JP2016125746A - 冷凍又は空調装置及びその制御方法 - Google Patents

Abstract

【課題】近似逆エリクソンサイクルを構成する冷凍又は空調装置の熱効率を向上させる。
【解決手段】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。
【選択図】図１

Description

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。

ここで、式(c)のCOP_los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Ｒ_cop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COP_teh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、COP_los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COP_pc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COP_losを計算すると、(−０．０１０＜COP_los＜０．０２５)程度であり、理論成績係数COP_teに対する損失Ｒ_los（＝COP_los／COP_teは、−０．５８％（Ｒ７１７）＜Ｒ_los＜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（ＮＨ_３）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Ｔ_loutが過冷却液出口温度の設定値T_set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Ｔ_lout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T_set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（ＮＨ_３）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（ＮＨ_３）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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