WO2006025427A1 - 冷凍装置 - Google Patents

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WO2006025427A1
WO2006025427A1 PCT/JP2005/015862 JP2005015862W WO2006025427A1 WO 2006025427 A1 WO2006025427 A1 WO 2006025427A1 JP 2005015862 W JP2005015862 W JP 2005015862W WO 2006025427 A1 WO2006025427 A1 WO 2006025427A1
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refrigerant
heat exchanger
expander
flow path
during
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PCT/JP2005/015862
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French (fr)
Inventor
Katsumi Sakitani
Michio Moriwaki
Yume Inokuchi
Yoshinari Sasaki
Original Assignee
Daikin Industries, Ltd.
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Publication date
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Priority to US11/661,383 priority patent/US20080060365A1/en
Priority to EP05776819A priority patent/EP1795836A1/en
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    • F28D7/10—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being arranged one within the other, e.g. concentrically
    • F28D7/106—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being arranged one within the other, e.g. concentrically consisting of two coaxial conduits or modules of two coaxial conduits
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    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/02—Increasing the heating capacity of a reversible cycle during cold outdoor conditions

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration apparatus including a refrigerant circuit that performs a vapor compression refrigeration cycle, and more particularly to a refrigeration apparatus in which an expander that constitutes an expansion mechanism of the refrigerant circuit is mechanically connected to the compressor. Is.
  • a refrigeration apparatus that performs a refrigeration cycle by circulating a refrigerant in a refrigerant circuit that is a closed circuit is known and widely used as an air conditioner or the like.
  • This type of refrigeration apparatus as disclosed in Patent Document 1, for example, an apparatus in which the high pressure of the refrigeration cycle is set higher than the critical pressure of the refrigerant is known.
  • This refrigeration apparatus includes an expander constituted by a scroll type fluid machine as a refrigerant expansion mechanism. The expander and the compressor are mechanically connected by a shaft, and the power obtained by the expander is used to drive the compressor to improve the COP (coefficient of performance).
  • the mass flow rate of the refrigerant passing through the expander is always equal to the mass flow rate of the refrigerant passing through the compressor. This is because the refrigerant circuit is a closed circuit.
  • the density of the refrigerant at the inlet of the expander or compressor varies depending on the operating conditions of the refrigeration system.
  • the expander and the compressor are connected to each other, and the displacement ratio between the expander and the compressor cannot be changed. For this reason, there is a problem that if the operating conditions change, the operation of the refrigeration apparatus cannot be stably continued.
  • the refrigerant circulation amount changes during cooling operation and heating operation, so that the flow rates of the compressor and the expander do not balance.
  • the refrigeration cycle is designed to balance the flow rate between the expander and the compressor during heating operation, the amount of refrigerant circulation increases during cooling operation when the intake gas of the compressor becomes high temperature.
  • the flow rate (displacement amount) of the expander is insufficient.
  • the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander is equal to the mass flow rate Mc of the refrigerant passing through the compressor.
  • the relational expression of the volume circulation volume of the refrigerant and dc the suction refrigerant density of the compressor is established.
  • the volume circulation volume (Vc, Ve) is determined by the cylinder volume of each fluid machine X the rotational speed of each fluid machine.
  • Patent Document 1 JP 2001-107881
  • Patent Document 2 JP 2001-116371 A
  • the present invention has been made in view of such problems, and an object of the present invention is to eliminate the unbalance between the flow rates of the compressor and the expander when the operating conditions change (compressor This is to balance the mass flow rate of the refrigerant passing through and the mass flow rate of the refrigerant passing through the expander) and to prevent the COP of the refrigeration system from decreasing.
  • the specific volume of the refrigerant is adjusted by adjusting the temperature of the refrigerant flowing into the expander, whereby the compressor and the expander In addition to eliminating the flow unbalance, the COP of the refrigeration system is prevented from decreasing.
  • a compressor (11), a heat source side heat exchange (21), an expansion mechanism (12), and a use side heat exchanger (22) are connected, and a vapor compression type A refrigerant circuit (10) for performing a refrigeration cycle is provided, and the expansion mechanism (12) includes an expander (12) that generates power by expansion of the refrigerant.
  • the expander (12) and the compressor (11) Presupposes a mechanically linked refrigeration system
  • the refrigeration apparatus is characterized by being provided with temperature adjusting means (23) capable of adjusting the temperature of the refrigerant flowing into the expander (12).
  • the specific volume of the refrigerant can be adjusted by adjusting the temperature of the refrigerant flowing into the expander (12) with the temperature adjusting means. Specifically, the specific volume force increases as the refrigerant is cooled, and the refrigerant flow rate to the expander increases, and the specific volume increases as the refrigerant is heated to increase the refrigerant flow rate to the expander. Less. Therefore, to the expander (12) By adjusting the temperature of the refrigerant flowing in, it becomes possible to balance the flow rates of the compressor (11) and the expander (12) even if the operating conditions change. In the present invention, the refrigerant flowing into the expander (12) does not need to be bypassed, so the power obtained by the expander (12) does not decrease.
  • a second invention is the refrigeration apparatus according to the first invention, wherein the refrigerant circuit (10) includes a heating operation in which the refrigerant flowing through the use side heat exchanger (22) dissipates heat, and the use side heat exchanger (The cooling operation in which the refrigerant flowing through 22) absorbs heat is possible, and the temperature adjusting means (23) is more effective in cooling the refrigerant flowing into the expander (12) during the cooling operation than during the heating operation. It is structured to be high and is characterized by that! /
  • the cooling performance of the temperature adjusting means (23) is higher during the cooling operation than during the heating operation, so the compressor (12) and the compressor are compressed during the heating operation.
  • the refrigeration cycle is designed so that the flow rate of the machine (11) is balanced, the flow rate of the refrigerant flowing into the expander (12) can be increased even if the refrigerant circulation rate is increased during the cooling operation. For this reason, it is possible to prevent the flow rate of the expander (12) from being insufficient during cooling operation. Therefore, the flow rates of the compressor (11) and the expander (12) can be balanced during the cooling operation and the heating operation, and the recovery power of the expander (12) is also reduced because a no-pass is unnecessary. Shina.
  • a third invention is the refrigeration apparatus of the second invention, wherein the temperature adjusting means (23) evaporates the refrigerant after passing through the heat source side heat exchange (21) serving as a radiator during cooling operation. It is characterized in that it is constituted by an internal heat exchanger (23) cooled by exchanging heat with the refrigerant before or after passing through the use side heat exchanger (22) as a heat exchanger.
  • the refrigerant after passing through the heat source side heat exchanger (21) serving as a radiator is before or after passing through the use side heat exchanger (22) serving as an evaporator.
  • the refrigerant is cooled by exchanging heat with the internal refrigerant (23). This adjusts the specific flow rate of the refrigerant flowing into the expander (12), so that the flow rates of the compressor (11) and the expander (12) are balanced during heating and cooling operations. be able to.
  • a fourth invention is the refrigeration apparatus of the third invention, wherein the internal heat exchanger (23) is passed before or after passing through the use side heat exchanger (22) serving as an evaporator during cooling operation.
  • the heat transfer performance of the refrigerant flow path (25) through which the refrigerant flows becomes higher than the heat transfer performance of the refrigerant flow path (24) through which the refrigerant flows after passing through the heat source side heat exchanger (21), which serves as a radiator.
  • a heat source that becomes an evaporator during operation Heat transfer performance of refrigerant flow path (24) through which refrigerant flows before or after passing through side heat exchanger (21) Force Refrigerant flow path through which refrigerant flows after use side heat exchanger (22) as heat radiator The heat transfer performance is lower than the heat transfer performance of (25).
  • the heat transfer coefficient of the refrigerant after passing through the radiator is higher than the heat transfer coefficient of the low-pressure refrigerant before or after passing through the evaporator.
  • the heat transfer performance of the refrigerant flow path (25) through which the refrigerant flows before or after passing through the use-side heat exchanger (22) that serves as an evaporator becomes a radiator. It must be higher than the heat transfer performance of the refrigerant flow path (24) through which the refrigerant flows after passing through the heat source side heat exchanger (21), and passes through the heat source side heat exchanger (21) that serves as an evaporator during heating operation.
  • the heat transfer performance of the refrigerant flow path (24) through which the refrigerant flows before or after passing is the heat transfer performance of the refrigerant flow path (25) through which the refrigerant flows after passing through the user-side heat exchanger (22) serving as a radiator. Therefore, the heat exchange amount during the cooling operation is larger than the heat exchange amount during the heating operation. Accordingly, during the cooling operation, the refrigerant flowing into the expander (12) is cooled more than during the heating operation. Therefore, by increasing the flow rate of the refrigerant flowing into the expander (12) during the cooling operation, the compressor It becomes possible to balance the flow rates of (11) and the expander (12) during cooling operation and heating operation.
  • the fifth invention is the refrigeration apparatus of the fourth invention, wherein the internal heat exchanger (23) is passed through the use side heat exchanger (22), which becomes an evaporator during cooling operation, before or after passing.
  • the heat transfer fins (26) are provided in the refrigerant flow path (25) through which the refrigerant flows after passing through the user-side heat exchanger (22) that serves as a radiator during heating operation. It is a feature.
  • the heat transfer fin (26) is provided in the predetermined refrigerant flow path (25) of the internal heat exchanger (23), so that the internal heat exchanger (23) during the cooling operation can The amount of heat exchange is greater than during heating operation. In this way, the specific volume or flow rate of the refrigerant flowing into the expander (12) can be adjusted, so that the flow rates of the compressor (11) and the expander (12) are balanced during the cooling operation and the heating operation. Becomes pretty.
  • a sixth invention is the refrigeration apparatus of the third invention, wherein the internal heat exchanger (23) is a refrigerant before or after passing through the use side heat exchanger (22) serving as an evaporator during the cooling operation. And the refrigerant after passing through the heat source side heat exchange ⁇ 21 (21) flowing in opposite directions and flowing through the heat source side heat exchange (21) serving as the evaporator before or after passing through Later refrigerant and release The refrigerant after passing through the use side heat exchanger (22) serving as a heater is configured to flow in the same direction.
  • the heat exchange efficiency during the cooling operation is higher than the heat exchange efficiency during the heating operation. Therefore, since the cooling performance of the refrigerant after passing through the expander (12) is higher in the cooling operation than in the heating operation, the internal heat exchanger (23) is connected to the compressor (11) and the expander (12). It is possible to balance the flow rate during cooling operation and heating operation.
  • a seventh invention is the refrigeration apparatus of the third invention, wherein the internal heat exchanger (23) is an inner channel.
  • the double pipe heat exchanger is used, and the refrigerant before and after passing through the use side heat exchanger (22) serving as an evaporator and the radiator.
  • the specific volume V of the refrigerant flowing into the expander (12) is adjusted, and the compressor (11) and the expander The flow rate of (12) can be controlled during cooling operation and heating operation.
  • An eighth invention is the refrigeration apparatus of the third invention, wherein the internal heat exchanger (23) is an inner channel.
  • a three-layer plate heat exchanger having a first outer channel (25A) and a second outer channel (25B) disposed adjacent to the outside of the inner channel (24). It is composed of ⁇ .
  • the refrigerant before and after passing through the use side heat exchanger (22) serving as an evaporator, and the radiator By exchanging heat with the refrigerant after passing through the heat source side heat exchanger (21), the specific volume of refrigerant flowing into the expander (12) is adjusted!
  • the flow rate of the expander (12) can be balanced during the cooling operation and the calorific heat operation.
  • temperature adjusting means (23) for cooling the refrigerant flowing into the expander (12) only during the cooling operation, while stopping the function during the heating operation. Is.
  • the ninth invention relates to a compressor (11), a heat source side heat exchanger (21), an expansion mechanism (12), and
  • the refrigerant circuit (10) is connected to the use side heat exchanger (22) and performs a vapor compression refrigeration cycle, and the refrigerant circuit (10) absorbs heat from the refrigerant flowing through the use side heat exchanger (22).
  • An expander (12) configured to be capable of cooling operation and a heating operation in which the refrigerant flowing through the use side heat exchanger (22) dissipates heat, and the expansion mechanism (12) generates power by expansion of the refrigerant. It is assumed that the expander (12) and the compressor (11) are mechanically coupled to each other.
  • the refrigeration apparatus includes temperature adjusting means (23) capable of adjusting the temperature of the high-pressure refrigerant flowing into the expander (12), and the temperature adjusting means (23) cools the high-pressure refrigerant. It is configured to cool only during operation, and to stop cooling the high-pressure refrigerant during heating operation! /
  • the high-pressure refrigerant flowing into the expander (12) is cooled only during the cooling operation and not cooled during the heating operation. Therefore, the refrigerant flowing into the expander (12) during the cooling operation The density de can be increased. Therefore, during the cooling operation, even when the mass flow rate Mc of the refrigerant passing through the compressor (11) becomes larger than that during the heating operation, the refrigerant sucked into the expander (12) is cooled by following this. By doing so, the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander (12) can be increased, and the refrigerant mass flow rates Mc and Me of both can be balanced. In the present invention, the refrigerant flowing into the expander (12) does not have to be bypassed, so the power obtained by the expander (12) does not decrease.
  • a tenth aspect of the invention is the internal heat exchanger (23) in which in the refrigeration apparatus of the ninth aspect, the temperature adjusting means (23) is cooled by exchanging heat between the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant during cooling operation. It is characterized by being composed of! /
  • the high-pressure refrigerant is cooled by exchanging heat with the low-pressure refrigerant in the internal heat exchanger (23).
  • the suction temperature of the compressor (11) increases and the refrigerant density decreases, and at the same time, the inflow temperature of the expander (12) decreases and the refrigerant density increases. Therefore, during the cooling operation, the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander (12) can be increased and balanced with the mass flow rate Mc of the refrigerant passing through the compressor (11).
  • An eleventh aspect of the invention is the refrigeration apparatus of the tenth aspect, wherein the internal heat exchanger (23) has a first flow path (27) and a second flow path (28), and the first flow Refrigerant flowing through channel (27) and second channel (28 ) Is configured to be able to exchange heat, and the internal heat exchanger (23) passes through the first flow path (27) and the second flow path (28) during the cooling operation. It is characterized in that the low-pressure refrigerant is circulated and the high-pressure refrigerant is circulated through both flow paths (24, 25) during the heating operation.
  • the high-pressure refrigerant flows through both the flow paths (24, 25) of the internal heat exchanger (23). To 12).
  • the high-pressure refrigerant flowing through the first flow path (27) exchanges heat with the low-pressure refrigerant flowing through the second flow path (28) and is cooled.
  • the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander (12) can be increased and balanced with the mass flow rate Mc of the refrigerant passing through the compressor (11).
  • the twelfth invention is the refrigeration apparatus of the tenth invention, wherein the internal heat exchanger (23) has a first flow path (27) and a second flow path (28), and the first flow
  • the refrigerant flowing through the channel (27) and the refrigerant flowing through the second channel (28) are configured to be able to exchange heat, and the internal heat exchanger (23) has a high pressure in the first channel (27) during the cooling operation.
  • the refrigerant is circulated while the low-pressure refrigerant is circulated through the second flow path (28), and includes a bypass passage (45) that bypasses the internal heat exchanger (23) during the heating operation.
  • ! / Characterized by! /
  • the high-pressure refrigerant bypasses the internal heat exchanger (23), so the high-pressure refrigerant flows into the expander (12) without changing its temperature.
  • the high-pressure refrigerant flowing through the first flow path (27) is cooled by exchanging heat with the low-pressure refrigerant flowing through the second flow path (28).
  • the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander (12) can be increased and balanced with the mass flow rate Mc of the refrigerant passing through the compressor (11).
  • a thirteenth invention is the refrigeration apparatus of the tenth invention, wherein the internal heat exchanger (23) has a first flow path (27) and a second flow path (28), and the first flow
  • the refrigerant flowing through the channel (27) and the refrigerant flowing through the second channel (28) are configured to be able to exchange heat, and the internal heat exchanger (23) has a high pressure in the first channel (27) during the cooling operation. While the refrigerant flows, the low-pressure refrigerant is configured to flow through the second flow path (28), and includes a bypass passage (46) that bypasses the internal heat exchanger (23) during the heating operation. ! /, Characterized by!
  • the low-pressure refrigerant bypasses the internal heat exchanger (23), so the high-pressure refrigerant flows into the expander (12) without changing its temperature.
  • the high-pressure refrigerant flowing through the first flow path (27) is cooled by exchanging heat with the low-pressure refrigerant flowing through the second flow path (28).
  • the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander (12) can be increased and balanced with the mass flow rate Mc of the refrigerant passing through the compressor (11).
  • the fourteenth invention is the refrigeration apparatus of the tenth invention, wherein the internal heat exchanger (23) is configured so that the high-pressure refrigerant after passing through the heat source side heat exchanger (21) is used on the use side during cooling operation. It is configured to be cooled by exchanging heat with the low-pressure refrigerant before passing through the heat exchanger (22).
  • the high-pressure refrigerant power after passing through the heat source side heat exchanger (21) is cooled by exchanging heat with the low-pressure refrigerant before passing through the heat-using side heat exchanger (22), It flows into the expander (12) with the temperature lowered and the density increased.
  • the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander (12) can be increased and balanced with the mass flow rate Mc of the refrigerant passing through the compressor (11).
  • a fifteenth aspect of the invention is the refrigeration apparatus of the tenth aspect of the invention, wherein the internal heat exchange (23) is performed when the high-pressure refrigerant after passing through the heat source side heat exchanger (21) is the use side during cooling operation. It is configured to be cooled by exchanging heat with the low-pressure refrigerant after passing through the heat exchanger (22).
  • the high-pressure refrigerant force after passing through the heat source side heat exchanger (21) is cooled by exchanging heat with the low-pressure refrigerant after passing through the heat-use side heat exchanger (22), It flows into the expander (12) with the temperature lowered and the density increased.
  • the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander (12) can be increased and balanced with the mass flow rate Mc of the refrigerant passing through the compressor (11).
  • the sixteenth invention is the refrigeration apparatus of the tenth invention, wherein the internal heat exchanger (23) is configured such that the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant flow in opposite directions during cooling operation. It has been characterized by
  • the high pressure refrigerant and the low pressure refrigerant flow through the internal heat exchanger (23) in opposite directions, whereby the high pressure refrigerant is efficiently cooled. Therefore, similarly to the above, during the cooling operation, the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander (12) is set. It can be increased and balanced with the mass flow rate Mc of the refrigerant passing through the compressor (11).
  • the seventeenth invention is characterized in that, in the refrigeration apparatus of the ninth invention, the refrigerant in the refrigerant circuit (10) is carbon dioxide.
  • the expander (12) Since the high pressure difference of the refrigeration cycle can be increased compared with other refrigerants by using nitric acid carbon as a refrigerant, the expander (12) The expansion power of the obtained refrigerant can be increased.
  • a gas-liquid separator having an internal heat exchange that exchanges heat between the refrigerant expanded in the expander and the refrigerant sucked into the expander is used.
  • the eighteenth aspect of the invention relates to a refrigeration cycle in which a compressor (11), a heat source side heat exchange (21), an expander (12), and a use side heat exchange (22) are connected. It is premised on a refrigeration apparatus that includes a refrigerant circuit (10) for performing the above operation and that mechanically connects the compressor (11) and the expander (12) to recover the expansion power of the expander (12).
  • the refrigeration apparatus includes a gas-liquid separator (51) that separates the refrigerant expanded by the expander (12) into a liquid refrigerant and a gas refrigerant and temporarily stores the refrigerant, and the gas-liquid separator ( 51) includes an internal heat exchange section (50) for exchanging heat between the liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) and the refrigerant sucked into the expander (12).
  • a gas-liquid separator that separates the refrigerant expanded by the expander (12) into a liquid refrigerant and a gas refrigerant and temporarily stores the refrigerant
  • the gas-liquid separator ( 51) includes an internal heat exchange section (50) for exchanging heat between the liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) and the refrigerant sucked into the expander (12).
  • the refrigerant circuit (10) is provided with the gas-liquid separator (51).
  • the gas-liquid separator (51) separates the gas-liquid two-phase refrigerant after being expanded by the expander (12) into a gas refrigerant and a liquid refrigerant.
  • the gas-liquid separator (51) is provided with an internal heat exchange section (50).
  • the internal heat exchange unit (50) exchanges heat between the refrigerant sucked into the expander (12) and the liquid refrigerant stored in the gas-liquid separator (51).
  • the internal heat exchange unit (50) The refrigerant sucked in 12) is cooled. For this reason, the suction refrigerant density de of the expander (12) can be increased. Therefore, for example, during the cooling operation, even when the mass flow rate Mc of the refrigerant passing through the compressor (11) increases, by cooling the refrigerant sucked into the expander (12) following this, The refrigerant mass flow rate Me passing through the expander (12) can be increased to balance the refrigerant mass flow rates Mc and Me.
  • heat exchange amount adjustment mechanism means that the heat exchange amount can be finely adjusted according to the operating conditions, and in addition, the heat exchange amount is substantially zero or a predetermined value. If adjustment (ONZOFF control) can be performed, it has meaning.
  • the amount of heat exchange between the refrigerant sucked into the expander (12) and the liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) depends on the operating conditions. Changed by adjustment mechanism (60). Therefore, when the refrigerant mass flow rate Me of the expander (12) becomes larger than the refrigerant mass flow rate Mc of the compressor (11) due to a change in operating conditions, the amount of heat exchange in the internal heat exchange section (50) By adjusting the refrigerant, the refrigerant mass flow rate Me of the expander (12) and the cold medium amount flow rate Mc of the compressor (11) can be made equal.
  • the twentieth invention is the refrigeration apparatus according to the nineteenth invention, wherein the gas-liquid separator (51) includes a liquid storage section (52) for storing the separated liquid refrigerant, and the liquid storage section (52). And a heat transfer pipe (50) through which the refrigerant sucked into the expander (12) flows, and the heat transfer pipe (50) and the liquid refrigerant in the liquid reservoir (52). This constitutes an internal heat exchange section for exchanging heat with the refrigerant in the heat pipe (50).
  • the gas-liquid separator (51) is provided with the heat transfer tube (50) as an internal heat exchange section.
  • the heat transfer tube (50) is arranged so as to be adjacent to the liquid reservoir (52). Therefore, the refrigerant sucked into the expander (12) is cooled by the liquid refrigerant stored on the outer surface of the heat transfer tube (50) when flowing through the heat transfer tube (50). Therefore, the suction refrigerant density de of the expander (12) can be reliably increased.
  • the twenty-first invention is a refrigerant switching mechanism for switching between a cooling operation and a heating operation by changing the circulation direction of the refrigerant in the refrigerant circuit (10). ), And the heat exchange amount adjusting mechanism (60) allows heat exchange of the cooling medium in the internal heat exchanging section (50) only during the cooling operation.
  • the refrigerant switching mechanism (31, 33) is provided in the refrigerant circuit (10).
  • the refrigerant mechanism (31, 33) switches the refrigerant circulation direction so that the use side heat exchange (22) serves as an evaporator and the use side heat exchanger (21) serves as a radiator. Operation can be switched.
  • the heat exchange amount adjusting mechanism (60) causes heat exchange of the cooling medium in the internal heat exchanging section (50) only during the cooling operation.
  • the intake refrigerant density de of the expander (12) is increased, and the expander The refrigerant mass flow rate Me in (12) and the refrigerant mass flow rate Mc in the compressor (11) can be made equal.
  • the cylinders of the expander (12) and the compressor (11) according to the density ratio between the suction refrigerant density de of the expander (12) and the suction refrigerant density dc of the compressor (11)
  • the refrigerant mass flow rate Me of the expander (12) and the refrigerant mass flow rate Mc of the compressor (11) can be made equal. Therefore, it is not necessary to perform heat exchange of the refrigerant in the internal heat exchange section (50) by the heat exchange amount adjusting mechanism (60).
  • the heat exchange amount adjusting mechanism (60) bypasses the heat transfer pipe (50) and sucks the refrigerant into the expander (12). (57), a first motor-operated valve (36) that adjusts the flow rate of refrigerant flowing through the heat transfer pipe (50), and a second motor-operated valve (37) that adjusts the coolant flow rate of the bypass pipe (57). Constructed!
  • the heat exchange amount of the refrigerant in the heat transfer tube (50) is adjusted by adjusting the opening degree of the first and second motor-operated valves (36, 37). Specifically, for example, when the first motor-operated valve (36) is fully opened and the second motor-operated valve (37) is fully closed, the flow rate of the refrigerant flowing through the heat transfer pipe (50) becomes maximum, and the heat transfer pipe (50) The amount of heat exchange of the refrigerant is also adjusted to the maximum.
  • the refrigerant flow rate flowing through the heat transfer pipe (50) becomes substantially zero, and the heat transfer pipe (50)
  • the heat exchange amount of the refrigerant is also zero.
  • the amount of heat exchange in the heat transfer tube (50) can be adjusted from zero to the maximum value by adjusting the opening of the first and second motor operated valves (36, 37) to a predetermined opening. . Therefore, heat exchange of the refrigerant according to the operating conditions can be performed, and the refrigerant mass flow rate Me of the expander (12) and the refrigerant mass flow rate Mc of the compressor (11) can be made equal.
  • the heat exchange amount adjusting mechanism (60) includes a four-way switching valve (32).
  • the refrigerant flow is changed by switching the four-way switching valve (32) as the heat exchange amount adjusting mechanism (60). For this reason, for example during cooling operation, the heat transfer tube (50) While switching the four-way selector valve (32) so that the refrigerant flows, the four-way selector valve (32) is switched so that the refrigerant does not flow through the heat transfer pipe (50) during the heating operation.
  • the refrigerant mass flow rate Me of the tension machine (12) and the refrigerant mass flow rate Mc of the compressor (11) can be made equal.
  • the heat exchange amount adjusting mechanism (60) bypasses the heat transfer pipe (50) and sucks the refrigerant into the expander (12). (57), a first electromagnetic on-off valve (34) that allows or prohibits refrigerant flow in the heat transfer pipe (50), and a second electromagnetic on-off valve that allows or prohibits refrigerant flow in the bypass pipe (57). (35).
  • the refrigerant flow in the heat transfer tube (50) is changed by opening and closing the first and second electromagnetic on-off valves (34, 35). Specifically, for example, during cooling operation, the first electromagnetic open / close valve (34) is opened and the second electromagnetic open / close valve (35) is closed, so that the refrigerant flows through the heat transfer tube (50). Then, heat exchange of the refrigerant can be performed by the heat transfer tube (50). On the other hand, for example, during heating operation, the first electromagnetic on-off valve (34) is closed and the second electromagnetic on-off valve (35) is opened, thereby allowing the refrigerant to flow through the bypass pipe (57), It is possible to prevent the coolant from flowing through the heat transfer tube (50).
  • the refrigerant mass flow rate Me of the expander (12) and the refrigerant mass flow rate Mc of the compressor (11) can be made equal.
  • the heat exchange amount adjusting mechanism (60) is configured by a combination of a pipe and a check valve (81, 82, 83, 84). It is what.
  • a predetermined piping path as the heat exchange amount adjusting mechanism (60) and a check valve (81, 82, 83, 84) are provided.
  • the refrigerant flows through the heat transfer pipe (50) during the cooling operation, and the check valve (81, 82, 83, 84) and the piping path so that the refrigerant does not flow through the heat transfer pipe (50) during the heating operation.
  • the refrigerant mass flow rate Me of the expander (12) and the refrigerant mass flow rate Mc of the compressor (11) can be made equal.
  • the refrigerant circuit (10) includes a first injection for sending the gas refrigerant of the gas-liquid separator (51) to the suction side of the compressor (11).
  • the gas refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) can be sent to the suction side of the compressor (11) via the first indication pipe (55). Therefore, so-called gas injection can be performed as necessary, and the amount of gas injection can be adjusted by changing the opening of the gas control valve (38).
  • a twenty-seventh aspect of the invention is the refrigeration apparatus of the eighteenth aspect of the invention, wherein the refrigerant circuit (10) has a second injection for sending the liquid refrigerant in the gas-liquid separator (51) to the suction side of the compressor (11). It includes a pipe (59) and a liquid control valve (39) for adjusting the refrigerant flow rate of the second injection pipe (59).
  • the liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) can be sent to the suction side of the compressor (11) via the second injection pipe (59). Therefore, so-called liquid injection can be performed as required, and the amount of liquid injection can be adjusted by changing the opening of the liquid control valve (39).
  • a plurality of use side heat exchangers (22a, 22b, 22c) are provided in the refrigerant circuit (10).
  • this refrigeration apparatus it is possible to perform a plurality of usage-side heat exchange m ⁇ (22a, 22b, 22 C) at the same time cooling (cooling) or heating (heating).
  • the opening of the multiple flow control valves (61a, 61b, 61c) corresponding to each user-side heat exchanger (22a, 22b, 22c) can be adjusted individually.
  • the refrigerant circuit (10) is filled with carbon dioxide as a refrigerant.
  • This carbon dioxide can increase the differential pressure in the refrigeration cycle as compared with other refrigerants, so that the expansion power of the refrigerant obtained by the expander (12) can be increased.
  • the specific volume or flow rate of the refrigerant can be adjusted by providing the temperature adjusting means (23) capable of adjusting the temperature of the refrigerant flowing into the expander (12). ing. Therefore, it is possible to balance the flow rates of the compressor (11) and the expander (12) even if the operating conditions change. In the present invention, even when the flow rate of the expander (12) is insufficient, it is not necessary to bypass a part of the refrigerant, so that the power obtained by the expander (12) is not reduced. Therefore, the COP can be prevented from decreasing.
  • the temperature adjusting means (23) is configured such that the cooling performance of the refrigerant flowing into the expander (12) is higher during the cooling operation than during the heating operation. is doing. Therefore, when the refrigeration cycle is designed to balance the flow force S between the compressor (11) and the expander (12) during the heating operation, the expansion can be performed without bypassing the expander (12) during the cooling operation. Since the flow rate of the compressor (12) can be prevented from being insufficient, the flow rates of the compressor (11) and the expander (12) can be balanced during cooling operation and heating operation. Therefore, the COP can be prevented from decreasing.
  • the refrigerant circuit (10) is provided with the internal heat exchanger (23), and the refrigerant after passing through the heat source side heat exchanger (21) serving as a radiator is provided during the cooling operation.
  • the specific volume of the refrigerant flowing into the expander (12) is adjusted by heat exchange with the refrigerant before or after passing through the use side heat exchanger (22) that becomes the evaporator, and the flow rate is adjusted.
  • the flow rates of the compressor (11) and the expander (12) can be balanced. Therefore, COP can be prevented from decreasing.
  • the heat transfer performance of (25) should be higher than the heat transfer performance of the refrigerant flow path (24) through which the refrigerant flows after passing through the heat source side heat exchanger (21) serving as a radiator.
  • the heat transfer performance of the refrigerant flow path (24) through which the refrigerant before or after passing through the heat source side heat exchanger (21) becomes the refrigerant after passing through the use side heat exchanger (22) as a radiator By making the temperature lower than the heat transfer performance of the refrigerant flow path (25) through which the refrigerant flows, the specific volume or flow rate of the refrigerant flowing into the expander (12) is adjusted as in the third aspect of the invention.
  • the flow rates of the compressor (11) and the expander (12) can be balanced. Therefore, COP can be prevented from decreasing.
  • the heat transfer fin (26) is provided in the predetermined refrigerant flow path (25) of the internal heat exchanger (23), and the internal heat exchanger (23) during the cooling operation is provided. Therefore, the specific volume of the refrigerant flowing into the expander (12) can be adjusted and the flow rate can be adjusted. Therefore, it is possible to balance the flow rates of the compressor (11) and the expander (12) during the cooling operation and the heating operation, thereby preventing the COP from decreasing.
  • the cooling performance during the cooling operation is greater than that during the heating operation. Therefore, the specific volume of the refrigerant flowing into the expander (12) can be adjusted and the flow rate can be adjusted. Therefore, the flow rate of the compressor (11) and the expander (12) can be balanced during the cooling operation and the heating operation, and the COP can be prevented from decreasing.
  • the double pipe heat exchanger is used to dissipate the refrigerant before and after passing through the use side heat exchanger (22) serving as an evaporator.
  • the specific volume or flow rate of the refrigerant flowing into the expander (12) can be adjusted by exchanging heat with the refrigerant after passing through the heat source side heat exchanger (21) serving as a vessel. Therefore, the flow rates of the compressor (11) and the expander (12) can be balanced during the cooling operation and the heating operation.
  • the three-layer plate heat exchanger is used to pass the refrigerant before or after passing through the use side heat exchanger (22) serving as an evaporator.
  • the specific volume or flow rate of the refrigerant flowing into the expander (12) can be adjusted by exchanging heat with the refrigerant after passing through the heat source side heat exchanger (21) serving as a radiator. Therefore, the flow rates of the compressor (11) and the expander (12) can be balanced during the cooling operation and the heating operation.
  • the high-pressure refrigerant flowing into the expander (12) is cooled only during the cooling operation by the temperature adjusting means (23), while the high-pressure refrigerant is cooled during the heating operation. Therefore, the refrigerant density de flowing into the expander (12) can be increased during the cooling operation. Therefore, during the cooling operation, even when the mass flow rate Mc of the refrigerant passing through the compressor (11) becomes larger than that during the heating operation, the refrigerant sucked into the expander (12) is cooled by following this.
  • the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander (12) can be increased and the mass flow rate Mc, Me of both refrigerants can be balanced, so that both the cooling operation and the heating operation are highly efficient.
  • Expander (12) and pressure so that the obtained operating state
  • the compressor (11) can be designed. In the present invention, the refrigerant flowing into the expander (12) does not have to be bypassed, so the power obtained by the expander (12) does not decrease!
  • the internal heat exchange (23) is used to cool the high pressure refrigerant by exchanging heat with the low pressure refrigerant during the cooling operation. For this reason, by cooling the high-pressure refrigerant flowing into the expander (12) only during the cooling operation, the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander (12) is increased, and the refrigerant passes through the compressor (11). Since the mass flow rate Mc of the refrigerant can be balanced, it is possible to operate with high efficiency in both the cooling operation and the heating operation.
  • the internal heat exchanger (23) does not perform heat exchange by flowing a high-pressure refrigerant through both flow paths (24, 25) during the heating operation, and does not perform high-pressure during the cooling operation. Heat is exchanged by flowing both refrigerant and low-pressure refrigerant.
  • the high-pressure refrigerant flowing into the expander (12) is cooled only during the cooling operation, thereby increasing the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander (12) and passing through the compressor (11). Since it can be balanced with the mass flow rate Mc of the refrigerant, it is possible to operate with high efficiency in both the cooling operation and the heating operation.
  • the high-pressure refrigerant bypasses the internal heat exchange (23) during the heating operation, and both the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant enter the internal heat exchanger (23) during the cooling operation. It is configured to allow heat exchange to flow.
  • the high-pressure refrigerant flowing into the expander (12) is cooled only during the cooling operation, thereby increasing the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander (12) and the refrigerant passing through the compressor (11). Therefore, it is possible to operate with high efficiency in both the cooling operation and the heating operation.
  • the low-pressure refrigerant bypasses the internal heat exchange (23) during the heating operation, and both the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant enter the internal heat exchanger (23) during the cooling operation. It is configured to allow heat exchange to flow.
  • the high-pressure refrigerant flowing into the expander (12) is cooled only during the cooling operation, thereby increasing the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander (12) and the refrigerant passing through the compressor (11). Therefore, it is possible to operate with high efficiency in both cooling operation and heating operation. Become.
  • the high-pressure refrigerant that has passed through the heat source side heat exchanger (21) is used as the use side heat exchanger (22). It is cooled by exchanging heat with the low-pressure refrigerant before passing.
  • the high-pressure refrigerant flowing into the expander (12) is cooled only during the cooling operation, thereby increasing the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander (12) and passing through the compressor (11). Since the mass flow rate Mc of the refrigerant can be balanced, it is possible to operate at high efficiency during both the cooling operation and the heating operation.
  • the high-pressure refrigerant that has passed through the heat source side heat exchanger (21) is used as the use side heat exchanger (22). It is cooled by exchanging heat with the low-pressure refrigerant after passing.
  • the high-pressure refrigerant flowing into the expander (12) is cooled only during the cooling operation, thereby increasing the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander (12) and passing through the compressor (11). Since the mass flow rate Mc of the refrigerant can be balanced, it is possible to operate at high efficiency during both the cooling operation and the heating operation.
  • the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant are caused to flow through the internal heat exchanger (23) in opposite directions during the cooling operation. Can be cooled. Accordingly, during the cooling operation, the mass flow rate Me of the refrigerant passing through the expander (12) can be increased and balanced with the mass flow rate Mc of the refrigerant passing through the compressor (11).
  • the differential pressure in the refrigeration cycle can be increased compared to other refrigerants. . Therefore, the recovery power of the compressor (11) can be improved, and the COP of the refrigeration apparatus can be further improved.
  • the suction refrigerant density de that is, the mass flow rate Me of the expander (12) can be increased. Therefore, in the internal heat exchange section (50), the refrigerant is heat-exchanged with a predetermined heat exchange amount, thereby compressing the refrigerant.
  • the refrigerant mass flow rates (Me and Mc) of the compressor (11) and the expander (12) can be balanced, and a desired refrigeration cycle can be performed with this refrigeration system.
  • the present invention can balance the refrigerant mass flow rate Me and Mc without bypassing a part of the refrigerant and the expander force. That is, in the refrigeration apparatus of Patent Document 2, the expansion power of the expander decreases and the COP also decreases. However, in the present invention, all the refrigerant can be introduced into the expander (12). A decrease can be avoided.
  • the liquid state refrigerant has a higher heat transfer rate than the two-phase state refrigerant or the gas state refrigerant, so the heat exchange rate in the internal heat exchanger (50) is increased. Can be improved. Therefore, the refrigerant sucked into the expander (12) can be effectively cooled, and as a result, the internal heat exchange section (50) and the gas-liquid separator (51) can be designed compactly.
  • the gas-liquid separator (51) also serves as the internal heat exchange section (50)
  • the gas-liquid separator (51) and the internal heat exchange section (50) are individually provided. Compared with the case where it is provided, the refrigeration apparatus can be made more compact.
  • the liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) can be transported to a predetermined pipe or heat exchanger. For this reason, pressure loss in the piping can be reduced compared to, for example, a case where a two-phase refrigerant flows through the piping or heat exchange. In addition, when the two-phase refrigerant flows through the pipes and the heat exchanger, the refrigerant passing sound tends to be noise, but in the present invention, this can be prevented.
  • the heat exchange amount adjusting mechanism (60) is provided so that the heat exchange amount of the internal heat exchange section (50) can be adjusted according to the operating conditions. Therefore, in this refrigeration apparatus, the refrigerant mass flow rates (Me and Mc) of the compressor (11) and the expander (12) can be balanced following the change in operating conditions.
  • the expander that circulates in the heat transfer tube (50) ( Heat exchange between the suction refrigerant of 12) and the liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) is reliably performed.
  • the expander (12) The refrigerant mass flow rate (Me and Mc) of the compressor (11) and the expander (12) can be balanced by reliably increasing the intake refrigerant density.
  • the refrigerant mass flow rate Me of the expander (12) is likely to be smaller than the refrigerant mass flow rate Mc of the compressor (11). ) To exchange heat with the cooling medium. Therefore, the refrigerant mass flow rates (Me and Mc) of the compressor (11) and the expander (12) can be reliably balanced during the cooling operation.
  • the first and second motor-operated valves (36, 37) and the bypass pipe (57) are provided as the heat exchange amount adjusting mechanism (60). Then, the heat exchange amount of the refrigerant in the heat transfer pipe (50) can be adjusted by adjusting the opening degree of the first and second motor operated valves (36, 37) to a predetermined opening degree. Therefore, the refrigerant mass flow rates (Me and Mc) of the compressor (11) and the expander (12) can be balanced with high accuracy according to the operating conditions.
  • the first motor-operated valve (36) is fully opened and the second motor-operated valve (37) is fully closed, so that the refrigerant flows through the heat transfer tube (50) only during the cooling operation. Heat exchange can be performed. Therefore, the effect of the 21st invention can be obtained.
  • the four-way switching valve (32) is provided as the heat exchange amount adjusting mechanism (60).
  • the refrigerant flow can be changed between a state in which the refrigerant flows through the heat transfer tube (50) and a state in which the refrigerant does not flow.
  • the four-way selector valve (32) By switching the four-way selector valve (32), the refrigerant can flow through the heat transfer tube (50) only during the cooling operation, and the refrigerant can be heat-exchanged. Therefore, the operational effects of the twenty-first invention can be easily obtained.
  • the first and second electromagnetic on-off valves (34, 35) and the bypass pipe (57) are provided as the heat exchange amount adjusting mechanism (60). Then, by opening the first electromagnetic on-off valve (34) and at the same time closing the second electromagnetic on-off valve (35), the refrigerant flows through the heat transfer pipe (50) only during the cooling operation, and the refrigerant Heat exchange can be performed. Therefore, the second The effect of the invention of 1 can be obtained.
  • the predetermined piping path and the check valves (81, 82, 83, 84) are provided. Therefore, the combination of these piping paths and check valves (81, 82, 83, 84) allows the refrigerant to flow through the heat transfer pipe (50) only during the cooling operation, while the refrigerant flows into the heat transfer pipe (50) during the heating operation. Can be avoided. Therefore, the twenty-first invention can be realized only by switching control of the refrigerant circulation direction by the refrigerant switching means (31).
  • the gas refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) can be sent to the suction side of the compressor (11) to perform gas injection. Therefore, the degree of superheat of the suction refrigerant of the compressor (11) can be adjusted, and optimal refrigeration cycle control can be performed with this refrigeration apparatus.
  • the liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) can be sent to the suction side of the compressor (11) to perform liquid injection. Therefore, the same effect as in the twenty-sixth invention can be obtained. Further, by combining the gas injection of the twenty-sixth aspect of the invention and the liquid injection of the present invention, refrigeration cycle control can be performed more finely.
  • the refrigerating machine oil contained in the refrigerant that has flowed out of the expander (12) is supplied to the suction side of the compressor (11) together with the liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator (51). Can be returned.
  • this refrigeration apparatus can be used for a so-called multi-type air conditioner or the like.
  • the flow rate of the refrigerant flowing into each user-side heat exchanger (22a, 22b, 22c) can be adjusted by each flow control valve (61a, 61b, 61c), each user-side heat exchanger (22a, 22b, 22c)
  • the cooling (cooling) capacity of each can be adjusted individually.
  • liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) can be sent to each of the use side heat exchangers (22a, 22b, 22c), for example, compared with a refrigerant in a two-phase state.
  • the flow rate can be easily adjusted in the flow rate adjusting valves (61a, 61b, 61c).
  • the pressure loss of the refrigerant in the relatively long piping can reduce the noise caused by the refrigerant passing sound.
  • the use of carbon dioxide and carbon dioxide as the refrigerant of the refrigerant circuit (10) makes it possible to increase the differential pressure of the refrigeration cycle compared to other refrigerants. . Gatsutsu
  • the recovery power of the expander (12) can be improved, and the COP of this refrigeration apparatus can be further improved.
  • FIG. 1 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 2 is a schematic configuration diagram of internal heat exchange.
  • FIG. 3 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 2.
  • FIG. 4 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 3.
  • FIG. 5 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 4.
  • FIG. 6 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 5.
  • FIG. 7 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 6.
  • FIG. 8 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 7.
  • FIG. 9 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 8.
  • FIG. 10 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 9.
  • FIG. 11 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to a first modification of Embodiment 9.
  • FIG. 12 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to a second modification of Embodiment 9.
  • FIG. 13 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 10.
  • FIG. 14 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to a first modification of Embodiment 10.
  • FIG. 15 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to a second modification of the tenth embodiment.
  • FIG. 16 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to a third modification of Embodiment 10.
  • FIG. 17 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to a fourth modification of the tenth embodiment.
  • FIG. 18 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 11.
  • FIG. 19 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 12.
  • FIG. 20 is a refrigerant circuit diagram illustrating a refrigerant flow during a cooling operation of the twelfth embodiment.
  • FIG. 21 is a refrigerant circuit diagram showing a refrigerant flow during heating operation of the twelfth embodiment.
  • FIG. 22 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to a modification of the twelfth embodiment.
  • FIG. 23 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 13.
  • FIG. 24 is a refrigerant circuit diagram showing a refrigerant flow during a cooling operation of the thirteenth embodiment.
  • FIG. 25 is a refrigerant circuit diagram showing a refrigerant flow during heating operation of the thirteenth embodiment.
  • FIG. 26 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to a modification of the thirteenth embodiment.
  • FIG. 27 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 14.
  • FIG. 28 is a refrigerant circuit diagram showing the refrigerant flow during the cooling operation of the fourteenth embodiment.
  • FIG. 29 is a refrigerant circuit diagram showing a refrigerant flow during heating operation of Embodiment 14.
  • FIG. 30 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to a modification of Embodiment 14.
  • Air conditioner (refrigeration equipment)
  • Embodiment 1 relates to an air conditioner (1) constituted by a refrigeration apparatus according to the present invention.
  • the air conditioner (1) includes a refrigerant circuit (10).
  • the air conditioner (1) of Embodiment 1 is configured to circulate the refrigerant in the refrigerant circuit (10) and switch between the cooling operation (cooling operation) and the heating operation (heating operation).
  • the refrigerant circuit (10) is filled with carbon dioxide (CO 2) as a refrigerant.
  • the medium circuit (10) includes a compressor (11), an expander (12), an outdoor heat exchanger (heat source side heat exchanger) (21) An indoor heat exchanger (use side heat exchanger) (22), an internal heat exchanger (23), a first four-way switching valve (31), and a second four-way switching valve (32) are provided.
  • the compressor (11) is constituted by, for example, a rolling piston type fluid machine.
  • the compressor (11) is configured by a positive displacement fluid machine having a constant displacement volume.
  • the expander (12) is constituted by, for example, a rolling piston type fluid machine.
  • the expander (12) is constituted by a positive displacement fluid machine having a constant displacement volume.
  • the fluid machine constituting them is not limited to the rolling piston type.
  • a scroll-type positive displacement fluid machine is used as the compressor (11 ) Or expander (12).
  • the compressor (11) is mechanically coupled to the expander (12) via a motor (13).
  • the compressor (11) is rotationally driven by both power obtained by expansion of the refrigerant in the expander (12) and power obtained by energizing the motor (13).
  • the compressor (11) and the expander (12) are connected by a single drive shaft, and their rotational speeds are always equal. Therefore, the ratio of the displacement of the compressor (11) and the displacement of the expander (12) is constant.
  • the outdoor heat exchanger (21) is configured by so-called cross fin type fin 'and' tube heat exchange. Outdoor air is supplied to the outdoor heat exchanger (21) by a fan (not shown). In the outdoor heat exchanger (21), heat exchange between the supplied outdoor air and the refrigerant in the refrigerant circuit (10) is performed.
  • the indoor heat exchange (22) is constituted by a so-called cross fin type fin “and” tube heat exchange ⁇ . Room air is supplied to the indoor heat exchanger (22) by a fan (not shown). In this indoor heat exchange (22), heat is exchanged between the supplied indoor air and the refrigerant in the refrigerant circuit (10).
  • the internal heat exchange (23) has an inner flow path (24) and an outer flow path (25). Is composed of double-pipe heat exchange arranged adjacent to each other.
  • the internal heat exchanger (23) is an outdoor heat exchanger that serves as a radiator during cooling operation.
  • the refrigerant after passing through the exchanger (21) is cooled by exchanging heat with the refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) serving as an evaporator.
  • the inner flow path (24) of the internal heat exchanger (23) is a flow path through which the refrigerant passes through the outdoor heat exchanger (21) serving as a radiator during cooling operation, and during heating operation, It becomes a flow path through which the refrigerant flows after passing through the outdoor heat exchanger (21) serving as an evaporator.
  • the outer channel (25) is a channel through which the refrigerant passes through the indoor heat exchanger (22) serving as an evaporator during cooling operation, and the indoor heat exchanger (22) serving as a radiator during heating operation. It becomes the flow path through which the refrigerant passes.
  • the outer flow path (25) is provided with heat transfer fins (26).
  • the internal heat exchanger (23) is provided with a refrigerant flow path (outside flow) through which the refrigerant flows after passing through the indoor heat exchanger (22) serving as an evaporator during cooling operation.
  • the heat transfer performance of the passage (25)) is higher than the heat transfer performance of the refrigerant flow path (inner flow path (24)) through which the refrigerant flows after passing through the outdoor heat exchanger (21) serving as a radiator.
  • the heat transfer performance of the refrigerant flow path (inner flow path (24)) through which the refrigerant flows after passing through the outdoor heat exchanger (21) serving as an evaporator is greater than the indoor heat exchanger (22) serving as a heat sink. It is configured to be lower than the heat transfer performance of the refrigerant channel (outer channel (25)) through which the refrigerant passes. Therefore, the internal heat exchanger (23) is configured so that the amount of heat exchange during the cooling operation is larger than that during the heating operation, and the cooling performance of the refrigerant flowing into the expander (12) is improved. ing.
  • the discharge side of the compressor (11) is connected to the first port (P1) of the first four-way switching valve (31), and the first four-way switching valve (31)
  • the second port (P2) is connected to the first end of the outdoor heat exchanger (21).
  • the second end of the outdoor heat exchanger (21) is connected to the first port (P1) of the second four-way selector valve (32) via the inner flow path (24) of the internal heat exchanger (23),
  • the second port (P2) of the second four-way switching valve (32) is connected to the inflow side of the expander (12).
  • the outflow side of the expander (12) is connected to the third port (P3) of the first four-way selector valve (31), and the fourth port (P4) of the first four-way selector valve (31) is the indoor heat exchanger. It is connected to the first end of (22).
  • the second end of the indoor heat exchanger (2 2) is connected to the third port (P3) of the second four-way selector valve (32) via the outer flow path (25) of the internal heat exchanger (23),
  • the fourth port (P4) of the second four-way selector valve (32) is connected to the suction side of the compressor (11).
  • the first port (P1) communicates with the second port (P2) and the third port (P3) communicates with the fourth port (P4).
  • State shown by the solid line in Fig. 1), state where the first port (P1) communicates with the fourth port (P4) and the second port (P2) communicates with the third port (P3) (Fig. 1) (indicated by a broken line).
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state shown by the solid line in FIG.
  • the motor (13) is energized in this state, the refrigerant is circulated in the refrigerant circuit (10) to perform a refrigeration cycle.
  • the outdoor heat exchanger (21) serves as a radiator and the indoor heat exchanger (22) serves as an evaporator.
  • the high pressure of the refrigeration cycle is set higher than the critical pressure of carbon dioxide as a refrigerant.
  • the high pressure refrigerant in the supercritical state is discharged from the compressor (11).
  • This high-pressure refrigerant flows into the outdoor heat exchanger (21) through the first four-way selector valve (31).
  • the outdoor heat exchanger (21) the high-pressure refrigerant radiates heat to the outdoor air, and the temperature decreases.
  • the high-pressure refrigerant discharged from the outdoor heat exchanger (21) passes through the inner flow path (24) of the internal heat exchanger (23), and at that time, the evaporator flows through the outer flow path (25). Heat is exchanged with the refrigerant after passing through and cooled.
  • This refrigerant flows into the expander (12) through the second four-way selector valve (32).
  • the introduced high-pressure refrigerant expands, and the internal energy of the high-pressure refrigerant is converted into rotational power. Due to the expansion in the expander (12), the pressure of the high-pressure refrigerant decreases and changes from a supercritical state to a gas-liquid two-layer state.
  • the indoor heat exchanger (22) the low-pressure refrigerant absorbs heat from the indoor air and evaporates.
  • the indoor air is cooled by the low-pressure refrigerant. Cooled room air is sent back into the room.
  • the low-pressure refrigerant that has flowed out of the indoor heat exchanger (22) passes through the outer flow path (25) of the internal heat exchanger (23), and at that time, outdoor heat flows through the inner flow path (24). Heat is exchanged with the refrigerant after passing through the exchanger (21).
  • This refrigerant is sucked into the compressor (11) through the second four-way selector valve (32).
  • the refrigerant sucked into the compressor (11) is compressed to a predetermined pressure and discharged by the compressor (11).
  • the heat transfer fin (26) is provided in the outer flow path (25) through which the refrigerant passes through the indoor heat exchanger (22) serving as an evaporator.
  • the heat transfer fin (26) is not provided in the inner flow path (24) through which the refrigerant passes through the outdoor heat exchanger (21) serving as a radiator.
  • the heat transfer coefficient of the low-pressure gas refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) is relatively low.
  • the heat transfer coefficient of the supercritical refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) is relatively low. high.
  • the heat transfer performance of the outer flow path (25) through which the heat transfer coefficient is relatively low and the low-pressure gas refrigerant flows is improved! Therefore, the low-pressure gas refrigerant flowing in the outer flow path (25) and the supercritical refrigerant flowing in the inner flow path (24) exchange heat relatively efficiently, and internal heat exchange (23 ), The amount of refrigerant flowing into the expander (12) increases as the specific volume decreases.
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state indicated by the broken line in FIG.
  • the motor (13) is energized in this state
  • the refrigerant is circulated in the refrigerant circuit (10) to perform a refrigeration cycle.
  • the indoor heat exchanger (22) serves as a radiator and the outdoor heat exchanger (21) serves as an evaporator.
  • the high pressure of the refrigeration cycle is set higher than the critical pressure of carbon dioxide as a refrigerant, as in the cooling operation.
  • the high pressure refrigerant in the supercritical state is discharged from the compressor (11).
  • This high-pressure refrigerant flows into the indoor heat exchanger (22) through the first four-way selector valve (31).
  • the indoor heat exchanger (22) the high-pressure refrigerant radiates heat to the indoor air, and the temperature decreases.
  • the indoor heat exchanger (22) the room air is heated by the high-pressure refrigerant, and the heated room air is sent back into the room.
  • the high-pressure refrigerant from the indoor heat exchanger (22) passes through the outer flow path (25) of the internal heat exchanger (23). After passing, it flows into the expander (12) through the second four-way selector valve (32).
  • the introduced high-pressure refrigerant expands, and the internal energy of the high-pressure refrigerant is converted into rotational power. Due to the expansion in the expander (12), the pressure of the high-pressure refrigerant decreases and changes from a supercritical state to a gas-liquid two-layer state.
  • the low-pressure refrigerant discharged from the expander (12) flows into the outdoor heat exchanger (21) through the first four-way switching valve (31). In the outdoor heat exchanger (21), the low-pressure refrigerant absorbs heat from the outdoor air and evaporates.
  • the low-pressure refrigerant discharged from the outdoor heat exchanger (21) passes through the inner flow path (24) of the internal heat exchanger (23) and is then compressed through the second four-way switching valve (32). Inhaled into the machine (11). The refrigerant sucked into the compressor (11) is compressed to a predetermined pressure and discharged by the compressor (11).
  • the heat transfer fin (26) is provided in the outer flow path (25) through which the refrigerant passes through the indoor heat exchanger (22) serving as a radiator.
  • the heat transfer fin (26) is not provided in the inner flow path (24) through which the refrigerant passes through the outdoor heat exchanger (21) serving as an evaporator.
  • the heat transfer coefficient of the low-pressure gas refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) is relatively low.
  • the heat transfer coefficient of the supercritical refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) is relatively low. high.
  • the heat transfer coefficient is relatively low and the heat transfer performance of the inner flow path (24) through which the low-pressure gas refrigerant flows is low.
  • the supercritical refrigerant flowing through the channel (25) and the low-pressure gas refrigerant flowing through the inner channel (24) hardly exchange heat.
  • Embodiment 1 in the internal heat exchanger (23), during the cooling operation, the refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) serving as an evaporator flows through the outer flow path (25) and serves as a radiator.
  • the refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) flows through the inner flow path (24).
  • the refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) serving as a heat radiator flows through the outer flow path (25) and passes through the outdoor heat exchanger (21) serving as an evaporator. Flows through the inner channel (24). Then, heat transfer fins (26) are provided in the outer flow path (25).
  • the gas refrigerant after passing through the evaporator flows through the outer flow path (25), so the refrigerant in the outer flow path (25) and the refrigerant in the inner flow path (24) are relatively Efficient heat exchange
  • the temperature of the supercritical refrigerant decreases and flows into the expander (12).
  • the gas refrigerant after passing through the evaporator flows through the inner flow path (24), so the refrigerant in the outer flow path (25) and the refrigerant in the inner flow path (24) hardly exchange heat, The supercritical refrigerant flows into the expander (12) with almost no change in temperature.
  • the refrigerant flowing into the expander (12) is cooled in the internal heat exchanger (23) more than in the heating operation.
  • the flow rate of (12) increases. Therefore, in this embodiment, the flow rates of the compressor (11) and the expander (12) can be balanced by adjusting the specific volume or flow rate of the refrigerant flowing into the expander (12) during the cooling operation.
  • the refrigerant is expanded during the cooling operation in which the circulation amount of the refrigerant is larger than that during the heating operation.
  • a receiver (41) is provided between the expander (12) and the first four-way switching valve (31) in the refrigerant circuit (10) of the first embodiment. That is, in the second embodiment, the receiver (41) is provided on the outlet side of the expander (12).
  • the outflow side of the expander (12) is connected to the inlet of the receiver (41), and the outlet of the receiver (41) is connected to the first four-way selector valve (31). Connected to port 3 (P3)!
  • a liquid injection pipe (42) connected to the lower end of the receiver (41) and a gas vent pipe (43) connected to the upper end of the receiver (41) are connected to the suction side of the compressor (11).
  • the liquid junction pipe (42) is equipped with a first motor-operated valve (EV1)
  • the gas vent pipe (43) is equipped with a second motor-operated valve (EV2) so that the refrigerant flow rate can be adjusted. It is summer.
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state shown by the solid line in FIG.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged is the first four-way switching valve (31), the outdoor heat exchanger (21), the inner flow path (24) of the internal heat exchanger (23), the second 2 Four-way switching valve (32), expander (12), receiver (41), first four-way switching valve (31), indoor heat exchange (22), It flows through the outer flow path (25) of the internal heat exchanger (23) and the second four-way selector valve (32) in this order, and is sucked into the compressor (11) again.
  • the supercritical refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) flows through the inner flow path (24) and passes through the indoor heat exchanger (22).
  • the low-pressure gas refrigerant flows through the outer flow path (25), so that the refrigerant flowing through the inner flow path (24) and the refrigerant flowing through the outer flow path (25) exchange heat.
  • the supercritical refrigerant is cooled by the internal heat exchange (23) and flows into the expander (12) in a state where the specific volume is reduced.
  • the suction superheat degree control and the oil return operation of the compressor (11) can be performed by adjusting the opening of the motor-operated valve of the liquid injection pipe (42). Further, the receiver (41) can be vented by adjusting the opening of the motor-operated valve of the gas vent pipe (43). Also, adjusting the opening of the first motor operated valve (EV1) of the liquid injection pipe (42) and the second motor operated valve (EV2) of the gas vent pipe (43) will cause the compressor (11) to run out of capacity during operation. When it occurs, the shortage of capacity can be compensated.
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state indicated by the broken line in FIG.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged is the first four-way switching valve (31), the indoor heat exchanger (22), the outer flow path (25) of the internal heat exchanger (23), the second 2 Four-way switching valve (32), expander (12), receiver (41), first four-way switching valve (31), outdoor heat exchange (21), inner flow path of internal heat exchanger (23) ( 24), flows through the second four-way selector valve (32) in order, and is sucked into the compressor (11) again.
  • the supercritical refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) flows through the outer flow path (25) and passes through the outdoor heat exchanger (21).
  • the low-pressure gas refrigerant flows through the inner flow path (24), so that the refrigerant flowing through the inner flow path (24) and the refrigerant flowing through the outer flow path (25) hardly exchange heat.
  • the refrigerant in the supercritical state has internal heat exchange (
  • the specific volume or flow rate can be adjusted by adjusting the temperature of the refrigerant flowing into the expander (12) during the cooling operation, so that the compressor (11) and the expander ( It is possible to balance the flow rate of 12) and prevent the COP from decreasing.
  • the receiver (41) is provided at a position different from that of the second embodiment.
  • the supercritical refrigerant that has exited the radiator flows into the internal heat exchanger (23), while the low-pressure refrigerant that exits the evaporator passes through the receiver (41) before the internal heat exchange ( It is configured to flow into 23).
  • the pipe connecting the second end of the indoor heat exchanger (22) and the outer flow path (25) of the internal heat exchanger (23) is connected to the indoor heat exchanger (22).
  • the first solenoid valve (SVI) is installed between the heat exchanger and the internal heat exchanger (23), branches before the first solenoid valve (SV1), and passes through the third solenoid valve (SV3). )It is connected to the.
  • the pipe connecting the second end of the outdoor heat exchanger (21) and the inner flow path (24) of the internal heat exchanger (23) is connected between the outdoor heat exchanger (21) and the internal heat exchanger (23).
  • 2 Solenoid valve (SV2) is provided, branched before this 2nd solenoid valve (SV2), and connected to receiver (41) via 4th solenoid valve (SV4)!
  • a liquid injection pipe (42) provided with an electric valve (EV) is connected to the suction side of the compressor (11).
  • the vent pipe (43) of the receiver (41) is branched into two, and the first branch pipe (43a) is a first check valve (CV) that prohibits the flow of refrigerant toward the receiver (41).
  • the second branch pipe (43b) is connected to the outer flow path (25) of the internal heat exchanger (23) through 1), and the second check valve (43b) prohibits the refrigerant flow toward the receiver (41). It is connected to the inner channel (24) of the internal heat exchanger (23) via CV2).
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are shown by solid lines in FIG. Switch to state.
  • the first solenoid valve (SV1), fourth solenoid valve (SV4) and force S are closed, and the second solenoid valve (SV2) and third solenoid valve (SV3) are opened.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged flows through the first four-way switching valve (31), the outdoor heat exchanger (21), and the inner flow path of the internal heat exchanger (23) ( 24), the second four-way selector valve (32), the expander (12), the first four-way selector valve (31), the indoor heat exchange (22), the receiver (41), the internal heat exchange (23) It flows through the outer channel (25) and the second four-way selector valve (32) in this order, and is sucked into the compressor (11) again.
  • the supercritical refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) flows through the inner flow path (24) and passes through the indoor heat exchanger (22).
  • the low-pressure gas refrigerant flows through the outer flow path (25), so that the refrigerant flowing through the inner flow path (24) and the refrigerant flowing through the outer flow path (25) exchange heat.
  • the supercritical refrigerant is cooled by the internal heat exchange (23) and flows into the expander (12) in a state where the specific volume is reduced.
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to a state indicated by a broken line in FIG.
  • the first solenoid valve (SV1) and the fourth solenoid valve (SV4) are ⁇ open ''
  • the second solenoid valve (SV2) and the third solenoid valve (SV3) are ⁇ closed ''. It becomes.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged flows through the first four-way switching valve (31), the indoor heat exchanger (22), and the external flow path of the internal heat exchanger (23) ( 25), second four-way selector valve (32), expander (12), first four-way selector valve (31), outdoor heat exchange (21), receiver (41), internal heat exchange (23) It flows through the inner channel (24) and the second four-way selector valve (32) in this order, and is sucked into the compressor (11) again.
  • the supercritical refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) flows through the outer flow path (25) and passes through the outdoor heat exchanger (21).
  • the low-pressure gas refrigerant flows through the inner flow path (24), so that the refrigerant flowing through the inner flow path (24) and the refrigerant flowing through the outer flow path (25) hardly exchange heat.
  • the supercritical refrigerant flows into the expander (12) with almost no change in temperature even after passing through the internal heat exchanger (23).
  • the gas refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) serving as an evaporator flows through the outer flow path (25).
  • Road ( The refrigerant in 24) exchanges heat relatively efficiently!
  • the refrigerant in the supercritical state flows into the expander (12) with the temperature decreased and the specific volume decreased.
  • the gas refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) serving as an evaporator flows through the inner flow path (24), so the refrigerant in the outer flow path (25) and the refrigerant in the inner flow path (24)
  • the refrigerant hardly exchanges heat and the supercritical refrigerant flows into the expander (12) with almost no change in temperature.
  • the specific volume or flow rate can be adjusted by adjusting the temperature of the refrigerant flowing into the expander (12) during the cooling operation, so that the compressor (11) and the expander ( It is possible to balance the flow rate of 12) and prevent the COP from decreasing.
  • the flow directions of the refrigerant in the inner flow path (24) and the outer flow path (25) of the internal heat exchanger (23) are opposite to each other during cooling operation (counterflow), and during the heating operation, This is an example in which the same direction is the same (parallel flow).
  • a third four-way selector valve (33) is provided between the outdoor heat exchanger (21) and the internal heat exchanger (23), and an internal heat exchanger ( The flow direction of the inner flow path (24) of 23) is reversed between the cooling operation and the heating operation.
  • the second end of the outdoor heat exchanger (21) is connected to the first port (P1) of the third four-way selector valve (33) and the second port of the third four-way selector valve (33).
  • the first port (P1) communicates with the second port (P2) and the third port (P3) communicates with the fourth port (P4).
  • the state shown by the solid line in Fig. 1), the state where the first port (P1) communicates with the third port (P3) and the second port (P2) communicates with the fourth port (P4) (see Fig. 1). (The state indicated by the broken line).
  • the first four-way selector valve (31), the second four-way selector valve (32), and the third four-way selector valve (33) are switched to the state shown by the solid line in FIG.
  • the refrigerant discharged from the compressor (11) passes through the first four-way switching valve (31), the outdoor heat exchange (21), the third four-way switching valve (33), the internal Inner flow path (24) of heat exchange (23), third four-way selector valve (33), second four-way selector valve (32), expander (12), first four-way selector valve (31),
  • the air flows through the indoor heat exchanger (22), the outer heat passage (25) of the internal heat exchanger (23), and the second four-way selector valve (32) in this order, and is sucked into the compressor (11) again.
  • the refrigerant flowing through the channel (24) and the refrigerant flowing through the outer channel (25) exchange heat efficiently. As a result, the refrigerant in the supercritical state is cooled by the internal heat exchanger (23) and flows into the expander (12) with the specific volume being reduced.
  • the first four-way selector valve (31), the second four-way selector valve (32), and the third four-way selector valve (33) are switched to the state indicated by the broken line in FIG.
  • the refrigerant discharged from the compressor (11) passes through the first four-way switching valve (31), the indoor heat exchange (22), the outer flow path (25) of the internal heat exchange (23), Second four-way selector valve (32), expander (12), first four-way selector valve (31), outdoor heat exchanger (21), third four-way selector valve (33), internal heat exchanger (23 )
  • the inner flow path (24), the third four-way selector valve (33), and the second four-way selector valve (32) in this order, and again sucked into the compressor (11).
  • the heat exchange efficiency of the counter flow is 0.8
  • the heat exchange efficiency of the parallel flow is 0.3
  • the heat transfer rate during cooling operation is between the outer channel (25) and the inner channel. If it is 2.3 times that of heating operation due to the difference in heat transfer area, the heat transfer performance during cooling is
  • Embodiment 4 Effect of Embodiment 4
  • the gas refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) serving as an evaporator flows in the outer flow path (25), and in addition to the refrigerant in the outer flow path (25). Since the refrigerant in the inner channel (24) flows in opposite directions, the refrigerant in the outer channel (25) and the refrigerant in the inner channel (24) exchange heat relatively efficiently. As a result, the refrigerant in the supercritical state flows into the expander (12) in a state where the temperature drops and the specific volume force is reduced.
  • the gas refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) serving as an evaporator flows through the inner flow path (24), and at that time, the refrigerant in the outer flow path (25) and the inner flow path (24 ) Flows in the same direction as each other, the refrigerant in the outer flow path (25) and the refrigerant in the inner flow path (24) hardly exchange heat, and the temperature of the refrigerant in the supercritical state changes little. Without any further flow into the expander (12).
  • the specific volume or flow rate can be adjusted by adjusting the temperature of the refrigerant flowing into the expander (12) during the cooling operation, so that the compressor (11) and the expander ( It is possible to balance the flow rate of 12) and prevent the COP from decreasing.
  • a three-layer plate heat exchanger is used instead of the double-tube heat exchanger as the internal heat exchanger (23) in the first embodiment.
  • the internal heat exchange (23) includes an inner flow path (24) located in the center, a first outer flow path (25A) disposed adjacent to the outer side of the inner flow path (24), and a second outer flow path. With a road (25B).
  • the inner flow path (24) of the internal heat exchanger (23) is a flow path through which the refrigerant flows after passing through the outdoor heat exchanger (21) serving as a radiator during cooling operation.
  • the second outer channel (25B) is a channel through which the refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) serving as an evaporator flows during cooling operation, and the indoor heat exchanger serving as a radiator during heating operation. It becomes a flow path through which the refrigerant passes through (22).
  • the first outer channel (25A) is a channel through which low-pressure refrigerant flows after passing through the second outer channel (25B) during cooling operation and through the inner channel (24) during heating operation.
  • the first outer flow path (25A) of the internal heat exchanger (23) is provided with heat transfer fins (26) on the side surface on the inner flow path (24) side.
  • the exchanger (23) has a heat transfer performance of the refrigerant flow path (first outer flow path (25A)) through which the refrigerant passes through the indoor heat exchanger (22) serving as an evaporator. It becomes higher than the heat transfer performance of the refrigerant flow path (inner flow path (24)) through which the refrigerant flows after passing through the outdoor heat exchanger (21).
  • the outdoor heat exchanger (21 ) Refrigerant flow path (inner flow path (24)) through which the refrigerant flows after passing through the indoor heat exchanger (22) serving as a heat sink (refrigerant flow path through which the refrigerant flows (first outer side) It is configured to be lower than the heat transfer performance of the flow path (25A)). Therefore, the internal heat exchanger (23) is configured such that the cooling performance of the refrigerant flowing into the expander (12) is higher during the cooling operation than during the heating operation.
  • the second end of the outdoor heat exchanger (21) is connected to the second four-way switching valve via the inner flow path (24) of the internal heat exchanger (23). It is connected to the first port (P1) of (32), and the second port (P2) of the second four-way selector valve (32) is connected to the inflow side of the expander (12).
  • the second end of the indoor heat exchanger (22) is connected to the third port (P3 of the second four-way selector valve (32) via the second outer flow path (25B) of the internal heat exchanger (23).
  • the fourth port (P4) of the second four-way selector valve (32) is connected to the compressor (11) via the first outer flow path (25A) of the internal heat exchanger (23). Connected to the suction side.
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state shown by the solid line in FIG.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged is the first four-way switching valve (31), the outdoor heat exchanger (21), the inner flow path (24) of the internal heat exchanger (23), the second 2 Four-way switching valve (32), expander (12), first four-way switching valve (31), indoor heat exchanger (22), second outer flow path (25B) of internal heat exchanger (23), It flows in order through the second four-way selector valve (32) and the first outer flow path (25A) of the internal heat exchange (23), and is sucked into the compressor (11) again.
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state indicated by the broken line in FIG. In this state, the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged is the first four-way switching valve (31), the indoor heat exchanger (22), the second outer flow path (25B) of the internal heat exchanger (23).
  • the supercritical refrigerant that passes through the first outer flow path (25 B) after passing through the indoor heat exchanger (22), and the outdoor heat exchanger (21) The low-pressure gas refrigerant that passes through the inner flow path (24) after passing through has a large temperature difference but is a parallel flow, so that the amount of heat exchange is relatively small. Further, since there is no temperature difference between the gas refrigerant passing through the inner flow path and the gas refrigerant passing through the first outer flow path (25 A) thereafter, the heat exchange amount is almost zero. This allows the supercritical refrigerant to flow into the expander (12) with almost no change in temperature even after passing through the internal heat exchanger (23).
  • the gas refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) serving as an evaporator flows in the outer flow path (25) (first outer flow path (25A)). Therefore, the refrigerant in the first outer flow path (25A) and the refrigerant in the inner flow path (24) flow in opposite directions to each other!
  • the refrigerant in the channel (24) exchanges heat relatively efficiently, and the supercritical refrigerant flows into the expander (12) in a state where the temperature decreases and the specific volume decreases.
  • the gas refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) serving as an evaporator flows through the inner channel (24) and the first outer channel (25A), and at that time, the second outer channel Since the refrigerant in the supercritical state (25B) hardly exchanges heat, the refrigerant in the supercritical state flows into the expander (12) with almost no change in temperature.
  • the specific volume or flow rate can be adjusted by adjusting the temperature of the refrigerant flowing into the expander (12) during the cooling operation, so that the compressor (11) and the expander ( 12) Current It is possible to balance the amount and prevent the COP from dropping.
  • the refrigerant after passing through the radiator and the refrigerant before flowing into the evaporator exchange heat with the internal heat exchanger (23) (double tube heat exchanger). This is an example.
  • the discharge side of the compressor (11) is connected to the first port (P1) of the first four-way selector valve (31), and the first four-way selector valve (31) has the second Two ports (P2) are connected to the first end of the outdoor heat exchanger (21)!
  • the second end of the outdoor heat exchanger (21) is connected to the first port (P1) of the second four-way selector valve (32) via the inner flow path (24) of the internal heat exchanger (23).
  • the second port (P2) of the four-way selector valve (32) is connected to the inflow side of the expander (12).
  • the outflow side of the expander (12) is connected to the third port (P3) of the second four-way selector valve (32), and the fourth port (P4) of the second four-way selector valve (32) is connected to the internal heat exchanger. It is connected to the first end of the indoor heat exchanger (22) via the outer flow path (25) of (23). The second end of the indoor heat exchanger (22) is connected to the third port (P3) of the first four-way selector valve (31), and the fourth port (P4) of the first four-way selector valve (31) is the compressor. It is connected to the suction side of (11).
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state indicated by the solid line in FIG.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged is the first four-way switching valve (31), the outdoor heat exchanger (21), the inner flow path (24) of the internal heat exchanger (23), the second 2 Four-way switching valve (32), expander (12), second four-way switching valve (32), outer flow path (25) of internal heat exchanger (23), indoor heat exchanger (22), first It flows through the four-way selector valve (31) in order, and is sucked into the compressor (11) again.
  • the supercritical refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) flows through the inner flow path (24) and passes through the indoor heat exchanger (22). Since the low-pressure refrigerant before the flow flows in the outer flow path (25), the refrigerant flowing in the inner flow path (24) and the refrigerant flowing in the outer flow path (25) exchange heat. Thus, the supercritical refrigerant is cooled by the internal heat exchange (23) and flows into the expander (12) in a state where the specific volume is reduced.
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are indicated by broken lines in FIG. Switch to state.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged is the first four-way switching valve (31), the indoor heat exchanger (22), the outer flow path (25) of the internal heat exchanger (23), the second 2 Four-way switching valve (32), expander (12), second four-way switching valve (32), internal heat exchanger (23) inner flow path (24), outdoor heat exchanger (21), first It flows through the four-way selector valve (31) in order, and is sucked into the compressor (11) again.
  • the supercritical refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) flows through the outer flow path (25) and passes through the outdoor heat exchanger (21). Since the low-pressure refrigerant before the flow flows through the inner flow path (24), the refrigerant flowing through the inner flow path (24) and the refrigerant flowing through the outer flow path (25) hardly exchange heat. As a result, the refrigerant in the supercritical state flows into the expander (12) with almost no change in temperature even after passing through the internal heat exchanger (23).
  • the refrigerant before passing through the indoor heat exchanger (22) serving as an evaporator flows through the outer flow path (25), so the refrigerant in the outer flow path (25) and the inner flow path
  • the refrigerant of (24) exchanges heat relatively efficiently, and the supercritical refrigerant flows into the expander (12) in a state where the temperature decreases and the specific volume decreases.
  • the refrigerant before passing through the outdoor heat exchanger (21) serving as an evaporator flows through the inner flow path (24), so the refrigerant in the outer flow path (25) and the refrigerant in the inner flow path (24).
  • the refrigerant in the supercritical state flows into the expander (12) with almost no change in temperature.
  • the specific volume or flow rate can be adjusted by adjusting the temperature of the refrigerant flowing into the expander (12) during the cooling operation, so that the compressor (11) and the expander ( It is possible to balance the flow rate of 12) and prevent the COP from decreasing.
  • Embodiment 7 uses a bridge circuit (32a) in the refrigerant circuit (10) of Embodiment 6 instead of the second four-way selector valve (32).
  • the bridge circuit (32a) is configured by connecting four pipes in a bridge shape and has four ports (P1, P2, P3, P4). .
  • Each of the four pipes is provided with a check valve (CV).
  • the check valve (CV) includes a refrigerant flow from the first port (P1) to the second port (P2), a directional refrigerant flow from the third port (P3) to the fourth port (P4), Three It is installed in each pipe line to allow the refrigerant flow from port (P3) to the first port (PI) and the directional refrigerant flow from the fourth port (P4) to the second port (P2). Yes.
  • the inner flow path (24) of the internal heat exchanger (23) is connected to the first port (P1) of the bridge circuit (32a).
  • the second port (P2) of the bridge circuit (32a) is connected to the inflow side of the expander (12).
  • the outflow side of the expander (12) is connected to the third port (P3) of the bridge circuit (32a).
  • the fourth port (P4) of the bridge circuit (32a) is connected to the outer flow path (25) of the internal heat exchanger (23).
  • the first four-way selector valve (31) switches to the state shown by the solid line in FIG. In this state, the refrigerant from which the compressor (11) is also discharged is the first four-way switching valve (31), the outdoor heat exchanger (21), the inner flow path (24) of the internal heat exchanger (23), Bridge circuit (32a), expander (12), pledge circuit (32, outer flow path (25) of internal heat exchanger (23), indoor heat exchanger (22), first four-way switching valve (31 ) In order and again sucked into the compressor (11).
  • the supercritical refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) flows through the inner flow path (24) and passes through the indoor heat exchanger (22). Since the low-pressure refrigerant before the flow flows in the outer flow path (25), the refrigerant flowing in the inner flow path (24) and the refrigerant flowing in the outer flow path (25) exchange heat. Thus, the supercritical refrigerant is cooled by the internal heat exchange (23) and flows into the expander (12) in a state where the specific volume is reduced.
  • the first four-way selector valve (31) switches to the state indicated by the broken line in FIG.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged includes the first four-way switching valve (31), the indoor heat exchanger (22), the outer flow path (25) of the internal heat exchanger (23), Bridge circuit (32a), expander (12), pledge circuit (32, inner heat exchanger (23) inner flow path (24), outdoor heat exchanger (21), first four-way switching valve (31 ) In order and again sucked into the compressor (11).
  • the supercritical refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) flows through the outer flow path (25) and passes through the outdoor heat exchanger (21). Since the low-pressure refrigerant before the flow flows through the inner flow path (24), the refrigerant flowing through the inner flow path (24) and the refrigerant flowing through the outer flow path (25) hardly exchange heat. This allows the supercritical refrigerant to exchange internal heat (23). Even if it passes, the temperature hardly changes and flows into the expander (12).
  • the specific volume or flow rate can be adjusted by adjusting the temperature of the refrigerant flowing into the expander (12) during the cooling operation, so that the compressor (11) and the expander ( It is possible to balance the flow rate of 12) and prevent the COP from decreasing.
  • Embodiment 8 differs from Embodiment 6 in that the refrigerant flow directions in the inner flow path (24) and the outer flow path (25) of the internal heat exchanger (23) are opposite to each other during the cooling operation and to each other during the heating operation. In this example, the directions are the same.
  • a third four-way switching valve (23) is provided between the outdoor heat exchange (21) and the internal heat exchange (23). 33) so that the flow direction of the inner flow path (24) does not reverse even if the flow direction of the outer flow path (25) of the internal heat exchanger (23) is reversed during cooling operation and heating operation.
  • the second end of the outdoor heat exchange ⁇ (21) is connected to the first port (P1) of the third four-way selector valve (33) and the second port of the third four-way selector valve (33).
  • the first port (P1) communicates with the second port (P2) and the third port (P3) communicates with the fourth port (P4).
  • the state shown by the solid line in Fig. 1), the state where the first port (P1) communicates with the third port (P3) and the second port (P2) communicates with the fourth port (P4) (see Fig. 1). (The state indicated by the broken line).
  • Other configurations are the same as those in the sixth embodiment.
  • the first four-way selector valve (31), the second four-way selector valve (32), and the third four-way selector valve (33) are switched to the state shown by the solid line in FIG.
  • the refrigerant discharged from the compressor (11) passes through the first four-way switching valve (31), the outdoor heat exchange (21), the third four-way switching valve (33), the internal heat exchange ( 23) inner flow path (24), third four-way selector valve (33), second four-way selector valve (32), expander (12), second four-way selector valve (32), internal heat exchanger
  • the first four-way selector valve (31), the second four-way selector valve (32), and the third four-way selector valve (33) are switched to the state indicated by the broken line in FIG.
  • the refrigerant discharged from the compressor (11) passes through the first four-way switching valve (31), the indoor heat exchange (22), the outer flow path (25) of the internal heat exchange (23), 2nd 4-way selector valve (32), expander (12), 2nd 4-way selector valve (32), 3rd 4-way selector valve (33), inner flow path of internal heat exchanger (23) (24)
  • the air flows through the third four-way switching valve (33), the outdoor heat exchanger (21), and the first four-way switching valve (31) in this order, and is sucked into the compressor (11) again.
  • the low-pressure refrigerant before passing through the indoor heat exchanger (22) serving as an evaporator flows through the outer flow path (25), and in addition, the refrigerant in the outer flow path (25).
  • the refrigerant in the inner flow path (24) flow in opposite directions, so that the refrigerant in the outer flow path (25) and the refrigerant in the inner flow path (24) exchange heat relatively efficiently.
  • the refrigerant in the supercritical state flows into the expander (12) in a state in which the temperature drops and the specific volume force is reduced.
  • the low-pressure refrigerant before passing through the outdoor heat exchanger (21) serving as an evaporator flows through the inner flow path (24), and at that time, the refrigerant in the outer flow path (25) and the inner flow path ( Since the refrigerant in (24) flows in the same direction in the same direction, the refrigerant in the outer channel (25) and the refrigerant in the inner channel (24) hardly exchange heat, and the refrigerant in the supercritical state has a temperature of Flows into the expander (12) with almost no change.
  • Embodiment 9 relates to an air conditioner (1) constituted by a refrigeration apparatus according to the present invention.
  • the air conditioner (1) includes a refrigerant circuit (10).
  • the refrigerant circuit (10) performs a vapor compression refrigeration cycle by compressing the refrigerant to a supercritical state.
  • the air conditioner (1) of the ninth embodiment is configured to circulate the refrigerant in the refrigerant circuit (10) and switch between the cooling operation (cooling operation) and the heating operation (heating operation).
  • the refrigerant circuit (10) is filled with carbon dioxide (CO 2) as a refrigerant.
  • the medium circuit (10) includes a compressor (11), an expander (12), an outdoor heat exchanger (heat source side heat exchanger) (21), indoor heat exchange (use side heat exchange) (22), An internal heat exchanger (23), a first four-way selector valve (31), and a second four-way selector valve (32) are provided.
  • the compressor (11) and the expander (12) are each composed of a rotary piston type fluid machine having a unique cylinder volume.
  • the compressor (11) and the expander (12) are connected to each other by the rotating shaft of the motor (13).
  • the compressor (11) includes power (expansion power) obtained by expansion of the refrigerant in the expander (12) and power obtained by energizing the motor (13). And driven by both.
  • the ratio (VeZVc) between the volume circulation amount Ve of the refrigerant passing through the expander (12) and the volume circulation amount Vc of the refrigerant passing through the compressor (11) is determined by each fluid machine ( 11,12) It is a fixed value determined by the cylinder volume ratio.
  • the cylinder volume ratio is the ratio of the above VeZVc and the density ratio d eZdc between the inflow refrigerant density de of the expander (12) and the intake refrigerant density dc of the compressor (11) when the air conditioner (1) is heated. Is designed so that the mass flow rate Me of refrigerant passing through the expander (12) is equal to the mass flow rate Mc of refrigerant passing through the compressor (11) !,
  • the fluid machine constituting them is not limited to the rolling piston type.
  • a scroll-type positive displacement fluid machine is used as the compressor (11 ) Or expander (12).
  • the outdoor heat exchanger (21) is configured by so-called cross fin type fin 'and' tube heat exchange. Outdoor air is supplied to the outdoor heat exchanger (21) by a fan (not shown). In the outdoor heat exchanger (21), heat exchange between the supplied outdoor air and the refrigerant in the refrigerant circuit (10) is performed.
  • the indoor heat exchange (22) is constituted by a so-called cross fin type fin 'and' tube heat exchange ⁇ . Room air is supplied to the indoor heat exchanger (22) by a fan (not shown). In the indoor heat exchanger (22), heat is exchanged between the supplied indoor air and the refrigerant in the refrigerant circuit (10).
  • the internal heat exchanger (23) includes a first channel (27) and a second channel arranged adjacent to each other.
  • the refrigerant flowing through the first flow path (27) and the refrigerant flowing through the second flow path (28) are configured to be able to exchange heat.
  • the internal heat exchanger (23) may be configured such that the high-pressure refrigerant is cooled by exchanging heat with the low-pressure refrigerant during the cooling operation.
  • the internal heat exchanger (23) allows the high-pressure refrigerant to flow through the first flow path (27), while the low-pressure refrigerant flows through the second flow path (28) in the direction opposite to that of the high-pressure refrigerant.
  • both flow paths (24, 25) are configured to be parallel flows in which high-pressure refrigerant flows in the same direction.
  • the outdoor heat exchange functioning as a radiator
  • the high-pressure refrigerant after passing through the converter (21) is cooled by exchanging heat with the low-pressure refrigerant before passing through the indoor heat exchanger (22) serving as an evaporator.
  • the high-pressure refrigerant that has passed through the indoor heat exchanger (22) that serves as a radiator flows in order through the second flow path (28) and the first flow path (27), and the high-pressure refrigerant is cooled. I will not.
  • the discharge side of the compressor (11) is connected to the first port (P1) of the first four-way switching valve (31), and the first four-way switching valve (31)
  • the second port (P2) is connected to the first end of the outdoor heat exchanger (21).
  • the second end of the outdoor heat exchanger (21) is connected to the first port (P1) of the second four-way selector valve (32), and the second port (P2) of the second four-way selector valve (32) is internal. It is connected to the inflow side of the expander (12) via the first flow path (27) of the heat exchanger (23).
  • the expansion side of the expander (12) is connected to the third port (P3) of the second four-way selector valve (32), and the fourth port (P4) of the second four-way selector valve (32) is internally heat exchanged. It is connected to the first end of the indoor heat exchanger (22) via the second flow path (28) of the heat exchanger (23). The second end of the indoor heat exchanger (22) is connected to the third port (P3) of the first four-way selector valve (31), and the fourth port (P4) of the first four-way selector valve (31) Connected to the suction side of the compressor (11).
  • the first port (P1) communicates with the second port (P2) and the third port (P3) communicates with the fourth port (P4).
  • the state shown by the solid line in Fig. 10
  • the state where the first port (P1) communicates with the third port (P3) and the second port (P2) communicates with the fourth port (P4) see Fig. 10). (The state indicated by the broken line).
  • the first port (P1) communicates with the second port (P2) and the third port (P3) communicates with the fourth port (P4).
  • State shown by the solid line in Fig. 10
  • state where the first port (P1) communicates with the third port (P3) and the second port (P2) communicates with the fourth port (P4) Fig. (The state indicated by the broken line in FIG. 10).
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state shown by the solid line in FIG.
  • the motor (13) is energized in this state, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (10) to perform a refrigeration cycle.
  • the outdoor heat exchanger (21) becomes a radiator,
  • the heat exchanger (22) becomes the evaporator.
  • the high pressure of the refrigeration cycle is set higher than the critical pressure of carbon dioxide as a refrigerant.
  • the high pressure refrigerant in the supercritical state is discharged from the compressor (11).
  • This high-pressure refrigerant flows into the outdoor heat exchanger (21) through the first four-way switching valve (31) as indicated by the solid arrow.
  • the outdoor heat exchanger (21) the high-pressure refrigerant radiates heat to the outdoor air, and the temperature decreases.
  • the high-pressure refrigerant discharged from the outdoor heat exchanger (21) passes through the first flow path (27) of the internal heat exchanger (23) via the second four-way switching valve (32).
  • This high-pressure refrigerant is cooled by exchanging heat with the low-pressure refrigerant flowing in the second flow path (28) in the internal heat exchanger (23).
  • the high-pressure refrigerant flows into the expander (12).
  • the introduced high-pressure refrigerant expands, and the internal energy of the high-pressure refrigerant is converted into rotational power. Due to the expansion in the expander (12), the pressure of the high-pressure refrigerant drops and changes from a supercritical state to a gas-liquid two-phase state.
  • the low-pressure refrigerant exiting the expander (12) passes through the second flow path (28) of the internal heat exchange (23) through the second four-way switching valve (32), and at that time, Heat is exchanged with the high-pressure refrigerant flowing through one channel (27).
  • This low-pressure refrigerant flows into the indoor heat exchanger (22), and in the indoor heat exchanger (22) absorbs heat from the indoor air and evaporates.
  • the indoor heat exchanger (22) the room air is cooled by the low-pressure refrigerant, and the cooled room air is sent back into the room.
  • the low-pressure refrigerant discharged from the indoor heat exchanger (22) is sucked into the compressor (11) through the first four-way switching valve (31).
  • the refrigerant sucked into the compressor (11) is compressed to a predetermined pressure and discharged from the compressor (11).
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state shown by the broken line in FIG.
  • the motor (13) is energized in this state, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (10) to perform a refrigeration cycle.
  • the indoor heat exchanger (22) serves as a radiator and the outdoor heat exchanger (21) serves as an evaporator.
  • the high pressure of the refrigeration cycle is set higher than the critical pressure of the carbon dioxide as a refrigerant, as in the cooling operation.
  • the supercritical high-pressure refrigerant is also discharged from the compressor (11) force.
  • This high-pressure refrigerant flows into the indoor heat exchanger (22) through the first four-way switching valve (31) as indicated by the dashed arrow.
  • the indoor heat exchanger (22) the high-pressure refrigerant radiates heat to the indoor air, and the temperature decreases. Ma
  • the indoor air is heated by the high-pressure refrigerant, and the heated indoor air is sent back into the room.
  • the high-pressure refrigerant discharged from the indoor heat exchanger (22) passes through the second flow path (28) of the internal heat exchanger (23) and then passes through the second four-way switching valve (32). Passes through the first flow path (27) of the internal heat exchanger (23). At that time, in the internal heat exchanger (23), the high-pressure refrigerant that has exited the indoor heat exchanger (22) flows in order through the second flow path (28) and the first flow path (27), so that a temperature change occurs. What! /
  • the introduced high-pressure refrigerant expands, and the internal energy of the high-pressure refrigerant is converted into rotational power. Due to the expansion in the expander (12), the pressure of the high-pressure refrigerant decreases and changes from a supercritical state to a gas-liquid two-phase state.
  • the low-pressure refrigerant absorbs heat from the outdoor air and evaporates.
  • the low-pressure refrigerant that has also generated power in the outdoor heat exchanger (21) is sucked into the compressor (11) through the first four-way switching valve (31).
  • the refrigerant sucked into the compressor (11) is compressed to a predetermined pressure, and the compressor (11) force is also discharged.
  • Embodiment 9 in the internal heat exchanger (23), during the cooling operation, the high-pressure refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) serving as a radiator flows through the first flow path (27), and the evaporator Since the low-pressure refrigerant before passing through the indoor heat exchanger (22) that flows through the second flow path (28), the high-pressure refrigerant is cooled.
  • the high-pressure refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22), which serves as a radiator flows in order through the second flow path (28) and the first flow path (27), so the temperature of the high-pressure refrigerant changes. Absent.
  • the internal heat exchanger (23) functions only during the cooling operation, the high-pressure refrigerant sucked into the expander (12) can be cooled during the cooling operation, and the expander (12) The inflow refrigerant density de can be increased.
  • the refrigerant mass flow rate Mc of the compressor (11) becomes larger than the refrigerant mass flow rate Me of the expander (12) for the reasons described above.
  • the refrigerant mass flow rates Mc and Me of both can be balanced.
  • the cooling medium amount flows Me and Mc are balanced without bypassing part of the refrigerant with the expander (12) force. For this reason, if a part of the refrigerant is bypassed from the expander (12), the expansion power of the expander (12) decreases and the COP also decreases. In this embodiment, all the refrigerant is expanded. Since it can be introduced in (12), it is possible to avoid a drop in COP.
  • the high pressure refrigerant and the low pressure refrigerant flow through the internal heat exchanger (23) in the reverse direction during the cooling operation, thereby improving the heat exchange efficiency.
  • the medium is a liquid refrigerant before the evaporator and has a high heat transfer coefficient
  • the high pressure refrigerant and the low pressure refrigerant may flow in the same direction through the internal heat exchanger (23). Even in this case, it is possible to cool the high-pressure refrigerant.
  • a receiver (41) is provided between the expander (12) and the second four-way selector valve (32) in the refrigerant circuit (10) of the ninth embodiment. . That is, in the first modification, the receiver (41) is provided on the outlet side of the expander (12).
  • the outflow side of the expander (12) is connected to the inlet of the receiver (41), and the outlet of the receiver (41) is connected to the second four-way selector valve (32).
  • port 3 (P3)! Also, on the suction side of the compressor (11), there are a liquid induction pipe (42) connected to the lower end of the receiver (41) and a gas vent pipe (43) connected to the upper part of the receiver (41). And are connected.
  • the liquid index pipe (42) is provided with a first motor-operated valve (EV1) and the gas vent pipe (43) is provided with a second motor-operated valve (EV2). ing.
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state shown by the solid line in FIG.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged is the first four-way switching valve (31), the outdoor heat exchange (21), the second four-way switching valve (32), the internal heat exchange (23 ) First flow path (27), expander (12), receiver (41), second four-way selector valve (32), internal heat exchange (23) second flow path (28), indoor heat exchange Flows through the compressor (22) and the first four-way selector valve (31) in this order, and is sucked into the compressor (11) again.
  • the high-pressure refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) flows through the first flow path (27) and before passing through the indoor heat exchanger (22). Since the low-pressure refrigerant flows through the second flow path (28), the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant exchange heat. As a result, the high-pressure refrigerant is cooled by the internal heat exchange (23) and flows into the power expander (12).
  • the suction superheat degree control and the oil return operation of the compressor (11) are controlled by adjusting the opening degree of the first motor operated valve (EV1) of the liquid injection pipe (42). Is possible. Further, the receiver (41) can be vented by adjusting the opening degree of the second motor operated valve (EV2) of the vent pipe (43). In addition, if the opening of the first motor operated valve (EV1) of the liquid induction pipe (42) and the second motor operated valve (EV2) of the gas vent pipe (43) are adjusted, there will be insufficient capacity in the compressor (11) during operation. When it occurs, the shortage of capacity can be compensated.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged includes the first four-way switching valve (31), the indoor heat exchanger (22), the second flow path (28) of the internal heat exchanger (23), 2nd 4-way selector valve (32), 1st flow path (27) of internal heat exchanger (23), expander (12), receiver (41), 2nd 4-way selector valve (32), outdoor heat exchange Flows through the compressor (21) and the first four-way selector valve (31) in this order, and is sucked into the compressor (11) again.
  • the high-pressure refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) serving as a radiator passes through the second flow path (28) and the first flow path (27) in order. Because it flows, the temperature of the high-pressure refrigerant does not change. As a result, the high-pressure refrigerant flows into the expander (12) without being cooled.
  • the second modification of the ninth embodiment uses a bridge circuit (32a) instead of the second four-way switching valve (32) in the refrigerant circuit (10) of the ninth embodiment.
  • the bridge circuit (32a) is configured by connecting four pipes in a bridge shape and has four ports (P1, P2, P3, P4).
  • Each of the four pipes is provided with a check valve (CV).
  • the check valve (CV) has a directional refrigerant flow from the first port (P1) to the second port (P2) and a directional refrigerant flow from the third port (P3) to the fourth port (P4).
  • the check valve (CV) has a directional refrigerant flow from the first port (P1) to the second port (P2) and a directional refrigerant flow from the third port (P3) to the fourth port (P4).
  • the second end of the outdoor heat exchanger (21) is connected to the first port (P1) of the bridge circuit (32a).
  • the second port (P2) of the bridge circuit (32a) is connected to the inflow side of the expander (12) via the first flow path (27) of the internal heat exchange (23).
  • the outflow side of the expander (12) is connected to the third port (P3) of the bridge circuit (32a)!
  • the fourth port (P4) of the bridge circuit (32a) is connected to the first end of the indoor heat exchanger (22) via the second flow path (28) of the internal heat exchanger (23).
  • the first four-way selector valve (31) switches to the state shown by the solid line in FIG. In this state, the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged passes through the first four-way switching valve (31), the outdoor heat exchanger (21), the bridge circuit (32a), and the internal heat exchanger (23). 1 flow path (27), expander (12), bridge circuit (32, 2nd flow path (28) of internal heat exchanger (23), indoor heat exchanger (22), 1st four-way selector valve ( 31) in order and again sucked into the compressor (11).
  • the high-pressure refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) flows through the first flow path (27) and before passing through the indoor heat exchanger (22). Since the low-pressure refrigerant flows through the second flow path (28), the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant exchange heat. As a result, the high-pressure refrigerant is cooled by the internal heat exchange (23) and flows into the power expander (12).
  • the first four-way selector valve (31) switches to the state indicated by the broken line in FIG. In this state, the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged passes through the first four-way selector valve (31), the indoor heat exchanger. Exchanger (22), second flow path (28) of internal heat exchanger (23), bridge circuit (32, first flow path (27) of internal heat exchanger (23), expander (12), bridge It flows through the circuit (32a), the outdoor heat exchanger (21), and the first four-way selector valve (31) in this order, and is sucked into the compressor (11) again.
  • the high-pressure refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) serving as a radiator passes through the second flow path (28) and the first flow path (27) in order. Because it flows, the temperature of the high-pressure refrigerant does not change. As a result, the high-pressure refrigerant flows into the expander (12) without being cooled.
  • the internal heat exchanger (23) functions only during the cooling operation, the high-pressure refrigerant sucked into the expander (12) can be cooled during the cooling operation, and the expander (12) The refrigerant density de can be increased.
  • the refrigerant mass flow rate Mc of the compressor (11) becomes larger than the refrigerant mass flow rate Me of the expander (12) for the reasons described above.
  • the refrigerant mass flow rate Me of the expander (12) can be increased, so that the refrigerant mass flow rates Mc and Me of both can be balanced.
  • the refrigerant mass flow rate Me, Mc is balanced without bypassing a part of the refrigerant from the expander (12). By introducing it, it is possible to avoid a drop in COP.
  • the tenth embodiment is different from the ninth embodiment in the configuration of the refrigerant circuit (10).
  • the position of the internal heat exchanger (23) is different from that of the ninth embodiment, and a bypass passage (45) is provided for the high-pressure refrigerant to bypass the internal heat exchanger (23) during heating operation.
  • the discharge side of the compressor (11) is connected to the first port (P1) of the first four-way switching valve (31), and the first four-way switching valve (31 )
  • Second port (P2) is connected to the first end of the outdoor heat exchanger (21).
  • the second end of the outdoor heat exchanger (21) is connected to the first port (P1) of the second four-way selector valve (32), and the second port (P2) of the second four-way selector valve (32) is internal. It is connected to the inflow side of the expander (12) via the first flow path (27) of the heat exchanger (23).
  • a first on-off valve (SV1) is provided between the second port (P2) of the second four-way selector valve (32) and the first flow path (27) of the internal heat exchanger (23).
  • One end of a bypass passage (45) having a second on-off valve (SV2) is connected to the pipe between the on-off valve (SV1).
  • the other end of the bypass passage (45) joins a pipe connecting the first flow path (27) of the internal heat exchanger (23) and the inflow side of the expander (12).
  • the outflow side of the expander (12) is connected to the third port (P3) of the second four-way selector valve (32), and the fourth port (P4) of the second four-way selector valve (32) Connected to the first end of the heat exchanger (22)!
  • the second end of the indoor heat exchanger (22) is connected to the third port (P3) of the first four-way selector valve (31), and the fourth port (P4) of the first four-way selector valve (31) is It is connected to the suction side of the compressor (11) via the second flow path (28) of the internal heat exchanger (23).
  • an electromagnetic on-off valve or an electric valve can be used as the first on-off valve (SV1) and the second on-off valve (SV2).
  • the first on-off valve (SV1) may be provided either before or after the internal heat exchange (23).
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state shown by the solid line in FIG.
  • the first on-off valve (SV1) is opened and the second on-off valve (SV2) is closed.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged includes the first four-way switching valve (31), the outdoor heat exchanger (21), the second four-way switching valve (32), the internal heat exchanger (23 ) First flow path (27), expander (12), second four-way selector valve (32), indoor heat exchange (22), first four-way selector valve (31), internal heat exchanger (23 ) Through the second flow path (28) in order, and again sucked into the compressor (11).
  • the high-pressure refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) flows through the first flow path (27) and passes through the indoor heat exchanger (22). Since the low-pressure refrigerant flows through the second flow path (28), the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant exchange heat. As a result, the high-pressure refrigerant is cooled by the internal heat exchange (23) and flows into the power expander (12).
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state shown by the broken line in FIG.
  • the first on-off valve (SV1) is closed and the second on-off valve (SV2) is open. Is done.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged includes the first four-way switching valve (31), the indoor heat exchanger (22), the second four-way switching valve (32), the bypass passage (45),
  • the high-pressure refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) does not flow, and only the low-pressure refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) is the second flow. Since it flows through the passage (28), the temperature of the high-pressure refrigerant does not change. As a result, the high-pressure refrigerant flows into the expander (12) without being cooled.
  • Embodiment 10 since the internal heat exchanger (23) functions only during the cooling operation, the high-pressure refrigerant sucked into the expander (12) can be cooled during the cooling operation, and the inflow of the expander (12) The refrigerant density de can be increased. As a result, during the cooling operation of the conventional refrigeration system, the refrigerant mass flow rate Mc of the compressor (11) becomes larger than the refrigerant mass flow rate Me of the expander (12), whereas the expander (12) Since the refrigerant mass flow rate Me can be increased, the refrigerant mass flow rates Mc and Me of both can be balanced.
  • a receiver (41) is provided between the outlet side of the evaporator and the low pressure side of the internal heat exchanger (23). It is a thing.
  • the fourth port (P4) of the first four-way selector valve (31) is connected to the inlet of the receiver (41), and the outlet of the receiver (41) is the internal heat exchanger. It is connected to the suction side of the compressor (11) via the second flow path (28) of (23).
  • a liquid injection pipe (42) connected to the lower end of the receiver (41) is connected to the suction side of the compressor (11).
  • the liquid injection pipe (42) is equipped with a first motor-operated valve (EV1) to adjust the refrigerant flow rate. It is like that.
  • the internal heat exchange ⁇ (23) is configured so that the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant flow in opposite directions during cooling operation.
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state shown by the solid line in FIG.
  • the first on-off valve (SV1) is opened and the second on-off valve (SV2) is closed.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged includes the first four-way switching valve (31), the outdoor heat exchanger (21), the second four-way switching valve (32), the internal heat exchanger (23 ) First flow path (27), expander (12), second four-way selector valve (32), indoor heat exchange (22), first four-way selector valve (31), receiver (41) Then, it flows through the second flow path (28) of the internal heat exchanger (23) in order, and is sucked into the compressor (11) again.
  • the high-pressure refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) flows through the first flow path (27), and the indoor heat exchanger (22) and the receiver (41) Since the low-pressure refrigerant after passing through the second flow path (28) flows, the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant exchange heat. As a result, the high-pressure refrigerant is cooled by the internal heat exchange (23) and flows into the power expander (12).
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state shown by the broken line in FIG.
  • the first on-off valve (SV1) is closed and the second on-off valve (SV2) is opened.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged includes the first four-way switching valve (31), the indoor heat exchanger (22), the second four-way switching valve (32), the bypass passage (45), Second flow of expander (12), second four-way selector valve (32), outdoor heat exchanger (21), first four-way selector valve (31), receiver (41), internal heat exchanger (23) It flows through the passage (28) in order, and is sucked into the compressor (11) again.
  • the high-pressure refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) does not flow, and the low-pressure refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) and the receiver (21). Since only flows through the second flow path (28), the temperature of the high-pressure refrigerant does not change. As a result, the high-pressure refrigerant flows into the expander (12) without being cooled.
  • the internal heat exchanger (23) functions only during the cooling operation, so During the cell operation, the high-pressure refrigerant sucked into the expander (12) can be cooled, and the inflow refrigerant density de of the expander (12) can be increased.
  • the refrigerant mass flow rate Mc of the compressor (11) becomes larger than the refrigerant mass flow rate Me of the expander (12), whereas the expander (12) Since the refrigerant mass flow rate Me can be increased, the refrigerant mass flow rates Mc and Me of both can be balanced.
  • the refrigerant mass flow rate Me, Mc is balanced without bypassing a part of the refrigerant from the expander (12). By introducing it, it is possible to avoid a drop in COP.
  • the second modification of the tenth embodiment is an example in which the refrigerant bypasses the internal heat exchange (23) in the refrigerant circuit (10) of the tenth embodiment shown in FIG.
  • the first on-off valve (SV1) is not provided between the first flow paths (27) of (23), and the refrigerant shown in FIG. 13 is used for bypassing the first flow path (27) by the refrigerant during heating operation. There is no bypass passage (high-pressure side no-pass passage) (45).
  • the first on-off valve (SV1) is provided between the fourth port (P4) of the first four-way selector valve (31) and the second flow path (28) of the internal heat exchanger (23). ing.
  • the pipe between the 4th port (P4) of the first four-way selector valve (31) and the first on-off valve (SV1) has a bypass passage (low-pressure side bypass passage) having a second on-off valve (SV2).
  • One end of (46) is connected.
  • the other end of the bypass passage (46) joins a pipe connecting the second flow path (28) of the internal heat exchanger (23) and the suction side of the compressor (11).
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state shown by the solid line in FIG.
  • the first on-off valve (SV1) is opened and the second on-off valve (SV2) is closed.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged includes the first four-way switching valve (31), the outdoor heat exchanger (21), the second four-way switching valve (32), the internal heat exchanger (23 ) First flow path (27), expander (12), second four-way selector valve (32), indoor heat exchange (22), first four-way selector valve (31), internal heat exchanger (23 ) Through the second flow path (28) in order, and again sucked into the compressor (11).
  • the high-pressure refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) flows through the first flow path (27) and passes through the indoor heat exchanger (22). Since the low-pressure refrigerant flows through the second flow path (28), the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant exchange heat. As a result, the high-pressure refrigerant is cooled by the internal heat exchange (23) and flows into the power expander (12).
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state shown by the broken line in FIG.
  • the first on-off valve (SV1) is closed and the second on-off valve (SV2) is opened.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged includes the first four-way switching valve (31), the indoor heat exchanger (22), the second four-way switching valve (32), the internal heat exchanger (23 ) First flow path (27), expander (12), second four-way selector valve (32), outdoor heat exchanger (21), first four-way selector valve (31), bypass passage (46) In order and again sucked into the compressor (11).
  • the high-pressure refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) flows through the first flow path (27), but after passing through the outdoor heat exchange (21). Because the low-pressure refrigerant does not flow! / ⁇ , the temperature of the high-pressure refrigerant does not change. As a result, the high-pressure refrigerant flows into the expander (12) without being cooled.
  • the internal heat exchanger (23) functions only during the cooling operation, so that during the cooling operation, the high-pressure refrigerant sucked into the expander (12) can be cooled, and the expander (12 ) Inflow refrigerant density de can be increased.
  • the refrigerant mass flow rate Mc of the compressor (11) becomes larger than the refrigerant mass flow rate Me of the expander (12), whereas the expander (12) Since the refrigerant mass flow rate Me can be increased, the refrigerant mass flow rates Mc and Me of both can be balanced.
  • the refrigerant mass flow rate Me, Mc is balanced without bypassing a part of the refrigerant from the expander (12). By introducing it, it is possible to avoid a drop in COP.
  • a third modification of the tenth embodiment is an example in which the second four-way selector valve (32) is not used in the refrigerant circuit of the tenth embodiment shown in FIG.
  • the second end of the outdoor heat exchanger (21) is the first flow of the third check valve (CV3) and the internal heat exchanger (23).
  • the outflow side of the expander (12) branches into two pipes, one of which is connected between the outdoor heat exchanger (21) and the third check valve (CV3) via the first check valve (C VI)
  • the other end is connected to the first end of the indoor heat exchanger (22) via the second check valve (CV2).
  • One end of a bypass passage (45) having a fourth check valve (CV4) is connected to the pipe between the second check valve (CV2) and the indoor heat exchanger (22).
  • the first check valve (CV1) and the second check valve (CV2) allow the refrigerant to flow out of the expander (12).
  • the open / close state may be switched during cooling operation and heating operation.
  • the third check valve (CV3) and the fourth check valve (CV4) are valves that allow the refrigerant to flow into the expander (12).
  • the first check valve (CV1) and the second check valve As with (CV 2), a solenoid valve can be substituted!
  • the first four-way selector valve (31) switches to the state shown by the solid line in FIG. In this state, the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged is the first four-way switching valve (31), the outdoor heat exchanger (21), the third check valve (CV3), the internal heat exchanger (23 ) First flow path (27), expander (12), second check valve (CV2), indoor heat exchanger (22), first four-way selector valve (31), internal heat exchanger (23)
  • the second flow path (28) flows in order and is sucked into the compressor (11) again.
  • the high-pressure refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) flows through the first flow path (27) and passes through the indoor heat exchanger (22). Since the low-pressure refrigerant flows through the second flow path (28), the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant exchange heat. As a result, the high-pressure refrigerant is cooled by the internal heat exchange (23) and flows into the power expander (12).
  • the first four-way selector valve (31) switches to the state indicated by the broken line in FIG. In this state, the refrigerant that has also discharged the compressor (11) force is the first four-way switching valve (31), the indoor heat exchange (22), the bypass passage (45) (fourth check valve (CV4)), The expander (12), the first check valve (CV1), the outdoor heat exchanger (21), the first four-way selector valve (31), and the second flow path (28) of the internal heat exchanger (23) in this order It flows and is sucked into the compressor (11) again.
  • the refrigerant that has also discharged the compressor (11) force is the first four-way switching valve (31), the indoor heat exchange (22), the bypass passage (45) (fourth check valve (CV4)), The expander (12), the first check valve (CV1), the outdoor heat exchanger (21), the first four-way selector valve (31), and the second flow path (28) of the internal heat exchanger (23) in this order It flows and is sucked into the compressor (11) again.
  • the high-pressure refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) flows. Since the low-pressure refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) flows through the second flow path (28), the temperature of the high-pressure refrigerant does not change. As a result, the high-pressure refrigerant flows into the expander (12) without being cooled.
  • the refrigerant mass flow rate Me, Mc is balanced without bypassing a part of the refrigerant from the expander (12). By introducing it, it is possible to avoid a drop in COP.
  • the high-pressure refrigerant flows through the internal heat exchanger (23) in the opposite direction to the low-pressure refrigerant during the cooling operation.
  • the second port (P2) of the second four-way selector valve (32) is opposite to the example of FIG. ) Is connected to the right end of the figure.
  • the left end of the first flow path (27) of the internal heat exchanger (23) in the drawing is connected to the inflow side of the expander (12) via the first on-off valve (SV1).
  • the bypass passage (45) having the second on-off valve (SV2) is connected to the pipe between the second port (P2) of the second four-way selector valve (32) and the internal heat exchanger (23), and 1 Connected to the pipe between the open / close valve (SV1) and the expander (12).
  • Embodiment 11 differs from Embodiments 9 and 10 in the configuration of the refrigerant circuit (10). It will be.
  • the discharge side of the compressor (11) is connected to the first port (P1) of the first four-way switching valve (31), and the first four-way switching valve (31 )
  • Second port (P2) is connected to the first end of the outdoor heat exchanger (21).
  • the second end of the outdoor heat exchanger (21) is connected to the first port (P1) of the second four-way selector valve (32), and the second port (P2) of the second four-way selector valve (32) is internal. It is connected to the inflow side of the expander (12) via the first flow path (27) of the heat exchanger (23).
  • the outflow side of the expander (12) is connected to the third port (P3) of the first four-way selector valve (31), and the fourth port (P4) of the first four-way selector valve (31) Connected to the first end of the heat exchanger (22)!
  • the second end of the indoor heat exchanger (22) is connected to the third port (P3) of the second four-way selector valve (32), and the fourth port (P4) of the second four-way selector valve (32) is It is connected to the suction side of the compressor (11) via the second flow path (28) of the internal heat exchanger (23).
  • a first on-off valve (S1) is provided between the second flow path (28) of the internal heat exchanger (23) and the suction side of the compressor (11).
  • the piping between the fourth port (P4) of the second four-way selector valve (32) and the second flow path (28) of the internal heat exchange (23), the first on-off valve (SV1) and the compressor A bypass passage (46) having a second on-off valve (SV2) is connected to the pipe between the suction sides of (11).
  • the first port (P1) communicates with the second port (P2) and the third port (P3) Is in communication with the fourth port (P4) (shown by the solid line in FIG. 18), the first port (P1) is in communication with the fourth port (P4), and the second port (P2) is in the third port. Switch to the state of communication with (P3) (the state indicated by the broken line in FIG. 18).
  • a receiver may be provided between the outlet side of the expander (12) and the low pressure side of the evaporator and the internal heat exchanger (23)!
  • a high-pressure side bypass passage (45) may be provided !, and the flow of high-pressure refrigerant and low-pressure refrigerant during cooling operation in the internal heat exchange (23) You can make it.
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state shown by the solid line in FIG.
  • the first on-off valve (SV1) is opened and the second on-off valve (SV2) is closed.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged includes the first four-way switching valve (31), the outdoor heat exchanger (21), the second four-way switching valve (32), the internal heat exchanger (23 ) First flow path (27), expander (12), first four-way selector valve (31), indoor heat exchange (22), second four-way selector valve (32), internal heat exchanger (23 ) Through the second flow path (28) in order, and again sucked into the compressor (11).
  • the high-pressure refrigerant after passing through the outdoor heat exchanger (21) flows through the first flow path (27) and passes through the indoor heat exchanger (22). Since the low-pressure refrigerant flows through the second flow path (28), the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant exchange heat. As a result, the high-pressure refrigerant is cooled by the internal heat exchange (23) and flows into the power expander (12).
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) are switched to the state shown by the broken line in FIG.
  • the first on-off valve (SV1) is closed and the second on-off valve (SV2) is opened.
  • the refrigerant from which the compressor (11) force is also discharged includes the first four-way switching valve (31), the indoor heat exchanger (22), the second four-way switching valve (32), the internal heat exchanger (23 ) First flow path (27), expander (12), first four-way selector valve (31), outdoor heat exchanger (21), second four-way selector valve (32), bypass passage (46) In order and again sucked into the compressor (11).
  • the high-pressure refrigerant after passing through the indoor heat exchanger (22) flows through the first flow path (27), but after passing through the outdoor heat exchanger (21). Since the low-pressure refrigerant does not flow through the second flow path (28), the temperature of the high-pressure refrigerant does not change. As a result, the high-pressure refrigerant flows into the expander (12) without being cooled.
  • the internal heat exchanger (23) functions only during the cooling operation, the high-pressure refrigerant sucked into the expander (12) can be cooled during the cooling operation, and the inflow of the expander (12) The refrigerant density de can be increased.
  • the refrigerant mass flow rate Mc of the compressor (11) becomes larger than the refrigerant mass flow rate Me of the expander (12), whereas the expander (12) Since the refrigerant mass flow rate Me can be increased, the refrigerant mass flow rates Mc and Me of both can be balanced.
  • Embodiment 12 The refrigeration apparatus of Embodiment 12 is applied to the air conditioner (1).
  • This air conditioner (1) This air conditioner (1)
  • the indoor cooling operation and the heating operation can be switched.
  • the air conditioner (1) includes a refrigerant circuit (10).
  • a vapor compression refrigeration cycle is performed by circulating the refrigerant.
  • CO 2 carbon dioxide
  • the refrigerant circuit (10) includes a compressor (11), an expander (12), outdoor heat exchange (21), indoor heat exchange (22), a gas-liquid separator (51), 1 Four-way selector valve (31) and second four-way selector valve (32) are connected.
  • the compressor (11) and the expander (12) are each composed of a rotary piston type fluid machine having a unique cylinder volume.
  • the compressor (11) and the expander (12) are connected to each other by the rotating shaft of the motor (13).
  • the compressor (11) is rotationally driven by both power (expansion power) obtained by expansion of the refrigerant in the expander (12) and power obtained by energizing the motor (13).
  • the compressor (11) and the expander (12) are connected to the rotating shaft, their rotational speeds are always equal. Therefore, in the refrigerant circuit (10), the volume circulation amount Ve of refrigerant passing through the expander (12) and the compressor (1
  • the ratio (VeZVc) of the volume circulation volume Vc of the refrigerant passing through I) is a fixed value determined by the cylinder volume ratio of each fluid machine (11, 12).
  • the cylinder volume ratio is the ratio of the above VeZV c, the refrigerant density de of the suction of the expander (12) when the air conditioner (1) is heated, and the compressor (
  • the density ratio deZdc with the suction refrigerant density dc of II) is equal, that is, the mass flow rate Me of refrigerant passing through the expander (12) and the mass flow rate Mc of refrigerant passing through the compressor (11) are Designed to be equal.
  • the outdoor heat exchange (21) and the indoor heat exchange (22) are composed of so-called cross fin type fin 'and' tube heat exchanges. Outdoor air is blown to the outdoor heat exchanger (21) by a fan outside the figure. In this outdoor heat exchange (21), heat is exchanged between the outdoor air and the refrigerant. On the other hand, the indoor heat exchanger (22) is connected to the room by a fan (not shown). Inside air is blown. In the indoor heat exchanger (22), heat is exchanged between the indoor air and the refrigerant.
  • a gas-liquid separator (51) is connected to the discharge side of the expander (12)!
  • the gas-liquid separator (51) is a sealed container that separates the two-phase refrigerant expanded by the expander (12) into liquid refrigerant and gas refrigerant.
  • a liquid storage part (52) for storing the separated liquid refrigerant is formed in the lower space
  • a gas storage part (53) for storing the separated gas refrigerant is formed in the upper space. Is formed.
  • the liquid storage part (52) of the gas-liquid separator (51) is connected to the separation liquid pipe (54), while the gas-liquid gas storage part (53) has a separation gas pipe ( 55) is connected!
  • the separation liquid pipe (54) is a pipe that sends the liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) to the second four-way switching valve (32).
  • the separation gas pipe (55) is a so-called gas injection pipe (first injection pipe) that sends the gas refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) to the suction side of the compressor (11).
  • the separation gas pipe (55) is provided with a gas control valve (38) for adjusting the flow rate of the gas refrigerant sent to the suction side of the compressor (11).
  • the gas-liquid separator (51) is provided with a heat transfer tube (50) penetrating the inside of the gas-liquid separator (51) so as to be adjacent to the liquid reservoir (52). .
  • One end of the heat transfer tube (50) is connected to one end of the outdoor heat exchange (21), and the other end is connected to the second four-way switching valve (32).
  • the heat transfer tube (50) constitutes an internal heat exchange unit that exchanges heat between the liquid refrigerant in the liquid storage unit (52) and the refrigerant in the heat transfer tube.
  • the first four-way selector valve (31) and the second four-way selector valve (32) each have first to fourth ports.
  • the first four-way selector valve (31) has a first port (P1) connected to the discharge side of the compressor (11), a second port (P2) connected to the other end of the outdoor heat exchanger (21), The third port (P3) is connected to the suction side of the compressor (11), and the fourth port (P4) is connected to one end of the indoor heat exchanger (22).
  • the first port (P1) is connected to the liquid storage part (52) of the gas-liquid separator (51) via the separation liquid pipe (54).
  • the port (P2) is connected to the heat transfer tube (50) of the gas-liquid separator (51), the third port (P3) is connected to the suction side of the expander (12), and the fourth port (P4) is indoor heat Connect to the other end of the exchanger (22)!
  • the first and second four-way selector valves (31, 32) communicate the first port (P1) and the second port (P2).
  • the first port (P3) and the fourth port (P4) are connected to the first port (P3) and the fourth port (P4).
  • the second port (P2) and the third port (P3) can be switched to the second state (shown by the broken line in FIG. 19).
  • the first four-way switching valve (31) constitutes a refrigerant mechanism that switches the circulation direction of the cooling medium in order to switch between the cooling operation and the heating operation.
  • the second four-way selector valve (32) constitutes a heat exchange amount adjustment mechanism (60) that changes the heat exchange amount of the refrigerant in the internal heat exchange section (50), and is used during the cooling operation of the air conditioner (1). Only the heat exchange of the refrigerant in the heat transfer tube (50) is allowed.
  • the first four-way selector valve (31) is set to the first state
  • the second four-way selector valve (32) is set to the second state.
  • the motor (13) is energized in this state
  • the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (10) and a refrigeration cycle is performed.
  • the outdoor heat exchanger (21) serves as a heat radiator
  • the indoor heat exchanger (22) serves as an evaporator.
  • the high pressure of the refrigeration cycle is set higher than the critical pressure of carbon dioxide, which is a refrigerant.
  • the high-pressure refrigerant radiated by the outdoor heat exchanger (21) flows through the heat transfer tube (50) of the gas-liquid separator (51). At this time, the high-pressure refrigerant is cooled by exchanging heat with the liquid refrigerant stored in the liquid storage section (52) of the gas-liquid separator (51).
  • the high-pressure refrigerant that has flowed out of the heat transfer tube (50) flows into the expander (12) through the second four-way switching valve (32).
  • the expander (12) the high-pressure refrigerant expands, and the internal energy of the high-pressure refrigerant is converted into the rotational power of the compressor D. Due to the expansion in the expander (12), the pressure of the high-pressure refrigerant decreases and changes from a supercritical state to a gas-liquid two-layer state.
  • the low-pressure refrigerant decompressed by the expander (12) flows into the container of the gas-liquid separator (51). spirit In the liquid separator (51), the low-pressure refrigerant in a gas-liquid two-phase state is separated into a liquid refrigerant and a gas refrigerant.
  • the low-pressure liquid refrigerant stored in the liquid storage part (52) is heated by heat exchange with the high-pressure refrigerant flowing through the heat transfer pipe (50).
  • the low-pressure gas refrigerant stored in the gas storage part (53) passes through the separation gas pipe (55), and the compressor (11) when the gas control valve (38) is appropriately opened at a predetermined opening. It is returned to the suction side.
  • the low-pressure liquid refrigerant in the liquid storage section (52) flows into the indoor heat exchanger (22) after passing through the separation liquid pipe (54) and the second four-way selector valve (32).
  • indoor heat exchange (22) the low-pressure refrigerant absorbs heat from the indoor air and evaporates.
  • room air cooled by the low-pressure refrigerant is supplied into the room.
  • the low-pressure refrigerant evaporated in the indoor heat exchanger (22) passes through the first four-way switching valve (31) and is sucked into the compressor (11).
  • the first four-way selector valve (31) is set to the second state, and the second four-way selector valve (32) is set to the first state.
  • the motor (13) is energized in this state, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (10) and a refrigeration cycle is performed.
  • the indoor heat exchanger (22) serves as a heat radiator, and the outdoor heat exchanger (21) serves as an evaporator.
  • the high pressure of the refrigeration cycle is set higher than the critical pressure of carbon dioxide, which is a refrigerant, as in the cooling operation.
  • the high pressure refrigerant in the supercritical state is discharged from the compressor (11).
  • This high-pressure refrigerant flows into the indoor heat exchanger (22) through the first four-way selector valve (31).
  • the indoor heat exchanger (22) the high-pressure refrigerant radiates heat to the indoor air. At this time, indoor air heated by the high-pressure refrigerant is supplied indoors.
  • the high-pressure refrigerant expands, and the internal energy of the high-pressure refrigerant is converted into the rotational power of the compressor (11). Due to the expansion in the expander (12), the pressure of the high-pressure refrigerant drops and changes to a supercritical state gas-liquid two-layer state.
  • the low-pressure refrigerant decompressed by the expander (12) flows into the container of the gas-liquid separator (51).
  • the gas-liquid separator (51) the low-pressure refrigerant in the gas-liquid two-phase state is separated into liquid refrigerant and gas refrigerant.
  • the low-pressure liquid refrigerant stored in the liquid storage section (52) flows through the heat transfer pipe (50) after passing through the separation liquid pipe (54) and the second four-way switching valve (32). At this time, the liquid refrigerant and heat transfer tube (50) in the liquid storage section (52)
  • the liquid refrigerant in the inside is substantially isothermal and therefore hardly undergoes heat exchange.
  • the gas-liquid separator (51) is provided with the heat transfer tube (50) as an internal heat exchange part. Then, by switching the second four-way selector valve (32), the refrigerant that flows through the heat transfer tube (50) and is sucked into the expander (12), and the liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) Heat exchange only during cooling operation. For this reason, during the cooling operation, the refrigerant sucked into the expander (12) can be cooled, and the sucked refrigerant density de of the expander (12) can be increased.
  • the gas-liquid separator (51) also serves as the internal heat exchanger (50)
  • the gas-liquid separator (51) and the internal heat exchanger (50) are individually provided. Compared to the case of refrigeration
  • the device can be compact.
  • the gas refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) is sent to the suction side of the compressor (11) so as to perform so-called gas injection. Therefore, the degree of superheat of the refrigerant sucked in the compressor (11) can be adjusted, and the optimum refrigeration cycle can be controlled in this refrigeration apparatus.
  • Embodiment 12 a refrigeration apparatus according to a modification of Embodiment 12 will be described.
  • the refrigeration apparatus of this modified example is provided with a plurality of indoor heat exchangers that are the use side heat exchangers of the air conditioner (1). That is, the refrigeration apparatus of this modification is applied to a multi-type air conditioner.
  • the differences from Embodiment 12 will be described below.
  • First to third indoor heat exchangers (22a, 22b, 22c) are connected in parallel to the refrigerant circuit (10) of this modification.
  • Each indoor heat exchanger (22a, 22b, 22c) is provided with a fan (not shown), and the indoor air is sent to each indoor heat exchanger (22a, 22b, 22c) by the corresponding fan. It is being blown.
  • the refrigerant circuit (10) is provided with first to third flow rate adjustment valves (61a, 61b, 61c) corresponding to the indoor heat exchangers (22a, 22b, 22c).
  • Each flow rate adjusting valve (61a, 61b, 61c) is configured to be able to adjust the flow rate of the refrigerant flowing into each indoor heat exchanger (22a, 22b, 22c).
  • the refrigerant flows branched into ⁇ a plurality of indoor heat exchange m (22a, 22b, 22 C ), except that again if flow, the same as in Embodiment 12 It has become.
  • the refrigerant sucked into the expander (12) is cooled by exchanging heat of the refrigerant in the heat transfer tube (50) during the cooling operation, and the sucked refrigerant density of the expander (12) is reduced. de can be increased. Therefore, the refrigerant mass flow rates (Mc and Me) of the compressor (11) and the expander (12) can be balanced, and a desired refrigeration cycle can be performed in the refrigerant circuit (10).
  • this refrigeration apparatus can be applied to a so-called multi-type air conditioner (1). Furthermore, since the flow rate of refrigerant flowing into each indoor heat exchanger (22a, 22b, 22c) can be adjusted by each flow control valve (61a, 61b, 61c), the cooling of each indoor heat exchanger (22a, 22b, 22c) Individually adjusting capacity and heating capacity Can do.
  • the liquid refrigerant separated in the gas-liquid separator (51) can be sent to each indoor heat exchanger m ⁇ (22a, 22b, 22 C ), so it can be compared with, for example, a refrigerant in a two-phase state or a gas state.
  • the flow rate adjustment in the flow rate adjustment valves (61a, 61b, 61c) can be easily performed.
  • the connecting pipe between the indoor heat exchanger ⁇ (22a, 22b, 22c) and the outdoor heat exchanger ⁇ (21) tends to be long.
  • the pressure loss of the refrigerant increases and the refrigerant passing sound that occurs at this time tends to become noise.
  • the liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) can be circulated through the communication pipe, the pressure loss and noise as described above can be effectively reduced.
  • Embodiment 13 The refrigeration apparatus of Embodiment 13 is different from the refrigeration apparatus of Embodiment 12 in the configuration of the refrigerant circuit (10). Hereinafter, differences from Embodiment 12 will be described.
  • the refrigerant circuit (10) includes a compressor (11), an expander as in the twelfth embodiment.
  • one end of the heat transfer tube (50) is connected to the suction side of the expander (12) and the other end is a liquid inflow tube (56 ) Is connected to the second four-way selector valve (33).
  • the liquid inflow pipe (56) is provided with a first electromagnetic on-off valve (34) that allows or prohibits the refrigerant flowing through the heat transfer pipe (50).
  • one end of a bypass pipe (57) is connected between the first electromagnetic on-off valve (34) and the second four-way switching valve (33). The other end of the bypass pipe (57) is connected to the suction side of the expander (12).
  • the bypass pipe (57) causes the refrigerant to be sucked into the expander (12) by bypassing the heat transfer pipe (50). Further, the bypass pipe (57) is provided with a second electromagnetic on-off valve (35) that allows or prohibits the refrigerant flow in the bypass pipe (57).
  • the bypass pipe (57) and the first and second electromagnetic on-off valves (34, 35) have a heat exchange amount adjusting mechanism (60) that changes the heat exchange amount of the refrigerant in the heat transfer pipe (50). ) And heat exchange of the refrigerant in the heat transfer tube (50) is performed only during the cooling operation of the air conditioner (1).
  • the first port (P1) is connected to the discharge side of the compressor (11), and the second port (P2) is the outdoor heat.
  • the third port (P3) connected to the suction side of the compressor (11), and the fourth port (P4) connected to one end of the indoor heat exchanger (22) Yes.
  • the first port (P1) is connected to the liquid reservoir (52) of the gas-liquid separator (51) via the separation liquid pipe (54), and the second port (P2) is connected to the other end of the outdoor heat exchanger (21), and the third port (P3) is connected to the heat transfer pipe (50) of the gas-liquid separator (51) via the liquid inflow pipe (56).
  • the 4th port (P4) is connected to the other end of the indoor heat exchanger (22).
  • the first and second four-way selector valves (31, 33) are configured to be switchable between the first and second states, as in the twelfth embodiment.
  • the first and second four-way switching valves (31, 33) constitute a refrigerant switching mechanism for switching the refrigerant circulation direction in order to switch between the cooling operation and the heating operation.
  • the first four-way selector valve (31) is set to the first state, and the second four-way selector valve (33) is set to the second state. Further, the first electromagnetic on-off valve (34) is opened, and the second electromagnetic on-off valve (35) is closed.
  • the motor (13) is energized in this state, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (10) to perform a refrigeration cycle.
  • the outdoor heat exchanger (21) serves as a radiator and the indoor heat exchanger (22) serves as an evaporator.
  • the high pressure of the refrigeration cycle is set higher than the critical pressure of carbon dioxide, which is a refrigerant.
  • the high-pressure refrigerant radiated by the outdoor heat exchanger (21) passes through the second four-way switching valve (33) and the liquid inflow pipe (56) and then flows through the heat transfer pipe (50). At this time, the high-pressure refrigerant is cooled by exchanging heat with the liquid refrigerant stored in the liquid storage section (52) of the gas-liquid separator (51). The high-pressure refrigerant that has flowed out of the heat transfer tube (50) flows into the expander (12). In the expander (12), the high-pressure refrigerant expands, The internal energy of the refrigerant is converted into the rotational power of the compressor (11). Due to the expansion in the expander (12), the pressure of the high-pressure refrigerant decreases and changes from a supercritical state to a gas-liquid two-layer state.
  • the low-pressure refrigerant decompressed by the expander (12) flows into the container of the gas-liquid separator (51).
  • the gas-liquid separator (51) the low-pressure refrigerant in the gas-liquid two-phase state is separated into liquid refrigerant and gas refrigerant.
  • the low-pressure liquid refrigerant stored in the liquid storage part (52) is heated by heat exchange with the high-pressure refrigerant flowing through the heat transfer pipe (50).
  • the low-pressure gas refrigerant stored in the gas storage part (53) passes through the separation gas pipe (55), and the compressor (11) when the gas control valve (38) is appropriately opened at a predetermined opening. It is returned to the suction side.
  • the low-pressure liquid refrigerant in the liquid storage section (52) flows into the indoor heat exchanger (22) after passing through the separation liquid pipe (54) and the second four-way selector valve (33).
  • indoor heat exchange (22) the low-pressure refrigerant absorbs heat from the indoor air and evaporates.
  • room air cooled by the low-pressure refrigerant is supplied into the room.
  • the low-pressure refrigerant evaporated in the indoor heat exchanger (22) passes through the first four-way switching valve (31) and is sucked into the compressor (11).
  • the first four-way selector valve (31) is set to the second state, and the second four-way selector valve (33) is set to the first state. Further, the first electromagnetic on-off valve (34) is closed, and the second electromagnetic on-off valve (35) is opened.
  • the motor (13) is energized in this state, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (10) to perform a refrigeration cycle.
  • the indoor heat exchanger (22) serves as a radiator and the outdoor heat exchanger (21) serves as an evaporator.
  • the high pressure of the refrigeration cycle is set higher than the critical pressure of carbon dioxide, which is a refrigerant, as in the cooling operation.
  • the high pressure refrigerant in the supercritical state is discharged from the compressor (11).
  • This high-pressure refrigerant flows into the indoor heat exchanger (22) through the first four-way selector valve (31).
  • the indoor heat exchanger (22) the high-pressure refrigerant radiates heat to the indoor air. At this time, indoor air heated by the high-pressure refrigerant is supplied indoors.
  • the high-pressure refrigerant radiated by the indoor heat exchanger (22) flows into the expander (12) through the second four-way switching valve (33) and the bypass pipe (57).
  • the high-pressure refrigerant expands, and the internal energy of the high-pressure refrigerant is converted into the rotational power of the compressor D. Due to the expansion in the expander (12), the pressure of the high-pressure refrigerant decreases and changes from a supercritical state to a gas-liquid two-layer state.
  • the low-pressure refrigerant decompressed by the expander (12) flows into the container of the gas-liquid separator (51).
  • the low-pressure refrigerant in the gas-liquid two-phase state is separated into liquid refrigerant and gas refrigerant.
  • the liquid refrigerant in the liquid reservoir (52) is not subjected to heat exchange.
  • the low-pressure liquid refrigerant in the liquid storage section (52) flows into the outdoor heat exchanger (21) after passing through the separation liquid pipe (54) and the second four-way switching valve (33).
  • the low-pressure refrigerant absorbs heat from the outdoor air and evaporates.
  • the low-pressure refrigerant evaporated in the outdoor heat exchanger (21) passes through the first four-way switching valve (31) and is sucked into the compressor (11).
  • Embodiment 13 the state of the first and second electromagnetic on-off valves (34, 35) is switched so that the heat exchange of the refrigerant is performed by the heat transfer tube (50) only during the cooling operation.
  • the suction refrigerant density de of the expander (12) is increased. Therefore, the refrigerant mass flow rates (Mc and Me) of the compressor (11) and the expander (12) can be balanced, and a desired refrigeration cycle can be performed in the refrigerant circuit (10).
  • the refrigeration apparatus of Modification 1 is provided with first and second motor-operated valves (36, 37) instead of the first and second electromagnetic on-off valves (34, 35) of Embodiment 13. It is. Hereinafter, differences from the embodiment 13 will be described.
  • the liquid inflow pipe (56) is provided with a first motor-operated valve (36) whose opening is variable.
  • the first motor-operated valve (36) is configured to be able to adjust the flow rate of the refrigerant flowing through the heat transfer tube (50).
  • the bypass pipe (57) is provided with a second motor-operated valve (37) having a variable opening.
  • the second motor operated valve (37) is configured to be able to adjust the refrigerant flow rate of the bypass pipe (57).
  • the bypass pipe (57) and the first and second motor-operated valves (36, 37) constitute a heat exchange amount adjusting mechanism (60) that changes the heat exchange amount of the refrigerant in the heat transfer pipe (50).
  • the flow rate of the refrigerant flowing through the heat transfer tube (50) is adjusted by adjusting the opening degree of the first and second motor operated valves (36,37), and the heat transfer tube (50) It is possible to adjust the heat exchange amount of the refrigerant it can. Therefore, the refrigerant mass flow rates (Me and Mc) of the compressor (11) and the expander (12) can be balanced with high accuracy according to the operating conditions.
  • Embodiment 14 Next, the refrigeration apparatus of Embodiment 14 will be described.
  • the refrigeration apparatus of Embodiment 14 is different from the refrigeration apparatus of Embodiment 12 in the configuration of the refrigerant circuit (10). The differences from Embodiment 12 will be described below.
  • the refrigerant circuit (10) of the fourteenth embodiment is provided with a four-way switching valve (31) in the same manner as the first four-way switching valve of the twelfth embodiment.
  • the second four-way switching valve (32) of Embodiment 12 is not provided.
  • the four-way selector valve (31) forms a refrigerant mechanism that switches the refrigerant circulation direction in order to switch between the cooling operation and the heating operation.
  • the outdoor heat exchanger (21) and the indoor heat exchanger (22) are connected by the first pipe (71).
  • the first pipe (71) is provided with a first check valve (81) near the outdoor heat exchanger (21) and a second check valve (82) near the indoor heat exchanger (22). Yes.
  • one end of the liquid inflow pipe (56) is connected between the outdoor heat exchanger (21) and the first check valve (81).
  • the other end of the liquid inflow pipe (56) is connected to one end of the heat transfer pipe (50).
  • the other end of the heat transfer tube (50) is connected to the suction side of the expander (12).
  • the liquid inflow pipe (56) is provided with a third check valve (83).
  • One end of the separation liquid pipe (54) of the present embodiment is connected to the liquid storage section (52) of the gas-liquid separator (51), and the other end is a first check in the first pipe (71). Connected between the valve (81) and the second check valve (82). In the first pipe (71), one end of the second pipe (72) is connected between the second check valve (82) and the indoor heat exchanger (22). The other end of the second pipe (72) is connected to a pipe between the suction side of the expander (12) and the gas-liquid separator (51). The second pipe (72) is provided with a fourth check valve (84).
  • the first check valve (81) only allows the refrigerant to flow from the connection portion of the separation liquid pipe (54) to the connection portion of the liquid inflow pipe (56) in the first pipe (71).
  • the second check valve (82) Only the flow of the propellant refrigerant from the connection of the separation liquid pipe (54) to the connection of the second pipe (72) in the pipe (71) is allowed.
  • the third check valve (83) allows only the flow of the refrigerant toward the first pipe (71) and the heat transfer pipe (50).
  • the fourth check valve (84) allows only the flow of the directional refrigerant to the suction side of the first pipe (71) force expander (12).
  • the refrigerant circuit (10) of the present embodiment forms a circuit similar to a so-called bridge circuit.
  • This circuit constitutes a heat exchange amount adjusting mechanism (60) that changes the heat exchange amount of the refrigerant in the heat transfer tube (50), and the refrigerant flow in the heat transfer tube (50) is only during the cooling operation of the air conditioner (1). Let the heat exchange.
  • the four-way selector valve (31) is set to the first state.
  • the motor (13) is energized in this state, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (10) to perform a refrigeration cycle.
  • the outdoor heat exchanger (21) serves as a radiator, and the indoor heat exchanger (22) serves as an evaporator.
  • the high pressure of the refrigeration cycle is set higher than the critical pressure of carbon dioxide as a refrigerant.
  • the high-pressure refrigerant radiated by the outdoor heat exchanger (21) passes through the third check valve (83) of the liquid inflow pipe (56) and flows through the heat transfer pipe (50). At this time, the high-pressure refrigerant is cooled by exchanging heat with the liquid refrigerant stored in the liquid storage section (52) of the gas-liquid separator (51). The high-pressure refrigerant that has flowed out of the heat transfer tube (50) flows into the expander (12). In the expander (12), the high-pressure refrigerant expands, and the internal energy of the high-pressure refrigerant is converted into the rotational power of the compressor (11). Due to the expansion in the expander (12), the pressure of the high-pressure refrigerant decreases and changes to a supercritical state gas-liquid two-layer state.
  • the low-pressure refrigerant decompressed by the expander (12) flows into the container of the gas-liquid separator (51). this At this time, the gas-liquid two-phase low-pressure refrigerant is separated into a liquid refrigerant and a gas refrigerant.
  • the low-pressure liquid refrigerant stored in the liquid storage section (52) is heated by exchanging heat with the high-pressure refrigerant flowing through the heat transfer pipe (50).
  • the low-pressure gas refrigerant stored in the gas storage section (53) is released from the compressor (11) via the separation gas pipe (55) by appropriately opening the gas control valve (38) at a predetermined opening. It is returned to the suction side.
  • the low-pressure liquid refrigerant in the liquid storage section (52) passes through the second check valve (82) of the first pipe (71) via the separation liquid pipe (54) and passes through the indoor heat exchanger (22). Flow into.
  • indoor heat exchange (22) the low-pressure refrigerant absorbs heat from room air and evaporates. At this time, room air cooled by the low-pressure refrigerant is supplied to the room.
  • the low-pressure refrigerant evaporated in the indoor heat exchanger (22) passes through the four-way switching valve (31) and is sucked into the compressor (11).
  • the four-way selector valve (31) is set to the second state.
  • the motor (13) is energized in this state, the refrigerant circulates in the refrigerant circuit (10) to perform a refrigeration cycle.
  • the indoor heat exchanger (22) serves as a radiator and the outdoor heat exchanger (21) serves as an evaporator.
  • the high pressure of the refrigeration cycle is set higher than the critical pressure of carbon dioxide as a refrigerant, as in the cooling operation.
  • the high pressure refrigerant in the supercritical state is discharged from the compressor (11).
  • This high-pressure refrigerant flows into the indoor heat exchanger (22) through the four-way switching valve (31).
  • indoor heat exchange (22) the high-pressure refrigerant dissipates heat into the room air. At this time, indoor air heated by the high-pressure refrigerant is supplied to the room.
  • the high-pressure refrigerant that has radiated heat in the indoor heat exchanger (22) passes through the first check valve (84) of the second pipe (72) via the first pipe (71) and passes through the expander (12 ).
  • the high-pressure refrigerant expands, and the internal energy of the high-pressure refrigerant is converted into the rotational power of the compressor (11). Due to the expansion in the expander (12), the pressure of the high-pressure refrigerant drops and changes from a supercritical state to a gas-liquid two-layer state.
  • the low-pressure refrigerant decompressed by the expander (12) flows into the container of the gas-liquid separator (51).
  • the gas-liquid separator (51) the low-pressure refrigerant in the gas-liquid two-phase state is separated into liquid refrigerant and gas refrigerant.
  • the liquid refrigerant in the liquid storage section (52) No heat exchange.
  • the low-pressure liquid refrigerant in the liquid storage section (52) passes through the first check valve (81) of the first pipe (72) via the separation liquid pipe (54), and the outdoor heat exchange (21). Flow into.
  • the outdoor heat exchange (21) the low-pressure refrigerant absorbs heat from the outdoor air and evaporates.
  • the low-pressure refrigerant evaporated in the outdoor heat exchanger (21) passes through the four-way switching valve (31) and is sucked into the compressor (11).
  • the heat exchange of the refrigerant is performed by the heat transfer pipe (50) only during the cooling operation by combining the predetermined piping path and the check valve (81, 82, 83, 84).
  • the suction refrigerant density de of the expander (12) is increased. Therefore, the refrigerant mass flow rates (Mc and Me) of the compressor (11) and the expander (12) can be balanced, and a desired refrigeration cycle can be performed in the refrigerant circuit (10).
  • the presence or absence of heat exchange of the refrigerant in the heat transfer pipe (50) is switched according to the switching between the cooling operation and the heating operation only by the switching control of the four-way switching valve (31). Can do. For this reason, the control operation in the refrigerant circuit (10) can be easily performed.
  • the present invention may be configured as follows with respect to the above embodiment.
  • the temperature adjusting means is not limited to the one in which the cooling performance of the refrigerant flowing into the expander (12) changes during the cooling operation and the heating operation, but also when the operation condition of the refrigerant circuit (10) changes. If you want to adjust the temperature of the.
  • Embodiments 12 to 14 the gas refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) is separated into the separation gas pipe.
  • a liquid injection pipe for sending the liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) to the suction side of the compressor (11) may be provided. Oh ,.
  • FIG. 30 shows the liquid injection pipe (second injection pipe) in the refrigeration apparatus of Embodiment 13.
  • a Yon pipe (59) is provided.
  • One end of this liquid injection pipe (59) is connected to the pipe between the liquid reservoir (52) and the second four-way selector valve (33), and the other end is connected to the suction pipe of the compressor (11). is doing.
  • the liquid injection pipe (59) is provided with a liquid control valve (39) for adjusting the refrigerant flow rate of the liquid injection pipe (59).
  • the liquid refrigerant separated by the gas-liquid separator (51) is supplied to the liquid injection pipe.
  • the force in which the compressor (11) and the expander (12) are constituted by a rotary piston type fluid machine not limited to this, for example, a scroll type, a swing type, a multi-vene It may be configured with a positive displacement fluid machine such as a mold! /, Or a combination of these positive displacement fluid machines (including the rotary piston type).
  • carbon dioxide is used as the refrigerant, but the present invention is not limited to this, and natural refrigerants such as HFC refrigerant, HC refrigerant, water, air, ammonia, and the like may be used. good. Industrial applicability
  • the present invention is useful for a refrigeration apparatus that includes a refrigerant circuit that performs a vapor compression refrigeration cycle and in which an expander that constitutes an expansion mechanism of the refrigerant circuit is mechanically coupled to the compressor. is there.

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Abstract

　膨張機（12）へ流入する冷媒の温度を調節可能な内部熱交換器（23）を設け、運転条件が変わったときに冷媒の温度を調節することで冷媒の比容積ないし流量を調節して、圧縮機（11）と膨張機（12）の流量のアンバランスを解消する。また、暖房運転時に比べて冷媒の循環量が増加する冷房運転時には、内部熱交換器（23）の冷却性能を暖房運転時よりも高めて、冷媒の一部が膨張機（12）をバイパスしなくても膨張機（12）の冷媒流量が増えるようにする。これにより、冷凍装置のＣＯＰが低下しないようにする。

Description

冷凍装置
技術分野
[0001] 本発明は、蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路を備えた冷凍装置に関し、特 に、冷媒回路の膨張機構を構成する膨張機が圧縮機に機械的に連結された冷凍装 置に関するものである。
背景技術
[0002] 従来より、閉回路である冷媒回路で冷媒を循環させて冷凍サイクルを行う冷凍装置 が知られており、空調機等として広く利用されている。この種の冷凍装置としては、例 えば特許文献 1に開示されて!、るように、冷凍サイクルの高圧圧力を冷媒の臨界圧 力よりも高く設定したものが知られている。この冷凍装置は、スクロール型の流体機械 により構成される膨張機を冷媒の膨張機構として備えている。そして、この膨張機と 圧縮機を軸によって機械的に連結し、膨張機で得られた動力を圧縮機の駆動に利 用して COP (成績係数)の向上を図っている。
[0003] 特許文献 1の冷凍装置において、膨張機を通過する冷媒の質量流量と圧縮機を通 過する冷媒の質量流量とは常に等しくなる。これは、冷媒回路が閉回路だからである 。一方、膨張機や圧縮機の入口における冷媒の密度は、冷凍装置の運転条件によ つて変化する。これに対し、特許文献 1の冷凍装置では、膨張機と圧縮機が互いに 連結されており、膨張機と圧縮機の押しのけ容積の比を変化させることはできない。 このため、運転条件が変化すると冷凍装置の運転を安定して継続できなくなるという 問題がある。
[0004] 例えば、この種の冷凍装置を冷暖房運転が可能な構成にすると、冷房運転時と暖 房運転時で冷媒循環量が変化するために、圧縮機と膨張機の流量がバランスしなく なる。具体的には、暖房運転時に膨張機と圧縮機の流量力バランスするように冷凍 サイクルを設計すると、圧縮機の吸入ガスが高温になる冷房運転時には冷媒循環量 が増加するため、この冷媒循環量に対して膨張機の流量 (押しのけ量)が不足する。
[0005] 以上の点を、言い換えて説明する。 [0006] 特許文献 1の冷凍装置においては、冷媒回路が閉回路であること、及び膨張機と 圧縮機との回転数が同じ回転数となることを理由に、圧縮機の動力回収効率が低下 し、高 COPの冷凍サイクルを達成することが困難となる。
[0007] 閉回路となる冷媒回路においては、膨張機を通過する冷媒の質量流量 Meと圧縮 機を通過する冷媒の質量流量 Mcとは等しくなる。ここで、 Me=Ve X de (Ve :膨張 機を通過する冷媒の体積循環量、 de :膨張機の流入冷媒密度）、MC=VC X dC (VC ：圧縮機を通過する冷媒の体積循環量、 dc：圧縮機の吸入冷媒密度)の関係式が成 り立つ。また、体積循環量 (Vc、 Ve)は、各流体機械のシリンダ容積 X各流体機械の 回転数によって定まる。
[0008] 膨張機の質量流量 Meと圧縮機の質量流量 Mcとは等しいため、上式より、 Ve/V C = de/dcの関係が成り立つ。なお、 VeZVcは、膨張機と圧縮機の回転数が同じ であるため、設計されたシリンダ容積によって定まる固定値となる。したがって、この 冷凍装置では、密度比 (deZdc)を一定とすることで、膨張機と圧縮機の冷媒質量流 量 Me, Mcをバランスさせることができる。
[0009] ところが、この種の冷凍装置を空調機などに用いる場合には、その使用条件によつ て上記密度比 (deZdc)を一定に保つことが困難な場合がある。具体的に、例えば 冷房運転 (冷却運転)と暖房運転 (加熱運転)とを切り換えて行う空調機において、冷 房運転は、暖房運転と比較すると、利用側熱交換器 (蒸発器)における冷媒の蒸発 圧力が高くなるため、圧縮機の吸入冷媒密度 dcが上昇する。その結果、圧縮機を通 過する冷媒の質量流量 Mcに対して膨張機を通過する冷媒の質量流量 Meが小さく なり、膨張機と圧縮機の冷媒質量流量 Me, Mcがバランスできなくなる。
[0010] この問題に対しては、特許文献 2に開示されているように、冷媒回路に膨張機をバ ィパスするバイパス配管を設けるという対策が提案されている。つまり、膨張機の押し のけ量が不足する場合には、放熱後の冷媒の一部をバイパス管へ流入させることで 膨張機に流す冷媒量を制限し、冷凍サイクルを安定して継続させるようにしている。 言い換えると、膨張機を通過する冷媒の質量流量 Meが圧縮機を通過する冷媒の質 量流量 Mcに対して小さい場合には、放熱後の冷媒の一部をバイパス管へ導入する ことで、膨張機をバイパスさせるようにし、冷媒回路全体としての質量流量のバランス を図るようにしている。
特許文献 1 :特開 2001— 107881号公報
特許文献 2 :特開 2001— 116371号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0011] しかし、特許文献 2の装置では、運転条件が変わったときに冷媒の一部をバイパス 管へ流入させると、膨張機において得られる動力が減少してしまい、冷凍装置の成 績係数 (COP)が低下するという問題がある。
[0012] 本発明は、このような問題点に鑑みて創案されたものであり、その目的は、運転条 件が変化した場合の圧縮機と膨張機の流量のアンバランスを解消する (圧縮機を通 過する冷媒の質量流量と、膨張機を通過する冷媒の質量流量とのバランスを図る）と ともに、冷凍装置の COPが低下するのも防止することである。
課題を解決するための手段
[0013] 第 1から第 8の発明は、運転条件が変わったときに、膨張機に流入する冷媒の温度 を調節することで冷媒の比容積を調節し、それによつて圧縮機と膨張機の流量のァ ンバランスを解消するとともに、冷凍装置の COPが低下するのを抑えるようにしたもの である。
[0014] 具体的に、第 1の発明は、圧縮機 (11)と熱源側熱交 (21)と膨張機構 (12)と利 用側熱交換器 (22)とが接続され、蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路 (10)を備 え、上記膨張機構 (12)が冷媒の膨張により動力を発生する膨張機（12)により構成さ れ、該膨張機（12)と圧縮機（11)とが機械的に連結された冷凍装置を前提としている
[0015] そして、この冷凍装置は、膨張機（12)へ流入する冷媒の温度を調節可能な温度調 節手段 (23)が設けられて 、ることを特徴として 、る。
[0016] この第 1の発明では、膨張機（12)へ流入する冷媒の温度を温度調整手段で調整 することにより、冷媒の比容積を調整できる。具体的には、冷媒を低温にするに従つ て比容積力 、さくなつて膨張機への冷媒流量が多くなり、冷媒を高温にするに従って 比容積が大きくなつて膨張機への冷媒流量が少なくなる。したがって、膨張機（12)へ 流入する冷媒の温度を調整すると、運転条件が変わっても圧縮機（11)と膨張機（12) の流量をバランスさせることが可能となる。また、この発明では、膨張機（12)へ流入す る冷媒をバイパスさせなくてもよいため、膨張機（12)で得られる動力も低下しない。
[0017] 第 2の発明は、第 1の発明の冷凍装置において、冷媒回路（10)は、利用側熱交換 器 (22)を流れる冷媒が放熱する加熱運転と、該利用側熱交換器 (22)を流れる冷媒 が吸熱する冷却運転とが可能に構成され、温度調節手段 (23)は、加熱運転時よりも 冷却運転時の方が、膨張機（12)へ流入する冷媒の冷却性能が高くなるように構成さ れて 、ることを特徴として！/、る。
[0018] この第 2の発明では、温度調節手段 (23)の冷却性能が、加熱運転時よりも冷却運 転時にお 、て高くなつて 、るので、加熱運転時に膨張機（12)と圧縮機（11)の流量が バランスするように冷凍サイクルを設計した場合に、冷却運転時に冷媒循環量が増 えても、膨張機（12)へ流入する冷媒の流量を増やすことができる。このため、冷却運 転時に膨張機（12)の流量が不足するのを防止できる。したがって、圧縮機（11)と膨 張機（12)の流量を冷却運転時と加熱運転時にバランスさせることが可能となり、かつ 、ノ ィパスが不要であるため膨張機（12)の回収動力も低下しな 、。
[0019] 第 3の発明は、第 2の発明の冷凍装置において、温度調節手段 (23)は、冷却運転 時に、放熱器となる熱源側熱交翻 (21)を通過後の冷媒が、蒸発器となる利用側熱 交 (22)を通過前または通過後の冷媒と熱交換して冷却される内部熱交 (23 )により構成されていることを特徴としている。
[0020] この第 3の発明では、冷却運転時に、放熱器となる熱源側熱交換器 (21)を通過後 の冷媒が、蒸発器となる利用側熱交 (22)を通過前または通過後の冷媒と内部 熱交 (23)で熱交換して冷却される。このことにより、膨張機 (12)へ流入する冷媒 の比容積な ヽし流量が調整されるので、圧縮機（11)と膨張機（12)の流量を加熱運 転時と冷却運転時にバランスさせることができる。
[0021] 第 4の発明は、第 3の発明の冷凍装置において、内部熱交換器 (23)は、冷却運転 時には、蒸発器となる利用側熱交換器 (22)を通過前または通過後の冷媒が流れる 冷媒流路 (25)の伝熱性能が、放熱器となる熱源側熱交換器 (21)を通過後の冷媒が 流れる冷媒流路 (24)の伝熱性能よりも高くなり、加熱運転時には、蒸発器となる熱源 側熱交換器 (21)を通過前または通過後の冷媒が流れる冷媒流路 (24)の伝熱性能 力 放熱器となる利用側熱交換器 (22)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路 (25)の伝 熱性能よりも低くなるように構成されて 、ることを特徴として 、る。
[0022] この第 4の発明では、蒸発器を通過前または通過後の低圧の冷媒の熱伝達率に比 ベて放熱器を通過後の冷媒の熱伝達率が高 ヽのに対して、内部熱交換器 (23)を、 冷却運転時には、蒸発器となる利用側熱交換器 (22)を通過前または通過後の冷媒 が流れる冷媒流路 (25)の伝熱性能が、放熱器となる熱源側熱交換器 (21)を通過後 の冷媒が流れる冷媒流路 (24)の伝熱性能よりも高くなるようにし、加熱運転時には、 蒸発器となる熱源側熱交換器 (21)を通過前または通過後の冷媒が流れる冷媒流路 (24)の伝熱性能が、放熱器となる利用側熱交換器 (22)を通過後の冷媒が流れる冷 媒流路 (25)の伝熱性能よりも低くなるようにして!/、るので、冷却運転時の熱交換量が 加熱運転時の熱交換量よりも大きくなる。したがって、冷却運転時には、膨張機（12) へ流入する冷媒が加熱運転時よりも冷却されることになるので、冷却運転時に膨張 機 (12)へ流入する冷媒の流量を増やすことにより、圧縮機 (11)と膨張機 (12)の流量 を冷却運転時と加熱運転時にバランスさせることが可能となる。
[0023] 第 5の発明は、第 4の発明の冷凍装置において、内部熱交換器 (23)には、冷却運 転時に蒸発器となる利用側熱交換器 (22)を通過前または通過後の冷媒が流れ、加 熱運転時に放熱器となる利用側熱交換器 (22)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路 (2 5)に、伝熱フィン (26)が設けられていることを特徴としている。
[0024] この第 5の発明では、内部熱交換器 (23)の所定の冷媒流路 (25)に伝熱フィン (26) を設けることにより、冷却運転時の内部熱交換器 (23)での熱交換量が加熱運転時よ りも大きくなる。こうすることで、膨張機（12)へ流入する冷媒の比容積ないし流量を調 整できるため、圧縮機（11)と膨張機（12)の流量を冷却運転時と加熱運転時にバラン スさせることが可會となる。
[0025] 第 6の発明は、第 3の発明の冷凍装置において、内部熱交換器 (23)は、冷却運転 時には、蒸発器となる利用側熱交 (22)を通過前または通過後の冷媒と放熱器と なる熱源側熱交^^ (21)を通過後の冷媒とが互いに逆方向へ向力つて流れ、加熱 運転時には、蒸発器となる熱源側熱交 (21)を通過前または通過後の冷媒と放 熱器となる利用側熱交 (22)を通過後の冷媒とが互いに同一方向へ向かって流 れるように構成されて 、ることを特徴として 、る。
[0026] この第 6の発明では、内部熱交換器 (23)にお 、て、冷却運転時の熱交換効率が加 熱運転時の熱交換効率よりも高くなる。したがって、内部熱交換器 (23)は、膨張機（1 2)を通過後の冷媒の冷却性能が加熱運転時よりも冷却運転時に高くなるので、圧縮 機（11)と膨張機（12)の流量を冷却運転時と加熱運転時にバランスさせることが可能 となる。
[0027] 第 7の発明は、第 3の発明の冷凍装置において、内部熱交換器 (23)は、内側流路
(24)と外側流路 (25)とが隣接して配置された二重管熱交^^により構成されて!ヽる ことを特徴としている。
[0028] この第 7の発明では、冷却運転時に、二重管熱交換器を用いて、蒸発器となる利用 側熱交換器 (22)を通過前または通過後の冷媒と、放熱器となる熱源側熱交換器 (21 )を通過後の冷媒とを熱交換することにより、膨張機（12)へ流入する冷媒の比容積な Vヽし流量を調整し、圧縮機（11)と膨張機（12)の流量を冷却運転時と加熱運転時に ノ ランスさせることがでさる。
[0029] 第 8の発明は、第 3の発明の冷凍装置において、内部熱交換器 (23)は、内側流路
(24)と、該内側流路 (24)の外側に隣接して配置された第 1外側流路 (25A)と第 2外 側流路 (25B)とを有する三層式のプレート熱交^^により構成されていることを特徴 としている。
[0030] この第 8の発明では、冷却運転時に、三層式のプレート熱交換器を用いて、蒸発器 となる利用側熱交換器 (22)を通過前または通過後の冷媒と、放熱器となる熱源側熱 交 (21)を通過後の冷媒とを熱交換することにより、膨張機 (12)へ流入する冷媒 の比容積な!/ヽし流量を調整し、圧縮機（11)と膨張機（12)の流量を冷却運転時とカロ 熱運転時にバランスさせることができる。
[0031] 第 9から第 17の発明は、膨張機（12)へ流入する冷媒を冷却運転時にのみ冷却す る一方、加熱運転時にはその機能が停止する温度調節手段 (23)を設けるようにした ものである。
[0032] 具体的に、第 9の発明は、圧縮機 (11)と熱源側熱交 (21)と膨張機構 (12)と利 用側熱交換器 (22)とが接続されて蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路（10)を 備え、上記冷媒回路（10)が、利用側熱交換器 (22)を流れる冷媒が吸熱する冷却運 転と、該利用側熱交換器 (22)を流れる冷媒が放熱する加熱運転とが可能に構成さ れ、上記膨張機構 (12)が冷媒の膨張により動力を発生する膨張機（12)により構成さ れ、該膨張機（12)と圧縮機（11)とが機械的に連結された冷凍装置を前提としている
[0033] そして、この冷凍装置は、上記膨張機（12)へ流入する高圧冷媒の温度を調節可能 な温度調節手段 (23)を備え、上記温度調節手段 (23)が、上記高圧冷媒を冷却運転 時にのみ冷却する一方、加熱運転時には該高圧冷媒の冷却を停止するように構成 されて 、ることを特徴として！/、る。
[0034] この第 9の発明では、膨張機（12)へ流入する高圧冷媒を冷却運転時にのみ冷却し 、加熱運転時には冷却しないようにしているので、冷却運転時に膨張機（12)の流入 冷媒密度 deを大きくすることができる。したがって、冷却運転時において、圧縮機（11 )を通過する冷媒の質量流量 Mcが加熱運転時より大きくなつた場合にも、これに追 随させて膨張機（12)に吸入される冷媒を冷却することで、膨張機（12)を通過する冷 媒の質量流量 Meを大きくし、両者の冷媒質量流量 Mc, Meをバランスさせることが できる。また、この発明では、膨張機（12)へ流入する冷媒をバイパスさせなくてもよい ため、膨張機（12)で得られる動力も低下しない。
[0035] 第 10の発明は、第 9の発明の冷凍装置において、温度調節手段 (23)が、冷却運 転時に高圧冷媒が低圧冷媒と熱交換して冷却される内部熱交換器 (23)により構成さ れて 、ることを特徴として！/、る。
[0036] この第 10の発明では、冷却運転時に、内部熱交換器 (23)において高圧冷媒が低 圧冷媒と熱交換して冷却される。このことにより、圧縮機（11)の吸入温度が上昇し、 冷媒密度が下がると同時に、膨張機（12)の流入温度が低下し、冷媒密度が上がる。 このため、冷却運転時に、膨張機（12)を通過する冷媒の質量流量 Meを大きくし、圧 縮機（11)を通過する冷媒の質量流量 Mcとバランスさせることができる。
[0037] 第 11の発明は、第 10の発明の冷凍装置において、内部熱交換器 (23)が、第 1流 路 (27)と第 2流路 (28)を有するとともに、該第 1流路 (27)を流れる冷媒と第 2流路 (28 )を流れる冷媒が熱交換可能に構成され、上記内部熱交換器 (23)が、冷却運転時 には第 1流路 (27)を高圧冷媒が流通する一方で第 2流路 (28)を低圧冷媒が流通し、 加熱運転時には両流路 (24,25)を高圧冷媒が流通するように構成されて 、ることを特 徴としている。
[0038] この第 11の発明では、加熱運転時は、内部熱交換器 (23)の両流路 (24,25)を高圧 冷媒が流れるため、高圧冷媒は温度が変化せずに膨張機（12)へ流入する。一方、 冷却運転時には、内部熱交換器 (23)において第 1流路 (27)を流れる高圧冷媒が第 2流路 (28)を流れる低圧冷媒と熱交換して冷却される。このこと〖こより、冷却運転時 に、膨張機（12)を通過する冷媒の質量流量 Meを大きくし、圧縮機（11)を通過する 冷媒の質量流量 Mcとバランスさせることができる。
[0039] 第 12の発明は、第 10の発明の冷凍装置において、内部熱交換器 (23)が、第 1流 路 (27)と第 2流路 (28)を有するとともに、該第 1流路 (27)を流れる冷媒と第 2流路 (28 )を流れる冷媒が熱交換可能に構成され、上記内部熱交換器 (23)が、冷却運転時 には第 1流路 (27)を高圧冷媒が流通する一方で第 2流路 (28)を低圧冷媒が流通す るように構成され、加熱運転時に高圧冷媒が内部熱交換器 (23)をバイパスするバイ パス通路 (45)を備えて!/、ることを特徴として！/、る。
[0040] この第 12の発明では、加熱運転時は、高圧冷媒が内部熱交換器 (23)をバイパス するため、高圧冷媒は温度が変化せずに膨張機（12)へ流入する。一方、冷却運転 時には、内部熱交換器 (23)において第 1流路 (27)を流れる高圧冷媒が第 2流路 (28 )を流れる低圧冷媒と熱交換して冷却される。このことにより、冷却運転時に、膨張機 (12)を通過する冷媒の質量流量 Meを大きくし、圧縮機（11)を通過する冷媒の質量 流量 Mcとバランスさせることができる。
[0041] 第 13の発明は、第 10の発明の冷凍装置において、内部熱交換器 (23)が、第 1流 路 (27)と第 2流路 (28)を有するとともに、該第 1流路 (27)を流れる冷媒と第 2流路 (28 )を流れる冷媒が熱交換可能に構成され、上記内部熱交換器 (23)が、冷却運転時 には第 1流路 (27)を高圧冷媒が流通する一方で第 2流路 (28)を低圧冷媒が流通す るように構成され、加熱運転時に低圧冷媒が内部熱交換器 (23)をバイパスするバイ パス通路 (46)を備えて!/、ることを特徴として！/、る。 [0042] この第 13の発明では、加熱運転時は、低圧冷媒が内部熱交換器 (23)をバイパス するため、高圧冷媒は温度が変化せずに膨張機（12)へ流入する。一方、冷却運転 時には、内部熱交換器 (23)において第 1流路 (27)を流れる高圧冷媒が第 2流路 (28 )を流れる低圧冷媒と熱交換して冷却される。このことにより、冷却運転時に、膨張機 (12)を通過する冷媒の質量流量 Meを大きくし、圧縮機（11)を通過する冷媒の質量 流量 Mcとバランスさせることができる。
[0043] 第 14の発明は、第 10の発明の冷凍装置において、内部熱交換器 (23)は、冷却運 転時に、熱源側熱交換器 (21)を通過後の高圧冷媒が、利用側熱交換器 (22)を通過 前の低圧冷媒と熱交換して冷却されるように構成されて 、ることを特徴として 、る。
[0044] この第 14の発明では、冷却運転時に、熱源側熱交換器 (21)の通過後の高圧冷媒 力 利用側熱交 (22)の通過前の低圧冷媒と熱交換して冷却され、温度が低下 して密度が上がった状態で膨張機（12)に流入する。このことにより、冷却運転時に、 膨張機（12)を通過する冷媒の質量流量 Meを大きくし、圧縮機（11)を通過する冷媒 の質量流量 Mcとバランスさせることができる。
[0045] 第 15の発明は、第 10の発明の冷凍装置において、内部熱交翻(23)は、冷却運 転時に、熱源側熱交換器 (21)を通過後の高圧冷媒が、利用側熱交換器 (22)を通過 後の低圧冷媒と熱交換して冷却されるように構成されて 、ることを特徴として 、る。
[0046] この第 15の発明では、冷却運転時に、熱源側熱交換器 (21)の通過後の高圧冷媒 力 利用側熱交 (22)の通過後の低圧冷媒と熱交換して冷却され、温度が低下 して密度が上がった状態で膨張機（12)に流入する。このことにより、冷却運転時に、 膨張機（12)を通過する冷媒の質量流量 Meを大きくし、圧縮機（11)を通過する冷媒 の質量流量 Mcとバランスさせることができる。
[0047] 第 16の発明は、第 10の発明の冷凍装置において、内部熱交換器 (23)は、冷却運 転時に、高圧冷媒と低圧冷媒とが互いに逆方向へ向力つて流れるように構成されて 、ることを特徴として 、る。
[0048] この第 16の発明では、冷却運転時に、高圧冷媒と低圧冷媒が内部熱交換器 (23) を互いに逆方向へ向かって流れることにより、高圧冷媒が効率よく冷却される。したが つて、上記と同様に、冷却運転時に、膨張機（12)を通過する冷媒の質量流量 Meを 大きくし、圧縮機（11)を通過する冷媒の質量流量 Mcとバランスさせることができる。
[0049] 第 17の発明は、第 9の発明の冷凍装置において、冷媒回路（10)の冷媒がニ酸ィ匕 炭素であることを特徴として!/、る。
[0050] この第 17の発明では、冷媒にニ酸ィ匕炭素を用いることにより、他の冷媒と比較して 、冷凍サイクルの高低差圧を大きくすることができるため、膨張機（12)で得られる冷 媒の膨張動力を増大させることができる。
[0051] 第 18から第 29の発明は、膨張機で膨張された冷媒と膨張機に吸入される冷媒とを 熱交換させる内部熱交 を有する気液分離器を用いるようにしたものである。
[0052] 具体的に、第 18の発明は、圧縮機 (11)、熱源側熱交翻 (21)、膨張機 (12)、及 び利用側熱交 (22)が接続されて冷凍サイクルを行う冷媒回路（10)を備え、上記 圧縮機 (11)と膨張機 (12)とが機械的に連結され該膨張機 (12)の膨張動力を回収す る冷凍装置を前提としている。そして、この冷凍装置は、膨張機（12)で膨張された冷 媒を液冷媒とガス冷媒とに分離して一時的に貯留する気液分離器 (51)を備え、上記 気液分離器 (51)が、該気液分離器 (51)で分離された液冷媒と、膨張機 (12)に吸入 される冷媒とを熱交換させる内部熱交換部 (50)を備えているものである。
[0053] 上記第 18の発明では、冷媒回路（10)に気液分離器 (51)が設けられる。気液分離 器 (51)は、膨張機（12)で膨張された後の気液二相状態の冷媒を、ガス冷媒と液冷 媒とに分離する。また、気液分離器 (51)には、内部熱交換部 (50)が設けられる。内 部熱交換部 (50)は、膨張機 (12)に吸入される冷媒と気液分離器 (51)に貯留された 液冷媒とを熱交換させる。
[0054] ここで、膨張機（12)に吸入される冷媒は、膨張機（12)で膨張された後の液冷媒より も高温となるため、内部熱交換部 (50)では、膨張機（12)に吸入される冷媒が冷却さ れる。このため、膨張機（12)の吸入冷媒密度 deを大きくすることができる。したがって 、例えば冷房運転時において、圧縮機（11)を通過する冷媒の質量流量 Mcが大きく なった場合にも、これに追随させて膨張機（12)に吸入される冷媒を冷却することで、 膨張機（12)を通過する冷媒の質量流量 Meを大きくし、両者の冷媒質量流量 Mcと Meとをバランスさせることができる。
[0055] 第 19の発明は、第 18の発明の冷凍装置において、運転条件に応じて内部熱交換 部 (50)における冷媒の熱交換量を変更する熱交換量調整機構 (60)を備えて!/、るも のである。ここで、「熱交換量調整機構」は、運転条件に応じて熱交換量を微調整で きるという意味に加え、熱交換量を実質的にゼロにするか所定値にするかの 2段階の 調整 (ONZOFF制御）できると 、う意味を含むものである。
[0056] 上記第 19の発明では、膨張機 (12)に吸入される冷媒と、気液分離器 (51)で分離 された液冷媒との熱交換量が、運転条件に応じて熱交換量調整機構 (60)によって 変更される。このため、運転条件の変化によって膨張機（12)の冷媒質量流量 Meが 圧縮機（11)の冷媒質量流量 Mcよりも大きくなつた場合に、内部熱交換部 (50)にお ける熱交換量を調整することで、膨張機（12)の冷媒質量流量 Meと圧縮機（11)の冷 媒質量流量 Mcとを等量とすることができる。
[0057] 第 20の発明は、第 19の発明の冷凍装置において、気液分離器 (51)が、分離され た液冷媒が貯留する液貯留部 (52)と、該液貯留部 (52)に隣接するとともに膨張機 (1 2)に吸入される冷媒が流通する伝熱管 (50)とを備え、上記伝熱管 (50)が、上記液貯 留部 (52)内の液冷媒と該伝熱管 (50)内の冷媒とを熱交換させる内部熱交換部を構 成しているものである。
[0058] 上記第 20の発明では、気液分離器 (51)に内部熱交換部としての伝熱管 (50)が設 けられる。この伝熱管 (50)は、液貯留部 (52)と隣接するようにして配置される。このた め、膨張機（12)に吸入される冷媒は、伝熱管 (50)を流通する際、伝熱管 (50)の外 表面に貯留された液冷媒によって冷却される。したがって、膨張機（12)の吸入冷媒 密度 deを確実に大きくすることができる。
[0059] 第 21の発明は、第 20の発明の冷凍装置において、冷媒回路（10)の冷媒の循環 方向を換えて冷却運転と加熱運転とを切り換えて行うための冷媒切換機構 (31,33)を 備え、熱交換量調整機構 (60)は、冷却運転時にだけ内部熱交換部 (50)における冷 媒の熱交換を行わせるものである。
[0060] 上記第 21の発明では、冷媒回路（10)に冷媒切換機構 (31,33)が設けられる。この 冷媒切 構 (31,33)は、冷媒の循環方向を切り換えることにより、利用側熱交 (22)が蒸発器となる冷房運転と、利用側熱交換器 (21)が放熱器となる暖房運転とが 切換えられる。 [0061] ここで、熱交換量調整機構 (60)は、冷房運転時にだけ内部熱交換部 (50)での冷 媒の熱交換を行わせる。このため、膨張機（12)の冷媒質量流量 Meが圧縮機（11)の 冷媒質量流量 Mcよりも小さくなりやすい冷房運転時において、膨張機（12)の吸入 冷媒密度 deを増大させ、膨張機 (12)の冷媒質量流量 Meと圧縮機 (11)の冷媒質量 流量 Mcとを等量とすることができる。
[0062] 一方、暖房運転時には、膨張機（12)の吸入冷媒密度 deと圧縮機（11)の吸入冷媒 密度 dcとの密度比に応じて膨張機（12)及び圧縮機（11)のシリンダ容積比を設計す ることで、膨張機（12)の冷媒質量流量 Meと圧縮機（11)の冷媒質量流量 Mcとを等 量とすることができる。したがって、熱交換量調整機構 (60)によって内部熱交換部 (5 0)での冷媒の熱交換を行う必要はな 、。
[0063] 第 22の発明は、第 21の発明の冷凍装置において、熱交換量調整機構 (60)は、冷 媒を伝熱管 (50)をバイパスさせて膨張機（12)に吸入させるバイパス管 (57)と、伝熱 管 (50)を流通する冷媒流量を調整する第 1電動弁 (36)と、上記バイパス管 (57)の冷 媒流量を調整する第 2電動弁 (37)とで構成されて!ヽるものである。
[0064] 上記第 22の発明では、第 1,第 2電動弁 (36,37)の開度調整により、伝熱管 (50)に おける冷媒の熱交換量が調整される。具体的に、例えば第 1電動弁 (36)が全開され 、第 2電動弁 (37)が全閉されると、伝熱管 (50)に流れる冷媒流量が最大となり、伝熱 管 (50)における冷媒の熱交換量も最大に調整される。一方、例えば第 1電動弁 (36) が全閉され、第 2電動弁 (37)が全開されると、伝熱管 (50)に流れる冷媒流量が実質 的にゼロとなり、伝熱管（50)における冷媒の熱交換量もゼロとなる。以上のように、第 1,第 2電動弁 (36,37)の開度を所定開度に調整することで、伝熱管 (50)における熱 交換量をゼロから最大値までの間で調整できる。したがって、運転条件に応じた冷媒 の熱交換を行うことができ、膨張機 (12)の冷媒質量流量 Meと圧縮機 (11)の冷媒質 量流量 Mcとを等量とすることができる。
[0065] 第 23の発明は、第 21の発明の冷凍装置において、熱交換量調整機構 (60)は、四 路切換弁 (32)で構成されて 、るものである。
[0066] 上記第 23の発明では、熱交換量調整機構 (60)としての四路切換弁 (32)の切換に よって冷媒の流れが変更される。このため、例えば冷房運転時には、伝熱管（50)に 冷媒を流すように四路切換弁 (32)を切り換える一方、暖房運転時には、伝熱管 (50) に冷媒を流さないように四路切換弁 (32)を切り換えることで、両運転時において、膨 張機（12)の冷媒質量流量 Meと圧縮機（11)の冷媒質量流量 Mcとを等量とすること ができる。
[0067] 第 24の発明は、第 21の発明の冷凍装置において、熱交換量調整機構 (60)が、冷 媒を伝熱管 (50)をバイパスさせて膨張機（12)に吸入させるバイパス管 (57)と、伝熱 管 (50)の冷媒の流通を許容又は禁止する第 1電磁開閉弁 (34)と、上記バイパス管（ 57)の冷媒の流通を許容又は禁止する第 2電磁開閉弁 (35)とで構成されて ヽるもの である。
[0068] 上記第 24の発明では、第 1,第 2電磁開閉弁 (34,35)の開閉によって伝熱管 (50) における冷媒の流れが変更される。具体的に、例えば冷房運転時には、第 1電磁開 閉弁 (34)を開の状態とし、第 2電磁開閉弁 (35)を閉の状態とすることで、伝熱管 (50) に冷媒を流通させ、該伝熱管 (50)で冷媒の熱交換を行わせることができる。一方、 例えば暖房運転時には、第 1電磁開閉弁 (34)を閉の状態とし、第 2電磁開閉弁 (35) を開の状態とすることで、冷媒をバイパス管（57)に流通させる一方、伝熱管（50)に冷 媒を流通させないようにできる。つまり、この状態では、伝熱管 (50)で冷媒の熱交換 を行わせないようにできる。したがって、両運転時において、膨張機（12)の冷媒質量 流量 Meと圧縮機（11)の冷媒質量流量 Mcとを等量とすることができる。
[0069] 第 25の発明は、第 21の発明の冷凍装置において、熱交換量調整機構 (60)は、配 管と逆止弁（81,82,83,84)との組み合わせにより構成されているものである。
[0070] 上記第 25の発明では、熱交換量調整機構 (60)としての所定の配管経路と逆止弁 ( 81,82,83,84)力待設けられる。このため、例えば冷房運転時には、伝熱管（50)に冷媒 を流れるようにし、暖房運転時には、伝熱管（50)に冷媒を流さないよう逆止弁 (81,82, 83,84)及び配管経路を設けることで、両運転時において、膨張機（12)の冷媒質量流 量 Meと圧縮機（11)の冷媒質量流量 Mcとを等量とすることができる。
[0071] 第 26の発明は、第 18の発明の冷凍装置において、冷媒回路（10)には、気液分離 器 (51)のガス冷媒を圧縮機（11)の吸入側に送る第 1インジェクション配管 (55)と、該 第 1インジヱクシヨン配管 (55)の冷媒流量を調整するガス制御弁 (38)を備えて 、るも のである。
[0072] 上記第 26の発明では、気液分離器 (51)で分離されたガス冷媒を第 1インジヱクショ ン配管（55)を経由して圧縮機（11)の吸入側に送ることができる。したがって、必要に 応じて、いわゆるガスインジェクションを行うことができ、また、そのガスインジェクション 量をガス制御弁 (38)の開度変更により調整することができる。
[0073] 第 27の発明は、第 18の発明の冷凍装置において、冷媒回路（10)には、気液分離 器 (51)の液冷媒を圧縮機（11)の吸入側に送る第 2インジェクション配管 (59)と、該第 2インジェクション配管（59)の冷媒流量を調整する液制御弁 (39)を備えて!/、るもので ある。
[0074] 上記第 27の発明では、気液分離器 (51)で分離された液冷媒を第 2インジェクション 配管（59)を経由して圧縮機（11)の吸入側に送ることができる。したがって、必要に応 じて、いわゆる液インジェクションを行うことができ、また、その液インジェクション量を 液制御弁 (39)の開度変更により調整することができる。
[0075] 第 28の発明は、第 18の発明の冷凍装置において、冷媒回路（10)には、複数の利 用側熱交 m^ (22a,22b,22C)が並列に接続され、上記各利用側熱交 m^ (22a,22b,2 2c)に流入する冷媒流量をそれぞれ調整する複数の流量調整弁 (61a,61b,61c)を備 えているものである。
[0076] 上記第 28の発明は、冷媒回路（10)に複数の利用側熱交換器 (22a,22b,22c)が設 けられる。すなわち、この冷凍装置では、複数の利用側熱交 m^ (22a,22b,22C)で同 時に冷却 (冷房)あるいは加熱 (暖房)を行うことが可能となる。また、各利用側熱交換 器 (22a,22b,22c)に対応する複数の流量調整弁（61a,61b,61c)の開度を調整すること により、利用側熱交換器 (22a,22b,22c)に流入する冷媒流量を個別に調整することが できる。
[0077] 第 29の発明は、第 18の発明の冷凍装置において、冷媒回路（10)の冷媒として二 酸ィ匕炭素が用いられて ヽるものである。
[0078] 上記第 29の発明では、冷媒回路（10)に冷媒として二酸化炭素が充填される。この 二酸化炭素は、他の冷媒と比較して、冷凍サイクルの高低差圧を大きくすることがで きるため、膨張機（12)で得られる冷媒の膨張動力を増大させることができる。 発明の効果
[0079] 上記第 1の発明によれば、膨張機（12)へ流入する冷媒の温度を調節可能な温度 調節手段 (23)を設けたことにより、冷媒の比容積ないし流量を調整できるようにして いる。したがって、運転条件が変わっても圧縮機（11)と膨張機（12)の流量をバランス させることが可能となる。また、この発明では、膨張機（12)の流量が不足する場合で も、冷媒の一部をバイパスさせる必要がないため、膨張機（12)で得られる動力が減 少しない。したがって、 COPが低下するのも防止できる。
[0080] 上記第 2の発明によれば、温度調節手段 (23)を、加熱運転時よりも冷却運転時の 方が、膨張機（12)へ流入する冷媒の冷却性能が高くなるように構成している。したが つて、加熱運転時に圧縮機（11)と膨張機（12)の流量力 Sバランスするように冷凍サイ クルを設計した場合に、冷却運転時に膨張機（12)をバイパスさせなくても膨張機（12 )の流量が不足するのを防止できるので、圧縮機（11)と膨張機（12)の流量を冷却運 転時と加熱運転時にバランスさせることが可能となる。したがって、 COPの低下を防 止できる。
[0081] 上記第 3の発明によれば、冷媒回路（10)に内部熱交換器 (23)を設け、冷却運転 時に、放熱器となる熱源側熱交換器 (21)を通過後の冷媒を、蒸発器となる利用側熱 交 (22)を通過前または通過後の冷媒と熱交換して冷却することにより、膨張機（ 12)へ流入する冷媒の比容積な!/ヽし流量を調整して圧縮機 (11)と膨張機 (12)の流 量をバランスさせることができる。したがって、 COPの低下を防止できる。
[0082] 上記第 4の発明によれば、内部熱交換器 (23)を、冷却運転時には、蒸発器となる 利用側熱交換器 (22)を通過前または通過後の冷媒が流れる冷媒流路 (25)の伝熱 性能が、放熱器となる熱源側熱交 (21)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路 (24) の伝熱性能よりも高くなるようにし、加熱運転時には、蒸発器となる熱源側熱交換器（ 21)を通過前または通過後の冷媒が流れる冷媒流路 (24)の伝熱性能が、放熱器とな る利用側熱交換器 (22)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路 (25)の伝熱性能よりも低 くなるようにしたことにより、第 3の発明と同様に、膨張機（12)へ流入する冷媒の比容 積ないし流量を調整して圧縮機（11)と膨張機（12)の流量をバランスさせることができ る。したがって、 COPの低下を防止できる。 [0083] 上記第 5の発明によれば、内部熱交換器 (23)の所定の冷媒流路 (25)に伝熱フィン (26)を設け、冷却運転時の内部熱交換器 (23)での熱交換量が加熱運転時よりも大 きくなるようにして 、るので、膨張機（12)へ流入する冷媒の比容積な!/、し流量を調整 することができる。したがって、圧縮機（11)と膨張機（12)の流量を冷却運転時と加熱 運転時にバランスさせ、 COPの低下を防止できる。
[0084] 上記第 6の発明によれば、内部熱交翻(23)を流れる冷媒の向きを、冷却運転時 と加熱運転時で逆転させることにより、冷却運転時の冷却性能が加熱運転時よりも高 くなるようにして 、るので、膨張機（12)へ流入する冷媒の比容積な!/、し流量を調整す ることができる。したがって、圧縮機（11)と膨張機（12)の流量を冷却運転時と加熱運 転時にバランスさせ、 COPの低下を防止できる。
[0085] 上記第 7の発明によれば、冷却運転時に、二重管熱交換器を用いて、蒸発器とな る利用側熱交換器 (22)を通過前または通過後の冷媒と、放熱器となる熱源側熱交 (21)を通過後の冷媒とを熱交換することにより、膨張機 (12)へ流入する冷媒の 比容積ないし流量を調整できる。したがって、圧縮機（11)と膨張機（12)の流量を冷 却運転時と加熱運転時にバランスさせることができる。
[0086] 上記第 8の発明によれば、冷却運転時に、三層式のプレート熱交換器を用いて、蒸 発器となる利用側熱交換器 (22)を通過前または通過後の冷媒と、放熱器となる熱源 側熱交 (21)を通過後の冷媒とを熱交換することにより、膨張機 (12)へ流入する 冷媒の比容積ないし流量を調整できる。したがって、圧縮機（11)と膨張機（12)の流 量を冷却運転時と加熱運転時にバランスさせることができる。
[0087] 上記第 9の発明によれば、温度調節手段 (23)によって、膨張機（12)へ流入する高 圧冷媒を冷却運転時にのみ冷却する一方で、加熱運転時には該高圧冷媒の冷却を 停止するようにして 、るので、冷却運転時に膨張機（12)の流入冷媒密度 deを大きく することができる。したがって、冷却運転時において、圧縮機（11)を通過する冷媒の 質量流量 Mcが加熱運転時より大きくなつた場合にも、これに追随させて膨張機（12) に吸入される冷媒を冷却することで、膨張機（12)を通過する冷媒の質量流量 Meを 大きくし、両者の冷媒質量流量 Mc, Meをバランスさせることができるので、冷却運転 時と加熱運転時のいずれも、高効率を得られる運転状態となるように膨張機（12)と圧 縮機（11)の設計をすることができる。また、この発明では、膨張機（12)へ流入する冷 媒をバイパスさせなくてもよ 、ため、膨張機（12)で得られる動力も低下しな!、。
[0088] 上記第 10の発明によれば、内部熱交翻(23)を用いることにより、冷却運転時に 高圧冷媒を低圧冷媒と熱交換させて冷却するようにしている。このこと〖こより、膨張機 (12)へ流入する高圧冷媒を冷却運転時にのみ冷却することで、膨張機（12)を通過 する冷媒の質量流量 Meを大きくし、圧縮機（11)を通過する冷媒の質量流量 Mcとバ ランスさせることができるので、冷却運転時と加熱運転時のいずれも、高効率で運転 することが可能となる。
[0089] 上記第 11の発明によれば、内部熱交換器 (23)を、加熱運転時には両流路 (24,25 )に高圧冷媒を流すことで熱交換を行わせず、冷却運転時には高圧冷媒と低圧冷媒 の両方を流して熱交換を行わせるように構成している。このことにより、膨張機（12)へ 流入する高圧冷媒を冷却運転時にのみ冷却することで、膨張機（12)を通過する冷 媒の質量流量 Meを大きくし、圧縮機（11)を通過する冷媒の質量流量 Mcとバランス させることができるので、冷却運転時と加熱運転時のいずれも、高効率で運転するこ とが可能となる。
[0090] 上記第 12の発明によれば、加熱運転時には高圧冷媒が内部熱交翻 (23)をバイ パスし、かつ、冷却運転時には内部熱交換器 (23)に高圧冷媒と低圧冷媒の両方を 流して熱交換を行わせるように構成している。このことにより、膨張機（12)へ流入する 高圧冷媒を冷却運転時にのみ冷却することで、膨張機（12)を通過する冷媒の質量 流量 Meを大きくし、圧縮機（11)を通過する冷媒の質量流量 Mcとバランスさせること ができるので、冷却運転時と加熱運転時のいずれも、高効率で運転することが可能と なる。
[0091] 上記第 13の発明によれば、加熱運転時には低圧冷媒が内部熱交翻 (23)をバイ パスし、かつ、冷却運転時には内部熱交換器 (23)に高圧冷媒と低圧冷媒の両方を 流して熱交換を行わせるように構成している。このことにより、膨張機（12)へ流入する 高圧冷媒を冷却運転時にのみ冷却することで、膨張機（12)を通過する冷媒の質量 流量 Meを大きくし、圧縮機（11)を通過する冷媒の質量流量 Mcとバランスさせること ができるので、冷却運転時と加熱運転時のいずれも、高効率で運転することが可能と なる。
[0092] 上記第 14の発明によれば、冷却運転時には、内部熱交換器 (23)において、熱源 側熱交換器 (21)を通過後の高圧冷媒を、利用側熱交換器 (22)を通過前の低圧冷 媒と熱交換させて冷却するようにしている。このことにより、膨張機（12)へ流入する高 圧冷媒を冷却運転時にのみ冷却することで、膨張機（12)を通過する冷媒の質量流 量 Meを大きくし、圧縮機（11)を通過する冷媒の質量流量 Mcとバランスさせることが できるので、冷却運転時と加熱運転時のいずれも、高効率で運転することが可能とな る。
[0093] 上記第 15の発明によれば、冷却運転時には、内部熱交翻(23)において、熱源 側熱交換器 (21)を通過後の高圧冷媒を、利用側熱交換器 (22)を通過後の低圧冷 媒と熱交換させて冷却するようにしている。このことにより、膨張機（12)へ流入する高 圧冷媒を冷却運転時にのみ冷却することで、膨張機（12)を通過する冷媒の質量流 量 Meを大きくし、圧縮機（11)を通過する冷媒の質量流量 Mcとバランスさせることが できるので、冷却運転時と加熱運転時のいずれも、高効率で運転することが可能とな る。
[0094] 上記第 16の発明によれば、冷却運転時に、内部熱交換器 (23)に高圧冷媒と低圧 冷媒を互いに逆方向へ向力つて流すようにして 、るので、高圧冷媒を効率よく冷却 することができる。したがって、冷却運転時に、膨張機（12)を通過する冷媒の質量流 量 Meを大きくし、圧縮機（11)を通過する冷媒の質量流量 Mcとバランスさせることが できる。
[0095] 上記第 17の発明によれば、冷媒回路（10)の冷媒として二酸ィ匕炭素を用いることで 、他の冷媒と比較して、冷凍サイクルの高低差圧を大きくすることができる。したがつ て、圧縮機（11)の回収動力を向上させることができ、冷凍装置の COPを一層向上さ せることができる。
[0096] 上記第 18の発明によれば、気液分離器 (51)で分離された液冷媒と、膨張機（12) に吸入される冷媒とを内部熱交換部 (50)で熱交換させることにより、膨張機（12)の 吸入冷媒密度 de、すなわち質量流量 Meを増大できるようにしている。したがって、内 部熱交換部 (50)において、所定の熱交換量で冷媒の熱交換を行うことにより、圧縮 機（11)と膨張機（12)の冷媒質量流量 (Meと Mc)をバランスさせることができ、この冷 凍装置で所望の冷凍サイクルを行うことができる。
[0097] ここで本発明は、特許文献 2のように、冷媒の一部を膨張機力もバイパスさせること なぐ冷媒質量流量 Meと Mcをバランスさせることができる。すなわち、特許文献 2の 冷凍装置では、膨張機の膨張動力が低下して COPも低下してしまうが、本発明では 、全ての冷媒を膨張機（12)に導入できるため、このような COPの低下を回避すること ができる。
[0098] また、本発明では、気液分離器 (51)で分離した液冷媒と膨張機 (12)に吸入される 冷媒とを熱交換させている。ここで、同じ種類の冷媒において、液状態の冷媒は、二 相状態の冷媒、あるいはガス状態の冷媒と比較して熱通過率が高いため、内部熱交 換部 (50)における熱交換率を向上させることができる。したがって、膨張機（12)に吸 入される冷媒を効果的に冷却でき、その結果、内部熱交換部 (50)及び気液分離器（ 51)をコンパクトに設計することができる。
[0099] さらに、本発明では、気液分離器 (51)が内部熱交換部 (50)を兼用しているため、 気液分離器 (51)と内部熱交換部 (50)とを個別に設ける場合と比較して、冷凍装置の コンパクトィ匕を図ることができる。
[0100] また、本発明では、気液分離器 (51)で分離した液冷媒を所定の配管や熱交換器 に搬送することができる。このため、例えば二相状態の冷媒が配管や熱交 を流 通する場合と比較して、配管中の圧力損失を低減できる。また、二相状態の冷媒が 配管や熱交換器を流通すると、冷媒通過音が騒音となりやすくなるが、本発明では、 これを防止することがでさる。
[0101] 上記第 19の発明によれば、熱交換量調整機構 (60)を設けることで、運転条件に応 じて内部熱交換部（50)の熱交換量を調整できるようにしている。したがって、この冷 凍装置において、運転条件の変化に追随して、圧縮機 (11)と膨張機 (12)の冷媒質 量流量（Meと Mc)とをバランスさせることができる。
[0102] 上記第 20の発明によれば、気液分離器 (51)の液貯留部 (52)に伝熱管 (50)を設け ることにより、伝熱管 (50)内を流通する膨張機（12)の吸入冷媒と、気液分離器 (51) で分離された液冷媒とを確実に熱交換できるようにしている。このため、膨張機（12) の吸入冷媒密度を確実に増カロさせて、圧縮機 (11)と膨張機 (12)の冷媒質量流量（ Meと Mc)をパランスさせることができる。
[0103] 上記第 21の発明によれば、膨張機（12)の冷媒質量流量 Meが圧縮機（11)の冷媒 質量流量 Mcよりも小さくなりやす 、冷房運転時にだけ、内部熱交換部 (50)での冷 媒の熱交換を行うようにしている。したがって、冷房運転時において、確実に圧縮機（ 11)と膨張機（12)の冷媒質量流量 (Meと Mc)とをバランスさせることができる。
[0104] 一方、暖房運転時には、膨張機（12)の吸入冷媒密度 deと圧縮機（11)の吸入冷媒 密度 dcとの密度比に応じて膨張機（12)及び圧縮機（11)のシリンダ容積比を設計す ることで、圧縮機（11)と膨張機（12)の冷媒質量流量 (Meと Mc)とをバランスさせるこ とがでさる。
[0105] 上記第 22の発明によれば、熱交換量調整機構 (60)として、第 1,第 2電動弁 (36,3 7)及びバイパス管 (57)を設けている。そして、第 1,第 2電動弁 (36,37)の開度を所定 開度に調整することで、伝熱管 (50)における冷媒の熱交換量を調整できるようにして いる。したがって、運転条件に応じて圧縮機（11)と膨張機（12)の冷媒質量流量 (Me と Mc)とを高精度にバランスさせることができる。
[0106] また、第 1電動弁 (36)を全開状態とすると同時に第 2電動弁 (37)を全閉状態とする ことで、冷房運転時だけ冷媒を伝熱管 (50)に流し、冷媒の熱交換を行うことができる 。したがって、第 21の発明の作用効果を得ることができる。
[0107] 上記第 23の発明によれば、熱交換量調整機構 (60)として、四路切換弁 (32)を設 けている。そして、四路切換弁 (32)の切換によって、伝熱管 (50)に冷媒を流す状態 と、冷媒を流さない状態とに冷媒の流れを変更できるようにしている。このため、四路 切換弁 (32)の切換によって冷房運転時だけ冷媒を伝熱管 (50)に流し、冷媒の熱交 換を行うことができる。したがって、第 21の発明の作用効果を容易に得ることができる
[0108] 上記第 24の発明によれば、熱交換量調整機構 (60)として、第 1,第 2電磁開閉弁（ 34,35)及びバイパス管 (57)を設けている。そして、第 1電磁開閉弁 (34)を開の状態と すると同時に第 2電磁開閉弁 (35)を閉の状態とすることで、冷房運転時だけ冷媒を 伝熱管（50)に流し、冷媒の熱交換を行うことができるようにしている。したがって、第 2 1の発明の作用効果を得ることができる。
[0109] 上記第 25の発明によれば、熱交換量調整機構 (60)として、所定の配管経路と逆止 弁（81,82,83,84)を設けている。このため、これらの配管経路と逆止弁（81,82,83,84) との組み合わせによって、冷房運転時にだけ伝熱管（50)に冷媒を流す一方、暖房 運転時には伝熱管 (50)に冷媒を流さないようにできる。したがって、冷媒切換手段 (3 1)による冷媒の循環方向の切換制御のみで第 21の発明を実現することができる。
[0110] 上記第 26の発明によれば、気液分離器 (51)で分離されたガス冷媒を圧縮機（11) の吸入側に送り、ガスインジェクションを行うことができる。したがって、圧縮機（11)の 吸入冷媒の過熱度を調整し、この冷凍装置にぉ 、て最適な冷凍サイクル制御を行う ことができる。
[0111] 上記第 27の発明によれば、気液分離器 (51)で分離された液冷媒を圧縮機（11)の 吸入側に送り、液インジェクションを行うことができる。したがって、第 26の発明と同様 の効果を得ることができる。また、第 26の発明のガスインジェクションと本発明の液ィ ンジェクシヨンを組み合わせることで、一層細か 、冷凍サイクル制御を行うことができ る。
[0112] また、本発明によれば、膨張機（12)より流出した冷媒に含まれる冷凍機油を、気液 分離器 (51)で分離された液冷媒とともに圧縮機 (11)の吸入側に戻すことができる。
[0113] 上記第 28の発明によれば、複数の利用側熱交翻 (22a,22b,22c)を設けることで、 この冷凍装置を、いわゆるマルチタイプの空調機などに利用できる。また、各利用側 熱交換器 (22a,22b,22c)に流入する冷媒流量を各流量調整弁 (61a,61b,61c)で調整 できるため、各利用側熱交換器 (22a,22b,22c)の冷却 (冷房)能力などを個別に調整 することができる。
[0114] ここで、各利用側熱交換器 (22a,22b,22c)へは気液分離器 (51)で分離した液冷媒 を送ることができるため、例えば二相状態の冷媒と比較して上記流量調整弁 (61a,61 b,61c)における流量調整を容易に行うことができる。同時に、比較的長くなる配管で の冷媒の圧力損失ゃ冷媒通過音による騒音を低減できる。
[0115] 上記第 29の発明によれば、冷媒回路（10)の冷媒として二酸ィ匕炭素を用いることで 、他の冷媒と比較して、冷凍サイクルの高低差圧を大きくすることができる。したがつ て、膨張機（12)の回収動力を向上させることができ、この冷凍装置の COPを一層向 上させることができる。
図面の簡単な説明
[図 1]図 1は、本発明の実施形態 1に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 2]図 2は、内部熱交^^の概略構成図である。
[図 3]図 3は、実施形態 2に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 4]図 4は、実施形態 3に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 5]図 5は、実施形態 4に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 6]図 6は、実施形態 5に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 7]図 7は、実施形態 6に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 8]図 8は、実施形態 7に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 9]図 9は、実施形態 8に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 10]図 10は、実施形態 9に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 11]図 11は、実施形態 9の第 1変形例に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 12]図 12は、実施形態 9の第 2変形例に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 13]図 13は、実施形態 10に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 14]図 14は、実施形態 10の第 1変形例に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 15]図 15は、実施形態 10の第 2変形例に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 16]図 16は、実施形態 10の第 3変形例に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 17]図 17は、実施形態 10の第 4変形例に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 18]図 18は、実施形態 11に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 19]図 19は、実施形態 12に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 20]図 20は、実施形態 12の冷房運転時における冷媒の流れを示す冷媒回路図 である。
[図 21]図 21は、実施形態 12の暖房運転時における冷媒の流れを示す冷媒回路図 である。
[図 22]図 22は、実施形態 12の変形例に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 23]図 23は、実施形態 13に係る空調機の冷媒回路図である。 [図 24]図 24は、実施形態 13の冷房運転時における冷媒の流れを示す冷媒回路図 である。
[図 25]図 25は、実施形態 13の暖房運転時における冷媒の流れを示す冷媒回路図 である。
[図 26]図 26は、実施形態 13の変形例に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 27]図 27は、実施形態 14に係る空調機の冷媒回路図である。
[図 28]図 28は、実施形態 14の冷房運転時における冷媒の流れを示す冷媒回路図 である。
[図 29]図 29は、実施形態 14の暖房運転時における冷媒の流れを示す冷媒回路図 である。
[図 30]図 30は、実施形態 14の変形例に係る空調機の冷媒回路図である。
符号の説明
1 空調機 (冷凍装置）
10 冷媒回路
11 圧縮機
12 膨張機 (膨張機構）
13 モータ
21 室外熱交換器 (熱源側熱交換器）
22 室内熱交翻 (利用側熱交翻）
23 内部熱交換器 (温度調節手段）
24 内側流路
25 外側流路
26 伝熱フィン
27 第 1流路
28 第 2流路
31 第 1四路切換弁 (冷媒切換機構）
32 第 2四路切換弁 (熱交換量調整機構)
33 第 3四路切換弁 (冷媒切換機構） 32a ブリッジ回路
34 第 1電磁開閉弁
35 第 2電磁開閉弁
36 第 1電動弁
37 第 2電動弁
38 ガス制御弁
39 液制御弁
45 バイパス通路
46 バイパス通路
50 伝熱管（内部熱交換部）
51 気液分離器
52 液貯留部
53 ガス貯留部
55 分離ガス管 (第 1インジェクション配管）
57 バイパス管
59 液インジェクション配管（第 2インジェクション配管)
60 熱交換量調整機構
61 流量調整弁（61a,61b,61c)
81 ^84 逆止弁
発明を実施するための最良の形態
[0118] 以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。
[0119] 《発明の実施形態 1》
実施形態 1は、本発明に係る冷凍装置により構成された空調機（1)に関するもので ある。この空調機（1)は、図 1に示すように、冷媒回路（10)を備えている。そして、本 実施形態 1の空調機 (1)は、冷媒回路 (10)で冷媒を循環させ、冷房運転 (冷却運転) と暖房運転 (加熱運転)を切り換えて行うように構成されて ヽる。
[0120] 上記冷媒回路（10)には、二酸ィ匕炭素 (CO )が冷媒として充填されている。また、冷
2
媒回路 (10)には、圧縮機 (11)、膨張機 (12)、室外熱交換器 (熱源側熱交換器） (21) 、室内熱交換器 (利用側熱交換器）（22)、内部熱交換器 (23)、第 1四路切換弁 (31) 、及び第 2四路切換弁 (32)が設けられている。
[0121] 上記圧縮機（11)は、例えばローリングピストン型の流体機械により構成されている。
つまり、この圧縮機（11)は、押しのけ容積が一定の容積形流体機械により構成され ている。
[0122] 上記膨張機（12)は、例えばローリングピストン型の流体機械により構成されている。
つまり、この膨張機（12)は、押しのけ容積が一定の容積形流体機械により構成され ている。
[0123] なお、上記圧縮機（11)や膨張機（12)について、これらを構成する流体機械はロー リングピストン型に限定されるものではなぐ例えばスクロール型の容積形流体機械を 圧縮機 (11)や膨張機 (12)として用いてもょ ヽ。
[0124] また、上記圧縮機（11)は、モータ（13)を介して膨張機（12)と機械的に連結されて いる。この圧縮機（11)は、膨張機（12)での冷媒の膨張により得られた動力と、モータ (13)へ通電して得られた動力との両方によって回転駆動される。圧縮機（11)と膨張 機（12)は、 1本の駆動軸で連結され、それぞれの回転速度が常に等しくなる。したが つて、圧縮機（11)の押しのけ量と膨張機（12)の押しのけ量の比は、一定となってい る。
[0125] 上記室外熱交換器 (21)は、いわゆるクロスフィン型のフィン 'アンド'チューブ熱交 翻により構成されている。この室外熱交翻 (21)へは、図外のファンによって室外 空気が供給される。この室外熱交換器 (21)では、供給された室外空気と冷媒回路（1 0)の冷媒との熱交換が行われる。
[0126] 上記室内熱交^^ (22)は、いわゆるクロスフィン型のフィン 'アンド'チューブ熱交 ^^により構成されている。この室内熱交 (22)へは、図外のファンによって室内 空気が供給される。この室内熱交 (22)では、供給された室内空気と冷媒回路（1 0)の冷媒との熱交換が行われる。
[0127] 上記内部熱交 (23)は、図 2 (A)とその B— B線断面図である図 2 (B)に示すよ うに、内側流路 (24)と外側流路 (25)が隣接して配置された二重管熱交 により構 成されている。内部熱交換器 (23)は、冷房運転時において、放熱器となる室外熱交 換器 (21)を通過した後の冷媒が、蒸発器となる室内熱交換器 (22)を通過した後の 冷媒と熱交換して冷却されるように構成されて ヽる。
[0128] この内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)は、冷房運転時には、放熱器となる室外熱 交換器 (21)を通過後の冷媒が流れる流路となり、暖房運転時には、蒸発器となる室 外熱交換器 (21)を通過後の冷媒が流れる流路となる。また、外側流路 (25)は、冷房 運転時には、蒸発器となる室内熱交 (22)を通過後の冷媒が流れる流路となり、 暖房運転時には、放熱器となる室内熱交換器 (22)を通過後の冷媒が流れる流路と なる。
[0129] 上記外側流路 (25)には、伝熱フィン (26)が設けられて 、る。この伝熱フィン (26)を 設けることによって、内部熱交換器 (23)は、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交 換器 (22)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路 (外側流路 (25) )の伝熱性能が、放熱 器となる室外熱交換器 (21)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路（内側流路 (24) )の伝 熱性能よりも高くなり、暖房運転時には、蒸発器となる室外熱交換器 (21)を通過後の 冷媒が流れる冷媒流路（内側流路 (24) )の伝熱性能が、放熱器となる室内熱交換器 (22)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路 (外側流路 (25) )の伝熱性能よりも低くなるよ うに構成されている。したがって、内部熱交換器 (23)は、暖房運転時よりも冷房運転 時の方が熱交換量が大きくなつて、膨張機（12)へ流入する冷媒の冷却性能が高くな るように構成されている。
[0130] 上記冷媒回路（10)において、圧縮機（11)の吐出側は第 1四路切換弁 (31)の第 1 ポート (P1)に接続され、第 1四路切換弁 (31)の第 2ポート (P2)は室外熱交換器 (21) の第 1端に接続されている。室外熱交換器 (21)の第 2端は内部熱交換器 (23)の内 側流路 (24)を介して第 2四路切換弁 (32)の第 1ポート (P1)に接続され、第 2四路切 換弁 (32)の第 2ポート (P2)は膨張機（12)の流入側に接続されて!ヽる。膨張機（12) の流出側は第 1四路切換弁 (31)の第 3ポート (P3)に接続され、第 1四路切換弁 (31) の第 4ポート (P4)は室内熱交換器 (22)の第 1端に接続されている。室内熱交換器 (2 2)の第 2端は内部熱交換器 (23)の外側流路 (25)を介して第 2四路切換弁 (32)の第 3ポート (P3)に接続され、第 2四路切換弁 (32)の第 4ポート (P4)は圧縮機（11)の吸 入側に接続されている。 [0131] 上記第 1四路切換弁 (31)は、第 1ポート (P1)が第 2ポート (P2)と連通し且つ第 3ポ ート (P3)が第 4ポート (P4)と連通する状態（図 1に実線で示す状態）と、第 1ポート (P1 )が第 4ポート (P4)と連通し且つ第 2ポート (P2)が第 3ポート (P3)と連通する状態（図 1に破線で示す状態）とに切り換わる。
[0132] また、上記第 2四路切換弁 (32)は、第 1ポート (P1)が第 2ポート (P2)と連通し且つ 第 3ポート (P3)が第 4ポート (P4)と連通する状態（図 1に実線で示す状態）と、第 1ポ ート（P1)が第 4ポート (P4)と連通し且つ第 2ポート (P2)が第 3ポート (P3)と連通する 状態（図 1に破線で示す状態）とに切り換わる。
[0133] 運転動作
次に、この空調機（1)の冷房運転時及び暖房運転時の動作について説明する。
[0134] (冷房運転）
冷房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 1に実線で示す 状態に切り換わる。この状態でモータ（13)に通電すると、冷媒回路（10)で冷媒が循 環して冷凍サイクルが行われる。その際、室外熱交換器 (21)が放熱器となり、室内熱 交 (22)が蒸発器となる。また、冷凍サイクルの高圧圧力は、冷媒である二酸ィ匕 炭素の臨界圧力よりも高く設定されている。
[0135] 圧縮機（11)力もは、超臨界状態の高圧冷媒が吐出される。この高圧冷媒は、第 1 四路切換弁 (31)を通って室外熱交換器 (21)へ流入する。室外熱交換器 (21)にお いて、高圧冷媒は、室外空気へ放熱し、温度が低下する。
[0136] 室外熱交換器 (21)から出た高圧冷媒は、内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)を通 過し、その際に、外側流路 (25)を流れる蒸発器を通過後の冷媒と熱交換して冷却さ れる。この冷媒は、第 2四路切換弁 (32)を通って膨張機（12)へ流入する。膨張機（1 2)では、導入された高圧冷媒が膨張し、この高圧冷媒の内部エネルギが回転動力に 変換される。膨張機（12)での膨張により、高圧冷媒は圧力が低下し、超臨界状態か ら気液二層状態に変化する。
[0137] 膨張機（12)から出た低圧冷媒は、第 1四路切換弁 (31)を通って室内熱交換器 (22 )へ流入する。室内熱交換器 (22)において、低圧冷媒は、室内空気から吸熱して蒸 発する。また、室内熱交換器 (22)では室内空気が低圧冷媒によって冷却され、この 冷却された室内空気が室内へ送り返される。
[0138] 室内熱交換器 (22)から出た低圧冷媒は、内部熱交換器 (23)の外側流路 (25)を通 過し、その際に、内側流路 (24)を流れる室外熱交換器 (21)の通過後の冷媒と熱交 換して加熱される。この冷媒は、第 2四路切換弁 (32)を通って圧縮機（11)に吸入さ れる。圧縮機（11)へ吸入された冷媒は、所定の圧力にまで圧縮されて、圧縮機（11) 力 吐出される。
[0139] ここで、上記内部熱交 (23)では、蒸発器となる室内熱交 (22)を通過後の 冷媒が流れる外側流路 (25)に伝熱フィン (26)が設けられており、放熱器となる室外 熱交換器 (21)を通過後の冷媒が流れる内側流路 (24)には伝熱フィン (26)が設けら れていない。また、室内熱交換器 (22)を通過後の低圧のガス冷媒の熱伝達率は比 較的低ぐ室外熱交換器 (21)を通過後の超臨界状態の冷媒の熱伝達率は比較的 高い。したがって、この冷房運転時は、内部熱交換器 (23)において、熱伝達率が比 較的低 、低圧のガス冷媒が流れる外側流路 (25)の伝熱性能が高められて!/、るため 、上記外側流路 (25)を流れる低圧のガス冷媒と、内側流路 (24)を流れる超臨界状 態の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行うことになり、内部熱交 (23)で冷却され 、比容積が小さくなることで膨張機（12)への冷媒の流入量が多くなる。
[0140] (暖房運転）
暖房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 1に破線で示す 状態に切り換わる。この状態でモータ（13)に通電すると、冷媒回路（10)で冷媒が循 環して冷凍サイクルが行われる。その際、室内熱交換器 (22)が放熱器となり、室外熱 交 (21)が蒸発器となる。また、冷凍サイクルの高圧圧力は、冷房運転時と同様 に、冷媒である二酸ィ匕炭素の臨界圧力よりも高く設定されている。
[0141] 圧縮機（11)力もは、超臨界状態の高圧冷媒が吐出される。この高圧冷媒は、第 1 四路切換弁 (31)を通って室内熱交換器 (22)へ流入する。室内熱交換器 (22)にお いて、高圧冷媒は、室内空気へ放熱し、温度が低下する。また、室内熱交換器 (22) では室内空気が高圧冷媒によって加熱され、この加熱された室内空気が室内へ送り 返される。
[0142] 室内熱交換器 (22)から出た高圧冷媒は、内部熱交換器 (23)の外側流路 (25)を通 過した後、第 2四路切換弁 (32)を通って膨張機（12)へ流入する。膨張機（12)では、 導入された高圧冷媒が膨張し、この高圧冷媒の内部エネルギが回転動力に変換さ れる。膨張機（12)での膨張により、高圧冷媒は圧力が低下し、超臨界状態から気液 二層状態に変化する。
[0143] 膨張機（12)から出た低圧冷媒は、第 1四路切換弁 (31)を通って室外熱交換器 (21 )へ流入する。室外熱交換器 (21)において、低圧冷媒は、室外空気から吸熱して蒸 発する。
[0144] 室外熱交換器 (21)から出た低圧冷媒は、内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)を通 過した後、第 2四路切換弁 (32)を通って圧縮機（11)に吸入される。圧縮機（11)へ吸 入された冷媒は、所定の圧力にまで圧縮されて、圧縮機（11)力 吐出される。
[0145] ここで、上記内部熱交 (23)では、放熱器となる室内熱交 (22)を通過後の 冷媒が流れる外側流路 (25)に伝熱フィン (26)が設けられており、蒸発器となる室外 熱交換器 (21)を通過後の冷媒が流れる内側流路 (24)には伝熱フィン (26)が設けら れていない。また、室外熱交換器 (21)を通過後の低圧のガス冷媒の熱伝達率は比 較的低ぐ室内熱交換器 (22)を通過後の超臨界状態の冷媒の熱伝達率は比較的 高い。したがって、この暖房運転時は、内部熱交換器 (23)において、熱伝達率が比 較的低 、低圧のガス冷媒が流れる内側流路 (24)の伝熱性能が低 、ので、上記外側 流路 (25)を流れる超臨界状態の冷媒と、内側流路 (24)を流れる低圧のガス冷媒とは 、ほとんど熱交換をしない。
[0146] 一実施形態 1の効果
この実施形態 1では、内部熱交換器 (23)において、冷房運転時には、蒸発器とな る室内熱交換器 (22)を通過後の冷媒が外側流路 (25)を流れ、放熱器となる室外熱 交換器 (21)を通過後の冷媒が内側流路 (24)を流れる。また、暖房運転時には、放 熱器となる室内熱交換器 (22)を通過後の冷媒が外側流路 (25)を流れ、蒸発器とな る室外熱交換器 (21)を通過後の冷媒が内側流路 (24)を流れる。そして、外側流路（ 25)に伝熱フィン（26)が設けられて!/、る。
[0147] このため、冷房運転時には、蒸発器を通過後のガス冷媒が外側流路 (25)を流れる ため、外側流路 (25)の冷媒と内側流路 (24)の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行 い、超臨界状態の冷媒は温度が低下して膨張機（12)へ流入する。一方、暖房運転 時には、蒸発器を通過後のガス冷媒が内側流路 (24)を流れるため、外側流路 (25) の冷媒と内側流路 (24)の冷媒とがほとんど熱交換せず、超臨界状態の冷媒は温度 がほとんど変化せずに膨張機（12)へ流入する。
[0148] したがって、冷房運転時には、内部熱交換器 (23)において、膨張機（12)へ流入す る冷媒が暖房運転時よりも冷却されることによって、その比容積力 、さくなつて膨張機 (12)の流量は多くなる。したがって、本実施形態では、冷房運転時に膨張機（12)へ 流入する冷媒の比容積ないし流量を調整することによって、圧縮機（11)と膨張機（12 )の流量をバランスさせることができる。
[0149] また、暖房運転時に比べて冷媒の循環量が多くなる冷房運転時に、冷媒が膨張機
(12)をバイパスするようにしなくてもよいので、膨張機（12)の回収動力が低下せず、 したがって COPの低下を防止することが可能となる。
[0150] 《発明の実施形態 2》
実施形態 2は、実施形態 1の冷媒回路（10)において、膨張機（12)と第 1四路切換 弁 (31)との間にレシーバ (41)を設けたものである。つまり、この実施形態 2は、膨張 機（12)の出口側にレシーバ (41)を設けたものである。
[0151] 図 3に示すように、膨張機（12)の流出側はレシーバ (41)の流入口に接続され、レシ ーバ (41)の流出口は第 1四路切換弁 (31)の第 3ポート (P3)に接続されて!、る。また 、圧縮機（11)の吸入側には、レシーバ (41)の下端に接続された液インジェクション管 (42)と、レシーバ (41)の上端に接続されたガス抜き管 (43)とが接続されている。液ィ ンジ クシヨン管 (42)には第 1電動弁 (EV1)が、ガス抜き管 (43)には第 2電動弁 (EV2 )が設けられており、それぞれ、冷媒の流量調整ができるようになつている。
[0152] その他の構成は実施形態 1と同様である。
[0153] 運転動作
冷房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 3に実線で示す 状態に切り換わる。この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路 切換弁 (31)、室外熱交換器 (21)、内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)、第 2四路切 換弁 (32)、膨張機 (12)、レシーバ (41)、第 1四路切換弁 (31)、室内熱交翻 (22)、 内部熱交換器 (23)の外側流路 (25)、第 2四路切換弁 (32)を順に流れ、再度圧縮機 (11)に吸入される。
[0154] 上記内部熱交換器 (23)では、室外熱交換器 (21)を通過した後の超臨界状態の冷 媒が内側流路 (24)を流れ、室内熱交換器 (22)を通過した後の低圧のガス冷媒が外 側流路 (25)を流れるため、内側流路 (24)を流れる冷媒と外側流路 (25)を流れる冷 媒とが熱交換をする。このことにより、超臨界状態の冷媒は、上記内部熱交 (23) で冷却され、比容積が小さくなつた状態で膨張機（12)へ流入することになる。
[0155] なお、この冷房運転時、液インジェクション管 (42)の電動弁の開度を調整すること により、圧縮機（11)の吸入過熱度制御と油戻し運転とが可能である。また、ガス抜き 管 (43)の電動弁の開度を調整することにより、レシーバ (41)のガス抜きを行うこともで きる。また、液インジェクション管 (42)の第 1電動弁 (EV1)とガス抜き管 (43)の第 2電 動弁 (EV2)の開度を調整すると、運転時に圧縮機（11)に容量不足が発生したときに 、容量の不足分を補うこともできる。
[0156] 暖房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 3に破線で示す 状態に切り換わる。この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路 切換弁 (31)、室内熱交換器 (22)、内部熱交換器 (23)の外側流路 (25)、第 2四路切 換弁 (32)、膨張機 (12)、レシーバ (41)、第 1四路切換弁 (31)、室外熱交翻 (21)、 内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)、第 2四路切換弁 (32)を順に流れ、再度圧縮機 (11)に吸入される。
[0157] 上記内部熱交換器 (23)では、室内熱交換器 (22)を通過した後の超臨界状態の冷 媒が外側流路 (25)を流れ、室外熱交換器 (21)を通過した後の低圧のガス冷媒が内 側流路 (24)を流れるため、内側流路 (24)を流れる冷媒と外側流路 (25)を流れる冷 媒とはほとんど熱交換をしない。このことにより、超臨界状態の冷媒は内部熱交 (
23)を通過してもほとんど温度が変化せずに膨張機（12)へ流入することになる。
[0158] 一実施形態 2の効果
この実施形態 2においても、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器 (22)を 通過後のガス冷媒が外側流路 (25)を流れるため、外側流路 (25)の冷媒と内側流路 (
24)の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行!、、超臨界状態の冷媒は温度が低下して 比容積が小さくなつた状態で膨張機（12)へ流入する。一方、暖房運転時には、蒸発 器となる室外熱交 (21)を通過後のガス冷媒が内側流路 (24)を流れるため、外 側流路 (25)の冷媒と内側流路 (24)の冷媒とがほとんど熱交換せず、超臨界状態の 冷媒は温度がほとんど変化せずに膨張機（12)へ流入する。
[0159] 以上のように、冷房運転時に膨張機（12)へ流入する冷媒の温度を調整することで 、その比容積ないし流量を調整することができるので、圧縮機（11)と膨張機（12)の流 量をバランスさせて、 COPの低下を防止することが可能となる。
[0160] 《発明の実施形態 3》
実施形態 3は、実施形態 1の冷媒回路（10)において、レシーバ (41)を実施形態 2と は異なる位置に設けたものである。この実施形態 3では、放熱器を出た超臨界状態 の冷媒が内部熱交換器 (23)へ流入する一方、蒸発器を出た低圧の冷媒がレシーバ (41)を通ってから内部熱交 (23)へ流入するように構成されて 、る。
[0161] 図 4に示すように、室内熱交換器 (22)の第 2端と内部熱交換器 (23)の外側流路 (2 5)とを結ぶ配管は、該室内熱交 (22)と内部熱交 (23)の間に第 1電磁弁 (S VI)が設けられるとともに、該第 1電磁弁 (SV1)の手前で分岐し、第 3電磁弁 (SV3)を 介してレシーバ (41)に接続されている。また、室外熱交 (21)の第 2端と内部熱 交 (23)の内側流路 (24)とを結ぶ配管は、該室外熱交 (21)と内部熱交 (23)の間に第 2電磁弁 (SV2)が設けられるとともに、該第 2電磁弁 (SV2)の手前で分 岐し、第 4電磁弁 (SV4)を介してレシーバ (41)に接続されて!、る。
[0162] レシーバ (41)は、電動弁 (EV)の設けられた液インジェクション管 (42)が圧縮機（11 )の吸入側に接続されている。また、レシーバ (41)のガス抜き管 (43)は 2つに分岐し て、第 1分岐管 (43a)は、レシーバ (41)へ向力ぅ冷媒流れを禁止する第 1逆止弁 (CV 1)を介して内部熱交換器 (23)の外側流路 (25)に接続され、第 2分岐管 (43b)は、レ シーバ (41)へ向かう冷媒流れを禁止する第 2逆止弁 (CV2)を介して内部熱交換器 ( 23)の内側流路 (24)に接続されて!、る。
[0163] その他の構成は実施形態 1と同様である。
[0164] 運転動作
冷房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 4に実線で示す 状態に切り換わる。また、この冷房運転時は、第 1電磁弁 (SV1)と第 4電磁弁 (SV4)と 力 S「閉」となり、第 2電磁弁 (SV2)と第 3電磁弁 (SV3)とが「開」となる。
[0165] この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路切換弁 (31)、室 外熱交換器 (21)、内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)、第 2四路切換弁 (32)、膨張 機（12)、第 1四路切換弁 (31)、室内熱交翻 (22)、レシーバ (41)、内部熱交翻（ 23)の外側流路 (25)、第 2四路切換弁 (32)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入され る。
[0166] 上記内部熱交換器 (23)では、室外熱交換器 (21)を通過した後の超臨界状態の冷 媒が内側流路 (24)を流れ、室内熱交換器 (22)を通過した後の低圧のガス冷媒が外 側流路 (25)を流れるため、内側流路 (24)を流れる冷媒と外側流路 (25)を流れる冷 媒とが熱交換をする。このことにより、超臨界状態の冷媒は、上記内部熱交 (23) で冷却され、比容積が小さくなつた状態で膨張機（12)へ流入することになる。
[0167] 暖房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 4に破線で示す 状態に切り換わる。また、この冷房運転時は、第 1電磁弁 (SV1)と第 4電磁弁 (SV4)と が「開」となり、第 2電磁弁 (SV2)と第 3電磁弁 (SV3)とが「閉」となる。
[0168] この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路切換弁 (31)、室 内熱交換器 (22)、内部熱交換器 (23)の外側流路 (25)、第 2四路切換弁 (32)、膨張 機 (12)、第 1四路切換弁 (31)、室外熱交翻 (21)、レシーバ (41)、内部熱交翻（ 23)の内側流路 (24)、第 2四路切換弁 (32)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入され る。
[0169] 上記内部熱交換器 (23)では、室内熱交換器 (22)を通過した後の超臨界状態の冷 媒が外側流路 (25)を流れ、室外熱交換器 (21)を通過した後の低圧のガス冷媒が内 側流路 (24)を流れるため、内側流路 (24)を流れる冷媒と外側流路 (25)を流れる冷 媒とはほとんど熱交換をしない。このことにより、超臨界状態の冷媒は内部熱交 ( 23)を通過してもほとんど温度が変化せずに膨張機（12)へ流入することになる。
[0170] 一実施形態 3の効果
この実施形態 3においても、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器 (22)を 通過後のガス冷媒が外側流路 (25)を流れるため、外側流路 (25)の冷媒と内側流路 ( 24)の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行!、、超臨界状態の冷媒は温度が低下して 比容積が小さくなつた状態で膨張機（12)へ流入する。一方、暖房運転時には、蒸発 器となる室外熱交 (21)を通過後のガス冷媒が内側流路 (24)を流れるため、外 側流路 (25)の冷媒と内側流路 (24)の冷媒とがほとんど熱交換せず、超臨界状態の 冷媒は温度がほとんど変化せずに膨張機（12)へ流入する。
[0171] 以上のように、冷房運転時に膨張機（12)へ流入する冷媒の温度を調整することで 、その比容積ないし流量を調整することができるので、圧縮機（11)と膨張機（12)の流 量をバランスさせて、 COPの低下を防止することが可能となる。
[0172] 《発明の実施形態 4》
実施形態 4は、内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)と外側流路 (25)における冷媒 の流れ方向が、冷房運転時には互いに逆方向となり（対向流となり）、暖房運転時に は互いに同一同じ方向となる（並行流となる）ようにした例である。
[0173] 図 5に示すように、この実施形態 4では、室外熱交 (21)と内部熱交 (23)と の間に第 3四路切換弁 (33)を設け、内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)の流れ方向 が冷房運転時と暖房運転時で逆転するようにしている。このために、室外熱交換器（ 21)の第 2端が第 3四路切換弁 (33)の第 1ポート (P1)に接続され、第 3四路切換弁 (3 3)の第 2ポート (P2)が内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)を介して該第 3四路切換 弁 (33)の第 3ポート (P3)に接続され、さらに第 3四路切換弁 (33)の第 4ポート (P4)が 第 2四路切換弁 (32)の第 1ポート (P1)に接続されて!ヽる。
[0174] 上記第 3四路切換弁 (33)は、第 1ポート (P1)が第 2ポート (P2)と連通し且つ第 3ポ ート (P3)が第 4ポート (P4)と連通する状態（図 1に実線で示す状態）と、第 1ポート (P1 )が第 3ポート (P3)と連通し且つ第 2ポート (P2)が第 4ポート (P4)と連通する状態（図 1に破線で示す状態）とに切り換わる。
[0175] その他の構成は実施形態 1と同様である。
[0176] 運転動作
冷房運転時、第 1四路切換弁 (31)、第 2四路切換弁 (32)及び第 3四路切換弁 (33) は、図 5に実線で示す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機（11)から吐出さ れた冷媒は、第 1四路切換弁 (31)、室外熱交翻 (21)、第 3四路切換弁 (33)、内部 熱交翻 (23)の内側流路 (24)、第 3四路切換弁 (33)、第 2四路切換弁 (32)、膨張 機 (12)、第 1四路切換弁 (31)、室内熱交翻 (22)、内部熱交翻 (23)の外側流路 (25)、第 2四路切換弁 (32)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0177] 上記内部熱交換器 (23)では、室外熱交換器 (21)を通過した後に内側流路 (24)を 通過する冷媒と、室内熱交換器 (22)を通過した後に外側流路 (25)を通過する冷媒 とが、互いに逆方向へ向かって流れるとともに、内側流路 (24)を超臨界状態の冷媒 が流れ、外側流路 (25)をガス冷媒が流れるために、内側流路 (24)を流れる冷媒と外 側流路 (25)を流れる冷媒とが効率よく熱交換をする。このことにより、超臨界状態の 冷媒は、上記内部熱交換器 (23)で冷却され、比容積が小さくなつた状態で膨張機（1 2)へ流入することになる。
[0178] 暖房運転時、第 1四路切換弁 (31)、第 2四路切換弁 (32)及び第 3四路切換弁 (33) は、図 5に破線で示す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機（11)から吐出さ れた冷媒は、第 1四路切換弁 (31)、室内熱交翻 (22)、内部熱交翻 (23)の外側 流路 (25)、第 2四路切換弁 (32)、膨張機 (12)、第 1四路切換弁 (31)、室外熱交換器 (21)、第 3四路切換弁 (33)、内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)、第 3四路切換弁（ 33)、第 2四路切換弁 (32)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0179] 上記内部熱交換器 (23)では、室内熱交換器 (22)を通過した後に外側流路 (25)を 通過する冷媒と、室外熱交換器 (21)を通過した後に内側流路 (24)を通過する冷媒 とが、互いに同一方向へ向かって流れるとともに、外側流路 (25)を超臨界状態の冷 媒が流れ、内側流路 (24)をガス冷媒が流れるために、内側流路 (24)を流れる冷媒と 外側流路 (25)を流れる冷媒とはほとんど熱交換をしない。このことにより、超臨界状 態の冷媒は内部熱交換器 (23)を通過してもほとんど温度が変化せずに膨張機（12) へ流入することになる。
[0180] 具体的には、対向流の熱交換効率が 0. 8、並行流の熱交換効率が 0. 3、冷房運 転時の熱通過率が外側流路 (25)と内側流路の伝熱面積差により暖房運転時の 2. 3 4倍であるとすると、冷房時の伝熱性能は、暖房時と比較して、
2. 34 X 0. 8/0. 3 = 6. 24倍となる。
[0181] 一実施形態 4の効果 この実施形態 4においては、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交 (22)を 通過後のガス冷媒が外側流路 (25)を流れることに加えて、外側流路 (25)の冷媒と内 側流路 (24)の冷媒が互いに逆方向へ向かって流れるようにしているため、外側流路 (25)の冷媒と内側流路 (24)の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行って、超臨界状態 の冷媒は温度が低下して比容積力 、さくなつた状態で膨張機（12)へ流入する。一方 、暖房運転時には、蒸発器となる室外熱交換器 (21)を通過後のガス冷媒が内側流 路 (24)を流れ、そのときに外側流路 (25)の冷媒と内側流路 (24)の冷媒とが互いに 同一方向へ向かって流れるため、外側流路 (25)の冷媒と内側流路 (24)の冷媒とが ほとんど熱交換せず、超臨界状態の冷媒は温度がほとんど変化せずに膨張機（12) へ流入する。
[0182] 以上のように、冷房運転時に膨張機（12)へ流入する冷媒の温度を調整することで 、その比容積ないし流量を調整することができるので、圧縮機（11)と膨張機（12)の流 量をバランスさせて、 COPの低下を防止することが可能となる。
[0183] 《発明の実施形態 5》
実施形態 5は、実施形態 1において、内部熱交換器 (23)として二重管熱交換器の 代わりに三層式のプレート熱交 を用いたものである。この内部熱交 (23)は、 中央に位置する内側流路 (24)と、この内側流路 (24)の外側に隣接して配置された 第 1外側流路 (25A)と第 2外側流路 (25B)とを有して ヽる。
[0184] 図 6に示すように、上記内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)は、冷房運転時には、 放熱器となる室外熱交 (21)を通過後の冷媒が流れる流路となり、暖房運転時に は、蒸発器となる室外熱交 (21)を通過後の冷媒が流れる流路となる。また、第 2 外側流路 (25B)は、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器 (22)を通過後の 冷媒が流れる流路となり、暖房運転時には、放熱器となる室内熱交換器 (22)を通過 後の冷媒が流れる流路となる。第 1外側流路 (25A)は、冷房運転時は第 2外側流路（ 25B)を、暖房運転時は内側通路 (24)をそれぞれ通過した後の低圧の冷媒が流れる 流路となる。
[0185] この内部熱交換器 (23)の第 1外側流路 (25A)には、内側流路 (24)側の側面に、伝 熱フィン (26)が設けられている。この伝熱フィン (26)を設けることによって、内部熱交 換器 (23)は、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器 (22)を通過後の冷媒が 流れる冷媒流路 (第 1外側流路 (25A) )の伝熱性能が、放熱器となる室外熱交換器 ( 21)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路（内側流路 (24) )の伝熱性能よりも高くなり、 暖房運転時には、蒸発器となる室外熱交換器 (21)を通過後の冷媒が流れる冷媒流 路（内側流路 (24) )の伝熱性能が、放熱器となる室内熱交換器 (22)を通過後の冷媒 が流れる冷媒流路 (第 1外側流路 (25A) )の伝熱性能よりも低くなるように構成されて いる。したがって、内部熱交換器 (23)は、暖房運転時よりも冷房運転時の方が、膨張 機（12)へ流入する冷媒の冷却性能が高くなるように構成されて 、る。
[0186] この実施形態の冷媒回路（10)では、室外熱交換器 (21)の第 2端は、内部熱交換 器 (23)の内側流路 (24)を介して第 2四路切換弁 (32)の第 1ポート (P1)に接続され、 第 2四路切換弁 (32)の第 2ポート (P2)は膨張機（12)の流入側に接続されて!ヽる。ま た、室内熱交換器 (22)の第 2端は、内部熱交換器 (23)の第 2外側流路 (25B)を介し て第 2四路切換弁 (32)の第 3ポート (P3)に接続され、第 2四路切換弁 (32)の第 4ポ ート (P4)は、内部熱交換器 (23)の第 1外側流路 (25A)を介して圧縮機（11)の吸入 側に接続されている。
[0187] その他の構成は実施形態 1と同様である。
[0188] 運転動作
冷房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 6に実線で示す 状態に切り換わる。この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路 切換弁 (31)、室外熱交換器 (21)、内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)、第 2四路切 換弁 (32)、膨張機 (12)、第 1四路切換弁 (31)、室内熱交換器 (22)、内部熱交換器 ( 23)の第 2外側流路 (25B)、第 2四路切換弁 (32)、内部熱交 (23)の第 1外側流 路 (25A)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0189] 上記内部熱交換器 (23)では、室外熱交換器 (21)を通過した後に内側流路 (24)を 通過する超臨界状態の冷媒と、室内熱交換器 (22)を通過した後に第 2外側流路 (25 B)を通過するガス冷媒とは、温度差は大き!/、が並行流であるために熱交換量は比較 的小さい。一方、内側流路 (24)を通過する超臨界状態の冷媒と、第 2外側流路 (25B )を通過してから第 1外側流路 (25A)を通過するガス冷媒とは、温度差が大き!/、ととも に対向流であり、し力も第 1外側流路 (25A)をガス冷媒が流れるため、効率よく熱交 換をする。このことにより、超臨界状態の冷媒は、上記内部熱交 (23)で冷却され 、比容積が小さくなつた状態で膨張機（12)へ流入することになる。
[0190] 暖房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 6に破線で示す 状態に切り換わる。この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路 切換弁 (31)、室内熱交換器 (22)、内部熱交換器 (23)の第 2外側流路 (25B)、第 2四 路切換弁 (32)、膨張機 (12)、第 1四路切換弁 (31)、室外熱交翻 (21)、内部熱交 換器 (23)の内側流路 (24)、第 2四路切換弁 (32)、内部熱交換器 (23)の第 1外側流 路 (25A)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0191] 上記内部熱交換器 (23)では、室内熱交換器 (22)を通過した後に第 1外側流路 (25 B)を通過する超臨界状態の冷媒と、室外熱交換器 (21)を通過した後に内側流路 (2 4)を通過する低圧のガス冷媒とは、温度差は大きいが並行流であるために熱交換量 は比較的小さい。また、内側流路を通過するガス冷媒と、その後に第 1外側流路 (25 A)を通過するガス冷媒とは温度差がないために熱交換量はほとんどゼロとなる。この ことにより、超臨界状態の冷媒は内部熱交 (23)を通過してもほとんど温度が変 化せずに膨張機（12)へ流入することになる。
[0192] 一実施形態 5の効果
この実施形態 5においても、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器 (22)を 通過後のガス冷媒が外側流路 (25) (第 1外側流路 (25A) )を流れることに加えて、第 1外側流路 (25A)の冷媒と内側流路 (24)の冷媒が互いに逆方向へ向かって流れる ようにして!/、るため、第 1外側流路 (25A)の冷媒と内側流路 (24)の冷媒とが比較的効 率よく熱交換を行って、超臨界状態の冷媒は温度が低下して比容積が小さくなつた 状態で膨張機 (12)へ流入する。一方、暖房運転時には、蒸発器となる室外熱交換 器 (21)を通過後のガス冷媒が内側流路 (24)と第 1外側流路 (25A)を流れ、そのとき に第 2外側流路 (25B)の超臨界状態の冷媒とほとんど熱交換をしないため、超臨界 状態の冷媒は温度がほとんど変化せずに膨張機（12)へ流入する。
[0193] 以上のように、冷房運転時に膨張機（12)へ流入する冷媒の温度を調整することで 、その比容積ないし流量を調整することができるので、圧縮機（11)と膨張機（12)の流 量をバランスさせて、 COPの低下を防止することが可能となる。
[0194] 《発明の実施形態 6》
実施形態 6は、冷房運転時に、放熱器を通過した後の冷媒と蒸発器に流入する前 の冷媒とが内部熱交換器 (23) (二重管熱交換器)で熱交換をするように構成した例 である。
[0195] 図 7に示すように、圧縮機（11)の吐出側は第 1四路切換弁 (31)の第 1ポート (P1)に 接続され、第 1四路切換弁 (31)の第 2ポート (P2)は室外熱交換器 (21)の第 1端に接 続されて!ヽる。室外熱交換器 (21)の第 2端は内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)を 介して第 2四路切換弁 (32)の第 1ポート (P1)に接続され、第 2四路切換弁 (32)の第 2ポート (P2)が膨張機（12)の流入側に接続されている。膨張機（12)の流出側は第 2 四路切換弁 (32)の第 3ポート (P3)に接続され、第 2四路切換弁 (32)の第 4ポート (P4 )は内部熱交換器 (23)の外側流路 (25)を介して室内熱交換器 (22)の第 1端に接続 されて 、る。室内熱交 (22)の第 2端は第 1四路切換弁 (31)の第 3ポート (P3)に 接続され、第 1四路切換弁 (31)の第 4ポート (P4)は圧縮機（11)の吸入側に接続され ている。
[0196] 運転動作
冷房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 7に実線で示す 状態に切り換わる。この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路 切換弁 (31)、室外熱交換器 (21)、内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)、第 2四路切 換弁 (32)、膨張機 (12)、第 2四路切換弁 (32)、内部熱交換器 (23)の外側流路 (25) 、室内熱交換器 (22)、第 1四路切換弁 (31)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入さ れる。
[0197] 上記内部熱交換器 (23)では、室外熱交換器 (21)を通過した後の超臨界状態の冷 媒が内側流路 (24)を流れ、室内熱交換器 (22)を通過する前の低圧の冷媒が外側流 路 (25)を流れるため、内側流路 (24)を流れる冷媒と外側流路 (25)を流れる冷媒とが 熱交換をする。このことにより、超臨界状態の冷媒は、上記内部熱交 (23)で冷 却され、比容積が小さくなつた状態で膨張機（12)へ流入することになる。
[0198] 暖房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 7に破線で示す 状態に切り換わる。この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路 切換弁 (31)、室内熱交換器 (22)、内部熱交換器 (23)の外側流路 (25)、第 2四路切 換弁 (32)、膨張機 (12)、第 2四路切換弁 (32)、内部熱交換器 (23)の内側流路 (24) 、室外熱交換器 (21)、第 1四路切換弁 (31)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入さ れる。
[0199] 上記内部熱交換器 (23)では、室内熱交換器 (22)を通過した後の超臨界状態の冷 媒が外側流路 (25)を流れ、室外熱交換器 (21)を通過する前の低圧の冷媒が内側流 路 (24)を流れるため、内側流路 (24)を流れる冷媒と外側流路 (25)を流れる冷媒とは ほとんど熱交換をしない。このことにより、超臨界状態の冷媒は内部熱交 (23)を 通過してもほとんど温度が変化せずに膨張機（12)へ流入することになる。
[0200] 一実施形態 6の効果
この実施形態 6においては、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器 (22)を 通過前の冷媒が外側流路 (25)を流れるため、外側流路 (25)の冷媒と内側流路 (24) の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行 、、超臨界状態の冷媒は温度が低下して比 容積が小さくなつた状態で膨張機 (12)へ流入する。一方、暖房運転時には、蒸発器 となる室外熱交換器 (21)を通過前の冷媒が内側流路 (24)を流れるため、外側流路（ 25)の冷媒と内側流路 (24)の冷媒とがほとんど熱交換せず、超臨界状態の冷媒は温 度がほとんど変化せずに膨張機（12)へ流入する。
[0201] 以上のように、冷房運転時に膨張機（12)へ流入する冷媒の温度を調整することで 、その比容積ないし流量を調整することができるので、圧縮機（11)と膨張機（12)の流 量をバランスさせて、 COPの低下を防止することが可能となる。
[0202] 《発明の実施形態 7》
実施形態 7は、実施形態 6の冷媒回路（10)において、第 2四路切換弁 (32)の代わ りにブリッジ回路（32a)を用いたものである。
[0203] 図 8に示すように、上記ブリッジ回路 (32a)は、 4つの管路をブリッジ状に接続して構 成され、 4つのポート（P1,P2,P3,P4)を有している。上記 4つの管路には、それぞれ逆 止弁 (CV)が設けられている。上記逆止弁 (CV)は、第 1ポート (P1)から第 2ポート (P2 )へ向かう冷媒流れと、第 3ポート (P3)から第 4ポート (P4)へ向力ぅ冷媒流れと、第 3 ポート (P3)から第 1ポート (PI)へ向かう冷媒流れと、第 4ポート (P4)から第 2ポート (P 2)へ向力ぅ冷媒流れを許容するように、各管路に設けられている。
[0204] 上記内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)は、ブリッジ回路 (32a)の第 1ポート (P1) に接続されている。該ブリッジ回路 (32a)の第 2ポート (P2)は、膨張機（12)の流入側 に接続されている。膨張機（12)の流出側は、上記ブリッジ回路 (32a)の第 3ポート（P3 )に接続されて 、る。このブリッジ回路 (32a)の第 4ポート（P4)は、内部熱交換器 (23) の外側流路 (25)に接続されて!、る。
[0205] その他の構成は実施形態 6と同様である。
[0206] 運転動作
冷房運転時、第 1四路切換弁 (31)は、図 8に実線で示す状態に切り換わる。この状 態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路切換弁 (31)、室外熱交換 器 (21)、内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)、ブリッジ回路 (32a)、膨張機（12)、プリ ッジ回路 (32 、内部熱交換器 (23)の外側流路 (25)、室内熱交換器 (22)、第 1四路 切換弁 (31)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0207] 上記内部熱交換器 (23)では、室外熱交換器 (21)を通過した後の超臨界状態の冷 媒が内側流路 (24)を流れ、室内熱交換器 (22)を通過する前の低圧の冷媒が外側流 路 (25)を流れるため、内側流路 (24)を流れる冷媒と外側流路 (25)を流れる冷媒とが 熱交換をする。このことにより、超臨界状態の冷媒は、上記内部熱交 (23)で冷 却され、比容積が小さくなつた状態で膨張機（12)へ流入することになる。
[0208] 暖房運転時、第 1四路切換弁 (31)は、図 8に破線で示す状態に切り換わる。この状 態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路切換弁 (31)、室内熱交換 器 (22)、内部熱交換器 (23)の外側流路 (25)、ブリッジ回路 (32a)、膨張機（12)、プリ ッジ回路 (32 、内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)、室外熱交換器 (21)、第 1四路 切換弁 (31)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0209] 上記内部熱交換器 (23)では、室内熱交換器 (22)を通過した後の超臨界状態の冷 媒が外側流路 (25)を流れ、室外熱交換器 (21)を通過する前の低圧の冷媒が内側流 路 (24)を流れるため、内側流路 (24)を流れる冷媒と外側流路 (25)を流れる冷媒とは ほとんど熱交換をしない。このことにより、超臨界状態の冷媒は内部熱交 (23)を 通過してもほとんど温度が変化せずに膨張機（12)へ流入することになる。
[0210] 一実施形態 7の効果
この実施形態 7においては、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器 (22)を 通過前の冷媒が外側流路 (25)を流れるため、外側流路 (25)の冷媒と内側流路 (24) の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行 、、超臨界状態の冷媒は温度が低下して比 容積が小さくなつた状態で膨張機 (12)へ流入する。一方、暖房運転時には、蒸発器 となる室外熱交換器 (21)を通過前の冷媒が内側流路 (24)を流れるため、外側流路（ 25)の冷媒と内側流路 (24)の冷媒とがほとんど熱交換せず、超臨界状態の冷媒は温 度がほとんど変化せずに膨張機（12)へ流入する。
[0211] 以上のように、冷房運転時に膨張機（12)へ流入する冷媒の温度を調整することで 、その比容積ないし流量を調整することができるので、圧縮機（11)と膨張機（12)の流 量をバランスさせて、 COPの低下を防止することが可能となる。
[0212] 《発明の実施形態 8》
実施形態 8は、実施形態 6において、内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)と外側流 路 (25)における冷媒の流れ方向が、冷房運転時には互いに逆方向となり、暖房運転 時には互いに同じ方向となるようにした例である。
[0213] 図 9に示すように、この実施形態 8では、実施形態 6の冷媒回路（10)において室外 熱交 (21)と内部熱交 (23)との間に第 3四路切換弁 (33)を設け、冷房運転 時と暖房運転時で内部熱交換器 (23)の外側流路 (25)の流れ方向が逆転しても、内 側流路 (24)の流れ方向は逆転しないようにしている。このために、室外熱交^^ (21 )の第 2端が第 3四路切換弁 (33)の第 1ポート (P1)に接続され、第 3四路切換弁 (33) の第 2ポート (P2)が内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)を介して該第 3四路切換弁 ( 33)の第 3ポート (P3)に接続され、さらに第 3四路切換弁 (33)の第 4ポート (P4)が第 2 四路切換弁 (32)の第 1ポート (P1)に接続されて!ヽる。
[0214] 上記第 3四路切換弁 (33)は、第 1ポート (P1)が第 2ポート (P2)と連通し且つ第 3ポ ート (P3)が第 4ポート (P4)と連通する状態（図 1に実線で示す状態）と、第 1ポート (P1 )が第 3ポート (P3)と連通し且つ第 2ポート (P2)が第 4ポート (P4)と連通する状態（図 1に破線で示す状態）とに切り換わる。 [0215] その他の構成は実施形態 6と同様である。
[0216] 運転動作
冷房運転時、第 1四路切換弁 (31)、第 2四路切換弁 (32)及び第 3四路切換弁 (33) は、図 9に実線で示す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機（11)から吐出さ れた冷媒は、第 1四路切換弁 (31)、室外熱交翻 (21)、第 3四路切換弁 (33)、内部 熱交翻 (23)の内側流路 (24)、第 3四路切換弁 (33)、第 2四路切換弁 (32)、膨張 機 (12)、第 2四路切換弁 (32)、内部熱交換器 (23)の外側流路 (25)、室内熱交換器 (22)、第 1四路切換弁 (31)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0217] 上記内部熱交換器 (23)では、室外熱交換器 (21)を通過した後に内側流路 (24)を 通過する冷媒と、室内熱交換器 (22)を通過する前に外側流路 (25)を通過する冷媒 とが、互いに逆方向へ向かって流れるとともに、内側流路 (24)を超臨界状態の冷媒 が流れ、外側流路 (25)を低圧冷媒が流れるために、内側流路 (24)を流れる冷媒と 外側流路 (25)を流れる冷媒とが効率よく熱交換をする。このことにより、超臨界状態 の冷媒は、上記内部熱交換器 (23)で冷却され、比容積が小さくなつた状態で膨張機 (12)へ流入することになる。
[0218] 暖房運転時、第 1四路切換弁 (31)、第 2四路切換弁 (32)及び第 3四路切換弁 (33) は、図 9に破線で示す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機（11)から吐出さ れた冷媒は、第 1四路切換弁 (31)、室内熱交翻 (22)、内部熱交翻 (23)の外側 流路 (25)、第 2四路切換弁 (32)、膨張機（12)、第 2四路切換弁 (32)、第 3四路切換 弁 (33)、内部熱交換器 (23)の内側流路 (24)、第 3四路切換弁 (33)、室外熱交換器 (21)、第 1四路切換弁 (31)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0219] 上記内部熱交換器 (23)では、室内熱交換器 (22)を通過した後に外側流路 (25)を 通過する冷媒と、室外熱交換器 (21)を通過する前に内側流路 (24)を通過する冷媒 とが、互いに同一方向へ向かって流れるとともに、外側流路 (25)を超臨界状態の冷 媒が流れ、内側流路 (24)を低圧冷媒が流れるために、内側流路 (24)を流れる冷媒 と外側流路 (25)を流れる冷媒とはほとんど熱交換をしない。このことにより、超臨界状 態の冷媒は内部熱交換器 (23)を通過してもほとんど温度が変化せずに膨張機（12) へ流入することになる。 [0220] 一実施形態 8の効果
この実施形態 8においては、冷房運転時には、蒸発器となる室内熱交換器 (22)を 通過前の低圧冷媒が外側流路 (25)を流れることに加えて、外側流路 (25)の冷媒と 内側流路 (24)の冷媒が互いに逆方向へ向かって流れるようにしているため、外側流 路 (25)の冷媒と内側流路 (24)の冷媒とが比較的効率よく熱交換を行って、超臨界状 態の冷媒は温度が低下して比容積力 、さくなつた状態で膨張機（12)へ流入する。一 方、暖房運転時には、蒸発器となる室外熱交換器 (21)を通過前の低圧冷媒が内側 流路 (24)を流れ、そのときに外側流路 (25)の冷媒と内側流路 (24)の冷媒とが互 ヽ に同一方向へ向力つて流れるため、外側流路 (25)の冷媒と内側流路 (24)の冷媒と がほとんど熱交換せず、超臨界状態の冷媒は温度がほとんど変化せずに膨張機（12 )へ流入する。
[0221] 以上のように、冷房運転時に膨張機（12)へ流入する冷媒の温度を調整することで 、その比容積ないし流量を調整することができるので、圧縮機（11)と膨張機（12)の流 量をバランスさせて、 COPの低下を防止することが可能となる。
[0222] 《発明の実施形態 9》
実施形態 9は、本発明に係る冷凍装置により構成された空調機（1)に関するもので ある。この空調機（1)は、図 10に示すように、冷媒回路（10)を備えている。この冷媒 回路（10)は、冷媒を超臨界状態に圧縮して蒸気圧縮式冷凍サイクルを行うものであ る。そして、本実施形態 9の空調機（1)は、冷媒回路（10)で冷媒を循環させ、冷房運 転 (冷却運転)と暖房運転 (加熱運転)を切り換えて行うように構成されて!ヽる。
[0223] 上記冷媒回路（10)には、二酸ィ匕炭素 (CO )が冷媒として充填されている。また、冷
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媒回路 (10)には、圧縮機 (11)、膨張機 (12)、室外熱交換器 (熱源側熱交換器） (21) 、室内熱交翻 (利用側熱交翻）（22)、内部熱交翻 (23)、第 1四路切換弁 (31) 、及び第 2四路切換弁 (32)が設けられている。
[0224] 圧縮機（11)及び膨張機（12)は、それぞれ固有のシリンダ容積を有するロータリビス トン型の流体機械により構成されている。上記圧縮機（11)と膨張機（12)とは、モータ (13)の回転軸によって互いに連結されて 、る。圧縮機（11)は、膨張機（12)における 冷媒の膨張により得られた動力 (膨張動力）と、モータ（13)へ通電して得られる動力 との両方によって回転駆動される。
[0225] 上記圧縮機（11)及び膨張機（12)は、互いに回転軸と連結されているため、それぞ れの回転速度が常に等しくなる。したがって、冷媒回路（10)において、膨張機（12) を通過する冷媒の体積循環量 Veと圧縮機（11)を通過する冷媒の体積循環量 Vcと の比率 (VeZVc)は、各流体機械（11,12)のシリンダ容積比によって定まる固定値と なっている。このシリンダ容積比は、上記 VeZVcの比と、この空調機（1)の暖房時に おける膨張機（12)の流入冷媒密度 deと圧縮機（11)の吸入冷媒密度 dcとの密度比 d eZdcとが等量となるように、すなわち、膨張機（12)を通過する冷媒の質量流量 Me と圧縮機（11)を通過する冷媒の質量流量 Mcとが等量となるように設計されて!、る。
[0226] なお、上記圧縮機（11)や膨張機（12)について、これらを構成する流体機械はロー リングピストン型に限定されるものではなぐ例えばスクロール型の容積形流体機械を 圧縮機 (11)や膨張機 (12)として用いてもょ ヽ。
[0227] 上記室外熱交換器 (21)は、いわゆるクロスフィン型のフィン 'アンド'チューブ熱交 翻により構成されている。この室外熱交翻 (21)へは、図外のファンによって室外 空気が供給される。この室外熱交換器 (21)では、供給された室外空気と冷媒回路（1 0)の冷媒との熱交換が行われる。
[0228] 上記室内熱交^^ (22)は、いわゆるクロスフィン型のフィン 'アンド'チューブ熱交 ^^により構成されている。この室内熱交 (22)へは、図外のファンによって室内 空気が供給される。この室内熱交換器 (22)では、供給された室内空気と冷媒回路（1 0)の冷媒との熱交換が行われる。
[0229] 上記内部熱交換器 (23)は、互いに隣接して配置された第 1流路 (27)及び第 2流路
(28)を有し、第 1流路 (27)を流れる冷媒と第 2流路 (28)を流れる冷媒が熱交換可能 に構成されている。この内部熱交換器 (23)は、冷房運転時に高圧冷媒が低圧冷媒と 熱交換して冷却されるように構成されて ヽる。
[0230] この内部熱交換器 (23)は、冷房運転時には第 1流路 (27)を高圧冷媒が流通する 一方で第 2流路 (28)を低圧冷媒が高圧冷媒とは逆方向へ向かって流通する対向流 となり、暖房運転時には両流路 (24,25)を高圧冷媒が同じ方向へ向力つて流通する 並行流となるように構成されている。そして、冷房運転時は、放熱器となる室外熱交 換器 (21)を通過後の高圧冷媒が、蒸発器となる室内熱交換器 (22)を通過前の低圧 冷媒と熱交換して冷却される。一方、暖房運転時は、放熱器となる室内熱交翻 (22 )を通過後の高圧冷媒が第 2流路 (28)と第 1流路 (27)を順に流れ、高圧冷媒の冷却 は行われない。
[0231] 上記冷媒回路（10)において、圧縮機（11)の吐出側は第 1四路切換弁 (31)の第 1 ポート (P1)に接続され、第 1四路切換弁 (31)の第 2ポート (P2)は室外熱交換器 (21) の第 1端に接続されて 、る。室外熱交換器 (21)の第 2端は第 2四路切換弁 (32)の第 1ポート (P1)に接続され、第 2四路切換弁 (32)の第 2ポート (P2)は内部熱交換器 (23 )の第 1流路 (27)を介して膨張機 (12)の流入側に接続されて!ヽる。膨張機 (12)の流 出側は第 2四路切換弁 (32)の第 3ポート (P3)に接続され、第 2四路切換弁 (32)の第 4ポート (P4)は内部熱交換器 (23)の第 2流路 (28)を介して室内熱交換器 (22)の第 1 端に接続されている。室内熱交換器 (22)の第 2端は第 1四路切換弁 (31)の第 3ポー ト (P3)に接続され、第 1四路切換弁 (31)の第 4ポート (P4)は圧縮機（11)の吸入側に 接続されている。
[0232] 上記第 1四路切換弁 (31)は、第 1ポート (P1)が第 2ポート (P2)と連通し且つ第 3ポ ート (P3)が第 4ポート (P4)と連通する状態（図 10に実線で示す状態）と、第 1ポート ( P1)が第 3ポート（P3)と連通し且つ第 2ポート (P2)が第 4ポート（P4)と連通する状態（ 図 10に破線で示す状態）とに切り換わる。
[0233] また、上記第 2四路切換弁 (32)は、第 1ポート（P1)が第 2ポート（P2)と連通し且つ 第 3ポート (P3)が第 4ポート (P4)と連通する状態（図 10に実線で示す状態）と、第 1ポ ート（P1)が第 3ポート (P3)と連通し且つ第 2ポート (P2)が第 4ポート (P4)と連通する 状態（図 10に破線で示す状態）とに切り換わる。
[0234] 運転動作
次に、この空調機（1)の冷房運転時及び暖房運転時の動作について説明する。
[0235] (冷房運転）
冷房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 10に実線で示 す状態に切り換わる。この状態でモータ（13)に通電すると、冷媒回路（10)で冷媒が 循環して冷凍サイクルが行われる。その際、室外熱交換器 (21)が放熱器となり、室内 熱交換器 (22)が蒸発器となる。また、冷凍サイクルの高圧圧力は、冷媒である二酸 化炭素の臨界圧力よりも高く設定されている。
[0236] 圧縮機（11)力もは、超臨界状態の高圧冷媒が吐出される。この高圧冷媒は、実線 の矢印で示すように、第 1四路切換弁 (31)を通って室外熱交換器 (21)へ流入する。 室外熱交換器 (21)において、高圧冷媒は、室外空気へ放熱し、温度が低下する。
[0237] 室外熱交換器 (21)から出た高圧冷媒は、第 2四路切換弁 (32)を経て内部熱交換 器 (23)の第 1流路 (27)を通過する。この高圧冷媒は、内部熱交換器 (23)において、 第 2流路 (28)を流れる低圧冷媒と熱交換して冷却される。この高圧冷媒は膨張機（1 2)へ流入し、膨張機（12)では、導入された高圧冷媒が膨張し、この高圧冷媒の内部 エネルギが回転動力に変換される。膨張機（12)での膨張により、高圧冷媒は圧力が 低下し、超臨界状態から気液二相状態に変化する。
[0238] 膨張機 (12)から出た低圧冷媒は、第 2四路切換弁 (32)を通って内部熱交 (23 )の第 2流路 (28)を通過し、その際に、第 1流路 (27)を流れる高圧冷媒と熱交換して 加熱される。この低圧冷媒は、室内熱交換器 (22)へ流入し、室内熱交換器 (22)にお いて、室内空気から吸熱して蒸発する。また、室内熱交換器 (22)では室内空気が低 圧冷媒によって冷却され、この冷却された室内空気が室内へ送り返される。
[0239] 室内熱交換器 (22)から出た低圧冷媒は、第 1四路切換弁 (31)を通って圧縮機（11 )に吸入される。圧縮機（11)へ吸入された冷媒は、所定の圧力にまで圧縮されて、圧 縮機（11)カゝら吐出される。
[0240] (暖房運転）
暖房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 10に破線で示 す状態に切り換わる。この状態でモータ（13)に通電すると、冷媒回路（10)で冷媒が 循環して冷凍サイクルが行われる。その際、室内熱交換器 (22)が放熱器となり、室外 熱交換器 (21)が蒸発器となる。また、冷凍サイクルの高圧圧力は、冷房運転時と同 様に、冷媒である二酸ィ匕炭素の臨界圧力よりも高く設定されている。
[0241] 圧縮機（11)力もは、超臨界状態の高圧冷媒が吐出される。この高圧冷媒は、破線 の矢印で示すように、第 1四路切換弁 (31)を通って室内熱交換器 (22)へ流入する。 室内熱交換器 (22)において、高圧冷媒は、室内空気へ放熱し、温度が低下する。ま た、室内熱交換器 (22)では室内空気が高圧冷媒によって加熱され、この加熱された 室内空気が室内へ送り返される。
[0242] 室内熱交換器 (22)から出た高圧冷媒は、内部熱交換器 (23)の第 2流路 (28)を通 過した後、第 2四路切換弁 (32)を通って内部熱交換器 (23)の第 1流路 (27)を通過 する。その際、内部熱交換器 (23)では、室内熱交換器 (22)を出た高圧冷媒が第 2流 路 (28)と第 1流路 (27)を順に流れるため、温度の変化は生じな!/、。
[0243] 内部熱交換器 (23)の第 1通路 (24)を出た高圧冷媒は、膨張機 (12)へ流入する。
膨張機（12)では、導入された高圧冷媒が膨張し、この高圧冷媒の内部エネルギが回 転動力に変換される。膨張機（12)での膨張により、高圧冷媒は圧力が低下し、超臨 界状態から気液二相状態に変化する。
[0244] 膨張機（12)から出た低圧冷媒は、第 2四路切換弁 (32)を通って室外熱交換器 (21 )へ流入する。室外熱交換器 (21)において、低圧冷媒は、室外空気から吸熱して蒸 発する。室外熱交換器 (21)力も出た低圧冷媒は、第 1四路切換弁 (31)を通って圧縮 機（11)に吸入される。圧縮機（11)へ吸入された冷媒は、所定の圧力にまで圧縮され て、圧縮機（11)力も吐出される。
[0245] 一実施形態 9の効果
この実施形態 9では、内部熱交換器 (23)において、冷房運転時には、放熱器とな る室外熱交換器 (21)を通過後の高圧冷媒が第 1流路 (27)を流れ、蒸発器となる室 内熱交換器 (22)を通過前の低圧冷媒が第 2流路 (28)を流れるため、高圧冷媒が冷 却される。一方、暖房運転時には、放熱器となる室内熱交 (22)を通過後の高圧 冷媒が第 2流路 (28)と第 1流路 (27)を順に流れるため、高圧冷媒の温度は変化しな い。
[0246] 以上のように、内部熱交換器 (23)が冷房運転時にだけ機能するため、冷房運転時 には、膨張機 (12)に吸入される高圧冷媒を冷却でき、膨張機 (12)の流入冷媒密度 d eを増大させることができる。その結果、従来の冷凍装置の冷房運転時には、上述し た理由により圧縮機（11)の冷媒質量流量 Mcが膨張機（12)の冷媒質量流量 Meより も大きくなつてしまうのに対し、この実施形態 9では、膨張機（12)の冷媒質量流量 Me を大きくできるため、両者の冷媒質量流量 Mc, Meをバランスさせることができる。 [0247] また、本実施形態 9では、冷媒の一部を膨張機（12)力もバイパスさせることなぐ冷 媒質量流量 Me, Mcをバランスさせている。このため、冷媒の一部を膨張機（12)から バイパスさせると膨張機（12)の膨張動力が低下して COPも低下してしまうのに対し、 本実施形態では、全ての冷媒を膨張機（12)に導入できるため、 COPの低下を回避 することができる。
[0248] なお、この実施形態 9では、冷房運転時に高圧冷媒と低圧冷媒が内部熱交換器 (2 3)を逆方向へ流れるようにすることで熱交換効率を高めるようにしている力 低圧冷 媒が蒸発器前の液冷媒であって熱伝達率が高いため、高圧冷媒と低圧冷媒が内部 熱交換器 (23)を同じ方向へ流れるようにしてもよい。その場合でも、高圧冷媒を冷却 することは可會である。
[0249] 一実施形態 9の変形例
(第 1変形例）
実施形態 9の第 1変形例は、実施形態 9の冷媒回路（10)において、膨張機（12)と 第 2四路切換弁 (32)との間にレシーバ (41)を設けたものである。つまり、この第 1変 形例は、膨張機（12)の出口側にレシーバ (41)を設けたものである。
[0250] 図 11に示すように、膨張機（12)の流出側はレシーバ (41)の流入口に接続され、レ シーバ (41)の流出口は第 2四路切換弁 (32)の第 3ポート (P3)に接続されて!、る。ま た、圧縮機（11)の吸入側には、レシーバ (41)の下端部に接続された液インジエタショ ン管 (42)と、レシーバ (41)の上部に接続されたガス抜き管 (43)とが接続されて 、る。 液インジ クシヨン管 (42)には第 1電動弁 (EV1)が、ガス抜き管 (43)には第 2電動弁 ( EV2)が設けられており、それぞれ、冷媒の流量調整ができるようになつている。
[0251] その他の構成は図 10の実施形態 9と同様である。
[0252] 冷房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 11に実線で示 す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四 路切換弁 (31)、室外熱交翻 (21)、第 2四路切換弁 (32)、内部熱交翻 (23)の第 1流路 (27)、膨張機 (12)、レシーバ (41)、第 2四路切換弁 (32)、内部熱交翻 (23) の第 2流路 (28)、室内熱交換器 (22)、第 1四路切換弁 (31)を順に流れ、再度圧縮 機（11)に吸入される。 [0253] 上記内部熱交換器 (23)では、室外熱交換器 (21)を通過した後の高圧冷媒が第 1 流路 (27)を流れ、室内熱交換器 (22)を通過する前の低圧冷媒が第 2流路 (28)を流 れるため、これらの高圧冷媒と低圧冷媒とが熱交換をする。このことにより、高圧冷媒 は、上記内部熱交 (23)で冷却されて力 膨張機（12)へ流入することになる。
[0254] なお、この冷房運転時、液インジヱクシヨン管 (42)の第 1電動弁 (EV1)の開度を調 整することにより、圧縮機（11)の吸入過熱度制御と油戻し運転とが可能である。また 、ガス抜き管 (43)の第 2電動弁 (EV2)の開度を調整することにより、レシーバ (41)の ガス抜きを行うこともできる。また、液インジヱクシヨン管 (42)の第 1電動弁 (EV1)とガ ス抜き管 (43)の第 2電動弁 (EV2)の開度を調整すると、運転時に圧縮機 (11)に容量 不足が発生したときに、容量の不足分を補うこともできる。
[0255] 暖房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 11に破線で示 す状態に切り換わる。この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四 路切換弁 (31)、室内熱交換器 (22)、内部熱交換器 (23)の第 2流路 (28)、第 2四路 切換弁 (32)、内部熱交換器 (23)の第 1流路 (27)、膨張機 (12)、レシーバ (41)、第 2 四路切換弁 (32)、室外熱交換器 (21)、第 1四路切換弁 (31)を順に流れ、再度圧縮 機（11)に吸入される。
[0256] 上記内部熱交換器 (23)では、放熱器となる室内熱交換器 (22)を通過した後の高 圧冷媒が第 2流路 (28)と第 1流路 (27)を順に流れるため、高圧冷媒の温度は変化し ない。このことにより、高圧冷媒は冷却されずに膨張機（12)へ流入することになる。
[0257] この変形例においても、内部熱交換器 (23)が冷房運転時にだけ機能するため、冷 房運転時には、膨張機（12)に吸入される高圧冷媒を冷却でき、膨張機（12)の流入 冷媒密度 deを増大させることができる。その結果、従来の冷凍装置の冷房運転時に は、上述した理由により圧縮機（11)の冷媒質量流量 Mcが膨張機（12)の冷媒質量 流量 Meよりも大きくなつてしまうのに対し、この実施形態 9の第 1変形例では、膨張機 (12)の冷媒質量流量 Meを大きくできるため、両者の冷媒質量流量 Mc, Meをバラ ンスさせることができる。
[0258] また、上記実施形態 9と同様、冷媒の一部を膨張機（12)からバイパスさせることなく 、冷媒質量流量 Me, Mcをバランスさせているため、全ての冷媒を膨張機（12)に導 入することで、 COPの低下を回避することもできる。
[0259] (第 2変形例）
実施形態 9の第 2変形例は、実施形態 9の冷媒回路（10)において、第 2四路切換 弁（32)の代わりにブリッジ回路（32a)を用いたものである。
[0260] 図 12に示すように、上記ブリッジ回路 (32a)は、 4つの管路をブリッジ状に接続して 構成され、 4つのポート（P1,P2,P3,P4)を有している。上記 4つの管路には、それぞれ 逆止弁 (CV)が設けられている。上記逆止弁 (CV)は、第 1ポート (P1)から第 2ポート（ P2)へ向力ぅ冷媒流れと、第 3ポート (P3)から第 4ポート (P4)へ向力ぅ冷媒流れと、第 3ポート (P3)から第 1ポート (P1)へ向かう冷媒流れと、第 4ポート (P4)から第 2ポート ( P2)へ向力 冷媒流れを許容するように、各管路に設けられている。
[0261] 上記室外熱交換器 (21)の第 2端は、ブリッジ回路 (32a)の第 1ポート (P1)に接続さ れている。該ブリッジ回路 (32a)の第 2ポート (P2)は、内部熱交翻(23)の第 1流路（ 27)を介して膨張機（12)の流入側に接続されている。膨張機（12)の流出側は、上記 ブリッジ回路 (32a)の第 3ポート（P3)に接続されて!、る。このブリッジ回路 (32a)の第 4 ポート (P4)は、内部熱交換器 (23)の第 2流路 (28)を介して室内熱交換器 (22)の第 1 端に接続されている。
[0262] その他の構成は図 10の実施 9と同様である。
[0263] 冷房運転時、第 1四路切換弁 (31)は、図 12に実線で示す状態に切り換わる。この 状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路切換弁 (31)、室外熱交 換器 (21)、ブリッジ回路 (32a)、内部熱交換器 (23)の第 1流路 (27)、膨張機 (12)、ブ リッジ回路 (32 、内部熱交換器 (23)の第 2流路 (28)、室内熱交換器 (22)、第 1四路 切換弁 (31)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0264] 上記内部熱交換器 (23)では、室外熱交換器 (21)を通過した後の高圧冷媒が第 1 流路 (27)を流れ、室内熱交換器 (22)を通過する前の低圧冷媒が第 2流路 (28)を流 れるため、これらの高圧冷媒と低圧冷媒とが熱交換をする。このことにより、高圧冷媒 は、上記内部熱交 (23)で冷却されて力 膨張機（12)へ流入することになる。
[0265] 暖房運転時、第 1四路切換弁 (31)は、図 12に破線で示す状態に切り換わる。この 状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路切換弁 (31)、室内熱交 換器 (22)、内部熱交換器 (23)の第 2流路 (28)、ブリッジ回路 (32 、内部熱交換器（ 23)の第 1流路 (27)、膨張機（12)、ブリッジ回路 (32a)、室外熱交換器 (21)、第 1四 路切換弁 (31)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0266] 上記内部熱交換器 (23)では、放熱器となる室内熱交換器 (22)を通過した後の高 圧冷媒が第 2流路 (28)と第 1流路 (27)を順に流れるため、高圧冷媒の温度は変化し ない。このことにより、高圧冷媒は冷却されずに膨張機（12)へ流入することになる。
[0267] この変形例においても、内部熱交換器 (23)が冷房運転時にだけ機能するため、冷 房運転時には、膨張機（12)に吸入される高圧冷媒を冷却でき、膨張機（12)の流入 冷媒密度 deを増大させることができる。その結果、従来の冷凍装置の冷房運転時に は、上述した理由により圧縮機（11)の冷媒質量流量 Mcが膨張機（12)の冷媒質量 流量 Meよりも大きくなつてしまうのに対し、この実施形態 9の第 2変形例では、膨張機 (12)の冷媒質量流量 Meを大きくできるため、両者の冷媒質量流量 Mc, Meをバラ ンスさせることができる。
[0268] また、上記実施形態 9と同様、冷媒の一部を膨張機（12)からバイパスさせることなく 、冷媒質量流量 Me, Mcをバランスさせているため、全ての冷媒を膨張機（12)に導 入することで、 COPの低下を回避することもできる。
[0269] 《発明の実施形態 10》
実施形態 10は、図 13に示すように、実施形態 9とは冷媒回路（10)の構成が異なる ものである。この例では、実施形態 9とは内部熱交 (23)の位置が異なるとともに、 暖房運転時に高圧冷媒が内部熱交翻 (23)をバイパスするためのバイパス通路 (45 )が設けられている。
[0270] この冷媒回路（10)において、圧縮機（11)の吐出側は第 1四路切換弁 (31)の第 1ポ ート (P1)に接続され、第 1四路切換弁 (31)の第 2ポート (P2)は室外熱交換器 (21)の 第 1端に接続されて ヽる。室外熱交換器 (21)の第 2端は第 2四路切換弁 (32)の第 1 ポート (P1)に接続され、第 2四路切換弁 (32)の第 2ポート (P2)は内部熱交換器 (23) の第 1流路 (27)を介して膨張機（12)の流入側に接続されて!ヽる。
[0271] 第 2四路切換弁 (32)の第 2ポート (P2)と内部熱交換器 (23)の第 1流路 (27)の間に は第 1開閉弁 (SV1)が設けられて 、る。第 2四路切換弁 (32)の第 2ポート (P2)と第 1 開閉弁 (SV1)の間の配管には、第 2開閉弁 (SV2)を有するバイパス通路 (45)の一端 が接続されている。このバイパス通路 (45)の他端は、内部熱交翻(23)の第 1流路（ 27)と膨張機（12)の流入側とを接続する配管に合流して 、る。
[0272] 膨張機（12)の流出側は第 2四路切換弁 (32)の第 3ポート (P3)に接続され、第 2四 路切換弁 (32)の第 4ポート (P4)は室内熱交換器 (22)の第 1端に接続されて!ヽる。室 内熱交換器 (22)の第 2端は第 1四路切換弁 (31)の第 3ポート (P3)に接続され、第 1 四路切換弁 (31)の第 4ポート (P4)は内部熱交換器 (23)の第 2流路 (28)を介して圧 縮機（11)の吸入側に接続されている。
[0273] 以上の構成により、上記内部熱交換器 (23)は、冷房運転時には第 1流路 (27)を高 圧冷媒が流通する一方で第 2流路 (28)を低圧冷媒が流通するように構成されて!ヽる 。そして、冷房運転時に、室外熱交換器 (21)を通過後の高圧冷媒が、室内熱交換器 (22)を通過後の低圧冷媒と熱交換して冷却されるようになっている。
[0274] なお、この構成において、第 1開閉弁 (SV1)及び第 2開閉弁 (SV2)には、電磁開閉 弁や電動弁を用いることができる。また、第 1開閉弁 (SV1)は、内部熱交翻(23)の 前後どちらに設けてもよい。
[0275] 運転動作
冷房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 13に実線で示 す状態に切り換わる。また、第 1開閉弁 (SV1)は開放され、第 2開閉弁 (SV2)は閉鎖 される。この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路切換弁 (31 )、室外熱交換器 (21)、第 2四路切換弁 (32)、内部熱交換器 (23)の第 1流路 (27)、 膨張機 (12)、第 2四路切換弁 (32)、室内熱交翻 (22)、第 1四路切換弁 (31)、内部 熱交換器 (23)の第 2流路 (28)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0276] 上記内部熱交換器 (23)では、室外熱交換器 (21)を通過した後の高圧冷媒が第 1 流路 (27)を流れ、室内熱交換器 (22)を通過した後の低圧冷媒が第 2流路 (28)を流 れるため、これらの高圧冷媒と低圧冷媒とが熱交換をする。このことにより、高圧冷媒 は、上記内部熱交 (23)で冷却されて力 膨張機（12)へ流入することになる。
[0277] 暖房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 13に破線で示 す状態に切り換わる。また、第 1開閉弁 (SV1)は閉鎖され、第 2開閉弁 (SV2)は開放 される。この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路切換弁 (31 )、室内熱交換器 (22)、第 2四路切換弁 (32)、バイパス通路 (45)、膨張機 (12)、第 2 四路切換弁 (32)、室外熱交換器 (21)、第 1四路切換弁 (31)、内部熱交換器 (23)の 第 2流路 (28)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0278] 上記内部熱交換器 (23)では、室内熱交換器 (22)を通過した後の高圧冷媒が流れ ず、室外熱交換器 (21)を通過した後の低圧冷媒だけが第 2流路 (28)を流れるため、 高圧冷媒の温度は変化しない。このことにより、高圧冷媒は冷却されずに膨張機（12 )へ流入することになる。
[0279] 一実施形態 10の効果
この実施形態 10においても、内部熱交換器 (23)が冷房運転時にだけ機能するた め、冷房運転時には、膨張機（12)に吸入される高圧冷媒を冷却でき、膨張機（12)の 流入冷媒密度 deを増大させることができる。その結果、従来の冷凍装置の冷房運転 時には、圧縮機（11)の冷媒質量流量 Mcが膨張機（12)の冷媒質量流量 Meよりも大 きくなつてしまうのに対し、膨張機（12)の冷媒質量流量 Meを大きくできるため、両者 の冷媒質量流量 Mc, Meをバランスさせることができる。
[0280] また、上記実施形態 9と同様、冷媒の一部を膨張機（12)からバイパスさせることなく 、冷媒質量流量 Me, Mcをバランスさせているため、全ての冷媒を膨張機（12)に導 入することで、 COPの低下を回避することもできる。
[0281] 一実施形態 10の変形例
(第 1変形例）
実施形態 10の第 1変形例は、図 13に示す実施形態 10の冷媒回路（10)において、 蒸発器の出口側と内部熱交換器 (23)の低圧側の間にレシーバ (41)を設けたもので ある。
[0282] 図 14に示すように、第 1四路切換弁 (31)の第 4ポート (P4)はレシーバ (41)の流入 口に接続され、レシーバ (41)の流出口は内部熱交換器 (23)の第 2流路 (28)を介し て圧縮機（11)の吸入側に接続されている。また、圧縮機（11)の吸入側には、レシ一 バ (41)の下端部に接続された液インジェクション管 (42)が接続されて!ヽる。液インジ ェクシヨン管 (42)には第 1電動弁 (EV1)が設けられており、冷媒の流量調整ができる ようになっている。
[0283] なお、この例ではレシーバ (41)の出口が飽和ガスとなるため、内部熱交^^ (23) は冷房運転時に高圧冷媒と低圧冷媒が互いに逆方向に流れるように構成されて ヽる
[0284] その他の構成は図 13の実施形態 10と同様である。
[0285] 冷房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 14に実線で示 す状態に切り換わる。また、第 1開閉弁 (SV1)は開放され、第 2開閉弁 (SV2)は閉鎖 される。この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路切換弁 (31 )、室外熱交換器 (21)、第 2四路切換弁 (32)、内部熱交換器 (23)の第 1流路 (27)、 膨張機 (12)、第 2四路切換弁 (32)、室内熱交翻 (22)、第 1四路切換弁 (31)、レシ ーバ (41)、内部熱交換器 (23)の第 2流路 (28)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入 される。
[0286] 上記内部熱交換器 (23)では、室外熱交換器 (21)を通過した後の高圧冷媒が第 1 流路 (27)を流れ、室内熱交換器 (22)及びレシーバ (41)を通過した後の低圧冷媒が 第 2流路 (28)を流れるため、これらの高圧冷媒と低圧冷媒とが熱交換をする。このこ とにより、高圧冷媒は、上記内部熱交 (23)で冷却されて力 膨張機（12)へ流入 すること〖こなる。
[0287] 暖房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 14に破線で示 す状態に切り換わる。また、第 1開閉弁 (SV1)は閉鎖され、第 2開閉弁 (SV2)は開放 される。この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路切換弁 (31 )、室内熱交換器 (22)、第 2四路切換弁 (32)、バイパス通路 (45)、膨張機 (12)、第 2 四路切換弁 (32)、室外熱交換器 (21)、第 1四路切換弁 (31)、レシーバ (41)、内部 熱交換器 (23)の第 2流路 (28)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0288] 上記内部熱交換器 (23)では、室内熱交換器 (22)を通過した後の高圧冷媒が流れ ず、室外熱交換器 (21)及びレシーバ (21)を通過した後の低圧冷媒だけが第 2流路（ 28)を流れるため、上記高圧冷媒の温度は変化しない。このことにより、高圧冷媒は 冷却されずに膨張機（12)へ流入することになる。
[0289] この変形例においても、内部熱交換器 (23)が冷房運転時にだけ機能するため、冷 房運転時には、膨張機（12)に吸入される高圧冷媒を冷却でき、膨張機（12)の流入 冷媒密度 deを増大させることができる。その結果、従来の冷凍装置の冷房運転時に は、圧縮機（11)の冷媒質量流量 Mcが膨張機（12)の冷媒質量流量 Meよりも大きく なってしまうのに対し、膨張機（12)の冷媒質量流量 Meを大きくできるため、両者の 冷媒質量流量 Mc, Meをバランスさせることができる。
[0290] また、上記実施形態 9と同様、冷媒の一部を膨張機（12)からバイパスさせることなく 、冷媒質量流量 Me, Mcをバランスさせているため、全ての冷媒を膨張機（12)に導 入することで、 COPの低下を回避することもできる。
[0291] (第 2変形例）
実施形態 10の第 2変形例は、図 13に示す実施形態 10の冷媒回路（10)において、 冷媒が内部熱交翻 (23)をバイパスする構成を変更した例である。
[0292] 図 15に示すように、この冷媒回路（10)において、第 2四路切換弁 (32)と内部熱交
(23)の第 1流路 (27)の間には第 1開閉弁 (SV1)は設けられておらず、暖房運転 時に冷媒にこの第 1流路 (27)をバイパスさせるための図 13のバイパス通路（高圧側 ノ ィパス通路）（45)も設けられていない。
[0293] 上記第 1開閉弁 (SV1)は、第 1四路切換弁 (31)の第 4ポート (P4)と内部熱交換器（ 23)の第 2流路 (28)の間に設けられている。また、第 1四路切換弁 (31)の第 4ポート（ P4)と第 1開閉弁 (SV1)の間の配管には、第 2開閉弁 (SV2)を有するバイパス通路（ 低圧側バイパス通路）（46)の一端が接続されている。このバイパス通路 (46)の他端 は、内部熱交 (23)の第 2流路 (28)と圧縮機（11)の吸入側とを接続する配管に 合流している。
[0294] その他の構成は図 13の実施形態 10と同様である。
[0295] 冷房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 15に実線で示 す状態に切り換わる。また、第 1開閉弁 (SV1)は開放され、第 2開閉弁 (SV2)は閉鎖 される。この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路切換弁 (31 )、室外熱交換器 (21)、第 2四路切換弁 (32)、内部熱交換器 (23)の第 1流路 (27)、 膨張機 (12)、第 2四路切換弁 (32)、室内熱交翻 (22)、第 1四路切換弁 (31)、内部 熱交換器 (23)の第 2流路 (28)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。 [0296] 上記内部熱交換器 (23)では、室外熱交換器 (21)を通過した後の高圧冷媒が第 1 流路 (27)を流れ、室内熱交換器 (22)を通過した後の低圧冷媒が第 2流路 (28)を流 れるため、これらの高圧冷媒と低圧冷媒とが熱交換をする。このことにより、高圧冷媒 は、上記内部熱交 (23)で冷却されて力 膨張機（12)へ流入することになる。
[0297] 暖房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 15に破線で示 す状態に切り換わる。また、第 1開閉弁 (SV1)は閉鎖され、第 2開閉弁 (SV2)は開放 される。この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路切換弁 (31 )、室内熱交換器 (22)、第 2四路切換弁 (32)、内部熱交換器 (23)の第 1流路 (27)、 膨張機 (12)、第 2四路切換弁 (32)、室外熱交換器 (21)、第 1四路切換弁 (31)、バイ パス通路 (46)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0298] 上記内部熱交換器 (23)では、室内熱交換器 (22)を通過した後の高圧冷媒は第 1 流路 (27)を流れるが、室外熱交翻 (21)を通過した後の低圧冷媒が流れな!/ヽため 、高圧冷媒の温度は変化しない。このことにより、高圧冷媒は冷却されずに膨張機（1 2)へ流入することになる。
[0299] この実施形態 10においても、内部熱交換器 (23)が冷房運転時にだけ機能するた め、冷房運転時には、膨張機（12)に吸入される高圧冷媒を冷却でき、膨張機（12)の 流入冷媒密度 deを増大させることができる。その結果、従来の冷凍装置の冷房運転 時には、圧縮機（11)の冷媒質量流量 Mcが膨張機（12)の冷媒質量流量 Meよりも大 きくなつてしまうのに対し、膨張機（12)の冷媒質量流量 Meを大きくできるため、両者 の冷媒質量流量 Mc, Meをバランスさせることができる。
[0300] また、上記実施形態 9と同様、冷媒の一部を膨張機（12)からバイパスさせることなく 、冷媒質量流量 Me, Mcをバランスさせているため、全ての冷媒を膨張機（12)に導 入することで、 COPの低下を回避することもできる。
[0301] (第 3変形例）
実施形態 10の第 3変形例は、図 13に示す実施形態 10の冷媒回路において、第 2 四路切換弁 (32)を用いな!/ヽ構成にした例である。
[0302] 図 16に示すように、この冷媒回路（10)において、室外熱交換器 (21)の第 2端は、 第 3逆止弁 (CV3)と内部熱交 (23)の第 1流路 (27)とを介して膨張機 (12)の流入 側に接続されている。膨張機（12)の流出側は 2つに分岐して、一方が第 1逆止弁 (C VI)を介して室外熱交 (21)と第 3逆止弁 (CV3)との間の配管に接続され、他方 が第 2逆止弁 (CV2)を介して室内熱交換器 (22)の第 1端に接続されている。また、第 2逆止弁 (CV2)と室内熱交 (22)との間の配管には、第 4逆止弁 (CV4)を有する バイパス通路 (45)の一端が接続され、バイパス通路 (45)の他端は、内部熱交翻（ 23)の第 1流路 (27)と膨張機（12)の流入側とを接続する配管に合流して 、る。
[0303] なお、第 1逆止弁 (CV1)と第 2逆止弁 (CV2)は、膨張機（12)からの冷媒の流出を 許容する弁であり、代わりに電磁開閉弁などを用いて冷房運転時と暖房運転時に開 閉状態を切り換えるようにしてもよい。第 3逆止弁 (CV3)と第 4逆止弁 (CV4)は、膨張 機（12)への冷媒の流入を許容する弁であり、第 1逆止弁 (CV1)及び第 2逆止弁 (CV 2)と同様に電磁開閉弁などで代用してもよ!、。
[0304] その他の構成は図 13に示す実施形態 10と同様である。
[0305] 運転動作
冷房運転時、第 1四路切換弁 (31)は、図 16に実線で示す状態に切り換わる。この 状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路切換弁 (31)、室外熱交 換器 (21)、第 3逆止弁 (CV3)、内部熱交換器 (23)の第 1流路 (27)、膨張機 (12)、第 2逆止弁 (CV2)、室内熱交換器 (22)、第 1四路切換弁 (31)、内部熱交換器 (23)の 第 2流路 (28)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0306] 上記内部熱交換器 (23)では、室外熱交換器 (21)を通過した後の高圧冷媒が第 1 流路 (27)を流れ、室内熱交換器 (22)を通過した後の低圧冷媒が第 2流路 (28)を流 れるため、これらの高圧冷媒と低圧冷媒とが熱交換をする。このことにより、高圧冷媒 は、上記内部熱交 (23)で冷却されて力 膨張機（12)へ流入することになる。
[0307] 暖房運転時、第 1四路切換弁 (31)は、図 16に破線で示す状態に切り換わる。この 状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路切換弁 (31)、室内熱交 翻 (22)、バイパス通路 (45) (第 4逆止弁 (CV4) )、膨張機 (12)、第 1逆止弁 (CV1) 、室外熱交換器 (21)、第 1四路切換弁 (31)、内部熱交換器 (23)の第 2流路 (28)を 順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0308] 上記内部熱交換器 (23)では、室内熱交換器 (22)を通過した後の高圧冷媒が流れ ず、室外熱交換器 (21)を通過した後の低圧冷媒が第 2流路 (28)を流れるため、高圧 冷媒の温度は変化しない。このことにより、高圧冷媒は冷却されずに膨張機（12)へ 流入することになる。
[0309] この変形例においても、内部熱交換器 (23)が冷房運転時にだけ機能するため、冷 房運転時には、膨張機（12)に吸入される高圧冷媒を冷却でき、膨張機（12)の流入 冷媒密度 deを増大させることができる。その結果、従来の冷凍装置の冷房運転時に は、圧縮機（11)の冷媒質量流量 Mcが膨張機（12)の冷媒質量流量 Meよりも大きく なってしまうのに対し、膨張機（12)の冷媒質量流量 Meを大きくできるため、両者の 冷媒質量流量 Mc, Meをバランスさせることができる。
[0310] また、上記実施形態 9と同様、冷媒の一部を膨張機（12)からバイパスさせることなく 、冷媒質量流量 Me, Mcをバランスさせているため、全ての冷媒を膨張機（12)に導 入することで、 COPの低下を回避することもできる。
[0311] (第 4変形例）
実施形態 10の第 4変形例は、図 13に示す実施形態 10の冷媒回路（10)において、 冷房運転時に、内部熱交換器 (23)を高圧冷媒が低圧冷媒とは逆向きに流れるように した例である。
[0312] 図 17に示すように、第 2四路切換弁 (32)の第 2ポート (P2)は、図 13の例とは逆に、 内部熱交 (23)の第 1流路 (27)における図の右側端部に接続されている。また、 内部熱交換器 (23)の第 1流路 (27)における図の左側端部は、第 1開閉弁 (SV1)を介 して膨張機（12)の流入側に接続されている。そして、第 2開閉弁 (SV2)を有するバイ パス通路 (45)は、第 2四路切換弁 (32)の第 2ポート (P2)と内部熱交換器 (23)の間の 配管と、第 1開閉弁 (SV1)と膨張機（12)の間の配管とに接続されている。
[0313] その他の構成は、図 13に示す実施形態 10と同様である。
[0314] この変形例では、図 13の実施形態 10と同様の効果を奏することができるのに加え て、冷房運転時に内部熱交 (23)において高圧冷媒と低圧冷媒が互いに逆向き に流れるため、高圧冷媒をより効果的に冷却することが可能となる。
[0315] 《発明の実施形態 11》
実施形態 11は、図 18に示すように、実施形態 9, 10とは冷媒回路（10)の構成が異 なるものである。
[0316] この冷媒回路（10)において、圧縮機（11)の吐出側は第 1四路切換弁 (31)の第 1ポ ート (P1)に接続され、第 1四路切換弁 (31)の第 2ポート (P2)は室外熱交換器 (21)の 第 1端に接続されて ヽる。室外熱交換器 (21)の第 2端は第 2四路切換弁 (32)の第 1 ポート (P1)に接続され、第 2四路切換弁 (32)の第 2ポート (P2)は内部熱交換器 (23) の第 1流路 (27)を介して膨張機（12)の流入側に接続されて!ヽる。
[0317] 膨張機（12)の流出側は第 1四路切換弁 (31)の第 3ポート (P3)に接続され、第 1四 路切換弁 (31)の第 4ポート (P4)は室内熱交換器 (22)の第 1端に接続されて!ヽる。室 内熱交換器 (22)の第 2端は第 2四路切換弁 (32)の第 3ポート (P3)に接続され、第 2 四路切換弁 (32)の第 4ポート (P4)は内部熱交換器 (23)の第 2流路 (28)を介して圧 縮機（11)の吸入側に接続されている。
[0318] 内部熱交 (23)の第 2流路 (28)と圧縮機 (11)の吸入側との間には第 1開閉弁（ S1)が設けられている。また、第 2四路切換弁 (32)の第 4ポート (P4)と内部熱交翻（ 23)の第 2流路 (28)の間の配管と、第 1開閉弁 (SV1)と圧縮機 (11)の吸入側の間の 配管とに、第 2開閉弁 (SV2)を有するバイパス通路 (46)が接続されて!、る。
[0319] 以上の構成により、上記内部熱交換器 (23)は、冷房運転時には第 1流路 (27)を高 圧冷媒が流通する一方で第 2流路 (28)を低圧冷媒が流通するように構成されて!ヽる 。そして、冷房運転時に、室外熱交換器 (21)を通過後の高圧冷媒が、室内熱交換器 (22)を通過後の低圧冷媒と熱交換して冷却されるようになっている。
[0320] 上記第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、それぞれ、第 1ポート (P1) が第 2ポート（P2)と連通し且つ第 3ポート (P3)が第 4ポート（P4)と連通する状態（図 1 8に実線で示す状態）と、第 1ポート (P1)が第 4ポート (P4)と連通し且つ第 2ポート (P2 )が第 3ポート (P3)と連通する状態（図 18に破線で示す状態）とに切り換わる。
[0321] なお、この実施形態 11においても、膨張機（12)の出口側や、蒸発器と内部熱交換 器 (23)の低圧側の間にレシーバを設けてもよ!、し、低圧側のバイパス通路 (46)の代 わりに高圧側のバイパス通路 (45)を設けてもよ!、し、内部熱交翻 (23)における冷 房運転時の高圧冷媒と低圧冷媒の流れが対向流になるようにしてもよ 、。
[0322] 運転動作 冷房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 18に実線で示 す状態に切り換わる。また、第 1開閉弁 (SV1)は開放され、第 2開閉弁 (SV2)は閉鎖 される。この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路切換弁 (31 )、室外熱交換器 (21)、第 2四路切換弁 (32)、内部熱交換器 (23)の第 1流路 (27)、 膨張機 (12)、第 1四路切換弁 (31)、室内熱交翻 (22)、第 2四路切換弁 (32)、内部 熱交換器 (23)の第 2流路 (28)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0323] 上記内部熱交換器 (23)では、室外熱交換器 (21)を通過した後の高圧冷媒が第 1 流路 (27)を流れ、室内熱交換器 (22)を通過した後の低圧冷媒が第 2流路 (28)を流 れるため、これらの高圧冷媒と低圧冷媒とが熱交換をする。このことにより、高圧冷媒 は、上記内部熱交 (23)で冷却されて力 膨張機（12)へ流入することになる。
[0324] 暖房運転時、第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、図 18に破線で示 す状態に切り換わる。また、第 1開閉弁 (SV1)は閉鎖され、第 2開閉弁 (SV2)は開放 される。この状態において、圧縮機（11)力も吐出された冷媒は、第 1四路切換弁 (31 )、室内熱交換器 (22)、第 2四路切換弁 (32)、内部熱交換器 (23)の第 1流路 (27)、 膨張機 (12)、第 1四路切換弁 (31)、室外熱交換器 (21)、第 2四路切換弁 (32)、バイ パス通路 (46)を順に流れ、再度圧縮機（11)に吸入される。
[0325] 上記内部熱交換器 (23)では、室内熱交換器 (22)を通過した後の高圧冷媒が第 1 流路 (27)を流れるが、室外熱交換器 (21)を通過した後の低圧冷媒は第 2流路 (28) を流れないため、高圧冷媒の温度は変化しない。このことにより、高圧冷媒は冷却さ れずに膨張機（12)へ流入することになる。
[0326] 一実施形態 11の効果
この実施形態 11においても、内部熱交換器 (23)が冷房運転時にだけ機能するた め、冷房運転時には、膨張機（12)に吸入される高圧冷媒を冷却でき、膨張機（12)の 流入冷媒密度 deを増大させることができる。その結果、従来の冷凍装置の冷房運転 時には、圧縮機（11)の冷媒質量流量 Mcが膨張機（12)の冷媒質量流量 Meよりも大 きくなつてしまうのに対し、膨張機（12)の冷媒質量流量 Meを大きくできるため、両者 の冷媒質量流量 Mc, Meをバランスさせることができる。
[0327] また、上記実施形態 9と同様、冷媒の一部を膨張機（12)からバイパスさせることなく 、冷媒質量流量 Me, Mcをバランスさせているため、全ての冷媒を膨張機（12)に導 入することで、 COPの低下を回避することもできる。
[0328] 《発明の実施形態 12》
実施形態 12の冷凍装置は、空調機（1)に適用されるものである。この空調機（1)は
、室内の冷房運転と暖房運転とを切り換えて行うように構成されて ヽる。
[0329] 図 19に示すように、空調機（1)は、冷媒回路（10)を備えている。冷媒回路（10)で は、冷媒が循環することで蒸気圧縮式の冷凍サイクルが行われる。この冷媒回路（10
)には、冷媒として二酸ィ匕炭素 (CO )が充填されている。
2
[0330] また、冷媒回路 (10)には、圧縮機 (11)、膨張機 (12)、室外熱交翻 (21)、室内熱 交翻 (22)、気液分離器 (51)、第 1四路切換弁 (31)、及び第 2四路切換弁 (32)が 接続されている。
[0331] 圧縮機（11)及び膨張機（12)は、それぞれ固有のシリンダ容積を有するロータリビス トン型の流体機械により構成されている。上記圧縮機（11)と膨張機（12)とは、モータ (13)の回転軸によって互いに連結されて 、る。圧縮機（11)は、膨張機（12)における 冷媒の膨張により得られた動力 (膨張動力）と、モータ（13)へ通電して得られる動力 との両方によって回転駆動される。この際、上記圧縮機（11)及び膨張機（12)は、互 いに回転軸と連結しているため、それぞれの回転速度が常に等しくなる。したがって 、冷媒回路（10)において、膨張機（12)を通過する冷媒の体積循環量 Veと圧縮機（1
I)を通過する冷媒の体積循環量 Vcとの比率 (VeZVc)は、各流体機械（11,12)のシ リンダ容積比によって定まる固定値となっている。このシリンダ容積比は、上記 VeZV cの比と、この空調機（1)の暖房時における膨張機（12)の吸入冷媒密度 deと圧縮機 (
II)の吸入冷媒密度 dcとの密度比 deZdcとが等量となる、すなわち、膨張機（12)を 通過する冷媒の質量流量 Meと圧縮機（11)を通過する冷媒の質量流量 Mcとが等量 となるように設計されている。
[0332] 室外熱交^^ (21)及び室内熱交^^ (22)は、いわゆるクロスフィン型のフィン'ァ ンド'チューブ熱交^^で構成されている。上記室外熱交翻 (21)へは、図外のファ ンによって室外空気が送風される。この室外熱交 (21)では、室外空気と冷媒と の間で熱交換が行われる。一方、室内熱交換器 (22)へは、図外のファンによって室 内空気が送風される。この室内熱交換器 (22)では、室内空気と冷媒との間で熱交換 が行われる。
[0333] 膨張機 (12)の吐出側には気液分離器 (51)が接続されて!ヽる。上記気液分離器 (5 1)は、膨張機（12)で膨張された 2相状態の冷媒を、液冷媒とガス冷媒とに分離する 密閉容器である。気液分離器 (51)の内部には、分離した液冷媒が貯留する液貯留 部 (52)が下部の空間に形成され、分離したガス冷媒が貯留するガス貯留部 (53)が 上部の空間に形成されている。
[0334] 気液分離器 (51)の液貯留部 (52)には、分離液管 (54)が接続されて!ヽる一方、気 液ガス貯留部 (53)には、分離ガス管 (55)が接続されて!ヽる。上記分離液管 (54)は、 気液分離器 (51)で分離した液冷媒を第 2四路切換弁 (32)へ送る配管である。上記 分離ガス管 (55)は、気液分離器 (51)で分離したガス冷媒を圧縮機 (11)の吸入側に 送る、いわゆるガスインジェクション配管（第 1インジェクション配管）である。この分離 ガス管（55)には、圧縮機（11)の吸入側に送るガス冷媒の流量を調整するガス制御 弁 (38)が設けられている。
[0335] また、気液分離器 (51)には、液貯留部 (52)と隣接するようにして該気液分離器 (51 )の内部を貫通する伝熱管 (50)が設けられている。この伝熱管 (50)の一端は、室外 熱交翻 (21)の一端と接続し、他端は第 2四路切換弁 (32)と接続している。そして、 伝熱管 (50)は、液貯留部 (52)内の液冷媒と該伝熱管内の冷媒とを熱交換させる内 部熱交換部を構成している。
[0336] 第 1四路切換弁 (31)及び第 2四路切換弁 (32)は、それぞれ第 1から第 4までのポ ートを備えている。第 1四路切換弁 (31)は、第 1ポート (P1)が圧縮機（11)の吐出側と 接続し、第 2ポート (P2)が室外熱交 (21)の他端と接続し、第 3ポート (P3)が圧縮 機（11)の吸入側と接続し、第 4ポート (P4)が室内熱交 (22)の一端と接続して!/ヽ る。一方、第 2四路切換弁 (32)は、第 1ポート (P1)が分離液管 (54)を介して気液分 離器 (51)の液貯留部 (52)と接続し、第 2ポート (P2)が気液分離器 (51)の伝熱管 (50 )と接続し、第 3ポート (P3)が膨張機（12)の吸入側と接続し、第 4ポート (P4)が室内 熱交換器 (22)の他端と接続して!/ヽる。
[0337] 上記第 1,第 2四路切換弁 (31,32)は、第 1ポート (P1)と第 2ポート (P2)とを連通させ ると同時に第 3ポート (P3)と第 4ポート (P4)とを連通させる第 1状態（図 19の実線で示 す状態)と、第 1ポート (P1)と第 4ポート (P4)とを連通させると同時に第 2ポート (P2)と 第 3ポート (P3)とを連通させる第 2状態（図 19の破線で示す状態）とに切換可能に構 成されている。
[0338] そして、第 1四路切換弁 (31)は、冷房運転と暖房運転とを切り換えて行うために冷 媒の循環方向を切り換える冷媒切 構を構成している。一方、第 2四路切換弁 (32 )は、内部熱交換部 (50)における冷媒の熱交換量を変更する熱交換量調整機構 (60 )を構成し、空調機（1)の冷房運転時だけ伝熱管 (50)における冷媒の熱交換をさせ る。
[0339] 運転動作
次に、実施形態 12の空調機（1)の冷房運転時及び暖房運転時の動作について説 明する。
[0340] (冷房運転）
図 20に示すように、冷房運転時には、第 1四路切換弁 (31)が第 1状態に、第 2四路 切換弁 (32)が第 2状態に設定される。この状態でモータ（13)に通電すると、冷媒回 路（10)で冷媒が循環して冷凍サイクルが行われる。その際、室外熱交換器 (21)が放 熱器となり、室内熱交換器 (22)が蒸発器となる。また、冷凍サイクルの高圧圧力は、 冷媒である二酸化炭素の臨界圧力よりも高く設定される。
[0341] 圧縮機（11)力もは、超臨界状態の高圧冷媒が吐出される。この高圧冷媒は、第 1 四路切換弁 (31)を通って室外熱交換器 (21)へ流入する。室外熱交換器 (21)では、 高圧冷媒が室外空気へ放熱する。
[0342] 室外熱交換器 (21)で放熱した高圧冷媒は、気液分離器 (51)の伝熱管 (50)を流通 する。この際、高圧冷媒は、気液分離器 (51)の液貯留部 (52)に貯留された液冷媒と 熱交換して冷却される。伝熱管 (50)を流出した高圧冷媒は、第 2四路切換弁 (32)を 通って膨張機（12)へ流入する。膨張機（12)では、高圧冷媒が膨張し、この高圧冷媒 の内部エネルギーが圧縮機 Dの回転動力に変換される。膨張機（12)での膨張に より、高圧冷媒は圧力が低下し、超臨界状態から気液二層状態に変化する。
[0343] 膨張機（12)で減圧された低圧冷媒は、気液分離器 (51)の容器内に流入する。気 液分離器 (51)では、気液二相状態の低圧冷媒が液冷媒とガス冷媒とに分離される。 液貯留部 (52)に貯留された低圧液冷媒は、伝熱管 (50)を流通する高圧冷媒と熱交 換して加熱される。一方、ガス貯留部 (53)に貯留された低圧ガス冷媒は、ガス制御 弁 (38)が所定開度で適宜開放されることで、分離ガス管 (55)を経由して圧縮機 (11) の吸込側に戻される。
[0344] 液貯留部 (52)の低圧液冷媒は、分離液管 (54)、第 2四路切換弁 (32)を通過した 後、室内熱交 (22)に流入する。室内熱交 (22)では、低圧冷媒が室内空気 から吸熱して蒸発する。この際、低圧冷媒で冷却された室内空気が室内に供給され る。室内熱交換器 (22)で蒸発した低圧冷媒は、第 1四路切換弁 (31)を通過して圧縮 機（11)に吸入される。
[0345] (暖房運転）
図 21に示すように、暖房運転時には、第 1四路切換弁 (31)が第 2状態に、第 2四路 切換弁 (32)が第 1状態に設定される。この状態でモータ（13)に通電すると、冷媒回 路（10)で冷媒が循環して冷凍サイクルが行われる。その際、室内熱交換器 (22)が放 熱器となり、室外熱交換器 (21)が蒸発器となる。また、冷凍サイクルの高圧圧力は、 冷房運転時と同様に、冷媒である二酸化炭素の臨界圧力よりも高く設定される。
[0346] 圧縮機（11)力もは、超臨界状態の高圧冷媒が吐出される。この高圧冷媒は、第 1 四路切換弁 (31)を通って室内熱交換器 (22)へ流入する。室内熱交換器 (22)では、 高圧冷媒が室内空気へ放熱する。この際、高圧冷媒で加熱された室内空気が室内 に供給される。
[0347] 室内熱交換器 (22)で放熱した高圧冷媒は、第 2四路切換弁 (32)を通って膨張機 ( 12)へ流入する。膨張機（12)では、高圧冷媒が膨張し、この高圧冷媒の内部エネル ギ一が圧縮機（11)の回転動力に変換される。膨張機（12)での膨張により、高圧冷媒 は圧力が低下し、超臨界状態力 気液二層状態に変化する。
[0348] 膨張機（12)で減圧された低圧冷媒は、気液分離器 (51)の容器内に流入する。気 液分離器 (51)では、気液二相状態の低圧冷媒が液冷媒とガス冷媒とに分離される。 液貯留部 (52)に貯留された低圧液冷媒は、分離液管 (54)及び第 2四路切換弁 (32) を通った後、伝熱管 (50)を流通する。この際、液貯留部 (52)の液冷媒と伝熱管 (50) 内の液冷媒とは、実質的に等温となるため、ほとんど熱交換されない。
[0349] 伝熱管 (50)を流出した低圧冷媒は、室外熱交 (21)に流入する。室外熱交換 器 (21)では、低圧冷媒が室外空気から吸熱して蒸発する。室内熱交換器 (22)で蒸 発した低圧冷媒は、第 1四路切換弁 (31)を通過して圧縮機（11)に吸入される。
[0350] 一実施形態 12の効果
上記実施形態 12によれば、気液分離器 (51)に内部熱交換部として伝熱管 (50)を 設けている。そして、第 2四路切換弁 (32)の切換によって、伝熱管 (50)を流通して膨 張機 (12)に吸入される冷媒と、気液分離器 (51)で分離された液冷媒とを冷房運転 時だけ熱交換させるようにしている。このため、冷房運転時において、膨張機（12)に 吸入される冷媒を冷却でき、膨張機（12)の吸入冷媒密度 deを増大させることができ る。その結果、従来の冷凍装置の冷房運転時には、上述した理由により圧縮機（11) の冷媒質量流量 Mcが膨張機（12)の冷媒質量流量 Meよりも大きくなつてしまうのに 対し、本実施形態では、膨張機の冷媒質量流量 Meを大きくできるため、両者 Mcと Meとをバランスさせることができる。したがって、この冷凍装置で所望の冷凍サイクル を行うことができる。
[0351] ここで、本実施形態では、特許文献 2のように、冷媒の一部を膨張機からバイパスさ せることなぐ冷媒質量流量 Meと Mcをバランスさせている。このため、特許文献 2の 冷凍装置では、膨張機の膨張動力が低下して COPも低下してしまうのに対し、本実 施形態では、全ての冷媒を膨張機（12)に導入できるため、このような COPの低下を 回避することができる。
[0352] また、上記実施形態では、気液分離器 (51)で分離した液冷媒と膨張機 (12)に吸入 される冷媒とを熱交換させている。ここで、同種の冷媒において、液状態の冷媒は、 二相状態の冷媒、あるいはガス状態の冷媒と比較して熱通過率が高いため、内部熱 交換部 (50)における熱交換率を向上させることができる。したがって、膨張機（12)に 吸入される冷媒を効果的に冷却でき、その結果、内部熱交換部（50)をコンパクトに 設計することができる。
[0353] さらに、上記実施形態では、気液分離器 (51)が内部熱交換部 (50)を兼用している ため、気液分離器 (51)と内部熱交換部 (50)とを個別に設ける場合と比較して、冷凍 装置のコンパクトィ匕を図ることができる。
[0354] さらに、上記実施形態では、気液分離器 (51)で分離されたガス冷媒を圧縮機（11) の吸入側に送り、いわゆるガスインジェクションを行えるようにしている。したがって、 圧縮機（11)の吸入冷媒の過熱度を調整し、この冷凍装置において最適な冷凍サイ クルの制御を行うことができる。
[0355] く実施形態 12の変形例〉
次に、実施形態 12の変形例の冷凍装置について説明する。この変形例の冷凍装 置は、空調機 (1)の利用側熱交 である室内熱交^^が複数設けられているもの である。つまり、この変形例の冷凍装置は、マルチタイプの空調機に適用されるもの である。以下に、実施形態 12と異なる点について説明する。
[0356] この変形例の冷媒回路（10)には、第 1から第 3までの室内熱交換器 (22a,22b,22c) が並列に接続されている。各室内熱交換器 (22a,22b,22c)には、図示しないファンが それぞれ設けられており、各室内熱交換器 (22a,22b,22c)へは、対応するファンによ つて室内空気がそれぞれ送風されている。また、冷媒回路（10)には、各室内熱交換 器 (22a,22b,22c)に対応する第 1から第 3までの流量調整弁（61a,61b,61c)が設けら れている。各流量調整弁（61a,61b,61c)は、各室内熱交換器 (22a,22b,22c)に分岐し て流入する冷媒流量をそれぞれ調整可能に構成されている。なお、この変形例の運 転動作は、各冷媒が複数の室内熱交 m^ (22a,22b,22C)に分岐して流入し、再び合 流すること以外は、実施形態 12と同様となっている。
[0357] この変形例においても、冷房運転時に伝熱管（50)で冷媒の熱交換を行うことにより 、膨張機 (12)に吸入される冷媒を冷却し、膨張機 (12)の吸入冷媒密度 deを増大さ せることができる。したがって、圧縮機（11)と膨張機（12)の冷媒質量流量 (Mcと Me) をバランスさせることができ、冷媒回路（10)において所望の冷凍サイクルを行うことが できる。
[0358] また、この変形例では、複数の室内熱交換器 (22a,22b,22c)を設けることで、この冷 凍装置を、いわゆるマルチタイプの空調機（1)に適用できる。さらに、各室内熱交換 器 (22a,22b,22c)に流入する冷媒流量を各流量調整弁（61a,61b,61c)で調整できる ため、各室内熱交翻 (22a,22b,22c)の冷房能力や暖房能力を個別に調整すること ができる。ここで、各室内熱交 m^ (22a,22b,22C)へは気液分離器 (51)で分離した液 冷媒を送ることができるため、例えば二相状態、あるいはガス状態の冷媒と比較して 上記流量調整弁 (61a,61b,61c)における流量調整を容易に行うことができる。
[0359] また、このマルチタイプでは、室内熱交^^ (22a,22b,22c)と室外熱交^^ (21)と の間の連絡配管が長くなりやすいため、仮に二相状態の冷媒が連絡配管を流れると 、冷媒の圧力損失が増大しやすぐこの際に生じる冷媒通過音が騒音となりやすくな る。一方、本実施形態では、気液分離器 (51)で分離した液冷媒を連絡配管に流通さ せることができるため、上述したような圧力損失や騒音を効果的に低減することがで きる。
[0360] 《発明の実施形態 13》
次に、実施形態 13の冷凍装置について説明する。実施 13の冷凍装置は、実施形 態 12の冷凍装置と冷媒回路（10)の構成が異なるものである。以下に、実施形態 12 と異なる点について説明する。
[0361] 図 23に示すように、冷媒回路（10)には、実施形態 12と同様、圧縮機（11)、膨張機
(12)、室外熱交翻 (21)、室内熱交翻 (22)、気液分離器 (51)、第 1四路切換弁（ 31)、及び第 2四路切換弁 (33)が接続されている。
[0362] 実施形態 12と異なり、実施形態 13の気液分離器 (51)では、伝熱管 (50)の一端が 膨張機 (12)の吸入側と接続し、他端は液流入管 (56)を介して第 2四路切換弁 (33)と 接続している。この液流入管（56)には、伝熱管（50)を流通する冷媒の流通を許容又 は禁止する第 1電磁開閉弁 (34)が設けられている。また、液流入管 (56)において、 第 1電磁開閉弁 (34)と第 2四路切換弁 (33)との間には、バイパス管 (57)の一端が接 続されている。バイパス管 (57)の他端は、膨張機（12)の吸入側と接続している。つま り、バイパス管 (57)は、冷媒を伝熱管 (50)をバイパスさせて膨張機（12)に吸入させる ものである。また、バイパス管（57)には、該バイパス管（57)の冷媒の流通を許容又は 禁止する第 2電磁開閉弁 (35)が設けられている。以上のような構成において、バイパ ス管 (57)及び第 1 ,第 2電磁開閉弁 (34,35)は、伝熱管 (50)における冷媒の熱交換 量を変更する熱交換量調整機構 (60)を構成し、空調機 (1)の冷房運転時だけ伝熱 管 (50)における冷媒の熱交換をさせる。 [0363] また、実施形態 12と異なり、第 1四路切換弁 (31)は、第 1ポート (P1)が圧縮機（11) の吐出側と接続し、第 2ポート (P2)が室外熱交翻 (21)の一端と接続し、第 3ポート( P3)が圧縮機（11)の吸入側と接続し、第 4ポート (P4)が室内熱交換器 (22)の一端と 接続している。一方、第 2四路切換弁 (33)は、第 1ポート (P1)が分離液管 (54)を介し て気液分離器 (51)の液貯留部 (52)と接続し、第 2ポート (P2)が室外熱交換器 (21) の他端と接続し、第 3ポート (P3)が液流入管 (56)を介して気液分離器 (51)の伝熱管 (50)と接続し、第 4ポート (P4)が室内熱交換器 (22)の他端と接続して!/ヽる。
[0364] これら第 1,第 2四路切換弁 (31,33)は、実施形態 12と同様に、第 1と第 2の状態に 切換可能に構成されている。そして、第 1,第 2四路切換弁 (31,33)は、冷房運転と暖 房運転とを切り換えて行うために冷媒の循環方向を切り換える冷媒切換機構を構成 している。
[0365] 運転動作
次に、実施形態 13の空調機（1)の冷房運転時及び暖房運転時の動作について説 明する。
[0366] (冷房運転）
図 24に示すように、冷房運転時には、第 1四路切換弁 (31)が第 1状態に、第 2四路 切換弁 (33)が第 2状態に設定される。また、第 1電磁開閉弁 (34)が開の状態となり、 第 2電磁開閉弁 (35)が閉の状態となる。この状態でモータ (13)に通電すると、冷媒 回路（10)で冷媒が循環して冷凍サイクルが行われる。その際、室外熱交換器 (21)が 放熱器となり、室内熱交 (22)が蒸発器となる。また、冷凍サイクルの高圧圧力は 、冷媒である二酸化炭素の臨界圧力よりも高く設定される。
[0367] 圧縮機（11)力もは、超臨界状態の高圧冷媒が吐出される。この高圧冷媒は、第 1 四路切換弁 (31)を通って室外熱交換器 (21)へ流入する。室外熱交換器 (21)では、 高圧冷媒が室外空気へ放熱する。
[0368] 室外熱交換器 (21)で放熱した高圧冷媒は、第 2四路切換弁 (33)、液流入管 (56) を通過した後、伝熱管 (50)を流通する。この際、高圧冷媒は、気液分離器 (51)の液 貯留部 (52)に貯留された液冷媒と熱交換して冷却される。伝熱管 (50)を流出した高 圧冷媒は、膨張機（12)へ流入する。膨張機（12)では、高圧冷媒が膨張し、この高圧 冷媒の内部エネルギーが圧縮機（11)の回転動力に変換される。膨張機（12)での膨 張により、高圧冷媒は圧力が低下し、超臨界状態から気液二層状態に変化する。
[0369] 膨張機（12)で減圧された低圧冷媒は、気液分離器 (51)の容器内に流入する。気 液分離器 (51)では、気液二相状態の低圧冷媒が液冷媒とガス冷媒とに分離される。 液貯留部 (52)に貯留された低圧液冷媒は、伝熱管 (50)を流通する高圧冷媒と熱交 換して加熱される。一方、ガス貯留部 (53)に貯留された低圧ガス冷媒は、ガス制御 弁 (38)が所定開度で適宜開放されることで、分離ガス管 (55)を経由して圧縮機 (11) の吸込側に戻される。
[0370] 液貯留部 (52)の低圧液冷媒は、分離液管 (54)、第 2四路切換弁 (33)を通過した 後、室内熱交 (22)に流入する。室内熱交 (22)では、低圧冷媒が室内空気 から吸熱して蒸発する。この際、低圧冷媒で冷却された室内空気が室内に供給され る。室内熱交換器 (22)で蒸発した低圧冷媒は、第 1四路切換弁 (31)を通過して圧縮 機（11)に吸入される。
[0371] (暖房運転）
図 25に示すように、暖房運転時には、第 1四路切換弁 (31)が第 2状態に、第 2四路 切換弁 (33)が第 1状態に設定される。また、第 1電磁開閉弁 (34)が閉の状態となり、 第 2電磁開閉弁 (35)が開の状態となる。この状態でモータ (13)に通電すると、冷媒 回路（10)で冷媒が循環して冷凍サイクルが行われる。その際、室内熱交換器 (22)が 放熱器となり、室外熱交換器 (21)が蒸発器となる。また、冷凍サイクルの高圧圧力は 、冷房運転時と同様に、冷媒である二酸化炭素の臨界圧力よりも高く設定される。
[0372] 圧縮機（11)力もは、超臨界状態の高圧冷媒が吐出される。この高圧冷媒は、第 1 四路切換弁 (31)を通って室内熱交換器 (22)へ流入する。室内熱交換器 (22)では、 高圧冷媒が室内空気へ放熱する。この際、高圧冷媒で加熱された室内空気が室内 に供給される。
[0373] 室内熱交換器 (22)で放熱した高圧冷媒は、第 2四路切換弁 (33)、バイパス管 (57) を通って膨張機（12)へ流入する。膨張機（12)では、高圧冷媒が膨張し、この高圧冷 媒の内部エネルギーが圧縮機 Dの回転動力に変換される。膨張機（12)での膨張 により、高圧冷媒は圧力が低下し、超臨界状態から気液二層状態に変化する。 [0374] 膨張機（12)で減圧された低圧冷媒は、気液分離器 (51)の容器内に流入する。気 液分離器 (51)では、気液二相状態の低圧冷媒が液冷媒とガス冷媒とに分離される。 この際、伝熱管（50)には冷媒が流通していないため、液貯留部（52)の液冷媒は熱 交換されない。
[0375] 液貯留部 (52)の低圧液冷媒は、分離液管 (54)、第 2四路切換弁 (33)を通過した 後、室外熱交 (21)に流入する。室外熱交 (21)では、低圧冷媒が室外空気 から吸熱して蒸発する。室外熱交換器 (21)で蒸発した低圧冷媒は、第 1四路切換弁 (31)を通過して圧縮機（11)に吸入される。
[0376] 一実施形態 13の効果
上記実施形態 13においては、第 1,第 2電磁開閉弁 (34,35)の状態を切り換えるこ とにより、冷房運転時にだけ伝熱管（50)で冷媒の熱交換を行うようにしている。そして 、冷房運転時において、膨張機（12)の吸入冷媒密度 deを増大させるようにしている 。したがって、圧縮機（11)と膨張機（12)の冷媒質量流量 (Mcと Me)をバランスさせ ることができ、冷媒回路（10)において所望の冷凍サイクルを行うことができる。
[0377] く実施形態 13の変形例〉
次に、実施形態 13の変形例の冷凍装置について説明する。この変形例 1の冷凍装 置は、実施形態 13の第 1,第 2電磁開閉弁 (34,35)に換えて、第 1,第 2電動弁 (36,3 7)を設けるようにしたものである。以下に、実施形態 13と異なる点について説明する
[0378] 図 26に示すように、この変形例の冷媒回路（10)において、液流入管（56)には、開 度可変な第 1電動弁 (36)が設けられている。この第 1電動弁 (36)は、伝熱管 (50)を 流通する冷媒流量を調整可能に構成されている。また、バイパス管 (57)には、開度 可変な第 2電動弁 (37)が設けられて 、る。この第 2電動弁 (37)は、バイパス管 (57)の 冷媒流量を調整可能に構成されている。そして、バイパス管 (57)及び第 1,第 2電動 弁 (36,37)は、伝熱管 (50)における冷媒の熱交換量を変更する熱交換量調整機構（ 60)を構成している。
[0379] この変形例では、第 1,第 2電動弁 (36,37)の開度を調整することにより、伝熱管 (50 )を流れる冷媒の流量を調整し、伝熱管 (50)での冷媒の熱交換量を調整することが できる。したがって、運転条件に応じて圧縮機（11)と膨張機（12)の冷媒質量流量（ Meと Mc)とを高精度にバランスさせることができる。
[0380] また、第 1電動弁 (36)を全開状態とすると同時に第 2電動弁 (37)を全閉状態とする ことで、冷房運転時だけ冷媒を伝熱管 (50)に流し、冷媒の熱交換を行うことができる
[0381] 《発明の実施形態 14》
次に、実施形態 14の冷凍装置について説明する。実施形態 14の冷凍装置は、実 施形態 12の冷凍装置と冷媒回路（10)の構成が異なるものである。以下に、実施形 態 12と異なる点について説明する。
[0382] 実施形態 14の冷媒回路（10)には、図 27に示すように、実施形態 12の第 1四路切 換弁と同様にして、四路切換弁 (31)が設けられている一方、実施形態 12の第 2四路 切換弁 (32)は設けられていない。四路切換弁 (31)は、冷房運転と暖房運転とを切り 換えて行うために冷媒の循環方向を切り換える冷媒切 構を構成している。
[0383] 一方、本実施形態では、室外熱交 (21)と室内熱交 (22)とが第 1配管 (71) によって接続されている。第 1配管（71)には、室外熱交換器 (21)寄りの第 1逆止弁 (8 1)と、室内熱交 (22)寄りの第 2逆止弁 (82)とが設けられている。第 1配管 (71)に おいて、室外熱交 (21)と第 1逆止弁 (81)との間には、液流入管 (56)の一端が 接続されて 、る。この液流入管 (56)の他端は伝熱管 (50)の一端と接続されて!ヽる。 伝熱管 (50)の他端は、膨張機（12)の吸入側と接続されている。また、液流入管 (56) には、第 3逆止弁 (83)が設けられている。
[0384] 本実施形態の分離液管 (54)は、一端が気液分離器 (51)の液貯留部 (52)に接続さ れ、他端は第 1配管 (71)における第 1逆止弁 (81)と第 2逆止弁 (82)との間に接続さ れている。また、第 1配管 (71)において、第 2逆止弁 (82)と室内熱交 (22)との間 には、第 2配管 (72)の一端が接続されている。第 2配管 (72)の他端は、膨張機（12) の吸入側と気液分離器 (51)との間の配管に接続されている。この第 2配管（72)には 、第 4逆止弁 (84)が設けられている。
[0385] 上記第 1逆止弁 (81)は、第 1配管（71)における分離液管 (54)の接続部から液流入 管 (56)の接続部へ向かう冷媒の流通のみを許容する。上記第 2逆止弁 (82)は、第 1 配管 (71)における分離液管 (54)の接続部から第 2配管 (72)の接続部へ向力ぅ冷媒 の流通のみを許容する。上記第 3逆止弁 (83)は、第 1配管（71)力 伝熱管 (50)へ向 力う冷媒の流通のみを許容する。上記第 4逆止弁 (84)は、第 1配管 (71)力 膨張機（ 12)の吸入側へ向力 冷媒の流通のみを許容する。
[0386] 以上のように、第 1配管（71)、第 2配管（72)、液流入管 (56)、及び伝熱管 (50)を連 結し、この回路に逆止弁 (81,82,83,84)を設けることにより、本実施形態の冷媒回路（ 10)では、いわゆるブリッジ回路と類似の回路が構成されている。そして、この回路は 、伝熱管 (50)における冷媒の熱交換量を変更する熱交換量調整機構 (60)を構成し 、空調機（1)の冷房運転時だけ伝熱管 (50)における冷媒の熱交換をさせる。
[0387] 運転動作
次に、実施形態 14の空調機（1)の冷房運転時及び暖房運転時の動作について説 明する。
[0388] (冷房運転）
図 28に示すように、冷房運転時には、四路切換弁 (31)が第 1状態に設定される。こ の状態でモータ（13)に通電すると、冷媒回路（10)で冷媒が循環して冷凍サイクルが 行われる。その際、室外熱交換器 (21)が放熱器となり、室内熱交換器 (22)が蒸発器 となる。また、冷凍サイクルの高圧圧力は、冷媒である二酸ィ匕炭素の臨界圧力よりも 高く設定される。
[0389] 圧縮機（11)力もは、超臨界状態の高圧冷媒が吐出される。この高圧冷媒は、四路 切換弁 (31)を通って室外熱交翻 (21)へ流入する。室外熱交翻 (21)では、高圧 冷媒が室外空気へ放熱する。
[0390] 室外熱交換器 (21)で放熱した高圧冷媒は、液流入管 (56)の第 3逆止弁 (83)を通 過して伝熱管 (50)を流通する。この際、高圧冷媒は、気液分離器 (51)の液貯留部 (5 2)に貯留された液冷媒と熱交換して冷却される。伝熱管 (50)を流出した高圧冷媒は 、膨張機（12)へ流入する。膨張機（12)では、高圧冷媒が膨張し、この高圧冷媒の内 部エネルギーが圧縮機（11)の回転動力に変換される。膨張機（12)での膨張により、 高圧冷媒は圧力が低下し、超臨界状態力 気液二層状態に変化する。
[0391] 膨張機（12)で減圧された低圧冷媒は、気液分離器 (51)の容器内に流入する。この 際、気液二相状態の低圧冷媒は、液冷媒とガス冷媒とに分離される。液貯留部 (52) に貯留された低圧液冷媒は、伝熱管 (50)を流通する高圧冷媒と熱交換して加熱さ れる。一方、ガス貯留部 (53)に貯留された低圧ガス冷媒は、ガス制御弁 (38)が所定 開度で適宜開放されることで、分離ガス管 (55)を経由して圧縮機（11)の吸込側に戻 される。
[0392] 液貯留部 (52)の低圧液冷媒は、分離液管 (54)を経由して第 1配管 (71)の第 2逆 止弁 (82)を通過し、室内熱交 (22)に流入する。室内熱交 (22)では、低圧 冷媒が室内空気から吸熱して蒸発する。この際、低圧冷媒で冷却された室内空気が 室内に供給される。室内熱交換器 (22)で蒸発した低圧冷媒は、四路切換弁 (31)を 通過して圧縮機（11)に吸入される。
[0393] (暖房運転）
図 29に示すように、暖房運転時には、四路切換弁 (31)が第 2状態に設定される。こ の状態でモータ（13)に通電すると、冷媒回路（10)で冷媒が循環して冷凍サイクルが 行われる。その際、室内熱交換器 (22)が放熱器となり、室外熱交換器 (21)が蒸発器 となる。また、冷凍サイクルの高圧圧力は、冷房運転時と同様に、冷媒である二酸ィ匕 炭素の臨界圧力よりも高く設定される。
[0394] 圧縮機（11)力もは、超臨界状態の高圧冷媒が吐出される。この高圧冷媒は、四路 切換弁 (31)を通って室内熱交翻 (22)へ流入する。室内熱交翻 (22)では、高圧 冷媒が室内空気へ放熱する。この際、高圧冷媒で加熱された室内空気が室内に供 給される。
[0395] 室内熱交換器 (22)で放熱した高圧冷媒は、第 1配管 (71)を経由して第 2配管 (72) の第 4逆止弁 (84)を通過し、膨張機（12)へ流入する。膨張機（12)では、高圧冷媒が 膨張し、この高圧冷媒の内部エネルギーが圧縮機（11)の回転動力に変換される。膨 張機（12)での膨張により、高圧冷媒は圧力が低下し、超臨界状態から気液二層状 態に変化する。
[0396] 膨張機（12)で減圧された低圧冷媒は、気液分離器 (51)の容器内に流入する。気 液分離器 (51)では、気液二相状態の低圧冷媒が液冷媒とガス冷媒とに分離される。 この際、伝熱管（50)には冷媒が流通していないため、液貯留部（52)の液冷媒はほと んど熱交換されない。
[0397] 液貯留部 (52)の低圧液冷媒は、分離液管 (54)を経由して第 1配管 (72)の第 1逆 止弁 (81)を通過し、室外熱交 (21)に流入する。室外熱交 (21)では、低圧 冷媒が室外空気から吸熱して蒸発する。室外熱交換器 (21)で蒸発した低圧冷媒は 、四路切換弁 (31)を通過して圧縮機（11)に吸入される。
[0398] 一実施形態 14の効果
上記実施形態 14においては、所定の配管経路と逆止弁 (81,82,83,84)の組み合わ せによって、冷房運転時にだけ伝熱管（50)で冷媒の熱交換を行うようにしている。そ して、冷房運転時において、膨張機（12)の吸入冷媒密度 deを増大させるようにして いる。したがって、圧縮機（11)と膨張機（12)の冷媒質量流量 (Mcと Me)をバランスさ せることができ、冷媒回路（10)において所望の冷凍サイクルを行うことができる。
[0399] ここで、本実施形態では、四路切換弁 (31)の切換制御のみで冷房運転と暖房運転 との切換に応じて伝熱管（50)での冷媒の熱交換の有無を切り換えることができる。こ のため、冷媒回路（10)における制御動作を容易に行うことができる。
[0400] 《その他の実施形態》
本発明は、上記実施形態について、以下のような構成としてもよい。
[0401] 例えば、上記第 1〜第 11の各実施形態では、膨張機（12)へ流入する冷媒の温度 を調節可能な温度調節手段として内部熱交 (23)を設けた例について説明した 力 温度調節手段は内部熱交換器 (23)以外で冷媒の温度を調整するものを用いて ちょい。
[0402] また、温度調整手段は、冷房運転時と暖房運転時に膨張機（12)へ流入する冷媒 の冷却性能が変わるものに限らず、冷媒回路（10)の運転条件が変化したときに冷媒 の温度を調整するものであればょ 、。
[0403] 上記実施形態 12〜14では、気液分離器 (51)で分離されたガス冷媒を分離ガス管
(55)を経由して圧縮機（11)の吸入側に送れるようにしている。し力しながら、これに 換わって、あるいはこれに加えて、気液分離器 (51)で分離された液冷媒を圧縮機（1 1)の吸入側に送る液インジェクション配管を設けるようにしてもょ 、。
[0404] 図 30は、実施形態 13の冷凍装置に、上記液インジェクション配管（第 2インジェクシ ヨン配管）（59)を設けた一例である。この液インジェクション配管 (59)は一端が、液貯 留部 (52)と第 2四路切換弁 (33)との間の配管に接続し、他端が圧縮機（11)の吸入 配管と接続している。また、液インジェクション配管（59)には、該液インジェクション配 管 (59)の冷媒流量を調整する液制御弁 (39)が設けられて 、る。
[0405] 以上の構成により、気液分離器 (51)で分離された液冷媒を液インジェクション配管
(59)を経由して圧縮機（11)の吸入側に送り、いわゆる液インジェクションを行うことが できる。この際、液制御弁 (39)によって液インジェクション量を調整することで、圧縮 機（11)の吸入冷媒の過熱度を調整することができる。したがって、この冷凍装置で最 適な冷凍サイクル制御を行うことができる。また、ガスインジェクション配管（55)による ガスインジェクションと液インジェクション配管 (59)による液インジェクションを組み合 わせることで、一層細かい冷凍サイクル制御を行うことができる。さらに、上記液インジ クシヨン配管 (59)は、膨張機（12)より流出した冷媒に含まれる冷凍機油を、気液分 離器 (51)で分離された液冷媒とともに圧縮機（11)の吸入側に戻す、いわゆる油戻し 配管として利用することもできる。
[0406] また、上記実施形態では、圧縮機（11)及び膨張機（12)をロータリピストン型の流体 機械で構成している力 これに限らず、例えばスクロール型、スイング型、マルチべ一 ン型などの容積式の流体機械などで構成してもよ!/、し、これらの容積式の流体機械（ ロータリピストン型も含む）を組み合わせて構成してもよ 、。
[0407] さらに、上記実施形態では、冷媒として二酸ィ匕炭素を用いているが、これに限らず、 HFC系冷媒、 HC系冷媒、水、空気、アンモニアなどの自然冷媒等を用いても良い。 産業上の利用可能性
[0408] 以上説明したように、本発明は、蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路を備え、 冷媒回路の膨張機構を構成する膨張機が圧縮機に機械的に連結された冷凍装置 について有用である。

Claims

請求の範囲
[1] 圧縮機 (11)と熱源側熱交換器 (21)と膨張機構 (12)と利用側熱交換器 (22)とが接 続され、蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路（10)を備え、
上記膨張機構 (12)が冷媒の膨張により動力を発生する膨張機（12)により構成され 、該膨張機（12)と圧縮機（11)とが機械的に連結された冷凍装置であって、
膨張機（12)へ流入する冷媒の温度を調節可能な温度調節手段 (23)が設けられて Vヽることを特徴とする冷凍装置。
[2] 請求項 1に記載の冷凍装置において、
冷媒回路（10)は、利用側熱交換器 (22)を流れる冷媒が放熱する加熱運転と、該 利用側熱交 (22)を流れる冷媒が吸熱する冷却運転とが可能に構成され、 温度調節手段 (23)は、加熱運転時よりも冷却運転時の方が、膨張機（12)へ流入 する冷媒の冷却性能が高くなるように構成されて ヽることを特徴とする冷凍装置。
[3] 請求項 2に記載の冷凍装置において、
温度調節手段 (23)は、冷却運転時に、放熱器となる熱源側熱交換器 (21)を通過 後の冷媒が、蒸発器となる利用側熱交換器 (22)を通過前または通過後の冷媒と熱 交換して冷却される内部熱交 (23)により構成されて ヽることを特徴とする冷凍装 置。
[4] 請求項 3に記載の冷凍装置において、
内部熱交換器 (23)は、冷却運転時には、蒸発器となる利用側熱交換器 (22)を通 過前または通過後の冷媒が流れる冷媒流路 (25)の伝熱性能が、放熱器となる熱源 側熱交換器 (21)を通過後の冷媒が流れる冷媒流路 (24)の伝熱性能よりも高くなり、 加熱運転時には、蒸発器となる熱源側熱交換器 (21)を通過前または通過後の冷媒 が流れる冷媒流路 (24)の伝熱性能が、放熱器となる利用側熱交換器 (22)を通過後 の冷媒が流れる冷媒流路 (25)の伝熱性能よりも低くなるように構成されて!、ることを 特徴とする冷凍装置。
[5] 請求項 4に記載の冷凍装置において、
内部熱交換器 (23)には、冷却運転時に蒸発器となる利用側熱交換器 (22)を通過 前または通過後の冷媒が流れ、加熱運転時に放熱器となる利用側熱交換器 (22)を 通過後の冷媒が流れる冷媒流路 (25)に、伝熱フィン (26)が設けられて 、ることを特 徴とする冷凍装置。
[6] 請求項 3に記載の冷凍装置において、
内部熱交換器 (23)は、冷却運転時には、蒸発器となる利用側熱交換器 (22)を通 過前または通過後の冷媒と放熱器となる熱源側熱交 (21)を通過後の冷媒とが 互いに逆方向へ向力つて流れ、加熱運転時には、蒸発器となる熱源側熱交換器 (21 )を通過前または通過後の冷媒と放熱器となる利用側熱交換器 (22)を通過後の冷媒 とが互いに同一方向へ向力つて流れるように構成されて 、ることを特徴とする冷凍装 置。
[7] 請求項 3に記載の冷凍装置において、
内部熱交 (23)は、内側流路 (24)と外側流路 (25)とが隣接して配置された二 重管熱交換器により構成されて ヽることを特徴とする冷凍装置。
[8] 請求項 3に記載の冷凍装置において、
内部熱交換器 (23)は、内側流路 (24)と、該内側流路 (24)の外側に隣接して配置 された第 1外側流路 (25A)と第 2外側流路 (25B)とを有する三層式のプレート熱交換 器により構成されて ヽることを特徴とする冷凍装置。
[9] 圧縮機 (11)と熱源側熱交換器 (21)と膨張機構 (12)と利用側熱交換器 (22)とが接 続されて蒸気圧縮式冷凍サイクルを行う冷媒回路（10)を備え、
上記冷媒回路（10)は、利用側熱交換器 (22)を流れる冷媒が吸熱する冷却運転と 、該利用側熱交換器 (22)を流れる冷媒が放熱する加熱運転とが可能に構成され、 上記膨張機構 (12)が冷媒の膨張により動力を発生する膨張機（12)により構成され 、該膨張機（12)と圧縮機（11)とが機械的に連結された冷凍装置であって、
上記膨張機（12)へ流入する高圧冷媒の温度を調節可能な温度調節手段 (23)を 備え、
上記温度調節手段 (23)は、上記高圧冷媒を冷却運転時にのみ冷却する一方、加 熱運転時には該高圧冷媒の冷却を停止するように構成されていることを特徴とする 冷凍装置。
[10] 請求項 9に記載の冷凍装置において、 温度調節手段 (23)は、冷却運転時に高圧冷媒が低圧冷媒と熱交換して冷却され る内部熱交 (23)により構成されて ヽることを特徴とする冷凍装置。
[11] 請求項 10に記載の冷凍装置において、
内部熱交換器 (23)は、第 1流路 (27)と第 2流路 (28)を有するとともに、該第 1流路（ 27)を流れる冷媒と第 2流路 (28)を流れる冷媒が熱交換可能に構成され、
上記内部熱交換器 (23)は、冷却運転時には第 1流路 (27)を高圧冷媒が流通する 一方で第 2流路 (28)を低圧冷媒が流通し、加熱運転時には両流路 (24,25)を高圧冷 媒が流通するように構成されて ヽることを特徴とする冷凍装置。
[12] 請求項 10に記載の冷凍装置において、
内部熱交換器 (23)は、第 1流路 (27)と第 2流路 (28)を有するとともに、該第 1流路（ 27)を流れる冷媒と第 2流路 (28)を流れる冷媒が熱交換可能に構成され、
上記内部熱交換器 (23)は、冷却運転時には第 1流路 (27)を高圧冷媒が流通する 一方で第 2流路 (28)を低圧冷媒が流通するように構成され、
加熱運転時に高圧冷媒が内部熱交換器 (23)をバイパスするバイパス通路 (45)を 備えて!/ヽることを特徴とする冷凍装置。
[13] 請求項 10に記載の冷凍装置において、
内部熱交換器 (23)は、第 1流路 (27)と第 2流路 (28)を有するとともに、該第 1流路（ 27)を流れる冷媒と第 2流路 (28)を流れる冷媒が熱交換可能に構成され、
上記内部熱交換器 (23)は、冷却運転時には第 1流路 (27)を高圧冷媒が流通する 一方で第 2流路 (28)を低圧冷媒が流通するように構成され、
加熱運転時に低圧冷媒が内部熱交換器 (23)をバイパスするバイパス通路 (46)を 備えて!/ヽることを特徴とする冷凍装置。
[14] 請求項 10に記載の冷凍装置において、
内部熱交換器 (23)は、冷却運転時に、熱源側熱交換器 (21)を通過後の高圧冷媒 力 利用側熱交 (22)を通過前の低圧冷媒と熱交換して冷却されるように構成さ れて!ヽることを特徴とする冷凍装置。
[15] 請求項 10に記載の冷凍装置において、
内部熱交換器 (23)は、冷却運転時に、熱源側熱交換器 (21)を通過後の高圧冷媒 力 利用側熱交 (22)を通過後の低圧冷媒と熱交換して冷却されるように構成さ れて!ヽることを特徴とする冷凍装置。
[16] 請求項 10に記載の冷凍装置において、
内部熱交換器 (23)は、冷却運転時に、高圧冷媒と低圧冷媒とが互いに逆方向へ 向かって流れるように構成されて ヽることを特徴とする冷凍装置。
[17] 請求項 9に記載の冷凍装置において、
冷媒回路 (10)の冷媒がニ酸ィヒ炭素であることを特徴とする冷凍装置。
[18] 圧縮機 (11)、熱源側熱交翻 (21)、膨張機 (12)、及び利用側熱交翻 (22)が接 続されて冷凍サイクルを行う冷媒回路 (10)を備え、上記圧縮機 (11)と膨張機 (12)と が機械的に連結され該膨張機（12)の膨張動力を回収する冷凍装置であって、 膨張機 (12)で膨張された冷媒を液冷媒とガス冷媒とに分離して一時的に貯留する 気液分離器 (51)を備え、
上記気液分離器 (51)は、該気液分離器 (51)で分離された液冷媒と、膨張機 (12) に吸入される冷媒とを熱交換させる内部熱交換部 (50)を備えて!/、る冷凍装置。
[19] 請求項 18に記載の冷凍装置において、
運転条件に応じて内部熱交換部 (50)における冷媒の熱交換量を変更する熱交換 量調整機構 (60)を備えて!/ヽる冷凍装置。
[20] 請求項 19に記載の冷凍装置において、
気液分離器 (51)は、分離された液冷媒が貯留する液貯留部 (52)と、該液貯留部（ 52)に隣接するとともに膨張機（12)に吸入される冷媒が流通する伝熱管 (50)とを備 え、
上記伝熱管 (50)が、上記液貯留部 (52)内の液冷媒と該伝熱管 (50)内の冷媒とを 熱交換させる内部熱交換部を構成して ヽる冷凍装置。
[21] 請求項 20に記載の冷凍装置において、
冷媒回路（10)の冷媒の循環方向を換えて冷房運転と暖房運転とを切り換えて行う ための冷媒切換機構 (31,33)を備え、
熱交換量調整機構 (60)は、冷却運転時にだけ内部熱交換部 (50)における冷媒の 熱交換を行わせる冷凍装置。
[22] 請求項 21に記載の冷凍装置において、
熱交換量調整機構 (60)は、冷媒を伝熱管 (50)をバイパスさせて膨張機（12)に吸 入させるバイパス管 (57)と、伝熱管 (50)を流通する冷媒流量を調整する第 1電動弁（ 36)と、上記バイパス管 (57)の冷媒流量を調整する第 2電動弁 (37)とで構成されて!ヽ る冷凍装置。
[23] 請求項 21に記載の冷凍装置において、
熱交換量調整機構 (60)は、四路切換弁 (32)で構成されて!ヽる冷凍装置。
[24] 請求項 21に記載の冷凍装置において、
熱交換量調整機構 (60)は、冷媒を伝熱管 (50)をバイパスさせて膨張機（12)に吸 入させるバイパス管 (57)と、伝熱管 (50)の冷媒の流通を許容又は禁止する第 1電磁 開閉弁 (34)と、上記バイパス管 (57)の冷媒の流通を許容又は禁止する第 2電磁開 閉弁 (35)とで構成されて!、る冷凍装置。
[25] 請求項 21に記載の冷凍装置において、
熱交換量調整機構 (60)は、配管と逆止弁 (81,82,83,84)との組み合わせにより構成 されている冷凍装置。
[26] 請求項 18に記載の冷凍装置において、
冷媒回路（10)には、気液分離器 (51)のガス冷媒を圧縮機（11)の吸入側に送る第 1インジヱクシヨン配管（55)と、該第 1インジヱクシヨン配管（55)の冷媒流量を調整す るガス制御弁 (38)を備えて!/ヽる冷凍装置。
[27] 請求項 18に記載の冷凍装置において、
冷媒回路（10)には、気液分離器 (51)の液冷媒を圧縮機（11)の吸入側に送る第 2 インジヱクシヨン配管 (59)と、該第 2インジヱクシヨン配管（59)の冷媒流量を調整する 液制御弁 (39)を備えて!/、る冷凍装置。
[28] 請求項 18に記載の冷凍装置において、
冷媒回路（10)には、複数の利用側熱交翻 (22a,22b,22c)が並列に接続され、 上記各利用側熱交換器 (22a,22b,22c)に流入する冷媒流量をそれぞれ調整する複 数の流量調整弁（61a,61b,61c)を備えて!/、る冷凍装置。
[29] 請求項 18に記載の冷凍装置において、 冷媒回路（10)の冷媒として二酸ィ匕炭素が用いられている冷凍装置。
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