JP2008145002A - 空気調和装置 - Google Patents

Abstract

【課題】より効果的に成績係数ＣＯＰを向上させることのできる空気調和装置を提供する。
【解決手段】第１コンプレッサ１６により冷媒を圧縮して室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃおよび室外熱交換器１９に循環させる冷凍サイクル１００と、第２コンプレッサ４６を有し、冷凍サイクル１００を流れて凝縮された被冷却側冷媒を過冷却熱交換器４２で熱交換して冷却し、被冷却側冷媒を過冷却状態とし、あるいは、被冷却側冷媒の過冷却度を大きくする冷却側冷媒を循環させる過冷却サイクル１０１と、を備えた。
【選択図】図１

Description

本発明は、冷媒を過冷却する空気調和装置に関するものである。

従来、省エネルギーな空気調和装置が求められており、空気調和装置の冷凍サイクルの成績係数ＣＯＰ（Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ Ｏｆ Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ）を向上させるために、冷凍サイクルを循環して凝縮された液冷媒を飽和温度以下に過冷却し、残存ガスを冷媒中に含まないようにして冷媒を蒸発器へ循環させるものが知られている（例えば、特許文献１参照）。

この種の空気調和装置では、液冷媒を過冷却するのに空気と熱交換する空気熱交換器を用いたものがあるが、空気熱交換器では非常に大きな伝熱面積が必要であり、非効率的である。このため、循環する液冷媒の一部を分流させ、分流した液冷媒を蒸発させて分流前の冷媒と熱交換させることによって、分流前の液冷媒を過冷却にし、蒸発器への冷媒循環流量を減らし、冷媒の冷媒配管による圧力損失を減らす構成を備えた空気調和装置が提案されている。
特開平６−２８１２７０号公報

液冷媒の一部から分流した冷媒を用いて分流前の液冷媒を過冷却にする構成を備えたものでは、冷媒の単位重量あたりの冷凍効果が増すことにより蒸発器への冷媒循環流量は減少する。しかしながら、冷媒を循環させるコンプレッサの冷媒循環流量は減らないため、成績係数ＣＯＰはほとんど向上しなかった。以下、図４を参照して、液冷媒の一部から分流した冷媒を用いて分流前の液冷媒を過冷却にする構成を備えた空気調和装置のサイクルを説明する。この図において、サイクルを循環する冷媒のエンタルピを横軸に、圧力を縦軸に示している。
冷凍（蒸発）能力Ｑｅは、
Ｑｅ＝Ｇ・（ΔＨ３＋ΔＨ１）
ΔＨ１：蒸発器の入口・出口のエンタルピ差（ｋｊ／ｋｇ）
ΔＨ３：過冷却の入口・出口のエンタルピ差（ｋｊ／ｋｇ）
Ｇ：冷媒循環量（ｋｇ／ｈ）
となる。
コンプレッサ動力Ｌは、
Ｌ＝（Ｇ＋ｇ）・ΔＨ２
ｇ：過冷却流量（ｋｇ／ｈ）
ΔＨ２：コンプレッサの入口・出口のエンタルピ差（ｋｊ／ｋｇ）
過冷却の熱量Ｑｓ（ｋｊ／ｈ）は過冷却熱交換器の蒸発熱量と等しいので、
Ｑｓ＝Ｇ・ΔＨ３＝ｇ・ΔＨ１
∴ｇ＝Ｇ・ΔＨ３／ΔＨ１
となる。
成績係数（サイクル効率）ηｓを求めると、
ηｓ＝Ｑｅ／Ｌ＝Ｇ・（ΔＨ３＋ΔＨ１）／｛（Ｇ＋ｇ）・ΔＨ２｝
＝Ｇ・（ΔＨ３＋ΔＨ１）／｛（Ｇ＋Ｇ・ΔＨ３／ΔＨ１）・ΔＨ２｝
＝（ΔＨ３＋ΔＨ１）／｛（１＋ΔＨ３／ΔＨ１）・ΔＨ２｝
＝（ΔＨ１／ΔＨ２）・（１＋ΔＨ３／ΔＨ１）／（１＋ΔＨ３／ΔＨ１）
＝ΔＨ１／ΔＨ２
となる。

一方、過冷却にしない場合の冷凍（蒸発）能力Ｑｎは、
Ｑｎ＝Ｇ・ΔＨ１
となる。
コンプレッサ動力Ｌｎは、
Ｌｎ＝Ｇ・ΔＨ２
となる。成績係数（サイクル効率）ηは、
η＝Ｑｎ／Ｌｎ
＝（Ｇ・ΔＨ１）／（Ｇ・ΔＨ２）
＝ΔＨ１／ΔＨ２
となり、過冷却にしても効率は過冷却にしない場合と同じになる。
本発明は、上述した事情に鑑みてなされたものであり、より効果的に成績係数ＣＯＰを向上させることのできる空気調和装置を提供することを目的とする。

本発明は、第１コンプレッサにより冷媒を圧縮して室内熱交換器および室外熱交換器に循環させる冷凍サイクルと、第２コンプレッサを有し、前記冷凍サイクルを流れて凝縮された被冷却側冷媒を過冷却熱交換器で熱交換して冷却し、前記被冷却側冷媒を過冷却状態とし、あるいは、前記被冷却側冷媒の過冷却度を大きくする冷却側冷媒を循環させる過冷却サイクルと、を備えたことを特徴とする。
この構成によれば、第１コンプレッサに流入する冷媒と第２コンプレッサに流入する冷媒とをそれぞれ個別の圧縮行程で圧縮することができ、冷却側冷媒が圧縮されるときの冷媒圧力と第２コンプレッサに流入する冷媒の冷媒圧力とを異なる冷媒圧力にすることができる。

この場合において、前記過冷却サイクルは、前記冷凍サイクルにおける前記被冷却側冷媒が圧縮行程に移行する際の圧力よりも高い圧力で、前記冷却側冷媒を圧縮行程に移行させてもよい。
この構成によれば、冷却側冷媒が圧縮されるときの冷媒圧力を、被冷却側冷媒が圧縮されるときの冷媒圧力まで落とすことがない。このため、より効果的に成績係数ＣＯＰを向上させることができる。

また、この場合において、凝縮された前記被冷却側冷媒の一部を前記冷却側冷媒として分流させ、分流した前記冷却側冷媒を膨張させて前記分流後の前記被冷却冷媒と過冷却熱交換器を介して熱交換させ、熱交換後の前記冷却側冷媒を前記第２コンプレッサにより圧縮後に再び前記被冷却側冷媒と合流させてもよい。
この構成によれば、冷凍サイクルと過冷却サイクルとで一部の冷媒配管を兼用することができる。

さらに、この場合において、前記冷凍サイクルと前記過冷却サイクルとで、独立して冷媒を循環させ、過冷却熱交換器により両サイクルを熱的に結合し、前記熱交換を行わせてもよい。
この構成によれば、第１コンプレッサで圧縮された冷媒と第２コンプレッサで圧縮された冷媒とが、相互の流れに影響を与えないようにすることができる。

さらにまた、この場合において、前記第１コンプレッサ及び前記第２コンプレッサを、一台のガスエンジンにより駆動してもよい。
この構成によれば、複数のガスエンジンを備える必要がなく、また、ガスエンジンの冷却水系統等も一つにすることができる。

本発明によると、第１コンプレッサにより冷媒を圧縮して室内熱交換器および室外熱交換器に循環させる冷凍サイクルと、第２コンプレッサを有し、前記冷凍サイクルを流れる冷媒である被冷却側冷媒を凝縮行程において熱交換して冷却し、前記被冷却側冷媒を過冷却状態とし、あるいは、前記被冷却側冷媒の過冷却度を大きくする冷却側冷媒を循環させる過冷却サイクルと、を備えている。これにより、メインコンプレッサに流入する冷媒とサブコンプレッサに流入する冷媒とをそれぞれ個別の圧縮行程で圧縮することができ、冷却側冷媒が圧縮されるときの冷媒圧力とサブコンプレッサに流入する冷媒の冷媒圧力とを異なる冷媒圧力にすることができる。このため、過冷却サイクルは、冷凍サイクルにおける被冷却側冷媒が圧縮行程に移行する際の圧力よりも高い圧力で、冷却側冷媒を圧縮行程に移行させることにより、より効果的に成績係数ＣＯＰを向上させることができる。

以下、図面を参照して、本発明の好適な実施の形態について説明する。
（第１実施形態）
図１は、本実施形態に係る空気調和装置を示す回路図である。
空気調和装置１０は、ガスヒートポンプ式空気調和装置であり、室外機１１及び複数（例えば３台）の室内機１２Ａ、１２Ｂ、１２Ｃを有している。室外機１１の室外冷媒配管１４と室内機１２Ａ、１２Ｂ、１２Ｃの各室内冷媒配管１５Ａ、１５Ｂ、１５Ｃとが連結されて、冷凍サイクル１００の一部を構成している。

室内機１２Ａ、１２Ｂ、１２Ｃはそれぞれ室内に設置され、それぞれ、室内冷媒配管１５Ａ、１５Ｂ、１５Ｃに室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃが接続されている。これら室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃの近傍には、減圧装置としての室内膨張弁２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃがそれぞれ接続されている。上記室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃには、これらの室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃへ送風する室内ファン２３Ａ、２３Ｂ、２３Ｃが隣接して配置されている。

室外機１１は室外に設置され、室外冷媒配管１４にはメインコンプレッサ（第１コンプレッサ）１６が接続されるとともに、このメインコンプレッサ１６の吸込側にアキュムレータ１７が、吐出側にオイルセパレータ２６を介して四方弁１８がそれぞれ接続されている。

メインコンプレッサ１６は、タイミングベルト２７を介してガスエンジン３０に連結され、ガスエンジン３０により駆動される。このガスエンジン３０は、エンジン冷却系３１を流れる冷却水により冷却される。このエンジン冷却系３１は、第１冷却系配管３５にガスエンジン３０、冷却水バイパス弁３８、冷却水三方弁３２、廃熱回収熱交換器３３、リザーブタンク３９及び冷却水ポンプ３４が接続されている。一方、室外熱交換器１９と隣り合って設けられた放熱器３７が接続された第２冷却系配管３６の一端が冷却水三方弁３２に接続され、その他端が冷却水ポンプ３４の吸込側に接続されている。

冷却水三方弁３２は、空気調和装置１０の冷房運転時に放熱器３７側に開放され、冷却水ポンプ３４の稼動により、冷却水が放熱器３７へ導かれて放熱され、ガスエンジン３０が冷却される。
また、空気調和装置１０の暖房運転時には冷却水三方弁３２が廃熱回収熱交換器３３側に開放される。このとき、冷却水ポンプ３４の稼動により、冷却水が廃熱回収熱交換器３３へ導かれ、後述に示すように室外冷媒配管１４を循環する液冷媒との熱交換により放熱されて、ガスエンジン３０が冷却される。
ガスエンジン３０と冷却水三方弁３２との間には、冷却水バイパス弁３８が設けられており、この冷却水バイパス弁３８は、冷却水ポンプ３４の流入側に接続されている。

メインコンプレッサ１６から吐出された冷媒が流れ込む四方弁１８は、室外熱交換器１９、減圧装置としての室外膨張弁２４、後段に詳述する過冷却熱交換器４２が順次接続されている。室外熱交換器１９には、この室外熱交換器１９に外気を流通させる室外ファン２０が隣接して配置されている。

四方弁１８が切り換えられることにより、空気調和装置１０が冷房運転又は暖房運転に設定される。つまり、四方弁１８が冷房側に切り換えられたときには、冷媒が実線矢印αに示すように流れ、室外熱交換器１９が凝縮器に、室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃが蒸発器になって冷房運転状態となる。これにより、各室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃが室内を冷房する。また、四方弁１８が暖房側に切り換えられたときには、冷媒が破線矢印βに示すように流れ、室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃが凝縮器に、室外熱交換器１９が蒸発器になって暖房運転状態となる。これにより、各室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃが室内を暖房する。

冷房運転時には、室内膨張弁２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃのそれぞれの弁開度が空調負荷に応じて調整され、室外膨張弁２４が全開操作される。また、暖房運転時には、室外膨張弁２４及び室内膨張弁２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃのそれぞれの弁開度が空調負荷に応じて調整される。

室外機１においては、冷媒高圧部（メインコンプレッサ１６の吐出側）と冷媒低圧部（図示の例ではアキュムレータ１７の手前）との間にバイパス管５１が接続され、このバイパス管５１にバイパス弁５２が設けられている。
さらに、この室外機１１には、室外冷媒配管１４を流れる液冷媒をメインコンプレッサ１６の吸込側に設けられたアキュムレータ１７の手前に適宜供給するためのリキッド管５３が設けられ、このリキッド管５３にリキッド弁５４が設けられている。

本実施形態に係る空気調和装置１０は、室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃあるいは室外熱交換器１９で凝縮された冷媒を過冷却させる過冷却サイクル１０１を室外機１１に備えている。この過冷却サイクル１０１は、室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃと室外熱交換器１９との間に設けられた分岐点４７で、冷凍サイクル１００から分流して設けられている。これにより、室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃと室外熱交換器１９との間を流れる液冷媒の一部が、過冷却サイクル１０１に流れる。過冷却サイクル１０１は、過冷却膨張弁４４、冷媒同士を熱交換させる過冷却熱交換器４２、過冷却アキュムレータ４５及びサブコンプレッサ（第２コンプレッサ）４６が順次接続されている。サブコンプレッサ４６の吐出側は、メインコンプレッサ１６とオイルセパレータ２６との間に設けられた合流点４８で、メインコンプレッサ１６の吐出側に合流するように接続されている。冷凍サイクル１００と過冷却サイクル１０１とは圧縮行程が独立していることにより、それぞれ個別の条件で冷媒を圧縮することができるように設けられている。

過冷却膨張弁４４は、室外冷媒配管１４の分岐点４７で冷凍サイクル１００から分流し、過冷却サイクル１０１に流入した液冷媒を膨張させる。なお、本実施形態では、過冷却サイクル１０１に分流する液冷媒の流量は、分流前の流量の約１０〜１５パーセントである。過冷却膨張弁４４は、過冷却膨張弁４４で膨張させられた冷媒の冷媒圧力が、室内機１２Ａ、１２Ｂ、１２Ｃの室内膨張弁２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃで膨張させられた冷媒の冷媒圧力よりも高い冷媒圧力となるように設けられている。過冷却膨張弁４４で膨張した冷媒は、室内膨張弁２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃで膨張した冷媒よりも高い冷媒圧力で維持される。これにより、サブコンプレッサ４６に流入するガス冷媒の冷媒圧力（圧縮行程に移行する際の圧力）が、冷凍サイクル１００のメインコンプレッサ１６に流入するガス冷媒の冷媒圧力よりも高くなるようになっている。
過冷却熱交換器４２は、プレートフィン式熱交換器である。この過冷却熱交換器４２は、過冷却膨張弁４４で膨張して過冷却熱交換器４２の蒸発側を流れる冷却側冷媒としての液冷媒と室外熱交換器１９で凝縮されて過冷却熱交換器４２の凝縮側を流れる被冷却側冷媒としての液冷媒とが熱交換可能に設けられている。これにより、過冷却熱交換器４２は、過冷却熱交換器４２の凝縮側を流れる液冷媒を冷却して過冷却する、あるいは、すでに過冷却状態で凝縮側を流れる液冷媒の過冷却度合いを大きくする。

過冷却アキュムレータ４５は、過冷却熱交換器４２の蒸発側で蒸発した後にサブコンプレッサ４６に流入するガス冷媒を気液分離する。
サブコンプレッサ４６は、メインコンプレッサ１６に比べて冷媒流量が少ないため、メインコンプレッサ１６よりも排除容積が少ないコンプレッサである。サブコンプレッサ４６は、過冷却アキュムレータ４５から流入したガス冷媒を圧縮し、圧縮したガス冷媒をメインコンプレッサ１６から吐出されたガス冷媒と合流点４８で合流させる。冷凍サイクル１００と過冷却サイクル１０１とは、合流点４８で合流してから、分岐点４７で分流するまでの部分の冷媒配管を兼用している。ここで、本実施形態では、サブコンプレッサ４６の吐出圧力とメインコンプレッサ１６の吐出圧力とを略同圧力にすることにより、冷媒同士の合流が円滑に行われるようになっている。

次に、本実施形態に係る空気調和装置１０の動作を説明する。
図２は、冷凍サイクル１００及び過冷却サイクル１０１を循環する冷媒のエンタルピを横軸に、圧力を縦軸に示す概念図である。
空気調和装置１０の冷房運転時には、上述したように、四方弁１８が冷房側に切り換えられてガス冷媒が実線矢印αに示すように流れる。メインコンプレッサ１６で圧縮された（行程Ｒ１）ガス冷媒とサブコンプレッサ４６で圧縮された（行程Ｓ１）ガス冷媒とが合流して室外熱交換器１９に流入する。

室外熱交換器１９に流入したガス冷媒は、室外熱交換器１９で外気と熱交換して冷却されることによって液冷媒となる（行程Ｓ２、Ｒ２）。

室外熱交換器１９から流出した液冷媒は、過冷却熱交換器４２の凝縮側を流通して室内機１２Ａ、１２Ｂ、１２Ｃに流入する。このとき、過冷却熱交換器４２の凝縮側を流通した液冷媒の一部が分流して過冷却サイクル１０１に流れる。過冷却サイクル１０１に流れた液冷媒は、過冷却膨張弁４４を通って膨張し（行程Ｓ３）、過冷却熱交換器４２の蒸発側に流れる。これにより、過冷却熱交換器４２の蒸発側を流れる冷却側冷媒としてのガス冷媒が蒸発する（行程Ｓ４）とともに凝縮側を流れる被冷却側冷媒としての液冷媒と熱交換し、凝縮側を流れる液冷媒を冷却して過冷却状態にする（行程Ｒ３）。

過冷却熱交換器４２で冷却されて室内機１２Ａ、１２Ｂ、１２Ｃに流入した液冷媒は、室内膨張弁２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃで膨張する（行程Ｒ４）。
室内膨張弁２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃで膨張した液冷媒は、室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃで室内空気と熱交換して室内を冷房するとともに、蒸発してガス冷媒となる（行程Ｒ５）。
室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃから流出したガス冷媒は、四方弁１８及び廃熱回収熱交換器３３を流通し、アキュムレータ１７で気液分離されてメインコンプレッサ１６に吸い込まれる。

一方、過冷却熱交換器４２で蒸発したガス冷媒は、過冷却アキュムレータ４５で気液分離されてサブコンプレッサ４６に吸い込まれる。
過冷却熱交換器４２で蒸発したガス冷媒の蒸発圧力（蒸発温度）が、室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃで蒸発したガス冷媒の蒸発圧力（蒸発温度）よりも高い蒸発圧力（蒸発温度）になっている。また、過冷却熱交換器４２から流出したガス冷媒の冷媒圧力が、サブコンプレッサ４６に流入するまでに略低下しないようになっている。これにより、サブコンプレッサ４６に吸い込まれるガス冷媒の冷媒圧力ＰＳ（圧縮行程に移行する際の圧力）は、メインコンプレッサ１６に吸い込まれるガス冷媒の冷媒圧力ＰＲよりも高くなっている。

また、空気調和装置１０の暖房運転時には、上述したように、四方弁１８が暖房側に切り換えられてガス冷媒が破線矢印βに示すように流れる。メインコンプレッサ１６で圧縮されたガス冷媒（行程Ｒ１）とサブコンプレッサ４６で圧縮されたガス冷媒（行程Ｓ１）とが合流して室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃに流入する。

室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃに流入したガス冷媒は、室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃで室内空気と熱交換して室内を暖房するとともに、凝縮して液冷媒となる（行程Ｓ２、Ｒ２）。

室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃから流出した液冷媒は、室内膨張弁２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃ及び過冷却熱交換器４２の凝縮側を流通して室外熱交換器１９に流入する。このとき、室内膨張弁２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃを流通した液冷媒の一部が分流して過冷却サイクル１０１に流れる。過冷却サイクル１０１に流れた液冷媒は、過冷却膨張弁４４を通って膨張し（行程Ｓ３）、過冷却熱交換器４２の蒸発側に流れる。これにより、過冷却熱交換器４２の凝縮側を流れる被冷却側冷媒としての液冷媒と蒸発側を流れて蒸発する冷却側冷媒としてのガス冷媒との間で熱交換され（行程Ｓ４）、凝縮側を流れる液冷媒が冷却されて過冷却状態になる（行程Ｒ３）。

過冷却熱交換器４２で冷却された液冷媒は、室外膨張弁２４を通って膨張し（行程Ｒ４）、室外熱交換器１９に流入する。

室外熱交換器１９に流入した液冷媒は、室外熱交換器１９で外気と熱交換して蒸発することによってガス冷媒となり（行程Ｒ５）、四方弁１８及び廃熱回収熱交換器３３を流通する。このとき、上述したようにガスエンジン３０の冷却水三方弁３２が廃熱回収熱交換器３３側に開放され、ガスエンジン３０を冷却して廃熱を回収した冷却水が廃熱回収熱交換器３３へ導かれている。これにより、液冷媒は、ガスエンジン３０の廃熱を回収した冷却水と廃熱回収熱交換器３３で熱交換して加熱される。
廃熱回収熱交換器３３で加熱された液冷媒は、アキュムレータ１７で気液分離されてメインコンプレッサ１６に吸い込まれる。

一方、過冷却熱交換器４２で蒸発したガス冷媒は、冷房運転時と同様に、過冷却アキュムレータ４５で気液分離されてサブコンプレッサ４６に吸い込まれる。
過冷却熱交換器４２で蒸発したガス冷媒の蒸発圧力（蒸発温度）が、室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃで蒸発したガス冷媒の蒸発圧力（蒸発温度）よりも高い蒸発圧力（蒸発温度）になっている。また、過冷却熱交換器４２から流出したガス冷媒の冷媒圧力が、サブコンプレッサ４６に流入するまでに略低下しないようになっている。これにより、サブコンプレッサ４６に吸い込まれるガス冷媒の冷媒圧力ＰＳ（圧縮行程に移行する際の圧力）は、メインコンプレッサ１６に吸い込まれるガス冷媒の冷媒圧力ＰＲよりも高くなっている。

以下、冷房運転時の成績係数ＣＯＰについて説明する。
冷房能力Ｑｅは、
Ｑｅ＝Ｇ・（ΔＨ３＋ΔＨ１）
ΔＨ１：蒸発器の入口・出口のエンタルピ差（ｋｊ／ｋｇ）
ΔＨ３：過冷却のエンタルピ差（ｋｊ／ｋｇ）
Ｇ：冷媒循環量（ｋｇ／ｈ）
となる。

過冷却能力Ｑｓは、
Ｑｓ＝ｇ・ΔＨ１
ｇ：過冷却流量（ｋｇ／ｈ）
となる。

メインコンプレッサ動力Ｌｍ（ｋｊ／ｈ）とサブコンプレッサ動力Ｌｓ（ｋｊ／ｈ）は、それぞれ、
Ｌｍ＝Ｇ・ΔＨ２
Ｌｓ＝ｇ・ΔＨ４
ΔＨ４：サブコンプレッサの入口・出口のエンタルピ差（ｋｊ／ｋｇ）
となる。

過冷却の熱量Ｑｓ（ｋｊ／ｈ）は過冷却熱交換器の蒸発熱量と等しいので、
Ｑｓ＝ｇ・ΔＨ１＝Ｇ・ΔＨ３
∴ｇ＝Ｇ・ΔＨ３／ΔＨ１
となる。

成績係数（サイクル効率）ηｓを求めると、
ηｓ＝Ｑｅ／（Ｌｍ＋Ｌｓ）＝Ｇ・（ΔＨ３＋ΔＨ１）／｛（Ｇ・ΔＨ２＋ｇ・ΔＨ４）｝
＝Ｇ・（ΔＨ３＋ΔＨ１）／｛（Ｇ・ΔＨ２＋Ｇ・ΔＨ３／ΔＨ１・ΔＨ４）｝
＝（ΔＨ３＋ΔＨ１）／｛（ΔＨ２＋ΔＨ３／ΔＨ１・ΔＨ４）
＝ΔＨ１・（１＋ΔＨ３／ΔＨ１）／｛ΔＨ２・（１＋ΔＨ３／ΔＨ１・ΔＨ４／ΔＨ２）｝
＝（ΔＨ１／ΔＨ２）・（１＋ΔＨ３／ΔＨ１）／｛１＋（ΔＨ３／ΔＨ１）・（ΔＨ４／ΔＨ２）｝
＝η・（１＋ΔＨ３／ΔＨ１）／｛１＋（ΔＨ３／ΔＨ１）・（ΔＨ４／ΔＨ２）｝
となる。

このとき、冷却側冷媒がサブコンプレッサ４６に流入して圧縮行程に移行する際の冷媒圧力が、被冷却側冷媒がメインコンプレッサ１６に流入して圧縮行程に移行する際の冷媒圧力と同じ場合は、
ΔＨ４＝ΔＨ２
となるため、
ηｓ＝η
となり、成績係数ＣＯＰは、過冷却サイクル１０１を設けない場合と変わらない。

一方、冷却側冷媒がサブコンプレッサ４６に流入して圧縮行程に移行する際の冷媒圧力を上げて、
ΔＨ４≒０（ゼロ）
となるようにすると、
ηｓ≒η＋ΔＨ３／ΔＨ２
となり、過冷却サイクル１０１を設けない場合に比べて、ΔＨ３／ΔＨ２だけ成績係数ＣＯＰが向上する。現実にはΔＨ４が０（ゼロ）になるサイクルは存在しないため、ΔＨ３／ΔＨ２までの成績係数ＣＯＰの向上をすることはできない。しかしながら、過冷却熱交換器４２の性能を向上させて、過冷却サイクル１０１の蒸発圧力、すなわち、冷却側冷媒がサブコンプレッサ４６に流入して圧縮行程に移行する際の冷媒圧力を、被冷却側冷媒がメインコンプレッサ１６に流入して圧縮行程に移行する際の冷媒圧力よりも高くすることにより、コンプレッサ全体が消費する動力が減少し、冷房運転時の成績係数ＣＯＰが向上する。

次に、暖房運転時の成績係数ＣＯＰについて説明する。
暖房能力Ｑｃは、
Ｑｃ＝Ｇ・（ΔＨ１＋ΔＨ２）＋ｇ・（ΔＨ１＋ΔＨ４）

成績係数（サイクル効率）ηｓを求めると、
ηｓ＝Ｑｅ／（Ｌｍ＋Ｌｓ）＝｛Ｇ・（ΔＨ１＋ΔＨ２）＋ｇ・（ΔＨ１＋ΔＨ４）｝／｛（Ｇ・ΔＨ２＋ｇ・ΔＨ４）｝
＝｛（ΔＨ１＋ΔＨ３）＋（ΔＨ２＋ΔＨ３・ΔＨ４／ΔＨ１）｝／｛（ΔＨ２＋ΔＨ３／ΔＨ４・ΔＨ１）
＝１＋（ΔＨ１＋ΔＨ３）／（ΔＨ２＋ΔＨ３・ΔＨ４／ΔＨ１）
＝１＋｛（ΔＨ１／ΔＨ２）・（１＋ΔＨ３／ΔＨ１）｝／｛１＋（ΔＨ３／ΔＨ１）・（ΔＨ４／ΔＨ２）｝
となる。

このとき、過冷却にしない場合、すなわち、
ΔＨ３＝０（ゼロ）
のときの成績係数ηは、
η＝１＋ΔＨ１／ΔＨ２
となる。

また、冷却側冷媒がサブコンプレッサ４６に流入して圧縮行程に移行する際の冷媒圧力が、被冷却側冷媒がメインコンプレッサ１６に流入して圧縮行程に移行する際の冷媒圧力と同じ場合は、
ΔＨ４＝ΔＨ２
となるため、
ηｓ＝１＋ΔＨ１／ΔＨ２＝η
となり、成績係数ＣＯＰは、過冷却サイクル１０１を設けない場合と変わらない。

一方、冷却側冷媒がサブコンプレッサ４６に流入して圧縮行程に移行する際の冷媒圧力を上げて、
ΔＨ４≒０（ゼロ）
となるようにすると、
ηｓ≒１＋（ΔＨ１＋ΔＨ３）／ΔＨ２＝η＋ΔＨ３／ΔＨ２
となり、冷房運転時と同様に成績係数ＣＯＰが向上する。

本実施形態では、冷房運転時及び暖房運転時とも、サブコンプレッサ４６に吸い込まれるガス冷媒の冷媒圧力ＰＳは、メインコンプレッサ１６に吸い込まれるガス冷媒の冷媒圧力ＰＲよりも高くなっている。これにより、サブコンプレッサ４６に吸い込まれるガス冷媒の冷媒圧力と、メインコンプレッサ１６に吸い込まれるガス冷媒の冷媒圧力とが、同じ冷媒圧力の場合に比べて、サブコンプレッサ４６の動力が減少するため、成績係数ＣＯＰが向上する。

本発明の実施の形態に係る空気調和装置１０によれば、メインコンプレッサ１６により冷媒を圧縮して室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃおよび室外熱交換器１９に循環させる冷凍サイクル１００と、サブコンプレッサ４６を有し、冷凍サイクル１００を流れて凝縮された被冷却側冷媒を過冷却熱交換器４２で熱交換して冷却し、被冷却側冷媒を過冷却状態とし、あるいは、被冷却側冷媒の過冷却度を大きくする冷却側冷媒を循環させる過冷却サイクル１０１と、を備えている。これにより、メインコンプレッサ１６に流入する冷媒とサブコンプレッサ４６に流入する冷媒とをそれぞれ個別の圧縮行程で圧縮することができ、冷却側冷媒が圧縮されるときの冷媒圧力とサブコンプレッサ４６に流入する冷媒の冷媒圧力とを異なる冷媒圧力にすることができる。このとき、過冷却サイクル１０１は、冷凍サイクル１００における被冷却側冷媒が圧縮行程に移行する際の冷媒圧力ＰＲよりも高い冷媒圧力ＰＳで、前記冷却側冷媒を圧縮行程に移行させている。これにより、冷却側冷媒が圧縮されるときの冷媒圧力ＰＳを、被冷却側冷媒が圧縮されるときの冷媒圧力ＰＲまで落とすことがない。このため、より効果的に成績係数ＣＯＰを向上させることができる。

また、被冷却側冷媒の凝縮行程において、凝縮された被冷却側冷媒の一部を冷却側冷媒として分流させ、分流した冷却側冷媒を膨張させて分流後の被冷却冷媒と過冷却熱交換器４２を介して熱交換させ、熱交換後の冷却側冷媒をサブコンプレッサ４６により圧縮後に再び被冷却側冷媒と合流させている。このため、空気調和装置１０全体の冷媒配管の長さを短くして配管抵抗を減少させることができるとともに、冷媒配管のレイアウトが容易となる。

さらに、メインコンプレッサ１６及びサブコンプレッサ４６を、一台のガスエンジン３０により駆動している。これにより、複数のガスエンジンを備える必要がなく、また、ガスエンジンの冷却水系統等も一つにすることができる。このため、簡単なシステム構成でメインコンプレッサ１６及びサブコンプレッサ４６を駆動させることができる。

（第２実施形態）
図３は、本実施形態に係る空気調和装置を示す回路図である。
なお、本実施形態における空気調和装置１１０は、第１実施形態における過冷却サイクル１０１の代わりに過冷却サイクル１０２を備えており、この過冷却サイクル１０２以外の部分は、第１実施形態における構成と同じ構成を備えている。第１実施形態における過冷却サイクル１０１は、冷凍サイクル１００が分流し、メインコンプレッサ１６及びサブコンプレッサ４６で圧縮した後に合流して形成されている。一方、第２実施形態における過冷却サイクル１０２は、冷凍サイクル１００を循環する冷媒と、過冷却サイクル１０２を循環する冷媒とが分流及び合流することのない独立した冷媒配管を備えている。

本実施形態に係る空気調和装置１１０は、室内熱交換器２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃあるいは室外熱交換器１９で凝縮された冷媒を過冷却させる過冷却サイクル１０２を室外機１１に備えている。この過冷却サイクル１０２は、過冷却膨張弁４４、冷媒同士を熱交換させる過冷却熱交換器４２、過冷却アキュムレータ４５、サブコンプレッサ４６、オイルセパレータ１２６及び過冷却凝縮器１１９が順次接続されており、冷媒がこれら各機器を循環するように設けられている。

過冷却膨張弁４４は、過冷却凝縮器１１９で凝縮された液冷媒を膨張させる。また、過冷却膨張弁４４は、過冷却膨張弁４４で膨張させられた液冷媒の冷媒圧力が、室内機１２Ａ、１２Ｂ、１２Ｃの室内膨張弁２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃで膨張させられた液冷媒の冷媒圧力よりも高い圧力を維持するように設けられている。これにより、過冷却サイクル１０２は、サブコンプレッサ４６に流入するガス冷媒の冷媒圧力が、冷凍サイクル１００のメインコンプレッサ１６に流入するガス冷媒の冷媒圧力よりも高い冷媒圧力となるように設けられている。
過冷却熱交換器４２は、プレートフィン式熱交換器である。この過冷却熱交換器４２は、過冷却膨張弁４４で膨張して過冷却熱交換器４２の蒸発側を流れる冷却側冷媒としての液冷媒と室外熱交換器１９で凝縮されて過冷却熱交換器４２の凝縮側を流れる被冷却側冷媒としての液冷媒とが熱交換可能に設けられている。これにより、過冷却熱交換器４２は、過冷却熱交換器４２の凝縮側を流れる液冷媒を冷却して過冷却する、あるいは、すでに過冷却状態で凝縮側を流れる液冷媒の過冷却度合いを大きくしたりすることができる。

過冷却アキュムレータ４５は、過冷却熱交換器４２の蒸発側で蒸発した後にサブコンプレッサ４６に流入するガス冷媒を気液分離する。
サブコンプレッサ４６は、メインコンプレッサ１６よりも排除容積の小さなコンプレッサである。サブコンプレッサ４６は、過冷却アキュムレータ４５から流入したガス冷媒を圧縮し、オイルセパレータ１２６を介して過冷却凝縮器１１９に吐出させる。ここで、本実施形態では、冷凍サイクル１００と過冷却サイクル１０２とが独立して設けられている。このため、それぞれを循環する冷媒が合流しないため、サブコンプレッサ４６の吐出圧力とメインコンプレッサ１６の吐出圧力とを略同圧力にしなくても、冷媒が円滑に循環するようになっている。
過冷却凝縮器１１９は、室外熱交換器１９と外気の流通面が隣り合って積層配置されている。これにより、過冷却凝縮器１１９を流通する外気は、室外熱交換器１９を流通するように設けられている。

本実施形態に係る空気調和装置１１０の動作は、第１実施形態に係る空気調和装置１０と略同様に動作する。すなわち、冷凍サイクル１００及び過冷却サイクル１０１のエンタルピを横軸に、圧力を縦軸に示す概念図は、図２に示すようになる。

本発明の実施の形態に係る空気調和装置１１０によれば、第１実施形態と同様の作用及び効果を有している。
また、冷凍サイクル１００と過冷却サイクル１０１とで、独立して冷媒を循環させ、過冷却熱交換器４２により両サイクル１００、１０１を熱的に結合し、熱交換を行わせている。これにより、メインコンプレッサ１６で圧縮された冷媒とサブコンプレッサ４６で圧縮された冷媒とが、相互の流れに影響を与えないようにすることができる。このため、メインコンプレッサ１６の吐出圧力等を考慮することなく、サブコンプレッサ４６を設けることができる。

以上、本発明を上記実施の形態に基づいて説明したが、本発明はこれに限定されるものではない。上記第１実施形態では、過冷却熱交換器４２と室内膨張弁２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃとの間で、冷凍サイクル１００から過冷却サイクル１０１を分流させていた。しかしながら、これに限定されず、室外熱交換器１９と室内膨張弁２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃとの間であって、凝縮された液冷媒が流れている位置であれば、その他の位置で過冷却サイクルを分流させてもよい。

また、上記実施形態では、冷凍サイクル１００を循環する冷媒と過冷却サイクル１０１、１０２を循環する冷媒とを、それぞれ別々のコンプレッサによって圧縮していた。しかしながら、これに限定されず、過冷却サイクルを循環する冷媒がコンプレッサに吸い込まれるときの冷媒圧力が、冷凍サイクルを循環する冷媒がコンプレッサに吸い込まれるときの冷媒圧力よりも高ければ一台のコンプレッサによって冷媒を圧縮してもよい。例えば、一台の多段型コンプレッサで冷媒を圧縮し、過冷却サイクルを循環する冷媒を、冷凍サイクルを循環する冷媒よりもコンプレッサ内部の冷媒圧力が高い段に流入させてもよい。このとき、冷媒を冷凍サイクルへ吐出させる段とは異なる段から過冷却サイクルに吐出させ、冷凍サイクルと過冷却サイクルとの冷媒配管を独立させてもよい。

さらに、上記実施形態では、メインコンプレッサ１６及びサブコンプレッサ４６をガスエンジン３０で駆動させているが、これに限定されず、モータ等でコンプレッサを駆動させてもよい。

さらにまた、上記実施形態では、空気調和装置１０、１１０は、３台の室内機１２Ａ、１２Ｂ、１２Ｃを備えているが、これに限定されず、室内機の台数は任意である。

本発明の第１実施形態に係る空気調和装置を示す回路図である。 冷凍サイクル及び過冷却サイクルを循環する冷媒のエンタルピを横軸に、圧力を縦軸に示す概念図である。 本発明の第２実施形態に係る空気調和装置を示す回路図である。 従来のサイクルを循環する冷媒のエンタルピを横軸に、圧力を縦軸に示す概念図である。

符号の説明

１０、１１０ 空気調和装置
１２Ａ、１２Ｂ、１２Ｃ 室内熱交換器
１６ メインコンプレッサ（第１コンプレッサ）
１９ 室外熱交換器
３０ ガスエンジン
４２ 過冷却熱交換器（熱交換器）
４６ サブコンプレッサ（第２コンプレッサ）
１００ 冷凍サイクル
１０１、１０２ 過冷却サイクル

Claims (5)

1. 第１コンプレッサにより冷媒を圧縮して室内熱交換器および室外熱交換器に循環させる冷凍サイクルと、
   第２コンプレッサを有し、前記冷凍サイクルを流れて凝縮された被冷却側冷媒を過冷却熱交換器で熱交換して冷却し、前記被冷却側冷媒を過冷却状態とし、あるいは、前記被冷却側冷媒の過冷却度を大きくする冷却側冷媒を循環させる過冷却サイクルと、
   を備えたことを特徴とする空気調和装置。
2. 請求項１記載の空気調和装置において、
   前記過冷却サイクルは、前記冷凍サイクルにおける前記被冷却側冷媒が圧縮行程に移行する際の圧力よりも高い圧力で、前記冷却側冷媒を圧縮行程に移行させる、
   ことを特徴とする空気調和装置。
3. 請求項１または請求項２記載の空気調和装置において、
   凝縮された前記被冷却側冷媒の一部を前記冷却側冷媒として分流させ、分流した前記冷却側冷媒を膨張させて前記分流後の前記被冷却冷媒と過冷却熱交換器を介して熱交換させ、熱交換後の前記冷却側冷媒を前記第２コンプレッサにより圧縮後に再び前記被冷却側冷媒と合流させることを特徴とする空気調和装置。
4. 請求項１または請求項２記載の空気調和装置において、
   前記冷凍サイクルと前記過冷却サイクルとで、独立して冷媒を循環させ、過冷却熱交換器により両サイクルを熱的に結合し、前記熱交換を行わせることを特徴とする空気調和装置。
5. 請求項１乃至４のいずれか一項記載の空気調和装置において、
   前記第１コンプレッサ及び前記第２コンプレッサを、一台のガスエンジンにより駆動することを特徴とする空気調和装置。

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