WO2021019688A1

WO2021019688A1 - 空調装置

Info

Publication number: WO2021019688A1
Application number: PCT/JP2019/029839
Authority: WO
Inventors: 哲英横山; 悟梁池; 正紘伊藤; 友博永野; 拓未西山; 幹佐藤
Original assignee: 三菱電機株式会社
Priority date: 2019-07-30
Filing date: 2019-07-30
Publication date: 2021-02-04
Also published as: JPWO2021019688A1; JP7142785B2

Abstract

空調装置（１）は、第１冷媒を封入した第１冷媒回路（２）と、第２冷媒を封入した第２冷媒回路（３）とを備える。第１冷媒回路（２）は、ガス状態の第１冷媒を圧縮する圧縮機（１０）と、第１冷媒と外気との間で熱交換を行なう室外熱交換器（１３）と、第１冷媒を減圧および膨張させる膨張装置（２４）と、第１冷媒が通過する第１流路（Ｈ１）とを含む。第２冷媒回路（３）は、液状態の第２冷媒を昇圧し搬送するポンプ（２３）と、第２冷媒が通過する第２流路（Ｈ２）と、第２冷媒と室内空気との間で熱交換を行なう室内熱交換器（３１，４１）と、第２冷媒回路（３）において、第１配管（１１Ｌ１，１１Ｌ２）の途中に設けられるガス抜き用の第１タンク（１７）とを含む。第１配管（１１Ｌ１，１１Ｌ２）は、ポンプ（２３）に接続され、ポンプ（２３）が吸入する第２冷媒が通る配管である。

Description

空調装置

　本発明は、空調装置に関する。

　オゾン層破壊の可能性のあるＨＣＦＣ（Hydro　Chloro　Fluoro　Carbon）冷媒に代わる各種の代替冷媒を使用しつつ、ＨＣＦＣ冷媒に劣らない実機での成績係数を持ち、かつ動作冷媒として安全に代替冷媒を使用できる空調装置が求められている。

　特開平７－２６９９６４号公報（特許文献１）は、このような空調装置の一例を開示する。この空調装置は、冷媒ａが封入された流路Ａと、冷媒ｂが封入された流路Ｂとを有し、これら各冷媒ａ，ｂ相互が熱交換する中間熱交換器を有する。

特開平７－２６９９６４号公報

　近年、地球温暖化防止が緊急の課題となり、モントリオール議定書のキガリ改正および、欧州Ｆ－ｇａｓ規制が制定され、冷凍空調分野においては、地球温暖化係数（以下、ＧＷＰ）が小さい冷媒への転換が求められている。空調装置の熱源発生装置である蒸気圧縮式の冷凍サイクルには、主にＲ４１０Ａ等のＨＦＣ（Hydro　Fluoro　Carbon）冷媒が用いられてきたが、ＨＦＣ冷媒はＧＷＰが約２０００と非常に大きい。このため、プロパン等のＨＣ（Hydrocarbon）冷媒、ＨＦＯ（Hydro　Fluoro　Olefin）冷媒とそれらを主成分とした混合冷媒などがＨＦＣ冷媒の代替冷媒として候補に挙げられている。

　プロパンは強燃性冷媒であるので、室内で用いる場合に国際規格（ＩＥＣ等）、国内規格（ＩＳＯ、高圧ガス保安法等）により安全対策の設置および冷媒封入量の制限が課されている。このため、熱源として働く一次回路を室外に配置し、室内には一次回路とは別の熱搬送媒体を使用する二次回路を構成し、中間熱交換器で熱交換した熱搬送媒体を室内熱交換器に搬送する間接式空調システムが開発されている。

　一般的に、間接式空調システムでは、二次回路側の熱搬送媒体として水が用いられ、駆動装置はポンプが用いられる。水の顕熱を利用する場合は、冷媒の潜熱を利用する場合に比べて液流量が大きくなり、水を搬送するポンプと液配管が大型化し動力も増大する。このため、既存冷媒を用いた直接式空調装置の冷媒配管を水配管にリプレースするのは大変であった。また、そもそも、室内に水配管を持ち込むことが禁止される設備、例えば、多くの大型計算機を設置するデータセンターなどには、水は熱搬送媒体として不適合であった。

　また、一次回路に冷媒としてＲ３２を使用した空調装置の場合、熱物性値から定まる理論成績係数（以下、理論ＣＯＰと呼ぶ）は高いが、ＧＷＰの値が６７５であって、国際規制の基準よりかなり大きくなる。また、Ｒ３２は弱い燃焼性の特性であるため、室内で用いる場合には安全対策も必要であった。そこで、理論ＣＯＰがＲ３２と同等レベルとしつつ、ＧＷＰおよび燃焼性の特性を改善するため、低ＧＷＰの特性を有するＨＦＯ系冷媒を混合した冷媒の開発がなされている。

　このような冷媒を使用する間接式空調システムに、特開平７－２６９９６４号公報に示す構成を採用することも考えられる。特開平７－２６９９６４号公報には、一次回路と二次回路とに異なるフロン冷媒を充填して構成し、一次回路の四方弁により、冷房運転と暖房運転を切替える間接式空調装置が開示されている。この空調装置を高効率と信頼性を確保するための重要ポイントとして、一次回路の過冷却度を十分大きくとることと、二次回路のポンプにガス冷媒を吸引させないことが挙げられる。しかしながら、特開平７－２６９９６４号公報に開示された構成ではこれらの重要ポイントを考慮した回路構成になっていない。

　本発明は、上記課題を解決するためになされたものであって、第１冷媒を封入した熱源側の第１冷媒回路と第２冷媒を封入した室内側の第２冷媒回路とで構成した空調装置において、高効率と信頼性を確保することができる空調装置を提供することを目的とする。

　本開示は、第１冷媒と第２冷媒との間で熱交換を行なうように構成された中間熱交換器を備える空調装置に関する。空調装置は、第１冷媒を封入した第１冷媒回路と、第２冷媒を封入した第２冷媒回路とを備える。第１冷媒回路は、ガス状態の第１冷媒を圧縮する圧縮機と、第１冷媒と外気との間で熱交換を行なう室外熱交換器と、第１冷媒を減圧および膨張させる膨張装置と、中間熱交換器において、第１冷媒が通過する第１流路とを含む。第２冷媒回路は、液状態の第２冷媒を昇圧し搬送するポンプと、中間熱交換器において、第２冷媒が通過する第２流路と、第２冷媒と室内空気との間で熱交換を行なう室内熱交換器と、第２冷媒回路において、第１配管の途中に設けられるガス抜き用の第１タンクとを含む。第１配管は、ポンプに接続され、ポンプが吸入する第２冷媒が通る配管である。

　本開示の空調装置によれば、第２冷媒回路のポンプの吸引部分にガス抜き用のタンクが設けられているので、ポンプにガス冷媒が吸引されることが抑制される。したがって、空調装置において、高効率と信頼性を確保することができる。

実施の形態１に係る空調装置の冷房運転時の冷媒回路図である。図１の蒸気圧縮式冷凍サイクルのｐ－ｈ線図である。冷房運転時における図１のポンプ２３の付近を拡大して示した図である。実施の形態１に係る空調装置の暖房運転時の冷媒回路図である。図４の蒸気圧縮式冷凍サイクルのｐ－ｈ線図である。暖房運転時における図４のポンプ２３の付近を拡大して示した図である。図１の第２冷媒回路３に配置されるポンプの構成の一例を示す図である。ウェスコポンプの羽根車の１枚あたりの平面図である。図８の断面ＩＸ－ＩＸにおける断面図である。羽根車の羽根部分を拡大して示した斜視図である。第１冷媒回路２の四方弁１２による第１冷媒の向きの正方向および逆方向と、第２冷媒回路３のポンプ２３の回転方向の正方向および逆方向の組合せ方を示す図である。制御装置１００が実行する冷媒循環方向の切替制御を説明するためのフローチャートである。実施の形態１のＧＷＰ総量値と、比較例のＧＷＰ総量値を説明するための図である。実施の形態２に係る空調装置の冷房運転時の冷媒回路図である。実施の形態２に係る空調装置の暖房運転時の冷媒回路図である。

　以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。以下では、複数の実施の形態について説明するが、各実施の形態で説明された構成を適宜組合わせることは出願当初から予定されている。なお、図中同一または相当部分には同一符号を付してその説明は繰返さない。

　実施の形態１．
　図１は、実施の形態１に係る空調装置の冷房運転時の冷媒回路図である。図２は、図１の蒸気圧縮式冷凍サイクルのｐ－ｈ線図である。

　図１に示すように、空調装置１は、第１冷媒回路２と、第２冷媒回路３と、制御装置１００とを備える。第１冷媒回路２は、「室外側サイクル」、「熱源側サイクル」または「一次回路」に相当する。第２冷媒回路３は、「室内側サイクル」、「利用側サイクル」または「二次回路」に相当する。

　第１冷媒回路２は、主たる要素として、圧縮機１０、四方弁１２、室外熱交換器１３、膨張装置２４、中間熱交換器２２の第１流路Ｈ１、および配管７を含む。

　第２冷媒回路３は、主たる要素として、中間熱交換器２２の第２流路Ｈ２、ポンプ２３、第１タンク１７、第２タンク１８、室内温調ユニット３０，４０、および配管１１Ｌ，１１Ｇを含む。室内温調ユニット３０，４０は、互いに並列的に配管１１Ｌと配管１１Ｇとの間に接続されている。

　室内温調ユニット３０は、室内熱交換器３１と、室内空気を室内熱交換器３１に送るためのファン（図示せず）と、第２冷媒の流量を調整する流量調整弁３３とを含む。室内熱交換器３１は、第２冷媒と室内空気との熱交換を行なう。

　室内温調ユニット４０は、室内熱交換器４１と、室内空気を室内熱交換器４１に送るためのファン（図示せず）と、第２冷媒の流量を調整する流量調整弁４３とを含む。室内熱交換器４１は、第２冷媒と室内空気との熱交換を行なう。

　なお、本実施の形態においては２台の室内温調ユニットを有する空調装置を例に挙げているが、室内温調ユニットの台数は何台であってもよい。

　第１冷媒回路２は、第１冷媒を封入して閉回路を形成している。実施の形態１で使用される第１冷媒は、例えば、Ｒ３２等のＨＦＣ冷媒、プロパン（Ｒ２９０）等のＨＣ冷媒である。第２冷媒回路３は、第２冷媒を封入して閉回路を形成している。実施の形態１で使用される第２冷媒は、例えば、ＣＦ_３Ｉを含むＲ４６６Ａ等の混合冷媒である。

　本実施の形態の特徴の１つは、第１冷媒と第２冷媒の少なくとも一方は、地球温暖化係数がＲ３２より小さく、かつ、第２冷媒は、第１冷媒より燃焼下限濃度が高いような、第１冷媒および第２冷媒の組み合わせを使用する点である。

　まず、第１冷媒回路２について説明をする。圧縮機１０は、低温および低圧のガス状の第１冷媒を吸引して圧縮し、高温および高圧のガス状の第１冷媒を吐出する。四方弁１２は、圧縮機１０の吐出口の下流側に設けられるとともに、圧縮機１０から吐出された冷媒の流路を冷房運転時と暖房運転時とで切替えるように構成される。図１において破線矢印で示す方向に冷媒を循環させる冷房運転時には、四方弁１２は、圧縮機１０から室外熱交換器１３に向かう流路を形成する。一方、後に図４において実線矢印で示す方向に冷媒を循環させる暖房運転時には、四方弁１２は、圧縮機１０から中間熱交換器２２に向かう流路を形成する。

　室外熱交換器１３は、冷房運転時に高温高圧のガス状の第１冷媒を凝縮液化させて外気に放熱するコンデンサとして機能する。逆に暖房運転時には、室外熱交換器１３は、低温低圧の液状の第１冷媒を蒸発気化させて外気から熱を奪うエバポレータとして機能する。膨張装置２４は、内部を通過する冷媒を減圧および膨張させて低温かつ低圧の冷媒にするものである。膨張装置２４として、例えば、電子膨張弁を使用することができる。

　中間熱交換器２２は、第１冷媒回路２を循環する第１冷媒と第２冷媒回路３を循環する第２冷媒との間で熱交換が行なわれるように構成される。中間熱交換器２２には、第１冷媒隙間流路および、第２冷媒隙間流路が形成されている。第１冷媒隙間流路に低温側出入口と高温側出入口、第２冷媒隙間流路に低温側出入口と高温側出入口が設けられる。第１冷媒隙間流路の高温側出入口と低温側出入口に対して、第２冷媒隙間流路に低温側出入口と高温側出入口を適切な配置とすると、第１冷媒と第２冷媒が対向流となる。

　一般的にはプレート式熱交換器がコストと効率で優れているので、中間熱交換器２２としてプレート式熱交換器を用いることが好ましい。例えば、プレート式熱交換器では、複数枚の長方形状の波板が積層され、複数の長方形隙間が形成される。複数の長方形隙間は、積層方向に交互に第１冷媒隙間流路と第２冷媒隙間流路となる。

　第１冷媒回路２では、圧縮機１０からガス状態の第１冷媒を吐出する配管には四方弁１２が設けられる。四方弁１２は、冷房運転時には第１冷媒を圧縮機１０の吐出口から室外熱交換器１３側へ導き、暖房運転時は第１冷媒を中間熱交換器２２側へ導くように、第１冷媒の循環方向を切替える。

　一方、第２冷媒回路３では、ポンプ２３は、回転方向を第１回転方向と、その逆の第２回転方向とに切替え可能に構成されている。ポンプ２３は、冷房運転時には液状態の第２冷媒をポンプ２３から室内熱交換器３１，４１へ導き、暖房運転時には液状態の第２冷媒をポンプ２３から中間熱交換器２２の第２流路Ｈ２へ導くように、第２冷媒の循環方向を切替える。

　このようにして、冷房運転時には第１冷媒回路２を循環する第１冷媒により、第２冷媒回路３を循環する第２冷媒が冷却される。一方、暖房運転時には第１冷媒回路２を循環する第１冷媒により、第２冷媒回路３を循環する第２冷媒が加熱される。

　配管７は、圧縮機１０、四方弁１２、室外熱交換器１３、膨張装置２４、および中間熱交換器２２の第１流路Ｈ１を接続するとともに、これら構成要素間を第１冷媒が循環できるようにするものである。また、中間熱交換器２２、ポンプ２３、第１タンク１７、および第２タンク１８は、中間熱交換ユニット２０を形成し、通常、室外側に配置される。

　ポンプ２３は、液状態の冷媒を昇圧し搬送する手段として適しており、かつ、正逆回転可能であるような形式である。このような形式のポンプには、例えば、ウェスコ式（渦式、再生式とも呼ばれる）、スクリュー式等がある。本実施の形態１の空調装置１では、第２冷媒回路３側のポンプ２３では第２冷媒を液状態のままで等容積で昇圧するので、理論的なエンタルピ変化量は小さくて済む。したがって、ポンプ２３において必要な動力を小さく抑えることができる。

　室内熱交換器３１，４１は、自身の内部を通過する第２冷媒と、室内空気との熱交換を行なうものである。室内熱交換器３１，４１は、冷房運転時にはいわゆるエバポレータとして機能し、また暖房運転時にはガスクーラとして機能する。

　配管１１Ｌ，１１Ｇは、中間熱交換器２２、ポンプ２３、および室内熱交換器３１，４１を接続する。これらの構成要素間を配管１１Ｌ，１１Ｇによって接続することによって、第２冷媒が循環できる第２冷媒回路３が形成される。また、室内熱交換器３１，４１の入口側にそれぞれ接続された配管１１Ｌには、流量調整弁３３，４３が設けられている。流量調整弁３３，４３の開度を調整することによって、ポンプ２３から部屋ごとに設置された室内熱交換器３１，４１を通過する第２冷媒の流量が調整され得る。

　図１の冷房条件では、中間熱交換器の出口付近の点Ａ２からポンプ２３を経由して室内熱交換器３１，４１の入口までに至る配管１１Ｌは、主として液冷媒を流通させる配管である。室内熱交換器３１，４１の出口から中間熱交換器の入口Ｅ２までに至る配管１１Ｇは、主としてガス冷媒を流通させる配管である。

　部屋ごとに、室内熱交換器３１と流量調整弁３３で構成された室内温調ユニット３０と、室内熱交換器４１と流量調整弁４３で構成された室内温調ユニット４０とが配置され、各室内空気の温度を調整することができる。

　第１冷媒回路２および第２冷媒回路３で行なわれる冷媒循環方向の切替えは、制御装置１００によって行なわれる。

　制御装置１００は、プロセッサ１０２と、メモリ１０３とを含む。メモリ１０３は、例えば、ＲＯＭ（Read　Only　Memory）と、ＲＡＭ（Random　Access　Memory）と、フラッシュメモリとを含んで構成される。なお、フラッシュメモリには、オペレーティングシステム、アプリケーションプログラム、各種のデータが記憶される。プロセッサ１０２は、空調装置１の全体の動作を制御する。なお、図１に示した制御装置１００は、プロセッサ１０２がメモリ１０３に記憶されたオペレーティングシステムおよびアプリケーションプログラムを実行することにより実現される。なお、アプリケーションプログラムの実行の際には、メモリ１０３に記憶されている各種のデータが参照される。

　制御装置１００がリモコンからの信号を受信する場合には、さらに受信装置を含んでいても良い。複数の室内温調ユニットがある場合には、このような受信装置は複数の室内機の各々に対応して設けられる。

　なお、制御装置が複数の制御部に分割されている場合には、複数の制御部の各々にプロセッサが含まれる。このような場合には、複数のプロセッサが連携して空調装置１の全体制御を行なう。

　制御装置１００は、圧力センサ、温度センサ等の出力に応じて圧縮機１０、膨張装置２４，ポンプ２３、流量調整弁３３，４３および図示しないファンを制御する。

　制御装置１００は、冷媒運転と暖房運転で、第１冷媒回路２の第１冷媒の循環方向を四方弁１２により切替える。これに連動させて、制御装置１００は、中間熱交換器２２で第２冷媒が第１冷媒と対向流で熱交換し、ポンプ２３の吸入口で過冷却状態となるように、第２冷媒回路３のポンプ２３の回転方向を切替える。

　（冷房運転制御）
　さて、図１と図２に示すように構成された空調装置１が冷房運転モードに設定されている時、圧縮機１０は、中間熱交換器２２の出口付近の点Ａ１における出口温度を一定に保つように、中間熱交換器２２の出口付近に配置された温度センサ６３からの信号に基づき、制御装置１００は、圧縮機１０の回転速度を制御する。

　また、点Ａ２に示す第２冷媒の中間熱交換器２２の出口付近における過冷却度を一定に保つように、温度センサ６３からの信号に基づき、制御装置１００は、ポンプ２３の回転速度を制御する。

　また、室内熱交換器３１，４１の出口付近の点Ｄ２１，Ｄ２２で示す位置における過熱度を一定に保つように、室内熱交換器３１，４１の出口付近に配置された温度センサ６８，６９からの信号に基づき、制御装置１００は、流量調整弁３３，４３の開度を制御する。

　すなわち、温度センサ６８，６９により検知された点Ｄ２１，Ｄ２２における過熱度が、目標として予め設定された「目標過熱度」よりも高い場合には、流量調整弁３３，４３の開度が増加され、過熱度が低い場合には、流量調整弁３３，４３の開度が減少される。このようにして、室内熱交換器３１，４１の出口付近における過熱度が一定に保たれるように流量調整弁３３，４３の開度が制御される。

　中間熱交換器２２では、第１冷媒は低圧液状態で入口付近の点Ｄ１から流入し、第２冷媒から熱を奪いながら相変化し、低圧ガス状態で出口付近のＡ１へ流出する。一方、第２冷媒は低圧ガス状態で入口付近の点Ｅ２から流入し、第１冷媒から熱を奪われながら相変化し、低圧液状態で出口付近の点Ａ２へ流出し、ポンプ２３に吸引される。このとき、第１冷媒と第２冷媒とは対向流の形で熱交換を行なうので、高い効率での熱交換を実現できる。ここで、ポンプ２３の効率と信頼性を高いレベルに保つためには、ポンプ２３に吸入される第２冷媒を液相状態に保つことが重要である。

　ところが、点Ｄ１の第１冷媒は、過冷却状態でなく気液混合状態であり、熱交換する第２冷媒の過冷却度を高めるのには不向きな状態である。この状態では、例えば、図２のＡ２点がＤ１点側に引き寄せられて二相領域に入り、第２冷媒がガス混じりの状態でポンプ２３に吸入されやすくなる。

　実施の形態１では、これを回避するため、第２冷媒回路３のポンプ２３の吸入側の配管にガス抜き用の第１タンク１７を配置した。

　図３は、冷房運転時における図１のポンプ２３の付近を拡大して示した図である。図３を参照して、第２冷媒回路３の冷房運転時においてポンプ２３の吸収側となる配管１１Ｌ１と配管１１Ｌ２の間には、ガス抜き用の第１タンク１７が配置される。また、第２冷媒回路３の冷房運転時においてポンプ２３の吐出側の配管１１Ｌ３と配管１１Ｌ４の間には、ガス抜き用の第２タンク１８が配置される。

　第１タンク１７は、冷房運転時において、タンク筐体１７Ｃの下底側に液冷媒を貯める空間１７Ａと、タンク筐体１７Ｃの上面側にガス冷媒を貯める空間１７Ｂとを備える。

　第２タンク１８は、暖房運転時において、タンク筐体１８Ｃの下底側に液冷媒を貯める空間１８Ａと、タンク筐体１８Ｃの上面側にガス冷媒を貯める空間１８Ｂとを備える。

　ポンプ２３は、モータ２３Ａと、ポンプ部筐体２３Ｂと、渦式の羽根車２３Ｄとを含む。ポンプ部筐体２３Ｂの内部で羽根車２３Ｄを収容する空間はシリンダ２３Ｃである。ポンプ２３によって羽根車２３Ｄの回転軸が駆動される。

　冷房運転時に、中間熱交換器２２から、飽和状態に達していないガス混じりの２次冷媒が、配管１１Ｌを経由してガス抜き用の第１タンク１７内に流入すると、容器下底側の空間１７Ａに液冷媒が貯蔵され、ガス冷媒が容器上面側の空間１７Ｂに溜まる。その結果、液冷媒のみが配管１１Ｌ２を通ってポンプ２３のシリンダ２３Ｃの内部に吸入される。シリンダ２３Ｃ内で羽根車２３Ｄにより昇圧された液冷媒は、配管１１Ｌ３を通って排出される。ここで、冷房時の吐出側にもガス抜き用の第２タンク１８が設けられているが、冷房時の吐出側にガス冷媒が容器上面側の空間１８Ｂに溜まることは少ないので、第２冷媒は、液冷媒のまま、ガス抜き用の第２タンク１８と配管１１Ｌ４を通過する。

　以上のように、各デバイスを効率良く運転できるとともに、ポンプ２３においてもガス冷媒の吸引が抑制されるので、空調装置１全体のエネルギー消費効率に相当する成績係数ＣＯＰを、高い状態に維持することができる。

　（暖房運転制御）
　図４は、実施の形態１に係る空調装置の暖房運転時の冷媒回路図である。図５は、図４の蒸気圧縮式冷凍サイクルのｐ－ｈ線図である。

　空調装置１が暖房運転モードに設定されている時、中間熱交換器２２の出口付近の点Ｄ１に示す位置における出口温度を一定に保つように、中間熱交換器２２の出口付近の点Ｄ１に配置された温度センサ６１からの信号に基づき、制御装置１００は、圧縮機１０の回転速度を制御する。

　また、第２冷媒回路３では、２つの室内熱交換器３１，４１の出口付近の点Ｃ２１，Ｃ２２における出口温度をそれぞれ目標の温度に保つように、流量調整弁３３，４３の各開度が制御される。制御装置１００は、室内熱交換器３１，４１の出口付近に配置された温度センサ７５，７６からの信号に基づいて、流量調整弁３３，４３の各開度を制御する。

　上記のように制御することによって、各室内熱交換器３１，４１の負荷に応じた、効率の良い最適な運転点で空調装置１を運転することができる。

　このときに、効率を落とさないために重要であることは、第１冷媒回路のＤ１点における過冷却度を確実に確保すること、および、ポンプ２３に吸入される第２冷媒を液相状態に保つこと、である。

　中間熱交換器２２では、第１冷媒は高圧ガス状態で入口付近の点Ａ１から流入し、第２冷媒に熱を奪われながら相変化し、高圧液状態で出口付近の点Ｄ１に流出する。一方、第２冷媒は高圧液状態で入口付近の点Ａ２から流入し、第１冷媒から熱を奪いながら相変化し、高圧のガス状態で出口付近の点Ｅ２に流出する。このとき、第１冷媒と第２冷媒とは対向流となった形で熱交換することによって過冷却度を確実に確保することができ、１次回路の冷凍サイクル効率を維持することができる。

　図６は、暖房運転時における図４のポンプ２３の付近を拡大して示した図である。図６を参照して、実施の形態１では、暖房運転時においてポンプが逆回転するように回転方向が切替えられる。したがって、第２冷媒回路３において、暖房運転時における冷媒循環方向は、冷房運転時と逆方向となる。

　暖房運転時に室内熱交換器３１，４１から、飽和状態に達していないガス混じりの２次冷媒が配管１１Ｌ４を経由してガス抜き用の第２タンク１８内に流入すると、容器下底側の空間１８Ａに液冷媒が貯蔵され、ガス冷媒が容器上面側の空間１８Ｂに溜まる。したがって、液冷媒のみが配管１１Ｌ３を通ってポンプ２３のシリンダ２３Ｃ内に吸入される。シリンダ２３Ｃで羽根車２３Ｄにより昇圧された液冷媒は、配管１１Ｌ２を通って排出される。ガス抜き用の第１タンク１７は暖房時に吐出側となるので、ガス冷媒が容器上面側の空間１７Ｂに溜まることは少ないので、第２冷媒は、液冷媒のまま、第１タンク１７と配管１１Ｌ１を通過する。

　図５のｐ－ｈ線図のように、通常、中間熱交換器２２の１次冷媒の出口Ｄ１点が飽和液点付近に制御されるので、中間熱交換器２２の２次冷媒の入口Ａ２点は飽和液点付近に引き寄せられる。したがって、第２冷媒の入口Ａ２点の乾き度が大きくなることは起こりにくい。よって、暖房時のガス抜き効果は、補助的でよいので、第１タンク１７の内容積も、第２タンク１８に比べて小さいものでよい。以上より、本実施の形態では、ポンプ２３の前後に第１タンク１７と第２タンク１８の大小２個のガス抜き用タンクを配置する構成とした。

　以上のように制御することによって、暖房運転時においても各デバイスが効率良く運転できるので、空調装置１全体のエネルギー消費効率に相当する成績係数ＣＯＰをさらに向上させることができる。

　（ポンプ２３の構成）
　図７は、図１の第２冷媒回路３に配置されるポンプの構成の一例を示す図である。図７には、渦式ポンプのシリンダ２３Ｃの構成を示す。シリンダ２３Ｃ内に、羽根車２３Ｄが配置されている。羽根車２３Ｄの中心軸は、モータの駆動軸に取り付けられている。羽根車２３Ｄは、実線で示す第１回転方向Ｒ１と破線で示す第２回転方向とに回転可能である。羽根車２３Ｄが実線矢印に示す第１回転方向Ｒ１（反時計まわり）に回転すると、配管７２から吸入された液冷媒は、昇圧しながらシリンダ２３Ｃの流路２３Ｅを反時計まわりに流れて、配管７３から流出する。逆に、羽根車２３Ｄが破線矢印に示す第２回転方向Ｒ２（時計まわり）に回転すると、配管７３から吸入された液冷媒は、昇圧しながらシリンダ２３Ｃの流路２３Ｅを時計まわりに流れて、配管７２から流出する。

　図８は、ウェスコポンプの羽根車の１枚あたりの平面図である。図９は、図８の断面ＩＸ－ＩＸにおける断面図である。図１０は、羽根車の羽根部分を拡大して示した斜視図である。

　渦式羽根車の羽根は、回転円盤の周囲に等間隔で溝が掘られた形状を有する。１枚の形状は図９のような先が窄まった形状である。具体的には、渦式羽根車の駆動軸周りに回転する各羽根は、図７の実線矢印に示す第１回転方向Ｒ１に対する前端側の第１角部と後端側の第２角部とを有する。後端側の第２角部の曲率半径は、前端がわの第１角部の曲率半径よりも大きい。

　第１回転方向Ｒ１に回転する羽根の後端側の角部の曲率半径をより大きくすることによって、昇圧する揚程をいっそう高めることができる。

　実施の形態１では、暖房運転時に羽根車２３Ｄを第１回転方向Ｒ１に回転させ、冷房運転時にその逆である第２回転方向Ｒ２に回転させて、冷房運転時より暖房運転時のポンプの揚程を高めるようにした。

　冷房運転時に必要な揚程は図２の点Ａ２と点Ｂ２の差圧分（ΔＰab＝Ｐ（Ｂ２）－Ｐ（Ａ２））である。一方、暖房運転時は図５の点Ｂ２と点Ａ２の差圧分（ΔＰba＝Ｐ（Ａ２）－Ｐ（Ｂ２））が必要である。

　点Ａ２と点Ｂ２の差圧ΔＰabは、点Ｂ２から点Ｃ２１，Ｃ２２に至る２次液冷媒配管の圧力損失と、点Ｄ２１，Ｄ２２から点Ｅ２２次ガス冷媒配管の圧力損失の合計と等しい。この圧力損失は（冷媒循環量Ｇ）の２乗に比例し、冷媒密度に反比例する。

　第２冷媒は、室内側に用いるので、最適住環境温度は１０℃から２５℃程度の範囲である。第２冷媒は暖房時で１５℃から３０℃程度、冷房時で５℃から２０℃程度の範囲で制御されるので、第２冷媒密度の変動は小さい。

　一方で、空調装置に必要とされる能力（＝冷媒循環量×エンタルピー差）は、季節により変化する。暖房運転時に最大能力が必要となり、冷媒循環量も最大となる。ゆえに、ポンプで必要な最大揚程は、凝縮温度が小さく、最大能力が必要となる暖房条件で発生すると予測される。したがって、実施の形態１では、図７～図１０で説明したように、暖房運転時に第１回転方向Ｒ１に回転させて、最大揚程能力を発揮させるようにポンプ２３を設計した。

　（冷媒循環方向の切換制御）
　図１１は、第１冷媒回路２の四方弁１２を流れる第１冷媒の向きの正方向および逆方向と、第２冷媒回路３のポンプ２３を流れる第２冷媒の向きの正方向および逆方向の組合せ方を示す図である。

　図１１においては、四方弁１２について、圧縮機１０から吐出される第１冷媒が室外熱交換器１３に向けて流れる方向を「正方向」とし、圧縮機１０から吐出される第１冷媒が中間熱交換器２２に向けて流れる方向を「逆方向」として記載した。また、ポンプ２３を流れる第２冷媒の向きとしては、ポンプ２３から送出される冷媒が室内熱交換器３１，４１に向けて流れる方向を「正方向」として記載し、ポンプ２３から送出される冷媒が中間熱交換器２２に向けて流れる方向を「逆方向」として記載した。なお、図９の形状の羽根を有する場合、「第１回転方向」にポンプ２３を回転させると、「逆方向」に第２冷媒が流れ、「第２回転方向」にポンプ２３を回転させると、「正方向」に第２冷媒が流れることとなる。

　中間熱交換器２２において、第１冷媒と第２冷媒が対向流として流れるように、冷房運転においては、「正方向」と「正方向」の組み合わせが選択され、暖房運転においては、「逆方向」と「逆方向」の組み合わせが選択される。一方が「正方向」で他方が「逆方向」となる組み合わせは並行流となるので、効率が悪いため使用が禁止される。

　暖房運転時、冷房運転時それぞれについて温度環境条件で必要な能力を確保しながら運転制御する方法は、基本的には一般的な制御と同様である。ただし、本発明の実施の形態においては、特に、高効率運転するために以下の１）～３）の点に留意した運転が実行される。

　第１冷媒が循環する第１冷媒回路では、１）蒸発器出口の第１冷媒の過冷却度（ＳＣ：サブクール）が確保されるとともに、２）蒸発器出口の第１冷媒の過熱度（ＳＨ：スーパヒート）が確保されるように運転する。

　一方、第２冷媒が循環する第２回路では、３）ポンプ２３に吸入される第２冷媒が液相状態に保たれるように運転する。これは、効率だけでなくポンプ信頼性を確保する観点からも重要である。

　図１２は、制御装置１００が実行する冷媒循環方向の切替制御を説明するためのフローチャートである。図１、図１２を参照して、ステップＳ１において制御装置１００は、リモコンなどで指定された運転モードが冷房であるか暖房であるかを判定する。

　ステップＳ１において冷房と判定された場合、制御装置１００は、ステップＳ２において第１冷媒が正方向に循環するように四方弁１２を設定する。さらに、制御装置１００は、ステップＳ３において、第２冷媒が正方向に循環するようにポンプ２３を回転させる。このように制御することによって、図１の破線矢印に示すように第１冷媒および第２冷媒が循環し、中間熱交換器２２の第１流路Ｈ１を流れる第１冷媒と第２流路Ｈ２を流れる第２冷媒とが対向流となる。

　一方、ステップＳ１において暖房と判定された場合、制御装置１００は、ステップＳ４において第１冷媒が逆方向に循環するように四方弁１２を設定する。さらに、制御装置１００は、ステップＳ５において、第２冷媒が逆方向に循環するようにポンプ２３を回転させる。このように制御することによって、図４の実線矢印に示すように第１冷媒および第２冷媒が循環し、中間熱交換器２２の第１流路Ｈ１を流れる第１冷媒と第２流路Ｈ２を流れる第２冷媒とが対向流となる。

　以上説明した例では、冷房運転と暖房運転を切替える手段として、第１冷媒回路２の第１冷媒の循環方向は、圧縮機１０の吐出後に配置した四方弁１２によって切替える。一方で、第２冷媒回路３では、ポンプ２３の回転方向を切替えることで第２冷媒の循環方向を切替える。これを連動させて実行することによって、中間熱交換器２２に流れる第１冷媒と第２冷媒とを対向流の形で熱交換させた状態を維持しつつ、ポンプ２３が吸入する第２冷媒を液状態に保つことができる。

　（ＧＷＰ総量値を削減する冷媒種類の説明）
　空調装置の蒸気圧縮機式冷凍サイクルでは、まずは、省エネ性能に優れたＨＦＣ冷媒のままで低ＧＷＰ冷媒化が進められている。例えば、ＧＷＰが２０９０のＲ４１０Ａから、例えば、ＧＷＰが６７５のＲ３２への転換である。しかしながら、国際規制によるＧＷＰ総量値の削減目標に対してかなり隔たりがある。

　本実施の形態１では、第１冷媒として強燃性冷媒（分類Ａ３）を用い、第２冷媒として不燃性冷媒を用いた例を説明する。第１冷媒としてプロパン（Ｒ２９０）を用いるとＧＷＰは４と小さい。しかし強燃性冷媒を室内で用いる場合には法令等で制限される。

　次に、室内側への熱搬送媒体である第２冷媒として、水を嫌う建物の場合を考慮して、不燃、無毒のＲ４６６Ａ（Ｒ３２、Ｒ１２５、ＣＦ_３Ｉの混合冷媒）を用いた。Ｒ４６６ＡのＧＷＰは７３３で、Ｒ３２と同等レベル、Ｒ４１０Ａの約１／３である。

　例えば、冷媒封入容積１０Ｌの振り分けを、第１冷媒回路２内に５Ｌ、第２冷媒回路３に５Ｌとする。そして、第１冷媒回路２内の５Ｌのうち、中間熱交換器２２に１Ｌとする。また、第２冷媒回路３の５Ｌのうち中間熱交換器２２に１Ｌ、室内温調ユニット３０，４０，５０の合計に１Ｌ、それ以外の配管１１に１Ｌ封入されていると仮定する。

　以下に、各封入冷媒によるＧＷＰ総量値（＝Σ（ＧＷＰ×冷媒体積×密度））を比較する。ここでは、冷媒密度の影響は「×Σρ」で表される。冷媒密度は、蒸発熱交換器と凝縮熱交換器の中で、飽和液状態から飽和ガス状態まで変化して分布する。ここでは、第１冷媒の凝縮温度（ＣＴ）＝４５℃、蒸発温度（ＥＴ）＝１０℃を仮定し、各種冷媒ごとに飽和液状態密度と飽和ガス状態密度を物性値データベース（ＮＩＳＴのＲＥＦＰＲＯＰ等）から算出し、平均した値ρaveを用いた。

　各種冷媒のＧＷＰ総量値は、ＧＷＰ総量値＝ＧＷＰ×冷媒体積×平均密度ρave、から算出した。本実施の形態では、Ｒ３２冷媒直膨式の比ＧＷＰ総量値を基準として、比ＧＷＰ総量値を算出し、二次回路の冷媒種による削減効果を示した。

　一方で、乱流時の圧力損失および冷媒循環量は、以下の式で表される。
圧力損失＝摩擦係数×冷媒循環量÷｛２×冷媒密度×（流路断面積）＾２｝
冷媒循環量＝冷凍（または暖房能力）能力÷蒸発潜熱比（または凝縮潜熱比）
　したがって、圧力損失は冷媒密度と蒸発潜熱比（または凝縮潜熱比）に反比例する。圧力損失は冷媒密度が最小のときに最大となるので、ここでは蒸発側飽和ガス密度の値で圧力損失を比較できる。

　図１３は、実施の形態１のＧＷＰ総量値と、比較例のＧＷＰ総量値を説明するための図である。図１３における比較例１、比較例２、比較例３は、室内機と室外機を冷媒配管で接続し、空調対象となる空間の近くで冷媒を膨張して熱交換を行なう「直接膨張式（直膨式）サイクル」の場合の比較例である。各比較例では、本発明の実施の形態１の冷媒封入容積１０Ｌから、中間熱交換器２２の第１冷媒側１Ｌと第２冷媒側１Ｌが省かれた冷媒封入容積８Ｌに、第１冷媒のみが封入された容積を仮定する。

　比較例２は、１次冷媒種としてＲ３２を封入した直膨式サイクルの場合で、ＧＷＰ総量値＝６７５×０．４５×８≒２４３３と見積もれる。これを基準値として、比ＧＷＰ総量値＝１００％と定義する。

　比較例１では、１次冷媒種としてＲ４１０Ａを封入した直膨式サイクルの場合で、ＧＷＰ総量値は８２３４、比ＧＷＰ総量値＝３３８．４％である。

　比較例３では、１次冷媒種としてＲ２９０を封入した直膨式サイクルの場合で、ＧＷＰ総量値は８、比ＧＷＰ総量値＝０．３％である。

　これらに対し、実施の形態１では、第１冷媒としてＲ２９０を使用し、第２冷媒としてＲ４６６Ａを使用して間接式サイクルを形成する。冷媒密度分布の影響を無視すると、実施の形態１では、ＧＷＰ総量値＝４×０．２４×５＋７３３×０．５８×５＝２１２７となる。比較例１の現行のＲ４１０Ａ冷媒を用いた直膨式サイクルのＧＷＰ総量値と比較すると、実施の形態１では、ＧＷＰ総量値を約７４％削減できる。

　さらに、比較例２のＲ３２直膨式サイクルのＧＷＰ総量値と比較すると、ＧＷＰ総量値を約１３％削減できる。したがって、実施の形態１の冷媒種の組み合わせは、Ｒ３２を室内で用いるよりＧＷＰ総量を削減できるとともに、冷媒量の制約および安全装置設置義務が生じる比較例２よりは有利である。

　一方で、第２冷媒回路３の配管１１Ｇで生じる圧力損失は、配管１１Ｌに比べて影響が大きい。図２の冷房運転時のｐ－ｈ線図より、第２冷媒回路側サイクルに圧力損失としてＤ２点とＥ２点の圧力差が発生し、その分、第１冷媒回路側サイクルの蒸発温度（ＥＴ）および圧縮機吸入圧力（Ａ１点圧力）が低下し、圧縮入力が増加し、一次側サイクル効率が低下する。配管１１Ｇで生じる圧力損失の影響は、直膨式サイクルの場合も生じるので、圧力損失が同等となるように配管径を広げればよく、通常配管径２倍以内であれば実用上許容できるので間接式サイクルによる性能低下要因とはならない。

　Ｒ４６６冷媒は、Ｒ３２に比べて、蒸発潜熱比が小さいが、飽和ガス密度は３０％大きいので、圧力損失は十分許容される範囲内であり第２冷媒回路３で用いるには実用上問題ない。

　これに対し、中間熱交換器２２で生じる第１冷媒と第２冷媒の温度差は、間接式サイクルによる性能低下要因であって、極力小さくすることが必要である。したがって、本実施の形態では、冷房運転および暖房運転ともに、対向流の熱交換となるように設計した。

　以上、本実施の形態１に係る冷媒間接式サイクルを用いた空調装置１によれば、空調装置に封入される冷媒のＧＷＰ総量値を削減し、地球温暖化防止に貢献できる。また、発生する損失を抑制し、各デバイスが効率良く運転できるので、冷媒間接式サイクルの空調装置としては高い成績係数ＣＯＰを維持することができる。加えて、ポンプ２３がガス冷媒を吸引することが抑制され、さらに効率が改善される。

　なお、図１の構成では、ガス抜き用の第１タンク１７および第２タンク１８が、逆回転可能なポンプ２３の両側に設けられているが、暖房運転専用の装置の場合には、第１タンク１７は設けなくても良い。暖房運転専用の装置の場合には、第２タンク１８が「第１タンク」に対応する。

　実施の形態２．
　実施の形態２では、第２冷媒回路の冷暖切替え手段として、四方弁を用いた場合を説明する。図１４は、実施の形態２に係る空調装置の冷房運転時の冷媒回路図である。図１５は、実施の形態２に係る空調装置の暖房運転時の冷媒回路図である。

　図１４，図１５に示されるように、実施の形態２に係る空調装置２０１は、第１冷媒回路２と、第２冷媒回路２０３とを備える。第１冷媒回路２は、実施の形態１と同じ構成である。第２冷媒回路２０３は、実施の形態１に示した第２冷媒回路３の構成において、ポンプ２３に代えてポンプ２２３を含み、四方弁２２４をさらに含む。ポンプ２２３は、一方回転方向に回転すればよく、必ずしも逆回転可能に構成される必要はない。

　この場合、好ましくは、中間熱交換器２２とポンプ２３と第１タンク１７、および四方弁２２３は中間熱交換ユニット２２０を形成し、通常、室外側に配置される。

　実施の形態２では、ポンプ２２３は冷房運転時および暖房運転時において正回転方向に回転するので、ガス抜き用のタンクは、ポンプの吸入側の第１タンク１７のみ配置すればよく、図１に示した第２タンク１８は不要である。

　以上、四方弁を用いるので、コストの面で実施の形態１より不利であるではあるが、実施の形態２に係る空調装置２０１も、実施の形態１に係る空調装置１と同様な効果を奏することができる。

　以上、実施の形態２に係る空調装置２０１によれば、空調装置に封入される冷媒のＧＷＰ総量値を削減し、地球温暖化防止に貢献できる。また。発生する損失を抑制しつつ、各デバイスを効率良く運転できるので、冷媒間接式サイクルの空調装置としては高い成績係数ＣＯＰを維持することができる。加えて、ポンプ２３がガス冷媒を吸引することが抑制され、さらに効率が改善される。

　最後に、再び図面を参照して実施の形態１および２について総括する。
　図１を参照して、この発明は、第１冷媒と第２冷媒との間で熱交換を行なうように構成された中間熱交換器２２を備える空調装置１に関する。空調装置１は、第１冷媒を封入した第１冷媒回路２と、第２冷媒を封入した第２冷媒回路３とを備える。第１冷媒回路２は、ガス状態の第１冷媒を圧縮する圧縮機１０と、第１冷媒と外気との間で熱交換を行なう室外熱交換器１３と、第１冷媒を減圧および膨張させる膨張装置２４と、中間熱交換器２２において、第１冷媒が通過する第１流路Ｈ１とを含む。第２冷媒回路３は、液状態の第２冷媒を昇圧し搬送するポンプ２３と、中間熱交換器２２において、第２冷媒が通過する第２流路Ｈ２と、第２冷媒と室内空気との間で熱交換を行なう室内熱交換器３１，４１と、第２冷媒回路３において、第１配管１１Ｌ１，１１Ｌ２の途中に設けられるガス抜き用の第１タンク１７とを含む。第１配管１１Ｌ１，１１Ｌ２は、ポンプ２３に接続され、ポンプ２３が吸入する第２冷媒が通る配管である。

　このように、ポンプ２３の吸入側配管にガス抜き用の第１タンク１７を設けたので、ポンプ２３にガスが吸引されることによるポンプ２３の効率低下が抑制され、第２冷媒の循環量を安定させることができる。

　図３に示すように、好ましくは、第１タンク１７は、第１配管１１Ｌ１，１１Ｌ２の径よりも広い断面積を有するタンク筐体１７Ｃを有する。第１配管は、冷房運転時の冷媒流の上流側の配管１１Ｌ１と下流側の配管１１Ｌ２とに分割される。第１タンク１７内における上流側の配管１１Ｌ１の端部は、下流側の配管１１Ｌ２の端部よりも高い位置に配置される。

　このように第１タンク１７を構成したので、ガス冷媒が第１タンク１７に流入しても、第１タンク１７の上部の空間１７Ｂに滞留しやすい。このため、第１タンク１７からポンプ２３に向けて流れる第２冷媒をガスが無い状態とすることができる。

　なお、同様に、第２タンク１８は、第２配管１１Ｌ３，１１Ｌ４の径よりも広い断面積を有するタンク筐体１８Ｃを有する。第２配管は、暖房運転時の冷媒流の上流側の配管１１Ｌ４と下流側の配管１１Ｌ３とに分割される。第２タンク１８内における上流側の配管１１Ｌ４の端部は、下流側の配管１１Ｌ３の端部よりも高い位置に配置される。

　第１冷媒回路２は、圧縮機１０の吐出口および吸入口に接続された四方弁１２をさらに含む。図１に示すように、四方弁１２は、冷房運転時には、第１冷媒を圧縮機１０の吐出口から室外熱交換器１３へ流すとともに第１流路Ｈ１を通過した第１冷媒を圧縮機１０の吸入口に流すように構成される。図４に示すように、四方弁１２は、暖房運転時には、第１冷媒を圧縮機１０の吐出口から第１流路Ｈ１へ流すとともに室外熱交換器１３を通過した第１冷媒を圧縮機１０の吸入口に流すように構成される。図３に示すように、第１配管１１Ｌ１、１１Ｌ２は、冷房運転時においてポンプ２３が吸入する第２冷媒が通る配管である。

　このように、第１冷媒回路２に四方弁１２を設けたので、中間熱交換器２２の第１流路Ｈ１を流れる第１冷媒の流れは、冷房運転時と暖房運転時で逆方向となる。冷房運転時の方がポンプ２３の吸引側が暖房運転時のポンプ２３の吸引側よりもガスが発生しやすいので、第２冷媒回路３では、冷房運転時においてポンプ２３の吸入側にガス抜き用の第１タンク１７が配置される。図１では２つのガス抜きタンクを配置したが、例えば、ガス抜きタンクを１つだけ配置する場合には、冷房運転時においてポンプ２３の吸入側に配置することが好ましい。

　より好ましくは、実施の形態１で説明したポンプ２３は、回転方向を切替えることによって、第２流路Ｈ２を流れる第２冷媒の方向を逆転させることが可能に構成される。第１流路Ｈ１を流れる第１冷媒と第２流路Ｈ２を流れる第２冷媒とが互いに対向流となるように、ポンプ２３の回転方向が決定される。

　実施の形態１では、第１冷媒は第２冷媒と対向流の形式で熱交換するようにポンプ２３の回転方向が決定されるので、過冷却度を確実に確保することができ、冷凍サイクルの効率を維持することができる。

　第２冷媒回路３は、第２配管１１Ｌ３，１１Ｌ４の途中に設けられるガス抜き用の第２タンク１８をさらに含む。第２配管１１Ｌ３，１１Ｌ４は、ポンプ２３に接続され、冷房運転時においてポンプ２３が吐出する第２冷媒が通る配管である。

　図３に示されるように、第１タンク１７の内容積は、第２タンク１８の内容積よりも大きい。

　暖房運転時では、冷房運転時よりも、ポンプ２３の吸引側における第２冷媒の乾き度が大きくなることは起こりにくい。よって、暖房時のガス抜き効果は、補助的な機能である。このため、第２タンク１８の内容積は、第１タンク１７の内容積に比べて小さいものでよい。このため、第２タンク１８を小さくする分だけ、装置全体をコンパクトにすることができる。

　ポンプ２３は、冷房運転時と暖房運転時で回転方向を切替えることによって、第２流路Ｈ２を流れる第２冷媒の方向を逆転させることが可能に構成される。図７～図１０に示すように、ポンプ２３は、インペラとして駆動軸周りに回転する羽根を複数枚円周方向に配置した渦式の羽根車２３Ｄを有する。羽根車２３Ｄは、駆動軸に対して図７の矢印に示す第１回転方向Ｒ１に回転させた時に最大揚程を発揮するように羽根形状に方向性を持たせた形状を有する。図７の実線矢印に示す第１回転方向Ｒ１は、暖房運転時に羽根車２３Ｄが回転する方向である。

　図１０に示すように、羽根車２３Ｄの駆動軸周りに回転する各羽根８４は、第１回転方向Ｒ１に対する前端側の第１角部Ｃ１と後端側の第２角部Ｃ２とを有する。第２角部Ｃ２の曲率半径は、第１角部Ｃ１の曲率半径よりも大きい。

　このような構成とすることによって、図７の実線矢印に示す第１回転方向Ｒ１に回転させた時の揚程が第１回転方向Ｒ１と逆方向である破線矢印に示す第２回転方向Ｒ２に回転させた時の揚程よりも大きくなる。

　好ましくは、実施の形態１およびその変形例で説明したように、第２冷媒は、ＣＦ_３Ｉ単一冷媒またはＣＦ_３Ｉを含む混合冷媒である。

　なお、実施の形態１と２では、図１、図３のような冷媒回路について説明したが、室外側の第１冷媒回路２と室内側の第２冷媒回路３がそれぞれ閉じた回路を形成し、中間熱交換器２２でカスケード熱交換する構成であれば、他の構成であってもよい。

　また、実施の形態１と２では、冷媒回路の容積の値も簡略化して説明した。ただし、第２冷媒回路３の容積が全体の半分程度を占めており、中間熱交換器２２と室外熱交換器１３を連結する冷媒配管に占める容積の割合が無視できない大きさのものであれば、間接式サイクルの第２冷媒を不燃化および低ＧＷＰ化することによる、全体のＧＷＰ総量値を削減する効果が得られる。このため、蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いる用途であれば制約はなく、ＲＡＣ、ＰＡＣ、ビル空調機など多様な能力範囲および用途について適用可能である。

　また、実施の形態１と２において、図１、図３で示した空調装置では、部屋ごとに温度調整するため、複数の室内熱交換器３１，４１と流量調整弁３３，４３で構成された室内温調ユニット３０，４０が設けられたマルチ機種で説明したが、マルチ機種に限らずシングル機種の場合も同様の効果が得られる。

　今回開示された実施の形態は、すべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は、上記した実施の形態の説明ではなくて請求の範囲によって示され、請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。

　１，２０１　空調装置、２　第１冷媒回路、３，２０３　第２冷媒回路、７，１１，１１Ｇ，１１Ｌ１，１１Ｌ２，１１Ｌ３，１１Ｌ４，１１Ｌ，７２，７３　配管、１０　圧縮機、１２，２２４　四方弁、１３　室外熱交換器、１７　第１タンク、１７Ａ，１７Ｂ，１８Ａ，１８Ｂ　空間、１７Ｃ，１８Ｃ　タンク筐体、１８　第２タンク、２０，２２０　中間熱交換ユニット、２２　中間熱交換器、２３，２２３　ポンプ、２３Ａ　モータ、２３Ｂ　ポンプ部筐体、２３Ｃ　シリンダ、２３Ｄ　羽根車、２３Ｅ　流路、２４　膨張装置、３０，４０　室内温調ユニット、３１，４１　室内熱交換器、３３，４３　流量調整弁、６１，６３，６８，６９，７５，７６　温度センサ、８４　羽根、１００　制御装置、１０２　プロセッサ、１０３　メモリ、Ｃ１　第１角部、Ｃ２　第２角部、Ｈ１　第１流路、Ｈ２　第２流路。

Claims

　第１冷媒と第２冷媒との間で熱交換を行なうように構成された中間熱交換器を備える空調装置であって、
　前記第１冷媒を封入した第１冷媒回路と、
　前記第２冷媒を封入した第２冷媒回路とを備え、
　前記第１冷媒回路は、
　ガス状態の前記第１冷媒を圧縮する圧縮機と、
　前記第１冷媒と外気との間で熱交換を行なう室外熱交換器と、
　前記第１冷媒を減圧および膨張させる膨張装置と、
　前記中間熱交換器において、前記第１冷媒が通過する第１流路とを含み、
　前記第２冷媒回路は、
　液状態の前記第２冷媒を昇圧し搬送するポンプと、
　前記中間熱交換器において、前記第２冷媒が通過する第２流路と、
　前記第２冷媒と室内空気との間で熱交換を行なう室内熱交換器と、
　前記第２冷媒回路において、第１配管の途中に設けられるガス抜き用の第１タンクとを含み、
　前記第１配管は、前記ポンプに接続され、前記ポンプが吸入する前記第２冷媒が通る配管である、空調装置。
　前記第１タンクは、前記第１配管の径よりも広い断面積を有するタンク筐体を有し、
　前記第１配管は、上流側配管と下流側配管とに分割され、
　前記第１タンク内における前記上流側配管の端部は、前記下流側配管の前記端部よりも高い位置に配置される、請求項１に記載の空調装置。
　前記第１冷媒回路は、
　前記圧縮機の吐出口および吸入口に接続された四方弁をさらに含み、
　前記四方弁は、
　冷房運転時には、前記第１冷媒を前記吐出口から前記室外熱交換器へ流すとともに前記第１流路を通過した前記第１冷媒を前記吸入口に流すように構成され、
　暖房運転時には、前記第１冷媒を前記吐出口から前記第１流路へ流すとともに前記室外熱交換器を通過した前記第１冷媒を前記吸入口に流すように構成され、
　前記第１配管は、前記冷房運転時において前記ポンプが吸入する前記第２冷媒が通る配管である、請求項１に記載の空調装置。
　前記ポンプは、回転方向を切替えることによって、前記第２流路を流れる前記第２冷媒の方向を逆転させることが可能に構成され、前記第１流路を流れる前記第１冷媒と前記第２流路を流れる前記第２冷媒とが互いに対向流となるように回転方向が決定される、請求項３に記載の空調装置。
　前記第２冷媒回路は、第２配管の途中に設けられるガス抜き用の第２タンクをさらに含み、
　前記第２配管は、前記ポンプに接続され、前記冷房運転時において前記ポンプが吐出する前記第２冷媒が通る配管である、請求項４に記載の空調装置。
　前記第１タンクの内容積は、前記第２タンクの内容積よりも大きい、請求項５に記載の空調装置。
　前記ポンプは、冷房運転時と暖房運転時で回転方向を切替えることによって、前記第２流路を流れる前記第２冷媒の方向を逆転させることが可能に構成され、
　前記ポンプは、インペラとして駆動軸周りに回転する羽根を複数枚円周方向に配置した渦式羽根車を有し、
　前記渦式羽根車は、駆動軸に対して第１回転方向に回転させた時に最大揚程を発揮するように羽根形状に方向性を持たせた形状を有し、
　前記第１回転方向は、前記暖房運転時に前記渦式羽根車が回転する方向である、請求項１に記載の空調装置。
　前記渦式羽根車の駆動軸周りに回転する各羽根は、前記第１回転方向に対する前端側の第１角部と後端側の第２角部とを有し、
　前記第２角部の曲率半径は、前記第１角部の曲率半径よりも大きい、請求項７に記載の空調装置。