JP5018020B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、エンジン駆動圧縮機およびモータ駆動圧縮機の双方を備える冷凍サイクル装置に関する。

従来、特許文献１に、エンジンより駆動されるエンジン駆動圧縮機および電動モータにより駆動されるモータ駆動圧縮機の双方を備える冷凍サイクル装置（空気調和装置）が開示されている。この特許文献１の冷凍サイクル装置では、空調負荷に応じて双方の圧縮機を切替駆動あるいは併用駆動してシステム全体としてのサイクル効率を向上させている。
特開２００５−２２６８７３号公報

ところで、特許文献１の冷凍サイクル装置では、高負荷運転時にエンジン駆動圧縮機およびモータ駆動圧縮機を併用駆動し、双方の圧縮機から吐出された冷媒を合流させて、サイクル内を循環させている。これにより、サイクル循環冷媒流量を増加させて冷凍能力を増大させている。

しかしながら、双方の圧縮機を併用駆動して、それぞれの圧縮機から吐出された冷媒を適切に合流させるためには、エンジン駆動圧縮機の吐出冷媒圧力とモータ駆動圧縮機の吐出冷媒圧力とを同程度に昇圧する必要がある。

一般的に、この種の冷凍サイクル装置では、特許文献１の段落００２５に記載されているように、モータ駆動圧縮機はエンジン駆動圧縮機に対して出力が小さいので、双方の圧縮機を併用駆動する場合は、モータ駆動圧縮機の吐出冷媒圧力をエンジン駆動圧縮機の吐出冷媒圧力と同程度に昇圧する必要が生じ、モータ駆動圧縮機の消費電力が増大してしまう。

そのため、高負荷運転時には、冷凍能力を増大させることができても、圧縮機の消費エネルギーが増加してしまうので、システム全体としてのサイクル効率の向上効果を十分に得ることができない。

本発明は、上記点に鑑み、エンジン駆動圧縮機およびモータ駆動圧縮機の双方を備える冷凍サイクル装置において、冷凍サイクル装置全体としてのサイクル効率を向上させることを目的とする。

上記の目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、エンジン（１２）により駆動されて冷媒を圧縮して吐出する第１圧縮機（１３）と、冷媒と熱交換対象流体とを熱交換させる利用側熱交換器（３０）と、冷媒を減圧膨張させる第１減圧手段（２９）と、冷媒と室外空気とを熱交換させる第１室外熱交換器（１９）と、電動モータにより駆動されて冷媒を圧縮して吐出する第２圧縮機（１４）と、第２圧縮機（１４）吐出冷媒を室外空気と熱交換させて放熱させる第２室外熱交換器（２６）と、第２室外熱交換器（２６）下流側冷媒を減圧膨張させる第２減圧手段（２７）と、第２減圧手段（２７）にて減圧された冷媒を蒸発させる補助熱交換器（２５）と、熱交換対象流体を冷却する冷却モードにおける第１室外熱交換器（１９）下流側冷媒の気液を分離する気液分離器（２２）と、気液分離器（２２）で分離された液相冷媒を放熱させる過冷却熱交換器（２３）と、第１室外熱交換器（１９）に向かって室外空気を送風する第１送風機（２０）と、過冷却熱交換器（２３）および第２室外熱交換器（２６）に向かって室外空気を送風する第２送風機（２４）とを備え、
冷却モードでは、第１室外熱交換器（１９）は、第１圧縮機（１３）吐出冷媒を放熱させる放熱器として作用し、利用側熱交換器（３０）は、第１減圧手段（２９）にて減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器として作用し、補助熱交換器（２５）は、第２減圧手段（２７）にて減圧された冷媒と冷却モードにおける第１室外熱交換器（１９）下流側冷媒とを熱交換させるようになっており、第１送風機（２０）と第２送風機（２４）は、それぞれ独立に送風量を変更できるようになっている冷凍サイクル装置を特徴とする。

これによれば、熱交換対象流体を冷却する冷却モードでは、第１圧縮機（１３）→第１室外熱交換器（１９）→第１減圧手段（２９）→利用側熱交換器（３０）で構成される冷凍サイクルおよびモータ駆動圧縮機（１４）→第２室外熱交換器（２６）→第２減圧手段（２７）→補助熱交換器（２５）で構成される冷凍サイクルをそれぞれ独立した冷凍サイクルとして構成できる。

従って、第１圧縮機（１３）吐出冷媒と第２圧縮機（１４）吐出冷媒が合流することがなく、第２圧縮機（１４）の吐出冷媒圧力を第１圧縮機（１３）の吐出冷媒圧力と同程度に昇圧する必要もないので、特許文献１の冷凍サイクル装置に対して、第２圧縮機（１４）の消費電力が増大することを抑制できる。

さらに、補助熱交換器（２５）にて、第２減圧手段（２７）にて減圧された冷媒と冷却モードにおける第１室外熱交換器（１９）下流側冷媒とを熱交換させて、第１室外熱交換器（１９）下流側冷媒を冷却することができるので、利用側熱交換器（３０）入口冷媒と出口冷媒とエンタルピ差を拡大して、利用側熱交換器（３０）における冷凍能力を増大できる。

しかも、補助熱交換器（２５）における冷媒蒸発温度は、第１室外熱交換器（１９）下流側冷媒を冷却できる程度まで低下させればよいので、補助熱交換器（２５）の冷媒蒸発温度を利用側熱交換器（３０）の冷媒蒸発温度まで低下させる場合に対して、第２圧縮機（１４）の消費動力を低下させることができる。

以上の如く、モータ駆動圧縮機（１４）の消費電力（消費動力）を低下させ、利用側熱交換器（３０）の冷凍能力を増大できるので、冷凍サイクル装置全体としてのサイクル効率（ＣＯＰ）を向上させることができる。

なお、エンジン駆動圧縮機およびモータ駆動圧縮機の双方を備える冷凍サイクル装置における冷凍サイクル装置全体としてのサイクル効率（ＣＯＰ）とは、利用側熱交換器（３０）における冷凍能力をエンジン駆動圧縮機（１３）に供給される燃料の発熱量とモータ駆動圧縮機（１４）の消費電力との合計値で除した値である。

さらに、冷却モードにおける第１室外熱交換器（１９）下流側冷媒の気液を分離する気液分離器（２２）と、気液分離器（２２）で分離された液相冷媒を放熱させる過冷却熱交換器（２３）とを備えている。

従って、過冷却熱交換器（２３）によって、気液分離器（２２）下流側の液相冷媒を過冷却状態にできるので、利用側熱交換器（３０）における入口・出口間の冷媒のエンタルピ差を拡大して、利用側熱交換器（３０）の冷凍能力を、より一層、増大できる。

さらに、第１室外熱交換器（１９）に向かって送風する室外空気を第１送風機（２０）と、過冷却熱交換器（２３）および第２室外熱交換器（２６）に向かって室外空気を送風する第２送風機（２４）とを備え、第１送風機（２０）と第２送風機（２４）は、それぞれ独立に送風量を変更できるようになっている。

従って、第１室外熱交換器（１９）への送風空気量および過冷却熱交換器（２３）、第２室外熱交換器（２６）への送風空気量を独立して調整できる。その結果、第１室外熱交換器（１９）における冷媒と空気との熱交換量および過冷却熱交換器（２３）、第２室外熱交換器（２６）における冷媒と空気との熱交換量が互いに影響を及ぼすことがない。

また、上記特徴の冷凍サイクル装置において、過冷却熱交換器（２３）は、第２室外熱交換器（２６）に対して、第２送風機（２４）の送風空気流れ方向風上側に配置されていてもよい。

これによれば、過冷却熱交換器（２３）が風上側に配置されるので、過冷却熱交換器（２３）にて熱交換する送風空気温度は、第２室外熱交換器（２６）にて熱交換する送風空気温度よりも低くなる。その結果、利用側熱交換器（３０）へ流入する冷媒のエンタルピを効率的に低下させることができるので、利用側熱交換器（３０）の冷凍能力を効率的に増大できる。

また、上述の特徴の冷凍サイクル装置において、補助熱交換器は、積層型プレート熱交換器（２５）であってもよい。これによれば、第２減圧手段（２７）にて減圧された冷媒と冷却モードにおける第１室外熱交換器（１９）下流側冷媒とを伝熱プレートを介して熱交換させることができるので、空気などの熱媒体を介して熱交換する場合に対して効率よく熱交換させることができる。

また、上述の特徴の冷凍サイクル装置において、第２圧縮機（１４）の作動を制御する制御手段（３２）と、熱交換対象流体によって温度調整される温調対象空間の温度を検出する温度検出手段（３７）と、温調対象空間の目標温度を設定する目標温度設定手段（３３ｃ）とを備え、制御手段（３２）は、温度検出手段（３７）によって検出された室内温度（Ｔｒ）および目標温度設定手段（３３ｃ）によって設定された設定温度（Ｔｓｅｔ）から決定される必要冷凍能力が、予め定めた基準必要冷凍能力以上になったとき、第２圧縮機（１４）を作動させるようになっていてもよい。

また、上述の特徴の冷凍サイクル装置において、第２圧縮機（１４）の作動を制御する制御手段（３２）と、エンジン駆動圧縮機（１３）吐出冷媒圧力を検出する吐出圧力検出手段（３４）と、エンジン駆動圧縮機（１３）吸入冷媒圧力を検出する吸入圧力検出手段（３５）と、エンジン（１２）の回転数を検出する回転数検出手段（３６）とを備え、制御手段（３２）は、吐出圧力検出手段（３４）によって検出された吐出圧力（Ｐｄ）、吸入圧力検出手段（３５）によって検出された吸入圧力（Ｐｓ）および回転数検出手段（３６）によって検出された回転数（Ｎｅ）に基づいて算出される圧縮機効率（η）が、予め定めた基準圧縮機効率（ηＡ）以下になったときに、第２圧縮機（１４）を作動させるようになっていてもよい。

これによれば、制御手段（３２）が、必要冷凍能力あるいは圧縮機効率（η）が、予め定めた基準必要能力以上あるいは基準圧縮機効率（ηＡ）以下になったとき、第２圧縮機（１４）を作動させるようになっているので、後述する第１実施形態の図８に示すように、第１圧縮機（１３）のみを作動させて熱交換対象流体を冷却するモードと、第１圧縮機（１３）と第２圧縮機（１４）との双方を作動させて熱交換対象流体を冷却するモードとを適切に切り替えることができる。

つまり、第１圧縮機（１３）のみを作動させて熱交換対象流体を冷却するモードと第１圧縮機（１３）と第２圧縮機（１４）との双方を作動させて熱交換対象流体を冷却するモードのうち、冷凍サイクル装置全体としてのサイクル効率（ＣＯＰ）が高いモードで運転できる。

また、上述の特徴の冷凍サイクル装置において、冷媒流路を切り替えて、冷却モードと熱交換対象流体を加熱する加熱モードとを切り替える流路切替手段（１６、４６、５０、５２）を備え、加熱モードでは、第１室外熱交換器（１９）は、第１減圧手段（２９）にて減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器として作用し、利用側熱交換器（３０）は、第１圧縮機（１３）吐出冷媒を放熱させて凝縮させる凝縮器として作用するようになっていてもよい。

なお、この欄および特許請求の範囲で記載した各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示すものである。

以下、本発明の実施形態について説明する。なお、以下の実施形態では、エンジン駆動圧縮機１３およびモータ駆動圧縮機１４が、それぞれ特許請求の範囲に記載された第１圧縮機および第２圧縮機に対応している。
（第１実施形態）
図１〜９により、本発明の冷凍サイクル装置を、ヒートポンプ空調装置に適用した例を説明する。このヒートポンプ空調装置は、室内へ送風される室内送風空気を冷却して室内を冷房する冷房モード（冷却モード）と、室内送風空気を加熱して室内を暖房する暖房モード（加熱モード）とを切替可能に構成されている。従って、本実施形態では、室内送風空気が熱交換対象流体であり、室内が温調対象空間となる。

図１は、本実施形態のヒートポンプ空調装置の全体構成図である。このヒートポンプ空調装置は、室外機１０と室内機１１とに大別される。室外機１０は、エンジン１２により駆動されるエンジン駆動圧縮機１３および電動モータにより駆動されるモータ駆動圧縮機１４等を有して構成される。

エンジン１２は、灯油を燃料とするディーゼルエンジンであり、図示しない始動用スタータ、燃料噴射弁および燃料噴射弁駆動装置を有し、燃料噴射弁駆動装置によって燃料噴射弁の弁開度を変化させて燃料噴射量を制御することで回転数制御される。なお、燃料噴射弁駆動装置は後述する空調制御装置３２の制御信号によって制御される。

エンジン駆動圧縮機１３は、冷媒を吸入し、圧縮して吐出するもので、プーリおよびベルトＶを介してエンジン１２から駆動力が伝達される。さらに、本実施形態ではエンジン駆動圧縮機１３として、外部からの制御信号によって吐出容量を連続的に可変制御できる周知の斜板式可変容量型圧縮機を採用している。

斜板式可変容量型圧縮機は、吐出容量を変更することにより冷媒吐出能力を変更可能に構成されている。具体的には、空調制御装置３２の制御信号によって制御される電磁式容量制御弁によって内部に形成された斜板室へ導入させる吸入冷媒と吐出冷媒との割合を調整し、これにより斜板の傾斜角度を変化させてピストンストロークを変更する。

なお、吐出容量とは冷媒の吸入圧縮を行う作動空間の幾何学的な容積であり、より具体的には、ピストンストロークの上死点と下死点との間のシリンダ容積である。

さらに、斜板式可変容量型圧縮機では、吐出容量を略０％〜１００％の範囲で連続的に変化させることができるので、吐出容量を略０％付近に減少することによって、エンジン駆動圧縮機１３を実質的に作動停止状態にすることができる。そこで、本実施形態では、エンジン駆動圧縮機１３をプーリおよびベルトＶを介してエンジン１２に常時連結するクラッチレスの構成としている。

エンジン駆動圧縮機１３の吐出口側は、冷媒中のエンジン駆動圧縮機１３潤滑用のオイルを分離するオイルセパレータ１５が接続されている。オイルセパレータ１５は、冷媒中のオイルを分離して減圧機構１５ａを介してエンジン駆動圧縮機１３の吸入口側へオイルを戻すものである。この減圧機構１５ａとしては、キャピラリチューブ、オリフィス等の固定絞りを採用できる。

オイルセパレータ１５の出口側には、電気式四方弁１６が接続されている。電気式四方弁１６は、エンジン駆動圧縮機１３吐出口側と後述する第１室外熱交換器１９との間およびエンジン駆動圧縮機１３吸入口側と室内機１１との間を同時に接続する冷媒回路（図１の実線矢印で示す流路）と、エンジン駆動圧縮機１３吐出口側と室内機１１との間および第１室外熱交換器１９とエンジン駆動圧縮機１３吸入口側との間を同時に接続する冷媒回路（図１の破線矢印で示す流路）とを切り替えるものである。

そして、電気式四方弁１６が、上記の如く、流路を切り替えることによって、冷房モードの冷媒回路および暖房モードの冷媒回路が切り替えられる。従って、電気式四方弁１６は、本実施形態における流路切替手段である。この電気式四方弁１６も後述する空調制御装置３２の出力信号によって制御される。

さらに、電気式四方弁１６の残りの接続口は、それぞれ第１接続ポート１７ａ、第１アキュムレータ１８、および、第１室外熱交換器１９に接続されている。第１接続ポート１７ａは、室外機１０と室内機１１とを接続するためのコネクタである。なお、後述する第２接続ポート１７ｂも第１接続ポート１７ａと同様の構成である。

第１アキュムレータ１８は、冷媒の気液を分離して余剰冷媒を貯える気液分離器であり、第１アキュムレータ１８の気相冷媒出口は、エンジン駆動圧縮機１３の吸入口側に接続されている。

第１室外熱交換器１９は、内部を通過する冷媒と第１送風機２０により送風された室外空気とを熱交換させるもので、本実施形態では、並列に接続された２台のフィンアンドチューブ型の熱交換器を採用している。第１送風機２０は、軸流ファン２０ａをモータ２０ｂにより駆動する電動送風機を並列に２つ設けた２連ファン構造になっている。この第１送風機２０も後述する空調制御装置３２の出力信号によって回転数制御される。

また、第１室外熱交換器１９には、冷房モードにおいて冷媒の気液を分離して冷凍サイクル内の余剰冷媒を溜めるレシーバ２２が接続されている。さらに、冷房モードにおけるレシーバ２２の液相冷媒出口には、レシーバ２２で分離された液相冷媒と第２送風機２４により送風された室外空気とを熱交換させる過冷却熱交換器２３が接続されている。

過冷却熱交換器２３は、冷房モードにおけるレシーバ２２下流側の液相冷媒をさらに冷却して過冷却状態とするものである。なお、本実施形態では、第１室外熱交換器１９、レシーバ２２および過冷却熱交換器２３を別体として形成しているが、これらを一体構造に形成して、いわゆるサブクールタイプの凝縮器としてもよい。

第２送風機２４は、第１送風機２０と同様の構成の電動送風機であり、軸流ファン２４ａおよびモータ２４ｂを有して構成される。この第２送風機２４も後述する空調制御装置３２の出力信号によって回転数制御される。なお、第２送風機２４は、２連ファンの第１送風機２０のうち１個分のファンと同一形式の送風機であり、その体格、能力も１個分のファンと略同等である。

過冷却熱交換器２３には、補助熱交換器２５が接続されている。補助熱交換器２５は、冷房モードにおいて過冷却熱交換器２３で冷却された過冷却状態の液相冷媒をさらに冷却するものである。この補助熱交換器２５の詳細については後述する。さらに、補助熱交換器２５は、室外機１０と室内機１１とを接続するための第２接続ポート１７ｂに接続されている。

次に、モータ駆動圧縮機１４は、電動モータにより駆動されて、冷媒を吸入し、圧縮して吐出するもので、空調制御装置３２のインバータの周波数制御によって電動モータの回転数制御を行い、冷媒吐出能力を調整できるようになっている。なお、本実施形態のモータ駆動圧縮機１４はエンジン駆動圧縮機１３に対して出力が小さく、モータ駆動圧縮機１４の電動モータへは商用電源から電力が供給される。

モータ駆動圧縮機１４の吐出口側には、第２室外熱交換器２６が接続されている。第２室外熱交換器２６は、モータ駆動圧縮機１４吐出冷媒と第２送風機２４により送風された室外空気とを熱交換させるもので、本実施形態では、フィンアンドチューブ型の熱交換器を採用している。従って、第２送風機２４は、第２室外熱交換器２６および前述の過冷却熱交換器２３の双方に向かって室外空気を送風するようになっている。

第２室外熱交換器２６の出口側には、第２減圧手段である第２膨張弁２７が接続されている。この第２膨張弁２７は、第２膨張弁２７下流側冷媒が予め定めた目標圧力になるように減圧膨張させるもので、電気式膨張弁、温度式膨張弁、固定絞り等の減圧装置が採用できる。

第２膨張弁２７の下流側には、補助熱交換器２５が接続されている。補助熱交換器２５は、前述の如く、冷房モードにおける過冷却熱交換器２３下流側の過冷却状態の液相冷媒と第２膨張弁２７下流側冷媒とを熱交換させて、過冷却状態の液相冷媒をさらに冷却するものである。

ここで、補助熱交換器２５の詳細を図２により説明する。図２は補助熱交換器２５の分解斜視図である。本実施形態では、図２に図示するように、補助熱交換器２５として積層型プレート熱交換器（いわゆる積層型熱交換器）を採用している。

補助熱交換器２５では、複数枚の第１伝熱プレート２５１および第２伝熱プレート２５２を順次積層することで、過冷却熱交換器２３下流側冷媒と第２膨張弁２７下流側冷媒とを熱交換させる熱交換コア部２５０を構成している。第１、２伝熱プレート２５１、２５２は、熱伝導性に優れる金属（例えば、アルミニウムや銅）製で、略長方形状の板材をプレス加工によって成形したものである。

第１伝熱プレート２５１には、平坦な基板部から積層方向に打ち出した多数の細長形状のリブ２５１ａが形成されている。このリブ２５１ａは、第１伝熱プレート２５１の長辺方向に対して所定の角度で傾斜して配置され、隣接するリブ２５１ａ間に過冷却熱交換器２３下流側冷媒が流れる第１冷媒通路２５１ｂが構成される。

また、第１伝熱プレート２５１の長辺方向の両端側には、それぞれ２個ずつ合計４つのタンク形成部２５１ｃ〜２５１ｆが、リブ２５１ａと同一方向に打ち出し成形されている。タンク形成部２５１ｃ〜２５１ｆは、その中央部に貫通穴を有しており、第１、２伝熱プレート２５１、２５２が積層された際に冷媒を分配・集合させる４つのタンク部を形成する。

そして、これらのタンク部のうち所定の２つのタンク部は、第１冷媒通路２５２ｂと連通する。一方、第２伝熱プレート２５２にも、第１伝熱プレート２５１と同様のリブ２５２ａ、タンク形成部２５２ｃ〜２５２ｆが形成され、隣接するリブ２５２ａ間に第２膨張弁２７下流側冷媒が流れる第２冷媒通路２５２ｂが構成される。

さらに、前述のタンク部のうち第１冷媒通路２５１ｂと連通しない残りの２つのタンク部は、第２冷媒通路２５２ｂと連通する。従って、第１冷媒通路を通過する冷媒と第２冷媒通路を通過する冷媒が混ざり合うことはない。

熱交換コア部２５０の積層方向最外部には、第１エンドプレート２５３および第２エンドプレート２５４が配置される。第１、２エンドプレート２５３、２５４は、それぞれ第１、２伝熱プレート２５１、２５２と同材質かつ略同一形状の板材によって形成される。

第１エンドプレート２５３は、過冷却熱交換器２３下流側冷媒を流入・流出させる第１流入ポート２５３ａ、第１流出ポート２５３ｂおよび第２膨張弁２７下流側冷媒を流入・流出させる第２流入ポート２５３ｄ、第２流出ポート２５３ｃを有している。さらに、第２エンドプレート２５４は、第１、２伝熱プレート２５１、２５２が積層された際に形成されるタンク部の一方の端部を閉塞する。

補助熱交換器２５は、上記各構成部品２５１、２５２、２５３、２５４を積層して、ろう付け接合することによって形成される。従って、第１流入ポート２５３ａから流入した過冷却熱交換器２３下流側冷媒は図２の実線矢印方向に流れて第１流出ポート２５３ｂから流出する。また、第２流入ポート２５３ｄから流入した第２膨張弁２７下流側冷媒は図２の破線矢印方向に流れて第２流出ポート２５３ｃから流出する。

この際、過冷却熱交換器２３下流側冷媒の流れ方向（実線矢印）および第２膨張弁２７下流側冷媒の流れ方向（破線矢印）は対向流になっており、さらに、第１、２伝熱プレート２５１、２５２を介して熱交換できるので、空気などの熱媒体を介して熱交換する場合に対して効率よく熱交換できる。

また、補助熱交換器２５の下流側は、図１に示すように、気液分離器である第２アキュムレータ２８を介してモータ駆動圧縮機１４の吸入口側に接続されている。従って、モータ駆動圧縮機１４→第２室外熱交換器２６→第２膨張弁２７→補助熱交換器２５の順の閉回路によって、周知の蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。

次に、上述の構成の室外機１０における各構成機器の配置について図３、４により説明する。図３は、本実施形態の室外機１０の模式的な全体斜視図であり、上下左右の各方向は室外機１０設置状態における方向を示している。図４は、図３のＡ矢視図であり、室外機１０における第１、２送風機２０、２４、第１室外熱交換器１９、過冷却熱交換器２３および第２室外熱交換器２６の模式的な位置関係を示している。

図３に示すように、第１、２送風機２０、２４は、室外機１０の上面に配置されている。前述の如く、第２送風機２４は、２連ファンの第１送風機２０のうち１個分のファンと略同等の体格なので、第１送風機２０および第２送風機２４を室外機１０の左右方向に一列に並べることができる。

さらに、図４に示すように、第１送風機２０の送風空気は第１室外熱交換器１９へ向かって矢印Ｂ方向に流れ、第２送風機２４の送風空気は過冷却熱交換器２３および第２室外熱交換器２６へ矢印Ｃ方向に流れる。

また、第１送風機２０および第２送風機２４は、空調制御装置３２によって独立して回転数制御されるので、第１室外熱交換器１９への送風空気量および過冷却熱交換器２３、第２室外熱交換器２６への送風空気量も独立して調整できる。その結果、第１室外熱交換器１９における冷媒と空気との熱交換量および過冷却熱交換器２３、第２室外熱交換器２６における冷媒と空気との熱交換量が互いに影響を及ぼすことがない。

なお、この第１室外熱交換器１９への送風空気量および過冷却熱交換器２３、第２室外熱交換器２６への送風空気量の独立制御性をより一層向上させるために、室外機１１内部の第１送風機２０と第２送風機２４との間に隔壁を設けてもよい。

次に、室内機１１について説明する。室内機１１の第２接続ポート１７ｂ側には、図１に示すように、冷媒を減圧膨張させる第１減圧手段である第１膨張弁２９が配置されている。この第１膨張弁２９としては電気式膨張弁、温度式膨張弁、固定絞り等の減圧装置が採用できる。

第１膨張弁２９には、内部を通過する冷媒と室内送風機３１により送風された室内送風空気とを熱交換させる利用側熱交換器である室内熱交換器３０が配置されている。室内送風機３１は、軸流ファン３１ａをモータ３１ｂにより駆動する電動送風機であり、空調制御装置３２の出力信号によって回転数制御される。

なお、本実施形態では、上記の構成の室内機１１を１つのみ接続しているが、複数の室内機１１を並列に接続してもよい。

次に、空調制御装置３２について説明する。空調制御装置３２は、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成され、そのＲＯＭ内に記憶された制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行って空調機器群の作動を制御する。

空調制御装置３２の入力側には、センサ群およびリモコン操作器３３が接続され、センサ群の検出信号およびリモコン操作器３３の操作信号が入力される。空調制御装置３２はこれらの入力信号に基づく所定の演算処理を行って、出力側に接続される空調機器群へ制御信号を出力する。

センサ群としては、具体的に、エンジン駆動圧縮機１３吐出冷媒圧力を検出する吐出圧力センサ３４、エンジン駆動圧縮機１３吸入冷媒圧力を検出する吸入圧力センサ３５、エンジン回転数を検出する回転数センサ３６、室内温度Ｔｒとして用いられる室内送風機３１吸込空気温度を検出する室内温度センサ３７等が接続されている。

リモコン操作器３３には、ヒートポンプ空調装置を作動させる作動スイッチ３３ａ、冷房モードおよび暖房モードを切り替えるモード切替スイッチ３３ｂ、空調対象空間となる室内の目標温度を設定する目標温度設定手段となる温度設定スイッチ３３ｃおよび作動表示部３３ｄ等が設けられている。

空調機器群としては、具体的に、上述のエンジン１２の燃料噴射弁駆動装置、エンジン駆動圧縮機１３の電磁式容量制御弁、モータ駆動圧縮機１４、電気式四方弁１６、第１、２送風機２０、２４のモータ２０ｂ、２４ｂ、室内送風機３１のモータ３１ｂ等が接続されている。

次に、空調制御装置３２が制御プログラムに基づいて行う制御処理について、図５のフローチャートにより説明する。この制御処理はリモコン操作器３３の作動スイッチ３３ａが投入されるとスタートする。

まず、ステップＳ１ではフラグ、タイマ等の初期化処理がなされる。次のステップＳ２ではリモコン操作器３３の操作信号を読込む。そして、次のステップＳ３で、センサ群により検出された検出信号を読み込む。

次に、ステップＳ４にて、モード切替スイッチ３３ｂが冷房モードまたは暖房モードのいずれになっているかを判定する。ステップＳ４にてモード切替スイッチ３３ｂが冷房モードになっている場合はステップＳ５へ進み、暖房モードになっている場合はステップＳ６へ進む。

そして、ステップＳ５へ進んだ場合は、室内送風空気を冷却する冷房モードの制御処理が実行されて、ステップＳ２へ戻る。また、ステップＳ６へ進んだ場合は、室内送風空気を加熱する暖房モードの制御処理が実行されて、ステップＳ２へ戻る。

次に、ステップＳ５で実行される冷房モードの制御処理を図６のフローチャートにより説明する。まず、ステップＳ５０１で、冷房モードの冷媒流路に切り替える。具体的には、電気式四方弁１６をエンジン駆動圧縮機１３吐出口側と第１室外熱交換器１９との間およびエンジン駆動圧縮機１３吸入口側と室内機１１との間を同時に接続するように切り替える。これにより、冷媒は図１の実線矢印方向に流れることになる。

次に、ステップＳ５０２で、エンジン駆動圧縮機１３および第１送風機２０の作動が制御される。具体的には、室内温度センサ３７により検出された室内温度Ｔｒと、温度設定スイッチ３３ｃにより設定された設定温度Ｔｓｅｔとの差Ｔｒ−Ｔｓｅｔに基づいて、予め定めた制御状態となるように制御される。

つまり、上記の差Ｔｒ−Ｔｓｅｔによって必要冷凍能力（冷房能力）を算定し、この必要冷凍能力に比例してエンジン１２の回転数およびエンジン駆動圧縮機１３の冷媒吐出能力を増加させ、さらに、第１送風機２０の送風量を増加させる。なお、差Ｔｒ−Ｔｓｅｔが０以下の場合は、冷凍能力を発揮する必要がないので、エンジン１２を停止させる、または、エンジン駆動圧縮機１３の冷媒吐出能力を略０％とする。

次に、ステップＳ５０３で、吐出圧力センサ３４の検出値である吐出冷媒圧力Ｐｄ、吸入圧力センサ３５の検出値である吸入冷媒圧力Ｐｓ、および、回転数センサ３６の検出値であるエンジン１２の回転数Ｎｅに基づいて、エンジン駆動圧縮機１３の圧縮機効率ηを算出する。なお、圧縮機効率ηとは、エンジン駆動圧縮機１３に入力される駆動動力に対するエンジン駆動圧縮機１３の圧縮仕事量の比である。

次に、ステップＳ５０４で、圧縮機効率ηが予め定めた基準圧縮機効率ηＡ以下になっているか否かを判定する。圧縮機効率ηが基準圧縮機効率ηＡ以下になっていない場合は、ステップＳ５０５へ進み、強制的にモータ駆動圧縮機１４および第２送風機２４を停止させて、ステップＳ２へ戻る。なお、この基準圧縮機効率ηＡの詳細については後述する。

従って、ステップＳ５０４にて、圧縮機効率ηが基準圧縮機効率ηＡ以下になっていない場合は、ステップＳ２…Ｓ４→Ｓ５０１…Ｓ５０４→Ｓ５０５→Ｓ２…の順の制御フローを繰り返すことになり、モータ駆動圧縮機１４は作動せず、エンジン駆動圧縮機１３のみが作動して室内送風空気を冷却する単独冷房モードが実行されることになる。

ここで、単独冷房モードの作動を図７のモリエル線図により説明する。エンジン駆動圧縮機１３によって圧縮された冷媒（図７のａ点）は、電気式四方弁１６を介して第１室外熱交換器１９へ流入する。第１室外熱交換器１９へ流入した冷媒は、第１送風機２０送風空気と熱交換して冷却され、レシーバ２２にて気液分離される（図７のａ点→ｂ点）。

レシーバ２２から流出した液相冷媒は、過冷却熱交換器２３へ流入し、第２送風機２４送風空気と熱交換してさらに冷却されて過冷却状態となる（図７のｂ点→ｃ点）。そして、補助熱交換器２５を介して、室内機１１へ流入する。この際、モータ駆動圧縮機１４は作動していないので、補助熱交換器２５は単なる冷媒通路として機能する。

室内機１１へ流入した冷媒は第１膨張弁２９で減圧膨張され（図７のｃ点→ｄ点）、室内熱交換器３０にて室内送風機３１から送風された室内送風空気から吸熱して蒸発する（図７のｄ点→ｅ点）。これにより、室内送風空気が冷却される。さらに、室内熱交換器３０から流出した冷媒は、電気式四方弁１６および第１アキュムレータ１８を介して、再びエンジン駆動圧縮機１３に吸入されて圧縮される。（図７のｅ点→ａ点）。

一方、ステップＳ５０４で、圧縮機効率ηが基準圧縮機効率ηＡ以下になっている場合は、ステップＳ５０６へ進む。ステップＳ５０６では、室内温度Ｔｒが設定温度Ｔｓｅｔよりも高くなっているか否かを判定する。ステップＳ５０６にて、ＴｒがＴｓｅｔよりも高くなっている場合は、ステップＳ５０７へ進み、ＴｒがＴｓｅｔよりも高くなっていない場合はステップＳ５０５へ進む。

ステップＳ５０７では、モータ駆動圧縮機１４、第２送風機２４およびエンジン駆動圧縮機１３の作動が制御されてステップＳ２へ進む。具体的には、ステップＳ５０７では、室内温度Ｔｒと設定温度Ｔｓｅｔとの差Ｔｒ−Ｔｓｅｔに基づいて、モータ駆動圧縮機１４、第２送風機２４およびエンジン駆動圧縮機１３が予め定めた制御状態となるように制御される。

つまり、差Ｔｒ−Ｔｓｅｔによって必要冷凍能力（冷房能力）を算定し、この必要冷凍能力に比例して、モータ駆動圧縮機１４の回転数および第２送風機２４の回転数を増加させ、さらに、エンジン１２の回転数およびエンジン駆動圧縮機１３の冷媒吐出能力を増加させる。

従って、ステップＳ５０６にて、室内温度Ｔｒが設定温度Ｔｓｅｔ以上担っている場合は、ステップＳ２…Ｓ４→Ｓ５０１…Ｓ５０４→Ｓ５０６→Ｓ５０７→Ｓ２…の順の制御フローを繰り返すことになり、エンジン駆動圧縮機１３およびモータ駆動圧縮機１４の双方の圧縮機が作動する併用冷房モードが実行されることになる。

ここで、併用冷房モードの作動を図７のモリエル線図により説明する。エンジン駆動圧縮機１３によって圧縮された冷媒（図７のａ点）は、単独冷房モードと同様に、電気式四方弁１６→第１室外熱交換器１９→レシーバ２２→過冷却熱交換器２３→補助熱交換器２５の順に流れる（図７のａ点→ｂ点→ｃ点）。

併用冷房モードでは、モータ駆動圧縮機１４が作動しているので、モータ駆動圧縮機１４によって圧縮された冷媒が、第２室外熱交換器２６にて第２送風機２４送風空気と熱交換して放熱し、第２膨張弁２７で減圧し、さらに、補助熱交換器２５において過冷却熱交換器２３から流出した冷媒から吸熱して蒸発する。

従って、補助熱交換器２５において、過冷却熱交換器２３から流出した冷媒が、さらに冷却される（図７のｃ点→ｃ’点）。そして、室内機１１の第１膨張弁２９で減圧膨張され（図７のｃ’点→ｄ’点）、室内熱交換器３０にて室内送風機３１により送風された室内送風空気から吸熱して蒸発する（図７のｄ’点→ｅ点）。

このように、併用冷房モードでは、過冷却熱交換器２３から流出した冷媒を補助熱交換器２５によって冷却できるので、室内熱交換器３０の入口冷媒と出口冷媒とのエンタルピ差を拡大して、利用側熱交換器３０における冷凍能力を拡大できる。

次に、前述の如く、ステップＳ４にて、リモコン操作器３３のモード切替スイッチ３３ｂが暖房モードになっている場合はステップＳ６へ進み、ステップＳ６にて暖房モードの制御処理が実行されてステップＳ２へ進む。

具体的には、ステップＳ６では、電気式四方弁１６をエンジン駆動圧縮機１３吐出口側と室内機１１との間および第１室外熱交換器１９とエンジン駆動圧縮機１３吸入口側との間を同時に接続するように切り替える。これにより、冷媒は図１の破線矢印方向に流れることになる。

さらに、エンジン駆動圧縮機１３および第１送風機２０の作動が制御される。具体的には、温度設定スイッチ３３ｃにより設定された設定温度Ｔｓｅｔと、室内温度センサ３７により検出された室内温度Ｔｒとの差Ｔｓｅｔ−Ｔｒに基づいて、予め定めた制御状態となるように制御される。

つまり、上記の差Ｔｓｅｔ−Ｔｒによって必要暖房能力を算定し、この必要暖房能力に比例してエンジン１２の回転数およびエンジン駆動圧縮機１３の冷媒吐出能力を増加させ、第１送風機２０の送風量を増加させる。なお、差Ｔｓｅｔ−Ｔｒが０以下の場合は、暖房能力を発揮する必要がないので、エンジン１２を停止させる、または、エンジン駆動圧縮機１３の冷媒吐出能力を略０％とする。

なお、暖房モードにおいても、単独冷房モードと同様にモータ駆動圧縮機１４は作動せず、エンジン駆動圧縮機１３のみが作動する。従って、暖房モードでは、エンジン駆動圧縮機１３によって圧縮された冷媒は、電気式四方弁１６を介して室内熱交換器３０へ流入し、室内送風機３１送風空気と熱交換して放熱する。これにより、室内送風空気が加熱される。

さらに、室内熱交換器３０下流側冷媒は、第１膨張弁２９にて減圧膨張され、補助熱交換器２５→過冷却熱交換器２３→レシーバ２２→第１室外熱交換器１９へ流入する。第１室外熱交換器１９へ流入した冷媒は、第１送風機２０から送風された室外空気から吸熱して蒸発する。第１室外熱交換器１９から流出した冷媒は、電気式四方弁１６および第１アキュムレータ１８を介して、再びエンジン駆動圧縮機１３に吸入されて圧縮される。

次に、上記ステップＳ５０４の判定で用いた基準圧縮機効率ηＡについて、図８により説明する。図８は、単独冷房モードおよび併用冷房モードにおけるヒートポンプ空調装置全体としてのサイクル効率（ＣＯＰ）を比較したものである。

図８の横軸は必要冷凍能力（冷房負荷）を示し、縦軸はヒートポンプ空調装置全体としてのサイクル効率（ＣＯＰ）を示す。なお、ヒートポンプ空調装置全体としてのサイクル効率（ＣＯＰ）とは、室内熱交換器３０における冷凍能力をエンジン駆動圧縮機１３に供給される燃料の発熱量とモータ駆動圧縮機１４の消費電力との合計値で除した値である。

図８によれば、単独冷房モードおよび併用冷房モードのいずれにおいても、必要冷凍能力（冷房負荷）が高くなるにつれてサイクル効率が低下し、さらに、低冷房負荷領域では、単独冷房モードの方が併用冷房モードに対してサイクル効率が高く、高冷房負荷領域では、併用冷房モードの方が単独冷房モードに対してサイクル効率が高くなる。

このように、高冷房負荷領域において併用冷房モードの方が単独冷房モードに対してサイクル効率が高くなる理由は、本実施形態の構成では、エンジン駆動圧縮機１３吐出冷媒が循環する冷凍サイクルとモータ駆動圧縮機１４吐出冷媒が循環する冷凍サイクルとをそれぞれ独立した冷凍サイクルとして構成しているからである。

つまり、モータ駆動圧縮機１４吐出冷媒圧力をエンジン駆動圧縮機１３吐出冷媒圧力に合流させていないので、モータ駆動圧縮機１４下流側冷媒を蒸発させる補助熱交換器２５の冷媒蒸発温度を、エンジン駆動圧縮機１３下流側冷媒を蒸発させる室内熱交換器３０の冷媒蒸発温度まで低下させる必要がなく、モータ駆動圧縮機１４の消費動力を低減できるからである。

すなわち、補助熱交換器２５の冷媒蒸発温度を室内熱交換器３０の冷媒蒸発温度に対して高くできるので、モータ駆動圧縮機１４の消費電力を低減できる。

例えば、本実施形態の併用冷房モードでは、外気温が３５℃で、過冷却熱交換器２３にて冷媒を３８℃まで冷却でき、室内熱交換器３０の冷媒蒸発温度を−５℃に低下させる必要がある高冷房負荷領域であっても、補助熱交換器２５におけるモータ駆動圧縮機１４下流側冷媒の冷媒蒸発温度を１５℃にすれば、過冷却熱交換器２３下流側冷媒を外気温より低い２７℃まで冷却できる。

ここで、モータ駆動圧縮機１４側の冷凍サイクルにおける補助熱交換器２５の冷媒蒸発温度およびモータ駆動圧縮機１４側の冷凍サイクルのサイクル効率の関係を図９に示す。図９によれば、補助熱交換器２５における冷媒蒸発温度を１５℃としたときのサイクル効率は、−５℃としたときのサイクル効率の約２倍となる。

これにより、高冷房負荷領域において併用冷房モードの方が単独冷房モードに対してサイクル効率が高くなるのである。そこで、本実施形態では、単独冷房モードのサイクル効率が併用冷房モードのサイクル効率を上回る図８のＤ点におけるエンジン駆動圧縮機１３の圧縮機効率を基準圧縮機効率ηＡとしている。

従って、本実施形態のヒートポンプ空調装置によれば、冷凍サイクル装置全体としてのサイクル効率（ＣＯＰ）を向上させることができる。しかも、単独冷房モードと併用冷房モードのうち、冷凍サイクル装置全体としてのサイクル効率（ＣＯＰ）が高いモードになるように運転できる。その結果、冷凍サイクル装置全体としてのサイクル効率（ＣＯＰ）を適切に向上させることができる。

（第２実施形態）
第１実施形態では、過冷却熱交換器２３および第２室外熱交換器２６を図４に示すように配置しているが、本実施形態では、図１０に示すように配置している。すなわち、過冷却熱交換器２３および第２室外熱交換器２６を並列に接続された２台の熱交換器で構成し、過冷却熱交換器２３が第２室外熱交換器２６に対して、第２送風機２４の送風空気流れ方向風上側に配置している。その他の構成は第１実施形態と同様である。

これによれば、第１実施形態と同様の効果を得ることができるとともに、過冷却熱交換器２３が風上側に配置されるので、過冷却熱交換器２３にて熱交換する送風空気温度は、第２室外熱交換器２６にて熱交換する送風空気温度よりも低くなる。その結果、室内熱交換器３０へ流入する冷媒のエンタルピを効率的に低下させることができるので、室内熱交換器３０の冷凍能力を効率的に増大できる。

（第３実施形態）
本実施形態では、図１１に示すように、第１実施形態のサイクル構成に対して、暖房モードにおいて、エンジン廃熱を回収できるサイクル構成としている。図１１は、本実施形態のヒートポンプ空調装置の全体構成図である。なお、第１実施形態と同一もしくは均等部分には同一の符号を付し、その説明を省略する。

本実施形態のエンジン１２は、水冷式のエンジンであり、室外機１０はエンジン１２の冷却水を循環させる冷却水回路４０を備えている。冷却水は電動水ポンプ４１によって冷却水回路４０を循環するようになっており、ラジエータ４２にて冷却される。

ラジエータ４２は冷却水と第１送風機２０により送風された室外空気とを熱交換させる放熱器である。従って、本実施形態では、第１送風機２０は第１室外熱交換器１９とラジエータ４２の双方に向かって室外空気を送風するようになっている。

さらに、冷却水回路４０はサーモ弁４３を有しており、サーモ弁４３によってラジエータ４２に冷却水を導入させる回路とラジエータ４２をバイパスさせる回路とが切り替えられる。このサーモ弁４３はワックスの体積変化を利用して弁体を変位させる周知の温度応答弁であり、冷却水温度が所定の温度以上になるとラジエータ４２導入回路に切り替え、所定の温度より低くなるとバイパス回路に切り替える。

また、冷却水回路４０には、電気式三方弁４４が設けられている。この電気式三方弁４４はラジエータ４２に冷却水を導入させる回路と、加熱器４５に冷却水を導入させる回路とを切り替える冷却水流路切替弁である。この電気式三方弁４４も空調制御装置３２の出力信号によって制御される。加熱器４５は、暖房モードにおいて、第１室外熱交換器１９下流側冷媒を加熱する温水ヒータである。

さらに、冷房モードにおける第１室外熱交換器１９の下流側は二方に分岐され、一方は、電磁弁４６および可変絞り装置４７を介して、レシーバ２２へ接続される。また、レシーバ２２は、逆止弁４８を介して第２接続ポート１７ｂへ接続される。この逆止弁４８は第２接続ポート１７ｂ側からレシーバ２２側へ冷媒が流れることのみを許容する。

他方は、逆止弁４９を介して、過冷却熱交換器２３へ接続される。この逆止弁４９は過冷却熱交換器２３側から第１室外熱交換器１９側へ冷媒が流れることのみを許容する。さらに、過冷却熱交換器２３と逆止弁４９の間にも分岐通路が設けられ、この分岐通路は電磁弁５０を介して、レシーバ２２と逆止弁４８との間に接続される。

また、電磁弁５０は、レシーバ２２側から過冷却熱交換器２３側へ冷媒が流れることのみを許容する逆止弁５１と並列接続されている。過冷却熱交換器２３の下流側も二方に分岐され、一方は、第１実施形態と同様に、補助熱交換器２５に接続され、他方は電磁弁５２を介して、可変絞り装置４７と電磁弁４６との間に接続される。

この電磁弁５２は、過冷却熱交換器２３側から可変絞り装置４７側へ冷媒が流れることのみを許容する逆止弁５３と並列接続されている。さらに、補助熱交換器２５は逆止弁５４を介して、第２接続ポート１７ｂへ接続されている。なお、電磁弁４６、５０、５２、可変絞り装置４７も、空調制御装置３２の制御信号によって作動する。

次に、上記の構成における本実施形態の作動について説明する。まず、単独冷房モードでは、電気式四方弁１６をエンジン駆動圧縮機１３吐出口側と第１室外熱交換器１９との間およびエンジン駆動圧縮機１３吸入口側と室内機１１との間を同時に接続するように切り替え、電磁弁４６を開弁し、電磁弁５０を開弁し、電磁弁５２を閉弁し、可変絞り装置４７を全開状態とする。

これにより、冷媒は図１１の実線矢印方向に流れることになる。従って、本実施形態では、電気式四方弁１６のみならず、電磁弁４６、５０、５２も流路切替手段となる。なお、電気式三方弁４４はラジエータ４２に冷却水を導入させる回路に切り替えられており、加熱器４５にて冷媒は加熱されない。

エンジン駆動圧縮機１３から吐出された冷媒は、オイルセパレータ１５および電気式四方弁１６を介して第１室外熱交換器１９へ流入し、第１送風機２０により送風された室外空気と熱交換して放熱する。第１室外熱交換器１９から流出した冷媒は、逆止弁４９の作用によって開弁している電磁弁４６および全開している可変絞り装置４７を介してレシーバ２２へ流入する。

レシーバ２２を流出した液相冷媒は、開弁している電磁弁５０を介して過冷却熱交換器２３へ流入し、第２送風機２４により送風された室外空気と熱交換して過冷却状態となる。過冷却熱交換器２３を流出した冷媒は、第１実施形態と同様に室内機１１の室内熱交換機３０へ流入して、室内送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、室内送風空気が冷却される。

また、併用冷房モードでは、上記の単独冷房モードに対して、さらに、モータ駆動圧縮機１４を作動させる。これにより、冷房モードでは、第１実施形態と全く同様にサイクル効率を向上させることができる。

次に、暖房モードでは、電気式四方弁１６をエンジン駆動圧縮機１３吐出口側と室内機１１との間および第１室外熱交換器１９とエンジン駆動圧縮機１３吸入口側との間を同時に接続するように切り替え、電磁弁４６を閉弁し、電磁弁５０を閉弁し、電磁弁５２を閉弁し、可変絞り装置４７を絞り状態とする。

これにより、冷媒は図１１の破線矢印方向に流れることになる。さらに、電気式三方弁４４は加熱器４５に冷却水を導入させる回路に切り替えられており、加熱器４５において冷媒を加熱することができる。

エンジン駆動圧縮機１３によって圧縮された冷媒は、電気式四方弁１６を介して室内熱交換器３０へ流入し、室内送風空気と熱交換して放熱する。これにより、室内送風空気が加熱される。

さらに、室内熱交換器３０下流側冷媒は、逆止弁４８、５１、５４および閉弁した電磁弁５０の機能によりレシーバ２２へ流入する。レシーバ２２から流出した液相冷媒は、可変絞り装置４７にてさらに減圧膨張され、閉弁した電磁弁４６と開弁した電磁弁５２の作用によって過冷却熱交換器２３→第１室外熱交換器１９へ流入する。

過冷却熱交換器２３では、冷媒は第２送風機２４により送風された室外空気から吸熱し、第１室外熱交換器１９では、冷媒は第１送風機２０により送風された室外空気から吸熱して蒸発する。第１室外熱交換器１９から流出した冷媒は、電気式四方弁１６を介して、加熱器４５へ流入する。加熱器４５へ流入した冷媒は、エンジン冷却水の廃熱を吸熱して、第１アキュムレータ１８を介して、再びエンジン駆動圧縮機１３に吸入される。

以上の如く、本実施形態では、冷房モードにおいて第１実施形態と全く同様の効果を得ることができ、さらに、暖房モードにおいてエンジン廃熱を冷媒に吸熱させて回収することができる。

（他の実施形態）
本発明は上述の実施形態に限定されることなく、以下のように種々変形可能である。

（１）上述の実施形態では、エンジン駆動圧縮機１３の圧縮機効率ηが基準圧縮機効率ηＡ以下になったときに、単独冷房モードから併用冷房モードを切り替えているが、室内温度Ｔｒと設定温度Ｔｓｅｔとの差Ｔｒ−Ｔｓｅｔから必要冷凍能力を算出して、この算出値が図８のＤ点に相当する基準必要能力以上になったとき、併用冷房モードに切り替えるようにしてもよい。

（２）上述の実施形態では、灯油を燃料とするディーゼルエンジンを採用しているが、ガソリン、天然ガスやプロパンガス、軽油、水素等を燃料とする他の形式のエンジンを採用してもよい。

（３）上述の実施形態では、エンジン駆動圧縮機１３として可変容量型圧縮機を採用した例を説明したが、固定容量型圧縮機を採用してもよい。この場合は、電磁クラッチにより圧縮機を断続的に作動させて、オンオフ作動の比率を制御する稼働率制御によって吐出能力を制御してもよい。もちろん、可変容量型圧縮機であっても電磁クラッチを介してエンジン１２から動力を伝達できるようにしてもよい
（４）上述の実施形態では、本発明の冷凍サイクル装置を熱交換対象流体が室内送風空気であるヒートポンプ空調装置に適用したが、熱交換対象流体が水である給湯装置等に適用してもよい。

第１実施形態のヒートポンプ空調装置の全体構成図である。 第１実施形態の補助熱交換器の分解斜視図である。 第１実施形態のヒートポンプ空調装置の室外機の外観斜視図である。 第１実施形態における図３のＡ矢視図である。 第１実施形態の空調制御装置の制御を示すフローチャートである。 第１実施形態の空調制御装置の制御の要部を示すフローチャートである。 第１実施形態のヒートポンプ空調装置の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第１実施形態の必要冷凍能力（冷房負荷）とサイクル効率の関係を示すグラフである。 第１実施形態のモータ駆動圧縮機側の冷凍サイクルのサイクル効率のグラフである。 第２実施形態における図３のＡ矢視図である。 第３実施形態のヒートポンプ空調装置の全体構成図である。

符号の説明

１２…エンジン、１３…エンジン駆動圧縮機、１４…モータ駆動圧縮機、
１６…電気式四方弁、１９…第１室外熱交換器、２０…第１送風機、２２…レシーバ、
２３…過冷却熱交換器、２４…第２送風機、２５…補助熱交換器、
２６…第２室外熱交換器、２７…第２減圧手段、２９…第１減圧手段、
３０…利用側熱交換器、３２…空調制御装置、３３ｃ…温度設定スイッチ、
３４…吐出圧力センサ、３５…吸入圧力センサ、３６…回転数センサ、
３７…室内温度センサ、４６、５０、５２…電磁弁。

Claims (6)

1. エンジン（１２）により駆動されて冷媒を圧縮して吐出する第１圧縮機（１３）と、
   前記冷媒と熱交換対象流体とを熱交換させる利用側熱交換器（３０）と、
   前記冷媒を減圧膨張させる第１減圧手段（２９）と、
   前記冷媒と室外空気とを熱交換させる第１室外熱交換器（１９）と、
   電動モータにより駆動されて、冷媒を圧縮して吐出する第２圧縮機（１４）と、
   前記第２圧縮機（１４）吐出冷媒を室外空気と熱交換させて放熱させる第２室外熱交換器（２６）と、
   前記第２室外熱交換器（２６）下流側冷媒を減圧膨張させる第２減圧手段（２７）と、
   前記第２減圧手段（２７）にて減圧された冷媒を蒸発させる補助熱交換器（２５）と、
   前記熱交換対象流体を冷却する冷却モードにおける前記第１室外熱交換器（１９）下流側冷媒の気液を分離する気液分離器（２２）と、
   前記気液分離器（２２）で分離された液相冷媒を放熱させる過冷却熱交換器（２３）と、
   前記第１室外熱交換器（１９）に向かって室外空気を送風する第１送風機（２０）と、
   前記過冷却熱交換器（２３）および前記第２室外熱交換器（２６）に向かって室外空気を送風する第２送風機（２４）とを備え、
   前記冷却モードでは、前記第１室外熱交換器（１９）は、前記第１圧縮機（１３）吐出冷媒を放熱させる放熱器として作用し、前記利用側熱交換器（３０）は、前記第１減圧手段（２９）にて減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器として作用し、
   前記補助熱交換器（２５）は、前記第２減圧手段（２７）にて減圧された冷媒と前記冷却モードにおける前記第１室外熱交換器（１９）下流側冷媒とを熱交換させるようになっており、
   前記第１送風機（２０）と前記第２送風機（２４）は、それぞれ独立に送風量を変更でき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. 前記過冷却熱交換器（２３）は、前記第２室外熱交換器（２６）に対して、前記第２送風機（２４）の送風空気流れ方向風上側に配置され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. 前記補助熱交換器は、積層型プレート熱交換器（２５）であることを特徴とする請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記第２圧縮機（１４）の作動を制御する制御手段（３２）と、
   前記熱交換対象流体によって温度調整される温調対象空間の温度を検出する温度検出手段（３７）と、
   前記温調対象空間の目標温度を設定する目標温度設定手段（３３ｃ）とを備え、
   前記制御手段（３２）は、前記温度検出手段（３７）によって検出された室内温度（Ｔｒ）および前記目標温度設定手段（３３ｃ）によって設定された設定温度（Ｔｓｅｔ）から決定される必要冷凍能力が、予め定めた基準必要能力以上になったとき、前記第２圧縮機（１４）を作動させるようになっていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記第２圧縮機（１４）の作動を制御する制御手段（３２）と、
   前記第１圧縮機（１３）吐出冷媒圧力を検出する吐出圧力検出手段（３４）と、
   前記第１圧縮機（１３）吸入冷媒圧力を検出する吸入圧力検出手段（３５）と、
   前記エンジン（１２）の回転数を検出する回転数検出手段（３６）とを備え、
   前記制御手段（３２）は、前記吐出圧力検出手段（３４）によって検出された吐出圧力（Ｐｄ）、前記吸入圧力検出手段（３５）によって検出された吸入圧力（Ｐｓ）および前記回転数検出手段（３６）によって検出された回転数（Ｎｅ）に基づいて算出される圧縮機効率（η）が、予め定めた基準圧縮機効率（ηＡ）以下になったときに、前記第２圧縮機（１４）を作動させるようになっていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
6. 冷媒流路を切り替えて、前記冷却モードと前記熱交換対象流体を加熱する加熱モードとを切り替える流路切替手段（１６、４６、５０、５２）を備え、
   前記加熱モードでは、前記第１室外熱交換器（１９）は、前記第１減圧手段（２９）にて減圧された冷媒を蒸発させる蒸発器として作用し、前記利用側熱交換器（３０）は、前記第１圧縮機（１３）吐出冷媒を放熱させる放熱器として作用するようになっていることを特徴とする請求項１ないし５のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。

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