JP2006242557A - 冷凍装置 - Google Patents

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Abstract

【課題】冷凍装置の蒸発器における冷凍能力を改善して、性能の向上を図る。
【解決手段】放熱器１０５から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を補助膨張弁１０９を経て中間熱交換器１０７の第１の流路に流し、第２の冷媒流を中間熱交換器１０７の第２の流路に流した後、主絞り手段としての主膨張弁１０６を経て蒸発器１０８に流すことにより、中間熱交換器１０７にて第１の冷媒流と第２の冷媒流とを熱交換させると共に、蒸発器１０８から出た冷媒を低段側の圧縮要素１０１（圧縮手段の低圧部）に吸い込ませ、中間熱交換器１０７から出た第１の冷媒流を高段側の圧縮要素１０４（圧縮手段の中間圧部）に吸い込ませる冷凍装置において、圧縮手段の吸入圧力と吐出圧力に基づいて補助絞り手段としての補助膨張弁１０９を制御することにより、圧縮手段の中間圧部の圧力を決定する。
【選択図】図１

Description

本発明は、冷凍、冷蔵、空調、ヒートポンプ等に利用される冷凍装置、特に、所定の制御特性によって調整される第１の冷媒流（補助流）と第２の冷媒流（主流）とを備えた冷凍装置に関するものである。
従来よりこの種冷凍装置は、圧縮手段、放熱器、絞り手段等から冷凍サイクルが構成され、圧縮手段で圧縮された冷媒が放熱器にて放熱し、絞り手段にて減圧された後、蒸発器にて冷媒を蒸発させて、このときの冷媒の蒸発により周囲の空気を冷却するものとされていた。近年、この種冷凍装置では、自然環境問題などからフロン系冷媒が使用できなくなってきている。このため、フロン冷媒の代替品として自然冷媒である二酸化炭素を使用する試みがなされている。当該二酸化炭素冷媒は高低圧差の激しい冷媒で、臨界圧力が低く、圧縮により冷媒サイクルの高圧側が超臨界状態となることが知られている（例えば、特許文献１参照）。
特公平７−１８６０２号公報
係る超臨界冷媒サイクルでは、放熱器側の熱源温度（例えば、放熱器と熱交換する熱媒体である外気の温度や室内の温度、或いは、給湯器の給水温度）が高い等の原因により、放熱器出口の冷媒温度が高くなる条件下においては、蒸発器入口の比エンタルピが大きくなるため、冷凍効果が著しく低下する問題が生じていた。この場合、冷凍能力を確保するには、高圧圧力を上昇させる必要があるため、圧縮動力が増大して、成績係数も低下すると云う不都合が生じる。
このため、放熱器で冷却された冷媒を２つの冷媒流に分流し、分流された一方の冷媒流（第１の冷媒流）を絞り手段で絞った後に中間熱交換器の一方の通路（第１の流路）に流し、もう一方の冷媒流（第２の冷媒流）を中間熱交換器の前記第１の流路と交熱的に設けられた他方の通路（第２の流路）に流した後、絞り手段を介して蒸発器にて蒸発させる所謂スプリットサイクル（二段圧縮一段膨張中間冷却サイクル）の冷凍装置が提案されている。
上述のスプリットサイクル装置では、放熱器で放熱した後の冷媒を分流し、減圧膨張された第１の冷媒流により、第２の冷媒流を冷却することができるようになり、蒸発器入口の比エンタルピを小さくすることができるようになる。これにより、冷凍効果を大きくすることが可能となり、従来の装置に比べて効果的に性能を向上させることができるようになるものであったが、第２の冷媒流を減圧する前に冷却するための第１の冷媒流による冷却効果は、中間熱交換器を流れる第１の冷媒流と第２の冷媒流の量に依存するため、最適な性能改善効果を得るには、これら冷媒流を適切に制御する必要がある。
本発明は、係る従来技術の課題を解決するために成されたものであり、冷凍装置の蒸発器における冷凍能力を改善して、性能の向上を図ることを目的とするものである。特に、冷媒に二酸化炭素を用いた冷凍装置の性能を向上させることを目的とする。
請求項１の発明の冷凍装置は、圧縮手段、放熱器、補助絞り手段、中間熱交換器、主絞り手段及び蒸発器とから冷凍サイクルを構成し、放熱器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を補助絞り手段を経て中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を中間熱交換器の第２の流路に流した後、主絞り手段を経て蒸発器に流すことにより、中間熱交換器にて第１の冷媒流と第２の冷媒流とを熱交換させると共に、蒸発器から出た冷媒を圧縮手段の低圧部に吸い込ませ、中間熱交換器から出た第１の冷媒流を圧縮手段の中間圧部に吸い込ませるものであって、圧縮手段の吸入圧力と吐出圧力に基づいて補助絞り手段を制御することにより、圧縮手段の中間圧部の圧力を決定することを特徴とする。
請求項２の発明の冷凍装置は、圧縮手段、放熱器、補助絞り手段、中間熱交換器、主絞り手段及び蒸発器とから冷凍サイクルを構成し、放熱器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を補助絞り手段を経て中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を中間熱交換器の第２の流路に流した後、主絞り手段を経て蒸発器に流すことにより、中間熱交換器にて第１の冷媒流と第２の冷媒流とを熱交換させると共に、蒸発器から出た冷媒を圧縮手段の低圧部に吸い込ませ、中間熱交換器から出た第１の冷媒流を圧縮手段の中間圧部に吸い込ませるものであって、圧縮手段の吸入圧力と吐出圧力に基づき、圧縮手段の中間圧部の圧力を決定したことを特徴とする。
請求項３の発明の冷凍装置は、圧縮手段、放熱器、補助絞り手段、中間熱交換器、主絞り手段及び蒸発器とから冷凍サイクルを構成し、放熱器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を補助絞り手段を経て中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を中間熱交換器の第２の流路に流した後、主絞り手段を経て蒸発器に流すことにより、中間熱交換器にて第１の冷媒流と第２の冷媒流とを熱交換させると共に、蒸発器から出た冷媒を圧縮手段の低圧部に吸い込ませ、中間熱交換器から出た第１の冷媒流を圧縮手段の中間圧部に吸い込ませるものであって、
Pint,opt=Kint,opt*GMP=Kint,opt*(Psuc*Pdis)0.5 ・・・（１）
Pint,opt=最適中間圧
Kint,opt=最適中間圧係数
GMP=高圧圧力と低圧圧力の相乗平均
Psuc=圧縮手段の吸入圧力
Pdis=圧縮手段の吐出圧力
補助絞り手段を制御することにより、上記数式（１）で得られる最適中間圧に圧縮手段の中間圧部における圧力を制御することを特徴とする。
請求項４の発明の冷凍装置は、圧縮手段、放熱器、補助絞り手段、中間熱交換器、主絞り手段及び蒸発器とから冷凍サイクルを構成し、放熱器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を補助絞り手段を経て中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を中間熱交換器の第２の流路に流した後、主絞り手段を経て蒸発器に流すことにより、中間熱交換器にて第１の冷媒流と前記第２の冷媒流とを熱交換させると共に、蒸発器から出た冷媒を圧縮手段の低圧部に吸い込ませ、中間熱交換器から出た第１の冷媒流を圧縮手段の中間圧部に吸い込ませるものであって、
Pint,opt=Kint,opt*GMP=Kint,opt*(Psuc*Pdis)0.5 ・・・（１）
Pint,opt=最適中間圧
Kint,opt=最適中間圧係数
GMP=高圧圧力と低圧圧力の相乗平均
Psuc=圧縮手段の吸入圧力
Pdis=圧縮手段の吐出圧力
圧縮手段の中間圧部における圧力を、上記数式（１）で得られた最適中間圧としたことを特徴とする。
請求項５の発明の冷凍装置は、請求項３の発明において最適中間圧係数Kint,optは、１．１以上１．６以下の範囲であることを特徴とする。
請求項６の発明の冷凍装置は、請求項４の発明において最適中間圧係数Kint,optは、１．１以上１．６以下の範囲であることを特徴とする。
請求項７の発明の冷凍装置は、圧縮手段、放熱器、補助絞り手段、中間熱交換器、主絞り手段及び蒸発器とから冷凍サイクルを構成し、放熱器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を補助絞り手段を経て中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を中間熱交換器の第２の流路に流した後、主絞り手段を経て蒸発器に流すことにより、中間熱交換器にて第１の冷媒流と第２の冷媒流とを熱交換させると共に、蒸発器から出た冷媒を圧縮手段の低圧部に吸い込ませ、中間熱交換器から出た第１の冷媒流を圧縮手段の中間圧部に吸い込ませるものであって、蒸発器における冷媒の蒸発温度及び外気温度に基づいて補助絞り手段を制御することにより、圧縮手段の中間圧部の圧力を決定することを特徴とする。
請求項８の発明の冷凍装置は、圧縮手段、放熱器、補助絞り手段、中間熱交換器、主絞り手段及び蒸発器とから冷凍サイクルを構成し、放熱器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を補助絞り手段を経て中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を中間熱交換器の第２の流路に流した後、主絞り手段を経て蒸発器に流すことにより、中間熱交換器にて第１の冷媒流と第２の冷媒流とを熱交換させると共に、蒸発器から出た冷媒を圧縮手段の低圧部に吸い込ませ、中間熱交換器から出た第１の冷媒流を圧縮手段の中間圧部に吸い込ませるものであって、蒸発器における冷媒の蒸発温度及び外気温度に基づき、圧縮手段の中間圧部の圧力を決定したことを特徴とする。
請求項９の発明の冷凍装置は、圧縮手段、放熱器、補助絞り手段、中間熱交換器、主絞り手段及び蒸発器とから冷凍サイクルを構成し、放熱器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を補助絞り手段を経て中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を中間熱交換器の第２の流路に流した後、主絞り手段を経て蒸発器に流すことにより、中間熱交換器にて第１の冷媒流と第２の冷媒流とを熱交換させると共に、蒸発器から出た冷媒を圧縮手段の低圧部に吸い込ませ、中間熱交換器から出た第１の冷媒流を圧縮手段の中間圧部に吸い込ませるものであって、中間熱交換器から出た第２の冷媒流の温度、又は、中間熱交換器から出た第１の冷媒流の温度を所定の値に制御することを特徴とする。
請求項１０の発明の冷凍装置は、上記各発明において冷凍装置で使用される冷媒は二酸化炭素であることを特徴とする。
本発明の冷凍装置では、放熱器で放熱した後の冷媒を分流し、補助絞り手段で減圧膨張された第１の冷媒流により、第２の冷媒流を冷却することができるようになり、蒸発器入口の比エンタルピを小さくすることができるようになる。これにより、冷凍効果を大きくすることが可能となり、従来の装置に比べて効果的に性能を向上させることができるようになる。また、分流された第１の冷媒流は圧縮手段の中間圧部に戻されるため、圧縮手段の低圧部に吸い込まれる第２の冷媒流の量が減少し、低圧から中間圧まで圧縮するための圧縮手段における圧縮仕事量が減少する。その結果、圧縮手段における圧縮動力が低下して成績係数が向上する。
ここで、上記所謂スプリットサイクルの効果は中間熱交換器を流れる第１の冷媒流と第２の冷媒流の量に依存する。即ち、第１の冷媒流の量が多過ぎれば蒸発器において最終的に蒸発する第２の冷媒流の量が不足することになり、逆に第１の冷媒流の量が少な過ぎればスプリットサイクルの効果が薄れて来る。一方、補助絞り手段で減圧された第１の冷媒流の圧力は圧縮手段の中間圧部の圧力であり、この中間圧部の圧力を制御することは、第１の冷媒流の量を制御することになる。そして、圧縮手段の中間圧部の圧力を得るファクタとして、圧縮手段の吸込圧力と吐出圧力が考えられる。
そこで、請求項１の発明によれば、圧縮手段の吸入圧力と吐出圧力に基づいて補助絞り手段を制御することにより、圧縮手段の中間圧部の圧力を決定するので、圧縮手段の吸入圧力と吐出圧力に基づいて補助絞り手段を制御し、圧縮手段の中間圧部の圧力を最適な値に制御することで、第１の冷媒流の量を、スプリットサイクルの効果が的確に得られる値とし、それによって冷凍装置の性能を著しく向上させることが可能となる。
また、請求項２の発明によれば、圧縮手段の吸入圧力と吐出圧力に基づき、圧縮手段の中間圧部の圧力を決定したので、圧縮手段の吸入圧力と吐出圧力に基づいて圧縮手段の中間圧部の圧力を最適な値にすることで、第１の冷媒流の量を、スプリットサイクルの効果が的確に得られる値とし、それによって冷凍装置の性能を著しく向上させることが可能となる。
また、請求項３の発明によれば、補助絞り手段を制御することにより、圧縮手段の吸入圧力と吐出圧力を用いた数式（１）で得られる最適中間圧に圧縮手段の中間圧部における圧力を制御するので、例えば、請求項５の発明の如く最適中間圧係数Kint,optを、１．１以上１．６以下の範囲とすることで、第１の冷媒流の量を、スプリットサイクルの効果が的確に得られる値とし、それによって冷凍装置の性能を著しく向上させることが可能となる。
Pint,opt=Kint,opt*GMP=Kint,opt*(Psuc*Pdis)0.5 ・・・（１）
また、請求項４の発明によれば、圧縮手段の中間圧部における圧力を、前記数式（１）で得られる最適中間圧としたので、例えば、請求項６の発明の如く最適中間圧係数Kint,optを、１．１以上１．６以下の範囲とすることにより、第１の冷媒流の量を、スプリットサイクルの効果が的確に得られる値とし、それによって冷凍装置の性能を著しく向上させることが可能となる。
また、冷凍装置の運転条件は外気温度に依存しており、外気温度に応じて圧縮手段の中間圧部の圧力も変化するため、外気温度も圧縮手段の中間圧部の圧力を得るファクタとなる。更に、蒸発器における冷媒の蒸発温度も圧縮手段の中間圧部の圧力を得るファクタとなる。
そこで、請求項７の発明によれば、蒸発器における冷媒の蒸発温度及び外気温度に基づいて補助絞り手段を制御することにより、圧縮手段の中間圧部の圧力を決定するので、蒸発器における冷媒の蒸発温度と外気温度に基づいて補助絞り手段を制御し、圧縮手段の中間圧部の圧力を最適な値に制御することで、第１の冷媒流の量を、スプリットサイクルの効果が的確に得られる値とし、それによって冷凍装置の性能を著しく向上させることが可能となる。
また、請求項８の発明によれば、蒸発器における冷媒の蒸発温度及び外気温度に基づき、圧縮手段の中間圧部の圧力を決定したので、蒸発器における冷媒の蒸発温度と外気温度に基づいて圧縮手段の中間圧部の圧力を最適な値にすることで、第１の冷媒流の量を、スプリットサイクルの効果が的確に得られる値とし、それによって冷凍装置の性能を著しく向上させることが可能となる。
また、請求項９の発明の如く、中間熱交換器から出た第２の冷媒流の温度、又は、中間熱交換器から出た第１の冷媒流の温度を所定の値に制御することによっても、第１の冷媒流の量を、スプリットサイクルの効果が的確に得られる値とし、それによって冷凍装置の性能を著しく向上させることが可能である。
特に、請求項１０の発明の如く冷媒として二酸化炭素を使用した場合に、上記各発明により冷凍能力を効果的に改善でき、性能の向上を図ることができる。
次に、図面に基づき本発明の実施形態を詳述する。本発明は、多くの異なる形態で実施することが可能であり、以下に記述する実施例に限定して解釈するべきでない。むしろ以下に示した各実施例は、本発明を申し分なく完全に開示し、当業者に充分に伝達できるように示したものにすぎない。
（Ａ）スプリットサイクル装置
図１は、本発明の一実施例のスプリットサイクルを備えた冷凍装置を示すブロック図である。このスプリットサイクルは、二酸化炭素を冷媒として用い、高圧側の冷媒圧力（高圧圧力）がその臨界圧力以上（超臨界）となる二段圧縮一段膨張中間冷却サイクルである。当該スプリットサイクルは、圧縮手段を構成する低段側の圧縮要素１０１、インタークーラ１０２、２つの液体の流れを合流させる合流装置としての合流器１４６、同じく圧縮手段を構成する高段側の圧縮要素１０４、放熱器１０５、分流器１１０、補助絞り手段としての補助膨張弁１０９、中間熱交換器１０７、主絞り手段としての主膨張弁１０６、蒸発器１０８、アキュムレータ１０３とから冷凍サイクルが構成される。
上記放熱器１０５は、空気、又は、水、又は、その他の第２の熱媒体に高段側の圧縮要素１０４から出た高温高圧の冷媒を放熱させることによって当該高段側の圧縮要素１０４から出た冷媒を冷却するための熱交換器である。本実施例の放熱器１０５は、空気に放熱するガスクーラ熱交換器を用いるものとする。また、分流器１１０は、放熱器１０５から出た冷媒を二つの流れに分岐させる分流装置である。即ち、本実施例の分流器１１０は、放熱器１０５から出た冷媒を第１の冷媒流と第２の冷媒流とに分流し、第１の冷媒流を補助回路に流し、第２の冷媒流を主回路に流すように構成されている。
尚、図１における主回路とは、圧縮要素１０１、インタークーラ１０２、合流器６、圧縮要素１０４、放熱器１０５、分流器１１０、中間熱交換器１０７の第２の流路、主膨張弁１０６、蒸発器１０８、及び、アキュムレータ１０３からなる環状の冷媒回路であり、補助回路とは、分流器１１０から補助膨張弁１０９、中間熱交換器１０７の第１の流路を順次経て合流器１４６に至る回路を差す。
前記補助膨張弁１０９は、上記分流器１１０で分流され、補助回路を流れる第１の冷媒流を減圧するための補助絞り手段である。前記中間熱交換器１０７は、補助膨張弁１０９で減圧された補助回路の第１の冷媒流と分流器１１０で分流された第２の冷媒流との熱交換を行う熱交換器である。当該中間熱交換器１０７には第２の冷媒流が流れる第２の流路と上記第１の冷媒流が流れる第１の流路とが熱交換可能な関係で設けられており、該中間熱交換器１０７の第２の流路を通過することにより、第２の冷媒流は第１の流路を流れる第１の冷媒流により冷却されるので、蒸発器１０８における比エンタルピを小さくすることができる。
前記主膨張弁１０６は、上記中間熱交換器１０７で熱交換して冷却された第２の冷媒流を減圧するための主絞り手段である。そして、蒸発器１０８は、該主膨張弁１０６で減圧された第２の冷媒流の冷媒を水、又は、空気、又は、その他の第３の熱媒体とを直接又は間接的に熱交換させて蒸発させるためのものである。
以上の如く分流器１１０で分流された一方の冷媒流（第１の冷媒流）は、補助回路に入り、補助膨張弁１０９で減圧された後、中間熱交換器１０７の第１の流路を通過し、当該第１の通路を通過する過程で、第２の流路を通過する分流器１１０で分流された後の他方の冷媒流である第２の冷媒流と熱交換する。そして、補助回路を流れる該第１の冷媒流は、中間熱交換器１０７で熱交換した後、合流器１４６にて、低段側の圧縮要素１０１で圧縮されてインタークーラ１０２で冷却された後の第２の冷媒流と合流することになる。
合流器１４６にて合流した後の冷媒は、圧縮手段の中間圧部（後述する実施例のロータリコンプレッサ１０では密閉容器１２内）である高段側の圧縮要素１０４の吸込ポートから吸い込まれるように構成されている。
一方、図１で示される装置は以下の特徴を有するものとする。
（Ａ−１）圧縮手段
前記圧縮手段を構成する各圧縮要素１０１、１０４は、それぞれモータを備えた２つの圧縮機から構成しても良いし、後述するように単一のモータで一体に結合された構成（１つのモータを持つ１つの圧縮機の中に２つの圧縮要素を備えた構成）としても良い。或いは、中間吸込ポートを設けた１つの圧縮要素を備える（この場合、インタークーラ１０２は無い）構成としても構わない。１つの圧縮要素の場合、圧縮機は吸込ポートと吐出ポートの間に中間吸込ポートを持ち、中間熱交換器１０７から流れ出た冷媒は、当該中間吸込ポートより圧縮要素に吸入される。尚、本実施例では、１つのインタークーラ１０２と２つの圧縮要素１０１、１０４から成るものとする。
（Ａ−２）インタークーラ
インタークーラ１０２は、空気、水、その他の熱媒体と、低段側の圧縮要素１０１で圧縮されて高温となった冷媒（第２の冷媒流）との熱交換を行い、冷却するための熱交換器である。このインタークーラ１０２は本発明の必須の構成要素では無いので、設けても、設けなくてもよいが、設けた方が好ましい。本実施例では、インタークーラ１０２を設けるものとする。
（Ａ−３）中間熱交換器の形式
中間熱交換器１０７において第２の流路を流れる第２の冷媒流と第１の流路を流れる第１の冷媒の流れ形式は対向流とすることが望ましいが、それに限定されるものでは無く、並行流、或いは、直交流、それらの組み合わせ、若しくは、その他の形式であってもよい。また、冷媒の流れに直交する任意断面における冷媒の温度が一様な混合流であっても、一様でない非混合流であってもよい。
膨張弁１０６、１０９の制御については後述するが、当該各膨張弁１０６、１０９は２つの別々の弁から構成されるものとしても良く、或いは、１つの弁装置の中に一体に構成することも可能である。本発明の制御の概念は、冷凍装置への適用に止まらず、例えば、温水器、空気調和機、ヒートポンプやその他の冷却機器への応用など、蒸発器の温度レベルの全ての範囲のものに応用可能である。
ここで、本実施例の冷凍装置は、冷媒として自然冷媒である二酸化炭素を使用するものとする。当該二酸化炭素冷媒は臨界圧力が低く、冷媒サイクルの高圧側が超臨界状態となることが知られている。係る超臨界冷媒サイクルにおいて、従来の単段の冷凍装置を使用すると、放熱器１０５側の熱源温度（例えば外気温度）が高いなどの原因により、放熱器１０５の出口の冷媒温度が高くなる条件下では、蒸発器１０８の入口冷媒の比エンタルピが大きくなり、冷凍効果が著しく低下する問題が生じていた。それにより、冷凍能力が低下するため、当該冷凍能力を確保するために高圧圧力を上昇させる必要があり、圧縮動力が増大して、成績係数（ＣＯＰ）も悪化する不都合が生じていた。
そこで、放熱器１０５で冷却された後の冷媒を分流し、減圧膨張させた一方の補助回路を流れる第１の冷媒流により、分流された他方の主回路を流れる第２の冷媒流を冷却する、所謂、スプリットサイクル装置を用いることで、蒸発器１０８の入口の比エンタルピを小さくし、冷凍効果を大きくすることが可能となった。また、この場合、分流された補助回路の第１の冷媒流を圧縮手段の中間圧部、即ち、実施例では高段側の圧縮要素１０４に吸い込ませることで、低段側の圧縮要素１０１で圧縮する冷媒の量を減少させることができ、その結果圧縮動力が低下し、成績係数が向上する。
このように、スプリットサイクルによれば冷凍装置の性能改善を実現できるものである。しかしながら、実際の（従来の）冷凍装置では、第２の冷媒流を前もって冷却するという第１の冷媒流による冷却効果は、両冷媒が熱交換する熱交換器（実施例の中間熱交換器１０７に相等）に流れる冷媒量に依存するため、当該熱交換器に流れる第２の冷媒流と第１の冷媒流の流量を適切に制御する必要がある。そこで、本発明では係る性能を向上させるための適切な制御方法とそれに係る装置を提供する。
即ち、本発明は係る性能を向上させるための適切な制御方法とそれに係る装置を提供するものである。以下に本発明の冷凍装置の制御方法とその考え方について説明する。
（Ｂ）圧縮要素の容積比
低段側の圧縮要素１０１の排除容積に対する高段側の圧縮要素１０４の排除容積の比率（即ち、圧縮要素１０４の排除容積／圧縮要素１０１の排除容積。以下、容積比という）は、各々の圧縮要素１０１、１０４の吸込ポートを通過する冷媒の流量と密度に依存し、これは主回路の冷媒流量と補助回路の冷媒流量を決定する上で重要な要件である。本実施例では、容積比を０．３以上１．０以下の範囲内とする。更に好ましくは、容積比は０．５以上０．８以下の範囲内であり、本実施例の冷凍装置を用いた場合の最適な容積比は０．７６である。当該最適容積比は、冷凍、冷蔵、冷房、その他の応用製品を想定したシミュレーションに基づき決定した。
図２に両圧縮要素１０１、１０４の容積比を上記最適容積比である０．７６として、両圧縮要素１０１、１０４を同じ速度で運転し、冷房運転条件を想定したスプリットサイクルの最適運転のシュミレーション結果を示す。図２は上記容積比で冷房運転条件を想定したスプリットサイクルの最適運転条件において外気温度の変化に伴う各圧力の変化をプロットした図である。図２において、横軸は外気温度であり、当該冷房運転を想定した場合には当該外気温度は放熱器１０５にて冷媒と熱交換する熱媒体の温度に相当する。また、黒丸のプロットは膨張弁１０９で減圧された後の中間圧力の第１の冷媒流の圧力、黒三角のプロットは圧縮要素１０４で圧縮され、放熱器１０５に吸い込まれる高圧冷媒の圧力、白丸のプロットはアキュムレータ１０３内部の冷媒量をそれぞれ示している。
尚、上記外気温度は当該シュミレーションのように冷房運転を想定した場合、放熱器１０５にて冷媒と熱交換する熱媒体の温度に相当し、暖房運転を想定した場合には被空調空間である室内温度、給湯器を想定した場合には給水温度に相当するものとする。
また、図２の左側の縦軸は、上記各冷媒の圧力を示し、右側の縦軸は冷媒量を示している。
図２に示すように、高圧冷媒の圧力は外気温度の上昇に伴い急激に上昇し、中間圧力の冷媒は外気温度が３５℃と４０℃の場合では、圧力に殆ど変化が無く、４５℃で僅かに上昇するのみであった。
（Ｃ）中間圧
最適な性能を実現するためには、補助膨張弁１０９を調整して中間圧を制御し、前述した如く補助膨張弁１０９で減圧された後の中間圧力の第１の冷媒流を最適な流量とする必要がある。即ち、補助膨張弁１０９を調節して、当該補助膨張弁１０９で減圧された後の補助回路を流れる冷媒（第１の冷媒流）を最適な中間圧とすることで、補助回路を流れる第１の冷媒流の冷媒流量を最適な値とすることができ、これにより、中間熱交換器１０７において、第２の冷媒流を効果的に冷却して、蒸発器１０８の入口の比エンタルピを小さくし、冷凍効果を大きくすることが可能となる。
ここで、目標とする中間圧（最適中間圧）を決定するための方法について以下に詳述する。
（Ｃ−１）圧縮手段の吸入側冷媒圧力と吐出側冷媒圧力から最適中間圧を決定する方法
先ず、圧縮手段の吸入圧力である低段側の圧縮要素１０１の吸入冷媒圧力と圧縮手段の吐出圧力である高段側の圧縮要素１０４の吐出冷媒圧力から圧縮手段の中間圧部の圧力を決定する方法について説明する。この場合、圧縮手段の吸入圧力と吐出圧力に基づいて前記補助膨張弁１０９を制御することにより、前記圧縮手段の中間圧部の圧力を決定する。
この場合、中間圧部の圧力が下記数式（１）に基づき算出された最適中間圧力となるように補助膨張弁１０９を制御する。
Pint,opt=Kint,opt*GMP=1.26*(Psuc*Pdis)0.5 ・・・（１）
上記数式（１）において、Pint,optは最適中間圧力、Kint,optは最適中間圧係数、GMPは高圧側圧力と低圧側圧力の相乗平均、Psucは圧縮要素１０１の吸入圧力（低圧側圧力）、Pdisは圧縮要素１０４の吐出圧力（高圧側圧力）をそれぞれ示している。
上記最適中間圧係数Kint,optは、本実施例の冷凍装置では１．２６とすることが好ましいが、運転条件や装置の構造（例えば、圧縮要素１０１、１０４の容積比等）により、１．１以上１．６以下の範囲内で適宜決定するものとしても構わない。数式（１）より、高圧側圧力と低圧側圧力に基づき、目標とする最適中間圧力を算出し、当該最適中間圧力となるように補助膨張弁１０９を制御することで、補助回路を流れる第１の冷媒流の冷媒流量を最適な値とすることができる。これにより、中間熱交換器１０７において、第２の冷媒流を効果的に冷却して、蒸発器１０８の入口の比エンタルピを小さくし、冷凍効果を大きくすることが可能となる。
一般に、圧縮手段における体積効率、断熱効率及び機械効率（以下これらをまとめて「圧縮効率」と記す）は、吸入側冷媒圧力に対する吐出側冷媒圧力の比率、所謂圧力比に依存する。即ち、圧力比が大きくなると、圧縮効率は低下する。そして、本実施例の圧縮手段のように、低段側の圧縮要素１０１と高段側の圧縮要素１０４を備えたものにおいて、低段側の圧縮要素と高段側の圧縮要素の圧力比が大きく相違し、いづれかの圧力比が著しく大きい場合には、当該圧力比が大きい側の圧縮要素での圧縮効率が著しく低下するため、冷凍サイクルの効率が低下することになる。そのため、低段側の圧縮要素と高段側の圧縮要素を備えた圧縮手段では、低段側の圧縮要素と高段側の圧縮要素の圧力比が等しくなる条件となるように中間圧力を決定することが望ましいとされている。
前記の一般的に最適であるといわれている中間圧力は、低段側の圧縮要素の圧力比と高段側の圧縮要素の圧力比が等しいという関係より、吸入側冷媒圧力と吐出側冷媒圧力の相乗平均として表される。即ち、数式（１）において、最適中間圧係数Kint.optは１であるということになる。そして、このようにして求めた最適中間圧力となるように、圧縮手段の排除容積比率を設定する。即ち、低段側の圧縮要素及び高段側の圧縮要素、各々の吸入冷媒の比体積、体積効率、冷媒質量流量等から、圧縮手段の排除容積を求める。
このように、一般的に最適中間圧係数Kint.optは１であることが好ましいと考えられているが、本実施例の冷凍サイクルにおいては、必ずしもこの条件が最適な効率ではなく、前述のように、Kint.optは１．２６とすることが好ましいということが、詳細な検討により判明した。本発明のスプリットサイクルでは、第１の冷媒流によって第２の冷媒流を冷却し、蒸発器に流入する冷媒の比エンタルピを小さくすることにより、冷凍サイクルの成績係数を向上させるものであるから、中間熱交換器１０７における熱交換が、サイクルの性能に及ぼす影響が大きいからである。
そして、中間熱交換器１０７での熱交換性能は、熱交換を行なう冷媒の温度及び流量によって変化し、特に第１の冷媒流の温度及び流量による影響が大きい。そしてまた、第１の冷媒流の温度及び流量は補助膨張弁（補助絞り手段）１０９で減圧された後の圧力、即ち、中間圧力に密接な関連がある。尚、補助膨張弁１０９で減圧された後の補助回路は圧縮手段の中間圧部に繋がっているので、補助膨張弁１０８で減圧された後の中間圧力が結果的には圧縮手段の中間圧部の圧力として把握できる。
具体的には、中間圧力が最適な値よりも高いと、補助膨張弁１０９による減圧幅が小さく、減圧された後の第１の冷媒流の冷媒温度も高いということになる。そのため、中間熱交換器１０７において、第１の冷媒流によって冷却された後の第２の冷媒流の温度は、第１の冷媒流の中間熱交換器１０７入口温度よりも低くなることはないから、このように中間圧力が高く、補助膨張弁１０９で減圧された後の第１の冷媒流の温度が高い場合には、中間熱交換器１０７出口での第２の冷媒流の温度も高くなる。従って、蒸発器１０８入口での冷媒の比エンタルピを小さくして、冷凍効果を大きくするというスプリットサイクルの性能向上効果も小さくなる。
他方、中間圧力が最適値より低くなると、補助回路を流れる第１の冷媒流の流量は徐々に低下する。そして更に中間圧力を低くすると、補助回路を流れる冷媒が全くなくなり、通常の一段膨張冷凍サイクルと同じになる。補助膨張弁１０９を通過した冷媒の圧力が、前記のように補助回路を流れる冷媒が全くない場合の中間圧力より高くなる条件でなければ、冷媒は補助回路から圧縮手段の中間圧力部へと流れることができないからである。このように補助回路を流れる第１の冷媒流の流量が減少すると、低段側の圧縮要素１０１で圧縮する冷媒の量を減らして圧縮動力を削減することにより成績係数を向上させるというスプリットサイクルの効果が小さくなる。また、中間熱交換器１０７で熱交換される熱量は、各々の冷媒について、中間熱交換器１０７の入口と出口のエンタルピ差と流量との積で表されるので、熱収支を考えると、第１の冷媒の流量が減ることは、中間熱交換器１０７出口における第２の冷媒の比エンタルピが高くなることを意味する。従って、第１の冷媒流により第２の冷媒流を冷却することによって性能を向上させるというスプリットサイクルの効果が小さくなることになる。そして更に中間圧力が低くなり、補助回路を流れる冷媒が全くなくなると、もはやスプリットサイクルの効果は全く得られなくなる。
本発明は、上記のような、中間圧力とスプリットサイクルの性能改善効果との相関に着目し、最適な運転条件を実現し、冷凍サイクルの性能の向上を図ろうとするものである。図８は、蒸発温度と外気温度を運転条件パラメータとして変化させ、各々の運転条件において成績係数が最大となる最適中間圧係数Kint.optをプロットしたものである。前述のように、圧縮手段の中間圧部の圧力と、主回路及び補助回路の冷媒流量比率、並びに中間圧力は、圧縮手段の排除容積比に依存するため、最適中間圧力及び最適中間圧力係数も、排除容積比の影響を受ける。図８は、排除容積比を０．７６として検討した結果である。排除容積比０．７６としたのは、全運転条件について総合的に判断し好適であったからである。
図８から、蒸発温度と外気温度を変化させた場合において、最適中間圧係数Kint.optは１．２から１．３の間に分布していることが分かる。従って、数式（１）において、最適中間圧係数Kint.optを１．２以上１．３以下とすることが望ましい。そして、最適中間圧係数Kint.optを１．２以上１．３以下の範囲内にある所定の値として、吸入冷媒圧力及び吐出冷媒圧力から、数式（１）に基づいて最適中間圧力を求め、圧縮手段の中間圧部の圧力（即ち、前記中間圧力）を前記最適中間圧力になるように制御することにより、外気温度及び蒸発温度が変化する条件において、高効率な運転を行なうことができる。
最適中間圧係数Kint.optが１．３より大きい場合は、中間圧力が高くなりすぎ、冷凍サイクル高圧サイドの冷媒圧力と中間圧力との圧力差が小さくなる。即ち、補助膨張弁１０９での減圧幅が小さくなるので、補助膨張弁１０９における冷媒の温度降下が小さくなり、中間熱交換器１０７入口での第１の冷媒流の温度が高くなり、その結果、中間熱交換器１０７で熱交換後の第２の冷媒流の温度が高くなり、蒸発器１０８入口での冷媒の比エンタルピを小さくするというスプリットサイクルの性能改善効果が小さくなってしまう。従って、成績係数が低くなってしまう。他方、最適中間圧係数Kint.optが１．２より小さい場合には、中間圧力が低くなりすぎ、補助回路を流れる第１の冷媒流の流量が小さくなり、その結果、第２の冷媒流の流量が多くなり、低段側の圧縮要素１０１で圧縮する冷媒の流量を減らし圧縮動力を削減するというスプリットサイクルの効果が小さくなる。また同時に、第１の冷媒流の流量が小さくなることにより、中間熱交換器１０７での交換熱量が小さくなり、中間熱交換器１０７で熱交換後の第２の冷媒流の温度が高くなり、蒸発器１０８入口での冷媒の比エンタルピを小さくするというスプリットサイクルの性能改善効果が小さくなってしまう。従って、成績係数が低くなってしまう。
また、冷凍装置の用途から使用条件がより具体的に想定できる場合においては、その想定される使用条件に応じて最適な性能が得られるように、排除容積比及び最適中間圧係数Kint.optを決めることができる。例えば、排除容積比をより小さくした場合には、最適中間圧係数Kint.optはより大きな値とすることができ、これとは反対に、排除容積比をより大きくした場合には、最適中間圧係数Kint.optはより小さな値とすることができる。
前述のように、想定される運転条件に応じて、排除容積比を０．３以上１以下の範囲内にある所定の値、更に好ましくは、０．５以上０．８以下の範囲内にある所定の値とし、最適中間圧係数Kint.optは１．１以上１．６以下の範囲内にある所定の値とすることができる。
このように排除容積比を変更した場合であっても、最適中間圧係数Kint.optが１．６を超えると、中間圧力と高圧側圧力との圧力差が殆どなくなり、第１の冷媒流による第２の冷媒流を冷却する効果は得られず、第１の冷媒流の流量が極端に多く、第２の冷媒流が極端に少なくなり、冷凍サイクルの効率が著しく低下する。
他方、最適中間圧係数Kint.optが１．１より小さくなると、中間圧力が低くなり、第１の冷媒流の流量が極端に少なくなり、放熱器を通過した後の冷媒を分流して第２の冷媒流の流量を削減することにより低段側の圧縮要素１０１での冷媒流量を減らし圧縮動力を削減するという効果が著しく低下すると共に、第１の冷媒流による第２の冷媒流を冷却する効果が著しく低下し、スプリットサイクルによる成績係数の向上が殆ど得られないことになる。
このように、高圧側圧力と低圧側圧力に基づき、数式（１）から目標とする最適中間圧力を算出し、当該最適中間圧力となるように補助膨張弁１０９を制御することで、最適な性能が実現可能となる。これにより、二酸化炭素冷媒を用いた冷凍装置の冷凍能力を改善して、性能を向上させることができるようになる。
（Ｃ−２）蒸発温度と外気温度から最適中間圧を決定する方法
次に、蒸発温度から圧縮手段の中間圧部の圧力を決定する方法について説明する。この場合、蒸発器１０８における冷媒の蒸発温度及び外気温度に基づき、補助膨張弁１０９を制御することにより、圧縮手段の中間圧部の圧力を決定する。
ここで、図１の冷凍装置を冷凍、冷蔵、空調（冷房及び暖房）、更に、その他の応用製品として使用することを想定して蒸発温度と外気温度の変化に基づき、それぞれの最適中間圧力を求めた結果を図３に示す。図３は蒸発温度、外気温度及び最適中間圧の関係を示す曲線図である。図３に示す結果から下記相関関係を示す数式（２）を導くことができる。
z=a+bx+cy+dx2+ey2+fxy ・・・（２）
数式（２）において、zは目標とする最適中間圧、xは外気温度、yは蒸発温度である。また、a、b、c、d、e、fは係数であり、図３に示す結果から、本実施例の冷凍装置において、係数aは５０４１．２９４４、係数bは３３．２８０９５２、係数cは３５．４５２６１９、係数dは０．７０３３３３３３、係数eは０．４０３０９５２４、係数fは１．２０８５７１４とすることが最も好ましい。
このように、想定される運転条件に応じて、上記数式（２）により最適中間圧を求めて、当該最適中間圧となるように補助膨張弁１０９を制御する。実際には、数式（２）により求められた値の±５０％の範囲内、好ましくは、±２０％の範囲内となるように補助膨張弁１０９を制御することで、補助回路を流れる第１の冷媒流の冷媒流量を最適な値とすることができる。これにより、中間熱交換器１０７において、第２の冷媒流を効果的に冷却して、蒸発器１０８の入口の比エンタルピを小さくし、冷凍効果を大きくすることが可能となる。
このように、蒸発温度と外気温度に基づいて、数式（２）から目標とする最適中間圧を算出し、当該最適中間圧の±２０％の範囲内の圧力となるように補助膨張弁１０９を制御することで、最適な性能が実現可能となる。これにより、二酸化炭素冷媒を用いた冷凍装置の冷凍能力を改善して、性能を向上させることができるようになる。また、上記数式（２）は全運転条件において適用できるものである。尚、本実施例では上記各係数a、b、c、d、e、fを上述の数値とすることが最も好ましいが、各係数a、b、c、d、e、fの数値は実際の冷凍装置の構造に依存するものであり、容積比のような変数が作用して決定された値であることに留意する必要がある。
（Ｃ−３）一定の中間圧に制御する方法
一方、前記図２に示す冷房運転のシュミレーションの結果から高圧側圧力と中間圧力は共に外気温度に依存するが、中間圧の外気温度依存性は高圧側圧力に比べて非常に低く、外気温度が変化しても最適な中間圧力の値は７．５ＭＰａから８．０ＭＰａの範囲内であり、大きく変化しないことがわかる。これは中間圧を予め設定した所定（一定）の値となるように制御した場合、その装置が最適な性能に近づいて制御される可能性があることを示している。ここで、中間圧部の圧力が最適中間圧となるように制御した場合と、予め設定した所定の圧力にとなるように制御した場合とで性能を比較すると、図４に示す結果が得られた。図４において、実線は最適中間圧となるように制御した場合の外気温度変化に伴う成績係数（ＣＯＰ）の変化、破線は中間圧を所定の値（例えば、７．７５ＭＰａ）となるように制御した場合の外気温度変化に伴う成績係数の変化をそれぞれ示している。
図４に示すように、中間圧を予め設定した所定（一定）の値となるように制御した場合の性能と中間圧部の圧力が最適中間圧となるように制御した場合の性能とではほぼ同じ性能となることがわかる。従って、中間圧を所定の値となるように制御することで、略最適な性能が得られることが明らかである。
この場合、目標とする所定の中間圧は、装置の用途に応じて予め想定される運転条件を考慮し、前記数式（１）又は数式（２）から求めることができる。このとき、数式（１）又は数式（２）から求められる値の±５０％の範囲内の圧力とし、好ましくは±２０％の範囲内の圧力となるように補助膨張弁１０９を制御するものとする。
このように、補助膨張弁１０９により、中間圧を予め設定した所定の値で一定となるように制御するという簡単な制御方法であっても、上記（Ｃ−１）及び（Ｃ−２）と同様に装置の性能の向上を図ることができる。
（Ｃ−４）最適高圧側圧力
他方、最適な性能を実現するためには、上述の如く補助膨張弁１０９により中間圧を制御するだけでなく、主膨張弁１０６を高圧側圧力が最適となるように制御する必要がある。ここで、高圧側圧力の制御方法について詳述する。前記図２で示すように高圧側圧力も外気温度に依存することが明らかである。更に、高圧側圧力は蒸発器１０８における冷媒の蒸発温度にも依存する。以上より、下記の数式（３）に基づき、高圧側圧力を制御するものとする。この相関関係は９８．９％の信頼性がある。
Pdis＝a＋bTamb＋cTevap＋dTamb 2＋eTevap 2＋fTambTevap ・・・（３）
上記数式（３）において、Pdisは高段側の圧縮要素１０４の吐出側冷媒圧力（高圧側圧力）、Tambは外気温度、Tevapは蒸発温度をそれぞれ示している。また、a、b、c、d、e及びfは係数であり、aを−１８５４．９１５０８、bを３３４．４８３８０９５、cを−９８．３２６９０４８、dを−０．６０６６６６６７、eを０．９３２６１９０４８、fを３．５２２２８５７１４とする。
このように、蒸発温度と外気温度を検出し、当該数式（３）により目標とする高圧側圧力を求め、主膨張弁１０６を調節して高圧側圧力を制御することによって、冷凍装置の最適な運転条件を実現することが可能となり、冷凍装置の性能を向上させることができる。
尚、本実施例では最適高圧側圧力を蒸発温度と外気温度に基づき求めるものとしたが、制御方法としては、外気温度を放熱器１０５の出口の冷媒温度に代用することが可能である。また、外気温度は、暖房運転を想定した場合には室温、給湯器を想定した場合には給水温度で代用することが可能である。一方、蒸発温度は蒸発圧力でも代用可能であり、冷房運転を想定した場合には室温や目標設定室温等でも代用可能である。
また、主膨張弁１０６の具体的形態については特に限定はなく、一般的冷凍装置に用いられる電子式膨張弁やその他の絞り手段を採用することが可能である。
補助回路の絞り手段としての補助膨張弁１０９は、一般的な電子式膨張弁やその他の絞り手段を使用することが可能であるが、一定の中間圧力に制御する方法では、中間圧力を検出する手段が必要無く、簡単な方法で制御することが可能な均圧型定圧膨張弁が好ましい。
（Ｃ−５）温度による制御方法
従来の単段型のサイクルでは、絞り手段による減圧で一部の冷媒が蒸発していた。即ち、蒸発器に入る前に一部の冷媒が蒸発し、その蒸発により残りの冷媒が冷却されていた。従って、蒸発器入口では蒸発して最早蒸発による冷凍効果を発揮しない蒸気冷媒と、蒸発した冷媒によって冷却されエンタルピが低くなった液冷媒が混在することとなる。このように、絞り手段で蒸発した冷媒は蒸発器において蒸発しないため、冷凍に寄与できない。これにより、蒸発器における冷凍効果が著しく低減する問題が生じていた。更に、係る冷媒は既に低圧となっているため、これを圧縮して高圧に戻すための圧縮動力が必要であった。
しかしながら、２段のスプリットサイクルでは、中間熱交換器１０７において、分流器１１０にて分流された一方の補助回路冷媒（第１の冷媒流）を補助膨張弁（補助絞り手段）１０９にて減圧し、この減圧された補助回路冷媒（第１の冷媒流）の熱により主回路冷媒（第２の冷媒流）を予め冷却することができる。
この場合、主膨張弁１０６における熱の受け渡しについては従来の単段型のサイクルと同様であるが、主回路冷媒を冷却した後の補助回路冷媒の圧力は低圧ではなく中間圧であるため、冷凍に寄与しない冷媒を高圧に戻す為の圧縮動力は従来の単段型のサイクルと比べて著しく小さくなる。
これにより、中間熱交換器１０７において補助回路を流れる第１の冷媒流で主回路を流れる第２の冷媒流をより効率的に冷却することができ、性能の向上を図ることができるようになる。
上述の如く中間熱交換器１０７により主回路を流れる第２の冷媒流を冷却して、冷凍装置の性能を向上できることが明らかであるが、係る第２の冷媒流を冷却する補助流の効果は前述の如く中間熱交換器１０７の容量（中間熱交換器１０７にて熱交換される第１の冷媒流と第２の冷媒流の量）に依存する。そこで、次に中間熱交換器１０７の入口或いは出口における第１の冷媒流若しくは第２の冷媒流の温度を制御する方法について詳述する。
（I）中間熱交換器１０７として対向流型熱交換器を使用する場合。
先ず、中間熱交換器１０７として、第１の冷媒流と第２の冷媒流とが対向して流れる対向流型熱交換器を使用する場合について説明する。この場合、以下の（ａ）〜（ｆ）の５つの方法があり、何れか一つの方法を用いれば良い。
（ａ）中間熱交換器１０７を出る第１の冷媒流の温度を中間熱交換器１０７に入る第２の冷媒流の温度に応じて制御する。具体的には、中間熱交換器１０７を出る第１の冷媒流の温度が、中間熱交換器１０７に入る第２の冷媒流の温度の所定範囲以内となるように制御する。この場合、所定温度とは、中間熱交換器１０７の流れの形式に拘わらず（即ち、中間熱交換器１０７が対向流型の熱交換器であっても、その他の形式の熱交換器であっても）、その容量と装置の他の要素との関係や装置の運転条件等に依存するものであり、本実施例では、中間熱交換器１０７を出る第１の冷媒流の温度が中間熱交換器１０７に入る第２の冷媒流の温度に対して、５Ｋの範囲内に制御することが好ましく、更には２Ｋ以内に制御することが望ましい。
（ｂ）中間熱交換器１０７を出る第２の冷媒流の温度を中間熱交換器１０７に入る第１の冷媒流の温度に応じて制御する。具体的には、中間熱交換器１０７から出る第２の冷媒流の温度が、中間熱交換器１０７に入る第１の冷媒流の温度の所定範囲以内となるように制御する。この場合も、所定温度とは上述同様に中間熱交換器１０７の流れの形式に拘わらず、その容量と装置の他の要素との関係や装置の運転条件等に依存するものであり、本実施例では、中間熱交換器１０７を出る第２の冷媒流の温度を中間熱交換器１０７に入る第１の冷媒流の温度に対して、５Ｋの範囲内に制御することが好ましく、更には２Ｋ以内に制御することが望ましい。
（ｃ）中間熱交換器１０７から出る第１の冷媒流の温度は、放熱器１０５に入る第２の熱媒体（水、空気、或いはその他の熱媒体）の温度に応じて制御する。具体的には、中間熱交換器１０７から出る第１の冷媒流の温度が放熱器１０５に入る第２の熱媒体の温度の所定範囲以内となるように制御する。この場合も、所定温度とは上述同様に中間熱交換器１０７の流れの形式に拘わらず、その容量と装置の他の要素との関係や装置の運転条件等に依存するものであり、本実施例では、中間熱交換器１０７から出る第１の冷媒流の温度を放熱器１０５に入る第２の熱媒体の温度に対して、８Ｋの範囲以内に制御することが好ましく、更には４Ｋ以内に制御することが望ましい。
（ｄ）中間熱交換器１０７から出る第１の冷媒流と中間熱交換器１０７に入る第２の冷媒流との温度差は予め設定された所定範囲以内となるように制御する。この所定温度とは上述の如く中間熱交換器１０７の流れの形式に拘わらず、その容量と装置の他の要素との関係や装置の運転条件等に依存するものであり、本実施例では、中間熱交換器１０７から出る第１の冷媒流の温度を中間熱交換器１０７に入る第２の冷媒流の温度に対して、５Ｋの範囲以内に制御することが好ましく、更に好ましくは２Ｋ以内に制御することが良い。
（ｅ）中間熱交換器１０７に入る第１の冷媒流と中間熱交換器１０７から出る第２の冷媒流の間の温度差は予め設定された所定範囲以内となるように制御する。この所定温度とは上述の如く中間熱交換器１０７の流れの形式に拘わらず、その容量と装置の他の要素との関係や装置の運転条件等に依存するものであり、本実施例では、係る温度差を５Ｋの範囲以内に制御することが好ましく、更に好ましくは２Ｋ以内に制御することが良い。
（II）中間熱交換器１０７として平行流型熱交換器を使用する場合。
次に、中間熱交換器１０７として、第１の冷媒流と第２の冷媒流とが平行して流れる平行流型熱交換器を使用する場合について説明する。この場合も以下に述べる（ａ）〜（ｄ）の４つの方法があり、何れか一つの方法を用いればよい。
（ａ）中間熱交換器１０７を出る補助流（第１の冷媒流）の温度が中間熱交換器１０７に入る主流（第２の冷媒流）の温度の所定範囲以内となるように制御する。実際の所定温度の値は、中間熱交換器１０７の流れの型式（対向流型或いは平行流型）に拘わらず、その容量と装置の他の要素との関係や装置の運転条件等に依存するものであり、本実施例では、中間熱交換器１０７を出る第１の冷媒流の温度を中間熱交換器１０７に入る第２の冷媒流の温度の１２Ｋの範囲内に制御することが好ましく、更に好ましくは６Ｋ以内に制御するものとする。
（ｂ）中間熱交換器１０７を出る第２の冷媒流の温度が中間熱交換器１０７に入る第１の冷媒流の温度の所定範囲以内となるように制御する。実際の所定温度の値は、中間熱交換器１０７の流れの型式に拘わらず、その容量と装置の他の要素との関係や装置の運転条件等に依存するものであり、本実施例では、中間熱交換器１０７を出る第２の冷媒流の温度を中間熱交換器１０７に入る第１の冷媒流の温度の１２Ｋの範囲内に制御することが好ましく、更に好ましくは６Ｋ以内に制御するものとする。
（ｃ）中間熱交換器１０７から出る第１の冷媒流の温度が放熱器１０５に入る第２の熱媒体（水、空気、或いはその他の熱媒体）の温度の所定範囲以内となるように制御する。実際の所定温度の値は、中間熱交換器１０７の流れの型式に拘わらず、その容量と装置の他の要素との関係や装置の運転条件等に依存するものであり、本実施例では、中間熱交換器１０７を出る第１の冷媒流の温度を放熱器１０５に入る第２の熱媒体の温度の１５Ｋの範囲内に制御することが好ましく、更に好ましくは８Ｋ以内に制御するものとする。
（ｄ）中間熱交換器１０７から出る第１の冷媒流と中間熱交換器１０７から出る第２の冷媒流との温度差は予め設定された所定範囲内となるように制御する。実際の所定温度の値は、中間熱交換器１０７の流れの型式に拘わらず、その容量と装置の他の要素との関係や装置の運転条件等に依存するものであり、本実施例では温度差を５Ｋの範囲以内に制御することが好ましく、更に好ましくは温度差を２Ｋ以下に制御するものとする。絞り手段は限定しないが、本実施例のように温度による制御を行う場合には、温度式自動膨張弁が好ましい。
（Ｃ−６）固定絞り手段による方法
（ａ）固定絞り手段の流路面積
上述した制御方法は主膨張弁と補助膨張弁の２つの制御手段を用いて最適又は略最適な運転を行い、冷凍装置の性能を向上させるものであるが、次に、補助回路の絞り手段として上記制御方法より更に簡易な方法である固定絞り手段を用いた方法について説明する。尚、本実施例では三洋電機株式会社により製造された排除容積比が０．５７６のコンプレッサを用いた。
この場合、固定絞りのオリフィス流路面積は以下に示す数式（４）により算出した（ASHRAE Handbook, Fundamentals, 1997, p.2.11）。
Figure 2006242557
尚、上記数式（４）においてＣｄは面取りオリフィスの流出係数、Ａｏはオリフィス流路面積（ｐｉ／４＊Ｄｏ＾２）、ｋは比熱比（ＣＰ１／ＣＶ１）、Ｒはガス定数であり、本実施例では当該Ｃｄを０．８、Ｒを８３１４．４１／４４（Ｊ／ｋｇ−Ｋ）、Ｃ１を（（２＊ｋ）／（Ｒ＊（ｋ−１）））＾０．５とする。
当該数式（４）を用いて、各種運転条件での主回路及び補助回路の絞り手段のオリフィス流路面積を算出した。この結果を表１に示す。表１に示すように主回路の絞り手段のオリフィス流路面積は外気温度や蒸発温度に依存して大きく変化し、その標準偏差は２２．６％である。一方、補助回路の絞り手段のオリフィス流路面積は広範囲の運転条件においても大きな変化が無く、その標準偏差は７．９％である。これらの結果は図５の如くグラフ化すると更に明確となる。即ち、主回路の絞り手段のオリフィス流路面積は外気温度の上昇に伴って直線的に減少し、蒸発温度の上昇により増加するが、補助回路の絞り手段のオリフィス流路面積は外気温度や蒸発温度によらず略一定であることがわかる。
Figure 2006242557
以上の結果から補助回路の絞り手段として、キャピラリチューブやその他の固定絞り手段を用いることが可能であることが明らかである。
（ｂ）補助回路に固定絞り手段を用いた場合の成績係数（ＣＯＰ）の変化
上述の如く補助回路の絞り手段として、キャピラリチューブやその他固定絞り手段を用いることが可能であるが、次に、このような固定絞り手段を採用した場合と絞り手段の開度を適度に操作して最適な中間圧力となるように制御した場合とで冷凍装置の性能を比較した結果を表２に示す。表２に示すように、補助回路の絞り手段として固定絞り手段を採用した場合と絞り開度を調節して最適な性能となるように制御した場合とでは、性能に大きな変化は無く、殆ど同じであることがわかる。
Figure 2006242557
従って、補助回路の絞り手段としてキャピラリチューブやその他の固定絞り手段を用いるという簡易な方法で略最適な運転状態が実現され、冷凍装置の性能を向上させることができる。
図６は図５の２次元図である。図６に示すように、主回路のオリフィス流路面積は、外気温度と蒸発器１０８における蒸発温度に依存し（図６（ｂ））、補助回路のオリフィス流路面積は、外気温度や蒸発温度によらず略一定である（図６（ａ））。
図７はシュミレーションによって得られた蒸発器１０８の蒸発温度に応じた最適中間圧Pint,optを示す図である。
また、図８及び図９に最適中間圧係数Kint,optについて示す。図８は外気温度と蒸発温度の変化に伴う最適中間圧係数を示している。図８から最適中間圧係数は１．２から１．３の間に分布することがわかる。図９は最適中間圧係数と成績係数（ＣＯＰ）の関係を示す図である。
図１０は本実施例の冷凍装置の低段側の圧縮要素１０１の排除容積に対する高段側の圧縮要素１０４の排除容積比と成績係数（ＣＯＰ）の関係を示している。図１０によれば、成績係数が最も良い３．１２付近となる排除容積比の範囲は０．７６〜０．７８であるので、この実施例では排除容積比（低段側の圧縮要素１０１の排除容積に対する高段側の圧縮要素１０４の排除容積の比率）を０．７６とした。
尚、上記実施例のスプリットサイクルでは、主膨張弁１０６（主絞り手段）と補助膨張弁１０９（補助絞り手段）をそれぞれ別々に構成し、絞りをそれぞれ制御するものとしたが、当該主絞り手段と補助絞り手段とを一体に構成しても構わない。この場合には、放熱器１０５から出た高圧冷媒を上記実施例の如く中間熱交換器１０７の手前で主冷媒流と補助冷媒流に分岐させずに、全て中間熱交換器１０７に流して冷却し、当該中間熱交換器１０７を通過した後に分岐させる必要がある。図１１は上記二つの絞り手段を一体構造とした一実施例の絞り装置の模式図である。
図１１において、２０１は補助絞り手段としての弁装置であり、２０２は主絞り手段としての弁装置である。即ち、中間熱交換器１０７から出た高圧冷媒が冷媒入口２０３から当該装置内に入り、そこで主流（第２の冷媒流）と補助流（第１の冷媒流）とに分岐され、第２の冷媒流は主絞り手段としての弁装置２０２により減圧され、蒸発器１０８に入り、第１の冷媒流は補助絞り手段としての弁装置２０１により減圧された後、中間熱交換器１０７に入る。弁装置２０２は、高圧均圧口２０６から導入される高圧側冷媒の圧力とスプリングにより絞り量が制御される。弁装置２０１は、中間均圧口２０４から導入される中間圧力や感温筒２０５を用いることにより中間熱交換器１０７の入口温度、若しくは、出口の冷媒温度に応じて操作される。第１の冷媒流はこの弁装置２０１で減圧された後、中間熱交換器１０７の第１の流路に入る。
本実施例では高圧側冷媒を分岐する位置が中間熱交換器１０７を通過したあとである点において前記実施例のスプリットサイクルと相違するが、スプリットサイクルの作用、及び当該スプリットサイクルを用いることによる効果は同一であり、本発明により性能の向上を図ることができる効果も共通して述べることができる。また、弁装置２０１、２０２への入口を別々に設けることにより、通常の（例えば、上記実施例１の）スプリットサイクルと同一の冷媒流れとすることも可能である。
尚、本実施例では均圧式並びに温度式絞り装置の例について一体構造とすることを説明したが、電子式膨張弁、その他の絞り手段においてもこれらの絞り手段を結合し一体構造とすることが可能である。
尚、本発明の冷凍装置は、上述した各実施例の装置に限らず、その他、複数の蒸発器や放熱器により回路が構成された冷凍装置であっても適用することができる。図１２はその一実施例の冷凍装置のブロック図である。図１２に示す冷凍装置３００は冷房、暖房及び／又は給湯の混在運転を可能としたスプリットサイクル装置である。本実施例のスプリットサイクルは、圧縮手段としてのこの場合の低圧側圧縮手段３０１及び高圧側圧縮手段３０２と、利用側熱交換器としての第１の熱交換器３０５、第２の熱交換器３０６及び第３の熱交換器３０７と、熱源側熱交換器としての第４の熱交換器３０８等から構成される。
第１及び第２の熱交換器３０５、３０６は、室内を冷房或いは暖房するための熱交換器であり、各熱交換器３０５、３０６の一端に接続された配管３１０、３１１は２つに分岐され、一方の配管３１０Ａ、３１１Ａは高圧側圧縮手段３０２から出た高圧配管３１２に接続される。また、他方の配管３１０Ｂ、３１１Ｂは低圧側圧縮手段３０１の入口に接続された低圧配管３１３と接続される。各配管３１０Ａ、３１０Ｂ、３１１Ａ、３１１Ｂにはそれぞれ切換弁としての弁装置３１５、３１６、３１７、３１８が設けられており、運転モードに応じて開閉が制御される。各熱交換器３０５、３０６の他端はそれぞれ配管３２０、３２１を介して前記第４の熱交換器３０８の他端に至る高圧配管３３０に接続される。また、配管３２０には主絞り手段として主膨張弁３２５が設けられ、同様に配管３２１にも主絞り手段としての主膨張弁３２６が設置されている。
そして、上記弁装置３１５、３１６、第１の熱交換器３０５、主膨張弁３２５により室内を冷暖房する一つの室内ユニットが構成され、弁装置３１７、３１８、第２の熱交換器３０６、主膨張弁３２６により他の室内を冷暖房するもう一つの室内ユニットが構成される。
前記第３の熱交換器３０７は、水タンク３４０に貯留された水を加熱するための熱交換器であり、当該熱交換器３０７の一端は配管３４５を介して高圧側圧縮手段３０２の出口に至る前記高圧配管３１２の途中部に接続される。この配管３４５には高圧配管３１２から第３の熱交換器３０７への冷媒流入を制御するための弁装置３４６が設けられている。また、冷媒熱交換器３０７の他端は配管３４７を介して前記高圧配管３３０に接続される。当該配管３４７にも主絞り手段としての膨張弁３４８が設置されている。そして、第３の熱交換器３０７、弁装置３４６、膨張弁３４８、水タンク３４０等により給湯ユニットが構成される。
一方、第４の熱交換器３０８は熱源側の熱交換器であり、当該熱交換器３０８の一端に接続された配管３５０は２つに分岐して、一方の配管３５０Ａは前記高圧配管３１２に接続され、他方の配管３５０Ｂは前記低圧配管３１３に接続される。各配管３５０Ａ、３５０Ｂにはそれぞれ切換弁としての弁装置３５５、３５６が設けられ、運転モードに応じて開閉が制御される。また、第４の熱交換器３０８の他端には前記高圧配管３３０が接続される。当該高圧配管３３０には絞り手段としての膨張弁３６０が設けられ、当該膨張弁３６０の第４の熱交換器３０８と反対側となる高圧配管３３０にはスプリットサイクルを構成する分流器３７０と中間熱交換器３７５が設けられている。
上記分流器３７０は、第４の熱交換器３０８から流出した冷媒を主回路冷媒（第２の冷媒流）と補助回路冷媒（第１の冷媒流）の二つの流れに分流するための分流手段である。そして、補助回路を構成する配管３８０上には、補助回路冷媒（第１の冷媒流）を中間圧に減圧するための補助絞り手段としての補助膨張弁３８５が設けられている。本実施例の冷凍装置では、運転モードや冷凍負荷によってスプリットサイクルを行わない場合が想定されるため、当該補助膨張弁３８５は配管３８０を流れる中間圧の冷媒量を０とすることができる全閉機能を具備したものであることが望ましい。また、その他上述した膨張弁３２５、３２６、３４８及び３６０も運転モードや負荷状態によっては一部の熱交換器を使用しない場合があるため、全閉機能を具備したものであることが好ましい。
前記第１の熱交換器３０５、第２の熱交換器３０６及び第４の熱交換器３０８は運転モードや負荷状態に応じて、蒸発器、或いは、放熱器として機能する。即ち、第１の熱交換器３０５を蒸発器として使用し、室内の冷房を行う場合には、高圧配管３１２に接続された配管３１０Ａの弁装置３１５を閉じ、低圧配管３１３に接続された配管３１０Ｂの弁装置３１６を開くと共に、膨張弁３２５により冷媒を減圧する。これにより、分流器３７０にて分岐され、主回路を流れる第２の冷媒流は、当該膨張弁３２５により減圧され、第１の熱交換器３０５に入り、そこで空気と熱交換を行って蒸発し、その後、配管３１０Ｂ、低圧配管３１３を経由して低圧側圧縮手段３０１に流れる。
同様に、第２の熱交換器３０６を蒸発器として使用し、室内の冷房を行う場合には、高圧配管３１２に接続された配管３１１Ａの弁装置３１７を閉じ、低圧配管３１３に接続された配管３１１Ｂの弁装置３１８を開くと共に、膨張弁３２６により冷媒を減圧する。これにより、分流器３７０にて分岐され、主回路を流れる第２の冷媒流は、当該膨張弁３２６により減圧され、第２の熱交換器３０５に入り、そこで空気と熱交換を行って蒸発し、その後、配管３１１Ｂ、低圧配管３１３を経由して低圧側圧縮手段３０１に流れる。
一方、第１の熱交換器３０５を放熱器として使用し、室内の暖房を行う場合には、高圧配管３１２に接続された配管３１０Ａの弁装置３１５を開き、低圧配管３１３に接続された配管３１０Ｂの弁装置３１６を閉じると共に、膨張弁３２５を全開とする。これにより、高圧側圧縮手段３０２から吐出された冷媒は高圧配管３１２、配管３１０Ａを経由して第１の熱交換器３０５に入り、そこで空気と熱交換して冷却される。その後、冷媒は膨張弁３２５にて減圧されずに高圧配管３３０に流入する。
同様に、第２の熱交換器３０６を放熱器として使用し、室内の暖房を行う場合には、高圧配管３１２に接続された配管３１１Ａの弁装置３１７を開き、低圧配管３１３に接続された配管３１１Ｂの弁装置３１８を閉じると共に、膨張弁３２６を全開とする。これにより、高圧側圧縮手段３０２から吐出された冷媒は高圧配管３１２、配管３１１Ａを経由して第２の熱交換器３０６に入り、そこで空気と熱交換して冷却される。その後、冷媒は膨張弁３２６にて減圧されること無く、高圧配管３３０に流入する。
他方、第４の熱交換器３０８は、運転モードや負荷状況等に応じて外気或いは他の熱媒体から熱を汲み上げるか、若しくは、外気或いは他の熱媒体に熱を捨てるか切り換え可能である。例えば、上記第１及び第２の熱交換器３０５、３０６を蒸発器として使用し、室内を冷房する場合等、即ち、利用側熱交換器の冷房負荷が加熱負荷より大きく、熱源側熱交換器である第４の熱交換器３０８を放熱器として使用する場合には、高圧配管３１２に接続された配管３５０Ａの弁装置３５５を開き、低圧配管３１３に接続された配管３５０Ｂの弁装置３５６を閉じると共に、膨張弁３６０を全開とする。これにより、高圧側圧縮手段３０２から吐出された冷媒は高圧配管３１２、配管３５０Ａを経由して第４の熱交換器３０８に入り、そこで空気或いは熱媒体と熱交換して冷却され、高圧配管３３０に流入する。
また、例えば、第１及び第２の熱交換器３０５、３０６を放熱器として使用し、室内を暖房する場合等、即ち、利用側熱交換器の冷房負荷より加熱負荷が大きい場合には、第４の熱交換器３０８は蒸発器として使用する。この場合、高圧配管３１２に接続された配管３５０Ａの弁装置３５５を閉じて、低圧配管３１３に接続された配管３５０Ｂの弁装置３５６を開くと共に、膨張弁３６０により冷媒を減圧する。これにより、高圧側配管３３０からの冷媒は膨張弁３６０で減圧され、第４の熱交換器３０８に入り、そこで空気或いは熱媒体と熱交換して蒸発する。その後、第４の熱交換器３０８から出た冷媒は、配管３５０Ｂ、低圧配管３１３を経て低圧側圧縮手段３０１に吸い込まれる。
更に、第１及び第２の熱交換器３０５、３０６を蒸発器として使用し、第３の熱交換器３０７を放熱器として使用する場合や第１の熱交換器３０５及び第２の熱交換器３０６のどちらか一方を放熱器として使用し、他方を蒸発器として使用する場合等、即ち、利用側熱交換器（熱交換器３０５、３０６、３０７）の冷却負荷と加熱負荷とが同程度である場合には、第４の熱交換器３０８にて冷媒の放熱或いは蒸発を行わないものとすることも可能である。この場合には、弁装置３５５及び弁装置３５６を全閉し、同様に膨張弁３６０も全閉することで、第４の熱交換器３０８への冷媒の流入が禁止される。
尚、第４の熱交換器３０８において冷却された後の冷媒が流れる高圧配管３３０上に設置された分流器３７０と中間熱交換器３７５によるスプリットサイクルの作用効果は既に説明済みの実施例１の基本構成の場合と同じであるため説明を省略する。
他方、冷凍装置３００の中間熱交換器３７５の流れ形式が並行流となるか、対向流となるかは運転モードに応じて異なる。即ち、利用側熱交換器（第１又は第２の熱交換器３０５、３０６）の冷房負荷が、利用側熱交換器の加熱負荷より大きく、熱源側熱交換器である第４の熱交換器３０８を放熱器として利用する場合には、中間熱交換器３７５にて第１の冷媒流と第２の冷媒流が対向流となり、冷媒の分岐は中間熱交換器３７５の上流側にて行われるように構成される。これにより、第１の冷媒流にて第２の冷媒流を効果的に冷却することができるので、第１の熱交換器３０５及び第２の熱交換器３０６におけるエンタルピー差を大きくでき、冷却能力の向上を図ることができる。
また、利用側熱交換器（第１又は第２の熱交換器３０５、３０６）の冷房負荷が、利用側熱交換器の加熱負荷より小さい場合には、熱交換器１０７は中間熱交換器３７５にて第１の冷媒流と第２の冷媒流が平行流となる。更に、第３の熱交換器３０７を使用して水タンク３４０内の水を加熱する場合し、第１及び第２の熱交換器３０５、３０６にて室内を冷房する場合等の利用側熱交換器の冷却負荷と加熱負荷とが同程度である場合には、中間熱交換器３７５は使用されず、膨張弁３８５は閉塞される。
尚、冷媒の分岐が中間熱交換器３７５の上流側であるか下流側であるかは、分岐手段及び中間熱交換器の配置、並びに、運転モードにより異なるものであり、分岐手段及び中間熱交換器の配置については本実施例に限定されるものではなく、前述のように予め想定される利用形態に応じて適切に配置可能であることは言うまでもない。
図１３は本発明の更にもう一つの他の実施例のスプリットサイクル装置のブロック図である。本実施例のスプリットサイクル装置４００には、異なる温度域で冷却することができる２つの蒸発器４０５、４０６が設けられている。即ち、本実施例のスプリットサイクル装置４００は、圧縮手段を構成する低圧側圧縮手段４０１と、インタークーラ４１２と、２つの冷媒流を合流させる合流装置としての合流器４１３と、同じく圧縮手段を構成する高圧側圧縮手段４０２と、放熱器４０３と、分流手段としての分流器４０４と、中間熱交換器４１０と、内部熱交換器４１５と、補助絞り手段としての補助膨張弁４０９と、主絞り手段としての主膨張弁４０７と、同じく主絞り手段としての主膨張弁４０８と、蒸発器４０５、４０６とから構成されている。上記主膨張弁４０８の絞り量は、主膨張弁４０７の絞り量より小さくなるように制御される。従って、当該主膨張弁４０７で減圧された後、蒸発器４０５に流入して蒸発する冷媒の蒸発温度は、主膨張弁４０８で減圧され蒸発器４０６で蒸発する冷媒の蒸発温度より低くなる。
中間熱交換器４１０は、前記各実施例で詳述した第１の冷媒流と第２の冷媒流とを熱交換させるためのものである。上記内部熱交換器４１５は中間熱交換器４１０から出た高圧側の第２の冷媒流と各蒸発器４０５、４０６から出た低圧側の第２の冷媒流を熱交換するためのものであり、当該内部熱交換器４１５にて、中間熱交換器４１０にて第１の冷媒流と熱交換して冷却された高圧側の第２の冷媒流を各蒸発器４０５、４０６から出た低圧側の第２の冷媒流にて更に冷却することができる。また、各蒸発器４０５、４０６から出た低温低圧の第２の冷媒流を高圧側の第２の冷媒流にて加熱することで、低圧側圧縮手段４０１に吸い込まれる第２の冷媒流の過熱度をとることができるようになる。これにより、低圧側圧縮手段４０１に液冷媒が吸い込まれる所謂液圧縮の発生を未然に解消できる。
以上の構成で、本実施例のスプリットサイクル装置４００における冷媒の動作について簡単に説明する。低圧側圧縮手段４０１にて圧縮され、中間圧となった冷媒は、インタークーラ４１３にて冷却された後、高圧側圧縮手段４０２にて高温高圧の冷媒となる。そして、当該高圧側圧縮手段４０２から出た冷媒は放熱器４０３で放熱する。そして、放熱器４０３を出た冷媒は分流器４０４に至る。当該分流器４０４は上記各実施例で詳述した如く放熱器４０３から出た冷媒を第１の冷媒流と第２の冷媒流の二つの流れに分流するための分流手段である。当該分流器４０４にて分流された一方の冷媒流である第１の冷媒流は補助回路に入り、当該補助回路に設けられた補助膨張弁４０９にて減圧されて、中間熱交換器４１０にて分流器４０４にて分流された他方の冷媒流である第２の冷媒流と熱交換した後、圧縮手段の中間圧部に吸い込まれる。即ち、中間熱交換器４１０から出た第１の冷媒流は、低圧側圧縮手段４０１にて圧縮され、インタークーラ４１２にて冷却された中間圧の冷媒と合流器４１３で合流して、高圧側圧縮手段４０２に吸い込まれる。
一方、中間熱交換器４１０から出た第２の冷媒流は、内部熱交換器４１５を通過した後、更に二つの冷媒流に分流され、一方の冷媒流は主膨張弁４０７を経て、蒸発器４０５に流入して蒸発する。他方の冷媒流は主膨張弁４０８を経て蒸発器４０６に流入し、そこで蒸発する。但し、主膨張弁４０７と４０８は交互に開放され、蒸発器４０５と４０６は交互に使用される。即ち、一方の主膨張弁４０７或いは４０８が開いているときは、他方の主膨張弁４０８或いは４０７は閉じる。そして、各蒸発器４０５、４０６にてそれぞれ蒸発した冷媒は何れも内部熱交換器４１５を通過した後、圧縮手段の低圧部である低圧側圧縮手段４０１に吸い込まれるサイクルを繰り返す。
上述の如く本実施例のスプリットサイクル装置４００では、内部熱交換器４１５を通過して冷却された第２の冷媒流を分流して、主膨張弁４０７が開いている場合には当該主膨張弁４０７にて減圧した後、蒸発器４０５に流入させる。また、主膨張弁４０７より小さい絞り量の主膨張弁４０８が開いている場合には当該主膨張弁４０８にて減圧した後に、蒸発器４０６に流入させる。これにより、各蒸発器４０５、４０６では異なる温度域にて冷媒が蒸発する（蒸発器４０５の方が蒸発器４０６より低い温度域）ことになる。これにより、例えば、冷蔵と冷凍のように異なる温度域（蒸発器４０６が冷蔵、蒸発器４０５が冷凍）にて冷却することができるので、当該装置４００を家庭用の冷蔵庫として使用することは勿論、商業用の冷凍装置として使用することも可能である。尚、本実施例のスプリットサイクル装置４００においても本発明により、性能向上を図ることができる。
（Ｄ）内部中間圧型多段圧縮式ロータリコンプレッサ
次に、本発明の圧縮手段の一実施例として、低圧側圧縮手段としての低段側の圧縮要素１０１と高圧側圧縮手段としての高段側の圧縮要素１０４とを備えた圧縮機について図１４乃至図１８を用いて説明する。
（Ｄ−１）圧縮機の構造
図１４乃至図１８は、本発明の圧縮手段の一実施例のロータリコンプレッサ１０をそれぞれ示している。ロータリコンプレッサ１０は、二酸化炭素（ＣＯ2）を冷媒として使用する内部中間圧型多段圧縮式のロータリコンプレッサで、このロータリコンプレッサ１０は鋼板から成る円筒状の密閉容器１２と、この密閉容器１２の内部空間の上側に配置収納された電動要素１４とこの電動要素１４の下側に配置され、電動要素１４の回転軸１６により駆動される低段側の圧縮要素１０１と高段側の圧縮要素１０４から成る回転圧縮機構部１８にて構成されている。実施例のロータリコンプレッサ１０の高さ寸法は２２０ｍｍ（外径１２０ｍｍ）、電動要素１４の高さ寸法は約８０ｍｍ（外径１１０ｍｍ）、回転圧縮機構部１８の高さ寸法は約７０ｍｍ（外径１１０ｍｍ）で、電動要素１４と回転圧縮機構部１８との間隔は約５ｍｍとなっている。また、高段側の圧縮要素１０４の排除容積は低段側の圧縮要素１０１の排除容積よりも小さく設定されている。
密閉容器１２は実施例では厚さ４．５ｍｍの鋼板より構成され、底部をオイル溜めとし、電動要素１４と回転圧縮機構部１８を収納する容器本体１２Ａと、この容器本体１２Ａの上部開口を閉塞する略椀状のエンドキャップ（蓋体）１２Ｂとで構成され、且つ、このエンドキャップ１２Ｂの上面中心には円形の取付孔１２Ｄが形成されており、この取付孔１２Ｄには電動要素１４に電力を供給するためのターミナル（配線を省略）２０が取り付けられている。
この場合、ターミナル２０の周囲のエンドキャップ１２Ｂには、座押成形によって所定曲率の段差部１２Ｃが環状に形成されている。また、ターミナル２０は電気的端子１３９が貫通して取り付けられた円形のガラス部２０Ａと、このガラス部２０Ａの周囲に形成され、斜め外下方に鍔状に張り出した金属製の取付部２０Ｂとから構成されている。取付部２０Ｂの厚さ寸法は、２．４ｍｍ±０．５ｍｍとされている。そして、ターミナル２０は、そのガラス部２０Ａを下側から取付孔１２Ｄに挿入して上側に臨ませ、取付部２０Ｂを取付孔１２Ｄの周縁に当接させた状態でエンドキャップ１２Ｂの取付孔１２Ｄ周縁に取付部２０Ｂを溶接することで、エンドキャップ１２Ｂに固定されている。
電動要素１４は、密閉容器１２の上部空間の内周面に沿って環状に取り付けられたステータ２２と、このステータ２２の内側に若干の間隙を設けて挿入配置されたロータ２４とからなる。このロータ２４は中心を通り鉛直方向に延びる回転軸１６に固定されている。
ステータ２２は、ドーナッツ状の電磁鋼板を積層した積層体２６と、この積層体２６の歯部に直巻き（集中巻き）方式により巻装されたステータコイル２８を有している。また、ロータ２４もステータ２２と同様に電磁鋼板の積層体３０で形成され、この積層体３０内に永久磁石ＭＧを挿入して構成されている。
前記低段側の圧縮要素１０１と高段側の圧縮要素１０４との間には中間仕切板３６が挟持されている。即ち、低段側の圧縮要素１０１と高段側の圧縮要素１０４は、中間仕切板３６と、この中間仕切板３６の上下に配置されたシリンダ３８、シリンダ４０と、この上下シリンダ３８、４０内を１８０度の位相差を有して回転軸１６に設けた上下偏心部４２、４４に嵌合されて偏心回転する上下ローラ４６、４８と、この上下ローラ４６、４８に当接して上下シリンダ３８、４０内をそれぞれ低圧室側と高圧室側に区画する上下ベーン５０（下側のベーンは図示せず）と、上シリンダ３８の上側の開口面及び下シリンダ４０の下側の開口面を閉塞して回転軸１６の軸受けを兼用する支持部材としてぼ上部支持部材５４及び下部支持部材５６にて構成される。
上部支持部材５４及び下部支持部材５６には、吸込ポート１６１、１６２にて上下シリンダ３８、４０の内部とそれぞれ連通する吸込通路５８、６０と、凹陥した吐出消音室６２、６４が形成されると共に、これら両吐出消音室６２、６４の開口部はそれぞれカバーにより閉塞される。即ち、吐出消音室６２はカバーとしての上部カバー６６、吐出消音室６４はカバーとしての下部カバー６８にて閉塞される。
この場合、上部支持部材５４の中央には軸受け５４Ａが起立形成されており、この軸受け５４Ａ内面には筒状のブッシュ１２２が装着されている。また、下部支持部材５６の中央には軸受け５６Ａが貫通形成されており、この軸受け５６Ａ内面にも筒状のブッシュ１２３が装着されている。これらブッシュ１２２、１２３は摺動性の良い材料にて構成されており、回転軸１６はこれらブッシュ１２２、１２３を介して上部支持部材５４の軸受け５４Ａと下部支持部材５６の軸受け５６Ａに保持される。
この場合、下部カバー６８はドーナッツ状の円形鋼板から構成されており、周辺部の４カ所を主ボルト１２９・・によって下から下部支持部材５６に固定され、吐出ポート４１にて低段側の圧縮要素１０１の下シリンダ４０内部と連通する吐出消音室６４の下面開口部を閉塞する。この主ボルト１２９・・の先端は上部支持部材５４に螺合する。下部カバー６８の内周縁は下部支持部材５６の軸受け５６Ａ内面より内方に突出しており、これによって、ブッシュ１２３の下端面は下部カバー６８によって保持され、脱落が防止されている。
下部支持部材５６は鉄系の焼結材料（若しくは鋳物でも可）により構成されており、下部カバー６８を取り付ける側の面（下面）は、平面度０．１ｍｍ以下に加工された後、スチーム処理が加えられる。このスチーム処理によって下部カバー６８を取り付ける側の面は酸化鉄となるため、焼結材料内部の孔が塞がれてシール性が向上する。これにより、下部カバー６８と下部支持部材５６間にガスケットを介設する必要が無くなる。
尚、吐出消音室６４と密閉容器１２内における上部カバー６６の電動要素１４側は、上下シリンダ３８、４０や中間仕切板３６を貫通する孔である連通路６３にて連通されている（図１７）。この場合、連通路６３の上端には中間吐出管１２１が立設されており、この中間吐出管１２１は上方の電動要素１４のステータ２２に巻装された相隣接するステータコイル２８、２８間の隙間に指向している。
また、上部カバー６６は吐出ポート３９にて高段側の圧縮要素１０４の上シリンダ３８内部と連通する吐出消音室６２の上面開口部を閉塞し、密閉容器１２内を吐出消音室６２と電動要素１４側とに区切る。この上部カバー６６は厚さ２ｍｍ以上１０ｍｍ以下（実施例では最も望ましい６ｍｍとされている）であって、前記上部支持部材５４の軸受け５４Ａが貫通する孔が形成された略ドーナッツ状の円形鋼板から構成されており、上部支持部材５４との間にガード付きの図示しないガスケットを挟み込んだ状態で、当該ガスケットを介して周辺部が４本の主ボルト７８・・により、上から上部支持部材５４に固定されている。この主ボルト７８・・の先端は下部支持部材５６に螺合する。
上部カバー６６を係る厚さ寸法とすることで、密閉容器１２内よりも高圧となる吐出消音室６４の圧力に充分に耐えながら、小型化を達成し、電動要素１４との絶縁距離を確保することもできるようになる。
次に、上シリンダ３８の下側の開口面及び下シリンダ４０の上側の開口面を閉塞する中間仕切板３６内には、上シリンダ３８内の吸込側に対応する位置に、外周面から内周面に至り、外周面と内周面とを連通して給油路を構成する貫通孔１３１が穿設されており、この貫通孔１３１の外周面側の封止材１３２を圧入して外周面側の開口を封止している。また、貫通孔１３１の中途部には上側に延在する連通孔１３３が穿設されている。
一方、上シリンダ３８の吸込ポート１６１（吸込側）には中間仕切板３６の連通孔１３３に連通する連通孔１３４が穿設されている。また、回転軸１６内には軸中心に鉛直方向のオイル孔と、このオイル孔に連通する横方向の給油孔８２、８４（回転軸１６の上下偏心部４２、４４にも形成されている）が形成されており、中間仕切板３６の貫通孔１３１の内周面側の開口は、これらの給油孔８２、８４を介してオイル孔に連通している。
ここで、本実施例のロータリコンプレッサ１０の密閉容器１２内は中間圧となるため、２段目で高圧となる上シリンダ３８内にはオイルの供給が困難となるが、中間仕切板３６を係る構造としたことにより、密閉容器１２内底部のオイル溜めから汲み上げられてオイル孔を上昇し、給油孔８２、８４から出たオイルは、中間仕切板３６の貫通孔１３１に入り、連通孔１３３、１３４から上シリンダ３８の吸込側（吸込ポート１６１）に供給されるようになる。
他方、上述の如く上下シリンダ３８、４０、中間仕切板３６、上下支持部材５４、５６及び上下カバー６６、６８はそれぞれ４本の主ボルト７８・・と主ボルト１２９・・にて上下から締結されるが、更に、上下シリンダ３８、４０、中間仕切板３６、上下支持部材５４、５６は、これら主ボルト７８、１２９の外側に位置する補助ボルト１３６、１３６により締結される（図１７）。この補助ボルト１３６は上部支持部材５４側から挿入され、先端は下部支持部材５６に螺合している。
また、この補助ボルト１３６は前述したベーン５０の後述する案内溝７０の近傍に位置している。このように補助ボルト１３６、１３６を追加して回転圧縮機構部１８を一体化することで、内部が極めて高圧となることに対するシール性の確保が成されると共に、ベーン５０の案内溝７０の近傍を締め付けるので、後述する如くベーン５０に加える高圧の背圧のリークも防止できるようになる。
一方、上シリンダ３８内には前述したベーン５０を収納する図示しない案内溝と、この案内溝の外側に位置してバネ部材としてのスプリング７６を収納する収納部とが形成されており、この収納部は上記案内溝と密閉容器１２（容器本体１２Ａ）側に開口している。前記スプリング７６はベーン５０の外側端部に当接し、常時ベーン５０をローラ４６側に付勢する。そして、このスプリング７６の密閉容器１２側の収納部内には、収納部の外側（密閉容器１２側）の開口から金属製のプラグ１３７が圧入されて設けられ、スプリング７６の抜け止めの役目を果たす。
この場合、プラグ１３７の外形寸法は、それを収納部内に圧入した際に上シリンダ３８が変形を起こさない程度、収納部の内径寸法よりも大きく設定されている。即ち、実施例ではプラグ１３７の外形寸法は、収納部の内径寸法よりも４μｍ〜２３μｍ大きく設計されている。また、プラグ１３７の周面には当該プラグ１３７と収納部の内面間をシールするための図示しないＯリングが取り付けられている。
そして、この場合も冷媒としては地球環境にやさしく、可燃性および毒性等を考慮して自然冷媒である前記二酸化炭素（ＣＯ2）を使用し、潤滑油としてのオイルは、例えば鉱物油（ミネラルオイル）、アルキルベンゼン油、エーテル油、エステル油等が依存のオイルが使用される。
密閉容器１２の容器本体１２Ａの側面には、上部支持部材５４と下部支持部材５６の吸込通路５８、６０、吐出消音室６２及び上部カバー６６の上側（電動要素１４の下端に略対応する位置）に対応する位置に、スリーブ１４１、１４２、１４３及び１４４がそれぞれ溶接固定されている。スリーブ１４１と１４２は上下に隣接すると共に、スリーブ１４３はスリーブ１４１の対角線上にある。また、スリーブ１４４はスリーブ１４１と略９０度ずれた位置にある。
そして、スリーブ１４１内には上シリンダ３８に冷媒ガスを導入するための冷媒導入管９２の一端が挿入接続され、この冷媒導入管９２の一端は上シリンダ３８の吸込通路５８に連通される。この冷媒導入管９２の他端は合流器１４６の底端に接続されている。当該合流器１４６の上端には、配管９５及び配管１００の一端が接続されている。そして、配管９５の他端はインタークーラ１０２（図１）を経てスリーブ１４４内に挿入接続されて密閉容器１２内に連通する。また、配管１００は図１の中間熱交換器１０７の第１の流路を出た補助回路の配管である。
また、スリーブ１４２内には下シリンダ４０に冷媒ガスを導入するための冷媒導入管９４の一端が挿入接続され、この冷媒導入管９４の一端は下シリンダ４０の吸込通路６０に連通される。この冷媒導入管９４の他端は、蒸発器１０８に接続されている（図１）。また、スリーブ１４３内には冷媒吐出管９６が挿入接続され、この冷媒吐出管９６の一端は吐出消音室６２に連通される。この冷媒吐出管９６の他端は放熱器１０５に接続されている（図１）。
また、スリーブ１４１、１４３、１４４の外面周囲には配管接続用のカプラが係合可能な鍔部１５１が形成されており、スリーブ１４２の内面には配管接続用の図示しないネジ溝が形成されている。これにより、スリーブ１４１、１４３、１４４にはロータリコンプレッサ１０の製造工程における完成検査で気密実験を行う場合に試験用配管のカプラを鍔部１５１に容易に接続できるようになると共に、スリーブ１４２にはネジ溝を使用して試験用配管を容易にネジ止めできるようになる。特に、上下で隣接するスリーブ１４１と１４２は、一方のスリーブ１４１に鍔部１５１が、他方のスリーブ１４２にネジ溝が形成されていることで、狭い空間で試験用配管を各スリーブ１４１、１４２に接続可能となる。
（Ｄ−２）制御
以上の構成で次にロータリコンプレッサ１０を実施例１の冷凍装置を適用した場合における動作を説明する。制御装置（コントローラ）はロータリコンプレッサ１０の電動要素１４の回転数制御を行う。制御装置（コントローラ）によりターミナル２０及び図示されない配線を介してロータ２４が回転する。この回転により回転軸１６と一体に設けた上下偏心部４２、４４に嵌合された上下ローラ４６、４８が上下シリンダ３８、４０内を偏心回転する。
これにより、冷媒導入管９４および下部支持部材５６に形成された吸込通路６０を経由して吸込ポート１６２から下シリンダ４０の低圧室側に吸入された低圧（一段目吸入圧：４ＭＰａＧ）の冷媒ガスは、ローラ４８とベーンの動作により圧縮されて中間圧（ＭＰ１：８ＭＰａＧ）となり下シリンダ４０の高圧室側より吐出ポート４１、下部支持部材５６に形成された吐出消音室６４から連通路６３を経て中間吐出管１２１から密閉容器１２内に吐出される。
このとき、中間吐出管１２１は上方の電動要素１４のステータ２２に巻装された相隣接するステータコイル２８、２８間の隙間に指向しているので、未だ比較的温度の低い冷媒ガスを電動要素１４方向に積極的に供給できるようになり、電動要素１４の温度上昇が抑制されるようになる。また、これによって、密閉容器１２内は中間圧（ＭＰ１）となる。
そして、密閉容器１２内の中間圧の冷媒ガスは、スリーブ１４４から出て（中間吐出圧は前記ＭＰ１）配管９５、インタークーラ１０２（図１）を経由して、合流器１４６に至り、ここで配管１００を通る中間熱交換器１０７（図１）からの第１の冷媒流の冷媒と合流する。
合流器１４６の底端から流出した合流冷媒は、配管９２及び上部支持部材５４に形成された吸込通路５８を経由して吸込ポート１６１から上シリンダ３８の低圧室側に吸入される（二段目吸入圧ＭＰ２）。吸入された中間圧の冷媒ガスは、ローラ４６とベーン５０の動作により２段目の圧縮が行われて高温高圧の冷媒ガスとなる（２段目吐出圧ＨＰ：１２ＭＰａＧ）。高温高圧の冷媒ガスは高圧室側から吐出ポート３９、上部支持部材５４に形成された吐出消音室６２を経由して、冷媒吐出管９６に流入する。
尚、上述した各実施例の補助回路を有する多段冷媒装置は、上記説明の権利の技術を当業者に理解できるように、実例を挙げて説明したものであり、上記各実施例に限定されるものではない。従って、発明の目的や特徴の範囲内で開示された発明の実施例を変更するものとしても構わない。
本発明の一実施例の２段冷凍装置を示すブロック図である。 本発明の実施例のスプリットサイクルの最適運転特性を示す図である。 本発明の実施例の最適中間圧力を示す曲線図である。 本発明の実施例の最適中間圧力制御と一定圧力制御のスプリットサイクルのの性能の比較図である。 本発明の実施例のオリフィス流路面積を示す図である。 図５の２つの要素のオリフィス流路面積を示す図である。 本発明の実施例の最適中間圧力Pint,optを示す図である。 最適中間圧係数Kint,optの範囲を示す図である。 最適中間圧力Kint,optの範囲を示す図である。 本発明の実施例の容積比とＣＯＰとの関係を示す図である。 本発明の他の実施例の２つの膨張弁を一体化した制御弁を示す図である。 本発明の他の実施例の複数の蒸発器を備えたスプリットサイクル装置のブロック図である。 本発明のもう一つの他の実施例のスプリットサイクル装置のブロック図である。 本発明の実施例の多段圧縮式ロータリコンプレッサの第１の縦断側面図である。 本発明の実施例の多段圧縮式ロータリコンプレッサの側面図である。 本発明の実施例の多段圧縮式ロータリコンプレッサのもう一つの側面図である。 本発明の実施例の多段圧縮式ロータリコンプレッサの第２の縦断側面図である。 本発明の実施例の多段圧縮式ロータリコンプレッサの第３の縦断側面図である。
符号の説明
１０ 多段圧縮式ロータリコンプレッサ
１０１ 低段側圧縮要素
１０２ インタークーラ
１０３ アキュムレータ
１０４ 高段側圧縮要素
１０５ 放熱器
１０６ 主膨張弁（主絞り手段）
１０７ 中間熱交換器
１０８ 蒸発器
１０９ 補助膨張弁（補助絞り手段）
１１０ 分流器
１４６ 合流器

Claims (10)

  1. 圧縮手段、放熱器、補助絞り手段、中間熱交換器、主絞り手段及び蒸発器とから冷凍サイクルを構成し、前記放熱器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を前記補助絞り手段を経て前記中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を前記中間熱交換器の第２の流路に流した後、前記主絞り手段を経て前記蒸発器に流すことにより、前記中間熱交換器にて前記第１の冷媒流と前記第２の冷媒流とを熱交換させると共に、前記蒸発器から出た冷媒を前記圧縮手段の低圧部に吸い込ませ、前記中間熱交換器から出た前記第１の冷媒流を前記圧縮手段の中間圧部に吸い込ませる冷凍装置において、
    前記圧縮手段の吸入圧力と吐出圧力に基づいて前記補助絞り手段を制御することにより、前記圧縮手段の中間圧部の圧力を決定することを特徴とする冷凍装置。
  2. 圧縮手段、放熱器、補助絞り手段、中間熱交換器、主絞り手段及び蒸発器とから冷凍サイクルを構成し、前記放熱器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を前記補助絞り手段を経て前記中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を前記中間熱交換器の第２の流路に流した後、前記主絞り手段を経て前記蒸発器に流すことにより、前記中間熱交換器にて前記第１の冷媒流と前記第２の冷媒流とを熱交換させると共に、前記蒸発器から出た冷媒を前記圧縮手段の低圧部に吸い込ませ、前記中間熱交換器から出た前記第１の冷媒流を前記圧縮手段の中間圧部に吸い込ませる冷凍装置において、
    前記圧縮手段の吸入圧力と吐出圧力に基づき、前記圧縮手段の中間圧部の圧力を決定したことを特徴とする冷凍装置。
  3. 圧縮手段、放熱器、補助絞り手段、中間熱交換器、主絞り手段及び蒸発器とから冷凍サイクルを構成し、前記放熱器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を前記補助絞り手段を経て前記中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を前記中間熱交換器の第２の流路に流した後、前記主絞り手段を経て前記蒸発器に流すことにより、前記中間熱交換器にて前記第１の冷媒流と前記第２の冷媒流とを熱交換させると共に、前記蒸発器から出た冷媒を前記圧縮手段の低圧部に吸い込ませ、前記中間熱交換器から出た前記第１の冷媒流を前記圧縮手段の中間圧部に吸い込ませる冷凍装置において、

    Pint,opt=Kint,opt*GMP=Kint,opt*(Psuc*Pdis)0.5 ・・・（１）

    Pint,opt=最適中間圧
    Kint,opt=最適中間圧係数
    GMP=高圧圧力と低圧圧力の相乗平均
    Psuc=圧縮手段の吸入圧力
    Pdis=圧縮手段の吐出圧力

    前記補助絞り手段を制御することにより、上記数式（１）で得られる最適中間圧に前記圧縮手段の中間圧部における圧力を制御することを特徴とする冷凍装置。
  4. 圧縮手段、放熱器、補助絞り手段、中間熱交換器、主絞り手段及び蒸発器とから冷凍サイクルを構成し、前記放熱器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を前記補助絞り手段を経て前記中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を前記中間熱交換器の第２の流路に流した後、前記主絞り手段を経て前記蒸発器に流すことにより、前記中間熱交換器にて前記第１の冷媒流と前記第２の冷媒流とを熱交換させると共に、前記蒸発器から出た冷媒を前記圧縮手段の低圧部に吸い込ませ、前記中間熱交換器から出た前記第１の冷媒流を前記圧縮手段の中間圧部に吸い込ませる冷凍装置において、

    Pint,opt=Kint,opt*GMP=Kint,opt*(Psuc*Pdis)0.5 ・・・（１）

    Pint,opt=最適中間圧
    Kint,opt=最適中間圧係数
    GMP=高圧圧力と低圧圧力の相乗平均
    Psuc=圧縮手段の吸入圧力
    Pdis=圧縮手段の吐出圧力

    前記圧縮手段の中間圧部における圧力を、上記数式（１）で得られた最適中間圧としたことを特徴とする冷凍装置。
  5. 前記最適中間圧係数Kint,optは、１．１以上１．６以下の範囲であることを特徴とする請求項３に記載の冷凍装置。
  6. 前記最適中間圧係数Kint,optは、１．１以上１．６以下の範囲であることを特徴とする請求項４に記載の冷凍装置。
  7. 圧縮手段、放熱器、補助絞り手段、中間熱交換器、主絞り手段及び蒸発器とから冷凍サイクルを構成し、前記放熱器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を前記補助絞り手段を経て前記中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を前記中間熱交換器の第２の流路に流した後、前記主絞り手段を経て前記蒸発器に流すことにより、前記中間熱交換器にて前記第１の冷媒流と前記第２の冷媒流とを熱交換させると共に、前記蒸発器から出た冷媒を前記圧縮手段の低圧部に吸い込ませ、前記中間熱交換器から出た前記第１の冷媒流を前記圧縮手段の中間圧部に吸い込ませる冷凍装置において、
    前記蒸発器における冷媒の蒸発温度及び外気温度に基づいて前記補助絞り手段を制御することにより、前記圧縮手段の中間圧部の圧力を決定することを特徴とする冷凍装置。
  8. 圧縮手段、放熱器、補助絞り手段、中間熱交換器、主絞り手段及び蒸発器とから冷凍サイクルを構成し、前記放熱器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を前記補助絞り手段を経て前記中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を前記中間熱交換器の第２の流路に流した後、前記主絞り手段を経て前記蒸発器に流すことにより、前記中間熱交換器にて前記第１の冷媒流と前記第２の冷媒流とを熱交換させると共に、前記蒸発器から出た冷媒を前記圧縮手段の低圧部に吸い込ませ、前記中間熱交換器から出た前記第１の冷媒流を前記圧縮手段の中間圧部に吸い込ませる冷凍装置において、
    前記蒸発器における冷媒の蒸発温度及び外気温度に基づき、前記圧縮手段の中間圧部の圧力を決定したことを特徴とする冷凍装置。
  9. 圧縮手段、放熱器、補助絞り手段、中間熱交換器、主絞り手段及び蒸発器とから冷凍サイクルを構成し、前記放熱器から出た冷媒を二つの流れに分流して、第１の冷媒流を前記補助絞り手段を経て前記中間熱交換器の第１の流路に流し、第２の冷媒流を前記中間熱交換器の第２の流路に流した後、前記主絞り手段を経て前記蒸発器に流すことにより、前記中間熱交換器にて前記第１の冷媒流と前記第２の冷媒流とを熱交換させると共に、前記蒸発器から出た冷媒を前記圧縮手段の低圧部に吸い込ませ、前記中間熱交換器から出た前記第１の冷媒流を前記圧縮手段の中間圧部に吸い込ませる冷凍装置において、
    前記中間熱交換器から出た前記第２の冷媒流の温度、又は、前記中間熱交換器から出た前記第１の冷媒流の温度を所定の値に制御することを特徴とする冷凍装置。
  10. 前記冷凍装置で使用される冷媒は二酸化炭素であることを特徴とする請求項１乃至請求項９のうちの何れかに記載の冷凍装置。
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