JP6991388B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、圧縮機の熱を利用して冷媒を加熱する冷凍サイクル装置に関する。

従来、圧縮機の熱を利用して冷媒を加熱する冷凍サイクル装置が知られている。たとえば、国際公開第２０１３／０６５２３３号（特許文献１）には、圧縮機の周囲に蓄熱材が形成された冷凍サイクル装置が開示されている。当該冷凍サイクル装置では、除霜運転において、室外熱交換器からの冷媒を圧縮機の周囲に形成された蓄熱材を経由させて圧縮機の吸入口へ導く流路が形成される。当該冷凍サイクル装置によれば、除霜時間を短縮し、除霜運転による室温の低下を抑制して快適性を向上させることができる。

国際公開第２０１３／０６５２３３号

近年、地球温暖化防止の観点から、ＧＷＰ（地球温暖化係数：Global Warming Potential）のより低い冷媒が求められている。従来よりもＧＷＰを低減可能な冷媒には、たとえばＲ２９０（プロパン）のように、圧縮機に吸入される冷媒の過熱度が大きいほど、冷凍サイクル装置の理論ＣＯＰ（Coefficient of Performance）が向上する冷媒がある。しかし、圧縮機に吸入される冷媒の過熱度を大きくするために蒸発器から流出する冷媒の温度を上昇させると、蒸発器の性能が低下することが知られている。

特許文献１においては、通常の暖房運転において蒸発器から流出する冷媒の温度を抑制することについては考慮されていない。特許文献１に開示されている冷凍サイクル装置にＲ２９０を使用した場合、冷凍サイクル装置の性能が低下し得る。

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、その目的は、ＧＷＰを低減しながら、冷凍サイクル装置の性能低下を抑制することである。

本発明に係る冷凍サイクル装置においては、Ｒ２９０を含む冷媒が循環する。冷凍サイクル装置は、圧縮機と、第１熱交換器と、第２熱交換器と、第１減圧装置とを備える。圧縮機は、第１吐出口および第２吐出口と、第１吸入口および第２吸入口と、圧縮機構と、モータとを含む。第１吐出口および第２吐出口からは、冷媒が吐出される。第１吸入口および第２吸入口からは、冷媒が吸入される。圧縮機構は、第１吸入口からの冷媒を圧縮して第２吐出口から吐出する。モータは、圧縮機構を駆動する。第２吸入口からの冷媒は、モータを経由して第１吐出口から吐出される。冷媒は、第１吐出口、第１熱交換器、第１減圧装置、第２熱交換器、および第１吸入口、第２吐出口、および第２吸入口の第１循環方向に循環する。冷凍サイクル装置は、第１流路切替部と、第３熱交換器とをさらに備える。第１流路切替部は、第２熱交換器からの冷媒を第１吸入口に導くための、第１流路および第２流路を形成可能である。第３熱交換器は、第２吐出口および第２吸入口の間に接続されている。第１流路が形成されている場合、第１流路から流出する冷媒は、第３熱交換器を経由せずに第１吸入口に至る。第２流路が形成されている場合、第２流路から流出する冷媒は、第３熱交換器を経由して第１吸入口に至る。

本発明に係る冷凍サイクル装置によれば、Ｒ２９０を含む冷媒が使用されるとともに、第２熱交換器からの冷媒が第３熱交換器を経由して圧縮機に至るように流路を形成可能なため、ＧＷＰを低減しながら、冷凍サイクル装置の性能低下を抑制することができる。

実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の構成を示す機能ブロック図である。 圧縮機に吸入される冷媒の過熱度と理論ＣＯＰとの関係を示す図である。 比較例に係る冷凍サイクル装置の低負荷での冷房運転におけるエンタルピ、圧力、および温度の関係を示すｐ－ｈ線図である。 図１の制御装置によって行なわれる流路切替部に対する処理の流れを示すフローチャートである。 図１の流路切替部の具体的な構成を示す図である。 図１の流路切替部の他の例である流路切替部の具体的な構成を示す図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の構成を示す機能ブロック図である。 図７の制御装置によって冷房運転および除霜運転において行なわれる流路切換部に対する処理の流れを示すフローチャートである。 図７の制御装置によって暖房運転において行なわれる流路切換部に対する処理の流れを示すフローチャートである。 実施の形態２の変形例に係る冷凍サイクル装置において冷房運転あるいは除霜運転が行なわれている場合のエンタルピ、圧力、および温度の関係を示すｐ－ｈ線図である。 実施の形態３に係る冷凍サイクル装置の構成を示す機能ブロック図である。 図１１の制御装置によって暖房運転において行なわれる流路切換部に対する処理の流れを示すフローチャートである。 図１２の暖房運転における流路切替部に対する処理の具体的な処理の流れを示すフローチャートである。 実施の形態３の変形例１に係る冷凍サイクル装置の構成を示す機能ブロック図である。 実施の形態３の変形例２に係る冷凍サイクル装置の構成を示す機能ブロック図である。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。なお、図中同一または相当部分には同一符号を付してその説明は原則として繰り返さない。

実施の形態１．
図１は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の構成を示す機能ブロック図である。図１に示されるように、冷凍サイクル装置１００は、室外機１１０と、室内機１２０とを備える。室外機１１０は、圧縮機１と、四方弁２（第２流路切替部）と、室外熱交換器３（第１熱交換器）と、内部熱交換器１０（第３熱交換器）と、電磁膨張弁３１（第１減圧装置）と、流路切替部２０（第１流路切替部）と、室外ファン４１と、制御装置９０と、温度センサ１１～１５とを含む。室内機１２０は、室内熱交換器４（第２熱交換器）と、室内ファン４２と、温度センサ１６～１８とを含む。制御装置９０は、室内機１２０に含まれていてもよいし、室外機１１０および室内機１２０とは別個に設けられていてもよい。

冷凍サイクル装置１００は、室内機１２０が配置されている空間に対して冷房運転および暖房運転が可能である。冷凍サイクル装置１００においては、冷媒としてＲ２９０が使用される。

圧縮機１は、冷媒が吐出される吐出口Ｐｄ１（第１吐出口）および吐出口Ｐｄ２（第２吐出口）を含む。圧縮機１は、冷媒が吸入される吸入口Ｐｓ１（第１吸入口）および吸入口Ｐｓ２（第２吸入口）を含む。吐出口Ｐｄ２および吸入口Ｐｓ２は、圧縮機１の外部に形成された流路ＦＰ３によって接続されている。

圧縮機１は、圧縮機構ＣＭ１と、モータＭ１とを含む。圧縮機構ＣＭ１は、吸入口Ｐｓ１からの冷媒を圧縮して吐出口Ｐｄ２から吐出する。吸入口Ｐｓ２からの冷媒は、モータＭ１を経由して吐出口Ｐｄ１から吐出される。吸入口Ｐｓ２からの冷媒は、モータＭ１を通過する際にモータＭ１によって加熱される。圧縮機１は、ダイレクト吐出機構を有する圧縮機である。

内部熱交換器１０は、吐出口Ｐｄ２および吸入口Ｐｓ２の間に接続されている。吐出口Ｐｄ２からの冷媒は、流路ＦＰ３に沿って移動し、内部熱交換器１０を通過して、吸入口Ｐｓ２から圧縮機１に吸入される。

冷房運転および除霜運転において四方弁２は、圧縮機１の吐出口Ｐｄ１と室外熱交換器３とを連通させるとともに、室内熱交換器４と流路切替部２０とを連通させる。冷房運転および除霜運転において冷媒は、圧縮機１の吐出口Ｐｄ１、四方弁２、室外熱交換器３、電磁膨張弁３１、室内熱交換器４、四方弁２、流路切替部２０、および圧縮機１の吸入口Ｐｓ１の順に循環するとともに、圧縮機１の吐出口Ｐｄ２および吸入口Ｐｓ２の順に循環する。

暖房運転において四方弁２は、圧縮機１の吐出口Ｐｄ１と室内熱交換器４とを連通させるとともに、室外熱交換器３と流路切替部２０とを連通させる。暖房運転において冷媒は、圧縮機１の吐出口Ｐｄ１、四方弁２、室内熱交換器４、電磁膨張弁３１、室外熱交換器３、四方弁２、流路切替部２０、および圧縮機１の吸入口Ｐｓ１の順に循環するとともに、圧縮機１の吐出口Ｐｄ２および吸入口Ｐｓ２の順に循環する。

流路切替部２０は、流路ＦＰ１（第１流路）および流路ＦＰ２（第２流路）を形成可能である。流路ＦＰ１およびＦＰ２の少なくとも一方は開放されている。流路ＦＰ１から流出する冷媒は、内部熱交換器１０を経由せずに圧縮機１の吸入口Ｐｓ１に至る。流路ＦＰ２から流出する冷媒は、内部熱交換器１０を経由して圧縮機１の吸入口Ｐｓ１に至る。

制御装置９０は、室外熱交換器３と電磁膨張弁３１との間を流れる冷媒の温度Ｔ１１を温度センサ１１から取得する。制御装置９０は、室外熱交換器３を流れる冷媒の温度Ｔ１２を室外熱交換器３の中間部に設置された温度センサ１２から取得する。制御装置９０は、室外機１１０が配置されている室外空間の温度Ｔ１３を温度センサ１３から取得する。

制御装置９０は、吐出口Ｐｄ２と内部熱交換器１０との間を流れる冷媒の温度Ｔ１４を温度センサ１４から取得する。温度Ｔ１４は、内部熱交換器１０において吐出口Ｐｄ２から吐出される冷媒による加熱が可能かどうかの判定に用いられる。

制御装置９０は、吸入口Ｐｓ１から吸入される冷媒の温度Ｔ１５を温度センサ１５から取得する。制御装置９０は、室内熱交換器４と電磁膨張弁３１との間を流れる冷媒の温度Ｔ１６を温度センサ１６から取得する。制御装置９０は、室内熱交換器４を通過する冷媒の温度Ｔ１７を室内熱交換器４の中間部に設置された温度センサ１７から取得する。制御装置９０は、室内機１２０が配置されている室内空間の室内温度Ｔ１８を温度センサ１８から取得する。

制御装置９０は、圧縮機１の駆動周波数を制御することにより、室内温度Ｔ１８が目標温度（たとえばユーザによって設定された温度）となるように圧縮機１が単位時間あたりに吐出する冷媒量を制御する。制御装置９０は、流路切替部２０を制御して、流路ＦＰ１および流路ＦＰ２各々を単位時間当たりに通過する冷媒量を調節する。

制御装置９０は、四方弁２を制御して、冷媒の循環方向を切り替える。制御装置９０は、暖房運転において除霜開始条件が成立する場合、四方弁２を制御して冷媒の循環方向を逆にしてリバース除霜を行なう。除霜開始条件としては、たとえば、温度Ｔ１１、Ｔ１２、あるいはＴ１９が基準温度Ｔｆ１よりも低いという条件を挙げることができる。制御装置９０は、除霜運転において除霜終了条件が成立する場合、四方弁２を制御して冷媒の循環方向を逆にして暖房運転を再開する。除霜終了条件としては、たとえば、除霜運転を開始してから基準時間が経過したという条件、または温度Ｔ１１、Ｔ１２、あるいはＴ１９が基準温度Ｔｆ２よりも高いという条件を挙げることができる。基準温度Ｔｆ１、Ｔｆ２、および基準時間は、実機実験あるいはシミュレーションによって適宜算出される。

制御装置９０は、圧縮機１に吸入される冷媒の過熱度、および凝縮器として機能する熱交換器から流出する冷媒の過冷却度の一方あるいは両方が所望の範囲の値となるように電磁膨張弁３１の開度を制御する。凝縮器として機能する熱交換器は、冷房運転および除霜運転においては室外熱交換器３であり、暖房運転においては室内熱交換器４である。

たとえば、圧縮機１に吸入される冷媒の過熱度を所望の範囲の値とする場合、圧縮機１の吸入口Ｐｓ１から吸入される冷媒の温度Ｔ１５と蒸発器として機能する熱交換器を流れる温度（温度Ｔ１２またはＴ１７）との温度差に基づいて電磁膨張弁３１の開度を制御する。蒸発器として機能する熱交換器は、冷房運転および除霜運転においては室内熱交換器４であり、暖房運転においては室外熱交換器３である。凝縮器として機能する熱交換器から流出する冷媒の過冷却度を所望の範囲の値とする場合、凝縮器として機能する熱交換器を流れる冷媒の温度（温度Ｔ１２またはＴ１７）と当該熱交換器から流出する冷媒の温度（温度Ｔ１１またはＴ１６）との温度差に基づいて電磁膨張弁３１の開度を制御する。

制御装置９０は、室外ファン４１および室内ファン４２の単位時間当たりの送風量を制御する。室外ファン４１に関しては、室内の目標温度と室内温度Ｔ１８との温度差から自動的に設定される運転モード(たとえば高速回転の定格モードあるいは低速回転の中間モード)に応じて、各運転モードに対して予め設定された回転速度でファンが駆動される。室内ファン４２に関しては、ユーザによる設定（たとえば弱風モードあるいは強風モード）に応じた回転速度でファンが駆動される。なお、室内ファン４２に関しても、たとえばユーザによって自動モードが選択された場合等、制御装置９０による自動的なファンの回転速度の変更が許容される場合には、室外ファンと同様にファンが駆動されてもよい。

なお、圧縮機１の吐出口Ｐｄ１を通過する冷媒の温度を検出する温度センサを設置してもよい。当該温度センサの検出結果と予め設定されている目標吐出温度との温度差に基づいて、圧縮機１の駆動周波数、室外ファン４１および室内ファン４２各々の単位時間当たりの送風量、および電磁膨張弁３１の開度が制御されてもよい。

近年、地球温暖化防止の観点から、ＧＷＰ（地球温暖化係数：Global Warming Potential）のより低い冷媒が求められている。従来から使用されていた冷媒（たとえばＲ４１０Ａ）よりもＧＷＰを低減可能な冷媒には、たとえばＲ３２あるいはＲ２９０を挙げることができる。

Ｒ３２は、動作圧力が高いため、比較的小型の圧縮機によっても冷凍サイクル装置の冷凍効果を高めることができる。また、Ｒ３２は、毒性を有さない。しかし、Ｒ３２のＧＷＰは、Ｆ－ｇａｓ規制あるいはモントリオール議定書の規制値に対しては不十分である。一方、Ｒ２９０のＧＷＰはＲ３２のＧＷＰよりも低い。Ｒ２９０は、これらの規制に対して有効な冷媒の一つとして知られている。

Ｒ２９０には、Ｒ３２およびＲ４１０Ａと異なり、圧縮機に吸入される冷媒の過熱度が大きいほど冷凍サイクル装置の理論ＣＯＰ（Coefficient of Performance）が大きいという特性を有する（図２参照）。しかし、圧縮機に吸入される冷媒の過熱度を大きくするために蒸発器として機能する熱交換器から流出する冷媒の温度を上昇させると、当該熱交換器の性能が低下することが知られている。

また、凝縮器として機能する熱交換器から流出する冷媒の温度と蒸発器として機能する熱交換器から流出する冷媒の温度との温度差がほとんどない場合、圧縮機に吸入される冷媒の過熱度を確保し難くなる。このような状況は、たとえば低負荷での冷房運転に生じ得る。

図３は、比較例に係る冷凍サイクル装置の低負荷での冷房運転におけるエンタルピ、圧力、および温度の関係を示すｐ－ｈ線図である。図３において、曲線ＬＣ，ＧＣは、それぞれ飽和液線、および飽和蒸気線を表す。飽和液線および飽和蒸気線は、臨界点ＣＰにおいて接続されている。後に説明する図１０においても同様である。状態Ｃ１からＣ２の過程は、圧縮機による断熱圧縮過程を示す。状態Ｃ２からＣ３への過程は、凝縮器として機能する熱交換器による凝縮過程を表す。状態Ｃ３からＣ４への過程は、膨張弁による減圧過程を表す。状態Ｃ４からＣ１への過程は、蒸発器として機能する熱交換器による蒸発過程を表す。図３には、室外温度Ｔ１の等温線が示されている。

図３に示されるように、凝縮器として機能する熱交換器から流出する冷媒の状態を表す状態Ｃ３の温度が室外温度Ｔ１に近い場合、減圧過程、および蒸発過程を経て圧縮機に吸入される冷媒の状態を表す状態Ｃ１は、室外温度Ｔ１の等温線上の状態となり得る。低負荷の冷房運転においては、圧縮機に吸入される冷媒の過熱度が想定よりも小さくなり得る。

そこで、冷凍サイクル装置１００においては、蒸発器として機能する熱交換器から流出する冷媒が内部熱交換器１０を経由して圧縮機１に吸入されるように流路ＦＰ２を形成する。内部熱交換器１０においては、圧縮機１の吐出口Ｐｄ２からの冷媒によって、蒸発器として機能する熱交換器から流出する冷媒が加熱される。圧縮機構ＣＭ１によって圧縮されて温度が上昇した冷媒の熱を利用することによって、蒸発器として機能する熱交換器から流出する冷媒の温度の上昇を抑制しながら、圧縮機１に吸入される冷媒の過熱度を高めることができる。その結果、蒸発器として機能する熱交換器の性能低下を抑制しながら、ＧＷＰを低減するためにＲ２９０が使用される冷凍サイクル装置１００の理論ＣＯＰを向上させることができる。

図４は、図１の制御装置９０によって行なわれる流路切替部２０に対する処理の流れを示すフローチャートである。図４に示される処理は、冷凍サイクル装置１００の統合的な制御を行なう不図示のメインルーチンによって一定時間間隔毎に呼び出される。なお、以下ではステップを単にＳと記載する。

制御装置９０は、Ｓ１０１において吐出口Ｐｄ２と内部熱交換器１０との間を流れる冷媒の温度Ｔ１４が基準温度Ｔｒ１以上であるという条件（特定条件）が成立するか否かを判定する。温度Ｔ１４が基準温度Ｔｒ１より小さい場合（Ｓ１０１においてＮＯ）、制御装置９０は、Ｓ１０２において流路ＦＰ１を通過する単位時間当たりの冷媒量が流路ＦＰ２を通過する単位時間当たりの冷媒量よりも多くなるように流路切替部２０を制御して処理をメインルーチンに返す。温度Ｔ１４が基準温度Ｔｒ１以上である場合（Ｓ１０１においてＹＥＳ）、制御装置９０は、Ｓ１０３において流路ＦＰ２を通過する単位時間当たりの冷媒量が流路ＦＰ１を通過する単位時間当たりの冷媒量よりも多くなるように流路切替部２０を制御して処理をメインルーチンに返す。

なお、基準温度Ｔｒ１は、蒸発器として機能する熱交換器から流出する冷媒を加熱可能な温度に、吐出口Ｐｄ２から吐出される冷媒の温度が達していることを示す温度であり、実機実験あるいはシミュレーションによって適宜算出することができる。

図５は、図１の流路切替部２０の具体的な構成を示す図である。図５に示されるように、流路切替部２０は、電磁開閉弁２１および２２を含む。電磁開閉弁２１は、流路ＦＰ１に設けられている。電磁開閉弁２１が開放されている場合、冷媒は流路ＦＰ１を通過することができる。電磁開閉弁２１が閉止されている場合、冷媒は流路ＦＰ１を通過することができない。電磁開閉弁２２は、流路ＦＰ２に設けられている。電磁開閉弁２２が開放されている場合、冷媒は流路ＦＰ２を通過することができる。電磁開閉弁２２が閉止されている場合、冷媒は流路ＦＰ２を通過することができない。制御装置９０は、図４のＳ１０２において電磁開閉弁２１を開放するとともに、電磁開閉弁２２を閉止する。制御装置９０は、図４のＳ１０３において電磁開閉弁２１を閉止するとともに、電磁開閉弁２２を開放する。

図６は、図１の流路切替部２０の他の例である流路切替部２０Ａの具体的な構成を示す図である。図６に示されるように、流路切替部２０Ａは、電磁膨張弁２１Ａおよび２２Ａを含む。電磁膨張弁２１Ａは、流路ＦＰ１に設けられている。制御装置９０は、電磁膨張弁２１Ａの開度を調節することにより、流路ＦＰ１を通過する単位時間当たりの冷媒量を調節する。電磁膨張弁２２Ａは、流路ＦＰ２に設けられている。制御装置９０は、電磁膨張弁２２Ａの開度を調節することにより、流路ＦＰ２を通過する単位時間当たりの冷媒量を調節する。

図１の流路切替部２０が流路切替部２０Ａである場合、制御装置９０は、電磁膨張弁２１Ａおよび２２Ａ各々の開度を調節することにより、流路ＦＰ１を通過する単位時間当たりの冷媒量と流路ＦＰ２を通過する単位時間当たりの冷媒量との流量比率を制御する。

冷凍サイクル装置１００によれば、圧縮機１から発生した熱を、内部熱交換器１０を介して蒸発器として機能する熱交換器からの冷媒の加熱に用いるため、冷凍サイクル装置のエネルギー効率が向上する。また、内部熱交換器１０による冷媒の加熱により、暖房運転および低負荷の冷房運転においても圧縮機１に吸入される冷媒の過熱度を大きくすることができる。

圧縮機１の潤滑油への冷媒の溶解量は冷媒の温度が高いほど少ない。圧縮機１に吸入される冷媒の温度が上昇することに伴って圧縮機１から吐出される冷媒の温度も上昇するため、潤滑油への冷媒の溶解量が低下する。冷媒が潤滑油へ溶解することによる冷凍サイクル装置を循環する冷媒量の低下を抑制することができるため、冷凍サイクル装置の安定的な運転に必要な冷媒量を削減することができる。

室外温度が比較的低い場合（たとえば冬季）において、吐出口Ｐｄ２と内部熱交換器１０と間を流れる冷媒の温度が蒸発器として機能する熱交換器から流出する冷媒の温度よりも低くなり得る。そのような場合に蒸発器として機能する熱交換器からの冷媒が内部熱交換器１０を通過すると、当該冷媒が吐出口Ｐｄ２からの冷媒によって冷却される。吐出口Ｐｄ２からの冷媒の温度によっては、冷媒が凝縮して液体の冷媒（液冷媒）となる可能性がある。液冷媒が圧縮機１に吸入されると、圧縮機１の性能が低下するとともに故障の可能性が高まる。冷凍サイクル装置１００においては、そのような場合（図４のＳ１０１においてＮＯ）、内部熱交換器１０を経由せずに圧縮機１に冷媒を戻すことができる。その結果、圧縮機１の性能低下を抑制することができる。

実施の形態１に係る冷凍サイクル装置に使用される冷媒は、圧縮機に吸入される冷媒の過熱度が大きいほど冷凍サイクル装置の理論ＣＯＰ（Coefficient of Performance）が大きいという特性が失われない程度に、Ｒ２９０以外の冷媒を含んでいてもよい。

実施の形態１においては、１つの室外機と１つの室内機とを備える冷凍サイクル装置について説明した。冷凍サイクル装置は、複数の室内機を備える構成であってもよいし、複数の室外機を備える構成でもよい。

実施の形態１においては冷房運転および暖房運転が切替可能なルームエアコンあるいはパッケージエアコンのような冷凍サイクル装置について説明した。冷凍サイクル装置は、四方弁のような流路切替弁を含まない、冷凍機のような冷却運転専用の構成であってもよい。

以上、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置によれば、ＧＷＰを低減しながら、冷凍サイクル装置の性能低下を抑制することができる。

実施の形態２．
実施の形態２においては、圧縮機の２つの吸入口にそれぞれ吸入される冷媒の間で熱交換が行なわれる内部熱交換器（第３熱交換器）に加えて、冷房運転および除霜運転において高圧側冷媒と低圧側冷媒との間で熱交換が行なわれるもう一つの内部熱交換器（第４熱交換器）を備える冷凍サイクル装置について説明する。高圧側冷媒とは、圧縮機から吐出された後、膨張弁による減圧が行なわれる前の冷媒である。低圧側冷媒とは、膨張弁による減圧が行なわれた後、圧縮機に吸入されるまでの冷媒である。実施の形態２においては、冷房運転あるいは除霜運転が行なわれている場合に、第４熱交換器による加熱（高圧側冷媒による加熱）が不十分である場合に第３熱交換器による加熱（圧縮機の圧縮機構から吐出された冷媒による加熱）が選択される。

図７は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の構成を示す機能ブロック図である。冷凍サイクル装置２００の構成は、図１の冷凍サイクル装置１００に内部熱交換器５１と、温度センサ１９が追加されているとともに、制御装置９０が９２に置き換えられている点である。これら以外は同様であるため、説明を繰り返さない。

図７に示されるように、内部熱交換器５１は、流路ＦＰ１と圧縮機１の吸入口Ｐｓ１との間に接続されているとともに、室外熱交換器３と電磁膨張弁３１との間に接続されている。制御装置９２は、内部熱交換器５１と電磁膨張弁３１との間を流れる冷媒の温度Ｔ１９を温度センサ１９から取得する。冷房運転および除霜運転が行なわれている場合、内部熱交換器５１において、凝縮器として機能する室外熱交換器３からの高圧側冷媒と、流路ＦＰ１からの低圧側冷媒との間で熱交換が行なわれ、低圧側冷媒が高圧側冷媒によって加熱される。

図８は、図７の制御装置９２によって冷房運転および除霜運転において行なわれる流路切換部２０に対する処理の流れを示すフローチャートである。図８に示される処理は、冷凍サイクル装置２００の統合的な制御を行なう不図示のメインルーチンによって一定時間間隔毎に呼び出される。図８に示されるフローチャートは、図４に示されるフローチャートのＳ１０１がＳ２０１に置き換えられたフローチャートである。

図８に示されるように、制御装置９２は、Ｓ２０１において、温度Ｔ１１とＴ１９との差が基準値Ｔｄｒ２以下であるという条件（特定条件）が成立するか否かを判定する。温度Ｔ１１とＴ１９との差が基準値Ｔｄｒ２以下であるという条件は、内部熱交換器５１における熱交換量が基準量よりも小さいことを示す条件である。基準値Ｔｄｒ２は、実機実験あるいはシミュレーションによって適宜算出される。

温度Ｔ１１とＴ１９との差が基準値Ｔｄｒ２より大きい場合（Ｓ２０１においてＮＯ）、制御装置９２は、実施の形態１と同様にＳ１０２を行なって処理をメインルーチンに返す。温度Ｔ１１とＴ１９との差が基準値Ｔｄｒ２以下である場合（Ｓ２０１においてＹＥＳ）、制御装置９２は、実施の形態１と同様にＳ１０３を行なって処理をメインルーチンに返す。

図９は、図７の制御装置９２によって暖房運転において行なわれる流路切換部２０に対する処理の流れを示すフローチャートである。図９に示される処理は、冷凍サイクル装置２００の統合的な制御を行なう不図示のメインルーチンによって一定時間間隔毎に呼び出される。

図９に示されるように、制御装置９２は、Ｓ２１１において除霜開始条件が成立しているか否かを判定する。除霜開始条件が成立していない場合（Ｓ２１１においてＮＯ）、制御装置９２は、Ｓ２１２において流路ＦＰ２を通過する単位時間当たりの冷媒量が流路ＦＰ１を通過する単位時間当たりの冷媒量よりも多くなるように流路切替部２０を制御して処理をメインルーチンに返す。除霜開始条件が成立している場合（Ｓ２１１においてＹＥＳ）、制御装置９２は、Ｓ２１３において四方弁２を制御して冷媒の循環方向を逆にして処理をメインルーチンに返す。

実施の形態２の変形例．
実施の形態２においては、内部熱交換器５１における熱交換量が基準量よりも小さいか否かを温度差と基準値Ｔｄｒ２との比較によって行なう場合について説明した。内部熱交換器５１における熱交換量の指標となる温度差は、冷凍サイクル装置２００の動作環境（たとえば室外温度Ｔ１３）によって変化し得る。実施の形態２においては、内部熱交換器５１における熱交換量が基準量よりも小さいか否かの判定精度が、冷凍サイクル装置２００の動作環境の影響を受け易い。

そこで、実施の形態２の変形例においては、内部熱交換器５１における熱交換量が基準量よりも小さいか否かを、冷凍サイクル装置２００の動作環境の変化によって変化し難い温度比率あるいはエンタルピ比率を用いて判定する。実施の形態２の変形例に係る冷凍サイクル装置によれば、冷凍サイクル装置の動作環境によらず、内部熱交換器５１における熱交換量が基準量よりも小さいか否かの判定精度を維持することができる。

実施の形態２の変形例に係る冷凍サイクル装置の構成は、図８のＳ２０１のＴ１１－Ｔ１９≦Ｔｄｒ２という条件が温度比率に関する条件あるいはエンタルピ比率に関する条件に変更された構成である。それ以外は同様であるため、以下では図８の冷凍サイクル装置２００も適宜参照しながら説明する。

図１０は、実施の形態２の変形例に係る冷凍サイクル装置において冷房運転あるいは除霜運転が行なわれている場合のエンタルピ、圧力、および温度の関係を示すｐ－ｈ線図である。状態Ｃ２１からＣ２２の過程は、圧縮機１による断熱圧縮過程を示す。状態Ｃ２２からＣ２５への過程は、室外熱交換器３による凝縮過程を表す。状態Ｃ２５からＣ２６への過程は、電磁膨張弁３１による減圧過程を表す。状態Ｃ２６からＣ２１への過程は、室内熱交換器４による蒸発過程を表す。図１０においては、室外温度Ｔ１３の等温線が示されている。

図１０に示されるように、凝縮過程の状態Ｃ２３の温度は、温度センサ１２によって検出される温度Ｔ１２である。単一冷媒のＲ２９０の気液二相状態における温度はほぼ一定であるため、飽和液線上にある凝縮過程の状態Ｃ２４の温度（飽和液の温度）は状態Ｃ２３と同じ温度Ｔ１２である。状態Ｃ２５の温度は、温度センサ１９によって検出される温度Ｔ１９である。

以下では、温度比率ΔＴを、温度Ｔ１２（第１温度）および室外温度Ｔ１３の温度差ΔＴ１に対する温度Ｔ１２および温度Ｔ１９の温度差Δ２の比率とする。すなわち、ΔＴ＝ΔＴ２／ΔＴ１である。また、エンタルピ比率Δｈを、飽和液の状態Ｃ２４のエンタルピｈ１２（第１エンタルピ）および室外温度Ｔ１３における液冷媒のエンタルピｈ１３（第２エンタルピ）のエンタルピ差Δｈ１に対するエンタルピｈ２４および状態Ｃ２５のエンタルピｈ１９（第３エンタルピ）のエンタルピ差Δｈ２の比率であるとする。すなわち、Δｈ＝Δｈ２／Δｈ１である。

冷凍サイクル装置の動作環境が変化した場合、温度差ΔＴ１およびΔＴ２の双方が同程度の割合で変化することが多い。温度比率ΔＴの分母および分子の双方が同程度の割合で変化する場合、温度比率ΔＴはほとんど変化しない。エンタルピ比率に関しても同様である。

実施の形態２の変形例に係る冷凍サイクル装置においては、図８のＳ２０１のＴ１１－Ｔ１９≦Ｔｄｒ２という条件が、基準比率Ｒｒ１およびＲｒ２を用いて、ΔＴ≧Ｒｒ１あるいはΔｈ≧Ｒｒ２という条件に置き換えられる。温度比率あるいはエンタルピ比率が予め定められた基準比率（たとえば０．８）と比較されることにより、冷凍サイクル装置の動作環境によらず、内部熱交換器５１における熱交換量が基準量よりも小さいか否かの判定精度を維持することができる。基準比率Ｒｒ１およびＲｒ２は、実機実験あるいはシミュレーションによって適宜算出される。基準比率Ｒｒ１およびＲｒ２は、同じでもよい。

以上、実施の形態２および変形例１に係る冷凍サイクル装置によれば、冷房運転あるいは除霜運転において高圧側冷媒による加熱が不十分である場合に圧縮機の圧縮機構から吐出された冷媒によって圧縮機に吸入される冷媒の過熱度を上昇させることができる。その結果、ＧＷＰを低減しながら、冷凍サイクル装置の性能低下を実施の形態１よりもさらに抑制することができる。

実施の形態３．
実施の形態２においては、冷房運転あるいは除霜運転が行なわれている場合に、高圧側冷媒による加熱が不十分である場合に圧縮機の圧縮機構から吐出された冷媒による加熱が選択される場合について説明した。実施の形態３においては、暖房運転においても、高圧側冷媒による加熱が不十分である場合に圧縮機の圧縮機構から吐出された冷媒による加熱が選択される場合について説明する。

図１１は、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の構成を示す機能ブロック図である。冷凍サイクル装置３００の構成は、図７の冷凍サイクル装置２００に電磁膨張弁３２（第２減圧装置）および温度センサ１９Ａが追加されているとともに、制御装置９２が９３に置き換えられた構成である。これら以外は同様であるため、説明を繰り返さない。

図１１に示されるように、電磁膨張弁３２は、室外熱交換器３と内部熱交換器５１との間に接続されている。制御装置９３は、電磁膨張弁３２と内部熱交換器５１との間を流れる冷媒の温度Ｔ１９Ａを温度センサ１９Ａから取得する。制御装置９３は、冷房運転および除霜運転においては冷媒の減圧を行なわない電磁膨張弁３２を全開とし、電磁膨張弁３１の開度を制御する。制御装置９３は、暖房運転においては冷媒の減圧を行なわない電磁膨張弁３１を全開とし、電磁膨張弁３２の開度を制御する。

図１２は、図１１の制御装置９３によって暖房運転において行なわれる流路切換部２０に対する処理の流れを示すフローチャートである。図１２に示されるフローチャートは、図９のＳ２１２がＳ３００に置き換えられたフローチャートである。図１３は、図１２の暖房運転における流路切替部２０に対する処理（Ｓ３００）の具体的な処理の流れを示すフローチャートである。図１３に示されるフローチャートは、図８のＳ２０１がＳ３０１に置き換えられたフローチャートである。なお、冷房運転および除霜運転の各々においては図８に示される処理が行なわれる。

図１３に示されるように、制御装置９３は、Ｓ３０１において、温度Ｔ１６とＴ１９Ａとの差が基準値Ｔｄｒ３以下であるという条件（特定条件）が成立するか否かを判定する。温度Ｔ１６とＴ１９Ａとの差が基準値Ｔｄｒ３以下であるという条件は、内部熱交換器５１における熱交換量が基準量よりも小さいことを示す条件である。基準値Ｔｄｒ３は、実機実験あるいはシミュレーションによって適宜算出することができる。

温度Ｔ１６とＴ１９Ａとの差が基準値Ｔｄｒ３より大きい場合（Ｓ３０１においてＮＯ）、制御装置９３は、実施の形態１と同様にＳ１０２を行なって処理をメインルーチンに返す。温度Ｔ１６とＴ１９Ａとの差が基準値Ｔｄｒ３以下である場合（Ｓ３０１においてＹＥＳ）、制御装置９３は、実施の形態１と同様にＳ１０３を行なって処理をメインルーチンに返す。

なお、Ｓ３０１においては、実施の形態２の変形例と同様に、温度比率に関する条件あるいはエンタルピ比率に関する条件が用いられてもよい。その場合、実施の形態２の変形例の温度Ｔ１２、Ｔ１３、およびＴ１９が、それぞれ温度Ｔ１７、Ｔ１８、およびＴ１９Ａにそれぞれ置き換えられる。

実施の形態３の変形例１．
実施の形態３の変形例１においては、２つの電磁膨張弁の各々に並列に逆止弁を接続することにより、圧力損失が低減される構成について説明する。

図１４は、実施の形態３の変形例１に係る冷凍サイクル装置３００Ａの構成を示す機能ブロック図である。冷凍サイクル装置３００Ａの構成は、図１１の冷凍サイクル装置３００に逆止弁６１および６２が追加されているとともに、制御装置９３が９３Ａに置き換えられた構成である。これら以外は同様であるため、説明を繰り返さない。

図１４に示されるように、逆止弁６１は、室内熱交換器４と内部熱交換器５１との間において電磁膨張弁３１に対して並列に接続されている。逆止弁６１の順方向は、室内熱交換器４から内部熱交換器５１に向かう方向である。逆止弁６１の順方向に冷媒が流れる場合の圧力損失は、全開の電磁膨張弁３１を冷媒が流れる場合の圧力損失よりも小さい。

逆止弁６２は、室外熱交換器３と内部熱交換器５１との間において電磁膨張弁３２に対して並列に接続されている。逆止弁６２の順方向は、室外熱交換器３から内部熱交換器５１へ向かう方向である。逆止弁６２の順方向に冷媒が流れる場合の圧力損失は、全開の電磁膨張弁３２を冷媒が流れる場合の圧力損失よりも小さい。

冷房運転および除霜運転において制御装置９３Ａは、電磁膨張弁３２を閉止する。冷房運転において、室外熱交換器３からの冷媒は、逆止弁６２、内部熱交換器５１、および電磁膨張弁３１の順に通過する。暖房運転において制御装置９３Ａは、電磁膨張弁３１を閉止する。暖房運転において、室内熱交換器４からの冷媒は、逆止弁６１、内部熱交換器５１、および電磁膨張弁３２の順に通過する。

冷凍サイクル装置３００Ａにおいては、冷媒の減圧を行なわない電磁膨張弁を閉止して、圧力損失がより小さい逆止弁を冷媒が通過するように流路を形成することにより、冷凍サイクル装置３００よりも電磁膨張弁の圧力損失による性能低下を抑制することができる。ユーザは、２つの逆止弁の追加することによるコストの上昇および性能の向上を考慮して、冷凍サイクル装置３００および３００Ａを適宜選択することができる。

実施の形態３の変形例２．
実施の形態３および変形例１においては、内部熱交換器５１において、凝縮器として機能する熱交換器からの高圧側冷媒と、流路ＦＰ１からの低圧側冷媒との間で熱交換が行なわれる場合について説明した。実施の形態３の変形例２においては、高圧側冷媒が圧縮機１から吐出された冷媒である場合について説明する。

図１５は、実施の形態３の変形例２に係る冷凍サイクル装置３００Ｂの構成を示す機能ブロック図である。冷凍サイクル装置３００Ｂの構成は、図７の内部熱交換器５１および温度センサ１９に替えて内部熱交換器５１Ｂおよび温度センサ１９Ｂが追加され、制御装置９２が９３Ｂに置き換えられ、温度センサ１１Ｂおよび電磁膨張弁３２Ｂが追加された構成である。これら以外は同様であるため、説明を繰り返さない。

図１５に示されるように、内部熱交換器５１Ｂは、流路ＦＰ１と圧縮機１の吸入口Ｐｓ１との間に接続されている。内部熱交換器５１Ｂおよび電磁膨張弁３２Ｂは、圧縮機１の吐出口Ｐｄ１と、室外熱交換器３および電磁膨張弁３１の間の流路との間においてこの順に直列に接続されている。内部熱交換器５１Ｂにおいては、圧縮機１から吐出された高圧側冷媒と、流路ＦＰ１からの低圧側冷媒との間で熱交換が行なわれ、低圧側冷媒が高圧側冷媒によって加熱される。

制御装置９３Ｂは、電磁膨張弁３２Ｂの開度を制御する。制御装置９３Ｂは、内部熱交換器５１Ｂと電磁膨張弁３２Ｂとの間を流れる冷媒の温度Ｔ１９Ｂを温度センサ１９Ｂから取得する。制御装置９３Ｂは、圧縮機１の吐出口Ｐｄ１を通過する冷媒の温度Ｔ１１Ｂを温度センサ１１Ｂから取得する。

制御装置９３Ｂによって冷房運転および除霜運転において行なわれる流路切換部２０に対する処理の流れは、図８の温度Ｔ１１、Ｔ１９および基準値Ｔｄｒ２が、温度Ｔ１１Ｂ、Ｔ１９Ｂおよび基準値Ｔｄｒ４にそれぞれ置き換えられた構成である。基準値Ｔｄｒ４は、実機実験あるいはシミュレーションによって適宜決定される。基準値Ｔｄｒ４は、基準値Ｔｄｒ２と同じでもよい。

以上、実施の形態３、変形例１および２に係る冷凍サイクル装置によれば、冷房運転および暖房運転の双方において、高圧側冷媒による加熱が不十分である場合に圧縮機の圧縮機構から吐出された冷媒によって圧縮機に吸入される冷媒の過熱度を上昇させることができる。その結果、ＧＷＰを低減しながら、冷凍サイクル装置の性能低下を実施の形態２よりもさらに抑制することができる。

今回開示された各実施の形態は、矛盾しない範囲で適宜組み合わせて実施することも予定されている。今回開示された各実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は上記した説明ではなくて請求の範囲によって示され、請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。

１ 圧縮機、２ 四方弁、３ 室外熱交換器、４ 室内熱交換器、１０，１０Ａ，１０Ｂ 蓄熱材、１１～１９，１１Ｂ，１９Ａ，１９Ｂ 温度センサ、２０，２０Ａ 流路切替部、２１，２２ 電磁開閉弁、２１Ａ，２２Ａ，３１，３２，３２Ｂ 電磁膨張弁、４１ 室外ファン、４２ 室内ファン、５１，５１Ｂ 内部熱交換器、６１，６２ 逆止弁、９０，９２，９３，９３Ａ，９３Ｂ 制御装置、１００，２００，３００，３００Ａ，３００Ｂ 冷凍サイクル装置、１１０ 室外機、１２０ 室内機、ＣＭ１ 圧縮機構、ＦＰ１，ＦＰ２，ＦＰ３ 流路、Ｍ１ モータ、Ｐｄ１，Ｐｄ２ 吐出口、Ｐｓ１，Ｐｓ２ 吸入口。

Claims (9)

1. Ｒ２９０を含む冷媒が循環する冷凍サイクル装置であって、
   圧縮機と、
   第１熱交換器と、
   第２熱交換器と、
   第１減圧装置とを備え、
   前記圧縮機は、
   前記冷媒が吐出される第１吐出口および第２吐出口と、
   前記冷媒が吸入される第１吸入口および第２吸入口と、
   前記第１吸入口からの前記冷媒を圧縮して前記第２吐出口から吐出する圧縮機構と、
   前記圧縮機構を駆動するモータとを含み、
   前記第２吸入口からの前記冷媒は、前記モータを経由して前記第１吐出口から吐出され、
   前記冷媒は、前記第１吐出口、前記第１熱交換器、前記第１減圧装置、前記第２熱交換器、および前記第１吸入口、前記第２吐出口、および前記第２吸入口の第１循環方向に循環し、
   前記冷凍サイクル装置は、
   前記第２熱交換器からの前記冷媒を前記第１吸入口に導くための、第１流路および第２流路を形成可能な第１流路切替部と、
   前記第２吐出口および前記第２吸入口の間に接続された第３熱交換器とをさらに備え、
   前記第１流路が形成されている場合、前記第１流路から流出する前記冷媒は、前記第３熱交換器を経由せずに前記第１吸入口に至り、
   前記第２流路が形成されている場合、前記第２流路から流出する前記冷媒は、前記第３熱交換器を経由して前記第１吸入口に至る、冷凍サイクル装置。
2. 前記第１流路切替部を制御する制御装置をさらに備え、
   前記制御装置は、
   特定条件が成立する場合、前記第１流路切替部を制御して前記第１流路を閉止するとともに前記第２流路を開放し、
   前記特定条件が成立しない場合、前記第１流路切替部を制御して前記第１流路を開放するとともに前記第２流路を閉止し、
   前記特定条件は、前記第２吐出口と前記第３熱交換器との間を流れる前記冷媒の温度が基準温度よりも高いという条件を含む、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記第１熱交換器からの前記冷媒と前記第１流路からの前記冷媒との間で熱交換が行なわれる第４熱交換器と、
   前記第１流路切替部を制御する制御装置とをさらに備え、
   前記制御装置は、
   特定条件が成立する場合、前記第２流路を通過する単位時間当たりの前記冷媒の量が前記第１流路を通過する単位時間当たりの前記冷媒の量よりも多くなるように前記第１流路切替部を制御し、
   前記特定条件が成立しない場合、前記第１流路を通過する単位時間当たりの前記冷媒の量が前記第２流路を通過する単位時間当たりの前記冷媒の量よりも多くなるように前記第１流路切替部を制御し、
   前記特定条件は、前記第４熱交換器における熱交換量が基準量よりも小さいことを示す条件を含む、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記第４熱交換器における熱交換量が基準量よりも小さいことを示す条件は、前記第１熱交換器および前記第４熱交換器の間を流れる前記冷媒の温度と前記第４熱交換器および前記第１減圧装置の間を流れる前記冷媒の温度との差が基準値よりも小さいという条件を含む、請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記第１熱交換器は、室外に配置され、
   前記第４熱交換器における熱交換量が基準量よりも小さいことを示す条件は、前記第１熱交換器を通過する前記冷媒の飽和液の第１温度および室外温度の差に対する前記第１温度および前記第４熱交換器から流出する前記冷媒の温度の差の比率が、基準比率より大きいという条件を含む、請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記第１熱交換器は、室外に配置され、
   前記第４熱交換器における熱交換量が基準量よりも小さいことを示す条件は、前記第１熱交換器を通過する前記冷媒の飽和液の第１エンタルピおよび室外温度における液体の前記冷媒の第２エンタルピの差に対する前記第１エンタルピおよび前記第４熱交換器から流出する前記冷媒の第３エンタルピの差の比率が、基準比率より大きいという条件を含む、請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記冷媒の循環方向を、前記第１循環方向および第２循環方向の間で切り替える第２流路切替部と、
   前記第１熱交換器と前記第４熱交換器との間に接続された第２減圧装置とをさらに備え、
   前記第２循環方向は、前記第１吐出口、前記第２熱交換器、前記第１減圧装置、前記第２減圧装置、前記第１熱交換器、および前記第１吸入口、前記第２吐出口、および前記第２吸入口の循環方向であり、
   前記冷媒の循環方向が前記第１循環方向である場合、前記制御装置は、前記第２減圧装置の開度を全開とし、
   前記冷媒の循環方向が前記第２循環方向である場合、前記制御装置は、前記第１減圧装置を全開とする、請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
8. 前記冷媒の循環方向を、前記第１循環方向および第２循環方向の間で切り替える第２流路切替部と、
   前記第１熱交換器と前記第４熱交換器との間に接続された第２減圧装置と、
   前記第２熱交換器と前記第４熱交換器との間で前記第１減圧装置に対して並列に接続された第１逆止弁と、
   前記第１熱交換器と前記第４熱交換器との間で前記第２減圧装置に対して並列に接続された第２逆止弁とをさらに備え、
   前記第２循環方向は、前記第１吐出口、前記第２熱交換器、前記第１減圧装置、前記第２減圧装置、前記第１熱交換器、および前記第１吸入口、前記第２吐出口、および前記第２吸入口の循環方向であり、
   前記第１逆止弁の順方向は、前記第２熱交換器から前記第４熱交換器へ向かう方向であり、
   前記第２逆止弁の順方向は、前記第１熱交換器から前記第４熱交換器へ向かう方向であり、
   前記冷媒の循環方向が前記第１循環方向である場合、前記制御装置は、前記第２減圧装置を閉止し、
   前記冷媒の循環方向が前記第２循環方向である場合、前記制御装置は、前記第１減圧装置を閉止する、請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
9. 前記圧縮機からの前記冷媒と前記第１流路からの前記冷媒との間で熱交換が行なわれる第４熱交換器と、
   前記第４熱交換器と前記第１減圧装置および前記第１熱交換器の間の流路との間に接続された第２減圧装置と、
   前記第１流路切替部を制御する制御装置とをさらに備え、
   前記制御装置は、
   特定条件が成立する場合、前記第１流路を通過する単位時間当たりの前記冷媒の量を減少させるとともに前記第２流路を開放し、
   前記特定条件が成立しない場合、前記第１流路を通過する単位時間当たりの前記冷媒の量を増加させるとともに前記第２流路を閉止し、
   前記特定条件は、前記第４熱交換器における熱交換量が基準量よりも小さいことを示す条件を含む、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。

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