JP4989420B2 - 空気調和機 - Google Patents

Description

本発明は、空気調和機に係り、特にエジェクタまたは副圧縮機を備えた蒸気圧縮式冷凍サイクルからなる空気調和機に好適なものである。

エジェクタを備えた蒸気圧縮式冷凍サイクルからなる従来の空気調装置として、特開２００３−２０７２１８号公報（特許文献１）に示されたものがある。

この特許文献１の図１〜図３または図４〜図５に示された空気調和装置は、冷媒を吸入圧縮する圧縮機と、室内に吹き出す空気と冷媒とを熱交換する第２室内熱交換器と、室内に吹き出す空気と冷媒とを熱交換するとともに、第２室内熱交換器より空気流れ下流側に配置された第１室内熱交換器と、室外の空気と冷媒とを熱交換する室外熱交換器と、高圧冷媒を減圧膨張させることにより蒸発した気相冷媒を吸引するとともに、膨張エネルギーを圧力エネルギーに変換して圧縮機の吸入圧を上昇させるエジェクタと、冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離して冷媒を蓄える気液分離器と、除湿暖房時（再熱除湿）に冷媒を減圧する除湿弁と、通常運転時（冷房運転時）と除湿暖房時とで冷媒流れを切替える三方弁と、を備える。

この通常運転時には、除湿弁にて冷媒が減圧されないように除湿弁を全開状態とするとともに、エジェクタのノズルに室内熱交換器から流出した冷媒を流入させ、第１、２室内熱交換器を流出した冷媒がエジェクタの混合部に流入するように三方弁を作動させた状態で、圧縮機を起動する。これにより、気液分離器から気相冷媒が圧縮機に吸入され、圧縮された冷媒が室外熱交換器に吐出される。室外熱交換器にて冷却されて凝縮した冷媒は、エジェクタのノズルにて減圧膨張して第１、２室内熱交換器内の冷媒を吸引する。第１、２室内熱交換器から吸引された冷媒とノズルから吹き出す冷媒とは、エジェクタの混合部にて混合しながらエジェクタのディフィーザにてその動圧が静圧に変換されて気液分離器に戻る。一方、エジェクタにて第１、２室内熱交換器内の冷媒が吸引され、第１、２室内熱交換器には気液分離器から液相冷媒が流入し、その流入した冷媒は室内に吹き出す空気から吸熱して蒸発する。

また、第２圧縮機（副圧縮機）、エジェクタまたは膨張機を備えた蒸気圧縮式冷凍サイクルからなる従来の冷凍サイクル装置として、特開２００６−３０８１６６号公報（特許文献２）に示されたものがある。

この冷凍サイクル装置は、熱源側熱交換器を内蔵する熱源ユニットと、第１負荷側熱交換器を内蔵する室内ユニットと、第２負荷側熱交換器を内蔵する外気処理ユニットと、これらのユニットを接続する液配管およびガス配管とにより構成されている。そして、冷房運転では、室内ユニット内の室内熱交換器は蒸発温度が高く設定され、顕熱負荷が主に処理される。一方、外気処理ユニット内の室内熱交換器は蒸発温度が低く設定され、潜熱負荷が主に処理される。

特開２００３−２０７２１８号公報 特開２００６−３０８１６６号公報

上述した特許文献１の空気調和装置は、冷房運転時に、第１、２室内熱交換器が共に同じ圧力状態で且つエジェクタの吐出圧力と同じ圧力状態となるため、第１、２室内熱交換器で潜熱負荷を十分に処理することが難しく、高効率且つ湿度を下げた快適な冷房運転を実現することが困難であった。

また、特許文献２の冷凍サイクル装置は、室外空気を取り入れる外気処理ユニットで室外空気の潜熱負荷を処理して室内に吹き出すものであるため、室内空気の潜熱負荷が大きい場合に、高効率且つ湿度を下げた快適な冷房運転を実現することが困難であった。

本発明の目的は、省エネと快適性向上の両立を図ることができる空気調和機を得ることにある。

前述の目的を達成するために、本発明は、圧縮機、室外熱交換器及び室外膨張弁を備えた室外機と、複数の室内熱交換器、室内減圧手段、室内圧縮手段、室内切替え弁及び前記室内熱交換器に室内空気を通風する室内ファンを備えた室内機と、前記室外機と前記室内機とを接続する冷媒配管とからなる空気調和機であって、前記圧縮機からの冷媒の流れ及び前記圧縮機への冷媒の流れを冷房運転及び再熱除湿運転と暖房運転とで切替える四方弁と、前記室内機への冷媒の流れ方向を前記冷房運転と前記暖房運転とで同一方向とする逆止弁ブリッジと、をさらに備え、前記冷房運転時に、前記複数の室内熱交換器の一方の蒸発温度を低くして室内空気の潜熱負荷を主に処理する潜熱用の第１室内熱交換器とし、前記複数の室内熱交換器の他方の蒸発温度を高くして室内空気の顕熱負荷を主に処理する顕熱用の第２室内熱交換器となるように冷凍サイクルが構成され、前記室内機は前記第１室内熱交換器、前記第２室内熱交換器、前記室内減圧手段、前記室内圧縮手段及び前記室内ファンを設置した高潜熱型室内機で構成され、前記第２室内熱交換器、前記第１室内熱交換器はこの順に前記室内ファンの通風路中に配置され、前記室内減圧手段は第１室内減圧手段と第２室内減圧手段で構成され、前記第１室内減圧手段と前記室内圧縮手段とは室内エジェクタで構成され、前記第２室内減圧手段は室内膨張弁で構成され、前記室内エジェクタは、冷媒を前記圧縮機の吸入圧力より低く減圧して噴出するノズル部と、このノズル部から噴出された冷媒とこの噴出された冷媒により吸引された冷媒とを混合する混合部と、この混合された冷媒を減速して前記圧縮機の吸入圧力まで圧力を回復するディフューザ部とを備えて構成され、前記冷房運転時に、前記圧縮機で冷媒を圧縮し、この圧縮された冷媒を前記四方弁を介して前記室外熱交換器に導いてこの室外熱交換器で室外空気に放熱し、この放熱された冷媒を開放状態の前記室外膨張弁及び前記逆止弁ブリッジを介して前記室内エジェクタに導いて当該室内エジェクタの前記ノズル部、前記混合部及び前記ディフーザ部で前記圧縮機の吸入圧力より低く減圧してから前記圧縮機の吸入圧力まで圧力回復し、この圧力回復された冷媒を前記室内エジェクタの吐出側で分岐し、この分岐された冷媒の一方を前記室内膨張弁を通すことなく前記第２室内熱交換器を通して室内空気と熱交換させてから前記圧縮機に戻し、前記分岐した冷媒の他方を前記室内膨張弁で減圧してから前記第１室内熱交換器を通して室内空気と熱交換した後に前記室内切替え弁を介して前記室内エジェクタの混合部に戻すように前記冷凍サイクルが構成され、前記再熱除湿運転時に、前記圧縮機で冷媒を圧縮し、この圧縮された冷媒を前記四方弁、前記室外熱交換器、開放状態の前記室外膨張弁、前記逆止弁ブリッジ及び前記室内切替え弁を介して前記第１室内熱交換器に導いてこの第１室内熱交換器で室内空気に放熱し、この放熱された冷媒を前記室内膨張弁で減圧してから前記第２室内熱交換器を通して室内空気と熱交換した後に前記逆止弁ブリッジ及び前記四方弁を介して前記圧縮機に戻すように前記冷凍サイクルが構成され、前記暖房運転時に、前記圧縮機で冷媒を圧縮し、この圧縮された冷媒を前記四方弁及び前記逆止弁ブリッジを介して前記室内エジェクタに前記冷房運転時と同一方向に導き、この導かれた冷媒を前記室内エジェクタを通すことなく前記第１室内熱交換器、開放状態の前記室内膨張弁及び前記第２室内熱交換器の順に流して室内空気と熱交換した後に前記逆止弁ブリッジを介して前記室外膨張弁に導いて減圧し、この減圧された冷媒を前記室外熱交換器に導いて室外空気と熱交換した後に前記四方弁を介して前記圧縮機に戻るように前記冷凍サイクルが構成されることにある。

係る本発明のより好ましい具体的な構成例は次の通りである。
（１）前記室内機は、前記高潜熱型室内機と、室内膨張弁、室内熱交換器及び室内ファンを備え且つ前記室内エジェクタ及び前記室内切替え弁を備えていない複数の標準型室内機とで構成されたこと。

係る本発明の空気調和機によれば、省エネと快適性向上の両立を図ることができる。

以下、本発明の複数の実施形態について図を用いて説明する。各実施形態の図における同一符号は同一物または相当物を示す。

なお、以下の説明では二酸化炭素（ＣＯ_２）を冷媒として使用した場合を例に説明を行う。ＣＯ_２冷媒を使用した蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいては、高圧側圧力が臨界圧力７．３８ＭＰａを超えた超臨界状態となり、高圧と低圧の差圧が大きくなるため、圧縮動力が大きくなるとともに、膨張弁やキャピラリチューブを用いた減圧過程では膨張・減圧時の動力損失が大きくなりやすい特性がある。そのため、本発明のエジェクタまたは膨張副圧縮機を用いた空気調和機では、圧縮動力と膨張損失の低減効果が大きく、潜熱と顕熱の処理を分離した冷房運転における各々の熱交換器での蒸発温度の差をさらに大きくすることができ、潜熱能力増大の効果を大きくできる。従って、ＣＯ_２冷媒を使用することが望ましい。しかし、Ｒ４１０Ａなどのフロン系冷媒を使用した場合にも、圧縮動力と膨張損失の低減効果が得られる。

（第１実施形態）
本発明の第１実施形態の空気調和機を図１から図７を用いて説明する。

まず、本実施形態の空気調和機の概要について、図１を参照しながら説明する。図１は本実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図である。

空気調和機は、室外機１００と、室内機２００と、これらを接続する接続配管６、１３と、を備えて構成されている。

室外機１００は、冷媒を圧縮する圧縮機１と、冷房運転及び再熱除湿運転と暖房運転とを切替える四方弁２と、室外空気と冷媒との熱交換を行う室外熱交換器３と、冷媒を膨張して減圧する室外膨張弁５と、アキュムレータ１４と、阻止弁５１、５２とを冷凍サイクルの構成要素として備えている。

四方弁２は、圧縮機１からの冷媒の流れ及び圧縮機１への冷媒の流れを、冷房運転時及び再熱除湿運転時に図１の実線に示すように切替え、暖房運転時に点線で示すように切替えられる。阻止弁５１、５２は、空気調和機の据え付け前に室外機１００に封入された冷媒を封止するためのものであり、据え付け後に常時開放された状態とされる。

そして、室外機１００には、室外熱交換器３に室外空気を通風する室外ファン３０が備えられている。

室内機２００は、冷媒を減圧及び再圧縮する室内エジェクタ７と、室内空気と冷媒との熱交換を行う第１室内熱交換器８と、冷媒を膨張して減圧する室内膨張弁９と、室内空気と冷媒との熱交換を行う第２室内熱交換器１０と、冷房運転と再熱除湿運転とを切替える切替え弁である二方弁１１ａ、１１ｂとを冷凍サイクルの構成要素として備えている。

第１室内熱交換器８は蒸発温度を低くして（例えば、８℃にして）室内空気の潜熱負荷を主に処理する潜熱用熱交換器であり、第２室内熱交換器１０は蒸発温度を高くして（例えば、１３℃にして）室内空気の顕熱負荷を主に処理する顕熱用熱交換器である。

そして、室内機２００には、第２室内熱交換器１０、第１室内熱交換器８に室内空気を通風する室内ファン３１が備えられている。第２室内熱交換器１０、第１室内熱交換器８はこの順に室内ファン３１の通風路中に配置されている。

次に、係る空気調和機の冷房運転時の冷凍サイクルの動作及び冷媒の状態変化について、図１〜図３を参照しながら説明する。図２は図１の空気調和機の冷房運転時の状態変化を示すモリエル線図、図３は図１のエジェクタの構造及び動作説明図である。

冷房運転時には、室外膨張弁５が全開状態、二方弁１１ａが閉止状態、二方弁１１ｂが開放状態にそれぞれ制御され、図１で示された冷房の矢印方向に冷媒が循環する。

即ち、冷媒は、圧縮機１で圧縮され（図２のａ→ｂ）、四方弁２を通過して室外熱交換器３で室外空気に冷却され（図２のｂ→ｃ）、室外膨張弁５、接続配管６を通過して室外機１００から室内機２００へ送られる。

室外機１００から送られてきた冷媒は、二方弁１１ａが閉止状態であるので、室内エジェクタ７に全て流入する。室内エジェクタ７は、図３に示すように、冷媒を圧縮機１の吸入圧力より低く減圧して噴出するノズル部７１と、このノズル部７１から噴出された冷媒とこの噴出された冷媒により吸入部７２を通して吸引される冷媒とを混合する混合部７３と、この混合された冷媒を減速して圧縮機１の吸入圧力まで圧力を回復するディフューザ部７４と、ノズル部７１の減圧量を調整するニードル７６と、このニードル７６を制御するコイル７５と、を備えて構成されている。

室内エジェクタ７に送られた高圧Ｐｈの冷媒は、第１流入口７７からノズル部７１にノズル（エジェクタ駆動）冷媒循環量Ｇｒｍで流入し、圧縮機１の吸入圧力より低い圧力Ｐｓまで減圧される（図２のｃ→ｄ）。即ち、冷媒は、ノズル部７１内における断熱変化（等エントロピー変化）に近い状態変化を経て、出口では高速の気液二相流で噴出される。

その際に発生する動圧により静圧が低下して、第２流入口７８から低圧ガス冷媒（図２のｈ）が吸入部７２へ蒸発器（エジェクタ吸引）冷媒循環量Ｇｒｅで吸引される。

噴射された冷媒と吸引された冷媒は、混合部７３にて混合、圧縮され、冷媒循環量がＧｒｍ＋Ｇｒｅ、静圧がＰｍの冷媒となる。この冷媒は、ディフューザ部７４の流路断面の拡大により減速されて静圧がＰｏまで回復する。これら一連のエジェクタ７内での状態変化により、エジェクタ７の出口に至るまでに、結果としてノズル部７１に流入した高圧冷媒の膨張動力が、吸入ガス冷媒の圧縮仕事（Ｐｓ→Ｐｏ）に変換される（図２のｅ→ｆ）。

なお、エジェクタ７は、上述したように減圧機能を有しており、室内膨張弁９と共に室内減圧手段を構成している。また、エジェクタ７は、上述したように圧縮機能を有しており、室内圧縮手段を構成している。

室内エジェクタ７の出口を出た気液二相状態の冷媒は２つの流路に分岐される。分岐された一方の冷媒は、第２室内熱交換器１０へ導かれて、処理対象空気である室内空気との熱交換により蒸発し（図２のｆ→ａ）、室内機２００から接続配管１３を通して室外機１００へと戻される。この冷媒は、四方弁２から圧縮機１へと戻されて再循環される。

また、室内エジェクタ７の出口から出て分岐された他方の冷媒は、室内膨張弁９で減圧され（図２のｆ→ｇ）、第２室内熱交換器１０で第２室内熱交換器１０を通過した室内空気との熱交換により蒸発される（図２のｇ→ｈ）。この冷媒は室内エジェクタ７へ吸い込まれて上述のように圧縮される（図２のｅ→ｆ）。

係る冷房運転動作により、第２室内熱交換器１０と第１室内熱交換器８では蒸発温度に差が生じる。前者は蒸発温度が高くなるために室内空気の顕熱を主に処理を行ない、後者は蒸発温度が低くなるために室内空気の潜熱を多く処理する。これによって、高効率且つ湿度を下げた快適な冷房運転を実現することができる。

また、室内エジェクタ７では高圧冷媒の減圧時に発生する膨張動力を低圧冷媒の圧縮仕事として回収することができ、圧縮機１の吸入圧力が上昇するため、圧縮機動力が削減され、冷凍サイクルの高効率化を図ることができる。

係る冷房運転における室内空気の状態変化について、図４及び図５を参照しながら説明する。図４は図１の空気調和機の冷房運転時の室内空気の状態変化を示す空気線図、図５は同冷房運転時の室内空気と冷媒の温度変化を示す図である。

図４に示すように、室内機２００へ吸込む室内空気の状態が例えば温度２７℃、相対湿度４７％の場合、吸込まれた室内空気は蒸発温度が例えば１３℃と高い第２室内熱交換器１０に流れ、ここで例えば温度１５.７℃、相対湿度９４％、絶対湿度Ｘ＝１０.４ｇ／ｋｇの状態に冷却され、顕熱が処理される。

第２室内熱交換器１０を通過した室内空気は、続いて第２室内熱交換器１０の蒸発温度よりも低い蒸発温度８℃の第１室内熱交換器８に流れ、ここで例えば温度１２℃、相対湿度ＲＨ９４％、絶対湿度Ｘ８.２ｇ／ｋｇの状態に冷却され、潜熱が多く処理される。

通常、低い蒸発温度を得るためには、低い圧縮機吸入圧力になるため、圧縮機１での圧力差が増加してＣＯＰ（成績係数：能力／入力）が悪化してしまう。これに対して、本実施形態の空気調和機では、室内エジェクタ７での圧縮作用により、圧縮機１の吸入圧力を下げずに蒸発温度を下げられる。そのため、圧縮機１の消費電力を増加させずに、潜熱を多く処理することが可能となり、省エネと快適性向上の両立を図ることができるようになる。

次に、係る空気調和機の再熱除湿運転時の冷凍サイクルの動作、冷媒の状態変化、及び室内空気の状態変化について、図１及び図６を参照しながら説明する。図６は図１の空気調和機の再熱除湿運転時の冷媒の状態変化を示すモリエル線図である。

再熱除湿運転は冷房運転よりも潜熱処理の割合を多くするときに用いられる。再熱除湿運転時には、四方弁２を冷房運転時と同じ流路方向で、室外膨張弁５が全開状態としたままで、二方弁１１ａが開放状態、二方弁１１ｂが閉止状態にそれぞれ制御され、図１で示された再熱除湿の矢印方向に冷媒が循環される。

即ち、冷媒は、圧縮機１で圧縮され（図６のａ→ｂ）、四方弁２を通って室外熱交換器３に流れ、ここで室外空気により若干冷却される（図６のｂ→ｃ）。その後、冷媒は、室外膨張弁５を通過して接続配管６を通って室外機１００から室内機２００に送られる。この高圧状態の冷媒は第１室内熱交換器８に導かれて第２室内熱交換器１０を通過後の空気を加熱（再熱）し、冷媒は冷却される（図６のｃ→ｄ）。その後、冷媒は、室内膨張弁９で減圧され、低温二相状態となって第２室内熱交換器１０へ流入して室内空気を冷却・除湿し、冷媒は加熱されて蒸発し、圧縮機１に戻される（図６のｅ→ａ）。

係る再熱除湿運転における室内空気の状態変化について、図７を参照しながら説明する。図７は図１の空気調和機の再熱除湿運転時の室内空気の状態変化を示す空気線図である。

図７に示すように、室内機２００へ吸込む室内空気の状態が例えば温度２４℃、相対湿度ＲＨ６０％、絶対湿度Ｘ＝１０.２ｇ／ｋｇの場合、その状態から、第２室内熱交換器１０で冷却（顕熱処理）ならびに除湿（潜熱処理）されて温度１０℃、相対湿度ＲＨ９４%、絶対湿度Ｘ＝７.１ｇ／ｋｇに変化する。さらに第１室内熱交換器８で加熱（再熱）されて温度２４℃、相対湿度ＲＨ３８％、絶対湿度Ｘ＝７.１ｇ／ｋｇに変化する。

その結果、吸込空気の温度に近い吹出空気温度にすることができ、ほぼ潜熱のみを処理することが可能となる。また、室外熱交換器３での放熱量（図６のｂ→ｃ）は室外ファン３０の風量を調整することで可能であるため、必要に応じて第１室内熱交換器８での加熱量（再熱量）をコントロールして、顕熱比を変化させることが可能であり、冷房気味または暖房気味の除湿運転を行うことが可能である。

次に、係る空気調和機の暖房運転時の冷凍サイクルの動作、冷媒の状態変化、及び室内空気の状態変化について、図１を参照しながら説明する。

暖房運転時には、四方弁２の流路方向が切替えられ、室外膨張弁５が絞り状態とされ、二方弁１１ａ、１１ｂが閉止状態、室内膨張弁９が閉止状態にそれぞれ制御され、図１で示された暖房の矢印方向に冷媒が循環される。

即ち、圧縮機１で圧縮された冷媒が四方弁２から接続配管１３を通して室内機２００に送られる。ここで、第１室内熱交換器８で室内空気を加熱し、冷媒が冷却される。この冷媒は、室内エジェクタ７を通過し、接続配管６を通って室外機１００に冷媒が戻される。その後、冷媒は、室外膨張弁５で減圧されて低温二相状態となり、室外熱交換器３で室外空気により加熱され、蒸発される。この冷媒は、四方弁２を再び通過してアキュムレータ１４から圧縮機１に戻る。これによって暖房運転時の冷凍サイクルが構成される。

（第２実施形態）
次に、本発明の第２実施形態の空気調和機について図８及び図９を用いて説明する。図８は第２実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図、図９は図８の空気調和機の暖房運転時の室内空気と冷媒の温度変化を示す図である。この第２実施形態は、次に述べる点で第１実施形態と相違するものであり、その他の点については第１実施形態と基本的には同一であるので、重複する説明を省略する。

この第２実施形態では、図８に示すように、室外機１００に逆止弁ブリッジ１５を備えて室内機２００へ冷媒を送る流れ方向が冷房運転時と暖房運転時で同一方向になるようにしている。

暖房運転時には、圧縮機１で圧縮された冷媒が冷房時とは流路方向が切替えられた四方弁２を通過して、逆止弁ブリッジ１５から、接続配管６を通して室内機２００へ送られる。室内機２００の二方弁１１ａは開放され、二方弁１１ｂは閉止されている。また、室内エジェクタ７のニードル７６はノズル部７１との隙間が無いように閉止状態に制御されている。そのため、まず第１室内熱交換器８に冷媒が流入して、室内空気を加熱することにより、冷媒は冷却される。また、室内膨張弁９は全開状態であるため、その後、空気の上流側に位置する第２室内熱交換器１０に冷媒が流入して、吸込空気を加熱する。

この第２実施形態では、この暖房運転の際の運転状態を空気側温度と冷媒側温度の双方で示したグラフである図９に示すように、室内空気の吸込側から吹出側への流路方向に対して、冷媒の流路が対向した流れ方向に配置されている。このため、冷媒と空気のそれぞれの温度差を一様に近づけられるため、室内熱交換器８、１０を効率良く使用することができ暖房運転時の省エネを実現できる。

（第３実施形態）
次に、本発明の第３実施形態の空気調和機について図１０〜図１２を用いて説明する。図１０は第３実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図、図１１は図１０の室内機の詳細説明図、図１２は図１０の空気調和機の暖房運転時の冷媒の状態変化を示すモリエル線図である。この第３実施形態は、次に述べる点で第２実施形態と相違するものであり、その他の点については第２実施形態と基本的には同一であるので、重複する説明を省略する。

この第３実施形態では、図１０及び図１１に示すように、上述した第２実施形態に比較して、室外エジェクタ７ｂ、第２室外熱交換器４及び逆止弁ブリッジ１５ｂ、三方弁１２ｂを追加して備え、二方弁１１ａ、１１ｂを１つの三方弁１２にしたものである。なお、第１室外熱交換器３及び第２室外熱交換器４の両方で第２実施形態の室外熱交換器３と同じ大きさとなっている。

室外エジェクタ７ｂは室内エジェクタ７と基本的に同じ構造をしている。即ち、室外エジェクタ７ｂは、冷媒を圧縮機１の吸入圧力より低く減圧して噴出するノズル部と、このノズル部から噴出された冷媒とこの噴出された冷媒により吸入部を通して吸引される冷媒とを混合する混合部と、この混合された冷媒を減速して圧縮機１の吸入圧力まで圧力を回復するディフューザ部と、ノズル部の減圧量を調整するニードルと、このニードルを制御するコイルと、を備えて構成されている。

室外機１００にも室内機２００の室内エジェクタ７及びその付属回路と同じ構成の室外エジェクタ７ｂ及びその付属回路を備えることで、暖房運転時にも室外エジェクタ７ｂを使用した動力回収運転が可能となる。また、流路切替え手段を三方弁１２、１２ｂにすることで、二方弁を用いる第２実施形態に比較して部品や配管の数を削減でき、サイクル構成の簡略化が可能となる。

冷房運転時に放熱器として作用する室外熱交換器を第１室外熱交換器３と第２室外熱交換器４とで構成し、これらを直列にして冷媒を流し、室外吸込空気の流れに対して対向して流すことにより、第２実施形態の暖房運転と同様に冷媒と空気の温度差を平均化させることが可能となり、第１室外熱交換器３及び第２室外熱交換器４の効率が向上して省エネを図ることが可能となる。

暖房運転時の冷媒の状態変化は、冷房運転時と比べて室外熱交換器３、４と室内熱交換器８、１０との作用（加熱と冷却）が入れ替わるが、図１２のモリエル線図に示すように、冷房運転時と同じ動作となる。つまり、室外エジェクタ７ｂにおいて、膨張動力を回収して、圧縮機入力を低減することが可能となる。これにより、暖房運転時の省エネを一層進めることが可能となる。

（第４実施形態）
次に、本発明の第４実施形態の空気調和機について図１３を用いて説明する。図１３は第４実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図である。この第４実施形態は、次に述べる点で第３実施形態と相違するものであり、その他の点については第３実施形態と基本的には同一であるので、重複する説明を省略する。

この第４実施形態では、第３実施形態の逆止弁ブリッジ１５、１５ｂの代わりに四方弁２ｂを備えたものである。この構成においても、冷房運転と暖房運転で四方弁２ａと２ｂをそれぞれ矢印で示された冷媒流通方向の通りに切替えることで、冷房運転時と暖房運転時および再熱除湿運転時に冷媒流通方向を同一にすることが可能となり、２個の逆止弁ブリッジ１５、１５ｂを使用する場合と同一の機能がなされる。この第４実施形態によれば、第３実施形態に比較して部品点数が削減できることから、冷凍サイクルの簡略化が図れ、信頼性の向上と低コスト化が可能となる。

（第５実施形態）
次に、本発明の第５実施形態の空気調和機について図１４を用いて説明する。図１４は第５実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図である。この第５実施形態は、次に述べる点で第２実施形態と相違するものであり、その他の点については第２実施形態と基本的には同一であるので、重複する説明を省略する。

この第５実施形態では、室内エジェクタ７を備えた複数の室内機２００を室外機１００に接続したものである。複数の室内機２００は１つの部屋に設置される。係る構成では、１つの部屋を、顕熱処理主体の冷房運転やエジェクタを用いた潜熱処理を増加した冷房運転、あるいは再熱除湿運転など、異なる運転モードを室内機ごと任意に選択することができる。

例えば、顕熱処理主体の冷房運転を選択した室内機２００では、第１室内熱交換器８の入口の室内膨張弁９を全閉状態に制御することで、第２室内熱交換器１０のみを使用した運転が可能となる。これにより、圧縮機１の吸入圧力に近い比較的高い蒸発温度で処理対象空気が冷却されて、顕熱主体の処理が可能となる。

また、潜熱処理を比較的多くしたい場合には、第１室内熱交換器８の入口の室内膨張弁９を開けて制御することで、室内エジェクタ７の吸入側圧力の雰囲気である比較的低い蒸発温度を作り出すことが可能となる。この状態では、第２室内熱交換器１０で顕熱処理を主体として受け持たせ、第１室内熱交換器８では潜熱処理を多く受け持たせることが可能となり、圧縮機１の吸入圧力を下げずに高効率運転ができると共に、適度な潜熱処理を行うことが可能となる。

さらに、潜熱を多く処理したい場合には再熱除湿運転が選択される。この再熱除湿運転では、第１実施形態で説明したように動作する。

なお、この第５実施形態では、第３実施形態と同様に、二方弁１１ａ、１１ｂを１つの三方弁１２にしている。

（第６実施形態）
次に、本発明の第６実施形態の空気調和機について図１５を用いて説明する。図１５は第６実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図である。この第６実施形態は、次に述べる点で第２実施形態と相違するものであり、その他の点については第２実施形態と基本的には同一であるので、重複する説明を省略する。

この第６実施形態では、逆止弁ブリッジ１５、室内エジェクタ７、三方弁１２、第１室内熱交換器８、室内膨張弁９、第２室内熱交換器１０を備えた高潜熱型室内機２００と、室内膨張弁９、第２室内熱交換器１０を備えた複数の標準型室内機２０１ａ、２０１ｂとを室外機１００に接続したものである。係る構成により、室内機２００で潜熱処理を主体とする運転を行い、室内機２０１ａ、２０１ｂで顕熱処理を主体とする運転を行うことができる。これにより、潜熱処理を多く行う室内機２００と、顕熱処理を多く行う室内機２０１ａ、２０１ｂの双方における出口ガス冷媒圧力が高められるため、圧縮機吸入圧力の高い高効率運転を行える。また、それに加えて必要な潜熱処理量を確保することができ、省エネと快適性向上の両立を図ることができる。

（第７実施形態）
次に、本発明の第７実施形態の空気調和機について図１６を用いて説明する。図１６は第７実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図である。この第７実施形態は、次に述べる点で第６実施形態と相違するものであり、その他の点については第６実施形態と基本的には同一であるので、重複する説明を省略する。

この第７実施形態では、高潜熱型室内機２００に室内エジェクタ７、二方弁１１、室内膨張弁９、第１室内熱交換器８、気液分離器１６を備えている。なお、逆止弁ブリッジ１５は削除されている。

冷房運転時には、室内エジェクタ７の出口の気液二相冷媒が気液分離器１６で液とガスに分離される。ここで液冷媒は室内膨張弁９で若干減圧され、室内熱交換器８に流入し、ガス冷媒は接続配管１３を通して室外機２００に戻される。

この構成では、第１室内熱交換器８の蒸発圧力は、室内エジェクタ７での昇圧作用により、標準型室内機２０１ａ、２０１ｂの蒸発温度よりも低くなるため、室内機２００では潜熱処理量の割合が他の室内機に比べて増加する。これにより、標準型室内機２０１ａ、２０１ｂでは蒸発温度の高い高顕熱運転を行って、省エネ運転を実施しながらも、高潜熱型室内機２００において十分な潜熱除去が可能となる。また、室内機２００における低い蒸発温度を得る手段としてエジェクタでの圧縮作用を用いており、追加のエネルギーを消費しないため、トータルで空気調和機の省エネを進めることが可能となる。

（第８実施形態）
次に、本発明の第８実施形態の空気調和機について図１７を用いて説明する。図１７は第８実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図である。この第８実施形態は、次に述べる点で第７実施形態と相違するものであり、その他の点については第７実施形態と基本的には同一であるので、重複する説明を省略する。

この第８実施形態では、第１室内熱交換器８、室内膨張弁９、膨張機１７、副圧縮機１８、二方弁１１ａ、１１ｂとを備えている。膨張機１７では膨張減圧に伴って発生する動力を回転エネルギーに変換する。また、副圧縮機１８ではこの回転エネルギーを第１室内熱交換器８出口の低圧ガス冷媒の圧縮に使用する。

これによって得られる効果は、室内エジェクタ７を用いた場合と同様に圧縮機１の吸入圧力よりも低い蒸発温度を得ることである。しかも、室内エジェクタ７と同様に追加のエネルギーを必要とせずにこれを実現できるため、省エネ運転を維持しつつ潜熱能力を増加することができる。

（第９実施形態）
次に、本発明の第９実施形態の空気調和機について図１８を用いて説明する。図１８は第９実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図である。この第９実施形態は、次に述べる点で第８実施形態と相違するものであり、その他の点については第８実施形態と基本的には同一であるので、重複する説明を省略する。

この第９実施形態では、第１室内熱交換器８、室内膨張弁９、副圧縮機１８、二方弁１１ａを備えている。この場合、膨張機を有していないため、膨張動力を回収する効果は得られないが、標準型室内機２０１ａ、２０１ｂの蒸発温度よりも低い蒸発温度で室内機２００を運転することができ、室内機２０１ａ、２０１ｂは顕熱処理を主体に行い、室内機２００は潜熱処理量を増加した冷房運転が行われることで、潜熱と顕熱の処理機能を室内機ごとに分担することができ、一般の事務所等では大部分を占める顕熱負荷の処理を省エネで行えるため、最小限の消費電力で湿度の低い快適な冷房を行うことができる。

（第１０、第１１実施形態）
次に、本発明の第１０、第１１実施形態の空気調和機について図１９及び図２０を用いて説明する。図１９は第１０実施形態の空気調和機の室内機における冷凍サイクルの構成図、図２０は第１１実施形態の空気調和機の室内機における冷凍サイクルの構成図である。この第１０、第１１実施形態は、次に述べる点で第１実施形態と相違するものであり、その他の点については第１実施形態と基本的には同一であるので、重複する説明を省略する。

この第１０実施形態では、室内エジェクタ７で動力回収を行う冷房運転時に、室内エジェクタ７の冷媒の高圧側駆動流と低圧側吸引流とが並列になるように構成されている。

また、第１１実施形態では、二方弁１１ａ、１１ｂを備え、これらの開閉切替えにより、暖房時には第２室内熱交換器１０と第１室内熱交換器８の２つを並列に冷媒流通させて使用するものである。

第１、第２、第３、第１０、第１１実施形態の室内機のサイクル構成は２つの室内熱交換器８、１０の面積や通過風量、配置の位置関係によって適した構成が選択されることが望ましい。

（第１２〜第１４実施形態）
次に、本発明の第１２〜第１４実施形態の空気調和機について図２１〜図２３を用いて説明する。図２１〜図２３は第１２〜第１４実施形態の空気調和機の室内機における冷凍サイクルの構成図である。この第１２〜第１４実施形態は、次に述べる点で第１実施形態と相違するものであり、その他の点については第１実施形態と基本的には同一であるので、重複する説明を省略する。

第１２実施形態では、吸込空気に速度分布がある場合において、風速が早い部分に第２室内熱交換器１０を配置し、風速が遅い部分に第１室内熱交換器８を配置することにより、蒸発温度の高い第１室内熱交換器の部分を吹出温度が高い部分にすることができる。このような構造を採用した場合においても、潜熱処理と顕熱処理を分けられるため、これまでの説明と同様に省エネと快適性の両立が可能となる。

第１３実施形態では、各々の熱交換器を通過する風量を、各々独立の送風機で調整することが可能な構成としたものである。この場合には蒸発温度に応じた最適な風量に調整することが可能となる。

第１３実施形態では、風量の調整手段にダンパー１９を用い、ダンパー１９の後の風路には第１室内熱交換器８のみが配置されたものである。この場合、単一の送風機３０で第２室内熱交換器１０への風量をコントロールすることが可能となり、低コストで冷媒蒸発温度と風量の最適化をはかることができ、必要な潜熱能力を確保しながら、省エネ効果を最大限発揮させることができる。

本発明の第１実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図である。 図１の空気調和機の冷房運転時の冷媒の状態変化を示すモリエル線図である。 図１のエジェクタの構造及び動作説明図である。 図１の空気調和機の冷房運転時の室内空気の状態変化を示す空気線図である。 図１の空気調和機の冷房運転時の室内空気と冷媒の温度変化を示す図である。 図１の空気調和機の再熱除湿運転時の冷媒の状態変化を示すモリエル線図である。 図１の空気調和機の再熱除湿運転時の室内空気の状態変化を示す空気線図である。 本発明の第２実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図である。 図８の空気調和機の暖房運転時の室内空気と冷媒の温度変化を示す図である。 本発明の第３実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図である。 図１０の室内機の詳細説明図 図１０の空気調和機の暖房運転時の冷媒の状態変化を示すモリエル線図である。 本発明の第４実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図である。 本発明の第５実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図である。 本発明の第６実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図である。 本発明の第７実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図である。 本発明の第８実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図である。 本発明の第９実施形態の空気調和機の冷凍サイクルの構成図である。 本発明の第１０実施形態の空気調和機の室内機における冷凍サイクルの構成図である。 本発明の第１１実施形態の空気調和機の室内機における冷凍サイクルの構成図である。 本発明の第１２実施形態の空気調和機の室内機における冷凍サイクルの構成図である。 本発明の第１３実施形態の空気調和機の室内機における冷凍サイクルの構成図である。 本発明の第１４実施形態の空気調和機の室内機における冷凍サイクルの構成図である。

符号の説明

１…圧縮機、２…四方弁、３…室外熱交換器、５…室外膨張弁、６…接続配管、７…室内エジェクタ、７ｂ…室外エジェクタ、８…第１室内熱交換器、９…室内膨張弁、１０…第２室内熱交換器、１１ａ、１１ｂ…二方弁（切替え弁）、１３…接続配管、１４…アキュムレータ、１５…逆止弁ブリッジ、３０…室外ファン、３１…室内ファン、７１…ノズル部、７２…吸入部、７３…混合部、７４…ディフューザ部、７５…コイル、７６…ニードル、１００…室外機、２００…室内機。

Claims (2)

1. 圧縮機、室外熱交換器及び室外膨張弁を備えた室外機と、
   複数の室内熱交換器、室内減圧手段、室内圧縮手段、室内切替え弁及び前記室内熱交換器に室内空気を通風する室内ファンを備えた室内機と、
   前記室外機と前記室内機とを接続する冷媒配管とからなる空気調和機であって、
   前記圧縮機からの冷媒の流れ及び前記圧縮機への冷媒の流れを冷房運転及び再熱除湿運転と暖房運転とで切替える四方弁と、前記室内機への冷媒の流れ方向を前記冷房運転と前記暖房運転とで同一方向とする逆止弁ブリッジと、をさらに備え、
   前記冷房運転時に、前記複数の室内熱交換器の一方の蒸発温度を低くして室内空気の潜熱負荷を主に処理する潜熱用の第１室内熱交換器とし、前記複数の室内熱交換器の他方の蒸発温度を高くして室内空気の顕熱負荷を主に処理する顕熱用の第２室内熱交換器となるように冷凍サイクルが構成され、
   前記室内機は前記第１室内熱交換器、前記第２室内熱交換器、前記室内減圧手段、前記室内圧縮手段及び前記室内ファンを設置した高潜熱型室内機で構成され、
   前記第２室内熱交換器、前記第１室内熱交換器はこの順に前記室内ファンの通風路中に配置され、
   前記室内減圧手段は第１室内減圧手段と第２室内減圧手段で構成され、
   前記第１室内減圧手段と前記室内圧縮手段とは室内エジェクタで構成され、
   前記第２室内減圧手段は室内膨張弁で構成され、
   前記室内エジェクタは、冷媒を前記圧縮機の吸入圧力より低く減圧して噴出するノズル部と、このノズル部から噴出された冷媒とこの噴出された冷媒により吸引された冷媒とを混合する混合部と、この混合された冷媒を減速して前記圧縮機の吸入圧力まで圧力を回復するディフューザ部とを備えて構成され、
   前記冷房運転時に、前記圧縮機で冷媒を圧縮し、この圧縮された冷媒を前記四方弁を介して前記室外熱交換器に導いてこの室外熱交換器で室外空気に放熱し、この放熱された冷媒を開放状態の前記室外膨張弁及び前記逆止弁ブリッジを介して前記室内エジェクタに導いて当該室内エジェクタの前記ノズル部、前記混合部及び前記ディフーザ部で前記圧縮機の吸入圧力より低く減圧してから前記圧縮機の吸入圧力まで圧力回復し、この圧力回復された冷媒を前記室内エジェクタの吐出側で分岐し、この分岐された冷媒の一方を前記室内膨張弁を通すことなく前記第２室内熱交換器を通して室内空気と熱交換させてから前記圧縮機に戻し、前記分岐した冷媒の他方を前記室内膨張弁で減圧してから前記第１室内熱交換器を通して室内空気と熱交換した後に前記室内切替え弁を介して前記室内エジェクタの混合部に戻すように前記冷凍サイクルが構成され、
   前記再熱除湿運転時に、前記圧縮機で冷媒を圧縮し、この圧縮された冷媒を前記四方弁、前記室外熱交換器、開放状態の前記室外膨張弁、前記逆止弁ブリッジ及び前記室内切替え弁を介して前記第１室内熱交換器に導いてこの第１室内熱交換器で室内空気に放熱し、この放熱された冷媒を前記室内膨張弁で減圧してから前記第２室内熱交換器を通して室内空気と熱交換した後に前記逆止弁ブリッジ及び前記四方弁を介して前記圧縮機に戻すように前記冷凍サイクルが構成され、
   前記暖房運転時に、前記圧縮機で冷媒を圧縮し、この圧縮された冷媒を前記四方弁及び前記逆止弁ブリッジを介して前記室内エジェクタに前記冷房運転時と同一方向に導き、この導かれた冷媒を前記室内エジェクタを通すことなく前記第１室内熱交換器、開放状態の前記室内膨張弁及び前記第２室内熱交換器の順に流して室内空気と熱交換した後に前記逆止弁ブリッジを介して前記室外膨張弁に導いて減圧し、この減圧された冷媒を前記室外熱交換器に導いて室外空気と熱交換した後に前記四方弁を介して前記圧縮機に戻るように前記冷凍サイクルが構成される
   ことを特徴とする空気調和機。
2. 請求項１において、前記室内機は、前記高潜熱型室内機と、室内膨張弁、室内熱交換器及び室内ファンを備え且つ前記室内エジェクタ及び前記室内切替え弁を備えていない複数の標準型室内機とで構成されたことを特徴とする空気調和機。

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