JPWO2006120922A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

冷凍サイクル装置 Download PDF

Info

Publication number
JPWO2006120922A1
JPWO2006120922A1 JP2007528230A JP2007528230A JPWO2006120922A1 JP WO2006120922 A1 JPWO2006120922 A1 JP WO2006120922A1 JP 2007528230 A JP2007528230 A JP 2007528230A JP 2007528230 A JP2007528230 A JP 2007528230A JP WO2006120922 A1 JPWO2006120922 A1 JP WO2006120922A1
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
compressor
expander
refrigerant
refrigeration cycle
valve
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
JP2007528230A
Other languages
English (en)
Other versions
JP4912308B2 (ja
Inventor
朋一郎 田村
朋一郎 田村
雅也 本間
雅也 本間
晃 小森
晃 小森
斎藤　哲哉
哲哉 斎藤
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Panasonic Corp
Panasonic Holdings Corp
Original Assignee
Panasonic Corp
Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Panasonic Corp, Matsushita Electric Industrial Co Ltd filed Critical Panasonic Corp
Priority to JP2007528230A priority Critical patent/JP4912308B2/ja
Publication of JPWO2006120922A1 publication Critical patent/JPWO2006120922A1/ja
Application granted granted Critical
Publication of JP4912308B2 publication Critical patent/JP4912308B2/ja
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
    • F25B9/06—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point using expanders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/30—Expansion means; Dispositions thereof
    • F25B41/39—Dispositions with two or more expansion means arranged in series, i.e. multi-stage expansion, on a refrigerant line leading to the same evaporator
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
    • F25B9/002—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
    • F25B9/008—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant the refrigerant being carbon dioxide
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F25B1/04—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with compressor of rotary type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
    • F25B2309/06—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide
    • F25B2309/061—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide with cycle highest pressure above the supercritical pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/04—Refrigeration circuit bypassing means
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/14—Power generation using energy from the expansion of the refrigerant
    • F25B2400/141—Power generation using energy from the expansion of the refrigerant the extracted power is not recycled back in the refrigerant circuit
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/27—Problems to be solved characterised by the stop of the refrigeration cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2501—Bypass valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/19—Pressures
    • F25B2700/193—Pressures of the compressor
    • F25B2700/1931—Discharge pressures
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/21—Temperatures
    • F25B2700/2106—Temperatures of fresh outdoor air
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/21—Temperatures
    • F25B2700/2115—Temperatures of a compressor or the drive means therefor
    • F25B2700/21152—Temperatures of a compressor or the drive means therefor at the discharge side of the compressor

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Chemical Kinetics & Catalysis (AREA)
  • Air Conditioning Control Device (AREA)
  • Devices That Are Associated With Refrigeration Equipment (AREA)
  • Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)

Abstract

冷媒を圧縮する圧縮機１と、この圧縮機１から吐出される冷媒を放熱させる放熱器２と、この放熱器２からの冷媒を膨張させる膨張機３と、この膨張機３からの冷媒を蒸発させる蒸発器５とを順次直列に接続するとともに、膨張機３に流入する冷媒量を調節する冷媒流量調節手段と、圧縮機１と冷媒流量調節手段を制御する制御器を設け、圧縮機１の停止時において、制御器が冷媒流量調節手段を制御して、膨張機３へ流入する冷媒量を低減させるようにした。

Description

本発明は、冷媒の膨張により発生するエネルギーを有効に回収する冷凍サイクル装置に関するものである。
近年、冷凍サイクル装置の更なる高効率化を図る手段として、膨張弁に代えて膨張機を備え、冷媒が膨張する過程でその膨張エネルギーを膨張機によって電力又は動力の形で回収し、その回収分だけ圧縮機の入力を低減する動力回収型冷凍サイクルが提案されている（例えば、特許文献１参照）。
図１０に、特許文献１に記載された従来の冷凍サイクル装置を示す。圧縮機１は、電動機や走行用エンジン等の駆動手段（図示せず）により駆動されて冷媒を吸入圧縮する。この圧縮機１から吐出された高温高圧の冷媒は、放熱器２にて冷却される。そして、放熱器２から流出した冷媒は、膨張機３で減圧膨張される。この膨張機３は、流入した冷媒の膨張エネルギーを機械エネルギー（回転エネルギー）に変換し、変換した機械エネルギー（回転エネルギー）を発電機４に供給することにより電力を発生させる。膨張機３にて減圧膨張された冷媒は、蒸発器５で蒸発気化された後に、再び圧縮機１へと吸入される。
このような冷凍サイクル装置は、膨張エネルギーを機械エネルギーに変換して、膨張機３に膨張仕事をさせながら冷媒を減圧するので、放熱器２から流出した冷媒は、図１１に示すように、等エントロピ線（ｃ→ｄ）に沿って相変化しながらエンタルピを低下させる。したがって、冷媒の減圧時に膨張仕事をさせることなく単純に断熱膨張させる場合（等エンタルピ変化させる場合）と比較して、膨張仕事△ｉｅｘｐ分だけ蒸発器５の冷媒入口側と冷媒出口側における冷媒の比エンタルピ差を増大させることができるので、冷凍能力を増大させることが可能となる。また、膨張仕事△ｉｅｘｐ分だけ発電機４に機械エネルギー（回転エネルギー）を供給できるので、発電機４にて（△ｉｅｘｐ分×発電効率）の電力を発生することが可能となる。そして発生させた電力を圧縮機１へ供給することにより、圧縮機１の駆動に必要な電力の入力を低減することができ、冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を向上させることができる。
特開２０００−３２９４１６号公報
しかしながら、圧縮機１停止時には、圧縮機１の運転中に生じている冷凍サイクル中の圧力差によって、冷媒が放熱器２側から蒸発器５側に移動する。上記従来の構成では、放熱器２側から移動する冷媒が膨張機３内に流入し、膨張機３内のオイル溜まりに存在するオイルと接触する。膨張機３停止時には大量のオイルがオイル溜まりに貯留されるとともに、特に低温状態では、オイル中に冷媒が大量に溶解する。そのため、冷凍サイクル装置を再起動した際に、冷凍サイクル装置内の冷媒循環量が不足する。また大量の冷媒の寝込みによって膨張機３内のオイル粘度が低下する。
冷媒循環量が不足すると、蒸発器５における冷媒圧力が低下することにより、蒸発器５の配管及びフィン温度が低下する。そして、温度が０℃以下になった場合、蒸発器５の配管及びフィンに着霜が生じるため、蒸発器５の通風抵抗が増大し、最悪の場合、閉塞する恐れがある。蒸発器５が閉塞した場合、蒸発器５における風量が大幅に低下し、熱交換量が極端に低下する。その結果、蒸発器５における液冷媒を圧縮機１が吸入、圧縮し、圧縮機１が損傷する恐れが生じる。また、膨張機３内のオイルの粘度が低下することにより、膨張機３の摺動面に損傷が発生し、膨張機３の信頼性を低下させる恐れがある。
本発明は、従来技術の有するこのような問題点に鑑みてなされたものであり、圧縮機停止時に膨張機シェル内に流入する冷媒量を低減させ、冷媒の膨張機シェル内オイルへの溶解量を減少させることにより、より安定した冷凍サイクル装置の起動を実現させることを目的としている。
上記目的を達成するため、本発明に係る冷凍サイクル装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、この圧縮機から吐出される冷媒を放熱させる放熱器と、この放熱器からの冷媒を膨張させる膨張機と、この膨張機からの冷媒を蒸発させる蒸発器とを順次直列に接続するとともに、膨張機に流入する冷媒量を調節する冷媒流量調節手段と、圧縮機と冷媒流量調節手段を制御する制御器とをさらに備え、圧縮機の停止時において、制御器が冷媒流量調節手段を制御して、膨張機へ流入する冷媒量を低減させるようにしたことを特徴とする。
本発明の冷凍サイクル装置によれば、圧縮機停止時に膨張機内に流入する冷媒量を低減させ、膨張機内のオイルへの冷媒の溶解量を減少させることにより、冷凍サイクル装置のより安定した起動を実現することができる。
図１は本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の構成図 図２は図１の冷凍サイクル装置に使用される内部高圧型膨張機の縦断面図 図３は図１の冷凍サイクル装置の変形例の構成図 図４は本発明の実施の形態２における冷凍サイクル装置の構成図 図５は本発明の実施の形態２における制御フローチャート 図６は本発明の実施の形態３における冷凍サイクル装置の構成図 図７は本発明の実施の形態３における制御フローチャート 図８は本発明の実施の形態４における冷凍サイクル装置の構成図 図９は本発明の実施の形態４における制御フローチャート 図１０は従来の冷凍サイクル装置の構成図 図１１は冷凍サイクル装置のモリエル線図
符号の説明
１ 圧縮機
２ 放熱器
３ 膨張機
４ 発電機
５ 蒸発器
６ 開閉弁
７ バイパス回路
８ 開閉弁
９ 三方弁
１０ バイパス回路
１１ 第一の開閉弁
１２ 第二の開閉弁
１３ バイパス回路
１４ 圧縮機吐出温度検出器
１５ 開閉弁
１６ 室内温度検出器
１７ 庫内温度検出器
２１，２２，２３，２４ 制御器
以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。
実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の概略図を示すものである。なお、背景技術と同一構成については同一符号を付す。
図１に示すように、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機１と、放熱器２と、開閉弁６と、冷媒の膨張エネルギーを回収する膨張機３と、蒸発器５とを順次直列に配管を介して接続して構成され、冷媒として二酸化炭素が封入されている。また、この冷凍サイクル装置は、圧縮機１と開閉弁６を制御する制御器２１を備えており、開閉弁６は膨張機３に流入する冷媒量を調節する冷媒流量調節手段として作用する。なお、本実施の形態では、膨張機３として内部高圧型の膨張機を用いる。
膨張機３では、冷媒の膨張エネルギーが機械エネルギー（回転エネルギー）に変換される。変換された機械エネルギー（回転エネルギー）を発電機４に供給することにより電力を発生させ、この発生した電力は圧縮機１の駆動源等に利用される。
以上のように構成される冷凍サイクル装置を、家庭用給湯機に適用した場合について、通常運転時の冷媒のエネルギー状態変化を図１１に示すモリエル線図に基づいて説明する。
低温低圧の冷媒は、圧縮機１により圧縮されて高温高圧の冷媒となり、圧縮機１から吐出される（ａ→ｂ）。圧縮機１から吐出された冷媒は、放熱器２にて水道水と熱交換し、水道水を約８０℃の高温となるまで加熱し、膨張機３へ流入する（ｂ→ｃ）。膨張機３において等エントロピ膨張を行い、機械エネルギーを発生しながら減圧されて蒸発器５に至る（ｃ→ｄ）。この時、制御器２１により開閉弁６は全開状態としている。その後、蒸発器５内で、屋外の空気と熱交換した冷媒は、ガス状態となり、その後吸込配管を通って圧縮機１へと吸い込まれる（ｄ→ａ）。
このような冷媒の状態変化により、放熱器２を給湯機のみならず、暖房機、自動販売機等の加熱源として使用する場合は、発電機４で発生した電力を圧縮機１の駆動源として利用することができ、従来の膨張弁やキャピラリチューブを用いて等エンタルピ膨張させる冷凍サイクル装置と比較して、圧縮機１の動力の入力を低減できるため、効率が向上する。
一方、蒸発器５を家庭用冷蔵庫、業務用冷蔵庫、冷房機、製氷機、自動販売機等の冷却源で使用する場合も、発電機４で発生した電力を圧縮機１の駆動源として利用することができ、従来の膨張弁やキャピラリチューブを用いて等エンタルピ膨張させる冷凍サイクル装置と比較して、圧縮機１の動力の入力を低減し、且つ冷凍効果（蒸発器５の冷媒入口側と冷媒出口側における冷媒の比エンタルピ差）が増加するため、さらに効率が向上する。
また、本実施の形態１では、冷媒として二酸化炭素を用いているため、ＨＦＣ冷媒を用いた冷凍サイクルと比較して、冷凍サイクル内での高低圧力差が大きくなり、膨張機３における回収エネルギー量を増加させることが可能となり、省エネ効果が大きい。
次に、圧縮機１の停止時の制御方法について説明する。
冷凍サイクル装置の用途を問わず、ユーザが冷凍サイクル装置の停止を選択した場合、冷凍サイクル装置の停止信号が制御器２１に入力され、制御器２１は、圧縮機１の運転を停止するとともに、開閉弁６を閉制御する。開閉弁６の閉制御によって、圧縮機１の運転停止後に、膨張機３に放熱器２側から流入する冷媒を遮断することができる。また、膨張機３として内部高圧型膨張機を用いることで、膨張機３内に蒸発器５側から流入する冷媒量を低減することができる。
次に、内部高圧型膨張機の１例を図２を参照しながら以下説明する。
図２に示すように、内部高圧型膨張機では、入口側配管３０を通じて密閉容器３１内に高圧冷媒が吸入される。この高圧冷媒は、吸入孔３２を通じて第１シリンダ３３内に流入し、第１シリンダ３３内において膨張する。この際、冷媒の膨張力によって第１ローラ３４が回転する。第１シリンダ３３内で膨張した冷媒は、連通孔３５を通じて第２シリンダ３６内に流れ込み、第２シリンダ３６内で更に膨張し、冷媒の膨張力によって第２ローラ３７が回転する。そして、第２シリンダ３６内で膨張した低圧冷媒は、吐出孔３８及び吐出孔３９を経て、出口側配管４０から吐出される。
上述したように第１ローラ３４及び第２ローラ３７が回転すると、第１ローラ３４内及び第２ローラ３７内の第１偏心部４１及び第２偏心部４２が回転し、それに従ってシャフト４３も回転する。その結果、発電機４の回転子４ａが回転して発電が行われる。すなわち、冷媒の膨張エネルギーが電力として回収される。
すなわち、上記構成の内部高圧型膨張機の場合、密閉容器３１は高圧冷媒により満たされており、蒸発器５と連通する出口側配管４０は、膨張機の機構上高圧冷媒とはほぼ遮断された状態にあるため、圧縮機１の停止時に開閉弁６を閉制御することにより膨張機３内に流入する冷媒量を低減でき、冷凍サイクル装置再起動時の冷媒循環量の不足及び膨張機摺動面の損傷を防止することができる。
特に、冷凍サイクル装置の停止時間が長い場合には、冷媒はオイル中に飽和するまで溶解するため、冷凍サイクル装置を長時間にわたって停止させる場合において、その効果は顕著になる。
圧縮機１は、電流停止時点で、瞬間的に停止するため、圧縮機１に停止信号を与えると同時に、開閉弁６の始動命令を出しても、圧縮機１の吐出圧力が異常上昇するなどの、安全性に関わる問題が発生する恐れはない。したがって、圧縮機１の停止制御と開閉弁６の閉制御を同時に行うことが望ましいが、開閉弁６の閉動作開始が、圧縮機１への電流停止から膨張機３内のオイルへの冷媒の溶解が飽和するまでの間であれば、冷媒のオイルへの溶解量を低減する効果がある。したがって、開閉弁６としては、例えば電磁弁などの急閉可能な弁が最も望ましいが、例えば膨張弁などの緩閉タイプでも効果がある。
なお、本実施の形態１では膨張機３で冷媒の膨張エネルギーを機械エネルギー（回転エネルギー）に変換し、その変換した機械エネルギー（回転エネルギー）を発電機４に供給して電力を発生させる構成としたが、圧縮機１と膨張機３のシャフトを一軸で直結し、膨張エネルギーを機械エネルギー（回転エネルギー）として直接的に回収する構成とした場合でも同様の効果が得られる。
また、本実施の形態１では冷媒として二酸化炭素を用いたが、二酸化炭素以外の自然冷媒（例えば、アンモニア冷媒やＨＣ冷媒）やＨＦＣ冷媒を用いた場合でも同様の効果が得られることは言うまでもない。
また、本実施の形態１では膨張機３として内部高圧型膨張機を用いることで、膨張機３内に蒸発器５側から流入する冷媒量を低減しているが、図３に示すように、膨張機３の低圧側、すなわち膨張機３と蒸発器５との間に開閉弁１５をさらに配置すると、圧縮機１の停止時に膨張機３前後の二つの開閉弁６，１５を閉制御することにより膨張機３内に流入する冷媒を完全に遮断することができる。
本発明においては、膨張機３として内部低圧型膨張機を用いることも可能である。内部低圧型膨張機の場合、図２の構成において、入口側配管３０と第１シリンダ３３が直結されており、吐出孔３９から密閉容器３１内に低圧冷媒が吐出されることから、密閉容器３１は低圧冷媒により満たされており、放熱器２と連通する入口側配管３０は、膨張機の機構上低圧冷媒とはほぼ遮断された状態にある。したがって、開閉弁１５を膨張機３と蒸発器５との間に配置し、圧縮機１の停止時に開閉弁１５を閉制御することにより膨張機３内に流入する冷媒量を低減でき、冷凍サイクル装置再起動時の冷媒循環量の不足及び膨張機摺動面の損傷を防止することができる。
当然のことながら、内部低圧型膨張機を用いた場合でも、図３に示すように、膨張機３の高圧側、すなわち膨張機３と放熱器２との間に開閉弁６をさらに配置すると、圧縮機１の停止時に膨張機３前後の二つの開閉弁６，１５を閉制御することにより膨張機３内に流入する冷媒を完全に遮断することができる。
また、本実施の形態１では圧縮機１の停止動作を、ユーザが冷凍サイクル装置の停止を選択した場合として説明したが、例えば暖房機の場合に室内温度検出器が設定温度以上を検出して圧縮機１を停止する場合など、圧縮機１の制御ルールに基づいて圧縮機１を停止する場合についても同様である。
実施の形態２．
図４は、本発明の実施の形態２における冷凍サイクル装置の概略図を示すものである。なお、背景技術と同一構成については同一符号を付す。また、図１と共通の構成要素については説明を省略する。
図４において、冷媒を圧縮する圧縮機１と、この圧縮機１から吐出される冷媒を放熱させる放熱器２と、冷媒の膨張エネルギーを回収する膨張機３と、この膨張機３からの冷媒を蒸発させる蒸発器５とを順次直列に配管を介して接続し、膨張機３をバイパスするバイパス回路７と、このバイパス回路７に配設された開閉弁８を、膨張機３に流入する冷媒量を調節する冷媒流量調節手段として備えた構成である。また、冷媒として二酸化炭素が封入されている。
次に、圧縮機１の停止時の制御方法について、図５の制御フローチャートを参照しながら説明する。
例えば、暖房機の場合、ステップＳ１において開閉弁８を閉止した状態で、ステップＳ２において制御器２２により圧縮機１を起動する。次のステップＳ３において放熱器２の近傍に取り付けられた室内温度検出器（周囲温度検出器）１６により室内温度を検出し、ステップＳ４において室内温度検出器１６により検出された室内温度と設定温度Ｔａとを比較する。検出された室内温度が設定温度Ｔａより低いと判断されると、ステップＳ３に戻る一方、検出された室内温度が設定温度Ｔａ以上と判断されると、ステップＳ５に移行して、室内側に配置された放熱器２の加熱能力を調整するために、制御器２２により圧縮機１を停止させる。また、このときほぼ同時に、制御器２２により開閉弁８の開制御を行う。
バイパス回路７と比較して膨張機３側の回路は流路抵抗が大きいため、冷媒はバイパス回路７側に優先的に流入する。つまり、膨張機３内に少量の冷媒は流入するものの、ほとんどの冷媒はバイパス回路７側を通過するため、膨張機３に流入する冷媒量を低減できるばかりでなく、放熱側圧力を低下させることができ、冷凍サイクル装置の安全性を高めることができる。
その後、ステップＳ６において室内温度検出器１６により室内温度を検出し、ステップＳ７において室内温度検出器１６により検出された室内温度と設定温度Ｔａとを比較する。検出された室内温度が設定温度Ｔａ以上と判断されると、ステップＳ６に戻る一方、検出された室内温度が設定温度Ｔａより低いと判断されると、ステップＳ１に戻って開閉弁８を閉制御する。
本構成によって、冷凍サイクル装置を暖房機として用いた場合、室内温度を設定温度近傍に収束させるために、圧縮機１の起動・停止を繰り返したときでも、冷凍サイクル装置再起動時の冷媒循環量不足及び膨張機３の摺動面の損傷を回避できる。また、本構成によって、最適冷媒循環量を維持できることから、冷凍サイクル装置の効率低下を回避でき、従来例と比較して省エネの効果もある。
なお、本実施の形態２では、圧縮機１の停止動作を、室内温度検出器１６が設定温度Ｔａ以上を検出して圧縮機１を停止する場合として説明したが、ユーザが冷凍サイクル装置の停止を選択した場合についても同様である。
実施の形態３．
図６は、本発明の実施の形態３における冷凍サイクル装置の概略図を示すものである。なお、背景技術と同一構成については同一符号を付す。また、図１と共通の構成要素については説明を省略する。
図６において、冷媒を圧縮する圧縮機１と、この圧縮機から吐出される冷媒を放熱させる放熱器２と、冷媒の膨張エネルギーを回収する膨張機３と、この膨張機３からの冷媒を蒸発させる蒸発器５とを順次直列に配管を介して接続し、膨張機３をバイパスするバイパス回路１０と、バイパス回路１０を経由する流路と膨張機３を経由する流路とを切り換える三方弁９とを、膨張機３に流入する冷媒量を調節する冷媒流量調節手段として備えた構成である。また、冷媒として二酸化炭素が封入されている。
次に、圧縮機１の停止時の制御方法について、図７の制御フローチャートを参照しながら説明する。
例えば、冷凍機の場合、ステップＳ１１において、バイパス回路１０側の流路を閉止し膨張機３側の流路を開放するように三方弁９を制御した状態で、ステップＳ１２において制御器２３により圧縮機１を起動する。ステップＳ１３において蒸発器５の近傍に取り付けられた庫内温度検出器（周囲温度検出器）１７により庫内温度を検出し、ステップＳ１４において庫内温度検出器１７により検出された庫内温度と設定温度Ｔｂとを比較する。検出された庫内温度が設定温度Ｔｂ以上と判断されると、ステップＳ１３に戻る一方、検出された庫内温度が設定温度Ｔｂより低いと判断されると、ステップＳ１５に移行して、庫内側に配置された蒸発器５の冷却能力を調整するために、制御器２３により圧縮機１を停止させる。また、このときほぼ同時に、制御器２３により三方弁９を制御して、バイパス回路１０側の流路を開放し膨張機３側の流路を閉止するように三方弁９を切り換える。
このように、圧縮機１の停止時は膨張機３側の回路を遮断し、バイパス回路１０側に冷媒を通過させるように制御することにより、圧縮機１の停止時に膨張機３内に流入する冷媒を遮断できるので、従来例と比較して、膨張機３内のオイルに溶解する冷媒量を大幅に低減できるとともに、放熱器側圧力も低下させることでき、冷凍サイクル装置の安全性を高めることができる。
その後、ステップＳ１６において庫内温度検出器１７により庫内温度を検出し、ステップＳ１７において庫内温度検出器１７により検出された庫内温度と設定温度Ｔｂとを比較する。検出された庫内温度が設定温度Ｔｂより低いと判断されると、ステップＳ１６に戻る一方、検出された庫内温度が設定温度Ｔｂ以上と判断されると、ステップＳ１１に戻って三方弁９を制御する。
したがって、冷凍サイクル装置を冷凍機として用いた場合、庫内温度を設定温度近傍に収束させるために、圧縮機１の起動・停止を繰り返したときでも、冷凍サイクル装置再起動時の冷媒循環量不足及び膨張機３の摺動面の損傷を回避できる。
なお、本実施の形態３では、庫内温度を検出しているが、蒸発器５における冷媒の蒸発温度を検出する蒸発温度検出器を設け、庫内温度検出器の代用とすることも可能である。
また、本実施の形態３では圧縮機１の停止動作を、庫内温度検出器が設定温度以下を検出した場合として説明したが、ユーザが冷凍サイクル装置の停止を選択した場合についても同様である。
実施の形態４．
図８は、本発明の実施の形態４における冷凍サイクル装置の概略図を示すものである。なお、背景技術と同一構成については同一符号を付す。また、図１と共通の構成要素については説明を省略する。
図８において、冷媒を圧縮する圧縮機１と、この圧縮機１から吐出される冷媒を放熱させる放熱器２と、第一の開閉弁１１と、冷媒の膨張エネルギーを回収する膨張機３と、この膨張機３からの冷媒を蒸発させる蒸発器５とを順次直列に配管を介して接続し、膨張機３をバイパスするバイパス回路１３を設けるとともに、バイパス回路１３に第二の開閉弁１２を備えた構成である。本実施の形態においては、第一の開閉弁１１と第二の開閉弁１２とバイパス回路１３が、膨張機３に流入する冷媒量を調節する冷媒流量調節手段として作用する。また、圧縮機吐出温度検出器１４を圧縮機１と放熱器２間に設け、圧縮機１の吐出温度を検出する。また、冷媒として二酸化炭素が封入されている。
次に、圧縮機１の停止時の制御方法について、図９の制御フローチャートを参照しながら説明する。
ステップＳ２１において第一の開閉弁１１を開放し第二の開閉弁１２を閉止した状態で、ステップＳ２２において制御器２２により圧縮機１を起動する。次のステップＳ２３において圧縮機吐出温度検出器１４により圧縮機１の吐出温度を検出し、ステップＳ２４において圧縮機吐出温度検出器１４により検出された吐出温度と設定温度Ｔｃとを比較する。検出された吐出温度が設定温度Ｔｃより低いと判断されると、ステップＳ２３に戻る一方、検出された吐出温度が設定温度Ｔｃ以上と判断されると、ステップＳ２５に移行して、圧縮機保護のため、制御器２４により圧縮機１を停止させる。また、このときほぼ同時に、第一の開閉弁１１の閉制御と、第二の開閉弁１２の開制御を行う。
これにより、膨張機３に流入する冷媒の流路が遮断され、冷媒はバイパス回路１３を通過し、蒸発器５に流入する。したがって、圧縮機１の停止時に膨張機３内に流入する冷媒を遮断できるので、従来例と比較して、膨張機３内のオイルに溶解する冷媒量を大幅に低減できる。
その後、ステップＳ２６において圧縮機吐出温度検出器１４により圧縮機１の吐出温度を検出し、ステップＳ２７において圧縮機吐出温度検出器１４により検出された吐出温度と設定温度Ｔｃとを比較する。検出された吐出温度が設定温度Ｔｃ以上と判断されると、ステップＳ２６に戻る一方、検出された吐出温度が設定温度Ｔｃより低いと判断されると、ステップＳ２１に戻って第一の開閉弁１１及び第二の開閉弁１２を制御する。
本構成によって、冷凍サイクル装置が圧縮機１の保護制御を行ったときでも、冷凍サイクル装置再起動時の冷媒循環量不足及び膨張機３の摺動面の損傷を回避できる。
なお、本実施の形態４では圧縮機１の停止動作を、圧縮機吐出温度検出器１４が設定温度以上を検出した場合として説明したが、ユーザが冷凍サイクル装置の停止を選択した場合についても同様である。
また、本実施の形態４において、圧縮機１と放熱器２間に圧縮機吐出温度検出器１４を設け、圧縮機吐出温度検出器１４により検出した圧縮機１の吐出温度に基づいて、圧縮機１と第一及び第二の開閉弁１１，１２を制御するようにしたが、圧縮機吐出温度検出器１４に代えて、圧縮機１と放熱器２間に圧縮機吐出圧力検出器を設け、圧縮機吐出圧力検出器により検出した圧縮機１の吐出圧力に基づいて、圧縮機１と第一及び第二の開閉弁１１，１２を制御することもできる。
また、上記実施の形態２においては室内温度検出器１６により検出した室内温度に基づいて、上記実施の形態３においては庫内温度検出器１７により検出した庫内温度に基づいて、上記実施の形態４においては圧縮機吐出温度検出器１４により検出した圧縮機１の吐出温度あるいは圧縮機吐出圧力検出器により検出した圧縮機１の吐出圧力に基づいて、膨張機３に流入する冷媒量を低減するようにしたが、これらの検出器の各々は実施の形態２乃至４のいずれにも適用できるばかりでなく、複数の検出器を用いて膨張機３に流入する冷媒量を低減することができる。
以上のように、本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機停止時に膨張機内に流入してオイルに溶解する冷媒量を従来例と比較して低減でき、圧縮機再起動時の冷媒循環量不足及び膨張機摺動面の損傷を回避できるので、給湯機、冷暖房空調機器、自動販売機、家庭用冷蔵庫、業務用冷蔵庫、冷凍庫、製氷機等、幅広い機器への用途に適用できる。
本発明は、冷媒の膨張により発生するエネルギーを有効に回収する冷凍サイクル装置に関するものである。
近年、冷凍サイクル装置の更なる高効率化を図る手段として、膨張弁に代えて膨張機を備え、冷媒が膨張する過程でその膨張エネルギーを膨張機によって電力又は動力の形で回収し、その回収分だけ圧縮機の入力を低減する動力回収型冷凍サイクルが提案されている（例えば、特許文献１参照）。
図１０に、特許文献１に記載された従来の冷凍サイクル装置を示す。圧縮機１は、電動機や走行用エンジン等の駆動手段（図示せず）により駆動されて冷媒を吸入圧縮する。この圧縮機１から吐出された高温高圧の冷媒は、放熱器２にて冷却される。そして、放熱器２から流出した冷媒は、膨張機３で減圧膨張される。この膨張機３は、流入した冷媒の膨張エネルギーを機械エネルギー（回転エネルギー）に変換し、変換した機械エネルギー（回転エネルギー）を発電機４に供給することにより電力を発生させる。膨張機３にて減圧膨張された冷媒は、蒸発器５で蒸発気化された後に、再び圧縮機１へと吸入される。
このような冷凍サイクル装置は、膨張エネルギーを機械エネルギーに変換して、膨張機３に膨張仕事をさせながら冷媒を減圧するので、放熱器２から流出した冷媒は、図１１に示すように、等エントロピ線（ｃ→ｄ）に沿って相変化しながらエンタルピを低下させる。したがって、冷媒の減圧時に膨張仕事をさせることなく単純に断熱膨張させる場合（等エンタルピ変化させる場合）と比較して、膨張仕事△ｉｅｘｐ分だけ蒸発器５の冷媒入口側と冷媒出口側における冷媒の比エンタルピ差を増大させることができるので、冷凍能力を増大させることが可能となる。また、膨張仕事△ｉｅｘｐ分だけ発電機４に機械エネルギー（回転エネルギー）を供給できるので、発電機４にて（△ｉｅｘｐ分×発電効率）の電力を発生することが可能となる。そして発生させた電力を圧縮機１へ供給することにより、圧縮機１の駆動に必要な電力の入力を低減することができ、冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を向上させることができる。
特開２０００−３２９４１６号公報
しかしながら、圧縮機１停止時には、圧縮機１の運転中に生じている冷凍サイクル中の圧力差によって、冷媒が放熱器２側から蒸発器５側に移動する。上記従来の構成では、放熱器２側から移動する冷媒が膨張機３内に流入し、膨張機３内のオイル溜まりに存在するオイルと接触する。膨張機３停止時には大量のオイルがオイル溜まりに貯留されるとともに、特に低温状態では、オイル中に冷媒が大量に溶解する。そのため、冷凍サイクル装置を再起動した際に、冷凍サイクル装置内の冷媒循環量が不足する。また大量の冷媒の寝込みによって膨張機３内のオイル粘度が低下する。
冷媒循環量が不足すると、蒸発器５における冷媒圧力が低下することにより、蒸発器５の配管及びフィン温度が低下する。そして、温度が０℃以下になった場合、蒸発器５の配管及びフィンに着霜が生じるため、蒸発器５の通風抵抗が増大し、最悪の場合、閉塞する恐れがある。蒸発器５が閉塞した場合、蒸発器５における風量が大幅に低下し、熱交換量が極端に低下する。その結果、蒸発器５における液冷媒を圧縮機１が吸入、圧縮し、圧縮機１が損傷する恐れが生じる。また、膨張機３内のオイルの粘度が低下することにより、膨張機３の摺動面に損傷が発生し、膨張機３の信頼性を低下させる恐れがある。
本発明は、従来技術の有するこのような問題点に鑑みてなされたものであり、圧縮機停止時に膨張機シェル内に流入する冷媒量を低減させ、冷媒の膨張機シェル内オイルへの溶解量を減少させることにより、より安定した冷凍サイクル装置の起動を実現させることを目的としている。
上記目的を達成するため、本発明に係る冷凍サイクル装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、この圧縮機から吐出される冷媒を放熱させる放熱器と、この放熱器からの冷媒を膨張させる膨張機と、この膨張機からの冷媒を蒸発させる蒸発器とを順次直列に接続するとともに、膨張機に流入する冷媒量を調節する冷媒流量調節手段と、圧縮機と冷媒流量調節手段を制御する制御器とをさらに備え、圧縮機の停止時において、制御器が冷媒流量調節手段を制御して、膨張機へ流入する冷媒量を低減させるようにしたことを特徴とする。
本発明の冷凍サイクル装置によれば、圧縮機停止時に膨張機内に流入する冷媒量を低減させ、膨張機内のオイルへの冷媒の溶解量を減少させることにより、冷凍サイクル装置のより安定した起動を実現することができる。
以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。
実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の概略図を示すものである。なお、背景技術と同一構成については同一符号を付す。
図１に示すように、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機１と、放熱器２と、開閉弁６と、冷媒の膨張エネルギーを回収する膨張機３と、蒸発器５とを順次直列に配管を介して接続して構成され、冷媒として二酸化炭素が封入されている。また、この冷凍サイクル装置は、圧縮機１と開閉弁６を制御する制御器２１を備えており、開閉弁６は膨張機３に流入する冷媒量を調節する冷媒流量調節手段として作用する。なお、本実施の形態では、膨張機３として内部高圧型の膨張機を用いる。
膨張機３では、冷媒の膨張エネルギーが機械エネルギー（回転エネルギー）に変換される。変換された機械エネルギー（回転エネルギー）を発電機４に供給することにより電力を発生させ、この発生した電力は圧縮機１の駆動源等に利用される。
以上のように構成される冷凍サイクル装置を、家庭用給湯機に適用した場合について、通常運転時の冷媒のエネルギー状態変化を図１１に示すモリエル線図に基づいて説明する。
低温低圧の冷媒は、圧縮機１により圧縮されて高温高圧の冷媒となり、圧縮機１から吐出される（ａ→ｂ）。圧縮機１から吐出された冷媒は、放熱器２にて水道水と熱交換し、水道水を約８０℃の高温となるまで加熱し、膨張機３へ流入する（ｂ→ｃ）。膨張機３において等エントロピ膨張を行い、機械エネルギーを発生しながら減圧されて蒸発器５に至る（ｃ→ｄ）。この時、制御器２１により開閉弁６は全開状態としている。その後、蒸発器５内で、屋外の空気と熱交換した冷媒は、ガス状態となり、その後吸込配管を通って圧縮機１へと吸い込まれる（ｄ→ａ）。
このような冷媒の状態変化により、放熱器２を給湯機のみならず、暖房機、自動販売機等の加熱源として使用する場合は、発電機４で発生した電力を圧縮機１の駆動源として利用することができ、従来の膨張弁やキャピラリチューブを用いて等エンタルピ膨張させる冷凍サイクル装置と比較して、圧縮機１の動力の入力を低減できるため、効率が向上する。
一方、蒸発器５を家庭用冷蔵庫、業務用冷蔵庫、冷房機、製氷機、自動販売機等の冷却源で使用する場合も、発電機４で発生した電力を圧縮機１の駆動源として利用することができ、従来の膨張弁やキャピラリチューブを用いて等エンタルピ膨張させる冷凍サイクル装置と比較して、圧縮機１の動力の入力を低減し、且つ冷凍効果（蒸発器５の冷媒入口側と冷媒出口側における冷媒の比エンタルピ差）が増加するため、さらに効率が向上する。
また、本実施の形態１では、冷媒として二酸化炭素を用いているため、ＨＦＣ冷媒を用いた冷凍サイクルと比較して、冷凍サイクル内での高低圧力差が大きくなり、膨張機３における回収エネルギー量を増加させることが可能となり、省エネ効果が大きい。
次に、圧縮機１の停止時の制御方法について説明する。
冷凍サイクル装置の用途を問わず、ユーザが冷凍サイクル装置の停止を選択した場合、冷凍サイクル装置の停止信号が制御器２１に入力され、制御器２１は、圧縮機１の運転を停止するとともに、開閉弁６を閉制御する。開閉弁６の閉制御によって、圧縮機１の運転停止後に、膨張機３に放熱器２側から流入する冷媒を遮断することができる。また、膨張機３として内部高圧型膨張機を用いることで、膨張機３内に蒸発器５側から流入する冷媒量を低減することができる。
次に、内部高圧型膨張機の１例を図２を参照しながら以下説明する。
図２に示すように、内部高圧型膨張機では、入口側配管３０を通じて密閉容器３１内に高圧冷媒が吸入される。この高圧冷媒は、吸入孔３２を通じて第１シリンダ３３内に流入し、第１シリンダ３３内において膨張する。この際、冷媒の膨張力によって第１ローラ３４が回転する。第１シリンダ３３内で膨張した冷媒は、連通孔３５を通じて第２シリンダ３６内に流れ込み、第２シリンダ３６内で更に膨張し、冷媒の膨張力によって第２ローラ３７が回転する。そして、第２シリンダ３６内で膨張した低圧冷媒は、吐出孔３８及び吐出孔３９を経て、出口側配管４０から吐出される。
上述したように第１ローラ３４及び第２ローラ３７が回転すると、第１ローラ３４内及び第２ローラ３７内の第１偏心部４１及び第２偏心部４２が回転し、それに従ってシャフト４３も回転する。その結果、発電機４の回転子４ａが回転して発電が行われる。すなわち、冷媒の膨張エネルギーが電力として回収される。
すなわち、上記構成の内部高圧型膨張機の場合、密閉容器３１は高圧冷媒により満たされており、蒸発器５と連通する出口側配管４０は、膨張機の機構上高圧冷媒とはほぼ遮断された状態にあるため、圧縮機１の停止時に開閉弁６を閉制御することにより膨張機３内に流入する冷媒量を低減でき、冷凍サイクル装置再起動時の冷媒循環量の不足及び膨張機摺動面の損傷を防止することができる。
特に、冷凍サイクル装置の停止時間が長い場合には、冷媒はオイル中に飽和するまで溶解するため、冷凍サイクル装置を長時間にわたって停止させる場合において、その効果は顕著になる。
圧縮機１は、電流停止時点で、瞬間的に停止するため、圧縮機１に停止信号を与えると同時に、開閉弁６の始動命令を出しても、圧縮機１の吐出圧力が異常上昇するなどの、安全性に関わる問題が発生する恐れはない。したがって、圧縮機１の停止制御と開閉弁６の閉制御を同時に行うことが望ましいが、開閉弁６の閉動作開始が、圧縮機１への電流停止から膨張機３内のオイルへの冷媒の溶解が飽和するまでの間であれば、冷媒のオイルへの溶解量を低減する効果がある。したがって、開閉弁６としては、例えば電磁弁などの急閉可能な弁が最も望ましいが、例えば膨張弁などの緩閉タイプでも効果がある。
なお、本実施の形態１では膨張機３で冷媒の膨張エネルギーを機械エネルギー（回転エネルギー）に変換し、その変換した機械エネルギー（回転エネルギー）を発電機４に供給して電力を発生させる構成としたが、圧縮機１と膨張機３のシャフトを一軸で直結し、膨張エネルギーを機械エネルギー（回転エネルギー）として直接的に回収する構成とした場合でも同様の効果が得られる。
また、本実施の形態１では冷媒として二酸化炭素を用いたが、二酸化炭素以外の自然冷媒（例えば、アンモニア冷媒やＨＣ冷媒）やＨＦＣ冷媒を用いた場合でも同様の効果が得られることは言うまでもない。
また、本実施の形態１では膨張機３として内部高圧型膨張機を用いることで、膨張機３内に蒸発器５側から流入する冷媒量を低減しているが、図３に示すように、膨張機３の低圧側、すなわち膨張機３と蒸発器５との間に開閉弁１５をさらに配置すると、圧縮機１の停止時に膨張機３前後の二つの開閉弁６，１５を閉制御することにより膨張機３内に流入する冷媒を完全に遮断することができる。
本発明においては、膨張機３として内部低圧型膨張機を用いることも可能である。内部低圧型膨張機の場合、図２の構成において、入口側配管３０と第１シリンダ３３が直結されており、吐出孔３９から密閉容器３１内に低圧冷媒が吐出されることから、密閉容器３１は低圧冷媒により満たされており、放熱器２と連通する入口側配管３０は、膨張機の機構上低圧冷媒とはほぼ遮断された状態にある。したがって、開閉弁１５を膨張機３と蒸発器５との間に配置し、圧縮機１の停止時に開閉弁１５を閉制御することにより膨張機３内に流入する冷媒量を低減でき、冷凍サイクル装置再起動時の冷媒循環量の不足及び膨張機摺動面の損傷を防止することができる。
当然のことながら、内部低圧型膨張機を用いた場合でも、図３に示すように、膨張機３の高圧側、すなわち膨張機３と放熱器２との間に開閉弁６をさらに配置すると、圧縮機１の停止時に膨張機３前後の二つの開閉弁６，１５を閉制御することにより膨張機３内に流入する冷媒を完全に遮断することができる。
また、本実施の形態１では圧縮機１の停止動作を、ユーザが冷凍サイクル装置の停止を選択した場合として説明したが、例えば暖房機の場合に室内温度検出器が設定温度以上を検出して圧縮機１を停止する場合など、圧縮機１の制御ルールに基づいて圧縮機１を停止する場合についても同様である。
実施の形態２．
図４は、本発明の実施の形態２における冷凍サイクル装置の概略図を示すものである。なお、背景技術と同一構成については同一符号を付す。また、図１と共通の構成要素については説明を省略する。
図４において、冷媒を圧縮する圧縮機１と、この圧縮機１から吐出される冷媒を放熱させる放熱器２と、冷媒の膨張エネルギーを回収する膨張機３と、この膨張機３からの冷媒を蒸発させる蒸発器５とを順次直列に配管を介して接続し、膨張機３をバイパスするバイパス回路７と、このバイパス回路７に配設された開閉弁８を、膨張機３に流入する冷媒量を調節する冷媒流量調節手段として備えた構成である。また、冷媒として二酸化炭素が封入されている。
次に、圧縮機１の停止時の制御方法について、図５の制御フローチャートを参照しながら説明する。
例えば、暖房機の場合、ステップＳ１において開閉弁８を閉止した状態で、ステップＳ２において制御器２２により圧縮機１を起動する。次のステップＳ３において放熱器２の近傍に取り付けられた室内温度検出器（周囲温度検出器）１６により室内温度を検出し、ステップＳ４において室内温度検出器１６により検出された室内温度と設定温度Ｔａとを比較する。検出された室内温度が設定温度Ｔａより低いと判断されると、ステップＳ３に戻る一方、検出された室内温度が設定温度Ｔａ以上と判断されると、ステップＳ５に移行して、室内側に配置された放熱器２の加熱能力を調整するために、制御器２２により圧縮機１を停止させる。また、このときほぼ同時に、制御器２２により開閉弁８の開制御を行う。
バイパス回路７と比較して膨張機３側の回路は流路抵抗が大きいため、冷媒はバイパス回路７側に優先的に流入する。つまり、膨張機３内に少量の冷媒は流入するものの、ほとんどの冷媒はバイパス回路７側を通過するため、膨張機３に流入する冷媒量を低減できるばかりでなく、放熱側圧力を低下させることができ、冷凍サイクル装置の安全性を高めることができる。
その後、ステップＳ６において室内温度検出器１６により室内温度を検出し、ステップＳ７において室内温度検出器１６により検出された室内温度と設定温度Ｔａとを比較する。検出された室内温度が設定温度Ｔａ以上と判断されると、ステップＳ６に戻る一方、検出された室内温度が設定温度Ｔａより低いと判断されると、ステップＳ１に戻って開閉弁８を閉制御する。
本構成によって、冷凍サイクル装置を暖房機として用いた場合、室内温度を設定温度近傍に収束させるために、圧縮機１の起動・停止を繰り返したときでも、冷凍サイクル装置再起動時の冷媒循環量不足及び膨張機３の摺動面の損傷を回避できる。また、本構成によって、最適冷媒循環量を維持できることから、冷凍サイクル装置の効率低下を回避でき、従来例と比較して省エネの効果もある。
なお、本実施の形態２では、圧縮機１の停止動作を、室内温度検出器１６が設定温度Ｔａ以上を検出して圧縮機１を停止する場合として説明したが、ユーザが冷凍サイクル装置の停止を選択した場合についても同様である。
実施の形態３．
図６は、本発明の実施の形態３における冷凍サイクル装置の概略図を示すものである。なお、背景技術と同一構成については同一符号を付す。また、図１と共通の構成要素については説明を省略する。
図６において、冷媒を圧縮する圧縮機１と、この圧縮機から吐出される冷媒を放熱させる放熱器２と、冷媒の膨張エネルギーを回収する膨張機３と、この膨張機３からの冷媒を蒸発させる蒸発器５とを順次直列に配管を介して接続し、膨張機３をバイパスするバイパス回路１０と、バイパス回路１０を経由する流路と膨張機３を経由する流路とを切り換える三方弁９とを、膨張機３に流入する冷媒量を調節する冷媒流量調節手段として備えた構成である。また、冷媒として二酸化炭素が封入されている。
次に、圧縮機１の停止時の制御方法について、図７の制御フローチャートを参照しながら説明する。
例えば、冷凍機の場合、ステップＳ１１において、バイパス回路１０側の流路を閉止し膨張機３側の流路を開放するように三方弁９を制御した状態で、ステップＳ１２において制御器２３により圧縮機１を起動する。ステップＳ１３において蒸発器５の近傍に取り付けられた庫内温度検出器（周囲温度検出器）１７により庫内温度を検出し、ステップＳ１４において庫内温度検出器１７により検出された庫内温度と設定温度Ｔｂとを比較する。検出された庫内温度が設定温度Ｔｂ以上と判断されると、ステップＳ１３に戻る一方、検出された庫内温度が設定温度Ｔｂより低いと判断されると、ステップＳ１５に移行して、庫内側に配置された蒸発器５の冷却能力を調整するために、制御器２３により圧縮機１を停止させる。また、このときほぼ同時に、制御器２３により三方弁９を制御して、バイパス回路１０側の流路を開放し膨張機３側の流路を閉止するように三方弁９を切り換える。
このように、圧縮機１の停止時は膨張機３側の回路を遮断し、バイパス回路１０側に冷媒を通過させるように制御することにより、圧縮機１の停止時に膨張機３内に流入する冷媒を遮断できるので、従来例と比較して、膨張機３内のオイルに溶解する冷媒量を大幅に低減できるとともに、放熱器側圧力も低下させることでき、冷凍サイクル装置の安全性を高めることができる。
その後、ステップＳ１６において庫内温度検出器１７により庫内温度を検出し、ステップＳ１７において庫内温度検出器１７により検出された庫内温度と設定温度Ｔｂとを比較する。検出された庫内温度が設定温度Ｔｂより低いと判断されると、ステップＳ１６に戻る一方、検出された庫内温度が設定温度Ｔｂ以上と判断されると、ステップＳ１１に戻って三方弁９を制御する。
したがって、冷凍サイクル装置を冷凍機として用いた場合、庫内温度を設定温度近傍に収束させるために、圧縮機１の起動・停止を繰り返したときでも、冷凍サイクル装置再起動時の冷媒循環量不足及び膨張機３の摺動面の損傷を回避できる。
なお、本実施の形態３では、庫内温度を検出しているが、蒸発器５における冷媒の蒸発温度を検出する蒸発温度検出器を設け、庫内温度検出器の代用とすることも可能である。
また、本実施の形態３では圧縮機１の停止動作を、庫内温度検出器が設定温度以下を検出した場合として説明したが、ユーザが冷凍サイクル装置の停止を選択した場合についても同様である。
実施の形態４．
図８は、本発明の実施の形態４における冷凍サイクル装置の概略図を示すものである。なお、背景技術と同一構成については同一符号を付す。また、図１と共通の構成要素については説明を省略する。
図８において、冷媒を圧縮する圧縮機１と、この圧縮機１から吐出される冷媒を放熱させる放熱器２と、第一の開閉弁１１と、冷媒の膨張エネルギーを回収する膨張機３と、この膨張機３からの冷媒を蒸発させる蒸発器５とを順次直列に配管を介して接続し、膨張機３をバイパスするバイパス回路１３を設けるとともに、バイパス回路１３に第二の開閉弁１２を備えた構成である。本実施の形態においては、第一の開閉弁１１と第二の開閉弁１２とバイパス回路１３が、膨張機３に流入する冷媒量を調節する冷媒流量調節手段として作用する。また、圧縮機吐出温度検出器１４を圧縮機１と放熱器２間に設け、圧縮機１の吐出温度を検出する。また、冷媒として二酸化炭素が封入されている。
次に、圧縮機１の停止時の制御方法について、図９の制御フローチャートを参照しながら説明する。
ステップＳ２１において第一の開閉弁１１を開放し第二の開閉弁１２を閉止した状態で、ステップＳ２２において制御器２２により圧縮機１を起動する。次のステップＳ２３において圧縮機吐出温度検出器１４により圧縮機１の吐出温度を検出し、ステップＳ２４において圧縮機吐出温度検出器１４により検出された吐出温度と設定温度Ｔｃとを比較する。検出された吐出温度が設定温度Ｔｃより低いと判断されると、ステップＳ２３に戻る一方、検出された吐出温度が設定温度Ｔｃ以上と判断されると、ステップＳ２５に移行して、圧縮機保護のため、制御器２４により圧縮機１を停止させる。また、このときほぼ同時に、第一の開閉弁１１の閉制御と、第二の開閉弁１２の開制御を行う。
これにより、膨張機３に流入する冷媒の流路が遮断され、冷媒はバイパス回路１３を通過し、蒸発器５に流入する。したがって、圧縮機１の停止時に膨張機３内に流入する冷媒を遮断できるので、従来例と比較して、膨張機３内のオイルに溶解する冷媒量を大幅に低減できる。
その後、ステップＳ２６において圧縮機吐出温度検出器１４により圧縮機１の吐出温度を検出し、ステップＳ２７において圧縮機吐出温度検出器１４により検出された吐出温度と設定温度Ｔｃとを比較する。検出された吐出温度が設定温度Ｔｃ以上と判断されると、ステップＳ２６に戻る一方、検出された吐出温度が設定温度Ｔｃより低いと判断されると、ステップＳ２１に戻って第一の開閉弁１１及び第二の開閉弁１２を制御する。
本構成によって、冷凍サイクル装置が圧縮機１の保護制御を行ったときでも、冷凍サイクル装置再起動時の冷媒循環量不足及び膨張機３の摺動面の損傷を回避できる。
なお、本実施の形態４では圧縮機１の停止動作を、圧縮機吐出温度検出器１４が設定温度以上を検出した場合として説明したが、ユーザが冷凍サイクル装置の停止を選択した場合についても同様である。
また、本実施の形態４において、圧縮機１と放熱器２間に圧縮機吐出温度検出器１４を設け、圧縮機吐出温度検出器１４により検出した圧縮機１の吐出温度に基づいて、圧縮機１と第一及び第二の開閉弁１１，１２を制御するようにしたが、圧縮機吐出温度検出器１４に代えて、圧縮機１と放熱器２間に圧縮機吐出圧力検出器を設け、圧縮機吐出圧力検出器により検出した圧縮機１の吐出圧力に基づいて、圧縮機１と第一及び第二の開閉弁１１，１２を制御することもできる。
また、上記実施の形態２においては室内温度検出器１６により検出した室内温度に基づいて、上記実施の形態３においては庫内温度検出器１７により検出した庫内温度に基づいて、上記実施の形態４においては圧縮機吐出温度検出器１４により検出した圧縮機１の吐出温度あるいは圧縮機吐出圧力検出器により検出した圧縮機１の吐出圧力に基づいて、膨張機３に流入する冷媒量を低減するようにしたが、これらの検出器の各々は実施の形態２乃至４のいずれにも適用できるばかりでなく、複数の検出器を用いて膨張機３に流入する冷媒量を低減することができる。
以上のように、本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機停止時に膨張機内に流入してオイルに溶解する冷媒量を従来例と比較して低減でき、圧縮機再起動時の冷媒循環量不足及び膨張機摺動面の損傷を回避できるので、給湯機、冷暖房空調機器、自動販売機、家庭用冷蔵庫、業務用冷蔵庫、冷凍庫、製氷機等、幅広い機器への用途に適用できる。
図１は本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の構成図 図２は図１の冷凍サイクル装置に使用される内部高圧型膨張機の縦断面図 図３は図１の冷凍サイクル装置の変形例の構成図 図４は本発明の実施の形態２における冷凍サイクル装置の構成図 図５は本発明の実施の形態２における制御フローチャート 図６は本発明の実施の形態３における冷凍サイクル装置の構成図 図７は本発明の実施の形態３における制御フローチャート 図８は本発明の実施の形態４における冷凍サイクル装置の構成図 図９は本発明の実施の形態４における制御フローチャート 図１０は従来の冷凍サイクル装置の構成図 図１１は冷凍サイクル装置のモリエル線図
符号の説明
１ 圧縮機
２ 放熱器
３ 膨張機
４ 発電機
５ 蒸発器
６ 開閉弁
７ バイパス回路
８ 開閉弁
９ 三方弁
１０ バイパス回路
１１ 第一の開閉弁
１２ 第二の開閉弁
１３ バイパス回路
１４ 圧縮機吐出温度検出器
１５ 開閉弁
１６ 室内温度検出器
１７ 庫内温度検出器
２１，２２，２３，２４ 制御器

Claims (9)

  1. 冷媒を圧縮する圧縮機と、
    前記圧縮機から吐出される冷媒を放熱させる放熱器と、
    前記放熱器からの冷媒を膨張させる膨張機と、
    前記膨張機からの冷媒を蒸発させる蒸発器とを順次直列に接続するとともに、
    前記膨張機に流入する冷媒量を調節する冷媒流量調節手段と、
    前記圧縮機と前記冷媒流量調節手段を制御する制御器とをさらに備え、
    前記圧縮機の停止時において、前記制御器が前記冷媒流量調節手段を制御して、
    前記膨張機へ流入する冷媒量を低減させるようにした冷凍サイクル装置。
  2. 前記膨張機として内部高圧型膨張機を用い、前記冷媒流量調節手段が、前記膨張機の上流側と前記放熱器の下流側との間に配設された第一の開閉弁を有し、前記圧縮機の停止時に前記第一の開閉弁を閉制御するようにした請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 前記冷媒流量調節手段が、前記蒸発器の上流側と前記膨張機の下流側との間に配設された第二の開閉弁を有し、前記圧縮機の停止時に前記第二の開閉弁を閉制御するようにした請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 前記膨張機として内部低圧型膨張機を用い、前記冷媒流量調節手段が、前記膨張機の下流側と前記蒸発器の上流側との間に配設された開閉弁を有し、前記圧縮機の停止時に前記開閉弁を閉制御するようにした請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 前記冷媒流量調節手段が、前記膨張機をバイパスするバイパス回路と、前記バイパス回路に配設された開閉弁を有し、前記圧縮機の停止時に前記開閉弁を開制御するようにした請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 前記冷媒流量調節手段が、前記膨張機をバイパスするバイパス回路と、前記バイパス回路を経由する流路と前記膨張機を経由する流路とを切り換える三方弁を有し、前記圧縮機の停止時に前記三方弁を制御して、前記バイパス回路側の流路を開放し前記膨張機側の流路を閉止するようにした請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 前記冷媒流量調節手段が、前記膨張機をバイパスするバイパス回路と、前記バイパス回路の分岐点と前記膨張機との間に配設された第一の開閉弁と、前記バイパス回路に配設された第二の開閉弁を有し、前記圧縮機の停止時に前記第一の開閉弁を閉制御して前記第二の開閉弁を開制御するようにした請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  8. 前記放熱器及び前記蒸発器の少なくとも一方に周囲温度を検出する周囲温度検出器を設け、前記周囲温度検出器が検出した周囲温度に基づいて、前記制御器が前記冷媒流量調節手段を制御するようにした請求項５乃至７のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  9. 前記圧縮機の吐出温度を検出する圧縮機吐出温度検出器及び前記圧縮機の吐出圧力を検出する圧縮機吐出圧力検出器の少なくとも一方を設け、前記圧縮機吐出温度検出器が検出した前記圧縮機の吐出温度あるいは前記圧縮機吐出圧力検出器が検出した前記圧縮機の吐出圧力に基づいて、前記制御器が前記冷媒流量調節手段を制御するようにした請求項５乃至７のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
JP2007528230A 2005-05-06 2006-04-27 冷凍サイクル装置 Expired - Fee Related JP4912308B2 (ja)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2007528230A JP4912308B2 (ja) 2005-05-06 2006-04-27 冷凍サイクル装置

Applications Claiming Priority (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2005135060 2005-05-06
JP2005135060 2005-05-06
JP2007528230A JP4912308B2 (ja) 2005-05-06 2006-04-27 冷凍サイクル装置
PCT/JP2006/308875 WO2006120922A1 (ja) 2005-05-06 2006-04-27 冷凍サイクル装置

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JPWO2006120922A1 true JPWO2006120922A1 (ja) 2008-12-18
JP4912308B2 JP4912308B2 (ja) 2012-04-11

Family

ID=37396431

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2007528230A Expired - Fee Related JP4912308B2 (ja) 2005-05-06 2006-04-27 冷凍サイクル装置

Country Status (4)

Country Link
US (1) US7886550B2 (ja)
JP (1) JP4912308B2 (ja)
CN (1) CN100575817C (ja)
WO (1) WO2006120922A1 (ja)

Families Citing this family (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2008261568A (ja) * 2007-04-12 2008-10-30 Daikin Ind Ltd 膨張弁及び膨張弁を備えた動力回収装置
JP2009115359A (ja) * 2007-11-05 2009-05-28 Daikin Ind Ltd 空調制御装置、空気調和装置および空調制御方法
WO2009098900A1 (ja) * 2008-02-06 2009-08-13 Daikin Industries, Ltd. 冷凍装置
JP2010107181A (ja) * 2008-02-06 2010-05-13 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
CN102016444B (zh) * 2008-05-22 2013-05-15 三菱电机株式会社 制冷循环装置
JP5469835B2 (ja) * 2008-09-08 2014-04-16 株式会社神戸製鋼所 アンモニア冷凍装置
CN102257332B (zh) * 2008-12-22 2013-08-14 松下电器产业株式会社 制冷循环装置
JP5417961B2 (ja) * 2009-04-17 2014-02-19 富士電機株式会社 冷媒回路装置
JP2011214779A (ja) * 2010-03-31 2011-10-27 Daikin Industries Ltd 冷凍装置
WO2012042698A1 (ja) * 2010-09-29 2012-04-05 三菱電機株式会社 冷凍空調装置
CN102213463B (zh) * 2011-05-26 2013-11-06 广东美的电器股份有限公司 使用可燃冷媒的空调器及其控制方法
US20140075941A1 (en) * 2012-09-14 2014-03-20 Kabushiki Kaisha Kobe Seiko Sho (Kobe Steel, Ltd.) Power generating apparatus and operation method thereof
CN103838264B (zh) * 2012-11-22 2016-05-18 襄樊新四五印染有限责任公司 一种网带蒸发器液位防堵自控装置
JP6157721B2 (ja) * 2014-03-17 2017-07-05 三菱電機株式会社 冷凍装置、及び、冷凍装置の制御方法
CN104075522A (zh) * 2014-07-10 2014-10-01 安徽红叶节能电器科技有限公司 一种二氧化碳家用电冰箱循环风机的能量供给方法
CN104061737A (zh) * 2014-07-10 2014-09-24 安徽红叶节能电器科技有限公司 一种二氧化碳家用电冰箱
CN104180585A (zh) * 2014-09-15 2014-12-03 安徽红叶节能电器科技有限公司 一种二氧化碳家用电冰箱循环风机的能量供给方法
CN111829218A (zh) * 2019-04-18 2020-10-27 开利公司 用于防泄漏的制冷剂系统操作顺序

Family Cites Families (22)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2434593A (en) * 1946-02-02 1948-01-13 Carrier Corp Refrigeration system including a load control apparatus
US3934424A (en) * 1973-12-07 1976-01-27 Enserch Corporation Refrigerant expander compressor
JPS6025222B2 (ja) * 1982-07-26 1985-06-17 本田技研工業株式会社 繊維強化金属材料の加圧鋳造方法
JPS5921461U (ja) * 1982-07-30 1984-02-09 株式会社東芝 冷凍サイクル装置
JPH0448160A (ja) * 1990-06-14 1992-02-18 Hitachi Ltd 冷凍サイクル装置
JPH05106922A (ja) * 1991-10-18 1993-04-27 Hitachi Ltd 冷凍装置の制御方式
JPH0646260A (ja) 1992-07-23 1994-02-18 Fuji Xerox Co Ltd 画像読み取り装置
JP2606048Y2 (ja) * 1992-11-19 2000-09-11 ホシザキ電機株式会社 冷却装置
JP3343400B2 (ja) * 1993-06-30 2002-11-11 東芝キヤリア株式会社 空気調和機の制御装置
JPH0741359A (ja) 1993-07-30 1995-02-10 Asahi Glass Co Ltd 静電チャック用セラミックス及びその製造用組成物
JPH0741359U (ja) * 1993-12-22 1995-07-21 カルソニック株式会社 自動車用空気調和装置
JPH11132577A (ja) * 1997-10-28 1999-05-21 Toshiba Corp 冷蔵庫の冷凍サイクル
JP4207340B2 (ja) 1999-03-15 2009-01-14 株式会社デンソー 冷凍サイクル
JP2001116371A (ja) 1999-10-20 2001-04-27 Daikin Ind Ltd 空気調和装置
US6272871B1 (en) * 2000-03-30 2001-08-14 Nissan Technical Center North America Air conditioner with energy recovery device
US6595024B1 (en) * 2002-06-25 2003-07-22 Carrier Corporation Expressor capacity control
US6913076B1 (en) * 2002-07-17 2005-07-05 Energent Corporation High temperature heat pump
US6662576B1 (en) * 2002-09-23 2003-12-16 Vai Holdings Llc Refrigeration system with de-superheating bypass
JP4090317B2 (ja) * 2002-09-25 2008-05-28 株式会社テージーケー 電磁弁付膨張弁
DE602004013749D1 (de) * 2004-06-10 2008-06-26 Micheletti Impianti S R L Kälteanlage
NL1026728C2 (nl) * 2004-07-26 2006-01-31 Antonie Bonte Verbetering van koelsystemen.
JP2009052752A (ja) * 2005-12-19 2009-03-12 Panasonic Corp 冷凍サイクル装置

Also Published As

Publication number Publication date
US20090031738A1 (en) 2009-02-05
US7886550B2 (en) 2011-02-15
WO2006120922A1 (ja) 2006-11-16
CN101171465A (zh) 2008-04-30
CN100575817C (zh) 2009-12-30
JP4912308B2 (ja) 2012-04-11

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP4912308B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP4053082B2 (ja) 冷凍サイクル装置
US9395105B2 (en) Refrigeration cycle device
JP4906962B2 (ja) 冷凍サイクル装置
US9222706B2 (en) Refrigeration cycle apparatus and operating method of same
WO2015045247A1 (ja) ヒートポンプシステム、及び、ヒートポンプ式給湯器
JP4317793B2 (ja) 冷却システム
JP6057871B2 (ja) ヒートポンプシステム、及び、ヒートポンプ式給湯器
WO2006112157A1 (ja) 冷凍サイクル装置及びその運転方法
JP2005214575A (ja) 冷凍装置
JP2005214444A (ja) 冷凍装置
JP5150300B2 (ja) ヒートポンプ式給湯装置
JP2012137218A (ja) 空気冷媒式冷凍装置のデフロスト方法及び装置
JP2005214442A (ja) 冷凍装置
JP4013875B2 (ja) 冷凍冷蔵庫
JP2006162186A (ja) 冷凍サイクル装置
JP2004225928A (ja) 冷凍装置
JP6029569B2 (ja) ヒートポンプシステム、及び、ヒートポンプ式給湯器
JP6150907B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JPH1130459A (ja) 冷凍装置
JP2008224168A (ja) 冷凍サイクル装置およびその運転方法
KR20080079080A (ko) 공기조화기

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20090120

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20110426

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20110623

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20111220

A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20120117

R150 Certificate of patent or registration of utility model

Ref document number: 4912308

Country of ref document: JP

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20150127

Year of fee payment: 3

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees