JP2016080179A - 空気調和機 - Google Patents

Abstract

【課題】効率が良い運転が行える複数の冷凍サイクルを有する安価な空気調和機を提供する。【解決手段】本発明の空気調和機は、圧縮機１ａ、四方弁２ａ、排熱側熱交換器３ａ、膨張装置４ａおよび利用側熱交換器５ａが冷媒配管ｈ４で接続される上流側冷凍装置Ｒ１と、圧縮機１ｂ、四方弁２ｂ、排熱側熱交換器３ｂ、膨張装置４ｂおよび利用側熱交換器５ｂが冷媒配管ｈ５で接続される下流側冷凍装置Ｒ２とを備え、利用側熱交換器５ａ、５ｂの熱負荷媒体の流路ｈ１が上流側冷凍装置Ｒ１と下流側冷凍装置Ｒ２の順に直列に接続され、上流側冷凍装置Ｒ１の排熱側熱交換器３ａと下流側冷凍装置Ｒ２の排熱側熱交換器３ｂとは同等のまたは同等に近い熱交換容量を有し、下流側の圧縮機１ｂの運転容量は、上流側の圧縮機１ａの運転容量より大きい。【選択図】図１

Description

本発明は、空気調和機に関する。

従来、冷暖房を行う空気調和機は特許文献１に記載のものがある。特許文献１に記載の空気調和機は２個の冷凍サイクルの熱負荷媒体を各々の利用側熱交換器を直列に接続する。そして、熱負荷媒体の上流側の圧縮機の運転容量を下流側の圧縮機の運転容量より大きくすることで効率の高い運転を達成できると記載されている。

特許第４９９９５２９号公報

ところで、従来の特許文献１の空気調和機は、熱負荷媒体の上流側冷凍サイクルの圧縮機の運転容量を大きくすることで上流側の効率の良い運転比率を大きくすることで熱源機全体(空気調和機全体)の効率を向上するとしている。

冷却運転の場合、上流側冷凍サイクルは蒸発温度が高い運転を行うため、上流側冷媒循環量が増加し、高圧圧力が上昇するため、排熱側の熱交換器の容量を大きくする必要がある。そのため、熱交換器の容量の増大によりを伝熱面積が増加して熱交換器が大型化し、熱源機の製品寸法が大きくなるという課題がある。排熱側の熱交換器の容量が大きくできない場合、高圧圧力が上昇して圧縮機が高速運転となり、消費電力の増大により効率(ＣＯＰ：Coefficient Of Performance)が低下するという課題がある。

加熱運転の場合は、上流側冷凍サイクルの凝縮温度が低いため、蒸発側の熱交換器の熱交換量が増加する。そのため、排熱側の熱交換器の容量を大きくする必要があり、冷却運転と同様に、熱交換器の伝熱面積が増加して熱交換器が大型化し、熱源機の製品寸法が大きくなる課題がある。排熱側の熱交換器の容量が大きくできない場合、低圧圧力が低下し、圧縮機が高速運転となり消費電力の増大による効率低下という課題がある。

本発明は上記実状に鑑み、効率が良い運転が行える複数の冷凍サイクルを有する安価な空気調和機の提供を目的とする。

前記課題を解決するため、第１の本発明の空気調和機は、圧縮機、四方弁、排熱側熱交換器、膨張装置および利用側熱交換器が冷媒配管で接続される上流側冷凍装置と、圧縮機、四方弁、排熱側熱交換器、膨張装置および利用側熱交換器が冷媒配管で接続される下流側冷凍装置とを備え、前記利用側熱交換器の熱負荷媒体の流路が前記上流側冷凍装置と前記下流側冷凍装置の順に直列に接続され、前記上流側冷凍装置の排熱側熱交換器と前記下流側冷凍装置の排熱側熱交換器とは同等のまたは同等に近い熱交換容量を有し、 下流側の前記圧縮機の運転容量は、上流側の前記圧縮機の運転容量より大きい。

第２の本発明の空気調和機は、圧縮機、四方弁、排熱側熱交換器、膨張装置および利用側熱交換器が冷媒配管で接続される上流側冷凍装置と、圧縮機、四方弁、排熱側熱交換器、膨張装置および利用側熱交換器が冷媒配管で接続される下流側冷凍装置とを備え、前記利用側熱交換器の熱負荷媒体の流路が前記上流側冷凍装置と前記下流側冷凍装置の順に直列に接続され、前記上流側冷凍装置の排熱側熱交換器と前記下流側冷凍装置の排熱側熱交換器とは同等のまたは同等に近い熱交換容量を有し、前記下流側の利用側熱交換器の出口の熱負荷媒体の温度と、前記下流側の利用側熱交換器と前記上流側の利用側熱交換器の間の熱負荷媒体の温度である中間温度との差は、前記中間温度と前記上流側の利用側熱交換器の入口の熱負荷媒体の温度との差とほぼ同じである。

第３の本発明の空気調和機は、圧縮機、四方弁、排熱側熱交換器、膨張装置および利用側熱交換器が冷媒配管で接続される冷凍装置を複数備え、前記各冷凍装置の前記利用側熱交換器の熱負荷媒体の流路が、順番に直列に接続され、前記各冷凍装置の前記排熱側熱交換器は、同等のまたは同等に近い熱交換容量を有し、前記各冷凍装置の前記圧縮機の運転容量が上流側から下流側になるに従って大きくなる。

本発明によれば、効率が良い運転が行える複数の冷凍サイクルを有する安価な空気調和機を実現できる。

本発明に係る空気調和機のサイクル系統図。 (ａ)は冷却運転での利用側熱交換器の上流側、下流側の熱負荷媒体と冷媒温度の関係図、 (ｂ)は加熱運転での利用側熱交換器の上流側、下流側の熱負荷媒体と冷媒温度の関係図。 本発明の実施形態２に係る空気調和機の冷凍サイクル系統図。 本発明の実施形態３に係る空気調和機の冷凍サイクル系統図。 実施形態３に係る一例の空気調和機の冷凍サイクル系統図。 本発明の実施形態４に係る空気調和機の冷凍サイクル系統図。

以下、本発明の実施形態について、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。
＜＜実施形態１＞＞
本発明の空気調和機の実施形態１を図１、図２により説明する。
図１に、本発明に係る空気調和機のサイクル系統図を示す。

実施形態１の空気調和機Ｃは、複数の冷凍サイクルで構成される冷暖房を行う空気調和機である。
空気調和機Ｃは、上流側冷凍サイクルＲ１と下流側冷凍サイクルＲ２との２つの冷凍サイクルで構成される。
上流側冷凍サイクルＲ１は、圧縮機１ａ、四方弁２ａ、排熱側熱交換器３ａ、膨張装置４ａ、利用側熱交換器５ａ、およびアキュムレータ６ａが、配管ｈ４を介して接続されている。

下流側冷凍サイクルＲ２は、上流側冷凍サイクルＲ１と同様、圧縮機１ｂ、四方弁２ｂ、排熱側熱交換器３ｂ、膨張装置４ｂ、利用側熱交換器５ｂ、およびアキュムレータ６ｂが、配管ｈ５を介して接続されている。
図１中、四方弁２ａ、２ｂの実線は、冷却運転時の冷媒の流れを示し、点線は、加熱運転時の冷媒の流れを示す。
また、図１中の配管ｈ４、ｈ５に付加される実線矢印は冷却運転時の冷媒の流れを示し、点線矢印は加熱運転時の冷媒流れを示す。

上流側冷凍サイクルＲ１の利用側熱交換器５ａの熱負荷媒体流路と、下流側冷凍サイクルＲ２の利用側熱交換器５ｂの熱負荷媒体流路とは、直列に配管ｈ３を介して、接続されている。熱負荷媒体は、配管ｈ１を通過して、上流側の利用側熱交換器５ａから下流側の利用側熱交換器５ｂへ流れる構成である。なお、熱負荷媒体とは、空気調和機Ｃの冷房や暖房を担う熱媒体である。

圧縮機１ａ，１ｂは、それぞれスクロール圧縮機、ロータリー圧縮機、スクリュー圧縮機等で運転容量が可変である圧縮機、運転容量が固定の圧縮機等で構成されている。
利用側熱交換器５ａ，５ｂは、積層プレート式熱交換器、シェルアンドチューブ式熱交換器、二重管熱交換器等で構成されている。
上流側冷凍サイクルＲ１の利用側熱交換器５ａの入口の配管ｈ２には熱負荷媒体の温度を測定するサーミスタなどの温度センサｓ１が設置されている。

上流側冷凍サイクルＲ１と下流側冷凍サイクルＲ２との間の配管ｈ１には、サーミスタなどの温度センサｓ２が設置されている。
下流側冷凍サイクルＲ２の利用側熱交換器５ｂの出口の配管ｈ３には熱負荷媒体の温度を測定するサーミスタなどの温度センサｓ３が設置されている。

そして、上流側の圧縮機１ａの出口側には圧力センサｓ４が設けられ、下流側の圧縮機１ｂの出口側には圧力センサｓ５が設けられている。

上流側の排熱側熱交換器３ａと下流側の排熱側熱交換器３ｂとは、同等または同等に近い熱交換容量をもつ熱交換器が用いられる。従って、排熱側熱交換器３ａ、３ｂは同じ熱交換器を使用できるというメリットがある。

なお、空気調和機Ｃは、不図示のコントローラなどの制御装置によって制御される。
具体的には、制御装置には、温度センサｓ１、ｓ２、ｓ３、圧力センサｓ４、ｓ５などの検出信号が入力される。また、制御装置から、圧縮機１ａ、１ｂ、四方弁２ａ、２ｂ、膨張装置４ａ、４ｂなどを制御する制御信号が各機器にそれぞれ出力される。

＜冷却運転＞
図１の実線矢印などで示す冷却運転の場合、上流側冷凍サイクルＲ１においては、圧縮機１ａで圧縮された高温高圧のガス冷媒は四方弁２ａの流路(実線で示す)を通り排熱側熱交換器３ａにより放熱して凝縮され常温高圧の液冷媒となる。そして、常温高圧の液冷媒は、膨張装置４ａにより減圧されて低温低圧の液冷媒となり、利用側熱交換器５ａにおいて、配管ｈ２から送られる熱負荷媒体と熱交換して蒸発され低温低圧のガス冷媒となり圧縮機１ａに戻る。利用側熱交換器５ａでは、低温低圧の液冷媒は、蒸発潜熱により熱負荷媒体から吸熱して熱負荷媒体を冷却する。

熱負荷媒体は、仮に水とすると、上流側冷凍サイクルＲ１の利用側熱交換器５ａでの熱交換により冷却され冷水が生成される。そして、配管ｈ１を通って下流側冷凍サイクルＲ２の利用側熱交換器５ｂに流入する。

下流側冷凍サイクルＲ２においては、冷却運転の場合、図１の実線矢印で示すように、圧縮機１ｂで圧縮された高温高圧のガス冷媒は四方弁２ｂの実線で示す流路を通り、排熱側熱交換器３ｂにより放熱して凝縮され常温高圧の液冷媒となる。
そして、常温高圧の液冷媒は膨張装置４ｂにより減圧されて低温低圧の液冷媒となり、利用側熱交換器５ｂにおいて、配管ｈ１から送られる熱負荷媒体と熱交換して蒸発され低温低圧のガス冷媒となり圧縮機１ｂに戻る。

低温低圧の液冷媒は、利用側熱交換器５ｂで蒸発潜熱により、上流側の利用側熱交換器５ａで冷却された熱負荷媒体からさらに吸熱して熱負荷媒体を冷却する。
このように、熱負荷媒体の水は、上流側冷凍サイクルＲ１で生成された冷水が、下流側冷凍サイクルＲ２に流入してさらに冷却され、所望の設定温度の冷水が生成される。

＜加熱運転＞
図１の破線矢印等で示す加熱運転の場合、上流側冷凍サイクルＲ１においては、圧縮機１ａで圧縮された高温高圧のガス冷媒は四方弁２ａの点線で示す流路を通り、利用側熱交換器５ａにより熱負荷媒体と熱交換して放熱して凝縮され、常温高圧の液冷媒となる。常温高圧の液冷媒は、膨張装置４ａにより減圧されて低温低圧の液冷媒となる。低温低圧の液冷媒は、排熱側熱交換器３ａにより蒸発され低温低圧のガス冷媒となり、圧縮機１ａに戻る。

熱負荷媒体は、仮に水とした場合、上流側冷凍サイクルＲ１の利用側熱交換器５ａでの熱交換で加熱され温水が生成される。該温水は配管ｈ１を通って下流側冷凍サイクルＲ２の利用側熱交換器５ｂに流入する。
下流側冷凍サイクルＲ２においては、加熱運転の場合、破線矢印で示すように、圧縮機１ｂで圧縮された高温高圧のガス冷媒は四方弁２ｂの点線で示す流路を通り、利用側熱交換器５ｂにより熱負荷媒体と熱交換して放熱して凝縮され、常温高圧の液冷媒となる。常温高圧の液冷媒は、膨張装置４ｂにより減圧されて低温低圧の液冷媒となる。低温低圧の液冷媒は、排熱側熱交換器３ｂにより蒸発され低温低圧のガス冷媒となり、圧縮機１ｂに戻る。
下流側冷凍サイクルＲ２において、下流側の利用側熱交換器５ｂに配管ｈ１を通って流入する温水は、利用側熱交換器５ｂでの熱交換で加熱され、さらに温度が上昇し、所望の設定温度の温水が生成される。

＜冷却運転の利用側熱交換器５ａ、５ｂの上流・下流側の熱負荷媒体と冷媒温度の関係＞
図２(ａ)に、冷却運転での利用側熱交換器の上流側、下流側の熱負荷媒体と冷媒温度の関係図を示し、図２(ｂ)に、加熱運転での利用側熱交換器の上流側、下流側の熱負荷媒体と冷媒温度の関係図を示す。なお、図２において、実線矢印は利用側熱交換器５ａ、５ｂでの冷媒の温度を示し、破線矢印は利用側熱交換器５ａ、５ｂでの熱負荷媒体の温度を示す。

図２(ａ)に示す冷却運転の場合、上流側冷凍サイクルＲ１の利用側熱交換器５ａは冷水温度が高いため、冷媒の蒸発温度は高い。一方、下流側冷凍サイクルＲ２の利用側熱交換器５ｂは上流側の利用側熱交換器５ａより冷水温度が低いため、冷媒の蒸発温度が低くなる。

従って、上流側、下流側の圧縮機６ａ、６ｂの運転容量が同一の場合、上流側冷凍サイクルＲ１の方が下流側冷凍サイクルＲ２より蒸発温度が高いため、圧縮機１ａの吸入部の比容積(単位質量が占める容積)が小さくなり、冷媒循環量が増加して冷却能力は大きくなる。また、蒸発温度が高いと圧縮機１ａの吸入圧力が上昇し、冷媒の高圧と低圧との圧力差が小さくなる。そのため、圧縮機１ａの運転が比較的低速運転で済み、消費電力は低減できる。この際、上流側の排熱側熱交換器３ａは下流側冷凍サイクルＲ２の排熱側熱交換器３ｂに対して、冷媒循環量の増加により熱交換量が増加する。

例えば、熱交換器での 熱交換量Ｑは次式で表わされる。
熱交換量Ｑ＝Ｋ・Ａ・ΔＴ (１)
ここで、Ｋは熱交換器での熱貫流率、Ａは熱交換器での伝熱面積、ΔＴは冷凍サイクルＲ１、Ｒ２を流れる水(熱媒体)と冷媒との温度差を表わす。
上流側冷凍サイクルＲ１の利用側熱交換器５ａにおいての水と冷媒との温度差ΔＴ１と、下流側冷凍サイクルＲ２の利用側熱交換器５ｂにおいての水と冷媒との温度差ΔＴ２とは以下の関係になる。

上流側冷凍サイクルＲ１の冷媒の温度と下流側冷凍サイクルＲ２の冷媒の温度とは等しいとすると、上流側冷凍サイクルＲ１の利用側熱交換器５ａ入口での水の温度は、下流側冷凍サイクルＲ２の利用側熱交換器５ｂへの入口での水の温度より高いので、 ΔＴ１＞ΔＴ２ の関係となる。
従って、式(１)より、熱交換量Ｑは、上流側冷凍サイクルＲ１の熱交換量Ｑ１が下流側冷凍サイクルＲ２の熱交換量Ｑ２より大きくなる。

そのため、上流側冷凍サイクルＲ１の排熱側熱交換器３ａが排熱する熱量が大きく充分に排熱できないことが起こり、圧縮機１ａの高圧側が高圧となる。そのため、圧縮機１ａが高速回転となり、消費電力が増加する。この際、上流側の排熱側熱交換器３ａの熱交換性能と下流側の排熱側熱交換器３ｂの熱交換性能とが等しいため、下流側の排熱側熱交換器３ｂの熱交換量は余力がある状態にあると考えられる。そのため、上流側の排熱側熱交換器３ａでの排熱を充分行うためには、容量を大きくする必要がある。

そこで、本実施形態では、下流側冷凍サイクルＲ２の圧縮機６ｂの運転容量を上流側冷凍サイクルＲ１の圧縮機６ａの運転容量より大きくし、上流側と下流側との熱交換容量をバランスさせる(同等または同等に近くする)。
上流側と下流側とで同一の冷却能力を出す場合、上流側、下流側の圧縮機６ａ、６ｂの運転容量を同一とした場合と比較すると、上流側の圧縮機６ａの運転容量を減少させ、下流側の圧縮機６ｂの運転容量を増加させることとなる。

上流側冷凍サイクルＲ１は圧縮機１ａの運転容量(冷媒の吐出容量)を減少させたため冷媒の高圧圧力は低下し、下流側冷凍サイクルＲ２は圧縮機１ｂの運転容量を増加させたため、高圧圧力は上昇する。そのため、上流側の排熱側熱交換器３ａの熱交換量は減少し、下流側の排熱側熱交換器３ｂの熱交換量は増加するため、上・下流側の排熱側熱交換器３ａ、３ｂの容量を効率よく使うことができる。

詳述すると、下流側冷凍サイクルＲ２の圧縮機１ｂの運転容量を増加させることで、上流側冷凍サイクルＲ１と下流側冷凍サイクルＲ２との間の配管ｈ１における熱負荷媒体の中間温度は上昇する。そのため、下流側冷凍サイクルＲ２の蒸発温度は上昇し、下流側の圧縮機１ｂの吸入部の比容積が小さくなり、冷媒循環量が増加して冷却能力は大きくなり、効率が向上する。

一方、上流側冷凍サイクルＲ１では、利用側熱交換器５ａの出側の熱負荷媒体の中間温度が上昇することから、上流側の排熱熱交換器３ａの熱交換量が減少し、上流側の排熱熱交換器３ａの熱交換容量内に納めることが可能になる。そのため、上流側冷凍サイクルＲ１の冷媒の高圧圧力が高くなることが抑えられ、上流側の圧縮機６ａが高速運転になることを回避できる。

結果として、熱源機(空気調和機Ｃ)全体の効率は、効率が低い下流側の利用側熱交換器５ｂの運転容量を増加させても、上流側冷凍サイクルＲ１、下流側冷凍サイクルＲ２が効率よく働くため、熱源機全体の効率は上昇することとなる。
ここで、図２(ａ)において、冷媒が上流側、下流側の利用側熱交換器５ａ、５ｂでの出口付近で立ち上がっているのは、液状の冷媒が圧縮機６ａ、６ｂに入った場合、損壊のおそれがある。そこで、膨張装置４ａ、４ｂで調整して冷媒を加熱し、低圧のガス冷媒にして圧縮機６ａに入れるためである。

＜冷却運転の実例＞
図２(ａ)に示す冷却運転の一例を説明する。
熱負荷媒体の水は、上流側冷凍サイクルＲ１の利用側熱交換器５ａへの入口での温度が１４℃であり、下流側冷凍サイクルＲ２の利用側熱交換器５ｂへの出口での温度が７℃になるように制御する場合を考える。つまり、冷凍サイクルＲ１、Ｒ２で生成する冷却水の温度を７℃とする。

そこで、上流側冷凍サイクルＲ１の利用側熱交換器５ａと下流側冷凍サイクルＲ２の利用側熱交換器５ｂとで同じ冷却性能を得るという前提では、上流側冷凍サイクルＲ１の利用側熱交換器５ａの出口での生成水の温度は、１０．５℃(＝(１４−７)／２)である。

上流側冷凍サイクルＲ１の圧縮機１ａの冷媒の吐出量と下流側冷凍サイクルＲ２の圧縮機１ｂの冷媒の吐出量とを等しく制御すると、上流側冷凍サイクルＲ１と下流側冷凍サイクルＲ２との中間温度は、前記したように、上流側冷媒の蒸発温度が下流側冷媒の蒸発温度より高いことから、上流側の効率が下流側より高い。
そのため、熱負荷媒体である水の上流側の利用側熱交換器５ａで冷却された出口での生成された冷水の温度は、中間の温度が１０．５℃のところ１０．２〜１０．３℃に下がることとなる。

そこで、下流側冷凍サイクルＲ２の出口の冷水の温度が７℃になるように、温度センサｓ１で測定される上流側冷凍サイクルＲ１と下流側冷凍サイクルＲ２との中間温度が、ほぼ中間温度である約１０．５℃になるように、上流側冷凍サイクルＲ１の圧縮機１ａと下流側冷凍サイクルＲ２の圧縮機１ｂとの各周波数(回転速度)を決定する。なお、圧縮機１ａ、１ｂは固定容量の圧縮機でもよいし、可変容量の圧縮機でもよい。

つまり、下流側冷凍サイクルＲ２の出口の冷水の温度が所望の設定温度になるように、上流側冷凍サイクルＲ１と下流側冷凍サイクルＲ２と間の熱媒体の温度が、上流側冷凍サイクルＲ１の入口の熱負荷媒体の温度と下流側冷凍サイクルＲ２の出口の熱負荷媒体の設定温度とのほぼ中間の温度になるように、上流側冷凍サイクルＲ１の圧縮機１ａと下流側冷凍サイクルＲ２の圧縮機１ｂとの各周波数(回転速度)を決定する。

＜加熱運転の利用側熱交換器５ａ、５ｂの上流・下流側の熱負荷媒体と冷媒温度の関係＞
次に、図２(ｂ)に示す加熱運転の場合の上流側、下流側の熱負荷媒体と冷媒温度の関係を説明する。前記したように、図２(ｂ)において、実線矢印は利用側熱交換器５ａ、５ｂでの冷媒の温度を示し、破線矢印は利用側熱交換器５ａ、５ｂでの熱負荷媒体の温度を示す。

加熱運転の場合、上流側冷凍サイクルＲ１の利用側熱交換器５ａは温水温度が低いため、冷媒の凝縮温度は低い。一方、下流側冷凍サイクルＲ２の利用側熱交換器５ｂは上流側の利用側熱交換器５ａより温水温度が高いため、冷媒の凝縮温度が高くなる。

従って、上流側、下流側の圧縮機６ａ、６ｂの運転容量が同一の場合、上流側冷凍サイクルＲ１の方が下流側冷凍サイクルＲ２より凝縮温度が低いため、高圧圧力は低下して圧縮機１ａの消費電力が小さくなる。一方、下流側冷凍サイクルＲ２は凝縮温度が高いため、高圧圧力が上昇し、圧縮機１ｂの消費電力が大きくなる。この際、排熱側熱交換器３ａ、３ｂは蒸発側のエンタルピ差が蒸発能力と比例するため、下流側冷凍サイクルＲ２の排熱側熱交換器３ｂに対し上流側冷凍サイクルＲ１の排熱熱交換器３ａは容量が必要となる。

本実施形態では、下流側冷凍サイクルＲ２の圧縮機１ｂの運転容量を、上流側冷凍サイクルＲ１の圧縮機１ｂの運転容量よりも大きくする。
つまり、上流側冷凍サイクルＲ１と下流側冷凍サイクルＲ２とで同一加熱能力を出す場合で、上流側、下流側の圧縮機１ａ、１ｂの各運転容量を同一とした場合と比較すると、上流側の圧縮機１ａの運転容量を減少させ、下流側の圧縮機１ｂの運転容量を増加させることとなる。

上流側冷凍サイクルＲ１は圧縮機１ａの運転容量を減少させるため、排熱側熱交換器３ａの容量に余裕ができ、低圧圧力は上昇する。一方、下流側冷凍サイクルＲ２は圧縮機１ｂの運転容量を増加させるため、低圧圧力は低下して下流側の排熱側熱交換器３ｂは、熱交換容量が大きくなる。

また、下流側冷凍サイクルＲ２の圧縮機１ｂの運転容量を増加させることで、上流側冷凍サイクルＲ１と下流側冷凍サイクルＲ２との間の熱負荷媒体の中間温度は低下する。そのため、上流側冷凍サイクルＲ１の凝縮温度は低下し、効率が向上することとなる。
結果として、上流側、下流側の排熱側熱交換器３ａ、３ｂの熱交換容量を効率よく使うことができる。

そのため、熱源機(空気調和機Ｃ)全体の効率は、効率が低い下流側の圧縮機１ｂの運転容量を増加させても、上流側冷凍サイクルＲ１の効率が上昇し、熱源機全体の効率は上昇することとなる。

ここで、制御装置は、下流側冷凍サイクルＲ２の出口の冷水の温度が所望の設定温度になるように、上流側冷凍サイクルＲ１と下流側冷凍サイクルＲ２と間の熱媒体の温度が、上流側冷凍サイクルＲ１の入口の熱負荷媒体の温度と下流側冷凍サイクルＲ２の出口の熱負荷媒体の設定温度とのほぼ中間の温度になるように、上流側冷凍サイクルＲ１の圧縮機１ａと下流側冷凍サイクルＲ２の圧縮機１ｂとの各周波数(回転速度)を制御する。

図２(ｂ)の加熱運転においては、上流側の利用側熱交換５ａと下流側の利用側熱交換５ｂとは、それぞれ冷凍サイクルＲ１、Ｒ２を相変化して循環する冷媒の凝縮器として働く。そのため、熱負荷媒体は、上流側の利用側熱交換５ａを通過することで冷媒の凝縮熱で加熱され、温度が上昇する。さらに、配管ｈ１を通過した熱負荷媒体は、下流側の利用側熱交換５ｂを通過することで冷媒の凝縮熱で加熱され、温度が上昇し、設定された温度の熱負荷媒体になるように制御される。

図２(ｂ)において、上流側の冷媒は、上流側の利用側熱交換５ａを出る付近では、膨張装置４ａを調整して温度を低下させて、液化を促進する。同様に、下流側冷媒は、下流側の利用側熱交換５ｂを出る付近では、膨張装置４ｂを調整して温度を低下させて、液化を促進している。

前記した冷却運転または加熱運転は、上流側の排熱側熱交換器３ａと、下流側の排熱側熱交換器３ｂとが、同等または同等に近い熱交換容量で熱交換が行われるように制御している。
なお、上流側の排熱側熱交換器３ａと、下流側の排熱側熱交換器３ｂとが、同等または同等に近い熱交換容量で熱交換が行われることは、上流側の圧縮機１ａの出口側に設けた圧力センサｓ４で検出される高圧側の圧力値と、下流側の圧縮機１ｂの出口側に設けた圧力センサｓ５で検出される高圧側の圧力値とが同等または同等に近いことから明らかになる(検出される)。

上記構成によれば、下流側冷凍サイクルＲ２の圧縮機１ｂの運転容量を上流側冷凍サイクルＲ１の圧縮機１ａの運転容量より大きくすることで、冷却運転時、加熱運転時とも熱源機(空気調和機Ｃ)全体の効率が向上できる。
また、下流側の利用側熱交換器３ｂの出口の熱負荷媒体の温度と、下流側の利用側熱交換器３ｂと上流側の利用側熱交換器３ａの間の熱負荷媒体の温度である中間温度との差は、当該中間温度と上流側の利用側熱交換器３ａの入口の熱負荷媒体の温度との差とほぼ同じとなるようにするので、熱源機全体の効率が向上できる。

また、上流側・下流側冷凍サイクルＲ１、Ｒ２の排熱側熱交換器３ａ、３ｂは同等のまたは同等に近い熱交換を行うので、熱源機全体の効率が向上できる。

また、上流側・下流側冷凍サイクルＲ１、Ｒ２の排熱側熱交換器３ａ、３ｂは同等のまたは同等に近い熱交換を行うので、上流側・下流側冷凍サイクルＲ１、Ｒ２の排熱側熱交換器３ａ、３ｂの容量をそれぞれバランスよく使い切ることができる。そのため、排熱側熱交換器３ａ、３ｂを必要な熱交換容量をもつ最も小型の熱交換器を選択することができる。また、上流側、下流側冷凍サイクルＲ１、Ｒ２の排熱側熱交換器３ａ、３ｂを同容量のものとでき、同じ熱交換器を使用できる。

そのため、排熱側熱交換器３ａ、３ｂを同容量の熱交換器を用いる量産効果による生産コスト削減が行える。加えて、排熱側熱交換器３ａ、３ｂを同じ熱交換器を使用できるので、レイアウト性がよい。

また、空気調和機Ｃの製品寸法のコンパクト化が図れる。
また、排熱側熱交換器３ａ、３ｂの最適容量化による原価低減が可能である。排熱側熱交換器３ａ、３ｂを同一部品を採用することにより、管理費を低減できる。

＜＜実施形態２＞＞
図３は、本発明の実施形態２に係る空気調和機の冷凍サイクル系統図である。
実施形態２の空気調和機２Ｃは、図１の実施形態１の下流側冷凍サイクルＲ２の圧縮機１ｂを、２つの圧縮機１ｄ、１ｅを並列に接続したマルチサイクルの構成に変えたものである。
その他の構成要素ついては実施形態１と同様であるので、同一の構成要素には、同一符号を付してその説明を省略する。

実施形態２の空気調和機２Ｃにおいては、上流側冷凍サイクルＲ２１の圧縮機１ａの運転容量を、下流側冷凍サイクルＲ２２の圧縮機１ｄ、１ｅの合計の運転容量より大きくする。
空気調和機２Ｃの冷却運転および加熱運転時の上流側・下流側冷凍サイクルＲ２１、Ｒ２２の状態は実施形態１の記載と同様である。

具体的には、空気調和機２Ｃでは、冷却運転時、制御装置により、下流側冷凍サイクルＲ２２の利用側熱交換５ｂの出口の熱負荷媒体の温度が所望の設定温度になるように、上流側冷凍サイクルＲ２１と下流側冷凍サイクルＲ２２との間の熱負荷媒体の温度が、上流側冷凍サイクルＲ２１の利用側熱交換５ａの入口の熱負荷媒体の温度と下流側冷凍サイクルＲ２２の利用側熱交換５ｂの出口の熱負荷媒体の設定温度とのほぼ中間の温度になるように、上流側の圧縮機１ａと下流側の圧縮機１ｂとの各周波数(回転速度)を制御する。換言すれば、冷却運転時、下流側冷凍サイクルＲ２２の圧縮機１ｂの運転容量は、上流側冷凍サイクルＲ２１の圧縮機１ａの運転容量より大きくなる。

一方、暖房運転時には、制御装置により、下流側冷凍サイクルＲ２２の利用側熱交換５ｂの出口の熱負荷媒体の温度が所望の設定温度になるように、上流側冷凍サイクルＲ２１と下流側冷凍サイクルＲ２２との間の熱負荷媒体の温度が、上流側冷凍サイクルＲ２１の利用側熱交換５ａの入口の熱負荷媒体の温度と下流側冷凍サイクルＲ２２の利用側熱交換５ｂの出口の熱負荷媒体の設定温度とのほぼ中間の温度になるように、上流側の圧縮機１ａと下流側の圧縮機１ｂとの各周波数(回転速度)を制御する。換言すれば、暖房運転時、下流側冷凍サイクルＲ２２の圧縮機１ｂの運転容量は、上流側冷凍サイクルＲ２１の圧縮機１ａの運転容量より大きくなる。

または、冷却運転または加熱運転において、上流側の排熱側熱交換器３ａと、下流側の排熱側熱交換器３ｂとが、同等または同等に近い熱交換容量で熱交換が行われるように制御される。上流側の排熱側熱交換器３ａと、下流側の排熱側熱交換器３ｂとが、同等または同等に近い熱交換容量で熱交換が行われることは、上流側の圧縮機１ａの出口側の圧力センサｓ４で測定される高圧圧力値と、下流側の圧縮機１ｄ、１ｅの出口側の圧力センサｓ５で測定される高圧圧力値とが同等または同等に近い値になることで明らかになる(検出される)。

上記構成によれば、下流側冷凍サイクルＲ２２の圧縮機１ｄ、１ｅの合計の運転容量を、上流側冷凍サイクルＲ２１の圧縮機１ａの運転容量をより大きくするので、熱源機の空気調和機３Ｃ全体の効率が向上する。

また、冷却運転時、暖房運転時に、上流側冷凍サイクルＲ２１と下流側冷凍サイクルＲ２２との間の熱負荷媒体の温度が、上流側冷凍サイクルＲ２１の入口の熱負荷媒体の温度と下流側冷凍サイクルＲ２２の出口の熱負荷媒体の設定温度とのほぼ中間の温度になるように制御するので、熱源機の空気調和機３Ｃ全体の効率が向上する。

また、上流側、下流側の排熱側熱交換器３ａ、３ｂの熱交換容量を同等または同等に近くにすることで、上流側、下流側の排熱側熱交換器３ａ、３ｂの熱交換容量をバランスよく使い切ることができる。そのため、上流側、下流側の排熱側熱交換器３ａ、３ｂを同等のまたは同等に近い熱交換容量とでき、同じ熱交換器を使用できる。

そのため、排熱側熱交換器３ａ、３ｂの最適容量化による小型化、および空気調和機２Ｃの製品寸法のコンパクト化が図れる。また、排熱側熱交換器３ａ、３ｂの最適容量化による原価低減が可能である。

さらに、排熱側熱交換器３ａ、３ｂを、同一部品を採用することにより、管理費を低減できる。加えて、排熱側熱交換器３ａ、３ｂを同じ熱交換器を使用できるので、レイアウト性がよい。

なお、上流側の圧縮機１を運転容量を可変できる圧縮機とし、下流側の圧縮機１ｄ、１ｅの一方を運転容量を可変できる圧縮機とし、他方を運転容量が固定の圧縮機とするとよい。これにより、種々の条件化で下流側の圧縮機１ｄ、１ｅの運転容量を上流側の圧縮機１の運転容量より大きくすることが容易に行える。また、下流側の圧縮機１ｄ、１ｅの一つが固定の圧縮機であるので、コスト削減が可能である。

＜＜実施形態３＞＞
図４は、本発明の実施形態３に係る空気調和機の冷凍サイクル系統図である。
実施形態３の空気調和機３Ｃは、図１の実施形態１における空気調和機Ｃの利用側熱交換器５ａ、５ｂについて、熱負荷媒体に対して冷媒の熱交換流路を２冷凍サイクル有する利用側熱交換器５ｄ、５ｅに変更したものである。

つまり、空気調和機３Ｃは、上流側冷凍サイクルＲ３１を２つの冷凍サイクルＲ３１Ａ、Ｒ３１Ｂとして上流側の利用側熱交換器５ｄの冷媒の熱交換流路を２流路とする。同時に、下流側冷凍サイクルＲ３２を２つの冷凍サイクルＲ３２Ａ、Ｒ３２Ｂとして下流側の利用側熱交換器５ｅの冷媒の熱交換流路を２流路としている。
各冷凍サイクルＲ３１Ａ、Ｒ３１Ｂ、Ｒ３２Ａ、Ｒ３２Ｂの構成ついては実施形態１と同様であり、同様な構成要素には同一符号を付してその説明を省略する。

実施形態３の空気調和機３Ｃにおいて、上流側の利用側熱交換器５ｄに接続した上流側の２個の冷凍サイクルＲ３１Ａ、Ｒ３１Ｂは、各圧縮機１ａを同一容量で運転する。また、下流側の利用側熱交換器５ｅに接続した下流側の２個の冷凍サイクルＲ３２Ａ、Ｒ３２Ｂも、各圧縮機１ｂを同一容量で運転する。

そして、下流側の２個の冷凍サイクルＲ３２Ａ、Ｒ３２Ｂの圧縮機１ｂの運転容量を、上流側の２個の冷凍サイクルＲ３１Ａ、Ｒ３１Ｂの圧縮機１ａの運転容量より大きくする。
冷却運転時および加熱運転時の上流側・下流側の冷凍サイクルＲ３１、Ｒ３２の状態は、実施形態１に記載の冷凍サイクルＲ１、Ｒ２と同様である。

具体的には、空気調和機３Ｃでは、冷却運転時、制御装置により、下流側冷凍サイクルＲ３２の利用側熱交換器５ｅの出口の熱負荷媒体の温度が所望の設定温度になるように、上流側冷凍サイクルＲ３１と下流側冷凍サイクルＲ３２との間の熱負荷媒体の温度が、上流側冷凍サイクルＲ３１の入口の熱負荷媒体の温度と下流側冷凍サイクルＲ３２の出口の熱負荷媒体の設定温度とのほぼ中間の温度になるべく、上流側冷凍サイクルＲ３１の圧縮機１ａと下流側冷凍サイクルＲ２の圧縮機１ｂとの各周波数(回転速度)を制御する。

一方、暖房運転時には、制御装置により、下流側冷凍サイクルＲ３２の利用側熱交換器５ｅの出口の熱負荷媒体の温度が所望の設定温度になるように、上流側冷凍サイクルＲ３１と下流側冷凍サイクルＲ３２との間の熱負荷媒体の温度が、上流側冷凍サイクルＲ３１の入口の熱負荷媒体の温度と下流側冷凍サイクルＲ３２の出口の熱負荷媒体の設定温度とのほぼ中間の温度になるべく、上流側の圧縮機１ａと下流側の圧縮機１ｂとの各周波数(回転速度)を制御する。

或いは、冷却運転または加熱運転において、上流側の排熱側熱交換器３ａと、下流側の排熱側熱交換器３ｂとが、同等または同等に近い熱交換容量で熱交換が行われるように制御される。これは、上流側の圧縮機１ａの出側の圧力値の合計値(上流側の高圧圧力)と、下流側の圧縮機１ｂの出側の圧力値の合計値(下流側の高圧圧力)とが、同等または同等に近くなることで明らかになる(検出される)。

上記構成によれば、下流側の圧縮機１ｂの合計の運転容量は、上流側の圧縮機１ａの合計の運転容量より大きいので、熱源機である空気調和機３Ｃ全体の効率が向上できる。
また、排熱側熱交換器容量３ａ、３ｂが同等または同等に近い熱交換容量で熱交換が行われるので、排熱側熱交換器容量３ａ、３ｂをバランスよく使い切れる。これにより、上流側、下流側冷凍サイクルＲ３１、Ｒ３２の排熱側熱交換器３ａ、３ｂを同容量または同容量に近いものとでき、排熱側熱交換器３ａ、３ｂを同じ熱交換器を使用できる。
そのため、空気調和機３Ｃの製品寸法のコンパクト化が図れる。

そして、排熱側熱交換器３ａ、３ｂの最適容量化による原価低減が図れる。また、排熱側熱交換器３ａ、３ｂを、同一部品を採用することによる管理費を低減できる。加えて、排熱側熱交換器３ａ、３ｂを同じ熱交換器を使用できるので、レイアウト性がよい。

なお、本実施形態３では、各冷凍サイクルＲ３１Ａ、Ｒ３１Ｂ、Ｒ３２Ａ、Ｒ３２Ｂの圧縮機１ａ、１ｂの数量を１個としたが、実施形態２のように各冷凍サイクルＲ３１Ａ、Ｒ３１Ｂ、Ｒ３２Ａ、Ｒ３２Ｂの何れかの圧縮機１ａ、１ｂの数量を複数個としてもよい。

なお、実施形態３では、上流側の利用側熱交換器５ｄと下流側の利用側熱交換器５ｅとが、それぞれ２つの冷凍サイクルＲ３１Ａ、Ｒ３１Ｂと、２つの冷凍サイクルＲ３２Ａ、Ｒ３２Ｂとで熱交換される場合を示したが、３つ以上の冷凍サイクルで熱交換する構成としてもよい。

或いは、図５に示す空気調和機３Ｃ１のように、下流側冷凍サイクルＲ３２Ａ、Ｒ３２Ｂは、それぞれ２台の圧縮機１ｄ、１ｅを有する構成としてもよい。これにより、下流側の圧縮機の容量を、上流側の圧縮機の容量よりも容易に大きく制御できる。なお、図５は実施形態３に係る一例の空気調和機の冷凍サイクル系統図である。

＜＜実施形態４＞＞
図６は、本発明の実施形態４に係る空気調和機の冷凍サイクル系統図である。
実施形態４の空気調和機４Ｃは、図１に示す実施形態１に対し、上流側冷凍サイクルＲ４１、中流側冷凍サイクルＲ４２、下流側冷凍サイクルＲ４３と３つの冷凍サイクルの熱負荷媒体の流路を、配管ｈ４１ａ、ｈ４１ｂにより直列に接続したものである。
上流側冷凍サイクルＲ４１、下流側冷凍サイクルＲ４３の構成ついては、実施形態１と同様であり、同様な構成要素には同一符号を付してその説明を省略する。

中流側冷凍サイクルＲ４２は、圧縮機１ｃ、四方弁２ｃ、排熱側熱交換器３ｃ、膨張装置４ｃ、利用側熱交換器５ｃ、およびアキュムレータ６ｃを配管ｈ４６で接続している。中流側冷凍サイクルＲ４２の動作は上流側および下流側冷凍サイクルＲ４１、Ｒ４３と同一である。中流側の圧縮機１ｃの出口側に圧力センサｓ６が設けられ、中流側冷凍サイクルＲ４２の高圧圧力が測定される。

中流側の排熱側熱交換器３ｃと、上流側の排熱側熱交換器３ａと、下流側の排熱側熱交換器３ｂとは、同等または同等に近い熱交換容量をもつ熱交換器が用いられる。
上流・中流・下流の冷凍サイクルＲ４１、Ｒ４２、Ｒ４３の各排熱側熱交換器３ａ、３ｃ、３ｂは、同等のまたは同等に近い熱交換容量を有している。
そして、下流側冷凍サイクルＲ４３の圧縮機１ｂの運転容量を、中流側冷凍サイクルＲ４２の圧縮機１ｃの運転容量より大きくする。また、中流側冷凍サイクルＲ４２の圧縮機１ｃの運転容量を、上流側冷凍サイクルＲ４１の圧縮機１ａの運転容量より大きくする。
冷却運転および加熱運転時の冷凍サイクルＲ４１、Ｒ４２、Ｒ４３の状態は実施形態１に記載の冷凍サイクルＲ１、Ｒ２と同様である。

具体的には、空気調和機４Ｃでは、冷却運転時、加熱運転時に、制御装置により、下流側冷凍サイクルＲ４３の利用側熱交換器５ｂの出口の熱負荷媒体の温度が所望の設定温度になるように制御が行われる。
熱負荷媒体の温度を測定する温度センサｓ４１、ｓ４２、ｓ４３、ｓ４４が、配管ｈ４２、ｈ４１ａ、ｈ４１ｂ、ｈ４３にそれぞれ設けられている。

冷却運転時、加熱運転時に、下流側冷凍サイクルＲ４３の圧縮機１ｂの運転容量が、中流側冷凍サイクルＲ４２の圧縮機１ｃの運転容量より大きくなり、中流側冷凍サイクルＲ４２の圧縮機１ｃの運転容量が、上流側冷凍サイクルＲ４１の圧縮機１ａの運転容量より大きくなる。

或いは、冷却運転時、加熱運転時に、上流側冷凍サイクルＲ４１の利用側熱交換器５ｂの入口と出口の熱負荷媒体の温度の差分と、中流側冷凍サイクルＲ４２の利用側熱交換器５ｂの入口と出口の熱負荷媒体の温度の差分と、下流側冷凍サイクルＲ４３の利用側熱交換器５ｂの入口と出口の熱負荷媒体の温度の差分とがほぼ同じになるように、圧縮機１ａ、１ｂ、１ｃが制御される。

或いは、冷却運転または加熱運転において、上流側の排熱側熱交換器３ａと、中流側の排熱側熱交換器３ｃと、下流側の排熱側熱交換器３ｂとが、同等または同等に近い熱交換容量で熱交換が行われるように制御される。これは、上流側の圧力センサｓ４の検出圧力値(上流側の高圧圧力)と、下流側の圧力センサｓ５の検出圧力値(下流側の高圧圧力)と、中流側の圧力センサｓ６の検出圧力値(中流側の高圧圧力)とが、同等または同等に近い値であることで明らかにされる(検出される)。

上記構成によれば、圧縮機１ａ、１ｃ、１ｂの運転容量が上流側冷凍サイクルＲ４１から下流側冷凍サイクルＲ４３になるに従って大きくなるので、熱源機の空気調和機４Ｃ全体の効率が向上できる。

また、上流側の排熱側熱交換器３ａと、中流側の排熱側熱交換器３ｃと、下流側の排熱側熱交換器３ｂとが、同等または同等に近い熱交換容量で熱交換が行われるので、上流側、中流側、下流側の排熱側熱交換器の３ａ、３ｃ、３ｂの熱交換容量をバランスよく使い切れる。そのため、上流側、中流側、下流側冷凍サイクルＲ４１、Ｒ４２，Ｒ４３の排熱側熱交換器３ａ、３ｂ、３ｃを同じ熱交換容量または同等に近い熱交換容量とできる。そのため、排熱側熱交換器の３ａ、３ｃ、３ｂを、同じ熱交換器を使用できる。
そのため、空気調和機４Ｃの製品寸法のコンパクト化が図れる。

また、排熱側熱交換器３ａ、３ｂ、３ｃの最適容量化による原価低減が図れる。また、排熱側熱交換器３ａ、３ｂ、３ｃが、同一部品を採用できるので管理費を低減できる。加えて、排熱側熱交換器３ａ、３ｂ、３ｃを同じ熱交換器を使用できるので、レイアウト性がよい。

なお、本実施形態４では各冷凍サイクルＲ４１、Ｒ４２、Ｒ４３の圧縮機１ａ、１ｃ、１ｂの数量を１個としたが、実施形態２のように各冷凍サイクルＲ４１、Ｒ４２、Ｒ４３の圧縮機１ａ、１ｃ、１ｂの少なくとも何れかを複数個としてもよい。また、熱負荷媒体の流路を、３つの冷凍サイクルＲ４１、Ｒ４２、Ｒ４３で直列に接続したが、４つ以上の冷凍サイクルを直列に接続してもよい。

＜＜その他の実施形態＞＞
１．なお、特許請求の範囲に記載した同等または同等に近い熱交換容量をもつ排熱側熱交換器とは、同じ排熱側熱交換器のパスを１〜数本無くした熱交換器が含まれるものとする。

２．様々な構成を説明したが、これらの構成を適宜選択して組み合わせて構成してもよい。

３．本発明は前記した実施形態に限定されるものでなく、様々な実施形態が含まれる。例えば、上記した実施形態は本発明を分り易く説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。例えば、説明した構成の一部を含むものであってもよい。

４．また、本発明は、特許請求の範囲に記載した範囲内で、前記した実施形態以外の様々な具体的形態が含まれることは勿論である。

１ａ、１ｂ，１ｃ，１ｄ，１ｅ 圧縮機
２ａ，２ｂ，２ｃ 四方弁
３ａ，３ｂ，３ｃ 排熱側熱交換器
４ａ，４ｂ，４ｃ 膨張装置
５ａ，５ｂ，５ｃ，５ｄ，５ｅ 利用側熱交換器
Ｃ、２Ｃ、３Ｃ、３Ｃ１、４Ｃ 空気調和機
ｈ４、ｈ５ 配管(冷媒配管)
Ｒ１、Ｒ２１、Ｒ３１、Ｒ３１Ａ、Ｒ３１Ｂ、Ｒ４１ 上流側冷凍サイクル(上流側冷凍装置)
Ｒ２、Ｒ２２、Ｒ３２、Ｒ３２Ａ、Ｒ３２Ｂ、Ｒ４３ 下流側冷凍サイクル(下流側冷凍装置)
Ｒ４２ 冷凍サイクル(中流側冷凍装置)

Claims (11)

1. 圧縮機、四方弁、排熱側熱交換器、膨張装置および利用側熱交換器が冷媒配管で接続される上流側冷凍装置と、
   圧縮機、四方弁、排熱側熱交換器、膨張装置および利用側熱交換器が冷媒配管で接続される下流側冷凍装置とを備え、
   前記利用側熱交換器の熱負荷媒体の流路が前記上流側冷凍装置と前記下流側冷凍装置の順に直列に接続され、
   前記上流側冷凍装置の排熱側熱交換器と前記下流側冷凍装置の排熱側熱交換器とは同等のまたは同等に近い熱交換容量を有し、
   下流側の前記圧縮機の運転容量は、上流側の前記圧縮機の運転容量より大きい
   ことを特徴とする空気調和機。
2. 圧縮機、四方弁、排熱側熱交換器、膨張装置および利用側熱交換器が冷媒配管で接続される上流側冷凍装置と、
   圧縮機、四方弁、排熱側熱交換器、膨張装置および利用側熱交換器が冷媒配管で接続される下流側冷凍装置とを備え、
   前記利用側熱交換器の熱負荷媒体の流路が前記上流側冷凍装置と前記下流側冷凍装置の順に直列に接続され、
   前記上流側冷凍装置の排熱側熱交換器と前記下流側冷凍装置の排熱側熱交換器とは同等のまたは同等に近い熱交換容量を有し、
   前記下流側の利用側熱交換器の出口の熱負荷媒体の温度と、前記下流側の利用側熱交換器と前記上流側の利用側熱交換器の間の熱負荷媒体の温度である中間温度との差は、前記中間温度と前記上流側の利用側熱交換器の入口の熱負荷媒体の温度との差とほぼ同じである
   ことを特徴とする空気調和機。
3. 請求項１または請求項２に記載の空気調和機において、
   前記上流側冷凍装置の排熱側熱交換器と前記下流側冷凍装置の排熱側熱交換器とは同等のまたは同等に近い熱交換が行われる
   ことを特徴とする空気調和機。
4. 請求項１または請求項２に記載の空気調和機において、
   前記下流側冷凍装置の圧縮機は、複数の圧縮機である
   ことを特徴とする空気調和機。
5. 請求項１または請求項２に記載の空気調和機において、
   前記下流側冷凍装置の圧縮機は、複数の圧縮機であり、
   前記上流側冷凍装置の前記圧縮機は、運転容量を可変できる圧縮機であり、
   前記下流側冷凍装置の前記複数の圧縮機は、運転容量を可変できる圧縮機と運転容量が固定の圧縮機である
   ことを特徴とする空気調和機。
6. 請求項１に記載の空気調和機において、
   上流側の前記利用側熱交換器と、下流側の前記利用側熱交換器とは、それぞれ前記熱負荷媒体と複数の冷凍サイクルと熱交換できる熱交換器であり、
   下流側の前記圧縮機の合計の運転容量は、上流側の前記圧縮機の合計の運転容量より大きい
   ことを特徴とする空気調和機。
7. 圧縮機、四方弁、排熱側熱交換器、膨張装置および利用側熱交換器が冷媒配管で接続される冷凍装置を複数備え、
   前記各冷凍装置の前記利用側熱交換器の熱負荷媒体の流路が、順番に直列に接続され、
   前記各冷凍装置の前記排熱側熱交換器は、同等のまたは同等に近い熱交換容量を有し、
   前記各冷凍装置の前記圧縮機の運転容量が上流側から下流側になるに従って大きくなる
   ことを特徴とする空気調和機。
8. 請求項７に記載の空気調和機において、
   前記各利用側熱交換器の入口と出口での前記熱負荷媒体の温度の差分はほぼ同じである
   ことを特徴とする空気調和機。
9. 請求項７に記載の空気調和機において、
   前記複数の冷凍装置の前記各排熱側熱交換器は同等のまたは同等に近い熱交換が行われる
   ことを特徴とする空気調和機。
10. 請求項１または請求項２または請求項７に記載の空気調和機において、
    前記利用側熱交換器は、同じ熱交換器が用いられる
    ことを特徴とする空気調和機。
11. 請求項１または請求項２または請求項７に記載の空気調和機において、
    前記各冷凍装置の高圧圧力はほぼ同じ圧力値である
    ことを特徴とする空気調和機。

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