(57)【要約】【課題】  配管工事コストや設備コストを増大することなく、室内顕熱負荷と潜熱負荷との比率によらず室内温度と湿度を同時に制御するとともに、高い運転効率を発揮する。【解決手段】  第１の圧縮機６、室外熱交換器８、液管４、第1の減圧手段９、第1の室内熱交換器１０、ガス管５を順次接続してなる第１の冷凍サイクルと、第２の圧縮機１１、第２の四方弁１２、第２の室内熱交換器１３、第２の減圧手段１４で構成され、第２の四方弁１２の一端がガス管５に接続され、第２の減圧手段１４の一端が液管４に接続された第２の冷凍サイクルとを設け、第１の冷凍サイクルにおいては従来より高い飽和温度で高効率な運転をし、第２の冷凍サイクルでは第２の圧縮機１１の吐出圧を２０℃程度まで低くすることにより高効率な運転をする。また第１、第２の圧縮機６，１１の回転数を独立に制御して、潜熱負荷と顕熱負荷の比率によらず室内温湿度を制御する。【選択図】        図１
2005098607.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１の圧縮機、室外熱交換器、液管、第1の減圧手段、第1の室内熱交換器、ガス管、を順次接続してなる第１の冷凍サイクルと、
第２の圧縮機、四方弁、第２の室内熱交換器、第２の減圧手段で構成され、前記四方弁の一端が前記ガス管に接続され、第２の減圧手段の一端が前記液管に接続されてなる第２の冷凍サイクルと、
を有することを特徴とする空気調和機。
【請求項２】
第１の圧縮機、室外熱交換器、液管、第1の減圧手段、第1の室内熱交換器、ガス管、を順次接続してなる第１の冷凍サイクルと、
第２の圧縮機、前記第1の冷凍サイクルとの熱交換を行なう系統間熱交換器、第２の減圧手段、第２の室内熱交換器で構成され、前記系統間熱交換器によって、前記第１の冷凍サイクルと熱交換を行なう第２の冷凍サイクルと、
を有することを特徴とする空気調和機。
【請求項３】
前記第２の室内熱交換器は、室内外壁近傍に配置されるか、あるいはその出口空気が室内外壁近傍に吹き出されるように配置され、室内ペリメータの熱負荷を処理するものであることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の空気調和機。
【請求項４】
前記第２の室内熱交換器は、主として室内取入れ外気との熱交換を行なうことを特徴とする請求項１乃至請求項３のいずれかに記載の空気調和機。
【請求項５】
前記第１の冷凍サイクルにおいて、さらに前記第１の圧縮機の吐出側に新たに四方弁を配し、前記第１の室内熱交換器を凝縮器として、前記室外熱交換器を蒸発器として運転する暖房運転モードを有する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空気調和機。
【請求項６】
前記第１の冷凍サイクルは、常に室内空気の露点温度より高い飽和温度で運転することを特徴とする請求項１乃至請求項５のいずれかに記載の空気調和機。
【請求項７】
前記第１の室内熱交換器は、その内部を通過する熱媒体と、前記熱媒体と熱交換を行なう室内空気との温度差が１０度以内となる熱交換能力を有し、ドレンパン、ドレンポンプ、ドレン配管などを省いたことを特徴とする請求項１乃至請求項６のいずれかに記載の空気調和機。
【請求項８】
前記第２の冷凍サイクルは、常に室内空気の露点温度が所定温度より低くなるように前記第２の圧縮機の回転数を制御することを特徴とする請求項１乃至請求項７のいずれかに記載の空気調和機。
【請求項９】
前記空気調和機において、前記第２の冷凍サイクルは、液管とガス管の間に少なくとも２系統以上接続されていることを特徴とする請求項１乃至請求項８のいずれかに記載の空気調和機。
【請求項１０】
前記空気調和機において、室外ユニットは、室内ユニットより上方に設置されるとともに、第１の圧縮機を迂回するバイパス回路を有していることを特徴とする請求項１乃至請求項９のいずれかに記載の空気調和機。
【請求項１１】
低段側圧縮機、高段側圧縮機、熱源側熱交換器と、減圧手段と負荷側熱交換器よりなる複数の負荷側ユニットにより構成される空気調和機において、前記負荷側ユニットの1台以上は前記負荷側熱交換器の一端が前記高段側圧縮機の吸入側に接続された顕熱処理用ユニットであり、前記負荷側ユニットの1台以上は前記負荷側熱交換器の一端が低段側圧縮機の吸入側に接続された潜熱処理用ユニットであることを特徴とする空気調和機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、空気熱源式ヒートポンプ空気調和機に関わり、特に、インテリアとペリメータで空調負荷特性の異なるビル用空気調和機の消費電力低減に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
近年のオフィスビルでは居室内にコンピュータやその周辺機器が激増し、その発熱負荷によって年間通じて冷房負荷が発生している。また、その負荷特性も顕熱負荷がほとんどを占めるようになり、人体から発生する水分と取入外気による潜熱負荷の比率はごく僅かとなっている。しかしながら、従来の空気調和機においては、空調負荷の大小や、潜熱負荷と顕熱負荷の比率によらず飽和温度（蒸発温度）がほぼ一定になるよう運転制御されている。その結果、不要ともいえる除湿が行なわれて余分な電力消費を生じたり、また顕熱負荷が非常に小さい場合には室内の湿度が上昇してしまうなどの問題が生じていた。
【０００３】
これらの問題を解決するため、例えば特開平１０−２５９９４４号公報に開示されているように、２系統の冷凍サイクルを同一室内に配備し、一方の冷凍サイクルの飽和温度を低めに、他方の飽和温度を高めに制御することで室内の温湿度を制御し、かつ消費電力を低減するものがある。
また、例えば特開平１１−２９４８３２号公報に開示されているように、外気調和機で取入外気を冷却除湿し、室内側では室内空気露点温度より高い冷熱源温度で冷房を行ない、消費電力を低減するものがある。
【０００４】
【特許文献１】特開平１０−２５９９４４号公報
【特許文献２】特開平１１−２９４８３２号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、同一室内に２系統の冷凍サイクルを配備する場合、冷媒配管工事コストが増大するという問題がある。また、顕熱比の大きい運転、すなわち高い飽和温度で運転する側の冷凍サイクルでは圧縮比が小さくなり効率のよい運転が可能となるが、顕熱比の小さい運転、すなわち低い飽和温度で運転する側の冷凍サイクルでは圧縮比が大きくなり、消費電力の大きい運転となってしまう。
【０００６】
また、外気調和機で潜熱処理を行ない、室内冷房運転を顕熱処理のみで行なう場合、高い飽和温度とすることで冷房運転の運転効率は向上できるが、外気調和機で外気を冷却除湿するための冷熱源を別途設ける必要があり、設備コストの増大を招く。さらに、この冷熱源に氷蓄熱などの手段を用いた場合には、夜間蓄熱時の運転効率低下や、蓄熱量を使い切れなかった場合のロスが発生する。
【０００７】
本発明は、上記のような問題点を解決するためになされたもので、空気調和機において、配管工事コストや設備コストを増大することなく、室内顕熱負荷と潜熱負荷との比率によらず室内温度と湿度を同時に制御するとともに、高い運転効率を発揮できる空気調和機を得ることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
この発明に係わる空気調和機は、低段側圧縮機、高段側圧縮機、熱源側熱交換器と、減圧手段と負荷側熱交換器よりなる複数の負荷側ユニットにより構成される空気調和機において、前記負荷側ユニットの1台以上は前記負荷側熱交換器の一端が前記高段側圧縮機の吸入側に接続された顕熱処理用ユニットであり、前記負荷側ユニットの1台以上は前記負荷側熱交換器の一端が低段側圧縮機の吸入側に接続された潜熱処理用ユニットにより構成されるものである。
【発明の効果】
【０００９】
この発明に係わる空気調和機によれば、負荷側ユニットの1台以上は負荷側熱交換器の一端が高段側圧縮機の吸入側に接続された顕熱処理用ユニットで、また負荷側ユニットの1台以上は負荷側熱交換器の一端が低段側圧縮機の吸入側に接続された潜熱処理用ユニットとしたので、配管工事コストや設備コストを増大することがなくなり、しかも顕熱処理用ユニットと潜熱処理用ユニットとでそれぞれ独立して圧縮機回転数を制御できるので、潜熱負荷と顕熱負荷の比率によらず室内温湿度を制御でき、高い運転効率を発揮できる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１０】
実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係る空気調和機の構成を示す冷媒回路図である。図において、１は室外ユニット、２は室内に複数台設置された室内ユニットである。３は第２の冷凍サイクルで構成される外気処理ユニットである。室内ユニット２、外気処理ユニット３は液管４およびガス管５により室外ユニット１に接続されている。また、この冷凍サイクルにおいては冷媒にＲ４１０Aを用いている。
【００１１】
室外ユニット１において、６は第１の圧縮機で回転数が制御可能となっている。７は第１の四方弁であり、８は室外熱交換器である。室内ユニット２は、第１の減圧手段９と第１の室内熱交換器１０とで構成される。ここで、この第１の室内熱交換器１０は、通常の空気調和機に用いられる室内熱交換器より大きなもので、その内部を通過する液冷媒と、この液冷媒と熱交換を行なう室内空気との温度差が１０度以内となる熱交換能力を有しており、冷房時にはより高い飽和温度（蒸発温度）となり、第１の圧縮機６の飽和温度が室内露点温度を下回ることをかなりの場合で防止することができる。そのため、室内ユニット２ではドレンポンプやドレンパン、ドレン配管などの結露水処理を省いたより簡易な構成となっている。つまり、第１の室内熱交換器１０が、その内部を通過する熱媒体と、熱媒体と熱交換を行なう室内空気との温度差が１０度以内となる熱交換能力を有しており、ドレンパンや、ドレンポンプ、ドレン配管などを省いているので、機器コストおよび工事コストを低減することができる。
【００１２】
外気処理ユニット３は、第２の圧縮機１１、第２の四方弁１２、第２の室内熱交換器１３、第２の減圧手段１４で構成され、第２減圧手段１４の一端が液管４に、第２四方弁１２の一端がガス管５に接続されている。
【００１３】
このように構成された本実施の形態１の空気調和機では、夏季冷房運転においては潜熱処理を外気処理ユニット３で行ない、顕熱処理を室内ユニット２により行なうことで、それぞれの処理熱量を自在にコントロールすることが可能となるとともに、高効率での運転が実現できる。また、冬季冷房運転においては、後述するように室内ユニット２では冷房運転を行ない、外気処理ユニット３ではその蒸発熱を利用して外気を加熱することができるため、消費電力を大幅に低減できる。
【００１４】
〔夏季冷房運転〕
まずは、夏季冷房運転における冷凍サイクル動作を図１および図２を参照して説明する。
図２は、夏季冷房運転時の冷凍サイクル動作を示すＰ−ｈ線図で、横軸は比エンタルピ［ｋＪ／ｋｇ］、縦軸は圧力［ＭＰａ］である。
【００１５】
夏季冷房運転において、第１の圧縮機６から吐出される高温高圧のガス冷媒（状態Ａ）は、第１四方弁７を介して室外熱交換器８へと流れ、外気と熱交換して凝縮液化し、高圧の液冷媒（状態Ｂ）となって液管４へと流れる。室内ユニット２に流入する高圧液冷媒は、第１の膨張手段９によって飽和温度２０℃程度まで減圧され、中圧二相冷媒（状態Ｃ）となって第１の室内熱交換器１０へと流れる。第１の室内熱交換器１０では２５℃〜２７℃程度である室内空気から吸熱して蒸発し、中圧ガス冷媒（状態Ｄ）となってガス管５へ流れる。この中圧ガス冷媒は四方弁７を経由して再び圧縮機６に吸入される。
【００１６】
一方、第２の冷凍サイクルを形成する外気処理ユニット３においては、液管４から流入する高圧液冷媒を第２の減圧手段１４により飽和温度５℃程度の圧力まで減圧し、低圧二相となった冷媒（状態Ｅ）を第２の室内熱交換器１３へ導く。第２の室内熱交換器１３は主として在室人数に応じて取り入れられる外気と熱交換を行なうもので、取入外気はここで冷却除湿された後に室内に給気される。また、低圧二相冷媒Ｅは蒸発して低圧ガス冷媒（状態Ｆ）となり、第２四方弁１２を経由して第２の圧縮機１１へ吸入される。第２の圧縮機１１では、飽和温度２０℃程度の中圧まで冷媒が昇圧され、中圧ガス冷媒となってガス管５へ送られる。
【００１７】
以上のような動作により、夏季冷房運転においては、潜熱処理を行なう第２の冷凍サイクルの凝縮圧力が飽和温度２０℃程度の圧力となり、外気に放熱する従来の空気調和機に比べて低温を得るための圧縮比が小さくなり、省エネルギーな運転が可能となる。
【００１８】
さらに、顕熱処理を行なう第１の冷凍サイクルにおいても蒸発圧力を飽和温度２０℃程度で運転するため、従来の空気調和機のように潜熱顕熱を同時に行なう場合に比べて圧縮比を小さくでき、省エネルギーな運転が可能となる。
【００１９】
以上のように、本実施の形態１の空気調和機によれば、第１の圧縮機６、室外熱交換器８、液管４、第1の減圧手段９、第1の室内熱交換器１０、ガス管５、を順次接続してなる第１の冷凍サイクルと、第２の圧縮機１１、第２の四方弁１２、第２の室内熱交換器１３、第２の減圧手段１４で構成され、第２の四方弁１２の一端がガス管５に接続され、第２の減圧手段１４の一端が液管４に接続されてなる第２の冷凍サイクルとにより構成されてなるようにしたので、第１の冷凍サイクルにおいては従来より高い飽和温度で高効率な運転を可能とし、また、第２の冷凍サイクルでは第２の圧縮機１１の吐出圧を２０℃程度まで低くすることができるため、こちらでも高効率な運転を行うことができる。さらに、それぞれの圧縮機６，１１の回転数を独立に制御できるので、潜熱負荷と顕熱負荷の比率によらず室内温湿度を制御できる。
【００２０】
また、この空気調和機の第１の冷凍サイクルでは、夏季冷房運転時に主として冷房を行なうので、例えば第１の室内熱交換器１０の左右等その周辺に設置した温湿度センサー（図示せず。）等により室内の温度および湿度を常に検知して、検知した室内の温度および湿度に基づき室内空気の露点温度を監視し、第１の圧縮機６は１の室内熱交換器１０周辺の温湿度センサー（図示せず。）等により検知した室内の温度および湿度に基づいて第１の圧縮機６の中圧飽和温度が室内露点温度を下回らないようその回転数を制御するようにすると良い。このようにすれば、上述したように第１の室内熱交換器１０を大きなものとしその内部を通過する液冷媒とこの液冷媒と熱交換を行なう室内空気との温度差が１０度以内となる熱交換能力を持たせて、冷房時にはより高い飽和温度にしても、第１の圧縮機６の飽和温度が室内露点温度を下回る場合があるので、このような第１の圧縮機６の飽和温度が室内露点温度を下回ることを確実に防止して、第１の室内熱交換器１０に冷房運転時に結露水が発生することを確実に防止することができ、室内ユニット２にはドレンポンプやドレン配管等の結露水を排出するための設備、部品類を設置する必要が無く、機器コストおよび工事コストを低減することができる。つまり、第１の冷凍サイクルが、室内空気の温度と湿度を検知して、常に室内空気の露点温度より高い飽和温度で運転することにより、第１の室内熱交換器１０で結露することがなく、衛生性に優れる。
【００２１】
また、第２の冷凍サイクルでは、夏季冷房運転時に主として除湿を行なうので、例えば第２の室内熱交換器１３の左右等その周辺に設置した周辺の温湿度センサー（図示せず。）等により検知した室内の温度および湿度に基づいて室内露点温度が所定温度、例えば第１の冷凍サイクルの低圧側飽和温度を上回らないように、第２の圧縮機１１の回転数を制御するようにすると良い。すなわち、第２の圧縮機１１は、潜熱負荷が大きいときには大きい回転数で、潜熱負荷が小さいときには小さい回転数で運転されるようにする。このようにすれば、第１の冷凍サイクルでの低圧側飽和温度が高くなりすぎて、冷房能力が不足することを防止することが可能となる。つまり、第２の冷凍サイクルが、室内空気の温度と湿度を検知して、室内空気の露点温度が常に第１の冷凍サイクルの低圧側飽和温度より低くなるように第２の圧縮機１１の回転数を調整することにより、第１の冷凍サイクルの蒸発温度が高くなりすぎて、冷房能力が不足することがない。
【００２２】
また、第２の室内熱交換器１３が処理する空気は取入外気に限ったものではなく、状況に応じて室内空気を処理できるように構成しており、主として室内取入れ外気との熱交換を行なうことにより、取入外気量に対応した潜熱能力を発揮することが可能となる。つまり、第２の室内熱交換器１３が、主として室内取入れ外気との熱交換を行なうものとしたので、取入外気量に対応した潜熱能力を発揮することができる。なお、この外気処理ユニット３で処理された低温の空気は、室内ペリメータ近傍に吹き出されるように配置され、窓を介して冷房負荷となる日射負荷や貫流熱負荷を効率的に処理する。
【００２３】
また、第２の冷凍サイクルを形成する外気処理ユニット３は、室内ユニット２と同様に、空調対象室の潜熱負荷に対応して複数台設置してもよいし、室外ユニット１近傍に１台設置し、集中処理された取入外気を各室にダクト等を介して各室に給気してもよい。外気処理ユニット３を室内ユニット２と同様に空調対象室の潜熱負荷に対応して複数台設置、例えば各階毎に外気処理ユニット３を配置することにより、各階毎に空気ダクトを設けることが不要となるため、工事コストが低減できる。つまり、第２の冷凍サイクルが、液管４とガス管５との間に少なくとも２系統以上接続されるようにすれば、例えば各階毎に外気処理ユニット３が配置することができ、各階毎に空気ダクトが不要となるため、工事コストが低減できる。
【００２４】
一方、外気処理ユニット３を室外ユニット１の近傍に１台しか設けない場合は、第２の室内熱交換器１３を通過した処理空気が室内外壁近傍に吹き出されるように配置され、室内ペリメータの熱負荷を処理するようにすることが望ましい。このようにすれば、次に説明するように、冬季における冷房運転により室内から回収した排熱をペリメータの暖房用熱源とするサイクルが構成され、高い運転効率が実現できることになる。つまり、第２の室内熱交換器１３を通過した処理空気が室内外壁近傍に吹き出されるように配置され、室内ペリメータの熱負荷を処理することにより、冬季においては冷房運転により室内から回収した排熱をペリメータの暖房用熱源とするサイクルが構成され、高い運転効率が実現できる。
【００２５】
〔冬季冷房運転〕
続いて、冬季冷房運転における本実施の形態１の冷凍サイクル動作を図１および図３を参照して説明する。図３は冬季冷房運転時の冷凍サイクル動作を示すＰ−ｈ線図である。
【００２６】
近年のオフィスビルでは、冬季においても室内はＯＡ機器の発熱などにより冷房負荷が発生している。従って、第１の冷凍サイクルを構成する第１の圧縮機６、第１の四方弁７、室外熱交換器８、室内ユニット２、の運転状態は、前述の夏季冷房運転とほぼ同様に飽和温度２０℃程度で冷房運転を行う。図３において、状態Ａ⇒状態Ｂ⇒状態Ｃ⇒状態Ｄというサイクルとなる。夏季と異なるところは外気が低温であるため、室外熱交換器８での冷媒凝縮圧力が夏季より低くなり、飽和温度で３０℃程度となる。冬季冷房運転においては、この室外熱交換器８での凝縮圧力が中圧となる。
【００２７】
一方、室内ペリメータにおいては窓からの冷ふく射や貫流熱負荷によって暖房負荷が発生するため、第２の冷凍サイクルを形成する外気処理ユニット３では暖房運転を行なう。つまり、第２の四方弁１２は、図１中、破線方向に流路を構成し、ガス管５から低圧ガス冷媒（状態Ｄ）が第２の圧縮機１１に吸入される。第２の圧縮機１１では飽和温度で５０℃程度の圧力まで昇圧され、高温高圧のガス冷媒（状態Ｆ）となって第２の室内熱交換器１３へ流れる。第２の室内熱交換器１３では取入外気または室内空気との熱交換が行なわれ、高温となった空気は室内ペリメータ近傍に吹出されて暖房負荷を処理し、高圧ガス冷媒Ｆは凝縮液化して高圧液冷媒（状態Ｅ）となる。この液冷媒は、第２の減圧手段１４によって中圧まで減圧され、液管４へと流れる。
【００２８】
以上のような動作により、第１の冷凍サイクルでは冷房運転、第２の冷凍サイクルでは暖房運転を行なうことができる。すなわち、ＯＡ機器等の発熱（冷房負荷）は第１の室内ユニット２により処理され、ペリメータで発生する暖房負荷は外気処理ユニット３により処理される。このとき、第２の冷凍サイクルで暖房に利用される蒸発熱（熱源）は第１の室内熱交換器１０から得られたものであり、室内発熱負荷をペリメータ負荷処理に回収して暖房運転を行なうため、外気から吸熱して暖房を行なう場合と比べて第２の圧縮機１１の圧縮比が小さくなり、さらに、第１の圧縮機６の冷媒流量が低減されるため、消費電力が大きく低減できる。
【００２９】
〔冬季早朝などにおける暖房立上げ運転〕
次に、冬季早朝などにおける暖房立上げ運転について、図１および図４を参照して説明する。冬季の早朝など、在室人員が少なく、室内ＯＡ機器の発熱が大きくない状態では室内全体に暖房負荷が発生する場合がある。このときは、第１の冷凍サイクルにおいて暖房運転を行なう。すなわち、第１の四方弁７を図１中、破線方向に流路を形成し、第１の圧縮機６から吐出される高温高圧のガス冷媒（状態Ａ）を、ガス管５を介して第１の室内熱交換器１０へと流れるようにする。第１の室内熱交換器１０では室内空気に放熱して凝縮液化し、高圧液冷媒（状態Ｃ）となる。この高圧液冷媒は、第１の減圧手段９により外気から吸熱できる温度まで減圧され、低圧二相冷媒（状態Ｂ）となり、液管４を経由して室外ユニット１に戻る。室外ユニット１では室外熱交換器８で外気から吸熱して蒸発し、再び圧縮機６に吸入される。
【００３０】
このようにすることで、室内全体に暖房負荷が発生した場合でも、第１の室内熱交換器１０を凝縮器として使用し、室外熱交換器８を蒸発器として使用することにより、室内全体を暖房することが可能となる。つまり、第１の冷凍サイクルにおいて、第１の圧縮機６の吐出側に第１の四方弁７を配し、第１の室内熱交換器１０を凝縮器とする一方、室外熱交換器８を蒸発器として運転する暖房運転モードを有するものとしたので、室内全体に暖房負荷が生じた場合においてもその負荷を処理することができる。なお、このとき第２の冷凍サイクルは運転を停止している。このような運転モードを設けることで、いかなる空調負荷に対しても柔軟に対応できる。
【００３１】
実施の形態２．
図５は、この発明の実施に形態２による空気調和機の構成を示す冷媒回路図である。なお、実施の形態１と同一または相当部分には同一符号を付し、詳細な説明を省略する。１６は例えばプレート熱交換器であり、第１の冷凍サイクルと第２の冷凍サイクルとの間で熱交換を行なうものである。プレート熱交換器１６の１次側一端には液管４が第３の減圧手段１５を介して接続され、１次側のもう一端はガス管５に接続されている。また、プレート熱交換器２次側は、第２の冷凍サイクルの熱交換器として第２の四方弁１２の一端と、第２の減圧手段１４の一端が接続されている。以下、本実施の形態２の動作を説明する。
【００３２】
夏季冷房運転においては、第１の冷凍サイクルは実施の形態１とまったく同様に、圧縮機６から吐出された冷媒は第１の四方弁７を介して室外熱交換器８、液管４、室内ユニット内の第２の減圧手段９、第１の室内熱交換器１０、ガス管５、というように循環する。飽和温度も実施の形態１と同様に２０℃程度で運転を行なう。当然、第３の減圧手段１５においても飽和温度２０℃程度まで減圧し、プレート熱交換器１６にて第２の冷凍サイクルと熱交換して蒸発する。
【００３３】
第２の冷凍サイクルは、第２の四方弁１２が図５中実線方向に流路を形成し、第２の圧縮機１１から吐出されたガス冷媒はプレート熱交換器１６において第１の冷凍サイクルに放熱し、凝縮して高圧液冷媒となる。ここでの凝縮温度は第１の冷凍サイクルの飽和温度２０℃より数［deg］高めの温度となる。第２の減圧手段１４では飽和温度５℃程度まで減圧され、第２の室内熱交換器１３にて取入外気と熱交換して蒸発し、第２四方弁１２を経由して再び第２の圧縮機１１へ吸入される。
【００３４】
このような構成とすることで、実施の形態１と同様に、顕熱処理を行なう第１の冷凍サイクルにおいては飽和温度を２０℃程度まで高めることができ、効率のよい冷房運転が行なえる。また、潜熱処理を行なう第２の冷凍サイクルにおいても凝縮温度を２０℃程度に低下させることができ、こちらでも高効率な冷房運転を行なうことができる。
【００３５】
さらに、第１の冷凍サイクルと第２の冷凍サイクルで冷媒系統が独立しているため、冷凍機油がどちらかに偏るという現象が発生せず、空調システムとしての信頼性が向上する。つまり、第１の圧縮機６、室外熱交換器６８、液管４、第1の減圧手段９、第1の室内熱交換器１０、ガス管５を順次接続してなる第１の冷凍サイクルと、第２の圧縮機１１、第1の冷凍サイクルとの熱交換を行なう系統間熱交換器であるプレート熱交換器１６、第２の減圧手段１４、第２の室内熱交換器１３で第２の冷凍サイクルを構成し、第２の冷凍サイクルは系統間熱交換器であるプレート熱交換器１６によって前記第１の冷凍サイクルと熱交換を行なうようにしたので、上記実施の形態１の効果が得られるだけでなく、第１冷凍サイクルと第２冷凍サイクルで冷凍機油の移動が無くなることにより、信頼性が向上する。
【００３６】
ただし、この実施の形態２においては、第１の冷凍サイクルで冷房運転を行い、かつ第２の冷凍サイクルで暖房運転を行うことはできないため、冬季冷房運転時等、ペリメータに暖房負荷が生じる場合には別途熱源を要する。第１の冷凍サイクルと第２の冷凍サイクル双方とも暖房運転を行う場合には、それぞれの四方弁７、１１を図５中破線方向に流路を形成することで実現できる。
【００３７】
実施の形態３．
図６は、この発明の実施に形態３による空気調和機の構成を示す冷媒回路図である。また、図７は本実施の形態３の室外ユニット１、室内ユニット２、外気処理ユニット３の配置を示すイメージ図である。なお、実施の形態１と同一または相当部分には同一符号を付し、詳細な説明を省略する。
【００３８】
図６において、１７は例えば電磁弁であり、第１の圧縮機６および第１の四方弁７を迂回してガス管５と室外熱交換器８を直接接続するものである。図７は本実施の形態３における各ユニットの上下方向の位置関係を示したものであり、室外ユニット１は室内ユニット２に対して上方に配置され、液管４にはH［ｍ］の液ヘッドが生じている。以下、本実施の形態３の動作を図６および図８を参照して説明する。図８は本実施の形態３の冷凍サイクル動作を示すＰ−ｈ線図である。
【００３９】
夏季冷房運転の場合には電磁弁１７は閉止され、前述の実施の形態１と全く同様の動作を行なう。しかし、冬季あるいは中間期において外気温度が例えば２０℃以下になると、第１の圧縮機６を運転しなくても外気間接冷房が可能となる。
【００４０】
このときの冷凍サイクル動作について説明する。この冷媒回路に封入されている冷媒は、室外熱交換器８で低温外気に放熱して凝縮する（図８における点Ｇ⇒点Ｈ）。この凝縮した液冷媒は前述の液ヘッドにより昇圧され、点Ｉとなって下方にある室内ユニット２へと流れる。室内ユニット２では第１の減圧手段９が全開となっており、ほとんど圧力損失を生じることなく第１の室内熱交換器１０へ流れ、２５℃程度の室内空気と熱交換して蒸発する（点Ｉ⇒点Ｊ）。蒸発したガス冷媒はガス管５を上昇して再び室外熱交換器８で凝縮する、というサイクルが形成され、第１の圧縮機６を運転することなく冷房運転が実現できる。このときの飽和温度は外気温度と室内温度とのおおよそ中間温度となるため、外気温度が１５℃以下であれば飽和温度が２０℃程度となり、所定の冷房能力が得られる。
【００４１】
また、このとき第２の冷凍サイクルでは、ペリメータに日射等による冷房負荷が発生している際には図８の破線で示すような運転を行なう。すなわち、第２四方弁１２が図６の実線方向に流路を形成し、液管４の液冷媒を第２の減圧手段１４により飽和温度５℃程度まで減圧し、第２の室内熱交換器１３で蒸発させる。ここでガス冷媒は第２四方弁１２を介して第２の圧縮機１１へ吸入され、第２圧縮機１１では再び飽和温度２０℃程度の圧力まで昇圧してガス管５へ戻す、というサイクルを形成する。第２の室内熱交換器１３で冷却された室内空気はペリメータの冷房負荷を処理すべく室内へ吹き出される。
【００４２】
また、冬季など、室内ペリメータに暖房負荷が発生している際には、図８の一点鎖線で示すような運転を行なう。すなわち、第２四方弁１２は図６の破線方向に流路を形成し、第２圧縮機１１はガス管５のガス冷媒を吸入する。飽和温度５０℃程度の圧力まで昇圧された高温高圧のガス冷媒は第２室内熱交換器１３で凝縮し、さらに第２減圧手段１４によって再び飽和温度２０℃程度まで減圧されて液管４に戻される、というサイクルを形成する。第２室内熱交換器１３で加熱された室内空気はペリメータの暖房負荷を処理すべく室内へ吹き出される。
【００４３】
以上のように、本実施の形態３においては、冬季あるいは中間期など外気温度が室内冷房に必要な熱源温度より低い場合、例えば概ね１５℃以下の場合には、電磁弁１７を介したバイパス回路により室外熱交換機と室内ユニット２とを第1圧縮機６を介さずに接続するので、第１圧縮機６を運転することなく冷房運転を行うことができ、消費電力を大きく低減できる。つまり、室外ユニット１が室内ユニット２より上方に設置されるとともに、電磁弁１７を介し第１の圧縮機６を迂回するバイパス回路を有しているので、中間期や冬季に第１冷凍サイクルの第１の圧縮機６を運転することなく冷房運転が可能となり、消費電力を低減できる。
【図面の簡単な説明】
【００４４】
【図１】この発明の実施の形態１における空気調和機の冷媒回路図である。
【図２】この発明の実施の形態１における空気調和機の夏季冷房運転時の冷凍サイクル動作を示すＰ−ｈ線図である。
【図３】この発明の実施の形態１における空気調和機の冬季冷房運転時の冷凍サイクル動作を示すＰ−ｈ線図である。
【図４】この発明の実施の形態１における空気調和機の冬季暖房運転時の冷凍サイクル動作を示すＰ−ｈ線図である。
【図５】この発明の実施の形態２における空気調和機の冷媒回路図である。
【図６】この発明の実施の形態３における空気調和機の冷媒回路図である。
【図７】この発明の実施の形態３における空気調和機の上下方向の位置関係を示す設置イメージ図である。
【図８】この発明の実施の形態３における空気調和機の外気間接冷房運転時の冷凍サイクル動作を示すＰ−ｈ線図である。
【符号の説明】
【００４５】
１：室外ユニット、２：室内ユニット、３：外気処理ユニット、４：液管、５：ガス管、６：第１圧縮機、７：第１四方弁、８：室外熱交換器、９：第１減圧手段、１０：第１室内熱交換器、１１：第２圧縮機、１２：第２四方弁、１３：第２室内熱交換器、１４：第２減圧手段、１５：第３減圧手段、１６：系統間熱交換器、１７：電磁弁。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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