JP2010210146A - 空気熱源ターボヒートポンプ - Google Patents

Abstract

【課題】ヒートポンプ運転時、空気側条件の変動に対しても液バックのおそれがなく安定した運転ができる空気熱源ターボヒートポンプを提供することを目的とする。
【解決手段】熱源側空気熱交換器４と利用側熱交換器９との間に、エコノマイザ６と、冷媒予冷器７とが設けられている空気熱源ターボヒートポンプ１において、冷媒予冷器用膨張弁１６により、主膨張弁８の入り口側冷媒温度と蒸発温度ＥＴとの差を適正値に制御するとともに、主膨張弁８により、エコノマイザ６の出口冷媒温度と中間温度ＭＴとの差を適正値に制御する制御部６０を備えている。
【選択図】図１

Description

本発明は、空気側の条件の変動に対しても、安定した運転ができる空気熱源ターボヒートポンプに関するものである。

ターボ冷凍機に用いられているターボ圧縮機は、羽根車（インペラー）を高速回転させて冷媒ガスを遠心圧縮するものであるが、蒸発器で蒸発仕切れなかった冷媒が液相状態のまま吸い込まれると、液圧縮を起こしてインペラーが破損するおそれがある。また、冷媒流路に設けられている弁等を絞って流路抵抗を増やすと、流量が減少してインペラーに流れが沿わなくなり、失速を起こしてサージングが発生する等、安定した運転ができなくなることが従来から広く知られている。

一方、近年、ターボ冷凍機をヒートポンプサイクルで運転し、暖房運転できるようにしたエコノマイザ付きの空気熱源ターボヒートポンプが提供されている（例えば、特許文献１参照）。このような空気熱源機は、空気温度の変動や風向き、風速の変動等、水熱源機に比べて周囲環境の影響を受け易くなる。特許文献１には、ヒートポンプ運転時、熱源側空気熱交換器で蒸発仕切れなかった液相冷媒が、ターボ圧縮機に吸い込まれないように、主膨張弁およびエコノマイザ用副膨張弁を、負荷に応じて設定された設定条件から算出される予測開度により制御する場合において、予測開度よりも小さい開度を指示開度として主膨張弁に与えるようにした発明が示されている。

特開２００６−２８４０３４号公報

しかしながら、特許文献１に示された技術では、主膨張弁およびエコノマイザ用副膨張弁の開度が、利用側熱交換器に接続されている負荷に応じて設定された条件から算出される予測開度と、現在の条件から算出される現在開度とに基づいて制御されるようになっている。このため、空気側条件の影響を受け易い熱源側空気熱交換器を蒸発器とするヒートポンプ運転時（暖房運転時）、負荷とは無関係に空気側条件の変動によって、熱源側空気熱交換器で冷媒の一部が蒸発仕切れずに液相のままターボ圧縮機に吸い込まれ、液圧縮を発生するおそれがあり、安定した運転を継続することができないという問題があった。

本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであって、ヒートポンプ運転時、空気側条件の変動に対しても、液バックのおそれがなく安定した運転ができる空気熱源ターボヒートポンプを提供することを目的とする。

上記した課題を解決するために、本発明の空気熱源ターボヒートポンプは、以下の手段を採用する。
すなわち、本発明にかかる空気熱源ターボヒートポンプは、冷媒を圧縮する多段ターボ圧縮機と、冷凍サイクルを切替える切替え弁と、熱源側の空気熱交換器と、冷媒を断熱膨張する主膨張弁と、利用側の熱交換器とを順次接続してヒートポンプサイクルを構成するとともに、前記熱源側空気熱交換器と前記利用側熱交換器との間に、冷媒流通方向切替え弁を介して常に一方向から高圧液冷媒を流通させ、その一部を蒸発させて前記高圧液冷媒を過冷却し、蒸発した中間圧冷媒を前記多段ターボ圧縮機の中間吸込み口に注入する回路を備えたエコノマイザと、該エコノマイザの下流側に蒸発器として機能する前記熱源側空気熱交換器または前記利用側熱交換器に供給される冷媒を予冷する冷媒予冷器とが設けられている空気熱源ターボヒートポンプにおいて、前記冷媒予冷器用膨張弁により、前記主膨張弁の入り口側冷媒温度と蒸発温度ＥＴとの差を適正値に制御するとともに、前記主膨張弁により、前記エコノマイザの出口冷媒温度と中間温度ＭＴとの差を適正値に制御する制御部を備えていることを特徴とする。

本発明によれば、熱源側空気熱交換器と利用側熱交換器との間に、エコノマイザと冷媒予冷器とが設けられている空気熱源ターボヒートポンプにおいて、冷媒予冷器用膨張弁により、主膨張弁の入り口側冷媒温度と蒸発温度ＥＴ（蒸発圧力飽和温度）との差を適正値に制御するとともに、主膨張弁により、エコノマイザの出口冷媒温度と中間温度ＭＴ（中間圧力飽和温度）との差を適正値に制御する制御部を備えているため、ヒートポンプ運転時（暖房運転時）、蒸発器として機能する熱源側空気熱交換器の入り口冷媒エンタルピーＨを冷媒循環量Ｇに応じて適正に制御し、熱源側空気熱交換器の出口で冷媒を常に過熱状態とすることができる。従って、未蒸発の冷媒が液相のまま多段ターボ圧縮機に吸い込まれて液圧縮を発生する心配がなく、空気側条件の変動に対しても空気熱源ターボヒートポンプを安定して運転することができる。

さらに、本発明の空気熱源ターボヒートポンプは、上記の空気熱源ターボヒートポンプにおいて、前記制御部は、更に前記エコノマイザ用の副膨張弁により、前記圧縮機の中間吸込み口に吸入される中間圧冷媒温度と中間温度ＭＴとの差を適正値に制御することを特徴とする。

本発明によれば、エコノマイザ用の副膨張弁により、圧縮機の中間吸込み口に吸入される中間圧冷媒温度と中間温度ＭＴ（中間圧力飽和温度）との差を適正値に制御するようにしているため、エコノマイザサイクルを構成するガス回路を介しての中間圧冷媒の液バックをも防止することができる。従って、多段ターボ圧縮機による液圧縮のおそれを更に低減し、空気熱源ターボヒートポンプを安定して運転することができる。

さらに、本発明の空気熱源ターボヒートポンプは、上述のいずれかの空気熱源ターボヒートポンプにおいて、前記冷媒予冷器の出口側から抽出した高圧液冷媒の一部を、前記多段ターボ圧縮機を駆動する電動モータに導入し、該電動モータを冷却して蒸発した冷媒を前記多段ターボ圧縮機の吸入側に戻すモータ冷却回路を備えていることを特徴とする。

本発明によれば、冷媒予冷器の出口側から抽出した高圧液冷媒の一部を、多段ターボ圧縮機を駆動する電動モータに導入し、該電動モータを冷却して蒸発した冷媒を多段ターボ圧縮機の吸入側に戻すモータ冷却回路を備えているため、圧縮機駆動用の電動モータをエコノマイザおよび冷媒予冷器によって十分に過冷却された冷媒を導入して冷却することができる。従って、電動モータの冷却性能を向上させ、少ない冷媒量で効率よく電動モータを冷却することが可能となる。

さらに、本発明の空気熱源ターボヒートポンプは、上記の空気熱源ターボヒートポンプにおいて、前記モータ冷却回路には、前記電動モータから排出される冷媒温度に基づいて制御される冷媒流量制御弁が設けられていることを特徴とする。

本発明によれば、モータ冷却回路に電動モータから排出される冷媒温度に基づいて制御される冷媒流量制御弁が設けられているため、電動モータに導入される冷媒流量を電動モータから排出される冷媒温度に基づいて冷媒流量制御弁を制御し、適正量に制御することができる。従って、モータ冷却回路からの液バックをも確実に防止することができる。

本発明によると、ヒートポンプ運転時（暖房運転時）、蒸発器として機能する熱源側空気熱交換器の入り口冷媒エンタルピーを冷媒循環量に応じて適正に制御し、熱源側空気熱交換器の出口で冷媒を常に過熱状態とすることができるため、未蒸発の冷媒が液相のまま多段ターボ圧縮機に吸い込まれて液圧縮を発生する心配がなく、空気側条件の変動に対しても空気熱源ターボヒートポンプを安定して運転することができる。

本発明の一実施形態にかかる空気熱源ターボヒートポンプの冷媒回路図である。 図１に示す空気熱源ターボヒートポンプの冷媒予冷器用膨張弁の制御フロー図である。 図１に示す空気熱源ターボヒートポンプの主膨張弁の制御フロー図である。 図１に示す空気熱源ターボヒートポンプのエコノマイザ用副膨張弁の制御フロー図である。 図１に示す空気熱源ターボヒートポンプのモリエ線図である。

以下に、本発明の一実施形態について、図１ないし図５を参照して説明する。
図１には、空気熱源ターボヒートポンプ１の冷媒回路図が示されている。空気熱源ターボヒートポンプ１は、多段（２段）ターボ圧縮機２と、冷凍サイクル切替え弁（四方切替え弁）３と、熱源側空気熱交換器４と、冷媒流通方向切替え弁（四方切替え弁）５と、エコノマイザ６と、冷媒予冷器７と、主膨張弁８と、２台のプレート式熱交換器９Ａ，９Ｂが直列多段に接続された利用側熱交換器９とを順次接続して構成された閉サイクルのヒートポンプサイクル（冷凍サイクル）１０を備えている。

多段ターボ圧縮機２は、インバータ駆動の電動モータ１１により駆動される２段圧縮機であり、吸入口２Ａおよび吐出口２Ｂの他に、図示省略の第１羽根車と第２羽根車との間に設けられている中間吸込み口２Ｃを備えており、吸入口２Ａおよび中間吸込み口２Ｃから吸い込まれた低圧の冷媒ガスおよび中間圧の冷媒ガスを第１羽根車および第２羽根車の回転により順次遠心圧縮し、圧縮した高圧の冷媒ガスを吐出口２Ｂから吐き出すように構成されている。

冷凍サイクル切替え弁（四方切替え弁）３は、多段ターボ圧縮機２の吐出管路と吸入管路との間に設けられた四方切替え弁であり、冷凍サイクルを可逆転可能とし、ヒートポンプサイクル１０を構成するものである。この冷凍サイクル切替え弁３により、多段ターボ圧縮機２で圧縮された高圧冷媒ガスを、熱源側空気熱交換器４で凝縮させ、利用側熱交換器９で蒸発させる冷房サイクルと、利用側熱交換器９で凝縮させ、熱源側空気熱交換器４で蒸発させる暖房サイクルとに切替え可能とされている。

熱源側空気熱交換器４は、ファン１２を介して空気（外気）が流通可能とされているフィンアンドチューブ型の熱交換器が用いられており、冷媒分配器１３を介して冷媒が複数のサーキットに分配されて流通されるように構成されている。この熱源側空気熱交換器４は、冷房サイクル時には、多段ターボ圧縮機２で圧縮された高圧冷媒ガスを空気と熱交換させて凝縮液化する凝縮器として機能し、暖房サイクル時には、利用側熱交換器９において凝縮液化され、主膨張弁７で断熱膨張された低圧の液冷媒を空気と熱交換させて蒸発ガス化する蒸発器として機能するようになっている。

冷媒流通方向切替え弁（四方切替え弁）５は、熱源側空気熱交換器４と利用側熱交換器９との間に設けられている四方切替え弁である。この冷媒流通方向切替え弁５で冷媒の流通方向を切替えることにより、冷房サイクル時、暖房サイクル時共にエコノマイザ６、冷媒予冷器７および主膨張弁８に対して、常に一方向からエコノマイザ６、冷媒予冷器７および主膨張弁８の順に高圧液冷媒を流通させることができるように構成されている。

エコノマイザ６は、ヒートポンプサイクル（冷凍サイクル）１０の主回路側を流れる液冷媒と、主回路から分流されてエコノマイザ用副膨張弁１４により中間圧に減圧された冷媒とを熱交換させ、冷媒の蒸発潜熱で主回路側を流れる液冷媒を過冷却するプレート式熱交換器等の冷媒／冷媒熱交換器からなる中間冷却器６Ａにより構成されている。また、中間冷却器６Ａは、液冷媒を過冷却することにより蒸発された中間圧の冷媒ガスを多段ターボ圧縮機２の中間吸込み口２Ｃを経て中間圧の圧縮冷媒中に吸入させるためのガス回路１５を備え、これによって、中間冷却器方式のエコノマイザサイクルを構成している。

冷媒予冷器７は、エコノマイザ６の下流側に設けられ、蒸発器として機能する利用側熱交換器９または熱源側空気熱交換器４に対して、乾き度が略零に予冷された冷媒を供給するものである。この冷媒予冷器７は、エコノマイザ６用の中間冷却器６Ａと同一構成のプレート式熱交換器等の冷媒／冷媒熱交換器７Ａから構成されており、ヒートポンプサイクル１０の主回路側を流れる液冷媒と、エコノマイザ６の上流側の主回路から分流され、冷媒予冷器用膨張弁１６により減圧された冷媒とを熱交換させ、冷媒の蒸発潜熱により主回路側を流れる液冷媒を冷却するように構成されている。また、冷媒予冷器７は、液冷媒を冷却することにより蒸発された冷媒ガスを多段ターボ圧縮機２の吸入管路に戻すガス回路１７を備えている。

主膨張弁８は、エコノマイザ６および冷媒予冷器７を経て過冷却された液冷媒を断熱膨張して低圧の液冷媒とし、蒸発器として機能する利用側熱交換器９または熱源側空気熱交換器４に供給するものである。

利用側熱交換器９は、複数のプレートを平行に積層し、複数の冷媒流路と複数の冷温水流路とを交互に配列して構成したプレート型熱交換器９Ａ，９Ｂを直列多段に接続した構成とされている。この利用側熱交換器９は、冷房サイクル時に蒸発器、暖房サイクル時に凝縮器として機能するもので、冷温水回路１８を介して循環される冷水または温水と冷媒とを熱交換させ、冷房時には冷水を設定温度に冷却し、暖房時には温水を設定温度に加熱することにより、冷水または温水を取り出せるように構成されている。なお、冷媒の流れと冷水または温水の流れは、向流となるようにすることが望ましい。

また、多段ターボ圧縮機２を駆動する電動モータ１１には、冷媒予冷器７の下流側から液冷媒の一部を分流してモータハウジング内に導入するモータ冷却回路１９が接続されており、更にこのモータ冷却回路１９には、電動モータ１１側に導入される液冷媒の流量を制御する冷媒流量制御弁（膨張弁）２０が設けられている。なお、電動モータ１１を冷却した冷媒は、多段ターボ圧縮機２の吸入管路に戻されるようになっている。

さらに、本実施形態では、上記の構成に加えて、多段ターボ圧縮機２の吐出管路に温度センサ３１および圧力センサ５１、中間吸込み口２Ｃに接続されるガス回路１５に温度センサ３２および圧力センサ５２、吸入管路に温度センサ３３および圧力センサ５３が設けられると共に、エコノマイザ６の入り口に温度センサ３４、エコノマイザ６の出口に温度センサ３５、冷媒予冷器７の出口に温度センサ３６、ガス回路１７の冷媒予冷器７出口に温度センサ３７、モータ冷却回路１９の電動モータ１１出口に温度センサ３８、冷温水回路１８の入り口および出口に温度センサ３９，４０、熱源側空気熱交換器４付近に外気温度センサ４１が設けられている。

多段ターボ圧縮機２は、上記温度センサ３１，３２，３３，３９，４０，４１および圧力センサ５１，５２，５３の検出値に基づいて、温度センサ３９，４０により検出される冷温水回路１８の利用側熱交換器９に対する入り口冷温水温度および出口冷温水温度が設定温度となるように、図示省略の入り口ベーン開度および電動モータ１１の回転数等が制御されるようになっている。

また、ヒートポンプ運転時（暖房運転時）、熱源側空気熱交換器（蒸発器）４に供給された冷媒の一部が、蒸発仕切れずに液相状態のままで多段ターボ圧縮機２に吸い込まれないようにするため、熱源側空気熱交換器４の入り口での冷媒のエンタルピーＨを、冷媒循環量Ｇに応じて適正に制御し、熱源側空気熱交換器４の出口で冷媒が常に過熱状態とされるように制御している。

具体的には、膨張弁開度を制御する制御部６０により、温度センサ３６で検出される主膨張弁８の入り口冷媒温度と、圧力センサ５３の検出値から算出される蒸発温度ＥＴ（蒸発圧力飽和温度）との差が適正値αとなるように冷媒予冷器用膨張弁１６の開度を、図２に示されている制御フローに従って制御し、また、温度センサ３５で検出されるエコノマイザ６の出口冷媒温度と、圧力センサ５２の検出値から算出される中間温度ＭＴ（中間圧力飽和温度）との差が適正値βとなるように主膨張弁８の開度を、図３に示されている制御フローに従って制御するように構成している。

つまり、上記制御部６０は、図２に示されるように、主膨張弁８の入り口冷媒温度３６が、冷媒温度３６＞αの場合、冷媒予冷器用膨張弁１６を開方向に制御するとともに、冷媒温度３６＜αの場合、冷媒予冷器用膨張弁１６を閉方向に制御し、冷媒予冷器用膨張弁１６によって主膨張弁８の入り口冷媒温度と蒸発温度ＥＴ（蒸発圧力飽和温度）との差を適正値αに制御するように構成され、また、図３に示されるように、エコノマイザ６の出口冷媒温度３５が、冷媒温度３５＞βの場合、主膨張弁８を閉方向に制御するとともに、冷媒温度３５＜βの場合、主膨張弁８を開方向に制御し、主膨張弁８によってエコノマイザ６の出口冷媒温度と中間温度ＭＴ（中間圧力飽和温度）との差を適正値βに制御するように構成されている。

さらに、制御部６０は、図４に示されるように、エコノマイザ用副膨張弁１４の開度を制御し、温度センサ３２を介して検出される多段ターボ圧縮機２の中間吸込み口２Ｃに吸入される冷媒温度と、中間温度ＭＴ（中間圧力飽和温度）との差が適正値γとなるように制御するとともに、温度センサ３８を介して検出される電動モータ１１の出口冷媒温度に基づいて、モータ冷却回路１９に設けられている冷媒流量制御弁２０の開度を制御するように構成されている。

以上に説明の構成により、本実施形態によれば、以下の作用効果を奏する。
先ず、図５に示されるモリエ線図を参照して、空気熱源ターボヒートポンプ１の動作を説明する。なお、図５中における数字３１ないし３６は、温度センサ３１ないし３６による検出温度に対応しており、数字８，１４，１６は、膨張弁８，１４，１６による断熱膨張（減圧）に対応している。

冷房サイクル時、多段ターボ圧縮機２の吸入口２Ａから吸入された低温低圧の冷媒ガスａは、第１羽根車によりｂ点まで圧縮され、中間吸込み口２Ｃから吸い込まれた中間圧の冷媒ガスと混合されてｃ点の状態となった後、第２羽根車に吸い込まれてｄ点まで圧縮される。この状態で多段ターボ圧縮機２から吐き出された冷媒ｄは、冷凍サイクル切替え弁３により熱源側空気熱交換器４に導かれ、空気（外気）と熱交換して冷却されることにより凝縮液化されて高圧液冷媒ｅとなる。

この高圧液冷媒ｅは、冷媒流通方向切替え弁５を経てエコノマイザ６に導かれる。エコノマイザ６の入り口で一部が分流され、エコノマイザ用膨張弁１４によりｆ点まで減圧された後、中間冷却器６Ａに流入される。この中間圧冷媒ｆは、中間冷却器６Ａで冷凍サイクル１０の主回路側を流れる高圧液冷媒ｅと熱交換され、液冷媒ｅから吸熱して蒸発ガス化された後、ガス回路１５を経て多段ターボ圧縮機２の中間吸込み口２Ｃから圧縮途中の中間圧冷媒ガス中に吸入される。

一方、エコノマイザ６の中間冷却器６Ａにおいて、中間圧冷媒ｆと熱交換された主回路側の高圧液冷媒ｅは、ｇ点まで過冷却されて冷媒予冷器７に至る。中間冷却器６Ａの入り口でエコノマイザ用膨張弁１４への流れから分岐された液冷媒は、冷媒予冷器用膨張弁１６によりｈ点まで減圧されて冷媒予冷器７に流入し、主回路側の高圧液冷媒ｇと熱交換される。このｈ点の低圧冷媒は、冷媒予冷器７で主回路側の液冷媒ｇと熱交換されて蒸発ガス化された後、ｉ点を経てガス回路１７を介して多段ターボ圧縮機２の吸入管路に戻されることにより、後述する利用側熱交換器９の出口冷媒ａと合流される。

ｇ点の高圧液冷媒は、冷媒予冷器７での予冷によりｊ点まで冷却された後、主膨張弁８によりｋ点まで減圧（断熱膨張）され、利用側熱交換器（蒸発器）９の入口に至る。この低圧冷媒ｋは、乾き度が略零の液単相冷媒である。このように、エコノマイザ６と利用側熱交換器（蒸発器）９との間に冷媒予冷器７を設け、エコノマイザ６により過冷却された冷媒を更に予冷することによって、利用側熱交換器（蒸発器）９に乾き度が略零の液単相冷媒を供給することが可能となる。

利用側熱交換器９に供給された液単相の冷媒ｋは、前段側プレート型熱交換器９Ａの複数の冷媒流路に対して均等に分配されて流通され、その間に冷温水回路１８を介して循環される冷水と熱交換されて一部の冷媒が蒸発される。前段側のプレート型熱交換器９Ａを流通した冷媒は、続いて後段側プレート型熱交換器９Ｂに流入され、同様に冷水と熱交換されて残りの冷媒が蒸発される。これによって、冷温水回路１８を介して循環される冷水は設定温度まで冷却され、負荷側へと供給されることにより冷房に供される。利用側熱交換器９を流通した冷媒は、その出口において過熱状態の低圧ガス冷媒ａとなり、ガス回路１７からのガス冷媒と合流された後、再び多段ターボ圧縮機２に吸入され、以下同様のサイクルを繰り返す。

このように、本実施形態によれば、蒸発器となる利用側熱交換器９に対して、冷媒を乾き度が略零の液単相状態として供給することができるため、熱交換器内部の冷媒乾き領域を小さくでき、冷媒回路側の圧力損失低減と熱伝達率の向上を期待することができる。従って、エコノマイザ６を設けたことによる冷凍能力の向上およびＣＯＰ（成績係数）の向上効果と共に、伝熱面積が同一であっても大きな熱量を交換することができるので、冷却性能の向上ないしは利用側熱交換器９の小型化を図ることができる。

一方、暖房サイクル時、多段ターボ圧縮機２から吐き出された冷媒ｄは、冷凍サイクル切替え弁３によって利用側熱交換器９に導かれ、冷温水回路１８を介して循環される温水と熱交換される。これによって、高温高圧の冷媒ｄは温水に放熱して冷却され、凝縮液化して高圧液冷媒ｅとなり、温水は設定温度まで加熱され、負荷側へと供給されることによって暖房に供される。

高圧液冷媒ｅは、冷媒流通方向切替え弁５を介してエコノマイザ６に導かれ、更に冷媒予冷器７を経て主膨張弁８に至り、断熱膨張してｊ点からｋ点に減圧された後、熱源側空気熱交換器４に流入される。熱源側空気熱交換器４は、蒸発器として機能し、冷媒ｋはファン１２により流通される外気と熱交換され、外気から吸熱して蒸発ガス化される。この冷媒ａは、熱源側空気熱交換器４の出口において過熱状態の低圧ガス冷媒ａとされ、冷凍サイクル切替え弁３を経て再び多段ターボ圧縮機２に吸入される。以下同様のサイクルを繰り返す。

このように、ヒートポンプ運転時（暖房運転時）、冷媒は、熱源側空気熱交換器４において外気と熱交換することによって蒸発される。このため、空気温度の変動や風向き、風速の変動等、空気側条件の影響を受け易く、図５に示されるように、熱源側空気熱交換器４の入り口での冷媒のエンタルピーＨを、冷媒循環量Ｇに応じて適正に制御し、熱源側空気熱交換器４の出口で冷媒ａが常に過熱状態となるように制御しないと、熱源側空気熱交換器４に供給された液冷媒の一部が、蒸発せずに液相状態のまま多段ターボ圧縮機２に吸い込まれる液バック現象が発生し、液圧縮の原因となる。

しかるに、本実施形態では、冷媒予冷器用膨張弁１６の開度制御により、主膨張弁８の入り口冷媒温度と蒸発温度ＥＴ（蒸発圧力飽和温度）との差を適正値αに制御するとともに、主膨張弁８の開度制御により、エコノマイザ６の出口冷媒温度と中間温度ＭＴ（中間圧力飽和温度）との差を適正値βに制御する制御部６０を備えているため、ヒートポンプ運転時（暖房運転時）、蒸発器として機能する熱源側空気熱交換器４の入り口での冷媒エンタルピーＨを冷媒循環量Ｇに応じて適正に制御し、熱源側空気熱交換器４の出口において冷媒を常に過熱状態にすることができる。

これにより、ヒートポンプ運転時（暖房運転時）においても、蒸発器として機能する熱源側空気熱交換器４に供給された冷媒の一部が、蒸発仕切れずに液相状態で多段ターボ圧縮機２側に液バックされることがなくなり、従って、液圧縮を解消することができ、空気側条件の変動に対しても、空気熱源ターボヒートポンプ１を安定して継続運転することができる。

また、制御部６０によってエコノマイザ用副膨張弁１４の開度を制御し、多段ターボ圧縮機２の中間吸込み口２Ｃに注入される中間圧冷媒の温度が適正値となるように制御しているため、エコノマイザサイクルを構成するガス回路１５からも中間圧冷媒が液相のまま液バックするのを防止することができ、これによっても、多段ターボ圧縮機２による液圧縮のおそれを低減し、空気熱源ターボヒートポンプ１を安定して運転することができる。

さらに、本実施形態では、冷媒予冷器７の出口から十分に過冷却された高圧液冷媒の一部をモータ冷却回路１９、冷媒流量制御弁２０を経て電動モータ１１に導入し、該電動モータ１１を冷却するようにしているため、電動モータ１１の冷却性能を向上させ、少ない冷媒量で効率よく電動モータ１１を冷却することができる。しかも、電動モータ１１から排出される冷媒温度に基づいて冷媒流量制御弁２０を制御し、電動モータ１１に導入される冷媒流量を適正量に制御するようにしているため、モータ冷却回路１９からの液バックをも確実に防止することができる。

なお、本発明は、上記実施形態にかかる発明に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲において、適宜変形が可能である。例えば、冷媒予冷器７に液冷媒の一部を分流して供給する回路は、図１に破線で示されるように、冷媒予冷器７の上流側からの分岐回路によって構成してもよい。
また、冷凍サイクルおよび冷媒流通方向を切替えるための切替え弁３，５は、必ずしも四方切替え弁である必要はなく、例えば電磁開閉弁を組み合わせたブリッジ回路等により代替することも可能である。

さらに、エコノマイザ６および冷媒予冷器７は、プレート式熱交換器等の冷媒／冷媒熱交換器からなる中間冷却器を用いた例について説明したが、公知の如く気液分離器を用いた気液分離器方式のサイクルにより代替してもよい。また、利用側熱交換器９は、プレート型熱交換器に限定されるものではなく、シェルアンドチューブ型熱交換器、フィンアンドチューブ型熱交換器等、他の型式の熱交換器を用いてもよく、更には３段以上の多段ターボ圧縮機を用いて構成した多段エコノマイザ方式の空気熱源ターボヒートポンプにも同様に適用できることはもちろんである。

１ 空気熱源ターボヒートポンプ
２ 多段ターボ圧縮機
２Ｃ 中間吸込み口
３ 冷凍サイクル切替え弁（四方切替え弁）
４ 熱源側空気熱交換器
５ 冷媒流通方向切替え弁（四方切替え弁）
６ エコノマイザ
７ 冷媒予冷器
８ 主膨張弁
９ 利用側熱交換器
１０ ヒートポンプサイクル（冷凍サイクル）
１５ ガス回路
１６ 冷媒予冷器用膨張弁
１９ モータ冷却回路
２０ 冷媒流量制御弁
３２，３３，３５，３６，３８ 温度センサ
５２，５３ 圧力センサ
６０ 制御部
ＥＴ 蒸発温度
ＭＴ 中間温度

Claims (4)

1. 冷媒を圧縮する多段ターボ圧縮機と、冷凍サイクルを切替える切替え弁と、熱源側の空気熱交換器と、冷媒を断熱膨張する主膨張弁と、利用側の熱交換器とを順次接続してヒートポンプサイクルを構成するとともに、
   前記熱源側空気熱交換器と前記利用側熱交換器との間に、冷媒流通方向切替え弁を介して常に一方向から高圧液冷媒を流通させ、その一部を蒸発させて前記高圧液冷媒を過冷却し、蒸発した中間圧冷媒を前記多段ターボ圧縮機の中間吸込み口に注入する回路を備えたエコノマイザと、該エコノマイザの下流側に蒸発器として機能する前記熱源側空気熱交換器または前記利用側熱交換器に供給される冷媒を予冷する冷媒予冷器とが設けられている空気熱源ターボヒートポンプにおいて、
   前記冷媒予冷器用膨張弁により、前記主膨張弁の入り口側冷媒温度と蒸発温度ＥＴとの差を適正値に制御するとともに、前記主膨張弁により、前記エコノマイザの出口冷媒温度と中間温度ＭＴとの差を適正値に制御する制御部を備えていることを特徴とする空気熱源ターボヒートポンプ。
2. 前記制御部は、更に前記エコノマイザ用の副膨張弁により、前記圧縮機の中間吸込み口に吸入される中間圧冷媒温度と中間温度ＭＴとの差を適正値に制御することを特徴とする請求項１に記載の空気熱源ターボヒートポンプ。
3. 前記冷媒予冷器の出口側から抽出した高圧液冷媒の一部を、前記多段ターボ圧縮機を駆動する電動モータに導入し、該電動モータを冷却して蒸発した冷媒を前記多段ターボ圧縮機の吸入側に戻すモータ冷却回路を備えていることを特徴とする請求項１または２に記載の空気熱源ターボヒートポンプ。
4. 前記モータ冷却回路には、前記電動モータから排出される冷媒温度に基づいて制御される冷媒流量制御弁が設けられていることを特徴とする請求項３に記載の空気熱源ターボヒートポンプ。
   
   

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