JP5153812B2

JP5153812B2 - 冷凍空調装置

Info

Publication number: JP5153812B2
Application number: JP2010087623A
Authority: JP
Inventors: 航祐田中; 嘉裕隅田; 純三重野; 慎一浅井
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2010-04-06
Filing date: 2010-04-06
Publication date: 2013-02-27
Anticipated expiration: 2030-04-06
Also published as: JP2011220559A

Description

本発明は冷凍空調装置、特に、冷凍サイクルを実行するものであって、熱源ユニットと複数台の利用ユニットとを有する冷凍空調装置に関するものである。

従来の冷凍空調装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、凝縮器と、減圧装置と、蒸発器と、これらを環状に接続して冷媒を循環させる冷媒配管と、を有し、冷凍サイクルを実行していた。そして、凝縮器において放出される温熱を利用したり、蒸発器において放出される冷熱を利用したりしていた。このとき、冷凍サイクルの効率を高める目的で、凝縮器から出て減圧装置に入る間の冷媒と、蒸発器を出て圧縮機に入る間の冷媒との間で熱交換をする「内部熱交換器」を備え、圧縮機の入口における冷媒の過熱度が所望の目標過熱度になるように減圧装置の流量調整を行う制御装置を備えた発明が開示されている（例えば特許文献１参照）。

特開２００９−１６２３８８号公報（第５−７頁、第１図）

しかしながら、特許文献１に開示された冷凍空調装置には以下のような問題があった。
（あ）利用側ユニットが１台の場合は制御可能であるものの、利用側ユニットが複数台になると、それぞれの利用側ユニットの冷却対象負荷に応じて減圧装置の開口面積を変化させる必要があるため、対応することができず、冷却対象の温度を設定温度に個別に制御することができない。
（い）また、圧縮機入口の冷媒状態を所定の目標過熱度に制御されているときに、場合によっては、冷媒配管（ガス延長配管部）において冷媒が二相となるため、配管長さが長い場合は、ガス単相に対して圧力損失が大きくなる。このため、圧縮機が吸入する冷媒の圧力（低圧圧力）が低下し、性能の低下や信頼性の低下を招く恐れがある。

本発明は、以上の問題に鑑み、利用側ユニットが複数台になっても、制御可能であって、性能を維持し、信頼性の高い冷凍空調装置を得ることを目的とする。

本発明に係る冷凍空調装置は、熱源ユニットと少なくとも２台以上の利用ユニットとを有し、
前記熱源ユニットが、冷媒を圧縮する圧縮機と、該圧縮機から吐出された高圧冷媒が流入する熱源側熱交換器とから構成され、
前記利用ユニットが、前記熱源側熱交換器の出口と液延長配管によって連結され、前記熱源側熱交換器から流出した高圧冷媒が流入する膨張機構と、該膨張機構から流出した低圧冷媒が流入する利用側熱交換器と、前記膨張機構に流入する高圧冷媒と前記利用側熱交換器から流出する低圧冷媒との間で熱交換を行い、前記圧縮機の入口にガス延長配管によって連結された内部熱交換器とから構成され、
前記利用側熱交換器の出口における低圧冷媒の過熱度を検出する過熱度検出手段と、
前記利用側熱交換器を通過して低圧冷媒との間で熱交換をする利用流体の前記利用側熱交換器の入口における温度または出口における温度を検出する流入利用流体温度検出手段または流出利用流体温度検出手段と、
前記利用流体の前記利用側熱交換器の入口における温度または出口における温度を設定する流入利用流体温度設定手段または流出利用流体温度設定手段と、
該流入利用流体温度設定手段または流出利用流体温度設定手段から求まるそれぞれの冷却負荷の大小に応じて、前記内部熱交換器の低圧側出口における目標過熱度または目標乾き度を設定する目標冷媒状態量演算手段と、
前記内部熱交換器の低圧側出口において前記過熱度または目標乾き度になるように、前記膨張機構の流量調整を行う流量調整制御手段と、を備え、
前記２台以上の利用ユニットのそれぞれにおいて、前記流入利用流体温度検出手段が検出した流入温度と前記流入利用流体温度設定手段が設定した流入温度との温度差、または前記流出利用流体温度検出手段が検出した流出温度と前記流出利用流体温度設定手段が設定した流出温度との温度差を求め、該温度差が最も大きい利用ユニットについて、前記内部熱交換器の低圧側出口の目標過熱度もしくは乾き度が最も小さく設定され、
前記温度差が最も大きい利用ユニットにおいて、前記内部熱交換器の低圧側出口の目標過熱度もしくは乾き度は、前記利用側熱交換器の出口の冷媒を乾き度１以下にすることを特徴とする。

本発明は前記構成であるから、複数台の利用ユニットのそれぞれの冷却負荷に応じて内部熱交換器の低圧側出口の冷媒状態量を制御することにより、頻繁な発停を防止することで、冷却対象（利用流体）の設定温度に対する温度変動が小さい制御性の高い運転を実現することができる。
また、利用側熱交換器の蒸発温度を高く維持することが可能となるため、高効率な運転を実現することができる。更に、蒸発温度がマイナス（氷点下）となる低温環境下においては、着霜量が低減され、デフロストに必要なエネルギーを低減することができる。
そして、ガス延長配管の冷媒状態量を適切に制御し、圧力損失を最小化することで、冷却性能を維持した信頼性の高い運転も実現することができる。

本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の冷媒回路を示す構成図。図１に示す冷凍空調装置の内部熱交換器の効果を説明するｐ−ｈ線図。利用側熱交換器出口における乾き度に対する冷却能力の関係を表す特性図。内部熱交換器の冷媒質量流量に対する伝熱係数の関係を表す特性図。内部熱交換器の低圧側における入口から出口に至る部分を表すｐ−ｈ線図。図１に示す冷凍空調装置の冷凍サイクルを表すｐ−ｈ線図。低負荷側利用ユニットの膨張機構の開度による作用を表す特性図。本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置の冷媒回路を示す構成図。本発明の実施の形態３に係る冷凍空調装置の冷媒回路を示す構成図。図９に示す冷凍空調装置における乾き度と圧力損失の関係を示す特性図。

［実施の形態１］
図１〜図７は本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置を説明するものであって、図１は冷媒回路を示す構成図、図２は内部熱交換器の効果を説明するｐ−ｈ線図（モリエル線図）、図３は利用側熱交換器の出口における乾き度に対する冷却能力の関係を表す特性図、図４は内部熱交換器の冷媒質量流量に対する伝熱係数（液側熱伝達率、ガス側熱伝達率、および熱通過率）の関係を表す特性図、図５は内部熱交換器の低圧側における入口から出口に至る部分を拡大して表すｐ−ｈ線図（モリエル線図）、図６は冷凍サイクルを表すｐ−ｈ線図、図７は低負荷側利用ユニットの膨張機構の開度を変化させた場合の作用（冷却能力と利用側熱交換器出口過熱度および内部熱交換器の低圧側出口過熱度の関係）を表す特性図である。なお、各図において同じ部分または相当する部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。

（冷媒回路）
図１は、冷凍空調装置１０００、熱源ユニット１００と、並列に設置された利用ユニット２００ａ、２００ｂとを有し、両者が液延長配管３およびガス延長配管７によって環状に接続されている。熱源ユニット１００は、圧縮機１と熱源側熱交換器２とよって構成されている。利用ユニット２００ａ、２００ｂは、それぞれ冷蔵室３００ａ、３００ｂに設置され、それぞれ、内部熱交換器４ａ、４ｂ、膨張機構５ａ、５ｂ、利用側熱交換器６ａ、６ｂによって構成されている。膨張機構５ａ、５ｂは、開度が可変に制御される電子膨張弁である。

また、熱源側熱交換器２および利用側熱交換器６ａ、６ｂはファン、ポンプ等(図示せず)で供給される空気、水あるいはブライン等の流体（本発明において、「利用流体」と称す）との間で熱交換をする。なお、実施の形態１では、空気との間で熱交換するものを構成として説明するが、本発明は利用流体をこれに限定するものではない。
また、熱源ユニット１００が１台に、利用ユニット２００ａ、２００ｂが２台を接続した場合について説明するが、３台以上の利用ユニットを接続した場合でも同様に実施できることは言うまでもない。なお、冷凍空調装置１０００に用いられる冷媒は、例えば、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃ、Ｒ４０４ＡなどのＨＦＣ冷媒、Ｒ２２、Ｒ１３４ａなどのＨＣＦＣ冷媒、もしくは炭化水素、ヘリウムのような自然冷媒などである。

（センサー）
また、冷媒回路の圧力、温度を検出するセンサーとして、熱源ユニット１００には、圧縮機１の吐出部の圧力を検出する吐出圧力センサー１１と、圧縮機１の吸入部の圧力を検出する吸入圧力センサー１２とが設置されている。
また、利用ユニット２００ａ、２００ｂには、それぞれ内部熱交換器４ａ、４ｂの低圧側出口における冷媒温度（以下、「内部熱交低圧出口温度」と称す）を検出する内部熱交低圧出口温度センサー１３ａ、１３ｂと、利用側熱交換器６ａ、６ｂの入口における冷媒温度（蒸発温度に同じ、以下、「利用側熱交入口温度」と称す）を検出する利用側熱交入口温度センサー１４ａ、１４ｂと、が設けられている。
さらに、冷蔵室３００ａ、３００ｂのそれぞれには、利用側熱交換器６ａ、６ｂに流入する利用流体（庫内空気に同じ）の温度を検出する吸込み空気温度センサー１５ａ、１５ｂと、利用温度（庫内空気の温度に同じ）が所望の温度になるよう設定する庫内温度設定手段２４ａ、２４ｂとが設けられている。

（計測制御装置）
そして、熱源ユニット１００内には、前記各センサーや、庫内温度設定手段２４ａ、２４ｂおよび膨張機構５ａ、５ｂに接続された計測制御装置２０が設置されている。
計測制御装置２０には、前記各センサーによって検出された各箇所における計測情報（圧力および温度）や、使用者が設定した設定情報（庫内設定温度および運転内容）が入力され、かかる計測情報や設定情報に基づいて、圧縮機１の運転方法、熱源側熱交換器２や利用側熱交換器６ａ、６ｂに向けて送風する各ファンの送風量、および膨張機構５ａ、５ｂの開度などの制御信号が出力される。

なお、計測制御装置２０は、前記のような制御装置として機能するだけではなく、冷媒状態量演算手段２１、目標冷媒状態量演算手段２２、および補正手段２３の演算処理部としての機能を果たす（但し、図１においては、これらが内蔵されているかのように便宜上記載されている。

（冷媒状態量演算手段）
冷媒状態量演算手段２１は、内部熱交低圧出口温度センサー１３ａ、１３ｂ、利用側熱交入口温度センサー１４ａ、１４ｂおよび計測制御装置２０から構成されており、内部熱交低圧出口温度センサー１３ａ、１３ｂ、利用側熱交入口温度センサー１４ａ、１４ｂの出力に基づいて内部熱交換器４ａ、４ｂ出口の過熱度を求める。なお、冷媒状態量演算手段２１の演算処理についての詳細は後述する。

（目標冷媒状態量演算手段）
目標冷媒状態量演算手段２２は、吸込み空気温度センサー１５ａ、１５ｂ、庫内温度設定手段２４ａ、２４ｂおよび計測制御装置２０から構成されており、吸込み空気温度センサー１５ａ、１５ｂの検出した温度と、庫内温度設定手段２４ａ、２４ｂの設定した温度との偏差と、冷媒状態量演算手段２１の結果とに基づいて目標冷媒状態量を設定する。なお、目標冷媒状態量演算手段２２の演算処理についての詳細は後述する。

（補正手段）
補正手段２３は、膨張機構５ａ、５ｂおよび計測制御装置２０から構成されており、膨張機構５ａ、５ｂの開度と冷媒状態量演算手段２１の結果とに基づいて、膨張機構５ａ、５ｂの全閉開度を補正する。なお、補正手段２３の演算処理についての詳細は後述する。

なお、図１では熱源ユニット１００が１台に、並列配置された利用ユニット２００ａ、２００ｂが２台を接続した場合について説明するが、３台以上の利用ユニットを接続した場合でも同様に実施できることは言うまでもない。また、冷凍空調装置１０００に用いられる冷媒は、例えば、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃ、Ｒ４０４ＡなどのＨＦＣ冷媒、Ｒ２２、Ｒ１３４ａなどのＨＣＦＣ冷媒、もしくは炭化水素、ヘリウムのような自然冷媒などがある。

（内部熱交換器が無い場合の運転動作）
次に、冷凍空調装置１０００の内部熱交換器４ａ、４ｂの有無による運転動作の違いをｐ−ｈ線図（モリエル線図）に基づいて説明する。
図２の（ａ）において、内部熱交換器４ａ、４ｂが無い場合、圧縮機１から吐出された高圧高温のガス冷媒（状態Ｂ０、以下「高圧高温冷媒」と称す）は熱源側熱交換器２に流入し、ここで放熱しながら凝縮液化し、高圧中温の冷媒となる（状態Ｃ０、以下「高圧中温冷媒」と称す）。
そして、熱源側熱交換器２を出た冷媒は、液延長配管３を通り、利用ユニット２００ａ、２００ｂへ分流され、それぞれ膨張機構５ａ、５ｂにおいて低圧まで減圧され二相冷媒となる（状態Ｄ０、以下「低圧低温冷媒」と称す）。その後、利用側熱交換器６ａ、６ｂに流入し、そこで吸熱し、蒸発ガス化しながら利用流体（空気や水などの負荷側媒体）に冷熱を供給する（状態Ａ０、以下「低圧中温冷媒」と称す）。

冷媒の熱伝達率は、一般的に、ガス冷媒よりも二相冷媒の方が高いため、熱交換性能が向上し、冷凍空調装置の性能が向上する。
また、圧縮機１が吸入する低圧中温冷媒（吸入冷媒に同じ）は、圧縮機１が液圧縮を原因とする圧縮機故障によって損傷することを防止するため、「正値」となるように膨張機構５ａ、５ｂにおける流量を調整する必要がある。
内部熱交換器４ａ、４ｂが無い場合は、利用側熱交換器６ａ、６ｂの出口における「過熱度ＳＨｅ（飽和ガス線との交点である状態Ｅ０と、状態Ａ０との温度差）」を図２の（ａ）に示すように、例えば「ＳＨｅ=５℃」を制御目標として膨張機構５ａ、５ｂの開度を制御する。

このとき、「庫内温度ＲＴ」と「蒸発温度Ｔｅ」との温度差を「利用温度差ＴＤ」とすると、「ＴＤ＞ＳＨｅ」の関係がある。
このため、蒸発温度Ｔｅは庫内温度ＲＴよりも少なくとも過熱度ＳＨｅだけ低温になる。すなわち、庫内温度ＲＴ＝−３０℃、過熱度ＳＨｅ=５℃、のとき、蒸発温度Ｔｅは−３５（＝−３０−５）℃以下の温度となる。図２の（ａ）には、利用温度差ＴＤ＝１０℃として、蒸発温度Ｔｅ＝−４０（−３０−１０）℃を示している。

さらに、利用側熱交換器６ａ、６ｂを出た低圧中温冷媒は合流し、ガス延長配管７を通り、圧縮機１に吸入される。したがって、状態Ａ０、状態Ｂ０、状態Ｃ０および状態Ｄ０を順次経由して、再度状態Ａ０に戻る冷凍サイクル（冷媒が循環回路）が形成される。
図２の（ｂ）において、内部熱交換器４ａ、４ｂが無い場合は、利用側熱交換器６ａ、６ｂ内の冷媒の状態変化は、利用側熱交換器６ａ、６ｂの出口において過熱度が確保されるように膨張機構５ａ、５ｂの開度を調整し制御される。このため、利用側熱交換器６ａ、６ｂの一部が過熱ガスになる。

（内部熱交換器が有る場合の運転動作）
図２の（ｃ）において、内部熱交換器４ａ、４ｂが有る場合、熱源側熱交換器２において冷却された冷媒（以下、「高圧中温冷媒」と称す）は、利用ユニット２００ａ、２００ｂのそれぞれに分流された後、内部熱交換器４ａ、４ｂにおいて、利用側熱交換器６ａ、６ｂにおいて蒸発した冷媒（以下、「低圧低温冷媒」と称す）と熱交換をし（冷熱を受け取り）、冷却される(状態Ｃ１)。
そして、膨張機構５ａ、５ｂにおいて断熱膨張した低圧冷温冷媒（状態Ｄ１）は、利用側熱交換器６ａ、６ｂに流入し、蒸発して低圧中温の冷媒となる(状態Ｅ１)。さらに、内部熱交換器４ａ、４ｂにおいて高圧中温冷媒と熱交換をし（温熱を受け取り）、加熱される（状態Ａ１）。

ここで、内部熱交換器４ａ、４ｂが有る場合は、内部熱交換器４ａ、４ｂの出口における低圧中温冷媒の「過熱度ＳＨＬ」を、例えば「ＳＨＬ=５℃」に制御する。このとき、利用側熱交換器６ａ、６ｂの出口における低圧中温冷媒の過熱度は「過熱度ＳＨＬ」よりも小さくなり、飽和ガスに近い状態を実現できる。
したがって、蒸発温度Ｔｅは庫内温度ＲＴ−０℃以下、つまり、蒸発温度Ｔｅを庫内温度近くまで上昇するため、低圧圧力が上昇し、冷凍サイクル上、高効率な運転が実現できる。また、冷凍空調装置１０００が冷凍倉庫のような蒸発温度Ｔｅが氷点下（０℃以下）となるような環境で使用される場合は、利用側熱交換器６ａ、６ｂに着霜が発生するが、内部熱交換器４ａ、４ｂによって蒸発温度Ｔｅが上昇するため、着霜量が低減し、ヒータ等による除霜に必要なエネルギーを低減することが可能になる。

また、内部熱交換器４ａ、４ｂにおいて、高圧中温冷媒は冷却されることで、エンタルピーが低下し、「過冷却度ＳＣ（飽和ガス線との交点である状態Ｃ０と、状態Ｃ１との温度差）」が増加する。このため、冷凍効果が増加し、同一冷却能力を発揮するために必要な冷媒循環量を低減することができるから、圧縮機の運転容量の低減によって高効率な運転を実現することができる。

図２の（ｄ）において、内部熱交換器４ａ、４ｂが有る場合は、内部熱交換器４ａ、４ｂの出口において過熱度が確保されるように膨張機構５ａ、５ｂの開度を調整し制御すれば、利用側熱交換器６ａ、６ｂ内全体が二相となる冷媒状態を実現することができる。

（膨張機構の制御方法）
次に、内部熱交換器４ａ、４ｂを搭載した冷媒回路における、膨張機構５ａ、５ｂの制御方法について説明する。膨張機構５ａ、５ｂは、内部熱交低圧出口温度センサー１３ａ、１３ｂで検知される「内部熱交低圧出口温度（状態Ａ１）」と利用側熱交入口温度センサー１４ａ、１４ｂで検知される「低圧低温冷媒の飽和温度（状態Ｅ１）」との差温である「内部熱交換器出口の過熱度ＳＨＬ」が予め設定された「制御目標値ＳＨＬｍ」、例えば、「ＳＨＬｍ=５℃」になるように制御される。
過熱度ＳＨＬが制御目標値ＳＨＬｍより大きい（ＳＨＬ＞ＳＨＬｍ）場合には、膨張機構５ａ、５ｂの開度は大きく、反対に、過熱度ＳＨＬが制御目標値ＳＨＬｍより小さい（ＳＨＬ＞ＳＨＬｍ）場合には、膨張機構５ａ、５ｂの開度は小さく制御される。

すなわち、膨張機構５ａ、５ｂの制御目標である、冷媒過熱度の目標値が、内部熱交換器４ａ、４ｂでの熱交換によって生じる冷媒過熱度よりも大きく設定された場合には、利用側熱交換器６ａ、６ｂの出口冷媒状態は「乾き度ｘ」が１よりも大きい過熱ガス状態（ｘ＞１．０））となり、性能の低下が生じる。
反対に、冷媒過熱度の目標値が小さく設定された場合には、利用側熱交換器６ａ、６ｂの出口における冷媒状態は乾き度ｘが１以下の二相状態（ｘ＜１．０）となる。

図３に示す利用側熱交換器６ａ、６ｂの出口における乾き度と冷却能力の関係において、利用側熱交換器６ａ、６ｂの出口における冷媒状態が「乾き度ｘが１以下の二相（ｘ＜１．０）」となる場合、冷却能力は最大となる。このため、冷凍サイクルの高効率化の観点より、内部熱交換量に応じて、利用側熱交換器６ａ、６ｂの出口における冷媒状態が「乾き度ｘが１以下」となる様に、冷媒過熱度の目標値を設定することが望ましい。
この冷凍サイクルにおいて、内部熱交換器４ａ、４ｂの出口における過熱度ＳＨＬは、内部熱交換器４ａ、４ｂにおける高圧中温冷媒との熱交換によって生じるものであるため、熱交換量に応じて変化する。

（内部熱交換器の温度効率）
次に、内部熱交換器４ａ、４ｂの温度効率εについて説明する。内部熱交換器の温度効率は一般的に（式１）で定義できる。また、（式２）でも表すことができ、（式２）における熱通過率Ｋは（式３）にて示される。

ここで、
ＴＬＯ：内部熱交低圧側出口温度、
ＴＬＩ：内部熱交低圧側入口温度、
ＴＨＩ：内部熱交高圧入口温度、
Ａ：内部熱交換器において高圧中温冷媒と低圧中温冷媒とが熱交換を行う伝熱面積
[ｍ２]、
Ｋ：内部熱交換器の熱通過率[ｋＷ/ｍ２Ｋ]、
Ｇｒ：低圧ガス冷媒の冷媒循環量[ｋｇ／ｓ]、
Ｃｐｇ：低圧側の定圧ガス比熱[ｋＪ／ｋｇＫ]、である。

すなわち、（式３）に示されるように熱通過率Ｋは、高圧液側熱伝達率α１[ｋＷ/ｍ２Ｋ]、低圧ガス側熱伝達率αｇ[ｋＷ/ｍ２Ｋ]、内部熱交換器の伝熱面の厚さＬ[ｍ]、伝熱面の熱伝導率λ[ｋＷ/ｍＫ]によって定義される。
図４において、熱通過率Ｋは冷媒循環量Ｇｒに対して、略比例関係となる。すなわち、Ｋ/Ｇｒの値は一定となる。定圧ガス比熱は、庫内の使用環境条件が同じであれば、蒸発温度Ｔｅが略一定となるため、一定値と仮定することができる。また、伝熱面積Ａは内部熱交換器の仕様によって決まるものであるため一定値である、したがって、（式２）の温度効率εは、常に一定値となる。

（飽和ガスになる状態）
ここで、冷凍空調装置１０００の高効率運転を実現することができる利用側熱交換器６ａ、６ｂの出口における「乾き度ｘが１の飽和ガス」になっている場合の状態について説明する。
（式１）において、ＴＨＩは、内部熱交換器４ａ、４ｂの高圧側入口における高圧中温冷媒の温度（内部熱交高圧入口温度）であるが、これは、吐出圧力センサー１１から換算される飽和温度にほぼ等しい。また、ＴＬＩは、内部熱交換器４ａ、４ｂの低圧側入口における低圧中温冷媒の温度（内部熱交低圧側入口温度）であるが、利用側熱交換器６ａ、６ｂの出口における「乾き度ｘが１」であるため、利用側熱交入口温度センサー１４ａ、１４ｂによって検出される飽和温度と等しくなる。

以上から、温度効率εは一定であるため、冷凍サイクル装置付属の圧力、温度情報から内部熱交換器の低圧側の温度変化量ΔＳＨ(＝ＴＬＯ-ＴＬＩ)を（式４）を用いて算出することができる。

図５に示すように、利用側熱交換器６ａ、６ｂの出口の過熱度を「ＳＨｅ」とし、内部熱交換器４ａ、４ｂの低圧側出口の過熱度を「低圧側出口過熱度ＳＨＬ」とした場合、低圧側出口過熱度ＳＨＬの制御目標値を「制御目標値ΔＳＨ」になるように制御すれば、利用側熱交換器６ａ、６ｂの冷却能力を最大に発揮させることができ、効率の高い運転を実現することができる。
なお、図５では、「ＳＨＬ＞ΔＳＨ」となっているため、利用側熱交換器６ａ、６ｂの出口における過熱度ＳＨｅを０（ゼロ）にするためには、膨張機構５ａ、５ｂの開度を開けばよいことになる。

（利用ユニットの負荷が相違する場合）
次に、本発明の特徴である、利用ユニットが複数台ある場合において、それぞれの利用液体（冷却対象）の冷却負荷が異なる場合の制御方法について図６、図７を用いて説明する。ここでは、便宜上、利用ユニット２００ａに対して、利用ユニット２００ｂの冷却対象の負荷が小さい場合の運転状態を想定して説明する。

まず、熱源側熱交換器２を出て、液延長配管３を通過した高圧中温冷媒は、分流され、利用ユニット２００ａ、２００ｂにそれぞれ流入する。低圧圧力はそれぞれ等しいため、冷却負荷が大きい利用ユニット２００ａ側は最大冷却能力を発揮する必要があるため、膨張機構５ａの開度を制御し、内部熱交換器４ａの出口の過熱度ＳＨＬａを制御目標値ΔＳＨになるよう（ＳＨＬａ≒ΔＳＨ）に制御すればよい。
一方、冷却負荷の小さい利用ユニット２００ｂは、冷却能力を減少させるために、内部熱交換器４ｂの出口における過熱度ＳＨＬｂが制御目標値ΔＳＨ以上（ＳＨＬａ＞ΔＳＨ）になるように制御し、膨張機構５ｂの開度を絞り、冷媒循環量を低下させ冷却能力を低下させればよい。

ここで、冷却負荷の大小は、庫内温度設定手段２４ａ、２４ｂにて設定される温度に対する、現在の吸込み空気温度センサー１５ａ、１５ｂにて検知される温度によって決定される。例えば、庫内設定温度に対して吸込み空気温度が大きい場合は、冷却負荷が大きく、その偏差量が大きいほど負荷が大きい。

（冷却能力を小さくする制御方法）
次に、冷却能力を小さくする制御方法について、図７を用いて説明する。図７は利用ユニット２００ｂの冷却能力に対する、膨張機構５ｂの開度、利用側熱交換器出口過熱度ＳＨｅ、および内部熱交換器出口過熱度ＳＨＬの関係を示したものである。
図７より、膨張機構５ｂの開度を小さくし、冷媒流量を低下させれば、冷却能力が小さくなることがわかる。冷却能力は、利用側熱交換器出口過熱度ＳＨｅが０（ゼロ）の時に冷却能力が最大となり、利用側熱交換器出口過熱度ＳＨｅの増加とともに冷却能力が低下する。

この利用側熱交換器出口過熱度ＳＨｅの上限値は図６で示した「利用温度差ＴＤ=庫内温度ＲＴ−蒸発温度Ｔｅ」となる。また、内部熱交換器出口過熱度ＳＨＬは「ＳＨＬ＝ＳＨｅ+ΔＳＨ」の関係を満たして変化するが、冷却能力が０（ゼロ）、すなわち、冷媒循環量が殆ど流れていない状態では、温度効率εが１に近くなるため、（式３）より、内部熱交低圧側出口温度ＴＬＯは内部熱交高圧側入口温度ＴＨＩまで上昇する。したがって、内部熱交換器出口過熱度ＳＨＬの上限値は図で示した「利用温度差ＴＤ=内部熱交高圧側入口温度ＴＨＩ−蒸発温度Ｔｅ」となる。

このように、内部熱交換器６ａ、６ｂの出口における過熱度ＳＨＬに応じて冷却能力を制御することが可能となるため、最大冷却能力に対する要求冷却能力比をＱＲ[％]とすると、過熱度ＳＨＬの目標過熱度ＳＨＬｍは（式５）で定義し、その過熱度を目標に制御すれば冷却能力を冷却負荷に応じて制御することができる。

また、図７から分かるように膨張機構５ｂの開度が閉塞に近い状態になった場合は、「ＳＨＬ＞ＴＤ+ΔＳＨ」の関係が成り立つため、計測制御装置２０の指令開度において、「ＳＨＬ＞ＴＤ+ΔＳＨ」の関係を満たした場合は、膨張機構５ｂの開口率が閉塞する開度であるとすることができる。
したがって、そのような条件を満たした膨張機構５ｂの開度ＳＪを「閉塞開度ＳＪｍｉｎ」として記憶しておけば、冷却能力が０（ゼロ）となる開度は閉塞開度ＳＪｍｉｎである。そして、冷却能力は、冷媒循環量すなわち開度に比例するので、現在の冷却能力に対して、冷却能力比を要求冷却能力比ＱＲ[％]にしたい場合は、現在の膨張機構の開度ＳＪｎｏｗに対して（式６）で定義した開度ＳＪに設定すればよい。

膨張機構５ａ、５ｂの閉塞開度ＳＪｍｉｎは、製品バラツキがあるため、あらかじめ所定の値を入れておき、過熱度が「ＳＨＬ＞ＴＤ+ΔＳＨ」の条件を満たした時の開度をＳＪｍｉｎとして、補正することによって、製品バラツキを排除した冷却能力の制御性の高い運転が実現できる。

以上のように、本実施の形態１によれば、利用側熱交換器６ａ、６ｂの出口における低圧中温冷媒の過熱度の状態によって膨張機構５ａ、５ｂを制御することにより、冷却対象の負荷が大きい場合は、高効率な運転を行い、負荷が小さい場合は、冷却能力を負荷に合わせた運転が可能となる。このため、頻繁な発停を防止することで、冷却対象の設定温度に対する温度変動を小さく抑え、制御性の高い運転を実現することができる冷凍空調装置１０００を得ることができる。

［実施の形態２］
図８は本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置を説明する冷媒回路を示す構成図である。なお、実施の形態１と同じ部分にはこれと同じ符号を付し、一部の説明を省略する。図８において、冷凍空調装置２０００は、実施の形態１における冷凍空調装置１０００に、内部熱交換器４ａ、４ｂの高圧側入口に内部熱交高圧入口温度センサー１６ａ、１６ｂと、高圧側出口に内部熱交高圧出口温度センサー１７ａ、１７ｂとを付加したものである。高圧側の熱交換量ＱＨ[ｋＷ]は、（式７）により、低圧側の熱交換量ＱＬ[ｋＷ]は、（式８）によりそれぞれ求めることができる。そして、内部熱交換器４ａ、４ｂでは、「ＱＨ＝ＱＬ」の関係が成り立つため、（式９）が導かれる。

ここで、
ＧｒＨ：高圧側冷媒循環量[ｋｇ／ｓ]、
ｈＨＯ：内部熱交高圧側出口エンタルピー[ｋＪ／ｋｇ]、
ｈＨＩ：内部熱交高圧側入口エンタルピー[ｋＪ／ｋｇ]、
ＧｒＬ：低圧側冷媒循環量[ｋｇ／ｓ]、
ｈＬＯ：内部熱交低圧側出口エンタルピー[ｋＪ／ｋｇ]、
ＴＬＩ：内部熱交低圧側入口エンタルピー[ｋＪ／ｋｇ]を表す。

ｈＬＯは、利用側熱交入口温度センサー１４ａ、１４ｂにて検出される蒸発温度から換算される圧力もしくは吸入圧力と、内部熱交低圧出口温度センサー１３ａ、１３ｂにて検出される温度から冷媒物性式にて演算可能である。また、ｈＨＩは、吐出圧力と、内部熱交高圧入口温度センサー１６ａ、１６ｂにて検出される温度から冷媒物性式にて演算可能である。また、ｈＨＯは、吐出圧力と、内部熱交高圧出口温度センサー１７ａ、１７ｂにて検出される温度から冷媒物性式にて演算可能である。
よって、以上から内部熱交入口エンタルピー、すなわち利用側熱交換器６ａ、６ｂの出口エンタルピーｈＬＩを演算することができる。出口エンタルピーｈＬＩが求まれば（式１０）によって、内部熱交入口乾き度ｘ、すなわち利用側熱交換器６ａ、６ｂの「出口乾き度ｘＬＯ」を演算することができる。

ここで、
ｈｓｌ：蒸発温度に対する飽和液エンタルピー、
ｈｓｇ：蒸発温度に対する飽和ガスエンタルピー、を表す。

以上のように、実施の形態２によれば、内部熱交換器４ａ、４ｂの高圧側入口および出口にそれぞれ温度センサーを配置し、内部熱交換器４ａ、４ｂにおける高圧側と低圧側の熱バランス式から、利用側熱交換器６ａ、６ｂの出口の冷媒の「乾き度ｘの状態」を計測することができるため、運転状態が負荷によって変動した場合でも、利用側熱交換器６ａ、６ｂの出口における乾き度ｘの状態に応じて膨張機構５ａ、５ｂを制御すること可能となる。
これにより、冷却対象の負荷が大きい場合は、高効率な運転を行い、負荷が小さい場合は、冷却能力を負荷に合わせる運転が可能となる。このため、頻繁な発停を防止することで、冷却対象の設定温度に対する温度変動が小さい制御性の高い運転を実現することができる冷凍空調装置２０００を得ることができる。

［実施の形態３：冷凍空調装置］
図９および図１０は本発明の実施の形態３に係る冷凍空調装置を説明するものであって、図９は冷媒回路を示す構成図、図１０は冷媒の乾き度と配管の圧力損失の関係を示す特性図である。なお、実施の形態１と同じ部分にはこれと同じ符号を付し、一部の説明を省略する。

図９において、冷凍空調装置３０００は、冷凍空調装置１０００（実施の形態１）に、熱源側熱交換器２と液延長配管３の間に熱源側内部熱交換器９を付加し、その高圧側入口に熱源側内部熱交高圧入口温度センサー１８、その高圧側出口に熱源側内部熱交高圧出口温度センサー１９を付加し、その低圧側出口に熱源側内部熱交低圧出口温度センサー３０を、それぞれ付加したものである。

図１０に示す、配管入口の冷媒の乾き度に対する、配管の圧力損失との関係において、冷媒の乾き度が１付近では、冷媒の乾き度が１の時が最も圧力損失が小さいことが分かる。したがって、ガス延長配管７の入口の乾き度が１となるようにすることで、圧力損失が少ない高効率な運転を実現することができる。

なお、冷凍空調装置１０００、２０００（実施の形態１、２）においてガス延長配管７は利用ユニット２００ａ、２００ｂの過熱ガス冷媒が合流するため乾き度は１より大きくなる。このため、圧力損失は、ガス延長配管７に「乾き度ｘが１」で流入する場合に比較して圧力損失が大きくなる。
そこで、熱源側内部熱交換器９を追加することで、冷凍空調装置２０００（実施の形態２）と同様の方法で、熱源側内部熱交高圧入口温度センサー１８、熱源側内部熱交高圧出口温度センサー１９、および熱源側内部熱交低圧出口温度センサー３０がそれぞれ検出した温度に基づいて、ガス延長配管７の乾き度を計測することができる。

したがって、ガス延長配管７の流入乾き度は、冷却負荷の大きい利用ユニット２００ａの利用側熱交換器出口乾き度を１より小さく制御し、冷却負荷の小さい利用ユニット２００ｂから流出する過熱ガスと合流した冷媒の「乾き度ｘが１」となるように膨張機構５ａ、５ｂを制御することで最も高効率な運転を実現することができる。
冷凍空調装置３０００においては、ガス延長配管７が長いほどその制御の効果が大きくなることは言うまでもない。

以上のように、冷凍空調装置３０００によれば、熱源側内部熱交換器９における熱バランス式からガス延長配管７を流通する冷媒の「乾き度ｘが１」となるように、膨張機構５ａ、５ｂを制御することで、ガス延長配管７における圧力損失が少ない高効率な運転を実現することができる。

１：圧縮機、２：熱源側熱交換器、３：液延長配管、４ａ：内部熱交換器、４ｂ：内部熱交換器、５ａ：膨張機構、５ｂ：膨張機構、６ａ：利用側熱交換器、６ｂ：利用側熱交換器、７：ガス延長配管、９：熱源側内部熱交換器、１１：吐出圧力センサー、１２：吸入圧力センサー、１３ａ：内部熱交低圧出口温度センサー、１３ｂ：内部熱交低圧出口温度センサー、１４ａ：利用側熱交入口温度センサー、１４ｂ：利用側熱交入口温度センサー、１５ａ：空気温度センサー、１５ｂ：空気温度センサー、１６ａ：内部熱交高圧入口温度センサー、１６ｂ：内部熱交高圧入口温度センサー、１７ａ：内部熱交高圧出口温度センサー、１７ｂ：内部熱交高圧出口温度センサー、１８：熱源側内部熱交高圧入口温度センサー、１９：熱源側内部熱交高圧出口温度センサー、２０：計測制御装置、２１：冷媒状態量演算手段、２２：目標冷媒状態量演算手段、２３：補正手段、２４ａ：庫内温度設定手段、２４ｂ：庫内温度設定手段、３０：熱源側内部熱交低圧出口温度センサー、ΔＳＨ：制御目標値（温度変化量）、α１：高圧液側熱伝達率、αｇ：低圧ガス側熱伝達率、ε：温度効率、λ：熱伝導率、１００：熱源ユニット、２００ａ：利用ユニット、２００ｂ：利用ユニット、３００ａ：冷蔵室、３００ｂ：冷蔵室、１０００：冷凍空調装置、２０００：冷凍空調装置、３０００：冷凍空調装置、Ａ：伝熱面積、Ｇｒ：冷媒循環量、Ｋ：熱通過率、ＱＨ：熱交換量、ＱＬ：熱交換量、ＱＲ：要求冷却能力比、ＲＴ：庫内温度、ＳＣ：過冷却度、ＳＨＬ：内部熱交換器出口過熱度、ＳＨＬａ：過熱度、ＳＨＬｂ：過熱度、ＳＨＬｍ：目標過熱度（制御目標値）、ＳＨｅ：利用側熱交換器出口過熱度、ＳＪ：開度、ＳＪｍｉｎ：閉塞開度、ＳＪｎｏｗ：現在の開度、ＴＤ：利用温度差、ＴＨＩ：内部熱交高圧側入口温度、ＴＬＯ：内部熱交低圧側出口温度、Ｔｅ：蒸発温度、ｈＬＩ：出口エンタルピー、ｘ：乾き度。

Claims

熱源ユニットと少なくとも２台以上の利用ユニットとを有し、
前記熱源ユニットが、冷媒を圧縮する圧縮機と、該圧縮機から吐出された高圧冷媒が流入する熱源側熱交換器とから構成され、
前記利用ユニットが、前記熱源側熱交換器の出口と液延長配管によって連結され、前記熱源側熱交換器から流出した高圧冷媒が流入する膨張機構と、該膨張機構から流出した低圧冷媒が流入する利用側熱交換器と、前記膨張機構に流入する高圧冷媒と前記利用側熱交換器から流出する低圧冷媒との間で熱交換を行い、前記圧縮機の入口にガス延長配管によって連結された内部熱交換器とから構成され、
前記利用側熱交換器の出口における低圧冷媒の過熱度を検出する過熱度検出手段と、
前記利用側熱交換器を通過して低圧冷媒との間で熱交換をする利用流体の前記利用側熱交換器の入口における温度または出口における温度を検出する流入利用流体温度検出手段または流出利用流体温度検出手段と、
前記利用流体の前記利用側熱交換器の入口における温度または出口における温度を設定する流入利用流体温度設定手段または流出利用流体温度設定手段と、
該流入利用流体温度設定手段または流出利用流体温度設定手段から求まるそれぞれの冷却負荷の大小に応じて、前記内部熱交換器の低圧側出口における目標過熱度または目標乾き度を設定する目標冷媒状態量演算手段と、
前記内部熱交換器の低圧側出口において前記過熱度または目標乾き度になるように、前記膨張機構の流量調整を行う流量調整制御手段と、を備え、
前記２台以上の利用ユニットのそれぞれにおいて、前記流入利用流体温度検出手段が検出した流入温度と前記流入利用流体温度設定手段が設定した流入温度との温度差、または前記流出利用流体温度検出手段が検出した流出温度と前記流出利用流体温度設定手段が設定した流出温度との温度差を求め、該温度差が最も大きい利用ユニットについて、前記内部熱交換器の低圧側出口の目標過熱度もしくは乾き度が最も小さく設定され、
前記温度差が最も大きい利用ユニットにおいて、前記内部熱交換器の低圧側出口の目標過熱度もしくは乾き度は、前記利用側熱交換器の出口の冷媒を乾き度１以下にすることを特徴とする冷凍空調装置。
熱源ユニットと少なくとも２台以上の利用ユニットとを有し、
前記熱源ユニットが、冷媒を圧縮する圧縮機と、該圧縮機から吐出された高圧冷媒が流入する熱源側熱交換器とから構成され、
前記利用ユニットが、前記熱源側熱交換器の出口と液延長配管によって連結され、前記熱源側熱交換器から流出した高圧冷媒が流入する膨張機構と、該膨張機構から流出した低圧冷媒が流入する利用側熱交換器と、前記膨張機構に流入する高圧冷媒と前記利用側熱交換器から流出する低圧冷媒との間で熱交換を行い、前記圧縮機の入口にガス延長配管によって連結された内部熱交換器とから構成され、
前記利用側熱交換器の出口における低圧冷媒の過熱度を検出する過熱度検出手段と、
前記利用側熱交換器を通過して低圧冷媒との間で熱交換をする利用流体の前記利用側熱交換器の入口における温度または出口における温度を検出する流入利用流体温度検出手段または流出利用流体温度検出手段と、
前記利用流体の前記利用側熱交換器の入口における温度または出口における温度を設定する流入利用流体温度設定手段または流出利用流体温度設定手段と、
該流入利用流体温度設定手段または流出利用流体温度設定手段から求まるそれぞれの冷却負荷の大小に応じて、前記内部熱交換器の低圧側出口における目標過熱度または目標乾き度を設定する目標冷媒状態量演算手段と、
前記内部熱交換器の低圧側出口において前記過熱度または目標乾き度になるように、前記膨張機構の流量調整を行う流量調整制御手段と、を備え、
前記２台以上の利用ユニットのそれぞれにおいて、前記流入利用流体温度検出手段が検出した流入温度と前記流入利用流体温度設定手段が設定した流入温度との温度差、または前記流出利用流体温度検出手段が検出した流出温度と前記流出利用流体温度設定手段が設定した流出温度との温度差を求め、該温度差が最も小さい利用ユニットについて、前記内部熱交換器の低圧側出口の目標過熱度または乾き度を最も大きく設定し、
前記内部熱交換器の低圧側出口の目標過熱度は、前記流入利用流体温度検出手段によって検出される温度または前記流出利用流体温度検出手段によって検出される温度と、前記利用側熱交換器の温度との間の温度差よりも小さいことを特徴とする冷凍空調装置。
前記内部熱交換器の低圧側出口における冷媒の過熱度から、前記利用側熱交換器の出口における冷媒の過熱度または乾き度を演算する利用側熱交換器出口冷媒状態量演算手段と、
前記利用側熱交換器において冷媒が前記利用流体との間で熱交換をする冷却負荷を演算する冷却負荷演算手段と、を有し、
前記目標冷媒状態量演算手段が、前記それぞれの冷却負荷の大小に替えて、前記冷却負荷演算手段の演算結果から、前記内部熱交換器の低圧側出口の過熱度または目標乾き度を設定することを特徴とする請求項１または２記載の冷凍空調装置。
前記内部熱交換器の高圧側入口における冷媒温度と高圧側出口における冷媒温度との温度差を検出する温度差検出手段を備え、
該温度差検出手段の検出した温度差に基づいて、前記利用側熱交換器の出口の冷媒状態量として、前記内部熱交換器のエンタルピーまたは乾き度が演算されることを特徴とする請求項１乃至３の何れか一項に記載の冷凍空調装置。
熱源ユニットと少なくとも２台以上の利用ユニットとを有し、
前記熱源ユニットが、冷媒を圧縮する圧縮機と、該圧縮機から吐出された高圧冷媒が流入する熱源側熱交換器とから構成され、
前記利用ユニットが、前記熱源側熱交換器の出口と液延長配管によって連結され、前記熱源側熱交換器から流出した高圧冷媒が流入する膨張機構と、該膨張機構から流出した低圧冷媒が流入する利用側熱交換器と、前記膨張機構に流入する高圧冷媒と前記利用側熱交換器から流出する低圧冷媒との間で熱交換を行い、前記圧縮機の入口にガス延長配管によって連結された内部熱交換器とから構成され、
前記熱源側熱交換器から流出した高圧冷媒と前記圧縮機に流入する低圧冷媒との間で熱交換をさせる熱源側内部熱交換器と、
前記熱源側内部熱交換器の低圧側出口における低圧冷媒の過熱度を検出する過熱度検出手段と、
前記熱源側内部熱交換器における熱交換量から、前記熱源側熱交換器の低圧側入口における低圧冷媒の過熱度または乾き度を演算する演算手段と、
前記利用側熱交換器を通過して低圧冷媒との間で熱交換をする利用流体の前記利用側熱交換器の入口における温度または出口における温度を検出する流入利用流体温度検出手段または流出利用流体温度検出手段と、
前記膨張機構の流量調整を行う流量調整制御手段と、を備え、
該流量調整制御手段は、前記２台以上の利用ユニットのそれぞれにおいて、前記流入利用流体温度検出手段が検出した流入温度と前記流入利用流体温度設定手段が設定した流入温度との温度差、または前記流出利用流体温度検出手段が検出した流出温度と前記流出利用流体温度設定手段が設定した流出温度との温度差を求め、該温度差が最も大きい利用ユニットについて、前記熱源側内部熱交換器の低圧側入口における低圧冷媒の過熱度または乾き度を１に近づけるように前記膨張機構の流量調整を行うことを特徴とする冷凍空調装置。
前記流量調整制御手段は、前記膨張機構の開口面積が閉塞する状態を、前記利用側熱交換器の出口における低圧冷媒の過熱度または前記内部熱交換器の低圧側出口の低圧冷媒の過熱度によって推測し、該推測された状態に基づいて、前記膨張機構の開口面積を補正することを特徴とする請求項１及至５の何れかに記載の冷凍空調装置。