JP4192904B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、超臨界流体を用いる冷凍サイクル装置に関するものであり、特に膨張機を利用する冷凍サイクル装置の構成に関するものである。

以下、従来の膨張機を利用する冷凍装置の一例である。従来の冷凍装置は、膨張機を用いる冷凍装置において、各種運転条件で冷凍装置の運転を可能とし、冷凍装置のＣＯＰを向上させるものである。

具体的には、高圧冷媒の膨張により動力を発生させる膨張機と、この膨張機を駆動する第１電動機、更にこの膨張機と連結されてこれらで発生した動力により駆動されて冷媒を圧縮する第１圧縮機と、第１圧縮機に別個に設けられるとともに第２電動機と連結され、第２電動機で発生した動力により駆動されて冷媒を圧縮する容量可変の第２圧縮機を、第１圧縮機と並列に備えるものである。また、膨張機の入口側と出口側を連通させるバイパス配管を有しており、このバイパス配管には開度可変なバイパス弁が設けられている。

このような従来の構造では、膨張機に連結されない第２圧縮機が第１圧縮機と並列に配置されており、膨張機に連結された第１圧縮機だけでは押しのけ量が不足するような運転条件においても、第２圧縮機を運転することで押しのけ量の不足分を補うことができ、適切な条件で冷凍サイクルを継続させることができるというものであった（例えば、特許文献１参照）。

他の従来例として、冷媒回路に膨張機と複数の利用側熱交換器が設けられた冷凍装置において、各室内熱交換器へ適切な量の冷媒を供給可能とし、各室内熱交換器における対象物の冷却を確実に行うものがある。従来例では、複数の室内熱交換器が並列接続された冷媒回路において、室内制御弁を各室内熱交換器に対応して１つずつ設けているので、各室内制御弁の開度をそれぞれ調節することにより、各室内への冷媒供給量を適切に制御でき、各室内熱交換器における対象物の冷却を確実に行うことができる。

また、冷媒回路に低圧冷媒を液冷媒とガス冷媒とに分離する気液分離器を設けたので、気液二相状態の冷媒ではなく、流量制御が容易な単相の液冷媒を各室内熱交換器へ送ることが可能となり、室内熱交換器への冷媒供給量を一層適切に制御することができるというものであった。（例えば、特許文献２参照）。

また、従来例として、冷媒に二酸化炭素を用い、室外ユニットと複数台の室内ユニットを有し、複数台の室内ユニットを同時に冷房運転もしくは暖房運転を可能とし、または、暖房運転と冷房運転を混在して実施可能とする冷凍装置がある。

従来の冷凍装置は、室外ユニットと複数台の室内ユニットとを、高圧ガス管と低圧ガス管と液管からなるユニット間配管で接続し、複数台の室内ユニットを同時に冷房運転もしくは暖房運転可能としている。また、冷媒に二酸化炭素を使用したので、圧縮機から吐出される冷媒蒸気が高圧ガス管内で凝縮することがなく、フロン系冷媒のように、液化して高圧ガス管内に寝込むといった不都合が解消される。従って、寝込み冷媒の回収用として従来必要であった、高圧ガス管と低圧ガス管との間のバイパス管等が不要になり、配管構造を複雑化させることなく、高圧ガス管内の冷媒寝込みを防止することができるというものであった（例えば、特許文献３参照）。

特開２００４−２１２００６号公報（請求項１、図１） 特開２００３−１２１０１５号公報（００２１欄、図１） 特開２００４−２２６０１８号公報（００３２欄、図１）

従来例では、膨張機を利用する冷凍サイクル装置において、第１圧縮機が第１電動機および膨張機と連結されており、構造が複雑になるとともに、膨張機からの回収動力を優先使用する複雑な制御が必要になるという課題があった。また、他の従来例では、膨張機の出口側に設けた気液分離器で分離したガス冷媒を圧縮機の吸入部に戻していたので、膨張機と連結される圧縮機はガス配管や液配管などの延長配管、減圧手段、熱交換器などを通過する際の圧力損失に相当する昇圧仕事を余分に行う必要があり、消費電力が増加するという課題があった。また、二酸化炭素を用い、高圧ガス管と低圧ガス管と液管の３管でユニット間を接続し、冷房運転と暖房運転を同時に行う冷媒回路構成（以下、３管式システムという）は従来例で示されているが、高圧管、低圧管のみから構成され（以下、２管式システムという）、全ての運転モードで膨張機の回収動力を利用する２管式システムの冷媒回路構成が難しいという課題があった。さらに、２段圧縮式冷凍サイクルの全ての運転モードで膨張機の回収動力を利用する冷媒回路の構成が示されていないという課題があった。

本発明は上記のような従来の課題を解決するためになされたもので、膨張機を利用する冷凍サイクル装置において、冷房運転と暖房運転を同時に行うことができ、または２段圧縮式冷凍サイクルにより２つの異なる蒸発温度（または凝縮温度）で運転することができるなど、各種運転条件で膨張動力を回収可能な冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。

本発明の冷凍サイクル装置は、冷媒として高圧側にて超臨界の状態となる自然冷媒を用いる冷媒回路に設けられ、低圧冷媒を吸入し高圧冷媒を吐出して冷媒を循環させる第１圧縮機と、冷媒回路を循環する冷媒を凝縮もしくは蒸発させる熱源側熱交換器と、第１圧縮機から吐出される冷媒を熱源側熱交換器を介してもしくは熱源側熱交換器を介さずに負荷側へ循環させる様に冷媒回路の冷媒の流を切換えて冷却運転と加熱運転が個別に選択可能な複数設けられた負荷側熱交換器と、高圧冷媒の膨張動力を回収する膨張機と、膨張機にて膨張した冷媒を気液に分離させる気液分離器のガス側出口部と接続し、ガス側出口部からの冷媒を膨張機の回収した動力で圧縮する第２圧縮機と、を備え、第２圧縮機から吐出される冷媒を第１圧縮機の吐出側とを接続し高圧冷媒とするものである。

本発明の冷凍サイクル装置は、冷媒回路の高圧側と低圧側を接続する回路に第３圧縮機及び室内の空調を行う前記負荷側熱交換器とは異なる第２の負荷側熱交換器を並列に設けたものである。

この発明は、膨張機からの回収動力で駆動する第２圧縮機を介して気液分離器のガス側出口部と第１圧縮機の吐出部とを接続したので、各種の運転モードで膨張動力を回収できるとともに、消費電力を低減可能な冷凍サイクル装置を提供することができる。

また、この発明は、第３圧縮機を介して別の空調用熱交換器を設けたので効率の良い広い用途に使用される装置が得られる。

実施の形態１．
以下、本発明の実施の形態１による冷凍サイクル装置について説明する。図１は、本発明の実施形態１に係る冷凍サイクル装置を示す模式図である。図において、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、熱源側ユニットである室外ユニット１００、分岐ユニット３００、負荷側ユニットである室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃ、室外ユニット１００と分岐ユニット３００とを接続する配管である高圧管５２および低圧管５１とにより構成されている。従って、本発明の冷凍サイクル装置は、室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃが個別に冷房運転および暖房運転が選択可能な２管式システムとなる。内部には冷媒として例えば臨界温度（約３１℃）以上で超臨界状態となる二酸化炭素が封入されている。

室外ユニット１００内には、冷媒ガスを圧縮するための第１圧縮機１、冷房運転と暖房運転との第１冷媒流路切換え手段である四方弁２、熱源側熱交換器である室外熱交換器３、外気を強制的に室外熱交換器３の外表面に送風するための図示しない送風機、更には冷房運転、暖房運転ともに高圧管５２に高圧ガス、低圧管５１に低圧ガスを流すための逆止弁２１ａ〜２１ｄが収納されている。分岐ユニット３００内には、冷媒を減圧して二相状態の湿り蒸気とする膨張機４、気液分離器５、気液分離器５の液側出口部に設けられた開度変更可能な第２減圧手段である電子膨張弁１２、膨張機４と同軸に接続され膨張機４で回収した動力で駆動する第２圧縮機９、第２圧縮機の吐出ガスと第１圧縮機の吸入部を熱交換する内部熱交換器２２、気液分離器５で分離されたガス冷媒を第２圧縮機９の吸入側へ導く吸入配管１３、気液分離器５で分離されたガス冷媒を第１圧縮機１の吸入側へ導く第１バイパス配管１４、第１バイパス配管中に設けられた開度変更可能な第３減圧手段である電子膨張弁１０、冷房運転を行う負荷側ユニットが少ない場合に液冷媒を第１圧縮機１の吸入側へバイパスする第２バイパス配管１９、第２バイパス配管中に設けられた開度変更可能な減圧手段である電子膨張弁２０、冷房運転と暖房運転の切換え手段である開閉弁３０、３１、３２、３３、３４、３５、４２、４３、および逆止弁３６、３７、３８、３９、４０、４１およびこれらを接続するための配管が内蔵されている。

四方弁２の第１口２ａは圧縮機１の吐出側と、第２口２ｂは室外熱交換器３の一端と、第３口２ｃは圧縮機１の吸入側と、第４口２ｄは逆止弁２１ａ、２１ｄ側とそれぞれ接続されている。

室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃには、負荷側熱交換器である室内熱交換器７ａ、７ｂ、７ｃ、室内熱交換器７ａ、７ｂ、７ｃへの冷媒分配を調節する第１減圧手段である電子膨張弁６ａ、６ｂ、６ｃ、室内空気を強制的に室内熱交換器７ａ、７ｂ、７ｃの外表面に送風するための図示しない送風機およびそれらを接続するための配管が内蔵されている。室内熱交換器７ａ、７ｂ、７ｃの一端は分岐ユニット３００と接続され、他端は電子膨張弁６ａ、６ｂ、６ｃを介して分岐ユニットに接続されている。なお、本実施の形態では、室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃを３台としているが、２台以下あるいは４台以上としても良い。

上記のように構成された冷凍サイクル装置について運転動作を説明する。まず、全室内ユニットが冷房運転を行う場合を図１と図２に基づいて説明する。図２は、図１の冷媒回路中に示した記号Ａ〜Ｋにおける冷媒状態をＰ−ｈ線図上に示したものである。全冷房運転では、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２aと第２口２ｂが連通し、第３口２ｃと第４口２ｄが連通するように設定される（図１中実線）。また、電磁弁３１、３３、３５、４３は閉止、他の電磁弁は開放され、第２バイパス配管１９中の電子膨張弁２０は全閉される。さらに、逆止弁２１ｃ、２１ｄ、３６、３８、４０は閉止される。

このとき、圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２の第１口２ａから第２口２ｂを通って（状態Ｂ）、室外熱交換器３で被加熱媒体である空気に放熱し（状態Ｃ）、逆止弁２１ｂ、高圧管５２、電磁弁４２を通って膨張機４に流入する。膨張機４に流入した液冷媒は低圧低温の気液二相冷媒となり（状態Ｄ）、気液分離器５に流入する。気液分離器５で分離された液冷媒（状態Ｅ）は、電子膨張弁１２、逆止弁３７、３９、４１を通過して室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃに流入する。

室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃに流入した液冷媒は、電子膨張弁６ａ、６ｂ、６ｃで各室内熱交換器７ａ、７ｂ、７ｃに略均一に分配される。この液冷媒は、室内熱交換器７ａ、７ｂ、７ｃで、図示しない室内空気から吸熱し、自らは蒸発気化する。この低温低圧のガス冷媒は、電磁弁３０、３２、３４を通って（状態Ｇ）、気液分離器５で分離されたガス冷媒のうち、第２圧縮機９で吸引された残りのガス冷媒（状態Ｈ）と合流し（状態Ｉ）、内部熱交換器２２を経て低圧管５１、逆止弁２１ａ、四方弁２の第４口２ｄから第３口２ｃを経て、第１圧縮機１の吸入側（状態Ａ）へ戻る。この時、図示しない室内送風機によって室内熱交換器７ａ、７ｂ、７ｃへ送り込まれた室内空気は、低温低圧の液冷媒により冷却されて室内へ吹き出され、室内を冷房する。

一方、気液分離器５で分離されたガス冷媒（状態Ｆ）は、吸入配管１３を通り、高圧管５２の出口圧力まで第２圧縮機９で圧縮される（状態Ｊ）。第２圧縮機９から吐出されたガス冷媒は、内部熱交換器２２で第１圧縮機１の吸入冷媒と熱交換した後（状態Ｋ）、高圧管５２から流入した液冷媒と合流する。

図２に示したＰ−ｈ線図上の冷凍サイクルでは、第２圧縮機９の吐出圧力は、第１圧縮機１の吐出圧力よりΔＰｄだけ低下し、第２圧縮機の吸入圧力は、第１圧縮機の吸入圧力よりΔＰｓだけ上昇する。これは、以下の理由による。すなわち、第１圧縮機１で圧縮された冷媒は、四方弁２、室外熱交換器３、逆止弁２１ｂ、高圧管５２を通過する際に圧力損失が生じて吐出圧力が低下し、気液分離器５で分離された後、それぞれ電子膨張弁１２、逆止弁３７、３９、４１、電子膨張弁６ａ、６ｂ、６ｃ、室内熱交換器７ａ、７ｂ、７ｃ、内部熱交換器２２、低圧管５１、逆止弁２１ａ、四方弁２を通過する際に圧力損失が生じて吸入圧力が低下するためである。したがって、第２圧縮機９は上記圧力損失に相当する昇圧仕事を行う必要がなく、第２圧縮機の９入力を低減して膨張機の回収動力を有効に利用することができる。

つぎに、全室内ユニットが暖房運転を行う場合について図３と図４に基づいて説明する。図４は、図３の冷媒回路中に示した記号Ａ〜Ｊにおける冷媒状態をＰ−ｈ線図上に示したものである。この場合、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２ａと第４口２ｄが連通し、第２口２ｂと第３口２ｃが連通するように設定される（図３中の実線）。また、電磁弁３０、３２、３４、４２は閉止、他の電磁弁は開放され、電子膨張弁２０は適切な開度に設定される。さらに、逆止弁２１ａ、２１ｂ、３７、３９、４１は閉止される。

このとき、圧縮機１で圧縮され高温高圧の超臨界状態となった冷媒は四方弁２の第１口２ａから第４口２ｄ、逆止弁２１ｄ、高圧管５２を経て分岐ユニット３００に流入する。ここで、高温高圧の冷媒は、電磁弁３１、３３、３５を通過し、室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃにそれぞれ流入する。ここで、図示しない室内空気に放熱して室内を暖房すると共に自らは温度が低下する。この中温高圧の冷媒は、電子膨張弁６ａ、６ｂ、６ｃを通過し（状態C）、逆止弁３６、３８、４０を経て膨張機４に流入する。膨張機４で減圧された冷媒は気液分離器５に流入する（状態D）。気液分離器５で分離された液冷媒（状態Ｅ）は、電子膨張弁２０で減圧され（状態Ｇ）、内部熱交換器２２を通過した後、低圧管５１、逆止弁２１ｃを経て室外熱交換器３に流入する。一方、気液分離器５で分離されたガス冷媒（状態Ｆ）は、吸入配管１３を通り、高圧管５２の出口圧力まで第２圧縮機９で圧縮される（状態Ｊ）。第２圧縮機９の吐出ガスと第１圧縮機の吐出ガスは合流して状態Iとなる。このとき、冷媒は配管抵抗により内部熱交換器２２へは流れない。

室外熱交換器３に流入した低温低圧の液冷媒（状態H）は、図示しない室外送風機によって送り込まれる外気から吸熱するとともに自らは蒸発する。蒸発したガス冷媒は、四方弁２の第２口２ｂから第３口２ｃを経て第１圧縮機１の吸入側へ戻る（状態A）。

図４に示したＰ−ｈ線図上の冷凍サイクルでは、第２圧縮機の吐出圧力は、第１圧縮機の吐出圧力よりΔＰｄだけ低下し、第２圧縮機の吸入圧力は、第１圧縮機の吸入圧力よりΔＰｓだけ上昇する。これは、以下の理由による。すなわち、第１圧縮機で圧縮された冷媒は、四方弁２、逆止弁２１ｄ、高圧管５２を通過する際に圧力損失が生じて吐出圧力が低下し、一方、気液分離器５で分離された液冷媒は、電子膨張弁２０、内部熱交換器２２、低圧管５１、逆止弁２１ｃ、室外熱交換器３、四方弁２を通過する際に圧力損失が生じて吸入圧力が低下するためである。したがって、第２圧縮機は上記圧力損失に相当する昇圧仕事を行う必要がなく、第２圧縮機の入力を低減して膨張機の回収動力を有効に利用することができる。

つぎに、室内ユニット２００ｂ、２００ｃが冷房運転、２００ａが暖房運転となる冷房主体運転について図５と図６に基づいて説明する。図６は、図５の冷媒回路中に示した記号Ａ〜Lにおける冷媒状態をＰ−ｈ線図上に示したものである。この場合、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２ａと第２口２ｂが連通し、第３口２ｃと第４口２ｄが連通するように設定される（図３中の実線）。また、電磁弁３０、３３、３５、４２は閉止、他の電磁弁は開放され、電子膨張弁２０は全閉される。さらに、逆止弁２１ｃ、２１ｄ、３６、３８、４１は閉止される。

このとき、圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２の第１口２ａから第２口２ｂを通って（状態Ｂ）、室外熱交換器３で被加熱媒体である空気にある程度放熱して中温高圧の冷媒となり（状態Ｃ）、逆止弁２１ｂ、高圧管５２、電磁弁３１を通って室内ユニット２００ａに流入する。ここで、図示しない室内空気に更に放熱して室内を暖房すると共に自らは温度が低下する。この低温高圧の冷媒は、電子膨張弁６ａを通過し（状態Ｋ）、逆止弁４０を経て膨張機４に流入する。膨張機４に流入した低温高圧の冷媒は低温低圧の気液二相冷媒となり（状態Ｄ）、気液分離器５に流入する。気液分離器５で分離された液冷媒（状態Ｅ）は、電子膨張弁１２、逆止弁３７、３９を通過して室内ユニット２００ｂ、２００ｃに流入する。

室内ユニット２００ｂ、２００ｃに流入した液冷媒は、電子膨張弁６ｂ、６ｃで各室内熱交換器７ｂ、７ｃに均一に分配される。この液冷媒は、室内熱交換器７ｂ、７ｃで、図示しない室内空気から吸熱し、自らは蒸発気化する。この低温低圧のガス冷媒は、電磁弁３２、３４を通って（状態Ｇ）、気液分離器５で分離されたガス冷媒のうち、第２圧縮機９で吸引された残りのガス冷媒（状態Ｈ）と合流し（状態Ｉ）、内部熱交換器２２を経て低圧管５１、逆止弁２１ａ、四方弁２の第４口２ｄから第３口２ｃを経て、第１圧縮機１の吸入側（状態Ａ）へ戻る。この時、図示しない室内送風機によって室内熱交換器７ｂ、７ｃへ送り込まれた室内空気は、低温低圧の液冷媒により冷却されて室内へ吹き出され、室内を冷房する。

一方、気液分離器５で分離されたガス冷媒（状態Ｆ）は、吸入配管１３を通り、高圧管５２の出口圧力まで第２圧縮機９で圧縮される（状態Ｊ）。第２圧縮機９から吐出されたガス冷媒は、電磁弁４３を通過して高圧管５２から分岐ユニット３００に流入した中温高圧の冷媒と合流する（状態L）。このとき、冷媒は配管抵抗により内部熱交換器２２へは流れない。

図６に示したＰ−ｈ線図上の冷凍サイクルでは、第２圧縮機の吐出圧力は、第１圧縮機の吐出圧力よりΔＰｄだけ低下し、第２圧縮機の吸入圧力は、第１圧縮機の吸入圧力よりΔＰｓだけ上昇する。これは、以下の理由による。すなわち、第１圧縮機で圧縮された冷媒は、四方弁２、室外熱交換器３、逆止弁２１ｂ、高圧管５２を通過する際に圧力損失が生じて吐出圧力が低下し、気液分離器５で分離された液冷媒は、電子膨張弁１２、逆止弁３７、３９、電子膨張弁６ｂ、６ｃ、室内熱交換器７ｂ、７ｃ、電磁弁３２、３４、内部熱交換器２２、低圧管５１、逆止弁２１ａ、四方弁２を通過する際に圧力損失が生じて吸入圧力が低下するためである。したがって、第２圧縮機は上記圧力損失に相当する昇圧仕事を行う必要がなく、第２圧縮機の入力を低減して膨張機の回収動力を有効に利用することができる。

つぎに、室内ユニット２００ａ、２００ｂが暖房運転、２００ｃが冷房運転となる暖房主体運転について図７と図８に基づいて説明する。図８は、図７の冷媒回路中に示した記号Ａ〜Kにおける冷媒状態をＰ−ｈ線図上に示したものである。この場合、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２ａと第４口２ｄが連通し、第２口２ｂと第３口２ｃが連通するように設定される（図７中の実線）。また、電磁弁３０、３２、３５、４２は閉止、他の電磁弁は開放され、電子膨張弁２０はある開度に設定される。さらに、逆止弁２１ａ、２１ｂ、３６、３９、４１は閉止される。

このとき、圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２の第１口２ａから第４口２ｄを通って（状態Ｂ）、逆止弁２１ｄ、高圧管５２を経て分岐ユニット３００に流入する。ここで、高温高圧の冷媒は、電磁弁３１、３３を通過し、室内ユニット２００ａ、２００ｂにそれぞれ流入する。ここで、図示しない室内空気に放熱して室内を暖房すると共に自らは温度が低下する。この中温高圧の冷媒は、電子膨張弁６ａ、６ｂを通過し（状態C）、逆止弁３８、４０を経て膨張機４に流入する。膨張機４で減圧された冷媒は気液分離器５に流入する（状態D）。気液分離器５で分離された液冷媒（状態Ｅ）の一部は、電子膨張弁２０で減圧される（状態Ｇ）。他の一部は、電子膨張弁１２を通って室内ユニット２００ｃに流入する。

室内ユニット２００ｃに流入した液冷媒は、室内熱交換器７ｃで、図示しない室内空気から吸熱し、自らは蒸発気化する。この低温低圧のガス冷媒は電磁弁３４を通り（状態Ｈ）、電子膨張弁２０で減圧された気液二相冷媒に加え、気液分離器５で分離されたガス冷媒のうち第２圧縮機９で吸引された残りのガス冷媒と合流し、内部熱交換器２２を経て低圧管５１、逆止弁２１ｃを通り、室外熱交換器３に流入する（状態K）。

室外熱交換器３に流入した低温低圧の液冷媒（状態K）は、図示しない室外送風機によって送り込まれる外気から吸熱するとともに自らは蒸発する。蒸発したガス冷媒は、四方弁２の第２口２ｂから第３口２ｃを経て第１圧縮機１の吸入側へ戻る（状態A）。

一方、気液分離器５で分離されたガス冷媒（状態Ｆ）は、吸入配管１３を通り、高圧管５２の出口圧力まで第２圧縮機９で圧縮される（状態Ｊ）。第２圧縮機９から吐出されたガス冷媒は、電磁弁４３を通過して高圧管５２から分岐ユニット３００に流入した高温高圧の冷媒と合流する。このとき、冷媒は配管抵抗により内部熱交換器２２へは流れない。

図８に示したＰ−ｈ線図上の冷凍サイクルでは、第２圧縮機の吐出圧力は、第１圧縮機の吐出圧力よりΔＰｄだけ低下し、第２圧縮機の吸入圧力は、第１圧縮機の吸入圧力よりΔＰｓだけ上昇する。これは、以下の理由による。すなわち、第１圧縮機で圧縮された冷媒は、四方弁２、逆止弁２１ｄ、高圧管５２を通過する際に圧力損失が生じて吐出圧力が低下し、気液分離器５で分離された液冷媒は、電子膨張弁１２、逆止弁３７、電子膨張弁６ｃ、室内熱交換器７ｃ、電磁弁３４、内部熱交換器２２、低圧管５１、逆止弁２１ｃ、室外熱交換器３、四方弁２を通過する際に圧力損失が生じて吸入圧力が低下するためである。したがって、第２圧縮機は上記圧力損失に相当する昇圧仕事を行う必要がなく、第２圧縮機の入力を低減して膨張機の回収動力を有効に利用することができる。

つぎに、室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃが全て暖房運転時のＰ−ｈ線図である図９を用いて膨張機４での回収動力、気液分離器５で発生するガス発生量、第２圧縮機９での圧縮仕事を比較する。膨張機４を通過する冷媒流量をＧｒ、膨張機４出入口でのエンタルピー差をΔＨ１とすれば、膨張機４での回収動力Wｅは以下の（１）式で表される。
Ｗｅ＝Ｇｒ×ΔH１ （１）
同様に第２圧縮機での圧縮仕事W２は、冷媒流量をGｒ２、第２圧縮機９でのエンタルピー差をΔH２とすれば、以下の（２）式で表される。
Ｗ２＝Ｇｒ２×ΔH２ （２）
回収動力が第２圧縮機９での圧縮仕事に等しい（Ｗｅ＝Ｗ２）ことから、（１）、（２）式より、（３）式が得られる。
Ｇｒ２＝Ｇｒ×（ΔＨ１／ΔＨ２） （３）
また、気液分離器５で分離されたガスの流量Ｇｓは、Ｆ−Ｅ間のエンタルピー差ΔＨ０に対するＤ−Ｅ間のエンタルピー差ΔＨ３の比率、すなわち乾き度Ｘ（ΔＨ３／ΔＨ０）分だけ発生するから、（４）式で表される。
Ｇｓ＝Ｇｒ×（ΔＨ３／ΔＨ０） （４）
ここで、（３）式中のΔＨ１／ΔＨ２は、圧縮機のエンタルピー差に対する膨張機のエンタルピー差の比であり、一般に０〜０．２程度である。また、（４）式中のΔＨ３／ΔＨ０は乾き度Ｘであり、冷媒がＣＯ２の場合、一般に０．２〜０．６程度となる。したがって、（３）、（４）式よりＧｒ２＜Ｇｓとなり、第２圧縮機９で必要な冷媒流量Ｇｒ２は気液分離器５で十分に供給することができるとともに、冷媒流量の差分（Ｇｓ−Ｇｒ２）が電子膨張弁１０を通してバイパスされることになる。

一方、膨張機４と第２圧縮機９は、同軸で接続されており、第２圧縮機９は膨張機４と同一回転数で回転する。一例として、膨張機４と第２圧縮機９を両方とも押しのけ容積が一定の容積型流体機械であるスクロール型とし、それぞれの押しのけ容積比をε（＝第２圧縮機排除容積／膨張機排除容積＝Ｖｃ／Ｖｅ）とし、膨張機４と第２圧縮機９の吸入密度をそれぞれρｅ、ρｃとすれば、回転数一定の条件から（５）式が得られる。
Ｇｒ２＝Ｇｒ×ε×（ρｃ／ρｅ） （５）
（３）、（５）式より、（６）式が得られる。
ρｃ／ρｅ＝（ΔＨ１／ΔＨ２）／ε （６）
以上から、第２圧縮機９の吸入密度ρｃ、エンタルピー差ΔＨ２、膨張機９の吸入密度ρｅ、出入口エンタルピー差ΔＨ１、ε（＝Ｖｃ／Ｖｅ）のいずれかを（６）式が成立するように制御する必要がある。従来例では、膨張機４にバイパス弁を設け、膨張機４を通過する流量を制御する例が示されているが、これは上記εを調整することに相当する。

本実施の形態では、外気温度、室内温度、空調負荷などの環境条件によって気液分離器５から供給される冷媒流量Ｇｓと第２圧縮機９の冷媒流量Ｇｒ２にアンバランスが生じた場合、その差分（Ｇｓ−Ｇｒ２）を電子膨張弁１０でバイパスする。すなわち、電子膨張弁１０の開度は、上記差分の冷媒流量が流れるように調節される。同様に、膨張機４の回収動力と第２圧縮機９の圧縮動力にアンバランスが生じた場合、電子膨張弁１２の開度を（６）式が成立するように適正に制御する。すなわち、（６）式の右辺が大きい場合（ρｃ／ρｅ＜（ΔＨ１／ΔＨ２）／ε）は、電子膨張弁１２の開度を小さくし、図９に示す膨張機出口部と蒸発器入口部との圧力差ΔＰｅを大きくして、ρｃを増加させる。このとき、（６）式右辺のΔＨ１／ΔＨ２も同時に変化するが、分母、分子ともに小さくなるため、ΔＨ１／ΔＨ２の変化は小さく、実用範囲では（６）式が成立するように動作する。一方、（６）式の左辺が大きい場合（ρｃ／ρｅ＞（ΔＨ１／ΔＨ２）／ε）、電子膨張弁１２の開度を大きくし、図９に示す膨張機出口部と蒸発器入口部との圧力差ΔＰｅを小さくして、ρｃを減少させる。このとき、（６）式右辺のΔＨ１／ΔＨ２も同時に変化するが、分母、分子ともに大きくなるため、ΔＨ１／ΔＨ２の変化は小さく、（６）式が成立するように動作する。

本実施の形態では、電子膨張弁１２の開度を調整して、（６）式を成立させる例を示したが、これに限るものではなく、室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃ内の電子膨張弁６ａ、６ｂ、６ｃの開度を調整して（６）式を成立させるように構成しても良い。また、第２圧縮機の吸入配管１３中に第４減圧手段である電子膨張弁を設け、この電子膨張弁の開度を変更するようにしても良い。また、熱源側熱交換器および負荷側熱交換器として、空気熱交換器を用いる空気調和機の例を示したが、ブラインや水を被冷却媒体や被加熱媒体として用いる二重管式やプレート式などの液−液熱交換器を用い、チラーや給湯機を構成するようにしても良い。

以上のように本実施の形態では、負荷側ユニットが冷房運転および暖房運転を個別に選択可能な冷凍サイクル装置であつて、全冷房運転、全暖房運転、冷房主体運転、暖房主体運転の全ての運転モードで膨張機を利用して膨張動力を回収することができる。また、膨張機と連結された第２圧縮機９に電動機を設けていないため、簡単な構成と制御で膨張機の回収動力を利用できる。このとき、膨張機の回収動力で駆動する第２圧縮機は、高圧管や低圧管などの延長配管、電子膨張弁、熱交換器、四方弁などを通過する際の圧力損失に相当する昇圧仕事を行う必要なく、第２圧縮機９の入力、すなわち消費電力が低減される。さらに、電子膨張弁１２の開度を制御することで如何なる運転条件でも回収動力を利用可能な冷凍サイクル装置を提供できる。以上の説明では室外ユニット１００が１台の場合を例にしたがこの室外ユニットが複数でも良い。また負荷側ユニットである室内ユニットをそれぞれ別個に設けても、あるいは一つの室内ユニットの中に複数の熱交換器と電子膨張弁を設けるなどの構成も可能である。更に分岐ユニット構成品を室外ユニットや室内ユニットに収納して配管で接続しても良いことは当然である。更に便宜状各機器、装置類を各ユニットに分けて説明したが、ユニット構成無しに必要な個所に必要な機器類を配置して高圧管、低圧管で接続するなどの冷凍サイクル構造であっても良いことは当然である。

実施の形態２．
以下、本発明の実施の形態２による冷凍サイクル装置について説明する。図１０は、本発明の実施形態２に係る冷凍サイクル装置を示す模式図である。図において、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、冷房運転時は２つの異なる蒸発温度で運転し、暖房運転時は２つの異なる凝縮温度で運転する２段圧縮型冷凍サイクル装置である。冷房運転時には低段側で潜熱負荷を処理し、高段側で顕熱負荷を処理する。暖房運転時には低段側で中温風を吹き出し、高段側で高温風を吹き出す。本冷凍サイクル装置は、熱源側ユニットである室外ユニット１００、第１負荷側ユニットである室内２００ａ、２００ｂ、２００ｃ、第２負荷側ユニット３００、室外ユニット１００と第２負荷側ユニット３００を接続する第１液管５４および第１ガス管５３、第２負荷側ユニット３００と室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃとを接続する第２液管５６および第２ガス管５５とにより構成されている。内部には冷媒として例えば臨界温度（約３１℃）以上で超臨界状態となる二酸化炭素が封入されている。なお図１乃至図９にて説明した符号と同じ符号の部品や構成品などは実施の形態１で説明した構成と動作と同様なものである。又冷凍サイクル全体の動作も実施の形態１と同様なものである。

室外ユニット１００内には、冷房運転時に高段側圧縮機となる第１圧縮機１、冷房運転と暖房運転との第１冷媒流路切換え手段である四方弁２、熱源側熱交換器である室外熱交換器３、外気を強制的に室外熱交換器３の外表面に送風するための図示しない送風機が収納されている。第２負荷側ユニット３００内には、冷房運転時に低段側圧縮機となる第３圧縮機６３、第２流路切換え手段である四方弁６１、第３流路切換え手段である四方弁６０、第２負荷側熱交換器６４、第２減圧手段である電子膨張弁６５、冷媒を減圧して二相状態の湿り蒸気とする膨張機４、気液分離器５、気液分離器５の液側出口部に設けられた開度変更可能な第３減圧手段である電子膨張弁１２、膨張機４と同軸に接続され膨張機４で回収した動力で駆動する第２圧縮機９、冷房運転時に第２圧縮機９の吐出ガスと第１圧縮機の吸入部を熱交換する内部熱交換器２２、気液分離器５で分離されたガス冷媒を第２圧縮機９の吸入側へ導く吸入配管１３、気液分離器５で分離されたガス冷媒を低圧側へ導く第１バイパス配管１４、６７、第１バイパス配管中に設けられた開度変更可能な第４減圧手段である電子膨張弁１０、６８、開閉弁６６、およびこれらを接続するための配管が内蔵されている。

四方弁２の第１口２ａは圧縮機１の吐出側と、第２口２ｂは室外熱交換器３の一端と、第３口２ｃは圧縮機１の吸入側と、第４口２ｄは低圧管５１とそれぞれ接続されている。四方弁６０の第１口６０ａは第１液管５４の出口側と、第２口６０ｂは膨張機４の入口側と、第３口６０ｃは第２液管５６の入口側と、第４口６０ｄは電子膨張弁１２とそれぞれ接続されている。四方弁６１の第１口６１ａは第３圧縮機６３の吐出側と、第２口６１ｂは内部熱交換器２２と第２ガス管５５の間に接続される配管と、第３口６１ｃは第３圧縮機６３の吸入側と、第４口６０ｄは第２負荷側熱交換器６４の一端とそれぞれ接続されている。

室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃには、第１負荷側熱交換器である室内熱交換器７ａ、７ｂ、７ｃ、室内熱交換器への冷媒分配を調節する第１減圧手段である電子膨張弁６ａ、６ｂ、６ｃ、室内空気を強制的に室内熱交換器７ａ、７ｂ、７ｃの外表面に送風するための図示しない送風機およびそれらを接続するための配管が内蔵されている。室内熱交換器７ａ、７ｂ、７ｃの一端は第２負荷側ユニット３００と接続され、他端は電子膨張弁６ａ、６ｂ、６ｃを介して第２負荷側ユニットに接続されている。なお、本実施の形態では、室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃを３台としているが、２台以下あるいは４台以上としても良い。

上記のように構成された冷凍サイクル装置について運転動作を説明する。まず、冷房運転を行う場合を図１０と図１１に基づいて説明する。図１１は、図１０の冷媒回路中に示した記号Ａ〜Oにおける冷媒状態をＰ−ｈ線図上に示したものである。冷房運転では、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２aと第２口２ｂが連通し、第３口２ｃと第４口２ｄが連通するように設定され、第２負荷側ユニット３００内部の四方弁６０は第１口６０aと第２口６０ｂが連通し、第３口６０ｃと第４口６０ｄが連通するように設定され、四方弁６１は第１口６１aと第２口６１ｂが連通し、第３口６１ｃと第４口６１ｄが連通するように設定される。また、電磁弁６６は閉止、電子膨張弁６８は全閉、電子膨張弁６７は適切な開度に設定される。

このとき、圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２の第１口２ａから第２口２ｂを通って（状態Ｂ）、室外熱交換器３で被加熱媒体である空気に放熱し（状態Ｃ）、第１液管５４を通って第２負荷側ユニット３００に流入する。第２負荷側ユニット３００に流入した冷媒は、内部熱交換器２２からの液冷媒と合流し（状態O）、四方弁６０の第１口６０ａから第２口６０ｂを通って、膨張機４に流入する。膨張機４に流入した液冷媒は低圧低温の気液二相冷媒となり（状態Ｄ）、気液分離器５に流入する。気液分離器５で分離された液冷媒（状態Ｅ）は、電子膨張弁１２、四方弁６０の第４口６０ｄから第３口６０ｃを経て（状態H）、一部が第２液管５６へ供給され、室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃに流入する。

室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃに流入した液冷媒は、電子膨張弁６ａ、６ｂ、６ｃで各室内熱交換器７ａ、７ｂ、７ｃに均一に分配される。この液冷媒は、室内熱交換器７ａ、７ｂ、７ｃで、図示しない室内空気から吸熱し、自らは蒸発気化する。この低温低圧のガス冷媒（状態Ｉ）は、第２ガス管５５を通過した後、第２負荷側ユニット３００内で第３圧縮機６３から吐出された冷媒（状態Ｌ）と合流し、内部熱交換器２２を経て第１ガス管５３、四方弁２の第４口２ｄから第３口２ｃを経て、第１圧縮機１の吸入側へ戻る（状態Ａ）。この時、図示しない室内送風機によって室内熱交換器７ａ、７ｂ、７ｃへ送り込まれた室内空気は、低温低圧の液冷媒により冷却されて室内へ吹き出され、室内を冷房する。

このとき、気液分離器５で分離されたガス冷媒（状態Ｆ）は、吸入配管１３を通り、第１液管５４の出口圧力まで第２圧縮機９で圧縮される（状態Ｇ）。第２圧縮機９から吐出されたガス冷媒は、内部熱交換器２２で第１圧縮機１の吸入冷媒と熱交換した後（状態Ｎ）、第１液管５４から流入した冷媒と合流する（状態Ｏ）。

また、第２負荷側ユニット３００内では、第２液管５６へ供給されない冷媒のほかの一部が電子膨張弁６５から流入した冷媒（状態Ｊ）が第２負荷側熱交換器６４で蒸発し、主に室内の潜熱負荷を処理する。蒸発したガス冷媒は（状態Ｋ）、四方弁６１の第４口６１ｄから第３口６１ｃを通って、第３圧縮機６３で圧縮される（状態Ｌ）。圧縮された冷媒は、第２ガス管５５を通過して流入した冷媒と合流する（状態Ｍ）。

図１１に示したＰ−ｈ線図上の冷凍サイクルでは、第２圧縮機の吐出圧力は、第１圧縮機の吐出圧力よりΔＰｄだけ低下し、第２圧縮機の吸入圧力は、第１圧縮機の吸入圧力よりΔＰｓだけ上昇する。これは、以下の理由による。すなわち、第１圧縮機で圧縮された冷媒は、四方弁２、室外熱交換器３、第１液管５４を通過する際に圧力損失が生じて吐出圧力が低下し、気液分離器５で分離された液冷媒は、電子膨張弁１２、四方弁６０、第２液管５６、電子膨張弁６ａ、６ｂ、６ｃ、室内熱交換器７ａ、７ｂ、７ｃ、第２ガス管５５、内部熱交換器２２、第１ガス管５３、四方弁２を通過する際に圧力損失が生じて吸入圧力が低下するためである。したがって、第２圧縮機は上記圧力損失に相当する昇圧仕事を行う必要がなく、第２圧縮機の入力を低減して膨張機の回収動力を有効に利用することができる。

つぎに、暖房運転について図１２と図１３に基づいて説明する。図１３は、図１２の冷媒回路中に示した記号Ａ〜Ｈ、Ｊ〜Ｍにおける冷媒状態をＰ−ｈ線図上に示したものである。この場合、室外ユニット１００内部の四方弁２は第１口２ａと第４口２ｄが連通し、第２口２ｂと第３口２ｃが連通するように設定され、第２負荷側ユニット３００内部の四方弁６０は第１口６０aと第４口６０ｄが連通し、第２口６０ｂと第３口６０ｃが連通するように設定され、四方弁６１は第１口６１aと第４口６１ｄが連通し、第２口６１ｂと第３口６１ｃが連通するように設定される。また、電磁弁６６は開放、電子膨張弁１０は全閉、電子膨張弁６８は適切な開度に設定される。

このとき、圧縮機１で圧縮され高温高圧の超臨界状態となった冷媒は四方弁２の第１口２ａから第４口２ｄ、第１ガス管５３を経て第２負荷側ユニット３００に流入する。第２負荷側ユニット３００に流入した高温高圧の冷媒（状態Ｂ）は、内部熱交換器２２を通過し（状態Ｍ）、室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃの暖房負荷に応じた冷媒流量が第２ガス管５５に供給され、室内ユニット２００ａ、２００ｂ、２００ｃにそれぞれ流入する。ここで、図示しない室内空気に放熱して室内を暖房すると共に自らは温度が低下する。この中温高圧の冷媒は、電子膨張弁６ａ、６ｂ、６ｃを通過し（状態C）、第２液管５６を経て、第２負荷側ユニット３００に流入する。第２負荷側ユニット３００に流入した冷媒は、四方弁６０の第３口６０ｃ、第２口６０ｂを経て膨張機４に流入する。膨張機４で減圧された冷媒は気液分離器５に流入する（状態D）。気液分離器５で分離された液冷媒（状態Ｅ）は、電子膨張弁１２で減圧され、四方弁６０の第４口６０ｄ、第１口６０ａ、第１液管５４を経て室外熱交換器３に流入する（状態Ｈ）。

室外熱交換器３に流入した低温低圧の液冷媒（状態H）は、図示しない室外送風機によって送り込まれる外気から吸熱するとともに自らは蒸発する。蒸発したガス冷媒は、四方弁２の第２口２ｂから第３口２ｃを経て第１圧縮機１の吸入側へ戻る（状態A）。一方、気液分離器５で分離されたガス冷媒（状態Ｆ）は、内部熱交換器２２の出口圧力（状態Ｍ）まで第２圧縮機９で圧縮される（状態Ｇ）。第２圧縮機９の吐出ガスは電磁弁６６を通過し、第１圧縮機の吐出ガスと合流し、四方弁６１に流入する。四方弁６１の第２口６１ｂ、第３口６１ｃを通過した冷媒は（状態Ｌ）、第３圧縮機６３で更に圧縮され、四方弁６１の第１口６１ａ、第４口６１ｄを経て第２負荷側熱交換器６４に流入する（状態Ｋ）。第２負荷側熱交換器６４で放熱した冷媒は（状態Ｊ）、電子膨張弁６５で減圧されて第２液管５６から第２負荷側ユニット３００に流入した冷媒と合流する。

図１３に示したＰ−ｈ線図上の冷凍サイクルでは、第２圧縮機の吐出圧力は、第１圧縮機の吐出圧力よりΔＰｄだけ低下し、第２圧縮機の吸入圧力は、第１圧縮機の吸入圧力よりΔＰｓだけ上昇する。これは、以下の理由による。すなわち、第１圧縮機１で圧縮された冷媒は、四方弁２、第２ガス管５３、内部熱交換器２２を通過する際に圧力損失が生じて吐出圧力が低下し、気液分離器５で分離された液冷媒は、電子膨張弁１２、四方弁６０、第１液管５４、室外熱交換器３、四方弁２を通過する際に圧力損失が生じて吸入圧力が低下するためである。したがって、第２圧縮機は上記圧力損失に相当する昇圧仕事を行う必要がなく、第２圧縮機の入力を低減して膨張機の回収動力を有効に利用することができる。

つぎに、暖房運転時のＰ−ｈ線図である図１４を用いて膨張機４での回収動力、気液分離器５で発生するガス発生量、第２圧縮機９での圧縮仕事を比較する。実施の形態１と同様に、膨張機４を通過する冷媒流量をＧｒ、膨張機４出入口でのエンタルピー差をΔH1、第２圧縮機での冷媒流量をＧｒ2、第２圧縮機９でのエンタルピー差をΔH２とすれば、膨張機４での回収動力と第２圧縮機での圧縮仕事が等しい条件より、以下の（７）式が得られる。
Ｇｒ２＝Ｇｒ×（ΔＨ１／ΔＨ２） （７）
また、気液分離器５で分離されたガスの流量Ｇｓは、乾き度Ｘ（ΔＨ３／ΔＨ０）分だけ発生するから、（８）式で表される。
Ｇｓ＝Ｇｒ×（ΔＨ３／ΔＨ０） （８）
ここで、（７）式中のΔＨ１／ΔＨ２は一般に０〜０．２程度、（８）式中のΔＨ３／ΔＨ０は一般に０．２〜０．６程度となるから、Ｇｒ２＜Ｇｓとなり、第２圧縮機９で必要な冷媒流量Ｇｒ２は気液分離器５で十分に供給することができる。また、冷媒流量の差分（Ｇｓ−Ｇｒ２）が冷房運転時は電子膨張弁１０を通してバイパスされ、暖房運転時は電子膨張弁６８を通してバイパスされることになる。

一方、膨張機４と第２圧縮機９は、同軸で接続されており、膨張機４と第２圧縮機９のそれぞれの押しのけ容積比をε（＝第２圧縮機排除容積／膨張機排除容積＝Ｖｃ／Ｖｅ）とし、膨張機４と第２圧縮機９の吸入密度をそれぞれρｅ、ρｃとすれば、回転数一定の条件から（９）式が得られる。
Ｇｒ２＝Ｇｒ×ε×（ρｃ／ρｅ） （９）
（７）、（９）式より、（１０）式が得られる。
ρｃ／ρｅ＝（ΔＨ１／ΔＨ２）／ε （１０）
以上から、第２圧縮機９の吸入密度ρｃ、エンタルピー差ΔＨ２、膨張機９の吸入密度ρｅ、出入口エンタルピー差ΔＨ１、ε（＝Ｖｃ／Ｖｅ）のいずれかを（１０）式が成立するように制御する必要がある。

本実施の形態では、外気温度、室内温度、空調負荷などの環境条件によって気液分離器５から供給される冷媒流量Ｇｓと第２圧縮機９の冷媒流量Ｇｒ２にアンバランスが生じた場合、その差分（Ｇｓ−Ｇｒ２）を電子膨張弁１０、６８でバイパスする。すなわち、冷房運転時では電子膨張弁１０の開度を、暖房運転時では電子膨張弁６８の開度を上記差分の冷媒流量が流れるように調節する。同様に、膨張機４の回収動力と第２圧縮機９の圧縮動力にアンバランスが生じた場合、電子膨張弁１２の開度を（１０）式が成立するように適正に制御する。すなわち、（１０）式の右辺が大きい場合（ρｃ／ρｅ＜（ΔＨ１／ΔＨ２）／ε）は、電子膨張弁１２の開度を小さくし、図１４に示す膨張機出口部と蒸発器入口部との圧力差ΔＰｅを大きくして、ρｃを増加させる。このとき、（１０）式右辺のΔＨ１／ΔＨ２も同時に変化するが、分母、分子ともに小さくなるため、ΔＨ１／ΔＨ２の変化は小さく、実用範囲では（１０）式が成立するように動作する。一方、（１０）式の左辺が大きい場合（ρｃ／ρｅ＞（ΔＨ１／ΔＨ２）／ε）、電子膨張弁１２の開度を大きくし、図１４に示す膨張機出口部と蒸発器入口部との圧力差ΔＰｅを小さくして、ρｃを減少させる。このとき、（１０）式右辺のΔＨ１／ΔＨ２も同時に変化するが、分母、分子ともに大きくなるため、ΔＨ１／ΔＨ２の変化は小さく、（１０）式が成立するように動作する。

以上のように本実施の形態では、冷房運転時に２つの異なる蒸発温度を、暖房運転時に２つの異なる凝縮温度を生成する２段圧縮式の冷凍サイクル装置において、全運転モードに対し膨張動力を回収することができる。また、膨張機と連結された第２圧縮機９に電動機を設けていないため、簡単な構成と制御で膨張機の回収動力を利用できる。また、膨張機の回収動力で駆動する第２圧縮機は、ガス管や液管などの延長配管、電子膨張弁、熱交換器、四方弁などを通過する際の圧力損失に相当する昇圧仕事を行う必要なく、第２圧縮機９の入力、すなわち消費電力が低減される。さらに、電子膨張弁１２の開度を制御することで如何なる運転条件でも回収動力を利用可能な冷凍サイクル装置を提供できる。

以上実施の形態１及び２で述べてきた様に、この発明の冷凍サイクル装置は、膨張機を利用するものであって、第１圧縮機１からの高圧側冷媒を膨張機４の膨張動力を回転力に変換し膨張した冷媒を気液分離機５にて分離し、このうちのガス冷媒を膨張機が駆動する第２圧縮機９にて圧縮して高圧側に戻し省エネルギーを図るもので、更に高圧側に戻す前の第２圧縮機で圧縮された冷媒を内部熱交換器２２を通して効率の良い冷凍サイクル装置を得るものである。この場合膨張機は従来絞り装置で摩擦損失や渦損失の形で無駄に熱として捨てられていた流体の体積膨張に伴う膨張仕事、式（１）で示される様に膨張機４出入口でのエンタルピー差ΔH1である断熱熱落差を回収して機械エネルギー例えば回転動力や往復動力に変換し圧縮機の圧縮仕事として活用する。このように本発明では膨張機で駆動する第２圧縮機は室内の空調で冷房時、暖房時とも第１圧縮機の流量を減らす手段として動作させており、第１圧縮機の補助として、動力低減の手段として利用している。一方これに対し第１、第３圧縮機は電動機駆動のものを使用する。

本発明の冷凍装置として高圧で超臨界となる冷媒で、さらに地球環境によい自然冷媒を使用する。従来のＨＦＣ冷媒では高圧側が体積膨張の小さな液体であるとともに絞り装置出口に相当する低圧の乾き度も小さいため膨張損失は小さく膨張動力の回収動力が小さかったが、高圧で超臨界となる冷媒では高圧側の体積膨張が大きくなると共に、即ち密度減少が大きくなり低圧の乾き度が大きくなるため膨張損失が大きくなるので膨張動力を利用することが省エネルギーに有効である。その上この膨張動力のみを第２圧縮機の駆動力に利用し再び冷媒を高圧側に戻すことで更に省エネルギーを図ることが出来る。言いかえると高圧の流体が低圧に膨張する際に膨張仕事を行い、これに伴う従来熱として消費していた仕事を圧縮機の駆動力とする、特に超臨界状態となるＣＯ２はガス状態に近いため大きな回収効果を得ようというものである。なおこのような仕事を行う冷媒としては空気、窒素、ヘリウムなどでも良く、あるいは炭酸ガス冷媒とＨＦＣ他の冷媒との混合冷媒でも良い。

本発明では膨張動力を回収し圧縮機に利用してガス冷媒を再び高圧に戻すことで効率向上を図るが、更に気液分離器出口のガスを吸引し、高圧や低圧部をバイパスさせて圧損を低減することで省エネルギーを図ることが出来る。図１や図１０などにて示される膨張機４と第２の圧縮機９とは密閉容器の内部に一体となったスクロール構造で冷媒の膨張動力を冷媒圧縮に伝達させるものが最も効率的である。即ち密閉容器中の両端に膨張固定スクロールと第２圧縮固定スクロールが固定され、中心部には回転軸を支持する軸受が設けられる。この各固定スクロールに対向させて容器中央部に回転軸により揺動回転する各揺動スクロールが同一の変心で揺動回転する様に一体の回転子として設けられている。即ち膨張吸入管から膨張固定スクロールを通して膨張揺動スクロールとの噛合い空間の軸中心に近い個所に高圧冷媒が吸入されこの揺動スクロールを揺動させながら回転子を回転させ容器壁部に近い外側の噛合い空間から膨張吐出管へと吐出され気液分離器９へ冷媒が導かれる。気液分離された高圧ガスは同じ密閉容器に設けられた第２圧縮吸入管から第２圧縮固定スクロールを介して第２圧縮揺動スクロールとの噛合い空間の軸中心より外れた外側に近い個所にこのガス冷媒が吸入されこの第２圧縮揺動スクロールの揺動にともない、即ち膨張動力により回転子が回転させられることにより軸中心に近い内側の噛合い空間から第２圧縮吐出管へとガス圧力を上昇させられて吐出され高圧配管へ戻される。

また本発明では図１０の様に高圧の流体が低圧に膨張する際に膨張仕事を行い、これに伴う従来熱として消費していた仕事を圧縮機の駆動力として冷媒圧力を高めたガス冷媒をモータにより駆動される第３圧縮機６３により更に圧力を高め第２負荷側熱交換器、第２減圧手段を通すという暖房時の運転を行うと共に、冷却運転時には負荷側熱交換器で空調対象空間内にある空気の顕熱処理を行うと共に第２負荷側熱交換器で空調対象空間内にある空気の除湿処理を行うことが出来、潜熱と顕熱を分離した処理により更に省エネルギーを図ることが出来る。

この発明は図１等に示す様に室外機である熱源側ユニット１００に第１圧縮機１、室外熱交換器３、室外送風機などを設け、室内の複数の負荷側ユニット２００との間の中間地点に分岐ユニット３００を設け、この分岐ユニット３００内に膨張機４、気液分離機５を設け暖房時は気液分離したガス冷媒を第２圧縮機９で昇圧しこの分岐ユニット内の高圧配管に接続する。又冷房時は第２圧縮機で昇圧した高圧ガスを分岐ユニット内で低圧ガス管と熱交換して高圧液として高圧液管に接続する。これにより２管式で全冷房運転、冷房主体運転、暖房主体運転、全暖房運転、等各種運転モードで常に膨張機を利用できる省エネルギー運転が可能になる。又第２圧縮機を含めた機器が分岐ユニット内に配置でき冷凍サイクル装置が簡単にまとめられると共に延長配管の圧損に伴う余分な圧縮仕事を低減することが出来る。即ち膨張機に直結された第２圧縮機が延長配管、熱交換器、弁類の圧損に相当する昇圧仕事分だけ低減し効率が向上する。

又本発明は室外に設けられた第２負荷側ユニット３００内の膨張機出口部に気液分離機を設け、気液分離後のガス冷媒をこの室外ユニット１００とは別のユニット３００内の高圧配管に接続する。即ち暖房時は第２圧縮機であるサブ圧縮機で昇圧した高圧ガスをユニット３００内で潜熱用圧縮機である第３の圧縮機の吸入側である高圧ガス管に接続する。冷房時はサブ圧縮機で昇圧した高圧ガスをユニット３００内の低圧ガス管と熱交換した後で高圧液としてユニット３００内の高圧液管に接続する。これにより冷房及び暖房運転で膨張機を利用でき省エネルギー運転が行える。

したがって潜熱と顕熱を分離し処理するビル用マルチなどの室外配置の空気調和機ユニット１００に設けられる第１圧縮機の圧縮仕事を大幅に低減し効率を向上させることが出来る。又ユニット３００に第２圧縮機を配置しており延長配管の圧損に伴う余分な圧縮仕事を低減でき、更に気液分離器により低圧側に流れる冷媒流量を低減したため低圧圧損に伴う圧縮仕事も低減でき効率の良い装置とすることができる。

以上実施の形態１及び２で述べてきた様に、この発明の冷凍サイクル装置は、冷媒を圧縮する第１圧縮機、冷媒を凝縮又は蒸発させる熱源側熱交換器、負荷の運転状態に応じて冷媒の流れを切換える第１流路切換え手段からなる熱源側ユニットと、熱源側ユニットもしくは負荷側からの高圧冷媒により回転力を得て膨張させる膨張機を通した冷媒の気液を分離させる気液分離器からなる分岐ユニットと、第１減圧手段、負荷側熱交換器からなる複数の負荷側ユニットを有し、冷媒として二酸化炭素等超臨界状態の様に非常に高い圧力差を有する自然冷媒を用いるとともに、複数の負荷側ユニットが個別に冷却運転と加熱運転を選択可能な冷凍サイクル装置で、膨張機からの回収動力のみ、即ち電動機を使用しないで駆動する第２圧縮機を介して気液分離器のガス側出口部と第１圧縮機の吐出部とを接続したことを特徴とするものである。

この発明の冷凍サイクル装置は、第２圧縮機の出口部と第１圧縮機の吸入部とを熱交換する内部熱交換器を設けたことを特徴とするものである。又この発明の冷凍サイクル装置は、気液分離器の液側出口部に第２減圧手段を設けたことを特徴とするものである。又この発明は、第１圧縮機の吸入部と気液分離器のガス側出口部とを、開度変更可能な第３減圧手段を介して第１バイパス配管で接続したことを特徴とするものである。又この発明の冷凍サイクル装置は、気液分離器のガス側出口部と第２圧縮機の吸入部との間に、開度変更可能な第４減圧手段を設けたことを特徴とするものである。

また、この発明の冷凍サイクル装置は、低圧冷媒を圧縮して高圧冷媒を吐出する第１圧縮機、吐出され循環する冷媒を蒸発もしくは凝縮する熱源側熱交換器、循環する冷媒の流方向を切換える第１流路切換え手段からなる熱源側ユニットと、冷媒流量を調整可能な第１減圧手段を有する第１負荷側熱交換器が複数設けられた第１負荷側ユニットと、少なくとも第２圧縮機、第２負荷側熱交換器、第２流路切換え手段、膨張機、気液分離器からなる第２負荷側ユニットとを有し、冷媒として二酸化炭素を用いる２段圧縮式の冷凍サイクル装置で、膨張機からの回収動力のみで駆動する第２圧縮機を介して気液分離器のガス側出口部と第１圧縮機の吐出部とを接続したことを特徴とするものである。

この発明の冷凍サイクル装置は、第２圧縮機の出口部と第１圧縮機の吸入部とを熱交換する内部熱交換器を設けたことを特徴とするものである。又この発明の冷凍サイクル装置は、気液分離器の液側出口部に第２減圧手段を設けたことを特徴とするものである。又この発明の冷凍サイクル装置は、第１圧縮機の吸入部と気液分離器のガス側出口部とを、開度変更可能な第３減圧手段を介して第１バイパス配管で接続したことを特徴とするものである。又この発明の冷凍サイクル装置は、気液分離器のガス側出口部と第２圧縮機の吸入部との間に、開度変更可能な第４減圧手段を設けたことを特徴とするものである。又この発明の冷凍サイクル装置は、膨張機の入口部に第３流路切換え手段を設けたことを特徴とするものである。

この発明の冷凍サイクル装置は、少なくとも第１圧縮機、熱源側熱交換器、第１流路切換え手段からなる熱源側ユニットと、少なくとも膨張機、気液分離器からなる分岐ユニットと、少なくとも第１減圧手段、負荷側熱交換器からなる複数の負荷側ユニットを有し、冷媒として二酸化炭素を用いるとともに、複数の負荷側ユニットが個別に冷却運転と加熱運転を選択可能な冷凍サイクル装置において、膨張機からの回収動力のみで駆動する第２圧縮機を介して気液分離器のガス側出口部と第１圧縮機の吐出部とを接続したので、全ての運転モードで膨張動力を回収できるとともに、消費電力を低減可能な冷凍サイクル装置を提供することができる。

また、この発明の冷凍サイクル装置は、第２圧縮機の出口部と第１圧縮機の吸入部とを熱交換する内部熱交換器を設けたので、全ての運転モードで膨張動力を回収可能な冷凍サイクル装置を提供することができる。

また、この発明の冷凍サイクル装置は、気液分離器の液側出口部に第２減圧手段を設けたので、膨張機での回収動力と第２圧縮機の圧縮動力にアンバランスが生じた場合でも適切に動力を調整することができる。

また、この発明の冷凍サイクル装置は、第１圧縮機の吸入部と気液分離器のガス側出口部とを、開度変更可能な第３減圧手段を介して第１バイパス配管で接続したので、気液分離器から供給される冷媒流量と第２圧縮機の冷媒流量にアンバランスが生じた場合でも適切に冷媒流量を調整することができる。

また、この発明の冷凍サイクル装置は、気液分離器のガス側出口部と第２圧縮機の吸入部との間に、開度変更可能な第４減圧手段を設けたので、膨張機での回収動力と第２圧縮機の圧縮動力にアンバランスが生じた場合でも適切に動力を調整することができる。

また、この発明の冷凍サイクル装置は、少なくとも第１圧縮機、熱源側熱交換器、第１流路切換え手段からなる熱源側ユニットと、少なくとも第１減圧手段と第１負荷側熱交換器からなる複数の第１負荷側ユニットと、少なくとも第３圧縮機、第２負荷側熱交換器、第２流路切換え手段、膨張機、気液分離器からなる第２負荷側ユニットとを有し、冷媒として二酸化炭素を用いる２段圧縮式の冷凍サイクル装置において、膨張機からの回収動力のみで駆動する第２圧縮機を介して気液分離器のガス側出口部と第１圧縮機の吐出部とを接続したので、２段圧縮式冷凍サイクルの全ての運転モードで膨張機の回収動力を利用することができる。

また、この発明の冷凍サイクル装置は、第２圧縮機の出口部と第１圧縮機の吸入部とを熱交換する内部熱交換器を設けたので、２段圧縮式冷凍サイクルの全ての運転モードで膨張機の回収動力を利用することができる。

また、この発明の冷凍サイクル装置は、気液分離器の液側出口部に第２減圧手段を設けたので、膨張機での回収動力と第２圧縮機の圧縮動力にアンバランスが生じた場合でも適切に動力を調整することができる。

また、この発明の冷凍サイクル装置は、第１圧縮機の吸入部と気液分離器のガス側出口部とを、開度変更可能な第３減圧手段を介して第１バイパス配管で接続したので、気液分離器から供給される冷媒流量と第２圧縮機の冷媒流量にアンバランスが生じた場合でも適切に冷媒流量を調整することができる。

また、この発明の冷凍サイクル装置は、気液分離器のガス側出口部と第２圧縮機の吸入部との間に、開度変更可能な第４減圧手段を設けたので、膨張機での回収動力と第２圧縮機の圧縮動力にアンバランスが生じた場合でも適切に動力を調整することができる。

また、この発明の冷凍サイクル装置は、膨張機の入口部に第３流路切換え手段を設けたので、全ての運転モードで膨張機での回収動力を利用することができる。

本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の全冷房運転の冷媒流れを示す図である。 本発明の実施の形態１に係るＰ−ｈ線図上での全冷房運転の動作を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の全暖房運転の冷媒流れを示す図である。 本発明の実施の形態１に係るＰ−ｈ線図上での全暖房運転の動作を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の冷房主体運転の冷媒流れを示す図である。 本発明の実施の形態１に係るＰ−ｈ線図上での冷房主体運転の動作を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の暖房主体運転の冷媒流れを示す図である。 本発明の実施の形態１に係るＰ−ｈ線図上での暖房主体運転の動作を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る膨張機での回収動力、第２圧縮機での圧縮動力、膨張機、第２圧縮機、気液分離器の冷媒流量の関係を説明する図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の冷房運転の冷媒流れを示す図である。 本発明の実施の形態２に係るＰ−ｈ線図上での冷房運転の動作を示す図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の暖房運転の冷媒流れを示す図である。 本発明の実施の形態２に係るＰ−ｈ線図上での暖房運転の動作を示す図である。 本発明の実施の形態２に係る膨張機での回収動力、第２圧縮機での圧縮動力、膨張機、第２圧縮機、気液分離器の冷媒流量の関係を説明する図である。

符号の説明

１ 第１圧縮機、 ２、６０、６１ 四方弁、 ３ 熱源側熱交換器、 ４ 膨張機、 ５ 気液分離器、 ６ａ、６ｂ、６ｃ、１０、１２、２０、６５、６８ 電子膨張弁、 ７ａ、７ｂ、７ｃ 室内熱交換器、 ９ 第２圧縮機、 １３ 吸入配管、 １４、６７ 第１バイパス配管、 １９ 第２バイパス配管、 ２１ａ、２１ｂ、２１ｃ、２１ｄ、３６、３７、３８、３９、４０、４１ 逆止弁、 ２２ 内部熱交換器、 ３０、３１、３２、３３、３４、３５、４２、４３、６６ 電磁弁、 ５１ 高圧管、 ５２ 低圧管、 ５３ 第１ガス管、 ５４ 第１液管、 ５５ 第２ガス管、 ５６ 第２液管、 ６３ 第３圧縮機、 ６４ 第２負荷側熱交換器、 １００ 室外ユニット、 ２００ａ、２００ｂ、２００ｃ 室内ユニット、 ３００ 分岐ユニットあるいは第２負荷側ユニット。

Claims (10)

1. 冷媒として高圧側にて超臨界の状態となる自然冷媒を用いる冷媒回路に設けられ、低圧冷媒を吸入し高圧冷媒を吐出して前記冷媒を循環させる第１圧縮機と、前記冷媒回路を循環する冷媒を凝縮もしくは蒸発させる熱源側熱交換器と、前記第１圧縮機から吐出される冷媒を前記熱源側熱交換器を介してもしくは前記熱源側熱交換器を介さずに負荷側へ循環させる様に前記冷媒回路の冷媒の流を切換えて冷却運転と加熱運転が個別に選択可能な複数設けられた負荷側熱交換器と、前記高圧冷媒の膨張動力を回収する膨張機と、前記膨張機にて膨張した冷媒を気液に分離させる気液分離器のガス側出口部と接続し、前記ガス側出口部からの冷媒を前記膨張機の回収した動力で圧縮する第２圧縮機と、を備え、前記第２圧縮機から吐出される冷媒を前記第１圧縮機の吐出側とを接続し高圧冷媒とすることを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記冷媒回路の高圧側と低圧側を接続する回路に第３圧縮機及び室内の空調を行う前記負荷側熱交換器とは異なる第２の負荷側熱交換器を並列に設けたことを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記負荷側熱交換器と前記第２の負荷側熱交換器は冷房運転時もしくは暖房運転時に異なる圧力で運転されることを特徴とする請求項２記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記第２圧縮機の出口部と前記第１圧縮機の吸入部とを熱交換する内部熱交換器を設けたことを特徴とする請求項１又は２記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記気液分離器の液側出口部に減圧手段を設けたことを特徴とする請求項１乃至請求項４のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記第１圧縮機の吸入部と前記気液分離器のガス側出口部とを、開度変更可能な減圧手段を介してバイパス配管で接続したことを特徴とする請求項１乃至５のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記気液分離器のガス側出口部と前記第２圧縮機の吸入部との間を開度変更可能な減圧手段を介してバイパス配管で接続したことを特徴とする請求項１乃至６のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
8. 前記膨張機の入口部に流路切換手段を設けたことを特徴とする請求項１乃至７のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
9. 少なくとも前記第１圧縮機と前記熱源側熱交換器を設けられた熱源側ユニットと、室内に設けられ複数の前記負荷側熱交換器からなる負荷側ユニットと、少なくとも前記第２圧縮機、前記膨張機及び前記気液分離器を設けられた分岐ユニットと、を備え、冷媒として二酸化炭素を用い、前記分岐ユニットに配置される機器は前記冷媒回路の高圧側配管と低圧側配管に接続されることを特徴とする請求項１又は２記載の冷凍サイクル装置。
10. 前記分岐ユニットに前記負荷側熱交換器とは異なる負荷側熱交換器を設け、前記室内の空調を行うことを特徴とする請求項９記載の冷凍サイクル装置。

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