JP2011242048A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 冷凍サイクル装置で効率を上げようとして、高低圧熱交換器と気液分離器の双方を配置してしまうと、いずれか一方の機能が他方の機能を損ねてしまうという課題があった。
【解決手段】 圧縮機、利用側熱交換器、高低圧熱交換器、主膨張弁、熱源側熱交換器を順に接続する主配管を備える主冷媒回路と、副膨張弁を設けるとともに、主膨張弁と熱源側熱交換器の間の主配管に設けられた分岐部と熱源側熱交換器と高低圧熱交換器の間の主配管に設けられた合流部とを繋ぐ副配管を備える副冷媒回路と、主膨張弁と熱源側熱交換器の間と副膨張弁と合流部との間に設けられた過冷却熱交換器と、主冷媒回路に設けられ、主配管を流れる冷媒の流路を変更する流路変更装置とを備える。
【選択図】 図１

Description

本発明は、凝縮器と蒸発器とを可逆的に切り替える冷凍サイクル装置に関する。

空気調和機などの冷凍サイクル装置においては、熱源側熱交換器と利用側熱交換器とを四方切替弁等の流路切換装置によって反転させ、冷熱利用（冷房）運転と温熱利用（暖房）運転の双方を可能にする方式が一般的となっている

例えば、従来の冷凍サイクル装置として、凝縮器を流出した高圧液冷媒と蒸発器を流出した低圧ガス冷媒を熱交換させる高低圧熱交換方式や、２つの膨張弁で挟まれた中間圧部分に気液分離器を設置して、分離したガス冷媒を圧縮機の吸入側にバイパスする気液分離方式などがあり、高低圧熱交換器と気液分離器の双方を備えることで運転効率を向上するものが知られている（例えば、特許文献１参照）。

特開平１１−１４１６７号公報（７頁、第４図）

しかしながら、特許文献１のように、高低圧熱交換器と気液分離器の双方を配置してしまうと、いずれか一方の機能が他方の機能を損ねてしまうという課題があった。例えば、高低圧熱交換器によって凝縮器出口の液冷媒が低圧飽和温度に接近すると、気液分離器ではほとんどガス冷媒を分離できなくなり、ガスバイパスによる圧力損失低減効果が得られなくなるし、気液分離器でのガスバイパス量を大きくしようとすると、高低圧熱交換器で熱交換しないように、蒸発器出口冷媒の過熱度を大きく取らなければならず、蒸発器性能を悪化させる。

本発明は、このような課題を解決するためになされたもので、凝縮器と蒸発器とを可逆的に切り替える高効率な冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、利用側熱交換器、高低圧熱交換器、主膨張弁、熱源側熱交換器を順に接続する主配管を備える主冷媒回路と、副膨張弁が設けられるとともに、前記主膨張弁と前記熱源側熱交換器の間の前記主配管に設けられた分岐部と前記熱源側熱交換器と前記高低圧熱交換器の間の前記主配管に設けられた合流部とを繋ぐ副配管を備える副冷媒回路と、前記主膨張弁と前記熱源側熱交換器の間と前記副膨張弁と前記合流部との間に設けられた過冷却熱交換器と、前記主冷媒回路に設けられ、前記主配管を流れる冷媒の流路を変更する流路変更装置と、前記利用側熱交換器で冷媒から放熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記利用側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記利用側熱交換器から流出した高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記主膨張弁を制御し、前記主配管から前記副配管に冷媒が流入しないように前記副膨張弁を制御し、前記利用側熱交換器で冷媒に吸熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記熱源側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記熱源側熱交換器から前記主配管に流出した高圧冷媒の一部が前記副配管に流入するように前記副膨張弁を制御し、前記主配管を流れる高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記主膨張弁を制御する制御装置とを備える。

また、圧縮機、利用側熱交換器、内部熱交換器、主膨張弁、逆止弁ブリッジ、熱源側熱交換器を順に接続する主配管を備える主冷媒回路と、副膨張弁と接続するとともに、前記主膨張弁と前記逆止弁ブリッジの間の前記主配管に設けられた分岐部と前記熱源側熱交換器と前記内部熱交換器の間の前記主配管に設けられた合流部とを繋ぐ副配管を備える副冷媒回路と、前記主冷媒回路に設けられ、前記主配管を流れる冷媒の流路を変更する流路変更装置と、前記利用側熱交換器で冷媒から放熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記利用側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記利用側熱交換器から流出した高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記主膨張弁を制御し、前記主配管から前記副配管に冷媒が流入しないように前記副膨張弁を制御し、前記利用側熱交換器で冷媒に吸熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記熱源側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記熱源側熱交換器から前記主配管に流出した高圧冷媒の一部が前記副配管に流入するように前記副膨張弁を制御し、前記主配管を流れる高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記主膨張弁を制御する制御装置とを備える。

また、圧縮機、利用側熱交換器、第１の膨張弁、内部熱交換器、第２の膨張弁、熱源側熱交換器を順に接続する主配管を備える主冷媒回路と、副膨張弁と接続するとともに、前記第１の膨張弁と前記第２の膨張弁の間の前記主配管に設けられた分岐部と前記熱源側熱交換器と前記内部熱交換器の間の前記主配管に設けられた合流部とを繋ぐ副配管を備える副冷媒回路と、前記主冷媒回路に設けられ、前記主配管を流れる冷媒の流路を変更する流路変更装置と、前記利用側熱交換器で冷媒から放熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記利用側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記利用側熱交換器から流出した高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記第２の膨張弁を制御し、前記主配管から前記副配管に冷媒が流入しないように前記副膨張弁を制御し、前記利用側熱交換器で冷媒に吸熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記熱源側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記熱源側熱交換器から前記主配管に流出した高圧冷媒の一部が前記副配管に流入するように前記副膨張弁を制御し、前記主配管を流れる高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記第１の膨張弁を制御する制御装置とを備える。

利用側熱交換器で負荷対象を加熱する場合の効率の向上と、利用側熱交換器で負荷対象を冷却する場合の圧力損失の低減とを図ることができる。

この発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の暖房運転モード時の冷媒回路図である。 この発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の冷房運転モード時の冷媒回路図である。 実施の形態１における冷凍サイクル装置の加熱利用運転時の冷凍サイクル動作を示すｐ−ｈ線図（モリエ線図）である。 この発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の暖房運転モードでの作用を説明するためのｐ−ｈ線図（モリエ線図）である。 この発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の変形例の暖房運転モード時の冷媒回路図である。 この発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の変形例の冷房運転モード時の冷媒回路図である。 この発明の実施の形態２の冷凍サイクル装置の暖房運転モードでの作用を説明するためのｐ−ｈ線図（モリエ線図）である。 この発明の実施の形態２の冷凍サイクル装置の冷媒毎の物性値及び同一冷房能力運転時の体積流量比の関係図である。 この発明の実施の形態３における冷凍サイクル装置の暖房運転モード時の冷媒回路図である。 この発明の実施の形態３における冷凍サイクル装置の冷房運転モード時の冷媒回路図である。 この発明の実施の形態４における冷凍サイクル装置の暖房運転モード時の冷媒回路図である。 この発明の実施の形態４における冷凍サイクル装置の冷房運転モード時の冷媒回路図である。

実施の形態１．
この実施の形態１では空気調和機に用いられる冷媒としては一般的なＲ４１０Ａを使用した暖房運転モード及び冷房運転モードを可逆的に変更可能な冷凍サイクル装置の高効率化について説明する。

図１はこの発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の暖房運転モード時の冷媒回路図、図２はこの発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の冷房運転モード時の冷媒回路図、図３はこの発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の暖房運転モードでの作用を説明するためのｐ−ｈ線図（モリエ線図）、図４はこの発明の実施の形態１の冷凍サイクル装置の冷房運転モードでの作用を説明するためのｐ−ｈ線図（モリエ線図）、図５はこの発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の変形例の暖房運転モード時の冷媒回路図、図６はこの発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の変形例の冷房運転モード時の冷媒回路図である。

図１を参考にしながら実施の形態１の冷凍サイクル装置において暖房運転モードで運転する場合について説明する。室外機ユニット１内に収納された圧縮機２から吐出側の主配管３に吐出された高圧ガス状態の冷媒が四方弁４を通って室外機ユニット１の外に導かれる。この主配管３は室内機ユニット５と繋がっており、室内機ユニット５内には暖房運転モードでは凝縮器（放熱器）として働く室内熱交換器６が収納されており、この室内熱交換器６で冷媒は室内空気と熱交換（放熱）して高圧の液状態となる。室内機ユニット５から流出した高圧液体状態の冷媒は主配管３によって再び室外機ユニット１内に導かれ高低圧熱交換器７で放熱し、主膨張弁８で減圧される。主膨張弁８で減圧されて低圧気液二相状態となった冷媒は、分岐部９、過冷却熱交換器１０を通過し、暖房運転モードでは蒸発器として働く室外熱交換器１１で室外空気と熱交換（吸熱）することで低圧ガス状態となる。室外熱交換器１１から流出した低圧ガス状態の冷媒は四方弁４、合流部１２を通過し、高低圧熱交換器７で吸熱し、圧縮機２に吸入される。この一連の流路の途中に設けられた分岐部９で主配管３から副配管１３が分岐され、過冷却熱交換器１０を通って合流部１２で主配管３に合流しているが、暖房運転モードの場合、副配管１３に設けられた副膨張弁１４が閉じられているため、副配管１３内が冷媒で満たされてはいるが、分岐部９から合流部１２への冷媒の流れはない。したがって、過冷却熱交換器１０は熱交換器としては機能しないこととなる。

このように暖房運転モードでは、高低圧熱交換器７で、圧縮機２で昇圧された冷媒が主膨張弁８で減圧されるまでのいわゆる高圧側と呼ばれる区間の冷媒と、主膨張弁８で減圧された冷媒が圧縮機２で再び昇圧されるまでのいわゆる低圧側と呼ばれる区間の冷媒との間で熱交換させている。

次に、図２を参考にしながら実施の形態１の冷凍サイクル装置において冷房運転モードで運転する場合について説明する。室外機ユニット１内に収納された圧縮機２から吐出側の主配管３に吐出された高圧ガス状態の冷媒が四方弁４を通って冷房運転モードでは凝縮器として働く室外熱交換器１１で室外空気と熱交換（放熱）することで高圧液状態となる。室外熱交換器１１から流出した高圧液状態の冷媒は過冷却熱交換器１０で放熱し、分岐部９で主配管３と副配管１３とに分かれて流れる。主配管３を流れる冷媒は主膨張弁８で減圧されて、低圧気液二相状態となって高低圧熱交換器７を通過し、室外機ユニット１の外に導かれる。主配管３により室内機ユニット５内に導かれた冷媒は冷房運転モードでは蒸発器として働く室内熱交換器６で室内空気と熱交換（吸熱）することで低圧ガス状態となる。室内機ユニット５から流出した低圧ガス状態の冷媒は主配管３によって再び室外機ユニット１内に導かれ四方弁４を通って合流部１２で副配管１３からの冷媒と合流し、高低圧熱交換器７を通過し、圧縮機２に吸入される。一方、分岐部９で副配管１３に流入した冷媒は副膨張弁１４で低圧まで減圧され、過冷却熱交換器１０で吸熱して合流部１２で主配管３を流れる冷媒と合流する。

このように冷房運転モードでは、過冷却熱交換器１０で、圧縮機２で昇圧された冷媒が主膨張弁８で減圧されるまでのいわゆる高圧側と呼ばれる区間の冷媒と、副膨張弁１４で低圧側とほぼ同じ圧力まで減圧された冷媒との間で熱交換させている。

このような冷凍サイクル装置の暖房運転モードと冷房運転モードとの切換は制御装置からの指令に基づくものが一般的である。本発明も、冷房運転モードと暖房運転モードとの切換は制御装置１５による四方弁４の切換により行われる。また、この制御装置１５は他にも主膨張弁８の開度を制御したりもするが、冷房運転モードの時には主配管３から副配管１３に冷媒を流入させ、暖房運転モードの時には副配管１３に冷媒を流入させないために副膨張弁１４の開度の制御も行う。

具体的には、暖房運転モードから冷房運転モードに切り換えるときには、制御装置１５からの指令で流路切換手段である四方弁４の流路を切り換えるとともに副膨張弁１４を通過後の冷媒の圧力が低圧となるように副膨張弁１４の弁の開度を小さくする。逆に暖房運転モードから冷房運転モードに切り換えるときには、制御装置１５からの指令で流路切換手段である四方弁４の流路を切り換えるとともに副膨張弁１４を通過後の冷媒の圧力が高圧のままとなるように副膨張弁１４の弁の開度を大きくする。

これら図１、図２に記載のように主膨張弁８と過冷却熱交換器１０との間の主配管３に分岐部９を設けて副配管１３を分岐する構成とすることで副膨張弁１４での振動、騒音及び脈動が発生する可能性を低くできる。一般的に気液二相状態の冷媒が膨張弁を通過すると振動、騒音及び脈動が発生しやすくなるが、冷媒が液体状態であると膨張弁通過時のこれら振動、騒音及び脈動は発生しにくい。すなわち、図２のような冷房運転モードにおいて主配管３から副配管１３に流入する冷媒は室外熱交換器１１で凝縮してから過冷却熱交換器１０で放熱するので確実に液体となるので、副膨張弁１４での振動、騒音及び脈動が発生しにくくなる。

次に、本発明の作用について図３及び図４を参照しながら説明する。なお。図３及び図４中、縦軸は冷媒の圧力、横軸は比エンタルピであり、実線で描かれたサイクルは高低圧熱交換器７及び過冷却熱交換器１０を有する冷凍サイクル装置で、破線で描かれたサイクルは高低圧熱交換器７及び過冷却熱交換器１０を有していない構成の冷凍サイクル装置のものである。

まず、暖房運転モードでの作用について、冷媒に空調用として一般的なＲ４１０Ａを使用した場合の冷凍サイクル状態を示した図３を参考にしながら説明する。図３の実線で描かれたサイクルでは、圧縮機２で圧縮された冷媒はＡ点（ガス状態）の位置となり、圧縮機２から吐出後、室内熱交換器６に流入して放熱することでＢ点（液体状態）の位置まで比エンタルピが低下する。室内熱交換器６から流出後、高低圧熱交換器７で高圧側の冷媒と低圧側の冷媒との間で熱交換する（高圧側の冷媒は放熱する）ことで冷媒の比エンタルピはＢ点からＣ点の位置まで低下する。高低圧熱交換器７から流出後、主膨張弁８で低圧まで減圧されることで冷媒の圧力はＣ点からＤ点（気液二相状態）まで低下する。主膨張弁８で減圧された冷媒は室外熱交換器１１に流入して吸熱することでＥ点（飽和蒸気線上のガス状態）の位置まで比エンタルピが上昇する。室外熱交換器１１から流出後、高低圧熱交換器７で高圧側の冷媒と低圧側の冷媒との間で熱交換する（低圧側の冷媒は吸熱する）ことで冷媒の比エンタルピはＥ点からＦ点の位置まで上昇する。

一方、図３中に比較のために破線で描かれた高低圧熱交換器７を有していない構成の冷凍サイクルの場合、室内熱交換器６に流入して放熱することでＢ点（液体状態）の位置まで比エンタルピが低下後すぐに主膨張弁８で減圧されて点Ｄ’の位置となり、この位置から室外熱交換器１１での吸熱でＥ点の位置まで比エンタルピが上昇した状態で圧縮機２に吸入されることとなる。

このように高低圧熱交換器７の有無により圧力と比エンタルピの関係は大きく異なる。高低圧熱交換器７を有する冷凍サイクルでの蒸発器エンタルピ差（点Ｄ−点Ｅ）は、高低圧熱交換器７を有していない冷凍サイクルでの蒸発器エンタルピ差（点Ｄ’−点Ｅ）より大きくなり、その結果、サイクルＣＯＰが向上する。

次に、冷房運転モードでの作用について、冷媒に空調用として一般的なＲ４１０Ａを使用した場合の冷凍サイクル状態を示した図４を参考にしながら説明する。図４の実線で描かれたサイクルでは、圧縮機２で圧縮された冷媒はＡ点（ガス状態）の位置となり、圧縮機２から吐出後、室外熱交換器１１に流入して放熱することでＢ点（液体状態）の位置まで比エンタルピが低下する。ここで分岐後に副配管１３を流れる冷媒が副膨張弁１４で減圧されることでＥ点（気液二相状態）の位置となり、この副配管１３を流れる冷媒と熱交換された主配管３を流れる冷媒は放熱することで比エンタルピが低下してＣ点の位置となり、さらに主膨張弁８で減圧されることでＤ点の位置となる。つまり、過冷却熱交換器１０では、主配管３を流れる冷媒と副配管１３を流れる冷媒との間で熱交換させることで、主配管３を流れる冷媒の比エンタルピはＢ点からＣ点まで低下し、副配管１３を流れる冷媒の比エンタルピはＥ点からＦ点まで上昇するものである。一方、主配管３を流れる冷媒は室内熱交換器６に流入して吸熱することでＦ点の位置まで比エンタルピが上昇し、副配管１３からの冷媒と合流して圧縮機２に吸入される。

このように分岐部９で主配管３から副配管１３に分岐しているために分岐部９から合流部１２までの主配管３を流れる冷媒の流量は減少することになる。実際の空気調和機の場合、説明用にデフォルメされた図１や図２とは異なり、主配管３全体の長さは、室外機ユニット１内部に配設される分に比べ、室外機ユニット１の外部に配設される分（室外機ユニット１と室内機ユニット５とを繋ぐ分）の方が圧倒的に長い。そのため室外機ユニット１の外部に配設された主配管３を流れる冷媒の流量を少なくすることで、圧損の影響を大きく減じることができる。

次に、図５を参考にしながら実施の形態１の冷凍サイクル装置の変形例において暖房運転モードで運転する場合について説明する。室外機ユニット１内に収納された圧縮機２から吐出側の主配管３に吐出された高圧のガス状態の冷媒が四方弁４を通って室外機ユニット１の外に導かれる。この主配管３は室内機ユニット５と繋がっており、室内機ユニット５内には暖房運転モードでは凝縮器（放熱器）として働く室内熱交換器６が収納されており、この室内熱交換器６で冷媒は室内空気と熱交換（放熱）して高圧の液状態となる。室内機ユニット５から流出した高圧液体状態の冷媒は主配管３によって再び室外機ユニット１内に導かれ高低圧熱交換器７で放熱し、主膨張弁８で減圧される。主膨張弁８で減圧されて低圧の気液二相状態となった冷媒は、過冷却熱交換器１０、分岐部１６を通過し、暖房運転モードでは蒸発器として働く室外熱交換器１１で室外空気と熱交換（吸熱）することで低圧のガス状態となる。室外熱交換器１１から流出した低圧ガス状態の冷媒は四方弁４、合流部１２を通過し、高低圧熱交換器７で吸熱し、圧縮機２に吸入される。この一連の流路の途中に設けられた分岐部１６で主配管３から副配管１３が分岐され、過冷却熱交換器１０を通って合流部１２で主配管３に合流しているが、暖房運転モードの場合、副配管１３に設けられた副膨張弁１４が閉じられているため、副配管１３内が冷媒で満たされてはいるが、分岐部１６から合流部１２への冷媒の流れはない。したがって、過冷却熱交換器１０は熱交換器としては機能しないこととなる。

次に、図６を参考にしながら実施の形態１の冷凍サイクル装置の変形例において冷房運転モードで運転する場合について説明する。室外機ユニット１内に収納された圧縮機２から吐出側の主配管３に吐出された高圧のガス状態の冷媒が四方弁４を通って冷房運転モードでは凝縮器として働く室外熱交換器１１で室外空気と熱交換（放熱）することで高圧の液状態となる。室外熱交換器１１から流出した高圧液状態の冷媒は分岐部１６で主配管３と副配管１３とに分かれて流れる。主配管３を流れる冷媒は過冷却熱交換器１０で放熱し、主膨張弁８で減圧されて、低圧の気液二相状態となって高低圧熱交換器７を通過し、室外機ユニット１の外に導かれる。主配管３により室内機ユニット５内に導かれた冷媒は冷房運転モードでは蒸発器として働く室内熱交換器６で室内空気と熱交換（吸熱）することで低圧のガス状態となる。室内機ユニット２から流出した低圧ガス状態の冷媒は主配管３によって再び室外機ユニット１内に導かれ四方弁４を通り、合流部１２で副配管１３からの冷媒と合流し、高低圧熱交換器７を通過し、圧縮機２に吸入される。一方、分岐部１６で副配管１３に流入した冷媒は副膨張弁１４で低圧まで減圧され、過冷却熱交換器１０で吸熱して合流部１２で主配管３を流れる冷媒と合流する。

前述したように図１、図２に記載のように主膨張弁８と過冷却熱交換器１０との間の主配管３に分岐部９を設けて副配管１３を分岐する構成とすることで副膨張弁１４での振動、騒音及び脈動が発生する可能性を低くできる。一方、これら図５、図６に記載の変形例のように、過冷却熱交換器１０と室外熱交換器１１との間の主配管３に分岐部９を設けて副配管１３を分岐する構成とすると、冷房運転モードにおける主配管３から過冷却熱交換器１０に流入する冷媒の流量が図２記載のものに比べ少なくなるため、過冷却熱交換器１０で冷媒同士での熱交換量が変わる。このことはつまり、例えば図２の場合も図６の場合も過冷却熱交換器１０に流入する主配管３を流れる冷媒の温度は同じであるが、過冷却熱交換器１０に流入する冷媒の流量が少ない図６の装置の方が、過冷却熱交換器１０から主配管３に流出した冷媒の温度が低くなり、過冷却度が大きくなるということである。

なお、この実施の形態１では冷媒としてＲ４１０Ａを用いた場合について説明したが、その他の冷媒に適用することを妨げるものではない。

また、この実施の形態１では冷房運転モード暖房運転モードとの切換装置として一つの四方弁で行っているが、流路の切換装置はこの方式に限定されるものではなく、他の方式で流路を切り換えて冷房運転モード暖房運転モードとを切り換えるようにしても良い。

実施の形態２．
実施の形態１で例示したように一般的に空気調和機に用いられる冷媒としてはＲ４１０Ａが多い。しかし、最近では目的毎に様々な特性を持つ冷媒が用いられるようになってきている。そのような冷媒は所望の目的に対する性能は満足するが、その他の性能面でＲ４１０Ａよりも劣っていることが多い。この実施の形態では、実施の形態１で説明した冷凍サイクル装置をその他の冷媒、特にＲ４１０Ａよりも比熱比の小さい冷媒に適用した場合について説明する。

図７はこの発明の実施の形態２の冷凍サイクル装置の暖房運転モードでの作用を説明するためのｐ−ｈ線図（モリエ線図）、図８は冷媒毎の物性値及び同一冷房能力運転時の体積流量比である。

まず、暖房運転モードでの作用について、冷媒にＲ１２３４ｙｆを使用した場合の冷凍サイクル状態を示した図７を参考にしながら説明する。図７の実線で描かれたサイクルでは、圧縮機２で圧縮された冷媒はＡ点（ガス状態）の位置となり、圧縮機２から吐出後、室内熱交換器６に流入して放熱することでＢ点（液体状態）の位置まで比エンタルピが低下する。室内熱交換器６から流出後、高低圧熱交換器７で高圧側の冷媒と低圧側の冷媒との間で熱交換する（高圧側の冷媒は放熱する）ことで冷媒の比エンタルピはＢ点からＣ点の位置まで低下する。高低圧熱交換器７から流出後、主膨張弁８で低圧まで減圧されることで冷媒の圧力はＣ点からＤ点（気液二相状態）まで低下する。主膨張弁８で減圧された冷媒は室外熱交換器１１に流入して吸熱することでＥ点（飽和蒸気線上のガス状態）の位置まで比エンタルピが上昇する。室外熱交換器１１から流出後、高低圧熱交換器７で高圧側の冷媒と低圧側の冷媒との間で熱交換する（低圧側の冷媒は吸熱する）ことで冷媒の比エンタルピはＥ点からＦ点の位置まで上昇する。

このＲ１２３４ｙｆ冷媒のモリエ線図上での冷媒の状態はＲ４１０Ａ冷媒と同じ傾向に見えるが、実際に数値を入れて、冷媒としてＲ４１０Ａを用いた場合のモリエ線図（図３）と比べてみると違いが明確になる。凝縮温度４０℃（図３及び図７中の高圧側）、蒸発温度０℃（図３及び図７中の低圧側）において高低圧熱交換器７で圧縮機２の吸入側の低圧ガス状態の冷媒の過熱度を１℃から７℃に上昇させるとした場合のそれぞれの冷媒について高低圧熱交換器７が無い場合との関係を求めると、Ｒ４１０Ａ冷媒の場合、高低圧熱交換器７を有していない場合は図３中のＡ’点で６８℃となり、高低圧熱交換器７を有する場合は図３中のＡ点で７５℃となる。一方、Ｒ１２３４ｙｆ冷媒の場合、高低圧熱交換器７を有していない場合は図７中のＡ’点で４７℃となり、高低圧熱交換器７を有する場合は図７中のＡ点で５３℃となる。

ここで室内空気の温度を２０℃とすると、Ｒ４１０Ａ冷媒の場合、室内空気と圧縮機２から吐出された冷媒（高圧ガス状態）との温度差が、高低圧熱交換器７が設けられていない冷凍サイクル装置では４８Ｋ（＝６８℃−２０℃）であるのに対して、高低圧熱交換器７が設けられている冷凍サイクル装置では５５Ｋ（＝７５℃−２０℃）である。一方、Ｒ１２３４ｙｆ冷媒の場合、室内空気と圧縮機２から吐出された冷媒（高圧ガス状態）との温度差が、高低圧熱交換器７が設けられていない冷凍サイクル装置では２７Ｋ（＝４７℃−２０℃）であるのに対して、高低圧熱交換器７が設けられている冷凍サイクル装置では３３Ｋ（＝５３℃−２０℃）である。

この温度の差分の絶対値だけで見ると両者にあまり違いが無いように見えるが、Ｒ４１０Ａ冷媒の場合は高低圧熱交換器７を設けることで４８Ｋから７Ｋ増加したことになり、その増加率は約１５％（＝７／４８＊１００）であるのに対して、Ｒ１２３４ｙｆ冷媒の場合は高低圧熱交換器７を設けることで２７Ｋから６Ｋ増加したことになり、その増加率は約２２％（＝６／２７＊１００）である。したがって、Ｒ４１０ＡよりもＲ１２３４ｙｆ冷媒の方が高低圧熱交換器７の存在による圧縮機２出口での冷媒温度、言い換えれば凝縮器に流入する冷媒の温度の増加率が大きく、それだけ凝縮器として働く室内熱交換器６での熱交換量の増加度合いが大きい。

すなわち、高低圧熱交換器７を備えていない冷凍サイクル装置で圧縮機からの吐出ガスの温度が低い冷媒ほど高低圧熱交換器７を設けることで凝縮器（放熱器）での熱交換能力（加熱能力）の向上効果が大きい。図８に記載したようにＲ４１０Ａ冷媒の２５℃大気圧での比熱比は１．２５であり、Ｒ１２３４ｙｆ冷媒の２５℃大気圧での比熱比は１．１２である。したがって、高低圧熱交換器は従来のＲ４１０Ａ冷媒よりも比熱比の小さい冷媒の加熱能力向上のために用いるとさらに有効である。

一般に比熱比が小さい冷媒ほど圧縮機吐出温度が上昇しにくい性質を持っているため、このような傾向は比熱比が小さい冷媒ほど顕著になるものであり、暖房運転モードでＲ４１０Ａより比熱比が小さい冷媒で同等の性能を得ようとする場合には高低圧熱交換器を設けた方が室内熱交換器での熱交換能力を向上できるといえる。

次に、冷房運転モードでの作用について、図２（図６も等価）に例示した冷凍サイクル装置を参考にしながら説明する。実施の形態１で説明した通り、本発明の冷房運転モードでは副配管１３に設けられた副膨張弁１４の弁の開度を大きくすることで、主配管３だけではなく副配管１３にも冷媒を流して、主配管３を流れる冷媒の流量を減らすというものである。これは実際の空気調和機の場合、室外機ユニットと室内機ユニットとを結ぶ配管の長さは室外機ユニット内に設置される配管の長さに比べはるかに長いので、この部分を流れる冷媒の流量を減らすことで効果的に圧損を低下させようとするものである。逆に、副配管１３上の副膨張弁１４の弁を閉じたまま冷房運転モードで運転する場合（つまり、一般的な冷凍サイクル装置の構成で冷房運転する場合）、配管径を大きくしたり、圧縮機の吐出能力を高めたりする必要が生じる。

ところで、冷凍サイクル装置の凝縮温度を４５℃、蒸発温度を５℃、過冷却状態の温度４０℃とした場合、図８に記載したように各冷媒の蒸発器エンタルピΔＨｅと蒸発能力Ｑｅから冷媒質量流ＧｒはＧｒ＝Ｑｅ・３６００／ΔＨｅにより求められる。そうすると、ΔＨｅと同様に冷媒毎の固有の物性値である吸入ガス密度ρｇａｓにより低圧ガス体積流量ＶｇはＶｇ＝Ｇｒ／ρｇａｓにより求められる。この低圧ガス体積流量Ｖｇはいわば冷房能力を同一にして運転した場合の圧縮機から吐出される冷媒の体積流量である。これから一般的な冷媒Ｒ４１０Ａと同じ冷房能力で運転しようとするとそれぞれ冷媒がＲ４１０Ａに対しどの程度体積で大きくなるか求めた値がＶｇ比である。図８におけるＶｇ比によると、Ｒ３２冷媒はＲ４１０Ａよりも体積流量が小さくなるが、その他の冷媒は大きくなる。特に、Ｒ１２３４ｙｆ、Ｒ１３４ａ、イソブタンは体積流量比が２．０を超える。

このように体積流量が大きい冷媒でそれよりも小さい冷媒と同じ能力を得るためには流速を大きくしなければならない。そのため、圧縮機の回転数を上げる必要がある。しかし、一般的な圧縮機では最も能力・効率が上がる回転数を中心として、低速回転の下限はほぼ半分の回転数、高速回転の上限は約２倍の回転数となる。つまり、例えばＲ４１０Ａ冷媒で６０Ｈｚが最も能力・効率が上がる回転数であるならば、低速回転の下限は約３０Ｈｚ、高速回転の上限は約１２０Ｈｚとなる。したがって、Ｒ４１０Ａ冷媒に対して体積流量比で２．０を超えるものは、最も能力・効率が上がる回転数が１２０Ｈｚ以上となり、高速回転の上限も２４０Ｈｚ以上を確保しなければならなくなり、このような圧縮機は現実的ではない。したがって、同一冷房能力運転時の体積流量比が空調用として広く利用されているＲ４１０Ａ冷媒に対して２．０以上となるような冷媒に特に本発明の冷凍サイクル装置が好適である。

このように現在広く用いられているＲ４１０Ａ冷媒よりも比熱比の小さい冷媒を用いた空気調和機で暖房運転する場合は本願発明の高低圧熱交換器により圧縮機吸入側の冷媒の温度を高くして、圧縮機吐出側の冷媒温度を高くする構成とすることで性能が向上する。また、同一冷房能力運転時の体積流量比がＲ４１０Ａ冷媒よりも小さい冷媒を用いた空気調和機で冷房運転する場合は本願発明のように主配管を流れる冷媒量を少なくして圧損を抑制することで性能が向上する。

実施の形態３．
この実施の形態では実施の形態１及び２で説明した冷凍サイクル装置をもとに、装置をさらに小型化できるように暖房運転モードで使用される高低圧熱交換器及び冷房運転モードで使用される過冷却熱交換器の機能を一つの熱交換器に持たせる構成とするものである。

図９はこの発明の実施の形態３における冷凍サイクル装置の暖房運転モード時の冷媒回路図、図１０はこの発明の実施の形態３における冷凍サイクル装置の冷房運転モード時の冷媒回路図である。

まず、図９を参考にしながら実施の形態３の冷凍サイクル装置において暖房運転モードで運転する場合について説明する。室外機ユニット１７内に収納された圧縮機１８から吐出側の主配管１９に吐出された高圧のガス状態の冷媒が四方弁２０を通って室外機ユニット１７の外に導かれる。この主配管１９は室内機ユニット２１と繋がっており、室内機ユニット２１内には暖房運転モードでは凝縮器（放熱器）として働く室内熱交換器２２が収納されており、この室内熱交換器２２で冷媒は室内空気と熱交換（放熱）して高圧の液状態となる。室内機ユニット２１から流出した高圧液体状態の冷媒は主配管１９によって再び室外機ユニット１７内に導かれ、分岐部２３で分岐される。

この分岐部２３で分岐された一方の配管である第１の分岐配管２４には第１の逆止弁２５が設けられ、他方の配管である第２の分岐配管２６には第２の逆止弁２７が設けられているが、室内熱交換器２２から主配管１９を通って流入する冷媒に対して第１の逆止弁２５は弁が開状態となるように設置され、第２の逆止弁２７は弁が閉状態となるように設置されている。したがって、分岐部２３を通った冷媒は第１の逆止弁２５が設けられた第１の分岐配管２４だけを流れる。この第１の分岐配管２４は分岐部２８で第３の分岐配管２９と主配管１９とに分岐される。この第３の分岐配管２９には第３の逆止弁３０が設けられているが、第１の分岐配管２４を通って流入する冷媒に対して第３の逆止弁３０は弁が閉状態となるように設置されている。

第１の分岐配管２４から分岐部２８で主配管１９に流入した冷媒は、暖房運転モードでは高低圧熱交換器として働く内部熱交換器３１で放熱し、分岐部３２を通過し、主膨張弁３３で減圧される。主膨張弁３３で減圧されて低圧気液二相状態となった冷媒は分岐部３４で分岐される。

この分岐部３４で分岐された一方の配管は前述した第２の分岐配管２６であり、そこには第２の逆止弁２７が設けられ、他方の配管である第４の分岐配管３５には第４の逆止弁３６が設けられている。第２の分岐配管２６には分岐部３４から分岐部２３に向かって冷媒が流れる場合には弁が開状態になるように第２の逆止弁２７が設置されているが、分岐部２３を流れる冷媒が高圧状態であるのに対して分岐部３４を流れる冷媒は主膨張弁３３で減圧されて低圧となっているため、第２の逆止弁２７の弁は閉じたままであり分岐部２３に向かって冷媒は流れない。したがって、分岐部３４を通った冷媒は第４の逆止弁３６が設けられた第４の分岐配管３５だけを流れる。この第４の分岐配管３５は分岐部３７で第３の分岐配管２９と主配管３とに分岐される。

この分岐部３７で分岐された一方の配管である第３の分岐配管２９には第３の逆止弁３０が設けられている。この第３の分岐配管２９には分岐部３７から分岐部２８に向かって冷媒が流れる場合には弁が開状態になるように第３の逆止弁３０が設置されているが、分岐部２８を流れる冷媒が高圧状態であるのに対して分岐部３７を流れる冷媒は主膨張弁３３で減圧されて低圧となっているため、第３の逆止弁３０の弁は閉じたままであり分岐部２８に向かって冷媒は流れない。したがって、分岐部３７を通った冷媒は主配管１９だけを流れる。

この分岐部３７を通過した冷媒は主配管１９を通って、暖房運転モードでは蒸発器として働く室外熱交換器３８で室外空気と熱交換（吸熱）することで低圧ガス状態となる。室外熱交換器３８から流出した低圧ガス状態の冷媒は四方弁２０、合流部３９を通過し、高低圧熱交換器として働く内部熱交換器３１で吸熱し、圧縮機１８に吸入される。この一連の流路の途中に設けられた分岐部３２で主配管１９から副配管４０が分岐され、副膨張弁４１を通って合流部３９で主配管１９に合流しているが、暖房運転モードの場合、副膨張弁４１が閉じられているため、副配管４０内が冷媒で満たされてはいるが、分岐部３２から合流部３９への冷媒の流れはない。

次に、図１０を参考にしながら実施の形態３の冷凍サイクル装置において冷房運転モードで運転する場合について説明する。室外機ユニット１７内に収納された圧縮機１８から吐出側の主配管１９に吐出された高圧のガス状態の冷媒が四方弁２０を通って冷房運転モードでは凝縮器として働く室外熱交換器３８で室外空気と熱交換（放熱）することで高圧の液状態となる。室外熱交換器３８から流出した高圧液状態の冷媒は分岐部３７で分岐される。

この分岐部３７で分岐された一方の配管である第３の分岐配管２９には第３の逆止弁３０が設けられ、他方の配管である第４の分岐配管３５には第４の逆止弁３６が設けられているが、室外熱交換器３８から主配管１９を通って流入する冷媒に対して第３の逆止弁３０は弁が開状態となるように設置され、第４の逆止弁３６は弁が閉状態となるように設置されている。したがって、分岐部３７を通った冷媒は第３の逆止弁３０が設けられた第３の分岐配管２９だけを流れる。この第３の分岐配管２９は分岐部２８で第１の分岐配管２４と主配管１９とに分岐される。この第１の分岐配管２４には第１の逆止弁２５が設けられているが、第３の分岐配管２９を通って流入する冷媒に対して第１の逆止弁２５は弁が閉状態となるように設置されている。

第３の分岐配管２９から分岐部２９で主配管１９に流入した冷媒は、冷房運転モードでは過冷却熱交換器として働く内部熱交換器３１で放熱し、分岐部３２で主配管１９と副配管４０とに分かれて流れる。主配管１９を流れる冷媒は主膨張弁３３で減圧される。主膨張弁３３で減圧されて低圧の気液二相状態となった冷媒は分岐部３４で分岐される。

この分岐部３４で分岐された一方の配管は第２の分岐配管２６であり、そこには第２の逆止弁２７が設けられ、他方の配管である第４の分岐配管３５には第４の逆止弁３６が設けられている。この第４の分岐配管３５には分岐部３４から分岐部３７に向かって冷媒が流れる場合には弁が開状態になるように第４の逆止弁３６が設置されているが、分岐部３７を流れる冷媒が高圧状態であるのに対して分岐部３４を流れる冷媒は主膨張弁３３で減圧されて低圧となっているため、第４の逆止弁３６の弁は閉じたままであり分岐部３７に向かって冷媒は流れない。したがって、分岐部３４を通った冷媒は第２の逆止弁２７が設けられた第２の分岐配管２６だけを流れる。この第２の分岐配管２６は分岐部２３で第１の分岐配管２４と主配管１９とに分岐される。

この分岐部２３で分岐された一方の配管は第１の分岐配管２４であり、そこには第１の逆止弁２５が設けられている。この第１の分岐配管２４には分岐部２３から分岐部２８に向かって冷媒が流れる場合には弁が開状態になるように第１の逆止弁２５が設置されているが、分岐部２８を流れる冷媒が高圧状態であるのに対して分岐部２３を流れる冷媒は主膨張弁３３で減圧されて低圧となっているため、第１の逆止弁２５の弁は閉じたままであり分岐部２８に向かって冷媒は流れない。したがって、分岐部２３を通った冷媒は主配管１９だけを流れる。

この分岐部２３を通過した冷媒は主配管１９を通って、冷房運転モードでは蒸発器として働く室内熱交換器２２で室外空気と熱交換（吸熱）することで低圧ガス状態となる。室内熱交換器２２から流出した低圧ガス状態の冷媒は四方弁２０を通って、合流部３９で副配管４０から流入する冷媒と合流し、内部熱交換器３１で吸熱し、圧縮機１８に吸入される。一方、分岐部３２で副配管４０に流入した冷媒は副膨張弁４１で低圧まで減圧されて合流部３９で主配管１９を流れる冷媒と合流する。

このような構成とすることで実施の形態１、２で説明した冷凍サイクル装置と同等の性能が得られるとともに、高低圧熱交換器と過冷却熱交換器の機能を一つの熱交換器で実現することができるので冷凍サイクル装置（特に室外機ユニット）を小型化することができる。

なお、このように第１の逆止弁２５を備えた第１の分岐配管２４、第２の逆止弁２７を備えた第２の分岐配管２６、第３の逆止弁３０を備えた第３の分岐配管２９及びから第４の逆止弁３６を備えた第４の分岐配管３５を接続してなる冷媒回路は逆止弁ブリッジと呼ばれる。

これら図９及び図１０に示した冷凍サイクル装置も副膨張弁４１での振動、騒音及び脈動が発生する可能性を低くできる。また、この実施の形態３の冷凍サイクル装置の場合も実施の形態１と同じような変形例を提示することができる。すなわち、主配管１９と副配管４０とを分岐する分岐部３２を分岐部２８と内部熱交換器３１との間に変更することで、冷房運転モードで内部熱交換器３１に流入する前の冷媒を低圧側の主配管１９に合流させる構成とする。このような構成とすることで内部熱交換器３１での冷媒同士での熱交換量を大きくして、過冷却度を大きくすることができる。

この実施の形態で説明したような冷凍サイクル装置でも、暖房運転モードから冷房運転モードに切り換えるときには、制御装置４２からの指令で流路切換手段である四方弁２０の流路を切り換えるとともに副膨張弁４１を通過後の冷媒の圧力が低圧となるように副膨張弁４１の弁の開度を小さくする。逆に暖房運転モードから冷房運転モードに切り換えるときには、制御装置４２からの指令で流路切換手段である四方弁２０の流路を切り換えるとともに副膨張弁４１を通過後の冷媒の圧力が高圧のままとなるように副膨張弁４１の弁の開度を大きくする。

冷凍サイクル装置をこの実施の形態で説明したような構成とすることで、過冷却熱交換器と高低圧熱交換器とを別々に設ける必要が無くなり、高効率化とともに装置の小型化やコスト低減が図られる。

また、逆止弁の組み合わせにより冷媒の流路を切り換える構成としたことで、膨張弁や開閉弁を用いた場合と異なり、流路切換のために外部からの動力や信号を必要としないので、それだけ故障する要因が少なくなっていると言える。

実施の形態４．
この実施の形態では実施の形態１乃至３で説明した冷凍サイクル装置をもとに、装置をさらに小型化できるように暖房運転モードで使用される高低圧熱交換器及び冷房運転モードで使用される過冷却熱交換器の機能を一つの熱交換器に持たせる構成とするものである。

図１１はこの発明の実施の形態４における冷凍サイクル装置の暖房運転モード時の冷媒回路図、図１２はこの発明の実施の形態４における冷凍サイクル装置の冷房運転モード時の冷媒回路図である。

まず、図１１を参考にしながら実施の形態４の冷凍サイクル装置において暖房運転モードで運転する場合について説明する。室外機ユニット４３内に収納された圧縮機４４から吐出側の主配管４５に吐出された高圧のガス状態の冷媒が四方弁４６を通って室外機ユニット４３の外に導かれる。この主配管４５は室内機ユニット４７と繋がっており、室内機ユニット４７内には暖房運転モードでは凝縮器（放熱器）として働く室内熱交換器４８が収納されており、この室内熱交換器４８で冷媒は室内空気と熱交換（放熱）して高圧の液状態となる。室内機ユニット４７から流出した高圧液体状態の冷媒は主配管４５によって再び室外機ユニット４３内に導かれ、第１の膨張弁４９を通過し、暖房運転モードでは高低圧熱交換器として働く内部熱交換器５０で放熱し、分岐部５１を通過し、第２の膨張弁５２で減圧される。第２の膨張弁５２で減圧されて低圧気液二相状態となった冷媒は、暖房運転モードでは蒸発器として働く室外熱交換器５３で室外空気と熱交換（吸熱）することで低圧ガス状態となる。室外熱交換器５３から流出した低圧ガス状態の冷媒は四方弁４６、合流部５４を通過し、内部熱交換器５０で吸熱し、圧縮機４４に吸入される。この一連の流路の途中に設けられた分岐部５１で主配管４５から副配管５５が分岐され、副膨張弁５６を通って合流部５４で主配管４５に合流しているが、暖房運転モードの場合、副膨張弁５６が閉じられているため、副配管５５内が冷媒で満たされてはいるが、分岐部５１から合流部５４への冷媒の流れはない。また、第１の膨張弁４９は実質的に冷媒を減圧するという膨張弁の機能を果たさない程度まで開いた状態となっている。

次に、図１２を参考にしながら実施の形態４の冷凍サイクル装置において冷房運転モードで運転する場合について説明する。室外機ユニット４３内に収納された圧縮機４４から吐出側の主配管４５に吐出された高圧のガス状態の冷媒が四方弁４６を通って冷房運転モードでは凝縮器として働く室外熱交換器５３で室外空気と熱交換（放熱）することで高圧液状態となる。室外熱交換器５３から流出した高圧液状態の冷媒は第２の膨張弁５２を通過し、分岐部５１で主配管４５と副配管５５とに分かれて流れる。主配管４５を流れる冷媒は内部熱交換器５０で放熱し、第１の膨張弁４９で減圧されて、室外機ユニット４３の外に導かれる。主配管４５により室内機ユニット４７内に導かれた冷媒は冷房運転モードでは蒸発器として働く室内熱交換器４８で室内空気と熱交換（吸熱）することで低圧ガス状態となる。室内機ユニット４７から流出した低圧ガス状態の冷媒は主配管４５によって再び室外機ユニット４３内に導かれ四方弁４６を通って、合流部５４で副配管５５からの冷媒と合流し、内部熱交換器５０で吸熱し、圧縮機４４に吸入される。一方、分岐部５１で副配管５５に流入した冷媒は副膨張弁５６で低圧まで減圧されて合流部５４で主配管４５を流れる冷媒と合流する。この冷房運転モードの場合、第２の膨張弁５２は実質的に冷媒を減圧するという膨張弁の機能を果たさない程度まで開いた状態となっている。

これら図１１及び図１２に示した冷凍サイクル装置も冷房運転モードで内部熱交換器５０から流出後の冷媒を低圧側の主配管４５に合流させる構成とする。このような構成とすることで内部熱交換器５０での冷媒同士での熱交換量を大きくして、過冷却度を大きくすることができる。また、この実施の形態４の冷凍サイクル装置の場合も実施の形態１と同じような変形例を提示することができる。すなわち、主配管４５と副配管５５とを分岐する分岐部５１を第１の膨張弁４９と内部熱交換器５０との間に変更することで、副膨張弁５６での振動、騒音及び脈動が発生する可能性を低くできる。

この実施の形態で説明したような冷凍サイクル装置でも、暖房運転モードから冷房運転モードに切り換えるときには、制御装置５７からの指令で流路切換手段である四方弁４６の流路を切り換えるとともに副膨張弁５６を通過後の冷媒の圧力が低圧となるように膨張弁４４の弁の開度を小さくする。逆に暖房運転モードから冷房運転モードに切り換えるときには、制御装置５７からの指令で流路切換手段である四方弁４６の流路を切り換えるとともに副膨張弁５６を通過後の冷媒の圧力が高圧のままとなるように副膨張弁５６の弁の開度を大きくする。

冷凍サイクル装置をこの実施の形態で説明したような構成とすることで、過冷却熱交換器と高低圧熱交換器とを別々に設ける必要が無くなり、高効率化とともに装置の小型化やコスト低減が図られる。

上述した各実施の形態では、本発明では冷凍サイクル装置の例として空気調和機を挙げ、空気調和機の暖房運転及び冷房運転を例に挙げて説明している。しかし、本発明の適用はいわゆる熱源側熱交換器（空気調和機における室外熱交換器に相当）及び利用側熱交換器（空気調和機における室内熱交換器に相当）を備える冷凍サイクル装置あるいはヒートポンプ装置に広く適用可能である。ここで例示した空気と熱交換を行う室内熱交換器に限定されるものではなく、例えば利用側熱交換器で周辺空気から吸熱することで周辺空気の温度を氷点下まで下げる冷凍システムや、利用側熱交換器で水に放熱すること（水を加熱すること）で温水を生成する湯沸かしシステムや給湯システムにも適用可能である。

本発明は空気調和装置、ヒートポンプ式給湯機等に利用することができる。

１ 室外機ユニット、 ２ 圧縮機、 ３ 主配管、 ４ 四方弁、 ５ 室内機ユニット、 ６ 室内熱交換器（利用側熱交換器）、 ７ 高低圧熱交換器、 ８ 主膨張弁、 ９ 分岐部、 １０ 過冷却熱交換器、 １１ 室外熱交換器（熱源側熱交換器）、 １２ 合流部、 １３ 副配管、 １４ 副膨張弁、 １５ 制御装置、 １６ 分岐部、 １７ 室外機ユニット、 １８ 圧縮機、 １９ 主配管、 ２０ 四方弁、 ２１ 室内機ユニット、 ２２ 室内熱交換器（利用側熱交換器）、 ２３ 分岐部、 ２４ 第１の分岐配管、 ２５ 第１の逆止弁、 ２６ 第２の分岐配管、 ２７ 第２の逆止弁、 ２８ 分岐部、 ２９ 第３の分岐配管、 ３０ 第３の逆止弁、 ３１ 内部熱交換器、 ３２ 分岐点、 ３３ 主膨張弁、 ３４ 分岐部、 ３５ 第４の分岐配管、 ３６ 第４の逆止弁、 ３７ 分岐部、 ３８ 室外熱交換器（熱源側熱交換器）、 ３９ 合流部、 ４０ 副配管、 ４１ 副膨張弁、 ４２ 制御装置、 ４３ 室外機ユニット、 ４４ 圧縮機、 ４５ 主配管、 ４６ 四方弁、 ４７ 室内機ユニット、 ４８ 室内熱交換器（利用側熱交換器）、 ４９ 第１の膨張弁、 ５０ 内部熱交換器、 ５１ 分岐部、 ５２ 第２の膨張弁、 ５３ 室外熱交換器（熱源側熱交換器）、 ５４ 合流部、 ５５ 副配管、 ５６ 副膨張弁、 ５７ 制御装置。

Claims (12)

1. 圧縮機、利用側熱交換器、高低圧熱交換器、主膨張弁、熱源側熱交換器を順に接続する主配管を備える主冷媒回路と、
   副膨張弁が設けられるとともに、前記主膨張弁と前記熱源側熱交換器の間の前記主配管に設けられた分岐部と前記熱源側熱交換器と前記高低圧熱交換器の間の前記主配管に設けられた合流部とを繋ぐ副配管を備える副冷媒回路と、
   前記主膨張弁と前記熱源側熱交換器の間と前記副膨張弁と前記合流部との間に設けられた過冷却熱交換器と、
   前記主冷媒回路に設けられ、前記主配管を流れる冷媒の流路を変更する流路変更装置と、
   前記利用側熱交換器で冷媒から放熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記利用側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記利用側熱交換器から流出した高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記主膨張弁を制御し、前記主配管から前記副配管に冷媒が流入しないように前記副膨張弁を制御し、
   前記利用側熱交換器で冷媒に吸熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記熱源側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記熱源側熱交換器から前記主配管に流出した高圧冷媒の一部が前記副配管に流入するように前記副膨張弁を制御し、前記主配管を流れる高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記主膨張弁を制御する制御装置とを備える冷凍サイクル装置。
2. 分岐部は、主膨張弁と過冷却熱交換器との間に設けられていることを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクル装置。
3. 分岐部は、過冷却熱交換器と熱源側熱交換器との間に設けられていることを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクル装置。
4. 圧縮機、利用側熱交換器、内部熱交換器、主膨張弁、逆止弁ブリッジ、熱源側熱交換器を順に接続する主配管を備える主冷媒回路と、
   副膨張弁と接続するとともに、前記主膨張弁と前記逆止弁ブリッジの間の前記主配管に設けられた分岐部と前記熱源側熱交換器と前記内部熱交換器の間の前記主配管に設けられた合流部とを繋ぐ副配管を備える副冷媒回路と、
   前記主冷媒回路に設けられ、前記主配管を流れる冷媒の流路を変更する流路変更装置と、
   前記利用側熱交換器で冷媒から放熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記利用側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記利用側熱交換器から流出した高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記主膨張弁を制御し、前記主配管から前記副配管に冷媒が流入しないように前記副膨張弁を制御し、
   前記利用側熱交換器で冷媒に吸熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記熱源側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記熱源側熱交換器から前記主配管に流出した高圧冷媒の一部が前記副配管に流入するように前記副膨張弁を制御し、前記主配管を流れる高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記主膨張弁を制御する制御装置とを備える冷凍サイクル装置。
5. 分岐部は、主膨張弁と内部熱交換器との間に設けられていることを特徴とする請求項４記載の冷凍サイクル装置。
6. 分岐部は、内部熱交換器と逆止弁ブリッジの間に設けられていることを特徴とする請求項４記載の冷凍サイクル装置。
7. 圧縮機、利用側熱交換器、第１の膨張弁、内部熱交換器、第２の膨張弁、熱源側熱交換器を順に接続する主配管を備える主冷媒回路と、
   副膨張弁と接続するとともに、前記第１の膨張弁と前記第２の膨張弁の間の前記主配管に設けられた分岐部と前記熱源側熱交換器と前記内部熱交換器の間の前記主配管に設けられた合流部とを繋ぐ副配管を備える副冷媒回路と、
   前記主冷媒回路に設けられ、前記主配管を流れる冷媒の流路を変更する流路変更装置と、
   前記利用側熱交換器で冷媒から放熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記利用側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記利用側熱交換器から流出した高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記第２の膨張弁を制御し、前記主配管から前記副配管に冷媒が流入しないように前記副膨張弁を制御し、
   前記利用側熱交換器で冷媒に吸熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記熱源側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記熱源側熱交換器から前記主配管に流出した高圧冷媒の一部が前記副配管に流入するように前記副膨張弁を制御し、前記主配管を流れる高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記第１の膨張弁を制御する制御装置とを備える冷凍サイクル装置。
8. 分岐部は、第１の膨張弁と内部熱交換器との間に設けられていることを特徴とする請求項７記載の冷凍サイクル装置。
9. 分岐部は、内部熱交換器と第２の膨張弁の間に設けられていることを特徴とする請求項７記載の冷凍サイクル装置。
10. 冷媒は、Ｒ４１０Ａ冷媒よりも比熱比が小さい冷媒であることを特徴とする請求項１乃至９記載の冷凍サイクル装置。
11. 冷媒は、同一冷房能力運転時の体積流量がＲ４１０Ａの２倍以上であることを特徴とする請求項１乃至１０記載の冷凍サイクル装置。
12. 冷媒は、Ｒ１２３４ｙｆであることを特徴とする請求項１乃至１１記載の冷凍サイクル装置。

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