JP4901916B2 - 冷凍空調装置 - Google Patents
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Description
本発明は冷凍空調装置に関するものであり、特に、圧縮機と膨張機とを同軸で連結し、膨張機の動力を回収する二酸化炭素（ＣＯ2）冷媒を用いた冷凍空調装置に関するものである。
二酸化炭素を冷媒として用いる冷凍空調装置として、圧縮機、四方弁、熱源側熱交換器、膨張機、負荷側熱交換器、レシーバ、アキュムレータが配管接続され、膨張機と圧縮機は同軸で連結されている冷凍空調装置がある（例えば、特許文献１参照）。
この冷凍サイクルの冷媒の流れは以下のようになる。まず、負荷側熱交換器から冷熱を供給する冷熱供給運転（冷房運転）の場合は、圧縮機において高温高圧のガスに圧縮され吐出された冷媒は、四方弁を経て超臨界状態で熱源側熱交換器にて冷却され温度が低下する。その後冷媒は四方弁、レシーバを経て膨張機に流入し、ここで冷媒は高圧から低圧まで膨張され、低圧の二相状態となる。その後冷媒は負荷側熱交換器に流入し、ここで蒸発ガス化するとともに、周囲より吸熱し冷房運転を実施する。その後冷媒は四方弁、アキュムレータを経て圧縮機に吸入される。
この冷凍サイクルの冷媒の流れは以下のようになる。まず、負荷側熱交換器から冷熱を供給する冷熱供給運転（冷房運転）の場合は、圧縮機において高温高圧のガスに圧縮され吐出された冷媒は、四方弁を経て超臨界状態で熱源側熱交換器にて冷却され温度が低下する。その後冷媒は四方弁、レシーバを経て膨張機に流入し、ここで冷媒は高圧から低圧まで膨張され、低圧の二相状態となる。その後冷媒は負荷側熱交換器に流入し、ここで蒸発ガス化するとともに、周囲より吸熱し冷房運転を実施する。その後冷媒は四方弁、アキュムレータを経て圧縮機に吸入される。
次に、負荷側熱交換器から温熱を供給する温熱供給運転（暖房運転）の場合には、圧縮機において高温高圧のガスに圧縮され吐出された冷媒は、四方弁を経て超臨界状態で負荷側熱交換器にて冷却され、温度が低下するとともに周囲に放熱し暖房運転を実施する。その後冷媒は四方弁、レシーバを経て膨張機に流入し、ここで冷媒は高圧から低圧まで膨張され、低圧の二相状態となる。その後冷媒は熱源側熱交換器に流入し、ここで蒸発ガス化し、四方弁、アキュムレータを経て圧縮機に吸入される。
このような運転を実施することで、冷房運転、暖房運転いずれの運転においても、膨張機において、冷媒が膨張する際の膨張動力を回収し、この動力を同軸で連結される圧縮機に伝達して圧縮機の運転に要する動力を低減し、高効率な冷凍空調装置の運転を実現していた。
また、膨張機をバイパスする流量制御弁付きのバイパス回路を設け、流量制御弁によりバイパス回路を流れる冷媒流量を制御することで、膨張機流入冷媒密度／圧縮機流入冷媒密度の比である密度比が一定となる運転条件の制約を無くし、冷凍サイクルの形状を適切に制御することを可能とし、冷凍空調装置の運転を高効率にしようとするものもある（例えば、特許文献２参照）。
しかし、特許文献１の冷凍空調装置には以下のような問題があった。
圧縮機、膨張機の形式としては往復動式、ロータリー式、スクロール式などの容積式が用いられることが多い。この場合、圧縮機と膨張機を同軸に連結した構成にあっては、圧縮機と膨張機とが常時同一回転数で駆動される。特許文献１の場合、冷凍空調装置を流れる冷媒の流量（質量流量）は圧縮機と膨張機で同一となる一方で、圧縮機、膨張機を通過する冷媒流量は
圧縮機流量＝圧縮機流入冷媒密度×圧縮機内容積×回転数×圧縮機体積効率
膨張機流量＝膨張機流入冷媒密度×膨張機内容積×回転数×膨張機体積効率
で規定され、圧縮機流量＝膨張機流量となるので、前記相関より
膨張機流入冷媒密度／圧縮機流入冷媒密度＝（圧縮機内容積×圧縮機体積効率）／（膨張機内容積×膨張機体積効率）
となる。この式の右辺の値は機器によって定まる定数となるので、膨張機流入冷媒密度／圧縮機流入冷媒密度の比である密度比が一定値となる運転が実施される。
圧縮機、膨張機の形式としては往復動式、ロータリー式、スクロール式などの容積式が用いられることが多い。この場合、圧縮機と膨張機を同軸に連結した構成にあっては、圧縮機と膨張機とが常時同一回転数で駆動される。特許文献１の場合、冷凍空調装置を流れる冷媒の流量（質量流量）は圧縮機と膨張機で同一となる一方で、圧縮機、膨張機を通過する冷媒流量は
圧縮機流量＝圧縮機流入冷媒密度×圧縮機内容積×回転数×圧縮機体積効率
膨張機流量＝膨張機流入冷媒密度×膨張機内容積×回転数×膨張機体積効率
で規定され、圧縮機流量＝膨張機流量となるので、前記相関より
膨張機流入冷媒密度／圧縮機流入冷媒密度＝（圧縮機内容積×圧縮機体積効率）／（膨張機内容積×膨張機体積効率）
となる。この式の右辺の値は機器によって定まる定数となるので、膨張機流入冷媒密度／圧縮機流入冷媒密度の比である密度比が一定値となる運転が実施される。
一方、図１６には密度比が一定の条件の下で作動する冷凍空調装置の冷凍サイクルをＰＨ線図に表したものである。図１６から高温時のサイクルＳ１から中温時のサイクルＳ２、低温時のサイクルＳ３へと冷媒温度が低下するに従って、サイクルの形状が横長四角状から縦長四角状へと次第に変化し、低温領域になるにつれて運転効率が低下することがわかる。冷凍空調装置の運転では負荷状況によって運転条件が異なる場合が通常であり、特許文献１の場合では運転条件によっては、冷凍空調装置の運転効率が大きく低下する問題点があった。
また、この問題を解決する方法として特許文献２は、前記の密度比一定となる運転条件の制約を無くし、冷凍サイクルの形状を適切に制御することを可能とし、冷凍空調装置の運転を高効率にしようとするものであった。
しかし、この特許文献２の場合には、バイパス回路を流れる冷媒流量分の膨張動力は回収されないことになる。従ってバイパスする冷媒流量が多くなる運転条件では、膨張機による膨張動力回収量が低下し、圧縮機の運転動力低減効果が小さくなり、動力回収による冷凍空調装置での高効率運転が望めないという問題点があった。
例えば、冷凍空調装置が冷暖房を行うヒートポンプであった場合、その場合の冷凍空調装置での冷凍サイクルの状況をＰＨ線図に示すと図１７となる。ここで冷暖の空気条件はＪＩＳで定められている定格条件（冷房：負荷側２７℃、熱源側３５℃、暖房：負荷側２０℃、熱源側７℃）としている。図１７で実線は冷房運転、点線は暖房運転でのサイクルを示している。
図１７からわかるように、冷房運転に比べ、暖房運転の方が高低圧側とも空気温度が低くなるので、圧力の低い運転となる。また放熱器側の空気温度は暖房運転の方が低いので（冷房３５℃、暖房２０℃）、放熱器出口すなわち、膨張機入口の温度は暖房運転の方が低くなる。
表１は、この運転での圧縮機、膨張機の冷媒密度を表したものである。表１にあるように、暖房運転の方が、低圧が低いため圧縮機吸入密度が小さくなる一方で、膨張機入口温度が低いため膨張機の吸入密度は大きくなる。従って、密度比（＝膨張機流入冷媒密度／圧縮機流入冷媒密度）は暖房運転の方が大きくなり、表１にあるように暖房運転で８．２、冷房運転で４．５となる。
従って、冷暖の運転で密度比が異なるので、仮に暖房運転に合わせて、膨張機、圧縮機の内容積を調整した場合、暖房運転では問題なく運転されるが、冷房運転では、密度比が小さいことから膨張機吸入密度が小さいことになり、圧縮機で搬送される冷媒流量を膨張機５で流せないことになる。
そこで、冷房運転時にはバイパス回路に冷媒を流す運転を実施することになり、この量は圧縮機で搬送される冷媒流量の４５％（＝（８．２−４．５）／８．２）となる。即ち膨張機を流れる流量は圧縮機流量の１／２程度となり、同様に動力回収量も１／２程度となる。従って当初の狙いの膨張機による動力回収効果が十分に果たせない運転となる。
そこで、冷房運転時にはバイパス回路に冷媒を流す運転を実施することになり、この量は圧縮機で搬送される冷媒流量の４５％（＝（８．２−４．５）／８．２）となる。即ち膨張機を流れる流量は圧縮機流量の１／２程度となり、同様に動力回収量も１／２程度となる。従って当初の狙いの膨張機による動力回収効果が十分に果たせない運転となる。
本発明は以上のような課題を解決するためになされたものであり、圧縮機と膨張機とを同軸で連結し、膨張機の動力を回収する従来の冷凍空調装置の運転特性を改善することを目的とする。
即ち、圧縮機と膨張機とを同軸で連結し、膨張機の動力を回収する冷凍空調装置の内部熱交換器の熱交換量を運転条件に対応して変化させることにより、膨張動力回収量の低減の少ない高効率な運転を可能とすること、または、運転条件に対応して高効率な運転を可能とすること、または、運転条件に対応して信頼性が高い運転を可能とすること等、従来の冷凍空調装置の運転特性を改善する冷凍空調装置を得ることを目的とする。
即ち、圧縮機と膨張機とを同軸で連結し、膨張機の動力を回収する冷凍空調装置の内部熱交換器の熱交換量を運転条件に対応して変化させることにより、膨張動力回収量の低減の少ない高効率な運転を可能とすること、または、運転条件に対応して高効率な運転を可能とすること、または、運転条件に対応して信頼性が高い運転を可能とすること等、従来の冷凍空調装置の運転特性を改善する冷凍空調装置を得ることを目的とする。
本発明に係る冷凍空調装置は、１台もしくは複数台の圧縮機、四方弁、熱源側熱交換器、減圧装置である膨張機、負荷側熱交換器を配管接続し、前記膨張機と少なくとも１台の前記圧縮機とを同軸で接続し、前記膨張機の膨張動力を回収する冷凍空調装置において、
前記膨張機に流入する冷媒と、前記四方弁から前記圧縮機に吸入される冷媒とを熱交換する内部熱交換器と、制御装置と、を備え、
前記内部熱交換器が、該内部熱交換器をバイパスするバイパス回路と、前記内部熱交換器の冷媒流量を変化させる第１の流量制御弁と、前記バイパス回路に設けられ、該バイパス回路の冷媒流量を変化させる第２の流量制御弁と、を備え、
共に容積式である前記膨張機と少なくとも１台の前記圧縮機とを同軸で接続し、
前記制御装置が、冷凍空調装置の運転条件によって、前記四方弁を切換えることにより、前記負荷側熱交換器を蒸発器として作用させ冷熱を供給する冷熱供給運転及び前記負荷側熱交換器を放熱器もしくは凝縮器として作用させ温熱を供給する温熱供給運転とを行い、
前記冷熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、前記温熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、の差を縮小するように前記第１の流量制御弁及び前記第２の流量制御弁を制御するものである。
前記膨張機に流入する冷媒と、前記四方弁から前記圧縮機に吸入される冷媒とを熱交換する内部熱交換器と、制御装置と、を備え、
前記内部熱交換器が、該内部熱交換器をバイパスするバイパス回路と、前記内部熱交換器の冷媒流量を変化させる第１の流量制御弁と、前記バイパス回路に設けられ、該バイパス回路の冷媒流量を変化させる第２の流量制御弁と、を備え、
共に容積式である前記膨張機と少なくとも１台の前記圧縮機とを同軸で接続し、
前記制御装置が、冷凍空調装置の運転条件によって、前記四方弁を切換えることにより、前記負荷側熱交換器を蒸発器として作用させ冷熱を供給する冷熱供給運転及び前記負荷側熱交換器を放熱器もしくは凝縮器として作用させ温熱を供給する温熱供給運転とを行い、
前記冷熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、前記温熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、の差を縮小するように前記第１の流量制御弁及び前記第２の流量制御弁を制御するものである。
本発明に係る冷凍空調装置は、１台もしくは複数台の圧縮機、四方弁、熱源側熱交換器、減圧装置である膨張機、負荷側熱交換器を配管接続し、膨張機と少なくとも１台の圧縮機とを同軸で接続し、膨張機の膨張動力を回収する冷凍空調装置において、膨張機に流入する冷媒と、四方弁から圧縮機に吸入される冷媒とを熱交換する内部熱交換器と、制御装置と、を備え、内部熱交換器が、該内部熱交換器をバイパスするバイパス回路と、内部熱交換器の冷媒流量を変化させる第１の流量制御弁と、バイパス回路に設けられ、該バイパス回路の冷媒流量を変化させる第２の流量制御弁と、を備え、共に容積式である膨張機と少なくとも１台の圧縮機とを同軸で接続し、制御装置が、冷凍空調装置の運転条件によって、四方弁を切換えることにより、負荷側熱交換器を蒸発器として作用させ冷熱を供給する冷熱供給運転及び負荷側熱交換器を放熱器もしくは凝縮器として作用させ温熱を供給する温熱供給運転とを行い、冷熱供給運転における膨張機へ流入する冷媒密度と圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、温熱供給運転における膨張機へ流入する冷媒密度と圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、の差を縮小するように第１の流量制御弁及び第２の流量制御弁を制御することにより、より運転効率の高い冷凍空調装置を得ることができる。
実施の形態１．
以下、本発明の実施の形態１を図に基づいて説明する。
図１は実施の形態１における冷凍空調装置の冷媒回路図を示したものである。この冷凍空調装置は空気と直接熱交換して冷房、暖房の各運転を実施できるヒートポンプ機であり、図１において、１は圧縮機、２ａ、２ｂは四方弁、３は熱源側熱交換器、４ａは内部熱交換器である第１の内部熱交換器、５は膨張機、６は負荷側熱交換器である。
７は室外機であり、室外機７は、圧縮機１、四方弁２ａ、２ｂ、熱源側熱交換器３、第１の内部熱交換器４ａ、膨張機５から構成される。８は室内機であり、室内機８内には負荷側熱交換器６が収納される。
圧縮機１、膨張機５は容積式であり、例えばスクロール式などの形態をとる。圧縮機１は軸をモータで駆動し圧縮するものであり、この軸が膨張機５に連結されている。膨張機５で冷媒を膨張することにより得られた膨張動力はこの連結軸に伝えられ、圧縮機１にて軸を駆動するモータ動力を低減させ、圧縮機入力を低減する。
以下、本発明の実施の形態１を図に基づいて説明する。
図１は実施の形態１における冷凍空調装置の冷媒回路図を示したものである。この冷凍空調装置は空気と直接熱交換して冷房、暖房の各運転を実施できるヒートポンプ機であり、図１において、１は圧縮機、２ａ、２ｂは四方弁、３は熱源側熱交換器、４ａは内部熱交換器である第１の内部熱交換器、５は膨張機、６は負荷側熱交換器である。
７は室外機であり、室外機７は、圧縮機１、四方弁２ａ、２ｂ、熱源側熱交換器３、第１の内部熱交換器４ａ、膨張機５から構成される。８は室内機であり、室内機８内には負荷側熱交換器６が収納される。
圧縮機１、膨張機５は容積式であり、例えばスクロール式などの形態をとる。圧縮機１は軸をモータで駆動し圧縮するものであり、この軸が膨張機５に連結されている。膨張機５で冷媒を膨張することにより得られた膨張動力はこの連結軸に伝えられ、圧縮機１にて軸を駆動するモータ動力を低減させ、圧縮機入力を低減する。
また、第１の内部熱交換器４ａは、図２の断面図に示すように二重管の形態をとり、内側の管には圧縮機１の吸入冷媒が流れ、外側の管には熱源側熱交換器３と膨張機５の間の冷媒が流れ、冷房運転時に対向流になるように流路設定され、両冷媒の間で熱交換が行われる。また四方弁２ｂは膨張機５に流入する冷媒の流れ方向、および膨張機軸回転方向を冷暖で同一にするための流路切換のために用いられている。
冷媒としては、二酸化炭素が用いられている。この冷凍空調装置を運転制御するのは制御装置１３が行う。制御装置１３によって、圧縮機１の運転、回転周波数や各熱交換器の送風機風量、四方弁２ａ、２ｂの切換などを制御する。
冷媒としては、二酸化炭素が用いられている。この冷凍空調装置を運転制御するのは制御装置１３が行う。制御装置１３によって、圧縮機１の運転、回転周波数や各熱交換器の送風機風量、四方弁２ａ、２ｂの切換などを制御する。
次に、この冷凍空調装置での運転動作について説明する。冷熱供給運転である冷房運転の場合は以下のような運転となる。
まず、四方弁２ａ、２ｂの流路は図１の実線のように設定され、負荷側熱交換器６が蒸発器、熱源側熱交換器３が放熱器（凝縮器）として作用する。そして圧縮機１において高温高圧のガスに圧縮され吐出された冷媒は、四方弁２ａを経て超臨界状態で熱源側熱交換器３にて外気と熱交換し、冷却され温度が低下する。その後、冷媒は第１の内部熱交換器４ａで圧縮機１吸入の低圧の冷媒に熱を与え、さらに冷却され温度が低下した後で、四方弁２ｂを経て膨張機５に流入し、ここで冷媒は高圧から低圧まで膨張され、低圧の二相状態となる。その後冷媒は負荷側熱交換器６に流入し、ここで蒸発ガス化するとともに、室内空気より吸熱し冷房運転を実施する。その後冷媒は四方弁２ａを経て第１の内部熱交換器４ａで熱源側熱交換器３を出た冷媒から熱を受け取り加熱され、圧縮機１に吸入される。
まず、四方弁２ａ、２ｂの流路は図１の実線のように設定され、負荷側熱交換器６が蒸発器、熱源側熱交換器３が放熱器（凝縮器）として作用する。そして圧縮機１において高温高圧のガスに圧縮され吐出された冷媒は、四方弁２ａを経て超臨界状態で熱源側熱交換器３にて外気と熱交換し、冷却され温度が低下する。その後、冷媒は第１の内部熱交換器４ａで圧縮機１吸入の低圧の冷媒に熱を与え、さらに冷却され温度が低下した後で、四方弁２ｂを経て膨張機５に流入し、ここで冷媒は高圧から低圧まで膨張され、低圧の二相状態となる。その後冷媒は負荷側熱交換器６に流入し、ここで蒸発ガス化するとともに、室内空気より吸熱し冷房運転を実施する。その後冷媒は四方弁２ａを経て第１の内部熱交換器４ａで熱源側熱交換器３を出た冷媒から熱を受け取り加熱され、圧縮機１に吸入される。
温熱供給運転である暖房運転の場合であるが、この場合は四方弁２ａ、２ｂの流路は図１の点線のように設定され、負荷側熱交換器６が放熱器（凝縮器）、熱源側熱交換器３が蒸発器として作用する。そして圧縮機１において高温高圧のガスに圧縮され吐出された冷媒は、四方弁２ａを経て超臨界状態で負荷側熱交換器６にて冷却され温度が低下するとともに室内空気に放熱し暖房運転を実施する。その後冷媒は四方弁２ｂを経て膨張機５に流入し、ここで冷媒は高圧から低圧まで膨張され、低圧の二相状態となる。その後冷媒は熱源側熱交換器３に流入し、ここで外気から吸熱し蒸発ガス化し、四方弁２ａを経て圧縮機１に吸入される。
暖房運転の場合、第１の内部熱交換器４ａでは、膨張機５を出た後の低圧の二相冷媒と、圧縮機１吸入の低圧のガス冷媒とが熱交換される形となる。従って第１の内部熱交換器４ａでは低圧の冷媒同士で熱交換することになるが、低圧の二相冷媒の温度は低圧での飽和温度であり、圧縮機１吸入の低圧ガス冷媒の温度は蒸発器となる熱源側熱交換器３で過熱度ＳＨがつく運転がなされる場合、低圧での飽和温度＋ＳＨとなり、一般にこのＳＨの値は５℃以下０℃近辺で運転されるため、第１の内部熱交換器４ａで熱交換される冷媒間ではほとんど温度差がつかない状態となる。従って第１の内部熱交換器４ａでの熱交換量はほとんど無く、暖房運転の場合には冷凍空調装置の運転に影響を与えない。
次に、本冷凍空調装置の高効率効果について説明する。図３は冷暖各運転での冷凍空調装置の冷凍サイクル運転状況を示したものである。ここで冷暖の空気条件はＪＩＳで定められている定格条件（冷房：負荷側２７℃、熱源側３５℃、暖房：負荷側２０℃、熱源側７℃）としている。図３で実線は冷房運転、点線は暖房運転でのサイクルを示している。また一点鎖線は従来の図１７の冷房運転を実施した場合（第１の内部熱交換器４ａが無い場合）のサイクルを示している。なお暖房運転の場合は、第１の内部熱交換器４ａの影響がほとんど無いので、本発明のサイクルと従来の図１７の暖房運転のサイクルは同一となる。
本発明の冷房運転の冷凍サイクルは従来の図１７に比べて、第１の内部熱交換器４ａでの熱交換により圧縮機１の吸入は加熱側に、膨張機５の吸入は冷却側に移動する。従って図３での冷凍サイクルの形状は左右に広がった形となる。この場合、圧縮機１の吸入の冷媒密度は温度上昇により小さくなる一方、膨張機５の吸入の冷媒密度は温度低下により大きくなり、密度比（＝膨張機流入冷媒密度／圧縮機流入冷媒密度）を大きい値にすることができる。
第１の内部熱交換器４ａでの熱交換量を適切に設定すると各密度の値は表２に示す値とすることができる。このとき冷房運転、暖房運転の密度比はともに８．２となる。従って、圧縮機１、膨張機５の内容積などを設計し密度比が８．２になるようにすると、冷房運転、暖房運転いずれの運転においても、圧縮機１で搬送される冷媒流量をすべて膨張機５に流すことができ、従来例のような膨張機５をバイパスすることによる動力回収量低下の無い高効率な運転を実現できる。
一般に冷凍空調装置でヒートポンプ運転（冷暖房運転）を行う場合、空気条件（暖房運転の方が高低圧側とも空気温度が低い）により密度比は暖房運転の方が大きくなる。従って本実施の形態のように、冷房運転時のみ第１の内部熱交換器４ａでの熱交換を行わせる回路構成とすることで、冷房運転での密度比を大きくでき、前述のように冷暖運転での密度比を同じにできなくても密度比の格差を縮小でき、膨張機５での動力回収量低下の少ない高効率な運転を実現できる。
即ち、本実施の形態では、熱源側熱交換器３と膨張機５間の冷媒と、四方弁２ａから圧縮機１に吸入される冷媒とを熱交換する第１の内部熱交換器４ａを備え、四方弁２ａの切換によって冷熱供給運転（冷房運転）と温熱供給運転（暖房運転）とを実施するので、冷熱供給運転（冷房運転）での密度比を大きくでき、両運転の密度比を同じにできなくても密度比の格差を縮小でき、膨張機５での動力回収量低下の少ない高効率な運転を実現できる。
即ち、本実施の形態では、熱源側熱交換器３と膨張機５間の冷媒と、四方弁２ａから圧縮機１に吸入される冷媒とを熱交換する第１の内部熱交換器４ａを備え、四方弁２ａの切換によって冷熱供給運転（冷房運転）と温熱供給運転（暖房運転）とを実施するので、冷熱供給運転（冷房運転）での密度比を大きくでき、両運転の密度比を同じにできなくても密度比の格差を縮小でき、膨張機５での動力回収量低下の少ない高効率な運転を実現できる。
なお、膨張機５での動力回収量は冷媒の温度によって変化し、一般には温度が低くなるほど動力回収量は低下する。これはＣＯ2のような超臨界状態で膨張機に流入する場合、冷媒が高温であるほどガス的性質を持ち、低温であるほど液的性質を持つことに起因する。即ち、膨張機５に流入する冷媒の状態がガスに近い場合、膨張過程でより大きく膨張し、多くの膨張動力が回収されるのに対し、膨張機５に流入する冷媒の状態が液に近い場合、膨張過程での膨張量は小さくそれに応じて回収される膨張動力回収量も低下する。
一方、冷房運転時に第１の内部熱交換器４ａでの熱交換を行った場合、蒸発器（負荷側熱交換器６）流入前の冷媒が冷却され、エンタルピが低下するので、図３に示されるように蒸発器でのエンタルピ差がΔＨ１からΔＨ２に拡大し、それに伴って冷房能力を増加させることができる。第１の内部熱交換器４ａでの熱交換量が大きくなるほどエンタルピ差の拡大量は大きくなり能力増加量も大きくなる。
一方、冷房運転時に第１の内部熱交換器４ａでの熱交換を行った場合、蒸発器（負荷側熱交換器６）流入前の冷媒が冷却され、エンタルピが低下するので、図３に示されるように蒸発器でのエンタルピ差がΔＨ１からΔＨ２に拡大し、それに伴って冷房能力を増加させることができる。第１の内部熱交換器４ａでの熱交換量が大きくなるほどエンタルピ差の拡大量は大きくなり能力増加量も大きくなる。
従って、第１の内部熱交換器４ａでの熱交換量を大きくすると、第１の内部熱交換器４ａでの冷媒の温度変化が大きくなり、膨張機５入口での冷媒温度が低下し、冷媒状態としてはより液に近い状態となり、膨張機５での動力回収量が低下し、その分冷凍空調装置の運転効率は低下するが、一方では冷房運転では蒸発器のエンタルピ差拡大により冷房能力が増加し、その分冷凍空調装置の運転効率は上昇する。
この相関関係を冷房運転の条件で求めると図４に示すようになる。図にあるように第１の内部熱交換器４ａでの熱交換量の増加による動力回収量の低下に伴う運転効率の低下と、蒸発器のエンタルピ差拡大による冷房能力増加にともなう運転効率の上昇は互いに同じ程度の量となり打ち消しあい、第１の内部熱交換器４ａで熱交換を行った場合、熱交換量の多少によらず、第１の内部熱交換器４ａが無い場合に膨張機５での動力回収により得られる運転効率と同程度の運転効率を得ることができる。
この相関関係を冷房運転の条件で求めると図４に示すようになる。図にあるように第１の内部熱交換器４ａでの熱交換量の増加による動力回収量の低下に伴う運転効率の低下と、蒸発器のエンタルピ差拡大による冷房能力増加にともなう運転効率の上昇は互いに同じ程度の量となり打ち消しあい、第１の内部熱交換器４ａで熱交換を行った場合、熱交換量の多少によらず、第１の内部熱交換器４ａが無い場合に膨張機５での動力回収により得られる運転効率と同程度の運転効率を得ることができる。
なお、暖房運転時に負荷側熱交換器６出口の冷媒と圧縮機１吸入冷媒との内部熱交換を行った場合には、前述した膨張機動力回収量の低下はあるものの、蒸発器のエンタルピ差拡大が暖房能力増加とならないので、内部熱交換での熱交換量を増加した場合には、動力回収量が低下した分運転効率が低下する。従って、内部熱交換により密度比の調整を行う場合には、本実施の形態のように暖房運転時に内部熱交換を実施しない形態が望ましい。
また本実施の形態では、第１の内部熱交換器４ａの構造は二重管とし、冷房運転時に対向流になる流路形態としているが、別の形態をとっても同様の効果を得ることができる。例えば、プレート式熱交換器やシェルアンドチューブ型熱交換を用いてもよい。また熱源側熱交換器３と四方弁２ｂとの間の配管と圧縮機１の吸入配管をロウ付けさせて接触する形態をとってもよい。また流路形態も対向流でなく、並行流であってもよい。いずれの形態でも、第１の内部熱交換器４ａでの熱交換を行わせる回路構成とすることで、冷房運転での密度比を大きくし冷暖運転の密度比の格差を縮小でき、膨張機５での動力回収量低下の少ない高効率な運転を実現できる。
また本実施の形態では、圧縮機１、膨張機５が１台づつあり、それぞれが同軸で接続される形態をとっているが、圧縮機１が複数台あり、そのうちの１台が膨張機５に同軸で接続される形態をとってもよい。例えば図５に示すように圧縮機が２台並列で接続される形態や、図６、図７に示すように圧縮機が２台直列に接続されそのうちの１台が膨張機と同軸で接続される形態をとってもよい。圧縮機１が３台以上ある場合にも同様の形態をとることで、同様の効果を得ることができる。
また本実施の形態では、負荷側熱交換器６、熱源側熱交換器３ともに空気と熱交換する形態をとっているが、水など他の媒体と熱交換を行う形式の熱交換器を用いても同様の効果を得ることができる。
本実施の形態では冷媒としてＣＯ2を用いている。ＣＯ2は他の冷凍空調装置用の冷媒と比べると、冷凍サイクルの高低圧差が大きく、膨張動力の回収量が多くなるので、膨張機５を用いる冷凍空調装置に適用した場合、より高効率の装置とすることができる。ただし用いられる冷媒としてＣＯ2に限定されるものではなくＨＦＣ系冷媒、ＨＣ系冷媒、水、空気、ＮＨ３などの自然冷媒いずれを用いた場合にも同様の効果を得ることができる。
実施の形態２．
以下、本発明の実施の形態２を図に基づいて説明する。
図８は実施の形態２における冷凍空調装置の冷媒回路図である。図８において、４ａは内部熱交換器である第１の内部熱交換器、４ｂは内部熱交換器である第２の内部熱交換器である。なお図中のその他の記号は実施の形態１と同一であるので説明を省略する。
第１の内部熱交換器４ａは実施の形態１と同じく、圧縮機１の吸入冷媒と熱源側熱交換器３と膨張機５の間の冷媒とを熱交換する。第２の内部熱交換器４ｂは圧縮機１の吸入冷媒と負荷側熱交換器６と膨張機５の間の冷媒とを熱交換する。
第１の内部熱交換器４ａ、第２の内部熱交換器４ｂは、共に二重管の形態をとり、流路形態は、第１の内部熱交換器４ａは冷房運転時に対向流、第２の内部熱交換器４ｂは暖房運転時に対向流となる形態をとる。
以下、本発明の実施の形態２を図に基づいて説明する。
図８は実施の形態２における冷凍空調装置の冷媒回路図である。図８において、４ａは内部熱交換器である第１の内部熱交換器、４ｂは内部熱交換器である第２の内部熱交換器である。なお図中のその他の記号は実施の形態１と同一であるので説明を省略する。
第１の内部熱交換器４ａは実施の形態１と同じく、圧縮機１の吸入冷媒と熱源側熱交換器３と膨張機５の間の冷媒とを熱交換する。第２の内部熱交換器４ｂは圧縮機１の吸入冷媒と負荷側熱交換器６と膨張機５の間の冷媒とを熱交換する。
第１の内部熱交換器４ａ、第２の内部熱交換器４ｂは、共に二重管の形態をとり、流路形態は、第１の内部熱交換器４ａは冷房運転時に対向流、第２の内部熱交換器４ｂは暖房運転時に対向流となる形態をとる。
図８に示す第２の内部熱交換器４ｂの熱交換能力は、第１の内部熱交換器４ａの熱交換能力より小さく設定されており、即ち、熱交換能力は第１の内部熱交換器４ａの方が第２の内部熱交換器４ｂより大きく設定されており、例えば、第１の内部熱交換器４ａの方が第２の内部熱交換器４ｂより熱交換面積が大きい、あるいは熱通過率が大きくなる形態などをとる。
但し、第２の内部熱交換器４ｂの熱交換能力を第１の内部熱交換器４ａの熱交換能力と同じに設定し、後述（実施の形態３に記載）のように、第２の内部熱交換器４ｂをバイパスするバイパス回路を設け、必要に応じて熱交換量を制御するようにしてもよい。
但し、第２の内部熱交換器４ｂの熱交換能力を第１の内部熱交換器４ａの熱交換能力と同じに設定し、後述（実施の形態３に記載）のように、第２の内部熱交換器４ｂをバイパスするバイパス回路を設け、必要に応じて熱交換量を制御するようにしてもよい。
次に、この冷凍空調装置での運転動作について説明する。第２の内部熱交換器４ｂ以外の動作については実施の形態１と同じであるので説明を省略する。
冷房運転（冷熱供給運転）の場合は、第２の内部熱交換器４ｂでは、膨張機５で減圧された低圧の二相冷媒と圧縮機１の吸入冷媒が熱交換されることになる。このような場合、実施の形態１での暖房運転時の第１の内部熱交換器４ａの熱交換の状況と同じく、熱交換される冷媒間でほとんど温度差がつかない状態となり、従って第２の内部熱交換器４ｂでの熱交換量はほとんど無く、冷房運転の場合には第２の内部熱交換器４ｂは冷凍空調装置の運転に影響を与えない。
冷房運転（冷熱供給運転）の場合は、第２の内部熱交換器４ｂでは、膨張機５で減圧された低圧の二相冷媒と圧縮機１の吸入冷媒が熱交換されることになる。このような場合、実施の形態１での暖房運転時の第１の内部熱交換器４ａの熱交換の状況と同じく、熱交換される冷媒間でほとんど温度差がつかない状態となり、従って第２の内部熱交換器４ｂでの熱交換量はほとんど無く、冷房運転の場合には第２の内部熱交換器４ｂは冷凍空調装置の運転に影響を与えない。
暖房運転（温熱供給運転）の場合は以下のような運転となる。負荷側熱交換器６で放熱しながら温度低下した高圧の冷媒は、第２の内部熱交換器４ｂで、圧縮機１吸入の低圧のガス冷媒と熱交換する。ここで冷媒は第２の内部熱交換器４ｂで圧縮機１吸入の低圧の冷媒に熱を与えさらに冷却され温度が低下する。逆に圧縮機１吸入の低圧ガス冷媒は、第２の内部熱交換器４ｂで負荷側熱交換器６を出た冷媒から熱を受け取り加熱される。
以上のように、第１、第２の内部熱交換器４ａ、４ｂを設けることで、冷房運転、暖房運転いずれの場合も、膨張機５に吸入される高圧冷媒と圧縮機１に吸入される低圧冷媒と熱交換できる。内部熱交換器で熱交換を行うと、密度比（＝膨張機流入冷媒密度／圧縮機流入冷媒密度）が大きくなるのは、実施の形態１で説明したとおりであり、実施の形態２では、冷暖いずれの運転時も内部熱交換器で熱交換を行い、密度比は大きくなるが、内部熱交換器の熱交換能力は冷房運転時に熱交換を実施する第１の内部熱交換器４ａの方が暖房運転時に熱交換を実施する第２の内部熱交換器４ｂより大きいので、密度比としては冷房運転の方がより大きくなる。一般に冷凍空調装置でヒートポンプ運転（冷暖房運転）を行う場合、空気条件（暖房運転の方が高低圧側とも空気温度が低い）により密度比は暖房運転の方が大きくなるが、本実施の形態のように内部熱交換器を構成することで、冷房運転での密度比を大きくでき、冷暖の各運転時の密度比の格差を縮小できる。従って、膨張機５での動力回収量低下の少ない高効率な運転を実現できる。
また、本実施の形態の場合、冷暖各運転で内部熱交換器で有効な熱交換を行うことで、圧縮機１の吸入冷媒を加熱できるので蒸発器となる熱交換器で液冷媒の蒸発が不十分で液バックするような運転状態であっても内部熱交換器での熱交換で、その液冷媒を蒸発し、圧縮機１への液戻り・液圧縮を防止することにより、液圧縮による圧縮機１の破損を防止でき、信頼性の高い冷凍空調装置を得ることができる。
また、冷暖各運転で内部熱交換器で有効な熱交換を行うことで、実施の形態１に比べて密度比を大きくすることができる。従って、膨張機５の吸入密度の大きい状態で運転できるので、同一冷媒流量を流すときの膨張機５の内容積を小さくできる。それに伴い膨張機５を小型、軽量化でき、より低コストに製造することができ、より小型で安価な冷凍空調装置を得ることができる。
また、実施の形態２の別の例として、図９に示す冷媒回路図の形態をとることもできる。図９に示すように、第２の内部熱交換器４ｂの代わりに、内部熱交換器である第３の内部熱交換器４ｃを設ける。この第３の内部熱交換器４ｃは四方弁２ｂと膨張機５の間に配置され、膨張機５の吸入側に設置される。即ち、熱源側熱交換器３から冷媒が流れるとき、第１の内部熱交換器４ａより下流側にあり、熱源側熱交換器３と膨張機５間の冷媒と、四方弁２ａから圧縮機１に吸入される冷媒とを熱交換し、また、負荷側熱交換器６から冷媒が流れるとき、負荷側熱交換器６と膨張機５間の冷媒と、四方弁２ａから圧縮機１に吸入される冷媒とを熱交換する。更に別の言い方をすれば、熱源側熱交換器３と負荷側熱交換器６のうち、いずれが放熱機になっても、放熱機となる熱交換器から出て膨張機５に流入する高圧冷媒と四方弁２ａから圧縮機１に吸入される低圧冷媒とを熱交換するものである。
このような構成とすることで、冷房運転時には、膨張機５に吸入される冷媒と圧縮機１に吸入される冷媒との間の内部熱交換を第１の内部熱交換器４ａ、第３の内部熱交換器４ｃで実施し、暖房運転時には、有効な内部熱交換を第３の内部熱交換器４ｃでのみ実施することができる。従って、内部熱交換器での熱交換量は冷房運転の方が暖房運転よりも大きくなり、図８の冷媒回路の場合と同様の効果を得ることができる。
このような構成とすることで、冷房運転時には、膨張機５に吸入される冷媒と圧縮機１に吸入される冷媒との間の内部熱交換を第１の内部熱交換器４ａ、第３の内部熱交換器４ｃで実施し、暖房運転時には、有効な内部熱交換を第３の内部熱交換器４ｃでのみ実施することができる。従って、内部熱交換器での熱交換量は冷房運転の方が暖房運転よりも大きくなり、図８の冷媒回路の場合と同様の効果を得ることができる。
本実施の形態では、第１の内部熱交換器と、第１の内部熱交換器より熱交換容量の小さい第２の内部熱交換器または第１の内部熱交換器より下流の第３の内部熱交換器とを備え、四方弁の切換によって冷熱供給運転と温熱供給運転を行うので、両運転時の密度比の格差を縮小でき、膨張機５での動力回収量低下の少ない高効率な運転を実現できる。また、両運転共に内部熱交換器で有効な熱交換ができるので、圧縮機１への液戻り・液圧縮を防止できるとともに、膨張機５の吸入密度の大きい状態で運転でき、膨張機５を小型、軽量化できる。
実施の形態３．
以下、本発明の実施の形態３を図に基づき説明する。
図１０は実施の形態３における冷凍空調装置の冷媒回路図である。なお、実施の形態１、２の冷媒回路図と同じ番号のものは同じものを示すので、説明を省略する。
図１０において、４ｃは内部熱交換器である第３の内部熱交換器であり、四方弁２ｂと膨張機５の間に配置され、膨張機５の吸入側に設置される。第３の内部熱交換器４ｃは実施の形態２のものと同じであるが、本実施の形態では、単独で用いられており、またバイパス回路（バイパス回路９ａ）が付加されている。
９ａは第３の内部熱交換器４ｃをバイパスするバイパス回路、１０ａ、１０ｂは流量制御弁であり、流量制御弁１０ａは第３の内部熱交換器４ｃに流入する流量を、流量制御弁１０ｂはバイパス回路９に流入する冷媒流量を制御する。
以下、本発明の実施の形態３を図に基づき説明する。
図１０は実施の形態３における冷凍空調装置の冷媒回路図である。なお、実施の形態１、２の冷媒回路図と同じ番号のものは同じものを示すので、説明を省略する。
図１０において、４ｃは内部熱交換器である第３の内部熱交換器であり、四方弁２ｂと膨張機５の間に配置され、膨張機５の吸入側に設置される。第３の内部熱交換器４ｃは実施の形態２のものと同じであるが、本実施の形態では、単独で用いられており、またバイパス回路（バイパス回路９ａ）が付加されている。
９ａは第３の内部熱交換器４ｃをバイパスするバイパス回路、１０ａ、１０ｂは流量制御弁であり、流量制御弁１０ａは第３の内部熱交換器４ｃに流入する流量を、流量制御弁１０ｂはバイパス回路９に流入する冷媒流量を制御する。
また、１１ａ、１１ｂ、１１ｃは温度センサ、１２ａ、１２ｂは圧力センサ、１３は制御装置である。温度センサ１１ａは圧縮機１の吐出温度を、温度センサ１１ｂは圧縮機１の吸入温度、温度センサ１１ｃは膨張機入口の冷媒温度を検知する。圧力センサ１２ａは圧縮機１の吐出圧力（高圧）を、圧力センサ１２ｂは圧縮機１の吸入圧力（低圧）を検知する。
制御装置１３は温度センサ１１ａ、１１ｂ、１１ｃ、圧力センサ１２ａ、１２ｂの検知情報、および圧縮機１の回転周波数など運転中の冷凍空調装置の情報に基づき、即ち、運転条件に対応して、冷凍空調装置の運転方法を決定し、流量制御弁１０ａ、１０ｂの開度制御や圧縮機１の運転、回転周波数や各熱交換器の送風機風量、四方弁２ａ、２ｂの切換などを制御する。
制御装置１３は温度センサ１１ａ、１１ｂ、１１ｃ、圧力センサ１２ａ、１２ｂの検知情報、および圧縮機１の回転周波数など運転中の冷凍空調装置の情報に基づき、即ち、運転条件に対応して、冷凍空調装置の運転方法を決定し、流量制御弁１０ａ、１０ｂの開度制御や圧縮機１の運転、回転周波数や各熱交換器の送風機風量、四方弁２ａ、２ｂの切換などを制御する。
次に、この冷凍空調装置での運転動作について説明する。第３の内部熱交換器４ｃ、バイパス回路９ａ、流量制御弁１０ａ、１０ｂ以外の動作については実施の形態１と同じであるので説明を省略する。
実施の形態３の構成では、第３の内部熱交換器４ｃは、四方弁２ｂと膨張機５の間に配置され、膨張機５の吸入側に設置されるので、冷暖いずれの運転（冷房運転（冷熱供給運転）及び暖房運転（温熱供給運転））モードでも膨張機５に流入する高圧の冷媒と、圧縮機１吸入の低圧の冷媒とを熱交換する。即ち、この第３の内部熱交換器４ｃは、熱源側熱交換器３及び負荷側熱交換器６のうち、いずれの熱交換器が放熱器になっても、放熱器となる熱交換器を出て膨張機５に流入する冷媒と、熱源側熱交換器３及び負荷側熱交換器６のうち蒸発器となる熱交換器を出て四方弁２ａから圧縮機１に吸入される冷媒とを熱交換する内部熱交換器である。
実施の形態３の構成では、第３の内部熱交換器４ｃは、四方弁２ｂと膨張機５の間に配置され、膨張機５の吸入側に設置されるので、冷暖いずれの運転（冷房運転（冷熱供給運転）及び暖房運転（温熱供給運転））モードでも膨張機５に流入する高圧の冷媒と、圧縮機１吸入の低圧の冷媒とを熱交換する。即ち、この第３の内部熱交換器４ｃは、熱源側熱交換器３及び負荷側熱交換器６のうち、いずれの熱交換器が放熱器になっても、放熱器となる熱交換器を出て膨張機５に流入する冷媒と、熱源側熱交換器３及び負荷側熱交換器６のうち蒸発器となる熱交換器を出て四方弁２ａから圧縮機１に吸入される冷媒とを熱交換する内部熱交換器である。
また、バイパス回路９ａは第３の内部熱交換器４ｃを流れない冷媒流路となるので、流量制御弁１０ａ、１０ｂで流量制御を行い、バイパス回路９ａを流れる冷媒流量を多くし、第３の内部熱交換器４ｃを流れる冷媒流量を少なくすると、第３の内部熱交換器４ｃでの熱交換量を減少させ、逆にバイパス回路９ａを流れる冷媒流量を少なく、第３の内部熱交換器４ｃを流れる冷媒流量を多くすると第３の内部熱交換器４ｃでの熱交換量を増加させることができる。
冷暖の各運転では、流量制御弁１０ａ、１０ｂの流量制御は以下のように実施する。まず冷房運転であるが、この場合は流量制御弁１０ｂを全閉あるいは微少流量が流れるように設定するとともに、流量制御弁１０ａを全開とし最大流量が流れる、あるいはその量に近い流量が流れるように制御する。
暖房運転時には、流量制御弁１０ｂを全開とし最大流量が流れる、あるいはその量に近い流量が流れるように制御するとともに、流量制御弁１０ａを全閉あるいは微少流量が流れるように制御する。
暖房運転時には、流量制御弁１０ｂを全開とし最大流量が流れる、あるいはその量に近い流量が流れるように制御するとともに、流量制御弁１０ａを全閉あるいは微少流量が流れるように制御する。
このように制御することで、冷房運転時のみに第３の内部熱交換器４ｃの熱交換能力を大きくでき、密度比（＝膨張機流入冷媒密度／圧縮機流入冷媒密度）を冷房運転時のみ大きくできる。
一般に、冷凍空調装置でヒートポンプ運転（冷暖房運転）を行う場合、空気条件（暖房運転の方が高低圧側とも空気温度が低い）により密度比は暖房運転の方が大きくなるが、本実施の形態のように第３の内部熱交換器４ｃ、バイパス回路９ａを構成することで、冷房運転での密度比を大きくでき、冷暖の各運転時の密度比の格差を縮小できる。従って、膨張機５での動力回収量低下の少ない高効率な運転を実現できる。
一般に、冷凍空調装置でヒートポンプ運転（冷暖房運転）を行う場合、空気条件（暖房運転の方が高低圧側とも空気温度が低い）により密度比は暖房運転の方が大きくなるが、本実施の形態のように第３の内部熱交換器４ｃ、バイパス回路９ａを構成することで、冷房運転での密度比を大きくでき、冷暖の各運転時の密度比の格差を縮小できる。従って、膨張機５での動力回収量低下の少ない高効率な運転を実現できる。
また、冷暖の各運転においても空気条件によっては運転状況が異なってきて、冷房運転であっても外気温度、室内温度が低く暖房の条件に近くなる場合もあれば、暖房運転であっても、外気温度、室内温度が高く冷房の運転条件に近くなる場合もある。従って、流量制御弁１０ａ、１０ｂでの流量制御を冷暖房の運転モードによって一律に切り換えるのではなく、冷暖の各運転において、冷凍サイクルの他の運転状況、条件に応じて制御し、第３の内部熱交換器４ｃの熱交換量を制御してもよい。
膨張機５を通過する冷媒流量は、膨張機５入口での冷媒密度が大きくなるほど多くなる。膨張機５を流動抵抗としてみた場合、通過する冷媒流量が多いことは流動抵抗が小さく、逆に通過する冷媒流量が少ないことは流動抵抗が大きいことに相当する。
一方、膨張機５入口での冷媒密度は冷媒温度によって決定され、より低温であるほど冷媒密度は大きくなる。膨張機５入口の冷媒と圧縮機１吸入との冷媒との間で内部熱交換を行う場合、熱交換量が大きいと第３の内部熱交換器４ｃで膨張機５入口の冷媒はより冷却され、温度低下し、冷媒密度は増加する。従って、第３の内部熱交換器４ｃでの熱交換量を制御できる構成とした場合、熱交換量の制御により、膨張機５入口の冷媒温度を変化させ、膨張機５入口での冷媒密度を変化させることにより膨張機５の流動抵抗を制御することができる。
一方、膨張機５入口での冷媒密度は冷媒温度によって決定され、より低温であるほど冷媒密度は大きくなる。膨張機５入口の冷媒と圧縮機１吸入との冷媒との間で内部熱交換を行う場合、熱交換量が大きいと第３の内部熱交換器４ｃで膨張機５入口の冷媒はより冷却され、温度低下し、冷媒密度は増加する。従って、第３の内部熱交換器４ｃでの熱交換量を制御できる構成とした場合、熱交換量の制御により、膨張機５入口の冷媒温度を変化させ、膨張機５入口での冷媒密度を変化させることにより膨張機５の流動抵抗を制御することができる。
膨張機５を膨張弁と同様の機能を実現する減圧装置として見なすと、通過する冷媒流量が多く流動抵抗が小さくなると言うことは、膨張弁の開度を大きくすることに相当し、逆に通過する冷媒流量が少なく流動抵抗が大きくなると言うことは、膨張弁の開度を小さくすることに相当する。
そこで、膨張機５での流動抵抗に応じて、冷凍空調装置の冷凍サイクルは変化し、その状況は図１１に示されるようになる。膨張機５での通過流量が多く、流動抵抗が小さい場合には、図１実線に示されるような冷凍サイクルの形態となり、膨張機５での通過流量が少なく、流動抵抗が大きい場合には、図１１の点線に示されるような冷凍サイクルの形態となる。
図１１に示されるに、膨張機５での流動抵抗が小さい場合には、流動抵抗が大きい場合に比べ、高圧は低く、低圧は高く、圧縮機１吸入での過熱度は小さく、圧縮機吐出温度は低い運転状況となる。
そこで、膨張機５での流動抵抗に応じて、冷凍空調装置の冷凍サイクルは変化し、その状況は図１１に示されるようになる。膨張機５での通過流量が多く、流動抵抗が小さい場合には、図１実線に示されるような冷凍サイクルの形態となり、膨張機５での通過流量が少なく、流動抵抗が大きい場合には、図１１の点線に示されるような冷凍サイクルの形態となる。
図１１に示されるに、膨張機５での流動抵抗が小さい場合には、流動抵抗が大きい場合に比べ、高圧は低く、低圧は高く、圧縮機１吸入での過熱度は小さく、圧縮機吐出温度は低い運転状況となる。
一般に、冷凍空調装置では、空気条件や負荷の状況に応じて最適となる冷凍サイクルが存在する。最適な冷凍サイクルは運転状況によって決定される以下のような目的、すなわち運転効率を最大とする、あるいは負荷側に供給する能力を最大とする、あるいは圧縮機１の運転を保護するといった目的に応じて決定される。
また、このサイクルを実現する制御目標としては、高圧、低圧、圧縮機１吐出温度、圧縮機１吸入の冷媒過熱度、膨張機５入口温度となる放熱器あるいは凝縮器での出口温度などがある。そこで、流量制御弁１０ａ、１０ｂを用いて膨張機５入口の冷媒密度を制御し、膨張機５の冷媒流量を制御することで、最適となる冷凍サイクルの状態を実現する。
また、このサイクルを実現する制御目標としては、高圧、低圧、圧縮機１吐出温度、圧縮機１吸入の冷媒過熱度、膨張機５入口温度となる放熱器あるいは凝縮器での出口温度などがある。そこで、流量制御弁１０ａ、１０ｂを用いて膨張機５入口の冷媒密度を制御し、膨張機５の冷媒流量を制御することで、最適となる冷凍サイクルの状態を実現する。
例えば、冷媒としてＣＯ2を用いる場合、運転効率最大となる高圧が存在するので、運転効率を最大としたい場合には高圧を効率最大となるように制御を実施する。
図１１に示されるように、膨張機５での流動抵抗が小さい場合には、流動抵抗が大きい場合に比べ、高圧は低くなるので、圧力センサ１２ａで検知される現状の冷凍サイクルの高圧が最適な冷凍サイクルの高圧より高い場合には、膨張機５での流動抵抗を小さく制御装置１３で制御する。すなわち、流量制御弁１０ｂに流れる冷媒流量を少なくし、流量制御弁１０ａに流れる冷媒流量を多くする。このように制御することで、第３の内部熱交換器４ｃでの熱交換量を増加させ、膨張機５入口の冷媒密度を大きくし、膨張機５での通過流量を多くすることで、膨張機５での流動抵抗を小さくする。
こうすることで、冷凍サイクルの高圧を低くし、運転効率最大となる高圧に近づけることで、より運転効率の高い冷凍空調装置とすることができる。
図１１に示されるように、膨張機５での流動抵抗が小さい場合には、流動抵抗が大きい場合に比べ、高圧は低くなるので、圧力センサ１２ａで検知される現状の冷凍サイクルの高圧が最適な冷凍サイクルの高圧より高い場合には、膨張機５での流動抵抗を小さく制御装置１３で制御する。すなわち、流量制御弁１０ｂに流れる冷媒流量を少なくし、流量制御弁１０ａに流れる冷媒流量を多くする。このように制御することで、第３の内部熱交換器４ｃでの熱交換量を増加させ、膨張機５入口の冷媒密度を大きくし、膨張機５での通過流量を多くすることで、膨張機５での流動抵抗を小さくする。
こうすることで、冷凍サイクルの高圧を低くし、運転効率最大となる高圧に近づけることで、より運転効率の高い冷凍空調装置とすることができる。
また、冷媒としてＣＯ2など高圧が超臨界状態となる冷媒を用いた場合、高圧と膨張機５の入口温度はある相関を持って変化し、運転効率最大となる膨張機５の入口温度が存在する。そこで温度センサ１１ｃで検知される膨張機５の入口温度を前述した運転効率最大の温度となるように制御装置１３で制御してもよい。このように制御しても高圧を制御する場合と同様に運転効率の高い冷凍空調装置とすることができる。
また、冷凍サイクルでは一般に蒸発器出口、あるいは圧縮機吸入の過熱度が２〜５℃程度の適正値に制御することにより運転効率のよい状態とすることができる。そこで、制御目標として蒸発器出口、あるいは圧縮機吸入の過熱度を用い、この過熱度の値が目標値となるように制御してもよい。
図１１に示されるように、膨張機５での流動抵抗が小さい場合には、流動抵抗が大きい場合に比べ、過熱度は小さくなる。現状の冷凍サイクルでの圧縮機１吸入の過熱度を温度センサ１１ｂの検知値、圧力センサ１２ｂの検知値から制御装置１３で演算し、演算された過熱度が最適な冷凍サイクルの過熱度より大きい場合には、膨張機５での流動抵抗を小さく制御装置１３で制御する。即ち、流量制御弁１０ｂに流れる冷媒流量を少なくし、流量制御弁１０ａに流れる冷媒流量を多くする。このように制御することで、第３の内部熱交換器４ｃでの熱交換量を増加させ、膨張機５入口の冷媒密度を大きくし、膨張機５での通過流量を多くすることで、膨張機５での流動抵抗を小さくする。
こうすることで、冷凍サイクルの過熱度を小さくし、運転効率最大となる過熱度に近づけることで、より運転効率の高い冷凍空調装置とすることができる。
図１１に示されるように、膨張機５での流動抵抗が小さい場合には、流動抵抗が大きい場合に比べ、過熱度は小さくなる。現状の冷凍サイクルでの圧縮機１吸入の過熱度を温度センサ１１ｂの検知値、圧力センサ１２ｂの検知値から制御装置１３で演算し、演算された過熱度が最適な冷凍サイクルの過熱度より大きい場合には、膨張機５での流動抵抗を小さく制御装置１３で制御する。即ち、流量制御弁１０ｂに流れる冷媒流量を少なくし、流量制御弁１０ａに流れる冷媒流量を多くする。このように制御することで、第３の内部熱交換器４ｃでの熱交換量を増加させ、膨張機５入口の冷媒密度を大きくし、膨張機５での通過流量を多くすることで、膨張機５での流動抵抗を小さくする。
こうすることで、冷凍サイクルの過熱度を小さくし、運転効率最大となる過熱度に近づけることで、より運転効率の高い冷凍空調装置とすることができる。
また、冷凍サイクルでの圧縮機１保護の観点から、冷凍サイクルの高圧や圧縮機１吐出温度は許容最大値より低く、また圧縮機１吸入での液バックが発生しないような運転が求められる。そこで、制御目標として高圧あるいは圧縮機１吐出温度を用い、この値が許容最大値以下となるように制御してもよい。
図１１に示されるように、膨張機５での流動抵抗が小さい場合には、流動抵抗が大きい場合に比べ、冷凍サイクルの高圧や圧縮機１吐出温度は低くなるので、圧力センサ１２ａや温度センサ１１ａで検知される現状の冷凍サイクルの高圧や吐出温度が許容最大値に近い場合には、膨張機５での流動抵抗を小さく制御装置１３で制御する。
図１１に示されるように、膨張機５での流動抵抗が小さい場合には、流動抵抗が大きい場合に比べ、冷凍サイクルの高圧や圧縮機１吐出温度は低くなるので、圧力センサ１２ａや温度センサ１１ａで検知される現状の冷凍サイクルの高圧や吐出温度が許容最大値に近い場合には、膨張機５での流動抵抗を小さく制御装置１３で制御する。
即ち、流量制御弁１０ｂに流れる冷媒流量を少なくし、流量制御弁１０ａに流れる冷媒流量を多くする。このように制御することで、第３の内部熱交換器４ｃでの熱交換量を増加させ、膨張機５入口の冷媒密度を大きくし、膨張機５での通過流量を多くすることで、膨張機５での流動抵抗を小さくする。
こうすることで、冷凍サイクルの高圧や圧縮機１吐出温度を低くし、許容最大値より低くすることで、圧縮機１の破損を回避し、より信頼性の高い冷凍空調装置とすることができる。
こうすることで、冷凍サイクルの高圧や圧縮機１吐出温度を低くし、許容最大値より低くすることで、圧縮機１の破損を回避し、より信頼性の高い冷凍空調装置とすることができる。
また、圧縮機１吸入での液バックが発生しているときには、液バックが発生しないように制御する。図１１に示されるように、膨張機５での流動抵抗が大きい場合には、流動抵抗が小さい場合に比べ、過熱度が大きくなるので、液バック状態を回避できる。
そこで、現状の冷凍サイクルで検知される過熱度≒０となったり、吐出温度が予め設定された温度よりも低くなり、液バック発生が検知される場合には、膨張機５での流動抵抗を大きく制御装置１３で制御する。即ち、流量制御弁１０ｂに流れる冷媒流量を多く、流量制御弁１０ａに流れる冷媒流量を少なくする。
このように制御することで、第３の内部熱交換器４ｃでの熱交換量を減少させ、膨張機５入口の冷媒密度を小さくし、膨張機５での通過流量を少なくすることで、膨張機５での流動抵抗を大きくする。こうすることで、冷凍サイクルの過熱度を大きくし、液バックを回避することで、液圧縮による圧縮機１の破損を回避し、より信頼性の高い冷凍空調装置とすることができる。
そこで、現状の冷凍サイクルで検知される過熱度≒０となったり、吐出温度が予め設定された温度よりも低くなり、液バック発生が検知される場合には、膨張機５での流動抵抗を大きく制御装置１３で制御する。即ち、流量制御弁１０ｂに流れる冷媒流量を多く、流量制御弁１０ａに流れる冷媒流量を少なくする。
このように制御することで、第３の内部熱交換器４ｃでの熱交換量を減少させ、膨張機５入口の冷媒密度を小さくし、膨張機５での通過流量を少なくすることで、膨張機５での流動抵抗を大きくする。こうすることで、冷凍サイクルの過熱度を大きくし、液バックを回避することで、液圧縮による圧縮機１の破損を回避し、より信頼性の高い冷凍空調装置とすることができる。
なお、本実施の形態では、流量制御弁をバイパス回路９ａ側に１０ｂ、および第３の内部熱交換器４ｃ側に１０ａと、いずれにも用いているが、流量制御弁をどちらか一方に設けて、もう片方は固定の流動抵抗を設ける回路としてもよい。この場合も一方の流量制御弁の制御により、第３の内部熱交換器４ｃを流れる冷媒流量を制御でき、第３の内部熱交換器４ｃの熱交換量を制御でき、前述したものと同様の効果を得ることができる。
なお、実施の形態３では、第３の内部熱交換器４ｃを膨張機５の吸入前に設けその熱交換量を制御することで冷凍サイクルの制御を行ったが、実施の形態１、２に示される冷媒回路、すなわち図１、５、６、７、８、９に示される冷媒回路において少なくとも１台の内部熱交換器をバイパスするバイパス回路を設け、バイパス回路および内部熱交換器を流れる冷媒流量を制御してもよい。この場合も同様な流量制御を行うことで同じ効果を得ることができる。少なくとも１台の内部熱交換器をバイパスするバイパス回路を設ける場合、複数の内部熱交換器を有するものは、熱交換量の大きい熱交換器（例えば、第１の内部熱交換器４ａ）をバイパスするバイパス回路を設けることにより、より有効な制御ができる。
また、バイパス回路として、図１０の第３の内部熱交換器４ｃの高圧側流路をバイパスする代わりに、図１２に示すように第３の内部熱交換器４ｃの低圧側流路をバイパスするバイパス回路９ｂを設けてもよい。この場合にもバイパス回路９ｂを流れる流量、および第３の内部熱交換器４ｃを流れる流量（低圧側流量）を制御することで、第３の内部熱交換器４ｃの熱交換量を制御でき、同様の効果を得ることができる。
なお、高低圧どちら側にバイパス回路を設けるかは、流量制御弁の特性によって決定してもよい。
即ち、高圧側に流量制御弁１０を設けた場合、流入する冷媒の密度は低圧側流路に設けた場合よりも大きくなる。従って、同一流量を流す場合の流量制御弁の口径は高圧側に流量制御弁を設ける方が小さくでき、より小型の流量制御弁を適用でき、低コストな冷凍空調装置とすることができる。
なお、高低圧どちら側にバイパス回路を設けるかは、流量制御弁の特性によって決定してもよい。
即ち、高圧側に流量制御弁１０を設けた場合、流入する冷媒の密度は低圧側流路に設けた場合よりも大きくなる。従って、同一流量を流す場合の流量制御弁の口径は高圧側に流量制御弁を設ける方が小さくでき、より小型の流量制御弁を適用でき、低コストな冷凍空調装置とすることができる。
また、流量制御弁の耐圧や作動圧が高くない場合、バイパス回路を高圧側流路に設け、流量制御弁を高圧側に設けると冷凍空調装置の運転時の信頼性が低下する場合もある。このような場合には、バイパス回路を低圧側に設け、流量制御弁を低圧側に配置することで、冷凍空調装置運転時の信頼性を確保する。
また、冷凍空調装置の運転条件によっては、第３の内部熱交換器４ｃの流量制御だけでは膨張機５の流動抵抗を制御しきれず、冷凍サイクルの運転状態が適切なものから外れる場合も存在する。
そこで、図１３に示すように第３の内部熱交換器４ｃのバイパス回路９ａと膨張機５のバイパス回路９ｃを設け、それぞれの流量制御する流量制御弁１０ｂ、１０ｅを設けてもよい。そして、第３の内部熱交換器４ｃの流量制御だけでは膨張機５の流動抵抗を制御しきれない場合には、まず第３の内部熱交換器４ｃの流量制御を可能な限り実施し、その後に膨張機５のバイパス回路９ｃの流量制御を実施する。
そこで、図１３に示すように第３の内部熱交換器４ｃのバイパス回路９ａと膨張機５のバイパス回路９ｃを設け、それぞれの流量制御する流量制御弁１０ｂ、１０ｅを設けてもよい。そして、第３の内部熱交換器４ｃの流量制御だけでは膨張機５の流動抵抗を制御しきれない場合には、まず第３の内部熱交換器４ｃの流量制御を可能な限り実施し、その後に膨張機５のバイパス回路９ｃの流量制御を実施する。
例えば、膨張機５の流動抵抗をできるだけ小さくしたい場合には、まず第３の内部熱交換器４ｃでの熱交換量を最大に制御し、その後さらに流動抵抗を小さくしたい分だけ膨張機５のバイパス回路９ｃに冷媒が流れるようにする。このようにすることで、バイパス回路９ｃを流れる冷媒流量分膨張機５を通過する流量は減少するものの、第３の内部熱交換器４ｃの熱交換量制御を実施しない場合に比べて、バイパス回路９ｃの冷媒流量を減少させ、膨張機５を通過する冷媒流量を多くでき、膨張機５での動力回収量を多くできより高効率な冷凍空調装置を得ることができる。
なお、内部熱交換器は、第３の内部熱交換器４ｃを設ける代わりに、図８に示したように、第１の内部熱交換器４ａ、第２の内部熱交換器４ｂを設けてもよい。但し、この場合は、両者の熱交換器の熱交換能力は同じとし、少なくとも第２の内部熱交換器４ｂには流量制御弁で熱交換量を変化させるバイパス回路を設ける。第１の内部熱交換器４ａ、第２の内部熱交換器４ｂを設けることにより、冷凍サイクルの熱交換量を大きくできる。
実施の形態１、２、３においては、冷媒回路（冷凍サイクル）は、いずれも四方弁２ａを有し、圧縮機１から吐出した冷媒を四方弁２ａを切換えることにより、熱源側熱交換器３または負荷側熱交換器６に流し、冷房運転、暖房運転を行うものについて記載したが、四方弁２ａを有さず、前記両運転のうち、どちらか一方の運転のみを行うものにも、各実施の形態に記載の技術を適用できる。
図１４（ａ）は、冷房運転のみの冷媒回路、また図１４（ｂ）は、暖房運転のみの冷媒回路である。図の番号は、前記の実施の形態１、２、３に記載のものと同じである。
図１４（ａ）は、冷房運転のみの冷媒回路、また図１４（ｂ）は、暖房運転のみの冷媒回路である。図の番号は、前記の実施の形態１、２、３に記載のものと同じである。
これらの図において、１台もしくは複数台の圧縮機１、熱源側熱交換器３、減圧装置、負荷側熱交換器６を順次接続し、減圧装置である膨張機５と、熱源側熱交換器３及び負荷側熱交換器６のうち放熱器となる熱交換器を出て膨張機５に流入する冷媒と、熱源側熱交換器３及び負荷側熱交換器６のうち蒸発器となる熱交換器を出て圧縮機１に吸入される冷媒とを熱交換する内部熱交換器である、例えば第３の内部熱交換器４ｃと、内部熱交換器４ｃをバイパスするバイパス回路９ａと、内部熱交換器４ｃの冷媒流量を変化させる流量制御弁１０ａ、１０ｂと、冷凍空調装置の運転条件によって、流量制御弁１０ａ、１０ｂを制御し、内部熱交換器４ｃの熱交換量を制御する制御装置１３とを備え、運転条件に応じて、制御装置１３が流量制御弁を制御し、内部熱交換器４ｃの冷媒流量を変化させ、熱交換量を制御することにより、膨張機流入冷媒密度と圧縮機流入冷媒密度との比である冷媒密度比の変化を小さくし、膨張機５の膨張動力の回収量の低減の少ない高効率な冷凍空調装置を得ることができる。また、冷凍サイクルを運転条件に対応した最適な冷凍サイクルに近づけることができる。
また、内部熱交換器の熱交換量を制御する手段として、実施の形態３に記載のように、バイパス回路、流量制御弁を設ける代わりに、図１５に示すように、内部熱交換器である、例えば第３の内部熱交換器４ｃ及び流量制御弁１０ａを複数台並列に設置し、必要に応じて冷媒を流す内部熱交換器４ｃの個数を制御し、内部熱交換器４ｃの熱交換量を制御してもよい。内部熱交換器４ｃの熱交換量を大きくしたいときは、流量制御弁１０ａを開とする個数を多くし、多くの内部熱交換器４ｃに冷媒を流すことで、内部熱交換器４ｃの熱交換量を増加する。逆に内部熱交換器４ｃの熱交換量を小さくしたいときは、流量制御弁１０ａを閉とする個数を多くし、冷媒を流す内部熱交換器４ｃの個数を少なくすることで、内部熱交換器４ｃの熱交換量を減少させる。このようにして内部熱交換器４ｃの熱交換量を制御しても前記と同様な効果を得ることができる。
また、各実施の形態１、２、３に記載の冷凍空調装置及び運転方法は、空気調和装置、冷凍装置等、広く適用できる。
１ 圧縮機、２ａ 四方弁、３ 熱源側熱交換器、４ａ 第１の内部熱交換器（内部熱交換器）、４ｂ 第２の内部熱交換器（内部熱交換器）、４ｃ 第３の内部熱交換器（内部熱交換器）、５ 膨張機、６ 負荷側熱交換器、９ａ、９ｂ 内部熱交換器のバイパス回路、９ｃ 膨張機のバイパス回路、１０ａ、１０ｂ、１０ｃ、１０ｄ 流量制御弁、１１ａ、１１ｂ、１１ｃ 温度センサ、１２ａ、１２ｂ 圧力センサ、１３ 制御装置。
Claims (8)
- １台もしくは複数台の圧縮機、四方弁、熱源側熱交換器、減圧装置である膨張機、負荷側熱交換器を配管接続し、前記膨張機と少なくとも１台の前記圧縮機とを同軸で接続し、前記膨張機の膨張動力を回収する冷凍空調装置において、
前記膨張機に流入する冷媒と、前記四方弁から前記圧縮機に吸入される冷媒とを熱交換する内部熱交換器と、制御装置と、を備え、
前記内部熱交換器が、該内部熱交換器をバイパスするバイパス回路と、前記内部熱交換器の冷媒流量を変化させる第１の流量制御弁と、前記バイパス回路に設けられ、該バイパス回路の冷媒流量を変化させる第２の流量制御弁と、を備え、
共に容積式である前記膨張機と少なくとも１台の前記圧縮機とを同軸で接続し、
前記制御装置が、冷凍空調装置の運転条件によって、前記四方弁を切換えることにより、前記負荷側熱交換器を蒸発器として作用させ冷熱を供給する冷熱供給運転及び前記負荷側熱交換器を放熱器もしくは凝縮器として作用させ温熱を供給する温熱供給運転とを行い、
前記冷熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、前記温熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、の差を縮小するように前記第１の流量制御弁及び前記第２の流量制御弁を制御することを特徴とする冷凍空調装置。 - 前記圧縮機の吐出側から前記膨張機までの間の高圧側圧力を検知する吐出側圧力センサを備え、
前記制御装置は、
前記吐出側圧力センサの出力を予め定められた目標値と比較し、
前記吐出側圧力センサの出力が前記目標値より高い場合には前記第２の流量制御弁に流れる冷媒流量を少なくなるように前記第２の流量制御弁を制御し、前記第１の流量制御弁に流れる冷媒流量を多くなるように前記第１の流量制御弁を制御して、前記膨張機での流動抵抗を小さくし、
前記冷熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、前記温熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、の差を縮小することを特徴とする請求項１に記載の冷凍空調装置。 - 前記膨張機の入口温度を検知する膨張機入口温度センサを備え、
前記制御装置は、
前記膨張機入口温度センサの出力を予め定められた目標値と比較し、
前記膨張機入口温度センサの出力が前記目標値になるように前記第１の流量制御弁と前記第２の流量制御弁を制御し、
前記冷熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、前記温熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、の差を縮小することを特徴とする請求項１記載の冷凍空調装置。 - 前記圧縮機の吸入側温度を検知する圧縮機吸入側温度センサと、前記圧縮機の吸入側圧力を検知する圧縮機吸入側圧力センサとを備え、
前記制御装置は、
前記圧縮機吸入側温度センサの出力と前記圧縮機吸入側圧力センサの出力から算出される過熱度を予め定められた目標値と比較し、
前記算出される過熱度が前記目標値より大きい場合には、前記第２の流量制御弁に流れる冷媒流量を少なくなるように前記第２の流量制御弁を制御し、前記第１の流量制御弁に流れる冷媒流量を多くなるように前記第１の流量制御弁を制御して、前記膨張機での流動抵抗を小さくし、
前記冷熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、前記温熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、の差を縮小することを特徴とする請求項１記載の冷凍空調装置。 - 前記圧縮機の吐出側から前記膨張機までの間の高圧側圧力を検知する吐出側圧力センサと、前記圧縮機の吐出側温度を検知する圧縮機吐出側温度センサとを備え、
前記制御装置は、
前記圧縮機吐出側温度センサの出力を予め定められた第１の許容最大値と比較すると共に前記吐出側圧力センサの出力を予め定められた第２の許容最大値と比較し、
前記圧縮機吐出側温度センサの出力が前記第１の許容最大値に近づいた場合、または前記吐出側圧力センサの出力が前記第２の許容最大値に近づいた場合には、前記第２の流量制御弁に流れる冷媒流量を少なくなるように前記第２の流量制御弁を制御し、前記第１の流量制御弁に流れる冷媒流量を多くなるように前記第１の流量制御弁を制御し、
前記冷熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、前記温熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、の差を縮小することを特徴とする請求項１記載の冷凍空調装置。 - 前記圧縮機の吸入側温度を検知する圧縮機吸入側温度センサと、前記圧縮機の吸入側圧力を検知する圧縮機吸入側圧力センサとを備え、
前記制御装置は、
前記圧縮機吸入側温度センサの出力と前記圧縮機吸入側圧力センサの出力から算出される過熱度を予め定められた目標値と比較し、
前記算出される過熱度が前記目標値より小さい場合には、前記第１の流量制御弁に流れる冷媒流量を少なくなるように前記第１の流量制御弁を制御し、前記第２の流量制御弁に流れる冷媒流量を多くなるように前記第２の流量制御弁を制御して前記膨張機での流動抵抗を大きくし、
前記冷熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、前記温熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、の差を縮小することを特徴とする請求項１記載の冷凍空調装置。 - 前記圧縮機の吐出側から前記膨張機までの間の高圧側圧力を検知する吐出側圧力センサを備え、
前記制御装置は、
前記吐出側圧力センサの出力を予め定められた目標値と比較し、
前記吐出側圧力センサの出力が前記目標値になるように前記第１の流量制御弁と前記第２の流量制御弁を制御し、
前記冷熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、前記温熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、の差を縮小することを特徴とする請求項１記載の冷凍空調装置。 - 前記圧縮機の吸入側温度を検知する圧縮機吸入側温度センサと、前記圧縮機の吸入側圧力を検知する圧縮機吸入側圧力センサとを備え、
前記制御装置は、
前記圧縮機吸入側温度センサの出力と前記圧縮機吸入側圧力センサの出力から算出される過熱度を予め定められた目標値と比較し、
前記算出される過熱度が前記目標値になるように前記第１の流量制御弁と前記第２の流量制御弁を制御し、
前記冷熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、前記温熱供給運転における前記膨張機へ流入する冷媒密度と前記圧縮機へ流入する冷媒密度との密度比と、の差を縮小することを特徴とする請求項１記載の冷凍空調装置。
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|---|---|---|---|---|
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