JP2009002576A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】複数の圧縮機および内部熱交換器を備える冷凍サイクル装置において、サイクルの熱負荷条件が変化しても、内部熱交換器にて適切な熱交換を行わせる。
【解決手段】第１圧縮機１１および第２圧縮機１２を並列に接続し、放熱器１５下流側の高圧冷媒と蒸発器１９下流側の低圧冷媒とを熱交換させる内部熱交換器１７を設ける。さらに、内部熱交換器１７の低圧側冷媒流路１７ｂのうち少なくとも一部については、分岐部１４から第１圧縮機１１の吸入口側へ至る冷媒通路を通過する冷媒のみを流通させる。これにより、第１圧縮機１１のみを駆動する高負荷運転時には、内部熱交換器１７における熱交換量を増加させてＣＯＰを向上させる。また、第２熱交換器のみを駆動する低負荷運転時には、内部熱交換器１７における熱交換量を低下させて蒸発器１９にて冷凍能力を確実に発揮させる。
【選択図】図１

Description

本発明は、複数の圧縮機および内部熱交換器を備える蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置に関する。

従来、特許文献１に、冷凍車両に適用されて、車両走行用のエンジンにて駆動される第１圧縮機、電動モータにて駆動される第２圧縮機、および、放熱器から流出した高圧冷媒と蒸発器から流出した低圧冷媒とを熱交換させる内部熱交換器を備える冷凍サイクル装置が開示されている。

この特許文献１の冷凍サイクル装置では、第１圧縮機および第２圧縮機を並列に接続し、エンジン作動時には第１圧縮機のみを駆動し、エンジン停止時には第２圧縮機のみを駆動することによって、エンジン停止時であっても庫内および車室内の冷却ができるようにしている。

さらに、内部熱交換器にて、放熱器から流出した高圧冷媒と蒸発器から流出した低圧冷媒とを熱交換させることで、蒸発器における冷媒入口・出口間の冷媒のエンタルピ差（冷凍能力）を増大させて冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を向上させている。
特開２００６−２７３１５０号公報

ところで、特許文献１の冷凍サイクル装置のように、エンジン駆動式の第１圧縮機と電動式の第２圧縮機を備える冷凍サイクル装置では、一般的に、それぞれの圧縮機の冷媒吐出能力が異なる。そのため、第１圧縮機のみを駆動する第１運転モードにて発揮できる冷凍能力と第２圧縮機のみを駆動する第２運転モードにて発揮できる冷凍能力も異なる。

そこで、例えば、エンジンから充分な駆動力を得ることができる第１圧縮機を駆動する第１運転モードでは、庫内を急冷するような高負荷運転を行い、一般的にエンジン駆動式圧縮機に対して冷媒吐出能力の小さい電動式の第２圧縮機を駆動する第２運転モードでは、庫内を保冷するような低負荷運転を行っている。そのため、第１運転モードと第２運転モードでは、サイクルの熱負荷条件も異なっている。

従って、第１、２運転モードでは、それぞれサイクルを適切に運転させるために要求されるサイクル構成機器の仕様・性能も異なる。これに対して、特許文献１の冷凍サイクル装置では、放熱器あるいは蒸発器については、冷媒と熱交換する空気流量が調整可能に構成されているので、いずれの運転モードにおいてもサイクルを適切に運転できるように、その性能を制御できる。

しかし、内部熱交換器については、単に、放熱器から流出した高圧冷媒と蒸発器から流出した低圧冷媒とを熱交換させる構成になっているので、その性能を運転モードに応じて制御することができない（特許文献１の段落００２３、第２図参照）。そのため、運転モードの変化によって、内部熱交換器にて適切な熱交換ができなくなり、サイクルを適切に運転できなくなってしまうことがある。

例えば、高負荷運転時のように圧縮機の駆動動力が増加する場合に、内部熱交換器における熱交換量が不足してしまうと、減圧手段（膨張弁）へ流入する過冷却度が低下する。そのため、蒸発器における冷媒入口・出口間の冷媒のエンタルピ差を充分に増大させることができず、ＣＯＰを充分に向上させることができない。

一方、低負荷運転時のように蒸発器下流側冷媒の過熱度が小さくなりやすい場合に、内部熱交換器における熱交換量が不必要に増加してしまうと、減圧手段（膨張弁）へ流入する高圧冷媒の過冷却度が不必要に増加してしまう。そのため、蒸発器にて冷凍能力を発揮できなくなってしまう。

このことを図９のモリエル線図により説明する。図９の実線は、減圧手段へ流入する高圧冷媒の過冷却度が適切な値になっている場合の冷媒の状態を示し、図９の破線は、減圧手段へ流入する高圧冷媒の過冷却度が不必要に増加してしまった場合の冷媒の状態を示している。なお、図９のアルファベットで示す各符号は、後述する図２の同一のアルファベットで示す各符号の冷媒の状態に対応している。

図９の実線に示すように、減圧手段へ流入する高圧冷媒が適切な過冷却度の液相冷媒になっている場合は（図９のＣ₉点）、エンタルピの減少量ΔＨ₉の分だけ、蒸発器にて発揮できる冷凍能力を拡大できる。

一方、図９の破線に示すように、減圧手段へ流入する高圧冷媒が必要以上の過冷却度を有する液相冷媒になっている場合は（図９のＣ₉’点）、減圧手段の制御範囲を超えてしまい、減圧手段が高圧冷媒を充分に減圧できなくなる。つまり、減圧手段にて高圧冷媒を減圧膨張させても高圧冷媒が気液二相冷媒へ状態変化せず、液相冷媒のまま低圧側（蒸発器）へ流入してしまう。

この際、液相冷媒は気液二相冷媒に対して極めて密度が高いので、低圧側（蒸発器）へ大量の冷媒が流入してしまう。そして、蒸発器で大量に流入した液相冷媒の全てを蒸発できなくなると、内部熱交換器の低圧側冷媒流路に液相冷媒あるいは気液二相冷媒が流入してしまう。

さらに、内部熱交換器の低圧側冷媒流路に気液二相冷媒が流入してしまうと、内部熱交換器では、高圧液相冷媒および低圧二相冷媒を熱交換させることになり、高圧液相冷媒と単相の低圧気相冷媒とを熱交換させる場合に対して、熱伝達率が一桁（１０倍以上）大きくなり、さらに減圧手段へ流入する高圧冷媒の過冷却度を増加させてしまう。

その結果、低圧側（蒸発器）へさらに大量の冷媒が流入して、蒸発器における冷媒蒸発圧力を上昇させてしまう。そして、この冷媒蒸発圧力の上昇に伴って、蒸発器における冷媒蒸発温度が冷却対象空間の温度より高くなってしまうと、蒸発器にて冷凍能力を発揮できなくなってしまう。

本発明は、上記点に鑑み、複数の圧縮機および内部熱交換器を備える冷凍サイクル装置において、サイクルの熱負荷条件が変化しても、内部熱交換器にて適切な熱交換を行わせることを目的とする。

上記目的を達成するため、本発明は、冷媒を圧縮して吐出する第１圧縮機（１１）と、第１圧縮機（１１）に対して並列に接続されて、冷媒を圧縮して吐出する第２圧縮機（１２）と、第１圧縮機（１１）から吐出された冷媒および第２圧縮機（１２）から吐出された冷媒を放熱させる放熱器（１５）と、放熱器（１５）下流側の冷媒を減圧膨張させる減圧手段（１８、３０）と、減圧手段（１８、３０）にて減圧膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器（１９、３４）とを備える冷凍サイクル装置であって、
さらに、放熱器（１５）下流側の高圧冷媒と蒸発器（１９、３４）下流側の低圧冷媒とを熱交換させる内部熱交換器（１７、２０）を備え、内部熱交換器（１７、２０）は、第１圧縮機（１１）のみを駆動する第１運転モードにおける熱交換量が第２圧縮機（１２）のみを駆動する第２運転モードにおける熱交換量よりも多くなるように熱交換させることを特徴とする。

これによれば、内部熱交換器（１７、２０）の第１運転モードにおける熱交換量が、第２運転モードにおける熱交換量よりも多くなるように熱交換させるので、第１運転モードでは高負荷運転を行い、第２運転モードでは低負荷運転を行うサイクルに適用することで、それぞれの運転モードにおいて、内部熱交換器（１７、２０）に適切な熱交換を行わせることができる。

つまり、高負荷運転時のように圧縮機の駆動動力が増加する場合には、内部熱交換器（１７、２０）における熱交換量を増加させて減圧手段（１８、３０）へ流入する高圧冷媒の過冷却度を増加させて、蒸発器（１９、３４）における冷媒入口・出口間の冷媒のエンタルピ差を増大させることができる。その結果、ＣＯＰを充分に向上させることができる。

一方、低負荷運転時のように蒸発器（１９、３４）下流側冷媒の過熱度が小さくなりやすい場合には、内部熱交換器（１７、２０）における熱交換量を低下させて減圧手段（１８、３０）へ流入する高圧冷媒の過冷却度が不必要に増加してしまうことを抑制できる。その結果、蒸発器（１９、３４）にて冷凍能力を発揮できなくなってしまうことを回避できる。

すなわち、上記特徴の冷凍サイクル装置によれば、サイクルの熱負荷条件の変化に応じて、第１運転モードと第２運転モードとを切り換えたとしても、内部熱交換器（１７、２０）にて適切な熱交換を行わせることができ、サイクルを適切に運転できる。

また、上記特徴の冷凍サイクル装置において、蒸発器（１９、３４）から流出した冷媒の流れを分岐して、分岐された一方の低圧冷媒を第１圧縮機（１１）の吸入口側へ導くとともに、分岐された他方の低圧冷媒を第２圧縮機（１２）の吸入口側へ導く分岐部（１４）を備え、内部熱交換器（１７、２０）の低圧側冷媒流路（１７ｂ、２１ｂ、２２ｂ）のうち少なくとも一部は、分岐部（１４）から第１圧縮機（１１）吸入口側へ流出した冷媒のみが流通するようになっていてもよい。

これによれば、容易に、内部熱交換器（１７、２０）の第１運転モードにおける熱交換量を、第２運転モードにおける熱交換量よりも多くできる。

また、上記特徴の冷凍サイクル装置において、内部熱交換器（１７、２０）の高圧側冷媒流路（１７ａ、２１ａ、２２ａ）のうち、少なくとも一部をバイパスさせるバイパス通路（２３）と、バイパス通路（２３）を開閉する開閉手段（２４、２５）とを備え、開閉手段（２４、２５）は、第１運転モードではバイパス通路（２３）を開き、第２運転モードではバイパス通路（２３）を閉じるようになっていてもよい。

これによれば、容易に、内部熱交換器（１７、２０）の第１運転モードにおける熱交換量を、第２運転モードにおける熱交換量よりも多くできる。

また、上記特徴の冷凍サイクル装置において、内部熱交換器（１７、２０）の高圧側冷媒流路（１７ａ、２１ａ、２２ａ）のうち、少なくとも一部をバイパスさせるバイパス通路（２３）と、高圧側冷媒流路（１７ａ、２１ａ、２２ａ）とバイパス通路（２３）側へ流入する冷媒流量割合を調整する流量調整弁（２６）を備え、流量調整弁（２６）は、第１運転モードにて高圧側冷媒流路（１７ａ、２１ａ、２２ａ）に流入させる冷媒流量を、第２運転モードにて高圧側冷媒流路（１７ａ、２１ａ、２２ａ）に流入させる冷媒流量よりも増加させるようになっていてもよい。

これによれば、容易に、内部熱交換器（１７、２０）の第１運転モードにおける熱交換量を、第２運転モードにおける熱交換量よりも多くできる。

また、上述の特徴の冷凍サイクル装置において、第１圧縮機（１１）は、エンジンから駆動力を得るエンジン駆動式圧縮機であり、第２圧縮機（１２）は、電動モータ（１２ａ）から駆動力を得る電動式圧縮機であってもよい。

一般的に、エンジン駆動式圧縮機の最大冷媒吐出能力は、電動式圧縮機の最大冷媒吐出能力よりも高い。従って、第１圧縮機（１１）をエンジン駆動式圧縮機として高負荷運転を行い、第２圧縮機（１２）を電動式圧縮機として低負荷運転を行うことで、上述の特徴の冷凍サイクル装置による効果を有効に得ることができる。

また、上述の特徴の冷凍サイクル装置において、減圧手段は、高圧冷媒を減圧膨張させるノズル部（３０ａ）から噴射する高速度の冷媒流により冷媒を内部に吸引して、吸引された冷媒と高速度の冷媒流を混合して昇圧させるエジェクタ（３０）にて構成されていてもよい。

上述の特徴の冷凍サイクル装置では、エジェクタ（３０）へ流入する冷媒の過冷却度が不必要に増加してしまうことを防止できるので、エジェクタ（３０）における回収エネルギー量の低減を抑制できる。その結果、ＣＯＰを効果的に上昇できる。

なお、この欄および特許請求の範囲で記載した各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示すものである。

（第１実施形態）
図１、２により、本発明の第１実施形態を説明する。本実施形態では、本発明の冷凍サイクル装置１０を冷凍車両に適用している。なお、冷凍車両とは食品等の冷却対象物を−３０〜０℃程度の極低温で保存する冷凍庫室を備えた車両である。

まず、本実施形態の冷凍サイクル装置１０の構成を、図１の全体構成図により説明する。この冷凍サイクル装置１０は、冷媒を吸入し、圧縮して吐出する圧縮機を２台有している。このうち第１圧縮機１１は、電磁クラッチ、ベルト等を介して図示しない車両走行用エンジンから回転駆動力を得るエンジン駆動式の圧縮機である。

なお、第１圧縮機１１としては、吐出容量の変化により冷媒吐出能力を調整できる可変容量型圧縮機、あるいは電磁クラッチの断続により圧縮機作動の稼働率を変化させて冷媒吐出能力を調整できる固定容量型圧縮機のいずれを採用してもよい。

一方、第２圧縮機１２は、電動モータ１２ａから回転駆動力を得る電動式圧縮機である。なお、この第２圧縮機１２の最大冷媒吐出能力は、第１圧縮機１１の最大冷媒吐出能力よりも小さい。また、電動モータ１２ａには、図示しない車両バッテリから電力が供給され、車両停車時には、外部電源（商用電源）から電力を供給することもできる。

さらに、図１に示すように、第１圧縮機１１および第２圧縮機１２は、それぞれ吐出側同士が合流部１３により接続され、吸入側同士が分岐部１４によって接続されることで、並列に接続されている。この合流部１３および分岐部１４は、三方継手構造の配管継手等によって構成できる。

より具体的には、合流部１３は、２つの冷媒流入口１３ａ、１３ｂおよび１つの冷媒流出口１３ｃを有しており、２つの冷媒流入口１３ａ、１３ｂは、それぞれ第１、２第１圧縮機１１、１２の吐出側に接続されている。また、分岐部１４は、１つの冷媒流入口１４ａおよび２つの冷媒流出口１４ｂ、１４ｃを有しており、２つの冷媒流出口１４ｂ、１４ｃは、それぞれ第１、２第１圧縮機１１、１２の吸入側に接続されている。

また、第１圧縮機１１の吐出口および第２圧縮機１２の吐出口と合流部１３との間には、それぞれ冷媒が吐出方向へのみ流れることを許容する第１逆止弁１１ｂおよび第２逆止弁１２ｂが設けられている。これにより、一方の圧縮機から吐出された冷媒が、他方の圧縮機の内部へ冷媒吐出口を介して逆流することを防止している。

合流部１３の冷媒流出口１３ｃには、放熱器１５が接続されている。この放熱器１５は、第１圧縮機１１から吐出された高圧冷媒と電動送風機１５ａから送風された外気（庫外空気）とを熱交換させて高圧冷媒を冷却する放熱用熱交換器である。また、電動送風機１５ａは、周知の遠心多翼ファンを電動モータにて回転駆動させる構成になっている。

なお、本実施形態の冷凍サイクル装置１０は、冷媒として通常のフロン系冷媒を採用しており、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超えない亜臨界サイクルを構成している。従って、放熱器１５は冷媒を凝縮させる凝縮器として機能する。

放熱器１５の出口側には、レシーバ１６が接続されている。このレシーバ１６は、放熱器１５から流出した冷媒の気液を分離して液相冷媒を溜める気液分離器である。さらに、レシーバ１６の液相冷媒出口には、内部熱交換器１７の高圧側冷媒流路１７ａが接続されている。

内部熱交換器１７は、高圧側冷媒流路１７ａを通過する放熱器１５下流側の高圧冷媒（具体的には、レシーバ１６から流出した液相冷媒）と、低圧側冷媒流路１７ｂを通過する後述する蒸発器１９下流側の低圧冷媒（具体的には、分岐部１４から第１圧縮機１１吸入側へ流出した気相冷媒）とを熱交換させて、高圧冷媒を冷却するものである。

これにより、蒸発器１９における冷媒入口・出口間の冷媒のエンタルピ差（冷凍能力）を増大させて、冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を向上させることができる。なお、本実施形態の内部熱交換器１７は、後述する第１運転モードにおいて、高圧側冷媒流路１７ａから流出する高圧冷媒がＣＯＰを向上させるために適切な過冷却度を有するように、熱交換能力が調整されている。

また、内部熱交換器１７の具体的構成としては、高圧側冷媒流路１７ａと低圧側冷媒流路１７ｂとを形成する冷媒配管同士をろう付け、溶接、圧接、はんだ付け等の接合手段で接合して接合面を介して熱交換させる構成や、高圧側冷媒流路１７ａを形成する外側管の内側に低圧側冷媒流路１７ｂを配置する二重管方式の熱交換器構成等を採用できる。

内部熱交換器１７の高圧側冷媒流路１７ａの出口側には、減圧手段である周知の温度式膨張弁１８が接続されている。温度式膨張弁１８は、蒸発器１９の出口側に配置された感温部１８ａを有しており、蒸発器１９出口側冷媒の温度と圧力とに基づいて、蒸発器１９出口側冷媒の過熱度を検出し、蒸発器１９出口側冷媒の過熱度が予め設定された所定値となるように弁開度（冷媒流量）を調整する。

温度式膨張弁１８の下流側には、蒸発器１９が接続されている。蒸発器１９は、内部を通過する低圧冷媒と電動送風機１９ａから循環送風される冷却対象空間である冷凍庫内の庫内空気とを熱交換させることによって、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる吸熱用熱交換器である。電動送風機１９ａの基本的構成は、電動送風機１５ａと同様である。

蒸発器１９の出口側には、前述の分岐部１４の冷媒流入口１４ａが接続されている。そして、分岐部１４の２つ冷媒流出口のうち、一方の冷媒流出口１４ｂは、内部熱交換器１７の低圧側冷媒流路１７ａを介して、第１圧縮機１１の吸入側に接続されている。さらに、他方の冷媒流出口１４ｃは、第２圧縮機１２の冷媒吸入口に直接接続されている。

従って、本実施形態の内部熱交換器１７では、低圧側冷媒流路１７ａの全ての部分において、分岐部１４から第１圧縮機１１の吸入口側へ流出した冷媒のみが流通する。

次に、上述の構成における本実施形態の作動について、図２のモリエル線図により説明する。なお、本実施形態の冷凍サイクル装置１０は、第１、２運転モードの２つの運転モードを有しており、図２の実線は、第１運転モードにおける冷媒の状態を示し、図２の破線は、第２運転モードにおける冷媒の状態を示している。

まず、第１運転モードは、第１圧縮機１１のみを駆動する運転モードである。従って、第１運転モードは車両走行用エンジンの作動時のみに実行される。さらに、第１運転モードでは、第１圧縮機１１が車両走行用エンジンから充分な回転駆動力を得ることができるので、冷凍サイクル装置１０の熱負荷が通常運転より高くなる高負荷運転が行われる。

なお、高負荷運転とは、例えば、高温の冷却対象物が庫内に入れられた時のように庫内を急冷する場合や、夏季のように外気温が高くなっている場合等の運転である。具体的には、庫内の目標温度を設定する目標温度設定手段と現実の庫内温度を測定する温度検出手段を設け、現実の庫内温度と目標庫内温度との乖離が所定温度（例えば、５℃）より大きくなっている場合に高負荷運転を行うようにしてもよい。

第１運転モードにおいて、第１圧縮機１１から吐出された高圧冷媒（図２のＡ₁点）は、合流部１３を介して、放熱器１５へ流入する。放熱器１５へ流入した高圧冷媒は、電動送風機１５ａから送風された室外空気と熱交換して冷却され、レシーバ１６にて気液分離される（図２のＡ₁点→Ｂ₁点）。

そして、レシーバ１６から流出した高圧液相冷媒は、内部熱交換器１７の高圧側冷媒流路１７ａへ流入して、低圧側冷媒流路１７ｂを流通する低圧冷媒と熱交換して、エンタルピを減少させて過冷却状態となる（図２のＢ₁点→Ｃ₁点）。この際、前述の如く内部熱交換器１７の熱交換能力が調整されているので、高圧側冷媒流路１７ａから流出する高圧冷媒の過冷却度がＣＯＰを向上させるために適切な値となる。

内部熱交換器１７の高圧側冷媒流路１７ａから流出した高圧液相冷媒は、温度式膨張弁１８にて等エンタルピ的に減圧膨張されて蒸発器１９へ流入する（図２のＣ₁点→Ｄ₁点）。蒸発器１９では、低圧冷媒が電動送風機１９ａにて循環送風された庫内空気から吸熱して蒸発する（図２のＤ₁点→Ｅ₁点）。これにより、庫内へ送風される空気が冷却される。

蒸発器１９から流出した冷媒は、分岐部１４を介して、内部熱交換器１７の低圧側冷媒流路１７ｂを通過して、再び第１圧縮機１１へ吸入される（図２のＥ₁点→Ｆ₁点）。

第１運転モードでは、上記の如く作動するので、高負荷運転時のように第１圧縮機１１の駆動動力が増加する場合には、内部熱交換器１７の作用によって、温度式膨張弁１８へ流入する高圧冷媒の過冷却度を増加させることができる。その結果、蒸発器１９における冷媒入口・出口間の冷媒のエンタルピ差を図２のΔＨ₁分増加させて、ＣＯＰを向上させることができる。

次に、第２運転モードは、第２圧縮機１２のみを駆動する運転モードである。従って、第２運転モードは車両走行用エンジンの作動時のみならず、停止時であっても実行できる。前述の如く、第２圧縮機１２の最大冷媒吐出能力は、第１圧縮機１１の最大冷媒吐出能力よりも小さいので、第２運転モードでは、冷凍サイクル装置１０の熱負荷が通常運転以下になる低負荷運転が行われる。

なお、低負荷運転とは、例えば、庫内の保冷など行う運転である。具体的には、現実の庫内温度と目標庫内温度との乖離が所定温度（例えば、５℃）以下になっている場合を低負荷運転時とすればよい。従って、本実施形態では、通常運転も低負荷運転に含まれるものとする。

第２運転モードにおいても、第２圧縮機１２から吐出された高圧冷媒（図２のＡ₂点）が、第１運転モードと同様に、合流部１３を介して、放熱器１５へ流入し、レシーバ１６→内部熱交換器１７の高圧側冷媒流路１７ａ→温度式膨張弁１８→蒸発器１９の順に流れる。（図２のＡ₂点→Ｃ₂点→Ｄ₂点）。

そして、蒸発器１９から流出した低圧冷媒は、内部熱交換器１７の低圧側冷媒流路１７ｂを通過することなく、分岐部１４の冷媒流出口１４ｂから直接第２圧縮機１２へ吸入される（図２のＤ₂点→Ｆ₂点）。従って、内部熱交換器１７では、高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換は行われず、高圧側冷媒流路１７ａは、単なる冷媒通路として機能する。

第２運転モードでは、上記の如く作動するので、低負荷運転時のように蒸発器１９下流側冷媒の過熱度が小さくなりやすい場合であっても、温度式膨張弁１８にレシーバ１６から流出した飽和液相冷媒を流入させることができる。その結果、温度式膨張弁１８へ流入する高圧冷媒の過冷却度が不必要に増加してしまうことを回避して、蒸発器１９にて確実に冷凍能力を発揮させることができる。

以上の如く、本実施形態の冷凍サイクル装置１０によれば、サイクルの熱負荷条件の変化に応じて、第１運転モードと第２運転モードとを切り換えたとしても、内部熱交換器１７にて適切な熱交換を行わせることができる。従って、サイクルの熱負荷条件が変化しても、サイクルを適切に運転できる。

（第２実施形態）
第１実施形態では、内部熱交換器１７を採用したが、本実施形態では、図３の全体構成図に示すように、第１熱交換部２１および第２熱交換部２２の２つの熱交換部を有して構成される内部熱交換器２０を採用している。なお、図３では、第１実施形態と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。これは以下の図面においても同様である。

内部熱交換器２０の第１、２熱交換部２１、２２の基本的構成は、第１実施形態の内部熱交換器１７と同様である。従って、第１熱交換部２１には、第１高圧側冷媒流路２１ａおよび第１低圧側冷媒流路２１ｂが設けられ、第２熱交換部２２には、第２高圧側冷媒流路２２ａおよび第２低圧側冷媒流路２２ｂが設けられている。

つまり、内部熱交換器２０の高圧側冷媒流路は、第１高圧側冷媒流路２１ａおよび第２高圧側冷媒流路２２ａによって構成され、低圧側冷媒流路は、第１低圧側冷媒流路２１ｂおよび第２低圧側冷媒流路２２ｂによって構成される。

次に、内部熱交換器２０の接続関係について説明する。本実施形態では、レシーバ１６の液相冷媒出口は、第１高圧側冷媒流路２１ａの入口側に接続され、第１高圧側冷媒流路２１ａ→第２高圧側冷媒流路２２ａ→温度式膨張弁１８の順に接続されている。

また、蒸発器１９の出口側は、第２熱交換部２２の第２低圧側冷媒流路２２ｂを介して、分岐部１４の冷媒流入口１４ａに接続されている。さらに、分岐部１４の冷媒流出口１４ｂは、第１熱交換部２１の第１低圧側冷媒流路２１ｂを介して、第１圧縮機１１の吸入側に接続されている。

つまり、本実施形態の内部熱交換器２０では、低圧側冷媒流路のうち一部（具体的には、第１低圧側冷媒流路２１ｂ）に、分岐部１４から第１圧縮機１１の吸入口側へ流出した冷媒のみが流通する。その他の構成は、第１実施形態と同様である。

従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０を作動させると、第１運転モードでは、高圧冷媒が第１高圧側冷媒流路２１ａ→第２高圧側冷媒流路２２ａの順に流れ、低圧冷媒が第２低圧側冷媒流路２２ｂ→第１低圧側冷媒流路２１ｂの順に流れる。つまり、内部熱交換器２０では、第１、２熱交換部２１、２２双方において熱交換が行われる。

その結果、第１実施形態と同様に、高負荷運転時に温度式膨張弁１８へ流入する高圧冷媒の過冷却度を増加させてＣＯＰを向上させることができる。

一方、第２運転モードでは、高圧冷媒が第１高圧側冷媒流路２１ａ→第２高圧側冷媒流路２２ａの順に流れ、低圧冷媒が第２低圧側冷媒流路２２ｂのみに流れる。つまり、内部熱交換器２０では、第２熱交換部２２のみにおいて熱交換が行われる。

従って、第２運転モードでは、第１運転モードに対して、内部熱交換器２０における熱交換量を低下させて、温度式膨張弁１８へ流入する高圧冷媒の過冷却度が不必要に増加してしまうこと抑制できる。その結果、蒸発器１９にて適切に冷凍能力を発揮できる。

以上の如く、本実施形態の冷凍サイクル装置１０でも、サイクルの熱負荷条件の変化に応じて、第１運転モードと第２運転モードとを切り換えたとしても、内部熱交換器２０にて適切な熱交換を行わせることができる。

（第３実施形態）
本実施形態は、第１実施形態に対して、図４の全体構成図に示すように、内部熱交換器１７の高圧側冷媒流路１７ａをバイパスさせるバイパス通路２３およびバイパス通路２３を開閉する第１、２開閉弁２４、２５を設けるとともに、内部熱交換器１７の低圧側冷媒流路１７ｂの接続関係を変更したものである。

具体的には、バイパス通路２３は、レシーバ１６の液相冷媒出口と温度式膨張弁１８の入口側とを直接接続する冷媒通路である。従って、本実施形態のバイパス通路２３は、高内部熱交換器１７の高圧側冷媒流路１７ａの全部をバイパスさせている。

第１開閉弁２４は、バイパス通路２３に配置されて、通電時には開弁し、非通電時には閉弁する、いわゆるノーマルクローズ型の電磁弁である。第２開閉弁２５は、内部熱交換器１７の出口側とバイパス通路２３の出口側接続部との間に配置されて、通電時には閉弁し、非通電時には開弁する、いわゆるノーマルオープン型の電磁弁である。この第１、２開閉弁２４、２５は、図示しない制御装置によって開閉制御される。

蒸発器１９の出口側は、内部熱交換器１７の低圧側冷媒流路１７ｂを介して、分岐部１４の冷媒流入口１４ａに接続されている。その他の構成は、第１実施形態と同様である。

次に、本実施形態の作動について説明する。第１運転モードでは、制御装置が第１、２開閉弁２４、２５を非通電状態とする。つまり、第１開閉弁２４は閉弁状態となり、第２開閉弁２５は開弁状態となる。従って、第１運転モードでは、高圧冷媒が高圧側冷媒流路１７ａを通過して、低圧側冷媒流路１７ｂを通過する低圧冷媒と熱交換する。

一方、第２運転モードでは、制御装置が第１、２開閉弁２４、２５を通電状態とする。つまり、第１開閉弁２４は開弁状態となり、第２開閉弁２５は閉弁状態となる。従って、第２運転モードでは、レシーバ１６から流出した高圧冷媒は、バイパス通路２３を介して、温度式膨張弁１８へ流入するので、内部熱交換器１７では、熱交換が行われない。

その結果、本実施形態でも、サイクルの熱負荷条件の変化に応じて、第１運転モードと第２運転モードとを切り換えたとしても、内部熱交換器１７にて適切な熱交換を行わせることができ、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

（第４実施形態）
本実施形態は、第２実施形態に対して、図５の全体構成図に示すように、内部熱交換器２０の第１熱交換部２１の第１高圧側冷媒流路２１ａをバイパスさせるバイパス通路２３およびバイパス通路２３を開閉する開閉弁２４を設けるとともに、内部熱交換器２０の第１、２低圧側冷媒流路２１ｂ、２２ｂの接続関係を変更したものである。

具体的には、バイパス通路２３は、レシーバ１６の液相冷媒出口と第１高圧側冷媒流路２１ａと第２高圧側冷媒流路２２ａとの間とを接続する冷媒通路である。従って、本実施形態のバイパス通路２３は、高内部熱交換器１７の高圧側冷媒流路１７ａの一部をバイパスさせている。

開閉弁２４は、第３実施形態の第１開閉弁２４と同様の構成である。また、蒸発器１９の出口側は、第２低圧側冷媒流路２２ｂ→第１低圧側冷媒流路２２ａを介して、分岐部１４の冷媒流入口１４ａに接続されている。その他の構成は、第２実施形態と同様である。

次に、本実施形態の作動について説明する。第１運転モードでは、制御装置が開閉弁２４を非通電状態とする。つまり、開閉弁２４は閉弁状態となる。従って、第１運転モードでは、高圧冷媒が第１、２高圧側冷媒流路２１ａ、２２ａを通過して、第１、２低圧側冷媒流路２１ｂ、２２ｂを通過する低圧冷媒と熱交換する。

一方、第２運転モードでは、制御装置が開閉弁２４を通電状態とする。つまり、開閉弁２４は開弁状態となる。従って、第２運転モードでは、レシーバ１６から流出した高圧冷媒の一部が、バイパス通路２３を介して、第２高圧側冷媒流路２２ａへ流入するので、第１熱交換部２１における熱交換量が減少する。

その結果、本実施形態でも、サイクルの熱負荷条件の変化に応じて、第１運転モードと第２運転モードとを切り換えたとしても、内部熱交換器２０にて適切な熱交換を行わせることができ、第２実施形態と同様の効果を得ることができる。

（第５実施形態）
本実施形態は、第３実施形態に対して、図６の全体構成図に示すように、第１、２開閉弁２４、２５を廃止して、内部熱交換器１７の高圧側冷媒流路１７ａおよびバイパス通路２３の上流部に、高圧側冷媒流路１７ａ側へ流入する冷媒流量とバイパス通路２３側へ流入する冷媒流量との流量割合を調整する電動式の流量調整弁２６を設けている。

なお、流量調整弁２６の作動は、図示しない制御装置から出力される制御信号によって制御される。より具体的には、第１運転モードにて高圧側冷媒流路１７ａに流入させる冷媒流量が、第２運転モードにて高圧側冷媒流路１７ａに流入させる冷媒流量よりも増加するように制御される。その他の構成は、第３実施形態と同様である。

従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０を作動させると、内部熱交換器１７の第１運転モードにおける熱交換量が、第２運転モードにおける熱交換量よりも増加する。つまり、いずれの運転モードにおいても、内部熱交換器１７における熱交換量を適切に調整できるので、サイクルの熱負荷条件が変化しても、サイクルを適切に運転できる。

（第６実施形態）
上述の各実施形態では、減圧手段として温度式膨張弁１８のみを採用しているが、本実施形態では、図７の全体構成図に示すように、減圧手段としてエジェクタ３０を追加した例を説明する。なお、エジェクタ３０は、冷媒を減圧する減圧手段であるとともに、高速で噴出する冷媒流の吸引作用によって冷媒の循環を行う冷媒循環手段でもある。

本実施形態では、温度式膨張弁１８の下流側に、温度式膨張弁１８にて減圧膨張された中間圧の冷媒の流れを分岐する中圧側分岐部３１が設けられ、中圧側分岐部３１で分岐された一方の冷媒は、エジェクタ３０のノズル部３０ａ側に流入し、他方の冷媒は冷媒分岐通路３２を介して、エジェクタ３０の冷媒吸引口３０ｂ側へ流入する。

エジェクタ３０は、温度式膨張弁１８から流出した中間圧の冷媒の通路面積を小さく絞って、冷媒を等エントロピ的に減圧膨張させるノズル部３０ａと、ノズル部３０ａの冷媒噴射口と連通するように配置されて後述する第２蒸発器３４から流出した冷媒を吸引する冷媒吸引口３０ｂとを有している。

さらに、ノズル部３０ａおよび冷媒吸引口３０ｂの冷媒流れ下流側部位には、ノズル部３０ａから噴射された高速度の噴射冷媒と冷媒吸引口３０ｂからの吸引冷媒とを混合する混合部３０ｃが設けられ、混合部３０ｃの冷媒流れ下流側には昇圧部をなすディフューザ部３０ｄが設けられている。

ディフューザ部３０ｄは冷媒通路面積を徐々に大きくする形状に形成されており、冷媒流れを減速して冷媒圧力を上昇させる作用、つまり、冷媒の速度エネルギーを圧力エネルギーに変換する作用を果たす。さらに、エジェクタ３０のディフューザ部３０ｄ出口側には第１蒸発器１９が接続されている。第１蒸発器１９は、第１実施形態の蒸発器１９に相当する吸熱用熱交換器である。

一方、中圧側分岐部３１で分岐された他方の冷媒は冷媒分岐通路３２を介して、エジェクタ３０の冷媒吸引口３０ｂ側へ流入する。この冷媒分岐通路３２には、固定絞り３３および第２蒸発器３４が配置されている。固定絞り３３は、第２蒸発器３４の冷媒流れ上流側に配置されて、第２蒸発器３４へ流入する冷媒を減圧膨張させる減圧手段である。この固定絞り３３としては、具体的に、キャピラリチューブやオリフィスを採用できる。

第２蒸発器３４は、内部を通過する低圧冷媒と前述の電動送風機１９ａから循環送風された庫内空気とを熱交換させることによって、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる吸熱用熱交換器である。さらに、第２蒸発器３４は、第１蒸発器１９に対して、庫内送風空気流れ（矢印１００）下流側に配置されている。

従って、電動送風機１９ａにより送風された送風空気は矢印１００方向に流れ、まず、第１蒸発器１９で冷却され、次に、第２蒸発器３４で冷却されて冷却対象空間である冷凍庫内へ送風される。すなわち、本実施形態では、第１蒸発器１９と第２蒸発器３４にて同一の冷却対象空間を冷却するようになっている。

また、本実施形態では、第１蒸発器１９および第２蒸発器３４をフィンアンドチューブ構造の熱交換器で構成し、第１蒸発器１９および第２蒸発器３４の熱交換フィンを共通化し、エジェクタ３０から流出した冷媒を流通させるチューブ構成と固定絞り３３から流出した冷媒を流通させるチューブ構成とを互いに独立に設けることで、第１蒸発器１９および第２蒸発器３４とを一体構造に構成している。

もちろん、第１蒸発器１９および第２蒸発器３４を、２つの別体の蒸発器で構成し、風路方向（図１では、矢印１００方向）に直列に配置してもよい。

次に、上述の構成において本実施形態の作動について図８のモリエル線図により説明する。なお、図８の実線は、第１運転モードにおける冷媒の状態を示し、破線は、第２運転モードにおける冷媒の状態を示している。

まず、第１運転モードでは、第１実施形態と同様に、第１圧縮機１１から吐出された高圧冷媒（図８のＡ₃点）は、放熱器１５→レシーバ１６→内部熱交換器１７の順に流れ、エンタルピを低下させて適切な過冷却度を有する液相冷媒となり、温度式膨張弁１８にて中間圧に減圧膨張される（図８のＡ₃点→Ｂ₃点→Ｃ₃点→Ｄ１₃点）。

温度式膨張弁１８下流側の中圧冷媒は、中圧側分岐部３１にて分岐されて、分岐された一方の冷媒は、エジェクタ３０のノズル部３０ａへ流入して等エントロピ的に減圧膨張される（図８のＤ１₃点→Ｄ２₃点）。そして、この減圧膨張時に冷媒の圧力エネルギーが速度エネルギーに変換されて、冷媒がノズル部３０ａの冷媒噴射口から噴射される。

この噴射冷媒の冷媒吸引作用により、冷媒吸引口３０ｂから第２蒸発器３４通過後の冷媒が吸引される。さらに、ノズル部３０ａから噴射された噴射冷媒および冷媒吸引口３０ｂから吸引された吸引冷媒が混合部３０ｃにて混合されて、ディフューザ部３０ｄにて昇圧される（図８のＤ２₃点→Ｄ３₃点→Ｄ４₃点）。

ディフューザ部３０ｄから流出した冷媒は、第１蒸発器１９へ流入し、電動送風機１９ａによって循環送風された庫内空気から吸熱して蒸発して、庫内送風空気を冷却する。そして、第１蒸発器１９から流出した冷媒は、内部熱交換器１７の低圧側冷媒流路１７ｂを通過して、再び第１圧縮機１１へ吸入される（図８のＤ４₃点→Ｅ₃点→Ｆ₈点）。

中圧側分岐部３１にて分岐された他方の冷媒は、固定絞り３３にて等エンタルピ的に減圧膨張されて第２蒸発器３４へ流入する（図８のＤ１₃点→Ｄ５₃点）。第２蒸発器３４へ流入した冷媒は、電動送風機１９ａによって送風された庫内空気から吸熱して蒸発し、庫内送風空気を冷却する（図８のＤ５₃点→Ｄ６₃点）。そして、第２蒸発器３４から流出した冷媒は、冷媒吸引口３０ｂから吸引される（図３のＤ６₃点→Ｄ３₃点）。

第１運転モードでは、上記の如く作動するので、第１実施形態と同様に、内部熱交換器１７にて、温度式膨張弁１８およびエジェクタ３０のノズル部３０ａへ流入する高圧冷媒の過冷却度を増加させて第１、２蒸発器１９、３４における冷媒入口・出口間の冷媒のエンタルピ差を増加させることができる。その結果、ＣＯＰを向上させることができる。

さらに、電動送風機１９ａから送風された空気を第１蒸発器１９→第２蒸発器３４の順に通過させて同一の冷却対象空間（冷蔵庫内）を冷却できる。その際に、ディフューザ部３０ｄの昇圧作用によって、第１蒸発器１９の冷媒蒸発圧力（冷媒蒸発温度）を第２蒸発器３４の冷媒蒸発圧力（冷媒蒸発温度）よりも高くできる。

従って、第１蒸発器１９および第２蒸発器３４の冷媒蒸発温度と送風空気との温度差を確保して、効率的に送風空気を冷却できる。

また、第１蒸発器１９下流側を第１圧縮機１１吸入側に接続して、ディフューザ部３０ｄで昇圧された冷媒を第１圧縮機１１に吸入させているので、第１圧縮機１１の吸入圧を上昇させて、第１圧縮機１１の駆動動力を低減することができる。その結果、サイクル効率（ＣＯＰ）を、より一層、効果的に向上できる。

次に、第２運転モードでは、第２圧縮機１２から吐出された高圧冷媒（図８のＡ₄点）が、第１運転モードと同様に、放熱器１５へ流入し、レシーバ１６→内部熱交換器１７の高圧側冷媒流路１７ａ→温度式膨張弁１８→中圧側分岐部３１の順に流れる。（図８のＡ₄点→Ｃ₄点→Ｄ１₄点）。

そして、中圧側分岐部３１からエジェクタ３０のノズル部３０側へ流入した冷媒は等エントロピ的に減圧膨張されて、第１蒸発器１９にて吸熱作用を発揮して、内部熱交換器１７の低圧側冷媒流路１７ｂを通過することなく第２圧縮機１２へ吸入される（図８のＤ１₄点→Ｄ２₄点→Ｄ３₄点→Ｄ４₄点→Ｆ₄点）。

従って、内部熱交換器１７では、高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換は行われず、高圧側冷媒流路１７ａは、単なる冷媒通路として機能する。中圧側分岐部３１から固定絞り３３側へ流入した冷媒は等エンタルピ的に減圧膨張されて、第１運転モードと同様に、第２蒸発器３４にて吸熱作用を発揮して、エジェクタ３０の冷媒吸引口３０ｂへ吸引される（図８のＤ１₄点→Ｄ５₄点→Ｄ６₄点→Ｄ３₄点）。

第２運転モードでは、上記の如く作動するので、第１実施形態と同様に、温度式膨張弁１８およびエジェクタ３０のノズル部３０ａへ流入する高圧冷媒の過冷却度が不必要に増加してしまうこと回避できる。従って、第１、２蒸発器１９、３４にて確実に冷凍能力を発揮させることができる。さらに、第１運転モードと同様に、エジェクタ３０のディフューザ部３０ｄの昇圧作用によるＣＯＰ向上効果を得ることもできる。

この際、本実施形態の第２運転モードでは、エジェクタ３０のノズル部３０ａへ流入する高圧冷媒の過冷却度が不必要に増加してしまうことを回避できるので、エジェクタ３０の膨張損失エネルギーの回収量（以下、回収エネルギー量という。）の低減を効果的に抑制できる。

このことをより詳細に説明すると、第２運転モードにおける回収エネルギー量は、図８のΔＨ₄で表される。これに対して、エジェクタ３０のノズル部３０ａへ流入する高圧冷媒が必要以上の過冷却度を有する液相冷媒になっている場合は、図８の一点鎖線に示すように、回収エネルギー量がΔＨ₄’に減少してしまう（図８のＣ₄’点→Ｄ₄’点）。

この回収エネルギー量が減少してしまうと、ディフューザ部３０ｄにおける昇圧量も減少してしまうため、上述したディフューザ部３０ｄの昇圧作用によるＣＯＰ向上効果も減少してしまう。

すなわち、本実施形態の如く、減圧手段としてエジェクタ３０を採用する冷凍サイクル装置１０では、エジェクタ３０へ流入する冷媒の過冷却度が不必要に増加してしまうことを防止することによって、ディフューザ部３０ｄの昇圧作用によるＣＯＰ向上効果を効果的に得ることができる。もちろん、第２〜５実施形態の全体構成に対して、減圧手段としてエジェクタ３０を追加しても、同様にＣＯＰ向上効果を効果的に得ることができる。

（他の実施形態）
本発明は上述の実施形態に限定されることなく、以下のように種々変形可能である。

（１）上述の各実施形態では、第１、２第１圧縮機１１、１２の２台の圧縮機を採用した冷凍サイクル装置１０の例を説明しているが、圧縮機の数は２台には限定されない。

例えば、第１、２第１圧縮機１１、１２に対して、さらに複数の圧縮機を並列に接続して、運転する圧縮機を切り換えたとしても、サイクルの熱負荷条件の変化に応じて内部熱交換器１７における熱交換量を適切に調整すれば、上述の実施形態と同様の効果を得ることができる。

（２）上述の各実施形態では、第１運転モードでは、第１圧縮機１１のみを駆動し、第２運転モードでは、第２圧縮機１２のみを駆動しているが、他の運転モードを設けてもよい。例えば、第１、２圧縮機１１、１２を同時に駆動させる運転モードがあってもよい。

（３）上述の第２、４実施形態では、内部熱交換器を２つに分割した例を説明したが、内部熱交換器の分割数はこれに限定されない。例えば、内部熱交換器２０を複数個の同一の熱交換能力を有する熱交換部に分割し、それぞれの運転モードにおいて、適切な熱交換量となるように、利用する熱交換部の数を変更してもよいし、バイパスさせる熱交換部の数を変更してもよい。

（４）上述の実施形態では、蒸発器１９、３４を冷凍庫内の冷却用に用いたが、蒸発器１９、３４の用途は、これに限定されない。例えば、車両用に限定されることはなく、定置型用の冷凍サイクル装置として室内空調に用いてもよい。また、第６実施形態では、２つの蒸発器１９、３４によって同一の冷却対象空間を冷却しているが、２つの蒸発器１９、３４によって異なる冷却対象空間を冷却するようにしてもよい。

（５）上述の第２実施形態では、バイパス通路２３を開閉する開閉手段として第１、２開閉弁２４、２５を採用しているが、開閉手段はこれに限定されない。第１運転モードでは、高圧冷媒を内部熱交換器１７の高圧側冷媒流路１７ａへ冷媒を流入させ、第２運転モードでは、高圧冷媒をバイパス通路２３へ流入させることができる開閉手段であればよい。例えば、バイパス通路２３の最上流部に三方弁を設けてもよい。

（６）上述の第６実施形態では、エジェクタ３０の上流側に中圧側分岐部３１が配置された冷凍サイクル装置について説明しているが、本発明を適用できるエジェクタ式冷凍サイクルの構成はこれに限定されない。例えば、レシーバ１６を廃止して、放熱器１５から流出した冷媒を直接、エジェクタ３０へ流入させ、エジェクタ３０の下流側に配置された気液分離器から液相冷媒を蒸発器１９へ吸引させる構成としてもよい。

（７）上述の実施形態では、放熱器１５を冷媒と外気とを熱交換させる室外側熱交換器とし、蒸発器１９、３４を室内側熱交換器として冷凍庫室の冷却用に適用しているが、逆に、蒸発器１９、３４を外気等の熱源から吸熱する室外側熱交換器として構成し、放熱器１５を空気あるいは水等の被加熱流体を加熱する室内側熱交換器として構成するヒートポンプサイクルに本発明を適用してもよい。

第１実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第１実施形態の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第２実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第３実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第４実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第５実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第６実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第６実施形態の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 従来技術の問題点を説明するためのモリエル線図である。

符号の説明

１１…第１圧縮機、１２…第２圧縮機、１２ａ…電動モータ、１４…分岐部、
１５…放熱器、１７、２０…内部熱交換器、
１７ａ…高圧側冷媒流路、１７ｂ…低圧側冷媒流路、
２１ａ…第１高圧側冷媒流路、２１ｂ…第１低圧側冷媒流路、
２２ａ…第２高圧側冷媒流路、２２ｂ…第２低圧側冷媒流路、
１８…温度式膨張弁、１９…（第１）蒸発器、２３…バイパス通路、
２４…第１開閉弁、２５…第２開閉弁、２６…流量調整弁、
３０…エジェクタ、３０ａ…ノズル部、３４…第２蒸発器。

Claims (6)

1. 冷媒を圧縮して吐出する第１圧縮機（１１）と、
   前記第１圧縮機（１１）に対して並列に接続されて、冷媒を圧縮して吐出する第２圧縮機（１２）と、
   前記第１圧縮機（１１）から吐出された冷媒および前記第２圧縮機（１２）から吐出された冷媒を放熱させる放熱器（１５）と、
   前記放熱器（１５）下流側の冷媒を減圧膨張させる減圧手段（１８、３０）と、
   前記減圧手段（１８、３０）にて減圧膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器（１９、３４）とを備える冷凍サイクル装置であって、
   さらに、前記放熱器（１５）下流側の高圧冷媒と前記蒸発器（１９、３４）下流側の低圧冷媒とを熱交換させる内部熱交換器（１７、２０）を備え、
   前記内部熱交換器（１７、２０）は、前記第１圧縮機（１１）のみを駆動する第１運転モードにおける熱交換量が前記第２圧縮機（１２）のみを駆動する第２運転モードにおける熱交換量よりも多くなるように熱交換させることを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記蒸発器（１９、３４）から流出した冷媒の流れを分岐して、分岐された一方の低圧冷媒を前記第１圧縮機（１１）の吸入口側へ導くとともに、分岐された他方の低圧冷媒を前記第２圧縮機（１２）の吸入口側へ導く分岐部（１４）を備え、
   前記内部熱交換器（１７、２０）の低圧側冷媒流路（１７ｂ、２１ｂ、２２ｂ）のうち少なくとも一部は、前記分岐部（１４）から前記第１圧縮機（１１）吸入口側へ流出した冷媒のみが流通すること特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記内部熱交換器（１７、２０）の高圧側冷媒流路（１７ａ、２１ａ、２２ａ）のうち、少なくとも一部をバイパスさせるバイパス通路（２３）と、
   前記バイパス通路（２３）を開閉する開閉手段（２４、２５）とを備え、
   前記開閉手段（２４、２５）は、前記第１運転モードでは前記バイパス通路（２３）を開き、前記第２運転モードでは前記バイパス通路（２３）を閉じることを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記内部熱交換器（１７、２０）の高圧側冷媒流路（１７ａ、２１ａ、２２ａ）のうち、少なくとも一部をバイパスさせるバイパス通路（２３）と、
   前記高圧側冷媒流路（１７ａ、２１ａ、２２ａ）と前記バイパス通路（２３）側へ流入する冷媒流量割合を調整する流量調整弁（２６）を備え、
   前記流量調整弁（２６）は、前記第１運転モードにて前記高圧側冷媒流路（１７ａ、２１ａ、２２ａ）に流入させる冷媒流量を、前記第２運転モードにて前記高圧側冷媒流路（１７ａ、２１ａ、２２ａ）に流入させる冷媒流量よりも増加させることを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記第１圧縮機（１１）は、エンジンから駆動力を得るエンジン駆動式圧縮機であり、
   前記第２圧縮機（１２）は、電動モータ（１２ａ）から駆動力を得る電動式圧縮機であることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記減圧手段は、前記高圧冷媒を減圧膨張させるノズル部（３０ａ）から噴射する高速度の冷媒流により冷媒を内部に吸引して、吸引された冷媒と前記高速度の冷媒流を混合して昇圧させるエジェクタ（３０）にて構成されていることを特徴とする請求項１ないし５のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。

Images