WO2024023993A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2024023993A1
WO2024023993A1 PCT/JP2022/029013 JP2022029013W WO2024023993A1 WO 2024023993 A1 WO2024023993 A1 WO 2024023993A1 JP 2022029013 W JP2022029013 W JP 2022029013W WO 2024023993 A1 WO2024023993 A1 WO 2024023993A1
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WO
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refrigerant
passage
compressor
expansion valve
flow path
Prior art date
Application number
PCT/JP2022/029013
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
智隆 石川
Original Assignee
三菱電機株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
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Publication date
Application filed by 三菱電機株式会社 filed Critical 三菱電機株式会社
Priority to PCT/JP2022/029013 priority Critical patent/WO2024023993A1/ja
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle

Definitions

  • This invention relates to a refrigeration cycle device.
  • Patent Document 1 discloses that the refrigerant branched from the branch point of the refrigerant flow path between the condenser and the expansion valve and stored in the receiver is transferred to the compressor through the injection flow path.
  • a refrigeration cycle device is disclosed that merges refrigerant at intermediate pressure.
  • This refrigeration cycle device is provided with a heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant flow path between the condenser and the branch point and the injection flow path. In this refrigeration cycle device, it is possible to save energy in operation by heat exchange performed by such a heat exchanger.
  • An object of the present invention is to provide a refrigeration cycle device that can stabilize the operating state when energy-saving the operation.
  • the present disclosure relates to a refrigeration cycle device including a refrigerant circuit including a compressor, a condenser, a first expansion valve, and an evaporator.
  • the refrigeration cycle device includes, in a refrigerant circuit, a first flow path in which refrigerant circulates in the order of a compressor, a condenser, a first expansion valve, and an evaporator, and a first flow path between the condenser and the first expansion valve.
  • a second flow path that branches from a branch point of the path and returns the refrigerant that has passed through the condenser to an injection port of the compressor; a second expansion valve, a liquid receiver, and a second flow path arranged in the second flow path in order from the branch point; It includes a third expansion valve and a heat exchanger having a first passage and a second passage and exchanging heat between refrigerant flowing in the first passage and refrigerant flowing in the second passage.
  • the first passage is provided between the condenser and the branch point in the first flow path.
  • the second passage is provided between the third expansion valve and the injection port in the second flow path.
  • a first passage and a second passage are provided so that the refrigerant exchanges heat in parallel flow.
  • the operating state can be stabilized when energy saving is achieved.
  • FIG. 1 is an overall configuration diagram of a refrigeration cycle device according to Embodiment 1.
  • FIG. It is a figure which shows the example of heat exchange when a heat exchanger is made into the structure of a parallel flow type heat exchanger. It is a figure which shows the example of heat exchange when a heat exchanger is made into the structure of a counterflow type heat exchanger. It is a flow chart for explaining control of a 2nd expansion valve. It is a flow chart for explaining control of a 3rd expansion valve. 5 is a flowchart for explaining control of a bypass valve in the first embodiment.
  • FIG. 2 is an overall configuration diagram of a refrigeration cycle device according to a second embodiment. 7 is a flowchart for explaining control of a bypass valve in Embodiment 2.
  • FIG. 2 is an overall configuration diagram of a refrigeration cycle device according to a second embodiment.
  • 7 is a flowchart for explaining control of a bypass valve in Embodiment 2.
  • FIG. 2 is an overall configuration diagram of a refrigeration cycle device according to
  • FIG. 1 is an overall configuration diagram of a refrigeration cycle device 1 according to the first embodiment. Note that FIG. 1 functionally shows the connection relationship and arrangement of each device in the refrigeration cycle device 1, and does not necessarily show the arrangement in a physical space.
  • a refrigeration cycle device 1 basically includes a refrigerant circuit 200 which is a main refrigerant circuit including a compressor 10, a condenser 20, a first expansion valve 50, and an evaporator 60. .
  • Various devices constituting the refrigerant circuit 200 are arranged in the outdoor unit 2 and the load device 3.
  • the refrigeration cycle device 1 includes an outdoor unit 2, a load device 3, and piping 84, 88.
  • the outdoor unit 2 has a refrigerant outlet port PO2 and a refrigerant inlet port PI2 for connection to the load device 3.
  • the load device 3 has a refrigerant outlet port PO3 and a refrigerant inlet port PI3 for connection to the outdoor unit 2.
  • Piping 84 connects refrigerant outlet port PO2 of outdoor unit 2 and refrigerant inlet port PI3 of load device 3.
  • Piping 88 connects refrigerant outlet port PO3 of load device 3 and refrigerant inlet port PI2 of outdoor unit 2.
  • the outdoor unit 2 of the refrigeration cycle device 1 is configured to be connected to a load device 3.
  • the outdoor unit 2 includes a compressor 10, a condenser 20, a fan 22, a heat exchanger 30, a second expansion valve 40, and piping 80-82, 89.
  • the heat exchanger 30 is composed of a HIC (Heat Inter Changer).
  • the heat exchanger 30 has a first passage H1 and a second passage H2, and is configured to exchange heat between the refrigerant flowing through the first passage H1 and the refrigerant flowing through the second passage H2.
  • the first passage H1 is provided between the condenser 20 and a branch point described below in the first flow passage F1.
  • the second passage H2 is provided between the third expansion valve 72 and the injection port 13 in a second passage F2, which will be described later.
  • the second passage H2 before exiting the condenser 20 and being expanded by the first expansion valve 50, the second passage H2 is branched from the first passage F1 and expanded by the second expansion valve 71.
  • the second refrigerant After being stored in the liquid receiver 73, the second refrigerant is further expanded by the third expansion valve 72, so that the second refrigerant has a lower temperature than the first refrigerant.
  • Such a second refrigerant is supplied to the injection port 13 of the compressor 10, as will be described later.
  • the heat exchanger 30 changes the temperature of the first refrigerant by exchanging heat with the second refrigerant, which is lower in temperature than the first refrigerant, before leaving the condenser 20 and being expanded by the first expansion valve 50. reduce This makes it possible to increase the degree of supercooling of the first refrigerant before it is expanded by the first expansion valve 50, thereby improving the COP (Coefficient Of Performance) and saving energy in the operation of the refrigeration cycle device 1. It is possible to aim for
  • the heat exchanger 30 is a parallel flow type heat exchanger. Specifically, the heat exchanger 30 is provided at one end where the inlet of the first passage H1 and the inlet of the second passage H2 are the same, and the outlet of the first passage H1 and the outlet of the second passage H2 are the same. Provided at the other end. Thereby, in the heat exchanger 30, heat exchange is performed while the refrigerant flows in parallel directions in the first passage H1 and the second passage H2.
  • the first passage F1 from the refrigerant inlet port PI2 to the refrigerant outlet port PO2 is a passage through which the refrigerant circulates, and the first passage H1 of the compressor 10, condenser 20, and heat exchanger 30 is placed.
  • the load device 3 includes a first expansion valve 50, an evaporator 60, piping 85, 86, 87, and an on-off valve 28.
  • the first flow path F1 from the refrigerant inlet port PI3 to the refrigerant outlet port PO3 is a flow path through which the refrigerant circulates, and an on-off valve 28, a first expansion valve 50, and an evaporator 60 are arranged therein. .
  • the first passage F1 provided in the outdoor unit 2 and the load device 3 allows the refrigerant to pass through the compressor 10, the condenser 20, the first passage H1 of the heat exchanger 30, the on-off valve 28, the first expansion valve 50, and A circulation path is formed in which the evaporator 60 circulates in this order.
  • the evaporator 60 is configured to exchange heat between air and refrigerant. In the refrigeration cycle device 1, the evaporator 60 evaporates the refrigerant by absorbing heat from the air in the space to be cooled.
  • the first expansion valve 50 is, for example, a temperature expansion valve that is controlled independently of the outdoor unit 2. Note that the first expansion valve 50 may be an electronic expansion valve that can reduce the pressure of the refrigerant. When the first expansion valve 50 is an electronic expansion valve, it is configured to receive a control signal from the control device 100 and adjust the rotation speed in accordance with the control signal, as shown by a dashed line in the figure.
  • the on-off valve 28 is closed when the load device 3 stops operating, and cuts off the refrigerant.
  • the compressor 10 is a two-stage compressor.
  • Compressor 10 includes a low-stage compressor 11 and a high-stage compressor 12 connected in series.
  • the low-stage compressor 11 compresses the refrigerant sucked in from the pipe 89 through the suction port G1, and discharges it to the intermediate portion through the discharge port G2.
  • the high-stage compressor 12 compresses the refrigerant sucked from the intermediate portion through the suction port G3, and discharges the refrigerant to the pipe 80 through the discharge port G4.
  • the compressor 10 includes an injection port 13 that allows gasified refrigerant to flow into an intermediate portion between the discharge section G2 of the low-stage compressor 11 and the suction section G3 of the high-stage compressor 12. provided.
  • the refrigerant flowing in from the injection port 13 is mixed with the refrigerant discharged from the discharge part of the low stage compressor 11, and is sucked into the high stage compressor 12 from the suction part G3 of the high stage compressor 12.
  • the compressor 10 can arbitrarily change the drive frequencies of the low-stage compressor 11 and the high-stage compressor 12 individually by inverter control.
  • Compressor 10 is configured to adjust its rotational speed according to a control signal from control device 100. By adjusting the rotational speed of the compressor 10, the amount of refrigerant circulated can be adjusted, and the capacity of the refrigeration cycle device 1 can be adjusted.
  • the compressor 10 can be of various types, such as a scroll type, rotary type, or screw type.
  • the condenser 20 is configured so that the high temperature, high pressure gas refrigerant discharged from the compressor 10 exchanges heat (radiates heat) with the outside air. This heat exchange causes the refrigerant to condense and change into a liquid phase.
  • the refrigerant discharged from the compressor 10 into the pipe 80 is condensed and liquefied in the condenser 20 and flows out into the pipe 81 .
  • a fan 22 that sends outside air is attached to the condenser 20 to increase the efficiency of heat exchange.
  • the fan 22 supplies outside air to the condenser 20 with which the refrigerant exchanges heat. By adjusting the rotation speed of the fan 22, the refrigerant pressure (high pressure side pressure) on the discharge side of the compressor 10 can be adjusted.
  • the amount of refrigerant in the refrigerant circuit 200 is set so that the above-mentioned COP is maximized. Further, as described above, the refrigeration cycle device 1 is provided with the heat exchanger 30 in order to save energy in the operation of the refrigeration cycle device 1.
  • the refrigerant used in the refrigerant circuit of the refrigeration cycle device 1 is CO2, but if a situation arises in which it is difficult to ensure the degree of supercooling, other refrigerants may be used.
  • the condenser 20 is also used when cooling a refrigerant such as CO2 in a supercritical state. Furthermore, in this embodiment, for ease of explanation, the amount of decrease from the reference temperature of the refrigerant in the supercritical state will also be referred to as the degree of supercooling.
  • the outdoor unit 2 is connected to the inlet of the second passage H2 in the heat exchanger 30 from the part between the outlet of the first passage H1 in the heat exchanger 30 and the refrigerant outlet port PO2 in the first passage F1 in which the refrigerant circulates.
  • the second flow path F2 that branches from the first flow path F1 of the refrigerant circuit 200 and sends the refrigerant to the compressor 10 via the second passage H2 is also referred to as an "injection flow path.”
  • the outdoor unit 2 further includes a receiver 73 that is disposed in the second flow path F2 and stores refrigerant.
  • the second expansion valve 71 is located between a pipe 91 branched from a branch point between the outlet of the first passage H1 of the circulation channel and the refrigerant outlet port PO2 and a pipe 92 connected to the inlet of the liquid receiver 73. Placed.
  • the outdoor unit 2 further includes a gas venting pipe 93 that connects the gas outlet of the liquid receiver 73 and the second passage H2 and discharges the refrigerant gas in the liquid receiver 73, and a gas venting pipe 93 and the second passage H2.
  • the pressure regulating valve 70 is a valve that opens when the pressure of the refrigerant gas in the liquid receiver 73 exceeds a threshold value, and releases the refrigerant gas from the liquid receiver 73 to the pipe 95 via the gas vent pipe 93.
  • the pipes 91 and 92 are pipes that branch from the pipe 82 included in the first flow path F1 of the refrigerant circuit 200 and allow the refrigerant to flow into the liquid receiver 73.
  • the second expansion valve 71 arranged between the pipe 91 and the pipe 92 is an electronic expansion valve that can reduce the refrigerant in the high pressure section of the refrigerant circuit 200 to an intermediate pressure. The opening degree of the second expansion valve 71 is controlled by the control device 100.
  • the liquid receiver 73 separates the gas phase and liquid phase of the refrigerant that is depressurized by the second expansion valve 71 and flows into the pipe 92 from the pipe 92 in a container, stores the refrigerant, and circulates the refrigerant in the refrigerant circuit 200. It is a container that allows you to adjust the amount.
  • a gas venting pipe 93 connected to the upper part of the liquid receiver 73 and a pipe 94 connected to the lower part of the liquid receiver 73 separate the refrigerant into gas refrigerant and liquid refrigerant in the liquid receiver 73. This is the piping for taking it out.
  • the third expansion valve 72 expands the liquid refrigerant discharged from the pipe 94.
  • the third expansion valve 72 can adjust the amount of refrigerant in the receiver 73 by adjusting the flow rate of the refrigerant discharged from the pipe 94.
  • a pipe 96 is provided between the pipe 95 and the pipe 97 and is connected in parallel to the second passage H2 of the heat exchanger 30.
  • a bypass valve 61 is arranged in the pipe 96 so as to be connected in parallel with the second passage H2 of the heat exchanger 30.
  • the bypass valve 61 is a valve that is in either a fully closed state or a fully open state.
  • the bypass valve 61 is basically in a fully closed state, and when the discharge temperature TH of the compressor 10 becomes an excessively high temperature, the bypass valve 61 changes from a fully closed state to a fully open state in order to suppress an increase in the discharge temperature TH.
  • This valve is controlled by the control device 100 so that some of the refrigerant flowing through the pipe 95 bypasses the second passage H2 of the heat exchanger 30 and flows through the pipe 96.
  • the liquid receiver 73 By providing the liquid receiver 73 in the injection flow path, it becomes easy to ensure the degree of supercooling in the pipe 82, which is a liquid pipe. Generally, since gas refrigerant is present in the liquid receiver 73, the refrigerant temperature becomes the saturation temperature, so if the liquid receiver 73 is disposed in the pipe 82, the degree of supercooling cannot be ensured.
  • liquid refrigerant 73 in the intermediate pressure section, even when the pressure in the high pressure section of the refrigerant circuit 200 is high and the refrigerant is in a supercritical state, intermediate pressure liquid refrigerant can be stored inside the liquid refrigerant 73. It becomes possible. Therefore, the design pressure of the container of the liquid receiver 73 can be lower than that of the high-pressure part, and the cost can be reduced by making the container thinner.
  • the outdoor unit 2 further includes a pressure sensor 111, temperature sensors 120, 121, and a control device 100 that controls the compressor 10, the second expansion valve 71, the third expansion valve 72, and the bypass valve 61.
  • the pressure sensor 111 detects the discharge pressure PH of the compressor 10 and outputs the detected value to the control device 100.
  • Temperature sensor 120 detects discharge temperature TH of compressor 10 and outputs the detected value to control device 100.
  • the temperature sensor 121 detects the refrigerant temperature T1 of the pipe 81 at the outlet of the condenser 20 and outputs the detected value to the control device 100.
  • the second flow path F2 controls the discharge temperature TH of the compressor 10 by causing the refrigerant whose temperature has been reduced by reducing the pressure to flow into the compressor 10.
  • the amount of refrigerant in the refrigerant circuit 200 can be adjusted by the liquid receiver 73 installed on the second flow path F2.
  • the second flow path F2 is also responsible for ensuring the degree of subcooling of the refrigerant in the refrigerant circuit 200 through heat exchange by the heat exchanger 30.
  • the control device 100 includes a CPU (Central Processing Unit) 102, a memory 104 (ROM (Read Only Memory) and RAM (Random Access Memory)), an input/output buffer (not shown) for inputting and outputting various signals, etc. It consists of:
  • the CPU 102 expands the program stored in the ROM into a RAM or the like and executes the program.
  • the program stored in the ROM is a program in which the processing procedure of the control device 100 is written.
  • the control device 100 executes control of each device in the outdoor unit 2 according to these programs. This control is not limited to processing by software, but can also be performed by dedicated hardware (electronic circuit).
  • the inlet of the first passage H1 and the inlet of the second passage H2 are provided at one end of the heat exchange path, and the outlet of the first passage H1 and the outlet of the second passage H2 are provided at one end of the heat exchange path. is provided at the other end of the heat exchange path to perform heat exchange in a parallel flow format.
  • a counterflow type heat exchanger for example, the inlet of the first passage H1 and the outlet of the second passage H2 are provided at one end of the heat exchange path, and the outlet of the first passage H1 and the outlet of the second passage H2 are provided at one end of the heat exchange path. An inlet is provided at the other end of the heat exchange path.
  • FIG. 2 is a diagram showing an example of heat exchange when the heat exchanger 30 is configured as a parallel flow type heat exchanger.
  • FIG. 3 is a diagram showing an example of heat exchange when the heat exchanger 30 is configured as a counterflow type heat exchanger. 2 and 3, the relationship between the heat exchange distance D and the refrigerant temperature T is shown, where the horizontal axis is the heat exchange distance D and the vertical axis is the refrigerant temperature T.
  • the heat exchange distance D in FIGS. 2 and 3 is the distance from the entrance of the second passage H2 in each of the first passage H1 and the second passage H2.
  • arrows indicate the direction in which the refrigerant temperature T changes depending on the direction in which the refrigerant flows.
  • the refrigerant temperature Th1 of the first passage H1 and the refrigerant temperature Th1 of the second passage H2 are changed according to the heat exchange distance D between the inlet and the outlet of each of the first passage H1 and the second passage H2.
  • a change in refrigerant temperature Th2 is shown.
  • the left side in the figure at the heat exchange distance D is the inlet side of the first passage H1 and the second passage H2
  • the right side in the figure at the heat exchange distance D is the outlet side of the first passage H1 and the second passage H2. It's on the side.
  • the left side of the figure at the heat exchange distance D is the outlet side of the first passage H1 and the inlet side of the second passage H2
  • the right side of the figure at the heat exchange distance D is the inlet side of the first passage H1 and the inlet side of the second passage H2. This is the exit side of the second passage H2.
  • the refrigerant flowing through the second passage H2 (hereinafter referred to as the second refrigerant) has a lower temperature than the refrigerant flowing through the first passage H1 (hereinafter referred to as the first refrigerant).
  • the second refrigerant is a two-phase flow consisting of a gas phase and a liquid phase, and is a refrigerant at a saturation temperature.
  • the second refrigerant can receive heat from the first refrigerant and evaporate while maintaining the refrigerant temperature Th2 at the saturation temperature throughout the entire stroke of the second passage H2. It is possible.
  • the refrigerant temperature Th2 of the second refrigerant tends to decrease as the heat exchange distance D increases because the saturation temperature decreases according to the pressure loss when flowing through the heat exchanger 30.
  • the first refrigerant flowing through the first passage H1 has a higher temperature than the second refrigerant flowing through the second passage H2.
  • the first refrigerant imparts heat to the second refrigerant throughout the entire stroke of the first passage H1, so that the refrigerant temperature Th1 tends to decrease significantly.
  • the temperature difference TW2 between the refrigerant temperature Th1 and the refrigerant temperature Th2 at the outlet of the second refrigerant is the largest.
  • the refrigerant temperature Th1 of the first refrigerant is significantly reduced due to heat exchange in the first passage H1, and the refrigerant temperature Th1 of the second refrigerant At the temperature Th2, there is still little decrease in saturation temperature due to pressure loss.
  • the temperature difference TW1 between the refrigerant temperature Th1 of the first refrigerant and the refrigerant temperature Th2 of the second refrigerant is the largest at the inlet of the second refrigerant.
  • the refrigerant temperature Th1 of the first refrigerant decreases significantly due to heat exchange in the first passage H1
  • the refrigerant temperature Th2 of the second refrigerant also decreases as the heat exchange distance D increases.
  • the saturation temperature decreases due to pressure loss and decreases. Therefore, in the parallel flow type shown in FIG.
  • the minimum value of the temperature difference TW1 can be made larger than the minimum value of the temperature difference TW2 in the counter flow type shown in FIG.
  • the parallel flow type shown in FIG. 2 it is possible to secure a temperature difference TW1 that allows the second refrigerant to sufficiently evaporate in the heat exchange path on the exit side of the second refrigerant. That is, in the parallel flow type shown in FIG. 2, it is possible to sufficiently evaporate the second refrigerant in all strokes of the heat exchange path in the heat exchanger 30.
  • the parallel flow type heat exchanger 30 makes it possible to sufficiently evaporate the second refrigerant in all the strokes of the heat exchange path in the heat exchanger 30, so that the heat exchanger 30 of the counter flow type can sufficiently evaporate the second refrigerant.
  • the evaporation capacity of the second refrigerant is higher than that of the exchanger.
  • the control device 100 performs feedback control on the second expansion valve 71 so that the discharge temperature TH of the compressor 10 matches the target temperature.
  • FIG. 4 is a flowchart for explaining control of the second expansion valve 71. If the discharge temperature TH of the compressor 10 detected by the temperature sensor 120 is higher than the target temperature (YES in step S (hereinafter referred to as S) 21), the control device 100 controls the opening degree of the second expansion valve 71. Increase (S12). As a result, the amount of refrigerant flowing into the injection port 13 via the liquid receiver 73 increases, so that the discharge temperature TH decreases.
  • the control device 100 reduces the opening degree of the second expansion valve 71 ( S14). As a result, the amount of refrigerant flowing into the injection port 13 via the liquid receiver 73 decreases, so that the discharge temperature TH increases.
  • the control device 100 maintains the opening degree of the second expansion valve 71 at the current state.
  • control device 100 controls the opening degree of the second expansion valve 71 so that the discharge temperature TH of the compressor 10 approaches the target temperature.
  • control device 100 adjusts the temperature according to the refrigerant temperature T1 at the outlet of the condenser 20 detected by the temperature sensor 121 and the pressure of the condenser 20.
  • the third expansion valve 72 is feedback-controlled so that the calculated degree of supercooling SC matches the target temperature (second target value).
  • the pressure of the condenser 20 is approximated by the discharge pressure PH of the compressor 10 detected by the pressure sensor 111.
  • the degree of supercooling SC is determined by detecting the refrigerant temperature T1 at the outlet of the condenser 20 and the pressure of the condenser 20 (in this example, the pressure approximated by the discharge pressure PH of the compressor 10). It is obtained by calculating the saturation temperature from the pressure of , and calculating the difference between the calculated saturation temperature and the detected refrigerant temperature T1.
  • FIG. 5 is a flowchart for explaining control of the third expansion valve 72. If the degree of subcooling SC determined by the refrigerant temperature T1 at the outlet of the condenser 20 and the pressure of the condenser 20 (approximated by the discharge pressure PH) is larger than the target value (YES in S21), the control device 100 controls the third The opening degree of the expansion valve 72 is decreased (S22). As a result, the amount of liquid refrigerant discharged from the liquid receiver 73 decreases and the amount of liquid refrigerant in the liquid receiver 73 increases, so the amount of refrigerant circulating through the refrigerant circuit 200 decreases and the refrigerant temperature T1 increases. Therefore, the degree of supercooling SC decreases.
  • the target value of the degree of supercooling SC used for the determination in S21 is set to the degree of supercooling SC determined at the design stage so that the COP is maximized, for example.
  • the control The device 100 increases the opening degree of the third expansion valve 72 (S24).
  • the amount of liquid refrigerant discharged from the liquid receiver 73 increases and the amount of liquid refrigerant stored in the liquid receiver 73 decreases, so the amount of refrigerant circulating through the refrigerant circuit 200 increases and the refrigerant temperature T1 increases.
  • the degree of supercooling SC increases.
  • the control device 100 maintains the opening degree of the third expansion valve 72 at the current state.
  • control device 100 controls the third expansion valve 72 so that the degree of supercooling SC determined by the refrigerant temperature T1 at the outlet of the condenser 20 and the pressure of the condenser 20 (approximated by the discharge pressure PH) approaches the target temperature. Controls the opening degree.
  • the control device 100 causes the refrigerant to bypass and flow through the second passage H2 of the heat exchanger 30 in order to suppress an increase in the discharge temperature TH.
  • the bypass valve 61 is controlled as follows.
  • FIG. 6 is a flowchart for explaining control of the bypass valve 61 in the first embodiment.
  • the control device 100 sets the bypass valve 61 to a fully open state. (S32).
  • the fully open state in S32 includes both changing from the fully closed state to the fully open state and maintaining the fully open state.
  • the threshold value used for the determination in S31 may be set, for example, to a temperature at which the compressor 10 may be damaged due to high temperature.
  • the control device 100 fully closes the bypass valve 61 (S33).
  • the fully closed state in S33 includes both changing from the fully open state to the fully closed state and maintaining the fully closed state.
  • the second passage of the heat exchanger 30 It is possible to suppress an excessive increase in the dryness of the refrigerant that comes out of H2 and is supplied to the injection port 13 of the compressor 10, and it is possible to suppress an excessive increase in the discharge temperature TH of the compressor 10. Thereby, the operating state of the refrigeration cycle device 1 can be further stabilized.
  • the degree of supercooling of the refrigerant at the outlet of the condenser 20 is controlled to the degree of supercooling that maximizes the COP, and the degree of supercooling of the refrigerant is controlled using the heat exchanger 30.
  • Efforts are being made to save energy during operation, such as by further increasing the degree of cooling.
  • the degree of supercooling of the refrigerant at the outlet of the condenser 20 the liquid back to the compressor 10, Additionally, an unintended unstable operating state may occur, such as an excessive rise in the discharge temperature of the compressor 10.
  • the heat exchanger 30 configured to prevent liquid back as described above, and by bypassing the heat exchanger 30, the discharge temperature of the compressor 10 is increased. By executing control that can prevent such a rise, it is possible to stabilize the operating state under all operating conditions while saving energy during operation.
  • Embodiment 2 In the second embodiment, an example will be described in which a bypass valve 62 that bypasses the first passage H1 is provided instead of the bypass valve 61 that bypasses the second passage H2 shown in the first embodiment.
  • FIG. 7 is an overall configuration diagram of a refrigeration cycle device 1A according to the second embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus 1A of FIG. 7 is different from the refrigeration cycle apparatus 1 of FIG. 1 in that in the outdoor unit 2A, a bypass valve 61 of FIG. A bypass valve 62 is provided instead.
  • piping 96 and bypass valve 61 as shown in FIG. 1 are not provided.
  • a pipe 98 connected in parallel to the first passage H1 of the heat exchanger 30 is provided between the pipe 81 and the pipe 82 in the first flow path F1.
  • a bypass valve 62 is arranged in the pipe 98 so as to be connected in parallel to the first passage H1 of the heat exchanger 30.
  • the bypass valve 62 is a valve that is in either a fully closed state or a fully open state.
  • the bypass valve 62 is basically in a fully closed state, and when the discharge temperature of the compressor 10 becomes excessively high, the bypass valve 62 changes from a fully closed state to a fully open state in order to suppress an increase in the discharge temperature.
  • This valve is controlled by the control device 100 so that a part of the refrigerant flowing through the pipe 81 bypasses the first passage H1 of the heat exchanger 30 and flows through the pipe 98.
  • bypass valve 62 Control of bypass valve 62
  • the control device 100 causes the refrigerant to flow bypassing the first passage H1 of the heat exchanger 30 in order to suppress an increase in the discharge temperature TH.
  • the bypass valve 61 is controlled as follows.
  • FIG. 8 is a flowchart for explaining control of the bypass valve 62 in the second embodiment. If the discharge temperature TH of the compressor 10 detected by the temperature sensor 120 is higher than the threshold determined as an abnormal discharge temperature TH (YES in S41), the control device 100 fully opens the bypass valve 62. (S42).
  • the fully open state in S42 includes both changing from the fully closed state to the fully open state and maintaining the fully open state.
  • the control device 100 fully closes the bypass valve 62 (S43).
  • the fully closed state in S43 includes both changing from the fully open state to the fully closed state and maintaining the fully closed state.
  • the second passage of the heat exchanger 30 It is possible to suppress an excessive increase in the dryness of the refrigerant that comes out of H2 and is supplied to the injection port 13 of the compressor 10, and it is possible to suppress an excessive increase in the discharge temperature TH of the compressor 10. Thereby, the operating state of the refrigeration cycle device 1A can be further stabilized.
  • Embodiment 1 and Embodiment 2 an example was shown in which the pressure regulating valve 70 was provided in the gas venting pipe 93.
  • a pressure regulating valve may have a structure in which the pressure regulating valve itself opens when the pressure of the refrigerant gas in the liquid receiver 73 reaches a threshold value, or a sensor may be used to detect the pressure of the refrigerant gas in the liquid receiver 73.
  • An electrically operated valve may be used in which the opening degree of the valve can be controlled by detecting the valve opening and controlling the opening degree by the control device 100 giving an opening adjustment signal according to the detection signal.
  • Embodiment 1 and Embodiment 2 an example was described in which the on-off valve 28 was provided between the refrigerant inlet port PI3 and the evaporator 60, but the refrigeration cycle apparatuses 1 and 1A are not limited to this. , a configuration may be adopted in which the on-off valve 28 is not provided.
  • the present disclosure provides a refrigeration cycle device 1 including a refrigerant circuit 200 as a main refrigerant circuit including a compressor 10, a condenser 20, a first expansion valve 50, and an evaporator 60.
  • the refrigeration cycle device 1 includes a first passage F1 in which refrigerant circulates in the order of the compressor 10, the condenser 20, the first expansion valve 50, and the evaporator 60, and the condenser 20 and the first expansion valve in the refrigerant circuit 200.
  • a second flow path F2 that branches from a branch point of the first flow path F1 between the valve 50 and returns the refrigerant that has passed through the condenser 20 to the injection port 13 of the compressor 10; It has a second expansion valve 71, a liquid receiver 73, and a third expansion valve 72 arranged in F2, and a first passage H1 and a second passage H2, and the refrigerant flowing through the first passage H1 and the second passage H2 are connected to each other. It includes a heat exchanger 30 that exchanges heat with the flowing refrigerant.
  • the first passage H1 is provided between the condenser 20 and the branch point in the first flow passage F1.
  • the second passage H2 is provided between the third expansion valve 72 and the injection port 13 in the second flow passage F2.
  • the first passage H1 and the second passage H2 are provided so that the refrigerant exchanges heat in parallel flow.
  • the operating state of the refrigeration cycle device 1 can be stabilized in the case of energy-saving operation.
  • the reason is as follows.
  • the first passage H1 and the second passage H2 are provided so that the refrigerant exchanges heat in parallel flow. It becomes possible to sufficiently evaporate the refrigerant flowing through.
  • the flow rate of the second refrigerant flowing into the second passage H2 of the heat exchanger 30 increases somewhat compared to the standard flow rate, the dryness of the refrigerant flowing from the heat exchanger 30 into the injection port 13 will be reduced. This makes it possible to suppress the drop in the liquid flow rate, and it is possible to suppress the occurrence of liquid back due to the refrigerant in the injection port 13. By suppressing the occurrence of such liquid back, the operating state of the refrigeration cycle device 1 can be stabilized.
  • the refrigeration cycle device 1 includes a pipe 96 in the second flow path F2, which is a bypass flow path through which the refrigerant bypasses the second path H2 in the heat exchanger 30; It further includes a bypass valve 61 that is provided in the pipe 96 that is a bypass flow path and is opened when the discharge temperature TH of the compressor 10 exceeds a threshold value.
  • a bypass valve 61 that is provided in the pipe 96 that is a bypass flow path and is opened when the discharge temperature TH of the compressor 10 exceeds a threshold value.
  • the amount of heat exchanged by the refrigerant flowing through the second passage F2 that sends the refrigerant to the compressor 10 is reduced by the amount of heat exchanged when the refrigerant does not bypass the second passage H2 and flows through the second passage F2. It decreases compared to when flowing through H2.
  • the second passage of the heat exchanger 30 It is possible to suppress an excessive increase in the dryness of the refrigerant that comes out of H2 and is supplied to the injection port 13 of the compressor 10, and to suppress an excessive increase in the discharge temperature TH of the compressor 10. Thereby, the operating state of the refrigeration cycle device 1 can be further stabilized.
  • the refrigeration cycle device 1A includes a pipe 98 in the first flow path F1, which is a bypass flow path through which the refrigerant bypasses the first path H1 in the heat exchanger 30; It further includes a bypass valve 62 that is provided in the piping 98, which is a bypass flow path, and is opened when the discharge temperature TH of the compressor 10 exceeds a threshold value.
  • a bypass valve 62 that is provided in the piping 98, which is a bypass flow path, and is opened when the discharge temperature TH of the compressor 10 exceeds a threshold value.
  • the amount of heat exchanged by the refrigerant flowing through the second flow path F2 that sends the refrigerant to the compressor 10 is reduced by the amount of heat exchanged when the refrigerant does not bypass the first path H1. It decreases compared to when flowing through H1.
  • the second passage of the heat exchanger 30 It is possible to suppress an excessive increase in the dryness of the refrigerant that comes out from H2 and is supplied to the injection port 13 of the compressor 1, and to suppress an excessive increase in the discharge temperature TH of the compressor 10. Thereby, the operating state of the refrigeration cycle device 1 can be further stabilized.
  • the refrigeration cycle apparatuses 1 and 1A open the second expansion valve 70 so that the discharge temperature TH of the compressor 10 becomes the first target value (target temperature).
  • the apparatus further includes a control device 100 that controls the temperature.
  • the discharge temperature TH can be controlled to the optimum temperature by controlling the opening degree of the second expansion valve 70 so that the discharge temperature TH becomes the first target value (target temperature). Can be done.
  • control device 100 further controls the opening of the third expansion valve 72 so that the degree of subcooling SC at the outlet side of the condenser 20 becomes the second target value (target value). Control the degree.
  • the degree of subcooling is increased by controlling the opening degree of the third expansion valve 72 so that the degree of subcooling SC on the outlet side of the condenser 20 becomes the second target value (target value). SC can be controlled to an optimal degree of supercooling.
  • the refrigeration cycle device 1 may also be used in an air conditioner or the like.

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Abstract

冷凍サイクル装置（１）は、圧縮機（１０）、凝縮器（２０）、第１膨張弁（５０）、および蒸発器（６０）を含む冷媒回路（２００）を備える。冷凍サイクル装置（１）は、冷媒回路（２００）において、圧縮機（１０）、凝縮器（２０）、第１膨張弁（５０）、および蒸発器（６０）の順番で冷媒が循環する第１流路（Ｆ１）と、凝縮器（２０）と第１膨張弁（５０）との間における第１流路（Ｆ１）の分岐点から分岐し、凝縮器（２０）を通過した冷媒を圧縮機（１０）のインジェクションポート（１３）に戻す第２流路（Ｆ２）と、分岐点から順に第２流路（Ｆ２）において配置される第２膨張弁（７０）、受液器（７３）、および第３膨張弁（７２）と、第１通路（Ｈ１）および第２通路（Ｈ２）を有し、第１通路（Ｈ１）を流れる冷媒と第２通路（Ｈ２）を流れる冷媒との間で熱交換を行なう熱交換器（３０）とを備える。第１通路（Ｈ１）は、第１流路（Ｆ１）における凝縮器（２０）と分岐点との間に設けられる。第２通路（Ｈ２）は、第２流路（Ｆ２）における第３膨張弁（７２）とインジェクションポート（１３）との間に設けられる。熱交換器（３０）においては、第１通路（Ｈ１）と第２通路（Ｈ２）とが、冷媒が並行流で熱交換するように設けられる。

Description

冷凍サイクル装置
　この発明は、冷凍サイクル装置に関する。
　国際公開第２０２１／０８４７４３号（特許文献１）には、凝縮器と膨張弁との間における冷媒の流路の分岐点から分岐してレシーバに貯留された冷媒をインジェクション流路を経て圧縮機の中間圧の冷媒に合流させる冷凍サイクル装置が開示されている。
　この冷凍サイクル装置では、凝縮器と分岐点との間における冷媒の流路と、インジェクション流路との間で熱交換をする熱交換器が設けられている。この冷凍サイクル装置では、このような熱交換器で行なわれる熱交換により、運転の省エネルギ化を図ることが可能である。
国際公開第２０２１／０８４７４３号
　しかし、従来の冷凍サイクル装置では、運転を省エネルギ化する場合において、運転の省エネルギ化を図るための構成を採用することにより、運転状態が不安定となるおそれがあった。
　この発明の目的は、運転を省エネルギ化する場合において、運転状態を安定化することが可能な冷凍サイクル装置を提供することである。
　本開示は、圧縮機、凝縮器、第１膨張弁、および蒸発器を含む冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置に関する。冷凍サイクル装置は、冷媒回路において、圧縮機、凝縮器、第１膨張弁、および蒸発器の順番で冷媒が循環する第１流路と、凝縮器と第１膨張弁との間における第１流路の分岐点から分岐し、凝縮器を通過した冷媒を圧縮機のインジェクションポートに戻す第２流路と、分岐点から順に第２流路において配置される第２膨張弁、受液器、および第３膨張弁と、第１通路および第２通路を有し、第１通路を流れる冷媒と第２通路を流れる冷媒との間で熱交換を行なう熱交換器とを備える。第１通路は、第１流路における凝縮器と分岐点との間に設けられる。第２通路は、第２流路における第３膨張弁とインジェクションポートとの間に設けられる。熱交換器においては、第１通路と第２通路とが、冷媒が並行流で熱交換するように設けられる。
　本開示の冷凍サイクル装置によれば、運転を省エネルギ化する場合において、運転状態を安定化することができる。
実施の形態１に従う冷凍サイクル装置の全体構成図である。 熱交換器を並行流形式の熱交換器の構成とした場合の熱交換例を示す図である。 熱交換器を対向流形式の熱交換器の構成とした場合の熱交換例を示す図である。 第２膨張弁の制御を説明するためのフローチャートである。 第３膨張弁の制御を説明するためのフローチャートである。 実施の形態１におけるバイパス弁の制御を説明するためのフローチャートである。 実施の形態２に従う冷凍サイクル装置の全体構成図である。 実施の形態２におけるバイパス弁の制御を説明するためのフローチャートである。
　以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。以下では、複数の実施の形態について説明するが、各実施の形態で説明された構成を適宜組み合わせることは出願当初から予定されている。なお、図中同一または相当部分には同一符号を付してその説明は繰返さない。
　実施の形態１．
　（冷凍サイクル装置１の全体構成）
　図１は、実施の形態１に従う冷凍サイクル装置１の全体構成図である。なお、図１では、冷凍サイクル装置１における各機器の接続関係および配置構成を機能的に示しており、物理的な空間における配置を必ずしも示すものではない。
　図１を参照して、冷凍サイクル装置１は、基本的な構成として、圧縮機１０、凝縮器２０、第１膨張弁５０、および、蒸発器６０を含む主冷媒回路である冷媒回路２００を備える。冷媒回路２００を構成する各種装置は、室外ユニット２および負荷装置３に配置される。
　冷凍サイクル装置１は、室外ユニット２と、負荷装置３と、配管８４，８８とを備える。室外ユニット２は、負荷装置３と接続するための冷媒出口ポートＰＯ２および冷媒入口ポートＰＩ２を有する。負荷装置３は、室外ユニット２と接続するための冷媒出口ポートＰＯ３および冷媒入口ポートＰＩ３を有する。配管８４は、室外ユニット２の冷媒出口ポートＰＯ２と負荷装置３の冷媒入口ポートＰＩ３とを接続する。配管８８は、負荷装置３の冷媒出口ポートＰＯ３と室外ユニット２の冷媒入口ポートＰＩ２とを接続する。
　冷凍サイクル装置１の室外ユニット２は、負荷装置３に接続されるように構成される。室外ユニット２は、圧縮機１０と、凝縮器２０と、ファン２２と、熱交換器３０と、第２膨張弁４０と、配管８０～８２、８９とを含む。
　熱交換器３０は、ＨＩＣ（Heat　Inter　Changer）により構成される。熱交換器３０は、第１通路Ｈ１および第２通路Ｈ２を有し、第１通路Ｈ１を流れる冷媒と第２通路Ｈ２を流れる冷媒との間で熱交換を行なうように構成される。第１通路Ｈ１は、第１流路Ｆ１における凝縮器２０と後述する分岐点との間に設けられる。第２通路Ｈ２は、後述する第２流路Ｆ２における第３膨張弁７２とインジェクションポート１３との間に設けられる。
　第１通路Ｈ１には、凝縮器２０を出て第１膨張弁５０で膨張される前の高温の第１冷媒が流れる。一方、第２通路Ｈ２には、後述するように、凝縮器２０を出て第１膨張弁５０で膨張される前に、第１流路Ｆ１から分岐して第２膨張弁７１で膨張されて受液器７３に貯留された後、さらに第３膨張弁７２で膨張されることにより、第１冷媒よりも低温となった第２冷媒が流れる。このような第２冷媒は、後述するように、圧縮機１０のインジェクションポート１３に供給される。
　熱交換器３０は、凝縮器２０を出て第１膨張弁５０で膨張される前の第１冷媒を第１冷媒よりも低温の第２冷媒と熱交換させることにより、第１冷媒の温度を減少させる。これにより、第１膨張弁５０で膨張される前の第１冷媒の過冷却度を増加させることが可能となるので、ＣＯＰ（Coefficient　Of　Performance）が向上して冷凍サイクル装置１の運転の省エネルギ化を図ることができる。
　熱交換器３０は、並行流形式の熱交換器である。具体的に、熱交換器３０は、第１通路Ｈ１の入口と、第２通路Ｈ２の入口とが同じ一方端側に設けられ、第１通路Ｈ１の出口と第２通路Ｈ２の出口とが同じ他方端側に設けられる。これにより、熱交換器３０では、第１通路Ｈ１内と、第２通路Ｈ２内とで冷媒が並行する方向に流れながら熱交換が行なわれる。
　室外ユニット２において、冷媒入口ポートＰＩ２から冷媒出口ポートＰＯ２に至る第１流路Ｆ１は、冷媒が循環する流路であり、圧縮機１０、凝縮器２０、および熱交換器３０の第１通路Ｈ１が配置される。
　負荷装置３は、第１膨張弁５０と、蒸発器６０と、配管８５，８６，８７と、開閉弁２８とを含む。負荷装置３において、冷媒入口ポートＰＩ３から冷媒出口ポートＰＯ３に至る第１流路Ｆ１は、冷媒が循環する流路であり、開閉弁２８、第１膨張弁５０、および蒸発器６０が配置される。
　室外ユニット２および負荷装置３に設けられた第１流路Ｆ１は、冷媒が、圧縮機１０、凝縮器２０、熱交換器３０の第１通路Ｈ１、開閉弁２８、第１膨張弁５０、および蒸発器６０の順番で循環する循環経路を形成する。
　蒸発器６０は空気と冷媒との間で熱交換を行なうように構成される。冷凍サイクル装置１では、蒸発器６０は、冷却対象空間の空気からの吸熱によって冷媒を蒸発させる。第１膨張弁５０は、例えば、室外ユニット２と独立して制御される温度膨張弁である。なお、第１膨張弁５０は冷媒を減圧することができる電子膨張弁であってもよい。第１膨張弁５０が電子膨張弁である場合は、図中に一点鎖線で示されるように、制御装置１００からの制御信号を受け、その制御信号に従って回転速度を調整するように構成される。開閉弁２８は、負荷装置３が運転停止するときに閉止され、冷媒を遮断する。
　圧縮機１０は、二段式の圧縮機である。圧縮機１０は、直列に接続された低段側圧縮機１１と高段側圧縮機１２とを含む。圧縮機１０においては、配管８９から吸入ポートＧ１を介して吸入した冷媒を、低段側圧縮機１１が圧縮し吐出ポートＧ２を介して中間部に吐出する。圧縮機１０においては、中間部から吸入ポートＧ３を介して吸入した冷媒を、高段側圧縮機１２が圧縮し吐出ポートＧ４を介して配管８０へ吐出する。圧縮機１０には、低段側圧縮機１１の吐出部Ｇ２と高段側圧縮機１２の吸入部Ｇ３との間の中間部に、ガス化した冷媒を流入させることが可能なインジェクションポート１３が設けられる。インジェクションポート１３から流入した冷媒は、低段側圧縮機１１の吐出部から吐出された冷媒と混合されて、高段側圧縮機１２の吸入部Ｇ３から高段側圧縮機１２に吸入される。
　圧縮機１０は、インバータ制御により低段側圧縮機１１および高段側圧縮機１２の駆動周波数を個別に任意に変更することができる。圧縮機１０は、制御装置１００からの制御信号に従って回転速度を調整するように構成される。圧縮機１０の回転速度を調整することで冷媒の循環量が調整され、冷凍サイクル装置１の能力を調整することができる。圧縮機１０には種々のタイプのものを採用可能であり、例えば、スクロールタイプ、ロータリータイプ、スクリュータイプ等のものを採用し得る。
　凝縮器２０は、圧縮機１０から吐出された高温高圧のガス冷媒が外気と熱交換（放熱）を行なうように構成される。この熱交換により、冷媒は凝縮されて液相に変化する。圧縮機１０から配管８０に吐出された冷媒は、凝縮器２０において凝縮および液化され配管８１へ流出する。熱交換の効率を上げるため外気を送るファン２２が凝縮器２０に取り付けられている。ファン２２は、凝縮器２０において冷媒が熱交換を行なう外気を凝縮器２０に供給する。ファン２２の回転数を調整することにより、圧縮機１０の吐出側の冷媒圧力（高圧側圧力）を調整することができる。
　冷凍サイクル装置１では、運転の省エネルギ化を図るために、冷媒回路２００における冷媒量は、前述したＣＯＰが最大となるように設定されている。また、前述したように、冷凍サイクル装置１では、冷凍サイクル装置１の運転の省エネルギ化を図るために、熱交換器３０が設けられている。
　ここで、冷凍サイクル装置１の冷媒回路に使用する冷媒はＣＯ２とするが、過冷却度が確保しにくい状態が生じる場合は、他の冷媒を使用しても良い。
　なお、本実施の形態では、説明の容易のため、超臨界状態のＣＯ２のような冷媒を冷却する場合も凝縮器２０と呼ぶこととする。また、本実施の形態では、説明の容易のため、超臨界状態の冷媒の基準温度からの低下量も過冷却度と呼ぶこととする。
　室外ユニット２は、冷媒が循環する第１流路Ｆ１における熱交換器３０での第１通路Ｈ１の出口と冷媒出口ポートＰＯ２との間の部分から、熱交換器３０における第２通路Ｈ２の入口に冷媒を流す配管９１～９６と、熱交換器３０における第２通路Ｈ２をバイパスして冷媒を流す配管９６と、第２通路Ｈ２の出口から圧縮機１０のインジェクションポート１３に冷媒を流す配管９７とをさらに備える。以下において、冷媒回路２００の第１流路Ｆ１から分岐し、第２通路Ｈ２を経由して圧縮機１０に冷媒を送る第２流路Ｆ２を、「インジェクション流路」とも言う。このような第２流路Ｆ２は、第１流路Ｆ１による循環経路の全体の流れから見ると、凝縮器２０と第１膨張弁５０との間における第１流路Ｆ１の分岐点から分岐し、凝縮器２０を通過した冷媒を圧縮機１０のインジェクションポート１３に戻す流路であると言える。
　室外ユニット２は、さらに、第２流路Ｆ２に配置され、冷媒を貯留する受液器（レシーバ）７３を備える。第２膨張弁７１は、循環流路の第１通路Ｈ１の出口と冷媒出口ポートＰＯ２との間の分岐点から分岐した配管９１と受液器７３の入口に接続された配管９２との間に配置される。室外ユニット２は、さらに、受液器７３のガス排出口と第２通路Ｈ２とを接続し受液器７３内の冷媒ガスを排出するガス抜き配管９３と、ガス抜き配管９３と第２通路Ｈ２に通じる配管９５との間に配置された圧力調整弁７０と、受液器７３の液冷媒排出口に接続された配管９４を流れる冷媒を膨張させるとともに冷媒の流量を調整する第３膨張弁７２とを備える。圧力調整弁７０は、受液器７３内の冷媒ガスの圧力が閾値を超えた場合に開き、冷媒ガスを受液器７３内からガス抜き配管９３を経て配管９５に逃がす弁である。
　配管９１，９２は、冷媒回路２００の第１流路Ｆ１に含まれる配管８２から分岐し受液器７３へ冷媒を流入させる配管である。配管９１と配管９２との間に配置された第２膨張弁７１は冷媒回路２００の高圧部の冷媒を中間圧力まで低下させることができる電子膨張弁である。第２膨張弁７１の開度は、制御装置１００により制御される。
　受液器７３は、第２膨張弁７１で減圧され二相となって配管９２から流入する冷媒の気相と液相の分離を容器内で行ない、冷媒を貯蔵し冷媒回路２００の冷媒の循環量を調整することができる容器である。受液器７３の上部に接続されるガス抜き配管９３と受液器７３の下部に接続される配管９４は、受液器７３の中でガス冷媒と液冷媒とに分離した冷媒を分離した状態で取り出すための配管である。第３膨張弁７２は、配管９４から排出される液冷媒を膨張させる。第３膨張弁７２は、配管９４から排出される冷媒の流量を調整することで受液器７３の冷媒量を調整することができる。
　配管９５と配管９７との間には、熱交換器３０の第２通路Ｈ２と並列接続される配管９６が設けられる。配管９６には、熱交換器３０の第２通路Ｈ２と並列接続されるようにバイパス弁６１が配置される。バイパス弁６１は、全閉状態と全開状態とのいずれかの状態となる弁である。バイパス弁６１は、基本的に全閉状態であり、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが過剰な高温度となった場合に、当該吐出温度ＴＨの上昇を抑制するために、全閉状態から全開状態となって、配管９５を流れる冷媒のうち一部の冷媒が熱交換器３０の第２通路Ｈ２をバイパスして配管９６を流れるように制御装置１００により制御される弁である。
　インジェクション流路に受液器７３を設けることにより、液管である配管８２における過冷却度を確保することが容易となる。一般に受液器７３にはガス冷媒が存在するため、冷媒温度は飽和温度となるので、配管８２に受液器７３を配置すると過冷却度を確保できないからである。
　また、中間圧部分に受液器７３を設けると、冷媒回路２００の高圧部の圧力が高く冷媒が超臨界状態である場合でも受液器７３の内部に中間圧の液冷媒を貯留することが可能となる。このため、受液器７３の容器の設計圧を高圧部よりも低くすることができ、容器の薄肉化によるコスト低減も図れる。
　室外ユニット２は、さらに、圧力センサ１１１と、温度センサ１２０，１２１と、圧縮機１０、第２膨張弁７１、第３膨張弁７２、およびバイパス弁６１を制御する制御装置１００とを備える。
　圧力センサ１１１は、圧縮機１０の吐出圧力ＰＨを検出し、その検出値を制御装置１００へ出力する。温度センサ１２０は、圧縮機１０の吐出温度ＴＨを検出し、その検出値を制御装置１００へ出力する。温度センサ１２１は、凝縮器２０の出口の配管８１の冷媒温度Ｔ１を検出し、その検出値を制御装置１００へ出力する。
　本実施の形態では第２流路Ｆ２は、減圧して温度が低下した冷媒を圧縮機１０へ流入させることによって圧縮機１０の吐出温度ＴＨを制御するものである。加えて第２流路Ｆ２上に設置した受液器７３によって冷媒回路２００の冷媒量を調整することができる。さらに、第２流路Ｆ２は、熱交換器３０による熱交換による冷媒回路２００の冷媒の過冷却度の確保も担っている。
　制御装置１００は、ＣＰＵ（Central　Processing　Unit）１０２と、メモリ１０４（ＲＯＭ（Read　Only　Memory）およびＲＡＭ（Random　Access　Memory））と、各種信号を入出力するための入出力バッファ（図示せず）等を含んで構成される。ＣＰＵ１０２は、ＲＯＭに格納されているプログラムをＲＡＭ等に展開して実行する。ＲＯＭに格納されるプログラムは、制御装置１００の処理手順が記されたプログラムである。制御装置１００は、これらのプログラムに従って、室外ユニット２における各機器の制御を実行する。この制御については、ソフトウェアによる処理に限られず、専用のハードウェア（電子回路）で処理することも可能である。
　（熱交換器３０での熱交換例）
　次に、熱交換器３０における熱交換例を説明する。以下においては、熱交換器３０のように第１通路Ｈ１および第２通路Ｈ２を有する構成において、熱交換器３０のように並行流で熱交換をする場合の熱交換例と、対抗流で熱交換をする場合との熱交換例とを比較する。
　前述のように、熱交換器３０は、第１通路Ｈ１の入口と第２通路Ｈ２の入口とが熱交換経路の一方端に設けられ、第１通路Ｈ１の出口と第２通路Ｈ２の出口とが熱交換経路の他方端に設けられる並行流形式で熱交換をする。これにより、並行流形式の熱交換器３０では、第１通路Ｈ１内と、第２通路Ｈ２内とで冷媒が並行する方向に流れながら熱交換が行なわれる。
　一方、対抗流形式の熱交換器では、例えば第１通路Ｈ１の入口と、第２通路Ｈ２の出口とが熱交換経路の一方端に設けられ、第１通路Ｈ１の出口と第２通路Ｈ２の入口とが熱交換経路の他方端に設けられる。これにより、対抗流形式の熱交換器では、第１通路Ｈ１内と、第２通路Ｈ２内とで冷媒が対抗する方向に流れながら熱交換が行なわれる。
　図２は、熱交換器３０を並行流形式の熱交換器の構成とした場合の熱交換例を示す図である。図３は、熱交換器３０を対向流形式の熱交換器の構成とした場合の熱交換例を示す図である。図２および図３では、横軸を熱交換距離Ｄとし縦軸を冷媒温度Ｔとした場合の熱交換距離Ｄと冷媒温度Ｔとの関係が示される。図２および図３における熱交換距離Ｄは、第１通路Ｈ１および第２通路Ｈ２の各通路における、第２通路Ｈ２の入口の位置からの距離である。図２および図３では、冷媒が流れる方向に応じた冷媒温度Ｔの変化方向が矢印で示される。
　図２および図３においては、第１通路Ｈ１および第２通路Ｈ２の各通路の入口から出口までの間で、熱交換距離Ｄに応じた第１通路Ｈ１の冷媒温度Ｔｈ１および第２通路Ｈ２の冷媒温度Ｔｈ２の変化が示される。図２では、熱交換距離Ｄにおける図中の左側が第１通路Ｈ１および第２通路Ｈ２の入口側であり、熱交換距離Ｄにおける図中の右側が第１通路Ｈ１および第２通路Ｈ２の出口側である。図３では、熱交換距離Ｄにおける図中の左側が第１通路Ｈ１の出口側および第２通路Ｈ２の入口側であり、熱交換距離Ｄにおける図中の右側が第１通路Ｈ１の入口側および第２通路Ｈ２の出口側である。
　第２通路Ｈ２を流れる冷媒（以下、第２冷媒という）は、第１通路Ｈ１を流れる冷媒（以下、第１冷媒という）よりも温度が低い。第２冷媒は、気相および液相よりなる２相流であり飽和温度の冷媒である。これにより、図２および図３に示すように、第２冷媒は、第２通路Ｈ２の全行程において、冷媒温度Ｔｈ２が飽和温度を維持しながら、第１冷媒から熱を受けて蒸発することが可能である。ただし、第２冷媒の冷媒温度Ｔｈ２は、熱交換器３０内を流れる際の圧力損失に応じて飽和温度が下がるので、熱交換距離Ｄが増加するに従って減少する傾向がある。
　第１通路Ｈ１を流れる第１冷媒は、第２通路Ｈ２を流れる第２冷媒よりも温度が高い。これにより、図２および図３に示すように、第１冷媒は、第１通路Ｈ１の全行程において、第２冷媒に熱を与えることにより、冷媒温度Ｔｈ１が大幅に減少する傾向がある。
　図３に示す対抗流形式では、第２冷媒の出口において冷媒温度Ｔｈ１と冷媒温度Ｔｈ２との温度差ＴＷ２が最も大きい。対抗流形式では、第１冷媒の出口側および第２冷媒の入口側において、第１冷媒の冷媒温度Ｔｈ１は第１通路Ｈ１での熱交換により大幅に減少した状態であり、第２冷媒の冷媒温度Ｔｈ２はまだ圧力損失による飽和温度の低下が少ない。これにより、図３に示す対抗流形式では、第２冷媒の入口側の熱交換経路において、温度差ＴＷ２として、第２冷媒が十分に蒸発可能な温度差を担保することが不可能となるおそれがある。つまり、図３に示す対抗流形式では、熱交換器３０における熱交換経路の一部の行程で第２冷媒を十分に蒸発させることが不可能となるおそれがある。
　一方、図２に示す並行流形式では、第２冷媒の入口において第１冷媒の冷媒温度Ｔｈ１と第２冷媒の冷媒温度Ｔｈ２との温度差ＴＷ１が最も大きい。並行流形式では、熱交換距離Ｄの増加に従って第１通路Ｈ１での熱交換により第１冷媒の冷媒温度Ｔｈ１が大幅に減少していくが、第２冷媒の冷媒温度Ｔｈ２も熱交換距離Ｄの増加に従って圧力損失による飽和温度の低下により減少していく。したがって、図２に示す並行流形式では、温度差ＴＷ１の最小値を図３に示す対抗流形式の温度差ＴＷ２の最小値よりも大きくすることが可能となる。これにより、図２に示す並行流形式では、第２冷媒の出口側の熱交換経路において温度差ＴＷ１として、第２冷媒が十分に蒸発可能な温度差を担保することが可能となる。つまり、図２に示す並行流形式では、熱交換器３０における熱交換経路のすべての行程で第２冷媒を十分に蒸発させることが可能となる。
　並行流形式の熱交換器３０は、図２に示すように、熱交換器３０における熱交換経路のすべての行程で第２冷媒を十分に蒸発させることが可能となるので、対向流形式の熱交換器よりも第２冷媒の蒸発能力が高い。これにより、例えば、熱交換器３０の第２通路Ｈ２に流れる第２冷媒の流量が標準的な流量よりも多少増加した場合でも、熱交換器３０から配管９７を経てインジェクションポート１３に流入する第２冷媒の乾き度の低下を抑制することが可能となり、インジェクションポート１３における第２冷媒による液バックの発生を抑制することができる。このような液バックの発生を抑制することにより、冷凍サイクル装置１の運転状態を安定化することができる。
　（第２膨張弁７１の制御）
　制御装置１００は、第２膨張弁７１を、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが目標温度に一致するようにフィードバック制御する。
　図４は、第２膨張弁７１の制御を説明するためのフローチャートである。制御装置１００は、温度センサ１２０により検出される圧縮機１０の吐出温度ＴＨが目標温度より高い場合には（ステップＳ（以下、Ｓという）２１でＹＥＳ）、第２膨張弁７１の開度を増加させる（Ｓ１２）。これによって、受液器７３を経由してインジェクションポート１３に流入する冷媒量が増えるため、吐出温度ＴＨが低下する。
　一方、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが目標温度（第１目標値）より低い場合には（Ｓ１１でＮＯかつＳ１３でＹＥＳ）、制御装置１００は、第２膨張弁７１の開度を減少させる（Ｓ１４）。これによって、受液器７３を経由してインジェクションポート１３に流入する冷媒量が減るため、吐出温度ＴＨが上昇する。
　吐出温度ＴＨ＝目標温度であれば（Ｓ１１でＮＯかつＳ１３でＮＯ）、制御装置１００は、第２膨張弁７１の開度を現在の状態に維持する。
　このように、制御装置１００は、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが目標温度に近づくように第２膨張弁７１の開度を制御する。
　（第３膨張弁７２の制御）
　また、制御装置１００は、凝縮器２０の出口の冷媒の過冷却度ＳＣを確保するため、温度センサ１２１により検出される凝縮器２０の出口の冷媒温度Ｔ１と凝縮器２０の圧力とに応じて算出される過冷却度ＳＣが目標温度（第２目標値）に一致するように第３膨張弁７２をフィードバック制御する。この場合、凝縮器２０の圧力は、圧力センサ１１１により検出される圧縮機１０の吐出圧力ＰＨで近似される値が用いられる。具体的に、過冷却度ＳＣは、凝縮器２０の出口の冷媒温度Ｔ１と、凝縮器２０の圧力（この例では圧縮機１０の吐出圧力ＰＨで近似した圧力）とを検出し、凝縮器２０の圧力から飽和温度を演算し、演算により得られた飽和温度と、検出された冷媒温度Ｔ１との差を演算することにより得られる。
　図５は、第３膨張弁７２の制御を説明するためのフローチャートである。凝縮器２０の出口の冷媒温度Ｔ１と凝縮器２０の圧力（吐出圧力ＰＨで近似）とによって定まる過冷却度ＳＣが目標値より大きい場合には（Ｓ２１でＹＥＳ）、制御装置１００は、第３膨張弁７２の開度を減少させる（Ｓ２２）。これによって、受液器７３から排出される液冷媒の量が減少し、受液器７３内の液冷媒量が増加するため、冷媒回路２００を循環する冷媒量が減少し、冷媒温度Ｔ１が上昇するので過冷却度ＳＣが減少する。Ｓ２１で判断の判断に用いられる過冷却度ＳＣの目標値は、例えばＣＯＰが最大となるように設計段階で定められた過冷却度ＳＣに設定される。
　一方、凝縮器２０の出口の冷媒温度Ｔ１と凝縮器２０の圧力（吐出圧力ＰＨで近似）とによって定まる過冷却度ＳＣが目標値より小さい場合には（Ｓ２１でＮＯかつＳ２３でＹＥＳ）、制御装置１００は、第３膨張弁７２の開度を増加させる（Ｓ２４）。これによって、受液器７３から排出される液冷媒の量が増加し、受液器７３に貯留される液冷媒量が減るため、冷媒回路２００を循環する冷媒量が増加し、冷媒温度Ｔ１が低下するので過冷却度ＳＣが増加する。
　過冷却度ＳＣ＝目標値であれば（Ｓ２１でＮＯかつＳ２３でＮＯ）、制御装置１００は、第３膨張弁７２の開度を現在の状態に維持する。
　このように、制御装置１００は、凝縮器２０の出口の冷媒温度Ｔ１と凝縮器２０の圧力（吐出圧力ＰＨで近似）とによって定まる過冷却度ＳＣが目標温度に近づくように第３膨張弁７２の開度を制御する。
　（バイパス弁６１の制御）
　例えば受液器７３から排出される冷媒の量が基準量よりも少ない場合には、熱交換器３０における熱交換により、第２通路Ｈ２を流れる冷媒の乾き度が過剰に上昇する。これにより、熱交換器３０の第２通路Ｈ２から出て圧縮機１０のインジェクションポート１３に供給される冷媒の乾き度が過剰に上昇し、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが過剰な高温度となる場合がある。
　制御装置１００は、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが異常に高い温度となった場合に、吐出温度ＴＨの上昇を抑制するために、冷媒が熱交換器３０の第２通路Ｈ２をバイパスして流れるように、バイパス弁６１を制御する。
　図６は、実施の形態１におけるバイパス弁６１の制御を説明するためのフローチャートである。温度センサ１２０により検出された圧縮機１０の吐出温度ＴＨが、異常に高い吐出温度ＴＨとして定められた閾値よりも高い場合に（Ｓ３１でＹＥＳ）、制御装置１００は、バイパス弁６１を全開状態とする（Ｓ３２）。Ｓ３２における全開状態は、全閉状態から全開状態に変化することと、全開状態を維持することとの両方を含む。Ｓ３１での判断に用い閾値は、例えば圧縮機１０が高温により破損するおそれがあるような温度などに設定されればよい。
　一方、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが、異常な吐出温度ＴＨとして定められた閾値以下の場合（Ｓ３１でＮＯ）に、制御装置１００は、バイパス弁６１を全閉状態とする（Ｓ３３）。Ｓ３３における全閉状態は、全開状態から全閉状態に変化することと、全閉状態を維持することとの両方を含む。
　このように、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが過剰な温度となった場合には、配管９５を流れる冷媒のうち、一部の冷媒が熱交換器３０の第２通路Ｈ２をバイパスして配管９６を流れるので、圧縮機１０に冷媒を送る第２流路Ｆ２を流れる冷媒の熱交換量が、冷媒が第２通路Ｈ２をバイパスせず第２通路Ｈ２を流れる場合と比べて減る。したがって、例えば受液器７３から排出される冷媒の量が基準量よりも少ない場合のように、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが過剰な高温度となり得る場合でも、熱交換器３０の第２通路Ｈ２から出て圧縮機１０のインジェクションポート１３に供給される冷媒の乾き度の過剰な上昇を抑制し、圧縮機１０の吐出温度ＴＨの過剰な上昇を抑制することができる。これにより、冷凍サイクル装置１の運転状態をさらに安定化することができる。
　以上に説明したように、冷凍サイクル装置１では、凝縮器２０の出口における冷媒の過冷却度をＣＯＰが最大となるような過冷却度に制御したり、熱交換器３０を用いて冷媒の過冷却度をさらに増加させたりするなど、運転の省エネルギ化を図っている。そのように運転の省エネルギ化を図る場合には、例えば凝縮器２０の出口における冷媒の過冷却度の制御などの省エネルギ化のための制御をすることにより、圧縮機１０への液バック、および、圧縮機１０の吐出温度の過剰な上昇など、意図しないような不安定な運転状態となる場合がある。しかし、冷凍サイクル装置１では、前述したような液バックを防ぐことが可能となる構成の熱交換器３０を用いること、および、熱交換器３０をバイパスすることにより圧縮機１０の吐出温度の過剰な上昇を防ぐことが可能な制御を実行することにより、運転の省エネルギ化を図りながらも、あらゆる運転状況において、運転状態を安定化させることができる。
　実施の形態２．
　実施の形態２では、実施の形態１に示す第２通路Ｈ２をバイパスするバイパス弁６１の代わりに、第１通路Ｈ１をバイパスするバイパス弁６２を設けた例を説明する。
　（冷凍サイクル装置１Ａの全体構成）
　図７は、実施の形態２に従う冷凍サイクル装置１Ａの全体構成図である。図７の冷凍サイクル装置１Ａが図１の冷凍サイクル装置１と異なるのは、室外ユニット２Ａにおいて、圧縮機１０の吐出温度ＴＨの過剰な上昇を抑制するための弁として、図１のバイパス弁６１の代わりにバイパス弁６２を設けたことである。
　図７を参照して、冷凍サイクル装置１Ａにおいては、図１に示すような配管９６およびバイパス弁６１が設けられない。冷凍サイクル装置１Ａにおいては、第１流路Ｆ１における配管８１と配管８２との間には、熱交換器３０の第１通路Ｈ１と並列接続される配管９８が設けられる。配管９８には、熱交換器３０の第１通路Ｈ１と並列接続されるようにバイパス弁６２が配置される。バイパス弁６２は、全閉状態と全開状態とのいずれかの状態となる弁である。バイパス弁６２は、基本的に全閉状態であり、圧縮機１０の吐出温度が過剰な高温度となった場合に、該吐出温度の上昇を抑制するために、全閉状態から全開状態となって、配管８１を流れる冷媒のうち一部の冷媒が熱交換器３０の第１通路Ｈ１をバイパスして配管９８を流れるように制御装置１００により制御される弁である。
　（バイパス弁６２の制御）
　制御装置１００は、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが過剰な高温度となった場合に、吐出温度ＴＨの上昇を抑制するために、冷媒が熱交換器３０の第１通路Ｈ１をバイパスして流れるように、バイパス弁６１を制御する。
　図８は、実施の形態２におけるバイパス弁６２の制御を説明するためのフローチャートである。温度センサ１２０により検出された圧縮機１０の吐出温度ＴＨが、異常な吐出温度ＴＨとして定められた閾値よりも高い場合に（Ｓ４１でＹＥＳ）、制御装置１００は、バイパス弁６２を全開状態とする（Ｓ４２）。Ｓ４２における全開状態は、全閉状態から全開状態に変化することと、全開状態を維持することとの両方を含む。
　一方、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが、異常な吐出温度ＴＨとして定められた閾値以下の場合（Ｓ４１でＮＯ）は、制御装置１００は、バイパス弁６２を全閉状態とする（Ｓ４３）。Ｓ４３における全閉状態は、全開状態から全閉状態に変化することと、全閉状態を維持することとの両方を含む。
　このように、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが過剰な温度となった場合には、配管８１を流れる冷媒のうち、一部の冷媒が熱交換器３０の第１通路Ｈ１をバイパスして配管９８を流れるので、圧縮機１０に冷媒を送る第２流路Ｆ２を流れる冷媒の熱交換量が、冷媒が第１通路Ｈ１をバイパスせず第１通路Ｈ１を流れる場合と比べて減る。第１通路Ｈ１を冷媒がバイパスしない場合と比べて減る。したがって、例えば受液器７３から排出される冷媒の量が基準量よりも少ない場合のように、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが過剰な高温度となり得る場合でも、熱交換器３０の第２通路Ｈ２から出て圧縮機１０のインジェクションポート１３に供給される冷媒の乾き度の過剰な上昇を抑制し、圧縮機１０の吐出温度ＴＨの過剰な上昇を抑制することができる。これにより、冷凍サイクル装置１Ａの運転状態をさらに安定化することができる。
　変形例．
　以下に、実施の形態に関する各種の変形例を説明する。
　（１）　実施の形態１および実施の形態２では、圧縮機１０として、二段式の圧縮機を用いる例を示した。しかし、これに限らず、圧縮工程の途中部分にインジェクションポートが設けられ、インジェクションポートから冷媒をインジェクションすることが可能な圧縮機であれば、単段式の圧縮機などのその他の種類の圧縮機を用いてもよい。
　（２）　実施の形態１および実施の形態２では、ガス抜き配管９３において圧力調整弁７０を設ける例を示した。このような圧力調整弁は、受液器７３内の冷媒ガスの圧力が閾値を圧力調整弁自体が開く構造のものであってもよく、また、受液器７３内の冷媒ガスの圧力をセンサにより検出し、その検出信号に応じて制御装置１００が開度調整信号を与えて弁の開度を制御可能な電動弁を用いてもよい。
　（３）　実施の形態１および実施の形態２では、冷媒入口ポートＰＩ３と蒸発器６０との間に開閉弁２８を設けた例を説明したが、これに限らず、冷凍サイクル装置１，１Ａは、開閉弁２８を設けない構成であってもよい。
　実施の形態のまとめ．
　以下に、実施の形態について再び図面を参照して総括する。図１および図７に示すように、本開示は、圧縮機１０、凝縮器２０、第１膨張弁５０、および、蒸発器６０を含む主冷媒回路としての冷媒回路２００を備えた冷凍サイクル装置１に関する。冷凍サイクル装置１は、冷媒回路２００において、圧縮機１０、凝縮器２０、第１膨張弁５０、および蒸発器６０の順番で冷媒が循環する第１流路Ｆ１と、凝縮器２０と第１膨張弁５０との間における第１流路Ｆ１の分岐点から分岐し、凝縮器２０を通過した冷媒を圧縮機１０のインジェクションポート１３に戻す第２流路Ｆ２と、分岐点から順に第２流路Ｆ２において配置される第２膨張弁７１、受液器７３、および第３膨張弁７２と、第１通路Ｈ１および第２通路Ｈ２を有し、第１通路Ｈ１を流れる冷媒と第２通路Ｈ２を流れる冷媒との間で熱交換を行なう熱交換器３０とを備える。第１通路Ｈ１は、第１流路Ｆ１における凝縮器２０と分岐点との間に設けられる。第２通路Ｈ２は、第２流路Ｆ２における第３膨張弁７２とインジェクションポート１３との間に設けられる。熱交換器３０においては、第１通路Ｈ１と第２通路Ｈ２とが、冷媒が並行流で熱交換するように設けられる。
　このような構成によれば、運転を省エネルギ化する場合において、冷凍サイクル装置１の運転状態を安定化することができる。その理由は次のとおりである。熱交換器３０において第１通路Ｈ１と第２通路Ｈ２とが、冷媒が並行流で熱交換するように設けられているので、熱交換器３０における熱交換経路のすべての行程で第２通路Ｈ２を流れる冷媒を十分に蒸発させることが可能となる。これにより、例えば、熱交換器３０の第２通路Ｈ２に流れる第２冷媒の流量が標準的な流量よりも多少増加した場合でも、熱交換器３０からインジェクションポート１３に流入する冷媒の乾き度の低下を抑制することが可能となり、インジェクションポート１３における冷媒による液バックの発生を抑制することができる。このような液バックの発生を抑制することにより、冷凍サイクル装置１の運転状態を安定化することができる。
　好ましくは、図１および図６に示すように、冷凍サイクル装置１は、第２流路Ｆ２において、冷媒が、熱交換器３０における第２通路Ｈ２をバイパスするバイパス流路である配管９６と、バイパス流路である配管９６に設けられ、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが閾値を超えた場合に開状態にされるバイパス弁６１とをさらに備える。このような構成によれば、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが過剰な温度となった場合には、第２流路Ｆ２を流れる冷媒のうち、一部の冷媒が熱交換器３０の第２通路Ｈ２をバイパスしてバイパス流路（配管９６）を流れるので、圧縮機１０に冷媒を送る第２流路Ｆ２を流れる冷媒の熱交換量が、冷媒が第２通路Ｈ２をバイパスせず第２通路Ｈ２を流れる場合と比べて減る。したがって、例えば受液器７３から排出される冷媒の量が基準量よりも少ない場合のように、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが過剰な高温度となり得る場合でも、熱交換器３０の第２通路Ｈ２から出て圧縮機１０のインジェクションポート１３に供給される冷媒の乾き度の過剰な上昇を抑制し、圧縮機１０の吐出温度ＴＨの過剰な上昇を抑制することができる。これにより、冷凍サイクル装置１の運転状態をさらに安定化することができる。
　好ましくは、図７および図８に示すように、冷凍サイクル装置１Ａは、第１流路Ｆ１において、冷媒が、熱交換器３０における第１通路Ｈ１をバイパスするバイパス流路である配管９８と、バイパス流路である配管９８に設けられ、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが閾値を超えた場合に開状態にされるバイパス弁６２とをさらに備える。このような構成によれば、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが過剰な温度となった場合には、第１流路Ｆ１を流れる冷媒のうち、一部の冷媒が熱交換器３０の第１通路Ｈ１をバイパスしてバイパス流路（配管９８）を流れるので、圧縮機１０に冷媒を送る第２流路Ｆ２を流れる冷媒の熱交換量が、冷媒が第１通路Ｈ１をバイパスせず第１通路Ｈ１を流れる場合と比べて減る。したがって、例えば受液器７３から排出される冷媒の量が基準量よりも少ない場合のように、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが過剰な高温度となり得る場合でも、熱交換器３０の第２通路Ｈ２から出て圧縮機１のインジェクションポート１３に供給される冷媒の乾き度の過剰な上昇を抑制し、圧縮機１０の吐出温度ＴＨの過剰な上昇を抑制することができる。これにより、冷凍サイクル装置１の運転状態をさらに安定化することができる。
　より好ましくは、図１および図４に示すように、冷凍サイクル装置１，１Ａは、圧縮機１０の吐出温度ＴＨが第１目標値（目標温度）となるように、第２膨張弁７０の開度を制御する、制御装置１００をさらに備える。このような構成によれば、吐出温度ＴＨが第１目標値（目標温度）となるように、第２膨張弁７０の開度を制御することにより、吐出温度ＴＨを最適な温度に制御することができる。
　より好ましくは、図５に示すように、制御装置１００は、さらに、凝縮器２０の出側における過冷却度ＳＣが第２目標値（目標値）となるように、第３膨張弁７２の開度を制御する。このような構成によれば、凝縮器２０の出側における過冷却度ＳＣが第２目標値（目標値）となるように、第３膨張弁７２の開度を制御することにより、過冷却度ＳＣを最適な過冷却度に制御することができる。
　以上、冷凍サイクル装置１を備える冷凍機を例示して本実施の形態を説明したが、冷凍サイクル装置１は、空気調和機などに利用されても良い。
　今回開示された実施の形態は、すべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は、上記した実施の形態の説明ではなくて請求の範囲によって示され、請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
　１０　圧縮機、２０　凝縮器、５０　第１膨張弁、６０　蒸発器、２００　冷媒回路、１　冷凍サイクル装置、Ｆ１　第１流路、Ｆ２　第２流路、１３　インジェクションポート、７０　第２膨張弁、７３　受液器、７２　第３膨張弁、Ｈ１　第１通路、Ｈ２　第２通路、９６，９８　配管、６１，６２　バイパス弁、１００　制御装置。

Claims (5)

  1. 　圧縮機、凝縮器、第１膨張弁、および蒸発器を含む冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置であって、
    　冷媒回路において、圧縮機、凝縮器、第１膨張弁、および蒸発器の順番で冷媒が循環する第１流路と、
    　凝縮器と第１膨張弁との間における第１流路の分岐点から分岐し、凝縮器を通過した冷媒を圧縮機のインジェクションポートに戻す第２流路と、
    　分岐点から順に第２流路において配置される第２膨張弁、受液器、および第３膨張弁と、
    　第１通路および第２通路を有し、第１通路を流れる冷媒と第２通路を流れる冷媒との間で熱交換を行なう熱交換器とを備え、
    　第１通路は、第１流路における凝縮器と分岐点との間に設けられ、
    　第２通路は、第２流路における第３膨張弁とインジェクションポートとの間に設けられ、
    　熱交換器においては、第１通路と第２通路とが、冷媒が並行流で熱交換するように設けられた、冷凍サイクル装置。
  2. 　第２流路において、冷媒が、熱交換器における第２通路をバイパスするバイパス流路と、
    　バイパス流路に設けられ、圧縮機の吐出温度が閾値を超えた場合に開状態にされるバイパス弁とをさらに備えた、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　第１流路において、冷媒が、熱交換器における第１通路をバイパスするバイパス流路と、
    　バイパス流路に設けられ、圧縮機の吐出温度が閾値を超えた場合に開状態にされるバイパス弁とをさらに備えた、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　圧縮機の吐出温度が第１目標値となるように、第２膨張弁の開度を制御する、制御装置をさらに備えた、請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　制御装置は、さらに、凝縮器の出側における過冷却度が第２目標値となるように、第３膨張弁の開度を制御する、請求項４に記載の冷凍サイクル装置。
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