冷凍サイクル装置
【課題】暖房運転時に２次冷媒回路を有効に機能させ、かつ、全体のエネルギー効率を向上させる。
【解決手段】１次冷媒回路１２では、第１熱交換器１８および第２熱交換器１９の間で冷媒経路１７に第１膨張弁２３、第３熱交換器２４および第２膨張弁２５が順番に組み込まれる。２次冷媒回路１３の第２冷媒は暖房運転時に第３熱交換器２４で第１冷媒から吸熱する。暖房運転にあたって第１冷媒には第５熱交換器４４で第２冷媒から熱エネルギーが移される。そのことにより第１冷媒の蒸発温度は高まる。よって、第１冷媒の蒸発圧力は高まる。この蒸発圧力の高まりは第１圧縮機１４の吸入圧力を高める。結果として第１圧縮機１４の動力は低減される。
【解決手段】１次冷媒回路１２では、第１熱交換器１８および第２熱交換器１９の間で冷媒経路１７に第１膨張弁２３、第３熱交換器２４および第２膨張弁２５が順番に組み込まれる。２次冷媒回路１３の第２冷媒は暖房運転時に第３熱交換器２４で第１冷媒から吸熱する。暖房運転にあたって第１冷媒には第５熱交換器４４で第２冷媒から熱エネルギーが移される。そのことにより第１冷媒の蒸発温度は高まる。よって、第１冷媒の蒸発圧力は高まる。この蒸発圧力の高まりは第１圧縮機１４の吸入圧力を高める。結果として第１圧縮機１４の動力は低減される。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は空気調和機といった冷凍サイクル装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
例えば、特許文献１の図７に開示されるように、二酸化炭素といった低い地球温暖化係数を有する冷媒を利用した冷凍サイクル装置、すなわち、空気調和機は広く知られている。この空気調和機は１次冷媒回路および２次冷媒回路を備えている。１次冷媒回路では冷媒に二酸化炭素（以下「第１冷媒」という）が利用される。２次冷媒回路では冷媒に二酸化炭素よりも良好なエネルギー消費効率を有する冷媒（以下「第２冷媒」という）、例えば、プロパンが利用される。１次冷媒回路と２次冷媒回路とは冷媒−冷媒熱交換器で相互に連結される。２次冷媒回路は冷媒−冷媒熱交換器の働きで冷房運転時に室外熱交換器と膨張弁との間で二酸化炭素から吸熱する。こうして二酸化炭素のエンタルピーは室内熱交換器への流入に先立って十分に低下する。それにより二酸化炭素の臨界温度よりも外気温が高くても、遷臨界サイクルの室内熱交換器で十分なエンタルピー差（冷凍効果）が確保されることができる。
【０００３】
一方、暖房運転時には２次冷媒回路は冷媒−冷媒熱交換器で放熱する。したがって、１次冷媒回路では膨張弁と室外熱交換器との間で二酸化炭素の蒸発温度は高まる。すなわち、冷媒の蒸発圧力は高まる。よって、圧縮機の吸入圧力も高まる。圧縮比が小さくなるため圧縮機の動力は低減される。したがって、空気調和機のエネルギー効率は向上する。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】国際公開第２００５／０５２４６７号
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、暖房運転時には２次冷媒回路の室外熱交換器は低温の外気に曝されることから、冷房運転時に比べて２次冷媒回路の室外熱交換器と冷媒−冷媒熱交換器との間に大きな圧力差が要求される。また、低外気温の環境では２次冷媒回路の圧縮機への吸入密度が小さくなることから、所定の能力を得るために冷媒循環量を増大させる必要がある。その結果、２次冷媒回路の圧縮機には大きな動力が要求される。こうしたことから、前述のように１次冷媒回路の圧縮機で動力が低減されるものの、空気調和機全体では期待されるほどエネルギー効率は向上することができない。
【０００６】
本発明によれば、暖房運転時に２次冷媒回路を有効に機能させることができ、かつ、全体のエネルギー効率を向上させることができる冷凍サイクル装置が提供されることができる。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
冷凍サイクル装置の一形態は、第１熱交換器および第２熱交換器の間で冷媒経路に順番に組み込まれる第１膨張弁、第３熱交換器および第２膨張弁を有し、第１圧縮機から選択的に前記第１熱交換器または前記第２熱交換器に高温高圧の第１冷媒が供給されると前記冷媒経路を通って前記第２熱交換器または前記第１熱交換器から前記第１冷媒を前記第１圧縮機に戻す１次冷媒回路と、前記第３熱交換器に接続されて、第２圧縮機および第３膨張弁の間で第４熱交換器に高温高圧の第２冷媒を供給し、前記第３膨張弁で減圧された前記第２冷媒を前記第３熱交換器を通って前記第２圧縮機に戻す２次冷媒回路と、前記１次冷媒回路で前記第１膨張弁および前記第１熱交換器の間に組み込まれて、前記第２冷媒から前記第１冷媒に熱エネルギーを移す第５熱交換器とを備える。
【０００８】
こういった冷凍サイクル装置では、２次冷媒回路の第２冷媒は冷房運転時に第３熱交換器で第１冷媒から吸熱する。第１熱交換器が放熱器として働く場合には、蒸発器として働く第２熱交換器への流入に先立って第１冷媒のエンタルピーは減少する。その結果、第１冷媒の臨界温度より外気温が高くても、第２熱交換器で十分にエンタルピー差（冷凍効果）が確保されることができる。ここで、２次冷媒回路や第３熱交換器の追加に代えて、圧縮機の吸入側と膨張弁の手前との間に内部熱交換器を組み込み、蒸発器として働く熱交換器でエンタルピー差（冷凍効果）を増大することが考えられる。こうした内部熱交換器の場合と異なり、本発明に係る冷凍サイクル装置の一形態では過熱度が高まらないので、第１圧縮機の吐出温度が過度に高温に上昇することは抑えられることができる。したがって、良好な冷房運転は実現されることができる。
【０００９】
同様に、２次冷媒回路の第２冷媒は暖房運転時にも第３熱交換器で第１冷媒から吸熱する。第２熱交換器が放熱器として働く場合には、蒸発器として働く第１熱交換器への流入に先立って第１冷媒のエンタルピーは減少する。冷房運転から暖房運転に切り替わった後に冷房運転時と同様に２次冷媒回路が動作しても、蒸発器となった第１熱交換器の蒸発温度が第３熱交換器の働きで意図した温度以上に過度に低下し第１熱交換器の効率が悪化することは回避されることができる。また、内部熱交換器を使ってエンタルピー差（冷凍効果）が増大する場合と異なり、圧縮機の吐出温度が過度に高温に上昇することは抑制されることができる。
【００１０】
この冷凍サイクル装置では、暖房運転にあたって第１冷媒には第５熱交換器で第２冷媒から熱エネルギーが移される。その結果、第１冷媒の蒸発温度は高まる。第５熱交換器が追加されない場合の蒸発圧力に比べて第１冷媒の蒸発圧力は高まる。蒸発圧力の高まりは第１圧縮機の吸入圧力を高める。このことから、圧縮比が低下することにより第１圧縮機の動力は低減される。よって、空際調和機のエネルギー効率は向上する。ここで、第１圧縮機の動力の低減にあたって第２圧縮機の動作はそのまま維持される。基本的に外気温度が低下しても第３熱交換器の２次冷媒回路側の蒸発温度は変わらないので第２圧縮機の冷媒吸入密度は高い値で安定する。そのため、第２圧縮機で動力の増加は要求されない。したがって、第１圧縮機の動力の低減はそのまま冷凍サイクル装置全体のエネルギー効率の向上に寄与する。その一方で、例えば国際公開第２００５／０５２４６７号（特許文献１）の図７に開示されるように、冷房運転時には冷媒−冷媒熱交換器で１次冷媒回路の冷媒から２次冷媒回路に放熱され、暖房運転時には冷媒−冷媒熱交換器で１次冷媒回路の冷媒は２次冷媒回路から吸熱する場合には、暖房運転時に１次冷媒回路の圧縮機の動力は低減されるものの、２次冷媒回路の室外熱交換器は低温の外気に曝されることから、冷房運転時に比べて２次冷媒回路の室外熱交換器と冷媒−冷媒熱交換器との間に大きな圧力差が要求されてしまう。その結果、圧縮比の増大に伴って２次冷媒回路の圧縮機には大きな動力が要求される。したがって、空気調和機全体では期待されるほどエネルギー効率は向上することができない。
【００１１】
前記第５熱交換器は前記第１膨張弁と前記第１熱交換器との間に配置されればよい。その結果、第１冷媒の蒸発温度は高まる。第５熱交換器が追加されない場合の蒸発圧力に比べて第１冷媒の蒸発圧力は高まる。この蒸発圧力の高まりは第１圧縮機の吸入圧力を高める。よって、第１圧縮機の圧縮比は低下しその動力は低減される。
【００１２】
冷凍サイクル装置は、暖房運転時に、前記第２熱交換器から放出される熱エネルギーを受ける暖気の環境に、前記第４熱交換器から放出される熱エネルギーを受ける暖気を送り込むダクトをさらに備えてもよい。前述の一形態に係る冷凍サイクル装置では、冷房運転時だけでなく暖房運転時でも２次冷媒回路は運転されることができることから、暖房運転時に２次冷媒回路の凝縮器として働く第４熱交換器から熱エネルギーは回収されることができる。すなわち、第３熱交換器で回収された低温の熱は第２圧縮機の働きで高温の熱に変換されることができる。第３熱交換器で第１冷媒から取り出された熱エネルギーは暖気として第２熱交換器から放出される熱エネルギーに加えられることができる。こうして熱エネルギーは無駄なく利用されることができる。全体として熱エネルギーは効率的に利用されることができる。その結果、良好な暖房運転は実現されることができる。
【００１３】
冷凍サイクル装置は、前記ダクトを開閉する開閉板と、前記開閉板の開閉を制御する制御回路とをさらに備えてもよい。こういった開閉板によれば、冷房運転時には、第２熱交換器で生成される冷気に、第４熱交換器から放出される熱エネルギーが加えられることは回避されることができる。その結果、第２熱交換器で効率的に空気は冷却されることができる。
【００１４】
冷凍サイクル装置は、前記第２冷媒回路の循環経路に前記第２圧縮機および前記第４熱交換器の間で組み込まれて、前記第５熱交換器に高温高圧の前記第２冷媒を送り込む分配弁をさらに備えてもよい。こうして第４熱交換器の上流で第５熱交換器に冷媒が送り込まれてもよい。その他、冷凍サイクル装置は、前記第２冷媒回路の循環経路に前記第４熱交換器および前記第３膨張弁の間で組み込まれて、前記第５熱交換器に高温高圧の前記第２冷媒を送り込む分配弁をさらに備えてもよい。このように第４熱交換器の下流で第５熱交換器に向かって冷媒が分配されると、第４熱交換器の下流で第２冷媒はさらに冷却されることになり、過冷却が促進された状態で第２冷媒は第３膨張弁に至ることから、第４熱交換器の上流で分配される場合に比べて成績係数（ＣＯＰ）は向上する。
【発明の効果】
【００１５】
本発明によれば、暖房運転時に２次冷媒回路は有効に機能し、かつ、冷凍サイクル装置全体でエネルギー効率は向上する。
【図面の簡単な説明】
【００１６】
【図１】本発明の第１実施形態に係る空気調和機の構成を概略的に示す図である。
【図２】空気調和機の制御系を概略的に示すブロック図である。
【図３】冷房運転時に第１冷媒および第２冷媒の流れを示す図である。
【図４】冷房運転時に第１冷媒の状態変化を概略的に示すモリエル線図である。
【図５】暖房運転時に第１冷媒および第２冷媒の流れを示す図である。
【図６】暖房運転時に第１冷媒の状態変化を概略的に示すモリエル線図である。
【図７】内部熱交換器を利用した場合の第１冷媒の状態変化を概略的に示すモリエル線図である。
【図８】本発明の第２実施形態に係る空気調和機の構成を概略的に示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１７】
以下、添付図面を参照しつつ本発明の一実施形態を説明する。
【００１８】
図１は本発明の第１実施形態に係る冷凍サイクル装置、すなわち、空気調和機１１の構成を概略的に示す。空気調和機１１は１次冷媒回路１２および２次冷媒回路１３を備える。１次冷媒回路１２および２次冷媒回路１３はそれぞれ冷凍回路を構成する。１次冷媒回路１２では例えばＣＯ２（二酸化酸素）といった自然冷媒が第１冷媒として使用される。ＣＯ２は遷臨界サイクルを形成する。ただし、例えばフロンよりも小さい地球温暖化係数を有する物質であって遷臨界サイクルを形成する物質であれば、第１冷媒にはＣＯ２以外の物質が利用されてもよい。第１冷媒は外気（または室外に相当する環境の空気）と室内の空気（または室内に相当する環境の空気）との間で熱エネルギーをやり取りする。
【００１９】
２次冷媒回路１３では、ＣＯ２以外の物質、例えばプロパンが第２冷媒として使用される。その他、第２冷媒にはプロパンに代えてＨＦＣ系、ＨＦＯ系、ＨＣ系、アンモニア、またはそれらの混合物が用いられてもよい。特に、第２冷媒には、第１冷媒よりも高いエネルギー消費効率を有する物質が用いられればよい。第２冷媒は第１冷媒から吸熱し高温高圧の状態にしてから外気に向かって熱エネルギーを放出する。
【００２０】
１次冷媒回路１２は圧縮機（以下「第１圧縮機」という）１４を備える。第１圧縮機１４は第１循環経路１５に組み込まれる。第１循環経路１５は四方弁１６の第１口１６ａおよび第２口１６ｂを相互に結ぶ。第１循環経路１５は、例えば銅管などの冷媒配管で形成される。第１圧縮機１４の吸込口１４ａは四方弁１６の第１口１６ａに冷媒配管を介して接続される。第１口１６ａからガス冷媒は第１圧縮機１４の吸込口１４ａに供給される。第１圧縮機１４は低圧のガス冷媒を所定の圧力まで圧縮する。第１圧縮機１４の吐出口１４ｂは四方弁１６の第２口１６ｂに冷媒配管を介して接続される。第１圧縮機１４の吐出口１４ｂからガス冷媒は四方弁１６の第２口１６ｂに供給される。
【００２１】
四方弁１６の第３口１６ｃおよび第４口１６ｄには第２循環経路１７を形成する冷媒配管が接続される。第２循環経路１７は、例えば銅管などの冷媒配管で形成されればよい。第２循環経路１７は四方弁１６の第３口１６ｃおよび第４口１６ｄを相互に結ぶ。こうして四方弁１６は第１循環経路１５および第２循環経路１７を相互に接続する。１次冷媒回路１２では第１冷媒は第１循環経路１５および第２循環経路１７を交互に循環する。
【００２２】
第２循環経路１７には、第３口１６ｃ側から順番に、第１熱交換器、すなわち、室外熱交換器１８および第２熱交換器、すなわち、室内熱交換器１９が組み込まれる。室外熱交換器１８は第１口１８ａおよび第２口１８ｂを有する。第１口１８ａおよび第２口１８ｂの間で冷媒は室外熱交換器１８を通過する。室外熱交換器１８は、通過する冷媒と周囲の空気との間で熱エネルギーの交換を実現する。室外熱交換器１８の第１口１８ａは四方弁１６の第３口１６ｃに冷媒配管を介して接続される。四方弁１６の働きで、室外熱交換器１８の第１口１８ａは、第１圧縮機１４の吸込口１４ａおよび圧縮機１４の吐出口１４ｂのうちいずれかに切り替え可能に接続される。
【００２３】
室外熱交換器１８に関連づけられて送風ファン２１が設置される。送風ファン２１は羽根車の回転に応じて気流を生成する。気流は室外熱交換器１８を通過する。通過する気流の流量は羽根車の毎分回転数に応じて調整される。気流の流量に応じて室外熱交換器１８では冷媒と空気との間で交換される熱エネルギー量が調整される。
【００２４】
室内熱交換器１９は第１口１９ａおよび第２口１９ｂを有する。第１口１９ａおよび第２口１９ｂの間で冷媒は室内熱交換器１９を通過する。室内熱交換器１９は、通過する冷媒と周囲の空気との間で熱エネルギーの交換を実現する。室内熱交換器１９の第２口１９ｂは四方弁１６の第４口１６ｄに接続される。四方弁１６の働きで、室内熱交換器１９の第２口１９ｂは、第１圧縮機１４の吸込口１４ａおよび圧縮機１４の吐出口１４ｂのうちいずれかに切り替え可能に接続される。
【００２５】
室内熱交換器１９に関連づけられて送風ファン２２が設置される。送風ファン２２は羽根車の回転に応じて気流を生成する。気流は室内熱交換器１９を通過する。通過する気流の流量は羽根車の毎分回転数に応じて調整される。気流の流量に応じて室内熱交換器１９では冷媒と空気との間で交換される熱エネルギー量が調整されることができる。室内熱交換器１９および送風ファン２２は例えば室内機に組み込まれる。室内機は例えば建物内の室内空間ＲＭに設置される。その他、室内機は室内空間ＲＭに相当する環境空間に設置されればよい。
【００２６】
室外熱交換器１８および室内熱交換器１９の間で第２循環経路１７には室外熱交換器１８側から順番に第１膨張弁２３、第３熱交換器、すなわち、第１冷媒−冷媒熱交換器２４および第２膨張弁２５が組み込まれる。第１膨張弁２３および第２膨張弁２５はそれぞれ第１冷媒の流通量を制御する。その開度に応じて第１冷媒の流通量は調整される。こうした調整に応じて第１膨張弁２３の上流および下流で第１冷媒に圧力差が生じる。同様に、第２膨張弁２５の上流および下流で第１冷媒に圧力差が生じる。
【００２７】
第１冷媒−冷媒熱交換器２４は１次冷媒回路１２の第２循環経路１７を提供する第１流通路２６を備える。第１流通路２６は第１口２６ａおよび第２口２６ｂを有する。第１口２６ａおよび第２口２６ｂの間で冷媒は第１流通路２６を通過する。第１流通路２６の第１口２６ａは第１膨張弁２３に接続される。第１流通路２６の第２口２６ｂは第２膨張弁２５に接続される。
【００２８】
同時に、第１冷媒−冷媒熱交換器２４は第２流通路２７を備える。第２流通路２７は第１流通路２６に相対して延びる。例えば、第２流通路２７は第１流通路２６に平行に延びてもよい。第２流通路２７は第１口２７ａおよび第２口２７ｂを有する。第１口２７ａおよび第２口２７ｂの間で冷媒は第２流通路２７を通過する。
【００２９】
２次冷媒回路１３は第３循環経路２８を備える。第３循環経路２８は第１冷媒-冷媒熱交換器２４の第２流通路２７に接続される。第３循環経路２８は、例えば銅管などの冷媒配管で形成される。第３循環経路２８は第２流通路２７の第１口２７ａおよび第２口２７ｂを相互に結ぶ。
【００３０】
第３循環経路２８には、圧縮機（以下「第２圧縮機」という）３１、第４熱交換器、すなわち、空気熱交換器３２および第３膨張弁３３が順番に組み込まれる。第２圧縮機３１は低圧のガス冷媒を所定の圧力まで圧縮する。第２圧縮機３１の働きで高温高圧に圧縮された第２冷媒は空気熱交換器３２に供給される。空気熱交換器３２は通過する第２冷媒と周囲の空気との間で熱エネルギーの交換を実現する。空気熱交換器３２は凝縮器として機能する。空気熱交換器３２から熱エネルギーは放出される。
【００３１】
前述のように、第１冷媒−冷媒熱交換器２４は１次冷媒回路１２の第２循環経路１７に組み込まれると同時に２次冷媒回路１３の第３循環経路２８に組み込まれる。第１流通路２６内の第１冷媒と第２流通路２７内の第２冷媒との間で熱エネルギーの交換が実現される。こうした熱エネルギーの交換にあたって、熱交換器に代えて、例えば、第１流通路２６の配管と第２流通路２７の配管とを相互に接触させる構造が採用されることもできる。こうして第１冷媒−冷媒熱交換器２４で第１冷媒は冷却される。
【００３２】
空気熱交換器３２に関連づけられて送風ファン３４が設置される。送風ファン３４は羽根車の回転に応じて気流を生成する。気流は空気熱交換器３２を通過する。通過する気流の流量は羽根車の毎分回転数に応じて調整される。気流の流量に応じて空気熱交換器３２では冷媒と空気との間で交換される熱エネルギー量が調整されることができる。
【００３３】
空気熱交換器３２にはダクト３５が接続される。送風ファン３４はダクト３５内に配置される。ダクト３５は送風ファン３４から排気口３６まで延びる。送風ファン３４と排気口３６との間でダクト３５には分岐ダクト３７が接続される。分岐ダクト３７は、例えば室内熱交換器１９まで延びる。分岐ダクト３７は送風ファン３４から送り出される気流を室内熱交換器１９まで導くことができる。ここでは、分岐ダクト３７から送り込まれる暖気は室内熱交換器１９の送風ファン２２から送り出される熱交換後の気流に混ぜ合わせられる。その他、送風ファン３４から送り出される気流は分岐ダクト３７から直接に室内空間ＲＭに噴き出されてもよい。
【００３４】
ダクト３５には開閉板３８が設置される。この開閉板３８は、例えば第１位置と第２位置との間で相対変位する。開閉板３８が第１位置に位置決めされると、ダクト３５の排気口３６は開放される。その一方で、分岐ダクト３７の入口は閉鎖される。したがって、送風ファン３４から送り出される気流は排気口３６から外部に排出され、分岐ダクト３７に対して気流の流入は阻止される。開閉板３８が第２位置に位置決めされると、ダクト３５の排気口３６は閉鎖される。その一方で、分岐ダクト３７の入口は開放される。その結果、送風ファン３４から送り出される気流は分岐ダクト３７に導入される。分岐ダクト３７の気流は、室内熱交換器１９の送風ファン２２から送り出される熱交換後の気流に混ぜ合わせられ、室内空間ＲＭに導かれる。
【００３５】
２次冷媒回路１３の第３循環経路２８には迂回経路４１が接続される。迂回経路４１は分配弁４２で第３循環経路２８から分岐し合流点４３で第３循環経路２８に合流する。分配弁４２は第２圧縮機３１および空気熱交換器３２の間で第３循環経路２８に組み込まれる。合流点４３は第２圧縮機３１および空気熱交換器３２の間で分配弁４２の下流に配置される。分配弁４２は第３循環経路２８から迂回経路４１に分配される第２冷媒の冷媒量を調整することができる。分配率が０％であれば、迂回経路４１に冷媒は流入しない。分配率が１００％であれば、冷媒は全量迂回経路４１に流れ込む。第３循環経路２８は分配弁４２で遮断される。こうして迂回経路４１には第３循環経路２８から高温高圧の第２冷媒が流入する。第２冷媒は、迂回経路４１を流通した後に再び合流点４３から第３循環経路２８に戻される。
【００３６】
迂回経路４１には第５熱交換器、すなわち、第２冷媒−冷媒熱交換器４４が組み込まれる。第２冷媒−冷媒熱交換器４４は第１流通路４５および第２流通路４６を備える。第１流通路４５は２次冷媒回路１３の迂回経路４１の一部を形成する。こうして第２冷媒−冷媒熱交換器４４には分配弁４２から高温高圧の第２冷媒が送り込まれる。第２流通路４６は１次冷媒回路１２の第２循環経路１７の一部を形成する。第２流通路４６は室外熱交換器１８と第１膨張弁２３との間に配置される。第２流通路４６は第１流通路４５に相対して延びる。例えば、第２流通路は第１流通路に平行に延びてもよい。第１流通路４５内の第２冷媒と第２流通路４６内の第１冷媒との間で熱エネルギーの交換が実現される。こうした熱エネルギーの交換にあたって、熱交換器に代えて、例えば、第１流通路４５の配管と第２流通路４６の配管とを相互に接触させる構造が採用されることもできる。こうして第２冷媒−冷媒熱交換器４４で第１冷媒は加熱される。
【００３７】
なお、室内熱交換器１９および送風ファン２２以外の構成要素はいずれも室内空間ＲＭの外側、すなわち、室外に設置されればよい。室内熱交換器１９および送風ファン２２以外の構成要素は、例えば、１つの室外機内に収容されてもよい。
【００３８】
１次冷媒回路１２の第２循環経路１７には３つの圧力センサー４７、４８、４９が取り付けられる。圧力センサー４７は室外熱交換器１８の第２口１８ｂ側に配置される。圧力センサー４７は室外熱交換器１８の圧力を検出する。圧力センサー４７は圧力情報信号を出力する。この圧力情報信号では検出された圧力値が特定される。同様に、圧力センサー４８は室内熱交換器１９の第１口１９ａ側に配置される。圧力センサー４８は室内熱交換器１９の圧力を検出する。圧力センサー４８は圧力情報信号を出力する。この圧力情報信号では検出された圧力値が特定される。圧力センサー４９は第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１口２６ａ側に配置される。圧力センサー４９は第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６の圧力を検出する。すなわち、圧力センサー４９は第１膨張弁２３と第２膨張弁２５との間で冷媒の圧力を検出する。圧力センサー４９は圧力情報信号を出力する。この圧力情報信号では検出された圧力値が特定される。なお、圧力センサー４９は第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第２口２６ｂ側に配置されてもよい。こうした圧力センサー４９は、第１口２６ａ側および第２口２６ｂ側のいずれか一方に取り付けられてもよく、第１口２６ａ側および第２口２６ｂ側の両方に取り付けられてもよい。
【００３９】
図２に示されるように、空気調和機１１は制御回路５１を備える。制御回路５１には四方弁１６、第１圧縮機１４、第２圧縮機３１、第１膨張弁２３、第２膨張弁２５、第３膨張弁３３、分配弁４２、開閉板３８の駆動源５２、送風ファン２１、送風ファン３４および送風ファン２２が接続される。制御回路５１は四方弁１６、第１圧縮機１４、第２圧縮機３１、第１膨張弁２３、第２膨張弁２５、第３膨張弁３３、分配弁４２、駆動源５２、送風ファン２１、送風ファン３４および送風ファン２２にそれぞれ制御信号を供給する。制御信号は、四方弁１６の動作や、第１圧縮機１４および第２圧縮機３１の動作周波数、第１膨張弁２３、第２膨張弁２５および第３膨張弁３３の開度、分配弁４２の分配率、送風ファン２１、送風ファン２２および送風ファン３４の毎分回転数、駆動源５２の駆動量を制御するための信号である。四方弁１６は制御信号に応じて第１状態または第２状態に設定される。第１状態では四方弁１６で第１口１６ａは第４口１６ｄに接続されると同時に第２口１６ｂは第３口１６ｃに接続される。第２状態では四方弁１６で第１口１６ａは第３口１６ｃに接続されると同時に第２口１６ｂは第４口１６ｄに接続される。第１圧縮機１４および第２圧縮機３１は制御信号で特定される周波数で動作する。第１膨張弁２３、第２膨張弁２５および第３膨張弁３３は制御信号で特定される開度で冷媒の流通量を調整する。分配弁４２は制御信号で特定される分配率で第３循環経路２８および迂回経路４１に冷媒を分配する。送風ファン２１、２２、３４では熱交換量に応じて制御信号により回転数が制御される。駆動源５２は制御信号に応じて第１位置および第２位置の間で開閉板３８を駆動する。
【００４０】
制御回路５１には圧力センサー４７、４８、４９、第１開度センサー５３、第２開度センサー５４および第３開度センサー５５が接続される。第１開度センサー５３は第１膨張弁２３の開度を測定する。第２開度センサー５４は第２膨張弁２５の開度を測定する。第３開度センサー５５は第３膨張弁３３の開度を測定する。第１開度センサー５３、第２開度センサー５４および第３開度センサー５５はそれぞれ開度情報信号を制御回路５１に供給する。個々の開度情報信号では、第１開度センサー５３、第２開度センサー５４および第３開度センサー５５で測定された開度が特定される。制御回路５１は、開度情報信号で特定される膨張弁の開度と、この制御時点で目標とする圧力に相当する膨張弁開度とのずれを補正する。制御回路５１には圧力センサー４７、４８、４９から圧力情報信号が供給される。
【００４１】
次に空気調和機１１の動作を簡単に説明する。冷房運転が設定されると、制御回路５１は四方弁１６に制御信号を供給する。図３に示されるように、四方弁１６は第１状態に設定される。制御回路５１は分配弁４２に制御信号を供給する。分配弁４２の分配率は０％に設定される。すなわち、迂回経路４１は遮断される。制御回路５１は駆動源５２に制御信号を供給する。開閉板３８は第１位置に位置決めされる。排気口３６は開放される。制御回路５１は第１膨張弁２３および第２膨張弁２５の開度を検出する。第１膨張弁２３の開度が閾値よりも大きいか否かが判定される。第１膨張弁２３の開度が閾値よりも大きければ、制御回路５１は閾値の開度まで第１膨張弁２３の開度を絞る。開度の調整にあたって第１膨張弁２３には制御回路５１から制御信号が供給される。閾値は予め設定される。こうして第１膨張弁２３の開度が規制されることから、第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６に高圧の冷媒が流れ込むことが防止される。
【００４２】
続いて制御回路５１は１次冷媒回路１２の第１圧縮機１４を動作させる。動作にあたって第１圧縮機１４には制御回路５１から制御信号が供給される。第１圧縮機１４から高温高圧のガス冷媒が吐出される。第１冷媒、すなわち、ＣＯ２は１次冷媒回路１２内を循環する。第１冷媒は、四方弁１６の第３口１６ｃから第４口１６ｄまで第２循環経路１７を流通し、四方弁１６の第１口１６ａから第１圧縮機１４の吸込口１４ａに戻される。このとき、制御回路５１は、第２膨張弁２５を全開した後に、第１膨張弁２３の開度を設定する。第１膨張弁２３および第２膨張弁２５には制御回路５１から制御信号が供給される。室内熱交換器１９つまり蒸発器における蒸発圧力が目標の蒸発圧力よりも所定圧力高くなるように第１膨張弁２３の開度は設定される。目標の蒸発圧力は設定温度と室温との差に応じて制御回路５１により設定される。
【００４３】
同様に、制御回路５１は２次冷媒経路１３の第２圧縮機３１を動作させる。動作にあたって第２圧縮機３１には制御回路５１から制御信号が供給される。第２圧縮機３１から高温高圧のガス冷媒が吐出される。第２冷媒は２次冷媒回路１３の第３循環経路２８を循環する。ガス状態の第２冷媒は空気熱交換器３２で凝縮される。凝縮された第２冷媒は第３膨張弁３３で減圧される。減圧された第２冷媒は第１冷媒−冷媒熱交換器２４に供給される。第１冷媒−冷媒熱交換器２４で第２流通路２７内の第２冷媒は第１流通路２６内の第１冷媒から吸熱して蒸発する。蒸発した第２冷媒は第２圧縮機３１に戻される。
【００４４】
制御回路５１は、目標の蒸発圧力になるように第２膨張弁２５の開度を調整する。蒸発圧力は室内熱交換器１９の第１口１９ａ側に設けられた圧力センサー４８で検出される。こうして室内熱交換器１９では目標の蒸発圧力が確立される。ここでは、第１膨張弁２３の制御が第２膨張弁２５の制御に対して先行することから、第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６に高圧の冷媒が流れ込むことが防止される。この制御に加えて、制御回路５１は、室外熱交換器１８の第２口１８ｂ側に備えた圧力センサー４７で放熱器の圧力も検出し、圧力センサー４７、４８の圧力から第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６の中間圧力を演算してもよい。この中間圧力に圧力センサー４９で検出された値が合致するように第１膨張弁２３の開度と第２膨張弁２５の開度とは制御されるとよい。
【００４５】
１次冷媒回路１２では第１圧縮機１４から高温高圧の第１冷媒が室外熱交換器１８に供給される。第１冷媒は室外熱交換器１８、第１膨張弁２３、第１冷媒−冷媒熱交換器２４、第２膨張弁２５および室内熱交換器１９を順番に流通する。このとき、図４に示されるように、第１圧縮機１４と第１膨張弁２３との間で第１冷媒は高圧ｐｄに保持される。室外熱交換器１８では一定圧で第１冷媒の熱エネルギーが外気に放出される。続いて第１膨張弁２３と第２膨張弁２５との間では第１冷媒は中間圧力ｐｍに保持される。第１冷媒−冷媒熱交換器２４では一定圧で第１冷媒の熱エネルギーが第２冷媒に受け渡される。その結果、第２膨張弁２５の入口で第１冷媒のエンタルピーは低下し、室内熱交換器１９では大きなエンタルピー差（冷凍効果）が確保される。こうしたエンタルピー差の増大は冷凍効果の増大に貢献する。その後、第２膨張弁２５で第１冷媒は低圧ｐｓまで減圧される。減圧された第１冷媒は室内熱交換器１９で周囲の空気から吸熱する。冷気が生成される。冷気は送風ファン２２の働きで室内空間ＲＭに流される。
【００４６】
次に、暖房運転が設定されると、制御回路５１は四方弁１６に制御信号を供給する。このとき、図５に示されるように、四方弁１６は第２状態に設定される。制御回路５１は分配弁４２に制御信号を供給する。分配弁４２の分配率は０％よりも大きな所定値に設定される。その結果、迂回経路４１に第２冷媒は流入する。制御回路５１は駆動源５２に制御信号を供給する。開閉板３８は第２位置に位置決めされる。排気口３６は閉鎖される。制御回路５１は第１膨張弁２３および第２膨張弁２５の開度を検出する。第２膨張弁２５の開度が閾値よりも大きいか否かが判定される。第２膨張弁２５の開度が閾値よりも大きければ、制御回路５１は閾値の開度まで第２膨張弁２５の開度を絞る。開度の調整にあたって第２膨張弁２５には制御回路５１から制御信号が供給される。閾値は前述と同様に設定されればよい。こうして第２膨張弁２５の開度が規制されることから、第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６に高圧の冷媒が流れ込むことが防止される。
【００４７】
続いて制御回路５１は第１圧縮機１４を動作させる。動作にあたって第１圧縮機１４には制御回路５１から制御信号が供給される。第１圧縮機１４から高温高圧のガス冷媒が吐出される。第１冷媒、すなわち、ＣＯ２は１次冷媒回路１２内を循環する。第１冷媒は、四方弁１６の第４口１６ｄから第３口１６ｃまで第２循環経路１７を流通し、四方弁１６の第１口１６ａから第１圧縮機１４の吸込口１４ａに戻される。このとき、制御回路５１は、第１膨張弁２３を全開した後に、第２膨張弁２５の開度を設定する。第１膨張弁２３および第２膨張弁２５には制御回路５１から制御信号が供給される。室外熱交換器１８つまり蒸発器における蒸発圧力が目標の蒸発圧力よりも所定圧力高くなるように第２膨張弁２５の開度は設定される。目標の蒸発圧力は外気温度との差に応じて制御回路５１で設定される。
【００４８】
同様に、制御回路５１は第２圧縮機３１を動作させる。動作にあたって第２圧縮機３１には制御回路５１から制御信号が供給される。第２圧縮機３１から高温高圧のガス冷媒が吐出される。第２冷媒は２次冷媒回路１３の第３循環経路２８を循環する。ガス状態の第２冷媒は空気熱交換器３２で凝縮される。凝縮された第２冷媒は第３膨張弁３３で減圧される。減圧された第２冷媒は第１冷媒−冷媒熱交換器２４に供給される。第１冷媒−冷媒熱交換器２４で第２流通路２７内の第２冷媒は第１流通路２６内の第１冷媒から吸熱して蒸発する。蒸発した第２冷媒は第２圧縮機３１に戻される。
【００４９】
制御回路５１は、目標の蒸発圧力になるように第１膨張弁２３の開度を調整する。蒸発圧力は室外熱交換器１８の第２口１８ｂ側に設けられた圧力センサー４７で検出される。こうして室外熱交換器１８では目標の蒸発圧力が確立される。ここでは、第２膨張弁２５の制御が第１膨張弁２３の制御に対して先行することから、第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６に高圧の冷媒が流れ込むことが防止される。この制御に加えて、制御回路５１は、室内熱交換器１９の第１口１９a側に備えた圧力センサー４８で放熱器の圧力も検出し、圧力センサー４７、４８の圧力から第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６の中間圧力を演算してもよい。この中間圧力に圧力センサー４９で検出される値が合致するように第１膨張弁２３の開度と第２膨張弁２５の開度とは制御されるとよい。
【００５０】
１次冷媒回路１２では第１圧縮機１４から高温高圧の第１冷媒が室内熱交換器１９に供給される。第１冷媒は室内熱交換器１９、第２膨張弁２５、第１冷媒−冷媒熱交換器２４、第１膨張弁２３、第２冷媒−冷媒熱交換器４４および室外熱交換器１８を順番に流通する。このとき、図６に示されるように、第１圧縮機１４と第２膨張弁２５との間で第１冷媒は高圧ｐｄに保持される。続いて第２膨張弁２５と第１膨張弁２３との間では第１冷媒は中間圧力ｐｍに保持される。第１冷媒−冷媒熱交換器２４では一定圧で第１冷媒の熱エネルギーが第２冷媒に受け渡される。その結果、第１膨張弁２３の入口で第１冷媒のエンタルピーは低下し、室外熱交換器１８では大きなエンタルピー差（冷凍効果）が確保される。その後、第１膨張弁２３で第１冷媒は低圧ｐｓまで減圧される。このとき、減圧された第１冷媒には第２冷媒−冷媒熱交換器４４で第２冷媒から熱エネルギーが移される。その結果、室外熱交換器１８における第１冷媒の蒸発温度は高まる。したがって、第２冷媒−冷媒熱交換器４４が追加されない場合の蒸発圧力ｐｓに比べて第１冷媒の蒸発圧力はｐｎまで高まる。蒸発圧力ｐｎの第１冷媒は室外熱交換器１８で周囲の空気から吸熱する。その後、第１冷媒は第１圧縮機１４に戻される。第２冷媒−冷媒熱交換器４４の働きで第１圧縮機１４の吸入圧力は高められることから、圧縮比が低下し第１圧縮機１４の動力は低減される。よって、空気調和機１１のエネルギー効率は向上する。
【００５１】
しかも、１次冷媒回路１２では、前述のように暖房運転時でも第１冷媒−冷媒熱交換器２４の働きで第１膨張弁２３の入口で第１冷媒のエンタルピーは低下する。その結果、室外熱交換器１８に流入する第１冷媒のエンタルピーは低下する。エンタルピーの低下に応じて第１冷媒の乾き度は低下する。こうして室外熱交換器１８ではその入口となる第２口１８ｂでの第１冷媒の乾き度とドライアウトの乾き度との差分が増大する。その結果として室外熱交換器１８での第１冷媒の平均熱伝達率は向上する。室外熱交換器１８では効率的に熱エネルギーは外気に移動することができる。一般に、冷媒の乾き度がドライアウトの乾き度を超えると、冷媒の熱伝達率は著しく低下する。その中でもＣＯ２は比較的に低い乾き度（０．５〜０．６程度）でドライアウトすることが知られている。
【００５２】
図７に示されるように、２次冷媒回路１３や第１冷媒−冷媒熱交換器２４の追加に代えて、圧縮機の吸入側と膨張弁の手前との間に内部熱交換器が組み込まれる場合には、点線で示されるように、蒸発器として働く熱交換器でエンタルピー差（冷凍効果）は増大することができる。しかしながら、この場合には、内部熱交換器の働きで圧縮機の吸入側では過熱度が高まることから、圧縮機の吐出温度が過度に高温まで上昇してしまう。
【００５３】
暖房運転の開始にあたって室内空間ＲＭの温度が低い場合には、２次冷媒回路１３の運転は控えられてもよい。すなわち、第２圧縮機３１は休止状態に維持されてもよい。このとき、１次冷媒回路１２では第２膨張弁２５が全開に設定され第１膨張弁２３の開度が調整される。これによって２次冷媒回路１３の再運転時に、第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６に高圧の冷媒が流れ込むことが防止されることから、第１膨張弁２３の制御に先行する第２膨張弁２５の制御は円滑に実施されることができる。こうして１次冷媒回路１２単独で単段サイクル運転が実施されてもよい。
【００５４】
前述のように暖房運転時の第１圧縮機１４の動力の低減にあたって第２圧縮機３１の動作はそのまま維持される。基本的に外気温度が低下しても第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第２流通路２７の蒸発温度は変わらないので第２圧縮機の冷媒吸入密度が高い値で安定する。そのため、第２圧縮機３１で動力の増加は要求されない。したがって、第１圧縮機１４の動力の低減はそのまま空気調和機１１全体のエネルギー効率の向上に寄与する。その一方で、例えば国際公開第２００５／０５２４６７号（特許文献１）の図７では、第２膨張弁２５および第２冷媒−冷媒熱交換器４４が追加されずに、第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６が暖房運転時には室外熱交換器１８と第１膨張弁２３との間に配置される。この特許文献１の図７では、冷房運転時には冷媒−冷媒熱交換器で１次冷媒回路の冷媒（ＣＯ２）から２次冷媒回路に放熱され、暖房運転時には冷媒−冷媒熱交換器で１次冷媒回路の冷媒は２次冷媒回路から吸熱する。その結果、暖房運転時には、１次冷媒回路の圧縮機の動力は低減されるものの、２次冷媒回路の室外熱交換器は低温の外気に曝されることから、２次冷媒回路の室外熱交換器では冷房運転時に比べて凝縮側の圧力と蒸発側の圧力との間に大きな圧力差が要求されてしまう。また、外気温度がさらに低下すると、第２圧縮機３１の冷媒吸入密度が低下し、所定の能力を得るために冷媒循環量を増大させる必要がある。その結果、２次冷媒回路の圧縮機には大きな動力が要求される。したがって、特許文献１の図７の空気調和機全体では期待されるほどエネルギー効率は向上することができない。
【００５５】
本実施形態に係る空気調和機１１では、暖房運転時には、室内熱交換器１９では一定圧で第１冷媒の熱エネルギーが室内へ放出される。室内熱交換器１９の周囲で空気には室内熱交換器１９から放出される熱エネルギーが受け渡される。送風ファン２２の働きで暖気は室内空間ＲＭに流される。同時に、空気熱交換器３２では第２冷媒の熱エネルギーが放出される。空気熱交換器３２の周囲で空気には空気熱交換器３２から放出される熱エネルギーが受け渡される。送風ファン３４および分岐ダクト３７の働きで暖気は室内空間ＲＭに供給される。その結果、暖房時の熱効率は高められることができる。
【００５６】
本発明者は空気調和機１１の成績係数（ＣＯＰ）を算出した。算出にあたって本発明者は［表１］の運転条件および動作点を設定した。暖房能力は１０馬力（＝約２８ｋＷ）に設定された。２次冷媒回路１３の冷媒にはＲ３２（ＨＦＣ−３２）が採用された。暖房運転時には２次冷媒回路１３の凝縮器すなわち空気熱交換器３２から熱回収分の熱が算出され、１次冷媒回路１２の放熱器すなわち室内熱交換器１９の熱に加算された。これにより２次冷媒回路１３で暖房能力全体の約１０％が確保された。
【００５７】
【表１】
【００５８】
算出にあたって本発明者は第１比較例および第２比較例を設定した。第１比較例では単純な冷凍サイクル回路が用いられた。すなわち、１次冷媒回路１２に相当する空気調和機が設定された。しかも、この空気調和機では１次冷媒回路１２から第１膨張弁２３および第１冷媒−冷媒熱交換器２４が削除された。暖房能力は１０馬力（＝約２８ｋＷ）に設定された。高圧側圧力は１０ＭＰａに設定された。圧縮機の吐出温度は摂氏１０４．７度に設定された。室外熱交換器の冷媒出口温度は摂氏２５度に設定された。蒸発温度は摂氏−３度に設定された。圧縮機の吸入温度は摂氏２度に設定された。
【００５９】
第２比較例では特許文献１に記載の空気調和機が設定された。すなわち、第２膨張弁２５および第２冷媒−冷媒熱交換器４４が追加されずに、第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６が室外熱交換器１８と第１膨張弁２３との間に配置された。暖房運転時には冷媒−冷媒熱交換器で１次冷媒回路の冷媒は２次冷媒回路から吸熱した。暖房能力は１０馬力（＝約２８ｋＷ）に設定された。算出にあたって本発明者は［表１］の運転条件および動作点を設定した。なお、少なくとも第２圧縮機３１で下限値の圧縮比＝２が確保されるように第２比較例では第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第２流通路２７の温度（凝縮温度）は摂氏２１度に設定された。
【００６０】
算出の結果、暖房運転時では、第１比較例に比べて第２比較例ではＣＯＰが５．５％増大することが確認された。第１比較例に比べて第１実施形態に係る空気調和機１１ではＣＯＰが８．３％増大することが確認された。よって、第１実施形態に係る空気調和機では第２比較例よりもＣＯＰが増大する。なお、第２比較例では空気熱交換器が外気（例えば摂氏２度）から吸熱することから蒸発温度は外気よりも低い温度（ここでは摂氏−３度）に設定された。加えて、第２比較例では、前述のように第２圧縮機の圧縮比が低く設定され、できる限り第２圧縮機の動力の低減が図られた。それでも、第１実施形態に係る空気調和機１１では、２次冷媒回路１３の蒸発温度（＝摂氏１４度）が比較的に高いことから、第２圧縮機３１の吸入温度は比較的に高い温度（＝摂氏１９度）に設定されることができ、その結果、第２圧縮機３１の冷媒吸入密度は蒸発温度が低いとき（＝摂氏−３度）の吸入温度（＝摂氏２度）よりも高まり、必要な冷媒循環量の確保にあたって第２圧縮機３１の運転回転数は低く抑え込まれることができる。
【００６１】
図８は本発明の第２実施形態に係る冷凍サイクル装置である空気調和機１１ａの構成を概略的に示す。この第２実施形態では迂回経路４１の形成にあたって分配弁４２は空気熱交換器３２および第３膨張弁３３の間で第３循環経路２８に組み込まれる。迂回経路４１の合流点４３は空気熱交換器３２および第３膨張弁３３の間で分配弁４２の下流に配置される。その他、第１実施形態と均等な構成には同一の参照符号が付され詳細な説明は割愛される。空気調和機１１ａは空気調和機１１と同様に動作する。
【００６２】
前述と同様に、本発明者は空気調和機１１ａの成績係数（ＣＯＰ）を算出した。算出にあたって本発明者は［表２］の運転条件および動作点を設定した。暖房能力は１０馬力（＝約２８ｋＷ）に設定された。２次冷媒回路１３の冷媒にはＲ３２（ＨＦＣ−３２）が採用された。暖房運転時には２次冷媒回路１３の凝縮器すなわち空気熱交換器３２から熱回収分の熱が算出され、１次冷媒回路１２の放熱器すなわち室内熱交換器１９の熱に加算された。これにより２次冷媒回路１３で暖房能力全体の約１０％が確保された。その他、前述と同様に、本発明者は前述の第１比較例および第２比較例を設定した。
【００６３】
【表２】
【００６４】
算出の結果、暖房運転時では、第１比較例に比べて第２実施形態に係る空気調和機１１ａではＣＯＰが８．５％増大することが確認された。第１実施形態に係る空気調和機１１に比べて、暖房運転時に第２実施形態に係る空気調和機１１ａは優れた成績係数（ＣＯＰ）を得ることが確認された。これは、迂回経路４１の形成にあたって分配弁４２は空気熱交換器３２および第３膨張弁３３の間で第３循環経路２８に組み込まれたことで、第５熱交換器４４の第２流通路４５の冷却に伴い、空気熱交換器３２の出口で冷媒のエンタルピーが低下したことに起因する。すなわち、第１実施形態に比べて第２実施形態では第３膨張弁３３の入口で冷媒がさらに過冷却され、２次冷媒回路の効率が向上したためである。よって、第２実施形態に係る空気調和機では第２比較例よりもＣＯＰが増大する。しかも、第２実施形態に係る空気調和機１１ａでは、第１実施形態に係る空気調和機１１と同様に、２次冷媒回路１３の蒸発温度（＝摂氏１４度）が比較的に高いことから、第２圧縮機３１の吸入温度は比較的に高い温度（＝摂氏１９度）に設定されることができ、その結果、第２圧縮機３１の冷媒吸入密度は蒸発温度が低いとき（＝摂氏−３度）の吸入温度（＝摂氏２度）よりも高まり、必要な冷媒循環量の確保にあたって第２圧縮機３１の運転回転数は低く抑え込まれることができる。
【符号の説明】
【００６５】
１１ 冷凍サイクル装置（空気調和機）、１１ａ 冷凍サイクル装置（空気調和機）、１２ １次冷媒回路、１３ ２次冷媒回路、１４ 第１圧縮機、１７ 冷媒経路、１８ 第１熱交換器（室外熱交換器）、１９ 第２熱交換器（室内熱交換器）、２３ 第１膨張弁、２４ 第３熱交換器（第１冷媒−冷媒熱交換器）、２５ 第２膨張弁、３１ 第２圧縮機、３２ 第４熱交換器（空気熱交換器）、３３ 第３膨張弁、３５ ダクト、３７ ダクト（分岐ダクト）、３８ 開閉板、４２ 分配弁、４４ 第５熱交換器（第２冷媒−冷媒熱交換器）、５１ 制御回路
【技術分野】
【０００１】
本発明は空気調和機といった冷凍サイクル装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
例えば、特許文献１の図７に開示されるように、二酸化炭素といった低い地球温暖化係数を有する冷媒を利用した冷凍サイクル装置、すなわち、空気調和機は広く知られている。この空気調和機は１次冷媒回路および２次冷媒回路を備えている。１次冷媒回路では冷媒に二酸化炭素（以下「第１冷媒」という）が利用される。２次冷媒回路では冷媒に二酸化炭素よりも良好なエネルギー消費効率を有する冷媒（以下「第２冷媒」という）、例えば、プロパンが利用される。１次冷媒回路と２次冷媒回路とは冷媒−冷媒熱交換器で相互に連結される。２次冷媒回路は冷媒−冷媒熱交換器の働きで冷房運転時に室外熱交換器と膨張弁との間で二酸化炭素から吸熱する。こうして二酸化炭素のエンタルピーは室内熱交換器への流入に先立って十分に低下する。それにより二酸化炭素の臨界温度よりも外気温が高くても、遷臨界サイクルの室内熱交換器で十分なエンタルピー差（冷凍効果）が確保されることができる。
【０００３】
一方、暖房運転時には２次冷媒回路は冷媒−冷媒熱交換器で放熱する。したがって、１次冷媒回路では膨張弁と室外熱交換器との間で二酸化炭素の蒸発温度は高まる。すなわち、冷媒の蒸発圧力は高まる。よって、圧縮機の吸入圧力も高まる。圧縮比が小さくなるため圧縮機の動力は低減される。したがって、空気調和機のエネルギー効率は向上する。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】国際公開第２００５／０５２４６７号
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、暖房運転時には２次冷媒回路の室外熱交換器は低温の外気に曝されることから、冷房運転時に比べて２次冷媒回路の室外熱交換器と冷媒−冷媒熱交換器との間に大きな圧力差が要求される。また、低外気温の環境では２次冷媒回路の圧縮機への吸入密度が小さくなることから、所定の能力を得るために冷媒循環量を増大させる必要がある。その結果、２次冷媒回路の圧縮機には大きな動力が要求される。こうしたことから、前述のように１次冷媒回路の圧縮機で動力が低減されるものの、空気調和機全体では期待されるほどエネルギー効率は向上することができない。
【０００６】
本発明によれば、暖房運転時に２次冷媒回路を有効に機能させることができ、かつ、全体のエネルギー効率を向上させることができる冷凍サイクル装置が提供されることができる。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
冷凍サイクル装置の一形態は、第１熱交換器および第２熱交換器の間で冷媒経路に順番に組み込まれる第１膨張弁、第３熱交換器および第２膨張弁を有し、第１圧縮機から選択的に前記第１熱交換器または前記第２熱交換器に高温高圧の第１冷媒が供給されると前記冷媒経路を通って前記第２熱交換器または前記第１熱交換器から前記第１冷媒を前記第１圧縮機に戻す１次冷媒回路と、前記第３熱交換器に接続されて、第２圧縮機および第３膨張弁の間で第４熱交換器に高温高圧の第２冷媒を供給し、前記第３膨張弁で減圧された前記第２冷媒を前記第３熱交換器を通って前記第２圧縮機に戻す２次冷媒回路と、前記１次冷媒回路で前記第１膨張弁および前記第１熱交換器の間に組み込まれて、前記第２冷媒から前記第１冷媒に熱エネルギーを移す第５熱交換器とを備える。
【０００８】
こういった冷凍サイクル装置では、２次冷媒回路の第２冷媒は冷房運転時に第３熱交換器で第１冷媒から吸熱する。第１熱交換器が放熱器として働く場合には、蒸発器として働く第２熱交換器への流入に先立って第１冷媒のエンタルピーは減少する。その結果、第１冷媒の臨界温度より外気温が高くても、第２熱交換器で十分にエンタルピー差（冷凍効果）が確保されることができる。ここで、２次冷媒回路や第３熱交換器の追加に代えて、圧縮機の吸入側と膨張弁の手前との間に内部熱交換器を組み込み、蒸発器として働く熱交換器でエンタルピー差（冷凍効果）を増大することが考えられる。こうした内部熱交換器の場合と異なり、本発明に係る冷凍サイクル装置の一形態では過熱度が高まらないので、第１圧縮機の吐出温度が過度に高温に上昇することは抑えられることができる。したがって、良好な冷房運転は実現されることができる。
【０００９】
同様に、２次冷媒回路の第２冷媒は暖房運転時にも第３熱交換器で第１冷媒から吸熱する。第２熱交換器が放熱器として働く場合には、蒸発器として働く第１熱交換器への流入に先立って第１冷媒のエンタルピーは減少する。冷房運転から暖房運転に切り替わった後に冷房運転時と同様に２次冷媒回路が動作しても、蒸発器となった第１熱交換器の蒸発温度が第３熱交換器の働きで意図した温度以上に過度に低下し第１熱交換器の効率が悪化することは回避されることができる。また、内部熱交換器を使ってエンタルピー差（冷凍効果）が増大する場合と異なり、圧縮機の吐出温度が過度に高温に上昇することは抑制されることができる。
【００１０】
この冷凍サイクル装置では、暖房運転にあたって第１冷媒には第５熱交換器で第２冷媒から熱エネルギーが移される。その結果、第１冷媒の蒸発温度は高まる。第５熱交換器が追加されない場合の蒸発圧力に比べて第１冷媒の蒸発圧力は高まる。蒸発圧力の高まりは第１圧縮機の吸入圧力を高める。このことから、圧縮比が低下することにより第１圧縮機の動力は低減される。よって、空際調和機のエネルギー効率は向上する。ここで、第１圧縮機の動力の低減にあたって第２圧縮機の動作はそのまま維持される。基本的に外気温度が低下しても第３熱交換器の２次冷媒回路側の蒸発温度は変わらないので第２圧縮機の冷媒吸入密度は高い値で安定する。そのため、第２圧縮機で動力の増加は要求されない。したがって、第１圧縮機の動力の低減はそのまま冷凍サイクル装置全体のエネルギー効率の向上に寄与する。その一方で、例えば国際公開第２００５／０５２４６７号（特許文献１）の図７に開示されるように、冷房運転時には冷媒−冷媒熱交換器で１次冷媒回路の冷媒から２次冷媒回路に放熱され、暖房運転時には冷媒−冷媒熱交換器で１次冷媒回路の冷媒は２次冷媒回路から吸熱する場合には、暖房運転時に１次冷媒回路の圧縮機の動力は低減されるものの、２次冷媒回路の室外熱交換器は低温の外気に曝されることから、冷房運転時に比べて２次冷媒回路の室外熱交換器と冷媒−冷媒熱交換器との間に大きな圧力差が要求されてしまう。その結果、圧縮比の増大に伴って２次冷媒回路の圧縮機には大きな動力が要求される。したがって、空気調和機全体では期待されるほどエネルギー効率は向上することができない。
【００１１】
前記第５熱交換器は前記第１膨張弁と前記第１熱交換器との間に配置されればよい。その結果、第１冷媒の蒸発温度は高まる。第５熱交換器が追加されない場合の蒸発圧力に比べて第１冷媒の蒸発圧力は高まる。この蒸発圧力の高まりは第１圧縮機の吸入圧力を高める。よって、第１圧縮機の圧縮比は低下しその動力は低減される。
【００１２】
冷凍サイクル装置は、暖房運転時に、前記第２熱交換器から放出される熱エネルギーを受ける暖気の環境に、前記第４熱交換器から放出される熱エネルギーを受ける暖気を送り込むダクトをさらに備えてもよい。前述の一形態に係る冷凍サイクル装置では、冷房運転時だけでなく暖房運転時でも２次冷媒回路は運転されることができることから、暖房運転時に２次冷媒回路の凝縮器として働く第４熱交換器から熱エネルギーは回収されることができる。すなわち、第３熱交換器で回収された低温の熱は第２圧縮機の働きで高温の熱に変換されることができる。第３熱交換器で第１冷媒から取り出された熱エネルギーは暖気として第２熱交換器から放出される熱エネルギーに加えられることができる。こうして熱エネルギーは無駄なく利用されることができる。全体として熱エネルギーは効率的に利用されることができる。その結果、良好な暖房運転は実現されることができる。
【００１３】
冷凍サイクル装置は、前記ダクトを開閉する開閉板と、前記開閉板の開閉を制御する制御回路とをさらに備えてもよい。こういった開閉板によれば、冷房運転時には、第２熱交換器で生成される冷気に、第４熱交換器から放出される熱エネルギーが加えられることは回避されることができる。その結果、第２熱交換器で効率的に空気は冷却されることができる。
【００１４】
冷凍サイクル装置は、前記第２冷媒回路の循環経路に前記第２圧縮機および前記第４熱交換器の間で組み込まれて、前記第５熱交換器に高温高圧の前記第２冷媒を送り込む分配弁をさらに備えてもよい。こうして第４熱交換器の上流で第５熱交換器に冷媒が送り込まれてもよい。その他、冷凍サイクル装置は、前記第２冷媒回路の循環経路に前記第４熱交換器および前記第３膨張弁の間で組み込まれて、前記第５熱交換器に高温高圧の前記第２冷媒を送り込む分配弁をさらに備えてもよい。このように第４熱交換器の下流で第５熱交換器に向かって冷媒が分配されると、第４熱交換器の下流で第２冷媒はさらに冷却されることになり、過冷却が促進された状態で第２冷媒は第３膨張弁に至ることから、第４熱交換器の上流で分配される場合に比べて成績係数（ＣＯＰ）は向上する。
【発明の効果】
【００１５】
本発明によれば、暖房運転時に２次冷媒回路は有効に機能し、かつ、冷凍サイクル装置全体でエネルギー効率は向上する。
【図面の簡単な説明】
【００１６】
【図１】本発明の第１実施形態に係る空気調和機の構成を概略的に示す図である。
【図２】空気調和機の制御系を概略的に示すブロック図である。
【図３】冷房運転時に第１冷媒および第２冷媒の流れを示す図である。
【図４】冷房運転時に第１冷媒の状態変化を概略的に示すモリエル線図である。
【図５】暖房運転時に第１冷媒および第２冷媒の流れを示す図である。
【図６】暖房運転時に第１冷媒の状態変化を概略的に示すモリエル線図である。
【図７】内部熱交換器を利用した場合の第１冷媒の状態変化を概略的に示すモリエル線図である。
【図８】本発明の第２実施形態に係る空気調和機の構成を概略的に示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１７】
以下、添付図面を参照しつつ本発明の一実施形態を説明する。
【００１８】
図１は本発明の第１実施形態に係る冷凍サイクル装置、すなわち、空気調和機１１の構成を概略的に示す。空気調和機１１は１次冷媒回路１２および２次冷媒回路１３を備える。１次冷媒回路１２および２次冷媒回路１３はそれぞれ冷凍回路を構成する。１次冷媒回路１２では例えばＣＯ２（二酸化酸素）といった自然冷媒が第１冷媒として使用される。ＣＯ２は遷臨界サイクルを形成する。ただし、例えばフロンよりも小さい地球温暖化係数を有する物質であって遷臨界サイクルを形成する物質であれば、第１冷媒にはＣＯ２以外の物質が利用されてもよい。第１冷媒は外気（または室外に相当する環境の空気）と室内の空気（または室内に相当する環境の空気）との間で熱エネルギーをやり取りする。
【００１９】
２次冷媒回路１３では、ＣＯ２以外の物質、例えばプロパンが第２冷媒として使用される。その他、第２冷媒にはプロパンに代えてＨＦＣ系、ＨＦＯ系、ＨＣ系、アンモニア、またはそれらの混合物が用いられてもよい。特に、第２冷媒には、第１冷媒よりも高いエネルギー消費効率を有する物質が用いられればよい。第２冷媒は第１冷媒から吸熱し高温高圧の状態にしてから外気に向かって熱エネルギーを放出する。
【００２０】
１次冷媒回路１２は圧縮機（以下「第１圧縮機」という）１４を備える。第１圧縮機１４は第１循環経路１５に組み込まれる。第１循環経路１５は四方弁１６の第１口１６ａおよび第２口１６ｂを相互に結ぶ。第１循環経路１５は、例えば銅管などの冷媒配管で形成される。第１圧縮機１４の吸込口１４ａは四方弁１６の第１口１６ａに冷媒配管を介して接続される。第１口１６ａからガス冷媒は第１圧縮機１４の吸込口１４ａに供給される。第１圧縮機１４は低圧のガス冷媒を所定の圧力まで圧縮する。第１圧縮機１４の吐出口１４ｂは四方弁１６の第２口１６ｂに冷媒配管を介して接続される。第１圧縮機１４の吐出口１４ｂからガス冷媒は四方弁１６の第２口１６ｂに供給される。
【００２１】
四方弁１６の第３口１６ｃおよび第４口１６ｄには第２循環経路１７を形成する冷媒配管が接続される。第２循環経路１７は、例えば銅管などの冷媒配管で形成されればよい。第２循環経路１７は四方弁１６の第３口１６ｃおよび第４口１６ｄを相互に結ぶ。こうして四方弁１６は第１循環経路１５および第２循環経路１７を相互に接続する。１次冷媒回路１２では第１冷媒は第１循環経路１５および第２循環経路１７を交互に循環する。
【００２２】
第２循環経路１７には、第３口１６ｃ側から順番に、第１熱交換器、すなわち、室外熱交換器１８および第２熱交換器、すなわち、室内熱交換器１９が組み込まれる。室外熱交換器１８は第１口１８ａおよび第２口１８ｂを有する。第１口１８ａおよび第２口１８ｂの間で冷媒は室外熱交換器１８を通過する。室外熱交換器１８は、通過する冷媒と周囲の空気との間で熱エネルギーの交換を実現する。室外熱交換器１８の第１口１８ａは四方弁１６の第３口１６ｃに冷媒配管を介して接続される。四方弁１６の働きで、室外熱交換器１８の第１口１８ａは、第１圧縮機１４の吸込口１４ａおよび圧縮機１４の吐出口１４ｂのうちいずれかに切り替え可能に接続される。
【００２３】
室外熱交換器１８に関連づけられて送風ファン２１が設置される。送風ファン２１は羽根車の回転に応じて気流を生成する。気流は室外熱交換器１８を通過する。通過する気流の流量は羽根車の毎分回転数に応じて調整される。気流の流量に応じて室外熱交換器１８では冷媒と空気との間で交換される熱エネルギー量が調整される。
【００２４】
室内熱交換器１９は第１口１９ａおよび第２口１９ｂを有する。第１口１９ａおよび第２口１９ｂの間で冷媒は室内熱交換器１９を通過する。室内熱交換器１９は、通過する冷媒と周囲の空気との間で熱エネルギーの交換を実現する。室内熱交換器１９の第２口１９ｂは四方弁１６の第４口１６ｄに接続される。四方弁１６の働きで、室内熱交換器１９の第２口１９ｂは、第１圧縮機１４の吸込口１４ａおよび圧縮機１４の吐出口１４ｂのうちいずれかに切り替え可能に接続される。
【００２５】
室内熱交換器１９に関連づけられて送風ファン２２が設置される。送風ファン２２は羽根車の回転に応じて気流を生成する。気流は室内熱交換器１９を通過する。通過する気流の流量は羽根車の毎分回転数に応じて調整される。気流の流量に応じて室内熱交換器１９では冷媒と空気との間で交換される熱エネルギー量が調整されることができる。室内熱交換器１９および送風ファン２２は例えば室内機に組み込まれる。室内機は例えば建物内の室内空間ＲＭに設置される。その他、室内機は室内空間ＲＭに相当する環境空間に設置されればよい。
【００２６】
室外熱交換器１８および室内熱交換器１９の間で第２循環経路１７には室外熱交換器１８側から順番に第１膨張弁２３、第３熱交換器、すなわち、第１冷媒−冷媒熱交換器２４および第２膨張弁２５が組み込まれる。第１膨張弁２３および第２膨張弁２５はそれぞれ第１冷媒の流通量を制御する。その開度に応じて第１冷媒の流通量は調整される。こうした調整に応じて第１膨張弁２３の上流および下流で第１冷媒に圧力差が生じる。同様に、第２膨張弁２５の上流および下流で第１冷媒に圧力差が生じる。
【００２７】
第１冷媒−冷媒熱交換器２４は１次冷媒回路１２の第２循環経路１７を提供する第１流通路２６を備える。第１流通路２６は第１口２６ａおよび第２口２６ｂを有する。第１口２６ａおよび第２口２６ｂの間で冷媒は第１流通路２６を通過する。第１流通路２６の第１口２６ａは第１膨張弁２３に接続される。第１流通路２６の第２口２６ｂは第２膨張弁２５に接続される。
【００２８】
同時に、第１冷媒−冷媒熱交換器２４は第２流通路２７を備える。第２流通路２７は第１流通路２６に相対して延びる。例えば、第２流通路２７は第１流通路２６に平行に延びてもよい。第２流通路２７は第１口２７ａおよび第２口２７ｂを有する。第１口２７ａおよび第２口２７ｂの間で冷媒は第２流通路２７を通過する。
【００２９】
２次冷媒回路１３は第３循環経路２８を備える。第３循環経路２８は第１冷媒-冷媒熱交換器２４の第２流通路２７に接続される。第３循環経路２８は、例えば銅管などの冷媒配管で形成される。第３循環経路２８は第２流通路２７の第１口２７ａおよび第２口２７ｂを相互に結ぶ。
【００３０】
第３循環経路２８には、圧縮機（以下「第２圧縮機」という）３１、第４熱交換器、すなわち、空気熱交換器３２および第３膨張弁３３が順番に組み込まれる。第２圧縮機３１は低圧のガス冷媒を所定の圧力まで圧縮する。第２圧縮機３１の働きで高温高圧に圧縮された第２冷媒は空気熱交換器３２に供給される。空気熱交換器３２は通過する第２冷媒と周囲の空気との間で熱エネルギーの交換を実現する。空気熱交換器３２は凝縮器として機能する。空気熱交換器３２から熱エネルギーは放出される。
【００３１】
前述のように、第１冷媒−冷媒熱交換器２４は１次冷媒回路１２の第２循環経路１７に組み込まれると同時に２次冷媒回路１３の第３循環経路２８に組み込まれる。第１流通路２６内の第１冷媒と第２流通路２７内の第２冷媒との間で熱エネルギーの交換が実現される。こうした熱エネルギーの交換にあたって、熱交換器に代えて、例えば、第１流通路２６の配管と第２流通路２７の配管とを相互に接触させる構造が採用されることもできる。こうして第１冷媒−冷媒熱交換器２４で第１冷媒は冷却される。
【００３２】
空気熱交換器３２に関連づけられて送風ファン３４が設置される。送風ファン３４は羽根車の回転に応じて気流を生成する。気流は空気熱交換器３２を通過する。通過する気流の流量は羽根車の毎分回転数に応じて調整される。気流の流量に応じて空気熱交換器３２では冷媒と空気との間で交換される熱エネルギー量が調整されることができる。
【００３３】
空気熱交換器３２にはダクト３５が接続される。送風ファン３４はダクト３５内に配置される。ダクト３５は送風ファン３４から排気口３６まで延びる。送風ファン３４と排気口３６との間でダクト３５には分岐ダクト３７が接続される。分岐ダクト３７は、例えば室内熱交換器１９まで延びる。分岐ダクト３７は送風ファン３４から送り出される気流を室内熱交換器１９まで導くことができる。ここでは、分岐ダクト３７から送り込まれる暖気は室内熱交換器１９の送風ファン２２から送り出される熱交換後の気流に混ぜ合わせられる。その他、送風ファン３４から送り出される気流は分岐ダクト３７から直接に室内空間ＲＭに噴き出されてもよい。
【００３４】
ダクト３５には開閉板３８が設置される。この開閉板３８は、例えば第１位置と第２位置との間で相対変位する。開閉板３８が第１位置に位置決めされると、ダクト３５の排気口３６は開放される。その一方で、分岐ダクト３７の入口は閉鎖される。したがって、送風ファン３４から送り出される気流は排気口３６から外部に排出され、分岐ダクト３７に対して気流の流入は阻止される。開閉板３８が第２位置に位置決めされると、ダクト３５の排気口３６は閉鎖される。その一方で、分岐ダクト３７の入口は開放される。その結果、送風ファン３４から送り出される気流は分岐ダクト３７に導入される。分岐ダクト３７の気流は、室内熱交換器１９の送風ファン２２から送り出される熱交換後の気流に混ぜ合わせられ、室内空間ＲＭに導かれる。
【００３５】
２次冷媒回路１３の第３循環経路２８には迂回経路４１が接続される。迂回経路４１は分配弁４２で第３循環経路２８から分岐し合流点４３で第３循環経路２８に合流する。分配弁４２は第２圧縮機３１および空気熱交換器３２の間で第３循環経路２８に組み込まれる。合流点４３は第２圧縮機３１および空気熱交換器３２の間で分配弁４２の下流に配置される。分配弁４２は第３循環経路２８から迂回経路４１に分配される第２冷媒の冷媒量を調整することができる。分配率が０％であれば、迂回経路４１に冷媒は流入しない。分配率が１００％であれば、冷媒は全量迂回経路４１に流れ込む。第３循環経路２８は分配弁４２で遮断される。こうして迂回経路４１には第３循環経路２８から高温高圧の第２冷媒が流入する。第２冷媒は、迂回経路４１を流通した後に再び合流点４３から第３循環経路２８に戻される。
【００３６】
迂回経路４１には第５熱交換器、すなわち、第２冷媒−冷媒熱交換器４４が組み込まれる。第２冷媒−冷媒熱交換器４４は第１流通路４５および第２流通路４６を備える。第１流通路４５は２次冷媒回路１３の迂回経路４１の一部を形成する。こうして第２冷媒−冷媒熱交換器４４には分配弁４２から高温高圧の第２冷媒が送り込まれる。第２流通路４６は１次冷媒回路１２の第２循環経路１７の一部を形成する。第２流通路４６は室外熱交換器１８と第１膨張弁２３との間に配置される。第２流通路４６は第１流通路４５に相対して延びる。例えば、第２流通路は第１流通路に平行に延びてもよい。第１流通路４５内の第２冷媒と第２流通路４６内の第１冷媒との間で熱エネルギーの交換が実現される。こうした熱エネルギーの交換にあたって、熱交換器に代えて、例えば、第１流通路４５の配管と第２流通路４６の配管とを相互に接触させる構造が採用されることもできる。こうして第２冷媒−冷媒熱交換器４４で第１冷媒は加熱される。
【００３７】
なお、室内熱交換器１９および送風ファン２２以外の構成要素はいずれも室内空間ＲＭの外側、すなわち、室外に設置されればよい。室内熱交換器１９および送風ファン２２以外の構成要素は、例えば、１つの室外機内に収容されてもよい。
【００３８】
１次冷媒回路１２の第２循環経路１７には３つの圧力センサー４７、４８、４９が取り付けられる。圧力センサー４７は室外熱交換器１８の第２口１８ｂ側に配置される。圧力センサー４７は室外熱交換器１８の圧力を検出する。圧力センサー４７は圧力情報信号を出力する。この圧力情報信号では検出された圧力値が特定される。同様に、圧力センサー４８は室内熱交換器１９の第１口１９ａ側に配置される。圧力センサー４８は室内熱交換器１９の圧力を検出する。圧力センサー４８は圧力情報信号を出力する。この圧力情報信号では検出された圧力値が特定される。圧力センサー４９は第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１口２６ａ側に配置される。圧力センサー４９は第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６の圧力を検出する。すなわち、圧力センサー４９は第１膨張弁２３と第２膨張弁２５との間で冷媒の圧力を検出する。圧力センサー４９は圧力情報信号を出力する。この圧力情報信号では検出された圧力値が特定される。なお、圧力センサー４９は第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第２口２６ｂ側に配置されてもよい。こうした圧力センサー４９は、第１口２６ａ側および第２口２６ｂ側のいずれか一方に取り付けられてもよく、第１口２６ａ側および第２口２６ｂ側の両方に取り付けられてもよい。
【００３９】
図２に示されるように、空気調和機１１は制御回路５１を備える。制御回路５１には四方弁１６、第１圧縮機１４、第２圧縮機３１、第１膨張弁２３、第２膨張弁２５、第３膨張弁３３、分配弁４２、開閉板３８の駆動源５２、送風ファン２１、送風ファン３４および送風ファン２２が接続される。制御回路５１は四方弁１６、第１圧縮機１４、第２圧縮機３１、第１膨張弁２３、第２膨張弁２５、第３膨張弁３３、分配弁４２、駆動源５２、送風ファン２１、送風ファン３４および送風ファン２２にそれぞれ制御信号を供給する。制御信号は、四方弁１６の動作や、第１圧縮機１４および第２圧縮機３１の動作周波数、第１膨張弁２３、第２膨張弁２５および第３膨張弁３３の開度、分配弁４２の分配率、送風ファン２１、送風ファン２２および送風ファン３４の毎分回転数、駆動源５２の駆動量を制御するための信号である。四方弁１６は制御信号に応じて第１状態または第２状態に設定される。第１状態では四方弁１６で第１口１６ａは第４口１６ｄに接続されると同時に第２口１６ｂは第３口１６ｃに接続される。第２状態では四方弁１６で第１口１６ａは第３口１６ｃに接続されると同時に第２口１６ｂは第４口１６ｄに接続される。第１圧縮機１４および第２圧縮機３１は制御信号で特定される周波数で動作する。第１膨張弁２３、第２膨張弁２５および第３膨張弁３３は制御信号で特定される開度で冷媒の流通量を調整する。分配弁４２は制御信号で特定される分配率で第３循環経路２８および迂回経路４１に冷媒を分配する。送風ファン２１、２２、３４では熱交換量に応じて制御信号により回転数が制御される。駆動源５２は制御信号に応じて第１位置および第２位置の間で開閉板３８を駆動する。
【００４０】
制御回路５１には圧力センサー４７、４８、４９、第１開度センサー５３、第２開度センサー５４および第３開度センサー５５が接続される。第１開度センサー５３は第１膨張弁２３の開度を測定する。第２開度センサー５４は第２膨張弁２５の開度を測定する。第３開度センサー５５は第３膨張弁３３の開度を測定する。第１開度センサー５３、第２開度センサー５４および第３開度センサー５５はそれぞれ開度情報信号を制御回路５１に供給する。個々の開度情報信号では、第１開度センサー５３、第２開度センサー５４および第３開度センサー５５で測定された開度が特定される。制御回路５１は、開度情報信号で特定される膨張弁の開度と、この制御時点で目標とする圧力に相当する膨張弁開度とのずれを補正する。制御回路５１には圧力センサー４７、４８、４９から圧力情報信号が供給される。
【００４１】
次に空気調和機１１の動作を簡単に説明する。冷房運転が設定されると、制御回路５１は四方弁１６に制御信号を供給する。図３に示されるように、四方弁１６は第１状態に設定される。制御回路５１は分配弁４２に制御信号を供給する。分配弁４２の分配率は０％に設定される。すなわち、迂回経路４１は遮断される。制御回路５１は駆動源５２に制御信号を供給する。開閉板３８は第１位置に位置決めされる。排気口３６は開放される。制御回路５１は第１膨張弁２３および第２膨張弁２５の開度を検出する。第１膨張弁２３の開度が閾値よりも大きいか否かが判定される。第１膨張弁２３の開度が閾値よりも大きければ、制御回路５１は閾値の開度まで第１膨張弁２３の開度を絞る。開度の調整にあたって第１膨張弁２３には制御回路５１から制御信号が供給される。閾値は予め設定される。こうして第１膨張弁２３の開度が規制されることから、第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６に高圧の冷媒が流れ込むことが防止される。
【００４２】
続いて制御回路５１は１次冷媒回路１２の第１圧縮機１４を動作させる。動作にあたって第１圧縮機１４には制御回路５１から制御信号が供給される。第１圧縮機１４から高温高圧のガス冷媒が吐出される。第１冷媒、すなわち、ＣＯ２は１次冷媒回路１２内を循環する。第１冷媒は、四方弁１６の第３口１６ｃから第４口１６ｄまで第２循環経路１７を流通し、四方弁１６の第１口１６ａから第１圧縮機１４の吸込口１４ａに戻される。このとき、制御回路５１は、第２膨張弁２５を全開した後に、第１膨張弁２３の開度を設定する。第１膨張弁２３および第２膨張弁２５には制御回路５１から制御信号が供給される。室内熱交換器１９つまり蒸発器における蒸発圧力が目標の蒸発圧力よりも所定圧力高くなるように第１膨張弁２３の開度は設定される。目標の蒸発圧力は設定温度と室温との差に応じて制御回路５１により設定される。
【００４３】
同様に、制御回路５１は２次冷媒経路１３の第２圧縮機３１を動作させる。動作にあたって第２圧縮機３１には制御回路５１から制御信号が供給される。第２圧縮機３１から高温高圧のガス冷媒が吐出される。第２冷媒は２次冷媒回路１３の第３循環経路２８を循環する。ガス状態の第２冷媒は空気熱交換器３２で凝縮される。凝縮された第２冷媒は第３膨張弁３３で減圧される。減圧された第２冷媒は第１冷媒−冷媒熱交換器２４に供給される。第１冷媒−冷媒熱交換器２４で第２流通路２７内の第２冷媒は第１流通路２６内の第１冷媒から吸熱して蒸発する。蒸発した第２冷媒は第２圧縮機３１に戻される。
【００４４】
制御回路５１は、目標の蒸発圧力になるように第２膨張弁２５の開度を調整する。蒸発圧力は室内熱交換器１９の第１口１９ａ側に設けられた圧力センサー４８で検出される。こうして室内熱交換器１９では目標の蒸発圧力が確立される。ここでは、第１膨張弁２３の制御が第２膨張弁２５の制御に対して先行することから、第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６に高圧の冷媒が流れ込むことが防止される。この制御に加えて、制御回路５１は、室外熱交換器１８の第２口１８ｂ側に備えた圧力センサー４７で放熱器の圧力も検出し、圧力センサー４７、４８の圧力から第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６の中間圧力を演算してもよい。この中間圧力に圧力センサー４９で検出された値が合致するように第１膨張弁２３の開度と第２膨張弁２５の開度とは制御されるとよい。
【００４５】
１次冷媒回路１２では第１圧縮機１４から高温高圧の第１冷媒が室外熱交換器１８に供給される。第１冷媒は室外熱交換器１８、第１膨張弁２３、第１冷媒−冷媒熱交換器２４、第２膨張弁２５および室内熱交換器１９を順番に流通する。このとき、図４に示されるように、第１圧縮機１４と第１膨張弁２３との間で第１冷媒は高圧ｐｄに保持される。室外熱交換器１８では一定圧で第１冷媒の熱エネルギーが外気に放出される。続いて第１膨張弁２３と第２膨張弁２５との間では第１冷媒は中間圧力ｐｍに保持される。第１冷媒−冷媒熱交換器２４では一定圧で第１冷媒の熱エネルギーが第２冷媒に受け渡される。その結果、第２膨張弁２５の入口で第１冷媒のエンタルピーは低下し、室内熱交換器１９では大きなエンタルピー差（冷凍効果）が確保される。こうしたエンタルピー差の増大は冷凍効果の増大に貢献する。その後、第２膨張弁２５で第１冷媒は低圧ｐｓまで減圧される。減圧された第１冷媒は室内熱交換器１９で周囲の空気から吸熱する。冷気が生成される。冷気は送風ファン２２の働きで室内空間ＲＭに流される。
【００４６】
次に、暖房運転が設定されると、制御回路５１は四方弁１６に制御信号を供給する。このとき、図５に示されるように、四方弁１６は第２状態に設定される。制御回路５１は分配弁４２に制御信号を供給する。分配弁４２の分配率は０％よりも大きな所定値に設定される。その結果、迂回経路４１に第２冷媒は流入する。制御回路５１は駆動源５２に制御信号を供給する。開閉板３８は第２位置に位置決めされる。排気口３６は閉鎖される。制御回路５１は第１膨張弁２３および第２膨張弁２５の開度を検出する。第２膨張弁２５の開度が閾値よりも大きいか否かが判定される。第２膨張弁２５の開度が閾値よりも大きければ、制御回路５１は閾値の開度まで第２膨張弁２５の開度を絞る。開度の調整にあたって第２膨張弁２５には制御回路５１から制御信号が供給される。閾値は前述と同様に設定されればよい。こうして第２膨張弁２５の開度が規制されることから、第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６に高圧の冷媒が流れ込むことが防止される。
【００４７】
続いて制御回路５１は第１圧縮機１４を動作させる。動作にあたって第１圧縮機１４には制御回路５１から制御信号が供給される。第１圧縮機１４から高温高圧のガス冷媒が吐出される。第１冷媒、すなわち、ＣＯ２は１次冷媒回路１２内を循環する。第１冷媒は、四方弁１６の第４口１６ｄから第３口１６ｃまで第２循環経路１７を流通し、四方弁１６の第１口１６ａから第１圧縮機１４の吸込口１４ａに戻される。このとき、制御回路５１は、第１膨張弁２３を全開した後に、第２膨張弁２５の開度を設定する。第１膨張弁２３および第２膨張弁２５には制御回路５１から制御信号が供給される。室外熱交換器１８つまり蒸発器における蒸発圧力が目標の蒸発圧力よりも所定圧力高くなるように第２膨張弁２５の開度は設定される。目標の蒸発圧力は外気温度との差に応じて制御回路５１で設定される。
【００４８】
同様に、制御回路５１は第２圧縮機３１を動作させる。動作にあたって第２圧縮機３１には制御回路５１から制御信号が供給される。第２圧縮機３１から高温高圧のガス冷媒が吐出される。第２冷媒は２次冷媒回路１３の第３循環経路２８を循環する。ガス状態の第２冷媒は空気熱交換器３２で凝縮される。凝縮された第２冷媒は第３膨張弁３３で減圧される。減圧された第２冷媒は第１冷媒−冷媒熱交換器２４に供給される。第１冷媒−冷媒熱交換器２４で第２流通路２７内の第２冷媒は第１流通路２６内の第１冷媒から吸熱して蒸発する。蒸発した第２冷媒は第２圧縮機３１に戻される。
【００４９】
制御回路５１は、目標の蒸発圧力になるように第１膨張弁２３の開度を調整する。蒸発圧力は室外熱交換器１８の第２口１８ｂ側に設けられた圧力センサー４７で検出される。こうして室外熱交換器１８では目標の蒸発圧力が確立される。ここでは、第２膨張弁２５の制御が第１膨張弁２３の制御に対して先行することから、第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６に高圧の冷媒が流れ込むことが防止される。この制御に加えて、制御回路５１は、室内熱交換器１９の第１口１９a側に備えた圧力センサー４８で放熱器の圧力も検出し、圧力センサー４７、４８の圧力から第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６の中間圧力を演算してもよい。この中間圧力に圧力センサー４９で検出される値が合致するように第１膨張弁２３の開度と第２膨張弁２５の開度とは制御されるとよい。
【００５０】
１次冷媒回路１２では第１圧縮機１４から高温高圧の第１冷媒が室内熱交換器１９に供給される。第１冷媒は室内熱交換器１９、第２膨張弁２５、第１冷媒−冷媒熱交換器２４、第１膨張弁２３、第２冷媒−冷媒熱交換器４４および室外熱交換器１８を順番に流通する。このとき、図６に示されるように、第１圧縮機１４と第２膨張弁２５との間で第１冷媒は高圧ｐｄに保持される。続いて第２膨張弁２５と第１膨張弁２３との間では第１冷媒は中間圧力ｐｍに保持される。第１冷媒−冷媒熱交換器２４では一定圧で第１冷媒の熱エネルギーが第２冷媒に受け渡される。その結果、第１膨張弁２３の入口で第１冷媒のエンタルピーは低下し、室外熱交換器１８では大きなエンタルピー差（冷凍効果）が確保される。その後、第１膨張弁２３で第１冷媒は低圧ｐｓまで減圧される。このとき、減圧された第１冷媒には第２冷媒−冷媒熱交換器４４で第２冷媒から熱エネルギーが移される。その結果、室外熱交換器１８における第１冷媒の蒸発温度は高まる。したがって、第２冷媒−冷媒熱交換器４４が追加されない場合の蒸発圧力ｐｓに比べて第１冷媒の蒸発圧力はｐｎまで高まる。蒸発圧力ｐｎの第１冷媒は室外熱交換器１８で周囲の空気から吸熱する。その後、第１冷媒は第１圧縮機１４に戻される。第２冷媒−冷媒熱交換器４４の働きで第１圧縮機１４の吸入圧力は高められることから、圧縮比が低下し第１圧縮機１４の動力は低減される。よって、空気調和機１１のエネルギー効率は向上する。
【００５１】
しかも、１次冷媒回路１２では、前述のように暖房運転時でも第１冷媒−冷媒熱交換器２４の働きで第１膨張弁２３の入口で第１冷媒のエンタルピーは低下する。その結果、室外熱交換器１８に流入する第１冷媒のエンタルピーは低下する。エンタルピーの低下に応じて第１冷媒の乾き度は低下する。こうして室外熱交換器１８ではその入口となる第２口１８ｂでの第１冷媒の乾き度とドライアウトの乾き度との差分が増大する。その結果として室外熱交換器１８での第１冷媒の平均熱伝達率は向上する。室外熱交換器１８では効率的に熱エネルギーは外気に移動することができる。一般に、冷媒の乾き度がドライアウトの乾き度を超えると、冷媒の熱伝達率は著しく低下する。その中でもＣＯ２は比較的に低い乾き度（０．５〜０．６程度）でドライアウトすることが知られている。
【００５２】
図７に示されるように、２次冷媒回路１３や第１冷媒−冷媒熱交換器２４の追加に代えて、圧縮機の吸入側と膨張弁の手前との間に内部熱交換器が組み込まれる場合には、点線で示されるように、蒸発器として働く熱交換器でエンタルピー差（冷凍効果）は増大することができる。しかしながら、この場合には、内部熱交換器の働きで圧縮機の吸入側では過熱度が高まることから、圧縮機の吐出温度が過度に高温まで上昇してしまう。
【００５３】
暖房運転の開始にあたって室内空間ＲＭの温度が低い場合には、２次冷媒回路１３の運転は控えられてもよい。すなわち、第２圧縮機３１は休止状態に維持されてもよい。このとき、１次冷媒回路１２では第２膨張弁２５が全開に設定され第１膨張弁２３の開度が調整される。これによって２次冷媒回路１３の再運転時に、第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６に高圧の冷媒が流れ込むことが防止されることから、第１膨張弁２３の制御に先行する第２膨張弁２５の制御は円滑に実施されることができる。こうして１次冷媒回路１２単独で単段サイクル運転が実施されてもよい。
【００５４】
前述のように暖房運転時の第１圧縮機１４の動力の低減にあたって第２圧縮機３１の動作はそのまま維持される。基本的に外気温度が低下しても第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第２流通路２７の蒸発温度は変わらないので第２圧縮機の冷媒吸入密度が高い値で安定する。そのため、第２圧縮機３１で動力の増加は要求されない。したがって、第１圧縮機１４の動力の低減はそのまま空気調和機１１全体のエネルギー効率の向上に寄与する。その一方で、例えば国際公開第２００５／０５２４６７号（特許文献１）の図７では、第２膨張弁２５および第２冷媒−冷媒熱交換器４４が追加されずに、第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６が暖房運転時には室外熱交換器１８と第１膨張弁２３との間に配置される。この特許文献１の図７では、冷房運転時には冷媒−冷媒熱交換器で１次冷媒回路の冷媒（ＣＯ２）から２次冷媒回路に放熱され、暖房運転時には冷媒−冷媒熱交換器で１次冷媒回路の冷媒は２次冷媒回路から吸熱する。その結果、暖房運転時には、１次冷媒回路の圧縮機の動力は低減されるものの、２次冷媒回路の室外熱交換器は低温の外気に曝されることから、２次冷媒回路の室外熱交換器では冷房運転時に比べて凝縮側の圧力と蒸発側の圧力との間に大きな圧力差が要求されてしまう。また、外気温度がさらに低下すると、第２圧縮機３１の冷媒吸入密度が低下し、所定の能力を得るために冷媒循環量を増大させる必要がある。その結果、２次冷媒回路の圧縮機には大きな動力が要求される。したがって、特許文献１の図７の空気調和機全体では期待されるほどエネルギー効率は向上することができない。
【００５５】
本実施形態に係る空気調和機１１では、暖房運転時には、室内熱交換器１９では一定圧で第１冷媒の熱エネルギーが室内へ放出される。室内熱交換器１９の周囲で空気には室内熱交換器１９から放出される熱エネルギーが受け渡される。送風ファン２２の働きで暖気は室内空間ＲＭに流される。同時に、空気熱交換器３２では第２冷媒の熱エネルギーが放出される。空気熱交換器３２の周囲で空気には空気熱交換器３２から放出される熱エネルギーが受け渡される。送風ファン３４および分岐ダクト３７の働きで暖気は室内空間ＲＭに供給される。その結果、暖房時の熱効率は高められることができる。
【００５６】
本発明者は空気調和機１１の成績係数（ＣＯＰ）を算出した。算出にあたって本発明者は［表１］の運転条件および動作点を設定した。暖房能力は１０馬力（＝約２８ｋＷ）に設定された。２次冷媒回路１３の冷媒にはＲ３２（ＨＦＣ−３２）が採用された。暖房運転時には２次冷媒回路１３の凝縮器すなわち空気熱交換器３２から熱回収分の熱が算出され、１次冷媒回路１２の放熱器すなわち室内熱交換器１９の熱に加算された。これにより２次冷媒回路１３で暖房能力全体の約１０％が確保された。
【００５７】
【表１】
【００５８】
算出にあたって本発明者は第１比較例および第２比較例を設定した。第１比較例では単純な冷凍サイクル回路が用いられた。すなわち、１次冷媒回路１２に相当する空気調和機が設定された。しかも、この空気調和機では１次冷媒回路１２から第１膨張弁２３および第１冷媒−冷媒熱交換器２４が削除された。暖房能力は１０馬力（＝約２８ｋＷ）に設定された。高圧側圧力は１０ＭＰａに設定された。圧縮機の吐出温度は摂氏１０４．７度に設定された。室外熱交換器の冷媒出口温度は摂氏２５度に設定された。蒸発温度は摂氏−３度に設定された。圧縮機の吸入温度は摂氏２度に設定された。
【００５９】
第２比較例では特許文献１に記載の空気調和機が設定された。すなわち、第２膨張弁２５および第２冷媒−冷媒熱交換器４４が追加されずに、第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第１流通路２６が室外熱交換器１８と第１膨張弁２３との間に配置された。暖房運転時には冷媒−冷媒熱交換器で１次冷媒回路の冷媒は２次冷媒回路から吸熱した。暖房能力は１０馬力（＝約２８ｋＷ）に設定された。算出にあたって本発明者は［表１］の運転条件および動作点を設定した。なお、少なくとも第２圧縮機３１で下限値の圧縮比＝２が確保されるように第２比較例では第１冷媒−冷媒熱交換器２４の第２流通路２７の温度（凝縮温度）は摂氏２１度に設定された。
【００６０】
算出の結果、暖房運転時では、第１比較例に比べて第２比較例ではＣＯＰが５．５％増大することが確認された。第１比較例に比べて第１実施形態に係る空気調和機１１ではＣＯＰが８．３％増大することが確認された。よって、第１実施形態に係る空気調和機では第２比較例よりもＣＯＰが増大する。なお、第２比較例では空気熱交換器が外気（例えば摂氏２度）から吸熱することから蒸発温度は外気よりも低い温度（ここでは摂氏−３度）に設定された。加えて、第２比較例では、前述のように第２圧縮機の圧縮比が低く設定され、できる限り第２圧縮機の動力の低減が図られた。それでも、第１実施形態に係る空気調和機１１では、２次冷媒回路１３の蒸発温度（＝摂氏１４度）が比較的に高いことから、第２圧縮機３１の吸入温度は比較的に高い温度（＝摂氏１９度）に設定されることができ、その結果、第２圧縮機３１の冷媒吸入密度は蒸発温度が低いとき（＝摂氏−３度）の吸入温度（＝摂氏２度）よりも高まり、必要な冷媒循環量の確保にあたって第２圧縮機３１の運転回転数は低く抑え込まれることができる。
【００６１】
図８は本発明の第２実施形態に係る冷凍サイクル装置である空気調和機１１ａの構成を概略的に示す。この第２実施形態では迂回経路４１の形成にあたって分配弁４２は空気熱交換器３２および第３膨張弁３３の間で第３循環経路２８に組み込まれる。迂回経路４１の合流点４３は空気熱交換器３２および第３膨張弁３３の間で分配弁４２の下流に配置される。その他、第１実施形態と均等な構成には同一の参照符号が付され詳細な説明は割愛される。空気調和機１１ａは空気調和機１１と同様に動作する。
【００６２】
前述と同様に、本発明者は空気調和機１１ａの成績係数（ＣＯＰ）を算出した。算出にあたって本発明者は［表２］の運転条件および動作点を設定した。暖房能力は１０馬力（＝約２８ｋＷ）に設定された。２次冷媒回路１３の冷媒にはＲ３２（ＨＦＣ−３２）が採用された。暖房運転時には２次冷媒回路１３の凝縮器すなわち空気熱交換器３２から熱回収分の熱が算出され、１次冷媒回路１２の放熱器すなわち室内熱交換器１９の熱に加算された。これにより２次冷媒回路１３で暖房能力全体の約１０％が確保された。その他、前述と同様に、本発明者は前述の第１比較例および第２比較例を設定した。
【００６３】
【表２】
【００６４】
算出の結果、暖房運転時では、第１比較例に比べて第２実施形態に係る空気調和機１１ａではＣＯＰが８．５％増大することが確認された。第１実施形態に係る空気調和機１１に比べて、暖房運転時に第２実施形態に係る空気調和機１１ａは優れた成績係数（ＣＯＰ）を得ることが確認された。これは、迂回経路４１の形成にあたって分配弁４２は空気熱交換器３２および第３膨張弁３３の間で第３循環経路２８に組み込まれたことで、第５熱交換器４４の第２流通路４５の冷却に伴い、空気熱交換器３２の出口で冷媒のエンタルピーが低下したことに起因する。すなわち、第１実施形態に比べて第２実施形態では第３膨張弁３３の入口で冷媒がさらに過冷却され、２次冷媒回路の効率が向上したためである。よって、第２実施形態に係る空気調和機では第２比較例よりもＣＯＰが増大する。しかも、第２実施形態に係る空気調和機１１ａでは、第１実施形態に係る空気調和機１１と同様に、２次冷媒回路１３の蒸発温度（＝摂氏１４度）が比較的に高いことから、第２圧縮機３１の吸入温度は比較的に高い温度（＝摂氏１９度）に設定されることができ、その結果、第２圧縮機３１の冷媒吸入密度は蒸発温度が低いとき（＝摂氏−３度）の吸入温度（＝摂氏２度）よりも高まり、必要な冷媒循環量の確保にあたって第２圧縮機３１の運転回転数は低く抑え込まれることができる。
【符号の説明】
【００６５】
１１ 冷凍サイクル装置（空気調和機）、１１ａ 冷凍サイクル装置（空気調和機）、１２ １次冷媒回路、１３ ２次冷媒回路、１４ 第１圧縮機、１７ 冷媒経路、１８ 第１熱交換器（室外熱交換器）、１９ 第２熱交換器（室内熱交換器）、２３ 第１膨張弁、２４ 第３熱交換器（第１冷媒−冷媒熱交換器）、２５ 第２膨張弁、３１ 第２圧縮機、３２ 第４熱交換器（空気熱交換器）、３３ 第３膨張弁、３５ ダクト、３７ ダクト（分岐ダクト）、３８ 開閉板、４２ 分配弁、４４ 第５熱交換器（第２冷媒−冷媒熱交換器）、５１ 制御回路
【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１熱交換器および第２熱交換器の間で冷媒経路に順番に組み込まれる第１膨張弁、第３熱交換器および第２膨張弁を有し、第１圧縮機から選択的に前記第１熱交換器または前記第２熱交換器に高温高圧の第１冷媒が供給されると前記冷媒経路を通って前記第２熱交換器または前記第１熱交換器から前記第１冷媒を前記第１圧縮機に戻す１次冷媒回路と、
前記第３熱交換器に接続されて、第２圧縮機および第３膨張弁の間で第４熱交換器に高温高圧の第２冷媒を供給し、前記第３膨張弁で減圧された前記第２冷媒を前記第３熱交換器を通って前記第２圧縮機に戻す２次冷媒回路と、
前記１次冷媒回路で前記第１膨張弁および前記第１熱交換器の間に組み込まれて、前記第２冷媒から前記第１冷媒に熱エネルギーを移す第５熱交換器と
を備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項２】
請求項１に記載の冷凍サイクル装置において、
前記第５熱交換器は前記第１膨張弁と前記第１熱交換器との間に配置されることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項３】
請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置において、
暖房運転時に、前記第２熱交換器から放出される熱エネルギーを受ける暖気の環境に、前記第４熱交換器から放出される熱エネルギーを受ける暖気を送り込むダクトをさらに備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項４】
請求項３に記載の冷凍サイクル装置において、
前記ダクトを開閉する開閉板と、
前記開閉板の開閉を制御する制御回路と
をさらに備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項５】
請求項１〜４のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置において、
前記第２冷媒回路の循環経路に前記第２圧縮機および前記第４熱交換器の間で組み込まれて、前記第５熱交換器に高温高圧の前記第２冷媒を送り込む分配弁をさらに備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項６】
請求項１〜４のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置において、
前記第２冷媒回路の循環経路に前記第４熱交換器および前記第３膨張弁の間で組み込まれて、前記第５熱交換器に高温高圧の前記第２冷媒を送り込む分配弁をさらに備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項１】
第１熱交換器および第２熱交換器の間で冷媒経路に順番に組み込まれる第１膨張弁、第３熱交換器および第２膨張弁を有し、第１圧縮機から選択的に前記第１熱交換器または前記第２熱交換器に高温高圧の第１冷媒が供給されると前記冷媒経路を通って前記第２熱交換器または前記第１熱交換器から前記第１冷媒を前記第１圧縮機に戻す１次冷媒回路と、
前記第３熱交換器に接続されて、第２圧縮機および第３膨張弁の間で第４熱交換器に高温高圧の第２冷媒を供給し、前記第３膨張弁で減圧された前記第２冷媒を前記第３熱交換器を通って前記第２圧縮機に戻す２次冷媒回路と、
前記１次冷媒回路で前記第１膨張弁および前記第１熱交換器の間に組み込まれて、前記第２冷媒から前記第１冷媒に熱エネルギーを移す第５熱交換器と
を備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項２】
請求項１に記載の冷凍サイクル装置において、
前記第５熱交換器は前記第１膨張弁と前記第１熱交換器との間に配置されることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項３】
請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置において、
暖房運転時に、前記第２熱交換器から放出される熱エネルギーを受ける暖気の環境に、前記第４熱交換器から放出される熱エネルギーを受ける暖気を送り込むダクトをさらに備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項４】
請求項３に記載の冷凍サイクル装置において、
前記ダクトを開閉する開閉板と、
前記開閉板の開閉を制御する制御回路と
をさらに備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項５】
請求項１〜４のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置において、
前記第２冷媒回路の循環経路に前記第２圧縮機および前記第４熱交換器の間で組み込まれて、前記第５熱交換器に高温高圧の前記第２冷媒を送り込む分配弁をさらに備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【請求項６】
請求項１〜４のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置において、
前記第２冷媒回路の循環経路に前記第４熱交換器および前記第３膨張弁の間で組み込まれて、前記第５熱交換器に高温高圧の前記第２冷媒を送り込む分配弁をさらに備えることを特徴とする冷凍サイクル装置。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【公開番号】特開２０１２−２０７８３５（Ｐ２０１２−２０７８３５Ａ）
【公開日】平成２４年１０月２５日（２０１２．１０．２５）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１１−７２５６５（Ｐ２０１１−７２５６５）
【出願日】平成２３年３月２９日（２０１１．３．２９）
【出願人】（０００００６６１１）株式会社富士通ゼネラル (1,266)
【公開日】平成２４年１０月２５日（２０１２．１０．２５）
【国際特許分類】
【出願日】平成２３年３月２９日（２０１１．３．２９）
【出願人】（０００００６６１１）株式会社富士通ゼネラル (1,266)
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