WO2017175299A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2017175299A1
WO2017175299A1 PCT/JP2016/061091 JP2016061091W WO2017175299A1 WO 2017175299 A1 WO2017175299 A1 WO 2017175299A1 JP 2016061091 W JP2016061091 W JP 2016061091W WO 2017175299 A1 WO2017175299 A1 WO 2017175299A1
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WO
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refrigerant
refrigeration cycle
cycle apparatus
pressure
compressor
Prior art date
Application number
PCT/JP2016/061091
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
悟 梁池
智隆 石川
Original Assignee
三菱電機株式会社
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.)
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Publication date
Application filed by 三菱電機株式会社 filed Critical 三菱電機株式会社
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    • 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
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus used for applications such as freezing and refrigeration.
  • a heat source unit having a compressor and a condenser and a cooling unit having an expansion valve and an evaporator are connected by a connecting pipe, and the refrigerant is circulated between the heat source unit and the cooling unit through the connecting pipe.
  • a freezer is known.
  • CO 2 which is a natural refrigerant and has a high pressure.
  • the conventional refrigerator as described above is used for a showcase or the like installed in a store such as a convenience store or a supermarket
  • a cooling unit is often installed at a location away from the heat source unit.
  • the length of the communication pipe is increased.
  • the total length of the connecting pipe is often about 100 m.
  • the material cost for constructing the connecting pipe on site is increased. For this reason, the working time and construction cost for installing the refrigerator have been increased.
  • the refrigerant in the conventional refrigerator high global warming potential R404A or chlorofluorocarbon refrigerant is used, such as R410A, compared with CO 2, the operating pressure becomes low. Therefore, when only the refrigerator is replaced with CO 2 , the conventional connecting pipe has a low design pressure, and thus cannot be reused, and the construction cost increases because the high-pressure connecting pipe is re-installed.
  • Patent Document 1 has been proposed as a technique using a communication pipe having a low design pressure.
  • a pipe with a low design pressure is used as it is, there is a possibility that the refrigerator stops at the time of a power failure or a compressor failure, and the refrigerant pressure rises above the design pressure as the outside air temperature rises.
  • the refrigerant is collected in a single container designed with a high pressure resistance, and the pressure rise is suppressed by reducing the amount of refrigerant in the refrigerant circuit.
  • Patent Document 2 a method of discharging the refrigerant once stored in the refrigerant storage means at the time of restart is also employed.
  • the refrigerant is returned to the refrigerant circuit at the time of restart after the refrigerant is collected in the refrigerant collection container at the time of a power failure, and whether the refrigerant is discharged from the refrigerant collection container.
  • Pressure is used as a criterion.
  • it since it is not possible to quickly and accurately determine whether the refrigerant has been sufficiently discharged from the refrigerant recovery container, it takes a long time to return to the normal operation after the refrigerant discharge operation, and the refrigeration capacity decreases and the cooling time becomes long. There is also a problem that efficiency is reduced.
  • the present invention has been made in order to solve the above-described problems, and can use piping with a low design pressure, reduce the cost of installation work at the site, and collect sufficient refrigerant during a power failure.
  • An object of the present invention is to provide a refrigeration cycle apparatus that achieves high reliability by carrying out and also realizes a compact container volume.
  • the refrigeration cycle apparatus is a refrigeration cycle apparatus having a refrigerant circuit to which a compressor, a first heat exchanger, a decompression device, and a second heat exchanger are connected, and the refrigerant inlet is the first heat exchange.
  • a refrigerant storage means connected between the pressure reducer and the refrigerant outlet, the refrigerant outlet being connected between the second heat exchanger and the compressor, and an outflow of the refrigerant stored in the refrigerant storage means.
  • the refrigerant storage means includes at least one of a refrigerant outflow promotion means for promoting the outflow of the stored refrigerant, and a temperature change and a superheat degree change of the refrigerant stored in the refrigerant storage means.
  • a control unit that controls the refrigerant outflow promotion means, so that piping with low design pressure can be used, the cost of installation work at the site can be reduced, and sufficient refrigerant recovery at the time of a power failure Thus, high reliability can be obtained, and a compact container volume can also be realized.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing an example of a refrigerant circuit configuration of a refrigeration cycle apparatus (hereinafter referred to as refrigeration cycle apparatus 100A) according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 2 is a schematic configuration diagram illustrating an example of a refrigerant circuit configuration of the refrigeration cycle apparatus 100A.
  • FIG. 3 is a schematic configuration diagram illustrating an example of a refrigerant circuit configuration of the refrigeration cycle apparatus 100A.
  • the refrigeration cycle apparatus 100A will be described with reference to FIGS.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 ⁇ / b> A includes a heat source unit 1 and a cooling unit 2 disposed away from the heat source unit 1.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 ⁇ / b> A is connected between the heat source unit 1 and the cooling unit 2, and the first communication pipe 5 and the second communication pipe that circulate the refrigerant between the heat source unit 1 and the cooling unit 2.
  • CO 2 that is a high-pressure refrigerant is used as the refrigerant of the refrigeration cycle apparatus 100A, and the pressure on the high-pressure side of the refrigeration cycle is equal to or lower than the critical pressure of the refrigerant.
  • the heat source unit 1 includes a compressor 3 and a condenser (high-pressure side heat exchanger) 4.
  • the heat source unit 1 is provided with a plurality of connecting pipes that connect the second connecting pipe 8, the compressor 3, the condenser 4, and the first connecting pipe 5 in this order.
  • the plurality of connection pipes of the heat source unit 1 are collectively referred to as a connection pipe 50A.
  • the cooling unit 2 includes a pressure reducing device (expansion valve) 6 and an evaporator (low pressure side heat exchanger) 7.
  • the cooling unit 2 is provided with a plurality of connecting pipes that connect the first connecting pipe 5, the decompression device 6, the evaporator 7, and the second connecting pipe 8 in this order.
  • the plurality of connecting pipes of the cooling unit 2 are collectively referred to as a connecting pipe 50B.
  • the compressor 3 when the compressor 3 is driven, the refrigerant is converted into the compressor 3, the condenser 4, the first communication pipe 5, the decompression device 6, the evaporator 7, and the second communication pipe 8. Are sent back to the compressor 3 in this order.
  • the compressor 3 compresses a gaseous refrigerant.
  • the refrigerant compressed by the compressor 3 is sent to the condenser 4.
  • the compressor 3 can be comprised by a rotary compressor, a scroll compressor, a screw compressor, a reciprocating compressor etc., for example.
  • the condenser 4 cools the gaseous refrigerant from the compressor 3 to form a liquid refrigerant. That is, the condenser 4 cools and condenses the refrigerant by discharging heat from the gaseous refrigerant to a coolant (for example, air, water, antifreeze or another refrigeration cycle).
  • the refrigerant condensed in the condenser 4 is sent to the decompression device 6 via the first communication pipe 5.
  • the condenser 4 is, for example, a fin and tube heat exchanger, a microchannel heat exchanger, a shell and tube heat exchanger, a heat pipe heat exchanger, a double pipe heat exchanger, or a plate heat exchanger. Or the like.
  • the condenser 4 corresponds to the “first heat exchanger (heat source side heat exchanger)” of the present invention.
  • the first communication pipe 5 guides the refrigerant sent from the condenser 4 to the decompression device 6 between the heat source unit 1 and the cooling unit 2. In the first connecting pipe 5, a liquid refrigerant is guided.
  • the decompression device 6 expands the liquid refrigerant from the condenser 4 and decompresses it.
  • the decompression device 6 is an electric expansion valve capable of adjusting the flow rate of the refrigerant.
  • the decompression device 6 is controlled by the control unit 70.
  • the decompression device 6 not only an electric expansion valve but also a mechanical expansion valve employing a diaphragm for a pressure receiving portion, a capillary tube, or the like can be applied.
  • An on-off valve 22 is provided between the first communication pipe 5 and the pressure reducing device 6.
  • the evaporator 7 evaporates the refrigerant from the decompression device 6. That is, the evaporator 7 heats and evaporates the refrigerant by transferring heat from a heating material (for example, air, water, antifreeze or another refrigeration cycle) to the liquid refrigerant.
  • the evaporator 7 is provided in a cooling container (for example, a cooling showcase) installed in a store such as a convenience store or a supermarket. Such a cooling container is cooled by evaporating the refrigerant in the evaporator 7.
  • the refrigerant evaporated in the evaporator 7 is sent to the compressor 3 through the second connecting pipe 8.
  • the evaporator 7 is, for example, a fin and tube heat exchanger, a microchannel heat exchanger, a shell and tube heat exchanger, a heat pipe heat exchanger, a double pipe heat exchanger, or a plate heat exchanger. Or the like.
  • the evaporator 7 corresponds to the “second heat exchanger (use side heat exchanger)” of the present invention.
  • the second communication pipe 8 guides the refrigerant sent from the evaporator 7 to the compressor 3 between the heat source unit 1 and the cooling unit 2. In the second communication pipe 8, a gaseous refrigerant is guided.
  • the first communication pipe 5 is upstream of the decompression device 6 and is located on the high pressure side in the refrigeration cycle.
  • One second connecting pipe 8 is downstream of the decompression device 6 and is located on the low pressure side in the refrigeration cycle.
  • the high pressure side of the refrigeration cycle apparatus 100 ⁇ / b> A operates at a pressure equal to or lower than the design pressure of the first communication pipe 5.
  • the design pressure of the first connecting pipe 5 is 4.15 MPa.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 has a refrigerant storage tank 9 that is an example of refrigerant storage means connected to the first communication pipe 5 and the second communication pipe 8.
  • the inlet 14, which is one of the refrigerant inlets and outlets of the refrigerant storage tank 9, is connected to the first connecting pipe 5 on the downstream side of the condenser 4, and the outlet 15, which is the other refrigerant inlet / outlet, is connected to the compressor 3. It is connected to the second connecting pipe 8 on the suction side.
  • the refrigerant storage tank 9 stores refrigerant.
  • the inlet-side electromagnetic valve 10 is provided at the inlet 14 of the refrigerant storage tank 9 and is energized and closed (open during a power failure).
  • the inlet-side check valve 11 is provided between the inlet-side electromagnetic valve 10 and the refrigerant storage tank 9 so that the refrigerant can flow only in the inflow direction to the refrigerant storage tank 9.
  • the mechanical on-off valve 12 is provided at the outlet 15 of the refrigerant storage tank 9 and is energized open (closed during a power failure).
  • the mechanical on-off valve 12 mechanically opens and closes the valve.
  • the refrigeration cycle apparatus 100A by having the refrigerant storage tank 9, it is possible to temporarily store the refrigerant.
  • the energized open solenoid valve is an electromagnetic valve configured to open only when the solenoid valve is energized and to shut off the valve by stopping energization of the solenoid valve.
  • a solenoid valve that is energized and closed is an electromagnetic valve that is configured such that the valve is cut off only when the solenoid valve is energized, and the valve is opened by stopping energization of the solenoid valve.
  • the mechanical on-off valve 12 is a temperature expansion valve that is used as a decompression device for a general refrigeration air conditioner.
  • the same refrigerant as that used in the unit is sealed in the temperature sensing cylinder, and the opening degree of the expansion valve is adjusted by a saturation pressure corresponding to the temperature of the temperature sensing cylinder.
  • the reference pressure is the refrigerant saturation pressure at the portion where the expansion valve body is located, and the valve opens when the temperature of the temperature sensing cylinder is higher than this and the saturation pressure is high.
  • the valve is closed when the temperature of the temperature sensing cylinder is low and the saturation pressure is low or equal to the reference pressure.
  • the mechanical on-off valve 12 corresponds to the “outflow valve” of the present invention.
  • the refrigeration cycle apparatus 100A includes a control unit 70 that performs overall control of the refrigeration cycle apparatus 100A.
  • the control unit 70 controls each actuator (driving components such as the compressor 3 and the decompression device 6) based on the detection value from each detector.
  • the control unit 70 can be configured by hardware such as a circuit device that realizes the function, or can be configured by an arithmetic device such as a microcomputer or a CPU and software executed thereon.
  • the temperature sensing cylinder 13 is connected to a connection pipe 50A (discharge pipe) on the discharge side of the compressor 3, and the mechanical on-off valve 12 is opened and closed by a saturated pressure corresponding to the discharge pipe temperature.
  • a connection pipe 50A discharge pipe
  • the mechanical on-off valve 12 is opened and closed by a saturated pressure corresponding to the discharge pipe temperature.
  • An installation location is not limited to this position. A location where the temperature higher than the saturation temperature corresponding to the reference pressure can be obtained during normal operation (for example, the first connecting pipe 5) may be set as a location where the temperature sensing cylinder 13 is installed.
  • the mechanical on-off valve 12 By using the mechanical on-off valve 12, it is possible to control the valve by a change in refrigerant pressure or temperature even during a power failure.
  • sufficient refrigerant recovery can be performed by degassing operation in refrigerant recovery at the time of power failure, which will be described later, and after the refrigerant recovery, the valve is closed and sealed in the refrigerant storage tank 9. it can.
  • the refrigerant storage tank 9 may be installed outside the heat source unit 1.
  • a refrigerant storage tank 9, an inlet-side electromagnetic valve 10, an inlet-side check valve 11, and a mechanical on-off valve 12 are provided in a unit (hereinafter referred to as a refrigerant storage unit 60) different from the heat source unit 1. It is good to accommodate.
  • the refrigerant storage unit 60 includes the inlet side electromagnetic valve 10, the inlet side check valve 11, the refrigerant storage tank 9, and the mechanical on-off valve 12 from the first communication pipe 5 to the second communication pipe 8. They are connected in series and accommodated.
  • the heat-source unit 1 can have the same configuration as an outdoor unit of an ordinary refrigeration cycle apparatus (an outdoor unit not including the refrigerant storage tank 9). As a result, the outdoor unit that is the heat source unit 1 can be shared, and the system construction cost can be reduced.
  • the design pressure of the component corresponding to the R410A refrigerant is 4.15 MPa which is the saturation pressure at 65 ° C., which corresponds to the saturation pressure at 8 ° C. with CO 2 refrigerant. That is, if the ambient temperature of the refrigeration cycle apparatus 100A is 8 ° C. or higher, the pressure resistance reference value may be exceeded. Therefore, in the refrigeration cycle apparatus 100A, by collecting and sealing the refrigerant in the refrigerant storage tank 9, it is possible to reduce the amount of refrigerant in the main refrigerant circuit and to suppress the increase in pressure.
  • the refrigerant storage tank 9 is set to a design pressure (for example, 12 MPa) corresponding to the CO 2 refrigerant having a high operating pressure. Moreover, in order to avoid that the inside of the refrigerant
  • a design pressure for example, 12 MPa
  • the refrigerant storage tank 9 during normal operation in the refrigeration cycle apparatus 100A will be described.
  • the valve is shut off by energizing the energized closed inlet side solenoid valve 10.
  • the mechanical on-off valve 12 in which the temperature-sensitive cylinder 13 is installed in the discharge pipe section (or the first connecting pipe 5) that is at a high temperature is in the open state. Therefore, the refrigerant storage tank 9 is maintained at a low pressure equivalent to the suction side pressure (evaporation pressure) of the compressor 3.
  • the inside of the refrigerant storage tank 9 is set to be equal to or lower than the suction side pressure of the compressor 3. Can be maintained. For example, if the rotation speed of the compressor 3 is increased, the low pressure is once reduced as much as possible, and then the operation is returned to the low pressure to be used, the inside of the refrigerant storage tank 9 provided with the outlet check valve is at the lower limit. It will be maintained at a low pressure. If a lower pressure can be maintained, an effect of promoting the refrigerant recovery effect can be obtained. That is, the control unit 70 increases the rotational speed of the compressor 3 and reduces the low pressure as much as possible to promote refrigerant discharge.
  • the refrigeration cycle apparatus 100A When the refrigeration cycle apparatus 100A is abnormally stopped due to a power failure or the like from the normal operation, the high-pressure refrigerant existing in the refrigerant circuit flows into the refrigerant circuit portion where the low-pressure refrigerant is present unless the valve is shut off. The pressure in the refrigerant circuit is equalized. At this time, liquid refrigerant exists in all the refrigerant circuits. For this reason, in the refrigeration cycle equipment that replaces the refrigerant used with a higher operating pressure than the conventional refrigerant and diverts the equipment parts, when the outside air becomes hot, the refrigerant pressure also rises, and the pressure resistance reference value of the diverted equipment parts May be exceeded. Therefore, in the refrigeration cycle apparatus 100A, it is possible to maintain the pressure of the diverted component below the pressure resistance reference value even in a state where electric power necessary for operation cannot be obtained, particularly in the case of an abnormal stop in the event of a power failure.
  • the refrigeration cycle apparatus 100A a state where power necessary for operation cannot be obtained, particularly an abnormal stop in the case of a power failure will be described.
  • the compressor 3 and the condenser 4 are stopped, and the energized closed inlet side electromagnetic valve 10 is opened.
  • the high-pressure side liquid refrigerant existing in the refrigerant circuit from the condenser 4 to the decompression device 6 can be passed to the refrigerant storage tank 9 maintained at a low pressure.
  • the mechanical on-off valve 12 installed on the outlet 15 side of the refrigerant storage tank 9 is opened because the discharge pipe immediately after the power failure is maintained at high temperature and pressure.
  • the outflow port in the refrigerant storage tank 9 connected to the outflow port 15 is installed above the refrigerant storage tank 9 so that only gas can flow out to the low pressure side.
  • the refrigeration cycle apparatus 100A it is possible to avoid that the pressure in the refrigerant storage tank 9 increases due to the gas refrigerant and the refrigerant cannot be recovered, and the liquid refrigerant with high density can be recovered efficiently. Refrigerant recovery is possible.
  • the operation of the control board for driving the mechanical on-off valve 12 is not required, so that the refrigerant can be recovered in the refrigerant storage tank 9 even during a power failure, and the diverted device It is possible to keep the pressure resistance below the component.
  • the pressure in the main refrigerant circuit is equalized, so that the temperature of the discharge pipe is lowered and the mechanical on-off valve 12 is shut off. Therefore, according to the refrigeration cycle apparatus 100A, even when a power failure occurs, it is possible to vent the gas at the time of refrigerant recovery, efficiently recover only the liquid refrigerant, and shut off the outlet 15 after recovery to seal the refrigerant. .
  • the liquid refrigerant in the refrigerant storage tank 9 needs to be returned to the main refrigerant circuit. Therefore, the second outflow port through which the liquid refrigerant that accumulates below the refrigerant storage tank 9 flows out is installed in the refrigerant storage tank 9 to enable the return to the normal operation.
  • the second outlet is common to the outlet 15 where the mechanical on-off valve 12 is installed, in order to prevent the outflow of the liquid refrigerant at the time of refrigerant recovery, the flow resistance is made narrower than the gas outlet. Need to be increased.
  • the refrigerant storage tank 9 is provided, so that piping with a low design pressure can be used, and the cost of installation work at the site can be reduced. It is also possible to obtain a high reliability by performing a proper refrigerant recovery and to make the container volume compact.
  • FIG. FIG. 4 is a schematic configuration diagram showing an example of a refrigerant circuit configuration of a refrigeration cycle apparatus (hereinafter referred to as refrigeration cycle apparatus 100B) according to Embodiment 2 of the present invention.
  • the refrigeration cycle apparatus 100B will be described based on FIG.
  • differences from the first embodiment will be mainly described, and the same parts as those in the first embodiment will be denoted by the same reference numerals and description thereof will be omitted.
  • the temperature sensing cylinder 13 is installed between the refrigerant storage tank 9 and the mechanical on-off valve 12, and the refrigerant is discharged from the refrigerant storage tank 9 from at least one of the temperature and superheat degree of the refrigerant storage tank 9. It is detected, and it is possible to detect whether the refrigerant is discharged from the refrigerant storage tank 9 more directly.
  • the installation position of the temperature sensing cylinder 13 may be inside or on the surface of the refrigerant storage tank 9.
  • the refrigerant storage tank 9 has a large heat capacity and it is difficult to accurately measure the temperature
  • the refrigerant storage tank 9 and the mechanical opening / closing valve 12 It is more preferable to set it as the piping part between.
  • FIG. 5 is a graph showing a change in the pressure of the refrigerant over time in the vicinity of the temperature sensing cylinder 13 when the liquid refrigerant recovered in the refrigerant storage tank 9 is discharged.
  • FIG. 6 is a graph showing the change in the saturation temperature of the refrigerant over time in the vicinity of the temperature sensitive cylinder 13 when the liquid refrigerant collected in the refrigerant storage tank 9 is discharged.
  • FIG. 7 is a graph showing changes in the temperature of the refrigerant over time in the vicinity of the temperature sensitive cylinder 13 when the liquid refrigerant recovered in the refrigerant storage tank 9 is discharged.
  • FIG. 8 is a graph showing changes in the degree of superheat of the refrigerant over time in the vicinity of the temperature sensitive cylinder 13 when the liquid refrigerant recovered in the refrigerant storage tank 9 is discharged.
  • Patent Document 2 Japanese Patent Laid-Open No. 2014-222131
  • refrigerant discharge from the refrigerant storage tank is detected by pressure.
  • the pressure of the refrigerant gradually decreases as the liquid refrigerant flows out, it is difficult to know the timing of completion of discharge, and the time until switching to normal operation becomes longer than necessary and the cooling time becomes longer. There was a point.
  • the refrigerant discharge completion timing is determined from at least one of temperature change and superheat degree change.
  • the refrigerant flowing in the vicinity of the temperature sensing cylinder 13 changes in order into a supercritical state, a two-phase refrigerant, and a gas refrigerant (one-dot chain line A ).
  • the temperature becomes a temperature corresponding to the saturation pressure in the two-phase state, but when it becomes a gas refrigerant, the temperature approaches the outside air temperature, so that the temperature rises as indicated by a dashed line A in FIG. 7 and overheats as indicated by a dashed line A in FIG. The degree also rises.
  • the density of the gas refrigerant is about 1/30 of that of the liquid refrigerant, which is smaller than the liquid refrigerant, and the liquid refrigerant is dominant as the amount of the refrigerant. Therefore, it is sufficient to switch to the normal operation from the one-dot chain line A where the liquid refrigerant discharge can be confirmed.
  • the liquid refrigerant is discharged when the temperature before and after the alternate long and short dash line A and the change in the degree of superheat change from the reference range.
  • the one-dot chain line A may be set in advance as a time obtained by an experiment or the like.
  • the reference range of change may be set as a range that exceeds an allowable range that is determined to be a two-phase state.
  • At least one of a pressure sensor and a temperature sensor may be installed to measure at least one of temperature and superheat, and an electromagnetic valve may be installed instead of the mechanical on-off valve 12.
  • an electromagnetic valve may be installed instead of the mechanical on-off valve 12.
  • the installation position of the temperature sensing cylinder 13, the pressure sensor, and the temperature sensor may be a downstream portion of the mechanical on-off valve 12 when the refrigerant is discharged from the refrigerant storage tank 9.
  • the same effect as that of the refrigeration cycle apparatus 100A according to Embodiment 1 can be obtained, and the refrigerant can be quickly returned into the circuit at the time of restart after refrigerant recovery.
  • the completion of the refrigerant discharge from the refrigerant storage tank 9 can be quickly determined, and it is possible to avoid the extension of the cooling time by maintaining the refrigeration capacity.
  • FIG. 9 to 14 are schematic configuration diagrams showing an example of the refrigerant circuit configuration of the refrigerant discharge promoting means included in the refrigeration cycle apparatus (hereinafter referred to as refrigeration cycle apparatus 100C) according to Embodiment 3 of the present invention.
  • the refrigerant discharge promoting means will be described with reference to FIGS.
  • the refrigeration cycle apparatus 100C is either the refrigeration cycle apparatus 100A according to the second embodiment or the refrigeration cycle apparatus 100C according to the third embodiment.
  • the refrigerant storage tank 9 is provided with refrigerant discharge promoting means for quickly discharging the liquid refrigerant.
  • the refrigerant discharge promoting means heats the refrigerant storage tank 9 to promptly discharge the liquid refrigerant in the refrigerant storage tank 9 by evaporating.
  • heating the lower part of the refrigerant storage tank 9 is more effective because the liquid refrigerant can be directly heated.
  • the heating method is suitable for the electric heater 16 because the heating amount can be easily controlled by power control. That is, the refrigerant discharge promoting means includes the electric heater 16 which is an example of the heating means. The driving of the electric heater 16 is controlled by the control unit 70.
  • the refrigerant discharge promoting means includes a blower 17 that is an example of a heating means. The driving of the blower 17 is controlled by the control unit 70.
  • the refrigerant on the high-pressure side of the main refrigerant circuit has a higher temperature than the refrigerant storage tank 9, heat can be obtained by heat exchange with the high-pressure refrigerant in the main refrigerant circuit.
  • the refrigerant in the main refrigerant circuit can obtain cold, if the refrigeration cycle apparatus is used for refrigeration, the refrigeration capacity can be improved and the energy saving effect can be obtained. Since the condensation can be promoted by heat exchange with the high-pressure refrigerant to reduce the high pressure, the compressor input can be further reduced.
  • the discharge gas refrigerant of the compressor 3 has a high temperature, heat exchange with the discharge gas is most suitable.
  • a branch pipe 33 is provided which branches the discharge pipe of the compressor 3 and passes through the refrigerant storage tank 9 and then reconnects to the discharge pipe.
  • the first on-off valve 31 is provided on the downstream side of the connection portion of the discharge pipe with the branch pipe 33
  • the second on-off valve 32 is provided on the upstream side of the refrigerant storage tank 9 of the branch pipe 33. Then, by controlling the opening / closing of the first opening / closing valve 31 and the second opening / closing valve 32, the refrigerant discharged from the compressor 3 can be guided to the refrigerant storage tank 9.
  • the refrigerant discharge promoting means includes the first on-off valve 31, the second on-off valve 32, and the branch pipe 33, which are examples of the heating means.
  • the opening / closing of the first opening / closing valve 31 and the second opening / closing valve 32 is controlled by the control unit 70.
  • the design pressure may be temporarily exceeded in the main refrigerant circuit. Therefore, when the pressure of the main refrigerant circuit is predicted to exceed the design pressure, a control method that suppresses the heating amount is suitable. As a result, the refrigerant can be discharged as quickly as possible while ensuring the reliability, so that it is possible to avoid extending the cooling time in the showcase cabinet on the use side.
  • the temperature of the refrigerant storage tank 9 starts to rise, and the degree of superheat increases. Therefore, it can be detected that a sufficient degree of superheat has been secured. For example, when the degree of superheat reaches 5 ° C., the heating by the refrigerant discharge promotion is terminated. Thereby, it can heat without excess and deficiency for discharging the liquid refrigerant, and the heating amount can be optimized. And since useless heating can be avoided, it becomes possible to avoid an increase in heating input and a decrease in operating efficiency of the refrigeration cycle at the same time.
  • means for increasing the pressure in the refrigerant storage tank 9 can be employed.
  • an injection pipe 34 branched from the discharge pipe of the compressor 3 is connected to the refrigerant storage tank 9, and the opening / closing valve 35 provided in the injection pipe 34 is controlled to open and close.
  • the high-pressure compressor discharge gas refrigerant may be injected into the refrigerant storage tank 9. Thereby, the pressure in the refrigerant
  • a means of securing a liquid head can be employed. As shown in FIG. 13, by installing the bottom surface of the refrigerant storage tank 9 at a position higher than the outlet (height 18 shown in FIG. 13), the liquid refrigerant head difference can be ensured and discharged more easily. Since it is only installed at a high position, there is no need to change operation control and design load is small.
  • a means for lowering the outlet pressure of the refrigerant storage tank 9, that is, the evaporation temperature can be employed.
  • coolant storage tank 9 and an outflow port expands, and discharge
  • the evaporation temperature is determined depending on the use of the use side heat exchanger (evaporator 7), but it is preferable to ensure the differential pressure by reducing the evaporation temperature as much as possible only when the liquid discharge is promoted at the time of startup.
  • the evaporation temperature can be lowered by increasing the compressor rotation speed. At this time, the refrigerating capacity is improved compared to the normal control, and the cooling time in the showcase cabinet on the use side can be further shortened.
  • the installation of the expansion tank 26 for enlarging the internal volume of the refrigerant circuit can be considered, but a significantly large volume is required, and the installation space, There is a possibility of lack of practicality in terms of cost.
  • the refrigerant storage tank 9 of the refrigeration cycle apparatus 100C is used in combination, the refrigerant in the main refrigerant circuit is largely removed, so the expansion tank 26 can be reduced in size, and the cost and installation area can be reduced. Can be obtained.
  • the expansion tank 26 only needs to be connected between the evaporator 7 and the compressor 3.
  • the state in which the mechanical on-off valve 12 is installed at the outlet of the refrigerant storage tank 9 has been described as an example.
  • a storage electromagnetic valve may be installed. The drive power of the energized open solenoid valve is stored, and energization is continued for about 1 minute after a power failure to recover the refrigerant, the valve is opened, and degassing is performed. Then, energization is stopped and the solenoid valve is shut off to seal the refrigerant. By doing so, an effect equivalent to that of the mechanical on-off valve 12 can be obtained.
  • the refrigerant storage tank 9 of the refrigeration cycle apparatus according to the present embodiment is effective for pressure suppression when high density liquid refrigerant is recovered and the refrigerant in the main refrigerant circuit is removed, the high pressure side is not supercritical. To control. For example, when a dual refrigeration cycle system that cools the high pressure side with another refrigeration cycle is adopted in the refrigeration cycle apparatus according to the present embodiment, the high pressure of the refrigeration cycle apparatus according to the present embodiment can be reduced, and the refrigerant storage tank It is possible to recover the liquid refrigerant having a high density in FIG.
  • FIG. 15 shows an example of a refrigerant circuit configuration of a refrigeration cycle apparatus (hereinafter referred to as refrigeration cycle apparatus 100D) according to Embodiment 3 of the present invention that employs a dual refrigeration cycle system in which the high-pressure side is cooled by another refrigeration cycle.
  • the refrigeration cycle apparatus 100D includes a refrigerant circuit configuration similar to that of the refrigeration cycle apparatus 100C, and includes another refrigeration cycle 110 in which the compressor 103, the condenser 104, the decompression apparatus 106, and the evaporator 107 are connected in series with a connection pipe 115. I have. That is, the refrigeration cycle apparatus 100D is configured by connecting two refrigeration cycles by the evaporator 107.
  • the high pressure of the refrigeration cycle apparatus 100D can be reduced, and a high-density liquid refrigerant can be recovered in the refrigerant storage tank 9.
  • 16 to 18 are schematic configuration diagrams showing an example of the refrigerant circuit configuration of the refrigerant distribution increasing means provided in the refrigeration cycle apparatus 100C.
  • the refrigerant distribution increasing means will be described with reference to FIGS.
  • the pressure on the high pressure side becomes the driving force, and therefore the refrigerant staying on the low pressure side cannot be recovered. Therefore, when the refrigerant recovery amount is increased, the refrigerant distribution on the high-pressure side only needs to be increased, so that the liquid refrigerant at the outlet of the condenser 4 may be further cooled.
  • the cooling means as shown in FIG. 16, an internal heat exchanger 19 that exchanges heat with the refrigerant on the suction side of the compressor 3 can be used to supercool the liquid refrigerant and increase the refrigerant distribution on the high-pressure side. . That is, the internal heat exchanger 19 can be applied as an example of “refrigerant distribution increasing means”.
  • a bypass pipe 37 is provided for connecting the connection pipe 50 ⁇ / b> A on the downstream side of the condenser 4 to the suction side of the compressor 3 through the internal heat exchanger 19.
  • a decompression device 38 is provided upstream of the internal heat exchanger 19.
  • An on-off valve 39 is installed on the downstream side of the internal heat exchanger 19 of the bypass pipe 37. That is, the liquid refrigerant is supercooled by the bypass refrigerant to increase the refrigerant distribution on the high pressure side.
  • the bypassed refrigerant may be injected into the suction side of the compressor 3 or in the middle of the compression process of the compressor 3 and merged with the main refrigerant circuit.
  • the internal heat exchanger 19, the bypass pipe 37, and the pressure reducing device 38 can be applied as an example of “refrigerant distribution increasing means”.
  • the same effects as those of the refrigeration cycle apparatus 100A according to the first embodiment and the refrigeration cycle apparatus 100B according to the second embodiment can be obtained, and further after the refrigerant is recovered.
  • the refrigerant can be quickly returned to the circuit, and the completion of the refrigerant discharge from the refrigerant storage tank 9 can be quickly determined.
  • the refrigerating capacity it is possible to avoid the extension of the cooling time.
  • the refrigeration cycle apparatus shows a case where a CO 2 refrigerant having a pressure higher than that of the R410A refrigerant of the current refrigerator and a component having a low design pressure is used for cost reduction.
  • the refrigerant to be used is not limited to the CO 2 refrigerant.
  • Another example of the refrigerant having a high pressure is R1123, and the same effect can be obtained.
  • R1123 refrigerant becomes flammable, and if the refrigerant storage tank 9 is applied, the refrigerant is not dispersed even in the event of a power failure and most of the refrigerant can be concentrated in one refrigerant storage tank 9, thus preventing leakage into the room. And exhibits an excellent safety effect. Therefore, the same effects can be obtained for HC-based refrigerants (such as R600a and R290), HFO-based systems (such as R1234yf and R1234ze), and other toxic NH 3 refrigerants.
  • HC-based refrigerants such as R600a and R290
  • HFO-based systems such as R1234yf and R1234ze
  • FIG. 19 to 22 are schematic configuration diagrams showing an example of a medium circuit configuration of a refrigeration cycle apparatus (hereinafter referred to as refrigeration cycle apparatus 100E) according to Embodiment 4 of the present invention. Another embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
  • the basic refrigerant circuit configuration of refrigeration cycle apparatus 100E is the same as the refrigerant circuit configuration of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiments 1 to 3.
  • the refrigerant storage unit 60 of the refrigeration cycle apparatus 100E may be installed not on the heat source unit 1 side but on the cooling unit 2 side. In this way, the installation position of the refrigerant storage unit 60 can be appropriately determined according to the use or installation location of the refrigeration cycle apparatus 100.
  • a second decompression device 21 may be installed between the condenser 4 and the first communication pipe 5 of the refrigeration cycle apparatus 100E. In this way, the refrigerant flow rate of the refrigerant circuit of the refrigeration cycle apparatus 100E can be controlled in more detail.
  • a bypass pipe 41 that connects the discharge side of the compressor 3 and the downstream side (end portion 5 ⁇ / b> A side) of the first connecting pipe 5 is provided, and the on-off valve 42 is provided in the bypass pipe 41. You may do it. By doing so, it is possible to supply the refrigerant discharged from the compressor 3 to the evaporator 7 by bypassing the condenser 4 during the defrosting operation.
  • the refrigeration cycle apparatus has been described by dividing it into four embodiments.
  • the present invention is not limited thereto, and various modifications or changes can be made without departing from the scope and spirit of the present invention.
  • the refrigeration cycle apparatus described in each embodiment is applied to refrigeration apparatuses such as air conditioners (for example, refrigeration apparatuses, room air conditioners, packaged air conditioners, multi air conditioners for buildings, etc.), heat pump water heaters, etc. be able to.
  • air conditioners for example, refrigeration apparatuses, room air conditioners, packaged air conditioners, multi air conditioners for buildings, etc.
  • heat pump water heaters etc. be able to.
  • a flow path switching device for example, a combination of a four-way valve, a two-way valve, or a three-way valve

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Abstract

冷凍サイクル装置は、冷媒流入口が第１熱交換器と減圧装置との間に接続され、冷媒流出口が第２熱交換器と圧縮機との間に接続される冷媒貯留手段と、冷媒貯留手段に貯留された冷媒の流出を促進させる冷媒流出促進手段と、冷媒貯留手段に貯留された冷媒の温度変化及び過熱度変化化の少なくとも１つによって冷媒流出促進手段を制御する制御部と、を備えている。

Description

冷凍サイクル装置
　本発明は、例えば冷凍、冷蔵等の用途に利用される冷凍サイクル装置に関するものである。
　従来、圧縮機と凝縮器とを有する熱源ユニットと、膨張弁と蒸発器とを有する冷却ユニットとを、連絡配管で接続し、連絡配管を通して熱源ユニットと冷却ユニットとの間で冷媒を循環させるようにした冷凍機が知られている。このような従来の冷凍機では、自然冷媒で高圧であるＣＯ２を使用する試みがされている。
　このような高圧冷媒を使用した従来の冷凍機では、作動圧力が高くなる。そのため、連絡配管の肉厚が厚くなり、連絡配管自体のコストが増大するだけでなく、連絡配管の曲げ加工及び接続加工が難しくなって現地での連絡配管の設置作業に要する手間も大きくなってしまう。
　また、例えばコンビニエンスストア、スーパーマーケット等の店舗に設置するショーケース等に上記のような従来の冷凍機を用いる場合には、熱源ユニットから離れた場所に冷却ユニットを設置することが多い。そのため、連絡配管の長さが長くなる。例えば、連絡配管の全長が１００ｍ程度となることが多い。連絡配管の長さが長くなると、現地で連絡配管を施工するための材料コストが増大してしまう。このようなことから、冷凍機の設置のための作業時間及び施工費が増加してしまうことになっていた。
　また、従来の冷凍機の冷媒には、地球温暖化係数の高いＲ４０４Ａ、またはＲ４１０Ａといったフロン冷媒が使用されており、ＣＯ２と比較し、作動圧力は低いものとなる。よって、冷凍機のみＣＯ２に置換えた場合、従来の連絡配管は設計圧力が低いため、再利用不可能となり、高耐圧の連絡配管再設置のため、施工コストが増大する。
　このような背景から、設計圧力が低い連絡配管を利用する技術として、特許文献１が提案されている。設計圧力が低い配管をそのまま利用した場合の課題として、停電又は圧縮機故障時に冷凍機が停止し、外気温度の上昇に伴い、冷媒圧力が設計圧力以上に上昇してしまう可能性がある。特許文献１では、このような停電時でも冷媒を一つの高耐圧で設計された容器に回収し、冷媒回路内の冷媒量削減から圧力上昇を抑制するものである。
　また、特許文献２のように、一旦冷媒貯留手段に貯留した冷媒を再起動時に排出する方法も取られている。
特許第４６８７７１０号公報 特開２０１４－２２２１３１号公報
　しかし、特許文献１に示されているような従来の技術では、停電時に冷媒回収容器に冷媒を回収した後の再起動時に、素早く冷媒を冷媒回路に戻さなければ冷媒量不足になり、冷凍能力低下して冷し込み時間が長くなってしまうという課題がある。
　また、特許文献２に記載されているような従来の技術では、停電時に冷媒回収容器に冷媒を回収した後の再起動時に冷媒を冷媒回路に戻しており、冷媒回収容器から冷媒が排出されたかの判定基準に圧力を使用している。しかし、冷媒回収容器から冷媒が十分に排出されたかを正確に素早く判定できないため、冷媒排出運転後に通常運転に戻るまでの時間が長くなり、冷凍能力低下して冷し込み時間が長くなってしまうという課題、また効率が低下してしまうという課題がある。
　本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、設計圧力が低い配管を利用でき、現地での設置作業のコスト軽減を図ることができるとともに、停電時に十分な冷媒回収を行うことで高信頼性を得て、容器容積のコンパクト化もまた実現する冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
　本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、第１熱交換器、減圧装置、第２熱交換器が接続された冷媒回路を有する冷凍サイクル装置であって、冷媒流入口が前記第１熱交換器と前記減圧装置との間に接続され、冷媒流出口が前記第２熱交換器と前記圧縮機との間に接続される冷媒貯留手段と、前記冷媒貯留手段に貯留された冷媒の流出を促進させる冷媒流出促進手段と、前記冷媒貯留手段に貯留された冷媒の温度変化及び過熱度変化の少なくとも１つによって冷媒流出促進手段を制御する制御部と、を備えたものである。
　本発明に係る冷凍サイクル装置によれば、冷媒貯留手段には貯留された冷媒の流出を促進させる冷媒流出促進手段と、冷媒貯留手段に貯留された冷媒の温度変化及び過熱度変化の少なくとも１つによって冷媒流出促進手段を制御する制御部と、を備えたので、設計圧力が低い配管を利用でき、現地での設置作業のコスト軽減を図ることができるとともに、停電時に十分な冷媒回収を行うことで高信頼性を得て、容器容積のコンパクト化もまた実現することができる。
本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の冷媒貯留タンクに回収した液冷媒を排出する際の感温筒付近での時間経過に対する冷媒の圧力の変化を示すグラフである。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の冷媒貯留タンクに回収した液冷媒を排出する際の感温筒付近での時間経過に対する冷媒の飽和温度の変化を示すグラフである。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の冷媒貯留タンクに回収した液冷媒を排出する際の感温筒付近での時間経過に対する冷媒の温度の変化を示すグラフである。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の冷媒貯留タンクに回収した液冷媒を排出する際の感温筒付近での時間経過に対する冷媒の過熱度の変化を示すグラフである。 本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置が備える冷媒排出促進手段の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置が備える冷媒排出促進手段の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置が備える冷媒排出促進手段の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置が備える冷媒排出促進手段の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置が備える冷媒排出促進手段の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置が備える冷媒排出促進手段の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置が備える冷媒排出促進手段の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置が備える冷媒分布増加手段の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置が備える冷媒分布増加手段の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置が備える冷媒分布増加手段の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態４に係る冷凍サイクル装置の媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態４に係る冷凍サイクル装置の媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態４に係る冷凍サイクル装置の媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態４に係る冷凍サイクル装置の媒回路構成の一例を示す概略構成図である。
　以下、図面を適宜参照しながら本発明の実施の形態について説明する。なお、図１を含め、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。また、図１を含め、以下の図面において、同一の符号を付したものは、同一又はこれに相当するものであり、このことは明細書の全文において共通することとする。さらに、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、これらの記載に限定されるものではない。
実施の形態１．
　図１は、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置（以下、冷凍サイクル装置１００Ａと称する）の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。図２は、冷凍サイクル装置１００Ａの冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。図３は、冷凍サイクル装置１００Ａの冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。図１～図３に基づいて、冷凍サイクル装置１００Ａについて説明する。
　図１に示すように、冷凍サイクル装置１００Ａは、熱源ユニット１と、熱源ユニット１から離して配置された冷却ユニット２と、を有している。また、冷凍サイクル装置１００Ａは、熱源ユニット１と冷却ユニット２との間にそれぞれ接続され、熱源ユニット１と冷却ユニット２との間で冷媒を循環させる第一の連絡管５及び第二の連絡管８とを有している。なお、ここでは、高圧冷媒であるＣＯ２が冷凍サイクル装置１００Ａの冷媒として使用され、冷凍サイクルの高圧側の圧力が冷媒の臨界圧以下とされている場合を例に説明する。
　熱源ユニット１は、圧縮機３と、凝縮器（高圧側熱交換器）４と、を有している。熱源ユニット１には、第二の連絡管８、圧縮機３、凝縮器４、第一の連絡管５を順に接続する複数の接続管が設けられている。なお、熱源ユニット１の複数の接続管をまとめて接続管５０Ａと称することにする。
　一方、冷却ユニット２は、減圧装置（膨張弁）６と、蒸発器（低圧側熱交換器）７と、を有している。冷却ユニット２には、第一の連絡管５、減圧装置６、蒸発器７、第二の連絡管８を順に接続する複数の接続管が設けられている。なお、冷却ユニット２の複数の接続管をまとめて接続管５０Ｂと称することにする。
　これにより、冷凍サイクル装置１００Ａでは、圧縮機３が駆動されると、冷媒が、圧縮機３、凝縮器４、第一の連絡管５、減圧装置６、蒸発器７、第二の連絡管８の順に送られ、圧縮機３に戻るようになっている。
　圧縮機３は、ガス状の冷媒を圧縮するものである。圧縮機３で圧縮された冷媒は、凝縮器４へ送られる。圧縮機３は、例えば、ロータリ圧縮機、スクロール圧縮機、スクリュー圧縮機、往復圧縮機等で構成することができる。
　凝縮器４は、圧縮機３からのガス状の冷媒を冷却して液状の冷媒とするものである。つまり、凝縮器４は、ガス状の冷媒から冷却材（例えば、空気、水、不凍液または別の冷凍サイクル等）へ熱を排出させることにより冷媒を冷却して凝縮するものである。凝縮器４で凝縮された冷媒は、第一の連絡管５を経由し、減圧装置６へ送られる。凝縮器４は、例えば、フィン・アンド・チューブ型熱交換器、マイクロチャネル熱交換器、シェルアンドチューブ式熱交換器、ヒートパイプ式熱交換器、二重管式熱交換器、プレート熱交換器等で構成することができる。なお、凝縮器４が本発明の「第１熱交換器（熱源側熱交換器）」に相当する。
　第一の連絡管５は、凝縮器４から減圧装置６へ送られる冷媒を熱源ユニット１と冷却ユニット２との間で導くものである。第一の連絡管５内では、液状の冷媒が導かれる。
　減圧装置６は、凝縮器４からの液状の冷媒を膨張させて減圧するものである。この例では、減圧装置６が、冷媒の流量を調整可能な電動膨張弁とされている。減圧装置６は、制御部７０により制御される。なお、減圧装置６としては、電動膨張弁だけでなく、受圧部にダイアフラムを採用した機械式膨張弁、または、キャピラリーチューブ等を適用することも可能である。また、第一の連絡管５と減圧装置６との間には開閉弁２２が設けられている。
　蒸発器７は、減圧装置６からの冷媒を蒸発させるものである。つまり、蒸発器７は、液状の冷媒に加熱材（例えば、空気、水、不凍液または別の冷凍サイクル等）からの熱を移動させることにより冷媒を加熱して蒸発するものである。蒸発器７は、例えばコンビニエンスストア、スーパーマーケット等の店舗に設置された冷却用容器（例えば冷却用ショーケース等）に設けられている。このような冷却用容器は、蒸発器７で冷媒が蒸発することにより冷却される。蒸発器７で蒸発された冷媒は、第二の連絡管８を経由し、圧縮機３へ送られる。蒸発器７は、例えば、フィン・アンド・チューブ型熱交換器、マイクロチャネル熱交換器、シェルアンドチューブ式熱交換器、ヒートパイプ式熱交換器、二重管式熱交換器、プレート熱交換器等で構成することができる。なお、蒸発器７が本発明の「第２熱交換器（利用側熱交換器）」に相当する。
　第二の連絡管８は、蒸発器７から圧縮機３へ送られる冷媒を熱源ユニット１と冷却ユニット２との間で導くものである。第二の連絡管８内では、ガス状の冷媒が導かれる。
　第一の連絡管５は、減圧装置６よりも上流となり、冷凍サイクルにおける高圧側に位置することになる。一方の第二の連絡管８は、減圧装置６よりも下流となり、冷凍サイクルにおける低圧側に位置することになる。
　冷凍サイクル装置１００Ａの高圧側は、第一の連絡管５の設計圧力以下の圧力で運転動作する。この例では、第一の連絡管５の設計圧力が４．１５ＭＰａとされる。
　また、冷凍サイクル装置１００は、第一の連絡管５と第二の連絡管８とに接続している冷媒貯留手段の一例である冷媒貯留タンク９を有している。冷媒貯留タンク９の冷媒出入口の一方である流入口１４は、凝縮器４の下流側にある第一の連絡管５に接続されるとともに、冷媒出入口の他方である流出口１５は圧縮機３の吸入側にある第二の連絡管８に接続されている。
　冷媒貯留タンク９は、冷媒を貯留するものである。
　入口側電磁弁１０は、冷媒貯留タンク９の流入口１４に設けられ、通電閉（停電時開）となっている。
　入口側逆止弁１１は、入口側電磁弁１０と冷媒貯留タンク９との間に設けられ、冷媒を冷媒貯留タンク９への流入方向のみに通流可能となっている。
　機械式開閉弁１２は、冷媒貯留タンク９の流出口１５に設けられ、通電開（停電時閉）となっている。機械式開閉弁１２は、機械的に弁を開閉させるものである。なお、機械式開閉弁の代わりに出口側電磁弁を利用してもよい。
　冷凍サイクル装置１００Ａでは、冷媒貯留タンク９を有することにより、冷媒を一時的に貯留しておくことが可能となっている。
　ここで、通電開の電磁弁とは、電磁弁に通電時にのみ弁が開放し、電磁弁への通電を止めることで弁を遮断するように構成された電磁弁である。
　一方、通電閉の電磁弁とは、電磁弁に通電時のみ弁が遮断し、電磁弁への通電を止めることで弁を開放するように構成された電磁弁である。
　機械式開閉弁１２は、一般的な冷凍空調装置の減圧装置として用いられている温度式膨張弁を適用する。これは、主にユニットに使われる冷媒と同一の冷媒を感温筒に封入し、感温筒の温度に相当する飽和圧力により膨張弁開度を調節するものである。基準となる圧力は、膨張弁本体がある部分の冷媒飽和圧力となり、これよりも感温筒の温度が高くて飽和圧力が高い場合に弁が開くように構成されている。一方、感温筒の温度が低くて飽和圧力が低い、または基準圧力同等の場合は弁を閉じるように構成されている。なお、機械式開閉弁１２が本発明の「流出弁」に相当する。
　また、冷凍サイクル装置１００Ａは、冷凍サイクル装置１００Ａを統括制御する制御部７０を備えている。制御部７０は、各検知器からの検出値に基づき、各アクチュエータ（圧縮機３、減圧装置６などの駆動部品）の制御を行う。制御部７０は、その機能を実現する回路デバイスのようなハードウェアで構成することもできるし、マイコンまたはＣＰＵのような演算装置と、その上で実行されるソフトウェアとにより構成することもできる。
　冷凍サイクル装置１００Ａにおいては、感温筒１３を圧縮機３の吐出側の接続管５０Ａ（吐出配管）に接続し、吐出配管温度相当の飽和圧力により機械式開閉弁１２を開閉する。なお、感温筒１３の設置個所については、吐出配管は高温となるため、弁開閉のための大きな駆動力が得られるが、この位置に設置個所を限定するものではない。通常運転時に基準圧力相当の飽和温度より高い温度が得られる箇所（例えば、第一の連絡管５など）を、感温筒１３の設置個所としてもよい。
　機械式開閉弁１２を用いることにより、停電時でも冷媒の圧力変化または温度変化によって弁を制御することが可能となる。機械式開閉弁１２を用いることで、後述する停電時の冷媒回収において、ガス抜き動作により充分な冷媒回収を行うことができ、冷媒回収後に弁が閉塞して冷媒貯留タンク９に密封することができる。
　なお、図２に示すように、冷媒貯留タンク９を熱源ユニット１の外側に設置してもよい。この場合、熱源ユニット１とは別のユニット（以下、冷媒貯留ユニット６０）に、冷媒貯留タンク９と、入口側電磁弁１０と、入口側逆止弁１１と、機械式開閉弁１２と、を収容するとよい。そうすると、冷媒貯留ユニット６０には、第一の連絡管５から第二の連絡管８に向かって、入口側電磁弁１０、入口側逆止弁１１、冷媒貯留タンク９、機械式開閉弁１２が順に直列に接続されて収容されることになる。
　このようにすれば、冷媒貯留タンク９の流入口１４を第一の連絡管５に接続すると共に、冷媒貯留タンク９の流出口１５を第二の連絡管８に接続することにより、熱源ユニット１は、一般的な冷凍サイクル装置の室外機（冷媒貯留タンク９を含まない室外機）と同様の構成とできる。その結果、熱源ユニット１である室外機の共通化を図ることができ、システム構築コストを低減させることが可能となる。
　冷凍サイクル装置１００Ａは、例えば、コスト低減のため従来用いられていたＲ４１０Ａ冷媒に対応する耐圧基準値の装置部品を流用し、より動作圧力の高いＣＯ２冷媒に置き換えたものである。そのため、液冷媒が存在した箇所で、外気温度の上昇などにより冷媒温度が上昇すると、冷媒圧力も飽和圧力相当に上昇し、設計圧力が流用される配管などの耐圧基準値を超えてしまう可能性がある。特にＣＯ２冷媒において、冷媒温度３１℃以上で超臨界となり、気液二相状態ではなく、単相の冷媒密度（冷媒封入量と冷媒回路内容積）より圧力が決まるため、圧力が極端に上昇してしまう可能性がある。
　Ｒ４１０Ａ冷媒に対応した部品の設計圧力は、６５℃における飽和圧力の４．１５ＭＰａとなり、ＣＯ２冷媒での８℃における飽和圧力相当となる。すなわち、冷凍サイクル装置１００Ａの周囲温度が８℃以上となれば、耐圧基準値を超えてしまう可能性がある。よって、冷凍サイクル装置１００Ａでは、冷媒貯留タンク９に冷媒を回収、密封することにより、主冷媒回路の冷媒量を低減して圧力上昇の抑制効果を図ることを可能にしている。
　つまり、冷凍サイクル装置１００Ａでは、冷媒貯留タンク９のみを動作圧力の高いＣＯ２冷媒に対応した設計圧力（例えば１２ＭＰａ）としている。また、冷媒貯留タンク９内が満液となって液封状態となることを回避するため、冷媒貯留タンク９の容積は、冷凍サイクル装置１００Ａに封入される全冷媒の液体積以上としている。こうすることで、冷凍サイクル装置１００Ａでは、冷媒貯留タンク９の液封状態を回避可能にしている。
　次に、冷凍サイクル装置１００Ａにおける通常運転時の冷媒貯留タンク９について説明する。冷凍サイクル装置１００Ａが通常に運転している場合、通電閉の入口側電磁弁１０に通電することにより弁を遮断する。同時に、高温となる吐出配管部（または第一の連絡管５）に感温筒１３が設置される機械式開閉弁１２は、弁が開いた状態となる。よって、冷媒貯留タンク９内は、圧縮機３の吸入側圧力（蒸発圧力）と同等の低圧に維持される。
　さらに、冷媒貯留タンク９の流出口１５に第二の連絡管８への方向のみ通流可能な出口側逆止弁を設けた場合、冷媒貯留タンク９内を圧縮機３の吸入側圧力以下に維持できる。例えば、圧縮機３の回転数を増速し、一旦低圧を可能な限り低下させた後、利用する低圧に戻す運転を行えば、出口側逆止弁を設けた冷媒貯留タンク９内は下限の低圧に維持されることになる。より低い圧力を維持することができれば、冷媒回収効果が促進される効果が得られる。つまり、制御部７０は、圧縮機３の回転数を増速して低圧を可能な限り低下させて、冷媒排出を促進させている。
　冷凍サイクル装置１００Ａが、通常運転から停電などによる異常停止をした場合、弁などで遮断されていなければ、冷媒回路内に存在した高圧冷媒が、低圧冷媒の存在した冷媒回路部に流入し、全冷媒回路内が均圧となる。このとき、全冷媒回路内に液冷媒が存在するようになる。そのため、使用する冷媒を従来冷媒より高い動作圧力のものに置き換え、装置部品を流用した冷凍サイクル装置では、外気が高温となった場合、冷媒圧力もまた上昇し、流用した装置部品の耐圧基準値を超えてしまう可能性がある。そこで、冷凍サイクル装置１００Ａでは、運転に必要な電力を得られなくなった状態、特に停電の場合の異常停止であっても流用部品の圧力を耐圧基準値以下に維持することを可能としている。
　冷凍サイクル装置１００Ａにおいて、運転に必要な電力を得られなくなった状態、特に停電の場合の異常停止について説明する。
　冷凍サイクル装置１００Ａへの電力供給が無くなった場合、圧縮機３、凝縮器４が停止すると共に、通電閉の入口側電磁弁１０が開放する。その結果、凝縮器４から減圧装置６までの冷媒回路に存在する高圧側液冷媒を、低圧に維持されていた冷媒貯留タンク９へ通流させることができる。
　冷媒貯留タンク９の流出口１５側に設置された機械式開閉弁１２は、停電直後の吐出配管が高温高圧に保たれるため弁開放される。この流出口１５に繋がる冷媒貯留タンク９内の流出口は、冷媒貯留タンク９の上方に設置され、ガスのみを低圧側に流出させることができる。
　このため、冷凍サイクル装置１００Ａによれば、ガス冷媒により冷媒貯留タンク９内の圧力が上昇し、冷媒回収ができなくなることを回避でき、密度の高い液冷媒を効率的に回収できるため、充分な冷媒回収が可能となる。また、停電で電力が得られない場合にも機械式開閉弁１２を駆動させるための制御基板の動作も不要であるため、停電時にも冷媒を冷媒貯留タンク９に回収可能であり、流用した装置部品の耐圧基準値以下を保つことが可能である。
　冷媒回収後において、冷凍サイクル装置１００Ａでは、主冷媒回路内は均圧状態となるため、吐出配管の温度も下がり、機械式開閉弁１２は遮断される。よって、冷凍サイクル装置１００Ａによれば、停電時でも冷媒回収時はガス抜きを実施して効率よく液冷媒のみを回収し、回収後に流出口１５を遮断して冷媒を密閉することが可能となる。
　このように、低い設計圧力で設計された冷凍装置の停電時であっても、冷凍サイクル装置１００Ａによれば主冷媒回路内の冷媒が除去される。このため、使用する冷媒が高い動作圧力で、外気が高温となり冷媒圧力が上昇した場合でも、配管中に液冷媒がほぼ存在しない状態では、耐圧面の問題が生じることがない。その結果、設計圧力の低い、元の冷凍装置の部品を再利用可能な冷凍サイクル装置１００Ａを得ることができる。
　冷媒貯留タンク９に液冷媒を回収した後、通常運転に戻る場合、冷媒貯留タンク９内の液冷媒を主冷媒回路に戻す必要がある。よって、冷媒貯留タンク９の下方に溜まる液冷媒を流出する第二の流出口を冷媒貯留タンク９に設置し、通常運転への復帰を可能とする。なお、第二の流出口において、機械式開閉弁１２が設置される流出口１５と共通とした場合、冷媒回収時に液冷媒の流出を防ぐため、ガス流出口よりも口を狭くするなど流動抵抗を増加させる必要がある。
　一方、図３に示すように、第二の流出口専用の出口を別に冷媒貯留タンク９に設置した場合は、通電開の出口側電磁弁２０を設置することで、冷媒回収時に液冷媒の出口遮断、通常運転時は液冷媒の出口開放することが可能となる。
　以上のように、冷凍サイクル装置１００Ａによれば、冷媒貯留タンク９を備えているの、設計圧力が低い配管を利用でき、現地での設置作業のコスト軽減を図ることができるとともに、停電時に十分な冷媒回収を行うことで高信頼性を得て、容器容積のコンパクト化もまた実現可能である。
実施の形態２．
　図４は、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置（以下、冷凍サイクル装置１００Ｂと称する）の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。図４に基づいて、冷凍サイクル装置１００Ｂについて説明する。なお、実施の形態２では実施の形態１との相違点を中心に説明し、実施の形態１と同一部分には、同一符号を付して説明を省略するものとする。
　実施の形態２では、感温筒１３を冷媒貯留タンク９と機械式開閉弁１２の間に設置し、冷媒貯留タンク９の温度及び過熱度の少なくとも１つから冷媒貯留タンク９からの冷媒排出を検知するものであり、より直接的に冷媒貯留タンク９から冷媒が排出されたかを検知することが可能である。
　感温筒１３の設置位置は、冷媒貯留タンク９の内部又は表面でもよいが、冷媒貯留タンク９は熱容量が大きく正確な温度測定が困難になるため、冷媒貯留タンク９と機械式開閉弁１２の間の配管部とすることがより好ましい。
　図５は、冷媒貯留タンク９に回収した液冷媒を排出する際の感温筒１３付近での時間経過に対する冷媒の圧力の変化を示すグラフである。図６は、冷媒貯留タンク９に回収した液冷媒を排出する際の感温筒１３付近での時間経過に対する冷媒の飽和温度の変化を示すグラフである。図７は、冷媒貯留タンク９に回収した液冷媒を排出する際の感温筒１３付近での時間経過に対する冷媒の温度の変化を示すグラフである。図８は、冷媒貯留タンク９に回収した液冷媒を排出する際の感温筒１３付近での時間経過に対する冷媒の過熱度の変化を示すグラフである。
　図５～図８に基づいて、冷媒貯留タンク９に回収した液冷媒を排出する際の感温筒１３付近での時間経過に対する圧力、飽和温度、温度、過熱度の変化について説明する。従来例である特許文献２（特開２０１４－２２２１３１号公報）では、圧力により冷媒貯留タンクからの冷媒排出を検知している。しかしながら、冷媒の圧力は、液冷媒流出に伴い徐々に低下するため、排出完了のタイミングが分かり辛く、通常運転に切り替えるまでの時間が必要以上に長くなり、冷やし込み時間が長くなってしまうという問題点があった。
　従来例では、冷媒が臨界圧以上で動作する場合には有効であるが、冷凍サイクル装置１００Ｂのように運転圧力が低く、臨界圧以下で動作する場合には、より正確に素早く検知可能な手段がある。
　つまり、冷凍サイクル装置１００Ｂでは、温度変化及び過熱度変化の少なくとも１つより冷媒排出完了のタイミングを決定するようにしている。図５～図８に示すように、冷媒貯留タンク９から冷媒が排出される過程で、感温筒１３付近を流れる冷媒は超臨界状態、二相冷媒、ガス冷媒に順に変化する（一点鎖線Ａ）。
　温度は二相状態では飽和圧力に応じた温度となるが、ガス冷媒になると外気温度に近づくため、図７の一点鎖線Ａのように温度が上昇し、図８の一点鎖線Ａのように過熱度も上昇する。ガス冷媒の密度は、液冷媒の３０分の１程度と液冷媒に対して小さく、冷媒量としては液冷媒が支配的なので、液冷媒排出が確認できる一点鎖線Ａより通常運転に切り替えると、十分な冷媒排出と冷やし込み時間の短縮の両立が可能である。つまり、一点鎖線Ａの前後の温度及び過熱度の変化が基準範囲よりも変化したときに液冷媒が排出したと考えればとよい。一点鎖線Ａは、あらかじめ実験などで求めた時間として設定しておくとよい。また、変化の基準範囲は、二相状態であると判断される許容範囲を超えた範囲として設定しておくとよい。
　例えば、感温筒１３の代わりに、圧力センサー及び温度センサーの少なくとも１つを設置し温度及び過熱度の少なくとも１つの測定を行い、機械式開閉弁１２の代わりに電磁弁を設置してもよい。その場合、停電に備え、圧力センサー、温度センサー、電磁弁、それらを駆動する基板に電源を供給するための蓄電池があると更によい。
　また、感温筒１３、圧力センサー、温度センサーの設置位置は、冷媒貯留タンク９から冷媒が排出される際の機械式開閉弁１２の下流部でもよい。
　以上のように、冷凍サイクル装置１００Ｂによれば、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００Ａと同様の効果を奏することができ、冷媒回収後の再起動時は素早く冷媒を回路内に戻すことができ、更に冷媒貯留タンク９からの冷媒排出完了を素早く判断でき、冷凍能力を維持することで冷し込み時間の延長が回避可能となる。
実施の形態３．
　図９～図１４は、本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置（以下、冷凍サイクル装置１００Ｃと称する）が備える冷媒排出促進手段の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。図９～図１５に基づいて、冷媒排出促進手段について説明する。なお、冷凍サイクル装置１００Ｃは、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１００Ａ又は実施の形態３に係る冷凍サイクル装置１００Ｃのいずれかである。
　冷凍サイクル装置１００Ｃでは、停電時に冷媒貯留タンク９に冷媒を回収した後の再起動時に、素早く冷媒を主冷媒回路に戻さなければ冷媒量不足により、冷凍能力低下して利用側のショーケース庫内などの冷し込み時間が長くなる場合がある。そこで、冷凍サイクル装置１００Ｃでは、冷媒貯留タンク９に液冷媒を素早く排出させるための冷媒排出促進手段を備えるようにしている。
　以下、冷媒排出促進手段を具体的に説明する。
　冷媒排出促進手段は、冷媒貯留タンク９を加熱し、冷媒貯留タンク９の液冷媒の蒸発を促すことで素早く排出させるものである。特に冷媒貯留タンク９の下方を加熱すれば、液冷媒を直接加熱できるため、より効果的である。加熱方法は、図９に示すように、電気ヒータ１６であれば、電力制御により加熱量制御が容易なため、好適となる。つまり、冷媒排出促進手段は、加熱手段の一例である電気ヒータ１６を備えている。なお、電気ヒータ１６の駆動は、制御部７０により制御される。
　また、図１０に示すように、送風機１７により周囲空気を冷媒貯留タンク９に送風すれば、送風機入力のみで加熱できるため、省エネ効果も併せて得られる。冷凍サイクル装置１００Ｃは、蒸発温度－４０℃の用途を想定し、液冷媒が残留する冷媒貯留タンク９の温度も－４０℃となるため、冬期であっても周囲空気から温熱を得ることが可能である。つまり、冷媒排出促進手段は、加熱手段の一例である送風機１７を備えている。なお、送風機１７の駆動は、制御部７０により制御される。
　また、主冷媒回路の高圧側の冷媒であれば、冷媒貯留タンク９より高温となるため、主冷媒回路の高圧冷媒との熱交換により、温熱を得ることができる。このとき、主冷媒回路の冷媒が冷熱を得ることができるため、冷凍用途の冷凍サイクル装置であれば、冷凍能力向上と省エネ効果を得られる。高圧冷媒との熱交換により凝縮を促進して高圧を低減できるため、更なる圧縮機入力の削減も可能となる。特に、圧縮機３の吐出ガス冷媒が高温となるため、吐出ガスとの熱交換が最も好適となる。
　具体的には、図１１に示すように、圧縮機３の吐出配管を分岐して冷媒貯留タンク９を経由させた後に吐出配管に再度接続する分岐配管３３を設ける。また、吐出配管の分岐配管３３との接続部よりも下流側に第１開閉弁３１を設け、分岐配管３３の冷媒貯留タンク９よりも上流側に第２開閉弁３２を設ける。そして、第１開閉弁３１及び第２開閉弁３２の開閉を制御することによって、圧縮機３の吐出ガス冷媒を冷媒貯留タンク９に導くようにできる。つまり、冷媒排出促進手段は、加熱手段の一例である第１開閉弁３１、第２開閉弁３２、及び、分岐配管３３を備えている。なお、第１開閉弁３１及び第２開閉弁３２の開閉は、制御部７０により制御される。
　上記の加熱により冷媒を急速に排出した場合、主冷媒回路において一時的に設計圧力を超えてしまう可能性がある。そのため、主冷媒回路の圧力が設計圧力を超えることが予測される場合は、加熱量を抑制する制御方法が好適である。これにより、信頼性を確保しつつ、最大限に素早く冷媒を排出することができるため、利用側のショーケース庫内などの冷し込み時間の延長を回避することが可能となる。
　また、冷媒貯留タンク９内から液冷媒が全て排出されれば、冷媒貯留タンク９の温度が上昇し始め、過熱度が増加する。よって、充分過熱度が確保されたことを検知できる、例えば過熱度５℃となった場合、冷媒排出促進による加熱を終了させる。これにより、液冷媒排出するのに過不足なく加熱でき、加熱量の最適化ができる。そして、無駄な加熱を回避できるため、加熱の入力増加と冷凍サイクルの運転効率低下を同時に回避することが可能となる。
　冷媒排出促進手段が備える他の手段としては、冷媒貯留タンク９内を昇圧する手段を採用することができる。昇圧方法の一例としては、図１２に示すように、圧縮機３の吐出配管を分岐した注入配管３４を冷媒貯留タンク９に接続し、注入配管３４に設けた開閉弁３５を開閉制御することにより、冷媒貯留タンク９に高圧の圧縮機吐出ガス冷媒を注入するとよい。これにより、冷媒貯留タンク９内の圧力が高まり、低圧側へ液排出が促進される。
　上記の加熱制御と同様に、冷媒を急速に排出した場合、主冷媒回路において一時的に設計圧力を超えてしまう可能性がある。そのため、主冷媒回路の圧力が設計圧力を超えることが予測される場合は、注入する吐出ガス冷媒流量を抑制する制御方法が好適である。これにより、信頼性を確保しつつ、最大限に素早く冷媒を排出することができるため、利用側のショーケース庫内などの冷し込み時間の延長を回避可能である。
　また、冷媒貯留タンク９内の昇圧方法の別の一例としては、液ヘッドを確保するという手段を採用することができる。図１３に示すように、冷媒貯留タンク９の底面を、流出口より高い位置（図１３に示す高さ１８）に設置することで、液冷媒のヘッド差を確保し、より排出しやすくできる。高い位置に設置するだけなので、運転制御など変更する必要がなく、設計負荷も小さい。
　冷媒排出促進手段の他の手段としては、冷媒貯留タンク９の流出口圧力、すなわち蒸発温度を低下させるという手段を採用することができる。これにより、冷媒貯留タンク９内と流出口との差圧が拡大し、液冷媒の排出が促進できることになる。蒸発温度は、利用側熱交換器（蒸発器７）の用途により決められるが、起動時の液排出促進のときだけ、可能な限り蒸発温度を低下させて差圧を確保するとよい。蒸発温度の低下は、圧縮機回転数を増加させることで実施することができる。このとき、冷凍能力は、通常制御より向上し、利用側のショーケース庫内などの冷し込み時間がより短縮可能となる。
　停電時圧力抑制のもう一つの方法としては、図１４に示すように、冷媒回路の内容積を拡大するための膨張タンク２６の設置が考えられるが、大幅に大きい容積が必要となり、設置スペース、コストの面で実用性に欠ける可能性がある。このような場合、冷凍サイクル装置１００Ｃの冷媒貯留タンク９を併用すれば、主冷媒回路の冷媒が大幅に除去されるため、膨張タンク２６を小型化することができ、コストと設置面積の低減効果を得ることができる。なお、膨張タンク２６は、蒸発器７と圧縮機３との間に接続されていればよい。
　本実施の形態に係る冷凍サイクル装置（冷凍サイクル装置１００Ａ、冷凍サイクル装置１００Ｂ及び冷凍サイクル装置１００Ｃ）では、冷媒貯留タンク９の出口に機械式開閉弁１２を設置した状態を例に説明したが、この機械式開閉弁１２の代わりに蓄電式電磁弁を設置してもよい。通電開の電磁弁の駆動電力を蓄電しておき、冷媒回収を行う停電後約１分間は通電し続けて弁を開放し、ガス抜きを実施する。その後、通電を止め電磁弁を遮断することで、冷媒を密閉する。こうすることにより、機械式開閉弁１２と同等の効果を得ることができる。
　本実施の形態に係る冷凍サイクル装置の冷媒貯留タンク９は、密度の高い液冷媒を回収して主冷媒回路の冷媒を除去すると圧力抑制に対して効果的なため、高圧側は超臨界とならないように制御する。例えば、高圧側を別の冷凍サイクルで冷却する二元冷凍サイクル方式を本実施の形態に係る冷凍サイクル装置に採用した場合、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置の高圧を低減でき、冷媒貯留タンク９に密度の高い液冷媒を回収することが可能である。
　図１５は、高圧側を別の冷凍サイクルで冷却する二元冷凍サイクル方式を採用した本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置（以下、冷凍サイクル装置１００Ｄと称する）の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。冷凍サイクル装置１００Ｄは、冷凍サイクル装置１００Ｃと同様の冷媒回路構成を備えつつ、圧縮機１０３、凝縮器１０４、減圧装置１０６、蒸発器１０７を接続管１１５で直列に接続した別の冷凍サイクル１１０を備えている。つまり、冷凍サイクル装置１００Ｄは、蒸発器１０７によって２つの冷凍サイクルが接続されて構成されている。
　このような冷媒回路構成を採用すれば、冷凍サイクル装置１００Ｄの高圧を低減でき、冷媒貯留タンク９に密度の高い液冷媒を回収することが可能となる。
　図１６～図１８は、冷凍サイクル装置１００Ｃが備える冷媒分布増加手段の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。図１６～図１８に基づいて、冷媒分布増加手段について説明する。
　本実施の形態に係る冷凍サイクル装置の冷媒回収は高圧側の圧力が駆動力となるため、低圧側に滞留している冷媒は回収することができない。そこで、より冷媒回収量を増加させる場合、高圧側の冷媒分布を増やせばよいため、凝縮器４の出口の液冷媒をより冷却すればよい。冷却手段としては、図１６に示すように、圧縮機３の吸入側の冷媒と熱交換する内部熱交換器１９を用い、液冷媒を過冷却し、高圧側の冷媒分布を増加させることができる。つまり、内部熱交換器１９を「冷媒分布増加手段」の一例として適用することが可能である。
　もう一つの液冷媒の冷却手段としては、内部熱交換器１９により、液冷媒をバイパスして減圧した冷媒と熱交換する方法もある。具体的には、図１７に示すように、凝縮器４の下流側の接続管５０Ａを内部熱交換器１９を介して圧縮機３の吸入側に接続するバイパス管３７を設け、バイパス管３７の内部熱交換器１９よりも上流側に減圧装置３８を設けるようにする。なお、バイパス管３７の内部熱交換器１９よりも下流側には開閉弁３９が設置されている。つまり、バイパス冷媒により液冷媒を過冷却し、高圧側の冷媒分布を増やすということである。バイパスした冷媒は、圧縮機３の吸入側、または圧縮機３の圧縮過程途中に注入して、主冷媒回路に合流させるとよい。内部熱交換器１９、バイパス管３７、減圧装置３８を「冷媒分布増加手段」の一例として適用することが可能である。
　高圧側の冷媒分布を増加させる方法としては、図１８に示すように、高圧側に受液器２７を設置させる方法もある。高圧側に受液器２７を設置すれば、冷媒貯留タンク９入口付近に多くの液状冷媒を貯留することが可能となり、冷媒回収量を大幅に増加させることが可能となる。
　以上のように、冷凍サイクル装置１００Ｃ、１００Ｄによれば、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００Ａ及び実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１００Ｂと同様の効果を奏することができ、さらに冷媒回収後の再起動時は素早く冷媒を回路内に戻すことができ、更に冷媒貯留タンク９からの冷媒排出完了を素早く判断でき、冷凍能力を維持することで冷し込み時間の延長が回避可能となる。
　本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、現行冷凍機のＲ４１０Ａ冷媒より圧力の高いＣＯ２冷媒で、コスト低減のため設計圧力の低い部品を流用した場合を例に示している。ただし、使用する冷媒をＣＯ２冷媒に限定するものではない。他の圧力の高い冷媒としては、例えば、Ｒ１１２３があり、同様の効果を得ることができる。
　また、Ｒ１１２３冷媒は可燃性となり、冷媒貯留タンク９を適用すれば、停電時でも冷媒分散せず、一か所の冷媒貯留タンク９にほとんどの冷媒を集約できるため、室内への漏洩などを防止し、安全性に優れた効果を発揮する。よって、可燃性のその他冷媒であるＨＣ系（Ｒ６００ａ、Ｒ２９０など）、ＨＦＯ系（Ｒ１２３４ｙｆ、Ｒ１２３４ｚｅなど）、さらに毒性のあるＮＨ３などの冷媒にも同様の効果が得られる。
実施の形態４．
　図１９～図２２は、本発明の実施の形態４に係る冷凍サイクル装置（以下、冷凍サイクル装置１００Ｅと称する）の媒回路構成の一例を示す概略構成図である。図１９～図２２に基づいて、本発明のその他の実施例について説明する。なお、冷凍サイクル装置１００Ｅの基本的な冷媒回路構成は、実施の形態１～３に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成と同じである。
　図１９に示すように、冷凍サイクル装置１００Ｅの冷媒貯留ユニット６０を、熱源ユニット１側ではなく、冷却ユニット２側に設置するようにしてもよい。このようにしておけば、冷凍サイクル装置１００の用途又は設置個所に応じて、冷媒貯留ユニット６０の設置位置を適宜決定することができる。
　また、図２０に示すように、冷凍サイクル装置１００Ｅの凝縮器４と第一の連絡管５との間に第二の減圧装置２１を設置するようにしてもよい。このようにしておけば、冷凍サイクル装置１００Ｅの冷媒回路の冷媒流量をさらに詳細に制御することが可能になる。
　また、図２１に示すように、圧縮機３の吐出側と第一の連絡管５の下流側（端部５Ａ側）とを接続するバイパス管４１を設け、バイパス管４１に開閉弁４２を設けるようにしてもよい。このようにしておけば、除霜運転時に、圧縮機３からの吐出冷媒を凝縮器４をバイパスさせて蒸発器７に供給することが可能になる。
　さらに、図２２に示すように、第二の減圧装置２１、バイパス管４１、開閉弁４２の全部を設けるようにしてもよい。このようにしておけば、図２０及び図２１で説明した効果と同様の効果が得られることになる。
　以上、本発明に係る冷凍サイクル装置を４つの実施の形態に分けて説明したが、これらに限定せず、本発明の範疇及び精神を逸脱することなく、さまざまに変形または変更可能である。また、各実施の形態で説明した内容を適宜組み合わせて冷凍サイクル装置を構成してもよい。
　なお、各実施の形態で説明した冷凍サイクル装置は、空気調和装置（例えば、冷凍装置、ルームエアコン、パッケージエアコン、ビル用マルチエアコン等）、ヒートポンプ給湯機等、ショーケースなどの冷凍装置に適用することができる。例えば、空気調和装置に適用した場合には、圧縮機３の吐出側に流路切替装置（例えば、四方弁、二方弁又は三方弁を組み合わせたもの等）を設ければ、暖房運転と冷房運転を切り替えることができる。
　１　熱源ユニット、２　冷却ユニット、３　圧縮機、４　凝縮器、５　第一の連絡管、５Ａ　端部、６　減圧装置、７　蒸発器、８　第二の連絡管、９　冷媒貯留タンク、１０　入口側電磁弁、１１　入口側逆止弁、１２　機械式開閉弁、１３　感温筒、１４　入口、１５　出口、１６　電気ヒータ、１７　送風機、１８　高さ、１９　内部熱交換器、２０　出口側電磁弁、２１　第二の減圧装置、２２　開閉弁、２６　膨張タンク、２７　受液器、３１　第１開閉弁、３２　第２開閉弁、３３　分岐配管、３４　注入配管、３５　開閉弁、３７　バイパス管、３８　減圧装置、３９　開閉弁、４１　バイパス管、４２　開閉弁、５０Ａ　接続管、５０Ｂ　接続管、６０　冷媒貯留ユニット、７０　制御部、１００Ａ　冷凍サイクル装置、１００Ｂ　冷凍サイクル装置、１００Ｃ　冷凍サイクル装置、１００Ｄ　冷凍サイクル装置、１００Ｅ　冷凍サイクル装置、１０３　圧縮機、１０４　凝縮器、１０６　減圧装置、１０７　蒸発器、１１０　冷凍サイクル、１１５　接続管。

Claims (19)

  1. 　圧縮機、第１熱交換器、減圧装置、第２熱交換器が接続された冷媒回路を有する冷凍サイクル装置であって、
    　冷媒流入口が前記第１熱交換器と前記減圧装置との間に接続され、冷媒流出口が前記第２熱交換器と前記圧縮機との間に接続される冷媒貯留手段と、
    　前記冷媒貯留手段に貯留された冷媒の流出を促進させる冷媒流出促進手段と、
    　前記冷媒貯留手段に貯留された冷媒の温度変化及び過熱度変化の少なくとも１つによって冷媒流出促進手段を制御する制御部と、を備えた
    　冷凍サイクル装置。
  2. 　前記制御部は、
    　前記温度変化及び前記過熱度変化の少なくとも１つが基準範囲を超えたときに前記冷媒流出促進手段を停止させる
    　請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記冷媒貯留手段の流出口に、冷媒の流れを制御する流出弁を設けた
    　請求項１又は２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記流出弁は、
    　無通電時に遮断される
    　請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記冷媒流出促進手段は、
    　前記冷媒貯留手段を加熱する加熱手段を備える
    　請求項１～４のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記加熱手段はヒータである
    　請求項５に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　前記加熱手段は送風機である
    　請求項５に記載の冷凍サイクル装置。
  8. 　前記圧縮機の吐出配管を分岐して前記圧縮機からの吐出冷媒を前記冷媒貯留手段に導く分岐配管を設け、
    　前記加熱手段の一部を前記分岐配管で構成している
    　請求項５に記載の冷凍サイクル装置。
  9. 　前記制御部は、
    　前記冷媒回路の設計圧力を超えないように前記加熱手段を制御する
    　請求項６～８のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  10. 　前記冷媒流出促進手段は、
    　前記冷媒貯留手段の内部を昇圧する昇圧手段を備える
    　請求項１～９のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  11. 　前記圧縮機の吐出配管を分岐して前記圧縮機からの吐出冷媒を前記冷媒貯留手段の内部に注入する注入配管を設け、
    　前記昇圧手段の一部を前記注入配管で構成している
    　請求項１０に記載の冷凍サイクル装置。
  12. 　前記制御部は、
    　前記冷媒回路の設計圧力を超えないように前記昇圧手段を制御する
    　請求項１０又は１１に記載の冷凍サイクル装置。
  13. 　前記昇圧手段は前記冷媒貯留手段を流出口より高く設置することで構成されている
    　請求項１０に記載の冷凍サイクル装置。
  14. 　前記制御部は、
    　前記圧縮機の回転数を増速することで前記冷媒貯留手段の流出口の圧力を低下させる
    　請求項１～１３のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  15. 　前記冷媒貯留手段の流入口に設けられ、前記冷媒貯留手段側への方向にのみ冷媒の流れを許容する逆止弁と、
    　前記冷媒貯留手段の流入口に設けられ、冷媒流路を開閉する電磁弁と、を備えた
    　請求項１～１４のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  16. 　前記電磁弁は、
    　無通電時に開放される
    　請求項１５に記載の冷凍サイクル装置。
  17. 　前記冷媒貯留手段は、
    　前記冷媒回路より耐久圧力が高い
    　請求項１～１６のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  18. 　前記冷媒は、
    　ＣＯ２、Ｒ６００ａ、Ｒ２９０、Ｒ１２３４ｙｆ、Ｒ１２３４ｚｅ、Ｒ１１２３、ＮＨ３のいずれか、またはこれらを含む混合冷媒である
    　請求項１～１７のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  19. 　前記冷媒は、
    　燃焼性または毒性を有している
    　請求項１～１８のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
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