WO2014073176A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

冷凍サイクル装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2014073176A1
WO2014073176A1 PCT/JP2013/006307 JP2013006307W WO2014073176A1 WO 2014073176 A1 WO2014073176 A1 WO 2014073176A1 JP 2013006307 W JP2013006307 W JP 2013006307W WO 2014073176 A1 WO2014073176 A1 WO 2014073176A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
pressure
refrigerant
compression chamber
discharge port
compressor
Prior art date
Application number
PCT/JP2013/006307
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
小村　正人
江原　俊行
井上　孝
忠資 堀田
健太郎 貴志
Original Assignee
株式会社デンソー
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 株式会社デンソー filed Critical 株式会社デンソー
Publication of WO2014073176A1 publication Critical patent/WO2014073176A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/30—Expansion means; Dispositions thereof
    • F25B41/39—Dispositions with two or more expansion means arranged in series, i.e. multi-stage expansion, on a refrigerant line leading to the same evaporator
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/13—Economisers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2513—Expansion valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/19—Pressures
    • F25B2700/193—Pressures of the compressor
    • F25B2700/1931—Discharge pressures
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/19—Pressures
    • F25B2700/193—Pressures of the compressor
    • F25B2700/1933—Suction pressures

Definitions

  • the present disclosure relates to a refrigeration cycle apparatus constituting a gas injection cycle.
  • a gas injection cycle (economizer refrigeration cycle) is known as a cycle configuration for improving the capacity or coefficient of performance (COP) of a vapor compression refrigeration cycle.
  • COP coefficient of performance
  • a suction port for sucking low-pressure refrigerant into a compression chamber, and a compression process in the compression chamber there are known ones having an injection port for joining an intermediate-pressure gas-phase refrigerant to this refrigerant and a discharge port for discharging a high-pressure refrigerant compressed in a compression chamber.
  • the compressor of Patent Document 1 includes a check valve for an injection port for preventing the refrigerant from flowing back from the compression chamber to the outside of the compressor via the injection port, and the refrigerant of the compressor.
  • Two check valves for the discharge port are provided to prevent backflow from the outside to the compression chamber via the discharge port.
  • an object of the present disclosure is to improve the coefficient of performance of the refrigeration cycle apparatus by reducing the pressure loss when the refrigerant is discharged from the compressor.
  • a refrigeration cycle apparatus includes a suction port that sucks low-pressure refrigerant into a compression chamber that changes volume and compresses refrigerant, an injection port that joins intermediate-pressure refrigerant to refrigerant in a compression process in the compression chamber, And a compressor having a discharge port that discharges the high-pressure refrigerant compressed in the compression chamber, a heat dissipation heat exchanger that dissipates heat from the refrigerant discharged from the discharge port, and a refrigerant that flows downstream of the heat dissipation heat exchanger.
  • An intermediate pressure decompression device that decompresses the refrigerant until it becomes an intermediate pressure refrigerant, a low pressure decompression device that decompresses the refrigerant flowing downstream of the heat dissipation heat exchanger until it becomes a low pressure refrigerant, and a refrigerant decompressed by the low pressure decompression device.
  • An evaporation heat exchanger that evaporates and flows out to the suction port side and an intermediate pressure control unit that controls the operation of the intermediate pressure reducing device are provided.
  • the intermediate pressure control unit controls the operation of the intermediate pressure reducing device so that the refrigerant pressure in the compression chamber approaches a predetermined pressure when the compression chamber communicates with the discharge port.
  • the intermediate pressure control unit controls the operation of the intermediate pressure decompression device so that the refrigerant pressure in the compression chamber becomes equal to or higher than a predetermined pressure. It is possible to prevent the refrigerant on the high pressure side of the cycle from flowing back to the compression chamber through the discharge port.
  • the configuration corresponding to the check valve for the discharge port can be abolished.
  • coolant from a compressor can be reduced and the drive power of a compressor can be reduced, the coefficient of performance of a refrigeration cycle apparatus can be improved. Further, the manufacturing cost of the compressor can be reduced.
  • a high-pressure side refrigerant pressure that is a refrigerant pressure between the discharge port and the refrigerant inlet of the intermediate pressure decompression device may be adopted. In this case, it is possible to effectively suppress the refrigerant on the high pressure side of the cycle from flowing back to the compression chamber via the discharge port.
  • the refrigeration cycle apparatus 10 includes a compressor 1, a water-refrigerant heat exchanger 2, an intermediate pressure expansion valve 3, a gas-liquid separator 4, a low pressure expansion valve 5, an outdoor heat exchanger 6, and the like. ing.
  • the compressor 1 sucks refrigerant in the refrigeration cycle apparatus 10 and compresses and discharges the refrigerant.
  • a scroll-type compression mechanism and an electric motor that rotationally drives the compression mechanism are provided inside a housing that forms an outer shell of the compressor 1. Is an electric compressor configured to accommodate
  • the scroll-type compression mechanism has a fixed scroll fixed to the housing and a movable scroll connected to the rotating shaft of the electric motor. Further, the fixed scroll has a spiral fixed side tooth portion protruding toward the movable scroll side, while the movable scroll protrudes toward the fixed scroll side and meshes with the fixed side tooth portion. A movable side tooth portion is formed.
  • the compression chamber revolves with the rotation of the rotary shaft of the electric motor, and moves around the rotary shaft while reducing the volume from the outer peripheral side to the central side while compressing the refrigerant.
  • the housing of the compressor 1 communicates with the compression chamber moving to the outermost peripheral side and sucks the low-pressure refrigerant from the outside of the housing into the compression chamber.
  • the suction port 1a is at an intermediate position from the outer peripheral side to the center side.
  • High pressure refrigerant is discharged from the compression chamber connected to the compression chamber moved to the injection port 1b for joining the intermediate pressure refrigerant to the refrigerant in the compression process in the compression chamber from the outside of the housing and to the compression chamber moved to the center side.
  • a discharge port 1c is provided.
  • the injection port 1b is provided with a check valve for preventing the refrigerant from flowing backward from the compression chamber to the outside of the compressor via the injection port. This corresponds to a check valve for an injection port.
  • the discharge port 1c of the present embodiment is not provided with a configuration corresponding to the check valve for the discharge port.
  • the electric motor is one whose operation (number of rotations) is controlled by a control signal output from a control device to be described later, and any type of an AC motor and a DC motor may be adopted.
  • coolant discharge capability of the compressor 1 is changed by rotation speed control by this control apparatus.
  • an inlet side of the refrigerant passage of the water-refrigerant heat exchanger 2 is connected to the discharge port 1 c of the compressor 1.
  • the water-refrigerant heat exchanger 2 is a heat dissipation heat exchanger that dissipates the heat of the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the discharge port 1c of the compressor 1 to the hot water supply water.
  • the water-refrigerant heat exchanger 2 has a plurality of tubes as refrigerant passages through which high-pressure refrigerant flows, forms a water passage between adjacent refrigerant passages (tubes), and supplies hot water in the water passage.
  • a heat exchanger or the like configured by disposing an inner fin or the like that promotes heat exchange with the refrigerant can be employed.
  • the inlet side of the intermediate pressure expansion valve 3 is connected to the outlet side of the refrigerant passage of the water-refrigerant heat exchanger 2.
  • the intermediate-pressure expansion valve 3 is an intermediate-pressure decompression device that decompresses the high-pressure refrigerant downstream of the water-refrigerant heat exchanger 2 until it becomes intermediate-pressure refrigerant, and its operation is controlled by a control signal output from the control device.
  • This is an electric expansion valve.
  • the intermediate pressure expansion valve 3 includes an electric variable throttle configured to include a valve body that changes the opening degree of a throttle passage that decompresses the refrigerant, and an electric actuator that includes a stepping motor that displaces the valve body. A mechanism or the like can be adopted.
  • the inlet side of the gas-liquid separator 4 is connected to the outlet side of the intermediate pressure expansion valve 3.
  • the gas-liquid separator 4 is a gas-liquid separator that separates the gas-liquid of the intermediate-pressure refrigerant that has been decompressed by the intermediate-pressure expansion valve 3 and is in a gas phase mixed phase state.
  • the above-described injection port 1 b of the compressor 1 is connected to the gas-phase refrigerant outlet of the gas-liquid separator 4.
  • An inlet side of the low-pressure expansion valve 5 is connected to the liquid-phase refrigerant outlet of the gas-liquid separator 4.
  • the low-pressure expansion valve 5 is a low-pressure decompression device that decompresses the intermediate-pressure liquid-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 4 among the refrigerant downstream of the water-refrigerant heat exchanger 2 until it becomes a low-pressure refrigerant.
  • the basic configuration is the same as that of the intermediate pressure expansion valve 3.
  • the refrigerant inlet side of the outdoor heat exchanger 6 is connected to the outlet side of the low pressure expansion valve 5.
  • the outdoor heat exchanger 6 is an evaporation heat exchanger that evaporates the low-pressure refrigerant decompressed by the low-pressure expansion valve 5 by exchanging heat with outside air blown from an electric blower fan (not shown).
  • the outdoor heat exchanger 6 is configured by arranging a plurality of refrigerant tubes in a skewered manner on a plurality of plate fins for promoting heat exchange, and connecting each refrigerant tube in a meandering manner.
  • a heat exchanger can be used.
  • a suction port 1 a of the compressor 1 is connected to the refrigerant outlet side of the outdoor heat exchanger 6.
  • the refrigerant is used as the refrigerant
  • the pressure of the high-pressure side refrigerant in the cycle from the discharge port of the compressor 1 to the inlet side of the intermediate pressure expansion valve 3 is the criticality of the refrigerant. It constitutes a supercritical refrigeration cycle that exceeds the pressure.
  • the refrigerant is mixed with oil (refrigeration oil) that lubricates each sliding portion inside the compressor 1, and a part of this oil circulates in the cycle together with the refrigerant.
  • the heat pump type hot water heater is a hot water storage tank for storing hot water heated by the water-refrigerant heat exchanger 2 (specifically, a water passage), a hot water storage tank and water- There are provided a hot water circulating circuit for circulating hot water between the refrigerant heat exchanger 2 and a water pump (none of which is shown) disposed in the hot water circulating circuit for pumping hot water.
  • the control device is composed of a well-known microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM and the like and its peripheral circuits.
  • the electric motor of the compressor 1, the intermediate pressure expansion valve 3, the low pressure expansion valve 5, the electric blower fan for blowing outside air to the outdoor heat exchanger 6, the water pump of the hot water circulation circuit, etc. are connected, and the control device controls the operation of these various devices to be controlled.
  • a high pressure as a high pressure side pressure detection unit that detects a high pressure side refrigerant pressure Pd that is a refrigerant pressure between the discharge port 1c of the compressor 1 and the refrigerant inlet of the intermediate pressure expansion valve 3 is provided.
  • an intermediate pressure side pressure sensor as an intermediate pressure side pressure detection unit for detecting the pressure Pm of the intermediate pressure refrigerant flowing into the compressor 1 from the injection port 1b of the compressor 1, and an intermediate for detecting the temperature Tm of the intermediate pressure refrigerant
  • An intermediate pressure side temperature sensor as a pressure side temperature detection unit, a low pressure side pressure sensor as a low pressure side pressure detection unit for detecting the pressure Ps of the low pressure refrigerant sucked from the suction port 1a of the compressor 1, and a low pressure for detecting the temperature Ts of the low pressure refrigerant.
  • a sensor group for controlling various water heaters such as a low-pressure side temperature sensor as a side temperature detection unit and an outside air temperature sensor as an outside air temperature detection unit for detecting the outside air temperature Tam is connected. Detection signals of al the sensor group are input to the controller.
  • an operation panel (not shown) is connected to the input side of the control device.
  • This operation panel is provided with an operation switch for outputting an operation signal or a stop signal of the heat pump type hot water heater, a temperature setting switch for setting a boiling temperature (target heating temperature) of the hot water supply, and the operation signals of these switches. Is input to the controller.
  • the control device of the present embodiment is configured such that a control unit that controls the electric motor of the compressor 1, the intermediate pressure expansion valve 3 and the like is integrally configured.
  • a configuration (hardware and software) for controlling the operation of the pressure expansion valve 3 is an intermediate pressure control unit.
  • control processing stored in the storage circuit in advance by the control device Program.
  • Control states specifically, control signals or control voltages output to the various control target devices of the refrigeration cycle apparatus 10 are determined.
  • control signal output to the electric motor of the compressor 1 is stored in the ROM (storage circuit) of the control device based on the hot water temperature setting signal from the operation panel and the outside air temperature Tam detected by the outside air temperature sensor. Determined with reference to the control map. Specifically, the rotational speed (refrigerant discharge capacity) of the compressor 1 is determined to increase as the set temperature is increased by the hot water supply temperature setting signal and the outside air temperature Tam is decreased.
  • the control signal output to the electric actuator of the intermediate pressure expansion valve 3 when the compression chamber of the compressor 1 communicates with the discharge port 1c, the refrigerant pressure in the compression chamber is changed from the discharge port 1c to the intermediate pressure expansion valve 3. It is determined so as to approach the high-pressure side refrigerant pressure Pd of the cycle leading to the refrigerant inlet. More specifically, it is determined as shown in the flowchart of FIG.
  • the flowchart of FIG. 2 is a control flow executed as a subroutine of the main routine.
  • the amount of increase in the refrigerant pressure in the compression chamber according to the volume reduction amount of the compression chamber. (Pressure increase amount) can be calculated. Therefore, the refrigerant pressure in the compression chamber when communicating with the discharge port 1c can be calculated based on the refrigerant pressure within the compression chamber when communicating with the injection port 1b.
  • the control signal output to the electric actuator of the intermediate pressure expansion valve 3 is determined.
  • step S1 the first refrigerant pressure P1 in the compression chamber communicated with the suction port 1a is calculated from the outside temperature Tam read in the main routine, the low-pressure refrigerant temperature Ts, and the low-pressure refrigerant pressure Ps.
  • the low pressure side pressure sensor as a low pressure side pressure detection part is provided, you may calculate the 1st refrigerant
  • step S1 the pressure Pm of the intermediate pressure refrigerant is calculated from the temperature Tm of the intermediate pressure refrigerant read in the main routine.
  • the intermediate pressure side pressure sensor as an intermediate pressure side pressure detection part is provided, you may calculate the pressure Pm of an intermediate pressure refrigerant
  • the second refrigerant pressure P2 in the compression chamber communicating with the injection port 1b is calculated.
  • the second refrigerant pressure P2 is a pressure immediately before the communication between the compression chamber and the pipe through which the intermediate-pressure refrigerant flows, and is the maximum pressure in the compression chamber communicating with the injection port 1b.
  • the third refrigerant pressure P3 in the compression chamber at the time of communicating with the discharge port 1c or just before communicating with the discharge port 1c is calculated from the second refrigerant pressure P2 calculated in step S1.
  • step S3 it is determined whether or not the third refrigerant pressure P3 is lower than the high-pressure side refrigerant pressure Pd detected by the high-pressure side pressure sensor. If it is determined in step S3 that the third refrigerant pressure P3 is lower than the high-pressure side refrigerant pressure Pd, the process proceeds to step S4, and the throttle opening of the intermediate pressure expansion valve 3 is set to a predetermined amount. The control signal is determined so as to increase, and the process returns to the main routine.
  • step S4 by increasing the throttle opening of the intermediate pressure expansion valve 3 in step S4, the refrigerant pressure reduction amount in the intermediate pressure expansion valve 3 decreases, and the pressure of the refrigerant flowing into the compression chamber from the injection port 1b increases. To do. As a result, the third refrigerant pressure P3 in the compression chamber immediately before communicating with the discharge port 1c or just before communicating with the discharge port 1c increases and approaches the high-pressure side refrigerant pressure Pd.
  • step S3 when it is determined in step S3 that the third refrigerant pressure P3 is not lower than the high-pressure side refrigerant pressure Pd, that is, the third refrigerant pressure P3 is equal to or higher than the high-pressure side refrigerant pressure Pd, Proceeding to step S5, a control signal is determined so as to decrease the throttle opening of the intermediate pressure expansion valve 3 by a predetermined amount, and the process returns to the main routine.
  • step S5 by reducing the throttle opening degree of the intermediate pressure expansion valve 3 in step S5, the refrigerant pressure reduction amount in the intermediate pressure expansion valve 3 increases, and the pressure of the refrigerant flowing into the compression chamber from the injection port 1b decreases. To do. As a result, the third refrigerant pressure P3 in the compression chamber just before communicating with the discharge port 1c or just before communicating with the discharge port 1c decreases and approaches the high-pressure side refrigerant pressure Pd.
  • Part of the control device that performs the control operation of step S2 uses the refrigerant pressure P3 in the compression chamber when the compression chamber communicates with the discharge port 1c, and the refrigerant pressure P1 within the compression chamber when the compression chamber communicates with the suction port 1a.
  • the compression chamber may be used as an example of a pressure calculation unit that calculates based on the refrigerant pressure P2 in the compression chamber when the compression chamber communicates with the injection port 1b.
  • a part of the control device that performs the control operations of steps S3 to S5 may be used as an example of an intermediate pressure control unit that controls the operation of the intermediate pressure expansion valve 3.
  • the control signal output to the electric actuator of the low-pressure expansion valve 5 is determined so that the high-pressure side refrigerant pressure Pd of the refrigeration cycle apparatus 10 becomes the target high pressure.
  • the target high pressure is determined based on the outside temperature Tam and the compressor 1 discharge refrigerant temperature estimated from the refrigerant discharge capacity of the compressor 1 with reference to a control map stored in advance in the ROM of the control device.
  • the coefficient of performance (COP) is determined to be substantially the maximum.
  • the control voltage output to the electric blower fan that blows outside air to the outdoor heat exchanger 6 is determined based on the outside air temperature Tam with reference to a control map stored in advance in the ROM of the control device.
  • the control voltage output to the water pump of the hot water circulation circuit the boiling temperature of hot water flowing out from the water passage of the water-refrigerant heat exchanger 2 is set by the temperature setting switch using a feedback control method or the like. It is determined to approach the set target heating temperature.
  • control signal and the control voltage determined as described above are output to various devices to be controlled. After that, until the operation panel requests to stop the operation of the heat pump water heater, reading the above detection signal and operation signal at every predetermined control cycle ⁇ Determining the control state of various control target devices ⁇ To various control target devices Control routines such as control voltage and control signal output are repeated.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the compressor 1 of the refrigeration cycle apparatus 10 flows into the refrigerant passage of the water-refrigerant heat exchanger 2.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant that has flowed into the refrigerant passage of the water-refrigerant heat exchanger 2 radiates heat to the hot water flowing through the water passage of the water-refrigerant heat exchanger 2 to lower the enthalpy. Thereby, the hot water is heated, and the heated hot water flows into the hot water storage tank and is stored.
  • the high-pressure refrigerant that has flowed out of the water-refrigerant heat exchanger 2 is depressurized by the intermediate-pressure expansion valve 3 until it becomes intermediate-pressure refrigerant, and flows into the gas-liquid separator 4.
  • the intermediate pressure gas-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 4 flows into the compressor 1 from the injection port 1b.
  • the intermediate-pressure liquid-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 4 is decompressed by the low-stage expansion valve 3 until it becomes a low-pressure refrigerant and flows into the outdoor heat exchanger 6.
  • the refrigerant flowing into the outdoor heat exchanger 6 absorbs heat from the outside air blown from the blower fan and evaporates.
  • the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 6 is sucked from the suction port 1a of the compressor 1 and compressed again.
  • the heat pump type water heater of the present embodiment operates as described above, and can heat the hot water in the water-refrigerant heat exchanger 2 of the refrigeration cycle apparatus 10. Further, since the refrigeration cycle apparatus 10 of the present embodiment constitutes a gas injection cycle, it is possible to improve the heating capacity or the coefficient of performance (COP) of the cycle as compared with the normal refrigeration cycle.
  • COP coefficient of performance
  • the third refrigerant pressure P3 in the compression chamber just before communicating with the compression chamber or the discharge port 1c when communicating with the discharge port 1c is set.
  • the operation of the intermediate pressure expansion valve 3 is controlled so as to approach the high pressure side refrigerant pressure Pd. Therefore, when the compression chamber communicates with the discharge port 1c, it is possible to prevent the refrigerant on the high pressure side of the cycle from flowing back to the compression chamber via the discharge port 1c.
  • a refrigeration cycle apparatus that constitutes a gas injection cycle including a compressor in which a low-stage side volume change rate and a high-stage side volume change rate are formed approximately equal, generally, a water-refrigerant heat exchanger 2
  • the ratio P2 / P1 of the second refrigerant pressure P2 to the first refrigerant pressure P1 is controlled to about 2 in order to improve the COP of the refrigeration cycle while sufficiently securing the heating capacity of hot water in
  • the refrigerant pressure in the compression chamber when communicating with the discharge port 1c is high-pressure side refrigerant pressure as shown by the thick broken line in FIG. It becomes lower than Pd. For this reason, it is necessary to provide a check valve on the discharge port side for suppressing the high-pressure side refrigerant of the cycle from flowing back to the compression chamber via the discharge port 1c.
  • the ratio P2 / P1 is set from a general value (specifically, 2) by controlling the operation of the intermediate pressure expansion valve 3 as described in the flowchart of FIG.
  • the value is high (specifically, about 3). Therefore, as shown by the thick solid line in FIG. 3, the second refrigerant pressure P2 can be increased to bring the third refrigerant pressure P3 in the compression chamber when communicating with the discharge port 1c closer to the high-pressure side refrigerant pressure Pd.
  • the refrigeration cycle apparatus 10a of the present embodiment is provided with a branching portion that branches the flow of the high-pressure refrigerant that has finished heat exchange in the water-refrigerant heat exchanger 2. Then, the intermediate pressure expansion valve 3 of the present embodiment reduces the pressure of the one high-pressure refrigerant branched at the branch portion until it becomes an intermediate-pressure refrigerant.
  • the internal heat exchanger 7 exchanges heat between the intermediate-pressure refrigerant decompressed by the intermediate-pressure expansion valve 3 and the other high-pressure refrigerant branched at the branch portion, heats and vaporizes the intermediate-pressure refrigerant, and the other high-pressure refrigerant. It reduces the enthalpy of the refrigerant.
  • a double-pipe heat exchanger or the like in which an inner tube through which an intermediate-pressure refrigerant is circulated is disposed inside an outer tube through which a high-pressure refrigerant is circulated.
  • the injection port 1 b of the compressor 1 is connected to the outlet side of the intermediate pressure refrigerant flow path in the internal heat exchanger 7.
  • the inlet side of the low-pressure expansion valve 5 is connected to the outlet side of the high-pressure refrigerant flow path. That is, the low-pressure expansion valve 5 of the present embodiment reduces the pressure of the high-pressure refrigerant that has flowed out of the internal heat exchanger 7 out of the refrigerant on the downstream side of the water-refrigerant heat exchanger 2 until it becomes a low-pressure refrigerant.
  • the compression mechanism various types such as a vane compression mechanism and a rolling piston compression mechanism may be adopted as long as the compression mechanism is a displacement compression mechanism that compresses the refrigerant in the compression chamber by reducing the volume. it can.
  • the drive device for driving the compression mechanism is not limited to the electric motor, and for example, an internal combustion engine (engine) may be adopted.
  • the compressor 1 provided with one compression mechanism is employ
  • one compressor 1 may be configured by connecting two compressors in series.
  • the suction port of the low stage compressor disposed on the low stage side becomes the suction port 1a of the compressor 1 as a whole
  • the discharge port of the high stage compressor disposed on the high stage side is the compressor 1.
  • the discharge port 1c as a whole is provided, and an injection 1b as a whole of the compressor 1 may be provided at a connection portion between the discharge port of the low-stage compressor and the suction port of the high-stage compressor.
  • the refrigerant is not limited to this.
  • an HFC refrigerant specifically, R134a
  • an HFO refrigerant for example, R1234yf
  • a refrigeration cycle may be configured.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Heat-Pump Type And Storage Water Heaters (AREA)

Abstract

　ガスインジェクションサイクルを構成する冷凍サイクル装置の中間圧用膨張弁（３）の絞り開度を制御して、圧縮機（１）の圧縮室が吐出ポート（１ｃ）と連通した際に、圧縮室内の冷媒圧力がサイクルの高圧側冷媒圧力（Ｐｄ）に近づくように、インジェクションポート（１ｂ）から圧縮室内へ流入する中間圧冷媒の圧力を調整する。これにより、吐出ポート（１ｃ）を介して高圧側冷媒が圧縮室内へ逆流してしまうことを抑制でき、吐出ポート用の逆止弁を廃止できるので、圧縮機から冷媒を吐出する際の圧力損失を低減させて冷凍サイクル装置の成績係数を向上させることができる。

Description

冷凍サイクル装置 関連出願の相互参照
　本出願は、当該開示内容が参照によって本出願に組み込まれた、２０１２年１１月９日に出願された日本特許出願２０１２－２４７３５９を基にしている。
　本開示は、ガスインジェクションサイクルを構成する冷凍サイクル装置に関する。
　従来、蒸気圧縮式の冷凍サイクルの能力もしくは成績係数（ＣＯＰ）を向上させるためのサイクル構成として、ガスインジェクションサイクル（エコノマイザ式冷凍サイクル）が知られている。この種のガスインジェクションサイクルでは、圧縮機の圧縮室にて昇圧過程の冷媒にサイクル側で生成した中間圧気相冷媒をインジェクションすることで冷凍サイクルの能力もしくは成績係数（ＣＯＰ）の向上を可能としている。
　さらに、ガスインジェクションサイクルを構成する冷凍サイクル装置に適用される圧縮機としては、例えば、特許文献１に開示されているように、圧縮室へ低圧冷媒を吸入させる吸入ポート、圧縮室にて圧縮過程の冷媒に中間圧気相冷媒を合流させるインジェクションポート、および圧縮室にて圧縮された高圧冷媒を吐出する吐出ポートを有するものが知られている。
　また、この特許文献１の圧縮機は、冷媒が圧縮室からインジェクションポートを介して圧縮機の外部へ逆流してしまうことを防止するためのインジェクションポート用の逆止弁、および冷媒が圧縮機の外部から吐出ポートを介して圧縮室へ逆流してしまうことを防止するための吐出ポート用の逆止弁の二つの逆止弁を備えている。
特開平１１－１０７９５０号公報
　しかしながら、本願発明者の検討によれば、特許文献１の圧縮機のように二つの逆止弁を備えることは、圧縮機の部品点数や組付工数を増加させ、圧縮機の製造コストを増加させてしまう原因となりうる。さらに、吐出ポート用の逆止弁は、圧縮機から冷媒を吐出する際の圧力損失を増加させるので、圧縮機の駆動動力を増加させてしまう原因となりうる。従って、吐出ポート用の逆止弁は、さらなるＣＯＰの向上を狙う際の妨げとなりやすい。
　上記点に鑑み、本開示では、圧縮機から冷媒を吐出する際の圧力損失を低減させることによって、冷凍サイクル装置の成績係数を向上させることを目的とする。
　本開示の一態様によると、冷凍サイクル装置は、容積変化して冷媒を圧縮する圧縮室へ低圧冷媒を吸入させる吸入ポート、圧縮室にて圧縮過程の冷媒に中間圧冷媒を合流させるインジェクションポート、および圧縮室にて圧縮された高圧冷媒を吐出する吐出ポートを有する圧縮機と、吐出ポートから吐出された冷媒を放熱させる放熱用熱交換器と、放熱用熱交換器の下流側を流れる冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させる中間圧用減圧装置と、放熱用熱交換器の下流側を流れる冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる低圧用減圧装置と、低圧用減圧装置にて減圧された冷媒を蒸発させて、吸入ポート側へ流出させる蒸発用熱交換器と、中間圧用減圧装置の作動を制御する中間圧制御部とを備える。中間圧制御部は、圧縮室が吐出ポートと連通した際に、圧縮室内の冷媒圧力が予め決定された所定圧力に近づくように、中間圧用減圧装置の作動を制御する。
　これによれば、圧縮室が吐出ポートと連通した際に、圧縮室内の冷媒圧力が予め決定された所定圧力以上となるように、中間圧制御部が中間圧用減圧装置の作動を制御するので、吐出ポートを介してサイクルの高圧側の冷媒が圧縮室へ逆流してしまうことを抑制できる。
　従って、吐出ポート用の逆止弁に対応する構成を廃止することができる。これにより、圧縮機から冷媒を吐出する際の圧力損失を低減させることができ、圧縮機の駆動動力を低減させることができるので、冷凍サイクル装置の成績係数を向上させることができる。さらに、圧縮機の製造コストの低減を図ることもできる。
　また、所定圧力として、吐出ポートと中間圧用減圧装置の冷媒入口との間の冷媒圧力である高圧側冷媒圧力を採用してもよい。この場合、サイクルの高圧側の冷媒が吐出ポートを介して圧縮室へ逆流してしまうことを効果的に抑制できる。
本開示の第１実施形態の冷凍サイクル装置の概略図である。 第１実施形態の冷凍サイクル装置の制御処理の一部を示すフローチャートである。 第１実施形態及び比較例の圧縮機における回転角の変化に対する圧縮室の容積および圧縮室内の冷媒圧力変化を示す図である。 本開示の第２実施形態の冷凍サイクル装置の概略図である。
　以下に、図面を参照しながら本開示を実施するための複数の形態を説明する。各形態において先行する形態で説明した事項に対応する部分には同一の参照符号を付して重複する説明を省略する場合がある。各形態において構成の一部のみを説明している場合は、構成の他の部分については先行して説明した他の形態を適用することができる。各実施形態で具体的に組合せが可能であることを明示している部分同士の組合せばかりではなく、特に組合せに支障が生じなければ、明示してなくとも実施形態同士を部分的に組み合せることも可能である。
（第１実施形態）
　図１～図３により、本開示の第１実施形態を説明する。本実施形態の冷凍サイクル装置１０は、ヒートポンプ式給湯機に適用されており、給湯水を加熱する機能を果たす。さらに、冷凍サイクル装置１０は、図１の全体構成図に示すように、圧縮機１の圧縮室にて昇圧過程の冷媒にサイクル内の中間圧冷媒を合流させるガスインジェクションサイクルとして構成されている。
　より具体的には、冷凍サイクル装置１０は、圧縮機１、水－冷媒熱交換器２、中間圧用膨張弁３、気液分離器４、低圧用膨張弁５、室外熱交換器６等を備えている。圧縮機１は、冷凍サイクル装置１０において冷媒を吸入し、圧縮して吐出するもので、その外殻を形成するハウジングの内部に、スクロール型の圧縮機構、およびこの圧縮機構を回転駆動する電動モータを収容して構成された電動圧縮機である。
　スクロール型の圧縮機構は、ハウジングに固定された固定スクロールと、電動モータの回転軸に連結された可動スクロールとを有している。さらに、固定スクロールには、可動スクロール側に向かって突出する渦巻き状の固定側歯部が形成されており、一方、可動スクロールには、固定スクロール側に向かって突出して固定側歯部に噛み合う渦巻き状の可動側歯部が形成されている。
　そして、固定スクロールの固定側歯部と可動スクロールの可動側歯部が噛み合って複数箇所で接触することによって、回転軸方向から見たときに三日月形状に形成される圧縮室が複数個形成される。この圧縮室は、電動モータの回転軸の回転に伴って可動スクロールが公転運動することによって、回転軸回りに旋回しながら外周側から中心側へ容積を減少させながら移動して冷媒を圧縮する。
　また、圧縮機１のハウジングには、最外周側に移動している圧縮室に連通してハウジングの外部から圧縮室へ低圧冷媒を吸入させる吸入ポート１ａ、外周側から中心側への中間位置に移動した圧縮室に連通してハウジングの外部から圧縮室にて圧縮過程の冷媒に中間圧冷媒を合流させるインジェクションポート１ｂ、および中心側へ移動した圧縮室に連通して圧縮室から高圧冷媒を吐出する吐出ポート１ｃが設けられている。
　さらに、インジェクションポート１ｂには、冷媒が圧縮室からインジェクションポートを介して圧縮機の外部へ逆流してしまうことを防止するための逆止弁が設けられている。これは、インジェクションポート用の逆止弁に対応するものである。一方、本実施形態の吐出ポート１ｃには、吐出ポート用の逆止弁に対応する構成は設けられていない。
　電動モータは、後述する制御装置から出力される制御信号によって、その作動（回転数）が制御されるもので、交流モータ、直流モータのいずれの形式を採用してもよい。そして、この制御装置による回転数制御によって、圧縮機１の冷媒吐出能力が変更される。また、圧縮機１の吐出ポート１ｃには、水－冷媒熱交換器２の冷媒通路の入口側が接続されている。
　水－冷媒熱交換器２は、圧縮機１の吐出ポート１ｃから吐出された高温高圧冷媒の有する熱を給湯水へ放熱させる放熱用熱交換器である。この水－冷媒熱交換器２としては、高圧冷媒を流通させる冷媒通路としての複数本のチューブを有し、隣り合う冷媒通路（チューブ）間に水通路を形成し、水通路内に給湯水と冷媒との間の熱交換を促進するインナーフィン等を配置して構成された熱交換器等を採用できる。水－冷媒熱交換器２の冷媒通路の出口側には、中間圧用膨張弁３の入口側が接続されている。
　中間圧用膨張弁３は、水－冷媒熱交換器２下流側の高圧冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させる中間圧用減圧装置であって、制御装置から出力される制御信号によってその作動が制御される電気式膨張弁である。この中間圧用膨張弁３としては、冷媒を減圧させる絞り通路の開度を変更する弁体と、この弁体を変位させるステッピングモータからなる電動アクチュエータとを有して構成される電動式の可変絞り機構等を採用できる。中間圧用膨張弁３の出口側には、気液分離器４の入口側が接続されている。
　気液分離器４は、中間圧用膨張弁３にて減圧されて気相混相状態となった中間圧冷媒の気液を分離する気液分離部である。気液分離器４の気相冷媒流出口には、前述した圧縮機１のインジェクションポート１ｂが接続されている。気液分離器４の液相冷媒流出口には、低圧用膨張弁５の入口側が接続されている。
　低圧用膨張弁５は、水－冷媒熱交換器２下流側の冷媒のうち気液分離器４にて分離された中間圧液相冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる低圧用減圧装置であって、その基本的構成は中間圧用膨張弁３と同様である。低圧用膨張弁５の出口側には、室外熱交換器６の冷媒入口側が接続されている。
　室外熱交換器６は、低圧用膨張弁５にて減圧された低圧冷媒を、図示しない電動送風ファンから送風された外気と熱交換させて蒸発させる蒸発用熱交換器である。具体的には、室外熱交換器６としては、複数枚の熱交換促進用のプレートフィンに、複数本の冷媒チューブを串刺し状に配置し、各冷媒チューブ同士を蛇行状に接続して構成された熱交換器等を採用できる。室外熱交換器６の冷媒出口側には、圧縮機１の吸入ポート１ａが接続されている。
　なお、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、冷媒として二酸化炭素を採用しており、圧縮機１の吐出ポートから中間圧用膨張弁３入口側へ至るサイクルの高圧側冷媒の圧力が、冷媒の臨界圧力以上となる超臨界冷凍サイクルを構成している。さらに、冷媒には、圧縮機１内部の各摺動部位を潤滑するオイル（冷凍機油）が混入されており、このオイルの一部は冷媒とともにサイクルを循環している。
　また、ヒートポンプ式給湯機は、冷凍サイクル装置１０の他に、水－冷媒熱交換器２（具体的には、水通路）にて加熱された給湯水を貯湯する貯湯タンク、貯湯タンクと水－冷媒熱交換器２との間で給湯水を循環させる給湯水循環回路、および給湯水循環回路に配置されて給湯水を圧送する水ポンプ（いずれも図示せず）等を有している。
　次に、本実施形態の電気制御部の概要を説明する。制御装置は、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成されている。制御装置の出力側には、前述の圧縮機１の電動モータ、中間圧用膨張弁３、低圧用膨張弁５、室外熱交換器６へ外気を送風する電動送風ファン、給湯水循環回路の水ポンプ等が接続され、制御装置は、これらの各種制御対象機器の作動を制御する。
　一方、制御装置の入力側には、圧縮機１の吐出ポート１ｃと中間圧用膨張弁３の冷媒入口との間の冷媒圧力である高圧側冷媒圧力Ｐｄを検出する高圧側圧力検出部としての高圧側圧力センサ、圧縮機１のインジェクションポート１ｂから圧縮機１内へ流入する中間圧冷媒の圧力Ｐｍを検出する中間圧側圧力検出部としての中間圧側圧力センサ、中間圧冷媒の温度Ｔｍを検出する中間圧側温度検出部としての中間圧側温度センサ、圧縮機１の吸入ポート１ａから吸入させる低圧冷媒の圧力Ｐｓを検出する低圧側圧力検出部としての低圧側圧力センサ、低圧冷媒の温度Ｔｓを検出する低圧側温度検出部としての低圧側温度センサ、外気温Ｔａｍを検出する外気温検出部としての外気温センサといった各種給湯器制御用のセンサ群が接続され、これらのセンサ群の検出信号が制御装置へ入力される。
　さらに、制御装置の入力側には、図示しない操作パネルが接続されている。この操作パネルには、ヒートポンプ式給湯機の作動信号あるいは停止信号を出力する作動スイッチ、給湯水の沸上温度（目標加熱温度）を設定する温度設定スイッチ等が設けられ、これらのスイッチの操作信号が制御装置へ入力される。
　なお、本実施形態の制御装置は、圧縮機１の電動モータや中間圧用膨張弁３等を制御する制御部が一体に構成されたものであるが、本実施形態では、制御装置のうち、中間圧用膨張弁３の作動を制御する構成（ハードウェアおよびソフトウェア）を中間圧制御部とする。もちろん、中間圧制御部を、制御装置に対して別の制御装置によって構成してもよい。
　次に、上記構成における本実施形態のヒートポンプ式給湯機の作動を説明する。ヒートポンプ式給湯機に外部から電源が供給された状態で、操作パネルに設けられた給湯機の作動信号が制御装置に入力されると、制御装置が予め記憶回路に記憶している制御処理（制御プログラム）を実行する。
　より具体的には、この制御処理のメインルーチンでは、操作パネルの操作信号および上述した給湯器制御用のセンサ群により検出された検出信号を読み込み、読み込まれた操作信号および検出信号に基づいて、冷凍サイクル装置１０の各種制御対象機器の制御状態（具体的には、各種制御対象機器へ出力される制御信号あるいは制御電圧）を決定する。
　例えば、圧縮機１の電動モータへ出力される制御信号については、操作パネルからの給湯温度設定信号および外気温センサにより検出された外気温Ｔａｍに基づいて、制御装置のＲＯＭ（記憶回路）に記憶された制御マップを参照して決定される。具体的には、給湯温度設定信号による設定温度の上昇および外気温Ｔａｍの低下に伴って、圧縮機１の回転数（冷媒吐出能力）が増加するように決定される。
　また、中間圧用膨張弁３の電動アクチュエータに出力される制御信号については、圧縮機１の圧縮室が吐出ポート１ｃと連通した際に、圧縮室内の冷媒圧力が吐出ポート１ｃから中間圧用膨張弁３の冷媒入口へ至るサイクルの高圧側冷媒圧力Ｐｄに近づくように決定される。より具体的には、図２のフローチャートに示すように決定される。なお、図２のフローチャートは、メインルーチンのサブルーチンとして実行される制御フローである。
　ここで、本実施形態のスクロール型の圧縮機構のように、圧縮室の容積を縮小させることによって冷媒を圧縮する圧縮機構では、圧縮室の容積縮小量に応じて圧縮室内の冷媒圧力の上昇量（昇圧量）を算出することができる。従って、インジェクションポート１ｂに連通した際の圧縮室内の冷媒圧力に基づいて、吐出ポート１ｃと連通した際の圧縮室内の冷媒圧力を算出することができる。
　そこで、本実施形態では、図２のフローチャートに示すように、中間圧用膨張弁３の電動アクチュエータに出力される制御信号を決定している。まず、ステップＳ１では、メインルーチンで読み込まれた外気温Ｔａｍ、低圧冷媒の温度Ｔｓ、低圧冷媒の圧力Ｐｓから、吸入ポート１ａに連通した圧縮室内の第１冷媒圧力Ｐ１を算出する。なお、低圧側圧力検出部としての低圧側圧力センサが設けられる場合にはその検出値を用いて第１冷媒圧力Ｐ１を算出してもよい。
　さらに、ステップＳ１では、メインルーチンで読み込まれた中間圧冷媒の温度Ｔｍから中間圧冷媒の圧力Ｐｍを算出する。なお、中間圧側圧力検出部としての中間圧側圧力センサが設けられている場合にはその検出値を用いて中間圧冷媒の圧力Ｐｍを算出してもよい。以上により算出された第１冷媒圧力Ｐ１、中間圧冷媒の圧力Ｐｍから、インジェクションポート１ｂに連通した圧縮室内の第２冷媒圧力Ｐ２を算出する。この第２冷媒圧力Ｐ２は、圧縮室と中間圧冷媒が流通する配管との連通が遮断される直前の圧力であり、インジェクションポート１ｂに連通している圧縮室内の最大圧力である。
　続くステップＳ２では、ステップＳ１にて算出された第２冷媒圧力Ｐ２から、吐出ポート１ｃと連通した際の圧縮室あるいは吐出ポート１ｃに連通する直前の圧縮室内の第３冷媒圧力Ｐ３を算出する。
　そして、ステップＳ３にて、第３冷媒圧力Ｐ３が高圧側圧力センサによって検出された高圧側冷媒圧力Ｐｄよりも低くなっているか否かを判定する。ステップＳ３にて、第３冷媒圧力Ｐ３が高圧側冷媒圧力Ｐｄよりも低くなっていると判定された場合には、ステップＳ４へ進み、中間圧用膨張弁３の絞り開度を予め定めた所定量増加させるように制御信号を決定して、メインルーチンへ戻る。
　このようにステップＳ４にて、中間圧用膨張弁３の絞り開度を増加させることにより、中間圧用膨張弁３における冷媒減圧量が減少し、インジェクションポート１ｂから圧縮室へ流入する冷媒の圧力が上昇する。その結果、吐出ポート１ｃと連通した際の圧縮室あるいは吐出ポート１ｃに連通する直前の圧縮室内の第３冷媒圧力Ｐ３が上昇して、高圧側冷媒圧力Ｐｄに近づく。
　一方、ステップＳ３にて、第３冷媒圧力Ｐ３が高圧側冷媒圧力Ｐｄよりも低くなっていない、すなわち第３冷媒圧力Ｐ３が高圧側冷媒圧力Ｐｄ以上となっていると判定された場合には、ステップＳ５へ進み、中間圧用膨張弁３の絞り開度を予め定めた所定量減少させるように制御信号を決定して、メインルーチンへ戻る。
　このようにステップＳ５にて、中間圧用膨張弁３の絞り開度を減少させることにより、中間圧用膨張弁３における冷媒減圧量が増加し、インジェクションポート１ｂから圧縮室へ流入する冷媒の圧力が低下する。その結果、吐出ポート１ｃと連通した際の圧縮室あるいは吐出ポート１ｃに連通する直前の圧縮室内の第３冷媒圧力Ｐ３が低下して、高圧側冷媒圧力Ｐｄに近づく。
　ステップＳ２の制御操作を行う制御装置の一部は、圧縮室が吐出ポート１ｃと連通した際の圧縮室内の冷媒圧力Ｐ３を、圧縮室が吸入ポート１ａと連通した際の圧縮室内の冷媒圧力Ｐ１および圧縮室がインジェクションポート１ｂと連通した際の圧縮室内の冷媒圧力Ｐ２に基づいて算出する圧力算出部の一例として用いられてもよい。
　ステップＳ３～Ｓ５の制御操作を行う制御装置の一部は、中間圧用膨張弁３の作動を制御する中間圧制御部の一例として用いれらてもよい。
　また、低圧用膨張弁５の電動アクチュエータに出力される制御信号については、冷凍サイクル装置１０の高圧側冷媒圧力Ｐｄが目標高圧となるように決定される。この目標高圧は、外気温Ｔａｍおよび圧縮機１の冷媒吐出能力から推定される圧縮機１吐出冷媒温度に基づいて、予め制御装置のＲＯＭに記憶された制御マップを参照して、冷凍サイクル装置１０の成績係数（ＣＯＰ）が略最大となるように決定される。
　また、室外熱交換器６へ外気を送風する電動送風ファンへ出力される制御電圧については、外気温Ｔａｍに基づいて、予め制御装置のＲＯＭに記憶された制御マップを参照して決定される。また、給湯水循環回路の水ポンプへ出力される制御電圧については、フィードバック制御手法等を用いて、水－冷媒熱交換器２の水通路から流出する給湯水の沸上温度が温度設定スイッチによって設定された目標加熱温度に近づくように決定される。
　そして、上記の如く決定された制御信号および制御電圧が各種制御対象機器へ出力される。その後、操作パネルによってヒートポンプ式給湯機の作動停止が要求されるまで、所定の制御周期毎に、上述の検出信号および操作信号の読み込み→各種制御対象機器の制御状態の決定→各種制御対象機器への制御電圧および制御信号の出力といった制御ルーチンが繰り返される。
　従って、本実施形態のヒートポンプ式給湯機を作動させると、冷凍サイクル装置１０の圧縮機１から吐出された高温高圧冷媒が水－冷媒熱交換器２の冷媒通路へ流入する。水－冷媒熱交換器２の冷媒通路へ流入した高温高圧冷媒は、水－冷媒熱交換器２の水通路を流通する給湯水に放熱してエンタルピを低下させる。これにより、給湯水が加熱され、加熱された給湯水は、貯湯タンクへ流入して貯留される。
　一方、水－冷媒熱交換器２から流出した高圧冷媒は、中間圧用膨張弁３にて中間圧冷媒となるまで減圧されて気液分離器４へ流入する。気液分離器４にて分離された中間圧気相冷媒は、インジェクションポート１ｂから圧縮機１へ流入する。一方、気液分離器４にて分離された中間圧液相冷媒は、低段側膨張弁３にて低圧冷媒となるまで減圧されて室外熱交換器６へ流入する。
　室外熱交換器６へ流入した冷媒は、送風ファンから送風された外気から吸熱して蒸発する。そして、室外熱交換器６から流出した冷媒は、圧縮機１の吸入ポート１ａから吸入されて再び圧縮される。
　本実施形態のヒートポンプ式給湯機は、以上の如く作動して、冷凍サイクル装置１０の水－冷媒熱交換器２にて給湯水を加熱することができる。また、本実施形態の冷凍サイクル装置１０はガスインジェクションサイクルを構成しているので、通常の冷凍サイクルよりも加熱能力もしくはサイクルの成績係数（ＣＯＰ）の向上を図ることができる。
　さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、図２のフローチャートで説明したように、吐出ポート１ｃと連通した際の圧縮室あるいは吐出ポート１ｃに連通する直前の圧縮室内の第３冷媒圧力Ｐ３が高圧側冷媒圧力Ｐｄに近づくように、中間圧用膨張弁３の作動を制御している。従って、圧縮室が吐出ポート１ｃと連通した際に、吐出ポート１ｃを介してサイクルの高圧側の冷媒が圧縮室へ逆流してしまうことを抑制できる。
　このことを図３のグラフを用いて説明する。ここで、低段側容積変化率と高段側容積変化率が略同等に形成されている圧縮機を備えるガスインジェクションサイクルを構成する冷凍サイクル装置では、一般的に、水－冷媒熱交換器２における給湯水の加熱能力を充分に確保しつつ、冷凍サイクルのＣＯＰの向上を狙うため、第１冷媒圧力Ｐ１に対する第２冷媒圧力Ｐ２の比Ｐ２／Ｐ１を２程度に制御している。
　このように比Ｐ２／Ｐ１が２程度に制御される比較例の冷凍サイクル装置では、図３の太破線で示すように、吐出ポート１ｃと連通した際の圧縮室内の冷媒圧力が高圧側冷媒圧力Ｐｄよりも低くなってしまう。このため、吐出ポート１ｃを介してサイクルの高圧側の冷媒が圧縮室へ逆流してしまうことを抑制するための吐出ポート側の逆止弁を設ける必要がある。
　これに対して、本実施形態では、図２のフローチャートで説明したように中間圧用膨張弁３の作動を制御することによって、比Ｐ２／Ｐ１を一般的な値（具体的には、２）より高い値（具体的には、３程度）としている。従って、図３の太実線で示すように、第２冷媒圧力Ｐ２を上昇させて、吐出ポート１ｃと連通した際の圧縮室内の第３冷媒圧力Ｐ３を高圧側冷媒圧力Ｐｄに近づけることができる。
　その結果、圧縮室が吐出ポート１ｃと連通した際に、吐出ポート１ｃを介してサイクルの高圧側の冷媒が圧縮室へ逆流してしまうことを抑制でき、吐出ポート用の逆止弁に相当する構成を廃止することができる。
　これにより、圧縮機１から冷媒を吐出する際の圧力損失を低減させることができるとともに、圧縮室から吐出ポート用の逆止弁へ至る部位とを接続する空間（デッドボリューム）分の不必要な昇圧を行う必要がなくなり、ＣＯＰを向上させることができる。
　さらに、吐出ポート用の逆止弁に対応する構成を廃止することで圧縮機１の部品点数や組付工数を減少させることができるので、圧縮機１の製造コストの低減を図ることができる。延いては、冷凍サイクル装置１０全体としての製造コストの低減を図ることもできる。
（第２実施形態）
　第１実施形態では、気液分離部である気液分離器４を用いて冷凍サイクル装置１０を構成した例を説明したが、本実施形態では、図４に示すように、気液分離器４を廃止するとともに、内部熱交換器７を採用して冷凍サイクル装置１０ａを構成した例を説明する。なお、図４では、第１実施形態と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。
　より具体的には、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａでは、水－冷媒熱交換器２で熱交換を終えた高圧冷媒の流れを分岐する分岐部を設けている。そして、本実施形態の中間圧用膨張弁３は、前記の分岐部で分岐された一方の高圧冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させる。
　内部熱交換器７は、中間圧用膨張弁３にて減圧された中間圧冷媒と分岐部で分岐された他方の高圧冷媒とを熱交換させて、中間圧冷媒を加熱気化させるとともに、他方の高圧冷媒のエンタルピを低下させるものである。具体的には、高圧冷媒を流通させる外側管の内側に中間圧冷媒を流通させる内側管を配置する二重管方式の熱交換器等を採用することができる。
　内部熱交換器７における中間圧冷媒の流路の出口側には、圧縮機１のインジェクションポート１ｂが接続されている。また、内部熱交換器７において高圧冷媒の流路の出口側には、低圧用膨張弁５の入口側が接続されている。つまり、本実施形態の低圧用膨張弁５は、水－冷媒熱交換器２下流側の冷媒のうち内部熱交換器７から流出した高圧冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる。
　その他の構成および作動は第１実施形態と同様である。従って、本実施形態のように冷凍サイクル装置１０ａを構成しても、第１実施形態と全く同様に加熱能力もしくはＣＯＰ向上効果および製造コストの低減効果を得ることができる。
（他の実施形態）
　本開示は上述の実施形態に限定されることなく、本開示の趣旨を逸脱しない範囲内で、以下のように種々変形可能である。
　（１）上述の実施形態では、圧縮機としてスクロール型の圧縮機構を電動モータで回転駆動する電動圧縮機を採用した例を説明したが、圧縮機はこれに限定されない。
　例えば、圧縮機構としては、容積を縮小させることによって圧縮室内の冷媒を圧縮する容積型の圧縮機構であれば、ベーン型圧縮機構、ローリングピストン型圧縮機構等の各種形式のものを採用することができる。さらに、圧縮機構を駆動する駆動装置についても電動モータに限定されることなく、例えば、内燃機関（エンジン）を採用してもよい。
　また、上述の実施形態では、１つの圧縮機構を備える圧縮機１を採用しているが、インジェクションポート１ｂから中間圧冷媒を流入させて圧縮過程の冷媒に合流させることが可能であれば、例えば、２つの圧縮機構を１つのハウジング内に収容した圧縮機１を採用してもよい。
　さらに、２つの圧縮機を直列的に接続して１つの圧縮機１を構成してもよい。この場合は、低段側に配置される低段側圧縮機の吸入ポートが圧縮機１全体としての吸入ポート１ａとなり、高段側に配置される高段側圧縮機の吐出ポートが圧縮機１全体としての吐出ポート１ｃとなり、低段側圧縮機の吐出ポートと高段側圧縮機の吸入ポートとの接続部に圧縮機１全体としてのインジェクション１ｂを設ければよい。
　（２）上述の実施形態では、図２のフローチャートのステップＳ３にて、第３冷媒圧力Ｐ３が高圧側冷媒圧力Ｐｄよりも低くなっているか否かを判定した例を説明したが、高圧側冷媒圧力Ｐｄの代わりに、高圧側冷媒圧力Ｐｄの目標値となる目標高圧を用いてもよい。
　（３）上述の実施形態では、冷凍サイクル装置１０、１０ａをヒートポンプ式給湯機に適用した例を説明したが、冷凍サイクル装置１０、１０ａの適用はこれに限定されない。例えば、空調装置に適用して、空調対象空間へ送風される送風空気の温度を調整するために用いてもよい。
　（４）上述の実施形態では、冷凍サイクルの冷媒として二酸化炭素を採用した例を説明したが、冷媒はこれに限定されない。例えば、冷媒としてＨＦＣ系冷媒（具体的には、Ｒ１３４ａ）やＨＦＯ系冷媒（例えば、Ｒ１２３４ｙｆ）等を採用して圧縮機１から吐出された高圧冷媒の圧力が冷媒の臨界圧力を超えない亜臨界冷凍サイクルを構成してもよい。

Claims (4)

  1. 　容積変化して冷媒を圧縮する圧縮室へ低圧冷媒を吸入させる吸入ポート（１ａ）、前記圧縮室にて圧縮過程の冷媒に中間圧冷媒を合流させるインジェクションポート（１ｂ）、および前記圧縮室にて圧縮された高圧冷媒を吐出する吐出ポート（１ｃ）を有する圧縮機（１）と、
    　前記吐出ポート（１ｃ）から吐出された冷媒を放熱させる放熱用熱交換器（２）と、
    　前記放熱用熱交換器（２）の下流側を流れる冷媒を前記中間圧冷媒となるまで減圧させる中間圧用減圧装置（３）と、
    　前記放熱用熱交換器（２）の下流側を流れる冷媒を前記低圧冷媒となるまで減圧させる低圧用減圧装置（５）と、
    　前記低圧用減圧装置（５）にて減圧された冷媒を蒸発させて、前記吸入ポート（１ａ）側へ流出させる蒸発用熱交換器（６）と、
    　前記中間圧用減圧装置（３）の作動を制御する中間圧制御部（Ｓ３、Ｓ４、Ｓ５）とを備え、
    　前記中間圧制御部は、前記圧縮室が前記吐出ポート（１ｃ）と連通した際に、前記圧縮室内の冷媒圧力（Ｐ３）が予め決定された所定圧力に近づくように、前記中間圧用減圧装置（３）の作動を制御する冷凍サイクル装置。
  2. 　前記所定圧力は、前記吐出ポート（１ｃ）と前記中間圧用減圧装置（３）の冷媒入口との間の冷媒圧力である高圧側冷媒圧力（Ｐｄ）である請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記中間圧用減圧装置（３）は、膨張弁であり、
    　前記中間圧制御部は、前記圧縮室が前記吐出ポート（１ｃ）と連通した際の前記圧縮室内の前記冷媒圧力が前記所定圧力よりも低い場合、前記中間圧用減圧装置（３）の開度を増加し、
    　前記中間圧制御部は、前記圧縮室が前記吐出ポート（１ｃ）と連通した際の前記圧縮室内の前記冷媒圧力が前記所定圧力以上である場合、前記中間圧用減圧装置（３）の開度を減少する請求項１～２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記圧縮室が前記吐出ポート（１ｃ）と連通した際の前記圧縮室内の前記冷媒圧力（Ｐ３）を、前記圧縮室が前記吸入ポート（１ａ）と連通した際の前記圧縮室内の冷媒圧力（Ｐ１）および前記圧縮室が前記インジェクションポート（１ｂ）と連通した際の前記圧縮室内の冷媒圧力（Ｐ２）に基づいて算出する圧力算出部（Ｓ２）をさらに備える請求項１～３に記載の冷凍サイクル装置。
PCT/JP2013/006307 2012-11-09 2013-10-24 冷凍サイクル装置 WO2014073176A1 (ja)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2012247359A JP6193555B2 (ja) 2012-11-09 2012-11-09 冷凍サイクル装置
JP2012-247359 2012-11-09

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2014073176A1 true WO2014073176A1 (ja) 2014-05-15

Family

ID=50684302

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2013/006307 WO2014073176A1 (ja) 2012-11-09 2013-10-24 冷凍サイクル装置

Country Status (2)

Country Link
JP (1) JP6193555B2 (ja)
WO (1) WO2014073176A1 (ja)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP3499148A4 (en) * 2016-10-31 2019-09-11 Mitsubishi Heavy Industries Thermal Systems, Ltd. REFRIGERATION DEVICE, REFRIGERATION SYSTEM

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU190850U1 (ru) * 2019-01-31 2019-07-15 Михаил Николаевич Оверченко Сдвоенный поршневой насос

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0989389A (ja) * 1995-09-21 1997-04-04 Denso Corp 冷凍サイクル装置
JPH10288411A (ja) * 1997-01-09 1998-10-27 Nippon Soken Inc 蒸気圧縮式冷凍サイクル
JPH10325622A (ja) * 1997-03-26 1998-12-08 Mitsubishi Electric Corp 冷凍サイクル装置
JPH11270918A (ja) * 1998-03-24 1999-10-05 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
JP2001133058A (ja) * 1999-11-05 2001-05-18 Matsushita Electric Ind Co Ltd 冷凍サイクル装置
JP2007263383A (ja) * 2006-03-27 2007-10-11 Daikin Ind Ltd 冷凍装置

Family Cites Families (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2008032336A (ja) * 2006-07-31 2008-02-14 Sanyo Electric Co Ltd 二段膨張冷凍装置
JP5423528B2 (ja) * 2010-03-29 2014-02-19 株式会社日本自動車部品総合研究所 ヒートポンプサイクル

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0989389A (ja) * 1995-09-21 1997-04-04 Denso Corp 冷凍サイクル装置
JPH10288411A (ja) * 1997-01-09 1998-10-27 Nippon Soken Inc 蒸気圧縮式冷凍サイクル
JPH10325622A (ja) * 1997-03-26 1998-12-08 Mitsubishi Electric Corp 冷凍サイクル装置
JPH11270918A (ja) * 1998-03-24 1999-10-05 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
JP2001133058A (ja) * 1999-11-05 2001-05-18 Matsushita Electric Ind Co Ltd 冷凍サイクル装置
JP2007263383A (ja) * 2006-03-27 2007-10-11 Daikin Ind Ltd 冷凍装置

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP3499148A4 (en) * 2016-10-31 2019-09-11 Mitsubishi Heavy Industries Thermal Systems, Ltd. REFRIGERATION DEVICE, REFRIGERATION SYSTEM

Also Published As

Publication number Publication date
JP2014095510A (ja) 2014-05-22
JP6193555B2 (ja) 2017-09-06

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5556499B2 (ja) 二段昇圧式冷凍サイクル
JP5533207B2 (ja) ヒートポンプサイクル
US9389005B2 (en) Two-stage compression refrigeration cycle device
JP4946840B2 (ja) 冷凍装置
US10495351B2 (en) Two-stage pressure buildup refrigeration cycle apparatus
JP2008190377A (ja) 多段圧縮機
JP4849133B2 (ja) エジェクタ式冷凍サイクル
WO2011055444A1 (ja) ヒートポンプ装置、二段圧縮機及びヒートポンプ装置の運転方法
CN102971592A (zh) 两级加压制冷循环装置
JP2003121018A (ja) 冷凍装置
WO2014073176A1 (ja) 冷凍サイクル装置
JP2014142158A (ja) 冷凍サイクル装置
JP5659909B2 (ja) ヒートポンプ装置
JP2014149103A (ja) 冷凍サイクル装置
WO2017094057A1 (ja) シングルスクリュー圧縮機および冷凍サイクル装置
JP5971633B2 (ja) 冷凍サイクル装置
CN108027176B (zh) 多级压缩式制冷循环装置
JP4725591B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP7078724B2 (ja) 冷凍サイクル装置およびその制御方法
JP2012002473A (ja) 流体圧縮装置およびこれを用いたヒートポンプサイクル
JP2006233909A (ja) 流体機械
JP6285816B2 (ja) 圧縮機
JP3617742B2 (ja) スクロールコンプレッサ及び空調装置
WO2015129169A1 (ja) 圧縮機
JP6942265B2 (ja) 熱源装置および冷凍サイクル装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 13853823

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 13853823

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1