JP2005308375A - 冷凍・空調装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 ２つ以上の負荷側熱交換器を有し、それぞれ異なる冷媒圧力で負荷側熱媒体と熱交換する冷凍・空調装置において、高効率となる冷凍・空調装置を得る。
【解決手段】 第１の圧縮機、室外熱交換器、第1の減圧手段、第1の負荷側熱交換器、を順次接続し前記第１の圧縮機から吐出された冷媒を前記第１の圧縮機に戻す第１の冷凍サイクルと、前記室外熱交換器、第２の減圧手段、第２の負荷側熱交換器、第２の圧縮機を順次接続し、前記第２の圧縮機から吐出された冷媒を前記第１の圧縮機に吸入させ合流させる第２の冷凍サイクルと、を備え、前記第１の負荷側熱交換器および前記第２の負荷側熱交換器の少なくとも１つと熱交換し負荷に循環させる負荷側媒体を前記第１の負荷側熱交換器と前記第２の負荷側熱交換器に直列に流通させる。
【選択図】 図１

Description

この発明は、負荷側に冷温水などの熱媒体を循環させて空気調和等を行う冷凍・空調装置に関するものである。特に、熱源から負荷へ熱を供給する２つ以上の負荷側熱交換器を有し、それぞれ異なる冷媒圧力で負荷側熱媒体と熱交換するものに関する。

従来のこの種の冷凍・空調装置においては、二段圧縮一段膨張式冷凍サイクルを用いて、高段蒸発器で空調用熱源を生成し、低段側蒸発器で冷蔵用熱源を生成するものがある（例えば、特許文献１参照。）。また、複数の圧縮機にそれぞれ設けた蒸発器、凝縮器に通水する冷水、冷却水を直列として圧縮機を台数制御する構成の技術が知られている。（例えば、特許文献２参照。）。

特開２００２−２３５９６０号公報（第１―８頁、第１図〜第４図） 特開平５−９３５５０号公報（第１―５頁、第１図〜第３図）

しかしながら、高段蒸発器と低段蒸発器でそれぞれ異なる負荷を処理する場合、目的が異なりその対象温度が懸け離れている時や、それぞれの負荷比率が極端に偏ったり、いずれかの負荷が存在しなくなった際にも、その負荷に対して接続された熱交換器しか使用することができず、十分な熱交換能力が得られないという問題点がある。

また、複数の圧縮機にそれぞれ設けた熱交換器を直列に利用し省エネルギーを図る場合、外気により変化する熱源と負荷の組み合わせに対し最適な効率が得られないし、段階の選択で多くの圧縮機を設ける場合は、複数の配管接続や電源配線接続など設置現場での工事負荷が増大する。

この発明の目的は、上記のよう課題を解決するためになされたもので、各負荷に対し高効率で信頼性の高い冷凍・空調装置を得るものである。また、１台の熱源ユニット内で熱媒体を複数の熱交換器を用いて段階的に冷却もしくは加熱することにより高効率で冷凍空調用熱源を得るものである。

この発明の目的は、熱媒体を段階的に冷却もしくは加熱する際、その途中段階での中間温度の熱媒体を取り出して冷凍空調を行うことにより、さらに高効率な運転を実現するものである。また負荷に応じてあるいは負荷の変化や増設などに応じて扱いやすくフレキシブルに対応でき高効率な冷凍空調装置を得ることを目的とする。

この発明に係る冷凍・空調装置は、第１の圧縮機、室外熱交換器、第1の減圧手段、第1の負荷側熱交換器、を順次接続し第１の圧縮機から吐出された冷媒を第１の圧縮機に戻す第１の冷凍サイクルと、室外熱交換器、第２の減圧手段、第２の負荷側熱交換器、第２の圧縮機を順次接続し、第２の圧縮機から吐出された冷媒を前記第１の圧縮機に吸入させ合流させる第２の冷凍サイクルと、を備え、前記第１の負荷側熱交換器および前記第２の負荷側熱交換器に直列に負荷側媒体を流通させるものである。

またこの発明は、第１の圧縮機、室外熱交換器、エゼクタ、第1の負荷側熱交換器、気液分離器のガス側流出路を順次接続する第１の冷凍サイクルと、前記気液分離器の液側流出路、第２の減圧手段、第２の負荷側熱交換器、前記エゼクタの吸入側を順次接続し前記第２の負荷側熱交換器からの冷媒をエゼクタで混合させる第２の冷凍サイクルと、を備え、負荷側媒体を前記第１の負荷側熱交換器、前記第２の負荷側熱交換器に直列に流通させるものである。

またこの発明は、第１の圧縮機、室外熱交換器、第１の減圧手段、第１の負荷側熱交換器、を順次接続する第１の冷凍サイクルと、室外熱交換器、第２の減圧手段、第２の負荷側熱交換器、第２の圧縮機を順次接続し第２の圧縮機吐出側から吐出された冷媒を第１の圧縮機吸入側に合流させる第２の冷凍サイクルと、第１の冷凍サイクルの冷媒流通方向を第１の圧縮機、第１の負荷側熱交換器、第１の減圧手段、室外熱交換器、の順に切り替える第１の流路切替手段と、前記第２の冷凍サイクルの冷媒流通方向を、第２の圧縮機、第２の負荷側熱交換器、第２の減圧手段、の順に切り替える第２の流路切替手段と、第１の負荷側熱交換器および第２の負荷側熱交換器の少なくとも１つと熱交換し負荷に循環させる負荷側媒体を第１の負荷側熱交換器を通過後に負荷側媒体の一部又は全てを第２の負荷側熱交換器に流通させることなく分岐する負荷分岐手段と、を備えたものである。

この発明の冷凍・空調装置は、複数の異なる蒸発圧力や凝縮圧力を発生させるそれぞれの熱交換器で段階的に負荷側熱媒体を冷却することとしたので、より高効率な運転を行うことができる。また、エゼクタにより膨張動力を回収し、低段側蒸発圧力よりも高い圧力で圧縮機に吸入させることで、より高効率な運転を行うことができる。

この発明は、第１の冷凍サイクル、第２の冷凍サイクルそれぞれに流路切替手段を有するので、２つの異なる蒸発温度や凝縮温度で熱媒体の加熱を高効率で行うことができる。さらに、第１の冷凍サイクルで冷房、第２の冷凍サイクルで暖房運転を同時に行う等フレキシブルな冷凍空調を可能にすることができる。

この発明は、負荷側回路の熱媒体を段階的に冷却もしくは加熱する際、その途中段階での中間温度の熱媒体を取り出して冷凍空調を行うようにしたので、多種多様なシステムに簡単に対応できる高効率な冷凍空調装置が得られる。

実施の形態１．
図１はこの発明の実施の形態における冷凍・空調装置の全体構成の一例を示すものである。図１において、１は熱源ユニットであり、２は負荷側空間である。熱源ユニット１は、少なくともいずれか一方が運転容量調整可能な高段圧縮機３、低段圧縮機４を備え、これらは直列に接続されて二段圧縮サイクルを形成する。５は空気熱交換器、６は送風機であり、空気熱交換器５での熱交換量を送風機６により調節する。７、８はそれぞれ高段膨張弁、低段膨張弁であり、高段熱交換器９、低段熱交換器１０の熱交換量を調整できるよう可変絞りとなっている。また、高段熱交換器９、低段熱交換器１０の順に負荷側熱媒体が流通するよう熱媒体入口ポート１２、熱媒体出口ポート１３が配置され、そして、高段熱交換器９と低段熱交換器１０との間に流量調整弁１１が備えられ、第３の熱媒体接続ポートとなる熱媒体中間出口ポート１４が配置されている。

負荷側空間２には、その一端が熱媒体出口１３に繋がる室内ユニット１５と、その一端が熱媒体中間出口１４に繋がる室内ユニット１６がそれぞれ複数台（図示は省略）設置されている。これら室内ユニット１５、１６の他端は熱媒体搬送ポンプ１７に接続されており、負荷側空間２と熱源ユニット１を熱媒体が循環するように構成される。この冷凍・空調装置の熱源側である冷凍サイクルの作動冷媒は非共沸混合冷媒であるＲ４０７Ｃであり、負荷側サイクルの熱媒体には水が用いられている。

このように構成された本実施の形態１の冷凍・空調装置では、負荷の大小および負荷特性に応じて、室内ユニット１５のみでの冷房運転、または室内ユニット１５、１６双方を使用した冷房運転を行う。

まずは、1次側回路である熱源ユニット１での冷凍サイクル動作について、図１および図２を参照して説明する。図２は冷凍サイクル動作を示すＰ−ｈ線図で、横軸は比エンタルピー［ｋＪ／ｋｇ］、縦軸は冷媒圧力［ＭＰａ］である。

圧縮機３から吐出された高温高圧のガス冷媒（状態Ａ）は、空気熱交換器５において外気に放熱して凝縮し、高圧液冷媒（状態Ｂ）となる。この高圧液冷媒は、高段膨張弁７により飽和温度で約１０℃の中圧（状態Ｃ）まで減圧され、高段熱交換器９により負荷側媒体である水と熱交換を行い蒸発する。一方、低段膨張弁８では飽和温度で約５℃の低圧（状態Ｅ）まで減圧され、低段熱交換器１０により水と熱交換を行い蒸発する。この低圧ガス冷媒（状態Ｆ）は低段圧縮機４により中圧まで昇圧され、高段熱交換器を流出した中圧二相冷媒（状態Ｄ）と合流して中圧飽和ガス（状態Ｈ）となり、再び高段圧縮機３に吸入される。このように、熱源ユニット１では二段圧縮ニ蒸発温度サイクルが形成される。この冷凍サイクル動作は、室内ユニット１５のみで冷房した場合も、室内ユニット１５、１６双方を用いて冷房した場合も同様である。

続いて、負荷側サイクルである2次側回路を説明する。先ず室内ユニット１５のみを用いた場合の負荷側動作を説明する。負荷側では、空調負荷を処理した後、熱媒体搬送ポンプ１７より送られる１７℃程度の水が熱媒体入口ポート１２より熱源ユニット１に戻り、第１の負荷側熱交換器である高段熱交換器９に流入する。ここで、飽和温度１０℃の中圧冷媒と熱交換を行い、１２℃程度の冷水となって流出する。流量調整弁１１では１００％低段熱交換器１０に流入するよう流路が設定され、１２℃の冷水は第２の負荷側熱交換器である低段熱交換器１０において５℃の冷媒と熱交換し、７℃程度の冷水となって熱媒体出口ポート１３を出る。７℃の冷水は室内ユニット１５において負荷側空間２の空気と熱交換し、再び１７℃の水となって熱媒体搬送ポンプ１７へ吸入される。

このときの冷凍サイクルの制御動作としては、高段熱交換器９を流出する水温が、熱媒体出口ポート１３を流出する目標温度（例えば７℃）と、熱媒体入口ポート１２から流入する水温（例えば１７℃）の中間温度となるように高段圧縮機３、低段圧縮機４それぞれの容量比が制御され各負荷側熱交換器での熱交換の処理が行われる。このような容量比率とすることで成績係数が最大となる。

以上のように、室内ユニット１５での冷房運転においては、高段熱交換器９を流通する冷媒（全冷媒循環量の約半分）の蒸発圧力が飽和温度１０℃程度で７℃の冷水を発生できるので、この飽和温度１０℃程度の蒸発圧力側冷媒流量分の冷凍サイクル成績係数は飽和温度５℃の運転より高効率となり、省エネルギーな冷房運転が可能となる。

また、冷房負荷が室内ユニット容量に対して小さい場合、熱媒体搬送ポンプ１７の搬送流量を小さくし、空調負荷処理後の熱媒体温度を１７℃よりも高い温度に制御することもできる。このようにすることで、高段側蒸発圧力の飽和温度を１０℃よりもさらに高い温度で７℃の冷水を生成することが可能となり、より一層の高効率運転が可能となる。

このとき、高段圧縮機３、低段圧縮機４それぞれの昇圧幅は１台の圧縮機で昇圧する場合よりも小さくなるため、体積効率や機械効率も向上し、高効率な冷房運転が可能となる。すなわち圧縮機入力は高低圧圧力差*体積流量に比例するので同じ冷凍能力を得るには低圧が高い方が有利となる。低圧が低いと同じ質量流量でも密度が小さく体積流量も大きくなり効率は悪くなる。

次に、本発明の負荷である室内ユニット１５、１６双方を用いた冷房運転について説明する。熱媒体搬送ポンプ１７より送られる１７℃程度の水が熱媒体入口ポート１２より熱源ユニット１に戻り、高段熱交換器９に流入する。ここで、飽和温度１０℃の中圧冷媒と熱交換を行い、１２℃程度の冷水となって流出する。流量調整弁１１では負荷特性に応じた比率で所定量を室内ユニット１６に流通させ、残りを低段熱交換器１０に流入するよう流路が設定される。室内ユニット１６に分流された１２℃の冷水は負荷側空間２の空気と熱交換して空調負荷を処理し、また、低段熱交換器１０に分流された１２℃の冷水は５℃の冷媒と熱交換し、７℃程度の冷水となって熱媒体出口ポート１３を出る。７℃の冷水は室内ユニット１５において負荷側空間２の空気と熱交換し、室内ユニット１６を流出した水と合流して再び熱媒体搬送ポンプ１７へ吸入される。

このときの冷凍サイクルの制御動作としては、高段熱交換器９を流出する目標水温、および熱媒体出口ポート１３を流出する目標水温が、それぞれ接続されている室内ユニット１５、１６の必要能力により設定される。このそれぞれの目標水温に応じて、高段圧縮機３、低段圧縮機４それぞれの容量比が制御される。

負荷特性の説明を行う。ここで、室内ユニット１６は例えば外気処理を行うものであり、熱交換する空気は室内温度よりも高温であるため、室内空気と熱交換する室内ユニット１５より高い冷水温度で所定の熱交換量が得られるように構成している。

あるいは、室内ユニット１６も室内ユニット１５と同様に室内空気と熱交換するように配置し、冷房負荷が小さい場合に室内ユニット１６で処理する負荷比率を増大させるように流量調整弁である分流手段１１にて熱媒体流量比率を調整してもよい。

また、負荷側空間２の空気を室内ユニット１６に通過させた後に室内ユニット１５に通過させるようにしてもよい。このような構成にすると、室内ユニット１６で室内の熱負荷を処理した後で室内ユニット１５で室内熱負荷を処理するので室内ユニット１５で処理する熱量がさらに減少し、７℃まで冷却する熱媒体流量を小さくすることができる。

以上のように、室内ユニット１６では高段熱交換器９で中間温度まで冷却された１０℃〜１５℃の冷水で冷房負荷を処理するため、７℃まで冷却する熱媒体流量を減少させることができる。これは、冷凍サイクル側からみると高い蒸発圧力の冷媒流量比率が増大することを意味し、熱媒体の全量を７℃まで冷却する場合より高効率な運転が可能となる。

すなわち、この冷凍・空調装置では、飽和温度５℃と飽和温度１０℃以上の２つの蒸発圧力で熱媒体を冷却するため、すべての冷媒を飽和温度５℃の蒸発圧力とするよりも成績係数が高くなる。さらに、飽和温度１０℃以上の蒸発圧力で冷却した熱媒体を用いて直接負荷側空間２の負荷を処理することを可能としたため、
飽和温度１０℃以上の蒸発圧力となる冷媒流量比率を大きくすることができる。

この発明に係る冷凍・空調装置は、第１の圧縮機、室外熱交換器、第1の減圧手段、第1の負荷側熱交換器、を順次接続してなる第１の冷凍サイクルと、室外熱交換器、第２の減圧手段、第２の負荷側熱交換器、第２の圧縮機を順次接続し、第２の圧縮機吐出を第１の圧縮機吸入に合流させてなる第２の冷凍サイクルを有し、この第２の圧縮機吐出を第１の圧縮機吸入に合流させる多段階圧縮機を使用し、かつ、負荷側熱交換器を直列構成にして、負荷側媒体を第１の負荷側熱交換器、第２の負荷側熱交換器の順に直列に流通させるものである。これにより負荷量に対応する冷凍能力は多段階圧縮機の容量、すなわち回転数の選択でまかなうことができる。また２次回路である複数の負荷のそれぞれに対応する熱媒体の選択は膨張弁７，８の開度調整で行うことができる。この膨張弁７，８の開度により熱媒体の温度状態のみならず１次回路のそれぞれの負荷側熱交換器冷媒出口状態まで調整できる。また各圧縮機の個別の容量、各負荷側熱交換器の熱交換能力、すなわち熱交換面積はほぼ同程度のものをそれぞれ直列にしておくと、部分負荷時に有効となるだけでなく冷凍空調装置の据付、配置などが容易となり、更に、負荷の増減や特殊な負荷との組み合わせなどでもフレキシブルに対応できる。ただし、膨張弁７，８の開度調整で圧縮機の容量や負荷側熱交換器の面積の違いをカバーすることも可能であり、効率対策を考えた構成を選択しても良い。更にすべての圧縮機をたとえば誘導電動機駆動として一定の速度のものとし、すなわち回転数を可変にしなくとも良い。その場合、負荷能力の変化にはポンプ１７のような２次回路を循環する熱媒体の量を調節したり、複数の圧縮機の一部を停止させるなどが可能である。

図３は、この発明の別の冷凍・空調装置の構成を示すものである。また、図４はこの別の冷凍サイクルの動作を示すＰ−ｈ線図である。なお、図１と同一または相当部分には同一符号を付し、詳細な説明を省略する。

図３において、１８はエゼクタである。可変絞り機構を有し、さらに、減圧時の膨張動力により減圧後の冷媒圧力より低圧の冷媒を吸引する機能を有している。また、１９は気液分離器であり、ここに流入する二相冷媒を重力により液とガスに分離して各々の出口から流出させる機能を有する。エゼクタは電磁コイルで動かすニードル部へ高圧液冷媒Ｂを導き、減圧を行うノズル部で減圧膨張させ、このとき低圧ガス冷媒Ｆを周囲から吸引して混合し、気液２相冷媒Ｃとするものである。エゼクタは高圧液状態Ｂを中圧２相状態Ｃまで減圧したときの膨張動力で低圧ガスＦを中圧まで昇圧する。

この冷凍サイクルの動作を図３および図４を参照して説明する。圧縮機３から吐出された高温高圧のガス冷媒（状態Ａ）は、空気熱交換器５において外気に放熱して凝縮し、高圧液冷媒（状態Ｂ）となる。この高圧液冷媒は、エゼクタ１８により減圧されるとともに、状態Ｆの低圧ガス冷媒を吸引して飽和温度で約１０℃の中圧（状態Ｃ）となる。その後、高段熱交換器９により水と熱交換を行い蒸発し、中圧気液二相冷媒（状態Ｄ）となる。

この気液二相冷媒は、気液分離器１９内で液冷媒（状態Ｇ）とガス冷媒（状態Ｈ）に分離され、ガス冷媒は中圧のまま再び圧縮機３に吸入される。一方、液冷媒は低段膨張弁８で飽和温度で約５℃の低圧（状態Ｅ）まで減圧され、低段熱交換器１０により水と熱交換を行い蒸発する。ここで蒸発した低圧ガス冷媒（状態Ｆ）は前述のようにエゼクタ１８に吸引され、状態Ｃとなって再び高段熱交換器９に循環する。負荷側の動作については図1と同様であるため説明を省略する。

以上のように、エゼクタを利用することで１台の圧縮機においても２つの蒸発圧力を生成し、最終冷水温度よりも高い飽和温度の蒸発圧力で冷水を発生させることができ、高効率な運転が可能となる。また、本実施の形態では低段側蒸発圧力を生成するのに膨張動力を利用しているため、低段圧縮機を駆動するための入力が不要となり、大きな省エネルギー効果が得られる。図1の構成に対し位置を変更できるニードルを使用して絞り開度を調節できるエゼクタ１８により圧縮機４および高段膨張弁７の機能を行うことになる。圧縮機３の回転数で冷媒流量、すなわち冷凍サイクルの冷凍能力を決め、エゼクタの絞り開度で高段熱交換器９と低段熱交換器１０の熱交換量の比率を決めて、低段膨張弁８で低段熱交換器１０の熱交換量であって、低段熱交換器１０の冷媒出口状態を決定する。

ここで、図５を参照してこの発明における高効率化の原理について詳細に説明する。図５（ａ）は１つの蒸発圧力で冷房運転を実施する場合で、従来の冷凍・空調装置の動作を示している。但し負荷側熱交換器９、１０は直列に設けられ負荷側媒体である水は両方の熱交換器を順に流れるが第２の負荷側熱交換器では熱交換されない。図５（ｂ）は２つの蒸発圧力を発生させる本発明の動作を説明するものであり、室内ユニット１５のみでの運転を行った場合を示している。図５（ｃ）および図５（ｄ）は室内ユニット１５、１６双方を用いた場合の動作である。図５（ｅ）は２つの蒸発圧力を有する冷凍サイクルの動作を示すＰ−ｈ線図である。図５（ｅ）において、Ｇｒ１は低段熱交換器１０を流通する冷媒流量、Ｇｒ２は高段熱交換器９を流通する冷媒流量を示している。また、Ｗ１は低段圧縮機４の入力、Ｗ２は高段圧縮機３の入力を示したもので、これらはそれぞれ、Ｗ１＝Ｇｒ１×Δｈ１、 Ｗ２＝（Ｇｒ１＋Ｇｒ２）×Δｈ２、で表される。

まず、従来の冷凍・空調装置の動作を示す図５（ａ）について説明する。冷凍サイクル（図示は省略）では飽和温度５℃の蒸発圧力のみを発生し、高段熱交換器９に流通、蒸発させている。ここで負荷側の熱媒体は１７℃から７℃まで冷却され、室内ユニット１５に流通する。室内ユニット１５では負荷側空間２の２７℃の空気を吸込み、１２℃まで冷却して負荷側空間２に吹出すことで負荷を処理する。この運転においては、図５（ｅ）において実線で示す飽和温度５℃の蒸発圧力での冷凍サイクルのみで動作するので、低圧から中圧まで昇圧する低段圧縮機入力Ｗ１＝（Ｇｒ１＋Ｇｒ２）×Δｈ１となる。

次に、図５（ｂ）について説明する。冷凍サイクルでは飽和温度５℃の蒸発圧力と飽和温度１０℃の蒸発圧力を発生させて負荷側熱媒体を冷却する。負荷側熱媒体は、高段熱交換器９で１７℃から１２℃まで、低段熱交換器１０で１２℃から７℃まで冷却される。流量調整弁１１は１００％低段熱交換器１０側に流路を設定しており、室内ユニット１６に熱媒体は流通しない。すなわち、高段熱交換器９と低段熱交換器１０は熱媒体流量同一、熱媒体入口出口温度差も双方５［ｄｅｇ］と同一であり、熱交換量も等しくなる。よって、冷凍サイクル側の冷媒流量Ｇｒ１とＧｒ２もほぼ等しくなる。

このときの低段圧縮機入力Ｗ１は、Ｗ１＝Ｇｒ１×Δｈ１であるため、前述の図５（ａ）に比べ、Ｇｒ２×Δｈ１だけ小さくなる。これが２つの蒸発圧力としたときの効率向上効果である。これによれば、高段冷媒流量Ｇｒ２を極力大きくすること、また、Δｈ１を大きくすること、すなわち高段蒸発圧力を高くすることでより大きな効率向上効果が得られる。

その高効率化の１つの手段として、図５（ｃ）に示すような方法が考えられる。流量調整弁１１により、高段熱交換器９を流出した熱媒体の一部を分岐し、熱媒体中間出口ポート１４から直接負荷側空間２に流通させ、室内ユニット１６により負荷を処理するものである。図５（ｃ）中、一点鎖線で示した１２℃の熱媒体流量が、全熱媒体流量に占める割合が大きくなると、高段熱交換器９での熱交換量は低段熱交換器１０での熱交換量よりも大きくなり、冷凍サイクル側ではＧｒ２が大きくなる。よって、１２℃の熱媒体流量を大きくすることが効率向上に繋がる。

一方、負荷側空間２においては室内ユニット１６では吹出空気温度が１７℃程度となる。負荷側空間２で発生している冷房負荷が比較的大きい場合、例えば夏季の昼間や除湿負荷が大きい条件では、吹出空気温度１２℃、すなわち７℃の熱媒体で負荷を処理することが必須であるとしても、中間期や夕方以降などの比較的冷房負荷の小さい場合には、１２℃の熱媒体で吹出空気温度１７℃でも負荷を処理できる場合が多い。このような負荷条件であるときにこの発明の実施の形態が非常に有効である。吹出空気温度が１７℃以上でも負荷処理できるような負荷条件においては、中間熱媒体温度を１２℃以上とすること、すなわち高段蒸発圧力の飽和温度を１０℃より高くするなどの制御を行うことで益々の高効率化を図ることができる。

さらに高段熱交換器９に流通する冷媒流量Ｇｒ２を大きくする構成として、例えば図５（ｄ）のような方法が考えられる。図５（ｄ）では、負荷側空間２において、２７℃の空気を室内ユニット１６により１７℃まで冷却した後、室内ユニット１５で１２℃まで冷却している。このような構成では、室内ユニット１６において空気温度２７℃から１７℃まで冷却する動作は図５（ｃ）と同様であるが、室内ユニット１５においては空気温度１７℃から１２℃までの冷却で済み、図５（ｃ）で２７℃から１２℃まで冷却するのに対して熱交換量が小さくなる。これは、室内ユニット１６で処理する熱量に対して室内ユニット１５で処理する熱量の比率が図５（ｃ）の動作に比べて減少することを意味しており、冷凍サイクル側でみると、低段冷媒流量Ｇｒ１に対してＧｒ２の流量比率が増大することを示す。

このように、２つの蒸発圧力を発生させ、それぞれ独立の熱交換器を有する構成においては高段側冷媒流量比率を増大させること、および、高段側蒸発圧力を上昇させることが効率向上となる。

図６は、この発明の別の冷凍・空調装置の構成を示すものである。なお、図１と同一または相当部分には同一符号を付し、詳細な説明を省略する。

図６おいて、２０ａ、２０ｂは冷房と暖房で冷媒流路を切り替える四方弁であり、高段圧縮機３、低段圧縮機４それぞれに配置されている。四方弁２０ａはその一端を空気熱交換器５とつながり、もう一端は高段熱交換器９に接続されている。四方弁２０ｂはその一端を高段圧縮機３の吸入管と、もう一端を低段熱交換器１０と接続されている。２１はレシーバ２２、高段膨張弁７の流通方向を冷房と暖房で同一とする流路切替手段であり、２３ａ、２３ｂもまた、冷房と暖房で高段熱交換器９、低段熱交換器１０の流通方向を同一となるようそれぞれに配置された流路切替手段である。本実施の形態では冷媒に非共沸混合冷媒Ｒ４０７Ｃを用いているため、蒸発過程で温度上昇、凝縮過程で温度低下を伴う。このような特性を有する冷媒においては、対向流化により熱交換性能を向上させることができる。

負荷側においては、流量調整弁１１ａ、１１ｂが熱源ユニット１内に配置され、流量調整弁１１ａは高段熱交換器９を流出した熱媒体を低段熱交換器１０と室内ユニット１６それぞれの所定流量に調節する機能を有し、流量調整弁１１ｂは室内ユニット１５を流出した熱媒体を高段熱交換器９か低段熱交換器１０いずれかに流入するよう選択する機能を有する。

熱源ユニット１には、室内ユニット１５、室内ユニット１６それぞれ独立に熱媒体を流通できるように、熱媒体入口ポート１２ａ、１２ｂ、熱媒体出口ポート１３ａ、１３ｂの４つの入出ポートが備えられ、また、熱媒体搬送ポンプ１７ａ、１７ｂもそれぞれ独立に熱媒体を流通できるよう配置されている。

先ず負荷側空間２に配置された２台の室内ユニットに対し、冷房運転時の動作を冷凍サイクルの動作として説明する。本発明の冷房運転は、図1の構成とほぼ同様の動作を行う。図２のＰ−ｈ線図と図６を参照して簡単に説明する。

高段圧縮機３を吐出した高温高圧ガス（状態Ａ）は空気熱交換器３で外気に放熱して高圧液冷媒（状態Ｂ）となる。レシーバ２２を通過し、高段膨張弁７で中圧まで減圧された二相冷媒（状態Ｃ）は、高段熱交換器９に流入するとともに、一部は低段膨張弁８でさらに低圧まで減圧されて低圧二相冷媒（状態Ｅ）となる。高段熱交換器９に流入した冷媒は熱媒体と熱交換して中圧二相冷媒（状態Ｄ）となり、一方、低段熱交換器１０に流入した冷媒も熱媒体と熱交換して低圧ガス冷媒（状態Ｆ）となる。この低圧ガス冷媒は、低段圧縮機４で中圧まで昇圧され状態Ｇとなった後、状態Ｄの冷媒と合流して中圧ガス冷媒（状態Ｈ）となり、再び高段圧縮機３に吸入される。

負荷側においても、図１で説明したように、室内ユニット１５のみで冷房する場合には高段熱交換器９、低段熱交換器１０の順で熱媒体が流通するよう流量調整弁１１ａ、１１ｂが流路を設定する。また、室内ユニット１５、１６双方で冷房する場合には、流量調整弁１１ａが高段熱交換器９を流出した中間温度の熱媒体を室内ユニット１５と低段熱交換器１０に分流する。低段熱交換器１０で低温まで冷却された熱媒体は、室内ユニット１５で冷房負荷を処理した後、室内ユニット１６で冷房負荷を処理した熱媒体と合流して再び高段熱交換器９へと流入する。

次に暖房運転時の動作を、暖房運転時の冷凍サイクルの動作で図６および図７を参照して説明する。図７は図６の構成における暖房運転時の冷凍サイクル動作を示すＰ−ｈ線図である。また、図６において四方弁２０ａ、２０ｂ双方とも図中破線方向に流路が設定される。

高段圧縮機３を吐出した飽和温度で４０℃〜４５℃程度の中圧ガス冷媒（状態Ａ）は、流路切替手段２３ａを通過して高段熱交換器９へ流入し、熱媒体と熱交換して凝縮する（状態Ｄ）。このとき熱媒体側では３５℃〜４０℃まで昇温される。一方、低段圧縮機４においては、高段圧縮機３よりさらに高い圧力、例えば飽和温度で５０℃程度まで昇圧された高圧ガス冷媒（状態Ｇ）が吐出され、流路切替手段２３ｂを通過して低段熱交換器１０に流入する。低段熱交換器１０で熱媒体と熱交換して凝縮した高圧液冷媒（状態Ｆ）は、低段膨張弁８で中圧まで減圧され、前記状態Ｄの中圧冷媒と合流して中圧液冷媒（状態Ｃ）となる。ここでの熱媒体は、４５℃程度まで昇温されている。この中圧液冷媒はレシーバ２２を通過後、高段膨張弁７にて減圧され、低圧二相冷媒（状態Ｂ）となる。さらに空気熱交換器５において外気から吸熱して蒸発し低圧ガス冷媒（状態Ｈ）となり、高段圧縮機３、低段圧縮機４双方に再び吸入される。

負荷側においては、冷房運転時と同様の流路切替により、室内ユニット１５のみでの暖房モードと室内ユニット１５、１６双方を使用した暖房モードを切り替えて運転するようになっている。

以上のように、室内ユニット１５のみでの暖房運転においては、高段熱交換器９を流通する冷媒（全冷媒循環量の約半分）の凝縮圧力が飽和温度４０℃程度で４５℃の熱媒体を発生できるので、この部分の冷凍サイクルの成績係数は飽和温度５０℃の運転より高効率となり、省エネルギーな暖房運転が可能となる。

さらに、室内ユニット１６を用いた場合には、高段熱交換器９で中間温度まで加熱された３５℃〜４０℃の熱媒体で直接暖房負荷を処理するため、４５℃まで加熱する熱媒体流量を減少させることができる。これは、冷凍サイクル側からみると低い凝縮温度の冷媒流量比率が増大することを意味し、熱媒体の全量を４５℃まで加熱する場合、すなわち室内ユニット１５のみで暖房運転を行う場合よりさらに高効率な運転が可能となる。

もちろん、室内ユニット１６においてより低い熱媒体温度で負荷を処理できる場合においては、中圧飽和温度をさらに低下させることができ、より高効率な暖房運転が可能となる。

また、室内ユニット１６を通過した後の空気を室内ユニット１５に流通させることで、室内ユニット１５での熱交換量、すなわち飽和温度５０℃で加熱した高温側の温水流量を低減することができ、より高効率な暖房運転が可能となる。

更に冷暖同時運転の動作を、冷暖同時運転時の冷凍サイクルの動作にて図６および図８を参照して説明する。図８は図６の構成の冷暖同時運転時の冷凍サイクル動作を示すＰ−ｈ線図である。また、図６において四方弁２０ａは図中実線方向に、２０ｂは図中破線方向に流路が設定される。

高段圧縮機３を吐出した中圧ガス冷媒（状態Ａ）は、空気熱交換器５へ流入し、外気と熱交換して凝縮する。この中圧液冷媒（状態Ｂ）は、流路切替手段２１、レシーバ２２を通過して高段膨張弁７にて低圧まで減圧される。一方、低段圧縮機４においては、飽和温度で５０℃程度まで昇圧された高圧ガス冷媒（状態Ｇ）が吐出され、流路切替手段２３ｂを通過して低段熱交換器１０に流入する。低段熱交換器１０で熱媒体と熱交換して凝縮した高圧液冷媒（状態Ｆ）は、低段膨張弁８で低圧まで減圧され、前記高段膨張弁で減圧された冷媒と合流し、低圧二相冷媒（状態Ｃ）となる。この低圧二相冷媒は、流路切替手段２３ａを通過して高段熱交換器９へ流入し、熱媒体と熱交換して蒸発する。この低圧ガス冷媒（状態Ｈ）は、再び高段圧縮機３、低段圧縮機４双方に吸入される。

負荷側においては、流量調整弁１１ａ、１１ｂにより、それぞれ独立した熱媒体流路を形成する。すなわち、流量調整弁１１ａは高段熱交換器９から流入する熱媒体を１００％熱媒体出口ポート１３ａに導き、流量調整弁１１ｂは熱媒体入口ポート１２ｂから流入する熱媒体を１００％低段熱交換器１０へと導く。

このように、空気熱交換器５および低段熱交換器１０を凝縮器として機能させ、高段熱交換器９を蒸発器として機能させるとともに、熱媒体流路を高段熱交換器９と低段熱交換器１０それぞれ独立に循環するよう切り替えることで、室内ユニット１５では暖房運転、室内ユニット１６では冷房運転という冷暖同時運転が可能となる。

このとき、低段熱交換器１０にて得られる凝縮熱は、高段熱交換器９にて処理される冷房負荷を熱源としており、冷暖同時負荷が混在する場合の運転効率は大きく向上する。

図６の構成における以上の説明に対し、負荷側熱媒体の流通動作を図９にて具体的に説明する。図９（ａ）は室内ユニット１５のみでの運転の場合の構成を示すもので流量調整弁１１ａ、１１ｂは熱媒体である水が図で示す流になる様に負荷側熱交換器９、１０を直列に流し流量調整弁１１ａからは室内ユニット１６に分流させない開閉を行う。図９（ｂ）は室内ユニット１５、１６双方での運転状態の場合の構成を示すもので流量調整弁１１ａ、１１ｂは熱媒体である水が図で示す流れになる様に負荷側熱交換器９、１０を直列に流し流量調整弁１１ａからは室内ユニット１６に分流させて双方の負荷に流す開閉を行う。以上の構成に対しては熱媒体である水を循環させるポンプは図６の如くそれぞれの負荷に対応して設けても、あるいは双方の負荷に循環可能な位置に１つだけ設けてもよいことは図からも明らかである。図９（ｃ）は双方の負荷をそれぞれ独立に運転させる例であって、例えば冷房と暖房をそれぞれの室内ユニットで同時に行う運転状態を示し、熱源側の１次サイクルから負荷側熱交換器９、１０へ供給される温冷熱のため、負荷側熱媒体である水が温水と冷水になり、この２次側回路を負荷の要求に応じて完全に分離させる構成を示している。図の様にポンプ１７はそれぞれの負荷に応じて設けるとともに、負荷の回路を独立させる流量調整弁１１ａ、１１ｂの開閉を行う。

以上の説明では熱源側冷媒としてハイドロフルオロカーボンを使用する例を示し、負荷側熱媒体として水を循環させる例を示したが、いずれもこれに限定されることはない。例えば炭酸ガスのような自然冷媒を１次側、２次側に用いても良いし、あるいは複数の種類を混合させることでも良い。又、本発明の冷凍空調装置を高効率で運転させるため、可変速の圧縮機３又は４、高段側と低段側の開度調整可能な膨張弁７、８、流量調整弁１１、水量調整可能なポンプ１７を使用すし、負荷の種類や負荷能力の大小に応じてそれぞれを調整する説明を行ってきたが、各調整装置は必ずしも必要ない。全く調整せずに負荷に応じてあらかじめ設定された装置機器類を使用するか、どれか１つだけを調整可能とし、誘導機などによる略一定速度の圧縮機３やポンプ１７、膨張弁の代わりに固定状態の膨張手段７、８、流量調整を行わない開閉弁１１などを用いても従来の装置などよりも高い効率を得ることができる。

以上説明したように、本発明の実施の形態における冷凍・空調装置は、冷房運転時においては、前述の図１、図３のものと同様に、高段熱交換器９と低段熱交換器１０の蒸発圧力を異なるものとし、段階的に熱媒体を冷却することで、高効率な冷房運転が可能となる。

また、暖房運転時においては、高段熱交換器９と低段熱交換器１０の凝縮圧力を異なるものとし、段階的に熱媒体を加熱することで、高段圧縮機３での圧縮比を小さくすることができ、高効率な運転が可能となる。

また、冷暖同時運転時においては、高段熱交換器９にて処理した冷房負荷を暖房用熱源として利用できるため、高効率な運転が可能となる。ここでは冷房と暖房を例に挙げたが、一方を冷房や除湿の空調負荷とし、他方を給湯のような凝縮熱を利用するものでも良い。

この発明に係る冷凍・空調装置は、第１の圧縮機、室外熱交換器、第1の減圧手段、第1の負荷側熱交換器、を順次接続してなる第１の冷凍サイクルと、前記室外熱交換器、第２の減圧手段、第２の負荷側熱交換器、第２の圧縮機を順次接続し、前記第２の圧縮機吐出を前記第１の圧縮機吸入に合流させてなる第２の冷凍サイクルを有し、負荷側媒体を前記第１の負荷側熱交換器、前記第２の負荷側熱交換器の順に直列に流通させるものである。

または、第１の圧縮機、室外熱交換器、エゼクタ、第1の負荷側熱交換器、気液分離器のガス側流出路を順次接続してなる第１の冷凍サイクルと、前記気液分離器の液側流出路、第２の減圧手段、第２の負荷側熱交換器、前記エゼクタに合流させてなる第２の冷凍サイクルを有し、負荷側媒体を前記第１の負荷側熱交換器、前記第２の負荷側熱交換器の順に直列に流通させるものである。

または、前記第１の冷凍サイクルの冷媒流通方向を、第１の圧縮機、第１の負荷側熱交換器、第１の減圧手段、室外熱交換器、の順に切り替える第１の流路切替手段と、前記第２の冷凍サイクルの冷媒流通方向を、第２の圧縮機、第２の負荷側熱交換器、第２の減圧手段、の順に切り替える第２の流路切替手段を有する１台の熱源ユニット内で熱媒体を複数の熱交換器を用いて段階的に冷却もしくは加熱することにより高効率で空調用熱源を得るものである。

本発明は、熱媒体を段階的に冷却もしくは加熱する際、その途中段階での中間温度の熱媒体を取り出して空調を行うことにより、さらに高効率な運転を実現するものである。

この発明の冷凍・空調装置は、1台の熱源ユニットで異なる２つの蒸発圧力を発生させ、それぞれの熱交換器で段階的に負荷側熱媒体を冷却することとしたので、１つの蒸発圧力で冷却するよりも高効率な運転を行うことができる。本発明は第１の負荷側熱交換器の熱交換量、負荷側媒体量などを第２の負荷側熱交換器の方より多くしている。圧縮機の回転数を変えて高効率化を得るものである。又第１の冷凍サイクルを循環する冷媒量を第２の冷凍サイクルを循環する冷媒量より多くする。圧縮機の回転数操作で高段低段の流量比率を変えて高効率化を図る。このため第１の圧縮機と第２の圧縮機、あるいは第１の圧縮機とエゼクタは双方とも独立に可変速度とする。又両方の冷凍サイクルの膨張弁の絞りを変えられるようにして、効率の良い運転を行うものである。但し運転範囲や用途によっては一方をあらかじめ設定される固定値に固定することでも良い。

また、エゼクタにより膨張動力を回収し、低段側蒸発圧力よりも高い圧力で圧縮機に吸入させることで、より高効率な運転を行うことができる。

また、第１の冷凍サイクル、第２の冷凍サイクルそれぞれに流路切替手段を有するので、２つの異なる凝縮温度で熱媒体の加熱を高効率で行うことができる。さらに、第１の冷凍サイクルで冷房、第２の冷凍サイクルで暖房運転を同時に行うことができる。

なお上記説明では主として空調装置を例にしたが、冷却温度に差がある冷凍冷蔵庫や冷蔵庫などにも当然使用できるし、空調と冷凍の組合せにも使用できる。これらの併用において、特定の負荷を増減させることに対し制御内容の変更、回路の組換え、負荷側熱交換器の変更などで簡単に対応できる。

特に図１、図３の構成における第１と２の冷凍サイクルを家庭用冷蔵庫に使用すれば各庫室の切換や負荷の大小にに対しても常に効率の良い冷凍空調装置が得られる。第１の負荷側熱交換器と第２の負荷側熱交換器にそのまま庫内を循環する空気を直列負荷として供給すればよい。即ち図１、図３のような水媒体の代わりに庫内ファンで冷蔵庫の内部を循環する空気の温冷熱が負荷となる。図３のように圧縮機を１台としエゼクタを使用するとともに、低段側膨張手段はキャピラリチューブとし安価な構成にすることも可能である。なお図３の空気熱交換器５は冷蔵庫の壁面に設けるコンデンサでも良く、その場合送風機６も不要になる。

この発明の実施の形態１を示す冷凍・空調装置の全体構成図である。 この発明の実施の形態１の冷凍サイクル動作を示すＰ−ｈ線図である。 この発明の別の冷凍・空調装置の全体構成図である。 この発明の別の冷凍サイクル動作を示すＰ−ｈ線図である。 この発明の効率向上効果の説明図である。 この発明の別の冷凍・空調装置の構成図である。 この発明の別の冷凍サイクルの暖房運転時の冷凍サイクル動作を示すＰ−ｈ線図である。 この発明の別の冷凍サイクルの冷暖同時運転時の冷凍サイクル動作を示すＰ−ｈ線図である。 この発明の別の冷凍サイクルの負荷側熱媒体の流通動作を示す図である。

符号の説明

１ 熱源ユニット、 ２ 負荷側空間、
３ 高段圧縮機、 ４ 低段圧縮機、
５ 空気熱交換器、 ６ 送風機、
７ 高段膨張弁、 ８ 低段膨張弁、
９ 高段熱交換器、 １０ 低段熱交換器、
１１ａ、１１ｂ 流量調整弁、 １２ａ、１２ｂ 熱媒体入口ポート、
１３ａ、１３ｂ 熱媒体出口ポート、１４ 熱媒体中間出口ポート、
１５、１６ 室内ユニット、 １７ａ、１７ｂ 熱媒体搬送ポンプ、
１８ エゼクタ、 １９ 気液分離器、
２０ａ、２０ｂ 四方弁、 ２１ 流路切替手段、
２２ レシーバ、 ２３ａ、２３ｂ 流路切替手段。

Claims (15)

1. 第１の圧縮機、室外熱交換器、第1の減圧手段、第1の負荷側熱交換器、を順次接続し前記第１の圧縮機から吐出された冷媒を前記第１の圧縮機に戻す第１の冷凍サイクルと、 前記室外熱交換器、第２の減圧手段、第２の負荷側熱交換器、第２の圧縮機を順次接続し、前記第２の圧縮機から吐出された冷媒を前記第１の圧縮機に吸入させ合流させる第２の冷凍サイクルと、を備え、前記第１の負荷側熱交換器および前記第２の負荷側熱交換器の少なくとも１つと熱交換し負荷に循環させる負荷側媒体を前記第１の負荷側熱交換器と前記第２の負荷側熱交換器に直列に流通させることを特徴とする冷凍・空調装置。
2. 第１の圧縮機、室外熱交換器、エゼクタ、第1の負荷側熱交換器、気液分離器のガス側流出路を順次接続し、前記第１の圧縮機から吐出された冷媒を前記第１の圧縮機に戻す第１の冷凍サイクルと、前記気液分離器の液側流出路、第２の減圧手段、第２の負荷側熱交換器、前記エゼクタの吸入側を順次接続し、前記第２の負荷側熱交換器からの冷媒を前記第１の冷凍サイクルを循環する冷媒と前記エゼクタで混合させる第２の冷凍サイクルと、を備え、前記第１の負荷側熱交換器および前記第２の負荷側熱交換器の少なくとも１つと熱交換し負荷に循環させる負荷側媒体を前記第１の負荷側熱交換器と前記第２の負荷側熱交換器に直列に流通させることを特徴とする冷凍・空調装置。
3. 前記第１の冷凍サイクルの冷媒流通方向を第１の圧縮機、第1の負荷側熱交換器、第1の減圧手段、室外熱交換器、の順に切換える第１の流路切換手段と、前記第２の冷凍サイクルの冷媒流通方向を前記第２の圧縮機、第２の負荷側熱交換器、第２の減圧手段、の順に切換える第２の流路切換手段と、を備えることを特徴とする請求項１記載の冷凍・空調装置。
4. 前記第２の切換手段からの冷媒流通方向は第２の圧縮機、第２の負荷側熱交換器、第２の減圧手段、第1の減圧手段、室外熱交換器、の順であることを特徴とする請求項３記載の冷凍・空調装置。
5. 前記第１の流路切換手段および前記第２の流路切換手段にて冷媒流通方向を切換えた際に、前記第１の負荷側熱交換器および前記第２の負荷側熱交換器の少なくとも一方の負荷側熱交換器の冷媒流通方向を冷媒流通方向を切り替える前と同一方向とする第３の流路切換手段と、を備えたことを特徴とする請求項３又は４記載の冷凍・空調装置。
6. 前記第１の冷凍サイクルと前記第２の冷凍サイクルにて異なる蒸発圧力を発生させ、前記第１の負荷側熱交換器および前記第２の負荷側熱交換器の少なくとも１つと熱交換する前記負荷側媒体は負荷媒体循環手段にて負荷へ循環させることを特徴とする請求項１乃至５のいずれかに記載の冷凍・空調装置。
7. 前記第１の負荷側熱交換器および前記第２の負荷側熱交換器の間に設けた分流手段にて前記負荷側媒体を分流させて、複数の負荷に前記負荷側媒体を循環させることを特徴とする請求項１乃至６のいずれかに記載の冷凍・空調装置。
8. 前記第１の冷凍サイクルと前記第２の冷凍サイクルにて異なる蒸発圧力を発生させ、前記第１の負荷側熱交換器および前記第２の負荷側熱交換器と前記負荷側媒体とで段階的に熱交換させる際、前記第１の負荷側熱交換器と前記第２の負荷側熱交換器は略均等に熱交換させる又は前記第１の負荷側熱交換器の方を前記第２の負荷側熱交換器より多く熱交換させることを特徴とする請求項１乃至７のいずれかに記載の冷凍・空調装置。
9. 前記第１の負荷側熱交換器および前記第２の負荷側熱交換器の間に設けた分流手段にて前記負荷側媒体を分流させる際、第１の負荷側熱交換器に流す負荷側媒体の量と第１および第２の負荷側熱交換器に流す負荷側媒体の量を略同一にする、又は、第１の負荷側熱交換器に流す負荷側媒体の量を第１および第２の負荷側熱交換器に流す負荷側媒体の量より多くすることを特徴とする請求項１乃至８のいずれかに記載の冷凍・空調装置。
10. 前記第１の負荷側熱交換器および前記第２の負荷側熱交換器の間に設けられ、前記第１の負荷側熱交換器および前記第２の負荷側熱交換器がそれぞれ独立に前記負荷側媒体を複数の負荷に循環させる流路設定手段を有することを特徴とする請求項１乃至６のいずれかに記載の冷凍・空調装置。
11. 前記第１の負荷側熱交換器および前記第２の負荷側熱交換器の間に設けた分流手段にて前記負荷側媒体を分流させて、複数の負荷に前記負荷側媒体を循環させる際、前記負荷に設けられた負荷熱交換器の前記負荷側媒体と熱交換する負荷側２次媒体は前記複数の負荷に対し直列に供給する様に設けられたことを特徴とする請求項１乃至１０のいずれかに記載の冷凍・空調装置。
12. 前記第１の冷凍サイクルと前記第２の冷凍サイクルにて異なる蒸発圧力を発生させる際、前記第１の冷凍サイクルを循環する冷媒量を前記第２の冷凍サイクルを循環する冷媒量の２倍以上にする様に圧縮機の回転数又はエゼクタの開度を調整することを特徴とする請求項１乃至１１のいずれかに記載の冷凍・空調装置。
13. 前記第１の冷凍サイクルおよび前記第２の冷凍サイクルを循環する冷媒が、非共沸混合冷媒であることを特徴とする請求項１乃至１２のいずれかに記載の冷凍・空調装置。
14. 第１の圧縮機、室外熱交換器、第1の減圧手段、第1の負荷側熱交換器、を順次接続し前記第１の圧縮機吐出側から吐出された冷媒を前記第１の圧縮機に戻す第１の冷凍サイクルと、 前記室外熱交換器、第２の減圧手段、第２の負荷側熱交換器、第２の圧縮機を順次接続し、前記第２の圧縮機吐出側から吐出された冷媒を前記第１の圧縮機吸入側に合流させてなる第２の冷凍サイクルと、前記第１の冷凍サイクルの冷媒流通方向を第１の圧縮機、第1の負荷側熱交換器、第1の減圧手段、室外熱交換器、の順に切換える第１の流路切換手段と、前記第２の冷凍サイクルの冷媒流通方向を前記第２の圧縮機、第２の負荷側熱交換器、第２の減圧手段、の順に切換える第２の流路切換手段と、前記第１の負荷側熱交換器および前記第２の負荷側熱交換器の少なくとも１つと熱交換し負荷に循環させる負荷側媒体を、前記第１の負荷側熱交換器を通過後の前記負荷側媒体の一部又は全てを前記第２の負荷側熱交換器に流通させること無く分岐する負荷媒体分岐手段と、を備えたことを特徴とする冷凍・空調装置。
15. 前記第１の負荷側熱交換器および前記第２の負荷側熱交換器の間に設けた前記負荷媒体分岐手段は、その一端を第１の負荷側熱交換器入口にその他端を第２の負荷側熱交換器出口に接続される第１の負荷処理手段と、その一端を第１の負荷側熱交換器入口にその他端を第１の負荷側熱交換器出口に接続される第２の負荷処理手段と、を有し、前記第１の負荷処理手段で処理された熱負荷が第２の負荷処理手段で処理されることを特徴とする請求項１４に記載の冷凍・空調装置。

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