WO2013080497A1 - 冷凍サイクル装置およびそれを備えた温水生成装置 - Google Patents

冷凍サイクル装置およびそれを備えた温水生成装置 Download PDF

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WO2013080497A1
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refrigerant
cooler
heat medium
temperature
pipe
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PCT/JP2012/007495
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繁男 青山
桂 南部
達雄 中山
道美 日下
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パナソニック株式会社
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    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B30/00—Heat pumps
    • F25B30/06—Heat pumps characterised by the source of low potential heat
    • 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
    • F25B40/00—Subcoolers, desuperheaters or superheaters
    • F25B40/02—Subcoolers
    • 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
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    • F25B2339/04—Details of condensers
    • F25B2339/047—Water-cooled condensers
    • 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
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    • F25B2400/13—Economisers

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus and a hot water generator using the refrigeration cycle apparatus.
  • a refrigeration cycle in which a compressor, a radiator, an expansion valve, and an evaporator are connected, and a fluid consisting of water or brine is circulated through the radiator, and the fluid heated by the refrigerant in the radiator is an indoor heat exchanger
  • a first fluid circuit that circulates in the room and heats the room, and a refrigerant comprising water or brine that exchanges heat with the external heat exchanger is circulated in the evaporator, and the refrigerant absorbs heat by the water or brine in the evaporator
  • the refrigeration cycle apparatus provided with the second fluid circuit for circulating the air, the fluid flowing in the first fluid circuit upstream of the radiator and the fluid flowing in the second fluid circuit upstream of the evaporator during heating operation
  • a refrigeration cycle apparatus provided with a supercooling heat exchanger for exchanging heat (see, for example, Patent Document 1).
  • this refrigeration cycle apparatus will be described using the refrigerant circuit diagram shown in FIG. 7 as an example of heating operation.
  • the four-way valve 23 sets a flow path so as to flow in the direction of the solid line in FIG.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 21 exchanges heat with the water (brine) in the first fluid circuit 3 through the four-way valve 23 and heats the water (brine).
  • the refrigerant is condensed and liquefied and decompressed by the expansion device 25 to become a low-pressure two-phase refrigerant. Thereafter, it flows into the water heat source utilization heat exchanger 26.
  • the refrigerant exchanges heat with water (brine) in the second fluid circuit 4 in the water heat source utilization heat exchanger 26 serving as an evaporator, absorbs heat from the water (brine), and evaporates.
  • the water (brine) is cooled and returned to the underground heat exchanger 43. Thereafter, the refrigerant is sucked into the compressor 21 through the four-way valve 23.
  • the water (brine) heated by the intermediate heat exchanger 24 is radiated and heated by the indoor heat exchanger 32, and then returns to the first pump 33.
  • the water (brine) is cooled to a low temperature by the supercooling heat exchanger 35 of the second fluid circuit 4 and then flows into the intermediate heat exchanger 24.
  • the refrigerant flowing in the refrigeration cycle 2 is supercooled in the intermediate heat exchanger 24 by exchanging heat with, for example, the fluid having a temperature lowered to 45 ° C. in the first fluid circuit 3. This supercooling increases the enthalpy difference and improves system performance.
  • the fluid flowing through the second fluid circuit 4 is heated from 16 ° C. to 21 ° C. by exchanging heat with the fluid of the first fluid circuit 3 by the subcooling heat exchanger 35.
  • the refrigerant flowing in the water heat source utilization heat exchanger 26 is heated by exchanging heat with the fluid at 21 ° C. in the second fluid circuit 4. As a result, the evaporation temperature rises and the system performance is improved.
  • the present invention solves the above-mentioned conventional problems, and a refrigeration cycle apparatus that realizes a reduction in compressor power by increasing a refrigerant cooling capacity by a low-temperature refrigerant in a refrigerant circuit and a low-temperature heat medium of an external heat source, and the same It aims at providing the warm water production
  • a refrigeration cycle apparatus includes a compressor, a radiator, a first cooler, a second cooler, a main expansion unit, and an evaporator, which are sequentially connected in a circular manner through a refrigerant pipe. Circulates in the refrigerant circuit, the refrigerant pipe from the first cooler to the second cooler, or the refrigerant pipe from the radiator to the first cooler, and the first cooler A refrigerant bypass pipe connected to the refrigerant pipe from the evaporator to the compressor via, a heat medium circulation means, the second cooler, the evaporator, and an external heat source heat exchanger. And a heat medium circuit in which the heat medium circulates in an annular manner in order.
  • the cooling by the external heat source in the second cooler is performed, so the high-pressure side heat exchange amount increases, and The degree of refrigerant supercooling increases. Furthermore, the heat medium collected by the external heat source heat exchanger exchanges heat with the high-pressure and high-temperature liquid refrigerant in the second cooler, whereby the heat medium is heated and the temperature of the heat medium flowing into the evaporator rises. To do.
  • a refrigeration cycle apparatus that realizes a reduction in compressor power by increasing a refrigerant cooling capacity by a low-temperature refrigerant in a refrigerant circuit and a low-temperature heat medium of an external heat source, and a hot water generator provided with the same. it can.
  • a refrigerant circuit in which a compressor, a radiator, a first cooler, a second cooler, a main expansion unit, and an evaporator are sequentially connected in an annular manner through a refrigerant pipe to circulate the refrigerant, and the first
  • the refrigerant bypass pipe connected to the refrigerant pipe, the heat medium circulation means, the second cooler, the evaporator, and the heat exchanger for the external heat source are sequentially connected in an annular manner through the heat medium pipe, and the heat medium
  • a refrigeration cycle apparatus comprising a circulating heat medium circuit.
  • the cooling by the external heat source in the second cooler is performed, so the high-pressure side heat exchange amount increases, and The degree of refrigerant supercooling increases.
  • the heat medium collected by the heat exchanger for the external heat source exchanges heat with the high-pressure and high-temperature liquid refrigerant in the second cooler, whereby the heat medium is heated and the temperature of the heat medium flowing into the evaporator rises. .
  • the high-pressure side refrigerant pressure decreases due to an increase in the high-pressure side heat exchange amount in the refrigerant circuit.
  • the compression ratio is lowered, and the compressor power can be reduced.
  • the heat medium heated by the second cooler flows into the evaporator, the amount of heat exchange between the low-pressure and low-temperature refrigerant and the heat medium can be increased.
  • the evaporation pressure in the evaporator increases as the temperature of the heat medium increases. Therefore, the compressor suction refrigerant density increases, and the compressor rotation speed can be reduced, that is, the compressor power can be reduced under a constant refrigerant flow rate condition.
  • the second invention is a heat medium bypass pipe that communicates the heat medium pipe on the inlet side of the second cooler and the heat medium pipe on the outlet side,
  • a bypass flow rate adjusting means for adjusting a flow rate of the heat medium flowing into the second cooler, the bypass flow rate adjusting means being arranged in the heat medium bypass pipe or the heat medium pipe on the inlet side of the second cooler;
  • First refrigerant temperature detection means for detecting refrigerant temperature in the refrigerant pipe on the inlet side of the cooler, and heat medium temperature detection means for detecting heat medium temperature in the heat medium pipe on the inlet side of the second cooler;
  • the control device flows into the second cooler when the heat medium temperature detected by the heat medium temperature detecting means is lower than the refrigerant temperature detected by the first refrigerant temperature detecting means.
  • the heating medium As much the flow rate, is characterized in that operating the bypass flow rate adjusting means.
  • the heat medium temperature when the heat medium temperature is lower than the refrigerant temperature, the heat medium cools the refrigerant through the second cooler, thereby reducing the refrigerant enthalpy on the outlet side of the second cooler and discharging the compressor on the high pressure side.
  • the refrigerant enthalpy difference between the outlets of the second cooler increases.
  • the magnitude relationship between the heat medium temperature on the inlet side of the second cooler and the refrigerant temperature on the inlet side of the second cooler is different, but there is an effect of increasing the refrigerant enthalpy difference on the high pressure side.
  • the heat medium side energy can be effectively utilized selectively.
  • the refrigerant apparatus further comprises a second refrigerant temperature detecting means for detecting a refrigerant temperature in the refrigerant pipe on the outlet side of the second cooler.
  • a second refrigerant temperature detecting means for detecting a refrigerant temperature in the refrigerant pipe on the outlet side of the second cooler.
  • the refrigerant temperature at the outlet side of the second cooler is lowered to the limit (substantially heat medium temperature) by opening control of the main expansion valve means on the refrigerant circuit side and the bypass expansion means.
  • the second cooler on the refrigerant circuit side can perform supercooling of the refrigerant with the maximum effective use of the external heat source. Therefore, the refrigerant enthalpy on the evaporator inlet side can be reduced, and the refrigerant enthalpy difference in the evaporator can be increased, that is, the evaporation performance can be improved.
  • the fourth invention is a hot water generating device provided with the refrigeration cycle devices of the first to third inventions, and utilizes water or antifreeze liquid heat heated by a radiator for at least one of heating and hot water supply.
  • This is a hot water generator.
  • the water or antifreeze heated by the radiator can be used for a heating device (a warm air machine, a radiator, a floor heating panel, etc.), a hot water supply device, or the like.
  • FIG. 1 shows a hot water generating apparatus provided with the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the hot water generator 1a includes a refrigerant circuit 2, which circulates refrigerant, a refrigerant bypass pipe 3, a heat medium circuit 4, and a control device 10a.
  • a refrigerant for example, a non-azeotropic refrigerant mixture such as R407C, a pseudo-azeotropic refrigerant mixture such as R410A, or a single refrigerant such as R744 or R290 can be used.
  • the refrigerant circuit 2 includes a compressor 21, a radiator 22, a first cooler 23, a second cooler 24, a main expansion valve (main expansion means) EV1, and an evaporator 25 formed by a refrigerant pipe 2a.
  • the heat radiator 22, the second cooler 24, and the evaporator 25 that function as a condenser are refrigerant-to-heat medium heat exchangers.
  • the first cooler 23 is a refrigerant-to-refrigerant heat exchanger.
  • a refrigerant flow path through which the refrigerant flows and a refrigerant flow path through which the other refrigerant flows are configured.
  • a supply pipe 41 and a recovery pipe 42 are connected to the heat medium flow path of the radiator 22.
  • Water, antifreeze or the like is supplied to the radiator 22 through the supply pipe 41 by the water circulation means 81.
  • Water, antifreeze, and the like exchange heat with the radiator 22, and heated water (hot water), antifreeze, and the like are collected through the collection pipe 42.
  • the refrigerant circuit 2 includes a four-way valve 28, a high pressure sensor 51, a first refrigerant temperature sensor 61, a second refrigerant temperature sensor 62, and a third refrigerant temperature sensor 63.
  • the four-way valve 28 switches the refrigerant flow direction, and the high-pressure sensor 51 detects the refrigerant pressure Pd in the refrigerant pipe 2 a on the discharge side of the compressor 21.
  • the first refrigerant temperature sensor 61 detects the refrigerant temperature Tr ⁇ b> 1 in the refrigerant pipe 2 a on the inlet side of the primary heat exchange unit 24 a of the second cooler 24.
  • the second refrigerant temperature sensor 62 detects the refrigerant temperature Te ⁇ b> 1 in the refrigerant pipe 2 a on the inlet side of the primary heat exchange unit 25 a of the evaporator 25.
  • the third refrigerant temperature sensor 63 detects the refrigerant temperature Teo in the refrigerant pipe 2a on the outlet side of the primary heat exchange unit 25a of the evaporator 25.
  • the refrigerant bypass pipe 3 branches from the refrigerant pipe 2 a from the first cooler 23 to the second cooler 24.
  • the refrigerant bypass pipe 3 merges with the refrigerant pipe 2 a from the four-way valve 28 to the compressor 21 via the secondary heat exchanger 23 b of the first cooler 23.
  • the refrigerant flows through the primary side heat exchanging portion 23 a of the first cooler 23.
  • a bypass expansion valve (bypass expansion means) EV ⁇ b> 2 that is a bypass flow rate adjusting means is provided upstream of the secondary heat exchange section 23 b of the first cooler 23.
  • a fourth refrigerant temperature sensor 64 that detects the refrigerant temperature Tbpo of the refrigerant bypass pipe 3 is provided on the downstream side of the secondary heat exchange section 23b of the first cooler 23.
  • the heat medium circulation means 82, the secondary heat exchange part 24b of the second cooler 24, the secondary heat exchange part 25b of the evaporator 25, and the heat exchanger 26 for the external heat source include the heat medium pipe 4a.
  • the heat medium circulating means 82 circulates a heat medium such as refrigerant, water, and antifreeze liquid.
  • the heat medium bypass pipe 5 includes the heat medium pipe 4a on the inlet side of the secondary heat exchanger 24b of the second cooler 24 in the heat medium circuit 4 and the heat medium on the outlet side of the secondary heat exchanger 24b.
  • the pipe 4a is short-circuited.
  • the heat medium bypass pipe 5 is provided with a bypass two-way valve (bypass flow rate adjusting means) EV3.
  • the heat medium circuit 4 includes a heat medium temperature sensor 71 that detects a heat medium temperature Tb1 flowing through the heat medium pipe 4a on the inlet side of the secondary heat exchange unit 24b of the second cooler 24.
  • the control device 10a includes the main expansion valve EV1, the bypass expansion valve EV2, and the bypass two-way valve EV3 based on the detection values detected by the high pressure sensor 51 and the temperature sensors 61, 62, 63, 64 and 71.
  • the opening degree is controlled within the range from the minimum to the maximum amount of refrigerant passing through the.
  • the heat medium circuit 4 uses the amount of heat absorbed from the external heat source, performs the heating operation in the refrigerant circuit 2, and supplies the hot water to the use side. That is, the external heat source heat exchanger 26 in the heat medium circuit 4 sucks the refrigerant that has absorbed heat from the heat medium that has absorbed heat from the outside through the evaporator 25, and the high-temperature and high-pressure refrigerant compressed by the compressor 21 is It is sent to the radiator 22 through the four-way valve 28. Hot water is generated by heat exchange between the high-temperature refrigerant and the water recovered by the recovery pipe 41 in the radiator 22.
  • Hot water is sent to a heat exchange unit (not shown) such as a radiator, for example, directly or via a hot water storage tank (not shown), and is used for heating or hot water supply.
  • a heat exchange unit such as a radiator
  • a hot water storage tank not shown
  • the flow directions of the refrigerant, the heat medium, and water during the heating operation are indicated by arrows.
  • the high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 21 flows into the radiator 22 and heats the water supplied to the radiator 22 through the supply pipe 42. At that time, the refrigerant dissipates heat and liquefies and condenses, and enters a saturated liquid state or a supercooled liquid state.
  • the high-pressure liquid refrigerant that has flowed out of the radiator 22 is discharged to the secondary heat exchange section 23b of the first cooler and the primary heat exchange section 24a of the second cooler on the outlet side of the first cooler 23. Branch off.
  • the refrigerant branched to the secondary heat exchange unit 23b side at the outlet of the first cooler 23 is depressurized by the bypass expansion valve EV2 to become a low-temperature low-pressure refrigerant, and the secondary heat exchange unit 23b of the first cooler 23.
  • the refrigerant in the saturated liquid state or the supercooled liquid state that flows through the primary heat exchange section 23a of the first cooler 23 is cooled.
  • the refrigerant is heated to a saturated gas or superheated gas state.
  • the low-pressure refrigerant that has flowed out from the secondary heat exchange section 23 b of the first cooler 23 merges with the low-pressure refrigerant that has flowed out from the evaporator 25, and is sucked into the compressor 21.
  • the refrigerant flows into the secondary heat exchange unit 25b side of the evaporator 25 and exchanges heat with the low-pressure and low-temperature two-phase refrigerant that has flowed into the primary heat exchange unit 25a of the evaporator 25.
  • the refrigerant absorbs heat from the heat medium and evaporates to be in a saturated gas or superheated gas state, while the heat medium is cooled by the refrigerant and returns to the heat exchanger 26 for the external heat source.
  • the heat medium bypass pipe The bypass two-way valve EV3 provided in the valve 5 is opened.
  • the heat medium circuit 4 almost all of the heat medium that has absorbed heat from the external heat source heat exchanger 26 flows into the secondary heat exchanger 25 b side of the evaporator.
  • the heat medium exchanges heat with the low-pressure and low-temperature two-phase refrigerant that has flowed into the primary-side heat exchange unit 25a of the evaporator 25.
  • the refrigerant absorbs heat from the heat medium and evaporates to be in a saturated gas or superheated gas state, while the heat medium is cooled by the refrigerant and returns to the heat exchanger 26 for the external heat source.
  • Step 1 the control device 10a detects the inlet refrigerant temperature Tr1 of the primary heat exchange unit 24a of the second cooler 24 and the inlet heat medium temperature Tb1 of the secondary heat exchange unit 24b of the second cooler 24. To do.
  • step 2 the inlet refrigerant temperature Tr1 is compared with the inlet heat medium temperature Tb1. In the case of Tr1 ⁇ Tb1, it is determined that there is a refrigerant cooling effect by the second cooler 24, and the bypass two-way valve EV3 is closed in step 3 so that almost the entire flow rate of the heat medium is secondary to the second cooler 24. It is made to flow into the side heat exchange part 24b side. Thereafter, the process proceeds to the main expansion valve control in step 5.
  • Tr1 ⁇ Tb1 it is determined that there is no refrigerant cooling effect by the second cooler 24, and the bypass two-way valve EV3 is opened in step 4 so that almost the entire flow rate of the heat medium is It is made to flow into the secondary side heat exchange part 25b side. Thereafter, the process proceeds to the control of the main expansion valve EV1 in step 5, and the process returns to step 1 after the process proceeds to control of the bypass expansion valve EV3 in step 6.
  • the second cooling The heat medium in the heat medium circuit 4 cools the refrigerant in the refrigerant circuit 2 through the vessel 24 to increase the degree of refrigerant supercooling.
  • the refrigerant enthalpy at the outlet side of the primary side heat exchanging part 24a of the second cooler 24 is reduced, and the outlet of the primary side heat exchanging part 24a of the second cooler 24 from the discharge of the compressor 21 on the high pressure side.
  • the second cooler 24 when the inlet heat medium temperature Tb1 of the secondary heat exchanger 24b of the second cooler 24 is equal to or higher than the inlet refrigerant temperature Tr1 of the primary heat exchanger 24a of the second cooler 24, the second cooler The heat medium does not heat the refrigerant through 24. Therefore, the degree of supercooling of the refrigerant on the high pressure side does not decrease, that is, the refrigerant enthalpy difference between the discharge of the compressor on the high pressure side and the outlet of the primary side heat exchange section 24a of the second cooler decreases. Absent.
  • the heat medium temperature Tb1 on the inlet side of the secondary heat exchanger 24b of the second cooler 24 and the refrigerant temperature Tr1 on the inlet side of the primary heat exchanger 24a of the second cooler 24 Although the magnitude relationship varies, only when there is an effect of increasing the refrigerant enthalpy difference on the high pressure side, the heat medium side energy can be effectively utilized selectively.
  • bypass two-way valve EV3 is installed in the heat medium bypass pipe 5, but it may be installed on the inlet side of the secondary heat exchanger 24b of the second cooler.
  • FIG. 3 shows a hot water generating apparatus provided with the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2 of the present invention.
  • the same components as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted.
  • the fifth refrigerant temperature sensor 65 that detects the refrigerant temperature Tr2 on the outlet side of the primary heat exchange section 24a of the second cooler 24 and the heat medium bypass pipe 5 of the first embodiment are provided.
  • a bypass flow valve EV4 and a control device 10b for detecting and controlling them are provided.
  • the inlet heat medium temperature Tb1 of the secondary heat exchanger 24b of the second cooler 24 in the heat medium circuit 4 is lower than the inlet refrigerant temperature Tr1 of the primary heat exchanger 24a of the second cooler 24 in the refrigerant circuit 2.
  • the bypass flow valve EV4, the bypass expansion valve EV2, and the main expansion valve EV1 are set so that the temperature difference (Tr2-Tb1) of the outlet refrigerant temperature Tr2 of the primary heat exchange section 24a with respect to the heat medium temperature Tb1 is minimized. Is controlled to a predetermined opening.
  • FIG. 4 is a flow chart relating to the flow rate control of the refrigerant and the heat medium
  • FIG. 5 is a flowchart relating to the control of the main expansion valve EV1
  • FIG. 6 is a flow chart relating to the control of the bypass expansion valve EV2.
  • step 31 the control device 10b controls the inlet refrigerant temperature Tr1 of the primary side heat exchange unit 24a of the second cooler 24, the outlet refrigerant temperature Tr2 of the second cooler 24, and the inlet of the secondary side heat exchange unit 24b of the second cooler 24.
  • the heat medium temperature Tb1 is detected.
  • step 32 the inlet refrigerant temperature Tr1 and the inlet heat medium temperature Tb1 are compared. If Tr1 ⁇ Tb1, it is determined that the second cooling device 24 has a refrigerant cooling effect, and the process proceeds to step 33. .
  • step 33 the temperature difference (Tr2-Tb1) between the outlet refrigerant temperature Tr2 and the inlet heat medium temperature Tb1 is compared with a predetermined value dTo.
  • Tr2 ⁇ Tb1 ⁇ dTo it is determined that the temperature difference (Tr2 ⁇ Tb1) of the outlet refrigerant temperature Tr2 of the primary heat exchange section 24a with respect to the heat medium temperature Tb1 is the minimum, and the main expansion valve control in step 5 Migrate to
  • Tr2-Tb1> dTo it is determined that there is room for an increase in the refrigerant cooling effect by the second cooler 24.
  • the opening PLS4 of the bypass flow valve EV4 is opened by a predetermined opening dP1, and the flow rate of the heat medium flowing into the secondary heat exchange unit 24b side of the second cooler 24 is increased.
  • the process proceeds to the main expansion valve control in step 5, the process proceeds to bypass expansion valve control in step 6, and then the process returns to step 1.
  • Step 32 if Tr1 ⁇ Tb1, it is determined that there is no refrigerant cooling effect by the second cooler 24.
  • step 37 the opening PLS4 of the bypass flow valve EV4 is set to a fully closed or minimum opening, and the process proceeds to the main expansion valve control in step 5.
  • step 11 the discharge pressure Pd of the compressor 21, the inlet refrigerant temperature Tr1 of the primary side heat exchange unit 24a of the second cooler 24, the inlet refrigerant temperature Tei of the primary side heat exchange unit 25a of the evaporator 25, And the outlet refrigerant temperature Teo is detected.
  • a pseudo azeotropic refrigerant mixture such as R410A or a single refrigerant such as R290 is used as the refrigerant.
  • step 12 the condensation temperature Tc in the primary heat exchanging portion 23 a of the radiator 23 is calculated from the saturation temperature obtained from the refrigerant physical properties and the detected value of the discharge pressure Pd of the compressor 21.
  • step 13 the refrigerant supercooling degree SC on the inlet side of the primary side heat exchanging portion 24a of the second cooler 24 is calculated from Tc-Tr1.
  • step 14 the refrigerant temperature Tei on the inlet side and the refrigerant temperature Teo on the outlet side of the primary heat exchange unit 25 a of the evaporator 25 are detected.
  • the refrigerant superheat degree SHe on the outlet side of the primary heat exchange section 25a of the evaporator is calculated from Teo-Te.
  • coolant superheat degree SHeo in the exit side of the primary side heat exchange part 25a of an evaporator is set.
  • step 16 the predetermined value dT is set to the refrigerant superheat degree SHe at the outlet of the primary heat exchange unit 25 a of the evaporator 25 calculated in step 14 and the target value SHo of the refrigerant superheat degree set in step 15. Comparison with the added value (SHo + dT) is performed. If SHe ⁇ SHo + dT, the routine proceeds to step 17 where the opening PLS1 of the main expansion valve EV1 is opened by the first predetermined pulse dP1. Thereafter, the process proceeds to step 20 and returns to step 1.
  • step 18 a value obtained by subtracting a predetermined value dT from the refrigerant superheat degree SHe at the outlet of the primary heat exchange unit 25a of the evaporator and the target value SHo of the refrigerant superheat degree (SHo). -DT).
  • SH ⁇ SHo-dT the routine proceeds to step 19, where the opening PLS1 of the main expansion valve EV1 is closed by the first predetermined pulse dP1. If it is determined in step 18 that SH ⁇ SHo-dT is not satisfied, it is determined that control is not necessary, and the process proceeds to step 20 and returns to step 1.
  • the control device 10a controls the flow rate of the refrigerant flowing through the refrigerant bypass pipe 3 by controlling the opening degree of the bypass expansion valve EV2.
  • step 21 the outlet refrigerant temperature Tbpo of the refrigerant bypass pipe 3 and the inlet refrigerant temperature Tei of the primary heat exchange section 25a of the evaporator are detected.
  • step 22 assuming that the refrigerant temperature Tei is substantially equal to the saturation temperature, the refrigerant superheat degree SHb on the outlet side of the refrigerant bypass pipe 3 is calculated from Tbpo-Tei.
  • the target refrigerant superheat degree SHbo on the outlet side of the refrigerant bypass pipe 3 is set.
  • step 24 the refrigerant superheat degree SHb is compared with (SHbo + dSH) obtained by adding a predetermined value dSH to the target refrigerant superheat degree SHbo. If SHb ⁇ SHbo + dSH, the opening PLS2 of the bypass expansion valve EV2 is opened by a predetermined opening dP2 in step 25, and then the process proceeds to step 28 and returns to step 1. On the other hand, if SHb ⁇ SHbo + dSH, comparison is made between the refrigerant superheat degree SHb and the target refrigerant superheat degree SHbo (SHbo ⁇ dSH) subtracted from the target refrigerant superheat degree SHbo in step 26. If SHb ⁇ SHbo-dSH, the bypass expansion valve EV2 is opened in step 27, and then the process proceeds to step 28 and returns to step 1.
  • step 26 If the relationship of SHb ⁇ SHbo-dSH is not satisfied in step 26, it is determined that control is not required, the process proceeds to step 28, and the process returns to step 1.
  • control of the flow rate of the refrigerant and the heat medium by the main expansion valve EV1, the bypass expansion valve EV2, and the bypass flow valve EV4 by the control device 10a repeats the operations from Step 1 to Step 28.
  • the bypass flow valve EV4, the bypass expansion valve EV2, and the main expansion valve EV1 are set so that the temperature difference (Tr2-Tb1) of the outlet refrigerant temperature Tr2 of the primary side heat exchange unit 24a with respect to the heat medium temperature Tb1 is minimized. It can be controlled to a predetermined opening.
  • the performance of the first cooler 23 and the evaporator 25 can be maximized by controlling the opening degree of the main expansion valve EV1 and the bypass expansion valve EV2 on the refrigerant circuit 2 side.
  • the refrigerant temperature at the 24 outlet side can be lowered to the vicinity of the inlet heat medium temperature of the secondary heat exchanger 24a of the second cooler 24, which is a low-temperature heat source, that is, almost to the limit.
  • the second cooler 24 on the refrigerant circuit 2 side can perform supercooling of the refrigerant with the maximum effective use of the external heat source.
  • the refrigerant enthalpy on the inlet side of the primary heat exchange section 25a of the evaporator 25 can be further reduced, and the refrigerant enthalpy difference in the evaporator 25 can be increased, that is, the evaporation performance can be improved.
  • the bypass flow rate valve EV ⁇ b> 4 is installed in the heat medium bypass pipe 5, but may be installed on the inlet side of the secondary side heat exchange unit 25 a of the second cooler 24.
  • the branch point from the refrigerant circuit 2 to the refrigerant bypass pipe 3 is located between the first cooler 23 and the second cooler 24, but the radiator 22 and the first cooler It may be located between 23.
  • the high pressure sensor 51 is provided in the connecting pipe between the compressor 21 and the four-way valve 28, but the high pressure sensor 51 is provided between the discharge side of the compressor 21 and the main expansion valve EV ⁇ b> 1. It may be provided at any position.
  • the main expansion valve EV1 and the bypass expansion valve EV2 of the present invention are not necessarily expansion valves, and may be an expander that recovers power from the expanding refrigerant.
  • the rotational speed of the expander may be controlled by changing the load with a generator connected to the expander.
  • the fluid to be heated that is heated by the radiator 22 is not necessarily water, and may be air. That is, the present invention can also be applied to an air conditioner.
  • the present invention is particularly useful for a hot water generating apparatus that heats water by a refrigeration cycle apparatus and uses the water for heating and hot water supply.

Abstract

　冷凍サイクル装置は、圧縮機２１、放熱器２２、第１冷却器２３、第２冷却器２４、蒸発器２５を含む冷媒回路２と、第１冷却器２３を経由する冷媒バイパス配管３と、熱媒体循環手段８２、第２冷却器２４、蒸発器２５、外部熱源用熱交換器２６を含む熱媒体回路４と、冷媒回路２中の主膨張弁ＥＶ１および冷媒バイパス配管３中のバイパス膨張弁ＥＶ２、熱媒体回路４中のバイパス二方弁ＥＶ３を制御する制御装置１０ａとを備える。第２冷却器２４の熱媒体回路入口側における熱媒体温度Ｔｂ１が、第２冷却器２４の冷媒回路入口側における冷媒温度Ｔｒ１より低い場合、熱媒体回路の第２冷却器２４に流入する熱媒体の流量が多くなるようにバイパス二方弁ＥＶ３を制御する。よって、圧縮機２１の動力を低減することができる。

Description

冷凍サイクル装置およびそれを備えた温水生成装置
　本発明は、冷凍サイクル装置およびこの冷凍サイクル装置を用いた温水生成装置に関するものである。
　従来、圧縮機、放熱器、膨張弁、蒸発器を接続してなる冷凍サイクルと、放熱器に水又はブラインからなる流体を流通させ、放熱器にて冷媒によって加熱された流体を室内熱交換器に循環させて室内の暖房を行う第１の流体回路と、蒸発器に外部熱交換器と熱交換する水又はブラインからなる流体を流通させて、蒸発器にて水又はブラインによって吸熱される冷媒を循環させる第２の流体回路を備えた冷凍サイクル装置において、暖房運転時、放熱器より上流側の第１の流体回路を流れる流体と、蒸発器より上流側の第２の流体回路を流れる流体を熱交換させる過冷却熱交換器を設けた冷凍サイクル装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。
　この冷凍サイクル装置における作用について、図７に示す冷媒回路図を用いて暖房運転を例に説明する。
　冷凍サイクル２において暖房運転では、四方弁２３は図７実線の方向に流れるように流路を設定する。そして圧縮機２１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２３を経て中間熱交換器２４にて第１の流体回路３の水（ブライン）と熱交換して、水（ブライン）を加熱する。冷媒は凝縮液化され、膨張装置２５で減圧され低圧の二相冷媒となる。その後、水熱源利用熱交換器２６に流入する。
　そして冷媒は、蒸発器となる水熱源利用熱交換器２６にて、第２の流体回路４の水（ブライン）と熱交換して、水（ブライン）から吸熱して蒸発気化する。同時に、水（ブライン）は冷却されて、地中熱交換器４３へと戻る。その後、冷媒は四方弁２３を経て、圧縮機２１に吸入される。
　この際、第１の流体回路３において、中間熱交換器２４にて加熱された水（ブライン）は、室内熱交換器３２にて放熱、暖房を行った後、第１のポンプ３３に戻る。そして、水（ブライン）は、第２の流体回路４の過冷却熱交換器３５にて低温に冷却された後、中間熱交換器２４に流入する。
　冷凍サイクル２を流れる冷媒は、中間熱交換器２４にて、例えば第１の流体回路３の４５℃に温度低下した流体と熱交換することにより過冷却される。この過冷却によりエンタルピー差が増加し、システムの性能が向上する。
　また、第２の流体回路４を流れる流体は、過冷却熱交換器３５で第１の流体回路３の流体と熱交換することにより１６℃から２１℃に加熱される。水熱源利用熱交換器２６を流れる冷媒は、第２の流体回路４の２１℃の流体と熱交換して加熱される。その結果、蒸発温度が上昇し、システムの性能が向上する。
特開２０１０－２１６７８４号公報
　利用側回路である第１の流体回路３における室内熱交換器３２からの中温の戻り水（ブライン）と、採熱側回路である第２の流体回路４における低温の戻り水（ブライン）とを過冷却熱交換器３５を介した熱交換により、冷凍サイクルの中間熱交換器２４出口における過冷却度の増大化を図れる。しかしながら、利用側である第１の流体回路３において中間熱交換器２４の入口温度の低下に応じた冷凍サイクルによる加熱量を増大させて補填する必要が生じる。そのため、システム全体としては熱エネルギーの有効利用、すなわち省エネルギーにはならない。
　本発明は、前記従来の課題を解決するもので、冷媒回路内の低温冷媒および外部熱源の低温熱媒体による冷媒冷却能力を増大させることにより、圧縮機動力の低減を実現する冷凍サイクル装置およびそれを備えた温水生成装置を提供することを目的とする。
　前記課題を解決するために、本発明の冷凍サイクル装置は、圧縮機、放熱器、第１冷却器、第２冷却器、主膨張手段、及び蒸発器が冷媒配管で順に環状に接続されて冷媒が循環する冷媒回路と、前記第１冷却器から前記第２冷却器までの前記冷媒配管、または、前記放熱器から前記第１冷却器までの前記冷媒配管から分岐し、前記第１冷却器を経由して前記蒸発器から前記圧縮機までの前記冷媒配管に接続される冷媒バイパス配管と、熱媒体循環手段、前記第２冷却器、前記蒸発器、及び外部熱源用熱交換器が熱媒体配管で順に環状に接続されて熱媒体が循環する熱媒体回路とを備えたことを特徴とするものである。
　これにより、冷媒回路側において、放熱器、第１冷却器での低温冷媒による冷却に加えて、第２冷却器での外部熱源による冷却が行われるため、高圧側熱交換量が増大し、かつ冷媒過冷却度が増大する。更に、外部熱源用熱交換器にて採熱した熱媒体が、第２冷却器において高圧高温の液冷媒と熱交換することにより、熱媒体は加熱され、蒸発器に流入する熱媒体温度が上昇する。
　本発明によれば、冷媒回路内の低温冷媒および外部熱源の低温熱媒体による冷媒冷却能力を増大させることにより、圧縮機動力の低減を実現する冷凍サイクル装置およびそれを備えた温水生成装置を提供できる。
本発明の実施の形態１における温水生成装置の概略構成図 同冷媒および熱媒体の流量制御のフローチャート 本発明の実施の形態２における温水生成装置の概略構成図 同冷媒および熱媒体の流量制御のフローチャート 同主膨張弁制御のフローチャート 同バイパス膨張弁制御のフローチャート 従来の冷凍サイクル装置の冷媒回路図
　１ａ、１ｂ　温水生成装置
　２　冷媒回路
　３　冷媒バイパス配管
　４　熱媒体回路
　５　熱媒体バイパス配管
　１０ａ、１０ｂ　制御装置
　２１　圧縮機
　２２　放熱器
　２３　第１冷却器
　２４　第２冷却器
　２５　蒸発器
　２６　外部熱源用熱交換器
　５１　高圧圧力センサ
　６１　第１冷媒温度センサ
　６２　第２冷媒温度センサ
　６３　第３冷媒温度センサ
　６４　第４冷媒温度センサ
　６５　第５冷媒温度センサ
　７１　熱媒体温度センサ
　８１　水循環手段
　８２　熱媒体循環手段
　ＥＶ１　主膨張弁（主膨張手段）
　ＥＶ２　バイパス膨張弁（バイパス膨張手段）
　ＥＶ３　バイパス二方弁（バイパス流量調整手段）
　ＥＶ４　バイパス流量弁（バイパス流量調整手段）
　第１の発明は、圧縮機、放熱器、第１冷却器、第２冷却器、主膨張手段、及び蒸発器が冷媒配管で順に環状に接続されて冷媒が循環する冷媒回路と、前記第１冷却器から前記第２冷却器までの前記冷媒配管、または、前記放熱器から前記第１冷却器までの前記冷媒配管から分岐し、前記第１冷却器を経由して前記蒸発器から前記圧縮機までの前記冷媒配管に接続される冷媒バイパス配管と、熱媒体循環手段、前記第２冷却器、前記蒸発器、及び外部熱源用熱交換器が熱媒体配管で順に環状に接続されて熱媒体が循環する熱媒体回路とを備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置である。
　これにより、冷媒回路側において、放熱器、第１冷却器での低温冷媒による冷却に加えて、第２冷却器での外部熱源による冷却が行われるため、高圧側熱交換量が増大し、かつ冷媒過冷却度が増大する。更に、外部熱源用熱交換器にて採熱した熱媒体が第２冷却器において高圧高温の液冷媒と熱交換することにより、熱媒体は加熱され、蒸発器に流入する熱媒体温度が上昇する。
　その結果、冷媒回路における高圧側熱交換量の増大により、高圧側冷媒圧力が低下する。更に、低圧側冷媒圧力が一定の場合、圧縮比が低下して圧縮機動力の低減が図れる。また、第２冷却器にて加熱された熱媒体が蒸発器に流入するため、低圧低温の冷媒と熱媒体との熱交換量の増大化が図れ、る。また、同等熱交換量条件では熱媒体と冷媒の温度差はほぼ一定のため、熱媒体の温度の上昇に応じて蒸発器における蒸発圧力が上昇する。そのため、圧縮機吸入冷媒密度が増大し、冷媒流量一定条件では圧縮機回転数を低減、すなわち圧縮機動力の低減が図れる。
　第２の発明は、特に、第１の発明の冷凍サイクル装置において、前記第２冷却器の入口側の前記熱媒体配管と出口側の前記熱媒体配管とを連通する熱媒体バイパス配管と、前記熱媒体バイパス配管または前記第２冷却器の前記入口側の前記熱媒体配管に配設され、前記第２冷却器に流入する前記熱媒体の流量を調整するバイパス流量調整手段と、前記第２冷却器の前記入口側の前記冷媒配管における冷媒温度を検出する第１冷媒温度検出手段と、前記第２冷却器の前記入口側の前記熱媒体配管における熱媒体温度を検出する熱媒体温度検出手段と、制御装置とを備え、前記制御装置は、前記熱媒体温度検出手段が検出する前記熱媒体温度が、前記第１冷媒温度検出手段が検出する冷媒温度より低い場合、前記第２冷却器に流入する前記熱媒体の前記流量を多くするように、前記バイパス流量調整手段を動作させることを特徴とするものである。
　これにより、熱媒体温度が冷媒温度より低い場合、第２冷却器を介して熱媒体が冷媒を冷却することで第２冷却器の出口側における冷媒エンタルピーが低下し、高圧側における圧縮機の吐出から第２冷却器の出口間の冷媒エンタルピー差が増大する。
　その結果、運転条件によっては、第２冷却器の入口側における熱媒体温度と第２冷却器の入口側における冷媒温度との大小関係は異なるが、高圧側における冷媒エンタルピー差増大効果があるように、選択的に熱媒体側エネルギーを有効活用することができる。
　第３の発明は、特に、第２の発明の冷凍サイクル装置において、前記第２冷却器の出口側の前記冷媒配管における冷媒温度を検出する第２冷媒温度検出手段備え、前記制御装置は、前記熱媒体温度検出手段が検出する前記熱媒体温度が、前記第１冷媒温度検出手段が検出する前記冷媒温度より低い場合、前記熱媒体温度検出手段が検出する前記熱媒体温度と、前記第２冷媒温度検出手段が検出する前記冷媒温度との温度差が小さくなるように、前記バイパス流量調整手段を動作させることを特徴とするものである。
　これにより、冷媒回路側の主膨張弁手段、及びバイパス膨張手段の開度制御により、第２冷却器出口側における冷媒温度が限界（略熱媒体温度）まで低下する。
　その結果、第１発明の効果に加えて、冷媒回路側の第２冷却器において、外部熱源を最大限有効利用した冷媒の過冷却を行うことができる。よって、蒸発器入口側における冷媒エンタルピーを小さくでき、蒸発器での冷媒エンタルピー差増大、即ち蒸発性能向上が図れる。
　第４の発明は、特に、第１から第３の発明の冷凍サイクル装置を備えた温水生成装置であって、放熱器により加熱された水または不凍液熱を、暖房及び給湯の少なくとも一方に利用することを特徴とする温水生成装置である。
　これにより、放熱器により加熱された水または不凍液を、暖房機器（温風機、ラジエータ、床暖房パネル等）や給湯機器などに使用することができる。
　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。なお、この実施の形態によって本発明が限定されるものではない。
　（実施の形態１）
　図１に、本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置を備えた温水生成装置を示す。この温水生成装置１ａは、冷媒を循環させる冷媒回路２と、冷媒バイパス配管３と、熱媒体回路４と、制御装置１０ａとを備えている。冷媒としては、例えば、Ｒ４０７Ｃ等の非共沸混合冷媒、Ｒ４１０Ａ等の擬似共沸混合冷媒、またはＲ７４４やＲ２９０等の単一冷媒等を用いることができる。
　本実施の形態において、冷媒回路２は、圧縮機２１、放熱器２２、第１冷却器２３、第２冷却器２４、主膨張弁（主膨張手段）ＥＶ１および蒸発器２５が冷媒配管２ａにより環状に順に接続されて構成されている。
　凝縮器として機能する放熱器２２、第２冷却器２４、および蒸発器２５は冷媒対熱媒体熱交換器である。冷媒が流動する冷媒流路、および水や不凍液等の熱媒体が流動する熱媒体流路により構成されている。第１冷却器２３は冷媒対冷媒熱交換器である。冷媒が流動する冷媒流路と、もう一方の冷媒が流動する冷媒流路により構成されている。
　放熱器２２の熱媒体流路には供給管４１と回収管４２が接続されている。水循環手段８１により、供給管４１を通じて放熱器２２に水や不凍液等が供給される。放熱器２２で水や不凍液等と冷媒とが熱交換し、加熱された水（温水）や不凍液等は回収管４２を通じて回収される。
　また、冷媒回路２には、四方弁２８、高圧圧力センサ５１、第１冷媒温度センサ６１、第２冷媒温度センサ６２、第３冷媒温度センサ６３を備えている。四方弁２８は、冷媒の流動方向を切り換える高圧圧力センサ５１は、圧縮機２１の吐出側の冷媒配管２ａに冷媒圧力Ｐｄを検出する。第１冷媒温度センサ６１は、第２冷却器２４の１次側熱交換部２４ａの入口側の冷媒配管２ａにおける冷媒温度Ｔｒ１を検出する。第２冷媒温度センサ６２は、蒸発器２５の１次側熱交換部２５ａの入口側の冷媒配管２ａにおける冷媒温度Ｔｅ１を検出する。第３冷媒温度センサ６３は、蒸発器２５の１次側熱交換部２５ａの出口側の冷媒配管２ａにおける冷媒温度Ｔｅｏを検出する。
　冷媒バイパス配管３は、第１冷却器２３から第２冷却器２４までの冷媒配管２ａから分岐する。そして冷媒バイパス配管３は、第１冷却器２３の２次側熱交換部２３ｂを経由して四方弁２８から圧縮機２１までの冷媒配管２ａに合流している。第１冷却器２３の１次側熱交換部２３ａには冷媒が流れる。
　また、冷媒バイパス配管３において、第１冷却器２３の２次側熱交換部２３ｂよりも上流側に、バイパス流量調整手段であるバイパス膨張弁（バイパス膨張手段）ＥＶ２が設けられる。また、第１冷却器２３の２次側熱交換部２３ｂよりも下流側に、冷媒バイパス配管３の冷媒温度Ｔｂｐｏを検出する第４冷媒温度センサ６４を備えている。
　熱媒体回路４は、熱媒体循環手段８２、第２冷却器２４の２次側熱交換部２４ｂ、蒸発器２５の２次側熱交換部２５ｂ、外部熱源用熱交換器２６が熱媒体配管４ａによって順に環状に接続され、熱媒体循環手段８２によって、冷媒、水、不凍液等の熱媒体が循環するようになっている。
　また、熱媒体バイパス配管５は、熱媒体回路４における第２冷却器２４の２次側熱交換部２４ｂの入口側の熱媒体配管４ａと、２次側熱交換部２４ｂの出口側の熱媒体配管４ａとを短絡させる。熱媒体バイパス配管５にはバイパス二方弁（バイパス流量調整手段）ＥＶ３を設けている。熱媒体回路４は、第２冷却器２４の２次側熱交換部２４ｂの入口側の熱媒体配管４ａを流れる熱媒体温度Ｔｂ１を検出する熱媒体温度センサ７１を備えている。
　制御装置１０ａは、高圧圧力センサ５１、および各温度センサ６１、６２、６３、６４および７１で検出される検出値等に基づいて、主膨張弁ＥＶ１、バイパス膨張弁ＥＶ２、およびバイパス二方弁ＥＶ３を通過する冷媒量を最小から最大の範囲内で開度を制御する。
　以上のように構成された温水生成装置の運転動作、作用について説明する。
　まず、冬季加熱運転、すなわち温水生成運転時には、熱媒体回路４にて外部熱源より吸熱した熱量を利用して、冷媒回路２にて加熱運転を行い、利用側へ温水を供給する動作を行う。
　すなわち、熱媒体回路４における外部熱源用熱交換器２６にて、外部から吸熱した熱媒体から蒸発器２５を介して吸熱した冷媒を吸入して、圧縮機２１にて圧縮された高温高圧冷媒が四方弁２８を介して放熱器２２に送られる。
　放熱器２２にて高温冷媒と回収管４１により回収された水とが熱交換することにより温水が生成される。温水は、例えばラジエータ等の熱交換ユニット（図示せず）に、直接的または貯湯タンク（図示せず）を介して送られ、暖房や給湯に使用される。図１に加熱運転時の冷媒、熱媒体および水の流れ方向を矢印で示す。
　冷媒回路２において、圧縮機２１から吐出された高圧ガス冷媒は、放熱器２２に流入し、供給管４２を通じて放熱器２２に供給された水を加熱する。その際、冷媒は放熱して液化凝縮し、飽和液状態または過冷却液状態となる。放熱器２２から流出した高圧液冷媒は、第１冷却器２３の出口側にて、第１冷却器の２次側熱交換部２３ｂと第２冷却器の１次側熱交換部２４ａ側とに分岐される。
　そこで、第１冷却器２３出口にて２次側熱交換部２３ｂ側に分岐した冷媒は、バイパス膨張弁ＥＶ２で減圧されて低温低圧冷媒となり、第１冷却器２３の２次側熱交換部２３ｂにおいて、第１冷却器２３の１次側熱交換部２３ａを流動する飽和液状態または過冷却液状態の冷媒を冷却する。その際、冷媒は加熱されて飽和ガスまたは過熱ガス状態となる。この第１冷却器２３の２次側熱交換部２３ｂから流出した低圧冷媒は、蒸発器２５から流出した低圧冷媒と合流し、圧縮機２１に吸入される。
　一方、第２冷却器２４の２次側熱交換部２４ｂの入口熱媒体温度Ｔｂ１が、第２冷却器２４の１次側熱交換部２４ａの入口冷媒温度Ｔｒ１より低い場合、熱媒体バイパス配管５に備えられたバイパス二方弁ＥＶ３を閉とする。それにより、熱媒体回路４において、外部熱源用熱交換器２６より吸熱した熱媒体のほぼ全量が、第２冷却器２４の２次側熱交換部２４ｂ側へ流入する。
　第２冷却器２４では比較的低温の熱媒体が比較的高温の冷媒を冷却する。その際、熱媒体は吸熱して温度上昇する。その後、冷媒は、蒸発器２５の２次側熱交換部２５ｂ側へ流入して、蒸発器２５の１次側熱交換部２５ａに流入した低圧低温の二相冷媒と熱交換する。それにより、冷媒は熱媒体から吸熱して蒸発して飽和ガスまたは過熱ガス状態となる一方、熱媒体は冷媒により冷却されて外部熱源用熱交換器２６へ戻る。
　逆に、第２冷却器２４の２次側熱交換部２４ｂの入口熱媒体温度Ｔｂ１が、第２冷却器２４の１次側熱交換部２４ａの入口冷媒温度Ｔｒ１以上の場合、熱媒体バイパス配管５に備えられたバイパス二方弁ＥＶ３を開とする。それにより、熱媒体回路４において、外部熱源用熱交換器２６より吸熱した熱媒体のほぼ全量が蒸発器の２次側熱交換部２５ｂ側へ流入する。上記と同様に、熱媒体は、蒸発器２５の１次側熱交換部２５ａに流入した低圧低温の二相冷媒と熱交換する。それにより、冷媒は熱媒体から吸熱して蒸発して飽和ガスまたは過熱ガス状態となる一方、熱媒体は冷媒により冷却されて外部熱源用熱交換器２６へ戻る。
　つぎに、本発明の冷凍サイクル制御について、図２に示す冷媒、および熱媒体の流量制御に関するフローチャートを参照して以下に詳細に説明する。
　制御装置１０ａは、ステップ１にて第２冷却器２４の１次側熱交換部２４ａの入口冷媒温度Ｔｒ１、および第２冷却器２４の２次側熱交換部２４ｂの入口熱媒体温度Ｔｂ１を検出する。ステップ２にて入口冷媒温度Ｔｒ１と入口熱媒体温度Ｔｂ１との比較を行う。Ｔｒ１≧Ｔｂ１の場合、第２冷却器２４による冷媒冷却効果があると判断して、ステップ３にてバイパス二方弁ＥＶ３を閉として熱媒体の流量のほぼ全量を第２冷却器２４の２次側熱交換部２４ｂ側に流入させる。その後、ステップ５の主膨張弁制御に移行する。
　一方、逆にＴｒ１＜Ｔｂ１の場合、第２冷却器２４による冷媒冷却効果がないと判断して、ステップ４にてバイパス二方弁ＥＶ３を開として熱媒体の流量のほぼ全量を蒸発器２５の２次側熱交換部２５ｂ側に流入させる。その後、ステップ５の主膨張弁ＥＶ１の制御に移行し、ステップ６にてバイパス膨張弁ＥＶ３の制御へ移行した後、ステップ１へ戻る。
　上記制御により、第２冷却器２４の２次側熱交換部２４ｂの入口熱媒体温度Ｔｂ１が、第２冷却器２４の１次側熱交換部２４ａの入口冷媒温度Ｔｒ１より低い場合、第２冷却器２４を介して熱媒体回路４の熱媒体が冷媒回路２の冷媒を冷却して冷媒過冷却度を増大させる。それにより、第２冷却器２４の１次側熱交換部２４ａの出口側における冷媒エンタルピーが低下し、高圧側における圧縮機２１の吐出から第２冷却器２４の１次側熱交換部２４ａの出口間の冷媒エンタルピー差が増大する。
　一方、第２冷却器２４の２次側熱交換部２４ｂの入口熱媒体温度Ｔｂ１が、第２冷却器２４の１次側熱交換部２４ａの入口冷媒温度Ｔｒ１以上の場合は、第２冷却器２４を介して熱媒体が冷媒を加熱することがない。従って、高圧側における冷媒の過冷却度が低下することがなく、すなわち高圧側における圧縮機の吐出から第２冷却器の１次側熱交換部２４ａの出口間の冷媒エンタルピー差が低下することがない。
　その結果、運転条件によっては、第２冷却器２４の２次側熱交換部２４ｂ入口側における熱媒体温度Ｔｂ１と第２冷却器２４の１次側熱交換部２４ａ入口側における冷媒温度Ｔｒ１との大小関係はさまざまとなるが、高圧側における冷媒エンタルピー差が増大する効果がある場合のみ、選択的に熱媒体側エネルギーの有効活用が可能になる。
　なお、図１では、バイパス二方弁ＥＶ３が熱媒体バイパス配管５中に設置されているが、第２冷却器の２次側熱交換部２４ｂの入口側に設置してもよい。
　（実施の形態２）
　図３に、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置を備えた温水生成装置を示す。なお、本実施の形態では、実施の形態１と同一構成部分には同一符号を付して、その説明を省略する。
　本実施の形態でも、実施の形態１と基本構成は同様であるので、異なる点のみ説明する。本実施の形態では、第２冷却器２４の１次側熱交換部２４ａの出口側における冷媒温度Ｔｒ２を検出する第５冷媒温度センサ６５と、実施の形態１の熱媒体バイパス配管５に設けられていたバイパス二方弁ＥＶ３に替えてバイパス流量弁ＥＶ４と、それらの検出、制御を行う制御装置１０ｂとが設けられる。
　以上のように構成された温水生成装置の運転動作、作用について、実施の形態１と異なる点について説明する。
　熱媒体回路４における第２冷却器２４の２次側熱交換部２４ｂの入口熱媒体温度Ｔｂ１が、冷媒回路２における第２冷却器２４の１次側熱交換部２４ａの入口冷媒温度Ｔｒ１より低い場合、熱媒体温度Ｔｂ１に対する、１次側熱交換部２４ａの出口冷媒温度Ｔｒ２の温度差（Ｔｒ２－Ｔｂ１）が最小になるように、バイパス流量弁ＥＶ４、バイパス膨張弁ＥＶ２、及び主膨張弁ＥＶ１を所定開度に制御する。
　つぎに、本実施の形態の冷凍サイクル制御について、図４から図６に示すフローチャートを参照して以下に詳細に説明する。図４は冷媒、および熱媒体の流量制御、図５は主膨張弁ＥＶ１の制御、図６はバイパス膨張弁ＥＶ２の制御に関するフローチャートを示す。
　まず、本発明に関連する冷媒、および熱媒体の冷媒流量制御全体について、図４に示すフローチャートを参照して以下に詳細に説明する。
　制御装置１０ｂは、ステップ３１にて第２冷却器２４の１次側熱交換部２４ａの入口冷媒温度Ｔｒ１、同じく出口冷媒温度Ｔｒ２、および第２冷却器２４の２次側熱交換部２４ｂの入口熱媒体温度Ｔｂ１を検出する。
　次に、ステップ３２にて入口冷媒温度Ｔｒ１と入口熱媒体温度Ｔｂ１との比較を行い、Ｔｒ１≧Ｔｂ１の場合、第２冷却器２４による冷媒冷却効果があると判断して、ステップ３３に移行する。
　ステップ３３では、出口冷媒温度Ｔｒ２と入口熱媒体温度Ｔｂ１との温度差（Ｔｒ２－Ｔｂ１）と所定値ｄＴｏとの比較を行う。Ｔｒ２－Ｔｂ１≦ｄＴｏの場合、熱媒体温度Ｔｂ１に対する、１次側熱交換部２４ａの出口冷媒温度Ｔｒ２の温度差（Ｔｒ２－Ｔｂ１）が最小であると判断して、ステップ５の主膨張弁制御に移行する。
　一方、逆にＴｒ２－Ｔｂ１＞ｄＴｏの場合、第２冷却器２４による冷媒冷却効果増大の余地があると判断する。そして、ステップ３４にてバイパス流量弁ＥＶ４の開度ＰＬＳ４を所定開度ｄＰ１だけ開として、第２冷却器２４の２次側熱交換部２４ｂ側に流入する熱媒体の流量を増加させる。その後、ステップ５の主膨張弁制御に移行し、ステップ６にてバイパス膨張弁制御へ移行した後、ステップ１へ戻る。
　また、ステップ３２にて、Ｔｒ１＜Ｔｂ１の場合、第２冷却器２４による冷媒冷却効果がないと判断する。そして、ステップ３７にてバイパス流量弁ＥＶ４の開度ＰＬＳ４を全閉または最小開度に設定し、ステップ５の主膨張弁制御に移行する。
　次に、本発明に関連する主膨張弁ＥＶ１による冷媒流量制御について、図５に示すフローチャートを参照して以下に詳細に説明する。
　まず、ステップ１１にて圧縮機２１の吐出圧力Ｐｄ、第２冷却器２４の１次側熱交換部２４ａの入口冷媒温度Ｔｒ１、蒸発器２５の１次側熱交換部２５ａの入口冷媒温度Ｔｅｉ、および出口冷媒温度Ｔｅｏの検出を行う。
　本発明では冷媒としてＲ４１０Ａ等の擬似共沸混合冷媒やＲ２９０等の単一冷媒を用いる。ステップ１２にて、その冷媒物性特性より得られる飽和温度と圧縮機２１の吐出圧力Ｐｄの検出値とにより、放熱器２３の１次側熱交換部２３ａにおける凝縮温度Ｔｃを演算する。
　そして、ステップ１３にて、第２冷却器２４の１次側熱交換部２４ａの入口側における冷媒過冷却度ＳＣをＴｃ－Ｔｒ１より算出する。そして、ステップ１４にて蒸発器２５の１次側熱交換部２５ａの入口側の冷媒温度Ｔｅｉおよび出口側の冷媒温度Ｔｅｏを検出する。冷媒温度Ｔｅｉがほぼ飽和温度に等しいとして、蒸発器の１次側熱交換部２５ａの出口側における冷媒過熱度ＳＨｅをＴｅｏ－Ｔｅより算出する。そして、ステップ１５にて、蒸発器の１次側熱交換部２５ａの出口側における目標冷媒過熱度ＳＨｅｏを設定する。
　そして、ステップ１６において、ステップ１４にて演算した蒸発器２５の１次側熱交換部２５ａの出口における冷媒過熱度ＳＨｅと、ステップ１５にて設定した冷媒過熱度の目標値ＳＨｏに所定値ｄＴを加えた値（ＳＨｏ＋ｄＴ）との比較を行う。ＳＨｅ≧ＳＨｏ＋ｄＴの場合は、ステップ１７に移行して主膨張弁ＥＶ１の開度ＰＬＳ１を第１所定パルスｄＰ１だけ開く動作を行う。その後、ステップ２０に移行してステップ１に戻る。
　一方、ＳＨｅ＜ＳＨｏ＋ｄＴの場合は、ステップ１８にて、蒸発器の１次側熱交換部２５ａの出口における冷媒過熱度ＳＨｅと、冷媒過熱度の目標値ＳＨｏから所定値ｄＴを減じた値（ＳＨｏ－ｄＴ）との比較を行う。ＳＨ＜ＳＨｏ－ｄＴの場合は、ステップ１９に移行して、主膨張弁ＥＶ１の開度ＰＬＳ１を第１所定パルスｄＰ１だけ閉じる。
　また、ステップ１８にて、ＳＨ＜ＳＨｏ－ｄＴではない場合は、制御不要と判断し、ステップ２０に移行してステップ１に戻る。
　さらに、本発明に関連するバイパス膨張弁ＥＶ２による冷媒流量制御について、図６に示すフローチャートを参照して以下に詳細に説明する。
　制御装置１０ａは、バイパス膨張弁ＥＶ２の開度制御により冷媒バイパス配管３を流れる冷媒流量の制御を行なう。まず、ステップ２１にて冷媒バイパス配管３の出口冷媒温度Ｔｂｐｏ、および蒸発器の１次側熱交換部２５ａの入口冷媒温度Ｔｅｉの検出を行う。
　次に、ステップ２２にて冷媒温度Ｔｅｉがほぼ飽和温度に等しいとして、冷媒バイパス配管３の出口側における冷媒過熱度ＳＨｂを、Ｔｂｐｏ－Ｔｅｉより演算する。そして、ステップ２３にて冷媒バイパス配管３の出口側における目標冷媒過熱度ＳＨｂｏを設定する。
　そして、ステップ２４にて冷媒過熱度ＳＨｂと、目標冷媒過熱度ＳＨｂｏに所定値ｄＳＨを加えた（ＳＨｂｏ＋ｄＳＨ）との比較を行う。ＳＨｂ≧ＳＨｂｏ＋ｄＳＨの場合、ステップ２５にてバイパス膨張弁ＥＶ２の開度ＰＬＳ２を所定開度ｄＰ２だけ開いた後、ステップ２８に移行してステップ１に戻る。
　一方、ＳＨｂ＜ＳＨｂｏ＋ｄＳＨの場合は、ステップ２６にて冷媒過熱度ＳＨｂと、目標冷媒過熱度ＳＨｂｏから所定値ｄＳＨを減じた（ＳＨｂｏ－ｄＳＨ）との比較を行う。ＳＨｂ＜ＳＨｂｏ－ｄＳＨの場合は、ステップ２７にてバイパス膨張弁ＥＶ２を開とした後、ステップ２８に移行してステップ１に戻る。
　また、ステップ２６にて、ＳＨｂ＜ＳＨｂｏ－ｄＳＨの関係を満足しない場合は、制御不要と判断し、ステップ２８に移行してステップ１に戻る。
　以上のように制御装置１０ａによる主膨張弁ＥＶ１、バイパス膨張弁ＥＶ２、およびバイパス流量弁ＥＶ４による冷媒、および熱媒体の流量制御は、ステップ１からステップ２８の動作を繰り返す。
　上記制御により、第２冷却器２４の２次側熱交換部２４ｂの入口熱媒体温度Ｔｂ１が、冷媒回路２における第２冷却器２４の１次側熱交換部２４ａの入口冷媒温度Ｔｒ１より低い場合、熱媒体温度Ｔｂ１に対する、１次側熱交換部２４ａの出口冷媒温度Ｔｒ２の温度差（Ｔｒ２－Ｔｂ１）が最小になるように、バイパス流量弁ＥＶ４、バイパス膨張弁ＥＶ２、及び主膨張弁ＥＶ１を所定開度に制御できる。
　これにより、冷媒回路２側の主膨張弁ＥＶ１、及びバイパス膨張弁ＥＶ２の開度制御により、第１冷却器２３、および蒸発器２５の性能を最大限に引き出すことができる更に、第２冷却器２４出口側における冷媒温度を、低温熱源である第２冷却器２４の２次側熱交換部２４ａの入口熱媒体温度付近まで、すなわちほぼ限界まで低下させることができる。
　その結果、実施の形態１の場合の効果に加えて、冷媒回路２側の第２冷却器２４において、外部熱源を最大限有効利用した冷媒の過冷却を行うことができる。また、蒸発器２５の１次側熱交換部２５ａの入口側における冷媒エンタルピーをさらに低下させることができ、蒸発器２５での冷媒エンタルピー差増大、即ち蒸発性能向上が図れる。
　なお、図３では、バイパス流量弁ＥＶ４が熱媒体バイパス配管５中に設置されているが、第２冷却器２４の２次側熱交換部２５ａの入口側に設置してもよい。
　また、図３では、冷媒回路２から冷媒バイパス配管３への分岐点は、第１冷却器２３と第２冷却器２４との間に位置するものとしているが、放熱器２２と第１冷却器２３との間に位置するものでもよい。　そして、図３では、高圧圧力センサ５１が圧縮機２１と四方弁２８との接続配管中に設けられているが、高圧圧力センサ５１は、圧縮機２１の吐出側と主膨張弁ＥＶ１のと間のどの位置に設けられていてもよい。
　さらに、本発明の主膨張弁ＥＶ１およびバイパス膨張弁ＥＶ２は、必ずしも膨張弁である必要はなく、膨張する冷媒から動力を回収する膨張機であってもよい。この場合、例えば、膨張機と連結された発電機によって負荷を変化させることにより、膨張機の回転数を制御すればよい。
　また、放熱器２２で加熱される被加熱流体は、必ずしも水である必要はなく、空気であってもよい。すなわち、本発明は空調装置にも適用可能である。
　本発明は、冷凍サイクル装置によって水を加熱し、その水を暖房・給湯に利用する温水生成装置に特に有用である。

Claims (4)

  1. 　圧縮機、放熱器、第１冷却器、第２冷却器、主膨張手段、及び蒸発器が冷媒配管で順に環状に接続されて冷媒が循環する冷媒回路と、
    前記第１冷却器から前記第２冷却器までの前記冷媒配管、または、前記放熱器から前記第１冷却器までの前記冷媒配管から分岐し、前記第１冷却器を経由して前記蒸発器から前記圧縮機までの前記冷媒配管に接続される冷媒バイパス配管と、
    熱媒体循環手段、前記第２冷却器、前記蒸発器、及び外部熱源用熱交換器が熱媒体配管で順に環状に接続されて熱媒体が循環する熱媒体回路と
    を備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
  2. 　前記第２冷却器の入口側の前記熱媒体配管と出口側の前記熱媒体配管とを連通する熱媒体バイパス配管と、
    前記熱媒体バイパス配管または前記第２冷却器の前記入口側の前記熱媒体配管に配設され、前記第２冷却器に流入する前記熱媒体の流量を調整するバイパス流量調整手段と、
    前記第２冷却器の前記入口側の前記冷媒配管における冷媒温度を検出する第１冷媒温度検出手段と、
    前記第２冷却器の前記入口側の前記熱媒体配管における熱媒体温度を検出する熱媒体温度検出手段と、
    制御装置とを備え、
    前記制御装置は、前記熱媒体温度検出手段が検出する前記熱媒体温度が、前記第１冷媒温度検出手段が検出する冷媒温度より低い場合、前記第２冷却器に流入する前記熱媒体の前記流量を多くするように、前記バイパス流量調整手段を動作させることを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記第２冷却器の出口側の前記冷媒配管における冷媒温度を検出する第２冷媒温度検出手段備え、
    前記制御装置は、前記熱媒体温度検出手段が検出する前記熱媒体温度が、前記第１冷媒温度検出手段が検出する前記冷媒温度より低い場合、前記熱媒体温度検出手段が検出する前記熱媒体温度と、前記第２冷媒温度検出手段が検出する前記冷媒温度との温度差が小さくなるように、前記バイパス流量調整手段を動作させることを特徴とする請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　請求項１から請求項３のいずれかに記載の冷凍サイクル装置を備えた温水生成装置であって、前記放熱器により加熱された水または不凍液を、暖房及び給湯の少なくとも一方に利用することを特徴とする温水生成装置。
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