WO2014128831A1 - 空気調和装置 - Google Patents

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heat exchanger
compressor
expansion device
pressure
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山下　浩司
亮宗 石村
傑 鳩村
宗史 池田
若本　慎一
直史 竹中
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三菱電機株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to an air conditioner applied to, for example, a building multi air conditioner.
  • an air conditioner such as a multi air conditioning system for buildings
  • the discharge temperature is set regardless of the operation state and the circuit for liquid injection from the high pressure liquid pipe of the refrigeration cycle to the middle of the compressor
  • an air conditioner that can be controlled (see, for example, Patent Document 1).
  • an air conditioner that includes a supercooling heat exchanger on the refrigerant outflow side of the condenser, controls the flow rate of refrigerant flowing to the supercooling heat exchanger, and controls the discharge temperature of the compressor (for example, patents). Reference 3).
  • Japanese Patent Laying-Open No. 2005-282972 page 4, FIG. 1, etc.
  • Japanese Patent Laid-Open No. 02-110255 page 3, FIG. 1, etc.
  • Japanese Patent Laid-Open No. 2001-227823 page 4, FIG. 1, etc.
  • Patent Document 1 only discloses a method of injecting from a high-pressure liquid pipe to the middle of a compressor. For this reason, there existed a subject that it could not respond, for example, when the circulation path of a refrigerant circuit was reversed (switching between cooling and heating).
  • a check valve is installed in parallel with both the indoor side and outdoor side throttle devices, and in both cases of cooling and heating, liquid refrigerant is used. It is configured to allow inhalation injection.
  • a special indoor unit is required to realize this air conditioner. For this reason, the normal indoor unit in which the check valve is not connected in parallel to the throttling device cannot be used, and there is a problem that it is not a general-purpose configuration.
  • the flow rate of the refrigerant flowing through the supercooling heat exchanger is controlled by the throttle device attached to the supercooling heat exchanger, and the discharge temperature is controlled.
  • the degree of supercooling at the condenser outlet cannot be controlled separately to the target value. For this reason, it is impossible to properly control the discharge temperature while maintaining an appropriate degree of supercooling.
  • the degree of supercooling at the outlet of the outdoor unit cannot be controlled to the target value.
  • the refrigerant flowing into the two phases For example, when an indoor unit is equipped with a throttle device such as a multi-type air conditioner or the like, if the refrigerant inlet side of the throttle device becomes two-phase, sound may be produced or control may become unstable. There was a problem.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and provides an air conditioner that can stably control the discharge temperature of the compressor and the degree of supercooling of the refrigerant.
  • An air conditioner includes a compression chamber and an injection port that introduces a refrigerant into the compression chamber, a compressor that compresses and discharges the refrigerant, and a first heat exchanger that performs heat exchange of the refrigerant.
  • a supercooling heat exchanger having a first flow path and a second flow path, heat-exchanging the refrigerant passing through each flow path to supercool the refrigerant flowing in the first flow path, and a first pressure reducing the refrigerant
  • a refrigerant circuit that circulates the refrigerant by connecting a throttling device, a second heat exchanger that performs heat exchange of the refrigerant, and an accumulator that is connected to the suction side of the compressor and stores excess refrigerant;
  • a first bypass pipe that connects the second flow path of the cooling heat exchanger and a pipe on the refrigerant inflow side of the accumulator; a second expansion device that adjusts the flow rate of the refrigerant flowing through the first bypass pipe; and the first heat exchanger And the piping between the second heat exchanger and the injection port It is configured to include a second bypass pipe that continues, and a third expansion device that adjusts the flow rate of the refrigerant flowing through the second bypass pipe.
  • the air-conditioning apparatus of the present invention is not only for cooling operation but also for heating while cooling the refrigerant so that the liquid refrigerant can flow into the expansion device even when the extension pipe is long, for example, during cooling operation.
  • the refrigerant can be injected into the compression chamber of the compressor, and the discharge temperature of the compressor is not increased too much. Therefore, damage to the compressor can be prevented, and the lifetime of the entire apparatus can be maintained.
  • FIG. 2 is a ph diagram (pressure-enthalpy diagram) during cooling operation of the air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 6 is another ph diagram (pressure-enthalpy diagram) during heating operation of the air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 1 is a schematic diagram illustrating an installation example of an air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 of the present invention. Based on FIG. 1, the installation example of an air conditioning apparatus is demonstrated.
  • the air-conditioning apparatus of the present embodiment uses heat transport by the refrigerant by circulating the refrigerant by operation. As the operation mode, either a cooling mode for conveying cold or a heating mode for conveying warm heat can be selected.
  • the configuration of the air-conditioning apparatus described in the present embodiment is an example, and is not limited to such a configuration.
  • the relationship between the sizes of the constituent members may be different from the actual one.
  • the subscripts may be omitted when there is no need to distinguish or identify them, for example, by explaining common matters.
  • the level of temperature, pressure, etc. is not particularly determined in relation to absolute values, but is relatively determined in the state, operation, etc. of the system, apparatus, and the like.
  • the air-conditioning apparatus has one outdoor unit 1 that is a heat source unit and a plurality of indoor units 2.
  • the outdoor unit 1 and the indoor unit 2 are connected by an extension pipe (refrigerant pipe) 5 through which refrigerant passes through the pipe, and the cold or warm heat generated by the outdoor unit 1 is delivered to the indoor unit 2.
  • extension pipe refrigerant pipe
  • the outdoor unit 1 is normally disposed in an outdoor space 6 that is a space outside a building 9 such as a building (for example, a rooftop), and supplies cold or hot heat to the indoor unit 2.
  • the indoor unit 2 is disposed at a position where air with adjusted temperature or the like can be supplied to the indoor space 7 which is a space inside the building 9 (for example, a living room), and the cooling air or Heating air is supplied.
  • an outdoor unit 1 and each indoor unit 2 are connected to each other using two extension pipes 5.
  • the indoor unit 2 is a ceiling cassette type
  • the type is not limited.
  • any type of indoor unit may be used as long as it can blow heating air or cooling air directly into the indoor space 7 or indirectly into a duct, such as a ceiling-embedded type or a ceiling-suspended type.
  • the outdoor unit 1 is installed in the outdoor space 6 is shown as an example, but the present invention is not limited to this.
  • the waste heat can be exhausted outside the building 9 by an exhaust duct or the like, it may be installed inside the building 9.
  • the number of connected outdoor units 1 and indoor units 2 is not limited to the number shown in FIG.
  • what is necessary is just to determine the number of connection according to the building 9 in which the air conditioning apparatus which concerns on this Embodiment is installed.
  • FIG. 2 is a schematic diagram showing an example of the configuration of the air-conditioning apparatus (hereinafter referred to as air-conditioning apparatus 100) according to Embodiment 1. Based on FIG. 2, the detailed structure of the air conditioning apparatus 100 is demonstrated. As shown in FIG. 2, the outdoor unit 1 and each indoor unit 2 are connected by an extension pipe 5 as in FIG. 1.
  • Outdoor unit 1 In the outdoor unit 1, a compressor 10, a refrigerant flow switching device 11, a heat source side heat exchanger 12 and an accumulator 15 are connected in series with refrigerant pipes. Further, the outdoor unit 1 includes a first bypass pipe 4a, a second bypass pipe 4b, a supercooling heat exchanger 13, expansion devices 14a, 14b and 14c, and a liquid separator 18.
  • the compressor 10 sucks the refrigerant, compresses the refrigerant, and discharges it in a high temperature and high pressure state.
  • it may be configured by an inverter compressor or the like capable of capacity control.
  • the compressor 10 of the present embodiment includes an injection port that can introduce the refrigerant into the compression chamber from the outside of the compressor 10 in the compression chamber that compresses the refrigerant inside the compressor 10.
  • the compressor 10 has, for example, a low-pressure shell structure that has a compression chamber in a sealed container, the inside of the sealed container has a low-pressure refrigerant pressure atmosphere, and sucks and compresses the low-pressure refrigerant in the sealed container. .
  • the 2nd bypass piping 4b mentioned later is connected to the side surface of a compression chamber, and the injection port which can introduce a refrigerant
  • a refrigerant whose discharge temperature of the compressor 10 is high such as R32 refrigerant (hereinafter referred to as R32)
  • R32 refrigerant
  • the refrigerant flow switching device 11 such as a four-way valve switches between the refrigerant flow during the heating operation and the refrigerant flow during the cooling operation.
  • the heat source side heat exchanger 12 serving as the first heat exchanger functions as an evaporator during heating operation, functions as a condenser during cooling operation, and is supplied with air supplied from a blower such as a fan (not shown). Heat exchange is performed with the refrigerant.
  • the subcooling heat exchanger 13 is constituted by, for example, a double-pipe heat exchanger or the like, has a first flow path and a second flow path, and heats between the refrigerants that exchange heat between the refrigerants passing through the flow paths. It is an exchanger. The refrigerant flowing into and out of the heat source side heat exchanger 12 passes through the first flow path.
  • the refrigerant that has passed through the expansion device 14a flows into the second flow path, and flows out to the first bypass pipe 4a.
  • the supercooling heat exchanger 13 is not limited to a two-pipe heat exchanger, but can exchange heat between the refrigerant passing through the first flow path and the refrigerant passing through the second flow path. Any structure may be used.
  • the expansion device 14a that functions as the second expansion device adjusts the pressure and flow rate of the refrigerant that passes through the supercooling heat exchanger 13 and the first bypass pipe 4a.
  • the expansion device 14b functioning as the third expansion device adjusts the pressure and flow rate of the refrigerant passing through the second bypass pipe 4b.
  • the expansion device 14c adjusts the pressure and flow rate of the refrigerant.
  • the refrigerant pressure in the pipe between the expansion device 14a and the expansion device 16 is adjusted.
  • the accumulator 15 is provided on the suction side of the compressor 10 and stores excess refrigerant in the refrigerant circuit.
  • the liquid separator 18 separates a part of the liquid refrigerant when, for example, a gas-liquid two-phase refrigerant (two-phase refrigerant) passes.
  • the first bypass pipe 4a is, for example, at the time of cooling operation, after the refrigerant condensed and liquefied by the condenser is decompressed by the action of the expansion device 14a, the low-pressure superheated gas is passed through the supercooling heat exchanger 13.
  • a refrigerant gas refrigerant
  • it is a pipe that bypasses upstream of the accumulator 15.
  • the second bypass pipe 4b reduces the pressure of the high-pressure or first medium-pressure liquid refrigerant during the cooling operation and the heating operation by the action of the expansion device 14b, and has a lower pressure than the first medium pressure.
  • It is piping for injecting into the inside of a compression chamber from an injection port provided in the compression chamber of compressor 10 as a two-phase refrigerant of pressure.
  • the high pressure is the pressure of the refrigerant on the discharge side of the compressor 10.
  • the first medium pressure is lower than the high pressure.
  • the discharge refrigerant temperature detection device 21 is a device that detects the temperature of the refrigerant discharged from the compressor 10.
  • the high pressure detection device 22 is a device that detects the pressure on the discharge side of the compressor 10 on the high pressure side in the refrigerant circuit.
  • the low-pressure detection device 23 is a device that detects the pressure on the refrigerant inflow side of the accumulator 15 on the low-pressure side in the refrigerant circuit.
  • the liquid refrigerant temperature detection device 24 is a device that detects the temperature of the liquid refrigerant.
  • the supercooling heat exchanger inlet refrigerant temperature detection device 25 is a device that detects the temperature of the refrigerant flowing into the second flow path of the supercooling heat exchanger 13.
  • the supercooling heat exchanger outlet refrigerant temperature detection device 26 is a device that detects the temperature of the refrigerant flowing out from the second flow path of the supercooling heat exchanger 13.
  • the control apparatus 50 controls each apparatus of the outdoor unit 1 based on the detection information in various detection apparatuses, the instruction
  • the frequency of the compressor 10, the rotation speed (including ON / OFF) of the blower (not shown), switching of the refrigerant flow switching device 11 and the like are controlled, and each operation mode described later is executed.
  • the expansion device 14b, the expansion device 14c, and the like are controlled, and the flow rate, pressure, and the like of the refrigerant injected into the suction side of the compressor 10 can be adjusted.
  • the control device 50 is configured by a microcomputer or the like.
  • the indoor unit 2 is equipped with a throttle device 16 and a use side heat exchanger 17, respectively.
  • the expansion device 16 and the use side heat exchanger 17 are connected to the outdoor unit 1 by the extension pipe 5.
  • the expansion device 16 that functions as the first expansion device such as an expansion valve or a flow rate adjustment device, depressurizes the refrigerant that passes therethrough.
  • the use side heat exchanger 17 serving as the second heat exchanger in the present invention performs heat exchange between air supplied from a blower such as a fan (not shown) and the refrigerant and supplies the heat to the indoor space 7. Heating air or cooling air is generated.
  • each indoor unit 2 has a control device that controls the expansion device 16 and the blower.
  • FIG. 2 shows an example in which four indoor units 2 are connected, and are illustrated as an indoor unit 2a, an indoor unit 2b, an indoor unit 2c, and an indoor unit 2d from the bottom of the page.
  • the diaphragm device 16 is illustrated as a diaphragm device 16a, a diaphragm device 16b, a diaphragm device 16c, and a diaphragm device 16d from the lower side of the drawing according to the indoor units 2a to 2d.
  • the use side heat exchanger 17 is illustrated as a use side heat exchanger 17a, a use side heat exchanger 17b, a use side heat exchanger 17c, and a use side heat exchanger 17d from the lower side of the drawing.
  • FIG. 2 shows four units, the number of connected indoor units 2 according to the present embodiment is not limited to four as in FIG.
  • the air conditioning apparatus 100 determines the operation mode of the outdoor unit 1 to be either the cooling operation mode or the heating operation mode based on an instruction from each indoor unit 2, for example.
  • each indoor unit 2 that are driven perform the same operation (cooling operation or heating operation) based on the determined operation mode to air condition the indoor space 7.
  • each indoor unit 2 can be freely operated or stopped in both the cooling operation mode and the heating operation mode.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating the flow of the refrigerant circuit refrigerant when the air-conditioning apparatus 100 is in the cooling operation mode.
  • the cooling operation mode will be described by taking as an example a case where a cooling load is generated in all the use side heat exchangers 17.
  • a pipe indicated by a thick line indicates a pipe through which the refrigerant flows, and a direction in which the refrigerant flows is indicated by a solid line arrow.
  • the control device 50 switches the refrigerant flow switching device 11 to the flow channel through which the refrigerant discharged from the compressor 10 flows into the heat source side heat exchanger 12.
  • the compressor 10 compresses the low-temperature and low-pressure refrigerant and discharges the high-temperature and high-pressure gas refrigerant.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 10 flows into the heat source side heat exchanger 12 through the refrigerant flow switching device 11.
  • the heat source side heat exchanger 12 condenses and liquefies while radiating heat to the outdoor air, and becomes a high-pressure liquid refrigerant.
  • the high-pressure liquid refrigerant that has flowed out of the heat source side heat exchanger 12 passes through the first flow paths of the expansion device 14c and the supercooling heat exchanger 13 that are fully opened.
  • the refrigerant that has passed through the first flow path of the supercooling heat exchanger 13 is branched into two flow paths. One flows out of the outdoor unit 1 through the liquid separator 18. The other flows into the first bypass pipe 4a.
  • the high-temperature and high-pressure liquid refrigerant flowing into the first bypass pipe 4 a is decompressed by the expansion device 14 a to become a low-temperature and low-pressure two-phase refrigerant, passes through the second flow path of the supercooling heat exchanger 13, and is upstream of the accumulator 15. It joins the flow path.
  • the expansion device 14a adjusts the opening degree (opening area) to adjust the flow rate of the refrigerant passing through the first bypass pipe 4a.
  • the control device 50 determines the second difference of the supercooling heat exchanger 13 that is the temperature difference between the detected temperature of the supercooling heat exchanger outlet refrigerant temperature detection device 26 and the detection temperature of the supercooling heat exchanger inlet refrigerant temperature detection device 25.
  • the opening degree of the expansion device 14a is controlled so that the temperature difference (superheat degree) of the refrigerant in the flow path approaches the target value.
  • the superheat degree of the refrigerant in the second flow path of the supercooling heat exchanger 13 is used, but the supercooling degree of the refrigerant on the downstream side (outflow side) of the first flow path of the supercooling heat exchanger 13 is the target value.
  • the opening degree of the expansion device 14a may be controlled so as to be close to.
  • the high-temperature and high-pressure liquid refrigerant flowing out of the outdoor unit 1 passes through the extension pipe 5 and flows into each of the indoor units 2 (2a to 2d).
  • the high-temperature and high-pressure liquid refrigerant that has flowed into the indoor unit 2 (2a to 2d) is expanded by the expansion device 16 (16a to 16d) to become a low-temperature and low-pressure two-phase refrigerant and serves as an evaporator. 17 (17a to 17d) and absorbs heat from the air flowing around the use side heat exchanger 17 to become a low-temperature and low-pressure gas refrigerant.
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant flows out of the indoor unit 2 (2a to 2d), flows into the outdoor unit 1 again through the extension pipe 5, passes through the refrigerant flow switching device 11, and passes through the first bypass pipe 4a.
  • the refrigerant flows through and merges with the refrigerant bypassed to the upstream side of the accumulator 15, then flows into the accumulator 15, and is then sucked into the compressor 10 again.
  • the opening degree (opening area) of the expansion devices 16a to 16d is the temperature difference between the detection temperature of the use side heat exchanger gas refrigerant temperature detection device 28 and the detection temperature of the use side heat exchanger liquid refrigerant temperature detection device 27. (Superheat degree) is controlled so as to approach the target value.
  • the supercooling heat exchanger 13 is used in order to reliably supercool the refrigerant even when the extension pipe 5 is long (for example, 100 m). Provided.
  • the extension pipe 5 is long, the pressure loss in the extension pipe 5 increases. For this reason, if the degree of supercooling of the refrigerant is small, the refrigerant may become a two-phase refrigerant before reaching the indoor unit 2.
  • the two-phase refrigerant flows into the indoor unit 2, the two-phase refrigerant flows into the expansion device 16.
  • a throttling device such as an expansion valve or a flow rate adjusting device has a property of generating a sound around when a two-phase refrigerant flows.
  • the expansion device 16 of the present embodiment is disposed in the indoor unit 2 that sends temperature-adjusted air to the indoor space 7, if the generated sound leaks into the indoor space 7, it makes the resident feel uncomfortable. Sometimes. Further, when the two-phase refrigerant flows into the expansion device 16, the pressure is not stabilized, and the operation of the expansion device 16 becomes unstable. Therefore, it is necessary to flow into the expansion device 16 a liquid refrigerant that is reliably supercooled. From the above, the supercooling heat exchanger 13 is provided.
  • the first bypass pipe 4a is provided with a throttle device 14a, and the flow rate of the low-temperature and low-pressure two-phase refrigerant flowing in the second flow path of the supercooling heat exchanger 13 is increased by increasing the opening degree (opening area) of the throttle device 14a. If it increases, the supercooling degree of the refrigerant
  • the degree of supercooling of the refrigerant flowing out of the flow path is reduced.
  • the opening degree (opening area) of the expansion device 14a the degree of supercooling of the outlet refrigerant in the first flow path of the supercooling heat exchanger 13 can be controlled to an appropriate value.
  • the compressor 10 sucks a low dryness refrigerant mixed with a large amount of liquid refrigerant in a normal operation. Therefore, in the present embodiment, the first bypass pipe 4 a is connected to the refrigerant inflow side (upstream side) pipe of the accumulator 15.
  • the accumulator 15 is for storing surplus refrigerant.
  • the compressor 10 is connected via the second bypass pipe 4b and an injection port provided in the compression chamber of the compressor 10. To flow into the compression chamber. In this way, the temperature of the refrigerant discharged from the compressor 10 can be lowered by allowing the low-dryness refrigerant containing a large amount of liquid refrigerant to flow directly into the compression chamber, so that it can be used safely.
  • the flow rate of the refrigerant passing through the second bypass pipe 4b is adjusted by the opening degree (opening area) of the expansion device 14b.
  • the opening degree (opening area) of the expansion device 14b is increased and the flow rate of the refrigerant flowing through the second bypass pipe 4b is increased, the discharge temperature of the compressor 10 is lowered.
  • the opening degree (opening area) of the expansion device 14b is reduced and the flow rate of the refrigerant flowing through the second bypass pipe 4b is reduced, the discharge temperature of the compressor 10 increases.
  • the discharge temperature of the compressor 10 can be brought close to the target value by adjusting the opening degree (opening area) of the expansion device 14b.
  • injection is performed to the compressor 10 via the second bypass pipe 4b in the case of high outside air cooling where the cooling operation is performed in a state where the temperature around the heat source side heat exchanger 12 is high. There is.
  • FIG. 4 is a ph diagram (pressure-enthalpy diagram) during the cooling operation of the air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the refrigerant (point I in FIG. 4) compressed and discharged by the compressor 10 is condensed and liquefied by the heat source side heat exchanger 12 to become a high-pressure liquid refrigerant (point J in FIG. 4).
  • the supercooling heat exchanger 13 is cooled by the refrigerant branched to the first bypass pipe 4a to increase the degree of supercooling (point L in FIG. 4) and flows into the liquid separator 18.
  • a part of the liquid refrigerant branched by the liquid separator 18 and flowing through the second bypass pipe 4b is reduced to the second intermediate pressure by the expansion device 14b (point M in FIG. 4). Then, when it is injected into the compression chamber from the injection port provided in the compression chamber of the compressor 10, it merges with the refrigerant sucked into the compressor 10 and compressed to the second medium pressure (point H in FIG. 4). .
  • the high-pressure liquid refrigerant that has passed through the liquid separator 18 flows out of the outdoor unit 1, passes through the extension pipe 5, flows into the indoor unit 2, and is decompressed by the expansion device 16 (16 a to 16 d) of the indoor unit 2. (Point K in FIG. 4).
  • the refrigerant compressed to the second medium pressure in the compression chamber of the compressor 10 and the refrigerant injected through the second bypass pipe 4b Is shown as if the refrigerant (point H in FIG. 4) is a superheated gas refrigerant, but the position of the point H is the inside of the refrigerant compressed to the second medium pressure in the compression chamber. It is determined by the relationship between the energy (product of the flow rate and enthalpy (point N)) and the internal energy of the refrigerant that has passed through the second bypass pipe 4b (product of the flow rate and enthalpy (point M)).
  • the state becomes an overheated gas state
  • the flow rate of the refrigerant that has passed through the second bypass pipe 4b is large
  • the position of the injection port of the compression chamber is often determined so that the second intermediate pressure is close to a low pressure.
  • a small amount of refrigerant is simply passed through the second bypass pipe 4b, and the point H Becomes a two-phase refrigerant, and in most cases, the second medium-pressure refrigerant in a two-phase state is compressed again in the compression chamber.
  • the compressor 10 of the present embodiment is a low-pressure shell type compressor.
  • the sucked refrigerant and oil flow into the lower part of the compressor 10.
  • a motor is disposed in the intermediate portion.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant compressed in the compression chamber is discharged from the compressor 10 after being discharged into the discharge chamber in the sealed container. Therefore, the metal sealed container of the compressor 10 has a portion exposed to the high-temperature and high-pressure refrigerant and a portion exposed to the low-temperature and low-pressure refrigerant. For this reason, the temperature of the sealed container becomes an intermediate temperature. Further, since current flows through the motor, it generates heat.
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant sucked into the compressor 10 is heated by the sealed container and the motor of the compressor 10 and the temperature rises (point F in FIG. 4), and is sucked into the compression chamber.
  • the gas refrigerant sucked into the compression chamber is compressed to the second medium pressure (point N in FIG. 4).
  • point N in FIG. 4 the temperature is lower than that of the refrigerant (point N in FIG. 4) in which the refrigerant is merged with the injected two-phase refrigerant and cooled and not injected. It becomes a refrigerant (point H in FIG. 4).
  • the compression is further continued to become a high-pressure gas refrigerant. Therefore, when the injection is performed, the discharge temperature is lowered with respect to the discharge temperature of the compressor 10 when the injection is not performed (point G in FIG. 4) (point I in FIG. 4). For example, even when using a refrigerant whose discharge temperature is higher than R410A, such as R32, by performing injection, the discharge temperature of the compressor 10 can be reduced. It can be used safely. In addition, reliability is increased.
  • the expansion device 14a can change the opening area, such as an electronic expansion valve. If the electronic expansion valve is used, the flow rate of the refrigerant passing through the second flow path of the supercooling heat exchanger 13 can be arbitrarily adjusted, and the supercooling degree of the refrigerant flowing out of the outdoor unit 1 can be finely controlled. Can do.
  • the aperture device 14a is not limited to this.
  • an opening / closing valve such as a small solenoid valve may be combined so that the opening degree can be selected and controlled in a plurality of stages.
  • the capillary tube may be configured to perform supercooling according to the refrigerant pressure loss.
  • the opening degree of the expansion device 14b can be changed like an electronic expansion valve. And the opening degree of the expansion device 14b is adjusted so that the discharge temperature of the compressor 10 (detection temperature of the discharge refrigerant temperature detection device 21) does not become too high, and the refrigerant flow rate is adjusted.
  • the opening degree of the expansion device 14b is directly adjusted based on the discharge temperature of the compressor 10, but the opening degree of the expansion device 14b is adjusted based on a value obtained by the discharge temperature such as the discharge superheat degree. May be.
  • the operation of the indoor unit 2 is stopped because there is no need to flow the refrigerant to the use-side heat exchanger 17 (including the thermo-off) that has no heat load.
  • the expansion device 16 in the stopped indoor unit 2 is fully closed or has a small opening so that the refrigerant does not flow.
  • the first bypass pipe 4a and the second bypass pipe 4b are provided with two bypass pipes, and the upstream flow path of the accumulator 15 is provided.
  • the first bypass pipe 4a through which the refrigerant flows through the supercooling heat exchanger 13 and the expansion device 14a is connected and separated from the liquid separator 18 into the injection port provided in the compression chamber of the compressor 10, and the expansion device
  • the second bypass pipe 4b By connecting the second bypass pipe 4b through which the refrigerant whose flow rate has been adjusted at 14b flows, even if the extension pipe 5 is long, the refrigerant flowing into the indoor unit 2 is brought into a state in which the degree of supercooling of the liquid refrigerant is on. It is possible to reliably control the discharge temperature of the compressor 10 so as not to exceed the upper limit under the condition that the discharge temperature of the compressor 10 becomes high.
  • FIG. 5 is a diagram illustrating the flow of the refrigerant circuit refrigerant when the air-conditioning apparatus 100 is in the heating operation mode.
  • the heating operation mode will be described by taking as an example a case where a thermal load is generated in all the use side heat exchangers 17.
  • the pipes indicated by bold lines in FIG. 5 indicate the pipes through which the refrigerant flows, and the directions in which the refrigerant flows are indicated by solid arrows.
  • the control device 50 passes through the refrigerant flow switching device 11, and the refrigerant discharged from the compressor 10 does not pass through the heat source side heat exchanger 12. Is switched to the flow path that flows out into the indoor unit 2. Then, the compressor 10 compresses the low-temperature and low-pressure refrigerant and discharges the high-temperature and high-pressure gas refrigerant. The high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 10 passes through the refrigerant flow switching device 11 and flows out of the outdoor unit 1.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant that has flowed out of the outdoor unit 1 passes through the extension pipe 5 and flows into each of the indoor units 2 (2a to 2d).
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant flowing into the indoor unit 2 (2a to 2d) flows into each of the use side heat exchangers 17 (17a to 17d) and circulates around the use side heat exchangers 17 (17a to 17d). It liquefies while radiating heat to the air, and becomes a high-temperature and high-pressure liquid refrigerant.
  • the liquid refrigerant flowing out from the use side heat exchanger 17 (17a to 17d) is expanded by the expansion device 16 (16a to 16d) to become a first medium pressure two-phase refrigerant, and the indoor unit 2 (2a to 2d). ).
  • the first medium-pressure two-phase refrigerant flowing out of the indoor unit 2 flows into the outdoor unit 1 again through the extension pipe 5.
  • the opening degree (opening area) of the expansion devices 16a to 16d is the temperature difference between the detection temperature of the use side heat exchanger intermediate refrigerant temperature detection device 29 and the detection temperature of the use side heat exchanger liquid refrigerant temperature detection device 27. (Supercooling degree) is controlled to approach the target value.
  • the first medium-pressure two-phase refrigerant that has flowed into the outdoor unit 1 passes through the first flow path of the liquid separator 18 and the supercooling heat exchanger 13. Then, it is expanded when it passes through the expansion device 14 c, becomes a low-temperature and low-pressure two-phase refrigerant, and flows into the heat source side heat exchanger 12.
  • the low-temperature and low-pressure two-phase refrigerant flowing into the heat source side heat exchanger 12 absorbs heat from the air flowing around the heat source side heat exchanger 12 and evaporates to become a low temperature and low pressure gas refrigerant.
  • the refrigerant flow switching device 11 and the accumulator 15 is again sucked into the compressor 10.
  • the expansion device 14a is fully closed or has a small opening at which the refrigerant does not flow, so that the refrigerant does not flow through the first bypass pipe 4a.
  • the above is the operation of the refrigerant in the basic heating operation mode.
  • a refrigerant whose discharge temperature of the compressor 10 is higher than that of R410A such as R32 is used as the refrigerant, it is necessary to lower the discharge temperature in order to prevent deterioration of the refrigerating machine oil, burnout of the compressor, and the like. is there.
  • R410A such as R32
  • it is necessary to lower the discharge temperature in order to prevent deterioration of the refrigerating machine oil, burnout of the compressor, and the like. is there.
  • the refrigerant is bypassed to the inlet side (upstream side) of the accumulator 15, most of the refrigerant is stored in the accumulator 15, and only a part of the refrigerant flows into the compressor 10.
  • the liquid separator 18 a part of the liquid refrigerant is separated from the first medium-pressure two-phase refrigerant flowing into the liquid separator 18, and the separated liquid refrigerant is decompressed to reduce the first medium pressure.
  • the refrigerant flows into the compression chamber of the compressor 10 through the second bypass pipe 4b and the injection port provided in the compression chamber of the compressor 10. Let In this way, the temperature of the refrigerant discharged from the compressor 10 can be lowered by allowing the low-dryness refrigerant containing a large amount of liquid refrigerant to flow directly into the compression chamber, so that it can be used safely.
  • the flow rate of the refrigerant passing through the second bypass pipe 4b is adjusted by the opening degree (opening area) of the expansion device 14b.
  • the opening degree (opening area) of the expansion device 14b is increased and the flow rate of the refrigerant flowing through the second bypass pipe 4b is increased, the discharge temperature of the compressor 10 decreases.
  • the opening degree (opening area) of the expansion device 14b is reduced and the flow rate of the refrigerant flowing through the second bypass pipe 4b is reduced, the discharge temperature of the compressor 10 increases.
  • the discharge temperature which is the detection value of the discharge refrigerant temperature detection device 21, can be brought close to the target value.
  • the refrigerant pressure between the expansion device 16 and the expansion device 14a can be controlled to the first intermediate pressure. Since the pressure of the refrigerant in the liquid separator 18 between the expansion device 16 and the expansion device 14a can be maintained at the first medium pressure, the differential pressure across the second bypass pipe 4b can be secured, The refrigerant can be reliably injected into the compression chamber of the compressor 10.
  • the opening degree (opening area) of the expansion device 14c is adjusted so that the pressure obtained by converting the detected temperature of the liquid refrigerant temperature detection device 24 into the saturation pressure approaches the target value. In this way, the apparatus can be configured at low cost, but is not limited thereto.
  • the opening degree of the expansion device 14c may be adjusted by detecting the pressure with a pressure sensor.
  • FIG. 6 is a ph diagram (pressure-enthalpy diagram) during the heating operation of the air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 of the present invention. Details of the injection operation will be described with reference to FIG.
  • the refrigerant point I in FIG. 6
  • the refrigerant flow switching device 11 flows out of the outdoor unit 1 through the refrigerant flow switching device 11 and passes through the extension pipe 5 to the indoor unit 2. Flow into. Then, after being condensed in the use side heat exchanger 17 of the indoor unit 2 (point L in FIG. 6), it passes through the expansion device 16 and is depressurized (point J in FIG. 6). Return to outdoor unit 1.
  • the pressure of the refrigerant flowing between the expansion device 16 and the expansion device 14c is controlled to be the first medium pressure (point J in FIG. 6).
  • the first medium-pressure refrigerant flowing between the expansion device 16 and the expansion device 14c is partially branched by the liquid separator 18.
  • a part of the branched liquid refrigerant flows through the second bypass pipe 4b and is decompressed by the expansion device 14b to become a second medium-pressure two-phase refrigerant (point M in FIG. 6), and enters the compression chamber of the compressor 10. It is injected into the compression chamber from the provided injection port.
  • the remaining first medium-pressure refrigerant from which part of the liquid refrigerant has been separated in the liquid separator 18 is decompressed by the expansion device 14c to become a low-pressure two-phase refrigerant (point K in FIG. 6).
  • coolant flow path switching apparatus 11 point F of FIG. 6
  • the refrigerant that has flowed out of the accumulator 15 is sucked into the compressor 10 and compressed to the second medium pressure (point N in FIG. 6). And it merges with the refrigerant
  • the low-temperature and low-pressure refrigerant sucked into the compressor 10 is heated by the sealed container and the motor of the compressor 10 (point F in FIG. 6), and is sucked into the compression chamber after the temperature rises. Become.
  • the gas refrigerant sucked into the compression chamber is compressed to the second medium pressure (point N in FIG. 6).
  • the temperature is lower than that of the refrigerant (point N in FIG. 6) that is cooled by being merged with the injected two-phase refrigerant and not cooled. It becomes a refrigerant (point H in FIG. 6).
  • the compression is further continued to become a high-pressure gas refrigerant. Therefore, when the injection is performed, the discharge temperature is lowered with respect to the discharge temperature of the compressor 10 when the injection is not performed (point G in FIG. 6) (point I in FIG. 6). For example, even when using a refrigerant whose discharge temperature is higher than R410A, such as R32, by performing injection, the discharge temperature of the compressor 10 can be reduced. It can be used safely. In addition, reliability is increased.
  • the expansion device 14c can change the opening area, such as an electronic expansion valve. If an electronic expansion valve is used, the first intermediate pressure, which is the pressure of the refrigerant upstream of the expansion device 14c, can be adjusted to an arbitrary pressure, and the discharge temperature can be finely controlled.
  • the aperture device 14c is not limited to this.
  • an opening / closing valve such as a small solenoid valve may be combined so that the opening degree can be selected and controlled in a plurality of stages.
  • the capillary tube may be configured to perform supercooling according to the refrigerant pressure loss. Although the controllability deteriorates a little, the degree of supercooling can be brought close to the target.
  • the expansion device 14b adjusts the opening of the expansion device 14b and adjusts the refrigerant flow rate so that the discharge temperature of the compressor 10 (detection temperature of the discharged refrigerant temperature detection device 21) does not become too high.
  • the heating operation mode when executed, it is not necessary to flow the refrigerant to the use side heat exchanger 17 (including the thermo-off) without the heat load (heating load).
  • the heating operation mode if the expansion device 16 corresponding to the use-side heat exchanger 17 having no heating load is fully closed or has an opening small enough to prevent the refrigerant from flowing, the indoor unit 2 that is stopped (hereinafter referred to as stop)
  • stop There is a possibility that the refrigerant is cooled and condensed by the ambient air inside the use-side heat exchanger 17 of the indoor unit 2) and condenses and accumulates, and the refrigerant circuit as a whole may fall short of the refrigerant.
  • the opening (opening area) of the expansion device 16 corresponding to the use-side heat exchanger 17 having no heat load is set to a large opening such as full opening so that the refrigerant can pass therethrough. To. For this reason, accumulation of the refrigerant can be prevented.
  • FIG. 7 is a ph diagram (pressure-enthalpy diagram) when there is a stop indoor unit 2 during the heating operation of the air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the expansion device 16 of the stop indoor unit 2 decompresses the high-temperature and high-pressure gas refrigerant.
  • the refrigerant point I in FIG.
  • the first medium-pressure two-phase refrigerant (point J 2 in FIG. 7) having passed through the liquid separator 18 and slightly increased in dryness is further depressurized by the expansion device 14c, and the low-pressure two-phase refrigerant and (Point K in FIG. 7). And it evaporates with the heat source side heat exchanger 12, and flows into the accumulator 15 via the refrigerant
  • the flow rate of the refrigerant flowing through the expansion device varies depending on the density of the refrigerant even at the same opening degree (opening area).
  • a gas refrigerant having a low density and a liquid refrigerant having a high density are mixed.
  • the density of the refrigerant changes greatly, and an opening that becomes an appropriate flow rate for lowering the discharge temperature of the compressor 10 by a constant temperature.
  • the degree (opening area) varies greatly.
  • the opening degree of the expansion device 14b must be changed greatly with the operation or stop of the indoor unit 2, and stable control cannot be performed.
  • the liquid separator 18 only the liquid refrigerant can be separated by the liquid separator 18 even when the stop indoor unit 2 exists. For this reason, only the liquid refrigerant can be allowed to flow into the expansion device 14b, and stable control can be performed.
  • the control device 50 controls the opening degree (opening area) of the expansion device 14b so that the discharge temperature approaches the target value. It is desirable that the target value of the discharge temperature is as high as possible in order to increase the ability (heating ability or cooling ability) exhibited by the indoor unit 2 while keeping the temperature lower than the limit value of the discharge temperature. Therefore, for example, when the limit value of the discharge temperature of the compressor 10 is 120 ° C., in order to prevent the discharge temperature from exceeding this, when the temperature exceeds 110 ° C., the frequency of the compressor 10 is lowered to reduce the speed. Therefore, when injection is performed to lower the discharge temperature of the compressor 10, a temperature between 100 ° C. and 110 ° C. which is a little lower than 110 ° C.
  • the target value of the discharge temperature may be set so that For example, when the frequency of the compressor 10 is not lowered at 110 ° C., the target value of the discharge temperature to be lowered by injection may be set to a temperature between 100 ° C. and 120 ° C. (for example, 115 ° C.).
  • the throttle device 14b may be controlled to open by a certain opening degree, for example, 10 pulses each when it is determined that the discharge temperature exceeds a certain value (for example, 110 ° C.).
  • the target temperature may be set as a range instead of a constant value, and the discharge temperature may be controlled to fall within the target temperature range (for example, between 100 ° C. and 110 ° C.).
  • the discharge superheat degree of the compressor 10 is obtained from the detection temperature of the discharge refrigerant temperature detection device 21 and the detection pressure of the high pressure detection device 22, and the expansion device 14b is adjusted so that the discharge superheat degree becomes a target value (for example, 40 ° C.)
  • the opening degree may be controlled.
  • the discharge superheat degree may be controlled to fall within a target range (for example, between 20 ° C. and 40 ° C.).
  • FIG. Although not particularly shown in the first embodiment described above, a four-way valve is generally used as the refrigerant flow switching device 11.
  • the present invention is not limited to this, and a plurality of two-way flow switching valves, three-way flow switching valves, and the like may be used so that flow switching similar to that of the four-way valve can be performed.
  • the refrigerant when an on-off valve is provided on the refrigerant inflow side to each indoor unit 2 during heating operation, the refrigerant can be prevented from flowing into the stopped indoor unit 2, and accumulation can be prevented. it can. Since the refrigerant flow does not occur in the stopped indoor unit 2, the liquid separator 18 need not be provided.
  • the details of the configuration of the liquid separator 18 are not particularly described in the first embodiment.
  • it has one inlet side channel and two outlet side channels, separates the liquid refrigerant from the refrigerant flowing in from the inlet side channel, and flows out from one outlet side channel to the second bypass pipe 4b. Anything that can do.
  • the liquid separator 18 may be provided upstream of the supercooling heat exchanger 13 with respect to the refrigerant flow during the heating operation.
  • the refrigerant in the liquid separator 18 is not affected by the pressure loss in the first flow path of the supercooling heat exchanger 13. For this reason, the measurement accuracy of the first medium pressure obtained by the detection of the liquid refrigerant temperature detection device 24 is improved, and the control accuracy of the discharge temperature can be improved.
  • the compressor 10 has been described by way of example using a low-pressure shell type compressor, but the same effect can be obtained even when a high-pressure shell type compressor is used, for example.
  • the refrigerant is not defined, but the effect of the present invention is particularly great when a refrigerant having a high discharge temperature, such as R32, is used.
  • a refrigerant having a high discharge temperature such as R32
  • R32 is used as R32
  • the refrigerant mixed with HFO1234ze such (non-azeotropic mixed refrigerant) May be.
  • the discharge temperature rises by about 20 ° C. in the same operation state as compared to the case where R410A is used.
  • the discharge temperature is 3 ° C. or more higher than when the R410A refrigerant is used.
  • the injection according to the present invention has a great effect of lowering the discharge temperature.
  • the discharge temperature is 3 ° C. or more higher than when the R410A refrigerant is used.
  • the injection according to the present invention has a great effect of lowering the discharge temperature.
  • the refrigerant type in the mixed refrigerant is not limited to this, and even a mixed refrigerant containing a small amount of other refrigerant components has no significant effect on the discharge temperature and has the same effect.
  • any refrigerant that can be used in a mixed refrigerant containing a small amount of R32, HFO1234yf, and other refrigerants, and whose discharge temperature is higher than R410A it is necessary to lower the discharge temperature for any refrigerant. Have the same effect.
  • the heat source side heat exchanger 12 and the use side heat exchangers 17a to 17d are often equipped with a blower that promotes condensation or evaporation of the refrigerant by blowing air. Absent.
  • a blower that promotes condensation or evaporation of the refrigerant by blowing air. Absent.
  • a panel heater using radiation can be used as the use side heat exchangers 17a to 17d.
  • a water-cooled type heat exchanger that exchanges heat with a liquid such as water or antifreeze can be used as the heat source side heat exchanger 12. Any material can be used as long as it can dissipate or absorb heat from the refrigerant.
  • the direct expansion type air conditioner in which the refrigerant is circulated by connecting the pipe between the outdoor unit 1 and the indoor unit 2 has been described as an example, but the present invention is not limited thereto.
  • a repeater is provided between the outdoor unit 1 and the indoor unit 2.
  • the refrigerant is circulated between the outdoor unit and the relay unit, and a heat medium such as water and brine is circulated between the relay unit and the indoor unit, and the relay unit performs heat exchange between the refrigerant and the heat medium.
  • the present invention can also be applied to an air conditioner that performs air conditioning, and has the same effect. In such an air conditioner, installation of the liquid separator 18 becomes unnecessary.
  • Heat source unit (outdoor unit), 2, 2a, 2b, 2c, 2d indoor unit, 4a first bypass pipe, 4b second bypass pipe, 5 extension pipe (refrigerant pipe), 6 outdoor space, 7 indoor space, 8 ceiling Outdoor space such as the back and other spaces and indoor spaces, buildings such as 9 buildings, 10 compressors, 11 refrigerant flow switching devices (four-way valves), 12 heat source side heat exchangers, 13 supercooling heat exchangers, 14a , 14b, 14c throttle device, 15 accumulator, 16, 16a, 16b, 16c, 16d throttle device, 17, 17a, 17b, 17c, 17d use side heat exchanger, 18 liquid separator, 21 discharge refrigerant temperature detection device, 22 High pressure detection device, 23 Low pressure detection device, 24 Liquid refrigerant temperature detection device, 25 Supercooling heat exchanger inlet refrigerant temperature detection device, 26 Supercooling heat exchanger outlet refrigerant temperature detection 27, 27a, 27b, 27c, 27d use side heat exchanger liquid refrigerant

Abstract

　圧縮室及びインジェクションポートを有し、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機１０と、冷媒の熱交換を行う熱源側熱交換器１２と、第１流路と第２流路とを有し、各流路を通過する冷媒を熱交換させて第１流路を流れる冷媒を過冷却する過冷却熱交換器１３と、冷媒を減圧する絞り装置１６と、冷媒の熱交換を行う利用側熱交換器１７と、圧縮機１０の吸入側と接続され、余剰冷媒を貯留するアキュムレータ１５とを配管接続して冷媒を循環させる冷媒回路を構成し、過冷却熱交換器１３の第２流路とアキュムレータ１５の冷媒流入側の配管とを接続する第１バイパス配管４ａと、第１バイパス配管４ａを流れる冷媒の流量を調整する絞り装置１４ａと、熱源側熱交換器１２と利用側熱交換器１７との間の配管と、インジェクションポートとを接続する第２バイパス配管４ｂと、第２バイパス配管４ｂを流れる冷媒の流量を調整する絞り装置１４ｂとを備えるものである。

Description

空気調和装置
　本発明は、たとえばビル用マルチエアコン等に適用される空気調和装置に関するものである。
　ビル用マルチエアコン等の空気調和装置において、圧縮機の吐出温度を低下させるために、冷凍サイクルの高圧液管から圧縮機の中間に液インジェクションをする回路及び運転状態によらず吐出温度を設定温度に制御できる空気調和装置が存在している（たとえば、特許文献１参照）。
　また、冷房運転及び暖房運転のいずれにおいても、冷凍サイクルにおける高圧状態の液状の冷媒（液冷媒）を圧縮機の吸入側にインジェクションできる空気調和装置も存在している（たとえば、特許文献２参照）。
　さらに、凝縮器の冷媒流出側に過冷却熱交換器を備え、過冷却熱交換器へ流す冷媒流量を制御し、圧縮機の吐出温度を制御する空気調和装置も存在している（たとえば、特許文献３参照）。
特開２００５－２８２９７２号公報（第４頁、図１等） 特開平０２－１１０２５５号公報（第３頁、図１等） 特開２００１－２２７８２３号公報（第４頁、図１等）
　たとえば、特許文献１に記載の空気調和装置は、高圧液管から圧縮機の中間にインジェクションする方法だけが開示されている。このため、たとえば冷媒回路の循環路を逆転させた場合（冷房、暖房の切り替え）等には対応ができないという課題があった。
　また、特許文献２に記載の空気調和装置においては、室内側及び室外側の双方の絞り装置と並列に逆止弁が設置されており、冷房時及び暖房時の両方の場合に、液冷媒を吸入インジェクションできる構成となっている。しかし、この空気調和装置を実現しようとすると特殊な室内機が必要になる。このため、絞り装置に逆止弁が並列接続されていない通常の室内機を用いることはできず、汎用的な構成ではないという課題があった。
　さらに特許文献３に記載の空気調和装置においては、過冷却熱交換器に付属の絞り装置で、過冷却熱交換器に流す冷媒の流量を制御し、吐出温度を制御しているため、吐出温度と凝縮器出口における過冷却度の双方を別々に目標値に制御することができない。このため、適正な過冷却度を保ちながら、吐出温度を適正に制御することができない。たとえば室外機と室内機とを接続する延長配管が長い場合、吐出温度を目標値に制御すると、室外機出口の過冷却度を目標値に制御できないため、延長配管での圧力損失により、室内機に流入する冷媒が二相化してしまう可能性がある。たとえば、マルチ型の空気調和装置等のように室内機に絞り装置を備えている場合、絞り装置の冷媒流入口側が二相になると、音が出たり制御が不安定になったりしてしまうという課題があった。
　本発明は、上記の課題を解決するためになされたもので、圧縮機の吐出温度及び冷媒の過冷却度を安定して制御することができる空気調和装置を得るものである。
　本発明に係る空気調和装置は、圧縮室及び圧縮室の内部に冷媒を導入するインジェクションポートを有し、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機と、冷媒の熱交換を行う第１熱交換器と、第１流路と第２流路とを有し、各流路を通過する冷媒を熱交換させて第１流路を流れる冷媒を過冷却する過冷却熱交換器と、冷媒を減圧する第１絞り装置と、冷媒の熱交換を行う第２熱交換器と、圧縮機の吸入側と接続され、余剰冷媒を貯留するアキュムレータとを配管接続して冷媒を循環させる冷媒回路を構成し、過冷却熱交換器の第２流路とアキュムレータの冷媒流入側の配管とを接続する第１バイパス配管と、第１バイパス配管を流れる冷媒の流量を調整する第２絞り装置と、第１熱交換器と第２熱交換器との間の配管と、インジェクションポートとを接続する第２バイパス配管と、第２バイパス配管を流れる冷媒の流量を調整する第３絞り装置とを備えるように構成したもので、冷媒を圧縮機の圧縮室の内部にインジェクションすることにより、圧縮機の吐出温度を下げることができ、運転モードによらず、安全に運転することができ、寿命を維持することができる。
　本発明の空気調和装置は、たとえば冷房運転時において、延長配管が長い場合でも絞り装置に液状の冷媒を流入させることができるように冷媒を過冷却しながら、また、冷房運転だけでなく、暖房運転においても圧縮機の圧縮室に冷媒をインジェクションすることができ、圧縮機の吐出温度を高くしすぎることがない。そのため、圧縮機の損傷を防ぐことができ、装置全体としても寿命を長く維持することができる。
本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の設置例を示す概略図。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の回路構成図。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷房運転時の回路構成図。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷房運転時のｐ－ｈ線図（圧力－エンタルピ線図）。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の暖房運転時の回路構成図。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の暖房運転時のｐ－ｈ線図（圧力－エンタルピ線図）。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の暖房運転時の別のｐ－ｈ線図（圧力－エンタルピ線図）。
実施の形態１．
　本発明の実施の形態について、図面に基づいて説明する。
　図１は、本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の設置例を示す概略図である。図１に基づいて、空気調和装置の設置例について説明する。本実施の形態の空気調和装置は、運転によって冷媒を循環することで、冷媒による熱の搬送を利用する。運転モードとして、冷熱を搬送する冷房モードあるいは温熱を搬送する暖房モードのいずれかを選択することができる。ここで、本実施の形態において説明する空気調和装置の構成等は一例を示すものであって、このような構成に限るものではない。また、図１を含め、以下に説明する図面においては、各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。さらに、符号に添字を付した装置、機器等について、たとえば共通事項を説明する等、特に区別したり、特定したりする必要がない場合には、添字を省略して記載する場合がある。そして、温度、圧力等の高低については、特に絶対的な値との関係で高低等が定まっているものではなく、システム、装置等における状態、動作等において相対的に定まるものとする。
　図１において、本実施の形態に係る空気調和装置は、熱源機である１台の室外機１と、複数台の室内機２とを有している。室外機１と室内機２とは、管内を冷媒が通過する延長配管（冷媒配管）５で接続され、室外機１で生成された冷熱あるいは温熱は、室内機２に配送されるようになっている。
　室外機１は、通常、ビル等の建物９の外の空間（たとえば、屋上等）である室外空間６に配置され、室内機２に冷熱又は温熱を供給するものである。室内機２は、建物９の内部の空間（たとえば、居室等）である室内空間７に温度等を調整した空気を供給できる位置に配置され、空調対象空間となる室内空間７に冷房用空気あるいは暖房用空気を供給するものである。
　図１に示すように、本実施の形態に係る空気調和装置においては、室外機１と各室内機２とが２本の延長配管５を用いて、それぞれ接続されている。
　ここで、図１においては、室内機２が天井カセット型である場合を例に示してあるが、種類を限定するものではない。たとえば、天井埋込型、天井吊下式等、室内空間７に直接又はダクト等に間接的に暖房用空気あるいは冷房用空気を吹き出すことができるものであればどんな種類の室内機でもよい。
　また、図１においては、室外機１が室外空間６に設置されている場合を例に示しているが、これに限定するものではない。たとえば、換気口付の機械室等の囲まれた空間に設置してもよい。また、排気ダクト等により建物９外に廃熱することができるのであれば建物９内に設置してもよい。さらに、水冷式の室外機１を用いて建物９内に設置してもよい。どのような場所に室外機１を設置するとしても、本発明に関して特段の問題が発生することはない。
　また、室外機１及び室内機２の接続台数を図１に図示してある台数に限定するものではない。たとえば、本実施の形態に係る空気調和装置が設置される建物９に応じて接続台数を決定すればよい。
　図２は、実施の形態１に係る空気調和装置（以下、空気調和装置１００と称する）の構成の一例を示す概略図である。図２に基づいて、空気調和装置１００の詳しい構成について説明する。図２に示すように、室外機１と各室内機２とは、図１と同様に延長配管５で接続されている。
［室外機１］
　室外機１には、圧縮機１０、冷媒流路切替装置１１、熱源側熱交換器１２及びアキュムレータ１５が冷媒配管で直列に接続されて搭載されている。また、室外機１には、第１バイパス配管４ａ、第２バイパス配管４ｂ、過冷却熱交換器１３、絞り装置１４ａ、１４ｂ及び１４ｃ並びに液分離器１８が備えられている。
　圧縮機１０は、冷媒を吸入し、その冷媒を圧縮して高温高圧の状態にして吐出する。たとえば容量制御可能なインバータ圧縮機等で構成するとよい。ここで、本実施の形態の圧縮機１０は、圧縮機１０の内部において冷媒を圧縮する圧縮室に、圧縮機１０の外部から冷媒を圧縮室内部に導入することができるインジェクションポートを備えている。また、圧縮機１０は、たとえば、密閉容器内に圧縮室を有し、密閉容器内が低圧の冷媒圧雰囲気となり、密閉容器内の低圧冷媒を吸入して圧縮する低圧シェル構造のものを使用する。そして、圧縮室の側面には、後述する第２バイパス配管４ｂが接続され、圧縮機１０の外部から圧縮室の内部に冷媒を導入できるインジェクションポートを備えている。圧縮機１０の圧縮室の内部に、たとえば二相状態の冷媒をインジェクションすることにより、Ｒ３２冷媒（以下、Ｒ３２という）等の圧縮機１０の吐出温度が高温になる冷媒を使用している場合に圧縮機１０の吐出温度を下げることができる。また、四方弁等の冷媒流路切替装置１１は、暖房運転時における冷媒の流れと冷房運転時における冷媒の流れとを切り替えるものである。本発明において第１熱交換器となる熱源側熱交換器１２は、暖房運転時には蒸発器として機能し、冷房運転時には凝縮器として機能して、図示省略のファン等の送風機から供給される空気と冷媒との間で熱交換を行うものである。過冷却熱交換器１３は、たとえば二重管式の熱交換器等で構成され、第１流路と第２流路とを有し、各流路を通過する冷媒を熱交換させる冷媒間熱交換器である。第１流路には熱源側熱交換器１２に流入出する冷媒が通過する。第２流路には、絞り装置１４ａを通過した冷媒が流入し、第１バイパス配管４ａに流出する。ここで、過冷却熱交換器１３は、二管式の熱交換器に限るものではなく、第１流路を通った冷媒と第２流路を通った冷媒とで熱交換可能なものであれば、どのような構造のものでも構わない。本発明において第２絞り装置として機能する絞り装置１４ａは、過冷却熱交換器１３及び第１バイパス配管４ａを通過する冷媒の圧力及び流量調整を行う。本発明において第３絞り装置として機能する絞り装置１４ｂは、第２バイパス配管４ｂを通過する冷媒の圧力及び流量調整を行う。絞り装置１４ｃは、冷媒の圧力及び流量調整を行う。本実施の形態においては、絞り装置１４ａと絞り装置１６との間の配管における冷媒の圧力調整を行う。アキュムレータ１５は、圧縮機１０の吸入側に設けられており、冷媒回路中で余剰となる冷媒を貯留するものである。液分離器１８は、たとえば気液二相状態の冷媒（二相冷媒）が通過したときに液冷媒の一部を分離する。
　第１バイパス配管４ａは、たとえば冷房運転時に、凝縮器で凝縮、液化された冷媒を、絞り装置１４ａの作用で減圧した後、過冷却熱交換器１３を介して、低圧の過熱されたガス状の冷媒（ガス冷媒）として、アキュムレータ１５の上流側にバイパスする配管である。
　第２バイパス配管４ｂは、冷房運転時及び暖房運転時に、高圧又は第一の中圧の液冷媒を、絞り装置１４ｂの作用で減圧し、第一の中圧よりも圧力が低い第二の中圧の二相冷媒として、圧縮機１０の圧縮室に設けられたインジェクションポートから圧縮室の内部にインジェクションするための配管である。ここで、高圧は圧縮機１０の吐出側における冷媒の圧力である。また、第一の中圧は高圧よりも低い圧力である。
　また、吐出冷媒温度検出装置２１、高圧検出装置２２、低圧検出装置２３、液冷媒温度検出装置２４、過冷却熱交換器入口冷媒温度検出装置２５、過冷却熱交換器出口冷媒温度検出装置２６及び制御装置５０が備えられている。吐出冷媒温度検出装置２１は、圧縮機１０が吐出する冷媒の温度を検出する装置である。高圧検出装置２２は、冷媒回路において高圧側となる圧縮機１０の吐出側の圧力を検出する装置である。低圧検出装置２３は、冷媒回路において低圧側となるアキュムレータ１５の冷媒流入側の圧力を検出する装置である。液冷媒温度検出装置２４は、液冷媒の温度を検出する装置である。過冷却熱交換器入口冷媒温度検出装置２５は、過冷却熱交換器１３の第２流路に流入する冷媒の温度を検出する装置である。過冷却熱交換器出口冷媒温度検出装置２６は過冷却熱交換器１３の第２流路から流出する冷媒の温度を検出する装置である。また、制御装置５０は、各種検出装置での検出情報、リモートコントローラからの信号に含まれる指示等に基づいて、室外機１の各機器を制御する。たとえば圧縮機１０の周波数、送風機（図示せず）の回転数（ＯＮ／ＯＦＦ含む）、冷媒流路切替装置１１の切り替え等の制御を行い、後述する各運転モードを実行する。本実施の形態では、たとえば、絞り装置１４ｂ、絞り装置１４ｃ等の制御を行い、圧縮機１０の吸入側にインジェクションする冷媒の流量、圧力等を調整することができる。具体的な制御動作については、後述の各運転モードの動作説明において説明を行う。ここで、制御装置５０は、マイクロコンピュータ等で構成されている。
［室内機２］
　室内機２には、それぞれ絞り装置１６及び利用側熱交換器１７が搭載されている。絞り装置１６及び利用側熱交換器１７は、延長配管５によって室外機１に接続するようになっている。本発明において第１絞り装置として機能する、たとえば膨張弁、流量調整装置等の絞り装置１６は通過する冷媒の減圧を行う。また、本発明において第２熱交換器となる利用側熱交換器１７は、図示省略のファン等の送風機から供給される空気と冷媒との間で熱交換を行い、室内空間７に供給するための暖房用空気あるいは冷房用空気を生成するものである。また、図２等では図示していないが、各室内機２は、絞り装置１６、送風機等の制御を行う制御装置を有している。
　ここで、図２では、４台の室内機２が接続されている場合を例に示しており、紙面下から室内機２ａ、室内機２ｂ、室内機２ｃ、室内機２ｄとして図示している。同様に、室内機２ａ～室内機２ｄに応じ、絞り装置１６については、紙面下側から絞り装置１６ａ、絞り装置１６ｂ、絞り装置１６ｃ、絞り装置１６ｄとして図示している。また、利用側熱交換器１７は、紙面下側から利用側熱交換器１７ａ、利用側熱交換器１７ｂ、利用側熱交換器１７ｃ、利用側熱交換器１７ｄとして図示している。図２では４台で図示しているが、図１と同様に、本実施の形態の室内機２の接続台数は４台に限定するものではない。
　次に、空気調和装置１００が実行する各運転モードについて説明する。本実施の形態の空気調和装置１００は、たとえば各室内機２からの指示に基づいて、室外機１の運転モードを、冷房運転モード又は暖房運転モードのいずれかに決定する。
　空気調和装置１００は、決定した運転モードに基づいて、駆動しているすべての室内機２が同一運転（冷房運転か暖房運転）を行って室内空間７を空気調和する。ここで、冷房運転モード、暖房運転モードのいずれにおいても、各室内機２の運転又は停止を自由に行うことができる。
［冷房運転モード］
　図３は、空気調和装置１００の冷房運転モード時における冷媒回路冷媒の流れを示す図である。図３では、全部の利用側熱交換器１７において冷熱負荷が発生している場合を例に冷房運転モードについて説明する。ここで、図３において太線で表した配管が冷媒が流れる配管を示しており、冷媒が流れる方向を実線矢印で示している。
　図３に示す冷房運転モードの場合、室外機１では、制御装置５０が冷媒流路切替装置１１を、圧縮機１０から吐出された冷媒が熱源側熱交換器１２へ流入する流路に切り替えるように指示する。そして、圧縮機１０が低温低圧の冷媒を圧縮し、高温高圧のガス冷媒を吐出する。圧縮機１０から吐出された高温高圧のガス冷媒は、冷媒流路切替装置１１を介して熱源側熱交換器１２に流入する。そして、熱源側熱交換器１２で室外空気に放熱しながら凝縮液化し、高圧液冷媒となる。熱源側熱交換器１２から流出した高圧液冷媒は、全開状態となっている絞り装置１４ｃ及び過冷却熱交換器１３の第１流路を通過する。過冷却熱交換器１３の第１流路を通過した冷媒は、２つの流路に分岐される。一方は、液分離器１８を通って室外機１から流出する。他方は、第１バイパス配管４ａに流入する。第１バイパス配管４ａに流入した高温高圧の液冷媒は、絞り装置１４ａで減圧されて低温低圧の二相冷媒となり、過冷却熱交換器１３の第２流路を通過し、アキュムレータ１５の上流側の流路に合流する。このとき、過冷却熱交換器１３において、第１流路を通った高温高圧の液冷媒と第２流路を通った低温低圧の二相冷媒とによる熱交換が行われる。このため、第１流路を通った冷媒は第２流路を通った冷媒によって冷却され、第２流路を通った冷媒は第１流路を通った冷媒によって加熱される。
　ここで、絞り装置１４ａが開度（開口面積）を調整して第１バイパス配管４ａを通る冷媒の流量を調整する。制御装置５０は、過冷却熱交換器出口冷媒温度検出装置２６の検出温度と過冷却熱交換器入口冷媒温度検出装置２５の検出温度との温度差となる、過冷却熱交換器１３の第２流路における冷媒の温度差（過熱度）が目標値に近づくように絞り装置１４ａの開度を制御する。ここでは、過冷却熱交換器１３の第２流路における冷媒の過熱度としたが、過冷却熱交換器１３の第１流路の下流側（流出側）における冷媒の過冷却度を目標値に近づけるように絞り装置１４ａの開度を制御してもよい。
　室外機１を流出した高温高圧の液冷媒は、延長配管５を通って、室内機２（２ａ～２ｄ）のそれぞれに流入する。室内機２（２ａ～２ｄ）に流入した高温高圧の液冷媒は、絞り装置１６（１６ａ～１６ｄ）で膨張させられて、低温低圧の二相冷媒となり、蒸発器として作用する利用側熱交換器１７（１７ａ～１７ｄ）のそれぞれに流入し、利用側熱交換器１７の周囲を流通する空気から吸熱して、低温低圧のガス冷媒となる。そして、低温低圧のガス冷媒は、室内機２（２ａ～２ｄ）から流出し、延長配管５を通って再び室外機１へ流入し、冷媒流路切替装置１１を通り、第１バイパス配管４ａを流通してアキュムレータ１５の上流側にバイパスさせられた冷媒と合流した後、アキュムレータ１５へ流入し、その後、圧縮機１０へ再度吸入される。
　このとき、絞り装置１６ａ～１６ｄの開度（開口面積）は、利用側熱交換器ガス冷媒温度検出装置２８の検出温度と利用側熱交換器液冷媒温度検出装置２７の検出温度との温度差（過熱度）が目標値に近づくように制御される。
　ここで、本実施の形態においては、延長配管５が長い（たとえば１００ｍ等）場合であっても確実に冷媒を過冷却させておく（液冷媒にしておく）ために過冷却熱交換器１３を設けている。延長配管５が長い場合、延長配管５内での圧力損失が大きくなる。このため、冷媒の過冷却度が小さいと、室内機２に至るまでに二相冷媒になってしまう可能性がある。二相冷媒が室内機２に流入すると、絞り装置１６に二相冷媒が流入することになる。膨張弁、流量調整装置等の絞り装置は二相冷媒が流入すると周囲に音が発する性質がある。本実施の形態の絞り装置１６は、室内空間７に温度調整した空気を送る室内機２内に配置されているため、発生した音が室内空間７に漏れると、居住者に不快な思いをさせることがある。また、二相冷媒が絞り装置１６に流入すると、圧力が安定せず、絞り装置１６の動作が不安定になる。そこで、絞り装置１６には、確実に過冷却された液状態の冷媒を流入させる必要がある。以上のことから過冷却熱交換器１３を設けている。第１バイパス配管４ａには絞り装置１４ａが設けられ、絞り装置１４ａの開度（開口面積）を増やして、過冷却熱交換器１３の第２流路に流れる低温低圧の二相冷媒の流量を増加させると過冷却熱交換器１３の第１流路から流出する冷媒の過冷却度が増加する。逆に絞り装置１４ａの開度（開口面積）を減らして、過冷却熱交換器１３の第２流路に流れる低温低圧の二相冷媒の流量を低下させると過冷却熱交換器１３の第１流路から流出する冷媒の過冷却度が低下する。このように、絞り装置１４ａの開度（開口面積）を調整することにより、過冷却熱交換器１３の第１流路の出口冷媒の過冷却度を適切な値に制御することができる。しかし、信頼性の面からは、通常の運転において圧縮機１０が液冷媒が多く混ざった乾き度の小さい冷媒を吸入することは好ましくない。そこで、本実施の形態では、第１バイパス配管４ａはアキュムレータ１５の冷媒流入側（上流側）配管に接続されている。アキュムレータ１５は余剰冷媒を貯留するためのものであり、第１バイパス配管４ａにより、アキュムレータ１５の冷媒流入側にバイパスされた冷媒は、その大半がアキュムレータ１５の内部に貯留され、圧縮機１０に多量の液冷媒が戻るのを防ぐことができる。
　以上が基本的な冷房運転モードでの冷媒の動作である。ここで、冷媒として、たとえばＲ３２等のように、Ｒ４１０Ａ冷媒（以下、Ｒ４１０Ａという）よりも圧縮機１０の吐出温度が高温になる冷媒を使用する場合は、冷凍機油の劣化や圧縮機の焼損を防ぐために、吐出温度を低下させる必要がある。そこで、液分離器１８が分岐した液冷媒の一部を減圧して二相冷媒にした後、第２バイパス配管４ｂ及び圧縮機１０の圧縮室に設けられたインジェクションポートを介して、圧縮機１０の圧縮室の内部に流入させる。このように、液冷媒を多く含んだ乾き度の小さい冷媒を直接圧縮室に流入させることで圧縮機１０の吐出冷媒の温度を低下させることができ、安全に使用できるようになる。
　第２バイパス配管４ｂを通る冷媒の流量は、絞り装置１４ｂの開度（開口面積）により調整する。絞り装置１４ｂの開度（開口面積）を大きくして、第２バイパス配管４ｂを流れる冷媒の流量を増やすと圧縮機１０の吐出温度が低下する。逆に絞り装置１４ｂの開度（開口面積）を小さくして、第２バイパス配管４ｂを流れる冷媒の流量を減らすと、圧縮機１０の吐出温度が増加する。このように絞り装置１４ｂの開度（開口面積）を調整することにより、圧縮機１０の吐出温度を目標値に近づけることができる。
　また、冷房運転モードにおいては、熱源側熱交換器１２の周囲の温度が高い状態で冷房運転を行う高外気冷房の場合等に、第２バイパス配管４ｂを介して圧縮機１０にインジェクションを行うことがある。
　図４は本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷房運転時におけるｐ－ｈ線図（圧力－エンタルピ線図）である。図４に基づいて、インジェクションの動作の詳細について説明する。冷房運転モードにおいては、圧縮機１０において圧縮され吐出された冷媒（図４の点Ｉ）は、熱源側熱交換器１２にて凝縮され液化されて高圧液冷媒となる（図４の点Ｊ）。さらに、過冷却熱交換器１３で第１バイパス配管４ａに分岐された冷媒で冷却されて過冷却度が増加し（図４の点Ｌ）、液分離器１８に流入する。液分離器１８で分岐されて第２バイパス配管４ｂを流れる一部の液冷媒は、絞り装置１４ｂで第二の中圧に減圧される（図４の点Ｍ）。そして、圧縮機１０の圧縮室に設けられたインジェクションポートから圧縮室にインジェクションされると、圧縮機１０に吸入されて第二の中圧まで圧縮された冷媒と合流する（図４の点Ｈ）。一方、液分離器１８を通過した高圧液冷媒は、室外機１を流出し、延長配管５を通過して、室内機２に流入し、室内機２の絞り装置１６（１６ａ～１６ｄ）で減圧される（図４の点Ｋ）。さらに利用側熱交換器１７（１７ａ～１７ｄ）で蒸発した後、室内機２を流出して、延長配管５を通過して室外機１に流入する。そして、冷媒流路切替装置１１を通り、第１バイパス配管４ａを流通してアキュムレータ１５の上流側にバイパスさせられた冷媒と合流した後、アキュムレータ１５に流入する（図４の点Ｆ）。アキュムレータ１５を流出した冷媒は、圧縮機１０に吸入され、第二の中圧まで圧縮される（図４の点Ｎ）。このとき、第２バイパス配管４ｂを介してインジェクションされた冷媒と合流して冷却される（図４の点Ｈ）。
　なお、本実施の形態の図４等のｐ－ｈ線図においては、圧縮機１０の圧縮室内で第二の中圧まで圧縮された冷媒と第２バイパス配管４ｂを介してインジェクションされた冷媒とが合流した後の冷媒（図４の点Ｈ）が過熱ガス冷媒であるかのように図示されているが、点Ｈの位置は、圧縮室内で第二の中圧まで圧縮された冷媒の内部エネルギー（流量とエンタルピー（点Ｎ）との積）と第２バイパス配管４ｂを通過した冷媒の内部エネルギー（流量とエンタルピー（点Ｍ）との積）との関係で決まり、第２バイパス配管４ｂを通過した冷媒の流量が小さい場合は過熱ガス状態になり、第２バイパス配管４ｂを通過した冷媒の流量が大きい場合は二相状態になる。実際は、第二の中圧が低圧に近い値になるように、圧縮室のインジェクションポートの位置を決める場合が多く、この場合は、少しの冷媒を第２バイパス配管４ｂに流すだけで、点Ｈは二相冷媒になり、大半の場合は二相状態の第二の中圧の冷媒を圧縮室内で再度圧縮する。
　ここで、本実施の形態の圧縮機１０は低圧シェル型の圧縮機である。圧縮機１０内の下部には吸入された冷媒と油とが流入する。また、中間部にはモータが配置されている。そして、上部では、圧縮室で圧縮された高温高圧の冷媒が密閉容器内の吐出室に吐出された後、圧縮機１０から吐出される。したがって、圧縮機１０の金属製の密閉容器は高温高圧の冷媒にさらされている部分と、低温低圧の冷媒にさらされている部分とがある。このため、密閉容器の温度はその中間的な温度になる。また、モータには電流が流れるため発熱する。したがって、圧縮機１０に吸入された低温低圧のガス冷媒は、圧縮機１０の密閉容器とモータとによって加熱されて温度が上昇して（図４の点Ｆ）、圧縮室内に吸入されることになる。圧縮室に吸入されたガス冷媒は、第二の中圧まで圧縮される（図４の点Ｎ）。ここで、圧縮機１０の圧縮室内に冷媒をインジェクションした場合には、インジェクションされた二相冷媒と合流して冷却されてインジェクションを行わない場合の冷媒（図４の点Ｎ）よりも温度の低い冷媒になる（図４の点Ｈ）。圧縮室内において、さらに圧縮が継続され、高圧のガス冷媒になる。そのため、インジェクションを行うと、インジェクションを行わない場合（図４の点Ｇ）の圧縮機１０の吐出温度に対して、吐出温度が低下する（図４の点Ｉ）。たとえばＲ３２等のように、圧縮機１０の吐出温度がＲ４１０Ａよりも高温になる冷媒を使用している場合等においても、インジェクションを行うことによって、圧縮機１０の吐出温度を低下させることができ、安全に使用することができる。また、信頼性が高くなる。
　また、絞り装置１４ａは、電子式膨張弁等のように、開口面積を変化させられるものが望ましい。電子式膨張弁を使用すれば、過冷却熱交換器１３の第２流路を通る冷媒の流量を任意に調整することができ、室外機１を流出する冷媒の過冷却度を細かく制御することができる。しかし、絞り装置１４ａは、これに限るものではない。たとえば、小型の電磁弁等の開閉弁を組み合わせて、開度を複数段階で選択制御できるような構成にしてもよい。また、キャピラリチューブにより冷媒の圧損に応じた過冷却を行えるようにした構成にしてもよい。制御性は少し悪化するものの、過冷却度を目標に近づけることができる。一方で、絞り装置１４ｂは、電子式膨張弁等のように、開度を変化させられるものとする。そして、圧縮機１０の吐出温度（吐出冷媒温度検出装置２１の検出温度）が高くなり過ぎないように、絞り装置１４ｂの開度を調整し、冷媒流量を調整する。ここでは直接的に圧縮機１０の吐出温度に基づいて絞り装置１４ｂの開度を調整しているが、吐出過熱度等の吐出温度によって得られる値に基づいて絞り装置１４ｂの開度を調整してもよい。
　冷房運転モードを実行する際、熱負荷のない利用側熱交換器１７（サーモオフを含む）へは冷媒を流す必要がないことから室内機２の運転を停止する。このとき、停止している室内機２内の絞り装置１６は、全閉又は冷媒が流れないような小さい開度としておく。
　以上のように、本実施の形態の空気調和装置１００の冷房運転モードにおいては、第１バイパス配管４ａと第２バイパス配管４ｂとの２つのバイパス配管を備え、アキュムレータ１５の上流側の流路に、過冷却熱交換器１３及び絞り装置１４ａを介した冷媒が流れる第１バイパス配管４ａを接続し、圧縮機１０の圧縮室に設けられたインジェクションポートに、液分離器１８から分離され、絞り装置１４ｂで流量調整された冷媒が流れる第２バイパス配管４ｂを接続することにより、延長配管５が長い場合であっても、室内機２に流入する冷媒を液冷媒の過冷却度がついている状態にでき、かつ、圧縮機１０の吐出温度が高くなる条件において、圧縮機１０の吐出温度が上限を超えないように、確実に制御することができる。
［暖房運転モード］
　図５は、空気調和装置１００の暖房運転モード時における冷媒回路冷媒の流れを示す図である。図５では、全部の利用側熱交換器１７において温熱負荷が発生している場合を例に暖房運転モードについて説明する。ここで、図５において太線で表した配管が冷媒が流れる配管を示しており、冷媒が流れる方向を実線矢印で示している。
　図５に示す暖房運転モードの場合、室外機１では、制御装置５０が冷媒流路切替装置１１を、圧縮機１０から吐出された冷媒が熱源側熱交換器１２を経由せずに室外機１を流出して室内機２へ流入する流路に切り替えるように指示する。そして、圧縮機１０が低温低圧の冷媒を圧縮し、高温高圧のガス冷媒を吐出する。圧縮機１０から吐出された高温高圧のガス冷媒は、冷媒流路切替装置１１を通過して室外機１から流出する。室外機１から流出した高温高圧のガス冷媒は、延長配管５を通って室内機２（２ａ～２ｄ）のそれぞれに流入する。室内機２（２ａ～２ｄ）に流入した高温高圧のガス冷媒は、利用側熱交換器１７（１７ａ～１７ｄ）のそれぞれに流入し、利用側熱交換器１７（１７ａ～１７ｄ）の周囲を流通する空気に放熱しながら凝縮液化し、高温高圧の液冷媒となる。利用側熱交換器１７（１７ａ～１７ｄ）から流出した液冷媒は、絞り装置１６（１６ａ～１６ｄ）で膨張させられて、第一の中圧の二相冷媒となり、室内機２（２ａ～２ｄ）から流出する。室内機２から流出した第一の中圧の二相冷媒は、延長配管５を通って再び室外機１へ流入する。
　このとき、絞り装置１６ａ～１６ｄの開度（開口面積）は、利用側熱交換器中間冷媒温度検出装置２９の検出温度と利用側熱交換器液冷媒温度検出装置２７の検出温度との温度差（過冷却度）が目標値に近づくように制御される。
　室外機１に流入した第一の中圧の二相冷媒は、液分離器１８及び過冷却熱交換器１３の第１流路を通過する。そして、絞り装置１４ｃを通過する際に膨張させられて、低温低圧の二相冷媒になり、熱源側熱交換器１２に流入する。熱源側熱交換器１２に流入した低温低圧の二相冷媒は、熱源側熱交換器１２の周囲に流れる空気から吸熱し、蒸発して低温低圧のガス冷媒となり、冷媒流路切替装置１１及びアキュムレータ１５を介して、再び圧縮機１０に吸入される。
　ここで、暖房運転モードにおいては、冷房運転モードとは異なり、過冷却熱交換器１３において冷媒を過冷却する必要が無い。このため、絞り装置１４ａは全閉又は冷媒が流れない小さい開度にし、第１バイパス配管４ａを冷媒が流れないようにしている。
　以上が基本的な暖房運転モードでの冷媒の動作である。ここで、冷媒として、Ｒ３２等のＲ４１０Ａよりも圧縮機１０の吐出温度が高温になる冷媒を使用する場合は、冷凍機油の劣化、圧縮機の焼損等を防ぐために、吐出温度を低下させる必要がある。たとえば、アキュムレータ１５の入口側（上流側）に冷媒をバイパスしても、その大半がアキュムレータ１５に貯留され、圧縮機１０にはその一部の冷媒しか流入しない。そこで、液分離器１８の作用で、液分離器１８に流入した第一の中圧の二相冷媒から液冷媒の一部を分離し、この分離した液冷媒を減圧して第一の中圧よりも圧力が低い第二の中圧の二相冷媒にした後、第２バイパス配管４ｂ及び圧縮機１０の圧縮室に設けられたインジェクションポートを介して、圧縮機１０の圧縮室の内部に流入させる。このように、液冷媒を多く含んだ乾き度の小さい冷媒を直接圧縮室に流入させることで圧縮機１０の吐出冷媒の温度を低下させることができ、安全に使用できるようになる。
　第２バイパス配管４ｂを通る冷媒の流量は、絞り装置１４ｂの開度（開口面積）で調整する。絞り装置１４ｂの開度（開口面積）を大きくして、第２バイパス配管４ｂを流れる冷媒の流量を増やすと、圧縮機１０の吐出温度が低下する。逆に絞り装置１４ｂの開度（開口面積）を小さくして、第２バイパス配管４ｂを流れる冷媒の流量を減らすと、圧縮機１０の吐出温度が増加する。このように絞り装置１４ｂの開度（開口面積）を調整することにより、吐出冷媒温度検出装置２１の検出値である吐出温度を目標値に近づけることができる。
　また、絞り装置１４ｃの開度調整をすることにより、絞り装置１６と絞り装置１４ａとの間の冷媒の圧力を第一の中圧に制御することができる。絞り装置１６と絞り装置１４ａとの間にある液分離器１８内の冷媒の圧力を第一の中圧に保つことができるので、第２バイパス配管４ｂの前後差圧を確保することができ、圧縮機１０の圧縮室の内部に確実に冷媒をインジェクションすることができるようになる。ここで、絞り装置１４ｃの開度（開口面積）は、液冷媒温度検出装置２４の検出温度を飽和圧力に換算した圧力が目標値に近づくように調整する。このようにすると装置を安価に構成することができるが、これに限るものではない。たとえば圧力センサーによって圧力を検出して絞り装置１４ｃの開度調整を行うようにしてもよい。
　また、暖房運転モードにおいては、熱源側熱交換器１２の周囲の温度が低い、低外気暖房の場合等に、第２バイパス配管４ｂを介して圧縮機１０の圧縮室内にインジェクションを行う必要がある。
　図６は本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の暖房運転時におけるｐ－ｈ線図（圧力－エンタルピ線図）である。図６に基づいて、インジェクションの動作の詳細について説明する。暖房運転モードにおいては、圧縮機１０において圧縮され吐出された冷媒（図６の点Ｉ）は、冷媒流路切替装置１１を介して室外機１を流出し、延長配管５を介して室内機２に流入する。そして、室内機２の利用側熱交換器１７で凝縮された後（図６の点Ｌ）、絞り装置１６を通過して、減圧され（図６の点Ｊ）、延長配管５を介して、室外機１に戻る。そして、液分離器１８、過冷却熱交換器１３の第一流路を介して、絞り装置１４ｃに流れる。絞り装置１４ｃの開度を調整することで、絞り装置１６と絞り装置１４ｃとの間を流れる冷媒の圧力は第一の中圧となるように制御される（図６の点Ｊ）。絞り装置１６と絞り装置１４ｃとの間を流れる第一の中圧の冷媒は、液分離器１８で液冷媒の一部が分岐される。分岐された液冷媒の一部は、第２バイパス配管４ｂを流れ、絞り装置１４ｂによって減圧されて第二の中圧の二相冷媒となり（図６の点Ｍ）、圧縮機１０の圧縮室に設けられたインジェクションポートから圧縮室にインジェクションされる。一方、液分離器１８において液冷媒の一部を分離された残りの第一の中圧の冷媒は、絞り装置１４ｃで減圧されて、低圧の二相冷媒となる（図６の点Ｋ）。そして、熱源側熱交換器１２で蒸発した後、冷媒流路切替装置１１を介して、アキュムレータ１５に流入する（図６の点Ｆ）。アキュムレータ１５を流出した冷媒は、圧縮機１０に吸入され、第二の中圧まで圧縮される（図６の点Ｎ）。そして、第２バイパス配管４ｂを介してインジェクションされた冷媒と合流して冷却される（図６の点Ｈ）。
　上述したように、圧縮機１０に吸入された低温低圧の冷媒は、圧縮機１０の密閉容器とモータによって加熱され（図６の点Ｆ）、温度が上昇した後に圧縮室に吸入されることになる。圧縮室に吸入されたガス冷媒は、第二の中圧まで圧縮される（図６の点Ｎ）。ここで、圧縮機１０の圧縮室内に冷媒をインジェクションした場合には、インジェクションされた二相冷媒と合流して冷却されてインジェクションを行わない場合の冷媒（図６の点Ｎ）よりも温度の低い冷媒になる（図６の点Ｈ）。圧縮室内において、さらに圧縮が継続され、高圧のガス冷媒になる。そのため、インジェクションを行うと、インジェクションを行わない場合（図６の点Ｇ）の圧縮機１０の吐出温度に対して、吐出温度が低下する（図６の点Ｉ）。たとえばＲ３２等のように、圧縮機１０の吐出温度がＲ４１０Ａよりも高温になる冷媒を使用している場合等においても、インジェクションを行うことによって、圧縮機１０の吐出温度を低下させることができ、安全に使用することができる。また、信頼性が高くなる。
　ここで、絞り装置１４ｃは、電子式膨張弁等のように、開口面積を変化させられるものが望ましい。電子式膨張弁を使用すれば、絞り装置１４ｃの上流側の冷媒の圧力となる第一の中圧を任意の圧力に調整することができ、吐出温度を細かく制御することができる。しかし、絞り装置１４ｃは、これに限るものではない。たとえば、小型の電磁弁等の開閉弁を組み合わせて、開度を複数段階で選択制御できるような構成にしてもよい。また、キャピラリチューブにより冷媒の圧損に応じた過冷却を行えるようにした構成にしてもよい。制御性は少し悪化するものの、過冷却度を目標に近づけることができる。また、絞り装置１４ｂは、圧縮機１０の吐出温度（吐出冷媒温度検出装置２１の検出温度）が高くなり過ぎないように、絞り装置１４ｂの開度を調整し、冷媒流量を調整する。
　ここで、暖房運転モードを実行する際、熱負荷（暖房負荷）のない利用側熱交換器１７（サーモオフを含む）へは冷媒を流す必要がない。しかし、暖房運転モードにおいて、暖房負荷のない利用側熱交換器１７と対応する絞り装置１６を全閉又は冷媒が流れないほどの小さい開度とすると、停止している室内機２（以下、停止室内機２という）の利用側熱交換器１７の内部で冷媒が周囲空気によって冷やされて凝縮して溜まり込んでしまい、冷媒回路全体として冷媒不足に陥ってしまう可能性がある。そこで、本実施の形態では、暖房運転時において、熱負荷のない利用側熱交換器１７と対応する絞り装置１６の開度（開口面積）は全開等の大きい開度にして冷媒が通過できるようにする。このため、冷媒の溜まり込みを防止することができる。
　図７は本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の暖房運転時において、停止室内機２がある場合のｐ－ｈ線図（圧力－エンタルピ線図）である。上述したように停止室内機２においては絞り装置１６の開度を大きくするため、停止室内機２を通る冷媒の流れが発生するが、熱負荷のない利用側熱交換器１７では冷媒が凝縮しない。このため、停止室内機２の絞り装置１６では高温高圧のガス冷媒を減圧することになる。暖房運転モードにおいて、圧縮機１０において圧縮され吐出された冷媒（図７の点Ｉ）は、冷媒流路切替装置１１を介して室外機１を流出し、延長配管５を介して室内機２に流入する。熱負荷を有する利用側熱交換器１７に流れた冷媒は、凝縮された後（図７の点Ｌ）、絞り装置１６を通過して第一の中圧になり（図７の点Ｊ）、室内機２を流出して延長配管５を通過する。一方、暖房負荷のない利用側熱交換器１７に流れた冷媒は、凝縮することなく、ガス冷媒のまま利用側熱交換器１７及び絞り装置１６を通過して第一の中圧になり（図７の点Ｉ１　）、停止室内機２を流出して延長配管５を通過する。延長配管５のいずれかの位置で、第一の中圧の液冷媒と第一の中圧のガス冷媒とが混合して、第一の中圧の二相冷媒となり（図７の点Ｊ１　）、室外機１の液分離器１８に流入する。液分離器１８に流入した第一の中圧の二相冷媒は、液分離器１８の作用によって、液冷媒の一部が分岐する（図７の点ＪＬ　）。分岐された液冷媒は、第２バイパス配管４ｂを流れ、絞り装置１４ｂによって減圧されて第二の中圧の二相冷媒となり（図７の点Ｍ）、圧縮機１０のインジェクションポートから圧縮室の内部に流入する。一方、液分離器１８を通過し、乾き度が少し増えた第一の中圧の二相冷媒（図７の点Ｊ２　）は、絞り装置１４ｃでさらに減圧されて、低圧の二相冷媒となる（図７の点Ｋ）。そして、熱源側熱交換器１２で蒸発され、冷媒流路切替装置１１を介して、アキュムレータ１５に流入する（図７の点Ｆ）。アキュムレータ１５を流出した冷媒は、圧縮機１０に吸入され、第二の中圧まで圧縮され（図７の点Ｎ）、第２バイパス配管４ｂを介してインジェクションされた冷媒と合流して、冷却される（図７の点Ｈ）。
　ここで、絞り装置を流れる冷媒の流量は、同一の開度（開口面積）であっても、冷媒の密度によって異なる。二相冷媒は、密度の小さいガス冷媒と密度の大きい液冷媒とが混在している。このため、たとえば、絞り装置１４ｂ等に流入する冷媒が液冷媒から二相冷媒に変わると、冷媒の密度が大きく変化し、圧縮機１０の吐出温度を一定温度低下させるための適正流量となる開度（開口面積）が大きく異なる。このままだと、室内機２の運転又は停止に伴い、絞り装置１４ｂの開度を大きく変化させなければならず、安定した制御が行えない。しかし、液分離器１８を設けることにより、停止室内機２が存在する場合においても、液分離器１８で液冷媒のみを分離することができる。このため、絞り装置１４ｂに液冷媒のみを流入させることができるようになり、安定した制御を行うことができる。
　制御装置５０は、絞り装置１４ｂの開度（開口面積）を、吐出温度が目標値に近づくように制御する。吐出温度の目標値は、吐出温度の限界値より低い温度としつつ、室内機２が発揮する能力（暖房能力又は冷房能力）を大きくするために、なるべく高い温度にする方が望ましい。そこで、たとえば圧縮機１０の吐出温度の限界値が１２０℃の場合、吐出温度がこれを超えないようにするため、１１０℃を超えると圧縮機１０の周波数を低くして減速させるようにする。したがって、インジェクションを行って圧縮機１０の吐出温度を下げる場合、圧縮機１０の周波数を低くする温度である１１０℃よりも少し低い温度である１００℃から１１０℃の間の温度（たとえば１０５℃等）となるように吐出温度の目標値を設定するとよい。たとえば、１１０℃で圧縮機１０の周波数を低くしない場合には、インジェクションを行って下げる吐出温度の目標値を１００℃から１２０℃の間の温度（たとえば１１５℃等）とすればよい。
　また、絞り装置１４ｂは、吐出温度が一定値（たとえば１１０℃等）を超えたと判断したときに、一定の開度分、たとえば１０パルスずつ、開くように制御してもよい。また、目標温度を一定値とせずに範囲として設定し、吐出温度が目標温度範囲内（たとえば１００℃から１１０℃の間）に入るように制御してもよい。また、吐出冷媒温度検出装置２１の検出温度と高圧検出装置２２の検出圧力から、圧縮機１０の吐出過熱度を求め、吐出過熱度が目標値（たとえば４０℃）になるように絞り装置１４ｂの開度を制御するようにしてもよい。さらに、吐出過熱度が目標の範囲内（たとえば２０℃から４０℃の間）に入るように制御してもよい。
　実施の形態２．
　上述した実施の形態１においては、特に示さなかったが、冷媒流路切替装置１１としては、四方弁を用いるのが一般的である。これに限るものではなく、二方流路切替弁、三方流路切替弁等を複数個用いて、四方弁と同様の流路切替を行えるように構成してもよい。
　また、室内機２が４台接続されている場合を例に説明したが、室内機２の接続台数は何台接続されていても、実施の形態１と同様のことが成り立つ。ただし、室内機２が１台しか接続されない場合は、暖房運転中において、停止室内機が存在しないため、液分離器１８を設置しなくてもよい。
　また、たとえば暖房運転時に各室内機２への冷媒流入側に開閉弁を備えている場合、停止している室内機２に冷媒が流れ込まないようにすることができ、溜まり込みを防止することができる。停止している室内機２には冷媒の流れが発生しないため、液分離器１８を備えなくもよい。
　ここで、上述の実施の形態１では液分離器１８の構成の詳細については特に説明しなかった。たとえば、１つの入口側流路と２つの出口側流路を持ち、入口側流路から流入した冷媒から液冷媒を分離して、一方の出口側流路から第２バイパス配管４ｂに流出させることができるものであればよい。また、第２バイパス配管４ｂに流出する冷媒に多少のガス冷媒が混入していても、ガス冷媒の混入度が、絞り装置の制御に大きな影響を与えない程度であれば、液分離器１８における液冷媒の分離効率が１００％でなくてもよい。さらに、暖房運転時の冷媒の流れに対して、過冷却熱交換器１３よりも上流側に液分離器１８を備えるようにするとよい。暖房運転時において、液分離器１８の方が上流側にあると、液分離器１８内の冷媒が、過冷却熱交換器１３の第１流路での圧力損失の影響を受けない。このため、液冷媒温度検出装置２４の検出により得られる第一の中圧の測定精度が向上し、吐出温度の制御精度を向上させることができる。
　また、延長配管５に対して、複数台の室外機１が並列に接続されている場合でも、同様のことが成り立つ。
　また、圧縮機１０は、低圧シェル型の圧縮機を使用する場合を例に説明したが、たとえば高圧シェル型の圧縮機を使用しても同様の効果を奏する。
　上述の実施の形態１においては、冷媒について規定しなかったが、たとえば、Ｒ３２等のように、吐出温度が高くなる冷媒を使用する場合に本発明の効果が特に大きくなる。Ｒ３２以外には、Ｒ３２と、地球温暖化係数が小さく化学式がＣＦ３　ＣＦ＝ＣＨ２　で表されるテトラフルオロプロペン系冷媒であるＨＦＯ１２３４ｙｆ、ＨＦＯ１２３４ｚｅ等との混合冷媒（非共沸混合冷媒）を使用してもよい。たとえば冷媒としてＲ３２を使用した場合は、Ｒ４１０Ａを使用した場合に対して、同一運転状態において、吐出温度が約２０℃上昇する。このため、吐出温度を低下させる必要があり、本発明によるインジェクションの効果が大きい。また、Ｒ３２とＨＦＯ１２３４ｙｆとの混合冷媒においては、Ｒ３２の質量比率が６２％（６２ｗｔ％）以上である場合に、Ｒ４１０Ａ冷媒を使用した場合よりも吐出温度が３℃以上高くなる。このため、本発明によるインジェクションにより、吐出温度を低下させるようにする効果が大きい。また、Ｒ３２とＨＦＯ１２３４ｚｅとの混合冷媒においては、Ｒ３２の質量比率が４３％（４３ｗｔ％）以上である場合に、Ｒ４１０Ａ冷媒を使用した場合よりも吐出温度が３℃以上高くなる。このため、本発明によるインジェクションにより、吐出温度を低下させるようにする効果が大きい。また、混合冷媒における冷媒種はこれに限るものではなく、その他の冷媒成分を少量含んだ混合冷媒であっても、吐出温度には大きな影響がなく、同様の効果を奏する。また、たとえば、Ｒ３２とＨＦＯ１２３４ｙｆとその他の冷媒を少量含んだ混合冷媒等においても使用でき、吐出温度がＲ４１０Ａよりも高くなる冷媒であれば、どんな冷媒であっても吐出温度を低下させる必要があり、同様の効果がある。
　また、一般的に、熱源側熱交換器１２及び利用側熱交換器１７ａ～１７ｄには、送風によって冷媒の凝縮又は蒸発を促進させる送風機が取り付けられていることが多いが、これに限るものではない。たとえば利用側熱交換器１７ａ～１７ｄとして、放射を利用したパネルヒータのようなものも用いることができる。また、熱源側熱交換器１２としては、水、不凍液等の液体により熱交換する水冷式のタイプの熱交換器を用いることができる。冷媒の放熱又は吸熱が行えるものであればどんなものでも用いることができる。
　また、ここでは、室外機１と室内機２との間を配管接続して冷媒を循環させる直膨式空気調和装置を例として説明を行ったが、これに限るものではない。たとえば室外機１と室内機２との間に中継機を備える。そして、室外機と中継機の間で冷媒を循環させ、中継機と室内機との間で水、ブライン等の熱媒体を循環させて、中継機において冷媒と熱媒体との熱交換を行って空気調和を行う空気調和装置についても適用することができ、同様の効果を奏する。このような空気調和装置においては、液分離器１８の設置は不要となる。
　１　熱源機（室外機）、２，２ａ，２ｂ，２ｃ，２ｄ　室内機、４ａ　第１バイパス配管、４ｂ　第２バイパス配管、５　延長配管（冷媒配管）、６　室外空間、７　室内空間、８　天井裏等の室外空間及び室内空間とは別の空間、９　ビル等の建物、１０　圧縮機、１１　冷媒流路切替装置（四方弁）、１２　熱源側熱交換器、１３　過冷却熱交換器、１４ａ，１４ｂ，１４ｃ　絞り装置、１５　アキュムレータ、１６，１６ａ，１６ｂ，１６ｃ，１６ｄ　絞り装置、１７，１７ａ，１７ｂ，１７ｃ，１７ｄ　利用側熱交換器、１８　液分離器、２１　吐出冷媒温度検出装置、２２　高圧検出装置、２３　低圧検出装置、２４　液冷媒温度検出装置、２５　過冷却熱交換器入口冷媒温度検出装置、２６　過冷却熱交換器出口冷媒温度検出装置、２７，２７ａ，２７ｂ，２７ｃ，２７ｄ　利用側熱交換器液冷媒温度検出装置、２８，２８ａ，２８ｂ，２８ｃ，２８ｄ　利用側熱交換器ガス冷媒温度検出装置、２９，２９ａ，２９ｂ，２９ｃ，２９ｄ　利用側熱交換器中間冷媒温度検出装置、５０　制御装置、１００　空気調和装置。

Claims (9)

  1. 　圧縮室及び該圧縮室の内部に冷媒を導入するインジェクションポートを有し、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機と、
    　前記冷媒の熱交換を行う第１熱交換器と、
    　第１流路と第２流路とを有し、各流路を通過する前記冷媒を熱交換させて前記第１流路を流れる冷媒を過冷却する過冷却熱交換器と、
    　前記冷媒を減圧する第１絞り装置と、
    　前記冷媒の熱交換を行う第２熱交換器と、
    　前記圧縮機の吸入側と接続され、余剰冷媒を貯留するアキュムレータと
    を配管接続して冷媒を循環させる冷媒回路を構成し、
    　前記過冷却熱交換器の前記第２流路と前記アキュムレータの冷媒流入側の配管とを接続する第１バイパス配管と、
    　該第１バイパス配管を流れる前記冷媒の流量を調整する第２絞り装置と、
    　前記第１熱交換器と前記第２熱交換器との間の配管と、前記インジェクションポートとを接続する第２バイパス配管と、
    　該第２バイパス配管を流れる前記冷媒の流量を調整する第３絞り装置と
    を備える空気調和装置。
  2. 　同条件において前記圧縮機の吐出温度がＲ４１０Ａよりも高温になる冷媒を用い、
    　前記圧縮機の吐出温度を検出する吐出温度検出手段と、
    　前記吐出温度又は前記吐出温度から得られる値に基づいて、前記第３絞り装置の開度を調整して、前記第２バイパス配管に流れる冷媒の流量を制御する制御装置と
    をさらに備える請求項１に記載の空気調和装置。
  3. 　Ｒ３２又は質量比率においてＲ３２を６２％以上含む混合冷媒を用いる請求項１又は請求項２に記載の空気調和装置。
  4. 　前記第１熱交換器を凝縮器として作用させるか蒸発器として作用させるかを切り替える冷媒流路切替装置をさらに備え、
    　前記第１熱交換器を凝縮器として作用させているときには、前記第２絞り装置の開度を調整して、前記第１バイパス配管に流れる冷媒の流量を制御し、前記第１熱交換器を蒸発器として作用させているときには、前記第１バイパス配管に前記冷媒が流れないような前記第２絞り装置の開度に調整する請求項１から請求項３のいずれかに記載の空気調和装置。
  5. 　前記制御装置は、前記吐出温度の目標値を、１００℃から１２０℃の間の値に設定し、前記吐出温度の目標値に基づいて、前記第３絞り装置の開度を調整する請求項２から請求項４のいずれか一項に記載の空気調和装置。
  6. 　前記制御装置は、前記吐出温度の目標値を、１００℃から１１０℃の間の値に設定し、前記吐出温度の目標値に基づいて、前記第３絞り装置の開度を調整する請求項５に記載の空気調和装置。
  7. 　前記圧縮機、前記アキュムレータ、前記過冷却熱交換器、前記第２絞り装置、前記第３絞り装置、前記第１熱交換器、前記第１バイパス配管及び前記第２バイパス配管を室外機に収容する請求項１から請求項６のいずれかに記載の空気調和装置。
  8. 　前記制御装置は、運転モードに関わらず、前記圧縮機の吐出温度又は前記吐出温度から得られる値に基づいて前記第３絞り装置の開度調整を行う請求項２から請求項６のいずれか一項に記載の空気調和装置。
  9. 　前記第１熱交換器と前記第２熱交換器との間の流路に、通過する冷媒から液冷媒の一部を分離可能な液分離器をさらに備え、
    　該液分離器が分離した液冷媒を前記第２バイパス配管に通過させる請求項１から請求項８のいずれか一項に記載の空気調和装置。
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