(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ＣＯ2冷媒を圧縮する圧縮機（１）と、
上記圧縮機（１）から吐出される冷媒を超臨界領域において放熱させるガス冷却器（Ａ）と、
上記ガス冷却器（Ａ）からの冷媒を一次膨張させる一次膨張機構（Ｃ）と、
上記一次膨張機構（Ｃ）からの冷媒を気液分離するレシーバ（７）と、
上記レシーバ（７）で分離された液冷媒を二次膨張させる二次膨張機構（Ｄ）と、
上記二次膨張機構（Ｄ）からの液冷媒を蒸発させる蒸発器（Ｂ）と、
上記レシーバ（７）で分離されたガス冷媒を上記圧縮機（１）の圧縮室内にインジェクションするガスインジェクション機構（Ｅ）と、
上記圧縮機（１）に吸入される上記蒸発器（Ｂ）からのガス冷媒と系内の液冷媒との間で熱交換を行わせる内部熱交換器（８）とを備えたことを特徴とするＣＯ2冷媒を用いた冷凍システム。
【請求項２】
請求項１において、
上記内部熱交換器（８）が、上記ガス冷却器（Ａ）が利用側熱交換器として機能し上記蒸発器（Ｂ）が熱源側熱交換器として機能する運転時と、上記ガス冷却器（Ａ）が熱源側熱交換器として機能し上記蒸発器（Ｂ）が利用側熱交換器として機能する運転時の双方で、上記蒸発器（Ｂ）からのガス冷媒と上記レシーバ（７）で気液分離された後の液冷媒との間で熱交換を行うように構成されていることを特徴とするＣＯ2冷媒を用いた冷凍システム。
【請求項３】
請求項１において、
上記内部熱交換器（８）が、上記ガス冷却器（Ａ）が利用側熱交換器として機能し上記蒸発器（Ｂ）が熱源側熱交換器として機能する運転時には該蒸発器（Ｂ）からのガス冷媒と上記ガス冷却器（Ａ）の出口側の液冷媒との間で、上記ガス冷却器（Ａ）が熱源側熱交換器として機能し上記蒸発器（Ｂ）が利用側熱交換器として機能する運転時には該蒸発器（Ｂ）からのガス冷媒と上記レシーバ（７）で気液分離された後の液冷媒との間で、それぞれ熱交換を行うように構成されていることを特徴とするＣＯ2冷媒を用いた冷凍システム。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本願発明は、ＣＯ2冷媒を用いた冷凍システムに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
ＣＯ2冷媒を用いた遷臨界冷凍サイクルは、ＣＯ2冷媒の特性としてその作動圧が高いことから、フロン系冷媒を用いた冷凍サイクルに比べて効率（成績係数：ＣＯＰ）が悪いという欠点があり、これを改善する一つの方法として、例えば図６に示すように、圧縮機１と四方切換弁５と室外熱交換器２と室内熱交換器３と膨張弁１１とで構成される基本的な冷媒回路に、内部熱交換器８を組み込み、該内部熱交換器８の高圧側伝熱部８ａと低圧側伝熱部８ｂとを四方切換弁６を介して上記室外熱交換器２と室内熱交換器３とに択一的に接続可能とし、該内部熱交換器８における内部熱交換によって冷凍サイクル全体としての効率を高めるようにした内部熱交換器組込方式が提案されている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、このようにＣＯ2冷媒を用いた冷凍サイクルの効率改善を目的として冷媒回路に内部熱交換器を組み込んだ場合、効率改善という目的は達成されるものの、内部熱交換に伴う圧縮機の吸込温度の上昇に伴ってその吐出温度も上昇することから、例えば圧縮機に用いられている樹脂絶縁材料の劣化が早くなり、冷凍システムとして長期稼働時における信頼性が損なわれるという欠点があった。
【０００４】
そこで本願発明では、ＣＯ2冷媒を用いた冷凍システムにおいて、冷媒回路への内部熱交換器の組み込みによる効率の改善効果を、該内部熱交換器の組み込みに伴う欠点（即ち、圧縮機吐出温度の上昇に起因する信頼性の低下）を防止しつつ実現し、高効率化と高信頼性との両立を図ることを目的としてなされたものである。
【０００５】
【発明の技術的背景】
本願発明者らは上記課題を解決するための手段を研究する過程において、冷媒回路におけるガスインジェクション機構に着目した。即ち、このガスインジェクション機構は、上記の如き冷媒回路への内部熱交換器の組み込み手法と同様に、フロン系冷媒とかＣＯ2冷媒を用いた冷凍サイクルに対する効率改善策として提案されているものであって、図７にＣＯ2冷媒を用いた遷臨界冷凍サイクルにガスインジェクション機構を組み込んだ冷媒回路の一例を示している。この冷媒回路は、四方切換弁５の切換操作によって圧縮機１の吐出口を室外熱交換器２と室内熱交換器３とに、また該圧縮機１の吸入口を上記室内熱交換器３と室外熱交換器２に、それぞれ択一的に接続可能とする一方、該室外熱交換器２と室内熱交換器３とを接続する冷媒路３１中に膨張弁１１とレシーバ７と膨張弁１２とを順次配置するとともに、該レシーバ７の気室と上記圧縮機１の圧縮室とを制御弁１０を備えた冷媒路３２により接続することで回路が構成されている。
【０００６】
また、図８には、ガスインジェクション機構を組み込んだ遷臨界冷凍サイクルのＰ−Ｈ線図を示している。これを簡単に説明すると、例えば冷房運転時には、ガス冷却器として機能する上記室外熱交換器２の出口点Ｅにおける超臨界状態のＣＯ2冷媒を、上記膨張弁１１において一次膨張させて気液二相のＣＯ2冷媒とするとともに、この気液二相のＣＯ2冷媒を上記レシーバ７に導入してここで気液分離する（点Ｆ）。そして、分離された液冷媒は、飽和液冷媒（点Ｈ）としてさらに上記膨張弁１２において二次膨張された後、蒸発器として機能する上記室内熱交換器３に送られる。一方、上記レシーバ７において分離されたガス冷媒は、飽和ガス冷媒（点Ｇ）として、上記冷媒路３２を通して上記圧縮機１の圧縮行程途中にある圧縮室内にインジェクションされる。
【０００７】
このように、レシーバ７において分離されたガス冷媒を圧縮行程途中にある圧縮機１の圧縮室にインジェクションすることで、該圧縮室内においてＣＯ2冷媒とインジェクションされたガス冷媒とが混合し冷媒温度が点Ｂに対応する温度から点Ｃに対応するまで低下することから、圧縮機１の出口における冷媒温度（即ち、「吐出温度」）は、ガスインジェクションが行われない場合における吐出温度（点Ｄ0に対応する温度）よりも低い温度（点Ｄに対応する温度）まで低下することになる。
【０００８】
また、気液分離されたガス冷媒を圧縮機１側へインジェクションすることで、このインジェクション量だけ、蒸発器（室内熱交換器３）側における冷媒循環量はガス冷却器（室外熱交換器２）側における冷媒循環量よりも少なくなっており、しかも気液分離された後の液冷媒を膨張弁１２において二次膨張させて蒸発器に導入することから、該蒸発器における単位重量当たりの蒸発エンタルピーが増加し（図８に「ｈ1」で示すエンタルピー量）、それだけ冷却能力が大きくなる。これらの結果、より少ない冷媒循環量で、冷媒循環量減少前における場合と同等の冷凍能力が得られるものである。
【０００９】
本願発明者らは、このように冷媒回路にガスインジェクション機構を組み込むことに基づく利点、特に圧縮機吐出温度の低下作用、を有効に利用することで、内部熱交換器の組み込みによる欠点（即ち、圧縮機吐出温度の上昇）を可及的に解消することに想到したものである。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本願発明では、かかる技術背景に立脚し、上記課題を解決するための具体的手段として次のような構成を採用している。
【００１１】
本願の第１の発明にかかるＣＯ2冷媒を用いた冷凍システムでは、ＣＯ2冷媒を圧縮する圧縮機１と、上記圧縮機１から吐出される冷媒を超臨界領域において放熱させるガス冷却器Ａと、上記ガス冷却器Ａからのを一次膨張させる一次膨張機構Ｃと、上記一次膨張機構Ｃからの冷媒を気液分離するレシーバ７と、上記レシーバ７で分離された液冷媒を二次膨張させる二次膨張機構Ｄと、上記二次膨張機構Ｄからの液冷媒を蒸発させる蒸発器Ｂと、上記レシーバ７で分離されたガス冷媒を上記圧縮機１の圧縮室内にインジェクションするガスインジェクション機構Ｅと、上記圧縮機１に吸入される上記蒸発器Ｂからのガス冷媒と系内の液冷媒との間で熱交換を行わせる内部熱交換器８とを備えたことを特徴としている。
【００１２】
本願の第２の発明では、上記第１の発明にかかるＣＯ2冷媒を用いた冷凍システムにおいて、上記内部熱交換器８を、上記ガス冷却器Ａが利用側熱交換器として機能し上記蒸発器Ｂが熱源側熱交換器として機能する運転時と、上記ガス冷却器Ａが熱源側熱交換器として機能し上記蒸発器Ｂが利用側熱交換器として機能する運転時の双方で、上記蒸発器Ｂからのガス冷媒と上記レシーバ７で気液分離された後の液冷媒との間で熱交換を行うように構成したことを特徴としている。
【００１３】
本願の第３の発明では、上記第１の発明にかかるＣＯ2冷媒を用いた冷凍システムにおいて、上記内部熱交換器８を、上記ガス冷却器Ａが利用側熱交換器として機能し上記蒸発器Ｂが熱源側熱交換器として機能する運転時には該蒸発器Ｂからのガス冷媒と上記ガス冷却器Ａの出口側の液冷媒との間で、上記ガス冷却器Ａが熱源側熱交換器として機能し上記蒸発器Ｂが利用側熱交換器として機能する運転時には該蒸発器Ｂからのガス冷媒と上記レシーバ７で気液分離された後の液冷媒との間で、それぞれ熱交換を行うように構成したことを特徴としている。
【００１４】
【発明の効果】
本願発明ではかかる構成とすることにより次のような効果が得られる。
【００１５】
▲１▼  本願の第１の発明にかかるＣＯ2冷媒を用いた冷凍システムによれば、ＣＯ2冷媒を圧縮する圧縮機１と、上記圧縮機１から吐出される冷媒を超臨界領域において放熱させるガス冷却器Ａと、上記ガス冷却器Ａからの冷媒を一次膨張させる一次膨張機構Ｃと、上記一次膨張機構Ｃからの冷媒を気液分離するレシーバ７と、上記レシーバ７で分離された液冷媒を二次膨張させる二次膨張機構Ｄと、上記二次膨張機構Ｄからの液冷媒を蒸発させる蒸発器Ｂと、上記レシーバ７で分離されたガス冷媒を上記圧縮機１の圧縮室内にインジェクションするガスインジェクション機構Ｅと、上記圧縮機１に吸入される上記蒸発器Ｂからのガス冷媒と系内の液冷媒との間で熱交換を行わせる内部熱交換器８とを備えているので、上記内部熱交換器８での内部熱交換によって冷凍効率の向上が図られる一方、上記ガスインジェクション機構Ｅによる圧縮機側へのガス冷媒のインジェクションによって上記内部熱交換器８における内部熱交換に基づく圧縮機吐出温度の上昇が抑制されるとともに、気液分離後の液冷媒を上記蒸発器Ｂに導入することで単位重量当たりの蒸発エンタルピーが増大し、冷凍能力が向上するものであり、これらの相乗効果として、圧縮機の信頼性を損なうことなく、高効率を実現することができるものである。
【００１６】
また、基本的な冷媒回路に、内部熱交換器８とガスインジェクション機構Ｅとを組み込むという比較的簡単な回路変更によって効率を高めることができることから、冷凍システムの低コスト化と高効率化の両立が容易である。
【００１７】
さらに、気液分離後の液冷媒を蒸発器Ｂに導入することで、該蒸発器Ｂを流れるＣＯ2冷媒の単位重量当たりの蒸発エンタルピーが大きくとれることから、同一冷凍能力下においては冷媒流量が少なくなり冷媒流速が低下する。この結果、上記蒸発器Ｂでの圧力損失による効率低下が抑制され高い冷凍効率が確保されるとともに、蒸発器Ｂにおける冷媒流量が少ない分だけ該蒸発器Ｂのコンパクト化が促進される。
【００１８】
▲２▼  本願の第２の発明にかかるＣＯ2冷媒を用いた冷凍システムによれば、上記▲１▼に記載の効果に加えて次のような特有の効果が奏せられる。即ち、この発明では、上記内部熱交換器８を、上記ガス冷却器Ａが利用側熱交換器として機能し上記蒸発器Ｂが熱源側熱交換器として機能する運転時と、上記ガス冷却器Ａが熱源側熱交換器として機能し上記蒸発器Ｂが利用側熱交換器として機能する運転時の双方で、上記蒸発器Ｂからのガス冷媒と上記レシーバ７で気液分離された後の液冷媒との間で熱交換を行うように構成しているので、例えば上記内部熱交換器８において気液分離前のＣＯ2冷媒と熱交換させる場合に比して、該内部熱交換器８を流れる冷媒量が少なくなり、それだけ該内部熱交換器８のコンパクト化が促進されることになる。
【００１９】
▲３▼  本願の第３の発明にかかるＣＯ2冷媒を用いた冷凍システムによれば、上記▲１▼に記載の効果に加えて次のような特有の効果が奏せられる。即ち、この発明では、上記内部熱交換器８を、上記ガス冷却器Ａが利用側熱交換器として機能し上記蒸発器Ｂが熱源側熱交換器として機能する運転時には該蒸発器Ｂからのガス冷媒と上記ガス冷却器Ａの出口側の液冷媒との間で、上記ガス冷却器Ａが熱源側熱交換器として機能し上記蒸発器Ｂが利用側熱交換器として機能する運転時には該蒸発器Ｂからのガス冷媒と上記レシーバ７で気液分離された後の液冷媒との間で、それぞれ熱交換を行うように構成している。
【００２０】
従って、特に後者の運転時には、上記レシーバ７で気液分離された後の液冷媒との間で熱交換を行うように構成していることで、例えば上記内部熱交換器８において気液分離前のＣＯ2冷媒と熱交換させる場合に比して、該内部熱交換器８を流れる冷媒量が少なく、それだけ該内部熱交換器８のコンパクト化が促進されることになる。
【００２１】
【発明の実施の形態】
以下、本願発明にかかるＣＯ2冷媒を用いた冷凍システムを好適な実施形態に基づいて具体的に説明する。
【００２２】
第１の実施形態
図１には、本願発明にかかるＣＯ2冷媒を用いた冷凍システムを空気調和機に適用した第１の実施形態における冷媒回路を示しており、同図において符号１は圧縮機、２は室外熱交換器（特許請求の範囲の「熱源側熱交換器」に該当する）、３は室内熱交換器（特許請求の範囲の「利用側熱交換器」に該当する）、４は上記圧縮機１の吸入口に接続される冷媒路２４に設けられたアキュームレータ、５は上記室外熱交換器２と室内熱交換器３とを上記圧縮機１と冷媒路２３に択一的に接続する第１の四方切換弁、６は上記室外熱交換器２と室内熱交換器３とを冷媒路２３と冷媒路２４に択一的に接続する第２の四方切換弁である。尚、図１においては、上記各四方切換弁５，６の弁位置を、冷房運転時には実線で、暖房運転時には破線で、それぞれ示している。
【００２３】
また、符号７は、第１の膨張弁１１と第２の膨張弁１２とを直列に設けた冷媒路２３の該各膨張弁１１，１２の中間位置に設けられた気液分離用のレシーバであり、該レシーバ７の気相部は制御弁１０を備えた冷媒路２６を介して上記圧縮機１の圧縮室に接続されている。尚、このレシーバ７と冷媒路２６と制御弁１０によって特許請求の範囲の「ガスインジェクション機構Ｅ」が構成されている。
【００２４】
さらに、符号８は、高圧側伝熱部８ａと低圧側伝熱部８ｂを備えた内部熱交換器であり、該高圧側伝熱部８ａは上記冷媒路２３の上記レシーバ７と第２の膨張弁１２の中間位置に介設され、また低圧側伝熱部８ｂは上記冷媒路２４に介設されている。
【００２５】
続いて、上記空気調和機の冷媒回路の作動を、冷房運転時（即ち、室外熱交換器２が特許請求の範囲の「ガス冷却器Ａ」として機能し、室内熱交換器３が特許請求の範囲の「蒸発器Ｂ」として機能する運転状態）を例にとって、図２に示す「Ｐ−Ｈ線図」を併用しつつ説明する。
【００２６】
冷房運転時には、圧縮機１から吐出されたＣＯ2冷媒（ガス冷媒）は、第１の四方切換弁５を介して室外熱交換器２に導入され、該室外熱交換器２において超臨界領域で放熱される（図２の点Ｄ〜点Ｅの領域）。室外熱交換器２から流出する超臨界状態のＣＯ2冷媒は、第２の四方切換弁６から第１の膨張弁１１（特許請求の範囲の「一次膨張機構Ｃ」に該当する）に至り、該第１の膨張弁１１において一次膨張され（図２の点Ｅ〜点Ｆの領域）、気液二相状態でレシーバ７に導入されてここで気液分離される（図２の点Ｇ及び点Ｈ）。
【００２７】
そして、レシーバ７で分離された液冷媒は、内部熱交換器８の高圧側伝熱部８ａに流入し、その入口（図２の点Ｈ）から出口（図２の点Ｉ）へ向かって流れる間に、その低圧側伝熱部８ｂをその入口（図２の点Ｋ）から出口（図２の点Ａ）へ向かって流れるガス冷媒との間で内部熱交換を行った後、第２の膨張弁１２（特許請求の範囲の「二次膨張機構Ｄ」に該当する）に流入し、ここで二次膨張（図２の点Ｉ〜点Ｊの領域）された後、室内熱交換器３に送られ、その入口（図２の点Ｊ）から出口（図２の点Ｋ）を流れる間に蒸発しガス冷媒とされる。尚、このガス冷媒は再度圧縮機１に吸入されて圧縮されるが、その吸入温度は、室内熱交換器３の出口温度（図２の点Ｋに対応する温度）よりも、内部熱交換器８における内部熱交換による昇温分（図２に「ｄ」で示す）だけ高い温度（即ち、図２の点Ａに対応する温度）とされる。
【００２８】
一方、レシーバ７で分離されたガス冷媒は、冷媒路２６を介して圧縮機１の圧縮行程途中にある圧縮室にインジェクションされる（図２の点Ｇ参照）。このように圧縮機１の圧縮室にガス冷媒がインジェクションされこれが該圧縮室内のガス冷媒に混合することで、該圧縮室内におけるガス冷媒の冷却と高密度化が促進されることから、上述のように、内部熱交換によって圧縮機１の吸入温度が上昇しており、この高い吸入温度から圧縮が開始されるにも拘わらず、圧縮室内のガス冷媒の温度は、ガスインジェクション時点の点Ｂに対応する温度から点Ｃに対応する温度まで一旦低下し、この低下した温度から再度昇圧昇温され、最終的には点Ｄに対応する温度が吐出温度となる。従って、この吐出温度は、ガスインジェクションに伴う温度低下の影響を受けることから、ガスインジェクションが行われずに点Ａから点Ｄ0まで圧縮される場合の温度（点Ｄ0に対応する温度）よりも低温とされる。
【００２９】
尚、暖房運転時においては、冷房運転時とは逆に、室外熱交換器２が蒸発器として機能し、室内熱交換器３がガス冷却器として機能するが、上記内部熱交換器８における冷媒の流れ方向は冷房運転時も暖房運転時も同じとされる。即ち、内部熱交換器８は、常にレシーバ７で気液分離された後の液冷媒と熱交換を行う。
【００３０】
以上のように、ＣＯ2冷媒を用いた遷臨界冷凍サイクルの冷媒回路に内部熱交換器８とガスインジェクション機構Ｅとを組み込むことで、該内部熱交換器８における内部熱交換に伴う圧縮機吐出温度の上昇が、ガスインジェクションによる冷却作用によって抑制されることから、内部熱交換による冷凍能力の増加（図２のエンタルピー量「ｃ1」）による効率向上効果を、圧縮機１の信頼性を確保しつつ実現できる。さらに、レシーバ７で気液分離したガス冷媒を圧縮機１側にインジェクションさせた結果、インジェクション量に対応する分だけ、蒸発器（即ち、冷房運転時における室内熱交換器３）の冷媒循環量がガス冷却器（即ち、冷房運転時における室外熱交換器２）側における冷媒循環量が少なくなっているが、その分だけ単位重量当たりの蒸発エンタルピーが増大することから（図２のエンタルピー量「ｃ2」）、冷凍能力は変わらない。これらの相乗効果として、圧縮機１の信頼性を損なうことなく、高い効率を実現することができ、高効率化と高信頼性との両立が可能となるものである。
【００３１】
また、上記レシーバ７で気液分離された後の液冷媒を蒸発器（即ち、冷房運転時における室内熱交換器３と暖房運転時における室外熱交換器２）に導入するものであることから、該蒸発器を流れるＣＯ2冷媒の単位重量当たりの蒸発エンタルピーが大きくとれ、同一冷凍能力下においては冷媒流量が少なくなり冷媒流速が低下する。この結果、蒸発器での圧力損失による効率低下が抑制され、高い冷凍効率が確保されるとともに、冷媒流量が少ない分だけ蒸発器のコンパクト化が促進されることになる。
【００３２】
さらに、この実施形態のように、冷房運転時と暖房運転時の双方で、共に蒸発器から出たガス冷媒と上記レシーバ７で気液分離された後の液冷媒との間で熱交換を行うように構成することで、例えば上記内部熱交換器８において気液分離前のＣＯ2冷媒と熱交換させる場合に比して、該内部熱交換器８を流れる冷媒量が少なくなり、それだけ該内部熱交換器８のコンパクト化が促進されることになる。
【００３３】
一方、上記膨張弁１０及び膨張弁１１の開度制御を適正に行って上記圧縮機１側へのガスインジェクション量を調整することで、圧縮機入力を低下させて省エネ運転を実現することができる。
【００３４】
第２の実施形態
図３には、本願発明にかかるＣＯ2冷媒を用いた冷凍システムを空気調和機に適用した第２の実施形態における冷媒回路を示しており、また図４及び図５には冷房運転時及び暖房運転時の「Ｐ−Ｈ線図」をそれぞれ示している。
【００３５】
先ず、図３の冷媒回路について説明すると、同図において、符号１は圧縮機、２は室外熱交換器（特許請求の範囲の「熱源側熱交換器」に該当する）、３は室内熱交換器（特許請求の範囲の「利用側熱交換器」に該当する）、４は上記圧縮機１の吸入口に接続される冷媒路２５に設けられたアキュームレータ、５は上記室外熱交換器２と室内熱交換器３とを上記圧縮機１と冷媒路２４に択一的に接続する四方切換弁である。また、上記室外熱交換器２と室内熱交換器３とは冷媒路２１を介して接続されているが、この冷媒路２１には第１の膨張弁１１と第２の膨張弁１２と第３の膨張弁１３とが直列に介設されるとともに、該第１の膨張弁１１と第２の膨張弁１２の中間位置には気液分離用のレシーバ７が、また第２の膨張弁１２と第３の膨張弁１３との中間位置には高圧側伝熱部８ａと低圧側伝熱部８ｂを備えた内部熱交換器８の高圧側伝熱部８ａが介設されている。さらに、この内部熱交換器８の低圧側伝熱部８ｂは、その一端が上記冷媒路２４に、その他端が上記冷媒路２５にそれぞれ接続されている。また、上記レシーバ７の気相部は、制御弁１０を備えた冷媒路２６を介して上記圧縮機１の圧縮室に接続されている。この実施形態においては、上記レシーバ７と冷媒路２６と制御弁１０によって特許請求の範囲の「ガスインジェクション機構Ｅ」が構成されている。
【００３６】
尚、上記第１〜第３の膨張弁１１〜１３は、冷房運転時と暖房運転時とでその作動形態が異なる。即ち、上記室外熱交換器２がガス冷却器として機能する冷房運転時には、上記第１の膨張弁１１は特許請求の範囲の「一次膨張機構Ｃ」として機能し冷媒の一次膨張を行い、第２の膨張弁１２は全開とされ膨張作用を行わず、第３の膨張弁１３は特許請求の範囲の「二次膨張機構Ｄ」として機能し冷媒の二次膨張を行う。一方、暖房運転時には、上記第１の膨張弁１１は特許請求の範囲の「二次膨張機構Ｄ」として機能し冷媒の二次膨張を行い、第２の膨張弁１２は特許請求の範囲の「一次膨張機構Ｃ」として機能し冷媒の一次膨張を行い、第３の膨張弁１３は全開とされ膨張作用を行わない。
【００３７】
また、図３においては、上記四方切換弁５の弁位置を、冷房運転時には実線で、暖房運転時には破線で、それぞれ示している。
【００３８】
続いて、上記空気調和機の冷媒回路の冷房運転時と暖房運転時の作動を、図４に示す冷房運転時の「Ｐ−Ｈ線図」と図５に示す暖房運転時の「Ｐ−Ｈ線図」を併用しつつ説明する。
【００３９】
冷房運転時の作動
冷房運転時（即ち、室外熱交換器２が特許請求の範囲の「ガス冷却器Ａ」として機能し、室内熱交換器３が特許請求の範囲の「蒸発器Ｂ」として機能する運転状態）には、圧縮機１から吐出されたＣＯ2冷媒（ガス冷媒）は、四方切換弁５を介して室外熱交換器２に導入され、該室外熱交換器２において超臨界領域で放熱される（図４の点Ｄ〜点Ｅの領域）。室外熱交換器２から流出する超臨界状態のＣＯ2冷媒は、第１の膨張弁１１において一次膨張され（図４の点Ｅ〜点Ｆの領域）、気液二相状態でレシーバ７に導入され、ここで気液分離される（図４の点Ｇ及び点Ｈ）。
【００４０】
そして、レシーバ７で分離された液冷媒は、全開状態にある第２の膨張弁１２を通って内部熱交換器８の高圧側伝熱部８ａに流入し、その入口（図４の点Ｈ）から出口（図４の点Ｉ）へ向かって流れる間に、その低圧側伝熱部８ｂをその入口（図４の点Ｋ）から出口（図４の点Ａ）へ向かって流れるガス冷媒との間で内部熱交換を行った後、第３の膨張弁１３において二次膨張（図４の点Ｉ〜点Ｊの領域）された後、室内熱交換器３に送られ、その入口（図４の点Ｊ）から出口（図４の点Ｋ）を流れる間に蒸発しガス冷媒とされる。尚、このガス冷媒は再度圧縮機１に吸入されて圧縮されるが、その吸入温度は、室内熱交換器３の出口温度（図４の点Ｋに対応する温度）よりも、内部熱交換器８における内部熱交換による昇温分（図４に「ｄ」で示す）だけ高い温度（即ち、図４の点Ａに対応する温度）とされる。
【００４１】
一方、レシーバ７で分離されたガス冷媒は、冷媒路２６を介して圧縮機１の圧縮行程途中にある圧縮室にインジェクションされる（図４の点Ｇ参照）。このように圧縮機１の圧縮室にガス冷媒がインジェクションされこれが該圧縮室内のガス冷媒に混合することで、該圧縮室内におけるガス冷媒の冷却と高密度化が促進されることから、上述のように、内部熱交換によって圧縮機１の吸入温度が上昇しており、この高い吸入温度から圧縮が開始されるにも拘わらず、圧縮室内のガス冷媒の温度は、ガスインジェクション時点の点Ｂに対応する温度から点Ｃに対応する温度まで一旦低下し、この低下した温度から再度昇圧昇温され、点Ｄに対応する温度が吐出温度となる。従って、この吐出温度は、ガスインジェクションに伴う温度低下の影響を受けて、ガスインジェクションが行われず点Ａから点Ｄ0まで圧縮される場合の温度（点Ｄ0に対応する温度）よりも低温とされる。
【００４２】
暖房運転時の作動
暖房運転時（即ち、室外熱交換器２が特許請求の範囲の「蒸発器Ｂ」として機能し、室内熱交換器３が特許請求の範囲の「ガス冷却器Ａ」として機能する運転状態）には、圧縮機１から吐出されたＣＯ2冷媒（ガス冷媒）は、四方切換弁５を介して室内熱交換器３に導入され、該室内熱交換器３において超臨界領域で放熱される（図５の点Ｄ〜点Ｅの領域）。室内熱交換器３から流出する超臨界状態のＣＯ2冷媒は、全開状態の第３の膨張弁１３を通って内部熱交換器８の高圧側伝熱部８ａに流入し、その入口（図５の点Ｅ）から出口（図５の点Ｆ）へ向かって流れる間に、その低圧側伝熱部８ｂをその入口（図５の点Ｋ）から出口（図５の点Ａ）へ向かって流れるガス冷媒との間で内部熱交換を行う。さらに、内部熱交換器８の高圧側伝熱部８ａから出る冷媒は、第２の膨張弁１２において一次次膨張（図５の点Ｆ〜点Ｇの領域）された後、気液二相状態でレシーバ７に導入され、ここで気液分離される（図４の点Ｈ及び点Ｉ）。
【００４３】
そして、レシーバ７で分離された液冷媒は、第１の膨張弁１１に流入し、ここで二次膨張（図５の点Ｉ〜点Ｊの領域）された後、室外熱交換器２に送られ、その入口（図５の点Ｊ）から出口（図５の点Ｋ）を流れる間に蒸発しガス冷媒とされる。尚、このガス冷媒は再度圧縮機１に吸入されて圧縮されるが、その吸入温度は、室外熱交換器２の出口温度（図５の点Ｋに対応する温度）よりも、内部熱交換器８における内部熱交換による昇温分（図５に「ｄ」で示す）だけ高い温度（即ち、図５の点Ａに対応する温度）とされる。
【００４４】
一方、レシーバ７で分離されたガス冷媒は、冷媒路２６を介して圧縮機１の圧縮行程途中にある圧縮室にインジェクションされる（図５の点Ｈ参照）。このように圧縮機１の圧縮室にガス冷媒がインジェクションされこれが該圧縮室内のガス冷媒に混合することで、該圧縮室内におけるガス冷媒の冷却と高密度化が促進されることから、上述のように、内部熱交換によって圧縮機１の吸入温度が上昇しており、この高い吸入温度から圧縮が開始されるにも拘わらず、圧縮室内のガス冷媒の温度は、ガスインジェクション時点の点Ｂに対応する温度から点Ｃに対応する温度まで一旦低下し、この低下した温度から再度昇温され、点Ｄに対応する温度が吐出温度となる。従って、この吐出温度は、ガスインジェクションに伴う温度低下の影響を受けて、ガスインジェクションが行われず点Ａから点Ｄ0まで圧縮される場合の温度（点Ｄ0に対応する温度）よりも低温とされる。
【００４５】
以上のように、ＣＯ2冷媒を用いた遷臨界冷凍サイクルの冷媒回路に内部熱交換器８とガスインジェクション機構Ｅとを組み込むことで、該内部熱交換器８における内部熱交換に伴う圧縮機吐出温度の上昇が、ガスインジェクションによる冷却作用によって抑制されることから、内部熱交換による冷凍能力の増加（図４及び図５のエンタルピー量「ｃ1」）による効率向上効果を、圧縮機１の信頼性を確保しつつ実現できる。さらに、レシーバ７で気液分離したガス冷媒を圧縮機１側にインジェクションさせた結果、インジェクション量に対応する分だけ、蒸発器（即ち、冷房運転時の室内熱交換器３と暖房運転時の室外熱交換器２）の冷媒循環量がガス冷却器（即ち、冷房運転時の室外熱交換器２と暖房運転時の室内熱交換器３）側における冷媒循環量が少なくなっているが、その分だけ単位重量当たりの蒸発エンタルピーが増大しているので（図４及び図５ののエンタルピー量「ｃ2」）、冷凍能力は変わらない。これらの相乗効果として、圧縮機１の信頼性を損なうことなく、高い効率を実現することができ、高効率化と高信頼性との両立が可能となるものである。
【００４６】
また、上記レシーバ７で気液分離した後の液冷媒を蒸発器（即ち、冷房運転時における室内熱交換器３と暖房運転時における室外熱交換器２）に導入するものであることから、該蒸発器を流れるＣＯ2冷媒の単位重量当たりの蒸発エンタルピーが大きくとれ、同一冷凍能力下においては冷媒流量が少なくなり冷媒流速が低下する。この結果、蒸発器での圧力損失による効率低下が抑制され、高い冷凍効率が確保されるとともに、冷媒流量が少ない分だけ蒸発器のコンパクト化が促進されることになる。
【００４７】
さらに、この実施形態のように、冷房運転時には蒸発器から出たガス冷媒と上記レシーバ７で気液分離された後の液冷媒との間で熱交換を行うように構成することで、例えば上記内部熱交換器８において気液分離前のＣＯ2冷媒と熱交換させる場合に比して、該内部熱交換器８を流れる冷媒量が少なくなり、それだけ該内部熱交換器８のコンパクト化が促進されることになる。
【００４８】
一方、上記膨張弁１０及び膨張弁１１の開度制御を適正に行って上記圧縮機１側へのガスインジェクション量を調整することで、圧縮機入力を低下させて省エネ運転を実現することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本願発明にかかる冷凍システムの第１の実施形態である空気調和機の冷媒回路図である。
【図２】図１に示した空気調和機における冷暖房時のＰ−Ｈ線図である。
【図３】本願発明にかかる冷凍システムの第２の実施形態である空気調和機の冷媒回路図である。
【図４】図３に示した空気調和機における冷房運転時のＰ−Ｈ線図である。
【図５】図３に示した空気調和機における暖房運転時のＰ−Ｈ線図である。
【図６】内部熱交換器を備えた従来の空気調和機の冷媒回路図である。
【図７】インジェクション機構を備えた従来の空気調和機の冷媒回路図である。
【図８】図７に示した従来の空気調和機におけるＰ−Ｈ線図である。
【符号の説明】
１は圧縮機、２は室外熱交換器、３は室内熱交換器、４はアキュームレータ、５及び６は四方切換弁、７はレシーバ、８は内部熱交換器、１０は制御弁、１１〜１３は膨張弁、２１〜２６は冷媒路、Ｚ1及びＺ2は空気調和機である。
【図１】
0004407000.tif 000002
【図２】
0004407000.tif 000003
【図３】
0004407000.tif 000004
【図４】
0004407000.tif 000005
【図５】
0004407000.tif 000006
【図６】
0004407000.tif 000007
【図７】
0004407000.tif 000008
【図８】
0004407000.tif 000009