CN103983052A - 制冷循环装置和具备它的热水生成装置 - Google Patents

Abstract

本发明制冷循环装置和具备它的热水生成装置。将过冷却热交换器（23）构成为：在将从蒸发器（25）流出的制冷剂的干燥度调整为0.8以上不足1.0时，使得过冷却热交换器（23）的热交换量的相对于散热器（22）的热交换量的比率即热交换比率成为0.1以上0.6以下，由此，流入蒸发器（25）的气相制冷剂量减少，低压侧配管的压力损失降低，并且以有效率地使用蒸发器（25）的状态抑制压缩机（21）的排出温度的过度的上升，所以在高供暖负荷时也能够实现节能和低GWP。

Description

制冷循环装置和具备它的热水生成装置

技术领域

本发明涉及将R32用作制冷剂的制冷循环装置和使用该制冷循环装置的热水生成装置。

背景技术

现有的制冷循环装置和热水生成装置通过在制冷剂回路的散热器的下游侧设置过冷却热交换器、使膨胀的制冷剂流入该过冷却热交换器而将从散热器流出的制冷剂冷却（例如，参照专利文献1）。

图9表示专利文献1记载的现有的制冷循环装置。

如图9所示，制冷循环装置100包括使制冷剂循环的制冷剂回路110和旁通路120。

制冷剂回路110通过用配管将压缩机111、散热器112、过冷却热交换器113、主膨胀阀114和蒸发器115连接成环状而构成。

旁通路120在过冷却热交换器113与主膨胀阀114之间从制冷剂回路110分支，经由过冷却热交换器113，在蒸发器115与压缩机111之间与制冷剂回路110连接。此外，在旁通路120，在过冷却热交换器113的上游侧设置有旁通膨胀阀121。

而且，在专利文献1记载有，为了提高制冷能力和运转效率，以如下方式构成过冷却热交换器113：在旁通路120中调整旁通膨胀阀121的开度以使得从过冷却热交换器113流出的制冷剂的干燥度为0.8以上不足1.0的情况下，使过冷却热交换器113的、由旁通膨胀阀121减压后的制冷剂与从散热器112流出的制冷剂之间的热交换量相对于散热器112的、流入到该散热器112的制冷剂与被加热流体之间的热交换量的比率成为0.2以上0.8以下。

此外，现有的其它制冷循环装置通过使用地球温暖化系数（全球变暖系数）低的R32作为使制冷循环装置循环的制冷剂而实现低GWP（例如，参照专利文献2）。

先行技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2011-80634号公报

专利文献2：日本特开2001-194015号公报

发明内容

发明要解决的课题

但是，在上述那样的制冷循环装置，为了实现高效率的运转，优选以高的热交换效率对蒸发器加以利用。因此，一般认为需要以使得蒸发器的制冷剂的平均热传导率变高的状态、即蒸发器出口的制冷剂干燥度在0.9附近的方式进行运转。

但是，在专利文献1的结构中，在制冷循环装置的制冷剂中使用与现有的R410A等相比较比热比大的R32、以使得蒸发器出口制冷剂的干燥度在0.9附近且旁通路的过冷却热交换器出口制冷剂的干燥度为0.8以上不足1.0的方式进行运转的情况下，例如在压缩机的压缩比变大的外部空气温度低的条件下，存在从压缩机排出的制冷剂的温度过度地上升、压缩机的可靠性降低的问题。

本发明是用于解决上述现有的问题的发明，其目的在于，提供一种即使在使用比热比大的制冷剂的情况下也能够抑制从压缩机排出的制冷剂的过度的温度上升、能够实现高效率的运转的制冷循环装置。

用于解决课题的方法

本发明是一种制冷循环装置，其包括：利用制冷剂配管将压缩机、散热器、过冷却热交换器、主膨胀单元和蒸发器连接成环状而形成的制冷剂回路；旁通路，其在上述散热器与上述主膨胀单元之间从上述制冷剂回路分支，经由上述过冷却热交换器而延伸，与上述压缩机的压缩室或上述蒸发器和上述压缩机之间的上述制冷剂回路连接；旁通膨胀单元，其与上述旁通路中的上述过冷却热交换器的上游侧连接；和控制装置，作为在上述制冷剂回路中循环的制冷剂，使用R32，并且上述过冷却热交换器构成为，在用上述控制装置调整了上述主膨胀单元和上述旁通膨胀单元的开度以使得从上述蒸发器流出的上述制冷剂的干燥度为0.8以上不足1.0的情况下，使热交换比率Qsc/Qc成为0.1以上0.6以下，该热交换比率Qsc/Qc是上述过冷却热交换器中的、由上述旁通膨胀单元减压后的上述制冷剂与从上述散热器流出的上述制冷剂之间的热交换量Qsc相对于上述散热器中的、上述制冷剂与被加热流体之间的热交换量Qc的比率。

由此，通过将旁通路出口的制冷剂干燥度维持为低的状态、令被吸入压缩机的制冷剂的焓为低的状态，能够抑制从压缩机排出的制冷剂的过度的温度上升。此外，能够使流入蒸发器的气相制冷剂量减少，使蒸发器的入口与出口之间的制冷剂焓差增大。由此，能够提高蒸发器的吸热性能。

发明效果

根据本发明，即使在使用比热比大的制冷剂的情况下，也能够以有效率地使用蒸发器的状态将压缩机的排出温度维持为恰当的温度，所以能够实现避免压缩机的可靠性下降并实现能源节约和低GWP的制冷循环装置。

附图说明

图1是本发明的一个实施方式的制冷循环装置的概略结构图。

图2（a）是制冷剂R32的局部蒸发热传导率与制冷剂的干燥度的相关图，（b）是制冷剂R32和制冷剂R410A的局部蒸发热传导率与制冷剂干燥度的相关图。

图3是蒸发器入口的制冷剂的干燥度与热交换比率的相关图。

图4（a）是蒸发器入口的制冷剂干燥度为0.43时的制冷循环装置的莫里尔线图，（b）是蒸发器入口的制冷剂干燥度为0时的制冷循环装置的莫里尔线图。

图5是旁通路出口的制冷剂干燥度与热交换比率的相关图。

图6是压缩机的排出制冷剂温度与热交换比率的相关图。

图7是根据散热器的制冷剂冷凝温度而表现不同的关系的蒸发温度与热交换比率的相关图。

图8是本实施方式的制冷循环装置的运转控制的流程图。

图9是现有的制冷循环装置的概略结构图。

具体实施方式

第一发明是一种制冷循环装置，其包括：利用制冷剂配管将压缩机、散热器、过冷却热交换器、主膨胀单元和蒸发器连接成环状而形成的制冷剂回路；旁通路，其在上述散热器与上述主膨胀单元之间从上述制冷剂回路分支，经由上述过冷却热交换器而延伸，与上述压缩机的压缩室或上述蒸发器和上述压缩机之间的上述制冷剂回路连接；旁通膨胀单元，其与上述旁通路中的上述过冷却热交换器的上游侧连接；和控制装置，作为在上述制冷剂回路中循环的制冷剂，使用R32，并且上述过冷却热交换器构成为，在用上述控制装置调整了上述主膨胀单元和上述旁通膨胀单元的开度以使得从上述蒸发器流出的上述制冷剂的干燥度为0.8以上不足1.0的情况下，使热交换比率Qsc/Qc成为0.1以上0.6以下，该热交换比率Qsc/Qc是上述过冷却热交换器中的、由上述旁通膨胀单元减压后的上述制冷剂与从上述散热器流出的上述制冷剂之间的热交换量Qsc相对于上述散热器中的、上述制冷剂与被加热流体之间的热交换量Qc的比率。

由此，蒸发器出口的制冷剂干燥度为蒸发热传导率成为最大的0.8以上不足1.0之间，蒸发器的传热效率变高。此外，因为将热交换比率Qsc/Qc设定为0.1以上，所以过冷却热交换器出口的制冷剂过冷却度可靠地增大，流入到蒸发器的气相状态的制冷剂减少，制冷循环的低压侧配管的压力损失降低。此外，因为将热交换比率Qsc/Qc设定为0.6以下，所以旁通路出口的制冷剂干燥度被维持在低的状态。

因此，以有效率地使用蒸发器的状态恰当地维持压缩机的排出温度。由此，能够避免制冷循环的性能下降和压缩机的可靠性下降并实现能源节约和低GWP。

第二发明的特征在于，特别在第一发明中，上述控制装置利用流入到上述蒸发器的上述制冷剂的温度与从上述蒸发器流出的上述制冷剂的温度的温度差控制上述主膨胀单元，以使得从上述蒸发器流出的上述制冷剂的干燥度为0.8以上不足1.0。

由此，蒸发器出口的制冷剂干燥度与被施加在蒸发器和散热器的负荷相应地被控制为恰当的干燥度。因此，能够在宽的运转范围形成最佳的运转状态，所以能够进一步提高制冷循环的可靠性和节能性。

第三发明的特征在于，特别在第二发明中，还包括检测上述蒸发器中的上述制冷剂的蒸发温度的蒸发温度检测单元，上述控制装置在上述蒸发温度检测单元检测出上述蒸发温度的下降时，控制上述旁通膨胀单元以使得上述热交换比率变大。

由此，能够使蒸发器的入口部的制冷剂焓降低，因为伴随蒸发温度的降低而增加的蒸发器入口部的气相状态的制冷剂减少，所以制冷剂回路的低压侧的压力损失降低。因此，如蒸发器从外部空气吸热的空气热源机那样，即使在热源侧介质的温度变化范围宽的使用条件下也能够维持高效率的运转。

第四发明的特征在于，特别在第二或第三发明中，还包括检测上述散热器中的上述制冷剂的冷凝温度的冷凝温度检测单元，上述控制装置在上述冷凝温度检测单元检测出上述冷凝温度的下降时，控制上述旁通膨胀单元以使得上述热交换比率变大。

由此，伴随着冷凝温度的上升的蒸发器入口部的制冷剂焓上升被抑制，蒸发器入口部的气相状态的制冷剂减少，所以制冷剂回路的低压侧的压力损失降低。因此，不仅能够得到上述第二和第三发明的效果，而且能够如散热器向水中散热那样的情况那样，即使在利用热介质的温度变化范围宽的使用条件下也维持高效率的运转。

第五发明特别是具备第一～第四的任一项发明的制冷循环装置的热水生成装置，该第五发明的特征在于，上述被加热流体为水或防冻液，将用上述散热器加热后的上述被加热流体用于供热水或供暖。

由此，使用被加热流体进行供热水和供暖的热交换器不需要限定于水-空气热交换器和防冻液-水热交换器等种类。因此，能够将利用散热器被加热的热介质广泛地用于供暖设备（暖风机、散热装置（radiator）、地暖板等）和供热水设备等，而且能够得到与第一～第四发明相同的效果。

以下，参照附图对本发明的实施方式进行说明。但是，并不由本实施方式限定本发明。

图1是本发明的一个实施方式的制冷循环装置和热水生成装置的概略结构图。在图1，制冷循环装置1A包括使制冷剂循环的制冷剂回路2、旁通路3和控制装置4。作为制冷剂使用低GWP的R32。

制冷剂回路2是用制冷剂配管将压缩机21、散热器22、过冷却热交换器23、主膨胀阀（主膨胀单元）24和蒸发器25连接成环状而构成的。在本实施方式中，在蒸发器25与压缩机21之间设置有进行气液分离的副蓄存器26和主蓄存器（accumulator）27。此外，在制冷剂回路2设置有四通阀28，该四通阀28用于对利用散热器22进行非加热流体的加热的通常运转和使附着在蒸发器25的霜融解的除霜运转进行切换。

在本实施方式中，制冷循环装置1A被用作加热单元，如图1所示那样，构成能够将制冷循环装置1A生成的热水用于供暖的热水生成装置。热水通过利用散热器22在制冷剂与水（被加热流体）之间进行热交换而生成。具体而言，在散热器22连接有供给管71和回收管72，通过供给管71向散热器22供给水，用散热器22加热后的水（热水）通过回收管72被回收。由回收管72回收的水（热水）例如直接或通过贮热水容器被送至散热装置等供暖设备，由此进行供暖和供热水。

在本实施方式中，旁通路3在过冷却热交换器23与主膨胀阀24之间从制冷剂回路2分支而延伸，经由过冷却热交换器23在蒸发器25和压缩机21之间与制冷剂回路2连接。在本实施方式中，在副蓄存器26与主蓄存器27之间，旁通路3与制冷剂回路2连接。此外，在旁通路3，在过冷却热交换器23的上游侧设置有旁通膨胀阀（旁通膨胀单元）31。

在通常运转中，从压缩机21排出的制冷剂经四通阀28流向散热器22。在除霜运转中，从压缩机21排出的制冷剂经四通阀28被送至蒸发器25。图1的箭头表示通常运转时的制冷剂的流动方向。下面，说明通常运转的制冷剂的状态变化。

从压缩机21排出的高压制冷剂流入散热器22，向通过散热器22的水中散热。从散热器22流出的高压制冷剂，流入到过冷却热交换器23，通过与由旁通膨胀阀31减压后的低压制冷剂进行热交换而被过冷却。从过冷却热交换器23流出的高压制冷剂，分流至主膨胀阀24和旁通膨胀阀31。

流至主膨胀阀24的高压制冷剂被主膨胀阀24减压而膨胀，之后流入到蒸发器25。流入到蒸发器25的低压制冷剂在此处从空气中吸热。

另一方面，流至旁通膨胀阀31的高压制冷剂被旁通膨胀阀31减压而膨胀，之后流入到过冷却热交换器23。流入到过冷却热交换器23的低压的制冷剂被从散热器22流出的高压制冷剂加热。之后，从过冷却热交换器23流出的低压制冷剂与从蒸发器25流出的低压制冷剂汇流，再次被吸入压缩机21。

根据本实施方式的制冷循环装置1A的结构，抑制运转效率的降低并防止特别在外部空气温度降低的情况下产生的、来自压缩机21的制冷剂排出温度的过度的上升。一般当外部空气温度降低时，在配置在室外的蒸发器25中，制冷剂从空气吸收的热量下降。由此，制冷剂在蒸发器25并不充分地蒸发，成为以液相状态的部分多的状态从蒸发器25流出。为了改善该状态，控制装置4使主膨胀阀24的开度减少，使流入到蒸发器25的制冷剂循环量减少，确保蒸发器25的每单位流量的制冷剂的吸热量。像这样当制冷剂循环量这样减少时，压缩机21的制冷剂的压缩比增大，排出温度逐渐上升。抑制运转效率的降低并防止该排出温度的过度的上升是本发明的目的。

为了实现这一点，将向蒸发器25流入的制冷剂过冷却，使蒸发器25的焓差增大，并且使湿润状态的制冷剂旁通至旁通路3。重要的是由此使压缩机21的吸入制冷剂焓降低，并且使制冷剂回路2的低压侧部分、即从主膨胀阀24起至压缩机21为止的制冷剂回路2、特别是从主膨胀阀24起至旁通路3与制冷剂回路2的连接部分为止的制冷剂回路2的压力损失降低。

如果向压缩机21吸入的制冷剂的焓降低，则过度的排出温度上升被抑制。此外，如果制冷剂回路2的低压侧部分的压力损失降低，则被吸入到压缩机21的制冷剂的压力上升，比容减少，所以制冷剂循环量增加。进一步，当蒸发器25的焓差增大时，即使使制冷剂旁通至旁通路3、通过制冷剂回路2的蒸发器25的制冷剂的质量流量下降，也能够确保蒸发器25的吸热量。即，如果恰当地调整制冷剂的过冷却度和旁通量，则能够抑制制冷循环装置1A的运转效率下降并且恰当地维持压缩机21的排出温度。

在本实施方式中，在用控制装置4调整主膨胀阀24和旁通膨胀阀31的开度以使得从过蒸发器25流出的制冷剂的干燥度为能够得到高的蒸发性能的0.8以上不足1.0的范围内的情况下，设定过冷却热交换器23的传热面积以使得过冷却热交换器23的、由旁通路3减压后的制冷剂与从散热器22流出的制冷剂之间的热交换量Qsc相对于散热器22的、流入散热器22的制冷剂与水之间的热交换量Qc的比率即热交换比率Qsc/Qc成为0.1以上0.6以下。

此处，如图2（a）、（b）所示，水平配置的制冷剂管的内部的局部的蒸发热传导率在干燥度为0.8以上不足1.0之间取最大值。通过如本结构那样在0.8以上不足1.0的范围内调整从蒸发器25流出的制冷剂的干燥度，蒸发器的传热效率变高，制冷循环装置1A的运转效率得到提高。

此外，根据本结构，过冷却热交换器23的传热面积被恰当地设定。因此，当调整在蒸发器25中流通的制冷剂循环量以使得蒸发器25的出口制冷剂干燥度成为恰当值时，在旁通路3中流通的制冷剂循环量必然被恰当地调整。其结果是，在制冷剂回路2中流动的制冷剂被过冷却至恰当的状态，并且从过冷却热交换器23流出的旁通路3出口制冷剂的干燥度变小。

在本结构中，为了确保外部空气温度低且冷凝温度高的条件、即散热器22的加热能力，设想需要最大限度地确保过冷却热交换器23的热交换量Qsc的条件，设定热交换比率Qsc/Qc。即，如图4（a）、（b）所示，在热水生成装置中，作为热泵装置的外部空气温度的下限，设想外部空气温度AT=-25℃作为外部空气温度的条件。此外，作为使用R32的热泵装置的冷凝温度的上限，设想冷凝温度Tc=60℃作为冷凝温度的条件。在该条件下，以制冷剂回路2的过冷却热交换器23的出口侧的制冷剂为过冷却状态，设定热交换比率Qsc/Qc以使得能够最大限度地确保过冷却热交换器23的热交换量Qsc。在外部空气温度AT=-25℃、散热器22的制冷剂的冷凝温度Tc=60℃的条件下，如图3所示，只要热交换比率Qsc/Qc在0.1以上0.6以下的范围内，流入到蒸发器25的制冷剂的干燥度Xei就处于0以上不足0.43的范围内。此处，如果流入到蒸发器25的制冷剂的干燥度Xei为0.43，则如图4（a）所示那样，在主膨胀阀24被减压之前的制冷剂（图中α）成为干燥度0。由此，当设定热交换比率Qsc/Qc以使得流入到蒸发器25的制冷剂的干燥度Xei成为不足0.43时，能够令在主膨胀阀24被减压之前的制冷剂、即在制冷剂回路2从过冷却热交换器23流出的制冷剂成为过冷却状态。此外，如图3、图4（b）所示，当热交换比率Qsc/Qc为0.6时，流入到蒸发器25的制冷剂的干燥度Xei成为0（图中β），能够使蒸发器25的焓差增大，确保蒸发器25的吸热量。如上所述，当设定热交换比率Qsc/Qc以使得流入蒸发器25的制冷剂的干燥度Xei成为比0大不足0.43时，在制冷剂回路2，能够可靠地令从过冷却热交换器23流出的制冷剂成为过冷却状态。进一步，即使在外部空气温度低且冷凝温度高的条件下，也能够确保过冷却热交换器23的热交换量Qsc。在本实施方式中，将热交换比率Qsc/Qc设定为0.1以上，以能够可靠地令制冷剂回路2的过冷却热交换器23的出口侧的制冷剂成为过冷却状态，即可靠地使得流入到蒸发器25的制冷剂的干燥度Xei低于0.43。

此外，如图5所示，从旁通路3流出的制冷剂的干燥度Xbo处于随着热交换比率Qsc/Qc变大而上升的趋势。由于该干燥度Xbo的上升而压缩机21的吸入制冷剂的焓上升，所以压缩机21的排出制冷剂温度Td上升。但是，如图6所示，只要热交换比率Qsc/Qc为0.1以上不足0.6以下的范围，排出制冷剂温度Td就为允许温度以下。在本实施方式中，考虑到压缩机21内部的冷冻机油的劣化和压缩机21的安全性，将允许温度设定为100度。由此，在本实施方式中，规定过冷却热交换器23的传热面积以使得热交换比率Qsc/Qc成为0.1以上0.6以下的范围。另外，图4的Pc是指从散热器22通过的制冷剂的压力，Ps是指从蒸发器25通过的制冷剂的压力。

接着，对控制装置4进行的控制动作进行说明。

如图1所示，在制冷剂回路2设置有：检测流入到蒸发器25的制冷剂的温度（蒸发温度）Te的第一温度传感器61；检测从蒸发器25流出的制冷剂的温度（蒸发器出口温度）Teo的第二温度传感器62；和检测流入到散热器22的制冷剂的压力（冷凝压力）Pc的压力传感器51。

控制装置4基于在各种传感器51、61、62检测出的检测值等，控制压缩机21的转速、四通阀28的切换、主膨胀阀24和旁通膨胀阀31的开度。

在本实施方式中，控制装置4在通常运转时控制主膨胀阀24以使得在制冷剂回路2从蒸发器25流出的制冷剂的干燥度成为0.8以上不足1.0。具体而言，调整主膨胀阀24的开度，以使得在第一温度传感器61检测出的蒸发温度Te与在第二温度传感器62检测出的蒸发器出口温度Teo的温度差ΔTe成为预先确定的规定的温度差ΔTt。此处，为了令从蒸发器25流出的制冷剂的干燥度成为规定值，优选将第二温度传感器62安装在四通阀28的下游侧，将从蒸发器25流出的制冷剂在四通阀28内部从压缩机21的排出制冷剂吸热之后的温度作为蒸发器出口温度Teo进行检测。由此，蒸发器出口温度Teo变得比蒸发器25的出口部的制冷剂的温度高。即，蒸发器25的出口部的制冷剂与在四通阀28从压缩机21的排出制冷剂吸热之后的制冷剂相比，更接近干燥度不足1.0的状态。由此，考虑到蒸发器25的出口部的制冷剂的温度与蒸发器出口温度Teo的关系，将干燥度成为所期望的值的温度差设定为ΔTt即可。

此外，控制装置4将旁通膨胀阀31的开度设定为预先确定的设定开度Sb，该设定开度Sb根据基于在压力传感器51检测出的冷凝压力Pc计算出的饱和温度（冷凝温度）Tc和在第一温度传感器61检测出的蒸发温度Te决定。该设定开度Sb设定成，蒸发温度Te越低或者冷凝温度Tc越高则热交换比率Qsc/Qc越大。

一般而言，在由于外部空气温度的降低等而蒸发器25的蒸发温度Te降低时和由于水温上升而散热器22的冷凝温度Tc上升时过冷却热交换器23的过冷却度不发生变化的情况下，流入到蒸发器25的制冷剂的干燥度变大。由此，流入到蒸发器25的制冷剂中对蒸发不作贡献的制冷剂气体成分变多，所以蒸发器25的吸热能力降低。

在这样的情况下，优选通过控制装置4，如图7所示那样控制主膨胀阀24和旁通膨胀阀31，以使得蒸发温度Te越低或者冷凝温度Tc越高则热交换比率Qsc/Qc越大。

这样，能够使制冷剂回路2的过冷却热交换器23的出口的制冷剂的过冷却度变大，使流入到蒸发器25的制冷剂的焓下降。由此，与热交换比率Qsc/Qc小的情况相比，能够扩大蒸发器25的制冷剂的焓差，增大吸热能力。

其结果是，在外部空气温度降低和水温上升时，能够将伴随流入到蒸发器25的制冷剂的焓上升的、蒸发器25的制冷剂的吸热量的减少的量补足。此时，因为恰当地设定过冷却热交换器23的传热面积，所以热交换比率Qsc/Qc成为0.1以上0.6以下。

下面，参照图4所示的流程图详细地说明通常运转时的控制装置8的控制。

首先，控制装置4利用第一温度传感器61检测蒸发温度Te，利用第二温度传感器62检测蒸发器出口温度Teo（步骤S1）。之后，控制装置4通过Teo-Te计算温度差ΔTe（步骤S2）。然后，控制装置4调整主膨胀阀24的开度，使得温度差ΔTe成为预先以使得蒸发器25出口的制冷剂干燥度变得恰当的方式设定的目标温度差ΔTt（步骤S3）。

接着，控制装置4利用压力传感器51检测冷凝压力Pc（步骤S4），并且从检测出的冷凝压力Pc计算流入散热器22的制冷剂的压力的饱和温度（冷凝温度）Tc（步骤S5）。使用制冷剂物性式进行该冷凝温度Tc的计算。

之后，控制装置4从记录有根据预先确定的蒸发温度Te和冷凝温度Tc的值决定的旁通膨胀阀31的开度的设定开度表，决定与现在的蒸发温度Te和冷凝温度Tc对应的设定开度Sb（步骤S6），将旁通膨胀阀31的开度调整为设定开度Sb（步骤S7）。

即，控制装置4控制旁通膨胀单元31以使得蒸发温度检测单元61检测蒸发温度的降低时热交换比率变大。此外，控制装置4控制旁通膨胀单元31以使得冷凝温度检测单元51检测冷凝温度的降低时热交换比率变大。

如上所述，在本实施方式中，在调整主膨胀阀24和旁通膨胀阀31的开度以使得从蒸发器25流出的制冷剂的干燥度成为0.8以上不足1.0的情况下，以使得过冷却热交换器23的、由旁通膨胀阀31减压后的制冷剂与从散热器22流出的制冷剂之间的热交换量相对于散热器22的、制冷剂与水之间的热交换量的比率即热交换比率成为0.1以上0.6以下的方式构成过冷却热交换器23。

由此，蒸发器25出口的制冷剂干燥度为水平配置的制冷剂管的内部的局部的蒸发热传导率成为最大的0.8以上不足1.0之间，所以蒸发器25的传热效率变高。此外，因为将热交换比率Qsc/Qc设定为0.1以上，所以过冷却热交换器23出口的制冷剂过冷却度可靠地增大，流入到蒸发器25的气相制冷剂量下降。此外，以为将热交换比率Qsc/Qc设定为0.6以下，所以旁通路3出口的制冷剂干燥度被维持在低的状态。

因此，低压侧配管的压力损失下降并且以有效率地使用蒸发器25的状态恰当地维持压缩机21的排出温度。由此，能够避免制冷循环的性能下降和压缩机的可靠性下降并实现能源节约和低GWP。

此外，在本实施方式中，控制装置4控制主膨胀阀24以使得通常运转时从蒸发器25流出的制冷剂的干燥度成为0.8以上不足1.0，因此，即使蒸发侧和冷凝侧的负荷发生变化，蒸发器25出口的制冷剂干燥度也与负荷相应地变得恰当。由此，制冷循环的可靠性和节能性总到提高。

进一步，在本实施方式中，控制旁通膨胀阀31以使得蒸发器25的蒸发温度Te越低或者散热器22的冷凝温度Tc越高则热交换比率Qsc/Qc越大。

由此，伴随蒸发温度Te的降低和冷凝温度Tc的上升的蒸发器25入口部的制冷剂焓上升被抑制，蒸发器25入口部的气相制冷剂通过旁通路被可靠地旁通，所以低压侧的压力损失降低。

因此，即使在外部空气温度低的条件下和被加热流体的速度高的条件下，也能够维持高效率的运转。

另外，在图1中，压力传感器51设置在制冷剂回路2的四通阀28与散热器22之间，但是压力传感器51只要在从压缩机21的排出部至主膨胀阀24的入口部之间、也可以设置在制冷剂回路2的任何位置。即，进行从散热器22至压力传感器51的压力损失的量的补充即可。

此外，也可以代替压力传感器51，在散热器22的冷凝制冷剂成为2相状态的部位设置温度传感器，将利用温度传感器检测到的检测温度作为冷凝温度Tc。即，通过恰当地配置压力传感器和温度传感器来构成冷凝温度检测单元即可。

此外，也可以代替第一温度传感器61，在从主膨胀阀24的出口部至压缩机21的吸入部之间设置压力传感器，根据利用压力传感器检测到的压力计算饱和温度作为蒸发温度Te。即，通过恰当地配置压力传感器和温度传感器来构成蒸发温度检测单元即可。

此外，旁通路3并不必须在过冷却热交换器23与主膨胀阀24之间从制冷剂回路2分支，也可以在散热器22与过冷却热交换器23之间从制冷剂回路2分支。此外，旁通路3除了和蒸发器25与压缩机21之间的配管连接以外，还可以采用与压缩机21的压缩室直接连接的结构。

进一步，本发明的主膨胀单元和旁通膨胀单元并不必须为膨胀阀，也可以为从膨胀的制冷剂回收动力的膨胀机。在该情况下，例如通过与膨胀机连结的发电机使负荷变化，控制膨胀机的转速即可。

此外，在散热器22被加热的被加热流体并不必须为水，也可以为空气。即，本发明也能够适用于空调装置。

产业上的利用可能性

本发明在利用制冷循环装置将水加热、将该水用于供暖的热水生成装置中特别有用。

附图符号说明

1A 制冷循环装置

2  制冷剂回路

21 压缩机

22 散热器

23 过冷却热交换器

24 主膨胀阀（主膨胀单元）

25 蒸发器

3  旁通路

31 旁通膨胀阀（旁通膨胀单元）

4  控制装置

51 压力传感器（冷凝温度检测单元）

61 第一温度传感器（蒸发温度检测单元）

62 第二温度传感器

Claims (5)

1.一种制冷循环装置，其特征在于，包括：

利用制冷剂配管将压缩机、散热器、过冷却热交换器、主膨胀单元和蒸发器连接成环状而形成的制冷剂回路；

旁通路，其在所述散热器与所述主膨胀单元之间从所述制冷剂回路分支，经由所述过冷却热交换器而延伸，与所述压缩机的压缩室或所述蒸发器和所述压缩机之间的所述制冷剂回路连接；

旁通膨胀单元，其与所述旁通路中的所述过冷却热交换器的上游侧连接；和

控制装置，

作为在所述制冷剂回路中循环的制冷剂，使用R32，并且

所述过冷却热交换器构成为，在用所述控制装置调整了所述主膨胀单元和所述旁通膨胀单元的开度以使得从所述蒸发器流出的所述制冷剂的干燥度为0.8以上不足1.0的情况下，使热交换比率Qsc/Qc成为0.1以上0.6以下，该热交换比率Qsc/Qc是所述过冷却热交换器中的、由所述旁通膨胀单元减压后的所述制冷剂与从所述散热器流出的所述制冷剂之间的热交换量Qsc相对于所述散热器中的、所述制冷剂与被加热流体之间的热交换量Qc的比率。

2.如权利要求1所述的制冷循环装置，其特征在于：

所述控制装置根据流入到所述蒸发器的所述制冷剂的温度与从所述蒸发器流出的所述制冷剂的温度的温度差控制所述主膨胀单元，以使得从所述蒸发器流出的所述制冷剂的干燥度为0.8以上不足1.0。

3.如权利要求2所述的制冷循环装置，其特征在于：

还包括检测所述蒸发器中的所述制冷剂的蒸发温度的蒸发温度检测单元，

所述控制装置在所述蒸发温度检测单元检测出所述蒸发温度的下降时，控制所述旁通膨胀单元以使得所述热交换比率变大。

4.如权利要求2或3所述的制冷循环装置，其特征在于：

还包括检测所述散热器中的所述制冷剂的冷凝温度的冷凝温度检测单元，

所述控制装置在所述冷凝温度检测单元检测出所述冷凝温度的下降时，控制所述旁通膨胀单元以使得所述热交换比率变大。

5.一种热水生成装置，其特征在于：

包括所述权利要求1～4中任一项所述的制冷循环装置，

所述被加热流体为水或防冻液，

将用所述散热器加热后的所述被加热流体用于供热水或供暖。