(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
冷媒として二酸化炭素を用いる冷暖房切換可能なヒートポンプサイクルであって、
前記冷媒を吸入し、その吸入した冷媒を冷媒の臨界圧力以上まで圧縮する圧縮機（１）と、
室外空気と冷媒との間で熱交換を行う室外熱交換器（２）と、
室内に吹き出す室内空気と冷媒との間で熱交換を行う室内熱交換器（３）と、
前記室内熱交換器（３）と前記室外熱交換器（２）とを結ぶ冷媒通路に設けられ、冷媒を減圧する減圧器（４）と、
前記圧縮機（１）の吸入側に設けられ、冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離するとともに、気相冷媒を前記圧縮機（１）の吸入側に向けて流出させるアキュムレータ（５）と、
前記アキュムレータ（５）から前記圧縮機（１）の吸入側に向かって流通する冷媒が流通する第１冷媒通路（６ａ）、及び前記第１冷媒通路（６ａ）に隣接する第２冷媒通路（６ｂ）を有し、前記両冷媒通路（６ａ、６ｂ）間で熱交換を行う内部熱交換器（６）と、
冷房運転時には前記室外熱交換器（２）が高圧冷媒の放熱側となるとともに前記室内熱交換器（３）が低圧冷媒の吸熱側となり、これに対し、暖房運転時には前記室内熱交換器（３）が高圧冷媒の放熱側となるとともに前記室外熱交換器（２）が低圧冷媒の吸熱側となるように冷媒流れを切り換える切換弁（７）とを備え、
前記暖房運転を外気温が低いときに行うと、前記暖房運転時の低圧冷媒の圧力が前記冷房運転時よりも低くなって、前記暖房運転時の圧縮比が前記冷房運転時よりも大きくなり、これにより、前記暖房運転時に前記圧縮機（１）から吐出する高圧冷媒の温度が前記冷房運転時よりも高くなる超臨界冷凍サイクルであり、
前記冷房運転時には、前記第２冷媒通路（６ｂ）に前記減圧器（４）にて減圧される前の高圧冷媒を流通させ、前記暖房運転時には、前記第２冷媒通路（６ｂ）に前記減圧器（４）にて減圧された後の低圧冷媒を流通させることにより、前記内部熱交換器（６）にて前記高圧冷媒と前記低圧冷媒とを熱交換させないようになっており、
前記暖房運転時には、前記高圧冷媒の温度が冷媒中に混合される潤滑油の耐熱温度を越えない温度範囲に維持されることを特徴とするヒートポンプサイクル。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、高圧冷媒の圧力（圧縮機の吐出圧）が、冷媒の臨界圧力以上となる超臨界冷凍サイクルを用いたヒートポンプサイクルに関するもので、空調装置に適用して有効である。
【０００２】
【従来の技術】
近年、冷凍サイクルの脱フロン対策の１つとして、例えば特公平７−１８６０２号公報に記載のごとく、二酸化炭素（ＣＯ2 ）を使用した冷凍サイクル（以下、ＣＯ2 サイクルと呼ぶ。）が提案されている。
このＣＯ2 サイクルは、ＣＯ2 の臨界温度が約３１℃とフロンの臨界温度と比べて低いため、夏等の大きな冷凍能力を必要とするときには、放熱器側の冷媒圧力（吐出圧）を臨界圧力以上まで高めて（圧縮して）冷凍サイクルを運転する必要がある。
【０００３】
そこで、上記公報に記載の発明では、冷凍サイクルの効率及び冷凍能力の向上を図るとともに、圧縮機に液相冷媒が吸入されることを防止すべく、放熱器を出た高圧冷媒と圧縮機に吸入される低圧冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を設けている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、内部熱交換器を設けて高圧冷媒と低圧冷媒との間で熱交換を行うと、圧縮機に吸入される低圧冷媒の温度が高くなるため、圧縮機から吐出する高圧冷媒の温度も上昇してしまう。このため、上記公報に記載のＣＯ2 サイクルを単純に冷暖房可能なヒートポンプサイクルに適用すると、以下に述べるような問題が発生する。
【０００５】
すなわち、内部熱交換器にて低圧冷媒が加熱されることに加えて、冬等の外気温度が低いときに暖房運転を行うと、低圧冷媒の圧力が冷房運転時より低くなって、圧縮比（吸入圧と吐出圧との比）が冷房運転時より大きくなるので、圧縮機から吐出する高圧冷媒の温度が冷房運転時より高くなる。
このため、高圧冷媒の温度が、冷媒中に混合された潤滑油（冷凍機油）の耐熱温度を越えてしまうので、冷媒中に混合された潤滑油が分解又は変性してしまい、圧縮機が損傷してしまうという問題が発生する。
【０００６】
因みに、図１２は、ＨＦＣ１３４ａ（フロン）は高圧冷媒の圧力を１５ｋｇｆ／ｃｍ2 ａｂｓとし、ＣＯ2 は高圧冷媒の圧力を９０ｋｇｆ／ｃｍ2 ａｂｓとした場合において、圧縮機の効率を１としたときの蒸発器の飽和温度に対するＨＦＣ１３４ａを冷媒とする冷凍サイクルの吐出冷媒温度（高圧冷媒の温度）と、ＣＯ2 サイクル吐出温度の吐出冷媒温度（高圧冷媒の温度）とを示すグラフである。
【０００７】
そして、図１２から明らかなように、蒸発器の飽和温度、すなわち低圧冷媒の圧力が低下するほど高圧冷媒の温度が上昇するので、暖房運転時に内部熱交換器を設けると、吐出冷媒の温度がさらに上昇してしまうことが判る。
本発明は、上記点に鑑み、圧縮機の吐出圧が冷媒の臨界圧力以上となるヒートポンプサイクルにおいて、暖房運転時に圧縮機が損傷することを防止することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１に記載の発明では、冷媒として二酸化炭素を用いる冷暖房切換可能なヒートポンプサイクルであって、
前記冷媒を吸入し、その吸入した冷媒を冷媒の臨界圧力以上まで圧縮する圧縮機（１）と、
室外空気と冷媒との間で熱交換を行う室外熱交換器（２）と、
室内に吹き出す室内空気と冷媒との間で熱交換を行う室内熱交換器（３）と、
前記室内熱交換器（３）と前記室外熱交換器（２）とを結ぶ冷媒通路に設けられ、冷媒を減圧する減圧器（４）と、
前記圧縮機（１）の吸入側に設けられ、冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離するとともに、気相冷媒を前記圧縮機（１）の吸入側に向けて流出させるアキュムレータ（５）と、
前記アキュムレータ（５）から前記圧縮機（１）の吸入側に向かって流通する冷媒が流通する第１冷媒通路（６ａ）、及び前記第１冷媒通路（６ａ）に隣接する第２冷媒通路（６ｂ）を有し、前記両冷媒通路（６ａ、６ｂ）間で熱交換を行う内部熱交換器（６）と、
冷房運転時には前記室外熱交換器（２）が高圧冷媒の放熱側となるとともに前記室内熱交換器（３）が低圧冷媒の吸熱側となり、これに対し、暖房運転時には前記室内熱交換器（３）が高圧冷媒の放熱側となるとともに前記室外熱交換器（２）が低圧冷媒の吸熱側となるように冷媒流れを切り換える切換弁（７）とを備え、
前記暖房運転を外気温が低いときに行うと、前記暖房運転時の低圧冷媒の圧力が前記冷房運転時よりも低くなって、前記暖房運転時の圧縮比が前記冷房運転時よりも大きくなり、これにより、前記暖房運転時に前記圧縮機（１）から吐出する高圧冷媒の温度が前記冷房運転時よりも高くなる超臨界冷凍サイクルであり、
前記冷房運転時には、前記第２冷媒通路（６ｂ）に前記減圧器（４）にて減圧される前の高圧冷媒を流通させ、前記暖房運転時には、前記第２冷媒通路（６ｂ）に前記減圧器（４）にて減圧された後の低圧冷媒を流通させることにより、前記内部熱交換器（６）にて前記高圧冷媒と前記低圧冷媒とを熱交換させないようになっており、
前記暖房運転時には、前記高圧冷媒の温度が冷媒中に混合される潤滑油の耐熱温度を越えない温度範囲に維持されることを特徴とする。
【０００９】
これにより、冷媒として二酸化炭素を用いる超臨界冷凍サイクルからなるヒートポンプサイクルにおいて、暖房運転時には、両冷媒通路（６ａ、６ｂ）を流通する冷媒の温度及び圧力が等しくなるので、高圧冷媒と低圧冷媒とが熱交換されない。したがって、低外気温時における暖房運転時に圧縮機（１）から吐出する高圧冷媒の温度が過度に上昇することを防止できるので、高圧冷媒の温度が冷媒中に混合された潤滑油の耐熱温度を越えてしまうことを防止できる。したがって、冷媒中に混合された潤滑油が分解又は変性してしまうことを防止でき、圧縮機（１）が損傷することを防止できる。
【００１１】
因みに、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。
【００１２】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
本実施形態は、本発明に係るヒートポンプサイクルを二酸化炭素を冷媒とするヒートポンプサイクルを用いた空調装置に適用したものであって、図１は本実施形態に係るヒートポンプサイクルの模式図である。
【００１３】
図１中、１は冷媒（ＣＯ2 ）を吸入し、その吸入した冷媒を冷媒の臨界圧力以上にまで圧縮する圧縮機であり、この圧縮機１は冷媒と共に潤滑油を吸入することにより、圧縮機１内の潤滑を図っている。２は室外空気と冷媒との間で熱交換を行う室外熱交換器であり、３は室内に吹き出す室内空気と冷媒との間で熱交換を行う室内熱交換器である。
【００１４】
そして、この室内熱交換器３と室外熱交換器２との間には、冷媒を減圧する減圧器４が設けられている。なお、減圧器４は、特願平８−３３９６２号出願に記載されている圧力制御弁と同様なものであるので、本明細書では、減圧器４の詳細説明は省略する。
また、圧縮機１の吸入側には、冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離するとともに、気相冷媒を圧縮機１の吸入側に向けて流出させるアキュムレータ（気液分離手段）５が設けられている。そして、６は、アキュムレータ５と圧縮機１との間に存在する冷媒と、室外熱交換器２と減圧器４との間に存在する冷媒とを熱交換する内部熱交換器であり、７は、圧縮機１から吐出する冷媒を室外熱交換器２に向けて流通させる場合と、室内熱交換器３に向けて流通させる場合とを切り換える切換弁（四方弁）である。
【００１５】
なお、内部熱交換器６は、アキュムレータ５から圧縮機１の吸入側に向かって流通する冷媒が流通する第１冷媒通路６ａ、及び第１冷媒通路６ａに隣接する冷媒通路６ｂを有するように二重円筒状に構成されている。このため、第１冷媒通路６ａを流通する冷媒（アキュムレータ５と圧縮機１との間に存在する冷媒）と、第２冷媒通路６ｂを流通する冷媒との間で熱交換が行われる。
【００１６】
因みに、８は室内熱交換器に向けて空気を送風する室内送風機であり、９は室外熱交換器２に向けて空気を送風する室外送風機であり、両送風機８、９及び切換弁７は、電子制御装置（図示せず）により制御される。
次に、本実施形態に係るヒートポンプサイクルの作動について述べる。
１．冷房運転時（図１参照）
圧縮機１から吐出する冷媒が室外熱交換器２に向けて流通するように、切換弁７を作動させる。
【００１７】
これにより、圧縮機１から吐出した冷媒は、切換弁７、室外熱交換器２、内部熱交換器６、減圧器４、室内熱交換器３、切換弁７、アキュムレータ５及び内部熱交換器６の順にこれらの機器を経由して圧縮機１に吸入されて、再び室外熱交換器２に向けて吐出される。したがって、室内熱交換器３にて室内空気から蒸発潜熱を奪って冷媒が蒸発して室内空気を冷却し、その室内空気から奪った熱は、室外熱交換器２にて室外空気中に放熱される。
【００１８】
このとき、内部熱交換器６にて減圧器４で減圧される前の高圧冷媒と、圧縮機１に吸入される低圧冷媒とが熱交換されるため、図２のＡ−Ｂ−Ｃ−Ｄに示すように、室内熱交換器３の入口側における冷媒の比エンタルピが、内部熱交換器６にて熱交換を行わない場合に比べて、δＱだけ小さくなる。したがって、室内熱交換器３の入口と出口との比エンタルピ差が、内部熱交換器６にて熱交換を行わない場合に比べて、δＱだけ大きくなるので、冷凍能力及び効率（成績係数）が向上する。因みに、図２のａ−ｂ−ｃ−ｄは、内部熱交換器６を有していない場合のサイクルの挙動を示す線図である。
【００１９】
また、圧縮機１の吸入側にアキュムレータ５が設けられているため、圧縮機１に液相冷媒が吸入されることが防止される。
なお、減圧器４の開度は、特願平８−３３９６２号出願に記載のごとく、ヒートポンプサイクル（冷凍サイクル）の成績係数が最大となるように、室外熱交換器２の出口側の冷媒温度に基づいて調節される。
【００２０】
２．暖房運転時（図３参照）
圧縮機１から吐出する冷媒が室内熱交換器３に向けて流通するように、切換弁７を作動させる。
これにより、圧縮機１から吐出した冷媒は、切換弁７、室内熱交換器３、減圧器４、内部熱交換器６、室外室内熱交換器２、切換弁７、アキュムレータ５及び内部熱交換器６の順にこれらの機器を経由して圧縮機１に吸入されて、再び室内熱交換器３に向けて吐出される。したがって、室外熱交換器２にて室外空気から蒸発潜熱を吸熱して冷媒が蒸発し、その室外空気から吸熱した熱は、室内熱交換器３にて室内空気中に放熱される。
【００２１】
このとき、減圧器４で減圧された後の冷媒は、図４のｄ−ａに示すように、温度及び圧力が一定で相変化するので、内部熱交換器６の両冷媒通路６ａ、６ｂを流通する冷媒の温度及び圧力が等しくなる。したがって、減圧器４から流出した冷媒とアキュムレータ５から流出した冷媒との間で実質的に熱交換が行われないので、減圧器４で減圧される前の高圧冷媒と、圧縮機１に吸入される低圧冷媒との間で熱交換が行われない。
【００２２】
なお、減圧器４の開度は、冷房運転時と同様に、ヒートポンプサイクルの成績係数が最大となるように、室内熱交換器３の出口側の冷媒温度に基づいて調節される。
次に、本実施形態の特徴を述べる。
本実施形態によれば、暖房運転時には、内部熱交換器６で熱交換が行われず、減圧器４で減圧される前の高圧冷媒と、圧縮機１に吸入される低圧冷媒とが熱交換されないので、圧縮機１から吐出する高圧冷媒の温度が過度に上昇することを防止できる。
【００２３】
したがって、高圧冷媒の温度が冷媒中に混合された潤滑油の耐熱温度を越えてしまうことを防止できるので、冷媒中に混合された潤滑油が分解又は変性してしまうことを防止でき、圧縮機１が損傷することを防止できる。
（第２実施形態）
本実施形態は、冷房運転及び暖房運転に加えて、除湿運転ができるようにしたものである。
【００２４】
すなわち、本実施形態では、図５に示すように、室内熱交換器３（以下、この室内熱交換器を第１室内熱交換器３と呼ぶ。）より空気流れ下流側に、室内に吹き出す室内空気と冷媒との間で熱交換を行う第２室内熱交換器１０を設けるとともに、第２室内熱交換器１０と室外熱交換器２とを結ぶ冷媒通路に冷媒を減圧する第２減圧器１１を設ける。なお、以下、減圧器４を第１減圧器４と呼ぶ。
【００２５】
因みに、１２は冷媒が一方向にのみ流通する（本実施形態では、室外熱交換器２に向けてのみ流通する）ことを許容する逆止弁であり、１３は冷媒通路を開閉する電磁弁である。
また、本実施形態に係る切換弁７は、圧縮機１から吐出する冷媒を室外熱交換器２に向けて流通させる場合と、第２室内熱交換器１０に向けて流通させる場合とを切り換える。
【００２６】
次に、本実施形態の作動を述べる。
１．冷房運転時（図５参照）
圧縮機１から吐出する冷媒が室外熱交換器２に向けて流通するように、切換弁７を作動させるとともに、電磁弁１３を閉じる。
これにより、圧縮機１から吐出した冷媒は、切換弁７、室外熱交換器２、内部熱交換器６、第１減圧器４、第１室内室内熱交換器３、アキュムレータ５及び内部熱交換器６の順にこれらの機器を経由して圧縮機１に吸入されて、再び室外熱交換器２に向けて吐出される。したがって、第１室内熱交換器３にて室内空気から蒸発潜熱を奪って冷媒が蒸発して室内空気を冷却し、その室内空気から奪った熱は、室外熱交換器２にて室外空気中に放熱されるとともに、内部熱交換器６で高圧冷媒と低圧冷媒が熱交換される。
【００２７】
２．暖房運転時（図６参照）
圧縮機１から吐出する冷媒が第２室内熱交換器１０に向けて流通するように、切換弁７を作動させ、かつ、第１減圧器４を全閉とするとともに、電磁弁１０を開く。
これにより、圧縮機１から吐出した冷媒は、切換弁７、第２室内熱交換器１０、第２減圧器１１、室外熱交換器２、内部熱交換器６、アキュムレータ５及び内部熱交換器６の順にこれらの機器を経由して圧縮機１に吸入されて、再び第２室内熱交換器１０に向けて吐出される。なお、冷媒の減圧は、第２減圧器１１にて行う。
【００２８】
したがって、室外熱交換器２にて室外空気から蒸発潜熱を吸熱して冷媒が蒸発し、その室外空気から吸熱した熱は、第２室内熱交換器１０にて室内空気中に放熱される。
また、内部熱交換器６には、第２減圧器１１にて減圧された冷媒が流入するので、内部熱交換器６では、実質的に熱交換は行われない。
【００２９】
３．第１除湿運転時（図７参照）
圧縮機１から吐出する冷媒が第２室内熱交換器１０に向けて流通するように、切換弁７を作動させ、かつ、第２減圧弁１１を全開とするとともに、電磁弁１３を閉じる。
これにより、圧縮機１から吐出した冷媒は、切換弁７、第２室内熱交換器１０、第２減圧器１１、室外熱交換器２、内部熱交換器６、第１減圧器４、第１室内熱交換器３、アキュムレータ５及び内部熱交換器６の順にこれらの機器を経由して圧縮機１に吸入されて、再び第２室内熱交換器１０に向けて吐出される。なお、冷媒の減圧は、第１減圧器４にて行う。
【００３０】
したがって、第１室内熱交換器３にて室内空気から蒸発潜熱を奪って冷媒が蒸発して室内空気を冷却する。そして、その室内空気から奪った熱の一部は、第２室内熱交換器１０にて室内空気中に放熱され、その他の熱は室外熱交換器２にて室外空気中に放熱される。
なお、この第１除湿運転では、内部熱交換器６にて高圧冷媒と低圧冷媒との間で熱交換が行われ、圧縮機１に吸入される冷媒が加熱されるが、高圧冷媒は、既に２つに熱交換器（第２室内熱交換器１０及び室外熱交換器２）で放熱していることに加えて、第１除湿運転では大きな暖房能力を必要とせず、高圧冷媒の圧力が暖房運転時ほど高くないので、圧縮機１に吸入される冷媒の温度は大きく上昇しない。したがって、高圧冷媒の温度が、潤滑油の耐熱温度以上まで上昇することはない。
【００３１】
４．第２除湿運転時（図８参照）
圧縮機１から吐出する冷媒が第２室内熱交換器１０に向けて流通するように、切換弁７を作動させ、かつ、第１減圧器４を全開とするとともに、電磁弁１３を閉じる。
これにより、圧縮機１から吐出した冷媒は、切換弁７、第２室内熱交換器１０、第２減圧器１１、室外熱交換器２、内部熱交換器６、第１減圧器４、第１室内熱交換器３、アキュムレータ５及び内部熱交換器６の順にこれらの機器を経由して圧縮機１に吸入されて、再び第２室内熱交換器１０に向けて吐出される。なお、冷媒の減圧は、第２減圧器１１にて行う。
【００３２】
したがって、第１室内熱交換器３にて室内空気から蒸発潜熱を奪って冷媒が蒸発して室内空気を冷却する。さらに、室外熱交換器２にて室外空気から熱を吸熱し、第２室内熱交換器１０にてその吸熱した熱が室内空気に向けて放熱される。また、内部熱交換器６には、第２減圧器１１にて減圧された冷媒が流入するので、内部熱交換器６では、実質的に熱交換は行われない。
【００３３】
（第３実施形態）
第２実施形態では、第１、２除湿運転時のみ両室内熱交換器３、１０を利用したが、本実施形態は、図９に示すように、第２減圧器１１を第１、２室内熱交換器３、１０を結ぶ冷媒通路に設けて冷房運転時及び暖房運転時においても両室内熱交換器３、１０を利用するようにしたものである。
【００３４】
以下、本実施形態の作動を述べる。
１．冷房運転時（図９参照）
圧縮機１から吐出する冷媒が室外熱交換器２に向けて流通するように、切換弁７を作動させるとともに、第２減圧器１１を全開とする。
これにより、圧縮機１から吐出した冷媒は、切換弁７、室外熱交換器２、内部熱交換器６、第１減圧器４、第１室内熱交換器３、第２減圧器１１、第２室内熱交換器１０、切換弁７、アキュムレータ５及び内部熱交換器６の順にこれらの機器を経由して圧縮機１に吸入されて、再び室外熱交換器２に向けて吐出される。なお、冷媒の減圧は、第１減圧器４にて行われる。
【００３５】
したがって、第１、２室内熱交換器３、１０にて室内空気から蒸発潜熱を奪って冷媒が蒸発して室内空気を冷却し、その室内空気から奪った熱は、室外熱交換器２にて室外空気中に放熱されるとともに、内部熱交換器６で高圧冷媒と低圧冷媒とが熱交換される。
２．暖房運転時（図１０参照）
圧縮機１から吐出する冷媒が第２室内熱交換器１０に向けて流通するように、切換弁７を作動させ、かつ、第２減圧器１１を全閉とする。
【００３６】
これにより、圧縮機１から吐出した冷媒は、切換弁７、第２室内熱交換器１０、第２減圧器１１、第１室内熱交換器３、第１減圧器４、内部熱交換器６、室外熱交換器２、切換弁７、アキュムレータ５及び内部熱交換器６の順にこれらの機器を経由して圧縮機１に吸入されて、再び第２室内熱交換器１０に向けて吐出される。なお、冷媒の減圧は、第１減圧器４にて行う。
【００３７】
したがって、室外熱交換器２にて室外空気から蒸発潜熱を吸熱して冷媒が蒸発し、その室外空気から吸熱した熱は、第１、２室内熱交換器３、１０にて室内空気中に放熱される。
また、内部熱交換器６には、第１減圧器４にて減圧された冷媒が流入するので、内部熱交換器６では、実質的に熱交換は行われない。
【００３８】
３．除湿運転時（図１１参照）
圧縮機１から吐出する冷媒が第２室内熱交換器１０に向けて流通するように、切換弁７を作動させ、かつ、第１減圧器４を全開とする。
これにより、圧縮機１から吐出した冷媒は、切換弁７、第２室内熱交換器１０、第２減圧器１１、第１室内熱交換器３、第１減圧器４、内部熱交換器６、室外熱交換器２、切換弁７、アキュムレータ５及び内部熱交換器６の順にこれらの機器を経由して圧縮機１に吸入されて、再び室内熱交換器３に向けて吐出される。なお、冷媒の減圧は、第２減圧器１１にて行う。
【００３９】
したがって、第１室内熱交換器３及び室外熱交換器２にて空気から蒸発潜熱を吸熱して冷媒が蒸発するとともに、その吸熱された熱は、第２室内熱交換器１０にて室内空気中に放熱される。
因みに、室外空気の温度が冷媒温度より低い場合には、室外熱交換器２では吸熱は行われず、冷媒の熱は外気中に放熱される。
【００４０】
ところで、上述の実施形態では、空調装置を例に本発明に係るヒートポンプサイクルを説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、その他のヒートポンプサイクルにも適用することができる。
また、上述の実施形態では、二酸化炭素を冷媒とするヒートポンプサイクルであったが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えば、エチレン、エタン、酸化窒素等の超臨界域で使用する冷媒を用いるヒートポンプサイクルにも適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施形態に係るヒートポンプサイクルの模式図である。
【図２】冷房運転時におけるヒートポンプサイクルのサイクル線図である。
【図３】第１実施形態に係るヒートポンプサイクルの模式図である。
【図４】暖房運転時におけるヒートポンプサイクルのサイクル線図である。
【図５】冷房運転時における第２実施形態に係るヒートポンプサイクルの模式図である。
【図６】暖房運転時における第２実施形態に係るヒートポンプサイクルの模式図である。
【図７】第１除湿運転時における第２実施形態に係るヒートポンプサイクルの模式図である。
【図８】第２除湿運転時における第２実施形態に係るヒートポンプサイクルの模式図である。
【図９】冷房運転時における第３実施形態に係るヒートポンプサイクルの模式図である。
【図１０】暖房運転時における第２実施形態に係るヒートポンプサイクルの模式図である。
【図１１】除湿運転時における第２実施形態に係るヒートポンプサイクルの模式図である。
【図１２】蒸発器内飽和温度と吐出温度との関係を示すグラフである。
【符号の説明】
１…圧縮機、２…室外熱交換器、３…室内熱交換器、４…減圧器、
５…アキュムレータ、６…内部熱交換器、７…切換弁。
【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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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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