JP2002130770A - 冷凍サイクル装置およびその制御方法 - Google Patents

冷凍サイクル装置およびその制御方法

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Abstract

(57)【要約】 【課題】 高圧側が超臨界圧力で運転される冷媒を用い
た冷凍サイクル装置であって、常に高い成績係数を維持
させて省エネルギー化を図ること。 【解決手段】 高圧側熱交換器（冷却時は室外熱交換器
２、暖房時は室内熱交換器６）の出口配管温度と冷凍サ
イクルの成績係数が最大付近となる高圧圧力範囲との関
係を保持したメモリ１０ａと、高圧側熱交換器の出口配
管温度あるいは圧縮機１から高圧側熱交換器に至るまで
の配管温度を検出する配管温度検出器２０〜２３と、配
管温度検出器２０〜２３が検出した配管温度およびメモ
リ１０ａ内の最適関係をもとに、電子式膨張弁４の開
度、圧縮機１の回転数、室内ファン７あるいは室外ファ
ン３の回転数のうち少なくとも１つを制御して高圧圧力
範囲に制御するコントローラ１０とを備える。

Description

【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】この発明は、高圧側が超臨界
圧力で運転される冷媒を用いた空気調和機やヒートポン
プなどの冷凍サイクル装置およびその制御方法に関し、
特に超臨界圧力で運転される冷媒の特徴を有効に利用
し、高効率な運転を行って省エネルギー化を図ることが
できる冷凍サイクル装置およびその制御方法に関するも
のである。
【０００２】
【従来の技術】近年、地球環境保護や機器効率の向上の
観点から、空気調和機の冷媒として高圧側が超臨界圧力
で運転される二酸化炭素などの超臨界冷媒の適用検討が
行われている。高圧側が超臨界圧力で運転される冷媒を
用いる空気調和機としては、たとえば、特開平１１−２
１１２５１号公報に記載された超臨界蒸気圧縮サイクル
の運転方法および運転装置がある。
【０００３】この超臨界蒸気圧縮サイクルの運転方法で
は、超臨界冷凍サイクル装置の能力を制御する技術が記
載され、圧縮機、高圧側熱交換器（放熱器）、絞り手段
および蒸発器を備えた超臨界冷凍サイクル装置におい
て、予め、放熱器に流入して冷媒と熱交換する流体の流
入温度と、冷凍サイクルの成績係数が最大となる最適高
圧圧力との特性を求めておき、冷凍サイクルの制御量と
してのこの流体の流入温度（たとえば、室内温度）を測
定し、この測定値が目標値に達せず、能力を必要とする
場合には、上述した流体の流入温度と高圧圧力との特性
をもとに、絞り手段の開度を調整し、成績係数が最大と
なるような高圧圧力で運転し、一方、能力を必要としな
い場合には、絞り手段の開度を調整して、高圧圧力を予
め設定した最低高圧圧力まで低下させて能力を減少さ
せ、この最低高圧圧力による運転が予め設定した一定時
間継続した場合に、圧縮機を停止させ、手動による圧縮
機のオン／オフ制御を行うようにしている。
【０００４】ここで、高圧圧力が超臨界圧力となる冷媒
としては、たとえば二酸化炭素が使用される。また、圧
縮機が回転数可変型の場合、室温制御系と高圧制御系と
は独立させて運転を行う。すなわち、能力の調整は、圧
縮機回転数の調整によって行い、一方、絞り手段の開度
を調整して、成績係数が最大となるような高圧圧力で運
転するようにしている。
【０００５】図１５は、上述した従来の超臨界蒸気圧縮
サイクルを用いた空気調和機の構成を示す図である。図
１５において、この空気調和機は、室内熱交換器６、室
内ファン７を含む室内ユニットＡと、室外熱交換器２、
室外ファン３、圧縮機１およびアキュムレータ１２を含
む室外ユニットＢとを有し、室内ユニットＡと室外ユニ
ットＢとは、接続配管（液配管）５および接続配管（ガ
ス配管）８によって接続されている。
【０００６】圧縮機１は、吸入した冷媒ガスを圧縮して
室外熱交換器２または室内熱交換器６に送り、アキュム
レータ１２は、圧縮機１の吸入側に接続され室外熱交換
器２または室内熱交換器６から戻る液冷媒を貯留する。
冷房運転時には、四方切替弁９によって圧縮機１と室外
熱交換器２とが連通し、室内熱交換器６および室外熱交
換器２は、それぞれ蒸発器および放熱器として機能す
る。暖房運転時には、四方切替弁９によって圧縮機１と
室内熱交換器６とが連通し、室内熱交換器６および室外
熱交換器２は、それぞれ放熱器および蒸発器として機能
する。
【０００７】室内熱交換器６および室外熱交換器２は、
室内空気および室外空気の温度をそれぞれ検出する室内
温度検出器１５および室外温度検出器１４をそれぞれ備
えている。室外ユニットＢ内において、吐出圧力検出器
１１は、圧縮機１と四方切替弁９との間の配管に設けら
れ、圧縮機１によって吐出される冷媒の圧力（高圧圧
力）を検出する。コントローラ１１０は、室内温度検出
器１５、室外温度検出器１４、および吐出圧力検出器１
１によってぞれぞれ検出された検出値を入力し、これら
の検出値をもとに、電子式膨張弁４の開度を制御する。
【０００８】また、コントローラ１１０には、予め、高
圧側の熱交換器（冷房時は室内熱交換器６、暖房時は室
外熱交換器２）に流入する空気の温度すなわち放熱器流
入空気温度と、成績係数ＣＯＰ（Coefficient of Perfo
rmance）が最大となる高圧圧力との特性が記憶されてい
る。コントローラ１１０は、制御量としての室温と目標
室温との偏差を求め、成績係数ＣＯＰが最大となる高圧
圧力を決定する。高圧圧力は、吐出圧力検出器１１で検
出された高圧圧力と目標とする高圧圧力との偏差に応じ
て、コントローラ１１０が電子式膨張弁４の開度を調整
することによって制御される。室温は、冷房運転が指示
されている場合、放熱器流入空気温度を室外温度とみな
され、暖房運転が指示されている場合、放熱器流入空気
温度を室内温度とみなされ、コントローラ１１０が室温
目標値と室内温度とを比較することによって、冷凍サイ
クルの能力が必要とされているか否かが判断される。
【０００９】このようにして、従来の超臨界冷凍サイク
ルの温調制御系では、高圧側の熱交換器に流入する流入
流体の温度毎に、成績係数ＣＯＰが最大となる高圧圧力
が存在する特性を利用し、能力を必要とする場合は、成
績係数ＣＯＰを優先して、成績係数ＣＯＰが最大となる
高圧圧力で運転させる。一方、能力を必要としない場合
は、成績係数ＣＯＰを無視し、高圧圧力を低下させるこ
とによって能力を低下させる。ただし、長期間の低成績
係数での運転を避けるため、最低高圧圧力を設定し、こ
の最低高圧圧力での運転が一定時間継続した場合、圧縮
機１を停止し、手動によるオン／オフ制御によって温調
制御を行う。これによって、冷凍サイクルを効率よく運
転できる。
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上述し
た従来の空気調和機では、室内ユニットＡが複数台設け
られる場合、室内ユニットＡの台数変化や外気温度変化
に伴って負荷変動が生じ、この負荷変動が生じた場合、
室外ファン３あるいは室内ファン７の風量が変化するこ
とから、たとえば空気のような流体の流入温度と成績係
数が最大となる最適高圧圧力との特性（関係）も変化す
ることになる。この場合、上述した従来の空気調和機で
は、この流体の流量変化に対応した適切な制御を行うこ
とができず、効率的な運転を行うことができないという
問題点があった。
【００１１】また、上述した従来の空気調和機では、高
圧圧力を検知する手段として、圧力を直接測定する圧力
検知器を用いているが、この圧力検知器を用いることに
よって冷媒回路の構造を複雑かつ大型化し、冷媒回路自
体にかかるコストが高くなるという問題点があった。
【００１２】さらに、上述した空気調和機では、放熱器
出口温度をできる限り低温にすることによって冷凍効果
が増大し、高い成績係数ＣＯＰを得ることができるが、
放熱器出口部と蒸発器出口部とを熱交換させる従来の技
術ではその効果に限界が存在し、放熱器出口温度を十分
に低下させることができず、一層、高い成績係数ＣＯＰ
を得ることができないという問題点があった。なお、超
臨界冷凍サイクルを用いた冷凍サイクル装置では、常に
成績係数ＣＯＰの高い装置の出現が要望されている。
【００１３】この発明は上記に鑑みてなされたもので、
高圧側が超臨界圧力で運転される冷媒を用いた冷凍サイ
クル装置であって、常に高い成績係数を維持させて省エ
ネルギー化を図ることができる冷凍サイクル装置および
その制御方法を得ることを目的とする。
【００１４】
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するた
め、この発明にかかる冷凍サイクル装置は、少なくとも
圧縮機、高圧側熱交換器、絞り手段、および低圧側熱交
換器を液配管およびガス配管を用いて接続した冷媒回路
を形成するとともに、前記高圧側熱交換器および前記低
圧側熱交換器に対して被加熱媒体および被冷却媒体を搬
送する被加熱媒体搬送手段および被冷却媒体搬送手段を
有し、高圧側が超臨界圧力で運転される冷媒を用いた冷
凍サイクル装置において、前記高圧側熱交換器の出口配
管温度と冷凍サイクルの成績係数が最大付近となる高圧
圧力範囲との関係を保持した保持手段と、前記高圧側熱
交換器の出口配管温度を検出する検出手段と、前記検出
手段の検出結果および前記保持手段の関係をもとに、前
記絞り手段の開度、前記圧縮機の回転数、前記被加熱媒
体の流量、および前記被冷却媒体の流量のうち少なくと
も１つを制御して前記高圧圧力範囲に制御する制御手段
とを備えたことを特徴とする。
【００１５】この発明によれば、保持手段が、前記高圧
側熱交換器の出口配管温度と冷凍サイクルの成績係数が
最大付近となる高圧圧力範囲との関係を保持し、制御手
段が、前記高圧側熱交換器の出口配管温度を検出する検
出手段の検出結果および前記保持手段の関係をもとに、
前記絞り手段の開度、前記圧縮機の回転数、前記被加熱
媒体の流量、および前記被冷却媒体の流量のうち少なく
とも１つを制御して前記高圧圧力範囲に制御するように
し、被加熱媒体あるいは被冷却媒体の流量が変化した場
合であっても高圧圧力範囲で運転できるようにしてい
る。
【００１６】つぎの発明にかかる冷凍サイクル装置は、
上記の発明において、前記絞り手段は、冷媒を膨張させ
る膨張機構部で形成され、前記膨張機構部の出力軸を、
前記圧縮機、前記被加熱媒体搬送手段、前記被冷却媒体
搬送手段のうち少なくとも１つの駆動軸に連結したこと
を特徴とする。
【００１７】この発明によれば、前記膨張機構部の出力
軸を、前記圧縮機、前記被加熱媒体搬送手段、前記被冷
却媒体搬送手段のうち少なくとも１つの駆動軸に連結
し、膨張機構部に連結する圧縮機、被加熱媒体搬送手
段、被冷却媒体搬送手段の駆動力の一部として、膨張機
構部の回転力を利用するようにしている。
【００１８】つぎの発明にかかる冷凍サイクル装置は、
上記の発明において、前記圧縮機から前記高圧側交換器
に至る配管の温度を検出する配管温度検出手段をさらに
備え、前記制御手段は、前記配管温度検出手段が検出し
た温度をもとに高圧圧力を推定し、この推定した高圧圧
力、前記検出手段の検出結果、および前記保持手段の関
係をもとに、前記絞り手段の開度、前記圧縮機の回転
数、前記被加熱媒体の流量、および前記被冷却媒体の流
量のうち少なくとも１つを制御して前記高圧圧力範囲に
制御することを特徴とする。
【００１９】この発明によれば、制御手段が、前記配管
温度検出手段が検出した温度をもとに高圧圧力を推定
し、この推定した高圧圧力、前記検出手段の検出結果、
および前記保持手段の関係をもとに、前記絞り手段の開
度、前記圧縮機の回転数、前記被加熱媒体の流量、およ
び前記被冷却媒体の流量のうち少なくとも１つを制御し
て前記高圧圧力範囲に制御するようにしている。
【００２０】つぎの発明にかかる冷凍サイクル装置は、
少なくとも圧縮機、高圧側熱交換器、膨張機構部、およ
び低圧側熱交換器を液配管およびガス配管を用いて接続
した冷媒回路を形成するとともに、前記高圧側熱交換器
および前記低圧側熱交換器に対して被加熱媒体および被
冷却媒体を搬送する被加熱媒体搬送手段および被冷却媒
体搬送手段を有し、高圧側が超臨界圧力で運転される冷
媒を用いた冷凍サイクル装置において、前記膨張機構部
の出力軸を、前記圧縮機、前記被加熱媒体搬送手段、前
記被冷却媒体搬送手段のうち少なくとも１つの駆動軸に
連結したことを特徴とする。
【００２１】この発明によれば、前記膨張機構部の出力
軸を、前記圧縮機、前記被加熱媒体搬送手段、前記被冷
却媒体搬送手段のうち少なくとも１つの駆動軸に連結
し、膨張機構部に連結する圧縮機、被加熱媒体搬送手
段、被冷却媒体搬送手段の駆動力の一部として、膨張機
構部の回転力を利用するようにしている。
【００２２】つぎの発明にかかる冷凍サイクル装置は、
上記の発明において、前記高圧側熱交換器の出口部を冷
却する低温熱源をさらに備えたことを特徴とする。
【００２３】この発明によれば、高圧側熱交換器の出口
部を冷媒回路と異なる低温熱源によって冷却し、放熱器
出口温度を大幅に低下させようにしている。
【００２４】つぎの発明にかかる冷凍サイクル装置は、
上記の発明において、冷凍サイクルを行う第２冷凍サイ
クル手段をさらに備え、前記低温熱源は、前記第２冷凍
サイクル手段の蒸発器であることを特徴とする。
【００２５】この発明によれば、高圧側熱交換器の出口
部を、冷媒回路の冷凍サイクルとは異なる第２冷凍サイ
クル手段の蒸発器を用いて冷却し、放熱器出口温度を大
幅に低下させるようにしている。
【００２６】つぎの発明にかかる冷凍サイクル装置は、
上記の発明において、前記高圧側熱交換器および前記低
圧側熱交換器を形成する伝熱管の管外径を５ｍｍ以下と
することを特徴とする。
【００２７】この発明によれば、高圧側熱交換器および
低圧側熱交換器を形成する伝熱管の管外径を５ｍｍ以下
とし、超臨界圧力冷媒としてのＣＯ2冷媒の特性を利用
して、冷媒質量速度を増加させ、十分な冷房および暖房
能力を得るようにしている。
【００２８】つぎの発明にかかる冷凍サイクル装置は、
上記の発明において、前記液配管および前記ガス配管を
同一管径とすることを特徴とする。
【００２９】この発明によれば、超臨界圧力冷媒として
のＣＯ2冷媒の特性を利用して、液配管およびガス配管
を同一管径とし、液配管とガス配管との区別をなくすよ
うにしている。
【００３０】つぎの発明にかかる冷凍サイクル装置は、
上記の発明において、前記液配管および前記ガス配管の
長さを１５０ｍ以上としたことを特徴とする。
【００３１】この発明によれば、ガス配管における圧力
損失が小さいという、超臨界圧力冷媒としてのＣＯ2冷
媒の特性を利用して、液配管およびガス配管の長さを１
５０ｍ以上としている。
【００３２】つぎの発明にかかる冷凍サイクル装置の制
御方法は、少なくとも圧縮機、高圧側熱交換器、絞り手
段、および低圧側熱交換器を液配管およびガス配管を用
いて接続した冷媒回路を形成するとともに、前記高圧側
熱交換器および前記低圧側熱交換器に対して被加熱媒体
および被冷却媒体を搬送する被加熱媒体搬送手段および
被冷却媒体搬送手段を有し、高圧側が超臨界圧力で運転
される冷媒を用いた冷凍サイクル装置の制御方法におい
て、前記高圧側熱交換器の出口配管温度と冷凍サイクル
の成績係数が最大付近となる高圧圧力範囲との関係を保
持する保持工程と、前記高圧側熱交換器の出口配管温度
を検出する検出工程と、前記検出手段の検出結果および
前記保持手段の関係をもとに、前記絞り手段の開度、前
記圧縮機の回転数、前記被加熱媒体の流量、および前記
被冷却媒体の流量のうち少なくとも１つを制御して前記
高圧圧力範囲に制御する制御工程とを含むことを特徴と
する。
【００３３】この発明によれば、保持工程によって、前
記高圧側熱交換器の出口配管温度と冷凍サイクルの成績
係数が最大付近となる高圧圧力範囲との関係を保持し、
検出工程によって、前記高圧側熱交換器の出口配管温度
を検出し、制御工程によって、前記検出手段の検出結果
および前記保持手段の関係をもとに、前記絞り手段の開
度、前記圧縮機の回転数、前記被加熱媒体の流量、およ
び前記被冷却媒体の流量のうち少なくとも１つを制御し
て前記高圧圧力範囲に制御するようにしている。
【００３４】つぎの発明にかかる冷凍サイクル装置の制
御方法は、上記の発明において、前記検出工程は、前記
圧縮機から前記高圧側交換器に至る配管の温度を検出す
る配管温度検出工程をさらに含み、前記制御工程は、前
記配管温度検出工程によって検出した温度をもとに高圧
圧力を推定し、この推定した高圧圧力、前記検出手段の
検出結果、および前記保持手段の関係をもとに、前記絞
り手段の開度、前記圧縮機の回転数、前記被加熱媒体の
流量、および前記被冷却媒体の流量のうち少なくとも１
つを制御して前記高圧圧力範囲に制御することを特徴と
する。
【００３５】この発明によれば、前記検出工程の配管温
度検出工程によって、前記圧縮機から前記高圧側交換器
に至る配管の温度をさらに検出し、前記制御工程によっ
て、前記配管温度検出工程によって検出した温度をもと
に高圧圧力を推定し、この推定した高圧圧力、前記検出
手段の検出結果、および前記保持手段の関係をもとに、
前記絞り手段の開度、前記圧縮機の回転数、前記被加熱
媒体の流量、および前記被冷却媒体の流量のうち少なく
とも１つを制御して前記高圧圧力範囲に制御するように
している。
【００３６】
【発明の実施の形態】以下に添付図面を参照して、この
発明にかかる冷凍サイクル装置およびその制御方法の好
適な実施の形態を詳細に説明する。
【００３７】実施の形態１．図１は、この発明の実施の
形態１である冷凍サイクル装置の構成を示す図である。
図１において、この冷凍サイクル装置は、空気調和機で
あり、冷媒として、高圧側が臨界圧力以上となる二酸化
炭素のような超臨界冷媒を用いている。この空気調和機
は、図１５に示した空気調和機と同様に、室内熱交換器
６、室内ファン７を含む室内ユニットＡと、室外熱交換
器２、室外ファン３、圧縮機１およびアキュムレータ１
２を含む室外ユニットＢとを有し、室内ユニットＡと室
外ユニットＢとは、接続配管（液配管）５および接続配
管（ガス配管）８によって接続されている。なお、図１
に示した空気調和機では、室内ユニットＡが１台だけ接
続された場合を示しているが、１台の室外ユニットＢに
対して、室内ユニットＡが複数台設置される構成として
も良い。なお、図１５に示した空気調和機と同一構成部
分には、同一符号を付している。
【００３８】室内ファン７は、室内の空気を室内熱交換
器６に導入させ、室外ファン３は、室外の空気を室外熱
交換器２に導入させる。圧縮機１は、四方切替弁９を介
して、室内熱交換器６および室外熱交換器２に接続さ
れ、室内熱交換器６および室外熱交換器２を接続する他
方の液配管５には、絞り手段としての電子式膨張弁４が
設けられる。
【００３９】圧縮機１は、吸入ガスを圧縮して室外熱交
換器２または室内熱交換器６に送る。アキュムレータ１
２は、圧縮機１の吸入側に接続され、室外熱交換器２ま
たは室内熱交換器６から戻る液冷媒を貯留する。このア
キュムレータ１２の上部には、吸入配管１３ｂの一端が
接続され、他端が圧縮機１に接続され、アキュムレータ
１２内で気液分離した冷媒ガスが吸入配管１３ｂを通っ
て圧縮機１に供給される。さらに、アキュムレータ１２
の上部には、室外熱交換器２（暖房運転時）または室内
熱交換器６（冷房運転時）からの冷媒を、四方切替弁９
を介してアキュムレータ１２に流入させる流入管１３ａ
が接続される。また、圧縮機１の吐出側配管には、冷媒
の吐出温度を検出する配管温度検出器２２が設けられ、
室内熱交換器６の出入口には、配管温度検出器２０，２
１が設けられ、室外熱交換器２の冷房時の出口（暖房時
の入口）には、配管温度検出器２３が設けられる。
【００４０】ここで、この冷凍サイクル装置の動作につ
いて説明すると、まず、冷房運転時において、四方切替
弁９は、図１の実線で示すように接続され、圧縮機１と
室外熱交換器２とが連通し、室内熱交換器６および室外
熱交換器２は、それぞれ蒸発器および放熱器として機能
する。すなわち、圧縮機１から吐出された高温・高圧の
冷媒ガスが室外熱交換器２に導入され、ここで、冷媒ガ
スと室外空気との熱交換が行われた後、中温・高圧ガス
は電子式膨張弁４で減圧されて低温・低圧の二相冷媒と
なり、液配管５を通って室内熱交換器６に導入され、室
内空気と熱交換が行われた後、再び圧縮機１に吸入され
る。すなわち、冷媒は、圧縮機１→四方切替弁９→室外
熱交換器２→電子式膨張弁４→液配管５→室内熱交換器
１→ガス配管８→四方切替弁９→アキュムレータ１２→
圧縮機１の順で冷媒回路内を流動し、冷房運転が行われ
る。この時、コントローラ１０は、冷房能力の制御を、
配管温度検出器２１で検出された蒸発器入口温度ＥＴが
目標蒸発温度ＥＴ*となるように、圧縮機１の回転数を
制御することによって行う。
【００４１】一方、暖房運転時において、四方切替弁９
は、図１の点線で示すように接続され、圧縮機１と室内
熱交換器６とが連通し、室内熱交換器６および室外熱交
換器２はそれぞれ放熱器および蒸発器として機能する。
すなわち、圧縮機１より吐出された高温・高圧の冷媒ガ
スが室内熱交換器６に導入され、ここで、冷媒ガスと室
外空気との熱交換が行われた後、中温・高圧ガスは液配
管５を通過した後、電子式膨張弁４で減圧され、室外熱
交換器２に導入されて室外空気と熱交換が行われ、再び
圧縮機１に吸入される。すなわち、冷媒は、圧縮機１→
四方切替弁９→室内熱交換器６→液配管５→電子式膨張
弁４→室外熱交換器２→ガス配管３→四方切替弁９→ア
キュムレータ１２→圧縮機１の順で冷媒回路内を流動
し、暖房運転が行われる。この時、コントローラ１０
は、暖房能力の制御を、配管温度検出器２２で検出され
た吐出温度Ｔｄを用いて、高圧圧力ＨＰを算出し、この
ＨＰが目標高圧圧力ＨＰ１*となるように圧縮機１の回
転数を制御することによって行う。
【００４２】さらに、コントローラ１０は、室外ファン
３および室内ファン７の各モータ３ａ，７ａの回転数を
それぞれ制御するとともに、配管温度検出器２０〜２３
で検出された各検出値から、電子式膨張弁４の開度や圧
縮機１の回転数を制御する。ここで、コントローラ１０
には、メモリ１０ａが備えられ、予め、高圧側熱交換器
（冷房時は室外熱交換器２、暖房時は室内熱交換器６）
の出口温度すなわち放熱器出口温度と、成績係数ＣＯＰ
が最大付近となる最適高圧圧力ＨＰ*との特性が記憶さ
れている。
【００４３】ここで、放熱器出口温度に対して成績係数
ＣＯＰが最大付近となる最適な高圧圧力が存在する理由
について、図２および図３を参照して説明する。図２
は、超臨界冷凍サイクルの圧力−エンタルピー線図であ
る。図２に示した等温線(３５℃、４５℃、５５℃)のう
ち、たとえば、３５℃の等温線が、放熱器出口状態を示
している。高圧圧力を、圧力ＰＡと圧力ＰＢとの間の圧
力Ｍ0に設定して、超臨界冷凍サイクルを運転していた
場合、たとえば冷房時の成績係数ＣＯＰは、(ｈｅO−ｈ
ｅM)／(ｈｃM−ｈｅO)となる。
【００４４】ここで、高圧圧力を圧力Ｍ0から圧力ＰＡ
に上昇させると、蒸発器内のエンタルピー差は(ｈｅM−
ｈｅA)増加するのに対して、圧縮機入力が(ｈｃA−ｈｃ
M)増加する。ここで、エンタルピー差の増加量（ｈｅM
−ｈｅA）は、入力の増加量（ｈｃA−ｈｃM）に比して
小さく、結果として成績係数ＣＯＰは低下する。逆に、
高圧圧力を圧力Ｍ0から圧力ＰＢに低下させると、エン
タルピー差が（ｈｅB−ｈｅM）減少するのに対して、入
力が（ｈｃM−ｈｃB）減少する。エンタルピー差の減少
量（ｈｅB−ｈｅM）は、入力の減少量（ｈｃM−ｈｃB）
に比して大きく、同様に成績係数ＣＯＰは低下する。こ
のように、成績係数ＣＯＰの最大値を与える高圧圧力
は、等温線の曲線形状によって一意的に決定され、放熱
器出口温度が与えられた場合に、最適高圧圧力を示す点
の軌跡は点線Ｌ１のようになる。
【００４５】図３は、上述した関係を、放熱器出口温度
をパラメータとして、横軸に高圧圧力をとり、縦軸に成
績係数ＣＯＰをとった場合を示す図である。図３におい
て、成績係数ＣＯＰが最大値を示す高圧圧力（図３中で
はＭ0，Ｍ1，Ｍ2）と、放熱器出口温度との関係を整理
すると、曲線Ｌ２で示される特性を得ることができる。
したがって、この曲線Ｌ２の最適関係をもとに、放熱器
出口温度毎に、成績係数ＣＯＰが最大付近となる高圧圧
力範囲を定め、冷凍サイクルの運転を制御することによ
って、高効率運転が可能となるのである。
【００４６】つぎに、図４に示すフローチャートを参照
して、冷房運転時におけるコントローラ１０の制御処理
手順について説明する。この冷房運転の制御処理では、
冷房能力の確保に必要な蒸発温度を圧縮機１の回転数に
よって制御し、蒸発器出口状態を電子式膨張弁４の開度
によって制御し、高圧圧力を室外ファン３の回転数によ
って制御するものである。ここで、予め、コントローラ
１０のメモリ１０ａには、上述したように、放熱器出口
温度ＣＴ０と冷凍サイクルの成績係数ＣＯＰが最大付近
となる目標高圧圧力ＨＰ*との特性式が設定されてい
る。
【００４７】図４において、まず、コントローラ１０
は、配管温度検出器２０〜２３から検出値ＥＴ０，Ｅ
Ｔ，Ｔｄ，ＣＴ０を取得する（ステップＳ１）。その
後、コントローラ１０は、蒸発温度ＥＴと目標蒸発温度
ＥＴ*との偏差ΔＥＴを算出し（ステップＳ２）、さら
に、蒸発器出口過熱度ＳＨと目標過熱度ＳＨ*との偏差
ΔＳＨを算出する（ステップＳ３）。さらに、コントロ
ーラ１０は、メモリ１０ａから放熱器出口温度ＣＴ０に
対応した目標高圧圧力ＨＰ*を算出する（ステップＳ
４）。その後、コントローラ１０は、配管温度検出器２
２からの検出値を用いて演算した高圧圧力ＨＰと目標高
圧圧力ＨＰ*との偏差ΔＨＰを求める（ステップＳ
５）。
【００４８】ここで、蒸発温度ＥＴは、配管温度検出器
２１からの検出値であり、目標蒸発温度ＥＴ*は、たと
えば運転台数や外気温度の関数として定められる。ま
た、蒸発器出口過熱度ＳＨは、蒸発器出口温度ＥＴ０と
蒸発温度ＥＴとの差（すなわち、ＳＨ＝ＥＴ０−ＥＴ）
であり、目標過熱度ＳＨ*は、必要な冷房能力が確保で
きるように、たとえば１〜１０℃の値が設定される。
【００４９】ここで、配管温度検出器２２の検出値を用
いた高圧圧力ＨＰの求め方について図５を参照して説明
する。一般に、圧縮機１の吐出温度Ｔｄは、高圧圧力Ｈ
Ｐ、低圧圧力ＬＰ、飽和蒸気エンタルピーｈｅOおよび
図示しない圧縮機回転数のデータと、予め実験などによ
って求められた圧縮機１の性能曲線から断熱効率（図５
における直線Ｌ３の傾きに相当）を算出して推定するこ
とができる。
【００５０】したがって、逆に、圧縮機１の吐出温度Ｔ
ｄ、蒸発温度ＥＴ、圧縮機回転数の情報を得ることがで
きれば、冷媒の物性式を用いて蒸発温度ＥＴから低圧圧
力ＬＰと飽和蒸気エンタルピーｈｅOをそれぞれ算出す
ることができ、さらに圧縮機１の性能曲線を用いて高圧
圧力ＨＰを推定することができる。そして、これらの関
係式は、予め、コントローラ１０内のメモリ１０ａに記
憶させておく。実際には、電子式膨張弁４の開度によっ
て、圧縮機１の吸入エンタルピーが飽和蒸気エンタルピ
ーと異なる場合が生じ（図５におけるｈｅO'）、断熱効
率が飽和蒸気を吸入した場合と異なる場合が生じるため
（図５における直線Ｌ４の傾きに相当）、電子式膨張弁
４の開度によって高圧圧力ＨＰの推定値を補正するよう
に構成しても良い。
【００５１】その後、コントローラ１０は、蒸発温度Ｅ
Ｔの制御偏差ΔＥＴの絶対値｜ΔＥＴ｜が所定値ε１未
満であるか否かを判断し（ステップＳ６）、所定値ε１
未満でない場合（ステップＳ６，Ｎｏ）、冷房能力が不
足または過剰であると判断し、圧縮機１の回転数を変更
し（ステップＳ７）、ステップＳ８に移行する。一方、
所定値ε１未満である場合（ステップＳ６，Ｙｅｓ)に
は、そのままステップＳ８に移行する。
【００５２】ここで、所定値ε１は、制御を実施する最
低偏差を示しており、たとえば０．５℃である。圧縮機
回転数の変更方法は、たとえばΔＥＴ＞＋ε１の場合に
は、蒸発温度ＥＴが目標蒸発温度ＥＴ*に比して高いた
め、冷房能力が不足していると判断し、圧縮機１の回転
数を増加させる。一方、ΔＥＴ＜−ε１の場合には、蒸
発温度ＥＴが目標蒸発温度ＥＴ*に比して低いため、冷
房能力が過剰であると判断し、圧縮機１の回転数を減少
させる。圧縮機回転数の増加や減少割合は、制御偏差Δ
ＥＴの絶対値｜ΔＥＴ｜に応じて、たとえば周波数の変
更幅ΔＨｚが、 ΔＨｚ＝α｜ΔＥＴ｜ （αは定数） となる関係を満足するように変更すればよい。
【００５３】その後、コントローラ１０は、蒸発器出口
過熱度ＳＨの制御偏差ΔＳＨの絶対値｜ΔＳＨ｜が所定
値ε２未満であるか否かを判断する（ステップＳ８）。
絶対値｜ΔＳＨ｜が所定値ε２未満でない場合（ステッ
プＳ８，Ｎｏ）には、電子式膨張弁４の開度が過小また
は過大であると判断し、電子式膨張弁４の開度を変更し
(ステップＳ９)、ステップＳ１０に移行する。一方、絶
対値｜ΔＳＨ｜が所定値ε２未満である場合（ステップ
Ｓ８，Ｙｅｓ）には、そのままステップＳ１０に移行す
る。
【００５４】ここで、所定値ε２は、制御を実施する最
低偏差を示しており、たとえば０．５℃である。電子式
膨張弁４の開度の変更方法は、たとえばΔＳＨ＞＋ε２
の場合には、蒸発器出口過熱度ＳＨが目標過熱度ＳＨ*
に比して大きいため、電子式膨張弁４の開度が過小であ
ると判断し、電子式膨張弁４の開度を増加させる。一
方、ΔＳＨ＜−ε２の場合には、蒸発器出口過熱度ＳＨ
が目標過熱度ＳＨ*に比して低いため、電子式膨張弁４
の開度が過大であると判断し、電子式膨張弁４の開度を
減少させる。電子式膨張弁４の開度の増加や減少の割合
は、圧縮機回転数の場合と同様に、制御偏差の絶対値｜
ΔＳＨ｜に応じて変更するようにすればよい。
【００５５】その後、コントローラ１０は、高圧圧力Ｈ
Ｐの制御偏差ΔＨＰの絶対値｜ΔＨＰ｜が所定値ε３未
満であるか否かを判断する（ステップＳ１０）。絶対値
｜ΔＨＰ｜が所定値ε３未満でない場合（ステップＳ１
０，Ｎｏ）には、室外ファン３の回転数が過小または過
大であると判断し、室外ファン３の回転数を変更し(ス
テップＳ１１）、本処理を終了する。一方、絶対値｜Δ
ＨＰ｜が所定値ε３未満である場合（ステップＳ１０，
Ｙｅｓ）には、そのまま本処理を終了する。
【００５６】ここで、所定値ε３は、制御を実施する最
低偏差を示しており、図６を用いて、この最低偏差につ
いて説明する。図６は、凝縮器出口温度４５℃、蒸発温
度７℃、蒸発器出口過熱度５℃、断熱効率０．７の条件
における高圧圧力に対する理論ＣＯＰの変化を示す図で
ある。図６により、高圧圧力が「Ａ」の範囲では、ＣＯ
Ｐの変化は１％以内であり、高圧圧力を「Ａ」の範囲、
すなわち１１ＭＰａから１１．６ＭＰａまでの範囲に制
御することによって、実用上、最適ＣＯＰと同等の性能
を得ることができる。従って、所定値ε３としては、高
圧圧力範囲「Ａ」の１／２、すなわち０．３ＭＰａ程度
とすればよいことがわかる。
【００５７】室外ファン回転数の変更方法は、たとえば
ΔＨＰ＞＋ε３の場合には、高圧圧力ＨＰが目標高圧圧
力ＨＰ*に比して高いため、室外ファン３の回転数が過
小であると判断し、室外ファン３の回転数を増加させ
る。一方、ΔＨＰ＜−ε３の場合には、高圧圧力ＨＰが
目標高圧圧力ＨＰ*に比して低いため、室外ファン３の
回転数が過大であると判断し、室外ファン３の回転数を
減少させる。室外ファン回転数の増加や減少の割合は、
圧縮機回転数の場合と同様に、制御偏差の絶対値｜ΔＨ
Ｐ｜に応じて変更するようにすればよい。なお、上述し
た一連の制御処理は繰り返し行われる。
【００５８】つぎに、図７に示すフローチャートを参照
して、コントローラ１０による暖房運転時の制御処理手
順について説明する。この空気調和機における暖房運転
の制御処理は、暖房能力の確保に必要な高圧圧力を圧縮
機１の回転数によって制御し、放熱器出口状態を電子式
膨張弁４の開度によって制御し、さらに暖房能力の確保
に必要な高圧圧力が最適高圧圧力に比して低い場合、高
圧圧力を室外ファン７の回転数によって制御するもので
ある。上述した冷房運転時と同様に、コントローラ１０
のメモリ１０ａには、予め、放熱器出口温度ＣＴ０と冷
凍サイクルの成績係数ＣＯＰが最大付近となる目標高圧
圧力ＨＰ*との特性式を設定しておく。
【００５９】コントローラ１０は、まず、配管温度検出
器２１，２２から検出値ＣＴ０，Ｔｄを取得する（ステ
ップＳ２１）。さらに、高圧圧力ＨＰと目標高圧圧力Ｈ
Ｐ１*との偏差ΔＨＰ１を算出し（ステップＳ２２）、
放熱器出口温度ＣＴ０と目標放熱器出口温度ＣＴ０*と
の偏差ΔＣＴ０を算出する（ステップＳ２３）。その
後、メモリ１０ａに記憶された関係から、放熱器出口温
度ＣＴ０に対応した目標高圧圧力ＨＰ*を算出する（ス
テップＳ２４）。その後、コントローラ１０は、配管温
度検出器２２からの検出値を用いて演算した高圧圧力Ｈ
Ｐと目標高圧圧力ＨＰ*との偏差ΔＨＰを求める（ステ
ップＳ２５）。
【００６０】ここで、配管温度検出器２２の検出値を用
いて高圧圧力ＨＰは冷房運転時と同様の処理によって求
めることができ、目標高圧圧力ＨＰ１は、たとえば運転
台数や外気温度の関数として設定される。さらに、放熱
器出口温度ＣＴ０は、配管温度検出器２１からの検出値
であり、目標放熱器出口温度ＣＴ０*は、たとえば必要
暖房能力が確保されるように、たとえば３０〜４５℃の
値が設定される。
【００６１】その後、コントローラ１０は、高圧圧力Ｈ
Ｐの制御偏差ΔＨＰ１の絶対値｜ΔＨＰ１｜が所定値ε
４未満であるか否かを判断する（ステップＳ２６）。絶
対値｜ΔＨＰ１｜が所定値ε４未満でない場合（ステッ
プＳ２６，Ｎｏ）、暖房能力が不足または過剰であると
判断し、圧縮機１の回転数を変更し(ステップＳ２
７）、ステップＳ２８に移行する。一方、絶対値｜ΔＨ
Ｐ１｜が所定値ε４未満である場合（ステップＳ２６，
Ｙｅｓ）には、そのままステップＳ２８に移行する。
【００６２】ここで、所定値ε４は、制御を実施する最
低偏差を示しており、たとえば０．０５ＭＰａである。
圧縮機回転数の変更方法は、たとえばΔＨＰ１＞＋ε４
の場合には、高圧圧力ＨＰが目標高圧圧力ＨＰ１*に比
して高いため、暖房能力が過剰であると判断し、圧縮機
１の回転数を減少させる。一方、ΔＨＰ１＜−ε４の場
合には、高圧圧力ＨＰが目標高圧圧力ＨＰ１*に比して
低いため、暖房能力が不足であると判断し、圧縮機１の
回転数を増加させる。圧縮機１の回転数の増加や減少割
合は、制御偏差の絶対値｜ΔＨＰ１｜の値に応じて変更
するようにすればよい。
【００６３】その後、放熱器出口温度ＣＴ０の制御偏差
ΔＣＴ０の絶対値｜ΔＣＴ０｜が所定値ε５未満である
か否かを判断する（ステップＳ２８）。絶対値｜ΔＣＴ
０｜が所定値ε５未満でない場合（ステップＳ２８，Ｎ
ｏ）、電子式膨張弁４の開度が過小または過大であると
判断し、電子式膨張弁４の開度を変更し(ステップＳ２
９)、ステップＳ３０に移行する。一方、絶対値｜ΔＣ
Ｔ０｜が所定値ε５未満である場合（ステップＳ２８，
Ｙｅｓ）には、そのままステップＳ３０に移行する。
【００６４】ここで、所定値ε５は、制御を実施する最
低偏差を示しており、たとえば０．５℃である。電子式
膨張弁４の開度の変更方法は、たとえばΔＣＴ０＞＋ε
５の場合には、放熱器出口温度ＣＴ０が目標放熱器出口
温度ＣＴ０*に比して大きいため、電子式膨張弁４の開
度が過大であると判断し、電子式膨張弁４の開度を減少
させる。一方、ΔＣＴ０＜−ε５の場合には、放熱器出
口温度ＣＴ０が目標放熱器出口温度ＣＴ０*に比して低
いため、電子式膨張弁４の開度が過小であると判断し、
電子式膨張弁４の開度を増加させる。電子式膨張弁開度
の増加や減少の割合は、冷房運転時の場合と同様に制御
偏差の絶対値｜ΔＣＴ０｜の値に応じて変更するように
すればよい。
【００６５】その後、コントローラ１０は、必要な暖房
能力を確保するための目標高圧圧力ＨＰ１*が成績係数
ＣＯＰを最大付近とする高圧圧力範囲ＨＰ*以下である
か否かを判断する（ステップＳ３０）。目標高圧圧力Ｈ
Ｐ１*が高圧圧力範囲ＨＰ*以下でない場合（ステップＳ
３０，Ｎｏ）には、暖房能力確保を優先して最適高圧圧
力ＨＰ*への制御は行わず、そのまま本処理を終了す
る。一方、目標高圧圧力ＨＰ１*が最適高圧圧力ＨＰ*以
下である場合（ステップＳ３０，Ｙｅｓ）には、成績係
数ＣＯＰを優先して高圧圧力ＨＰを最適高圧圧力ＨＰ*
に制御する。
【００６６】すなわち、コントローラ１０は、高圧圧力
の制御偏差ΔＨＰの絶対値｜ΔＨＰ｜が所定値ε６未満
であるか否かを判断し（ステップＳ３１）、絶対値｜Δ
ＨＰ｜が所定値ε６未満でない場合（ステップＳ３１，
Ｎｏ）には、室外ファン３の回転数が過小または過大で
あると判断し、室外ファン３の回転数を変更し(ステッ
プＳ３２)、本処理を終了し、絶対値｜ΔＨＰ｜が所定
値ε６未満である場合（ステップＳ３１，Ｙｅｓ）に
は、そのまま本処理を終了する。
【００６７】ここで、所定値ε６は、制御を実施する最
低偏差を示しており、冷房運転の制御の場合と同様に、
たとえば０．３ＭＰａ程度である。この変更方法は、た
とえばΔＨＰ＞＋ε６の場合には、高圧圧力ＨＰが目標
高圧圧力ＨＰ*に比して高いため、室外ファン３の回転
数が過小であると判断し、室外ファン３の回転数を増加
させる。一方、ΔＨＰ＜−ε６の場合には、高圧圧力Ｈ
Ｐが目標高圧圧力ＨＰ*に比して低いため、室外ファン
３の回転数が過大であると判断し、室外ファン３の回転
数を減少させる。室外ファン回転数の増加や減少の割合
は、冷房運転時の場合と同様に、制御偏差の絶対値｜Δ
ＨＰ｜に応じて変更するようにすればよい。
【００６８】このように上述した実施の形態１では、予
め、高圧側熱交換器（冷房時は室外熱交換器２、暖房時
は室内熱交換器６）の出口温度すなわち放熱器出口温度
と、成績係数ＣＯＰが最大付近となる高圧圧力範囲ＨＰ
*との特性を記憶しておき、この特性と、配管温度検出
器２０〜２３で検出された各検出値とをもとに、冷房あ
るいは暖房能力を圧縮機１の回転数で制御し、熱交換器
の状態を電子式膨張弁４の開度で制御し、高圧圧力を室
外ファン３の回転数で制御するようにしている。なお、
この実施の形態１では高圧圧力を室外ファン３の回転数
によって制御するようにしているが、室内ファン７によ
って制御しても良く、あるいは室内ファン７と室外ファ
ン３との双方を制御するようにしても良い。
【００６９】また、冷房および暖房能力を電子式膨張弁
４の開度で制御し、熱交換器の状態を室内ファン７ある
いは室外ファン３のうち少なくともどちらか一方の回転
数で制御し、高圧圧力を圧縮機１の回転数で制御するよ
うにしても良い。
【００７０】さらに、冷房および暖房能力を室内ファン
７あるいは室外ファン３のうち少なくともどちらか一方
の回転数で制御し、熱交換器の状態を圧縮機１の回転数
で制御し、高圧圧力を電子式膨張弁４の開度で制御する
ようにしても良い。
【００７１】また、冷房あるいは暖房能力を確保する運
転を優先するか、成績係数ＣＯＰの高い運転を優先する
かによって、上述した制御処理を切り替えるようにして
もよい。
【００７２】この実施の形態１によれば、放熱器出口温
度の値に応じて高圧圧力を、成績係数ＣＯＰが最大付近
となる高圧圧力範囲に制御するようにしたため、常に成
績係数ＣＯＰの高い運転を行うことができ、省エネルギ
ー化に貢献できる超臨界冷凍サイクルを用いた空気調和
機を実現することができる。
【００７３】この場合、図１５に示した従来の空気調和
機のように、被加熱（あるいは被冷却）流体である空気
の流入温度に基づいた制御を行わないため、室外ファン
３あるいは室内ファン７の風量が変化した場合であって
も、高圧圧力範囲で運転することができる超臨界冷凍サ
イクルを用いた空気調和機を実現することができる。
【００７４】また、圧縮機吐出部から高圧側熱交換器に
至る配管温度の検出値のみで高圧圧力を推定するように
したため、圧力を直接測定する高価な圧力検出器などを
用いる必要がなく、簡易な構成で安価な超臨界冷凍サイ
クルを用いた空気調和機を実現することができる。
【００７５】実施の形態２．つぎに、この発明の実施の
形態２について説明する。図８は、この実施の形態２で
ある冷凍サイクル装置の構成を示す図である。図８にお
いて、この冷凍サイクル装置は、空気調和機であり、実
施の形態１と同様に、冷媒として、高圧側が臨界圧力以
上となる二酸化炭素のような超臨界冷媒を用いている。
この空気調和機は、図１５に示した空気調和機と同様
に、室内熱交換器６、室内ファン７を含む室内ユニット
Ａと、室外熱交換器２、室外ファン３、圧縮機１および
アキュムレータ１２を含む室外ユニットＢとを有し、室
内ユニットＡと室外ユニットＢとは、接続配管（液配
管）５および接続配管（ガス配管）８によって接続され
ている。室内熱交換器６および室外熱交換器２を接続す
る他方の液配管５には、第２の冷媒回路であって放熱器
（冷房時は室外熱交換器２、暖房時は室内熱交換器６）
出口の冷媒温度を更に低下させる第２の放熱器３３と、
絞り手段としての電子式膨張弁４とを含むブリッジ回路
Ｃが設けられている。なお、図８に示した空気調和機で
は、室内ユニットＡが１台だけ接続された場合を示して
いるが、１台の室外ユニットＢに対して、室内ユニット
Ａが複数台設置される構成としても良い。
【００７６】ブリッジ回路Ｃ内の第２の放熱器３３は、
第２の圧縮機３０、第２の凝縮器３１、第２の絞り手段
３２、およびこれらを接続する配管から構成される第２
の冷媒回路に接続される。第２の放熱器３３内の第２の
冷媒回路は、主冷媒回路の放熱器出口冷媒から熱を奪
い、放熱器出口冷媒を冷却するとともに、第２の冷媒回
路の冷媒自体は蒸発してガス冷媒となる蒸発器として機
能する。
【００７７】なお、この実施の形態２では、室外ユニッ
トＢの小型化を図るため、凝縮器２と第２の凝縮器３１
とは、室外ファン３を共用する構成としている。ここ
で、第２の冷媒回路の必要冷却能力は、主冷媒回路の冷
房能力に比べて十分小さく、たとえば１０ＨＰ程度の空
気調和機に対して１〜２馬力程度の空気調和機、すなわ
ち主冷媒回路に比べて成績係数ＣＯＰの高い冷凍サイク
ル装置が使用される。
【００７８】さらに、ブリッジ回路Ｃには、第２の放熱
器３３から電子式膨張弁４への冷媒の流れが一方向とな
るように４つの逆止弁２５〜２８が設けられている。第
２の放熱器３３としては、たとえば二重管式熱交換器や
プレート熱交換器などが用いられ、第２の放熱器３３内
では、放熱器出口の冷媒と第２の冷媒回路を流れる冷媒
とが対向流となるように冷媒配管が接続される。
【００７９】ここで、この冷凍サイクル装置の動作につ
いて説明すると、まず、冷房運転時において、四方切替
弁９は、図８の実線で示すように接続され、圧縮機１と
室外熱交換器２とが連通し、室内熱交換器６および室外
熱交換器２はそれぞれ蒸発器および放熱器として機能す
る。すなわち、圧縮機１から吐出された高温・高圧の冷
媒ガスが室外熱交換器２に導入され、ここで、冷媒ガス
と室外空気との熱交換が行われた後、中温・高圧ガスは
逆止弁２７を通過して第２の放熱器３３に流入する。な
お、このとき、逆止弁２８は高低圧力差で閉止される。
【００８０】第２の放熱器３３に流入した冷媒は、第２
の冷媒回路によって熱を奪われ、冷媒自体の温度が低下
した後、電子式膨張弁４によって減圧されて低温・低圧
の二相冷媒となって、逆止弁２６を通過する。なお、こ
のとき、逆止弁２５は高低圧力差で閉止される。ブリッ
ジ回路Ｃを出た冷媒は、液配管５を通って室内熱交換器
６に導入され、室内空気と熱交換が行われた後、再び圧
縮機１に吸入される。すなわち、冷媒は、圧縮機１→四
方切替弁９→室外熱交換器２→逆止弁２７→第２の放熱
器３３→電子式膨張弁４→逆止弁２６→液配管５→室内
熱交換器６→ガス配管８→四方切替弁９→アキュムレー
タ１２→圧縮機１の順で主冷媒回路内を流動し、冷房運
転が行われる。
【００８１】一方、暖房運転時において、四方切替弁９
は、図８の点線で示すように接続され、圧縮機１と室内
熱交換器６とが連通し、室内熱交換器６および室外熱交
換器２はそれぞれ放熱器および蒸発器として機能する。
すなわち、圧縮機１から吐出された高温・高圧の冷媒ガ
スが室内熱交換器６に導入され、ここで、冷媒ガスと室
外空気との熱交換が行われた後、中温・高圧ガスは液配
管５を通過した後、逆止弁２５を通過して第２の放熱器
３３に流入する。なお、このとき、逆止弁２６は高低圧
力差で閉止される。
【００８２】第２の放熱器３３に流入した冷媒は、第２
の冷媒回路によって熱を奪われ、冷媒自体の温度を低下
した後、電子式膨張弁４によって減圧されて低温・低圧
の二相冷媒となって、逆止弁２８を通過する。なお、こ
のとき、逆止弁２７は高低圧力差で閉止される。ブリッ
ジ回路Ｃを出た冷媒は、室外熱交換器２に導入されて室
外空気と熱交換が行われ、四方切替弁９およびアキュム
レータ１２を通過して再び圧縮機１に吸入される。すな
わち、冷媒は、圧縮機１→四方切替弁９→室内熱交換器
６→液配管５→逆止弁２５→第２の放熱器３３→電子式
膨張弁４→逆止弁２８→室外熱交換器２→四方切替弁９
→アキュムレータ１２→圧縮機１の順で主冷媒回路内を
流動し、暖房運転が行われる。
【００８３】この実施の形態２では、放熱器を出た超臨
界流体を第２の放熱器３３によって更に冷却するように
しているため、成績係数ＣＯＰの高い運転が可能とな
る。この成績係数ＣＯＰが高くなる理由について、図９
を参照して説明する。図９は、横軸に放熱器(フロン系
冷媒Ｒ２２の場合は凝縮器)出口温度［℃］をとり、縦
軸に成績係数ＣＯＰを示している。図９の実線は、冷房
の標準的な条件で放熱器(Ｒ２２の場合は凝縮器)出口温
度に対する成績係数ＣＯＰの変化を示し、Ｒ２２の場合
とＣＯ2の場合とで比較した計算結果である。図９に示
すように、Ｒ２２の凝縮器出口温度の低下量に対する成
績係数ＣＯＰの増加率（傾き）は、ＣＯ2の傾きに対し
て小さく、放熱器（凝縮器）出口温度が２５℃以下の領
域では、ＣＯ2の成績係数ＣＯＰがＲ２２を上回る結果
となる。これは、Ｒ２２の場合、圧力−エンタルピー線
図の特性上から凝縮器出口温度の低下量に対する蒸発器
内エンタルピーの増加率がＣＯ2の場合に比べて小さい
ためである。
【００８４】放熱器出口の冷媒を更に冷却する手法とし
て、従来から放熱器出口部と蒸発器出口部とを熱交換さ
せる手法が知られているが、この手法には限界値が存在
し、放熱器（凝縮器）出口温度を２５℃以下にすること
ができず、Ｒ２２の成績係数ＣＯＰを上回ることが難し
いとされていた。しかし、この実施の形態２では、放熱
器出口部を第２の冷媒回路によって冷却するため、放熱
器（凝縮器）出口温度を２５℃以下にすることができ、
成績係数ＣＯＰの高い超臨界冷凍サイクルを用いた冷凍
サイクル装置を実現することができる。
【００８５】ここで、この実施の形態２では、成績係数
ＣＯＰの高い超臨界冷凍サイクルを用いた冷凍サイクル
装置を実現するために、第２の冷媒回路を用いている
が、この第２の冷媒回路による第２の冷凍サイクルの成
績係数ＣＯＰは、超臨界冷凍サイクルの成績係数ＣＯＰ
に比べて十分大きく、第２の冷媒回路の追加による消費
電力の増加量に比べて超臨界冷凍サイクルの消費電力の
低減量が大きいため、超臨界冷凍サイクルと第２の冷凍
サイクルとを合わせたシステム全体としての成績係数Ｃ
ＯＰが高い冷凍サイクル装置を実現することができる。
【００８６】この実施の形態２によれば、放熱器出口を
出た超臨界流体を、第２の冷凍サイクルによって更に冷
却するようにしているため、放熱器出口温度を大幅に低
下させることができ、成績係数ＣＯＰの高い超臨界冷凍
サイクルを有した冷凍サイクル装置を実現することがで
きる。
【００８７】実施の形態３．つぎに、この発明の実施の
形態３について説明する。上述した実施の形態２では、
第２の冷凍サイクルを用いていたが、この実施の形態３
では、この第２の冷凍サイクルの代替として低温の蓄熱
媒体を用いるようにしている。
【００８８】図１０は、この発明の実施の形態３である
冷凍サイクル装置の構成を示す図である。図１０におい
て、この冷凍サイクル装置は、空気調和機であり、実施
の形態１と同様に、冷媒として、高圧側が臨界圧力以上
となる二酸化炭素のような超臨界冷媒を用いている。図
１０において、ブリッジ回路Ｃ内の第２の放熱器３３に
は、搬送ポンプ３４から蓄熱槽３５内に収められた蓄熱
媒体３６が供給される。ここで、蓄熱槽３５内の蓄熱媒
体３６は、冷却コイル３７によって冷却され、蓄熱槽３
５としては、たとえば氷蓄熱槽が用いられ、蓄熱媒体３
６としては、氷水、水、ブラインなどが用いられる。そ
の他の構成は、実施の形態２と同じであり、同一構成部
分には同一符号を付している。
【００８９】搬送ポンプ３４から第２の放熱器３３に送
り込まれた蓄熱媒体３６は、主冷媒回路の放熱器出口冷
媒から熱を奪い、放熱器出口冷媒を冷却するとともに、
蓄熱媒体自体は加熱されて温度が上昇し、蓄熱槽３５内
に返送される。ここで、蓄熱槽３５内の蓄熱媒体３６
は、夜間電力などを利用して冷却コイル３７によって冷
却されて冷熱が蓄えられ、昼間の冷房などに利用される
ものである。
【００９０】この実施の形態３では、昼間の冷房負荷が
小さい場合など、余剰冷熱が蓄積されている蓄熱槽３５
内の蓄熱媒体３６を有効に利用する。すなわち、異なる
系統間の熱負荷の不均等性を解消してシステム全体とし
ての省エネルギー化に貢献するものである。
【００９１】この実施の形態３によれば、放熱器を出た
超臨界流体を、第２の放熱器３３によって更に冷却する
ため、実施の形態２と同様に、成績係数ＣＯＰの高い超
臨界冷凍サイクルを用いた冷凍サイクル装置を実現する
ことができる。また、第２の放熱器３３を冷却する冷熱
源として、夜間電力などを利用して蓄熱された余剰冷熱
を用いるため、蓄熱槽３５を含めたシステムとしてのエ
ネルギーの有効利用に貢献することができる。
【００９２】実施の形態４．つぎに、この発明の実施の
形態４について説明する。図１１は、この発明の実施の
形態４である冷凍サイクル装置の構成を示す図である。
図１１において、この冷凍サイクル装置は、空気調和機
であり、実施の形態１と同様に、冷媒として、高圧側が
臨界圧力以上となる二酸化炭素のような超臨界冷媒を用
いている。
【００９３】図１１において、この空気調和機は、実施
の形態１と同様に、室内熱交換器６や室内ファン７など
が収納された室内ユニットＡと、室外熱交換器２、室外
ファン３、圧縮機１およびアキュムレータ１２などが収
納された室外ユニットＢとを有し、これらは接続配管
（液配管）５および接続配管（ガス配管）８によって接
続されている。圧縮機１は、四方切替弁９を介して、室
内熱交換器６および室外熱交換器２に接続されるととも
に、シャフト４５によって膨張機構３８と同軸で連結さ
れている。また、室内熱交換器６および室外熱交換器２
を接続する他方の液配管５には、膨張機構３８が設けら
れ、この膨張機構３８はシャフト４５によって圧縮機１
と同軸で連結されている。その他の構成は実施の形態１
と同じであり、同一構成部分には同一符号を付してい
る。
【００９４】図１２は、圧縮機１と膨張機構３８との連
結構造を示す模式図である。図１２において、圧縮機１
および膨張機構３８は、たとえば共にスクロール式の圧
縮・膨張機構で構成されている。圧縮機１は、圧縮機ガ
ス吸入口４２を外側に、圧縮機ガス吐出口４１を中央に
それぞれ有するものであり、旋回スクロール４４を図１
２の矢印方向（右回り）に回転させ、圧縮機ガス吸入口
４２から吸入したＣＯ 2冷媒を固定スクロール４３との
隙間容積を減少させて圧縮し、圧縮機ガス吐出口４１か
ら吐出する構成となっている。
【００９５】一方、膨張機構３８は、圧縮機１とは逆の
構成、すなわち、膨張機構ガス吐出口５２を外側に、膨
張機構ガス吸入口５１を内側にそれぞれ有し、旋回スク
ロール５４を図１２の矢印方向（左回り）に回転させ、
膨張機構ガス吸入口５１から吸入したＣＯ2冷媒を固定
スクロール５３との隙間容積を増加して膨張させ、膨張
機構ガス吐出口５２から吐出する構成となっている。
【００９６】ここで、この冷凍サイクル装置の動作につ
いて説明すると、まず、冷房運転時において、四方切替
弁９は、図１１の実線に示すように接続され、圧縮機１
と室外熱交換器２とが連通し、室内熱交換器６および室
外熱交換器２はそれぞれ蒸発器および放熱器として機能
する。すなわち、圧縮機１から吐出された高温・高圧の
冷媒ガスが室外熱交換器２に導入され、ここで、冷媒ガ
スと室外空気との熱交換が行われた後、中温・高圧ガス
は膨張機構３８によって減圧されて低温・低圧ガスとな
る。この低温・低圧ガスは、液配管５を通って室内熱交
換器６に導入され、室内空気と熱交換が行われた後、再
び圧縮機１に吸入される。すなわち、冷媒は、圧縮機１
→四方切替弁９→室外熱交換器２→膨張機構３８→→液
配管５→室内熱交換器６→ガス配管８→四方切替弁９→
アキュムレータ１２→圧縮機１の順で冷媒回路内を流動
し、冷房運転が行われる。
【００９７】一方、暖房運転時において、四方切替弁９
は、図１１の点線に示すように接続され、圧縮機１と室
内熱交換器６とが連通し、室内熱交換器６および室外熱
交換器２はそれぞれ放熱器および蒸発器として機能す
る。すなわち、圧縮機１から吐出された高温・高圧の冷
媒ガスが室内熱交換器６に導入され、ここで、冷媒ガス
と室内空気との熱交換が行われた後、中温・高圧ガスは
液配管５を通過し、膨張機構３８によって減圧されて低
温・低圧ガスとなる。この低温・低圧ガスは、室外熱交
換器２に導入されて室外空気と熱交換が行われ、再び圧
縮機１に吸入される。すなわち、冷媒は、圧縮機１→四
方切替弁９→ガス配管８→室内熱交換器６→液配管５→
膨張機構３８→室外熱交換器２→四方切替弁９→アキュ
ムレータ１２→圧縮機１の順で冷媒回路内を流動し、暖
房運転が行われる。
【００９８】この実施の形態４では、上述したように、
圧縮機１の駆動軸と膨張機構３８の出力軸がシャフト４
５で連結されており、膨張機構３８の出力を圧縮機１の
駆動力の一部として利用する。すなわち、膨張機構３８
の旋回スクロール３８の回転力を、膨張機構３８に連結
する圧縮機１の駆動力の一部として利用することによっ
て、圧縮機１の必要動力を低減することができ、成績係
数ＣＯＰを向上させることができる。
【００９９】また、冷媒としてＣＯ2を用いる場合、高
圧圧力が超臨界圧力で運転されるため、膨張機構３８を
用いることによって、蒸発器内のエンタルピー差を大き
く増加させることができる。この蒸発器内のエンタルピ
ー差の増加について、図１３を参照して説明する。
【０１００】図１３は、空調条件での標準的な運転動作
を圧力−エンタルピー線図上に示したものであり、図１
３（ａ）は、冷媒としてＲ２２を用いた場合の運転動作
を示し、図１３（ｂ）は、冷媒としてＣＯ2を用いた場
合の運転動作を示している。図１３（ａ）において、曲
線Ｌ５は、絞り手段を用いた場合の減圧変化の様子を示
し、曲線Ｌ６は、膨張機構を用いた場合の減圧変化の様
子を示している。図１３（ａ）において、絞り手段を用
いた場合は、ほぼ等エンタルピー変化となり、膨張機構
を用いた場合は、ほぼ等エントロピー変化となる。絞り
手段を膨張機構に変更することによって、蒸発器内のエ
ンタルピー差は、ΔＨｈからΔＨｓに増加するが、Ｒ２
２の場合にはこのエンタルピー差の増加率（＝（ΔＨｓ
−ΔＨｈ）／ΔＨｈ×１００）が、高々１〜５％程度と
小さいため、通常、冷凍サイクル中に膨張機構が導入さ
れるケースはほとんど見られなかった。これは、高圧圧
力と低圧圧力との圧力差（図１３（ａ）では、２０−６
＝１４ｋｇ／ｃｍ2）が小さいためである。
【０１０１】一方、図１３（ｂ）において、ＣＯ2の場
合には、高圧圧力と低圧圧力との圧力差（図１３（ｂ）
では、１１５−４２＝７３ｋｇ／ｃｍ2）が大きく、絞
り手段を膨張機構に変更することによって、エンタルピ
ー差の増加率が１０〜１５％程度大きくなる。したがっ
て、膨張機構を導入することによって、Ｒ２２の場合に
比べて成績係数ＣＯＰを大きく向上させることができ、
省エネルギー化に大きく貢献することができる。
【０１０２】なお、この実施の形態４では、膨張機構の
出力を圧縮機の駆動力の一部として利用する例を示した
が、圧縮機の駆動力ではなく、室外ファン３や室内ファ
ン７の駆動力の一部として利用しても、成績係数ＣＯＰ
の高い超臨界冷凍サイクルをもった冷凍サイクル装置を
実現することができる。
【０１０３】この実施の形態４によれば、圧縮機１の駆
動軸と膨張機構３８の出力軸とを連結させ、膨張機構３
８の出力を圧縮機１の駆動力の一部として利用し、圧縮
機動力を低減するとともに、蒸発器内のエンタルピー差
を増加させことができるため、成績係数ＣＯＰの高い超
臨界冷凍サイクルをもつ冷凍サイクル装置を実現するこ
とができる。
【０１０４】実施の形態５．つぎに、この発明の実施の
形態５について説明する。図１４（ａ）〜（ｃ）は、横
軸に冷媒質量速度Ｇ［ｋｇ／ｍ2ｓ］をとり、図１４
（ａ）では縦軸に蒸発熱伝達率ｈｅ［Ｗ／ｍ2Ｋ］を示
し、図１４（ｂ）では凝縮熱伝達率ｈｃ［Ｗ／ｍ2Ｋ］
を示し、図１４（ｃ）では単位長さ当たりの圧力損失Δ
Ｐ［（ｋｇ／ｃｍ2）／ｍ］を示したものである。図１
４（ａ）〜（ｃ）は、標準的な空調用熱交換器の伝熱管
内におけるＲ２２とＣＯ2との性能を比較した計算結果
である。図１４において、「○」はＣＯ2の計算結果を
示し、「●」はＲ２２の計算結果を示している。
【０１０５】図１４（ｃ）において、同一冷媒質量速度
の条件下で、Ｒ２２とＣＯ2との圧力損失ΔＰを比較す
ると、ＣＯ2の圧力損失ΔＰは、Ｒ２２の圧力損失ΔＰ
に比べて大きく低下する。これは、ＣＯ2がフロン系冷
媒に比べて高圧冷媒であり、蒸気密度がＲ２２の４〜５
倍程度となるためである。換言すれば、ＣＯ2の圧力損
失ΔＰをＲ２２の圧力損失ΔＰと同等にするには、たと
えば冷媒質量速度Ｇを２５０ｋｇ／ｍ2ｓから４３０ｋ
ｇ／ｍ2ｓまで、７０％程度増加させることができる
（図１４（ｃ）の矢印Ｌ７参照）。このとき、図１４
（ａ）に示すように、ＣＯ2の蒸発熱伝達率ｈｅは、Ｒ
２２の蒸発伝達率ｈｅに比べて５０％程度増加し、図１
４（ｂ）に示すように、凝縮熱伝達率ｈｃは、Ｒ２２の
凝縮熱伝達率ｈｃとほぼ同等となるため、ＣＯ2はＲ２
２に比べて高効率な熱交換器を実現することができる。
【０１０６】ところで、標準的な空調用熱交換器の伝熱
管としては、管外径７ｍｍ程度の伝熱管が広く使用され
ている。したがって、実際の空気調和機では、多少の圧
力損失増加を許容するとして、冷媒質量速度を７０％以
上増加させるためには、熱交換器を構成する伝熱管の管
外径を５ｍｍ以下にすれば良く、このような伝熱管を搭
載することによって、ＣＯ2冷媒に適した熱交換器の小
型化を図るようにしている。
【０１０７】また、上述したように、ＣＯ2は圧力損失
の小さな冷媒であり、室内ユニットＡと室外ユニットＢ
との接続配管であるガス配管８においても圧力損失が低
下する。一方、液配管５においては、ＣＯ2の圧力損失
はＲ２２の圧力損失に比べて増加する。これは、蒸気密
度の場合とは逆に、ＣＯ2の液密度がＲ２２に比して低
下するからである。たとえば、温度１８℃におけるＣＯ
2の飽和液密度は、Ｒ２２に比して約３５％低下する。
したがって、ＣＯ2を冷媒として用いる場合、ガス配管
８の管径を液配管５の管径に比して大きくなるように構
成するのではなく、ガス配管８と液配管５との管径を等
しくなるように構成することによって、ＣＯ2に適した
冷媒回路を構成することができる。また、ガス配管８と
液配管５とを同一配管径とすることによって、ガス配管
８と液配管５との区別が不必要となり、冷媒配管工事の
作業性を向上させることができる。
【０１０８】ところで、フロン系冷媒では、たとえば大
規模ビル用の空気調和機として利用される場合、室内ユ
ニットＡと室外ユニットＢとの接続配管が長くなるた
め、冷房運転時にガス配管８での圧力損失が増大し、圧
縮機１の吸入圧力が低下し、冷房能力や成績ＣＯＰなど
の性能低下割合が大きくなる。特に、１５０ｍ以上の接
続配管５，８を用いる場合には、それらの低下割合が１
０％以上にも達し、大規模ビルなど、長い接続配管を必
要とする空気調和機としては、性能低下量が許容範囲を
超えるとされていた。しかしながら、ＣＯ2冷媒は、フ
ロン系冷媒に比べてガス配管８での圧力損失を小さく抑
えることができ、液配管５やガス配管８などの接続配管
が１５０ｍ以上となる場合においても、性能低下が十分
許容し得る大規模ビル対応の空気調和機を提供すること
ができる。
【０１０９】この実施の形態５によれば、熱交換器を構
成する伝熱管の管外径を５ｍｍ以下としたため、ＣＯ2
冷媒の特性を利用して超臨界冷凍サイクルを用いた冷凍
サイクル装置に適した熱交換器を構成することができる
とともに、熱交換器の小型化を図ることができる。ま
た、ガス配管８と液配管５との管径を等しくなるように
構成したため、ＣＯ2に適した冷媒回路を構成すること
ができるとともに、冷媒配管工事の作業性を向上させる
ことができる。さらに、液配管５やガス配管８などの接
続配管が１５０ｍ以上となる大規模ビルなどの空気調和
機にＣＯ2を適用したため、性能低下が十分許容し得る
大規模ビル対応の空気調和機を構成することができる。
【０１１０】なお、上述した実施の形態１〜５では、空
気である被加熱媒体あるいは被冷却媒体を制御する空気
調和機である冷凍サイクル装置を示して説明したが、こ
れに限らず、水あるいはブラインなどの被加熱媒体ある
いは被冷却媒体を制御する冷凍サイクル装置にも適用す
ることができる。
【０１１１】
【発明の効果】以上説明したように、この発明によれ
ば、保持手段が、前記高圧側熱交換器の出口配管温度と
冷凍サイクルの成績係数が最大付近となる高圧圧力範囲
との関係を保持し、制御手段が、前記高圧側熱交換器の
出口配管温度を検出する検出手段の検出結果および前記
保持手段の関係をもとに、前記絞り手段の開度、前記圧
縮機の回転数、前記被加熱媒体の流量、および前記被冷
却媒体の流量のうち少なくとも１つを制御して前記高圧
圧力範囲に制御するようにし、被加熱媒体あるいは被冷
却媒体の流量が変化した場合であっても高圧圧力範囲で
運転できるようにしているので、常に成績係数ＣＯＰの
高い運転を行うことができ、省エネルギー化を達成する
冷凍サイクル装置を実現することができるという効果を
奏する。
【０１１２】つぎの発明によれば、前記膨張機構部の出
力軸を、前記圧縮機、前記被加熱媒体搬送手段、前記被
冷却媒体搬送手段のうち少なくとも１つの駆動軸に連結
し、膨張機構部に連結する圧縮機、被加熱媒体搬送手
段、被冷却媒体搬送手段の駆動力の一部として、膨張機
構部の回転力を利用するようにしているので、圧縮機、
被加熱媒体搬送手段、被冷却媒体搬送手段の必要駆動力
を低減することができるとともに、常に高圧圧力範囲で
運転できるようにしているため、常に成績係数ＣＯＰの
高い運転を行うことができ、省エネルギー化を達成する
冷凍サイクル装置を実現することができるという効果を
奏する。
【０１１３】つぎの発明によれば、制御手段が、前記配
管温度検出手段が検出した温度をもとに高圧圧力を推定
し、この推定した高圧圧力、前記検出手段の検出結果、
および前記保持手段の関係をもとに、前記絞り手段の開
度、前記圧縮機の回転数、前記被加熱媒体の流量、およ
び前記被冷却媒体の流量のうち少なくとも１つを制御し
て前記高圧圧力範囲に制御するようにしているので、圧
力を直接測定する高価な圧力検出器を用いる必要がな
く、簡易な構成によって安価な冷凍サイクル装置を実現
することができるという効果を奏する。
【０１１４】つぎの発明によれば、前記膨張機構部の出
力軸を、前記圧縮機、前記被加熱媒体搬送手段、前記被
冷却媒体搬送手段のうち少なくとも１つの駆動軸に連結
し、膨張機構部に連結する圧縮機、被加熱媒体搬送手
段、被冷却媒体搬送手段の駆動力の一部として、膨張機
構部の回転力を利用するようにしているので、圧縮機、
被加熱媒体搬送手段、被冷却媒体搬送手段の必要駆動力
を低減することができ、省エネルギー化を達成する冷凍
サイクル装置を実現することができるという効果を奏す
る。
【０１１５】つぎの発明によれば、高圧側熱交換器の出
口部を冷媒回路と異なる低温熱源によって冷却し、放熱
器出口温度を大幅に低下させようにしているので、冷媒
回路の冷凍サイクルと低温熱源とを含めたシステム全体
としての省エネルギー化を図ることができるという効果
を奏する。
【０１１６】つぎの発明によれば、高圧側熱交換器の出
口部を、冷媒回路の冷凍サイクルとは異なる第２冷凍サ
イクル手段の蒸発器を用いて冷却し、放熱器出口温度を
大幅に低下させるようにしているので、冷媒回路の冷凍
サイクルと第２冷凍サイクル手段の冷凍サイクルとを含
めたシステム全体としての省エネルギー化を図ることが
できるという効果を奏する。
【０１１７】つぎの発明によれば、高圧側熱交換器およ
び低圧側熱交換器を形成する伝熱管の管外径を５ｍｍ以
下とし、超臨界圧力冷媒としてのＣＯ2冷媒の特性を利
用して、冷媒質量速度を増加させ、十分な冷房および暖
房能力を得るようにしているので、超臨界冷凍サイクル
に適したＣＯ2冷媒に対応した冷凍サイクル装置の熱交
換器を実現することができるとともに、熱交換器の小型
軽量化を促進することができるという効果を奏する。
【０１１８】つぎの発明によれば、超臨界圧力冷媒とし
てのＣＯ2冷媒の特性を利用して、液配管およびガス配
管を同一管径とし、液配管とガス配管との区別をなくす
ようにしているので、冷媒配管工事にかかる作業性を向
上させることができるという効果を奏する。
【０１１９】つぎの発明によれば、ガス配管における圧
力損失が小さいという、超臨界圧力冷媒としてのＣＯ2
冷媒の特性を利用して、液配管およびガス配管の長さを
１５０ｍ以上としているので、性能低下が十分許容し得
る大規模ビルなどの空気調和システムに用いることがで
きるという効果を奏する。
【０１２０】つぎの発明によれば、保持工程によって、
前記高圧側熱交換器の出口配管温度と冷凍サイクルの成
績係数が最大付近となる高圧圧力範囲との関係を保持
し、検出工程によって、前記高圧側熱交換器の出口配管
温度を検出し、制御工程によって、前記検出手段の検出
結果および前記保持手段の関係をもとに、前記絞り手段
の開度、前記圧縮機の回転数、前記被加熱媒体の流量、
および前記被冷却媒体の流量のうち少なくとも１つを制
御して前記高圧圧力範囲に制御するようにしているの
で、常に成績係数ＣＯＰの高い運転を行うことができ、
省エネルギー化を達成する冷凍サイクル装置を実現する
ことができるという効果を奏する。
【０１２１】つぎの発明によれば、前記検出工程の配管
温度検出工程によって、前記圧縮機から前記高圧側交換
器に至る配管の温度をさらに検出し、前記制御工程によ
って、前記配管温度検出工程によって検出した温度をも
とに高圧圧力を推定し、この推定した高圧圧力、前記検
出手段の検出結果、および前記保持手段の関係をもと
に、前記絞り手段の開度、前記圧縮機の回転数、前記被
加熱媒体の流量、および前記被冷却媒体の流量のうち少
なくとも１つを制御して前記高圧圧力範囲に制御するよ
うにしているので、圧力を直接測定する高価な圧力検出
器を用いる必要がなく、安価な冷凍サイクル装置を実現
することができるという効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】 この発明の実施の形態１である冷凍サイクル
装置の冷媒回路図である。
【図２】 図１に示した冷媒回路の冷凍サイクルにおけ
る圧力−エンタルピー線図である。
【図３】 図１に示した冷媒回路の冷凍サイクルにおけ
る高圧圧力と成績係数ＣＯＰとの関係を示す図である。
【図４】 図１に示したコントローラによる冷房運転制
御処理手順を示すフローチャートである。
【図５】 図１に示したコントローラによる高圧圧力の
推定処理を説明する説明図である。
【図６】 所定条件における高圧圧力に対する理論ＣＯ
Ｐの変化を示す図である。
【図７】 図１に示したコントローラによる暖房運転制
御処理手順を示すフローチャートである。
【図８】 この発明の実施の形態２である冷凍サイクル
装置の冷媒回路図である。
【図９】 図８に示した冷媒回路における凝縮器出口温
度と成績係数ＣＯＰとの関係を示す図である。
【図１０】 この発明の実施の形態３である冷凍サイク
ル装置の冷媒回路図である。
【図１１】 この発明の実施の形態４である冷凍サイク
ル装置の冷媒回路図である。
【図１２】 図１１に示した圧縮機と膨張機構との連結
状態を示す図である。
【図１３】 圧力−エンタルピー線図上におけるＣＯ2
冷媒とＲ２２冷媒との運転動作を比較した図である。
【図１４】 冷媒質量速度に対する蒸発熱伝達率、凝縮
熱伝達率、圧力損失の関係を、ＣＯ2冷媒とＲ２２冷媒
とを比較して示す図である。
【図１５】 従来の冷凍サイクル装置の冷媒回路図であ
る。
【符号の説明】
１ 圧縮機、２ 室外熱交換器、３ 室外ファン、３ａ
室外ファンモータ、４ 絞り手段（電子式膨張弁）、
５ 接続配管（液配管）、６ 室内熱交換器、７ 室内
ファン、７ａ 室内ファンモータ、８ 接続配管（ガス
配管）、９ 四方切替弁、１０ コントローラ、１０ａ
メモリ、１１ 吐出圧力検出器、１２アキュムレー
タ、１３ａ 流入管、１３ｂ 吸入配管、２０〜２３
配管温度検出器、２５〜２８ 逆止弁、３０ 第２の圧
縮機、３１ 第２の凝縮器、３２第２の絞り手段、３３
第２の放熱器、３４ 搬送ポンプ、３５ 蓄熱槽、３
６ 蓄熱媒体、３７ 冷却コイル、３８ 膨張機構、４
１ 圧縮機ガス吐出口、４２ 圧縮機ガス吸入口、４
３，５３ 固定スクロール、４４，５４ 旋回スクロー
ル、４５ シャフト、５１ 膨張機構ガス吸入口、５２
膨張機構ガス吐出口。
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.7 識別記号 ＦＩ テーマコート゛(参考） Ｆ２５Ｂ 1/00 ３７１ Ｆ２５Ｂ 1/00 ３７１Ｃ ３８１ ３８１Ｄ ３８３ ３８３ ３９５ ３９５Ｚ (72)発明者 隅田 嘉裕 東京都千代田区丸の内二丁目２番３号 三 菱電機株式会社内 Ｆターム(参考） 3L060 AA03 CC04 CC16 DD02 EE02 EE05 EE06 EE09

Claims (11)

    【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】 少なくとも圧縮機、高圧側熱交換器、絞
    り手段、および低圧側熱交換器を液配管およびガス配管
    を用いて接続した冷媒回路を形成するとともに、前記高
    圧側熱交換器および前記低圧側熱交換器に対して被加熱
    媒体および被冷却媒体を搬送する被加熱媒体搬送手段お
    よび被冷却媒体搬送手段を有し、高圧側が超臨界圧力で
    運転される冷媒を用いた冷凍サイクル装置において、 前記高圧側熱交換器の出口配管温度と冷凍サイクルの成
    績係数が最大付近となる高圧圧力範囲との関係を保持し
    た保持手段と、 前記高圧側熱交換器の出口配管温度を検出する検出手段
    と、 前記検出手段の検出結果および前記保持手段の関係をも
    とに、前記絞り手段の開度、前記圧縮機の回転数、前記
    被加熱媒体の流量、および前記被冷却媒体の流量のうち
    少なくとも１つを制御して前記高圧圧力範囲に制御する
    制御手段と、 を備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
  2. 【請求項２】 前記絞り手段は、冷媒を膨張させる膨張
    機構部で形成され、 前記膨張機構部の出力軸を、前記圧縮機、前記被加熱媒
    体搬送手段、前記被冷却媒体搬送手段のうち少なくとも
    １つの駆動軸に連結したことを特徴とする請求項１に記
    載の冷凍サイクル装置。
  3. 【請求項３】 前記圧縮機から前記高圧側交換器に至る
    配管の温度を検出する配管温度検出手段をさらに備え、 前記制御手段は、前記配管温度検出手段が検出した温度
    をもとに高圧圧力を推定し、この推定した高圧圧力、前
    記検出手段の検出結果、および前記保持手段の関係をも
    とに、前記絞り手段の開度、前記圧縮機の回転数、前記
    被加熱媒体の流量、および前記被冷却媒体の流量のうち
    少なくとも１つを制御して前記高圧圧力範囲に制御する
    ことを特徴とする請求項１または２に記載の冷凍サイク
    ル装置。
  4. 【請求項４】 少なくとも圧縮機、高圧側熱交換器、膨
    張機構部、および低圧側熱交換器を液配管およびガス配
    管を用いて接続した冷媒回路を形成するとともに、前記
    高圧側熱交換器および前記低圧側熱交換器に対して被加
    熱媒体および被冷却媒体を搬送する被加熱媒体搬送手段
    および被冷却媒体搬送手段を有し、、高圧側が超臨界圧
    力で運転される冷媒を用いた冷凍サイクル装置におい
    て、 前記膨張機構部の出力軸を、前記圧縮機、前記被加熱媒
    体搬送手段、前記被冷却媒体搬送手段のうち少なくとも
    １つの駆動軸に連結したことを特徴とする冷凍サイクル
    装置。
  5. 【請求項５】 前記高圧側熱交換器の出口部を冷却する
    低温熱源をさらに備えたことを特徴とする請求項１〜４
    のいずれか一つに記載の冷凍サイクル装置。
  6. 【請求項６】 冷凍サイクルを行う第２冷凍サイクル手
    段をさらに備え、 前記低温熱源は、前記第２冷凍サイクル手段の蒸発器で
    あることを特徴とする請求項５に記載の冷凍サイクル装
    置。
  7. 【請求項７】 前記高圧側熱交換器および前記低圧側熱
    交換器を形成する伝熱管の管外径を５ｍｍ以下とするこ
    とを特徴とする請求項１〜６のいずれか一つに記載の冷
    凍サイクル装置。
  8. 【請求項８】 前記液配管および前記ガス配管を同一管
    径とすることを特徴とする請求項１〜７のいずれか一つ
    に記載の冷凍サイクル装置。
  9. 【請求項９】 前記液配管および前記ガス配管の長さを
    １５０ｍ以上としたことを特徴とする請求項１〜８のい
    ずれか一つに記載の冷凍サイクル装置。
  10. 【請求項１０】 少なくとも圧縮機、高圧側熱交換器、
    絞り手段、および低圧側熱交換器を液配管およびガス配
    管を用いて接続した冷媒回路を形成するとともに、前記
    高圧側熱交換器および前記低圧側熱交換器に対して被加
    熱媒体および被冷却媒体を搬送する被加熱媒体搬送手段
    および被冷却媒体搬送手段を有し、高圧側が超臨界圧力
    で運転される冷媒を用いた冷凍サイクル装置の制御方法
    において、 前記高圧側熱交換器の出口配管温度と冷凍サイクルの成
    績係数が最大付近となる高圧圧力範囲との関係を保持す
    る保持工程と、 前記高圧側熱交換器の出口配管温度を検出する検出工程
    と、 前記検出手段の検出結果および前記保持手段の関係をも
    とに、前記絞り手段の開度、前記圧縮機の回転数、前記
    被加熱媒体の流量、および前記被冷却媒体の流量のうち
    少なくとも１つを制御して前記高圧圧力範囲に制御する
    制御工程と、 を含むことを特徴とする冷凍サイクル装置の制御方法。
  11. 【請求項１１】 前記検出工程は、前記圧縮機から前記
    高圧側交換器に至る配管の温度を検出する配管温度検出
    工程をさらに含み、 前記制御工程は、前記配管温度検出工程によって検出し
    た温度をもとに高圧圧力を推定し、この推定した高圧圧
    力、前記検出手段の検出結果、および前記保持手段の関
    係をもとに、前記絞り手段の開度、前記圧縮機の回転
    数、前記被加熱媒体の流量、および前記被冷却媒体の流
    量のうち少なくとも１つを制御して前記高圧圧力範囲に
    制御することを特徴とする請求項１０に記載の冷凍サイ
    クル装置の制御方法。
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