JP2007255862A - 空調システム - Google Patents

Abstract

【課題】圧縮冷凍機の冷媒を過冷却して効率を高めることが出来ると共に、コンパクトで且つメンテナンスその他のコストを低減することが出来る様な空調システムの提供。
【解決手段】第１の冷媒ライン（Ｌ１）と、分岐冷媒ライン（Ｌ３）と、第２の圧縮機（１２）とを備えた圧縮式空調機（１００）を有し、分岐冷媒ラインには第３の熱交換器（４）が介装されており、第２の冷媒ライン（Ｌ２）を有し、第２の冷媒ライン（Ｌ２）には、熱源機（５）からの排熱が投入されて冷媒を蒸発する冷媒蒸発器（６）と、エゼクタ（７）と、第２の冷媒ラインを流れる冷媒と外気とで熱交換を行う第４の熱交換器（８）とが介装されている。
【選択図】図１

Description

本発明は、圧縮機（コンプレッサ）を用いて圧縮式サイクルを行う圧縮式空調機（圧縮式冷凍機）を用いて空調（冷房及び暖房）を行う空調システムに関する。

圧縮機（コンプレッサ）を用いて、冷凍を行う圧縮式冷凍サイクルは良く知られている。
この圧縮式冷凍サイクルを実施するに際して、凝縮器で凝縮された高圧液相冷媒を、排熱を駆動熱源とする吸収冷凍式冷凍サイクルを用いて過冷却し、以って、効率の向上を図ることが従来技術において行われている。
図２８は、その様な従来技術を示している。

図２８において、圧縮式冷凍機１００は圧縮機１と、蒸発器である室内器２と、凝縮器である室外器３と、減圧弁ＣＶ２を介装した冷媒ラインＬ１とで構成されている。
凝縮器３で凝縮された高圧液相冷媒は、減圧弁ＣＶ２で減圧される前に、温水焚き吸収冷凍機３００の蒸発器３０１で冷却（過冷却）されている。
ここで、温水焚き吸収冷凍機３００は、ガスエンジン５の排熱（温排水）が再生器３０３に供給される様に構成されている。一方、圧縮式冷凍機１００の圧縮機１は、ガスエンジン５の駆動軸５１による機械的な出力が伝達されて駆動される機械式の圧縮機である。
図２８において、符号３０２は温水焚き吸収冷凍機３００における吸収器を示し、符号３０４は温水焚き吸収冷凍機３００における凝縮器を示す。

また、圧縮式冷凍機の冷媒循環系を途中で分岐して、分岐した一方の冷媒循環用配管が温水焚き吸収冷凍機の蒸発器に連通しており、当該冷媒循環用配管を流れる圧縮式冷凍機の冷媒が温水焚き吸収冷凍機の蒸発器で冷却される従来技術も、本出願人によって提案されている（特許文献１参照）。

しかし、吸収式冷凍機は一般にサイズが大きく、広い設置スペースを必要とする。そのため、狭小な設置スペースしか設けることが出来ない場合には、図２８の従来技術、或いは上述した従来技術（特許文献１）の実施が困難である。
また、吸収式冷凍機の冷媒や吸収溶液は、圧縮式冷凍機の冷媒とは異なるため、図２８の従来技術或いは上述した従来技術（特許文献１）を実施するためには、複数の媒体（冷媒、吸収溶液）を扱わなければならず、その分だけ設置やメンテナンスに労力を必要としてしまうという問題が存在する。

さらに、吸収冷凍機の場合は、高い真空度が要求されるので、設置やメンテナンスの労力が大きいという問題がある。
それに加えて、一般的に、吸収式冷凍機は圧縮式に比較して、購入コストが高価である。
以上の理由から、図２８の従来技術或いは上述した従来技術（特許文献１）を実施するのに、躊躇するユーザーが存在した。
特開２０００−２４１０４２号公報

本発明は上述した従来技術の問題点に鑑みて提案されたものであり、圧縮冷凍機の冷媒を過冷却して効率を高めることが出来ると共に、コンパクトで且つメンテナンスその他のコストを低減することが出来る様な空調システムの提供を目的としている。

本発明の空調システムは、第１の圧縮機（１１）と、冷媒と空調をするべき室内の空気とで熱交換を行う第１の熱交換器（室内器２）と、外気と熱交換を行う第２の熱交換器（室外器３）と、第１の圧縮機（１１）、第１の熱交換器（室内器２）、第２の熱交換器（室外器３）が介装されている第１の冷媒ライン（Ｌ１）と、第１の冷媒ライン（Ｌ１）から分岐する分岐冷媒ライン（Ｌ３）と、分岐冷媒ライン（Ｌ３）に介装される第２の圧縮機（１２）とを備えた圧縮式空調機（圧縮式冷凍機１００）を有し、前記分岐冷媒ライン（Ｌ３）には第３の熱交換器（冷媒過冷却器４）が介装されており、第３の熱交換器（冷媒過冷却器４）で前記分岐冷媒ライン（Ｌ３）を流れる冷媒と熱交換を行う第２の冷媒ライン（蒸気噴射冷凍サイクルの冷媒ラインＬ２）を有し、第２の冷媒ライン（蒸気噴射冷凍サイクルの冷媒ラインＬ２）には、熱源機（例えば、ガスエンジンコージェネレーションシステム５）からの排熱が投入されて冷媒を蒸発する冷媒蒸発器（フロンボイラ６）と、エゼクタ（７）と、第２の冷媒ライン（Ｌ２）を流れる冷媒と外気とで熱交換を行う第４の熱交換器（８）とが介装されており、第２の冷媒ライン（Ｌ２）は、冷媒蒸発器（フロンボイラ６）に連通する第１の分岐ライン（Ｌ２１）と、エゼクタ（７）のディフューザ側方吸込み部（７１）に連通する第２の分岐ライン（Ｌ２２）とに分岐（Ｂ２１）しており、前記第３の熱交換器（冷媒過冷却器４）は第２の分岐ライン（Ｌ２２）に介装されていることを特徴としている（請求項１）。
本明細書において、圧縮式サイクルを具備する空調機について、暖房運転時も考慮するべき場合は「圧縮式空調機」と記載するが、冷房運転時のみを考慮すればよい場合には、「圧縮式冷凍機」或いは「圧縮式冷凍サイクル」と記載する。同様に、蒸気噴射冷凍サイクルを行う部分について、冷凍サイクルのみを考慮すればよい場合には「蒸気噴射冷凍サイクル」と記載するが、装置としての構成を考慮するべき場合には「蒸気噴射冷凍機」と記載する場合がある。
また、本明細書において、「室内器」なる文言は室内に設けられた熱交換器を意味しており、「室外器」なる文言は室外に設けられた熱交換器を意味している。そして、室内器は冷房時は蒸発器として作用し、暖房時は凝縮器として作用する。一方、室外機は、冷房時は凝縮器として作用し、暖房時は蒸発器として作用する。

本発明において、前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器３）と前記第４の熱交換器（８）とは別体に構成されており、第１の冷媒ライン（Ｌ１）における前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器３）を介装した領域と第２の冷媒ライン（Ｌ２）における前記第４の熱交換器（８）を介装した領域とは別体に構成する事が出来る（請求項２）。

或いは、本発明において、前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器）と前記第４の熱交換器とは一体（３８）に構成されており、第１の冷媒ライン（Ｌ１）における前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器）を介装した領域と第２の冷媒ライン（Ｌ２）における前記第４の熱交換器を介装した領域とは一体（３８）に構成する事も出来る（請求項３）。

本発明において、前記第１の冷媒ライン（圧縮式空調機の冷媒ラインＬ１）には流路切り換え装置（例えば、四方弁Ｖ４）が介装されており、前記第１の冷媒ライン（Ｌ１）を循環する冷媒の流れる方向を逆転可能に構成（され、以って、冷房運転と暖房運転が切り換え可能に構成）されているのが好ましい（請求項４）。

また本発明において、前記熱源機（例えば、ガスエンジンコージェネレーションシステム５）からの排熱を前記第１の冷媒ライン（圧縮式空調機の冷媒ラインＬ１）を流れる冷媒に投入する第５の熱交換器（排熱熱交換器９）を設けるのが好ましい（請求項５）。

さらに本発明において、前記第２の冷媒ライン（蒸気噴射冷凍サイクルの冷媒ラインＬ２）は、エゼクタ（７）をバイパスするバイパスライン（Ｌ２ｂ）を有しているのが好ましい（請求項６）。

上述する構成を具備する本発明によれば、第２の冷媒ライン（蒸気噴射冷凍サイクルの冷媒ラインＬ２）は、冷媒蒸発器（フロンボイラ６）と、エゼクタ（７）と、第３の熱交換器（冷媒過冷却器４）及び第４の熱交換器（８）と共に蒸気噴射冷凍サイクルを構成しており、圧縮式空調機（１００）は第１の圧縮機（１１）と第１の熱交換器（室内器２）と第２の熱交換器（室外器３）が介装されている第１の冷媒ライン（Ｌ１）から分岐している分岐冷媒ライン（Ｌ３）を備え、前記分岐冷媒ライン（Ｌ３）には第３の熱交換器（冷媒過冷却器４）が介装されている（請求項１）。
そのため、冷房運転時には、圧縮式空調機（１００）の分岐冷媒ライン（Ｌ３）を流れる冷媒は、過冷却熱交換器（４）により蒸気噴射冷凍サイクル側のラインＬ２２）を流れる冷媒に気化熱を与えて冷却され、凝縮する。そして、第１の冷媒ライン（Ｌ１）に合流する（合流点Ｂ１２）ので、過冷却熱交換器（４）で冷却され凝縮された分だけ、第１の圧縮機（１１）の負担が小さくなり、冷却効率が向上する。

また、本発明によれば、圧縮冷凍サイクルの分岐冷媒ライン（Ｌ３）には、第２の圧縮機（１２）が介装されている（請求項１）ので、冷房運転時には、第１の冷媒ライン（Ｌ１）に介装されている第１の熱交換器（室内器２）よりも、過冷却熱交換器（４）内の温度を高温にすることが出来る。そのため、蒸気噴射冷凍サイクル側の負荷が小さくて済み、さらに小型化する事が可能となる。

ここで、蒸気噴射冷凍サイクルでは、循環する冷媒は１種類のみであり、フロンを冷媒として使用可能であるので、吸収式冷凍機に比較して、取り扱いが容易である。
また、蒸気噴射冷凍サイクルは、熱交換器（６、８）とエゼクタ（７）と配管（Ｌ２）のみで構成されるので（排熱ボイラ或いはフロンボイラ６）は単なる熱交換器である。）、コンパクトであり、蒸気噴射冷凍サイクルの部分の製造コストやメンテナンスコストが極めて安価となる。
従って、従来技術の圧縮式冷凍機に吸収式冷凍機を組み合わせた空調システム（特許文献１や図２８で示すシステム）における問題点を解消することが出来る。

さらに、蒸気噴射冷凍サイクルは空冷がし易く、吸収式冷凍機のような晶析の問題は発生しないという利点を有している。

ここで、蒸気噴射冷凍サイクルと圧縮サイクルでは、使用する冷媒を同一にする事が可能である。
そのため、本発明においては、蒸気噴射冷凍サイクルの一部（Ｌ２０の一部）と、圧縮サイクル側の一部（Ｌ２０と同じ領域で符号は付さない）を共通化して、部品点数を減少して、各種コストの削減を実現することが出来る。
具体的には、本発明においては、前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器）と前記第４の熱交換器とを一体化（３８）して、第１の冷媒ライン（Ｌ１）における前記第２の熱交換器（圧縮式空調機の室外器）を介装した領域と第２の冷媒ライン（Ｌ２）における前記第４の熱交換器を介装した領域とを一体化（３８）すること（請求項３）が可能であり、構成を簡素化し、部品点数を減少して、メンテナンスその他の費用を安価にする事が出来るのである。

さらに本発明においては、圧縮式空調機（１００）の冷媒ライン（第１の冷媒ラインＬ１）を循環する冷媒の流れる方向を逆転可能に構成して、以って、冷房運転と暖房運転が切り換え可能に構成することが出来るので（請求項４）、夏季には冷房運転、冬季には暖房運転を行い、快適な室内環境を達成することが出来るのである。

以下、添付図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。
なお、図２８で示すのと同様な部材については、同様な符号を付してある。
図示の実施形態において、圧縮式空調機１００については、暖房運転時も考慮するべき場合は「圧縮式空調機」と記載するが、冷房運転時のみを考慮すればよい場合には、「圧縮式冷凍機」或いは「圧縮式冷凍サイクル」と記載する。
同様に、蒸気噴射冷凍機２００について、冷凍サイクルのみを考慮すればよい場合には「蒸気噴射冷凍サイクル」と記載する場合がある。

先ず、図１〜図４を参照して第１実施形態を説明する。
図１は第１実施形態に係る全体構成を示すブロック図で示しており、図２は第１実施形態の空調機システムを冷房運転した状態を示し、図３は暖房運転した状態を示し、図４は第１実施形態の空調運転制御をフローチャートによって示している。

図１において、第１実施形態の空調システムでは、図２８（従来技術）の吸収式サイクルが蒸気噴射冷凍サイクルに置換されていると共に、圧縮式冷凍サイクルにおいて、冷媒ラインが途中で分岐し、合流している。

圧縮式空調機１００は、第１の圧縮機１１と、冷媒と空調をするべき室内の空気とで熱交換を行う第１の熱交換器（室内器）２と、冷媒と外気とで熱交換を行う第２の熱交換器（室外器）３と、第１の冷媒ライン（圧縮式空調機の冷媒ライン）Ｌ１とを備えている。
第１の圧縮機１１は、ガスエンジン５の出力軸５１によって駆動される。その結果、図１の圧縮式空調機１００は、いわゆる「ガスエンジンヒートポンプ」を構成している。

第１の冷媒ラインＬ１において、第１の分岐点Ｂ１１及び第２の分岐点Ｂ１２が形成されてる。そして、第１及び第２の分岐点Ｂ１１、Ｓ１２で第１の冷媒ラインＬ１は、分岐冷媒ラインＬ３に分岐或いは合流している。
第１の冷媒ラインＬ１には、冷房運転時と暖房運転時で流路を切り換えるための流路切換装置（四方弁）Ｖ４が介装されている。
図２の冷凍運転時を参照して、第１の分岐点Ｂ１１及び第２の分岐点Ｂ１２の位置をより詳細に述べると、（冷凍運転時では）第１の冷媒ラインＬ１の室内器２から流路切換装置（四方弁）Ｖ４に向う領域に第１の分岐点Ｂ１１（冷房運転時の分岐点）が設けられ、第１の流量調節弁（膨張弁）ＣＶ１から室内機２に向う領域に第２の分岐点Ｂ１２（冷房運転時の合流点）が設けられている。そして、第１の分岐点Ｂ１１（冷房運転時の分岐点）から分岐冷媒ラインＬ３が分岐し、分岐冷媒ラインＬ３は第２の分岐点Ｂ１２（冷房運転時の合流点）で第１の冷媒ラインＬ１に合流する。

再び図１において、第１の冷媒ラインＬ１は、冷媒ラインＬ１１〜Ｌ１７を包含しており、各冷媒ラインは、第１の圧縮機１１、四方弁Ｖ４、室外器３、室内器２をそれぞれ連通して、循環路を形成している。

ここで、ラインＬ１１は、第１の圧縮機１１の吐出側と四方弁Ｖ４のポートＶ４ａとを接続している。ラインＬ１２は、四方弁Ｖ４のポートＶ４ｂと室外器３とを接続している。ラインＬ１３は流量調節弁ＣＶ１を介装し、室外器３と後述する第２の分岐点Ｂ１２とを接続している。ラインＬ１４は、第２の分岐点Ｂ１２と室内器２とを接続している。ラインＬ１５は室内器２と前記第１の分岐点Ｂ１１とを接続している。ラインＬ１６は、第１の分岐点Ｂ１１と四方弁Ｖ４のポートＶ４ｃとを接続している。ラインＬ１７は、四方弁Ｖ４のポートＶ４ｄと圧縮機１の吸入側とを接続している。

分岐冷媒ラインＬ３は、ラインＬ３１とラインＬ３２とラインＬ３３とで構成され、第２の圧縮機１２と、第３の熱交換器（冷媒過冷却器）４と、流量調整弁ＣＶ２とを介装している。
ラインＬ３２に介装されている冷媒過冷却器４は、分岐冷媒ラインＬ３を循環する冷媒と、後述する蒸気噴射冷凍機２００の冷媒ラインＬ２（第２の冷媒ライン）を流れる冷媒とで熱交換を行う。
第２の圧縮機１２は、例えば駆動伝達手段Ｄによって駆動されるように構成されており、駆動伝達手段Ｄは第１圧縮機１１用の駆動軸５１に係合して駆動力を伝達する。
駆動伝達手段Ｄの途中、又は第２の圧縮機１２側には、図示はしないが、クラッチ機構が設けられており、第１の圧縮機１１から第２の圧縮機１２への駆動伝達を切断・接続自在に構成されている。

ラインＬ３１は開閉弁Ｖ３を介装し、第１の分岐点Ｂ１１と第２の圧縮機１２の吸入側とを接続している。ラインＬ３２は、第２の圧縮機１２の吐出側と冷媒過冷却器４を接続している。ラインＬ３３は、第２の流量制御弁ＣＶ２を介装しており、冷媒過冷却器４と第２の分岐点Ｂ１２を接続している。
ここで冷媒過冷却器４は、図２で示す冷房運転時において、分岐冷媒ラインＬ３を流れる冷媒が、（過冷却熱交換器４において）蒸気噴射冷凍サイクル側の第２の冷媒ラインＬ２を流れる冷媒に気化熱を与えて、冷却されて凝縮する。そして、冷却されて凝縮した液相冷媒は、第２の合流点Ｂ１２で第１の冷媒管路Ｌ１を流れる低圧の液相冷媒と合流する。すなわち、図２で示す冷房運転時においては、過冷却熱交換器４で冷却され凝縮された分だけ、第１の圧縮機１１の負担が小さくなり、冷却効率が向上するのである。

ここで、第２の圧縮機１２を介装しない場合には、冷房運転時においては、室内器２と過冷却熱交換器４とは、内部温度が同程度でなければならない。これに対して、分岐冷媒ラインＬ３に第２の圧縮機１２を介装すれば、過冷却熱交換器４内の温度を室内器２の温度と同程度にする必要が無くなり、過冷却熱交換器４内の温度を室内器２の温度より高温にすることが出来る。
過冷却熱交換器４内の温度が高くなれば、蒸気噴射冷凍サイクルを循環する冷媒の温度が低温でなくても、過冷却熱交換器４で圧縮式冷凍機１００側の冷媒ラインＬ３を流れる冷媒を相対的に冷却することが可能となり、その分だけ蒸気噴射冷凍サイクル側の負荷が小さくて済む。そして、蒸気噴射冷凍サイクルをさらに小型化する事が可能となる。

図１において、蒸気噴射冷凍サイクルを行う蒸気噴射冷凍機２００は、熱源機（例えば、ガスエンジン）５と、冷媒を蒸発する冷媒蒸発器（フロンボイラ）６と、エゼクタ７と、第２の冷媒ラインＬ２と、第２の冷媒ラインＬ２を流れる冷媒と外気とで熱交換を行う第４の熱交換器（凝縮器）８とを備えている。ここで、フロンボイラ６では、ガスエンジン５からの排熱が排熱ラインＬｗで投入されて、内部の液相冷媒を蒸発させる。
図１において、符号Ｐ１は送水ポンプを示し、送水ポンプＰ１は、ガスエンジン５の排熱を保有する冷却水を、排熱ラインＬｗ内で循環せしめる。

蒸気噴射冷凍機２００の第４の熱交換器（凝縮器）８と、圧縮式空調機１００の第２の熱交換器である室外器３との間には、図示では明確ではないが、風路Ａと風路Ｂが形成されている。
風路Ａは、凝縮器８で（冷媒ラインＬ２を循環する冷媒と熱交換して）昇温した外気が、圧縮式空調機１００の室外器３を通過せず、圧縮式空調機１００を循環する冷媒と熱交換をしない様に構成された風路（流路）である。冷房運転時（図２参照）は風路Ａが選択され、凝縮器８で昇温した外気によって、室外器３における凝縮能力を低下させてしまうことを防止するためである。
一方、風路Ｂは、凝縮器８で（冷媒ラインＬ２を循環する冷媒と熱交換して）昇温した外気が、室外器３を通過する風路である。暖房運転時（図３）においては、風路Ｂが選択され、室外器３を流れる圧縮式空調機１００側の冷媒に、より多量の熱量を投入するのである。

蒸気噴射冷凍機２００の第２の冷媒ラインＬ２は、圧力センサ１０、開閉弁Ｖ１、エゼクタ７及び第４の熱交換器（凝縮器）８を介装したラインＬ２０と、ラインＬ２０が分岐点Ｂ２１で分岐した第１の分岐ラインＬ２１及び第２の分岐ラインＬ２２とで構成されている。第１の分岐ラインＬ２１は、冷媒ポンプＰ２を介してフロンボイラ６に連通する。第２の分岐ラインＬ２２は、減圧弁Ｖ２及び冷媒過冷却器４を介装しており、エゼクタ７の側方吸込み部７１に連通している。

蒸気噴射冷凍機２００において、ガスエンジン５の排熱が投入されるフロンボイラ６で液相冷媒（液相のフロン）は蒸発する。蒸発して発生した気相冷媒（フロン蒸気）は、冷媒ラインＬ２０を介してエゼクタ７に吸い込まれて（図示においては、エゼクタ７の左側）、高速でエゼクタ７から（図示においては、エゼクタ７の右側から）噴射される。その際に、エゼクタ７の側方吸込み部７１から、第２の分岐ラインＬ２２を流れる気相冷媒（フロン蒸気）が吸い込まれ、エゼクタ７内部でラインＬ２０を経由して吸い込まれた気相冷媒と合流して、ラインＬ２０の凝縮器８へ噴射される。

エゼクタ７から噴射された気相冷媒は、凝縮器８で凝縮されて液相冷媒となった後、分岐点Ｂ２１において、第１のラインＬ２１と第２のラインＬ２２とに分岐する。
第１のラインＬ２１に流入した液相冷媒は、冷媒ポンプＰ２を介してフロンボイラ６に戻される。
分岐点Ｂ２１から第２のラインＬ２２に流入した液相冷媒は、減圧弁Ｖ２で減圧された後、第３の熱交換器である冷媒過冷却器４を経由して、側方吸込み部７１からエゼクタ７内に吸引される。図２の冷房運転時においては、分岐点Ｂ２１から第２のラインＬ２２に流入した液相冷媒は、冷媒過冷却器４において、圧縮式冷凍機１００側を循環する冷媒から気化熱を奪って蒸発する。

図１に示す構成において用いられる蒸気噴射冷凍サイクルでは、循環する流体は１種類の冷媒（図１ではフロン）のみであって、吸収式冷凍サイクルの場合のように、冷媒と吸収溶液の２種類の流体が循環するのではない。そして、蒸気噴射冷凍サイクルでは、圧縮式冷凍器と同じ冷媒を使用可能であり、勿論、フロンを冷媒として使用することが出来る。

ここで、蒸気噴射冷凍サイクルのＣＯＰは、例えば０．１５であり、蒸気焚き単効用吸収式のＣＯＰは、例えば０．７である。
すなわち、蒸気噴射冷凍サイクルのＣＯＰは、蒸気焚き単効用吸収式に比較して、大変低い。

上述した通り、圧縮式冷凍機に吸収式冷凍機を組み合わせた空調システム（特許文献１や図２８で示すシステム）では、吸収式冷凍機のサイズが大きく、広い設置スペースが必要であり、一般的に高価であるという問題点と、吸収式冷凍機を循環する流体（冷媒、吸収溶液）が圧縮式冷凍機の冷媒とは異なっているため、取り扱いやメンテナンスのコストが嵩んでしまう、という問題点とを有している。

これに対して、図１の実施形態のような蒸気噴射冷凍サイクルであれば、熱交換器（排熱ボイラ或いはフロンボイラ６を含む）とエゼクタ７と配管（ラインＬ２０、Ｌ２１、Ｌ２２）のみで構成されるので、コンパクトであり、蒸気噴射冷凍サイクルの部分の製造コストが極めて安価である。
従って、従来技術の圧縮式冷凍機に吸収式冷凍機を組み合わせた空調システム（特許文献１や図２８で示すシステム）における「設置スペース」と「価格」に関する問題点を解消することが出来る。

また、上述した通り、蒸気噴射サイクルにおける冷媒と圧縮式冷凍機とでは、使用する冷媒を同一にする事が出来るので、図示の実施形態では、従来技術の圧縮式冷凍機に吸収式冷凍機を組み合わせた空調システム（特許文献１や図２８で示すシステム）における「取り扱いやメンテナンスに係る労力」という問題を解消できる。
さらに、冷媒を同一にして、蒸気噴射サイクルと圧縮式冷凍サイクルとを一部共通化することが可能であり、その詳細は、第２実施形態以降で説明されている。

これに加えて、晶析の問題があるので空冷が難しい吸収式冷凍機に対して、蒸気噴射冷凍サイクルは、空冷がし易いという利点を有している。
従って、蒸気噴射冷凍サイクルにおける凝縮器と、圧縮式冷凍機の室外器（冷房運転時における凝縮器、暖房運転時における蒸発器）とを一体化して、空冷すなわち外気との熱交換が可能である。

また、蒸気噴射冷凍サイクルを使用する図示の実施形態では、吸収式冷凍機ほど高レベルの真空度が要求されないので、メンテナンス等が容易である。

また、図１で示す第１実施形態では、圧縮冷凍機１００側の冷媒ラインＬ１が分岐Ｌ３しているため、図２を参照して後述する冷房運転時において、蒸気噴射冷凍サイクルの過冷却熱交換器４において気化熱を奪って、圧縮式冷凍機１００の分岐冷媒ラインＬ３内を流れる冷媒温度を低下させ、凝縮させ、低温度で凝縮した冷媒を合流点Ｂ１２にて前記第１の冷媒管路Ｌ１と合流せしめている。そして、蒸気噴射冷凍サイクルの過冷却熱交換器４において気化熱を奪って冷媒温度を低下し、冷媒がより低圧で凝縮した分だけ、圧縮式冷凍機１００側における第１のコンプレッサ１１の（冷房）負荷が軽減されて、省エネルギー化が達成される。
そして、図３を参照して後述する暖房時には、蒸気噴射冷凍機サイクルの凝縮器８で加熱された空気が、室外器３を流れる圧縮式空調機１００側の冷媒を加熱するので、その分だけ圧縮式空調機１００側の負荷が軽減する。

図１で示す第１実施形態では、冷房運転のみならず、暖房運転も可能である。換言すれば、図１の第１実施形態では、冷暖房運転を切り換え可能に構成されている。
図２は、第１実施形態で冷房運転を行う場合の冷媒の流れ、ラインや各種弁の開閉を示している。以下、図２を参照して冷房運転時の冷媒の流れについて説明する。
尚、図２以降において、各冷媒ラインに描いた矢印の方向は、冷媒の流れの方向を示している。

先ず、冷凍運転時における圧縮式冷凍サイクル側の各種辺の開閉及び冷媒の流れを説明する。
冷房運転時には、四方弁Ｖ４は、ポートＶ４ａとポートＶ４ｂとが連通し、ポートＶ４ｃとポートＶ４ｄとが連通する。
第１の圧縮機１１から吐出された高圧気相冷媒は、ラインＬ１１から四方弁Ｖ４のポートＶ４ａ、Ｖ４ｂを経由してラインＬ１２に入り、室外器（図２の冷凍運転時では凝縮器）３で気相冷媒が凝縮して高圧液相冷媒となり、室外器３を出る。

室外器３を出た高圧液相冷媒はラインＬ１３を流れ、流量制御弁（膨張弁）ＣＶ１で膨張して低圧液相冷媒となり、第２の分岐点Ｂ１２（冷房運転時は合流点）、ラインＬ１４を経由して、室内器（冷房運転時は蒸発器）２内に流入する。室内器２において、低圧液相冷媒は冷房するべき室内の空気から気化熱を奪って蒸発し、室内空気を冷却した後、低圧気相冷媒となってラインＬ１５を流れる。低圧気相冷媒は、第１の分岐点Ｂ１１（冷房運転時は分岐点）、ラインＬ１６、四方弁Ｖ４のポートＶ４ｃ、Ｖ４ｄ、ラインＬ１７を経由して、第１の圧縮機１１の吸入側に戻る。

ここで、第１の分岐点Ｂ１１（冷房運転時は分岐点）において、低圧気相冷媒の一部がラインＬ３１側を流れ、第２の圧縮機１２で圧縮されて高圧の気相冷媒となる。そして、ラインＬ３２を経由して冷媒過冷却器４に流入する。
ラインＬ３２を流れる高圧の気相冷媒は、冷媒過冷却器４で、蒸気噴射冷凍機２００側の第２の冷媒ラインＬ２を流れる気相冷媒と熱交換して冷却（過冷却）され、凝縮して、高圧の液相冷媒となってラインＬ３３に流れる。
ラインＬ３３を流れる液相冷媒は、流量制御弁ＣＶ２によって減圧され、分岐点Ｂ１２（合流点）で冷媒ラインＬ１（ラインＬ１３）を流れる液相冷媒と合流し、ラインＬ１４を経由して室内器（蒸発器）２内に流入する。

図２の冷房運転時においては、上述した様に、分岐冷媒ラインＬ３を流れる冷媒は、過冷却熱交換器４において、蒸気噴射冷凍サイクル側の第２の冷媒ラインＬ２を流れる冷媒に気化熱を与えて冷却（過冷却）され凝縮し、第１の冷媒管路Ｌ１に合流するので、過冷却熱交換器４で冷却（過冷却）された分だけ、第１の圧縮機１１の負担が小さくなり、冷却効率が向上する。

次に、蒸発噴射冷凍サイクル側（蒸発噴射冷凍機２００側）の各種弁の開閉及び冷媒の流れを説明する。
冷房運転を開始すると、ラインＬｗに介装された送水ポンプＰ１が作動を始め、ガスエンジン５からの排熱がラインＬｗを経由してフロンボイラ６を循環する。そしてフロンボイラ６内の液相冷媒を加熱する。
ここで、冷房開始直後は、開閉弁Ｖ１は閉じたままである。一方、ラインＬ２２の減圧弁Ｖ２は開放されている。

上述した様に、冷房運転時には風路Ａが選択され、凝縮器８で加熱された空気は圧縮式冷凍機１００の室外器３と熱交換を行わず、室外器３の凝縮機能を阻害することは無い。

フロンボイラ６に排熱が投入されるため、液相冷媒は蒸発して気相冷媒となるが、開閉弁Ｖ１が閉じているので、圧力センサ１０で計測されるフロンボイラ６内の圧力は次第に昇圧する。フロンボイラ６内の圧力が所定値（閾値）を超えると、ラインＬ２０の開閉弁Ｖ１が開放され、ラインＬ２１に介装された冷媒ポンプＰ２が起動する。

フロンボイラ６内の気相冷媒は、冷媒ラインＬ２０を介してエゼクタ７の吸い込み側（図示ではエゼクタ７の左側）に吸い込まれて、エゼクタ７の噴射側（図示ではエゼクタ７の右側）より高速で噴射される。その際に、エゼクタ７の負圧効果によって、ラインＬ２２側の気相冷媒がエゼクタ７の側方吸込み部７１から吸い込まれ、ラインＬ２０経由で吸い込まれた気相冷媒（フロン蒸気）と合流する。

エゼクタ７から噴射された気相冷媒は、第４の熱交換器である凝縮器８で凝縮されて液相冷媒となった後、分岐点Ｂにおいて、ラインＬ２１と、ラインＬ２２に分岐して流れる。
分岐点Ｂ２１からラインＬ２２に流入した液相冷媒は、減圧弁Ｖ２で減圧された後、第３の熱交換器である冷媒過冷却器４で、圧縮式冷凍機１００側の（冷媒ラインＬ３を流れる）冷媒から気化熱を奪って蒸発して気相冷媒となり、側方吸込み部７１からエゼクタ７内に吸引される。

図２で示す冷房運転時には、上述した通り、圧縮冷凍機１００側の第１の冷媒ラインＬ１が分岐しているため、分岐ラインＬ３を流れる冷媒が過冷却熱交換器４において気化熱を奪われて降温する分だけ、圧縮式冷凍機１００の省エネルギーとなる。

次に、図３を参照して、暖房運転時について説明する。
先ず、圧縮式空調機１００側の各種弁の開閉及び冷媒の流れを説明する。
暖房運転時には、第２の圧縮機１２側の図示しないクラッチを切断状態として、第２の圧縮機１２を作動せず、第１の圧縮機１１のみを運転される。

暖房運転時には、四方弁Ｖ４のポートＶ４ａとポートＶ４ｃとが連通し、ポートＶ４ｂとポートＶ４ｄとが連通する。
第１の圧縮機１１から吐出された高圧気相冷媒は、ラインＬ１１から四方弁Ｖ４のポートＶ４ａとポートＶ４ｃを経由してラインＬ１６、第１の分岐点Ｂ１１（暖房時は、分岐、合流はしない）、ラインＬ１５を経由して室内器２に流入する。
室内器（暖房時は凝縮器）２において、高圧気相冷媒は気化熱を暖房するべき室内の空気に投入して凝縮して液相冷媒となる。そして、室内器２で凝縮した液相冷媒は、ラインＬ１４、分岐点Ｂ１２（暖房時は、分岐、合流はしない）を流れ、流量調整弁ＣＶ１で減圧されて低圧液相冷媒となる。低圧液相冷媒はラインＬ１３を流過し、室外器３（暖房時は蒸発器）に流入する。
なお、暖房運転時には、分岐冷媒ラインＬ３に介装した開閉弁Ｖ３が閉鎖されているので、分岐冷媒ラインＬ３側には冷媒は流れない。

室外器３では、第４の熱交換器８から風路Ｂ（後述する様に、暖房時は風路Ｂに切換）を流れてきた温風（凝縮器８により加熱された外気）から気化熱を奪って、低圧液相冷媒は蒸発して低圧気相冷媒となる。
室外器３を出た低圧気相冷媒はラインＬ１２、四方弁Ｖ４のポートＶ４ｂ、Ｖ４ｄ、ラインＬ１７を経由して圧縮機１１に吸入され、圧縮機１１で圧縮され、再び室内器２側に吐出される。

次に、蒸発噴射冷凍機２００側の各種弁の開閉及び冷媒の流れを説明する。
暖房を開始すると、ラインＬｗに介装された送水ポンプＰ１が作動し、ガスエンジン５からの排熱がラインＬｗを経由してフロンボイラ６に投入され、液相冷媒を加熱する。暖房開始直後は、開閉弁Ｖ１は閉じたままである。
暖房運転時には、ラインＬ２２の減圧弁Ｖ２は閉鎖したままであり、ラインＬ２２側には冷媒は流れない。

ここで、暖房時には、凝縮器８と室外器３との間の風路は、図３で示す様に、風路Ｂが選択されており、凝縮器８で気化熱が投入されて加熱され昇温した外気が、室外器３に流入したラインＬ１３を流れる冷媒（低圧液相冷媒）と熱交換を行う。すなわち、凝縮器８で昇温した外気が室外器３を通過するので、室外器３において圧縮式空調機１００の冷媒に投入される熱量が、凝縮器８で気化熱が投入された分だけ増加する。その結果、室外器３における冷媒の蒸発能力が向上する。

蒸気噴射冷凍機２００側において、フロンボイラ６内で加熱された液相冷媒は蒸発して気相冷媒となるが、最初は開閉弁Ｖ１が閉じているので、圧力センサ１０で計測されるフロンボイラ６内の圧力は次第に上昇する。フロンボイラ６内の圧力が所定値（閾値）を超えると、ラインＬ２０の開閉弁Ｖ１は開放され、冷媒ポンプＰ２が起動される。

開閉弁Ｖ１が開放されると、フロンボイラ６で発生した気相冷媒は、冷媒ラインＬ２０を流れてエゼクタ７に吸い込まれ、エゼクタ７の噴射側（図示ではエゼクタ７の右側）から高速でラインＬ２０の凝縮器８側に噴射される。そして、上述した様に、凝縮器８で気化熱を外気に放熱する。

次に、図４を参照して、第１実施形態の空調運転における制御を説明する。
図４において、ステップＳ１では、運転モードが冷房であるか、暖房であるかを判断する。冷房運転を行うの（ステップＳ１で「冷房運転」）であればステップＳ２に進み、暖房運転を行うの（ステップＳ１で「暖房運転」）であればステップＳ７に進む。

ステップＳ２（冷房運転：図２参照）では、送水ポンプＰ１を起動し、開閉弁Ｖ１は閉じ、減圧弁Ｖ２及び開閉弁Ｖ３は開放する。第１の冷媒ラインＬ１側の流量制御弁ＣＶ１も減圧弁として作動可能な程度に開放して、分岐冷媒ラインＬ３側の流量制御弁ＣＶ２も開放する。
そして四方弁Ｖ４のポートＶ４ａとＶ４ｂとを連通し、ポートＶ４ｃとＶ４ｄとを連通して、冷房運転側に切り換える（ステップＳ３）。
次に、第１の圧縮機１１及び第２の圧縮機１２の図示しないクラッチを連結して、ガスエンジン５の回転力が伝達されるようにせしめる。すなわち、第１の圧縮機１１及び第２の圧縮機１２を共に作動状態にする（ステップＳ４：図４では「連結」と標記）。そして、凝縮機８と室外器３との間における外気の流路を、風路Ａに切り換える（ステップＳ５）。

ステップＳ６では、蒸気噴射冷凍機２００の冷媒ラインＬ２０に介装された圧力センサ１０で計測される圧力（フロンボイラ６内の圧力）と、閾値とを比較する。圧力センサ１０で計測された圧力が閾値以上になるまで（ステップＳ６がＮＯのループ）は待機しており、計測値が閾値以上となった段階で（ステップＳ６がＹＥＳ）、開閉弁Ｖ１を開放し、冷媒ポンプＰ２を起動する。

ステップＳ８（暖房運転：図３参照）では、送水ポンプＰ１を起動し、開閉弁Ｖ１、減圧弁Ｖ２、開閉弁Ｖ３、圧力調整弁ＣＶ２を閉鎖し、第１の冷媒ラインＬ１側の流量制御弁ＣＶ１を開放する。
次のステップＳ９では、四方弁Ｖ４のポートＶ４ａとＶ４ｃを連通し、ポートＶ４ｂとＶ４ｄとを連通し、暖房運転側に切り換える。
ここで、暖房運転時には、第１の圧縮機１１のみを作動し（ステップＳ１０）、凝縮器８と室外器３との間における外気の流路を風路Ｂに切り換える（ステップＳ１１）。

ステップＳ１２では、蒸気噴射冷凍機２００の冷媒ラインＬ２０に介装された圧力センサ１０で計測される圧力（フロンボイラ６内の圧力）と、閾値とを比較する。圧力センサ１０で計測された圧力が閾値以上になるまで（ステップＳ１２がＮＯのループ）は待機しており、計測値が閾値以上となった段階で（ステップＳ１２がＹＥＳ）、開閉弁Ｖ１を開放し、冷媒ポンプＰ２を起動する。

上述した通り、図示の実施形態では、圧縮式空調機１００の一部と、蒸気噴射冷凍機２００の一部とを共通化することが可能である。
図５〜図９で示す第２実施形態は、図１〜図４の第１実施形態における圧縮式空調機１００の分岐冷媒ラインＬ３と、蒸気噴射冷凍機２００の冷媒ラインＬ２の一部を共通化した実施形態である。
以下、図５〜図９を参照して第２実施形態を説明する。

図５の第２実施形態の構成は、図１〜図４の第１実施形態における第２の熱交換器（圧縮式空調機１００の室外器）３と、第４の熱交換器（蒸発噴射冷凍機２００側の凝縮器）８とが一体化されて熱交換器３８となっている。そして、圧縮式空調機１００のラインＬ１２とラインＬ１３の一部が、蒸気噴射冷凍機２００のラインＬ２と共通化されている。
図５において、四方弁Ｖ４のポートＶ４ｂに連通するラインＬ１２は、分岐点Ｂ２２（分岐或いは合流する点）で、冷媒ラインＬ２のラインＬ２０と合流し、共通化されている。ラインＬ１２とラインＬ２０との共通化されたラインには、熱交換器３８、流量調整弁ＣＶ３が介装されており、分岐点Ｂ２３（分岐或いは合流する点）では、圧縮式空調機１００側のラインＬ１３と蒸気噴射冷凍機２００側のラインＬ２２とに分かれている。
流量調整弁ＣＶ３と分岐点Ｂ２３との間には、分岐点Ｂ２１が設けられており、ラインＬ１２とラインＬ２０との共通化されたラインを流れる冷媒の一部が、ポンプＰ２を介装し、フロンボイラ６に連通する冷媒ラインＬ２１を流れる。

図５で示す第２実施形態は、上述した構成を除き、図１の第１実施形態と実質的に同じ構成となっている。

図６は図５で示す第２実施形態のサイクルを示すモリエル線図である。図６のモリエル線図は、圧縮式冷凍サイクルと蒸気噴射冷凍サイクルとを組み合わせたサイクルとなっている。
図６のモリエル線図について、図５の対応する部材やラインが表示されている。ここで、ポイントｐ２´はエゼクタ７の吸込み入口部であり、ポイントｐｍはエゼクタ７の中間部であり、ポイントｐ３はエゼクタ７の吐出部となる。

第２実施形態における冷房運転時の冷媒の流れ等について、図７を参照して説明する。
分岐点Ｂ２２と分岐点Ｂ２３との間のライン（ラインＬ１２とラインＬ２０との共通化されたライン）を冷媒が流れることを除けば、第２実施形態における冷房時の冷媒の流れや弁の開閉については、基本的には図２と同様である。
但し、第２実施形態では、図１（第１実施形態）における圧縮式空調機１００の室外器３と蒸発噴射冷凍機２００側の凝縮器８とが一体化されて熱交換器３８となっているため、図１〜図４で示す第１実施形態のように、風路Ａ、風路Ｂの２種類の外気の流路が設けられている訳ではなく、冷房運転に際して、風路Ａを選択する（或いは、風路Ａに切り換える）必要が無い。
また、流量調整弁ＣＶ３が減圧弁として作動する程度に開度が絞られていると、熱交換器３８（凝縮器）で凝縮した液相冷媒の一部が気化する恐れがあり、ラインＬ２１を流れる冷媒に気相冷媒が混入する可能性がある。そして、ラインＬ２１を流れる冷媒に気相冷媒が混入すると、ポンプＰ２が、いわゆる「エアを噛んだ」状態となり、破損する可能性がある。係る事態を解消するため、冷房運転時には、減圧弁として作動しない様に流量調整弁ＣＶ３を全開状態にしている。

第２実施形態における暖房運転時の冷媒の流れ等については図８に示す。
冷媒は、前記ラインの共通部を流れることを除けば、基本的には第１実施形態における暖房運転時（図３参照）と同様である。
但し、上述した様に、第２実施形態では切換可能な風路Ａと風路Ｂとを有していないので、暖房運転に際して風路Ｂを選択する（或いは切り換える）必要が無い。
また、流量調整弁ＣＶ１が減圧弁として作動する程度に開度が絞られていると、室内器２（凝縮器）で凝縮した液相冷媒の一部が気化する可能性があり、ラインＬ１３を流れる液相冷媒に気相冷媒が混入する可能性がある。そして、ラインＬ１３を流れる冷媒が気液混合流となってしまうと、その気液混合流が分岐点Ｂ２３、分岐点Ｂ２１を介してラインＬ２１を流れるので、ラインＬ２１に介装されたポンプＰ２が、いわゆる「エアを噛んだ」状態となり、破損する可能性がある。係る事態を解消するため、暖房運転時には、流量調整弁ＣＶ１が減圧弁として作動しない様に全開状態にする。

次に、図９に基づいて、第２実施形態の空調運転の制御を説明する。
先ず、ステップＳ２０では、運転モードが冷房運転であるか、暖房運転であるかを判断する。運転モードが冷房運転であれば（ステップＳ２０が「冷房運転」）ステップＳ２１に進み、暖房運転であるならば（ステップＳ２０が「暖房運転」）ステップＳ２６に進む。

ステップＳ２１（冷房運転：図７参照）では、送水ポンプＰ１を起動し、開閉弁Ｖ１は閉じ、減圧弁Ｖ２及び開閉弁Ｖ３は開放する。圧縮式冷凍機１００側の冷媒ラインＬ１に介装された流量制御弁ＣＶ１と、分岐冷媒ラインＬ３に介装された流量制御弁ＣＶ２を、減圧弁として作動可能な程度に開放する。そして、圧縮式冷凍機１００側と蒸気噴射冷凍機２００側とで共通化されている冷媒ライン（分岐点Ｂ２２〜分岐点Ｂ２３の領域）に介装されているＣＶ３を、減圧作用を奏さない様に全開状態とする。
ステップＳ２２〜ステップＳ２５は、図４の第１実施形態と略々同様の制御である。但し、図５〜図９の第２実施形態では、蒸気噴射冷凍機２００側の凝縮器と圧縮式冷凍機１００側の室外器とを一体化（３８）しており、風路Ａ、風路Ｂを切り換える必要が無いため、図４の「風路Ａに切換」（ステップＳ５）に相当するステップは、図９では設けられていない。

ステップＳ２６（暖房運転）では、送水ポンプＰ１を起動し、開閉弁Ｖ１、減圧弁Ｖ２、開閉弁Ｖ３、流量調整弁ＣＶ２を閉鎖する。
圧縮式冷凍機１００側と蒸気噴射冷凍機２００側とで共通化されている冷媒ライン（分岐点Ｂ２２〜分岐点Ｂ２３の領域）に介装されているＣＶ３は、減圧弁として作動する程度に開放する。
圧縮式冷凍機１００側の冷媒ラインＬ１に介装された流量制御弁ＣＶ１は、減圧弁として作用しない様に全開状態とする。
ステップＳ２７〜ステップＳ３０は、図４の第１実施形態と略々同様の制御である。但し、図５〜図９の第２実施形態では、風路Ａ、風路Ｂを切り換える必要が無いため、図４の「風路Ｂに切換」（ステップＳ１１）に相当するステップは、図９では設けられていない。

図５〜図９の第２実施形態におけるその他の構成及び作用効果は、図１〜図４の第１実施形態と同様である。

次に、図１０〜図１３を参照して第３実施形態を説明する。
図１０〜図１３の第３実施形態は、図１〜図４の第１実施形態と同様に、圧縮式空調機第１の第２の熱交換器（室外器）３が介装されている冷媒ラインと、蒸気噴射冷凍機の第４の熱交換器（凝縮器）８が介装されている冷媒ラインとは、別々に設けられており、共通化されていない。
図１０〜図１３の第３実施形態では、圧縮式冷凍サイクル側に排熱熱交換器９を設け、暖房運転時における排熱利用効率を向上している。

図１０において、圧縮式空調機１００側の第１の冷媒ラインＬ１のラインＬ１７には排熱熱交換器９が介装されており、蒸気噴射冷凍機２００側の排熱ラインＬｗ１から分岐排熱ラインＬｗ２が分岐され、分岐ラインＬｗ２が排熱熱交換器９に連通している。
排熱ラインＬｗ１において、送水ポンプＰ１とフロンボイラ６との間に三方弁Ｖｗ３を設け、排熱ラインＬｗ１のガスエンジン５とフロンボイラ６との間の領域に分岐点Ｂｗを設け、分岐排熱ラインＬｗ２は、三方弁Ｖｗ３、排熱熱交換器９、分岐点Ｂｗを連通している。
図１０で示す第３実施形態の構成は、上述した点を除くと、図１の第１実施形態と同様である。

第３実施形態における冷房運転時の各種弁の開閉状態や冷媒の流れを、図１１に示す。図１１で示す第３実施形態の冷房運転時における冷媒の流れ（図１１の冷媒ラインに矢印で示す）は、図２で説明したのと同様である。
但し、三方弁Ｖ３が排熱熱交換器９側を閉鎖するため、冷媒はフロンボイラ６側Ｌｗ１にのみを流れ、排熱ラインＬｗ１、分岐排熱ラインＬｗ２において冷媒は流れない。

第３実施形態における暖房運転時の各種弁の開閉状態や冷媒の流れ等については、図１２に示す。
暖房運転時には、圧縮式空調機１００側においては、第２の圧縮機１２は停止しており、分岐冷媒ラインＬ３の開閉弁Ｖ３が閉鎖され、冷媒は分岐冷媒ラインＬ３を流れない。第３実施形態の暖房運転時において、圧縮式空調機１００の第１の冷媒ラインＬ１における冷媒の流れについては、図３の第１実施例と同様である。
蒸気噴射冷凍機２００側では、三方弁Ｖｗ３がフロンボイラ６側を閉鎖して、排熱熱交換器９側のみ開放するため、ガスエンジン５の排熱は、排熱ラインＬｗ１、分岐排熱ラインＬｗ２を介して排熱熱交換器９に供給され、冷媒ラインＬ１側（のラインＬ１７）を流れる圧縮式空調機１００側の冷媒に排熱が投与される。
そして、フロンボイラ６側に排熱が投入されず、フロンボイラ６から気相冷媒（フロン蒸気）は発生しないので、暖房運転時は蒸気噴射冷凍機２００の冷媒ラインＬ２に冷媒は流れない。

次に、図１３に基づいて、第３実施形態の空調運転の制御について説明する。
先ず、ステップＳ３１では、運転モードが冷房運転であるか、暖房運転であるかを判断する。冷房運転を行うのであれば（ステップＳ３１が「冷房運転」）ステップＳ３２に進み、暖房運転の場合は（ステップＳ３１が「暖房運転」）ステップＳ３９に進む。

冷房運転の制御を示すステップＳ３２〜Ｓ３５については、図４の第１実施形態におけるステップＳ２〜Ｓ５と同様である。
なお、図１３においても、第１の圧縮機１１及び第２の圧縮機１２がガスエンジン５により駆動する状態を「連結」と標記している（ステップＳ３４、Ｓ４１）。

図１３のステップＳ３６では、排熱ラインの三方弁Ｖｗ３をフロンボイラ６側に切り換え、排ガスエンジン５からの排熱をフロンボイラ６に投入する。
ステップＳ３７、Ｓ３８については、第１実施形態の制御（図４）におけるステップＳ６、Ｓ７と同様である。

暖房運転の制御を示すステップＳ３９〜Ｓ４１については、図４の第１実施形態におけるステップＳ８〜Ｓ１０と同様である。
第３実施形態の暖房運転時には、蒸気噴射冷凍機２００側の冷媒ラインＬ２には冷媒は流れず、凝縮器８において熱交換もなされないので、図４のステップＳ１１（風路Ｂに切り換える工程）に相当する工程は、図１３には存在しない。
図１３のステップＳ４２では、排熱ラインの三方弁Ｖｗ３を排熱熱交換器９側に切り換え、ガスエンジン５からの排熱を排熱ラインＬｗ１、Ｌｗ２を介して排熱熱交換器９に投入する。

図１３のステップＳ４３、Ｓ４４については、第１実施形態の制御（図４）におけるステップＳ１２、Ｓ１３と同様である。

図１０〜図１３の第３実施形態におけるその他の構成及び作用効果は、図１〜図４の第１実施形態と同様である。

次に、図１４〜図１７を参照して、第４実施形態を説明する。
図１４〜図１７の第４実施形態は、図５〜図９の第２実施形態と同様に、図１〜図４の第１実施形態における圧縮式空調機１００の分岐冷媒ラインＬ３と、蒸気噴射冷凍機２００の冷媒ラインＬ２の一部を共通化した実施形態である。
そして、図１４〜図１７の第４実施形態では、圧縮式冷凍サイクル側に排熱熱交換器９を設け、暖房運転時における排熱利用効率を向上させている。
以下、図１４〜図１７を参照して第４実施形態を説明する。

図１４において、上述した様に、図１〜図４の第１実施形態における第２の熱交換器（圧縮式空調機１００の室外器）３と、第４の熱交換器（蒸発噴射冷凍機２００側の凝縮器）８とが一体化されて熱交換器３８となっている。そして、圧縮式空調機１００のラインＬ１２とラインＬ１３の一部が、蒸気噴射冷凍機２００のラインＬ２と共通化されている。
そして、図１４において、圧縮式空調機１００側のラインＬ１７には排熱熱交換器９が介装されており、蒸気噴射冷凍機２００側の排熱ラインＬｗ１から分岐排熱ラインＬｗ２が分岐され、分岐ラインＬｗ２が排熱熱交換器９に連通している。排熱ラインＬｗ１には三方弁Ｖｗ３が介装され、且つ、分岐点Ｂｗが設けられており、分岐排熱ラインＬｗ２は、三方弁Ｖｗ３、排熱熱交換器９、分岐点Ｂｗを連通している。
図１４で示す第４実施形態の構成は、上述した点を除くと、図５の第２実施形態と同様である。

冷媒の流れに関しては、冷房運転時（図１５）は第２実施形態の図７と同様である。
一方、暖房運転時（図１６）は、ガスエンジン５からの排熱が排熱ラインＬｗ１、Ｌｗ２を流れて排熱熱交換器９に投入されるので、共通化された冷媒ライン（分岐点Ｂ２２と分岐点Ｂ２３との間の領域）を除き、蒸気噴射冷凍機２００の冷媒ラインＬ２０〜Ｌ２２には冷媒は流れない。その他については、図１６の暖房運転時における冷媒の流れ等は、第２実施形態における図８で説明したのと同様である。

図１７で示す第４実施形態の空調運転の制御は、基本的には、図９の第２実施形態の空調運転の制御と同様である。
図１７において、空調運転モードを選択し（ステップＳ３１）、冷房運転の場合は（ステップＳ３１が「冷房運転」）ステップＳ３２Ａに進み、暖房運転の場合は（ステップＳ３１が「暖房運転」）ステップＳ３９Ａに進む。
冷房運転の制御を示すステップＳ３２Ａ〜Ｓ３４については、図９の第２実施形態におけるステップＳ２１〜Ｓ２３と同様である。
図１７の第４実施形態におけるステップＳ３６では、排熱ラインの三方弁Ｖｗ３をフロンボイラ６側に切り換え、排ガスエンジン５からの排熱をフロンボイラ６に投入する。
ステップＳ３７、Ｓ３８については、第２実施形態の制御（図９）におけるステップＳ２４、Ｓ２５と同様である。
暖房運転の制御を示すステップＳ３９Ａ〜Ｓ４１については、図９の第２実施形態におけるステップＳ２６〜Ｓ２８と同様である。
図１７のステップＳ４３では、排熱ラインの三方弁Ｖｗ３を排熱熱交換器９側に切り換え、ガスエンジン５からの排熱を排熱ラインＬｗ１、Ｌｗ２を介して排熱熱交換器９に投入する。
ステップＳ４４、Ｓ４５については、第２実施形態の制御（図９）におけるステップＳ２９、Ｓ３０と同様である。
図１４〜図１７の第４実施形態におけるその他の構成及び作用効果は、図４〜図９の第２実施形態と同様である。

次に、図１８〜図２１を参照して、第５実施形態を説明する。
図１８〜図２１の第５実施形態は、図１〜図４の第１実施形態と同様に、図１〜図４の第１実施形態と同様に、圧縮式空調機第１の第２の熱交換器（室外器）３が介装されている冷媒ラインと、蒸気噴射冷凍機の第４の熱交換器（凝縮器）８が介装されている冷媒ラインとは、別々に設けられており、共通化されていない。
図１８〜図２１の第５実施形態では、蒸気噴射冷凍サイクルにおける冷媒ラインＬ２にエゼクタ７をバイパスするラインＬ２ｂを設け、暖房運転時に蒸気噴射冷凍サイクルのフロンボイラ６に供給される排熱が、エゼクタ７を通過する際に損失すること無く、圧縮式サイクルの暖房運転に寄与するように構成されている。

図１８において、第２の冷媒ラインＬ２０の開閉弁Ｖ１とエゼクタ７との間の領域に三方弁Ｖ３ｂを介装し、ラインＬ２０におけるエゼクタ７（の噴射側）と第４の熱交換器８との間に分岐点Ｂ２４を設け、バイパスラインＬ２ｂは三方弁Ｖ３ｂと分岐点Ｂ２４を連通している。
図１８で示す第５実施形態のその他の構成は、図１の第１実施形態の構成と同様である。

第５実施形態において、圧縮式空調機１００における冷媒の流れは、冷房運転時（図１９参照）及び暖房運転時（図２０参照）において、共に、第１実施形態における圧縮式空調機側の冷媒の流れ（図２の冷房運転時及び図３の暖房運転時参照）と同様である。

第５実施形態において、蒸気噴射冷凍機２００側における冷房運転時の冷媒の流れについて、図１９を参照して説明する。
図１９で示す蒸気噴射冷凍機２００側における冷房運転時の冷媒の流れについては、基本的には、図２（第１実施形態の冷房運転時）における冷房の流れと同様である。
但し、図１９で示す冷房運転時は、ラインＬ２０に介装された三方弁Ｖ３ｂはエゼクタ７側に切り換わるので、フロンボイラ６で発生した気相冷媒は、バイパスＬ２ｂを流れずに、エゼクタ７に吸入されて噴射される。

第５実施形態における蒸気噴射冷凍機２００側の暖房運転時の冷媒の流れについて、図２０を参照して説明する。
図２０で示す蒸気噴射冷凍機２００側における暖房運転時の冷媒の流れについては、基本的には、図３（第１実施形態の暖房運転時）における冷房の流れと同様である。
但し、図２０で示す暖房運転時では、ラインＬ２０に介装された三方弁Ｖ３ｂはバイパスラインＬ２ｂ側に切り換わる。フロンボイラ６で発生した気相冷媒は、エゼクタ７を経由すること無く、凝縮器８に到達し、外気と熱交換をして凝縮される。ここで、気相冷媒はエゼクタ７を経由していないので、エゼクタ７を通過することによる圧力損失を受けること無く、凝縮器８で外気に気化熱を与えるので、風路Ｂを流れて室外器３で圧縮式空調機１００側の冷媒と熱交換を行う外気は、エゼクタ７における圧力損失を回避できる分だけ、余計に昇温される。
従って、室外器３において、圧縮式空調機１００側の低圧液相冷媒を気化する効率が向上する。

次に、図２１に基づいて、第５実施形態の空調運転の制御を説明する。
図２１に示すように、第５実施形態の空調運転制御は、基本的には、図４で示す第１実施形態の運転制御と同様である。
第５実施形態の冷房運転（図１９参照）制御を示す図２１におけるステップＳ５２〜Ｓ５５は、図４の第１実施形態におけるステップＳ２〜Ｓ５と同様である。
図２１のステップＳ５６では、ラインＬ２０の三方弁Ｖ３ｂをエゼクタ７側に切り換える。
図２１のステップＳ５７、Ｓ５８は、図４のステップＳ６、Ｓ７と同様である。

第５実施形態の暖房運転（図２０参照）制御を示す図２１におけるステップＳ５９〜Ｓ６２は、図４の第１実施形態におけるステップＳ８〜Ｓ１１と同様である。
図２１のステップＳ６３では、ラインＬ２０の三方弁Ｖ３ｂをバイパスＬ２ｂ側に切り換える。
図２１のステップＳ６４、Ｓ６５は、図４のステップＳ１２、Ｓ１３と同様である。
図１８〜図２１の第５実施形態におけるその他の構成及び作用効果は、図１〜図４の第１実施形態と同様である。

なお、図１８〜図２１の第５実施形態と、図１０〜図１３の第３実施形態とを組み合わせて構成することが可能である。
すなわち、図１〜図４の第１実施形態において、圧縮式冷凍サイクル側に排熱熱交換器９を設け、且つ、蒸気噴射冷凍サイクル側におけるエゼクタ７をバイパスするラインＬ２ｂを設け、暖房運転時の効率を向上することが可能である。

図１８〜図２１の第５実施形態と、図１０〜図１３の第３実施形態とを組み合わせて構成した場合に、冷房運転時には、排熱ラインＬｗ１の三方弁Ｖｗ３をフロンボイラ６側に切り換え、且つ、ラインＬ２０のバイパス弁Ｖ３ｂをエゼクタ７側に切り換える。
その他については、図４の第１実施形態におけるステップＳ２〜Ｓ７と同様である。

図１８〜図２１の第５実施形態と、図１０〜図１３の第３実施形態とを組み合わせて構成した場合、暖房運転時には、排熱ラインＬｗ１の三方弁Ｖｗ３を排熱熱交換機９側に切り換え、且つ、ラインＬ２０のバイパス弁Ｖ３ｂをバイパスラインＬ２ｂ側に切り換える。
その他については、図４の第１実施形態におけるステップＳ８〜Ｓ１３と同様である。

次に、図２２〜図２５を参照して第６実施形態を説明する。
図２２〜図２５の第６実施形態も、図５〜図９の第２実施形態と同様に、図１〜図４の第１実施形態における圧縮式空調機１００の分岐冷媒ラインＬ３と、蒸気噴射冷凍機２００の冷媒ラインＬ２の一部を共通化した実施形態である。
図２２〜図２５の第６実施形態では、蒸気噴射冷凍サイクルにおける冷媒ラインＬ２にエゼクタ７をバイパスするラインＬ２ｂを設け、暖房運転時に蒸気噴射冷凍サイクルのフロンボイラ６に供給される排熱が、エゼクタ７を通過する際に損失すること無く、圧縮式サイクルの暖房運転に寄与するように構成されている。

図２２において、第２の冷媒ラインＬ２０の開閉弁Ｖ１とエゼクタ７との間の領域に三方弁Ｖ３ｂを介装し、ラインＬ２０におけるエゼクタ７（の噴射側）と第４の熱交換器８との間に分岐点Ｂ２４を設け、バイパスラインＬ２ｂは三方弁Ｖ３ｂと分岐点Ｂ２４を連通している。
図２２で示す第６実施形態のその他の構成は、図５の第２実施形態の構成と同様である。

図２３で示す第６実施形態における冷房運転時の冷媒の流れは、図７で示す第２実施形態における冷房運転時同様である。図２３で示す冷房運転時では、蒸気噴射冷凍機２００側において、フロンボイラ６で発生した気相冷媒は、バイパスラインＬ２ｂ側を流れずに、エゼクタ７に吸入されて噴射される。

図２４で示す第６実施形態における暖房運転時の冷媒の流れは、蒸気噴射冷凍機２００側で、フロンボイラ６で発生した気相冷媒が、エゼクタ７を経由せずに、三方弁Ｖ３ｂからバイパスラインＬ２ｂ側を流れる点で、図８の第２実施形態に対して相違する。

バイパスラインＬ２ｂを流れることにより、フロンボイラ６で発生した気相冷媒は圧力損失を生じること無く熱交換器（一体化された熱交換器）３８に流入して熱交換を行うので、エゼクタ７で圧力損失を生じなかった分だけ、暖房運転時の効率が向上する。
図２４で示す第６実施形態における暖房運転は、上述した以外については、図８の第２実施形態における暖房運転と同様である。

第６実施形態における空調運転制御を示す図２５は、基本的には、第２実施形態における空調運転制御（図９参照）と同様である。
冷房運転（図２３参照）時において、図２５のステップＳ５２Ａ〜ステップＳ５４は、第２実施形態（図９）におけるステップＳ２１〜ステップＳ２３と同様である。
第６実施形態における冷房運転の制御（図２５）では、ステップＳ５６において、ラインＬ２０の三方弁Ｖ３ｂをエゼクタ７側に切り換えている。
図２５のステップＳ５７、ステップＳ５８は、図９のステップＳ２４、ステップＳ２５と同様である。

暖房運転（図２４参照）時において、図２５のステップＳ５９Ａ〜ステップＳ６１は、第２実施形態（図９）におけるステップＳ２６〜ステップＳ２８と同様である。
第６実施形態における暖房運転の制御（図２５）では、ステップＳ６３において、ラインＬ２０の三方弁Ｖ３ｂをバイパスラインＬ２ｂ側に切り換えている。
図２５のステップＳ６４、ステップＳ６６は、図９のステップＳ２９、ステップＳ３０と同様である。

図２２〜図２５の第６実施形態におけるその他の構成及び作用効果は、図５〜図９の第２実施形態と同様である。

なお、図２２〜図２５の第６実施形態と、図１４〜図１７の第４実施形態とを組み合わせて構成することが可能である。
換言すると、図５〜図９の第２実施形態において、圧縮式冷凍サイクル側に排熱熱交換器９を設け、且つ、蒸気噴射冷凍サイクルにおけるエゼクタ７をバイパスするラインＬ２ｂを設け、暖房運転時の効率をさらに向上することが可能である。

図２２〜図２５の第６実施形態と図１４〜図１７の第４実施形態とを組み合わせて構成した場合、冷房運転時には、排熱ラインＬｗ１の三方弁Ｖｗ３をフロンボイラ６側に切り換えて、且つ、ラインＬ２０のバイパス弁Ｖ３ｂをエゼクタ７側に切り換える。その他については、図９の第２実施形態におけるステップＳ２１〜ステップＳ２５と同様に制御する。

図２２〜図２５の第６実施形態と図１４〜図１７の第４実施形態とを組み合わせた場合の暖房運転時には、排熱ラインＬｗ１の三方弁Ｖｗ３を排熱熱交換器９６側に切り換えて、且つ、ラインＬ２０のバイパス弁Ｖ３ｂをバイパスラインＬ２ｂ側に切り換える。その他については、図９の第２実施形態におけるステップＳ２６〜ステップＳ３０と同様に制御する。

次に、図２６を参照して第７実施形態を説明する。
図１〜図２５の第１実施形態〜第６実施形態では、何れも、圧縮式サイクルにおける圧縮機１は排熱源であるガスエンジン５の出力が駆動軸５１によって機械的に伝達されて駆動されている。
これに対して、図２６の第７実施形態では、排熱源が、電気及び熱を併給するコージェネレーションシステム（例えばガスエンジンコージェネレーションシステム５Ｃ）であり、圧縮式サイクルの圧縮機１１Ｅ、１２Ｅが電気駆動式となっている。そして、ガスエンジンコージェネレーションシステム５Ｃの発電装置６０からの出力電力が、電力伝達ケーブルＬｅを介して、圧縮式サイクルの電気駆動式の圧縮機１１Ｅ、１２Ｅに供給されて、駆動する。
図２６において符号５２はガスエンジンの駆動軸であり、図示しない発電装置６０の回転軸に接続されている。

圧縮式サイクルの圧縮機１１Ｅ、１２Ｅが電気駆動式にした第７実施形態において、第１実施形態の図１における圧縮機１１、１２を電気駆動式にした図２６しか図示されていない。
しかし、第２実施形態〜第６実施形態の全ての図において、図２６と同様に、圧縮式サイクルの圧縮機１１、１２を電気駆動式とすることが出来る。

次に、図２７を参照して第８実施形態を説明する。
図１〜図２６の第１実施形態〜第７実施形態では、何れも、圧縮式空調機１００の分岐冷媒ラインＬ３に第２の圧縮機１２が介装されており、分岐冷媒ラインＬ３を流入した気相冷媒が第２の圧縮機１２で加圧されて、過冷却熱交換器４を介して冷媒ラインＬ１に合流している。
これに対して、図２７の第８実施形態では、圧縮式空調機１００の分岐冷媒ラインＬ３に圧縮機を介装することに代えて、過冷却熱交換器４の下流側にポンプＰ３が介装されており、冷房運転時においては、過冷却熱交換器４で冷却されて凝縮した液相冷媒を合流点Ｂ１２側に押し込んでいる。

圧縮式空調機１００側の分岐冷媒ラインＬ３に液相冷媒用のポンプＰ３を介装した第８実施形態において、第１実施形態の図１において、第２の圧縮機１２に代えて分岐冷媒ラインＬ３にポンプを介装した状態を示す図２７しか図示されていない。
しかし、第２実施形態〜第７実施形態の全ての図（図５〜図２４）において、図２７と同様に、圧縮式サイクルの分岐冷媒ラインＬ３に（第２の圧縮機１２に代えて）ポンプＰ３を介装することが可能である。

図示の実施形態はあくまでも例示であり、本発明の技術的範囲を限定する趣旨の記述ではない旨を付記する。

本発明の第１実施形態の全体構成を示すブロック図。 第１実施形態の冷房運転時の作動を示す状態図。 第１実施形態の暖房運転時の作動を示す状態図。 第１実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第２実施形態の全体構成を示すブロック図。 第２実施形態のサイクルを示すモリエル線図。 第２実施形態の冷房運転時の作動を示す状態図。 第２実施形態の暖房運転時の作動を示す状態図。 第２実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第３実施形態の全体構成を示すブロック図。 第３実施形態の冷房運転時の作動を示す状態図。 第３実施形態の暖房運転時の作動を示す状態図。 第３実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第４実施形態の全体構成を示すブロック図。 第４実施形態の冷房運転時の作動を示す状態図。 第４実施形態の暖房運転時の作動を示す状態図。 第４実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第５実施形態の全体構成を示すブロック図。 第５実施形態の冷房運転時の作動を示す状態図。 第５実施形態の暖房運転時の作動を示す状態図。 第５実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第６実施形態の全体構成を示すブロック図。 第６実施形態の冷房運転時の作動を示す状態図。 第６実施形態の暖房運転時の作動を示す状態図。 第６実施形態の制御方法を示すフローチャート。 本発明の第７実施形態の全体構成を示すブロック図。 本発明の第８実施形態の全体構成を示すブロック図。 従来技術の全体構成を示したブロック図。

符号の説明

１・・・圧縮機
２・・・第１の熱交換器／室内器
３・・・第２の熱交換器／室外器
４・・・第３の熱交換器／冷媒過冷却器
５・・・熱源機／ガスエンジン
６・・・冷媒蒸発器／フロンボイラ
７・・・エゼクタ
８・・・第４の熱交換器（凝縮器）
９・・・排熱熱交換器
１０・・・圧力センサ
ＣＶ１、ＣＶ２・・・流量調節弁
Ｌ１・・・第１の冷媒ライン
Ｌ２・・・第２の冷媒ライン
Ｌ３・・・分岐冷媒ライン
Ｐ１・・・送水ポンプ
Ｐ２・・・冷媒ポンプ
Ｖ１・・・開閉弁
Ｖ２・・・減圧弁
Ｖ３・・・開閉弁
Ｖ４・・・流路切換装置／四方弁

Claims (6)

1. 第１の圧縮機と、冷媒と空調をするべき室内の空気とで熱交換を行う第１の熱交換器と、外気と熱交換を行う第２の熱交換器と、第１の圧縮機、第１の熱交換器、第２の熱交換器が介装されている第１の冷媒ラインと、第１の冷媒ラインから分岐する分岐冷媒ラインと、分岐冷媒ラインに介装される第２の圧縮機とを備えた圧縮式空調機を有し、前記分岐冷媒ラインには第３の熱交換器が介装されており、第３の熱交換器で前記分岐冷媒ラインを流れる冷媒と熱交換を行う第２の冷媒ラインを有し、第２の冷媒ラインには、熱源機からの排熱が投入されて冷媒を蒸発する冷媒蒸発器と、エゼクタと、第２の冷媒ラインを流れる冷媒と外気とで熱交換を行う第４の熱交換器とが介装されており、第２の冷媒ラインは、冷媒蒸発器に連通する第１の分岐ラインと、エゼクタのディフューザ側方吸込み部に連通する第２の分岐ラインとに分岐しており、前記第３の熱交換器は第２の分岐ラインに介装されていることを特徴とする空調システム。
2. 前記第２の熱交換器と前記第４の熱交換器とは別体に構成されており、第１の冷媒ラインにおける前記第２の熱交換器を介装した領域と第２の冷媒ラインにおける前記第４の熱交換器を介装した領域とは別体に構成されている請求項１の空調システム。
3. 前記第２の熱交換器と前記第４の熱交換器とは一体に構成されており、第１の冷媒ラインにおける前記第２の熱交換器を介装した領域と第２の冷媒ラインにおける前記第４の熱交換器を介装した領域とは一体に構成されている請求項１の空調システム。
4. 前記第１の冷媒ラインには流路切り換え装置が介装されており、前記第１の冷媒ラインを循環する冷媒の流れる方向を逆転可能に構成されている請求項１〜３の何れか１項の空調システム。
5. 前記熱源機からの排熱を前記第１の冷媒ラインを流れる冷媒に投入する第５の熱交換器を設けている請求項１〜４の何れか１項の空調システム。
6. 前記第２の冷媒ラインは、エゼクタをバイパスするバイパスラインを有している請求項１〜５の何れか１項の空調システム。

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