JP2010002109A - 冷凍空調装置 - Google Patents

Abstract

【課題】少量の冷媒量であっても高効率な運転を実現する冷凍空調装置を得る。
【解決手段】圧縮機３、凝縮器、減圧装置、蒸発器を環状に接続した冷凍サイクルを有する冷凍サイクル装置において、凝縮器出口の冷媒と蒸発器出口の冷媒とを熱交換する高低圧熱交換器７と、高低圧熱交換器７の熱交換量を調整する熱交換量調整手段と、凝縮器出口の冷媒が気液二相状態である場合の冷媒乾き度を推算する乾き度推算手段と、乾き度推算手段により推算された冷媒乾き度が、予め設定された目標値となるように高低圧熱交換器７の熱交換量を制御する制御手段とを備えたものである。
【選択図】図１

Description

本発明は、冷凍空調装置に関するものであり、特に、少量の冷媒量であっても高効率な運転を実現する冷凍空調装置に関するものである。

従来の可燃性冷媒を用いた冷凍装置においては、冷媒量を削減する装置として、例えば、「…前記絞り装置を開度調整可能な流量制御弁で構成し、かつ、前記凝縮器の出口側と前記蒸発器の入口側との間に、前記凝縮器を出た前記可燃性冷媒を前記圧縮機の吸入冷媒により冷却する熱回収熱交換器を設けた」ものが提案されている（例えば、特許文献１参照）。

特開２００４−１２１２７号公報（請求項１）

上記特許文献１では、凝縮器出口の冷媒と圧縮機吸入の冷媒とを熱交換する高低圧熱交換器を設けるとともに、圧縮機吸入の冷媒過熱度が適切な状態となるように運転することで、圧縮機への余分な液冷媒の滞留を防止し、装置の充填冷媒量を低減していた。

しかしながら従来の装置では、固定された冷媒回路を想定していたため、設置状況に応じて冷媒回路が変化するセパレート型の装置に適用した場合に、運転が適切になされないという課題があった。

一般に可燃性冷媒が用いられる場合は、可燃性限界などにより充填冷媒量の上限値が規制される。一方で、セパレート型の装置においては、例えば熱源側装置と負荷側装置がある範囲内で任意の長さが許容される接続配管で接続されることになり、ある一定以上長さの配管が接続される場合に、最適な冷媒量が上限値よりも多くなるために追加充填が許容されず、冷媒量が不足し、性能が低下するという課題があった。

本発明は、上述のような課題を解決するためになされたものであり、最適な冷媒量よりも少ない冷媒量で動作させる場合においても、運転効率を向上することができる冷凍空調装置を得ることを目的とする。

この発明に係る冷凍空調装置は、圧縮機、凝縮器、減圧装置、蒸発器を環状に接続した冷凍サイクルを有する冷凍サイクル装置において、前記凝縮器出口の冷媒と前記蒸発器出口の冷媒とを熱交換する高低圧熱交換器と、前記高低圧熱交換器の熱交換量を調整する熱交換量調整手段と、前記凝縮器出口の冷媒が気液二相状態である場合の冷媒乾き度を推算する乾き度推算手段と、前記乾き度推算手段により推算された冷媒乾き度が、予め設定された目標値となるように前記高低圧熱交換器の熱交換量を制御する制御手段とを備えたものである。

本発明では、凝縮器出口を二相状態とするとともに、その乾き度を適切に制御することで、冷媒量が少ない場合においても、凝縮器及び蒸発器に存在する冷媒量の配分を適切に行い、凝縮器及び蒸発器の性能低下を抑制することで、高効率の運転を実現できる。
また高低圧熱交換器を設けることで、凝縮器出口を二相状態で運転した場合の性能低下を抑制し、運転効率を向上することができる。

実施の形態１．
本発明の実施の形態１の冷凍空調装置の構成を図１に基づいて説明する。
図１は本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の冷媒回路図を示す図である。図１に示す冷凍空調装置（以下「装置」ともいう。）は、本発明をセパレート型の空調装置に用いたものである。
図１において、室外機１内には、圧縮機３、暖房と冷房の運転切換を行う四方弁４、室外熱交換器５、減圧装置である第１膨張弁６及び第２膨張弁８、高低圧熱交換器７が搭載される。そして、これらを環状に接続して冷凍サイクルを構成している。

圧縮機３はインバータにより回転数が制御され容量制御されるタイプである。また第１膨張弁６、第２膨張弁８は開度が可変に制御される電子膨張弁である。また室外熱交換器５はファンなどで送風される外気と冷媒との間で熱交換を行う。高低圧熱交換器７は高圧冷媒が流れる高圧熱交換部と低圧冷媒が流れる低圧熱交換部とを備え、各熱交換部同士が隣接し熱交換する構造となっている。

尚、冷房運転時の第１膨張弁６、又は暖房運転時の及び第２膨張弁８は、本発明における熱交換量調整手段に相当し、開度を可変することにより、冷媒の流動抵抗を可変可能とする。

室内機２内には室内熱交換器１０が搭載され、室内熱交換器１０はファンなどで送風される室内側空気と冷媒との間で熱交換を行う。液管９、ガス管１１は室外機１と室内機２を接続する接続配管である。この装置の冷媒としては可燃性冷媒であるプロパンが用いられる。

以下、冷房運転時の室外熱交換器５及び暖房運転時の室内熱交換器１０を「凝縮器」又は「凝縮器となる熱交換器」ともいう。
また、暖房運転時の室外熱交換器５及び冷房運転時の室内熱交換器１０を「蒸発器」又は「蒸発器となる熱交換器」ともいう。

室外機１内には温度センサ１２、圧力センサ１３及び計測制御装置１４が設置される。温度センサ１２ａが圧縮機３の吐出側、温度センサ１２ｂが室外熱交換器５と第１膨張弁６の間、温度センサ１２ｃが第１膨張弁６と高低圧熱交換器７の高圧熱交換部の間、温度センサ１２ｄが高低圧熱交換器７の高圧熱交換部と第２膨張弁８の間、温度センサ１２ｅが四方弁４と高低圧熱交換器７の低圧熱交換部の間、温度センサ１２ｆが圧縮機３の吸入側に設けられ、それぞれ設置場所の冷媒温度を計測する。また温度センサ１２ｇは室外機１の周囲の外気温度を計測する。
圧力センサ１３ａが圧縮機３の吐出側、圧力センサ１３ｂが圧縮機３の吸入側に設けられ、圧力センサ１３ａは冷凍サイクルの高圧である圧縮機３の吐出圧力、圧力センサ１３ｂは冷凍サイクルの低圧である圧縮機３の吸入圧力を計測する。
室内機２内には温度センサ１２ｈが設置され、室内熱交換器１０に吸気される空気温度を計測する。

尚、暖房運転時の温度センサ１２ｃ、又は冷房運転時の温度センサ１２ｄは、本発明における第１の温度センサに相当する。
また、温度センサ１２ｆは、本発明における第２の温度センサに相当する。
また、温度センサ１２ｅは、本発明における第３の温度センサに相当する。
また、圧力センサ１３ａは、本発明における第１の圧力センサに相当し、圧力センサ１３ｂは、本発明における第２の圧力センサに相当する。

室外機１内の計測制御装置１４は、室内機２、室外機１内の各温度センサ１２、圧力センサ１３の計測情報や、冷凍空調装置使用者から指示される運転内容に基づいて、圧縮機３の運転方法、四方弁４の流路切換、室外熱交換器５のファン送風量、第１膨張弁６、第２膨張弁８の開度などを制御する。

また、計測制御装置１４は、後述する動作により、温度センサ１２、及び圧力センサ１３の出力値に基づいて、凝縮器出口の冷媒が気液二相状態である場合の冷媒乾き度を推算する。
また、計測制御装置１４は、後述する動作により、推算した冷媒乾き度が、予め設定された目標値となるように高低圧熱交換器７の熱交換量を制御する。
尚、計測制御装置１４は、本発明における乾き度推算手段及び制御手段に相当する。

次に、この冷凍空調装置の運転動作について説明する。

図２は本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の動作を示すｐｈ線図である。
まず暖房運転時の動作について図１、及び図２に示す暖房運転時のｐｈ線図をもとに説明する。
暖房運転時には、四方弁４の流路は図１の点線方向に設定される。そして圧縮機３から吐出された高温高圧のガス冷媒（図２の点１）は四方弁４を経て室外機１を流出しガス管１１を経て室内機２に流入する。そして、室内熱交換器１０に流入し、凝縮器となる室内熱交換器１０で放熱しながら凝縮液化し高圧低温の液冷媒となる（図２の点２）。この際、冷媒から放熱された熱を室内側の空気に与えることで暖房を行う。

室内熱交換器１０を出た高圧低温の冷媒は液管９を経由して、室外機１に流入した後で、第２膨張弁８で若干減圧された後（図２の点３）で、高低圧熱交換器７の高圧熱交換部で圧縮機３に吸入される低温の冷媒に熱を与え冷却される（図２の点４）。その後、冷媒は第１膨張弁６で低圧まで減圧され二相冷媒となり（図２の点５）、その後蒸発器となる室外熱交換器５に流入し、そこで吸熱し、蒸発ガス化される（図２の点６）。その後、四方弁４を経て高低圧熱交換器７に流入し、低圧熱交換部で高圧の冷媒と熱交換し、さらに加熱され（図２の点７）、圧縮機３に吸入される。

次に冷房運転時の動作について図１、及び図２に示すｐｈ線図をもとに説明する。冷房運転でもｐｈ線図上の定性的な変化は暖房運転と同様に示される。
冷房運転時には、四方弁４の流路は図１の実線方向に設定される。そして、圧縮機３から吐出された高温高圧のガス冷媒（図２の点１）は四方弁４を経て凝縮器となる室外熱交換器５に流入し、ここで放熱しながら凝縮液化し、高圧低温の冷媒となる（図２の点２）。室外熱交換器５を出た冷媒は第１膨張弁６で若干減圧された後で（図２の点３）、高低圧熱交換器７の高圧熱交換部で圧縮機３に吸入される低温の冷媒に熱を与え冷却される（図２の点４）。その後、冷媒は第２膨張弁８で低圧まで減圧され二相冷媒となり（図２の点５）、その後室外機１を流出し、液管９を経て室内機２に流入する。

そして、蒸発器となる室内熱交換器１０に流入し、そこで吸熱し、蒸発ガス化（図２の点６）しながら室内機２側の負荷側空気に冷熱を供給する。室内熱交換器１０を出た低圧ガス冷媒は室内機２を出て、ガス管１１を経て室外機１に流入し、四方弁４を経た後で、高低圧熱交換器７に流入し、低圧熱交換部で高圧の冷媒と熱交換し、さらに加熱され（図２の点７）、圧縮機３に吸入される。

次に、この冷凍空調装置の運転制御動作について説明する。

図３は本発明の実施の形態１に係る暖房運転における制御フローチャートを表す図、図４は本発明の実施の形態１に係る冷房運転における制御フローチャートを表す図である。
まず、冷媒充填量が最適である場合の運転制御動作について図３及び図４を用いて説明する。尚、冷媒充填量が最適であるか否かの判断は後述する。

まず、暖房運転時の制御動作について図３のフローチャートに基づいて説明する。
暖房運転時には、まず計測制御装置１４は、圧縮機３の容量、第１膨張弁６の開度、第２膨張弁８の開度、室外熱交換器５、室内熱交換器１０のファン送風量を初期値に設定する（ステップＳ１）。そして、各ファン送風量は初期値設定のまま維持する。室外熱交換器５のファン送風量は、温度センサ１２ｇで検知される外気温度に基づいて設定し、外気温度が高い場合には低風量で運転する。外気温度が所定温度よりも低い場合は、基本的に装置の定格風量で運転する。室内熱交換器１０のファン送風量は、冷凍空調装置使用者に設定される風量で運転する。ただし、装置起動時などで、圧力センサ１３ａで検知される冷凍サイクルの高圧が所定値よりも低い場合は、冷風の吹き出しを抑制するために、低風量で運転する。

その後、所定時間経過すると（ステップＳ２）、それ以降運転状態に応じて各アクチュエータは以下のように制御する。

まず圧縮機３の容量は、基本的に室内機２の温度センサ１２ｈで計測される空気温度が、冷凍空調装置使用者が設定する温度になるように制御される。
即ち、計測制御装置１４は、室内機２の空気温度と設定値とを比較する（ステップＳ３）。そして、空気温度が設定温度と等しいか或いは近接している場合には、圧縮機３の容量をそのまま維持して次のステップに進む。また、空気温度が設定温度より低い場合は、圧縮機３の容量を増加させ、空気温度が設定温度より高い場合は圧縮機３の容量を減少させるように圧縮機３の容量を変更する（ステップＳ４）。

次に計測制御装置１４は、各膨張弁の制御を以下のように行う。
まず、計測制御装置１４は、圧力センサ１３ａで検知される冷凍サイクルの高圧の圧力値を換算して得られる冷媒の凝縮温度と、温度センサ１２ｄで検知される室内熱交換器１０の出口温度との差温で、室内熱交換器１０出口の冷媒過冷却度ＳＣを推算する（ステップＳ５）。
計測制御装置１４は、冷媒過冷却度ＳＣが予め設定された目標値、例えば５℃になるように、第２膨張弁８を制御する。

即ち、計測制御装置１４は、室内熱交換器１０出口の冷媒過冷却度ＳＣと目標値とを比較する（ステップＳ６）。
そして、室内熱交換器１０出口の冷媒過冷却度ＳＣが目標値と等しいか、或いは近接している場合には、第２膨張弁８の開度はそのまま維持して次のステップに進む。
一方、室内熱交換器１０出口の冷媒過冷却度ＳＣが目標値より大きい場合には、第２膨張弁８の開度を大きくし、冷媒過冷却度ＳＣが目標値より小さい場合には、第２膨張弁８の開度が小さくするように制御して、第２膨張弁８の開度を変更する（ステップＳ７）。

次に、計測制御装置１４は、温度センサ１２ｅで検知される室外熱交換器５の出口温度と、圧力センサ１３ｂで検知される冷凍サイクルの低圧の圧力値を換算して得られる冷媒の蒸発温度との差温で、室外熱交換器５出口の冷媒過熱度ＳＨを推算する（ステップＳ８）。
計測制御装置１４は、冷媒過熱度ＳＨが予め設定された目標値、例えば２℃になるように、１膨張弁６を制御する。

即ち、計測制御装置１４は、室外熱交換器５出口の冷媒過熱度ＳＨと目標値とを比較する（ステップＳ９）。
そして、室外熱交換器５出口の冷媒過熱度ＳＨが目標値と等しいか或いは近接している場合には、第１膨張弁６の開度はそのまま維持して次のステップに進む。
一方、室外熱交換器５出口の冷媒過熱度ＳＨが目標値より大きい場合には、第１膨張弁６の開度は大きくし、冷媒過熱度ＳＨが目標値より小さい場合には、第１膨張弁６の開度は小さくするように制御して、第１膨張弁６の開度を変更する（ステップＳ１０）。

次に冷房運転時の制御動作について図４のフローチャートに基づいて説明する。
冷房運転時には、まず計測制御装置１４は、圧縮機３の容量、第１膨張弁６の開度、第２膨張弁８の開度、室外熱交換器５、室内熱交換器１０のファン送風量が初期値に設定する（ステップＳ１１）。そして、各ファン送風量は初期値設定のまま維持する。室外熱交換器５のファン送風量は、温度センサ１２ｇで検知される外気温度に基づいて設定し、外気温度が低い場合には低風量で運転するが、外気温度が所定温度よりも高い場合は、基本的に装置の定格風量で運転する。室内熱交換器１０のファン送風量は、冷凍空調装置使用者に設定される風量で運転する。

その後、所定時間経過すると（ステップＳ１２）、それ以降運転状態に応じた各アクチュエータは以下のように制御する。

まず、圧縮機３の容量は、基本的に室内機２の温度センサ１２ｈで計測される空気温度が、冷凍空調装置使用者が設定する温度になるように制御される。
即ち、計測制御装置１４は、室内機２の空気温度と設定温度とを比較する（ステップＳ１３）。そして、空気温度が設定温度と等しいか或いは近接している場合には、圧縮機３の容量はそのまま維持して次のステップに進む。
また、空気温度が設定温度より上昇している場合は、圧縮機３の容量を増加させ、空気温度が設定温度より低くなる場合には、圧縮機３の容量を減少させるように圧縮機３の容量を変更する（ステップＳ１４）。

次に計測制御装置１４は、各膨張弁の制御を以下のように行う。
まず、計測制御装置１４は、圧力センサ１３ａで検知される冷凍サイクルの高圧の圧力値を換算して得られる凝縮温度と、温度センサ１２ｂで検知される室外熱交換器５の出口温度との差温で、室外熱交換器５出口の冷媒過冷却度ＳＣを推算する（ステップＳ１５）。
計測制御装置１４は、冷媒過冷却度ＳＣが予め設定された目標値、例えば５℃になるように、第１膨張弁６を制御する。

即ち、計測制御装置１４は、室外熱交換器５出口の冷媒過冷却度ＳＣが目標値と比較する（ステップＳ１６）。
そして、室外熱交換器５出口の冷媒過冷却度ＳＣが目標値と等しいか或いは近接している場合には、第１膨張弁６の開度はそのまま維持して次のステップに進む。
一方、室外熱交換器５出口の冷媒過冷却度ＳＣが目標値より大きい場合には、第１膨張弁６の開度を大きくし、冷媒過冷却度ＳＣが目標値より小さい場合には、第１膨張弁６の開度が小さくするように制御して、第１膨張弁６の開度を変更する（ステップＳ１７）。

次に、計測制御装置１４は、温度センサ１２ｅで検知される室内熱交換器１０の出口温度と、圧力センサ１３ｂで検知される冷凍サイクルの低圧の圧力値を換算して得られる蒸発温度との差温で、室内熱交換器１０出口の冷媒過熱度ＳＨを推算する（ステップＳ１８）。
計測制御装置１４は、冷媒過熱度ＳＨが予め設定された目標値、例えば２℃になるように、第２膨張弁８を制御する。

即ち、計測制御装置１４は、室内熱交換器１０出口の冷媒過熱度ＳＨと目標値とを比較する（ステップＳ１９）。
そして、室内熱交換器１０出口の冷媒過熱度ＳＨが目標値と等しいか、或いは近接している場合には、第２膨張弁８の開度はそのまま維持して次のステップに進む。
一方、室内熱交換器１０出口の冷媒過熱度ＳＨが目標値より大きい場合には、第２膨張弁８の開度を大きくし、冷媒過熱度ＳＨが目標値より小さい場合には、第２膨張弁８の開度を小さくするように制御して、第２膨張弁８の開度を変更する（ステップＳ２０）。

次に、冷媒充填量とそれに応じた膨張弁開度制御の動作状況について説明する。
冷媒充填量の最適値は、室外機１と室内機２の間に接続される配管長によって異なり、配管長が長い場合には、冷媒充填量の最適値は多く、配管長が短い場合には、冷媒充填量の最適値は少なくなる。本装置において、冷媒に可燃性冷媒が用いられる。装置の配管長が異なる場合、最適冷媒量に調整するには、装置が設置される現地での冷媒量調整作業が必要となるが、作業中に冷媒が漏洩する可能性があるため、安全面から現地での冷媒量調整作業は実施せず、装置出荷時に充填された冷媒量でそのまま動作させる。
この場合の充填量は、できるだけ長い配管であっても性能が維持されるように、可燃性限界などから許容される冷媒量の上限値が充填される。従って、接続される配管長が短い場合には、冷媒が最適値より多く充填されていることになり、接続される配管長が長い場合には、冷媒が最適値より少なく充填されていることになる。

次に冷媒充填量が最適値よりも多く充填されている場合の制御動作とそれに伴う装置の冷凍サイクル動作について説明する。
最適値よりも多い余剰の冷媒量は、まず凝縮器となる熱交換器、つまり、暖房運転であれば室内熱交換器１０に、冷房運転であれば室外熱交換器５に滞留する。凝縮器の冷媒滞留量の増加に伴い、凝縮器出口の冷媒過冷却度が増加する。冷媒過冷却度の増加に伴い、冷凍サイクル流路の上流側膨張弁、つまり、暖房運転であれば第２膨張弁８、冷房運転であれば第１膨張弁６の開度が大きく制御される。冷凍サイクル流路の上流側膨張弁の開度を増加した場合、減圧装置全体の流動抵抗が維持されるように、冷凍サイクル流路の下流側膨張弁、つまり、暖房運転であれば第１膨張弁６、冷房運転であれば第２膨張弁８の開度が小さく制御される。
そのため、冷凍サイクル流路の上流側膨張弁における減圧量が小さく、下流側膨張弁における減圧量が大きくなり、高低圧熱交換器７の高圧熱交換部での動作圧力が高くなる。

冷媒充填量が最適値よりも多く充填されている場合、どの程度多く充填されているかで、上記の制御動作により運転される冷凍サイクルが変化する。その動作状況を図５に示す。

図５は本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の高低圧熱交換器の動作を説明するｐｈ線図である。
冷媒充填量が最適値に近い場合は、図５の点線の冷凍サイクル動作となり、冷媒充填量が最適値よりも相当量多い場合は、図５の実線の冷凍サイクル動作となる。どちらの動作とも、凝縮器となる熱交換器出口の冷媒過冷却度、蒸発器となる熱交換器出口の冷媒過熱度は目標状態に制御されるが、蒸発器入口の冷媒状態が異なる。冷媒充填量が最適値よりも相当量多い場合、凝縮器の冷媒量が増加するため、前述の膨張弁制御により、高低圧熱交換器７の高圧熱交換部の動作圧力が高くなる。このとき、高低圧熱交換器７では、高圧と低圧間の冷媒温度差が拡大するため、熱交換量が増加し、熱交換に伴う冷媒のエンタルピ変化幅が拡大する。そこで、高圧熱交換部出口の冷媒エンタルピ（図５の点４）が低くなり、それに伴い蒸発器入口の冷媒エンタルピが低下し、二相冷媒の乾き度が低下、すなわち蒸発器に流入する冷媒の液流量比が増加する。冷媒の液流量比の増加に伴い、蒸発器に滞留する冷媒量が増加し、凝縮器に滞留する冷媒量の増加を抑制し、凝縮器となる熱交換器出口の冷媒過冷却度が目標値に維持されるようになる。

すなわち、冷媒充填量が最適値よりも多く充填されている場合、最適量よりも多い余剰の冷媒量を、蒸発器入口の状態変化させることで、蒸発器に滞留させて吸収する運転となる。そのため、余剰の冷媒量が多い場合は、高低圧熱交換器７の高圧熱交換部の動作圧力を高く運転することで高低圧熱交換器７での熱交換量を増加し、蒸発器入口の冷媒乾き度を低下させて蒸発器に滞留する冷媒量を増加させる運転がなされ、余剰の冷媒量が少ない場合は、高低圧熱交換器７の高圧熱交換部の動作圧力を低く運転することで高低圧熱交換器７での熱交換量を低減し、蒸発器入口の冷媒乾き度を上昇させて蒸発器に滞留する冷媒量を減少させる運転がなされる。

次に冷媒充填量が最適値よりも少なく充填されている場合の制御動作とそれに伴う装置の冷凍サイクル動作について説明する。尚、冷媒充填量が最適値よりも少なく充填されているか否かの判断は後述する。

前述したように、装置に充填される冷媒量の上限値が規制されるため、室外機１と室内機２の間の配管長がある一定長さよりも長い場合、装置の冷媒量は最適値よりも少なくなる。従って、蒸発器・凝縮器となる各熱交換器に存在する冷媒量も少なくなるため、蒸発器においては目標値よりも冷媒過熱度が大きい運転となり、凝縮器においては、目標値よりも冷媒過冷却度が少なくなる運転となる。

そこで、運転条件として冷媒量が最適充填量よりも少ないと検知される場合（後述）は、計測制御装置１４は、制御方法を以下のように変更する。
図３、図４の制御フローのステップＳ７及びステップＳ１７において、冷媒回路の上流側にある膨張弁、つまり、暖房運転では第２膨張弁８、冷房運転では第１膨張弁６の制御をそれぞれ凝縮器となる熱交換器出口の冷媒過冷却度ＳＣが目標値となるように制御しているが、この制御目標を凝縮器となる熱交換器出口の状態を気液二相状態とし、その冷媒乾き度を予め設定された目標値、例えば０．１〜０．２になるように制御を実施する。尚、冷媒乾き度の検知動作については後述する。

冷媒乾き度は、膨張弁開度を大きくすると高くなり、膨張弁開度を小さくすると低くなるので、目標値と検知時点での冷媒乾き度とを比較し、現在の乾き度が目標値よりも大きい場合には、膨張弁の開度を小さく制御し、現在の乾き度が目標値よりも小さい場合には、膨張弁の開度を大きく制御する。
尚、冷媒回路の下流側にある膨張弁の制御については、冷媒充填量が最適値よりも多く充填されている場合と同様に、蒸発器となる熱交換器出口の冷媒過熱度が、目標値となるように制御を行う。

冷媒充填量が最適値よりも少なく充填されている場合、どの程度少なく充填されているかで、上記の制御動作により運転される冷凍サイクルが変化する。その動作状況を図６に示す。

図６は本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の高低圧熱交換器の動作を説明する別のｐｈ線図である。
冷媒充填量が最適値に近い場合は、図６の点線の冷凍サイクル動作となり、冷媒充填量が最適値よりも相当量少ない場合は、図６の実線の冷凍サイクル動作となる。冷媒充填量が最適値よりも相当量少ない場合、凝縮器の冷媒量が減少しているので、凝縮器出口乾き度が高くなる。このとき、前述の膨張弁制御により、高低圧熱交換器７の高圧熱交換部の動作圧力が低くなる。高低圧熱交換器７では、高圧と低圧間の冷媒温度差が縮小するため、熱交換量が減少し、熱交換に伴う冷媒のエンタルピ変化幅が縮小する。そこで、高圧熱交換部出口の冷媒エンタルピ（図６の点４）が高くなり、それに伴い蒸発器入口の冷媒エンタルピが増加し、二相冷媒の乾き度が上昇、すなわち蒸発器に流入する冷媒の液流量比が減少する。冷媒の液流量比の減少に伴い、蒸発器に滞留する冷媒量が減少し、減少分だけ凝縮器に滞留する冷媒量が増加し、凝縮器となる熱交換器出口の冷媒乾き度が目標値に維持されるようになる。

冷媒充填量が最適値よりも若干少ない場合、上記の相当量少ない場合に比べて、冷媒量が多く充填されていることになる。この場合凝縮器の冷媒量が増加するので、凝縮器出口乾き度が低くなる。このとき、前述の膨張弁制御により、高低圧熱交換器７の高圧熱交換部の動作圧力が高くなる。高低圧熱交換器では、高圧と低圧間の冷媒温度差が拡大するため、熱交換量が増加し、熱交換に伴う冷媒のエンタルピ変化幅も拡大する。そこで、高圧熱交換部出口の冷媒エンタルピ（図６の点４）が低くなり、それに伴い蒸発器入口の冷媒エンタルピが低下し、二相冷媒の乾き度が低下、すなわち蒸発器に流入する冷媒の液流量比が増加する。冷媒の液流量比の増加に伴い、蒸発器に滞留する冷媒量が増加し、増加分だけ凝縮器に滞留する冷媒量が減少し、凝縮器となる熱交換器出口の冷媒乾き度が目標値に維持されるようになる。

次に冷媒乾き度の検知動作について説明する。

図７は本発明の実施の形態１に係る乾き度推算に用いるエンタルピを説明するｐｈ線図である。
冷媒乾き度の検知は、圧力センサ１３、温度センサ１２からは直接求められないので、計測制御装置１４は、以下のように演算を実施する。以下暖房運転の場合について、図７に基づいて説明する。

まず、高低圧熱交換器７の熱交換量を予め、凝縮器となる室内熱交換器１０出口の冷媒乾き度が目標値である場合に、高低圧熱交換器７の高圧側出口の冷媒状態（図７の点４）が過冷却液状態となるように設定しておく。また蒸発器となる室外熱交換器５出口（図７の点６）の冷媒過熱度は、上述したように冷媒回路の下流側の膨張弁である第１膨張弁６の制御により冷媒過熱度ＳＨ＞０となるように制御される。このようにすると、高低圧熱交換器７の低圧側出口（図７の点７）も高低圧熱交換器７の熱交換により加熱されるので、冷媒過熱度ＳＨ＞０となる。

高低圧熱交換器７出入口の冷媒状態のうち、３箇所の状態が過冷却もしくは過熱状態となるので３箇所の冷媒のエンタルピを温度、圧力から推算する。
高低圧熱交換器７の高圧側出口のエンタルピＨ４は、圧力センサ１３ａで検知される冷凍サイクルの高圧の圧力と、温度センサ１２ｃで検知される温度とを用いて、この温度、圧力条件における冷媒液のエンタルピを求める。高低圧熱交換器７の低圧側入口のエンタルピＨ６は、圧力センサ１３ｂで検知される冷凍サイクルの低圧の圧力と、温度センサ１２ｅで検知される温度とを用いて、この温度、圧力条件における冷媒ガスのエンタルピを求める。同様に、高低圧熱交換器７の低圧側出口のエンタルピＨ７は、圧力センサ１３ｂで検知される冷凍サイクルの低圧の圧力と、温度センサ１２ｆで検知される温度とを用いて、この温度、圧力条件における冷媒ガスのエンタルピを求める。これらのエンタルピの推算は、予め計測制御装置１４に搭載される冷媒の特性式に基づいて実施する。

高低圧熱交換器７において、高圧側冷媒の冷却量＝低圧側冷媒の加熱量であり、高圧側、低圧側を流れる冷媒流量は等しいので、高低圧熱交換器７における冷媒の高圧側エンタルピ変化幅と低圧側エンタルピ変化幅が等しくなる。従って、高低圧熱交換器７の高圧側入口エンタルピＨ３と出口エンタルピＨ４の差と高低圧熱交換器７の低圧側出口エンタルピＨ７と入口エンタルピＨ６の差は等しくなり、高圧側入口エンタルピＨ３＝Ｈ４＋Ｈ７−Ｈ６と求められる。冷媒乾き度は、圧力とエンタルピがわかれば求められるので、冷凍サイクルの高圧とエンタルピＨ３より、高低圧熱交換器７の高圧側入口の冷媒乾き度が求められ、この値はそのまま凝縮器となる室内熱交換器１０出口の冷媒乾き度となる。これらの乾き度の推算も、エンタルピ推算の場合と同様に、予め計測制御装置１４に搭載される冷媒の特性式に基づいて実施する。

次に冷媒充填量が最適値よりも少なく充填されている場合、上記のように凝縮器となる熱交換器出口の冷媒状態を、過冷却状態から二相状態に変更して運転制御を実施する理由について説明する。
前述したように、装置の冷媒量が最適値よりも少ない場合は、蒸発器・凝縮器となる各熱交換器に存在する冷媒量も少なくする必要がある。そこで本実施の形態の冷凍空調装置では、蒸発器となる熱交換器の冷媒量は、冷媒充填量が最適値の場合と同様に維持し、凝縮器となる熱交換器の冷媒量を減少させるように運転する。凝縮器となる熱交換器の冷媒量を減少するには、出口状態の過冷却度を減少させるか、出口を気液二相状態とする必要があり、本装置では出口を気液二相状態にすることで、冷媒量が少なく充填されている場合の運転に対応する。

このような制御を行うと、蒸発器となる熱交換器の冷媒量を減少させて運転する場合に比べて以下のような利点がある。まず、蒸発器となる熱交換器の冷媒量を減少させるには、出口の冷媒過熱度ＳＨを大きくする必要がある。この場合、蒸発器の熱源となる空気温度と、冷媒との温度差を冷媒過熱度ＳＨに応じて大きくする運転となり、冷凍サイクルの低圧が低下し、高低圧差が拡大する。それに伴い圧縮機３の消費電力が増加するため装置の運転効率が低下する。一方凝縮器となる熱交換器の冷媒量を減少させる場合、出口の冷媒過冷却度ＳＣを小さく、もしくは０にして気液二相状態とするため、凝縮器の放熱先となる空気の温度と、冷媒との温度差を冷媒過冷却度ＳＣに応じて小さくする運転となる。そのため、冷凍サイクルの高圧が低下し、高低圧差が縮小するので、蒸発器となる熱交換器の冷媒量を減少させる運転に比べて、装置の運転効率を上昇させることができる。

また、凝縮器となる熱交換器の冷媒量を減少させる場合、凝縮器出口の冷媒エンタルピが高くなり、凝縮器、蒸発器各熱交換器の出入口の冷媒エンタルピ差が縮小し、運転効率が低下する。本装置では、そのため、高低圧熱交換器７を設け、冷媒エンタルピ差の減少を抑制する効果を持たせている。すなわち、高低圧熱交換器７での高圧側熱交換により、凝縮器出口の冷媒はさらに冷却され、蒸発器入口の冷媒エンタルピを低くできる。それにより蒸発器出入口の冷媒エンタルピ差の縮小を抑制できる。また高低圧熱交換器７での低圧側熱交換により、蒸発器出口はさらに加熱され、圧縮機３吸入の冷媒エンタルピは高くなる。それに伴い圧縮機３吐出の冷媒エンタルピ、すなわち凝縮器入口の冷媒エンタルピも高くなるので、凝縮器での冷媒エンタルピ差の縮小を抑制できる。従って、冷媒充填量が最適値よりも少なく充填されている場合においても、凝縮器、蒸発器各熱交換器の出入口の冷媒エンタルピ差の縮小を抑制し、運転効率の低下を回避し、より高効率の運転を実現する。

また、凝縮器となる熱交換器の冷媒量を減少させる場合、凝縮器出口の冷媒乾き度の目標値を０．１〜０．２に設定する。この目標値は、冷媒量不足である場合の運転効率の低下を適切にしかつ、冷媒量の調整幅を最大にすることを狙って設定する。

図８は本発明の実施の形態１に係る二相冷媒の密度変化を表す図である。図８はプロパンの冷媒乾き度と冷媒密度の関係を表したものであり、冷媒乾き度＝１の場合は飽和ガス状態であり冷媒密度はガス冷媒の密度となり、冷媒乾き度＝０の場合は飽和液状態であり冷媒密度は液冷媒の密度となる。
図８に示すように、乾き度に対する冷媒密度変化は、低乾き度域ほど大きく、特に乾き度０〜０．２の範囲で大きく変化する。これは冷媒の流動状態に起因し、乾き度が０．２より大きい範囲では流動状態は概ね環状流となり、液冷媒は管壁面に少量存在するのみとなるので、冷媒密度がガス密度に近づくとともに、液量比が変動しにくくなるため、密度変化は小さくなる。一方、乾き度０．２以下の範囲では、流動状態を概ね分離流となり、液冷媒が一定量存在する流れとなるため、冷媒密度はガス密度に比べて高くなり、液密度に近づくとともに、液量比が変動しやすく、密度変化幅も大きくなる。

図８に示す相関から、低乾き度の冷媒程より高い密度となる。一般に凝縮器では乾き度０〜１の二相領域が含まれるが、本装置で冷媒充填量が最適値よりも少なく充填されている場合は、凝縮器の出口乾き度が０．１〜０．２に設定されるので、冷媒密度の高い低乾き度域が存在しない運転となる。従って冷媒量が少ない状態で運転ができ、冷媒充填量が最適値よりも不足である状況であっても、広い不足幅に対応可能となる。
また本装置のように、冷媒量が少ない場合に適切な運転を実施するための指標として、冷媒量が少ない場合の運転効率の低下に対してより大きく冷媒量調整が実現できることが重要となる。運転効率の低下は、凝縮器エンタルピ差の減少に起因するので、凝縮器出口の冷媒乾き度で表され、冷媒量の変化については、その乾き度の冷媒密度が大きく寄与する。運転効率の低下に対してより大きく冷媒量調整が実現できることを考慮すると、乾き度変化時の冷媒密度変化が大きい領域まで乾き度を上昇させることが効果的であり、凝縮器の出口乾き度の目標値を０．１〜０．２に設定すると、効率の低下を抑制したままま、冷媒量調整範囲をより大きく拡大できる。
仮に、凝縮器の出口乾き度の目標値を０．３以上に設定した場合、この領域では冷媒乾き度の変化に対して密度変化幅も小さくなるので、凝縮器の出口乾き度の目標値を０．１〜０．２に設定する場合に比べ冷媒量調整範囲をほとんど拡大することなく、効率のみ低下することとなり、不適切な運転となる。

凝縮器の出口乾き度の目標値を０．１〜０．２に設定することで、凝縮器の冷媒量調整範囲をほとんど最大限に広げながら、凝縮器の冷媒エンタルピ差の減少を最小限に抑制することで、高効率の運転を行いながら、より冷媒量について広範な条件、例えば室外機１と室内機２の接続配管長の上限を拡大した条件でも運転可能となるので、装置設置制約の制限を解消し、より使い勝手の良い冷凍空調装置とすることができる。

次に、冷媒充填量が最適値よりも多いか少ないかの判断動作について説明する。

冷媒充填量が最適値よりも多いか少ないかの判断は、例えば以下のように実施する。
冷凍空調装置のスペックより、充填されている冷媒量が最適冷媒量となる基準の接続配管長を求めることができる。そこで、室外機１、室内機２の位置関係から、実際に接続される配管長が明確である場合は、その配管長と基準の配管長とを比較し、配管長が長い場合には、冷媒充填量が最適値よりも少ないと判断し、配管長が短い場合には、冷媒充填量が多いと判断できる。そこで、計測制御装置１４に、その判断結果を設定できるディップスイッチなどを設け、スイッチの設定値に基づいて、凝縮器となる熱交換器出口の制御目標を冷媒過冷却度から二相状態の冷媒乾き度に切り替える。

また例えば、装置の運転状態から、冷媒充填量が最適値よりも少ないか判断することもできる。
冷媒充填量が最適値よりも少ないにもかかわらず、最初に冷媒充填量が最適値よりも多い場合の制御を実施させると、目標となる運転状態を実現できなくなる。この場合、冷媒充填量が不足しているので、蒸発器出口の冷媒過熱度が目標値よりも大きい、もしくは、凝縮器出口の冷媒過冷却度が目標値よりも小さい、または気液二相の状態となる。そこで、計測制御装置１４は、一定時間運転した後の運転状態を判断し、このような運転状態となる場合には、冷媒充填量が最適値よりも少ないと判断し、凝縮器となる熱交換器出口の制御目標を冷媒過冷却度から二相状態の冷媒乾き度に切り替える。

尚、上記説明では、凝縮器出口の冷媒状態である過冷却度や乾き度を制御するにあたり、冷凍サイクル上流側の膨張弁の開度制御を行ったが、冷媒状態の制御は高低圧熱交換器７の熱交換量調整によって実施されるので、冷凍サイクル上流側の膨張弁の開度制御以外の熱交換量調整手段を適用して凝縮器出口の冷媒状態を制御してもよい。このような制御の一例を図９により説明する。

図９は本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の別の冷媒回路図である。
例えば図９に示すように、高低圧熱交換器７の高圧熱交換部をバイパスするバイパス流路１５を設け、バイパス流路１５上にバイパス流路を流れる冷媒流量を調整する流量調節弁１６を設ける。
尚、バイパス流路１５は、発明における高圧側バイパス流路に相当し、流量調節弁１６は、本発明における冷媒流量制御手段に相当する。そして、冷媒流量制御手段を、熱交換量調整手段として用いる。

図９に示す冷媒回路において、流量調節弁１６の開度を大きくすると、バイパス流路１５を流れる冷媒流量が増加し、その分、高低圧熱交換器７の高圧熱交換部を流れる冷媒流量が減少し、高低圧熱交換器７の熱交換量が低下する。
逆に流量調節弁１６の開度を小さくすると、バイパス流路１５を流れる冷媒流量が減少し、その分、高低圧熱交換器７の高圧熱交換部を流れる冷媒流量が増加し、高低圧熱交換器７の熱交換量が増加する。
そこで、例えば冷媒乾き度を制御する場合、計測制御装置１４は、冷媒乾き度が目標値よりも高い場合には、流量調節弁１６の開度を大きくし、高低圧熱交換器７の熱交換量を減少させて冷媒乾き度が目標値に近づくように制御し、冷媒乾き度が目標値よりも低い場合には、流量調節弁１６の開度を小さくし、高低圧熱交換器７の熱交換量を増加させて冷媒乾き度を目標値に制御する動作を行う。

図１０は本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の別の冷媒回路図である。
また、高低圧熱交換器７の熱交換量を制御する手段として例えば図１０に示すように、高低圧熱交換器７の低圧熱交換部をバイパスするバイパス流路１５を設け、バイパス流路１５上にバイパス流路を流れる冷媒流量を調整する流量調節弁１６を設けてもよい。
尚、バイパス流路１５は、本発明における低圧側バイパス流路に相当し、流量調節弁１６は、本発明における冷媒流量制御手段に相当する。そして、冷媒流量制御手段を、熱交換量調整手段として用いる。

この場合もバイパス流路１５を流れる冷媒流量が増加すると、高低圧熱交換器７の熱交換量が低下し、バイパス流路１５を流れる冷媒流量が減少すると、高低圧熱交換器７の熱交換量が増加するので、高低圧熱交換器７の熱交換量制御でき、冷媒乾き度を目標値に制御することができる。

尚、本実施の形態では、凝縮器出口の冷媒乾き度の制御目標値は、０．１〜０．２程度が好適と説明したが、冷凍空調装置の運転状態により制御目標値を変更してもよい。
例えば冷媒乾き度の制御目標値を当初０．１に設定しておいて運転を行うが、運転状態によっては乾き度の制御目標値を高く０．１５、もしくは０．２に設定する運転を行う。あるいは制御目標値を低く０．０５、もしくは０に設定する運転を行う。
この制御目標値の変更は、装置に充填される冷媒量が不足又は過剰となるのに伴い、装置の運転効率が低下する場合になされ、冷媒量が不足であると判断される場合には、冷媒乾き度の制御目標値を高く変更し、冷媒量が過剰であると判断される場合には冷媒乾き度の制御目標値を低く変更する。

この冷媒量の不足又は過剰の判断は、装置の低圧側の運転状態に基づいて実施し、例えば蒸発器出口の冷媒状態に基づいて行う。本装置において、第１膨張弁６、第２膨張弁８の開度制御を実施し、蒸発器出口の冷媒過熱度が適切な状態となるように制御を行うが、各膨張弁の開度が圧縮機３の周波数などによって設定された上限値にまで増加させても蒸発器出口の冷媒過熱度が目標値より一定量以上、例えば３℃以上高い場合には、充填されている冷媒量が不足であり、冷媒過熱度を目標値に調整できないと判断する。この場合は、凝縮器出口の冷媒乾き度の目標値を高く変更し、凝縮器に存在する冷媒量が減少するように運転を行う。凝縮器の冷媒量減少分だけ蒸発器の冷媒量が増加し、それにより蒸発器出口の冷媒過熱度を低く制御できるようになる。
冷媒過熱度を高い状態で運転を行うと、前述したように冷凍サイクルの低圧が低下し、装置の運転効率が低下するが、凝縮器出口の冷媒乾き度の制御目標値の調整により、蒸発器出口の冷媒過熱度が適切な状態で運転可能となり、装置の運転効率を高く維持することができる。

また冷媒量が過剰であるという判断は、各膨張弁の開度が圧縮機３の周波数などによって設定された下限値にまで低減させても蒸発器出口の冷媒過熱度が目標値より一定量以上、例えば２℃以上低い場合には、充填されている冷媒量が過剰であり、冷媒過熱度を目標値に調整できないと判断する。この場合は、凝縮器出口の冷媒乾き度の目標値を低く変更し、凝縮器に存在する冷媒量が増加するように運転を行う。凝縮器の冷媒量増加分だけ蒸発器の冷媒量が減少し、それにより蒸発器出口の冷媒過熱度をより高く制御できるようになる。
蒸発器出口の冷媒過熱度が低い、もしくは冷媒過熱度≒０となり冷媒状態が二相状態と判断される場合は、蒸発器での冷媒エンタルピ差が小さくなり、冷媒から十分な冷熱を得られず蒸発器の熱交換量が低下する運転となるので、装置の運転効率が低下するが、凝縮器出口の冷媒乾き度の制御目標値の調整により、蒸発器出口の冷媒過熱度が適切な状態で運転可能となり、装置の運転効率を高く維持することができる。

尚、冷媒量の不足又は過剰の判断は、蒸発器出口の冷媒状態に基づく他に、圧力センサ１３ｂで検知される冷凍サイクルの低圧の圧力値を用いて判断することもできる。
本装置において、第１膨張弁６、第２膨張弁８の開度制御を実施し、蒸発器出口の冷媒過熱度が適切な状態となるように制御を行うが、各膨張弁の開度が圧縮機３の周波数などによって設定された上限値にまで増加させても冷凍サイクルの低圧の圧力から得られる蒸発温度が所定値より一定量以上、例えば３℃以上低い場合には、充填されている冷媒量が不足であり、冷媒過熱度を目標値に調整できないと判断する。
低圧の判断に用いる所定値は蒸発器での熱交換状態によって規定される。適切な運転がなされる場合は、蒸発器周囲の空気温度から熱交換器の性能により規定される温度差分だけ低い冷媒温度（蒸発温度）を実現する低圧で運転されるが、冷媒量が不足である場合は、蒸発器出口の冷媒過熱度が大きくなり、その過熱度分だけさらに低圧が低下する運転となる。そこで、適切な運転が想定される場合の低圧を、判断に用いる所定値と設定することで、冷媒量の不足を判断可能となる。

また冷媒量が過剰であり、蒸発器の熱交換量が低下する場合には、低下度合いに応じて、蒸発器周囲と冷媒との温度差が減少し、冷凍サイクルの低圧が適切な運転がなされる場合よりも高くなる。そこで、各膨張弁の開度が圧縮機３の周波数などによって設定された下限値にまで減少させても冷凍サイクルの低圧が所定値より一定量以上、例えば２℃以上高い場合には、充填されている冷媒量が過剰であると判断する。

尚、本実施の形態では、冷凍空調装置に充填される冷媒はプロパンとしているが、本発明はこれに限るものではなく、冷媒充填量の上限が規制される可燃性冷媒、例えばその他のＨＣ冷媒や、Ｒ３２やＨＦＯ冷媒などを適用することもできる。この場合においても、装置に充填される冷媒量が少ない場合でも高効率な運転を実現できるという点で、同様の効果を得ることができる。

また、本実施の形態では、装置内部での冷媒量分布を調整する運転を行うので、装置設置時の冷媒量調整作業を不要にできる。そのため可燃性冷媒を装置設置時に扱わなくてもよくなり、装置設置の際の安全性を高めることもできる。

実施の形態２．
図１１は本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置の冷媒回路図である。
本発明の実施の形態２の冷凍空調装置の構成を図１１に基づいて説明する。
図１１では実施の形態１の構成における高低圧熱交換器７に代わって過冷却熱交換器１７が設けられており、過冷却熱交換器１７の低圧熱交換部を経由するバイパス流路１８、及びバイパス流路１８上にバイパス流路１８を流れる冷媒流量を調整する、第２の減圧装置である第３膨張弁１９が設けられる。過冷却熱交換器１７では、凝縮器出口の高圧冷媒が高圧熱交換部を流れ、高圧熱交換部と低圧熱交換部が隣接する構造とすることで、高圧冷媒とバイパス流路１８を流れる低圧の冷媒とが熱交換を行う。実施の形態２において、その他の構成については実施の形態１と同様となる。

尚、第３膨張弁１９は、本発明における熱交換量調整手段に相当し、開度を可変することにより、冷媒の流動抵抗を可変可能とする。
また、暖房運転時の温度センサ１２ｃ、又は冷房運転時の温度センサ１２ｄは、本発明における第４の温度センサに相当する。
また、温度センサ１２ｆは、本発明における第５の温度センサに相当する。

また、計測制御装置１４は、後述する動作により、温度センサ１２の出力値と、過冷却熱交換器１７の高圧側冷媒流量と低圧側冷媒流量との流量比とに基づいて、凝縮器出口の冷媒が気液二相状態である場合の冷媒乾き度を推算する。
また、計測制御装置１４は、後述する動作により、推算した冷媒乾き度が、予め設定された目標値となるように高低圧熱交換器７の熱交換量を制御する。
尚、計測制御装置１４は、本発明における乾き度推算手段及び制御手段に相当する。

次に、この冷凍空調装置での運転動作について説明する。

図１２は本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置の動作を示すｐｈ線図である。
まず暖房運転時の動作について図１１、及び図１２に示す暖房運転時のｐｈ線図をもとに説明する。
暖房運転時には、四方弁４の流路は図１１の点線方向に設定される。そして圧縮機３から吐出された高温高圧のガス冷媒（図１２の点１）は四方弁４を経て室外機１を流出しガス管１１を経て室内機２に流入する。そして、室内熱交換器１０に流入し、凝縮器となる室内熱交換器１０で放熱しながら凝縮液化し高圧低温の液冷媒となる（図１２の点２）。この際、冷媒から放熱された熱を負荷側の空気に与えることで暖房を行う。

室内熱交換器１０を出た高圧低温の冷媒は液管９を経由して、室外機１に流入した後で、第２膨張弁８で若干減圧された後（図１２の点３）で、過冷却熱交換器１７の高圧熱交換部でバイパス流路１８を流れる低温の冷媒に熱を与え冷却される（図１２の点４）。その後、冷媒は第１膨張弁６で低圧まで減圧され二相冷媒となり（図１２の点５）、その後蒸発器となる室外熱交換器５に流入し、そこで吸熱し、蒸発ガス化される（図１２の点６）、その後四方弁４を経てバイパス流路１８を流れる冷媒と合流し（図１２の点７）、圧縮機３に吸入される。
また過冷却熱交換器１７の入口部で冷媒は分岐され、一部はバイパス流路１８に流れる。バイパス流路１８に流入した冷媒の状態変化は図１２の点線で表され、高圧の液冷媒は、第３膨張弁１９で減圧され低圧の二相冷媒となり（図１２の点８）、その後過冷却熱交換器１７の低圧熱交換部で高圧の冷媒と熱交換し加熱蒸発され、低圧のガス冷媒となり（図１２の点９）、その後室外熱交換器５を流出する冷媒と合流する。

次に冷房運転時の動作について図１１、及び図１２に示すｐｈ線図をもとに説明する。冷房運転でもｐｈ線図上の定性的な変化は暖房運転と同様に示される。
冷房運転時には、四方弁４の流路は図１１の実線方向に設定される。そして、圧縮機３から吐出された高温高圧のガス冷媒（図１２の点１）は四方弁４を経て凝縮器となる室外熱交換器５に流入し、ここで放熱しながら凝縮液化し、高圧低温の冷媒となる（図１２の点２）。室外熱交換器５を出た冷媒は第１膨張弁６で若干減圧された後で（図１２の点３）、過冷却熱交換器１７の高圧熱交換部でバイパス流路１８を流れる低温の冷媒に熱を与え冷却される（図１２の点４）。その後、冷媒は第２膨張弁８で低圧まで減圧され二相冷媒となり（図１２の点５）、その後室外機１を流出し、液管９を経て室内機２に流入する。

そして、蒸発器となる室内熱交換器１０に流入し、そこで吸熱し、蒸発ガス化（図１２の点６）しながら室内機２側の負荷側空気に冷熱を供給する。室内熱交換器１０を出た低圧ガス冷媒は室内機２を出て、ガス管１１を経て室外機１に流入し、その後四方弁４を経た後で、バイパス流路１８を流れる冷媒と合流し（図１２の点７）、圧縮機３に吸入される。
また過冷却熱交換器１７の出口部で冷媒は分岐され、一部はバイパス流路１８に流れる。バイパス流路１８に流入した高圧の液冷媒は、第３膨張弁１９で減圧され低圧の二相冷媒となり（図１２の点８）、その後過冷却熱交換器１７の低圧熱交換部で高圧の冷媒と熱交換し加熱蒸発され、低圧のガス冷媒となり（図１２の点９）、その後室外熱交換器５を流出する冷媒と合流する。

次に、この冷凍空調装置での運転制御動作について説明する。
運転制御動作において、冷凍サイクルの上流側の膨張弁の制御以外は、実施の形態１で説明した、図３、図４における制御動作と同一であるので説明を省略する。
本実施の形態２における計測制御装置１４は、実施の形態１における冷凍サイクルの上流側の膨張弁の制御、すなわち暖房運転における第２膨張弁８の制御、冷房運転における第１膨張弁６の制御に代わって、バイパス流路１８にある第３膨張弁１９の開度制御を実施する。

第３膨張弁１９の開度を大きくすると、バイパス流路１８を流れる冷媒量が増加し、過冷却熱交換器１７での熱交換量が増加し、第３膨張弁１９の開度を小さくすると、バイパス流路１８を流れる冷媒量が減少し、過冷却熱交換器１７での熱交換量が減少する。
過冷却熱交換器１７での熱交換量が増加すると、蒸発器となる熱交換器入口の冷媒エンタルピは低くなり、過冷却熱交換器１７での熱交換量が減少すると、蒸発器となる熱交換器入口の冷媒エンタルピは高くなる。従って過冷却熱交換器１７での熱交換量制御における冷凍サイクル内の冷媒量分布の変動は、実施の形態１における高低圧熱交換器７での熱交換量制御実施時と同様となる。

そこで、計測制御装置１４は、第３膨張弁１９の開度制御により、凝縮器となる熱交換器出口の冷媒過冷却度、もしくは冷媒乾き度を所定の目標値に実施する制御を実施し、冷媒過冷却度が目標値より高い場合、または冷媒乾き度が目標値より低い場合には、第３膨張弁１９の開度を大きく制御し、冷媒過冷却度が目標値より低い場合、または冷媒乾き度が目標値より高い場合には、第３膨張弁１９の開度を小さく制御する。

冷媒乾き度の検知は、実施の形態１と同様に実施し、圧力センサ１３、温度センサ１２から過冷却熱交換器１７の高圧側入口のエンタルピを推算して、圧力を推算する。実施の形態１と同様に、過冷却熱交換器１７の高圧側出口が液冷媒、低圧側出口がガス冷媒となるように運転されているとすると、検知された温度及び圧力から、高圧側出口のエンタルピＨ４、低圧側出口のエンタルピＨ９を推算できる。また冷房運転時には、高圧側出口の冷媒がバイパス流路１８で減圧されて低圧側入口に流入するので、低圧側入口エンタルピＨ８は高圧側出口エンタルピＨ４と等しくなる。

過冷却熱交換器１７において、高圧側冷媒の冷却量＝低圧側冷媒の加熱量であるが、高低圧熱交換器７と異なり、高圧側、低圧側を流れる冷媒流量は異なる。そこで高圧側を流れる冷媒流量に対する、低圧側を流れる冷媒流量の流量比（＝低圧側流量／高圧側流量）を用い、冷媒流量×エンタルピ差で表される熱交換量が等しいという関係から、高圧側入口エンタルピＨ３を、Ｈ３＝Ｈ４＋（Ｈ９−Ｈ８）×冷媒流量比と求める。
冷媒乾き度は、圧力とエンタルピがわかれば求められるので、冷凍サイクルの高圧とエンタルピＨ３より、過冷却熱交換器１７の高圧側入口の冷媒乾き度が求められ、この値はそのまま凝縮器となる熱交換器出口の冷媒乾き度となる。
尚、暖房運転時には、低圧側入口エンタルピＨ８は高圧側入口エンタルピＨ３と等しくなるので、上記演算式のＨ８をＨ３に置き換えて、高圧側入口エンタルピＨ３を、Ｈ３＝（Ｈ４＋Ｈ９×冷媒流量比）／（１＋冷媒流量比）と求める。

尚、冷媒流量比については、膨張弁を流れる流量から推算され、膨張弁流量は各膨張弁の開度に比例するので、膨張弁の開度比として算出できる。冷房運転の場合は、冷媒流量比＝第３膨張弁１９の開度／（第３膨張弁１９の開度＋第２膨張弁８の開度）となり、暖房運転の場合は、冷媒流量比＝第３膨張弁１９の開度／第１膨張弁６の開度となる。

このような制御を行うことで、実施の形態１と同様に、接続配管長などの影響により冷媒充填量が最適値よりも多く充填される場合、あるいは少なく充填される場合のいずれにおいても、凝縮器となる熱交換器に存在する冷媒量を調整し、蒸発器となる熱交換器に存在する冷媒量を適量にすることで、蒸発器となる熱交換器出口の冷媒過熱度を適切な値に運転でき、装置の運転効率を向上させることができる。

実施の形態３．
図１３は本発明の実施の形態３に係る冷凍空調装置の冷媒回路図である。
本発明の実施の形態３の冷凍空調装置の構成を図１３に基づいて説明する。
実施の形態３では、圧縮機３にインジェクションポート２０を設け、実施の形態２の構成におけるバイパス流路１８が、インジェクションポート２０に接続されるように構成される。実施の形態３において、その他の構成については実施の形態２と同様となる。

次に、この冷凍空調装置での運転動作について説明する。
バイパス流路１８、圧縮機３の動作以外は実施の形態２と同様であるので説明を省略する。
圧縮機３内部では、低圧のガス冷媒が吸入された後で、圧縮室内で圧縮され、高圧のガス冷媒となって吐出される。この圧縮過程の途中で、冷媒の圧力が高圧と低圧の間の中間圧となっている時点で圧縮室とインジェクションポート２０が連通する構成となり、バイパス流路１８を流れる冷媒が圧縮室に流入し、いわゆるガスインジェクションがなされる。従ってバイパス流路１８の冷媒圧力は、中間圧となり、過冷却熱交換器１７では高圧の冷媒と中間圧の冷媒が熱交換する構成となる。

過冷却熱交換器１７での熱交換により、凝縮器となる熱交換器出口の冷媒状態を制御する点では、実施の形態２と同様となるので、バイパス流路１８にある第３膨張弁１９の制御により、過冷却熱交換器１７での熱交換量が制御され、実施の形態２と同様に接続配管長などの影響により冷媒充填量が最適値よりも多く充填される場合、あるいは少なく充填される場合のいずれにおいても、蒸発器となる熱交換器出口の冷媒過熱度を適切な値に運転でき、装置の運転効率を上昇させることができる。

また本実施の形態では、バイパス流路１８を流れる冷媒が中間圧から高圧に圧縮される。実施の形態２のように、圧縮機３の吸入にて合流させた場合は、バイパス流路１８を流れる冷媒が低圧から高圧に圧縮されるのに対し、本実施の形態では中間圧からの昇圧となるので、昇圧幅が低減し、圧縮機３の消費電力が低減するためより装置の運転効率を高くすることができる。

本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の冷媒回路図を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の動作を示すｐｈ線図である。 本発明の実施の形態１に係る暖房運転における制御フローチャートを表す図である。 本発明の実施の形態１に係る冷房運転における制御フローチャートを表す図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の高低圧熱交換器の動作を説明するｐｈ線図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の高低圧熱交換器の動作を説明する別のｐｈ線図である。 本発明の実施の形態１に係る乾き度推算に用いるエンタルピを説明するｐｈ線図である。 本発明の実施の形態１に係る二相冷媒の密度変化を表す図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の別の冷媒回路図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の別の冷媒回路図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置の冷媒回路図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置の動作を示すｐｈ線図である。 本発明の実施の形態３に係る冷凍空調装置の冷媒回路図である。

符号の説明

１ 室外機、２ 室内機、３ 圧縮機、４ 四方弁、５ 室外熱交換器、６ 第１膨張弁、７ 高低圧熱交換器、８ 第２膨張弁、９ 液管、１０ 室内熱交換器、１１ ガス管、１２ 温度センサ、１２ａ 温度センサ、１２ｂ 温度センサ、１２ｃ 温度センサ、１２ｄ 温度センサ、１２ｅ 温度センサ、１２ｆ 温度センサ、１２ｇ 温度センサ、１２ｈ 温度センサ、１３ 圧力センサ、１３ａ 圧力センサ、１３ｂ 圧力センサ、１４ 計測制御装置、１５ バイパス流路、１６ 流量調節弁、１７ 過冷却熱交換器、１８ バイパス流路、１９ 第３膨張弁、２０ インジェクションポート。

Claims (12)

1. 圧縮機、凝縮器、減圧装置、蒸発器を環状に接続した冷凍サイクルを有する冷凍空調装置において、
   前記凝縮器出口の冷媒と前記蒸発器出口の冷媒とを熱交換する高低圧熱交換器と、
   前記高低圧熱交換器の熱交換量を調整する熱交換量調整手段と、
   前記凝縮器出口の冷媒が気液二相状態である場合の冷媒乾き度を推算する乾き度推算手段と、
   前記乾き度推算手段により推算された冷媒乾き度が、予め設定された目標値となるように前記高低圧熱交換器の熱交換量を制御する制御手段と
   を備えたことを特徴とする冷凍空調装置。
2. 前記減圧装置は、前記高低圧熱交換器の高圧側入口に設けられ、冷媒の流動抵抗を可変可能とし、前記熱交換量調整手段として用いることを特徴とする請求項１記載の冷凍空調装置。
3. 前記高低圧熱交換器の高圧熱交換部をバイパスする高圧側バイパス流路と、
   前記高圧側バイパス流路に流れる冷媒流量を制御する冷媒流量制御手段と
   を備え、
   前記冷媒流量制御手段を、前記熱交換量調整手段として用いたことを特徴とする請求項１記載の冷凍空調装置。
4. 前記高低圧熱交換器の低圧熱交換部をバイパスする低圧側バイパス流路と、
   前記低圧側バイパス流路に流れる冷媒流量を制御する冷媒流量制御手段と
   を備え、
   前記冷媒流量制御手段を、前記熱交換量調整手段として用いたことを特徴とする請求項１記載の冷凍空調装置。
5. 前記制御手段は、前記冷媒乾き度の目標値を、０．１〜０．２の範囲に設定されたことを特徴とする請求項１〜４の何れかに記載の冷凍空調装置。
6. 前記制御手段は、前記冷媒乾き度の目標値を、前記蒸発器出口の冷媒が気液二相状態であるか否かに応じて変更することを特徴とする請求項１〜４の何れかに記載の冷凍空調装置。
7. 前記制御手段は、前記冷媒乾き度の目標値を、前記冷凍サイクルの低圧側の圧力に応じて変更することを特徴とする請求項１〜４の何れかに記載の冷凍空調装置。
8. 前記高低圧熱交換器の高圧側出口冷媒の温度を測定する第１の温度センサと、
   前記高低圧熱交換器の低圧側出口冷媒の温度を測定する第２の温度センサと、
   前記高低圧熱交換器の低圧側入口冷媒の温度を測定する第３の温度センサと、
   前記冷凍サイクルの高圧側の圧力を測定する第１の圧力センサと、
   前記冷凍サイクルの低圧側の圧力を測定する第２の圧力センサと
   を備え、
   前記乾き度推算手段は、
   前記各温度センサ、及び各圧力センサの出力値に基づいて、前記冷媒乾き度を推算することを特徴とする請求項１〜７の何れかに記載の冷凍空調装置。
9. 圧縮機、凝縮器、減圧装置、蒸発器を環状に接続した冷凍サイクルを有する冷凍空調装置において、
   前記凝縮器出口から分岐し、前記圧縮機吸入側に接続されるバイパス流路と、
   前記バイパス流路に流れる冷媒を減圧する第２の減圧装置と、
   前記第２の減圧装置出口の冷媒と前記凝縮器出口の冷媒とを熱交換する過冷却熱交換器と、
   前記過冷却熱交換器の熱交換量を調整する熱交換量調整手段と、
   前記凝縮器出口の冷媒が気液二相状態である場合の冷媒乾き度を推算する乾き度推算手段と、
   前記乾き度推算手段により推算された冷媒乾き度が、予め設定された目標値となるように前記過冷却熱交換器の熱交換量を制御する制御手段と
   を備えたことを特徴とする冷凍空調装置。
10. 前記第２の減圧装置は、冷媒の流動抵抗を可変可能とし、前記熱交換量調整手段として用いることを特徴とする請求項９記載の冷凍空調装置。
11. 前記過冷却熱交換器の高圧側出口冷媒の温度を測定する第４の温度センサと、
    前記過冷却熱交換器の低圧側出口冷媒の温度を測定する第５の温度センサと
    を備え、
    前記乾き度推算手段は、
    前記各温度センサの出力値と、前記過冷却熱交換器の高圧側冷媒流量と低圧側冷媒流量との流量比とに基づいて、前記冷媒乾き度を推算することを特徴とする請求項９又は１０記載の冷凍空調装置。
12. 圧縮機、凝縮器、減圧装置、蒸発器を環状に接続した冷凍サイクルを有する冷凍空調装置において、
    前記圧縮機は、圧縮過程途中に圧縮室と連通可能なインジェクションポートを備え、
    前記凝縮器出口から分岐し、前記圧縮機のインジェクションポートに接続されるバイパス流路と、
    前記バイパス流路に流れる冷媒を減圧する第２の減圧装置と、
    前記第２の減圧装置出口の冷媒と前記凝縮器出口の冷媒とを熱交換する過冷却熱交換器と、
    前記過冷却熱交換器の熱交換量を調整する熱交換量調整手段と、
    前記凝縮器出口の冷媒が気液二相状態である場合の冷媒乾き度を推算する乾き度推算手段と、
    前記乾き度推算手段により推算された冷媒乾き度が、予め設定された目標値となるように前記過冷却熱交換器の熱交換量を制御する制御手段と
    を備えたことを特徴とする冷凍空調装置。

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