JP4156422B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、作動媒体として二酸化炭素（以下、ＣＯ2冷媒という）を使用した冷凍サイクル装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
近年の冷凍サイクル装置における作動流体は、オゾン層に対し有害な影響があるとされる従来のＣＦＣ冷媒やＨＣＦＣ冷媒から、代替冷媒としてオゾン破壊係数が０であるＨＦＣ冷媒やＨＣ冷媒に移行されつつある。
【０００３】
しかし、ＨＦＣ冷媒は、物質の特性として地球温暖化係数が大きいという欠点を有し、一方、ＨＣ冷媒は、地球温暖化係数は小さいものの、強燃性であるという欠点を有している。また、従来から用いられてきたアンモニア冷媒は、地球温暖化係数は０であるものの、弱燃性でかつ毒性を有するという欠点がある。
【０００４】
したがって、物質としての地球温暖化係数がほとんどなく、不燃性で無毒、かつ低コストのＣＯ2冷媒が注目されている。しかしながら、ＣＯ2冷媒は、臨界温度が３１．１℃と低く、通常の冷凍サイクル装置の高圧側ではＣＯ2冷媒の凝縮が生じない。
【０００５】
このため、図１９に示す冷凍サイクル装置（例えば特許文献１参照。）では、高圧側の冷却器１０２の出口ラインと圧縮機１０１の吸入ラインとの熱交換を行う内部熱交換器１０３を有することによって、冷却器１０２の出口を過冷却し、冷媒量調整による能力管理手段として低圧レシーバ１０６を設けている。
【０００６】
また、冷暖房のルームエアコンやカーエアコンなどの場合は、室内側熱交換器は小型化が要求され、一方、室外側熱交換器は凝縮能力向上による冷房時の省エネルギー化や吸熱能力向上による暖房時の高能力化のために室内熱交換器に比べて大型化されている。したがって、大きな容積の室外側熱交換器が高圧側となって高密度冷媒の凝縮が行われる冷房運転時にて高効率で運転される最適冷媒量は、暖房運転時の最適冷媒量よりも大きくなるため、その緩衝的な機能も果たすレシーバを用いることは有効である。
【０００７】
また、特許文献１は図１９のように、所定の能力要求において装置のエネルギ消費を最小とするために、予定の設定値にしたがって絞り手段１０４の開度を調整している。
【０００８】
すなわち、図２０で示すように高圧がＰである冷凍サイクルから高圧がＰ１である冷凍サイクルに変化した場合、入力Ｗのエンタルピ差の増加に対して冷凍能力Ｑのエンタルピ差の増加の方が大きいためＣＯＰは高くなるが、高圧がＰ１である冷凍サイクルから高圧がＰ２である冷凍サイクルになると、逆に入力Ｗのエンタルピ差の増加に対して冷凍能力Ｑのエンタルピ差の増加の方が小さくなるためＣＯＰは低下する。すなわち、図２０の高圧がＰ１である冷凍サイクルに示すように、ＣＯ2冷媒には理論的にＣＯＰ最大となる高圧が存在する。
【０００９】
また、ヒートポンプサイクルＣＯＰは冷凍サイクルＣＯＰに１を加えたものであるから、ヒートポンプサイクルの場合も、ＣＯＰ最大となる高圧（以下、高サイド圧力という）の値は冷凍サイクルと同値である。
【００１０】
図１９に示す冷凍サイクルは、例えば冷房装置として用いることが出来る。
【００１１】
【特許文献１】
特許第２１３２３２９号公報（特公平７−１８６０２号公報）
【００１２】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、低圧にレシーバを設けることはコストや容積が大きくなるといった欠点があり、実使用運転範囲においては、従来の冷凍サイクル装置に用いられているＨＣＦＣ冷媒やＨＦＣ冷媒に対しＣＯ2冷媒の圧力が非常に高くなることを考えると、安全性確保のための耐圧設計はより厳しいものとなる。特に、カーエアコンの場合は、さらなる省容量化および軽量化が求められている。
【００１３】
また、一般に冷房装置よりも冷暖房除湿を行う装置の方が圧縮機はより高圧に冷媒を圧縮する必要があり、また、圧縮機で圧縮された冷媒温度もより高温になる。
【００１４】
すなわち、従来の図１９の冷凍サイクルに温水サイクルを付加して冷暖房除湿を行う除湿装置として用いた場合には、より高サイド圧力で運転する必要があり、また、放熱器の温度もより高くなり、圧縮比も高くなる。
【００１５】
従って、従来の図１９の冷凍サイクルに温水サイクルを付加して冷暖房除湿を行う除湿器として用いる場合には次のような問題が生じる。
【００１６】
すなわち、エネルギ消費が最小とされる高サイド圧力で運転することは、放熱器の温度が高い場合、すなわち放熱器雰囲気温度が高い場合や、小型放熱器を用いる場合においては、圧縮比が高くなるために圧縮機の効率が大きく低下することや、圧縮機の信頼性を損なう恐れがあるといった欠点があり、また高サイド圧力が高いため、安全性確保のための耐圧設計はより厳しいものとなる。
【００１７】
また、暖房除湿時と冷房時とでは、冷凍サイクル装置の高圧側の冷媒ホールド量が異なるため、最適冷媒量にアンバランスが生じる。したがって、第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量は中間圧力を変動させて調整することにより、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを解消させることが必要となる。
【００１８】
本発明は、上述した課題に対して、ＣＯ2冷媒を使用した冷凍サイクル装置において、ＣＯ2冷凍システムの特徴を生かし、低圧レシーバを小型化、あるいは用いることなく、信頼性を確保して効率的な運転を可能とする冷凍サイクル装置を提供することを目的とするものである。
【００１９】
また、本発明は、上述した課題に対して、ＣＯ2冷媒を使用した冷凍サイクル装置において、ＣＯ2冷凍システムの特徴を生かし、高サイド圧力を高くすることなく、中間圧力を調整することにより冷房時と暖房除湿時の最適冷媒量のアンバランスを解消しつつ、信頼性を確保して効率的な運転を可能とする冷凍サイクル装置を提供することを目的とするものである。
【００２０】
【課題を解決するための手段】
上述した課題を解決するために、第１の本発明は、二酸化炭素を含む冷媒を圧縮する圧縮機と、水サイクルを循環する水と前記冷媒との間で熱交換を行う冷媒水熱交換器と、前記圧縮された冷媒を減圧可能な第１の減圧器と、前記第１の減圧器を経由した冷媒と第１の空気とで熱交換を行う第１の熱交換器と、前記第１の熱交換器で熱交換された冷媒と前記圧縮機に吸引される冷媒とで熱交換を行う内部熱交換器と、前記内部熱交換器で熱交換された冷媒を減圧する第２の減圧器と、前記第２の減圧器で減圧された冷媒と第２の空気とを熱交換する第２の熱交換器と、前記内部熱交換器とを順次接続した冷媒サイクルと、
前記水を加熱する動力機関と、前記冷媒水熱交換器と、前記第２の熱交換器より前記第２の空気の流れの下流側に配置されたヒータコアと、ラジエータとを順次接続した前記水サイクルと、
前記冷媒水熱交換器出口と前記第１の減圧器との間に第５の開閉弁と、
前記第１の熱交換器出口と前記内部熱交換器入口の間に第１の３方弁と、
前記冷媒水熱交換器出口と前記第５の開閉弁入口との間を一端とし、前記第１の３方弁を他端として接続する第４のバイパス回路と、
前記内部熱交換器出口と前記第２の減圧器入口の間に第２の３方弁と、
前記第２の３方弁を一端とし、前記第５の開閉弁出口と前記第１の減圧器入口の間を他端として接続する第５のバイパス回路と、
前記第１の熱交換器出口と前記第１の３方弁との間を一端とし、前記第２の３方弁と第２の減圧器との間を他端として第６の開閉弁を介して接続する第６のバイパス回路と、
前記冷媒水熱交換器から流出した冷媒が、前記第５の開閉弁を介して循環する定常モードと、前記第４のバイパス回路と前記第５のバイパス回路を循環する起動モードとを選択的に切替える冷媒循環モード切替手段とを備え、
暖房除湿時には、第２の減圧器の開度を調整することにより、空調能力を調整する冷凍サイクル装置である。
【００３７】
【発明の実施の形態】
以下に、本発明の実施の形態及び本発明に関連する参考例について図面を参照して説明する。
【００３８】
（参考例１）
図１は、参考例１における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、この冷凍サイクルは、ＣＯ2冷媒を作動流体とし、圧縮機１０、冷媒水熱交換器１１、第１の減圧器１２、第１の熱交換器１３、内部熱交換器１４、第２の減圧器１５、第２の熱交換器１６を基本構成要素としている。第１の熱交換器１３の出口側ラインと、第２の熱交換器１６の出口である圧縮機１０の吸入ラインは、内部熱交換器１４により熱交換されるように構成されている。一方、温水サイクルは、冷媒水熱交換器で加熱された温水を循環させるポンプ１８、ヒータコア１９、ラジエータ２０、動力機関１７で構成されている。
【００３９】
ここで、図１の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。
【００４０】
まず、冷房時には、第１の減圧器１２は全開にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。すなわち、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１から第１の減圧器１２を経て第１の熱交換器１３で外気によって冷却される。そして、内部熱交換器１４で圧縮機１０の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、第２の減圧器１５で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第２の熱交換器１６に導入される。この第２の熱交換器１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１０で圧縮される。空気は、第２の熱交換器１６で冷却される。
【００４１】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。
【００４２】
暖房除湿時では、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。
【００４３】
すなわち、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１でポンプ１８により循環する水回路の冷却水と熱交換して冷却されたのち、第１の減圧器１２により中間圧力まで減圧されて第１の熱交換器１３に導入される。第１の熱交換器１３で外気によって冷却された冷媒は、内部熱交換器１４で圧縮機１０の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、第２の減圧器１５で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第２の熱交換器１６に導入される。この第２の熱交換器１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１０で圧縮される。
【００４４】
また、冷媒水熱交換器１１で加熱された冷却水は室内に設けられたヒータコア１９に流入して第２の熱交換器１６で冷却除湿された空気を加熱することにより、除湿しながら暖房することができる。そして冷却水は動力機関１７（例えばエンジンやバッテリーなどの発熱源）で加熱されて再び冷媒水熱交換器１１を流れる。
【００４５】
ところで上述したように、二酸化炭素は高圧冷媒であることから、耐圧設計の面においてフィンチューブ式熱交換器ではなく、より細径化した熱交換器（例えばマイクロチューブ式熱交換器）を用いる必要性があることや、車両用空気調和装置においては、特に省容量化および軽量化が大きな訴求点となっている。したがって、冷房時は容積の大きい第１の熱交換器１３が高圧側になるが、暖房除湿時は容積の小さい冷媒水熱交換器１１が高圧側となるため、高圧側の冷媒ホールド量に大きな差が生じるため、冷房時での最適冷媒量と暖房除湿時での最適冷媒量とのアンバランスについて検討を行った。検討の結果、暖房除湿時で第１の減圧器１２のみを作用させた場合、容積の大きい第１の熱交換器１３が低圧側になるため、（暖房除湿時の最適冷媒量）＜（冷房時の最適冷媒量）となることが分かった。したがって、冷房時の最適冷媒量を充填した場合、暖房除湿時には、第１の減圧器１２のみで作用させると冷媒量過多の状態となり、高圧が過昇するという課題が生じた。
【００４６】
また暖房除湿時で、冷房時と同様に第２の減圧器１５のみを作用させた場合、冷房時よりも暖房除湿時の方が第１の熱交換器１３に導入される空気が低温であるため、冷媒温度も低下して冷媒密度は高くなり、第１の熱交換器１３内にホールドされる冷媒量は冷房時よりも大きくなる。すなわち（暖房除湿時の最適冷媒量）＞（冷房時の最適冷媒量）となることが分かった。したがって、冷房時の最適冷媒量を充填した場合、暖房除湿時には、第２の減圧器１５のみで作用させると冷媒量が少ない状態となり、吸入温度の上昇による循環量の低下や吐出温度の過昇という課題がある。
【００４７】
そこで、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５を作用させて、暖房除湿時には、第１の熱交換器１３内を中間圧力にして、第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量を調整することにより、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを解消させることができ、レシーバを小型化、あるいは用いることなく高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことが可能となる。
【００４８】
（参考例２）
参考例２について、図１の冷凍サイクル装置における暖房除湿時での第２の減圧器１５の動作を図８のフローチャートを用いて説明する。第２の減圧器１５は流量調整が可能な弁である。
【００４９】
暖房除湿時では、ステップ４０で圧縮機吐出温度検出手段３５にて検出された吐出温度Ｔｄと、ねらいの設定吐出温度Ｔｘが比較される。そして、ＴｄがＴｘ以上の場合には、冷媒不足の状態であることを示しており、ステップ４１に移り、第２の減圧器１５の開度は大きくするように制御する。このことにより、第１の熱交換器１３内の中間圧力を低下させて、第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量を低下させることにより、冷媒不足状態を解消することができる。第２の減圧器１５を制御したのちステップ４０に戻る。
【００５０】
また、ＴｄがＴｘよりも小さい場合には、冷媒過多の状態であることを示しており、ステップ４２に移り、第２の減圧器１５の開度を小さくするように制御する。このことにより、第１の熱交換器１３内の中間圧力を増加させて、第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量を増加させることにより、冷媒過多状態を解消することができる。そして第２の減圧器１５を制御したのちステップ４０に戻る。なお、ステップ４０で比較する対象は、吐出温度ではなく吸入温度や吐出圧力あるいは吸入過熱度でも構わない。
【００５１】
このように、雰囲気温度や圧縮機回転数の変化など冷凍サイクルが大きく変化する場合においても、第２の減圧器１５を制御することで冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和することができるので、レシーバを小型化、あるいは用いることなく汎用性のある高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００５２】
（参考例３）
図２は、参考例３における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、参考例１と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、圧縮機１０の出口と第１の熱交換器１３の入口とを第１の開閉弁２１を介して接続する第１のバイパス回路２２を設けている。
【００５３】
まず、図２の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には第１の減圧器１２は全閉に、第１の開閉弁２１は全開にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。したがって、第１の開閉弁２１を開いて第１のバイパス回路２２に冷媒を流すことにより、冷媒水熱交換器１１での冷媒の圧力損失を生じさせないようにすることができる。
【００５４】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。暖房除湿時には、第１の開閉弁２１は全閉に、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。すなわち暖房除湿時においては、参考例１と同様の作用がなされる。
【００５５】
このように、第１のバイパス回路２２を設けることにより、冷房時での圧力損失の低減を図ることができるので、冷暖房ともに高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００５６】
（参考例４）
図３は、参考例４における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、参考例３と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、第１の熱交換器１３の冷媒温度を検出する第１の熱交換器温度検出手段３６を設けている。
【００５７】
まず、図３の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には第１の減圧器１２は全閉に、第１の開閉弁２１は全開にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。したがって、冷房時においては、参考例３と同様の作用がなされる。
【００５８】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。暖房除湿時には、第１の開閉弁２１は全閉にして、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。
【００５９】
ここで、外気温度が低い場合や、第１の熱交換器１３の放熱ファンが作動していない場合には、低圧が低下して第１の熱交換器１３に着霜が生じ、冷凍サイクル装置の成績係数（ＣＯＰ）が低下するという課題がある。そこで、このような場合にも対応した図３の冷凍サイクル装置における第１の減圧器１２または第１の開閉弁２１の動作を説明する。
【００６０】
暖房除湿時は、第１の熱交換器１３の温度Ｔevaと、設定温度Ｔｙ（例えば０℃）を比較して、ＴevaがＴｙ以下の場合は、第１の熱交換器１３に着霜が発生してＣＯＰが低下する危険性がある状態であり、第１の減圧器１２の開度を全開にするように制御する。このことにより、第１の熱交換器１３が放熱器として作用するので、着霜を回避することが可能となる。そして、ＴevaがＴｙよりも大きい場合は第１の減圧器１２は再び減圧器として作用させる。したがって、逆サイクルにして室内の吹出し温度を低下させて快適性を損なうような運転をすることなく、除霜運転を行うことができる。
【００６１】
また、第１の熱交換器１３の温度Ｔevaと、設定温度Ｔｙ（例えば０℃）を比較して、ＴevaがＴｙ以下の場合に、第１の開閉弁２１を全開にするように制御すると、放熱器として作用している冷媒水熱交換器１１をバイパスすることになるため、第１の熱交換器１３での放熱量をより高くすることができるので、より短い時間で除霜運転を終了させることができる。そして、ＴevaがＴｙよりも大きい場合は第１の開閉弁２１は再び全閉になるように制御する。
【００６２】
このように、第１の減圧器１２または第１の開閉弁２１を制御することにより、暖房除湿時の着霜回避を図ることができるので、快適性の高いより高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００６３】
（参考例５）
図４は、参考例５における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、参考例１と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、第２の熱交換器１６の入口と出口とを第２の開閉弁２３を介して接続する第２のバイパス回路２４を設けている。
【００６４】
まず、図４の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には、第１の減圧器１２は全開、第２の開閉弁２３は全閉にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。すなわち冷房時においては、参考例１と同様の作用がなされる。
【００６５】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。暖房除湿時には、第２の開閉弁２３は全開に、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。このことにより、室内熱交換器である第２の熱交換器１６での吸熱量が小さくなるので、室内暖房能力を早急に高くすることができる。
【００６６】
このとき、第２のバイパス回路２４には乾き度の小さい冷媒が流れることになるが、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３の出口から流出した冷媒と熱交換して加熱されるため、圧縮機１０に液冷媒が吸入される可能性は低い。
【００６７】
そして、圧縮機１０の運転開始から一定値以上（例えば７０℃）の吐出温度になった場合は、第２の熱交換器１６の除湿能力を一定値以上に確保するために第２の開閉弁２３を全閉にするように制御する。また、第２の開閉弁２３を全閉にするタイミングは、圧縮機１０の運転開始から経過した時間（例えば１０ｍｉｎ）でも構わない。
【００６８】
以上のように、第２のバイパス回路２４を設けることにより、暖房除湿時において、圧縮機運転開始直後の暖房能力の立ち上がり性能を向上させることができるので、即暖性に優れた冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００６９】
（参考例６）
図５は、参考例６における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、参考例１と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、第１の熱交換器１３の入口と出口とを第３の開閉弁２５を介して接続する第３のバイパス回路２６を設けている。
【００７０】
まず、図５の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には第１の減圧器１２は全開に、第３の開閉弁２５は全閉にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。したがって、冷房時は参考例１と同様の動作となり、同様の効果が得られる。
【００７１】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。暖房除湿時には、第３の開閉弁２５は全開にして、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。
【００７２】
すなわち暖房除湿時では、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１でポンプ１８により循環する水回路の冷却水と熱交換して冷却される。そして、冷媒水熱交換器１１で冷却された冷媒は、第１の減圧器１２により中間圧力まで減圧されて第１の熱交換器１３と第３のバイパス回路２６に分岐して流れる。ここで、第３のバイパス回路２６の流路抵抗を第１の熱交換器１３よりも小さくすることにより、第１の熱交換器１３にはほとんど冷媒が流れないようにする。第１の熱交換器１３または第３のバイパス回路２６を流れた冷媒は、内部熱交換器１４で圧縮機１０の吸入ラインの冷媒と熱交換したのち、第２の減圧器１５にてさらに減圧される。ここで冷媒は低温低圧の気液二相状態となり、第２の熱交換器１６に導入され、室内の空気からの吸熱により蒸発して、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１０で圧縮される。
【００７３】
よって、図９のモリエル線図に示すように、第３のバイパス回路２６を設けた場合はａ→ｂ→ｃ→ｄ→ｇ→ｈで示す冷凍サイクルとなり中間圧力域でほとんど冷媒が熱交換をしないが、第３のバイパス回路２６がない場合はａ→ｂ→ｃ→ｅ→ｆ→ｈのように第１の熱交換器１３が放熱作用を行うため、第２の熱交換器１６の入口冷媒の比エンタルピ値がΔＨほど小さくなる。すなわち室内側熱交換器である第２の熱交換器１６の吸熱量が増加するということになり、室内の吹出し温度の低下を招いてしまう。
【００７４】
したがって、第３のバイパス回路２６を設けることによって室内の吹出し温度の低下を防止することができるので、より高い暖房能力で冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００７５】
（参考例７）
図６は、参考例７における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、参考例６と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、第１の熱交換器１３の入口に第４の開閉弁２７を設けている。
【００７６】
まず、図６の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には第１の減圧器１２は全開に、第３の開閉弁２５は全閉に、第４の開閉弁２７は全開にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。したがって、冷房時は参考例６と同様の動作となり、同様の効果が得られる。
【００７７】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。暖房除湿時には、第３の開閉弁２５は全開に、第４の開閉弁２７は全閉にして、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。
【００７８】
すなわち運転が開始されると、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１でポンプ１８により循環する水回路の冷却水と熱交換して冷却される。そして、冷媒水熱交換器１１で冷却された冷媒は、第１の減圧器１２により中間圧力まで減圧されて第３のバイパス回路２６のみを流れる。
【００７９】
したがって、第４の開閉弁２７を全閉にして第１の熱交換器１３に冷媒が流れないようにすることで、室外気温の変化や車速の変化に伴う風速の変化などによって第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量や放熱量が変化して制御性が困難となるのを防止することができる。
【００８０】
（実施の形態１）
図７は、本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、参考例１と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、第５の開閉弁２８、第４のバイパス回路２９、第１の３方弁３０、第２の３方弁３１、第５のバイパス回路３２、第６の開閉弁３３、第６のバイパス回路３４を設けている。実施の形態１は暖房除湿運転における圧縮機起動時と定常運転時とで冷媒循環モードを切り替えることを特徴とする。
【００８１】
まず、図７の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には、第１の減圧器１２は全開に、第５の開閉弁２８は全開に、第６の開閉弁３３は全閉に、第１の３方弁３０はＡ方向に、第２の３方弁３１はＡ方向に制御して、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。すなわち冷房時においては、参考例１と同様の作用がなされる。
【００８２】
次に、暖房除湿運転の圧縮機起動時と定常運転時の動作についてそれぞれ説明する。
【００８３】
暖房除湿運転の圧縮機起動時は、暖房能力を早急に向上させる必要があるため、第２の減圧器１５は全開に、第５の開閉弁２８は全閉に、第６の開閉弁３３は全開に、第１の３方弁３０はＢ方向に、第２の３方弁３１はＢ方向に制御して、第１の減圧器１２のみで減圧器としての作用を行う。
【００８４】
すなわち暖房除湿運転の圧縮機起動時は、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１でポンプ１８により循環する水回路の冷却水と熱交換して冷却される。加熱された冷却水はヒータコア１９に流入して圧縮機１０の起動時の室内暖房能力をより高くすることができる。そして、冷媒水熱交換器１１で冷却された冷媒は、第４のバイパス回路２９を流れて内部熱交換器１４で圧縮機１０の吸入ラインの冷媒と熱交換したのち、第５のバイパス回路３２を流れて、第１の減圧器１２で減圧されて低温低圧の気液二相状態となり、第１の熱交換器１３に導入される。この第1の熱交換器１３では、室外の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガスとなり、第６のバイパス回路３４を流れて、第２の減圧器１５を経て第２の熱交換器１６に導入される。この第２の熱交換器１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガスとなり、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１０で圧縮される。
【００８５】
すなわち、放熱器としての作用は冷媒水熱交換器１１で行い、第１の熱交換器１３および第２の熱交換器１６で吸熱させることにより、より大きな吸熱量を確保することができるので、暖房能力の向上を図ることができる。
【００８６】
ここで、参考例１で述べたように、第１の減圧器１２のみを作用させると暖房除湿時の冷媒量は過多の状態になるが、冷媒水熱交換器１１の出口から第１の減圧器１２の間に内部熱交換器１４と、第４のバイパス回路２９および第５のバイパス回路３２を設けることにより、高圧側の容積が増加することになる。したがって、暖房除湿時に高圧側にホールドされる冷媒量が大きくなるため、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和することができる。また、圧縮機１０の吸入ラインは冷媒水熱交換器１１の出口の高温冷媒と熱交換することになるので、冷媒量過多による圧縮機１０の吸入温度の低下すなわち吐出温度の低下を防ぐことができる。
【００８７】
したがって、冷媒水熱交換器１１の出口から第１の減圧器１２の間に内部熱交換器１４と、第４のバイパス回路２９および第５のバイパス回路３２を設けることにより、第１の減圧器１２のみを減圧器として作用させた場合においても、冷房時と暖房除湿時の冷媒量のアンバランスを緩和して圧縮機１０の起動時での暖房能力確保を行うことができる。
【００８８】
次に、冷凍サイクル装置の暖房除湿時での定常運転時における動作について説明する。
【００８９】
暖房除湿時の定常運転時は、第５の開閉弁２８は全開に、第６の開閉弁３３は全閉に、第１の３方弁３０はＡ方向に、第２の３方弁３１はＡ方向に制御して、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。
【００９０】
すなわち暖房除湿時の定常運転時は、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１でポンプ１８により循環する水回路の冷却水と熱交換して冷却されたのち、第１の減圧器１２により中間圧力まで減圧されて第１の熱交換器１３に導入される。第１の熱交換器１３で外気によって冷却された冷媒は、内部熱交換器１４で圧縮機１０の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、第２の減圧器１５で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第２の熱交換器１６に導入される。この第２の熱交換器１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１０で圧縮される。このように暖房除湿時の定常運転時においては、参考例１と同様の作用がなされる。
【００９１】
以上のように、実施の形態１において、第４のバイパス回路２９および第５のバイパス回路３２を設けることによって、暖房除湿時の起動時および定常運転時において、冷媒量のアンバランスを緩和することができるので、レシーバを小型化、あるいは設けることなく冷房時および暖房除湿時それぞれにおいて高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９２】
以上述べたところから明らかなように、本実施の形態は、二酸化炭素を冷媒として用いた冷凍サイクル装置において、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５を作用させて、第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量を変動させて中間圧力にすることにより、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和させることができ、レシーバを小型化、あるいは用いることなく高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９３】
さらに、雰囲気温度や圧縮機回転数の変化など冷凍サイクルが大きく変化する場合においても、第２の減圧器１５を制御することで冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和することができるので、レシーバを小型化、あるいは用いることなく汎用性のある高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９４】
さらに、第１のバイパス回路２２を設けることにより、冷房時の冷媒水熱交換器１１の圧力損失の低減を図ることができるので、より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９５】
さらに、第１の熱交換器温度検出手段３６により検出された値を用いて、第１の減圧器１２または第１の開閉弁２１を制御することにより、暖房除湿時の着霜回避を図ることができるので、快適性の高いより高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９６】
さらに、第２のバイパス回路２４を設けることにより、暖房除湿時において、圧縮機１０の運転開始直後の室内暖房能力の立ち上がり性能を向上させることができるので、即暖性に優れた冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９７】
さらに、第３のバイパス回路２６を設けることによって室内の吹出し温度の低下を防止することができるので、より高い暖房能力で冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９８】
さらに、第４の閉止弁２７を全閉にして第１の熱交換器１３に冷媒が流れないようにすることで、室外気温の変化などによって第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量や放熱量が変化して制御性が困難となるのを防止することができる。
【００９９】
さらに、第４のバイパス回路２９および第５のバイパス回路３２を設けることによって、暖房除湿時の起動時および定常運転時において、冷媒量のアンバランスを緩和することができるので、レシーバを小型化、あるいは設けることなく冷房時および暖房除湿時それぞれにおいて高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１００】
（参考例８）
図１０は、参考例８における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、この冷凍サイクルは、ＣＯ2冷媒を作動流体とし、圧縮機１１０、冷媒水熱交換器１１１、第１の減圧器１１２、第１の熱交換器１１３、内部熱交換器１１４、第２の減圧器１１５、第２の熱交換器１１６を基本構成要素としている。第１の熱交換器１１３の出口ラインと、第２の熱交換器１１６の出口である圧縮機１１０の吸入ラインは、内部熱交換器１１４により熱交換されるように構成されている。一方、温水サイクルは、冷媒水熱交換器１１１で加熱された温水を循環させるポンプ１１８、ヒータコア１１９、ラジエータ１２０、動力機関１１７で構成されている。
【０１０２】
ここで、図１０の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。
【０１０３】
まず、冷房時には、第１の減圧器１１２は全開にして、第２の減圧器１１５で減圧器としての作用を行う。すなわち、圧縮機１１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１１から第１の減圧器１１２を経て第１の熱交換器１１３で外気によって冷却される。ただし、このときヒータコア１１９で暖房を行わないため、冷媒水熱交換器１１１には温水は流れない。そして、内部熱交換器１１４で圧縮機１１０の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、第２の減圧器１１５で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第２の熱交換器１１６に導入される。この第２の熱交換器１１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、内部熱交換器１１４で第１の熱交換器１１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１１０で圧縮される。空気は、第２の熱交換器１１６で冷却される。
【０１０４】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。
【０１０５】
暖房除湿時では、第１の減圧器１１２と第２の減圧器１１５で減圧器としての作用を行う。
【０１０６】
すなわち、圧縮機１１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１１でポンプ１１８により循環する温水サイクルの温水と熱交換して冷却されたのち、第１の減圧器１１２により中間圧力まで減圧されて第１の熱交換器１１３に導入される。
【０１０７】
第１の熱交換器１１３で外気によって冷却された冷媒は、内部熱交換器１１４で圧縮機１１０の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、第２の減圧器１１５で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第２の熱交換器１１６に導入される。この第２の熱交換器１１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、内部熱交換器１１４で第１の熱交換器１１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１１０で圧縮される。
【０１０８】
また、冷媒水熱交換器１１１で加熱された温水は室内に設けられたヒータコア１１９に流入して第２の熱交換器１１６で冷却除湿された空気を加熱することにより、除湿しながら暖房することができる。そして温水は動力機関１１７（例えばエンジンやバッテリーなどの発熱源）で加熱されて再び冷媒水熱交換器１１１を流れる。
【０１０９】
図２１は、３つの異なる蒸発温度をパラメータとして、ＣＯＰを最大にする最適高サイド圧力と、放熱器の出口の冷媒温度との間の論理的な関係を示すグラフである。ここで、暖房除湿時の冷媒水熱交換器１１１の加熱能力を１．５ｋＷ、冷媒水熱交換器１１１の入口冷媒温度を１２０℃、冷媒流量を６０ｋｇ／ｈ、蒸発温度を０℃と仮定すると、冷媒水熱交換器１１１の出口冷媒温度は６０℃付近になることが考えられ、そのときに最小エネルギとなる高サイド圧力の値は、従来例の設定値に従うと図２１で示すように約１５０ｂａｒと算出される。このように従来例では、冷房運転時よりも暖房除湿時の方が高サイド圧力の値も高くなる。
【０１１０】
しかしながらこのような高い圧力で冷凍サイクル装置を運転する場合、圧縮比が大きくなるため圧縮機１１０の効率の大幅な低下が生じ、実際の消費エネルギは最小とはならないことが推察できる。
【０１１１】
参考例８では、第１の減圧器１１２により、第１の熱交換器１１３の冷媒を中間圧力とすることによって、このような高い圧力で冷凍サイクル装置を運転しなくてもよいようにした。
【０１１２】
そこで、参考例８について、図１０に示す冷凍サイクル装置における暖房除湿運転時での第２の減圧器１１５の動作を図１５のフローチャートを用いて説明する。第２の減圧器１１５は流量調整が可能な弁である。
【０１１３】
暖房除湿時では、ステップ１４１で第２の熱交換器冷媒温度検出手段１３０にて検出された冷媒温度Ｔevaと、ねらいの設定温度Ｔｘeva（例えば露点温度：０℃）が比較される。そして、ＴevaがＴｘeva以上の場合には、室内側熱交換器である第２の熱交換器１１６では除湿していない状態であることを示しており、ステップ１４２に移り、第２の減圧器１１５の開度は小さくするように制御する。
【０１１４】
このとき、第１の減圧器１１２の開度は制御する必要はないが、開度を大きくするように制御してもよい。このことにより、第１の熱交換器１１３内の中間圧力を増加させて、第１の熱交換器１１３内の冷媒温度を増加させることにより、内部熱交換器１１４で熱交換する低圧側と高圧側との温度差が大きくなるので、内部熱交換量は増加する。第２の減圧器１１５を制御したのちステップ１４０に戻る。
【０１１５】
よって、図１４のモリエル線図に示すように、第２の減圧器１１５を動作する前はａ→ｂ→ｃ→ｄ→ｅ→ｆで示す冷凍サイクルであるが、第２の減圧器１１５の開度を小さくした場合はｋ→ｂ→ｇ→ｈ→ｉ→ｊのように内部熱交換器１１４での熱交換量が大きくなるため、第２の熱交換器１１６の入口冷媒の比エンタルピ値がΔＨほど小さくなる。
【０１１６】
したがって、第２の熱交換器１１６のエンタルピ差が大きくなるので吸熱能力が増加し、第２の熱交換器１１６の蒸発温度は低下するように冷凍サイクルがバランスするので、除湿することが可能となる。
【０１１７】
したがって、高圧を増加させることがないので、圧縮機の効率を大幅に低下させることなく第２の熱交換器１１６の吸熱能力を増加させることができる。
【０１１８】
また、ＴevaがＴｘevaよりも小さい場合には、室内側熱交換器である第２の熱交換器１１６で除湿している状態であることを示しており、ステップ４３に移り、第２の減圧器１１５の開度を大きくするように制御する。
【０１１９】
このとき、第１の減圧器１１２の開度は制御する必要はないが、開度を小さくするように制御してもよい。このことにより、第１の熱交換器１１３内の中間圧力を低下させて、第１の熱交換器１１３内の冷媒温度を低下させることにより、内部熱交換器１１４で熱交換する低圧側と高圧側との温度差が小さくなるので、内部熱交換量は低下し、過度に吹出し温度が低下するのを防止する。そして第２の減圧器１１５を制御したのちステップ１４１に戻る。
【０１２０】
このように暖房除湿時には、第１の減圧器１１２または第２の減圧器１１５を作用させて第１の熱交換器１１３内を中間圧力にして、第１の熱交換器１１３の冷媒温度を調整することにより、内部熱交換器１１４の熱交換量を調整することができるので、従来例で算出している最小エネルギとなる高サイド圧力に設定することなく、従来例の動作よりも小さい消費エネルギで、冷房時と暖房除湿時との最適冷媒量のアンバランスを解消しつつ、信頼性を確保して高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことが可能となる。
【０１２１】
（参考例９）
参考例９について、図１１に示す冷凍サイクル装置における暖房除湿時での第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１５の動作を図１６のフローチャートを用いて説明する。以下、参考例８と異なる点について説明する。第１の減圧器１１２は流量調整が可能な弁である。
【０１２２】
暖房除湿時と冷房時とでは、冷凍サイクル装置の高圧側の冷媒ホールド量が異なるため、最適冷媒量にアンバランスが生じる。したがって、第１の熱交換器１１３内の冷媒ホールド量を中間圧力を変動させて調整することにより、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを解消させることが可能となる。
【０１２３】
暖房除湿時では、ステップ１４４で第１の熱交換器冷媒温度検出手段１３１にて検出された冷媒温度Ｔｍと、ねらいの設定温度Ｔｘm（例えば２０℃）が比較される。このＴｘｍの値は、暖房除湿時に最も効率が良くなる最適冷媒量になるように設定された値である。そして、ＴｍがＴｘｍ以上の場合には、第１の熱交換器１１３の中間圧力が設定値よりも高く、循環冷媒量が最適値よりも低い状態であることを示しているため、ステップ１４５に移り、第１の減圧器１１２の開度は小さくするように制御する。このことにより、第１の熱交換器１１３内の中間圧力を低下させて、第１の熱交換器１１３内の冷媒ホールド量を低下させることにより、暖房除湿時に最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１２４】
また、ＴｍがＴｘｍよりも小さい場合には、第１の熱交換器１１３の中間圧力が設定値よりも低く、循環冷媒量が最適値よりも高い状態であることを示しているため、ステップ１４６に移り、第１の減圧器１１２の開度は大きくするように制御する。このことにより、第１の熱交換器１１３内の中間圧力を増加させて、第１の熱交換器１１３内の冷媒ホールド量を増加させることにより、暖房除湿時に最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１２５】
以上のステップ１４５とステップ１４６の後、ステップ１４７に移り、第２の熱交換器冷媒温度検出手段１３０にて検出された冷媒温度Ｔevaと、ねらいの設定温度Ｔｘeva（例えば露点温度：０℃）が比較される。以下の動作は上述した参考例８と同様である。
【０１２６】
以上のように、第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１６を作用させて第１の熱交換器１１３内の中間圧力を変動させることによって、第１の熱交換器１１３内の冷媒ホールド量を調整することが可能となるので、暖房除湿時に冷媒調整用のレシーバを設けることなく、最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１２７】
また、参考例８のように第２の減圧器１１５の開度を主導的に調整すると、圧縮機の吸入冷媒乾き度が大きく変動して冷凍サイクル装置の能力制御が困難となるが、上述したように第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１５の開度を調整することにより、このような不具合は緩和され、より安定した冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１２８】
（参考例１０）
参考例１０について、図１２に示す冷凍サイクル装置における暖房除湿時での第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１５の動作を図１８のフローチャートを用いて説明する。以下、参考例８と異なる点について説明する。前記ヒータコア１１９を介して吹出される吹出し空気温度を検出する吹出し温度検出手段１３４と、前記圧縮機１１０の運転周波数を制御する圧縮機運転周波数制御手段１３２を設けている。
【０１２９】
暖房除湿時では、ステップ１５０で第１の熱交換器冷媒温度検出手段１３１にて検出された冷媒温度Ｔｍと、ねらいの設定温度Ｔｘm（例えば２０℃）が比較される。以下の動作は上述した参考例９と同様であり、ステップ１４４〜１４９は、それぞれステップ１５０〜１５５に相当する。
【０１３０】
そして、ステップ１５４またはステップ１５５からステップ１５６に移り、吹出し温度検出手段１３４にて検出された吹出し温度Ｔｆと、ねらいの設定温度Ｔｘｆ（例えば４０℃）が比較される。このＴｘｆの値は、暖房除湿時に要求される吹出し温度の値である。そして、ＴｆがＴｘｆ以上の場合には、吹出し温度Ｔｆがねらいの設定温度Ｔｘｆよりも高いので、暖房能力が高いことを示しており、ステップ１５７に移り、圧縮機１１０の運転周波数を小さくするように制御したのち、ステップ１５０に戻る。
【０１３１】
また、ＴｆがＴｘｆよりも小さい場合には、吹出し温度Ｔｆがねらいの設定温度Ｔｘｆよりも低いので、暖房能力が低いことを示しており、ステップ１５８に移り、圧縮機１１０の運転周波数を大きくするように制御したのち、ステップ１５０に戻る。
【０１３２】
以上のように、圧縮機１１０の運転周波数を変動させることによって、暖房能力を調整することが可能となるので、快適性を損なわずに、最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１３３】
（参考例１１）
図１３は、参考例１１における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、参考例８と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、圧縮機１１０の吐出冷媒温度を検出する圧縮機吐出冷媒温度検出手段１３３と、第２の熱交換器１１６の出口と圧縮機１１０の入口を開閉弁１３５を介してバイパスするバイパス回路１３６を設けている。図１３に示す冷凍サイクル装置における暖房除湿運転時での開閉弁１３５の動作を図１７のフローチャートを用いて説明する。
【０１３４】
暖房除湿時では、ステップ１６０で圧縮機吐出冷媒温度検出手段１３３にて検出された吐出冷媒温度Ｔｄと、ねらいの設定温度Ｔｘ（例えば１４０℃）が比較される。このとき、ねらいの設定温度は、圧縮機１１０の使用範囲での上限温度に近い値となるようにする。そして、ＴｄがＴｘ以上の場合には、圧縮機１１０の使用範囲の上限温度を超えている状態であることを示しており、ステップ１６１に移り、開放弁１３５の開度を開くように制御する。このことにより、第２の熱交換器１１６から流出する冷媒がバイパス回路１３６を流れるので、内部熱交換器１１４での内部熱交換量が小さくなり、圧縮機１１０の吸入冷媒温度は低下し、吐出冷媒温度も低下する。開放弁１３５を制御したのちステップ１６０に戻る。
【０１３５】
また、ＴｄがＴｘよりも小さい場合には、圧縮機１１０の使用範囲の上限温度よりも低い状態であることを示しており、ステップ１６２に移り、開放弁１３５の開度を閉じるように制御して、ステップ１６０に戻る。
【０１３６】
このように、開放弁１３５を制御することにより、圧縮機１１０の吐出温度の過昇を圧縮機の運転周波数を低下させずに防止することができるので、快適性の高い、より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１３７】
（参考例１２）
参考例１２は、冷凍サイクル装置が車両用空調装置であることを特徴としている。ここで、冷媒水熱交換器１１１のみを放熱器として作用させる場合（例えば立上り運転時など）、室外側熱交換器すなわち第１の熱交換器１１３は蒸発器として作用するが、車両用空調装置の場合、車両走行中には第１の熱交換器１１３は走行風を受けることになるため、第１の熱交換器１１３を流れる冷媒温度が０℃以下になり着霜が発生した場合、逆サイクル運転にして放熱器として作用させても、冷媒温度が高くなりにくいために迅速かつ完全に除霜を行うことが非常に困難である。
【０１３８】
したがって、参考例８に示すように第１の減圧器１１２または第２の減圧器１１５を作用させて第１の熱交換器１１３内を中間圧力にして、第１の熱交換器１１３の冷媒温度を調整することにより、第１の熱交換器１１３への着霜の発生を未然に防止することができるので、車両用空調装置においても、快適性の高い、より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１３９】
以上述べたところから明らかなように、本参考例によれば、第１の減圧器１１２または第２の減圧器１１５を作用させて第１の熱交換器１１３内を中間圧力にして、第１の熱交換器１１３の冷媒温度を調整することにより、内部熱交換器１１４の熱交換量を調整することができるので、従来例で算出している最小エネルギとなる高サイド圧力に設定することなく、従来例よりも小さい消費エネルギで、信頼性を確保しつつ高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことが可能となる。
【０１４０】
さらに、第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１５を作用させて第１の熱交換器１１３内の中間圧力を変動させることによって、第１の熱交換器１１３内の冷媒ホールド量を調整することが可能となるので、暖房除湿時に冷媒調整用のレシーバを設けることなく、最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１４１】
さらに、第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１５を作用させ、圧縮機１１０の運転周波数を変動させることによって、暖房能力を調整することが可能となるので、快適性を損なわずに、最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１４２】
さらに、開放弁１３５を制御することにより、圧縮機１１０の吐出温度の過昇を圧縮機の運転周波数を低下させずに防止することができるので、快適性の高い、より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１４３】
さらに、第１の減圧器１１２または第２の減圧器１１５を作用させて第１の熱交換器１１３内を中間圧力にして、第１の熱交換器１１３の冷媒温度を調整することにより、第１の熱交換器１１３への着霜の発生を未然に防止することができるので、車両用空調装置においても、快適性の高い、より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１４４】
【発明の効果】
以上説明したところから明らかなように、本発明は、ＣＯ2冷媒を使用した冷凍サイクル装置において、ＣＯ2冷凍システムの特徴を生かし、低圧レシーバを小型化、あるいは用いることなく、信頼性を確保して効率的な運転を可能とする冷凍サイクル装置を提供することが出来る。
【０１４５】
また、本発明は、ＣＯ2冷媒を使用した冷凍サイクル装置において、ＣＯ2冷凍システムの特徴を生かし、高サイド圧力を高くすることなく、中間圧力を調整することにより冷房時と暖房除湿時の最適冷媒量のアンバランスを解消しつつ、信頼性を確保して効率的な運転を可能とする冷凍サイクル装置を提供することが出来る。
【図面の簡単な説明】
【図１】 参考例１である冷凍サイクル装置の構成図
【図２】 参考例３である冷凍サイクル装置の構成図
【図３】 参考例４である冷凍サイクル装置の構成図
【図４】 参考例５である冷凍サイクル装置の構成図
【図５】 参考例６である冷凍サイクル装置の構成図
【図６】 参考例７である冷凍サイクル装置の構成図
【図７】 本発明の実施の実施１である冷凍サイクル装置の構成図
【図８】 参考例２である冷凍サイクル装置の制御フローチャート図
【図９】 参考例６である冷凍サイクル装置のモリエル線図
【図１０】 参考例８である冷凍サイクル装置の構成図
【図１１】 参考例９である冷凍サイクル装置の構成図
【図１２】 参考例１０である冷凍サイクル装置の構成図
【図１３】 参考例１１である冷凍サイクル装置の構成図
【図１４】 参考例８である冷凍サイクル装置のモリエル線図
【図１５】 参考例８である冷凍サイクル装置の制御フローチャート図
【図１６】 参考例９である冷凍サイクル装置の制御フローチャート図
【図１７】 参考例１１である冷凍サイクル装置の制御フローチャート図
【図１８】 参考例１０である冷凍サイクル装置の制御フローチャート図
【図１９】 従来の冷凍サイクル装置の構成図
【図２０】 従来の冷凍サイクル装置のモリエル線図
【図２１】 従来の冷凍サイクル装置の最適ＣＯＰとなるときの放熱器出口温度と高サイド圧力との関係を示す図
【符号の説明】
１０ 圧縮機
１１ 冷媒水熱交換器
１２ 第１の減圧器
１３ 第１の熱交換器
１４ 内部熱交換器
１５ 第２の減圧器
１６ 第２の熱交換器
１７ 動力機関
１８ ポンプ
１９ ヒータコア
２０ ラジエータ
２１ 第１の開閉弁
２２ 第１のバイパス回路
２３ 第２の開閉弁
２４ 第２のバイパス回路
２５ 第３の開閉弁
２６ 第３のバイパス回路
２７ 第４の開閉弁
２８ 第５の開閉弁
２９ 第４のバイパス回路
３０ 第１の３方弁
３１ 第２の３方弁
３２ 第５のバイパス回路
３３ 第６の開閉弁
３４ 第６のバイパス回路
３５ 圧縮機吐出温度検出手段
３６ 第１の熱交換器温度検出手段
１０１ 圧縮機
１０２ 冷却装置
１０３ 内部熱交換器
１０４ 絞り手段
１０５ 蒸発器
１０６ 低圧冷媒レシーバ
１１０ 圧縮機
１１１ 冷媒水熱交換器
１１２ 第１の減圧器
１１３ 第１の熱交換器
１１４ 内部熱交換器
１１５ 第２の減圧器
１１６ 第２の熱交換器
１１７ 動力機関
１１８ ポンプ
１１９ ヒータコア
１２０ ラジエータ
１３０ 第２の熱交換器冷媒温度検出手段
１３１ 第１の熱交換器冷媒温度検出手段
１３２ 圧縮機運転周波数検出手段
１３３ 圧縮機吐出冷媒温度検出手段
１３４ 吹出し温度検出手段
１３５ 開閉弁
１３６ バイパス回路
【発明の属する技術分野】
本発明は、作動媒体として二酸化炭素（以下、ＣＯ2冷媒という）を使用した冷凍サイクル装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
近年の冷凍サイクル装置における作動流体は、オゾン層に対し有害な影響があるとされる従来のＣＦＣ冷媒やＨＣＦＣ冷媒から、代替冷媒としてオゾン破壊係数が０であるＨＦＣ冷媒やＨＣ冷媒に移行されつつある。
【０００３】
しかし、ＨＦＣ冷媒は、物質の特性として地球温暖化係数が大きいという欠点を有し、一方、ＨＣ冷媒は、地球温暖化係数は小さいものの、強燃性であるという欠点を有している。また、従来から用いられてきたアンモニア冷媒は、地球温暖化係数は０であるものの、弱燃性でかつ毒性を有するという欠点がある。
【０００４】
したがって、物質としての地球温暖化係数がほとんどなく、不燃性で無毒、かつ低コストのＣＯ2冷媒が注目されている。しかしながら、ＣＯ2冷媒は、臨界温度が３１．１℃と低く、通常の冷凍サイクル装置の高圧側ではＣＯ2冷媒の凝縮が生じない。
【０００５】
このため、図１９に示す冷凍サイクル装置（例えば特許文献１参照。）では、高圧側の冷却器１０２の出口ラインと圧縮機１０１の吸入ラインとの熱交換を行う内部熱交換器１０３を有することによって、冷却器１０２の出口を過冷却し、冷媒量調整による能力管理手段として低圧レシーバ１０６を設けている。
【０００６】
また、冷暖房のルームエアコンやカーエアコンなどの場合は、室内側熱交換器は小型化が要求され、一方、室外側熱交換器は凝縮能力向上による冷房時の省エネルギー化や吸熱能力向上による暖房時の高能力化のために室内熱交換器に比べて大型化されている。したがって、大きな容積の室外側熱交換器が高圧側となって高密度冷媒の凝縮が行われる冷房運転時にて高効率で運転される最適冷媒量は、暖房運転時の最適冷媒量よりも大きくなるため、その緩衝的な機能も果たすレシーバを用いることは有効である。
【０００７】
また、特許文献１は図１９のように、所定の能力要求において装置のエネルギ消費を最小とするために、予定の設定値にしたがって絞り手段１０４の開度を調整している。
【０００８】
すなわち、図２０で示すように高圧がＰである冷凍サイクルから高圧がＰ１である冷凍サイクルに変化した場合、入力Ｗのエンタルピ差の増加に対して冷凍能力Ｑのエンタルピ差の増加の方が大きいためＣＯＰは高くなるが、高圧がＰ１である冷凍サイクルから高圧がＰ２である冷凍サイクルになると、逆に入力Ｗのエンタルピ差の増加に対して冷凍能力Ｑのエンタルピ差の増加の方が小さくなるためＣＯＰは低下する。すなわち、図２０の高圧がＰ１である冷凍サイクルに示すように、ＣＯ2冷媒には理論的にＣＯＰ最大となる高圧が存在する。
【０００９】
また、ヒートポンプサイクルＣＯＰは冷凍サイクルＣＯＰに１を加えたものであるから、ヒートポンプサイクルの場合も、ＣＯＰ最大となる高圧（以下、高サイド圧力という）の値は冷凍サイクルと同値である。
【００１０】
図１９に示す冷凍サイクルは、例えば冷房装置として用いることが出来る。
【００１１】
【特許文献１】
特許第２１３２３２９号公報（特公平７−１８６０２号公報）
【００１２】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、低圧にレシーバを設けることはコストや容積が大きくなるといった欠点があり、実使用運転範囲においては、従来の冷凍サイクル装置に用いられているＨＣＦＣ冷媒やＨＦＣ冷媒に対しＣＯ2冷媒の圧力が非常に高くなることを考えると、安全性確保のための耐圧設計はより厳しいものとなる。特に、カーエアコンの場合は、さらなる省容量化および軽量化が求められている。
【００１３】
また、一般に冷房装置よりも冷暖房除湿を行う装置の方が圧縮機はより高圧に冷媒を圧縮する必要があり、また、圧縮機で圧縮された冷媒温度もより高温になる。
【００１４】
すなわち、従来の図１９の冷凍サイクルに温水サイクルを付加して冷暖房除湿を行う除湿装置として用いた場合には、より高サイド圧力で運転する必要があり、また、放熱器の温度もより高くなり、圧縮比も高くなる。
【００１５】
従って、従来の図１９の冷凍サイクルに温水サイクルを付加して冷暖房除湿を行う除湿器として用いる場合には次のような問題が生じる。
【００１６】
すなわち、エネルギ消費が最小とされる高サイド圧力で運転することは、放熱器の温度が高い場合、すなわち放熱器雰囲気温度が高い場合や、小型放熱器を用いる場合においては、圧縮比が高くなるために圧縮機の効率が大きく低下することや、圧縮機の信頼性を損なう恐れがあるといった欠点があり、また高サイド圧力が高いため、安全性確保のための耐圧設計はより厳しいものとなる。
【００１７】
また、暖房除湿時と冷房時とでは、冷凍サイクル装置の高圧側の冷媒ホールド量が異なるため、最適冷媒量にアンバランスが生じる。したがって、第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量は中間圧力を変動させて調整することにより、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを解消させることが必要となる。
【００１８】
本発明は、上述した課題に対して、ＣＯ2冷媒を使用した冷凍サイクル装置において、ＣＯ2冷凍システムの特徴を生かし、低圧レシーバを小型化、あるいは用いることなく、信頼性を確保して効率的な運転を可能とする冷凍サイクル装置を提供することを目的とするものである。
【００１９】
また、本発明は、上述した課題に対して、ＣＯ2冷媒を使用した冷凍サイクル装置において、ＣＯ2冷凍システムの特徴を生かし、高サイド圧力を高くすることなく、中間圧力を調整することにより冷房時と暖房除湿時の最適冷媒量のアンバランスを解消しつつ、信頼性を確保して効率的な運転を可能とする冷凍サイクル装置を提供することを目的とするものである。
【００２０】
【課題を解決するための手段】
上述した課題を解決するために、第１の本発明は、二酸化炭素を含む冷媒を圧縮する圧縮機と、水サイクルを循環する水と前記冷媒との間で熱交換を行う冷媒水熱交換器と、前記圧縮された冷媒を減圧可能な第１の減圧器と、前記第１の減圧器を経由した冷媒と第１の空気とで熱交換を行う第１の熱交換器と、前記第１の熱交換器で熱交換された冷媒と前記圧縮機に吸引される冷媒とで熱交換を行う内部熱交換器と、前記内部熱交換器で熱交換された冷媒を減圧する第２の減圧器と、前記第２の減圧器で減圧された冷媒と第２の空気とを熱交換する第２の熱交換器と、前記内部熱交換器とを順次接続した冷媒サイクルと、
前記水を加熱する動力機関と、前記冷媒水熱交換器と、前記第２の熱交換器より前記第２の空気の流れの下流側に配置されたヒータコアと、ラジエータとを順次接続した前記水サイクルと、
前記冷媒水熱交換器出口と前記第１の減圧器との間に第５の開閉弁と、
前記第１の熱交換器出口と前記内部熱交換器入口の間に第１の３方弁と、
前記冷媒水熱交換器出口と前記第５の開閉弁入口との間を一端とし、前記第１の３方弁を他端として接続する第４のバイパス回路と、
前記内部熱交換器出口と前記第２の減圧器入口の間に第２の３方弁と、
前記第２の３方弁を一端とし、前記第５の開閉弁出口と前記第１の減圧器入口の間を他端として接続する第５のバイパス回路と、
前記第１の熱交換器出口と前記第１の３方弁との間を一端とし、前記第２の３方弁と第２の減圧器との間を他端として第６の開閉弁を介して接続する第６のバイパス回路と、
前記冷媒水熱交換器から流出した冷媒が、前記第５の開閉弁を介して循環する定常モードと、前記第４のバイパス回路と前記第５のバイパス回路を循環する起動モードとを選択的に切替える冷媒循環モード切替手段とを備え、
暖房除湿時には、第２の減圧器の開度を調整することにより、空調能力を調整する冷凍サイクル装置である。
【００３７】
【発明の実施の形態】
以下に、本発明の実施の形態及び本発明に関連する参考例について図面を参照して説明する。
【００３８】
（参考例１）
図１は、参考例１における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、この冷凍サイクルは、ＣＯ2冷媒を作動流体とし、圧縮機１０、冷媒水熱交換器１１、第１の減圧器１２、第１の熱交換器１３、内部熱交換器１４、第２の減圧器１５、第２の熱交換器１６を基本構成要素としている。第１の熱交換器１３の出口側ラインと、第２の熱交換器１６の出口である圧縮機１０の吸入ラインは、内部熱交換器１４により熱交換されるように構成されている。一方、温水サイクルは、冷媒水熱交換器で加熱された温水を循環させるポンプ１８、ヒータコア１９、ラジエータ２０、動力機関１７で構成されている。
【００３９】
ここで、図１の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。
【００４０】
まず、冷房時には、第１の減圧器１２は全開にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。すなわち、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１から第１の減圧器１２を経て第１の熱交換器１３で外気によって冷却される。そして、内部熱交換器１４で圧縮機１０の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、第２の減圧器１５で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第２の熱交換器１６に導入される。この第２の熱交換器１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１０で圧縮される。空気は、第２の熱交換器１６で冷却される。
【００４１】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。
【００４２】
暖房除湿時では、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。
【００４３】
すなわち、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１でポンプ１８により循環する水回路の冷却水と熱交換して冷却されたのち、第１の減圧器１２により中間圧力まで減圧されて第１の熱交換器１３に導入される。第１の熱交換器１３で外気によって冷却された冷媒は、内部熱交換器１４で圧縮機１０の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、第２の減圧器１５で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第２の熱交換器１６に導入される。この第２の熱交換器１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１０で圧縮される。
【００４４】
また、冷媒水熱交換器１１で加熱された冷却水は室内に設けられたヒータコア１９に流入して第２の熱交換器１６で冷却除湿された空気を加熱することにより、除湿しながら暖房することができる。そして冷却水は動力機関１７（例えばエンジンやバッテリーなどの発熱源）で加熱されて再び冷媒水熱交換器１１を流れる。
【００４５】
ところで上述したように、二酸化炭素は高圧冷媒であることから、耐圧設計の面においてフィンチューブ式熱交換器ではなく、より細径化した熱交換器（例えばマイクロチューブ式熱交換器）を用いる必要性があることや、車両用空気調和装置においては、特に省容量化および軽量化が大きな訴求点となっている。したがって、冷房時は容積の大きい第１の熱交換器１３が高圧側になるが、暖房除湿時は容積の小さい冷媒水熱交換器１１が高圧側となるため、高圧側の冷媒ホールド量に大きな差が生じるため、冷房時での最適冷媒量と暖房除湿時での最適冷媒量とのアンバランスについて検討を行った。検討の結果、暖房除湿時で第１の減圧器１２のみを作用させた場合、容積の大きい第１の熱交換器１３が低圧側になるため、（暖房除湿時の最適冷媒量）＜（冷房時の最適冷媒量）となることが分かった。したがって、冷房時の最適冷媒量を充填した場合、暖房除湿時には、第１の減圧器１２のみで作用させると冷媒量過多の状態となり、高圧が過昇するという課題が生じた。
【００４６】
また暖房除湿時で、冷房時と同様に第２の減圧器１５のみを作用させた場合、冷房時よりも暖房除湿時の方が第１の熱交換器１３に導入される空気が低温であるため、冷媒温度も低下して冷媒密度は高くなり、第１の熱交換器１３内にホールドされる冷媒量は冷房時よりも大きくなる。すなわち（暖房除湿時の最適冷媒量）＞（冷房時の最適冷媒量）となることが分かった。したがって、冷房時の最適冷媒量を充填した場合、暖房除湿時には、第２の減圧器１５のみで作用させると冷媒量が少ない状態となり、吸入温度の上昇による循環量の低下や吐出温度の過昇という課題がある。
【００４７】
そこで、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５を作用させて、暖房除湿時には、第１の熱交換器１３内を中間圧力にして、第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量を調整することにより、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを解消させることができ、レシーバを小型化、あるいは用いることなく高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことが可能となる。
【００４８】
（参考例２）
参考例２について、図１の冷凍サイクル装置における暖房除湿時での第２の減圧器１５の動作を図８のフローチャートを用いて説明する。第２の減圧器１５は流量調整が可能な弁である。
【００４９】
暖房除湿時では、ステップ４０で圧縮機吐出温度検出手段３５にて検出された吐出温度Ｔｄと、ねらいの設定吐出温度Ｔｘが比較される。そして、ＴｄがＴｘ以上の場合には、冷媒不足の状態であることを示しており、ステップ４１に移り、第２の減圧器１５の開度は大きくするように制御する。このことにより、第１の熱交換器１３内の中間圧力を低下させて、第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量を低下させることにより、冷媒不足状態を解消することができる。第２の減圧器１５を制御したのちステップ４０に戻る。
【００５０】
また、ＴｄがＴｘよりも小さい場合には、冷媒過多の状態であることを示しており、ステップ４２に移り、第２の減圧器１５の開度を小さくするように制御する。このことにより、第１の熱交換器１３内の中間圧力を増加させて、第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量を増加させることにより、冷媒過多状態を解消することができる。そして第２の減圧器１５を制御したのちステップ４０に戻る。なお、ステップ４０で比較する対象は、吐出温度ではなく吸入温度や吐出圧力あるいは吸入過熱度でも構わない。
【００５１】
このように、雰囲気温度や圧縮機回転数の変化など冷凍サイクルが大きく変化する場合においても、第２の減圧器１５を制御することで冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和することができるので、レシーバを小型化、あるいは用いることなく汎用性のある高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００５２】
（参考例３）
図２は、参考例３における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、参考例１と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、圧縮機１０の出口と第１の熱交換器１３の入口とを第１の開閉弁２１を介して接続する第１のバイパス回路２２を設けている。
【００５３】
まず、図２の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には第１の減圧器１２は全閉に、第１の開閉弁２１は全開にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。したがって、第１の開閉弁２１を開いて第１のバイパス回路２２に冷媒を流すことにより、冷媒水熱交換器１１での冷媒の圧力損失を生じさせないようにすることができる。
【００５４】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。暖房除湿時には、第１の開閉弁２１は全閉に、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。すなわち暖房除湿時においては、参考例１と同様の作用がなされる。
【００５５】
このように、第１のバイパス回路２２を設けることにより、冷房時での圧力損失の低減を図ることができるので、冷暖房ともに高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００５６】
（参考例４）
図３は、参考例４における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、参考例３と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、第１の熱交換器１３の冷媒温度を検出する第１の熱交換器温度検出手段３６を設けている。
【００５７】
まず、図３の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には第１の減圧器１２は全閉に、第１の開閉弁２１は全開にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。したがって、冷房時においては、参考例３と同様の作用がなされる。
【００５８】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。暖房除湿時には、第１の開閉弁２１は全閉にして、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。
【００５９】
ここで、外気温度が低い場合や、第１の熱交換器１３の放熱ファンが作動していない場合には、低圧が低下して第１の熱交換器１３に着霜が生じ、冷凍サイクル装置の成績係数（ＣＯＰ）が低下するという課題がある。そこで、このような場合にも対応した図３の冷凍サイクル装置における第１の減圧器１２または第１の開閉弁２１の動作を説明する。
【００６０】
暖房除湿時は、第１の熱交換器１３の温度Ｔevaと、設定温度Ｔｙ（例えば０℃）を比較して、ＴevaがＴｙ以下の場合は、第１の熱交換器１３に着霜が発生してＣＯＰが低下する危険性がある状態であり、第１の減圧器１２の開度を全開にするように制御する。このことにより、第１の熱交換器１３が放熱器として作用するので、着霜を回避することが可能となる。そして、ＴevaがＴｙよりも大きい場合は第１の減圧器１２は再び減圧器として作用させる。したがって、逆サイクルにして室内の吹出し温度を低下させて快適性を損なうような運転をすることなく、除霜運転を行うことができる。
【００６１】
また、第１の熱交換器１３の温度Ｔevaと、設定温度Ｔｙ（例えば０℃）を比較して、ＴevaがＴｙ以下の場合に、第１の開閉弁２１を全開にするように制御すると、放熱器として作用している冷媒水熱交換器１１をバイパスすることになるため、第１の熱交換器１３での放熱量をより高くすることができるので、より短い時間で除霜運転を終了させることができる。そして、ＴevaがＴｙよりも大きい場合は第１の開閉弁２１は再び全閉になるように制御する。
【００６２】
このように、第１の減圧器１２または第１の開閉弁２１を制御することにより、暖房除湿時の着霜回避を図ることができるので、快適性の高いより高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００６３】
（参考例５）
図４は、参考例５における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、参考例１と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、第２の熱交換器１６の入口と出口とを第２の開閉弁２３を介して接続する第２のバイパス回路２４を設けている。
【００６４】
まず、図４の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には、第１の減圧器１２は全開、第２の開閉弁２３は全閉にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。すなわち冷房時においては、参考例１と同様の作用がなされる。
【００６５】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。暖房除湿時には、第２の開閉弁２３は全開に、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。このことにより、室内熱交換器である第２の熱交換器１６での吸熱量が小さくなるので、室内暖房能力を早急に高くすることができる。
【００６６】
このとき、第２のバイパス回路２４には乾き度の小さい冷媒が流れることになるが、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３の出口から流出した冷媒と熱交換して加熱されるため、圧縮機１０に液冷媒が吸入される可能性は低い。
【００６７】
そして、圧縮機１０の運転開始から一定値以上（例えば７０℃）の吐出温度になった場合は、第２の熱交換器１６の除湿能力を一定値以上に確保するために第２の開閉弁２３を全閉にするように制御する。また、第２の開閉弁２３を全閉にするタイミングは、圧縮機１０の運転開始から経過した時間（例えば１０ｍｉｎ）でも構わない。
【００６８】
以上のように、第２のバイパス回路２４を設けることにより、暖房除湿時において、圧縮機運転開始直後の暖房能力の立ち上がり性能を向上させることができるので、即暖性に優れた冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００６９】
（参考例６）
図５は、参考例６における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、参考例１と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、第１の熱交換器１３の入口と出口とを第３の開閉弁２５を介して接続する第３のバイパス回路２６を設けている。
【００７０】
まず、図５の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には第１の減圧器１２は全開に、第３の開閉弁２５は全閉にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。したがって、冷房時は参考例１と同様の動作となり、同様の効果が得られる。
【００７１】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。暖房除湿時には、第３の開閉弁２５は全開にして、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。
【００７２】
すなわち暖房除湿時では、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１でポンプ１８により循環する水回路の冷却水と熱交換して冷却される。そして、冷媒水熱交換器１１で冷却された冷媒は、第１の減圧器１２により中間圧力まで減圧されて第１の熱交換器１３と第３のバイパス回路２６に分岐して流れる。ここで、第３のバイパス回路２６の流路抵抗を第１の熱交換器１３よりも小さくすることにより、第１の熱交換器１３にはほとんど冷媒が流れないようにする。第１の熱交換器１３または第３のバイパス回路２６を流れた冷媒は、内部熱交換器１４で圧縮機１０の吸入ラインの冷媒と熱交換したのち、第２の減圧器１５にてさらに減圧される。ここで冷媒は低温低圧の気液二相状態となり、第２の熱交換器１６に導入され、室内の空気からの吸熱により蒸発して、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１０で圧縮される。
【００７３】
よって、図９のモリエル線図に示すように、第３のバイパス回路２６を設けた場合はａ→ｂ→ｃ→ｄ→ｇ→ｈで示す冷凍サイクルとなり中間圧力域でほとんど冷媒が熱交換をしないが、第３のバイパス回路２６がない場合はａ→ｂ→ｃ→ｅ→ｆ→ｈのように第１の熱交換器１３が放熱作用を行うため、第２の熱交換器１６の入口冷媒の比エンタルピ値がΔＨほど小さくなる。すなわち室内側熱交換器である第２の熱交換器１６の吸熱量が増加するということになり、室内の吹出し温度の低下を招いてしまう。
【００７４】
したがって、第３のバイパス回路２６を設けることによって室内の吹出し温度の低下を防止することができるので、より高い暖房能力で冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００７５】
（参考例７）
図６は、参考例７における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、参考例６と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、第１の熱交換器１３の入口に第４の開閉弁２７を設けている。
【００７６】
まず、図６の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には第１の減圧器１２は全開に、第３の開閉弁２５は全閉に、第４の開閉弁２７は全開にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。したがって、冷房時は参考例６と同様の動作となり、同様の効果が得られる。
【００７７】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。暖房除湿時には、第３の開閉弁２５は全開に、第４の開閉弁２７は全閉にして、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。
【００７８】
すなわち運転が開始されると、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１でポンプ１８により循環する水回路の冷却水と熱交換して冷却される。そして、冷媒水熱交換器１１で冷却された冷媒は、第１の減圧器１２により中間圧力まで減圧されて第３のバイパス回路２６のみを流れる。
【００７９】
したがって、第４の開閉弁２７を全閉にして第１の熱交換器１３に冷媒が流れないようにすることで、室外気温の変化や車速の変化に伴う風速の変化などによって第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量や放熱量が変化して制御性が困難となるのを防止することができる。
【００８０】
（実施の形態１）
図７は、本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、参考例１と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、第５の開閉弁２８、第４のバイパス回路２９、第１の３方弁３０、第２の３方弁３１、第５のバイパス回路３２、第６の開閉弁３３、第６のバイパス回路３４を設けている。実施の形態１は暖房除湿運転における圧縮機起動時と定常運転時とで冷媒循環モードを切り替えることを特徴とする。
【００８１】
まず、図７の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には、第１の減圧器１２は全開に、第５の開閉弁２８は全開に、第６の開閉弁３３は全閉に、第１の３方弁３０はＡ方向に、第２の３方弁３１はＡ方向に制御して、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。すなわち冷房時においては、参考例１と同様の作用がなされる。
【００８２】
次に、暖房除湿運転の圧縮機起動時と定常運転時の動作についてそれぞれ説明する。
【００８３】
暖房除湿運転の圧縮機起動時は、暖房能力を早急に向上させる必要があるため、第２の減圧器１５は全開に、第５の開閉弁２８は全閉に、第６の開閉弁３３は全開に、第１の３方弁３０はＢ方向に、第２の３方弁３１はＢ方向に制御して、第１の減圧器１２のみで減圧器としての作用を行う。
【００８４】
すなわち暖房除湿運転の圧縮機起動時は、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１でポンプ１８により循環する水回路の冷却水と熱交換して冷却される。加熱された冷却水はヒータコア１９に流入して圧縮機１０の起動時の室内暖房能力をより高くすることができる。そして、冷媒水熱交換器１１で冷却された冷媒は、第４のバイパス回路２９を流れて内部熱交換器１４で圧縮機１０の吸入ラインの冷媒と熱交換したのち、第５のバイパス回路３２を流れて、第１の減圧器１２で減圧されて低温低圧の気液二相状態となり、第１の熱交換器１３に導入される。この第1の熱交換器１３では、室外の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガスとなり、第６のバイパス回路３４を流れて、第２の減圧器１５を経て第２の熱交換器１６に導入される。この第２の熱交換器１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガスとなり、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１０で圧縮される。
【００８５】
すなわち、放熱器としての作用は冷媒水熱交換器１１で行い、第１の熱交換器１３および第２の熱交換器１６で吸熱させることにより、より大きな吸熱量を確保することができるので、暖房能力の向上を図ることができる。
【００８６】
ここで、参考例１で述べたように、第１の減圧器１２のみを作用させると暖房除湿時の冷媒量は過多の状態になるが、冷媒水熱交換器１１の出口から第１の減圧器１２の間に内部熱交換器１４と、第４のバイパス回路２９および第５のバイパス回路３２を設けることにより、高圧側の容積が増加することになる。したがって、暖房除湿時に高圧側にホールドされる冷媒量が大きくなるため、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和することができる。また、圧縮機１０の吸入ラインは冷媒水熱交換器１１の出口の高温冷媒と熱交換することになるので、冷媒量過多による圧縮機１０の吸入温度の低下すなわち吐出温度の低下を防ぐことができる。
【００８７】
したがって、冷媒水熱交換器１１の出口から第１の減圧器１２の間に内部熱交換器１４と、第４のバイパス回路２９および第５のバイパス回路３２を設けることにより、第１の減圧器１２のみを減圧器として作用させた場合においても、冷房時と暖房除湿時の冷媒量のアンバランスを緩和して圧縮機１０の起動時での暖房能力確保を行うことができる。
【００８８】
次に、冷凍サイクル装置の暖房除湿時での定常運転時における動作について説明する。
【００８９】
暖房除湿時の定常運転時は、第５の開閉弁２８は全開に、第６の開閉弁３３は全閉に、第１の３方弁３０はＡ方向に、第２の３方弁３１はＡ方向に制御して、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。
【００９０】
すなわち暖房除湿時の定常運転時は、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１でポンプ１８により循環する水回路の冷却水と熱交換して冷却されたのち、第１の減圧器１２により中間圧力まで減圧されて第１の熱交換器１３に導入される。第１の熱交換器１３で外気によって冷却された冷媒は、内部熱交換器１４で圧縮機１０の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、第２の減圧器１５で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第２の熱交換器１６に導入される。この第２の熱交換器１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１０で圧縮される。このように暖房除湿時の定常運転時においては、参考例１と同様の作用がなされる。
【００９１】
以上のように、実施の形態１において、第４のバイパス回路２９および第５のバイパス回路３２を設けることによって、暖房除湿時の起動時および定常運転時において、冷媒量のアンバランスを緩和することができるので、レシーバを小型化、あるいは設けることなく冷房時および暖房除湿時それぞれにおいて高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９２】
以上述べたところから明らかなように、本実施の形態は、二酸化炭素を冷媒として用いた冷凍サイクル装置において、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５を作用させて、第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量を変動させて中間圧力にすることにより、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和させることができ、レシーバを小型化、あるいは用いることなく高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９３】
さらに、雰囲気温度や圧縮機回転数の変化など冷凍サイクルが大きく変化する場合においても、第２の減圧器１５を制御することで冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和することができるので、レシーバを小型化、あるいは用いることなく汎用性のある高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９４】
さらに、第１のバイパス回路２２を設けることにより、冷房時の冷媒水熱交換器１１の圧力損失の低減を図ることができるので、より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９５】
さらに、第１の熱交換器温度検出手段３６により検出された値を用いて、第１の減圧器１２または第１の開閉弁２１を制御することにより、暖房除湿時の着霜回避を図ることができるので、快適性の高いより高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９６】
さらに、第２のバイパス回路２４を設けることにより、暖房除湿時において、圧縮機１０の運転開始直後の室内暖房能力の立ち上がり性能を向上させることができるので、即暖性に優れた冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９７】
さらに、第３のバイパス回路２６を設けることによって室内の吹出し温度の低下を防止することができるので、より高い暖房能力で冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９８】
さらに、第４の閉止弁２７を全閉にして第１の熱交換器１３に冷媒が流れないようにすることで、室外気温の変化などによって第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量や放熱量が変化して制御性が困難となるのを防止することができる。
【００９９】
さらに、第４のバイパス回路２９および第５のバイパス回路３２を設けることによって、暖房除湿時の起動時および定常運転時において、冷媒量のアンバランスを緩和することができるので、レシーバを小型化、あるいは設けることなく冷房時および暖房除湿時それぞれにおいて高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１００】
（参考例８）
図１０は、参考例８における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、この冷凍サイクルは、ＣＯ2冷媒を作動流体とし、圧縮機１１０、冷媒水熱交換器１１１、第１の減圧器１１２、第１の熱交換器１１３、内部熱交換器１１４、第２の減圧器１１５、第２の熱交換器１１６を基本構成要素としている。第１の熱交換器１１３の出口ラインと、第２の熱交換器１１６の出口である圧縮機１１０の吸入ラインは、内部熱交換器１１４により熱交換されるように構成されている。一方、温水サイクルは、冷媒水熱交換器１１１で加熱された温水を循環させるポンプ１１８、ヒータコア１１９、ラジエータ１２０、動力機関１１７で構成されている。
【０１０２】
ここで、図１０の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。
【０１０３】
まず、冷房時には、第１の減圧器１１２は全開にして、第２の減圧器１１５で減圧器としての作用を行う。すなわち、圧縮機１１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１１から第１の減圧器１１２を経て第１の熱交換器１１３で外気によって冷却される。ただし、このときヒータコア１１９で暖房を行わないため、冷媒水熱交換器１１１には温水は流れない。そして、内部熱交換器１１４で圧縮機１１０の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、第２の減圧器１１５で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第２の熱交換器１１６に導入される。この第２の熱交換器１１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、内部熱交換器１１４で第１の熱交換器１１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１１０で圧縮される。空気は、第２の熱交換器１１６で冷却される。
【０１０４】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。
【０１０５】
暖房除湿時では、第１の減圧器１１２と第２の減圧器１１５で減圧器としての作用を行う。
【０１０６】
すなわち、圧縮機１１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１１でポンプ１１８により循環する温水サイクルの温水と熱交換して冷却されたのち、第１の減圧器１１２により中間圧力まで減圧されて第１の熱交換器１１３に導入される。
【０１０７】
第１の熱交換器１１３で外気によって冷却された冷媒は、内部熱交換器１１４で圧縮機１１０の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、第２の減圧器１１５で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第２の熱交換器１１６に導入される。この第２の熱交換器１１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、内部熱交換器１１４で第１の熱交換器１１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１１０で圧縮される。
【０１０８】
また、冷媒水熱交換器１１１で加熱された温水は室内に設けられたヒータコア１１９に流入して第２の熱交換器１１６で冷却除湿された空気を加熱することにより、除湿しながら暖房することができる。そして温水は動力機関１１７（例えばエンジンやバッテリーなどの発熱源）で加熱されて再び冷媒水熱交換器１１１を流れる。
【０１０９】
図２１は、３つの異なる蒸発温度をパラメータとして、ＣＯＰを最大にする最適高サイド圧力と、放熱器の出口の冷媒温度との間の論理的な関係を示すグラフである。ここで、暖房除湿時の冷媒水熱交換器１１１の加熱能力を１．５ｋＷ、冷媒水熱交換器１１１の入口冷媒温度を１２０℃、冷媒流量を６０ｋｇ／ｈ、蒸発温度を０℃と仮定すると、冷媒水熱交換器１１１の出口冷媒温度は６０℃付近になることが考えられ、そのときに最小エネルギとなる高サイド圧力の値は、従来例の設定値に従うと図２１で示すように約１５０ｂａｒと算出される。このように従来例では、冷房運転時よりも暖房除湿時の方が高サイド圧力の値も高くなる。
【０１１０】
しかしながらこのような高い圧力で冷凍サイクル装置を運転する場合、圧縮比が大きくなるため圧縮機１１０の効率の大幅な低下が生じ、実際の消費エネルギは最小とはならないことが推察できる。
【０１１１】
参考例８では、第１の減圧器１１２により、第１の熱交換器１１３の冷媒を中間圧力とすることによって、このような高い圧力で冷凍サイクル装置を運転しなくてもよいようにした。
【０１１２】
そこで、参考例８について、図１０に示す冷凍サイクル装置における暖房除湿運転時での第２の減圧器１１５の動作を図１５のフローチャートを用いて説明する。第２の減圧器１１５は流量調整が可能な弁である。
【０１１３】
暖房除湿時では、ステップ１４１で第２の熱交換器冷媒温度検出手段１３０にて検出された冷媒温度Ｔevaと、ねらいの設定温度Ｔｘeva（例えば露点温度：０℃）が比較される。そして、ＴevaがＴｘeva以上の場合には、室内側熱交換器である第２の熱交換器１１６では除湿していない状態であることを示しており、ステップ１４２に移り、第２の減圧器１１５の開度は小さくするように制御する。
【０１１４】
このとき、第１の減圧器１１２の開度は制御する必要はないが、開度を大きくするように制御してもよい。このことにより、第１の熱交換器１１３内の中間圧力を増加させて、第１の熱交換器１１３内の冷媒温度を増加させることにより、内部熱交換器１１４で熱交換する低圧側と高圧側との温度差が大きくなるので、内部熱交換量は増加する。第２の減圧器１１５を制御したのちステップ１４０に戻る。
【０１１５】
よって、図１４のモリエル線図に示すように、第２の減圧器１１５を動作する前はａ→ｂ→ｃ→ｄ→ｅ→ｆで示す冷凍サイクルであるが、第２の減圧器１１５の開度を小さくした場合はｋ→ｂ→ｇ→ｈ→ｉ→ｊのように内部熱交換器１１４での熱交換量が大きくなるため、第２の熱交換器１１６の入口冷媒の比エンタルピ値がΔＨほど小さくなる。
【０１１６】
したがって、第２の熱交換器１１６のエンタルピ差が大きくなるので吸熱能力が増加し、第２の熱交換器１１６の蒸発温度は低下するように冷凍サイクルがバランスするので、除湿することが可能となる。
【０１１７】
したがって、高圧を増加させることがないので、圧縮機の効率を大幅に低下させることなく第２の熱交換器１１６の吸熱能力を増加させることができる。
【０１１８】
また、ＴevaがＴｘevaよりも小さい場合には、室内側熱交換器である第２の熱交換器１１６で除湿している状態であることを示しており、ステップ４３に移り、第２の減圧器１１５の開度を大きくするように制御する。
【０１１９】
このとき、第１の減圧器１１２の開度は制御する必要はないが、開度を小さくするように制御してもよい。このことにより、第１の熱交換器１１３内の中間圧力を低下させて、第１の熱交換器１１３内の冷媒温度を低下させることにより、内部熱交換器１１４で熱交換する低圧側と高圧側との温度差が小さくなるので、内部熱交換量は低下し、過度に吹出し温度が低下するのを防止する。そして第２の減圧器１１５を制御したのちステップ１４１に戻る。
【０１２０】
このように暖房除湿時には、第１の減圧器１１２または第２の減圧器１１５を作用させて第１の熱交換器１１３内を中間圧力にして、第１の熱交換器１１３の冷媒温度を調整することにより、内部熱交換器１１４の熱交換量を調整することができるので、従来例で算出している最小エネルギとなる高サイド圧力に設定することなく、従来例の動作よりも小さい消費エネルギで、冷房時と暖房除湿時との最適冷媒量のアンバランスを解消しつつ、信頼性を確保して高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことが可能となる。
【０１２１】
（参考例９）
参考例９について、図１１に示す冷凍サイクル装置における暖房除湿時での第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１５の動作を図１６のフローチャートを用いて説明する。以下、参考例８と異なる点について説明する。第１の減圧器１１２は流量調整が可能な弁である。
【０１２２】
暖房除湿時と冷房時とでは、冷凍サイクル装置の高圧側の冷媒ホールド量が異なるため、最適冷媒量にアンバランスが生じる。したがって、第１の熱交換器１１３内の冷媒ホールド量を中間圧力を変動させて調整することにより、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを解消させることが可能となる。
【０１２３】
暖房除湿時では、ステップ１４４で第１の熱交換器冷媒温度検出手段１３１にて検出された冷媒温度Ｔｍと、ねらいの設定温度Ｔｘm（例えば２０℃）が比較される。このＴｘｍの値は、暖房除湿時に最も効率が良くなる最適冷媒量になるように設定された値である。そして、ＴｍがＴｘｍ以上の場合には、第１の熱交換器１１３の中間圧力が設定値よりも高く、循環冷媒量が最適値よりも低い状態であることを示しているため、ステップ１４５に移り、第１の減圧器１１２の開度は小さくするように制御する。このことにより、第１の熱交換器１１３内の中間圧力を低下させて、第１の熱交換器１１３内の冷媒ホールド量を低下させることにより、暖房除湿時に最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１２４】
また、ＴｍがＴｘｍよりも小さい場合には、第１の熱交換器１１３の中間圧力が設定値よりも低く、循環冷媒量が最適値よりも高い状態であることを示しているため、ステップ１４６に移り、第１の減圧器１１２の開度は大きくするように制御する。このことにより、第１の熱交換器１１３内の中間圧力を増加させて、第１の熱交換器１１３内の冷媒ホールド量を増加させることにより、暖房除湿時に最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１２５】
以上のステップ１４５とステップ１４６の後、ステップ１４７に移り、第２の熱交換器冷媒温度検出手段１３０にて検出された冷媒温度Ｔevaと、ねらいの設定温度Ｔｘeva（例えば露点温度：０℃）が比較される。以下の動作は上述した参考例８と同様である。
【０１２６】
以上のように、第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１６を作用させて第１の熱交換器１１３内の中間圧力を変動させることによって、第１の熱交換器１１３内の冷媒ホールド量を調整することが可能となるので、暖房除湿時に冷媒調整用のレシーバを設けることなく、最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１２７】
また、参考例８のように第２の減圧器１１５の開度を主導的に調整すると、圧縮機の吸入冷媒乾き度が大きく変動して冷凍サイクル装置の能力制御が困難となるが、上述したように第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１５の開度を調整することにより、このような不具合は緩和され、より安定した冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１２８】
（参考例１０）
参考例１０について、図１２に示す冷凍サイクル装置における暖房除湿時での第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１５の動作を図１８のフローチャートを用いて説明する。以下、参考例８と異なる点について説明する。前記ヒータコア１１９を介して吹出される吹出し空気温度を検出する吹出し温度検出手段１３４と、前記圧縮機１１０の運転周波数を制御する圧縮機運転周波数制御手段１３２を設けている。
【０１２９】
暖房除湿時では、ステップ１５０で第１の熱交換器冷媒温度検出手段１３１にて検出された冷媒温度Ｔｍと、ねらいの設定温度Ｔｘm（例えば２０℃）が比較される。以下の動作は上述した参考例９と同様であり、ステップ１４４〜１４９は、それぞれステップ１５０〜１５５に相当する。
【０１３０】
そして、ステップ１５４またはステップ１５５からステップ１５６に移り、吹出し温度検出手段１３４にて検出された吹出し温度Ｔｆと、ねらいの設定温度Ｔｘｆ（例えば４０℃）が比較される。このＴｘｆの値は、暖房除湿時に要求される吹出し温度の値である。そして、ＴｆがＴｘｆ以上の場合には、吹出し温度Ｔｆがねらいの設定温度Ｔｘｆよりも高いので、暖房能力が高いことを示しており、ステップ１５７に移り、圧縮機１１０の運転周波数を小さくするように制御したのち、ステップ１５０に戻る。
【０１３１】
また、ＴｆがＴｘｆよりも小さい場合には、吹出し温度Ｔｆがねらいの設定温度Ｔｘｆよりも低いので、暖房能力が低いことを示しており、ステップ１５８に移り、圧縮機１１０の運転周波数を大きくするように制御したのち、ステップ１５０に戻る。
【０１３２】
以上のように、圧縮機１１０の運転周波数を変動させることによって、暖房能力を調整することが可能となるので、快適性を損なわずに、最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１３３】
（参考例１１）
図１３は、参考例１１における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、参考例８と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、圧縮機１１０の吐出冷媒温度を検出する圧縮機吐出冷媒温度検出手段１３３と、第２の熱交換器１１６の出口と圧縮機１１０の入口を開閉弁１３５を介してバイパスするバイパス回路１３６を設けている。図１３に示す冷凍サイクル装置における暖房除湿運転時での開閉弁１３５の動作を図１７のフローチャートを用いて説明する。
【０１３４】
暖房除湿時では、ステップ１６０で圧縮機吐出冷媒温度検出手段１３３にて検出された吐出冷媒温度Ｔｄと、ねらいの設定温度Ｔｘ（例えば１４０℃）が比較される。このとき、ねらいの設定温度は、圧縮機１１０の使用範囲での上限温度に近い値となるようにする。そして、ＴｄがＴｘ以上の場合には、圧縮機１１０の使用範囲の上限温度を超えている状態であることを示しており、ステップ１６１に移り、開放弁１３５の開度を開くように制御する。このことにより、第２の熱交換器１１６から流出する冷媒がバイパス回路１３６を流れるので、内部熱交換器１１４での内部熱交換量が小さくなり、圧縮機１１０の吸入冷媒温度は低下し、吐出冷媒温度も低下する。開放弁１３５を制御したのちステップ１６０に戻る。
【０１３５】
また、ＴｄがＴｘよりも小さい場合には、圧縮機１１０の使用範囲の上限温度よりも低い状態であることを示しており、ステップ１６２に移り、開放弁１３５の開度を閉じるように制御して、ステップ１６０に戻る。
【０１３６】
このように、開放弁１３５を制御することにより、圧縮機１１０の吐出温度の過昇を圧縮機の運転周波数を低下させずに防止することができるので、快適性の高い、より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１３７】
（参考例１２）
参考例１２は、冷凍サイクル装置が車両用空調装置であることを特徴としている。ここで、冷媒水熱交換器１１１のみを放熱器として作用させる場合（例えば立上り運転時など）、室外側熱交換器すなわち第１の熱交換器１１３は蒸発器として作用するが、車両用空調装置の場合、車両走行中には第１の熱交換器１１３は走行風を受けることになるため、第１の熱交換器１１３を流れる冷媒温度が０℃以下になり着霜が発生した場合、逆サイクル運転にして放熱器として作用させても、冷媒温度が高くなりにくいために迅速かつ完全に除霜を行うことが非常に困難である。
【０１３８】
したがって、参考例８に示すように第１の減圧器１１２または第２の減圧器１１５を作用させて第１の熱交換器１１３内を中間圧力にして、第１の熱交換器１１３の冷媒温度を調整することにより、第１の熱交換器１１３への着霜の発生を未然に防止することができるので、車両用空調装置においても、快適性の高い、より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１３９】
以上述べたところから明らかなように、本参考例によれば、第１の減圧器１１２または第２の減圧器１１５を作用させて第１の熱交換器１１３内を中間圧力にして、第１の熱交換器１１３の冷媒温度を調整することにより、内部熱交換器１１４の熱交換量を調整することができるので、従来例で算出している最小エネルギとなる高サイド圧力に設定することなく、従来例よりも小さい消費エネルギで、信頼性を確保しつつ高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことが可能となる。
【０１４０】
さらに、第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１５を作用させて第１の熱交換器１１３内の中間圧力を変動させることによって、第１の熱交換器１１３内の冷媒ホールド量を調整することが可能となるので、暖房除湿時に冷媒調整用のレシーバを設けることなく、最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１４１】
さらに、第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１５を作用させ、圧縮機１１０の運転周波数を変動させることによって、暖房能力を調整することが可能となるので、快適性を損なわずに、最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１４２】
さらに、開放弁１３５を制御することにより、圧縮機１１０の吐出温度の過昇を圧縮機の運転周波数を低下させずに防止することができるので、快適性の高い、より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１４３】
さらに、第１の減圧器１１２または第２の減圧器１１５を作用させて第１の熱交換器１１３内を中間圧力にして、第１の熱交換器１１３の冷媒温度を調整することにより、第１の熱交換器１１３への着霜の発生を未然に防止することができるので、車両用空調装置においても、快適性の高い、より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１４４】
【発明の効果】
以上説明したところから明らかなように、本発明は、ＣＯ2冷媒を使用した冷凍サイクル装置において、ＣＯ2冷凍システムの特徴を生かし、低圧レシーバを小型化、あるいは用いることなく、信頼性を確保して効率的な運転を可能とする冷凍サイクル装置を提供することが出来る。
【０１４５】
また、本発明は、ＣＯ2冷媒を使用した冷凍サイクル装置において、ＣＯ2冷凍システムの特徴を生かし、高サイド圧力を高くすることなく、中間圧力を調整することにより冷房時と暖房除湿時の最適冷媒量のアンバランスを解消しつつ、信頼性を確保して効率的な運転を可能とする冷凍サイクル装置を提供することが出来る。
【図面の簡単な説明】
【図１】 参考例１である冷凍サイクル装置の構成図
【図２】 参考例３である冷凍サイクル装置の構成図
【図３】 参考例４である冷凍サイクル装置の構成図
【図４】 参考例５である冷凍サイクル装置の構成図
【図５】 参考例６である冷凍サイクル装置の構成図
【図６】 参考例７である冷凍サイクル装置の構成図
【図７】 本発明の実施の実施１である冷凍サイクル装置の構成図
【図８】 参考例２である冷凍サイクル装置の制御フローチャート図
【図９】 参考例６である冷凍サイクル装置のモリエル線図
【図１０】 参考例８である冷凍サイクル装置の構成図
【図１１】 参考例９である冷凍サイクル装置の構成図
【図１２】 参考例１０である冷凍サイクル装置の構成図
【図１３】 参考例１１である冷凍サイクル装置の構成図
【図１４】 参考例８である冷凍サイクル装置のモリエル線図
【図１５】 参考例８である冷凍サイクル装置の制御フローチャート図
【図１６】 参考例９である冷凍サイクル装置の制御フローチャート図
【図１７】 参考例１１である冷凍サイクル装置の制御フローチャート図
【図１８】 参考例１０である冷凍サイクル装置の制御フローチャート図
【図１９】 従来の冷凍サイクル装置の構成図
【図２０】 従来の冷凍サイクル装置のモリエル線図
【図２１】 従来の冷凍サイクル装置の最適ＣＯＰとなるときの放熱器出口温度と高サイド圧力との関係を示す図
【符号の説明】
１０ 圧縮機
１１ 冷媒水熱交換器
１２ 第１の減圧器
１３ 第１の熱交換器
１４ 内部熱交換器
１５ 第２の減圧器
１６ 第２の熱交換器
１７ 動力機関
１８ ポンプ
１９ ヒータコア
２０ ラジエータ
２１ 第１の開閉弁
２２ 第１のバイパス回路
２３ 第２の開閉弁
２４ 第２のバイパス回路
２５ 第３の開閉弁
２６ 第３のバイパス回路
２７ 第４の開閉弁
２８ 第５の開閉弁
２９ 第４のバイパス回路
３０ 第１の３方弁
３１ 第２の３方弁
３２ 第５のバイパス回路
３３ 第６の開閉弁
３４ 第６のバイパス回路
３５ 圧縮機吐出温度検出手段
３６ 第１の熱交換器温度検出手段
１０１ 圧縮機
１０２ 冷却装置
１０３ 内部熱交換器
１０４ 絞り手段
１０５ 蒸発器
１０６ 低圧冷媒レシーバ
１１０ 圧縮機
１１１ 冷媒水熱交換器
１１２ 第１の減圧器
１１３ 第１の熱交換器
１１４ 内部熱交換器
１１５ 第２の減圧器
１１６ 第２の熱交換器
１１７ 動力機関
１１８ ポンプ
１１９ ヒータコア
１２０ ラジエータ
１３０ 第２の熱交換器冷媒温度検出手段
１３１ 第１の熱交換器冷媒温度検出手段
１３２ 圧縮機運転周波数検出手段
１３３ 圧縮機吐出冷媒温度検出手段
１３４ 吹出し温度検出手段
１３５ 開閉弁
１３６ バイパス回路
Claims (1)
- 二酸化炭素を含む冷媒を圧縮する圧縮機と、水サイクルを循環する水と前記冷媒との間で熱交換を行う冷媒水熱交換器と、前記圧縮された冷媒を減圧可能な第１の減圧器と、前記第１の減圧器を経由した冷媒と第１の空気とで熱交換を行う第１の熱交換器と、前記第１の熱交換器で熱交換された冷媒と前記圧縮機に吸引される冷媒とで熱交換を行う内部熱交換器と、前記内部熱交換器で熱交換された冷媒を減圧する第２の減圧器と、前記第２の減圧器で減圧された冷媒と第２の空気とを熱交換する第２の熱交換器と、前記内部熱交換器とを順次接続した冷媒サイクルと、
前記水を加熱する動力機関と、前記冷媒水熱交換器と、前記第２の熱交換器より前記第２の空気の流れの下流側に配置されたヒータコアと、ラジエータとを順次接続した前記水サイクルと、
前記冷媒水熱交換器出口と前記第１の減圧器との間に第５の開閉弁と、
前記第１の熱交換器出口と前記内部熱交換器入口の間に第１の３方弁と、
前記冷媒水熱交換器出口と前記第５の開閉弁入口との間を一端とし、前記第１の３方弁を他端として接続する第４のバイパス回路と、
前記内部熱交換器出口と前記第２の減圧器入口の間に第２の３方弁と、
前記第２の３方弁を一端とし、前記第５の開閉弁出口と前記第１の減圧器入口の間を他端として接続する第５のバイパス回路と、
前記第１の熱交換器出口と前記第１の３方弁との間を一端とし、前記第２の３方弁と第２の減圧器との間を他端として第６の開閉弁を介して接続する第６のバイパス回路と、
前記冷媒水熱交換器から流出した冷媒が、前記第５の開閉弁を介して循環する定常モードと、前記第４のバイパス回路と前記第５のバイパス回路を循環する起動モードとを選択的に切替える冷媒循環モード切替手段とを備え、
暖房除湿時には、第２の減圧器の開度を調整することにより、空調能力を調整する冷凍サイクル装置。
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