JPWO2009130929A1 - 冷凍空気調和装置 - Google Patents

Abstract

さらに効率よく膨張機構において動力回収を行い、装置全体の高効率化、省エネルギ化等を図ることができる冷凍空調装置を提供する。冷媒を圧縮する主圧縮機４と、冷媒を冷却するガスクーラ８と、冷却に係る冷媒を減圧及び膨張し、膨張に係る動力を回収する膨張機構２及び膨張機構２が回収した動力で駆動し、主圧縮機４の圧縮に係る冷媒をさらに圧縮してガスクーラ８に送るサブ圧縮機構３を有する膨張機１と、膨張機構２の減圧に係る冷媒を加熱する蒸発器１０と、主圧縮機４とサブ圧縮機構３との間で、主圧縮機４が圧縮した冷媒を冷却する中間冷却器７と、膨張機構２とサブ圧縮機構３とのそれぞれの冷媒流入口における冷媒比容積の比が、膨張機構２とサブ圧縮機構３とのそれぞれの吸入容積の比となるように、中間冷却バイパス弁１２の開度を制御する制御手段３０とを備えるものである。

Description

本発明は、冷凍サイクルにおける膨張過程からの冷媒膨張に係る動力の回収を行なうことができる冷凍空気調和装置（冷凍サイクル装置。以下、冷凍空調装置という）に関するものである。

例えば、冷凍空気調和に用いられる冷凍サイクルにおける膨張（減圧）過程に係る動力（エネルギ。以下、動力という）を回収して高効率化を図るため、圧縮機構のほかに高差圧を受ける膨張機構を追加する冷凍空調装置がある。ここで、冷媒の圧縮による昇圧または膨張による減圧の過程を、容積型の流体機械で行なうと、圧縮または膨張に関わる部品に対し、入口（冷媒の流入側及び冷媒が流れる方向に対して上流側となる）／出口（冷媒の流出側及び冷媒が流れる方向に対して下流側となる）の差圧に起因する荷重が作用する。これを適切に支持または処理できないと、摺動損失を生じ、冷凍サイクルの高効率化にとって、また信頼性確保にとって問題となる。

殊に二酸化炭素（ＣＯ₂ ）を冷媒として用い、高低圧の差圧が非常に大きい冷凍サイクルでは、膨張機構における差圧に起因する損失が過大となり、回収した動力と同等レベルとなると、動力回収による効率改善効果が相殺されるという事態になりかねない。

例えば、モータ駆動の圧縮機の駆動軸に膨張機構を連繋させる同軸方式の構成とする一つの典型的な動力回収の形態がある。この場合、回収した動力と共に膨張機構部品の摺動損失が付加されるので、部品に作用する圧力をキャンセルする背圧を付加するなどの方法で摺動損失を抑制する工夫が必要である。

また、モータ駆動される圧縮機とは別のサブ圧縮機構を膨張機構の駆動軸に連繋させる二軸方式の構成とする形態もよく知られている。この場合も膨張機構、サブ圧縮機構のそれぞれに関わる部品に作用する圧力をキャンセルする等の工夫により摺動損失の増大を抑える必要がある。

同軸方式、二軸方式、いずれの場合も膨張機構で回収した動力の伝達が軸を介して行なわれると、回収した動力分の軸支持反力増大に相当する軸受損失増大は避け難い。

また、このような新たな機構を追加することによる摺動損失、軸受損失の増大等と並んで、動力回収を行なう場合に問題となるのが、所謂“密度比一定の制約”という体積流量のマッチングに係る問題である。冷凍サイクルにおいては、基本的にどの点においても冷媒の質量流量は一定である。そのため、同軸で連繋させた圧縮機構と膨張機構とにおいても、吸入（入口側となる）する冷媒の密度と体積流量との積は同じになる。圧縮機構と膨張機構との軸の回転数は同じであるため、圧縮機構と膨張機構とにおける冷媒の密度比は圧縮機構と膨張機構との吸入容積の比となる。吸入容積は、それぞれ固定しているため、圧縮機構、膨張機構に流入する冷媒の密度比及び密度の逆数である比容積比も一定となる。

上記のようなことから、基本的には、膨張機構と圧縮機構との入口における冷媒比容積比が吸入容積比と一致するという条件を、膨張機構、圧縮機構を有する膨張機の設計条件とする。しかし、実際には、例えば気温変化等による熱交換器における熱交換容量（熱交換に係る熱量）の変化など、実運転時の条件変化に対して、膨張機構入口の冷媒比容積／圧縮機構入口の冷媒比容積の値が必ずしも一定にならない。そのため、設計条件を外れた状態で装置の運転を行なうと装置全体の効率が低下する。

そこで、設計条件からのずれが発生するような場合でも、圧縮機構と膨張機構とにおける体積流量のマッチングを図るために、（膨張機構入口の冷媒比容積／圧縮機構入口の冷媒比容積）＞（膨張機構の吸入容積／圧縮機構の吸入容積）となるような場合には、所定流量の冷媒を膨張機構に流入させずにバイパスさせ、また、（膨張機構入口の冷媒比容積／圧縮機構入口の冷媒比容積）＜（膨張機構の吸入容積／圧縮機構の吸入容積）となるような場合には、膨張機構入口の上流側で所定の圧力だけ冷媒を減圧・予膨張させるようにする空気調和装置の例がある（例えば、特許文献１参照）。

特開２００４−１５０７５０号公報

上記の特許文献１の冷凍サイクル装置においては、圧縮機構と膨張機構との間の密度比一定の制約から外れる条件においても体積流量のマッチングを図るために、膨張機構と並列に制御弁を備えたバイパス路を設けている。そして、冷凍サイクルにおけるＣ．Ｏ．Ｐ．（Coefficient Of Performance：成績係数）が最大となる最適高圧を決定することで決まるバイパス量比に基づいて、制御弁の開度を調整し、膨張機構を通過させる冷媒とバイパス路を通過させる冷媒とを分けるようになっている。

しかしながら、Ｃ．Ｏ．Ｐ．が最大となるようにバイパス量比を決定するということは、膨張機構をバイパスさせることを前提とした上で、最も高い効率となるようにしつつ、体積流量のマッチングを図るようにしているに過ぎない。冷媒をバイパスさせることは、冷媒に対し、膨張機構で動力を回収しつつ、等エントロピ膨張させる代わりに、制御弁による絞り調整により等エンタルピの減圧を行なうことになる。そのため、膨張機構に流入しないバイパス流量分に係るエネルギは動力として回収できず、バイパスさせない場合と比較すると損になっていることに変わりはない。

そこで、本発明は、さらに効率よく膨張機構において動力回収を行ない、装置全体の高効率化、省エネルギ化等を図ることができる冷凍空調装置を提供することを目的とする。

この発明の冷凍空調装置は、冷媒を圧縮する主圧縮機と、冷媒を冷却するガスクーラと、ガスクーラからの冷却に係る冷媒を減圧及び膨張し、膨張に係る動力を回収する膨張機構及び膨張機構が回収した動力で駆動し、主圧縮機の圧縮に係る冷媒をさらに圧縮してガスクーラに送るサブ圧縮機構を有する膨張機と、膨張機構からの減圧に係る冷媒を加熱する蒸発器と、主圧縮機とサブ圧縮機構との間に設けられ、主圧縮機が圧縮した冷媒を冷却する中間冷却器と、開度調整により、中間冷却器に流す冷媒と中間冷却器をバイパスさせる冷媒との量を制御するための中間冷却バイパス弁を有する中間冷却バイパス流路と、膨張機構とサブ圧縮機構とのそれぞれの冷媒流入口における冷媒比容積の比が、膨張機構とサブ圧縮機構とのそれぞれの吸入容積の比となるように、中間冷却バイパス弁の開度を制御してサブ圧縮機構の冷媒流入口における冷媒比容積を調整する制御手段とを備えるものである。

この発明によれば、中間冷却バイパス弁を有する中間冷却バイパス流路を設けるようにし、中間冷却バイパス弁の開度を制御して中間冷却器を通過させずに中間冷却を行なわない冷媒を調整することにより、圧縮機構入口の冷媒比容積を調整することができるようにしたので、膨張機構における動力回収を目減りさせずに体積流量のマッチングを図ることができ、これによりＣ．Ｏ．Ｐ．が向上し、一層の省エネルギ化を図ることができる。

この発明の実施の形態１による冷凍空調装置の構成図である。 図１の冷凍空調装置に係る膨張機設計点におけるモリエル線図である。 膨張機１の構成例の詳細を示す断面図である。 中間冷却を行なわない場合の冷凍サイクルを示すモリエル線図である。 従来の冷凍空調装置の構成図である。 本実施の形態の中間冷却における冷凍サイクルを示すモリエル線図である。 冷媒の高圧ＰｈとＣ．Ｏ．Ｐ．比との関係を表す図である。 この発明の実施の形態２による冷凍空調装置の構成図である。 実施の形態２の膨張機１に流入出する冷媒の圧力の関係を表す図である。 冷凍サイクルの定常運転時の軸方向ガス荷重の状況を示す模式図である。 「準並列化」運転時の弁の開閉状況を表すための図である。 「準並列化」運転時のスラストガス荷重の状況を示す模式図である。 「並列化」運転時の弁の開閉状況を表すための図である。 「並列化」運転時のスラストガス荷重の状況を示す模式図である。

符号の説明

１ 膨張機、２ 膨張機構、３ サブ圧縮機構、４ 主圧縮機、５ モータ、６ 主圧縮機構、７ 中間冷却器、８ ガスクーラ、９ 予膨張弁、１０ 蒸発器、１１ 中間冷却バイパス流路、１２ 中間冷却バイパス弁、１４ｂ 後膨張弁、１５ 第一連通路、１６ 第二連通路、１７ 高圧並列弁、１８ 低圧並列弁、２１，２２ 温度検知手段、２３，２４，２５ 圧力検知手段、３０ 制御手段、４１ 密閉容器、４２ サブ圧縮吐出管、４３ 膨張吸入管、４４ 膨張吐出管、５１ 膨張固定スクロール、５１ａ 下軸受、５２ 膨張揺動スクロール、５３ 吐出弁、６１ サブ圧縮固定スクロール、６１ｂ 上軸受、６２ サブ圧縮揺動スクロール、７０ 揺動スクロール、７０ａ 揺動軸受、７１ 外周シール、７２ 軸、７２ａ，７２ｂ 油孔、７２ｃ ガス抜き孔、７３ オルダムリング、７４ａ 上バランサ、７４ｂ 下バランサ、７５ 油ポンプ、７６ 返油孔、８０ 潤滑油。

実施の形態１．
図１は、この発明の実施の形態による冷凍空調装置の構成図である。図１では、冷凍サイクル（ヒートポンプサイクル）を利用した冷凍空調装置（冷凍サイクル装置）を、冷媒の流れ（配管接続関係）に合わせて模式的に表している。ここで、各図において、同一の符号を付したものは、同一又はこれに相当する動作機能を行なうものであり、これは明細書の全文において共通している。さらに、明細書全文に表れている構成要素の形態は、あくまで例示であってこれらの記載に限定されるものではない。

図１において、膨張機１は膨張機構２とサブ圧縮機構３とを有する。そして、膨張機１とガスクーラ（冷却器）８とを、冷媒の流れに対して、サブ圧縮機構３がガスクーラ８の上流側、膨張機構２がガスクーラ８の下流側となるように配管接続する。ここで、ガスクーラ８出口と膨張機構２入口側との間には予膨張弁９を設けている。

さらに膨張機構２で減圧された後の冷媒が、蒸発器１０を経て主圧縮機４の吸入側に至るように配管接続する。そして、モータ５及び主圧縮機構６とを有する主圧縮機４の吐出側（出口側となる）とサブ圧縮機構３の吸入側（入口側となる）との間に中間冷却器７を設けて配管接続する。さらに、例えば電磁式膨張弁等からなり、絞りにより流量調整をすることができる中間冷却バイパス弁１２を設けたバイパス路１１を中間冷却器７と並列に配管接続する。

主圧縮機４のモータ５に電気（電力）が供給されると主圧縮機構６が冷媒の圧縮動作を開始し、冷媒を吐出する。次に、圧縮された冷媒を中間冷却器７が所定の温度まで冷却する。中間冷却器７で冷却された冷媒をサブ圧縮機構３が更に追加圧縮して吐出する。サブ圧縮機構３で圧縮された段階における冷媒が最も高圧となる。高圧域にて、ガスクーラ８が空気、水等との熱交換により冷媒を冷却し、さらに膨張機構２が減圧することにより、低圧になった冷媒を、蒸発器１０が熱交換により加熱する（冷媒が吸熱することになる）。加熱した冷媒を主圧縮機４が吸入側から吸入し、再度吐出側から吐出する。以上のようにして各機器を配管接続することにより、本実施の形態の冷凍空調装置による冷凍サイクル（冷媒回路）を形成する。ガスクーラ８、蒸発器１０における熱交換を、所定の空間、熱交換対象等により行なうことにより、空間の冷暖房、熱交換対象の加熱、冷却等を行なうことができる。なお、本実施の形態等でいう高圧、低圧は冷媒回路内における圧力の相対的な関係を表すものとする。

また、本実施の形態の冷凍空調装置では、サブ圧縮機構３入口（中間冷却器７出口）及びガスクーラ８の出口（下流側）となる部分の温度をそれぞれ検知するための温度検知手段２１及び２２並びに圧力をそれぞれ検知するための圧力検知手段２３及び２４を設ける。さらに、コンピュータ等で構成する制御手段３０を設けるものとする。制御手段３０は、膨張機構２入口の冷媒比容積及びサブ圧縮機構３入口の冷媒比容積を算出し、膨張機構２とサブ圧縮機構３との間の冷媒比容積比と吸入容積比とを比較する。容積比の比較に基づいて、中間冷却バイパス弁１２を制御してサブ圧縮機構３入口の冷媒比容積の調整、予膨張弁９を制御して膨張機構２入口の冷媒比容積の調整を行なう。制御手段３０を設置する場所については特に限定するものではない。

本実施の形態の冷凍空調装置は、中間冷却バイパス弁１２を有する中間冷却バイパス流路１１を中間冷却器７と並列に設けるようにする。そして、制御手段３０が（膨張機構２入口の冷媒比容積／サブ圧縮機構３入口の冷媒比容積）＞（膨張機構２の吸入容積／サブ圧縮機構３吸入容積）と判断したときには、中間冷却バイパス弁１２を制御して、サブ圧縮機構３入口の冷媒比容積を調整する。これにより、膨張機構２における動力回収を目減りさせることなく、“密度比一定の制約”に基づく体積流量のマッチングを図るようにしたものである。

図２は図１の冷凍空調装置に係る膨張機設計点におけるモリエル線図である。縦軸は冷媒の圧力を表し、横軸は比エンタルピを表す。図２におけるｂ→ｃが、図１におけるガスクーラ８での冷媒冷却過程を表す。ここで、冷媒の種類については、特に限定するものではないが、本実施の形態では例えばＣＯ₂ を冷媒として想定する。そのため、図２においては圧力Ｐｈが臨界圧を超えている。例えば、ガスクーラ８の出口側から流出した冷媒を、膨張弁のように膨張動力を回収しない絞り手段で減圧すると、点ｃから比エンタルピ一定で減圧するため、点ｄ’に至る減圧過程を辿ることになる。これに対して、本実施の形態のように、膨張機構２により膨張動力を発生させながら減圧するとｃ→ｄの減圧過程を辿る。これらの減圧過程における比エンタルピ差ｈｄ’−ｈｄ分が、動力として回収されるエネルギとなる。回収に係るエネルギは、主圧縮機機構７が行なう冷媒圧縮過程（図２におけるａ→ｅ）及び中間冷却器７による中間冷却過程（図２におけるｅ→ｅ’）を経た冷媒を圧縮するサブ圧縮機構３が行なうサブ圧縮過程（図２におけるｅ’→ｂ）における動力として利用される。

このとき、比エンタルピ差ｈａ−ｈｄ分が冷凍能力に相当する。そして、冷凍能力を低圧Ｐｌから中間圧Ｐｍまで冷媒を昇圧させるときのモータ５の入力（電力供給）に相当するｈｅ−ｈａで除した値が、所謂Ｃ．Ｏ．Ｐ．である。例えば、圧縮過程において主圧縮機４の主圧縮機構６が低圧Ｐｌから高圧Ｐｈまで冷媒を圧縮し、膨張過程において動力回収を行なわずに冷凍能力がｈａ−ｈｄ’となる場合と比較すると、本実施の形態の冷凍空調装置は、入力と冷凍能力の両面でＣ．Ｏ．Ｐ．の向上に寄与していることがわかる。

ここで、中間圧Ｐｍは、動力のマッチング（膨張機構２がどれだけの動力を回収でき、回収分をどれだけサブ圧縮機構３の動力として利用できるか）によって決定される。サブ圧縮過程ｅ’→ｂにおいて、サブ圧縮機構３が行なう仕事分ｈｂ−ｈｅ’は、回収動力分ｈｃ−ｈｄから、膨張機１の膨張機構２による膨張過程、サブ圧縮機３によるサブ圧縮過程における図示損失（漏れ損失、吐出損失等）及び摺動部等における機械損失を差し引いたものと釣り合うレベルとなる。したがって、各損失が小さい高効率の膨張機１を用いるほど、中間圧Ｐｍを下げることができ、主圧縮機４の入力に相当するｈｅ−ｈａを小さくすることができ、Ｃ．Ｏ．Ｐ．が向上する。

ここで、容積型の流体機械で膨張及びサブ圧縮を行なうとき、高圧冷媒であるＣＯ₂ を用いることにより損失増大要因となるのが、漏れ損失と機械損失である。特に機械損失については、高差圧ゆえに損失増大が容易に生じ、回収動力を上回りかねない。そのため、高差圧に起因するガス荷重の処理を適切に行なうことが、ＣＯ₂ を冷媒として用いた冷凍サイクルにおける動力回収の成否を左右するキーポイントになる。

図３は膨張機１の構成例の詳細を示す断面図である。図３の膨張機１は、膨張過程での動力回収を行なう膨張機構２と回収した動力を用いてサブ圧縮を行なうサブ圧縮機構３との一体型のスクロール型の膨張機を表している。図３において、図１で説明した冷媒を膨張させ、動力を回収する膨張機構２を、膨張固定スクロール５１と膨張揺動スクロール５２とで構成する。また、膨張機構２で回収した動力によって冷媒を圧縮するサブ圧縮機構３を、サブ圧縮固定スクロール６１とサブ圧縮揺動スクロール６２とで構成する。ここで、膨張揺動スクロール５２とサブ圧縮揺動スクロール６２とは共通の台板の両面に背面合わせ一体に形成している（以下、区別しない場合には、揺動スクロール７０として説明する）。

図３において、主圧縮機４が圧縮した後の中間圧Ｐｍの冷媒を、サブ圧縮吸入管（図示せず）を介してサブ圧縮機構３が吸入し、高圧Ｐｈまで昇圧して吐出弁５３から吐出させる。そして、吐出弁５３が吐出し、サブ圧縮固定スクロール６１背面側の上部空間内に一旦開放された冷媒を、サブ圧縮吐出管４２から密閉容器４１（膨張機１）外部に吐出する。さらに、サブ圧縮吐出管４２から吐出し、ガスクーラ８を経由した高圧の冷媒を、膨張吸入管４３を介して膨張機構２が吸入して低圧Ｐｌまで減圧し膨張させる。その膨張過程において、膨張機構２は、サブ圧縮機構３が冷媒を圧縮するために必要な動力を回収する。そして、サブ圧縮固定スクロール６１と膨張固定スクロール５１の間に形成された揺動スクロールの運動空間を経由して膨張吐出管４４から冷媒を密閉容器４１（膨張機１）外部に吐出する。ここで、冷媒の圧力に関し、サブ圧縮機構３の外周部となる空間においては中間圧Ｐｍであり、揺動スクロール運動空間においては膨張後の低圧Ｐｌであるため、これらの間に外周シール７１を配し、空間を遮断するようにしている。

揺動スクロール７０において、膨張機構２側の膨張揺動スクロール５２で回収した膨張動力でサブ圧縮機構３側のサブ圧縮揺動スクロール６２の圧縮仕事を行なうときの運動の位置と位相を規正するために軸７２とオルダムリング７７が配されているので、圧縮のための動力と揺動スクロール５２、軸７２、オルダムリング７３等の駆動に伴なう摺動損失分の仕事を回収動力でまかなうことになる。

軸７２は、揺動スクロール７０中央の揺動軸受７０ａ部分を貫通している。軸７２の両側をサブ圧縮固定スクロール６１中央部に設けられた上軸受６１ａと膨張固定スクロール５１中央部に設けられた下軸受５１ａとが支持している。そして、上軸受６１ａの上側と下軸受５１ａの下側に、遠心力によるアンバランスを相殺する上バランサ７４ａ及び下バランサ７４ｂを装着する。また、下バランサ７４ｂの更に下の軸端には下部空間に貯留した潤滑油８０を各軸受部に供給するための油ポンプ７５を取り付けている。

軸７２内には、主に下軸受５１ａ部に給油するための油孔７２ａと上軸受６１ａ部及び揺動軸受７０ａ部分に給油するための油孔７２ｂ及び中央にガス抜き孔７２ｃを設けている。軸７２の上軸受６１ａ対応部分外周面に設けた螺旋溝（図示せず）によって上軸受６１ａに供給された油は上部空間にオーバーフローするようになっている。

ここで、サブ圧縮機構３であるサブ圧縮揺動スクロール６２とサブ圧縮固定スクロール６１が追加圧縮する冷媒は、主圧縮機４からの潤滑油を含んでいる。そこで、サブ圧縮を行なった後、冷媒を上部空間に一旦開放することにより、油分離を行なう。その後、サブ圧縮吐出管４２から吐出するようにする。上軸受６１ａ上端からのオーバーフロー分と上部空間で分離した分の油とが、上部空間の下部に溜まり、さらに返油孔７６を経由して下部空間に潤滑油８０として貯留する。

以上のような構成の膨張機１において、膨張過程及びサブ圧縮過程に関わる可動部品である揺動スクロール７０は、膨張揺動スクロール５２とサブ圧縮揺動スクロール６２とを背面合わせ一体で形成したものである。そのため、ＣＯ₂ 等を冷媒とした場合のような高差圧下でスクロール型の膨張機を用いるときに問題となる軸方向ガス荷重に対して、所謂、スラストキャンセルという解決策を与えることになる。それと共に、膨張機構２からサブ圧縮機構３への動力の伝達を揺動スクロール７０という部品の内部で完結（クローズ）することができる。

一般に、駆動機構と被駆動機構が軸を介して連結されている場合、駆動力と被駆動負荷が双方とも偶力である場合を除いて、軸を支持している軸受部に伝達動力に応じた軸受荷重が作用する。しかし、図３の膨張機１では、膨張機構２側の膨張揺動スクロール５２とサブ圧縮機構３側のサブ圧縮揺動スクロール６２が背面合わせ一体化した揺動スクロール７０内で動力伝達が完結する。そのため、軸受荷重として現れるのは、揺動スクロール７０、軸７２、オルダムリング７３、油ポンプ７５等の運動に伴なう動力、摺動損失だけとなる。このように、サブ圧縮機構３を膨張機構２で駆動する二軸方式において、膨張過程及びサブ圧縮過程に関わる可動部品を一体化し、損失発生部分を少なくすることで、回収動力で賄うべき機械損失等を極小化することができる。

図４は、中間冷却器７による中間冷却を行なわない場合の冷凍サイクルを示すモリエル線図である。図２の場合と比較すると中間圧Ｐｍが高くなっている。モリエル線図上では、断熱圧縮及び膨張過程は等エントロピ線に沿って右上がりの線となるが、比エンタルピが大きい領域（線図上において右方向）へ行くほど、冷媒の物性から等エントロピ線の傾きが小さくなる（寝る）傾向にある。これは同じ昇圧幅でも、右へ行くほど（比エンタルピが大きいほど）冷媒を圧縮するために要する仕事量が大きくなることを意味している。
このため、中間冷却を行なわずに比エンタルピが大きい領域でサブ圧縮機３によるサブ圧縮を行なった場合、中間冷却を行なって比エンタルピが小さくなった冷媒をサブ圧縮した場合と比較して、同じ回収動力では昇圧幅が小さくなり、中間圧Ｐｍが高くなる。したがって、主圧縮機４での昇圧幅Ｐｍ−Ｐｌが広がり、圧縮に要する仕事に相当するｈｅ−ｈａが大きくなるので、Ｃ．Ｏ．Ｐ．的には不利である。

このように、ＣＯ₂ 冷媒について、中間冷却することにより等エントロピ線の傾きが大きい領域でサブ圧縮を行なうことを、“Ｐｌａｎｋの追加圧縮”といい、古くから知られた技術である。また、膨張機１の効率が極端に低い場合を除いて、膨張機構２が回収した動力を用いてこの追加圧縮をサブ圧縮過程として行なうときに、動力のマッチングから定まる冷凍サイクルが最適に近いという検討結果も近年、公表されている。

動力のマッチングから追加圧縮に係る冷凍サイクルを確定するとき、温度検知手段２１が検知する中間冷却器７の出口側の温度がパラメータとなる。冷凍・空気調和（特に冷房）用途を考えた場合、通常、中間冷却器７はガスクーラ８と共に、室外機熱交換器がその機能を担うことになる。そのため、温度検知手段２２が検知するガスクーラ８の出口側の温度と等しいとするのが適切であり、上記の検討結果でもそうなっている。

図３に示すような膨張機１を設計する際には、以上のような前提の下、温度条件から中間冷却＋動力回収の冷凍サイクルを求め、これを設計条件とする。そして、この設計条件における膨張機構２入口とサブ圧縮機構３入口（それぞれの位置における冷媒の状態は、図２における点ｃと点ｅ’の状態となる）における冷媒比容積比と等しくなるように膨張吸入容積とサブ圧縮吸入容積の比を定めることをスタートとして、膨張機１に係る各ディメンジョン（他の条件等）の決定を進めていくことになる。

このような設計に基づいて製作した膨張機１は、設計条件で運転する場合、当然のことながら、動力のマッチングと体積流量のマッチング（所謂“密度比一定の制約”）とが両方ともとれている。しかし、上述したように、条件変化に伴って設計条件以外の条件で運転するには、体積流量のマッチングを取るための調整を行なう必要がある。

図５は、膨張機バイパスと予膨張とによって体積流量のマッチングをとる場合の従来の冷凍空調装置を模式的に表す構成図である。図１の本発明の構成図と較べると、中間冷却器７をバイパスする管路とバイパスの流量を調整するための中間冷却バイパス弁１２に代わって、膨張機構２をバイパスする膨張弁１３を備えている。

図５の冷凍空調装置で採用する流量マッチングの方法は、（膨張機構２入口の冷媒比容積／サブ圧縮機構３入口の冷媒比容積）＞（膨張機構２の吸入容積／サブ圧縮機構３の吸入容積）の場合には過剰となる流量分を膨張弁１３でバイパスさせる。（膨張機構２入口の冷媒比容積／サブ圧縮機構３入口の冷媒比容積）＜（膨張機構２の吸入容積／サブ圧縮機構３の吸入容積）の場合には体積流量の不足分を補うように膨張機構２入口前に位置する予膨張弁９で減圧・予膨張させる。これは動力回収を有する冷凍サイクルにおける体積流量をマッチングさせる手法としては、よく知られた常套的なものである。

これに対して、図１に示す本実施の形態の冷凍空調装置においては、温度検知手段２１及び２２の検知に係る温度並びに圧力検知手段２３及び２４の検知に係る圧力に基づいて、制御手段３０が、膨張機構２入口の冷媒比容積とサブ圧縮機構３入口の冷媒比容積とを算出する。そして、（膨張機構２入口の冷媒比容積／サブ圧縮機構３入口の冷媒比容積）＞（膨張吸入容積／圧縮吸入容積）であると判断すると、中間冷却バイパス弁１２の開度を開き、主圧縮機が吐出した冷媒を一部を分流して中間冷却バイパス流路１１を通過させる（バイパスする）。これにより、中間冷却バイパス弁１２を経ずに中間冷却されなかった冷媒と中間冷却器７で冷却されてきた冷媒を混合することで、サブ圧縮機構３が吸入する冷媒の冷媒比容積を大きくし（密度を低くし）、体積流量のマッチングを図るものである。

一方、（膨張機構２入口の冷媒比容積／サブ圧縮機構３入口の冷媒比容積）＜（膨張吸入容積／圧縮吸入容積）であると判断すると、予膨張弁９で冷媒を減圧・予膨張させて、膨張機構２入口の冷媒比容積の冷媒比容積を大きくする。

図６は中間冷却バイパスを行なった場合の冷凍サイクルの一例を示すモリエル線図である。例えば、主圧縮機４が吐出した後の冷媒がすべて中間冷却バイパス流路１１を通過したときの冷媒の状態が点ｅの位置における状態であるとする。また、主圧縮機４が吐出した後の冷媒が中間冷却器７をすべて通過した中間冷却したときの冷媒が点ｅ’の位置における状態であるとする。

したがって、中間冷却器７と中間冷却バイパス流路１１とをそれぞれ分流した冷媒が混合した冷媒は点ｅ−点ｅ’上の点ｅ’’の位置における状態となる。制御手段３０が、体積流量のマッチングを図り、サブ圧縮機構３入口の冷媒比容積を調整するために中間冷却バイパス弁１２の開度を調整すると、点ｅ’’の位置も変わることになる。

このとき、前述したように冷媒を同じ回収動力で圧縮しても、比エンタルピによって昇圧幅が異なる。サブ圧縮機構３におけるサブ圧縮は、膨張機構２との動力のマッチングが図られるため、動力となる仕事量は制限される。したがって、ガスクーラ８における冷媒の圧力を所定の圧力Ｐｈに担保するためには、主圧縮機４の駆動出力を変化させて中間圧Ｐｍを変化させる必要がある。以上のことから、動力のマッチングと体積流量のマッチングと図るために、中間冷却器７をバイパスする流量の割合（中間冷却バイパス比）と中間圧Ｐｍとが変化する。

図７は冷媒の高圧ＰｈとＣ．Ｏ．Ｐ．比との関係を表す図である。図７（ａ）は、低圧Ｐｌを一定とし高圧Ｐｈが変化したときに、本実施の形態の冷凍空調装置のように、予膨張弁９と中間冷却バイパス弁１２との組み合わせで体積流量のマッチングを行なった場合の関係を表す。一方、図７（ｂ）は、従来の冷凍空調装置のように、予膨張弁９と膨張機構バイパス弁１３との組み合わせで体積流量のマッチングを行なった場合の関係を表す。

そして、いずれの場合も、ガスクーラ８の出口温度Ｔｃと中間冷却器７の出口温度Ｔｅ’が３７［℃］と仮定している。また、膨張機構２による動力回収を行なわない場合の高圧ＰｈとＣ．Ｏ．Ｐ．比との関係は“動力回収なし”として示している。これに対して本来固定である吸入容積比を可変することができ、各条件において体積流量のマッチングを図る必要がない仮想の膨張機を考えたときの高圧ＰｈとＣ．Ｏ．Ｐ．比との関係は“マッチングなし”として示している（これが理想の状態となる）。

いま、設計時に想定した“膨張機設計点”の高圧Ｐｈにおいて、密度比一定の制約を満たすような設計条件で作製した膨張機を用いたとすると、そのときのＣ．Ｏ．Ｐ．比は“マッチングなし”に一致する。

そして、“膨張機設計点”における高圧Ｐｈよりも低い高圧Ｐｈでは、図７（ａ）及び（ｂ）に示すように、予膨張弁９で体積流量のマッチングを図ることで、膨張機構２における圧力差が減少することにより回収できる動力が減少するため、“マッチングなし”で示す理想の状態から低下する。

一方、“膨張機設計点”における高圧Ｐｈよりも高い高圧Ｐｈにおいて、本発明の空気調和装置では、一部の冷媒が中間冷却器７をバイパスすることで、サブ圧縮機構３の入口における冷媒の比エンタルピ及び中間圧が、追加圧縮に係る冷凍サイクルにおけるベストの状態からずれる。そのため、図７（ａ）で示すように、“マッチングなし”で示す理想の状態から低下する。従来の空気調和装置では、膨張機構２をバイパスする冷媒に対し、膨張（減圧）による動力回収ができない。また、動力回収しない分、蒸発器１０入口での比エンタルピが上昇する。そのため、図７（ｂ）で示すように、“マッチングなし”で示す理想の状態から低下する。

しかしながら、図７（ａ）と図７（ｂ）とを比較すると、“膨張機設計点”の高圧Ｐｈよりも高い高圧Ｐｈにおいては、図７（ａ）の方が図７（ｂ）よりも、Ｃ．Ｏ．Ｐ．比がよくなっている。そのため、空気調和装置全体としてさらにエネルギ効率がよくなり、省エネルギ化を図ることができる。

以上のように、この発明の実施の形態の冷凍空調装置によれば、中間冷却器７と並列に、中間冷却バイパス弁１２を有する中間冷却バイパス流路１１を設けるようにしたので、中間冷却器７を通過させずに中間冷却を行なわない冷媒を増やすことにより、サブ圧縮機構３入口の冷媒比容積を増加させることができる。そのため、冷凍空調装置の実際の運転状況が設計条件からずれが生じ、（膨張機構２入口の冷媒比容積／サブ圧縮機構３入口の冷媒比容積）＞（膨張機構２の吸入容積／サブ圧縮機構３吸入容積）と判断すると、制御手段３０は、中間冷却バイパス弁１２の開度を制御して、サブ圧縮機構３入口の冷媒比容積を調整することにより、膨張機構２における動力回収を目減りさせることなく、“密度比一定の制約”に基づく体積流量のマッチングを図ることができる。そのため、Ｃ．Ｏ．Ｐ．を向上させることができ、より一層の省エネルギ化を図ることができる。

また、（膨張機構２入口の冷媒比容積／サブ圧縮機構３入口の冷媒比容積）＜（膨張機構２の吸入容積／サブ圧縮機構３吸入容積）と判断すると、制御手段３０は、予膨張弁９により膨張機構２入口の冷媒比容積を増加させるようにしたので、“密度比一定の制約”に基づく体積流量のマッチングを図ることができる。

さらに、膨張機１をスクロール型の膨張機とし、膨張機構２を構成する膨張揺動スクロール５２とサブ圧縮機構３を構成するサブ圧縮揺動スクロール６２とを背面合わせにより一体形成した揺動スクロール７０としたので、膨張機構２において回収した動力をサブ圧縮機構３に伝達する際に、揺動スクロール７０において完結することができる。そのため、動力伝達に係る損失発生部分を少なくすることで、損失を極小化することができる。そして、本実施の形態の冷凍空調装置は、動力回収を効率よく行なうことができるため、高低圧の差圧が非常に大きく、膨張により動力が多く発生するＣＯ₂ を冷媒としたときに、省エネルギ効果を最も発揮することができる。

実施の形態２．
図８は、この発明の別の実施の形態による冷凍空調装置の冷凍サイクルを模式的に表す構成図である。図８において、膨張機１は膨張機構２とサブ圧縮機構３とを有する。そして、膨張機１とガスクーラ（冷却器）８とを、冷媒の流れに対して、サブ圧縮機構３がガスクーラ８の上流側、膨張機構２がガスクーラ８の下流側となるように配管接続する。ここで、ガスクーラ８出口と膨張機構２入口との間には予膨張弁９を設けている。

さらに膨張機構２で減圧された後の冷媒が、蒸発器１０を経て主圧縮機４入口に至るように配管接続する。そして、モータ５及び主圧縮機構６とを有する主圧縮機４出口とサブ圧縮機構３入口との間に中間冷却器７を設けて配管接続する。さらに、例えば電磁式膨張弁等からなり、絞りにより流量調整をすることができる中間冷却バイパス弁１２を設けたバイパス路１１を中間冷却器７と並列に配管接続する。

この実施の形態２では、膨張機構２出口側と蒸発器１０との間に後膨張弁１４ｂを設けている。さらに、高圧並列弁１７（第一開閉弁）を間に備え、サブ圧縮機構３入口と膨張機構２入口とを連通可能に配管接続した第一連通路１５を設けている。また、低圧並列弁１８（第二開閉弁）を間に備え、ガスクーラ８出口と膨張機構２入口とを連通可能に配管接続した第二連通路１６を設けている。高圧並列弁１７及び低圧並列弁１８の開閉は制御手段３０が制御を行なう。そして、膨張機構２出口における圧力を検知するための圧力検知手段２５を設けている。

定常運転時等の通常時には、高圧並列弁１７及び低圧並列弁１８を共に閉止させる。この状況で、主圧縮機４のモータ５への電力供給により主圧縮機構６が冷媒の圧縮動作を行なう。圧縮された冷媒を中間冷却器７が所定の温度まで冷却する。中間冷却器７で冷却された冷媒をサブ圧縮機構３が更に追加圧縮して吐出する。サブ圧縮機構３が追加圧縮した冷媒をガスクーラ８が冷却し、さらに膨張機構２が減圧した冷媒を、蒸発器１０が熱交換により加熱する。加熱した冷媒を主圧縮機４が吸入し、再度吐出する。このときの冷凍サイクルをモリエル線図上に示すと、実施の形態１において説明した図２のようになる。

上述した実施の形態１において述べたとおり、中間冷却バイパスを行なった場合には、冷媒は、主圧縮機４から吐出した後、中間冷却器７と中間冷却バイパス流路１１とをそれぞれ分流する。そして、分流した冷媒が混合した冷媒は、図６のモリエル線図に示すように、点ｅ’’の位置における状態となって、サブ圧縮機構３に流入（吸入）する。このとき、動力のマッチングと体積流量のマッチングという２つの条件から、中間冷却器７をバイパスする流量の割合（中間冷却バイパス比）と中間圧Ｐｍとを決定する。これにより、冷凍空調装置の冷凍サイクルが確定する。

ここで、定常運転時においては、主に予膨張弁９と中間冷却バイパス弁１２を調節することにより体積流量のマッチングを取ることができる。しかし、条件によっては“密度比一定の制約”を満たしていても、膨張機１の揺動スクロール７０に作用するガス荷重のバランスが許容範囲を超える場合が想定される。

図９は実施の形態２における膨張機１に流入出する冷媒の圧力の関係を表す図である。図９では高圧並列弁１７及び低圧並列弁１８を閉とした定常運転時における圧力を表す。図９に示すように、膨張機構２入口ｅｘｉの圧力がＰｈ’（＝Ｐｈ−圧損分）、膨張機構２出口ｅｘｏ’’の圧力がＰｌ’（＝低圧Ｐｌ＋後膨張弁１４ｂの減圧分）であるものとする。また、サブ圧縮機構３入口ｃ２ｓの圧力がＰｍ、サブ圧縮機構３出口ｃ２ｄの圧力がＰｈであるものとする。

図１０は、揺動スクロール７０に作用する軸方向（スラスト）のガス荷重（以下、スラスト荷重という）の状況を模式的に示した図である。図１０（ａ）は、設計条件に近い状況の運転を示している。図１０（ａ）のような状況では、スラスト荷重のバランスがとれているため、後膨張弁１４ｂによる膨張機構２出口ｅｘｏ’’における圧力調整は不要（Ｐｌ’＝低圧Ｐｌ）となる。このとき、設計により膨張揺動スクロール５２の渦巻における歯先が適度に押し付けられるようにしている。しかし、例えば低圧Ｐｌが下がると、スラスト荷重は図１０（ｂ）に示すようにバランスが変化する。図１０（ｂ）のような状況では圧力差が大きくなり、膨張揺動スクロール５２における歯先押付力が増大して摺動損失が大きくなるため、動力回収の効率が悪くなる。

そこで、制御手段３０は、予膨張弁９とは独立に後膨張弁１４ｂの開度を調整する。これにより、定常運転時の膨張機構２における減圧幅（圧力差）が設計条件になるようにし、図１０（ａ）に示すようにスラスト荷重のバランスを保つようにする。バランスを保つことで歯先押付力の増大による摺動損失の増大を抑えることができる。このとき、例えば制御手段３０は、圧力検知手段２５の検知に係る圧力Ｐｌ’に基づいて、後膨張弁１４ｂの開度を調整する。

このように、例えば定常運転時においては、予膨張弁９と中間冷却バイパス弁１２とによって流量マッチングを調整し、後膨張弁１４ｂによってスラスト荷重のバランスを調整することで効率的な動力回収を行なうことができる。

一方、膨張機１の起動時等の過渡運転時には、スラスト荷重のバランスを調整することが更に重要となる。例えば起動時には、揺動スクロール７０（膨張揺動スクロール５２）を回転させやすくするため、定常運転時よりもさらに歯先押付力を小さくして摺動抵抗を小さくすることが望ましい。

図１１は「準並列化」運転時の弁の開閉状況を表すための図である。図１１では低圧並列弁１８を閉止し、高圧並列弁１７を開放している。このような弁の開閉状況の場合、サブ圧縮機構３入口ｃ２ｓ、サブ圧縮機構３出口ｃ２ｄの圧力が共にＰｈとなり、膨張機構２入口ｅｘｉと均圧する。また、膨張機構２出口ｅｘｏ’’の圧力Ｐｈ’は膨張機構２による圧損（減圧）分だけＰｈよりも低い圧力となる。以下、このような低圧並列弁１８、高圧並列弁１７の開閉状況の場合における冷凍空調装置の運転を「準並列化」運転と呼ぶことにする。

図１２は「準並列化」運転時の揺動スクロール７０に作用するスラスト荷重の状況を模式的に示した図である。図１２に示すように、高圧Ｐｈのレベル自体は後膨張弁１４ｂの開度により調整することが可能であるが、減圧幅は変わらず、スラスト荷重の状況に変わりはない。例えば、膨張機構２側及びサブ圧縮機構３側双方からのスラスト荷重がほぼ拮抗又は若干膨張機構２側の膨張揺動スクロール５２の歯先を押し付けるようにする。このようにして歯先の摺動抵抗の影響を小さくした状態で、膨張機１起動時等の過渡運転を行なう。

ここで、揺動スクロール７０の回転に応じて、吸入容積分の冷媒量がサブ圧縮機構３入口ｃ２ｓで分流してサブ圧縮機構３に流入するが、膨張機構２入口ｅｘｉで再び合流することになる。そのため、いわゆる“密度比一定の制約”は、この場合は制約条件と考えなくてもよい。

例えば膨張機１を起動させるときには、制御手段３０は、まず、高圧並列弁１７を全開させる（低圧並列弁１８は閉止）。また、後膨張弁１４ｂの開度調整により高圧Ｐｈを制御する（予膨張弁９は開放させる）。その後、後膨張弁１４ｂを全開させる。そして、膨張機１が起動した後（揺動スクロール７０が回転を開始した後）、高圧並列弁１７の開度を絞っていくように制御することにより、高圧並列弁１７及び低圧並列弁１８を共に閉止させ、図９に示す定常運転時の状態へ移行することができる（この動作に関する中間冷却バイパス弁１２の調整は不要である）。

図１３は「並列化」運転時の弁の開閉状況を表すための図である。「準並列化」運転よりも更に歯先の摺動抵抗を小さくした状態で運転を行なう場合について説明する。例えば、図１３のように高圧並列弁１７及び低圧並列弁１８を共に開放し、予膨張弁９を閉止する。（後膨張弁１４ｂは開度を調整して適当な圧力差が生じるようにする。また、この動作に関する中間冷却バイパス弁１２の調整は不要である）。このような予膨張弁９、低圧並列弁１８、高圧並列弁１７の開閉状況における冷凍空調装置の運転を「並列化」運転と呼ぶことにする。この場合、サブ圧縮機構３入口ｃ２ｓと膨張機構２入口ｅｘｉとは共に圧力Ｐｈとなる。また、サブ圧縮機構３出口ｃ２ｄはＰｈ’となり、膨張機構２出口ｅｘｏはＰｈ’’（＝Ｐｈ’−（ガスクーラ８の圧損分））となる。

図１４は「準並列化」運転時の揺動スクロール７０に作用するスラスト荷重の状況を模式的に示した図である。「並列化」運転の場合も、冷媒はサブ圧縮機構３入口ｃ２ｓで分岐してサブ圧縮機構３と膨張機構２とに流入する。ここで、各々の吸入容積の比で分流されれば“密度比一定の制約”は満たすことになり、特に流量マッチングの操作を行なう必要はない。また、スラスト荷重のバランスについても、「準並列化」運転のときより更に膨張機構２側の膨張揺動スクロール５２における歯先押付力が減ることになる。圧力によってはサブ圧縮機構３側のサブ圧縮揺動スクロール６２の歯先が軽度に押付けられることになる。

例えば、制御手段３０は、「並列化」運転→「準並列化」運転→定常運転という手順で冷凍空調装置の各機器を制御して運転を行なうようにする。このとき、サブ圧縮機構３側歯先押付（弱）→（押付０）→膨張機構２側歯先押付（弱）→膨張機構２側歯先押付（強）という段階を踏んで、膨張機１を起動させることができるので、押付による歯先摺動抵抗極小の状態からの起動が可能となる。

以上のように、この発明の実施の形態２の冷凍空調装置においては、膨張機構２の吐出側と蒸発器１０との間に後膨張弁１４ｂを設けることで、膨張機構２における冷媒の減圧幅を調整できるようにしたので、例えば定常運転時における膨張機１内の揺動スクロール７０（膨張揺動スクロール５２）におけるスラスト荷重のバランスを調整することで、例えば歯先押付力を設計条件に合わせるようにして過大な摺動損失を抑制し、サブ圧縮機構３に伝達する動力を効率よく回収することができる。

また、高圧並列弁１７を間に備えた第一連通路１５及び低圧並列弁１８を間に備えた第二連通路１６を設け、高圧並列弁１７、低圧並列弁１８を開閉制御することにより、例えば膨張機１を起動させる等の過渡運転時には、第一連通路１５及び／又は第二連通路１６を連通させることで、膨張機構２内、サブ圧縮機構３内、膨張機構２とサブ圧縮機構３との間における圧力差を小さくし、膨張揺動スクロール５２に加わるスラスト荷重を、定常運転時におけるスラスト荷重よりも小さくして歯先押付力をさらに小さくするようにしたので、摺動抵抗を極小化することができる。このため、揺動スクロール７０の円滑な起動を行なうことができる。

上述の冷凍空調装置は、冷凍装置やルームエアコン、パッケージエアコン、冷蔵庫や、加湿器、調湿装置、ヒートポンプ給湯機等、他の冷凍サイクル装置においても適用することが可能である。ここで、図等では示さなかったが、冷暖房可能な空調装置の場合には、運転に合わせて冷媒の流路を切り換えるための切換弁等を設ける必要がある。

Claims (10)

1. 冷媒を圧縮する主圧縮機と、
   前記冷媒を冷却するガスクーラと、
   該ガスクーラからの冷却に係る冷媒を減圧及び膨張し、膨張に係る動力を回収する膨張機構及び該膨張機構が回収した動力で駆動し、前記主圧縮機の圧縮に係る冷媒をさらに圧縮して前記ガスクーラに送るサブ圧縮機構を有する膨張機と、
   前記膨張機構からの減圧に係る冷媒を加熱する蒸発器と、
   前記主圧縮機と前記サブ圧縮機構との間に設けられ、前記主圧縮機が圧縮した冷媒を冷却する中間冷却器と、
   開度調整により、前記中間冷却器に流す冷媒と前記中間冷却器をバイパスさせる冷媒との量を制御するための中間冷却バイパス弁を有する中間冷却バイパス流路と、
   前記膨張機構と前記サブ圧縮機構とのそれぞれの冷媒流入口における冷媒比容積の比が、前記膨張機構と前記サブ圧縮機構とのそれぞれの吸入容積の比となるように、前記中間冷却バイパス弁の開度を制御して前記サブ圧縮機構の冷媒流入口における冷媒比容積を調整する制御手段と
   を備えることを特徴とする冷凍空気調和装置。
2. 前記膨張機構の冷媒流入口における冷媒比容積を調整するための予膨張弁を、前記ガスクーラと前記膨張機構との間にさらに備えることを特徴とする請求項１に記載の冷凍空気調和装置。
3. 前記膨張機はスクロール型膨張機であり、前記膨張機構を構成する膨張用揺動スクロールと前記サブ圧縮機構を構成するサブ圧縮用揺動スクロールとを一体形成することを特徴とする請求項１に記載の冷凍空気調和装置。
4. 前記膨張機構の冷媒流出口側と前記蒸発器との間にさらに圧力調整弁を備えることを特徴とする請求項２に記載の冷凍空気調和装置。
5. 前記制御手段は、前記予膨張弁と前記圧力調整弁とを各々独立に開閉制御することを特徴とする請求項４に記載の冷凍空気調和装置。
6. 前記膨張機構の冷媒流出口側の圧力に基づいて前記圧力調整弁を調整することを特徴とする請求項４に記載の冷凍空気調和装置。
7. 前記サブ圧縮機構の冷媒流入口前の配管と、前記膨張機構の冷媒流入口と前記予膨張弁との間の配管とを連通する第一連通路と、
   該第一連通路への冷媒の流れを制御するための第一開閉弁と、
   前記ガスクーラの冷媒流出口後の配管と、前記膨張機構の冷媒流出口と前記圧力調整弁との間の配管とを連通する第二連通路と、
   該第二連通路への冷媒の流れを制御するための第二開閉弁と
   をさらに備えることを特徴とする請求項５に記載の冷凍空気調和装置。
8. 前記制御手段は、第一開閉弁を開放させ、第二開閉弁を閉止させる制御を行うことを特徴とする請求項７に記載の冷凍空気調和装置。
9. 前記制御手段は、第一開閉弁及び第二開閉弁を開放させ、前記予膨張弁を閉止させる制御を行うことを特徴とする請求項７に記載の冷凍空気調和装置。
10. 二酸化炭素を冷媒とすることを特徴とする請求項１に記載の冷凍空気調和装置。

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