WO2022249984A1 - 冷凍装置 - Google Patents

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WO2022249984A1
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refrigerant
heat transfer
expansion valve
evaporator
transfer tube
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文平 呉
泰士 長谷川
良枝 栂野
明正 横山
達男 石黒
大智 吉井
和仁 吉田
Original Assignee
三菱重工サーマルシステムズ株式会社
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    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
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    • F25B2339/021—Evaporators in which refrigerant is sprayed on a surface to be cooled
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    • F25B2339/02—Details of evaporators
    • F25B2339/024—Evaporators with refrigerant in a vessel in which is situated a heat exchanger
    • F25B2339/0242—Evaporators with refrigerant in a vessel in which is situated a heat exchanger having tubular elements

Definitions

  • the present disclosure relates to refrigeration equipment.
  • a turbo refrigerating device used as a heat source for district heating and cooling comprises, as is well known, a turbo compressor that compresses refrigerant, a condenser that condenses the compressed refrigerant, and a control valve that expands the condensed refrigerant. and an evaporator for evaporating the expanded refrigerant.
  • the evaporator has a pressure vessel forming an outer shell and heat transfer tubes arranged in the pressure vessel. The replacement evaporates the refrigerant.
  • a liquid film evaporator that forms a refrigerant liquid film on the surface of a heat transfer tube is known as an evaporator used in a turbo refrigerator.
  • a liquid film evaporator supplies a liquid-phase refrigerant from above to a group of heat transfer tubes in which a medium to be cooled flows and the heat transfer tubes are arranged vertically and horizontally. to form a liquid film of In such a liquid film evaporator, when the liquid-phase refrigerant that is not completely evaporated in the heat transfer tube group and is stored in the lower part of the pressure vessel is recirculated to the upper part of the evaporator and supplied to the heat transfer tube group again.
  • Patent Document 1 describes an evaporator that includes a tube bundle housed in a shell and a distributor that supplies refrigerant to the tube bundle from above.
  • the evaporator of U.S. Pat. No. 5,900,001 uses a pump or ejector to recirculate the liquid refrigerant from the lower portion of the shell to the distributor.
  • the heat transfer surface for heat exchange is only the portion of the surface of the heat transfer tube on which the liquid film is formed. For this reason, when there is a portion where the liquid film is not formed on the surface of the heat transfer tube (hereafter, the absence of the liquid film on the surface of the heat transfer tube is also referred to as “dry-out”), heat is generated in the portion where the dry-out occurs. Since heat exchange is not performed, there is a problem that heat exchange efficiency is reduced. In particular, since the liquid film evaporator supplies the refrigerant to the heat transfer tube group from above, the lower the heat transfer tube is, the more likely it is that dryout will occur.
  • the amount of refrigerant introduced to the evaporator varies depending on the operating conditions of the refrigeration system (for example, the load and temperature of the refrigeration system). Therefore, for example, in an evaporator that does not consider the operating conditions of the refrigeration system, such as the evaporator described in Patent Document 1, sufficient refrigerant is not supplied to the heat transfer tube group depending on the operating conditions of the refrigeration system. , the heat exchange efficiency could be reduced.
  • the present disclosure has been made in view of such circumstances, and aims to provide a refrigeration apparatus capable of improving heat exchange efficiency.
  • a refrigeration apparatus includes a compressor that compresses a refrigerant, a condenser that condenses the refrigerant compressed by the compressor, an expansion valve that expands the refrigerant condensed by the condenser, and A refrigeration system comprising: an evaporator that evaporates the refrigerant expanded by an expansion valve; and an expansion valve control section that controls the opening degree of the expansion valve, wherein the evaporator includes a housing that forms an outer shell.
  • a heat transfer tube group having a plurality of heat transfer tubes that are housed inside the housing and arranged in a vertical direction; a refrigerant supply unit that supplies the refrigerant to the heat transfer tube group from above; and the heat transfer tube group a circulation unit that guides the refrigerant stored in the lower part of the housing without completely evaporating to the refrigerant supply unit, and the expansion valve control unit is stored in the lower part of the housing.
  • the degree of opening of the expansion valve is controlled so that the water level of the refrigerant corresponds to the amount of refrigerant circulated by the circulation unit, which varies depending on the operating conditions of the refrigeration system.
  • the heat exchange efficiency of the evaporator can be improved.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a turbo refrigerator according to a first embodiment of the present disclosure
  • FIG. 1 is a vertical cross-sectional view showing an evaporator according to a first embodiment of the present disclosure
  • FIG. 1 is a vertical cross-sectional view showing an evaporator according to a first embodiment of the present disclosure
  • FIG. 4 is a vertical cross-sectional view showing an evaporator according to a modification of the first embodiment of the present disclosure
  • FIG. 4 is a schematic configuration diagram of a turbo refrigerator according to a second embodiment of the present disclosure
  • FIG. 5 is a Mollier diagram showing a turbo refrigerator according to a second embodiment of the present disclosure
  • a turbo refrigerator (refrigerating device) 1 includes a turbo compressor (compressor) 2 that compresses refrigerant and a condenser that condenses the refrigerant compressed by the turbo compressor 2. 3, an expansion valve 4 that expands the refrigerant condensed by the condenser 3, an evaporator 5 that evaporates the refrigerant expanded by the expansion valve 4, and the like.
  • the turbo compressor 2 and the upper part of the condenser 3 are connected by a discharge pipe 6.
  • a discharge pipe 6 guides the refrigerant compressed by the turbo compressor 2 to the condenser 3 .
  • the bottom of the condenser 3 , the expansion valve 4 and the top of the evaporator 5 are connected by a refrigerant pipe 7 .
  • An expansion valve 4 is provided in the refrigerant pipe 7 .
  • a refrigerant pipe 7 guides the refrigerant condensed in the condenser 3 to the evaporator 5 .
  • An upper portion of the evaporator 5 and the turbo compressor 2 are connected by a suction pipe 8 .
  • the suction pipe 8 guides the refrigerant evaporated in the evaporator 5 to the turbo compressor 2 .
  • a branch pipe 17 is branched from a midway position of the refrigerant pipe 7 .
  • the branch pipe 17 is branched from the refrigerant pipe 7 upstream of the expansion valve 4 .
  • a downstream end of the branch pipe 17 is connected to the eductor 10 .
  • a branch pipe 17 guides part of the refrigerant condensed in the condenser 3 to the eductor 10 .
  • the eductor 10 and the evaporator 5 are connected by a first circulation pipe 14 .
  • the upstream end of the first circulation pipe 14 is connected to the bottom of the pressure vessel 11 of the evaporator 5 .
  • a downstream end of the first circulation pipe 14 is connected to the eductor 10 .
  • the first circulation pipe 14 guides the liquid-phase refrigerant stored in the lower portion of the evaporator 5 to the eductor 10 .
  • the eductor 10 is connected to the upstream end of a second circulation pipe 15 for discharging the refrigerant in the eductor 10 .
  • the downstream end of the second circulation pipe 15 is connected to the downstream side of the expansion valve 4 in the refrigerant pipe 7 .
  • the second circulation pipe 15 guides the refrigerant discharged from the eductor 10 to the evaporator 5 via the refrigerant pipe 7 .
  • the turbo compressor 2 is of a known centrifugal turbine type that is rotationally driven by an electric motor 9, and is arranged above the evaporator 5 with its axis extending substantially horizontally.
  • the electric motor 9 is driven by an inverter unit.
  • the turbo compressor 2 compresses gaseous refrigerant supplied from the refrigerant outlet of the evaporator 5 through the suction pipe 8, as will be described later.
  • a low-pressure refrigerant such as R1233zd used at a maximum pressure of less than 0.2 MPaG is used.
  • the condenser 3 and the evaporator 5 are formed in a cylindrical shell shape with high pressure resistance, and are arranged in parallel so as to be adjacent to each other with their central axes extending substantially horizontally.
  • the condenser 3 may be arranged at a relatively higher position than the evaporator 5 .
  • the eductor 10 sucks the liquid-phase refrigerant stored in the lower portion of the pressure vessel 11 due to the flow velocity difference and pressure difference of the liquid-phase refrigerant flowing inside.
  • the liquid-phase refrigerant (refrigerant from the condenser 3) guided from the branch pipe 17 to the eductor 10 flows through the main flow path inside the eductor 10 and is discharged from the eductor 10 to the second circulation pipe 15. be done.
  • the connection portion with the first circulation pipe 14 provided on the outer periphery of the main flow path becomes low pressure, so that the liquid-phase refrigerant in the pressure vessel 11 flows into the eductor 10 through the first circulation pipe 14. be sucked.
  • the liquid-phase refrigerant sucked into the eductor 10 is discharged to the second circulation pipe 15 together with the refrigerant injected from the nozzle.
  • the eductor 10 circulates the refrigerant using the pressure difference in the turbo refrigerator 1 (the difference between the pressure of the refrigerant in the condenser 3 and the pressure of the refrigerant in the evaporator 5, etc.).
  • the evaporator 5 includes a pressure vessel (casing) 11 forming an outer shell, a refrigerant inlet pipe 12 for introducing refrigerant into the pressure vessel 11, and provided below the refrigerant inlet pipe 12. It has a refrigerant tray (refrigerant supply unit) 13 , a heat transfer tube group 16 housed inside the pressure vessel 11 , and a refrigerant outlet pipe (not shown) for discharging the evaporated refrigerant from the pressure vessel 11 .
  • the pressure vessel 11 integrally has a cylindrical portion 11a extending along the central axis and two tube plates (not shown) closing both ends of the cylindrical portion 11a in the direction along the central axis.
  • the cylindrical portion 11a is arranged so that the central axis thereof is substantially horizontal.
  • Each tube sheet is a disk-shaped plate material.
  • the direction along the central axis (the depth direction of the paper surface of FIG. 2) will be referred to as the longitudinal direction.
  • the vertical up-down direction is simply referred to as the up-down direction.
  • a direction intersecting with the longitudinal direction and the vertical direction is called a lateral direction.
  • the refrigerant inlet pipe 12 is a cylindrical member that extends vertically and is formed in a substantially straight line.
  • the refrigerant inlet pipe 12 is provided so as to pass through the upper portion of the cylindrical portion 11a in the vertical direction.
  • the refrigerant inlet pipe 12 is provided substantially in the center of the cylindrical portion 11a in the direction along the central axis.
  • the coolant inlet pipe 12 is connected to the coolant pipe 7 (see FIG. 1). That is, the refrigerant expanded by the expansion valve 4 is guided into the pressure vessel 11 through the refrigerant pipe 7 and the refrigerant inlet pipe 12 .
  • the coolant tray 13 is a substantially rectangular plate-shaped member.
  • the coolant tray 13 is arranged in the upper part inside the pressure vessel 11 so that the plate surface thereof is substantially horizontal. Also, the coolant tray 13 was provided so that the lower end of the coolant inlet pipe 12 and the plate surface faced each other.
  • the coolant tray 13 is arranged such that both ends in the lateral direction are separated from the inner peripheral surface of the cylindrical portion 11 a of the pressure vessel 11 by a predetermined distance. Moreover, the coolant tray 13 is provided over substantially the entire length of the pressure vessel 11 . Both ends of the coolant tray 13 in the longitudinal direction are each fixed to a tube plate.
  • the coolant tray 13 is formed with a large number of holes penetrating vertically.
  • a large number of holes are formed in substantially the entire area of the coolant tray 13 .
  • Liquid refrigerant discharged from the refrigerant inlet pipe 12 is discharged onto the refrigerant tray 13 .
  • the coolant discharged to the coolant tray 13 flows on the upper surface of the coolant tray 13 and then drops downward through a large number of holes. In this manner, the coolant tray 13 distributes the coolant supplied from the coolant inlet pipe 12 in the longitudinal direction and the lateral direction.
  • the heat transfer tube group 16 is arranged inside the pressure vessel 11 . Also, the heat transfer tube group 16 is arranged below the refrigerant tray 13 .
  • the heat transfer tube group 16 is composed of a plurality of heat transfer tubes 16a extending along the longitudinal direction.
  • the plurality of heat transfer tubes 16a are arranged substantially parallel.
  • the plurality of heat transfer tubes 16a are arranged side by side at predetermined intervals in the vertical direction and the lateral direction. Specifically, the plurality of heat transfer tubes 16a are arranged in a plurality of rows in the vertical direction and in a plurality of rows in the lateral direction. Water as a liquid to be cooled flows inside each heat transfer tube 16a.
  • Each heat transfer tube 16a is formed in a straight line.
  • Each heat transfer tube 16a extends from one longitudinal end to the other longitudinal end of the pressure vessel 11 and penetrates each tube plate.
  • the refrigerant outlet pipe is a cylindrical member that extends in the vertical direction, and is provided so as to communicate with an opening (not shown) formed in the upper portion of the cylindrical portion 11a.
  • the refrigerant outlet pipe is connected to the suction pipe 8 (see FIG. 1). That is, the refrigerant evaporated in the evaporator 5 is discharged to the outside of the pressure vessel 11 through the refrigerant outlet pipe and the suction pipe 8 and is led to the turbo compressor 2 .
  • the turbo chiller 1 also includes a control device 18 .
  • the control device 18 includes an expansion valve control section that controls the opening degree of the expansion valve 4, and an IGV control section (adjustment means control section) that controls an inlet guide vane (IGV) (not shown) provided in the turbo compressor 2. and have
  • the control device 18 is composed of, for example, a CPU (Central Processing Unit), RAM (Random Access Memory), ROM (Read Only Memory), and a computer-readable storage medium.
  • a series of processes for realizing various functions is stored in a storage medium or the like in the form of a program, for example, and the CPU reads out this program to a RAM or the like, and executes information processing and arithmetic processing. As a result, various functions are realized.
  • the program may be pre-installed in a ROM or other storage medium, provided in a state stored in a computer-readable storage medium, or delivered via wired or wireless communication means. etc. may be applied.
  • Computer-readable storage media include magnetic disks, magneto-optical disks, CD-ROMs, DVD-ROMs, semiconductor memories, and the like.
  • the expansion valve control section can adjust the water level of the refrigerant stored in the lower portion of the pressure vessel 11 by controlling the degree of opening of the expansion valve 4 .
  • the expansion valve control unit controls the operating capacity of the eductor 10 in which the water level of the refrigerant stored in the lower portion of the pressure vessel 11 changes depending on the operating conditions of the turbo chiller 1 (for example, the load and temperature of the turbo chiller 1).
  • the degree of opening of the expansion valve 4 is controlled so that the water level corresponds to (amount of refrigerant that can be circulated by the eductor 10).
  • the expansion valve control section may raise the water level of the refrigerant when the operability of the eductor 10 is reduced. Further, the expansion valve control section may lower the water level of the refrigerant when the operating ability of the eductor 10 is increased.
  • the expansion valve control unit controls the operation capability of the eductor 10 so that the lowermost heat transfer tube 16a of the heat transfer tubes 16a to which a sufficient amount of refrigerant is supplied to the surface is directly above the liquid surface of the refrigerant. Also, the water level of the refrigerant may be adjusted. That is, as shown in FIG. 3, when the operability of the eductor 10 allows the refrigerant to be sufficiently supplied to the first to fifth heat transfer tubes 16a (see the liquid film heat transfer tube group 16A in FIG. 3) from the top.
  • the water level of the refrigerant is adjusted so that the heat transfer tube 16a in the fifth stage is directly above the liquid surface of the refrigerant, and the heat transfer tubes 16a in the sixth and seventh stages from the top (the liquid-filled transfer tube in FIG. 3) are adjusted.
  • heat tube group 16B) may be positioned below the liquid surface of the refrigerant. That is, the sixth and seventh heat transfer tubes 16a may be immersed in the refrigerant.
  • the water level of the refrigerant is adjusted to be lower than the seventh-stage heat transfer tubes 16a. may be adjusted.
  • the IGV controller can adjust the pressure of the refrigerant flowing from the condenser 3 to the eductor 10 .
  • the IGV control section controls the opening degree of the IGV (circulation section adjusting means) so that the amount of refrigerant circulated by the eductor 10 is greater than a predetermined amount.
  • the IGV control unit increases the pressure of the refrigerant directed from the condenser 3 to the eductor 10. good.
  • the IGV control unit may reduce the pressure of the refrigerant directed from the condenser 3 to the eductor 10 when the operability of the eductor 10 is increased.
  • the IGV control unit increases the pressure of the refrigerant directed from the condenser 3 to the eductor 10. , the amount of refrigerant that the eductor 10 can circulate may be increased.
  • the predetermined amount means that the surface of the heat transfer tube 16a located at the lowest stage among the heat transfer tubes 16a (that is, the heat transfer tubes 16a above the liquid surface) to which the coolant needs to be supplied from the coolant tray 13 is sufficient. It may be the amount of refrigerant supplied to the .
  • the predetermined amount may be an amount calculated in advance according to the operating conditions of the turbo chiller 1 and the like.
  • the predetermined amount is the amount q of the refrigerant that evaporates in the heat transfer tube group 16 and the amount Q of the refrigerant that is not completely evaporated in the heat transfer tube group 16 and is stored in the lower portion of the pressure vessel 11 and circulated by the eductor 10 . It may be an amount (q+Q).
  • the amount of refrigerant circulated by the eductor 10 may change depending on the operating conditions of the turbo chiller 1 .
  • the refrigerant is may be a device that circulates In this case, due to the operating conditions of the turbo chiller 1, the amount of refrigerant that can be circulated by the eductor 10 decreases when the pressure difference in the turbo chiller 1 is small. When the amount of refrigerant that can be circulated decreases, the amount of refrigerant supplied from the refrigerant tray 13 to the heat transfer tube group 16 also decreases.
  • the refrigerant cannot be sufficiently supplied to the heat transfer tube group 16, and the refrigerant sufficiently reaches the surface of the heat transfer tubes 16a in some of the heat transfer tubes 16a (in particular, the heat transfer tubes 16a arranged in the lower part). There is a possibility that it will not be able to cross (this state is hereinafter referred to as "dry out”).
  • the expansion valve control section controls the water level of the refrigerant stored in the lower portion of the pressure vessel 11 so as to correspond to the operating capacity of the eductor 10 which varies depending on the operating conditions of the turbo chiller 1. Also, the opening degree of the expansion valve 4 is controlled.
  • the water level of the refrigerant can be adjusted to the water level corresponding to the operating capability of the eductor 10 . Therefore, for example, when the operability of the eductor 10 is reduced, by controlling the opening degree of the expansion valve 4 to raise the water level, the heat transfer tube 16a arranged in the lower part of the heat transfer tube group 16 is lowered to the liquid level. can be lower than In other words, the heat transfer tube 16a arranged in the lower part of the heat transfer tube group 16 can be immersed in the stored refrigerant.
  • the water level of the refrigerant can be adjusted according to the operating capability of the eductor 10, so that the heat exchange efficiency of the evaporator 5 can be improved.
  • the adjusting means control section controls the IGV so that the amount of refrigerant circulating through the eductor 10 is greater than a predetermined amount.
  • a sufficient amount of refrigerant can be circulated, and a sufficient amount of refrigerant can be supplied from the refrigerant tray 13 to the heat transfer tube group 16 . Therefore, the heat exchange efficiency of the evaporator 5 can be improved because the occurrence of dryout can be suppressed.
  • a pump 19 may be provided in place of the eductor 10, as shown in FIG.
  • the pump 19 pressurizes the refrigerant stored in the lower portion of the pressure vessel 11 .
  • the pump 19 can change its rotation speed by an inverter device (not shown) or the like.
  • the control device 18 can adjust the rotation speed of the pump 19 by controlling the inverter device. That is, the control device 18 can adjust the operability of the pump 19 (the amount of refrigerant that can be circulated by the pump 19). Even with such a configuration, the same effects as those of the first embodiment can be obtained.
  • the refrigeration system of the present disclosure may be applied to a multi-stage compression centrifugal refrigeration system 21, as shown in FIGS.
  • the turbo chiller 21 according to the present embodiment includes a low-stage compressor 2A and a high-stage compressor 2B, an intercooler 22 and the like, an intermediate pipe 23, and , a low-pressure expansion valve 4A and a high-pressure expansion valve 4B. Since the other points are the same as those of the first embodiment, the same reference numerals are assigned to the same configurations, and detailed description thereof will be omitted.
  • the refrigerant pipe 7 is provided with a high-pressure expansion valve 4B, an intercooler 22, and a low-pressure expansion valve 4A in order from the upstream side.
  • the low-pressure expansion valve 4A is provided downstream of the position where the branch pipe 17 branches.
  • the high-pressure expansion valve 4B and the intercooler 22 are provided upstream of the position where the branch pipe 17 branches.
  • the intercooler 22 separates the refrigerant discharged from the condenser 3 into gas and liquid. Vapor-phase refrigerant is guided to the suction side of the high stage compressor 2B via the intermediate pipe 23 . A liquid-phase refrigerant is led to the evaporator 5 by seven refrigerant pipes.
  • a method of adjusting the drivability of the eductor 10 in this embodiment will be described with reference to the Mollier diagram of FIG. First, the refrigerant in the case indicated by the solid line in FIG. 6 will be described.
  • the gas refrigerant (a) discharged from the high stage compressor 2B flows into the condenser 3 .
  • the refrigerant that has flowed into the condenser 3 is condensed by heat exchange with water in the condenser 3 .
  • the high-temperature, high-pressure liquid refrigerant (b) discharged from the condenser 3 is expanded and decompressed by the high-pressure expansion valve 4B (c), becomes a gas-liquid two-phase refrigerant, and flows into the intercooler 22 .
  • the gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed into the intercooler 22 is separated from the gas and liquid, and the liquid refrigerant (d) with a low enthalpy is led to the low-pressure expansion valve 4A.
  • Liquid refrigerant (d) flows into the main flow path of the eductor 10 via the branch pipe 17 .
  • a gas refrigerant having a higher enthalpy than the liquid refrigerant flows through the intermediate pipe 23 toward the high-stage compressor 2B.
  • the liquid refrigerant that has flowed into the low-pressure expansion valve 4A from the intercooler 22 is expanded and decompressed by the low-pressure expansion valve 4A (e), becomes gas-liquid two-phase refrigerant, and flows into the evaporator 5 .
  • the liquid refrigerant (e) that has flowed into the evaporator 5 and has not completely evaporated in the heat transfer tube group 16 is guided to the eductor 10 via the first circulation pipe 14 . That is, in the eductor 10, the pressure difference (P1 in FIG. 6) between the liquid refrigerant (d) and the liquid refrigerant (e) becomes the driving force.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed into the evaporator 5 evaporates by exchanging heat with water and flows out of the evaporator 5 as gas refrigerant.
  • the gas refrigerant (f) that has flowed out of the evaporator 5 is sucked into the low-stage compressor 2A and compressed (g).
  • the gas refrigerant separated into gas and liquid by the intercooler 22 is sucked between the low-stage compressor 2A and the high-stage compressor 2B through the intermediate pipe 23, and is compressed by the low-stage compressor 2A. It merges with the gas refrigerant (h), and the merged refrigerant is compressed by the high-stage compressor 2B and discharged (a).
  • the opening of the IGV provided at the inlet of the high-stage compressor 2B is narrowed, as indicated by the dashed line in FIG. 6, will be described.
  • the pressure of the refrigerant (c') expanded and decompressed by the high-pressure expansion valve 4B becomes higher than that of the refrigerant (c).
  • the refrigerant (c′) becomes a gas-liquid two-phase refrigerant and flows into the intercooler 22 .
  • the gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed into the intercooler 22 is separated from the gas and the liquid, and the liquid refrigerant (d') with a low enthalpy is led to the low-pressure expansion valve 4A.
  • Liquid refrigerant (d′) flows into the main flow path of the eductor 10 via the branch pipe 17 .
  • a gas refrigerant having a higher enthalpy than the liquid refrigerant flows through the intermediate pipe 23 toward the high-stage compressor 2B.
  • the liquid refrigerant that has flowed into the low-pressure expansion valve 4A from the intercooler 22 is expanded and decompressed by the low-pressure expansion valve 4A (e'), becomes gas-liquid two-phase refrigerant, and flows into the evaporator 5.
  • the liquid refrigerant (e′) that has flowed into the evaporator 5 and has not completely evaporated in the heat transfer tube group 16 is guided to the eductor 10 via the first circulation pipe 14 . That is, in the eductor 10, the pressure difference (P2 in FIG. 6) between the liquid refrigerant (d') and the liquid refrigerant (e') becomes the driving force. As shown in FIG. 6, the pressure difference P2 is greater than the pressure difference P1. That is, the operability of the eductor 10 can be improved in the case indicated by the dashed line in FIG. By adjusting the opening of the IGV in this manner, the drivability of the eductor 10 can be adjusted.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed into the evaporator 5 evaporates by exchanging heat with water and flows out of the evaporator 5 as gas refrigerant.
  • the gas refrigerant (f) that has flowed out of the evaporator 5 is sucked into the low-stage compressor 2A and compressed (g').
  • the gas refrigerant separated into gas and liquid by the intercooler 22 is sucked between the low-stage compressor 2A and the high-stage compressor 2B through the intermediate pipe 23, and is compressed by the low-stage compressor 2A. It merges with the gas refrigerant (h'), and the merged refrigerant is compressed by the high-stage compressor 2B and discharged (a).
  • control device 18 includes both the expansion valve control section and the IGV control section has been described, but the present disclosure is not limited to this.
  • the control device 18 may have only one of the expansion valve control section and the IGV control section.
  • a refrigeration apparatus includes a compressor (2) that compresses a refrigerant, a condenser (3) that condenses the refrigerant compressed by the compressor, and an expansion of the refrigerant condensed by the condenser.
  • a refrigerating device (1) comprising: an expansion valve (4) that allows the The evaporator includes a housing (11) forming an outer shell, and a heat transfer tube group (16a) having a plurality of heat transfer tubes (16a) housed inside the housing and arranged in a vertical direction.
  • a refrigerant supply unit (13) that supplies the refrigerant to the heat transfer tube group from above, and the refrigerant that has not been completely evaporated in the heat transfer tube group and is stored in the lower part of the housing is supplied to the refrigerant supply unit a circulating unit (10) leading to the circulating unit (10), wherein the expansion valve control unit changes the water level of the refrigerant stored in the lower part of the housing according to the operating conditions of the refrigerating device. The degree of opening of the expansion valve is controlled so that the water level corresponds to the amount of refrigerant to be applied.
  • the amount of refrigerant circulated by the circulation unit may change depending on the operating conditions of the refrigeration system.
  • the circulation unit is a device that circulates the refrigerant using the pressure difference in the refrigeration system (difference between the pressure of the refrigerant in the condenser and the pressure of the refrigerant in the evaporator, etc.) like an eductor.
  • the expansion valve control unit opens the expansion valve so that the water level of the refrigerant stored in the lower part of the housing becomes a water level corresponding to the operating capacity of the circulation unit, which changes according to the operating conditions of the refrigeration system. controlling the degree.
  • the water level of the refrigerant can be set to a water level corresponding to the operability of the circulation unit. Therefore, for example, when the operability of the circulation section is reduced, by controlling the opening degree of the expansion valve and raising the water level, the heat transfer tubes arranged in the lower part of the heat transfer tube group are lowered below the liquid level. can be In other words, the heat transfer tubes arranged in the lower part of the heat transfer tube group can be immersed in the stored refrigerant. Therefore, it is possible to reduce the number of heat transfer tubes (that is, the heat transfer tubes above the liquid surface) to which the refrigerant needs to be supplied from the refrigerant supply part, so even with a small amount of refrigerant, the occurrence of dryout is suppressed. can do. As described above, in the above configuration, the water level of the refrigerant can be adjusted to the level corresponding to the operating capacity of the circulation unit, so that the heat exchange efficiency of the evaporator can be improved.
  • a refrigeration apparatus includes circulation unit adjustment means for adjusting the amount of refrigerant circulated by the circulation unit and an adjustment means control unit for controlling the circulation unit adjustment means, and the adjustment means control
  • the section controls the circulation section adjustment means such that the amount of refrigerant circulated in the circulation section is greater than a predetermined amount.
  • the adjusting means control section controls the circulating portion adjusting means so that the amount of refrigerant circulated in the circulating portion becomes greater than a predetermined amount.
  • a sufficient amount of refrigerant can be circulated, and a sufficient amount of refrigerant can be supplied from the refrigerant supply section to the heat transfer tube group. Therefore, the heat exchange efficiency of the evaporator can be improved because the occurrence of dryout can be suppressed.
  • the predetermined amount means that the refrigerant is sufficiently supplied to the surface of the lowest heat transfer tube among the heat transfer tubes to which the refrigerant needs to be supplied from the refrigerant supply unit (that is, the heat transfer tubes above the liquid surface). It may be the amount of refrigerant used. Also, the predetermined amount may be an amount calculated in advance according to the operating conditions of the refrigeration system.
  • a refrigeration apparatus includes a compressor (2) that compresses a refrigerant, a condenser (3) that condenses the refrigerant compressed by the compressor, and the refrigerant condensed by the condenser. and an evaporator (5) for evaporating the refrigerant expanded by the expansion valve, wherein the evaporator is a casing forming an outer shell a body (11), a heat transfer tube group (16) having a plurality of heat transfer tubes (16a) that are housed inside the housing and arranged in a row in the vertical direction, and the refrigerant is supplied to the heat transfer tube group from above.
  • the circulation unit circulates the refrigerant using a pressure difference between the pressure of the refrigerant in the condenser and the pressure of the refrigerant in the evaporator. It has an eductor (10) that allows the
  • the circulation unit has a pump (19) that pressurizes the refrigerant stored in the lower part of the housing.
  • the refrigerant can be circulated using the pump.

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Abstract

熱交換効率を向上させることを目的とする。ターボ冷凍機は、冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮機で圧縮した冷媒を凝縮する凝縮器と、凝縮器で凝縮した冷媒を膨張させる膨張弁と、膨張弁で膨張させた冷媒を蒸発させる蒸発器（５）と、膨張弁の開度を制御する膨張弁制御部と、を備える。蒸発器（５）は、外殻を為す圧力容器（１１）と、圧力容器（１１）の内部に収容され、上下方向に並んで配置される複数の伝熱管（１６ａ）を有する伝熱管群（１６）と、伝熱管群（１６）へ上方から冷媒を供給する冷媒トレイ（１３）と、伝熱管群（１６）で蒸発し切らずに圧力容器（１１）の下部に貯留されている冷媒を冷媒トレイ（１３）へ導くエダクタ（１０）と、を有している。膨張弁制御部は、筐体の下部に貯留されている冷媒の水位が、ターボ冷凍装置の運転条件によって変化するエダクタ（１０）が循環させる冷媒量に応じた水位となるように、膨張弁の開度を制御する。

Description

冷凍装置
　本開示は、冷凍装置に関するものである。
　例えば地域冷暖房の熱源用として使用されているターボ冷凍装置は、周知のように、冷媒を圧縮するターボ圧縮機と、圧縮された冷媒を凝縮させる凝縮器と、凝縮された冷媒を膨張させる制御弁と、膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器とを備えている。蒸発器は、外殻を為す圧力容器と圧力容器内に配置される伝熱管とを有していて、圧力容器内に供給される膨張した冷媒と伝熱管内を流通する被冷却冷媒とを熱交換することで、冷媒を蒸発させている。
　ターボ冷凍装置で用いられる蒸発器として、伝熱管の表面に冷媒の液膜を形成する液膜式の蒸発器が知られている。液膜式の蒸発器は、内部に被冷却媒体が流通し上下方向及び水平方向に伝熱管が並ぶ伝熱管群に対して、上方から液相の冷媒を供給し、各伝熱管の表面に冷媒の液膜を形成する。このような液膜式の蒸発器では、伝熱管群で蒸発し切らず、圧力容器の下部に貯留した液相の冷媒を、蒸発器の上部へ再循環して伝熱管群へ再度供給する場合がある（例えば、特許文献１）。
　特許文献１には、シェル内に収容される管束及び管束に上方から冷媒を供給する分配器を備える蒸発器が記載されている。特許文献１の蒸発器では、ポンプやエジェクタを使用して、シェルの下部から分配器へ液体冷媒を再循環させている。
米国特許出願公開第２０１１／０１２０１８１号明細書
　液膜式の蒸発器では、熱交換を行う伝熱面は、伝熱管の表面のうち、液膜が形成されている部分だけである。このため、伝熱管の表面に液膜が形成されない部分が発生した場合（以下、伝熱管の表面に液膜が形成されないことを「ドライアウト」とも称する。）、ドライアウトが発生した部分では熱交換が行われないため、熱交換効率が低減してしまうという問題があった。特に、液膜式の蒸発器は、伝熱管群に上方から冷媒を供給することから、下部に位置する伝熱管ほどドライアウトが発生する可能性が高い。よって、熱交換効率の低減を抑制するためには、最も下段に配置される伝熱管まで冷媒が十分に行きわたるように、伝熱管群に冷媒を供給する必要がある。
　しかしながら、蒸発器に導かれる冷媒の量は、冷凍装置の運転条件（例えば、冷凍装置の負荷や温度）によって変動する。このため、例えば、特許文献１に記載の蒸発器のように、冷凍装置の運転条件を考慮していない蒸発器では、冷凍装置の運転条件によっては、伝熱管群に十分に冷媒が供給されず、熱交換効率が低減する可能性があった。
　本開示は、このような事情に鑑みてなされたものであって、熱交換効率を向上させることができる冷凍装置を提供することを目的とする。
　上記課題を解決するために、本開示の冷凍装置は以下の手段を採用する。
　本開示の一態様に係る冷凍装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、前記圧縮機で圧縮した前記冷媒を凝縮する凝縮器と、前記凝縮器で凝縮した前記冷媒を膨張させる膨張弁と、前記膨張弁で膨張させた前記冷媒を蒸発させる蒸発器と、前記膨張弁の開度を制御する膨張弁制御部と、を備える冷凍装置であって、前記蒸発器は、外殻を為す筐体と、前記筐体の内部に収容され、上下方向に並んで配置される複数の伝熱管を有する伝熱管群と、前記伝熱管群へ上方から前記冷媒を供給する冷媒供給部と、前記伝熱管群で蒸発し切らずに前記筐体の下部に貯留されている前記冷媒を前記冷媒供給部へ導く循環部と、を有し、前記膨張弁制御部は、前記筐体の下部に貯留されている前記冷媒の水位が、前記冷凍装置の運転条件によって変化する前記循環部が循環させる冷媒量に応じた水位となるように、前記膨張弁の開度を制御する。
　本開示によれば、蒸発器の熱交換効率を向上させることができる。
本開示の第１実施形態に係るターボ冷凍装置の概略構成図である。 本開示の第１実施形態に係る蒸発器を示す縦断面図である。 本開示の第１実施形態に係る蒸発器を示す縦断面図である。 本開示の第１実施形態の変形例に係る蒸発器を示す縦断面図である。 本開示の第２実施形態に係るターボ冷凍装置の概略構成図である。 本開示の第２実施形態に係るターボ冷凍装置を示すモリエル線図である。
　以下に、本開示に係る冷凍装置の一実施形態について、図面を参照して説明する。
〔第１実施形態〕
　以下、本開示の第１実施形態について、図１から図３を用いて説明する。
　本実施形態に係るターボ冷凍装置（冷凍装置）１は、図１に示すように、冷媒を圧縮するターボ圧縮機（圧縮機）２と、ターボ圧縮機２で圧縮された冷媒を凝縮する凝縮器３と、凝縮器３で凝縮された冷媒を膨張させる膨張弁４と、膨張弁４で膨張された冷媒を蒸発させる蒸発器５等を備えて、ユニット状に構成されている。
　ターボ圧縮機２と凝縮器３の上部とは吐出配管６によって接続されている。吐出配管６は、ターボ圧縮機２で圧縮された冷媒を凝縮器３へ導いている。凝縮器３の底部と膨張弁４と蒸発器５の上部とは、冷媒配管７により接続されている。冷媒配管７には、膨張弁４が設けられている。冷媒配管７は、凝縮器３で凝縮された冷媒を蒸発器５へ導いている。蒸発器５の上部とターボ圧縮機２とは、吸入配管８によって接続されている。吸入配管８は、蒸発器５で蒸発した冷媒をターボ圧縮機２へ導いている。
　また、冷媒配管７の途中位置からは、分岐配管１７が分岐している。分岐配管１７は、冷媒配管７のうち、膨張弁４よりも上流側から分岐している。分岐配管１７の下流端は、エダクタ１０に接続されている。分岐配管１７は、凝縮器３で凝縮された冷媒の一部をエダクタ１０に導いている。また、エダクタ１０と蒸発器５とは、第１循環配管１４によって接続されている。第１循環配管１４の上流端は、蒸発器５の圧力容器１１の底部に接続されている。また、第１循環配管１４の下流端は、エダクタ１０に接続されている。第１循環配管１４は、蒸発器５の下部に貯留した液相の冷媒をエダクタ１０に導いている。また、エダクタ１０には、エダクタ１０内の冷媒を排出する第２循環配管１５の上流端が接続されている。第２循環配管１５の下流端は、冷媒配管７のうち、膨張弁４よりも下流側に接続している。第２循環配管１５は、エダクタ１０から排出された冷媒を、冷媒配管７を介して、蒸発器５へ導いている。
　ターボ圧縮機２は、電動機９によって回転駆動される公知の遠心タービン型のものであり、その軸線を略水平方向に延在させた姿勢で蒸発器５の上方に配置されている。電動機９はインバータユニットによって駆動される。ターボ圧縮機２は、後述するように、蒸発器５の冷媒出口から吸入配管８を経て供給される気相状の冷媒を圧縮する。冷媒としては、例えば、最高圧力０．２ＭＰａＧ未満で使用されるＲ１２３３ｚｄ等の低圧冷媒当が用いられる。
　凝縮器３及び蒸発器５は、耐圧性の高い円胴シェル形状に形成され、その中心軸線を略水平方向に延在させた状態で互いに隣り合うように平行に配置されている。凝縮器３は蒸発器５よりも相対的に高い位置に配置されていてもよい。
　エダクタ１０は、内部を流れる液相の冷媒の流速差及び圧力差によって、圧力容器１１の下部に貯留している液相の冷媒を吸引する。具体的には、分岐配管１７からエダクタ１０に導かれた液相の冷媒（凝縮器３からの冷媒）が、エダクタ１０の内部の主流路を流通し、エダクタ１０から第２循環配管１５へ排出される。これによって、主流路の外周部に設けられた第１循環配管１４との接続部分が低圧となることで、第１循環配管１４を介して圧力容器１１内の液相の冷媒がエダクタ１０内に吸引される。エダクタ１０内に吸引された液相の冷媒は、ノズルから噴射された冷媒とともに、第２循環配管１５へ排出される。このように、エダクタ１０は、ターボ冷凍装置１内の圧力差（凝縮器３内の冷媒の圧力と、蒸発器５内の冷媒の圧力との差等）を利用して冷媒を循環させる。
　以下、図２を用いて蒸発器５について詳細に説明する。
　蒸発器５は、図２に示すように、外殻を為す圧力容器（筐体）１１と、圧力容器１１の内部へ冷媒を導入する冷媒入口管１２と、冷媒入口管１２の下方に設けられる冷媒トレイ（冷媒供給部）１３と、圧力容器１１の内部に収容された伝熱管群１６と、蒸発した冷媒を圧力容器１１から排出する冷媒出口管（図示省略）と、を有している。
　圧力容器１１は、中心軸線に沿って延在する円筒部１１ａと、該円筒部１１ａの中心軸線に沿う方向の両端部を閉鎖する２枚の管板（図示省略）とを一体的に有する。円筒部１１ａは、上述のように、中心軸線が略水平となるように配置されている。各管板は、円盤状の板材である。
　なお、以下の説明において、中心軸線に沿う方向（図２の紙面奥行方向）を長手方向と称する。また、鉛直上下方向を単に上下方向と称する。また、長手方向及び上下方向と交差する方向を短手方向と称する。
　冷媒入口管１２は、上下方向に延びる円筒状の部材であって、略直線状に形成されている。冷媒入口管１２は、円筒部１１ａの上部を上下方向に貫通するように設けられている。冷媒入口管１２は、円筒部１１ａの中心軸線に沿う方向における略中央に設けられている。冷媒入口管１２は、冷媒配管７（図１参照）と接続されている。すなわち、膨張弁４で膨張した冷媒は、冷媒配管７及び冷媒入口管１２を介して、圧力容器１１の内部へ導かれる。
　冷媒トレイ１３は、略矩形板状の部材である。冷媒トレイ１３は、圧力容器１１の内部の上部に、板面が略水平となるように配置されている。また、冷媒トレイ１３は、冷媒入口管１２の下端と板面が対向するように設けられた。冷媒トレイ１３は、短手方向の両端部が圧力容器１１の円筒部１１ａの内周面から所定距離だけ離間して配置されている。また、冷媒トレイ１３は、圧力容器１１の長手方向の略全域に亘って設けられている。冷媒トレイ１３の長手方向の両端部は、各々、菅板に固定されている。冷媒トレイ１３には、上下方向に貫通する多数の孔が形成されている。多数の孔は、冷媒トレイ１３の略全域に形成されている。冷媒入口管１２から吐出された液冷媒は、冷媒トレイ１３上に排出される。冷媒トレイ１３に排出された冷媒は、冷媒トレイ１３の上面を流れ、その後に多数の孔を通って下方へ落下する。このようにして、冷媒トレイ１３は、冷媒入口管１２から供給された冷媒を長手方向及び短手方向へ分配している。
　伝熱管群１６は、圧力容器１１の内部に配置されている。また、伝熱管群１６は、冷媒トレイ１３の下方に配置されている。伝熱管群１６は、長手方向に沿って延在する複数の伝熱管１６ａによって構成されている。複数の伝熱管１６ａは、略平行に配置されている。複数の伝熱管１６ａは、上下方向及び短手方向に所定の間隔で並んで配置されている。詳細には、複数の伝熱管１６ａは、上下方向に複数段並んでいるとともに、短手方向に複数列並んでいる。各伝熱管１６ａの内部には、被冷却液としての水が流通している。また、各伝熱管１６ａは、直線状に形成されている。また、各伝熱管１６ａは、圧力容器１１の長手方向の一端から他端まで延びていて、各管板を貫通している。
　冷媒出口管は、上下方向に延びる円筒状の部材であって、円筒部１１ａの上部に形成された開口（図示省略）と連通するように設けられている。冷媒出口管は、吸入配管８（図１参照）と接続されている。すなわち、蒸発器５で蒸発した冷媒は、冷媒出口管及び吸入配管８を介して、圧力容器１１の外部へ排出され、ターボ圧縮機２へ導かれる。
　また、ターボ冷凍装置１は、制御装置１８を備えている。制御装置１８は、膨張弁４の開度を制御する膨張弁制御部と、ターボ圧縮機２に設けられている図示省略のインレットガイドベーン（ＩＧＶ）を制御するＩＧＶ制御部（調整手段制御部）と、を有している。
　制御装置１８は、例えば、ＣＰＵ（Central Processing Unit）、ＲＡＭ（Random Access Memory）、ＲＯＭ（Read Only Memory）、及びコンピュータ読み取り可能な記憶媒体等から構成されている。そして、各種機能を実現するための一連の処理は、一例として、プログラムの形式で記憶媒体等に記憶されており、このプログラムをＣＰＵがＲＡＭ等に読み出して、情報の加工・演算処理を実行することにより、各種機能が実現される。なお、プログラムは、ＲＯＭやその他の記憶媒体に予めインストールしておく形態や、コンピュータ読み取り可能な記憶媒体に記憶された状態で提供される形態、有線又は無線による通信手段を介して配信される形態等が適用されてもよい。コンピュータ読み取り可能な記憶媒体とは、磁気ディスク、光磁気ディスク、ＣＤ－ＲＯＭ、ＤＶＤ－ＲＯＭ、半導体メモリ等である。
　膨張弁制御部は、膨張弁４の開度を制御することで、圧力容器１１の下部に貯留されている冷媒の水位を調整することができる。また、膨張弁制御部は、圧力容器１１の下部に貯留されている冷媒の水位が、ターボ冷凍装置１の運転条件（例えば、ターボ冷凍装置１の負荷や温度）によって変化するエダクタ１０の運転能力（エダクタ１０が循環させることができる冷媒の量）に応じた水位となるように、膨張弁４の開度を制御する。
　具体的には、例えば、膨張弁制御部は、エダクタ１０の運転能力が低減した場合には、冷媒の水位を上昇させてもよい。また、膨張弁制御部は、エダクタ１０の運転能力が上昇した場合には、冷媒の水位を下降させてもよい。
　詳細には、膨張弁制御部は、エダクタ１０の運転能力によって、表面に十分に冷媒が供給される伝熱管１６ａのうち最下段に位置する伝熱管１６ａが、冷媒の液面の直上となるように、冷媒の水位を調整してもよい。すなわち、図３に示すように、エダクタ１０の運転能力によって、上から１段目から５段目の伝熱管１６ａ（図３の液膜式伝熱管群１６Ａ参照）まで十分に冷媒を供給できる場合には、５段目の伝熱管１６ａが冷媒の液面の直上となるように、冷媒の水位を調整し、上から６段目及び７段目の伝熱管１６ａ（図３の満液式伝熱管群１６Ｂ参照）が冷媒の液面よりも下方に位置するようにしてもよい。すなわち、６段目及び７段目の伝熱管１６ａは、冷媒に浸漬するようにしてもよい。
　一方、図２に示すように、エダクタ１０の運転能力によって、すべての伝熱管１６ａに十分に冷媒を供給できる場合には、７段目の伝熱管１６ａよりも下方となるように、冷媒の水位を調整してもよい。
　ＩＧＶ制御部は、凝縮器３からエダクタ１０に向かう冷媒の圧力を調整することができる。エダクタ１０に向かう冷媒の圧力を調整することで、エダクタ１０が循環させる冷媒量を調整することができる。ＩＧＶ制御部は、エダクタ１０が循環させる冷媒量が所定量よりも大きくなるように、ＩＧＶ（循環部調整手段）の開度を制御する。
　具体的には、例えば、ＩＧＶ制御部は、ターボ冷凍装置１の運転条件等によって、エダクタ１０の運転能力が低減した場合には、凝縮器３からエダクタ１０に向かう冷媒の圧力を上昇させてもよい。また、ＩＧＶ制御部は、エダクタ１０の運転能力が上昇した場合には、凝縮器３からエダクタ１０に向かう冷媒の圧力を低下させてもよい。
　詳細には、ＩＧＶ制御部は、エダクタ１０が循環させることができる冷媒量（運転能力）が所定の量よりも少ない場合には、凝縮器３からエダクタ１０に向かう冷媒の圧力を上昇させることで、エダクタ１０が循環させることができる冷媒量を増大させてもよい。なお、所定の量とは、冷媒トレイ１３から冷媒を供給する必要がある伝熱管１６ａ（すなわち、液面よりも上方の伝熱管１６ａ）のうち、最下段に位置する伝熱管１６ａの表面に十分に冷媒が供給される冷媒の量であってもよい。また、所定の量は、ターボ冷凍装置１の運転条件等に応じて予め算出した量であってもよい。
　また、所定の量は、伝熱管群１６で蒸発する冷媒の量ｑに、伝熱管群１６で蒸発し切らずに圧力容器１１の下部に貯留されエダクタ１０によって循環される冷媒の量Ｑを足した量（ｑ＋Ｑ）であってもよい。
　本実施形態によれば、以下の作用効果を奏する。
　エダクタ１０が循環させる冷媒量（以下、「エダクタ１０の運転能力」と称する場合もある。）が、ターボ冷凍装置１の運転条件によって変化する場合がある。例えば、本実施形態に係るエダクタ１０のように、ターボ冷凍装置１内の圧力差（凝縮器３内の冷媒の圧力と、蒸発器５内の冷媒の圧力との差等）を利用して冷媒を循環させる装置である場合がある。この場合には、ターボ冷凍装置１の運転条件に起因して、ターボ冷凍装置１内の圧力差が小さい場合などには、エダクタ１０が循環させることができる冷媒量が少なくなる。循環させることができる冷媒量が少なくなると、冷媒トレイ１３から伝熱管群１６へ供給される冷媒量も少なくなる。このため、伝熱管群１６へ十分に冷媒を供給することができず、一部の伝熱管１６ａ（特に、下部に配置される伝熱管１６ａ）において、伝熱管１６ａの表面に十分に冷媒が行きわたらない状態（以下、この状態を「ドライアウト」と称する。）となる可能性がある。
　一方、本実施形態では、膨張弁制御部は、圧力容器１１の下部に貯留されている冷媒の水位が、ターボ冷凍装置１の運転条件によって変化するエダクタ１０の運転能力に応じた水位となるように、膨張弁４の開度を制御している。これにより、冷媒の水位をエダクタ１０の運転能力に応じた水位とすることができる。したがって、例えば、エダクタ１０の運転能力が低減した場合に、膨張弁４の開度を制御し水位を上昇させることで、伝熱管群１６のうちの下部に配置されている伝熱管１６ａを液面よりも下方とすることができる。換言すれば、伝熱管群１６のうちの下部に配置されている伝熱管１６ａを貯留している冷媒に浸漬させることができる。よって、冷媒トレイ１３から冷媒を供給する必要がある伝熱管１６ａ（すなわち、液面よりも上方の伝熱管１６ａ）の数を減少させることができるので、少ない冷媒量であってもドライアウトの発生を抑制することができる。このように本実施形態では、冷媒の水位をエダクタ１０の運転能力に応じた水位とすることができるので、蒸発器５の熱交換効率を向上させることができる。
　また、本実施形態では、調整手段制御部が、エダクタ１０が循環する冷媒量が所定量よりも大きくなるように、ＩＧＶを制御している。これにより、十分な量の冷媒を循環させ、冷媒トレイ１３から十分な量の冷媒を伝熱管群１６へ供給することができる。したがって、ドライアウトの発生を抑制することができるので、蒸発器５の熱交換効率を向上させることができる。
［変形例］
　なお、上記第１実施形態では、冷媒を循環させる循環部としてエダクタ１０を適用した例について説明したが、本開示はこれに限定されない。例えば、図４に示すように、エダクタ１０の代わりにポンプ１９を設けてもよい。ポンプ１９は、圧力容器１１の下部に貯留されている冷媒を昇圧する。
　また、ポンプ１９は、インバータ装置（図示省略）等によって回転数が変更可能とされている。制御装置１８は、インバータ装置を制御することで、ポンプ１９の回転数を調整することができる。すなわち、制御装置１８は、ポンプ１９の運転能力（ポンプ１９が循環させることができる冷媒の量）を調整することができる。
　このような構成であっても、上記第１実施形態と同様の効果を奏する。
［第２実施形態］
　上記第１実施形態では、本開示の冷凍装置が、１段圧縮式のターボ冷凍装置１に適用される例について説明したが、本開示はこれに限定されない。本開示の冷凍装置は、図５及び図６に示すように、他段圧縮式のターボ冷凍装置２１に適用されてもよい。
　本実施形態に係るターボ冷凍装置２１は、低段圧縮機２Ａ及び高段圧縮機２Ｂを備えている点、中間冷却器２２等を有している点、中間配管２３を備えている点、及び、低圧膨張弁４Ａ及び高圧膨張弁４Ｂを備えている点で、上記第１実施形態と異なっている。その他の点は、上記第１実施形態と同様であるので、同一の構成については同一の符号を付してその詳細な説明は省略する。
　本実施形態に係る冷媒配管７には、上流側から順番に、高圧膨張弁４Ｂ、中間冷却器２２、低圧膨張弁４Ａが設けられている。なお、低圧膨張弁４Ａは、分岐配管１７が分岐する位置よりも下流側に設けられている。また、高圧膨張弁４Ｂ、中間冷却器２２は、分岐配管１７が分岐する位置よりも上流側に設けられている。
　中間冷却器２２は、凝縮器３から排出された冷媒を気液分離する。気相の冷媒は、中間配管２３を介して、高段圧縮機２Ｂの吸入側へ導かれる。液相の冷媒は、冷媒配管７頭によって、蒸発器５へ導かれる。
　本実施形態におけるエダクタ１０の運転能力の調整方法について、図６のモリエル線図を用いて説明する。
　まず図６の実線で示す場合の冷媒について説明する。高段圧縮機２Ｂから排出されたガス冷媒（ａ）は、凝縮器３へ流入する。凝縮器３へ流入した冷媒は、凝縮器３にて水と熱交換することで凝縮する。凝縮器３から排出された高温・高圧の液冷媒（ｂ）は、高圧膨張弁４Ｂで膨張及び減圧され（ｃ）、気液二相冷媒となり中間冷却器２２に流入する。中間冷却器２２に流入した気液二相冷媒は、気液分離され、エンタルピの低い液冷媒（ｄ）は、低圧膨張弁４Ａへ導かれる。エダクタ１０の主流路には、分岐配管１７を経て液冷媒（ｄ）が流入することとなる。液冷媒よりもエンタルピの高いガス冷媒は中間配管２３を介して高段圧縮機２Ｂへ向かう。
　中間冷却器２２から低圧膨張弁４Ａに流入した液冷媒は、低圧膨張弁４Ａによって膨張および減圧され（ｅ）、気液二相冷媒となり、蒸発器５に流入する。蒸発器５に流入した液冷媒であって、伝熱管群１６で蒸発し切らなかった液冷媒（ｅ）は、第１循環配管１４を介してエダクタ１０に導かれる。すなわち、エダクタ１０では、液冷媒（ｄ）と液冷媒（ｅ）との圧力差（図６のＰ１）が駆動力となる。
　蒸発器５に流入した気液二相冷媒は、本実施形態の場合には水と熱交換して蒸発し、ガス冷媒となって蒸発器５から流出する。蒸発器５から流出したガス冷媒（ｆ）は、低段圧縮機２Ａに吸入され圧縮される（ｇ）。
　中間冷却器２２によって気液分離されたガス冷媒は、中間配管２３を介して、低段圧縮機２Ａと高段圧縮機２Ｂとの間に吸入されると、低段圧縮機２Ａで圧縮されたガス冷媒と合流し（ｈ）、合流した冷媒は、高段圧縮機２Ｂで圧縮されて吐出される（ａ）。
　次に、図６の破線で示す、高段圧縮機２Ｂの入口に設けられているＩＧＶの開度を絞った場合について説明する。この場合には、高圧膨張弁４Ｂで膨張及び減圧された冷媒（ｃ´）の圧力が冷媒（ｃ）よりも高くなる。冷媒（ｃ´）は、気液二相冷媒となり中間冷却器２２に流入する。中間冷却器２２に流入した気液二相冷媒は、気液分離され、エンタルピの低い液冷媒（ｄ´）は、低圧膨張弁４Ａへ導かれる。エダクタ１０の主流路には、分岐配管１７を経て液冷媒（ｄ´）が流入することとなる。液冷媒よりもエンタルピの高いガス冷媒は中間配管２３を介して高段圧縮機２Ｂへ向かう。
　中間冷却器２２から低圧膨張弁４Ａに流入した液冷媒は、低圧膨張弁４Ａによって膨張および減圧され（ｅ´）、気液二相冷媒となり、蒸発器５に流入する。蒸発器５に流入した液冷媒であって、伝熱管群１６で蒸発し切らなかった液冷媒（ｅ´）は、第１循環配管１４を介してエダクタ１０に導かれる。すなわち、エダクタ１０では、液冷媒（ｄ´）と液冷媒（ｅ´）との圧力差（図６のＰ２）が駆動力となる。図６に示すように、圧力差Ｐ２は、圧力差Ｐ１よりも大きい。すなわち、図６の破線で示す場合のほうが、エダクタ１０の運転能力を向上させることができる。このように、ＩＧＶの開度を調整することで、エダクタ１０の運転能力の調整することができる。
　蒸発器５に流入した気液二相冷媒は、本実施形態の場合には水と熱交換して蒸発し、ガス冷媒となって蒸発器５から流出する。蒸発器５から流出したガス冷媒（ｆ）は、低段圧縮機２Ａに吸入され圧縮される（ｇ´）。
　中間冷却器２２によって気液分離されたガス冷媒は、中間配管２３を介して、低段圧縮機２Ａと高段圧縮機２Ｂとの間に吸入されると、低段圧縮機２Ａで圧縮されたガス冷媒と合流し（ｈ´）、合流した冷媒は、高段圧縮機２Ｂで圧縮されて吐出される（ａ）。
　なお、本開示は、上記各実施形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲において、適宜変形が可能である。
　例えば、上記各実施形態では、制御装置１８が、膨張弁制御部またはＩＧＶ制御部の両方を備える例について説明したが、本開示はこれに限定されない。制御装置１８は、膨張弁制御部またはＩＧＶ制御部のどちらか一方のみを有していてもよい。
　以上説明した実施形態に記載の冷凍装置は、例えば以下のように把握される。
　本開示に一態様に係る冷凍装置は、冷媒を圧縮する圧縮機（２）と、前記圧縮機で圧縮した前記冷媒を凝縮する凝縮器（３）と、前記凝縮器で凝縮した前記冷媒を膨張させる膨張弁（４）と、前記膨張弁で膨張させた前記冷媒を蒸発させる蒸発器（５）と、前記膨張弁の開度を制御する膨張弁制御部と、を備える冷凍装置（１）であって、前記蒸発器は、外殻を為す筐体（１１）と、前記筐体の内部に収容され、上下方向に並んで配置される複数の伝熱管（１６ａ）を有する伝熱管群（１６）と、前記伝熱管群へ上方から前記冷媒を供給する冷媒供給部（１３）と、前記伝熱管群で蒸発し切らずに前記筐体の下部に貯留されている前記冷媒を前記冷媒供給部へ導く循環部（１０）と、を有し、前記膨張弁制御部は、前記筐体の下部に貯留されている前記冷媒の水位が、前記冷凍装置の運転条件によって変化する前記循環部が循環させる冷媒量に応じた水位となるように、前記膨張弁の開度を制御する。
　循環部が循環させる冷媒量（以下、「循環部の運転能力」と称する場合もある。）が、冷凍装置の運転条件によって変化する場合がある。例えば、循環部がエダクタのように、冷凍装置内の圧力差（凝縮器内の冷媒の圧力と、蒸発器内の冷媒の圧力との差等）を利用して冷媒を循環させる装置である場合がある。この場合には、冷凍装置の運転条件に起因して、冷凍装置内の圧力差が小さい場合などには、循環部が循環させることができる冷媒量が少なくなる。循環させることができる冷媒量が少なくなると、冷媒供給部から伝熱管群へ供給される冷媒量も少なくなる。このため、伝熱管群へ十分に冷媒を供給することができず、一部の伝熱管（特に、下部に配置される伝熱管）において、伝熱管の表面に十分に冷媒が行きわたらない状態（以下、この状態を「ドライアウト」と称する。）となる可能性がある。
　上記構成では、膨張弁制御部は、筐体の下部に貯留されている冷媒の水位が、冷凍装置の運転条件によって変化する循環部の運転能力に応じた水位となるように、膨張弁の開度を制御している。これにより、冷媒の水位を循環部の運転能力に応じた水位とすることができる。したがって、例えば、循環部の運転能力が低減した場合に、膨張弁の開度を制御し水位を上昇させることで、伝熱管群のうちの下部に配置されている伝熱管を液面よりも下方とすることができる。換言すれば、伝熱管群のうちの下部に配置されている伝熱管を貯留している冷媒に浸漬させることができる。よって、冷媒供給部から冷媒を供給する必要がある伝熱管（すなわち、液面よりも上方の伝熱管）の数を減少させることができるので、少ない冷媒量であってもドライアウトの発生を抑制することができる。このように上記構成では、冷媒の水位を循環部の運転能力に応じた水位とすることができるので、蒸発器の熱交換効率を向上させることができる。
　また、本開示に一態様に係る冷凍装置は、前記循環部が循環させる冷媒量を調整する循環部調整手段と前記循環部調整手段を制御する調整手段制御部と、を備え、前記調整手段制御部は、前記循環部が循環する冷媒量が所定量よりも大きくなるように、前記循環部調整手段を制御する。
　上記構成では、調整手段制御部が、循環部が循環する冷媒量が所定量よりも大きくなるように、循環部調整手段を制御している。これにより、十分な量の冷媒を循環させ、冷媒供給部から十分な量の冷媒を伝熱管群へ供給することができる。したがって、ドライアウトの発生を抑制することができるので、蒸発器の熱交換効率を向上させることができる。
　なお、所定量とは、冷媒供給部から冷媒を供給する必要がある伝熱管（すなわち、液面よりも上方の伝熱管）のうち、最下段に位置する伝熱管の表面に十分に冷媒が供給される冷媒の量であってもよい。また、所定量は、冷凍装置の運転条件等に応じて予め算出した量であってもよい。
　また、本開示に一態様に係る冷凍装置は、冷媒を圧縮する圧縮機（２）と、前記圧縮機で圧縮した前記冷媒を凝縮する凝縮器（３）と、前記凝縮器で凝縮した前記冷媒を膨張させる膨張弁（４）と、前記膨張弁で膨張させた前記冷媒を蒸発させる蒸発器（５）と、を備える冷凍装置（１）であって、前記蒸発器は、外殻を為す筐体（１１）と、前記筐体の内部に収容され、上下方向に並んで配置される複数の伝熱管（１６ａ）を有する伝熱管群（１６）と、前記伝熱管群へ上方から前記冷媒を供給する冷媒供給部（１３）と、前記伝熱管群で蒸発し切らずに前記筐体の下部に貯留されている前記冷媒を前記冷媒供給部へ導く循環部（１０）と、を有し、前記循環部が循環させる冷媒量を調整する循環部調整手段と、前記循環部調整手段を制御する調整手段制御部と、をさらに備え、前記調整手段制御部は、前記循環部が循環する冷媒量が所定量よりも大きくなるように、前記循環部調整手段を制御する。
　また、本開示に一態様に係る冷凍装置は、前記循環部は、前記凝縮器内の前記冷媒の圧力と、前記蒸発器内の前記冷媒の圧力との圧力差を利用して前記冷媒を循環させるエダクタ（１０）を有する。
　上記構成では、エダクタの循環の能力が低減した場合であっても、ドライアウトの発生を抑制することができるので、蒸発器の熱交換効率を向上させることができる。
　また、本開示に一態様に係る冷凍装置は、前記循環部は、前記筐体の下部に貯留されている前記冷媒を昇圧するポンプ（１９）を有する。
　上記構成では、ポンプを利用して冷媒を循環させることができる。
１　　　：ターボ冷凍装置（冷凍装置）
２　　　：ターボ圧縮機（圧縮機）
２Ａ　　：低段圧縮機
２Ｂ　　：高段圧縮機
３　　　：凝縮器
４　　　：膨張弁
４Ａ　　：低圧膨張弁
４Ｂ　　：高圧膨張弁
５　　　：蒸発器
６　　　：吐出配管
７　　　：冷媒配管
８　　　：吸入配管
９　　　：電動機
１０　　：エダクタ（循環部）
１１　　：圧力容器（筐体）
１１ａ　：円筒部
１２　　：冷媒入口管
１３　　：冷媒トレイ（冷媒供給部）
１４　　：第１循環配管
１５　　：第２循環配管
１６　　：伝熱管群
１６Ａ　：液膜式伝熱管群
１６Ｂ　：満液式伝熱管群
１６ａ　：伝熱管
１７　　：分岐配管
１８　　：制御装置
１９　　：ポンプ
２１　　：ターボ冷凍装置
２２　　：中間冷却器
２３　　：中間配管

Claims (5)

  1. 　冷媒を圧縮する圧縮機と、
    　前記圧縮機で圧縮した前記冷媒を凝縮する凝縮器と、
    　前記凝縮器で凝縮した前記冷媒を膨張させる膨張弁と、
    　前記膨張弁で膨張させた前記冷媒を蒸発させる蒸発器と、
    　前記膨張弁の開度を制御する膨張弁制御部と、を備える冷凍装置であって、
    　前記蒸発器は、外殻を為す筐体と、前記筐体の内部に収容され、上下方向に並んで配置される複数の伝熱管を有する伝熱管群と、前記伝熱管群へ上方から前記冷媒を供給する冷媒供給部と、前記伝熱管群で蒸発し切らずに前記筐体の下部に貯留されている前記冷媒を前記冷媒供給部へ導く循環部と、を有し、
    　前記膨張弁制御部は、前記筐体の下部に貯留されている前記冷媒の水位が、前記冷凍装置の運転条件によって変化する前記循環部が循環させる冷媒量に応じた水位となるように、前記膨張弁の開度を制御する冷凍装置。
  2. 　前記循環部が循環させる冷媒量を調整する循環部調整手段と、
    　前記循環部調整手段を制御する調整手段制御部と、を備え、
    　前記調整手段制御部は、前記循環部が循環する冷媒量が所定量よりも大きくなるように、前記循環部調整手段を制御する請求項１に記載の冷凍装置。
  3. 　冷媒を圧縮する圧縮機と、
    　前記圧縮機で圧縮した前記冷媒を凝縮する凝縮器と、
    　前記凝縮器で凝縮した前記冷媒を膨張させる膨張弁と、
    　前記膨張弁で膨張させた前記冷媒を蒸発させる蒸発器と、を備える冷凍装置であって、
    　前記蒸発器は、外殻を為す筐体と、前記筐体の内部に収容され、上下方向に並んで配置される複数の伝熱管を有する伝熱管群と、前記伝熱管群へ上方から前記冷媒を供給する冷媒供給部と、前記伝熱管群で蒸発し切らずに前記筐体の下部に貯留されている前記冷媒を前記冷媒供給部へ導く循環部と、を有し、
    　前記循環部が循環させる冷媒量を調整する循環部調整手段と、
    　前記循環部調整手段を制御する調整手段制御部と、をさらに備え、
    　前記調整手段制御部は、前記循環部が循環する冷媒量が所定量よりも大きくなるように、前記循環部調整手段を制御する冷凍装置。
  4. 　前記循環部は、前記凝縮器内の前記冷媒の圧力と、前記蒸発器内の前記冷媒の圧力との圧力差を利用して前記冷媒を循環させるエダクタを有する請求項１から請求項３のいずれかに記載の冷凍装置。
  5. 　前記循環部は、前記筐体の下部に貯留されている前記冷媒を昇圧するポンプを有する請求項１から請求項３のいずれかに記載の冷凍装置。
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