JP5579235B2

JP5579235B2 - 冷凍空調装置

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Publication number: JP5579235B2
Application number: JP2012189852A
Authority: JP
Inventors: 央平加藤; 多佳志岡崎; 信齊藤; 嘉裕隅田; 拓也伊藤
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2012-08-30
Filing date: 2012-08-30
Publication date: 2014-08-27
Anticipated expiration: 2029-08-31
Also published as: JP2012229916A

Description

本発明は、冷凍空調装置、特に水・ブラインなどの液媒体を熱源側および負荷側で利用し、熱媒体を加熱・冷却することにより冷温熱を負荷側に供給する冷凍空調装置に関する。

従来、この種の装置として、例えば圧縮機、凝縮器、加熱熱交換器、膨張機構、蒸発器からなる冷凍サイクルで構成されるヒートポンプ給湯機を２台備え、２台のヒートポンプ給湯機の凝縮器を被加熱流体の回路に対して直列に接続することで、被加熱流体の流れ方向に沿って凝縮温度が段階的に上昇していくようにしたものが提案されている（例えば、特許文献１参照）。
このようなものにおいては、上流側ヒートポンプ給湯機の凝縮温度を下げることができるため、単一の冷凍サイクルで構成されているヒートポンプ給湯機に比べて高い効率で運転できるとされている。

また、冷温熱を供給する冷凍空調装置の例として、圧縮機、凝縮器、膨張弁、蒸発器からなる冷凍サイクルを複数台設け、各蒸発器は被冷却流体の回路に対して直列に接続することで、被冷却流体の流れ方向に沿って各冷凍サイクルの蒸発温度が段階的に低下していくようにしたものが提案されている（例えば、特許文献２参照）。
このようなものにおいては、被冷却流体として例えば温度差の大きい冷水を段階的に冷却する場合に、各冷凍サイクルの蒸発器の蒸発温度を冷水の流れ方向から順に低く設定できるため、高い効率で運転できるとされている。

特許第３９８７９９０号公報（図５，図６）特開２００６−３２９６０１号公報（図１）

しかしながら、２台のヒートポンプ給湯機の凝縮器を被加熱流体の回路に対して直列に接続することで、被加熱流体の流れ方向に沿って凝縮温度が段階的に上昇していくようにしたものにあっては、各ヒートポンプ給湯機の圧縮機運転容量をどのように制御すれば高効率な運転が実現できるか、また熱源となる蒸発器側の熱媒体が直列に接続された場合はどうなのか、ということについての考察がなく、負荷や運転条件に応じた高効率な運転を実現できないのが実状であった。

また、複数の冷凍サイクルの蒸発器を被冷却流体の回路に対して直列に接続することで、被冷却流体の流れ方向に沿って各冷凍サイクルの蒸発温度が段階的に低下していくようにしたものにあっては、各冷凍サイクルの圧縮機の容量を、外気温度や冷媒圧力に基づいてインバーターにより制御するとしているが、蒸発器出口過熱度等の運転条件に対して各圧縮機の容量をどのように制御すれば高効率な運転を実現できるかについての考察がなく、負荷や運転条件に応じた高効率な運転を実現できないのが実状であった。

本発明は、以上の点に鑑み、複数の冷凍サイクルで構成され、液媒体を熱源側および負荷側で利用し、熱媒体を加熱・冷却することにより冷温熱を負荷側に供給する冷凍空調装置において、運転条件に対応して圧縮機の運転容量制御や凝縮器出口過冷却度および蒸発器出口過熱度の制御を適切に行えるようにすることを目的とする。

本発明に係る冷凍空調装置は、運転容量が可変である圧縮機と、熱源側熱交換器と、減圧装置と、負荷側熱交換器とを環状に接続して構成される冷凍サイクルを複数備え、各冷凍サイクルの熱源側熱交換器において熱源側熱媒体へ放熱または吸熱するとともに、熱源側熱媒体の流路が各冷凍サイクルの熱源側熱交換器を直列に流れるように構成され、各冷凍サイクルの負荷側熱交換器において負荷側熱媒体を冷却または加熱し、冷温熱を供給するとともに、負荷側熱媒体の流路が各冷凍サイクルの負荷側熱交換器を直列に流れるように構成され、負荷側熱媒体の流路に対して最上流に位置する冷凍サイクルの負荷側熱交換器の負荷側熱媒体流入温度と負荷側熱媒体の流路に対して最下流に位置する冷凍サイクルの負荷側熱交換器の負荷側熱媒体流出温度を検出する熱媒体温度検出手段と、各冷凍サイクルの凝縮温度および蒸発温度を検出する冷媒温度検出手段と、熱媒体温度検出手段にて検出される前記最上流に位置する冷凍サイクルの負荷側熱交換器の前記負荷側熱媒体流入温度と前記最下流に位置する冷凍サイクルの負荷側熱交換器の前記負荷側熱媒体流出温度との温度差が所定値となるように、各冷凍サイクルの圧縮機運転容量の合計値を制御するとともに、各冷凍サイクルの冷媒温度検出手段が検出した凝縮温度および蒸発温度と圧縮機運転容量とから圧縮機効率を推算し、各冷凍サイクルの圧縮機効率の平均値が最大となるように圧縮機運転容量比を決定して圧縮機運転容量を制御する制御装置と、を備えたものである。

本発明の冷凍空調装置によれば、負荷側熱媒体の流路に対して最上流に位置する冷凍サイクルの負荷側熱交換器の負荷側熱媒体流入温度と、負荷側熱媒体の流路に対して最下流に位置する冷凍サイクルの負荷側熱交換器の負荷側熱媒体流出温度と、の温度差が所定値となるように、各冷凍サイクルの圧縮機運転容量の合計値を制御する、換言すれば圧縮機の合計容量によって冷凍空調装置の最上流と最下流の温度差を制御するので、状況に応じた容量配分が可能となる。例えば、一方の冷凍サイクルが保護などで運転容量を低下させる必要がある場合でも、他方の冷凍サイクルの運転容量を増加させることで、所定の能力を安定して得ることができる。そして、複数の冷凍サイクルを備えていても簡易な熱媒体温度検出手段の構成で、負荷側熱媒体流出温度を冷凍空調装置の使用者が設定する目標水温に調整することができ、かつ各冷凍サイクルがバランスよく熱負荷をまかなうことができ、装置全体の運転効率が高まり、高効率な冷凍空調装置を得ることができる。
さらに、各冷凍サイクルの冷媒温度検出手段が検出した凝縮温度および蒸発温度と圧縮機運転容量とから圧縮機効率を推算し、各冷凍サイクルの圧縮機効率の平均値が最大となるように圧縮機運転容量比を決定して圧縮機運転容量を制御するので、効率の高い運転が行える。

本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の冷媒回路図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置のモリエル線図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の熱源側水熱交換器および負荷側水熱交換器の温度状態を示す図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の制御動作を示すフローチャートである。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の制御特性を示す図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の制御特性を示す図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の制御特性を示す図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の回路図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の回路図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置と従来の冷凍サイクルとの違いを示す図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の冷媒回路図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の特性を示す図である。本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置の冷媒回路図である。本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置のモリエル線図である。本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置の蒸発器出口過熱度とＣＯＰの関係を示す図である。本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置で用いる内部熱交換器の形態を示す図である。本発明の実施の形態３に係る冷凍空調装置の冷媒回路図である。

実施の形態１．
以下、本発明の実施の形態１を図１に示す。図１は本発明の冷凍空調装置の冷媒回路図である。冷凍空調装置である熱源機１内には、同一回路構成の冷凍サイクル２ａ，２ｂが搭載されている。冷凍サイクル２ａには、圧縮機３ａ、熱源側熱交換器である熱源側水熱交換器４ａ、減圧装置である膨張弁５ａ、負荷側熱交換器である負荷側水熱交換器６ａが内蔵され、図示されるように環状に接続され冷媒回路を構成する。また、冷凍サイクル２ｂにおいても、同様にして、圧縮機３ｂ、熱源側水熱交換器４ｂ、膨張弁５ｂ、負荷側水熱交換器５ｂが内蔵されており、図示されるように環状に接続され冷媒回路を構成する。なお、以下の説明においては、例えば冷凍サイクル２ａ及び２ｂを総称するときには冷凍サイクル２と称するものとし、このことは他の機器および他の実施の形態においても同様とし、圧縮機３、熱源側水熱交換器４、膨張弁５、負荷側水熱交換器６とそれぞれ称するものとする。

冷凍サイクル２を循環する冷媒は、擬似共沸混合冷媒であるＲ４１０Ａが用いられている。圧縮機３は、インバーター（図示しない）により回転数を制御することで容量制御されるもので、例えばＤＣブラシレスモーターを搭載したスクロール圧縮機で構成されている。熱源側水熱交換器４および負荷側水熱交換器６は、プレート式熱交換器から構成され、熱媒体と冷媒との間で熱交換を行う。膨張弁５は、開度が可変に制御される電子膨張弁から構成される。冷媒回路は、環状に接続され、圧縮機３、熱源側水熱交換器４、膨張弁５、負荷側水熱交換器６の順で冷媒が流れる。熱源側水熱交換器４と負荷側水熱交換器６は、それぞれを流通する熱媒体と冷媒とが対向流的に流れるように、熱媒体の流路を構成している。ここで、熱媒体としては、水やブラインなどがある。

冷凍サイクル２には、冷媒圧力検出器２３ａ，２３ｃが圧縮機３の吐出側に、冷媒圧力検出器２３ｂ，２３ｄが圧縮機３の吸入側に設けられており、それぞれの設置場所の冷媒圧力を計測する。また、負荷側水熱交換器６の負荷側熱媒体流入側に熱媒体温度検出器２１ａ，２１ｃを、負荷側水熱交換器６の負荷側熱媒体流出側に熱媒体温度検出器２１ｂ，２１ｄを設けており、それぞれ設定場所の熱媒体温度を検出する。さらに、熱源側水熱交換器５の熱源側熱媒体流入側に熱媒体温度検出器２１ｅ，２１ｇを、熱源側水熱交換器５の熱源側熱媒体流出側に熱媒体温度検出器２１ｆ，２１ｈを設けており、それぞれ設定場所の熱媒体温度を検出する。さらにまた、圧縮機３の吐出側に冷媒温度検出器２２ａ，２２ｃを、圧縮機３の吸入側に冷媒温度検出器２２ｂ，２２ｄを、熱源側水熱交換器４の冷媒流出側に冷媒温度検出器２２ｅ，２２ｆを設けており、それぞれ設置場所の冷媒温度を検出する。なお、以下の説明においては、熱媒体温度検出器を総称するときには熱媒体温度検出器２１と称し、冷媒温度検出器を総称するときには冷媒温度検出器２２、冷媒圧力検出器を総称するときには冷媒圧力検出器２３とそれぞれ称するものとする。

冷凍サイクル２ａ，２ｂは、負荷側水熱交換器６が負荷側熱媒体回路５１ａに対して直列となるように構成され、また熱源側水熱交換器４が熱源側熱媒体回路５１ｂに対して直列になるように構成されている。さらに、負荷側熱媒体回路５１ａは、流入口が冷凍サイクル２ａ側、流出口が冷凍サイクル２ｂ側となるように配置され、また熱源側熱媒体回路５１ｂは、流入口が冷凍サイクル２ｂ側、流出口が冷凍サイクル２ａ側となるように、それぞれ構成されている。

次に、この冷凍空調装置での運転動作について図２および図３を用いて説明する。

まず、冷媒回路動作について説明するが、冷凍サイクルの動作は冷凍サイクル２ａ，２ｂとも同様なので、代表として冷凍サイクル２ａについて説明する。圧縮機３ａから吐出された高温高圧のガス冷媒（Ａ１）は、熱源側水熱交換器４ａに流入し、熱源側熱媒体である冷却水へ放熱することで凝縮、液化する（Ｂ１）。熱源側水熱交換器４ａを流出した高圧の液冷媒は膨張弁５ａで減圧され低圧二相冷媒となり、負荷側水熱交換器６ａに流入する（Ｃ１）。負荷側水熱交換器６ａでは、負荷側熱媒体である冷水から吸熱することで蒸発、ガス化し（Ｄ１）、水を冷却し冷水を生成する。負荷側水熱交換器６ａを流出した低圧ガス冷媒は圧縮機３ａへ吸引される。

次に、熱源側熱媒体回路５１ｂと負荷側熱媒体回路５１ａの動作について説明する。冷却水と冷水は水ポンプ３１ｂ，３１ａで搬送される。

まず、熱源側熱媒体回路５１ｂの動作について説明する。例えば、熱源側熱媒体である３５℃の冷却水は、冷却塔などの熱源側装置（図示しない）に流入し、例えば３０℃まで低下した後、熱源機１、つまり冷凍サイクル２ｂの熱源側水熱交換器４ｂに流入する。熱源機１に流入した冷却水は、熱源側水熱交換器６ｂの冷媒によって加熱され温度が上昇し、例えば３２．５℃となって流出し、次いで冷凍サイクル２ａの熱源側水熱交換器４ａへ流入する。ここでも冷却水は冷媒によって加熱され、さらに温度が上昇し、例えば３５℃となって熱源機１を流出する。その後、冷却水は再び熱源側装置に流入する。冷凍サイクル２の凝縮温度は熱源側流路下流ほど高く、熱源側熱媒体回路に対して上流に位置するほど冷凍サイクル２ｂの凝縮温度は低くなる。

次に、負荷側熱媒体回路５１ａの動作について説明する。例えば、負荷側熱媒体である７℃の冷水は、ファンコイルなどの負荷側装置（図示しない）に流入し、例えば１２℃まで上昇した後、熱源機１、具体的には冷凍サイクル２ａの負荷側水熱交換器６ａに流入する。熱源機１に流入した冷水は、負荷側水熱交換器６ａの冷媒によって冷却され温度が低下し、例えば９．５℃となって流出し、次いで冷凍サイクル２ｂの負荷側水熱交換器６ｂへ流入する。ここでも冷水は冷媒によって冷却され、さらに温度が低下し、例えば７℃となって熱源機１を流出する。その後、冷水は再び負荷側装置に流入する。このとき冷凍サイクル２の蒸発温度は、負荷側流路下流ほど低くなる。

次に、この冷凍空調装置の制御動作について図４のフローチャートに基づき説明する。なお、冷凍サイクル２の動作については各冷凍サイクル２ａ，２ｂで共通なので、ここでも主に冷凍サイクル２ａについて説明する。まず、熱源機１が運転を開始すると、制御装置４１によって初期設定が行われる。すなわち、冷凍空調装置の使用者によって設定される冷水の目標出口水温、熱源側装置および負荷側装置のそれぞれの水ポンプ３１ｂ，３１ａの流量、熱源側装置から熱源機１へ供給される熱媒体温度検出器２１ｇで検出した冷却水入口水温、負荷側装置から熱源機１へ供給される熱媒体温度検出器２１ａで検出した冷水入口水温などから、圧縮機３ａの回転数、膨張弁５ａの開度が設定される（ステップＳ１）。この状態で運転開始後、各アクチュエーターは運転状態に応じて自動的に制御され、圧縮機３ａの回転数は、固定値もしくは冷水入口温度と目標値との差に基づいて決められ、膨張弁開度は、熱源入口水温と冷水入口水温に基づいて定められる。

圧縮機３の合計運転容量は、熱媒体温度検出器２１ａで検出される冷水入口水温と、負荷側装置で設定される目標値の差と、各冷凍サイクル２ａ，２ｂの負荷側水熱交換器容量に応じて決定される。例えば、負荷側水熱交換器６ａと６ｂの容量が同じ場合、負荷側水熱交換器６で処理する熱量の半分ずつを各冷凍サイクル２ａ，２ｂに振り分けてそれぞれ処理すれば良いので、圧縮機３ａと圧縮機３ｂの運転容量はそれぞれ等しくなるように設定される。

このとき、圧縮機３の合計運転容量が負荷に対して大きければ、冷水出口水温が低下し、逆に、合計運転容量が負荷に対して小さければ、冷水出口水温は上昇する。したがって、この冷水出口水温をみて、圧縮機３の合計運転容量を制御する。

すなわち、冷水出口水温が設定値（設定温度）であるか否かをみて（ステップＳ２）、冷水出口水温が設定温度であると判断されれば、処理をステップＳ６に移す。また、ステップＳ２にて冷水出口水温が設定値でないと判断されれば、次に冷水出口水温が設定温度よりも低いか否かをみて（ステップＳ３）、冷水出口水温が設定温度よりも低いと判断されれば、合計圧縮機運転容量を減少させてから（ステップＳ４）、処理をステップＳ６に移す。

また、ステップＳ３にて冷水出口水温は設定温度より低くないと判断されれば、冷水出口水温は設定温度よりも高いと断定して合計圧縮機運転容量を増加させてから（ステップＳ５）、処理をステップＳ６に移す。

圧縮機３ａ，３ｂの運転容量は回転数の増減で変化させ、運転容量を増加させる場合は回転数を増加させ、運転容量を減少させる場合は回転数を減少させる。これにより、目標とする運転容量を実現する。

ステップＳ６では冷凍サイクル２の圧力検出器２３ａもしくは２３ｃで検出した圧力から換算した凝縮温度が熱源機１の運転範囲内にあるか否か判断する。そして、ステップＳ６にて凝縮温度が熱源機１の運転範囲内にあると判断されれば、処理をステップＳ１０に移す。また、ステップＳ６にて凝縮温度が熱源機１の運転範囲内にないと判断されれば、次に凝縮温度は上限値を超えたか否かをみて（ステップＳ７）、凝縮温度が上限値を超えたと判断されれば、該当する冷凍サイクル２の圧縮機３の運転容量を減じ、それ以外の冷凍サイクル２の圧縮機３の運転容量を増加させてから（ステップＳ８）、処理をステップＳ１０に移す。

ステップＳ７にて凝縮温度は上限値を超えていないと判断されれば、凝縮温度は下限値以下であると断定して該当する冷凍サイクル２の圧縮機３の運転容量を増加させ、それ以外の冷凍サイクル２の圧縮機３の運転容量を減少させてから（ステップＳ９）、処理をステップＳ１０に移す。

これにより、合計圧縮機運転容量を一定としながら、凝縮温度の上昇を抑制することができる。

ステップＳ１０では蒸発器として作用する負荷側水熱交換器６の出口の冷媒過熱度ＳＨを演算し、冷媒過熱度ＳＨが目標とする設定値（例えば３℃）であるか否かを判断する。ここで、負荷側水熱交換器６の出口の冷媒過熱度ＳＨは、冷媒温度検出器２２ｂで検出した値と、圧縮機３の吸入側の圧力検出器２３ｂで検出した値から飽和ガス温度を演算した値と、の差で演算される値を用いる。膨張弁５の開度が小さいと、負荷側水熱交換器６を流れる冷媒流量が減るため、負荷側水熱交換器出口の冷媒過熱度ＳＨが大きくなり、逆に膨張弁５の開度が大きいと、負荷側水熱交換器出口の冷媒過熱度ＳＨは小さくなる。そしてステップＳ１０にて負荷側水熱交換器出口の冷媒過熱度ＳＨ（以下、吸入ＳＨという）が設定値であると判断されれば、ステップＳ２に戻る。

また、ステップＳ１０にて吸入ＳＨが設定値（３℃）でないと判断されれば、次に吸入ＳＨは設定値（３℃）を超えたか否かをみて（ステップＳ１１）、吸入ＳＨが設定値（３℃）を超えたと判断されれば、膨張弁５の開度を大きくしてから（ステップＳ１２）、ステップＳ２に戻る。

また、ステップＳ１１にて吸入ＳＨが設定値（３℃）を超えていないと判断されれば、膨張弁５の開度を小さくしてから（ステップＳ１３）、ステップＳ２に戻る。

これにより、目標とする負荷側水熱交換器出口の冷媒過熱度ＳＨ（吸入ＳＨ）を実現することができる。

次に、圧縮機３の合計容量（合計圧縮機運転容量）、圧縮機３ａ，３ｂの運転容量と運転効率の関係について図５に基づき説明する。図５は冷凍サイクル２ａ，２ｂが同じ仕様、構成であり、熱源機１が負荷側熱媒体を冷却する運転を行ったときの特性を示した図である。図の横軸は圧縮機３ａと３ｂの容量比を示す。圧縮機３ａと３ｂの容量が一致する場合、圧縮機容量比は１００％となる。ＣＯＰとは熱源機１の運転効率を示し、熱源機１の冷却能力（＝負荷側水熱交換器２ａと２ｂの能力の合計値）と、熱源機１の合計入力（圧縮機３ａと３ｂおよびアクチュエーター、制御装置４１の各電力の合計値）との比を示す。ＣＯＰ比は、圧縮機容量比が１００％のときのＣＯＰを基準としたＣＯＰ比率である。圧縮機回転数比は、圧縮機容量比１００％のときの圧縮機３ａ，３ｂの回転数を基準とした場合の各圧縮機の回転数比を示す。合計容量は、圧縮機３ａと３ｂの回転数の合計を圧縮機容量比１００％のときの回転数で除した値を示す。

図５のように圧縮機容量比が１００％のときにＣＯＰ比が１００％となる。つまり、圧縮機３ａと３ｂの回転数が同一回転数のときに、運転効率が最大となる。また、圧縮機運転容量比が９０〜１１０％の間であれば、ＣＯＰ比は−１％以内となり、この範囲の運転容量比とすれば、効率の高い運転が可能となる。

図７は、本実施の形態の冷凍サイクル２ａ，２ｂの平均凝縮温度、平均蒸発温度および圧縮機運転容量比と圧縮機３ａ，３ｂの圧縮機効率の平均値の関係を示す。圧縮機効率は、凝縮温度、蒸発温度、圧縮機回転数によって決まる。ここで、圧縮機効率は、全能力に対する冷凍サイクル２ａと２ｂの能力比を考慮した加重平均値を用いる。ＣＯＰ比が最大となる圧縮機容量比１００％のときに平均圧縮機効率も最大となる。つまり、現在の凝縮温度、蒸発温度から平均圧縮機効率が最大となるように圧縮機運転容量比を決定すれば、効率の高い運転が行える。

図６は圧縮機容量比と熱源機１の冷却能力に対する冷凍サイクル２ａ，２ｂの冷却能力比の関係を示す。ＣＯＰ比が最大となる圧縮機容量比１００％のとき、冷凍サイクル２ａの冷却能力比は５２．７％、冷凍サイクル２ｂの冷却能力比は４７．３％となり、冷凍サイクル２ａの冷却能力が冷凍サイクル２ｂよりも大きくなる。これは、図３で示したように、負荷側熱媒体回路の上流側となる冷凍サイクル２ａの蒸発温度が冷凍サイクル２ｂよりも大きいため、冷媒流量が増加するためである。

また、本実施の形態では、熱源側水熱交換器４を熱源側流路に対して、負荷側水熱交換器５を負荷側流路に対してそれぞれ直列に接続している。熱交換器を直列に接続することによる効果について熱源側を例に述べる。図８は熱源機１の冷却水入口温度が３０℃、出口温度が３５℃である条件で、熱源側水熱交換器４が１つしかない場合（１凝縮回路）と、本実施の形態のように熱源側水熱交換器４が直列に配置されている場合（２凝縮回路）の、熱交換器での冷却水と冷媒との温度差の特性を表した図である。この場合の２凝縮回路での温度変化は図３のように表され、冷凍サイクル２ｂは凝縮温度ＣＴｂで、冷凍サイクル２ａは凝縮温度ＣＴａで運転され、それぞれのサイクルの冷却水と凝縮温度との温度差はΔＣＴｂ、ΔＣＴａとなる。例えば、各熱源側水熱交換器４での冷却水出入口温度との温度差が同じく制御される場合にはΔＣＴｂ＝ΔＣＴａとなる。このとき熱源側水熱交換器４ａの冷却水出入口温度は熱源側水熱交換器４ｂに比べ２．５℃高くなるので、冷凍サイクル２ａの凝縮温度ＣＴａは冷凍サイクル２ｂの凝縮温度ＣＴｂより２．５℃高くなる。

図８の横軸は冷媒凝縮温度を表し、２凝縮回路では各冷凍サイクル２の平均値、（ＣＴａ＋ＣＴｂ）／２を表す。図８のグラフ（Ａ）の縦軸温度差は、冷却水と冷媒凝縮温度との対数平均温度差を表し、１凝縮回路の場合は、温度差＝（冷却水出口温度３５℃−冷水入口温度３０℃）／ｌｎ｛（冷媒凝縮温度−冷水入口温度３０℃）／（冷媒凝縮温度−冷却水出口温度３５℃）｝となる。２凝縮回路の場合は、冷凍サイクル２ａの温度差＝（冷却水出口温度３５℃−冷却水入口温度３２．５℃）／ｌｎ｛（冷媒凝縮温度ＣＴａ−冷水入口温度３２．５℃）／（冷媒凝縮温度ＣＴａ−冷却水出口温度３５℃）｝と、冷凍サイクル２ｂの温度差＝（冷却水出口温度３２．５℃−冷却水入口温度３０℃）／ｌｎ｛（冷媒凝縮温度ＣＴｂ−冷水入口温度３０℃）／（冷媒凝縮温度ＣＴｂ−冷却水出口温度２．５℃）｝との平均値を表す。
図８のグラフ（Ｂ）の縦軸温度差は、上記のようにして求めた２凝縮回路の温度差と１凝縮回路の温度差の差を表す。

図８に示されるように、冷却水と冷媒凝縮温度との温度差は１凝縮回路に比べ、２凝縮回路の方が大きく、その分、２凝縮回路の熱交換量は大きくなる。同一熱交換量の運転を行う場合は、１凝縮回路よりも２凝縮回路の方が凝縮温度を低く運転でき、その分、高効率な運転を行うことができる。また、２凝縮回路の温度差増加幅は、冷媒凝縮温度が低いほど拡大する。つまり、１凝縮よりも平均凝縮温度が低い条件、熱源側出入口温度差が大きい運転条件で、２凝縮回路の効果が大きくなる。

ここまで、熱交換器を直列に接続した効果について熱源側熱交換器の場合を例に説明したが、蒸発器として利用される負荷側水熱交換器でも同様の効果が得られる。

次に、熱源および負荷側温度差を拡大した条件での効果について説明する。まず、熱源側出入口温度差について説明する。熱源側熱媒体は熱源側装置である冷却塔が熱源機１に対して十分に大きい場合、冷却塔を流出する水温がほぼ外気と一致するため、熱源機１へ流入する熱媒体温度は一定となる。図９は負荷側熱媒体回路出入口温度差一定の条件で、流入温度一定として熱源側温度差を拡大、つまり出口水温を上昇させた場合のＣＯＰと平均凝縮温度の関係を示す。横軸は熱源側水熱交換器４の流入、流出温度差を示し、ＣＯＰ比は出入口温度差５℃のときのＣＯＰを基準とした場合の値を示す。２凝縮の平均凝縮温度は冷凍サイクル２ａと２ｂの凝縮温度の算術平均値を示す。

熱源側温度差拡大に伴いＣＯＰ比が低下するが、１凝縮回路に比べて２凝縮回路のＣＯＰ比は高く、ＣＯＰの差も大きくなる。これは平均凝縮温度が下がり、熱源機１の入力が低下するためである。このように、２凝縮回路では温度差拡大によるＣＯＰ低下を抑制できるので、１凝縮よりも効率の高い運転が可能となる。

次に、負荷側出入口温度差の影響について説明する。負荷側出口水温は冷凍空調装置設置者によって目標とする水温が決定されることから、熱源機１は出口水温が一定となるように制御される。図１０は熱源側熱媒体回路出入口温度差を一定とし、負荷側入口水温を変化させて負荷側温度差を拡大させた場合のＣＯＰと平均蒸発温度の関係を示す。横軸およびＣＯＰ比のとり方は熱源側の例と同じで、２蒸発の平均蒸発温度は冷凍サイクル２ａと２ｂの蒸発温度の算術平均値を示す。

負荷側温度差拡大に伴いＣＯＰは向上するが、１蒸発回路に比べて２蒸発回路のＣＯＰは高く、ＣＯＰの差も大きくなる。これは、平均蒸発温度が上昇するため、熱源機１の入力が低下するためである。このように、２蒸発回路では温度差拡大によりＣＯＰが向上するので、１蒸発回路よりも効率の高い運転が可能となる。

なお、この運転を実現するには、インバーターによる圧縮機の容量制御が必須であり、逆に、インバーター圧縮機による容量制御と熱源側熱媒体回路および負荷側熱媒体回路の熱交換器を直列に接続することで、２凝縮、２蒸発の効果を同時に得られることから、１凝縮１蒸発回路に比べて格段に効率の高い運転が可能となる。

本実施の形態のように、運転容量が可変な圧縮機３を搭載した冷凍サイクル２を複数備え、熱源側水熱交換器４と負荷側水熱交換器６をそれぞれ熱源側熱媒体回路および負荷側熱媒体回路に対して直列に接続する場合、負荷側流入温度と流出温度差から圧縮機３の合計運転容量を決定することで、負荷側流出温度を目標値に一致させることができる。

なお、本実施の形態は負荷側熱媒体回路入口を冷凍サイクル２ａ側、熱源側熱媒体回路入口を冷凍サイクル２ｂ側としているが、熱源側熱媒体回路入口を冷凍サイクル２ａ側にしてもよい。冷凍サイクル２ａは冷却能力が大きいため、熱源側入口温度が同じ場合は、冷凍サイクル２ｂよりも凝縮温度が上がりやすい。よって、冷凍サイクル２ａ側に熱源側熱媒体回路入口を設けることで、冷凍サイクル２ａの凝縮温度上昇を抑制するこができる。

また、負荷側熱交換機容量や圧縮機定格容量に応じて各冷凍サイクル２の圧縮機３の容量比を決定することで、効率の高い運転が実現できる。

また、各冷凍サイクル２の凝縮温度、蒸発温度、圧縮機回転数と各負荷側水熱交換器６の出入口温度差から求まる平均圧縮機効率が最大となるように圧縮機３の運転容量を決定することで、効率の高い運転が実現できる。

また、熱源側水流量が低下して熱源側熱媒体回路の出入口温度差が拡大した場合でも、運転効率の低下を抑制できる。一方、負荷側出口水温を一定で運転する場合、負荷側出入口温度差を拡大させることで、効率の高い運転が実現できる。そしてこれらの相乗効果により、熱源および負荷側温度差によらず、通常回路に比べて常に効率の高い運転が実現できる。

また、熱源側熱媒体回路下流の冷凍サイクルは凝縮温度が上昇しやすいので、凝縮温度が所定値以上となった場合に、該当する冷凍サイクルの圧縮機容量を低下させることで凝縮温度上昇を抑制することができる。そして、合計運転容量が一致するように、凝縮温度の低い冷凍サイクルの圧縮機運転容量を大きくすることで、凝縮温度が所定値以上になった場合でも、冷水出口温度を目標値に安定させることができる。

また、負荷側熱媒体回路上流側の冷凍サイクルは蒸発温度が上昇しやすいので、蒸発温度が所定値以上になった場合に、該当する冷凍サイクル２の圧縮機容量を増加させることで、蒸発温度上昇を抑制することができる。そして、合計運転容量が一致するように、蒸発温度の低い冷凍サイクルの圧縮機運転容量を小さくすることで、蒸発温度が所定値以上になった場合でも冷水出口温度を目標値に安定させることができる。

また、熱源側熱媒体回路のポンプが可変である場合、もしくは熱源側熱媒体回路の出入口を流量調整弁を介してバイパスする回路を設けるなどの手段（図示しない）を用いて、熱源側水熱交換器を通過する流量を調整できるような構成とすることで、熱源側水熱交換器４が凝縮利用時に凝縮温度が所定値以下となった場合、もしくは熱源側水熱交換器４が蒸発利用時に蒸発温度が所定値以上になった場合に、熱源側水熱交換器を通過する流量を減少させることで、各熱源側水熱交換器の流出温度が上昇するため、凝縮温度を上昇させることができる。

また、負荷側熱媒体回路のポンプが可変である場合、もしくは負荷側熱媒体回路の出入口を流量調整弁を介してバイパスする回路を設けるなどの手段（図示しない）を用いて、負荷側水熱交換器を通過する流量を調整できるような構成とすることで、負荷側水熱交換器６が凝縮利用時に凝縮温度が所定値以下となった場合、もしくは負荷側水熱交換器６が蒸発利用時に蒸発温度が所定値以上になった場合に、負荷側水熱交換器を通過する流量を減少させることで、各負荷側水熱交換器の流出温度が低下するため、蒸発温度を低下させることができる。

また、従来の一定速機では、電源周波数が５０Ｈｚと６０Ｈｚでは、５０Ｈｚは能力が小さいがＣＯＰは高いという特徴がある。熱源機１のようなインバーターなどにより運転容量が可変である冷凍空調装置においては、供給される電源周波数によって圧縮機運転容量の最大値を変更することで、設備設計者による従来の一定速機からの置き換えが容易となる。

なお、本実施の形態は２つの冷凍サイクルからの構成に限定するものではなく、図１１のようにそれ以上の数の冷凍サイクルを用いて、熱源側および負荷側熱媒体回路をそれぞれ直列に接続しても良い。

図１２に示すように接続する冷凍サイクル数を増やすことで平均凝縮温度は低下し、平均蒸発温度は上昇するため、ＣＯＰはさらに向上し、効率の高い運転が可能となる。

なお、冷媒としてＲ４１０Ａを例に挙げて説明したが、他の冷媒、例えばＲ４０７Ｃ、Ｒ４０４Ａ、ＮＨ３、ＣＯ２であっても同様の効果が得られる。

実施の形態２．
図１３は本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置の冷媒回路図であり、図中、前述の実施の形態１と同一部分には同一符号を付してある。本実施の形態の冷凍サイクル２には、凝縮器である熱源側水熱交換器４から流出する冷媒と、蒸発器である負荷側水熱交換器６から流出する冷媒とを熱交換させるための、内部熱交換器７を備えている。内部熱交換器７は、例えば二重管タイプのものを用いる。また、内部熱交換器７を流出し膨張弁５へ流入する冷媒の温度を検出する冷媒温度検出器２２ｇ，２２ｈを備えている。その他の構成および圧縮機運転容量制御については、実施の形態１と同様なので省略する。

図１４は内部熱交換器７を用いた本実施の形態の冷凍サイクル２の動作を示すモリエル線図である。冷凍サイクルの動作は冷凍サイクル２ａ、２ｂとも同様なので、代表として冷凍サイクル２ａについて説明する。圧縮機３ａから吐出された高温高圧のガス冷媒（Ａ１）は、熱源側水熱交換器４ａに流入し、熱源側熱媒体である冷却水へ放熱することで凝縮、液化する（Ｂ１）。液化した高圧液冷媒は内部熱交換器７ａで低圧ガス冷媒と熱交換することでさらに温度が低下する（Ｂ１ａ）。内部熱交換器７ａを流出した液冷媒は膨張弁５ａで減圧され低圧二相冷媒となり、負荷側水熱交換器６ａに流入する（Ｃ１）。負荷側水熱交換器６ａでは、負荷側熱媒体である冷水から吸熱することで蒸発、ガス化し（Ｄ１ａ）、水を冷却し冷水を生成する。負荷側水熱交換器６ａを流出した低圧ガス冷媒は内部熱交換器７ａで加熱され圧縮機３ａへ吸引される（Ｄ１）。

図１５は蒸発器出口過熱度およびＣＯＰの関係を示す。横軸は蒸発器として利用される負荷側水熱交換器６の出口過熱度を示し、縦軸は出口過熱度が３℃の場合のＣＯＰを基準とした場合のＣＯＰ比を示す。蒸発器出口過熱度の増加に伴い、ＣＯＰが低下することがわかる。つまり、負荷側水熱交換器６としては、できるだけ過熱度が低い状態で使うほうが効率の良い運転となる。

冷凍サイクルにおいて、圧縮機３の吸入冷媒が二相となり液バック状態になると、圧縮機３で潤滑油濃度低下による軸焼き付きや、液圧縮により過電流が発生するなどの不具合が生じやすい。そこで、前述の実施の形態１のような内部熱交換器７を備えない冷凍サイクル２では、圧縮機３への液バックを抑制するため、蒸発器として採用する負荷側水熱交換器６を流出する冷媒を過熱ガス状態にすることで、圧縮機３への液バックを抑制している。

また、負荷側水熱交換器６がプレート式熱交換器の場合、プレート式熱交換器内で過熱ガス領域が発生すると冷凍機油が溜まりやすいが、内部熱交換器７によって負荷側水熱交換器出口を飽和ガス化することで過熱ガス領域がなくなるので、冷凍機油の滞留が防止でき、圧縮機３の油枯渇を防ぐことができる。

本実施の形態では、内部熱交換器７を備え、凝縮器として作用する熱源側水熱交換器から流出する冷媒と、蒸発器として作用する負荷側水熱交換器から流出する冷媒とを熱交換させることで、負荷側水熱交換器を流出する冷媒を熱源側水熱交換器から流出する冷媒を熱源として過熱ガス化できる。つまり、負荷側水熱交換器を効率よく利用しながら、圧縮機３へ吸入する冷媒を過熱ガス状態とすることができるため、効率の高い運転を実施しながら、熱源機１の信頼性が向上する。

内部熱交換器７は、二重管タイプに限らず、プレート式熱交換器を用いても良い。また、図１６に示すような負荷側水熱交換器出口側の冷媒配管すなわち内部熱交換器低圧側配管６１へ、熱源側水熱交換器出口側の冷媒配管すなわち内部熱交換器高圧側配管６２を巻きつけたものを用いても良い。

内部熱交換器７の熱交換量は熱源側水熱交換器出口温度と負荷側水熱交換器出口温度差によって決まり、温度差が大きければ熱交換量は増加し、温度差が小さければ熱交換量は減少する。圧縮機３の吸入過熱度が一定となるように制御した場合、運転状態によっては蒸発器出口が二相となり、熱交換器を有効に利用できない場合がある。そこで、本実施の形態２では、内部熱交換器７の高圧側出入口に冷媒温度検出器２２ｅ，２２ｇを設け、負荷側水熱交換器出口が飽和ガスとなるように制御してもよい。

具体的には、冷凍サイクル２ａについて、まず冷媒温度検出器２２ｅ，２２ｇで検出した内部熱交換器高圧側出入口の冷媒温度と高圧側の圧力検出器２３ａで検出した圧力から、内部熱交換器７の高圧側入口エンタルピーＨ１と高圧側出口エンタルピーＨ２を推算する。ここで、内部熱交換器低圧側入口エンタルピーをＨ３、内部熱交換器低圧側出口エンタルピーをＨ４とすると、内部熱交換器７を通過する冷媒流量は各冷凍サイクル２において等しいことから、Ｈ１−Ｈ２＝Ｈ４−Ｈ３が成立する。ここで、Ｈ３が飽和ガスとなるように制御したいので、Ｈ３は圧力検出器２３ｂで検出した圧力によって決まる飽和ガスエンタルピーとなる。また、Ｈ１及びＨ２は推算されていることから、Ｈ４が決まるため、圧力検出器２３ｂとＨ４から目標とする冷媒温度検出器２２ｂの温度、つまり内部熱交換器７の低圧側出口過熱度が決まる。

このように、運転状態によって目標とする吸入過熱度を変化させることで、蒸発器出口を常に飽和ガスの状態として熱交換器を有効に利用できるため、熱源機１は効率のよい運転が可能となる。

また、先に内部熱交換器出口に冷媒温度検出器を備えてエンタルピーを推算するとしたが、熱源側水熱交換器の出口に容器内が常に二相状態となるような容積の冷媒容器を備えることで、内部熱交換器高圧側入口は常に飽和液エンタルピーを用いるようにしても良い。

実施の形態３．
図１７は本発明の実施の形態３に係る冷凍空調装置の冷媒回路図であり、図中、前述の実施の形態２と同一部分には同一符号を付してある。本実施の形態の冷凍空調装置は、負荷側水熱交換器６で冷水と温水ができるように、冷凍サイクル２に四方弁８ａ（８ｂ）と逆止弁９ａ，９ｂ，９ｃ，９ｄ（９ｅ，９ｆ，９ｇ，９ｈ）を設けるとともに、熱源側熱媒体回路および負荷側熱媒体回路にそれぞれ四方弁８ｃ，８ｄを設け、運転モードによらず熱源側水熱交換器４および負荷側水熱交換器６において冷媒と熱媒体の流れが対向流となるように構成した点が前述の実施の形態２と異なっており、それ以外の構成は実施の形態２と同様である。

本実施の形態によれば、冷媒および水の流れは、負荷側水熱交換器６で冷水を作る場合は四方弁８がそれぞれ実線側に切り替えられて流れ、温水を作る場合は四方弁８がそれぞれ点線側に切り替えられて流れる。冷凍サイクル２ａ，２ｂとも同様なので、代表として冷凍サイクル２ａについて説明する。まず、負荷側水熱交換器６で冷水を作る場合、圧縮機３ａから吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁８ａを実線方向に通過後、熱源側水熱交換器４ａに流入し、熱源側熱媒体である冷却水へ放熱することで凝縮、液化する。液化した高圧液冷媒は、逆止弁９ａを通過して内部熱交換器７ａへ流入し、低圧ガス冷媒と熱交換することでさらに温度が低下する。内部熱交換器７ａを流出した液冷媒は膨張弁５ａで減圧され低圧二相冷媒となり、逆止弁９ｄを通過後に負荷側水熱交換器６ａに流入する。負荷側水熱交換器６ａでは、負荷側熱媒体である冷水から吸熱することで蒸発、ガス化し、水を冷却し冷水を生成する。負荷側水熱交換器６ａを流出した低圧ガス冷媒は四方弁８ａを実線方向に通過後、内部熱交換器７ａで加熱され圧縮機３ａへ吸引される。

次に、負荷側水熱交換器６で温水を作る場合の冷凍サイクルの動作について説明する。圧縮機３ａから吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁８ａを点線方向に通過後、負荷側水熱交換器６ａに流入し、負荷側熱媒体である水へ放熱することで凝縮、液化し、水を加熱して温水を生成する。液化した高圧液冷媒は、逆止弁９ｂを通過して内部熱交換器７ａへ流入し、低圧ガス冷媒と熱交換することでさらに温度が低下する。内部熱交換器７ａを流出した液冷媒は膨張弁５ａで減圧され低圧二相冷媒となり、逆止弁９ｃを通過後に熱源側水熱交換器４ａに流入する。熱源側水熱交換器４ａでは、熱源側熱媒体から吸熱することで蒸発、ガス化する。熱源側水熱交換器４ａを流出した低圧ガス冷媒は四方弁８ａを点線方向に通過後、内部熱交換器７ａで加熱され圧縮機３ａへ吸引される。

次に、冷水生成時の熱源側熱媒体回路および負荷側熱媒体回路の動作について説明する。負荷側水熱交換器６で冷水を生成する場合は、それぞれの熱媒体が四方弁８ｃ，８ｄの実線部分をそれぞれ通過する。また、負荷側水熱交換器６で温水を生成する場合は、それぞれの熱媒体が四方弁８ｃ，８ｄの点線部分をそれぞれ通過する。まず、冷水生成時の動作について説明する。冷水生成時は、水ポンプ３１ａで搬送された水は四方弁８ｃを実線方向に通過後、冷凍サイクル２ａ、つまり負荷側水熱交換器６ａに流入する。負荷側水熱交換器６ａで冷却された冷水は、続いて冷凍サイクル２ｂ、つまり負荷側水熱交換器６ｂでさらに冷却される。負荷側水熱交換器６ｂを流出した水は、再び四方弁８ｃを実線方向に通過し、負荷側装置へ流れていく。熱源側熱媒体回路では、水ポンプ３１ｂで搬送された水は、四方弁８ｄを実線方向に通過後、冷凍サイクル２ｂ、つまり熱源側水熱交換器４ｂに流入する。熱源側水熱交換器４ｂで昇温された水は、続いて冷凍サイクル２ａ、つまり熱源側水熱交換器４ａでさらに昇温する。熱源側水熱交換器４ａを流出した水は、再び四方弁８ｄを実線方向に通過し、熱源側装置へ流れていく。

次に、温水生成時の熱源側熱媒体回路および負荷側熱媒体回路の動作について説明する。水ポンプ３１ａで搬送された水は四方弁８ｃを点線方向に通過後、冷凍サイクル２ｂ、つまり負荷側水熱交換器６ｂに流入する。負荷側水熱交換器６ｂで加熱された温水は、続いて冷凍サイクル２ａ、つまり負荷側水熱交換器６ａでさらに昇温される。負荷側水熱交換器６ａを流出した水は、再び四方弁８ｃを点線方向に通過し、負荷側装置へ流れていく。熱源側熱媒体回路では、水ポンプ３１ｂで搬送された水は四方弁８ｄを点線方向に通過後、冷凍サイクル２ａ、つまり熱源側水熱交換器４ａに流入する。熱源側水熱交換器４ａで冷却された水は、続いて冷凍サイクル２ｂ、つまり熱源側水熱交換器４ｂでさらに冷却される。熱源側水熱交換器４ｂを流出した水は、再び四方弁８ｄを点線方向に通過し、熱源側装置へ流れていく。

本実施の形態では、冷凍サイクル２、熱源側熱媒体回路および負荷側熱媒体回路に四方弁８をそれぞれ備えることで、負荷側水熱交換器６で冷温水を生成できるため、負荷側装置へ搬送する水の温度範囲を広げることができ、利便性の高い運転が実現できる。

本発明の活用例として、特に水・ブラインなどの液媒体を熱源側および負荷側で利用し、熱媒体を加熱・冷却することにより冷温熱を負荷側に供給する冷凍空調装置について有用である。

１熱源機、２ａ，２ｂ，２ｘ，２ｙ冷凍サイクル、３ａ，３ｂ３ｘ，３ｙ圧縮機、４ａ，４ｂ，４ｘ，４ｙ熱源側水熱交換器、５ａ，５ｂ，５ｘ，５ｙ膨張弁、６ａ，６ｂ，６ｘ，６ｙ負荷側水熱交換器、７ａ，７ｂ内部熱交換器、８ａ〜８ｄ四方弁、９ａ〜９ｈ逆止弁、２１ａ〜２１ｐ熱媒体温度検出器、２２ａ〜２２ｈ冷媒温度検出器、２３ａ〜２３ｄ，２３ｗ〜２３ｚ圧力検出器、３１ａ，３１ｂ水ポンプ、４１制御装置、５１ａ負荷側熱媒体回路、５１ｂ熱源側熱媒体回路、６１内部熱交換器低圧側配管、６２内部熱交換器高圧側配管。

Claims

運転容量が可変である圧縮機と、熱源側熱交換器と、減圧装置と、負荷側熱交換器とを環状に接続して構成される冷凍サイクルを複数備え、
各冷凍サイクルの熱源側熱交換器において熱源側熱媒体へ放熱または吸熱するとともに、熱源側熱媒体の流路が各冷凍サイクルの熱源側熱交換器を直列に流れるように構成され、
各冷凍サイクルの負荷側熱交換器において負荷側熱媒体を冷却または加熱し、冷温熱を供給するとともに、負荷側熱媒体の流路が各冷凍サイクルの負荷側熱交換器を直列に流れるように構成され、
負荷側熱媒体の流路に対して最上流に位置する冷凍サイクルの負荷側熱交換器の負荷側熱媒体流入温度と負荷側熱媒体の流路に対して最下流に位置する冷凍サイクルの負荷側熱交換器の負荷側熱媒体流出温度を検出する熱媒体温度検出手段と、
各冷凍サイクルの凝縮温度および蒸発温度を検出する冷媒温度検出手段と、
熱媒体温度検出手段にて検出される前記最上流に位置する冷凍サイクルの負荷側熱交換器の前記負荷側熱媒体流入温度と前記最下流に位置する冷凍サイクルの負荷側熱交換器の前記負荷側熱媒体流出温度との温度差が所定値となるように、各冷凍サイクルの圧縮機運転容量の合計値を制御するとともに、各冷凍サイクルの冷媒温度検出手段が検出した凝縮温度および蒸発温度と圧縮機運転容量とから圧縮機効率を推算し、各冷凍サイクルの圧縮機効率の平均値が最大となるように圧縮機運転容量比を決定して圧縮機運転容量を制御する制御装置と、
を備えることを特徴とする冷凍空調装置。
制御装置は、各冷凍サイクルの圧縮機定格容量または負荷側熱交換器の定格容量に比例するように各冷凍サイクルの圧縮機運転容量比を決定して圧縮機運転容量を制御することを特徴とする請求項１に記載の冷凍空調装置。
各冷凍サイクルの負荷側熱交換器に負荷側熱媒体の流入温度と流出温度を検出する熱媒体温度検出手段を備え、
制御装置は、各冷凍サイクルの温度検出手段が検出した負荷側熱交換器の流入温度と流出温度との温度差が、各冷凍サイクルの圧縮機定格容量または負荷側熱交換器の定格容量に比例するように圧縮機運転容量を制御することを特徴とする請求項１に記載の冷凍空調装置。
各冷凍サイクルにおいて、熱源側熱交換器から流出した冷媒と負荷側熱交換器から流出した冷媒とを熱交換する内部熱交換器を備えたことを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の冷凍空調装置。
各冷凍サイクルの内部熱交換器の高圧側冷媒の流入温度と流出温度、該内部熱交換器の低圧側冷媒の流出温度をそれぞれ検出する冷媒温度検出手段を備え、
制御手段は、内部熱交換器の低圧側入口が飽和ガスとなるように減圧装置を制御することを特徴とする請求項４に記載の冷凍空調装置。
負荷側熱媒体の流路に対して最上流に位置する冷凍サイクルの熱源側熱交換器が、熱源側熱媒体の流路に対して最下流となるように構成されていることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の冷凍空調装置。