実施の形態1.
 図1は、この発明の実施の形態による冷凍空 調装置の構成図である。図1では、冷凍サイ� �ル(ヒートポンプサイクル)を利用した冷凍空 調装置(冷凍サイクル装置)を、冷媒の流れ(配 管接続関係)に合わせて模式的に表している� �ここで、各図において、同一の符号を付し� �ものは、同一又はこれに相当する動作機能� �行なうものであり、これは明細書の全文に� �いて共通している。さらに、明細書全文に� �れている構成要素の形態は、あくまで例示� �あってこれらの記載に限定されるものでは� �い。

 図1において、膨張機1は膨張機構2とサブ� ��縮機構3とを有する。そして、膨張機1とガ� �クーラ(冷却器)8とを、冷媒の流れに対して� �サブ圧縮機構3がガスクーラ8の上流側、膨張 機構2がガスクーラ8の下流側となるように配� ��接続する。ここで、ガスクーラ8出口と膨張 機構2入口側との間には予膨張弁9を設けてい� ��。

 さらに膨張機構2で減圧された後の冷媒が 、蒸発器10を経て主圧縮機4の吸入側に至るよ うに配管接続する。そして、モータ5及び主� �縮機構6とを有する主圧縮機4の吐出側(出口� �となる)とサブ圧縮機構3の吸入側(入口側と� �る)との間に中間冷却器7を設けて配管接続す る。さらに、例えば電磁式膨張弁等からなり 、絞りにより流量調整をすることができる中 間冷却バイパス弁12を設けたバイパス路11を� �間冷却器7と並列に配管接続する。

 主圧縮機4のモータ5に電気(電力)が供給さ れると主圧縮機構6が冷媒の圧縮動作を開始� �、冷媒を吐出する。次に、圧縮された冷媒� �中間冷却器7が所定の温度まで冷却する。中� ��冷却器7で冷却された冷媒をサブ圧縮機構3� �更に追加圧縮して吐出する。サブ圧縮機構3� ��圧縮された段階における冷媒が最も高圧と� ��る。高圧域にて、ガスクーラ8が空気、水等 との熱交換により冷媒を冷却し、さらに膨張 機構2が減圧することにより、低圧になった� �媒を、蒸発器10が熱交換により加熱する(冷� �が吸熱することになる)。加熱した冷媒を主� ��縮機4が吸入側から吸入し、再度吐出側から 吐出する。以上のようにして各機器を配管接 続することにより、本実施の形態の冷凍空調 装置による冷凍サイクル(冷媒回路)を形成す� ��。ガスクーラ8、蒸発器10における熱交換を� ��所定の空間、熱交換対象等により行なうこ� ��により、空間の冷暖房、熱交換対象の加熱� ��冷却等を行なうことができる。なお、本実� ��の形態等でいう高圧、低圧は冷媒回路内に� ��ける圧力の相対的な関係を表すものとする� ��

 また、本実施の形態の冷凍空調装置では� ��サブ圧縮機構3入口(中間冷却器7出口)及びガ スクーラ8の出口(下流側)となる部分の温度を それぞれ検知するための温度検知手段21及び2 2並びに圧力をそれぞれ検知するための圧力� �知手段23及び24を設ける。さらに、コンピュ� ��タ等で構成する制御手段30を設けるものと� �る。制御手段30は、膨張機構2入口の冷媒比� �積及びサブ圧縮機構3入口の冷媒比容積を算� ��し、膨張機構2とサブ圧縮機構3との間の冷� �比容積比と吸入容積比とを比較する。容積� �の比較に基づいて、中間冷却バイパス弁12を 制御してサブ圧縮機構3入口の冷媒比容積の� �整、予膨張弁9を制御して膨張機構2入口の冷 媒比容積の調整を行なう。制御手段30を設置� ��る場所については特に限定するものではな� ��。

 本実施の形態の冷凍空調装置は、中間冷� ��バイパス弁12を有する中間冷却バイパス流� �11を中間冷却器7と並列に設けるようにする� �そして、制御手段30が(膨張機構2入口の冷媒� ��容積/サブ圧縮機構3入口の冷媒比容積)>(� �張機構2の吸入容積/サブ圧縮機構3吸入容積)� ��判断したときには、中間冷却バイパス弁12� �制御して、サブ圧縮機構3入口の冷媒比容積� ��調整する。これにより、膨張機構2における 動力回収を目減りさせることなく、“密度比 一定の制約”に基づく体積流量のマッチング を図るようにしたものである。

 図2は図1の冷凍空調装置に係る膨張機設計� �におけるモリエル線図である。縦軸は冷媒� �圧力を表し、横軸は比エンタルピを表す。� �2におけるb→cが、図1におけるガスクーラ8で の冷媒冷却過程を表す。ここで、冷媒の種類 については、特に限定するものではないが、 本実施の形態では例えばCO ₂  を冷媒として想定する。そのため、図2にお� �ては圧力Phが臨界圧を超えている。例えば、 ガスクーラ8の出口側から流出した冷媒を、� �張弁のように膨張動力を回収しない絞り手� �で減圧すると、点cから比エンタルピ一定で� ��圧するため、点d’に至る減圧過程を辿るこ とになる。これに対して、本実施の形態のよ うに、膨張機構2により膨張動力を発生させ� �がら減圧するとc→dの減圧過程を辿る。これ らの減圧過程における比エンタルピ差hd’-hd� ��が、動力として回収されるエネルギとなる� ��回収に係るエネルギは、主圧縮機機構7が行 なう冷媒圧縮過程(図2におけるa→e)及び中間� ��却器7による中間冷却過程(図2におけるe→e� �)を経た冷媒を圧縮するサブ圧縮機構3が行な うサブ圧縮過程(図2におけるe’→b)における� ��力として利用される。

 このとき、比エンタルピ差ha-hd分が冷凍� �力に相当する。そして、冷凍能力を低圧Plか ら中間圧Pmまで冷媒を昇圧させるときのモー� ��5の入力(電力供給)に相当するhe-haで除した� �が、所謂C.O.P.である。例えば、圧縮過程に� �いて主圧縮機4の主圧縮機構6が低圧Plから高� ��Phまで冷媒を圧縮し、膨張過程において動� �回収を行なわずに冷凍能力がha-hd’となる場 合と比較すると、本実施の形態の冷凍空調装 置は、入力と冷凍能力の両面でC.O.P.の向上に 寄与していることがわかる。

 ここで、中間圧Pmは、動力のマッチング(� ��張機構2がどれだけの動力を回収でき、回収 分をどれだけサブ圧縮機構3の動力として利� �できるか)によって決定される。サブ圧縮過� ��e’→bにおいて、サブ圧縮機構3が行なう仕� ��分hb-he’は、回収動力分hc-hdから、膨張機1� �膨張機構2による膨張過程、サブ圧縮機3によ るサブ圧縮過程における図示損失(漏れ損失� �吐出損失等)及び摺動部等における機械損失� ��差し引いたものと釣り合うレベルとなる。� ��たがって、各損失が小さい高効率の膨張機1 を用いるほど、中間圧Pmを下げることができ� ��主圧縮機4の入力に相当するhe-haを小さくす� ��ことができ、C.O.P.が向上する。

 ここで、容積型の流体機械で膨張及びサブ� ��縮を行なうとき、高圧冷媒であるCO ₂  を用いることにより損失増大要因となるのが 、漏れ損失と機械損失である。特に機械損失 については、高差圧ゆえに損失増大が容易に 生じ、回収動力を上回りかねない。そのため 、高差圧に起因するガス荷重の処理を適切に 行なうことが、CO ₂  を冷媒として用いた冷凍サイクルにおける動 力回収の成否を左右するキーポイントになる 。

 図3は膨張機1の構成例の詳細を示す断面� �である。図3の膨張機1は、膨張過程での動力 回収を行なう膨張機構2と回収した動力を用� �てサブ圧縮を行なうサブ圧縮機構3との一体� ��のスクロール型の膨張機を表している。図3 において、図1で説明した冷媒を膨張させ、� �力を回収する膨張機構2を、膨張固定スクロ� ��ル51と膨張揺動スクロール52とで構成する。 また、膨張機構2で回収した動力によって冷� �を圧縮するサブ圧縮機構3を、サブ圧縮固定� ��クロール61とサブ圧縮揺動スクロール62とで 構成する。ここで、膨張揺動スクロール52と� ��ブ圧縮揺動スクロール62とは共通の台板の� �面に背面合わせ一体に形成している(以下、� ��別しない場合には、揺動スクロール70とし� �説明する)。

 図3において、主圧縮機4が圧縮した後の� �間圧Pmの冷媒を、サブ圧縮吸入管(図示せず)� ��介してサブ圧縮機構3が吸入し、高圧Phまで� ��圧して吐出弁53から吐出させる。そして、� �出弁53が吐出し、サブ圧縮固定スクロール61� ��面側の上部空間内に一旦開放された冷媒を� ��サブ圧縮吐出管42から密閉容器41(膨張機1)外 部に吐出する。さらに、サブ圧縮吐出管42か� ��吐出し、ガスクーラ8を経由した高圧の冷媒 を、膨張吸入管43を介して膨張機構2が吸入し て低圧Plまで減圧し膨張させる。その膨張過� ��において、膨張機構2は、サブ圧縮機構3が� �媒を圧縮するために必要な動力を回収する� �そして、サブ圧縮固定スクロール61と膨張固 定スクロール51の間に形成された揺動スクロ� ��ルの運動空間を経由して膨張吐出管44から� �媒を密閉容器41(膨張機1)外部に吐出する。こ こで、冷媒の圧力に関し、サブ圧縮機構3の� �周部となる空間においては中間圧Pmであり、 揺動スクロール運動空間においては膨張後の 低圧Plであるため、これらの間に外周シール7 1を配し、空間を遮断するようにしている。

 揺動スクロール70において、膨張機構2側� ��膨張揺動スクロール52で回収した膨張動力� �サブ圧縮機構3側のサブ圧縮揺動スクロール6 2の圧縮仕事を行なうときの運動の位置と位� �を規正するために軸72とオルダムリング77が� ��されているので、圧縮のための動力と揺動� ��クロール52、軸72、オルダムリング73等の駆� ��に伴なう摺動損失分の仕事を回収動力でま� ��なうことになる。

 軸72は、揺動スクロール70中央の揺動軸受 70a部分を貫通している。軸72の両側をサブ圧� ��固定スクロール61中央部に設けられた上軸� �61aと膨張固定スクロール51中央部に設けられ た下軸受51aとが支持している。そして、上軸 受61aの上側と下軸受51aの下側に、遠心力によ るアンバランスを相殺する上バランサ74a及び 下バランサ74bを装着する。また、下バランサ 74bの更に下の軸端には下部空間に貯留した潤 滑油80を各軸受部に供給するための油ポンプ7 5を取り付けている。

 軸72内には、主に下軸受51a部に給油する� �めの油孔72aと上軸受61a部及び揺動軸受70a部� �に給油するための油孔72b及び中央にガス抜� �孔72cを設けている。軸72の上軸受61a対応部分 外周面に設けた螺旋溝(図示せず)によって上� ��受61aに供給された油は上部空間にオーバー� ��ローするようになっている。

 ここで、サブ圧縮機構3であるサブ圧縮揺 動スクロール62とサブ圧縮固定スクロール61� �追加圧縮する冷媒は、主圧縮機4からの潤滑� ��を含んでいる。そこで、サブ圧縮を行なっ� ��後、冷媒を上部空間に一旦開放することに� ��り、油分離を行なう。その後、サブ圧縮吐� ��管42から吐出するようにする。上軸受61a上� �からのオーバーフロー分と上部空間で分離� �た分の油とが、上部空間の下部に溜まり、� �らに返油孔76を経由して下部空間に潤滑油80� ��して貯留する。

 以上のような構成の膨張機1において、膨張 過程及びサブ圧縮過程に関わる可動部品であ る揺動スクロール70は、膨張揺動スクロール5 2とサブ圧縮揺動スクロール62とを背面合わせ 一体で形成したものである。そのため、CO ₂  等を冷媒とした場合のような高差圧下でスク ロール型の膨張機を用いるときに問題となる 軸方向ガス荷重に対して、所謂、スラストキ ャンセルという解決策を与えることになる。 それと共に、膨張機構2からサブ圧縮機構3へ� ��動力の伝達を揺動スクロール70という部品� �内部で完結(クローズ)することができる。

 一般に、駆動機構と被駆動機構が軸を介� ��て連結されている場合、駆動力と被駆動負� ��が双方とも偶力である場合を除いて、軸を� ��持している軸受部に伝達動力に応じた軸受� ��重が作用する。しかし、図3の膨張機1では� �膨張機構2側の膨張揺動スクロール52とサブ� �縮機構3側のサブ圧縮揺動スクロール62が背� �合わせ一体化した揺動スクロール70内で動力 伝達が完結する。そのため、軸受荷重として 現れるのは、揺動スクロール70、軸72、オル� �ムリング73、油ポンプ75等の運動に伴なう動� ��、摺動損失だけとなる。このように、サブ� ��縮機構3を膨張機構2で駆動する二軸方式に� �いて、膨張過程及びサブ圧縮過程に関わる� �動部品を一体化し、損失発生部分を少なく� �ることで、回収動力で賄うべき機械損失等� �極小化することができる。

 図4は、中間冷却器7による中間冷却を行な� �ない場合の冷凍サイクルを示すモリエル線� �である。図2の場合と比較すると中間圧Pmが� �くなっている。モリエル線図上では、断熱� �縮及び膨張過程は等エントロピ線に沿って� �上がりの線となるが、比エンタルピが大き� �領域(線図上において右方向)へ行くほど、冷 媒の物性から等エントロピ線の傾きが小さく なる(寝る)傾向にある。これは同じ昇圧幅で� ��、右へ行くほど(比エンタルピが大きいほど )冷媒を圧縮するために要する仕事量が大き� �なることを意味している。
このため、中間冷却を行なわずに比エンタル ピが大きい領域でサブ圧縮機3によるサブ圧� �を行なった場合、中間冷却を行なって比エ� �タルピが小さくなった冷媒をサブ圧縮した� �合と比較して、同じ回収動力では昇圧幅が� �さくなり、中間圧Pmが高くなる。したがって 、主圧縮機4での昇圧幅Pm-Plが広がり、圧縮に 要する仕事に相当するhe-haが大きくなるので� ��C.O.P.的には不利である。

 このように、CO ₂  冷媒について、中間冷却することにより等エ ントロピ線の傾きが大きい領域でサブ圧縮を 行なうことを、“Plankの追加圧縮”といい、� ��くから知られた技術である。また、膨張機1 の効率が極端に低い場合を除いて、膨張機構 2が回収した動力を用いてこの追加圧縮をサ� �圧縮過程として行なうときに、動力のマッ� �ングから定まる冷凍サイクルが最適に近い� �いう検討結果も近年、公表されている。

 動力のマッチングから追加圧縮に係る冷� ��サイクルを確定するとき、温度検知手段21� �検知する中間冷却器7の出口側の温度がパラ� ��ータとなる。冷凍・空気調和(特に冷房)用� �を考えた場合、通常、中間冷却器7はガスク� ��ラ8と共に、室外機熱交換器がその機能を担 うことになる。そのため、温度検知手段22が� ��知するガスクーラ8の出口側の温度と等しい とするのが適切であり、上記の検討結果でも そうなっている。

 図3に示すような膨張機1を設計する際に� �、以上のような前提の下、温度条件から中� �冷却+動力回収の冷凍サイクルを求め、これ� ��設計条件とする。そして、この設計条件に� ��ける膨張機構2入口とサブ圧縮機構3入口(そ� ��ぞれの位置における冷媒の状態は、図2にお ける点cと点e’の状態となる)における冷媒比 容積比と等しくなるように膨張吸入容積とサ ブ圧縮吸入容積の比を定めることをスタート として、膨張機1に係る各ディメンジョン(他� ��条件等)の決定を進めていくことになる。

 このような設計に基づいて製作した膨張� ��1は、設計条件で運転する場合、当然のこと ながら、動力のマッチングと体積流量のマッ チング(所謂“密度比一定の制約”)とが両方� ��もとれている。しかし、上述したように、� ��件変化に伴って設計条件以外の条件で運転� ��るには、体積流量のマッチングを取るため� ��調整を行なう必要がある。

 図5は、膨張機バイパスと予膨張とによっ て体積流量のマッチングをとる場合の従来の 冷凍空調装置を模式的に表す構成図である。 図1の本発明の構成図と較べると、中間冷却� �7をバイパスする管路とバイパスの流量を調� ��するための中間冷却バイパス弁12に代わっ� �、膨張機構2をバイパスする膨張弁13を備え� �いる。

 図5の冷凍空調装置で採用する流量マッチ ングの方法は、(膨張機構2入口の冷媒比容積/ サブ圧縮機構3入口の冷媒比容積)>(膨張機� �2の吸入容積/サブ圧縮機構3の吸入容積)の場� ��には過剰となる流量分を膨張弁13でバイパ� �させる。(膨張機構2入口の冷媒比容積/サブ� �縮機構3入口の冷媒比容積)<(膨張機構2の吸 入容積/サブ圧縮機構3の吸入容積)の場合には 体積流量の不足分を補うように膨張機構2入� �前に位置する予膨張弁9で減圧・予膨張させ� ��。これは動力回収を有する冷凍サイクルに� ��ける体積流量をマッチングさせる手法とし� ��は、よく知られた常套的なものである。

 これに対して、図1に示す本実施の形態の 冷凍空調装置においては、温度検知手段21及� ��22の検知に係る温度並びに圧力検知手段23及 び24の検知に係る圧力に基づいて、制御手段3 0が、膨張機構2入口の冷媒比容積とサブ圧縮� ��構3入口の冷媒比容積とを算出する。そして 、(膨張機構2入口の冷媒比容積/サブ圧縮機構 3入口の冷媒比容積)>(膨張吸入容積/圧縮吸� ��容積)であると判断すると、中間冷却バイパ ス弁12の開度を開き、主圧縮機が吐出した冷� ��を一部を分流して中間冷却バイパス流路11� �通過させる(バイパスする)。これにより、中 間冷却バイパス弁12を経ずに中間冷却されな� ��った冷媒と中間冷却器7で冷却されてきた冷 媒を混合することで、サブ圧縮機構3が吸入� �る冷媒の冷媒比容積を大きくし(密度を低く� ��)、体積流量のマッチングを図るものである 。

 一方、(膨張機構2入口の冷媒比容積/サブ� ��縮機構3入口の冷媒比容積)<(膨張吸入容積 /圧縮吸入容積)であると判断すると、予膨張� ��9で冷媒を減圧・予膨張させて、膨張機構2� �口の冷媒比容積の冷媒比容積を大きくする� �

 図6は中間冷却バイパスを行なった場合の 冷凍サイクルの一例を示すモリエル線図であ る。例えば、主圧縮機4が吐出した後の冷媒� �すべて中間冷却バイパス流路11を通過したと きの冷媒の状態が点eの位置における状態で� �るとする。また、主圧縮機4が吐出した後の� ��媒が中間冷却器7をすべて通過した中間冷却 したときの冷媒が点e’の位置における状態� �あるとする。

 したがって、中間冷却器7と中間冷却バイ パス流路11とをそれぞれ分流した冷媒が混合� ��た冷媒は点e-点e’上の点e’’の位置におけ る状態となる。制御手段30が、体積流量のマ� ��チングを図り、サブ圧縮機構3入口の冷媒比 容積を調整するために中間冷却バイパス弁12� ��開度を調整すると、点e’’の位置も変わる ことになる。

 このとき、前述したように冷媒を同じ回� ��動力で圧縮しても、比エンタルピによって� ��圧幅が異なる。サブ圧縮機構3におけるサブ 圧縮は、膨張機構2との動力のマッチングが� �られるため、動力となる仕事量は制限され� �。したがって、ガスクーラ8における冷媒の� ��力を所定の圧力Phに担保するためには、主� �縮機4の駆動出力を変化させて中間圧Pmを変� �させる必要がある。以上のことから、動力� �マッチングと体積流量のマッチングと図る� �めに、中間冷却器7をバイパスする流量の割� ��(中間冷却バイパス比)と中間圧Pmとが変化す る。

 図7は冷媒の高圧PhとC.O.P.比との関係を表� ��図である。図7(a)は、低圧Plを一定とし高圧P hが変化したときに、本実施の形態の冷凍空� �装置のように、予膨張弁9と中間冷却バイパ� ��弁12との組み合わせで体積流量のマッチン� �を行なった場合の関係を表す。一方、図7(b)� ��、従来の冷凍空調装置のように、予膨張弁9 と膨張機構バイパス弁13との組み合わせで体� ��流量のマッチングを行なった場合の関係を� ��す。

 そして、いずれの場合も、ガスクーラ8の 出口温度Tcと中間冷却器7の出口温度Te’が37[� ��]と仮定している。また、膨張機構2による� �力回収を行なわない場合の高圧PhとC.O.P.比と の関係は“動力回収なし”として示している 。これに対して本来固定である吸入容積比を 可変することができ、各条件において体積流 量のマッチングを図る必要がない仮想の膨張 機を考えたときの高圧PhとC.O.P.比との関係は� ��マッチングなし”として示している(これが 理想の状態となる)。

 いま、設計時に想定した“膨張機設計点� ��の高圧Phにおいて、密度比一定の制約を満� �すような設計条件で作製した膨張機を用い� �とすると、そのときのC.O.P.比は“マッチン� �なし”に一致する。

 そして、“膨張機設計点”における高圧P hよりも低い高圧Phでは、図7(a)及び(b)に示す� �うに、予膨張弁9で体積流量のマッチングを� ��ることで、膨張機構2における圧力差が減少 することにより回収できる動力が減少するた め、“マッチングなし”で示す理想の状態か ら低下する。

 一方、“膨張機設計点”における高圧Ph� �りも高い高圧Phにおいて、本発明の空気調和 装置では、一部の冷媒が中間冷却器7をバイ� �スすることで、サブ圧縮機構3の入口におけ� ��冷媒の比エンタルピ及び中間圧が、追加圧� ��に係る冷凍サイクルにおけるベストの状態� ��らずれる。そのため、図7(a)で示すように、 “マッチングなし”で示す理想の状態から低 下する。従来の空気調和装置では、膨張機構 2をバイパスする冷媒に対し、膨張(減圧)によ る動力回収ができない。また、動力回収しな い分、蒸発器10入口での比エンタルピが上昇� ��る。そのため、図7(b)で示すように、“マッ チングなし”で示す理想の状態から低下する 。

 しかしながら、図7(a)と図7(b)とを比較す� �と、“膨張機設計点”の高圧Phよりも高い高 圧Phにおいては、図7(a)の方が図7(b)よりも、C. O.P.比がよくなっている。そのため、空気調� �装置全体としてさらにエネルギ効率がよく� �り、省エネルギ化を図ることができる。

 以上のように、この発明の実施の形態の� ��凍空調装置によれば、中間冷却器7と並列に 、中間冷却バイパス弁12を有する中間冷却バ� ��パス流路11を設けるようにしたので、中間� �却器7を通過させずに中間冷却を行なわない� ��媒を増やすことにより、サブ圧縮機構3入口 の冷媒比容積を増加させることができる。そ のため、冷凍空調装置の実際の運転状況が設 計条件からずれが生じ、(膨張機構2入口の冷� ��比容積/サブ圧縮機構3入口の冷媒比容積)> (膨張機構2の吸入容積/サブ圧縮機構3吸入容� �)と判断すると、制御手段30は、中間冷却バ� �パス弁12の開度を制御して、サブ圧縮機構3� �口の冷媒比容積を調整することにより、膨� �機構2における動力回収を目減りさせること� ��く、“密度比一定の制約”に基づく体積流� ��のマッチングを図ることができる。そのた� ��、C.O.P.を向上させることができ、より一層� ��省エネルギ化を図ることができる。

 また、(膨張機構2入口の冷媒比容積/サブ� ��縮機構3入口の冷媒比容積)<(膨張機構2の� �入容積/サブ圧縮機構3吸入容積)と判断する� �、制御手段30は、予膨張弁9により膨張機構2� ��口の冷媒比容積を増加させるようにしたの� ��、“密度比一定の制約”に基づく体積流量� ��マッチングを図ることができる。

 さらに、膨張機1をスクロール型の膨張機と し、膨張機構2を構成する膨張揺動スクロー� �52とサブ圧縮機構3を構成するサブ圧縮揺動� �クロール62とを背面合わせにより一体形成し た揺動スクロール70としたので、膨張機構2に おいて回収した動力をサブ圧縮機構3に伝達� �る際に、揺動スクロール70において完結する ことができる。そのため、動力伝達に係る損 失発生部分を少なくすることで、損失を極小 化することができる。そして、本実施の形態 の冷凍空調装置は、動力回収を効率よく行な うことができるため、高低圧の差圧が非常に 大きく、膨張により動力が多く発生するCO ₂  を冷媒としたときに、省エネルギ効果を最も 発揮することができる。

実施の形態2.
 図8は、この発明の別の実施の形態による冷 凍空調装置の冷凍サイクルを模式的に表す構 成図である。図8において、膨張機1は膨張機� ��2とサブ圧縮機構3とを有する。そして、膨� �機1とガスクーラ(冷却器)8とを、冷媒の流れ� ��対して、サブ圧縮機構3がガスクーラ8の上� �側、膨張機構2がガスクーラ8の下流側となる ように配管接続する。ここで、ガスクーラ8� �口と膨張機構2入口との間には予膨張弁9を設 けている。

 さらに膨張機構2で減圧された後の冷媒が 、蒸発器10を経て主圧縮機4入口に至るように 配管接続する。そして、モータ5及び主圧縮� �構6とを有する主圧縮機4出口とサブ圧縮機構 3入口との間に中間冷却器7を設けて配管接続� ��る。さらに、例えば電磁式膨張弁等からな� ��、絞りにより流量調整をすることができる� ��間冷却バイパス弁12を設けたバイパス路11を 中間冷却器7と並列に配管接続する。

 この実施の形態2では、膨張機構2出口側� �蒸発器10との間に後膨張弁14bを設けている。 さらに、高圧並列弁17(第一開閉弁)を間に備� �、サブ圧縮機構3入口と膨張機構2入口とを連 通可能に配管接続した第一連通路15を設けて� ��る。また、低圧並列弁18(第二開閉弁)を間に 備え、ガスクーラ8出口と膨張機構2入口とを� ��通可能に配管接続した第二連通路16を設け� �いる。高圧並列弁17及び低圧並列弁18の開閉� ��制御手段30が制御を行なう。そして、膨張� �構2出口における圧力を検知するための圧力� ��知手段25を設けている。

 定常運転時等の通常時には、高圧並列弁1 7及び低圧並列弁18を共に閉止させる。この状 況で、主圧縮機4のモータ5への電力供給によ� ��主圧縮機構6が冷媒の圧縮動作を行なう。圧 縮された冷媒を中間冷却器7が所定の温度ま� �冷却する。中間冷却器7で冷却された冷媒を� ��ブ圧縮機構3が更に追加圧縮して吐出する。 サブ圧縮機構3が追加圧縮した冷媒をガスク� �ラ8が冷却し、さらに膨張機構2が減圧した冷 媒を、蒸発器10が熱交換により加熱する。加� ��した冷媒を主圧縮機4が吸入し、再度吐出す る。このときの冷凍サイクルをモリエル線図 上に示すと、実施の形態1において説明した� �2のようになる。

 上述した実施の形態1において述べたとお り、中間冷却バイパスを行なった場合には、 冷媒は、主圧縮機4から吐出した後、中間冷� �器7と中間冷却バイパス流路11とをそれぞれ� �流する。そして、分流した冷媒が混合した� �媒は、図6のモリエル線図に示すように、点e ’’の位置における状態となって、サブ圧縮 機構3に流入(吸入)する。このとき、動力のマ ッチングと体積流量のマッチングという2つ� �条件から、中間冷却器7をバイパスする流量� ��割合(中間冷却バイパス比)と中間圧Pmとを決 定する。これにより、冷凍空調装置の冷凍サ イクルが確定する。

 ここで、定常運転時においては、主に予� ��張弁9と中間冷却バイパス弁12を調節するこ� ��により体積流量のマッチングを取ることが� ��きる。しかし、条件によっては“密度比一� ��の制約”を満たしていても、膨張機1の揺動 スクロール70に作用するガス荷重のバランス� ��許容範囲を超える場合が想定される。

 図9は実施の形態2における膨張機1に流入� ��する冷媒の圧力の関係を表す図である。図9 では高圧並列弁17及び低圧並列弁18を閉とし� �定常運転時における圧力を表す。図9に示す� ��うに、膨張機構2入口exiの圧力がPh’(=Ph-圧� �分)、膨張機構2出口exo’’の圧力がPl’(=低� �Pl+後膨張弁14bの減圧分)であるものとする。� ��た、サブ圧縮機構3入口c2sの圧力がPm、サブ� ��縮機構3出口c2dの圧力がPhであるものとする� ��

 図10は、揺動スクロール70に作用する軸方 向(スラスト)のガス荷重(以下、スラスト荷重 という)の状況を模式的に示した図である。� �10(a)は、設計条件に近い状況の運転を示して いる。図10(a)のような状況では、スラスト荷� ��のバランスがとれているため、後膨張弁14b� ��よる膨張機構2出口exo’’における圧力調整 は不要(Pl’=低圧Pl)となる。このとき、設計� �より膨張揺動スクロール52の渦巻における歯 先が適度に押し付けられるようにしている。 しかし、例えば低圧Plが下がると、スラスト� ��重は図10(b)に示すようにバランスが変化す� �。図10(b)のような状況では圧力差が大きくな り、膨張揺動スクロール52における歯先押付� ��が増大して摺動損失が大きくなるため、動� ��回収の効率が悪くなる。

 そこで、制御手段30は、予膨張弁9とは独� ��に後膨張弁14bの開度を調整する。これによ� ��、定常運転時の膨張機構2における減圧幅(� �力差)が設計条件になるようにし、図10(a)に� �すようにスラスト荷重のバランスを保つよ� �にする。バランスを保つことで歯先押付力� �増大による摺動損失の増大を抑えることが� �きる。このとき、例えば制御手段30は、圧力 検知手段25の検知に係る圧力Pl’に基づいて� �後膨張弁14bの開度を調整する。

 このように、例えば定常運転時において� ��、予膨張弁9と中間冷却バイパス弁12とによ� ��て流量マッチングを調整し、後膨張弁14bに� ��ってスラスト荷重のバランスを調整するこ� ��で効率的な動力回収を行なうことができる� ��

 一方、膨張機1の起動時等の過渡運転時に は、スラスト荷重のバランスを調整すること が更に重要となる。例えば起動時には、揺動 スクロール70(膨張揺動スクロール52)を回転さ せやすくするため、定常運転時よりもさらに 歯先押付力を小さくして摺動抵抗を小さくす ることが望ましい。

 図11は「準並列化」運転時の弁の開閉状� �を表すための図である。図11では低圧並列弁 18を閉止し、高圧並列弁17を開放している。� �のような弁の開閉状況の場合、サブ圧縮機� �3入口c2s、サブ圧縮機構3出口c2dの圧力が共に Phとなり、膨張機構2入口exiと均圧する。また 、膨張機構2出口exo’’の圧力Ph’は膨張機構 2による圧損(減圧)分だけPhよりも低い圧力と� ��る。以下、このような低圧並列弁18、高圧� �列弁17の開閉状況の場合における冷凍空調装 置の運転を「準並列化」運転と呼ぶことにす る。

 図12は「準並列化」運転時の揺動スクロ� �ル70に作用するスラスト荷重の状況を模式的 に示した図である。図12に示すように、高圧P hのレベル自体は後膨張弁14bの開度により調� �することが可能であるが、減圧幅は変わら� �、スラスト荷重の状況に変わりはない。例� �ば、膨張機構2側及びサブ圧縮機構3側双方か らのスラスト荷重がほぼ拮抗又は若干膨張機 構2側の膨張揺動スクロール52の歯先を押し付 けるようにする。このようにして歯先の摺動 抵抗の影響を小さくした状態で、膨張機1起� �時等の過渡運転を行なう。

 ここで、揺動スクロール70の回転に応じ� �、吸入容積分の冷媒量がサブ圧縮機構3入口c 2sで分流してサブ圧縮機構3に流入するが、膨 張機構2入口exiで再び合流することになる。� �のため、いわゆる“密度比一定の制約”は� �この場合は制約条件と考えなくてもよい。

 例えば膨張機1を起動させるときには、制 御手段30は、まず、高圧並列弁17を全開させ� �(低圧並列弁18は閉止)。また、後膨張弁14bの� ��度調整により高圧Phを制御する(予膨張弁9は 開放させる)。その後、後膨張弁14bを全開さ� �る。そして、膨張機1が起動した後(揺動スク ロール70が回転を開始した後)、高圧並列弁17� ��開度を絞っていくように制御することによ� ��、高圧並列弁17及び低圧並列弁18を共に閉止 させ、図9に示す定常運転時の状態へ移行す� �ことができる(この動作に関する中間冷却バ� ��パス弁12の調整は不要である)。

 図13は「並列化」運転時の弁の開閉状況� �表すための図である。「準並列化」運転よ� �も更に歯先の摺動抵抗を小さくした状態で� �転を行なう場合について説明する。例えば� �図13のように高圧並列弁17及び低圧並列弁18� �共に開放し、予膨張弁9を閉止する。(後膨張 弁14bは開度を調整して適当な圧力差が生じる ようにする。また、この動作に関する中間冷 却バイパス弁12の調整は不要である)。このよ うな予膨張弁9、低圧並列弁18、高圧並列弁17� ��開閉状況における冷凍空調装置の運転を「� ��列化」運転と呼ぶことにする。この場合、� ��ブ圧縮機構3入口c2sと膨張機構2入口exiとは� �に圧力Phとなる。また、サブ圧縮機構3出口c2 dはPh’となり、膨張機構2出口exoはPh’’(=Ph� �-(ガスクーラ8の圧損分))となる。

 図14は「準並列化」運転時の揺動スクロ� �ル70に作用するスラスト荷重の状況を模式的 に示した図である。「並列化」運転の場合も 、冷媒はサブ圧縮機構3入口c2sで分岐してサ� �圧縮機構3と膨張機構2とに流入する。ここで 、各々の吸入容積の比で分流されれば“密度 比一定の制約”は満たすことになり、特に流 量マッチングの操作を行なう必要はない。ま た、スラスト荷重のバランスについても、「 準並列化」運転のときより更に膨張機構2側� �膨張揺動スクロール52における歯先押付力が 減ることになる。圧力によってはサブ圧縮機 構3側のサブ圧縮揺動スクロール62の歯先が軽 度に押付けられることになる。

 例えば、制御手段30は、「並列化」運転� �「準並列化」運転→定常運転という手順で� �凍空調装置の各機器を制御して運転を行な� �ようにする。このとき、サブ圧縮機構3側歯� ��押付(弱)→(押付0)→膨張機構2側歯先押付(弱 )→膨張機構2側歯先押付(強)という段階を踏� �で、膨張機1を起動させることができるので� ��押付による歯先摺動抵抗極小の状態からの� ��動が可能となる。

 以上のように、この発明の実施の形態2の 冷凍空調装置においては、膨張機構2の吐出� �と蒸発器10との間に後膨張弁14bを設けること で、膨張機構2における冷媒の減圧幅を調整� �きるようにしたので、例えば定常運転時に� �ける膨張機1内の揺動スクロール70(膨張揺動� ��クロール52)におけるスラスト荷重のバラン� ��を調整することで、例えば歯先押付力を設� ��条件に合わせるようにして過大な摺動損失� ��抑制し、サブ圧縮機構3に伝達する動力を効 率よく回収することができる。

 また、高圧並列弁17を間に備えた第一連� �路15及び低圧並列弁18を間に備えた第二連通� ��16を設け、高圧並列弁17、低圧並列弁18を開� ��制御することにより、例えば膨張機1を起動 させる等の過渡運転時には、第一連通路15及� ��/又は第二連通路16を連通させることで、膨� ��機構2内、サブ圧縮機構3内、膨張機構2とサ� ��圧縮機構3との間における圧力差を小さくし 、膨張揺動スクロール52に加わるスラスト荷� ��を、定常運転時におけるスラスト荷重より� ��小さくして歯先押付力をさらに小さくする� ��うにしたので、摺動抵抗を極小化すること� ��できる。このため、揺動スクロール70の円� �な起動を行なうことができる。