JP5710007B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、冷凍サイクル装置に関するものであり、圧縮機と膨張機とを同軸で連結して冷媒の膨張時に発生する膨張動力を回収し、その膨張動力を冷媒の圧縮に利用する冷凍サイクル装置に関するものである。

オゾン破壊係数がゼロであり、かつ地球温暖化係数もフロン類に比べれば格段に小さい二酸化炭素を冷媒として用いる冷凍サイクル装置が近年着目されている。二酸化炭素冷媒は、臨界温度が３１．０６℃と低く、この温度よりも高い温度を利用する場合には、冷凍サイクル装置の高圧側（圧縮機出口〜放熱器〜減圧器入口）では凝縮が生じない超臨界状態となり、従来の冷媒に比べて、冷凍サイクル装置の運転効率（ＣＯＰ）が低下する。したがって、二酸化炭素冷媒を用いた冷凍サイクル装置にあっては、ＣＯＰを向上させる手段が重要である。

このような手段として、減圧器の代わりに膨張機を設け、膨張時の圧力エネルギーを回収して動力とする冷凍サイクルが提案されている。ここで、容積式の圧縮機と膨張機を一軸に連結した構成の冷凍サイクル装置では、圧縮機の行程容積をＶＣ、膨張機の行程容積をＶＥとすると、ＶＣ／ＶＥ（設計容積比）により圧縮機および膨張機のそれぞれを流れる体積循環量の比が決定される。蒸発器出口の冷媒（圧縮機に流入する冷媒）の密度をＤＣ、放熱器出口の冷媒（膨張機に流入する冷媒）の密度をＤＥとすると、圧縮機、膨張機のそれぞれを流れる質量循環量は等しいことから、「ＶＣ×ＤＣ＝ＶＥ×ＤＥ」、すなわち、「ＶＣ／ＶＥ＝ＤＥ／ＤＣ」の関係が成立する。ＶＣ／ＶＥ（設計容積比）は機器の設計時に定まる定数であるので、ＤＥ／ＤＣ（密度比）が常に一定となるように冷凍サイクルはバランスしようとする。（以下、このことを「密度比一定の制約」と呼ぶ。）

しかしながら、冷凍サイクル装置の使用条件は必ずしも一定ではないので、設計時に想定した設計容積比と実際の運転状態での密度比とが異なる場合には、「密度比一定の制約」のために、最良な高圧側圧力に調整することが困難となる。

そこで、膨張機をバイパスするバイパス流路を設け、膨張機に流入する冷媒量を制御することで、最良な高圧側圧力に調整する構成や制御方法が提案されている（例えば、特許文献１参照）。

また、主圧縮機での圧縮過程の中間から圧縮過程完了後までをバイパスする圧縮バイパス流路と、前記圧縮バイパス流路上に設けられた副圧縮機を設け、前記副圧縮機に流入する冷媒量を制御することで、最良な高圧側圧力に調整する構成や制御方法が提案されている（例えば、特許文献２参照）。

特開２００５―２９１６２２号公報（請求項１、図１等） 特開２００９―１６２４３８号公報（要約、図１等）

ところが、上記特許文献１には、実際の運転状態での密度比が設計容積比より小さい場合には、膨張機をバイパスするバイパス流路に冷媒を流すことで、最良な高圧側圧力に調整できる構成や制御方法が記載されているが、バイパス弁を流れる冷媒は絞り損失によって等エンタルピ変化をすることになる。すると、膨張機で膨張エネルギーを回収しつつ、等エントロピ変化をすることによって得られる冷凍効果が増加する効果が減少してしまうという課題があった。

また、膨張機をバイパスする量が大きい場合は、膨張機回転数が低く摺動部での潤滑状態が悪化し、膨張機の回転数が極端に小さくなると膨張機の経路内に油が滞留し圧縮機内の油枯渇や、再起動時の冷媒寝込み起動などにより信頼性が低下するという課題があった。

また、上記特許文献２では、膨張機をバイパスしないことにより上記の課題を解決しようとしているが、副圧縮機の入口にバイパス弁を設けているため、圧力損失により副圧縮機入口の圧力が低下してその分圧縮動力が増加するため、運転効率が向上する効果が減少してしまうという課題があった。
さらに、上記特許文献２には、膨張機と副圧縮機と主圧縮機の仕様を如何に設定すれば冷凍サイクル装置の全運転範囲で高性能を実現できるかについて、記載されていない。

本発明は、上述のような課題を解決するためになされたもので、密度比一定の制約により最良な高圧側圧力に調整することが困難である場合でも、広い運転範囲において高効率に動力回収を常に行ない、高効率な運転が実現可能な冷凍サイクル装置を提供することを目的としている。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、冷媒を低圧から高圧まで圧縮する主圧縮機と、前記主圧縮機から吐出された前記冷媒の熱を放散する放熱器と、前記放熱器を通過した前記冷媒を減圧する膨張機と、前記膨張機より流出された前記冷媒が蒸発する蒸発器と、前記蒸発器と前記主圧縮機の吸入側とを接続する吸入配管に一端が接続され、他端が前記主圧縮機の圧縮過程の中途に接続された副圧縮経路と、前記副圧縮経路に設けられ、前記蒸発器から流出した低圧の前記冷媒の一部を中間圧まで圧縮し、前記主圧縮機の圧縮過程の中途にインジェクションする副圧縮機と、前記膨張機と前記副圧縮機とを接続し、前記膨張機によって前記冷媒が減圧される際に発生する動力を前記副圧縮機に伝達する駆動軸と、を備えた冷凍サイクル装置であって、当該冷凍サイクル装置の設定可能な運転範囲の中で運転効率が最大となる条件における、前記放熱器から流出した前記冷媒の密度をＤＥ、前記蒸発器から流出した前記冷媒の密度をＤＣ、前記膨張機に流入する前記冷媒の比エンタルピをｈＥ、前記膨張機から流出した前記冷媒の比エンタルピをｈＦ、前記主圧縮機が吸入する前記冷媒の比エンタルピをｈＡ、及び、前記主圧縮機の前記圧縮過程の中途における前記冷媒の比エンタルピをｈＢと定義した場合、前記副圧縮機の行程容積ＶＣを前記膨張機の行程容積ＶＥで割った値である設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）が、（ＤＥ／ＤＣ）×（ｈＥ−ｈＦ）／（ｈＢ−ｈＡ）よりも小さく設定されているものである。

本発明に係る冷凍サイクル装置によれば、密度比一定の制約により最良な高圧側圧力に調整することが困難である場合であっても、広い運転範囲において高効率に動力回収を行ない、効率の良い運転が実現できる。

本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。 本発明の実施の形態に係る主圧縮機の断面構成を示す概略縦断面図である。 本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置の冷房運転時における冷媒の変遷を示すＰ−ｈ線図である。 本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置の暖房運転時における冷媒の変遷を示すＰ−ｈ線図である。 本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置の制御装置が行なう制御処理の流れを示すフローチャートである。 本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置の中間圧バイパス弁と予膨張弁の連携制御を示す動作説明図である。 本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置が実行する冷房運転時に予膨張弁を閉じる動作をさせた場合における冷媒の変遷を示すＰ−ｈ線図である。 本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置が実行する冷房運転時に中間圧バイパス弁を開く動作をさせた場合における冷媒の変遷を示すＰ−ｈ線図である。 二酸化炭素冷媒の変遷の一部を示すＰ−ｈ線図である。 本発明の実施の形態に係る主圧縮機の一例における設計容積比とＣＯＰ改善率との関係を示す特性図である（インジェクションポートの位置が早い主圧縮機）。 本発明の実施の形態に係る主圧縮機の一例における設計容積比とＣＯＰ改善率との関係を示す特性図である（インジェクションポートの位置が中間の主圧縮機）。 本発明の実施の形態に係る主圧縮機の一例における設計容積比とＣＯＰ改善率との関係を示す特性図である（インジェクションポートの位置が遅い主圧縮機）。 本発明の実施の形態に係る主圧縮機のインジェクションポート位置の違いによる冷房条件での設計容積比と中間圧との関係を示す特性図である。 図１０〜図１２に示した冷房条件における設計容積比とＣＯＰ改善率との関係に図１３の結果を反映させたものである。 本発明の実施の形態に係る主圧縮機のインジェクションポート位置の違いによる暖房条件での設計容積比と中間圧との関係を示す特性図である。 図１０〜図１２に示した暖房条件における設計容積比とＣＯＰ改善率との関係に図１５の結果を反映させたものである。

実施の形態．
図１は、本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００の冷媒回路図である。図２は、この冷凍サイクル装置１００に搭載された主圧縮機１の断面構成を示す概略縦断面図である。図３は、この冷凍サイクル装置１００の冷房運転時における冷媒の変遷を示すＰ−ｈ線図である。図４は、この冷凍サイクル装置１００の暖房運転時における冷媒の変遷を示すＰ−ｈ線図である。図５は、この冷凍サイクル装置１００の制御装置８３が行なう制御処理の流れを示すフローチャートである。図６は、この冷凍サイクル装置１００の中間圧バイパス弁９と予膨張弁６の連携制御を示す動作説明図である。
以下、図１〜図６に基づいて、冷凍サイクル装置１００の回路構成及び動作について説明する。なお、図１を含め、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。また、図１を含め、以下の図面において、同一の符号を付したものは、同一又はこれに相当するものであり、このことは明細書の全文において共通することとする。さらに、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、これらの記載に限定されるものではない。

冷凍サイクル装置１００は、主圧縮機１と、室外熱交換器４と、膨張機７と、室内熱交換器２１と、副圧縮機２と、を少なくとも有している。また、冷凍サイクル装置１００は、冷媒流路切替装置である第１四方弁３、冷媒流路切替装置である第２四方弁５、予膨張弁６、アキュームレータ８、中間圧バイパス弁９、逆止弁１０を有している。さらに、冷凍サイクル装置１００は、冷凍サイクル装置１００の全体の制御を統制する制御装置８３を有している。

主圧縮機１はモーター１０２を備えたものであり、モーター１０２は駆動軸であるシャフト１０３を介して圧縮部に接続されている。つまり、主圧縮機１は、モーター１０２の駆動力によって、吸入した冷媒を圧縮して高温・高圧の状態にするものである。この主圧縮機１は、例えば容量制御可能なインバータ圧縮機などで構成するとよい。なお、主圧縮機１の詳細については図２に基づいて後述するものとする。

室外熱交換器４は、冷房運転時には内部の冷媒が熱を放熱する放熱器として、暖房運転時には内部の冷媒が蒸発する蒸発器として機能するものである。室外熱交換器４は、例えば図示省略の送風機から供給される空気と冷媒との間で熱交換を行なうようになっている。

この室外熱交換器４は、例えば冷媒を通過させる伝熱管及びその伝熱管を流れる冷媒と外気との間の伝熱面積を大きくするためのフィンを有し、冷媒と空気（外気）との間で熱交換を行なうように構成されている。室外熱交換器４は、暖房運転時においては蒸発器として機能し、冷媒を蒸発させてガス（気体）化させる。場合によっては、室外熱交換器４は、冷媒を完全にガス化、気化させず、液体とガスとの二相混合（気液二相冷媒）の状態にすることもある。
一方、室外熱交換器４は、冷房運転時においては放熱器として機能する。なお、放熱過程において臨界圧力以下で動作する冷媒は放熱過程で凝縮するため、放熱過程に用いられる熱交換器を凝縮器やガスクーラー等と称する場合がある。しかしながら、本実施の形態では、冷媒の種類にかかわらず、放熱過程に用いられる熱交換器を「放熱器」と称することとする。

室内熱交換器２１は、冷房運転時には内部の冷媒が蒸発する蒸発器として、暖房運転時には内部の冷媒が熱を放散する放熱器として機能するものである。室内熱交換器２１は、例えば図示省略の送風機から供給される空気と冷媒との間で熱交換を行なうようになっている。

この室内熱交換器２１は、例えば冷媒を通過させる伝熱管及び伝熱管を流れる冷媒と空気との間の伝熱面積を大きくするためのフィンを有し、冷媒と室内空気と間での熱交換を行なうように構成されている。室内熱交換器２１は、冷房運転時においては蒸発器として機能し、冷媒を蒸発させてガス（気体）化させる。一方、室内熱交換器２１は、暖房運転時においては放熱器として機能する。

膨張機７は、内部を通過する冷媒を減圧するものである。冷媒が減圧されたときに発生する動力は、駆動軸４３を介して副圧縮機２に伝達されるようになっている。副圧縮機２は、膨張機７と駆動軸４３で接続されており、膨張機７によって冷媒が減圧される際に発生する動力によって駆動して冷媒を圧縮するものである。本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００には、主圧縮機１の吸入配管３２と主圧縮機１の圧縮過程中途とを接続する副圧縮経路３１が設けられており、副圧縮機２はこの副圧縮経路３１に設けられている。つまり、副圧縮機２は、吸入側が主圧縮機１と並列に接続され、吐出側が主圧縮機１の圧縮過程に接続されている。これら膨張機７及び副圧縮機２は、容積式であり、例えばスクロール式等の形態をとる。

第１四方弁３は、主圧縮機１の吐出配管３５に設けられており、運転モードによって冷媒の流れの方向を切り換える機能を有している。第１四方弁３は、切り換えられることで室外熱交換器４と主圧縮機１、室内熱交換器２１とアキュームレータ８を接続したり、室内熱交換器２１と主圧縮機１、室外熱交換器４とアキュームレータ８を接続したりするようになっている。すなわち、第１四方弁３は、制御装置８３の指示に基づいて、冷暖房に係る運転モードに対応した切り替えを行なって冷媒の流路を切り替えるようにしている。

第２四方弁５は、運転モードによって膨張機７を、室外熱交換器４や室内熱交換器２１に接続させるものである。第２四方弁５は、切り換えられることで室外熱交換器４と予膨張弁６、室内熱交換器２１と膨張機７を接続したり、室内熱交換器２１と予膨張弁６、室外熱交換器４と膨張機７を接続したりするようになっている。すなわち、第２四方弁５は、制御装置８３の指示に基づいて、冷暖房に係る運転モードに対応した切り替えを行なって冷媒の流路を切り替えるようにしている。

冷房運転時には、第１四方弁３は、主圧縮機１から室外熱交換器４へ冷媒が流れ、室内熱交換器２１からアキュームレータ８へ冷媒が流れるように切り替えられ、第２四方弁５は、室外熱交換器４から予膨張弁６、膨張機７を通って室内熱交換器２１へ冷媒が流れるように切り替えられる。一方、暖房運転時には、第１四方弁３は、主圧縮機１から室内熱交換器２１へ冷媒が流れ、室外熱交換器４からアキュームレータ８へ冷媒が流れるように切り替えられ、第２四方弁５は、室内熱交換器２１から予膨張弁６、膨張機７を通って室外熱交換器４へ冷媒が流れるように切り替えられる。第２四方弁５により、膨張機７を通過する冷媒の方向は、冷房運転時、暖房運転時によらず、同一方向になる。

予膨張弁６は、膨張機７の上流側に設けられ、冷媒を減圧して膨張させるものであり、開度が可変に制御可能なもの、例えば電子式膨張弁等で構成するとよい。この予膨張弁６は、具体的には第２四方弁５と膨張機７の入口との間の冷媒流路３４（つまり、放熱器（室外熱交換器４又は室内熱交換器２１）の冷媒流出側と膨張機７の冷媒流入側の間）に設けられ、膨張機７に流入する冷媒の圧力を調整するようになっている。

アキュームレータ８は、主圧縮機１の吸入側に設けられ、冷凍サイクル装置１００に異常が発生した時や運転制御の変更の際に伴う運転状態の過渡応答時において、液冷媒を貯留して主圧縮機１への液バックを防ぐ機能を有している。つまり、アキュームレータ８は、冷凍サイクル装置１００の冷媒回路中の過剰な冷媒を貯留したり、主圧縮機１及び副圧縮機２に冷媒液が多量に戻って主圧縮機１が破損したりするのを防止する働きがある。

中間圧バイパス弁９は、副圧縮機２と主圧縮機１の間の副圧縮経路３１より分岐し、主圧縮機１の吸入配管３２に至るバイパス経路３３に設けられ、バイパス経路３３を流れる冷媒流量を調整するものである。なお、バイパス経路３３の他端（副圧縮経路３１の接続端と反対側の端部）は、吸入配管３２から副圧縮経路３１が分岐する位置と主圧縮機１との間に接続されている。つまり、バイパス経路３３は、副圧縮機２の吐出配管（副圧縮機２と主圧縮機１の間の副圧縮経路３１）と主圧縮機の吸入配管３２とを接続するものである。中間圧バイパス弁９は、開度が可変に制御可能なもの、例えば電子式膨張弁等で構成するとよい。この中間圧バイパス弁９の開度を調整することで、副圧縮機２の吐出圧力である中間圧を調整することができる。

逆止弁１０は、副圧縮機２の副圧縮経路３１に設けられ、主圧縮機１に流入する冷媒の流れる方向を一方向（副圧縮機２から主圧縮機１に向かっての方向）に整えるものである。この逆止弁１０を設けることにより、副圧縮機２の吐出圧力が主圧縮機１の圧縮室１０８の圧力より低くなったときに、冷媒が逆流することを防止できる。

制御装置８３は、主圧縮機１の駆動周波数、室外熱交換器４及び室内熱交換器２１近傍に設けられる図示省略の送風機の回転数、第１四方弁３の切り替え、第２四方弁５の切り替え、予膨張弁６の開度、中間圧バイパス弁９の開度等を制御する。

なお、本実施の形態では、冷凍サイクル装置１００が冷媒として二酸化炭素を用いているものとして説明する。二酸化炭素は、従来のフロン系冷媒と比較して、オゾン層破壊係数がゼロであり、地球温暖化係数が小さいという特性を有している。ただし、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００に用いられる冷媒は、二酸化炭素に限定されるものではない。

冷凍サイクル装置１００では、主圧縮機１、副圧縮機２、第１四方弁３、第２四方弁５、室外熱交換器４、予膨張弁６、膨張機７、アキュームレータ８、中間圧バイパス弁９、及び、逆止弁１０が室外機８１に収容されている。また、冷凍サイクル装置１００では、制御装置８３も室外機８１に収容されている。さらに、冷凍サイクル装置１００では、室内熱交換器２１が室内機８２に収容されている。図１では、１台の室外機８１（室外熱交換器４）に１台の室内機８２（室内熱交換器２１）を液管３６及びガス管３７で接続した状態を例に示しているが、室外機８１及び室内機８２の接続台数を特に限定するものではない。

また、冷凍サイクル装置１００には温度センサー（温度センサー５１、温度センサー５２、温度センサー５３）が設けられている。これらの温度センサーで検出された温度情報は、制御装置８３に送られ、冷凍サイクル装置１００の構成機器の制御に利用されることになる。

温度センサー５１は、主圧縮機１の吐出配管３５に設けられ、主圧縮機１の吐出温度（つまり、主圧縮機１から吐出される冷媒の温度）を検知するものであり、例えばサーミスター等で構成するとよい。温度センサー５２は、室外熱交換器４の近傍（例えば外表面）に設けられ、室外熱交換器４に流入する空気の温度を検知するものであり、例えばサーミスター等で構成するとよい。温度センサー５３は、室内熱交換器２１の近傍（例えば外表面）に設けられ、室内熱交換器２１に流入する空気の温度を検知するものであり、例えばサーミスター等で構成するとよい。

なお、温度センサー５１、温度センサー５２、温度センサー５３の設置位置を図１に示す位置に限定するものではない。例えば、温度センサー５１であれば、主圧縮機１から吐出された冷媒の温度を検知できる位置に設置すればよく、温度センサー５２であれば、室外熱交換器４周辺の空気の温度を検知できる位置に設置すればよく、温度センサー５３であれば、室内熱交換器２１周辺の空気の温度を検知できる位置に設置すればよい。

次に、図２に基づいて、主圧縮機１の構成及び動作について説明する。主圧縮機１は、主圧縮機１の外郭を構成するシェル１０１の内部に、駆動源であるモーター１０２や、モーター１０２によって回転駆動される駆動軸であるシャフト１０３、シャフト１０３に先端部に取り付けられ、シャフト１０３とともに回転駆動する揺動スクロール１０４、揺動スクロール１０４の上側に配置され、揺動スクロール１０４の渦巻体と噛み合う渦巻体が形成されている固定スクロール１０５等が収納され、構成されている。また、シェル１０１には、吸入配管３２に接続される流入配管１０６、吐出配管３５に接続される流出配管１１２、及び、副圧縮経路３１に接続されるインジェクション配管１１４が連接されている。

シェル１０１の内部であって、揺動スクロール１０４及び固定スクロール１０５の渦巻体の最外周部には、流入配管１０６と導通している低圧空間１０７が形成されている。シェル１０１の内部上方には、流出配管１１２と導通している高圧空間１１１が形成されている。揺動スクロール１０４の渦巻体と固定スクロールの渦巻体との間には、相対的に容積が変化する圧縮室が複数形成される（例えば、図１に示す圧縮室１０８、圧縮室１０９）。圧縮室１０９は、揺動スクロール１０４及び固定スクロール１０５の略中央部に形成される圧縮室を示している。圧縮室１０８は、圧縮室１０９より外側の圧縮過程中間に形成される圧縮室を示している。

固定スクロール１０５の略中央部には、圧縮室１０９と高圧空間１１１とを導通する流出ポート１１０が設けられている。固定スクロール１０５の圧縮過程中間部には、圧縮室１０８とインジェクション配管１１４とを導通するインジェクションポート１１３が設けられている。また、シェル１０１内には、揺動スクロール１０４の偏心旋回運動中における自転運動を阻止するための図示省略のオルダムリングが配設されている。このオルダムリングは、揺動スクロール１０４の自転運動を阻止するとともに、公転運動を可能とする機能を果たすようになっている。

なお、固定スクロール１０５は、シェル１０１内に固定されている。また、揺動スクロール１０４は、固定スクロール１０５に対して自転することなく公転運動を行なうようになっている。さらに、モーター１０２は、シェル１０１内部に固着保持された固定子と、固定子の内周面側に回転可能に配設され、シャフト１０３に固定された回転子と、で少なくとも構成されている。固定子は、通電されることによって回転子を回転駆動させる機能を有している。回転子は、固定子に通電がされることにより回転駆動し、シャフト１０３を回転させる機能を有している。

主圧縮機１の動作について簡単に説明する。
モーター１０２に通電されると、モーター１０２を構成している固定子と回転子とにトルクが発生し、シャフト１０３が回転する。シャフト１０３の先端部には揺動スクロール１０４が装着されており、揺動スクロール１０４が公転運動を行なう。揺動スクロール１０４の旋回運動とともに圧縮室が中心に向かって容積を減少させながら移動し、冷媒が圧縮される。

副圧縮機２で圧縮され吐出された冷媒は、副圧縮経路３１、逆止弁１０を通る。この冷媒は、その後、インジェクション配管１１４から主圧縮機１に流入する。一方、吸入配管３２を通る冷媒は、流入配管１０６から主圧縮機１に流入する。流入配管１０６から流入した冷媒は、低圧空間１０７に流入し、圧縮室に閉じ込められ、漸次圧縮される。そして、圧縮室が圧縮過程の中間位置である圧縮室１０８に至ると、インジェクションポート１１３から圧縮室１０８に冷媒が流入する。

すなわち、インジェクション配管１１４から流入した冷媒と、流入配管１０６から流入した冷媒とが、圧縮室１０８で混合されることになる。その後、混合された冷媒は漸次圧縮されて圧縮室１０９に至る。圧縮室１０９に至った冷媒は、流出ポート１１０及び高圧空間１１１を経由した後、流出配管１１２を介してシェル１０１外へ吐出され、吐出配管３５を導通することになる。

続いて、冷凍サイクル装置１００の運転動作について説明する。
＜冷房運転モード＞
まず、冷凍サイクル装置１００が実行する冷房運転時の動作について図１及び図３を参照しながら説明する。なお、図１で示す記号Ａ〜Ｇは、図３で示す記号Ａ〜Ｇに対応している。また、冷房運転モードでは、第１四方弁３及び第２四方弁５が図１に「実線」で示されている状態に制御される。ここで、冷凍サイクル装置１００の冷媒回路等における圧力の高低については、基準となる圧力との関係により定まるものではなく、主圧縮機１や副圧縮機２での昇圧、予膨張弁６や膨張機７の減圧等によりできる相対的な圧力を高圧、低圧として表わすものとする。また、温度の高低についても同様であるものとする。

冷房運転時では、まず、主圧縮機１及び副圧縮機２に吸入された低圧の冷媒が吸入される。副圧縮機２に吸入された低圧の冷媒は、副圧縮機２で圧縮されて中圧の冷媒になる（状態Ａから状態Ｂ）。副圧縮機２で圧縮された中圧の冷媒は、副圧縮機２から吐出され、副圧縮経路３１及びインジェクション配管１１４を介して主圧縮機１に導入される。中圧の冷媒は、主圧縮機１に吸入された冷媒と混合し、主圧縮機１でさらに圧縮され高温高圧の冷媒になる（状態Ｂから状態Ｃ）。主圧縮機１で圧縮された高温高圧の冷媒は、主圧縮機１から吐出され、第１四方弁３を通過して、室外熱交換器４に流入する。

室外熱交換器４に流入した冷媒は、室外熱交換器４に供給される室外空気と熱交換することで熱を放散し、室外空気に熱を伝達して低温高圧の冷媒となる（状態Ｃから状態Ｄ）。この低温高圧の冷媒は、室外熱交換器４から流出し、第２四方弁５を通過して、予膨張弁６を通過する。低温高圧の冷媒は、予膨張弁６を通過する際に減圧される（状態Ｄから状態Ｅ）。予膨張弁６で減圧された冷媒は、膨張機７に吸入される。膨張機７に吸入された冷媒は、減圧されて低温となり、乾き度が低い状態の冷媒になる（状態Ｅから状態Ｆ）。

このとき、膨張機７では、冷媒の減圧に伴って動力が発生することになる。この動力は、駆動軸４３によって回収されて、副圧縮機２に伝達され、副圧縮機２による冷媒の圧縮に使用される。膨張機７で減圧された冷媒は、膨張機７から吐出され、第２四方弁５を通過した後、室外機８１から流出する。室外機８１から流出した冷媒は、液管３６を流れて、室内機８２に流入する。

室内機８２に流入した冷媒は、室内熱交換器２１に流入し、室内熱交換器２１に供給される室内空気から吸熱して蒸発し、低圧のまま、乾き度が高い状態の冷媒になる（状態Ｆから状態Ｇ）。これにより、室内空気が冷却されることになる。この冷媒は、室内熱交換器２１から流出し、さらに室内機８２からも流出し、ガス管３７を流れて、室外機８１に流入する。室外機８１に流入した冷媒は、第１四方弁３を通過して、アキュームレータ８に流入した後、再び主圧縮機１及び副圧縮機２に吸入される。
冷凍サイクル装置１００は、上述した動作を繰り返すことで、室内の空気の熱が室外の空気へ伝達されて、室内を冷房することになる。

＜暖房運転モード＞
冷凍サイクル装置１００が実行する暖房運転時の動作について図１及び図４を参照しながら説明する。なお、図１で示す記号Ａ〜Ｇは、図４で示す記号Ａ〜Ｇに対応している。また、暖房運転モードでは、第１四方弁３及び第２四方弁５が図１に「破線」で示されている状態に制御される。

暖房運転時では、まず、主圧縮機１及び副圧縮機２に吸入された低圧の冷媒が吸入される。副圧縮機２に吸入された低圧の冷媒は、副圧縮機２で圧縮されて中圧の冷媒になる（状態Ａから状態Ｂ）。副圧縮機２で圧縮された中圧の冷媒は、副圧縮機２から吐出され、副圧縮経路３１及びインジェクション配管１１４を介して主圧縮機１に導入される。中圧の冷媒は、主圧縮機１に吸入された冷媒と混合し、主圧縮機１でさらに圧縮され高温高圧の冷媒になる（状態Ｂから状態Ｇ）。主圧縮機１で圧縮された高温高圧の冷媒は、主圧縮機１から吐出され、第１四方弁３を通過して、室外機８１から流出する。

室外機８１から流出した冷媒は、ガス管３７を流れて室内機８２に流入する。室内機８２に流入した冷媒は、室内熱交換器２１に流入し、室内熱交換器２１に供給される室内空気と熱交換することで熱を放散し、室内空気に熱を伝達して低温高圧の冷媒となる（状態Ｇから状態Ｆ）。これにより、室内空気が加熱されることになる。この低温高圧の冷媒は、室内熱交換器２１から流出し、さらに室内機８２を流出し、液管３６を流れて室外機８１に流入する。室外機８１に流入した冷媒は、第２四方弁５を通過して、予膨張弁６を通過する。低温高圧の冷媒は、予膨張弁６を通過する際に減圧される（状態Ｆから状態Ｅ）。

予膨張弁６で減圧された冷媒は、膨張機７に吸入される。膨張機７に吸入された冷媒は、減圧されて低温となり、乾き度が低い状態の冷媒になる（状態Ｅから状態Ｄ）。このとき、膨張機７では、冷媒の減圧に伴って動力が発生することになる。この動力は、駆動軸４３によって回収されて、副圧縮機２に伝達され、副圧縮機２による冷媒の圧縮に使用される。膨張機７で減圧された冷媒は、膨張機７から吐出され、第２四方弁５を通過した後、室外熱交換器４に流入する。室外熱交換器４に流入した冷媒は、室外熱交換器４に供給される室外空気から吸熱して蒸発し、低圧のまま、乾き度が高い状態の冷媒になる（状態Ｄから状態Ｃ）。

この冷媒は、室外熱交換器４から流出し、第１四方弁３を通過して、アキュームレータ８に流入した後、再び主圧縮機１及び副圧縮機２に吸入される。
冷凍サイクル装置１００は、上述した動作を繰り返すことで、室外の空気の熱が室内の空気へ伝達されて、室内を暖房することになる。

（副圧縮機と膨張機を流れる冷媒流量の説明）
ここで、副圧縮機２と膨張機７の冷媒流量について説明する。
膨張機７を流れる冷媒流量をＧＥ、副圧縮機２を流れる冷媒流量をＧＣとする。また、主圧縮機１と副圧縮機２を流れる合計の冷媒流量のうち、副圧縮機２へ流れる冷媒流量の割合（分流比とする）をＷとすると、ＧＥとＧＣの関係は下記式（１）のようになる。
ＧＣ＝Ｗ×ＧＥ…（１）
よって、副圧縮機２の行程容積をＶＣ、膨張機７の行程容積をＶＥ、副圧縮機２の流入冷媒密度をＤＣ、膨張機７の流入冷媒密度をＤＥとすると、密度比一定の制約は下記式（２）のように表わされる。
ＶＣ／ＶＥ／Ｗ＝ＤＥ／ＤＣ…（２）
換言すると、設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）は、下記式（３）のように表わされる。
ＶＣ／ＶＥ＝（ＤＥ／ＤＣ）×Ｗ…（３）

また、分流比Ｗは、膨張機７での回収動力と、副圧縮機２での圧縮動力がおよそ等しくなるように定めればよい。すなわち、膨張機７の入口比エンタルピをｈＥ、出口比エンタルピをｈＦ、副圧縮機２の入口比エンタルピをｈＡ、出口比エンタルピをｈＢとすれば、下記式（４）を満たすように分流比Ｗを定めればよい。
ｈＥ−ｈＦ＝Ｗ×（ｈＢ−ｈＡ）…（４）

（インジェクションの効果）
冷凍サイクル装置１００は、低圧の冷媒の一部を副圧縮機２で中間圧まで圧縮してから主圧縮機１にインジェクションしているので、副圧縮機２の圧縮動力分だけ主圧縮機１の電気入力を低減することができる。

（密度比が合わないときの説明）
次に、実際の運転状態での密度比（ＤＥ／ＤＣ）が、設計時に想定した容積比（ＶＣ／ＶＥ／Ｗ）と異なる場合の冷房運転について説明する。

［（ＤＥ／ＤＣ）＞（ＶＣ／ＶＥ／Ｗ）での冷房運転］
まず、実際の運転状態での密度比（ＤＥ／ＤＣ）が、設計時に想定した容積比（ＶＣ／ＶＥ／Ｗ）より大きい冷房運転の場合について説明する。この場合には、密度比一定の制約のため、膨張機７の入口冷媒密度（ＤＥ）が小さくなるように、冷凍サイクルは高圧側圧力を低下させた状態でバランスしようとする。ところが、高圧側圧力が望ましい圧力より低下した状態では運転効率が低下してしまう。

このため、中間圧バイパス弁９が全閉状態でなければ、中間圧バイパス弁９を閉方向に操作し、中間圧を上昇させて副圧縮機２の必要圧縮動力を増加させる。そうすると、膨張機７の回転数が減少しようとするので、膨張機７の入口密度が増加する方向に冷凍サイクルがバランスしようとする。

あるいは、中間圧バイパス弁９が全閉状態であれば、予膨張弁６を閉方向に操作し、図７に示すように膨張機７に流入する冷媒を膨張させ（状態Ｄから状態Ｅ２）、冷媒密度を低下させる。そうすると、膨張機７の入口密度が増加する方向に冷凍サイクルがバランスしようとする。なお、図７には、冷凍サイクル装置１００が実行する冷房運転時に予膨張弁６を閉じる動作をさせた場合における冷媒の変遷を示すＰ−ｈ線図を示している。

すなわち、（ＤＥ／ＤＣ）＞（ＶＣ／ＶＥ／Ｗ）での冷房運転の場合、冷凍サイクル装置１００では、中間圧バイパス弁９を閉めるもしくは予膨張弁６を閉めるように制御することにより、高圧側圧力を上昇させる方向に冷凍サイクルをバランスさせるようにしている。このため、冷凍サイクル装置１００においては、高圧側圧力を上昇させ、望ましい圧力に調整でき、なおかつ膨張機７をバイパスする冷媒がないため、効率の良い運転が実現することになる。なお、高圧側圧力は、主圧縮機１の流出口から予膨張弁６までの圧力を意味し、この位置における圧力であれば任意である。

［（ＤＥ／ＤＣ）＜（ＶＣ／ＶＥ／Ｗ）での冷房運転］
次に、実際の運転状態での密度比（ＤＥ／ＥＣ）が、設計時に想定した容積比（ＶＣ／ＶＥ／Ｗ）より小さい冷房運転の場合について説明する。この場合には、密度比一定の制約のため、膨張機７の入口冷媒密度（ＤＥ）が大きくなるように、冷凍サイクルは高圧側圧力を上昇させた状態でバランスしようとする。ところが、高圧側圧力が望ましい圧力より上昇した状態では運転効率が低下してしまう。

このため、予膨張弁６が全開状態でなければ、予膨張弁６を開方向に操作し、膨張機７に流入する冷媒を膨張しないようにさせ、冷媒密度を上昇させる。そうすると、膨張機７の入口密度が減少する方向に冷凍サイクルがバランスしようとする。

あるいは、予膨張弁６が全開状態であれば、中間圧バイパス弁９を開方向に操作する。このときの冷凍サイクルの動きを図８で説明する。なお、図８は、冷凍サイクル装置１００が実行する冷房運転時に中間圧バイパス弁９を開く動作をさせた場合における冷媒の変遷を示すＰ−ｈ線図を示している。

副圧縮機２ではアキュームレータ８から流出した冷媒を中間圧まで圧縮する（状態Ｇから状態Ｂ）。副圧縮機２から吐出した冷媒の一部は逆止弁１０を通って主圧縮機１にインジェクションされる。また、副圧縮機２から吐出した冷媒の残りは、中間圧バイパス弁９を通り、主圧縮機１の吸入配管３２を流れる冷媒と合流する（状態Ａ２）。主圧縮機１に吸入された状態Ａ２の冷媒は、中間圧まで圧縮されインジェクションされた冷媒と混合し、さらに圧縮される（状態Ｃ２）。そうすると、中間圧を低下させて副圧縮機２の必要圧縮動力が減少し、膨張機７の回転数が増加しようとするので、膨張機７の入口密度が減少する方向に冷凍サイクルがバランスしようとする。

すなわち、（ＤＥ／ＤＣ）＜（ＶＣ／ＶＥ／Ｗ）での冷房運転の場合、冷凍サイクル装置１００では、予膨張弁６を開くもしくは中間圧バイパス弁９を開くように制御することにより、高圧側圧力を低下させる方向に冷凍サイクルをバランスさせるようにしている。このため、冷凍サイクル装置１００においては、高圧側圧力を低下させ、望ましい圧力に調整でき、なおかつ膨張機７をバイパスする冷媒がないため、効率の良い運転が実現することになる。

［（ＤＥ／ＤＣ）≠（ＶＣ／ＶＥ／Ｗ）での暖房運転］
実際の運転状態での密度比（ＤＥ／ＤＣ）が、設計時に想定した容積比（ＶＣ／ＶＥ／Ｗ）と異なる暖房運転の場合があるが、冷房運転時と同様に副圧縮機２及び膨張機７の動作を制御するようになっているため説明を省略する。

次に、中間圧バイパス弁９と予膨張弁６の具体的な操作方法として、制御装置８３が実行する制御の処理の流れについて図５に示すフローチャートに基づいて説明する。

冷凍サイクル装置１００は、高圧側圧力と吐出温度との相関関係を利用して、計測するには高コストなセンサーが必要な高圧側圧力によらず、比較的安価に計測が可能な吐出温度により中間圧バイパス弁９及び予膨張弁６の制御を実行することを特徴としている。

冷凍サイクル装置１００の運転時において、最適な高圧側圧力は、常に一定ではない。そこで、冷凍サイクル装置１００では、温度センサー５２で検知する外気温度や、温度センサー５３で検知する室内温度等のデータを予めテーブルとして制御装置８３に搭載されているＲＯＭ等の記憶手段に記憶している。そして、制御装置８３は、記憶手段に記憶されているデータから目標吐出温度を決定する（ステップ２０１）。次に、制御装置８３には、温度センサー５１からの検出値（吐出温度）が取り込まれる（ステップ２０２）。制御装置８３は、ステップ２０１で決定した目標吐出温度とステップ２０２で取り込んだ吐出温度とを比較する（ステップ２０３）。

吐出温度が目標吐出温度より低い場合には（ステップ２０３；Ｙｅｓ）、高圧側圧力が最適な高圧側圧力より低い傾向にあるため、制御装置８３は、まず、中間圧バイパス弁９が全閉となっているか否かを判定する（ステップ２０４）。中間圧バイパス弁９が全閉である場合には（ステップ２０４；ｙｅｓ）、制御装置８３は、予膨張弁６を閉方向に操作し（ステップ２０５）、膨張機７に流入する冷媒を減圧し、冷媒密度を低下させ、高圧側圧力及び吐出温度を上昇させる。また、中間圧バイパス弁９が全閉でない場合には（ステップ２０４；Ｎｏ）、制御装置８３は、中間圧バイパス弁９を閉方向に操作し（ステップ２０６）、中間圧を上昇させて副圧縮機２の必要圧縮動力を増加させ、高圧側圧力及び吐出温度を上昇させる。

逆に、吐出温度が目標吐出温度より高い場合には（ステップ２０３；Ｎｏ）、高圧側圧力が最適な圧力より高い傾向にあるため、制御装置８３は、まず、予膨張弁６が全開となっているか否かを判定する（ステップ２０７）。予膨張弁６が全開である場合には（ステップ２０７；ｙｅｓ）、制御装置８３は、中間圧バイパス弁９を開方向に操作し（ステップ２０８）、中間圧を低下させて副圧縮機２の必要圧縮動力を減少させ、高圧側圧力及び吐出温度を低下させる。また、予膨張弁６が全開でない場合には（ステップ２０７；Ｎｏ）、制御装置８３は、予膨張弁６を開方向に操作し（ステップ２０９）、膨張機７に流入する冷媒を減圧しないようにすることで、高圧側圧力及び吐出温度を低下させる。

以上のステップの後、ステップ２０１に戻り、以降ステップ２０１からステップ２０９まで繰り返す。このような制御を実行することにより、図６に示すような中間圧バイパス弁９と予膨張弁６とを連携させた制御が実現することになる。具体的には、制御装置８３は、高圧側圧力が低く中間圧バイパス弁の開度が最低開度であるときは予膨張弁６を操作し、高圧側圧力が高く予膨張弁６の開度が最高開度であるときは中間圧バイパス弁９を操作することをもって、高圧側圧力を調整している。なお、図６では、横軸が高圧側圧力の高低を、縦軸上方が予膨張弁６の開度を、縦軸下方が中間圧バイパス弁９の開度を、それぞれ示している。

以上説明したように予膨張弁６及び中間圧バイパス弁９の開度を制御することにより、冷凍サイクル装置１００の高効率な運転を実現することが可能となる。しかしながら、予膨張弁６での圧力差が大きい場合や、中間圧バイパス弁９を流れる流量が大きい場合は、回収すべき動力が減少するため、冷凍サイクル装置１００の運転効率が低下することがある。このため、以下では、広い運転範囲において高効率に動力回収を常に行なうことができ、冷凍サイクル装置１００の運転効率を高効率に維持できる設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）について検討する。

図１０〜図１２は、本発明の実施の形態に係る主圧縮機の一例における設計容積比と運転効率との関係を示す特性図である。また、図１０〜図１２は、運転効率をＣＯＰ改善率として示しており、（Ａ）に設計容積比とＣＯＰ改善率との相関関係を示している。このＣＯＰ改善率は、膨張機７及び副圧縮機２を用いず、膨張弁を用いて図１に示した冷媒回路を構成した冷凍サイクル装置のＣＯＰを基準に示している。また、図１０〜図１２の（Ｂ）では、主圧縮機１の圧縮部（揺動スクロール１０４及び固定スクロール１０５）断面図において、インジェクションポート１１３の位置を示している。また、図１０はインジェクションポートの位置が早い主圧縮機１を示しており、図１１はインジェクションポートの位置が中間の主圧縮機１を示しており、図１２はインジェクションポートの位置が遅い主圧縮機１を示している。ここで、インジェクションポート１１３の位置が「早い」、「中間」及び「遅い」とは、圧縮室１０８にインジェクションポート１１３が開口するまでの回転角度が小さいほど「早い」となり、大きいほど「遅い」ということを意味している。

図１０〜図１２に示すように、冷房運転時及び暖房運転時の双方において、ＣＯＰ改善率が最大となる設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を見いだすことができる。設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）は、所望の高圧側圧力において上記の式（２）が成立している箇所である。密度比一定の制約によって高圧側圧力が所望の範囲から外れた場合、図１０〜図１２の白抜き矢印で示すように、予膨張弁６による冷媒の膨張や、中間圧バイパス弁９及びバイパス経路３３による冷媒のバイパスにより、高圧側圧力を所望の圧力範囲に制御し、冷凍サイクル装置１００の運転効率を高効率に維持することとなる。

また、図１０〜図１２より、冷房運転時及び暖房運転時の双方において、設計容積比（ＶＣ／ＶＤ）を大きくしていったときのＣＯＰ改善率の低下が、設計容積比（ＶＣ／ＶＤ）を小さくしていったときのＣＯＰ改善率の低下よりも大きいことがわかる。このことより、冷房運転時及び暖房運転時の双方においてＣＯＰ改善率を大きくするには、設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を、ＣＯＰ改善率が最大となるときの値よりも所定値だけ小さく設定してやればよいことがわかる。

ＣＯＰ改善率が最大になる運転条件は、冷房運転と暖房運転では同じ設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）であるので、冷房運転と暖房運転を含めて、放熱器の周囲温度が最も低くなり、かつ、蒸発器の周囲温度が最も高くなる条件である。このため、副圧縮機２及び膨張機７の設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を、このようなＣＯＰ改善率が最大となる運転条件における設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）よりも所定値だけ小さく設定してやればよい。

換言すると、式（４）より、分流比Ｗは下記式（５）のように表すことができる。
Ｗ＝（ｈＥ−ｈＦ）／（ｈＢ−ｈＡ）…（５）
このため、副圧縮機２及び膨張機７の設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）は、上記式（３），（５）より、下記式（６）のように表すことができる。
ＶＣ／ＶＥ＝（ＤＥ／ＤＣ）×（ｈＥ−ｈＦ）／（ｈＢ−ｈＡ）…（６）
つまり、ＣＯＰ改善率が最大となる運転条件における（ＤＥ／ＤＣ）×（ｈＥ−ｈＦ）／（ｈＢ−ｈＡ）を求め、この値よりも副圧縮機２及び膨張機７の設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）が所定値だけ小さくなるように、副圧縮機２及び膨張機７の設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を設定してやればよい。

このように副圧縮機２及び膨張機７の設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を設定することにより、密度比一定の制約により最良な高圧側圧力に調整することが困難である場合でも、広い運転範囲において高効率に動力回収を行なうことができ、冷凍サイクル装置１００の運転効率を高効率に維持できる。

ここで、図１０〜図１２からわかるように、インジェクションポート１１３の位置によって、ＣＯＰ改善率が最大となる設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）が異なることがわかる。より詳しくは、インジェクションポート１１３の位置が遅いほど、ＣＯＰ改善率が最大となる設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）が小さくなっている。また、インジェクションポート１１３の位置によって、主圧縮機１の圧縮過程の中途である中間圧も変化する。このため、インジェクションポート１１３の位置も考慮して副圧縮機２及び膨張機７の設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を設定することにより、より高効率に冷凍サイクル装置１００を運転することが可能となる。

図１３は、本発明の実施の形態に係る主圧縮機のインジェクションポート位置の違いによる冷房条件での設計容積比と中間圧との関係を示す特性図である。なお、図１３は、低圧を基準「１」として、中間圧及び高圧を示している。中間圧とは、主圧縮機１の圧縮室１０８に副圧縮機２から冷媒がインジェクションされ、圧縮室１０８とインジェクションポート１１３の経路が閉じられた後の圧縮室１０８内の圧力である。
この図１３には、図１０〜図１２に示した主圧縮機１に対応して、「早い」、「中間」及び「遅い」という３本の右上がりの曲線が示されている。これらは設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）によって定まる分流比Ｗ分の冷媒が副圧縮機２から主圧縮機１の圧縮室１０８に確実にすべてインジェクションされたとした場合の中間圧である。また、図１３には、右下がりの曲線が示されている。これは設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）によって定まる分流比Ｗ分の冷媒が副圧縮機２より吐出される際の吐出圧力である。インジェクションポート１１３の位置での閉込み後の中間圧を示す右上がりの曲線と副圧縮機２で圧縮される圧力である右下がりの曲線との交点より左側で、右上がりの曲線と右下がりの曲線で区画される領域が、運転可能な中間圧となる。例えば、図１３に示す閉込み後の中間圧の曲線を例にとると、「遅い」という右上がりの曲線との交点より、設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を１とした場合、図１２に示す主圧縮機１の閉込み後の中間圧は約２．２となる。
図１３の破線は、高圧と低圧の相乗平均を示してある。設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）が変化するとインジェクション流量が変化するため中間圧も変化する。設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）＝０での右上がり曲線の値が、インジェクション流量がゼロの場合の中間圧を示しており、これがそれぞれのインジェクションポートの位置の中間圧を示している。インジェクションポートの位置が「中間」の場合の中間圧は、高圧と低圧の相乗平均に概ね一致するようにした。

図１３からわかるように、インジェクションポート１１３の位置が「遅い」ほど、閉込み後の中間圧が増大することがわかる。これは、インジェクションポート１１３の位置が「遅い」ほど、圧縮室１０８の容積が減少するため、インジェクションされる冷媒の流量が相対的に増大するためである。閉込み後の中間圧が大きすぎると、以下の理由により、副圧縮機２から主圧縮機１へインジェクションできなくなり、高圧が制御できずに増大して運転効率が低下する可能性がある。
また、図１３の右上がりの曲線と右下がりの曲線の交点では、副圧縮機２の吐出圧力と主圧縮機１のインジェクションポート１１３の位置での閉込み後の中間圧が一致しており、ＣＯＰ改善率が最大となる。

つまり、膨張機７での回収動力と副圧縮機２での圧縮動力とがおよそ等しくなるとして、式（４）を示した。しかしながら、厳密には、式（４）で示した出口比エンタルピｈＢは、副圧縮機２の出口比エンタルピではなく、主圧縮機１の圧縮過程の中途（つまり、副圧縮機２からインジェクションされた位置）における比エンタルピを示すものである。このため、副圧縮機２の出口比エンタルピをｈＢ’とすると、式（４）の（ｈＢ−ｈＡ）は、下記式（７）のようになる。
ｈＢ−ｈＡ＝ｈＢ’−ｈＡ ＋α≧ｈＢ’−ｈＡ…（７）

すなわち、主圧縮機１の入口から圧縮過程の中途までのエンタルピの差は、副圧縮機２の入口から出口までのエンタルピ差より大きく、その要因は、副圧縮機２から吐出された冷媒を主圧縮機１にインジェクションするための所要動力（αに相当する部分）である。つまり、厳密には、「膨張機７での回収動力」は、「副圧縮機２での圧縮動力」と釣り合うわけではなく、「副圧縮機２での圧縮動力と、副圧縮機２の主圧縮機１への流入仕事の和」が釣り合う。このため、閉込み後の中間圧が大きすぎると副圧縮機２の主圧縮機１への流入仕事が増大し、副圧縮機２から主圧縮機１へインジェクションできなくなる。

図１４は、図１０〜図１２に示した冷房条件における設計容積比とＣＯＰ改善率との関係に図１３の結果を反映させたものである。図１４に太線で示す上に凸の３本の曲線が、左から「遅い」、「中間」、「早い」場合のＣＯＰ改善率である。破線は、これら各曲線の頂点の包絡線である。この包絡線も最大値を有する曲線（上に凸の曲線）となっている。図１４から、インジェクションポート１１３の位置が「中間」から「遅い」側へ向かうにしたがって、ＣＯＰ改善率が低下することがわかる。これは、インジェクションポート１１３の位置が「中間」から「遅い」側へ向かうにしたがって、インジェクション流量が多くなり、圧力損失によって冷媒を主圧縮機１にインジェクションするための所要動力（αに相当する部分）が大きくなるからである。また、インジェクションポート１１３の位置が「中間」よりも「早い」側へ向かうにしたがって、ＣＯＰ改善率が低下することがわかる。これは、インジェクションポート１１３の位置が「中間」よりも「早い」側へ向かうにしたがって、インジェクションポート１１３の形成位置により、副圧縮機２から主圧縮機１へ冷媒をインジェクションしづらくなってくるためである。所要動力（αに相当する部分）は不確定要素が大きいため、「中間」から「早い」側の方にインジェクションポート１１３の位置を定める方が好ましい。

また、図１５は、本発明の実施の形態に係る主圧縮機のインジェクションポート位置の違いによる暖房条件での設計容積比と中間圧との関係を示す特性図であり、図１６は、図１０〜図１２に示した暖房条件における設計容積比とＣＯＰ改善率との関係に図１５の結果を反映させたものである。暖房条件においても、冷房条件と同様に、インジェクションポート１１３の位置が「中間」から「遅い」側へ向かうにしたがって、ＣＯＰ改善率が低下することがわかる。冷房条件と同様、インジェクションポート１１３の位置が「中間」から「遅い」側へ向かうにしたがって、インジェクション流量が多くなり、圧力損失によって冷媒を主圧縮機１にインジェクションするための所要動力（αに相当する部分）が大きくなるからである。また、インジェクションポート１１３の位置が「中間」よりも「早い」側へ向かうにしたがって、ＣＯＰ改善率が低下することがわかる。冷房条件と同様、インジェクションポート１１３の位置が「中間」よりも「早い」側へ向かうにしたがって、インジェクションポート１１３の形成位置により、副圧縮機２から主圧縮機１へ冷媒をインジェクションしづらくなってくるためである。所要動力（αに相当する部分）は不確定要素が大きいため、暖房条件においても、冷房条件と同様、「中間」から「早い」側の方にインジェクションポート１１３の位置を定める方が好ましい。

本実施の形態では、主圧縮機１にインジェクションするための所要動力が大きくなりすぎないように、つまり、閉込み後の中間圧が大きくなりすぎないように、インジェクションポート１１３の位置及び設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を決定している。具体的には、設定可能な運転範囲の中でＣＯＰ改善率が最大となる運転条件における高圧（主圧縮機１の吐出圧力）と低圧（主圧縮機１の吸入圧力）の相乗平均値以下となるように、中間圧（より詳しくは、閉込み後の中間圧）を設定している。そして、この中間圧となるように、インジェクションポート１１３の位置及び設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を決定している。

このように、主圧縮機１にインジェクションするための所要動力が大きくなりすぎないようにすることにより、つまり、閉込み後の中間圧が大きくなりすぎないようにすることにより、より高効率に冷凍サイクル装置１００を運転することが可能となる。また、一般的に、高圧と低圧の相乗平均値以下に中圧を設定すると、冷凍サイクル装置を高効率に運転できるとされている。このため、設定可能な運転範囲の中でＣＯＰ改善率が最大となる運転条件における高圧（主圧縮機１の吐出圧力）と低圧（主圧縮機１の吸入圧力）の相乗平均値以下となるように中間圧（より詳しくは、閉込み後の中間圧）を設定することで、さらに高効率に冷凍サイクル装置１００を運転することが可能となる。

また、閉込み後の中間圧が大きくなりすぎると、インジェクション後の主圧縮機１の圧縮過程（中間圧から高圧までの圧縮過程）において過圧縮が発生して主圧縮機１の電気入力が増大し、冷凍サイクル装置１００の運転効率が低下する可能性もある。このため、副圧縮機２の主圧縮機１への流入仕事による運転効率の低下に加え、過圧縮による運転効率の低下も考慮して設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を設定することにより、さらに高効率に冷凍サイクル装置１００を運転することが可能となる。

図１４及び図１６に示すように、インジェクションポート位置が「遅い」とＣＯＰが低下するため、設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を１から２．５の間に設定すると、冷凍サイクル装置の運転範囲内で高ＣＯＰを実現できる。

以上、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００においては、設定可能な運転条件の中でＣＯＰ改善率が最大となる運転条件の（ＤＥ／ＤＣ）×（ｈＥ−ｈＦ）／（ｈＢ−ｈＡ）を求め、この値よりも副圧縮機２及び膨張機７の設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）が所定値だけ小さくなるように、副圧縮機２及び膨張機７の設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を設定している。このため、密度比一定の制約により最良な高圧側圧力に調整することが困難である場合でも、広い運転範囲において高効率に動力回収を行なうことができ、冷凍サイクル装置１００の運転効率を高効率に維持できる。

また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００においては、主圧縮機１にインジェクションするための所要動力が大きくなりすぎないように、つまり、閉込み後の中間圧が大きくなりすぎないように、インジェクションポート１１３の位置及び設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を決定している。具体的には、設定可能な運転範囲の中でＣＯＰ改善率が最大となる運転条件における高圧（主圧縮機１の吐出圧力）と低圧（主圧縮機１の吸入圧力）の相乗平均値以下となるように、中間圧（より詳しくは、閉込み後の中間圧）を設定している。そして、この中間圧となるように、インジェクションポート１１３の位置及び設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を決定している。このため、より高効率に冷凍サイクル装置１００を運転することができる。

また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００においては、設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を１から２．５の間に設定しているので、さらに高効率に冷凍サイクル装置１００を運転することができる。

また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００においては、中間圧バイパス弁９と予膨張弁６の開度操作により、望ましい高圧側圧力に調整し、なおかつ膨張機７をバイパスさせることなく動力回収を確実に行なうようになっている。このため、さらに高効率に冷凍サイクル装置１００を運転することができる。

また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００においては、膨張機７をバイパスする量が大きい場合に懸念される、膨張機７の回転数が低く、摺動部での潤滑状態悪化、膨張さらには膨張機７の経路内に油が滞留することによる圧縮機内の油枯渇、再起動時の冷媒寝込み起動など、といった信頼性低下に繋がる現象を低減することもできる。

また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００においては、膨張機バイパス弁が不要であるため、膨張機バイパス弁で冷媒を膨張させる際に発生する絞り損失がないため、蒸発器での冷凍効果の減少を小さくすることができる。

また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００においては、副圧縮機２が冷媒の圧縮をほとんどできないような場合でも、循環している冷媒の一部を副圧縮機２に流入させるようにしている。このため、冷凍サイクル装置１００では、循環している冷媒の全量を流入させている場合と比較しても、副圧縮機２が冷媒の流路抵抗となって性能を低下させることがない。副圧縮機２が冷媒の圧縮をほとんどできないような場合とは、例えば、外気温度が低い冷房運転や、室内温度が低い暖房運転など、高圧側圧力と低圧側圧力の差が小さく、膨張機７の回収動力が極端に小さくなる場合である。

また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００においては、駆動源のある主圧縮機１と、膨張機７の動力により駆動する副圧縮機２と、に圧縮機能が分割されて構成されている。したがって、冷凍サイクル装置１００によれば、構造設計や機能設計も分割できるため、駆動源・膨張機・圧縮機一体集約機と比較して設計上または製造上の課題が少ない。

なお、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００においては、中間圧バイパス弁９と予膨張弁６の開度操作の目標値を主圧縮機１の吐出温度としているが、主圧縮機１の吐出配管３５に圧力センサーを設け、吐出圧力により制御してもよい。

また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００においては、中間圧バイパス弁９と予膨張弁６の開度操作の目標値を主圧縮機１の吐出温度としているが、冷房運転時に蒸発器として機能する室内熱交換器２１の冷媒出口の過熱度を目標値にしてもよい。この場合は、膨張機７の出口から、主圧縮機１または副圧縮機２の間の冷媒配管上に設置する低圧側圧力を検知する圧力センサーからの情報と、室内熱交換器２１の冷媒出口温度を検知する温度センサーからの情報と、を基に、制御装置８３にあらかじめＲＯＭ等にテーブルとして記憶しておき、目標過熱度を決定するとよい。

また、室内機８２に制御装置を設けて目標過熱度を設定してもよい。この場合、室内機８２と室外機８１との通信により目標過熱度を制御装置８３に無線又は有線で送信するようにするとよい。

さらに、高圧側圧力と蒸発器との過熱度の関係は、高圧側圧力が高いほど過熱度も大きくなり、高圧側圧力が低いほど過熱度も小さくなるため、図５のフローチャートにおいてステップ２０３の吐出温度を過熱度に置き換えた制御とすればよい。

また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００においては、中間圧バイパス弁９と予膨張弁６の開度操作の目標値を主圧縮機１の吐出温度としているが、暖房運転時に放熱器として機能する室内熱交換器２１の冷媒出口の過冷却度を目標値にしてもよい。
ここで、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００は冷媒として二酸化炭素を用いている場合を示しているが、このような冷媒を用いた場合、放熱器の空気温度が高いとき、従来のフロン系冷媒のように高圧側で凝縮を伴わず超臨界サイクルとなるため飽和圧力と温度から過冷却度を算出することができない。そこで、図９に示すように、臨界点でのエンタルピを基準に擬似飽和圧力と擬似飽和温度Ｔｃを設定し、冷媒の温度Ｔｃｏとの差を擬似過冷却度Ｔｓｃとして用いればよい（下記式（８）参照）。
Ｔｓｃ＝Ｔｃ−Ｔｃｏ…（８）
また、高圧側圧力と放熱器の過熱度との関係は、高圧側圧力が高いほど過冷却度も大きくなり、高圧側圧力が低いほど過冷却度も小さくなるため、図５のフローチャートにおいてステップ２０３の吐出温度を過冷却度に置き換えた制御とすればよい。

また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００においては、副圧縮機２で圧縮された冷媒を主圧縮機１の圧縮室１０８にインジェクションするようにしているが、例えば主圧縮機１の圧縮機構を二段圧縮として、低段側圧縮室と後段側圧縮室をつなぐ経路にインジェクションするようにしてもよい。さらに、主圧縮機１を複数の圧縮機で二段圧縮する構成としてもよい。

また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００においては、室外熱交換器４及び室内熱交換器２１は、空気と熱交換する熱交換器とした場合を例に説明したが、これに限定するものではなく、水やブラインなど、他の熱媒体と熱交換をする熱交換器としてもよい。

また、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００においては、冷暖房に係る運転モードに対応した冷媒流路の切り替えを、第１四方弁３及び第２四方弁５によって行なっている場合を例に説明したが、これに限定するものではなく、例えば二方弁、三方弁または逆止弁などによって、冷媒流路の切り替えを行う構成としてもよい。

本発明は、例えば給湯装置、家庭用冷凍サイクル装置、業務用冷凍サイクル装置、車両用冷凍サイクル装置等に適している。そして、広い運転範囲において動力回収を常に行い、効率の良い運転が可能な冷凍サイクル装置を提供することができる。特に、二酸化炭素を冷媒として高圧側が超臨界状態となる冷凍サイクル装置で効果が大きい。なお、例えば、給湯装置に本発明に係る冷凍サイクル装置を用いる場合、設定可能な運転条件の中でＣＯＰ改善率が最大となる運転条件を、蒸発器の周囲温度が最も高く、放熱器に流入する水の温度が最も低く、放熱器から流出する水の温度（設定される出湯温度）が最も低くなる条件とし、副圧縮機２及び膨張機７の設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を設定すればよい。

１ 主圧縮機、２ 副圧縮機、３ 第１四方弁、４ 室外熱交換器、５ 第２四方弁、６ 予膨張弁、７ 膨張機、８ アキュームレータ、９ 中間圧バイパス弁、１０ 逆止弁、２１ 室内熱交換器、３１ 副圧縮経路、３２ 吸入配管、３３ バイパス経路、３４ 冷媒流路、３５ 吐出配管、３６ 液管、３７ ガス管、４３ 駆動軸、５１，５２，５３ 温度センサー、８１ 室外機、８２ 室内機、８３ 制御装置、８４ 密閉容器、１００ 冷凍サイクル装置、１０１ シェル、１０２ モーター、１０３ シャフト、１０４ 揺動スクロール、１０５ 固定スクロール、１０６ 流入配管、１０７ 低圧空間、１０８ 圧縮室、１０９ 圧縮室、１１０ 流出ポート、１１１ 高圧空間、１１２ 流出配管、１１３ インジェクションポート、１１４ インジェクション配管。

Claims (10)

1. 冷媒を低圧から高圧まで圧縮する主圧縮機と、
   前記主圧縮機から吐出された前記冷媒の熱を放散する放熱器と、
   前記放熱器を通過した前記冷媒を減圧する膨張機と、
   前記膨張機より流出された前記冷媒が蒸発する蒸発器と、
   前記蒸発器と前記主圧縮機の吸入側とを接続する吸入配管に一端が接続され、他端が前記主圧縮機の圧縮過程の中途に接続された副圧縮経路と、
   前記副圧縮経路に設けられ、前記蒸発器から流出した低圧の前記冷媒の一部を中間圧まで圧縮し、前記主圧縮機の圧縮過程の中途にインジェクションする副圧縮機と、
   前記膨張機と前記副圧縮機とを接続し、前記膨張機によって前記冷媒が減圧される際に発生する動力を前記副圧縮機に伝達する駆動軸と、
   を備えた冷凍サイクル装置であって、
   当該冷凍サイクル装置の設定可能な運転範囲の中で運転効率が最大となる条件における、前記放熱器から流出した前記冷媒の密度をＤＥ、前記蒸発器から流出した前記冷媒の密度をＤＣ、前記膨張機に流入する前記冷媒の比エンタルピをｈＥ、前記膨張機から流出した前記冷媒の比エンタルピをｈＦ、前記主圧縮機が吸入する前記冷媒の比エンタルピをｈＡ、及び、前記主圧縮機の前記圧縮過程の中途における前記冷媒の比エンタルピをｈＢと定義した場合、
   前記副圧縮機の行程容積ＶＣを前記膨張機の行程容積ＶＥで割った値である設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）が、（ＤＥ／ＤＣ）×（ｈＥ−ｈＦ）／（ｈＢ−ｈＡ）よりも小さく設定されている冷凍サイクル装置。
2. 請求項１に記載の冷凍サイクル装置は、空気調和装置に用いられる冷凍サイクル装置であり、
   前記放熱器及び前記蒸発器は、空気と前記冷媒とが熱交換する熱交換器であって、
   当該冷凍サイクル装置の設定可能な運転範囲の中で運転効率が最大となる条件とは、
   前記放熱器の周囲温度が最も低く、かつ前記蒸発器の周囲温度が最も高くなる運転状態である冷凍サイクル装置。
3. 請求項２に記載の冷凍サイクル装置は、冷暖房可能な冷凍サイクル装置であり、
   前記設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）が、
   暖房運転時の（ＤＥ／ＤＣ）×（ｈＥ−ｈＦ）／（ｈＢ−ｈＡ）以下で、冷房運転時の（ＤＥ／ＤＣ）×（ｈＥ−ｈＦ）／（ｈＢ−ｈＡ）以上に設定されている冷凍サイクル装置。
4. 前記主圧縮機の前記副圧縮経路の接続位置における前記冷媒の中間圧が、
   当該冷凍サイクル装置の設定可能な運転範囲の中で運転効率が最大となる条件における低圧と高圧の相乗平均値より小さく設定されている請求項１〜請求項３のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記設計容積比（ＶＣ／ＶＥ）を１以上２．５以下とした請求項１〜請求項４のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記膨張機と前記放熱器の間に設けられ前記膨張機に流入する冷媒を減圧する予膨張弁と、
   前記副圧縮機の吐出側配管と前記吸入配管とを接続するバイパス経路と、
   前記バイパス経路に設けられ、前記バイパス経路を流れる冷媒の流量を調整するバイパス弁と、
   前記予膨張弁の開度及び前記バイパス弁の開度を制御する制御装置と、
   を備えた請求項１〜請求項５のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記制御装置は、前記予膨張弁の開度と前記バイパス弁の開度を制御して前記冷媒の高圧側圧力を調整する請求項６に記載の冷凍サイクル装置。
8. 前記制御装置は、前記予膨張弁の開度と前記バイパス弁の開度を制御して、主圧縮機から吐出される前記冷媒の温度を調整する請求項６に記載の冷凍サイクル装置。
9. 前記バイパス経路における前記吸入配管側の端部は、
   前記副圧縮経路と前記吸入配管との接続部から前記主圧縮機までの間の前記吸入配管に接続されている請求項６〜請求項８のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
10. 前記冷媒として二酸化炭素を用いる請求項１〜請求項９のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。

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