JP2006071174A - 冷凍装置 - Google Patents

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Abstract

【課題】 運転条件が変化した場合の圧縮機(11)と膨張機(12)の流量のアンバランスを解消するとともに、冷凍装置のＣＯＰが低下するのを防止する。
【解決手段】 膨張機(12)へ流入する冷媒の温度を調節可能な内部熱交換器(23)を設け、運転条件が変わったときに冷媒の温度を調節することで冷媒の比容積ないし流量を調節して、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量のアンバランスを解消する。また、暖房運転時に比べて冷媒の循環量が増加する冷房運転時には、内部熱交換器(23)の冷却性能を暖房運転時よりも高めて、冷媒の一部が膨張機(12)をバイパスしなくても膨張機(12)の冷媒流量が増えるようにする。これにより、冷凍装置のＣＯＰが低下しないようにする。
【選択図】 図１

Description

本発明は、冷媒を超臨界状態に圧縮して蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路を備えた冷凍装置に関し、特に、冷媒回路の膨張機構を構成する膨張機が圧縮機に機械的に連結された冷凍装置に関するものである。
従来より、閉回路である冷媒回路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おり、空調機等として広く利用されている。この種の冷凍装置としては、例えば特許文献１に開示されているように、冷凍サイクルの高圧圧力を冷媒の臨界圧力よりも高く設定したものが知られている。この冷凍装置は、スクロール型の流体機械により構成される膨張機を冷媒の膨張機構として備えている。そして、この膨張機と圧縮機を軸によって機械的に連結し、膨張機で得られた動力を圧縮機の駆動に利用してＣＯＰ（成績係数）の向上を図っている。
特許文献１の冷凍装置において、膨張機を通過する冷媒の質量流量と圧縮機を通過する冷媒の質量流量とは常に等しくなる。これは、冷媒回路が閉回路だからである。一方、膨張機や圧縮機の入口における冷媒の密度は、冷凍装置の運転条件によって変化する。これに対し、特許文献１の冷凍装置では、膨張機と圧縮機が互いに連結されており、膨張機と圧縮機の押しのけ容積の比を変化させることはできない。このため、運転条件が変化すると冷凍装置の運転を安定して継続できなくなるという問題がある。
例えば、この種の冷凍装置を冷暖房運転が可能な構成にすると、冷房運転時と暖房運転時で冷媒循環量が変化するために、圧縮機と膨張機の流量がバランスしなくなる。具体的には、暖房運転時に膨張機と圧縮機の流量がバランスするように冷凍サイクルを設計すると、圧縮機の吸入ガスが高温になる冷房運転時には冷媒循環量が増加するため、この冷媒循環量に対して膨張機の流量（押しのけ量）が不足する。
この問題に対しては、特許文献２に開示されているように、冷媒回路に膨張機をバイパスするバイパス配管を設けるという対策が提案されている。つまり、膨張機の押しのけ量が不足する場合には、放熱後の冷媒の一部をバイパス管へ流入させることで膨張機に流す冷媒量を制限し、冷凍サイクルを安定して継続させるようにしている。
特開平２００１−１０７８８１号公報 特開平２００１−１１６３７１号公報
しかし、特許文献２の装置では、運転条件が変わったときに冷媒の一部をバイパス管へ流入させると、膨張機において得られる動力が減少してしまい、冷凍装置の成績係数（ＣＯＰ）が低下するという問題がある。
本発明は、このような問題点に鑑みて創案されたものであり、その目的は、運転条件が変化した場合の圧縮機と膨張機の流量のアンバランスを解消するとともに、冷凍装置のＣＯＰが低下するのも防止することである。
本発明は、運転条件が変わったときに、膨張機に流入する冷媒の温度を調節することで冷媒の比容積を調節し、それによって圧縮機と膨張機の流量のアンバランスを解消するとともに、冷凍装置のＣＯＰが低下するのを抑えるようにしたものである。
具体的に、第１の発明は、圧縮機(11)と熱源側熱交換器(21)と膨張機構(12)と利用側熱交換器(22)とが接続され、冷媒が超臨界状態に圧縮される蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷媒回路(10)を備え、上記膨張機構(12)が冷媒の膨張により動力を発生する膨張機(12)により構成され、該膨張機(12)と圧縮機(11)とが機械的に連結された冷凍装置を前提としている。
そして、この冷凍装置は、膨張機(12)へ流入する冷媒の温度を調節可能な温度調節手段(23)が設けられていることを特徴としている。
この第１の発明では、膨張機(12)へ流入する冷媒の温度を温度調整手段で調整することにより、冷媒の比容積を調整できる。具体的には、冷媒を低温にするに従って比容積が小さくなって膨張機への冷媒流量が多くなり、冷媒を高温にするに従って比容積が大きくなって膨張機への冷媒流量が少なくなる。したがって、膨張機(12)へ流入する冷媒の温度を調整すると、運転条件が変わっても圧縮機(11)と膨張機(12)の流量をバランスさせることが可能となる。また、この発明では、膨張機(12)へ流入する冷媒をバイパスさせなくてもよいため、膨張機(12)で得られる動力も低下しない。
第２の発明は、第１の発明の冷凍装置において、冷媒回路(10)は、利用側熱交換器(22)を流れる冷媒が放熱する加熱運転と、該利用側熱交換器(22)を流れる冷媒が吸熱する冷却運転とが可能に構成され、温度調節手段(23)は、加熱運転時よりも冷却運転時の方が、膨張機(12)へ流入する冷媒の冷却性能が高くなるように構成されていることを特徴としている。
この第２の発明では、温度調節手段(23)の冷却性能が、加熱運転時よりも冷却運転時において高くなっているので、加熱運転時に膨張機(12)と圧縮機(11)の流量がバランスするように冷凍サイクルを設計した場合に、冷却運転時に冷媒循環量が増えても、膨張機(12)へ流入する冷媒の流量を増やすことができる。このため、冷却運転時に膨張機(12)の流量が不足するのを防止できる。したがって、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量を冷却運転時と加熱運転時にバランスさせることが可能となり、かつ、バイパスが不要であるため膨張機(12)の回収動力も低下しない。
第３の発明は、第２の発明の冷凍装置において、温度調節手段(23)は、冷却運転時に、放熱器となる熱源側熱交換器(21)を通過後の冷媒が、蒸発器となる利用側熱交換器(22)を通過前または通過後の冷媒と熱交換して冷却される内部熱交換器(23)により構成されていることを特徴としている。
この第３の発明では、冷却運転時に、放熱器となる熱源側熱交換器(21)を通過後の冷媒が、蒸発器となる利用側熱交換器(22)を通過前または通過後の冷媒と内部熱交換器(23)で熱交換して冷却される。このことにより、膨張機(12)へ流入する冷媒の比容積ないし流量が調整されるので、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量を加熱運転時と冷却運転時にバランスさせることができる。
第４の発明は、第３の発明の冷凍装置において、内部熱交換器(23)は、冷却運転時には、蒸発器となる利用側熱交換器(22)を通過前または通過後の冷媒が流れる冷媒流路(25)の伝熱性能が、放熱器となる熱源側熱交換器(21)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路(24)の伝熱性能よりも高くなり、加熱運転時には、蒸発器となる熱源側熱交換器(21)を通過前または通過後の冷媒が流れる冷媒流路(24)の伝熱性能が、放熱器となる利用側熱交換器(22)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路(25)の伝熱性能よりも低くなるように構成されていることを特徴としている。
この第４の発明では、蒸発器を通過前または通過後の低圧の冷媒の熱伝達率に比べて放熱器を通過後の冷媒の熱伝達率が高いのに対して、内部熱交換器(23)を、冷却運転時には、蒸発器となる利用側熱交換器(22)を通過前または通過後の冷媒が流れる冷媒流路(25)の伝熱性能が、放熱器となる熱源側熱交換器(21)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路(24)の伝熱性能よりも高くなるようにし、加熱運転時には、蒸発器となる熱源側熱交換器(21)を通過前または通過後の冷媒が流れる冷媒流路(24)の伝熱性能が、放熱器となる利用側熱交換器(22)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路(25)の伝熱性能よりも低くなるようにしているので、冷却運転時の熱交換量が加熱運転時の熱交換量よりも大きくなる。したがって、冷却運転時には、膨張機(12)へ流入する冷媒が加熱運転時よりも冷却されることになるので、冷却運転時に膨張機(12)へ流入する冷媒の流量を増やすことにより、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量を冷却運転時と加熱運転時にバランスさせることが可能となる。
第５の発明は、第４の発明の冷凍装置において、内部熱交換器(23)には、冷却運転時に蒸発器となる利用側熱交換器(22)を通過前または通過後の冷媒が流れ、加熱運転時に放熱器となる利用側熱交換器(22)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路(25)に、伝熱フィン(26)が設けられていることを特徴としている。
この第５の発明では、内部熱交換器(23)の所定の冷媒流路(25)に伝熱フィン(26)を設けることにより、冷却運転時の内部熱交換器(23)での熱交換量が加熱運転時よりも大きくなる。こうすることで、膨張機(12)へ流入する冷媒の比容積ないし流量を調整できるため、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量を冷却運転時と加熱運転時にバランスさせることが可能となる。
第６の発明は、第２から第５のいずれか１の発明の冷凍装置において、内部熱交換器(23)は、冷却運転時には、蒸発器となる利用側熱交換器(22)を通過前または通過後の冷媒と放熱器となる熱源側熱交換器(21)を通過後の冷媒とが互いに逆方向へ向かって流れ、加熱運転時には、蒸発器となる熱源側熱交換器(21)を通過前または通過後の冷媒と放熱器となる利用側熱交換器(22)を通過後の冷媒とが互いに同一方向へ向かって流れるように構成されていることを特徴としている。
この第６の発明では、内部熱交換器(23)において、冷却運転時の熱交換効率が加熱運転時の熱交換効率よりも高くなる。したがって、内部熱交換器(23)は、膨張機(12)を通過後の冷媒の冷却性能が加熱運転時よりも冷却運転時に高くなるので、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量を冷却運転時と加熱運転時にバランスさせることが可能となる。
第７の発明は、第２から第６のいずれか１の発明の冷凍装置において、内部熱交換器(23)は、内側流路(24)と外側流路(25)とが隣接して配置された二重管熱交換器により構成されていることを特徴としている。
この第７の発明では、冷却運転時に、二重管熱交換器を用いて、蒸発器となる利用側熱交換器(22)を通過前または通過後の冷媒と、放熱器となる熱源側熱交換器(21)を通過後の冷媒とを熱交換することにより、膨張機(12)へ流入する冷媒の比容積ないし流量を調整し、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量を冷却運転時と加熱運転時にバランスさせることができる。
第８の発明は、第２から第６のいずれか１の発明の冷凍装置において、内部熱交換器(23)は、内側流路(24)と、該内側流路(24)の外側に隣接して配置された第１外側流路(25A) と第２外側流路(25B) とを有する三層式のプレート熱交換器により構成されていることを特徴としている。
この第８の発明では、冷却運転時に、三層式のプレート熱交換器を用いて、蒸発器となる利用側熱交換器(22)を通過前または通過後の冷媒と、放熱器となる熱源側熱交換器(21)を通過後の冷媒とを熱交換することにより、膨張機(12)へ流入する冷媒の比容積ないし流量を調整し、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量を冷却運転時と加熱運転時にバランスさせることができる。
上記第１の発明によれば、膨張機(12)へ流入する冷媒の温度を調節可能な温度調節手段(23)を設けたことにより、冷媒の比容積ないし流量を調整できるようにしている。したがって、運転条件が変わっても圧縮機(11)と膨張機(12)の流量をバランスさせることが可能となる。また、この発明では、膨張機(12)の流量が不足する場合でも、冷媒の一部をバイパスさせる必要がないため、膨張機(12)で得られる動力が減少しない。したがって、ＣＯＰが低下するのも防止できる。
上記第２の発明によれば、温度調節手段(23)を、加熱運転時よりも冷却運転時の方が、膨張機(12)へ流入する冷媒の冷却性能が高くなるように構成している。したがって、加熱運転時に圧縮機(11)と膨張機(12)の流量がバランスするように冷凍サイクルを設計した場合に、冷却運転時に膨張機(12)をバイパスさせなくても膨張機(12)の流量が不足するのを防止できるので、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量を冷却運転時と加熱運転時にバランスさせることが可能となる。したがって、ＣＯＰの低下を防止できる。
上記第３の発明によれば、冷媒回路(10)に内部熱交換器(23)を設け、冷却運転時に、放熱器となる熱源側熱交換器(21)を通過後の冷媒を、蒸発器となる利用側熱交換器(22)を通過前または通過後の冷媒と熱交換して冷却することにより、膨張機(12)へ流入する冷媒の比容積ないし流量を調整して圧縮機(11)と膨張機(12)の流量をバランスさせることができる。したがって、ＣＯＰの低下を防止できる。
上記第４の発明によれば、内部熱交換器(23)を、冷却運転時には、蒸発器となる利用側熱交換器(22)を通過前または通過後の冷媒が流れる冷媒流路(25)の伝熱性能が、放熱器となる熱源側熱交換器(21)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路(24)の伝熱性能よりも高くなるようにし、加熱運転時には、蒸発器となる熱源側熱交換器(21)を通過前または通過後の冷媒が流れる冷媒流路(24)の伝熱性能が、放熱器となる利用側熱交換器(22)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路(25)の伝熱性能よりも低くなるようにしたことにより、第３の発明と同様に、膨張機(12)へ流入する冷媒の比容積ないし流量を調整して圧縮機(11)と膨張機(12)の流量をバランスさせることができる。したがって、ＣＯＰの低下を防止できる。
上記第５の発明によれば、内部熱交換器(23)の所定の冷媒流路(25)に伝熱フィン(26)を設け、冷却運転時の内部熱交換器(23)での熱交換量が加熱運転時よりも大きくなるようにしているので、膨張機(12)へ流入する冷媒の比容積ないし流量を調整することができる。したがって、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量を冷却運転時と加熱運転時にバランスさせ、ＣＯＰの低下を防止できる。
上記第６の発明によれば、内部熱交換器(23)を流れる冷媒の向きを、冷却運転時と加熱運転時で逆転させることにより、冷却運転時の冷却性能が加熱運転時よりも高くなるようにしているので、膨張機(12)へ流入する冷媒の比容積ないし流量を調整することができる。したがって、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量を冷却運転時と加熱運転時にバランスさせ、ＣＯＰの低下を防止できる。
上記第７の発明によれば、冷却運転時に、二重管熱交換器を用いて、蒸発器となる利用側熱交換器(22)を通過前または通過後の冷媒と、放熱器となる熱源側熱交換器(21)を通過後の冷媒とを熱交換することにより、膨張機(12)へ流入する冷媒の比容積ないし流量を調整できる。したがって、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量を冷却運転時と加熱運転時にバランスさせることができる。
上記第８の発明によれば、冷却運転時に、三層式のプレート熱交換器を用いて、蒸発器となる利用側熱交換器(22)を通過前または通過後の冷媒と、放熱器となる熱源側熱交換器(21)を通過後の冷媒とを熱交換することにより、膨張機(12)へ流入する冷媒の比容積ないし流量を調整できる。したがって、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量を冷却運転時と加熱運転時にバランスさせることができる。
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》
実施形態１は、本発明に係る冷凍装置により構成された空調機(1) に関するものである。この空調機(1) は、図１に示すように、冷媒回路(10)を備えている。そして、本実施形態１の空調機(1) は、冷媒回路(10)で冷媒を循環させ、冷房運転（冷却運転）と暖房運転（加熱運転）を切り換えて行うように構成されている。
上記冷媒回路(10)には、二酸化炭素（ＣＯ2）が冷媒として充填されている。また、冷媒回路(10)には、圧縮機(11)、膨張機(12)、室外熱交換器（熱源側熱交換器）(21)、室内熱交換器（利用側熱交換器）(22)、内部熱交換器(23)、第１四路切換弁(31)、及び第２四路切換弁(32)が設けられている。
上記圧縮機(11)は、例えばローリングピストン型の流体機械により構成されている。つまり、この圧縮機(11)は、押しのけ容積が一定の容積形流体機械により構成されている。
上記膨張機(12)は、例えばローリングピストン型の流体機械により構成されている。つまり、この膨張機(12)は、押しのけ容積が一定の容積形流体機械により構成されている。
なお、上記圧縮機(11)や膨張機(12)について、これらを構成する流体機械はローリングピストン型に限定されるものではなく、例えばスクロール型の容積形流体機械を圧縮機(11)や膨張機(12)として用いてもよい。
また、上記圧縮機(11)は、モータ(13)を介して膨張機(12)と機械的に連結されている。この圧縮機(11)は、膨張機(12)での冷媒の膨張により得られた動力と、モータ(13)へ通電して得られた動力との両方によって回転駆動される。圧縮機(11)と膨張機(12)は、１本の駆動軸で連結され、それぞれの回転速度が常に等しくなる。したがって、圧縮機(11)の押しのけ量と膨張機(12)の押しのけ量の比は、一定となっている。
上記室外熱交換器(21)は、いわゆるクロスフィン型のフィン・アンド・チューブ熱交換器により構成されている。この室外熱交換器(21)へは、図外のファンによって室外空気が供給される。この室外熱交換器(21)では、供給された室外空気と冷媒回路(10)の冷媒との熱交換が行われる。
上記室内熱交換器(22)は、いわゆるクロスフィン型のフィン・アンド・チューブ熱交換器により構成されている。この室内熱交換器(22)へは、図外のファンによって室内空気が供給される。この室内熱交換器(22)では、供給された室内空気と冷媒回路(10)の冷媒との熱交換が行われる。
上記内部熱交換器(23)は、図２（Ａ）とそのＢ−Ｂ線断面図である図２（Ｂ）に示すように、内側流路(24)と外側流路(25)が隣接して配置された二重管熱交換器により構成されている。内部熱交換器(23)は、冷房運転時において、放熱器となる室外熱交換器(21)を通過した後の冷媒が、蒸発器となる室内熱交換器(22)を通過した後の冷媒と熱交換して冷却されるように構成されている。
この内部熱交換器(23)の内側流路(24)は、冷房運転時には、放熱器となる室外熱交換器(21)を通過後の冷媒が流れる流路となり、暖房運転時には、蒸発器となる室外熱交換器(21)を通過後の冷媒が流れる流路となる。また、外側流路(25)は、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器(22)を通過後の冷媒が流れる流路となり、暖房運転時には、放熱器となる室内熱交換器(22)を通過後の冷媒が流れる流路となる。
上記外側流路(25)には、伝熱フィン(26)が設けられている。この伝熱フィン(26)を設けることによって、内部熱交換器(23)は、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器(22)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路（外側流路(25)）の伝熱性能が、放熱器となる室外熱交換器(21)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路（内側流路(24)）の伝熱性能よりも高くなり、暖房運転時には、蒸発器となる室外熱交換器(21)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路（内側流路(24)）の伝熱性能が、放熱器となる室内熱交換器(22)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路（外側流路(25)）の伝熱性能よりも低くなるように構成されている。したがって、内部熱交換器(23)は、暖房運転時よりも冷房運転時の方が熱交換量が大きくなって、膨張機(12)へ流入する冷媒の冷却性能が高くなるように構成されている。
上記冷媒回路(10)において、圧縮機(11)の吐出側は第１四路切換弁(31)の第１ポート(P1)に接続され、第１四路切換弁(31)の第２ポート(P2)は室外熱交換器(21)の第１端に接続されている。室外熱交換器(21)の第２端は内部熱交換器(23)の内側流路(24)を介して第２四路切換弁(32)の第１ポート(P1)に接続され、第２四路切換弁(32)の第２ポート(P2)は膨張機(12)の流入側に接続されている。膨張機(12)の流出側は第１四路切換弁(31)の第３ポート(P3)に接続され、第１四路切換弁(31)の第４ポート(P4)は室内熱交換器(22)の第１端に接続されている。室内熱交換器(22)の第２端は内部熱交換器(23)の外側流路(25)を介して第２四路切換弁(32)の第３ポート(P3)に接続され、第２四路切換弁(32)の第４ポート(P4)は圧縮機(11)の吸入側に接続されている。
上記第１四路切換弁(31)は、第１ポート(P1)が第２ポート(P2)と連通し且つ第３ポート(P3)が第４ポート(P4)と連通する状態（図１に実線で示す状態）と、第１ポート(P1)が第４ポート(P4)と連通し且つ第２ポート(P2)が第３ポート(P3)と連通する状態（図１に破線で示す状態）とに切り換わる。
また、上記第２四路切換弁(32)は、第１ポート(P1)が第２ポート(P2)と連通し且つ第３ポート(P3)が第４ポート(P4)と連通する状態（図１に実線で示す状態）と、第１ポート(P1)が第４ポート(P4)と連通し且つ第２ポート(P2)が第３ポート(P3)と連通する状態（図１に破線で示す状態）とに切り換わる。
−運転動作−
次に、この空調機(1) の冷房運転時及び暖房運転時の動作について説明する。
（冷房運転）
冷房運転時、第１四路切換弁(31)及び第２四路切換弁(32)は、図１に実線で示す状態に切り換わる。この状態でモータ(13)に通電すると、冷媒回路(10)で冷媒が循環して冷凍サイクルが行われる。その際、室外熱交換器(21)が放熱器となり、室内熱交換器(22)が蒸発器となる。また、冷凍サイクルの高圧圧力は、冷媒である二酸化炭素の臨界圧力よりも高く設定されている。
圧縮機(11)からは、超臨界状態の高圧冷媒が吐出される。この高圧冷媒は、第１四路切換弁(31)を通って室外熱交換器(21)へ流入する。室外熱交換器(21)において、高圧冷媒は、室外空気へ放熱し、温度が低下する。
室外熱交換器(21)から出た高圧冷媒は、内部熱交換器(23)の内側流路(24)を通過し、その際に、外側流路(25)を流れる蒸発器を通過後の冷媒と熱交換して冷却される。この冷媒は、第２四路切換弁(32)を通って膨張機(12)へ流入する。膨張機(12)では、導入された高圧冷媒が膨張し、この高圧冷媒の内部エネルギが回転動力に変換される。膨張機(12)での膨張により、高圧冷媒は圧力が低下し、超臨界状態から気液二層状態に変化する。
膨張機(12)から出た低圧冷媒は、第１四路切換弁(31)を通って室内熱交換器(22)へ流入する。室内熱交換器(22)において、低圧冷媒は、室内空気から吸熱して蒸発する。また、室内熱交換器(22)では室内空気が低圧冷媒によって冷却され、この冷却された室内空気が室内へ送り返される。
室内熱交換器(22)から出た低圧冷媒は、内部熱交換器(23)の外側流路(25)を通過し、その際に、内側流路(24)を流れる室外熱交換器(21)の通過後の冷媒と熱交換して加熱される。この冷媒は、第２四路切換弁(32)を通って圧縮機(11)に吸入される。圧縮機(11)へ吸入された冷媒は、所定の圧力にまで圧縮されて、圧縮機(11)から吐出される。
ここで、上記内部熱交換器(23)では、蒸発器となる室内熱交換器(22)を通過後の冷媒が流れる外側流路(25)に伝熱フィン(26)が設けられており、放熱器となる室外熱交換器(21)を通過後の冷媒が流れる内側流路(24)には伝熱フィン(26)が設けられていない。また、室内熱交換器(22)を通過後の低圧のガス冷媒の熱伝達率は比較的低く、室外熱交換器(21)を通過後の超臨界状態の冷媒の熱伝達率は比較的高い。したがって、この冷房運転時は、内部熱交換器(23)において、熱伝達率が比較的低い低圧のガス冷媒が流れる外側流路(25)の伝熱性能が高められているため、上記外側流路(25)を流れる低圧のガス冷媒と、内側流路(24)を流れる超臨界状態の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行うことになり、内部熱交換器(23)で冷却され、比容積が小さくなることで膨張機(12)への冷媒の流入量が多くなる。
（暖房運転）
暖房運転時、第１四路切換弁(31)及び第２四路切換弁(32)は、図１に破線で示す状態に切り換わる。この状態でモータ(13)に通電すると、冷媒回路(10)で冷媒が循環して冷凍サイクルが行われる。その際、室内熱交換器(22)が放熱器となり、室外熱交換器(21)が蒸発器となる。また、冷凍サイクルの高圧圧力は、冷房運転時と同様に、冷媒である二酸化炭素の臨界圧力よりも高く設定されている。
圧縮機(11)からは、超臨界状態の高圧冷媒が吐出される。この高圧冷媒は、第１四路切換弁(31)を通って室内熱交換器(22)へ流入する。室内熱交換器(22)において、高圧冷媒は、室内空気へ放熱し、温度が低下する。また、室内熱交換器(22)では室内空気が高圧冷媒によって加熱され、この加熱された室内空気が室内へ送り返される。
室内熱交換器(22)から出た高圧冷媒は、内部熱交換器(23)の外側流路(25)を通過した後、第２四路切換弁(32)を通って膨張機(12)へ流入する。膨張機(12)では、導入された高圧冷媒が膨張し、この高圧冷媒の内部エネルギが回転動力に変換される。膨張機(12)での膨張により、高圧冷媒は圧力が低下し、超臨界状態から気液二層状態に変化する。
膨張機(12)から出た低圧冷媒は、第１四路切換弁(31)を通って室外熱交換器(21)へ流入する。室外熱交換器(21)において、低圧冷媒は、室外空気から吸熱して蒸発する。
室外熱交換器(21)から出た低圧冷媒は、内部熱交換器(23)の内側流路(24)を通過した後、第２四路切換弁(32)を通って圧縮機(11)に吸入される。圧縮機(11)へ吸入された冷媒は、所定の圧力にまで圧縮されて、圧縮機(11)から吐出される。
ここで、上記内部熱交換器(23)では、放熱器となる室内熱交換器(22)を通過後の冷媒が流れる外側流路(25)に伝熱フィン(26)が設けられており、蒸発器となる室外熱交換器(21)を通過後の冷媒が流れる内側流路(24)には伝熱フィン(26)が設けられていない。また、室外熱交換器(21)を通過後の低圧のガス冷媒の熱伝達率は比較的低く、室内熱交換器(22)を通過後の超臨界状態の冷媒の熱伝達率は比較的高い。したがって、この暖房運転時は、内部熱交換器(23)において、熱伝達率が比較的低い低圧のガス冷媒が流れる内側流路(24)の伝熱性能が低いので、上記外側流路(25)を流れる超臨界状態の冷媒と、内側流路(24)を流れる低圧のガス冷媒とは、ほとんど熱交換をしない。
−実施形態１の効果−
この実施形態１では、内部熱交換器(23)において、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器(22)を通過後の冷媒が外側流路(25)を流れ、放熱器となる室外熱交換器(21)を通過後の冷媒が内側流路(24)を流れる。また、暖房運転時には、放熱器となる室内熱交換器(22)を通過後の冷媒が外側流路(25)を流れ、蒸発器となる室外熱交換器(21)を通過後の冷媒が内側流路(24)を流れる。そして、外側流路(25)に伝熱フィン(26)が設けられている。
このため、冷房運転時には、蒸発器を通過後のガス冷媒が外側流路(25)を流れるため、外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行い、超臨界状態の冷媒は温度が低下して膨張機(12)へ流入する。一方、暖房運転時には、蒸発器を通過後のガス冷媒が内側流路(24)を流れるため、外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒とがほとんど熱交換せず、超臨界状態の冷媒は温度がほとんど変化せずに膨張機(12)へ流入する。
したがって、冷房運転時には、内部熱交換器(23)において、膨張機(12)へ流入する冷媒が暖房運転時よりも冷却されることによって、その比容積が小さくなって膨張機(12)の流量は多くなる。したがって、本実施形態では、冷房運転時に膨張機(12)へ流入する冷媒の比容積ないし流量を調整することによって、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量をバランスさせることができる。
また、暖房運転時に比べて冷媒の循環量が多くなる冷房運転時に、冷媒が膨張機(12)をバイパスするようにしなくてもよいので、膨張機(12)の回収動力が低下せず、したがってＣＯＰの低下を防止することが可能となる。
《発明の実施形態２》
実施形態２は、実施形態１の冷媒回路(10)において、膨張機(12)と第１四路切換弁(31)との間にレシーバ(41)を設けたものである。つまり、この実施形態２は、膨張機(12)の出口側にレシーバ(41)を設けたものである。
図３に示すように、膨張機(12)の流出側はレシーバ(41)の流入口に接続され、レシーバ(41)の流出口は第１四路切換弁(31)の第３ポート(P3)に接続されている。また、圧縮機(11)の吸入側には、レシーバ(41)の下端に接続された液インジェクション管(42)と、レシーバ(41)の上端に接続されたガス抜き管(43)とが接続されている。液インジェクション管(42)には第１電動弁(EV1) が、ガス抜き管(43)には第２電動弁(EV2) が設けられており、それぞれ、冷媒の流量調整ができるようになっている。
その他の構成は実施形態１と同様である。
−運転動作−
冷房運転時、第１四路切換弁(31)及び第２四路切換弁(32)は、図３に実線で示す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機(11)から吐出された冷媒は、第１四路切換弁(31)、室外熱交換器(21)、内部熱交換器(23)の内側流路(24)、第２四路切換弁(32)、膨張機(12)、レシーバ(41)、第１四路切換弁(31)、室内熱交換器(22)、内部熱交換器(23)の外側流路(25)、第２四路切換弁(32)を順に流れ、再度圧縮機(11)に吸入される。
上記内部熱交換器(23)では、室外熱交換器(21)を通過した後の超臨界状態の冷媒が内側流路(24)を流れ、室内熱交換器(22)を通過した後の低圧のガス冷媒が外側流路(25)を流れるため、内側流路(24)を流れる冷媒と外側流路(25)を流れる冷媒とが熱交換をする。このことにより、超臨界状態の冷媒は、上記内部熱交換器(23)で冷却され、比容積が小さくなった状態で膨張機(12)へ流入することになる。
なお、この冷房運転時、液インジェクション管(42)の電動弁の開度を調整することにより、圧縮機(11)の吸入過熱度制御と油戻し運転とが可能である。また、ガス抜き管(43)の電動弁の開度を調整することにより、レシーバ(41)のガス抜きを行うこともできる。また、液インジェクション管(42)の第１電動弁(EV1) とガス抜き管(43)の第２電動弁(EV2) の開度を調整すると、運転時に圧縮機(11)に容量不足が発生したときに、容量の不足分を補うこともできる。
暖房運転時、第１四路切換弁(31)及び第２四路切換弁(32)は、図３に破線で示す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機(11)から吐出された冷媒は、第１四路切換弁(31)、室内熱交換器(22)、内部熱交換器(23)の外側流路(25)、第２四路切換弁(32)、膨張機(12)、レシーバ(41)、第１四路切換弁(31)、室外熱交換器(21)、内部熱交換器(23)の内側流路(24)、第２四路切換弁(32)を順に流れ、再度圧縮機(11)に吸入される。
上記内部熱交換器(23)では、室内熱交換器(22)を通過した後の超臨界状態の冷媒が外側流路(25)を流れ、室外熱交換器(21)を通過した後の低圧のガス冷媒が内側流路(24)を流れるため、内側流路(24)を流れる冷媒と外側流路(25)を流れる冷媒とはほとんど熱交換をしない。このことにより、超臨界状態の冷媒は内部熱交換器(23)を通過してもほとんど温度が変化せずに膨張機(12)へ流入することになる。
−実施形態２の効果−
この実施形態２においても、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器(22)を通過後のガス冷媒が外側流路(25)を流れるため、外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行い、超臨界状態の冷媒は温度が低下して比容積が小さくなった状態で膨張機(12)へ流入する。一方、暖房運転時には、蒸発器となる室外熱交換器(21)を通過後のガス冷媒が内側流路(24)を流れるため、外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒とがほとんど熱交換せず、超臨界状態の冷媒は温度がほとんど変化せずに膨張機(12)へ流入する。
以上のように、冷房運転時に膨張機(12)へ流入する冷媒の温度を調整することで、その比容積ないし流量を調整することができるので、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量をバランスさせて、ＣＯＰの低下を防止することが可能となる。
《発明の実施形態３》
実施形態３は、実施形態１の冷媒回路(10)において、レシーバ(41)を実施形態２とは異なる位置に設けたものである。この実施形態３では、放熱器を出た超臨界状態の冷媒が内部熱交換器(23)へ流入する一方、蒸発器を出た低圧の冷媒がレシーバ(41)を通ってから内部熱交換器(23)へ流入するように構成されている。
図４に示すように、室内熱交換器(22)の第２端と内部熱交換器(23)の外側流路(25)とを結ぶ配管は、該室内熱交換器(22)と内部熱交換器(23)の間に第１電磁弁(SV1) が設けられるとともに、該第１電磁弁(SV1) の手前で分岐し、第３電磁弁(SV3) を介してレシーバ(41)に接続されている。また、室外熱交換器(21)の第２端と内部熱交換器(23)の内側流路(24)とを結ぶ配管は、該室外熱交換器(21)と内部熱交換器(23)の間に第２電磁弁(SV2) が設けられるとともに、該第２電磁弁(SV2) の手前で分岐し、第４電磁弁(SV4) を介してレシーバ(41)に接続されている。
レシーバ(41)は、電動弁(EV)の設けられた液インジェクション管(42)が圧縮機(11)の吸入側に接続されている。また、レシーバ(41)のガス抜き管(43)は２つに分岐して、第１分岐管(43a) は、レシーバ(41)へ向かう冷媒流れを禁止する第１逆止弁(CV1) を介して内部熱交換器(23)の外側流路(25)に接続され、第２分岐管(43b) は、レシーバ(41)へ向かう冷媒流れを禁止する第２逆止弁(CV2) を介して内部熱交換器(23)の内側流路(24)に接続されている。
その他の構成は実施形態１と同様である。
−運転動作−
冷房運転時、第１四路切換弁(31)及び第２四路切換弁(32)は、図４に実線で示す状態に切り換わる。また、この冷房運転時は、第１電磁弁(SV1) と第４電磁弁(SV4) とが「閉」となり、第２電磁弁(SV2) と第３電磁弁(SV3) とが「開」となる。
この状態において、圧縮機(11)から吐出された冷媒は、第１四路切換弁(31)、室外熱交換器(21)、内部熱交換器(23)の内側流路(24)、第２四路切換弁(32)、膨張機(12)、第１四路切換弁(31)、室内熱交換器(22)、レシーバ(41)、内部熱交換器(23)の外側流路(25)、第２四路切換弁(32)を順に流れ、再度圧縮機(11)に吸入される。
上記内部熱交換器(23)では、室外熱交換器(21)を通過した後の超臨界状態の冷媒が内側流路(24)を流れ、室内熱交換器(22)を通過した後の低圧のガス冷媒が外側流路(25)を流れるため、内側流路(24)を流れる冷媒と外側流路(25)を流れる冷媒とが熱交換をする。このことにより、超臨界状態の冷媒は、上記内部熱交換器(23)で冷却され、比容積が小さくなった状態で膨張機(12)へ流入することになる。
暖房運転時、第１四路切換弁(31)及び第２四路切換弁(32)は、図４に破線で示す状態に切り換わる。また、この冷房運転時は、第１電磁弁(SV1) と第４電磁弁(SV4) とが「開」となり、第２電磁弁(SV2) と第３電磁弁(SV3) とが「閉」となる。
この状態において、圧縮機(11)から吐出された冷媒は、第１四路切換弁(31)、室内熱交換器(22)、内部熱交換器(23)の外側流路(25)、第２四路切換弁(32)、膨張機(12)、第１四路切換弁(31)、室外熱交換器(21)、レシーバ(41)、内部熱交換器(23)の内側流路(24)、第２四路切換弁(32)を順に流れ、再度圧縮機(11)に吸入される。
上記内部熱交換器(23)では、室内熱交換器(22)を通過した後の超臨界状態の冷媒が外側流路(25)を流れ、室外熱交換器(21)を通過した後の低圧のガス冷媒が内側流路(24)を流れるため、内側流路(24)を流れる冷媒と外側流路(25)を流れる冷媒とはほとんど熱交換をしない。このことにより、超臨界状態の冷媒は内部熱交換器(23)を通過してもほとんど温度が変化せずに膨張機(12)へ流入することになる。
−実施形態３の効果−
この実施形態３においても、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器(22)を通過後のガス冷媒が外側流路(25)を流れるため、外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行い、超臨界状態の冷媒は温度が低下して比容積が小さくなった状態で膨張機(12)へ流入する。一方、暖房運転時には、蒸発器となる室外熱交換器(21)を通過後のガス冷媒が内側流路(24)を流れるため、外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒とがほとんど熱交換せず、超臨界状態の冷媒は温度がほとんど変化せずに膨張機(12)へ流入する。
以上のように、冷房運転時に膨張機(12)へ流入する冷媒の温度を調整することで、その比容積ないし流量を調整することができるので、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量をバランスさせて、ＣＯＰの低下を防止することが可能となる。
《発明の実施形態４》
実施形態４は、内部熱交換器(23)の内側流路(24)と外側流路(25)における冷媒の流れ方向が、冷房運転時には互いに逆方向となり（対向流となり）、暖房運転時には互いに同一同じ方向となる（並行流となる）ようにした例である。
図５に示すように、この実施形態４では、室外熱交換器(21)と内部熱交換器(23)との間に第３四路切換弁(33)を設け、内部熱交換器(23)の内側流路(24)の流れ方向が冷房運転時と暖房運転時で逆転するようにしている。このために、室外熱交換器(21)の第２端が第３四路切換弁(33)の第１ポート(P1)に接続され、第３四路切換弁(33)の第２ポート(P2)が内部熱交換器(23)の内側流路(24)を介して該第３四路切換弁(33)の第３ポート(P3)に接続され、さらに第３四路切換弁(33)の第４ポート(P4)が第２四路切換弁(32)の第１ポート(P1)に接続されている。
上記第３四路切換弁(33)は、第１ポート(P1)が第２ポート(P2)と連通し且つ第３ポート(P3)が第４ポート(P4)と連通する状態（図１に実線で示す状態）と、第１ポート(P1)が第３ポート(P3)と連通し且つ第２ポート(P2)が第４ポート(P4)と連通する状態（図１に破線で示す状態）とに切り換わる。
その他の構成は実施形態１と同様である。
−運転動作−
冷房運転時、第１四路切換弁(31)、第２四路切換弁(32)及び第３四路切換弁(33)は、図５に実線で示す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機(11)から吐出された冷媒は、第１四路切換弁(31)、室外熱交換器(21)、第３四路切換弁(33)、内部熱交換器(23)の内側流路(24)、第３四路切換弁(33)、第２四路切換弁(32)、膨張機(12)、第１四路切換弁(31)、室内熱交換器(22)、内部熱交換器(23)の外側流路(25)、第２四路切換弁(32)を順に流れ、再度圧縮機(11)に吸入される。
上記内部熱交換器(23)では、室外熱交換器(21)を通過した後に内側流路(24)を通過する冷媒と、室内熱交換器(22)を通過した後に外側流路(25)を通過する冷媒とが、互いに逆方向へ向かって流れるとともに、内側流路(24)を超臨界状態の冷媒が流れ、外側流路(25)をガス冷媒が流れるために、内側流路(24)を流れる冷媒と外側流路(25)を流れる冷媒とが効率よく熱交換をする。このことにより、超臨界状態の冷媒は、上記内部熱交換器(23)で冷却され、比容積が小さくなった状態で膨張機(12)へ流入することになる。
暖房運転時、第１四路切換弁(31)、第２四路切換弁(32)及び第３四路切換弁(33)は、図５に破線で示す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機(11)から吐出された冷媒は、第１四路切換弁(31)、室内熱交換器(22)、内部熱交換器(23)の外側流路(25)、第２四路切換弁(32)、膨張機(12)、第１四路切換弁(31)、室外熱交換器(21)、第３四路切換弁(33)、内部熱交換器(23)の内側流路(24)、第３四路切換弁(33)、第２四路切換弁(32)を順に流れ、再度圧縮機(11)に吸入される。
上記内部熱交換器(23)では、室内熱交換器(22)を通過した後に外側流路(25)を通過する冷媒と、室外熱交換器(21)を通過した後に内側流路(24)を通過する冷媒とが、互いに同一方向へ向かって流れるとともに、外側流路(25)を超臨界状態の冷媒が流れ、内側流路(24)をガス冷媒が流れるために、内側流路(24)を流れる冷媒と外側流路(25)を流れる冷媒とはほとんど熱交換をしない。このことにより、超臨界状態の冷媒は内部熱交換器(23)を通過してもほとんど温度が変化せずに膨張機(12)へ流入することになる。
具体的には、対向流の熱交換効率が０．８、並行流の熱交換効率が０．３、冷房運転時の熱通過率が外側流路(25)と内側流路の伝熱面積差により暖房運転時の２．３４倍であるとすると、冷房時の伝熱性能は、暖房時と比較して、
２．３４×０．８／０．３＝６．２４倍となる。
−実施形態４の効果−
この実施形態４においては、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器(22)を通過後のガス冷媒が外側流路(25)を流れることに加えて、外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒が互いに逆方向へ向かって流れるようにしているため、外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行って、超臨界状態の冷媒は温度が低下して比容積が小さくなった状態で膨張機(12)へ流入する。一方、暖房運転時には、蒸発器となる室外熱交換器(21)を通過後のガス冷媒が内側流路(24)を流れ、そのときに外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒とが互いに同一方向へ向かって流れるため、外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒とがほとんど熱交換せず、超臨界状態の冷媒は温度がほとんど変化せずに膨張機(12)へ流入する。
以上のように、冷房運転時に膨張機(12)へ流入する冷媒の温度を調整することで、その比容積ないし流量を調整することができるので、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量をバランスさせて、ＣＯＰの低下を防止することが可能となる。
《発明の実施形態５》
実施形態５は、実施形態１において、内部熱交換器(23)として二重管熱交換器の代わりに三層式のプレート熱交換器を用いたものである。この内部熱交換器(23)は、中央に位置する内側流路(24)と、この内側流路(24)の外側に隣接して配置された第１外側流路(25A) と第２外側流路(25B) とを有している。
図６に示すように、上記内部熱交換器(23)の内側流路(24)は、冷房運転時には、放熱器となる室外熱交換器(21)を通過後の冷媒が流れる流路となり、暖房運転時には、蒸発器となる室外熱交換器(21)を通過後の冷媒が流れる流路となる。また、第２外側流路(25B) は、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器(22)を通過後の冷媒が流れる流路となり、暖房運転時には、放熱器となる室内熱交換器(22)を通過後の冷媒が流れる流路となる。第１外側流路(25A) は、冷房運転時は第２外側流路(25B) を、暖房運転時は内側通路(24)をそれぞれ通過した後の低圧の冷媒が流れる流路となる。
この内部熱交換器(23)の第１外側流路(25A) には、内側流路(24)側の側面に、伝熱フィン(26)が設けられている。この伝熱フィン(26)を設けることによって、内部熱交換器(23)は、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器(22)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路（第１外側流路(25A)）の伝熱性能が、放熱器となる室外熱交換器(21)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路（内側流路(24)）の伝熱性能よりも高くなり、暖房運転時には、蒸発器となる室外熱交換器(21)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路（内側流路(24)）の伝熱性能が、放熱器となる室内熱交換器(22)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路（第１外側流路(25A)）の伝熱性能よりも低くなるように構成されている。したがって、内部熱交換器(23)は、暖房運転時よりも冷房運転時の方が、膨張機(12)へ流入する冷媒の冷却性能が高くなるように構成されている。
この実施形態の冷媒回路(10)では、室外熱交換器(21)の第２端は、内部熱交換器(23)の内側流路(24)を介して第２四路切換弁(32)の第１ポート(P1)に接続され、第２四路切換弁(32)の第２ポート(P2)は膨張機(12)の流入側に接続されている。また、室内熱交換器(22)の第２端は、内部熱交換器(23)の第２外側流路(25B) を介して第２四路切換弁(32)の第３ポート(P3)に接続され、第２四路切換弁(32)の第４ポート(P4)は、内部熱交換器(23)の第１外側流路(25A) を介して圧縮機(11)の吸入側に接続されている。
その他の構成は実施形態１と同様である。
−運転動作−
冷房運転時、第１四路切換弁(31)及び第２四路切換弁(32)は、図６に実線で示す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機(11)から吐出された冷媒は、第１四路切換弁(31)、室外熱交換器(21)、内部熱交換器(23)の内側流路(24)、第２四路切換弁(32)、膨張機(12)、第１四路切換弁(31)、室内熱交換器(22)、内部熱交換器(23)の第２外側流路(25B) 、第２四路切換弁(32)、内部熱交換器(23)の第１外側流路(25A) を順に流れ、再度圧縮機(11)に吸入される。
上記内部熱交換器(23)では、室外熱交換器(21)を通過した後に内側流路(24)を通過する超臨界状態の冷媒と、室内熱交換器(22)を通過した後に第２外側流路(25B) を通過するガス冷媒とは、温度差は大きいが並行流であるために熱交換量は比較的小さい。一方、内側流路(24)を通過する超臨界状態の冷媒と、第２外側流路(25B) を通過してから第１外側流路(25A) を通過するガス冷媒とは、温度差が大きいとともに対向流であり、しかも第１外側流路(25A) をガス冷媒が流れるため、効率よく熱交換をする。このことにより、超臨界状態の冷媒は、上記内部熱交換器(23)で冷却され、比容積が小さくなった状態で膨張機(12)へ流入することになる。
暖房運転時、第１四路切換弁(31)及び第２四路切換弁(32)は、図６に破線で示す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機(11)から吐出された冷媒は、第１四路切換弁(31)、室内熱交換器(22)、内部熱交換器(23)の第２外側流路(25B) 、第２四路切換弁(32)、膨張機(12)、第１四路切換弁(31)、室外熱交換器(21)、内部熱交換器(23)の内側流路(24)、第２四路切換弁(32)、内部熱交換器(23)の第１外側流路(25A) を順に流れ、再度圧縮機(11)に吸入される。
上記内部熱交換器(23)では、室内熱交換器(22)を通過した後に第１外側流路(25B) を通過する超臨界状態の冷媒と、室外熱交換器(21)を通過した後に内側流路(24)を通過する低圧のガス冷媒とは、温度差は大きいが並行流であるために熱交換量は比較的小さい。また、内側流路を通過するガス冷媒と、その後に第１外側流路(25A) を通過するガス冷媒とは温度差がないために熱交換量はほとんどゼロとなる。このことにより、超臨界状態の冷媒は内部熱交換器(23)を通過してもほとんど温度が変化せずに膨張機(12)へ流入することになる。
−実施形態５の効果−
この実施形態５においても、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器(22)を通過後のガス冷媒が外側流路(25)（第１外側流路(25A) ）を流れることに加えて、第１外側流路(25A) の冷媒と内側流路(24)の冷媒が互いに逆方向へ向かって流れるようにしているため、第１外側流路(25A) の冷媒と内側流路(24)の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行って、超臨界状態の冷媒は温度が低下して比容積が小さくなった状態で膨張機(12)へ流入する。一方、暖房運転時には、蒸発器となる室外熱交換器(21)を通過後のガス冷媒が内側流路(24)と第１外側流路(25A) を流れ、そのときに第２外側流路(25B) の超臨界状態の冷媒とほとんど熱交換をしないため、超臨界状態の冷媒は温度がほとんど変化せずに膨張機(12)へ流入する。
以上のように、冷房運転時に膨張機(12)へ流入する冷媒の温度を調整することで、その比容積ないし流量を調整することができるので、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量をバランスさせて、ＣＯＰの低下を防止することが可能となる。
《発明の実施形態６》
実施形態６は、冷房運転時に、放熱器を通過した後の冷媒と蒸発器に流入する前の冷媒とが内部熱交換器(23)（二重管熱交換器）で熱交換をするように構成した例である。
図７に示すように、圧縮機(11)の吐出側は第１四路切換弁(31)の第１ポート(P1)に接続され、第１四路切換弁(31)の第２ポート(P2)は室外熱交換器(21)の第１端に接続されている。室外熱交換器(21)の第２端は内部熱交換器(23)の内側流路(24)を介して第２四路切換弁(32)の第１ポート(P1)に接続され、第２四路切換弁(32)の第２ポート(P2)が膨張機(12)の流入側に接続されている。膨張機(12)の流出側は第２四路切換弁(32)の第３ポート(P3)に接続され、第２四路切換弁(32)の第４ポート(P4)は内部熱交換器(23)の外側流路(25)を介して室内熱交換器(22)の第１端に接続されている。室内熱交換器(22)の第２端は第１四路切換弁(31)の第３ポート(P3)に接続され、第１四路切換弁(31)の第４ポート(P4)は圧縮機(11)の吸入側に接続されている。
−運転動作−
冷房運転時、第１四路切換弁(31)及び第２四路切換弁(32)は、図７に実線で示す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機(11)から吐出された冷媒は、第１四路切換弁(31)、室外熱交換器(21)、内部熱交換器(23)の内側流路(24)、第２四路切換弁(32)、膨張機(12)、第２四路切換弁(32)、内部熱交換器(23)の外側流路(25)、室内熱交換器(22)、第１四路切換弁(31)を順に流れ、再度圧縮機(11)に吸入される。
上記内部熱交換器(23)では、室外熱交換器(21)を通過した後の超臨界状態の冷媒が内側流路(24)を流れ、室内熱交換器(22)を通過する前の低圧の冷媒が外側流路(25)を流れるため、内側流路(24)を流れる冷媒と外側流路(25)を流れる冷媒とが熱交換をする。このことにより、超臨界状態の冷媒は、上記内部熱交換器(23)で冷却され、比容積が小さくなった状態で膨張機(12)へ流入することになる。
暖房運転時、第１四路切換弁(31)及び第２四路切換弁(32)は、図７に破線で示す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機(11)から吐出された冷媒は、第１四路切換弁(31)、室内熱交換器(22)、内部熱交換器(23)の外側流路(25)、第２四路切換弁(32)、膨張機(12)、第２四路切換弁(32)、内部熱交換器(23)の内側流路(24)、室外熱交換器(21)、第１四路切換弁(31)を順に流れ、再度圧縮機(11)に吸入される。
上記内部熱交換器(23)では、室内熱交換器(22)を通過した後の超臨界状態の冷媒が外側流路(25)を流れ、室外熱交換器(21)を通過する前の低圧の冷媒が内側流路(24)を流れるため、内側流路(24)を流れる冷媒と外側流路(25)を流れる冷媒とはほとんど熱交換をしない。このことにより、超臨界状態の冷媒は内部熱交換器(23)を通過してもほとんど温度が変化せずに膨張機(12)へ流入することになる。
−実施形態６の効果−
この実施形態６においては、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器(22)を通過前の冷媒が外側流路(25)を流れるため、外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行い、超臨界状態の冷媒は温度が低下して比容積が小さくなった状態で膨張機(12)へ流入する。一方、暖房運転時には、蒸発器となる室外熱交換器(21)を通過前の冷媒が内側流路(24)を流れるため、外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒とがほとんど熱交換せず、超臨界状態の冷媒は温度がほとんど変化せずに膨張機(12)へ流入する。
以上のように、冷房運転時に膨張機(12)へ流入する冷媒の温度を調整することで、その比容積ないし流量を調整することができるので、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量をバランスさせて、ＣＯＰの低下を防止することが可能となる。
《発明の実施形態７》
実施形態７は、実施形態６の冷媒回路(10)において、第２四路切換弁(32)の代わりにブリッジ回路(35)を用いたものである。
図８に示すように、上記ブリッジ回路(35)は、４つの管路をブリッジ状に接続して構成され、４つのポート(P1,P2,P3,P4) を有している。上記４つの管路には、それぞれ逆止弁（CV）が設けられている。上記逆止弁(CV)は、第１ポート(P1)から第２ポート(P2)へ向かう冷媒流れと、第３ポート(P3)から第４ポート(P4)へ向かう冷媒流れと、第３ポート(P3)から第１ポート(P1)へ向かう冷媒流れと、第４ポート(P4)から第２ポート(P2)へ向かう冷媒流れを許容するように、各管路に設けられている。
上記内部熱交換器(23)の内側流路(24)は、ブリッジ回路(35)の第１ポート(P1)に接続されている。該ブリッジ回路(35)の第２ポート(P2)は、膨張機(12)の流入側に接続されている。膨張機(12)の流出側は、上記ブリッジ回路(35)の第３ポート(P3)に接続されている。このブリッジ回路(35)の第４ポート(P4)は、内部熱交換器(23)の外側流路(25)に接続されている。
その他の構成は実施形態６と同様である。
−運転動作−
冷房運転時、第１四路切換弁(31)は、図８に実線で示す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機(11)から吐出された冷媒は、第１四路切換弁(31)、室外熱交換器(21)、内部熱交換器(23)の内側流路(24)、ブリッジ回路(35)、膨張機(12)、ブリッジ回路(35)、内部熱交換器(23)の外側流路(25)、室内熱交換器(22)、第１四路切換弁(31)を順に流れ、再度圧縮機(11)に吸入される。
上記内部熱交換器(23)では、室外熱交換器(21)を通過した後の超臨界状態の冷媒が内側流路(24)を流れ、室内熱交換器(22)を通過する前の低圧の冷媒が外側流路(25)を流れるため、内側流路(24)を流れる冷媒と外側流路(25)を流れる冷媒とが熱交換をする。このことにより、超臨界状態の冷媒は、上記内部熱交換器(23)で冷却され、比容積が小さくなった状態で膨張機(12)へ流入することになる。
暖房運転時、第１四路切換弁(31)は、図８に破線で示す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機(11)から吐出された冷媒は、第１四路切換弁(31)、室内熱交換器(22)、内部熱交換器(23)の外側流路(25)、ブリッジ回路(35)、膨張機(12)、ブリッジ回路(35)、内部熱交換器(23)の内側流路(24)、室外熱交換器(21)、第１四路切換弁(31)を順に流れ、再度圧縮機(11)に吸入される。
上記内部熱交換器(23)では、室内熱交換器(22)を通過した後の超臨界状態の冷媒が外側流路(25)を流れ、室外熱交換器(21)を通過する前の低圧の冷媒が内側流路(24)を流れるため、内側流路(24)を流れる冷媒と外側流路(25)を流れる冷媒とはほとんど熱交換をしない。このことにより、超臨界状態の冷媒は内部熱交換器(23)を通過してもほとんど温度が変化せずに膨張機(12)へ流入することになる。
−実施形態７の効果−
この実施形態７においては、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器(22)を通過前の冷媒が外側流路(25)を流れるため、外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行い、超臨界状態の冷媒は温度が低下して比容積が小さくなった状態で膨張機(12)へ流入する。一方、暖房運転時には、蒸発器となる室外熱交換器(21)を通過前の冷媒が内側流路(24)を流れるため、外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒とがほとんど熱交換せず、超臨界状態の冷媒は温度がほとんど変化せずに膨張機(12)へ流入する。
以上のように、冷房運転時に膨張機(12)へ流入する冷媒の温度を調整することで、その比容積ないし流量を調整することができるので、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量をバランスさせて、ＣＯＰの低下を防止することが可能となる。
《発明の実施形態８》
実施形態８は、実施形態６において、内部熱交換器(23)の内側流路(24)と外側流路(25)における冷媒の流れ方向が、冷房運転時には互いに逆方向となり、暖房運転時には互いに同じ方向となるようにした例である。
図９に示すように、この実施形態８では、実施形態６の冷媒回路(10)において室外熱交換器(21)と内部熱交換器(23)との間に第３四路切換弁(33)を設け、冷房運転時と暖房運転時で内部熱交換器(23)の外側流路(25)の流れ方向が逆転しても、内側流路(24)の流れ方向は逆転しないようにしている。このために、室外熱交換器(21)の第２端が第３四路切換弁(33)の第１ポート(P1)に接続され、第３四路切換弁(33)の第２ポート(P2)が内部熱交換器(23)の内側流路(24)を介して該第３四路切換弁(33)の第３ポート(P3)に接続され、さらに第３四路切換弁(33)の第４ポート(P4)が第２四路切換弁(32)の第１ポート(P1)に接続されている。
上記第３四路切換弁(33)は、第１ポート(P1)が第２ポート(P2)と連通し且つ第３ポート(P3)が第４ポート(P4)と連通する状態（図１に実線で示す状態）と、第１ポート(P1)が第３ポート(P3)と連通し且つ第２ポート(P2)が第４ポート(P4)と連通する状態（図１に破線で示す状態）とに切り換わる。
その他の構成は実施形態６と同様である。
−運転動作−
冷房運転時、第１四路切換弁(31)、第２四路切換弁(32)及び第３四路切換弁(33)は、図９に実線で示す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機(11)から吐出された冷媒は、第１四路切換弁(31)、室外熱交換器(21)、第３四路切換弁(33)、内部熱交換器(23)の内側流路(24)、第３四路切換弁(33)、第２四路切換弁(32)、膨張機(12)、第２四路切換弁(32)、内部熱交換器(23)の外側流路(25)、室内熱交換器(22)、第１四路切換弁(31)を順に流れ、再度圧縮機(11)に吸入される。
上記内部熱交換器(23)では、室外熱交換器(21)を通過した後に内側流路(24)を通過する冷媒と、室内熱交換器(22)を通過する前に外側流路(25)を通過する冷媒とが、互いに逆方向へ向かって流れるとともに、内側流路(24)を超臨界状態の冷媒が流れ、外側流路(25)を低圧冷媒が流れるために、内側流路(24)を流れる冷媒と外側流路(25)を流れる冷媒とが効率よく熱交換をする。このことにより、超臨界状態の冷媒は、上記内部熱交換器(23)で冷却され、比容積が小さくなった状態で膨張機(12)へ流入することになる。
暖房運転時、第１四路切換弁(31)、第２四路切換弁(32)及び第３四路切換弁(33)は、図９に破線で示す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機(11)から吐出された冷媒は、第１四路切換弁(31)、室内熱交換器(22)、内部熱交換器(23)の外側流路(25)、第２四路切換弁(32)、膨張機(12)、第２四路切換弁(32)、第３四路切換弁(33)、内部熱交換器(23)の内側流路(24)、第３四路切換弁(33)、室外熱交換器(21)、第１四路切換弁(31)を順に流れ、再度圧縮機(11)に吸入される。
上記内部熱交換器(23)では、室内熱交換器(22)を通過した後に外側流路(25)を通過する冷媒と、室外熱交換器(21)を通過する前に内側流路(24)を通過する冷媒とが、互いに同一方向へ向かって流れるとともに、外側流路(25)を超臨界状態の冷媒が流れ、内側流路(24)を低圧冷媒が流れるために、内側流路(24)を流れる冷媒と外側流路(25)を流れる冷媒とはほとんど熱交換をしない。このことにより、超臨界状態の冷媒は内部熱交換器(23)を通過してもほとんど温度が変化せずに膨張機(12)へ流入することになる。
−実施形態８の効果−
この実施形態８においては、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器(22)を通過前の低圧冷媒が外側流路(25)を流れることに加えて、外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒が互いに逆方向へ向かって流れるようにしているため、外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行って、超臨界状態の冷媒は温度が低下して比容積が小さくなった状態で膨張機(12)へ流入する。一方、暖房運転時には、蒸発器となる室外熱交換器(21)を通過前の低圧冷媒が内側流路(24)を流れ、そのときに外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒とが互いに同一方向へ向かって流れるため、外側流路(25)の冷媒と内側流路(24)の冷媒とがほとんど熱交換せず、超臨界状態の冷媒は温度がほとんど変化せずに膨張機(12)へ流入する。
以上のように、冷房運転時に膨張機(12)へ流入する冷媒の温度を調整することで、その比容積ないし流量を調整することができるので、圧縮機(11)と膨張機(12)の流量をバランスさせて、ＣＯＰの低下を防止することが可能となる。
《その他の実施形態》
本発明は、上記実施形態について、以下のような構成としてもよい。
例えば、上記各実施形態では、膨張機(12)へ流入する冷媒の温度を調節可能な温度調節手段として内部熱交換器(23)を設けた例について説明したが、温度調節手段は内部熱交換器(23)以外で冷媒の温度を調整するものを用いてもよい。
また、温度調整手段は、冷房運転時と暖房運転時に膨張機(12)へ流入する冷媒の冷却性能が変わるものに限らず、冷媒回路(10)の運転条件が変化したときに冷媒の温度を調整するものであればよい。
以上説明したように、本発明は、冷媒を超臨界状態に圧縮して蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路(10)を備え、冷媒回路(10)の膨張機構を構成する膨張機(12)が圧縮機(11)に機械的に連結された冷凍装置について有用である。
本発明の実施形態１に係る空調機の冷媒回路図である。 内部熱交換器の概略構成図である。 実施形態２に係る空調機の冷媒回路図である。 実施形態３に係る空調機の冷媒回路図である。 実施形態４に係る空調機の冷媒回路図である。 実施形態５に係る空調機の冷媒回路図である。 実施形態６に係る空調機の冷媒回路図である。 実施形態７に係る空調機の冷媒回路図である。 実施形態８に係る空調機の冷媒回路図である。
符号の説明
(1) 空調機
(10) 冷媒回路
(11) 圧縮機
(12) 膨張機
(13) モータ
(21) 室外熱交換器（熱源側熱交換器）
(22) 室内熱交換器（利用側熱交換器）
(23) 内部熱交換器
(24) 内側流路
(25) 外側流路
(26) 伝熱フィン
(31) 第１四路切換弁
(32) 第２四路切換弁
(33) 第３四路切換弁
(35) ブリッジ回路

Claims (8)

  1. 圧縮機(11)と熱源側熱交換器(21)と膨張機構(12)と利用側熱交換器(22)とが接続され、冷媒が超臨界状態に圧縮される蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷媒回路(10)を備え、
    上記膨張機構(12)が冷媒の膨張により動力を発生する膨張機(12)により構成され、該膨張機(12)と圧縮機(11)とが機械的に連結された冷凍装置であって、
    膨張機(12)へ流入する冷媒の温度を調節可能な温度調節手段(23)が設けられていることを特徴とする冷凍装置。
  2. 請求項１に記載の冷凍装置において、
    冷媒回路(10)は、利用側熱交換器(22)を流れる冷媒が放熱する加熱運転と、該利用側熱交換器(22)を流れる冷媒が吸熱する冷却運転とが可能に構成され、
    温度調節手段(23)は、加熱運転時よりも冷却運転時の方が、膨張機(12)へ流入する冷媒の冷却性能が高くなるように構成されていることを特徴とする冷凍装置。
  3. 請求項２に記載の冷凍装置において、
    温度調節手段(23)は、冷却運転時に、放熱器となる熱源側熱交換器(21)を通過後の冷媒が、蒸発器となる利用側熱交換器(22)を通過前または通過後の冷媒と熱交換して冷却される内部熱交換器(23)により構成されていることを特徴とする冷凍装置。
  4. 請求項３に記載の冷凍装置において、
    内部熱交換器(23)は、冷却運転時には、蒸発器となる利用側熱交換器(22)を通過前または通過後の冷媒が流れる冷媒流路(25)の伝熱性能が、放熱器となる熱源側熱交換器(21)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路(24)の伝熱性能よりも高くなり、加熱運転時には、蒸発器となる熱源側熱交換器(21)を通過前または通過後の冷媒が流れる冷媒流路(24)の伝熱性能が、放熱器となる利用側熱交換器(22)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路(25)の伝熱性能よりも低くなるように構成されていることを特徴とする冷凍装置。
  5. 請求項４に記載の冷凍装置において、
    内部熱交換器(23)には、冷却運転時に蒸発器となる利用側熱交換器(22)を通過前または通過後の冷媒が流れ、加熱運転時に放熱器となる利用側熱交換器(22)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路(25)に、伝熱フィン(26)が設けられていることを特徴とする冷凍装置。
  6. 請求項２から５のいずれか１に記載の冷凍装置において、
    内部熱交換器(23)は、冷却運転時には、蒸発器となる利用側熱交換器(22)を通過前または通過後の冷媒と放熱器となる熱源側熱交換器(21)を通過後の冷媒とが互いに逆方向へ向かって流れ、加熱運転時には、蒸発器となる熱源側熱交換器(21)を通過前または通過後の冷媒と放熱器となる利用側熱交換器(22)を通過後の冷媒とが互いに同一方向へ向かって流れるように構成されていることを特徴とする冷凍装置。
  7. 請求項２から６のいずれか１に記載の冷凍装置において、
    内部熱交換器(23)は、内側流路(24)と外側流路(25)とが隣接して配置された二重管熱交換器により構成されていることを特徴とする冷凍装置。
  8. 請求項２から６のいずれか１に記載の冷凍装置において、
    内部熱交換器(23)は、内側流路(24)と、該内側流路(24)の外側に隣接して配置された第１外側流路(25A) と第２外側流路(25B) とを有する三層式のプレート熱交換器により構成されていることを特徴とする冷凍装置。
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