JP2014001916A - Refrigeration cycle device - Google Patents

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Junichiro Kasuya
潤一郎 粕谷
Shunichi Hashimoto
俊一 橋本
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  • Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a refrigeration cycle device capable of improving COP by appropriately controlling a ratio of a flow rate G and a density ρ of a refrigerant flowing into a compressor and an expander.SOLUTION: The refrigeration cycle device comprises: a first compressor 1 for compressing a refrigerant; a second compressor 2 for further compressing the refrigerant which has been compressed by the first compressor 1; exothermic heat exchangers 5, 12 for cooling the refrigerant which has been compressed by the second compressor 2, through heat exchange with outside air; an expander 11 which is formed coaxially with the first compressor 1 and expands the refrigerant which has been cooled by the exothermic heat exchangers 5, 12; and endothermic heat exchangers 12, 5 for heating the refrigerant expanded by the expander 11. The refrigeration cycle device further comprises: first bypass channels 9, 19 in which the refrigerant cooled by the exothermic heat exchangers 5, 12 is caused to flow into the first compressor 1 after being decompressed partially; and second bypass channels 9, 20 in which the refrigerant cooled by the exothermic heat exchangers 5, 12 is caused to flow into the second compressor 2 after being decompressed partially.

Description

本発明は、圧縮機と膨張機とが同軸に形成された冷凍サイクル装置に関し、詳しくは、圧縮機及び膨張機に流入する冷媒の流量と密度との比を適切に制御し、COPを向上させることができる冷凍サイクル装置に関する。   The present invention relates to a refrigeration cycle apparatus in which a compressor and an expander are coaxially formed. Specifically, the ratio of the flow rate and density of refrigerant flowing into the compressor and the expander is appropriately controlled to improve COP. The present invention relates to a refrigeration cycle apparatus that can be used.

一般に、冷凍サイクル装置に使用される容積式の圧縮機において、圧縮機に流入する冷媒の流量(圧縮機流量)Gは、圧縮機に流入する冷媒の密度(圧縮機密度)ρと、圧縮機の容積(圧縮機容積)Vと、圧縮機の回転数(圧縮機回転数)Nとの積により算出される。また、冷凍サイクル装置に使用される容積式の膨張機において、膨張機に流入する冷媒の流量(膨張機流量)Gは、膨張機に流入する冷媒の密度(膨張機密度)ρと、膨張機の容積(膨張機容積)Vと、膨張機の回転数(膨張機回転数)Nとの積により算出される。すなわち、以下の式が成立する。
圧縮機流量G=ρ×V×N
膨張機流量G=ρ×V×N
Generally, the compressor displacement to be used in a refrigeration cycle apparatus, the flow rate of refrigerant flowing into the compressor (the compressor flow rate) G 1 is the density (compressor density) of the refrigerant entering the compressor and [rho 1, It is calculated by the product of the compressor volume (compressor volume) V 1 and the compressor rotation speed (compressor rotation speed) N 1 . Further, in the positive displacement expander for use in a refrigeration cycle apparatus, the flow rate of refrigerant flowing into the expander (expander flow) G 2 is the density of the refrigerant flowing into the expander (expander Density) [rho 2, It is calculated by the product of the volume of the expander (expander volume) V 2 and the rotation speed (expander speed) N 2 of the expander. That is, the following expression is established.
Compressor flow rate G 1 = ρ 1 × V 1 × N 1
Expander flow rate G 2 = ρ 2 × V 2 × N 2

容積式の圧縮機、冷媒を冷却する放熱熱交換器、容積式の膨張機、及び冷媒を加熱する吸熱熱交換器を含んで構成され、圧縮機と膨張機とが同軸に形成された冷凍サイクル装置においては、上記の圧縮機回転数Nと膨張機回転数Nとは等しくなる。また、圧縮機容積Vと膨張機容積Vとは、設計により決定されるため、その比(V/V)は、定数kで表すことができる。したがって、このような冷凍サイクル装置は、
/ρ=k(G/ρ
という条件式を満たしながら稼動することとなる。
A refrigeration cycle comprising a positive displacement compressor, a heat dissipation heat exchanger for cooling the refrigerant, a positive displacement expander, and an endothermic heat exchanger for heating the refrigerant, wherein the compressor and the expander are coaxially formed. In the apparatus, the compressor rotational speed N 1 and the expander rotational speed N 2 are equal. In addition, since the compressor volume V 1 and the expander volume V 2 are determined by design, the ratio (V 1 / V 2 ) can be expressed by a constant k. Therefore, such a refrigeration cycle apparatus is
G 1 / ρ 1 = k ( G 2 / ρ 2)
It will operate while satisfying the conditional expression.

しかしながら、外気温度の変化により放熱熱交換器や吸熱熱交換器での熱交換量が変化すると、これに応じて冷媒の流量や密度も変化する。すると、上記の式を満たせずに冷凍サイクル装置が稼動しなくなったり、上記の式を満たすために余計な負荷がかかり、冷凍サイクル装置の効率が低下するという問題があった。   However, when the amount of heat exchange in the heat dissipation heat exchanger or the endothermic heat exchanger changes due to a change in the outside air temperature, the flow rate and density of the refrigerant also change accordingly. Then, there is a problem that the refrigeration cycle apparatus does not operate without satisfying the above expression, or an extra load is applied to satisfy the above expression, and the efficiency of the refrigeration cycle apparatus decreases.

そこで、このような問題を解決するために、従来の冷凍サイクル装置には、冷媒の一部に膨張機をバイパスさせ、バイパスさせる冷媒と膨張機に流入する冷媒とを内部熱交換器で熱交換させるものがあった(例えば、特許文献1)。このような冷凍サイクル装置は、外気温度の変化により過剰になった冷媒流量を、膨張機をバイパスさせることで調整し、上記の式を満たすように制御することができた。   Therefore, in order to solve such a problem, in the conventional refrigeration cycle apparatus, a part of the refrigerant bypasses the expander, and the refrigerant to be bypassed and the refrigerant flowing into the expander are heat-exchanged by an internal heat exchanger. There was something to be made (for example, Patent Document 1). Such a refrigeration cycle apparatus was able to control the refrigerant flow rate that became excessive due to a change in the outside air temperature by bypassing the expander, and to satisfy the above equation.

特開2007−212024号公報JP 2007-210242 A

しかし、前記従来の冷凍サイクル装置においては、膨張機をバイパスした冷媒は、全て圧縮機に流入したため、膨張機をバイパスさせる冷媒の流量と圧縮機に流入させる冷媒の流量とを独立して制御することができず、冷媒流量を適切に制御するのが困難であった。このため、外気温度の変化により、冷凍サイクル装置の効率が低下するおそれがあった。   However, in the conventional refrigeration cycle apparatus, all of the refrigerant that bypasses the expander flows into the compressor, so the flow rate of the refrigerant that bypasses the expander and the flow rate of the refrigerant that flows into the compressor are controlled independently. It was difficult to control the refrigerant flow rate appropriately. For this reason, the efficiency of the refrigeration cycle apparatus may be reduced due to a change in the outside air temperature.

そこで、このような問題点に対処し、本発明が解決しようとする課題は、圧縮機及び膨張機に流入する冷媒の流量と密度との比を適切に制御することにより、COPを向上させることができる冷凍サイクル装置を提供することにある。   Accordingly, the problem to be solved by the present invention that addresses such problems is to improve COP by appropriately controlling the ratio between the flow rate and density of the refrigerant flowing into the compressor and the expander. An object of the present invention is to provide a refrigeration cycle apparatus capable of

前記課題を解決するために、本発明による冷凍サイクル装置は、冷媒を圧縮する第1圧縮機と、前記第1圧縮機により圧縮された冷媒をさらに圧縮する第2圧縮機と、前記第2圧縮機により圧縮された冷媒を外気との熱交換により冷却する放熱熱交換器と、前記第1圧縮機と同軸に形成され、前記放熱熱交換器により冷却された冷媒を膨張させる膨張機と、前記膨張機で膨張した冷媒を加熱する吸熱熱交換器と、を含んで構成され、前記放熱熱交換器で冷却された冷媒の一部を減圧して前記第1圧縮機に流入させる第1バイパス流路と、前記放熱熱交換器で冷却された冷媒の一部を減圧して前記第2圧縮機に流入させる第2バイパス流路と、をさらに備えたものである。   In order to solve the above problems, a refrigeration cycle apparatus according to the present invention includes a first compressor that compresses a refrigerant, a second compressor that further compresses the refrigerant compressed by the first compressor, and the second compression. A heat radiation heat exchanger that cools the refrigerant compressed by the machine by heat exchange with the outside air, an expander that is formed coaxially with the first compressor and expands the refrigerant cooled by the heat radiation heat exchanger, and An endothermic heat exchanger that heats the refrigerant expanded by the expander, and a first bypass flow that depressurizes a part of the refrigerant cooled by the radiant heat exchanger and flows into the first compressor And a second bypass flow path for depressurizing a part of the refrigerant cooled by the heat dissipation heat exchanger and flowing into the second compressor.

本発明による冷凍サイクル装置によれば、放熱熱交換器で冷却された冷媒の一部を、第1バイパス流路及び第2バイパス流路により、第1圧縮機及び第2圧縮機にそれぞれ流入させることができるため、膨張機をバイパスする冷媒の流量と、膨張機と同軸に形成された第1圧縮機に流入する冷媒の流量と、を独立して制御することができる。これにより、外気温度が変化した場合であっても、膨張機及び圧縮機に流入する冷媒の流量を適切に制御し、冷凍サイクル装置のCOPを向上させることができる。   According to the refrigeration cycle apparatus according to the present invention, a part of the refrigerant cooled by the heat dissipation heat exchanger is caused to flow into the first compressor and the second compressor through the first bypass channel and the second bypass channel, respectively. Therefore, the flow rate of the refrigerant that bypasses the expander and the flow rate of the refrigerant that flows into the first compressor formed coaxially with the expander can be controlled independently. Thereby, even if it is a case where external temperature changes, the flow volume of the refrigerant | coolant which flows in into an expander and a compressor can be controlled appropriately, and COP of a refrigerating-cycle apparatus can be improved.

本発明による冷凍サイクル装置の実施形態を示す構成図である。It is a block diagram which shows embodiment of the refrigerating-cycle apparatus by this invention. 前記実施形態の冷凍サイクルを示すモリエル線図である。It is a Mollier diagram which shows the refrigerating cycle of the said embodiment. 膨張機入口の冷媒温度と第1弁手段の開度との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the refrigerant | coolant temperature of an expander inlet, and the opening degree of a 1st valve means. 膨張機入口の冷媒温度と膨張弁の開度との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the refrigerant temperature of an expander inlet, and the opening degree of an expansion valve. 放熱熱交換器出口温度ごとの、高圧とCOPとの関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between a high voltage | pressure and COP for every heat radiation heat exchanger exit temperature. 第1弁手段の開度と高圧との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the opening degree of a 1st valve means, and a high voltage | pressure. 膨張弁の開度と高圧との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the opening degree of an expansion valve, and high pressure. 放熱熱交換器出口温度と最適高圧との関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between the heat exchanger outlet temperature and the optimum high pressure.

以下、本発明の実施形態を添付図面に基づいて詳細に説明する。
まず、本実施形態による冷凍サイクル装置の構成と、その各部における冷媒の状態について、図1及び図2を参照して説明する。図1は本発明による冷凍サイクル装置の実施形態を示す構成図である。この冷凍サイクル装置は、冷媒としてCOを使用する空調設備であって、冷媒の流路を切り替えることにより、冷房及び暖房のいずれにも使用することが可能であり、図1に示すように、第1圧縮機1と、第2圧縮機2と、室外機5と、内部熱交換器10と、膨張機11と、室内機12と、膨張弁17と、第1流路19と、第2流路20と、を含んで構成される。以下、冷凍サイクル装置を冷房として使用した場合の冷媒流路(以下、「冷房サイクル」という)に沿って、本実施形態について説明する。
Embodiments of the present invention will be described below in detail with reference to the accompanying drawings.
First, the configuration of the refrigeration cycle apparatus according to the present embodiment and the state of the refrigerant in each part will be described with reference to FIGS. 1 and 2. FIG. 1 is a configuration diagram showing an embodiment of a refrigeration cycle apparatus according to the present invention. This refrigeration cycle apparatus is an air conditioning facility that uses CO 2 as a refrigerant, and can be used for both cooling and heating by switching the flow path of the refrigerant, as shown in FIG. The first compressor 1, the second compressor 2, the outdoor unit 5, the internal heat exchanger 10, the expander 11, the indoor unit 12, the expansion valve 17, the first flow path 19, and the second And a flow path 20. Hereinafter, the present embodiment will be described along a refrigerant flow path (hereinafter referred to as “cooling cycle”) when the refrigeration cycle apparatus is used for cooling.

前記第1圧縮機1は、レシプロ圧縮機、斜板式圧縮機、スクリュー圧縮機、及びスクロール圧縮機等を含む容積式の圧縮機である。第1圧縮機1が圧縮する冷媒の流量(圧縮機流量)Gは、第1圧縮機1に流入する冷媒の密度(圧縮機密度)ρと、第1圧縮機1が取り込む冷媒の容積(圧縮機容積)Vと、第1圧縮機1の回転数(圧縮機回転数)Nとの積により求められる。すなわち、
圧縮機流量G=圧縮機密度ρ×圧縮機容積V×圧縮機回転数N
が成り立つ。第1圧縮機1は、同軸に形成された膨張機11により駆動される。
The first compressor 1 is a positive displacement compressor including a reciprocating compressor, a swash plate compressor, a screw compressor, a scroll compressor, and the like. The flow rate (compressor flow rate) G 1 of the refrigerant compressed by the first compressor 1 is the density (compressor density) ρ 1 of the refrigerant flowing into the first compressor 1 and the volume of the refrigerant taken in by the first compressor 1. (Compressor volume) V 1 and the number of rotations of the first compressor 1 (compressor rotation number) N 1 are obtained. That is,
Compressor flow rate G 1 = Compressor density ρ 1 × Compressor volume V 1 × Compressor rotation speed N 1
Holds. The first compressor 1 is driven by an expander 11 formed coaxially.

冷媒が第1圧縮機1により圧縮されると、冷媒の状態は、図2のAからBまで等エンタルピー線に沿って変化する。この冷媒は、後述する第2流路20から流入する冷媒(第2冷媒)と合流点Pで合流して混合され、状態Cに変化する。状態Cに変化した冷媒は、第1圧縮機1の下流に設けられた第2圧縮機2に流入する。 When the refrigerant is compressed by the first compressor 1, the state of the refrigerant changes along the isoenthalpy line from A to B in FIG. This refrigerant merges with and mixes with a refrigerant (second refrigerant) flowing in from the second flow path 20 described later at the junction P 4 , and changes to the state C. The refrigerant that has changed to the state C flows into the second compressor 2 provided downstream of the first compressor 1.

第2圧縮機2は、周知の圧縮機から任意に選択することができ、容積式の圧縮機に限られず、遠心式圧縮機や軸流式圧縮機を含むターボ式の圧縮機であってもよい。第2圧縮機2は、例えばモータ3により駆動され、第1圧縮機1とは独立して回転する。   The second compressor 2 can be arbitrarily selected from known compressors and is not limited to a positive displacement compressor, and may be a turbo compressor including a centrifugal compressor and an axial flow compressor. Good. The second compressor 2 is driven by, for example, a motor 3 and rotates independently of the first compressor 1.

第2圧縮機2で冷媒が圧縮されると、冷媒の状態は、図2のCからDに変化する。状態Dに変化した冷媒は、第2圧縮機2の下流に設けられた四方弁4を通って室外機5(放熱熱交換器)に流入する。   When the refrigerant is compressed by the second compressor 2, the state of the refrigerant changes from C to D in FIG. The refrigerant that has changed to the state D flows into the outdoor unit 5 (radiation heat exchanger) through the four-way valve 4 provided downstream of the second compressor 2.

四方弁4は、冷房使用時の冷媒流路と暖房使用時の冷媒流路(以下、「暖房サイクル」という)とを切り替えるものであり、内蔵された電磁コイルに通電することによりこの切換が行われる。図1に示すように、四方弁4内の実線部分が冷房使用時の四方弁4内の流路であり、破線部分が暖房使用時の四方弁4内の流路である。   The four-way valve 4 switches between a refrigerant flow path when using cooling and a refrigerant flow path when using heating (hereinafter referred to as “heating cycle”). This switching is performed by energizing a built-in electromagnetic coil. Is called. As shown in FIG. 1, the solid line part in the four-way valve 4 is a flow path in the four-way valve 4 when cooling is used, and the broken line part is a flow path in the four-way valve 4 when heating is used.

冷房使用時において、冷媒は四方弁4内の実線部分を通って下流に設けられた室外機5に流入する。四方弁4を通過する際、冷媒の状態は図2のDのまま変化しない。   At the time of cooling use, the refrigerant flows into the outdoor unit 5 provided downstream through the solid line portion in the four-way valve 4. When passing through the four-way valve 4, the state of the refrigerant remains the same as D in FIG.

室外機5は、冷房使用時には、本発明における放熱熱交換器として機能し、外気との熱交換によって冷媒を冷却する。   The outdoor unit 5 functions as a heat dissipation heat exchanger in the present invention when cooling is used, and cools the refrigerant by exchanging heat with the outside air.

室外機5(放熱熱交換器)で冷媒が冷却されると、冷媒の状態は図2のDからEまで変化する。この冷媒は、室外機5の下流に設けられたブリッジ回路6を通って内部熱交換器10に流入する。   When the refrigerant is cooled by the outdoor unit 5 (radiation heat exchanger), the state of the refrigerant changes from D to E in FIG. This refrigerant flows into the internal heat exchanger 10 through the bridge circuit 6 provided downstream of the outdoor unit 5.

ブリッジ回路6は、環状に連結された4つの逆止弁7a〜7dを含んで構成され、冷凍サイクルにおける高圧側(図2における状態D、E及びF)の冷媒と低圧側(図2における状態G及びH)の冷媒との圧力差を利用して、冷房サイクルと暖房サイクルとを自動的に切り替える。より詳細にいうと、ブリッジ回路6は、冷房使用時には、逆止弁7a,7bが開き、逆止弁7c,7dが閉じ、冷房サイクルを形成する。これは、逆止弁7aに高圧側(状態E)の冷媒が流入し、逆止弁7bに低圧側(状態G)の冷媒が流入することにより、逆止弁7c,7dが逆止弁7a側から押圧され、開かないためである。このように、ブリッジ回路6を放熱熱交換器(冷房使用時における室外機5又は暖房使用時における室内機12)の下流に配置することにより、冷房使用時及び暖房使用時のいずれの場合でも、膨張機11に同一の方向から冷媒を流入させることができる。   The bridge circuit 6 includes four check valves 7a to 7d that are connected in an annular shape, and the refrigerant on the high-pressure side (states D, E, and F in FIG. 2) and the low-pressure side (the state in FIG. 2) in the refrigeration cycle. The cooling cycle and the heating cycle are automatically switched using the pressure difference between the refrigerants G and H). More specifically, when the cooling circuit is used, the bridge circuit 6 opens the check valves 7a and 7b and closes the check valves 7c and 7d to form a cooling cycle. This is because the high pressure side (state E) refrigerant flows into the check valve 7a and the low pressure side (state G) refrigerant flows into the check valve 7b, so that the check valves 7c and 7d become the check valve 7a. This is because it is pressed from the side and does not open. In this way, by arranging the bridge circuit 6 downstream of the heat dissipation heat exchanger (the outdoor unit 5 when using the cooling or the indoor unit 12 when using the heating), in any case of using the cooling and heating, The refrigerant can be caused to flow into the expander 11 from the same direction.

冷房使用時において、室外機5で冷却された状態Eの冷媒は、逆止弁7aを通過し、下流の冷媒配管上に設けられた分岐点Pで分岐される。なお、逆止弁7aを通過する際、冷媒の状態は図2のEのまま変化しない。 In the cooling use, refrigerant cooled state E in the outdoor unit 5, passes through the check valve 7a, is branched at the branch point P 1 which is provided on the downstream of the refrigerant pipe. When passing through the check valve 7a, the state of the refrigerant does not change as E in FIG.

冷媒配管は、この分岐点Pで、膨張機11に連通する冷媒の流路(以下、「主流路」という)8と、膨張機11をバイパスする冷媒の流路(以下、「副流路」という)9とに分岐する。したがって、室外機5で冷却された冷媒は、この分岐点Pで、主流路8に流入する冷媒(以下、「主冷媒」という)と、副流路9に流入する冷媒(以下、「副冷媒」という)との2つに分岐される。 The refrigerant pipe has a refrigerant flow path (hereinafter referred to as “main flow path”) 8 communicating with the expander 11 and a refrigerant flow path (hereinafter referred to as “sub flow path” bypassing the expander 11 at the branch point P 1. Branch to 9). Therefore, the refrigerant cooled by the outdoor unit 5 is divided into the refrigerant flowing into the main flow path 8 (hereinafter referred to as “main refrigerant”) and the refrigerant flowing into the sub flow path 9 (hereinafter referred to as “sub-flow”) at the branch point P 1. It is branched into two, called “refrigerant”.

まず主流路8について説明する。分岐点Pの下流の主流路8上には、内部熱交換器10が設けられている。この内部熱交換器10は、分岐点Pで分岐した主流路8と副流路9との両方にまたがって設けられており、主冷媒と副冷媒とを熱交換することにより、主冷媒を冷却し、副冷媒を加熱する。 First, the main flow path 8 will be described. On the downstream of the main channel 8 of the branch point P 1, the internal heat exchanger 10 is provided. The internal heat exchanger 10 is provided across both the main channel 8 and the auxiliary flow channel 9 which is branched at the branch point P 1, by heat exchange with the primary refrigerant and the secondary refrigerant, the primary refrigerant Cool and heat the secondary refrigerant.

主冷媒が内部熱交換器10で冷却されることにより、主冷媒の状態は、図2のEからFまで変化する。このように、内部熱交換器10により、主冷媒を冷却することにより、主冷媒の過冷却度を大きくすることができる。これにより、冷凍サイクル装置の効率を向上させることができる。状態Fに変化した冷媒は、主流路8上にて内部熱交換器10の下流に設けられた膨張機11に流入する。   As the main refrigerant is cooled by the internal heat exchanger 10, the state of the main refrigerant changes from E to F in FIG. Thus, by cooling the main refrigerant by the internal heat exchanger 10, the degree of supercooling of the main refrigerant can be increased. Thereby, the efficiency of the refrigeration cycle apparatus can be improved. The refrigerant that has changed to the state F flows into the expander 11 provided downstream of the internal heat exchanger 10 on the main flow path 8.

膨張機11は、容積式で第1圧縮機1と同軸に形成されており、第1圧縮機1と共に回転する。したがって、第1圧縮機1の回転数Nと膨張機11の回転数Nとは等しい。ここで、膨張機11が膨張させる冷媒の流量(膨張機流量)Gは、膨張機11に流入する冷媒の密度(膨張機密度)ρと、膨張機11が取り込む冷媒の容積(膨張機容積)Vと、膨張機11の回転数(膨張機回転数)Nとの積により求められる。すなわち、
膨張機流量G=膨張機密度ρ×膨張機容積V×膨張機回転数N
が成り立つ。また、前述の通り、第1圧縮機1が圧縮する圧縮機流量Gは、
圧縮機流量G=圧縮機密度ρ×圧縮機容積V×圧縮機回転数N
と表される。さらに、圧縮機回転数N=膨張機回転数Nであり、圧縮機容積V/膨張機容積Vを定数kで表すと、本発明の冷凍サイクル装置は、結局、
/ρ=k(G/ρ
という条件を満たしながら稼動する。
The expander 11 is a positive displacement type, is formed coaxially with the first compressor 1, and rotates together with the first compressor 1. Therefore, the rotation speed N 1 of the first compressor 1 and the rotation speed N 2 of the expander 11 are equal. Here, the flow rate of the refrigerant (expander flow rate) G 2 expanded by the expander 11 is the density of the refrigerant flowing into the expander 11 (expander density) ρ 2 and the volume of refrigerant taken by the expander 11 (expander). Volume) V 2 and the rotation speed of the expander 11 (expander speed) N 2 . That is,
Expander flow rate G 2 = Expander density ρ 2 × Expander volume V 2 × Expander rotation speed N 2
Holds. As described above, the compressor flow rate G1 compressed by the first compressor 1 is
Compressor flow rate G 1 = Compressor density ρ 1 × Compressor volume V 1 × Compressor rotation speed N 1
It is expressed. Furthermore, when the compressor rotational speed N 1 = expander rotational speed N 2 and the compressor volume V 1 / expander volume V 2 is expressed by a constant k, the refrigeration cycle apparatus of the present invention is
G 1 / ρ 1 = k ( G 2 / ρ 2)
It operates while satisfying the condition.

膨張機11に流入した冷媒は膨張し、冷媒の状態は、図2のFからGまで変化する。状態Gとなった冷媒は、ブリッジ回路6(逆止弁7b)を通過し、下流に設けられた室内機12に流入する。   The refrigerant that has flowed into the expander 11 expands, and the state of the refrigerant changes from F to G in FIG. The refrigerant in the state G passes through the bridge circuit 6 (check valve 7b) and flows into the indoor unit 12 provided downstream.

室内機12は、冷房使用時には、本発明における吸熱熱交換器であり、内気と冷媒とを熱交換させることによって、内気を冷却し、冷媒を加熱する。   The indoor unit 12 is an endothermic heat exchanger according to the present invention during cooling use, and cools the inside air and heats the refrigerant by exchanging heat between the inside air and the refrigerant.

室内機12で冷媒が加熱されると、冷媒の状態は、図2のGからHまで変化する。状態Hとなった冷媒は、四方弁4の実線部分を通過し、下流に設けられた第3圧縮機13に流入する。なお、四方弁4を通過する際、冷媒の状態は図2のHのまま変化しない。   When the refrigerant is heated in the indoor unit 12, the state of the refrigerant changes from G to H in FIG. The refrigerant in the state H passes through the solid line portion of the four-way valve 4 and flows into the third compressor 13 provided downstream. Note that when passing through the four-way valve 4, the state of the refrigerant remains unchanged as H in FIG.

第3圧縮機13は、室内機12で加熱された冷媒を圧縮する圧縮機であり、周知の圧縮機から任意に選択することができる。第3圧縮機13は、容積式の圧縮機に限られず、遠心式圧縮機や軸流式圧縮機を含むターボ式の圧縮機であってもよい。第3圧縮機13は、第1圧縮機1を駆動するモータ(図示省略)とは異なるモータ14により駆動され、第1圧縮機1とは独立して回転する。第3圧縮機13は、第2圧縮機2と同軸に形成されてもよく、この場合、共通のモータにより駆動されるのが好ましい。   The third compressor 13 is a compressor that compresses the refrigerant heated by the indoor unit 12, and can be arbitrarily selected from known compressors. The third compressor 13 is not limited to a positive displacement compressor, and may be a turbo compressor including a centrifugal compressor and an axial flow compressor. The third compressor 13 is driven by a motor 14 that is different from a motor (not shown) that drives the first compressor 1, and rotates independently of the first compressor 1. The third compressor 13 may be formed coaxially with the second compressor 2, and in this case, the third compressor 13 is preferably driven by a common motor.

第3圧縮機13により冷媒が圧縮されると、冷媒の状態は、図2のHからIまで変化する。これにより、第1圧縮機1に流入する冷媒の圧力が高められる。状態Iに変化した冷媒は、第3圧縮機13の下流に設けられた補助熱交換器15に流入する。   When the refrigerant is compressed by the third compressor 13, the state of the refrigerant changes from H to I in FIG. Thereby, the pressure of the refrigerant flowing into the first compressor 1 is increased. The refrigerant changed to the state I flows into the auxiliary heat exchanger 15 provided downstream of the third compressor 13.

補助熱交換器15は、第3圧縮機13で圧縮された冷媒を外気との熱交換により冷却する熱交換器であり、ファン16を含んで構成される。冷房使用時には、冷媒を補助熱交換器15で冷却することにより、第1圧縮機1に流入する冷媒の過熱度を小さくし、図2の状態Aから状態Bまでの等エンタルピー線の傾きを、図2の縦軸に対して小さくすることができる。これにより、冷凍サイクル装置の効率を向上させることができる。また、暖房使用時には、補助熱交換器15での熱交換を行わないのが好ましい。具体的には、ファン16を停止したり、補助熱交換器15をバイパスする冷媒流路(図示省略)を設け、冷媒が補助熱交換器15を通らないようにするのが好ましい。これにより、第1圧縮機1に流入する冷媒の過熱度が小さくなるのを防止する。したがって、放熱熱交換器(室内機12)での熱交換による暖房効果が低下するのを防ぐことができる。また、補助熱交換器15のファン16の回転数を制御することにより、第1圧縮機1に流入する冷媒の密度ρを調整することができる。 The auxiliary heat exchanger 15 is a heat exchanger that cools the refrigerant compressed by the third compressor 13 by heat exchange with the outside air, and includes a fan 16. During cooling use, the refrigerant is cooled by the auxiliary heat exchanger 15 to reduce the degree of superheat of the refrigerant flowing into the first compressor 1, and the slope of the isoenthalpy line from state A to state B in FIG. It can be made smaller than the vertical axis of FIG. Thereby, the efficiency of the refrigeration cycle apparatus can be improved. Moreover, it is preferable not to perform heat exchange in the auxiliary heat exchanger 15 when heating is used. Specifically, it is preferable to provide a refrigerant flow path (not shown) that stops the fan 16 or bypasses the auxiliary heat exchanger 15 so that the refrigerant does not pass through the auxiliary heat exchanger 15. This prevents the degree of superheat of the refrigerant flowing into the first compressor 1 from becoming small. Therefore, it can prevent that the heating effect by the heat exchange in a thermal radiation heat exchanger (indoor unit 12) falls. Further, the density ρ 1 of the refrigerant flowing into the first compressor 1 can be adjusted by controlling the rotational speed of the fan 16 of the auxiliary heat exchanger 15.

補助熱交換器15で冷媒が冷却されると、冷媒の状態は、図2のIからJまで変化する。状態Jとなった冷媒は、後述する合流点Pで他の冷媒と合流して混合される。そして、この冷媒の状態は、図2のJからAまで変化し、再び第1圧縮機1に流入する。 When the refrigerant is cooled by the auxiliary heat exchanger 15, the state of the refrigerant changes from I to J in FIG. The refrigerant in the state J is mixed merges with another refrigerant at the meeting point P 3 to be described later. The state of the refrigerant changes from J to A in FIG. 2 and flows into the first compressor 1 again.

次に、副流路9について説明する。副流路9は、本発明における第1バイパス流路と第2バイパス流路との共通部分であり、放熱熱交換器5で冷却された冷媒を分岐する分岐点Pから下流の分岐点Pまで連通している。この副流路9上には、冷媒を減圧する減圧手段として膨張弁17が設けられている。この膨張弁17は、副流路9上の分岐点Pと内部熱交換器10との間に設けられており、分岐点Pで分岐された副冷媒を膨張(減圧)させる。膨張弁17の開度は、冷凍サイクル装置を循環する冷媒の状態に応じて制御することができるが、一定の開度を維持するのが好ましい。 Next, the subchannel 9 will be described. The sub-flow channel 9 is a common part of the first bypass flow channel and the second bypass flow channel in the present invention, and is a downstream branch point P from the branch point P 1 that branches the refrigerant cooled by the heat dissipation heat exchanger 5. It communicates to 2 . An expansion valve 17 is provided on the sub-flow channel 9 as decompression means for decompressing the refrigerant. The expansion valve 17 is provided between the branch point P 1 and the internal heat exchanger 10 on the sub-flow channel 9, the secondary refrigerant branched at the branch point P 1 makes expanded (decompressed). Although the opening degree of the expansion valve 17 can be controlled according to the state of the refrigerant circulating in the refrigeration cycle apparatus, it is preferable to maintain a constant opening degree.

副冷媒が膨張弁17で膨張すると、副冷媒の状態は、図2のEからKまで変化する。状態K(気液共存状態)となった冷媒は、膨張弁17の下流に設けられた冷媒タンク18に流入する。   When the auxiliary refrigerant is expanded by the expansion valve 17, the state of the auxiliary refrigerant changes from E to K in FIG. The refrigerant in the state K (gas-liquid coexistence state) flows into the refrigerant tank 18 provided downstream of the expansion valve 17.

冷媒タンク18は、膨張弁17と内部熱交換器10との間に設けられており、膨張弁17で膨張した気液共存状態の冷媒のうち、液相冷媒の少なくとも一部が貯留される。冷媒タンク18中に貯留された液相の冷媒は、冷媒流量のバッファの役割を果たす。したがって、冷凍サイクル装置に封入する冷媒の量の適正範囲を広くすることができる。また、冷凍サイクル装置から冷媒が漏れた場合であっても、性能の低下を抑制することができる。   The refrigerant tank 18 is provided between the expansion valve 17 and the internal heat exchanger 10, and stores at least a part of the liquid-phase refrigerant among the gas-liquid coexisting refrigerant expanded by the expansion valve 17. The liquid-phase refrigerant stored in the refrigerant tank 18 serves as a buffer for the refrigerant flow rate. Therefore, the appropriate range of the amount of the refrigerant sealed in the refrigeration cycle apparatus can be widened. Moreover, even if it is a case where a refrigerant | coolant leaks from a refrigeration cycle apparatus, the fall of a performance can be suppressed.

冷媒タンク18を通過した副冷媒は、冷媒タンク18の下流に設けられた内部熱交換器10に流入する。上記の通り、内部熱交換器10は、主流路8と副流路9との両方にまたがるように設けられており、主冷媒と副冷媒とを熱交換させる。したがって、膨張弁17で膨張した副冷媒の一部は、内部熱交換器10にて主冷媒との熱交換により加熱される。   The auxiliary refrigerant that has passed through the refrigerant tank 18 flows into the internal heat exchanger 10 provided downstream of the refrigerant tank 18. As described above, the internal heat exchanger 10 is provided so as to straddle both the main flow path 8 and the sub flow path 9 and exchanges heat between the main refrigerant and the sub refrigerant. Therefore, a part of the sub refrigerant expanded by the expansion valve 17 is heated by the internal heat exchanger 10 by heat exchange with the main refrigerant.

内部熱交換器10で副冷媒が加熱されると、冷媒の状態は、図2のKからLまで変化する。状態Lとなった副冷媒は、内部熱交換器10の下流の冷媒配管上に設けられた分岐点Pで、2つに分岐される。 When the sub refrigerant is heated in the internal heat exchanger 10, the state of the refrigerant changes from K to L in FIG. The sub refrigerant in the state L is branched into two at a branch point P 2 provided on the refrigerant pipe downstream of the internal heat exchanger 10.

分岐点Pは、副流路9が第1流路19と第2流路20とに分岐される点である。内部熱交換器10で加熱された副冷媒は、この分岐点Pで、第1流路19に流入する第1冷媒と、第2流路20に流入する第2冷媒と、の2つに分岐される。 The branch point P <b> 2 is a point where the sub flow path 9 is branched into the first flow path 19 and the second flow path 20. The secondary refrigerant heated by the internal heat exchanger 10, at the branch point P 2, a first refrigerant flowing into the first flow path 19, and a second refrigerant flowing into the second flow channel 20, two Branch off.

第1流路19は、副流路9とともに本発明の第1バイパス流路を構成する冷媒流路であり、副冷媒の少なくとも一部(第1冷媒)が第1圧縮機1に流入するように、室内機12と第1圧縮機1との間の冷媒配管に合流点Pで接続されており、本実施形態においては、補助熱交換器15と第1圧縮機1との間に接続されている。 The first flow path 19 is a refrigerant flow path that constitutes the first bypass flow path of the present invention together with the sub flow path 9, so that at least part of the sub refrigerant (first refrigerant) flows into the first compressor 1. In addition, the refrigerant pipe between the indoor unit 12 and the first compressor 1 is connected at a junction P 3 , and in this embodiment, the refrigerant pipe is connected between the auxiliary heat exchanger 15 and the first compressor 1. Has been.

第1流路19上には、第1弁手段21が設けられている。第1弁手段21は、第1冷媒の流量を調整する弁であり、膨張弁が使用される。この第1弁手段21は、冷凍サイクル装置を循環する冷媒の状態に応じて開度を制御され、これにより、第1冷媒の流量が調整される。より詳細には、室外機5により冷却された後、膨張機11に流入する前の冷媒の温度(膨張機入口温度)及び圧力(高圧)に応じて、第1弁手段21の開度(第1弁手段開度)は制御される。前記冷媒の温度及び圧力は、内部熱交換器10と膨張機11との間に設けられた温度センサー及び圧力センサー(いずれも図示省略)により計測される。   A first valve means 21 is provided on the first flow path 19. The first valve means 21 is a valve that adjusts the flow rate of the first refrigerant, and an expansion valve is used. The opening degree of the first valve means 21 is controlled in accordance with the state of the refrigerant circulating in the refrigeration cycle apparatus, thereby adjusting the flow rate of the first refrigerant. More specifically, after the cooling by the outdoor unit 5, the opening degree of the first valve means 21 (the first opening degree) is changed according to the refrigerant temperature (expander inlet temperature) and pressure (high pressure) before flowing into the expander 11. 1 valve means opening degree) is controlled. The temperature and pressure of the refrigerant are measured by a temperature sensor and a pressure sensor (both not shown) provided between the internal heat exchanger 10 and the expander 11.

第1冷媒が第1弁手段21で膨張すると、冷媒の状態は図2のLからMまで変化する。膨張した第1冷媒は、補助熱交換器15により冷却された状態Jの冷媒と、合流点Pで合流して混合される。混合された冷媒は、状態Aとなり、再び第1圧縮機1に流入する。 When the first refrigerant expands in the first valve means 21, the state of the refrigerant changes from L to M in FIG. First refrigerant expanded includes a refrigerant state J cooled by the auxiliary heat exchanger 15, it is mixed and joins at the joining point P 3. The mixed refrigerant enters the state A and flows into the first compressor 1 again.

第2流路20は、副流路9とともに本発明の第2バイパス流路を構成する冷媒流路であり、副冷媒の少なくとも一部(第2冷媒)が第2圧縮機2に流入するように、第1圧縮機1と第2圧縮機2との間の冷媒配管に合流点Pで接続されている。この第2流路20上には、第2弁手段22が設けられている。第2弁手段22は、第2冷媒の逆流を防止する弁であり、例えば逆止弁を使用することができる。第2冷媒の流量は、第1弁手段21の開度に応じて変化する。 The second flow path 20 is a refrigerant flow path that constitutes the second bypass flow path of the present invention together with the sub flow path 9, so that at least a part of the sub refrigerant (second refrigerant) flows into the second compressor 2. to, and is connected at the joining point P 4 to the refrigerant pipe between the first compressor 1 and the second compressor 2. A second valve means 22 is provided on the second flow path 20. The 2nd valve means 22 is a valve which prevents the back flow of the 2nd refrigerant, for example, can use a check valve. The flow rate of the second refrigerant changes according to the opening degree of the first valve means 21.

第2冷媒は、第2弁手段22を通過した後、第1圧縮機1で圧縮された状態Bの冷媒と、合流点Pで合流して混合される。混合された冷媒は、状態Cとなり、再び第2圧縮機2に流入する。 The second refrigerant, after passing through the second valve means 22, and the refrigerant in the state B, which is compressed by the first compressor 1 are mixed and joins at the joining point P 4. The mixed refrigerant enters the state C and flows into the second compressor 2 again.

このように構成された冷凍サイクル装置を暖房として使用する場合には、室内機12が本発明の放熱熱交換器として機能し、室外機5が本発明の吸熱熱交換器として機能する。この場合、第2圧縮機2で圧縮された冷媒は、四方弁4の破線部分を通って室内機12に流入する。また、ブリッジ回路6は、逆止弁7c,7dが開き、逆止弁7a,7bが閉じ、暖房サイクルを形成する。これは、逆止弁7cに高圧側の冷媒が流入し、逆止弁7dに低圧側の冷媒が流入することにより、逆止弁7a,7bが逆止弁7c側から押圧され、開かないためである。   When the refrigeration cycle apparatus configured as described above is used as heating, the indoor unit 12 functions as a heat dissipation heat exchanger of the present invention, and the outdoor unit 5 functions as an endothermic heat exchanger of the present invention. In this case, the refrigerant compressed by the second compressor 2 flows into the indoor unit 12 through the broken line portion of the four-way valve 4. In the bridge circuit 6, the check valves 7c and 7d are opened and the check valves 7a and 7b are closed to form a heating cycle. This is because when the high-pressure side refrigerant flows into the check valve 7c and the low-pressure side refrigerant flows into the check valve 7d, the check valves 7a and 7b are pressed from the check valve 7c side and do not open. It is.

次に、このように構成された冷凍サイクル装置における、冷媒流量の制御について、図1〜図7を参照して説明する。
本発明による冷凍サイクル装置は、上記の通りG/ρ=k(G/ρ)という式を満たすように制御される。この制御は、第1弁手段21の開度、膨張弁17の開度、又は補助熱交換器16による熱交換量を調整することにより可能となる。
Next, control of the refrigerant flow rate in the refrigeration cycle apparatus configured as described above will be described with reference to FIGS.
The refrigeration cycle apparatus according to the present invention is controlled so as to satisfy the expression G 1 / ρ 1 = k (G 2 / ρ 2 ) as described above. This control becomes possible by adjusting the opening degree of the first valve means 21, the opening degree of the expansion valve 17, or the heat exchange amount by the auxiliary heat exchanger 16.

(冷凍サイクル装置の設計点)
本実施形態による冷凍サイクル装置は、高圧側の状態D、E及びFの圧力(高圧)が10MPa,低圧側の状態G及びHの圧力(低圧)が2.649MPa,第3圧縮機出力(状態I)が4MPa,第1弁手段開度(流量)が50%,膨張弁開度(流量)が10%,放熱熱交換器入口温度(状態D)が25℃,膨張機入口温度(状態F)が18.4℃のとき、
圧縮機流量G=95%
圧縮機密度ρ=91m/kg
膨張機流量G=90%
膨張機密度ρ=868m/kg
定数k(=V/V)=10.0
となるように設計されている(図2参照)。圧縮機流量G及び圧縮機密度ρは、第1圧縮機1に流入する冷媒、すなわち図2のAにおける冷媒の流量及び密度であり、膨張機流量G及び膨張機密度ρは、膨張機11に流入する冷媒、すなわち図2のFにおける冷媒の流量及び密度である。これらの値を得るために、内部熱交換器10と膨張機11との間、及び合流点Pと第1圧縮機1との間には、冷媒の温度及び圧力を計測するためのセンサー(図示省略)が設けられている。なお、圧縮機流量G及び膨張機流量Gは、便宜のため、冷凍サイクル装置を循環する冷媒全体に対する割合で示した。
(Design points of refrigeration cycle equipment)
In the refrigeration cycle apparatus according to the present embodiment, the pressure (high pressure) in the high-pressure side states D, E and F is 10 MPa, the pressure in the low-pressure side G and H (low pressure) is 2.649 MPa, and the third compressor output (state) I) is 4 MPa, first valve means opening (flow rate) is 50%, expansion valve opening (flow rate) is 10%, radiant heat exchanger inlet temperature (state D) is 25 ° C., expander inlet temperature (state F) ) Is 18.4 ° C,
Compressor flow rate G 1 = 95%
Compressor density ρ 1 = 91 m 3 / kg
Expander flow rate G 2 = 90%
Expander density ρ 2 = 868 m 3 / kg
Constant k (= V 1 / V 2 ) = 10.0
(See FIG. 2). Compressor flow rate G 1 and the compressor density [rho 1, the refrigerant flowing into the first compressor 1, that is, the flow rate and density of the refrigerant in A of FIG. 2, the expander flow G 2 and the expander density [rho 2 is It is the flow volume and density of the refrigerant | coolant which flows in into the expander 11, ie, the refrigerant | coolant in F of FIG. To obtain these values, between the internal heat exchanger 10 and the expander 11, and a merging point P 3 between the first compressor 1, a sensor for measuring the temperature and pressure of the refrigerant ( (Not shown) is provided. Incidentally, the compressor flow rate G 1 and the expander flow G 2 are, for convenience, shown as a percentage of total refrigerant circulating through the refrigeration cycle apparatus.

この設計条件において、
/ρ=95/91=1.04
k(G/ρ)=10.0(90/868)=1.04
となり、G/ρ=k(G/ρ)が成り立つ。
In this design condition,
G 1 / ρ 1 = 95/91 = 1.04
k (G 2 / ρ 2 ) = 10.0 (90/868) = 1.04
Thus, G 1 / ρ 1 = k (G 2 / ρ 2 ) holds.

(冷媒流量・密度の制御)
ここで、膨張機入口温度が18.4℃から例えば14.6℃に低下した場合、
圧縮機密度ρ=90m/kg
膨張機密度ρ=892m/kg
となるため、冷媒流量の制御が行われなければ、
/ρ=95/90=1.06
k(G/ρ)=10.0(90/892)=1.01
となり、G/ρ=k(G/ρ)が成り立たず、冷凍サイクル装置の効率は低下する。また、膨張機入口温度が18.4℃から22.2℃に上昇した場合、
圧縮機密度ρ=92m/kg
膨張機密度ρ=840m/kg
となるため、冷媒流量の制御が行われなければ、
/ρ=95/92=1.03
k(G/ρ)=10.0(90/840)=1.07
となり、G/ρ=k(G/ρ)が成り立たず、やはり冷凍サイクル装置の効率は低下する。
(Control of refrigerant flow rate and density)
Here, when the expander inlet temperature decreases from 18.4 ° C. to 14.6 ° C., for example,
Compressor density ρ 1 = 90 m 3 / kg
Expander density ρ 2 = 892 m 3 / kg
Therefore, if the refrigerant flow rate is not controlled,
G 1 / ρ 1 = 95/90 = 1.06
k (G 2 / ρ 2 ) = 10.0 (90/892) = 1.01
Therefore, G 1 / ρ 1 = k (G 2 / ρ 2 ) does not hold, and the efficiency of the refrigeration cycle apparatus decreases. If the expander inlet temperature rises from 18.4 ° C to 22.2 ° C,
Compressor density ρ 1 = 92 m 3 / kg
Expander density ρ 2 = 840 m 3 / kg
Therefore, if the refrigerant flow rate is not controlled,
G 1 / ρ 1 = 95/92 = 1.03
k (G 2 / ρ 2 ) = 10.0 (90/840) = 1.07
Therefore, G 1 / ρ 1 = k (G 2 / ρ 2 ) does not hold, and the efficiency of the refrigeration cycle apparatus is also lowered.

(1)第1弁手段21による制御
このように、膨張機入口温度が変化した場合には、膨張機入口温度の変化に応じて、第1弁手段1の開度を制御し、冷凍サイクル装置の効率を向上させることができる。図3は、膨張機入口温度と第1弁手段1の開度との関係を示したグラフである。図3に示すように、膨張機入口温度が14.6℃の場合には、第1弁手段開度を50%から14%とすることにより、圧縮機流量Gが減少し、
/ρ=91/90=1.01
k(G/ρ)=10.0(90/892)=1.01
となり、G/ρ=k(G/ρ)を成り立たせることができる。また、膨張機入口温度が22.2℃の場合には、第1弁手段開度を50%から93%とすることにより、圧縮機流量Gが増加し、
/ρ=99/92=1.07
k(G/ρ)=10.0(90/840)=1.07
となり、G/ρ=k(G/ρ)を成り立たせることができる。
(1) Control by the first valve means 21 As described above, when the expander inlet temperature changes, the opening degree of the first valve means 1 is controlled in accordance with the change in the expander inlet temperature, and the refrigeration cycle apparatus Efficiency can be improved. FIG. 3 is a graph showing the relationship between the expander inlet temperature and the opening degree of the first valve means 1. As shown in FIG. 3, when the expander inlet temperature is 14.6 ° C., the compressor flow rate G 1 is reduced by changing the first valve means opening from 50% to 14%,
G 1 / ρ 1 = 91/90 = 1.01
k (G 2 / ρ 2 ) = 10.0 (90/892) = 1.01
Thus, G 1 / ρ 1 = k (G 2 / ρ 2 ) can be satisfied. When the expander inlet temperature is 22.2 ° C., the compressor flow rate G 1 is increased by changing the first valve means opening from 50% to 93%,
G 1 / ρ 1 = 99/92 = 1.07
k (G 2 / ρ 2 ) = 10.0 (90/840) = 1.07
Thus, G 1 / ρ 1 = k (G 2 / ρ 2 ) can be satisfied.

図3に示すように、膨張機入口温度が高くなるほど、第1弁手段開度は大きくなる。このように、膨張機入口温度に応じて第1弁手段21の開度を制御することにより、冷凍サイクル装置の効率を向上させることができる。また、第1弁手段21の開度を変化させても、主冷媒及び副冷媒の流量は変化しない。したがって、主冷媒(膨張機11に流入する冷媒)の過冷却度を確実に大きくすることができる。   As shown in FIG. 3, the higher the expander inlet temperature, the larger the first valve means opening degree. Thus, the efficiency of the refrigeration cycle apparatus can be improved by controlling the opening degree of the first valve means 21 in accordance with the expander inlet temperature. Further, even if the opening degree of the first valve means 21 is changed, the flow rates of the main refrigerant and the sub refrigerant are not changed. Therefore, the degree of supercooling of the main refrigerant (the refrigerant flowing into the expander 11) can be reliably increased.

(2)補助熱交換器15による制御
また、膨張機入口温度が変化した場合には、膨張機入口温度の変化に応じて、補助熱交換器15での熱交換量を制御し、冷凍サイクル装置の効率を向上させることができる。例えば、膨張機入力温度が設計点(18.4℃)よりも低下した場合、ファン16の回転数を上げ、補助熱交換器15での熱交換量を増大させることにより、圧縮機密度ρを大きくし、G/ρの値を低下させ、G/ρ=k(G/ρ)を成り立たせることができる。逆に、膨張機入力温度が設計点(18.4℃)よりも上昇した場合、ファン16の回転数を下げ、補助熱交換器15での熱交換量を減少させることにより、圧縮機密度ρを小さくし、G/ρの値を上昇させ、G/ρ=k(G/ρ)を成り立たせることができる。このような制御は、冷房使用時のみ行われる。
(2) Control by auxiliary heat exchanger 15 When the expander inlet temperature changes, the amount of heat exchange in the auxiliary heat exchanger 15 is controlled according to the change of the expander inlet temperature, and the refrigeration cycle apparatus Efficiency can be improved. For example, when the input temperature of the expander is lower than the design point (18.4 ° C.), the compressor density ρ 1 is increased by increasing the number of rotations of the fan 16 and increasing the amount of heat exchange in the auxiliary heat exchanger 15. Can be increased, the value of G 1 / ρ 1 can be decreased, and G 1 / ρ 1 = k (G 2 / ρ 2 ) can be satisfied. Conversely, when the input temperature of the expander rises above the design point (18.4 ° C.), the compressor density ρ is reduced by lowering the rotational speed of the fan 16 and reducing the heat exchange amount in the auxiliary heat exchanger 15. 1 can be reduced, the value of G 1 / ρ 1 can be increased, and G 1 / ρ 1 = k (G 2 / ρ 2 ) can be satisfied. Such control is performed only when cooling is used.

(3)膨張弁17による制御
さらに、膨張機入口温度が変化した場合には、膨張機入口温度の変化に応じて、膨張弁17の開度を制御し、冷凍サイクル装置の効率を向上させることができる。図4は、膨張機入口温度と膨張弁17の開度との関係を示したグラフである。図4に示すように、膨張機入口温度が14.6℃の場合には、膨張弁開度を10%から3%とすることにより、圧縮機流量Gが減少するとともに膨張機流量Gが増加し、
/ρ=98.5/90.4=1.09
k(G/ρ)=10.0(97/893)=1.09
となり、G/ρ=k(G/ρ)を成り立たせることができる。また、膨張機入口温度が22.2℃の場合には、膨張弁開度を10%から17%とすることにより、圧縮機流量Gが増加するとともに膨張機流量Gが減少し、
/ρ=91/92=0.99
k(G/ρ)=10.0(83/840)=0.99
となり、G/ρ=k(G/ρ)を成り立たせることができる。図4に示すように、膨張機入口温度が高くなるほど、膨張弁開度は大きくなる。なお、膨張弁開度を変化させると、圧縮機流量G及び膨張機流量Gの変化にともない、圧縮機密度ρ及び膨張機密度ρも変化する。
(3) Control by expansion valve 17 Furthermore, when the expander inlet temperature changes, the opening degree of the expansion valve 17 is controlled in accordance with the change in the expander inlet temperature to improve the efficiency of the refrigeration cycle apparatus. Can do. FIG. 4 is a graph showing the relationship between the expander inlet temperature and the opening degree of the expansion valve 17. As shown in FIG. 4, when the expander inlet temperature is 14.6 ° C., the compressor flow rate G 1 is decreased and the expander flow rate G 2 is decreased by changing the opening degree of the expansion valve from 10% to 3%. Increased,
G 1 / ρ 1 = 98.5 / 90.4 = 1.09
k (G 2 / ρ 2 ) = 10.0 (97/893) = 1.09
Thus, G 1 / ρ 1 = k (G 2 / ρ 2 ) can be satisfied. Further, when the expander inlet temperature is 22.2 ° C., the expansion valve opening G is increased from 10% to 17%, so that the compressor flow rate G 1 increases and the expander flow rate G 2 decreases.
G 1 / ρ 1 = 91/92 = 0.99
k (G 2 / ρ 2 ) = 10.0 (83/840) = 0.99
Thus, G 1 / ρ 1 = k (G 2 / ρ 2 ) can be satisfied. As shown in FIG. 4, the expansion valve opening increases as the expander inlet temperature increases. Incidentally, changing the expansion valve, with the change of the compressor flow rate G 1 and the expander flow G 2, also changes the compressor density [rho 1 and the expander density [rho 2.

以上説明した冷媒流量・密度の制御は、第1弁手段21による制御、補助熱交換器15による制御、膨張弁17による制御、の順で行われるのが好ましい。このような順番により、冷媒の圧力を変化しにくくすることができる。   The control of the refrigerant flow rate / density described above is preferably performed in the order of control by the first valve means 21, control by the auxiliary heat exchanger 15, and control by the expansion valve 17. Such an order makes it difficult to change the pressure of the refrigerant.

(高圧の制御)
一般に、冷凍サイクル装置に関して、放熱熱交換器から吐出される冷媒の温度(放熱熱交換器出口温度)に応じてCOP(成績係数)が最高となる高圧(最適高圧)が変化することが知られている。本実施形態において、図5に示すように、冷凍サイクル装置に効率81%の膨張機11が使用されている場合、放熱熱交換器出口温度が35℃の時は約8.5MPaが、40℃の時は約10MPaが、45℃の時は約11MPaが、最適高圧となる。そこで、本実施形態において、放熱熱交換器出口温度に応じた高圧の制御が行われる。なお、放熱熱交換器出口温度を得るために、放熱熱交換器(冷房使用時の室外機5又は暖房使用時の室内機12)と内部熱交換器10との間、特にブリッジ回路6と内部熱交換器10との間に、冷媒の温度及び圧力を計測するためのセンサー(図示省略)が設けられる。
(High pressure control)
In general, regarding the refrigeration cycle apparatus, it is known that the high pressure (optimum high pressure) at which the COP (coefficient of performance) is highest varies depending on the temperature of the refrigerant discharged from the heat dissipation heat exchanger (heat dissipation heat exchanger outlet temperature). ing. In this embodiment, as shown in FIG. 5, when the expander 11 having an efficiency of 81% is used in the refrigeration cycle apparatus, when the radiant heat exchanger outlet temperature is 35 ° C., about 8.5 MPa is 40 ° C. In this case, the optimum high pressure is about 10 MPa, and at 45 ° C., about 11 MPa is the optimum high pressure. Therefore, in the present embodiment, high pressure control is performed in accordance with the outlet temperature of the heat dissipation heat exchanger. In order to obtain the outlet temperature of the radiant heat exchanger, between the radiant heat exchanger (the outdoor unit 5 when using the cooling or the indoor unit 12 when using the heating) and the internal heat exchanger 10, especially the bridge circuit 6 and the internal A sensor (not shown) for measuring the temperature and pressure of the refrigerant is provided between the heat exchanger 10.

(1)第1弁手段21による制御
図6は、第1弁手段開度と高圧との関係を示すグラフである。図6に示すように、第1弁手段開度が小さいほど高圧は高くなり、第1弁手段開度が大きいほど高圧は低くなる。例えば、放熱熱交換器出口温度が45℃であった場合、最適高圧は約11MPaとなる(図5参照)。したがって、第1弁手段開度は約30%に調整され、これによりCOPが最高となる。
(1) Control by the first valve means 21 FIG. 6 is a graph showing the relationship between the opening degree of the first valve means and the high pressure. As shown in FIG. 6, the higher the first valve means opening, the higher the high pressure, and the higher the first valve means opening, the lower the high pressure. For example, when the outlet temperature of the heat dissipation heat exchanger is 45 ° C., the optimum high pressure is about 11 MPa (see FIG. 5). Therefore, the opening degree of the first valve means is adjusted to about 30%, so that the COP becomes maximum.

(2)膨張弁17による制御
図7は、膨張弁開度と高圧との関係を示すグラフである。図7に示すように、膨張弁開度が小さいほど高圧は高くなり、膨張弁開度が大きいほど高圧は低くなる。例えば、放熱熱交換器出口温度が45℃であった場合、最適高圧は約11MPaとなる(図5参照)。したがって、膨張弁開度は約8%に調整され、これによりCOPが最高となる。
(2) Control by expansion valve 17 FIG. 7 is a graph showing the relationship between the expansion valve opening and the high pressure. As shown in FIG. 7, the smaller the expansion valve opening, the higher the high pressure, and the larger the expansion valve opening, the lower the high pressure. For example, when the outlet temperature of the heat dissipation heat exchanger is 45 ° C., the optimum high pressure is about 11 MPa (see FIG. 5). Therefore, the opening degree of the expansion valve is adjusted to about 8%, so that the COP becomes maximum.

図8は、膨張機の効率が49%,64%及び81%の場合それぞれの、放熱熱交換器出口温度と最適高圧との関係を示したグラフである。図8に示すように、膨張機11の効率によらず、放熱熱交換器出口温度と最適高圧との関係は略一定である。したがって、上記の高圧の制御は、冷凍サイクル装置に使用される膨張機の効率によらず、適用することができる。   FIG. 8 is a graph showing the relationship between the heat exchanger outlet temperature and the optimum high pressure when the expander efficiency is 49%, 64% and 81%. As shown in FIG. 8, regardless of the efficiency of the expander 11, the relationship between the radiant heat exchanger outlet temperature and the optimum high pressure is substantially constant. Therefore, the above high-pressure control can be applied regardless of the efficiency of the expander used in the refrigeration cycle apparatus.

以上説明した高圧の制御は、第1弁手段21による制御、膨張弁17による制御、の順で行われるのが好ましい。このような順番により、冷媒の圧力を変化しにくくすることができる。   The high pressure control described above is preferably performed in the order of control by the first valve means 21 and control by the expansion valve 17. Such an order makes it difficult to change the pressure of the refrigerant.

本実施形態によれば、冷凍サイクル装置は、冷媒を圧縮する第1圧縮機1と、第1圧縮機1により圧縮された冷媒をさらに圧縮する第2圧縮機2と、第2圧縮機2により圧縮された冷媒を外気との熱交換により冷却する放熱熱交換器(冷房使用時における室外機5)と、第1圧縮機1と同軸に形成され、放熱熱交換器5により冷却された冷媒(主冷媒)を膨張させる膨張機11と、膨張機11で膨張した冷媒(主冷媒)を加熱する吸熱熱交換器(冷房使用時における室内機12)と、を含んで構成され、放熱熱交換器5で冷却された冷媒の一部(副冷媒のうちの第1冷媒)を減圧して第1圧縮機1に流入させる第1バイパス流路(副流路9及び第1流路19)と、放熱熱交換器5で冷却された冷媒の一部(副冷媒のうちの第2冷媒)を減圧して第2圧縮機2に流入させる第2バイパス流路(副流路9及び第2流路20)と、をさらに備えるため、第1圧縮機1に流入する冷媒(第1冷媒)の流量と膨張機11に流入する冷媒(主冷媒)の流量とを独立して制御することができる。したがって、外気温度が変化した場合であっても、第1圧縮機1及び膨張機11に流入する冷媒の流量と密度との比を適切に制御することが可能となり、冷凍サイクル装置のCOPを向上させることができる。   According to this embodiment, the refrigeration cycle apparatus includes the first compressor 1 that compresses the refrigerant, the second compressor 2 that further compresses the refrigerant compressed by the first compressor 1, and the second compressor 2. A radiant heat exchanger that cools the compressed refrigerant by heat exchange with the outside air (outdoor unit 5 when used in cooling) and a refrigerant that is formed coaxially with the first compressor 1 and cooled by the radiant heat exchanger 5 ( An expander 11 that expands the main refrigerant), and an endothermic heat exchanger that heats the refrigerant (main refrigerant) expanded in the expander 11 (the indoor unit 12 when using the cooling), and a heat dissipation heat exchanger A first bypass flow path (sub-flow path 9 and first flow path 19) that decompresses a part of the refrigerant cooled in 5 (first refrigerant of the sub-refrigeration) and flows into the first compressor 1; A part of the refrigerant (second refrigerant among the sub refrigerants) cooled by the heat radiating heat exchanger 5 is decompressed. In order to further include a second bypass channel (sub-channel 9 and second channel 20) that flows into the second compressor 2, the flow rate and expansion of the refrigerant (first refrigerant) that flows into the first compressor 1 The flow rate of the refrigerant (main refrigerant) flowing into the machine 11 can be controlled independently. Therefore, even when the outside air temperature changes, the ratio between the flow rate and density of the refrigerant flowing into the first compressor 1 and the expander 11 can be appropriately controlled, and the COP of the refrigeration cycle apparatus is improved. Can be made.

また、本実施形態によれば、冷凍サイクル装置は、放熱熱交換器5と膨張機11との間に、放熱熱交換器5で冷却された冷媒(主冷媒)と、副流路9に設けられた膨張弁17で減圧された冷媒(副冷媒)と、を熱交換する内部熱交換器10をさらに備えるため、膨張機11に流入する冷媒(主冷媒)の冷却度を大きくすることができる。また、従来の冷凍サイクル装置は、膨張機と圧縮機とに流入する冷媒の流量と密度との比を制御するために、外気温度の変化に応じて膨張機をバイパスさせる冷媒(本発明における副冷媒)の流量を変化させる必要があったが、本実施形態による冷凍サイクルによればその必要はない。なぜなら、膨張機11と圧縮機1とに流入する冷媒の流量と密度との比は、第1冷媒及び第2冷媒の流量を変化させることにより制御可能なためである。したがって、本実施形態によれば、従来の冷凍サイクル装置に比べ、副冷媒の流量を確実に確保することができ、膨張機11に流入する冷媒の冷却度を確実に大きくすることができる。これにより、冷凍サイクル装置のCOPを向上させることができる。   Further, according to the present embodiment, the refrigeration cycle apparatus is provided between the radiant heat exchanger 5 and the expander 11 in the refrigerant (main refrigerant) cooled by the radiant heat exchanger 5 and the sub-flow channel 9. Since the internal heat exchanger 10 that exchanges heat with the refrigerant (sub refrigerant) decompressed by the expansion valve 17 is further provided, the degree of cooling of the refrigerant (main refrigerant) flowing into the expander 11 can be increased. . Further, the conventional refrigeration cycle apparatus controls the ratio of the flow rate and density of the refrigerant flowing into the expander and the compressor, so that the refrigerant bypasses the expander in accordance with the change in the outside air temperature (the auxiliary in the present invention). Although it was necessary to change the flow rate of the refrigerant), this is not necessary according to the refrigeration cycle according to the present embodiment. This is because the ratio between the flow rate and density of the refrigerant flowing into the expander 11 and the compressor 1 can be controlled by changing the flow rates of the first refrigerant and the second refrigerant. Therefore, according to this embodiment, compared with the conventional refrigeration cycle apparatus, the flow rate of the sub refrigerant can be ensured, and the cooling degree of the refrigerant flowing into the expander 11 can be reliably increased. Thereby, the COP of the refrigeration cycle apparatus can be improved.

また、本実施形態によれば、第1バイパス流路と第2バイパス流路とは、放熱熱交換器5で冷却された冷媒を分岐する分岐点Pから下流の一部(副流路9)が共通するため、冷媒配管の構成が簡単になる。 Further, according to this embodiment, a first bypass passage and the second bypass passage, a part of the downstream from the branch point P 1 for branching the refrigerant cooled by the radiator heat exchanger 5 (the auxiliary flow channel 9 ) Is common, the configuration of the refrigerant piping is simplified.

また、本実施形態によれば、冷凍サイクル装置は、第1バイパス流路と第2バイパス流路との共通部分(副流路9)に、放熱熱交換器5により冷却された冷媒を減圧する減圧手段(膨張弁17)と内部熱交換器10とが順次設けられているため、減圧手段と内部熱交換器10とを共通とすることが可能となり、部品点数を削減することができる。これにより、冷凍サイクル装置を安価に製造することができる。   Further, according to the present embodiment, the refrigeration cycle apparatus depressurizes the refrigerant cooled by the heat dissipation heat exchanger 5 in the common part (sub-passage 9) of the first bypass passage and the second bypass passage. Since the pressure reducing means (expansion valve 17) and the internal heat exchanger 10 are sequentially provided, the pressure reducing means and the internal heat exchanger 10 can be shared, and the number of parts can be reduced. Thereby, a refrigeration cycle apparatus can be manufactured at low cost.

また、本実施形態によれば、第1バイパス流路は、共通部分(副流路9)の下流(第1流路19)に冷媒の流量を調整する第1弁手段21を備え、第2バイパス流路は、共通部分(副流路9)の下流(第2流路20)に冷媒の逆流を防止する第2弁手段22を備えるため、第1弁手段21だけを制御することにより、第1冷媒と第2冷媒との流量を制御することができる。   Further, according to the present embodiment, the first bypass flow path includes the first valve means 21 that adjusts the flow rate of the refrigerant downstream (the first flow path 19) of the common portion (sub flow path 9), and the second Since the bypass flow path includes the second valve means 22 for preventing the reverse flow of the refrigerant downstream (second flow path 20) of the common portion (sub flow path 9), by controlling only the first valve means 21, The flow rates of the first refrigerant and the second refrigerant can be controlled.

また、本実施形態によれば、冷凍サイクル装置は、第1バイパス流路と第2バイパス流路との共通部分(副流路9)に設けられた減圧手段(膨張弁17)と内部熱交換器10との間に、液相冷媒を貯留する冷媒タンク18をさらに備えるため、ここに貯留された液相冷媒がバッファの役割を果たし、冷凍サイクル装置に封入する冷媒の量の適正範囲を広くすることができる。また、冷凍サイクル装置から冷媒が漏れた場合であっても、性能の低下を抑制することができる。   In addition, according to the present embodiment, the refrigeration cycle apparatus has an internal heat exchange with the decompression means (expansion valve 17) provided in the common part (sub-passage 9) of the first bypass passage and the second bypass passage. Since the refrigerant tank 18 that stores the liquid-phase refrigerant is further provided between the storage unit 10 and the liquid-phase refrigerant, the liquid-phase refrigerant stored here serves as a buffer and widens an appropriate range of the amount of the refrigerant sealed in the refrigeration cycle apparatus. can do. Moreover, even if it is a case where a refrigerant | coolant leaks from a refrigeration cycle apparatus, the fall of a performance can be suppressed.

また、本実施形態によれば、冷凍サイクル装置は、吸熱熱交換器12と第1圧縮機1との間に、吸熱熱交換器12で加熱された冷媒を圧縮する第3圧縮機13をさらに備えるため、内部熱交換器10で加熱された副冷媒を、第3圧縮機13により昇圧された中圧(高圧と低圧の間の圧力)に戻すことができる。これにより、冷凍サイクル装置の効率を向上させることができる。   Further, according to the present embodiment, the refrigeration cycle apparatus further includes the third compressor 13 that compresses the refrigerant heated by the endothermic heat exchanger 12 between the endothermic heat exchanger 12 and the first compressor 1. Therefore, the auxiliary refrigerant heated by the internal heat exchanger 10 can be returned to the intermediate pressure (pressure between high pressure and low pressure) increased by the third compressor 13. Thereby, the efficiency of the refrigeration cycle apparatus can be improved.

また、本実施形態によれば、第3圧縮機13と第1圧縮機1との間に、第3圧縮機13で圧縮された冷媒を外気との熱交換により冷却する補助熱交換器15をさらに備えるため、冷房使用時に過熱度を小さくし、冷凍サイクル装置の効率を向上させることができる。   Moreover, according to this embodiment, the auxiliary heat exchanger 15 that cools the refrigerant compressed by the third compressor 13 by heat exchange with the outside air is provided between the third compressor 13 and the first compressor 1. Furthermore, since it is provided, the degree of superheat can be reduced during cooling use, and the efficiency of the refrigeration cycle apparatus can be improved.

なお、本発明による冷凍サイクル装置は、四方弁4、ブリッジ回路6、第3圧縮機13、補助熱交換器15及び冷媒タンク18を備えなくてもよい。この場合、冷凍サイクル装置は、冷房又は暖房のいずれか一方として使用され、安価に製造することができる。逆に、冷凍サイクル装置は、4つ以上の圧縮機を備えてもよい。   Note that the refrigeration cycle apparatus according to the present invention may not include the four-way valve 4, the bridge circuit 6, the third compressor 13, the auxiliary heat exchanger 15, and the refrigerant tank 18. In this case, the refrigeration cycle apparatus is used as either one of cooling or heating and can be manufactured at low cost. Conversely, the refrigeration cycle apparatus may include four or more compressors.

また、本実施形態において、冷媒としてCOが使用されたが、代替フロン等の周知の他の冷媒が使用されてもよい。例えば、冷媒として代替フロンが使用された場合、本発明における放熱熱交換器として凝縮器を使用し、吸熱熱交換器として蒸発器を使用することができる。 In the present embodiment, CO 2 is used as the refrigerant, but other known refrigerants such as alternative chlorofluorocarbons may be used. For example, when an alternative chlorofluorocarbon is used as the refrigerant, a condenser can be used as the heat dissipating heat exchanger in the present invention, and an evaporator can be used as the endothermic heat exchanger.

また、本発明による冷凍サイクル装置は、内部熱交換器10を備えなくてもよいし、内部熱交換器10が本実施形態とは異なる位置に設けられてもよい。例えば、内部熱交換器10は、第1流路19上(分岐点Pと合流点Pとの間)又は第2流路20上(分岐点Pと合流点Pとの間)に設けられてもよいし、分岐点Pよりも上流、すなわち、放熱熱交換器5と分岐点Pとの間に設けられてもよい。 Further, the refrigeration cycle apparatus according to the present invention may not include the internal heat exchanger 10, and the internal heat exchanger 10 may be provided at a position different from that of the present embodiment. For example, the internal heat exchanger 10, the first flow path 19 above (between the branching point P 2 and the confluence P 3) or the second channel 20 above (between the branching point P 2 and the confluence P 4) Or may be provided upstream of the branch point P 1 , that is, between the radiant heat exchanger 5 and the branch point P 1 .

また、本発明による第1バイパス流路及び第2バイパス流路は、放熱熱交換器で冷却された冷媒を減圧して第1圧縮機1及び第2圧縮機2にそれぞれ流入させるものであればよいため、それぞれ完全に別の流路として設けられてもよい。この場合、本実施形態における副流路9はなく、第1流路19及び第2流路20が第1バイパス流路及び第2バイパス流路に該当し、第1流路19及び第2流路20のそれぞれに減圧手段(膨張弁)が設けられる。本実施形態のように、第1バイパス流路と第2バイパス流路との一部が共通する場合であっても、共通する部分の下流、すなわち第1流路19及び第2流路20上にそれぞれ減圧手段(膨張弁)が設けられてもよい。   In addition, the first bypass channel and the second bypass channel according to the present invention may be any one that depressurizes the refrigerant cooled by the heat dissipation heat exchanger and allows the refrigerant to flow into the first compressor 1 and the second compressor 2, respectively. Therefore, they may be provided as completely separate channels. In this case, there is no sub-channel 9 in the present embodiment, the first channel 19 and the second channel 20 correspond to the first bypass channel and the second bypass channel, and the first channel 19 and the second channel A pressure reducing means (expansion valve) is provided in each path 20. Even if the first bypass channel and the second bypass channel are common as in the present embodiment, the downstream of the common part, that is, on the first channel 19 and the second channel 20 Each may be provided with a decompression means (expansion valve).

また、本実施形態において、第1流路19及び第2流路20には、それぞれ第1弁手段21及び第2弁手段22が設けられているが、かわりに分岐点Pに第1冷媒と第2冷媒との流量比を調整できるリニア三方弁が設けられてもよい。 Further, in the present embodiment, the first passage 19 and second passage 20, the first valve means 21 and the second valve means 22 are provided respectively, the first refrigerant to the branching point P 2 in place A linear three-way valve that can adjust the flow ratio between the second refrigerant and the second refrigerant may be provided.

1…第1圧縮機,2…第2圧縮機,3…モータ,4…四方弁,5…室外機,6…ブリッジ回路,7a〜7d…逆止弁,8…主流路,9…副流路,10…内部熱交換器,11…膨張機,12…室内機,13…第3圧縮機,14…モータ,15…補助熱交換器,16…ファン,17…膨張弁,18…冷媒タンク,19…第1流路,20…第2流路,21…第1弁手段,22…第2弁手段,P1,2…分岐点,P3,4…合流点,G…圧縮機流量,G…膨張機流量,ρ…圧縮機密度,ρ…膨張機密度,V…圧縮機容積,V…膨張機容積,k…定数 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... 1st compressor, 2 ... 2nd compressor, 3 ... Motor, 4 ... Four-way valve, 5 ... Outdoor unit, 6 ... Bridge circuit, 7a-7d ... Check valve, 8 ... Main flow path, 9 ... Side flow 10: internal heat exchanger, 11: expander, 12: indoor unit, 13: third compressor, 14: motor, 15: auxiliary heat exchanger, 16 ... fan, 17 ... expansion valve, 18 ... refrigerant tank , 19 ... first flow path, 20: second flow path, 21 ... first valve means, 22 ... second valve means, P 1, 2 ... branch point, P 3, 4 ... confluence, G 1 ... compressor Flow rate, G 2 ... expander flow rate, ρ 1 ... compressor density, ρ 2 ... expander density, V 1 ... compressor volume, V 2 ... expander volume, k ... constant

Claims (8)

冷媒を圧縮する第1圧縮機と、
前記第1圧縮機により圧縮された冷媒をさらに圧縮する第2圧縮機と、
前記第2圧縮機により圧縮された冷媒を外気との熱交換により冷却する放熱熱交換器と、
前記第1圧縮機と同軸に形成され、前記放熱熱交換器により冷却された冷媒を膨張させる膨張機と、
前記膨張機で膨張した冷媒を加熱する吸熱熱交換器と、
を含んで構成され、
前記放熱熱交換器で冷却された冷媒の一部を減圧して前記第1圧縮機に流入させる第1バイパス流路と、
前記放熱熱交換器で冷却された冷媒の一部を減圧して前記第2圧縮機に流入させる第2バイパス流路と、
をさらに備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
A first compressor for compressing the refrigerant;
A second compressor for further compressing the refrigerant compressed by the first compressor;
A heat dissipation heat exchanger that cools the refrigerant compressed by the second compressor by heat exchange with outside air; and
An expander that is coaxially formed with the first compressor and expands the refrigerant cooled by the heat dissipation heat exchanger;
An endothermic heat exchanger for heating the refrigerant expanded by the expander;
Comprising
A first bypass flow path that decompresses a part of the refrigerant cooled by the heat dissipation heat exchanger and flows into the first compressor;
A second bypass flow path for depressurizing a part of the refrigerant cooled by the heat dissipation heat exchanger and flowing into the second compressor;
A refrigeration cycle apparatus further comprising:
前記放熱熱交換器と前記膨張機との間に、前記放熱熱交換器で冷却された冷媒と、前記第1バイパス流路及び前記第2バイパス流路の少なくとも一方で減圧された冷媒と、を熱交換する内部熱交換器をさらに備えたことを特徴とする請求項1に記載の冷凍サイクル装置。   Between the heat dissipation heat exchanger and the expander, a refrigerant cooled by the heat dissipation heat exchanger, and a refrigerant reduced in pressure at least one of the first bypass flow path and the second bypass flow path, The refrigeration cycle apparatus according to claim 1, further comprising an internal heat exchanger for heat exchange. 前記第1バイパス流路と前記第2バイパス流路とは、前記放熱熱交換器で冷却された冷媒を分岐する分岐点から下流の一部が共通することを特徴とする請求項1又は2に記載の冷凍サイクル装置。   The first bypass flow path and the second bypass flow path share a part downstream from a branch point where the refrigerant cooled by the heat radiating heat exchanger is branched. The refrigeration cycle apparatus described. 前記第1バイパス流路と前記第2バイパス流路との前記共通部分に、前記放熱熱交換器により冷却された冷媒を減圧する減圧手段と前記内部熱交換器とが順次設けられたことを特徴とする請求項3に記載の冷凍サイクル装置。   The common part of the first bypass flow path and the second bypass flow path is sequentially provided with a decompression means for decompressing the refrigerant cooled by the radiant heat exchanger and the internal heat exchanger. The refrigeration cycle apparatus according to claim 3. 前記第1バイパス流路は、前記共通部分の下流に冷媒の流量を調整する第1弁手段を備え、
前記第2バイパス流路は、前記共通部分の下流に冷媒の逆流を防止する第2弁手段を備えたことを特徴とする請求項3又は4に記載の冷凍サイクル装置。
The first bypass flow path includes a first valve means for adjusting a flow rate of the refrigerant downstream of the common part,
5. The refrigeration cycle apparatus according to claim 3, wherein the second bypass flow path includes second valve means for preventing a reverse flow of the refrigerant downstream of the common portion.
前記第1バイパス流路と前記第2バイパス流路との前記共通部分に設けられた前記減圧手段と前記内部熱交換器との間に、液相冷媒を貯留する冷媒タンクをさらに備えたことを特徴とする請求項3〜5のいずれか1項に記載の冷凍サイクル装置。   A refrigerant tank for storing liquid phase refrigerant is further provided between the pressure reducing means provided in the common part of the first bypass channel and the second bypass channel and the internal heat exchanger. The refrigeration cycle apparatus according to any one of claims 3 to 5, wherein 前記吸熱熱交換器と前記第1圧縮機との間に、前記吸熱熱交換器で加熱された冷媒を圧縮する第3圧縮機をさらに備えたことを特徴とする請求項1〜6のいずれか1項に記載の冷凍サイクル装置。   The third compressor for compressing the refrigerant heated by the endothermic heat exchanger is further provided between the endothermic heat exchanger and the first compressor. The refrigeration cycle apparatus according to item 1. 前記第3圧縮機と前記第1圧縮機との間に、前記第3圧縮機で圧縮された冷媒を外気との熱交換により冷却する補助熱交換器をさらに備えたことを特徴とする請求項7に記載の冷凍サイクル装置。   The auxiliary heat exchanger which cools the refrigerant compressed by the 3rd compressor by heat exchange with the outside air between the 3rd compressor and the 1st compressor. The refrigeration cycle apparatus according to 7.
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