JP4753719B2 - 冷凍装置及び空気調和装置 - Google Patents

Description

この発明は、冷凍庫、冷蔵庫、製氷機、水冷却装置、冷房ができる空気調和装置などで使用される冷凍装置及び冷房と暖房を行う空気調和装置に関するものである。

従来技術における、圧縮機、放熱器、流量制御弁、蒸発器を冷媒配管で接続しハイドロフルオロカーボン（ＨＦＣと略す）系冷媒が循環するように構成した冷凍装置及び冷房と暖房を行う空気調和装置においては、ＨＦＣ系冷媒の地球温暖化係数が大きく、ＨＦＣ系冷媒が地球温暖化の原因になる弊害が有る。

フロンよりも地球温暖化係数が小さいプロパンなどのハイドロカーボン（ＨＣと略す）系冷媒、アンモニア、二酸化炭素を用いた冷凍装置及び冷房と暖房を行う空気調和装置が開発されつつある。ＨＣ系冷媒やアンモニアを使用する場合には、これらの冷媒が可燃性を持つため発火しないための対策が必要であり、法令によりその使用量が制限されている。二酸化炭素は不燃性であるが、成績係数ＣＯＰが低くなるという課題が有る。

二酸化炭素を冷媒として使用する冷凍装置の例として空気調和装置の場合で、二酸化炭素を冷媒として使用すると成績係数ＣＯＰが低くなる理由を説明する。空気調和装置では、空気温度を規定した冷房と暖房の定格条件が有る。冷房運転では、室外の乾球温度が３５℃で、室内では乾球温度が２７℃、湿球温度が１９℃である。暖房運転では、室外で乾球温度が７℃、湿球温度が６℃であり、室内の乾球温度が２０℃である。冷媒として二酸化炭素を使用する場合は、室外の温度が高い冷房定格条件での成績係数ＣＯＰが特に低くなる。これは、室外の乾球温度が３５℃であるため、室外に有る熱交換器出口での冷媒は３５℃以上になるからである。二酸化炭素は超臨界状態から膨張する場合に、１０〜６０℃ぐらいの間に比熱が大きい領域が有るが、室外の乾球温度が３５℃の条件では、比熱が大きい領域すべてを使用することができないために、エネルギー消費効率が低くなる。これに対して、ＨＦＣ系冷媒またはＨＣ系冷媒では、冷房定格条件ですべての冷媒蒸気を冷媒液に変化させる熱交換が可能であり、二酸化炭素よりも成績係数ＣＯＰがよくなる。

従来の二酸化炭素を冷媒として用いる空気調和装置においては、水や氷水や海水からなる低温熱源を用いて冷媒を冷却する冷却用熱交換器からなる冷媒冷却手段を備え、圧縮機、放熱器、冷媒冷却手段、流量制御弁、蒸発器を冷媒配管で順に接続して冷媒を循環させるものが有る。これは、冷媒冷却手段を用いて流量制御弁の入口における冷媒の温度を下げて、成績係数ＣＯＰの向上を図るものである。（例えば、特許文献１参照）。

流量制御弁の入口の冷媒を冷却する冷却手段として、動力を必要としない水や海水などを利用できない場合には冷却手段に動力が必要である。この動力は、冷却手段での冷却能力に応じて大きくなる。したがって、空気調和装置の圧縮機に必要な動力と冷却手段に必要な動力の総和を考えた場合には、冷却手段で冷却しすぎると、冷却手段に要する動力が増加し結果として成績係数ＣＯＰが低下する。冷却が十分でない場合は、空気調和装置の圧縮機に要する動力が増加して結果として成績係数ＣＯＰが低下する。

特開平１０−５４６１７号公報

冷凍装置を空気調和装置に適用した場合で説明したが、冷凍庫、冷蔵庫、製氷機、水冷却装置などで使用する冷凍装置の場合でも同様である。
この発明は、二酸化炭素などのフロンよりも地球温暖化係数が小さい不燃性の冷媒を用い、エネルギーを用いて流量制御弁の入口の冷媒を冷却する冷却手段を備える冷凍装置及び冷房と暖房を行う空気調和装置において、成績係数ＣＯＰを向上させることを目的とするものである。

この発明に係る冷凍装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、冷媒の熱を放出させる放熱器と、動力を使用して冷媒を冷却する冷媒冷却手段と、冷媒の流量を調整する流量制御弁と、冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記冷媒冷却手段における熱交換量を制御する熱交換量制御手段とを備え、前記圧縮機、前記放熱器、前記冷媒冷却手段、前記流量制御弁、前記蒸発器の順番に冷媒を循環させる冷凍サイクルを構成し、前記冷媒冷却手段の冷却能力が冷媒を循環させる前記冷凍サイクルの冷却能力の１０分の１から５分の１程度であり、前記熱交換量制御手段が、前記冷媒冷却手段で必要な動力も考慮した成績係数が、運転中の動作条件において前記熱交換量を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内になるように、動作する可能性がある所定の動作条件の範囲内で所定の刻み幅で設定した点での前記成績係数が最大値をとる、あるいは最大値との差が所定の範囲である前記熱交換量を表す予め求められたデータと運転中の動作条件に基づいて、前記熱交換量を制御することを特徴とするものである。

この発明に係る空気調和装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、該圧縮機から吐出される冷媒が流れる方向を切替える四方弁と、冷媒と外気との間で熱交換を行う室外熱交換器と、動力を使用して冷媒を冷却または加熱する冷媒冷却加熱手段と、冷媒の流量を調整する流量制御弁と、冷媒と室内の空気との間で熱交換を行う室内熱交換器と、前記冷媒冷却加熱手段における熱交換量を制御する熱交換量制御手段とを備え、冷房運転時に、前記圧縮機、前記室外熱交換器、前記冷媒冷却加熱手段、前記流量制御弁、前記室内熱交換器の順番に冷媒を循環させ、暖房運転時に、前記圧縮機、前記室内熱交換器、前記流量制御弁、前記冷媒冷却加熱手段、前記室外熱交換器の順番に冷媒を循環させる冷凍サイクルを構成し、前記冷媒冷却加熱手段の熱交換能力が第１冷媒を循環させる前記冷凍サイクルの熱交換能力の１０分の１から５分の１程度であり、前記熱交換量制御手段が、前記冷媒冷却加熱手段で必要な動力も考慮した成績係数が、運転中の動作条件において前記熱交換量を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内になるように、動作する可能性がある所定の動作条件の範囲内で所定の刻み幅で設定した点での前記成績係数が最大値をとる、あるいは最大値との差が所定の範囲である前記熱交換量を表す予め求められたデータと運転中の動作条件に基づいて、前記熱交換量を制御することを特徴とするものである。

この発明に係る冷凍装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、冷媒の熱を放出させる放熱器と、動力を使用して冷媒を冷却する冷媒冷却手段と、冷媒の流量を調整する流量制御弁と、冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記冷媒冷却手段における熱交換量を制御する熱交換量制御手段とを備え、前記圧縮機、前記放熱器、前記冷媒冷却手段、前記流量制御弁、前記蒸発器の順番に冷媒を循環させる冷凍サイクルを構成し、前記冷媒冷却手段の冷却能力が冷媒を循環させる前記冷凍サイクルの冷却能力の１０分の１から５分の１程度であり、前記熱交換量制御手段が、前記冷媒冷却手段で必要な動力も考慮した成績係数が、運転中の動作条件において前記熱交換量を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内になるように、動作する可能性がある所定の動作条件の範囲内で所定の刻み幅で設定した点での前記成績係数が最大値をとる、あるいは最大値との差が所定の範囲である前記熱交換量を表す予め求められたデータと運転中の動作条件に基づいて、前記熱交換量を制御することを特徴とするものなので、効率を適切に向上することができる。

この発明に係る空気調和装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、該圧縮機から吐出される冷媒が流れる方向を切替える四方弁と、冷媒と外気との間で熱交換を行う室外熱交換器と、動力を使用して冷媒を冷却または加熱する冷媒冷却加熱手段と、冷媒の流量を調整する流量制御弁と、冷媒と室内の空気との間で熱交換を行う室内熱交換器と、前記冷媒冷却加熱手段における熱交換量を制御する熱交換量制御手段とを備え、冷房運転時に、前記圧縮機、前記室外熱交換器、前記冷媒冷却加熱手段、前記流量制御弁、前記室内熱交換器の順番に冷媒を循環させ、暖房運転時に、前記圧縮機、前記室内熱交換器、前記流量制御弁、前記冷媒冷却加熱手段、前記室外熱交換器の順番に冷媒を循環させる冷凍サイクルを構成し、前記冷媒冷却加熱手段の熱交換能力が第１冷媒を循環させる前記冷凍サイクルの熱交換能力の１０分の１から５分の１程度であり、前記熱交換量制御手段が、前記冷媒冷却加熱手段で必要な動力も考慮した成績係数が、運転中の動作条件において前記熱交換量を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内になるように、動作する可能性がある所定の動作条件の範囲内で所定の刻み幅で設定した点での前記成績係数が最大値をとる、あるいは最大値との差が所定の範囲である前記熱交換量を表す予め求められたデータと運転中の動作条件に基づいて、前記熱交換量を制御することを特徴とするものなので、効率を適切に向上することができる。

この発明の実施の形態１での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。 この発明の実施の形態１での空気調和装置における冷媒の状態変化を説明する圧力エンタルピ図である。 この発明の実施の形態１での空気調和装置における冷媒の状態と対応する冷媒回路図における位置を説明する図である。 この発明の実施の形態１での空気調和装置における流量制御弁の入口における冷媒温度に対する冷房定格条件での成績係数ＣＯＰの向上比率をシミュレーションで計算した結果を示す図である。 この発明の実施の形態１での空気調和装置における蒸発器の入口での冷媒の乾き度と放熱器の出口での冷媒を蒸発温度まで減圧した場合の乾き度との比の値である乾き度比に対する冷房定格条件での成績係数ＣＯＰの向上比率をシミュレーションで計算した結果を示す図である。 この発明の実施の形態２での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。 この発明の実施の形態３での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。 この発明の実施の形態３での空気調和装置における暖房運転時の冷媒の状態変化を説明する圧力エンタルピ図である。 この発明の実施の形態４での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。 この発明の実施の形態５での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。 この発明の実施の形態５での乾き度比を推定する過程で使用する変数を説明する図である。 この発明の実施の形態６での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。 この発明の実施の形態７での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。 この発明の実施の形態８での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。 この発明の実施の形態９での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。 この発明の実施の形態９での空気調和装置の構成による効率向上を説明するための圧力エンタルピ図である。 この発明の実施の形態１０での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。 この発明の実施の形態１１での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。 この発明の実施の形態１１での空気調和装置の構成による効率向上を説明するための圧力エンタルピ図である。 この発明の実施の形態１２での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。 この発明の実施の形態１３での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。 この発明の実施の形態１４での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。 この発明の実施の形態１５での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。 この発明の実施の形態１６での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。 この発明の実施の形態１７での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

符号の説明

１ ：空気調和装置
２ ：圧縮機
２Ａ：中間圧吸入口
３ ：放熱器
４ ：流量制御弁
５ ：蒸発器
６ ：冷媒配管
６Ａ：冷媒配管
６Ｂ：冷媒配管
１０ ：第２圧縮機
１１ ：凝縮器
１２ ：第２流量制御弁
１３ ：第２蒸発器
１４ ：第２冷媒配管
１５ ：冷媒冷却部（冷媒冷却手段）
１６ ：熱交換量制御部（熱交換量制御手段）
１６Ａ：乾き度比推定部（乾き度比推定手段）
１６Ｂ：乾き度比制御範囲決定部（乾き度比制御範囲決定手段）
１６Ｃ：冷媒流量制御部（制御手段）
１６Ｄ：流量制御弁入口温度制御範囲決定部（流量制御弁入口温度推定手段、流量制御弁入口温度制御範囲決定手段）
２０ ：四方弁
２１ ：室外熱交換器
２２ ：室内熱交換器
２５ ：冷媒冷却加熱部（冷媒冷却加熱手段）
４０ ：第２四方弁
４１ ：第１熱交換器
４２ ：第２熱交換器
４５ ：気液分離器
４６ ：第３流量制御弁
４７ ：バイパス配管
５０ ：第３放熱器
５１ ：第３圧縮機
５２ ：流路切替弁（流路変更手段）
６０ ：第３熱交換器
７０ ：第２バイパス配管
７１ ：第４流量制御弁
Ｐ１ ：圧力計（第１圧力計測手段）
Ｐ２ ：圧力計（第２圧力計測手段）
Ｔ１ ：温度計（第１温度計測手段）
Ｔ２ ：温度計（第２温度計測手段）
Ｔ３ ：温度計（第３温度計測手段）
Ｔ４ ：温度計（第４温度計測手段）
Ｔ５ ：温度計（第５温度計測手段）

実施の形態１．
この発明による実施の形態１を、図１〜図５により説明する。図１は実施の形態１における、冷房専用の空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。図２は、冷媒の状態変化を説明する圧力エンタルピ図である。冷媒の状態と対応する冷媒回路図における位置を説明する図を、図３に示す。図４は、流量制御弁４の入口における冷媒温度に対する冷房定格条件での成績係数ＣＯＰの向上比率をシミュレーションで計算した結果を示す図である。図５は、蒸発器５の入口での冷媒の乾き度と放熱器３の出口での冷媒を蒸発温度まで減圧した場合の乾き度との比の値である乾き度比に対する冷房定格条件での成績係数ＣＯＰの向上比率をシミュレーションで計算した結果を示す図である。

図１において、空気調和装置１は、冷媒を圧縮する圧縮機２、冷媒の熱を放出させる放熱器３、冷媒を冷却する冷媒冷却手段である冷媒冷却部１５、冷媒の流量を調整する流量制御弁４、冷媒を蒸発させる蒸発器５を冷媒配管６で順に接続し、冷媒として二酸化炭素が循環するように構成されている。図において、冷媒の流れを矢印により表現する。冷媒冷却部１５における熱交換量を制御する熱交換量制御手段である熱交換量制御部１６も備えている。圧縮機２などで構成される蒸気圧縮式冷凍サイクルを循環する冷媒を第１冷媒とも呼ぶ。

冷媒冷却部１５は、二酸化炭素よりもエネルギー消費効率がよい第２冷媒であるプロパンが循環する蒸気圧縮式冷凍サイクルで動作するものである。冷媒冷却部１５は、第２冷媒を圧縮する第２圧縮機１０、第２冷媒の熱を放出させる凝縮器１１、第２冷媒の流量を調整する第２流量制御弁１２、冷媒循環路の流量制御弁４入口での冷媒の熱により第２冷媒を蒸発させる第２蒸発器１３を第２冷媒配管１４で順に接続している。図において、第２冷媒の流れも矢印により表現する。
第２冷媒を使用する冷凍サイクルによる冷媒冷却部１５の冷却能力は、第１冷媒を使用する冷凍サイクルの冷却能力の１０分の１から５分の１程度とする。

蒸発器５が空気を冷却する対象の室内に設置され、その他の装置は屋外に設置され、冷媒配管６が機器の間に冷媒を循環させるように配管される。なお、駅のホームなどの屋外に蒸発器５が設置される場合も有る。放熱器３、蒸発器５及び凝縮器１１という空気と熱交換を行う必要が有る装置以外は、熱がもれて効率が下がることが無いように、必要十分な断熱を実施する。

次に、冷媒（厳密には第１冷媒）の状態の変化を図２によって説明する。図において点Ｃなどの軌跡の角に無い冷媒の状態を示す点は、黒丸により点の位置を示す。まず、圧縮機２の吸入側の冷媒配管６での低温低圧の冷媒蒸気は、図２における点Ａの位置に有る。圧縮機の入口では冷媒はすべて蒸気である必要が有るが、冷媒蒸気の温度が高いと圧縮機でより多くの機械的入力が必要になるので、点Ａでの過熱度はゼロに近い所定値とする。
冷媒が圧縮機２によって圧縮されると、点Ｂで示される高温高圧の超臨界流体となって吐出される。冷媒は放熱器３に送られ、そこで空気などと熱交換して温度が低下して点Ｃで示される高圧の超臨界流体の状態になる。
冷媒は熱交換量制御部１６により冷却能力が制御される冷媒冷却部１５によってさらに冷却されて温度が低下し、点Ｄで示される状態となる。さらに、流量制御弁４に流入し減圧され、点Ｅで示される低温低圧の気液二相状態に変化する。冷媒は蒸発器５に送られ、そこで空気などと熱交換して蒸発し、点Ａで示される低温低圧の冷媒蒸気になり、圧縮機に戻る。

冷媒冷却部１５が冷媒を冷却しない場合には、図２において点Ｃで示される冷媒が流量制御弁４に流入し減圧され、点Ｆで示される低温低圧の気液二相状態に変化する。冷媒冷却部１５が冷媒を冷却しない場合の冷媒の軌跡を点線で示す。冷媒冷却部１５が冷媒を冷却する場合の軌跡Ａ−Ｂ−Ｃ−Ｄ−Ｅ−Ａと、冷却しない場合の軌跡Ａ−Ｂ−Ｃ−Ｆ−Ａを比較すると、以下のようになる。圧縮機での機械的入力は軌跡Ａ−Ｂでのエンタルピ差Ｈ１であり、どちらの場合でも同じである。冷却能力は、冷媒冷却部１５が冷媒を冷却する場合は軌跡Ｅ−Ａのエンタルピ差Ｈ２Ａであり、冷却しない場合は軌跡Ｆ−Ａのエンタルピ差Ｈ２Ｂである。図２より明らかなようにＨ２Ａ＞Ｈ２Ｂであり、冷媒冷却部１５での機械的入力を考慮しなければ、冷媒を冷却するほど成績係数ＣＯＰが向上する。

実際は、冷媒冷却部１５でも機械的入力を必要とするので、冷媒冷却部１５で冷媒を冷却することによる冷却能力の向上分と冷媒冷却部１５への機械的入力の比の値が、成績係数ＣＯＰよりも大きい範囲では、冷却するほど成績係数ＣＯＰが向上し、比の値が成績係数ＣＯＰよりも小さくなると成績係数ＣＯＰが低下する。これより、冷媒冷却部１５での熱交換量すなわち冷却量には、成績係数ＣＯＰを最もよくする最適値が存在することになる。

このことをより定量的に説明する。図４は、流量制御弁４の入口における冷媒温度に対する冷房定格条件での成績係数ＣＯＰの向上比率をシミュレーションで計算した結果を示す図である。図５は、蒸発器５の入口での冷媒の乾き度と放熱器３の出口での冷媒を蒸発温度まで減圧した場合の乾き度との比の値である乾き度比を横軸にとって、冷房定格条件での成績係数ＣＯＰの向上比率をシミュレーションで計算した結果を示す図である。乾き度比の分子は、図２の点Ｅにおける乾き度であり、分母は図２の点Ｆにおける乾き度である。なお、乾き度とは気液２相状態での冷媒の冷媒蒸気の比率である。冷媒蒸気だけであれば乾き度は１．０で有り、冷媒蒸気がなければ乾き度は０．０である。

シミュレーションの細かな条件は以下である。冷房定格条件において、冷媒が二酸化炭素で、圧縮機２の効率が７０％、圧縮機２の吸入蒸気過熱度が０℃、放熱器３の出口における冷媒と空気との温度差が３℃、冷媒冷却部１５で使用する第２冷媒がプロパン、第２圧縮機１０の効率が７０％、凝縮器１１における凝縮温度が４０℃である。
図４では、圧縮機２による圧縮後の冷媒の圧力ＰｄをＰｄ＝９ＭＰａ，１０ＭＰａ，１１ＭＰａの何れかとし、蒸発器５の入口での冷媒の温度ＴｅをＴｅ＝１５℃，１０℃，５℃，０℃の何れかとし、流量制御弁４の入口での冷媒の温度Ｔｆを変化させた場合の成績係数ＣＯＰを、Ｔｅ＝０℃として冷媒冷却部１５で冷媒を冷却しない場合すなわちＴｆ＝３８℃の場合での成績係数ＣＯＰで割った値であるＣＯＰ改善比を示す。
図５では、Ｐｄ、Ｔｅを図４と同様に設定した各場合に対して、乾き度比（変数Ｘで表現する）を変化させた場合成績係数ＣＯＰを、Ｔｅ＝０℃として冷媒冷却部１５で冷媒を冷却しない場合すなわちＸ＝１．０の場合での成績係数ＣＯＰで割った値であるＣＯＰ改善比を示す。

図４と図５から、流量制御弁４の入口での冷媒の温度Ｔｆを適切に制御すると、全く冷却しない場合に対して成績係数ＣＯＰが１．３〜１．４倍程度改善することが分かる。また、図４からＴｅ＝１５℃または１０℃の場合は、Ｐｄ＝９ＭＰａ，１０ＭＰａ，１１ＭＰａの何れの場合でもＴｆ＝２０℃〜３０℃の範囲で、成績係数ＣＯＰは最大値を含み変動の幅は０．１未満である。Ｔｅ＝５℃または０℃の場合は、Ｐｄ＝９ＭＰａ，１０ＭＰａ，１１ＭＰａの何れの場合でもＴｆ＝１５℃〜２５℃の範囲で、成績係数ＣＯＰは最大値を含み変動の幅は０．１未満である。図５からは、Ｐｄ＝１１ＭＰａ、Ｔｅ＝１５℃の場合を除き、乾き度比Ｘ＝０．２〜０．５の範囲で、成績係数ＣＯＰは最大値を含み変動の幅は０．１未満である。ことが分かる。Ｐｄ＝１１Ｐａ、Ｔｅ＝１５℃の場合は、Ｘ≒０．１で成績係数ＣＯＰが最大になるが、Ｘ＝０．２〜０．５の範囲でも最大値との差は０．０２程度である。

この発明による実施の形態１では、成績係数ＣＯＰが所定の動作条件において成績係数ＣＯＰが最大値からの差が小さい所定の範囲内になるように、冷媒冷却手段での熱交換量を熱交換量制御手段により制御して、流量制御弁４の入口の冷媒温度を適切に制御するものである。熱交換量制御手段が有ることにより、冷媒冷却手段での熱交換量が十分でなかったり過剰であったりして成績係数ＣＯＰを悪化させることを避けることができる。すなわち確実に成績係数ＣＯＰを改善できるという効果が有る。また、改善した成績係数ＣＯＰは、第２冷媒として使用したプロパンなどを冷媒として用いた場合の値に近い値とすることができる。第２冷媒は、可燃性が有るか地球温暖化係数が第１冷媒よりも悪い冷媒である。そのような第２冷媒の使用量を低減できるという効果も有る。また、第２冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第２冷媒の漏洩を回避できる。

なお、図４と図５では、ＰｄとＴｅを一定としてグラフを書いているが、冷媒冷却手段での熱交換量を変化させると、ＰｄやＴｅが僅かに変化する場合もある。そのような場合でも、冷媒冷却手段での熱交換量の変化に対して成績係数ＣＯＰが最大になる冷媒冷却手段での熱交換量は存在しており、成績係数ＣＯＰが最大値に近い所定の範囲内になるように冷媒冷却手段での熱交換量を制御してやれば、確実に成績係数ＣＯＰを向上できる。

この実施の形態１では、第１冷媒として二酸化炭素を使用したが、フロンより地球温暖化係数が小さく不燃性の冷媒であれば、二酸化炭素以外を使用してもよい。第２冷媒としてプロパンを使用したが、第１冷媒よりもエネルギー消費効率がよい冷媒であれば、可燃性があったり地球温暖化係数が第１冷媒より大きかったりしてもよい。第２冷媒としては、ＨＦＣ系冷媒、ＨＣ系冷媒、アンモニアなどを使用することが考えられる。
冷媒冷却手段として第２冷媒による蒸気圧縮式冷凍サイクルを使用したが、吸収式冷凍サイクル、ペルチエ効果などを利用するものであってもよい。水や氷水や海水からなる低温熱源が利用可能な場合は、低温熱源を用いて冷却した上で不足する冷却量を、エネルギーを消費する手段により冷却する冷媒冷却手段を用いるようにしてもよい。
第２冷媒による蒸気圧縮式冷凍サイクルを使用しない場合は、第１冷媒としてＨＦＣ系冷媒、ＨＣ系冷媒、アンモニアなどを使用する場合でも、冷媒冷却手段での熱交換量を熱交換量制御手段により制御して、成績係数ＣＯＰを確実に向上できるという効果は得られる。
圧縮機を１台としたが、２台以上の圧縮機を使用する場合にも適用できる。第２圧縮機を１台としたが、２台以上の圧縮機を使用する場合にも適用できる。

冷房専用の空気調和装置に冷凍装置を使用する場合で説明したが、冷房と暖房ができる空気調和装置、冷凍庫、冷蔵庫、製氷機、水冷却装置などで使用するようにしてもよい。なお、蛇足であるが、冷凍装置または冷凍機とは低温をつくる機械装置を意味しており、食品などを凍結させて低温で保存する機械装置だけを意味するものではない。また、冷房と暖房ができる空気調和装置も、冷房運転時は冷凍装置に含まれる。
以上のことは、他の実施の形態でもあてはまる。

実施の形態２．
図６に、この発明による実施の形態２における冷房と暖房ができる空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。図において、冷房時の冷媒の流れを実線の矢印で示し、暖房時の冷媒の流れを点線の矢印で示す。
冷房専用の場合である実施の形態１の図１と異なる点だけを説明する。冷房運転と暖房運転の両方ができるように、圧縮機２から吐出する冷媒が流れる方向を切替える四方弁２０を追加している。放熱器３と蒸発器５は暖房運転で冷房運転の場合と互いに役割が入れ替わって運転するので、放熱器３は冷媒と外気の間で熱交換を行う室外熱交換器２１に置き換わり、蒸発器５は冷媒と室内の空気の間で熱交換を行う室内熱交換器２２に置き換わっている。なお、冷房運転時には、室外熱交換器２１は放熱器３と同様に動作し、室内熱交換器２２は蒸発器５と同様に動作する。
四方弁２０により、冷房運転時には冷媒が、圧縮機２、室外熱交換器２１、冷媒冷却部１５、流量制御弁４、室内熱交換器２２の順番に循環する。暖房運転時には、圧縮機２、室内熱交換器２２、流量制御弁４、冷媒冷却部１５、室外熱交換器２１の順番に冷媒を循環させる。
その他の点では、実施の形態１の場合と同様な構成である。

次に動作を説明する。まず、冷房運転時の動作は、放熱器３が室外熱交換器２１に蒸発器５が室内熱交換器２２にそれぞれ置き換わっているが、実施の形態１の場合と同様である。冷媒の状態変化を説明する圧力エンタルピ図も、図２のようになる。
次に、暖房運転時の動作を説明する。まず、圧縮機２の吸入側の冷媒配管６での低温低圧の冷媒蒸気は、冷媒がすべて蒸気であり過熱度がゼロに近い所定値になる図２における点Ａの位置に有る。圧縮機２で圧縮されて、点Ｂで示される高温高圧の超臨界流体となって吐出される。吐出された冷媒は、四方弁２０を通って放熱器としての室内熱交換器２２に送られ、室内の空気を暖めるように熱交換して温度が低下して点Ｃで示される高圧の超臨界流体になる。なお厳密には、暖房運転での点Ｃの位置は冷房運転の場合よりもエンタルピが小さい位置に有る。その理由は、暖房定格運転の室内温度は２０℃であり、冷房定格運転の室外温度の３５℃よりも低いからである。

冷媒は流量制御弁４に流入し減圧され、点Ｆで示される低温低圧の気液二相状態に変化する。暖房運転時は冷媒冷却部１５を動作させないので、冷媒冷却部１５の第２蒸発器１３を通過しても、冷媒の状態はほとんど変化しない。厳密には、第２蒸発器１３において冷媒と第２冷媒の間で熱交換がなされる可能性は有るが、その熱交換量は無視できるほど小さい。その理由は、第２圧縮機１０が停止しており、第２冷媒が循環しておらず、冷媒配管は細いので、冷媒配管中の細くて長い冷媒を熱量が伝わりにくく、冷媒冷却部１５全体が断熱されており熱量を発散または受容することが無いからである。他の熱交換器でも、少なくとも一方の冷媒が流れない場合は、熱交換が行われないものとする。
冷媒は、蒸発器としての室外熱交換器２１に送られ、そこで空気などと熱交換して蒸発し、点Ａで示される低温低圧の冷媒蒸気になる。そして、四方弁２０を通り圧縮機１に戻る。以上をまとめると、暖房運転時での冷媒の状態変化の軌跡は、図２における軌跡Ａ−Ｂ−Ｃ−Ｆ−Ａになる。
暖房運転時は冷媒冷却部１５が停止しているので、冷媒冷却部１５が無い場合と成績係数ＣＯＰが同じになる。

この実施の形態２の構成でも、冷房運転時に熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数ＣＯＰを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第１冷媒よりも悪い第２冷媒の使用量を少なくしても、第２冷媒だけの場合と同等な成績係数ＣＯＰを実現できるという効果も有る。また、第２冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第２冷媒の漏洩を回避できる。

実施の形態３．
図７は、実施の形態３における空気調和装置の構成を示す冷媒回路図である。実施の形態３では、実施の形態２における冷媒冷却部１５を、冷媒を冷却または加熱する冷媒冷却加熱手段である冷媒冷却加熱部２５に変更している。
実施の形態２と異なる点だけを説明する。冷媒冷却加熱部２５において、第２圧縮機から吐出する第２冷媒が流れる方向を切替える第２四方弁４０が追加されており、凝縮器１１が第２冷媒と外気の間で熱交換を行う第１熱交換器４１に置き換わり、第２蒸発器１３が冷媒を冷却または加熱するように第２冷媒との間で熱交換を行う第２熱交換器４２に置き換わっている。なお、冷房運転時は、第１熱交換器４１は凝縮器１１と同様に動作し、第２熱交換器４２は第２蒸発器１３と同様に動作する。
第２四方弁４０により、冷房運転時には冷媒が、第２圧縮機１０、第１熱交換器４１、第２流量制御弁１２、第２熱交換器４２の順番に循環する。暖房運転時には、圧縮機２、第２熱交換器４２、第２流量制御弁１２、第１熱交換器４１の順番に冷媒を循環させる。
上記以外の点は、実施の形態２の場合と同様である。

次に動作を説明する。冷房運転時の動作は、実施の形態１及び実施の形態２の場合と同様である。
暖房運転時に、実施の形態２では冷媒冷却部１５が停止していたが、この実施の形態３では冷媒冷却加熱部２５が冷媒を加熱するように動作する。この発明の実施の形態３での空気調和装置における暖房運転時の冷媒の状態変化を説明する圧力エンタルピ図を、図８に示す。実線がこの実施の形態３の場合であり、点線が実施の形態２の場合である。

暖房運転時の動作は、以下のようになる。まず、圧縮機２の吸入側の冷媒配管６での低温低圧の冷媒蒸気は、冷媒がすべて蒸気であり過熱度がゼロに近い所定値になる図８における点Ａ２の位置に有る。理由は後で説明するが、点Ａ２は実施の形態２の場合での点Ａよりも圧力が少し高くエンタルピは少し小さい。圧縮機２で圧縮されて、点Ｂ２で示される高温高圧の超臨界流体となって吐出される。点Ｂ２と点Ｂの圧力は同じで、点Ｂ２のエンタルピ方が点Ｂよりも小さい。
吐出された冷媒は、四方弁２０を通って放熱器としての室内熱交換器２２に送られ、室内の空気を暖めるように熱交換して温度が低下して点Ｃで示される高圧の超臨界流体になる。室内熱交換器２２において所定の条件である室内の空気と熱交換するので、点Ｃは実施の形態２の場合とほぼ同じ位置に有る。
冷媒は流量制御弁４に流入し減圧され、点Ｆ２で示される低温低圧の気液二相状態に変化する。点Ｆ２も点Ａ２と同じ圧力であり、点Ｆよりも少し圧力が高い。冷媒冷却加熱部２５の第２熱交換器４１により加熱されて、冷媒蒸気が増加した気液二相状態の点Ｇで示される状態になる。冷媒が蒸発器としての室外熱交換器２１へ送られ、そこで空気などと熱交換して蒸発し、低温低圧の冷媒蒸気になり、四方弁２０を通り圧縮機に戻る。

さて、冷媒冷却加熱部２５の第２熱交換器４１により冷媒を加熱することにより、冷媒を加熱しない場合よりも、流量制御弁４を出た冷媒の圧力が高くなる理由を説明する。冷媒を加熱することにより室外熱交換器２１で吸収すべき熱量が小さくなり、相対的に室外熱交換器２１の能力が大きくなったことになる。室外熱交換器２１の能力が大きくなると、所定の外気温に対して冷媒蒸気の温度差が小さくすなわち蒸発温度が高くなる。蒸発温度が高くなると、冷媒蒸気の圧力も高くなる。

次に、冷媒冷却加熱部２５の第２熱交換器４１により冷媒を加熱することにより、成績係数ＣＯＰが向上することを説明する。冷媒を加熱しない場合の成績係数をＣＯＰ１とし、冷媒を加熱する場合の成績係数をＣＯＰ２とする。また、点Ｂと点Ａとの間のエンタルピ差をΔＨ１とし、点Ｂ２と点Ａ２との間のエンタルピ差をΔＨ２とする。点Ａと点Ｃの間のエンタルピ差をΔＨ３、点Ａ２と点Ｃの間のエンタルピ差をΔＨ４とする。ここで、ΔＨ１は冷媒冷却加熱部２５で冷媒を加熱しない場合の圧縮機２の機械的入力であり、ΔＨ２は冷媒を加熱する場合の圧縮機２の機械的入力である。また、室内熱交換器２２での効率を１００％とした場合には、ΔＨ１＋ΔＨ３が冷媒を加熱しない場合に室内熱交換器２１で得られる熱量になり、ΔＨ２＋ΔＨ４が冷媒を加熱する場合に室内熱交換器２１で得られる熱量になる。よって、変数の定義から以下が成立する。
ＣＯＰ１＝（ΔＨ１＋ΔＨ３）／ΔＨ１ （式１）
ＣＯＰ２＝（ΔＨ２＋ΔＨ４）／ΔＨ２ （式２）
ＣＯＰ２−ＣＯＰ１＝（ΔＨ２＋ΔＨ４）／ΔＨ２−（ΔＨ１＋ΔＨ３）／ΔＨ１
＝ΔＨ４／ΔＨ２−ΔＨ３／ΔＨ１ （式３）
図８から分かるように、ΔＨ３≒ΔＨ４である。これを式３に代入して、以下となる。
ＣＯＰ２−ＣＯＰ１≒（ΔＨ３×（ΔＨ１−ΔＨ２））／（ΔＨ１×ΔＨ２）（式４）

図８から分かるようにΔＨ１＞ΔＨ２なので、（式４）の右辺は必ず正になり、冷媒を加熱することにより成績係数ＣＯＰが向上することが分かる。ΔＨ１＞ΔＨ２となる理由を説明する。まず、点Ａを圧縮して点Ａ２と同じ圧力になった点を点Ａ３とする。ΔＨ１を、点Ａから点Ａ３まで圧縮するのに要する機械的入力（ΔＨ１Ａとする）と点Ａ３から点Ｂまで圧縮するのに要する機械的入力（ΔＨ１Ｂとする）とに分割する。変数の定義から、ΔＨ１＝ΔＨ１Ａ＋ΔＨ１Ｂである。一般的に、圧縮前後の圧力が同じでも圧縮前のエンタルピが大きいほど、冷媒を圧縮するのに要する機械的入力が大きくなる。ここで、点Ａ３でのエンタルピは点Ａ２よりも大きい。よって、ΔＨ１Ｂ＞ΔＨ２である。さらに、ΔＨ１Ａ＞０であるから、ΔＨ１＞ΔＨ２である。

外気と冷媒蒸気の温度差はもともと数℃であり、冷媒冷却加熱部２５の第２熱交換器４１での加熱量を増やすことによる温度差を減少させる効果には上限が有る。冷媒冷却加熱部２５の第２熱交換器４１での加熱量を増やすのに必要な機械的入力は、加熱量に対して線形以上の関係で増加する。そのため、加熱量を大きくすると成績係数ＣＯＰが低下することになる。暖房の場合での成績係数ＣＯＰの向上効果は、冷房の場合よりも小さい。定量的なデータは示さないが、第２冷媒を使用する冷凍サイクルの容量は、第１冷媒の冷凍サイクルの１０分の１から５分の１程度であり、第２冷媒を使用する冷凍サイクルが効率よく運転する動作条件では、成績係数ＣＯＰが最大値に近くなる。

この実施の形態３の構成でも、冷房運転時に熱交換量制御手段により冷媒冷却加熱手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数ＣＯＰを確実に向上できるという効果がある。可燃性が有るか地球温暖化係数が第１冷媒よりも悪い第２冷媒の使用量を少なくしても、第２冷媒だけの場合と同等な成績係数ＣＯＰを実現できるという効果も有る。また、第２冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第２冷媒の漏洩を回避できる。
さらに、暖房運転時にも成績係数ＣＯＰを向上できるという効果が有る。

実施の形態４．
図９は、実施の形態４における空気調和装置の構成を示す冷媒回路図である。この実施の形態４は、蒸発器５に流入する冷媒蒸気の流量を少なくするように実施の形態１を変更したものである。実施の形態１の場合での図１と比較して、異なる点だけを説明する。
図９において、流量制御弁４から蒸発器５に至る経路に気液分離器４５と第３流量制御弁４６を備え、気液分離器４５で分離した冷媒蒸気の一部または全部を圧縮機２に注入するためのバイパス配管４７を設けている。圧縮機２は、圧縮途中に冷媒を吸入する中間圧吸入口２Ａを有する。
その他の点では、実施の形態１の場合と同様な構成である。

次に、冷媒の流れを図９によって説明する。流量制御弁４で減圧された気液二相状態の冷媒は、気液分離器４５で冷媒蒸気の一部または全部が分離され、バイパス配管４７で構成された冷媒回路を通り、圧縮機２の中間圧吸入口２Ａに吸入されて、圧縮機２内の冷媒と混合する。その他の冷媒の流れについては、実施形態１と同様である。

この実施の形態４の構成でも、熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数ＣＯＰを確実に向上できるという効果が有る。なお、流量制御弁入口温度や乾き度比などの変化に対する成績係数ＣＯＰの変化は、その傾向は同じであるが、冷媒回路の構成が異なるので、図４または図５に示したものとは具体的な数値は異なる。これは、冷媒回路の構成が異なる他の実施の形態でもあてはまる。
可燃性が有るか地球温暖化係数が第１冷媒よりも悪い第２冷媒の使用量を少なくしても、第２冷媒だけの場合と同等な成績係数ＣＯＰを実現できるという効果も有る。また、第２冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第２冷媒の漏洩を回避できる。

この構成によれば、圧縮機２の内部の冷媒を冷却できるため、圧縮に要する動力を低減できる。また、蒸発器５に流れる冷媒蒸気の流量が少ないため、蒸発器における冷媒の圧力損失を小さくできる。これらにより、第１冷媒を利用する空気調和装置においてさらに効率を向上させることができる。
中間圧吸入口２Ａを有する圧縮機２の替わりに２台の圧縮機を直列に接続して、高圧側の圧縮機の吸入口に入る冷媒配管６にバイパス配管４７を接続するようにしてもよい。

なお、この実施の形態４では、実施の形態１の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態２または実施の形態３に適用した場合においても同様の効果が得られる。

実施の形態５．
図１０は、実施の形態５における空気調和装置の構成を示す冷媒回路図である。この実施の形態５は、熱交換量制御部１６において乾き度比を制御する具体的手段を備えるように、実施の形態１を変更したものである。実施の形態１の場合である図１と比較して、異なる点だけを説明する。

図１０において、流量制御弁４の出口に設けた第１圧力計測手段である圧力計Ｐ１、流量制御弁４の入口に設けた第２圧力計測手段である圧力計Ｐ２、流量制御弁４の入口に設けた第２温度計測手段である温度計Ｔ２、放熱器３の出口に設けた第３温度計測手段である温度計Ｔ３が追加されている。さらに、熱交換量制御部１６は、所定のセンサとして、圧力計Ｐ１、圧力計Ｐ２、温度計Ｔ２及び温度計Ｔ３の計測値を入力として乾き度比を推定する乾き度比推定手段である乾き度比推定部１６Ａ、乾き度比を変化させた中での成績係数ＣＯＰの最大値との差が所定の範囲になる乾き度比の制御範囲を求める乾き度比制御範囲決定手段である乾き度比制御範囲決定部１６Ｂ及び乾き度比制御範囲決定部１６Ｂで求めた制御範囲内に乾き度比が入るように冷媒の流量を制御する制御手段である冷媒流量制御部１６Ｃで構成されている。冷媒流量制御部１６Ｃは、第２圧縮機１０の運転周波数と第２流量制御弁１２への指令値を制御可能とする。
その他の構成は、実施の形態１の場合と同じである。

次に動作を説明する。冷媒の流れは実施の形態１の場合と同じである。ここでは、熱交換量制御部１６の動作について説明する。乾き度比推定部１６Ａは、圧力計Ｐ１、圧力計Ｐ２、温度計Ｔ２及び温度計Ｔ３の各計測値から、以下のようにして乾き度比を推定する。乾き度比を推定する過程で使用する変数を説明する図を、図１１に示す。

既に定義済のものも含めて、冷媒の状態を説明する変数の定義を以下に示す。
（冷媒の状態を説明する変数の定義）
Ｐｄ ：放熱圧力。圧力計Ｐ２により計測される。
Ｔｄ ：放熱器３の出口での冷媒温度。温度計Ｔ３により計測される。
Ｔｆ ：流量制御弁４の入口での冷媒温度。温度計Ｔ２により計測される。
Ｐｅ ：流量制御弁４の出口での冷媒の圧力。圧力計Ｐ１により計測される。
Ｔｅ ：蒸発温度。Ｐｅと冷媒の飽和蒸気圧特性から求める。
ｈｄ ：放熱器３の出口での冷媒のエンタルピ。
ｈｆ ：流量制御弁４の入口での冷媒のエンタルピ。
ｈｅＬ：圧力Ｐｅでの冷媒の飽和液エンタルピ。
ｈｅＧ：圧力Ｐｅでの冷媒の飽和蒸気エンタルピ。
Ｘｄ ：放熱器３出口の冷媒をＰｅまで減圧した場合の乾き度。
Ｘｅ ：流量制御弁４の出口での冷媒の乾き度。
Ｘ ：乾き度比。Ｘ＝Ｘｅ／Ｘｄ

乾き度比を推定する計算は、以下の手順で行う。
（乾き度比を推定する計算手順）
（１）ＰｄとＴｄからｈｄ（放熱器３の出口での冷媒のエンタルピ）を計算する。
（２）ＰｄとＴｆからｈｆ（流量制御弁４の入口での冷媒のエンタルピ。）を計算する。
（３）Ｐｅと冷媒の飽和蒸気圧特性からｈｅＬ（飽和液エンタルピ）、ｈｅＧ（飽和蒸気エンタルピ）を求める。
（４）冷媒を断熱膨張させて減圧しても冷媒のエンタルピは変化しないので、Ｘｄ（放熱器３出口の冷媒をＰｅまで減圧した場合の乾き度）、Ｘｅ（流量制御弁４の出口での冷媒の乾き度）、乾き度比Ｘを以下のように計算する。なお、乾き度の計算において、負になる場合は０とし、１以上になる場合は１とする。
Ｘｄ＝（ｈｄ−ｈｅＬ）／（ｈｅＧ−ｈｅＬ） （式５）
Ｘｅ＝（ｈｆ−ｈｅＬ）／（ｈｅＧ−ｈｅＬ） （式６）
Ｘ＝（ｈｆ−ｈｅＬ）／（ｈｄ−ｈｅＬ） （式７）

乾き度比制御範囲決定部１６Ｂは、空気調和装置が動作する可能性が有る放熱圧力Ｐｄと蒸発温度Ｔｅの条件範囲内において、ＰｄとＴｅを所定の刻み幅で変化させた点での成績係数ＣＯＰが最大となる乾き度比のデータ（最適運転乾き度比データと呼ぶ）を持つ。例えば、Ｐｄ＝９〜１１ＭＰａで刻み幅を１ＭＰａとし、Ｔｅ＝０〜１５℃で刻み幅を５℃とすると、図５で示したＣＯＰが最大になる乾き度比のデータが最適運転乾き度比データとなる。以下のようにして、最適運転乾き度比データから乾き度比の制御範囲を決定する。
（１）現在の運転状態でのＰｄとＴｅの値に対して、最適運転乾き度比デーを補間して成績係数ＣＯＰが最大になる乾き度比（最適乾き度比Ｘｍａｘと呼ぶ）を求める。
（２）最適乾き度比Ｘｍａｘからの差が０．１以内などの所定の範囲を、制御範囲とする。所定の範囲の幅は、乾き度比の変化に対して成績係数ＣＯＰがあまり変化しない幅とする。

例えば、Ｐｄ＝１０ＭＰａ、Ｔｅ＝１０℃の動作状態であれば、Ｘｍａｘ＝０．２９であり、０．１９〜０．３９が乾き度比の制御範囲になる。図５（ｂ）から分かるように、この制御範囲であれば、成績係数ＣＯＰは最大値から０．０２未満の変動である。
冷媒流量制御部１６Ｃは、乾き度比推定部１６Ａが推定した乾き度比が、乾き度比制御範囲決定部１６Ｂが求めた制御範囲内に有るかどうかチェックし、制御範囲内に無い場合は制御範囲に入るように第２圧縮機１０の運転周波数または第２流量制御弁１２への流量の指令値の何れかまたは両方を制御する。制御にあたっては、適切なＰＩＤ制御を行うものとする。推定した乾き度比が高い場合は冷媒冷却部１５での冷却量を増加させて乾き度比を下げ、推定した乾き度比が低い場合は冷媒冷却部１５での冷却量を減少させて乾き度比を上げる。なお、第２圧縮機１０の運転周波数を上げると冷却量が増大し、第２流量制御弁１２への流量の指令値を上げると冷却量が増大する。

この実施の形態５の構成でも、熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数ＣＯＰを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第１冷媒よりも悪い第２冷媒の使用量を少なくしても、第２冷媒だけの場合と同等な成績係数ＣＯＰを実現できるという効果も有る。また、第２冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第２冷媒の漏洩を回避できる。
さらに、乾き度比予測手段を備えて乾き度比を推定し、成績係数ＣＯＰが最大値に近い範囲になる乾き度比となるように冷媒冷却手段での熱交換量を制御するので、確実に成績係数ＣＯＰを向上できるという効果が有る。

この実施の形態５では、第１圧力計測手段である圧力計Ｐ１を流量制御弁４の出口に設けたが、流量制御弁４の出口から蒸発器５の入口までの間であればどこに設置してもよい。ただし、流量制御弁４の出口から蒸発器５の入口までの間に圧縮機や別の流量制御弁など冷媒の圧力を変化させる機器が有る場合は、その機器の入口までとする。第２圧力計測手段である圧力計Ｐ２は、圧縮機の出口から流量制御弁４の入口までの間であればどこでもよい。なお、圧縮機が２台以上有る場合は、最も高圧側の圧縮機を対象とする。
乾き度比推定部１６Ａでは、流量制御弁４の出口での圧力Ｐｅを圧力計Ｐ１で計測して利用したが、流量制御弁４の出口での温度Ｔｅを計測して利用してもよい。その理由は、流量制御弁４の出口では気液二相状態にあり、温度または圧力の一方が決まれば他方も決まるからである。また、乾き度比制御範囲決定部１６ＢでＰｄとＴｅを考慮して制御範囲を求めるとしたが、ＴｅではなくＰｅを考慮して制御範囲を求めるようにしてもよい。

乾き度比制御範囲決定部１６Ｂでは、Ｐｄ、Ｔｅの組合せで成績係数ＣＯＰが最大になる乾き度比のデータである最適運転乾き度比データを用いたが、成績係数ＣＯＰの最大値との差が所定の範囲のデータを持たせるようにしてもよい。Ｐｄ、Ｔｅに対して、補間して最適乾き度比を求めたが、補間しないで最も近い点での値を用いるようにしてもよい。
最適乾き度比から制御範囲を求める上で範囲の幅を固定としたが、成績係数ＣＯＰの最大値との差が所定値以内とするなど、制御範囲の幅を可変にしてもよい。また、制御範囲は必ずしも最適乾き度比を含む必要はなく、最適乾き度比よりも大きい所定の範囲などとしてもよい。ＰｄとＴｅの両方を変化させた最適運転乾き度比データを用意したが、ＰｄまたはＴｅを固定にしてもよい。ＰｄとＴｅの組に対して異なる制御範囲を求めるのではなく、ＰｄまたはＴｅの何れかだけを指定して、指定しなかった方が想定する変化範囲内であれば、成績係数ＣＯＰを最大値からの差が所定値以内とするような乾き度比の制御範囲を求めるようにしてもよい。さらには、ＰｄとＴｅの両方に関して想定する変化範囲内であれば、成績係数ＣＯＰを最大値からの差が所定値以内とするような乾き度比の制御範囲を予め求めておき、それを出力するものでもよい。
乾き度比制御範囲決定部１６Ｂは、成績係数ＣＯＰの最大値との差が所定の範囲内になる乾き度比の制御範囲を決定するものであれば、どのようなものでもよい。

冷媒流量制御部１６Ｃは、乾き度比を制御範囲内に保つようなＰＩＤ制御をするとしたが、乾き度比が指定された値になるように冷媒冷却手段での冷却量を制御するものであってもよい。制御誤差が有るため、指定した値に制御しようとしても、結果的には指定した値に近い所定の範囲で制御されることになる。指定する値は制御誤差の大きさを考慮して、制御誤差があっても乾き度比が制御範囲を越えないように決めればよい。必ずしも成績係数ＣＯＰが最大になる乾き度比を指定する必要は無い。制御範囲内に制御する場合でも、ＰＩＤ制御以外の制御を行ってもよい。

なお、この実施の形態５では、実施の形態１の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態２から実施の形態４までの何れかの構成、及びこれらの構成の特徴を同時に持つ何れかの構成に適用した場合においても同様の効果が得られる。
また、冷媒冷却手段が第２冷媒による蒸気圧縮式冷凍サイクルを使用するものでない場合でも、乾き度比を推定して乾き度比が所定の制御範囲になるように冷却量を制御するようにしても同様の効果が得られる。
乾き度比ではなく、流量制御弁４の入口での冷媒温度である流量制御弁入口温度を指標として制御するようにしてもよい。
以上の点は、他の実施の形態でもあてはまる。

実施の形態６．
図１２は、実施の形態６における空気調和装置の構成を示す冷媒回路図である。この実施の形態６は、乾き度比を推定するために圧力計を使用しないように実施の形態５を変更したものである。実施の形態５の場合での図１０と比較して、異なる点だけを説明する。圧力計Ｐ１と圧力計Ｐ２がなく、その替わりに流量制御弁４の出口に設けた第１温度計測手段である温度計Ｔ１、放熱器３の出口に設けた第４温度計測手段である温度計Ｔ４及び放熱器３の入口に設けた第５温度計測手段である温度計Ｔ５が有る。乾き度比推定部１６Ａは、所定のセンサとして、温度計Ｔ１、温度計Ｔ２、温度計Ｔ３、温度計Ｔ４、及び温度計Ｔ５の計測値を入力とする。
その他の構成は、実施の形態５の場合と同じである。

冷媒の流れは実施の形態５の場合と同じである。熱交換量制御部１６の動作も、実施の形態５の場合とほぼ同様である。乾き度比推定部１６Ａでの乾き度比の推定の手順が、実施の形態５の場合とは異なる。放熱圧力Ｐｄと蒸発圧力Ｐｅが推定できれば、実施の形態５の場合と同様にして乾き度比を推定できるので、放熱圧力Ｐｄと蒸発圧力Ｐｅが推定方法を説明する。そのために、冷媒の状態を示す以下の変数を追加で定義する。なお、Ｔｅは温度計Ｔ１により直接計測される。
（冷媒の状態を説明する変数の定義）
Ｔｃ：放熱器３の出口での冷媒温度。温度計Ｔ４により計測される。
Ｔｂ：放熱器３の入口での冷媒温度。温度計Ｔ５により計測される。
Ｔｘ：圧縮機３に吸入される冷媒の過熱度。

放熱圧力Ｐｄと蒸発圧力Ｐｅの推定方法は、以下のようになる。
（放熱圧力Ｐｄと蒸発圧力Ｐｅの推定方法）
（１）Ｔｅと冷媒の飽和蒸気圧特性からＰｅを求める。
（２）ＴｃとＴｄから過熱度Ｔｘを求める。
（３）ＰｅとＴｘ、圧縮機の効率、Ｔｂから、Ｐｄを計算する。

この実施の形態６の構成でも、熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数ＣＯＰを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第１冷媒よりも悪い第２冷媒の使用量を少なくしても、第２冷媒だけの場合と同等な成績係数ＣＯＰを実現できるという効果も有る。また、第２冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第２冷媒の漏洩を回避できる。乾き度比予測手段を備えて乾き度比を推定しながら制御を行うので、確実に成績係数ＣＯＰを向上できるという効果が有る。
さらに、乾き度比予測手段のために安価な温度センサ（温度計）だけでよいという効果が有る。ただし、圧力を実測しないので、実施の形態５の場合よりも精度が低くなる可能性が有る。ここでは、流量制御弁４と圧縮機３の間では圧力は一定としたが、熱交換器などでは圧力損失が発生するので、より厳密には圧力を計測する箇所を増やす必要が有る。精度とコストの兼ね合いを考慮して、センサの種類と数を決定する。このことは、他の実施の形態でもあてはまる。

なお、この実施の形態６では、実施の形態１の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態２から実施の形態４までの何れかの構成、及びこれらの構成の特徴を同時に持つ何れかの構成に適用した場合においても同様の効果が得られる。

実施の形態７．
図１３は、実施の形態７における空気調和装置の構成を示す冷媒回路図である。この実施の形態７は、乾き度比ではなく流量制御弁入口温度を計測して制御するように実施の形態１を変更したものである。実施の形態１の場合での図１と比較して、異なる点だけを説明する。
図１３では、流量制御弁４の入口に設けた第２温度計測手段である温度計Ｔ２が追加されている。さらに、熱交換量制御部１６は、流量制御弁入口温度を変化させた中での成績係数ＣＯＰの最大値との差が所定の範囲になる流量制御弁入口温度の範囲を求める流量制御弁入口温度制御範囲決定手段である流量制御弁入口温度制御範囲決定部１６Ｄ及び流量制御弁入口温度制御範囲決定部１６Ｄで求めた制御範囲内に流量制御弁入口温度が入るように冷媒の流量を制御する制御手段である冷媒流量制御部１６Ｃで構成されている。冷媒流量制御部１６Ｃは、第２圧縮機１０の運転周波数と第２流量制御弁１２への指令値を制御可能とする。
その他の構成は、実施の形態１の場合と同じである。

次に動作を説明する。冷媒の流れは実施の形態１の場合と同じである。ここでは、熱交換量制御部１６の動作について説明する。なお、流量制御弁入口温度は温度計Ｔ２で計測され、変数Ｔｆで表現される。
流量制御弁入口温度制御範囲決定部１６Ｄは、予め求めた流量制御弁入口温度の制御範囲を出力するものである。ここで、予め求めた流量制御弁入口温度の制御範囲とは、放熱圧力Ｐｄと蒸発温度Ｔｅは所定の設計値で動作するものとし、ＰｄとＴｅがその所定の値での成績係数ＣＯＰの最大値との差が所定の範囲内になる流量制御弁入口温度の範囲（最適範囲と呼ぶ）である。例えば、Ｐｄ＝１０ＭＰａ、Ｔｅ＝１０℃で、図４（ｂ）におけるＣＯＰ比が最大値から０．０５以内の範囲とすると、最適範囲はＴｆ＝１５〜２７℃の範囲となる。

冷媒流量制御部１６Ｃは、温度計Ｔ２で計測される流量制御弁入口温度が、流量制御弁入口温度制御範囲決定部１６Ｄが求めた最適範囲すなわち制御範囲内に有るかどうかチェックし、制御範囲内に無い場合は制御範囲に入るように第２圧縮機１０の運転周波数または第２流量制御弁１２への流量の指令値の何れかまたは両方を制御する。制御にあたっては、適切なＰＩＤ制御を行うものとする。推定した計測された流量制御弁入口温度が高い場合は冷媒冷却部１５での冷却量を増加させて流量制御弁入口温度を下げ、推定した流量制御弁入口温度が低い場合は冷媒冷却部１５での冷却量を減少させて流量制御弁入口温度を上げる。

この実施の形態７の構成でも、熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数ＣＯＰを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第１冷媒よりも悪い第２冷媒の使用量を少なくしても、第２冷媒だけの場合と同等な成績係数ＣＯＰを実現できるという効果も有る。また、第２冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第２冷媒の漏洩を回避できる。
さらに、流量制御弁入口温度を測定し、成績係数ＣＯＰが最大値に近い範囲になる流量制御弁入口温度となるように冷媒冷却手段での熱交換量を制御するので、確実に成績係数ＣＯＰを向上できるという効果が有る。

乾き度比制御範囲決定部１６Ｂに関して説明した事項は、乾き度比を流量制御弁入口温度に読み替えることにより、流量制御弁入口温度制御範囲決定部１６Ｄに関してもあてはまる。冷媒流量制御部１６Ｃに関しても同様である。このことは、流量制御弁入口温度を用いて制御する他の実施の形態でもあてはまる。

なお、この実施の形態７では、実施の形態１の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態２から実施の形態４までの何れかの構成、及びこれらの構成の特徴を同時に持つ何れかの構成に適用した場合においても同様の効果が得られる。

実施の形態８．
図１４は、実施の形態８における空気調和装置の構成を示す冷媒回路図である。この実施の形態８は、冷媒冷却部１５の入口での冷媒温度を計測して、冷媒冷却部１５の出口すなわち流量制御弁４の入口での冷媒温度（流量制御弁入口温度）を成績係数ＣＯＰが最大値になるように冷媒冷却部１５での熱交換量を制御するように、実施の形態７を変更したものである。実施の形態７の場合での図１３と比較して、異なる点だけを説明する。
図１４では、温度計Ｔ２の替わりに放熱器３の出口に設けた第３温度計測手段である温度計Ｔ３が有る。第２熱交換器１３の出口から流量制御弁４の入口までの間に設けた第２圧力計測手段である圧力計Ｐ２と、流量制御弁４の出口に設けた第１温度計測手段である温度計Ｔ１を追加している。流量制御弁入口温度制御範囲決定部１６Ｄは、流量制御弁入口温度推定手段でもある。
その他の構成は、実施の形態７の場合と同じである。

次に動作を説明する。冷媒の流れは実施の形態１の場合と同じである。ここでは、熱交換量制御部１６の動作について説明する。流量制御弁入口温度制御範囲決定部１６Ｄは、空気調和装置が動作する可能性が有る放熱圧力Ｐｄと蒸発温度Ｔｅの条件範囲内において、ＰｄとＴｅを所定の刻み幅で変化させた点での成績係数ＣＯＰが最大となる流量制御弁入口温度のデータ（最適運転流量制御弁入口温度データと呼ぶ）を持つ。例えば、Ｐｄ＝９〜１１ＭＰａで刻み幅を１ＭＰａとし、Ｔｅ＝０〜１５℃で刻み幅を５℃とすると、図５で示した成績係数ＣＯＰが最大になる流量制御弁入口温度のデータが最適運転流量制御弁入口温度データとなる。

この実施の形態８では、次のようにして最適運転流量制御弁入口温度データから流量制御弁入口温度の目標値を決定する。現在の運転状態でのＰｄとＴｅの値に対して、最も近い位置に有る最適運転流量制御弁入口温度データを取得する。Ｐｄ＝１０．２ＭＰａ、Ｔｅ＝８．５℃であれば、Ｐｄ＝１０ＭＰａ、Ｔｅ＝１０℃での最適運転流量制御弁入口温度データを取得する。取得した流量制御弁入口温度を、目標流量制御弁入口温度Ｔｆｍと呼ぶ。なお、最も近いものが複数有る場合は、流量制御弁入口温度が高いものを選択するなど、何らかの基準で１個を選択する。

冷媒流量制御部１６Ｃは、以下のようにして第２冷媒の流量を決めて、その流量になるように第２圧縮機１０の運転周波数を制御する。制御誤差などが有るため、必ず成績係数ＣＯＰが最大になる運転状態にできる訳ではないが、成績係数ＣＯＰが最大に近い状態で運転できることは保証できる。
（１）ＴｄとＴｆｍから、冷媒冷却部１５での熱交換量を決定する。
（２）熱交換量から第２熱交換器１３の効率、第２熱交換器１３に入る第２冷媒の温度などの諸条件を考慮して第２冷媒の流量を決める。
（３）第２圧縮機１０の特性、第２流量制御弁１２の状態などを考慮して、（２）で計算した流量になるような第２圧縮機１０の運転周波数を決めて、第２圧縮機１０がその運転周波数になるように制御する。

この実施の形態８の構成でも、熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数ＣＯＰを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第１冷媒よりも悪い第２冷媒の使用量を少なくしても、第２冷媒だけの場合と同等な成績係数ＣＯＰを実現できるという効果も有る。また、第２冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第２冷媒の漏洩を回避できる。
さらに、冷媒冷却手段に入る冷媒の温度Ｔｄ、放熱圧力Ｐｄ、蒸発温度Ｔｅを計測して、計測した条件で成績係数ＣＯＰが最大値になる目標流量制御弁入口温度を求め、その目標流量制御弁入口温度となるように冷媒冷却手段での熱交換量すなわち第２冷媒の流量を制御するので、確実に成績係数ＣＯＰを最大値に近い値にできるという効果が有る。

流量制御弁入口温度推定手段を流量制御弁入口温度制御範囲決定部１６Ｄとは別に備え、流量制御弁入口温度制御範囲決定部１６Ｄは、流量制御弁入口温度推定手段で推定した結果に対してＰＩＤ制御などを行うようにしてもよい。ＰＩＤ制御ではなく、別の制御方式でもよい。
なお、この実施の形態８では、実施の形態１の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態２から実施の形態４までの何れかの構成、及びこれらの構成の特徴を同時に持つ何れかの構成に適用した場合においても同様の効果が得られる。

実施の形態９．
図１５に、この発明による実施の形態９における冷房専用の空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態９は、圧縮機を２台にして、圧縮機の間に冷媒の熱を放出させる放熱器を追加するように、実施の形態１を変更したものである。実施の形態１の図１と異なる点だけを説明する。圧縮機２で圧縮された冷媒の熱を放出させる第３放熱器５０と、第３放熱器５０から出る冷媒をさらに圧縮する第３圧縮機５１を追加し、第３圧縮機５１から吐出される冷媒は放熱器３に入る。２台の圧縮機で実施の形態１の場合と同じ圧力まで圧縮する。
その他の構成は、実施の形態１と同じである。

次に動作を説明する。この発明の実施の形態９での空気調和装置における冷媒の状態変化を説明する圧力エンタルピ図を、図１６に示す。実線がこの実施の形態９の場合であり、点線が第３放熱器５０を備えない場合である。
圧縮機２の吸入側での冷媒は、図１６における点Ａで示される低温低圧の蒸気である。圧縮機２から吐出される冷媒は、線分ＡＢの途中に有る点Ｊで示される中間圧力かつ中間温度の蒸気である。冷媒は第３放熱器５０で空気などと熱交換して、点Ｋで示される点Ｊと同じ圧力でより低温の状態になる。第３圧縮機５１によりさらに圧縮されて、点Ｍで示される高圧の超臨界流体の状態になる。点Ｍでの冷媒の状態は、点Ｂと同じ圧力で温度は低い。
放熱器３に入ってから、冷媒冷却部１５と流量制御弁４とを通り圧縮機２に入るまでの冷媒の状態変化の軌跡は、実施の形態１の場合と同じ軌跡Ｍ−Ｃ−Ｄ−Ｅ−Ａとなる。

この実施の形態９の構成でも、熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数ＣＯＰを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第１冷媒よりも悪い第２冷媒の使用量を少なくしても、第２冷媒だけの場合と同等な成績係数ＣＯＰを実現できるという効果も有る。また、第２冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第２冷媒の漏洩を回避できる。

さらに、第３放熱器５０を備えることにより、第３放熱器５０が無い場合よりも成績係数ＣＯＰを改善できるという効果が有る。そのことを以下で説明する。第３放熱器５０の有無によらず蒸発器５での熱交換量は同じである。機械的入力は第３放熱器５０を備える場合の方が小さくなるので、成績係数ＣＯＰが向上することになる。点Ａ、点Ｂ、点Ｊ、点Ｋ及び点Ｍのエンタルピをそれぞれ、Ｈａ、Ｈｂ、Ｈｊ、Ｈｋ、Ｈｍとする。また、第３放熱器５０が無い場合の機械的入力をＷ１とし、第３放熱器５０が有る場合の機械的入力をＷ２とする。Ｗ１、Ｗ２とその差は以下のようになる。
Ｗ１＝Ｈｂ−Ｈａ （式８）
Ｗ２＝Ｈｊ−Ｈａ＋Ｈｍ−Ｈｋ （式９）
Ｗ１−Ｗ２＝Ｈｂ−Ｈａ−（Ｈｊ−Ｈａ＋Ｈｍ−Ｈｋ）
＝（Ｈｂ−Ｈｊ）−（Ｈｍ−Ｈｋ） （式１０）

前にも説明したが、圧縮前後の圧力が同じでも圧縮前のエンタルピが大きいほど、冷媒を圧縮するのに要する機械的入力が大きくなる。今の場合だと、点Ｊの方が点Ｋよりもエンタルピが大きいので、線分ＪＢと線分ＫＭでは、線分ＫＭのエンタルピ差の方が大きくなり、（式１０）は必ず正になる。
なお、この実施の形態９では、実施の形態１の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態４から実施の形態８までの何れかの構成、及びこれらの構成の特徴を同時に持つ何れかの構成に適用した場合においても同様の効果が得られる。

実施の形態１０．
図１７に、この発明による実施の形態１０における冷房と暖房ができる空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態１０は、圧縮機を２台にして、圧縮機の間に冷媒の熱を放出させる放熱器を追加するように、実施の形態３を変更したものである。実施の形態３の場合での図７と異なる点だけを説明する。
圧縮機２で圧縮された冷媒の熱を放出させる第３放熱器５０と、第３放熱器５０から出る冷媒をさらに圧縮する第３圧縮機５１と、暖房運転時に冷媒を第３放熱器５０に流さないで直に第３圧縮機５１に入れる流路変更手段である流路切替弁５２とを追加し、第３圧縮機５１から吐出される冷媒は四方弁２０に入る。２台の圧縮機で実施の形態３の場合と同じ圧力まで圧縮する。
流路切替弁５２は、圧縮機２と第３放熱器５０の間に設ける。流路切替弁５２では、第３放熱器５０に入る冷媒配管６Ａと、第３放熱器５０と第３圧縮機５１とをつなぐ冷媒配管６に接続される冷媒配管６Ｂの何れかに冷媒を流すことができる。
その他の構成は、実施の形態３と同じである。

次に動作を説明する。冷房運転時には、流路切替弁５２が冷媒配管６Ａすなわち第３放熱器５０に冷媒を流し、実施の形態９の場合と同様に動作する。
暖房運転時は、流路切替弁５２が冷媒配管６Ｂに冷媒を流し、第３放熱器５０に冷媒を流さないので、実施の形態３と同様に動作する。実施の形態３では１台の圧縮機２で冷媒を圧縮していたのが、圧縮機２と第３圧縮機５１とで圧縮する点だけが異なる。

この実施の形態１０の構成でも、冷房運転時に熱交換量制御手段により冷媒冷却加熱手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数ＣＯＰを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第１冷媒よりも悪い第２冷媒の使用量を少なくしても、第２冷媒だけの場合と同等な成績係数ＣＯＰを実現できるという効果も有る。また、第２冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第２冷媒の漏洩を回避できる。
さらに、暖房運転時にも成績係数ＣＯＰを向上できるという効果が有る。
さらにまた、第３放熱器５０を備えることにより、第３放熱器５０が無い場合よりも成績係数ＣＯＰを改善できるという効果が有る。

流路切替弁５２は、第３放熱器５０と第３圧縮機５１の間に設けてもよい。また、第３放熱器５０の両側に流路切替弁５２を設けてもよい。流路切替弁５２は冷房運転時にだけ所定の機器に冷媒を流すことができるものであればどのようなものでもよい。これらのことは、流路切替弁５２を有する他の実施の形態でもあてはまる。

なお、この実施の形態１０では、実施の形態３の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態２、実施の形態４から実施の形態８までの構成の特徴を加えた実施の形態２または実施の形態３の何れかに適用した場合においても同様の効果が得られる。

実施の形態１１．
図１８に、この発明による実施の形態１１における冷房専用の空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態１１は、第３放熱器５０と第３圧縮機５１の間に、第２冷媒により冷媒を冷却する熱交換器を追加するように、実施の形態９を変更したものである。実施の形態９の図１６と異なる点だけを説明する。
図１８では、第３放熱器５０と第３圧縮機５１の間に、第２熱交換器１３からの第２冷媒と第３放熱器５０からの冷媒の間で熱交換を行う第３熱交換器６０を追加している。第３熱交換器６０を出た冷媒は第３圧縮機５１に入り、第３熱交換器６０を出た第２冷媒は第２圧縮機１０に入る。
その他の構成は、実施の形態９の場合と同じである。

次に動作を説明する。この発明の実施の形態１１での空気調和装置における冷媒の状態変化を説明する圧力エンタルピ図を、図１９に示す。実線がこの実施の形態１１の場合であり、点線が第３熱交換器６０を備えない場合である。
圧縮機２に吸入されてから第３熱交換器６０を出るまでの冷媒の状態の軌跡は、実施の形態９の場合と同じ軌跡Ａ−Ｊ−Ｋとなる。第３熱交換器６０で第２冷媒によりさらに冷媒が冷却されて、点Ｎで示される点Ｋと同じ圧力でより低温の状態になる。第３圧縮機５１によりさらに圧縮されて、点Ｏで示される高圧の超臨界流体の状態になる。点Ｏでの冷媒の状態は、点Ｍと同じ圧力で温度は低い。放熱器３に入ってから圧縮機２に入るまでの冷媒の状態変化の軌跡は、実施の形態１の場合と同じ軌跡Ｏ−Ｃ−Ｄ−Ｅ−Ａとなる。

この実施の形態１１の構成でも、熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数ＣＯＰを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第１冷媒よりも悪い第２冷媒の使用量を少なくしても、第２冷媒だけの場合と同等な成績係数ＣＯＰを実現できるという効果も有る。また、第２冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第２冷媒の漏洩を回避できる。
さらに、第３放熱器５０を備えることにより、第３放熱器５０が無い場合よりも成績係数ＣＯＰを改善できるという効果が有る。また、第３熱交換器６０を備えることにより、第３熱交換器６０が無い場合よりも成績係数ＣＯＰを改善できるという効果が有る。第３熱交換器６０を備えることにより成績係数ＣＯＰが改善する理由は、第３放熱器５０を備える場合と同じく、第３圧縮機５１に入る冷媒のエンタルピを下げると第３圧縮機５１での機械的入力が少なくなるからである。

第３熱交換器６０を流れる第２冷媒は第２熱交換器１３で冷媒と熱交換して温度が上昇したものであり、第３熱交換器６０で熱交換させることにより、第２冷媒の冷凍サイクルの機械的入力はほとんど増加しない。ただし、第２熱交換器１３での熱交換量は成績係数ＣＯＰを向上させることができるように制御するので、第３熱交換器６０での熱交換量を独立に決めることができない。
第２熱交換器１３と第３熱交換器６０とで第２冷媒を直列に流したが、並列に流してもよい。圧縮機や放熱器を追加して第３熱交換器６０を流れる第２冷媒の冷媒回路と、第２熱交換器１３を流れる第２冷媒の冷媒回路とを分離してもよい。その場合には、第３熱交換器６０を流れる冷媒を第２冷媒とは異なる冷媒としてもよい。

第３放熱器５０はなくてもよい。圧縮機２から出る冷媒の温度が外気よりも高い場合は、第３放熱器５０が有る方が成績係数ＣＯＰをより改善できる。その理由は、外気で冷却しきれない部分だけを第３放熱器５０で冷却すればよいので、第３放熱器５０での熱交換量が小さくなり、第２圧縮機１０での機械的入力が少なくなるからである。

なお、この実施の形態１１では、実施の形態９の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態１、実施の形態２、実施の形態４〜実施の形態８の何れかの構成、及びこれらの構成の特徴を同時に持つ何れかの構成に適用した場合においても同様の効果が得られる。

実施の形態１２．
図２０に、この発明による実施の形態１２における冷房専用の空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態１２は、第３熱交換器６０と第２熱交換器１３に並列に冷媒が流れるように、実施の形態１１を変更したものである。実施の形態１１の図１８と異なる点だけを説明する。なお、実施の形態１２も実施の形態９を元にしており、実施の形態１１とは異なる変更を行ったものである。
図２０では、第３熱交換器６０に第２冷媒を流す第２バイパス配管７０と、第３熱交換器６０に流れる第２冷媒の流量を調整する第４流量制御弁７１とを追加している。第４流量制御弁７１と第２流量制御弁１２は、どちらも凝縮器１１から出る冷媒を並列に流すように設置されている。第４流量制御弁７１、第２バイパス配管７０、第３熱交換器６０、第２圧縮機１０の順番に、第２冷媒が流れる。
その他の構成は、実施の形態１１の場合と同じである。

次に動作を説明する。この発明の実施の形態１２での空気調和装置における冷媒の状態変化は、実施の形態１１の場合と同じ図１９になる。

冷媒の状態変化が同じなので、この実施の形態１２でも、実施の形態１１の場合と同じ効果が有る。さらに、第４流量制御弁７１が有るので、第３熱交換器６０に流れる第２冷媒の流量を、第２熱交換器１３に流れる第２冷媒の流量とは独立して制御でき、成績係数ＣＯＰが最大になる動作条件を実現しやすいという効果が有る。

なお、この実施の形態１２では、実施の形態９の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態１〜実施の形態８、実施の形態１０の何れかの構成、及びこれらの構成の特徴を同時に持つ何れかの構成に適用した場合においても同様の効果が得られる。

実施の形態１３．
図２１に、この発明による実施の形態１３における冷房と暖房ができる空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態１３は、圧縮機を２台にして、圧縮機の間に冷媒と第２冷媒の間で熱交換を行う第３熱交換器６０を追加するように、実施の形態２を変更したものである。実施の形態２の場合での図６と異なる点だけを説明する。
図２１では、第３熱交換器６０と第３圧縮機５１とを圧縮機２と四方弁２０の間に追加している。圧縮機２を出た冷媒は、第３熱交換器６０、第３圧縮機５１の順番に流れ、四方弁２０に入る。
その他の構成は、実施の形態２の場合と同じである。

次に動作を説明する。この発明の実施の形態１２での空気調和装置における冷房運転時の冷媒の状態変化は、実施の形態９の場合での図１６とほぼ同じになる。ただし、軌跡Ｊ−Ｋの冷媒の状態変化は、第３放熱器５０ではなく第３熱交換器６０によりもたらされる。
暖房運転時には実施の形態２と同様に冷媒冷却部１５を動作させないので、暖房運転時での冷媒の状態変化の軌跡は、実施の形態２の場合と同じ図２における軌跡Ａ−Ｂ−Ｃ−Ｆ−Ａになる。

この実施の形態１３の構成でも、冷房運転時に熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数ＣＯＰを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第１冷媒よりも悪い第２冷媒の使用量を少なくしても、第２冷媒だけの場合と同等な成績係数ＣＯＰを実現できるという効果も有る。また、第２冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第２冷媒の漏洩を回避できる。
さらに、第３熱交換器６０を備えることにより、第３熱交換器６０が無い場合よりも冷房運転時の成績係数ＣＯＰを改善できるという効果が有る。

実施の形態１４．
図２２に、この発明による実施の形態１４における冷房と暖房ができる空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態１４は、第３熱交換器６０と第２熱交換器１３に並列に冷媒が流れるように、実施の形態１３を変更したものである。実施の形態１３の図２１と異なる点だけを説明する。
図２２では、第３熱交換器６０に第２冷媒を流す第２バイパス配管７０と、第３熱交換器６０に流れる第２冷媒の流量を調整する第４流量制御弁７１とを追加している。第４流量制御弁７１と第２流量制御弁１２は、どちらも凝縮器１１から出る冷媒を並列に流すように設置されている。第４流量制御弁７１、第２バイパス配管７０、第３熱交換器６０、第２圧縮機１０の順番に、第２冷媒が流れる。
その他の構成は、実施の形態１３の場合と同じである。

次に動作を説明する。この発明の実施の形態１４での空気調和装置における冷房運転時の冷媒の状態変化は、実施の形態１３の場合と同じく、実施の形態９の場合での図１６とほぼ同じになる。軌跡Ｊ−Ｋの冷媒の状態変化は、第３放熱器５０ではなく第３熱交換器６０によりもたらされる点が図１６とは相違するのも、実施の形態１３の場合と同じである。

実施の形態１４での冷媒の状態変化は実施の形態１３でのものと同じなので、この実施の形態１４でも、実施の形態１３の場合と同じ効果が有る。
さらに、第４流量制御弁７１が有るので、第３熱交換器６０に流れる第２冷媒の流量を、第２熱交換器１３に流れる第２冷媒の流量とは独立して制御でき、成績係数ＣＯＰが最大になる動作条件を実現しやすいという効果が有る。

実施の形態１５．
図２３に、この発明による実施の形態１５における冷房と暖房ができる空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態１５は、圧縮機を２台にして、圧縮機の間に冷媒と第２冷媒の間で冷房運転時に熱交換を行う第３熱交換器６０を追加するように、実施の形態３を変更したものである。実施の形態３の場合での図７と異なる点だけを説明する。
図２３では、第３熱交換器６０及び第３圧縮機５１と、暖房運転時に冷媒を第３熱交換器６０に流さないで直に第３圧縮機５１に入れる流路変更手段である流路切替弁５２とを、圧縮機２と四方弁２０の間に追加している。圧縮機２を出た冷媒は、第３熱交換器６０、第３圧縮機５１の順番に流れ、四方弁２０に入る。２台の圧縮機で実施の形態３の場合と同じ圧力まで圧縮する。
流路切替弁５２は、圧縮機２と第３熱交換器６０の間に設ける。流路切替弁５２では、第３熱交換器６０に入る冷媒配管６Ａと、第３熱交換器６０と第３圧縮機５１とをつなぐ冷媒配管６に接続される冷媒配管６Ｂの何れかに冷媒を流すことができる。
その他の構成は、実施の形態３の場合と同じである。

次に動作を説明する。冷房運転時には、流路切替弁５２が冷媒配管６Ａすなわち第３熱交換器６０に冷媒を流し、実施の形態１３の場合と同様に動作する。
暖房運転時は、流路切替弁５２が冷媒配管６Ｂに冷媒を流し、第３熱交換器６０に冷媒を流さないので、実施の形態３と同様に動作する。暖房運転時に第３熱交換器６０に冷媒を流さない理由は、成績係数ＣＯＰを低下させないためである。暖房運転時に第３熱交換器６０に冷媒を流すと第３圧縮機５１に入る冷媒のエンタルピが増大し、第３圧縮機５１での機械的入力が増大する。室内熱交換器２２で放出する熱量も増加するが、増加する熱量は第３圧縮機５１での機械的入力の増加分とほぼ等しく、増加分だけを見ると成績係数ＣＯＰは１である。第３熱交換器６０に冷媒を流さない場合の成績係数ＣＯＰは１より大きいので、増加分だけの成績係数ＣＯＰが１では、成績係数ＣＯＰが低下する。

なお、暖房運転時に高温が必要で圧縮機２に吸入される冷媒の過熱度を所定の値にする必要が有る場合は、圧縮機２に吸入される冷媒の過熱度をゼロにして、暖房運転時に第３熱交換器６０に冷媒を流して過熱度分を加熱するようにすると、成績係数ＣＯＰを向上させることができる。
暖房運転時に圧縮機２に吸入される冷媒の過熱度が所定値にする必要が有るかどうかを判断して、過熱度が所定値にする必要が有る場合だけ、暖房運転時に第３熱交換器６０に冷媒を流すようにしてもよい。

この実施の形態１５の構成でも、冷房運転時に熱交換量制御手段により冷媒冷却加熱手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数ＣＯＰを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第１冷媒よりも悪い第２冷媒の使用量を少なくしても、第２冷媒だけの場合と同等な成績係数ＣＯＰを実現できるという効果も有る。また、第２冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第２冷媒の漏洩を回避できる。暖房運転時にも成績係数ＣＯＰを向上できるという効果が有る。
さらに、暖房運転時にも成績係数ＣＯＰを向上できるという効果が有る。
さらにまた、第３熱交換器６０を備えることにより、第３熱交換器６０が無い場合よりも冷房運転時の成績係数ＣＯＰを改善できるという効果が有る。

第３放熱器５０も備えれば、実施の形態１１と同様に、圧縮機２から出る冷媒の温度が外気よりも高い場合は、第３放熱器５０が有る方が成績係数ＣＯＰをより改善できるという効果が有る。第３放熱器５０も備える場合は、暖房運転時には冷媒が第３放熱器５０に流れないように、第３熱交換器６０と流路切替弁５２との間に追加する。

実施の形態１６．
図２４に、この発明による実施の形態１６における冷房と暖房ができる空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態１６は、第３熱交換器６０と第２熱交換器１３に並列に冷媒が流れるように、実施の形態１５を変更したものである。実施の形態１５の図２３と異なる点だけを説明する。
図２４では、第３熱交換器６０に第２冷媒を流す第２バイパス配管７０と、第３熱交換器６０に流れる第２冷媒の流量を調整する第４流量制御弁７１とを追加している。第４流量制御弁７１と第２流量制御弁１２は、ともに凝縮器１１から出る冷媒を並列に流すように設置されている。第４流量制御弁７１、第２バイパス配管７０、第３熱交換器６０、第２圧縮機１０の順番に、第２冷媒が流れる。
冷房運転時にだけ第３熱交換器６０に冷媒を流す流路切替弁５２がなくなっている。
その他の構成は、実施の形態１５の場合と同じである。

次に動作を説明する。この発明の実施の形態１６での空気調和装置における冷房運転時の冷媒の状態変化は、実施の形態１５の場合と同じく、実施の形態９の場合での図１６とほぼ同じになる。
暖房運転時は、第４流量制御弁７１が第３熱交換器６０に第２冷媒を流さないように制御され、第２流量制御弁１２は実施の形態３と同様に制御される。暖房運転時の冷媒の状態変化は、実施の形態１５の場合と同じく、実施の形態３の場合での図８と同じになる。

冷媒の状態変化が同じなので、この実施の形態１６でも、実施の形態１５と同じ効果が有る。
さらに、第４流量制御弁７１が有るので、第３熱交換器６０に流れる第２冷媒の流量を、第２熱交換器１３に流れる第２冷媒の流量とは独立して制御でき、成績係数ＣＯＰが最大になる動作条件を実現しやすいという効果が有る。また、第４流量制御弁７１により暖房運転時に第３熱交換器６０に第２冷媒を流さないことにより第３熱交換器６０での熱交換量をゼロにできるので、実施の形態１５の場合に必要であった流路切替弁５２が不要であるという効果が有る。

第３放熱器５０も備えれば、実施の形態１１と同様に、圧縮機２から出る冷媒の温度が外気よりも高い場合は、第３放熱器５０が有る方が成績係数ＣＯＰをより改善できるという効果が有る。第３放熱器５０も備える場合は、暖房運転時には冷媒が第３放熱器５０に流れなくする流路切替弁５２とともに追加する。

実施の形態１７．
図２５に、この発明による実施の形態１７における冷房と暖房ができる空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態１７は、第３放熱器５０を備えるように実施の形態１６を変更したものである。実施の形態１６の図２４と異なる点だけを説明する。
図２５では、第３放熱器５０と、暖房運転時に冷媒を第３放熱器５０に流さないで第３熱交換器６０に入れる流路変更手段である流路切替弁５２とを追加している。
流路切替弁５２は、圧縮機２と第３放熱器５０の間に設ける。流路切替弁５２では、第３放熱器５０に入る冷媒配管６Ａと、第３放熱器５０と第３熱交換器６０とをつなぐ冷媒配管６に接続される冷媒配管６Ｂの何れかに冷媒を流すことができる。
その他の構成は、実施の形態１６の場合と同じである。

次に動作を説明する。この発明の実施の形態１７での空気調和装置における冷房運転時の冷媒の状態変化は、実施の形態１１の場合での図１８と同じになる。
暖房運転時は、第４流量制御弁７１が第３熱交換器６０に第２冷媒を流さないように制御され、第２流量制御弁１２は実施の形態３と同様に制御される。暖房運転時の冷媒の状態変化は、実施の形態１６の場合と同じく、実施の形態３の場合での図８と同じになる。

この実施の形態１７では、実施の形態１６の効果に加えて、第３放熱器５０を備えることにより、第３放熱器５０が無い場合よりも成績係数ＣＯＰを改善できるという効果が有る。
この実施の形態１７では、暖房運転時に第３熱交換器６０に冷媒を流したが、流さないようにしても同じ効果が有る。

Claims (26)

1. 冷媒を圧縮する圧縮機と、冷媒の熱を放出させる放熱器と、動力を使用して冷媒を冷却する冷媒冷却手段と、冷媒の流量を調整する流量制御弁と、冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記冷媒冷却手段における熱交換量を制御する熱交換量制御手段とを備え、前記圧縮機、前記放熱器、前記冷媒冷却手段、前記流量制御弁、前記蒸発器の順番に冷媒を循環させる冷凍サイクルを構成し、前記冷媒冷却手段の冷却能力が冷媒を循環させる前記冷凍サイクルの冷却能力の１０分の１から５分の１程度であり、前記熱交換量制御手段が、前記冷媒冷却手段で必要な動力も考慮した成績係数が、運転中の動作条件において前記熱交換量を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内になるように、動作する可能性がある所定の動作条件の範囲内で所定の刻み幅で設定した点での前記成績係数が最大値をとる、あるいは最大値との差が所定の範囲である前記熱交換量を表す予め求められたデータと運転中の動作条件に基づいて、前記熱交換量を制御することを特徴とする冷凍装置。
2. 地球温暖化係数がフロンよりも小さい不燃性の冷媒を用い、前記冷媒冷却手段が、冷媒よりもエネルギー消費効率がよい第２冷媒を圧縮する第２圧縮機と、第２冷媒の熱を放出させる凝縮器と、第２冷媒の流量を調整する第２流量制御弁と、冷媒の熱により第２冷媒を蒸発させる第２蒸発器とを有し、前記第２圧縮機、前記凝縮器、前記第２流量制御弁、前記第２蒸発器の順番に第２冷媒を循環させることを特徴とする請求項１に記載の冷凍装置。
3. 前記流量制御弁の入口における冷媒の温度である流量制御弁入口温度を計測する第２温度計測手段を備え、前記熱交換量制御手段が、運転中の動作条件において前記流量制御弁入口温度を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内である成績係数が得られる前記流量制御弁入口温度の制御範囲を、前記冷媒冷却手段での熱交換量を前記流量制御弁入口温度で表した前記データと運転中の動作条件に基づいて決定する流量制御弁入口温度制御範囲決定手段と、前記第２温度計測手段により計測した冷媒の温度が前記制御範囲に入るように前記冷媒冷却手段での熱交換量を制御する制御手段を有することを特徴とする請求項１に記載の冷凍装置。
4. 前記流量制御弁の入口における冷媒の温度である流量制御弁入口温度を計測する第２温度計測手段を備え、前記熱交換量制御手段が、運転中の動作条件において前記流量制御弁入口温度を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内である成績係数が得られる前記流量制御弁入口温度の制御範囲を、前記冷媒冷却手段での熱交換量を前記流量制御弁入口温度で表した前記データと運転中の動作条件に基づいて決定する流量制御弁入口温度制御範囲決定手段と、前記第２温度計測手段により計測した冷媒の温度が前記制御範囲に入るように前記冷媒冷却手段に流れる第２冷媒の流量を制御する制御手段を有することを特徴とする請求項２に記載の冷凍装置。
5. 前記放熱器の出口における冷媒の温度を計測する第３温度計測手段を備え、前記熱交換量制御手段が、前記第３温度計測手段で計測した温度と前記冷媒冷却手段での熱交換量とから前記流量制御弁の入口における冷媒の温度である流量制御弁入口温度を推定する流量制御弁入口温度推定手段と、運転中の動作条件において前記流量制御弁入口温度を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内である成績係数が得られる前記流量制御弁入口温度の制御範囲を、前記冷媒冷却手段での熱交換量を前記流量制御弁入口温度で表した前記データと運転中の動作条件に基づいて決定する流量制御弁入口温度制御範囲決定手段と、前記流量制御弁入口温度推定手段が推定した前記流量制御弁入口温度が前記制御範囲に入るように前記冷媒冷却手段での熱交換量を制御する制御手段を有することを特徴とする請求項１に記載の冷凍装置。
6. 前記放熱器の出口における冷媒の温度を計測する第３温度計測手段を備え、前記熱交換量制御手段が、前記第３温度計測手段で計測した温度と前記冷媒冷却手段での熱交換量とから前記流量制御弁の入口における冷媒の温度である流量制御弁入口温度を推定する流量制御弁入口温度推定手段と、運転中の動作条件において前記流量制御弁入口温度を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内である成績係数が得られる前記流量制御弁入口温度の制御範囲を、前記熱冷媒冷却手段での交換量を前記流量制御弁入口温度で表した前記データと運転中の動作条件に基づいて決定する流量制御弁入口温度制御範囲決定手段と、流量制御弁入口温度推定手段が推定した前記流量制御弁入口温度が前記制御範囲に入るように前記冷媒冷却手段に流れる第２冷媒の流量を制御する制御手段を有することを特徴とする請求項２に記載の冷凍装置。
7. 前記流量制御弁の出口から前記蒸発器の入口までの間での冷媒の圧力を計測する第１圧力計測手段または前記流量制御弁の出口における冷媒の温度を計測する第１温度計測手段の何れか少なくとも一を備え、前記第１圧力計測手段で計測した冷媒の圧力または前記第１温度計測手段で計測した冷媒の温度を用いて前記流量制御弁入口温度制御範囲決定手段が前記流量制御弁入口温度の制御範囲を決定することを特徴とする請求項３ないし請求項６の何れか一に記載の冷凍装置。
8. 前記放熱器の出口から前記流量制御弁の入口までの間での冷媒の圧力を計測する第２圧力計測手段を備え、前記第２圧力計測手段で計測した冷媒の圧力を用いて前記流量制御弁入口温度制御範囲決定手段が前記流量制御弁入口温度の制御範囲を決定することを特徴とする請求項３ないし請求項６の何れか一に記載の冷凍装置。
9. 前記熱交換量制御手段が、前記流量制御弁の出口における冷媒の乾き度と前記放熱器出口の冷媒を蒸発温度まで減圧した場合の乾き度との比の値である乾き度比を所定のセンサの計測値を用いて推定する乾き度比推定手段と、運転中の動作条件において前記乾き度比を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内である成績係数が得られる前記乾き度比の制御範囲を、前記冷媒冷却手段での熱交換量を前記乾き度比で表した前記データと運転中の動作条件に基づいて決定する乾き度比制御範囲決定手段と、前記乾き度比推定手段が推定した前記乾き度比が前記制御範囲に入るように前記冷媒冷却手段での熱交換量を制御する制御手段とを有することを特徴とする請求項１に記載の冷凍装置。
10. 前記熱交換量制御手段が、前記流量制御弁の出口における冷媒の乾き度と前記放熱器出口の冷媒を蒸発温度まで減圧した場合の乾き度との比の値である乾き度比を所定のセンサの計測値を用いて推定する乾き度比推定手段と、運転中の動作条件において前記乾き度比を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内である成績係数が得られる前記乾き度比の制御範囲を、前記冷媒冷却手段での熱交換量を前記乾き度比で表した前記データと運転中の動作条件に基づいて決定する乾き度比制御範囲決定手段と、前記乾き度比推定手段が推定した前記乾き度比が前記制御範囲に入るように前記冷媒冷却手段に流れる第２冷媒の流量を制御する制御手段とを有することを特徴とする請求項２に記載の冷凍装置。
11. 前記所定のセンサとして、前記流量制御弁の出口から前記蒸発器の入口までの間での冷媒の圧力を計測する第１圧力計測手段または前記流量制御弁の出口における冷媒の温度を計測する第１温度計測手段の何れか少なくとも一と、前記圧縮機から前記流量制御弁までの間での冷媒の圧力を計測する第２圧力計測手段と、前記流量制御弁の入口における冷媒の温度を計測する第２温度計測手段と、前記放熱器の出口における冷媒の温度を計測する第３温度計測手段とを備えることを特徴とする請求項９または請求項１０に記載の冷凍装置。
12. 前記所定のセンサとして、前記流量制御弁の出口における冷媒の温度を計測する第１温度計測手段と、前記流量制御弁の入口における冷媒の温度を計測する第２温度計測手段と、前記放熱器の出口における冷媒の温度を計測する第３温度計測手段と、前記放熱器の入口における冷媒の温度を計測する第４温度計測手段と、前記圧縮機の入口における冷媒の温度を計測する第５温度計測手段とを備えることを特徴とする請求項９または請求項１０に記載の冷凍装置。
13. 前記流量制御弁の出口から前記蒸発器の入口までの間での冷媒の圧力を計測する第１圧力計測手段または前記流量制御弁の出口における冷媒の温度を計測する第１温度計測手段の何れか少なくとも一を備え、前記第１圧力計測手段で計測した冷媒の圧力または前記第１温度計測手段で計測した冷媒の温度を用いて前記乾き度比制御範囲決定手段が前記乾き度比の制御範囲を決定することを特徴とする請求項９または請求項１０に記載の冷凍装置。
14. 前記放熱器の出口から前記流量制御弁の入口までの間での冷媒の圧力を計測する第２圧力計測手段を備え、前記第２圧力計測手段で計測した冷媒の圧力を用いて前記乾き度比制御範囲決定手段が前記乾き度比の制御範囲を決定することを特徴とする請求項９または請求項１０に記載の冷凍装置。
15. 前記圧縮機が圧縮途中に冷媒を吸入する中間圧吸入口を有し、前記流量制御弁から出る冷媒を気体と液体に分離する気液分離器と、該気液分離器で分離された気体の冷媒の一部または全部を前記中間圧吸入口に入れるバイパス配管と、前記気液分離器から出て前記蒸発器に入る冷媒の流量を調整する第３流量制御弁とを備えたことを特徴とする請求項１に記載の冷凍装置。
16. 前記圧縮機で圧縮された冷媒を圧縮する第３圧縮機と、前記流量制御弁から出る冷媒を気体と液体に分離する気液分離器と、該気液分離器で分離された気体の冷媒の一部または全部を前記第３圧縮機に入れるバイパス配管と、前記気液分離器から出て前記蒸発器に入る冷媒の流量を調整する第３流量制御弁とを備え、前記第３圧縮機から吐出された冷媒が前記放熱器に入ることを特徴とする請求項１に記載の冷凍装置。
17. 前記圧縮機から吐出される冷媒の熱を放出させる第３放熱器と、該第３放熱器で熱を放出させられた冷媒を圧縮する第３圧縮機とを備え、前記圧縮機から吐出された冷媒が前記第３放熱器、前記第３圧縮機、前記放熱器の順番に流れることを特徴とする請求項１に記載の冷凍装置。
18. 前記圧縮機で圧縮された冷媒を圧縮する第３圧縮機と、冷媒と第２冷媒との間で熱交換を行う第３熱交換器とを備え、前記圧縮機から吐出された冷媒が前記第３熱交換器、前記第３圧縮機、前記放熱器の順番に流れ、前記第２蒸発器を出た第２冷媒が前記第３熱交換器、前記第２圧縮機の順番に流れることを特徴とする請求項２に記載の冷凍装置。
19. 前記圧縮機で圧縮された冷媒を圧縮する第３圧縮機と、冷媒と第２冷媒との間で熱交換を行う第３熱交換器と、該第３熱交換器を流れる第２冷媒の流量を調整する第４流量制御弁とを備え、前記圧縮機から吐出された冷媒が前記第３熱交換器、前記第３圧縮機、前記放熱器の順番に流れ、前記凝縮器を出た第２冷媒の一部が前記第４流量制御弁、前記第３熱交換器、前記第２圧縮機の順番に流れることを特徴とする請求項２に記載の冷凍装置。
20. 冷媒を圧縮する圧縮機と、該圧縮機から吐出される冷媒が流れる方向を切替える四方弁と、冷媒と外気との間で熱交換を行う室外熱交換器と、動力を使用して冷媒を冷却または加熱する冷媒冷却加熱手段と、冷媒の流量を調整する流量制御弁と、冷媒と室内の空気との間で熱交換を行う室内熱交換器と、前記冷媒冷却加熱手段における熱交換量を制御する熱交換量制御手段とを備え、冷房運転時に、前記圧縮機、前記室外熱交換器、前記冷媒冷却加熱手段、前記流量制御弁、前記室内熱交換器の順番に冷媒を循環させ、暖房運転時に、前記圧縮機、前記室内熱交換器、前記流量制御弁、前記冷媒冷却加熱手段、前記室外熱交換器の順番に冷媒を循環させる冷凍サイクルを構成し、前記冷媒冷却加熱手段の熱交換能力が第１冷媒を循環させる前記冷凍サイクルの熱交換能力の１０分の１から５分の１程度であり、前記熱交換量制御手段が、前記冷媒冷却加熱手段で必要な動力も考慮した成績係数が、運転中の動作条件において前記熱交換量を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内になるように、動作する可能性がある所定の動作条件の範囲内で所定の刻み幅で設定した点での前記成績係数が最大値をとる、あるいは最大値との差が所定の範囲である前記熱交換量を表す予め求められたデータと運転中の動作条件に基づいて、前記熱交換量を制御することを特徴とする空気調和装置。
21. 地球温暖化係数がフロンよりも小さい不燃性の冷媒を用い、前記冷媒冷却加熱手段が、冷媒よりもエネルギー消費効率がよい第２冷媒を圧縮する第２圧縮機と、該第２圧縮機から吐出される第２冷媒が流れる方向を切替える第２四方弁と、第２冷媒と外気の間で熱交換を行う第１熱交換器と、第２冷媒の流量を調整する第２流量制御弁と、冷媒と第２冷媒の間で熱交換を行う第２熱交換器とを有し、冷房運転時に、前記第２圧縮機、前記第１熱交換器、前記第２流量制御弁、前記第２熱交換器の順番に第２冷媒を循環させ、暖房運転時に、前記第２圧縮機、前記第２熱交換器、前記第２流量制御弁、前記第１熱交換器の順番に第２冷媒を循環させることを特徴とする請求項２０に記載の空気調和装置。
22. 前記圧縮機が圧縮途中に冷媒を吸入する中間圧吸入口を有し、前記室内熱交換器に出入りする冷媒の流量を調整する第３流量制御弁と、冷媒を気体と液体に分離する気液分離器と、該気液分離器で分離された気体の冷媒の一部または全部を前記中間圧吸入口に入れるバイパス配管とを備え、冷房運転時に、前記流量制御弁、前記気液分離器、前記第３流量制御弁、前記室内熱交換器の順番に冷媒を流し、暖房運転時に前記室内熱交換器、前記第３流量制御弁、前記気液分離器、前記流量制御弁の順番に冷媒を流すことを特徴とする請求項２０に記載の空気調和装置。
23. 前記圧縮機で圧縮された冷媒を圧縮する第３圧縮機と、前記室内熱交換器に出入りする冷媒の流量を調整する第３流量制御弁と、冷媒を気体と液体に分離する気液分離器と、該気液分離器で分離された気体の冷媒の一部または全部を前記第３圧縮機に入れるバイパス配管とを備え、前記第３圧縮機から吐出された冷媒が前記四方弁に入り、冷房運転時に、前記流量制御弁、前記気液分離器、前記第３流量制御弁、前記室内熱交換器の順番に冷媒を流し、暖房運転時に前記室内熱交換器、前記第３流量制御弁、前記気液分離器、前記流量制御弁の順番に冷媒を流すことを特徴とする請求項２０に記載の空気調和装置。
24. 前記圧縮機から吐出される冷媒の熱を放出させる第３放熱器と、該第３放熱器で熱を放出させられた冷媒を圧縮する第３圧縮機と、前記圧縮機から吐出される冷媒を、冷房運転時に前記第３放熱器に入れ、暖房運転時に前記第３圧縮機に入れる流路変更手段とを備えたことを特徴とする請求項２０に記載の空気調和装置。
25. 前記圧縮機で圧縮された冷媒を圧縮する第３圧縮機と、冷媒と第２冷媒の間で熱交換を行う第３熱交換器と、冷房運転時に前記圧縮機から吐出された冷媒を前記第３熱交換器、前記第３圧縮機の順番に流し、暖房運転時に前記圧縮機から吐出された冷媒を前記第３圧縮機に流す流路変更手段とを備え、前記第３圧縮機から吐出された冷媒が前記四方弁に入り、前記第２熱交換器を出た第２冷媒が前記第３熱交換器、前記第２圧縮機の順番に流れることを特徴とする請求項２１に記載の空気調和装置。
26. 前記圧縮機で圧縮された冷媒を圧縮する第３圧縮機と、冷媒と第２冷媒の間で熱交換を行う第３熱交換器と、該第３熱交換器を流れる第２冷媒の流量を調整する第４流量制御弁とを備え、前記圧縮機から吐出された冷媒が前記第３熱交換器、前記第３圧縮機、前記四方弁の順番に流れ、前記第１熱交換器を出た第２冷媒の一部が前記第４流量制御弁、前記第３熱交換器、前記第２圧縮機の順番に流れることを特徴とする請求項２１に記載の空気調和装置。

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