JP2008241205A - 空気調和機 - Google Patents

Abstract

【課題】室外側の（第１の）冷凍サイクルに膨張機を備える２元サイクルを採用し、この膨張機の動力を利用して室内側の（第２の）冷凍サイクル内の液ポンプを駆動することで高い成績係数の値を得ることのできる空気調和機を提供する。
【解決手段】圧縮機２ａ、第１の熱交換器２ｂ、膨張機２ｃ、中間熱交換器Ｈを順次配管接続した第１の冷凍サイクルＳ１と、中間熱交換器Ｈに配管接続される第２の熱交換器３ａを備える第２の冷凍サイクルＳ２とから構成される空気調和機１であって、第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２の流れに沿って中間熱交換器Ｈと第２の熱交換器３ａとの間に設置されるとともに、膨張機２ｃの動力により駆動される液ポンプＰを備える。
【選択図】図１

Description

本発明は、室内機と室外機とに分離されたスプリット型の空気調和機に関する。

空気調和機内に構成される冷凍サイクル内を循環する冷媒として一般的に使用されるのは、例えば、ハイドロフルオロカーボン（ＨＦＣ）系の冷媒であった。このＨＦＣ系冷媒は、これまでの例えばクロロフルオロカーボン（ＣＦＣ）系冷媒に代替する冷媒（代替フロン）として用いられているが、このＨＦＣ系の冷媒も京都議定書で削減の対象とされている。そこで、地球温暖化防止等のためには、フロンを含まない自然系冷媒の使用が望まれる。

但し、自然系冷媒の中でも、例えばハイドロカーボン（ＨＣ）系の冷媒を使用した場合は、例えば、プロパンのように可燃性がある冷媒が多く、特に冷媒配管等から室内への漏洩安全性を確保することが難しい。

このことから、圧縮機、四方弁、室内側熱交換器（第２の熱交換器）、膨張弁、室外側熱交換器（第１の熱交換器）を順次配管接続して構成される冷凍サイクル（以下、適宜「１元サイクル」という。）を、室外側（第１の冷凍サイクル）と室内側（第２の冷凍サイクル）とに分けて、２つの冷凍サイクル（以下、適宜「２元サイクル」という。）を備える空気調和機が提案されている。このように冷凍サイクルを室外側と室内側とに分けることによって、自然系冷媒を使用しつつ室内側には難燃性の冷媒を使用するとともに室外側には可燃性の冷媒を使用することが可能となり、環境に配慮するとともに冷媒が室内に漏洩することによる危険性を避けた空気調和機を提供することができる。

この２元サイクルを採用した空気調和機の例として、例えば、以下の特許文献１には、流体駆動機、室内熱交換器が配管により接続され、内部に第１の冷媒が封入された第１の冷媒回路と、圧縮機、室外熱交換器、膨張機構が配管により接続され、内部に第２の冷媒が封入された第２の冷媒回路を有し、前記第１の冷媒は配管内での圧力損失が所定値以下であるとともに、前記第２の冷媒は熱物性値から定まる理論成績係数が所定値以上であり、前記第１、第２の各冷媒相互が熱交換する中間熱交換器を前記各配管途中に設けた空気調和機が開示されている。
特開平７−２６９９６４号公報

ここで、空気調和機の性能を表わす係数として成績係数（coefficient of performance：ＣＯＰ）がある。このＣＯＰは、消費電力１ｋＷあたりの冷暖房能力（ｋＷ）を表わした係数であることから、ＣＯＰ値が大きいほど空気調和機の性能が良い、とされる。従って、上述の特許文献１に開示されている空気調和機のように流体駆動機と圧縮機とが別に駆動されていると、両者を駆動するためにより多くの電力が消費されることになるため、流体駆動機のない１元サイクルを採用する空気調和機よりもＣＯＰ値が劣化する。

２元サイクルを採用した空気調和機では、室外側の冷凍サイクルと室内側の冷凍サイクルの冷媒の熱交換を行う中間熱交換器を流れる冷媒の温度差が大きいとＣＯＰ値が劣化し、空気調和機全体のＣＯＰ値が劣化する。

本発明は上記課題を解決するためになされたものであり、本発明の目的は、室外側の（第１の）冷凍サイクルに膨張機を備える２元サイクルを採用し、この膨張機の動力を利用して室内側の（第２の）冷凍サイクル内の液ポンプを駆動することで高い成績係数の値を得ることのできる空気調和機を提供することである。

本発明の実施の形態に係る特徴は、圧縮機、第１の熱交換器、膨張機、中間熱交換器を順次配管接続した第１の冷凍サイクルと、中間熱交換器に配管接続される第２の熱交換器を備える第２の冷凍サイクルとから構成される空気調和機であって、第２の冷凍サイクル内を流れる冷媒の流れに沿って中間熱交換器と第２の熱交換器との間に設置されるとともに、膨張機の動力により駆動される液ポンプを備えることを特徴とする。

本発明によれば、室外側の（第１の）冷凍サイクルに膨張機を備える２元サイクルを採用し、この膨張機の動力を利用して室内側の（第２の）冷凍サイクル内の液ポンプを駆動することで高い成績係数の値を得ることのできる空気調和機を提供することができる。

以下、本発明の実施の形態について図面を参照して詳細に説明する。

（第１の実施の形態）
図１に示すように、本発明の実施形態に係る空気調和機１は、室外機２と室内機３とが分離されたスプリット型の空気調和機である。

室外機２は、建造物の外部に設置されており、空気調和機１の室内機３に冷媒配管、電源線等を通じて接続される。室外機２内には冷媒Ｒ１の流れる方向に沿って圧縮機２ａと、第１の熱交換器２ｂと、膨張機２ｃと、中間熱交換器Ｈとが順次配管接続されており、第１の冷凍サイクルＳ１を構成している。この第１の冷凍サイクルＳ１内を流れる冷媒Ｒ１は、上述したように自然系冷媒が使用され、難燃性の冷媒に限らず可燃性の冷媒であっても構わない。

圧縮機２ａは冷媒Ｒ１を高温高圧のガス状の冷媒Ｒ１として吐出し、第１の熱交換器２ｂに送る。第１の熱交換器２ｂでは冷媒Ｒ１と外部の室外空気との間で熱交換が行われる。膨張機２ｃでは、高圧の冷媒Ｒ１が低圧の冷媒Ｒ１に断熱膨張で減圧する際の力によって動力を得る。中間熱交換器Ｈでは、後述する第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２との間で熱交換が行われる。

室内機３は、建造物の内部に設置されており、例えば、図示しないリモートコントローラ等で設定された温度に基づいて被空調空間を適切な温度に保つように冷暖房運転や空気循環を行う。室内機３の筐体内部には、外部の室内空気との熱交換を行う第２の熱交換器３ａが設けられており、室外機２内に設けられている中間熱交換器Ｈ及び液ポンプＰとともに第２の冷凍サイクルＳ２を構成している。第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２は漏洩時の火災等を防止するために難燃性の自然系冷媒が使用される。

ここで、冷房運転を例にとって空気調和機１の動作を簡単に説明すると以下の通りである。第１の冷凍サイクルＳ１内を流れる冷媒Ｒ１は図１に示す矢印の方向に流れる。圧縮機２ａで冷媒Ｒ１は圧縮され高温高圧のガス状となって吐出される。このガス状の冷媒Ｒ１は、第１の熱交換器２ｂに流入する。第１の熱交換器２ｂ内では、冷媒Ｒ１は外部の空気によって冷却され一部、或いはその全部が凝縮する。さらに液或いは気液二相状態となった冷媒Ｒ１は膨張機２ｃに入り膨張して低圧になるとともに、冷媒Ｒ１が高圧から低圧になる際の力を利用して駆動力を得る。膨張機２ｃを出た気液二相状態の冷媒Ｒ１は、中間熱交換器Ｈに流入し、第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２との間で熱交換を行う。

一方、第２の冷凍サイクルＳ２では、その中を流れる冷媒Ｒ２が図１の矢印に示す方向に流れる。第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２は、中間熱交換器Ｈにおいて第１の冷凍サイクルＳ１内を流れる冷媒Ｒ１との間で熱交換が行われた後、液状態で液ポンプＰに流入する。液ポンプＰは液状の冷媒Ｒ２を吐出し、第２の熱交換器３ａに流入し室内の空気を冷却することにより、一部或いは全ての冷媒Ｒ２が蒸発する。ガス状或いは気液二相状態となった冷媒Ｒ２は、改めて中間熱交換器Ｈに流入して第１の冷凍サイクルＳ１内の冷媒Ｒ１により冷却される。

図１に示すように、膨張機２ｃと液ポンプＰは軸一体となって接続されている。すなわち、膨張機２ｃが冷媒Ｒ１の持つ高い圧力を利用して取り出した動力を利用して液ポンプＰが駆動される。図示してはいないが、同一の筐体内に膨張機２ｃと液ポンプＰが設けられ、両者は同一の軸（シャフト）を備えている。液ポンプＰはこの軸を介して膨張機２ｃの動力を利用して駆動されるため、別途液ポンプＰを駆動するための動力（例えば、モータ）を必要としない。また、膨張機２ｃと液ポンプＰを直結しているので動力の伝達ロスを低く押さえることができる。

ここで、液ポンプＰと同様の働きをするものとして圧縮機を挙げることができるが、本発明の実施の形態において圧縮機ではなく液ポンプを採用する。これは、利用する膨張機の動力では必要とされる圧縮機の駆動の一部しか賄うことができないからである。このように第２の冷凍サイクルＳ２内に液ポンプではなく圧縮機を設けると、結局別途モータ等の動力を必要とし、ＣＯＰ値が劣化することにもなる。例えば、発明者の実験においては、ある膨張機２ｃの効率を７０％としたときに得ることのできる膨張機２ｃの動力は約７Ｗであり、一方のある液ポンプＰの効率が４０％であるとすると、必要な液ポンプＰの動力は６Ｗであるとの結果を得ている。従って、この膨張機２ｃから取り出すことのできる動力は僅かであるが、液ポンプＰの駆動に必要な動力も僅かであることから、この膨張機２ｃの動力で液ポンプＰの駆動を十分賄うことができる。

図２及び図３は本発明の実施の形態における空気調和機１が得ることのできる効果を従来の空気調和機が得ていた効果と比べて説明するための説明図である。この従来の空気調和機においても２元サイクルを採用している。図２は中間熱交換器Ｈにおいて、第１の冷凍サイクルＳ１内を流れる冷媒Ｒ１と第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２のそれぞれの温度変化を示したグラフである。上下２段に分けて示した２つのグラフのうち、上段は第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２の温度変化を示しており、下段は第１の冷凍サイクルＳ１内を流れる冷媒Ｒ１の温度変化を示している。また、グラフ内の点線より左側が従来の空気調和機の下での結果であり、右側が本発明の実施の形態における空気調和機の下での結果を示すものである。これらのグラフにおいて、縦軸は、第１の冷凍サイクルＳ１内、及び第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒの温度［℃］を示し、横軸は冷媒Ｒの温度の推移を示している。

これら結果の比較をするに際して、従来の空気調和機の構成は、第１の冷凍サイクルＳ１には膨張機が設けられない代わりに膨張弁が設けられており、第２の冷凍サイクルＳ２にはモータ等から独立して動力を得ている、例えば流体駆動機が組み込まれている。一方、本発明の実施の形態における空気調和機１の構成は、上述したように第１の冷凍サイクルＳ１内に膨張機２ｃを設け、第２の冷凍サイクルＳ２には膨張機２ｃの動力を利用して駆動される液ポンプＰが設けられている。また、条件として、冷房能力４．０ｋＷ、室内冷房時の蒸発温度を１３℃としている。なお、これらの効果の比較はあくまでも発明者が本発明の実施の形態における空気調和機を動かしてその効果を確認するための実験を行うに当たって定めた条件の下での計算結果である。

図２の上段に示す第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２の温度変化は、従来も本発明においても異なるところはない。すなわち、中間熱交換器Ｈに流入する際の温度が１６℃であり、第１の冷凍サイクルＳ１内の冷媒Ｒ１との間で熱交換を行っている間は潜熱状態にあるため１２℃で一定時間推移し、その後、過冷却されて冷媒Ｒ２の温度が１１℃となる。一方、第１の冷凍サイクルＳ１内を流れる冷媒Ｒ１の温度（図２の下段に示す左右２つのグラフ参照）は、従来が８℃から潜熱状態を経て１２℃に達している。これに対し、右側のグラフに示される本発明の実施の形態における効果は、膨張機２ｃを設けたことにより潜熱領域が拡大し熱伝達が向上するため、中間熱交換器Ｈに流入する第１の冷凍サイクルＳ１内を流れる冷媒Ｒ１の温度を８．３℃とすることができる。その後１２℃に達する。一般に、熱交換器内の冷媒の温度差が高いとＣＯＰの値は劣化する。従って、本発明の実施の形態における空気調和機の構成を採用することにより、従来よりも中間熱交換器内における温度差を縮小させることができ、ＣＯＰの値を良くして空気調和機全体の性能を向上させることができることがわかる。

また、図３は、第１の冷凍サイクルＳ１のモリエル線図である。ここでも図２と同様、左側のモリエル線図が従来の空気調和機の場合を示し、右側が本発明の実施の形態における空気調和機１の場合を示している。また、縦軸に圧力［Ｐ］、横軸にエンタルピー［ｈ］を示している。

従来の第１の冷凍サイクルＳ１は図３の左側のグラフにおいてＡＢＣＤで示され、膨張弁で冷媒はＣからＤへ等エンタルピー変化で減圧する。

一方で、本発明の実施の形態における第１の冷凍サイクルＳ１の構成では、膨張機２ｃを組み込んでいるため、ＡＢＣＤ’で示される。すなわち、減圧するに際して、Ｄ−Ｄ’分エンタルピーが増加する。膨張機２ｃではこの高圧の冷媒Ｒ１が持つエネルギーを回収してＤ’−Ｄ分の仕事分液ポンプＰを駆動するための動力に使用することができる。また、中間熱交換器Ｈにおける潜熱状態の領域をＤ−Ａ間からＤ’−Ａ間へと拡大することができるため、より熱伝達が向上する。また、熱伝達が向上する分だけ、中間熱交換器Ｈにおける第１の冷凍サイクルＳ１内を流れる冷媒Ｒ１の蒸発温度を上げることができるため、図３に示すグラフではＤ’−Ａ間の温度はＤ−Ａ間の温度よりも高くなっている。従って、従来よりも本発明の実施の形態の方が圧縮機２ａのＡからＢへ冷媒を圧縮する際に行う仕事量は減る。この点もＣＯＰ値を向上させる一因となる。

以上のような構成を採用することにより、室外側の（第１の）冷凍サイクルに膨張機を備える２元サイクルを採用し、この膨張機の動力を利用して室内側の（第２の）冷凍サイクル内の液ポンプを駆動することで高い成績係数の値を得ることのできる空気調和機を提供することができる。

（第２の実施の形態）
次に本発明における第２の実施の形態について説明する。なお、第２の実施の形態において、上述の第１の実施の形態において説明した構成要素と同一の構成要素には同一の符号を付し、同一の構成要素の説明は重複するので省略する。

第２の実施の形態は、膨張機２ｃと液ポンプＰとの接続を、第１の実施の形態に示したように同軸で両者をつないで動力の伝達を図るのではなく、両者の間にマグネットカップリングを介して動力の伝達を図る点に特徴がある。

膨張機２ｃと液ポンプＰとを同軸でつなぐと、特に同一の筐体に納められている場合には膨張機２ｃ側の高温高圧の冷媒Ｒ１（第１の冷凍サイクルＳ１内を流れる冷媒Ｒ１）と液ポンプＰ側の低温低圧の冷媒Ｒ２（第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２）とが互いに位置的に非常に近い所を流れることになる。このような状態の下では、両冷媒の間で高温側から低温側へ熱の移動が起こり、第１の冷凍サイクルＳ１内を流れる冷媒Ｒ１に熱損失が発生することになる。また、この熱損失が発生すると、冷媒Ｒ１が膨張しにくくなるため、膨張機２ｃの仕事量が減少することになる。従って、膨張機２ｃの動力を利用して液ポンプＰを駆動させる場合には、この熱損失の低減を図ることが重要となる。

第２の実施の形態においては、液ポンプＰの駆動に際して膨張機２ｃの動力を利用する点は第１の実施の形態と同様であるが、両者の間にマグネットカップリングＭを介在させて膨張機２ｃと液ポンプＰとの間を軸一体に直結せず、間接的に接続させることによって一層この熱損失の低減を図ることとしている。また、第１の冷凍サイクルＳ１と第２の冷凍サイクルＳ２との間は完全に遮断され独立してそれぞれの冷媒が流れることになるため、膨張機２ｃと液ポンプＰとの間から冷媒が漏洩することも防止することができる。

このような構成を採用することによって、室外側の（第１の）冷凍サイクルに膨張機を備える２元サイクルを採用し、この膨張機の動力を利用して室内側の（第２の）冷凍サイクル内の液ポンプを駆動するとともに、膨張機と液ポンプを軸一体に構成した場合よりも第１の冷凍サイクル内を流れる冷媒の熱損失をより一層低減させることでより高い成績係数の値を得ることのできる空気調和機を提供することができる。

（第３の実施の形態）
次に本発明における第３の実施の形態について説明する。なお、第３の実施の形態において、上述の第１または第２の実施の形態において説明した構成要素と同一の構成要素には同一の符号を付し、同一の構成要素の説明は重複するので省略する。

第３の実施の形態においては、第２の冷凍サイクルＳ２の構成要素として中間熱交換器Ｈと液ポンプＰとの間に四方弁Ｆを設けた点に特徴を有する。四方弁Ｆを設けたことにより、第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２の向きを液ポンプＰの流入側と吐出側を変更させることなく逆転させることができる。

液ポンプＰを効率よく駆動させるためには、液ポンプＰ内を流れる冷媒Ｒ２は液状である必要があり、気液二相状態では効率が低下する。空気調和機１が冷房状態に設定されている場合、第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２は、第２の熱交換器３ａにおいて蒸発して気体となり、中間熱交換器Ｈにおいて凝縮されて液体となる。一方で、液ポンプＰは膨張機２ｃの動力を利用して駆動されるため、動力を伝達する軸を通して膨張機２ｃから熱が伝達される。この熱が第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２に移ると、中間熱交換器Ｈにおいて冷媒Ｒ２を液体にしても、結局冷媒Ｒ２内に気泡（キャビテーション）が発生してしまい、液ポンプＰの駆動効率が落ちることにつながる。

そこで、中間熱交換器Ｈにおいて冷媒Ｒ２を液体にするだけではなく、冷媒Ｒ２の温度をより低くするようにされている（過冷却）。このように液ポンプＰの駆動により冷媒Ｒ２の温度が上昇することを予め見込んで冷媒Ｒ２の冷却を行っている。

また、冷媒Ｒ２内にキャビテーションが発生するかは、第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２の量にも左右されることになる。すなわち、冷房能力が大きく設定されている場合には冷媒量も多くなり、一方、冷房能力が小さい場合には冷媒量も少ない。この冷媒Ｒ２の量が多ければ少ない場合に比べてそれだけ冷却するのが難しくなり、過冷却度も大きくなる。

さらに、中間熱交換器Ｈにおける第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２の過冷却は、第１の冷凍サイクルＳ１内を流れる冷媒Ｒ１との互いに冷媒が流れる向きによってその効率が異なってくる。一般的に、２つの流れがある場合に、それらの流れが互いに対向する向きに流れているとその２つの流れの間における熱交換効率は高くなる。反対に、２つの流れが並行している場合は、熱交換効率が低くなる。

そこで、第３の実施の形態においては、空気調和機１のＣＯＰ値に直結する中間熱交換器Ｈにおける温度差と第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２の量とをパラメータとして冷媒Ｒ２の流れを逆転させることとする。

すなわち、冷房能力が小さく第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２の量が少ない場合は、液ポンプＰを流れる冷媒Ｒ２の量も少ないため、過冷却度は小さくしてもむしろ中間熱交換器Ｈにおける熱交換効率を上げた方が空気調和機１全体のＣＯＰ値は向上する。従って、このような場合は第２の冷凍サイクルＳ２内の冷媒Ｒ２が中間熱交換器Ｈ内において第１の冷凍サイクルＳ１内を流れる冷媒Ｒ１と対向した向きで流れるように（図５の実線の矢印に示すように）四方弁Ｆを制御する。

一方、冷房能力が大きく第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２の量が多い場合は、液ポンプＰを流れる冷媒Ｒ２の量も多くなるため、中間熱交換器Ｈにおける熱交換効率を下げてでも冷媒の過冷却度を上げてキャビテーションの発生を防止した方が空気調和機１全体のＣＯＰ値は向上する。従って、このような場合は第２の冷凍サイクルＳ２内の冷媒Ｒ２が中間熱交換器Ｈ内において第１の冷凍サイクルＳ１内を流れる冷媒Ｒ１と並行して流れるように（図５の破線の矢印に示すように）四方弁Ｆを制御する。

なお、このように四方弁Ｆを制御するためには、上述したように中間熱交換器Ｈにおける温度差と第２の冷凍サイクルＳ２内を流れる冷媒Ｒ２の量とがパラメータとなる。このパラメータは空気調和機１の能力や設置場所等に左右されるので、種々の条件を勘案した上で自由に設定することができる。また、中間熱交換器Ｈ内の温度測定に関しては、どのような温度センサを使用して測定しても構わない。さらに、本発明の各実施の形態の説明においては、特に制御手段や中間熱交換器Ｈにおける温度測定手段等についての説明を行っていないが、一般的に空気調和機１に搭載されている制御手段を用いることで、上述の制御を行うことが可能である。

このようにすることで、室外側の（第１の）冷凍サイクルに膨張機を備える２元サイクルを採用し、この膨張機の動力を利用して室内側の（第２の）冷凍サイクル内の液ポンプを駆動することでより高い成績係数の値を得ることのできる空気調和機を提供することができる。さらに、以上のような制御を行うことによって、運転能力の大小の如何に拘わらず液ポンプを効率よく安定的に運転させることができるため、空気調和機１の運転動作の安定性の向上に寄与することができる。

なお、この発明は、上記実施の形態そのままに限定されるものではなく、実施段階ではその要旨を逸脱しない範囲で構成要素を変形して具体化できる。また、上記実施の形態に開示されている複数の構成要素を適宜組み合わせることにより種々の発明を形成できる。例えば、実施の形態に示される全構成要素から幾つかの構成要素を削除してもよい。更に、異なる実施の形態に亘る構成要素を適宜組み合わせてもよい。

本発明の第１の実施の形態における空気調和機が採用する２元の冷凍サイクルを示す構成図である。 本発明の実施の形態における効果を説明するための説明図である。 本発明の実施の形態における効果を説明するための説明図である。 本発明の第２の実施の形態における空気調和機が採用する２元の冷凍サイクルを示す構成図である。 本発明の第３の実施の形態における空気調和機が採用する２元の冷凍サイクルを示す構成図である。

符号の説明

１…空気調和機、２…室外機、２ａ…圧縮機、２ｂ…第１の熱交換器、２ｃ…膨張機、２ｄ…中間熱交換器、３…室内機、３ａ…第２の熱交換器、Ｐ…液ポンプ、Ｓ１…第１の冷凍サイクル、Ｓ２…第２の冷凍サイクル、Ｒ１…第１の冷凍サイクル内を流れる冷媒、Ｒ２…第２の冷凍サイクル内を流れる冷媒

Claims (3)

1. 圧縮機、第１の熱交換器、膨張機、中間熱交換器を順次配管接続した第１の冷凍サイクルと、前記中間熱交換器に配管接続される第２の熱交換器を備える第２の冷凍サイクルとから構成される空気調和機であって、
   前記第２の冷凍サイクル内を流れる冷媒の流れに沿って前記中間熱交換器と前記第２の熱交換器との間に設置されるとともに、前記膨張機の動力により駆動される液ポンプを備えることを特徴とする空気調和機。
2. 前記液ポンプは、前記膨張機とマグネットカップリングで接続されることにより前記膨張機から動力を得ていることを特徴とする請求項１に記載の空気調和機。
3. 前記第２の冷凍サイクルは、さらに前記中間熱交換器と前記液ポンプとの間に四方弁を備えていることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の空気調和機。

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