| 【発明の名称】 |
蒸気圧縮式冷凍サイクル |
| 【発明者】 |
【氏名】角田 正隆
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| 【要約】 |
【課題】現在使用のフロンはオゾン層の破壊の原因となるので、例えば、二酸化炭素ＣＯ2が冷媒として研究されているが、フロンに比べて臨界温度が高いことである。ところが、カーエアコンの場合、圧縮機の動力はエンジンから得るために、圧縮機とエンジンが一体型の構造となり、ガス冷却の大気温度は臨界温度以上になってしまう。すなわち、ガス冷却器だけでは受液器に液溜めを作ることができず、安定した冷凍効果（冷房効果）が得られない。
【解決手段】圧縮機、ガス冷却器、内部熱交換器、受液器、蒸発器および第１膨張弁と第２膨張弁の２個の膨張弁を有する蒸気圧縮式装置構造をもち、ガス冷却器では液相状態にできない超臨界状態冷媒に対して、ガス冷却器で冷却されたガスを第１膨張弁で減圧して等温臨界蒸気圧線の温度まで下げ、さらに内部熱交換によって冷媒の温度を下げて液相状態を作るものであって、小さな熱量の内部熱交換で液相化するので、従って、本発明は割合簡単な構造で、しかも高圧側の圧力変動を抑えることを可能とする。 |
【特許請求の範囲】
【請求項１】 超臨界サイクルを利用した蒸気圧縮式空気調和装置において、（１）圧縮機、ガス冷却器、内部熱交換器、受液器、蒸発器および第１膨張弁と第２膨張弁の２個の膨張弁を有する蒸気圧縮式装置構造をもち、（２）蒸発器および内部熱交換器を通過した乾いた状態Ａの加熱蒸気冷媒を圧縮機で吸入し圧縮して、高圧高温の超臨界状態Ｂのガスを吐出し、（３）状態Ｂのガスをガス冷却器で冷却して状態Ｃ´のガスを作り出し、（４）状態Ｃ´のガスを第１膨張弁で減圧して臨界蒸気圧近傍まで下げて、冷媒を状態Ｃ２にし、（５）状態Ｃ２の冷媒を、内部熱交換器内で蒸発器を通過した状態Ａ’の冷媒とで熱交換させることによって状態Ｃ３の液相冷媒を作り出して、（６）状態Ｃ３の液相冷媒を第２膨張弁で減圧して２相状態Ｄを作り、（７）状態Ｄの冷媒を蒸発器で蒸発するとともに、外気を冷却するとともに、状態Ａ´の加熱蒸気冷媒にし、（８）状態Ａ´の冷媒を、内部熱交換器内で状態Ｃ２の冷媒とで熱交換させることによって状態Ａの加熱蒸気冷媒を作り出すことによって、Ａ→Ｂ→Ｃ´→Ｃ２→Ｃ３→Ｄ→Ａ´→Ａの冷凍サイクルを可能にする、２個の膨張弁と内部熱交換器を有することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。
【請求項２】 超臨界サイクルを利用した蒸気圧縮式空気調和装置において、圧縮機、ガス冷却器、内部熱交換器、受液器、蒸発器および第１膨張弁と第２膨張弁の２個の膨張弁を有する蒸気圧縮式装置構造を備えたことを特徴とする蒸気圧縮式空気調和装置。
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【発明の詳細な説明】【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、自動車用、業務用あるいは家庭用の空調システムに好適に用いられる、超臨界状態における冷凍サイクル、およびそれを利用した空調装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】現在は広くフロンガス（炭素Ｃ、フッ素Ｆ、塩素Ｃｌの化合物の総称で、頭文字をとってＣＦＣとよぶこともある）が用いられている。ところが、今日、オゾン層の破壊防止や地球温暖化防止が、世界的に求められるようになってきている。フロンも大気環境を破壊する物質として、その使用の見直しが叫ばれている。その一つとして、蒸気圧縮式冷凍装置の技術分野では冷媒の脱フロン対策の一つとして、たとえば二酸化炭素（ＣＯ2）を使用した蒸気圧縮式冷凍サイクル（以下、“ＣＯ2サイクル”と記述）が提案されている。冷凍機として一般に広く用いられているのが蒸気圧縮式冷凍装置である。この装置の構造を図１に、この装置を用いた超臨界での冷凍サイクルを図２に示す。図１のアルファベットＡは圧縮機１０１の吸入側（蒸発器１０５の出口側）、Ｂは圧縮機１０１の吐出側（ガス冷却器１０２の入口側）、Ｃはガス冷却器１０２の出口側、Ｄは蒸発器の入口側（膨張弁の出口側）を表し、図２はｐ−ｈ線図（モリエル蒸気圧線、略してモリエル線図）を表し、図２のＡ、Ｂ、Ｃ、Ｄは図１のそれぞれの点に対応した冷媒の状態を表している。
【０００３】なお、ガス冷却器は凝縮器ともよぶ。また、従来フロンガスを使用した冷凍サイクルでは飽和蒸気圧以下の温度に冷却されるために、ガス状の冷媒は液相化するので、凝縮器とよばれる。しかし、超臨界状態では冷媒は液化しないために、この装置を凝縮器とよばずにガス冷却器（ガスクーラー）または放熱器とよぶ。超臨界状態とは、物質が液相と気相との間の相移転がなく、密度が液密度と略同等でありながら、物質の分子が気相状態のように運動する状態をいう。物質は臨界温度以上の気体の時には、圧力を加えても液化しない。また受液器は２相化（液体と気体の混合状態化）した冷媒を液体とガス（気体）に分けることから、気液分離器ともよばれる。ここでは、受液器で統一して使用する。
【０００４】図２において、縦軸は圧力ｐ(kg/cm2 abs）、横軸はエンタルピｈ（kcal/kg）を表し、その他の記号は、Ｔk：臨界を通る等温線（Ｔkは絶対温度abs＜゜Ｋ＞）
Ｔx：温度Ｔxの等温線（Ｔxは絶対温度abs＜゜Ｋ＞）
Ｋ ：臨界点Ｓl：飽和液線Ｓv：飽和蒸気線Ｓ ：飽和線（ＳlとＳvを合わせた曲線の総称、記号は図示せず）
ｈ1：Ａ点のエンタルピｈAからＤ点のエンタルピｈVを引いた値ｐ1：Ａ点およびＤ点の圧力ｈ2：Ｂ点のエンタルピｈBからＣ点のエンタルピｈCを引いた値ｐ2：Ｂ点およびＣ点の圧力を表している。すなわち、図２は以下のことを表している。
（１）臨界点を通る等温線Ｔkは飽和線Ｓ（ＳlとＳvで表される曲線）と臨界点Ｋで接する。
（２）飽和線Ｓにおいて、臨界点Ｋの左は左下がりの曲線（Ｓl）となり、右は右下がりの曲線（Ｓv）となる。
（３）等温線Ｔkの左および飽和液線Ｓlの左は冷媒が液状態になる領域（斜線部）である。
（４）飽和線Ｓより下の部分は２相状態、すなわち液体と気体が混合した状態である。
（５）等温線Ｔkの右または飽和蒸気線Ｓvの右は冷媒が気体状態（過熱蒸気）になる領域である。
（６）等温線Ｔxは温度Ｔxのときの蒸気圧を示しいる。
【０００５】例えば、二酸化炭素においては、Ｔx＞Ｔkすなわち等温線Ｔkの右側では、温度Ｔxが一定の状態では冷媒は液化も２相化も起こりえないことを表している。臨界温度（３１.１℃）等温線Ｔkの右側であって飽和蒸気線の臨界圧ＰK（７５.２８kg／cm2）以上の蒸気圧の右側の領域を特に超臨界状態といい、この領域を含む冷凍サイクルを超臨界冷凍サイクルという（正しくは臨界温度以上の蒸気圧領域を含む冷凍サイクル。一般にガス冷却器だけでは液化できない領域のサイクル）。
（７）Ｂ→Ｃの冷媒の状態変化は、ガス冷却器１０２をモータファン（図示せず）にて冷却する。等圧状態で熱量ｈ2を放熱し、従来のフロンガス冷媒が液化（凝縮）していることを表している（凝縮過程）。しかし、ここでは超臨界領域の冷媒のため密度の高いガス状態を示す。
（８）Ｄ→Ａの冷媒の状態変化は等圧状態で熱量ｈ1を吸熱し、液化した冷媒が蒸発器１０５にて蒸発していることを表している（蒸発過程）。
（９）Ａ→Ｂの冷媒の状態変化は、断熱状態で圧縮機１０１により冷媒を圧縮して圧力をｐ1からｐ2に高めていることを表している（圧縮過程）。
（１０）Ｃ→Ｄの冷媒の状態変化は、断熱状態で膨張弁１０４を開放することによって冷媒を膨張させ、圧力をｐ2からｐ1に減圧していることを表している（膨張過程）。
【０００６】凝縮過程（Ｂ→Ｃ）および蒸発過程（Ｄ→Ａ）では熱交換が行われる。例えば、カーエアコンでの冷房モードの場合、凝縮過程では、ガス冷却器１０２をモータファンにより外気で冷却して冷媒の熱を外部に放出し、蒸発過程では、蒸発器１０５でモーターファンにより車内の空気から冷媒が熱を奪って車内空気を冷やし、蒸気圧縮冷凍サイクル１００中の冷媒を温める。ただし、ガス冷却器用および蒸発器用のモーターファンは図示していない。
【０００７】圧縮過程（Ａ→Ｂ）および膨張過程（Ｃ→Ｄ）は断熱変化であるから、冷凍システム外からの熱の流入はない。しかし、圧縮過程では圧縮機の冷媒圧縮が行われるために、圧縮機の行った仕事量が冷媒の熱量（モリエル線図のエンタルピ）を増加させ、図２に示すように右上がりのグラフとなる。したがって、熱量ｈ1とｈ2を比較すると、ｈ2＞ｈ1の関係が成り立つ。ここで、冷凍機の性能を示す尺度として、一般に成績係数ＣＯＰが用いられる。すなわち、成績係数ＣＯＰは、
で表される。成績係数ＣＯＰを上げるには、圧縮仕事（ｈ2−ｈ1）を減らすか、冷凍熱量ｈ1を上げればよいことになる。
【０００８】熱量ｈ1を高めるための一つの方法として、内部熱交換方式がある（この例として特公平７−１８６０２公報）。この方法は図３に示すように、凝縮過程および蒸発過程を終えた冷媒を接触させることによって、双方で熱交換を行い、ｈ1の熱量を増加させるものである。図３において、各記号は以下の意味を持っている。
Ａ´ ：圧縮機１０１吸入前の冷媒状態Ｂ´ ：圧縮機１０１吐出後の冷媒状態Ｃ´ ：膨張弁１０４吸入前（入口側）の冷媒状態Ｄ´ ：膨張弁１０４吐出後（出口側）の冷媒状態△ｈ ：熱交換によって出入りする熱量△ｈ´：内部熱交換のない場合に比べて、圧縮機１０１により圧力ｐ1まで圧縮されたときの冷媒の増加熱量矢印 ：冷媒の流れの向きを表している。
【０００９】図４は、図３の冷凍装置に対する冷凍サイクルを表している。図４における実線で示した冷凍サイクルＡＢＣＤは、内部熱交換器１０６のない場合であり、破線で示したサイクルＡ´Ｂ´Ｃ´Ｄ´（一部ＡＢＣＤと重複）は、図４のように内部熱交換器を取り付けた場合である。ＣがＣ´にずれているのは、内部熱交換器１０６によって凝縮（冷却）ずみの冷媒が熱量を失ったためであり、その熱量△ｈは△ｈ＝ｈC−ｈC´である。一方、ＡからＡ´の変化は、凝縮ずみ冷媒が放熱した熱量を蒸発ずみ冷媒が吸収したものであるから、ｈA´−ｈAは△ｈに等しい。ところが、圧縮機１０１で気圧をｐ1からｐ2に上げたとき、ＡではＴ1に温度上昇しても、Ａ´ではＴ1にならず、それより高い温度Ｔ2になる。しかも通常、△ｈ´＝ｈB´−ｈB＞△ｈである。内部熱交換によって得た熱量△ｈは冷却に寄与しないから、必ずしも成績係数がアップするとは限らない。しかし、冷凍効果は増加している。（線分ＡＤ＝ｈ1＋線分ＤＤ´＝△ｈ）分の蒸発潜熱を外部流体から奪って外部流体を冷却する。
【００１０】内部熱交換器を有する臨界領域での冷凍サイクルにおいての一つの問題点は、図４においてＡ点（圧力ｐ1）からＢ点（圧力ｐ2）に気圧を上げるときと、Ａ´点からＢ´点に気圧を上げるときとでは、同じｐ1からｐ2への気圧の変化ではあるが、温度が後者の場合の方が高くなる。図の例ではＴ2−Ｔ1（Ｔ2＞Ｔ1）だけ高くなっている。すなわち、圧縮機に吸入される冷媒は高温状態となり、潤滑油の劣化や圧縮機各部品の破損の原因となる。
【００１１】一方、高熱化を防ぐために過熱度を低くし、図５に示すＡ点の状態で運転すると、圧縮機に液相冷媒が流れ込み、圧縮機の破損につながる。したがって、一般にはわずかに飽和蒸気線Ｓvより右の状態（図５のＡ´）の状態で運転する。どの程度の状態にするかは、成績係数との兼ね合いになる。
【００１２】この問題を解決する方法として、従来技術である『蒸気圧縮式冷凍サイクル』（特開平10-115470）では、センサーと膨張弁を２個設けた、超臨界状態でのＣＯ2冷凍サイクルが提唱されている。図６は、上記冷凍サイクルの構造を示している。第１膨張弁１０４１によって減圧をし、２相状態を作り出す。このとき、温度センサー１０８１および圧力センサー１０４で放熱器１０２（ガス冷却器）からの吐出ガスの温度と圧力を測定し、制御装置１１０で第１膨張弁１０４１の開度を決定し、最適制御線を算出している。これによって、冷凍効率（成績係数）が最適値になるように工夫されている。一方、第２膨張弁１０４２は、圧縮機１０１のＣＯ2の過熱度が所定値になるように調整する働きを持っている。圧縮機の吸入側のＣＯ2を温度筒１０８２で取り込み、温度変化を感知して第２膨張弁１０４２に伝え、第２膨張弁の開度を調整している。これによって、液相状態のＣＯ2が圧縮機に流入しないように制御している。
【００１３】上記冷凍サイクルでは、圧縮機を２個持った図７で示すような装置も、実施例として挙げられている。図６で示すように、センサーや制御装置を備えたシステムは冷凍機の構造が大型化し、コストも高くなるなるために、このシステムでは、第１膨張弁を制御する装置を取り付けずに、開閉は機械式になっている。第１膨張弁１０４１で減圧されたＣＯ2の気相部分は受液器１０３から直接第１圧縮機１０１１に導かれている。第２膨張弁１０４２は図６と同じ働きをするが、第２膨張弁で気化され、蒸発器１０５で温められたＣＯ2は第２圧縮機１０１２で第１段階の圧縮が行われ、さらに第１圧縮機で受液器から直接導かれたガスとともに第２段階の圧縮が行われる。この例でも、受液器１０３に溜まる中間圧のガスを第１圧縮機の加入側に導く導入配管や、圧縮機が２個も設け、大型化し、コスト高でもある。
【００１４】これまでフロンが広く用いられてきたことには、それなりの理由がある。その一つが、臨界温度が高いことである。たとえば、フロンR12の臨界温度は約１１２℃であり、フロンR134aでは約８０℃である。これに対して、ＣＯ2の臨界温度は３１.１℃と低い。このことは、ＣＯ2サイクルでは液相が作りにくいことを意味している。とくに家庭用空調装置やカーエアコンのような場合に、夏場、外気温が３０℃以上になる日本においては、ガス冷却器を外気温で冷やすとき、等温線Ｔk（図２参照）以下の温度にＣＯ2を冷却できずに、凝縮を伴う冷凍サイクルが成立しない。かりに外気温度が３１℃としても、カーエアコンの場合には圧縮機がエンジンとベルトでつながれて固定されている装置においては、冷却空気温度がゆうに臨界温度（３１.１℃）を超えてしまい、冷房効果が低くなるとともに、それに伴う成績係数の低下を招いてしまう。
【００１５】内部熱交換器を有しない単圧縮単膨張冷凍サイクルで冷凍効果を維持するには、より一層、高圧にガス圧縮し、ガス冷却器で多くの放熱を必要とする。図８を用いて具体的に説明しよう。図において、まず外気温が臨界温度Ｔkよりも低く、ＡＢＣＤの冷凍サイクルは臨界温度近辺の温度Ｔ1（≦Ｔk）まで温度を下げられるものとする。このときの成績係数ＣＯＰは、ＣＯＰ＝ｈ1／ｈwとなる。ここでｈ1はＤ→Ａ間の蒸発器の吸熱による冷凍効果、ｈwは圧縮機の圧縮仕事である。いま外気温が上昇して温度がＴ2（＞Ｔ1）までしか下げられなかったとすれば、そのままの運転では冷凍サイクルはＡＢＣ´Ｄ´となる。すなわち、成績係数はＣＯＰ＝（ｈ1−△ｈ1）／ｈwとなり、冷凍能力、冷凍性能ともに低下する。ここで、△ｈ1は蒸発器の吸熱の減少量である。そのＡＢＣＤと同じ冷房効果を維持させるためには、蒸発器での吸熱をｈ1に保たせなければならない。すなわち、圧縮機から吐出するガスのガス圧力を上げ、ＡＢ´Ｃ″Ｄの冷凍サイクルにする必要がある。この場合の成績係数は、ＣＯＰ＝ｈ1／（ｈw＋△ｈw）
となり、やはり冷凍性能は低下する。ここで、△ｈwは圧縮機の圧縮仕事の増加を表す。
【００１６】このように、ＣＯ2冷媒では外気温が臨界温度（３１.１℃）以上になると、単段冷凍サイクル（たとえば、図１の構造の蒸気圧縮冷凍機）においてはガス冷却器で冷媒を臨界温度以下に下げることができないために、いっきに冷凍性能を悪化させる。なぜなら、ガス冷却器で冷媒をＴkの温度に下げることができず、液化できないからである。
【００１７】
【発明が解決しようとする課題】従来の技術でいくつかの冷凍サイクルの形態を見てきた。しかし、それぞれにおいて一長一短がある。冷凍（あるいは冷房）しようとする対象によっても、また使用する冷媒によっても、どの冷凍サイクルがよいかの判断基準が異なってくる。たとえば−２０℃、−３０℃といった業務用冷凍機のような場合と、家庭用冷蔵庫、空調機、あるいはカーエアコンのような場合とでは、冷凍機の装置の構造やそのサイクルは違ってくる。
【００１８】冷媒の問題も今後の課題として残されている。現在、広く利用されているフロンは、地球温暖化などの地球環境破壊化学物資の一つとして挙げられている。この代替物質としてＣＯ2が注目されている。しかし、従来技術でも述べたように、ＣＯ2は臨界温度が低いために、カーエアコンなどの冷媒として使用するときには、内部熱交換器を有しない単圧縮単膨張冷凍サイクルでは冷凍効率が悪く、また冷凍サイクルが作りにくいという弱点を持っている。
【００１９】さらに問題になる点は、モリエル線図でも示されるように等温線の特徴から、急激な圧力上昇が必要となる。この圧力を確保するために、圧縮機では圧力をｐ2からｐ3まで上昇させる必要がある。このとき、冷媒の温度もＴmからＴn（＞Ｔm）に急上昇する。すなわち、ＣＯ2のように臨界温度が低い冷媒の場合には、液溜めができず、また封入冷媒量、圧縮機の回転数の変化によって高圧側圧力の変動が著しくなる。
【００２０】従来例でも述べたように、冷凍効果や成績係数の向上のために内部熱交換を行う方法もある（図３、図４参照）。しかし、この図３の内部熱交換を有する冷凍機では、図８で示すように冷凍サイクルＡ´Ｂ″ＣＤとなる。Ｃ´→Ｃ、Ａ→Ａ´の変化は内部熱交換によって生じる状態変換を示している。すなわち、高圧側で放熱した熱量△ｈ1は、低圧側で吸熱される。このため、圧縮過程で圧縮された冷媒の温度はＴo変化する。図においてＴo＞Ｔmであるから、内部熱交換のない場合に比べて改善が認められる。しかし同じ冷凍能力を維持しようとすると、外気温が上がるに従って内部熱交換器で熱交換する熱量を単純増加させなければならない。その場合、Ａ→Ａ´での吸熱過熱度が過大になり、さらに温度が上昇する。したがって、ＡＢＣＤと同じ冷凍効果が得られるからといって、超臨界状態では図３の構造をそのまま利用することができない。
【００２１】一方、従来技術で挙げた『蒸気圧縮式冷凍サイクル』は基本的に冷凍効率を最適化する冷凍サイクルであって、本発明が扱おうとしている問題とは別物である。 同特開平１０−１１５４７０公報では、２段圧縮２段膨張冷凍サイクルも実施例として載せてある。しかし、この方法は、構成が大型化し、コスト高でもあるため、根本的に本発明が扱おうとしている問題を解決するものではない。
【００２２】また、中間冷却器（内部熱交換器とは別物）を有する２段圧縮２段膨張冷凍サイクルなども現実に存在するが、中間冷却器と受液器で低圧側の冷媒温度を下げる方法は、カーエアコンのような場合に中間冷却器を高い温度の外気で過冷却する範囲では十分な効果は期待できない。それに単に圧縮途中の冷媒温度を下げる目的の中間冷却器と、２台の圧縮機を備えることは、蒸気圧縮冷凍装置そのものの構造を大きくし、しかもコスト高となるために、一般ユーザー用のエアコンでは有効な対策とはならない。とくに圧縮機の動力をエンジンから得るようなカーエアコンの場合には、『蒸気圧縮式冷凍サイクル』と同様に、２台の圧縮機を有することは、エンジンルーム内の占有空間を少しでも小さくし、かつ重量を少しでも少なくするためには、現実的でない。
【００２３】以上の点に鑑み、本発明が解決しようとする課題は、超臨界状態における冷凍サイクルにおいて、従来の冷凍サイクルと同様に冷凍能力を実現し、なおかつ複雑な構造を持たない簡単な装置で効率的な冷凍サイクルを実現することである。
【００２４】
【課題を解決するための手段】本発明は、上記課題を解決するため、内部熱交換器と２個の膨張弁を設ける。その構造は以下の通りである。超臨界冷凍サイクルを利用した蒸気圧縮式空気調和装置において、その構成要素は圧縮機、ガス冷却器、内部熱交換器、受液器、蒸発器および第１膨張弁と第２膨張弁の２個の膨張弁からなる。内部熱交換器においては外部との熱交換はなく（すなわち断熱処理）、状態の違う冷媒同士の熱交換を行う（ここでいう状態とは液相、気相を意味するだけでなく、圧力、温度、エンタルピなども含む冷媒状態をさす）。冷凍装置は断熱的であるが、ガス冷却器、蒸発器では外部との熱交換が行われる。したがって、広い意味での表現を使うなら、ガス冷却器、蒸発器は“外部システムとの熱交換器”である。カーエアコンの場合には、ファンで外気をガス冷却器に当てて熱を奪い、奪った熱は外部に捨てる。一方、蒸発器には車内の空気をファンで当て、冷媒の潜熱を奪って車内空気を冷やして、車内を冷房する。冷房と逆の操作を行えば、暖房が行えることになる。すなわち、ガス冷却器は放熱器であり、蒸発器は吸熱器の働きを持っている。なお、ガス冷却器と蒸発器の作用を逆にすれば、ヒートポンプ（暖房機）として利用できる。
【００２５】以上の装置で、以下のような冷凍サイクルを行う。
（１）蒸発器および内部熱交換器を通過した乾いた状態Ａの気相冷媒を圧縮機で吸入し圧縮して、高圧高温の超臨界状態Ｂのガスを吐出し、（２）状態Ｂのガスをガス冷却器で冷却して状態Ｃ´のガスを作り出し、（３）状態Ｃ´のガスを第１膨張弁で減圧して臨界蒸気圧温度まで下げて、冷媒を状態Ｃ２にし、（４）状態Ｃ２の冷媒を内部熱交換器内で、蒸発器を通過した状態Ｄの冷媒とで熱交換させることによって状態Ｃ３の冷媒を作り出して、受液器で液相と気相を分離し、（５）状態Ｃ３の液相冷媒を第２膨張弁で減圧して２相状態Ｄを作り、（６）状態Ｄの冷媒を蒸発器で蒸発するとともに、外気温度を冷却するとともに、状態Ａ´の気相冷媒にし、（７）状態Ａ´の冷媒を、内部熱交換器内で状態Ｃ２の冷媒とで熱交換させることによって状態Ａの気相冷媒を作り出すことによって、Ａ→Ｂ→Ｃ´→Ｃ２→Ｃ３→Ｄ→Ａ´→Ａの冷凍サイクルを可能にする。
【００２６】すなわち本発明の冷凍サイクルは、ガス冷却器では液相状態にできない超臨界状態冷媒に対して、ガス冷却器で冷却されたガスを第１膨張弁で減圧して等温臨界蒸気圧線の温度まで下げ、さらに内部熱交換によって冷媒の温度を下げて液相状態を作ることができる。しかも、内部熱交換によって圧縮機の冷媒吸入側で高い温度（高温高圧のエンタルピの高い状態）にならないように抑えることができる。この点の詳細は、実施の形態で、実施例とともに詳細に説明する。
【００２７】また、本発明の冷凍装置では、ガス冷却器では液相状態にできない超臨界状態冷媒に対して、ガス冷却器で冷却されたガスを第１膨張弁で減圧して温度を下げ、さらに内部熱交換によって冷媒の温度を下げて液相状態を作ることができ、簡便にして保守が容易な装置が得られる。
【００２８】
【発明の実施の形態】以下、本発明の実施の形態を図面と具体的数値を用いて説明する。本発明の実施例の一つとして図９の回路構成図を挙げる。図１０は図９に対応した冷凍サイクルである。なお、本発明の冷凍サイクルは破線（一部、実線と重複）で示すＡ→Ｂ→Ｃ´→Ｃ２→Ｃ３→Ｄ→Ａ´→Ａである。
【００２９】図１０において、図１および図２に相当する、ベースとなるＣＯ2冷凍サイクルでは、蒸発温度を例えば０℃とし、等エントロピ圧縮、等エンタルピ膨張としている。凝縮側については臨界点Ｋｒ（臨界圧力７５.２８kg／cm2、臨界温度３１.１℃）を越えた領域である超臨界領域になっており、冷却に伴いＢ1点Ｔn、例えば８０℃からＣ’点Ｔ2、例えば４０℃に温度低下し、凝縮器出口Ｃ´点に冷媒は流れ、Ｃ´点から冷媒は膨張弁により圧力Ｐ2を１０６kg／cm2からＤ´点の３５.５kg／cm2に下げられ、蒸発器入口に導入される（この間に余剰冷媒は受液器にストックできるようにしてある。しかしこの場合、受液器での相分離はない。すなわち、冷媒は液化しない）。蒸発温度０℃で冷媒は、蒸発器から圧縮機へ流れる。これらを図１０では、実線で示す内部熱交換器を有しない単圧縮単膨張冷凍サイクルＡ´→Ｂ´→Ｃ´→Ｄ´→Ａ´として示してある。
【００３０】このベースとなるＣＯ2サイクルに内部熱交換器１０６のみを加えたＣＯ2サイクルでは、凝縮器１０２を通過した冷媒は、内部熱交換器１０６により、ベースのＣＯ2サイクルＣ´点のＴ2例えば４０℃からＣ″点のＴ1例えば３０℃にまで温度が下げられる。これを熱量（エンタルピ）に換算すると、圧力Ｐ2例えば１０６kg／cm2のまま、Ｃ´からＣ″点までの減少熱量△ｈ´は、例えば９.６kcal／kgである。この減じた熱量△ｈ´分が、内部熱交換器１０６でそのまま蒸発器１０５を出た冷媒の熱量増加分となり、圧縮機１０１中の冷媒はＡ´からＡ″の△ｈ´増加した熱量のガスとなるために、圧縮後はＢ″点に達する。Ｂ″点（温度Ｔo例えば１０８℃、圧力Ｐ2例えば１０５kg／cm2）の状態で圧縮機から吐出された冷媒は、再び凝縮器１０２へ導入されることになる。これを図１０で示せば、一点破線（一部、実線および破線と重複）で示す内部熱交換器のみを有する冷凍サイクルＡ″→Ｂ″→Ｃ″→Ｄ″→Ａ´→Ａ″となる。このように内部熱交換器のみを設けて蒸発器能力を向上させようとすると、すなわち成績係数ＣＯＰ＝Ｄ´Ａ´／Ｃ´Ｂ´−（Ｄ´Ａ´）を向上させようとすると、圧縮機の吸入温度がＴo例えば１０３℃と高温になってしまう。これにより、潤滑油の劣化や、シール部や軸受部等の不具合が生じて圧縮機破損というような事故原因となる恐れがある。
【００３１】そこで本発明では、図９に示すように冷凍サイクル中に膨張弁を２個所と内部熱交換器とを併せ設けたものとする。すなわち、ガス冷却器１０２の出口Ｃ´と内部熱交換器１０６の入口Ｃ２との間に第１膨張弁１０４１を、内部熱交換器１０６の出口Ｃ３を経て、受液器１０３と蒸発器１０５の入口Ｄ点との間に第２膨張弁１０４２を設ける。したがって、第２膨張弁１０４２で減圧された冷媒は、蒸発器１０５の出口Ａ´および内部熱交換器１０６の出口Ａを経たのち、圧縮機１０１で圧縮されて吐出されることになる。
【００３２】本発明では、ガス冷却器１０２でファンモーター１０７１で放熱された冷媒に対して、Ｃ´点で第１膨張弁１０４１で圧力をＰ2１０６kg／cm2から、Ｃ２点のＰ3例えば８０kg／cm2まで低下させたのち、内部熱交換器１０６でＣ3点のＴ1例えば３０℃まで温度を低下させる。次にＣ３点で第２膨張弁１０４２で圧力をＰ3例えば８０kg／cm2からＰ1例えば３５.５kg／cm2まで低下させ、蒸発器１０５の入口Ｄ点に冷媒を導く。このときの内部熱交換器１０６での熱量の交換量（エンタルピ）は△ｈ線分Ｃ2Ｃ3例えば５.２Kcal／kgである。これによって、圧縮機に吸入される冷媒は、図１０に示すようにＡ点かＢ点に圧縮され、吐出される。すなわち、Ｂ点の冷媒は温度Ｔn例えば９０℃、圧力Ｐ2例えば１０６kg／cm2である。これにより、圧縮機１０１の温度は、Ｔn例えば９０℃と低く抑えることが可能となる。この間に、受液器１０３に余剰冷媒をためておくことができる。上記の冷凍サイクルにおいては、受液器での気液分離はない状態であると考えられる。すなわち、すべてが液化された状態であると考えられる。
【００３３】蒸発器１０５を通過した冷媒は、内部熱交換器１０６を通過するために、Ｃ２→Ｃ３の状態変化で放熱された熱量△ｈを吸熱してＡ´→Ａに状態変化し、圧縮機１０１に吸入されることになる。さきに述べたように△ｈ＜△ｈ´であるから、単に内部熱交換器のみを有する冷凍サイクルＡ´Ｂ´Ｃ´Ｄ´に比べて、圧縮機で圧力ｐ2に圧縮した場合の温度は、本発明の冷凍サイクルＡＢＣ´Ｃ２Ｃ３ＤＡ´の方が低い（図１０のＴn、Ｔo参照）。すなわち、圧縮機の高圧側の温度を抑えられるために、冷媒の温度上昇に伴う潤滑油の劣化や圧縮機破損といった故障を防げる。
【００３４】なお、内部熱交換器の概念的構造は図１１のようになっている。一般に高圧側の冷媒ｔHを中の管に流し、低圧側の冷媒ｔLをそれを取り巻くように外の管に流す（図９の矢印は冷媒の流れを表し、ｔLは低圧側の冷媒の流れ＜蒸発器１０５を通過した冷媒の流れ＞、ｔHは高圧側の冷媒＜第１膨張弁１０４１を通過した冷媒の流れ＞をそれぞれ表している）。このような構造をとるのも、高圧ガスで管が破損しにくくしているためである。
【００３５】以上、本発明はフロンに代わる超臨界冷凍サイクルを余儀なくされる冷媒に対して、将来的に有効な手法になる。
【００３６】
【発明の効果】現在使用されているフロンは、オゾン層の破壊や地球温暖化の原因となるということで、世界的に使用基準が見直されようとしている。そこで現在、フロンに代わる冷媒の一つとして、例えば、二酸化炭素ＣＯ2が冷媒として研究されるようになってきているが、ＣＯ2サイクルは、フロンに比べて臨界温度が低いことである。ＣＯ2の臨界温度は３１.１℃。夏場の日本の気温はゆうに３０℃を超える。カーエアコン（家庭用エアコンも同様）の冷媒としてＣＯ2を使用するとなると、３０℃以上の外気でガス冷却器を冷やさなけらばならない。ところが、カーエアコンの場合、圧縮機の動力はエンジンから得るために、圧縮機とエンジンが一体型の構造となり、ガス冷却の大気温度は臨界温度以上になってしまう。すなわち、ガス冷却器だけでは受液器に液溜めを作ることができず、安定した冷凍効果（冷房効果）が得られない。
【００３７】この解決方法として、内部熱交換器によって膨張弁前の冷媒温度（ガス冷却器より吐出ガス温度）を下げて液相化することも考えられるが、この場合、低圧側（圧縮機吸入側）の過熱度温度が上昇し、圧縮機の吐出温度が高くなってしまうというジレンマが生じていた。
【００３８】本発明ではガス冷却器出口側と内部熱交換器の吸入側との間に膨張弁を新たに設けて、いったんガス圧を臨界圧近傍まで下げ、そのあとで内部熱交換することによって、小さな熱量の内部熱交換で凝縮温度まで冷却可能として、液相化しており、吐出温度の上昇を防ぎ、従って、本発明は割合簡単な構造で、しかも受液器を設けることにより高圧側の熱量変動、圧力変動を抑えることを可能にしているので、下記の通りの効果を奏する。
【００３９】圧縮機吸入側の冷媒温度を低く抑えられ、高圧変動を小さくすることが可能となり、これによって、圧縮ガスの過熱化を防ぎ、潤滑油の劣化や圧縮機の高熱化による破損を防止できる。
【００４０】内部熱交換器を有しない単圧縮単膨張冷凍機に比べて、高い冷却効果を得られる。また、内部熱交換器のみを有する単圧縮単膨張冷凍機に比べて、圧縮機吸入側の冷媒の温度を低くすることができ、高圧変動を小さくするとともに、冷媒の過熱化を防止できること。
【００４１】多段圧縮冷凍サイクルの装置に比べて構造が単純なために冷凍機の小型化、製造時の低コスト化が可能である。
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| 【出願人】 |
【識別番号】０００００１８４５
【氏名又は名称】サンデン株式会社
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| 【出願日】 |
平成１１年５月２６日（１９９９．５．２６） |
| 【代理人】 |
【識別番号】１００１０８８８８
【弁理士】
【氏名又は名称】本田 紘一 （外２名）
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| 【公開番号】 |
特開２０００−３３７７２２（Ｐ２０００−３３７７２２Ａ） |
| 【公開日】 |
平成１２年１２月８日（２０００．１２．８） |
| 【出願番号】 |
特願平１１−１４６６８１ |
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