JP2007255768A - 空調システム - Google Patents

Abstract

【課題】圧縮冷凍機を用いたシステムの効率を高めることが出来ると共に、コンパクトで且つメンテナンスその他のコストを低減することが出来る様な空調システムの提供。
【解決手段】圧縮式空調機（１００）を有し、冷媒蒸発器（６）と、第２の冷媒ライン（Ｌ２）と、第３の熱交換器（８）とを有し、第２の冷媒ライン（Ｌ２）は、冷媒蒸発器（６）に連通する第１の分岐ライン（Ｌ２１）と、エゼクタ（７）の側方吸込み部（７１）に連通する第２の分岐ライン（Ｌ２２）とに分岐しており、第２の分岐ライン（Ｌ２２）には第４の熱交換器（４）が介装され、第４の熱交換器（４）は空調を行うべき空間内に圧縮式空調機の室内器（２）と共に設けられている。
【選択図】図１

Description

本発明は、圧縮機（コンプレッサ）を用いて圧縮式サイクルを行う圧縮式空調機（圧縮式冷凍機）を用いて空調（冷房及び暖房）を行う空調システムに関する。

圧縮機（コンプレッサ）を用いて、冷凍を行う圧縮式冷凍機は良く知られている。
この圧縮式冷凍機或いは圧縮式サイクルを実施するに際して、凝縮器で凝縮された高圧液相冷媒を、排熱を駆動熱源とする吸収冷凍式冷凍機を用いて過冷却し、以って、効率の向上を図ることが従来技術において行われている。
図２７は、その様な従来技術を示している。

図２７において、圧縮式冷凍機１００は、圧縮機１と、蒸発器である室内器２と、凝縮器である室外器３と、減圧弁ＣＶ２を介装した冷媒ラインＬ１とで構成されている。
そして、凝縮器３で凝縮された高圧液相冷媒は、減圧弁ＣＶ２で減圧される前に、温水焚き吸収冷凍機３００の蒸発器３０１で冷却（過冷却）されている。
ここで、温水焚き吸収冷凍機３００は、ガスエンジン５の排熱（温排水）が再生器３０３に供給される様に構成されている。一方、圧縮式冷凍機１００の圧縮機１は、ガスエンジン５の駆動軸５１による機械的な出力が伝達されて駆動される。
図２７において、符号３０２は吸収器を、３０４は凝縮器を示す。

圧縮式冷凍機の冷媒循環系が途中で分岐しており、分岐した一方の冷媒循環用配管が温水焚き吸収冷凍機の蒸発器に連通しており、当該冷媒循環用配管を流れる圧縮式冷凍機の冷媒が温水焚き吸収冷凍機の蒸発器で冷却される従来技術も、本出願人によって提案されている（特許文献１参照）。

しかし、吸収式冷凍機は一般にサイズが大きく、広い設置スペースを必要とする。そのため、狭小な設置スペースしか設けることが出来ない場合には、図２７の従来技術、或いは上述した従来技術（特許文献１）の実施が困難である。
また、吸収式冷凍機の媒体、すなわち冷媒や吸収溶液は、圧縮式冷凍機の冷媒とは異なるため、図２７の従来技術或いは上述した従来技術（特許文献１）を実施するためには、複数の媒体（冷媒、吸収溶液）を扱わなければならず、その分だけ設置やメンテナンスに労力を必要としてしまうという問題が存在する。

さらに、吸収冷凍機の場合は、高い真空度が要求されるので、設置やメンテナンスの労力が大きいという問題がある。
それに加えて、一般的に、吸収式冷凍機は圧縮式に比較して、購入コストが高価である。
以上の理由から、図２７の従来技術或いは上述した従来技術（特許文献１）を実施するのに、躊躇するユーザーが存在した。
特開２０００−２４１０４２号公報

本発明は上述した従来技術の問題点に鑑みて提案されたものであり、圧縮冷凍機を用いたシステムの効率を高めることが出来ると共に、コンパクトで且つメンテナンスその他のコストを低減することが出来る様な空調システムの提供を目的としている。

本発明の空調システムは、圧縮機（１）と、冷媒と空調をするべき室内の空気とで熱交換を行う第１の熱交換器（圧縮式空調機の室内器２）と、冷媒と外気とで熱交換を行う第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器３）と、圧縮機と第１の熱交換器（２）と第２の熱交換器（３）とを介装する第１の冷媒ライン（圧縮式空調機の冷媒ラインＬ１）とを備えた圧縮式空調機（１００）を有し、熱源機（例えば、ガスエンジンコージェネレーションシステム５）からの排熱が投入されて冷媒を蒸発する冷媒蒸発器（フロンボイラ６）と、エゼクタ（７）と、冷媒蒸発器（フロンボイラ６）及びエゼクタ（７）を介装する第２の冷媒ライン（蒸気噴射冷凍サイクルの冷媒ラインＬ２）と、第２の冷媒ライン（Ｌ２）を流れる冷媒と外気とで熱交換を行う第３の熱交換器（蒸気噴射冷凍サイクルの凝縮器８）とを有し、第２の冷媒ライン（Ｌ２）は、冷媒蒸発器（フロンボイラ６）に連通する第１の分岐ライン（Ｌ２１）と、エゼクタ（７）のディフューザ側方吸込み部（７１）に連通する第２の分岐ライン（Ｌ２２）とに分岐（Ｂ１）しており、第２の分岐ライン（Ｌ２２）には第４の熱交換器（蒸気噴射冷凍サイクルの蒸発器４）が介装されており、第４の熱交換器（４）は空調を行うべき空間内に前記第１の熱交換器（圧縮式空調機の室内器２）と共に設けられており第２の分岐ライン（Ｌ２２）を流れる冷媒と空調を行うべき空間中の空気とで熱交換を行う様に構成されていることを特徴としている（請求項１）。
本明細書において、圧縮式サイクルを具備する空調機について、暖房運転時も考慮するべき場合は「圧縮式空調機」と記載するが、冷房運転時のみを考慮すればよい場合には、「圧縮式冷凍機」或いは「圧縮式冷凍サイクル」と記載する。同様に、蒸気噴射冷凍サイクルを行う部分について、冷凍サイクルのみを考慮すればよい場合には「蒸気噴射冷凍サイクル」と記載するが、装置としての構成を考慮するべき場合には「蒸気噴射冷凍機」と記載する場合がある。
また、本明細書において、「室内器」なる文言は室内に設けられた熱交換器を意味しており、「室外器」なる文言は室外に設けられた熱交換器を意味している。そして、室内器は冷房時は蒸発器として作用し、暖房時は凝縮器として作用する。一方、室外機は、冷房時は凝縮器として作用し、暖房時は蒸発器として作用する。

本発明において、前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器３）と前記第３の熱交換器（蒸気噴射冷凍サイクルの凝縮器８）とは別体に構成されており、前記第１の熱交換器（圧縮式空調機の室内器２）と前記第４の熱交換器（４）とは別体に構成されており、第１の冷媒ライン（Ｌ１：圧縮式空調機の冷媒ライン）における前記第１の熱交換器（圧縮式空調機の室内器２）及び前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器３）を介装した領域と、第２の冷媒ライン（蒸気噴射冷凍サイクルの冷媒ラインＬ２）における前記第３の熱交換器（蒸気噴射冷凍サイクルの凝縮器８）及び前記第４の熱交換器（４）を介装した領域とは、別個に設けられて構成することが可能である（請求項２）。

或いは本発明において、前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器）と前記第３の熱交換器（蒸気噴射冷凍サイクルの凝縮器）とは一体化（３８）して構成されており、前記第１の熱交換器（圧縮式空調機の室内器）と前記第４の熱交換器とは一体化（２４）されて構成されており、第１の冷媒ライン（圧縮式空調機の冷媒ラインＬ１）における前記第１の熱交換器（圧縮式空調機の室内器２）及び前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器３）を介装した領域と、第２の冷媒ライン（蒸気噴射冷凍サイクルの冷媒ラインＬ２）における前記第３の熱交換器（蒸気噴射冷凍サイクルの凝縮器８）及び前記第４の熱交換器（４）を介装した領域とは、共通化（３８、２４）されて構成することも可能である（請求項３）。

本発明において、前記第１の冷媒ライン（圧縮式空調機の冷媒ラインＬ１）には流路切り換え装置（例えば、四方弁Ｖ４）が介装されており、前記第１の冷媒ライン（Ｌ１）を循環する冷媒の流れる方向を逆転可能に構成（され、以って、冷房運転と暖房運転が切り換え可能に構成）されているのが好ましい（請求項４）。

また本発明において、前記熱源機（例えば、ガスエンジンコージェネレーションシステム５）からの排熱を前記第１の冷媒ライン（圧縮式空調機の冷媒ラインＬ１）を流れる冷媒に投入する第５の熱交換器（排熱熱交換器９）を設けるのが好ましい（請求項５）。

さらに本発明において、前記第２の冷媒ライン（蒸気噴射冷凍サイクルの冷媒ラインＬ２）はエゼクタ（７）をバイパスするバイパスライン（Ｌ２ｂ）を有しているのが好ましい（請求項６）。

上述する構成を具備する本発明によれば、圧縮式空調機（圧縮式冷凍機１００）と、蒸気噴射冷凍サイクル（の蒸気噴射冷凍機２００）とを有しており、圧縮式冷凍サイクルにおける第４の熱交換器（蒸気噴射冷凍サイクルの蒸発器４）は、圧縮式空調機（圧縮式冷凍機１００）における第１の熱交換器（圧縮式空調機の室内器２）と共に、空調を行うべき空間内に設けられており（請求項１）、冷房運転時において、蒸気噴射冷凍サイクルは圧縮式冷凍機（１００）を循環する冷媒を過冷却することはしないが、蒸気噴射冷凍サイクルにより、空調を行うべき室内の空気が気化熱を奪われて冷却される。
そして、圧縮冷凍機（１００）における室内器（２）においても、室内の空気は冷却される。すなわち、本発明によれば、空調を行うべき室内の空気は、圧縮式冷凍サイクルと、蒸気噴射冷凍サイクルの双方により冷却される。

蒸気噴射冷凍サイクルはガスエンジン（５）の排熱により作動するので、消費エネルギが極めて小さい。そして、冷凍効率が良好な圧縮式冷凍サイクルと同時に冷房運転を行うので、本発明によれば、空調するべき空間に対して必要な空調能力（冷房運転時であれば、冷房能力）が、システム全体で十分に得ることが出来る。

ここで、蒸気噴射冷凍サイクルでは、循環する冷媒は１種類のみであり、フロンを冷媒として使用可能であるので、吸収式冷凍機に比較して、取り扱いが容易である。
また、蒸気噴射冷凍サイクルは、熱交換器（６、８）とエゼクタ（７）と配管（Ｌ２０、Ｌ２１、Ｌ２２）のみで構成されるので（排熱ボイラ或いはフロンボイラ６は単なる熱交換器である）、コンパクトであり、蒸気噴射冷凍サイクルの部分（２００）の製造コストやメンテナンスコストが極めて安価となる。
従って、従来技術の圧縮式冷凍機に吸収式冷凍機を組み合わせた空調システム（特許文献１や図２７で示すシステム）における問題点を解消することが出来る。

さらに、蒸気噴射冷凍サイクルは空冷がし易く、吸収式冷凍機のような晶析の問題は発生しないという利点を有している。

ここで、蒸気噴射冷凍サイクルと圧縮サイクルでは、使用する冷媒を同一にする事が可能である。
そのため、本発明においては、蒸気噴射冷凍サイクルの一部と、圧縮サイクル側の一部を共通化（３８、２４）して、部品点数を減少して、各種コストの削減を実現することが出来る。
具体的には、本発明においては、前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器）と前記第４の熱交換器とを一体化（３８）して、第１の冷媒ライン（Ｌ１）における前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器）を介装した領域と第２の冷媒ライン（Ｌ２）における前記第４の熱交換器を介装した領域とを一体化（２４）すること（請求項３）が可能であり、構成を簡素化し、部品点数を減少して、メンテナンスその他の費用を安価にする事が出来るのである。

さらに本発明においては、圧縮式空調機（１００）の冷媒ライン（Ｌ１）を循環する冷媒の流れる方向を逆転可能に構成して、以って、冷房運転と暖房運転が切り換え可能に構成することが出来るので（請求項４）、夏季には冷房運転、冬季には暖房運転を行い、快適な室内環境を達成することが出来るのである。

以下、添付図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。
なお、図２７で示すのと同様な部材については、同様な符号を付してある。
図示の実施形態において、圧縮式空調機１００については、暖房運転時も考慮するべき場合は「圧縮式空調機」と記載するが、冷房運転時のみを考慮すればよい場合には、「圧縮式冷凍機」或いは「圧縮式冷凍サイクル」と記載する。
同様に、蒸気噴射冷凍機２００について、冷凍サイクルのみを考慮すればよい場合には「蒸気噴射冷凍サイクル」と記載する場合がある。

先ず、図１〜図４を参照して第１実施形態を説明する。
図１は第１実施形態に係る全体構成を示しており、図２は第１実施形態の空調システムの冷房運転時を示しており、図３は第１実施形態の空調システムの暖房運転時を示しており、図４は第１実施形態の空調運転制御を説明するフローチャートを示す。

図１の第１実施形態では、図２７の従来技術における吸収式サイクルが蒸気噴射冷凍サイクルに置換されており、且つ、蒸気噴射冷凍サイクルの蒸発器（第４の熱交換器）４が空調を行うべき室内の空気と熱交換を行う様に構成されている。
第１実施形態に係る空調システムは、圧縮式空調機１００と蒸気噴射冷凍機２００とを有し、圧縮式空調サイクル（圧縮式空調機１００）も、蒸気噴射冷凍サイクル（蒸気噴射冷凍機２００）の各々が、共に室内器２、４を有している。

圧縮式空調機１００は、圧縮機１と、空調をするべき室内の空気と熱交換を行う第１の熱交換器（室内器）２と、冷媒と外気とで熱交換を行う第２の熱交換器（室外器）３と、第１の冷媒ライン（圧縮式空調機１００の冷媒ライン）Ｌ１、とを備えている。

第１の冷媒ラインＬ１には、冷房運転時と暖房運転時で流路を切り換えるための流路切換装置（四方弁）Ｖ４が介装されている。
第１の冷媒ラインＬ１は、ラインＬ１１〜Ｌ１５により循環路を構成する。
ラインＬ１１は、圧縮機１の吐出側と四方弁Ｖ４のポートＶ４ａとを接続している。ラインＬ１２は、四方弁Ｖ４のポートＶ４ｂと室外器３とを接続している。ラインＬ１３は流量調節弁ＣＶ１を介装し、室外器３と室内器２とを接続している。ラインＬ１４は、室内器２と四方弁Ｖ４のポートＶ４ｃとを接続している。ラインＬ１５は、四方弁Ｖ４のポートＶ４ｄと圧縮機１の吸入側とを接続している。

蒸気噴射冷凍サイクルを行う蒸気噴射冷凍機２００は、熱源機（ガスエンジン）５と、ガスエンジン５からの排熱が流れる排熱ラインＬｗと、排熱が投入されて冷媒を蒸発する冷媒蒸発器（フロンボイラ）６と、エゼクタ７と、第２の冷媒ラインＬ２と、第２の冷媒ラインＬ２を流れる冷媒と外気とで熱交換を行う第３の熱交換器（凝縮器）８とを備えている。
図１において、符号Ｐ１は排熱ラインＬｗに介装された送水ポンプを示す。
ここで圧縮式空調機１００は、圧縮機１が駆動軸５１を介してガスエンジン５により機械的に駆動されており、いわゆる「ガスエンジンヒートポンプ」を構成している。

蒸気噴射冷凍機２００側の凝縮器８と、圧縮式冷凍機１００側の室外器３との間には、図１では明確には示されていないが、切換可能な空気流路である風路Ａ及び風路Ｂが形成されている。
ここで、風路Ａは、凝縮器８で熱交換して昇温した外気が圧縮式空調機１００側の室外器３を通過しない様に配置された風路（流路）であり、風路Ｂは凝縮器８で昇温した外気が圧縮式空調機１００側の室外器３を通過して、圧縮式空調機１００側を流れる冷媒と熱交換を行う風路（流路）である。
後述する様に、第１実施形態では、冷房運転時には凝縮器８で昇温した空気（外気）は風路Ａを流れ、暖房運転時には風路Ｂを流れる。

蒸気噴射冷凍機２００側における第２の冷媒ラインＬ２は、圧力センサ１０、開閉弁Ｖ１、エゼクタ７及び凝縮器８を介装したラインＬ２０と、第１の分岐ラインＬ２１と、第２の分岐ラインＬ２２とで構成されている。
第１の分岐ラインＬ２１は、ラインＬ２０が分岐点Ｂ１で分岐した一方の分岐ラインであって、冷媒ポンプＰ２を介してフロンボイラ６に連通している。
分岐点Ｂ１で分岐した他方の分岐ラインである第２の分岐ラインＬ２２は、エゼクタ７の側方吸込み部７１に連通しており、減圧弁Ｖ２及び第４の熱交換器４を介装している。
第４の熱交換器４は、空調が行われるべき室内に設置されている。

蒸気噴射冷凍機２００では、後述する冷房運転時において、フロンボイラ６では、液相冷媒（液相のフロン）が排熱によって加熱されて蒸発して、気相冷媒（フロン蒸気）を発生する。気相冷媒は、冷媒ラインＬ２０によってエゼクタ７に吸い込まれて、凝縮器８側へ高速で噴射される。その際に、エゼクタ７の側方吸込み部７１からは冷媒ラインＬ２２を流れる気相冷媒が吸い込まれ、冷媒ラインＬ２０から吸い込まれた気相冷媒と合流する。

詳細は後述するが、蒸気噴射冷凍機２００側では、冷凍運転時において、エゼクタ７から噴射された気相冷媒は、凝縮器８で凝縮されて液相冷媒となった後、分岐点Ｂ１において、冷媒ラインＬ２１を流れる冷媒と、冷媒ラインＬ２２を流れる冷媒とに分岐する。冷媒ラインＬ２１に流入した液相冷媒は、冷媒ポンプＰ２で昇圧されてフロンボイラ６に流入する。冷媒ラインＬ２２に流入した液相冷媒は、減圧弁Ｖ２で減圧された後、空調が行われる室内に配置された第４の熱交換器４で気化し、エゼクタ７の側方吸込み部７１に吸い込まれる。

図１の第１実施形態によれば、冷房運転時において、蒸気噴射冷凍機２００の第４の熱交換器４により、空調を行うべき室内の空気は気化熱を奪われて冷却される。
そして、圧縮冷凍機１００における室内器２においても、室内の空気は冷却される。
すなわち、図１の第１実施形態によれば、冷房運転時においては、冷房するべき室内の空気は、圧縮式冷凍機１００と、蒸気噴射冷凍機２００の双方により冷房されるので、冷房効率が向上すると共に、圧縮式冷凍機１００側の負担が軽減し、その分だけ消費するエネルギを節約出来る。

蒸気噴射冷凍機２００は、ガスエンジン５の排熱により作動するので、消費エネルギが極めて小さい。そして、冷凍効率が良好な圧縮式冷凍機１００と同時に冷房運転を行うので、必要な冷房能力は図１で示すシステム全体で十分に得ることが出来る。
同様に、暖房運転時においても、蒸気噴射冷凍機２００はガスエンジン５の排熱により圧縮式空調機１００の暖房運転に寄与する様に作動するので、暖房運転時の効率を向上するのに役立ち、且つ、圧縮式空調機１００側の負担を軽減する事が出来る。

ここで、蒸気噴射冷凍機２００のＣＯＰは、例えば０．１５であり、蒸気焚き単効用吸収式のＣＯＰは、例えば０．７である。
すなわち、蒸気噴射冷凍機２００のＣＯＰは、蒸気焚き単効用吸収式に比較して、大変低い。
しかし、蒸気噴射冷凍機２００は、蒸気焚き単効用吸収式に比較して、次の様なメリットがある。

蒸気噴射冷凍機２００側では、循環する流体は冷媒（図１ではフロン）のみであって、吸収式冷凍機の様に冷媒と吸収溶液の２種類の流体が循環する訳ではない。そのため、蒸気噴射冷凍機２００では、圧縮式空調機１００と同じ種類の冷媒を使用可能であり、勿論、フロンを冷媒として使用することが出来る。そして、循環する流体が冷媒のみであることから、蒸気噴射冷凍機２００は吸収式冷凍機に比較して、メンテナンス等の労力が少なくて済む。

これに加えて、従来技術の圧縮式冷凍機に吸収式冷凍機を組み合わせた空調システム（特許文献１や図２７で示すシステム）では、吸収式冷凍機のサイズが大きく、広い設置スペースが必要であり、一般的に高価であるという問題と、吸収式冷凍機を循環する流体（冷媒、吸収溶液）が圧縮式冷凍機の冷媒とは異なっているという問題とを抱えている。

これに対して、本発明の実施形態で用いられる蒸気噴射冷凍機２００では、熱交換器４、６、８とエゼクタ７と配管Ｌ２０、Ｌ２１、Ｌ２２のみで構成されるので（排熱ボイラ或いはフロンボイラ６は単なる熱交換器である。）、コンパクトであり、蒸気噴射冷凍サイクルの部分の製造コストが極めて安価である。
従って、従来技術の圧縮式冷凍機に吸収式冷凍機を組み合わせた空調システム（特許文献１や図２７で示すシステム）における問題点を解消することが出来る。

また、上述した通り、蒸気噴射サイクルにおける冷媒と圧縮式冷凍機とでは、使用する冷媒を同一にする事が出来るので、図示の実施形態では、冷媒を同一にして、蒸気噴射サイクルと圧縮式冷凍サイクルとを一部共通化することが可能である。この点についての詳細は、第２実施形態以降で説明する。

これに加えて、吸収式冷凍機は晶析の問題が存在するため、空冷を行うことが困難であるのに対して、蒸気噴射冷凍サイクルは空冷がし易いという利点を有している。
従って、第２実施形態以降で詳述する様に、蒸気噴射冷凍機２００における凝縮器８と、圧縮式冷凍機の室外器３（冷房運転時における凝縮器、暖房運転時における蒸発器）とを一体化して、同時に空冷することも可能である。

さらに、蒸気噴射冷凍機２００では、吸収式冷凍機ほど高レベルの真空度が要求されないので、メンテナンス等が容易である。

図１で示す第１実施形態では、冷房運転のみならず、暖房運転も可能である。換言すれば、図１の第１実施形態では、冷暖房運転を切換可能に構成されている。
図２は、第１実施形態で冷房運転を行う場合の冷媒の流れ、ラインやバルブの開閉を示している。以下、図２を参照して冷房運転時について説明する。
尚、図示の実施形態において、各種冷媒ラインに描いた矢印の方向は、冷媒の流れの方向を示している。

先ず、圧縮式冷凍機１００側のバルブ類の開閉状態及び冷媒の流れを説明する。
図２で示す冷房運転時において、四方弁Ｖ４は、ポートＶ４ａとポートＶ４ｂとが連通し、ポートＶ４ｃとポートＶ４ｄとが連通する。
圧縮機１から吐出された高圧の気相冷媒は、ラインＬ１１から四方弁Ｖ４を経由してラインＬ１２を流れ、室外器３（冷房運転時における凝縮器）で外気に気化熱を放出して凝縮し、高圧液相冷媒となって室外器３を出る。

室外器３を出た高圧液相冷媒はラインＬ１３を流れ、流量調整弁（膨張弁）ＣＶ１で膨張（減圧）して低圧液相冷媒となり、室内器２（冷房運転時における蒸発器）内に流入する。
室内器２に流入した低圧液相冷媒は、冷房するべき室内の空気から潜熱を奪い、室内空気を降温すると共に、蒸発して低圧気相冷媒となり、ラインＬ１４、四方弁Ｖ４、ラインＬ１５を経由して、圧縮機１に吸入される。
そして、圧縮機１で低圧気相冷媒は圧縮され、高圧気相冷媒となって、再びラインＬ１１に吐出される。

次に、冷房運転時における蒸気噴射冷凍機２００側のバルブ開閉状態及び冷媒の流れを説明する。
図２において、蒸気噴射冷凍機２００側のラインＬｗに介装された送水ポンプＰ１は作動し、ガスエンジン５からの排熱がラインＬｗを経由してフロンボイラ６に投入され、フロンボイラ６内の液相冷媒を加熱する。

ここで、図２の冷房運転時では、蒸気噴射冷凍機２００側の凝縮器８と、圧縮式冷凍機１００側の室外器３との間の空気流路（外気の流路）は、風路Ａとなっている。上述した通り、風路Ａの場合、凝縮器８で昇温した外気は室外器３を通過せず、室外器３における凝縮能力を低下させてしまうことは無い。

フロンボイラ６内で加熱された液相冷媒は蒸発して気相冷媒（冷媒蒸気）となる。
ここで、図４を参照して後述する様に、冷房運転開始直後は、開閉弁Ｖ１が閉じている。フロンボイラ６内で液相冷媒が蒸発して気相冷媒が発生すると、フロンボイラ６内の圧力は上昇し、その圧力が所定値（閾値）を超えると、開閉弁Ｖ１が開放される。その後、ラインＬ２１に介装された冷媒ポンプＰ２が起動される。

開閉弁Ｖ１が開放されると、フロンボイラ６で発生した気相冷媒は冷媒ラインＬ２０を流せれ、エゼクタ７に吸い込まれて、凝縮器８側へ高速で噴射される。その際に、エゼクタ７の側方吸込み部７１からは、エゼクタ７の負圧効果によって、ラインＬ２２を流れる気相冷媒が吸い込まれ、ラインＬ２０からエゼクタ７に吸い込まれた気相冷媒と合流する。

エゼクタ７から噴射された気相冷媒は、凝縮器８で凝縮されて液相冷媒となり、分岐点Ｂ１において、ラインＬ２１と、ラインＬ２２に分岐する。
分岐点ＢからラインＬ２２に流入した液相冷媒は、減圧弁Ｖ２で減圧された後、第４の熱交換器４で室内空気から気化熱を奪い、室内空気を降温させると共に、蒸発し気相冷媒となる。

次に、図３を参照して、暖房運転時の冷媒の流れについて説明する。
先ず、圧縮式空調機１００側のバルブ類の開閉及び冷媒の流れを説明する。

図３で示す暖房運転時には、四方弁Ｖ４はポートＶ４ａとポートＶ４ｃとが連通し、ポートＶ４ｂとポートＶ４ｄとが連通する。
圧縮機１から吐出された高圧の気相冷媒は、ラインＬ１１から四方弁Ｖ４を経由してラインＬ１４を流れ、室内器２（暖房運転時は凝縮器）で高圧気相冷媒の気化熱が室内の空気に投入され、高圧気相冷媒は凝縮して高圧液相冷媒となる。
高圧液相冷媒はラインＬ１３を流過し、流量調整弁ＣＶ１（暖房運転時には減圧弁として作用する）で減圧されて低圧液相冷媒となり、室外器３に流入する。

室外器３（暖房運転時は蒸発器）では、凝縮器８で昇温されて風路Ｂを流れる外気（温風）と熱交換をすることにより、低圧液相冷媒は気化して低圧気相冷媒となる。そして、室外器３で蒸発した低圧気相冷媒は、ラインＬ１２、四方弁Ｖ４を経由して圧縮機１に吸入され、高圧気相冷媒として吐出される。

次に、暖房運転時における蒸気噴射冷凍機２００側のバルブ類の開閉状態及び冷媒の流れを説明する。
暖房運転時においても、ラインＬｗに介装された送水ポンプＰ１が作動して、ガスエンジン５からの排熱がラインＬｗを経由してフロンボイラ６に投入され、フロンボイラ６内の液相冷媒を加熱する。

圧縮式冷凍機１００側の冷媒の流れについて説明した様に、暖房運転時においては、蒸気噴射冷凍機２００の凝縮器８と圧縮式空調機１００の室外器３との間における外気の流路は風路Ｂとなっており、凝縮器８で昇温された外気が室外器３を通過して、室外器３における圧縮式空調機１００側を流れる冷媒の蒸発に寄与する様になっている。

ここで、暖房開始直後は、開閉弁Ｖ１は閉鎖されており、ライン２１の冷媒ポンプＰ２は停止している
暖房運転時はラインＬ２２の減圧弁Ｖ２は閉鎖され、ラインＬ２２側には冷媒は流れない。
上述した様に、暖房運転が開始されると、フロンボイラ６内で液相冷媒は蒸発して気相冷媒となるが、開閉弁Ｖ１が閉じているのでフロンボイラ６内の圧力は次第に高まる。気相冷媒の圧力が所定値（閾値）を超えるとラインＬ２０の開閉弁Ｖ１も開放され、ライン２１の冷媒ポンプＰ２が起動される。

フロンボイラ６内で発生した気相冷媒は冷媒ラインＬ２０を流れ、エゼクタ７に吸い込まれて、高速で凝縮器８側へ噴射される。気相冷媒は凝縮器８で気化熱を放熱し凝縮するが、放熱された気化熱は外気を昇温し、昇温された外気は流路Ｂを流れて、室外器３を流れる圧縮式空調機１００側の冷媒を加熱し、気化する。
すなわち、凝縮器８で熱交換して昇温された外気が、流路Ｂを流れて室外器３を通過することにより、室外器３を流れる圧縮式空調機１００側の冷媒に投入される熱量が増加し、室内器２での蒸発能力が向上する。

次に、図４に基づいて、第１実施形態における空調運転の制御を説明する。
図４において、ステップＳ１では、冷房運転であるか、暖房運転であるかを判断し、冷房運転であれば（ステップＳ１が「冷房運転」）ステップＳ２に進み、暖房運転であれば（ステップＳ１が「暖房運転」）ステップＳ７に進む。

ステップＳ２（冷房運転）では、送水ポンプＰ１を起動し、開閉弁Ｖ１は閉じ、減圧弁Ｖ２は開放する。そして圧縮式空調機１００側の流量調整弁ＣＶ１を減圧弁として作動する程度に開放する。送水ポンプＰ１が作動しているため、ガスエンジン５から排熱が投入されるので、フロンボイラ６内の冷媒（フロン）は加熱されて気化し、気相冷媒となる。
次に、圧縮式空調機１００側の四方弁Ｖ４のポートＶ４ａとＶ４Ｂとを連通し且つポートＶ４ｃとＶ４ｄとを連通して冷房運転側に切り換える（ステップＳ３）。そして、凝縮器８と室外器３との間の外気の流路を風路Ａに切り換える（ステップＳ４）。

冷房運転開始直後は開閉弁Ｖ１が閉鎖されている（ステップＳ２）ので、フロンボイラ６内で気相冷媒が発生することにより、フロンボイラ６内の圧力は上昇する。ステップＳ５では、圧力センサ１０により計測されたフロンボイラ６内の圧力を閾値と比較し、圧力センサ１０の計測値が閾値以上になるまでは待機し（ステップＳ５がＮＯのループ）、計測値が閾値以上となった段階で（ステップＳ５がＹＥＳ）、開閉弁Ｖ１を開放して、冷媒ポンプＰ２を起動する（ステップＳ６）。

ステップＳ７（暖房運転）では、送水ポンプＰ１を起動し、開閉弁Ｖ１及び減圧弁Ｖ２を共に閉じ、圧縮式空調機１００側の流量調整弁ＣＶ１を減圧弁として作動する程度に開放する。送水ポンプＰ１が稼動しているため、ガスエンジン５からの排熱によってフロンボイラ６内の冷媒（フロン）は加熱されて昇温する。
次に、四方弁Ｖ４のポートＶ４ａとＶ４ｃを連通し且つポートＶ４ｂとＶ４ｄを連通して暖房運転側に切り換え（ステップＳ８）、凝縮器８と室外器３との間の領域の空気流路を風路Ｂに切り換える（ステップＳ９）。

暖房運転開始直後は開閉弁Ｖ１が閉じられているので（ステップＳ７）、気相冷媒が発生することによりフロンボイラ６内の圧力は上昇する。ステップＳ１０では、圧力センサ１０によってフロンボイラ６内の圧力を計測し、計測値が閾値以上になるまで待機し（ステップＳ１０がＮＯのループ）、計測値が閾値以上となった段階で（ステップＳ１０がＹＥＳ）、開閉弁Ｖ１を開放し、冷媒ポンプＰ２を起動する（ステップＳ１１）。

上述した通り、図１〜図４の第１実施形態では、圧縮式空調機１００における室外器３が介装されている領域と、蒸気噴射冷凍機２００における凝縮器８が介装されている領域とを共通化することが可能である。
さらに、同一室内の空調を行っている圧縮式空調機１００における室内器２と、蒸気噴射冷凍機２００における第４の熱交換器（蒸発器）４とを一体化することも可能である。

図５〜図９で示す第２実施形態は、図１〜図４の第１実施形態において、圧縮式空調機１００における室外器３が介装されている領域と、蒸気噴射冷凍機２００における凝縮器８が介装されている領域とを共通化し、且つ、圧縮式空調機１００における室内器２と、蒸気噴射冷凍機２００における第４の熱交換器（蒸発器）４とを一体化した実施形態である。
以下、図５〜図９を参照して第２実施形態を説明する。

上述した様に、図５の第２実施形態の構成は、図１の第１実施形態における圧縮式空調機１００の室外器３が介装されている領域（ラインＬ１２の一部）と、蒸気噴射冷凍機２００における凝縮器８が介装されている領域（ラインＬ１４の一部）とが共通化されており、且つ、圧縮式空調機１００の室外器３と、蒸気噴射冷凍機２００側の凝縮器８とが一体化されて熱交換器３８となっている。そして、圧縮式空調機１００における室内器２と、蒸気噴射冷凍機２００における蒸発器４とが一体化されて熱交換器２４となっている。
圧縮式空調機１００の冷媒ラインＬ１２と蒸気噴射冷凍機２００の冷媒ラインＬ２０とは、分岐点Ｂ２で合流している。ラインＬ１２とラインＬ２０とが合流したラインは、分岐点Ｂ１で蒸気噴射冷凍機２００の分岐冷媒ラインＬ２１が分岐し、分岐点Ｂ３で、圧縮式空調機１００の冷媒ラインラインＬ１４と、蒸気噴射冷凍機２００の冷媒ラインＬ２２とに分岐している。
換言すれば、圧縮式空調機１００側の冷媒ラインと、蒸気噴射冷凍機２００側の冷媒ラインとは、分岐点Ｂ２〜Ｂ３の領域で共通化されている。

図５において、前記共通化されている冷媒ライン（分岐点Ｂ２〜Ｂ３の冷媒ライン）には、一体型の熱交換器３８が介装されており、熱交換器３８と分岐点Ｂ１との間の領域に流量調整弁ＣＶ１が介装されている。そして、分岐点Ｂ１と一体型の熱交換器２４との間の領域には、流量調整弁ＣＶ２が介装されている。
ラインＬ２２における分岐点Ｂ３とエゼクタ７との間の領域には、開閉弁Ｖ２が介装されている。

図５〜図９の第２実施形態では、以上の構成を除くと、図１〜図４の第１実施形態と同様である。

図６は図５で示す第２実施形態のサイクルを示すモリエル線図である。
図６のモリエル線図では、図５の対応する機器（例えば熱交換器２４）、ポイント（例えば分岐点Ｂ１、Ｂ２、ポイントｐ１、ｐ２´、ｐｍ、ｐ３）、冷媒ライン（Ｌ２０、Ｌ２１）が示されている。

第２実施形態における冷房運転時の冷媒の流れ等が、図７に示されている。
図７において、冷媒の流れ冷媒ラインに矢印を付して示す。
図7の冷房運転時は、上記した冷媒ラインが共通している領域（分岐点Ｂ２〜Ｂ３の領域）を冷媒が流れることを除けば、基本的には図２で示す第１実施形態における冷房運転時と同様である。
但し、第２実施形態では、図１（第１実施形態）における圧縮式空調機１００の室外器３と蒸発噴射冷凍機２００側の凝縮器８とが一体化されて熱交換器３８となっているため、図１〜図４で示す第１実施形態のように、風路Ａ、風路Ｂの２種類の外気の流路が設けられている訳ではなく、冷房運転に際して、風路Ａを選択する（或いは、風路Ａに切り換える）必要が無い。
また、流量調整弁ＣＶ１が減圧弁として作動する程度に開度が絞られていると、熱交換器３８（凝縮器）で凝縮した液相冷媒の一部が気化する恐れがあり、ラインＬ２１を流れる冷媒に気相冷媒が混入する可能性がある。そして、ラインＬ２１を流れる冷媒に気相冷媒が混入すると、ポンプＰ２が、いわゆる「エアを噛んだ」状態となり、破損する可能性がある。係る事態を解消するため、冷房運転時には、減圧弁として作動しない様に流量調整弁ＣＶ１を全開状態にしている。
なお、流量調整弁ＣＶ２は、減圧弁として作用する程度に開放される。

暖房運転時の冷媒の流れ等については図８に示す。
図８において、冷媒ラインに矢印を付して冷媒の流れを示している。
図８で示す第２実施形態の暖房運転時は、上述した冷媒ラインの共通部（分岐点Ｂ２〜Ｂ３の領域）を冷媒が流れることを除けば、基本的には図３の第１実施形態における暖房運転時と同様である。
但し、冷房運転時について上述した様に、第２実施形態では切換可能な風路Ａと風路Ｂとを有していないので、暖房運転に際して風路Ｂを選択する（或いは切り換える）必要が無い。
また、流量調整弁ＣＶ２が減圧弁として作動する程度に開度が絞られていると、室内に配置されている一体化した熱交換器２４で凝縮した液相冷媒の一部が気化する可能性があり、ラインＬ２１を流れる液相冷媒に気相冷媒が混入する可能性がある。そして、ラインＬ２１を流れる冷媒が気液混合流となってしまうと、ラインＬ２１に介装されたポンプＰ２が、いわゆる「エアを噛んだ」状態となり、破損する可能性がある。そのため、図８の暖房運転時では、流量調整弁ＣＶ２は、減圧弁として作動しない様に全開状態となっている。
なお、流量調整弁ＣＶ１は、減圧弁として作用する程度に開放される。

次に、図９に基づいて、第２実施形態の空調運転の制御について説明する。
ステップＳ２１では運転モードが冷房運転であるか暖房運転であるかを判断して、冷房運転であれば（ステップＳ２１が「冷房運転」）ステップＳ２２に進み、暖房であれば（ステップＳ２１が「暖房運転」）ステップＳ２６に進む。

冷房運転時の制御（ステップＳ２２〜ステップＳ２５）は、図４の第１実施形態における冷房運転時の制御と同様である。すなわち、図９のステップＳ２２、Ｓ２３、Ｓ２４、Ｓ２５の各々は、図４のステップＳ２、Ｓ３、Ｓ５、Ｓ６に、それぞれ相当している。
但し、図９のステップＳ２２では、ポンプＰ２が「エアを噛んだ」状態とならない様に（減圧弁として作動しない様に）流量調整弁ＣＶ１を全開状態にしており、且つ、流量調整弁ＣＶ２は、減圧弁として作用する程度に開放される。
また、第２実施形態では切換可能な風路Ａと風路Ｂとを有していないので、図４の第１実施形態における「風路Ａに切り換え」（ステップＳ４）に相当する工程は、図９には設けられていない。

図９における暖房運転時（ステップＳ２６〜ステップＳ２９）は、図４の第１実施形態における暖房運転時の制御と同様であり、図９のステップＳ２６、Ｓ２７、Ｓ２８、Ｓ２９の各々は、図４のステップＳ７、Ｓ８、Ｓ１０、Ｓ１１に、それぞれ相当している。
但し、図９のステップＳ２６では、流量調整弁ＣＶ１は減圧弁として作用する程度に開放されるが、流量調整弁ＣＶ２は減圧弁として作動しない様に全開状態とされる。ポンプＰ２が「エアを噛んだ」状態とならない様にするためである。
また、第２実施形態では切換可能な風路Ａと風路Ｂとを有していないので、図４の第１実施形態における「風路Ｂに切り換え」（ステップＳ９）に相当する工程は、図９には無い。

図５〜図９の第２実施形態における上述した以外の構成及び作用効果は、図１〜図４の第１実施形態と同様である。

次に、図１０〜図１３を参照して第３実施形態を説明する。
図１０〜図１３の第３実施形態は、図１〜図４の第１実施形態と同様に、圧縮式空調機１００における室外器３が介装されている領域と、蒸気噴射冷凍機２００における凝縮器８が介装されている領域とが別々に設けられている。それと共に、圧縮式空調機１００における室内器２と、蒸気噴射冷凍機２００側における第４の熱交換器４とは別体に構成されている。

図１０〜図１３の第３実施形態では、圧縮式冷凍サイクル側に排熱熱交換器９を設け、暖房運転時における排熱利用効率を向上している。
即ち、図１０において、圧縮式空調機１００側の冷媒ラインＬ１４に排熱熱交換器９を介装し、蒸気噴射冷凍機２００側の排熱ラインＬｗ１から排熱ラインＬｗ２を分岐し、分岐ラインＬｗ２を排熱熱交換器９に連通する様に構成している。ここで、排熱熱交換器９は、冷媒ラインＬ１４において、室内器２と室外器３との間の領域に介装されている。
蒸気噴射冷凍機２００側では、ガスエンジン５の排熱ラインＬｗ１において、送水ポンプＰ１とフロンボイラ６との間に三方弁Ｖ３を介装し、且つ、分岐点Ｂｗを設けている。そして、三方弁Ｖ３と分岐点Ｂｗを、分岐排熱ラインＬｗ２に接続している。

図１０の第３実施形態における構成は、以上を除き、図１で示す第１実施形態の構成と実質的に同じである。
第３実施形態における冷房運転時の各バルブの開閉状態や冷媒の流れ等について、図１１に示す。
図１１では、冷媒の流れは冷媒ラインに付した矢印で表現している。
図１１で示す冷房運転時の冷媒の流れ等については、図２で示す第１実施形態の冷房運転と同様である。
図１１では、排熱熱交換器９にガスエンジン５の排熱を投入する必要が無いので、三方弁Ｖ３はフロンボイラ６側に開いており、排熱熱交換器９側は閉鎖されている。したがって、ガスエンジン５からの排熱は、全てフロンボイラ６側に供給される。

図１２は、第３実施形態における暖房運転時の各バルブの開閉状態や冷媒の流れ等を示している。
図１２でも、冷媒の流れは冷媒ラインに付した矢印で示している。
図１２で示す暖房運転時には、三方弁Ｖ３がフロンボイラ６側を閉鎖し、排熱熱交換器９側が開くので、ガスエンジン５からの排熱は全て排熱熱交換器９に投入され、フロンボイラ６から気相冷媒は発生しない。従って、上記噴射冷凍機２００の開閉弁Ｖ１、Ｖ２は閉鎖され、冷媒ラインＬ２には冷媒は流れない。
図１２において、圧縮式空調機１００側における冷媒の流れは、図３の第１実施例と同様である。
但し、ガスエンジン５からの排熱が排熱熱交換器９に投入され、ラインＬ１２を流れる低圧液相冷媒にガスエンジン５の排熱が投入される。
室内器２（この場合は凝縮器）で凝縮した高圧液相冷媒は、流量調節弁ＣＶ１で減圧されて低圧液相冷媒となって冷媒ラインＬ１２を流れるが、排熱熱交換器１９によりガスエンジンの排熱が投入される。ガスエンジンからの排熱が投入された低圧液相冷媒は、その温度が上昇し、あるいは一部が気化した気液混合状態で、蒸発器として作用する室外器３に流入するので、低圧冷媒が確実に低圧気相冷媒に気化する。そのため、圧縮機１に液相冷媒が侵入する恐れがなくなる。
ここで、蒸気噴射冷凍機２００側の蒸発器４には冷媒が流れないので、室内の空気とは熱交換は為されない。そして、蒸気噴射冷凍機２００側の凝縮器８は外気と熱交換をしないので、積極的に風路Ｂへ切り換える必要性は無い。

次に、図１３に基づいて、第３実施形態の空調運転の制御について説明する。
先ず、ステップＳ３１では、運転モードが冷房か、暖房かを判断する。そして、冷房運転であれば（ステップＳ３１が「冷房運転」）ステップＳ３２に進み、暖房運転であれば（ステップＳ３１が「暖房運転」）ステップＳ３８に進む。

図１３の冷房運転の制御（ステップＳ３２〜Ｓ３７）は、基本的には図４で示す第１実施形態の冷房運転の制御と同様であり、図１３のステップＳ３２、Ｓ３３、Ｓ３４、Ｓ３６、Ｓ３７の各々は、図４のステップＳ２、Ｓ３、Ｓ４、Ｓ５、Ｓ６２にそれぞれ対応している。
但し、図１３では、ガスエンジン５の排熱をフロンボイラ６に供給し、排熱熱交換器９には供給しない様にするため、排熱ラインＬｗ１の三方弁Ｖ３をフロンボイラ６側に切り換える制御（ステップＳ３５）が、付加されている。

図１３の暖房運転の制御において、ステップＳ３８、Ｓ３９は、図４で示す第１実施形態の暖房運転のステップＳ７、Ｓ８と同様である。
しかし、図１３における第３実施形態の暖房運転制御では、三方弁Ｖ３を排熱熱交換器９側にのみ連通する（ステップＳ４０）。従って、フロンボイラ６には排熱は投入しないので、開閉弁Ｖ１は閉鎖したままであり、蒸気噴射冷凍機２００側では冷媒は循環しない。
蒸気噴射冷凍機２００側で冷媒が循環しないため、凝縮器８では外気との熱交換が行われず、風路Ｂへ切り換える必要も無い。そのため、図１３の暖房運転制御においては、図４のステップＳ９〜Ｓ１１に相当する工程は設けられていない。

図１０〜図１３の第３実施形態におけるその他の構成及び作用効果は、図１〜図４の第１実施形態と同様である。

次に、図１４〜図１７を参照して第４実施形態を説明する。
図１４〜図１７の第４実施形態は、図５〜図９の第２実施形態と同様に、図１〜図４の第１実施形態における圧縮式空調機１００における室外器３が介装されている領域と、蒸気噴射冷凍機２００における凝縮器８が介装されている領域とを共通化し、且つ、圧縮式空調機１００における室内器２と、蒸気噴射冷凍機２００における第４の熱交換器（蒸発器）４とを一体化して一体型の熱交換器２４とした実施形態である。
図１４〜図１７の第４実施形態では、圧縮式冷凍サイクル側の冷媒ラインＬ１４において、室内の熱交換器２４と室外器３８との間の領域に排熱熱交換器９を設け、暖房運転時における排熱利用効率を向上している。

第４実施形態の冷房運転時（図１５）は、図７の第２実施形態における冷房運転時と同様である。
第４実施形態の暖房運転時（図１６）は、第２実施形態の暖房運転（図８）と基本的には同様であるが、ガスエンジン５の排熱が全て排熱熱交換器９に投入され、フロンボイラ６から気相冷媒が発生せず、蒸気噴射冷凍機２００側では冷媒が流れない点が、図４の第１実施形態とは相違している。
図１６の暖房運転時には、ガスエンジン５からの排熱が排熱熱交換器９に投入される。
室内の熱交換器２４で凝縮した高圧液相冷媒は、流量調節弁ＣＶ１で減圧されて低圧液相冷媒となって室外器３８（暖房時は蒸発器）に流入する。その際に、排熱熱交換器１９によりガスエンジンの排熱が投入され、低圧液相冷媒の温度が上昇し、あるいは一部が気化した気液混合状態となって、室外器３に流入する。そのため、低圧液相冷媒が確実に低圧気相冷媒に気化し、圧縮機１に低圧液相冷媒が侵入してしまうことが防止される。
ここで、蒸気噴射冷凍機２００側の蒸発器４には冷媒が流れないので、室内の空気とは熱交換は為されない。

図１７の第４実施形態の空調運転の制御は、図９の第２実施形態の空調運転制御方法と基本的には同様である。
すなわち、図１７において、冷房運転制御におけるステップＳ５２、Ｓ５３、Ｓ５５、Ｓ５６は、図９のステップＳ２２、Ｓ２３、Ｓ２４、Ｓ２５に相当する。但し、図１７の冷房運転制御では、「三方弁Ｖ３をフロンボイラ６側に切り換える」旨の制御（ステップＳ５４）が、図９の第２実施形態の冷房運転制御に付加される。
一方、図１７の暖房運転制御では、ステップＳ５７、Ｓ５８は、図９の第２実施形態におけるステップＳ２６、Ｓ２７に相当する。
ここで、図１７の暖房運転制御における「三方弁Ｖ３を排熱熱交換器９側に切り換える」旨の制御（ステップＳ５９）」は、図９の暖房運転制御には存在しない。そして、図１７の暖房運転制御において、三方弁Ｖ３を排熱熱交換器９側に切り換えた（ステップＳ５９）結果、フロンボイラ６では気相冷媒は発生せず、フロンボイラ６内の圧力は一定のままであり、蒸気噴射冷凍気２００側では冷媒は循環しなくなる。そのため、図９のステップＳ２８、Ｓ２９に相当する工程は、図１７の第３実施形態における暖房運転には存在しない。

図１４〜図１７の第４実施形態におけるその他の構成及び作用効果は、図５〜図９の第２実施形態と同様である。

次に、図１８〜図２１を参照して、本発明の第５実施形態を説明する。
図１８〜図２１の第５実施形態も、図１〜図４の第１実施形態及び図１０〜図１３の第３実施形態と同様に、圧縮式空調機１００における室外器３が介装されている領域と、蒸気噴射冷凍機２００における凝縮器８が介装されている領域とが別々に設けられている。それと共に、圧縮式空調機１００における室内器２と、蒸気噴射冷凍機２００側における第４の熱交換器４とは別体に構成されている。

図１８〜図２１の第５実施形態では、蒸気噴射冷凍機２００における冷媒ラインＬ２にエゼクタ７をバイパスするラインＬ２ｂを設けた点で、図１〜図４の第１実施形態と相違している。

具体的には、蒸気噴射冷凍機２００の第２の冷媒ラインＬ２０において、開閉弁Ｖ１とエゼクタ７との間の領域に三方弁Ｖ３ｂを介装し、エゼクタ７と凝縮器８との間の領域に分岐点Ｂ４（合流点）を設け、この三方弁Ｖ３ｂと分岐点Ｂ４とをバイパスラインＬ２ｂで接続している。

第５実施形態における冷房運転時については、図１９で示されている。
図１９においても、冷媒の流れは冷媒ラインに付した矢印で表現されている。

図１９における冷房運転時は、図２の第１実施形態における冷房運転時と同様である。
ここで、冷房運転時には、蒸気噴射冷凍機２００側の冷媒ラインＬ２０に介装された三方弁Ｖ３ｂはエゼクタ７側に切り換られており、冷媒ラインＬ２０を流れる冷媒はエゼクタ７に吸い込まれ、凝縮器８側に高速で噴射される。

第５実施形態の暖房運転時については、図２０で示されている。
図２０においても、冷媒の流れは冷媒ラインの矢印で表現されている。
図２０の暖房運転時は、図３の第１実施形態の暖房運転時と同様である。
但し、図２０の暖房運転時には、蒸気噴射冷凍機２００側の冷媒ラインＬ２０の三方弁Ｖ３ｂをバイパスラインＬ２ｂ側に切り換えられ、冷媒ラインＬ２０を流れる気相冷媒は、エゼクタ７に吸い込まれること無く、バイパスラインＬ２ｂ側を流れ、分岐点Ｂ４（合流点）を介して、冷媒ラインＬ２０の凝縮器８に流入して、外気と熱交換を行う。
従って、第５実施形態では、暖房運転時に蒸気噴射冷凍機２００のフロンボイラ６で発生する気相冷媒は、エゼクタ７を通過することに起因する圧力損失を受けずに凝縮器８に流入するので、当該圧力損失に相当する熱量だけ余分に外気を昇温する。そして昇温された外気は圧縮式空調機１００側を循環する冷媒を加熱するので、エゼクタ７を通過することに起因する圧力損失に相当する熱量だけ、圧縮式空調機１００の冷媒の加熱量が増加し、圧縮式サイクルの暖房運転の効率向上に寄与することが出来る。

次に、図２１に基づいて、第５実施形態の空調運転の制御を説明する。
図２１で示す第５実施形態の空調運転の制御は、基本的には図４で示す第１実施形態における空調運転制御と同様である。
すなわち、冷房運転時の制御（ステップＳ７２〜Ｓ７７）において、ステップＳ７２、Ｓ７３、Ｓ７４、Ｓ７６、Ｓ７７の各々は、図４の冷房運転におけるステップＳ２、Ｓ３、Ｓ４、Ｓ５、Ｓ６に夫々対応している。
但し、図２１に示す第５実施形態の冷房運転制御では、「三方弁Ｖ３ｂをエゼクタ７側に切り換える」旨の制御（ステップＳ７５）が、図４の第１実施形態における冷房運転制御に追加されている。
一方、暖房運転時制御（ステップＳ７８〜Ｓ８３）において、ステップＳ７８、Ｓ７９、Ｓ８０、Ｓ８２、Ｓ８３の各々は、図４の暖房運転制御におけるステップＳ７、Ｓ８、Ｓ９、Ｓ１０、Ｓ１１にそれぞれ対応する。
しかし、図２１に示す第５実施形態の暖房運転制御では、「三方弁Ｖ３ｂをバイパスラインＬ２ｂ側に切り換える」旨の制御（ステップＳ８１）が、図４の第１実施形態における暖房運転制御に追加されている。

図１８〜図２１の第５実施形態におけるその他の構成及び作用効果は、図１〜図４の第１実施形態と同様である。
なお、図１８〜図２１の第５実施形態と、図１０〜図１３の第３実施形態とを組み合わせて構成することが可能である。
すなわち、図１〜図４の第１実施形態において、圧縮式冷凍機１００側に排熱熱交換器９を設け、且つ、蒸気噴射冷凍機２００側でエゼクタ７をバイパスするバイパスラインＬ２ｂを設け、暖房運転時の効率を向上することが可能である。

図１８〜図２１の第５実施形態と図１０〜図１３の第３実施形態とを組み合わせた場合の制御として、冷房運転では、排熱ラインＬｗ１の三方弁Ｖ３をフロンボイラ６側に切り換え、ラインＬ２０の三方弁Ｖ３ｂをエゼクタ７側に切り換える。
一方、暖房運転では、排熱ラインＬｗ１の三方弁Ｖ３を排熱熱交換器９側に切り換え、ラインＬ２０の三方弁Ｖ３ｂをバイパスライン２Ｌｂ側に切り換える。
その他については、図４の第１実施形態における運転制御と同様である。

次に、図２２〜図２５を参照して第６実施形態を説明する。
図２２〜図２５の第６実施形態も、図５〜図９の第２実施形態及び図１４〜図１７の第４実施形態と同様に、図１〜図４の第１実施形態における圧縮式空調機１００における室外器３が介装されている領域と、蒸気噴射冷凍機２００における凝縮器８が介装されている領域とを共通化し、且つ、圧縮式空調機１００における室内器２と、蒸気噴射冷凍機２００における第４の熱交換器（蒸発器）４とを一体化して一体型の熱交換器２４とした実施形態である。

図２２〜図２５の第６実施形態は、蒸気噴射冷凍機２００におけるエゼクタ７をバイパスするバイパスラインＬ２ｂを設けている。

図２３の第６実施形態における冷房運転時は、図７の第２実施形態と同様である。
ここで、冷房運転時には、蒸気噴射冷凍機２００側の冷媒ラインＬ２０に介装された三方弁Ｖ３ｂはエゼクタ７側に切り換られており、冷媒ラインＬ２０を流れる冷媒はエゼクタ７に吸い込まれ、凝縮器８側に高速で噴射される。即ち、蒸気噴射冷凍機２００では、フロンボイラ６で発生した気相冷媒はバイパスラインＬ２ｂ側を通ることなく直接エゼクタ７に入る。

図２４は、第６実施形態における暖房運転時を示しており、図８の第２実施形態と同様である。
但し、図２４で示す暖房運転時には、フロンボイラ６で発生した気相冷媒が、エゼクタ７を通らないで、三方弁Ｖ３ｂからバイパスラインＬ２ｂ側を流れる点で、図８の第２実施形態とは異なっている。
従って、図２４で示す第６実施形態の暖房運転時では、フロンボイラ６で発生する気相冷媒はバイパスラインＬ２ｂ側を流れ、エゼクタ７を通過することに起因する圧力損失を受けずに凝縮器８に流入するので、当該圧力損失に相当する熱量だけ余分に外気を昇温することが出来る。そしてエゼクタ７を通過することに起因する圧力損失に相当する熱量だけ、圧縮式空調機１００の冷媒の加熱量が増加し、圧縮式サイクルの暖房運転の効率向上に寄与する。

図２５で示す第６実施形態の空調運転の制御は、基本的には図９で示す第２実施形態における空調運転制御と同様である。
すなわち、冷房運転時の制御（ステップＳ９２〜Ｓ９６）において、ステップＳ９２、Ｓ９３、Ｓ９５、Ｓ９６の各々は、図９の第２実施形態におけるステップＳ２２、Ｓ２３、Ｓ２４、Ｓ２５に夫々対応している。
但し、図２５に示す第６実施形態の冷房運転制御では、「三方弁Ｖ３ｂをエゼクタ７側に切り換える」旨の制御（ステップＳ９４）が、図９の第２実施形態における冷房運転制御に追加されている。
一方、暖房運転時制御（ステップＳ９７〜Ｓ１０１）において、ステップＳ９７、Ｓ９８、Ｓ１００、Ｓ１０１の各々は、図９の第２実施形態におけるステップＳ２６、Ｓ２７、Ｓ２８、Ｓ２９にそれぞれ対応する。
しかし、図２５に示す第６実施形態の暖房運転制御では、「三方弁Ｖ３ｂをバイパスラインＬ２ｂ側に切り換える」旨の制御（ステップＳ９９）が、図９の第２実施形態における暖房運転制御に追加されている。

図２２〜図２５の第６実施形態と、図１４〜図１７の第４実施形態とを組み合わせて構成することが可能である。
換言すると、図５〜図９の第２実施形態において、圧縮式冷凍機１００側に排熱熱交換器９を設け、且つ、蒸気噴射冷凍機２００側にエゼクタ７をバイパスするバイパスラインＬ２ｂを設け、暖房運転時の効率を向上することが可能である。

図２２〜図２５の第６実施形態と、図１４〜図１７の第４実施形態とを組み合わせて構成した場合の制御としては、冷房運転では、排熱ラインＬｗ１の三方弁Ｖ３をフロンボイラ６側に切り換え、ラインＬ２０のバイパス弁Ｖ３ｂをエゼクタ７側に切り換える。
一方、暖房運転では、排熱ラインＬｗ１の三方弁Ｖ３を排熱熱交換機９側に切り換え、ラインＬ２０のバイパス弁Ｖ３ｂをバイパスライン２Ｌｂ側に切り換える。
その他の制御については、第２実施形態における空調運転制御（図１０）と同様である。

次に、図２６を参照して第７実施形態を説明する。
図１〜図２５の第１実施形態〜第６実施形態では、何れも、圧縮式サイクルにおける圧縮機１はガスエンジン５の出力が機械的に（駆動軸５１で）伝達されて駆動されている。
これに対して、図２６の第７実施形態では、圧縮式空調機１００の圧縮機１Ｅが電気駆動式となっており、圧縮式空調機１００がいわゆる「電気式ヒートポンプ（ＥＨＰ）」として構成されている。そして、排熱源がガスエンジンコージェネレーションシステム５Ｃであり、ガスエンジンコージェネレーションシステム５Ｃの発電装置６０からの出力電力が、電力伝達ケーブルＬｅを介して、圧縮式サイクルの電気駆動式の圧縮機１Ｅに供給されて、圧縮機１Ｅを駆動する。
図２６において符号５２はガスエンジンの駆動軸であり、発電装置６０の図示しない回転軸に接続されている。

なお、圧縮式サイクルの圧縮機が電気駆動式にした第７実施形態において、第１実施形態の図１における圧縮機を電気駆動式にした図２６しか図示されていないが、第２実施形態〜第６実施形態の全ての図において、図２６と同様に、圧縮式空調機１００の圧縮機を電気駆動式の圧縮機にすることが出来る。

図示の実施形態はあくまでも例示であり、本発明の技術的範囲を限定する趣旨の記述ではない旨を付記する。

本発明の第１実施形態の全体構成を示すブロック図。 第１実施形態の冷房運転時を示すブロック図。 第１実施形態の暖房運転時を示すブロック図。 第１実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第２実施形態の全体構成を示すブロック図。 第２実施形態のサイクルを示すモリエル線図。 第２実施形態の冷房運転時を示すブロック図。 第２実施形態の暖房運転時を示すブロック図。 第２実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第３実施形態の全体構成を示すブロック図。 第３実施形態の冷房運転時を示すブロック図。 第３実施形態の暖房運転時を示すブロック図。 第３実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第４実施形態の全体構成を示すブロック図。 第４実施形態の冷房運転時を示すブロック図。 第４実施形態の暖房運転時を示すブロック図。 第４実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第５実施形態の全体構成を示すブロック図。 第５実施形態の冷房運転時を示すブロック図。 第５実施形態の暖房運転時を示すブロック図。 第５実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第６実施形態の全体構成を示すブロック図。 第６実施形態の冷房運転時を示すブロック図。 第６実施形態の暖房運転時を示すブロック図。 第６実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第７実施形態の全体構成を示すブロック図。 従来技術の全体構成を示したブロック図。

符号の説明

１・・・圧縮機
２・・・第１の熱交換器／室内器
３・・・第２の熱交換器／室外器
４・・・第４の熱交換器
５・・・熱源機／ガスエンジン
６・・・冷媒蒸発器／フロンボイラ
７・・・エゼクタ
８・・・第３の熱交換器
９・・・排熱熱交換器
１０・・・圧力センサ
ＣＶ１、ＣＶ２・・・流量調節弁
Ｌ１・・・第１の冷媒ライン
Ｌ２・・・第２の冷媒ライン
Ｐ１・・・送水ポンプ
Ｐ２・・・冷媒ポンプ
Ｖ１・・・開閉弁
Ｖ２・・・減圧弁
Ｖ３・・・三方弁
Ｖ４・・・流路切換装置／四方弁

Claims (6)

1. 圧縮機と、冷媒と空調をするべき室内の空気とで熱交換を行う第１の熱交換器と、冷媒と外気とで熱交換を行う第２の熱交換器と、圧縮機と第１の熱交換器と第２の熱交換器とを介装する第１の冷媒ラインとを備えた圧縮式空調機を有し、熱源機からの排熱が投入されて冷媒を蒸発する冷媒蒸発器と、エゼクタと、冷媒蒸発器及びエゼクタを介装する第２の冷媒ラインと、第２の冷媒ラインを流れる冷媒と外気とで熱交換を行う第３の熱交換器とを有し、第２の冷媒ラインは、冷媒蒸発器に連通する第１の分岐ラインと、エゼクタのディフューザ側方吸込み部に連通する第２の分岐ラインとに分岐しており、第２の分岐ラインには第４の熱交換器が介装されており、第４の熱交換器は空調を行うべき空間内に前記第１の熱交換器と共に設けられており第２の分岐ラインを流れる冷媒と空調を行うべき空間中の空気とで熱交換を行う様に構成されていることを特徴とする空調システム。
2. 前記第２の熱交換器と前記第３の熱交換器とは別体に構成されており、前記第１の熱交換器と前記第４の熱交換器とは別体に構成されており、第１の冷媒ラインにおける前記第１の熱交換器及び前記第２の熱交換器を介装した領域と、第２の冷媒ラインにおける前記第３の熱交換器及び前記第４の熱交換器を介装した領域とは、別個に設けられて構成されている請求項１の空調システム。
3. 前記第２の熱交換器と前記第３の熱交換器とは一体化して構成されており、前記第１の熱交換器と前記第４の熱交換器とは一体化されて構成されており、第１の冷媒ラインにおける前記第１の熱交換器及び前記第２の熱交換器を介装した領域と、第２の冷媒ラインにおける前記第３の熱交換器及び前記第４の熱交換器を介装した領域とは、共通化されて構成されている請求項１の空調システム。
4. 前記第１の冷媒ラインには流路切り換え装置が介装されており、前記第１の冷媒ラインを循環する冷媒の流れる方向を逆転可能に構成されている請求項１〜３の何れか１項の空調システム。
5. 前記熱源機からの排熱を前記第１の冷媒ラインを流れる冷媒に投入する第５の熱交換器を設ける請求項１〜４の何れか１項の空調システム。
6. 前記第２の冷媒ラインはエゼクタをバイパスするバイパスラインを有している請求項１〜５の何れか１項の空調システム。

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