WO2019234986A1 - 冷凍サイクル装置およびそれを備えた液体加熱装置 - Google Patents

冷凍サイクル装置およびそれを備えた液体加熱装置 Download PDF

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expansion device
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side heat
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由樹 山岡
和人 中谷
常子 今川
一貴 小石原
俊二 森脇
町田　和彦
季セン 徐
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パナソニックＩｐマネジメント株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus and a liquid heating apparatus including the same.
  • FIG. 7 shows a configuration of a conventional refrigeration cycle apparatus described in Patent Document 1.
  • the conventional refrigeration apparatus includes a main circuit 57 in which a compressor 51, a condenser 52, a supercooling heat exchanger 53, a main electric expansion valve 54, an evaporator 55, and an accumulator 56 are connected in order. Yes.
  • the branch pipe 60 branched from the main circuit 57 between the condenser 52 and the supercooling heat exchanger 53 is connected to the inner pipe 53 ⁇ / b> A of the supercooling heat exchanger 53.
  • the inner pipe 53 ⁇ / b> A extends in the outer pipe 61 from the mainstream downstream to the upstream, and is connected to the injection pipe 62.
  • the branch pipe 60 has a sub electric expansion valve 63.
  • the injection pipe 62 is connected to the intermediate pressure portion 51 ⁇ / b> A of the compressor 51.
  • the present invention solves the above-mentioned conventional problems, and a refrigeration cycle apparatus having an injection function capable of obtaining a necessary amount of heating in the use side heat exchanger even when the amount of heat that can be absorbed by the heat source side heat exchanger is small
  • the purpose is to provide.
  • a refrigeration cycle apparatus includes a compression mechanism configured by a compression rotation element, and a utilization side heat exchanger that heats a utilization side heat medium by a refrigerant discharged from the compression rotation element.
  • the refrigerant branched off from the pipe is decompressed by the second expansion device, and is then heat-exchanged with the refrigerant flowing through the main refrigerant circuit in the intermediate heat exchanger, and the refrigerant in the middle of compression of the compression rotating element
  • the refrigerant flow rate that flows to the bypass refrigerant circuit via the second expansion device is greater than the refrigerant flow rate that flows to the heat source side heat exchanger via the first expansion device.
  • the refrigerant flow rate flowing through the bypass refrigerant circuit is larger than the refrigerant flow rate flowing through the main refrigerant circuit, and the refrigerant flowing through the bypass refrigerant circuit Since the pressure is higher than the refrigerant in the main refrigerant circuit sucked from the compressor into the compression mechanism, the refrigerant density also increases, and the mass flow rate of the refrigerant flowing through the bypass refrigerant circuit also increases, so that the use side heat exchanger is discharged from the compression mechanism In addition to an increase in the total refrigerant flow rate that flows into the heat exchanger, it is possible to increase the heating capacity in the use side heat exchanger.
  • a refrigeration cycle apparatus having an injection function capable of obtaining a necessary heating amount in the use side heat exchanger even when the amount of heat that can be absorbed by the heat source side heat exchanger is small.
  • Configuration diagram of a liquid heating apparatus in Embodiment 1 of the present invention Pressure-enthalpy diagram (Ph diagram) under ideal conditions for the refrigeration cycle
  • the characteristic view which shows the relationship between the opening degree difference of the 2nd expansion apparatus of the same refrigeration cycle apparatus, and the 1st expansion apparatus, and the evaporation temperature of a heat source side heat exchanger
  • a first invention includes a compression mechanism including a compression rotation element, a utilization side heat exchanger that heats a utilization side heat medium by a refrigerant discharged from the compression rotation element, an intermediate heat exchanger, a first expansion device, and a heat source
  • the refrigerant is branched from the main refrigerant circuit formed by sequentially connecting the side heat exchangers and from the use side heat exchanger to the first expansion device, and the branched refrigerant is decompressed by the second expansion device.
  • a low pressure side detection unit that detects the pressure of the refrigerant on the low pressure side of the main refrigerant circuit or the temperature of the air passing through the heat source side heat exchanger
  • a control device comprising: Detection detected by the low-pressure side detector When the value is lower than a predetermined value, the opening amounts of the first expansion device and the second expansion device are adjusted, and the refrigerant flow rate flowing through the second expansion device is changed to the refrigerant flow rate flowing through the first expansion device. It is a refrigeration cycle device to increase more.
  • the refrigerant flow rate that flows to the bypass refrigerant circuit via the second expansion device is greater than the refrigerant flow rate that flows to the heat source side heat exchanger via the first expansion device.
  • the refrigerant flow rate flowing through the bypass refrigerant circuit is larger than the refrigerant flow rate flowing through the main refrigerant circuit, and the refrigerant flowing through the bypass refrigerant circuit Since the pressure is higher than the refrigerant in the main refrigerant circuit sucked from the compressor into the compression mechanism, the refrigerant density also increases, and the mass flow rate of the refrigerant flowing through the bypass refrigerant circuit also increases, so that the use side heat exchanger is discharged from the compression mechanism In addition to an increase in the total refrigerant flow rate that flows into the heat exchanger, it is possible to increase the heating capacity in the use side heat exchanger.
  • a high pressure side detection unit that detects a pressure of the high pressure side refrigerant of the main refrigerant circuit is provided, and the control device is detected by the high pressure side detection unit.
  • the opening amounts of the first expansion device and the second expansion device are adjusted, and the refrigerant flow rate flowing through the second expansion device is changed to the refrigerant flow rate flowing through the first expansion device. More than anything.
  • the flow rate of the refrigerant flowing through the second expansion device to the bypass refrigerant circuit is The refrigerant is distributed so as to be larger than the flow rate of the refrigerant flowing through the expansion device to the heat source side heat exchanger.
  • the refrigerant flow rate that flows through the bypass refrigerant circuit is greater than the refrigerant flow rate that flows through the main refrigerant circuit.
  • the refrigerant flowing through the bypass refrigerant circuit is higher in pressure than the refrigerant in the main refrigerant circuit sucked into the compression mechanism from the heat source side heat exchanger, so that the refrigerant density is high, and the mass flow rate of the refrigerant flowing through the bypass refrigerant circuit is also high. Therefore, not only the total refrigerant flow rate discharged from the compression mechanism and flowing into the use side heat exchanger increases, but also the heating capacity of the use side heat exchanger can be increased.
  • the third invention uses carbon dioxide as the refrigerant in the first or second invention, and the pressure of the refrigerant after being depressurized by the second expansion device exceeds a critical pressure.
  • the fourth invention is a liquid heating apparatus comprising, in particular, the refrigeration cycle apparatus according to any one of the first to third inventions, and a use side heat medium circuit for circulating the use side heat medium by a transfer device. .
  • the heat medium outlet temperature thermistor for detecting the temperature of the utilization side heat medium flowing out from the utilization side heat exchanger
  • the control device includes the heat medium outlet When the detected temperature detected by the temperature thermistor is lower than the predetermined temperature and the temperature difference between the predetermined temperature and the detected temperature detected by the heat medium outlet temperature thermistor is larger than the predetermined temperature difference, the first temperature By adjusting the opening degree of the expansion device and the second expansion device, the refrigerant flow rate flowing through the second expansion device is made larger than the refrigerant flow rate flowing through the first expansion device.
  • the flow rate of the refrigerant flowing through the second expansion device to the bypass refrigerant circuit is The refrigerant is distributed so as to be larger than the flow rate of the refrigerant flowing through the expansion device to the heat source side heat exchanger.
  • the refrigerant flow rate that flows through the bypass refrigerant circuit is greater than the refrigerant flow rate that flows through the main refrigerant circuit.
  • the refrigerant flowing through the bypass refrigerant circuit is higher in pressure than the refrigerant in the main refrigerant circuit sucked into the compression mechanism from the heat source side heat exchanger, so that the refrigerant density is high, and the mass flow rate of the refrigerant flowing through the bypass refrigerant circuit is also high. Therefore, not only the total refrigerant flow rate discharged from the compression mechanism and flowing into the use side heat exchanger increases, but also the heating capacity of the use side heat exchanger can be increased.
  • FIG. 1 is a configuration diagram of a liquid heating apparatus according to a first embodiment of the present invention.
  • the liquid heating device includes a refrigeration cycle device and a use side heat medium circuit 30.
  • the refrigeration cycle apparatus includes a main refrigerant circuit 10 and a bypass refrigerant circuit 20.
  • the main refrigerant circuit 10 includes a compression mechanism 11, a use side heat exchanger 12, which is a radiator, an intermediate heat exchanger 13, a first expansion device 14, and a heat source side heat exchanger 15, which is an evaporator, sequentially through a pipe 16. Connected and formed, carbon dioxide (CO 2 ) is used as a refrigerant.
  • CO 2 carbon dioxide
  • the compression mechanism 11 includes a low-stage compression rotation element 11a and a high-stage compression rotation element 11b.
  • the usage-side heat exchanger 12 heats the usage-side heat medium with the refrigerant discharged from the high-stage compression / rotation element 11b.
  • the volume ratio between the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b constituting the compression mechanism 11 is constant, and the drive shaft (not shown) is made common and arranged in one container. It is composed of one compressor.
  • the compression rotation element will be described using the compression mechanism 11 including the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b.
  • the position where the refrigerant from the bypass refrigerant circuit 20 joins is the middle of compression of the compression rotation element, and the compression rotation to the position where the refrigerant from the bypass refrigerant circuit 20 joins
  • the element can be used as the low-stage compression / rotation element 11a, and the compression / rotation element after the position where the refrigerant from the bypass refrigerant circuit 20 joins can be used as the high-stage compression / rotation element 11b.
  • the low-stage compression rotating element 11a and the high-stage compression rotating element 11b may have a compression mechanism configured by two independent compressors.
  • the bypass refrigerant circuit 20 is branched from a pipe 16 between the use-side heat exchanger 12 and the first expansion device 14, and is connected to a pipe 16 between the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b. It is connected.
  • the bypass refrigerant circuit 20 is provided with a second expansion device 21. After a part of the high-pressure refrigerant after passing through the use side heat exchanger 12 or a part of the high-pressure refrigerant after passing through the intermediate heat exchanger 13 is reduced in pressure by the second expansion device 21 to become an intermediate-pressure refrigerant.
  • the intermediate heat exchanger 13 exchanges heat with the high-pressure refrigerant flowing through the main refrigerant circuit 10 and joins the refrigerant between the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b.
  • the use side heat medium circuit 30 is formed by sequentially connecting a use side heat exchanger 12, a transfer device 31 as a transfer pump, and a heating terminal 32 through a heat medium pipe 33, and water or antifreeze liquid as the use side heat medium. Is used.
  • the utilization side heat medium circuit 30 includes a heat medium outlet temperature thermistor 53 that detects the temperature of the utilization side heat medium flowing out from the utilization side heat exchanger 12, and the temperature of the utilization side heat medium flowing into the utilization side heat exchanger 12.
  • a heat-medium inlet temperature thermistor 54 for detecting the heat medium, and the user-side heat medium is circulated through the user-side heat medium circuit 30 by the conveying device 31 and heated by the user-side heat exchanger 12. Heating is performed at the heating terminal 32.
  • the control device 60 operates the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b and heats the circulating water in the use-side heat exchanger 12, but the heat medium outlet temperature that is the temperature difference between the circulation water
  • the conveyance device 31 is operated so that the temperature difference between the temperature detected by the thermistor 53 and the temperature detected by the heat medium inlet temperature thermistor 54 becomes the target temperature difference.
  • the temperature difference between the detected temperature of the heat medium outlet temperature thermistor 53 and the detected temperature of the heat medium inlet temperature thermistor 54 becomes the target temperature difference. Since the detected temperature of the heat medium outlet temperature thermistor 53 and the detected temperature of the heat medium inlet temperature thermistor 54 do not rise to a predetermined temperature due to the control, the detected temperature of the heat medium outlet temperature thermistor 53 is lower than the predetermined temperature, and The temperature difference between the detected temperature of the heat medium outlet temperature thermistor 53 and the predetermined temperature is larger than the predetermined temperature difference.
  • the main refrigerant circuit 10 is provided with a high pressure side pressure detection device 51 in the piping 16 on the discharge side of the high stage side compression rotating element 11b.
  • the high-pressure side pressure detection device 51 is provided in the main refrigerant circuit 10 from the discharge side of the high-stage compression rotation element 11b to the upstream side of the first expansion device 14, and the high-pressure refrigerant of the main refrigerant circuit 10 It is only necessary to detect the pressure.
  • the piping 16 connecting the first expansion device 14 of the main refrigerant circuit 10 and the heat source side heat exchanger 15 is provided with an evaporation temperature thermistor 52 that detects the evaporation temperature on the low pressure side.
  • the pressure detection device is used instead of the temperature thermistor, and the control device 60 evaporates from the pressure value detected by the pressure detection device. The temperature may be calculated.
  • a temperature thermistor is provided around the heat source side heat exchanger 15, and the fan 17 is driven to change the temperature of the air supplying the heat source side heat exchanger 15 to the temperature thermistor. It may be used or detected.
  • the control device 60 functions as a low-pressure side detection unit according to the detection temperature of the evaporation temperature thermistor 52, the detection pressure value of the pressure detection device, or the temperature of the air supplying heat to the heat source side heat exchanger 15.
  • the valve opening degree of the first expansion device 14 and the second expansion device 21 is controlled.
  • control device 60 controls the valve openings of the first expansion device 14 and the second expansion device 21 by the detected pressure value of the high pressure side pressure detection device 51 that functions as a high pressure side detection unit.
  • valve openings of the first expansion device 14 and the second expansion device 21 are controlled by the temperature detected by the heat medium outlet temperature thermistor 53.
  • FIG. 2 is a pressure-enthalpy diagram (Ph diagram) under ideal conditions for the refrigeration cycle apparatus according to the present embodiment.
  • the pressure of the refrigerant after being depressurized by the second expansion device 21 is critical. It shows the state exceeding the pressure.
  • points a to e and points A to B correspond to points in the liquid heating apparatus shown in FIG.
  • the high-pressure refrigerant (point a) discharged from the high-stage compression rotating element 11 b radiates heat from the use-side heat exchanger 12 and then branches from the main refrigerant circuit 10 at the refrigerant branch point A.
  • the second expansion device 21 The pressure is reduced to an intermediate pressure to become an intermediate pressure refrigerant (point e), and heat is exchanged by the intermediate heat exchanger 13.
  • the high-pressure refrigerant flowing through the main refrigerant circuit 10 after radiating heat at the use-side heat exchanger 12 is cooled by the intermediate-pressure refrigerant (point e) flowing through the bypass refrigerant circuit 20, and the enthalpy is reduced (point b).
  • the pressure is reduced by the one expansion device 14.
  • the refrigerant enthalpy of the refrigerant (point c) flowing into the heat source side heat exchanger 15 after being depressurized by the first expansion device 14 is also reduced. Since the refrigerant dryness (weight ratio of the gas phase component to the total refrigerant) at the time of flowing into the heat source side heat exchanger 15 decreases and the liquid component of the refrigerant increases, the refrigerant is evaporated in the heat source side heat exchanger 15. The refrigerant ratio increases and the amount of heat absorbed from the outside air increases, returning to the suction side (point d) of the low-stage compression rotation element 11a.
  • the amount of refrigerant corresponding to the gas phase component that does not contribute to evaporation in the heat source side heat exchanger 15 is bypassed by the bypass refrigerant circuit 20 to become a low-temperature intermediate pressure refrigerant (point e), and in the intermediate heat exchanger 13
  • the refrigerant reaches the refrigerant confluence B between the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b.
  • the refrigerant pressure is higher on the suction side (point B) of the high-stage compression rotation element 11b than on the suction side (point d) of the low-stage compression rotation element 11a. Since the refrigerant combined with the refrigerant discharged from the element 11a is sucked and further compressed and discharged by the high-stage compression / rotation element 11b, the flow rate of refrigerant flowing into the use side heat exchanger 12 is greatly increased, and the use side The ability to heat water as a heat medium is greatly increased.
  • the control device 60 functions as a low pressure side detection unit, the detection temperature of the evaporation temperature thermistor 52, the detection pressure of the pressure detection device, or the temperature of the air that supplies heat to the heat source side heat exchanger 15,
  • a predetermined value reference value
  • the valve opening degree of the first expansion device 14 and the second expansion device 21 is adjusted, and the flow rate of the refrigerant flowing through the second expansion device 21 is changed to the first expansion device 14. More than the flowing refrigerant flow rate.
  • the control device 60 determines whether the first expansion device 14 and the second expansion device 21 By adjusting the valve opening, the refrigerant flow rate flowing through the second expansion device 21 is made larger than the refrigerant flow rate flowing through the first expansion device 14.
  • the valve opening of the first expansion device 14 and the second expansion device 21 is adjusted so that the refrigerant flow rate flowing through the second expansion device 21 is larger than the refrigerant flow rate flowing through the first expansion device 14.
  • control device 60 operates the first expansion device 14 in the direction in which the valve opening is decreased, and operates the second expansion device 21 in the direction in which the valve opening is increased, thereby causing the second expansion device 21 to operate.
  • the refrigerant flow rate flowing is set to be larger than the refrigerant flow rate flowing through the first expansion device 14.
  • the circulation amount of the refrigerant flowing between the use-side heat exchanger 12 and the bypass refrigerant circuit 20 increases, and the refrigerant pressure after being decompressed by the second expansion device 21, that is, The suction pressure of the high stage side compression rotating element 11b exceeds the critical pressure.
  • the heating capacity of the refrigerant in the use side heat exchanger 12 can be increased.
  • control device 60 functions as a low-pressure side detection unit, the detection value detected by the evaporation temperature thermistor 52 or the pressure detection device, or the temperature of the air that supplies heat to the heat source side heat exchanger 15.
  • a predetermined value reference value
  • the valve opening degree of the first expansion device 14 and the second expansion device 21 is adjusted, and the refrigerant flow rate flowing through the second expansion device 21 flows through the first expansion device 14.
  • the control to increase the refrigerant flow rate will be described with reference to FIGS. 3 and 5.
  • the valve diameters of the first expansion device 14 and the second expansion device 21 are the same.
  • the control device 60 has a relationship between the low-pressure side evaporation temperature Te detected by the evaporation temperature thermistor 52 in advance and the opening difference dPL between the second expansion device opening PL2 and the first expansion device opening PL1. It is entered as a characteristic equation.
  • the characteristic equation shows that the opening difference between the second expansion device opening PL2 and the first expansion device opening PL1 is 0, and the evaporation temperature Te is low. Accordingly, the relationship is set such that the opening of the second expansion device opening PL2 becomes larger than the opening of the first expansion device opening PL1.
  • a reference refrigerant temperature Teo is set.
  • the evaporating temperature thermistor 52 detects the evaporating temperature Te1 under the predetermined operating conditions of the refrigeration cycle apparatus, and detects the corresponding second expansion device opening PL2 and first expansion device opening PL1. .
  • the opening is set so that the expansion device opening PL2 ′ is reached.
  • the interval time t is detected in S6 and compared with the predetermined interval time to in S7. If t ⁇ to, the operations of S2 to S5 are repeated.
  • the opening degree of the second expansion device 21 is set larger than the opening degree of the first expansion device 14 by dPL1. Therefore, the refrigerant flow rate flowing through the second expansion device 21 is distributed so as to be larger than the refrigerant flow rate flowing through the first expansion device 14.
  • the parameter that functions as the low-pressure side detection unit is the detection value detected by the low-pressure side pressure detection device or the temperature of the air that supplies heat to the heat source side heat exchanger 15
  • the opening difference between the second expansion device opening PL2 and the first expansion device opening PL1 is 0, and the first expansion is increased as the detection value detected by the low pressure side detection unit becomes lower than the reference value.
  • the relationship set in such a relationship that the opening of the second expansion device opening PL2 is larger than the opening of the device opening PL1 is the same as the case of the evaporation temperature Te.
  • the valve opening between the first expansion device 14 and the second expansion device 21 is performed.
  • the refrigerant flow rate flowing through the second expansion device 21 is adjusted to be larger than the refrigerant flow rate flowing through the first expansion device 14, the second expansion device opening degree PL2 and the first expansion device opening PL2 are The opening difference between the expansion device opening PL1 is 0, and as the value becomes lower than the target pressure value, the opening of the second expansion device opening PL2 with respect to the opening of the first expansion device opening PL1.
  • the relationship set so as to increase is the same as in the case of the evaporation temperature Te.
  • the relationship with the opening degree difference dPL is input as a characteristic equation.
  • the relationship is set such that the opening of the second expansion device opening PL2 increases with respect to the opening of the first expansion device opening PL1.
  • a temperature difference of 0 is set in S11.
  • the heat medium outlet temperature thermistor 53 detects the temperature Tc of the use-side heat medium under predetermined operating conditions of the liquid heating device, and the second expansion device opening PL2 and the first expansion device open corresponding to the detected temperature Tc. The degree PL1 is detected.
  • the correction of the second expansion device 21 is performed. The opening is set so that the second expansion device opening PL2 ′ is obtained.
  • the detection value detected by the heat medium outlet temperature thermistor 53 is lower than the predetermined temperature, and the temperature difference between the predetermined temperature and the detection value detected by the heat medium outlet temperature thermistor 53 is larger than the predetermined temperature difference.
  • the refrigerant that flows through the bypass refrigerant circuit 20 as shown in FIG.
  • the refrigerant flowing through the bypass refrigerant circuit 20 by making the flow rate (G2) larger than the refrigerant flow rate (G1) flowing through the main refrigerant circuit 10 causes the refrigerant flowing into the compression mechanism 11 to be sucked into the compression mechanism 11 from the heat source side heat exchanger 15. Since the pressure is higher than that of the refrigerant, the refrigerant density is also increased, and the mass flow rate of the refrigerant flowing through the bypass refrigerant circuit 20 is also increased. Therefore, the total refrigerant flow rate (G0) discharged from the compression mechanism 11 and flowing into the use side heat exchanger 12 ) Increases, and the heating capacity in the use-side heat exchanger 12 can be increased.
  • the refrigeration cycle apparatus includes the main refrigerant circuit and the bypass refrigerant circuit including the intermediate heat exchanger, and even when the amount of heat that can be absorbed by the heat source side heat exchanger is small, the use side heat exchanger Therefore, it is useful for refrigeration, air conditioning, hot water supply, heating equipment, etc. using a refrigeration cycle apparatus.

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Abstract

圧縮機構１１、利用側熱交換器１２、中間熱交換器１３、第１膨張装置１４、熱源側熱交換器１５が順次接続されて形成されている主冷媒回路１０と、利用側熱交換器１２から第１膨張装置１４までの間から分岐され、分岐された冷媒は、第２膨張装置２１により減圧された後に、中間熱交換器１３で主冷媒回路１０を流れる冷媒と熱交換され、圧縮機構１１の圧縮途中の冷媒に合流されるバイパス冷媒回路２０と、を備え、熱源側熱交換器１５において吸熱できる熱量が少ない場合には、第２膨張装置２１を流れる冷媒流量を、第１膨張装置１４を流れる冷媒流量よりも多くして、熱源側熱交換器１５において吸熱できる熱量が少ない場合でも、利用側熱交換器１２において必要な加熱量を得ることができるインジェクション機能を有する冷凍サイクル装置を提供する。

Description

冷凍サイクル装置およびそれを備えた液体加熱装置
　本発明は、冷凍サイクル装置およびそれを備えた液体加熱装置に関するものである。
　従来、この種の冷凍装置において、高圧側に設けられている凝縮器と過冷却熱交換器との間から分岐された冷媒が、副電動膨張弁で減圧された後に、凝縮器を通過後に主電動膨張弁側に流れる高圧冷媒と、過冷却熱交換器において熱交換され、その後、低圧側や中間圧側に流入する構成、すなわち、インジェクション機能を有する冷凍サイクル装置の構成が開示されている（例えば、特許文献１参照）。
　図７は、特許文献１に記載された従来の冷凍サイクル装置の構成を示すものである。
　図７に示すように従来の冷凍装置は、圧縮機５１、凝縮器５２、過冷却熱交換器５３、主電動膨張弁５４、蒸発器５５、アキュムレータ５６が順に接続された主回路５７を備えている。
　凝縮器５２と過冷却熱交換器５３との間で、主回路５７から分岐した分岐管６０は、過冷却熱交換器５３の内管５３Ａに接続されている。この内管５３Ａは、外管６１内を主流の下流から上流へ延びて、インジェクション配管６２に接続されている。分岐管６０は副電動膨張弁６３を有している。インジェクション配管６２は、圧縮機５１の中間圧の部分５１Ａに接続されている。
特開２０００－２７４８５９号公報
　しかしながら、従来の冷凍装置では、蒸発器５５の吸熱量が低下し、かつ、凝縮器５５において加熱量が不足して場合、蒸発器５５において吸熱できる熱量に限界があるため、副電動膨張弁６３側を流れる冷媒流量が、主電動膨張弁５４側を流れる冷媒流量よりも小さくなるように設定されていると、凝縮器５５において必要な加熱量を得ることができないという課題を有していた。
　本発明は、前記従来の課題を解決するもので、熱源側熱交換器において吸熱できる熱量が少ない場合でも、利用側熱交換器において必要な加熱量を得ることができるインジェクション機能を有する冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
前記従来の課題を解決するために、本発明の冷凍サイクル装置は、圧縮回転要素から構成される圧縮機構、前記圧縮回転要素から吐出された冷媒により利用側熱媒体を加熱する利用側熱交換器、中間熱交換器、第１膨張装置、及び熱源側熱交換器が配管で順次接続されて形成されている主冷媒回路と、前記利用側熱交換器から前記第１膨張装置までの間の前記配管から分岐され、分岐された冷媒は、第２膨張装置により減圧された後に、前記中間熱交換器で前記主冷媒回路を流れる前記冷媒と熱交換され、前記圧縮回転要素の圧縮途中の前記冷媒に合流されるバイパス冷媒回路と、前記主冷媒回路の低圧側の前記冷媒の温度、または、前記主冷媒回路の前記低圧側の前記冷媒の圧力、または、前記熱源側熱交換器を通過する空気の温度を検出する低圧側検出部と、制御装置とを備え、前記制御装置は、前記低圧側検出部で検出される検出値が所定値より低い場合には、前記第１膨張装置と前記第２膨張装置との開度を調整して、前記第２膨張装置を流れる冷媒流量を、前記第１膨張装置を流れる冷媒流量よりも多くするものである。
　これにより、熱源側熱交換器において吸熱できる熱量が少ない場合に、第２膨張装置を経てバイパス冷媒回路へと流れる冷媒流量が、第１膨張装置を経て熱源側熱交換器へと流れる冷媒流量よりも多くなるように分配される。
　その結果、熱源側熱交換器において吸熱できる熱量が少ない場合に、バイパス冷媒回路を流れる冷媒流量は主冷媒回路を流れる冷媒流量より多くなり、かつ、バイパス冷媒回路を流れる冷媒は、熱源側熱交換器から圧縮機構へ吸入される主冷媒回路の冷媒よりも圧力が高いため冷媒密度も高くなり、バイパス冷媒回路を流れる冷媒の質量流量も増加するため、圧縮機構から吐出されて利用側熱交換器へ流入する全冷媒流量が増加するだけでなく、利用側熱交換器における加熱能力を高めることができる。
　本発明によれば、熱源側熱交換器において吸熱できる熱量が少ない場合でも、利用側熱交換器において必要な加熱量を得ることができるインジェクション機能を有する冷凍サイクル装置を提供できる。
本発明の実施の形態１における液体加熱装置の構成図 同冷凍サイクルについて理想条件での圧力―エンタルピー線図（Ｐ－ｈ線図） 同冷凍サイクル装置の第２膨張装置と第１膨張装置の開度差と、熱源側熱交換器の蒸発温度との関係を示す特性図 同冷凍サイクル装置の第２膨張装置と第１膨張装置の開度差と、利用側熱媒体回路における所定温度と利用側熱交換器により加熱された利用側熱媒体の温度との温度差との関係を示す特性図 同冷凍サイクル装置の熱源側熱交換器の蒸発温度に基づいて、第２膨張装置と第１膨張装置の開度を設定するフローチャート 同利用側熱媒体回路における所定温度と利用側熱交換器により加熱された利用側熱媒体の温度との温度差に基づいて、冷凍サイクル装置における第２膨張装置と第１膨張装置の開度を設定するフローチャート 従来の冷凍サイクル装置の構成図
　第１の発明は、圧縮回転要素から構成される圧縮機構、前記圧縮回転要素から吐出された冷媒により利用側熱媒体を加熱する利用側熱交換器、中間熱交換器、第１膨張装置、熱源側熱交換器が順次接続されて形成されている主冷媒回路と、前記利用側熱交換器から前記第１膨張装置までの間から分岐され、分岐された冷媒は、第２膨張装置により減圧された後に、前記中間熱交換器で前記主冷媒回路を流れる冷媒と熱交換され、前記圧縮回転要素の圧縮途中の冷媒に合流されるバイパス冷媒回路と、前記主冷媒回路の低圧側の冷媒の温度、または、前記主冷媒回路の低圧側の冷媒の圧力、または、前記熱源側熱交換器を通過する空気の温度を検出する低圧側検出部と、制御装置とを備え、前記制御装置は、前記低圧側検出部で検出される検出値が所定値より低い場合には、前記第１膨張装置と前記第２膨張装置との開度を調整して、前記第２膨張装置を流れる冷媒流量を、前記第１膨張装置を流れる冷媒流量よりも多くする冷凍サイクル装置である。
　これにより、熱源側熱交換器において吸熱できる熱量が少ない場合に、第２膨張装置を経てバイパス冷媒回路へと流れる冷媒流量が、第１膨張装置を経て熱源側熱交換器へと流れる冷媒流量よりも多くなるように分配される。
　その結果、熱源側熱交換器において吸熱できる熱量が少ない場合に、バイパス冷媒回路を流れる冷媒流量は主冷媒回路を流れる冷媒流量より多くなり、かつ、バイパス冷媒回路を流れる冷媒は、熱源側熱交換器から圧縮機構へ吸入される主冷媒回路の冷媒よりも圧力が高いため冷媒密度も高くなり、バイパス冷媒回路を流れる冷媒の質量流量も増加するため、圧縮機構から吐出されて利用側熱交換器へ流入する全冷媒流量が増加するだけでなく、利用側熱交換器における加熱能力を高めることができる。
　第２の発明は、特に、第１の発明において、前記主冷媒回路の高圧側の冷媒の圧力を検出する高圧側検出部を備え、前記制御装置は、前記高圧側検出部で検出される検出値が所定圧力より低い場合には、前記第１膨張装置と前記第２膨張装置との開度を調整して、前記第２膨張装置を流れる冷媒流量を、前記第１膨張装置を流れる冷媒流量よりも多くするものである。
　これにより、熱源側熱交換器において吸熱できる熱量が少なく、かつ、利用側熱交換器において加熱量が不足して場合に、第２膨張装置を経てバイパス冷媒回路へと流れる冷媒流量が、第１膨張装置を経て熱源側熱交換器へと流れる冷媒流量よりも多くなるように分配される。
　その結果、熱源側熱交換器において吸熱できる熱量が少なく、かつ、利用側熱交換器において加熱量が不足して場合に、バイパス冷媒回路を流れる冷媒流量は主冷媒回路を流れる冷媒流量より多くなり、かつ、バイパス冷媒回路を流れる冷媒は、熱源側熱交換器から圧縮機構へ吸入される主冷媒回路の冷媒よりも圧力が高いため冷媒密度も高くなり、バイパス冷媒回路を流れる冷媒の質量流量も増加するため、圧縮機構から吐出されて利用側熱交換器へ流入する全冷媒流量が増加するだけでなく、利用側熱交換器における加熱能力を高めることができる。
　第３の発明は、特に、第１または第２の発明において、前記冷媒として二酸化炭素を用い、前記第２膨張装置により減圧された後の冷媒の圧力が、臨界圧を超えるものである。
　これにより、利用側熱交換器において、冷媒で利用側熱媒体を加熱したときの、利用側熱媒体の高温化を実現できる。
　第４の発明は、特に、第１～第３のいずれかの発明の冷凍サイクル装置と、搬送装置によって、前記利用側熱媒体を循環させる利用側熱媒体回路とを備えた液体加熱装置である。
　これにより、冷媒で利用側熱媒体を加熱したときの、利用側熱媒体の高温化を実現できる液体加熱装置を提供できる。
　第５の発明は、特に、第４の発明において、前記利用側熱交換器から流出する前記利用側熱媒体の温度を検出する熱媒体出口温度サーミスタを備え、前記制御装置は、前記熱媒体出口温度サーミスタで検出される検出温度が所定温度よりも低く、かつ、前記所定温度と前記熱媒体出口温度サーミスタで検出される検出温度との温度差が所定温度差より大きい場合には、前記第１膨張装置と前記第２膨張装置との開度を調整して、前記第２膨張装置を流れる冷媒流量を、前記第１膨張装置を流れる冷媒流量よりも多くするものである。
　これにより、熱源側熱交換器において吸熱できる熱量が少なく、かつ、利用側熱交換器において加熱量が不足して場合に、第２膨張装置を経てバイパス冷媒回路へと流れる冷媒流量が、第１膨張装置を経て熱源側熱交換器へと流れる冷媒流量よりも多くなるように分配される。
　その結果、熱源側熱交換器において吸熱できる熱量が少なく、かつ、利用側熱交換器において加熱量が不足して場合に、バイパス冷媒回路を流れる冷媒流量は主冷媒回路を流れる冷媒流量より多くなり、かつ、バイパス冷媒回路を流れる冷媒は、熱源側熱交換器から圧縮機構へ吸入される主冷媒回路の冷媒よりも圧力が高いため冷媒密度も高くなり、バイパス冷媒回路を流れる冷媒の質量流量も増加するため、圧縮機構から吐出されて利用側熱交換器へ流入する全冷媒流量が増加するだけでなく、利用側熱交換器における加熱能力を高めることができる。
　以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によって本発明が限定されるものではない。
　（実施の形態１）
　　以下、本発明の第１の実施の形態について図面を参照しながら説明する。
　図１は、本発明の第１の実施の形態による液体加熱装置の構成図である。
　液体加熱装置は、冷凍サイクル装置と利用側熱媒体回路３０とから構成されている。また、冷凍サイクル装置は、主冷媒回路１０、バイパス冷媒回路２０から構成されている。
　主冷媒回路１０は、圧縮機構１１、放熱器である利用側熱交換器１２、中間熱交換器１３、第１膨張装置１４、及び蒸発器である熱源側熱交換器１５が、配管１６で順次接続されて形成され、冷媒として二酸化炭素（ＣＯ２）を用いている。
　圧縮機構１１は、低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとで構成される。利用側熱交換器１２は、高段側圧縮回転要素１１ｂから吐出された冷媒により利用側熱媒体を加熱する。なお、圧縮機構１１を構成する低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとの容積比は一定で、駆動軸（図示せず）を共通化させ、１つの容器内に配置した１台の圧縮機で構成されている。
　なお、本実施の形態では、圧縮回転要素が、低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとで構成される圧縮機構１１を用いて説明するが、単一の圧縮回転要素においても適用でき、単一の圧縮回転要素の場合には、バイパス冷媒回路２０からの冷媒が合流する位置を圧縮回転要素の圧縮途中とし、バイパス冷媒回路２０からの冷媒が合流する位置までの圧縮回転要素を低段側圧縮回転要素１１ａとし、バイパス冷媒回路２０からの冷媒が合流する位置以降の圧縮回転要素を高段側圧縮回転要素１１ｂとして適用することができる。
　また、低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとが、それぞれが独立した２台の圧縮機から構成されている圧縮機構の構成でもよい。
　バイパス冷媒回路２０は、利用側熱交換器１２から第１膨張装置１４までの間の配管１６から分岐され、低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとの間の配管１６に接続されている。
　バイパス冷媒回路２０には、第２膨張装置２１を設けられている。利用側熱交換器１２を通過後の一部の高圧冷媒、又は、中間熱交換器１３を通過後の一部の高圧冷媒は、第２膨張装置２１により減圧されて中間圧冷媒となった後に、中間熱交換器１３で主冷媒回路１０を流れる高圧冷媒と熱交換され、低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとの間の冷媒と合流される。
　利用側熱媒体回路３０は、利用側熱交換器１２、搬送ポンプである搬送装置３１、及び暖房端末３２が、熱媒体配管３３で順次接続されて形成され、利用側熱媒体として、水又は不凍液が用いられている。
　利用側熱媒体回路３０には、利用側熱交換器１２から流出する利用側熱媒体の温度を検出する熱媒体出口温度サーミスタ５３と、利用側熱交換器１２に流入する利用側熱媒体の温度を検出する熱媒体入口温度サーミスタ５４とが設けられていて利用側熱媒体を搬送装置３１で利用側熱媒体回路３０を循環させ、利用側熱交換器１２にて加熱された利用側熱媒体で暖房端末３２での暖房を行う。
　制御装置６０は、低段側圧縮回転要素１１ａ及び高段側圧縮回転要素１１ｂを動作させ、利用側熱交換器１２で循環水を加熱するが、その循環水の温度差である熱媒体出口温度サーミスタ５３の検出温度と熱媒体入口温度サーミスタ５４の検出温度との温度差が目標温度差となるように、搬送装置３１を動作させる。
　なお、利用側熱交換器１２において加熱量が不足して場合には、熱媒体出口温度サーミスタ５３の検出温度と熱媒体入口温度サーミスタ５４の検出温度との温度差が目標温度差となるように制御している関係上、熱媒体出口温度サーミスタ５３の検出温度及び熱媒体入口温度サーミスタ５４の検出温度は所定温度まで上昇しないため、熱媒体出口温度サーミスタ５３の検出温度が所定温度より低く、かつ、熱媒体出口温度サーミスタ５３の検出温度と所定温度の温度差は所定温度差より大きい。
　主冷媒回路１０には、高段側圧縮回転要素１１ｂの吐出側の配管１６に、高圧側圧力検出装置５１が設けられている。なお、高圧側圧力検出装置５１は、高段側圧縮回転要素１１ｂの吐出側から、第１膨張装置１４の上流側までの、主冷媒回路１０に設けられていて、主冷媒回路１０の高圧冷媒の圧力を検出できればよい。
　また、主冷媒回路１０の第１膨張装置１４と熱源側熱交換器１５とを接続する配管１６には、低圧側の蒸発温度を検出する蒸発温度サーミスタ５２が設けられている。なお、低圧側の冷媒（気液二層状態）の蒸発温度を検出するためには、温度サーミスタでなくても、圧力検出装置とし、圧力検出装置が検出した圧力値から、制御装置６０が蒸発温度を算出してもよい。さらには、蒸発温度の代わりに、熱源側熱交換器１５の周辺に温度サーミスタを設け、ファン１７が駆動することで、熱源側熱交換器１５に熱を供給する空気の温度を、その温度サーミスタ用いても検出してもよい。
　制御装置６０は、低圧側検出部として機能する、蒸発温度サーミスタ５２の検出温度、または、圧力検出装置の検出圧力値、または、熱源側熱交換器１５に熱を供給する空気の温度によって、第１膨張装置１４と第２膨張装置２１の弁開度を制御する。
　また、制御装置６０は、高圧側検出部として機能する高圧側圧力検出装置５１の検出圧力値によって、第１膨張装置１４と第２膨張装置２１の弁開度を制御する。
　さらには、熱媒体出口温度サーミスタ５３の検出温度によって、第１膨張装置１４と第２膨張装置２１の弁開度を制御する。
　図２は、本実施の形態における冷凍サイクル装置について、理想条件での圧力―エンタルピー線図（Ｐ－ｈ線図）であり、第２膨張装置２１により減圧された後の冷媒の圧力が、臨界圧を超えた状態を示している。
　図２のａ～ｅ点、およびＡ～Ｂ点は、図１に示す液体加熱装置における各ポイントに相当する。
　まず、高段側圧縮回転要素１１ｂから吐出される高圧冷媒（ａ点）は、利用側熱交換器１２で放熱した後に冷媒分岐点Ａで主冷媒回路１０から分岐し、第２膨張装置２１により中間圧まで減圧されて中間圧冷媒（ｅ点）となり、中間熱交換器１３にて熱交換する。
　利用側熱交換器１２で放熱した後の主冷媒回路１０を流れる高圧冷媒は、バイパス冷媒回路２０を流れる中間圧冷媒（ｅ点）によって冷却され、エンタルピーが低減された状態（ｂ点）で第１膨張装置１４にて減圧される。
　これにより、第１膨張装置１４にて減圧された後に熱源側熱交換器１５に流入する冷媒（ｃ点）の冷媒エンタルピーも低減される。熱源側熱交換器１５に流入する時点での冷媒乾き度（全冷媒に対して気相成分が占める重量比率）が低下して冷媒の液成分が増大するため、熱源側熱交換器１５において蒸発に寄与し、冷媒比率が増大して外気からの吸熱量が増大され、低段側圧縮回転要素１１ａの吸入側（ｄ点）に戻る。
　一方、熱源側熱交換器１５において蒸発に寄与しない気相成分に相当する量の冷媒は、バイパス冷媒回路２０にバイパスされて低温の中間圧冷媒（ｅ点）となり、中間熱交換器１３にて主冷媒回路１０を流れる高圧冷媒によって加熱されて冷媒エンタルピーが高まった状態で、低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとの間にある冷媒合流点Ｂに至る。
　従って、高段側圧縮回転要素１１ｂの吸入側（Ｂ点）では、低段側圧縮回転要素１１ａの吸入側（ｄ点）より冷媒圧力が高いため冷媒密度も高く、かつ、低段側圧縮回転要素１１ａから吐出した冷媒と合流した冷媒が吸入され、高段側圧縮回転要素１１ｂで更に圧縮されて吐出されるため、利用側熱交換器１２に流入する冷媒流量が大幅に増大し、利用側熱媒体である水を加熱する能力が大幅に増大する。
　そして、制御装置６０は、低圧側検出部として機能する、蒸発温度サーミスタ５２の検出温度、または、圧力検出装置の検出圧力、または、熱源側熱交換器１５に熱を供給する空気の温度が、所定値（基準値）より低い場合には、第１膨張装置１４と第２膨張装置２１との弁開度を調整して、第２膨張装置２１を流れる冷媒流量を、第１膨張装置１４を流れる冷媒流量よりも多くする。
　また、制御装置６０は、高圧側検出部として機能する高圧側圧力検出装置５１の検出圧力が所定圧力（目標圧力値）より低い場合には、第１膨張装置１４と第２膨張装置２１との弁開度を調整して、第２膨張装置２１を流れる冷媒流量を、第１膨張装置１４を流れる冷媒流量よりも多くする。
　さらには、熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出されるが所定温度よりも低く、かつ、所定温度と熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される検出値との温度差が所定温度差より大きい場合には、第１膨張装置１４と第２膨張装置２１との弁開度を調整して、第２膨張装置２１を流れる冷媒流量を、第１膨張装置１４を流れる冷媒流量よりも多くする。
　すなわち、制御装置６０は、第１膨張装置１４を弁開度が小さくなる方向に動作させ、また、第２膨張装置２１を弁開度が大きくなる方向に動作させて、第２膨張装置２１を流れる冷媒流量を、第１膨張装置１４を流れる冷媒流量よりも多くする。
　その結果、図２に示すように、利用側熱交換器１２とバイパス冷媒回路２０との間を流れる冷媒の循環量が増加し、第２膨張装置２１により減圧された後の冷媒の圧力、すなわち、高段側圧縮回転要素１１ｂの吸入圧力は、臨界圧を超えた状態となる。これにより、利用側熱交換器１２における冷媒の加熱能力を増加させることができる。
　次に、制御装置６０が、低圧側検出部として機能する、蒸発温度サーミスタ５２、または、圧力検出装置で検出される検出値、または、熱源側熱交換器１５に熱を供給する空気の温度が所定値（基準値）より低い場合に、第１膨張装置１４と第２膨張装置２１との弁開度を調整して、第２膨張装置２１を流れる冷媒流量を、第１膨張装置１４を流れる冷媒流量よりも多くする制御について、図３および図５を用いて説明する。なお、本実施の形態においては、第１膨張装置１４と第２膨張装置２１の弁口径は同一としている。
　制御装置６０には、予め、蒸発温度サーミスタ５２にて検出される低圧側の蒸発温度Ｔｅと、第２膨張装置開度ＰＬ２と第１膨張装置開度ＰＬ１との開度差ｄＰＬとの関係が特性式として入力されている。
　すなわち、特性式は、図３に示すように、基準蒸発温度Ｔｅｏのときには、第２膨張装置開度ＰＬ２と第１膨張装置開度ＰＬ１との開度差は０であり、蒸発温度Ｔｅが低くなるにつれて、第１膨張装置開度ＰＬ１の開度に対して、第２膨張装置開度ＰＬ２の開度が大きくなるような関係に設定してある。
　以下、図５に基づいて、第２膨張装置開度ＰＬ２と第１膨張装置開度ＰＬ１を設定するフローチャートについて説明する。
　まず、Ｓ１にて、基準冷媒温度Ｔｅｏを設定する。次に、Ｓ２にて、冷凍サイクル装置の所定の運転条件で、蒸発温度サーミスタ５２が蒸発温度Ｔｅ１を検出し、それに対応する第２膨張装置開度ＰＬ２、第１膨張装置開度ＰＬ１を検出する。
　そして、Ｓ３にて、膨張弁開度差ｄＰＬ（＝ＰＬ２－ＰＬ１）を算出し、目標膨張弁開度差ｄＰＬ＝ｄＰＬ１を設定する。
　つづいて、Ｓ４にて、第２膨張装置２１の現在の開度ＰＬ２を修正して、修正第２膨張装置開度ＰＬ２‘＝ＰＬ２＋ｄＰＬ１を算出し、Ｓ５にて、第２膨張装置２１の修正第２膨張装置開度ＰＬ２’となるように開度設定を行う。
　その後、Ｓ６にて、インターバル時間ｔを検出して、Ｓ７にて所定インターバル時間ｔｏとの比較を行い、ｔ≧ｔｏであれば、Ｓ２～Ｓ５の動作を繰り返す。
　これにより、熱源側熱交換器１５における蒸発温度Ｔｅが基準蒸発温度Ｔｅｏより低い場合には、第２膨張装置２１の開度が、第１膨張装置１４の開度より、ｄＰＬ１分だけ大きく設定されるため、第２膨張装置２１を流れる冷媒流量は、第１膨張装置１４を流れる冷媒流量よりも多くなるように分配されることになる。
　なお、この場合、低圧側検出部として機能するパラメータが、低圧側の圧力検出装置で検出される検出値、または、熱源側熱交換器１５に熱を供給する空気の温度であっても、基準値のときには、第２膨張装置開度ＰＬ２と第１膨張装置開度ＰＬ１との開度差は０であり、低圧側検出部で検出される検出値が基準値より低くなるにつれて、第１膨張装置開度ＰＬ１の開度に対して、第２膨張装置開度ＰＬ２の開度が大きくなるような関係に設定してある関係は、蒸発温度Ｔｅの場合と同じである。
　また、高圧側検出部として機能する高圧側圧力検出装置５１で検出される検出値が所定圧力（目標圧力値）より低い場合には、第１膨張装置１４と第２膨張装置２１との弁開度を調整して、第２膨張装置２１を流れる冷媒流量を、第１膨張装置１４を流れる冷媒流量よりも多くする場合についても、目標圧力値のときには、第２膨張装置開度ＰＬ２と第１膨張装置開度ＰＬ１との開度差は０であり、その値が目標圧力値より低くなるにつれて、第１膨張装置開度ＰＬ１の開度に対して、第２膨張装置開度ＰＬ２の開度が大きくなるような関係に設定してある関係は、蒸発温度Ｔｅの場合と同じである。
　次に、熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される検出値が所定温度よりも低く、かつ、所定温度と熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される検出値との温度差が所定温度差より大きい場合には、第１膨張装置１４と第２膨張装置２１との弁開度を調整して、第２膨張装置２１を流れる冷媒流量を、第１膨張装置１４を流れる冷媒流量よりも多くする制御について、図４および図６を用いて説明する。なお、本実施の形態においては、第１膨張装置１４と第２膨張装置２１の弁口径は同一としている。
　制御装置６０には、予め、所定温度と熱媒体出口温度サーミスタ５３にて検出される検出温度Ｔｃとの温度差（ｄＴｃ）と、第２膨張装置開度ＰＬ２と第１膨張装置開度ＰＬ１との開度差ｄＰＬとの関係が特性式として入力されている。
　すなわち、図４に示すように、温度差なし（温度差＝０）のときには、第２膨張装置開度ＰＬ２と第１膨張装置開度ＰＬ１との開度差は０であり、温度差（ｄＴｃ）が大きくなるにつれて、第１膨張装置開度ＰＬ１の開度に対して、第２膨張装置開度ＰＬ２の開度が大きくなるような関係に設定してある。
　以下、図６に基づいて、第２膨張装置開度ＰＬ２と第１膨張装置開度ＰＬ１を設定するフローチャートについて説明する。
　まず、Ｓ１１にて、温度差０を設定する。そして、Ｓ１２にて、液体加熱装置の所定の運転条件で、熱媒体出口温度サーミスタ５３が利用側熱媒体の温度Ｔｃを検出し、それに対応する第２膨張装置開度ＰＬ２、第１膨張装置開度ＰＬ１を検出する。
　そして、Ｓ１３にて、膨張弁開度差ｄＰＬ（＝ＰＬ２－ＰＬ１）を算出し、目標膨張弁開度差ｄＰＬ＝ｄＰＬ’を設定する。
　つづいて、Ｓ１４にて、第２膨張装置２１の現在の開度ＰＬ２を修正して、修正第２膨張装置開度ＰＬ２‘＝ＰＬ２＋ｄＰＬ’を算出し、Ｓ１５にて、第２膨張装置２１の修正第２膨張装置開度ＰＬ２’となるように開度設定を行う。
　その後、Ｓ１６にて、インターバル時間ｔを検出して、Ｓ１７にて所定インターバル時間ｔｏとの比較を行い、ｔ≧ｔｏであれば、Ｓ１２～Ｓ１５の動作を繰り返す。
　これにより、熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される検出値が所定温度よりも低く、かつ、所定温度と熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される検出値との温度差が所定温度差より大きい場合には、第１膨張装置１４の開度より、ｄＰＬ’分だけ大きく設定されるため、第２膨張装置２１を流れる冷媒流量は、第１膨張装置１４を流れる冷媒流量よりも多くなるように分配されることになる。
　以上のように、熱源側熱交換器１５において吸熱できる熱量が少なく、かつ、利用側熱交換器１２において加熱量が不足して場合に、図１に示すように、バイパス冷媒回路２０を流れる冷媒流量（Ｇ２）を、主冷媒回路１０を流れる冷媒流量（Ｇ１）より多くすることでバイパス冷媒回路２０を流れる冷媒は、熱源側熱交換器１５から圧縮機構１１へ吸入される主冷媒回路１０の冷媒よりも圧力が高いため、冷媒密度も高くなり、バイパス冷媒回路２０を流れる冷媒の質量流量も増加するため、圧縮機構１１から吐出されて利用側熱交換器１２へ流入する全冷媒流量（Ｇ０）が増加するだけでなく、利用側熱交換器１２における加熱能力を高めることができる。
　以上のように、本発明にかかる冷凍サイクル装置は、中間熱交換器を備えた主冷媒回路とバイパス冷媒回路からなり、熱源側熱交換器において吸熱できる熱量が少ない場合でも、利用側熱交換器において必要な加熱量を得ることができるので、冷凍サイクル装置を用いた冷凍、空調、給湯、暖房機器等に有用である。
　１０　主冷媒回路
　１１　圧縮機構
　１１ａ　低段側圧縮回転要素
　１１ｂ　高段側圧縮回転要素
　１２　利用側熱交換器
　１３　中間熱交換器
　１４　第１膨張装置
　１５　熱源側熱交換器
　１６　配管
　１７　ファン
　２０　バイパス冷媒回路
　２１　第２膨張装置
　３０　利用側熱媒体回路
　３１　搬送装置
　３２　暖房端末
　５１　高圧側圧力検出装置（高圧側検出部）
　５２　蒸発温度サーミスタ（低圧側検出部）
　５３　熱媒体出口温度サーミスタ
　５４　熱媒体入口温度サーミスタ
　６０　制御装置

Claims (5)

  1. 　圧縮回転要素から構成される圧縮機構、前記圧縮回転要素から吐出された冷媒により利用側熱媒体を加熱する利用側熱交換器、中間熱交換器、第１膨張装置、及び熱源側熱交換器が配管で順次接続されて形成されている主冷媒回路と、
    前記利用側熱交換器から前記第１膨張装置までの間の前記配管から分岐され、分岐された冷媒は、第２膨張装置により減圧された後に、前記中間熱交換器で前記主冷媒回路を流れる前記冷媒と熱交換され、前記圧縮回転要素の圧縮途中の前記冷媒に合流されるバイパス冷媒回路と、
    前記主冷媒回路の低圧側の前記冷媒の温度、または、前記主冷媒回路の前記低圧側の前記冷媒の圧力、または、前記熱源側熱交換器を通過する空気の温度を検出する低圧側検出部と、
    制御装置と
    を備え、
    前記制御装置は、前記低圧側検出部で検出される検出値が所定値より低い場合には、
    前記第１膨張装置と前記第２膨張装置との開度を調整して、
    前記第２膨張装置を流れる冷媒流量を、前記第１膨張装置を流れる冷媒流量よりも多くすることを特徴とする冷凍サイクル装置。
  2. 　前記主冷媒回路の高圧側の前記冷媒の圧力を検出する高圧側検出部を備え、前記制御装置は、前記高圧側検出部で検出される検出値が所定圧力より低い場合には、前記第１膨張装置と前記第２膨張装置との前記開度を調整して、前記第２膨張装置を流れる前記冷媒流量を、前記第１膨張装置を流れる前記冷媒流量よりも多くすることを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記冷媒として二酸化炭素を用い、前記第２膨張装置により減圧された後の前記冷媒の前記圧力が、臨界圧を超えることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　請求項１～請求項３のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置と、搬送装置によって、前記利用側熱媒体を循環させる利用側熱媒体回路とを備えたことを特徴とする液体加熱装置。
  5. 　前記利用側熱交換器から流出する前記利用側熱媒体の温度を検出する熱媒体出口温度サーミスタを備え、前記制御装置は、前記熱媒体出口温度サーミスタで検出される検出温度が所定温度よりも低く、かつ、前記所定温度と前記熱媒体出口温度サーミスタで検出される前記検出温度との温度差が所定温度差より大きい場合には、前記第１膨張装置と前記第２膨張装置との前記開度を調整して、前記第２膨張装置を流れる前記冷媒流量を、前記第１膨張装置を流れる前記冷媒流量よりも多くすることを特徴とする請求項４に記載の液体加熱装置。
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