JP2016080331A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】熱交換能力を維持しつつ吐出温度を低くすることができる冷凍サイクル装置を提供することである。
【解決手段】実施形態の冷凍サイクル装置は、圧縮機と、凝縮器と、電子膨張弁と、蒸発器と、凝縮圧力検出部と、蒸発圧力検出部と、制御部と、を持つ。圧縮機は運転周波数を変更可能である。凝縮圧力検出部は凝縮器内の冷媒の圧力を検出する。蒸発圧力検出部は蒸発器内の冷媒の圧力を検出する。制御部は圧縮機及び電子膨張弁を制御する。制御部は、圧縮機から吐出される冷媒の温度に基づいて制御する。圧縮機、凝縮器、電子膨張弁、及び蒸発器を流れる冷媒は、冷凍サイクルを構成する。制御部は、冷凍サイクルの状態から制御用吐出温度を演算する。制御部は、制御用吐出温度が予め定めた基準吐出温度よりも高い場合には、圧縮機の運転周波数を低下させ、制御用吐出温度が基準吐出温度以下である場合には、圧縮機の運転周波数を維持する。
【選択図】図１

Description

本発明の実施形態は、冷凍サイクル装置に関する。

従来、圧縮機から吐出された冷媒を凝縮器、電子膨張弁、蒸発器の順で流す冷凍サイクル装置が知られている。この種の冷凍サイクル装置の制御方法としては、主に２つの方法が挙げられる。１つは、圧縮機の吸込み口における冷媒の過熱度で制御する方法であり、他の１つは、圧縮機の吐出口における冷媒の温度（以下、吐出温度と称する）で制御する方法（以下、吐出温度制御と称する）である。
冷媒を地球環境にやさしいものにするために、オゾン層破壊係数及び地球温暖化係数の小さい冷媒が検討されている。冷媒によっては吐出温度が高くなるものがあるため、吐出温度が高くなりすぎないように、冷凍サイクル装置を吐出温度制御する方法が検討されている。

従来の吐出温度制御では、予め定めた基準吐出温度に対して、実際の冷媒の吐出温度が高い場合には電子膨張弁の開度を大きくしている。一方で、基準吐出温度に対して、実際の冷媒の吐出温度が低い場合には電子膨張弁の開度を小さくしている。このように、従来の吐出温度制御はシンプルなものである。
しかし、吐出温度が比較的高い冷媒を用いた冷凍サイクル装置に上述の吐出温度制御を用いた場合には、アキュムレータ等の気液分離器に液相の冷媒が多量に戻る。圧縮機の熱で気化可能な程度の液相の冷媒を圧縮機に戻す液バック運転をすると、液相の冷媒の気化熱により吐出温度が低くなる。しかし、圧縮機に戻す冷媒中の液相の割合が増えると、気液分離器が液相の冷媒で溢れる。多量の液相の冷媒が圧縮機に流れ込むことで、圧縮機が液相の冷媒を圧縮する液圧縮運転をして損傷する恐れがある。

圧縮機の液圧縮運転を防止する方法には、圧縮機がインバータ方式の運転周波数を変更可能なものであれば、運転周波数を低下させる方法がある。しかしながらこの場合、冷媒の循環量も低下するので、冷凍サイクル装置の熱交換能力が低下してしまう。

特開平１１−１５９８９２号公報 特許第３９５６５８９号公報

本発明が解決しようとする課題は、熱交換能力を維持しつつ吐出温度を低くすることができる冷凍サイクル装置を提供することである。

実施形態の冷凍サイクル装置は、圧縮機と、凝縮器と、電子膨張弁と、蒸発器と、凝縮圧力検出部と、蒸発圧力検出部と、制御部と、を持つ。圧縮機は運転周波数を変更可能である。凝縮圧力検出部は前記凝縮器内の前記冷媒の圧力を検出する。蒸発圧力検出部は前記蒸発器内の前記冷媒の圧力を検出する。制御部は前記圧縮機及び前記電子膨張弁を制御する。前記制御部は、前記圧縮機から吐出される前記冷媒の温度に基づいて制御する。前記圧縮機、前記凝縮器、前記電子膨張弁、及び前記蒸発器を流れる前記冷媒は、冷凍サイクルを構成する。前記制御部は、前記冷凍サイクルの状態から、前記圧縮機に吸込まれる前記冷媒の乾き度を考慮した制御用吐出温度を演算する。前記制御部は、前記制御用吐出温度が予め定めた基準吐出温度よりも高い場合には、前記圧縮機の前記運転周波数を低下させる。前記制御部は、前記制御用吐出温度が前記基準吐出温度以下である場合には、前記圧縮機の前記運転周波数を維持する。

実施形態の冷凍サイクル装置を示す概略構成図。 実施形態の冷凍サイクル装置のブロック図。 実施形態の冷凍サイクル装置のアキュムレータ等の内部構成を示す断面図。 実施形態の冷凍サイクル装置で用いる冷媒のモリエル線図。 実施形態の冷凍サイクル装置で用いる吐出温度補正量を求める手順を説明する図。 実施形態の冷凍サイクル装置において電子膨張弁の開度による冷媒の温度及び冷却効果を示す図。 実施形態の冷凍サイクル装置において基準吐出温度と制御用吐出温度との関係を示す図。

以下、実施形態の冷凍サイクル装置を、図面を参照して説明する。

図１及び２に示すように、本実施形態の冷凍サイクル装置１は、運転周波数を変更可能な圧縮機１１と、室内熱交換器（凝縮器）１２と、電子膨張弁１３と、室外熱交換器（蒸発器）１４と、室内熱交換器１２内の冷媒の圧力を検出する室内側圧力検出部（凝縮圧力検出部）１５と、室外熱交換器１４内の冷媒の圧力を検出する室外側圧力検出部（蒸発圧力検出部）１６と、圧縮機１１及び電子膨張弁１３を制御する制御ユニット１７と、を備えている。
この例では、冷凍サイクル装置１は空気調和装置であり、冷媒として例えばＲ３２が用いられている。Ｒ３２はＲ４１０Ａに比べて吐出温度が高い冷媒である。

圧縮機１１は、公知のインバータ制御により、運転周波数を例えば１０Ｈｚ（ヘルツ）〜１００Ｈｚの間で変更させることができる。本実施形態では、圧縮機１１には、比較的小型の気液分離器であるサクションカップ２０が設けられている。
電子膨張弁（ＰＭＶ：Ｐｕｌｓｅ Ｍｏｔｏｒ Ｖａｌｖｅ）１３は、自身の開度が調節されることで電子膨張弁１３が設けられた後述する主配管２７内の冷媒の流量を調節する。具体的には、主配管２７内を冷媒が流れない全閉の状態と、主配管２７内を流れる冷媒の流量が最大の全開の状態と、主配管２７内を流れる冷媒の流量が全閉と全開との間の状態とを切り換えることができる。

室内側圧力検出部１５は、室内熱交換器１２の図示しない配管の外面に取付けられた室内温度センサ２１と、室内温度センサ２１が検出した温度に基づいて冷媒の圧力を演算する室内側圧力変換部２２とを有している。
室内温度センサ２１としては、熱電対等の公知の接触式のものを好適に用いることができる。室内温度センサ２１は検出した冷媒の温度を信号に変換して、室内側圧力変換部２２に送信する。なお、室内温度センサ２１として非接触の温度センサを用いてもよい。
室内側圧力変換部２２は、図示はしないが演算素子及びメモリを有している。室内側圧力変換部２２のメモリには、Ｒ３２の温度と、その温度における飽和蒸気圧との関係を表すテーブル（表）が記憶されている。演算素子は、室内温度センサ２１から受信した信号を温度に変換する。さらに、メモリに記憶されたテーブルから、その温度における飽和蒸気圧、すなわち室内熱交換器１２内の冷媒の圧力を演算する。
室内側圧力変換部２２は、演算した室内熱交換器１２内の冷媒の圧力、及び、冷媒の温度を、後述する制御ユニット１７の主制御部４４に送信する。

室外側圧力検出部１６は、室内側圧力検出部１５と同様に構成されている。すなわち、室外側圧力検出部１６は、室外熱交換器１４の図示しない配管の外面に取付けられた室外温度センサ２３と、室外温度センサ２３が検出した温度に基づいて冷媒の圧力を演算する室外側圧力変換部２４とを有している。
室外温度センサ２３、室外側圧力変換部２４の構成は、室内温度センサ２１、室内側圧力変換部２２と同一なので説明を省略する。室外側圧力検出部１６は室外熱交換器１４内の冷媒の圧力を演算する。

本冷凍サイクル装置１は、四方弁２６と、圧縮機１１、四方弁２６、室内熱交換器１２、電子膨張弁１３、及び室外熱交換器１４を順次接続する主配管２７とを備えている。

室内熱交換器１２に対向する位置には、室内熱交換器１２に送風するための送風機３２が配置されている。送風機３２は、制御ユニット１７に接続され、制御ユニット１７に制御される。
室内熱交換器１２、室内温度センサ２１、及び送風機３２は、図示しないケースに収容されて、室内ユニット３３を構成する。

室外熱交換器１４に対向する位置には、室外熱交換器１４に送風するための送風機３５が配置されている。四方弁２６及び送風機３５は制御ユニット１７に接続され、制御ユニット１７に制御される。
圧縮機１１の吸込み口１１ａと四方弁２６との間の主配管２７には、比較的大型の気液分離器であるアキュムレータ３６が設けられている。すなわち、アキュムレータ３６は、主配管２７を介して圧縮機１１の吸込み口１１ａに接続されている。
圧縮機１１の吐出口１１ｅには、吐出温度を測定するための吐出温度センサ３７が取付けられている。吐出温度センサ３７は、検出した吐出温度を信号に変換して、制御ユニット１７に送信する。

ここで、図３を用いてアキュムレータ３６、及び前述の圧縮機１１、サクションカップ２０の内部構成の一例の概要について、圧縮機１１がロータリー型である場合で説明する。
アキュムレータ３６の天面には、主配管２７の一部である戻り配管２７ａが接続されている。戻り配管２７ａは、アキュムレータ３６のケース３８を貫通し、ケース３８内の上方Ｄ１において下方Ｄ２を向いて開口している。アキュムレータ３６はケース３８内にＵ字形の曲がり配管３９を有している。曲がり配管３９は、両端部よりも曲り部３９ａの方が下方Ｄ２となるように配置されている。
曲がり配管３９の一方の端部は、ケース３８の上部に固定されている。曲がり配管３９の他方の端部３９ｂは、ケース３８内の上方Ｄ１に上方Ｄ１を向いて開口している。この曲がり配管３９の他方の端部３９ｂは、戻り配管２７ａの開口に対向しないように配置されている。
曲がり配管３９の曲り部３９ａには、貫通孔３９ｃが形成されている。

アキュムレータ３６とサクションカップ２０とは、主配管２７の一部である接続配管２７ｂで接続されている。接続配管２７ｂは、曲がり配管３９の一方の端部に連通している。接続配管２７ｂは、サクションカップ２０に挿入された状態でサクションカップ２０に固定されている。
サクションカップ２０内には、一対の連結配管４０の一方の端部が配置されている。各連結配管４０の他方の端部は、圧縮機１１内に形成された一対のシリンダ１１ｂに連通している。各シリンダ１１ｂ内に供給された図示しない冷媒は、シリンダ１１ｂ内に配置されたピストン１１ｃがモータ１１ｄにより回転することで圧縮される。圧縮された冷媒は、圧縮機１１の吐出口１１ｅから主配管２７の一部である吐出配管２７ｃから圧縮機１１の外部に送り出される。
なお、圧縮機１１はロータリー型に限定されず、レシプロ型やスクロール型等でもよい。

制御ユニット１７は、図２に示すように、バス４３に接続された前述の室内側圧力変換部２２、室外側圧力変換部２４、及び主制御部（制御部）４４を有している。
バス４３には、圧縮機１１、電子膨張弁１３、温度センサ２１、２３、四方弁２６、送風機３２、３５、及び吐出温度センサ３７が接続されている。
主制御部４４は、図示はしないが演算素子、メモリ、及び制御プログラムを有している。
主制御部４４のメモリには、後述する吐出温度補正量（第一温度補正量）αを演算するための第一関係式、及び、吐出温度抑制効果（第二温度補正量）βを演算するためのテーブル（関係表）が予め記憶されている。主制御部４４は、圧縮機１１、電子膨張弁１３、四方弁２６、及び送風機３２、３５を制御する。

図１に示すように、圧縮機１１、電子膨張弁１３、室外熱交換器１４、制御ユニット１７、四方弁２６、送風機３５、及びアキュムレータ３６は、ケース４７に収容されて、室外ユニット４８を構成する。
ケース４７には、主配管２７を接続したり分離したりするための接続部４９が設けられている。
なお、前述のサクションカップ２０、四方弁２６、アキュムレータ３６、送風機３２、３５、吐出温度センサ３７、ケース４７、及び接続部４９は、冷凍サイクル装置１の必須の構成ではない。

次に、以上のように構成された本実施形態の冷凍サイクル装置１の冷凍サイクルの概要について説明する。
冷凍サイクル装置１は、図１に示す暖房運転時において以下のように冷媒が流れる。
すなわち、圧縮機１１の吐出口１１ｅから吐出された冷媒は、四方弁２６の接続配管２６ａ、室内熱交換器１２、電子膨張弁１３、室外熱交換器１４、四方弁２６の接続配管２６ｂ、アキュムレータ３６の順に流れる。そして、冷媒は圧縮機１１の吸込み口１１ａからサクションカップ２０内に入る。

ここで、アキュムレータ３６や圧縮機１１の作用を、図３を用いて詳しく説明する。
主配管２７の戻り配管２７ａからアキュムレータ３６内に流れ込む冷媒には、液相の液冷媒Ｒ１と、気相のガス冷媒Ｒ２とがある。これら液冷媒Ｒ１及びガス冷媒Ｒ２以外にも、図示しないオイルが戻り配管２７ａからアキュムレータ３６内に流れ込む。液冷媒Ｒ１及びオイルは、比重の影響によりケース３８の下方Ｄ２に溜まり、ガス冷媒Ｒ２は液冷媒Ｒ１及びオイルよりも上方Ｄ１に溜まる。
ガス冷媒Ｒ２は、他方の端部３９ｂから曲がり配管３９内に吸い込まれる。曲がり配管３９内における他方の端部３９ｂから貫通孔３９ｃまでの圧力損失により、貫通孔３９ｃを通して曲がり配管３９内に曲がり配管３９の外部のものが吸い込まれる。溜まった液冷媒Ｒ１及びオイルによる液面Ｒ５が貫通孔３９ｃよりも上方Ｄ１にある場合には、貫通孔３９ｃを通して液冷媒Ｒ１及びオイルが曲がり配管３９内に吸い込まれる。
すなわち、アキュムレータ３６は液冷媒Ｒ１とガス冷媒Ｒ２とを分離する機能を有する。

曲がり配管３９内に吸い込まれたガス冷媒Ｒ２、液冷媒Ｒ１、及びオイルは、接続配管２７ｂ及び連結配管４０を介して、圧縮機１１のシリンダ１１ｂ内に供給される。シリンダ１１ｂ内では、ガス冷媒Ｒ２はピストン１１ｃにより圧縮される。液冷媒Ｒ１は圧縮機１１の熱で気化したうえでピストン１１ｃにより圧縮される。液冷媒Ｒ１が気化して気化熱を奪うことで、圧縮機１１から吐出される冷媒の温度が低くなる。
ただし、液面Ｒ５が他方の端部３９ｂよりも上方Ｄ１になると、曲がり配管３９内に多量の液冷媒Ｒ１が流れ込み、シリンダ１１ｂ内で液冷媒Ｒ１が気化しきれなくなり、ピストン１１ｃが液冷媒Ｒ１を圧縮してしまうという、いわゆる液圧縮運転になる。

気相の状態で圧縮された冷媒は、吐出配管２７ｃから圧縮機１１の外部に送り出される。
暖房運転時には、室外熱交換器１４は蒸発器として機能し、室内熱交換器１２は凝縮器として機能する。
送風機３２を駆動することで、室内熱交換器１２で加熱された空気で室内が加熱される。送風機３５を駆動することで、室外熱交換器１４と外気との熱交換が促進される。

一方で、四方弁２６が図１中に点線で示す位置に切り換わると、冷凍サイクル装置１は冷房運転及び除霜運転が可能になる。圧縮機１１の吐出口１１ｅから吐出された冷媒は、四方弁２６、室外熱交換器１４、電子膨張弁１３、室内熱交換器１２、四方弁２６、アキュムレータ３６の順に流れる。そして、冷媒は圧縮機１１の吸込み口１１ａからサクションカップ２０内に入る。このとき、室外熱交換器１４は凝縮器として機能し、室内熱交換器１２は蒸発器として機能する。
送風機３２、３５を駆動しないことで除霜運転になる。
送風機３２を駆動することで、室内熱交換器１２で冷却された空気で室内が冷却され、冷房運転となる。送風機３５を駆動することで、室外熱交換器１４と外気との熱交換が促進される。

なお、暖房運転時及び冷房運転時においては、基本的に吐出温度センサ３７が検出した吐出温度が一定になるように電子膨張弁１３の開度を調節して制御される。

次に、吐出温度補正量αを演算するための第一関係式、及び、吐出温度抑制効果βを演算するためのテーブルについて説明する。
本実施形態の冷凍サイクル装置１では、予め冷凍サイクル装置のシミュレーションや、冷凍サイクル装置を用いた実験を行うことで、第一関係式及びテーブルを求めている。第一関係式、テーブルは、一般的に冷媒毎に定まるものである。以下では、冷媒としてＲ３２を用いた例で説明する。
まず、第一関係式を求める手順について説明する。

図４に示すのは、Ｒ３２のモリエル線図である。図４の横軸は比エンタルピ（単位はＪ（ジュール）／ｋｇ）を示し、縦軸は圧力（単位はパスカル、Ｐａ）を示す。図中に飽和液線及び飽和蒸気線を示す。点線は冷媒の乾き度が一定の等乾き度線であり、一点鎖線は冷媒の温度が一定の等温線である。図において矢印Ａ１側に向かうほど冷媒の乾き度が大きくなり、矢印Ａ２側に向かうほど冷媒の温度が高くなる。以下では、冷凍サイクル装置１が暖房運転をしている場合で説明する。
飽和蒸気線上であって室外熱交換器１４内の冷媒の圧力Ｐ_０となる冷媒の状態を吸込み状態Ｓ_０とする。圧力Ｐ_０は、室外側圧力検出部１６で検出される圧力である。吸込み状態Ｓ_０の冷媒の比エンタルピを吸込み比エンタルピｈ_０とする。冷凍サイクル装置１が蒸発側や凝縮側で圧力損失が無いとすると、この圧力Ｐ_０は、圧縮機１１の吸込み口１１ａにおける冷媒の圧力になる。圧力Ｐ_０における吸込み比エンタルピｈ_０は、冷媒の熱力学物性から求めることができる。

吸込み状態Ｓ_０の冷媒を、室内熱交換器１２の冷媒の圧力Ｐ_１まで断熱圧縮した状態を理論吐出状態Ｓ_１とする。理論吐出状態Ｓ_１の冷媒の比エンタルピを理論吐出比エンタルピｈ_１、冷媒の温度を理論吐出温度Ｔ_１（単位は度（℃）、又はケルビン）とする。圧力Ｐ_１は、室内側圧力検出部１５で検出される圧力である。理論吐出比エンタルピｈ_１、理論吐出温度Ｔ_１は、圧力Ｐ_１における冷媒の熱力学物性から求めることができる。

ここで、冷凍サイクル装置１の断熱効率η_ｃを実験等から求める。断熱効率η_ｃは例えば、０．７〜０．９程度の値をとる。
理論吐出比エンタルピｈ_１、吸込み比エンタルピｈ_０、及び断熱効率η_ｃから、冷媒を室内熱交換器１２内の冷媒の圧力Ｐ_０まで圧縮した推定吐出状態Ｓ_２の冷媒の比エンタルピである推定吐出比エンタルピｈ_２を（１）式から算出する。
ｈ_２＝ｈ_０＋（ｈ_１−ｈ_０）／η_ｃ ・・（１）
推定吐出状態Ｓ_２の冷媒の温度である推定吐出温度Ｔ_２は圧力Ｐ_１及び推定吐出比エンタルピｈ_２と冷媒の熱力学特性から求めることができる。ここで、（１）式からわかるように、推定吐出比エンタルピｈ_２は理論吐出比エンタルピｈ_１より大きな値となるため、図４に示すように推定吐出温度Ｔ_２は理論吐出温度Ｔ_１よりも大きくなる。

暖房運転時において、蒸発器として機能する室外熱交換器１４内の冷媒の圧力Ｐ_０、凝縮器として機能する室内熱交換器１２内の冷媒の圧力Ｐ_１を様々に変化させて実験を行う。ここで、圧力Ｐ_０に対する圧力Ｐ_１の比（Ｐ_１／Ｐ_０の値）を圧縮比Ｃ_Ｒとする。推定吐出温度Ｔ_２から理論吐出温度Ｔ_１を引いた温度差、すなわち（２）式のように規定される吐出温度差ΔＴ_２を定める。
ΔＴ_２＝Ｔ_２−Ｔ_１ ・・（２）

冷媒がＲ３２である場合に、圧力Ｐ_０、Ｐ_１を変化させたときの、圧縮比Ｃ_Ｒに対する吐出温度差ΔＴ_２の関係を図５に示す。この吐出温度差ΔＴ_２は吐出温度補正量αに等しい。吐出温度補正量αの単位は、理論吐出温度Ｔ_１に倣う。
圧縮比Ｃ_Ｒに対する吐出温度補正量αの関係を２次の多項式で近似した結果、（３）式のように、圧縮比Ｃ_Ｒに対する吐出温度補正量αの関係を表す第一関係式が求められる。
α＝−０．２７Ｃ_Ｒ ^２＋５．９３Ｃ_Ｒ−２．５６ ・・（３）
このように、吐出温度補正量αは、圧縮比Ｃ_Ｒに基づいて定まる。吐出温度補正量αは、第一関係式である（３）式に圧縮比Ｃ_Ｒの値を代入することで求められる。
吐出温度補正量αは、実際に圧縮機１１から吐出される冷媒の温度を想定するとともに、断熱効率η_ｃ及び、圧縮機１１内での冷媒の摩擦熱の影響を表す指標である。

次に、吐出温度抑制効果βを演算するためのテーブルを求める手順について説明する。
実際に冷凍サイクル装置１を用いて、予め、圧縮機１１の吸込み口１１ａにおける冷媒の過熱度がほぼ０℃（例えば１℃）である所定の値となるように調節する。図６に示すように、この時の状態を状態ａとし、冷媒を圧縮機１１で圧縮して圧縮機１１から吐出される冷媒の温度である実吐出温度Ｔ_ｄ０を測定する。実吐出温度Ｔ_ｄ０は、例えば１４０℃だとする。
この状態ａから電子膨張弁１３の開度を大きくしていくと、状態ｂ〜ｆのように圧縮機１１から吐出される冷媒の温度は、例えば１３０℃、１２０℃と低下していく。図の右の軸には、圧縮機１１から吐出される冷媒の温度が実吐出温度Ｔ_ｄ０から低下した量の大きさ、すなわち冷却効果を示す。

この冷媒の温度が低下していく傾向は、以下の２つの状態に分けられる。１つは、状態ａ、ｂのように電子膨張弁１３の開度を大きくするのにしたがって冷媒の吐出温度が低下していく温度低下状態である。もう１つは、状態ｃ〜ｆのように電子膨張弁１３の開度を大きくしても冷媒の温度が一定（ほぼ一定も含む）になって飽和する温度一定状態である。これら温度低下状態と温度一定状態とのとの境界の状態における、圧縮機１１から吐出される冷媒の温度が実吐出温度Ｔ_ｄ０から低下した温度低下量ΔＴ_ｄを求める。この温度低下量ΔＴ_ｄは吐出温度抑制効果βに等しい。吐出温度抑制効果βの単位は、理論吐出温度Ｔ_１に倣う。
吐出温度抑制効果βは、圧縮機１１が液圧縮運転にならない程度まで液冷媒Ｒ１を圧縮機１１に戻す指標である。圧縮機１１に流れ込む冷媒の乾き度を小さくなるほど、液圧縮運転になりやすくなる。
室外熱交換器１４内の冷媒の温度、及び圧縮比Ｃ_Ｒを様々に変化させて求めた、室外熱交換器１４内の冷媒の温度、及び圧縮比Ｃ_Ｒに対する吐出温度抑制効果βの関係を表すテーブルは、例えば表１のようになる。
なお、図中の「−」は、そのような運転条件はあり得ない（生じない）ことを意味する。

吐出温度抑制効果βは、このテーブルから室外熱交換器１４内の冷媒の温度、及び圧縮比Ｃ_Ｒに対応付けられた数値を読み取ることで求められる。例えば、冷媒の温度が−１５℃で圧縮比Ｃ_Ｒが１１の場合には、吐出温度抑制効果βは３０℃となる。
吐出温度抑制効果βは、アキュムレータ３６が液冷媒Ｒ１とガス冷媒Ｒ２とを分離する機能を確保したうえで、圧縮機１１が液冷媒Ｒ１を圧縮しない範囲で許容できる冷媒の乾き度に相当する指標である。

次に、本実施形態の冷凍サイクル装置１の制御ユニット１７による制御内容についてより詳しく説明する。以下の例では、圧縮機１１から吐出される冷媒の温度の判定基準となる基準吐出温度を予め定めていて、例えば９５℃としている。
制御ユニット１７の主制御部４４は、圧縮機１１から吐出される冷媒の温度に基づいて、圧縮機１１や電子膨張弁１３等を制御する。
主制御部４４は、圧縮機１１、室内熱交換器１２、電子膨張弁１３、及び室外熱交換器１４を流れる冷媒の冷凍サイクルの状態から、圧縮機１１に吸込まれる冷媒の乾き度を考慮した制御用吐出温度を、以下に説明するように演算する。

すなわち、主制御部４４は、Ｒ３２等の冷媒に対するモリエル線図の飽和蒸気線上であって室外側圧力検出部１６が検出した圧力Ｐ_０となる状態の冷媒を特定する。この状態は、図４における吸込み状態Ｓ_０となる。吸込み状態Ｓ_０の冷媒を室内側圧力検出部１５が検出した圧力Ｐ_１まで断熱圧縮したときの理論吐出温度Ｔ_１を演算する。
主制御部４４は、主制御部４４のメモリに記憶された（３）式で表される第一関係式に、Ｐ_１／Ｐ_０の値である圧縮比Ｃ_Ｒを代入して吐出温度補正量αを演算する。表１に示されたテーブルから、室外温度センサ２３で検出した室外熱交換器１４内の冷媒の温度、及び圧縮比Ｃ_Ｒに対応付けられた数値を読み取り、その数値を吐出温度抑制効果βとする。

主制御部４４は、理論吐出温度Ｔ_１に、吐出温度補正量αを加え、さらに吐出温度抑制効果βを引いた（減じた）値である、（４）式から求められる値を、制御用吐出温度Ｔ_ｄ１とする。
Ｔ_ｄ１＝Ｔ_１＋α−β ・・（４）

図４において、理論吐出温度Ｔ_１に吐出温度補正量αを加えた温度が推定吐出温度Ｔ_２である。推定吐出温度Ｔ_２は、吐出温度補正量αによる効果の分、理論吐出温度Ｔ_１よりも温度が高くなる。
推定吐出温度Ｔ_２から吐出温度抑制効果βを引いた温度である制御用吐出温度Ｔ_ｄ１は、吐出温度抑制効果βによる効果の分、推定吐出温度Ｔ_２よりも温度が低くなる。

主制御部４４は、基本的に吐出温度センサ３７が検出した吐出温度が一定になるように電子膨張弁１３の開度を調節している。
主制御部４４は、図７に示すパターンＡのように、例えば推定吐出温度Ｔ_２が１４０℃であって、推定吐出温度Ｔ_２から吐出温度抑制効果βを引いた制御用吐出温度Ｔ_ｄ１が１１０℃であると演算したとする。このように制御用吐出温度Ｔ_ｄ１が９５℃である基準吐出温度よりも高い場合には、吐出温度を一定にする制御に優先させて、圧縮機１１の運転周波数を低下させる。具体的には、１００Ｈｚだった運転周波数を９０Ｈｚや８０Ｈｚに低下させる。これにより、圧縮機１１の吐出口１１ｅにおける冷媒の温度である吐出温度が低くなり、圧縮機１１に吸込まれる冷媒の乾き度が大きくなる（気相の割合が大きくなる）。したがって、冷凍サイクル装置１による室内を加熱／冷却する熱交換能力は多少低下するが、液圧縮運転になりにくくなる。

一方で、図７に示すパターンＢのように、主制御部４４が例えば推定吐出温度Ｔ_２が１１０℃であって、推定吐出温度Ｔ_２から吐出温度抑制効果βを引いた制御用吐出温度Ｔ_ｄ１が８５℃であると演算したとする。主制御部４４は、制御用吐出温度Ｔ_ｄ１が基準吐出温度以下である場合には、圧縮機１１の運転周波数を低下させずにそのまま維持する。この場合、冷凍サイクル装置１の熱交換能力は低下せずに維持される。

以上説明したように、本実施形態の冷凍サイクル装置１によれば、制御用吐出温度Ｔ_ｄ１が基準吐出温度よりも高い場合に圧縮機１１の運転周波数を低下させ、制御用吐出温度Ｔ_ｄ１が基準吐出温度以下である場合には、圧縮機１１の運転周波数を維持する。したがって、冷凍サイクル装置１の熱交換能力を維持しつつ吐出温度を低くすることができる。
圧縮機１１に過剰の液冷媒Ｒ１が戻ることは、機器の信頼性を大幅に低下させるため、信頼性保護を目的に液冷媒Ｒ１が戻る量に規制を設ける必要がある。本実施形態の主制御部４４のように制御することで、この信頼性が確保される。
許容できる吐出温度抑制効果βは、圧縮機１１の運転周波数、室外熱交換器１４内の冷媒の圧力Ｐ_０、室内熱交換器１２の冷媒の圧力Ｐ_１、及び、圧縮比Ｃ_Ｒに応じて変化する。本実施形態で説明した方法で吐出温度抑制効果βを求めることで、運転状態に合った圧縮機１１の冷却量が判断可能となり、結果として信頼性の向上につながる。

なお、前記実施形態では基準吐出温度を９５℃としたが、基準吐出温度はこの限りではない。圧縮機１１に用いられるモータの耐熱温度、オイルの劣化温度等に応じて、基準吐出温度は９０℃や１００℃等の所望の値に設定することができる。
室内側圧力検出部１５が室内温度センサ２１及び室内側圧力変換部２２を有するとした。しかし、室内側圧力検出部が室内熱交換器１２内の冷媒の圧力を直接検出する圧力センサを有していてもよい。室外側圧力検出部１６についても同様である。又は、圧縮機１１の吐出側に設けられる吐出圧力センサ及び圧縮機１１の吸込み側に設けられる吸込み圧力センサを有していてもよい。
室外熱交換器１４内の冷媒の温度、及び圧縮比Ｃ_Ｒに対する吐出温度抑制効果βの関係をテーブルとして表した。しかし、これらの関係を多項式等の関係式（第二関係式）として表してもよい。

前記実施形態では冷凍サイクル装置１では冷媒としてＲ３２が用いられるとした。しかし、冷凍サイクル装置１で用いられる冷媒はＲ３２に限定されず、Ｒ４１０Ａ等でもよい。この場合においても、Ｒ３２以外の冷媒に対する吐出温度補正量αは、圧縮比Ｃ_Ｒに基づいて定まる。すなわち、吐出温度補正量αは圧縮比Ｃ_Ｒのみの関数として表される。Ｒ３２以外の冷媒に対する吐出温度抑制効果βについても、前述の実験によりテーブルを求めることができる。
冷凍サイクル装置１は空気調和装置であるとしたが、冷蔵庫などであってもよい。

以上説明した少なくともひとつの実施形態によれば、制御部を持つことにより、熱交換能力を維持しつつ吐出温度を低くすることができる。

本発明のいくつかの実施形態を説明したが、これらの実施形態は、例として提示したものであり、発明の範囲を限定することは意図していない。これら実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更を行うことができる。これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれると同様に、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれるものである。

１…冷凍サイクル装置、１１…圧縮機、１１ａ…吸込み口、１２…室内熱交換器（凝縮器）、１３…電子膨張弁、１４…室外熱交換器（蒸発器）、１５…室内側圧力検出部（凝縮圧力検出部）、１６…室外側圧力検出部（蒸発圧力検出部）、２０…サクションカップ（気液分離器）、３６…アキュムレータ（気液分離器）、４４…主制御部（制御部）、Ｐ_０、Ｐ_１…圧力、Ｔ_１…理論吐出温度、Ｔ_ｄ１…制御用吐出温度、α…吐出温度補正量（第一温度補正量）、β…吐出温度抑制効果（第二温度補正量）

Claims (4)

1. 運転周波数を変更可能な圧縮機と、凝縮器と、電子膨張弁と、蒸発器と、前記凝縮器内の冷媒の圧力を検出する凝縮圧力検出部と、前記蒸発器内の前記冷媒の圧力を検出する蒸発圧力検出部と、前記圧縮機及び前記電子膨張弁を制御する制御部と、を備える冷凍サイクル装置において、
   前記制御部は、
   前記圧縮機から吐出される前記冷媒の温度に基づいて制御し、
   前記冷媒の冷凍サイクルの状態から、前記圧縮機に吸込まれる前記冷媒の乾き度を考慮した制御用吐出温度を演算し、
   前記制御用吐出温度が予め定めた基準吐出温度よりも高い場合には、前記圧縮機の前記運転周波数を低下させ、
   前記制御用吐出温度が前記基準吐出温度以下である場合には、前記圧縮機の前記運転周波数を維持する冷凍サイクル装置。
2. 前記制御部は、
   前記冷媒に対するモリエル線図の飽和蒸気線上であって前記蒸発圧力検出部が検出した圧力となる状態の前記冷媒を、前記凝縮圧力検出部が検出した圧力まで断熱圧縮したときの理論吐出温度を演算し、
   前記理論吐出温度に、断熱効率及び摩擦熱の影響を表す第一温度補正量を加え、さらに、前記圧縮機が許容できる前記冷媒の乾き度に相当する第二温度補正量を引いた値を、前記制御用吐出温度とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記圧縮機の吸込み口に接続された気液分離器を備え、
   前記第二温度補正量は、前記気液分離器が液相の前記冷媒と気相の前記冷媒とを分離する機能を確保したうえで、前記圧縮機が液相の前記冷媒を圧縮しない範囲で許容できる前記冷媒の乾き度に相当する請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記第一温度補正量は、前記蒸発器内の前記冷媒の圧力に対する前記凝縮器内の前記冷媒の圧力の比に基づいて定まる請求項２又は３に記載の冷凍サイクル装置。

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