JP2004085176A - Dehumidifying apparatus, dehumidifying method, refrigerating cycle system, and operation method of refrigerating cycle system - Google Patents

Dehumidifying apparatus, dehumidifying method, refrigerating cycle system, and operation method of refrigerating cycle system Download PDF

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To solve a problem of increasing cost and volume due to pressure withstanding design or the like for securing safety in the case of providing a low pressure side with a receiver in a refrigerating cycle system using carbon dioxide as a refrigerant. <P>SOLUTION: The action of a first pressure reducer 12 and a second pressure reducer 15 causes the fluctuation of refrigerant pressure of a first heat exchanger 13 to regulate the refrigerant hold amount of the first heat exchanger. The imbalance between the refrigerant amount in air-conditioning and that in heating-dehumidifying can thereby be reduced, and the refrigerating cycle system can be operated with high efficiency while miniaturizing the receiver or without providing the receiver. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、作動媒体として二酸化炭素（以下、ＣＯ２冷媒という）を使用した除湿装置、除湿方法、冷凍サイクル装置、冷凍サイクル装置の運転方法に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
近年の冷凍サイクル装置における作動流体は、オゾン層に対し有害な影響があるとされる従来のＣＦＣ冷媒やＨＣＦＣ冷媒から、代替冷媒としてオゾン破壊係数が０であるＨＦＣ冷媒やＨＣ冷媒に移行されつつある。
【０００３】
しかし、ＨＦＣ冷媒は、物質の特性として地球温暖化係数が大きいという欠点を有し、一方、ＨＣ冷媒は、地球温暖化係数は小さいものの、強燃性であるという欠点を有している。また、従来から用いられてきたアンモニア冷媒は、地球温暖化係数は０であるものの、弱燃性でかつ毒性を有するという欠点がある。
【０００４】
したがって、物質としての地球温暖化係数がほとんどなく、不燃性で無毒、かつ低コストのＣＯ２冷媒が注目されている。しかしながら、ＣＯ２冷媒は、臨界温度が３１．１℃と低く、通常の冷凍サイクル装置の高圧側ではＣＯ２冷媒の凝縮が生じない。
【０００５】
このため、図１９に示す冷凍サイクル装置（例えば特許文献１参照。）では、高圧側の冷却器１０２の出口ラインと圧縮機１０１の吸入ラインとの熱交換を行う内部熱交換器１０３を有することによって、冷却器１０２の出口を過冷却し、冷媒量調整による能力管理手段として低圧レシーバ１０６を設けている。
【０００６】
また、冷暖房のルームエアコンやカーエアコンなどの場合は、室内側熱交換器は小型化が要求され、一方、室外側熱交換器は凝縮能力向上による冷房時の省エネルギー化や吸熱能力向上による暖房時の高能力化のために室内熱交換器に比べて大型化されている。したがって、大きな容積の室外側熱交換器が高圧側となって高密度冷媒の凝縮が行われる冷房運転時にて高効率で運転される最適冷媒量は、暖房運転時の最適冷媒量よりも大きくなるため、その緩衝的な機能も果たすレシーバを用いることは有効である。
【０００７】
また、特許文献１は図１９のように、所定の能力要求において装置のエネルギ消費を最小とするために、予定の設定値にしたがって絞り弁４の開度を調整している。
【０００８】
すなわち、図２０で示すように高圧がＰである冷凍サイクルから高圧がＰ１である冷凍サイクルに変化した場合、入力Ｗのエンタルピ差の増加に対して冷凍能力Ｑのエンタルピ差の増加の方が大きいためＣＯＰは高くなるが、高圧がＰ１である冷凍サイクルから高圧がＰ２である冷凍サイクルになると、逆に入力Ｗのエンタルピ差の増加に対して冷凍能力Ｑのエンタルピ差の増加の方が小さくなるためＣＯＰは低下する。すなわち、図２０の高圧がＰ１である冷凍サイクルに示すように、ＣＯ２冷媒には理論的にＣＯＰ最大となる高圧が存在する。
【０００９】
また、ヒートポンプサイクルＣＯＰは冷凍サイクルＣＯＰに１を加えたものであるから、ヒートポンプサイクルの場合も、ＣＯＰ最大となる高圧（以下、高サイド圧力という）の値は冷凍サイクルと同値である。
【００１０】
図１９に示す冷凍サイクルは、例えば冷房装置として用いることが出来る。
【００１１】
【特許文献１】
特許第２１３２３２９号公報
【００１２】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、低圧にレシーバを設けることはコストや容積が大きくなるといった欠点があり、実使用運転範囲においては、従来の冷凍サイクル装置に用いられているＨＣＦＣ冷媒やＨＦＣ冷媒に対しＣＯ２冷媒の圧力が非常に高くなることを考えると、安全性確保のための耐圧設計はより厳しいものとなる。特に、カーエアコンの場合は、さらなる省容量化および軽量化が求められている。
【００１３】
また、一般に冷房装置よりも冷暖房除湿を行う装置の方が圧縮機はより高圧に冷媒を圧縮する必要があり、また、圧縮機で圧縮された冷媒温度もより高温になる。
【００１４】
すなわち、従来の図１９の冷凍サイクルに温水サイクルを付加して冷暖房除湿を行う除湿装置として用いた場合には、より高サイド圧力で運転する必要があり、また、放熱器の温度もより高くなり、圧縮比も高くなる。
【００１５】
従って、従来の図１９の冷凍サイクルに温水サイクルを付加して冷暖房除湿を行う除湿器として用いる場合には次のような問題が生じる。
【００１６】
すなわち、エネルギ消費が最小とされる高サイド圧力で運転することは、放熱器の温度が高い場合、すなわち放熱器雰囲気温度が高い場合や、小型放熱器を用いる場合においては、圧縮比が高くなるために圧縮機の効率が大きく低下することや、圧縮機の信頼性を損なう恐れがあるといった欠点があり、また高サイド圧力が高いため、安全性確保のための耐圧設計はより厳しいものとなる。
【００１７】
また、暖房除湿時と冷房時とでは、冷凍サイクル装置の高圧側の冷媒ホールド量が異なるため、最適冷媒量にアンバランスが生じる。したがって、第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量は中間圧力を変動させて調整することにより、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを解消させることが必要となる。
【００１８】
本発明は、上述した課題に対して、ＣＯ２冷媒を使用した冷凍サイクル装置において、ＣＯ２冷凍システムの特徴を生かし、低圧レシーバを小型化、あるいは用いることなく、信頼性を確保して効率的な運転を可能とする冷凍サイクル装置、及び冷凍サイクル装置の運転方法を提供することを目的とするものである。
【００１９】
また、本発明は、上述した課題に対して、ＣＯ２冷媒を使用した除湿装置において、ＣＯ２冷凍システムの特徴を生かし、高サイド圧力を高くすることなく、中間圧力を調整することにより冷房時と暖房除湿時の最適冷媒量のアンバランスを解消しつつ、信頼性を確保して効率的な運転を可能とする除湿装置及び除湿方法を提供することを目的とするものである。
【００２０】
【課題を解決するための手段】
上述した課題を解決するために、第１の本発明は、圧縮機（１０）と、冷媒水熱交換器（１１）と、第１の減圧器（１２）と、第１の熱交換器（１３）と、第２の減圧器（１５）と、第２の熱交換器（１６）と、内部熱交換器（１４）と、温水サイクル（１７、１８、１９、２０、）とを備え、
前記温水サイクル（１７、１８、１９、２０）は、前記冷媒水熱交換器（１１）の下流側に、湯水を吸入するヒータコア（１９）を有し、
前記圧縮機（１０）は、二酸化炭素である冷媒を圧縮し、
前記冷媒水熱交換器（１１）は、圧縮された前記冷媒と前記温水サイクル（１７、１８、１９、２０）の湯水との熱交換を行い、
前記第１の減圧器（１２）は、圧縮された前記冷媒を減圧しまたは減圧せず、前記第１の熱交換器（１３）は、前記第１の減圧器（１２）で減圧された前記冷媒を熱交換し、
前記内部熱交換器（１４）は、前記第１の熱交換器（１３）で熱交換された前記冷媒と前記圧縮機（１０）に吸引される冷媒とで熱交換を行い、
前記第２の減圧器（１５）は、前記内部熱交換器（１４）で熱交換された前記冷媒を減圧し、
前記第２の熱交換器（１６）は、前記第２の減圧器（１５）で減圧された前記冷媒を熱交換し、
前記第１の減圧器（１２）及び／または前記第２の減圧器（１５）を作用させることにより前記第１の熱交換器（１３）の冷媒圧力を変動させて前記第１の熱交換器（１３）の冷媒ホールド量を調整することによって、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和させる冷凍サイクル装置である。
【００２１】
また、第２の本発明は、前記圧縮機（１０）の吐出温度を検出する圧縮機吐出温度検出手段（３５）または前記圧縮機（１０）の吸入温度を検出する圧縮機吸入温度検出手段または前記圧縮機（１０）の吐出圧力を検出する圧縮機吐出圧力検出手段を備え、
前記第１の熱交換器（１３）の冷媒圧力を変動させて前記第１の熱交換器（１３）の冷媒ホールド量を調整するとは、前記圧縮機吐出温度検出手段（３５）または前記圧縮機吸入温度検出手段または前記圧縮機吐出圧力検出手段によって検出された値を用いて、前記第２の減圧器（１５）を制御することである第１の本発明の冷凍サイクル装置である。
【００２２】
また、第３の本発明は、前記圧縮機（１０）の吐出側と前記第１の熱交換器（１３）入口とを第１の開閉弁（２１）を介して接続する第１のバイパス回路（２２）を備えた第１の本発明の冷凍サイクル装置である。
【００２３】
また、第４の本発明は、前記第１の熱交換器（１３）の冷媒温度を検出する第１の熱交換器温度検出手段（３６）を備え、
前記第１の熱交換器温度検出手段（３６）によって検出された値を用いて、前記第１の減圧器（１２）または前記第１の開閉弁（２１）を制御する第３の本発明の冷凍サイクル装置である。
【００２４】
また、第５の本発明は、前記第２の熱交換器（１６）の入口と出口とを第２の開閉弁（２３）を介して接続する第２のバイパス回路（２４）を備えた第１の本発明の冷凍サイクル装置である。
【００２５】
また、第６の本発明は、前記第１の熱交換器（１３）の入口と出口とを第３の開閉弁（２５）を介して接続する第３のバイパス回路（２６）を備えた第１の本発明の冷凍サイクル装置である。
【００２６】
また、第７の本発明は、前記第１の熱交換器（１３）の入口に第４の開閉弁（２７）を備えた第１の本発明の冷凍サイクル装置である。
【００２７】
また、第８の本発明は、前記冷媒水熱交換器（１１）出口と前記第１の減圧器（１２）との間に第５の開閉弁（２８）と、
前記第１の熱交換器（１３）出口と前記内部熱交換器（１４）入口の間に第１の３方弁（３０）と、
前記冷媒水熱交換器（１１）出口と前記第５の開閉弁（２８）入口との間を一端とし、前記第１の３方弁（３０）を他端として接続する第４のバイパス回路（２９）と、
前記内部熱交換器（１４）出口と前記第２の減圧器（１５）入口の間に第２の３方弁（３１）と、
前記第２の３方弁（３１）を一端とし、前記第５の開閉弁（２８）出口と前記第１の減圧器（１２）入口の間を他端として接続する第５のバイパス回路（３２）と、
前記第１の熱交換器（１３）出口と前記第１の３方弁（３０）との間を一端とし、前記第２の３方弁（３１）と第２の減圧器（１５）との間を他端として第６の開閉弁（３３）を介して接続する第６のバイパス回路（３４）と、
前記冷媒水熱交換器（１１）から流出した冷媒が、前記第５の開閉弁（２８）を介して循環する定常モードと、前記第４のバイパス回路（２９）と前記第５のバイパス回路（３２）を循環する起動モードとを選択的に切替える冷媒循環モード切替手段とを備えた第１の本発明の冷凍サイクル装置である。
【００２８】
また、第９の本発明は、圧縮機と、冷媒水熱交換器と、第１の減圧器と、第１の熱交換器と、第２の減圧器と、第２の熱交換器と、内部熱交換器と、温水サイクルとを備え、
前記温水サイクルは、前記冷媒水熱交換器の下流側に、湯水を吸入するヒータコアを有する冷凍サイクル装置を運転する冷凍サイクル装置の運転方法であって、
前記圧縮機が、二酸化炭素である冷媒を圧縮し、
前記冷媒水熱交換器が、圧縮された前記冷媒と前記温水サイクルの湯水との熱交換を行い、
前記第１の減圧器が、圧縮された前記冷媒を減圧しまたは減圧せず、
前記第１の熱交換器が、前記第１の減圧器で減圧された前記冷媒を熱交換し、前記内部熱交換器が、前記第１の熱交換器で熱交換された前記冷媒と前記圧縮機に吸引される冷媒とで熱交換を行い、
前記第２の減圧器が、前記内部熱交換器で熱交換された前記冷媒を減圧し、
前記第２の熱交換器が、前記第２の減圧器で減圧された前記冷媒を熱交換し、前記第１の減圧器及び／または前記第２の減圧器を作用させることにより前記第１の熱交換器の冷媒圧力を変動させて前記第１の熱交換器の冷媒ホールド量を調整することによって、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和させる冷凍サイクル装置の運転方法である。
【００２９】
また、第１０の本発明は、圧縮機（１１０）と、冷媒水熱交換器（１１１）と、第１の減圧器（１１２）と、第１の熱交換器（１１３）と、第２の減圧器（１１５）と、第２の熱交換器（１１６）と、内部熱交換器（１１４）と、温水サイクル（１１７、１１８、１１９、１２０）とを備え、
前記温水サイクル（１１７、１１８、１１９、１２０）は、前記冷媒水熱交換器（１１１）の下流側に、湯水を吸入するヒータコア（１１９）を有し、
前記圧縮機（１１０）は、二酸化炭素である冷媒を圧縮し、
前記冷媒水熱交換器（１１１）は、圧縮された前記冷媒と前記温水サイクル（１１７、１１８、１１９、１２０）の湯水との熱交換を行い、
前記第１の減圧器（１１２）は、圧縮された前記冷媒を減圧し、
前記第１の熱交換器（１１３）は、前記第１の減圧器（１１２）で減圧された前記冷媒を熱交換し、
前記内部熱交換器（１１４）は、前記第１の熱交換器（１１３）で熱交換された前記冷媒と前記圧縮機（１１０）に吸引される冷媒とで熱交換を行い、
前記第２の減圧器（１１５）は、前記内部熱交換器（１１４）で熱交換された前記冷媒を減圧し、
前記第２の熱交換器（１１６）は、前記第２の減圧器（１１５）で減圧された前記冷媒を熱交換する除湿装置である。
【００３０】
また、第１１の本発明は、前記第２の熱交換器（１１６）の前記冷媒の温度を検出する第２の熱交換器冷媒温度検出手段（１３０）を備え、
前記第２の減圧器（１１５）は、前記第２の熱交換器温度検出手段（１３０）で検出された前記温度に基づいてその減圧レベルが制御される第１０の本発明の除湿装置である。
【００３１】
また、第１２の本発明は、前記第１の減圧器（１１２）は、前記第２の熱交換器温度検出手段（１３０）で検出された前記温度に基づいてその減圧レベルが制御される第１１の本発明の除湿装置である。
【００３２】
また、第１３の本発明は、前記第１の熱交換器（１１３）内の前記冷媒の温度を検出する第１の熱交換器冷媒温度検出手段（１３１）を備え、
前記第１の減圧器（１１２）は、前記第１の熱交換器冷媒温度検出手段（１３１）で検出された前記温度に基づいてその減圧レベルが制御される第１０の本発明の除湿装置である。
【００３３】
また、第１４の本発明は、前記ヒータコア（１１９）を介して吹出される吹出し空気温度を検出する吹出し空気温度検出手段（１３４）と、
前記圧縮機（１１０）の運転周波数を制御する圧縮機運転周波数制御手段（１３２）とを備え、
前記圧縮機運転周波数制御手段（１３２）は、検出された前記空気温度に基づいて前記圧縮機（１１０）の運転周波数を制御する第１０の本発明の除湿装置である。
【００３４】
また、第１５の本発明は、前記圧縮機（１１０）の吐出冷媒温度を検出する吐出冷媒温度検出手段（１３３）と、
前記第２の熱交換器（１１６）出口と前記圧縮機（１１０）の入口を開閉弁（１３５）を介してバイパスするバイパス回路（１３６）とを備え、
前記開閉弁（１３５）は検出された前記吐出冷媒温度に基づいてその開閉が制御される第１０の本発明の除湿装置である。
【００３５】
また、第１６の本発明は、車両用空調装置として用いられる第１０の本発明の除湿装置である。
【００３６】
また、第１７の本発明は、圧縮機と、冷媒水熱交換器と、第１の減圧器と、第１の熱交換器と、第２の減圧器と、第２の熱交換器と、内部熱交換器と、温水サイクルとを備え、前記温水サイクルは、前記冷媒水熱交換器の下流側に、湯水を吸入するヒータコアを有する除湿装置を用いて除湿する除湿方法であって、
前記圧縮機が、二酸化炭素である冷媒を圧縮し、
前記冷媒水熱交換器が、圧縮された前記冷媒と前記温水サイクルの湯水との熱交換を行い、
前記第１の減圧器が、圧縮された前記冷媒を減圧し、
前記第１の熱交換器が、前記第１の減圧器で減圧された前記冷媒を熱交換し、前記内部熱交換器が、前記第１の熱交換器で熱交換された前記冷媒と前記圧縮機に吸引される冷媒とで熱交換を行い、
前記第２の減圧器が、前記内部熱交換器で熱交換された前記冷媒を減圧し、
前記第２の熱交換器が、前記第２の減圧器で減圧された前記冷媒を熱交換する除湿方法である。
【００３７】
【発明の実施の形態】
以下に、本発明の実施の形態を図面を参照して説明する。
【００３８】
（実施の形態１）
図１は、本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、この冷凍サイクルは、ＣＯ２冷媒を作動流体とし、圧縮機１０、冷媒水熱交換器１１、第１の減圧器１２、第１の熱交換器１３、内部熱交換器１４、第２の減圧器１５、第２の熱交換器１６を基本構成要素としている。第１の熱交換器１３の出口側ラインと、第２の熱交換器１６の出口である圧縮機１０の吸入ラインは、内部熱交換器１４により熱交換されるように構成されている。一方、温水サイクルは、冷媒水熱交換器で加熱された温水を循環させるポンプ１８、ヒータコア１９、ラジエータ２０、動力機関１７で構成されている。
【００３９】
ここで、図１の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。
【００４０】
まず、冷房時には、第１の減圧器１２は全開にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。すなわち、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１から第１の減圧器１２を経て第１の熱交換器１３で外気によって冷却される。そして、内部熱交換器１４で圧縮機１０の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、第２の減圧器１５で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第２の熱交換器１６に導入される。この第２の熱交換器１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１０で圧縮される。空気は、第２の熱交換器１６で冷却される。
【００４１】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。
【００４２】
暖房除湿時では、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。
【００４３】
すなわち、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１でポンプ１８により循環する水回路の冷却水と熱交換して冷却されたのち、第１の減圧器１２により中間圧力まで減圧されて第１の熱交換器１３に導入される。第１の熱交換器１３で外気によって冷却された冷媒は、内部熱交換器１４で圧縮機１０の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、第２の減圧器１５で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第２の熱交換器１６に導入される。この第２の熱交換器１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１０で圧縮される。
【００４４】
また、冷媒水熱交換器１１で加熱された冷却水は室内に設けられたヒータコア１９に流入して第２の熱交換器１６で冷却除湿された空気を加熱することにより、除湿しながら暖房することができる。そして冷却水は動力機関１７（例えばエンジンやバッテリーなどの発熱源）で加熱されて再び冷媒水熱交換器１１を流れる。
【００４５】
ところで上述したように、二酸化炭素は高圧冷媒であることから、耐圧設計の面においてフィンチューブ式熱交換器ではなく、より細径化した熱交換器（例えばマイクロチューブ式熱交換器）を用いる必要性があることや、車両用空気調和装置においては、特に省容量化および軽量化が大きな訴求点となっている。したがって、冷房時は容積の大きい第１の熱交換器１３が高圧側になるが、暖房除湿時は容積の小さい冷媒水熱交換器１１が高圧側となるため、高圧側の冷媒ホールド量に大きな差が生じるため、冷房時での最適冷媒量と暖房除湿時での最適冷媒量とのアンバランスについて検討を行った。検討の結果、暖房除湿時で第１の減圧器１２のみを作用させた場合、容積の大きい第１の熱交換器１３が低圧側になるため、（暖房除湿時の最適冷媒量）＜（冷房時の最適冷媒量）となることが分かった。したがって、冷房時の最適冷媒量を充填した場合、暖房除湿時には、第１の減圧器１２のみで作用させると冷媒量過多の状態となり、高圧が過昇するという課題が生じた。
【００４６】
また暖房除湿時で、冷房時と同様に第２の減圧器１５のみを作用させた場合、冷房時よりも暖房除湿時の方が第１の熱交換器１３に導入される空気が低温であるため、冷媒温度も低下して冷媒密度は高くなり、第１の熱交換器１３内にホールドされる冷媒量は冷房時よりも大きくなる。すなわち（暖房除湿時の最適冷媒量）＞（冷房時の最適冷媒量）となることが分かった。したがって、冷房時の最適冷媒量を充填した場合、暖房除湿時には、第２の減圧器１５のみで作用させると冷媒量が少ない状態となり、吸入温度の上昇による循環量の低下や吐出温度の過昇という課題がある。
【００４７】
そこで、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５を作用させて、暖房除湿時には、第１の熱交換器１３内を中間圧力にして、第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量を調整することにより、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを解消させることができ、レシーバを小型化、あるいは用いることなく高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことが可能となる。
【００４８】
（実施の形態２）
本発明の実施の形態２について、図１の冷凍サイクル装置における暖房除湿時での第２の減圧器１５の動作を図８のフローチャートを用いて説明する。第２の減圧器１５は流量調整が可能な弁である。
【００４９】
暖房除湿時では、ステップ４０で圧縮機吐出温度検出手段３５にて検出された吐出温度Ｔｄと、ねらいの設定吐出温度Ｔｘが比較される。そして、ＴｄがＴｘ以上の場合には、冷媒不足の状態であることを示しており、ステップ４１に移り、第２の減圧器１５の開度は大きくするように制御する。このことにより、第１の熱交換器１３内の中間圧力を低下させて、第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量を低下させることにより、冷媒不足状態を解消することができる。第２の減圧器１５を制御したのちステップ４０に戻る。
【００５０】
また、ＴｄがＴｘよりも小さい場合には、冷媒過多の状態であることを示しており、ステップ４２に移り、第２の減圧器１５の開度を小さくするように制御する。このことにより、第１の熱交換器１３内の中間圧力を増加させて、第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量を増加させることにより、冷媒過多状態を解消することができる。そして第２の減圧器１５を制御したのちステップ４０に戻る。なお、ステップ４０で比較する対象は、吐出温度ではなく吸入温度や吐出圧力あるいは吸入過熱度でも構わない。
【００５１】
このように、雰囲気温度や圧縮機回転数の変化など冷凍サイクルが大きく変化する場合においても、第２の減圧器１５を制御することで冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和することができるので、レシーバを小型化、あるいは用いることなく汎用性のある高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００５２】
（実施の形態３）
図２は、本発明の実施の形態３における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、実施の形態１と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、圧縮機１０の出口と第１の熱交換器１３入口とを第１の開閉弁２１を介して接続する第１のバイパス回路２２を設けている。
【００５３】
まず、図２の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には第１の減圧器１２は全閉に、第１の開閉弁２１は全開にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。したがって、第１の開閉弁２１を開いて第１のバイパス回路２２に冷媒を流すことにより、冷媒水熱交換器１１での冷媒の圧力損失を生じさせないようにすることができる。
【００５４】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。暖房除湿時には、第１の開閉弁２１は全閉に、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。すなわち暖房除湿時においては、実施の形態１と同様の作用がなされる。
【００５５】
このように、第１のバイパス回路２２を設けることにより、冷房時での圧力損失の低減を図ることができるので、冷暖房ともに高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００５６】
（実施の形態４）
図３は、本発明の実施の形態４における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、実施の形態３と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、第１の熱交換器１３の冷媒温度を検出する第１の熱交換器温度検出手段３６を設けている。
【００５７】
まず、図３の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には第１の減圧器１２は全閉に、第１の開閉弁２１は全開にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。したがって、冷房時においては、実施の形態３と同様の作用がなされる。
【００５８】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。暖房除湿時には、第１の開閉弁２１は全閉にして、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。
【００５９】
ここで、外気温度が低い場合や、第１の熱交換器１３の放熱ファンが作動していない場合には、低圧が低下して第１の熱交換器１３に着霜が生じ、冷凍サイクル装置の成績係数（ＣＯＰ）が低下するという課題がある。そこで、このような場合にも対応した図３の冷凍サイクル装置における第１の減圧器１２または第１の開閉弁２１の動作を説明する。
【００６０】
暖房除湿時は、第１の熱交換器１３の温度Ｔｅｖａと、設定温度Ｔｙ（例えば０℃）を比較して、ＴｅｖａがＴｙ以下の場合は、第１の熱交換器１３に着霜が発生してＣＯＰが低下する危険性がある状態であり、第１の減圧器１２の開度を全開にするように制御する。このことにより、第１の熱交換器１３が放熱器として作用するので、着霜を回避することが可能となる。そして、ＴｅｖａがＴｙよりも大きい場合は第１の減圧器１２は再び減圧器として作用させる。したがって、逆サイクルにして室内の吹出し温度を低下させて快適性を損なうような運転をすることなく、除霜運転を行うことができる。
【００６１】
また、第１の熱交換器１３の温度Ｔｅｖａと、設定温度Ｔｙ（例えば０℃）を比較して、ＴｅｖａがＴｙ以下の場合に、第１の開閉弁２１を全開にするように制御すると、放熱器として作用している冷媒水熱交換器１１をバイパスすることになるため、第１の熱交換器１３での放熱量をより高くすることができるので、より短い時間で除霜運転を終了させることができる。そして、ＴｅｖａがＴｙよりも大きい場合は第１の開閉弁２１は再び全閉になるように制御する。
【００６２】
このように、第１の減圧器１２または第１の開閉弁２１を制御することにより、暖房除湿時の着霜回避を図ることができるので、快適性の高いより高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００６３】
（実施の形態５）
図４は、本発明の実施の形態５における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、実施の形態１と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、第２の熱交換器１６の入口と出口とを第２の開閉弁２３を介して接続する第２のバイパス回路２４を設けている。
【００６４】
まず、図４の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には、第１の減圧器１２は全開、第２の開閉弁２３は全閉にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。すなわち冷房時においては、実施の形態１と同様の作用がなされる。
【００６５】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。暖房除湿時には、第２の開閉弁２３は全開に、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。このことにより、室内熱交換器である第２の熱交換器１６での吸熱量が小さくなるので、室内暖房能力を早急に高くすることができる。
【００６６】
このとき、第２のバイパス回路２４には乾き度の小さい冷媒が流れることになるが、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３の出口から流出した冷媒と熱交換して加熱されるため、圧縮機１０に液冷媒が吸入される可能性は低い。
【００６７】
そして、圧縮機１０の運転開始から一定値以上（例えば７０℃）の吐出温度になった場合は、第２の熱交換器１６の除湿能力を一定値以上に確保するために第２の開閉弁２３を全閉にするように制御する。また、第２の開閉弁２３を全閉にするタイミングは、圧縮機１０の運転開始から経過した時間（例えば１０ｍｉｎ）でも構わない。
【００６８】
以上のように、第２のバイパス回路２４を設けることにより、暖房除湿時において、圧縮機運転開始直後の暖房能力の立ち上がり性能を向上させることができるので、即暖性に優れた冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００６９】
（実施の形態６）
図５は、本発明の実施の形態６における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、実施の形態１と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、第１の熱交換器１３の入口と出口とを第３の開閉弁２５を介して接続する第３のバイパス回路２６を設けている。
【００７０】
まず、図５の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には第１の減圧器１２は全開に、第３の開閉弁２５は全閉にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。したがって、冷房時は実施の形態１と同様の動作となり、同様の効果が得られる。
【００７１】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。暖房除湿時には、第３の開閉弁２５は全開にして、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。
【００７２】
すなわち暖房除湿時では、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１でポンプ１８により循環する水回路の冷却水と熱交換して冷却される。そして、冷媒水熱交換器１１で冷却された冷媒は、第１の減圧器１２により中間圧力まで減圧されて第１の熱交換器１３と第３のバイパス回路２６に分岐して流れる。ここで、第３のバイパス回路２６の流路抵抗を第１の熱交換器１３よりも小さくすることにより、第１の熱交換器１３にはほとんど冷媒が流れないようにする。第１の熱交換器１３または第３のバイパス回路２６を流れた冷媒は、内部熱交換器１４で圧縮機１０の吸入ラインの冷媒と熱交換したのち、第２の減圧器１５にてさらに減圧される。ここで冷媒は低温低圧の気液二相状態となり、第２の熱交換器１６に導入され、室内の空気からの吸熱により蒸発して、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１０で圧縮される。
【００７３】
よって、図９のモリエル線図に示すように、第３のバイパス回路２６を設けた場合はａ→ｂ→ｃ→ｄ→ｇ→ｈで示す冷凍サイクルとなり中間圧力域でほとんど冷媒が熱交換をしないが、第３のバイパス回路２６がない場合はａ→ｂ→ｃ→ｅ→ｆ→ｈのように第１の熱交換器１３が放熱作用を行うため、第２の熱交換器１６の入口冷媒の比エンタルピ値がΔＨほど小さくなる。すなわち室内側熱交換器である第２の熱交換器１６の吸熱量が増加するということになり、室内の吹出し温度の低下を招いてしまう。
【００７４】
したがって、第３のバイパス回路２６を設けることによって室内の吹出し温度の低下を防止することができるので、より高い暖房能力で冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００７５】
（実施の形態７）
図６は、本発明の実施の形態７における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、実施の形態６と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、第１の熱交換器１３の入口に第４の開閉弁２７を設けている。
【００７６】
まず、図６の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には第１の減圧器１２は全開に、第３の開閉弁２５は全閉に、第４の開閉弁２７は全開にして、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。したがって、冷房時は実施の形態６と同様の動作となり、同様の効果が得られる。
【００７７】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。暖房除湿時には、第３の開閉弁２５は全開に、第４の開閉弁２７は全閉にして、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。
【００７８】
すなわち運転が開始されると、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１でポンプ１８により循環する水回路の冷却水と熱交換して冷却される。そして、冷媒水熱交換器１１で冷却された冷媒は、第１の減圧器１２により中間圧力まで減圧されて第３のバイパス回路２６のみを流れる。
【００７９】
したがって、第４の閉止弁２７を全閉にして第１の熱交換器１３に冷媒が流れないようにすることで、室外気温の変化や車速の変化に伴う風速の変化などによって第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量や放熱量が変化して制御性が困難となるのを防止することができる。
【００８０】
（実施の形態８）
図７は、本発明の実施の形態８における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、実施の形態１と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、第５の開閉弁２８、第４のバイパス回路２９、第１の３方弁３０、第２の３方弁３１、第５のバイパス回路３２、第６の開閉弁３３、第６のバイパス回路３４を設けている。本発明は暖房除湿運転における圧縮機起動時と定常運転時とで冷媒循環モードを切り替えることを特徴とする。
【００８１】
まず、図７の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。冷房時には、第１の減圧器１２は全開に、第５の開閉弁２８は全開に、第６の開閉弁３３は全閉に、第１の３方弁３０はＡ方向に、第２の３方弁３１はＡ方向に制御して、第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。すなわち冷房時においては、実施の形態１と同様の作用がなされる。
【００８２】
次に、暖房除湿運転の圧縮機起動時と定常運転時の動作についてそれぞれ説明する。
【００８３】
暖房除湿運転の圧縮機起動時は、暖房能力を早急に向上させる必要があるため、第２の減圧器１５は全開に、第５の開閉弁２８は全閉に、第６の開閉弁３３は全開に、第１の３方弁３０はＢ方向に、第２の３方弁３１はＢ方向に制御して、第１の減圧器１２のみで減圧器としての作用を行う。
【００８４】
すなわち暖房除湿運転の圧縮機起動時は、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１でポンプ１８により循環する水回路の冷却水と熱交換して冷却される。加熱された冷却水はヒータコア１９に流入して圧縮機１０の起動時の室内暖房能力をより高くすることができる。そして、冷媒水熱交換器１１で冷却された冷媒は、第４のバイパス回路２９を流れて内部熱交換器１４で圧縮機１０の吸入ラインの冷媒と熱交換したのち、第５のバイパス回路３２を流れて、第１の減圧器１２で減圧されて低温低圧の気液二相状態となり、第１の熱交換器１３に導入される。この第１の熱交換器１３では、室外の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガスとなり、第６のバイパス回路３４を流れて、第２の減圧器１５を経て第２の熱交換器１６に導入される。この第２の熱交換器１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガスとなり、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１０で圧縮される。
【００８５】
すなわち、放熱器としての作用は冷媒水熱交換器１１で行い、第１の熱交換器１３および第２の熱交換器１６で吸熱させることにより、より大きな吸熱量を確保することができるので、暖房能力の向上を図ることができる。
【００８６】
ここで実施の形態１で述べたように、第１の減圧器１２のみを作用させると暖房除湿時の冷媒量は過多の状態になるが、冷媒水熱交換器１１の出口から第１の減圧器１２の間に内部熱交換器１４と、第４のバイパス回路２９および第５のバイパス回路３２を設けることにより、高圧側の容積が増加することになる。したがって、暖房除湿時に高圧側にホールドされる冷媒量が大きくなるため、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和することができる。また、圧縮機１０の吸入ラインは冷媒水熱交換器１１の出口の高温冷媒と熱交換することになるので、冷媒量過多による圧縮機１０の吸入温度の低下すなわち吐出温度の低下を防ぐことができる。
【００８７】
したがって、冷媒水熱交換器１１の出口から第１の減圧器１２の間に内部熱交換器１４と、第４のバイパス回路２９および第５のバイパス回路３２を設けることにより、第１の減圧器１２のみを減圧器として作用させた場合においても、冷房時と暖房除湿時の冷媒量のアンバランスを緩和して圧縮機１０の起動時での暖房能力確保を行うことができる。
【００８８】
次に、冷凍サイクル装置の暖房除湿時での定常運転時における動作について説明する。
【００８９】
暖房除湿時の定常運転時は、第５の開閉弁２８は全開に、第６の開閉弁３３は全閉に、第１の３方弁３０はＡ方向に、第２の３方弁３１はＡ方向に制御して、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５で減圧器としての作用を行う。
【００９０】
すなわち暖房除湿時の定常運転時は、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１でポンプ１８により循環する水回路の冷却水と熱交換して冷却されたのち、第１の減圧器１２により中間圧力まで減圧されて第１の熱交換器１３に導入される。第１の熱交換器１３で外気によって冷却された冷媒は、内部熱交換器１４で圧縮機１０の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、第２の減圧器１５で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第２の熱交換器１６に導入される。この第２の熱交換器１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、内部熱交換器１４で第１の熱交換器１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１０で圧縮される。このように暖房除湿時の定常運転時においては、実施の形態１と同様の作用がなされる。
【００９１】
以上のように、実施の形態８において、第４のバイパス回路２９および第５のバイパス回路３２を設けることによって、暖房除湿時の起動時および定常運転時において、冷媒量のアンバランスを緩和することができるので、レシーバを小型化、あるいは設けることなく冷房時および暖房除湿時それぞれにおいて高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９２】
以上述べたところから明らかなように、本実施の形態は、二酸化炭素を冷媒として用いた冷凍サイクル装置において、第１の減圧器１２と第２の減圧器１５を作用させて、第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量を変動させて中間圧力にすることにより、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和させることができ、レシーバを小型化、あるいは用いることなく高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９３】
さらに、雰囲気温度や圧縮機回転数の変化など冷凍サイクルが大きく変化する場合においても、第２の減圧器１５を制御することで冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和することができるので、レシーバを小型化、あるいは用いることなく汎用性のある高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９４】
さらに、第１のバイパス回路２２を設けることにより、冷房時の冷媒水熱交換器１１の圧力損失の低減を図ることができるので、より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９５】
さらに、第１の熱交換器温度検出手段３６により検出された値を用いて、第１の減圧器１２または第１の開閉弁２１を制御することにより、暖房除湿時の着霜回避を図ることができるので、快適性の高いより高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９６】
さらに、第２のバイパス回路２４を設けることにより、暖房除湿時において、圧縮機１０の運転開始直後の室内暖房能力の立ち上がり性能を向上させることができるので、即暖性に優れた冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９７】
さらに、第３のバイパス回路２６を設けることによって室内の吹出し温度の低下を防止することができるので、より高い暖房能力で冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【００９８】
さらに、第４の閉止弁２７を全閉にして第１の熱交換器１３に冷媒が流れないようにすることで、室外気温の変化などによって第１の熱交換器１３内の冷媒ホールド量や放熱量が変化して制御性が困難となるのを防止することができる。
【００９９】
さらに、第４のバイパス回路２９および第５のバイパス回路３２を設けることによって、暖房除湿時の起動時および定常運転時において、冷媒量のアンバランスを緩和することができるので、レシーバを小型化、あるいは設けることなく冷房時および暖房除湿時それぞれにおいて高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１００】
（実施の形態９）
図１０は、本発明の実施の形態９における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、この冷凍サイクルは、ＣＯ２冷媒を作動流体とし、圧縮機１１０、冷媒水熱交換器１１１、第１の減圧器１１２、第１の熱交換器１１３、内部熱交換器１１４、第２の減圧器１１５、第２の熱交換器１１６を基本構成要素としている。第１の熱交換器１１３の出口ラインと、第２の熱交換器１１６の出口である圧縮機１１０の吸入ラインは、内部熱交換器１１４により熱交換されるように構成されている。一方、温水サイクルは、冷媒水熱交換器１１１で加熱された温水を循環させるポンプ１１８、ヒータコア１１９、ラジエータ１２０、動力機関１１７で構成されている。
【０１０１】
なお、本実施の形態の冷凍サイクル装置は本発明の除湿装置の例である。
【０１０２】
ここで、図１０の冷凍サイクル装置の冷房時での動作について説明する。
【０１０３】
まず、冷房時には、第１の減圧器１１２は全開にして、第２の減圧器１１５で減圧器としての作用を行う。すなわち、圧縮機１１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１１から第１の減圧器１１２を経て第１の熱交換器１１３で外気によって冷却される。ただし、このときヒータコア１１９で暖房を行わないため、冷媒水熱交換器１１１には温水は流れない。そして、内部熱交換器１１４で圧縮機１１０の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、第２の減圧器１１５で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第２の熱交換器１１６に導入される。この第２の熱交換器１１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、内部熱交換器１１４で第１の熱交換器１１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１１０で圧縮される。空気は、第２の熱交換器１１６で冷却される。
【０１０４】
次に、暖房除湿時での動作について説明する。
【０１０５】
暖房除湿時では、第１の減圧器１１２と第２の減圧器１１５で減圧器としての作用を行う。
【０１０６】
すなわち、圧縮機１１０で圧縮されて高温高圧のガスとなった冷媒は、冷媒水熱交換器１１１でポンプ１１８により循環する温水サイクルの温水と熱交換して冷却されたのち、第１の減圧器１１２により中間圧力まで減圧されて第１の熱交換器１１３に導入される。
【０１０７】
第１の熱交換器１１３で外気によって冷却された冷媒は、内部熱交換器１１４で圧縮機１１０の吸入ラインの冷媒と熱交換してさらに冷却されたのち、第２の減圧器１１５で減圧されて低温低圧の気液二相状態となって第２の熱交換器１１６に導入される。この第２の熱交換器１１６では、室内の空気からの吸熱により蒸発して気液二相またはガス状態となり、内部熱交換器１１４で第１の熱交換器１１３から流れる冷媒と熱交換してさらに吸熱したのち再び圧縮機１１０で圧縮される。
【０１０８】
また、冷媒水熱交換器１１１で加熱された温水は室内に設けられたヒータコア１１９に流入して第２の熱交換器１１６で冷却除湿された空気を加熱することにより、除湿しながら暖房することができる。そして温水は動力機関１１７（例えばエンジンやバッテリーなどの発熱源）で加熱されて再び冷媒水熱交換器１１１を流れる。
【０１０９】
図２１は、３つの異なる蒸発温度をパラメータとして、ＣＯＰを最大にする最適高サイド圧力と、放熱器の出口の冷媒温度との間の論理的な関係を示すグラフである。ここで、暖房除湿時の冷媒水熱交換器１１１の加熱能力を１．５ｋＷ、冷媒水熱交換器１１１の入口冷媒温度を１２０℃、冷媒流量を６０ｋｇ／ｈ、蒸発温度を０℃と仮定すると、冷媒水熱交換器１１１の出口冷媒温度は６０℃付近になることが考えられ、そのときに最小エネルギとなる高サイド圧力の値は、従来例の設定値に従うと図２１で示すように約１５０ｂａｒと算出される。このように従来例では、冷房運転時よりも暖房除湿時の方が高サイド圧力の値も高くなる。
【０１１０】
しかしながらこのような高い圧力で冷凍サイクル装置を運転する場合、圧縮比が大きくなるため圧縮機１１０の効率の大幅な低下が生じ、実際の消費エネルギは最小とはならないことが推察できる。
【０１１１】
本発明の実施の形態９では、第１の減圧器１１２により、第１の熱交換器１１３の冷媒を中間圧力とすることによって、このような高い圧力で冷凍サイクル装置を運転しなくてもよいようにした。
【０１１２】
そこで、本発明の実施の形態９について、図１０に示す冷凍サイクル装置における暖房除湿運転時での第２の減圧器１１５の動作を図１５のフローチャートを用いて説明する。第２の減圧器１１５は流量調整が可能な弁である。
【０１１３】
暖房除湿時では、ステップ１４１で第２の熱交換器冷媒温度検出手段１３０にて検出された冷媒温度Ｔｅｖａと、ねらいの設定温度Ｔｘｅｖａ（例えば露点温度：０℃）が比較される。そして、ＴｅｖａがＴｘｅｖａ以上の場合には、室内側熱交換器である第２の熱交換器１１６では除湿していない状態であることを示しており、ステップ１４２に移り、第２の減圧器１１５の開度は小さくするように制御する。
【０１１４】
このとき、第１の減圧器１１２の開度は制御する必要はないが、開度を大きくするように制御してもよい。このことにより、第１の熱交換器１１３内の中間圧力を増加させて、第１の熱交換器１１３内の冷媒温度を増加させることにより、内部熱交換器１１４で熱交換する低圧側と高圧側との温度差が大きくなるので、内部熱交換量は増加する。第２の減圧器１１５を制御したのちステップ１４０に戻る。
【０１１５】
よって、図１４のモリエル線図に示すように、第２の減圧器１１５を動作する前はａ→ｂ→ｃ→ｄ→ｅ→ｆで示す冷凍サイクルであるが、第２の減圧器１１５の開度を小さくした場合はｋ→ｂ→ｇ→ｈ→ｉ→ｊのように内部熱交換器１１４での熱交換量が大きくなるため、第２の熱交換器１１６の入口冷媒の比エンタルピ値がΔＨほど小さくなる。
【０１１６】
したがって、第２の熱交換器１１６のエンタルピ差が大きくなるので吸熱能力が増加し、第２の熱交換器１１６の蒸発温度は低下するように冷凍サイクルがバランスするので、除湿することが可能となる。
【０１１７】
したがって、高圧を増加させることがないので、圧縮機の効率を大幅に低下させることなく第２の熱交換器１１６の吸熱能力を増加させることができる。
【０１１８】
また、ＴｅｖａがＴｘｅｖａよりも小さい場合には、室内側熱交換器である第２の熱交換器１１６で除湿している状態であることを示しており、ステップ４３に移り、第２の減圧器１１５の開度を大きくするように制御する。
【０１１９】
このとき、第１の減圧器１１２の開度は制御する必要はないが、開度を小さくするように制御してもよい。このことにより、第１の熱交換器１１３内の中間圧力を低下させて、第１の熱交換器１１３内の冷媒温度を低下させることにより、内部熱交換器１１４で熱交換する低圧側と高圧側との温度差が小さくなるので、内部熱交換量は低下し、過度に吹出し温度が低下するのを防止する。そして第２の減圧器１１５を制御したのちステップ１４１に戻る。
【０１２０】
このように暖房除湿時には、第１の減圧器１１２または第２の減圧器１１５を作用させて第１の熱交換器１１３内を中間圧力にして、第１の熱交換器１１３の冷媒温度を調整することにより、内部熱交換器１１４の熱交換量を調整することができるので、従来例で算出している最小エネルギとなる高サイド圧力に設定することなく、従来例の動作よりも小さい消費エネルギで、冷房時と暖房除湿時との最適冷媒量のアンバランスを解消しつつ、信頼性を確保して高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことが可能となる。
【０１２１】
（実施の形態１０）
本発明の実施の形態１０について、図１１に示す冷凍サイクル装置における暖房除湿時での第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１５の動作を図１６のフローチャートを用いて説明する。以下、実施の形態９と異なる点について説明する。第１の減圧器１１２は流量調整が可能な弁である。
【０１２２】
暖房除湿時と冷房時とでは、冷凍サイクル装置の高圧側の冷媒ホールド量が異なるため、最適冷媒量にアンバランスが生じる。したがって、第１の熱交換器１１３内の冷媒ホールド量を中間圧力を変動させて調整することにより、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを解消させることが可能となる。
【０１２３】
暖房除湿時では、ステップ１４４で第１の熱交換器冷媒温度検出手段１３１にて検出された冷媒温度Ｔｍと、ねらいの設定温度Ｔｘｍ（例えば２０℃）が比較される。このＴｘｍの値は、暖房除湿時に最も効率が良くなる最適冷媒量になるように設定された値である。そして、ＴｍがＴｘｍ以上の場合には、第１の熱交換器１１３の中間圧力が設定値よりも高く、循環冷媒量が最適値よりも低い状態であることを示しているため、ステップ１４５に移り、第１の減圧器１１２の開度は小さくするように制御する。このことにより、第１の熱交換器１１３内の中間圧力を低下させて、第１の熱交換器１１３内の冷媒ホールド量を低下させることにより、暖房除湿時に最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１２４】
また、ＴｍがＴｘｍよりも小さい場合には、第１の熱交換器１１３の中間圧力が設定値よりも低く、循環冷媒量が最適値よりも高い状態であることを示しているため、ステップ１４６に移り、第１の減圧器１１２の開度は大きくするように制御する。このことにより、第１の熱交換器１１３内の中間圧力を増加させて、第１の熱交換器１１３内の冷媒ホールド量を増加させることにより、暖房除湿時に最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１２５】
以上のステップ１４５とステップ１４６の後、ステップ１４７に移り、第２の熱交換器冷媒温度検出手段１３０にて検出された冷媒温度Ｔｅｖａと、ねらいの設定温度Ｔｘｅｖａ（例えば露点温度：０℃）が比較される。以下の動作は上述した実施の形態９と同様である。
【０１２６】
以上のように、第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１６を作用させて第１の熱交換器１１３内の中間圧力を変動させることによって、第１の熱交換器１１３内の冷媒ホールド量を調整することが可能となるので、暖房除湿時に冷媒調整用のレシーバを設けることなく、最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１２７】
また、実施の形態９のように第２の減圧器１１５の開度を主導的に調整すると、圧縮機の吸入冷媒乾き度が大きく変動して冷凍サイクル装置の能力制御が困難となるが、上述したように第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１５の開度を調整することにより、このような不具合は緩和され、より安定した冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１２８】
（実施の形態１１）
本発明の実施の形態１１について、図１２に示す冷凍サイクル装置における暖房除湿時での第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１５の動作を図１８のフローチャートを用いて説明する。以下、実施の形態９と異なる点について説明する。前記ヒータコア１１９を介して吹出される吹出し空気温度を検出する吹出し温度検出手段１３４と、前記圧縮機１１０の運転周波数を制御する圧縮機運転周波数制御手段１３２を設けている。
【０１２９】
暖房除湿時では、ステップ１５０で第１の熱交換器冷媒温度検出手段１３１にて検出された冷媒温度Ｔｍと、ねらいの設定温度Ｔｘｍ（例えば２０℃）が比較される。以下の動作は上述した実施の形態１０と同様であり、ステップ１４４〜１４９は、それぞれステップ１５０〜１５５に相当する。
【０１３０】
そして、ステップ１５４またはステップ１５５からステップ１５６に移り、吹出し温度検出手段１３４にて検出された吹出し温度Ｔｆと、ねらいの設定温度Ｔｘｆ（例えば４０℃）が比較される。このＴｘｆの値は、暖房除湿時に要求される吹出し温度の値である。そして、ＴｆがＴｘｆ以上の場合には、吹出し温度Ｔｆがねらいの設定温度Ｔｘｆよりも高いので、暖房能力が高いことを示しており、ステップ１５７に移り、圧縮機１１０の運転周波数を小さくするように制御したのち、ステップ１５０に戻る。
【０１３１】
また、ＴｆがＴｘｆよりも小さい場合には、吹出し温度Ｔｆがねらいの設定温度Ｔｘｆよりも低いので、暖房能力が低いことを示しており、ステップ１５８に移り、圧縮機１１０の運転周波数を大きくするように制御したのち、ステップ１５０に戻る。
【０１３２】
以上のように、圧縮機１１０の運転周波数を変動させることによって、暖房能力を調整することが可能となるので、快適性を損なわずに、最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１３３】
（実施の形態１２）
図１３は、本発明の実施の形態１２における冷凍サイクル装置を示す構成図であり、以下、実施の形態９と異なる点について説明する。この冷凍サイクル装置は、圧縮機１１０の吐出冷媒温度を検出する吐出冷媒温度検出手段１３３と、第２の熱交換器１１６の出口と圧縮機１１０の入口を開閉弁１３５を介してバイパスするバイパス回路１３６を設けている。図１３に示す冷凍サイクル装置における暖房除湿運転時での開閉弁１３５の動作を図１７のフローチャートを用いて説明する。
【０１３４】
暖房除湿時では、ステップ１６０で吐出冷媒温度検出手段１３３にて検出された吐出冷媒温度Ｔｄと、ねらいの設定温度Ｔｘ（例えば１４０℃）が比較される。このとき、ねらいの設定温度は、圧縮機１１０の使用範囲での上限温度に近い値となるようにする。そして、ＴｄがＴｘ以上の場合には、圧縮機１１０の使用範囲の上限温度を超えている状態であることを示しており、ステップ１６１に移り、開放弁１３５の開度を開くように制御する。このことにより、第２の熱交換器１１６から流出する冷媒がバイパス回路１３６を流れるので、内部熱交換器１１４での内部熱交換量が小さくなり、圧縮機１１０の吸入冷媒温度は低下し、吐出冷媒温度も低下する。開放弁１３５を制御したのちステップ１６０に戻る。
【０１３５】
また、ＴｄがＴｘｄよりも小さい場合には、圧縮機１１０の使用範囲の上限温度よりも低い状態であることを示しており、ステップ１６２に移り、開放弁１３５の開度を閉じるように制御して、ステップ１６０に戻る。
【０１３６】
このように、開放弁１３５を制御することにより、圧縮機１１０の吐出温度の過昇を圧縮機の運転周波数を低下させずに防止することができるので、快適性の高い、より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１３７】
（実施の形態１３）
本発明の実施の形態１３は、冷凍サイクル装置が車両用空調装置であることを特徴としている。ここで、冷媒水熱交換器１１１のみを放熱器として作用させる場合（例えば立上り運転時など）、室外側熱交換器すなわち第１の熱交換器１１３は蒸発器として作用するが、車両用空調装置の場合、車両走行中には第１の熱交換器１１３は走行風を受けることになるため、第１の熱交換器１１３を流れる冷媒温度が０℃以下になり着霜が発生した場合、逆サイクル運転にして放熱器として作用させても、冷媒温度が高くなりにくいために迅速かつ完全に除霜を行うことが非常に困難である。
【０１３８】
したがって、実施の形態９に示すように第１の減圧器１１２または第２の減圧器１１５を作用させて第１の熱交換器１１３内を中間圧力にして、第１の熱交換器１１３の冷媒温度を調整することにより、第１の熱交換器１１３への着霜の発生を未然に防止することができるので、車両用空調装置においても、快適性の高い、より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１３９】
以上述べたところから明らかなように、本実施の形態によれば、第１の減圧器１１２または第２の減圧器１１５を作用させて第１の熱交換器１１３内を中間圧力にして、第１の熱交換器１１３の冷媒温度を調整することにより、内部熱交換器１１４の熱交換量を調整することができるので、従来例で算出している最小エネルギとなる高サイド圧力に設定することなく、従来例よりも小さい消費エネルギで、信頼性を確保しつつ高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことが可能となる。
【０１４０】
さらに、第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１５を作用させて第１の熱交換器１１３内の中間圧力を変動させることによって、第１の熱交換器１１３内の冷媒ホールド量を調整することが可能となるので、暖房除湿時に冷媒調整用のレシーバを設けることなく、最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１４１】
さらに、第１の減圧器１１２および第２の減圧器１１５を作用させ、圧縮機１１０の運転周波数を変動させることによって、暖房能力を調整することが可能となるので、快適性を損なわずに、最適な冷媒量で冷凍サイクル装置を運転することができる。
【０１４２】
さらに、開放弁１３５を制御することにより、圧縮機１１０の吐出温度の過昇を圧縮機の運転周波数を低下させずに防止することができるので、快適性の高い、より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１４３】
さらに、第１の減圧器１１２または第２の減圧器１１５を作用させて第１の熱交換器１１３内を中間圧力にして、第１の熱交換器１１３の冷媒温度を調整することにより、第１の熱交換器１１３への着霜の発生を未然に防止することができるので、車両用空調装置においても、快適性の高い、より高効率な冷凍サイクル装置の運転を行うことができる。
【０１４４】
【発明の効果】
以上説明したところから明らかなように、本発明は、ＣＯ２冷媒を使用した冷凍サイクル装置において、ＣＯ２冷凍システムの特徴を生かし、低圧レシーバを小型化、あるいは用いることなく、信頼性を確保して効率的な運転を可能とする冷凍サイクル装置、及び冷凍サイクル装置の運転方法を提供することが出来る。
【０１４５】
また、本発明は、ＣＯ２冷媒を使用した除湿装置において、ＣＯ２冷凍システムの特徴を生かし、高サイド圧力を高くすることなく、中間圧力を調整することにより冷房時と暖房除湿時の最適冷媒量のアンバランスを解消しつつ、信頼性を確保して効率的な運転を可能とする除湿装置及び除湿方法を提供することが出来る。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態１である冷凍サイクル装置の構成図
【図２】本発明の実施の形態３である冷凍サイクル装置の構成図
【図３】本発明の実施の形態４である冷凍サイクル装置の構成図
【図４】本発明の実施の形態５である冷凍サイクル装置の構成図
【図５】本発明の実施の実施６である冷凍サイクル装置の構成図
【図６】本発明の実施の実施７である冷凍サイクル装置の構成図
【図７】本発明の実施の実施８である冷凍サイクル装置の構成図
【図８】本発明の実施の実施２である冷凍サイクル装置の制御フローチャート図
【図９】本発明の実施の実施６である冷凍サイクル装置のモリエル線図
【図１０】本発明の実施の形態９である冷凍サイクル装置の構成図
【図１１】本発明の実施の形態１０である冷凍サイクル装置の構成図
【図１２】本発明の実施の形態１１である冷凍サイクル装置の構成図
【図１３】本発明の実施の形態１２である冷凍サイクル装置の構成図
【図１４】本発明の実施の形態９である冷凍サイクル装置のモリエル線図
【図１５】本発明の実施の形態９である冷凍サイクル装置の制御フローチャート図
【図１６】本発明の実施の形態１０である冷凍サイクル装置の制御フローチャート図
【図１７】本発明の実施の形態１１である冷凍サイクル装置の制御フローチャート図
【図１８】本発明の実施の形態１２である冷凍サイクル装置の制御フローチャート図
【図１９】従来の冷凍サイクル装置の構成図
【図２０】従来の冷凍サイクル装置のモリエル線図
【図２１】従来の冷凍サイクル装置の最適ＣＯＰとなるときの放熱器出口温度と高サイド圧力との関係を示す図
【符号の説明】
１０　圧縮機
１１　冷媒水熱交換器
１２　第１の減圧器
１３　第１の熱交換器
１４　内部熱交換器
１５　第２の減圧器
１６　第２の熱交換器
１７　動力機関
１８　ポンプ
１９　ヒータコア
２０　ラジエータ
２１　第１の開閉弁
２２　第１のバイパス回路
２３　第２の開閉弁
２４　第２のバイパス回路
２５　第３の開閉弁
２６　第３のバイパス回路
２７　第４の開閉弁
２８　第５の開閉弁
２９　第４のバイパス回路
３０　第１の３方弁
３１　第２の３方弁
３２　第５のバイパス回路
３３　第６の開閉弁
３４　第６のバイパス回路
３５　圧縮機吐出温度検出手段
３６　第１の熱交換器温度検出手段
１０１　圧縮機
１０２　冷却装置
１０３　内部熱交換器
１０４　絞り手段
１０５　蒸発器
１０６　低圧冷媒レシーバ
１１０　圧縮機
１１１　冷媒水熱交換器
１１２　第１の減圧器
１１３　第１の熱交換器
１１４　内部熱交換器
１１５　第２の減圧器
１１６　第２の熱交換器
１１７　動力機関
１１８　ポンプ
１１９　ヒータコア
１２０　ラジエータ
１３０　第２の熱交換器冷媒温度検出手段
１３１　第１の熱交換器冷媒温度検出手段
１３２　圧縮機運転周波数検出手段
１３３　圧縮機吐出冷媒温度検出手段
１３４　吹出し温度検出手段
１３５　開閉弁
１３６　バイパス回路[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention uses carbon dioxide (hereinafter referred to as CO2) as a working medium. 2 The present invention relates to a dehumidifying device, a dehumidifying method, a refrigeration cycle device, and a method for operating a refrigeration cycle device using a refrigerant.
[0002]
[Prior art]
In recent years, working fluids in refrigeration cycle devices have been shifting from conventional CFC refrigerants and HCFC refrigerants, which are considered to have harmful effects on the ozone layer, to HFC refrigerants and HC refrigerants having an ozone destruction coefficient of 0 as alternative refrigerants. is there.
[0003]
However, the HFC refrigerant has a disadvantage that the substance has a large global warming potential, whereas the HC refrigerant has a low global warming potential but is highly flammable. In addition, although the ammonia refrigerant conventionally used has a global warming potential of 0, it has a disadvantage that it is weakly flammable and toxic.
[0004]
Therefore, non-flammable, non-toxic, and low-cost CO 2 Refrigerants are receiving attention. However, CO 2 The refrigerant has a critical temperature as low as 31.1 ° C., and CO 2 is present on the high pressure side of a normal refrigeration cycle device. 2 No refrigerant condensation occurs.
[0005]
For this reason, the refrigeration cycle apparatus shown in FIG. 19 (for example, see Patent Document 1) has an internal heat exchanger 103 that exchanges heat between the outlet line of the high-pressure side cooler 102 and the suction line of the compressor 101. Accordingly, the outlet of the cooler 102 is supercooled, and a low-pressure receiver 106 is provided as capacity management means by adjusting the amount of refrigerant.
[0006]
In the case of room air conditioners and car air conditioners for cooling and heating, the indoor heat exchanger needs to be downsized.On the other hand, the outdoor heat exchanger needs to be condensed to improve energy saving during cooling and heat absorption to improve heat absorption. In order to increase the capacity of the indoor heat exchanger, it is larger than the indoor heat exchanger. Therefore, the optimal refrigerant amount that is operated with high efficiency during the cooling operation in which the outdoor heat exchanger having a large volume is on the high pressure side and the high-density refrigerant is condensed is larger than the optimal refrigerant amount during the heating operation. Therefore, it is effective to use a receiver that also performs the buffering function.
[0007]
In Patent Document 1, as shown in FIG. 19, the opening degree of the throttle valve 4 is adjusted in accordance with a predetermined set value in order to minimize the energy consumption of the device when a predetermined capacity is required.
[0008]
That is, when the refrigeration cycle in which the high pressure is P is changed to the refrigeration cycle in which the high pressure is P1 as shown in FIG. 20, the enthalpy difference of the refrigerating capacity Q is larger than the enthalpy difference of the input W. Therefore, although the COP becomes higher, when the refrigeration cycle in which the high pressure is P1 changes from the refrigeration cycle in which the high pressure is P1 to the refrigeration cycle in which the high pressure is P2, the increase in the enthalpy difference of the refrigerating capacity Q is smaller than the increase in the enthalpy difference of the input W. Therefore, the COP decreases. That is, as shown in the refrigeration cycle in which the high pressure is P1 in FIG. 2 The refrigerant has a high pressure at which the COP theoretically becomes maximum.
[0009]
Further, since the heat pump cycle COP is obtained by adding 1 to the refrigeration cycle COP, also in the case of the heat pump cycle, the value of the high pressure (hereinafter, referred to as high side pressure) at which the COP becomes the maximum is the same as the refrigeration cycle.
[0010]
The refrigeration cycle shown in FIG. 19 can be used, for example, as a cooling device.
[0011]
[Patent Document 1]
Japanese Patent No. 2132329
[0012]
[Problems to be solved by the invention]
However, providing a receiver at a low pressure has the disadvantage that the cost and the volume are increased, and in an actual operation range, the COFC refrigerant and the HFC refrigerant used in the conventional refrigeration cycle apparatus are less CO2. 2 Considering that the pressure of the refrigerant becomes extremely high, the pressure-resistant design for ensuring safety becomes more severe. In particular, in the case of a car air conditioner, further reduction in capacity and weight are required.
[0013]
In general, a compressor for cooling and heating and dehumidifying requires a compressor to compress the refrigerant at a higher pressure than a cooling device, and the temperature of the refrigerant compressed by the compressor is also higher.
[0014]
That is, in the case of using as a dehumidifier for performing cooling and heating dehumidification by adding a hot water cycle to the conventional refrigeration cycle of FIG. 19, it is necessary to operate at a higher side pressure, and the temperature of the radiator becomes higher. , The compression ratio also increases.
[0015]
Therefore, the following problem occurs when the conventional refrigeration cycle shown in FIG. 19 is used as a dehumidifier for performing cooling and heating dehumidification by adding a hot water cycle.
[0016]
That is, operating at a high side pressure that minimizes energy consumption increases the compression ratio when the temperature of the radiator is high, that is, when the radiator ambient temperature is high or when a small radiator is used. Therefore, there is a drawback that the efficiency of the compressor is greatly reduced and the reliability of the compressor may be impaired, and the high side pressure is high, so the pressure-resistant design for ensuring safety will be stricter .
[0017]
In addition, the refrigerant holding amount on the high-pressure side of the refrigeration cycle device differs between the heating and dehumidifying times and the cooling time. Therefore, it is necessary to eliminate the imbalance in the amount of refrigerant between the time of cooling and the time of dehumidification by heating by adjusting the intermediate pressure to vary the amount of refrigerant held in the first heat exchanger 13.
[0018]
The present invention solves the above-described problem by reducing CO2 2 In a refrigeration cycle device using a refrigerant, CO 2 2 It is an object of the present invention to provide a refrigeration cycle apparatus that makes use of the characteristics of a refrigeration system and that ensures low-pressure receivers can be efficiently operated while minimizing or using a low-pressure receiver, and an operation method of the refrigeration cycle apparatus. Is what you do.
[0019]
Further, the present invention solves the above-described problem by reducing CO2 2 In a dehumidifier using a refrigerant, CO 2 Taking advantage of the characteristics of the refrigeration system, without increasing the high side pressure, adjusting the intermediate pressure eliminates the imbalance between the optimal amounts of refrigerant during cooling and heating and dehumidifying while ensuring reliability and efficient It is an object of the present invention to provide a dehumidifying device and a dehumidifying method that enable operation.
[0020]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-described problems, a first aspect of the present invention provides a compressor (10), a refrigerant / water heat exchanger (11), a first pressure reducer (12), and a first heat exchanger ( 13), a second pressure reducer (15), a second heat exchanger (16), an internal heat exchanger (14), and a hot water cycle (17, 18, 19, 20, 20).
The hot water cycle (17, 18, 19, 20) has a heater core (19) downstream of the refrigerant / water heat exchanger (11) for sucking hot water.
The compressor (10) compresses a refrigerant that is carbon dioxide,
The refrigerant / water heat exchanger (11) exchanges heat between the compressed refrigerant and hot and cold water in the hot water cycle (17, 18, 19, 20).
The first decompressor (12) decompresses or does not decompress the compressed refrigerant, and the first heat exchanger (13) depressurizes the compressed refrigerant by the first decompressor (12). Heat exchanges the refrigerant,
The internal heat exchanger (14) performs heat exchange between the refrigerant heat-exchanged in the first heat exchanger (13) and the refrigerant sucked into the compressor (10),
The second decompressor (15) decompresses the refrigerant that has exchanged heat in the internal heat exchanger (14),
The second heat exchanger (16) exchanges heat with the refrigerant depressurized by the second decompressor (15),
The first heat exchanger (13) is changed by operating the first pressure reducer (12) and / or the second pressure reducer (15) to change the refrigerant pressure of the first heat exchanger (13). (13) A refrigeration cycle apparatus that adjusts the refrigerant hold amount to reduce the imbalance in the amount of refrigerant between cooling and heating and dehumidification.
[0021]
Further, a second aspect of the present invention is a compressor discharge temperature detecting means (35) for detecting a discharge temperature of the compressor (10) or a compressor suction temperature detecting means for detecting a suction temperature of the compressor (10). A compressor discharge pressure detecting means for detecting a discharge pressure of the compressor (10);
Adjusting the refrigerant hold amount of the first heat exchanger (13) by changing the refrigerant pressure of the first heat exchanger (13) means that the compressor discharge temperature detection means (35) or the compressor A refrigeration cycle apparatus according to a first aspect of the present invention, wherein the second decompressor (15) is controlled using a value detected by suction temperature detection means or compressor discharge pressure detection means.
[0022]
A third aspect of the present invention provides a first bypass circuit for connecting a discharge side of the compressor (10) and an inlet of the first heat exchanger (13) via a first on-off valve (21). A refrigeration cycle apparatus according to a first aspect of the present invention including (22).
[0023]
Further, the fourth invention comprises a first heat exchanger temperature detecting means (36) for detecting a refrigerant temperature of the first heat exchanger (13),
A third aspect of the present invention for controlling the first decompressor (12) or the first on-off valve (21) using the value detected by the first heat exchanger temperature detecting means (36). It is a refrigeration cycle device.
[0024]
In a fifth aspect of the present invention, a second bypass circuit (24) for connecting an inlet and an outlet of the second heat exchanger (16) via a second on-off valve (23) is provided. 1 is a refrigeration cycle apparatus of the present invention.
[0025]
In a sixth aspect of the present invention, a third bypass circuit (26) for connecting an inlet and an outlet of the first heat exchanger (13) via a third on-off valve (25) is provided. 1 is a refrigeration cycle apparatus of the present invention.
[0026]
A seventh aspect of the present invention is the refrigeration cycle apparatus according to the first aspect of the present invention, wherein a fourth on-off valve (27) is provided at an inlet of the first heat exchanger (13).
[0027]
Further, an eighth aspect of the present invention provides a fifth on-off valve (28) between the outlet of the refrigerant water heat exchanger (11) and the first decompressor (12),
A first three-way valve (30) between the outlet of the first heat exchanger (13) and the inlet of the internal heat exchanger (14);
A fourth bypass circuit connecting the outlet between the refrigerant water heat exchanger (11) and the inlet of the fifth on-off valve (28) as one end, and connecting the first three-way valve (30) as the other end; 29)
A second three-way valve (31) between the outlet of the internal heat exchanger (14) and the inlet of the second decompressor (15);
A fifth bypass circuit (32) having the second three-way valve (31) as one end and the other end connecting between the outlet of the fifth on-off valve (28) and the inlet of the first pressure reducer (12). )When,
One end is provided between the outlet of the first heat exchanger (13) and the first three-way valve (30), and the second decompressor (15) is connected to the second three-way valve (31). A sixth bypass circuit (34) having the other end connected via a sixth on-off valve (33),
A stationary mode in which the refrigerant flowing out of the refrigerant water heat exchanger (11) circulates through the fifth on-off valve (28), the fourth bypass circuit (29) and the fifth bypass circuit ( 32) A refrigeration cycle apparatus according to the first aspect of the present invention, further comprising: a refrigerant circulation mode switching unit that selectively switches between a start mode and a circulation mode.
[0028]
Further, a ninth aspect of the present invention provides a compressor, a refrigerant / water heat exchanger, a first pressure reducer, a first heat exchanger, a second pressure reducer, a second heat exchanger, With an internal heat exchanger and a hot water cycle,
The hot water cycle is a method of operating a refrigeration cycle apparatus that operates a refrigeration cycle apparatus having a heater core for sucking hot water on the downstream side of the refrigerant water heat exchanger,
The compressor compresses a refrigerant that is carbon dioxide,
The refrigerant water heat exchanger performs heat exchange between the compressed refrigerant and hot water of the hot water cycle,
The first decompressor decompresses or does not decompress the compressed refrigerant,
The first heat exchanger exchanges heat with the refrigerant depressurized by the first decompressor, and the internal heat exchanger exchanges the refrigerant with the refrigerant that has exchanged heat with the first heat exchanger. Heat exchange with the refrigerant sucked into the machine,
The second decompressor decompresses the refrigerant that has been heat-exchanged in the internal heat exchanger,
The second heat exchanger heat-exchanges the refrigerant depressurized by the second decompressor, and operates the first depressurizer and / or the second depressurizer to thereby perform the first depressurization. A method of operating a refrigeration cycle apparatus that reduces the imbalance in the amount of refrigerant between cooling and heating and dehumidifying by adjusting the refrigerant hold amount of the first heat exchanger by changing the refrigerant pressure of the heat exchanger. is there.
[0029]
The tenth aspect of the present invention provides a compressor (110), a refrigerant / water heat exchanger (111), a first decompressor (112), a first heat exchanger (113), A decompressor (115), a second heat exchanger (116), an internal heat exchanger (114), and a hot water cycle (117, 118, 119, 120);
The hot water cycle (117, 118, 119, 120) has a heater core (119) downstream of the coolant / water heat exchanger (111) for drawing in hot or cold water.
The compressor (110) compresses a refrigerant that is carbon dioxide,
The refrigerant / water heat exchanger (111) performs heat exchange between the compressed refrigerant and hot / cold water of the hot water cycle (117, 118, 119, 120).
The first decompressor (112) decompresses the compressed refrigerant,
The first heat exchanger (113) exchanges heat with the refrigerant depressurized by the first decompressor (112),
The internal heat exchanger (114) performs heat exchange between the refrigerant that has been heat-exchanged in the first heat exchanger (113) and the refrigerant that is drawn into the compressor (110).
The second decompressor (115) decompresses the refrigerant that has been heat-exchanged in the internal heat exchanger (114),
The second heat exchanger (116) is a dehumidifier that exchanges heat with the refrigerant depressurized by the second decompressor (115).
[0030]
Further, an eleventh aspect of the present invention includes a second heat exchanger refrigerant temperature detecting means (130) for detecting a temperature of the refrigerant in the second heat exchanger (116).
The second decompressor (115) is a dehumidifier according to the tenth aspect of the present invention, wherein the decompression level is controlled based on the temperature detected by the second heat exchanger temperature detecting means (130). .
[0031]
In a twelfth aspect of the present invention, in the first pressure reducer (112), the pressure reduction level is controlled based on the temperature detected by the second heat exchanger temperature detection means (130). 11 is a dehumidifier according to the present invention.
[0032]
Further, a thirteenth aspect of the present invention includes a first heat exchanger refrigerant temperature detecting means (131) for detecting a temperature of the refrigerant in the first heat exchanger (113),
The first decompressor (112) is a dehumidifier according to a tenth aspect of the present invention, wherein the decompression level is controlled based on the temperature detected by the first heat exchanger refrigerant temperature detecting means (131). is there.
[0033]
Further, a fourteenth aspect of the present invention provides an outlet air temperature detecting means (134) for detecting an outlet air temperature blown through the heater core (119).
Compressor operating frequency control means (132) for controlling the operating frequency of the compressor (110),
The compressor operating frequency control means (132) is a tenth dehumidifier of the present invention for controlling an operating frequency of the compressor (110) based on the detected air temperature.
[0034]
A fifteenth aspect of the present invention provides a discharge refrigerant temperature detecting means (133) for detecting a discharge refrigerant temperature of the compressor (110),
A bypass circuit (136) for bypassing an outlet of the second heat exchanger (116) and an inlet of the compressor (110) via an on-off valve (135);
The open / close valve (135) is a dehumidifier according to a tenth aspect of the present invention, the open / close of which is controlled based on the detected refrigerant temperature.
[0035]
The sixteenth invention is the dehumidifier according to the tenth invention used as a vehicle air conditioner.
[0036]
Further, a seventeenth invention provides a compressor, a refrigerant / water heat exchanger, a first decompressor, a first heat exchanger, a second decompressor, a second heat exchanger, An internal heat exchanger, comprising a hot water cycle, the hot water cycle is a dehumidification method for dehumidifying using a dehumidifier having a heater core for sucking hot water, on the downstream side of the refrigerant water heat exchanger,
The compressor compresses a refrigerant that is carbon dioxide,
The refrigerant water heat exchanger performs heat exchange between the compressed refrigerant and hot water of the hot water cycle,
The first decompressor decompresses the compressed refrigerant,
The first heat exchanger exchanges heat with the refrigerant depressurized by the first decompressor, and the internal heat exchanger exchanges the refrigerant with the refrigerant that has exchanged heat with the first heat exchanger. Heat exchange with the refrigerant sucked into the machine,
The second decompressor decompresses the refrigerant that has been heat-exchanged in the internal heat exchanger,
A dehumidification method in which the second heat exchanger exchanges heat with the refrigerant depressurized by the second decompressor.
[0037]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
[0038]
(Embodiment 1)
FIG. 1 is a configuration diagram showing a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1 of the present invention. 2 Using a refrigerant as a working fluid, a compressor 10, a refrigerant / water heat exchanger 11, a first decompressor 12, a first heat exchanger 13, an internal heat exchanger 14, a second decompressor 15, a second heat exchange The container 16 is a basic component. An outlet line of the first heat exchanger 13 and a suction line of the compressor 10 which is an outlet of the second heat exchanger 16 are configured to exchange heat with the internal heat exchanger 14. On the other hand, the hot water cycle includes a pump 18 for circulating hot water heated by the refrigerant water heat exchanger, a heater core 19, a radiator 20, and a power engine 17.
[0039]
Here, the operation of the refrigeration cycle apparatus of FIG. 1 during cooling will be described.
[0040]
First, at the time of cooling, the first decompressor 12 is fully opened, and the second decompressor 15 operates as a decompressor. That is, the refrigerant that has been compressed by the compressor 10 and has become a high-temperature and high-pressure gas is cooled by the outside air in the first heat exchanger 13 via the refrigerant water heat exchanger 11 via the first decompressor 12. Then, the heat is exchanged with the refrigerant in the suction line of the compressor 10 in the internal heat exchanger 14 and further cooled, and then the pressure is reduced in the second pressure reducer 15 to be in a low-temperature low-pressure gas-liquid two-phase state. Is introduced into the heat exchanger 16. In the second heat exchanger 16, it evaporates due to heat absorption from indoor air to be in a gas-liquid two-phase or gas state, and exchanges heat with the refrigerant flowing from the first heat exchanger 13 in the internal heat exchanger 14. After the heat is further absorbed, it is compressed again by the compressor 10. The air is cooled in the second heat exchanger 16.
[0041]
Next, the operation during heating and dehumidification will be described.
[0042]
At the time of heating and dehumidification, the first pressure reducer 12 and the second pressure reducer 15 function as a pressure reducer.
[0043]
That is, the refrigerant compressed into high-temperature and high-pressure gas by the compressor 10 exchanges heat with the cooling water in the water circuit circulated by the pump 18 in the refrigerant water heat exchanger 11 and is cooled. The pressure is reduced to an intermediate pressure by the heat exchanger 12 and introduced into the first heat exchanger 13. The refrigerant cooled by the outside air in the first heat exchanger 13 exchanges heat with the refrigerant in the suction line of the compressor 10 in the internal heat exchanger 14, is further cooled, and then decompressed in the second decompressor 15. The gas is then introduced into the second heat exchanger 16 in a low-temperature, low-pressure gas-liquid two-phase state. In the second heat exchanger 16, it evaporates due to heat absorption from indoor air to be in a gas-liquid two-phase or gas state, and exchanges heat with the refrigerant flowing from the first heat exchanger 13 in the internal heat exchanger 14. After the heat is further absorbed, it is compressed again by the compressor 10.
[0044]
In addition, the cooling water heated by the refrigerant / water heat exchanger 11 flows into the heater core 19 provided in the room and heats the air dehumidified by cooling in the second heat exchanger 16, thereby performing heating while dehumidifying. be able to. The cooling water is heated by the power engine 17 (for example, a heat source such as an engine or a battery) and flows through the coolant / water heat exchanger 11 again.
[0045]
By the way, as described above, since carbon dioxide is a high-pressure refrigerant, it is necessary to use a heat exchanger having a smaller diameter (for example, a microtube heat exchanger) instead of a fin tube heat exchanger in terms of pressure resistance design. In particular, in the air conditioner for a vehicle, reduction in capacity and reduction in weight have become major appeals. Accordingly, the first heat exchanger 13 having a large volume is on the high pressure side during cooling, but the refrigerant water heat exchanger 11 having a small volume is on the high pressure side during heating and dehumidification. Because of the difference, we examined the imbalance between the optimal refrigerant amount during cooling and the optimal refrigerant amount during heating and dehumidification. As a result of the examination, when only the first decompressor 12 is operated during the heating and dehumidification, the first heat exchanger 13 having a large volume is on the low pressure side, and thus (optimum refrigerant amount during heating and dehumidification) <(cooling) (Optimum refrigerant amount at the time). Therefore, when the cooling medium is filled with the optimal refrigerant amount, when the heating and dehumidifying operation is performed only by the first decompressor 12, the refrigerant amount becomes excessive and the high pressure excessively increases.
[0046]
Also, when only the second decompressor 15 is operated at the time of heating and dehumidification in the same manner as at the time of cooling, the air introduced into the first heat exchanger 13 is lower at the time of heating and dehumidification than at the time of cooling. Therefore, the refrigerant temperature also decreases, the refrigerant density increases, and the amount of the refrigerant held in the first heat exchanger 13 becomes larger than during cooling. That is, it was found that (optimum refrigerant amount during heating and dehumidification)> (optimum refrigerant amount during cooling). Therefore, when the optimal amount of refrigerant for cooling is filled, the amount of refrigerant is reduced by operating only the second decompressor 15 during heating and dehumidification, so that the amount of refrigerant is reduced due to an increase in suction temperature and an excessive rise in discharge temperature. There is a problem that.
[0047]
Therefore, the first decompressor 12 and the second decompressor 15 are operated to set the pressure inside the first heat exchanger 13 to an intermediate pressure during heating and dehumidification, and to hold the refrigerant in the first heat exchanger 13. By adjusting the temperature, it is possible to eliminate the imbalance in the amount of refrigerant between the time of cooling and the time of dehumidifying heating, and it is possible to reduce the size of the receiver or to operate the refrigeration cycle apparatus with high efficiency without using the receiver. .
[0048]
(Embodiment 2)
Embodiment 2 of the present invention will be described with reference to the flowchart of FIG. 8, which describes the operation of the second decompressor 15 during heating and dehumidification in the refrigeration cycle apparatus of FIG. The second pressure reducer 15 is a valve capable of adjusting a flow rate.
[0049]
At the time of heating and dehumidification, the discharge temperature Td detected by the compressor discharge temperature detection means 35 in step 40 is compared with the target discharge temperature Tx. If Td is equal to or greater than Tx, it indicates that the refrigerant is insufficient, and the process proceeds to step 41, where the opening of the second decompressor 15 is controlled to increase. As a result, the intermediate pressure in the first heat exchanger 13 is reduced, and the refrigerant holding amount in the first heat exchanger 13 is reduced, so that the refrigerant shortage state can be resolved. After controlling the second decompressor 15, the process returns to step S40.
[0050]
If Td is smaller than Tx, it indicates that the refrigerant is excessive, and the process proceeds to step 42, where the opening of the second decompressor 15 is controlled to be small. As a result, the intermediate pressure in the first heat exchanger 13 is increased to increase the amount of refrigerant held in the first heat exchanger 13, so that the refrigerant excess state can be eliminated. After controlling the second decompressor 15, the process returns to step 40. The target to be compared in step 40 may be not the discharge temperature but the suction temperature, the discharge pressure, or the suction superheat degree.
[0051]
As described above, even when the refrigerating cycle greatly changes, such as a change in the ambient temperature or the number of rotations of the compressor, by controlling the second decompressor 15, the imbalance in the amount of the refrigerant between the time of cooling and the time of dehumidifying heating is reduced. Therefore, a versatile and efficient refrigeration cycle apparatus can be operated without downsizing or using a receiver.
[0052]
(Embodiment 3)
FIG. 2 is a configuration diagram illustrating a refrigeration cycle device according to Embodiment 3 of the present invention. Hereinafter, differences from Embodiment 1 will be described. This refrigeration cycle apparatus is provided with a first bypass circuit 22 that connects an outlet of the compressor 10 and an inlet of the first heat exchanger 13 via a first on-off valve 21.
[0053]
First, the operation of the refrigeration cycle apparatus of FIG. 2 during cooling will be described. During cooling, the first decompressor 12 is fully closed and the first on-off valve 21 is fully opened, and the second decompressor 15 operates as a depressurizer. Therefore, by opening the first on-off valve 21 and allowing the refrigerant to flow through the first bypass circuit 22, it is possible to prevent the pressure loss of the refrigerant in the refrigerant / water heat exchanger 11 from occurring.
[0054]
Next, the operation during heating and dehumidification will be described. At the time of heating and dehumidification, the first on-off valve 21 is fully closed, and the first decompressor 12 and the second decompressor 15 act as a decompressor. That is, at the time of heating and dehumidification, the same operation as in the first embodiment is performed.
[0055]
By providing the first bypass circuit 22 in this manner, the pressure loss during cooling can be reduced, so that the refrigeration cycle apparatus can be operated with high efficiency in both cooling and heating.
[0056]
(Embodiment 4)
FIG. 3 is a configuration diagram illustrating a refrigeration cycle device according to Embodiment 4 of the present invention. Hereinafter, differences from Embodiment 3 will be described. This refrigeration cycle apparatus is provided with first heat exchanger temperature detecting means 36 for detecting the refrigerant temperature of the first heat exchanger 13.
[0057]
First, the operation of the refrigeration cycle apparatus of FIG. 3 during cooling will be described. During cooling, the first decompressor 12 is fully closed and the first on-off valve 21 is fully opened, and the second decompressor 15 operates as a depressurizer. Therefore, at the time of cooling, the same operation as in the third embodiment is performed.
[0058]
Next, the operation during heating and dehumidification will be described. At the time of heating and dehumidification, the first on-off valve 21 is fully closed, and the first decompressor 12 and the second decompressor 15 function as a decompressor.
[0059]
Here, when the outside air temperature is low, or when the radiating fan of the first heat exchanger 13 is not operating, the low pressure is reduced and frost is formed on the first heat exchanger 13, and the refrigeration cycle apparatus There is a problem that the coefficient of performance (COP) of the sample is reduced. Therefore, the operation of the first decompressor 12 or the first on-off valve 21 in the refrigeration cycle apparatus of FIG. 3 corresponding to such a case will be described.
[0060]
At the time of heating and dehumidification, the temperature Teva of the first heat exchanger 13 is compared with a set temperature Ty (for example, 0 ° C.). If Teva is equal to or lower than Ty, frost is formed on the first heat exchanger 13. Then, there is a risk that the COP may decrease, and control is performed so that the opening degree of the first pressure reducer 12 is fully opened. Thus, the first heat exchanger 13 acts as a radiator, so that frost formation can be avoided. When Teva is larger than Ty, the first decompressor 12 again operates as a decompressor. Therefore, the defrosting operation can be performed without performing a reverse cycle to reduce the indoor blowout temperature and impair the comfort.
[0061]
Further, when the temperature Teva of the first heat exchanger 13 is compared with a set temperature Ty (for example, 0 ° C.) and the Teva is equal to or lower than Ty, the first on-off valve 21 is controlled to be fully opened. Since the refrigerant / water heat exchanger 11 acting as a radiator is bypassed, the amount of heat radiated by the first heat exchanger 13 can be increased, so that the defrosting operation is completed in a shorter time. Can be done. When Teva is larger than Ty, the first on-off valve 21 is controlled to be fully closed again.
[0062]
By controlling the first decompressor 12 or the first on-off valve 21 as described above, frost formation during heating and dehumidification can be avoided, so that a more comfortable and more efficient operation of the refrigeration cycle apparatus can be performed. It can be performed.
[0063]
(Embodiment 5)
FIG. 4 is a configuration diagram illustrating a refrigeration cycle device according to Embodiment 5 of the present invention. Hereinafter, differences from Embodiment 1 will be described. This refrigeration cycle apparatus is provided with a second bypass circuit 24 that connects an inlet and an outlet of the second heat exchanger 16 via a second on-off valve 23.
[0064]
First, the operation of the refrigeration cycle apparatus of FIG. 4 during cooling will be described. At the time of cooling, the first decompressor 12 is fully opened and the second on-off valve 23 is fully closed, and the second decompressor 15 operates as a decompressor. That is, during cooling, the same operation as in the first embodiment is performed.
[0065]
Next, the operation during heating and dehumidification will be described. At the time of heating and dehumidification, the second on-off valve 23 is fully opened, and the first decompressor 12 and the second decompressor 15 act as a decompressor. As a result, the amount of heat absorbed by the second heat exchanger 16, which is the indoor heat exchanger, is reduced, so that the indoor heating capacity can be quickly increased.
[0066]
At this time, the refrigerant having a small degree of dryness flows through the second bypass circuit 24. However, the internal heat exchanger 14 exchanges heat with the refrigerant flowing out from the outlet of the first heat exchanger 13 and is heated. Therefore, the possibility that the liquid refrigerant is sucked into the compressor 10 is low.
[0067]
When the discharge temperature reaches a certain value or more (for example, 70 ° C.) from the start of the operation of the compressor 10, the second on-off valve is used to secure the dehumidifying capacity of the second heat exchanger 16 to a certain value or more. 23 is controlled to be fully closed. In addition, the timing at which the second on-off valve 23 is fully closed may be a time (for example, 10 min) elapsed from the start of the operation of the compressor 10.
[0068]
As described above, by providing the second bypass circuit 24, the rising performance of the heating capacity immediately after the start of the compressor operation can be improved during the heating and dehumidification. Driving can be performed.
[0069]
(Embodiment 6)
FIG. 5 is a configuration diagram illustrating a refrigeration cycle device according to Embodiment 6 of the present invention. Hereinafter, differences from Embodiment 1 will be described. This refrigeration cycle apparatus includes a third bypass circuit 26 that connects the inlet and the outlet of the first heat exchanger 13 via a third on-off valve 25.
[0070]
First, the operation of the refrigeration cycle apparatus of FIG. 5 during cooling will be described. During cooling, the first decompressor 12 is fully opened, the third on-off valve 25 is fully closed, and the second decompressor 15 operates as a decompressor. Therefore, at the time of cooling, the operation is the same as that of the first embodiment, and the same effect is obtained.
[0071]
Next, the operation during heating and dehumidification will be described. At the time of heating and dehumidification, the third on-off valve 25 is fully opened, and the first decompressor 12 and the second decompressor 15 function as a decompressor.
[0072]
That is, at the time of heating and dehumidification, the refrigerant that has been compressed by the compressor 10 to become a high-temperature and high-pressure gas is cooled by exchanging heat with the cooling water in the water circuit circulated by the pump 18 in the refrigerant water heat exchanger 11. Then, the refrigerant cooled in the refrigerant water heat exchanger 11 is decompressed to an intermediate pressure by the first decompressor 12 and branches into the first heat exchanger 13 and the third bypass circuit 26 to flow. Here, by making the flow path resistance of the third bypass circuit 26 smaller than that of the first heat exchanger 13, almost no refrigerant flows through the first heat exchanger 13. The refrigerant flowing through the first heat exchanger 13 or the third bypass circuit 26 exchanges heat with the refrigerant in the suction line of the compressor 10 in the internal heat exchanger 14, and is further decompressed in the second decompressor 15. Is done. Here, the refrigerant enters a low-temperature low-pressure gas-liquid two-phase state, is introduced into the second heat exchanger 16, evaporates by absorbing heat from indoor air, and is removed from the first heat exchanger 13 by the internal heat exchanger 14. The heat is exchanged with the flowing refrigerant to further absorb heat, and then compressed by the compressor 10 again.
[0073]
Therefore, as shown in the Mollier diagram of FIG. 9, when the third bypass circuit 26 is provided, the refrigerating cycle becomes a → b → c → d → g → h, and the refrigerant almost exchanges heat in the intermediate pressure range. However, when the third bypass circuit 26 is not provided, the first heat exchanger 13 performs a heat radiation action as in a → b → c → e → f → h, so that the inlet of the second heat exchanger 16 The specific enthalpy value of the refrigerant becomes smaller as ΔH increases. That is, the amount of heat absorbed by the second heat exchanger 16, which is the indoor heat exchanger, increases, and the indoor blowout temperature decreases.
[0074]
Therefore, by providing the third bypass circuit 26, it is possible to prevent a decrease in the indoor blowout temperature, so that the refrigeration cycle apparatus can be operated with a higher heating capacity.
[0075]
(Embodiment 7)
FIG. 6 is a configuration diagram illustrating a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 7 of the present invention. Hereinafter, differences from Embodiment 6 will be described. This refrigeration cycle apparatus has a fourth on-off valve 27 at the inlet of the first heat exchanger 13.
[0076]
First, the operation of the refrigeration cycle apparatus of FIG. 6 during cooling will be described. During cooling, the first decompressor 12 is fully opened, the third on-off valve 25 is fully closed, and the fourth on-off valve 27 is fully opened, and the second decompressor 15 operates as a decompressor. Therefore, at the time of cooling, the operation is the same as that of the sixth embodiment, and the same effect is obtained.
[0077]
Next, the operation during heating and dehumidification will be described. At the time of heating and dehumidification, the third on-off valve 25 is fully opened and the fourth on-off valve 27 is fully closed, and the first decompressor 12 and the second decompressor 15 function as a decompressor.
[0078]
That is, when the operation is started, the refrigerant which has been compressed by the compressor 10 and has become a high-temperature and high-pressure gas is cooled by exchanging heat with the cooling water of the water circuit circulated by the pump 18 in the refrigerant water heat exchanger 11. . Then, the refrigerant cooled by the refrigerant water heat exchanger 11 is depressurized to the intermediate pressure by the first decompressor 12 and flows only through the third bypass circuit 26.
[0079]
Therefore, by completely closing the fourth shut-off valve 27 so that the refrigerant does not flow through the first heat exchanger 13, the first heat is changed due to a change in the outdoor temperature or a change in the wind speed accompanying a change in the vehicle speed. It is possible to prevent the controllability from becoming difficult due to a change in the refrigerant holding amount and the heat radiation amount in the exchanger 13.
[0080]
(Embodiment 8)
FIG. 7 is a configuration diagram illustrating a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 8 of the present invention. Hereinafter, differences from Embodiment 1 will be described. This refrigeration cycle apparatus includes a fifth on-off valve 28, a fourth bypass circuit 29, a first three-way valve 30, a second three-way valve 31, a fifth bypass circuit 32, a sixth on-off valve 33, A sixth bypass circuit 34 is provided. The present invention is characterized in that the refrigerant circulation mode is switched between the start of the compressor and the steady operation in the heating and dehumidifying operation.
[0081]
First, the operation of the refrigeration cycle apparatus of FIG. 7 during cooling will be described. During cooling, the first decompressor 12 is fully opened, the fifth on-off valve 28 is fully open, the sixth on-off valve 33 is fully closed, the first three-way valve 30 is in the A direction, and the second The direction valve 31 is controlled in the direction A so that the second pressure reducer 15 functions as a pressure reducer. That is, during cooling, the same operation as in the first embodiment is performed.
[0082]
Next, the operations of the heating and dehumidifying operation at the time of starting the compressor and at the time of steady operation will be described.
[0083]
At the time of starting the compressor in the heating and dehumidifying operation, it is necessary to immediately improve the heating capacity. Therefore, the second decompressor 15 is fully opened, the fifth on-off valve 28 is fully closed, and the sixth on-off valve 33 is When fully opened, the first three-way valve 30 is controlled in the direction B and the second three-way valve 31 is controlled in the direction B, so that only the first pressure reducer 12 acts as a pressure reducer.
[0084]
That is, when the compressor is started in the heating and dehumidifying operation, the refrigerant that has been compressed by the compressor 10 and has become a high-temperature and high-pressure gas exchanges heat with the cooling water in the water circuit circulated by the pump 18 in the refrigerant water heat exchanger 11. Cooled. The heated cooling water flows into the heater core 19 and can increase the indoor heating capacity when the compressor 10 is started. Then, the refrigerant cooled in the refrigerant water heat exchanger 11 flows through the fourth bypass circuit 29 and exchanges heat with the refrigerant in the suction line of the compressor 10 in the internal heat exchanger 14, and then the fifth bypass circuit 32 , And is decompressed by the first decompressor 12 to be in a low-temperature low-pressure gas-liquid two-phase state, and is introduced into the first heat exchanger 13. In the first heat exchanger 13, the heat is evaporated from the outdoor air to evaporate into a gas-liquid two-phase or gas, flow through the sixth bypass circuit 34, pass through the second decompressor 15, and pass through the second heat reducer 15. It is introduced into the exchanger 16. The second heat exchanger 16 evaporates due to heat absorption from indoor air to become a gas-liquid two-phase or gas, and exchanges heat with the refrigerant flowing from the first heat exchanger 13 in the internal heat exchanger 14, and furthermore, After absorbing the heat, it is compressed again by the compressor 10.
[0085]
That is, since the function as a radiator is performed by the refrigerant / water heat exchanger 11 and the first heat exchanger 13 and the second heat exchanger 16 absorb heat, a larger heat absorption amount can be secured. Heating capacity can be improved.
[0086]
As described in the first embodiment, when only the first decompressor 12 is operated, the amount of refrigerant during heating and dehumidification becomes excessive, but the first depressurization is performed from the outlet of the refrigerant water heat exchanger 11. By providing the internal heat exchanger 14, the fourth bypass circuit 29 and the fifth bypass circuit 32 between the units 12, the volume on the high pressure side is increased. Therefore, the amount of refrigerant held on the high-pressure side during heating and dehumidification increases, so that the imbalance in the amount of refrigerant between cooling and heating and dehumidification can be reduced. Further, since the suction line of the compressor 10 exchanges heat with the high-temperature refrigerant at the outlet of the refrigerant / water heat exchanger 11, it is possible to prevent a decrease in the suction temperature of the compressor 10 due to an excessive amount of the refrigerant, that is, a decrease in the discharge temperature. it can.
[0087]
Therefore, by providing the internal heat exchanger 14, the fourth bypass circuit 29 and the fifth bypass circuit 32 between the outlet of the refrigerant water heat exchanger 11 and the first decompressor 12, the first decompressor Even when only 12 acts as a decompressor, the imbalance between the amounts of refrigerant during cooling and during heating and dehumidification can be alleviated, and heating performance can be ensured when the compressor 10 is started.
[0088]
Next, the operation of the refrigeration cycle device during a steady operation during heating and dehumidification will be described.
[0089]
At the time of steady operation at the time of heating and dehumidification, the fifth on-off valve 28 is fully opened, the sixth on-off valve 33 is fully closed, the first three-way valve 30 is in the A direction, and the second three-way valve 31 is In the direction A, the first pressure reducer 12 and the second pressure reducer 15 function as a pressure reducer.
[0090]
That is, during the steady operation during heating and dehumidification, the refrigerant that has been compressed by the compressor 10 and has become a high-temperature and high-pressure gas exchanges heat with the cooling water of the water circuit circulated by the pump 18 in the refrigerant water heat exchanger 11 to be cooled. After that, the pressure is reduced to an intermediate pressure by the first decompressor 12 and introduced into the first heat exchanger 13. The refrigerant cooled by the outside air in the first heat exchanger 13 exchanges heat with the refrigerant in the suction line of the compressor 10 in the internal heat exchanger 14, is further cooled, and then decompressed in the second decompressor 15. The gas is then introduced into the second heat exchanger 16 in a low-temperature, low-pressure gas-liquid two-phase state. In the second heat exchanger 16, it evaporates due to heat absorption from indoor air to be in a gas-liquid two-phase or gas state, and exchanges heat with the refrigerant flowing from the first heat exchanger 13 in the internal heat exchanger 14. After the heat is further absorbed, it is compressed again by the compressor 10. As described above, at the time of steady operation during heating and dehumidification, the same operation as in the first embodiment is performed.
[0091]
As described above, in the eighth embodiment, by providing the fourth bypass circuit 29 and the fifth bypass circuit 32, the imbalance in the amount of refrigerant is reduced at the time of startup during heating and dehumidification and at the time of steady operation. Therefore, it is possible to operate the refrigeration cycle apparatus with high efficiency at the time of cooling and at the time of heating and dehumidification, respectively, without downsizing or providing a receiver.
[0092]
As is apparent from the above description, the present embodiment is characterized in that the first decompressor 12 and the second decompressor 15 are operated in the refrigeration cycle apparatus using carbon dioxide as a refrigerant, and the first heat is released. By changing the refrigerant holding amount in the exchanger 13 to an intermediate pressure, the imbalance of the refrigerant amount during cooling and during heating and dehumidification can be alleviated, and the receiver can be reduced in size or used with high efficiency without using it. The operation of the refrigeration cycle apparatus can be performed.
[0093]
Further, even in the case where the refrigerating cycle greatly changes, such as a change in the ambient temperature or the number of rotations of the compressor, the imbalance in the amount of refrigerant between cooling and dehumidifying by heating is controlled by controlling the second decompressor 15. Therefore, a versatile and highly efficient refrigeration cycle apparatus can be operated without downsizing or using a receiver.
[0094]
Furthermore, by providing the first bypass circuit 22, the pressure loss of the refrigerant / water heat exchanger 11 during cooling can be reduced, so that the refrigeration cycle apparatus can be operated with higher efficiency.
[0095]
Further, by controlling the first decompressor 12 or the first on-off valve 21 using the value detected by the first heat exchanger temperature detecting means 36, it is possible to avoid frost formation during heating and dehumidification. Therefore, it is possible to operate the refrigeration cycle apparatus with higher comfort and higher efficiency.
[0096]
Furthermore, by providing the second bypass circuit 24, the rising performance of the indoor heating capacity immediately after the start of the operation of the compressor 10 can be improved at the time of heating and dehumidification. Driving can be performed.
[0097]
Further, by providing the third bypass circuit 26, it is possible to prevent a decrease in the indoor blowing temperature, so that the refrigeration cycle apparatus can be operated with a higher heating capacity.
[0098]
Further, by completely closing the fourth closing valve 27 so that the refrigerant does not flow to the first heat exchanger 13, the amount of the refrigerant held in the first heat exchanger 13 due to a change in the outdoor air temperature or the like. It is possible to prevent the controllability from becoming difficult due to a change in the amount of heat radiation.
[0099]
Further, by providing the fourth bypass circuit 29 and the fifth bypass circuit 32, the imbalance in the amount of refrigerant can be reduced at the time of startup during heating and dehumidification and at the time of steady operation, so that the receiver can be downsized. Alternatively, the refrigeration cycle apparatus can be operated with high efficiency during cooling and heating and dehumidification, respectively, without the provision.
[0100]
(Embodiment 9)
FIG. 10 is a configuration diagram showing a refrigeration cycle device according to Embodiment 9 of the present invention. 2 Using a refrigerant as a working fluid, a compressor 110, a refrigerant / water heat exchanger 111, a first decompressor 112, a first heat exchanger 113, an internal heat exchanger 114, a second decompressor 115, a second heat exchange The container 116 is a basic component. The outlet line of the first heat exchanger 113 and the suction line of the compressor 110, which is the outlet of the second heat exchanger 116, are configured to exchange heat with the internal heat exchanger 114. On the other hand, the hot water cycle includes a pump 118 that circulates hot water heated by the refrigerant / water heat exchanger 111, a heater core 119, a radiator 120, and a power engine 117.
[0101]
The refrigeration cycle apparatus of the present embodiment is an example of the dehumidifier of the present invention.
[0102]
Here, the operation of the refrigeration cycle apparatus of FIG. 10 during cooling will be described.
[0103]
First, at the time of cooling, the first decompressor 112 is fully opened, and the second decompressor 115 operates as a decompressor. That is, the refrigerant that has been compressed by the compressor 110 to become a high-temperature and high-pressure gas is cooled by the outside air in the first heat exchanger 113 from the refrigerant / water heat exchanger 111 via the first decompressor 112. However, at this time, since heating is not performed by the heater core 119, hot water does not flow through the refrigerant water heat exchanger 111. Then, the internal heat exchanger 114 exchanges heat with the refrigerant in the suction line of the compressor 110 to be further cooled, and then is decompressed by the second decompressor 115 to be in a low-temperature low-pressure gas-liquid two-phase state. To the heat exchanger 116. In the second heat exchanger 116, it evaporates due to heat absorption from indoor air to be in a gas-liquid two-phase or gas state, and exchanges heat with the refrigerant flowing from the first heat exchanger 113 in the internal heat exchanger 114. After the heat is further absorbed, it is compressed again by the compressor 110. The air is cooled in the second heat exchanger 116.
[0104]
Next, the operation during heating and dehumidification will be described.
[0105]
At the time of heating and dehumidification, the first pressure reducer 112 and the second pressure reducer 115 function as a pressure reducer.
[0106]
That is, the refrigerant that has been compressed by the compressor 110 to become a high-temperature and high-pressure gas is cooled by exchanging heat with hot water of a hot water cycle circulated by the pump 118 in the refrigerant water heat exchanger 111, and then cooled by the first decompressor The pressure is reduced to the intermediate pressure by 112 and introduced into the first heat exchanger 113.
[0107]
The refrigerant cooled by the outside air in the first heat exchanger 113 exchanges heat with the refrigerant in the suction line of the compressor 110 in the internal heat exchanger 114 and is further cooled, and then decompressed in the second decompressor 115. The gas is then introduced into the second heat exchanger 116 in a low-temperature, low-pressure gas-liquid two-phase state. In the second heat exchanger 116, it evaporates due to heat absorption from indoor air to be in a gas-liquid two-phase or gas state, and exchanges heat with the refrigerant flowing from the first heat exchanger 113 in the internal heat exchanger 114. After the heat is further absorbed, it is compressed again by the compressor 110.
[0108]
The hot water heated by the refrigerant / water heat exchanger 111 flows into the heater core 119 provided in the room and heats the air cooled and dehumidified by the second heat exchanger 116, thereby heating the dehumidified air. Can be. The hot water is heated by the power engine 117 (for example, a heat source such as an engine or a battery) and flows through the coolant / water heat exchanger 111 again.
[0109]
FIG. 21 is a graph showing a logical relationship between the optimum high side pressure that maximizes the COP and the refrigerant temperature at the outlet of the radiator with three different evaporation temperatures as parameters. Here, assuming that the heating capacity of the refrigerant / water heat exchanger 111 during heating and dehumidification is 1.5 kW, the inlet refrigerant temperature of the refrigerant / water heat exchanger 111 is 120 ° C., the refrigerant flow rate is 60 kg / h, and the evaporation temperature is 0 ° C. It is conceivable that the outlet refrigerant temperature of the refrigerant / water heat exchanger 111 is around 60 ° C., and at that time, the value of the high-side pressure at which the minimum energy is obtained is approximately equal to that of the conventional example, as shown in FIG. It is calculated as 150 bar. Thus, in the conventional example, the value of the high side pressure is higher during heating and dehumidification than during cooling operation.
[0110]
However, when operating the refrigeration cycle apparatus at such a high pressure, the compression ratio becomes large, so that the efficiency of the compressor 110 is greatly reduced, and it can be inferred that the actual energy consumption is not minimized.
[0111]
In Embodiment 9 of the present invention, the refrigeration cycle apparatus does not need to be operated at such a high pressure by setting the refrigerant in the first heat exchanger 113 to an intermediate pressure by the first decompressor 112. I did it.
[0112]
Therefore, the operation of the second decompressor 115 during the heating and dehumidifying operation in the refrigeration cycle apparatus shown in FIG. 10 will be described with reference to the flowchart in FIG. 15 according to the ninth embodiment of the present invention. The second decompressor 115 is a valve whose flow rate can be adjusted.
[0113]
At the time of heating and dehumidification, the refrigerant temperature Teva detected by the second heat exchanger refrigerant temperature detecting means 130 in step 141 is compared with the target set temperature Txeva (for example, dew point temperature: 0 ° C.). If Teva is equal to or greater than Txeva, it indicates that the second heat exchanger 116, which is the indoor heat exchanger, is not dehumidified. The process proceeds to step 142, where the second decompressor 115 Is controlled to be small.
[0114]
At this time, it is not necessary to control the opening of the first decompressor 112, but control may be performed to increase the opening. As a result, the intermediate pressure in the first heat exchanger 113 is increased, and the refrigerant temperature in the first heat exchanger 113 is increased. Since the temperature difference with the side increases, the amount of internal heat exchange increases. After controlling the second decompressor 115, the process returns to step 140.
[0115]
Therefore, as shown in the Mollier diagram of FIG. 14, before the operation of the second decompressor 115, the refrigeration cycle is indicated by a → b → c → d → e → f. When the degree of opening is reduced, the amount of heat exchange in the internal heat exchanger 114 increases as k → b → g → h → i → j, so that the specific enthalpy value of the refrigerant at the inlet of the second heat exchanger 116 Becomes smaller as ΔH.
[0116]
Therefore, the enthalpy difference of the second heat exchanger 116 is increased, so that the heat absorption capacity is increased, and the refrigeration cycle is balanced so that the evaporation temperature of the second heat exchanger 116 is reduced. Become.
[0117]
Therefore, since the high pressure is not increased, the heat absorbing capacity of the second heat exchanger 116 can be increased without greatly reducing the efficiency of the compressor.
[0118]
If Teva is smaller than Txeva, it indicates that dehumidification is being performed in the second heat exchanger 116, which is an indoor heat exchanger. Control is performed so as to increase the opening of 115.
[0119]
At this time, it is not necessary to control the opening of the first decompressor 112, but control may be performed to reduce the opening. As a result, the intermediate pressure in the first heat exchanger 113 is reduced, and the refrigerant temperature in the first heat exchanger 113 is reduced. Since the temperature difference with the side becomes smaller, the amount of internal heat exchange is reduced, thereby preventing the blowout temperature from being excessively lowered. After controlling the second decompressor 115, the process returns to step 141.
[0120]
Thus, at the time of heating and dehumidification, the first decompressor 112 or the second decompressor 115 is operated to set the inside of the first heat exchanger 113 to an intermediate pressure, thereby adjusting the refrigerant temperature of the first heat exchanger 113. By doing so, the amount of heat exchange of the internal heat exchanger 114 can be adjusted, so that the energy consumption is smaller than the operation of the conventional example without setting to the high side pressure that is the minimum energy calculated in the conventional example. Thus, it is possible to operate the refrigeration cycle apparatus with high reliability while ensuring the reliability while eliminating the imbalance between the optimum amounts of refrigerant during cooling and during heating and dehumidification.
[0121]
(Embodiment 10)
Embodiment 10 Embodiment 10 of the present invention will be described with reference to the flowchart of FIG. 16, in which the operations of first decompressor 112 and second decompressor 115 during heating and dehumidification in the refrigeration cycle apparatus shown in FIG. 11. Hereinafter, points different from the ninth embodiment will be described. The first pressure reducer 112 is a valve capable of adjusting a flow rate.
[0122]
Since the refrigerant holding amount on the high pressure side of the refrigeration cycle device differs between heating and dehumidifying and cooling, an imbalance occurs in the optimal refrigerant amount. Therefore, by adjusting the amount of refrigerant held in the first heat exchanger 113 by changing the intermediate pressure, it is possible to eliminate the imbalance in the amount of refrigerant between the time of cooling and the time of dehumidifying heating.
[0123]
At the time of heating and dehumidification, the refrigerant temperature Tm detected by the first heat exchanger refrigerant temperature detecting means 131 in step 144 is compared with the target set temperature Txm (for example, 20 ° C.). This value of Txm is a value set so as to be the optimum refrigerant amount at which the efficiency becomes highest during the heating and dehumidification. If Tm is equal to or greater than Txm, it indicates that the intermediate pressure of the first heat exchanger 113 is higher than the set value and the amount of circulating refrigerant is lower than the optimum value. Then, the opening degree of the first pressure reducer 112 is controlled to be small. As a result, the intermediate pressure in the first heat exchanger 113 is reduced, and the amount of refrigerant held in the first heat exchanger 113 is reduced. You can drive.
[0124]
If Tm is smaller than Txm, it indicates that the intermediate pressure of the first heat exchanger 113 is lower than the set value and the amount of circulating refrigerant is higher than the optimum value. Then, the opening degree of the first pressure reducer 112 is controlled to be large. As a result, by increasing the intermediate pressure in the first heat exchanger 113 and increasing the amount of refrigerant held in the first heat exchanger 113, the refrigeration cycle apparatus can be operated with an optimal amount of refrigerant during heating and dehumidification. You can drive.
[0125]
After the above steps 145 and 146, the process proceeds to step 147, where the refrigerant temperature Teva detected by the second heat exchanger refrigerant temperature detecting means 130 and the target set temperature Txeva (for example, dew point temperature: 0 ° C.) Be compared. The following operation is the same as in the ninth embodiment.
[0126]
As described above, the first pressure reducer 112 and the second pressure reducer 116 are actuated to vary the intermediate pressure in the first heat exchanger 113, thereby holding the refrigerant in the first heat exchanger 113. Since the amount can be adjusted, the refrigeration cycle apparatus can be operated with an optimum amount of refrigerant without providing a receiver for adjusting refrigerant during heating and dehumidification.
[0127]
Further, when the opening of the second decompressor 115 is mainly adjusted as in the ninth embodiment, the dryness of the suction refrigerant of the compressor fluctuates greatly, making it difficult to control the capacity of the refrigeration cycle apparatus. By adjusting the opening degrees of the first pressure reducer 112 and the second pressure reducer 115 as described above, such a disadvantage is reduced, and a more stable operation of the refrigeration cycle apparatus can be performed.
[0128]
(Embodiment 11)
The operation of the first decompressor 112 and the second decompressor 115 at the time of heating and dehumidification in the refrigeration cycle apparatus shown in FIG. 12 will be described with reference to the flowchart of FIG. Hereinafter, points different from the ninth embodiment will be described. An outlet temperature detector 134 for detecting the temperature of the air blown out through the heater core 119 and a compressor operating frequency controller 132 for controlling the operating frequency of the compressor 110 are provided.
[0129]
At the time of heating and dehumidification, the refrigerant temperature Tm detected by the first heat exchanger refrigerant temperature detecting means 131 in step 150 is compared with the target set temperature Txm (for example, 20 ° C.). The following operation is the same as that of the above-described tenth embodiment, and steps 144 to 149 correspond to steps 150 to 155, respectively.
[0130]
Then, the process proceeds from step 154 or step 155 to step 156, in which the outlet temperature Tf detected by the outlet temperature detecting means 134 is compared with a target set temperature Txf (for example, 40 ° C.). This value of Txf is a value of the blow-out temperature required at the time of heating and dehumidification. If Tf is equal to or higher than Txf, the blowout temperature Tf is higher than the target set temperature Txf, which indicates that the heating capacity is high, and the process proceeds to step 157 to reduce the operating frequency of the compressor 110. After that, the process returns to step 150.
[0131]
When Tf is smaller than Txf, the blowing temperature Tf is lower than the target set temperature Txf, which indicates that the heating capacity is low. The process proceeds to step 158 to increase the operating frequency of the compressor 110. After that, the process returns to step 150.
[0132]
As described above, by varying the operating frequency of the compressor 110, the heating capacity can be adjusted, so that the refrigeration cycle apparatus can be operated with an optimal refrigerant amount without impairing comfort. .
[0133]
(Embodiment 12)
FIG. 13 is a configuration diagram illustrating a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 12 of the present invention. Hereinafter, differences from Embodiment 9 will be described. This refrigeration cycle apparatus includes a discharge refrigerant temperature detecting means 133 for detecting a discharge refrigerant temperature of the compressor 110, and a bypass circuit for bypassing an outlet of the second heat exchanger 116 and an inlet of the compressor 110 via an on-off valve 135. 136 are provided. The operation of the on-off valve 135 during the heating and dehumidifying operation in the refrigeration cycle apparatus shown in FIG. 13 will be described with reference to the flowchart in FIG.
[0134]
At the time of heating and dehumidification, the discharged refrigerant temperature Td detected by the discharged refrigerant temperature detecting means 133 in step 160 is compared with the target set temperature Tx (for example, 140 ° C.). At this time, the target temperature is set to a value close to the upper limit temperature in the usage range of the compressor 110. If Td is equal to or higher than Tx, it indicates that the temperature exceeds the upper limit temperature of the usage range of the compressor 110, and the process proceeds to step 161 to control the opening of the opening valve 135 to open. . As a result, the refrigerant flowing out of the second heat exchanger 116 flows through the bypass circuit 136, so that the amount of internal heat exchange in the internal heat exchanger 114 is reduced, the temperature of the refrigerant sucked into the compressor 110 is reduced, and the refrigerant is discharged. The refrigerant temperature also drops. After controlling the opening valve 135, the process returns to step 160.
[0135]
When Td is smaller than Txd, it indicates that the temperature is lower than the upper limit temperature of the usage range of the compressor 110, and the process proceeds to step 162, where the opening degree of the opening valve 135 is controlled to be closed. Then, the process returns to step 160.
[0136]
As described above, by controlling the opening valve 135, an excessive rise in the discharge temperature of the compressor 110 can be prevented without lowering the operating frequency of the compressor 110, so that a more comfortable and more efficient refrigeration can be performed. The operation of the cycle device can be performed.
[0137]
(Embodiment 13)
Embodiment 13 of the present invention is characterized in that the refrigeration cycle device is a vehicle air conditioner. Here, when only the refrigerant / water heat exchanger 111 acts as a radiator (for example, during a start-up operation, etc.), the outdoor heat exchanger, that is, the first heat exchanger 113 acts as an evaporator. In the case of, since the first heat exchanger 113 receives the traveling wind while the vehicle is traveling, when the temperature of the refrigerant flowing through the first heat exchanger 113 becomes 0 ° C. or less and frost is formed, Even if the radiator is operated in a cycle operation, it is very difficult to quickly and completely defrost the refrigerant because the temperature of the refrigerant hardly increases.
[0138]
Therefore, as shown in Embodiment 9, the first depressurizer 112 or the second depressurizer 115 is operated to set the inside of the first heat exchanger 113 to an intermediate pressure, and the refrigerant in the first heat exchanger 113 By adjusting the temperature, it is possible to prevent the occurrence of frost on the first heat exchanger 113 beforehand. Therefore, even in a vehicle air conditioner, a more comfortable and more efficient refrigeration cycle device can be provided. Driving can be performed.
[0139]
As is clear from the above description, according to the present embodiment, the first pressure reducer 112 or the second pressure reducer 115 is operated to set the inside of the first heat exchanger 113 to an intermediate pressure, and By adjusting the refrigerant temperature of the first heat exchanger 113, the amount of heat exchange of the internal heat exchanger 114 can be adjusted. Therefore, it is necessary to set the high-side pressure to be the minimum energy calculated in the conventional example. Thus, it is possible to operate the refrigeration cycle apparatus with high efficiency while securing reliability with less energy consumption than the conventional example.
[0140]
Further, the first pressure reducer 112 and the second pressure reducer 115 are operated to change the intermediate pressure in the first heat exchanger 113, thereby adjusting the refrigerant holding amount in the first heat exchanger 113. Therefore, the refrigeration cycle apparatus can be operated with an optimum amount of refrigerant without providing a receiver for refrigerant adjustment at the time of heating and dehumidification.
[0141]
Furthermore, by operating the first decompressor 112 and the second decompressor 115 to vary the operating frequency of the compressor 110, it becomes possible to adjust the heating capacity, so that comfort is not impaired. The refrigeration cycle device can be operated with the optimum refrigerant amount.
[0142]
Further, by controlling the opening valve 135, it is possible to prevent an excessive rise in the discharge temperature of the compressor 110 without lowering the operating frequency of the compressor 110, so that a more comfortable and more efficient refrigeration cycle apparatus is provided. Can be operated.
[0143]
Further, by operating the first decompressor 112 or the second decompressor 115 to make the inside of the first heat exchanger 113 an intermediate pressure and adjusting the refrigerant temperature of the first heat exchanger 113, Since the formation of frost on the first heat exchanger 113 can be prevented beforehand, a more comfortable and more efficient refrigeration cycle device can be operated even in a vehicle air conditioner.
[0144]
【The invention's effect】
As apparent from the above description, the present invention provides 2 In a refrigeration cycle device using a refrigerant, CO 2 2 It is possible to provide a refrigeration cycle apparatus and a method for operating a refrigeration cycle apparatus that can ensure efficient operation without reducing the size or use of a low-pressure receiver by utilizing the characteristics of a refrigeration system.
[0145]
Further, the present invention provides 2 In a dehumidifier using a refrigerant, CO 2 Utilizing the features of the refrigeration system, without increasing the high side pressure, adjusting the intermediate pressure eliminates the imbalance in the optimal refrigerant amount during cooling and heating and dehumidifying while ensuring reliability and efficient It is possible to provide a dehumidifying device and a dehumidifying method that enable operation.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
FIG. 2 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 3 of the present invention.
FIG. 3 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 4 of the present invention.
FIG. 4 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 5 of the present invention.
FIG. 5 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus that is Embodiment 6 of the present invention.
FIG. 6 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 7 of the present invention.
FIG. 7 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to an eighth embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a control flowchart of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2 of the present invention.
FIG. 9 is a Mollier diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 6 of the present invention.
FIG. 10 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 9 of the present invention.
FIG. 11 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 10 of the present invention.
FIG. 12 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 11 of the present invention.
FIG. 13 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 12 of the present invention.
FIG. 14 is a Mollier diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 9 of the present invention.
FIG. 15 is a control flowchart of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 9 of the present invention.
FIG. 16 is a control flowchart of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 10 of the present invention.
FIG. 17 is a control flowchart of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 11 of the present invention.
FIG. 18 is a control flowchart of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 12 of the present invention.
FIG. 19 is a configuration diagram of a conventional refrigeration cycle device.
FIG. 20 is a Mollier diagram of a conventional refrigeration cycle device.
FIG. 21 is a diagram showing the relationship between the radiator outlet temperature and the high side pressure when the optimum COP of the conventional refrigeration cycle device is reached.
[Explanation of symbols]
10 Compressor
11 Refrigerant water heat exchanger
12 First decompressor
13 First heat exchanger
14 Internal heat exchanger
15 Second decompressor
16 Second heat exchanger
17 power engine
18 pump
19 heater core
20 radiator
21 First open / close valve
22 First bypass circuit
23 Second on-off valve
24 Second bypass circuit
25 Third on-off valve
26 Third bypass circuit
27 Fourth on-off valve
28 Fifth on-off valve
29 Fourth bypass circuit
30 First three-way valve
31 Second three-way valve
32 Fifth bypass circuit
33 6th on-off valve
34 sixth bypass circuit
35 Compressor discharge temperature detection means
36 First heat exchanger temperature detecting means
101 Compressor
102 Cooling device
103 Internal heat exchanger
104 aperture means
105 evaporator
106 Low pressure refrigerant receiver
110 compressor
111 refrigerant water heat exchanger
112 First decompressor
113 1st heat exchanger
114 Internal heat exchanger
115 second decompressor
116 second heat exchanger
117 power engine
118 pump
119 heater core
120 radiator
130 Second heat exchanger refrigerant temperature detecting means
131 First heat exchanger refrigerant temperature detecting means
132 Compressor operating frequency detection means
133 Compressor discharge refrigerant temperature detecting means
134 outlet temperature detecting means
135 on-off valve
136 Bypass circuit

Claims (17)

圧縮機と、冷媒水熱交換器と、第１の減圧器と、第１の熱交換器と、第２の減圧器と、第２の熱交換器と、内部熱交換器と、温水サイクルとを備え、
前記温水サイクルは、前記冷媒水熱交換器の下流側に、湯水を吸入するヒータコアを有し、
前記圧縮機は、二酸化炭素である冷媒を圧縮し、
前記冷媒水熱交換器は、圧縮された前記冷媒と前記温水サイクルの湯水との熱交換を行い、
前記第１の減圧器は、圧縮された前記冷媒を減圧しまたは減圧せず、
前記第１の熱交換器は、前記第１の減圧器で減圧された前記冷媒を熱交換し、前記内部熱交換器は、前記第１の熱交換器で熱交換された前記冷媒と前記圧縮機に吸引される冷媒とで熱交換を行い、
前記第２の減圧器は、前記内部熱交換器で熱交換された前記冷媒を減圧し、
前記第２の熱交換器は、前記第２の減圧器で減圧された前記冷媒を熱交換し、前記第１の減圧器及び／または前記第２の減圧器を作用させることにより前記第１の熱交換器の冷媒圧力を変動させて前記第１の熱交換器の冷媒ホールド量を調整することによって、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和させる冷凍サイクル装置。A compressor, a refrigerant water heat exchanger, a first decompressor, a first heat exchanger, a second decompressor, a second heat exchanger, an internal heat exchanger, and a hot water cycle. With
The hot water cycle has a heater core for sucking hot water on the downstream side of the refrigerant water heat exchanger,
The compressor compresses a refrigerant that is carbon dioxide,
The refrigerant water heat exchanger performs heat exchange between the compressed refrigerant and hot water of the hot water cycle,
The first decompressor decompresses or does not decompress the compressed refrigerant,
The first heat exchanger exchanges heat with the refrigerant depressurized by the first decompressor, and the internal heat exchanger exchanges the refrigerant with the refrigerant that has exchanged heat with the first heat exchanger. Heat exchange with the refrigerant sucked into the machine,
The second decompressor decompresses the refrigerant heat-exchanged in the internal heat exchanger,
The second heat exchanger heat-exchanges the refrigerant depressurized by the second decompressor, and causes the first depressurizer and / or the second depressurizer to act, thereby causing the first heat exchanger to operate. A refrigeration cycle apparatus that changes the refrigerant pressure of the heat exchanger to adjust the refrigerant hold amount of the first heat exchanger, thereby reducing the imbalance in the amount of refrigerant between cooling and heating and dehumidifying. 前記圧縮機の吐出温度を検出する圧縮機吐出温度検出手段または前記圧縮機の吸入温度を検出する圧縮機吸入温度検出手段または前記圧縮機の吐出圧力を検出する圧縮機吐出圧力検出手段を備え、
前記第１の熱交換器の冷媒圧力を変動させて前記第１の熱交換器の冷媒ホールド量を調整するとは、前記圧縮機吐出温度検出手段または前記圧縮機吸入温度検出手段または前記圧縮機吐出圧力検出手段によって検出された値を用いて、前記第２の減圧器を制御することである請求項１記載の冷凍サイクル装置。A compressor discharge temperature detecting means for detecting a discharge temperature of the compressor or a compressor suction temperature detecting means for detecting a suction temperature of the compressor or a compressor discharge pressure detecting means for detecting a discharge pressure of the compressor,
Adjusting the refrigerant holding amount of the first heat exchanger by changing the refrigerant pressure of the first heat exchanger means that the compressor discharge temperature detecting means, the compressor suction temperature detecting means, or the compressor discharge The refrigeration cycle apparatus according to claim 1, wherein the second pressure reducer is controlled using a value detected by a pressure detection unit. 前記圧縮機の吐出側と前記第１の熱交換器入口とを第１の開閉弁を介して接続する第１のバイパス回路を備えた請求項１記載の冷凍サイクル装置。The refrigeration cycle apparatus according to claim 1, further comprising a first bypass circuit that connects a discharge side of the compressor and the first heat exchanger inlet via a first on-off valve. 前記第１の熱交換器の冷媒温度を検出する第１の熱交換器温度検出手段を備え、
前記第１の熱交換器温度検出手段によって検出された値を用いて、前記第１の減圧器または前記第１の開閉弁を制御する請求項３記載の冷凍サイクル装置。A first heat exchanger temperature detecting means for detecting a refrigerant temperature of the first heat exchanger;
4. The refrigeration cycle apparatus according to claim 3, wherein the first pressure reducer or the first on-off valve is controlled using a value detected by the first heat exchanger temperature detecting means. 前記第２の熱交換器の入口と出口とを第２の開閉弁を介して接続する第２のバイパス回路を備えた請求項１記載の冷凍サイクル装置。The refrigeration cycle apparatus according to claim 1, further comprising a second bypass circuit that connects an inlet and an outlet of the second heat exchanger via a second on-off valve. 前記第１の熱交換器の入口と出口とを第３の開閉弁を介して接続する第３のバイパス回路を備えた請求項１記載の冷凍サイクル装置。The refrigeration cycle apparatus according to claim 1, further comprising a third bypass circuit that connects an inlet and an outlet of the first heat exchanger via a third on-off valve. 前記第１の熱交換器の入口に第４の開閉弁を備えた請求項１記載の冷凍サイクル装置。The refrigeration cycle apparatus according to claim 1, further comprising a fourth on-off valve at an inlet of the first heat exchanger. 前記冷媒水熱交換器出口と前記第１の減圧器との間に第５の開閉弁と、
前記第１の熱交換器出口と前記内部熱交換器入口の間に第１の３方弁と、
前記冷媒水熱交換器出口と前記第５の開閉弁入口との間を一端とし、前記第１の３方弁を他端として接続する第４のバイパス回路と、
前記内部熱交換器出口と前記第２の減圧器入口の間に第２の３方弁と、
前記第２の３方弁を一端とし、前記第５の開閉弁出口と前記第１の減圧器入口の間を他端として接続する第５のバイパス回路と、
前記第１の熱交換器出口と前記第１の３方弁との間を一端とし、前記第２の３方弁と第２の減圧器との間を他端として第６の開閉弁を介して接続する第６のバイパス回路と、
前記冷媒水熱交換器から流出した冷媒が、前記第５の開閉弁を介して循環する定常モードと、前記第４のバイパス回路と前記第５のバイパス回路を循環する起動モードとを選択的に切替える冷媒循環モード切替手段とを備えた請求項１記載の冷凍サイクル装置。A fifth on-off valve between the refrigerant water heat exchanger outlet and the first decompressor;
A first three-way valve between the first heat exchanger outlet and the internal heat exchanger inlet;
A fourth bypass circuit connecting one end between the refrigerant water heat exchanger outlet and the fifth on-off valve inlet and connecting the first three-way valve as the other end;
A second three-way valve between the internal heat exchanger outlet and the second pressure reducer inlet;
A fifth bypass circuit having the second three-way valve as one end, and connecting the other end between the fifth on-off valve outlet and the first pressure reducer inlet;
One end is provided between the first heat exchanger outlet and the first three-way valve, and the other end is provided between the second three-way valve and the second decompressor via a sixth on-off valve. A sixth bypass circuit for connecting
The refrigerant flowing out of the refrigerant water heat exchanger selectively switches between a steady mode in which the refrigerant circulates through the fifth on-off valve and a start-up mode in which the refrigerant circulates through the fourth bypass circuit and the fifth bypass circuit. The refrigeration cycle apparatus according to claim 1, further comprising a refrigerant circulation mode switching means for switching. 圧縮機と、冷媒水熱交換器と、第１の減圧器と、第１の熱交換器と、第２の減圧器と、第２の熱交換器と、内部熱交換器と、温水サイクルとを備え、
前記温水サイクルは、前記冷媒水熱交換器の下流側に、湯水を吸入するヒータコアを有する冷凍サイクル装置を運転する冷凍サイクル装置の運転方法であって、
前記圧縮機が、二酸化炭素である冷媒を圧縮し、
前記冷媒水熱交換器が、圧縮された前記冷媒と前記温水サイクルの湯水との熱交換を行い、
前記第１の減圧器が、圧縮された前記冷媒を減圧しまたは減圧せず、
前記第１の熱交換器が、前記第１の減圧器で減圧された前記冷媒を熱交換し、前記内部熱交換器が、前記第１の熱交換器で熱交換された前記冷媒と前記圧縮機に吸引される冷媒とで熱交換を行い、
前記第２の減圧器が、前記内部熱交換器で熱交換された前記冷媒を減圧し、
前記第２の熱交換器が、前記第２の減圧器で減圧された前記冷媒を熱交換し、前記第１の減圧器及び／または前記第２の減圧器を作用させることにより前記第１の熱交換器の冷媒圧力を変動させて前記第１の熱交換器の冷媒ホールド量を調整することによって、冷房時と暖房除湿時との冷媒量のアンバランスを緩和させる冷凍サイクル装置の運転方法。A compressor, a refrigerant water heat exchanger, a first decompressor, a first heat exchanger, a second decompressor, a second heat exchanger, an internal heat exchanger, and a hot water cycle. With
The hot water cycle is a method of operating a refrigeration cycle apparatus that operates a refrigeration cycle apparatus having a heater core for sucking hot water on the downstream side of the refrigerant water heat exchanger,
The compressor compresses a refrigerant that is carbon dioxide,
The refrigerant water heat exchanger performs heat exchange between the compressed refrigerant and hot water of the hot water cycle,
The first decompressor decompresses or does not decompress the compressed refrigerant,
The first heat exchanger exchanges heat with the refrigerant depressurized by the first decompressor, and the internal heat exchanger exchanges the refrigerant with the refrigerant that has exchanged heat with the first heat exchanger. Heat exchange with the refrigerant sucked into the machine,
The second decompressor decompresses the refrigerant that has been heat-exchanged in the internal heat exchanger,
The second heat exchanger performs heat exchange on the refrigerant depressurized by the second decompressor, and causes the first depressurizer and / or the second depressurizer to act, thereby causing the first heat exchanger to operate. A method of operating a refrigeration cycle apparatus, wherein the refrigerant pressure of a heat exchanger is varied to adjust the refrigerant hold amount of the first heat exchanger, thereby reducing the imbalance in the amount of refrigerant between cooling and heating and dehumidifying. 圧縮機と、冷媒水熱交換器と、第１の減圧器と、第１の熱交換器と、第２の減圧器と、第２の熱交換器と、内部熱交換器と、温水サイクルとを備え、
前記温水サイクルは、前記冷媒水熱交換器の下流側に、湯水を吸入するヒータコアを有し、
前記圧縮機は、二酸化炭素である冷媒を圧縮し、
前記冷媒水熱交換器は、圧縮された前記冷媒と前記温水サイクルの湯水との熱交換を行い、
前記第１の減圧器は、圧縮された前記冷媒を減圧し、
前記第１の熱交換器は、前記第１の減圧器で減圧された前記冷媒を熱交換し、前記内部熱交換器は、前記第１の熱交換器で熱交換された前記冷媒と前記圧縮機に吸引される冷媒とで熱交換を行い、
前記第２の減圧器は、前記内部熱交換器で熱交換された前記冷媒を減圧し、
前記第２の熱交換器は、前記第２の減圧器で減圧された前記冷媒を熱交換する除湿装置。A compressor, a refrigerant water heat exchanger, a first decompressor, a first heat exchanger, a second decompressor, a second heat exchanger, an internal heat exchanger, and a hot water cycle. With
The hot water cycle has a heater core for sucking hot water on the downstream side of the refrigerant water heat exchanger,
The compressor compresses a refrigerant that is carbon dioxide,
The refrigerant water heat exchanger performs heat exchange between the compressed refrigerant and hot water of the hot water cycle,
The first decompressor decompresses the compressed refrigerant,
The first heat exchanger exchanges heat with the refrigerant depressurized by the first decompressor, and the internal heat exchanger exchanges the refrigerant with the refrigerant that has exchanged heat with the first heat exchanger. Heat exchange with the refrigerant sucked into the machine,
The second decompressor decompresses the refrigerant heat-exchanged in the internal heat exchanger,
The second heat exchanger is a dehumidifier that exchanges heat with the refrigerant that has been depressurized by the second decompressor. 前記第２の熱交換器の前記冷媒の温度を検出する第２の熱交換器冷媒温度検出手段を備え、
前記第２の減圧器は、前記第２の熱交換器温度検出手段で検出された前記温度に基づいてその減圧レベルが制御される請求項１０記載の除湿装置。A second heat exchanger refrigerant temperature detecting means for detecting a temperature of the refrigerant in the second heat exchanger,
The dehumidifier according to claim 10, wherein the pressure reduction level of the second pressure reducer is controlled based on the temperature detected by the second heat exchanger temperature detection means. 前記第１の減圧器は、前記第２の熱交換器温度検出手段で検出された前記温度に基づいてその減圧レベルが制御される請求項１１記載の除湿装置。The dehumidifier according to claim 11, wherein the first pressure reducer has a reduced pressure level controlled based on the temperature detected by the second heat exchanger temperature detector. 前記第１の熱交換器内の前記冷媒の温度を検出する第１の熱交換器冷媒温度検出手段を備え、
前記第１の減圧器は、前記第１の熱交換器冷媒温度検出手段で検出された前記温度に基づいてその減圧レベルが制御される請求項１０記載の除湿装置。A first heat exchanger refrigerant temperature detecting means for detecting a temperature of the refrigerant in the first heat exchanger;
The dehumidifier according to claim 10, wherein a pressure level of the first pressure reducer is controlled based on the temperature detected by the first heat exchanger refrigerant temperature detecting means. 前記ヒータコアを介して吹出される吹出し空気温度を検出する吹出し空気温度検出手段と、
前記圧縮機の運転周波数を制御する圧縮機運転周波数制御手段とを備え、
前記圧縮機運転周波数制御手段は、検出された前記空気温度に基づいて前記圧縮機の運転周波数を制御する請求項１０記載の除湿装置。Blow-out air temperature detecting means for detecting a blow-out air temperature blown out through the heater core,
Compressor operating frequency control means for controlling the operating frequency of the compressor,
The dehumidifier according to claim 10, wherein the compressor operating frequency control means controls an operating frequency of the compressor based on the detected air temperature. 前記圧縮機の吐出冷媒温度を検出する吐出冷媒温度検出手段と、
前記第２の熱交換器出口と前記圧縮機の入口を開閉弁を介してバイパスするバイパス回路とを備え、
前記開閉弁は検出された前記吐出冷媒温度に基づいてその開閉が制御される請求項１０記載の除湿装置。Discharge refrigerant temperature detection means for detecting the discharge refrigerant temperature of the compressor,
A bypass circuit that bypasses the second heat exchanger outlet and the compressor inlet via an on-off valve;
The dehumidifier according to claim 10, wherein the opening and closing of the on-off valve is controlled based on the detected temperature of the discharged refrigerant. 車両用空調装置として用いられる請求項１０記載の除湿装置。The dehumidifier according to claim 10, which is used as a vehicle air conditioner. 圧縮機と、冷媒水熱交換器と、第１の減圧器と、第１の熱交換器と、第２の減圧器と、第２の熱交換器と、内部熱交換器と、温水サイクルとを備え、前記温水サイクルは、前記冷媒水熱交換器の下流側に、湯水を吸入するヒータコアを有する除湿装置を用いて除湿する除湿方法であって、
前記圧縮機が、二酸化炭素である冷媒を圧縮し、
前記冷媒水熱交換器が、圧縮された前記冷媒と前記温水サイクルの湯水との熱交換を行い、
前記第１の減圧器が、圧縮された前記冷媒を減圧し、
前記第１の熱交換器が、前記第１の減圧器で減圧された前記冷媒を熱交換し、前記内部熱交換器が、前記第１の熱交換器で熱交換された前記冷媒と前記圧縮機に吸引される冷媒とで熱交換を行い、
前記第２の減圧器が、前記内部熱交換器で熱交換された前記冷媒を減圧し、
前記第２の熱交換器が、前記第２の減圧器で減圧された前記冷媒を熱交換する除湿方法。A compressor, a refrigerant water heat exchanger, a first decompressor, a first heat exchanger, a second decompressor, a second heat exchanger, an internal heat exchanger, and a hot water cycle. The hot water cycle is a dehumidification method of dehumidifying using a dehumidifier having a heater core for sucking hot water, on the downstream side of the refrigerant water heat exchanger,
The compressor compresses a refrigerant that is carbon dioxide,
The refrigerant water heat exchanger performs heat exchange between the compressed refrigerant and hot water of the hot water cycle,
The first decompressor decompresses the compressed refrigerant,
The first heat exchanger exchanges heat with the refrigerant depressurized by the first decompressor, and the internal heat exchanger exchanges the refrigerant with the refrigerant that has exchanged heat with the first heat exchanger. Heat exchange with the refrigerant sucked into the machine,
The second decompressor decompresses the refrigerant that has been heat-exchanged in the internal heat exchanger,
A dehumidification method in which the second heat exchanger exchanges heat with the refrigerant depressurized by the second decompressor.
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