JPWO2008146709A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

第１圧縮機および膨張機で駆動する第２圧縮機を用い、省スペースで効率良く膨張機を利用し、ユニット製作時のコストを削減できる冷凍サイクル装置を提供するために、第１圧縮機と第２圧縮機の間に放熱器と開閉弁を設け、冷房や暖房の運転モードに関わらず第２放熱器を利用するようにした。また風速分布に応じ、第１、第２の熱源側熱交換器の合計伝熱面積に対する第２熱源側熱交換器の伝熱面積の比を、ＣＯＰが極大となる範囲に設定する。このため、暖房運転時にも第２熱源側熱交換器を利用でき、高効率の冷凍サイクル装置が得られる。

Description

本発明は、超臨界流体を用いる冷凍サイクル装置に関するものであり、特に膨張機を使用する冷凍サイクル装置の構成に関するものである。

従来、ビル用マルチエアコンとして、フロン系冷媒を使用する冷凍サイクルが広く使用されているが、近年においては、ＣＯ₂冷媒のような超臨界流体を用いる超臨界冷凍サイクルをビル用マルチエアコンへ搭載することが考えられている。

超臨界流体は、高圧側が超臨界状態となり、また低圧側もフロン系冷媒に対して高圧になり、それを用いた冷凍システムは臨界点をまたぐ遷臨界サイクルとなり、従来の冷凍サイクルとは異なった状態となる。このように高低圧差が大きいために空調システムの入力値が大きくなり、また、超臨界流体は気液二相の流体と違い、大きな温度変化が生じるため、外気温度が高い冷房運転時には、外気との温度差が小さくなることで十分な熱交換が行えず、冷却不足となり、その結果、従来のフロン系を使用した空調機よりもＣＯＰが劣る。

そこで、圧縮機吐出部の高圧を抑制し、且つ超臨界流体の冷凍能力を維持するために膨張機を搭載し、中間冷却器を使用する。以下、膨張機で回収した膨張動力により駆動される第２圧縮機を用いる冷凍サイクルに第２熱源側熱交換器（第２ガスクーラー）を用いる従来例について説明する。従来例では、第２熱源側熱交換器を圧縮機と第２圧縮機との間の配管に設け、圧縮機により冷媒を圧縮後、吐出された高圧ガス冷媒を第２圧縮機で圧縮する前に第２熱源側熱交換器で冷却する中間冷却方式としていた（例えば、特許文献１参照）。

このような構成により、第２熱源側熱交換器を介さずに中間冷却なしで圧縮工程を行った場合に比べて、中間冷却二段圧縮の方が、圧縮に要する仕事が小さくなり、同一冷凍能力に対するＣＯＰは良くなるというものであった。また、暖房時は冷房時ほどＣＯＰが向上しないので、第２熱源側熱交換器は室外機に設けられ、より効率改善効果の大きい冷房運転時にのみ機能するようになっていた。

特開２００３−２７９１７９号公報（請求項５、図１４等）

従来例では、低段メイン圧縮機と高段サブ圧縮機との間の流路に、第２熱源側熱交換器（第２ガスクーラー）を用いる構成が示されていたが、第２熱源側熱交換器を低段メイン圧縮機と高段サブ圧縮機との間の流路に配置する場合、暖房運転時には、第２熱源側熱交換器がバイパスされていたので、蒸発器の伝熱面積が低下して冷凍サイクルの効率が低下するという課題があった。

また、膨張機容積と第２圧縮機容積との容積比に対して第１熱源側熱交換器と第２熱源側熱交換器との伝熱面積比が適正化されていなかったので、膨張機での動力回収効率が悪くなり、効率が低下するという課題があった。また、外気温度、室内温度、空調負荷などの環境条件に応じて第２熱源側熱交換器の放熱量を適正化させていなかったので、効率が低下するという課題があった。

また、放熱器出口温度と予膨張弁およびバイパス弁の開閉操作の関係が不明であったので、それらの弁を適正に制御することができず、膨張機での動力回収効率が悪くなるという課題があった。

また、熱交換器の段方向に対する風速分布が考慮されておらず、実際に第１および第２熱源側熱交換器を使用する際は、熱交換器の段方向に対する風速分布が生じるため、それを考慮しないと効率が低下するという課題があった。さらに、第１および第２熱源側熱交換器がそれぞれ独立に使用されていたため、回路構成が複雑化し、製造時にコストが増す等の問題があった。

本発明は上記のような従来の課題を解決するためになされたもので、効率良く膨張機を利用し、熱交換器の設置スペースを小さくし、ユニット製作時のコストを削減できる冷凍サイクル装置を提供することである。

上述のような課題を解決するため、この発明に係わる冷凍サイクル装置は、少なくとも第１圧縮機、膨張機で回収した回収動力で駆動する第２圧縮機、冷媒流路切換え手段、１つ以上の負荷側熱交換器、第１熱源側熱交換器、第２熱源側熱交換器から構成され、前記冷媒流路切換え手段により冷却運転と加熱運転とが切換え可能な冷凍サイクル装置において、前記第２圧縮機と前記第１圧縮機が直列に接続され、前記第２熱源側熱交換器が冷房運転時に第１圧縮機と第２圧縮機の間に配置されるとともに、運転モードに関わらず前記第１熱源側熱交換器および第２熱源側熱交換器を利用した運転を行うことを特徴とするものである。

また、この発明に係わる冷凍サイクル装置は、少なくとも第１圧縮機、膨張機で回収した回収動力で駆動する第２圧縮機、冷媒流路切換え手段、１つ以上の負荷側熱交換器、第１熱源側熱交換器、第２熱源側熱交換器から構成され、前記冷媒流路切換え手段により冷却運転と加熱運転とが切換え可能な冷凍サイクル装置において、前記第２圧縮機と前記第１圧縮機が直列に接続され、前記第２熱源側熱交換器が冷房運転時に第１圧縮機と第２圧縮機の間に配置されるとともに、高圧側に配置される第１および第２熱源側熱交換器の合計伝熱面積に対する前記第２熱源側熱交換器の伝熱面積の比を０．４〜０．６としたことを特徴とするものである。

また、この発明に係わる冷凍サイクル装置は、少なくとも第１圧縮機、膨張機で回収した回収動力で駆動する第２圧縮機、第１熱源側熱交換器、第２熱源側熱交換器を内蔵する室外ユニットと、少なくとも負荷側熱交換器と開閉弁を内蔵する複数の室内ユニットとを配管で接続し、前記複数の室内ユニットが個別に冷却運転と加熱運転とを切換え可能な冷凍サイクル装置において、前記第２圧縮機と前記第１圧縮機が直列に接続され、前記第２熱源側熱交換器が冷却運転時に第１圧縮機と第２圧縮機の間に配置されるとともに、前記室内ユニットの運転モードに関わらず、前記第１熱源側熱交換器および第２熱源側熱交換器を利用して運転を行うことを特徴とするものである。

また、この発明に係わる冷凍サイクル装置は、第１圧縮機、膨張機で回収した回収動力で駆動する第２圧縮機、冷媒流路切換え手段、１つ以上の負荷側熱交換器、第１熱源側熱交換器、第２熱源側熱交換器から構成される冷凍サイクル装置において、前記第１圧縮機と前記第２圧縮機が冷媒流路に直列に接続され、前記第２熱源側熱交換器は冷房運転時に前記第１圧縮機と前記第２圧縮機の間の流路に配置され、冷房運転時に前記第１および前記第２熱源側熱交換器は一体もしくは列方向にフィンを共有しないように分割されており、前記第１および前記第２熱源側熱交換器の風速分布を考慮し、風速分布に応じ、前記第１および前記第２熱源側熱交換器の合計伝熱面積に対する前記第２熱源側熱交換器の伝熱面積の比を、ＣＯＰが極大となる点を含む範囲に設定するものである。

また、この発明に係わる冷凍サイクル装置は、第１圧縮機、膨張機で回収した回収動力で駆動する第２圧縮機、冷媒流路切換え手段、１つ以上の負荷側熱交換器、第１熱源側熱交換器、第２熱源側熱交換器から構成される冷凍サイクル装置において、前記第１圧縮機と前記第２圧縮機が冷媒流路に直列に接続され、前記第２熱源側熱交換器は冷房運転時に前記第１圧縮機と前記第２圧縮機の間の流路に配置され、冷房運転時に前記第１および前記第２熱源側熱交換器は一体もしくは列方向にフィンを共有しないように分割されており、ファンを熱交換器よりも上部または熱交換器の横に設置し、前記第２熱源側熱交換器を前記第１熱源側熱交換器よりも風下側に配置するものである。

また、この発明に係わる冷凍サイクル装置は、第１圧縮機、膨張機で回収した回収動力で駆動する第２圧縮機、第１熱源側熱交換器、第２熱源側熱交換器を内蔵する室外ユニットと、負荷側熱交換器と開閉弁を内蔵する複数の室内ユニットとを配管で接続し、前記複数の室内ユニットが個別に冷房運転と暖房運転とを切換え可能な冷凍サイクル装置において、前記第１圧縮機と前記第２圧縮機が冷媒流路に直列に接続され、冷房運転時に前記第２熱源側熱交換器を前記第１圧縮機と前記第２圧縮機の間の流路に配置し、前記室内ユニットの運転モードに関わらず、前記第１熱源側熱交換器および前記第２熱源側熱交換器を利用して運転を行うものである。

この発明では、暖房運転時にも第２熱源側熱交換器を利用するので、従来例に比べて蒸発器の伝熱面積が増加し、高効率の冷凍サイクル装置を得ることができる。また、第１熱源側熱交換器と第２熱源側熱交換器との伝熱面積比や膨張機容積と第２圧縮機容積との容積比を適正化することで、冷凍サイクルの効率を向上させることができる。さらに、第１熱源側熱交換器あるいは第２熱源側熱交換器の放熱量を環境条件に応じて変更することで常に効率の高い冷凍サイクル装置を得ることができる。

この発明では、第１熱源側熱交換器と第２熱源側熱交換器の伝熱面積比や膨張機容積と第２圧縮機容積との容積比、さらに風速分布を考慮することで、実際の空調機で第１熱源側熱交換器と第２熱源側熱交換器を利用する際、熱交換器の具体的な構造及び設置方法が決定されることで、高効率の冷凍サイクル装置を得ることができる。また、暖房運転時にも第２熱源側熱交換器を利用するので、従来例に比べて蒸発器の伝熱面積が増加し、高効率の冷凍サイクル装置を得ることができる。

また、実際に第１熱源側熱交換器と第２熱源側熱交換器を使用する際、従来の熱交換器と同様の配置、製造が可能なため、回路構成の簡素化と第１熱源側熱交換器と第２熱源側熱交換器の設置スペースの簡素化が図れることによる製造コスト削減が図れる。

本発明の冷凍サイクル装置の構成を示す図である。（実施の形態１） 本発明の冷凍サイクル装置のＰ−ｈ線図上での冷房運転の動作を示す図である。（実施の形態１） 本発明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。（実施の形態１） 本発明の冷凍サイクル装置の膨張機容積に対する第２圧縮機の容積の比とＣＯＰ向上比の関係を示す図である。（実施の形態１） 本発明の冷凍サイクル装置の伝熱面積比とＣＯＰ向上比の関係を示す図である。（実施の形態１） 本発明の冷凍サイクル装置の室外熱交換器の構造を示す図である。（実施の形態１） 本発明の冷凍サイクル装置の第２圧縮機一体型膨張機の断面を示す図である。（実施の形態１） 本発明の冷凍サイクル装置の外気温度が変化した場合のＰ−ｈ線図上での動作を示す図である。（実施の形態１） 本発明の冷凍サイクル装置の膨張機制御方法のフローチャートを示す図である（実施の形態１）。 本発明の冷凍サイクル装置の冷凍サイクル装置の構成を示す図である。（実施の形態２） 本発明の冷凍サイクル装置の構成を示す図である。（実施の形態３） 本発明の冷凍サイクル装置の第２圧縮機一体型膨張機の断面を示す図である。（実施の形態３） 本発明の冷凍サイクル装置の第２圧縮機一体型膨張機の第２圧縮機構を示す平面図である。（実施の形態３） 本発明の冷凍サイクル装置のバイパスが無い時の第２圧縮機の冷媒と油の流れを示す断面図である。（実施の形態３） 本発明の冷凍サイクル装置のバイパスがある時の第２圧縮機の冷媒と油の流れを示す断面図の一例である。（実施の形態３） 本発明の冷凍サイクル装置のバイパスがある時の第２圧縮機の冷媒と油の流れを示す断面図の別の一例である。（実施の形態３） 本発明の冷凍サイクル装置の室外熱交換器の段方向の風速分布を示す図である。（実施の形態４） 本発明の冷凍サイクル装置の第２室外熱交換器を上段配置した場合の室外熱交換器の構造を示す図である。（実施の形態４） 本発明の冷凍サイクル装置の第２室外熱交換器を上段配置した場合の伝熱面積比とＣＯＰ向上比の関係を示す図である。（実施の形態４） 本発明の冷凍サイクル装置の第２室外熱交換器を下段配置した場合の室外熱交換器の構造を示す図である。（実施の形態５） 本発明の冷凍サイクル装置の第２室外熱交換器を下段配置した場合の伝熱面積比とＣＯＰ向上比の関係を示す図である。（実施の形態５） 本発明の冷凍サイクル装置の第２室外熱交換器を列配置した場合の室外熱交換器の構造を示す図である。（実施の形態６） 本発明の冷凍サイクル装置の熱交換器を直線状にした場合の構造を示す図である。（実施の形態７）

以下、本発明の実施の形態１による冷凍サイクル装置について説明する。

実施の形態１

図１は、本発明の実施形態１に係る冷凍サイクル装置を示す模式図である。図において、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、第１熱源側熱交換器である第１室外熱交換器３ａ、第２熱源側熱交換器である第２室外熱交換器３ｂを内蔵する室外ユニット１００、負荷側熱交換器である室内熱交換器９ａ、９ｂを内蔵する室内ユニット２００ａ、２００ｂ、室外ユニット１００と室内ユニット２００ａ、２００ｂとを接続するガス配管５１および液配管５２により構成されている。この冷媒回路の内部には冷媒として例えば臨界温度（約３１℃）以上で超臨界状態となる二酸化炭素が封入されている。

室外ユニット１００内には、冷媒ガスを圧縮するための第１圧縮機１、室内ユニット２００ａ、２００ｂの運転モードに応じて冷媒が流れる方向を切換える冷媒流路切換え手段である四方弁２および四方弁４、運転モードに応じて放熱器または蒸発器となる第１室外熱交換器３ａおよび第２室外熱交換器３ｂ、膨張機５ａと第２圧縮機５ｂが一体に構成された膨張機ユニット５、外気を強制的に第１室外熱交換器３ａ、第２室外熱交換器３ｂの外表面に送風するための図示しない送風機が収納され、全体が室外に設置される。また、第１室外熱交換器３ａが四方弁２と四方弁４の間に配置され、第２室外熱交換器３ｂが冷房運転時の第１圧縮機１と第２圧縮機５ｂの間に配置されている。膨張機ユニット５の内部には、膨張機５ａと第２圧縮機５ｂが配置され、それらは同軸で連結されている。膨張機ユニット５は、例えば膨張機５ａと第２圧縮機５ｂが両方ともスクロール型の膨張機と圧縮機で構成されており、膨張機と圧縮機のスラスト方向荷重が両面で相殺される構造を有する。第２圧縮機５ｂにはバイパス回路が設けられ、バイパス回路中にバイパス弁５３が設けられている。膨張機５ａと第２圧縮機５ｂの通過冷媒流量と動力を一致させるため、膨張機５ａには入口側に直列に開閉弁６（以下、予膨張弁６と呼ぶ）、並列に開閉弁７（以下、バイパス弁７と呼ぶ）が設けられている。また、第１室外熱交換器３ａと第２室外熱交換器３ｂは、開閉弁として例えば逆止弁５４、５５を介して接続されており、これらの逆止弁５４、５５には開閉動作を決定する最低動作圧力差（例えば、０．５ＭＰａ）が設定されている。また、室外熱交換器３ｂの出入口部に開閉弁である電磁弁５７、５８が設けられている。

室内ユニット２００ａ、２００ｂには、負荷側熱交換器である室内熱交換器９ａ、９ｂ、室内熱交換器９ａ、９ｂへの冷媒分配を調節する開度変更可能な減圧手段である電子膨張弁８ａ、８ｂ、室内空気を強制的に室内熱交換器９ａ、９ｂの外表面に送風するための図示しない送風機およびそれらを接続するための配管が内蔵されている。室内熱交換器９ａ、９ｂの一端はガス配管５１に接続され、他端は電子膨張弁８ａ、８ｂを介して液配管５２に接続されている。なお、本実施の形態では、室内ユニット２００ａ、２００ｂを２台としているが、１台あるいは３台以上としても良いことは言うまでもない。また、室内熱交換器９ａ、９ｂへの冷媒分配を調節する開度変更可能な減圧手段である電子膨張弁８ａ、８ｂを使用せず、膨張機を減圧手段として使用しても良い。

また、膨張機ユニット５の通過冷媒流量および動力のバランス制御の目標値として、第２圧縮機５ｂの吐出温度検出器１１、第１室外熱交換器３ａの出口温度検出器１２、外気温度検出器１３、室内温度検出器１４が設置される。これらは、図示しない制御器に取り込まれて必要な演算が実施され、アクチュエータである予膨張弁６、バイパス弁７へ開度の指令が送信される。

上記のように構成された冷凍サイクル装置について運転動作を説明する。ここで、以下に説明する運転動作は制御器３００によって制御されるものである。まず、冷房運転を行う場合を図１および図２に基づいて説明する。図２は、図１の冷媒回路中に示した記号Ａ〜Ｈにおける冷媒状態をＰ−ｈ線図上に示したものである。冷房運転では、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２ａと第２口２ｂが連通し、第３口２ｃと第４口２ｄが連通するように設定され、四方弁４は第１口４ａと第４口４ｄが連通し、第２口４ｂと第３口４ｃが連通するように設定される（図１中の実線）。また、予膨張弁６、バイパス弁７は、外気温度、室内温度、負荷に応じた適切な初期開度に設定され、電子膨張弁８ａ、８ｂは全開される。電磁弁５６は閉止、電磁弁５７、５８は開放される。必要な減圧機能は膨張機５ａで達成するが、室内熱交換器９ａ、９ｂの両方の出口部に予め設定された適切な過熱度（例えば、１〜１０℃）がともに得られない場合、予膨張弁６を閉方向に制御し必要な減圧量を得る。

このとき、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５６が閉止されているので、電磁弁５７を通過し、第２室外熱交換器３ｂである程度放熱して冷却され（状態Ｂ）、第２圧縮機５ｂに流入する。このとき、第２室外熱交換器３ｂ出入口に設置された逆止弁５４、５５は圧力差により閉止される。電磁弁５８を通過して膨張機５ａで駆動される第２圧縮機５ｂに流入した冷媒は、膨張機で回収された動力に釣合う分だけ圧縮される。このとき、第２圧縮機５ｂに設けられたバイパス弁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から吐出された冷媒は、四方弁２の第１口２ａから第２口２ｂを通って（状態Ｃ）、第１室外熱交換器３ａで被加熱媒体である空気に放熱し（状態Ｄ）、四方弁４の第２口４ａから第３口４ｃを経て予膨張弁６へ流入する。予膨張弁６で膨張機５ａの入口密度を調節された冷媒（状態Ｅ）は、膨張機５ａで減圧され、四方弁４の第１口４ａから第４口４ｄを通って、液配管５２を通過する（状態Ｆ）。このとき、膨張機５ａのバイパス弁７は、第２圧縮機５ｂを通過する冷媒流量、回収動力が釣合うように制御される。その後、冷媒は室内ユニット２００ａ、２００ｂ内の減圧手段である電子膨張弁８ａ、８ｂで少し減圧され（状態Ｇ）、室内熱交換器９ａ、９ｂ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、四方弁２の第４口２ｄから第３口２ｃを通って、第１圧縮機１に流入する（状態Ｈ）。このとき、室内熱交換器９ａあるいは室内熱交換器９ｂのどちらかの出口部だけが設定過熱度（例えば、１〜１０℃）とならない場合、減圧手段８ａ、８ｂは、室内熱交換器９ａ、９ｂの出口過熱度が同一となるように調整される。

つぎに、暖房運転について図１および図３に基づいて説明する。本実施の形態では、暖房運転時にも膨張機を利用する例を示すが、暖房運転時は膨張機５ａの入口部と第２圧縮機５ｂの入口部の密度比が大きくなるため、通過冷媒流量と回収動力をバランスさせるための膨張動力の回収ロスが大きくなる。従って、必要に応じて四方弁４を廃止し、暖房運転時は膨張機ユニット５を利用しないようにしても良い。

本実施の形態における暖房運転では、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２ａと第４口２ｄが連通し、第２口２ｂと第３口２ｃが連通するように設定され、四方弁４は第１口４ａと第２口４ｂが連通し、第３口４ｃと第４口４ｄが連通するように設定される。この場合、室内ユニット２００ａ、２００ｂ内の電子膨張弁８ａ、８ｂは全開、基本的な減圧機能は膨張機５ａで実現され、減圧量が不足する場合は室内熱交換器９ａ、９ｂの出口温度が室内の負荷に応じた適切な温度となるように予膨張弁６で減圧量が調整される。

このとき、第１圧縮機１で圧縮され高温高圧の超臨界状態となった冷媒（状態Ａ）は電磁弁５７、５８が閉止しているので、電磁弁５６を通過し、第２圧縮機５ｂでさらに圧縮された後（状態Ｂ）、四方弁２の第１口２ａから第４口２ｄ、ガス配管５１を経て室内ユニット２００ａ、２００ｂに流入する。室内ユニット２００ａ、２００ｂに流入した高温高圧の冷媒は、室内熱交換器９ａ、９ｂに流入して図示しない室内空気に放熱して室内を暖房すると共に自らは温度が低下する（状態Ｇ）。この中温高圧の冷媒は、電子膨張弁８ａ、８ｂを通過し（状態Ｆ）、液配管５２に流入する。液配管５２に流入した冷媒は、四方弁４の第４口４ｄ、第３口４ｃを通過し、予膨張弁６に流入する。予膨張弁６を流出した冷媒（状態Ｅ）は、膨張機５ａに流入し、四方弁４の第１口４ａ、第２口４ｂを通過し（状態Ｄ）、第１および第２室外熱交換器３ａ、３ｂに流入する。このとき、逆止弁５４、５５は弁閉止に必要な圧力差（例えば、０．５ＭＰａ）が得られないため、開放状態となる。その後、第１および第２室外熱交換器３ａ、３ｂで蒸発したガス冷媒（状態Ｃ）は、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（状態Ｈ）へ戻る。

ここで、室外熱交換器へ流入する空気の風速が一定の場合における室外熱交換器の全伝熱面積に対する第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比について説明する。図４は冷房標準条件において、膨張機５ａの容積に対する第２圧縮機５ｂの容積の比（以下、膨張圧縮容積比と呼ぶ）を横軸に、ＣＯＰ向上比を縦軸に示したものであり、上記の伝熱面積比をパラメータとして示している。ここで、伝熱面積比とは、第１室外熱交換器３ａと第２室外熱交換器３ｂとを合わせた室外熱交換器の全伝熱面積に対する第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積の比である。縦軸に示したＣＯＰ向上比は、第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比が０．１で、かつ膨張機５ａを備えない冷媒回路に対する値である。全体的な傾向として、ＣＯＰ向上比は、膨張圧縮容積比が２付近で極大値を示している。例えば、伝熱面積比０．４（□記号）で比較すると、膨張圧縮容積比が２．１付近で極大値を示す。これは、膨張圧縮容積比が２．１よりも大きい場合、第２圧縮機容積が大きくなり回転数が低下するため、回転数を増加させるための予膨張ロスが発生し、逆に膨張圧縮容積比が２．１よりも小さい場合、第２圧縮機容積が小さくなり回転数が増加するため、回転数を減少させるためのバイパスロスが発生するためである。伝熱面積比が０．２では、ＣＯＰが極大となる膨張圧縮容積比２．４でもその極大値は伝熱面積比０．４の場合よりも４％（１．２２５から１．１８５へと）低下する。従って、ＣＯＰ向上比を極大とする膨張圧縮容積比が存在し、その値は図４中に白抜き矢印で示すように、１．８〜２．３の範囲であることがわかる。

つぎに、図５は熱交換器の段方向に対して、均一な風量分布の場合における、第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比に対するＣＯＰ向上比を示したものであり、膨張圧縮容積比は前述した図４の最適値としている。図５中のアは膨張機を搭載した場合のＣＯＰ向上比を、イは膨張機を搭載しない場合のＣＯＰ向上比を、ウは膨張機を搭載した場合の第１圧縮機１の吐出圧力変化をそれぞれ示している。第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比を増加させると、第２熱交換器３ｂでの熱交換量が増加して第１圧縮機１の吐出圧力（＝第２圧縮機５ｂの吸入圧力）が低下し、第１圧縮機１の入力が減少する（ＣＯＰ向上比が増加する）。しかし、第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比を過度に増加させると第２室外熱交換器３ｂで処理すべき熱交換量が増加して第１圧縮機１の吐出圧力が上昇に転じ、入力が増加する。従って、ＣＯＰ向上比を極大とする第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比に最適値が存在し、その値は図５中に白抜き矢印で示すように、０．３〜０．５の範囲であり、０．３未満では効果が顕著に低下することがわかる。以上より、第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比を０．３〜０．５、膨圧容積比を１．８〜２．３に設定することで、膨張機搭載回路の性能を最大限に活用することができる。

伝熱面積比は０．３〜０．５の範囲が最も望ましいが０．２〜０．６の範囲でも望ましく、０．２より小さいとＣＯＰ向上比が充分に大きくならず、０．６よりも大きい伝熱面積比は現実的でない。膨張容積比は１．８〜２．３の範囲が最も望ましいが、１．５〜２．５の範囲でも望ましく、１．５より小さいとＣＯＰ向上比が伝熱面積比の大きさに係わらず充分な大きさにならず、２．５より大きくてもＣＯＰ向上比が高くならない。

ところで、図１では第１室外熱交換器３ａ、第２室外熱交換器３ｂが分離された例を示したが、これに限るものではなく、図６に示すように上段側のＡ部の第１室外熱交換器３ａは中間冷却器として、下段側のＢ部の第２室外熱交換器３ｂはメイン放熱器として利用する構成とし、Ａ部とＢ部の比率が４：６となるように構成しても良い。また、図１に示したように、室外熱交換器が列方向に分割され、白抜き矢印の風が右から左に流れ、最初に第２室外熱交換器３ｂに空気が当たり、次に第１室外熱交換器３ａに空気が当たる構成としても良い。さらに、これら第１および第２室外熱交換器が一体型に構成されるようにしても良い。

また、本実施の形態では、冷房運転時の性能だけで室外熱交換器の全伝熱面積に対する第２室外熱交換器の伝熱面積の比を決める構成とした。ところで、室外熱交換器が暖房運転時に蒸発器として利用される場合には吸込み空気と冷媒温度相当飽和湿り空気とのエンタルピ差（蒸発器では熱交換器が湿り状態となるため、熱交換の駆動温度差がエンタルピ差となる）が小さく、伝熱面積比が性能に及ぼす影響が小さくなるので、冷房運転時の性能のみで上記の伝熱面積比を決めることができる。

ここで、膨張機ユニット５の詳細構造について図７に示す。図７は、膨張機５ａ、第２圧縮機５ｂともにスクロール構造を採用した膨張機ユニットであり、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とから構成され、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から構成されている。これらのスクロールの中心部には軸３０８が貫通しており、軸３０８の両端部にはバランスウェイト３０９ａ、３０９ｂが設けられ、軸３０８は膨張機構側軸受け部３５１ｂ、第２圧縮機構側軸受け部３６１ｂで支持されている。また、揺動スクロールの膨張機構側渦巻３５２と第２圧縮機構側渦巻３６２とは、背面合わせ構造または台板を共有して一体型に構成されている。その他、揺動スクロールを偏心駆動するクランク部３０８ｂと姿勢を規正するオルダムリング３０７が設けられ、これらは全て密閉容器３１０内に収納されている。

このような構造を有する膨張機ユニット５において、例えば揺動スクロールの運動空間を膨張後の低圧雰囲気とすれば、第２圧縮機５ｂから膨張機側へ押し付け力が発生する。このとき、膨張圧縮容積比を大きく（例えば、２．３以上に）設計すると、同一歯高では第２圧縮機５ａ側からのスラスト荷重が大きくなるため、第２圧縮機５ｂからのスラスト荷重に対して膨張機５ａ側からのスラスト荷重が過剰に小さくなり、両面でスラスト荷重を相殺させることができず、第２圧縮機５ｂと膨張機５ａを一体化した膨張機ユニット５の構成が難しくなる。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、この場合は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では、膨張圧縮容積比を２．３以下に設定することで、通過冷媒流量と動力のバランスだけでなく、スラスト荷重のバランスにも対応した信頼性の高い膨張機ユニットを構成することができる。

つぎに、膨張機５ａの制御方法について説明する。本実施の形態では、膨張機５ａの入口部に膨張機５ａと直列に設けた予膨張弁６と、膨張機５ａをバイパスするように設けたバイパス弁７を用い、膨張機５ａを通過する流量および回収した動力と第２圧縮機５ｂを通過する流量および動力が一致するように膨張機５ａを制御する。この制御方法について図８を用いて説明する。図８は冷房負荷一定、室内温度一定の条件下で外気温度が変化した場合の運転状態の変化をＰ−ｈ線図上に示したものである。図中には、密度ρが固定の線と、温度Tが固定の線を示しており、第２圧縮機入口密度に対する膨張機入口密度の比が２となる等密度比線を破線で示している。この等密度比線を境界とし、右上の領域が膨張／圧縮の密度比が小さくなる（膨張機密度が小さくなる）バイパス領域を示し、左下の領域が膨張／圧縮の密度比が大きくなる（膨張機密度が大きくなる）予膨張領域を示している。

例えば、現在の冷凍サイクルの運転状態を図８中のイの状態とすれば、外気温度が上昇した場合、冷凍サイクルの運転状態はアのように変化する。このとき、外気温度の上昇に伴って放熱器出口温度が上昇し、膨張機５ａの入口密度が低下する（第２圧縮機５ｂの吸入密度に対する膨張機５ａの入口密度の比が低下する）。そこで、予膨張弁６が全開状態でない場合は予膨張弁６を開いて入口圧力を上昇させることで膨張機５ａの入口密度を増加させ、膨張機５ａの回転数を低減する。予膨張弁６が全開の場合はバイパス弁７を開いて膨張機５ａを通過する冷媒流量を低減し、同様に回転数を低下させる。このとき、膨張機５ａと同軸で接続された第２圧縮機５ｂの回転数も減少するため、冷媒流量一定の条件を満たすために第２圧縮機５ｂの吸入圧力は上昇する。また、膨張機５ａの予膨張弁６を開く場合は回収動力が増加するため、第２圧縮機５ｂの吸入圧力と吐出圧力のどちらも上昇する。バイパス弁が開く場合は膨張機５ａの回収動力は低下するが、第２圧縮機５ｂの吸入圧力の上昇幅と回収動力の低下による吐出圧力の低下幅を比較すると、冷媒の物性から第２圧縮機５ｂの吸入圧力上昇幅の方が大きく、結果として吐出圧力は上昇する。上記のような動作で回転数を減少させ、膨張機５ａおよび第２圧縮機５ｂを通過する冷媒流量と回収動力をバランスさせ、第１室外熱交換器３ａの出口温度を所定値に調整する。

一方、例えば、現在の冷凍サイクルの運転状態を図８中のイの状態とすれば、外気温度が低下した場合、冷凍サイクルの運転状態はウのように変化する。このとき、外気温度の低下に伴って放熱器出口温度が低下し、膨張機入口密度が増加する（第２圧縮機５ｂの入口密度に対する膨張機５ａの吸入密度の比が増加する）。そこで、バイパス弁７が全閉状態でない場合はバイパス弁を閉じて膨張機５ａを通過する冷媒流量を増加させて膨張機５ａの回転数を増加させる。バイパス弁７が全閉の場合は、予膨張弁６を閉じて入口圧力を低下させることで膨張機５ａの入口密度を低減させ、同様に回転数を増加する。このとき、膨張機５ａと同軸で接続された第２圧縮機５ｂの回転数も増加するため、流量一定の条件を満たすために第２圧縮機５ｂの吸入圧力が低下する。また、膨張機５ａの予膨張弁６を閉じる場合は回収動力が減少するため、第２圧縮機５ｂの吸入圧力と吐出圧力のどちらも低下する。膨張機５ａのバイパス弁を閉じる場合は膨張機５ａの回転数と回収動力がどちらも増加するが、第２圧縮機５ｂの吸入圧力の低下幅と回収動力の増加による吐出圧力の上昇幅を比較すると、冷媒の物性から第２圧縮機５ｂの吸入圧力低下幅の方が大きく、結果として吐出圧力は低下する。上記のような動作で回転数を減少させ、膨張機５ａおよび第２圧縮機５ｂを通過する冷媒流量と回収動力をバランスさせ、第１室外熱交換器３ａの出口温度を所定値に調整する。

なお、外気温度が極端に低下する場合は、図８中のエの状態で示すように、膨張機５ａによる動力回収効果（第２圧縮機５ｂの圧縮動力）が小さくなるため、予膨張弁６を全閉してバイパス弁７のみで必要な減圧を行うようにしても良い。

以上より、外気温度が上昇した場合は、膨張機５ａの回転数を減少させるバイパス領域となり、外気温度が低下した場合は、膨張機５ａの回転数を増加させる予膨張領域となる。このことを一般化して示すと、図８中に点線で示す等密度比線を境界として、第２圧縮機５ｂの吸入密度に対する膨張機の入口密度の比が大きくなる場合は、白抜きの右斜め上方矢印に示すようにバイパス領域で操作され、上記の密度比が小さくなる場合は、白抜きの左斜め下方矢印に示すように、予膨張領域で操作される。これは、外気温度だけでなく、室内温度や空調負荷が変化した場合も同様となる。

具体的な制御アルゴリズムを図１および図９に基づいて説明する。図９に示すように、ＳＴ１では室内温度（Ｔｉ）、外気温度（Ｔｏ）、空調負荷（Ｑ）が検知され、その値に基づいてＳＴ２で予膨張弁６の入口目標温度Ｔｃｏ ｍが演算される。ここで、空調負荷Ｑは、室内温度、外気温度、圧縮機周波数などの情報を用いて推定することができる。ＳＴ３では予膨張弁６の入口温度Ｔｃｏを検知し、入口温度Ｔｃｏと入口目標温度Ｔｃｏ ｍとの差がε１（ε１は正の値）よりも大きい場合は（ＳＴ４）、膨張機減速モードを実行する（ＳＴ５）。この場合、予膨張弁６が全開でなければ（ＳＴ６）、予膨張弁６を開とし（ＳＴ７）、予膨張弁６が全開であれば（ＳＴ６）、バイパス弁７を開とする（ＳＴ７）。

一方、入口温度Ｔｃｏと入口目標温度Ｔｃｏ ｍの差が−ε１（ε１は正の値）よりも小さい場合は（ＳＴ４）、膨張機増速モードを実行する（ＳＴ５）。この場合、バイパス弁７が全閉でなければ（ＳＴ６）、バイパス弁７を閉とし（ＳＴ７）、バイパス弁７が全閉であれば（ＳＴ６）、予膨張弁６を閉とする（ＳＴ７）。

このようにして、膨張機ユニット５の回転数を増減し、予膨張弁６の入口温度Ｔｃｏを入口目標値Ｔｃｏ ｍに一致させる。このとき、入口温度Ｔｃｏと入口目標温度Ｔｃｏ ｍとの差の絶対値がε１よりも小さくなれば、制御が終了する。この例では、予膨張弁６の入口温度Ｔｃｏを入口目標値に制御する例を示したが、これに限るものではなく、第１圧縮機１または第２圧縮機５ｂの吐出温度Ｔｄを検知し、Ｔｄが目標値となるように、あるいはＴｄとＴｃｏの差ΔＴｃが目標値となるように制御しても良い。また、第１圧縮機１や第２圧縮機５ｂの吐出部に圧力センサーを設け、検出圧力が目標値となるように制御しても良い。

本実施の形態では、四方弁４を用いて冷房運転、暖房運転ともに膨張機を使用する例を示したが、冷房運転時のみ膨張機５ａを使用する構成としても良い。その場合、四方弁４の第２口４ｂと第３口４ｃ、第１口４ａと第４口４ｄがそれぞれ配管で接続されて四方弁４が不要となる。このとき、冷房運転時は膨張機５ａを用いて動力回収する冷媒回路を、暖房運転時は膨張機５ａのバイパス弁を用いて動力回収しない冷媒回路を構成する。

また、本実施の形態では、膨張機５ａの例として図７に示す構造を示したが、これに限るものではなく、膨張機５ａ前後の圧力差が所定値以上となる場合に膨張機５ａ内部の膨張機構出入口部をバイパスする配管中に設けられた圧力リリーフ弁が開放される構成としても良い。この場合、所定の圧力差以上では、リリーフ弁が開放状態となるため圧力差に応じた通過冷媒流量が膨張要素をバイパスされ、膨張機５ａの外部に設けた電子膨張弁は不要となる。

以上より、第２圧縮機５ｂと第１圧縮機１とが直列に接続され、第２熱源側熱交換器３ｂが冷却運転時に第１圧縮機１と第２圧縮機５ｂの間に配置されるとともに、運転モードに関わらず第１熱源側熱交換器１および第２熱源側熱交換器５ｂを利用した運転を行う冷凍サイクル装置が得られる。

室外熱交換器の全伝熱面積に対する第２室外熱交換器の伝熱面積比を０．３〜０．５、膨張機容積と膨張機５ａで駆動する第２圧縮機５ｂの容積の比（膨張圧縮容積比）を１．８〜２．３に設定することで、膨張機を効率良く活用して高い性能が得られる冷凍サイクル装置を提供することができる。特に、膨張機と第２圧縮機がともにスクロール型の構造である場合、膨張圧縮容積比が高くなると、第２圧縮機側のスラスト荷重を減らすために第２圧縮機側渦巻きの歯高を極端に高くするという構造面の課題も発生するので、膨張圧縮容積比を２．３未満に抑えることは信頼性を向上させる。また、予膨張弁の入口温度や膨張機で駆動する第２圧縮機の吐出温度を検知し、それらの検知値に基づいて予膨張弁とバイパス弁の開度を制御することで、膨張機を通過する通過冷媒流量と回収動力を調整し、膨張機を効率良く使用することができる。

実施の形態２

以下、本発明の実施の形態２による冷凍サイクル装置について説明する。図１０は、本発明の実施形態２に係る冷凍サイクル装置を示す模式図であり、実施の形態１と異なるのは、室内ユニット毎に冷房運転と暖房運転が選択できる点と、室外熱交換器が３つに分割されている点である。図１０において、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、第１室外熱交換器３ａ、第２室外熱交換器３ｂ、第３室外熱交換器３ｃを内蔵する室外ユニット１００、室内熱交換器９ａ、９ｂ、９ｃを内蔵する室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃ、冷媒の分岐状態を制御する分岐ユニット３００、室外ユニット１００と分岐ユニット３００とを接続する高圧管６３および低圧管６４とにより構成されている。このサイクル内部には冷媒として例えば臨界温度（約３１℃）以上で超臨界状態となる二酸化炭素が封入されている。

室外に配置された室外ユニット１００内には、冷媒ガスを圧縮するための第１圧縮機１、運転モードに応じて冷媒が流れる方向を切換える第１冷媒流路切換え手段である四方弁２、運転モードに応じて凝縮器または蒸発器となる第１室外熱交換器３ａ、第２室外熱交換器３ｂ、第２室外熱交換器３ｃ、膨張機５ａと第２圧縮機５ｂが一体に構成された膨張機ユニット５、外気を強制的に各室外熱交換器３ａ、３ｂ、３ｃの外表面に送風するための図示しない送風機が収納されている。膨張機ユニット５の内部には、膨張機５ａと第２圧縮機５ｂがそれぞれ配置されており、それらは同軸で連結されている。第２圧縮機５ｂにはバイパス回路が設けられ、バイパス回路中に開閉弁として逆止弁であるバイパス弁５３が設けられている。膨張機５ａと第２圧縮機５ｂの流量と動力を一致させるため、膨張機５ａには直列に開度変更可能な開閉手段である電子膨張弁である開閉弁６（以下、予膨張弁とも呼ぶ）、並列に電子膨張弁である開閉弁７（以下、バイパス弁とも呼ぶ）が設けられている。また、高圧管６３と低圧管６４に冷媒を同一方向に流すため、開閉弁として例えば逆止弁９０、９１、９２を設けており、冷房運転と暖房運転を切換えるために、開閉弁として例えば逆止弁９４、電磁弁２９を設けている。また、第１室外熱交換器３ａ、第２室外熱交換器３ｂ、第３室外熱交換器３ａへの冷媒流通を制御するために、開閉弁として例えば電磁弁２６、２７、２８が設けられ、冷房運転時および暖房運転時の逆流防止用に逆止弁９３、９６、９７が設けられている。

分岐ユニット３００内には、減圧装置である電子膨張弁２０、２１、開閉弁である電磁弁３０〜３５が収納されている。

室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃには、負荷側熱交換器である室内熱交換器９ａ、９ｂ、９ｃ、各室内熱交換器への冷媒分配を調節する開度変更可能な減圧手段である電子膨張弁８ａ、８ｂ、８ｃ、室内空気を強制的に各室内熱交換器の外表面に送風するための図示しない送風機およびそれらを接続するための配管が内蔵されている。室内熱交換器９ａ、９ｂ、９ｃの一端は直接分岐ユニット３００と接続され、他端は電子膨張弁８ａ、８ｂ、８ｃを介して分岐ユニット３００に接続されている。なお、本実施の形態では、室内ユニットを３台としているが、２台あるいは４台以上としても良いことは言うまでもない。

上記のように構成された冷凍サイクル装置について運転動作を説明する。本実施の形態における冷凍サイクル装置は、全冷房運転、全暖房運転、冷房主体運転、暖房主体運転の４つの運転モードを有している。まず、膨張機ユニット５を利用して動力回収を行う全冷房運転の場合について図１０に基づいて説明する。全冷房運転では、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２ａと第４口２ｄが連通し、第３口２ｃと第２口２ｂが連通するように設定される（図１０中実線）。室内ユニット内の電子膨張弁８ａ、８ｂ、８ｃは全開される。電子膨張弁２０は全開、２１は全閉とする。必要な減圧機能は膨張機５ａで実現するが、どの室内熱交換器９ａ、９ｂ、９ｃの出口部にも適切な過熱度（例えば、５〜１０℃）が得られない場合、予膨張弁６を閉方向に制御して必要な減圧量を得る。

全冷房運転では、室外ユニット１００内の電磁弁２６、２７、２８の開閉により第１圧縮機１、第２圧縮機５ｂそれぞれの吐出冷媒の放熱量を調整することができるが、本実施の形態では、電磁弁２７、２８が開放され、電磁弁２６が閉止される場合について説明する。また、電磁弁２９は閉止される。分岐ユニット３００内の電子膨張弁２０は全開、２１は全閉に、電磁弁３０、３２、３４は開状態、電磁弁３１、３３、３５は閉状態に設定される。このとき、第１圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２の第３口２ｃから第２口２ｂを通って、電磁弁２９が閉止されているので、逆止弁９４に流れる。逆止弁９４を通過した冷媒は、逆止弁９７が第２圧縮機５ｂによる圧力差で閉止されるので、電磁弁２７、２８を通過し、第２室外熱交換器３ｂ、第３室外熱交換器３ｃを並列に流れて放熱し、熱交換器出口部で合流する。合流した冷媒は、逆止弁９６が第２圧縮機の圧力差により閉止されているので、膨張機５ａの回収動力で駆動する第２圧縮機５ｂに流入する。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に設けられたバイパス弁５３は、圧力差がない起動時には開放されるが、膨張機５ａの回収動力により第２圧縮機５ｂが駆動すると、圧力差により閉止される。

第２圧縮機５ｂから吐出された冷媒は、逆止弁９３を通過し、第１室外熱交換器３ａで被加熱媒体である空気に放熱し、電磁弁２９が閉止しているため予膨張弁６とバイパス弁７へ分配される。予膨張弁６で膨張機５ａの入口密度を調節された冷媒は、膨張機５ａで減圧されてバイパス弁７で減圧された冷媒と合流し、逆止弁９２が閉止されるため、高圧管６３を通過する。このとき、膨張機５ａのバイパス弁７は、第２圧縮機５ｂを通過する冷媒流量、回収動力が釣合うように制御される。その後、冷媒は分岐ユニット３００に流入し、電子膨張弁２０を通って室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃ内の電子膨張弁８ａ、８ｂ、８ｃで各熱交換器への分配流量比が調整され、室内熱交換器９ａ、９ｂ、９ｃで空調対象空間の熱負荷を処理した後、電磁弁３０、３２、３４を通って、低圧管６４に流入し、逆止弁９０、四方弁２の第４口４ｄから第１口４ａを経て第１圧縮機１に流入する。このように、本実施の形態では、全冷房運転時には膨張機５ａによる動力回収を行い、第２圧縮機５ｂを用いた二段圧縮サイクルで動作する。

つぎに、全暖房運転について図１０に基づいて説明する。本実施の形態における全暖房運転では、膨張機５ａを使用しないので、予膨張弁６、バイパス弁７は閉止する。また、室外ユニット１００内の電磁弁２６、２７、２８の開閉操作により蒸発器として動作する室外熱交換器３ａ、３ｂ、３ｃの個数を調整することができるが、本実施の形態では、電磁弁２７、２８が開放され、電磁弁２６が閉止される場合について説明する。このとき、電磁弁２９は開放される。また、分岐ユニット３００内の電子膨張弁２０は全閉、２１は全開に、電磁弁３１、３３、３５は開状態、電磁弁３０、３２、３４は閉状態に設定される。

本実施の形態における全暖房運転では、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２ａと第２口２ｂが連通し、第３口２ｃと第４口２ｄが連通するように設定される。この場合、減圧機能は室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃ内の電子膨張弁８ａ、８ｂ、８ｃで実現される。

このとき、第１圧縮機１で圧縮され高温高圧の超臨界状態となった冷媒は、四方弁２の第３口２ｃから第４口２ｄを経て、逆止弁９０が閉止されるために、逆止弁９２を通過し、高圧管６３を経て分岐ユニット３００に流入する。分岐ユニット３００に流入した冷媒は、電子膨張弁２０が閉止しているため電磁弁３１、３３、３５を通過し、室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃに流入する。各室内ユニットに流入した高温高圧の冷媒は、室内熱交換器９ａ、９ｂ、９ｃに流入し、図示しない室内空気に放熱して室内を暖房すると共に自らは温度が低下する。この中温高圧の冷媒は、電子膨張弁８ａ、８ｂ、８ｃで減圧され、電子膨張弁２１を経て、低圧管６４に流入する。低圧管６４を通過した冷媒は、逆止弁９１を通過し、電磁弁２７、２８、逆止弁９７に流入する。電磁弁２７、２８、逆止弁９７に流入した冷媒は、逆止弁９３が室外熱交換器内の圧力差で閉止されているので、第１〜第３の室外熱交換器３ａ、３ｂ、３ｃを並列に流れそれぞれ蒸発する。第２室外熱交換器３ｂおよび第３室外熱交換器３ｃで蒸発した冷媒は、熱交換器出口部で合流し、逆止弁９６を通過して第１室外熱交換器３ａを流出した冷媒と合流し、電磁弁２９へ流入する。電磁弁２９を通過した冷媒は、逆止弁９４が室外熱交換器内の圧力差で閉止されているので、四方弁２の第２口４ｂ、第１口２ａを経て第１圧縮機１の吸入側へ戻る。

つぎに、冷房主体運転では、暖房運転が要求される室内ユニットに高温・高圧ガスを供給する必要があるため、膨張機５ａによる減圧は行わない。すなわち、この場合には、四方弁２の接続状態は冷房運転の場合と同様とし、膨張機５ａのバイパス弁７を全開として運転を行う。本実施の形態では、室内ユニット２００ａに暖房運転が要求され、他の２つの室内ユニット２００ｂ、２００ｃでは冷房運転が要求される場合について説明する。また、電磁弁２７が開放され、電磁弁２６、２８、２９が閉止される冷房主体運転について説明する。このとき、分岐ユニット３００内の電子膨張弁２０、２１は閉止され、電磁弁３０、３３、３５は閉状態、電磁弁３１、３２、３４は開状態に設定される。第１圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２の第３口２ｃから第２口２ｂを通って、電磁弁２９が閉止されているので、逆止弁９４に流れる。逆止弁９４を通過した冷媒は、電磁弁２８が閉止されているので、電磁弁２７、逆止弁９７を通過し、逆止弁９７を通過した冷媒はさらに電磁弁２６、逆止弁９３が閉止されているので、第１室外熱交換器３ａに流入し放熱する。一方、第２室内熱交換器３ｂで放熱した冷媒は、逆止弁９６を通って第１室外熱交換器３ａで放熱した冷媒と合流し、電磁弁２９および予膨張弁６が閉止しているため、全開されたバイパス弁７を通過し、高圧管６３に流入する。

その後、冷媒は分岐ユニット３００に流入し、暖房運転の要求される室内ユニット２００ａには電子膨張弁２０入口部で分岐された冷媒が、冷房運転の要求される室内ユニット２００ｂ、２００ｃには他の冷媒が供給される。暖房運転の要求される室内ユニット２００ａには電磁弁３１を通過した冷媒が流入し、室内熱交換器９ａで放熱して電子膨張弁８ａで中間圧力まで減圧される。冷房運転の要求される室内ユニット２００ｂ、２００ｃには電子膨張弁８ａを通過した冷媒が供給される。その後、電子膨張弁８ｂ、８ｃで各熱交換器への分配流量比が調整され、室内熱交換器９ｂ、９ｃで空調対象空間の熱負荷を処理した後、電磁弁３２、３４を通って、低圧管６４に流入し、逆止弁９０、四方弁２の第４口４ｄから第１口４ａを経て第１圧縮機１に流入する。

このように、本実施の形態では、冷房主体運転時には膨張機５ａによる動力回収を行わない。

つぎに、暖房主体運転では、暖房運転が要求される室内ユニットに高温・高圧ガスを供給する必要があるため、膨張機５ａによる減圧は行わず、予膨張弁６、バイパス弁７を閉止する。暖房主体運転における四方弁２の接続状態は、暖房運転時と同様である。本実施の形態では、室内ユニット２００ａでは冷房運転が要求され、他の２つの室内ユニット２００ｂ、２００ｃでは暖房運転が要求される場合について説明する。また、電磁弁２７、２９が開放され、電磁弁２６、２８が閉止される暖房主体運転について説明する。このとき、分岐ユニット３００内の電子膨張弁２１は、適切な前後差圧が得られる開度に、電磁弁３０、３３、３５は開状態、電磁弁３１、３２、３４および電子膨張弁２０は閉状態に設定される。第１圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２の第３口２ｃから第４口２ｄを通って、逆止弁９０が閉止されているので、逆止弁９２に流れる。逆止弁９２を通過した冷媒は、予膨張弁６、バイパス弁７が閉止しているので、高圧管６３に流入する。

その後、冷媒は分岐ユニット３００に流入し、暖房運転の要求される室内ユニット２００ｂ、２００ｃには電子膨張弁２０入口部で分岐された冷媒が、冷房運転の要求される室内ユニット２００ａには他の冷媒が供給される。暖房運転の要求される室内ユニット２００ｂ、２００ｃには電磁弁３３、３５を通過した冷媒が流入し、室内熱交換器９ｂ、９ｃで放熱して電子膨張弁８ｂ、８ｃで中間圧力まで減圧される。一方、冷房運転の要求される室内ユニット２００ａには、電子膨張弁８ｂ、８ｃを通過した冷媒の一部が供給される。他の冷媒は電子膨張弁２１を通過して低圧管６４に流入する。電子膨張弁８ａを通過した冷媒は、室内熱交換器９ａで空調対象空間の熱負荷を処理した後、電磁弁３０を通って、電子膨張弁２１を流出した気液二相冷媒と合流する。

低圧管６４を通過した冷媒は、逆止弁９１を通過し、逆止弁９７および電磁弁２７に流入する。逆止弁９７を通過した冷媒はさらに電磁弁２６、逆止弁９３が閉止されているので、第１室外熱交換器３ａに流入して蒸発する。第２室内熱交換器３ｂで蒸発した冷媒は、逆止弁９６を通って第１室外熱交換器３ａで蒸発した冷媒と合流し、予膨張弁６およびバイパス弁７が閉止しているので、電磁弁２９を通過し、四方弁２の第２口４ｂから第１口４ａを経て第１圧縮機１に流入する。

このように、本実施の形態では、暖房主体運転時にも膨張機５ａによる動力回収を行わない。

本実施の形態では、膨張機を利用する全冷房運転では、環境条件に応じて、第２圧縮機５ｂの吸入側に配置される室外熱交換器の伝熱面積を制御し、効率の高い運転を実現する。例えば、実施の形態１の図８に示したように、外気温度が上昇すると、放熱器出口温度が上昇し、膨張動力が増加するため予膨張弁である開閉弁６あるいはバイパス弁である開閉弁７を開放する方向（回転数を減少させる方向）で運転され、逆に外気温度が低下すると、放熱器出口温度が低下し、膨張動力が減少するため開閉弁６あるいは開閉弁７を閉止する方向（回転数を増加させる方向）で運転される。

そこで、本実施の形態では、図８の関係を利用して外気温度が低下する場合、第２圧縮機５ｂ吸入側の室外熱交換器の伝熱面積（室外熱交換器の利用台数）を電磁弁の開閉操作により減少させ、予膨張弁である開閉弁７での回収動力の損失を低減することができる。一方、外気温度が上昇する場合、第２圧縮機５ｂ吸入側の室外熱交換器の伝熱面積（室外熱交換器の利用台数）を増加させ、バイパス弁７での回収動力の損失を低減することができる。この制御は外気温度が変化した場合だけでなく、室内温度や空調負荷が変化した場合にも同様の制御思想を適用することができる。

以上より、外気温度、室内温度、空調負荷といった環境条件に応じて、第２圧縮機５ｂ吸入側の室外熱交換器の伝熱面積（室外熱交換器の利用台数）を増減させることで膨張機５ａでの回収動力損失を最小限に抑え、冷凍サイクル装置を高効率で運転することができる。

なお、膨張機５ａの入口部に設けた予膨張弁６とバイパス弁７を用いた通過冷媒流量および回収動力の制御方法は実施の形態１と同様であるため、詳細な説明を省略する。

以上より、冷房運転と暖房運転を同時に行うことができる冷凍サイクル装置において、全冷房運転モードのみで膨張機による動力回収運転を行うとともに、外気温度、室内温度、空調負荷という環境条件に応じて第２圧縮機５ｂ吸入側の室外熱交換器の伝熱面積を増減させることで膨張機５ａでの回収動力の損失を最小限に抑え、冷凍サイクル装置を高効率で運転することができる。なお、本実施の形態では、第２圧縮機５ｂの吸入側の伝熱面積を変化させる構成を示したが、第２圧縮機１の吐出側の伝熱面積を変化させ、膨張機５ａの入口密度を変化させる構成としても良い。また、伝熱面積を増減させる例を示したが、室外熱交換器への送風量を増減させるようにしても良い。

実施の形態３

以下、図１１〜図１６に示す本発明の実施の形態３による冷凍サイクル装置について説明する。実施の形態３が実施の形態１と異なるのは、膨張機ユニット内に第２圧縮吐出圧空間を設け、バイパス回路の出口側を第２圧縮吐出圧空間に接続する点である。この構造により、バイパス回路を流れる流体が常に第２圧縮吐出圧空間を経由して冷媒回路に流れる。

図１１は、本発明の実施形態３に係る冷凍サイクル装置の模式図、図１２は、本発明の実施形態３に係る膨張機ユニットの詳細構造である。図において、同一の符号を付したものは、同一またはこれに相当するものであり、このことは、明細書の全文において共通することである。

本実施の形態に係る冷凍サイクル装置において、室外に配置された室外ユニット１００内には、冷媒ガスを圧縮するための第１圧縮機１、室内ユニット２００ａ、２００ｂの運転モードに応じて冷媒が流れる方向を切換える冷媒流路切換え手段である四方弁２および四方弁４、運転モードに応じて放熱器または蒸発器となる第１室外熱交換器３ａおよび第２室外熱交換器３ｂ、外気を強制的に第１室外熱交換器３ａ、第２室外熱交換器３ｂの外表面に送風するための図示しない送風機が収納されている。

膨張機ユニット５０の内部には、膨張機５ａと第２圧縮機５ｂがそれぞれ配置されており、それらは同軸で連結されている。第２圧縮機５ｂには、外部配管からなるバイパス回路とバイパス回路中に開閉弁として逆止弁であるバイパス弁５３が設けられ、バイパス回路の出口端は膨張機ユニット５０に接続されている。なお、冷媒サイクルを構成するその他の機器および制御方法は実施の形態１と同様であるため、詳細な説明を省略する。

図１２は、図１１の冷凍サイクル装置内の膨張機ユニット５０の構成を示し、膨張機５ａ、第２圧縮機５ｂともにスクロール構造を採用したものである。膨張機ユニット５０の密閉容器３１０内の下方には、膨張機５aが設置されており、膨張機５aの上方には、第２圧縮機５ｂが設置されている。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とから構成され、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から構成されている。これらのスクロールの中心部には軸３０８が貫通しており、軸３０８の両端部にはバランスウェイト３０９ａ、３０９ｂが設けられ、軸３０８は膨張機構側軸受け部３５１ｂ、第２圧縮機構側軸受け部３６１ｂで支持されている。また、揺動スクロールの膨張機構側渦巻３５２と第２圧縮機構側渦巻３６２とは、背面合わせ構造または台板を共有して一体型に構成されている。揺動スクロール中央部には揺動スクロールを偏心駆動するクランク部３０８ｂが設けられ、第２圧縮機構側には揺動スクロールの自転を規正するオルダムリング３０７が設けられている。

軸３０８の下端には、給油ポンプ３０６が装着され、軸８内には給油孔３０８ｃが空けられている。固定スクロール３５１と固定スクロール３６１の外周部には、固定スクロール３６１の上部空間３７０から、揺動スクロール運動空間３７１を経由しない油戻し孔３１７が設けられ、固定スクロール３５１の下部空間３７２には潤滑油３１８が貯留されている。

潤滑油３１８が貯留される密閉容器３１０底部には、第１圧縮機１と下部空間３７２の適正油面高さより高い位置あるいは密閉容器３１０の底面を連通させる油配管３８０が設けられている。

膨張機構５の外周であって密閉容器３１０の側面には、冷媒を吸入する膨張吸入管３１３および膨張した冷媒を吐出する膨張吐出管３１５が設置されている。一方、第２圧縮機５ｂの上方であって密閉容器３１０の上面には、冷媒を吸入する第２圧縮吸入管３１２が設けられている。第２圧縮機５ｂの固定スクロール３６１より上方であって密閉容器３１０内の側面には、バイパス弁５３に接続するバイパス管３１６と、圧縮した冷媒を吐出する第２圧縮吐出管３１４が設置されている。

膨張機５aにおいては、固定スクロール３５１の台板３５１aには、冷媒を吸入するための膨張吸入ポート３５１ｄが開けられており、膨張吸入管３１３に連結している。固定スクロール３５１の渦巻３５１ｓと揺動スクロールの膨張機構側渦巻３５２のそれぞれの先端には、固定スクロール３５１の渦巻３５１ｓと揺動スクロールの膨張機構側渦巻３５２とで形成される第２圧縮室３５３を仕切るチップシール３５４が装着されている。

第２圧縮機５ｂにおいては、固定スクロール３６１の台板３６１aには、冷媒を吸入するための第２圧縮吸入ポート３６１ｄと冷媒を吐出するための第２圧縮吐出ポート３６１eが空けられており、第２圧縮吸入ポート３６１dは、第２圧縮吸入管３１２に連結している。固定スクロール３６１の渦巻３６１ｓと揺動スクロールの第２圧縮機構側渦巻３６２のそれぞれの先端には、固定スクロール３６１の渦巻３６１ｓと揺動スクロールの第２圧縮機構側渦巻３５２とで形成される第２圧縮室３６３を仕切るチップシール３６４が装着されている。また、揺動スクロールに対向する面であって固定スクロール３６１の渦巻３６１ｓ外周には、揺動スクロールと固定スクロール３６１とをシールする外周シール３６５が設けられている。

図１３は、この発明の実施の形態３による第２圧縮機５ｂを示す平面図であり、揺動スクロールの第２圧縮機構側渦巻３６２と固定スクロール３６１とを組み合わせた図である。第２圧縮吸入ポート３６１ｄは、揺動スクロールの第２圧縮機構側の渦巻外端部と干渉しない位置に開けられており、第２圧縮室３６３の最外周壁と固定スクロール３６１に設けた外周シール３６５とで囲まれた空間が第２圧縮機５ｂの吸入圧空間３７４となっている。

つぎに、膨張機ユニット５０の動作について説明する。図１４は、この発明の実施の形態３による第２圧縮機の冷媒ガスと油の流れを示す図である。

固定スクロール３５１と揺動スクロールの膨張機構側渦巻３５２とで形成される膨張室３５３内で、膨張吸入管３１３から吸入した高圧の冷媒が膨張することによって動力が発生する。膨張室３５３内で膨張減圧した冷媒は、揺動スクロール運動空間３７１を経由して膨張吐出管３１５から密閉容器３１０外へ吐出される。

膨張機５ａで発生した動力によって、第２圧縮機５ｂの固定スクロール３６１と揺動スクロールの第２圧縮機構側渦巻３６２とで形成される第２圧縮室３６３内で、第２圧縮吸入管３１２から吸入した冷媒が圧縮昇圧される。第２圧縮室３６３内で圧縮昇圧された冷媒は、一旦密閉容器３１０内の上部空間３７０に吐出された後、第２圧縮吐出管３１４を通って密閉容器３１０外へ吐出される。このとき、揺動スクロール運動空間３７１と第２圧縮機５ｂの外周部は、外周シール３６５によってシールされおり、揺動スクロール運動空間３７１内は膨張後圧力となり、下部空間３７２は、揺動スクロール運動空間３７１を経由しない油戻し孔３１７を通じて上部空間３７０と同じ第２圧縮機の圧縮後圧力となっている。密閉容器３１０の外部に設けられたバイパス弁５３は、第２圧縮機５ｂの高低圧差により、閉止されている。

つぎに、第２圧縮機において、冷媒ガスとともに循環する油の動作について説明する。第１圧縮機１から冷媒ガスとともに第２圧縮機５ｂに吸い込まれた油は、第２圧縮吐出ポート３６１ｅから吐出弁３３０を経て、上部空間３７０に流入する。上部空間３７０に流入した油は、上部空間３７０内で気液分離され、固定スクロール３６１上面に溜まった後、油戻し孔３１７を経由して下部空間３７２の油貯留部へ戻される。さらに、下部空間３７２に貯留される過剰な油３１８は、密閉容器３１０底部に設けた油配管３８０を経由して、第１圧縮機１と下部空間３７２との差圧で第１圧縮機１内に戻され、油面が適正な位置に保持される。以上が、第２圧縮機５ｂ内で高低圧力差が生じている時の動作である。

つぎに、第２圧縮機５ｂで高低圧力差がない時（起動時や冷房運転でのみ膨張機を使用する冷凍システムの暖房運転時や回転数が低い運転時など）の動作について説明する。図１５は、第２圧縮機５ｂで高低圧力差が生じない時のこの発明の実施の形態３による第２圧縮機の冷媒ガスと油の流れを示す図の一例である。このときは、回転数が低くて、第２圧縮機５ｂの吸入流量が第１圧縮機５ａの吐出流量を下回り、第２圧縮機５ｂの吸入圧力が圧縮後圧力より上昇して、バイパス弁５３が開放状態となる。第１圧縮機１から吐出された冷媒ガスは、第２圧縮吸入管３１２から吸い込まれ第２圧縮室３６３を経由して上部空間３７０に吐出される経路と、バイパス弁５３およびバイパス管３１６を経て上部空間３７０に至る経路に分かれて上部空間３７０に流入する。その後、第２圧縮吐出管３１４を通って密閉容器３１０外へ吐出される。冷媒ガスとともに循環する油についても、冷媒ガスと同様、二経路に分かれて、上部空間３７０に流入する。冷媒ガスとともに流入した油は、上部空間３７０内で気液分離され、固定スクロール３６１上面に溜まったのち、油戻し孔３１７を経由して下部空間３７２の油貯留部へ戻される。

図１６は、第２圧縮機５ｂで高低圧力差が生じない時のこの発明の実施の形態３による第２圧縮機の冷媒ガスと油の流れを示す図の別の例である。このときは、第２圧縮機５ｂが回転せずに、冷凍サイクル装置を流れる全量の冷媒ガスと循環する油がバイパス管３１４を流れ、上部空間３７０に流入する。その後冷媒ガスは、第２圧縮吐出管３１４を経て密閉容器３１０外へ吐出される。一方、冷媒ガスとともに流入した油は、上部空間３７０内で気液分離され、固定スクロール３６１上面に溜まったのち、油戻し孔３１７を経由して下部空間３７２の油貯留部へ戻される。

すなわち、本実施の形態では、バイパス弁５３により過剰な流量分のバイパスが自動的に行われるとともに、冷凍サイクル装置を流れる全量の冷媒ガスと循環する油が、常に第２圧縮機５ｂの上部空間３７０を通過し、上部空間３７０内で気液分離される。

つぎに、膨張機ユニット５０内の給油機構について説明する。膨張機５aの膨張動力によって軸３０８が回転すると、給油ポンプ３０６によって、下部空間３７２に貯留される潤滑油３１８が、給油孔３０８ｃを経由して各軸受け部３６１ｂ、３５２ｂとクランク部３０８ｂへ供給される。また、各軸受け部３６１ｂ、３５２ｂとクランク部３０８ｂへ供給された潤滑油３１８の上部空間３７０への漏洩量は、油戻し孔３１７を経由して下部空間３７２の油貯留部へ戻される。

揺動スクロールに作用するスラスト荷重については、本実施の形態においても揺動スクロール運動空間は膨張後圧力となっており、実施の形態１と同様である。

上記の構成により、膨張機ユニット５０内で分離された油が、第１圧縮機１と膨張機ユニット５０の間で冷凍サイクルの回路を経由せずに、直接第１圧縮機１に移動するので、膨張機ユニット５０が第１圧縮機１の油分離器として機能し、冷媒中に油が混在することによる熱交換性能の低下を抑制できる効果がある。

さらに、膨張機ユニット５０の油分離機能と油配管３８０による油面調整機能により、常に適正な油量が下部空間３７２に保持され、軸受部に安定した給油が行なわれるとともに、過剰な油による攪拌ロスの発生も防止できるので、起動性を向上できる効果がある。

実施の形態４

以下、図１７〜図１９に示すこの発明の実施の形態４による冷凍サイクル装置について説明する。先に図１〜図９に示す冷凍サイクル装置に関連して説明した通り、熱交換器の段方向の風速分布が均一の時は、第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比を０．３〜０．５、かつ膨圧容積比を１．８〜２．３に設定することで、ＣＯＰ向上比は最大となるが、ファンが熱交換器よりも上部に設置されている時は、熱交換器の段方向に風速分布が生じるため、第１室外熱交換器３ａおよび第２室外熱交換器３ｂのそれぞれでの伝熱性能が変化し、風速分布が均一な場合と同一能力となる伝熱面積の比は異なったものとなる。そこで、実際に熱交換器を作成する場合は熱交換器の段方向の風速分布を考慮しなければならない。

ここで、熱交換器の段方向の風速分布が図１７のようになっているものとする。これは、図１８に示すように、Ｃ部のファンを熱交換器よりも上部へ設置した場合であり、熱交換器の高い位置にあるＡ部は第２室外熱交換器とし、低い位置にあるＢ部は第１室外熱交換器として利用する構成とし、熱交換器の段方向の風速分布を考慮すると、図１９に示すようにＡ部の伝熱面積比が０．３３近辺でＣＯＰ向上比は極大値を示す。そして、ＣＯＰ向上比の極大値よりも−４％のＣＯＰ向上比まで膨張機搭載回路が有効に活用できるものとすると、Ａ部の伝熱面積比を０．１３〜０．４５の範囲とするのがよい。ここで、図１７からわかるように、ファンを熱交換器よりも上部へ設置する場合は、熱交換器の風速は高い位置へ向かうほど大きくなるため、風速分布一定の場合に比べ、伝熱面積比は小さくなる。さらに、図１８に示すように、熱交換器を一体もしくは列方向にフィンを共有しないように分割することで、熱交換器の設置スペースを小さくすることが可能であり、Ａ部を熱交換器の高い位置に設置することで、Ａ部の伝熱面積を小さくして設置でき、第２室外熱交換器と第２室外熱交換器を独立させて使用する場合と比較して、熱交換器のコスト削減が図れる。

実施の形態５

つぎに、図２０に示すように、Ｃ部のファンを熱交換器よりも上部へ設置し、第２室外熱交換器Ａ部を第１室外熱交換器Ｂ部よりも低い位置に設定する場合を考える。この時の伝熱面積比に対するＣＯＰ向上比の関係は図２１のようになり、Ａ部の伝熱面積比が０．５０近辺でＣＯＰ向上比は極大値をとる。そして、ＣＯＰ向上比の極大値よりも−４％のＣＯＰ向上比まで、膨張機搭載回路が有効に活用できるものとすると、Ａ部の伝熱面積比を０．３２〜０．６０の範囲とするのがよい。このように熱交換器の低い位置にあるＡ部を第２室外熱交換器として利用すると、Ａ部のパス数を増加させることが可能であり、Ａ部内における圧力損失を低減させることができる。さらに、図２０に示すように、熱交換器を一体もしくは列方向にフィンを共有しないように分割することで、第２室外熱交換器と第１室外熱交換器を独立させて使用する場合と比較して、熱交換器の設置スペースを小さくすることが可能であり、熱交換器のコスト削減が図れる。

実施の形態６

さらに図２２に示すように、Ｃ部のファンを熱交換器よりも上部へ設置する場合に、室外熱交換器が列方向に分割され、Ａ部の第２室外熱交換器をＢ部の第１室外熱交換器よりも風下側に配置された構成としても良い。このようにＡ部の第２室外熱交換器を風下側に配置することにより、Ａ部の第２室外熱交換器では高温の冷媒と空気、Ｂ部の第１室外熱交換器では低温の冷媒と空気が熱交換を行う対向流となり、熱交換器の性能向上が図れる。

また、本実施の形態では、冷房運転時の性能だけで室外熱交換器の全伝熱面積に対する第２室外熱交換器の伝熱面積の比を決める構成とした。ところで、室外熱交換器が暖房運転時に蒸発器として利用される場合には吸込み空気と冷媒温度相当飽和湿り空気とのエンタルピ差（蒸発器では熱交換器が湿り状態となるため、熱交換の駆動温度差がエンタルピ差となる）が小さく、伝熱面積比が性能に及ぼす影響が小さくなるので、冷房運転時の性能のみで上記の伝熱面積比を決めることができる。

また、本実施の形態では、暖房運転時においても、第１および第２室外熱交換器を使用する構成とした。第１および第２室外熱交換器を配管で分岐させて使用することにより、それぞれの熱交換器へ冷媒が流入するときの圧力損失を低減することができ、熱交換器へ流入する冷媒量を分岐管の長さおよび径にて調整できる。

以上より、ファンを熱交換器よりも上部へ設置し、熱交換器の段方向の風速分布を考慮する場合において、第２室外熱交換器を第１室外熱交換器よりも高い位置に配置し、高い位置へ第１及び第２室外熱交換器の合計伝熱面積の比に対する第２室外熱交換器の伝熱面積の比を０．１３〜０．４５とし、第２室外熱交換器を第１室外熱交換器よりも低い位置に配置する場合は、低い位置へ第１及び第２室外熱交換器の合計伝熱面積の比に対する第２室外熱交換器の伝熱面積の比を０．３２〜０．６０とし、室外熱交換器を列方向に分割する場合は、第２室外熱交換器を風下側に配置する。

実施の形態７

熱交換器の断面形状はこれまで図示したようなＵ字状のものでなくとも、例えば、図２３に示すような直線状等の、その他の形状の熱交換器を用いてもよい。また、Ｃ部のファンは熱交換器の上部でなくても、横に設置してもよい。このとき、白抜き矢印は風の流れであり、風下側のＡ部を第２室外熱交換器とし、Ｂ部を第１室外熱交換器とする。

これまで説明してきた実施の形態において、膨張機５ａと第２圧縮機５ｂの構造はスクロール型に限るものではなく、ロータリー型、スクリュー型、レシプロ型、スイング型、ターボ型等、どのような構造のものでもよく、同様の効果を奏するのは言うまでもない。

また、冷媒回路内の冷媒は二酸化炭素である場合を例に説明したが、その他の冷媒でもよい。超臨界状態となる冷媒としては、その他に二酸化炭素とジメチルエーテル、ハイドロフルオロエーテル等のエーテルから構成される混合冷媒等が使用できる。また、超臨界状態になる冷媒に限らず、通常の二相状態で熱交換を行う冷媒、すなわち、ＨＦＣ４１０Ａ、ＨＦＣ４０７Ｃ等の代替冷媒等の塩素を含まない冷媒や、Ｒ２２、Ｒ１３４ａ等の従来のフロン系の冷媒、あるいは炭化水素等の自然冷媒系の冷媒を用いてもよい。

Claims (22)

1. 少なくとも第１圧縮機、膨張機で回収した回収動力で駆動する第２圧縮機、冷媒流路切換え手段、１つ以上の負荷側熱交換器、第１熱源側熱交換器、第２熱源側熱交換器から構成され、前記冷媒流路切換え手段により冷却運転と加熱運転とが切換え可能な冷凍サイクル装置において、
   前記第２圧縮機と前記第１圧縮機とが直列に接続され、前記第２熱源側熱交換器が冷却運転時に第１圧縮機と第２圧縮機の間に配置されるとともに、運転モードに関わらず前記第１熱源側熱交換器および第２熱源側熱交換器を利用した運転を行うことを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記第１熱源側熱交換器の入口部と第２熱源側熱交換器の入口部との間、および前記第１熱源側熱交換器の出口部と第２熱源側熱交換器の出口部との間を、それぞれ開閉弁を備える配管で接続した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. 前記開閉弁は逆止弁であることを特徴とする請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 少なくとも第１圧縮機、膨張機で回収した回収動力で駆動する第２圧縮機、冷媒流路切換え手段、１つ以上の負荷側熱交換器、第１熱源側熱交換器、第２熱源側熱交換器から構成され、前記冷媒流路切換え手段により冷却運転と加熱運転とが切換え可能な冷凍サイクル装置において、
   前記第２圧縮機と前記第１圧縮機とが直列に接続され、前記第２熱源側熱交換器が冷房運転時に第１圧縮機と第２圧縮機の間に配置されるとともに、高圧側に配置される第１および第２熱源側熱交換器の合計伝熱面積に対する前記第２熱源側熱交換器の伝熱面積の割合である伝熱面積比を０．２〜０．６としたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
5. 少なくとも第１圧縮機、膨張機で回収した回収動力で駆動する第２圧縮機、第１熱源側熱交換器、第２熱源側熱交換器を内蔵する室外ユニットと、少なくとも負荷側熱交換器と開閉弁を内蔵する複数の室内ユニットとを配管で接続し、前記複数の室内ユニットが個別に冷却運転と加熱運転とを切換え可能な冷凍サイクル装置において、
   前記第２圧縮機と前記第１圧縮機が直列に接続され、前記第２熱源側熱交換器が冷却運転時に第１圧縮機と第２圧縮機の間に配置されるとともに、前記室内ユニットの運転モードに関わらず、前記第１熱源側熱交換器および第２熱源側熱交換器を利用して運転を行うことを特徴とする冷凍サイクル装置。
6. 前記冷媒回路は、全冷房運転、冷房主体運転、全暖房運転、暖房主体運転、の４つの運転モードを有し、全冷房運転時のみ膨張機による動力回収を行うことを特徴とする請求項５に記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記第２圧縮機をバイパスするバイパス流路を設け、バイパス流路中に開閉弁を設けたことを特徴とする請求項１〜６のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
8. 前記第２圧縮機において、第２圧縮機構を収納する容器と、前記容器に設けられた第２圧縮吸入管と、第２圧縮室に第２圧縮吐出弁を介して連通し、前記容器内の第２圧縮吐出圧空間に開口する第２圧縮吐出口と、前記容器に設けられ前記第２圧縮吐出圧空間に開口する第２圧縮吐出管と、前記容器の外部で第２圧縮吸入管に接続し、もう一端を前記容器に接続するバイパス管とを備え、前記バイパス管中に開閉弁を設けたことを特徴とする請求項１〜６のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
9. 前記膨張機および第２圧縮機がどちらもスクロール型の一体型構成であることを特徴とする請求項１〜８のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
10. 前記膨張機の排除容積と前記第２圧縮機の排除容積の容積比が１．５〜２．５であることを特徴とする請求項１〜９のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
11. 前記膨張機の入口部に設けられる開度変更可能な開閉弁と、前記膨張機をバイパスする開度変更可能な開閉弁とを設け、前記２つの開閉弁を制御し、前記第２圧縮機の出口から前記膨張機の入口に至る温度あるいは圧力を制御することを特徴とする請求項１〜１０のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
12. 前記温度あるいは圧力の検出値に基づいて演算される演算値が目標値となるように前記２つの開閉弁を制御することを特徴とする請求項１１に記載の冷凍サイクル装置。
13. 前記第１熱源側熱交換器、前記第２熱源側熱交換器のうち少なくとも一方が複数個の熱交換器から構成されていることを特徴とする請求項１〜１２のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
14. 前記第１熱源側熱交換器または前記第２熱源側熱交換器の伝熱面積、被加熱媒体の供給流量のうち、少なくともどちらか一方を環境条件に応じて制御することを特徴とする請求項１３に記載の冷凍サイクル装置。
15. 前記環境条件とは、外気温度、空調負荷、室内温度の少なくともいずれか１つであることを特徴とする請求項１４に記載の冷凍サイクル装置。
16. 冷媒として二酸化炭素を用いることを特徴とする請求項１〜１５のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
17. 第１圧縮機、膨張機で回収した回収動力で駆動する第２圧縮機、冷媒流路切換え手段、１つ以上の負荷側熱交換器、第１熱源側熱交換器、第２熱源側熱交換器から構成される冷凍サイクル装置において、前記第１圧縮機と前記第２圧縮機が冷媒流路に直列に接続され、前記第２熱源側熱交換器は冷房運転時に前記第１圧縮機と前記第２圧縮機の間の流路に配置され、冷房運転時に前記第１および前記第２熱源側熱交換器は一体もしくは列方向にフィンを共有しないように分割されており、前記第１および前記第２熱源側熱交換器の風速分布を考慮し、風速分布に応じ、前記第１および前記第２熱源側熱交換器の合計伝熱面積に対する前記第２熱源側熱交換器の伝熱面積の比を、ＣＯＰが極大となる点を含む範囲に設定することを特徴とする冷凍サイクル装置。
18. ファンを熱交換器よりも上部へ設置し、前記第２熱源側熱交換器を前記第１熱源側熱交換器よりも高い位置に配置し、前記伝熱面積の比を０．１３〜０．４５となるように構成することを特徴とする請求項１７に記載の冷凍サイクル装置。
19. ファンを熱交換器よりも上部へ設置し、前記第２熱源側熱交換器を前記第１熱源側熱交換器よりも低い位置に配置し、前記伝熱面積の比を０．３２〜０．６０となるように構成することを特徴とする請求項１７に記載の冷凍サイクル装置。
20. 第１圧縮機、膨張機で回収した回収動力で駆動する第２圧縮機、冷媒流路切換え手段、１つ以上の負荷側熱交換器、第１熱源側熱交換器、第２熱源側熱交換器から構成される冷凍サイクル装置において、前記第１圧縮機と前記第２圧縮機が冷媒流路に直列に接続され、前記第２熱源側熱交換器は冷房運転時に前記第１圧縮機と前記第２圧縮機の間の流路に配置され、冷房運転時に前記第１および前記第２熱源側熱交換器は一体もしくは列方向にフィンを共有しないように分割されており、ファンを熱交換器よりも上部または熱交換器の横に設置し、前記第２熱源側熱交換器を前記第１熱源側熱交換器よりも風下側に配置することを特徴とする冷凍サイクル装置。
21. 第１圧縮機、膨張機で回収した回収動力で駆動する第２圧縮機、第１熱源側熱交換器、第２熱源側熱交換器を内蔵する室外ユニットと、負荷側熱交換器と開閉弁を内蔵する複数の室内ユニットとを配管で接続し、前記複数の室内ユニットが個別に冷房運転と暖房運転とを切換え可能な冷凍サイクル装置において、前記第１圧縮機と前記第２圧縮機が冷媒流路に直列に接続され、冷房運転時に前記第２熱源側熱交換器を前記第１圧縮機と前記第２圧縮機の間の流路に配置し、前記室内ユニットの運転モードに関わらず、前記第１熱源側熱交換器および前記第２熱源側熱交換器を利用して運転を行うことを特徴とする冷凍サイクル装置。
22. 冷媒として、一般的に超臨界状態で使用される冷媒を用いることを特徴とする請求項１７〜２１のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。

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