JP2010185663A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 ２段圧縮式冷凍サイクル装置に二酸化炭素を用いる場合、膨張損失が大きいことに加え、冷凍効果が減少して効率が低下するという課題があった。
【解決手段】 二酸化炭素を用いる圧縮式冷凍サイクル装置において、エジェクタで回収した回収動力を用いて効率を向上させる。圧縮機、熱源側熱交換器、負荷側熱交換器からなる冷暖兼用の冷凍サイクル装置において、冷却運転時に熱源側熱交換器の出口部に水を噴霧したり、内部熱交換器を設けて冷却するようにした。
【選択図】 図５

Description

本発明は、超臨界状態となる流体等の冷媒を用いる冷凍サイクル装置に関するものであり、特に効率改善などの性能の良い冷凍サイクル装置の構成に関するものである。

以下、性能改善のため従来の空調負荷となる空気の潜熱と顕熱を分離処理する空気調和システムの一例であって、この空気調和システムは、ドレン配管を少なくすることができ、かつ外気導入を行う場合でも、顕熱冷房ユニットの配置の自由度が高い空気調和システムが知られている。すなわち、所定の空間を冷房する空気調和システムであって、顕熱冷房ユニットと、外気供給ユニットとを備えている。顕熱冷房ユニットは、冷熱源を空間内空気の露点温度以上になるように制御して、空間を顕熱冷房する。外気供給ユニットは、空間に外気を供給するユニットであり、空間に供給する外気の絶対湿度を小さくして外気の潜熱負荷を低減する。

具体的には、従来の空気調和システムは、室内ユニット、外気供給ユニット、室外ユニットを備え、室内ユニットは、吸込み空気温度・相対湿度検知部を備え、その検知結果に基づいて室内空間の絶対湿度を算出する。外気供給ユニットは、吹き出し空気温度・相対湿度検知部および制御部を備え、検知結果に基づいて、室内空間に供給される外気の絶対湿度を算出する。目標蒸発温度演算部は、各制御部において算出された絶対湿度に基づいて、適正な潜熱処理を行うための冷媒の目標蒸発温度を演算する、というものであった（例えば、特許文献１参照）。

また更に、２段圧縮式冷凍サイクルの負荷側ユニットに複数の熱交換器を設け、その１台は高段側圧縮機の吸入側に一端が接続された顕熱処理用熱交換器で、他の１台は低段側圧縮機の吸入側に一端が接続された潜熱処理用熱交換器で、この構成で簡単な構造で室内温湿度を制御できる装置が知られている（例えば、特許文献２参照）。

特開２００５−４９０５９号公報（請求項１、図２等） 特開２００５−９８６０７号公報（０００９欄、図１）

従来例では、空調対象空間の潜熱負荷と顕熱負荷を分離処理する冷凍サイクル装置において、単段圧縮方式を採用しているものでは、潜熱負荷を処理する外気供給ユニットの低い蒸発温度から冷媒を圧縮する必要があった。従って、顕熱冷房ユニットおよび外気供給ユニットのそれぞれの蒸発温度に応じた圧縮機を用いる２段圧縮式の冷凍サイクルに比べて効率が低下するという課題があった。また、二酸化炭素などの超臨界状態となる冷媒を用いる場合、膨張損失が大きくなるとともに、冷凍効果が小さくなり、効率が低下するという課題があった。

本発明は上記のような従来の課題を解決するためになされたもので、超臨界流体を用いる場合の高効率化が可能な冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。更に本発明は熱負荷を潜熱と顕熱に分離して処理する効率の良い装置を得ることを目的とする。更に本発明は凝縮冷媒を外部から冷却して効率改善を行う。

この発明に係わる冷凍サイクル装置は、冷媒を循環させる第１圧縮機、前記冷媒の流を切換える第１流路切換え手段、熱源側熱交換器、第１負荷側熱交換器、を順次配管で接続し、前記冷媒として少なくとも二酸化炭素を含めた冷媒を循環させて前記第１負荷側熱交換器にて冷却運転と加熱運転が切換え可能な冷媒回路と、前記熱源側熱交換器および前記第１負荷側熱交換器の少なくともいずれかに設けられ前記熱源側熱交換器の一部もしくは前記第１負荷側熱交換器の一部の表面に散水する散水装置と、を備え、前記第１圧縮機が吐出する高圧冷媒が供給される前記熱源側熱交換器もしくは前記第１負荷側熱交換器の一部に散水が行われるものである。

この発明に係わる冷凍サイクル装置は、冷媒を循環させる第１圧縮機、前記冷媒の流を切換える第１流路切換え手段、熱源側熱交換器を配管で接続し前記冷媒を循環させる熱源機と、第１減圧手段と第１負荷側熱交換器にて形成され前記熱源機からの前記冷媒が循環される第１負荷装置と、少なくとも第２減圧手段と第２負荷側熱交換器にて形成され前記熱源機からもしくは前記第１負荷装置の一部を介して前記冷媒が循環される第２負荷装置と、前記熱源側熱交換器および前記第１負荷側熱交換器の少なくともいずれかに設けられ前記熱源側熱交換器の一部もしくは前記第１負荷側熱交換器の一部の表面に散水する散水装置と、を備え、前記第１負荷側熱交換器の熱処理能力を第２負荷側熱交換器の熱処理能力より大きくしたものである。

この発明に係わる冷凍サイクル装置は、冷媒を循環させる第１圧縮機、前記冷媒の流を切換える第１流路切換え手段、熱源側熱交換器を配管で接続し前記冷媒を循環させる熱源機と、第１減圧手段と第１負荷側熱交換器にて形成され前記熱源機からの前記冷媒が循環される第１負荷装置と、少なくとも第２減圧手段と第２負荷側熱交換器にて形成され前記熱源機からもしくは前記第１負荷装置の一部を介して前記冷媒が循環される第２負荷装置と、前記熱源機と前記第１負荷装置を接続する高圧配管に前記高圧配管を流れる高圧ガスの膨張動力を回収しこの膨張動力により第２負荷側熱交換器からの冷媒圧力を昇圧する昇圧手段と、を備え、冷媒として二酸化炭素を用いるものである。

この発明の冷凍サイクル装置は、冷却運転時に熱源側熱交換器の出口部を冷却する内部熱交換器を設けたため、超臨界状態となる冷媒を用いた場合にも効率の高い冷凍サイクル装置を得ることができる。また、この発明に係わる冷凍サイクル装置は、放熱器側の熱交換器の出口部を外部から冷却するようにしたので、効率の高い冷凍サイクル装置を得ることができる。

また、この発明は、冷却および加熱運転が切換え可能な冷凍サイクル装置の冷媒として二酸化炭素を用いるとともに、冷却運転時に低蒸発温度となる第２負荷側熱交換器の冷媒を高圧ガスから回収した膨張動力で昇圧させるため、第２圧縮機の動力が不要となり、効率の高い冷凍サイクル装置を得ることができる。

本発明の実施の形態１に係る内部熱交換器を利用する冷媒回路構成を示す図である。 本発明の実施の形態１に係るＰ−ｈ線図上での冷房運転の動作を示す図である。 本発明の実施の形態１に係るＰ−ｈ線図上での暖房運転の動作を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る内部熱交換器を用いる他の例を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器への散水方法を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る散水に好適な熱交換器を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る散水に好適な他の熱交換器を示す図である。 本発明の実施の形態１に係るエジェクタを利用する冷媒回路構成を示す図である。 本発明の実施の形態１に係るエジェクタの内部構造と流れ方向の圧力変化を示す図である。 本発明の実施の形態１に係るＰ−ｈ線図上での冷房運転の動作を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器１２と熱交換器１８を一体構造とした図である。 本発明の実施の形態１に係る室内ユニット２００と外気処理ユニット３００を一体構造とした図である。 本発明の実施の形態１に係る顕熱を処理する熱交換器の形態を示す図である。 本発明の実施の形態１に係るエジェクタを利用する冷媒回路構成の他の例を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る膨張機を利用する冷媒回路構成を示す図である。 本発明の実施の形態１に係るＰ−ｈ線図上での冷房運転の動作を示す図である。 暖房運転時の加湿方法を示す図である。

実施の形態１．
以下、本発明の実施の形態１による冷凍サイクル装置について説明する。図１は、本発明の実施形態１に係る冷凍サイクル装置を示す模式図である。図において、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、熱源側熱交換器３を内蔵する熱源ユニット１００、第１負荷側熱交換器５ａ、５ｂを内蔵する室内ユニット２００ａ、２００ｂ、第２負荷側熱交換器１２を内蔵する外気処理ユニット３００、熱源ユニット１００と外気処理ユニット３００等とを接続する液配管５２およびガス配管５１とにより構成されている。このサイクル内部には冷媒として例えば臨界温度（約３１℃）以上で超臨界状態となる二酸化炭素が封入されている。

室外に配置された熱源ユニット１００内には、冷媒ガスを圧縮するための第１圧縮機１、室内ユニットの冷房運転と暖房運転とに応じて冷媒が流れる方向を切換える第１冷媒流路切換え手段である四方弁２、運転モードに応じて凝縮器または蒸発器になる熱源側熱交換器である室外熱交換器３、外気を強制的に室外熱交換器３の外表面に送風するための図示しない送風機が収納されている。この室外ユニット１００は、液配管５２、ガス配管５１を介して外気処理ユニット３００と接続されている。図１における実線で示された冷媒が流れる冷房運転時は四方弁２の第１口２ａは第１圧縮機１の吐出側と、第２口２ｂは室外熱交換器３の一端と、第３口２ｃは第１圧縮機１の吸入側と、第４口２ｄはガス配管５１とそれぞれ接続されている。

室内ユニット２００ａ、２００ｂには、第１負荷側熱交換器である室内熱交換器５ａ、５ｂ、室内熱交換器５ａ、５ｂへの冷媒分配を調節する開度変更可能な第１減圧手段である電子膨張弁４ａ、４ｂ、室内空気を強制的に室内熱交換器５ａ、５ｂの外表面に送風するための図示しない送風機およびそれらを接続するための配管が内蔵されている。室内熱交換器５ａ、５ｂの一端は外気処理ユニット３００と接続され、他端は電子膨張弁４ａ、４ｂを介して外気処理ユニット３００に接続されている。なお、本実施の形態では、室内ユニット２００ａ、２００ｂを２台としているが、１台あるいは３台以上としても良い。

外気処理ユニット３００内には、冷媒を第１圧縮機１の吸入圧力まで昇圧する第２圧縮機１０、第２流路切換え手段である四方弁１１、第２負荷側熱交換器である室内熱交換器１２、開度変更可能な第２減圧手段である電子膨張弁１３、冷房運転時に室外熱交換器３の出口部と第１圧縮機１の吸入部を熱交換する第１内部熱交換器１４、内部熱交換器１４の出口部と第２圧縮機１０の吸入部とを熱交換する第２内部熱交換器１５、冷房運転と暖房運転で流路を切換える開閉手段である電磁弁３０、３１、およびこれらを接続するための配管が内蔵されている。四方弁１１の第１口１１ａは第２圧縮機１０の吐出側と、第２口１１ｂは室内熱交換器１２の一端と、第３口１１ｃは第２圧縮機１０の吸入側と、第４口２ｄはガス配管５１とそれぞれ接続されている。

上記のように構成された冷凍サイクル装置について運転動作を説明する。まず、冷房運転を行う場合を図１と図２に基づいて説明する。図２は、図１の冷媒回路中に示した記号Ａ〜Ｊにおける冷媒状態をＰ−ｈ線図上に示したものである。冷房運転では、室内ユニット２００ａ、２００ｂ内の室内熱交換器５ａ、５ｂは蒸発温度が高く設定され、空調対象空間の顕熱負荷が主に処理される。一方、外気処理ユニット３００内の室内熱交換器１２は蒸発温度が低く設定され、空調対象空間の潜熱負荷が主に処理される。即ち顕熱を処理する室内熱交換器５ａ、５ｂは室内熱負荷を熱交換する熱交換量に対し十分大きい伝熱性能である熱交換器の伝熱面積とこの熱交換器へ送風する送風機の風量を有しており熱交換器の冷媒温度は室内空気の露点温度以上となる。この結果熱交換器内部の液冷媒と室内空気の温度差が１０度以内となる高い蒸発温度が設定される熱交換能力を有している。一方潜熱を処理する室内熱交換器１２は顕熱処理の熱交換器より小さな熱交換処理能力、例えば１／３程度の伝熱面積であって、冷媒温度は露点温度以下となり除湿を行うことになる。また空気温度と冷媒温度の差が１０度以上という如く低い蒸発温度が設定される。

冷房運転では、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２aと第２口２ｂが連通し、第３口２ｃと第４口２ｄが連通するように設定される（図１中実線）。また、外気処理ユニット３００内の電磁弁３０、３１は閉止され、電子膨張弁１３の開度は室内熱交換器１２の出口部に適切な過熱度（例えば、５〜１０℃）が得られるように調整され、室内ユニット２００内の電子膨張弁４ａ、４ｂの開度は、室内熱交換器５ａ、５ｂの出口部に適切な過熱度（例えば、５〜１０℃）が得られるように調整される。この様な過熱度あるいは過冷却度を設定して各熱交換器の能力をフルに発揮させることが出来る。

このとき、第１圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２の第１口２ａから第２口２ｂを通って（状態Ｂ）、室外熱交換器３で被加熱媒体である空気に放熱し（状態Ｃ）、液配管５２、内部熱交換器１４を通り（状態Ｄ）、さらに内部熱交換器１５を通過する（状態Ｅ）。その後、一部の冷媒は室内ユニット１２に流入し、空調対象空間の潜熱負荷を処理した後（状態Ｆ）、内部熱交換器１５を通り（状態Ｇ）、四方弁１１の第２口１１ｂから第３口１１ｃを通って、第２圧縮機１０に流入する。第２圧縮機１０で圧縮された冷媒は、四方弁１１の第１口１１ａから第４口１１ｄを経て（状態Ｈ）て、ガス配管５１へ合流する（状態Ｊ）。内部熱交換器１５を通過した他の一部は、室内ユニット２００ａ、２００ｂに流入する。

室内ユニット２００ａ、２００ｂに流入した液冷媒は、電子膨張弁４ａ、４ｂで減圧されて気液二相冷媒となり、各室内熱交換器５ａ、５ｂに例えば均一に分配される。この気液二相冷媒は、室内熱交換器５ａ、５ｂで、図示しない室内空気から吸熱し、自らは蒸発気化する。この低温低圧のガス冷媒（状態Ｉ）は、外気処理ユニット３００内で第２圧縮機１０から吐出された冷媒と合流し（状態J）、合流した冷媒は、内部熱交換器１４を経てガス配管５１、四方弁２の第４口２ｄから第３口２ｃを経て、第１圧縮機１の吸入側へ戻る（状態Ａ）。この時、図示しない室内送風機によって室内熱交換器５ａ、５ｂへ送り込まれた室内空気は、低温低圧の液冷媒により冷却されて室内へ吹き出され、室内を冷房する。即ち冷房運転時は２つの異なる低圧圧力、言いかえると２つの異なる蒸発圧力で運転される。

本実施の形態では、内部熱交換器１４、１５を直列接続して用いることで、図２に示すように、蒸発器のエンタルピー差をΔＨ１からΔＨ２まで増加させることができ、低蒸発温度で運転される低段側（潜熱処理側）の冷媒流量Ｇｒ２（圧縮仕事）を低減し、低蒸発温度での運転を極力低減することができる。内部熱交換器を用いる場合、蒸発器出口冷媒が高温冷媒でさらに過熱されるため、従来のＨＦＣ系冷媒では、吸入温度とともに吐出温度が上昇するという問題があった。二酸化炭素では、ＨＦＣ系冷媒に比べて各段の圧縮比が大幅に低下するため、圧縮仕事が減少し、吐出温度が上昇し過ぎることがない。したがって、二酸化炭素を用いる２段圧縮式の冷凍サイクルに内部熱交換器を用いることは使用冷媒に適した高性能化対策となる。

つぎに、暖房運転について図１、図３に基づいて説明する。暖房運転時では、内部熱交換器１４、１５は利用しない。この場合、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２ａと第４口２ｄが連通し、第２口２ｂと第３口２ｃが連通するように設定され、外気処理ユニット３００内部の四方弁１１は第１口１１ａと第２口１１ｂが連通し、第３口１１ｃと第４口１１ｄが連通するように設定される。また、外気処理ユニット３００内の電磁弁３０、３１は開放され、電子膨張弁１３の開度は室内熱交換器１２の出口が室内温度に応じた適切な温度となるように調整され、室内ユニット２００内の電子膨張弁４ａ、４ｂの開度は、室内熱交換器５ａ、５ｂの出口が室内温度に応じた適切な温度となるように調整される。

このとき、第１圧縮機１で圧縮され高温高圧の超臨界状態となった冷媒は四方弁２の第１口２ａから第４口２ｄ、ガス配管５１を経て外気処理ユニット３００に流入する。外気処理ユニット３００に流入した高温高圧の冷媒は、電磁弁３０を通過し（状態Ｊ）、一部は室内ユニット２００ａ、２００ｂに流入する（状態Ｉ）。ここで、図示しない室内空気に放熱して室内を暖房すると共に自らは温度が低下する。この中温高圧の冷媒は、電子膨張弁４ａ、４ｂで減圧され、気液二相状態となって外気処理ユニット３００に流入する。外気処理ユニット３００に流入した気液二相冷媒は、電子膨張弁１３からの冷媒と合流し（状態Ｅ）、内部熱交換器１５、内部熱交換器１４、液配管５２を通過して室外熱交換器３に流入する。但し内部熱交換器では冷房時のような熱交換は行われていない。

一方、電磁弁３０を通過した冷媒の他の一部は、四方弁１１の第４口１１ｄ、第３口１１ｃを通過し、第２圧縮機１０で更に圧縮され、四方弁１１の第１口１１ａ、第２口１１ｂを経て電磁弁３１を通過し（状態Ｆ）、室内熱交換器１２に流入する。室内熱交換器１２で放熱した冷媒は電子膨張弁１３で減圧され、電子膨張弁４ａ、４ｂから外気処理ユニット３００に流入した冷媒と合流する。

室外熱交換器３に流入した低温低圧の液冷媒は、図示しない室外送風機によって送り込まれる外気から吸熱するとともに自らは蒸発する（状態Ｂ）。蒸発したガス冷媒は、四方弁２の第２口２ｂから第３口２ｃを経て第１圧縮機１の吸入側（状態Ａ）へ戻る。このように、暖房運転時は、２つの異なる高圧圧力、言いかえると２つの異なる超臨界圧力で運転される。すなわち、室内熱交換器１２の冷媒は、室内熱交換器５ａ、５ｂの冷媒に比べ高圧・高温の冷媒となる。

他の冷凍サイクルの構成例を図４に示す。図１と異なるのは、図１では内部熱交換器の低温熱源として、室内熱交換器４ａ、４ｂや室内熱交換器１２の出口冷媒ガスを利用するが、図３では液配管５２を流れる冷媒の一部を減圧手段である電子膨張弁１６、１７で減圧し気液二相冷媒としたものを利用する点である。図４では、冷房運転時の上流側の内部熱交換器１４が液冷媒の一部を電子膨張弁１６で減圧した気液二相冷媒で冷却され、下流側の内部熱交換器１５が内部熱交換器１４で冷却された液冷媒の一部を電子膨張弁１７で減圧した気液二相冷媒で冷却される。

具体的には、冷房運転では、液配管５２から外気処理ユニット３００に流入した液冷媒は、内部熱交換器１４において液冷媒の一部を電子膨張弁１６で減圧した低圧の気液二相冷媒で冷却される。一方、低圧の気液二相冷媒は内部熱交換器１４で蒸発し、ガス配管５１に合流する。内部熱交換器１４で冷却された液冷媒の一部は、さらに内部熱交換器１５において電子膨張弁１７で減圧された気液二相冷媒で冷却される。一方、低圧の気液二相冷媒は内部熱交換器１５で蒸発し、室内熱交換器１２の出口部に合流する。内部熱交換器１４で冷却された液冷媒の他の一部は、内部熱交換器１５で冷却されずに室内ユニット２００ａ、２００ｂに流入する。ここで、電子膨張弁１６や１７の開度は、内部熱交換器１４や１５の低圧側出口部の過熱度が適切な値（例えば、過熱度５〜１０℃）となるように制御される。過熱度の演算方法は、例えば内部熱交換器１４や１５の低圧側の出入口部にサーミスターを設置し（入口側をＴＨ１、出口側をＴＨ２とする）、その差から過熱度ＳＨを算出する（ＳＨ＝ＴＨ２−ＴＨ１）ようにすれば良い。

この例では、内部熱交換器１４、１５の低温熱源として、液配管５２の一部を電子膨張弁１６、１７で減圧した気液二相冷媒を利用する。したがって、第１圧縮機１や第２圧縮機１０の吸入温度を上昇させることなく、蒸発器のエンタルピー差を拡大することができ、低蒸発温度で運転される低段側（潜熱処理側）の冷媒流量Ｇｒ２（圧縮仕事）を低減し、低蒸発温度での低効率運転を極力低減することができる。図４では、内部熱交換器１５が室内熱交換器１２の入口部を冷却する例を示したが、図１と同様に内部熱交換器１４を通過した主流冷媒を冷却することもできる。なお、図４に示す暖房運転では、電子膨張弁１６、１７を全閉とし、内部熱交換器１４、１５を利用しない。

さらに、他の構成例として、熱源側熱交換器３の出口部を散水により冷却する例を図５に基づいて説明する。図５では、室外ユニット１００内の熱源側熱交換器３を２つに分け、送風機からの送風に対し風下側に配置される熱交換器を３ａ、風上側に配置される熱交換器を３ｂとする。圧縮機１で吐出された冷媒は、熱交換器３ａを最初に通過し、つぎに熱交換器３ｂを通る。一方、給水４２として供給される低温の水をノズル４１から熱交換器３ｂへ向けて噴射し、熱源側熱交換器の出口部３ｂを冷却する。このように、散水により放熱器となる熱交換器の出口部を冷却し、熱交換器の出口温度を低下させて効率を向上することができる。このノズル４１からの散水は圧縮機の運転動作に連動させ、あるいは熱交換器３ｂの冷媒温度、高圧圧力、外気温度を検出して、あるいは室内機の制御動作に対応して行うことにすれば更に有効となる。

図６は、熱源側熱交換器３の出口部を散水により冷却する他の例である。図６では、風下側に配置される列を３ａ、風上側に配置される列を３ｂとし、風の流れ方向と対向的に冷媒を流し、風上側に配置される列を散水により冷却する構成である。この構成では、風上側の列に配置される伝熱管が散水により冷却され、風下側の列に配置される伝熱管は空気による冷却となるため、風上側の列と風下側の列とで冷媒の温度差が大きくなる。このような場合、図７に示すように風上側の列と風下側の列の間に熱伝導による熱移動を遮断する熱遮断スリット４３を設けるようにすれば、列間の温度差で生じる熱損失を防止することができる。なお、図６や図７では、列数が２列の場合を示したが、３列以上であっても同様の効果を得ることができる。この様に図５の様に伝熱管とフィンからなる熱交換器を複数に分離した構造、あるいは図６の様に伝熱管内を流れる冷媒の流を入口側と出口側の様に複数に分離させ一体のフィンを使用する構造、のいずれであっても熱源側熱交換器の冷媒出口側に散水させて効率を向上させるものである。

この様に、熱源側熱交換器の出口部に水を噴霧することで冷媒温度を低下させ、蒸発器内のエンタルピー差を拡大して性能を向上することができる。二酸化炭素は、放熱器出口部の比熱がＨＦＣ系の冷媒に比べて大きく、散水の効果はＨＦＣ系に比べて大きくなる。この散水による性能向上策は、外気処理ユニット３００や室内ユニット２００の構成に無関係であり、様々な冷媒回路構成に広く適用することができる。したがって、図１や図４で示される内部熱交換器１４、１５を直列に接続し、散水と内部熱交換器を併用することも可能である。したがって２段圧縮を使用しなくとも、あるいは潜熱と顕熱に分けて処理する冷凍サイクルでない冷凍サイクルに対しても超臨界状態となる冷媒を使用するサイクルには効率向上となる。ところで、内部熱交換器は冷媒同士が熱交換する形式であるから、例えば二重管熱交換器が用いられ、室内熱交換器２００ａ、２００ｂにおける熱交換量の０〜２０％程度の熱交換量が得られるようにすると良い。熱交換器の形態は、二重管熱交換器に限られるものではなく、例えばプレート熱交換器や扁平管を貼り合せた形状の熱交換器を用いても良い。

以上のように本実施の形態では、冷房運転時に２つの異なる蒸発温度を、暖房運転時に２つの異なる凝縮温度を生成する２段圧縮式の冷凍サイクル装置に対し、冷房運転時に内部熱交換器を用いて高効率な冷凍サイクル装置を提供することができる。また、放熱器の出口部に２つの内部熱交換器が直列に設けられ、上流側の内部熱交換器が顕熱負荷を処理する蒸発温度の高い室内熱交換器５ａ、５ｂの低圧冷媒で、下流側の内部熱交換器が潜熱負荷を処理する蒸発温度の低い室内熱交換器１２の低圧冷媒でそれぞれ冷却される。したがって、熱の段階的な（カスケード）利用が可能となり、高効率な冷凍サイクル装置を提供できる。また、内部熱交換器１４、１５を直列接続しているため、蒸発器のエンタルピー差をΔＨ１からΔＨ２まで増加させることができ、低段側（潜熱処理側）の冷媒流量Ｇｒ２（圧縮仕事）を低減し、低蒸発温度での運転を極力低減して高効率な冷凍サイクル装置を提供することができる。さらに、熱源側熱交換器の出口部に水を噴霧することで冷媒温度を低下させ、エンタルピー差を拡大して性能を向上できる。内部熱交換器を併用することで更に高効率な空調機を得ることができる。

次に本発明の冷凍サイクル装置の構成であって別の効率向上対策を行う構成例について説明する。図８は、図１、図４とは異なる冷凍サイクル装置を示す模式図で、図８において、冷房運転時は２つの異なる蒸発温度で運転し、暖房運転時は通常の暖房運転を行うエジェクタ利用型の冷凍サイクル装置である。冷房運転時には低段側のエジェクタ２０で潜熱負荷を処理し、高段側の第１圧縮機１で顕熱負荷を処理する。本冷凍サイクル装置は、熱源側ユニットである室外ユニット１００、第１負荷側ユニットである室内２００ａ、２００ｂ、外気処理ユニット３００、室外ユニット１００と外気処理ユニット３００とを接続する液配管５２およびガス配管５１、外気処理ユニット３００と室内ユニット２００ａ、２００ｂとを接続する配管より構成されている。内部には冷媒として例えば臨界温度（約３１℃）以上で超臨界状態となる二酸化炭素が封入されている。

室外ユニット１００内には、第１圧縮機１、冷房運転と暖房運転との第１冷媒流路切換え手段である四方弁２、熱源側熱交換器である室外熱交換器３、外気を強制的に室外熱交換器３の外表面に送風するための図示しない送風機が収納されている。外気処理ユニット３００内には、冷媒を減圧して二相状態の湿り蒸気とするエジェクタ２０、第２負荷側熱交換器である室内熱交換器１２、減圧手段である電子膨張弁１３、気液分離器１９、気液分離器１９で分離されたガス冷媒を第３熱交換器である室内熱交換器１８と減圧手段である電子膨張弁３２を介してガス配管５１へ導くバイパス流路、およびこれらを接続するための配管が内蔵されている。室内熱交換器１８は、気液分離器１９での分離が不十分な場合に第１圧縮機１への液戻りを防止するために設けたもので、気液分離器１９からの未蒸発液が室内熱交換器１８で蒸発する。四方弁２の第１口２ａは圧縮機１の吐出側と、第２口２ｂは室外熱交換器３の一端と、第３口２ｃは圧縮機１の吸入側と、第４口２ｄはガス配管５１とそれぞれ接続されている。

室内ユニット２００ａ、２００ｂには、第１負荷側熱交換器である室内熱交換器５ａ、５ｂ、室内熱交換器へ供給する冷媒を減圧する電子膨張弁４ａ、４ｂ、室内空気を強制的に室内熱交換器５ａ、５ｂ、の外表面に送風するための図示しない送風機およびそれらを接続するための配管が内蔵されている。室内熱交換器５ａ、５ｂ、の一端は外気処理ユニット３００と接続され、他端は電子膨張弁４ａ、４ｂ、を介して外気処理ユニット３００に接続されている。なお、本実施の形態では、室内ユニット２００ａ、２００ｂを２台としているが、１台あるいは３台以上としても良い。

外気処理ユニット３００内には、エジェクタ２０、第２負荷側熱交換器である室内熱交換器１２、開度変更可能な第２減圧手段である電子膨張弁１３、およびこれらを接続するための配管が内蔵されている。

つぎに、エジェクタ２０の内部構造図を図９に示す。エジェクタは圧力エネルギーをノズル部にて運動エネルギーに変換し、吸引流を吸引して圧縮機の吸入圧力を上昇させるという圧縮仕事をする膨張動力の回収手段である。図９に示すように、ノズル部、混合部、ディフューザ部から構成される。ノズル部では、流量Ｇｎ、圧力Ｐｃの高圧流体（駆動流）が減圧され、速度が増大する。駆動流はノズル喉部で音速となり、ノズルの末広部で超音速にまで加速・膨張し、ノズル出口部に達する（圧力Ｐｓ、流速Ｖｎ）。混合部において、ノズル出口部から噴出された駆動流（流速Ｖｎ）は、吸引部からガス冷媒を吸引し、吸引流（流速Ｖｅ）との混合により減速されて圧力がＰｍｉｘまで回復する。さらに、冷媒はディフューザ部で圧力がＰ_Ｄまで回復してエジェクタを流出する。エジェクタ２０は内部の開度がニードルにより、変更可能な構成となっている。

上記のように構成された冷凍サイクル装置について、つぎに運転動作を説明する。初めに冷房運転を行う場合を図８、図１０に基づいて説明する。図１０は、図８の冷媒回路中に示した記号Ａ〜Ｋにおける冷媒状態をＰ−ｈ線図上に示したものである。冷房運転では、室内ユニット２００ａ、２００ｂ内の室内熱交換器５ａ、５ｂは蒸発温度が高く設定され、空調対象空間の顕熱負荷が主に処理される。一方、外気処理ユニット３００内の室内熱交換器１２は蒸発温度が低く設定され、空調対象空間の潜熱負荷が主に処理される。

冷房運転では、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２ａと第２口２ｂが連通し、第３口２ｃと第４口２ｄが連通するように設定される（図８中実線）。また、外気処理ユニット３００内の電子膨張弁３２は気液分離器１９内に安定して液面が形成される開度に設定され、電子膨張弁１３の開度は室内熱交換器１２の出口部に適切な過熱度（例えば、５〜１０℃）が得られるように調整される。気液分離器１９内に安定して液面が形成される電子膨張弁３２の開度は、気液分離器１９に流入する冷媒の乾き度から求まるガス流量が流れる開度として求められる。実際には、圧縮機の回転数、吸入温度、吸入圧力から全冷媒流量を求め、冷媒の温度・圧力条件から乾き度を求めてガス流量を推定し、電子膨張弁３２の前後の圧力差を検知して、ガス流量と圧力差から開度を算出するようにすれば良い。また、外気温度、室内温度などの環境条件や、圧縮機の回転数、冷媒の圧力・温度条件などの運転状態と、開度の関係を実験や計算によって予め求めておき、その開度に設定するようにしても良い。室内ユニット２００ａ、２００ｂ内の電子膨張弁４ａ、４ｂの開度は、室内熱交換器５ａ、５ｂの出口部に適切な過熱度（例えば、５〜１０℃）が得られるように調整される。

このとき、第１圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２の第１口２ａから第２口２ｂを通って（状態Ｂ）、室外熱交換器３で被加熱媒体である空気に放熱し（状態Ｃ）、液配管５２、エジェクタ２０で減圧され（状態Ｄ）、気液分離器１９に流入する。気液分離器１９に流入した気液二相冷媒は、ガス冷媒（状態Ｅ）と液冷媒に分離される。
分離されたガス冷媒は、室内熱交換器１８を通って電子膨張弁３２で減圧され、ガス配管５１の入口部に合流する（状態Ｉ）。一方、分離された液冷媒の一部は、電子膨張弁１３で更に減圧され（状態Ｊ）、室内熱交換器１２に流入し、空調対象空間の潜熱負荷を処理した後、エジェクタ２０に吸引される。

分離された液冷媒の他の一部は、室内ユニット２００ａ、２００ｂに流入し（状態Ｆ）、電子膨張弁４ａ、４ｂで減圧されて気液二相冷媒となる（状態Ｇ、圧力Ｐｅ）。この気液二相冷媒は、室内熱交換器５ａ、５ｂで、図示しない室内空気から吸熱し、自らは蒸発気化する（状態Ｈ）。この低温低圧のガス冷媒（状態Ｈ）は、外気処理ユニット３００内で電子膨張弁３２からの冷媒と合流する（状態Ｉ）。合流した冷媒は、ガス配管５１、四方弁２の第４口２ｄから第３口２ｃを経て、第１圧縮機１の吸入側へ戻る（状態Ａ）。この時、図示しない室内送風機によって室内熱交換器５ａ、５ｂへ送り込まれた室内空気は、低温低圧の液冷媒により冷却されて室内へ吹き出され、室内を冷房する。

図８の構成の例では、図１などに示した第２圧縮機１０の圧縮動力の代わりに、エジェクタ２０で回収した回収動力を用いることで、消費電力を低減することができる。また、図１１の構造図に示すように、熱交換器１２および熱交換器１８を一体構造とすることもできる。図１１では、熱交換器の風上側の列を熱交換器１８、風下側の列を熱交換器１２とし、風上側の熱交換器１８で気液分離器１９からの未蒸発液を蒸発させ、風下側の熱交換器１２で空気の潜熱負荷を処理するように構成している。このように、熱交換器１２と熱交換器１８を一体構造とすることで、外気処理ユニット３００をコンパクトに構成することができる。

つぎに、暖房運転について図８に基づいて説明する。暖房運転時は、第１圧縮機１による単段での暖房運転を行う。この場合、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２ａと第４口２ｄが連通し、第２口２ｂと第３口２ｃが連通するように設定される（図８中の点線）。また、外気処理ユニット３００内の電子膨張弁３２、電子膨張弁１３は全閉される。室内ユニット２００内の電子膨張弁４ａ、４ｂの開度は、室内熱交換器５ａ、５ｂの出口部が室内温度に応じた適切な温度となるように調整される。

このとき、第１圧縮機１で圧縮され高温高圧の超臨界状態となった冷媒は四方弁２の第１口２ａから第４口２ｄ、ガス配管５１を経て外気処理ユニット３００に流入する。外気処理ユニット３００に流入した高温高圧の冷媒は、室内ユニット２００ａ、２００ｂに流入する。ここで、図示しない室内空気に放熱して室内を暖房すると共に自らは温度が低下する。この中温高圧の冷媒は、電子膨張弁４ａ、４ｂで若干減圧され、外気処理ユニット３００に流入する。外気処理ユニット３００に流入した中温高圧冷媒は、気液分離器１９を通り、エジェクタ２０で減圧され、液配管５２を通過して室外熱交換器３に流入する。

室外熱交換器３に流入した低温低圧の液冷媒は、図示しない室外送風機によって送り込まれる外気から吸熱するとともに自らは蒸発する。蒸発したガス冷媒は、四方弁２の第２口２ｂから第３口２ｃを経て第１圧縮機１の吸入側へ戻る。

ところで、外気処理ユニット３００と室内ユニット２００は一体構造とすることもできる。即ち一つの箱体の中に各熱交換器５、１８、１２を纏めて収納し一つの送風手段である送風機の送風を各熱交換器に並列、あるいは直列あるいは直並列に通して空気を冷却したり加熱したり、あるいは除湿を行うなどの空調を行うことが出来る。図１２は構造図で、顕熱処理を行う熱交換器５を風上側に配置し、潜熱処理を行う熱交換器１２を風下側に配置している。さらに、熱交換器１２と熱交換器１８は一体構造であり、熱交換器１８は風上側の列として、この結果潜熱処理を行う熱交換器１２は最も風下側の列として配置される。このように、外気処理ユニット３００と室内ユニット２００を一体構造とした室内ユニット２００とすることで、システムをコンパクトにすることができる。なお外気処理ユニット３００という名称は室外に配置され外気を処理して空調領域である室内ヘ空調された空気を吹出す構成が可能であることからつけられている。但し、図１２の様に一体型の熱交換器構成とする場合は室内の空気を吸込んで室内へ吹出す、即ち空調領域に設けられた室内機の内部に設けることが出来る。この様に室内ユニットとして熱交換器を分離したままあるいは伝熱管への冷媒の流を分離させた構造で一体型熱交換器構成とすることが出来る。

ところで、上述の室内ユニット２００あるいは室内ユニット２００ａ、２００ｂ内の顕熱負荷の処理を行う熱交換器５では、通常の冷房運転で見られる結露水が発生しない。従って、結露水を受ける皿（ドレンパン）やドレン配管が不要となる。また、結露水が発生しないため、従来空調用として使用することが難しかった特殊な形態の熱交換器を採用することが可能となる。図１３はその一例であり、伝熱管４５に扁平管熱交換器を、フィンにスリット付きのコルゲートフィン４６を用いるコルゲートフィンチューブ熱交換器を示す構造図である。扁平管４５には内部に複数の冷媒流路が設けられている。従来は、冷房運転時に結露水が発生するため、コルゲートフィン４６に結露水がトラップされ、熱交換器性能が低下する課題があり、フィンを上下方向に水が流れる様に取りつけたり、特殊な水路を設けたりするなどの検討が行われているが実用的な製品が得られていない。本構造の場合には、熱交換器５は顕熱のみを処理するため、結露水の排水性という従来の制約条件が不要となり、高性能な熱交換器を使用することができる。このような高性能な熱交換器を用いることで、熱交換器の外形寸法を小さくすることができる。言い換えれば、同一外形寸法の熱交換器を用いることで、蒸発温度を上昇させることができ、顕熱を処理するのに好適な熱交換器を提供することができる。

一方、熱交換器１２は潜熱を処理するため、結露水の処理を行いやすいプレートフィンが上下方向に複数枚配置される構造などが採用される。また、ワイヤー状のフィンを細い伝熱管に巻きつけ、このワイヤー状フィンを斜めに張り巡らせ、結露水が流れやすい構造にすると良い。このように、顕熱を処理する熱交換器と潜熱を処理する熱交換器は、使用状況の違いから伝熱管の形状や寸法、フィン形状や寸法など全く異なるものの組合せにすることができ、組合せ接続部に特別な配慮は不要で単純に風上側、風下側の順で配置すれば良い。

以上のように本実施の形態では、冷房運転時に２つの異なる蒸発温度を生成する２段圧縮式の冷凍サイクル装置において、冷房運転時にエジェクタを用い、高効率な冷凍サイクル装置を提供することができる。すなわち、潜熱負荷を処理する第２圧縮機１０の代わりにエジェクタ２０での回収動力を用いることができ、第２圧縮機１０の消費電力が削減され、高効率な冷凍サイクル装置を提供することができる。

以下、本発明の別の冷凍サイクル装置について説明する。図１４は、本発明のこの冷凍サイクル装置を示す模式図で、図１４において、冷房運転時は２つの異なる蒸発温度で運転し、暖房運転時は２つの異なる高圧圧力で暖房運転を行う２段圧縮型の冷凍サイクル装置である。図８の構造と異なる点は、冷房運転時にはエジェクタ２０で潜熱負荷を処理し、高段側の第１圧縮機１で顕熱負荷を処理するが、潜熱負荷が大きい場合には、エジェクタ２０で処理できない潜熱負荷を低段側の第２圧縮機１０で処理することができる点である。図８と異なるのは開閉弁３１を設けている点であり、冷房時は開放され、暖房時は閉止される。その他は図８の構造とほぼ同一であるため、詳細な説明を省略する。

冷房運転では、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２ａと第２口２ｂが連通し、第３口２ｃと第４口２ｄが連通するように設定される（図１４中実線）。また、外気処理ユニット３００内の四方弁１０は、第１口１１ａと第４口１１ｄが連通し、第２口１１ｂと第３口１１ｃが連通するように設定される（図１４中実線）。電子膨張弁３２は気液分離器１９内に安定して液面が形成される開度に設定され、開閉弁３１は全開とする。電子膨張弁１３の開度は室内熱交換器１２の出口部に適切な過熱度（例えば、５〜１０℃）が得られるように調整される。室内ユニット２００内の電子膨張弁４ａ、４ｂの開度は、室内熱交換器５ａ、５ｂの出口部に適切な過熱度（例えば、５〜１０℃）が得られるように調整される。第２圧縮機の周波数は、潜熱負荷の不足分が処理できる適切な回転数に設定され、エジェクタ２０の吸引部に設けられた開閉弁３１は開放される。

このとき、第１圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２の第１口２ａから第２口２ｂを通って（状態Ｂ）、室外熱交換器３で被加熱媒体である空気に放熱し（状態Ｃ）、液配管５２、エジェクタ２０で減圧され（状態Ｄ）、気液分離器１９に流入する。気液分離器１９に流入した気液二相冷媒は、ガス冷媒（状態Ｅ）と液冷媒に分離される。分離されたガス冷媒は、室内熱交換器１８を通って電子膨張弁３２で減圧され、第２圧縮機１０の吐出部に合流する。一方、分離された液冷媒の一部は、電子膨張弁１３で減圧されて室内熱交換器１２に流入し（状態Ｊ）、空調対象空間の潜熱負荷を処理した後、開閉弁３１を通過し、エジェクタ２０に吸引される。潜熱負荷が大きい場合、室内熱交換器１２を通過する冷媒の一部は、四方弁１１の第２口１１ｂから第３口１１ｃを通って第２圧縮機１０に吸入され、第１口１１ａから第４口１１ｄを通って電子膨張弁３２からの冷媒と合流し、その後ガス配管５１の入口部に合流する（状態Ｉ）。

分離された液冷媒の他の一部は、室内ユニット２００ａ、２００ｂに流入し（状態Ｆ）、電子膨張弁４ａ、４ｂで各室内熱交換器５ａ、５ｂに均等に分配される（状態Ｇ）。分配された液冷媒は、室内熱交換器５ａ、５ｂで図示しない室内空気から吸熱し、自らは蒸発気化する（状態Ｈ）。この低温低圧のガス冷媒は、外気処理ユニット３００内で潜熱負荷を処理した冷媒および電子膨張弁３２を通過した冷媒と合流する（状態Ｉ）。合流した冷媒は、ガス配管５１、四方弁２の第４口２ｄから第３口２ｃを経て、第１圧縮機１の吸入側へ戻る（状態Ａ）。この時、図示しない室内送風機によって室内熱交換器５ａ、５ｂへ送り込まれた室内空気は、低温低圧の液冷媒により冷却されて室内へ吹き出され、室内を冷房する。

図１４の構成では、図１に示した第２圧縮機１０の圧縮動力の代わりに、エジェクタ２０での回収動力を用いることで、消費電力を低減することができる。また、潜熱負荷をエジェクタ２０と低段側の第２圧縮機１０の両方で処理するように構成したので、大きな潜熱負荷に対応することができる。第２圧縮機１０の駆動は、つぎのように行う。すなわち、外気処理ユニット３００は、吹き出し空気温度・相対湿度検知部および制御部を備え、検知結果に基づいて、室内空間に供給される外気の絶対湿度を算出する。一方、室内ユニット２００は、吸込み空気温度・相対湿度検知部を備え、その検知結果に基づいて室内空間の絶対湿度を算出する。外気処理ユニットで算出された絶対湿度が室内ユニットで演算された絶対湿度よりも大きい場合、潜熱負荷が大きいと判断し、外気処理ユニットの制御部から第２圧縮機１０の起動指令が行われる。第２圧縮機１０の回転数は、上記の絶対湿度の差に基づいて、例えば比例制御が実行される。

つぎに、暖房運転について説明する。暖房運転時は、第１圧縮機１および第２圧縮機１０を用いた２つの異なる高圧圧力での暖房運転を行う。この場合、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２ａと第４口２ｄが連通し、第２口２ｂと第３口２ｃが連通するように設定される（図１４中の点線）。また、外気処理ユニット３００内部の四方弁１１は第１口１１ａと第２口１１ｂが連通し、第３口１１ｃと第４口１１ｄが連通するように設定される。また、外気処理ユニット３００内の開閉弁３１は閉止され、電子膨張弁３２は全閉される。電子膨張弁１３の開度は室内熱交換器１２の出口部に室内温度に応じた適切な温度となるように調整され、室内ユニット２００内の電子膨張弁４ａ、４ｂの開度は、室内熱交換器５ａ、５ｂの出口部が室内温度に応じた適切な温度となるように調整される。

このとき、第１圧縮機１で圧縮され高温高圧の超臨界状態となった冷媒は、四方弁２の第１口２ａから第４口２ｄ、ガス配管５１を経て外気処理ユニット３００に流入する。外気処理ユニット３００に流入した高温高圧の冷媒の一部は、室内ユニット２００ａ、２００ｂに流入する。ここで、図示しない室内空気に放熱して室内を暖房すると共に自らは温度が低下する。この中温高圧の冷媒は、電子膨張弁４ａ、４ｂを通過して外気処理ユニット３００に流入する。外気処理ユニット３００に流入した冷媒は、電子膨張弁１３からの冷媒と合流し、気液分離器１９を通過してエジェクタ２０で減圧され、液配管５２を通過して室外熱交換器３に流入する。

一方、他の一部は、四方弁１１の第４口１１ｄ、第３口１１ｃを通過し、第２圧縮機１０で更に圧縮され、四方弁１１の第１口１１ａ、第２口１１ｂを経て室内熱交換器１２に流入する。室内熱交換器１２で放熱した冷媒は電子膨張弁１３で減圧され、電子膨張弁４ａ、４ｂから外気処理ユニット３００に流入した冷媒と合流する。

室外熱交換器３に流入した低温低圧の液冷媒は、図示しない室外送風機によって送り込まれる外気から吸熱するとともに自らは蒸発する。蒸発したガス冷媒は、四方弁２の第２口２ｂから第３口２ｃを経て第１圧縮機１の吸入側へ戻る。

以上のように本構成では、冷房運転時に２つの異なる蒸発温度を生成する２段圧縮式の冷凍サイクル装置において、冷房運転時にエジェクタを用い、高効率な冷凍サイクル装置を提供することができる。また、エジェクタでの回収動力で潜熱負荷を処理できない場合に、第２圧縮機１０を加えたアシスト運転を行うことができ、広範囲の除湿負荷に対応可能な冷凍サイクル装置を提供できる。したがって、二酸化炭素を用いた場合にも効率の低下を抑制することができる。

以下、本発明の別の冷凍サイクル装置について説明する。図１５は、この冷凍サイクル装置を示す模式図で、図１５において、冷房運転時は２つの異なる蒸発温度で運転し、暖房運転時は２つの異なる高圧圧力で運転する膨張機利用型の冷凍サイクル装置であり、第２圧縮機１０は膨張機２２の回収動力により駆動される。冷房運転時には低段側の第２圧縮機１０で潜熱負荷を処理し、高段側の第１圧縮機１で顕熱負荷を処理する。本冷凍サイクル装置は、熱源側ユニットである室外ユニット１００、第１負荷側ユニットである室内２００ａ、２００ｂ、第２負荷側ユニットである外気処理ユニット３００、室外ユニット１００と外気処理ユニット３００とを接続する液配管５２およびガス配管５１、外気処理ユニット３００と室内ユニット２００ａ、２００ｂとを接続する配管より構成されている。内部には冷媒として例えば臨界温度（約３１℃）以上で超臨界状態となる二酸化炭素が封入されている。

室外ユニット１００内には、第１圧縮機１、冷房運転と暖房運転との第１冷媒流路切換え手段である四方弁２、熱源側熱交換器である室外熱交換器３、外気を強制的に室外熱交換器３の外表面に送風するための図示しない送風機が収納されている。外気処理ユニット３００内には、冷媒を減圧して二相状態の湿り蒸気とする膨張機２２、膨張機２２の冷媒流れ方向を制御する四方弁２１、冷房運転と暖房運転との第２流路切換え手段である四方弁１１、第２負荷側熱交換器である室内熱交換器１２、減圧手段である電子膨張弁１３、気液分離器１９、気液分離器１９で分離されたガス冷媒を、第３熱交換器１８および電子膨張弁３２を介して第２圧縮機１０の吐出部へと導くバイパス流路、膨張機２２の回収動力と回転数を第２圧縮機１０の圧縮動力と回転数に合わせるための開度変更可能な電子膨張弁３３、３４およびこれらを接続するための配管が内蔵されている。四方弁２１の第１口２１ａは液配管５２と、第２口２１ｂは膨張機２２の入口部と、第３口２１ｃは室内ユニット２００ａ、２００ｂの一端と、第４口２１ｄは気液分離器１９の液側出口の電子膨張弁３４と接続される。他の四方弁２、１１の設定は実施の形態２と同様であるため詳細な説明を省略する。

室内ユニット２００ａ、２００ｂには、第１負荷側熱交換器である室内熱交換器５ａ、５ｂ、室内熱交換器へ供給する冷媒を減圧する電子膨張弁４ａ、４ｂ、室内空気を強制的に室内熱交換器５ａ、５ｂ、の外表面に送風するための図示しない送風機およびそれらを接続するための配管が内蔵されている。室内熱交換器５ａ、５ｂの一端は外気処理ユニット３００と接続され、他端は電子膨張弁４ａ、４ｂ、を介して外気処理ユニットに接続されている。

上記のように構成された冷凍サイクル装置について、つぎに運転動作を説明する。初めに冷房運転を行う場合を図１５、図１６に基づいて説明する。図１６は、図１５の冷媒回路中に示した記号Ａ〜Ｌにおける冷媒状態をＰ−ｈ線図上に示したものである。冷房運転では、室内ユニット２００ａ、２００ｂ内の室内熱交換器５ａ、５ｂは蒸発温度が高く運転され、空調対象空間の顕熱負荷が主に処理される。一方、外気処理ユニット３００内の室内熱交換器１２は蒸発温度が低く運転され、空調対象空間の潜熱負荷が主に処理される。

冷房運転では、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２ａと第２口２ｂが連通し、第３口２ｃと第４口２ｄが連通するように設定される（図１５中実線）。また、外気処理ユニット３００内の電子膨張弁３２は気液分離器１９内に安定して液面が形成される開度に設定され、電子膨張弁１３の開度は室内熱交換器１２の出口部に適切な過熱度（例えば、５〜１０℃）が得られるように調整される。室内ユニット２００内の電子膨張弁４ａ、４ｂの開度は、室内熱交換器５ａ、５ｂの出口部に適切な過熱度（例えば、５〜１０℃）が得られるように調整される。膨張機２２をバイパスするように設けられた電子膨張弁３３の開度および気液分離器１９の下流側に設けられた電子膨張弁３４の開度は、膨張機２２と第２圧縮機１０の回転数および動力が一致するように調節される。

具体的には、膨張機２２を通過する冷媒流量をＧｒ、膨張機２２出入口でのエンタルピー差をΔH1とすれば、膨張機２２での回収動力Wｅは以下の（１）式で表される。
Ｗｅ＝Ｇｒ×ΔH1 （１）
同様に第２圧縮機での圧縮仕事Ｗ２は、冷媒流量をＧｒ２、第２圧縮機１０でのエンタルピー差をΔH２とすれば、以下の（２）式で表される。
Ｗ２＝Ｇｒ２×ΔH２ （２）
回収動力が第２圧縮機１０での圧縮仕事に等しい（Ｗｅ＝Ｗ２）ことから、（１）、（２）式より、（３）式が得られる。
Ｇｒ２＝Ｇｒ×（ΔＨ１／ΔＨ２） （３）
ここで、（３）式中のΔＨ１／ΔＨ２は、圧縮機のエンタルピー差に対する膨張機のエンタルピー差の比である。

一方、膨張機２２と第２圧縮機１０は、同軸で接続されており、第２圧縮機１０は膨張機２２と同一回転数で回転する。一例として、膨張機２２と第２圧縮機１０を両方とも押しのけ容積が一定の容積型流体機械であるスクロール型とし、それぞれの押しのけ容積比をε（＝第２圧縮機排除容積／膨張機排除容積＝Ｖｃ／Ｖｅ）とし、膨張機２２と第２圧縮機１０の吸入密度をそれぞれρｅ、ρｃとすれば、回転数一定の条件から（４）式が得られる。
Ｇｒ２＝Ｇｒ×ε×（ρｃ／ρｅ） （４）
（３）、（４）式より、（５）式が得られる。
ρｃ／ρｅ＝（ΔＨ１／ΔＨ２）／ε （５）
以上から、第２圧縮機１０の吸入密度ρｃ、エンタルピー差ΔＨ２、膨張機１０の吸入密度ρｅ、出入口エンタルピー差ΔＨ１、ε（＝Ｖｃ／Ｖｅ）のいずれかを（５）式が成立するように制御する必要がある。例えば、膨張機２２に電子膨張弁３３を設け、膨張機２２を通過する流量を制御するようにすれば良い。これは（５）式のεを調整することに相当する。なお、ρｃやρｅ、ΔＨ１やΔＨ２は冷媒回路の圧力、温度を検知することにより、冷媒の物性式を用いて容易に推定することができる。

電子膨張弁３３の開度の調節のみで（５）式が成立せず、膨張機２２の回収動力と第２圧縮機１０の圧縮動力にアンバランスが生じた場合、電子膨張弁３４の開度を（５）式が成立するように適正に制御する。すなわち、（５）式が成立するように電子膨張弁３４の開度を調整し、膨張機出口部と蒸発器入口部との圧力差ΔＰｅを調整する。

本実施の形態では、電子膨張弁３４の開度を調整して、（５）式を成立させる例を示したが、これに限るものではなく、室内ユニット２００ａ、２００ｂ内の電子膨張弁４ａ、４ｂの開度を調整して（５）式を成立させるように構成しても良い。

このとき、第１圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２の第１口２ａから第２口２ｂを通って（状態Ｂ）、室外熱交換器３で被加熱媒体である空気に放熱し（状態Ｃ）、液配管５２を通過して四方弁２１の第１口２１ａから第２口２１ｂを通り、膨張機２２で減圧され（状態Ｄ）、気液分離器１９に流入する。気液分離器１９に流入した気液二相冷媒は、ガス冷媒（状態Ｅ）と液冷媒に分離される。分離されたガス冷媒は、室内熱交換器１８を通って電子膨張弁３２で減圧され、第２圧縮機１０の吐出部に合流する。一方、分離された液冷媒は、電子膨張弁３４である程度減圧され、四方弁２１の第４口２１ｄから第３口２１ｃを通過し（状態Ｆ）、一部は電子膨張弁１３でさらに減圧され（状態Ｊ）、室内熱交換器１２に流入し、空調対象空間の潜熱負荷を処理した後（状態Ｋ）、四方弁１１の第２口１１ｂから第３口１１ｃを通って第２圧縮機１０に吸引される。

分離された液冷媒の他の一部は、室内ユニット２００ａ、２００ｂに流入し（状態Ｆ）、電子膨張弁４ａ、４ｂで各室内熱交換器５ａ、５ｂに均等分配される（状態Ｇ）。分配された冷媒は、室内熱交換器５ａ、５ｂで、図示しない室内空気から吸熱し、自らは蒸発気化する（状態Ｈ）。この低温低圧のガス冷媒（状態Ｈ）は、外気処理ユニット３００内において第２圧縮機１０から吐出された冷媒および電子膨張弁３２からの冷媒と合流する（状態Ｉ）。合流した冷媒は、ガス配管５１、四方弁２の第４口２ｄから第３口２ｃを経て、第１圧縮機１の吸入側へ戻る（状態Ａ）。この時、図示しない室内送風機によって室内熱交換器５ａ、５ｂへ送り込まれた室内空気は、低温低圧の液冷媒により冷却されて室内へ吹き出され、室内を冷房する。

以上の様に、第２圧縮機１０の圧縮動力として膨張機２２で回収した回収動力を利用するため、２段圧縮方式に比べて低段側の圧縮動力を削減でき、消費電力を低減することができる。

つぎに、暖房運転について説明する。暖房運転時は、第１圧縮機１および第２圧縮機１０を用いた２種類の高圧圧力での暖房運転を行う。暖房運転時では、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２ａと第４口２ｄが連通し、第２口２ｂと第３口２ｃが連通するように設定される（図１５中の点線）。また、外気処理ユニット３００内の四方弁１１は第１口１１ａと第２口１１ｂが連通し、第３口１１ｃと第４口１１ｄが連通するように設定される。電子膨張弁３２は全閉され、電子膨張弁１３は室内熱交換器１２の出口部が室内温度に応じた適切な温度となる開度に設定される。室内ユニット２００内の電子膨張弁４ａ、４ｂの開度も同様に、室内熱交換器５ａ、５ｂの出口部が室内温度に応じた適切な温度となるように調整される。

このとき、第１圧縮機１で圧縮され高温高圧の超臨界状態となった冷媒は、四方弁２の第１口２ａから第４口２ｄ、ガス配管５１を経て外気処理ユニット３００に流入する。外気処理ユニット３００に流入した高温高圧の冷媒の一部は、室内ユニット２００ａ、２００ｂに流入する。ここで、図示しない室内空気に放熱して室内を暖房すると共に自らは温度が低下する。この中温高圧の冷媒は、電子膨張弁４ａ、４ｂを通過して外気処理ユニット３００に流入する。外気処理ユニット３００に流入した冷媒は、電子膨張弁１３からの冷媒と合流し、四方弁２１の第３口２１ｃから第２口２１ｂを通り、膨張機２２に流入する。膨張機２２で減圧された冷媒は、気液分離器１９に流入し、電子膨張弁３４を通って四方弁２１の第４口２１ｄから第１口２１ａを経て液配管５２を通過し、室外熱交換器３に流入する。

一方、ガス配管５１を通過した他の一部は、四方弁１１の第４口１１ｄ、第３口１１ｃを通過し、第２圧縮機１０で更に圧縮され、四方弁１１の第１口１１ａ、第２口１１ｂを経て室内熱交換器１２に流入する。室内熱交換器１２で放熱した冷媒は電子膨張弁１３で減圧され、電子膨張弁４ａ、４ｂから外気処理ユニット３００に流入した冷媒と合流する。

室外熱交換器３に流入した低温低圧の液冷媒は、図示しない室外送風機によって送り込まれる外気から吸熱するとともに自らは蒸発する。蒸発したガス冷媒は、四方弁２の第２口２ｂから第３口２ｃを経て第１圧縮機１の吸入側へ戻る。

以上のように本実施の形態では、冷房運転時に２つの異なる蒸発温度を生成する２段圧縮式の冷凍サイクル装置において、断熱熱落差の大きな二酸化炭素冷媒を用いるとともに、高圧ガス側の膨張動力を回収し、即ち図１４のエジェクタでは高圧ガス駆動流を使用し第２負荷熱交換器からの冷媒を昇圧し、図１５では膨張機２２での回収動力を用いて低段側となる第２圧縮機１０を駆動し第２負荷側熱交換器の冷媒を昇圧するので、第２圧縮機１０の圧縮動力等が不要となり、高効率な冷凍サイクル装置を提供することができる。また、暖房運転時にも高段側となる第２圧縮機１０の圧縮動力を削減できるので、二酸化炭素を用いた場合にも効率の高い空調機を提供することができる。図８、図１４、図１５のサイクルの説明ではそれぞれの負荷側熱交換器を分離した形で説明し、更に負荷装置としても外気処理ユニット、室内ユニットの様に違うものとして説明してきたが、これらはそれぞれ別の負荷装置として異なる場所、例えば室外と室内に配置されても良いし、一つの装置として一つの箱体、例えば壁掛け室内機、天井埋め込みカセット式空調機、床置き型室内機などの構造としても何ら構わない。その場合、各膨張弁、開閉弁、エジェクタ、膨張機、第２圧縮機などの冷媒サイクルを形成する部品はその箱体に収納しても良いし、別に設けても良い。

なお、本発明の図１５の例では、第２圧縮機１０の圧縮動力が第１圧縮機１の圧縮動力と連動しているため、潜熱負荷が増加した場合に第２圧縮機の回転数のみを増加させて潜熱負荷を処理することができない。すなわち、潜熱負荷の増加に伴って第１圧縮機の回転数を増加させるため、同時に顕熱処理能力も増加させることになる。しかし、事前にある程度の空調負荷（顕熱負荷と潜熱負荷の比率の変動幅）の予測が可能な場合は本システムを適用することで冷媒回路が簡素化でき、消費電力を低減することができる。

ところで、以上の説明において、冷房運転時に室外熱交換器３の出口部を散水により冷却し、高性能化を図る例を示したが、同様に暖房運転時に室内熱交換器５ａ、５ｂや室内熱交換器１２の出口部を給水により冷却し、高性能化と高機能化を実現することもできる。図１７は暖房運転時に室内熱交換器１２の出口部に過冷却熱交換器５３を設け、室内熱交換器１２を出た冷媒を過冷却熱交換器５３で冷却すると同時に、冷熱源として供給される水の温度を上昇させる例である。供給される水は加湿装置への給水であり、加湿装置は冬季などの暖房運転時に稼動する。本発明の構成によれば、加湿装置に供給する供給水を冷媒で予熱することができるので、加湿装置の加湿量（水の蒸発量）を増加させることができる。あるいは、従来は給水の予熱に要していた加湿装置のヒーター入力を低減し、省エネ効果を得ることができる。具体的には、図１７に示すように、暖房時に高圧側となる室内熱交換器１２と電子膨張弁１３との間に過冷却熱交換器５３が設けられ、室内空気の出口側には気化式加湿装置が設けられている。

過冷却熱交換器５３の冷熱源には、加湿源となる給水タンク４７へ供給する給水４２を利用する。室内熱交換器１２を通過した冷媒は、過冷却熱交換器５３で給水４２により冷却され、電子膨張弁１３に流入する。一方、給水４２は、過冷却熱交換器５３で温度が上昇し、給水タンク４７へ流入する。給水タンク４７には加湿エレメント４８が設置されており、室内空気は室内熱交換器１２で熱を受けて温度が上昇した後、加湿エレメント４８で蒸発した水分を伴い湿度が上昇して室内へ吹出される。このとき、本発明では、給水タンク４７と加湿エレメント４８内の水温度を上昇させることができ、飽和絶対湿度を増加させて加湿量を増加させることができる。

以上から、暖房運転時の加湿量の増大と、室内熱交換器１２の出口部の冷却による性能向上を同時に実現することができ、高性能かつ高機能な冷凍サイクル装置を得ることができる。なお、上記では気化式加湿装置の例を示したが、これに限るものではなく、ヒーターで水温度を上昇させて加湿するヒーター式の加湿装置にも適用することができる。この場合には、所定の加湿量を得るために必要なヒーターの消費電力を低減することができる。また、凝縮器である室内熱交換器１２の出口部すなわち放熱器出口部を冷却しながら給水温度を上昇させる例を示したが、これに限るものではない。すなわち、加湿量を増加させたい場合は、給水を放熱器入口部と熱交換させる、あるいは放熱器入口部と出口部を必要に応じて同時にあるいは切換えて熱交換させるように構成し、給水温度を上昇させて加湿量を増加させるようにしても良い。これにより、給水を高温化させることができ、加湿に必要な消費電力を低減することができる。言いかえると暖房能力を多少落としても加湿させることが出来る。

以上の様にこの発明の図１、図４に示す冷凍サイクル装置は、冷却運転時に熱源側熱交換器の出口部を冷却する内部熱交換器を設けたため、二酸化炭素を用いた場合にも効率の高い冷凍サイクル装置を得ることができる。この様にこの発明では冷媒としてニ酸化炭素を例に説明してきたが、ニ酸化炭素を少なくとも一部に含む混合冷媒でも良いし、ハイドロフルオロカーボンのような冷媒でもエジェクタや膨張機で第２圧縮機を駆動する構成以外のもの、例えば内部熱交換器や散水により放熱器出口側の冷媒を冷却したり、潜熱の処理と顕熱の処理を区分けする冷凍サイクル構成などに対しては効率改善の効果が得られるものであり、特にニ酸化炭素冷媒に限定されないものであることは言うまでもない。

また、この発明の図５、図６などに係わる冷凍サイクル装置は、少なくとも第１圧縮機、熱源側熱交換器、第１負荷側熱交換器を配管で接続し、冷媒として二酸化炭素を用いるとともに、水を噴霧することにより熱源側熱交換器の出口部を冷却するようにしたので、二酸化炭素を用いた場合にも効率の高い冷凍サイクル装置を得ることができる。

また、この発明に係わる冷凍サイクル装置は、第１流路切換え手段、第２流路切換え手段、第２圧縮機、第２負荷側熱交換器を設け、冷却運転と加熱運転を切換え可能な冷凍サイクル装置において、冷媒として二酸化炭素を用いるとともに、冷却運転時に前記熱源側熱交換器の出口部を冷却する内部熱交換器を設けたため、二酸化炭素を用いた場合にも効率の高い冷凍サイクル装置を得ることができる。

また、この発明に係わる冷凍サイクル装置は、内部熱交換器が第１内部熱交換器と第２内部熱交換器の２つから構成され、第１内部熱交換器および第２内部熱交換器が直列に接続されるため、熱のカスケード利用を実現し、二酸化炭素を用いた場合にも効率の高い冷凍サイクル装置を提供することができる。

また、この発明に係わる冷凍サイクル装置は、冷却運転時に、第１内部熱交換器の冷熱源として第１負荷側熱交換器の低圧冷媒を用い、第２内部熱交換器の冷熱源として第２負荷側熱交換器の低圧冷媒を用いるため、熱のカスケード利用を実現し、二酸化炭素を用いた場合にも効率の高い冷凍サイクル装置を提供することができる。

また、この発明に係わる冷凍サイクル装置は、少なくとも第１圧縮機、第１流路切換え手段、熱源側熱交換器、エジェクタ、気液分離器、第１負荷側熱交換器、第２負荷側熱交換器を配管で接続して構成され、冷却および加熱運転が切換え可能な冷凍サイクル装置において、冷媒として二酸化炭素を用いるとともに、冷却運転時に低蒸発温度となる第２負荷側熱交換器の冷媒流量をエジェクタで吸引するため、第２圧縮機の動力が不要となり、効率の高い冷凍サイクル装置を得ることができる。

また、この発明に係わる冷凍サイクル装置は、第２圧縮機、第２流路切換え手段、第３流路切換え手段を設け、冷却運転時にはエジェクタでの回収動力を第２圧縮機の圧縮動力の補助として利用するため、広範囲の潜熱負荷に対応できる冷凍サイクル装置を得ることができる。

また、この発明に係わる冷凍サイクル装置は、少なくとも第１圧縮機、第１流路切換え手段、熱源側熱交換器、膨張機、膨張機で駆動される第２圧縮機、気液分離器、第１負荷側熱交換器、第２負荷側熱交換器を配管で接続して構成されるため、第２圧縮機の圧縮動力が削減でき、効率の高い冷凍サイクル装置を得ることができる。

また、この発明に係わる冷凍サイクル装置は、加熱運転時に、第１負荷側熱交換器あるいは第２負荷側熱交換器の出口部を水により冷却する一方、温度の上昇した温水を加湿源として利用するため、放熱器出口を冷却しながら加湿量を増加させることができ、高性能かつ高機能な冷凍サイクル装置を得ることができる。

またこの発明は冷房と暖房を切換えられる空調機を例に説明してきたが冷房専用機、あるいは冷房と外気導入を含む空調機などさまざまな構成の空気調和機に利用できる冷凍サイクルであることは当然である。更に各熱交換器５、１８、１２の構造もそれぞれ自由に組合せることが出来る。顕熱主体に処理する熱交換器５、１８は室内空気の露点温度以上の冷媒温度となるため露付きが起こりにくく簡単なドレン処理構造で良い。そのため扁平型伝熱管の間にコルゲートフィンを挟むなどのフィン表面の水の流れる構造を考えなくとも良いしドレン受けなどを簡単に出来るし、熱交換器が送風機を上から取り囲むアーチ構造など自由に選択できる。一方潜熱を処理する熱交換器はドレン水をきちんと貯水部に流す必要があるし、暖房時凝縮器として働く第１負荷側熱交換器あるいは第２負荷側熱交換器の出口部に散水する構造では水の吹きつけとその結果としての水処理構造のため図１７の加湿エレメント４８に対する貯水タンク４７の様に深いドレン水貯蔵構造を必要とする。これらの熱交換器が別々の構造、即ち伝熱管やフィンの寸法や形状が異なるものとして扱う説明を主体にしてきたが図１１の様に同一のフィンに取りつけられる伝熱管のパスである冷媒流路だけを変えてそれぞれの熱交換器のそれぞれの役割のものとしても良い。

１ 第１圧縮機、２、１１、２１ 四方弁、３、３ａ、３ｂ 熱源側熱交換器、４ａ、４ｂ、１６、１７、３２、３３、３４ 電子膨張弁、１８ 第３熱交換器、１９ 気液分離器、２０ エジェクタ、５ａ、５ｂ 第１負荷側熱交換器、１０ 第２圧縮機、１２ 室内ユニット、１３ 電子膨張弁、１４、１５ 内部熱交換器、３１ 開閉弁、４１ 散水ノズル、４２ 給水、４３ 熱遮断スリット、４５ 伝熱管、４６ コルゲートフィン、４７ 給水タンク、４８ 加湿エレメント、５１ ガス配管、５２ 液配管、５３ 過冷却熱交換器、１００ 室外ユニット、２００ａ、２００ｂ 室内ユニット、３００ 外気処理ユニット。

Claims (9)

1. 冷媒を循環させる第１圧縮機、前記冷媒の流を切換える第１流路切換え手段、熱源側熱交換器、第１負荷側熱交換器、を順次配管で接続し、前記冷媒として少なくとも二酸化炭素を含めた冷媒を循環させて前記第１負荷側熱交換器にて冷却運転と加熱運転が切換え可能な冷媒回路と、前記熱源側熱交換器および前記第１負荷側熱交換器の少なくともいずれかに設けられ前記熱源側熱交換器の一部もしくは前記第１負荷側熱交換器の一部の表面に散水する散水装置と、を備え、前記第１圧縮機が吐出する高圧冷媒が供給される前記熱源側熱交換器もしくは前記第１負荷側熱交換器の一部に散水が行われることを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 冷媒を循環させる第１圧縮機、前記冷媒の流を切換える第１流路切換え手段、熱源側熱交換器を配管で接続し前記冷媒を循環させる熱源機と、第１減圧手段と第１負荷側熱交換器にて形成され前記熱源機からの前記冷媒が循環される第１負荷装置と、少なくとも第２減圧手段と第２負荷側熱交換器にて形成され前記熱源機からもしくは前記第１負荷装置の一部を介して前記冷媒が循環される第２負荷装置と、前記熱源側熱交換器および前記第１負荷側熱交換器の少なくともいずれかに設けられ前記熱源側熱交換器の一部もしくは前記第１負荷側熱交換器の一部の表面に散水する散水装置と、を備え、前記第１負荷側熱交換器の熱処理能力を第２負荷側熱交換器の熱処理能力より大きくしたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
3. 前記第２負荷側熱交換器の冷媒出口側に散水する散水装置と、を備えたことを特徴とする請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 第１負荷側熱交換器あるいは第２負荷側熱交換器の出口部および入口部の少なくとも一方を水により冷却し、温度の上昇したこの水を加湿源として利用することを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記熱源機と前記第１負荷装置を接続する高圧配管にエジェクタを設け、冷却運転時に低蒸発温度となる前記第２負荷側熱交換器の冷媒流量を前記エジェクタで吸引することを特徴とする請求項２または３記載の冷凍サイクル装置。
6. 冷媒を循環させる第１圧縮機、前記冷媒の流を切換える第１流路切換え手段、熱源側熱交換器を配管で接続し前記冷媒を循環させる熱源機と、第１減圧手段と第１負荷側熱交換器にて形成され前記熱源機からの前記冷媒が循環される第１負荷装置と、少なくとも第２減圧手段と第２負荷側熱交換器にて形成され前記熱源機からもしくは前記第１負荷装置の一部を介して前記冷媒が循環される第２負荷装置と、前記熱源機と前記第１負荷装置を接続する高圧配管に前記高圧配管を流れる高圧ガスの膨張動力を回収しこの膨張動力により第２負荷側熱交換器からの冷媒圧力を昇圧する昇圧手段と、を備え、冷媒として二酸化炭素を用いることを特徴とする冷凍サイクル装置。
7. 前記第１負荷側熱交換器および第２負荷側熱交換器を一つの箱体の内部に収納して同一の空調領域を空調することを特徴とする請求項２または６に記載の冷凍サイクル装置。
8. 前記第１負荷側熱交換器は主に顕熱を処理し、第２負荷側熱交換器は主に潜熱を処理させる様に、前記第１負荷側熱交換器の吸込み空気温度と蒸発温度の差が１０度程度以下とし、前記第２負荷側熱交換器の吸込み空気温度と蒸発温度の差が１０度を超えるものとしたことを特徴とする請求項２または６に記載の冷凍サイクル装置。
9. 前記第１負荷側熱交換器のフィン形状は前記第２負荷側熱交換器のフィン形状と異なるものであることを特徴とする請求項８に記載の冷凍サイクル装置。

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