WO2020240858A1 - 冷凍サイクル装置および冷凍機 - Google Patents

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智隆 石川
英希 大野
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三菱電機株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle device and a refrigerator.
  • refrigerants such as carbon dioxide have been attracting attention as refrigerants.
  • a refrigerant containing no carbon dioxide if the amount of the refrigerant is appropriate, the refrigerant flows through the flow path pipe of the evaporator in a flow mode of a circular flow in which a liquid film is formed on the inner wall surface of the heat transfer tube.
  • a non-azeotropic mixed refrigerant containing carbon dioxide R463A or the like
  • the refrigerant in the spray flow state is sent to the compressor in a state where the dryness of the refrigerant is low, and the degree of overheating (SH: Super Heat) of the refrigerant at the suction part of the compressor becomes high. It may not be secured. Therefore, liquid compression may occur in the compressor.
  • SH Super Heat
  • the present invention has been made to solve the above problems, and an object of the present invention is to secure the degree of superheat of the refrigerant in the suction portion of the compressor in a refrigerating cycle apparatus using a refrigerant containing carbon dioxide. Is to provide an easy refrigeration cycle device and a refrigerator.
  • the refrigeration cycle apparatus of the present disclosure includes a refrigerant circuit in which a refrigerant containing carbon dioxide circulates so as to return to the compressor via a compressor, a condenser, an expansion valve, and an evaporator.
  • a compatible oil having compatibility with the refrigerant is sealed in the refrigerant circuit as refrigerating machine oil.
  • the compressor has a motor inside the housing. The amount of the phase molten oil filled is equal to or greater than the amount at which at least a part of the rotor of the motor is immersed inside the housing of the compressor.
  • the refrigeration cycle apparatus and the refrigerator of the present disclosure when a refrigerant containing carbon dioxide is used, even if the amount of the liquid refrigerant in the evaporator is small to some extent, the ratio of the compatible oil in the liquid refrigerant is high, so that the refrigerant can be used. Evaporation is hindered. Therefore, since the dry-out state is unlikely to occur, the degree of superheat at the suction portion of the compressor is ensured.
  • FIG. 1 It is an overall block diagram of the refrigeration cycle apparatus according to embodiment of this disclosure. It is a figure which showed typically the cross section of the heat transfer tube of an evaporator when R410A is used as a refrigerant. It is a figure which showed typically the cross section of the heat transfer tube of an evaporator when R463A is used as a refrigerant. It is a figure for demonstrating the amount of phase-dissolved oil sealed in the refrigerating cycle apparatus of this embodiment. It is a figure which showed typically the cross section of the heat transfer tube of the evaporator when R463A is used as a refrigerant in this embodiment. It is a figure which shows the cross section of the smoothing tube 60a. It is a figure which shows the cross section of the grooved pipe 60b. It is a partially enlarged view of the cross section of the grooved pipe 60b. It is a Baker diagram showing the relationship between the dryness and the flow velocity.
  • FIG. 1 is an overall configuration diagram of a refrigeration cycle device according to the embodiment of the present disclosure. It should be noted that FIG. 1 functionally shows the connection relationship and the arrangement configuration of each device in the refrigeration cycle apparatus, and does not necessarily show the arrangement in the physical space.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 includes a compressor 10, a condenser 20, a heat exchanger 30, an expansion valve 50, an evaporator 60, and pipes 81 to 85.
  • FIG. 1 shows a refrigerant circuit of a simple refrigerating cycle device in which the refrigerant flows through the compressor 10, the condenser 20, the heat exchanger 30, the expansion valve 50, and the evaporator 60 in this order, and returns to the compressor 10. Is shown.
  • a refrigerant containing carbon dioxide (hereinafter referred to as CO 2 ), for example, R463A which is a non-azeotropic mixed refrigerant is used as the refrigerant.
  • the compressor 10 compresses the refrigerant sucked from the pipe 85 and discharges it to the pipe 80.
  • the compressor 10 is configured to adjust the rotation speed according to a control signal from a control device (not shown). By adjusting the rotation speed of the compressor 10, the circulation amount of the refrigerant is adjusted, and the capacity of the refrigeration cycle device 1 can be adjusted.
  • Various types of compressors 10 can be adopted. For example, a scroll type compressor can be adopted, but a rotary type, a reciprocating type, and a screw type compressor can also be adopted.
  • the condenser 20 condenses the refrigerant discharged from the compressor 10 to the pipe 80 and flows it to the pipe 81.
  • the condenser 20 is configured such that a high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 10 exchanges heat with the outside air. Since heat is dissipated from the refrigerant by this heat exchange, the refrigerant is condensed and changed to a liquid phase.
  • a fan (not shown) that exchanges heat with the refrigerant supplies the condenser 20 with outside air. By adjusting the rotation speed of the fan, the refrigerant pressure on the discharge side of the compressor 10 can be adjusted.
  • the liquid refrigerant flowing out of the condenser 20 flows to the expansion valve 50 through the pipe 81, the first passage H1 of the heat exchanger 30, and the pipe 82.
  • the expansion valve 50 reduces the pressure of the liquid refrigerant to a two-phase refrigerant.
  • the evaporator 60 evaporates the two-phase refrigerant flowing from the pipe 83 to obtain a gas refrigerant.
  • the gas refrigerant flowing out of the evaporator 60 returns to the suction port of the compressor 10 through the pipe 84, the second passage H2 of the heat exchanger, and the pipe 85.
  • the expansion valve 50 is controlled so that the degree of superheat of the intake refrigerant of the compressor 10 at the outlet of the evaporator 60 is about 5K.
  • the heat exchanger 30 has a first passage H1 and a second passage H2, and is configured to exchange heat between the refrigerant flowing through the first passage H1 and the refrigerant flowing through the second passage H2.
  • FIG. 2 is a diagram schematically showing a cross section of a heat transfer tube of the evaporator 60 when R410A is used as the refrigerant.
  • Conventional refrigeration equipment uses a single refrigerant, an azeotropic refrigerant (R22, R410A, R404A, etc.), or a non-azeotropic refrigerant containing no CO 2 (R407C, etc.).
  • R410A when R410A is used, the dry-out region of the evaporator 60 is in the range of 0.9 to 1.0 dryness, so that the dry-out region of the evaporator 60 is narrow. .. Therefore, in the region of 90% or more of the evaporator 60, the two-phase refrigerant flows in a cyclic flow, and the heat transfer performance between the refrigerant and the heat transfer tube is good.
  • FIG. 3 is a diagram schematically showing a cross section of a heat transfer tube of the evaporator 60 when R463A is used as the refrigerant.
  • R463A is a non-azeotropic mixed refrigerant containing CO 2 , and has a lower boiling point than R410A and easily evaporates.
  • the evaporator 60 is in a dry-out state from a portion having a dryness of about 0.8. Therefore, in R463A as compared with R410A, the dry-out state starts from the dryness portion which is about 10% lower. Therefore, there is a problem that the region of the evaporator 60 in the dry-out state increases and the heat transfer performance deteriorates.
  • the expansion valve 50 is controlled so that the superheat degree of the intake refrigerant of the compressor 10 at the outlet of the evaporator 60 is about 5K, the evaporation temperature of the evaporator 60 is considerably lowered, so that the energy saving performance is deteriorated. ..
  • the heat transfer tube of the evaporator 60 is not brought into a dry-out state by inhibiting the evaporation of CO 2 or facilitating the formation of a liquid film of the two-phase refrigerant on the wall surface of the heat transfer tube.
  • a phase-dissolved oil that dissolves in the refrigerant is used as the refrigerating machine oil.
  • the phase-dissolved oil which is a non-volatile oil, dissolves in the refrigerant, the boiling point of the refrigerant rises, the refrigerant is less likely to evaporate even when heat is received, and the heat transfer tube is prevented from being in a dry-out state.
  • the discharge pipe portion of the compressor 10 is not provided with an oil separator.
  • the heat exchanger 30 evaporates the suction port portion of the compressor 10 so that a sufficient degree of overheating can be obtained.
  • the refrigerant flowing out of the vessel 60 is heated.
  • the heat exchanger 30 provides a high-temperature liquid refrigerant flowing through the first passage H1. Heats the refrigerant flowing through the second passage H2 flowing out of the evaporator 60.
  • the refrigerant can be subsequently heated, so that the degree of superheat at the suction port portion of the compressor 10 can be ensured.
  • the larger the amount of the phase-dissolved oil filled the better.
  • the oil circulation rate in the refrigerant circuit increases, and the liquid refrigerant in the evaporator 60 becomes more difficult to evaporate.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining the amount of phase-dissolved oil sealed in the refrigeration cycle apparatus of the present embodiment.
  • the outer shell of the compressor 10 is composed of a closed container 11.
  • the closed container 11 is composed of, for example, an upper case 11a, a body portion 11b, and a lower case 11c.
  • the upper case 11a is a member constituting the upper part of the closed container 11.
  • the body portion 11b is a member constituting the central portion of the closed container 11.
  • the lower case 11c is a member constituting the lower part of the closed container 11.
  • the upper case 11a is, for example, a hemispherical member, and constitutes a part of the closed container 11 that constitutes the outer shell of the closed type compressor 10.
  • the discharge pipe 16 for discharging the refrigerant is provided at the top of the upper case 11a, which is the center in a plan view, and is connected to the pipe 80 of FIG.
  • the closed container 11 accommodates the oil pump 14, the motor 13, and the scroll type compression unit 12 as contents.
  • the scroll type compression unit 12, the motor 13, and the oil pump 14 are arranged in this order from the top to the bottom of the closed container 11.
  • a suction pipe 15 for sucking the refrigerant is attached to a portion between the scroll type compression portion 12 and the motor 13 of the body portion 11b.
  • the suction pipe 15 is connected to the pipe 85 of FIG.
  • the motor 13 includes a rotor 13a and a stator 13b.
  • the amount of refrigerating machine oil filled is set so that the rotor 13a is not immersed in order to reduce the rotational resistance of the motor 13.
  • the amount of the phase-dissolved oil filled in the refrigeration cycle apparatus 1 is equal to or higher than the level shown in XX of FIG. 4, which is the level of the lower surface of the rotor 13a. More preferably, the amount of the phase-dissolved oil sealed in the refrigeration cycle apparatus 1 is equal to or higher than the level shown in YY of FIG. 4, which is the upper surface of the closed container 11.
  • the amount of the sealed phase-dissolved oil is equal to or higher than the level shown in YY of FIG.
  • the phase-dissolved oil which is a liquid
  • the compressor 10 is preferably operated at a rotation speed lower than that during normal operation in order to avoid damage due to liquid compression.
  • levels XX and YY are guidelines indicating the amount of compatible oil sealed in the refrigeration cycle, and the amount of compatible oil stored in the compressor 10 at the time of starting or the like is necessarily level X. It does not have to be ⁇ X or YY or higher, and the enclosed phase-dissolved oil may be dispersed in the condenser 20, the evaporator 60, and the like.
  • the rotor 13a is not immersed in the stored amount of the phase molten oil in the compressor 10 in order to reduce the rotational resistance.
  • the amount of phase-dissolved oil filled in the refrigerating cycle apparatus 1 of the present embodiment is such that at least a part of the rotor 13a of the motor 13 is immersed in the closed container 11 which is the housing of the compressor 10. It is more than the amount to be done.
  • the amount of the phase-dissolved oil filled is larger than the space volume of the compressor 10.
  • the space volume of the compressor 10 is the volume obtained by subtracting the volumes of the motor 13, the scroll type compression unit 12, the oil pump 14, etc., which are the contents, from the internal volume of the closed container 11 which is the housing of the compressor 10. Is.
  • the evaporator 60 is configured to include a smoothing tube and a grooved tube. If the heat transfer tube of the evaporator 60 is a smooth tube, the stirring effect of the refrigerant is small, so that the amount of heat received by CO 2 in the mixed refrigerant is reduced and evaporation can be delayed. On the contrary, if the heat transfer tube of the evaporator 60 in the high dryness range of 0.8 or more is a grooved tube having a groove formed in the tube, a liquid film is easily formed on the inner wall due to surface tension, and the dryout occurs. It is hard to be in a state.
  • FIG. 5 is a diagram schematically showing a cross section of a heat transfer tube of the evaporator 60 when R463A is used as the refrigerant in the present embodiment.
  • the evaporator 60 includes a smoothing tube 60a and a grooved tube 60b.
  • FIG. 6 is a diagram showing a cross section of the smoothing tube 60a.
  • the evaporator 60 is configured to include a smoothing tube 60a.
  • the smooth tube 60a has no groove on the inner wall surface. In the region of low dryness of less than 0.8, which is not in the dry-out state, the evaporation of CO 2 is delayed in the smooth tube having no stirring effect in the tube as in the grooved tube. Therefore, in the upstream region of the evaporator 60, the smoothing tube 60a is used as a heat transfer tube to narrow the region in the dryout state.
  • FIG. 7 is a diagram showing a cross section of the grooved pipe 60b.
  • FIG. 8 is a partially enlarged view of a cross section of the grooved pipe 60b.
  • the evaporator 60 is configured to include a grooved tube 60b in addition to the smoothing tube 60a.
  • the grooved pipe 60b has a groove 62 formed on the inner wall surface.
  • the grooved pipe 60b is provided downstream of the smoothing pipe 60a.
  • the smoothing pipe 60a in the upstream portion where the liquid film is thick and the grooved pipe 60b in the downstream portion where the liquid film becomes thin.
  • the flow velocity of the refrigerant flowing through the evaporator 60 can be set within a certain range to facilitate the formation of a liquid film in the heat transfer tube.
  • the flow velocity of the refrigerant is set within a certain flow velocity range so that the flow rate is cyclic even in the high dryness region portion of 0.8 or more, a liquid film can be formed on the inner wall of the heat transfer tube of the evaporator 60.
  • FIG. 9 is a Baker diagram showing the relationship between dryness and flow velocity.
  • the Baker diagram shown in FIG. 9 is a characteristic diagram showing the flow mode of the refrigerant in the gas-liquid two-phase state.
  • the vertical axis and the horizontal axis are values representing the flow state of the refrigerant, respectively, the vertical axis is Gg / ⁇ , and the horizontal axis is ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ Gl / Gg.
  • the vertical axis corresponds to the magnitude of the mass flow rate of the gas phase of the refrigerant. In the figure, the mass flow rate of the gas phase of the refrigerant increases toward the upper side.
  • the horizontal axis corresponds to the ratio of the mass flow rate of the gas phase and the liquid phase of the refrigerant, that is, the degree of dryness. In the figure, the right side is the smaller the dryness.
  • ⁇ and ⁇ are parameters shown in the following equations (1) and (2), respectively.
  • G mass velocity of the refrigerant [kg / (m 2 ⁇ h)]
  • ⁇ density
  • ⁇ viscosity
  • ⁇ surface tension
  • the subscripts of each symbol indicate g: refrigerant gas phase, l: refrigerant liquid phase, w: water, and a: air.
  • Gg / ⁇ shown by hatching in FIG. 9 is 1. If the flow rate is controlled so that the flow rate is in the cyclic flow region near E + 0.5 and ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ Gl / Gg is around 1.0 E + 01, a liquid film is easily formed in the evaporator 60. Heat transfer performance is further improved.
  • Refrigeration cycle device 11a upper case, 10 compressor, 11 closed container, 11b body, 11c lower case, 12 scroll type compressor, 13 motor, 13a stator, 13b rotor, 14 oil pump, 15 suction pipe, 16 discharge Tube, 20 condenser, 30 heat exchanger, 50 expansion valve, 60 evaporator, 60a smoothing tube, 60b grooved tube, 80,81,82,83,84,85 piping, H1 first passage, H2 second passage ..

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Abstract

冷凍サイクル装置（１）は、二酸化炭素を含む冷媒が、圧縮機（１０）、凝縮器（２０）、膨張弁（５０）、蒸発器（６０）を経て圧縮機（１０）に戻るように循環する冷媒回路を備える。冷媒回路には、冷凍機油として、冷媒と相溶性を有する相溶油が封入される。相溶油の封入量は、圧縮機（１０）の筐体の内部において、モータのロータの少なくとも一部が浸漬する量以上である。好ましくは、相溶油の封入量は、圧縮機（１０）の空間容積よりも多い。

Description

冷凍サイクル装置および冷凍機
　この発明は、冷凍サイクル装置および冷凍機に関する。
　国際公開第２００２／０９５３０２号は、二酸化炭素を主たる冷媒として用いる冷凍サイクル装置を開示する。
国際公開第２００２／０９５３０２号
　近年、冷媒として二酸化炭素などの自然冷媒が注目を集めている。二酸化炭素を含まない冷媒を使用する場合は、冷媒量が適量であれば、冷媒は蒸発器の流路配管を、伝熱管の内壁面に液膜が形成される環状流という流動様式で流れる。これに対して、二酸化炭素を含む非共沸混合冷媒（Ｒ４６３Ａなど）は、沸点が低く蒸発しやすい。このため、二酸化炭素を含む非共沸混合冷媒を用いる冷凍サイクル装置では、蒸発器における液冷媒の量が少なくかつ流速が低い場合には、蒸発過程において、０．８程度の低い乾き度で伝熱管から液膜が消失する。以下、このような液膜が消失する状態をドライアウト状態という。
　ドライアウト状態では、伝熱管の内壁面に液膜が形成されず、液滴が混じった噴霧流状態で伝熱管中を二相冷媒が流れる。液冷媒から配管に伝熱する場合の伝熱性能に比べて、ガス冷媒から配管に伝熱する場合の伝熱性能は、１／１００～１／１０００に悪化する。したがって、蒸発器のドライアウト状態の領域が広くなると、蒸発器における伝熱性能が著しく低下する。
　蒸発器において伝熱性能が低下すると、冷媒の乾き度が低い状態で噴霧流状態の冷媒が圧縮機に送られてしまい、圧縮機の吸入部での冷媒の過熱度（ＳＨ：Super　Heat）が確保されない可能性がある。このため圧縮機で液圧縮が発生するおそれがある。
　本発明は、上記のような課題を解決するためになされたものであって、その目的は、二酸化炭素を含む冷媒を用いる冷凍サイクル装置において、圧縮機の吸入部での冷媒の過熱度の確保が容易な冷凍サイクル装置および冷凍機を提供することである。
　本開示の冷凍サイクル装置は、二酸化炭素を含む冷媒が、圧縮機、凝縮器、膨張弁、蒸発器を経て圧縮機に戻るように循環する冷媒回路を備える。冷媒回路には、冷凍機油として、冷媒と相溶性を有する相溶油が封入される。圧縮機は、筐体の内部にモータを有する。相溶油の封入量は、圧縮機の筐体の内部においてモータのロータの少なくとも一部が浸漬する量以上である。
　本開示の冷凍サイクル装置および冷凍機によれば、二酸化炭素を含む冷媒を用いる場合において、蒸発器における液冷媒の量がある程度少なくても、液冷媒中の相溶油の比率が高いため冷媒の蒸発が妨げられる。したがって、ドライアウト状態が発生しにくいので、圧縮機の吸入部での過熱度が確保される。
本開示の実施の形態に従う冷凍サイクル装置の全体構成図である。 冷媒にＲ４１０Ａを用いる場合の蒸発器の伝熱管の断面を模式的に示した図である。 冷媒にＲ４６３Ａを用いる場合の蒸発器の伝熱管の断面を模式的に示した図である。 本実施の形態の冷凍サイクル装置に封入される相溶油の量を説明するための図である。 本実施の形態において、冷媒にＲ４６３Ａを用いる場合の蒸発器の伝熱管の断面を模式的に示した図である。 平滑管６０ａの断面を示す図である。 溝付管６０ｂの断面を示す図である。 溝付管６０ｂの断面の部分拡大図である。 乾き度と流速の関係を示すＢａｋｅｒ線図である。
　以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。以下では、複数の実施の形態について説明するが、各実施の形態で説明された構成を適宜組み合わせることは出願当初から予定されている。なお、図中同一または相当部分には同一符号を付してその説明は繰り返さない。
　図１は、本開示の実施の形態に従う冷凍サイクル装置の全体構成図である。なお、図１では、冷凍サイクル装置における各機器の接続関係および配置構成を機能的に示しており、物理的な空間における配置を必ずしも示すものではない。
　図１を参照して、冷凍サイクル装置１は、圧縮機１０と、凝縮器２０と、熱交換器３０と、膨張弁５０と、蒸発器６０と、配管８１～８５とを備える。説明の簡単のため、図１には、圧縮機１０、凝縮器２０、熱交換器３０、膨張弁５０、蒸発器６０を順に冷媒が流れ、圧縮機１０に戻る単純な冷凍サイクル装置の冷媒回路を示す。冷媒は、二酸化炭素（以下ＣＯ２と記す）を含む冷媒、たとえば非共沸混合冷媒であるＲ４６３Ａを用いる。
　圧縮機１０は、配管８５から吸入される冷媒を圧縮して配管８０へ吐出する。圧縮機１０は、図示しない制御装置からの制御信号に従って回転速度を調整するように構成される。圧縮機１０の回転速度を調整することによって冷媒の循環量が調整され、冷凍サイクル装置１の能力を調整することができる。圧縮機１０には種々のタイプのものを採用可能であり、たとえば、代表的には、スクロールタイプのものを採用し得るが、ロータリータイプ、レシプロタイプ、スクリュータイプのものも採用することができる。
　凝縮器２０は、圧縮機１０から配管８０に吐出された冷媒を凝縮して配管８１へ流す。凝縮器２０は、圧縮機１０から吐出された高温高圧のガス冷媒が外気と熱交換を行なうように構成される。この熱交換により冷媒から放熱されるので、冷媒は凝縮されて液相に変化する。冷媒が熱交換を行なう外気を図示しないファンが凝縮器２０に供給する。ファンの回転数を調整することにより、圧縮機１０の吐出側の冷媒圧力を調整することができる。
　凝縮器２０から流出した液冷媒は、配管８１、熱交換器３０の第１通路Ｈ１、配管８２を経て膨張弁５０に流れる。膨張弁５０は、液冷媒を減圧して二相冷媒とする。蒸発器６０は、配管８３から流入した二相冷媒を蒸発させ、ガス冷媒とする。蒸発器６０から流出したガス冷媒は、配管８４、熱交換器の第２通路Ｈ２、配管８５を経て圧縮機１０の吸入口に戻る。膨張弁５０は蒸発器６０の出口の圧縮機１０の吸入冷媒の過熱度が５Ｋ程度となるように制御される。
　熱交換器３０は、第１通路Ｈ１および第２通路Ｈ２を有し、第１通路Ｈ１を流れる冷媒と第２通路Ｈ２を流れる冷媒との間で熱交換を行なうように構成される。
　図２は、冷媒にＲ４１０Ａを用いる場合の蒸発器６０の伝熱管の断面を模式的に示した図である。従来の冷凍装置は、単体の冷媒、共沸冷媒（Ｒ２２、Ｒ４１０Ａ，Ｒ４０４Ａなど）、またはＣＯ２を含まない非共沸冷媒（Ｒ４０７Ｃなど）を用いている。図２に示すように、Ｒ４１０Ａを用いる場合、蒸発器６０のドライアウト状態である領域は乾き度０．９～１．０の範囲であるため、蒸発器６０のドライアウト状態である領域は狭い。したがって、蒸発器６０の９０％以上の領域は、二相冷媒が環状流で流れ、冷媒と伝熱管との間の伝熱性能は良好である。
　図３は、冷媒にＲ４６３Ａを用いる場合の蒸発器６０の伝熱管の断面を模式的に示した図である。Ｒ４６３Ａは、ＣＯ２を含む非共沸混合冷媒であり、Ｒ４１０Ａよりも沸点が低く蒸発しやすい。Ｒ４６３Ａを使用する場合では、蒸発器６０において乾き度０．８程度の部分からドライアウト状態となる。したがって、Ｒ４１０Ａに比べるとＲ４６３Ａでは、１０％程度低い乾き度部分からドライアウト状態となる。このため、蒸発器６０におけるドライアウト状態である領域が増加し、伝熱性能が低下するという問題がある。また、膨張弁５０は蒸発器６０の出口の圧縮機１０の吸入冷媒の過熱度が５Ｋ程度となるように制御される場合、蒸発器６０の蒸発温度がかなり低下するため、省エネルギー性能が悪化する。
　このため、本実施の形態では、ＣＯ２の蒸発を阻害するか、または二相冷媒の液膜を伝熱管壁面に形成しやすくするなどして、蒸発器６０の伝熱管をドライアウト状態にさせないようにする。そのために、冷凍機油として冷媒に溶ける相溶油が用いられる。不揮発の油である相溶油が冷媒に溶けると冷媒の沸点が上昇し、受熱しても冷媒が蒸発しにくくなり、伝熱管がドライアウト状態となることが抑制される。なお、相溶油を冷媒回路中に循環させるために、図１に示すように、圧縮機１０の吐出配管部分には油分離器を設けない構成とすることが好ましい。
　また、伝熱管がドライアウト状態となって蒸発器６０の伝熱性能が低下しても、圧縮機１０の吸入口部分では、十分な過熱度が得られるように、熱交換器３０によって、蒸発器６０から流出する冷媒を加熱する。伝熱管がドライアウト状態となって蒸発器６０の伝熱性能が低下して冷媒の過熱度が確保できないという課題に対しては、熱交換器３０によって、第１通路Ｈ１を流れる高温の液冷媒で蒸発器６０から流出する第２通路Ｈ２を流れる冷媒を加熱する。これにより、蒸発器６０に伝熱性能が低下したドライアウト状態となった領域が生じても冷媒をその後に加熱できるので、圧縮機１０の吸入口部分における過熱度が確保できる。
　ここで、蒸発器６０にドライアウト状態となる部分を発生させないようにする点では、相溶油の封入量は多ければ多いほど良い。相溶油の封入量を平均的な圧縮機が保持する油量以上とすれば、冷媒回路内の油循環率が増加し、蒸発器６０中の液冷媒はさらに蒸発しにくくなる。
　図４は、本実施の形態の冷凍サイクル装置に封入される相溶油の量を説明するための図である。図４に示されるように、圧縮機１０は、その外殻が密閉容器１１で構成されている。密閉容器１１は、たとえば、上部ケース１１ａ、胴部１１ｂ、および下部ケース１１ｃによって構成されている。上部ケース１１ａは、密閉容器１１の上部を構成する部材である。胴部１１ｂは、密閉容器１１の中央部を構成する部材である。下部ケース１１ｃは、密閉容器１１の下部を構成する部材である。
　上部ケース１１ａは、たとえば、半球状の部材であり、密閉型の圧縮機１０の外郭を構成する密閉容器１１の一部を構成している。
　冷媒を吐出する吐出管１６は、上部ケース１１ａの平面視における中心である頂部に設けられ、図１の配管８０に接続される。
　密閉容器１１は、オイルポンプ１４と、モータ１３と、スクロール型圧縮部１２とを内容物として収容する。密閉容器１１の頂部から底部に向けてスクロール型圧縮部１２、モータ１３、オイルポンプ１４が順に配置されている。胴部１１ｂのスクロール型圧縮部１２とモータ１３との間の部分に冷媒を吸入する吸入管１５が取り付けられている。吸入管１５は、図１の配管８５に接続される。
　モータ１３は、ロータ１３ａと、ステータ１３ｂとを含む。一般に、冷凍機油の封入量は、モータ１３の回転抵抗を下げるために、ロータ１３ａが浸漬しない量とされる。しかし、本実施の形態では、冷凍サイクル装置１に対する相溶油の封入量は、ロータ１３ａの下面のレベルである図４のＸ－Ｘに示すレベル以上とする。より好ましくは、冷凍サイクル装置１に対する相溶油の封入量は、密閉容器１１の上面である図４のＹ－Ｙに示すレベル以上とする。相溶油の封入量が、密閉容器１１の上面である図４のＹ－Ｙに示すレベル以上である場合は、封入された相溶油を密閉容器１１に満たすと密閉容器１１からあふれる。相溶油は冷媒に溶けるので、冷媒とともに圧縮機１０から吐出され、冷凍サイクル装置１の運転中は、冷媒回路内を循環する。
　圧縮機１０は、一般に液圧縮を避けることが好ましいが、始動時など、相溶油を送出してしまうまでの短時間であれば液体である相溶油が密閉容器１１を満たしていても良い。たとえば、起動直後の一定時間（３分程度）は、圧縮機１０は液圧縮による損傷を避けるため、圧縮機１０を通常運転時よりも低い回転速度で運転することが好ましい。ここで、レベルＸ－ＸおよびＹ－Ｙは、冷凍サイクル内に封入された相溶油の量を示す目安であって、必ずしも始動時などに圧縮機１０における相溶油の貯留量がレベルＸ－ＸまたはＹ－Ｙ以上となっている必要はなく、封入された相溶油が凝縮器２０、蒸発器６０などに分散していても良い。
　なお、冷凍サイクル装置１の運転中は、回転抵抗を下げるため、相溶油の圧縮機１０内での貯留量は、ロータ１３ａが浸漬しない状態となっていることが好ましい。
　以上説明したように、本実施の形態の冷凍サイクル装置１に対する相溶油の封入量は、圧縮機１０の筐体である密閉容器１１の内部において、モータ１３のロータ１３ａの少なくとも一部が浸漬する量以上である。
　好ましくは、相溶油の封入量は、圧縮機１０の空間容積よりも多い。ここで、圧縮機１０の空間容積は、圧縮機１０の筐体である密閉容器１１の内容積から、内容物であるモータ１３、スクロール型圧縮部１２、オイルポンプ１４などの容積を差し引いた体積である。
　さらに好ましくは、本実施の形態の冷凍サイクル装置１では、蒸発器６０は、平滑管および溝付管を含んで構成される。蒸発器６０の伝熱管が平滑管であれば、冷媒の攪拌効果が小さいため、混合冷媒中のＣＯ２の受熱量が減少して蒸発を遅延できる。逆に、乾き度０．８以上の高乾き度域の蒸発器６０の伝熱管を管内に溝が形成された溝付管とすれば、表面張力で液膜が内壁に形成しやすく、ドライアウト状態となりにくい。
　図５は、本実施の形態において、冷媒にＲ４６３Ａを用いる場合の蒸発器６０の伝熱管の断面を模式的に示した図である。図５を参照して、蒸発器６０は、平滑管６０ａと、溝付管６０ｂとを含む。
　図６は、平滑管６０ａの断面を示す図である。本実施の形態の冷凍サイクル装置１では、蒸発器６０は、平滑管６０ａを含んで構成される。平滑管６０ａは、内壁面に溝がない。ドライアウト状態になっていない０．８未満の低乾き度の領域では、管内の撹拌効果がない平滑管の方が溝付管よりもＣＯ２の蒸発が遅延する。このため、蒸発器６０の上流領域においては、平滑管６０ａを伝熱管として使用し、ドライアウト状態である領域を狭めるようにする。
　図７は、溝付管６０ｂの断面を示す図である。図８は、溝付管６０ｂの断面の部分拡大図である。好ましくは、蒸発器６０は、平滑管６０ａに加えて、さらに溝付管６０ｂを含んで構成される。溝付管６０ｂは、内壁面に溝６２が形成されている。そして、溝付管６０ｂは、平滑管６０ａよりも下流部に設けられる。乾き度が０．８以上の領域になると、溝による撹拌効果に起因する蒸発よりも、溝の表面張力で液膜形成しやすくなる方がドライアウト状態の抑制に有利となる。したがって、図５に示すように液膜が厚い上流部に平滑管６０ａを配置するとともに液膜が薄くなる下流部に溝付管６０ｂを配置することが好ましい。
　さらに、蒸発器６０における伝熱性能を向上させるために、本実施の形態では、蒸発器６０を流れる冷媒の流速をある範囲とすることにより、液膜を伝熱管内に形成しやすくすることが好ましい。０．８以上の高乾き度領域部分でも環状流となるように、冷媒の流速をある流速範囲にすれば、蒸発器６０の伝熱管の内壁に液膜形成が可能となる。
　乾き度と流速に対する二相流動様式はＢａｋｅｒ線図にて示されている。
　図９は、乾き度と流速の関係を示すＢａｋｅｒ線図である。図９に示すＢａｋｅｒ線図は、気液二相状態の冷媒の流動様式を示す特性図である。縦軸および横軸は、それぞれ冷媒の流動状態を表す値であり、縦軸は、Ｇｇ／λ、横軸は、λ×φ×Ｇｌ／Ｇｇである。縦軸は、冷媒のガス相の質量流量の大きさに相当する。図中、上側ほど、冷媒のガス相の質量流量が大きくなる。横軸は、冷媒のガス相と液相との質量流量の比、つまり乾き度に相当する。図中、右側ほど、乾き度が小さくなる。
　なお、λ、φは、以下の式（１）、（２）にそれぞれ示されるパラメータである。式および図における各記号は、Ｇ：冷媒の質量速度[kg/(m2・h)]、ρ：密度、μ：粘度、σ：表面張力である。また、各記号の添字は、それぞれ、g：冷媒ガス相、l：冷媒液相、w：水、a：空気、を示す。
λ＝｛（ρｇ／ρａ）×（ρｌ／ρｗ）｝１／２　…（１）
φ＝（σｌ／σｗ）１／４×｛（μｌ／μｗ）×（ρｌ／ρｗ）２｝１／３　…（２）
　図９においてハッチングで示される、Ｇｇ／λが１．Ｅ＋０．５付近、λ×φ×Ｇｌ／Ｇｇが１．０Ｅ＋０１付近である環状流領域になるように、流量を制御すれば、蒸発器６０において液膜が形成しやすくなるため、蒸発器６０における伝熱性能が一層向上する。
　今回開示された実施の形態は、すべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は、上記した実施の形態の説明ではなくて請求の範囲によって示され、請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
　１　冷凍サイクル装置、１１ａ　上部ケース、１０　圧縮機、１１　密閉容器、１１ｂ　胴部、１１ｃ　下部ケース、１２　スクロール型圧縮部、１３　モータ、１３ａ　ステータ、１３ｂ　ロータ、１４　オイルポンプ、１５　吸入管、１６　吐出管、２０　凝縮器、３０　熱交換器、５０　膨張弁、６０　蒸発器、６０ａ　平滑管、６０ｂ　溝付管、８０，８１，８２，８３，８４，８５　配管、Ｈ１　第１通路、Ｈ２　第２通路。

Claims (7)

  1. 　二酸化炭素を含む冷媒が、圧縮機、凝縮器、膨張弁、蒸発器を経て前記圧縮機に戻るように循環する冷媒回路を備え、
    　前記冷媒回路には、冷凍機油として、前記冷媒と相溶性を有する相溶油が封入され、
    　前記圧縮機は、筐体の内部にモータを有し、
    　前記相溶油の封入量は、前記圧縮機の前記筐体の内部において、前記モータのロータの少なくとも一部が浸漬する量以上である、冷凍サイクル装置。
  2. 　前記相溶油の封入量は、前記圧縮機の空間容積よりも多い、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記蒸発器は、内壁面に溝が無い平滑管を含んで構成される、請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記蒸発器は、内壁面に溝がある溝付管を前記平滑管よりも下流部に含んで構成される、請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記蒸発器内の前記冷媒の流速は、環状流を維持可能な流速である、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記凝縮器から流出する前記冷媒と前記蒸発器から流出する前記冷媒との間で熱交換を行なうように構成される熱交換器をさらに備える、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　請求項１～６のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置を備える冷凍機。
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