WO2005052467A1

WO2005052467A1 - 冷凍装置及び空気調和装置

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Publication number: WO2005052467A1
Application number: PCT/JP2004/017458
Authority: WO
Inventors: Shinichi Wakamoto; Toshihide Kouda; Masahiro Sugihara; Fumitake Unezaki; Masayuki Kakuta
Original assignee: Mitsubishi Denki Kabushiki Kaisha
Priority date: 2003-11-28
Filing date: 2004-11-25
Publication date: 2005-06-09
Also published as: US7752857B2; CN1886625A; US7526924B2; JPWO2005052467A1; CN1886625B; EP1701112B1; EP1701112A1; US20090158761A1; KR100854206B1; JP4753719B2; KR20080007281A; KR20070106043A; EP1701112A4; ES2652023T3; KR20060123206A; US20070271936A1

Abstract

　流量制御弁の入口の冷媒を冷却する冷媒冷却手段を有する冷凍装置では、冷媒冷却手段での冷却量が少なすぎる場合も多すぎる場合も、成績係数が低下していた。冷媒を圧縮する圧縮機（２）と、冷媒の熱を放出させる放熱器（３）と、冷媒を冷却する冷媒冷却手段（１５）と、冷媒の流量を調整する流量制御弁（４）と、冷媒を蒸発させる蒸発器（５）と、冷媒冷却手段（１５）における熱交換量を制御する熱交換量制御手段（１６）とを備え、圧縮機（２）、放熱器（３）、冷媒冷却手段（１５）、流量制御弁（４）、蒸発器（５）の順番に冷媒を循環させる。

Description

明細書

冷凍装置及び空気調和装置

技術分野

[0001] この発明は、冷凍庫、冷蔵庫、製氷機、水冷却装置、冷房ができる空気調和装置などで使用される冷凍装置及び冷房と暖房を行う空気調和装置に関するものである背景技術

[0002] 従来技術における、圧縮機、放熱器、流量制御弁、蒸発器を冷媒配管で接続しノ、イド口フルォロカーボン (HFCと略す)系冷媒が循環するように構成した冷凍装置及び冷房と暖房を行う空気調和装置にぉ、ては、 HFC系冷媒の地球温暖化係数が大きぐ HFC系冷媒が地球温暖化の原因になる弊害が有る。

[0003] フロンよりも地球温暖ィ匕係数が小さいプロパンなどのノ、イド口カーボン (HCと略す）系冷媒、アンモニア、二酸化炭素を用いた冷凍装置及び冷房と暖房を行う空気調和装置が開発されつつある。 HC系冷媒ゃアンモニアを使用する場合には、これらの冷媒が可燃性を持っため発火しないための対策が必要であり、法令によりその使用量が制限されている。二酸ィ匕炭素は不燃性であるが、成績係数 COPが低くなるという課題が有る。

[0004] 二酸化炭素を冷媒として使用する冷凍装置の例として空気調和装置の場合で、二酸化炭素を冷媒として使用すると成績係数 COPが低くなる理由を説明する。空気調和装置では、空気温度を規定した冷房と暖房の定格条件が有る。冷房運転では、室外の乾球温度が 35°Cで、室内では乾球温度が 27°C、湿球温度が 19°Cである。暖房運転では、室外で乾球温度が 7°C、湿球温度が 6°Cであり、室内の乾球温度が 20 °Cである。冷媒として二酸化炭素を使用する場合は、室外の温度が高い冷房定格条件での成績係数 COPが特に低くなる。これは、室外の乾球温度が 35°Cであるため、室外に有る熱交出口での冷媒は 35°C以上になるからである。二酸化炭素は超臨界状態から膨張する場合に、 10— 60°Cぐら!/、の間に比熱が大き!/、領域が有るが、室外の乾球温度が 35°Cの条件では、比熱が大きい領域すベてを使用することができないために、エネルギー消費効率が低くなる。これに対して、 HFC系冷媒または H C系冷媒では、冷房定格条件ですベての冷媒蒸気を冷媒液に変化させる熱交換が可能であり、二酸ィ匕炭素よりも成績係数 COPがよくなる。

[0005] 従来の二酸化炭素を冷媒として用いる空気調和装置においては、水や氷水や海水からなる低温熱源を用いて冷媒を冷却する冷却用熱交換器からなる冷媒冷却手段を備え、圧縮機、放熱器、冷媒冷却手段、流量制御弁、蒸発器を冷媒配管で順に接続して冷媒を循環させるものが有る。これは、冷媒冷却手段を用いて流量制御弁の入口における冷媒の温度を下げて、成績係数 COPの向上を図るものである。（例えば、特許文献 1参照)。

[0006] 流量制御弁の入口の冷媒を冷却する冷却手段として、動力を必要としな!、水や海水などを利用できない場合には冷却手段に動力が必要である。この動力は、冷却手段での冷却能力に応じて大きくなる。したがって、空気調和装置の圧縮機に必要な動力と冷却手段に必要な動力の総和を考えた場合には、冷却手段で冷却しすぎると、冷却手段に要する動力が増カロし結果として成績係数 COPが低下する。冷却が十分でない場合は、空気調和装置の圧縮機に要する動力が増カロして結果として成績係数 COPが低下する。

[0007] 特許文献 1 :特開平 10— 54617号公報

発明の開示

発明が解決しょうとする課題

[0008] 冷凍装置を空気調和装置に適用した場合で説明したが、冷凍庫、冷蔵庫、製氷機、水冷却装置などで使用する冷凍装置の場合でも同様である。

この発明は、二酸ィ匕炭素などのフロンよりも地球温暖化係数力、さい不燃性の冷媒を用い、エネルギーを用いて流量制御弁の入口の冷媒を冷却する冷却手段を備える冷凍装置及び冷房と暖房を行う空気調和装置において、成績係数 COPを向上させることを目的とするものである。

課題を解決するための手段

[0009] この発明に係る冷凍装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、冷媒の熱を放出させる放熱器と、冷媒を冷却する冷媒冷却手段と、冷媒の流量を調整する流量制御弁と、冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記冷媒冷却手段における熱交換量を制御する熱交換量制御手段とを備え、前記圧縮機、前記放熱器、前記冷媒冷却手段、前記流量制御弁、前記蒸発器の順番に冷媒を循環させることを特徴とするものである。

[0010] この発明に係る空気調和装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、該圧縮機から吐出される冷媒が流れる方向を切替える四方弁と、冷媒と外気との間で熱交換を行う室外熱交換器と、冷媒を冷却または加熱する冷媒冷却加熱手段と、冷媒の流量を調整する流量制御弁と、冷媒と室内の空気との間で熱交換を行う室内熱交^^と、前記冷媒冷却加熱手段における熱交換量を制御する熱交換量制御手段とを備え、冷房運転時に、前記圧縮機、前記室外熱交換器、前記冷媒冷却加熱手段、前記流量制御弁、前記室内熱交換器の順番に冷媒を循環させ、暖房運転時に、前記圧縮機、前記室内熱交換器、前記流量制御弁、前記冷媒冷却加熱手段、前記室外熱交換器の順番に冷媒を循環させることを特徴とするものである。

発明の効果

[0011] この発明に係る冷凍装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、冷媒の熱を放出させる放熱器と、冷媒を冷却する冷媒冷却手段と、冷媒の流量を調整する流量制御弁と、冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記冷媒冷却手段における熱交換量を制御する熱交換量制御手段とを備え、前記圧縮機、前記放熱器、前記冷媒冷却手段、前記流量制御弁、前記蒸発器の順番に冷媒を循環させることを特徴とするものなので、効率を適切に向上することができる。

[0012] この発明に係る空気調和装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、該圧縮機から吐出される冷媒が流れる方向を切替える四方弁と、冷媒と外気との間で熱交換を行う室外熱交換器と、冷媒を冷却または加熱する冷媒冷却加熱手段と、冷媒の流量を調整する流量制御弁と、冷媒と室内の空気との間で熱交換を行う室内熱交^^と、前記冷媒冷却加熱手段における熱交換量を制御する熱交換量制御手段とを備え、冷房運転時に、前記圧縮機、前記室外熱交換器、前記冷媒冷却加熱手段、前記流量制御弁、前記室内熱交換器の順番に冷媒を循環させ、暖房運転時に、前記圧縮機、前記室内熱交換器、前記流量制御弁、前記冷媒冷却加熱手段、前記室外熱交換器の順番に冷媒を循環させることを特徴とするものなので、効率を適切に向上することができる。

図面の簡単な説明

圆 1]この発明の実施の形態 1での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

圆 2]この発明の実施の形態 1での空気調和装置における冷媒の状態変化を説明する圧力ェンタルピ図である。

圆 3]この発明の実施の形態 1での空気調和装置における冷媒の状態と対応する冷媒回路図における位置を説明する図である。

[図 4]この発明の実施の形態 1での空気調和装置における流量制御弁の入口における冷媒温度に対する冷房定格条件での成績係数 COPの向上比率をシミュレーションで計算した結果を示す図である。

圆 5]この発明の実施の形態 1での空気調和装置における蒸発器の入口での冷媒の乾き度と放熱器の出口での冷媒を蒸発温度まで減圧した場合の乾き度との比の値である乾き度比に対する冷房定格条件での成績係数 COPの向上比率をシミュレーションで計算した結果を示す図である。

圆 6]この発明の実施の形態 2での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

圆 7]この発明の実施の形態 3での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

圆 8]この発明の実施の形態 3での空気調和装置における暖房運転時の冷媒の状態変化を説明する圧力ェンタルピ図である。

圆 9]この発明の実施の形態 4での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

圆 10]この発明の実施の形態 5での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

圆 11]この発明の実施の形態 5での乾き度比を推定する過程で使用する変数を説明する図である。

圆 12]この発明の実施の形態 6での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

[図 13]この発明の実施の形態 7での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

[図 14]この発明の実施の形態 8での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

[図 15]この発明の実施の形態 9での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

[図 16]この発明の実施の形態 9での空気調和装置の構成による効率向上を説明するための圧力ェンタルピ図である。

[図 17]この発明の実施の形態 10での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

[図 18]この発明の実施の形態 11での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

[図 19]この発明の実施の形態 11での空気調和装置の構成による効率向上を説明するための圧力ェンタルピ図である。

[図 20]この発明の実施の形態 12での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

[図 21]この発明の実施の形態 13での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

[図 22]この発明の実施の形態 14での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

[図 23]この発明の実施の形態 15での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

[図 24]この発明の実施の形態 16での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

[図 25]この発明の実施の形態 17での空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。

符号の説明 1 ：空気調和装置

2 ：圧縮機

2A:中間圧吸入口

3 ：放熱器

4 ：流量制御弁

5 ：蒸発器

6 ：冷媒配管

6A:冷媒配管

6B:冷媒配管

10 ：第 2圧縮機

11 ：凝縮器

12 ：第 2流量制御弁

13 ：第 2蒸発器

14 ：第 2冷媒配管

15 ：冷媒冷却部 (冷媒冷却手段）

16 ：熱交換量制御部 (熱交換量制御手段）

16A:乾き度比推定部 (乾き度比推定手段）

16B:乾き度比制御範囲決定部 (乾き度比制御範囲決定手段）

16C：冷媒流量制御部 (制御手段）

16D：流量制御弁入口温度制御範囲決定部（流量制御弁入口温度推定手段、制御弁入口温度制御範囲決定手段）

20 ：四方弁

21 ：室外熱交換器

22 ：室内熱交換器

23 ：第 1熱交換器

24 ：第 2熱交換器

25 ：冷媒冷却加熱部 (冷媒冷却加熱手段)

40 ：第 2四方弁 41 ：第 1熱交換器

42 ：第 2熱交換器

45 ：気液分離器

46 ：第 3流量制御弁

47 ：バイパス配管

50 ：第 3放熱器

51 ：第 3圧縮機

52 ：流路切替弁 (流路変更手段)

60 ：第 3熱交換器

70 ：第 2バイパス配管

71 ：第 4流量制御弁

PI ：圧力計 (第 1圧力計測手段）

P2 ：圧力計 (第 2圧力計測手段）

Tl ：温度計 (第 1温度計測手段）

T2 ：温度計 (第 2温度計測手段）

T3 ：温度計 (第 3温度計測手段）

T4 ：温度計 (第 4温度計測手段）

T5 ：温度計 (第 5温度計測手段）

発明を実施するための最良の形態

実施の形態 1.

この発明による実施の形態 1を、図 1一図 5により説明する。図 1は実施の形態 1における、冷房専用の空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図である。図 2は、冷媒の状態変化を説明する圧力ェンタルピ図である。冷媒の状態と対応する冷媒回路図における位置を説明する図を、図 3に示す。図 4は、流量制御弁 4の入口における冷媒温度に対する冷房定格条件での成績係数 COPの向上比率をシミュレーションで計算した結果を示す図である。図 5は、蒸発器 5の入口での冷媒の乾き度と放熱器 3の出口での冷媒を蒸発温度まで減圧した場合の乾き度との比の値である乾き度比に対する冷房定格条件での成績係数 COPの向上比率をシミュレーションで計算した結果を示す図である。

[0016] 図 1において、空気調和装置 1は、冷媒を圧縮する圧縮機 2、冷媒の熱を放出させる放熱器 3、冷媒を冷却する冷媒冷却手段である冷媒冷却部 15、冷媒の流量を調整する流量制御弁 4、冷媒を蒸発させる蒸発器 5を冷媒配管 6で順に接続し、冷媒として二酸ィ匕炭素が循環するように構成されている。図において、冷媒の流れを矢印により表現する。冷媒冷却部 15における熱交換量を制御する熱交換量制御手段である熱交換量制御部 16も備えている。圧縮機 2などで構成される蒸気圧縮式冷凍サイタルを循環する冷媒を第 1冷媒とも呼ぶ。

[0017] 冷媒冷却部 15は、二酸ィ匕炭素よりもエネルギー消費効率がよい第 2冷媒であるプ口パンが循環する蒸気圧縮式冷凍サイクルで動作するものである。冷媒冷却部 15は、第 2冷媒を圧縮する第 2圧縮機 10、第 2冷媒の熱を放出させる凝縮器 11、第 2冷媒の流量を調整する第 2流量制御弁 12、冷媒循環路の流量制御弁 4入口での冷媒の熱により第 2冷媒を蒸発させる第 2蒸発器 13を第 2冷媒配管 14で順に接続している。図において、第 2冷媒の流れも矢印により表現する。

第 2冷媒を使用する冷凍サイクルによる冷媒冷却部 15の冷却能力は、第 1冷媒を使用する冷凍サイクルの冷却能力の 10分の 1から 5分の 1程度とする。

[0018] 蒸発器 5が空気を冷却する対象の室内に設置され、その他の装置は屋外に設置され、冷媒配管 6が機器の間に冷媒を循環させるように配管される。なお、駅のホームなどの屋外に蒸発器 3が設置される場合も有る。放熱器 3、蒸発器 5及び凝縮器 11と V、う空気と熱交換を行う必要が有る装置以外は、熱力 Sもれて効率が下がることが無、ように、必要十分な断熱を実施する。

[0019] 次に、冷媒 (厳密には第 1冷媒)の状態の変化を図 2によって説明する。図において点 Cなどの軌跡の角に無い冷媒の状態を示す点は、黒丸により点の位置を示す。まず、圧縮機 2の吸入側の冷媒配管 6での低温低圧の冷媒蒸気は、図 2における点 A の位置に有る。圧縮機の入口では冷媒はすべて蒸気である必要が有るが、冷媒蒸気の温度が高いと圧縮機でより多くの機械的入力が必要になるので、点 Aでの過熱度はゼロに近、所定値とする。

冷媒が圧縮機 2によって圧縮されると、点 Bで示される高温高圧の超臨界流体となつて吐出される。冷媒は放熱器 3に送られ、そこで空気などと熱交換して温度が低下して点 Cで示される高圧の超臨界流体の状態になる。

冷媒は熱交換量制御部 16により冷却能力が制御される冷媒冷却部 15によってさらに冷却されて温度が低下し、点 Dで示される状態となる。さらに、流量制御弁 4に流入し減圧され、点 Eで示される低温低圧の気液二相状態に変化する。冷媒は蒸発器 5に送られ、そこで空気などと熱交換して蒸発し、点 Aで示される低温低圧の冷媒蒸気になり、圧縮機に戻る。

[0020] 冷媒冷却部 15が冷媒を冷却しない場合には、図 2において点 Cで示される冷媒が流量制御弁 4に流入し減圧され、点 Fで示される低温低圧の気液二相状態に変化する。冷媒冷却部 15が冷媒を冷却しない場合の冷媒の軌跡を点線で示す。冷媒冷却部 15が冷媒を冷却する場合の軌跡 A— B— C D— E— Aと、冷却しな、場合の軌跡 A B— C F— Aを比較すると、以下のようになる。圧縮機での機械的入力は軌跡 A— B でのェンタルピ差 HIであり、どちらの場合でも同じである。冷却能力は、冷媒冷却部 15が冷媒を冷却する場合は軌跡 E— Aのェンタルピ差 H2Aであり、冷却しな、場合は軌跡 F— Aのェンタルピ差 H2Bである。図 2より明らカなように H2A > H2Bであり、冷媒冷却部 15での機械的入力を考慮しなければ、冷媒を冷却するほど成績係数 C OPが向上する。

[0021] 実際は、冷媒冷却部 15でも機械的入力を必要とするので、冷媒冷却部 15で冷媒を冷却することによる冷却能力の向上分と冷媒冷却部 15への機械的入力の比の値力成績係数 COPよりも大きい範囲では、冷却するほど成績係数 COPが向上し、比の値が成績係数 COPよりも小さくなると成績係数 COPが低下する。これより、冷媒冷却部 15での熱交換量すなわち冷却量には、成績係数 COPを最もよくする最適値が存在することになる。

[0022] このことをより定量的に説明する。図 4は、流量制御弁 4の入口における冷媒温度に対する冷房定格条件での成績係数 COPの向上比率をシミュレーションで計算した結果を示す図である。図 5は、蒸発器 5の入口での冷媒の乾き度と放熱器 3の出口での冷媒を蒸発温度まで減圧した場合の乾き度との比の値である乾き度比を横軸にとつて、冷房定格条件での成績係数 COPの向上比率をシミュレーションで計算した結果を示す図である。乾き度比の分子は、図 2の点 Eにおける乾き度であり、分母は図 2の点 Fにおける乾き度である。なお、乾き度とは気液 2相状態での冷媒の冷媒蒸気の比率である。冷媒蒸気だけであれば乾き度は 1. 0で有り、冷媒蒸気がなければ乾き度は 0. 0である。

[0023] シミュレーションの細かな条件は以下である。冷房定格条件において、冷媒がニ酸化炭素で、圧縮機 2の効率が 70%、圧縮機 2の吸入蒸気過熱度が 0°C、放熱器 3の出口における冷媒と空気との温度差が 3°C、冷媒冷却部 15で使用する第 2冷媒がプ口パン、第 2圧縮機 10の効率が 70%、凝縮器 11における凝縮温度が 40°Cである。図 4では、圧縮機 2による圧縮後の冷媒の圧力 Pdを Pd= 9MPa, lOMPa, 11MP aの何れかとし、蒸発器 5の入口での冷媒の温度 Teを Te = 15°C, 10°C, 5°C, 0°C の何れかとし、流量制御弁 4の入口での冷媒の温度 Tfを変化させた場合の成績係数 COPを、 Te = 0°Cとして冷媒冷却部 15で冷媒を冷却しな、場合すなわち Tf = 38 °Cの場合での成績係数 COPで割った値である COP改善比を示す。

図 5では、 Pd、 Teを図 4と同様に設定した各場合に対して、乾き度比（変数 Xで表現する）を変化させた場合成績係数 COPを、 Te = 0°Cとして冷媒冷却部 15で冷媒を冷却しな!、場合すなわち X= 1. 0の場合での成績係数 COPで割った値である COP 改善比を示す。

[0024] 図 4と図 5から、流量制御弁 4の入口での冷媒の温度 Tfを適切に制御すると、全く冷却しない場合に対して成績係数 COPが 1. 3— 1. 4倍程度改善することが分かる。また、図 4から Te= 15°Cまたは 10°Cの場合は、 Pd = 9MPa, lOMPa, l lMPaの何れの場合でも Tf = 20°C— 30°Cの範囲で、成績係数 COPは最大値を含み変動の幅は 0. 1未満である。 Te = 5°Cまたは 0°Cの場合は、 Pd= 9MPa, lOMPa, 11MP aの何れの場合でも Tf = 15°C— 25°Cの範囲で、成績係数 COPは最大値を含み変動の幅は 0. 1未満である。図 5からは、 Pd= l lPa、 Te = 15°Cの場合を除き、乾き度比 X=0. 2-0. 5の範囲で、成績係数 COPは最大値を含み変動の幅は 0. 1未満である。ことが分かる。 Pd= l lPa、 Te = 15°Cの場合は、 X 0. 1で成績係数 CO Pが最大になる力 X=0. 2-0. 5の範囲でも最大値との差は 0. 02程度である。

[0025] この発明による実施の形態 1では、成績係数 COPが所定の動作条件において成績係数 COPが最大値力もの差が小さ、所定の範囲内になるように、冷媒冷却手段での熱交換量を熱交換量制御手段により制御して、流量制御弁 4の入口の冷媒温度を適切に制御するものである。熱交換量制御手段が有ることにより、冷媒冷却手段での熱交換量が十分でな力つたり過剰であったりして成績係数 COPを悪ィ匕させることを避けることができる。すなわち確実に成績係数 COPを改善できるという効果が有る。また、改善した成績係数 COPは、第 2冷媒として使用したプロパンなどを冷媒として用いた場合の値に近い値とすることができる。第 2冷媒は、可燃性が有るか地球温暖化係数が第 1冷媒よりも悪い冷媒である。そのような第 2冷媒の使用量を低減できるという効果も有る。また、第 2冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第 2冷媒の漏洩を回避できる。

[0026] なお、図 4と図 5では、 Pdと Teを一定としてグラフを書いている力冷媒冷却手段での熱交換量を変化させると、 Pdや Teが僅かに変化する場合もある。そのような場合でも、冷媒冷却手段での熱交換量の変化に対して成績係数 COPが最大になる冷媒冷却手段での熱交換量は存在しており、成績係数 COPが最大値に近、所定の範囲内になるように冷媒冷却手段での熱交換量を制御してやれば、確実に成績係数 CO Pを向上できる。

[0027] この実施の形態 1では、第 1冷媒として二酸ィ匕炭素を使用したが、フロンより地球温暖化係数が小さく不燃性の冷媒であれば、二酸ィ匕炭素以外を使用してもよい。第 2 冷媒としてプロパンを使用したが、第 1冷媒よりもエネルギー消費効率がよい冷媒であれば、可燃性があったり地球温暖化係数が第 1冷媒より大き力たりしてもよい。第 2冷媒としては、 HFC系冷媒、 HC系冷媒、アンモニアなどを使用することが考えられる。

冷媒冷却手段として第 2冷媒による蒸気圧縮式冷凍サイクルを使用したが、吸収式冷凍サイクル、ペルチェ効果などを利用するものであってもよい。水や氷水や海水からなる低温熱源が利用可能な場合は、低温熱源を用いて冷却した上で不足する冷却量を、エネルギーを消費する手段により冷却する冷媒冷却手段を用いるようにしてちょい。

第 2冷媒による蒸気圧縮式冷凍サイクルを使用しない場合は、第 1冷媒として HFC 系冷媒、 HC系冷媒、アンモニアなどを使用する場合でも、冷媒冷却手段での熱交換量を熱交換量制御手段により制御して、成績係数 COPを確実に向上できるという効果は得られる。

圧縮機を 1台としたが、 2台以上の圧縮機を使用する場合にも適用できる。第 2圧縮機を 1台としたが、 2台以上の圧縮機を使用する場合にも適用できる。

[0028] 冷房専用の空気調和装置に冷凍装置を使用する場合で説明したが、冷房と暖房ができる空気調和装置、冷凍庫、冷蔵庫、製氷機、水冷却装置などで使用するようにしてもよい。なお、蛇足であるが、冷凍装置または冷凍機とは低温をつくる機械装置を意味しており、食品などを凍結させて低温で保存する機械装置だけを意味するものではない。また、冷房と暖房ができる空気調和装置も、冷房運転時は冷凍装置に含まれる。

以上のことは、他の実施の形態でもあてはまる。

[0029] 実施の形態 2.

図 6に、この発明による実施の形態 2における冷房と暖房ができる空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。図において、冷房時の冷媒の流れを実線の矢印で示し、暖房時の冷媒の流れを点線の矢印で示す。

冷房専用の場合である実施の形態 1の図 1と異なる点だけを説明する。冷房運転と暖房運転の両方ができるように、圧縮機 2から吐出する冷媒が流れる方向を切替える四方弁 20を追加して、る。放熱器 3と蒸発器 5は暖房運転で冷房運転の場合と互ヽに役割が入れ替わって運転するので、放熱器 3は冷媒と外気の間で熱交換を行う室外熱交換器 21に置き換わり、蒸発器 5は冷媒と室内の空気の間で熱交換を行う室内熱交換器 22に置き換わっている。なお、冷房運転時には、室外熱交換器 21は放熱器 3と同様に動作し、室内熱交換器 22は蒸発器 5と同様に動作する。

四方弁 20により、冷房運転時には冷媒が、圧縮機 2、室外熱交換器 21、冷媒冷却部 15、流量制御弁 4、室内熱交換器 22の順番に循環する。暖房運転時には、圧縮機 2、室内熱交換器 22、流量制御弁 4、冷媒冷却部 15、室外熱交換器 21の順番に冷媒を循環させる。

その他の点では、実施の形態 1の場合と同様な構成である。 [0030] 次に動作を説明する。まず、冷房運転時の動作は、放熱器 3が室外熱交換器 21に蒸発器 5が室内熱交 22にそれぞれ置き換わっているが、実施の形態 1の場合と同様である。冷媒の状態変化を説明する圧力ェンタルピ図も、図 2のようになる。次に、暖房運転時の動作を説明する。まず、圧縮機 2の吸入側の冷媒配管 6での低温低圧の冷媒蒸気は、冷媒がすべて蒸気であり過熱度がゼロに近い所定値になる図 2における点 Αの位置に有る。圧縮機 2で圧縮されて、点 Bで示される高温高圧の超臨界流体となって吐出される。吐出された冷媒は、四方弁 20を通って放熱器としての室内熱交換器 22に送られ、室内の空気を暖めるように熱交換して温度が低下して点 Cで示される高圧の超臨界流体になる。なお厳密には、暖房運転での点じの位置は冷房運転の場合よりもェンタルビが小さい位置に有る。その理由は、暖房定格運転の室内温度は 20°Cであり、冷房定格運転の室外温度の 35°Cよりも低いからである。

[0031] 冷媒は流量制御弁 4に流入し減圧され、点 Fで示される低温低圧の気液二相状態に変化する。暖房運転時は冷媒冷却部 15を動作させないので、冷媒冷却部 15の第 2蒸発器 13を通過しても、冷媒の状態はほとんど変化しない。厳密には、第 2蒸発器 13において冷媒と第 2冷媒の間で熱交換がなされる可能性は有るが、その熱交換量は無視できるほど小さい。その理由は、第 2圧縮機 10が停止しており、第 2冷媒が循環しておらず、冷媒配管は細いので、冷媒配管中の細くて長い冷媒を熱量が伝わりにくぐ冷媒冷却部 15全体が断熱されており熱量を発散または受容することが無ヽ力もである。他の熱交換器でも、少なくとも一方の冷媒が流れない場合は、熱交換が行われないものとする。

冷媒は、蒸発器としての室外熱交換器 21に送られ、そこで空気などと熱交換して蒸発し、点 Aで示される低温低圧の冷媒蒸気になる。そして、四方弁 20を通り圧縮機 1に戻る。以上をまとめると、暖房運転時での冷媒の状態変化の軌跡は、図 2における軌跡 A— B—C— F— Aになる。

暖房運転時は冷媒冷却部 15が停止して、るので、冷媒冷却部 15が無、場合と成績係数 COPが同じになる。

[0032] この実施の形態 2の構成でも、冷房運転時に熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数 COPを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第 1冷媒よりも悪い第 2冷媒の使用量を少なくしても、第 2冷媒だけの場合と同等な成績係数 COPを実現できるという効果も有る。また、第 2冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第 2 冷媒の漏洩を回避できる。

[0033] 実施の形態 3.

図 7は、実施の形態 3における空気調和装置の構成を示す冷媒回路図である。実施の形態 3では、実施の形態 2における冷媒冷却部 15を、冷媒を冷却または加熱する冷媒冷却加熱手段である冷媒冷却加熱部 25に変更している。

実施の形態 2と異なる点だけを説明する。冷媒冷却加熱部 25において、第 2圧縮機から吐出する第 2冷媒が流れる方向を切替える第 2四方弁 40が追加されており、凝縮器 11が第 2冷媒と外気の間で熱交換を行う第 1熱交換器 41に置き換わり、第 2 蒸発器 13が冷媒を冷却または加熱するように第 2冷媒との間で熱交換を行う第 2熱交換器 42に置き換わっている。なお、冷房運転時は、第 1熱交換器 41は凝縮器 11 と同様に動作し、第 2熱交換器 42は第 2蒸発器 13と同様に動作する。

第 2四方弁 40により、冷房運転時には冷媒が、第 2圧縮機 10、第 1熱交換器 41、第 2流量制御弁 12、第 2熱交換器 42の順番に循環する。暖房運転時には、圧縮機 2 、第 2熱交換器 42、第 2流量制御弁 12、第 1熱交換器 41の順番に冷媒を循環させる上記以外の点は、実施の形態 2の場合と同様である。

[0034] 次に動作を説明する。冷房運転時の動作は、実施の形態 1及び実施の形態 2の場合と同様である。

暖房運転時に、実施の形態 2では冷媒冷却部 15が停止していたが、この実施の形態 3では冷媒冷却加熱部 25が冷媒を加熱するように動作する。この発明の実施の形態 ₃での空気調和装置における暖房運転時の冷媒の状態変化を説明する圧力ェンタルピ図を、図 8に示す。実線力この実施の形態 3の場合であり、点線が実施の形態 2の場合である。

[0035] 暖房運転時の動作は、以下のようになる。まず、圧縮機 2の吸入側の冷媒配管 6での低温低圧の冷媒蒸気は、冷媒がすべて蒸気であり過熱度がゼロに近い所定値になる図 8における点 A2の位置に有る。理由は後で説明する力点 A2は実施の形態 2の場合での点 Aよりも圧力が少し高くェンタルピは少し小さヽ。圧縮機 2で圧縮されて、点 B2で示される高温高圧の超臨界流体となって吐出される。点 B2と点 Bの圧力は同じで、点 B2のェンタルピ方が点 Bよりも小さい。

吐出された冷媒は、四方弁 20を通って放熱器としての室内熱交に送られ、室内の空気を暖めるように熱交換して温度が低下して点 Cで示される高圧の超臨界流体になる。室内熱交換器 22において所定の条件である室内の空気と熱交換するので、点 Cは実施の形態 2の場合とほぼ同じ位置に有る。

冷媒は流量制御弁 4に流入し減圧され、点 F2で示される低温低圧の気液二相状態に変化する。点 F2も点 A2と同じ圧力であり、点 Fよりも少し圧力が高い。冷媒冷却加熱部 25の第 2熱交換器 41により加熱されて、冷媒蒸気が増加した気液二相状態の点 Gで示される状態になる。冷媒が蒸発器としての室外熱交換器 21へ送られ、そこで空気などと熱交換して蒸発し、低温低圧の冷媒蒸気になり、四方弁 20を通り圧縮機に戻る。

[0036] さて、冷媒冷却加熱部 25の第 2熱交換器 41により冷媒を加熱することにより、冷媒を加熱しない場合よりも、流量制御弁 4を出た冷媒の圧力が高くなる理由を説明する。冷媒を加熱することにより室外熱交換器 21で吸収すべき熱量が小さくなり、相対的に室外熱交換器 21の能力が大きくなつたことになる。室外熱交換器 21の能力が大きくなると、所定の外気温に対して冷媒蒸気の温度差が小さくすなわち蒸発温度が高くなる。蒸発温度が高くなると、冷媒蒸気の圧力も高くなる。

[0037] 次に、冷媒冷却加熱部 25の第 2熱交換器 41により冷媒を加熱することにより、成績係数 COPが向上することを説明する。冷媒を加熱しない場合の成績係数を COP1とし、冷媒を加熱する場合の成績係数を COP2とする。また、点 Bと点 Aとの間のェンタルビ差を Δ HIとし、点 B2と点 A2との間のェンタルピ差を Δ Η2とする。点 Aと点じの間のェンタルピ差を Δ Η3、点 Α2と点 Cの間のェンタルピ差を Δ Η4とする。ここで、 Δ HIは冷媒冷却加熱部 25で冷媒を加熱しなヽ場合の圧縮機 2の機械的入力であり、 Δ Η2は冷媒を加熱する場合の圧縮機 2の機械的入力である。また、室内熱交換器 22での効率を 100%とした場合には、 ΔΗ1+ ΔΗ3が冷媒を加熱しない場合に室内熱交換器 21で得られる熱量になり、 ΔΗ2+ ΔΗ4が冷媒を加熱する場合に室内熱交で得られる熱量になる。よって、変数の定義力も以下が成立する。

ΟΟΡ1=(ΔΗ1+ ΔΗ3)/ΔΗ1 (式 1)

ΟΟΡ2=(ΔΗ2+ ΔΗ4)/ΔΗ2 (式 2)

COP2-COPl=(AH2+ ΔΗ4)/ΔΗ2—(ΔΗ1+ ΔΗ3)/ΔΗ1

= ΔΗ4/ΔΗ2— ΔΗ3/ΔΗ1 (式 3)

図 8から分かるように、 ΔΗ3 ΔΗ4である。これを式 3に代入して、以下となる。

COP2— COP1 （ΔΗ3Χ(ΔΗ1— ΔΗ2》/(ΔΗ1Χ ΔΗ2) (式 4)

[0038] 図 8から分力るように Δ HI >ΔΗ2なので、（式 4)の右辺は必ず正になり、冷媒を加熱することにより成績係数 COPが向上することが分かる。 ΔΗ1> ΔΗ2となる理由を説明する。まず、点 Αを圧縮して点 Α2と同じ圧力になった点を点 A3とする。 ΔΗ1 を、点 A力も点 A3まで圧縮するのに要する機械的入力（ Δ HI Aとする）と点 A3から点 Bまで圧縮するのに要する機械的入力（ ΔΗ1Βとする）とに分割する。変数の定義力、 ΔΗ1= ΔΗ1Α+ ΔΗ1Βである。一般的に、圧縮前後の圧力が同じでも圧縮前のェンタルビが大きいほど、冷媒を圧縮するのに要する機械的入力が大きくなる。ここで、点 A3でのェンタルピは点 Α2よりも大きい。よって、 ΔΗ1Β> ΔΗ2である。さらに、 ΔΗ1Α>0であるから、 ΔΗ1>ΔΗ2である。

[0039] 外気と冷媒蒸気の温度差はもともと数 °Cであり、冷媒冷却加熱部 25の第 2熱交換器 41での加熱量を増やすことによる温度差を減少させる効果には上限が有る。冷媒冷却加熱部 25の第 2熱交換器 41での加熱量を増やすのに必要な機械的入力は、加熱量に対して線形以上の関係で増加する。そのため、加熱量を大きくすると成績係数 COPが低下すること〖こなる。暖房の場合での成績係数 COPの向上効果は、冷房の場合よりも小さい。定量的なデータは示さないが、第 2冷媒を使用する冷凍サイクルの容量は、第 1冷媒の冷凍サイクルの 10分の 1から 5分の 1程度であり、第 2冷媒を使用する冷凍サイクルが効率よく運転する動作条件では、成績係数 COPが最大値に近くなる。

[0040] この実施の形態 3の構成でも、冷房運転時に熱交換量制御手段により冷媒冷却加熱手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数 COPを確実に向上できるという効果がある。可燃性が有るか地球温暖化係数が第 1冷媒よりも悪い第 2冷媒の使用量を少なくしても、第 2冷媒だけの場合と同等な成績係数 COPを実現できるという効果も有る。また、第 2冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第 2冷媒の漏洩を回避できる。

さらに、暖房運転時にも成績係数 COPを向上できるという効果が有る。

[0041] 実施の形態 4.

図 9は、実施の形態 4における空気調和装置の構成を示す冷媒回路図である。この実施の形態 4は、蒸発器 5に流入する冷媒蒸気の流量を少なくするように実施の形態 1を変更したものである。実施の形態 1の場合での図 1と比較して、異なる点だけを説明する。

図 9において、流量制御弁 4から蒸発器 5に至る経路に気液分離器 45と第 3流量制御弁 46を備え、気液分離器 45で分離した冷媒蒸気の一部または全部を圧縮機 2 に注入するためのバイパス配管 47を設けている。圧縮機 2は、圧縮途中に冷媒を吸入する中間圧吸入口 2Aを有する。

その他の点では、実施の形態 1の場合と同様な構成である。

[0042] 次に、冷媒の流れを図 9によって説明する。流量制御弁 4で減圧された気液二相状態の冷媒は、気液分離器 45で冷媒蒸気の一部または全部が分離され、バイパス配管 47で構成された冷媒回路を通り、圧縮機 2の中間圧吸入口 2Aに吸入されて、圧縮機 2内の冷媒と混合する。その他の冷媒の流れについては、実施形態 1と同様である。

[0043] この実施の形態 4の構成でも、熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数 COPを確実に向上できるという効果が有る。なお、流量制御弁入口温度や乾き度比などの変化に対する成績係数 COPの変化は、その傾向は同じであるが、冷媒回路の構成が異なるので、図 4または図 5に示したものとは具体的な数値は異なる。これは、冷媒回路の構成が異なる他の実施の形態でもあてはまる。

可燃性が有るか地球温暖化係数が第 1冷媒よりも悪い第 2冷媒の使用量を少なくしても、第 2冷媒だけの場合と同等な成績係数 COPを実現できるという効果も有る。また、第 2冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第 2冷媒の漏洩を回避できる。

[0044] この構成によれば、圧縮機 2の内部の冷媒を冷却できるため、圧縮に要する動力を低減できる。また、蒸発器 5に流れる冷媒蒸気の流量が少ないため、蒸発器における冷媒の圧力損失を小さくできる。これらにより、第 1冷媒を利用する空気調和装置においてさらに効率を向上させることができる。

中間圧吸入口 2Aを有する圧縮機 2の替わりに 2台の圧縮機を直列に接続して、高圧側の圧縮機の吸入口に入る冷媒配管 6にバイパス配管 47を接続するようにしてもよい。

[0045] なお、この実施の形態 4では、実施の形態 1の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態 2または実施の形態 3に適用した場合においても同様の効果が得られる。

[0046] 実施の形態 5.

図 10は、実施の形態 5における空気調和装置の構成を示す冷媒回路図である。この実施の形態 5は、熱交換量制御部 16において乾き度比を制御する具体的手段を備えるように、実施の形態 1を変更したものである。実施の形態 1の場合である図 1と比較して、異なる点だけを説明する。

[0047] 図 10において、流量制御弁 4の出口に設けた第 1圧力計測手段である圧力計 Pl、流量制御弁 4の入口に設けた第 2圧力計測手段である圧力計 P2、流量制御弁 4の入口に設けた第 2温度計測手段である温度計 T2、放熱器 3の出口に設けた第 3温度計測手段である温度計 Τ3が追加されている。さらに、熱交換量制御部 16は、所定のセンサとして、圧力計 Pl、圧力計 Ρ2、温度計 Τ2及び温度計 Τ3の計測値を入力として乾き度比を推定する乾き度比推定手段である乾き度比推定部 16Α、乾き度比を変化させた中での成績係数 COPの最大値との差が所定の範囲になる乾き度比の制御範囲を求める乾き度比制御範囲決定手段である乾き度比制御範囲決定部 16B及び乾き度比制御範囲決定部 16Bで求めた制御範囲内に乾き度比が入るように冷媒の流量を制御する制御手段である冷媒流量制御部 16Cで構成されて、る。冷媒流量制御部 16Cは、第 2圧縮機 10の運転周波数と第 2流量制御弁 12への指令値を制御可能とする。

その他の構成は、実施の形態 1の場合と同じである。

[0048] 次に動作を説明する。冷媒の流れは実施の形態 1の場合と同じである。ここでは、熱交換量制御部 16の動作について説明する。乾き度比推定部 16Aは、圧力計 Pl、圧力計 P2、温度計 T2及び温度計 T3の各計測値から、以下のようにして乾き度比を推定する。乾き度比を推定する過程で使用する変数を説明する図を、図 11に示す。

[0049] 既に定義済のものも含めて、冷媒の状態を説明する変数の定義を以下に示す。

(冷媒の状態を説明する変数の定義）

Pd ：放熱圧力。圧力計 P2により計測される。

Td ：放熱器 3の出口での冷媒温度。温度計 T3により計測される。

Tf ：流量制御弁 4の入口での冷媒温度。温度計 T2により計測される。

Pe ：流量制御弁 4の出口での冷媒の圧力。圧力計 P1により計測される。

Te ：蒸発温度。 Peと冷媒の飽和蒸気圧特性から求める。

hd ：放熱器 3の出口での冷媒のェンタルピ。

hf ：流量制御弁 4の入口での冷媒のェンタルピ。

heL：圧力 Peでの冷媒の飽和液ェンタルピ。

heG：圧力 Peでの冷媒の飽和蒸気ェンタルピ。

Xd ：放熱器 3出口の冷媒を Peまで減圧した場合の乾き度。

Xe ：流量制御弁 4の出口での冷媒の乾き度。

X ：乾き度比。 X=XeZXd

[0050] 乾き度比を推定する計算は、以下の手順で行う。

(乾き度比を推定する計算手順）

(1) Pdと Td力も hd (放熱器 3の出口での冷媒のェンタルピ)を計算する。

(2) Pdと Tf力も M (流量制御弁 4の入口での冷媒のェンタルピ。 )を計算する。

(3) Peと冷媒の飽和蒸気圧特性から heL (飽和液ェンタルピ）、 heG (飽和蒸気ェンタノレビ）を求める。

(4)冷媒を断熱膨張させて減圧しても冷媒のェンタルピは変化しなヽので、 Xd (放熱器 3出口の冷媒を Peまで減圧した場合の乾き度）、 Xe (流量制御弁 4の出口での冷媒の乾き度）、乾き度比 Xを以下のように計算する。なお、乾き度の計算において、負になる場合は 0とし、 1以上になる場合は 1とする。

Xd= (hd-heL) / (heG-heL) (式 5)

Xe = (hf-heL) / (heG-heL) (式 6)

X= (hf-heL) / (hd-heL) (式 7)

[0051] 乾き度比制御範囲決定部 16Bは、空気調和装置が動作する可能性が有る放熱圧力 Pdと蒸発温度 Teの条件範囲内において、 Pdと Teを所定の刻み幅で変化させた点での成績係数 COPが最大となる乾き度比のデータ (最適運転乾き度比データと呼ぶ）を持つ。例えば、 Pd= 9— l lMPaで刻み幅を IMPaとし、 Te = 0— 15°Cで刻み幅を 5°Cとすると、図 5で示した COPが最大になる乾き度比のデータが最適運転乾き度比データとなる。以下のようにして、最適運転乾き度比データから乾き度比の制御範囲を決定する。

(1)現在の運転状態での Pdと Teの値に対して、最適運転乾き度比デーを補間して成績係数 COPが最大になる乾き度比（最適乾き度比 Xmaxと呼ぶ）を求める。

(2)最適乾き度比 Xmax力もの差が 0. 1以内などの所定の範囲を、制御範囲とする。所定の範囲の幅は、乾き度比の変化に対して成績係数 COPがあまり変化しない幅とする。

[0052] 例えば、 Pd= 10MPa、 Te= 10°Cの動作状態であれば、 Xmax=0. 29であり、 0.

19-0. 39が乾き度比の制御範囲になる。図 5 (b)から分力るように、この制御範囲であれば、成績係数 COPは最大値力 0. 02未満の変動である。

冷媒流量制御部 16Cは、乾き度比推定部 16Aが推定した乾き度比が、乾き度比制御範囲決定部 16Bが求めた制御範囲内に有るかどうかチックし、制御範囲内に無い場合は制御範囲に入るように第 2圧縮機 10の運転周波数または第 2流量制御弁 12への流量の指令値の何れかまたは両方を制御する。制御にあたっては、適切な PID制御を行うものとする。推定した乾き度比が高い場合は冷媒冷却部 15での冷却量を増加させて乾き度比を下げ、推定した乾き度比が低い場合は冷媒冷却部 15 での冷却量を減少させて乾き度比を上げる。なお、第 2圧縮機 10の運転周波数を上げると冷却量が増大し、第 2流量制御弁 12への流量の指令値を上げると冷却量が増大する。

[0053] この実施の形態 5の構成でも、熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数 COPを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第 1冷媒よりも悪い第 2冷媒の使用量を少なくしても、第 2冷媒だけの場合と同等な成績係数 COPを実現できるという効果も有る。また、第 2冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第 2冷媒の漏洩を回避できる。

さらに、乾き度比予測手段を備えて乾き度比を推定し、成績係数 COPが最大値に近い範囲になる乾き度比となるように冷媒冷却手段での熱交換量を制御するので、確実に成績係数 COPを向上できるという効果が有る。

[0054] この実施の形態 5では、第 1圧力計測手段である圧力計 P1を流量制御弁 4の出口に設けたが、流量制御弁 4の出口力蒸発器 5の入口までの間であればどこに設置してもよい。ただし、流量制御弁 4の出口力も蒸発器 5の入口までの間に圧縮機や別の流量制御弁など冷媒の圧力を変化させる機器が有る場合は、その機器の入口までとする。第 2圧力計測手段である圧力計 P2は、圧縮機の出口から流量制御弁 4の入口までの間であればどこでもよい。なお、圧縮機が 2台以上有る場合は、最も高圧側の圧縮機を対象とする。

乾き度比推定部 16Aでは、流量制御弁 4の出口での圧力 Peを圧力計 P1で計測して利用した力流量制御弁 4の出口での温度 Teを計測して利用してもよい。その理由は、流量制御弁 4の出口では気液二相状態にあり、温度または圧力の一方が決まれば他方も決まるからである。また、乾き度比制御範囲決定部 16Bで Pdと Teを考慮して制御範囲を求めるとした力 Teではなく Peを考慮して制御範囲を求めるようにしてもよい。

[0055] 乾き度比制御範囲決定部 16Bでは、 Pd、 Teの組合せで成績係数 COPが最大になる乾き度比のデータである最適運転乾き度比データを用いた力成績係数 COPの最大値との差が所定の範囲のデータを持たせるようにしてもよい。 Pd、 Teに対して、補間して最適乾き度比を求めたが、補間しな、で最も近、点での値を用いるようにしてもよい。

最適乾き度比から制御範囲を求める上で範囲の幅を固定としたが、成績係数 COP の最大値との差が所定値以内とするなど、制御範囲の幅を可変にしてもよい。また、制御範囲は必ずしも最適乾き度比を含む必要はなぐ最適乾き度比よりも大きい所定の範囲などとしてもょ、。 Pdと Teの両方を変化させた最適運転乾き度比データを用意したが、 Pdまたは Teを固定にしてもよい。 Pdと Teの組に対して異なる制御範囲を求めるのではなぐ Pdまたは Teの何れかだけを指定して、指定しな力つた方が想定する変化範囲内であれば、成績係数 COPを最大値力の差が所定値以内とするような乾き度比の制御範囲を求めるようにしてもよい。さらには、 Pdと Teの両方に関して想定する変化範囲内であれば、成績係数 COPを最大値からの差が所定値以内とするような乾き度比の制御範囲を予め求めておき、それを出力するものでもよい。乾き度比制御範囲決定部 16Bは、成績係数 COPの最大値との差が所定の範囲内になる乾き度比の制御範囲を決定するものであれば、どのようなものでもよ、。

[0056] 冷媒流量制御部 16Cは、乾き度比を制御範囲内に保つような PID制御をするとしたが、乾き度比が指定された値になるように冷媒冷却手段での冷却量を制御するものであってもよい。制御誤差が有るため、指定した値に制御しょうとしても、結果的には指定した値に近、所定の範囲で制御されることになる。指定する値は制御誤差の大きさを考慮して、制御誤差があっても乾き度比が制御範囲を越えな、ように決めればよい。必ずしも成績係数 COPが最大になる乾き度比を指定する必要は無い。制御範囲内に制御する場合でも、 PID制御以外の制御を行ってもよい。

[0057] なお、この実施の形態 5では、実施の形態 1の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態 2から実施の形態 4までの何れかの構成、及びこれらの構成の特徴を同時に持つ何れかの構成に適用した場合においても同様の効果が得られる。また、冷媒冷却手段が第 2冷媒による蒸気圧縮式冷凍サイクルを使用するものでない場合でも、乾き度比を推定して乾き度比が所定の制御範囲になるように冷却量を制御するようにしても同様の効果が得られる。

乾き度比ではなく、流量制御弁 4の入口での冷媒温度である流量制御弁入口温度を指標として制御するようにしてもょ、。以上の点は、他の実施の形態でもあてはまる。

[0058] 実施の形態 6.

図 12は、実施の形態 6における空気調和装置の構成を示す冷媒回路図である。この実施の形態 6は、乾き度比を推定するために圧力計を使用しな！、ように実施の形態 5を変更したものである。実施の形態 5の場合での図 10と比較して、異なる点だけを説明する。圧力計 P1と圧力計 P2がなぐその替わりに流量制御弁 4の出口に設けた第 1温度計測手段である温度計 Tl、放熱器 3の出口に設けた第 4温度計測手段である温度計 Τ4及び放熱器 3の入口に設けた第 5温度計測手段である温度計 Τ5が有る。乾き度比推定部 16Aは、所定のセンサとして、温度計 Tl、温度計 Τ2、温度計 Τ3、温度計 Τ4、及び温度計 Τ5の計測値を入力とする。

その他の構成は、実施の形態 5の場合と同じである。

[0059] 冷媒の流れは実施の形態 5の場合と同じである。熱交換量制御部 16の動作も、実施の形態 5の場合とほぼ同様である。乾き度比推定部 16Aでの乾き度比の推定の手順が、実施の形態 5の場合とは異なる。放熱圧力 Pdと蒸発圧力 Peが推定できれば、実施の形態 5の場合と同様にして乾き度比を推定できるので、放熱圧力 Pdと蒸発圧力 Peが推定方法を説明する。そのために、冷媒の状態を示す以下の変数を追加で定義する。なお、 Teは温度計 T1により直接計測される。

(冷媒の状態を説明する変数の定義）

Tc :放熱器 3の出口での冷媒温度。温度計 T4により計測される。

Tb：放熱器 3の入口での冷媒温度。温度計 T5により計測される。

Tx：圧縮機 3に吸入される冷媒の過熱度。

[0060] 放熱圧力 Pdと蒸発圧力 Peの推定方法は、以下のようになる。

(放熱圧力 Pdと蒸発圧力 Peの推定方法）

(1) Teと冷媒の飽和蒸気圧特性から Peを求める。

(2) Tcと Tdから過熱度 Txを求める。

(3) Peと Tx、圧縮機の効率、 Tbから、 Pdを計算する。

[0061] この実施の形態 6の構成でも、熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数 COPを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第 1冷媒よりも悪い第 2冷媒の使用量を少なくしても、第 2冷媒だけの場合と同等な成績係数 COPを実現できるという効果も有る。また、第 2冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第 2冷媒の漏洩を回避できる。乾き度比予測手段を備えて乾き度比を推定しながら制御を行うので、確実に成績係数 COPを向上できるという効果が有る。

さらに、乾き度比予測手段のために安価な温度センサ (温度計)だけでょ、と、う効果が有る。ただし、圧力を実測しないので、実施の形態 5の場合よりも精度が低くなる可能性が有る。ここでは、流量制御弁 4と圧縮機 3の間では圧力は一定としたが、熱交換器などでは圧力損失が発生するので、より厳密には圧力を計測する箇所を増やす必要が有る。精度とコストの兼ね合いを考慮して、センサの種類と数を決定する。このことは、他の実施の形態でもあてはまる。

[0062] なお、この実施の形態 6では、実施の形態 1の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態 2から実施の形態 4までの何れかの構成、及びこれらの構成の特徴を同時に持つ何れかの構成に適用した場合においても同様の効果が得られる。

[0063] 実施の形態 7.

図 13は、実施の形態 7における空気調和装置の構成を示す冷媒回路図である。この実施の形態 7は、乾き度比ではなく流量制御弁入口温度を計測して制御するように実施の形態 1を変更したものである。実施の形態 1の場合での図 1と比較して、異なる点だけを説明する。

図 13では、流量制御弁 4の入口に設けた第 2温度計測手段である温度計 T2が追カロされている。さらに、熱交換量制御部 16は、流量制御弁入口温度を変化させた中での成績係数 COPの最大値との差が所定の範囲になる流量制御弁入口温度の範囲を求める流量制御弁入口温度制御範囲決定手段である流量制御弁入口温度制御範囲決定部 16D及び流量制御弁入口温度制御範囲決定部 16Dで求めた制御範囲内に流量制御弁入口温度が入るように冷媒の流量を制御する制御手段である冷媒流量制御部 16Cで構成されている。冷媒流量制御部 16Cは、第 2圧縮機 10の運転周波数と第 2流量制御弁 12への指令値を制御可能とする。

その他の構成は、実施の形態 1の場合と同じである。 [0064] 次に動作を説明する。冷媒の流れは実施の形態 1の場合と同じである。ここでは、熱交換量制御部 16の動作について説明する。なお、流量制御弁入口温度は温度計 T2で計測され、変数 Tfで表現される。

流量制御弁入口温度制御範囲決定部 16Dは、予め求めた流量制御弁入口温度の制御範囲を出力するものである。ここで、予め求めた流量制御弁入口温度の制御範囲とは、放熱圧力 Pdと蒸発温度 Teは所定の設計値で動作するものとし、 Pdと Te がその所定の値での成績係数 COPの最大値との差が所定の範囲内になる流量制御弁入口温度の範囲（最適範囲と呼ぶ）である。例えば、 Pd= 10MPa、 Te= 10°C で、図 4 (b)における COP比が最大値力も 0. 05以内の範囲とすると、最適範囲は Tf = 15— 27°Cの範囲となる。

[0065] 冷媒流量制御部 16Cは、温度計 T2で計測される流量制御弁入口温度が、流量制御弁入口温度制御範囲決定部 16Dが求めた最適範囲すなわち制御範囲内に有る力どうかチヱックし、制御範囲内に無い場合は制御範囲に入るように第 2圧縮機 10の運転周波数または第 2流量制御弁 12への流量の指令値の何れかまたは両方を制御する。制御にあたっては、適切な PID制御を行うものとする。推定した計測された流量制御弁入口温度が高!、場合は冷媒冷却部 15での冷却量を増加させて流量制御弁入口温度を下げ、推定した流量制御弁入口温度が低!、場合は冷媒冷却部 15での冷却量を減少させて流量制御弁入口温度を上げる。

[0066] この実施の形態 7の構成でも、熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数 COPを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第 1冷媒よりも悪い第 2冷媒の使用量を少なくしても、第 2冷媒だけの場合と同等な成績係数 COPを実現できるという効果も有る。また、第 2冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第 2冷媒の漏洩を回避できる。

さらに、流量制御弁入口温度を測定し、成績係数 COPが最大値に近い範囲になる流量制御弁入口温度となるように冷媒冷却手段での熱交換量を制御するので、確実に成績係数 COPを向上できるという効果が有る。

[0067] 乾き度比制御範囲決定部 16Bに関して説明した事項は、乾き度比を流量制御弁入口温度に読み替えることにより、流量制御弁入口温度制御範囲決定部 16Dに関してもあてはまる。冷媒流量制御部 16Cに関しても同様である。このことは、流量制御弁入口温度を用いて制御する他の実施の形態でもあてはまる。

[0068] なお、この実施の形態 7では、実施の形態 1の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態 2から実施の形態 4までの何れかの構成、及びこれらの構成の特徴を同時に持つ何れかの構成に適用した場合においても同様の効果が得られる。

[0069] 実施の形態 8.

図 14は、実施の形態 8における空気調和装置の構成を示す冷媒回路図である。この実施の形態 8は、冷媒冷却部 15の入口での冷媒温度を計測して、冷媒冷却部 15 の出口すなわち流量制御弁 4の入口での冷媒温度 (流量制御弁入口温度）を成績係数 COPが最大値になるように冷媒冷却部 15での熱交換量を制御するように、実施の形態 7を変更したものである。実施の形態 7の場合での図 13と比較して、異なる点だけを説明する。

図 14では、温度計 T2の替わりに放熱器 3の出口に設けた第 3温度計測手段である温度計 T3が有る。第 2熱交換器 13の出口力流量制御弁 4の入口までの間に設けた第 2圧力計測手段である圧力計 P2と、流量制御弁 4の出口に設けた第 1温度計測手段である温度計 T1を追加して、る。流量制御弁入口温度制御範囲決定部 16Dは、流量制御弁入口温度推定手段でもある。

その他の構成は、実施の形態 7の場合と同じである。

[0070] 次に動作を説明する。冷媒の流れは実施の形態 1の場合と同じである。ここでは、熱交換量制御部 16の動作について説明する。流量制御弁入口温度制御範囲決定部 16Dは、空気調和装置が動作する可能性が有る放熱圧力 Pdと蒸発温度 Teの条件範囲内において、 Pdと Teを所定の刻み幅で変化させた点での成績係数 COPが最大となる流量制御弁入口温度のデータ (最適運転流量制御弁入口温度データと呼ぶ）を持つ。例えば、 Pd= 9— l lMPaで刻み幅を IMPaとし、 Te = 0— 15°Cで刻み幅を 5°Cとすると、図 5で示した成績係数 COPが最大になる流量制御弁入口温度のデータが最適運転流量制御弁入口温度データとなる。

[0071] この実施の形態 8では、次のようにして最適運転流量制御弁入口温度データから流量制御弁入口温度の目標値を決定する。現在の運転状態での Pdと Teの値に対して、最も近い位置に有る最適運転流量制御弁入口温度データを取得する。 Pd= l 0. 2MPa、Te = 8. 5°Cであれば、 Pd= 10MPa、 Te= 10°Cでの最適運転流量制御弁入口温度データを取得する。取得した流量制御弁入口温度を、目標流量制御弁入口温度 Tfmと呼ぶ。なお、最も近いものが複数有る場合は、流量制御弁入口温度が高!、ものを選択するなど、何らかの基準で 1個を選択する。

[0072] 冷媒流量制御部 16Cは、以下のようにして第 2冷媒の流量を決めて、その流量になるように第 2圧縮機 10の運転周波数を制御する。制御誤差などが有るため、必ず成績係数 COPが最大になる運転状態にできる訳ではないが、成績係数 COPが最大に近、状態で運転できることは保証できる。

( 1) Tdと Tf mから、冷媒冷却部 15での熱交換量を決定する。

(2)熱交換量力第 2熱交の効率、第 2熱交に入る第 2冷媒の温度などの諸条件を考慮して第 2冷媒の流量を決める。

(3)第 2圧縮機 10の特性、第 2流量制御弁 12の状態などを考慮して、（2)で計算した流量になるような第 2圧縮機 10の運転周波数を決めて、第 2圧縮機 10がその運転周波数になるように制御する。

[0073] この実施の形態 8の構成でも、熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数 COPを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第 1冷媒よりも悪い第 2冷媒の使用量を少なくしても、第 2冷媒だけの場合と同等な成績係数 COPを実現できるという効果も有る。また、第 2冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第 2冷媒の漏洩を回避できる。

さらに、冷媒冷却手段に入る冷媒の温度 Td、放熱圧力 Pd、蒸発温度 Teを計測して、計測した条件で成績係数 COPが最大値になる目標流量制御弁入口温度を求め、その目標流量制御弁入口温度となるように冷媒冷却手段での熱交換量すなわち第 2冷媒の流量を制御するので、確実に成績係数 COPを最大値に近い値にできるという効果が有る。

[0074] 流量制御弁入口温度推定手段を流量制御弁入口温度制御範囲決定部 16Dとは別に備え、流量制御弁入口温度制御範囲決定部 16Dは、流量制御弁入口温度推定手段で推定した結果に対して PID制御などを行うようにしてもょ、。 PID制御ではなぐ別の制御方式でもよい。

なお、この実施の形態 8では、実施の形態 1の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態 2から実施の形態 4までの何れかの構成、及びこれらの構成の特徴を同時に持つ何れかの構成に適用した場合においても同様の効果が得られる。

[0075] 実施の形態 9.

図 15に、この発明による実施の形態 9における冷房専用の空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態 9は、圧縮機を 2台にして、圧縮機の間に冷媒の熱を放出させる放熱器を追加するように、実施の形態 1を変更したものである。実施の形態 1の図 1と異なる点だけを説明する。圧縮機 2で圧縮された冷媒の熱を放出させる第 3放熱器 50と、第 3放熱器 50から出る冷媒をさらに圧縮する第 3圧縮機 51を追加し、第 3圧縮機 51から吐出される冷媒は放熱器 3に入る。 2台の圧縮機で実施の形態 1の場合と同じ圧力まで圧縮する。

その他の構成は、実施の形態 1と同じである。

[0076] 次に動作を説明する。この発明の実施の形態 9での空気調和装置における冷媒の状態変化を説明する圧力ェンタルピ図を、図 16に示す。実線がこの実施の形態 9の場合であり、点線が第 3放熱器 50を備えない場合である。

圧縮機 2の吸入側での冷媒は、図 16における点 Aで示される低温低圧の蒸気である。圧縮機 2から吐出される冷媒は、線分 ABの途中に有る点 Jで示される中間圧力かつ中間温度の蒸気である。冷媒は第 3放熱器 50で空気などと熱交換して、点 Kで示される点 Jと同じ圧力でより低温の状態になる。第 3圧縮機 51によりさらに圧縮されて、点 Mで示される高圧の超臨界流体の状態になる。点 Mでの冷媒の状態は、点 Bと同じ圧力で温度は低い。

放熱器 3に入ってから、冷媒冷却部 15と流量制御弁 4とを通り圧縮機 2に入るまでの冷媒の状態変化の軌跡は、実施の形態 1の場合と同じ軌跡 M— C D— E— Aとなる

[0077] この実施の形態 9の構成でも、熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数 COPを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第 1冷媒よりも悪い第 2冷媒の使用量を少なくしても、第 2冷媒だけの場合と同等な成績係数 COPを実現できるという効果も有る。また、第 2冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第 2冷媒の漏洩を回避できる。

[0078] さらに、第 3放熱器 50を備えることにより、第 3放熱器 50が無い場合よりも成績係数 COPを改善できるという効果が有る。そのことを以下で説明する。第 3放熱器 50の有無によらず蒸発器 5での熱交換量は同じである。機械的入力は第 3放熱器 50を備える場合の方が小さくなるので、成績係数 COPが向上することになる。点 A、点 B、点 J 、点 K及び点 Mのェンタルピをそれぞれ、 Ha、 Hb、 Hj、 Hk、 Hmとする。また、第 3 放熱器 50が無い場合の機械的入力を Wlとし、第 3放熱器 50が有る場合の機械的入力を W2とする。 Wl、 W2とその差は以下のようになる。

Wl =Hb-Ha (式 8)

W2 = Hj-Ha + Hm-Hk (式 9)

W1-W2 = Hb-Ha- (Hj-Ha + Hm-Hk)

= (Hb-Hj ) - (Hm-Hk) (式 10)

[0079] 前にも説明したが、圧縮前後の圧力が同じでも圧縮前のェンタルビが大きいほど、冷媒を圧縮するのに要する機械的入力が大きくなる。今の場合だと、点 Jの方が点 K よりもェンタルビが大きいので、線分 JBと線分 KMでは、線分 KMのェンタルピ差の方が大きくなり、（式 10)は必ず正になる。

なお、この実施の形態 9では、実施の形態 1の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態 4から実施の形態 8までの何れかの構成、及びこれらの構成の特徴を同時に持つ何れかの構成に適用した場合においても同様の効果が得られる。

[0080] 実施の形態 10.

図 17に、この発明による実施の形態 10における冷房と暖房ができる空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態 10は、圧縮機を 2台にして、圧縮機の間に冷媒の熱を放出させる放熱器を追加するように、実施の形態 3を変更したものである。実施の形態 3の場合での図 7と異なる点だけを説明する。圧縮機 2で圧縮された冷媒の熱を放出させる第 3放熱器 50と、第 3放熱器 50から出る冷媒をさらに圧縮する第 3圧縮機 51と、暖房運転時に冷媒を第 3放熱器 50に流さな!/、で直に第 3圧縮機 51に入れる流路変更手段である流路切替弁 52とを追加し、第 3圧縮機 51から吐出される冷媒は四方弁 20に入る。 2台の圧縮機で実施の形態 3 の場合と同じ圧力まで圧縮する。

流路切替弁 52は、圧縮機 2と第 3放熱器 50の間に設ける。流路切替弁 52では、第 3放熱器 50に入る冷媒配管 6Aと、第 3放熱器 50と第 3圧縮機 51とをつなぐ冷媒配管 6に接続される冷媒配管 6Bの何れかに冷媒を流すことができる。

その他の構成は、実施の形態 3と同じである。

[0081] 次に動作を説明する。冷房運転時には、流路切替弁 52が冷媒配管 6Aすなわち第 3放熱器 50に冷媒を流し、実施の形態 9の場合と同様に動作する。

暖房運転時は、流路切替弁 52が冷媒配管 6Bに冷媒を流し、第 3放熱器 50に冷媒を流さないので、実施の形態 3と同様に動作する。実施の形態 3では 1台の圧縮機 2 で冷媒を圧縮していたのが、圧縮機 2と第 3圧縮機 51とで圧縮する点だけが異なる。

[0082] この実施の形態 10の構成でも、冷房運転時に熱交換量制御手段により冷媒冷却加熱手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数 COPを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第 1冷媒よりも悪い第 2 冷媒の使用量を少なくしても、第 2冷媒だけの場合と同等な成績係数 COPを実現できるという効果も有る。また、第 2冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第 2冷媒の漏洩を回避できる。

さらに、暖房運転時にも成績係数 COPを向上できるという効果が有る。さらにまた、第 3放熱器 50を備えることにより、第 3放熱器 50が無い場合よりも成績係数 COPを改善できると、う効果が有る。

[0083] 流路切替弁 52は、第 3放熱器 50と第 3圧縮機 51の間に設けてもよい。また、第 3放熱器 50の両側に流路切替弁 52を設けてもよい。流路切替弁 52は冷房運転時にだけ所定の機器に冷媒を流すことができるものであればどのようなものでもよ、。これらのことは、流路切替弁 52を有する他の実施の形態でもあてはまる。

[0084] なお、この実施の形態 10では、実施の形態 3の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態 2、実施の形態 4から実施の形態 8までの構成の特徴を加えた実施の形態 2または実施の形態 3の何れかに適用した場合においても同様の効果が得られる。

[0085] 実施の形態 11.

図 18に、この発明による実施の形態 11における冷房専用の空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態 11は、第 3放熱器 50と第 3圧縮機 51の間に、第 2冷媒により冷媒を冷却する熱交換器を追加するように、実施の形態 9を変更したものである。実施の形態 9の図 16と異なる点だけを説明する。

図 18では、第 3放熱器 50と第 3圧縮機 51の間に、第 2熱交翻 13からの第 2冷媒と第 3放熱器 50からの冷媒の間で熱交換を行う第 3熱交換器 60を追加している。第 3熱交換器 60を出た冷媒は第 3圧縮機 51に入り、第 3熱交換器 60を出た第 2冷媒は第 2圧縮機 10に入る。

その他の構成は、実施の形態 9の場合と同じである。

[0086] 次に動作を説明する。この発明の実施の形態 11での空気調和装置における冷媒の状態変化を説明する圧力ェンタルピ図を、図 19に示す。実線力この実施の形態 1 1の場合であり、点線が第 3熱交換器 60を備えない場合である。

圧縮機 2に吸入されて力も第 3熱交を出るまでの冷媒の状態の軌跡は、実施の形態 9の場合と同じ軌跡 A— J Kとなる。第 3熱交で第 2冷媒によりさらに冷媒が冷却されて、点 Nで示される点 Kと同じ圧力でより低温の状態になる。第 3圧縮機 51によりさらに圧縮されて、点 Oで示される高圧の超臨界流体の状態になる。点 Oでの冷媒の状態は、点 Mと同じ圧力で温度は低い。放熱器 3に入ってから圧縮機 2に入るまでの冷媒の状態変化の軌跡は、実施の形態 1の場合と同じ軌跡 M— C D — E— Aとなる。

[0087] この実施の形態 11の構成でも、熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数 COPを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第 1冷媒よりも悪い第 2冷媒の使用量を少なくしても、第 2冷媒だけの場合と同等な成績係数 COPを実現できると、う効果も有る。また、第 2冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第 2冷媒の漏洩を回避できる。

さらに、第 3放熱器 50を備えることにより、第 3放熱器 50が無い場合よりも成績係数 COPを改善できるという効果が有る。また、第 3熱交翻60を備えることにより、第 3 熱交換器 60が無い場合よりも成績係数 COPを改善できるという効果が有る。第 3熱交 60を備えることにより成績係数 COPが改善する理由は、第 3放熱器 50を備える場合と同じぐ第 3圧縮機 51に入る冷媒のェンタルピを下げると第 3圧縮機 51での機械的入力が少なくなる力である。

[0088] 第 3熱交換器 60を流れる第 2冷媒は第 2熱交換器 13で冷媒と熱交換して温度が上昇したものであり、第 3熱交で熱交換させることにより、第 2冷媒の冷凍サイクルの機械的入力はほとんど増カロしない。ただし、第 2熱交での熱交換量は成績係数 COPを向上させることができるように制御するので、第 3熱交^^ 60での熱交換量を独立に決めることができない。

第 2熱交と第 3熱交とで第 2冷媒を直列に流したが、並列に流してもよ!ヽ。圧縮機や放熱器を追加して第 3熱交換器 60を流れる第 2冷媒の冷媒回路と、第 2熱交翻 13を流れる第 2冷媒の冷媒回路とを分離してもよい。その場合には、第 3熱交換器 60を流れる冷媒を第 2冷媒とは異なる冷媒としてもよい。

[0089] 第 3放熱器 50はなくてもよい。圧縮機 2から出る冷媒の温度が外気よりも高い場合は、第 3放熱器 50が有る方が成績係数 COPをより改善できる。その理由は、外気で冷却しきれな!/、部分だけを第 3放熱器 50で冷却すればよ、ので、第 3放熱器 50での熱交換量が小さくなり、第 2圧縮機 10での機械的入力が少なくなるからである。

[0090] なお、この実施の形態 11では、実施の形態 9の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態 1、実施の形態 2、実施の形態 4一実施の形態 8の何れかの構成、及びこれらの構成の特徴を同時に持つ何れかの構成に適用した場合においても同様の効果が得られる。

[0091] 実施の形態 12.

図 20に、この発明による実施の形態 12における冷房専用の空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態 12は、第 3熱交換器 60と第 2熱交換器 1 3に並列に冷媒が流れるように、実施の形態 11を変更したものである。実施の形態 1 1の図 18と異なる点だけを説明する。なお、実施の形態 12も実施の形態 9を元にしており、実施の形態 11とは異なる変更を行ったものである。

図 20では、第 3熱交翻 60に第 2冷媒を流す第 2バイパス配管 70と、第 3熱交換器 60に流れる第 2冷媒の流量を調整する第 4流量制御弁 71とを追加している。第 4 流量制御弁 71と第 2流量制御弁 12は、どちらも凝縮器 11から出る冷媒を並列に流すように設置されている。第 4流量制御弁 71、第 2バイパス配管 70、第 3熱交換器 60 、第 2圧縮機 10の順番に、第 2冷媒が流れる。

その他の構成は、実施の形態 11の場合と同じである。

[0092] 次に動作を説明する。この発明の実施の形態 12での空気調和装置における冷媒の状態変化は、実施の形態 11の場合と同じ図 19になる。

[0093] 冷媒の状態変化が同じなので、この実施の形態 12でも、実施の形態 11の場合と同じ効果が有る。さらに、第 4流量制御弁 71が有るので、第 3熱交に流れる第 2 冷媒の流量を、第 2熱交換器 13に流れる第 2冷媒の流量とは独立して制御でき、成績係数 COPが最大になる動作条件を実現しやすいという効果が有る。

[0094] なお、この実施の形態 12では、実施の形態 9の構成に適用した場合について説明したが、実施の形態 1一実施の形態 8、実施の形態 10の何れかの構成、及びこれらの構成の特徴を同時に持つ何れかの構成に適用した場合においても同様の効果が得られる。

[0095] 実施の形態 13.

図 21に、この発明による実施の形態 13における冷房と暖房ができる空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態 13は、圧縮機を 2台にして、圧縮機の間に冷媒と第 2冷媒の間で熱交換を行う第 3熱交を追加するように、実施の形態 2を変更したものである。実施の形態 2の場合での図 6と異なる点だけを説明する。

図 21では、第 3熱交翻 60と第 3圧縮機 51とを圧縮機 2と四方弁 20の間に追加している。圧縮機 2を出た冷媒は、第 3熱交換器 60、第 3圧縮機 51の順番に流れ、四方弁 20に入る。

その他の構成は、実施の形態 2の場合と同じである。 [0096] 次に動作を説明する。この発明の実施の形態 12での空気調和装置における冷房運転時の冷媒の状態変化は、実施の形態 9の場合での図 16とほぼ同じになる。ただし、軌跡 J-Kの冷媒の状態変化は、第 3放熱器 50ではなく第 3熱交翻60によりもたらされる。

暖房運転時には実施の形態 2と同様に冷媒冷却部 15を動作させないので、暖房運転時での冷媒の状態変化の軌跡は、実施の形態 2の場合と同じ図 2における軌跡 A— B— C— F— Aになる。

[0097] この実施の形態 13の構成でも、冷房運転時に熱交換量制御手段により冷媒冷却手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数 COPを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第 1冷媒よりも悪い第 2冷媒の使用量を少なくしても、第 2冷媒だけの場合と同等な成績係数 COPを実現できるという効果も有る。また、第 2冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第 2冷媒の漏洩を回避できる。

さらに、第 3熱交 60を備えることにより、第 3熱交 60が無い場合よりも冷房運転時の成績係数 COPを改善できるという効果が有る。

[0098] 実施の形態 14.

図 22に、この発明による実施の形態 14における冷房と暖房ができる空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態 14は、第 3熱交換器 60と第 2熱交換器 13に並列に冷媒が流れるように、実施の形態 13を変更したものである。実施の形態 13の図 21と異なる点だけを説明する。

図 22では、第 3熱交翻 60に第 2冷媒を流す第 2バイパス配管 70と、第 3熱交換器 60に流れる第 2冷媒の流量を調整する第 4流量制御弁 71とを追加している。第 4 流量制御弁 71と第 2流量制御弁 12は、どちらも凝縮器 11から出る冷媒を並列に流すように設置されている。第 4流量制御弁 71、第 2バイパス配管 70、第 3熱交換器 60 、第 2圧縮機 10の順番に、第 2冷媒が流れる。

その他の構成は、実施の形態 13の場合と同じである。

[0099] 次に動作を説明する。この発明の実施の形態 14での空気調和装置における冷房運転時の冷媒の状態変化は、実施の形態 13の場合と同じぐ実施の形態 9の場合での図 16とほぼ同じになる。軌跡 J Kの冷媒の状態変化は、第 3放熱器 50ではなく第 3熱交によりもたらされる点が図 16とは相違するのも、実施の形態 13の場合と同じである。

[0100] 実施の形態 14での冷媒の状態変化は実施の形態 13でのものと同じなので、この実施の形態 14でも、実施の形態 13の場合と同じ効果が有る。

さらに、第 4流量制御弁 71が有るので、第 3熱交換器 60に流れる第 2冷媒の流量を、第 2熱交換器 13に流れる第 2冷媒の流量とは独立して制御でき、成績係数 COP が最大になる動作条件を実現しやす!、と、う効果が有る。

[0101] 実施の形態 15.

図 23に、この発明による実施の形態 15における冷房と暖房ができる空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態 15は、圧縮機を 2台にして、圧縮機の間に冷媒と第 2冷媒の間で冷房運転時に熱交換を行う第 3熱交換器 60を追カロするように、実施の形態 3を変更したものである。実施の形態 3の場合での図 7と異なる点だけを説明する。

図 23では、第 3熱交換器 60及び第 3圧縮機 51と、暖房運転時に冷媒を第 3熱交

2とを、圧縮機 2と四方弁 20の間に追加している。圧縮機 2を出た冷媒は、第 3熱交換器 60、第 3圧縮機 51の順番に流れ、四方弁 20に入る。 2台の圧縮機で実施の形態 3の場合と同じ圧力まで圧縮する。

流路切替弁 52は、圧縮機 2と第 3熱交換器 60の間に設ける。流路切替弁 52では、第 3熱交換器 60に入る冷媒配管 6Aと、第 3熱交換器 60と第 3圧縮機 51とをつなぐ冷媒配管 6に接続される冷媒配管 6Bの何れかに冷媒を流すことができる。

その他の構成は、実施の形態 3の場合と同じである。

[0102] 次に動作を説明する。冷房運転時には、流路切替弁 52が冷媒配管 6Aすなわち第 3熱交換器 60に冷媒を流し、実施の形態 13の場合と同様に動作する。

暖房運転時は、流路切替弁 52が冷媒配管 6Bに冷媒を流し、第 3熱交換器 60に冷媒を流さないので、実施の形態 3と同様に動作する。暖房運転時に第 3熱交換器 60 に冷媒を流さない理由は、成績係数 COPを低下させないためである。暖房運転時に第 3熱交換器 60に冷媒を流すと第 3圧縮機 51に入る冷媒のェンタルビが増大し、第 3圧縮機 51での機械的入力が増大する。室内熱交換器 22で放出する熱量も増加するが、増加する熱量は第 3圧縮機 51での機械的入力の増加分とほぼ等しぐ増加分だけを見ると成績係数 COPは 1である。第 3熱交に冷媒を流さない場合の成績係数 COPは 1より大きいので、増加分だけの成績係数 COPが 1では、成績係数 C OPが低下する。

[0103] なお、暖房運転時に高温が必要で圧縮機 2に吸入される冷媒の過熱度を所定の値にする必要が有る場合は、圧縮機 2に吸入される冷媒の過熱度をゼロにして、暖房運転時に第 3熱交換器 60に冷媒を流して過熱度分を加熱するようにすると、成績係数 COPを向上させることができる。

暖房運転時に圧縮機 2に吸入される冷媒の過熱度が所定値にする必要が有るかどうかを判断して、過熱度が所定値にする必要が有る場合だけ、暖房運転時に第 3熱交翻 60に冷媒を流すようにしてもよ！ヽ。

[0104] この実施の形態 15の構成でも、冷房運転時に熱交換量制御手段により冷媒冷却加熱手段での熱交換量を適切に制御することにより、成績係数 COPを確実に向上できるという効果が有る。可燃性が有るか地球温暖化係数が第 1冷媒よりも悪い第 2 冷媒の使用量を少なくしても、第 2冷媒だけの場合と同等な成績係数 COPを実現できるという効果も有る。また、第 2冷媒の冷媒回路は室外にて閉ループで構成し、室内への第 2冷媒の漏洩を回避できる。暖房運転時にも成績係数 COPを向上できるという効果が有る。

さらに、暖房運転時にも成績係数 COPを向上できるという効果が有る。さらにまた、第 3熱交を備えることにより、第 3熱交が無い場合よりも冷房運転時の成績係数 COPを改善できるという効果が有る。

[0105] 第 3放熱器 50も備えれば、実施の形態 11と同様に、圧縮機 2から出る冷媒の温度が外気よりも高い場合は、第 3放熱器 50が有る方が成績係数 COPをより改善できるという効果が有る。第 3放熱器 50も備える場合は、暖房運転時には冷媒が第 3放熱器 50に流れないように、第 3熱交翻60と流路切替弁 52との間に追加する。

[0106] 実施の形態 16. 図 24に、この発明による実施の形態 16における冷房と暖房ができる空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態 16は、第 3熱交換器 60と第 2熱交換器 13に並列に冷媒が流れるように、実施の形態 15を変更したものである。実施の形態 15の図 23と異なる点だけを説明する。

図 24では、第 3熱交翻 60に第 2冷媒を流す第 2バイパス配管 70と、第 3熱交換器 60に流れる第 2冷媒の流量を調整する第 4流量制御弁 71とを追加している。第 4 流量制御弁 71と第 2流量制御弁 12は、ともに凝縮器 11から出る冷媒を並列に流すように設置されている。第 4流量制御弁 71、第 2バイパス配管 70、第 3熱交換器 60、第 2圧縮機 10の順番に、第 2冷媒が流れる。

冷房運転時にだけ第 3熱交換器 60に冷媒を流す流路切替弁 52がなくなつている。その他の構成は、実施の形態 15の場合と同じである。

[0107] 次に動作を説明する。この発明の実施の形態 16での空気調和装置における冷房運転時の冷媒の状態変化は、実施の形態 15の場合と同じぐ実施の形態 9の場合での図 16とほぼ同じになる。

暖房運転時は、第 4流量制御弁 71が第 3熱交換器 60に第 2冷媒を流さないよう〖こ制御され、第 2流量制御弁 12は実施の形態 3と同様に制御される。暖房運転時の冷媒の状態変化は、実施の形態 15の場合と同じぐ実施の形態 3の場合での図 8と同じになる。

[0108] 冷媒の状態変化が同じなので、この実施の形態 16でも、実施の形態 15と同じ効果が有る。

さらに、第 4流量制御弁 71が有るので、第 3熱交換器 60に流れる第 2冷媒の流量を、第 2熱交換器 13に流れる第 2冷媒の流量とは独立して制御でき、成績係数 COP が最大になる動作条件を実現しやすいという効果が有る。また、第 4流量制御弁 71 により暖房運転時に第 3熱交に第 2冷媒を流さないことにより第 3熱交での熱交換量をゼロにできるので、実施の形態 15の場合に必要であった流路切替弁 52が不要であると、う効果が有る。

[0109] 第 3放熱器 50も備えれば、実施の形態 11と同様に、圧縮機 2から出る冷媒の温度が外気よりも高い場合は、第 3放熱器 50が有る方が成績係数 COPをより改善できるという効果が有る。第 3放熱器 50も備える場合は、暖房運転時には冷媒が第 3放熱器 50に流れなくする流路切替弁 52とともに追加する。

[0110] 実施の形態 17.

図 25に、この発明による実施の形態 17における冷房と暖房ができる空気調和装置の構成を説明する冷媒回路図を示す。実施の形態 17は、第 3放熱器 50を備えるように実施の形態 16を変更したものである。実施の形態 16の図 24と異なる点だけを説明する。

図 25では、第 3放熱器 50と、暖房運転時に冷媒を第 3放熱器 50に流さないで第 3 熱交換器 60に入れる流路変更手段である流路切替弁 52とを追加している。

流路切替弁 52は、圧縮機 2と第 3放熱器 50の間に設ける。流路切替弁 52では、第 3放熱器 50に入る冷媒配管 6Aと、第 3放熱器 50と第 3熱交翻 60とをつなぐ冷媒配管 6に接続される冷媒配管 6Bの何れかに冷媒を流すことができる。

その他の構成は、実施の形態 16の場合と同じである。

[0111] 次に動作を説明する。この発明の実施の形態 17での空気調和装置における冷房運転時の冷媒の状態変化は、実施の形態 11の場合での図 18と同じになる。

暖房運転時は、第 4流量制御弁 71が第 3熱交換器 60に第 2冷媒を流さないよう〖こ制御され、第 2流量制御弁 12は実施の形態 3と同様に制御される。暖房運転時の冷媒の状態変化は、実施の形態 16の場合と同じぐ実施の形態 3の場合での図 8と同じになる。

[0112] この実施の形態 17では、実施の形態 16の効果に加えて、第 3放熱器 50を備えることにより、第 3放熱器 50が無い場合よりも成績係数 COPを改善できるという効果が有る。

この実施の形態 17では、暖房運転時に第 3熱交に冷媒を流した力流さな V、ようにしても同じ効果が有る。

Claims

請求の範囲

[1] 冷媒を圧縮する圧縮機と、冷媒の熱を放出させる放熱器と、冷媒を冷却する冷媒冷却手段と、冷媒の流量を調整する流量制御弁と、冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記冷媒冷却手段における熱交換量を制御する熱交換量制御手段とを備え、前記圧縮機、前記放熱器、前記冷媒冷却手段、前記流量制御弁、前記蒸発器の順番に冷媒を循環させることを特徴とする冷凍装置。

[2] 地球温暖化係数がフロンよりも小さい不燃性の冷媒を用い、前記冷媒冷却手段が、冷媒よりもエネルギー消費効率がよい第 2冷媒を圧縮する第 2圧縮機と、第 2冷媒の熱を放出させる凝縮器と、第 2冷媒の流量を調整する第 2流量制御弁と、冷媒の熱により第 2冷媒を蒸発させる第 2蒸発器とを有し、前記第 2圧縮機、前記凝縮器、前記第 2流量制御弁、前記第 2蒸発器の順番に第 2冷媒を循環させることを特徴とする請求項 1に記載の冷凍装置。

[3] 前記圧縮機が圧縮途中に冷媒を吸入する中間圧吸入口を有し、前記流量制御弁から出る冷媒を気体と液体に分離する気液分離器と、該気液分離器で分離された気体の冷媒の一部または全部を前記中間圧吸入口に入れるバイパス配管と、前記気液分離器力出て前記蒸発器に入る冷媒の流量を調整する第 3流量制御弁とを備えたことを特徴とする請求項 1に記載の冷凍装置。

[4] 前記圧縮機で圧縮された冷媒を圧縮する第 3圧縮機と、前記流量制御弁から出る冷媒を気体と液体に分離する気液分離器と、該気液分離器で分離された気体の冷媒の一部または全部を前記第 3圧縮機に入れるバイパス配管と、前記気液分離器から出て前記蒸発器に入る冷媒の流量を調整する第 3流量制御弁とを備え、前記第 3圧縮機力吐出された冷媒が前記放熱器に入ることを特徴とする請求項 1に記載の冷凍装置。

[5] 前記圧縮機から吐出される冷媒の熱を放出させる第 3放熱器と、該第 3放熱器で熱を放出させられた冷媒を圧縮する第 3圧縮機とを備え、前記圧縮機から吐出された冷媒が前記第 3放熱器、前記第 3圧縮機、前記放熱器の順番に流れることを特徴とする請求項 1に記載の冷凍装置。

[6] 前記圧縮機で圧縮された冷媒を圧縮する第 3圧縮機と、冷媒と第 2冷媒との間で熱交換を行う第 3熱交換器とを備え、前記圧縮機から吐出された冷媒が前記第 3熱交前記第 3圧縮機、前記放熱器の順番に流れ、前記第 2蒸発器を出た第 2冷媒が前記第 3熱交換器、前記第 2圧縮機の順番に流れることを特徴とする請求項 2に記載の冷凍装置。

[7] 前記圧縮機で圧縮された冷媒を圧縮する第 3圧縮機と、冷媒と第 2冷媒との間で熱交換を行う第 3熱交換器と、該第 3熱交換器を流れる第 2冷媒の流量を調整する第 4 流量制御弁とを備え、前記圧縮機から吐出された冷媒が前記第 3熱交換器、前記第 3圧縮機、前記放熱器の順番に流れ、前記凝縮器を出た第 2冷媒の一部が前記第 4 流量制御弁、前記第 3熱交換器、前記第 2圧縮機の順番に流れることを特徴とする請求項 2に記載の冷凍装置。

[8] 前記熱交換量制御手段が、前記流量制御弁の出口における冷媒の乾き度と前記放熱器出口の冷媒を蒸発温度まで減圧した場合の乾き度との比の値である乾き度比を所定のセンサの計測値を用いて推定する乾き度比推定手段と、所定の動作条件において前記乾き度比を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内である成績係数が得られる前記乾き度比の制御範囲を決定する乾き度比制御範囲決定手段と、前記乾き度比推定手段が推定した前記乾き度比が前記制御範囲に入るように前記冷媒冷却手段での熱交換量を制御する制御手段とを有することを特徴とする請求項 1に記載の冷凍装置。

[9] 前記熱交換量制御手段が、前記流量制御弁の出口における冷媒の乾き度と前記放熱器出口の冷媒を蒸発温度まで減圧した場合の乾き度との比の値である乾き度比を所定のセンサの計測値を用いて推定する乾き度比推定手段と、所定の動作条件において前記乾き度比を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内である成績係数が得られる前記乾き度比の制御範囲を決定する乾き度比制御範囲決定手段と、前記乾き度比推定手段が推定した前記乾き度比が前記制御範囲に入るように前記冷媒冷却手段に流れる第 2冷媒の流量を制御する制御手段とを有することを特徴とする請求項 2に記載の冷凍装置。

[10] 前記所定のセンサとして、前記流量制御弁の出口から前記蒸発器の入口までの間での冷媒の圧力を計測する第 1圧力計測手段または前記流量制御弁の出口における冷媒の温度を計測する第 1温度計測手段の何れ力少なくとも一と、前記圧縮機から前記流量制御弁までの間での冷媒の圧力を計測する第 2圧力計測手段と、前記流量制御弁の入口における冷媒の温度を計測する第 2温度計測手段と、前記放熱器の出口における冷媒の温度を計測する第 3温度計測手段とを備えることを特徴とする請求項 8または請求項 9に記載の冷凍装置。

[11] 前記所定のセンサとして、前記流量制御弁の出口における冷媒の温度を計測する第 1温度計測手段と、前記流量制御弁の入口における冷媒の温度を計測する第 2温度計測手段と、前記放熱器の出口における冷媒の温度を計測する第 3温度計測手段と、前記放熱器の入口における冷媒の温度を計測する第 4温度計測手段と、前記圧縮機の入口における冷媒の温度を計測する第 5温度計測手段とを備えることを特徴とする請求項 8または請求項 9に記載の冷凍装置。

[12] 前記流量制御弁の入口における冷媒の温度である流量制御弁入口温度を計測する第 2温度計測手段を備え、前記熱交換量制御手段が、所定の動作条件において前記流量制御弁入口温度を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内である成績係数が得られる前記流量制御弁入口温度の制御範囲を決定する流量制御弁入口温度制御範囲決定手段と、前記第 2温度計測手段により計測した冷媒の温度が前記制御範囲に入るように前記冷媒冷却手段での熱交換量を制御する制御手段を有することを特徴とする請求項 1に記載の冷凍装置。

[13] 前記流量制御弁の入口における冷媒の温度である流量制御弁入口温度を計測する第 2温度計測手段を備え、前記熱交換量制御手段が、所定の動作条件において前記流量制御弁入口温度を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内である成績係数が得られる前記流量制御弁入口温度の制御範囲を決定する流量制御弁入口温度制御範囲決定手段と、前記第 2温度計測手段により計測した冷媒の温度が前記制御範囲に入るように前記冷媒冷却手段に流れる第 2冷媒の流量を制御する制御手段を有することを特徴とする請求項 2に記載の冷凍装置。

[14] 前記放熱器の出口における冷媒の温度を計測する第 3温度計測手段を備え、前記熱交換量制御手段が、前記第 3温度計測手段で計測した温度と前記冷媒冷却手段での熱交換量とから前記流量制御弁の入口における冷媒の温度である流量制御弁入口温度を推定する流量制御弁入口温度推定手段と、所定の動作条件にお!、て前記流量制御弁入口温度を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内である成績係数が得られる前記流量制御弁入口温度の制御範囲を決定する流量制御弁入口温度制御範囲決定手段と、前記流量制御弁入口温度推定手段が推定した前記流量制御弁入口温度が前記制御範囲に入るように前記冷媒冷却手段での熱交換量を制御する制御手段を有することを特徴とする請求項 1に記載の冷凍装置。

[15] 前記放熱器の出口における冷媒の温度を計測する第 3温度計測手段を備え、前記熱交換量制御手段が、前記第 3温度計測手段で計測した温度と前記冷媒冷却手段での熱交換量とから前記流量制御弁の入口における冷媒の温度である流量制御弁入口温度を推定する流量制御弁入口温度推定手段と、所定の動作条件にお!、て前記流量制御弁入口温度を変化させた中での最大値との差が所定の範囲内である成績係数が得られる前記流量制御弁入口温度の制御範囲を決定する流量制御弁入口温度制御範囲決定手段と、流量制御弁入口温度推定手段が推定した前記流量制御弁入口温度が前記制御範囲に入るように前記冷媒冷却手段に流れる第 2冷媒の流量を制御する制御手段を有することを特徴とする請求項 2に記載の冷凍装置。

[16] 前記流量制御弁の出口力前記蒸発器の入口までの間での冷媒の圧力を計測する第 1圧力計測手段または前記流量制御弁の出口における冷媒の温度を計測する第 1温度計測手段の何れか少なくとも一を備え、前記第 1圧力計測手段で計測した冷媒の圧力または前記第 1温度計測手段で計測した冷媒の温度を用いて前記乾き度比制御範囲決定手段が前記乾き度比の制御範囲を決定することを特徴とする請求項 8または請求項 9に記載の冷凍装置。

[17] 前記放熱器の出口力前記流量制御弁の入口までの間での冷媒の圧力を計測する第 2圧力計測手段を備え、前記第 2圧力計測手段で計測した冷媒の圧力を用いて前記乾き度比制御範囲決定手段が前記乾き度比の制御範囲を決定することを特徴とする請求項 8または請求項 9に記載の冷凍装置。

[18] 前記流量制御弁の出口力前記蒸発器の入口までの間での冷媒の圧力を計測する第 1圧力計測手段または前記流量制御弁の出口における冷媒の温度を計測する第 1温度計測手段の何れか少なくとも一を備え、前記第 1圧力計測手段で計測した冷媒の圧力または前記第 1温度計測手段で計測した冷媒の温度を用いて前記流量制御弁入口温度制御範囲決定手段が前記流量制御弁入口温度の制御範囲を決定することを特徴とする請求項 14一請求項 17の何れか一に記載の冷凍装置。

[19] 前記放熱器の出口力前記流量制御弁の入口までの間での冷媒の圧力を計測する第 2圧力計測手段を備え、前記第 2圧力計測手段で計測した冷媒の圧力を用いて前記流量制御弁入口温度制御範囲決定手段が前記流量制御弁入口温度の制御範囲を決定することを特徴とする請求項 14一請求項 17の何れか一に記載の冷凍装置。

[20] 冷媒を圧縮する圧縮機と、該圧縮機から吐出される冷媒が流れる方向を切替える四方弁と、冷媒と外気との間で熱交換を行う室外熱交換器と、冷媒を冷却または加熱する冷媒冷却加熱手段と、冷媒の流量を調整する流量制御弁と、冷媒と室内の空気との間で熱交換を行う室内熱交換器と、前記冷媒冷却加熱手段における熱交換量を制御する熱交換量制御手段とを備え、冷房運転時に、前記圧縮機、前記室外熱交、前記冷媒冷却加熱手段、前記流量制御弁、前記室内熱交換器の順番に冷媒を循環させ、暖房運転時に、前記圧縮機、前記室内熱交換器、前記流量制御弁、前記冷媒冷却加熱手段、前記室外熱交換器の順番に冷媒を循環させることを特徴とする空気調和装置。

[21] 地球温暖化係数がフロンよりも小さい不燃性の冷媒を用い、前記冷媒冷却過熱手段力冷媒よりもエネルギー消費効率がよい第 2冷媒を圧縮する第 2圧縮機と、該第 2 圧縮機から吐出される第 2冷媒が流れる方向を切替える第 2四方弁と、第 2冷媒と外気の間で熱交換を行う第 1熱交換器と、第 2冷媒の流量を調整する第 2流量制御弁と、冷媒と第 2冷媒の間で熱交換を行う第 2熱交換器とを有し、冷房運転時に、前記第 2圧縮機、前記第 1熱交換器、前記第 2流量制御弁、前記第 2熱交換器の順番に第 2冷媒を循環させ、暖房運転時に、前記第 2圧縮機、前記第 2熱交換器、前記第 2流量制御弁、前記第 1熱交^^の順番に第 2冷媒を循環させることを特徴とする請求項 20に記載の空気調和装置。

[22] 前記圧縮機が圧縮途中に冷媒を吸入する中間圧吸入口を有し、前記室内熱交換器に出入りする冷媒の流量を調整する第 3流量制御弁と、冷媒を気体と液体に分離する気液分離器と、該気液分離器で分離された気体の冷媒の一部または全部を前記中間圧吸入口に入れるバイパス配管とを備え、冷房運転時に、前記流量制御弁、前記気液分離器、前記第 3流量制御弁、前記室内熱交換器の順番に冷媒を流し、暖房運転時に前記室内熱交換器、前記第 3流量制御弁、前記気液分離器、前記流量制御弁の順番に冷媒を流すことを特徴とする請求項 20に記載の空気調和装置。

[23] 前記圧縮機で圧縮された冷媒を圧縮する第 3圧縮機と、前記室内熱交換器に出入りする冷媒の流量を調整する第 3流量制御弁と、冷媒を気体と液体に分離する気液分離器と、該気液分離器で分離された気体の冷媒の一部または全部を前記第 3圧縮機に入れるバイパス配管とを備え、前記第 3圧縮機から吐出された冷媒が前四方弁に入り、冷房運転時に、前記流量制御弁、前記気液分離器、前記第 3流量制御弁、前記室内熱交換器の順番に冷媒を流し、暖房運転時に前記室内熱交換器、前記第 3流量制御弁、前記気液分離器、前記流量制御弁の順番に冷媒を流すことを特徴とする請求項 20に記載の空気調和装置。

[24] 前記圧縮機から吐出される冷媒の熱を放出させる第 3放熱器と、該第 3放熱器で熱を放出させられた冷媒を圧縮する第 3圧縮機と、前記圧縮機から吐出される冷媒を、冷房運転時に前記第 3放熱器に入れ、暖房運転時に前記第 3圧縮機に入れる流路変更手段とを備えたことを特徴とする請求項 20に記載の空気調和装置。

[25] 前記圧縮機で圧縮された冷媒を圧縮する第 3圧縮機と、冷媒と第 2冷媒の間で熱交換を行う第 3熱交^^と、冷房運転時に前記圧縮機カゝら吐出された冷媒を前記第 3 熱交換器、前記第 3圧縮機の順番に流し、暖房運転時に前記圧縮機から吐出された冷媒を前記第 3圧縮機に流す流路変更手段とを備え、前記第 3圧縮機から吐出された冷媒が前記四方弁に入り、前記第 2熱交換器を出た第 2冷媒が前記第 3熱交換器、前記第 2圧縮機の順番に流れることを特徴とする請求項 21に記載の空気調和装置

[26] 前記圧縮機で圧縮された冷媒を圧縮する第 3圧縮機と、冷媒と第 2冷媒の間で熱交換を行う第 3熱交換器と、該第 3熱交換器を流れる第 2冷媒の流量を調整する第 4流量制御弁とを備え、前記圧縮機から吐出された冷媒が前記第 3熱交換器、前記第 3 圧縮機、前記四方弁の順番に流れ、前記第 1熱交換器を出た第 2冷媒の一部が前記第 4流量制御弁、前記第 3熱交^^、前記第 2圧縮機の順番に流れることを特徴とする請求項 21に記載の空気調和装置。