JP4906963B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

この発明は、超臨界冷媒を用いる冷凍サイクル装置に関するものであり、特に第１圧縮機に直列に接続された第２圧縮機の必要駆動力を膨張機での回収動力で賄う冷凍サイクル装置の構成に関するものである。

従来、膨張機を備えた冷凍サイクル装置として、補助圧縮機構と膨張機構とを一本の軸に連結するとともに、冷媒を圧縮する圧縮機構と、圧縮機構から吐出された冷媒をさらに圧縮する補助圧縮機構と、補助圧縮機構から吐出された冷媒を冷却する放熱器と、膨張機構から流出した冷媒を加熱する蒸発器と、膨張機構をバイパスするバイパス流路と、バイパス流路上に設けられたバイパス弁と、バイパス弁の動作を制御する操作器とを備え、この操作器が、バイパス弁の開度を変更することで、高圧側圧力を調整する冷凍サイクル装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。

この冷凍サイクル装置では、密度比一定の制約により最良な高圧側圧力に調整することが困難である膨張機を用いたものであっても、幅広い運転範囲の中で高い動力回収効果を得ている。
ここで、密度比は、上記膨張機構に流入する冷媒の密度（ＤＥ）と上記補助圧縮機構に流入する冷媒の密度（ＤＣ）との比、ＤＥ/ＤＣをいう。

特許第３７０８５３６号公報

しかしながら、この冷凍サイクル装置では、膨張機構を迂回するバイパス流路を設け、バイパス弁の開度を変更することで、補助圧縮機構の必要駆動力及び膨張機構に流れる冷媒流量のバランスを制御しているので、例えば外気温度の変動によってバイパス流路に流れる冷媒流量に相当する分だけ膨張機構での動力回収効果が小さくなり、ＣＯＰ（冷暖房能力（ｋＷ）/消費電力（ｋＷ））の値が低下するという問題点があった。
また、バイパス流路に流れる流量分も蒸発器を通過するため、蒸発器での冷媒の圧力損失が大きくなるという問題点もあった。

この発明は、上記のような問題点を解決することを課題とするものであって、高圧冷媒が膨張機に流入する冷媒流路部に、高圧冷媒と減圧冷媒との間での熱交換量を変化させ、膨張機に流入する冷媒の密度を調節することで、膨張機での回収動力と第２圧縮機の必要動力とが釣り合うようにした高低圧熱交換器を設けることにより、ＣＯＰが向上し、また冷媒の圧力損失が低減された冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。

この発明に係る冷凍サイクル装置は、低圧側の冷媒である低圧冷媒を中間圧の冷媒である中間圧冷媒に昇圧させる第１圧縮機と、この第１圧縮機と直列に接続され中間圧冷媒を高圧側の高圧冷媒に昇圧させる第２圧縮機と、この第２圧縮機に冷房運転、暖房運転の切り換え時に作動する第１四方弁を介して接続される、第１熱源側熱交換器または負荷側熱交換器と、前記第１熱源側熱交換器または前記負荷側熱交換器に冷房運転、暖房運転の切り換え時に作動する第２四方弁を介して接続される高低圧熱交換器と、この高低圧熱交換器に直列に接続され前記高圧冷媒を低圧冷媒に減圧させるとともにそのときの回収動力で前記第２圧縮機を駆動させる膨張機と、冷房運転時には、前記第１圧縮機及び前記第２圧縮機に接続され、暖房運転時には、前記第２四方弁の作動により前記膨張機と接続される第２熱源側熱交換器とを備え、前記高低圧熱交換器では、前記膨張機での前記回収動力と前記第２圧縮機の必要動力とが釣り合うように、前記高圧冷媒と、高低圧熱交換器の高圧冷媒の入口部で分岐され減圧された減圧冷媒との間での熱交換量を変化させ、前記膨張機に流入する前記冷媒の密度を調整するようになっている。

この発明に係る冷凍サイクル装置によれば、高低圧熱交換器により、高圧冷媒と減圧冷媒との間での熱交換量を変化させ、膨張機に流入する冷媒の密度を調節することで、膨張機での回収動力と第２圧縮機の必要動力とが釣り合うようしたので、ＣＯＰが向上し、また冷媒の圧力損失が低減される。

この発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置を示す構成図である。 図１の冷凍サイクル装置のＰ−ｈ線図上での冷房運転動作を示す図である。 図１の膨張機ユニットを示す断面図である。 図１の冷凍サイクル装置の設計手順を示すフローチャートである。 この発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置を示す構成図である。 図５の冷凍サイクル装置のＰ−ｈ線図上での冷房運転動作を示す図である。 図５の冷凍サイクル装置のＰ−ｈ線図上での暖房運転の動作を示す図である。 この発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置を示す構成図である。

以下、この発明の各実施の形態について図に基づいて説明するが、各図において同一、または相当部材、部位については、同一符号を付して説明する。
実施の形態１．
図１はこの発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置を示す構成図である。
図において、この実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、室外ユニット１００と、室内ユニット２００ａとを備えている。
上記室外ユニット１００は、低圧側の冷媒である低圧冷媒を中間圧の冷媒である中間圧冷媒に昇圧させる第１圧縮機１と、この第１圧縮機１と冷媒流路部を介して直列に接続された第２熱源側熱交換器３ｂと、この第２熱源側熱交換器３ｂと冷媒流路部を介して直列に接続され前記中間圧冷媒を高圧側の冷媒である高圧冷媒に昇圧させる第２圧縮機５ｂと、この第２圧縮機５ｂに冷媒流路部を介して直列に接続されているともに前記高圧冷媒が流れる第１熱源側熱交換器３ａとを備えている。
第２圧縮機５ｂの吸入部及び吐出部には、迂回したバイパス流路部５９の両端部がそれぞれ接続されている。バイパス流路部５９には、バイパス弁５３が取り付けられている。
第１熱源側熱交換器３ａは、高圧冷媒の熱を放出する放熱器として作用し、第２熱源側熱交換器３ｂは、中間圧冷媒の熱を冷却する中間冷却器として作用をしている。第１熱源側熱交換器３ａ、第２熱源側熱交換器３ｂの外表面には、室外ユニット１００に内蔵された送風機（図示せず）からの風が送られる。

また、室外ユニット１００は、第１熱源側熱交換器３ａに冷媒流路部を介して直列に接続されている高低圧熱交換器６１と、この高低圧熱交換器６１に直列に高圧側流路部６３を介して接続され高圧冷媒を低圧冷媒に減圧させるとともにそのときの回収動力で第２圧縮機５ｂを駆動させる膨張機５ａとを備えている。高圧側流路部６３には、膨張機５ａと第２圧縮機５ｂとの間で、冷媒循環流量及び動力をそれぞれ一致させるための開閉弁である予膨張弁６が取り付けられている。
膨張機５ａは、冷媒流路部、液配管５２を介して室内ユニット２００ａの負荷側熱交換器である室内熱交換器９ａと接続されている。

高低圧熱交換器６１の高圧冷媒側入口部では、低圧側流路部６４が分岐されている。この低圧側流路部６４には、電子膨張弁６２が取り付けられている。低圧側流路部６４の先端部は、第２熱源側熱交換器３ｂと第２圧縮機５ｂとの間の冷媒流路部に接続されている。
なお、低圧側流路部６４の先端部は、第２熱源側熱交換器３ｂと第１圧縮機１との間の冷媒流路部に接続してもよい。
この電子膨張弁６２の開度調整により、高圧側流路部６３に流れる高圧冷媒と、低圧側流路部６４に流れる減圧冷媒との間での熱交換量を変化させ、高圧側流路部を通じて膨張機５ａに流入する高圧冷媒の温度を調節し、高圧冷媒の密度を調整することで、膨張機５ａの回収動力と第２圧縮機５ｂの必要動力とは釣り合うようになっている。

上記室内ユニット２００ａは、負荷側熱交換器である室内熱交換器９ａ、室内空気を強制的に室内熱交換器９ａの外表面に送風する送風機（図示せず）を内蔵している。室内熱交換器９ａの一端側には、低圧冷媒を第１圧縮機１に導くガス配管５１が接続され、他端側には、膨張機５ａからの低圧冷媒を室内熱交換器９ａに導く液配管５２が接続されている。
なお、室外ユニット１００と室内ユニット２００ａとの間で循環する冷媒は、例えば臨界温度（約３１℃）以上で超臨界状態となる二酸化炭素が用いられる。

図３は、膨張機ユニット５を示す縦断面図であり、この膨張機ユニット５は、膨張機５ａ及び第２圧縮機５ｂがともに軸３０８を介して直結したスクロール型の一体構成である。
膨張機５ａは、膨張機用固定スクロール３５１と膨張機用揺動スクロール３５２とを備えている。膨張機５ａの内部は、膨張機吸入管３１３及び膨張機吐出管３１５と連通している。第２圧縮機５ｂは、第２圧縮機用固定スクロール３６１と第２圧縮機用揺動スクロール３６２とを備えている。第２圧縮機５ｂの内部は、第２圧縮機吸入管３１２及び第２圧縮機吐出管３１４と連通している。
これらのスクロール３５１，３５２，３６１，３６２の中心部には、膨張機用軸受け部３５１ｂ、第２圧縮機用軸受け部３６１ｂで支持された軸３０８が貫通している。軸３０８の両端部には、バランスウェイト３０９ａ，３０９ｂがそれぞれ取り付けられている。膨張機５ａの揺動スクロール３５２の背面と第２圧縮機５ｂの揺動スクロール３６２の背面とは面接触している。その他、必要部品であるオルダムリング３０７、クランク部３０８ｂ等が密閉容器３１０内に収納されている。密閉容器３１０の下部には、密閉容器３１０の下部に貯留した油を室内熱交換器９ａと膨張機５ａとの間の冷媒流路部に戻す油戻し管３１１が取り付けられている。

この膨張機ユニット５は、膨張圧縮容積比を大きく（例えば、予膨張ロス及びバイパスロスが最小となる膨張圧縮容積比２．３以上）設計すると、同一歯高では第２圧縮機５ｂから膨張機５ａ側へのスラスト荷重に対して膨張機５ａから第２圧縮機５ｂ側へのスラスト荷重が小さくなり、両面でスラスト荷重を相殺させることができないため、第２圧縮機５ｂ及び膨張機５ａを一体化した膨張機ユニット５の構成が強度的に困難になる。
また、第２圧縮機５ｂ側のスラスト荷重を減らすために第２圧縮機５ｂ側を極端に歯高の高い渦巻とすることもできるが、強度的な問題が発生する。
従って、膨張機５ａ、第２圧縮機５ｂともにスクロール構造を有する膨張機ユニット５では、膨張圧縮容積比を２．３以下の範囲に設定することで、性能面だけでなく、構造面でも信頼性の高い膨張機ユニット５を得ることができる。

次に、上記のように構成された冷凍サイクル装置の運転動作について、図１及び図２に基づいて説明する。
図１において、実線矢印は冷房運転ときの冷媒の流れ方向を示し、図２は、図１の冷媒回路中に示した記号Ａ〜Ｈにおける各冷媒状態をＰ−ｈ線図上で示したもので、状態Ｃ，Ｄ，Ｅ，Ｆの冷媒は、高圧側の高圧冷媒であり、状態Ｇ，Ｈの冷媒は、低圧側の低圧冷媒である。また、高圧側と低圧側の間の状態Ａ，Ｂの冷媒は、中間圧冷媒である。
必要な減圧機能は膨張機５ａで実現し、室内熱交換器９ａの出口部に予め設定された適切な過熱度（例えば、５〜１０℃）が得られるように、予膨張弁６が調節される。

冷房運転を行う場合、第１圧縮機１から吐出された高温、中間圧のガス冷媒（状態Ａ）は、第２熱源側熱交換器３ｂである程度放熱して冷却され（状態Ｂ）、引き続き第２圧縮機５ｂに流入する。膨張機５ａで駆動される第２圧縮機５ｂに流入したガス冷媒は、膨張機５ａで回収された動力に釣合う分だけ圧縮される（状態Ｃ）。
このとき、第２圧縮機５ｂのバイパス流路部５９に取り付けた逆止弁５３は、圧力差の生じない起動時には開放状態となるが、膨張機５ａが動作して第２圧縮機５ｂが駆動すると、第２圧縮機５ｂの冷媒ガスの入口側と出口側との高低圧力差により閉止される。第２圧縮機５ｂから吐出されたガス冷媒は、第１熱源側熱交換器３ａで被加熱媒体である空気に放熱し（状態Ｄ）、引き続き高低圧熱交換器６１に流入する。
高低圧熱交換器６１では、高圧側流路部６３を流れる高圧冷媒と、低圧側流路部６４に取り付けられた電子膨張弁６２で減圧された低圧側流路部６４を流れる減圧冷媒との間での熱交換により、高圧側流路部６３を流れる冷却された高圧冷媒（状態Ｅ）は、予膨張弁６へ流入する。予膨張弁６で膨張により膨張機５ａの入口における密度が調節された高圧冷媒（状態Ｆ）は、膨張機５ａで減圧され、冷媒流路部、液配管５２を通過する（状態Ｇ）。その後、液冷媒は、室内熱交換器９ａで空調対象空間の熱負荷を処理した後、ガス配管５１に流入し、引き続きガス冷媒は、第１圧縮機１に流入し（状態Ｈ）、第１圧縮機１から高温、中間圧のガス冷媒（状態Ａ）として吐出される。

次に、膨張機ユニット５の膨張機５ａの制御方法について説明する。
この実施の形態では、膨張機５ａの冷媒の入口側に設けた高低圧熱交換器６１の熱交換量を低圧側流路部６４に取り付けた電子膨張弁６２で制御し、膨張機５ａでの回収動力を、第２圧縮機５ｂでの必要動力と一致させる。

具体的には、予め設定された（膨張機５ａに流入する冷媒入口密度／第２圧縮機５ｂに流入する冷媒入口密度）（以下、密度比と略す）に対し、密度比が大きくなる運転状態（例えば、膨張機５ａの冷媒入口密度が増加する低温外気条件下）では、高低圧熱交換器６１での熱交換量を小さくし、膨張機５ａに流入する冷媒の温度を高くする、即ち冷媒の入口密度を小さくする。
高低圧熱交換器６１の熱交換量を小さくするためには、電子膨張弁６２の開度を小さくし、低圧側の低圧側流路部６４に流れる流量を低下させる。
一方、予め設定された上記密度比に対し、密度比が小さくなる運転状態では、高低圧熱交換器６１での熱交換量を大きくし、膨張機５ａに流入する冷媒の入口温度を低くする、即ち冷媒の密度を大きくする。高低圧熱交換器６１の熱交換量を大きくするためには、電子膨張弁６２の開度を大きくし、低圧側の低圧側流路部６４に流れる流量を増加させる。

図４は、冷凍サイクル装置を設計する際のフローチャートである。
まず、冷凍サイクル装置が運転される環境条件の変化を把握し、外気温湿度及び室内温湿度の範囲を設定する（ステップＳ１）。
次に、膨張機５ａの容積比を決定し（ステップＳ２）、与えられた環境条件と膨張機５ａの容積比で運転が実現できるように、中間冷却器である第２熱源側熱交換器３ｂの仕様を決定し（ステップＳ３）、また高低圧熱交換器６１の仕様を決定する（ステップＳ４）。このように設計された高低圧熱交換器６１の熱交換量を電子膨張弁６２の開度で可変することで（ステップＳ５）、膨張機５ａの冷媒入口密度を所望の値に制御することができる。

ここで、膨張機５ａの冷媒入口密度は、膨張機５ａの冷媒入口温度と冷媒入口圧力から求められ、第２圧縮機５ｂの冷媒入口密度は、第２圧縮機５ｂの冷媒入口温度と冷媒入口圧力から求められる。膨張機５ａの冷媒入口圧力は、専用の圧力センサー等で検知すればよいが、別目的で設置されている高圧センサー等の値に圧力損失等の補正を加えて代用することもできる。
また、空気条件、冷媒温度、第２圧縮機５ｂの回転数などの運転状態から推定するようにしてもよい。
また、第２圧縮機５ｂの冷媒入口圧力は、第１圧縮機１の冷媒出口から第２圧縮機５ｂの冷媒入口までの配管に圧力センサーを取り付けて検知すればよく、また空気条件、冷媒温度、第２圧縮機５ｂの回転数などの運転状態から推定するようにしてもよい。
なお、この実施の形態では冷房専用機で膨張機５ａを利用する例を示したが、これに限るものではなく、給湯機のような暖房専用機にも膨張機５ａを利用するようにしてもよい。この場合には、放熱器である第１熱源側熱交換器３ａで、第２圧縮機５ｂから吐出された冷媒により水が加熱される。

以上説明したように、この実施の形態の冷凍サイクル装置によれば、高低圧熱交換器６１により、空気条件に合わせて膨張機５ａの冷媒入口密度を調整できるため、ＣＯＰが高く、高効率の冷凍サイクル装置を得ることができる。

また、冷媒の一部が低圧側流路部６４で分流し、この分流冷媒は、蒸発器である室内熱交換器９ａ、第１圧縮機１及び第２熱源側熱交換器３ｂを通じて第２圧縮機５ｂに向かって流れる冷媒と合流する、即ち室内熱交換器９ａ、比較的長い配管である、液配管５２及びガス配管５１に流れる冷媒流量は、低圧側流路部６４に流れる分流冷媒量分だけ低減できるため、冷凍サイクル装置の冷媒による圧力損失を低減することができる。

また、膨張機５ａ及び第２圧縮機５ｂのどちらもスクロール型の一体型構成であり、第１圧縮機１と第２圧縮機５ｂとの間の冷媒流路部に第２熱源側熱交換器３ｂを設けたので、膨張機５ａの冷媒入口密度と第２圧縮機５ｂの冷媒入口密度との密度比を小さくし、性能面だけでなく、構造面でも信頼性の高い膨張機ユニット５を構成することができる。

また、第１圧縮機１と第２圧縮機５ｂとの間の冷媒流路部に、冷媒流路部に流れる冷媒と外気との間で熱交換する第２熱源側熱交換器３ｂを取り付けたので、第２熱源側熱交換器３ｂは、中間圧冷媒を冷却する冷却器として作用し、高圧冷媒を冷却する高低圧熱交換器６１と相俟って、膨張機５ａの冷媒入口密度の変化幅を拡大することができ、広範囲な空気条件に合わせて冷媒の密度比を変化させることができる。

また、膨張機５ａの冷媒の入口側に予膨張弁６を設けたので、蒸発器である室内熱交換器９ａの過熱度を制御でき、室内熱交換器９ａを有効に利用することができる。

また、冷媒として二酸化炭素を用いたため、他の冷媒を用いる場合に比べ、高圧側が超臨界状態となるため断熱熱落差（等エンタルピー膨張時のエンタルピーと等エントロピー膨張時のエンタルピーの差）が大きくなり、膨張機５ａによる性能向上効果が高い冷凍サイクル装置を得ることができる。また、高圧側が超臨界状態に近い特性を示すＲ４１０ＡやＲ４０４Ａでも同様の効果を得ることができる。

実施の形態２．
図５は、この発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置を示す構成図である。
この実施の形態では、室外ユニット１００は、第１圧縮機１による冷房運転と暖房運転との切り換えを可能にする第１四方弁２、膨張機５ａによる冷房動力回収運転と暖房動力回収運転との切り換えを可能にする第２四方弁４を内蔵している。
第１四方弁２は、第２圧縮機５ｂの高圧冷媒の吐出側の冷媒流路部に取り付けられている。第２四方弁４は、冷房運転のときに第１熱源側熱交換器３ａからの高圧冷媒を高低圧熱交換器６１に導く冷媒流路部に取り付けられている。
室外ユニット１００は、ガス配管５１及び液配管５２を介して２台の室内ユニット２００ａ、２００ｂと接続されている。室外ユニット１００内の冷媒流路には、第１熱源側熱交換器３ａ、第２熱源側熱交換器３ｂの両方でそれぞれ冷房運転及び暖房運転の両運転に活用できるように、開閉弁である電磁弁５４，５５，５６，５７，５８が取り付けられている。
その他の構成は実施の形態１と同様であり、詳細な説明は省略する。

次に、上記冷凍サイクル装置における動作について説明する。
先ず、冷房運転時の動作について図５及び図６に基づいて説明する。
この冷房運転時には、図５の実線で示すように、第１四方弁２は、第１口２ａと第２口２ｂとが連通し、第３口２ｃと第４口２ｄとが連通している。また、第２四方弁４は、第１口４ａと第４口４ｄとが連通し、第２口４ｂと第３口４ｃとが連通している。このとき、電磁弁５４，５５，５６は、閉止され、電磁弁５７，５８は、開放されている。
第１圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒（状態Ａ）は、電磁弁５７を通過し、第２熱源側熱交換器３ｂへ流入する。第２熱源側熱交換器３ｂである程度放熱して冷却され、電磁弁５８に流入する。電磁弁５８を通過したガス冷媒（状態Ｂ）は、膨張機５ａで駆動される第２圧縮機５ｂに流入し、膨張機５ａで回収された動力に釣合う分だけ圧縮される。

引き続き、第２圧縮機５ｂから吐出されたガス冷媒は、第１四方弁２の第１口２ａから第２口２ｂを通って（状態Ｃ）、第１熱源側熱交換器３ａで被加熱媒体である空気に放熱し（状態Ｄ）、第２四方弁４の第２口４ｂから第３口４ｃを経て高低圧熱交換器６１に流入する。高低圧熱交換器６１では、高圧側流路部６３を流れる高圧冷媒と、低圧側流路部６４に取り付けられた電子膨張弁６２で減圧された低圧側流路部６４を流れる減圧冷媒との間での熱交換により、高圧側流路部６３を流れる冷却された高圧冷媒（状態Ｅ）は、予膨張弁６へ流入する。予膨張弁６で膨張により膨張機５ａの入口における密度が調節された高圧冷媒（状態Ｆ）は、膨張機５ａで減圧され、冷媒流路部、液配管５２を通過する（状態Ｇ）。その後、液冷媒は、室内ユニット２００ａ，２００ｂ内の電子膨張弁８ａ，８ｂで各室内ユニットへの冷媒流量が調整された冷媒（状態Ｈ）は、室内熱交換器９ａ，９ｂで室内の熱負荷を処理した後、ガス配管５１を通り、第１四方弁２の第４口２ｄから第３口２ｃを経て第１圧縮機１の吸入部へ戻る（状態Ｉ）。引き続き、ガス冷媒は、第１圧縮機１に流入し、第１圧縮機１から高温、中間圧の冷媒である中間圧冷媒（状態Ａ）として吐出される。

次に、暖房運転時の動作について図５及び図７に基づいて説明する。
この暖房運転時には、図５の点線で示すように、第１四方弁２は、第１口２ａと第４口２ｄとが連通し、第２口２ｂと第３口２ｃとが連通している。また、第２四方弁４は、第３口４ｃと第４口４ｄとが連通し、第１口４ａと第２口４ｂとが連通している。このとき、電磁弁５４，５５，５６は、開放されており、電磁弁５７，５８は、閉止されている。
第１圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒（状態Ａ）は、開閉弁５６を通過し（状態Ｂ）、第２圧縮機５ｂに流入する。膨張機５ａで駆動される第２圧縮機５ｂに流入した冷媒は、膨張機５ａで回収された動力に釣合う分だけ圧縮される。第２圧縮機５ｂから吐出された冷媒は、第１四方弁２の第１口２ａから第４口２ｄを通って室内ユニット２００ａ，２００ｂ内の室内熱交換器９ａ，９ｂに流入する。

引き続き、冷媒は、室内熱交換器９ａ，９ｂで被加熱媒体である空気に放熱し（状態Ｈ）、電子膨張弁８ａ，８ｂでわずかに減圧される（状態Ｇ）。液配管５２を通過した冷媒は、第２四方弁４の第４口４ｄから第３口４ｃを経て高低圧熱交換器６１に流入し、高低圧熱交換器６１では、高圧側流路部６３を流れる高圧冷媒と、低圧側流路部６４を流れる減圧冷媒との間での熱交換により、高圧側流路部６３を流れる冷却された高圧冷媒（状態Ｅ）は、予膨張弁６へ流入する。その後、予膨張弁６で減圧された冷媒（状態Ｆ）は、膨張機５ａで減圧され、第２四方弁４の第１口４ａから第２口４ｂを通って（状態Ｄ）、第１及び第２熱源側熱交換器３ａ，３ｂを並列に流れ、それぞれの熱交換器３ａ，３ｂで蒸発する（状態Ｃ）。引き続き、冷媒は、第１四方弁２の第２口２ｂから第３口２ｃを経て、第１圧縮機１の吸入部に戻る（状態Ｉ）。

この実施の形態では、暖房運転時に第１及び第２熱源側熱交換器３ａ，３ｂに低圧液冷媒を同時に並列に流すことで、同時に蒸発器として活用する例を示したが、暖房負荷が小さい場合、電磁弁５４，５５を閉じて第１熱源側熱交換器３ａのみに低圧液冷媒を流し、蒸発器として活用するようにしてもよい。

この実施の形態の冷凍サイクル装置によれば、実施の形態１の冷凍サイクル装置の効果に加え、第１四方弁２及び第２四方弁４を備えたことにより、冷房運転及び暖房運転でも、膨張機５ａの冷媒の入口側の冷媒流路部に取り付けた高低圧熱交換器６１の熱交換量を電子膨張弁６２で制御することで、膨張機５ａでの回収動力を、第２圧縮機５ｂでの必要動力と一致させることができ、ＣＯＰが高く、高効率の冷凍サイクル装置を得ることができる。

また、第２熱源側熱交換器３ｂは、冷房運転時には、膨張機５ａに流入する冷媒の入口密度の調整に対して、冷媒を冷却する高低圧熱交換器６１とともに中間冷却器として作用し、暖房運転時には蒸発器として作用するので、冷房運転及び暖房運転ともに第１、第２熱源側熱交換器３ａ，３ｂを活用でき、高効率の冷凍サイクルを構成することができる。

実施の形態３．
図８は、この発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置を示す構成図である。
この実施の形態では、電子膨張弁６２が取り付けられた低圧側流路部６４の先端部は、第１圧縮機１の吸入部に接続されており、高低圧熱交換器６１から流出した減圧冷媒は、第１圧縮機１の吸入部に導かれ、第１圧縮機１に流入するようになっている。
その他の構成は実施の形態２の冷凍サイクル装置と同様であり、詳細な説明は省略する。

この実施の形態の冷凍サイクル装置では、低圧側流路部６４の先端部を第１圧縮機１の吸入部に接続したので、低圧側流路部６４は第１圧縮機１の吸入圧力と等しくなり、それだけ高低圧熱交換器６１の低圧側流路部６４を流れる冷媒の飽和温度が低下し、低圧側流路部６４を流れる冷媒の温度と高圧側流路部６３を流れる冷媒の温度との差を拡大させることで高低圧熱交換器６１の熱交換量を高めることができる。
従って、膨張機５ａの冷媒入口密度の変化幅を拡大することができ、広範囲な空気条件に合わせて密度比を変化させることができる。

なお、各実施の形態では、膨張機５ａ及び第２圧縮機５ｂがともに軸３０８を介して直結したスクロール型の一体構成の膨張機ユニット５を用いたが、勿論このものに限定されるものではなく、例えば膨張機、第２圧縮機の少なくとも一方がロータリ型の構成であってもよい。

Claims (6)

1. 低圧側の冷媒である低圧冷媒を中間圧の冷媒である中間圧冷媒に昇圧させる第１圧縮機と、
   この第１圧縮機と直列に接続され中間圧冷媒を高圧側の高圧冷媒に昇圧させる第２圧縮機と、
   この第２圧縮機に冷房運転、暖房運転の切り換え時に作動する第１四方弁を介して接続される、第１熱源側熱交換器または負荷側熱交換器と、
   前記第１熱源側熱交換器または前記負荷側熱交換器に冷房運転、暖房運転の切り換え時に作動する第２四方弁を介して接続される高低圧熱交換器と、
   この高低圧熱交換器に直列に接続され前記高圧冷媒を低圧冷媒に減圧させるとともにそのときの回収動力で前記第２圧縮機を駆動させる膨張機と、
   冷房運転時には、前記第１圧縮機及び前記第２圧縮機に接続され、暖房運転時には、前記第２四方弁の作動により前記膨張機と接続される第２熱源側熱交換器とを備え、
   前記高低圧熱交換器では、前記膨張機での前記回収動力と前記第２圧縮機の必要動力とが釣り合うように、前記高圧冷媒と、高低圧熱交換器の高圧冷媒の入口部で分岐され減圧された減圧冷媒との間での熱交換量を変化させ、前記膨張機に流入する前記冷媒の密度を調整するようになっていることを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記高低圧熱交換器から流出した前記減圧冷媒は、前記第１圧縮機と前記第２圧縮機との間の冷媒流路部に導かれ、第２圧縮機に流入するようになっていることを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記高低圧熱交換器から流出した前記減圧冷媒は、前記第１圧縮機の吸入側の冷媒流路部に導かれ、第１圧縮機に流入するようになっていることを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記膨張機の前記高圧冷媒の入口部に、予膨張弁が設けられていることを特徴とする請求項１〜３の何れか１項に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記膨張機及び前記第２圧縮機は、ともに軸を介して直結したスクロール型の一体構成であることを特徴とする請求項１〜４の何れか１項に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記冷媒は二酸化炭素であることを特徴とする請求項１〜５の何れか１項に記載の冷凍サイクル装置。

Images