JP2006220356A - 空気調和装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 二酸化炭素を冷媒として用いる空気調和装置において、運転状態に拘わらず充分な暖房能力を得られるようにする。
【解決手段】 空気調和装置の冷媒回路には、圧縮機と室外熱交換器と膨張機と室内熱交換器とが設けられる。冷媒回路では、冷媒として充填された二酸化炭素を循環させることによって冷凍サイクルが行われる。暖房運転時において、室外熱交換器での冷媒蒸発温度が０℃程度となる運転条件では、冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧以上となる動作が行われる。一方、室外熱交換器での冷媒蒸発温度が例えば−１０℃や−２０℃といった低温となる運転条件では、冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧よりも低くなる動作が行われる。
【選択図】 図２

Description

本発明は、冷媒として二酸化炭素を用いる空気調和装置に関するものである。

従来より、空気調和装置としては、冷媒回路内で冷媒を循環させて冷凍サイクルを行うものが知られている。例えば、特許文献１には、冷媒として二酸化炭素（ＣＯ₂）を用いて冷凍サイクルを行う装置が開示されている。この特許文献１にも記載されているように、二酸化炭素を冷媒として冷凍サイクルを行う空気調和装置では、冷房能力を確保するために冷凍サイクルの高圧を二酸化炭素の臨界圧よりも高く設定するのが通常である。つまり、冷媒として二酸化炭素を採用する空気調和装置では、圧縮機の吐出圧力が冷媒の臨界圧よりも高くなる超臨界サイクルを行うのが一般的であった。
特開２０００−３２９４１６号公報

しかしながら、冷媒として二酸化炭素を採用する空気調和装置において、暖房運転中に超臨界サイクルを行うと、運転状態によっては充分な暖房能力を確保できない場合があった。この問題点について説明する。

圧縮機と膨張機が設けられた冷媒回路で冷凍サイクルを行う場合には、冷媒回路が閉回路であることから、膨張機を通過する冷媒の質量流量が圧縮機を通過する冷媒の質量流量と常に等しくなる。そして、例えば冷媒の蒸発圧力が低くなって圧縮機の吸入冷媒の密度が小さくなる運転状態では、膨張機へ流入する冷媒の密度が小さくならなければ圧縮機での冷媒流量と膨張機での冷媒流量とがバランスしない。

ここで、超臨界状態では、蒸発や凝縮といった相変化がおこらない。そして、冷媒の密度が同じだけ低くなっても、それに伴う比エンタルピの増大幅は、超臨界状態の方が気液二相状態に比べて大きくなる。このため、超臨界サイクル中に膨張機へ流入する冷媒の密度が小さくなるような運転条件では、膨張機の入口における冷媒のエンタルピが高くなり過ぎてしまう。その結果、このような運転条件では、放熱器の出入口における冷媒のエンタルピ差を確保できなくなり、充分な暖房能力を得られなくなっていた。

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、二酸化炭素を冷媒として用いる空気調和装置において、運転条件に拘わらず充分な暖房能力を得られるようにすることにある。

第１の発明は、圧縮機（32）及び膨張機（33）が接続されると共に冷媒としての二酸化炭素を循環させて冷凍サイクルを行う冷媒回路（20）を備え、上記冷媒回路（20）の利用側熱交換器（24）で加熱した空気を室内へ供給する暖房運転を少なくとも行う空気調和装置を対象としている。そして、上記暖房運転中には、上記利用側熱交換器（24）の出口における冷媒温度を二酸化炭素の臨界温度よりも低く設定し且つ冷凍サイクルの高圧を二酸化炭素の臨界圧よりも低く設定する運転動作が実行可能となっているものである。

第１の発明では、空気調和装置（10）が暖房運転を少なくとも行う。暖房運転中には、圧縮機（32）から吐出された高圧冷媒が利用側熱交換器（24）で空気と熱交換し、利用側熱交換器（24）で放熱した冷媒が膨張機（33）へ流入する。この発明の空気調和装置（10）では、利用側熱交換器（24）の出口における冷媒温度が二酸化炭素の臨界温度よりも低くなり且つ冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧よりも低くなる運転動作が、暖房運転中に実行可能となっている。この運転動作中の利用側熱交換器（24）の出口では、冷媒が気液二相状態となり得ることになる。気液二相状態では相変化がおこるため、冷媒の密度が同じだけ低くなっても、それに伴う比エンタルピの増大幅は、気液二相状態の方が超臨界状態に比べて小さくなる。そして、圧縮機（32）の吸入冷媒の密度低下に伴って膨張機（33）へ流入する冷媒の密度が低くならざるを得ない運転状態でも、利用側熱交換器（24）の出口における冷媒のエンタルピが比較的低く保たれる。

第２の発明は、上記第１の発明において、上記暖房運転中には、上記運転動作としての第１動作と、冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧以上に設定される第２動作とが選択的に実行可能となっているものである。

第２の発明では、暖房運転中において、冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧よりも低く設定される第１動作と、冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧以上に設定される第２動作との一方を選択して実行することが可能となっている。

第３の発明は、上記第２の発明において、上記第２動作では、更に上記利用側熱交換器（24）の出口における冷媒温度が二酸化炭素の臨界温度よりも低く設定されるものである。

第３の発明では、暖房運転中の第２動作において、冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧以上に設定されると共に、利用側熱交換器（24）の出口における冷媒温度が二酸化炭素の臨界温度よりも低く設定される。

第４の発明は、上記第２又は第３の発明において、上記暖房運転中には、第１動作と第２動作が冷媒の蒸発温度に応じて切り換わるものである。

第４の発明では、暖房運転中において、第１動作と第２動作が冷媒の蒸発温度に応じて切り換わる。つまり、暖房運転中の空気調和装置（10）では、冷媒蒸発温度の工程によって第１動作と第２動作のどちらが実行されるかが決まる。ここで、冷媒回路（20）における冷媒の蒸発温度は、冷媒の蒸発圧力（即ち冷凍サイクルの低圧）と一義的に対応する値である。冷凍サイクルの低圧が変化して圧縮機（32）の吸入冷媒の密度が変化すると、それに伴って膨張機（33）へ流入する冷媒の密度も変化し、第１動作と第２動作のどちらが実行されるかが決まる。

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、上記利用側熱交換器（24）で冷却した空気を室内へ供給する冷房運転が上記暖房運転と切り換え可能になっており、上記冷房運転中には、常に冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧以上に設定されるものである。

第５の発明では、暖房運転だけでなく冷房運転も可能となっている。冷房運転中には、充分な冷房能力を確保するために、冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧以上に設定される。

本発明に係る空気調和装置（10）では、利用側熱交換器（24）の出口における冷媒温度が二酸化炭素の臨界温度よりも低くなり且つ冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧よりも低くなる運転動作が、暖房運転中に実行可能となっている。そして、圧縮機（32）の吸入冷媒密度の低下に伴って膨張機（33）へ流入する冷媒の密度が低くならざるを得ない運転条件では、この運転動作を行うことにより、暖房運転時に利用側熱交換器（24）から膨張機（33）へ流入する冷媒を気液二相状態とすることが可能となり、このような運転状態でも、利用側熱交換器（24）の出口における冷媒のエンタルピが比較的低く保つことが可能となる。従って、本発明によれば、冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧よりも高くなる運転では暖房能力が低下してしまうような運転条件でも、上述した運転動作を行うことによって利用側熱交換器（24）の出入口における冷媒のエンタルピ差を確保することが可能となり、暖房能力の低下を抑えることが可能となる。

上記第２の発明では、冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧よりも低く設定される第１動作と、冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧以上に設定される第２動作とが運転条件に応じて使い分けられる。従って、この発明によれば、暖房運転中における空気調和装置（10）の運転動作を運転条件に適したものとすることができ、空気調和装置（10）の効率的な運転が可能となる。

上記第３の発明の第２動作では、冷凍サイクルの高圧は二酸化炭素の臨界圧以上に設定されるものの、利用側熱交換器（24）の出口における冷媒温度は二酸化炭素の臨界温度よりも低く設定される。ここで、二酸化炭素の臨界温度は３１.０５℃であるのに対し、暖房中の室内気温は２０℃〜２５℃程度であるため、暖房運転中に利用側熱交換器（24）の出口における冷媒温度を二酸化炭素の臨界温度よりも低くすることは可能である。そして、この発明によれば、暖房運転中の利用側熱交換器（24）の出入口における冷媒のエンタルピ差を拡大することができ、空気調和装置（10）の暖房能力の増大を図ることができる。

上記第４の発明では、暖房運転中において第１動作と第２動作が冷媒の蒸発温度に応じて切り換わる。このため、その時の運転条件に応じて第１動作と第２動作のうち有利な方を選択でき、空気調和装置（10）の運転を一層効率化させることが出来る。

上記第５の発明では、暖房運転時には冷凍サイクルの高圧を二酸化炭素の臨界圧よりも低くする動作が可能となる一方、冷房運転時には冷凍サイクルの高圧を二酸化炭素の臨界圧以上とする動作を常に行うようにしている。従って、この発明によれば、暖房運転に適した動作と冷房運転に適した動作とを確実に行うことができ、空気調和装置（10）の能力を充分に発揮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。

図１に示すように、本実施形態の空気調和装置（10）は、いわゆるセパレート型のものであって、室外機（11）と室内機（13）とを備えている。室外機（11）には、室外ファン（12）、室外熱交換器（23）、第１四路切換弁（21）、第２四路切換弁（22）、及び圧縮・膨張ユニット（30）が収納されている。室内機（13）には、室内ファン（14）及び室内熱交換器（24）が収納されている。室外機（11）は屋外に設置され、室内機（13）は屋内に設置されている。

上記空気調和装置（10）では、室外機（11）と室内機（13）とを一対の連絡配管（15,16）で接続することによって冷媒回路（20）が形成されている。圧縮・膨張ユニット（30）や室内熱交換器（24）などは、この冷媒回路（20）に設けられている。また、この冷媒回路（20）には、冷媒として二酸化炭素（ＣＯ₂）が充填されている。なお、二酸化炭素の臨界点（CP）における圧力と温度（即ち臨界圧と臨界温度）は、それぞれ７.３４ＭＰａと３１.０５℃である。

上記圧縮・膨張ユニット（30）は、縦長円筒形の密閉容器状に形成されたケーシング（31）を備えている。このケーシング（31）内には、圧縮機としての圧縮機構（32）と、膨張機としての膨張機構（33）と、電動機（34）とが収納されている。ケーシング（31）内では、圧縮機構（32）と電動機（34）と膨張機構（33）とが下から上へ向かって順に配置されている。圧縮機構（32）と電動機（34）と膨張機構（33）とは、互いに１本のシャフト（35）で連結されている。圧縮機構（32）および膨張機構（33）は、それぞれがロータリ型流体機械やスクロール型流体機械などの容積型流体機械によって構成されている。１本のシャフト（35）で連結された圧縮機構（32）と電動機（34）と膨張機構（33）とは、それぞれの回転速度が常に等しくなる。

上記冷媒回路（20）において、圧縮機構（32）は、その吐出側が第１四路切換弁（21）の第１のポートに、その吸入側が第１四路切換弁（21）の第４のポートにそれぞれ接続されている。一方、膨張機構（33）は、その流出側が第２四路切換弁（22）の第１のポートに、その流入側が第２四路切換弁（22）の第４のポートにそれぞれ接続されている。

また、上記冷媒回路（20）において、室外熱交換器（23）は、その一端が第２四路切換弁（22）の第２のポートに、その他端が第１四路切換弁（21）の第３のポートにそれぞれ接続されている。この室外熱交換器（23）は、熱源側熱交換器を構成しており、冷媒回路（20）内の冷媒を室外ファン（12）により送り込まれた室外空気と熱交換させる。一方、室内熱交換器（24）は、その一端が第１四路切換弁（21）の第２のポートに、その他端が第２四路切換弁（22）の第３のポートにそれぞれ接続されている。この室内熱交換器（24）は、利用側熱交換器を構成しており、冷媒回路（20）内の冷媒を室内ファン（14）により送り込まれた室内空気と熱交換させる。

上記第１四路切換弁（21）と第２四路切換弁（22）は、それぞれ、第１のポートと第２のポートとが連通し且つ第３のポートと第４のポートとが連通する状態（図１に実線で示す状態）と、第１のポートと第３のポートとが連通し且つ第２のポートと第４のポートとが連通する状態（図１に破線で示す状態）とに切り換わるように構成されている。

上記空気調和装置（10）には、コントローラ（90）が設けられている。また、図示しないが、空気調和装置（10）には、冷媒温度や空気温度などを計測するための各種のセンサが設けられており、これらセンサの出力値がコントローラ（90）へ入力されている。そして、コントローラ（90）は、センサからの入力などを利用して、空気調和装置（10）の運転制御を行う。

−空気調和装置の冷房運転−
上記空気調和装置（10）の冷房運転時の動作について説明する。冷房運転時には、第１四路切換弁（21）及び第２四路切換弁（22）が図１に破線で示す状態に設定される。この状態で電動機（34）へ通電すると、冷媒回路（20）内で冷媒が循環する。

具体的に、圧縮機構（32）から吐出された超臨界状態の高圧冷媒は、室外熱交換器（23）へ流入し、室外空気へ放熱した後に膨張機構（33）へ流入する。膨張機構（33）では流入した高圧冷媒から動力が回収され、この回収された動力がシャフト（35）によって圧縮機構（32）へ伝えられる。膨張機構（33）で膨張した冷媒は、室内熱交換器（24）へ流入する。室内熱交換器（24）では、流入した低圧冷媒が室内空気から吸熱して蒸発し、これによって室内空気が冷却される。室内熱交換器（24）で蒸発した低圧冷媒は、圧縮機構（32）へ吸入されて圧縮される。

ここで、通常、冷房運転中は、室内熱交換器（24）での冷媒蒸発温度を１０℃程度に設定され、このことから冷凍サイクルの低圧は４.５ＭＰａ前後となる。そして、室内熱交換器（24）の出口における冷媒の過熱度が概ね一定であれば、冷凍サイクルの低圧が決まれば圧縮機構（32）へ吸入される冷媒の密度も決まる。一方、冷房運転が行われる夏季の外気温が３０℃〜３５℃程度であることを考慮すると、室外熱交換器（23）の出口における冷媒温度は４０℃程度になる。また、膨張機構（33）を通過する冷媒の質量流量は、圧縮機構（32）を通過する冷媒の質量流量と等しくなければならない。このため、冷凍サイクルの高圧は、膨張機構（33）へ流入する冷媒の温度が４０℃程度で、しかもその密度が圧縮機構（32）と膨張機構（33）における冷媒流量がバランスするという条件の下で、室内熱交換器（24）の入口での冷媒のエンタルピがある程度低い値になるような所定の値（例えば１０ＭＰａ前後）となる。

−空気調和装置の暖房運転−
上記空気調和装置（10）の暖房運転時の動作について説明する。暖房運転時には、第１四路切換弁（21）及び第２四路切換弁（22）が図１に実線で示す状態に設定される。この状態で電動機（34）へ通電すると、冷媒回路（20）内で冷媒が循環する。

具体的に、圧縮機構（32）から吐出された超臨界状態の高圧冷媒は、室内熱交換器（24）へ流入する。室内熱交換器（24）では、流入した高圧冷媒が室内空気へ放熱し、これによって室内空気が加熱される。室内熱交換器（24）で放熱した高圧冷媒は、続いて膨張機構（33）へ流入する。膨張機構（33）では流入した高圧冷媒から動力が回収され、この回収された動力がシャフト（35）によって圧縮機構（32）へ伝えられる。膨張機構（33）で膨張した冷媒は、室外熱交換器（23）で室外空気から吸熱して蒸発し、その後に圧縮機構（32）へ吸入されて圧縮される。

暖房運転時には、室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度が二酸化炭素の臨界温度（３１.０５℃）よりも低く設定される。暖房運転中における室内空気の温度（内気温）は、２０℃程度である。従って、室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度を二酸化炭素の臨界温度より低くすることは、充分に可能である。コントローラ（90）は、室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度の目標値を設定し、その実測値が目標値となるように空気調和装置（10）の運転制御を行う。このコントローラ（90）の動作については、後述する。

ここでは、暖房運転中に冷媒回路（20）で行われる冷凍サイクルについて、室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度が２５℃に設定された場合を例に、図２のモリエル線図（圧力−エンタルピ線図）を参照しながら説明する。なお、同図において、細い実線で示されているのは等密度線であり、細い破線で示されているのは等温線である。

例えば、外気温が１０℃程度の場合は、室外熱交換器（23）における冷媒の蒸発温度が０℃となった冷凍サイクル、即ち図２に太い実線で表された冷凍サイクルが行われる。具体的に、冷媒回路（20）内を循環する冷媒は、点Ａの状態で圧縮機構（32）へ吸入され、圧縮機構（32）で圧縮されて点Ｂの状態となり、室内熱交換器（24）で放熱して点Ｃの状態となり、膨張機構（33）で膨張して点Ｄの状態となり、室外熱交換器（23）で吸熱して点Ａの状態に戻る。この冷凍サイクルの高圧（即ち点Ｂや点Ｃにおける冷媒圧力）は、８.３Ｍｐａ前後になる。室内熱交換器（24）の出口（即ち膨張機構（33）の入口）における冷媒状態（点Ｃ）は、温度が２５℃で、密度が圧縮機構（32）と膨張機構（33）の流量がバランスするような値となる状態である。

外気温が０℃程度にまで下がると、室外熱交換器（23）における冷媒の蒸発温度が−１０℃となった冷凍サイクル、即ち図２に太い破線で表された冷凍サイクルが行われる。具体的には、外気温が１０℃程度の場合に比べて冷凍サイクルの高圧と低圧が共に低下し、圧縮機構（32）の入口における冷媒状態が点Ａから点Ａ'となり、膨張機構（33）の入口における冷媒状態が点Ｃから点Ｃ'となる。

この冷媒蒸発温度が−１０℃となる冷凍サイクルでは、冷凍サイクルの高圧が６.５ＭＰａ前後となる。つまり、冷凍サイクルの高圧が、二酸化炭素の臨界圧よりも低くなる。そして、膨張機構（33）の入口では、冷媒が気液二相状態となっている、
本実施形態の空気調和装置（10）において、膨張機構（33）の入口における冷媒状態は、圧縮機構（32）の入口における冷媒状態に応じて決まる。この点について説明する。本実施形態では、圧縮機構（32）と膨張機構（33）が共に容積型の流体機械で構成されており、しかも圧縮機構（32）と膨張機構（33）が１本のシャフト（35）で連結されて常に同じ回転速度で回転する。このため、圧縮機構（32）と膨張機構（33）とで通過する冷媒の質量流量が一致するには、圧縮機構（32）の入口における冷媒密度と膨張機構（33）の入口における冷媒密度の比が常に一定でなければならない。従って、冷媒蒸発温度が−１０℃となる冷凍サイクルでの膨張機構（33）の入口における冷媒状態（点Ｃ'）は、点Ｃ'と点Ａ'の冷媒密度の比が点Ｃと点Ａの冷媒密度の比と等しくなる密度で、且つ温度が２５℃となるような状態となる。

外気温が更に−１０℃程度にまで下がると、室外熱交換器（23）における冷媒の蒸発温度が−２０℃となった冷凍サイクル、即ち図２に太い一点鎖線で表された冷凍サイクルが行われる。具体的には、冷媒蒸発温度が−１０℃となる場合に比べて冷凍サイクルの低圧だけが低下し、圧縮機構（32）の入口における冷媒状態が点Ａ'から点Ａ''となり、膨張機構（33）の入口における冷媒状態が点Ｃ'から点Ｃ''となる。上述したように点Ｃ'の状態では冷媒が気液二相状態になっており、点Ｃ''の状態と点Ｃ'の状態とで冷媒温度が同じであるため、冷凍サイクルの高圧は変化しない。膨張機構（33）の入口における冷媒状態（点Ｃ''）は、点Ｃ''と点Ａ''の冷媒密度の比が点Ｃ'と点Ａ'の冷媒密度の比と等しくなる密度で、且つ温度が２５℃となるような状態となる。

ここで、比較例として、暖房運転中の室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度が二酸化炭素の臨界温度よりも高く設定される場合の冷凍サイクルについて、図４のモリエル線図を参照しながら説明する。なお、ここでは、室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度が３５℃である場合について説明する。

室外熱交換器（23）での冷媒蒸発温度が０℃となる運転条件では、図４に太い実線で表された冷凍サイクル（ａ−ｂ−ｃ−ｄで示されるサイクル）が行われる。一方、室外熱交換器（23）での冷媒蒸発温度が−１０℃となる運転条件では、図４に太い破線で表された冷凍サイクル（ａ'−ｂ'−ｃ'−ｄ'で示されるサイクル）が行われる。また、室外熱交換器（23）での冷媒蒸発温度が−２０℃となる運転条件では、図４に太い破線で表された冷凍サイクル（ａ''−ｂ''−ｃ''−ｄ''で示されるサイクル）が行われる。

この場合も、膨張機構（33）の入口における冷媒密度は、圧縮機構（32）の入口における冷媒密度が低下するのにつれて低下してゆく。具体的に、膨張機構（33）の入口における冷媒状態は、温度３５℃の等温線上を密度が低くなる方向（点ｃから点ｃ''へ向かう方向）へ変化してゆく。一方、これら点ｃ，点ｃ'，点ｃ''では何れの状態においても冷媒が超臨界状態となっており、冷媒の密度が下がるのにつれてそのエンタルピが比較的大幅に低下してしまう。従って、この比較例では、膨張機構（33）の入口における冷媒状態が点ｃから点ｃ'へ、あるいは点ｃ'から点ｃ''へ変化するのに伴い、各点における冷媒のエンタルピが大きく増大してしまう。

これに対し、本実施形態では膨張機構（33）の入口における冷媒温度が二酸化炭素の臨界温度よりも低くなっており、室外熱交換器（23）での冷媒蒸発温度が−１０℃や−２０℃となる運転条件では、膨張機構（33）の入口では冷媒が気液二相状態となる（図２を参照）。このため、圧縮機構（32）の入口における冷媒密度が低下するのに伴って膨張機構（33）の入口における冷媒密度が低下しても、それに伴う冷媒のエンタルピの増加量は、超臨界状態で冷媒の密度が低下した場合に比べて大幅に小さくなる。そして、膨張機構（33）の入口における冷媒のエンタルピがさほど増加しなければ、放熱器である室内熱交換器（24）の出入口におけるエンタルピ差もさほど小さくならず、室内熱交換器（24）で冷媒から室内空気へ放熱される熱量もそれほど少なくならない。

図５は、本実施形態と上記比較例のそれぞれについて、暖房運転中に冷媒蒸発温度が低くなるにつれて暖房能力やＣＯＰ（成績係数）がどの程度低下してゆくかを示ししたものである。

室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度が３５℃の場合、冷媒蒸発温度が−２０℃となる運転条件で得られる暖房能力は、冷媒蒸発温度が０℃となる運転条件で得られる暖房能力の８２％程度にまで下がってしまう。また、この場合、冷媒蒸発温度が−２０℃となる運転条件におけるＣＯＰは、冷媒蒸発温度が０℃となる運転条件におけるＣＯＰの６０％程度にまで下がってしまう。

一方、室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度が２５℃の場合、冷媒蒸発温度が−２０℃となる運転条件で得られる暖房能力は、冷媒蒸発温度が０℃となる運転条件で得られる暖房能力の９６％程度にまでしか下がらない。また、この場合、冷媒蒸発温度が−２０℃となる運転条件におけるＣＯＰは、冷媒蒸発温度が０℃となる運転条件におけるＣＯＰの７３％程度にまでしか下がらない。

このように、外気温が極端に低い条件で暖房運転を行う場合には、冷凍サイクルの高圧を二酸化炭素の臨界圧よりも低く設定し、更には室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度を二酸化炭素の臨界温度よりも低く設定するほうが、暖房能力やＣＯＰの点で有利となる。

−コントローラの制御動作−
上述したように、コントローラ（90）は、暖房運転中に室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度が所定の値に保たれるように、空気調和装置（10）の運転制御を行う。このコントローラ（90）の制御動作について、図３のフロー図を参照しながら説明する。

先ず、ステップST１において、コントローラ（90）は、空気調和装置（10）の各部に設けられたセンサからの出力信号を取得する。例えば、室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度、室外熱交換器（23）での冷媒蒸発温度、冷凍サイクルの高圧の値などのデータをコントローラ（90）が取得する。続くステップST２では、室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度の目標値Ｔgc,objを設定する。その際、コントローラ（90）は、予め記憶していた関係式や数値表とステップST１で取得したデータを利用して演算を行い、その時点での運転条件に適した目標値Ｔgc,objを設定する。

次に、ステップST３では、室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度の実測値Ｔgcと、ステップST２で設定した目標値Ｔgc,objとが比較される。そして、実測値Ｔgcが目標値Ｔgc,obj以上であればステップST４へ移り、実測値Ｔgcが目標値Ｔgc,obj未満であればステップST７へ移る。 ステップST４やステップST７では、室内空気温度の実測値Ｔraと、ユーザーにより設定された室内空気温度の目標値Ｔra,objとが比較される。

ステップST４において、実測値Ｔraが目標値Ｔra,objを下回っていれば、ステップST５へ移り、室内ファン（14）の回転速度を上げることによって室内機（11）の吹出風量を増やす。つまり、この状態では、Ｔra＜Ｔra,objとなっていて暖房能力を増やす必要があるため、コントローラ（90）は室内熱交換器（24）を通過する風量を増やすことによって室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度を引き下げる。一方、実測値Ｔraが目標値Ｔra,obj以上となっていれば、ステップST６へ移り、圧縮・膨張ユニット（30）の電動機（34）の回転速度を下げることによって圧縮機構（32）の容量を減らす。つまり、この状態では、Ｔra≧Ｔra,objとなっていて暖房能力を増やす必要が無いため、コントローラ（90）は室内熱交換器（24）を通過する冷媒流量を減らすことによって室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度を引き下げる。

ステップST７において、実測値Ｔraが目標値Ｔra,objを下回っていれば、ステップST８へ移り、圧縮・膨張ユニット（30）の電動機（34）の回転速度を上げることによって圧縮機構（32）の容量を増やす。つまり、この状態では、Ｔra＜Ｔra,objとなっていて暖房能力を増やす必要があるため、コントローラ（90）は室内熱交換器（24）を通過する冷媒流量を増やすことによって室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度を引き上げる。一方、実測値Ｔraが目標値Ｔra,obj以上となっていれば、ステップST９へ移り、室内ファン（14）の回転速度を下げることによって室内機（11）の吹出風量を減らす。つまり、この状態では、Ｔra≧Ｔra,objとなっていて暖房能力を増やす必要が無いため、コントローラ（90）は室内熱交換器（24）を通過する風量を減らすことによって室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度を引き下げる。

−実施形態の効果−
本実施形態の空気調和装置（10）では、外気温が比較的低い運転条件での暖房運転において、冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧よりも低く、室内熱交換器（24）の出口における冷媒温度が二酸化炭素の臨界温度よりも低くなる動作を行っている。このため、冬季の寒冷地で暖房運転を行うような運転条件においても、室内熱交換器（24）の出口における冷媒のエンタルピを比較的低く保つことができ、室内熱交換器（24）の出入口におけるエンタルピ差を確保して暖房能力の低下を可能な限り抑制することができる。また、冷媒蒸発温度の低下に伴って圧縮・膨張ユニット（30）の電動機（34）の消費電力は増大するが、室内熱交換器（24）で得られる暖房能力の低下を少なくできるため、冬季の寒冷地で暖房運転を行うような運転条件においても比較的高いＣＯＰを得ることが可能となる。

なお、以上の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。

以上説明したように、本発明は、冷媒として二酸化炭素を用いた空気調和装置について有用である。

実施形態における冷媒回路の構成図である。 実施形態の空気調和装置における暖房運転時の冷凍サイクルを示すモリエル線図である。 暖房運転時にコントローラが行う制御動作を示すフロー図である。 比較例の暖房運転における冷凍サイクルを示すモリエル線図である。 実施形態の空気調和装置と比較例との暖房運転時の性能を示す冷媒蒸発温度と暖房能力比及びＣＯＰ比との関係図である。

符号の説明

10 空気調和装置
20 冷媒回路
24 室内熱交換器（利用側熱交換器）
32 圧縮機構（圧縮機）
33 膨張機構（膨張機）

Claims (5)

1. 圧縮機（32）及び膨張機（33）が接続されると共に冷媒としての二酸化炭素を循環させて冷凍サイクルを行う冷媒回路（20）を備え、上記冷媒回路（20）の利用側熱交換器（24）で加熱した空気を室内へ供給する暖房運転を少なくとも行う空気調和装置であって、
   上記暖房運転中には、上記利用側熱交換器（24）の出口における冷媒温度を二酸化炭素の臨界温度よりも低く設定し且つ冷凍サイクルの高圧を二酸化炭素の臨界圧よりも低く設定する運転動作が実行可能となっている
   ことを特徴とする空気調和装置。
2. 請求項１において、
   上記暖房運転中には、上記運転動作としての第１動作と、冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧以上に設定される第２動作とが選択的に実行可能となっている
   ことを特徴とする空気調和装置。
3. 請求項２において、
   上記第２動作では、更に上記利用側熱交換器（24）の出口における冷媒温度が二酸化炭素の臨界温度よりも低く設定される
   ことを特徴とする空気調和装置。
4. 請求項２又は３において、
   上記暖房運転中には、第１動作と第２動作が冷媒の蒸発温度に応じて切り換わる
   ことを特徴とする空気調和装置。
5. 請求項１，２，３又は４において、
   上記利用側熱交換器（24）で冷却した空気を室内へ供給する冷房運転が上記暖房運転と切り換え可能になっており、
   上記冷房運転中には、常に冷凍サイクルの高圧が二酸化炭素の臨界圧以上に設定される
   ことを特徴とする空気調和装置。
   

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