱行程（ｂ’→ｇ）とに置き換えられる（第１行程）。
　冷凍装置１０Ａ～１０Ｄの例示的な構成では、凝縮器１６における凝縮圧力をＰｃ、蒸発器２０における蒸発圧力をＰｅ、複数段の圧縮機の段数をｎとしたとき、各圧縮機間の圧縮比を（Ｐｃ／Ｐｅ）１／ｎとする。冷凍装置１０Ａ～１０Ｄは３段の圧縮機１３ａ、１３ｂ及び１３ｃを有するので、各圧縮機間の圧縮比は（Ｐｃ／Ｐｅ）１／３となる。
　また、ガス冷却器２２ａ及び２２ｂによる２段の等圧放熱行程において、吐出ガス冷媒温度を（凝縮温度＋α）として、各段の等圧放熱工程でα分を冷却することで、一部の圧縮機での吐出温度の突出を抑制して均質な圧縮と放熱を実現する。
　制御装置４２は、再生熱交換器２４の液側出口温度Ｔloutが過冷却液出口温度の設定値Tsetとなるように、蒸発器２０の入口に直結された第１膨張弁１８の開度を制御する。このときの蒸発器出口の湿り度は状態点（a’～ａ）の湿り度となるように制御される。再生熱交換器２４のガス側入口状態が状態点（a’～ａ）であるとき再生熱交換器液側出口温度Ｔloutは顕熱限界過冷却点ｈと湿り限界過冷却点ｄの温度範囲内に設定された設定温度Tsetと等しくなる。
　制御装置４２による例示的な制御方法として、前記第２行程は、電動モータ１４ａ、１４ｂ及び１４ｃの回転数制御と第１膨張弁１８の開度制御とを併用すればよい。
　再生熱交換器２４の出口の液冷媒路１２ｃに温度センサ５０が設けられ、蒸発器２０の出口の冷媒路１２に圧力センサ５２及び温度センサ５４が設けられている。
　制御装置４２による例示的な制御方法は、まず、凝縮器１６から第１膨張弁１８に向かう液冷媒の再生熱交換器２４の出口における温度を検出する（第１ステップ）。
　次に、検出した温度を顕熱限界過冷却点ｈの冷媒温度Ｔｈから温度センサ５４で検出した蒸発器２０における冷媒の蒸発温度までの間の温度に制御する（第２ステップ）。
　図６及び図８、９において、１段圧縮機１３ａ及び２段圧縮機１３ｂの吐出ガス冷媒（凝縮温度＋α）はガス冷却器２２ａ及び２２ｂにより凝縮温度近傍まで冷却される。３段圧縮機１３ｃの吐出ガス冷媒は凝縮器１６に送られる。
　液ガス分離器２８の冷媒温度は膨張弁入口温度Ｔｈから膨張弁出口温度Ｔｋ’まで低下し、第１膨張弁１８を経て蒸発温度Ｔｅとなり、蒸発器２０に供給される。この多段の圧縮・膨張法によりΔＨkfのエンタルピが増加分に対応した全圧縮仕事の変化が起こるが、結果としてＣＯＰが向上する。
　図６の近似逆エリクソンサイクルでは、エコノマイザ装置３４のガス冷媒を１段圧縮機１３ａのエコノマイザポートに吸入させることで、第３膨張弁入口温度Ｔｋ’から膨張弁出口温度Ｔl’に低下させ、さらにΔＨlｋのエンタルピが増加し、結果としてＣＯＰを向上できる。
　なお、顕熱限界過冷却点ｈの冷媒温度Ｔｈは例えば－１０℃前後になるため、膨張弁出口に付設された中間ガス路３２及びエコノマイザガス路４０は、顕熱限界過冷却点ｈのガス冷媒圧力より低い低段側圧縮機に接続する必要がある。即ち、図６、図８及び図１１等で破線ｍより低圧の領域である。
　また、圧縮機の段数を増加するほど吐出温度Ｔｖが低下し、圧縮機の動力を低減できるが、圧縮機段数を増加するほど設備費が増加するので、２段又は３段が適当である。
　冷凍装置１０Ａ～１０Ｄによれば、過熱蒸気領域で行われる部分行程（等温行程ｂ→ｇ）を、複数段の圧縮機１３ａ、１３ｂ及び１３ｃによる複数段の断熱圧縮行程と、ガス冷却器２２ａ、２２ｂ及び凝縮器１６による複数段の等圧放熱行程とに置き換えることで、圧縮仕事Δを低減でき、ＣＯＰを向上できる。
　また、制御装置４２により、蒸発器２０から湿り状態の冷媒を再生熱交換器２４のガス側入口に導入し、該再生熱交換器の液側出口における等温放熱行程の終了点が顕熱限界過冷却点ｈから湿り限界過冷却点ｄまでの領域の過冷却点に位置するように制御することで、冷凍装置１０Ａ～１０ＤのＣＯＰを最大に維持できる。また、顕熱限界過冷却点ｈと湿り限界過冷却点ｄとの間の広い範囲で制御すればよいので、制御が容易になる。
　また、前記複数段の等圧放熱行程では、（凝縮温度＋α）の吐出ガス冷媒を凝縮温度近傍まで冷却することで、一部の圧縮機での吐出温度の突出を抑制して均質な圧縮と放熱を実現する。
　また、過熱蒸気領域における複数段の等圧放熱行程（ｂ’→ｂ）及び（ｂ’→ｇ）によりガス冷媒の温度を低下できるため、冷媒に含まれる潤滑油の劣化及びパッキン材などを構成するエラストマの焼損を防止できる。例えば、凝縮温度４０℃、蒸発温度－４０℃で圧縮機の吸入ガス冷媒温度が４０℃の条件で、比熱比の高い冷媒のＲ７１７（ＮＨ３）の場合は、単段圧縮では約３８０℃、２段圧縮で約１８０℃、３段圧縮では約１２０℃程度となり、昇温幅αは単段で３４０℃、２段圧縮機で１４０℃、３段圧縮機で８０℃となり、段数が増えることにより冷媒ガス温度の降下が期待できる。
　特に、前記複数段の断熱圧縮行程において３段圧縮の場合、圧縮機間の圧縮比を（凝縮圧力Ｐｃ／蒸発圧力Ｐｅ）１／３としたことで、各圧縮機のガス冷媒の吐出温度をほぼ同等に制御できるため、一部の圧縮機での吐出温度の突出を抑制できる。
　また、幾つかの実施形態によれば、中間冷却装置２６又はエコノマイザ装置３４を設けたことで、圧縮機から吐出するガス冷媒の吐出圧力及び吐出温度を低減でき、これによって、圧縮機動力を低減でき、冷凍装置のＣＯＰをさらに向上できる。
　また、制御装置４２による前記制御は、複数段の圧縮機１３ａ、１３ｂ及び１３ｃを駆動する電動モータ１４ａ、１４ｂ及び１４ｃの回転数制御と、第１膨張弁１８の開度制御とで行う簡易な制御で容易に行うことができる。
　さらに、顕熱限界過冷却点ｈや湿り限界過冷却点ｄの検出は、蒸発器２０の出口や再生熱交換器２４の出口に設けられた温度センサ５０、５４及び圧力センサ５２の検出値から容易に求めることができる。
　図１３は、他の実施形態として２段圧縮２段膨張を行う冷凍装置１０Ｅを示し、図１４は冷凍装置１０Ｅが構成する近似逆エリクソンサイクルを示している。
　前述のように、複数段の圧縮機の段数を２段又は３段とすることで、設備費の増加を抑えつつＣＯＰを向上できる。
　図１５は近似逆エリクソンサイクル及び従来冷凍サイクルのＣＯＰを示す線図である。図１５は中間冷却装置やエコノマイザ装置を付設しない場合を示す。本発明の各実施形態で得られるＣＯＰは従来の冷凍サイクルより向上していることがわかる。
　図１５において、冷媒がＲ７１７（ＮＨ３）で２段圧縮の場合、従来冷凍サイクルよりＣＯＰが下回っているが、圧縮段数を増加するに従い、各圧縮機からのガス冷媒の吐出温度が低下し、圧縮機動力を低減できる。そのため、圧縮損失を改善でき、従来冷凍サイクルよりＣＯＰを向上できる。
　また、図１５から、圧縮機の段数が４段以上となってもＣＯＰの増加はあまり見込めないことがわかる。
　図１６は、図５～図１２に示す前記幾つかの実施形態に係る冷凍装置のＣＯＰ（計算値）を示す図表である。そのうち、図１６比較例No．０５および本発明No．０４は図１５に示す単段圧縮、３段圧縮の近似逆エリクソンサイクルのＣＯＰと同じ値である。
　本発明では、中間冷却装置やエコノマイザ装置をさらに備えて顕熱限界過冷却点ｈを下回る冷媒液を、膨張弁を用いて冷媒温度ＴhからＴｋ’またはＴl’に低下させることにより、ΔＨkf（＝ΔＨf－ΔHk）、又はΔＨlf (＝ΔＨf－ΔHl）のエンタルピ差が増加し結果としてＣＯＰが向上することになり、図１６No．１～No．３の組合せによって更なる性能改善効果が期待できる。
　本発明の少なくとも一実施形態によれば、近似逆エリクソンサイクルを用いた冷凍又は空調装置において、熱効率のさらなる向上が可能になる。
　１０Ａ、１０Ｂ、１０Ｃ、１０Ｄ、１０Ｅ　　冷凍装置
　１２　　　　　冷媒循環路
　１２ａ、１２ｂ　　ガス冷媒路
　１３ａ、１３ｂ、１３ｃ　　圧縮機
　１４ａ、１４ｂ、１４ｃ　　電動モータ
　１６　　　　　凝縮器
　１８　　　　　第１膨張弁
　２０　　　　　蒸発器
　２２ａ、２２ｂ　　ガス冷却器
　２４　　　　　再生熱交換器
　２６　　　　　中間冷却装置
　２８、３６　　液ガス分離器
　３０　　　　　第２膨張弁
　３２　　　　　中間ガス路
　３４　　　　　エコノマイザ装置
　３８　　　　　第３膨張弁
　４０　　　　　エコノマイザガス路
　４２　　　　　制御装置
　４４ａ、４４ｂ、４４ｃ　　回転数センサ
　４６、４８　　流量調整弁
　５０、５４　　温度センサ
　５２　　　　　圧力センサ
　Ｔｖ　　　　　圧縮機吐出温度
　ｄ　　　　　　湿り限界過冷却点
　ｈ　　　　　　顕熱限界過冷却点
　ｐ　　　　　　等圧線
　ｔ　　　　　　等温線
　ｘ　　　　　　飽和液線
　ｙ　　　　　　飽和蒸気線
　Δ　　　　　　圧縮仕事

Claims (8)

  1. 　冷媒循環路に直列に設けられた複数段の圧縮機、凝縮器、第１膨張手段及び蒸発器と、
    　前記複数段の圧縮機で各圧縮機の出口と次段の圧縮機の入口とを結ぶ前記冷媒循環路に設けられ、各圧縮機の吐出ガス冷媒を冷却するためのガス冷却器と、
    　前記蒸発器より前記圧縮機に向かうガス冷媒と前記凝縮器から前記第１膨張手段に向かう液冷媒とを熱交換させるための再生熱交換器と、を備え、
    　主として前記凝縮器による等温放熱行程と、前記蒸発器による等温吸熱行程と、前記再生熱交換器における熱交換によって行われる液領域における等圧放熱行程及び過熱蒸気領域における等圧吸熱行程とを含む逆エリクソンサイクルを形成すると共に、
    　前記等温放熱行程のうち過熱蒸気領域で行われる部分行程が、前記複数段の圧縮機による複数段の断熱圧縮行程と、前記ガス冷却器及び前記凝縮器による複数段の等圧放熱行程とに置き換えられ、
    　前記等圧吸熱行程で湿り状態の冷媒を前記再生熱交換器に導入し、前記等圧吸熱行程で飽和ガス冷媒が前記再生熱交換器に導入されたときの前記等圧放熱行程の終了点となる顕熱限界過冷却点から、前記第１膨張手段による断熱膨張行程の終了点が飽和冷媒液線上に位置するときの前記等圧放熱行程の終了点となる湿り限界過冷却点までの過冷却点に前記等圧放熱行程の終了点が位置するように制御するための制御装置をさらに備えていることを特徴とする冷凍又は空調装置。
  2. 　前記凝縮器における冷媒の凝縮圧力をＰｃとし、前記蒸発器における冷媒の蒸発圧力をＰｅとし、前記複数段の圧縮機の段数をｎとしたとき、前記複数段の断熱圧縮行程において前記複数段の圧縮機間の圧縮比ｒを（Ｐｃ／Ｐｅ）１／ｎとし、
    　前記制御装置は、前記ガス冷却器による前記複数段の等圧放熱行程において、各段の吐出ガス冷媒（凝縮温度＋α）を凝縮温度近傍まで冷却するものであることを特徴とする請求項１に記載の冷凍又は空調装置。
  3. 　前記再生熱交換器と前記第１膨張手段との間の前記冷媒循環路に設けられた第１液ガス分離器と、
    　前記第１液ガス分離器の入口側の前記冷媒循環路に設けられた第２膨張手段と、
    　前記第１液ガス分離器のガス冷媒を前記複数段の圧縮機のうちの低段側圧縮機の出口と次段の圧縮機の入口に接続された冷媒路に供給する中間ガス路と、を有する中間冷却装置をさらに備えていることを特徴とする請求項１又は２に記載の冷凍又は空調装置。
  4. 　前記再生熱交換器と前記第１膨張手段との間の前記冷媒循環路に設けられた第２液ガス分離器と、
    　前記第２液ガス分離器の入口側の前記冷媒循環路に設けられた第３膨張手段と、
    　前記第２液ガス分離器のガス冷媒を前記複数段の圧縮機のうちの低段側圧縮機の中間圧領域に供給するエコノマイザガス路と、を有するエコノマイザ装置をさらに備えていることを特徴とする請求項１乃至３の何れか１項に記載の冷凍又は空調装置。
  5. 　前記複数段の圧縮機の段数が２段又は３段であることを特徴とする請求項１乃至４の何れか１項に記載の冷凍又は空調装置。
  6. 　冷媒循環路に直列に設けられた複数段の圧縮機、凝縮器、第１膨張手段及び蒸発器と、
    　前記複数段の圧縮機で各圧縮機の出口と次段の圧縮機の入口と結ぶ前記冷媒循環路に設けられ、各圧縮機の吐出ガス冷媒を冷却するためのガス冷却器と、
    　前記蒸発器より前記圧縮機に向かうガス冷媒と前記凝縮器から前記第１膨張手段に向かう液冷媒とを熱交換させるための再生熱交換器と、を備えた冷凍又は空調装置の制御方法において、
    　主として前記凝縮器による等温放熱行程と、前記蒸発器による等温吸熱行程と、前記再生熱交換器における熱交換によって行われる液領域における等圧放熱行程及び過熱蒸気領域における等圧吸熱行程を含む逆エリクソンサイクルを形成すると共に、
    　前記等温放熱行程のうち過熱蒸気領域で行われる部分行程が、前記複数段の圧縮機による複数段の断熱圧縮行程と、前記ガス冷却器及び前記凝縮器による複数段の等圧放熱行程とに置き換えた第１行程と、
    　前記等圧吸熱行程で湿り状態の冷媒を前記再生熱交換器に導入し、前記等圧吸熱行程で飽和ガス冷媒が前記再生熱交換器に導入されたときの前記等温放熱行程の終了点となる顕熱限界過冷却点から、前記第１膨張手段による断熱膨張行程の終了点が飽和冷媒液線上に位置するときの前記等温放熱行程の終了点となる湿り限界過冷却点までの領域の過冷却点に前記等温放熱行程の終了点が位置するように制御する第２行程と、を含むことを特徴とする冷凍又は空調装置の制御方法。
  7. 　前記第２行程は、少なくとも前記複数段の圧縮機を駆動するモータの回転数制御と、前記第１膨張手段の制御とで行われることを特徴とする請求項６に記載の冷凍又は空調装置の制御方法。
  8. 　前記第２行程は、
    　前記凝縮器から前記第１膨張手段に向かう液冷媒の前記再生熱交換器出口における温度を検出する第１ステップと、
    　前記第１ステップで検出した温度検出値を、前記顕熱限界過冷却点における冷媒温度から前記蒸発器における冷媒の蒸発温度までの間の温度に制御する第２ステップと、を含むことを特徴とする請求項６又は７に記載の冷凍又は空調装置の制御方法。
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