JP2006071137A - 冷凍装置 - Google Patents

冷凍装置 Download PDF

Info

Publication number
JP2006071137A
JP2006071137A JP2004252938A JP2004252938A JP2006071137A JP 2006071137 A JP2006071137 A JP 2006071137A JP 2004252938 A JP2004252938 A JP 2004252938A JP 2004252938 A JP2004252938 A JP 2004252938A JP 2006071137 A JP2006071137 A JP 2006071137A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
refrigerant
compressor
heat exchanger
expander
flow path
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
JP2004252938A
Other languages
English (en)
Other versions
JP4375171B2 (ja
Inventor
Michio Moriwaki
道雄 森脇
Katsumi Hokotani
克己 鉾谷
Yume Inokuchi
優芽 井ノ口
Yoshinari Sasaki
能成 佐々木
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Daikin Industries Ltd
Original Assignee
Daikin Industries Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Priority to JP2004252938A priority Critical patent/JP4375171B2/ja
Application filed by Daikin Industries Ltd filed Critical Daikin Industries Ltd
Priority to CNB2005800284750A priority patent/CN100458307C/zh
Priority to PCT/JP2005/015781 priority patent/WO2006025397A1/ja
Priority to AU2005278483A priority patent/AU2005278483B2/en
Priority to EP05776073A priority patent/EP1808653A1/en
Priority to KR1020077005797A priority patent/KR100837498B1/ko
Priority to US11/661,315 priority patent/US20080098758A1/en
Publication of JP2006071137A publication Critical patent/JP2006071137A/ja
Application granted granted Critical
Publication of JP4375171B2 publication Critical patent/JP4375171B2/ja
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
    • F25B9/002—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
    • F25B9/008—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant the refrigerant being carbon dioxide
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F25B1/10—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with multi-stage compression
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B13/00—Compression machines, plants or systems, with reversible cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B40/00—Subcoolers, desuperheaters or superheaters
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
    • F25B9/06—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point using expanders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
    • F25B2309/06—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide
    • F25B2309/061—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide with cycle highest pressure above the supercritical pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
    • F25B2313/027—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for characterised by the reversing means
    • F25B2313/0272—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for characterised by the reversing means using bridge circuits of one-way valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
    • F25B2313/027—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for characterised by the reversing means
    • F25B2313/02741—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for characterised by the reversing means using one four-way valve
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
    • F25B2313/027—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for characterised by the reversing means
    • F25B2313/02742—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for characterised by the reversing means using two four-way valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/14—Power generation using energy from the expansion of the refrigerant
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/23—Separators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/17—Control issues by controlling the pressure of the condenser
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2515—Flow valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B45/00—Arrangements for charging or discharging refrigerant

Abstract

【課題】 膨張機を備える冷凍装置において、膨張機で回収できる動力量は減少させずに、運転状態の如何に拘わらず圧縮機の通過冷媒量と膨張機の通過冷媒量とをバランスさせる。
【解決手段】 空調機（10）の冷媒回路（11）には、冷媒調整タンク（14）が設けられる。冷媒調整タンク（14）は、膨張機（16）の直後に配置される。冷媒回路（11）には、液インジェクション配管（31）とガスインジェクション配管（33）とが設けられる。液側調節弁（32）を開くと、冷媒調整タンク（14）内の液冷媒が液インジェクション配管（31）を通って圧縮機（15）の吸入側へ供給される。一方、ガス側調節弁（34）を開くと、冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒がガスインジェクション配管（33）を通って圧縮機（15）の吸入側へ供給される。そして、液側調節弁（32）やガス側調節弁（34）の開度を調節することで、圧縮機（15）が吸入する冷媒の状態を変化させる。
【選択図】 図１

Description

本発明は、動力回収用の膨張機が接続された冷媒回路を備える冷凍装置に関するものである。
従来より、特許文献１や特許文献２に開示されているように、動力回収用の膨張機が接続された冷媒回路を備え、この冷媒回路内で冷媒を循環させて冷凍サイクルを行う冷凍装置が知られている。この種の冷凍装置では、膨張機が圧縮機と軸などによって機械的に連結されている。そして、膨張機における冷媒の膨張により得られた動力を圧縮機の駆動に利用し、圧縮機を駆動するモータへの入力を削減することで成績係数（ＣＯＰ）の向上を図っている。
上記冷凍装置では、閉回路である冷媒回路に圧縮機と膨張機が接続されている。このため、圧縮機を通過する冷媒の質量流量と、膨張機を通過する冷媒の質量流量は、常に等しくなければならない。ところが、圧縮機が吸入する冷媒や膨張機へ流入する冷媒の状態（温度、圧力、密度など）は、冷凍装置の運転状態によって変動する。このため、例えば圧縮機と膨張機の回転速度を個別に設定できないような場合には、圧縮機を通過する冷媒量と膨張機を通過する冷媒量のバランスが崩れてしまい、適切な条件で冷凍サイクルを行うことが出来なくなるおそれがある。
そこで、特許文献１に開示された冷凍装置では、膨張機をバイパスするバイパス通路を設けている。そして、膨張機を通過する冷媒量が相対的に過少となる運転状態では、バイパス通路へも冷媒を流入させ、それによって圧縮機の通過冷媒量と膨張機の通過冷媒量とをバランスさせている。更に、特許文献２に開示された冷凍装置では、膨張機と直列に膨張弁を設けている。そして、膨張機を通過する冷媒量が相対的に過多となる運転状態では、膨張機と膨張弁の両方で冷媒を膨張させ、それによって圧縮機の通過冷媒量と膨張機の通過冷媒量とをバランスさせている。
特開２００１−１１６３７１号公報 特開２００３−１２１０１８号公報
上述のように、膨張機を備える従来の冷凍装置では、膨張機を通過する冷媒の状態を変化させることによって、圧縮機の通過冷媒量と膨張機の通過冷媒量とをバランスさせている。このため、膨張機で冷媒から回収できる動力が減少してしまい、ＣＯＰの向上が不充分となるおそれがある。つまり、冷媒の一部が膨張機をバイパスすることになると、膨張機を通過する冷媒量が減少することとなり、膨張機で得られる動力が減少してしまう。また、膨張弁と膨張機の両方で冷媒を膨張させると、膨張機の出入口における圧力差が減少することとなり、この場合も膨張機で得られる動力が減少してしまう。
本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、膨張機を備える冷凍装置において、膨張機で回収できる動力量は減少させずに、運転状態の如何に拘わらず圧縮機の通過冷媒量と膨張機の通過冷媒量とをバランスさせることを可能とすることにある。
第１の発明は、動力回収用の膨張機（16）が接続された冷媒回路（11）を備え、該冷媒回路（11）内で冷媒を循環させて冷凍サイクルを行う冷凍装置を対象としている。そして、上記冷媒回路（11）を循環する冷媒の量を調節するために該冷媒回路（11）における膨張機（16）から圧縮機（15）へ至る冷媒流通経路の途中に配置された冷媒調整タンク（14）と、上記冷媒調整タンク（14）内の液冷媒を上記圧縮機（15）の吸入側へ供給するための液インジェクション通路（31）と、上記液インジェクション通路（31）における冷媒流量を調節するための液流量調節機構（32）とを備えるものである。
第２の発明は、上記第１の発明において、冷媒調整タンク（14）は、膨張機（16）から圧縮機（15）へ至る冷媒流通経路のうち蒸発器よりも下流側に配置されるものである。
第３の発明は、上記第１の発明において、冷媒調整タンク（14）は、膨張機（16）から圧縮機（15）へ至る冷媒流通経路のうち蒸発器よりも上流側に配置されるものである。
第４の発明は、上記第３の発明において、冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒を圧縮機（15）の吸入側へ供給するためのガスインジェクション通路（33）と、上記ガスインジェクション通路（33）における冷媒流量を調節するためのガス流量調節機構（34）とを備えるものである。
第５の発明は、上記第１，第２，第３又は第４の発明において、冷媒回路（11）内で冷媒を循環させて行う冷凍サイクルの高圧が該冷媒の臨界圧力よりも高い値に設定されるものである。
第６の発明は、上記第１，第２又は第３の発明において、冷媒回路（11）内で冷媒を循環させて行う冷凍サイクルの高圧が該冷媒の臨界圧力よりも高い値に設定され、圧縮機（15）から吐出される冷媒の温度が所定の制御目標値となるように液流量調節機構（32）を操作する制御手段（90）を備えるものである。
第７の発明は、上記第４の発明において、冷媒回路（11）内で冷媒を循環させて行う冷凍サイクルの高圧が該冷媒の臨界圧力よりも高い値に設定され、圧縮機（15）から吐出される冷媒の温度が所定の制御目標値となるように液流量調節機構（32）及びガス流量調節機構（34）を操作する制御手段（90）を備えるものである。
第８の発明は、上記第１，第２又は第３の発明において、冷媒回路（11）内で冷媒を循環させて行う冷凍サイクルの高圧が該冷媒の臨界圧力よりも高い値に設定され、上記冷媒回路（11）で行われる冷凍サイクルの高圧が所定の制御目標値となるように液流量調節機構（32）を操作する制御手段（90）を備えるものである。
第９の発明は、上記第４の発明において、冷媒回路（11）内で冷媒を循環させて行う冷凍サイクルの高圧が該冷媒の臨界圧力よりも高い値に設定され、上記冷媒回路（11）で行われる冷凍サイクルの高圧が所定の制御目標値となるように液流量調節機構（32）及びガス流量調節機構（34）を操作する制御手段（90）を備えるものである。
第１０の発明は、上記第６，第７，第８又は第９の発明において、制御手段（90）は、冷媒回路（11）で行われる冷凍サイクルの成績係数がその時の運転状態において得られる最高の値となるように、冷凍サイクルの運転状態に基づいて制御目標値を設定するように構成されるものである。
第１１の発明は、上記第５〜第１０の何れか１つの発明において、冷媒回路（11）には、二酸化炭素が冷媒として充填されているものである。
−作用−
上記第１の発明では、冷媒回路（11）に膨張機（16）が設けられる。この冷媒回路（11）において、圧縮機（15）から吐出された冷媒は、例えば室外空気へ放熱してから膨張機（16）で膨張し、続いて空気等から吸熱して蒸発した後に圧縮機（15）へ吸入されて圧縮される。冷媒回路（11）では、このように冷媒が循環し、冷凍サイクルが行われる。冷媒回路（11）には、冷媒調整タンク（14）が設けられる。この冷媒調整タンク（14）は、内部に貯留された液冷媒の量を変化させることにより、冷媒回路（11）を循環する冷媒量を調節するためのものである。
この発明の冷媒回路（11）では、冷媒調整タンク（14）内の液冷媒を、液インジェクション通路（31）を通じて圧縮機（15）の吸入側へ供給可能となっている。液インジェクション通路（31）における冷媒流量は、液流量調節機構（32）を操作することによって調節される。例えば、圧縮機（15）へ吸入される冷媒の過熱度が高くなってその密度が小さくなり過ぎると、圧縮機（15）を通過できる冷媒量が膨張機（16）を通過できる冷媒量に比べて過少となり、冷凍サイクルの高圧を適切な値に設定できなくなるおそれがある。このような場合に液インジェクション通路（31）を通じて圧縮機（15）の吸入側へ液冷媒を供給すると、圧縮機（15）へ吸入される冷媒の密度が増大し、圧縮機（15）を通過できる冷媒量が膨張機（16）を通過できる冷媒量とバランスする。
上記第２の発明では、冷媒回路（11）の蒸発器から圧縮機（15）へ至る冷媒流通経路に冷媒調整タンク（14）が配置される。この冷媒回路（11）において、蒸発器から流出した冷媒は、冷媒調整タンク（14）へ一旦流入する。そして、圧縮機（15）は、冷媒調整タンク（14）内の飽和ガス冷媒を吸入する。
上記第３の発明では、冷媒回路（11）の膨張機（16）から蒸発器へ至る冷媒流通経路に冷媒調整タンク（14）が配置される。この冷媒回路（11）において、膨張機（16）から流出した冷媒は、冷媒調整タンク（14）へ一旦流入する。そして、蒸発器へは、冷媒調整タンク（14）内の飽和液冷媒が供給される。
上記第４の発明では、冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒を、ガスインジェクション通路（33）を通じて圧縮機（15）の吸入側へ供給可能となっている。ガスインジェクション通路（33）における冷媒流量は、ガス流量調節機構（34）を操作することによって調節される。例えば、圧縮機（15）へ吸入される冷媒が湿り状態となってその密度が大きくなり過ぎると、圧縮機（15）を通過できる冷媒量が膨張機（16）を通過できる冷媒量に比べて過多となり、冷凍サイクルの高圧を適切な値に設定できなくなるおそれがある。このような場合にガスインジェクション通路（33）を通じて圧縮機（15）の吸入側へガス冷媒を供給すると、圧縮機（15）へ吸入される冷媒の密度が減少し、圧縮機（15）を通過できる冷媒量が膨張機（16）を通過できる冷媒量とバランスする。
上記第５，第６及び第７の発明では、冷媒回路（11）で行われる冷凍サイクルの高圧が該冷媒の臨界圧力よりも高い値に設定される。つまり、圧縮機（15）から吐出される冷媒は、超臨界状態となっている。
上記第６の発明では、液流量調節機構（32）を操作する制御手段（90）が設けられる。制御手段（90）が液流量調節機構（32）を操作すると、液インジェクション通路（31）を通じて圧縮機（15）の吸入側へ供給される冷媒の流量が変化する。これに伴って圧縮機（15）の吸入冷媒の状態が変化し、圧縮機（15）の吐出冷媒の温度も変化する。そして、制御手段（90）は、圧縮機（15）から吐出される冷媒の温度が所定の制御目標値となるように、液流量調節機構（32）を操作して液インジェクション通路（31）から圧縮機（15）への冷媒供給量を調節する。
上記第７の発明では、液流量調節機構（32）及びガス流量調節機構（34）を操作する制御手段（90）が設けられる。制御手段（90）が液流量調節機構（32）を操作すると、液インジェクション通路（31）を通じて圧縮機（15）の吸入側へ供給される冷媒の流量が変化する。一方、制御手段（90）がガス流量調節機構（34）を操作すると、ガスインジェクション通路（33）を通じて圧縮機（15）の吸入側へ供給される冷媒の流量が変化する。これに伴って圧縮機（15）の吸入冷媒の密度が変化し、圧縮機（15）の吐出冷媒の温度も変化する。そして、制御手段（90）は、圧縮機（15）から吐出される冷媒の温度が所定の制御目標値となるように、液流量調節機構（32）を操作して液インジェクション通路（31）から圧縮機（15）への冷媒供給量を調節し、あるいはガス流量調節機構（34）を操作してガスインジェクション通路（33）から圧縮機（15）への冷媒供給量を調節する。
上記第８の発明では、液流量調節機構（32）を操作する制御手段（90）が設けられる。制御手段（90）が液流量調節機構（32）を操作すると、液インジェクション通路（31）から圧縮機（15）の吸入側へ供給される冷媒の流量が変化し、圧縮機（15）の吸入冷媒の状態が変化する。そして、圧縮機（15）の吐出冷媒の密度が変化することから、膨張機（16）へ流入する冷媒の密度も変化し、それに伴って冷凍サイクルの高圧が変化する。そこで、制御手段（90）は、冷媒回路（11）で行われる冷凍サイクルの高圧が所定の制御目標値となるように、液流量調節機構（32）を操作して液インジェクション通路（31）から圧縮機（15）への冷媒供給量を調節する。
上記第９の発明では、液流量調節機構（32）及びガス流量調節機構（34）を操作する制御手段（90）が設けられる。制御手段（90）が液流量調節機構（32）を操作すると、液インジェクション通路（31）を通じて圧縮機（15）の吸入側へ供給される冷媒の流量が変化する。一方、制御手段（90）がガス流量調節機構（34）を操作すると、ガスインジェクション通路（33）を通じて圧縮機（15）の吸入側へ供給される冷媒の流量が変化する。このように液流量調節機構（32）やガス流量調節機構（34）を操作すると、圧縮機（15）の吸入冷媒の状態が変化する。そして、圧縮機（15）の吐出冷媒の密度が変化することから、膨張機（16）へ流入する冷媒の密度も変化し、それに伴って冷凍サイクルの高圧が変化する。そこで、制御手段（90）は、冷媒回路（11）で行われる冷凍サイクルの高圧が所定の制御目標値となるように、液流量調節機構（32）を操作して液インジェクション通路（31）から圧縮機（15）への冷媒供給量を調節し、あるいはガス流量調節機構（34）を操作してガスインジェクション通路（33）から圧縮機（15）への冷媒供給量を調節する。
上記第１０の発明では、制御手段（90）が冷凍サイクルの運転状態に基づいて制御目標値を設定する。その際、制御手段（90）は、冷凍サイクルの高圧がその時の運転状態で最高のＣＯＰを得られる値となるように、制御目標値の値を定める。
上記第１１の発明では、冷媒回路（11）に充填する冷媒として二酸化炭素（ＣＯ2）が用いられる。
本発明では、冷媒回路（11）に液インジェクション通路（31）が設けられており、この液インジェクション通路（31）を通じて圧縮機（15）の吸入側へ液冷媒を供給可能となっている。そして、何ら対策を講じなければ圧縮機（15）を通過できる冷媒量と膨張機（16）を通過できる冷媒量とのバランスが崩れてしまる運転状態であっても、圧縮機（15）の吸入側へ液冷媒を供給して圧縮機（15）の吸入冷媒の密度を調節することで、両者をバランスさせて冷凍サイクルの高圧を適切な値に設定することが可能となる。
このように、本発明によれば、放熱後の全ての冷媒をそのままの状態で膨張機（16）へ導入しながら、圧縮機（15）を通過できる冷媒量と膨張機（16）を通過できる冷媒量とのバランスをとることができる。従って、本発明によれば、膨張機（16）で回収できる動力量は減少させずに、運転状態の如何に拘わらず圧縮機（15）の通過冷媒量と膨張機（16）の通過冷媒量とをバランスさせることが可能となる。
特に、上記第４の発明では、冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒をガスインジェクション通路（33）によって圧縮機（15）の吸入側へ供給可能となっている。従って、この発明によれば、何ら対策を講じなければ圧縮機（15）を通過できる冷媒量が膨張機（16）を通過できる冷媒量に比べて過多となるような運転状態でも、ガスインジェクション通路（33）から圧縮機（15）の吸入側へガス冷媒を供給することで、圧縮機（15）を通過できる冷媒量と膨張機（16）を通過できる冷媒量とをバランスさせることが可能となる。
上記第１０の発明では、その時の運転状態で最高のＣＯＰを得られるように制御手段（90）が制御目標値を設定する。従って、この第１０の発明によれば、圧縮機（15）を通過できる冷媒量と膨張機（16）を通過できる冷媒量とを単にバランスさせるだけでなく、冷凍サイクルの運転条件を最適化することができる。
以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。
《発明の実施形態１》
本発明の実施形態１について説明する。本実施形態の空調機（10）は、本発明に係る冷凍装置によって構成されている。
図１に示すように、上記空調機（10）は、冷媒回路（11）を備えている。この冷媒回路（11）は、二酸化炭素（ＣＯ2）が冷媒として充填された閉回路である。冷媒回路（11）には、圧縮機（15）と、膨張機（16）と、室外熱交換器（12）と、室内熱交換器（13）と、冷媒調整タンク（14）とが設けられている。また、冷媒回路（11）には、２つの四方切換弁（21,22）が設けられている。
上記圧縮機（15）及び膨張機（16）は、何れも容積型の流体機械（揺動ピストン型のロータリ流体機械、ローリングピストン型のロータリ流体機械、スクロール流体機械など）によって構成されている。圧縮機（15）と膨張機（16）は、モータ（17）と共に１つのケーシングに収納されている。図示しないが、圧縮機（15）と膨張機（16）とモータ（17）は、１本の軸によって連結されている。
上記室外熱交換器（12）及び室内熱交換器（13）は、何れも冷媒を空気と熱交換させるフィン・アンド・チューブ熱交換器によって構成されている。また、上記冷媒調整タンク（14）は、縦長の円筒状に形成されたタンクである。
上記２つの四方切換弁（21,22）は、それぞれが４つのポートを備えている。そして、各四方切換弁（21,22）は、第１のポートと第３のポートが連通し且つ第２のポートと第４のポートが連通する第１状態（図１に実線で示す状態）と、第１のポートと第４のポートが連通し且つ第２のポートと第３のポートが連通する第２状態（図１に破線で示す状態）とに切り換え自在となっている。
上記冷媒回路（11）の構成について説明する。圧縮機（15）は、その吸入側が第１四方切換弁（21）の第２のポートに、その吐出側が第１四方切換弁（21）の第１のポートにそれぞれ接続されている。第１四方切換弁（21）は、第３のポートが室外熱交換器（12）の一端に、第４のポートが室内熱交換器（13）の一端にそれぞれ接続されている。膨張機（16）は、その流入側が第２四方切換弁（22）の第３のポートに、その流出側が冷媒調整タンク（14）の上部にそれぞれ接続されている。冷媒調整タンク（14）の下部は、第２四方切換弁（22）の第４のポートに接続されている。第２四方切換弁（22）は、第１のポートが室外熱交換器（12）の他端に、第２のポートが室内熱交換器（13）の他端にそれぞれ接続されている。この冷媒回路（11）において、冷媒調整タンク（14）は、膨張機（16）から室外熱交換器（12）と室内熱交換器（13）のうち蒸発器として機能する方へ至る冷媒流通経路の途中に配置されている。
上記冷媒回路（11）には、液インジェクション通路を構成する液インジェクション配管（31）と、ガスインジェクション通路を構成するガスインジェクション配管（33）とが設けられている。液インジェクション配管（31）は、その一端が冷媒調整タンク（14）の底部に、他端が圧縮機（15）の吸入側にそれぞれ接続されている。液インジェクション配管（31）の途中には、液側流量調節機構としての液側調節弁（32）が設けられている。ガスインジェクション配管（33）は、その一端が冷媒調整タンク（14）の頂部に、他端が圧縮機（15）の吸入側にそれぞれ接続されている。ガスインジェクション配管（33）の途中には、ガス側流量調節機構としてのガス側調節弁（34）が設けられている。液側調節弁（32）とガス側調節弁（34）は、何れも開度可変の電動弁によって構成されている。
上記空調機（10）には、制御手段としてのコントローラ（90）が設けられている。このコントローラ（90）は、液側調節弁（32）とガス側調節弁（34）の開度調節を行うように構成されている。具体的に、このコントローラ（90）は、圧縮機（15）の吐出冷媒温度の目標値を制御目標値として設定し、圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値が制御目標値となるように液側調節弁（32）とガス側調節弁（34）の開度を調節する。その際、コントローラ（90）は、その時点の運転状態において冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）が最高となるような冷凍サイクルの高圧の値を、制御目標値に設定する。
−運転動作−
上記空調機（10）の動作について説明する。
〈冷房運転〉
冷房運転時には、第１四方切換弁（21）及び第２四方切換弁（22）が第１状態（図１に実線で示す状態）に設定され、冷媒回路（11）内で冷媒が図１に実線の矢印で示すように循環する。その際には、室外熱交換器（12）がガスクーラとなり、室内熱交換器（13）が蒸発器となる。
具体的に、圧縮機（15）から吐出された超臨界状態の冷媒は、室外熱交換器（12）へ流入して室外空気へ放熱し、その後に膨張機（16）へ流入する。膨張機（16）では流入した冷媒が膨張し、それによって得られた動力が圧縮機（15）へ伝達される。膨張機（16）から流出した気液二相状態の冷媒は、冷媒調整タンク（14）へ流入して液冷媒とガス冷媒に分離される。冷媒調整タンク（14）から流出した液冷媒は、室内熱交換器（13）へ流入し、室内空気から吸熱して蒸発する。室内熱交換器（13）では、室内空気が冷媒によって冷却される。室内熱交換器（13）で蒸発した冷媒は、圧縮機（15）へ吸入されて圧縮される。
〈暖房運転〉
暖房運転時には、第１四方切換弁（21）及び第２四方切換弁（22）が第２状態（図１に破線で示す状態）に設定され、冷媒回路（11）内で冷媒が図１に破線の矢印で示すように循環する。その際には、室内熱交換器（13）がガスクーラとなり、室外熱交換器（12）が蒸発器となる。
具体的に、圧縮機（15）から吐出された超臨界状態の冷媒は、室内熱交換器（13）へ流入して室内空気へ放熱し、その後に膨張機（16）へ流入する。室内熱交換器（13）では、室内空気が冷媒によって加熱される。膨張機（16）では流入した冷媒が膨張し、それによって得られた動力が圧縮機（15）へ伝達される。膨張機（16）から流出した気液二相状態の冷媒は、冷媒調整タンク（14）へ流入して液冷媒とガス冷媒に分離される。冷媒調整タンク（14）から流出した液冷媒は、室外熱交換器（12）へ流入し、室外空気から吸熱して蒸発する。室外熱交換器（12）で蒸発した冷媒は、圧縮機（15）へ吸入されて圧縮される。
−コントローラの制御動作−
先ず、液側調節弁（32）やガス側調節弁（34）の開度を変化させた場合に、冷凍サイクルの運転状態がどの様に変化するかを説明する。
図２のモリエル線図（圧力−エンタルピ線図）には、冷媒の蒸発圧力（即ち冷凍サイクルの低圧）がＰLであって、ガスクーラ出口における冷媒温度がＴgcである冷凍サイクルを図示してある。この運転状態で最高の成績係数が得られる冷凍サイクルは、Ａ−Ｂ−Ｃ−Ｄで表された冷凍サイクルであるとする。つまり、圧縮機（15）から吐出される冷媒の温度がＴdとなった場合（即ち冷凍サイクルの高圧がＰHとなった場合）に、冷凍サイクルのＣＯＰが最高になると仮定する。
なお、冷凍サイクルの高圧が冷媒の臨界圧力を超えるいわゆる超臨界サイクルでは、冷媒の蒸発圧力（即ち冷凍サイクルの低圧）と、圧縮機（15）へ吸入される冷媒の状態（具体的には過熱度あるいは湿り度）と、ガスクーラ出口での冷媒温度とを決めれば、それに応じて冷凍サイクルのＣＯＰが最高となる冷凍サイクルの高圧を特定できる。
冷媒回路（11）において、Ａ'−Ｂ'−Ｃ'−Ｄ'で表された冷凍サイクルが行われていたとする。このときには、圧縮機（15）へ吸入される冷媒の状態が点Ａ'の状態となっている。点Ａ'の状態の冷媒は、点Ａの状態の冷媒に比べて密度が低くなっている。この場合に、液インジェクション配管（31）からの液冷媒の供給を開始し、あるいは液インジェクション配管（31）からの液冷媒の供給量を増大させると、圧縮機（15）へ吸入される冷媒は、点Ａ'の状態から点Ａの状態へ近付き、その密度が上昇する。圧縮機（15）へ吸入される冷媒の密度が上昇すると、それに伴って膨張機（16）へ流入する冷媒の密度も上昇する。このため、点Ｃ'は、温度Ｔgcの等温線上を密度が大きくなる方向へ移動し、点Ｃに近付いてゆく。そして、冷凍サイクルの高圧ＰH'が上昇して圧力ＰHに近付くと共に、圧縮機（15）の吐出冷媒の温度が低下して温度Ｔdに近付くこととなり、冷凍サイクル全体がＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄで表される理想的なものに近くなってゆく。
また、冷媒回路（11）において、Ａ''−Ｂ''−Ｃ''−Ｄ''で表された冷凍サイクルが行われていたとする。このときには、圧縮機（15）へ吸入される冷媒の状態が点Ａ''の状態となっている。点Ａ''の状態の冷媒は、点Ａの状態の冷媒に比べて密度が高くなっている。この場合に、ガスインジェクション配管（33）からのガス冷媒の供給を開始し、あるいはガスインジェクション配管（33）からのガス冷媒の供給量を増大させると、圧縮機（15）へ吸入される冷媒は、点Ａ''の状態から点Ａの状態へ近付き、その密度が低下する。圧縮機（15）へ吸入される冷媒の密度が低下すると、それに伴って膨張機（16）へ流入する冷媒の密度も低下する。このため、点Ｃ''は、温度Ｔgcの等温線上を密度が小さくなる方向へ移動し、点Ｃに近付いてゆく。そして、冷凍サイクルの高圧ＰH''が低下して圧力ＰHに近付くと共に、圧縮機（15）の吐出冷媒の温度が上昇して温度Ｔdに近付くこととなり、冷凍サイクル全体がＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄで表される理想的なものに近くなってゆく。
次に、コントローラ（90）の制御動作について説明する。上述のように、コントローラ（90）は、圧縮機（15）からの吐出冷媒温度に関する制御目標値を設定する。具体的に、コントローラ（90）は、冷凍サイクルの低圧圧力の実測値とガスクーラ出口の冷媒温度の実測値とを、センサ等から取得する。一方、このコントローラ（90）は、冷凍サイクルのＣＯＰが最高となる圧縮機（15）の吐出冷媒温度を、冷凍サイクルの低圧圧力とガスクーラ出口の冷媒温度との関数として予め記憶している。その際、圧縮機（15）の吸入冷媒の状態は、例えば「過熱度５℃である」あるいは「飽和状態である」というように、予め定めておく。コントローラ（90）は、この記憶する関数に取得した実測値を代入して演算を行い、それによって得られた値を制御目標値に設定する。
そして、コントローラ（90）は、設定した制御目標値を圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値と対比し、その結果に基づいて液側調節弁（32）やガス側調節弁（34）の開度を制御する。
例えば、圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値が制御目標値よりも高かったとする。このとき、ガス側調節弁（34）が開いている状態であれば、コントローラ（90）はガス側調節弁（34）の開度を絞ってゆく。ガス側調節弁（34）が全閉になっても依然として圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値が制御目標値よりも高ければ、コントローラ（90）は液側調節弁（32）の開度を増大させてゆく。逆に、圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値が制御目標値よりも低かったとする。このとき、液側調節弁（32）が開いている状態であれば、コントローラ（90）は液側調節弁（32）の開度を絞ってゆく。液側調節弁（32）が全閉になっても依然として圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値が制御目標値よりも低ければ、コントローラ（90）はガス側調節弁（34）の開度を増大させてゆく。
−実施形態１の効果−
本実施形態の空調機（10）では、冷媒回路（11）に液インジェクション配管（31）が設けられており、この液インジェクション配管（31）を通じて圧縮機（15）の吸入側へ液冷媒を供給可能となっている。そして、何ら対策を講じなければ圧縮機（15）を通過できる冷媒量と膨張機（16）を通過できる冷媒量とのバランスが崩れてしまう運転状態であっても、圧縮機（15）の吸入側へ液冷媒を供給して圧縮機（15）の吸入冷媒の密度を調節することで、両者をバランスさせて冷凍サイクルの高圧を適切な値に設定することが可能となる。
このように、本実施形態によれば、ガスクーラから流出した冷媒の全てをそのままの状態で膨張機（16）へ導入しながら、圧縮機（15）を通過できる冷媒量と膨張機（16）を通過できる冷媒量をバランスさせることができる。従って、本実施形態によれば、膨張機（16）で回収できる動力量は減少させずに、運転状態の如何に拘わらず圧縮機（15）の通過冷媒量と膨張機（16）の通過冷媒量とをバランスさせることが可能となる。
また、本実施形態の空調機（10）では、冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒をガスインジェクション配管（33）によって圧縮機（15）の吸入側へ供給可能となっている。従って、本実施形態によれば、何ら対策を講じなければ圧縮機（15）を通過できる冷媒量が膨張機（16）を通過できる冷媒量に比べて過多となるような運転状態でも、ガスインジェクション配管（33）から圧縮機（15）の吸入側へガス冷媒を供給することで、圧縮機（15）を通過できる冷媒量と膨張機（16）を通過できる冷媒量とをバランスさせることが可能となる。
《発明の実施形態２》
本発明の実施形態２について説明する。本実施形態の空調機（10）は、上記実施形態１の空調機（10）において冷媒回路（11）とコントローラ（90）の構成を変更したものである。ここでは、本実施形態の空調機（10）について、上記実施形態１と異なる点を説明する。
図３に示すように、本実施形態の冷媒回路（11）では、第２四方切換弁（22）に代えてブリッジ回路（40）が設けられている。上記ブリッジ回路（40）は、４つの逆止弁（41〜44）をブリッジ状に接続したものである。このブリッジ回路（40）は、第１逆止弁（41）及び第４逆止弁（44）の流入側が膨張機（16）の流出側に、第２逆止弁（42）及び第３逆止弁（43）の流出側が膨張機（16）の流入側に、第１逆止弁（41）の流出側及び第２逆止弁（42）の流入側が室内熱交換器（13）の他端に、第３逆止弁（43）の流入側及び第４逆止弁（44）の流出側が室外熱交換器（12）の他端にそれぞれ接続されている。
また、本実施形態の冷媒回路（11）では、冷媒調整タンク（14）の配置が上記実施形態１と相違している。この冷媒回路（11）において、冷媒調整タンク（14）は、室外熱交換器（12）と室内熱交換器（13）のうち蒸発器として機能する方から圧縮機（15）へ至る冷媒流通経路の途中に配置されている。具体的に、この冷媒調整タンク（14）は、その上部が第１四方切換弁（21）の第２のポートに、その頂部が圧縮機（15）の吸入側にそれぞれ接続されている。
また、本実施形態の冷媒回路（11）では、液インジェクション配管（31）及び液側調節弁（32）だけが設けられており、ガスインジェクション配管（33）及びガス側調節弁（34）は省略されている。この冷媒回路（11）において、液インジェクション配管（31）は、その一端が冷媒調整タンク（14）の底部に、他端が圧縮機（15）の吸入側にそれぞれ接続されている。この点は、上記実施形態１の場合と同様である。
また、本実施形態のコントローラ（90）は、ガスインジェクション配管（33）及びガス側調節弁（34）を省略したことに伴い、液側調節弁（32）の開度調節だけを行うように構成されている。つまり、このコントローラ（90）は、圧縮機（15）の吐出冷媒温度の目標値を制御目標値として設定し、圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値が制御目標値となるように液側調節弁（32）の開度を調節する。
−運転動作−
上記空調機（10）の動作について説明する。
〈冷房運転〉
冷房運転時には、第１四方切換弁（21）が第１状態（図３に実線で示す状態）に設定され、冷媒回路（11）内で冷媒が図３に実線の矢印で示すように循環する。その際には、室外熱交換器（12）がガスクーラとなり、室内熱交換器（13）が蒸発器となる。
具体的に、圧縮機（15）から吐出された超臨界状態の冷媒は、室外熱交換器（12）へ流入して室外空気へ放熱し、その後に膨張機（16）へ流入する。膨張機（16）では流入した冷媒が膨張し、それによって得られた動力が圧縮機（15）へ伝達される。膨張機（16）から流出した気液二相状態の冷媒は、室内熱交換器（13）へ流入し、室内空気から吸熱して蒸発する。室内熱交換器（13）では、室内空気が冷媒によって冷却される。室内熱交換器（13）を通過した冷媒は冷媒調整タンク（14）へ流入し、冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒が圧縮機（15）へ吸入されて圧縮される。その際、冷媒調整タンク（14）には液冷媒が貯留されているため、冷媒調整タンク（14）から圧縮機（15）へ吸入されるガス冷媒は飽和状態となる。
〈暖房運転〉
暖房運転時には、第１四方切換弁（21）が第２状態（図１に破線で示す状態）に設定され、冷媒回路（11）内で冷媒が図３に破線の矢印で示すように循環する。その際には、室内熱交換器（13）がガスクーラとなり、室外熱交換器（12）が蒸発器となる。
具体的に、圧縮機（15）から吐出された超臨界状態の冷媒は、室内熱交換器（13）へ流入して室内空気へ放熱し、その後に膨張機（16）へ流入する。室内熱交換器（13）では、室内空気が冷媒によって加熱される。膨張機（16）では流入した冷媒が膨張し、それによって得られた動力が圧縮機（15）へ伝達される。膨張機（16）から流出した気液二相状態の冷媒は、室外熱交換器（12）へ流入し、室外空気から吸熱して蒸発する。室外熱交換器（12）を通過した冷媒は冷媒調整タンク（14）へ流入し、冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒が圧縮機（15）へ吸入されて圧縮される。その際、冷媒調整タンク（14）には液冷媒が貯留されているため、冷媒調整タンク（14）から圧縮機（15）へ吸入されるガス冷媒は飽和状態となる。
−コントローラの制御動作−
上記コントローラ（90）は、圧縮機（15）の吐出冷媒温度に関する制御目標値を設定する。その際、コントローラ（90）は、上記実施形態１の場合と同様にして制御目標値を設定する。つまり、コントローラ（90）は、冷凍サイクルの低圧圧力の実測値とガスクーラ出口の冷媒温度の実測値とに基づいて演算を行い、冷凍サイクルのＣＯＰが最高となる圧縮機（15）の吐出冷媒温度を算出し、その値を制御目標値に設定する。
そして、コントローラ（90）は、設定した制御目標値を圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値と対比し、その結果に基づいて液側調節弁（32）の開度を制御する。つまり、コントローラ（90）は、圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値が制御目標値よりも高ければ液側調節弁（32）の開度を拡大する一方、圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値が制御目標値よりも低ければ液側調節弁（32）の開度を縮小する。
《発明の実施形態３》
本発明の実施形態３について説明する。本実施形態の空調機（10）は、上記実施形態２の空調機（10）において冷媒回路（11）の構成を変更したものである。ここでは、本実施形態の空調機（10）について、上記実施形態２と異なる点を説明する。
図４に示すように、本実施形態の冷媒回路（11）には、内部熱交換器（50）が追加されている。内部熱交換器（50）は、第１流路（51）と第２流路（52）とを備えており、第１流路（51）の冷媒と第２流路（52）の冷媒を熱交換させる。また、内部熱交換器（50）では、第２流路（52）に臨む伝熱面積が第１流路（51）に臨む伝熱面積よりも大きくなっている。この内部熱交換器（50）は、第１流路（51）がブリッジ回路（40）と室外熱交換器（12）の間の配管に接続され、第２流路（52）がブリッジ回路（40）と室内熱交換器（13）の間の配管に接続されている。
−運転動作−
冷房運転時には、冷媒回路（11）内で冷媒が図４に実線の矢印で示すように循環する。その際、内部熱交換器（50）では、室外熱交換器（12）から流出した液冷媒が第１流路（51）を流れ、膨張機（16）から流出した気液二相状態の冷媒が第２流路（52）を流れる。つまり、内部熱交換器（50）では、伝熱面積の広い第２流路（52）を気液二相状態の冷媒が流れる。このため、第１流路（51）の冷媒と第２流路（52）の冷媒との間における熱交換量が比較的多くなり、第１流路（51）を通過する間に液冷媒の温度が比較的大きく低下する。第１流路（51）を通過する間に温度低下した冷媒は、その後に膨張機（16）へ送られる。このように、膨張機（16）へは、内部熱交換器（50）で冷却されて密度が大きくなった冷媒が導入される。
一方、暖房運転時には、冷媒回路（11）内で冷媒が図４に破線の矢印で示すように循環する。その際、内部熱交換器（50）では、膨張機（16）から流出した気液二相状態の冷媒が第１流路（51）を流れ、室内熱交換器（13）から流出した液冷媒が第２流路（52）を流れる。つまり、内部熱交換器（50）では、伝熱面積の狭い第１流路（51）を気液二相状態の冷媒が流れる。このため、第１流路（51）の冷媒と第２流路（52）の冷媒との間における熱交換量が比較的少なくなり、第１流路（51）を通過する間に液冷媒の温度はさほど低下しない。第１流路（51）を通過した冷媒は、その後に膨張機（16）へ送られる。このように、膨張機（16）へは、内部熱交換器（50）でさほど冷却されずに密度も殆ど変化しなかった冷媒が導入される。
《発明の実施形態４》
本発明の実施形態４について説明する。本実施形態の空調機（10）は、上記実施形態３の空調機（10）において冷媒回路（11）の構成を変更したものである。ここでは、本実施形態の空調機（10）について、上記実施形態３と異なる点を説明する。
図５に示すように、本実施形態の冷媒回路（11）では、冷媒調整タンク（14）の配置が上記実施形態３と相違している。この冷媒回路（11）において、冷媒調整タンク（14）は、膨張機（16）から室外熱交換器（12）と室内熱交換器（13）のうち蒸発器として機能する方へ至る冷媒流通経路の途中に配置されている。
上記冷媒回路（11）には、第５逆止弁（45）と第６逆止弁（46）とが追加されている。第５逆止弁（45）は、内部熱交換器（50）の第２流路（52）と室内熱交換器（13）を接続する配管に設けられている。この第５逆止弁（45）は、その流入側が室内熱交換器（13）寄りとなり、その流出側が内部熱交換器（50）寄りとなる姿勢で配置されている。第６逆止弁（46）は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）と室外熱交換器（12）を接続する配管に設けられている。この第６逆止弁（46）は、その流入側が室外熱交換器（12）寄りとなり、その流出側が内部熱交換器（50）寄りとなる姿勢で配置されている。
また、上記冷媒回路（11）には、導入管（60）が追加されている。この導入管（60）は、その一端が冷媒調整タンク（14）の頂部に接続されている。導入管（60）の他端側は二手に分岐しており、分岐した一方が第１導入分岐管（61）となって他方が第２導入分岐管（62）となっている。第１導入分岐管（61）は、第５逆止弁（45）と内部熱交換器（50）の間に接続されている。この第１導入分岐管（61）には、第１電磁弁（56）が設けられている。第２導入分岐管（62）は、第６逆止弁（46）と内部熱交換器（50）の間に接続されている。この第２導入分岐管（62）には、第２電磁弁（57）が設けられている。
また、上記冷媒回路（11）には、第１導出管（68）と第２導出管（69）とが追加されている。第１導出管（68）は、その一端が冷媒調整タンク（14）の下部に、他端が室内熱交換器（13）と第５逆止弁（45）の間にそれぞれ接続されている。この第１導出管（68）には、その一端から他端へ向かう冷媒の流通だけを許容する第７逆止弁（47）が設けられている。第２導出管（69）は、その一端が冷媒調整タンク（14）の下部に、他端が室外熱交換器（12）と第６逆止弁（46）の間にそれぞれ接続されている。この第２導出管（69）には、その一端から他端へ向かう冷媒の流通だけを許容する第８逆止弁（48）が設けられている。
−運転動作−
冷房運転時には、第１電磁弁（56）が開かれ、第２電磁弁（57）が閉じられる。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図５に実線の矢印で示すように循環する。具体的に、膨張機（16）から流出した気液二相状態の冷媒は、内部熱交換器（50）の第２流路（52）を通過し、その後に第１導入分岐管（61）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。冷媒調整タンク（14）では、流入した冷媒が液冷媒とガス冷媒に分離される。冷媒調整タンク（14）内の液冷媒は、第１導出管（68）を通って室内熱交換器（13）へ送られる。
一方、暖房運転時には、第１電磁弁（56）が閉じられ、第２電磁弁（57）が開かれる。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図５に破線の矢印で示すように循環する。具体的に、膨張機（16）から流出した気液二相状態の冷媒は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）を通過し、その後に第２導入分岐管（62）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。冷媒調整タンク（14）では、流入した冷媒が液冷媒とガス冷媒に分離される。冷媒調整タンク（14）内の液冷媒は、第２導出管（69）を通って室外熱交換器（12）へ送られる。
−実施形態４の変形例１−
本実施形態では、冷媒回路（11）を次のように構成してもよい。
図６に示すように、本変形例の冷媒回路（11）では、第１電磁弁（56）及び第２電磁弁（57）に代えて第１三方弁（26）が設けられている。第１三方弁（26）は、導入管（60）において第１導入分岐管（61）と第２導入分岐管（62）が合流する箇所に設けられている。この第１三方弁（26）は、その第２のポートに第１導入分岐管（61）が、その第３のポートに第２導入分岐管（62）がそれぞれ接続されている。
また、上記冷媒回路（11）では、第１導出管（68）及び第２導出管（69）に代えて導出管（65）が設けられている。この導出管（65）は、その一端が冷媒調整タンク（14）の下部に接続されている。導出管（65）の他端側は二手に分岐しており、分岐した一方が第１導出分岐管（66）となって他方が第２導出分岐管（67）となっている。第１導出分岐管（66）は、室内熱交換器（13）と第５逆止弁（45）の間に接続されている。第２導出分岐管（67）は、室外熱交換器（12）と第６逆止弁（46）の間に接続されている。
この導出管（65）には、第２三方弁（27）が設けられている。この第２三方弁（27）は、第１導出分岐管（66）と第２導出分岐管（67）が合流する箇所に設けられている。この第２三方弁（27）は、その第２のポートに第１導出分岐管（66）が、その第３のポートに第２導出分岐管（67）がそれぞれ接続されている。
冷房運転時において、第１三方弁（26）及び第２三方弁（27）は、何れも第１のポートと第２のポートが連通する状態（図６に実線で示す状態）に設定される。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図６に実線の矢印で示すように循環する。具体的に、膨張機（16）から流出した気液二相状態の冷媒は、内部熱交換器（50）の第２流路（52）を通過し、その後に第１導入分岐管（61）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。また、冷媒調整タンク（14）内の液冷媒は、第１導出分岐管（66）を通って室内熱交換器（13）へ送られる。
一方、暖房運転時には、第１三方弁（26）及び第２三方弁（27）は、何れも第１のポートと第３のポートが連通する状態（図６に破線で示す状態）に設定される。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図６に破線の矢印で示すように循環する。具体的に、膨張機（16）から流出した気液二相状態の冷媒は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）を通過し、その後に第２導入分岐管（62）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。また、冷媒調整タンク（14）内の液冷媒は、第２導出分岐管（67）を通って室外熱交換器（12）へ送られる。
−実施形態４の変形例２−
本実施形態では、冷媒回路（11）を次のように構成してもよい。
図７に示すように、本変形例の冷媒回路（11）では、ブリッジ回路（40）に代えて第２四方切換弁（22）が設けられている。第２四方切換弁（22）は、第１のポートが内部熱交換器（50）の第１流路（51）に、第２のポートが内部熱交換器（50）の第２流路（52）に、第３のポートが膨張機（16）の流入側に、第４のポートが膨張機（16）の流出側にそれぞれ接続されている。
また、上記冷媒回路（11）では、第１，第２電磁弁（56,57）と第５〜第８逆止弁（45〜48）とが省略され、その代わりに第３四方切換弁（23）及び第４四方切換弁（24）が設けられている。第３四方切換弁（23）は、第１のポートが第１導出管（68）に、第２のポートが内部熱交換器（50）の第２流路（52）に、第３のポートが室内熱交換器（13）の他端に、第４のポートが第１導入分岐管（61）にそれぞれ接続されている。第４四方切換弁（24）は、第１のポートが室外熱交換器（12）の他端に、第２のポートが第２導入分岐管（62）に、第３のポートが内部熱交換器（50）の第１流路（51）に、第４のポートが第２導出管（69）にそれぞれ接続されている。
冷房運転時には、全ての四方切換弁（21〜24）が図７に実線で示す状態に設定される。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図７に実線の矢印で示すように循環する。具体的に、膨張機（16）から流出した気液二相状態の冷媒は、内部熱交換器（50）の第２流路（52）を通過し、その後に第１導入分岐管（61）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。また、冷媒調整タンク（14）内の液冷媒は、第１導出分岐管（66）を通って室内熱交換器（13）へ送られる。
一方、暖房運転時には、全ての四方切換弁（21〜24）が図７に破線で示す状態に設定される。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図７に破線の矢印で示すように循環する。具体的に、膨張機（16）から流出した気液二相状態の冷媒は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）を通過し、その後に第２導入分岐管（62）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。また、冷媒調整タンク（14）内の液冷媒は、第２導出分岐管（67）を通って室外熱交換器（12）へ送られる。
−実施形態４の変形例３−
本実施形態では、冷媒回路（11）を次のように構成してもよい。
図８に示すように、本変形例の冷媒回路（11）では、ブリッジ回路（40）に代えて第２四方切換弁（22）が設けられている。第２四方切換弁（22）は、第１のポートが後述する第３四方切換弁（23）に、第２のポートが内部熱交換器（50）の第２流路（52）に、第３のポートが膨張機（16）の流入側に、第４のポートが膨張機（16）の流出側にそれぞれ接続されている。
また、上記冷媒回路（11）では、第６逆止弁（46）が省略され、その代わりに第３四方切換弁（23）及び第３電磁弁（58）が追加されている。第３四方切換弁（23）は、第１のポートが室外熱交換器（12）の他端に、第２のポートが第２四方切換弁（22）の第１のポートに、第３のポートが内部熱交換器（50）の第１流路（51）の一端に、第４のポートが内部熱交換器（50）の第１流路（51）の他端にそれぞれ接続されている。第３電磁弁（58）は、第３四方切換弁（23）の第４のポートと内部熱交換器（50）の第１流路（51）との間に配置されている。
上記冷媒回路（11）では、第２導入分岐管（62）及び第２導出管（69）の接続位置が変更されている。第２導入分岐管（62）は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）と第３電磁弁（58）の間に接続されている。第２導出管（69）は、第３四方切換弁（23）の第４のポートと第３電磁弁（58）の間に接続されている。
冷房運転時には、全ての四方切換弁（21〜23）が図８に実線で示す状態に設定されると共に、第１電磁弁（56）及び第３電磁弁（58）が開かれて第２電磁弁（57）が閉じられる。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図８に実線の矢印で示すように循環する。具体的に、膨張機（16）から流出した気液二相状態の冷媒は、内部熱交換器（50）の第２流路（52）を通過し、その後に第１導入分岐管（61）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。また、冷媒調整タンク（14）内の液冷媒は、第１導出管（68）を通って室内熱交換器（13）へ送られる。
一方、暖房運転時には、全ての四方切換弁（21〜23）が図８に破線で示す状態に設定されると共に、第１電磁弁（56）及び第３電磁弁（58）が閉じられて第２電磁弁（57）が開かれる。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図８に破線の矢印で示すように循環する。具体的に、膨張機（16）から流出した気液二相状態の冷媒は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）を通過し、その後に第２導入分岐管（62）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。また、冷媒調整タンク（14）内の液冷媒は、第２導出管（69）を通って室外熱交換器（12）へ送られる。
《発明の実施形態５》
本発明の実施形態５について説明する。本実施形態の空調機（10）は、上記実施形態１の空調機（10）において冷媒回路（11）の構成を変更したものである。ここでは、本実施形態の空調機（10）について、上記実施形態１と異なる点を説明する。
図９に示すように、本実施形態の冷媒回路（11）では、第１四方切換弁（21）及び第２四方切換弁（22）の配置が上記実施形態１と相違している。第１四方切換弁（21）は、第１のポートが圧縮機（15）の吐出側に、第２のポートが冷媒調整タンク（14）の下部に、第３のポートが室外熱交換器（12）の一端に、第４のポートが室内熱交換器（13）の他端にそれぞれ接続されている。第２四方切換弁（22）は、第１のポートが室外熱交換器（12）の他端に、第２のポートが室内熱交換器（13）の一端に、第３のポートが膨張機（16）の流入側に、第４のポートが圧縮機（15）の吸入側にそれぞれ接続されている。そして、液インジェクション配管（31）とガスインジェクション配管（33）は、何れも圧縮機（15）の吸入側と第２四方切換弁（22）の間に接続されている。
−運転動作−
冷房運転時において、第１四方切換弁（21）及び第２四方切換弁（22）は、何れも第１状態（図９に実線で示す状態）に設定される。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図９に実線の矢印で示すように循環する。つまり、圧縮機（15）から吐出された冷媒は、室外熱交換器（12）、膨張機（16）、冷媒調整タンク（14）、室内熱交換器（13）を順に通過し、その後に圧縮機（15）へ吸入されて圧縮される。
一方、暖房運転時において、第１四方切換弁（21）及び第２四方切換弁（22）は、何れも第２状態（図９に破線で示す状態）に設定される。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図９に破線の矢印で示すように循環する。つまり、圧縮機（15）から吐出された冷媒は、室内熱交換器（13）、膨張機（16）、冷媒調整タンク（14）、室外熱交換器（12）を順に通過し、その後に圧縮機（15）へ吸入されて圧縮される。
《発明の実施形態６》
本発明の実施形態６について説明する。本実施形態の空調機（10）は、上記実施形態５の空調機（10）において冷媒回路（11）の構成を変更したものである。ここでは、本実施形態の空調機（10）について、上記実施形態５と異なる点を説明する。
図１０に示すように、本実施形態の冷媒回路（11）では、冷媒調整タンク（14）の配置が上記実施形態５と相違している。この冷媒回路（11）において、冷媒調整タンク（14）は、室外熱交換器（12）と室内熱交換器（13）のうち蒸発器として機能する方から圧縮機（15）へ至る冷媒流通経路の途中に配置されている。具体的に、この冷媒調整タンク（14）は、その上部が第２四方切換弁（22）の第４のポートに、その頂部が圧縮機（15）の吸入側にそれぞれ接続されている。冷媒調整タンク（14）の配置を変更したことに伴い、第１四方切換弁（21）は、その第２のポートが膨張機（16）の流出側に接続される。
また、本実施形態の冷媒回路（11）では、液インジェクション配管（31）及び液側調節弁（32）だけが設けられており、ガスインジェクション配管（33）及びガス側調節弁（34）は省略されている。この冷媒回路（11）において、液インジェクション配管（31）は、その一端が冷媒調整タンク（14）の底部に、他端が圧縮機（15）の吸入側にそれぞれ接続されている。この点は、上記実施形態５の場合と同様である。
また、本実施形態のコントローラ（90）は、ガスインジェクション配管（33）及びガス側調節弁（34）を省略したことに伴い、液側調節弁（32）の開度調節だけを行うように構成されている。このコントローラ（90）は、圧縮機（15）の吐出冷媒温度の目標値を制御目標値として設定し、圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値が制御目標値となるように液側調節弁（32）の開度を調節する。つまり、このコントローラ（90）は、上記実施形態２のものと同様に構成されている。
−運転動作−
冷房運転時において、第１四方切換弁（21）及び第２四方切換弁（22）は、何れも第１状態（図１０に実線で示す状態）に設定される。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１０に実線の矢印で示すように循環する。つまり、圧縮機（15）から吐出された冷媒は、室外熱交換器（12）、膨張機（16）、室内熱交換器（13）、冷媒調整タンク（14）を順に通過し、その後に圧縮機（15）へ吸入されて圧縮される。
一方、暖房運転時において、第１四方切換弁（21）及び第２四方切換弁（22）は、何れも第２状態（図１０に破線で示す状態）に設定される。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１０に破線の矢印で示すように循環する。つまり、圧縮機（15）から吐出された冷媒は、室内熱交換器（13）、膨張機（16）、室外熱交換器（12）、冷媒調整タンク（14）を順に通過し、その後に圧縮機（15）へ吸入されて圧縮される。
《発明の実施形態７》
本発明の実施形態７について説明する。本実施形態の空調機（10）は、上記実施形態５の空調機（10）において冷媒回路（11）の構成を変更したものである。ここでは、本実施形態の空調機（10）について、上記実施形態５と異なる点を説明する。
図１１に示すように、本実施形態の冷媒回路（11）には、内部熱交換器（50）が追加されている。この内部熱交換器（50）は、上記実施形態３のものと同様に構成されている。つまり、内部熱交換器（50）では、第１流路（51）と第２流路（52）とが設けられると共に、第１流路（51）に臨む伝熱面積が第２流路（52）に臨む伝熱面積よりも大きくなっている。この内部熱交換器（50）は、第１流路（51）が第２四方切換弁（22）の第１のポートと室外熱交換器（12）の間に接続され、第２流路（52）が第２四方切換弁（22）の第２のポートと室内熱交換器（13）の間に接続されている。
−運転動作−
冷房運転時において、第１四方切換弁（21）及び第２四方切換弁（22）は、何れも第１状態（図１１に実線で示す状態）に設定される。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１１に実線の矢印で示すように循環する。つまり、ガスクーラとして機能する室外熱交換器（12）から流出した冷媒は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）を通過してから膨張機（16）へ流入する。また、蒸発器として機能する室内熱交換器（13）から流出した冷媒は、内部熱交換器（50）の第２流路（52）を通過してから圧縮機（15）へ吸入される。
一方、暖房運転時において、第１四方切換弁（21）及び第２四方切換弁（22）は、何れも第２状態（図１１に破線で示す状態）に設定される。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１１に破線の矢印で示すように循環する。つまり、ガスクーラとして機能する室内熱交換器（13）から流出した冷媒は、内部熱交換器（50）の第２流路（52）を通過してから膨張機（16）へ流入する。また、蒸発器として機能する室外熱交換器（12）から流出した冷媒は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）を通過してから圧縮機（15）へ吸入される。
《発明の実施形態８》
本発明の実施形態８について説明する。本実施形態の空調機（10）は、上記実施形態７の空調機（10）において冷媒回路（11）及びコントローラ（90）の構成を変更したものである。ここでは、本実施形態の空調機（10）について、上記実施形態７と異なる点を説明する。
図１２に示すように、本実施形態の冷媒回路（11）には、第１電磁弁（71）及び第２電磁弁（72）が追加されている。第１電磁弁（71）は、内部熱交換器（50）の第２流路（52）と室内熱交換器（13）の間に配置されている。第２電磁弁（72）は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）と室外熱交換器（12）の間に配置されている。
上記冷媒回路（11）では、冷媒調整タンク（14）の配置が上記実施形態７と相違している。この冷媒回路（11）において、冷媒調整タンク（14）は、室外熱交換器（12）と室内熱交換器（13）のうち蒸発器として機能する方から圧縮機（15）へ至る冷媒流通経路の途中に配置されている。
冷媒調整タンク（14）の配置を変更したことに伴い、上記冷媒回路（11）では、第１四方切換弁（21）の第２のポートに膨張機（16）の流出側が接続される。また、この冷媒回路（11）には、第１導入管（63）と第２導入管（64）と導出管（65）とが追加されている。
上記第１導入管（63）は、その一端が冷媒調整タンク（14）の上部に、他端が室内熱交換器（13）と第１電磁弁（71）の間にそれぞれ接続されている。この第１導入管（63）には、第３電磁弁（73）が設けられている。上記第２導入管（64）は、その一端が冷媒調整タンク（14）の上部に、他端が室外熱交換器（12）と第２電磁弁（72）の間にそれぞれ接続されている。この第２導入管（64）には、第４電磁弁（74）が設けられている。
上記導出管（65）は、その一端が冷媒調整タンク（14）の頂部に接続されている。導出管（65）の他端側は二手に分岐しており、分岐した一方が第１導出分岐管（66）となって他方が第２導出分岐管（67）となっている。第１導出分岐管（66）は、内部熱交換器（50）の第２流路（52）と第１電磁弁（71）の間に接続されている。この第１導出分岐管（66）には、第１逆止弁（76）が設けられている。この第１逆止弁（76）は、冷媒調整タンク（14）から流出する方向の冷媒の流通だけを許容する。第２導出分岐管（67）は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）と第２電磁弁（72）の間に接続されている。この第２導出分岐管（67）には、第２逆止弁（77）が設けられている。この第２逆止弁（77）は、冷媒調整タンク（14）から流出する方向の冷媒の流通だけを許容する。
また、本実施形態の冷媒回路（11）では、液インジェクション配管（31）及び液側調節弁（32）だけが設けられており、ガスインジェクション配管（33）及びガス側調節弁（34）は省略されている。この冷媒回路（11）において、液インジェクション配管（31）は、その一端が冷媒調整タンク（14）の底部に、他端が圧縮機（15）の吸入側にそれぞれ接続されている。この点は、上記実施形態７の場合と同様である。
また、本実施形態のコントローラ（90）は、ガスインジェクション配管（33）及びガス側調節弁（34）を省略したことに伴い、液側調節弁（32）の開度調節だけを行うように構成されている。このコントローラ（90）は、圧縮機（15）の吐出冷媒温度の目標値を制御目標値として設定し、圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値が制御目標値となるように液側調節弁（32）の開度を調節する。つまり、このコントローラ（90）は、上記実施形態２のものと同様に構成されている。
−運転動作−
冷房運転時には、第２電磁弁（72）及び第３電磁弁（73）が開かれ、第１電磁弁（71）及び第４電磁弁（74）が閉じられる。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１２に実線の矢印で示すように循環する。具体的に、室内熱交換器（13）から流出した冷媒は、第１導入管（63）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒は、第１導出分岐管（66）を通って内部熱交換器（50）へ流入し、その第２流路（52）を通過後に圧縮機（15）へ吸入される。
一方、暖房運転時には、第２電磁弁（72）及び第３電磁弁（73）が閉じられ、第１電磁弁（71）及び第４電磁弁（74）が開かれる。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１２に破線の矢印で示すように循環する。具体的に、室外熱交換器（12）から流出した冷媒は、第２導入管（64）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒は、第２導出分岐管（67）を通って内部熱交換器（50）へ流入し、その第１流路（51）を通過後に圧縮機（15）へ吸入される。
−実施形態８の変形例１−
本実施形態では、冷媒回路（11）を次のように構成してもよい。
図１３に示すように、本変形例の冷媒回路（11）では、第１〜第４電磁弁（71〜74）が省略され、その代わりに第１三方弁（26）及び第２三方弁（27）が設けられている。
第１三方弁（26）は、室内熱交換器（13）と内部熱交換器（50）の第２流路（52）とを繋ぐ配管の途中に設けられている。この第１三方弁（26）は、第１のポートが室内熱交換器（13）に、第３のポートが内部熱交換器（50）の第２流路（52）にそれぞれ接続されている。また、第１三方弁（26）の第２のポートには、第１導入管（63）が接続されている。
第２三方弁（27）は、室外熱交換器（12）と内部熱交換器（50）の第１流路（51）とを繋ぐ配管の途中に設けられている。この第２三方弁（27）は、第１のポートが室外熱交換器（12）に、第２のポートが内部熱交換器（50）の第１流路（51）にそれぞれ接続されている。また、第２三方弁（27）の第３のポートには、第２導入管（64）が接続されている。
冷房運転時において、第１三方弁（26）及び第２三方弁（27）は、何れも第１のポートと第２のポートが連通する状態（図１３に実線で示す状態）に設定される。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１３に実線の矢印で示すように循環する。具体的に、室内熱交換器（13）から流出した冷媒は、第１導入管（63）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒は、第１導出分岐管（66）を通って内部熱交換器（50）へ流入し、その第２流路（52）を通過後に圧縮機（15）へ吸入される。
一方、暖房運転時には、第１三方弁（26）及び第２三方弁（27）は、何れも第１のポートと第３のポートが連通する状態（図１３に破線で示す状態）に設定される。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１３に破線の矢印で示すように循環する。具体的に、室外熱交換器（12）から流出した冷媒は、第２導入管（64）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒は、第２導出分岐管（67）を通って内部熱交換器（50）へ流入し、その第１流路（51）を通過後に圧縮機（15）へ吸入される。
−実施形態８の変形例２−
本実施形態では、冷媒回路（11）を次のように構成してもよい。
図１４に示すように、本変形例の冷媒回路（11）では、第１〜第４電磁弁（71〜74）と第１，第２逆止弁（76,77）が省略され、その代わりに第３四方切換弁（23）及び第４四方切換弁（24）が設けられている。
上記第３四方切換弁（23）は、室内熱交換器（13）と内部熱交換器（50）の第２流路（52）とを繋ぐ配管の途中に設けられている。この第３四方切換弁（23）は、第１のポートが室内熱交換器（13）に接続され、第４のポートが内部熱交換器（50）の第２流路（52）に接続されている。また、第３四方切換弁（23）は、第２のポートに第１導出分岐管（66）が、第３のポートが第１導入管（63）がそれぞれ接続されている。
上記第４四方切換弁（24）は、室外熱交換器（12）と内部熱交換器（50）の第１流路（51）とを繋ぐ配管の途中に設けられている。この第４四方切換弁（24）は、第１のポートが室外熱交換器（12）に接続され、第３のポートが内部熱交換器（50）の第１流路（51）に接続されている。また、第４四方切換弁（24）は、第２のポートに第２導出分岐管（67）が、第４のポートが第２導入管（64）がそれぞれ接続されている。
冷房運転時には、第１,第２四方切換弁（21,22）だけでなく第３,第４四方切換弁（23,24）も図１４に実線で示す状態に設定される。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１４に実線の矢印で示すように循環する。具体的に、室内熱交換器（13）から流出した冷媒は、第１導入管（63）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒は、第１導出分岐管（66）を通って内部熱交換器（50）へ流入し、その第２流路（52）を通過後に圧縮機（15）へ吸入される。
一方、暖房運転時には、第１,第２四方切換弁（21,22）だけでなく第３,第４四方切換弁（23,24）も図１４に破線で示す状態に設定される。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１４に破線の矢印で示すように循環する。具体的に、室外熱交換器（12）から流出した冷媒は、第２導入管（64）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒は、第２導出分岐管（67）を通って内部熱交換器（50）へ流入し、その第１流路（51）を通過後に圧縮機（15）へ吸入される。
−実施形態８の変形例３−
本実施形態では、冷媒回路（11）を次のように構成してもよい。
図１５に示すように、本変形例の冷媒回路（11）には、第３四方切換弁（23）が追加されている。また、この冷媒回路（11）では、第１，第２導入管（63,64）に代えて導入管（60）が設けられている。
上記冷媒回路（11）において、第３四方切換弁（23）は、室外熱交換器（12）から内部熱交換器（50）の第１流路（51）を経て第２四方切換弁（22）へ至る部分に配置されている。具体的に、第３四方切換弁（23）は、第１のポートが室外熱交換器（12）の他端に、第２のポートが第２四方切換弁（22）の第１のポートに、第３のポートが内部熱交換器（50）の第１流路（51）の一端に、第４のポートが内部熱交換器（50）の第１流路（51）の他端にそれぞれ接続されている。また、この冷媒回路（11）において、第２電磁弁（72）は、第３四方切換弁（23）の第４のポートと内部熱交換器（50）の間に配置されている。尚、この冷媒回路（11）においても、第２導出分岐管（67）は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）と第２電磁弁（72）の間に接続されている。
上記導入管（60）は、その一端が冷媒調整タンク（14）の上部に接続されている。導入管（60）の他端側は二手に分岐しており、分岐した一方が第１導入分岐管（61）となって他方が第２導入分岐管（62）となっている。第１導入分岐管（61）は、室内熱交換器（13）と第１電磁弁（71）の間に接続されている。この第１導入分岐管（61）には、第３電磁弁（73）が設けられている。第２導入分岐管（62）は、第３四方切換弁（23）の第４のポートと第２電磁弁（72）の間に接続されている。この第２導入分岐管（62）には、第４電磁弁（74）が設けられている。
冷房運転時には、第１,第２四方切換弁（21,22）だけでなく第３四方切換弁（23）も図１５に実線で示す状態に設定されると共に、第２電磁弁（72）及び第３電磁弁（73）が開かれて第１電磁弁（71）及び第４電磁弁（74）が閉じられる。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１５に実線の矢印で示すように循環する。具体的に、室内熱交換器（13）から流出した冷媒は、第１導入分岐管（61）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒は、第１導出分岐管（66）を通って内部熱交換器（50）へ流入し、その第２流路（52）を通過後に圧縮機（15）へ吸入される。
一方、暖房運転時には、第１,第２四方切換弁（21,22）だけでなく第３四方切換弁（23）も図１５に破線で示す状態に設定されると共に、第２電磁弁（72）及び第３電磁弁（73）が閉じられて第１電磁弁（71）及び第４電磁弁（74）が開かれる。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１５に破線の矢印で示すように循環する。具体的に、室外熱交換器（12）から流出した冷媒は、第２導入分岐管（62）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒は、第２導出分岐管（67）を通って内部熱交換器（50）へ流入し、その第１流路（51）を通過後に圧縮機（15）へ吸入される。
−実施形態８の変形例４−
本実施形態では、冷媒回路（11）を次のように構成してもよい。本変形例は、本実施形態の変形例２（図１４を参照）において、内部熱交換器（50）の構成を変更したものである。
図１６に示すように、本実施形態の内部熱交換器（50）には、第１流路（51）と第２流路（52）に加えて第３流路（53）が設けられている。この内部熱交換器（50）は、第１流路（51）の冷媒と第２流路（52）の冷媒を熱交換させ、第１流路（51）の冷媒と第３流路（53）の冷媒を熱交換させるように構成されている。また、内部熱交換器（50）では、第２流路（52）に臨む伝熱面積が第１流路（51）や第３流路（53）に臨む伝熱面積よりも大きくなっている。
上記内部熱交換器（50）の第１流路（51）は、その一端が第４四方切換弁（24）の第３のポートに、他端が第２四方切換弁（22）の第１のポートにそれぞれ接続されている。また、内部熱交換器（50）の第２流路（52）は、その一端が第２四方切換弁（22）の第４のポートに、他端が圧縮機（15）の吸入側にそれぞれ接続されている。また、内部熱交換器（50）の第３流路（53）は、その一端が第３四方切換弁（23）の第４のポートに、他端が第２四方切換弁（22）の第２のポートにそれぞれ接続されている。
冷房運転時には、第１,第２四方切換弁（21,22）だけでなく第３,第４四方切換弁（23,24）も図１６に実線で示す状態に設定される。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１６に実線の矢印で示すように循環する。具体的に、室内熱交換器（13）から流出した冷媒は、第１導入管（63）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒は、第１導出分岐管（66）を通って内部熱交換器（50）へ流入し、その第３流路（53）を通過する。第３流路（53）を通過した冷媒は、その後に内部熱交換器（50）の第２流路（52）へ流入し、この第２流路（52）を通過後に圧縮機（15）へ吸入される。また、室外熱交換器（12）から流出した冷媒は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）へ流入し、この第１流路（51）を通過後に膨張機（16）へ流入する。
一方、暖房運転時には、第１,第２四方切換弁（21,22）だけでなく第３,第４四方切換弁（23,24）も図１６に破線で示す状態に設定される。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１６に破線の矢印で示すように循環する。具体的に、室外熱交換器（12）から流出した冷媒は、第２導入管（64）を通って冷媒調整タンク（14）へ流入する。冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒は、第２導出分岐管（67）を通って内部熱交換器（50）へ流入し、その第１流路（51）を通過する。第１流路（51）を通過した冷媒は、その後に内部熱交換器（50）の第２流路（52）へ流入し、この第２流路（52）を通過後に圧縮機（15）へ吸入される。また、室内熱交換器（13）から流出した冷媒は、内部熱交換器（50）の第３流路（53）へ流入し、この第３流路（53）を通過後に膨張機（16）へ流入する。
《発明の実施形態９》
本発明の実施形態９について説明する。本実施形態の空調機（10）は、上記実施形態１の空調機（10）において冷媒回路（11）の構成を変更したものである。ここでは、本実施形態の空調機（10）について、上記実施形態１と異なる点を説明する。
図１７に示すように、本実施形態の冷媒回路（11）には、内部熱交換器（50）が追加されている。この内部熱交換器（50）は、第１流路（51）と第２流路（52）とを備えており、第１流路（51）の冷媒と第２流路（52）の冷媒を熱交換させる。内部熱交換器（50）の第１流路（51）は、第２四方切換弁（22）の第２のポートと室内熱交換器（13）を繋ぐ配管の途中に配置されている。一方、内部熱交換器（50）の第２流路（52）は、第２四方切換弁（22）の第３のポートと膨張機（16）を繋ぐ配管の途中に配置されている。
−運転動作−
冷房運転時には、冷媒回路（11）内で冷媒が図１７に実線の矢印で示すように循環する。その際、冷媒調整タンク（14）から流出した液冷媒は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）へ流入する。また、室外熱交換器（12）から流出した冷媒は、内部熱交換器（50）の第２流路（52）へ流入する。内部熱交換器（50）では、第２流路（52）を流れる冷媒が第１流路（51）を流れる冷媒によって冷却される。そして、膨張機（16）へは、内部熱交換器（50）の第２流路（52）を通過する際に冷却された冷媒が導入される。
一方、暖房運転時には、冷媒回路（11）内で冷媒が図１７に破線の矢印で示すように循環する。その際、冷媒調整タンク（14）から流出した液冷媒は、内部熱交換器（50）を通らずに室外熱交換器（12）へ流入する。また、室内熱交換器（13）から流出した冷媒は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）を通過し、その後に内部熱交換器（50）の第２流路（52）へ流入する。このため、内部熱交換器（50）では、第１流路（51）の冷媒と第２流路（52）の冷媒の間で殆ど熱交換が行われない。そして、内部熱交換器（50）の第２流路（52）を通過した冷媒は、概ね室内熱交換器（13）から流出した時の状態のままで膨張機（16）へ流入する。
《発明の実施形態１０》
本発明の実施形態１０について説明する。本実施形態の空調機（10）は、上記実施形態９の空調機（10）において冷媒回路（11）とコントローラ（90）の構成を変更したものである。ここでは、本実施形態の空調機（10）について、上記実施形態９と異なる点を説明する。
図１８に示すように、本実施形態の冷媒回路（11）では、冷媒調整タンク（14）の配置が上記実施形態９と相違している。この冷媒回路（11）において、冷媒調整タンク（14）は、室外熱交換器（12）と室内熱交換器（13）のうち蒸発器として機能する方から圧縮機（15）へ至る冷媒流通経路の途中に配置されている。冷媒調整タンク（14）の配置を変更したことに伴い、この冷媒回路（11）では、膨張機（16）の流出側が第２四方切換弁（22）の第４のポートに接続されている。また、この冷媒回路（11）では、内部熱交換器（50）の配置が上記実施形態９と相違している。
具体的に、冷媒調整タンク（14）は、その下部が第１四方切換弁（21）の第２のポートに接続されている。一方、内部熱交換器（50）の第１流路（51）は、その一端が冷媒調整タンク（14）の頂部に、他端が圧縮機（15）の吸入側にそれぞれ接続されている。尚、内部熱交換器（50）の第２流路（52）が第２四方切換弁（22）の第３のポートと膨張機（16）を繋ぐ配管の途中に配置される点は、上記実施形態９の場合と同様である。
また、上記冷媒回路（11）には、第１電磁弁（81）とバイパス配管（80）とが設けられている。第１電磁弁（81）は、第２四方切換弁（22）の第３のポートと内部熱交換器（50）の第２流路（52）との間に配置されている。バイパス配管（80）は、その一端が第２四方切換弁（22）と第１電磁弁（81）の間に、他端が内部熱交換器（50）の第２流路（52）と膨張機（16）の間にそれぞれ接続されている。このバイパス配管（80）には、第２電磁弁（82）が設けられている。
また、本実施形態の冷媒回路（11）では、液インジェクション配管（31）及び液側調節弁（32）だけが設けられており、ガスインジェクション配管（33）及びガス側調節弁（34）は省略されている。この冷媒回路（11）において、液インジェクション配管（31）は、その一端が冷媒調整タンク（14）の底部に、他端が圧縮機（15）の吸入側にそれぞれ接続されている。この点は、上記実施形態１の場合と同様である。
また、本実施形態のコントローラ（90）は、ガスインジェクション配管（33）及びガス側調節弁（34）を省略したことに伴い、液側調節弁（32）の開度調節だけを行うように構成されている。このコントローラ（90）は、圧縮機（15）の吐出冷媒温度の目標値を制御目標値として設定し、圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値が制御目標値となるように液側調節弁（32）の開度を調節する。つまり、このコントローラ（90）は、上記実施形態２のものと同様に構成されている。
−運転動作−
冷房運転時には、第１電磁弁（81）が開かれて第２電磁弁（82）が閉じられる。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１８に実線の矢印で示すように循環する。具体的に、室外熱交換器（12）から流出した冷媒は、内部熱交換器（50）の第２流路（52）へ流入する。また、冷媒調整タンク（14）から流出したガス冷媒は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）へ流入する。内部熱交換器（50）では、第２流路（52）を流れる冷媒が第１流路（51）を流れる冷媒によって冷却される。そして、膨張機（16）へは、内部熱交換器（50）の第２流路（52）を通過する際に冷却された冷媒が導入される。
一方、暖房運転時には、第１電磁弁（81）が閉じられて第２電磁弁（82）が開かれる。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１８に破線の矢印で示すように循環する。具体的に、室内熱交換器（13）から流出した冷媒は、バイパス配管（80）へ流入し、内部熱交換器（50）を通らずに膨張機（16）へ流入する。つまり、膨張機（16）へ流入する冷媒は、概ね室内熱交換器（13）から流出した時の状態のままとなる。また、冷媒調整タンク（14）から流出したガス冷媒は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）を通過して圧縮機（15）へ吸入される。
−実施形態１０の変形例−
本実施形態では、冷媒回路（11）を次のように構成してもよい。
図１９に示すように、本変形例の冷媒回路（11）では、内部熱交換器（50）とバイパス配管（80）の配置が変更されている。
上記内部熱交換器（50）の第１流路（51）は、その一端が第２四方切換弁（22）の第４のポートに、他端が冷媒調整タンク（14）の上部にそれぞれ接続されている。尚、内部熱交換器（50）の第２流路（52）が第２四方切換弁（22）の第３のポートと膨張機（16）を繋ぐ配管の途中に配置される点は、同様である。
本変形例の冷媒回路（11）において、第１電磁弁（81）は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）と冷媒調整タンク（14）の間に配置されている。また、この冷媒回路（11）において、バイパス配管（80）は、その一端が内部熱交換器（50）の第１流路（51）と第２四方切換弁（22）の間に、他端が第１電磁弁（81）と冷媒調整タンク（14）の間にそれぞれ接続されている。尚、バイパス配管（80）に第２電磁弁（82）が設けられる点は、同様である。
冷房運転時には、第１電磁弁（81）が開かれて第２電磁弁（82）が閉じられる。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１９に実線の矢印で示すように循環する。具体的に、室外熱交換器（12）から流出した冷媒は、内部熱交換器（50）の第２流路（52）へ流入する。また、室内熱交換器（13）から流出した冷媒は、内部熱交換器（50）の第１流路（51）へ流入する。内部熱交換器（50）では、第２流路（52）を流れる冷媒が第１流路（51）を流れる冷媒によって冷却される。そして、膨張機（16）へは、内部熱交換器（50）の第２流路（52）を通過する際に冷却された冷媒が導入される。
一方、暖房運転時には、第１電磁弁（81）が閉じられて第２電磁弁（82）が開かれる。そして、冷媒回路（11）では、冷媒が図１９に破線の矢印で示すように循環する。具体的に、室外熱交換器（12）から流出した冷媒は、バイパス配管（80）へ流入し、内部熱交換器（50）を通らずに圧縮機（15）へ吸入される。また、室内熱交換器（13）から流出した冷媒は、内部熱交換器（50）の第２流路（52）を通過後に膨張機（16）へ流入する。そして、膨張機（16）へ流入する冷媒は、概ね室内熱交換器（13）から流出した時の状態のままとなる。
《発明の実施形態１１》
本発明の実施形態１１について説明する。本実施形態の空調機（10）は、上記実施形態１の空調機（10）において冷媒回路（11）の構成を変更したものである。ここでは、本実施形態の空調機（10）について、上記実施形態１と異なる点を説明する。
図２０に示すように、本実施形態の冷媒回路（11）には、熱交換部（85）が設けられている。この冷媒回路（11）において、熱交換部（85）は、第２四方切換弁（22）の第１のポートと室外熱交換器（12）を繋ぐ配管の途中に設けられている。また、熱交換部（85）は、冷媒調整タンク（14）の内部に収納されており、冷媒調整タンク（14）内の液冷媒に浸かった状態となっている。
−運転動作−
冷房運転時には、冷媒回路（11）内で冷媒が図２０に実線の矢印で示すように循環する。その際、膨張機（16）から流出した気液二相状態の冷媒は、冷媒調整タンク（14）へ流入して液冷媒とガス冷媒に分離され、冷媒調整タンク（14）内の液冷媒が室内熱交換器（13）へ送られる。また、室外熱交換器（12）から流出した冷媒は、熱交換部（85）へ流入し、冷媒調整タンク（14）内の液冷媒によって冷却される。熱交換部（85）で冷却された冷媒は、その後に膨張機（16）へ流入する。
一方、暖房運転時には、冷媒回路（11）内で冷媒が図２０に破線の矢印で示すように循環する。その際、膨張機（16）から流出した気液二相状態の冷媒は、冷媒調整タンク（14）へ流入して液冷媒とガス冷媒に分離される。冷媒調整タンク（14）内の液冷媒は、熱交換部（85）を通過後に室外熱交換器（12）へ流入する。また、室内熱交換器（13）から流出した冷媒は、膨張機（16）へ流入する。
《その他の実施形態》
上記の各実施形態において、コントローラ（90）は、冷凍サイクルの高圧が所定の目標値となるように液側調節弁（32）やガス側調節弁（34）を開度制御するように構成されていてもよい。
この場合、コントローラ（90）は、冷凍サイクルの高圧に関する制御目標値を設定する。具体的に、コントローラ（90）は、冷凍サイクルの低圧圧力の実測値とガスクーラ出口の冷媒温度の実測値とを、センサ等から取得する。一方、このコントローラ（90）は、冷凍サイクルのＣＯＰが最高となる冷凍サイクルの高圧を、冷凍サイクルの低圧圧力とガスクーラ出口の冷媒温度との関数として予め記憶している。その際、圧縮機（15）の吸入冷媒の状態は、例えば「過熱度５℃である」あるいは「飽和状態である」というように、予め定めておく。コントローラ（90）は、この記憶する関数に取得した実測値を代入して演算を行い、それによって得られた値を制御目標値に設定する。
そして、上記実施形態１，５，７，９，１１のコントローラ（90）のように液側調節弁（32）及びガス側調節弁（34）の開度制御を行うものは、設定した制御目標値を冷凍サイクルの高圧の実測値と対比し、その結果に基づいて液側調節弁（32）やガス側調節弁（34）の開度を調節する。
例えば、冷凍サイクルの高圧の実測値が制御目標値よりも低かったとする。このとき、ガス側調節弁（34）が開いている状態であれば、コントローラ（90）はガス側調節弁（34）の開度を絞ってゆく。ガス側調節弁（34）が全閉になっても依然として圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値が制御目標値よりも高ければ、コントローラ（90）は液側調節弁（32）の開度を増大させてゆく。逆に、圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値が制御目標値よりも高かったとする。このとき、液側調節弁（32）が開いている状態であれば、コントローラ（90）は液側調節弁（32）の開度を絞ってゆく。液側調節弁（32）が全閉になっても依然として圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値が制御目標値よりも低ければ、コントローラ（90）はガス側調節弁（34）の開度を増大させてゆく。
また、上記実施形態２〜４，６，８，１０のコントローラ（90）のように液側調節弁（32）の開度制御を行うものは、設定した制御目標値を冷凍サイクルの高圧の実測値と対比し、その結果に基づいて液側調節弁（32）の開度を調節する。
例えば、冷凍サイクルの高圧の実測値が制御目標値よりも低かったとすると、コントローラ（90）は、液側調節弁（32）の開度を増大させてゆく。逆に、圧縮機（15）の吐出冷媒温度の実測値が制御目標値よりも高かったとすると、コントローラ（90）は、ガス側調節弁（34）の開度を増大させてゆく。
以上説明したように、本発明は、動力回収用の膨張機（16）が接続された冷媒回路（11）を備える冷凍装置について有用である。
実施形態１の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 冷媒回路で行われる冷凍サイクルを示すモリエル線図（圧力−エンタルピ線図）である。 実施形態２の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態３の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態４の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態４の変形例１の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態４の変形例２の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態４の変形例３の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態５の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態６の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態７の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態８の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態８の変形例１の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態８の変形例２の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態８の変形例３の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態８の変形例４の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態９の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態１０の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態１０の変形例の空調機における冷媒回路の配管系統図である。 実施形態１１の空調機における冷媒回路の配管系統図である。
符号の説明
（10） 空調機（冷凍装置）
（11） 冷媒回路
（14） 冷媒調整タンク
（15） 圧縮機
（16） 膨張機
（31） 液インジェクション配管（液インジェクション通路）
（32） 液側調節弁（液流量調節機構）
（33） ガスインジェクション配管（ガスインジェクション通路）
（34） ガス側調節弁（ガス流量調節機構）
（90） コントローラ（制御手段）

Claims (11)

  1. 動力回収用の膨張機（16）が接続された冷媒回路（11）を備え、該冷媒回路（11）内で冷媒を循環させて冷凍サイクルを行う冷凍装置であって、
    上記冷媒回路（11）を循環する冷媒の量を調節するために該冷媒回路（11）における膨張機（16）から圧縮機（15）へ至る冷媒流通経路の途中に配置された冷媒調整タンク（14）と、
    上記冷媒調整タンク（14）内の液冷媒を上記圧縮機（15）の吸入側へ供給するための液インジェクション通路（31）と、
    上記液インジェクション通路（31）における冷媒流量を調節するための液流量調節機構（32）と
    を備えている冷凍装置。
  2. 請求項１に記載の冷凍装置において、
    冷媒調整タンク（14）は、膨張機（16）から圧縮機（15）へ至る冷媒流通経路のうち蒸発器よりも下流側に配置されている冷凍装置。
  3. 請求項１に記載の冷凍装置において、
    冷媒調整タンク（14）は、膨張機（16）から圧縮機（15）へ至る冷媒流通経路のうち蒸発器よりも上流側に配置されている冷凍装置。
  4. 請求項３に記載の冷凍装置において、
    冷媒調整タンク（14）内のガス冷媒を圧縮機（15）の吸入側へ供給するためのガスインジェクション通路（33）と、
    上記ガスインジェクション通路（33）における冷媒流量を調節するためのガス流量調節機構（34）と
    を備えている冷凍装置。
  5. 請求項１，２，３又は４に記載の冷凍装置において、
    冷媒回路（11）内で冷媒を循環させて行う冷凍サイクルの高圧が該冷媒の臨界圧力よりも高い値に設定されている冷凍装置。
  6. 請求項１，２又は３に記載の冷凍装置において、
    冷媒回路（11）内で冷媒を循環させて行う冷凍サイクルの高圧が該冷媒の臨界圧力よりも高い値に設定され、
    圧縮機（15）から吐出される冷媒の温度が所定の制御目標値となるように液流量調節機構（32）を操作する制御手段（90）を備えている冷凍装置。
  7. 請求項４に記載の冷凍装置において、
    冷媒回路（11）内で冷媒を循環させて行う冷凍サイクルの高圧が該冷媒の臨界圧力よりも高い値に設定され、
    圧縮機（15）から吐出される冷媒の温度が所定の制御目標値となるように液流量調節機構（32）及びガス流量調節機構（34）を操作する制御手段（90）を備えている冷凍装置。
  8. 請求項１，２又は３に記載の冷凍装置において、
    冷媒回路（11）内で冷媒を循環させて行う冷凍サイクルの高圧が該冷媒の臨界圧力よりも高い値に設定され、
    上記冷媒回路（11）で行われる冷凍サイクルの高圧が所定の制御目標値となるように液流量調節機構（32）を操作する制御手段（90）を備えている冷凍装置。
  9. 請求項４に記載の冷凍装置において、
    冷媒回路（11）内で冷媒を循環させて行う冷凍サイクルの高圧が該冷媒の臨界圧力よりも高い値に設定され、
    上記冷媒回路（11）で行われる冷凍サイクルの高圧が所定の制御目標値となるように液流量調節機構（32）及びガス流量調節機構（34）を操作する制御手段（90）を備えている冷凍装置。
  10. 請求項６，７，８又は９に記載の冷凍装置において、
    制御手段（90）は、冷媒回路（11）で行われる冷凍サイクルの成績係数がその時の運転状態において得られる最高の値となるように、冷凍サイクルの運転状態に基づいて制御目標値を設定するように構成されている冷凍装置。
  11. 請求項５乃至１０の何れか１つに記載の冷凍装置において、
    冷媒回路（11）には、二酸化炭素が冷媒として充填されている冷凍装置。
JP2004252938A 2004-08-31 2004-08-31 冷凍装置 Expired - Fee Related JP4375171B2 (ja)

Priority Applications (7)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2004252938A JP4375171B2 (ja) 2004-08-31 2004-08-31 冷凍装置
PCT/JP2005/015781 WO2006025397A1 (ja) 2004-08-31 2005-08-30 冷凍装置
AU2005278483A AU2005278483B2 (en) 2004-08-31 2005-08-30 Refrigeration apparatus
EP05776073A EP1808653A1 (en) 2004-08-31 2005-08-30 Freezing apparatus
CNB2005800284750A CN100458307C (zh) 2004-08-31 2005-08-30 冷冻装置
KR1020077005797A KR100837498B1 (ko) 2004-08-31 2005-08-30 냉동장치
US11/661,315 US20080098758A1 (en) 2004-08-31 2005-08-30 Refrigeration Apparatus

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2004252938A JP4375171B2 (ja) 2004-08-31 2004-08-31 冷凍装置

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JP2006071137A true JP2006071137A (ja) 2006-03-16
JP4375171B2 JP4375171B2 (ja) 2009-12-02

Family

ID=36000047

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2004252938A Expired - Fee Related JP4375171B2 (ja) 2004-08-31 2004-08-31 冷凍装置

Country Status (7)

Country Link
US (1) US20080098758A1 (ja)
EP (1) EP1808653A1 (ja)
JP (1) JP4375171B2 (ja)
KR (1) KR100837498B1 (ja)
CN (1) CN100458307C (ja)
AU (1) AU2005278483B2 (ja)
WO (1) WO2006025397A1 (ja)

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2007105692A1 (ja) 2006-03-15 2007-09-20 Sumitomo Electric Industries, Ltd. 光ファイバおよび広帯域光源
WO2007148727A1 (ja) 2006-06-21 2007-12-27 Daikin Industries, Ltd. 冷凍装置
WO2014068967A1 (ja) * 2012-10-31 2014-05-08 パナソニック株式会社 冷凍装置
JPWO2016110974A1 (ja) * 2015-01-08 2017-06-01 三菱電機株式会社 空気調和機
WO2023073872A1 (ja) * 2021-10-28 2023-05-04 三菱電機株式会社 冷凍サイクル装置

Families Citing this family (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2006078087A (ja) * 2004-09-09 2006-03-23 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
JP4053082B2 (ja) * 2005-02-10 2008-02-27 松下電器産業株式会社 冷凍サイクル装置
JP4093275B2 (ja) * 2006-03-20 2008-06-04 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
EP2077426A4 (en) * 2006-10-25 2012-03-07 Panasonic Corp COOLING CYCLE DEVICE AND LIQUID MACHINE USED THEREFOR
CN101765749A (zh) * 2008-06-03 2010-06-30 松下电器产业株式会社 制冷循环装置
FR2967483B1 (fr) * 2010-11-17 2015-08-07 Valeo Systemes Thermiques Boucle de climatisation, systeme comprenant une telle boucle et procede de mise en oeuvre d'un tel systeme
DE102011052776B4 (de) * 2011-04-27 2016-12-29 Dürr Thermea Gmbh Überkritische Wärmepumpe
US10539343B2 (en) * 2014-03-20 2020-01-21 Mitsubishi Electric Corporation Heat source side unit and air-conditioning apparatus
CN107429954B (zh) * 2015-05-01 2020-05-26 株式会社前川制作所 冷冻机以及冷冻机的运转方法
EP3159628A1 (de) * 2015-10-20 2017-04-26 Ulrich Brunner GmbH Wärmepumpenkreislauf mit einem verdampfer
BE1024383B1 (nl) * 2016-02-23 2018-02-12 Atlas Copco Airpower Naamloze Vennootschap Gasexpansie-inrichting en werkwijze voor het expanderen van gas
DE102017101304A1 (de) 2017-01-24 2018-07-26 Ibw Engineering Gmbh Wärmeübertragungsanlage
CN106761988B (zh) * 2017-01-25 2018-04-24 东南大学 一种单膨胀机实现热能梯级分时有机朗肯循环装置及方法
US11022355B2 (en) 2017-03-24 2021-06-01 Johnson Controls Technology Company Converging suction line for compressor
CN110715478A (zh) * 2019-11-28 2020-01-21 广东美的制冷设备有限公司 压缩空气换热系统
CN110715479A (zh) * 2019-11-28 2020-01-21 广东美的制冷设备有限公司 压缩空气换热系统
CN110715477A (zh) * 2019-11-28 2020-01-21 广东美的制冷设备有限公司 压缩空气换热系统
CN112706581B (zh) * 2021-01-04 2022-07-12 西安交通大学 跨临界二氧化碳电动客车空调系统及控制方法

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS59157446A (ja) * 1983-02-22 1984-09-06 松下電器産業株式会社 冷凍サイクル装置
JPH04340046A (ja) * 1991-02-12 1992-11-26 Daikin Ind Ltd 空気調和装置の運転制御装置
JPH05302760A (ja) * 1992-04-27 1993-11-16 Matsushita Refrig Co Ltd 冷凍サイクル
JPH11173682A (ja) * 1997-12-10 1999-07-02 Sanyo Electric Co Ltd 空気調和装置
JP2001141315A (ja) * 1999-11-10 2001-05-25 Aisin Seiki Co Ltd 冷凍空調機
JP2002228282A (ja) * 2001-01-29 2002-08-14 Matsushita Electric Ind Co Ltd 冷凍装置
JP2003121018A (ja) * 2001-10-09 2003-04-23 Daikin Ind Ltd 冷凍装置

Family Cites Families (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3934424A (en) * 1973-12-07 1976-01-27 Enserch Corporation Refrigerant expander compressor
JPS597858A (ja) * 1982-07-03 1984-01-17 株式会社東芝 冷凍サイクル
JPH07280363A (ja) * 1994-04-11 1995-10-27 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 冷凍サイクル
JP3275559B2 (ja) * 1994-09-20 2002-04-15 株式会社日立製作所 冷凍装置
JPH08313074A (ja) * 1995-05-24 1996-11-29 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 冷凍装置
US5735134A (en) * 1996-05-30 1998-04-07 Massachusetts Institute Of Technology Set point optimization in vapor compression cycles
US5711161A (en) * 1996-06-14 1998-01-27 Thermo King Corporation Bypass refrigerant temperature control system and method
JP3598997B2 (ja) * 2001-05-31 2004-12-08 ダイキン工業株式会社 冷凍装置
JP3863480B2 (ja) * 2002-10-31 2006-12-27 松下電器産業株式会社 冷凍サイクル装置
US6898941B2 (en) * 2003-06-16 2005-05-31 Carrier Corporation Supercritical pressure regulation of vapor compression system by regulation of expansion machine flowrate

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS59157446A (ja) * 1983-02-22 1984-09-06 松下電器産業株式会社 冷凍サイクル装置
JPH04340046A (ja) * 1991-02-12 1992-11-26 Daikin Ind Ltd 空気調和装置の運転制御装置
JPH05302760A (ja) * 1992-04-27 1993-11-16 Matsushita Refrig Co Ltd 冷凍サイクル
JPH11173682A (ja) * 1997-12-10 1999-07-02 Sanyo Electric Co Ltd 空気調和装置
JP2001141315A (ja) * 1999-11-10 2001-05-25 Aisin Seiki Co Ltd 冷凍空調機
JP2002228282A (ja) * 2001-01-29 2002-08-14 Matsushita Electric Ind Co Ltd 冷凍装置
JP2003121018A (ja) * 2001-10-09 2003-04-23 Daikin Ind Ltd 冷凍装置

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2007105692A1 (ja) 2006-03-15 2007-09-20 Sumitomo Electric Industries, Ltd. 光ファイバおよび広帯域光源
WO2007148727A1 (ja) 2006-06-21 2007-12-27 Daikin Industries, Ltd. 冷凍装置
US8166771B2 (en) 2006-06-21 2012-05-01 Daikin Industries, Ltd. Refrigeration system
WO2014068967A1 (ja) * 2012-10-31 2014-05-08 パナソニック株式会社 冷凍装置
JPWO2016110974A1 (ja) * 2015-01-08 2017-06-01 三菱電機株式会社 空気調和機
WO2023073872A1 (ja) * 2021-10-28 2023-05-04 三菱電機株式会社 冷凍サイクル装置

Also Published As

Publication number Publication date
WO2006025397A1 (ja) 2006-03-09
EP1808653A1 (en) 2007-07-18
CN101006310A (zh) 2007-07-25
AU2005278483A1 (en) 2006-03-09
JP4375171B2 (ja) 2009-12-02
CN100458307C (zh) 2009-02-04
KR100837498B1 (ko) 2008-06-12
AU2005278483B2 (en) 2009-01-15
US20080098758A1 (en) 2008-05-01
KR20070046922A (ko) 2007-05-03

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP4375171B2 (ja) 冷凍装置
JP4959800B2 (ja) 冷凍サイクル装置の運転制御方法
JP5120056B2 (ja) 冷凍装置
JP4999529B2 (ja) 熱源機および冷凍空調装置
JP4781390B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP6678332B2 (ja) 空気調和機の室外ユニットおよび制御方法
WO2016171052A1 (ja) 冷凍サイクル装置
WO2008032645A1 (fr) dispositif de réfrigération
JP2006258330A (ja) 冷凍装置
JP5375919B2 (ja) ヒートポンプ
JP2002081767A (ja) 空気調和装置
JP2014016079A (ja) ヒートポンプ
JP4273493B2 (ja) 冷凍空調装置
JP2006071174A (ja) 冷凍装置
JP4888256B2 (ja) 冷凍装置
JP2023503192A (ja) 空気調和装置
JP4887929B2 (ja) 冷凍装置
JP6614877B2 (ja) 空気調和機
JP4468888B2 (ja) 空気調和装置
KR100821729B1 (ko) 공기 조화 시스템
JP5790675B2 (ja) ヒートポンプ
JP2010014308A (ja) 冷凍装置
JP2006125738A (ja) 冷凍装置
JP7407920B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP2013092369A5 (ja)

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20070709

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20090526

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20090722

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20090818

A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20090831

R151 Written notification of patent or utility model registration

Ref document number: 4375171

Country of ref document: JP

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R151

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20120918

Year of fee payment: 3

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20130918

Year of fee payment: 4

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees