WO2015063837A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2015063837A1
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refrigerant
pressure
refrigeration cycle
heat exchanger
communication pipe
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PCT/JP2013/079146
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French (fr)
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智隆 石川
隅田　嘉裕
杉本　猛
池田　隆
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三菱電機株式会社
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    • F24F1/06—Separate outdoor units, e.g. outdoor unit to be linked to a separate room comprising a compressor and a heat exchanger
    • F24F1/26—Refrigerant piping
    • F24F1/32—Refrigerant piping for connecting the separate outdoor units to indoor units
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    • F25B2400/16—Receivers

Definitions

  • This invention relates to a refrigeration cycle apparatus used for applications such as freezing and refrigeration.
  • a heat source unit having a compressor and a condenser and a cooling unit having an expansion valve and an evaporator are connected by a plurality of connecting pipes, and the refrigerant is circulated between the heat source unit and the cooling unit through the connecting pipes.
  • refrigerators that can be made to operate.
  • the cooling unit is often installed at a location away from the heat source unit. Is often long (for example, the total length of the connecting pipe is about 100 m).
  • chlorofluorocarbon refrigerants such as HFC (hydrochlorofluorocarbon) may be used in refrigerators, but in recent years, the use of chlorofluorocarbon refrigerants with a high global warming potential has become a problem from the viewpoint of protecting the global environment. Yes.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and provides a refrigeration cycle apparatus capable of reducing the amount of refrigerant charged and avoiding the reduction of the appropriate operating range. Objective.
  • a refrigeration cycle apparatus includes a compressor, a heat source unit having a high-pressure side heat exchanger that cools the refrigerant from the compressor, and a main decompression device that decompresses the refrigerant from the high-pressure side heat exchanger.
  • a cooling unit having a low-pressure side heat exchanger, a first communication pipe for guiding a refrigerant sent from the main decompression device to the low-pressure side heat exchanger between the heat source unit and the cooling unit, and a compressor from the low-pressure side heat exchanger
  • a second communication pipe for guiding the refrigerant sent to the heat source unit and the cooling unit, and the main decompression device decompresses the refrigerant so that the refrigerant in the first communication pipe is in a gas-liquid two-phase state
  • the first connecting pipe is a connecting pipe in which a refrigerant pressure loss occurs in a range where the saturation temperature of the refrigerant in the low-pressure side heat exchanger does not fall below the use evaporation temperature of the low-pressure side heat exchanger.
  • the refrigerant in the first connecting pipe is in a gas-liquid two-phase state due to the decompression of the refrigerant by the main decompression apparatus, so that the effect of reducing the amount of refrigerant charged in the refrigeration cycle apparatus is ensured.
  • Can do since the pressure loss of the refrigerant in the first connecting pipe is suppressed in a range where the saturation temperature of the refrigerant in the evaporator does not fall below the use evaporation temperature, reduction of the proper operation range of the refrigeration cycle apparatus is avoided. Can do.
  • the graph which shows the relationship between the internal diameter of a 1st connecting pipe, and the length of a 1st connecting pipe when the pressure reduction amount of the refrigerant
  • FIG. 1 is a configuration diagram showing a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the refrigeration cycle apparatus is connected between a heat source unit 1, a cooling unit 2 disposed away from the heat source unit 1, and the heat source unit 1 and the cooling unit 2.
  • the first communication pipe 3 and the second communication pipe 4 that circulate the refrigerant between them.
  • R404A refrigerant which is a chlorofluorocarbon refrigerant, is used as a refrigerant in the refrigeration cycle apparatus.
  • the heat source unit 1 includes a compressor 11, a condenser (high pressure side heat exchanger) 12, and a main decompression device 13.
  • the heat source unit 1 is provided with a plurality of connection pipes that connect the second communication pipe 4, the compressor 11, the condenser 12, the main decompression device 13, and the first communication pipe 3 in order.
  • the cooling unit 2 includes an evaporator (low-pressure side heat exchanger) 14.
  • the cooling unit 2 is provided with a plurality of connection pipes that connect the first communication pipe 3, the evaporator 14, and the second communication pipe 4 in order.
  • the compressor 11 when the compressor 11 is driven, the refrigerant is compressed into the compressor 11, the condenser 12, the main decompression device 13, the first communication pipe 3, the evaporator 14, and the second communication pipe 4. In this order and return to the compressor 11.
  • Compressor 11 compresses gaseous refrigerant.
  • the refrigerant compressed by the compressor 11 is sent to the condenser 12.
  • the condenser 12 cools the gaseous refrigerant from the compressor 11 to form a liquid refrigerant.
  • the condenser 12 cools and condenses the refrigerant by releasing heat from the gaseous refrigerant to a coolant (for example, air or water).
  • the refrigerant condensed in the condenser 12 is sent to the main decompression device 13.
  • the main decompressor 13 expands the refrigerant from the condenser 12 and decompresses it.
  • the main decompression device 13 decompresses the refrigerant so that the refrigerant at the inlet of the first communication pipe 3 is in a gas-liquid two-phase state.
  • the main decompression device 13 is an electric expansion valve capable of adjusting the flow rate of the refrigerant.
  • the main decompression device 13 is controlled by a control unit (not shown).
  • the first communication pipe 3 guides the refrigerant sent from the main decompression device 13 to the evaporator 14 between the heat source unit 1 and the cooling unit 2. In the first communication pipe 3, the refrigerant is guided while maintaining the gas-liquid two-phase state in the entire section of the first communication pipe 3.
  • the evaporator 14 evaporates the refrigerant from the first communication pipe 3.
  • the evaporator 14 is provided, for example, in a cooling container (for example, a cooling showcase) installed in a store such as a convenience store or a supermarket.
  • the cooling container is cooled by evaporating the refrigerant in the evaporator 14.
  • the second communication pipe 4 guides the refrigerant sent from the evaporator 14 to the compressor 11 between the heat source unit 1 and the cooling unit 2. In the second communication pipe 4, a gaseous refrigerant is guided.
  • the first and second communication pipes 3 and 4 are provided downstream of the main decompression device 13 and upstream of the compressor 11. Accordingly, the first and second connecting pipes 3 and 4 are provided on the low pressure side in the refrigeration cycle.
  • the main decompression device 13 is provided not in the heat source unit 1 but in the cooling unit 2, and the refrigerant from the condenser 12 is the first refrigerant. After passing through the connecting pipe 3, it is sent to the main decompression device 13. That is, in the comparative refrigeration cycle apparatus, the first communication pipe 3 is provided on the high pressure side in the refrigeration cycle. Therefore, in the comparative refrigeration cycle apparatus, the refrigerant passing through the first communication pipe 3 is in a liquid single-phase state, and the amount of charged refrigerant increases.
  • the refrigerant in the first communication pipe 3 is in a gas-liquid two-phase state due to the decompression of the refrigerant by the main decompression device 13.
  • coolant amount in the 1st connecting pipe 3 is reduced, and the filling refrigerant
  • the design pressure of the first communication pipe 3 is lower due to the decompression of the refrigerant by the main decompression apparatus 13 as compared with the comparative refrigeration cycle apparatus, and the first communication The thickness of the tube 3 is thin.
  • the pressure loss of the refrigerant in the first connecting pipe 3 increases as the length of the first connecting pipe 3 increases, and increases as the inner diameter of the first connecting pipe 3 decreases. Moreover, the pressure loss of the refrigerant
  • the refrigerant pressure greatly decreases due to the refrigerant passing through the first communication pipe 3, and the saturation temperature of the refrigerant in the evaporator 14 is May fall below the evaporation temperature desired to be used in the evaporator 14 (that is, the refrigeration cycle apparatus may not be properly operated).
  • the maximum length of the first connecting pipe 3 is about 100 m.
  • the refrigerant maintains a liquid single-phase state at the outlet of the first connecting pipe 3.
  • the inner diameter of the first connecting pipe 3 is designed. Further, the inner diameter of the first communication tube 3 is not changed by the length of the first communication tube 3.
  • the refrigerant in the first communication pipe 3 is in a gas-liquid two-phase state.
  • the first communication is performed within a range where the saturation temperature of the refrigerant in the evaporator 14 does not fall below the use evaporation temperature of the evaporator 14.
  • the magnitude of the pressure loss of the refrigerant in the pipe 3 is set. That is, the first connecting pipe 3 is a connecting pipe in which the refrigerant pressure loss occurs in a range in which the refrigerant saturation temperature in the evaporator 14 does not fall below the use evaporation temperature of the evaporator 14.
  • the magnitude of the pressure loss of the refrigerant in the first communication pipe 3 is set by adjusting the length and the inner diameter of the first communication pipe 3.
  • FIG. 3 shows the inner diameter of the first connecting pipe 3 and the first connecting pipe 3 when the decompression amount of the refrigerant passing through the first connecting pipe 3 in FIG. It is a graph which shows the relationship with the length of.
  • the maximum depressurization amount is a differential pressure between the maximum pressure (upper limit) at which the refrigerant maintains a gas-liquid two-phase state and the pressure (lower limit) of the evaporation temperature (utilization evaporation temperature of the evaporator 14) used by the user. is there. Therefore, FIG. 3 shows the maximum differential pressure between the inlet pressure and the outlet pressure of the first connecting pipe 3 when the refrigerant in the first connecting pipe 3 maintains a gas-liquid two-phase state.
  • the inner diameter of the first connecting pipe 3 and the length of the first connecting pipe 3 when the refrigeration capacity of the refrigeration cycle apparatus is 8.5 kW and the use evaporation temperature of the evaporator 14 is ⁇ 40 ° C. Shows the relationship.
  • the inner diameter of the first communication tube 3 when the pressure reduction amount of the refrigerant in the first communication tube 3 becomes the maximum pressure reduction amount increases as the length of the first communication tube 3 increases.
  • the inner diameter of the first communication pipe 3 in the present embodiment is such that the pressure reduction amount (pressure loss) of the refrigerant in the first communication pipe 3 is the maximum pressure reduction amount (a constant value).
  • the inner diameter is set according to the length of the first connecting pipe 3.
  • FIG. 4 is a graph comparing the change in the refrigerant amount with respect to the length of the first connecting pipe 3 in FIG. 1 between the gas-liquid two-phase refrigerant and the liquid single-phase refrigerant.
  • the amount of refrigerant in the first connecting pipe 3 is such that when the length of the first connecting pipe 3 is 186 m or less, the refrigerant in the liquid single-phase state is more than the refrigerant in the gas-liquid two-phase state.
  • the length of the first connecting pipe 3 is longer than 186 m, the refrigerant in the gas-liquid two-phase state becomes larger than the refrigerant in the liquid single-phase state.
  • the length of the 1st connecting pipe 3 becomes longer than 186 m, it turns out that the refrigerant quantity reduction effect by making a refrigerant into a gas-liquid two-phase state in the 1st connecting pipe 3 is lose
  • the length of the first communication pipe 3 is about 100 m, which is 186 m or less at the maximum.
  • the refrigerant pressure is reduced by making the refrigerant in a gas-liquid two-phase state, and the outlet pressure of the first connecting pipe 3 is ensured to be equal to or higher than the pressure of the use evaporation temperature of the evaporator 14 so that the refrigeration cycle apparatus is appropriate. Driving becomes possible.
  • the amount of refrigerant in the first communication pipe 3 can be further reduced by reducing the degree of supercooling at the outlet of the condenser 12 and increasing the degree of dryness of the refrigerant.
  • coolant in the 1st connecting pipe 3 becomes so high that the pressure of the refrigerant
  • the condenser 12 causes sufficient condensation of the refrigerant. Therefore, the condenser 12 cannot be used effectively, and the operation efficiency of the refrigeration cycle apparatus may be reduced. Therefore, the refrigerant amount can be reduced without lowering the operation efficiency of the refrigeration cycle apparatus by making the outlet of the condenser 12 saturated (that is, setting the degree of supercooling of the refrigerant at the outlet of the condenser 12 to 0). An effect can be obtained. Therefore, in the present embodiment, the condenser 12 is designed so that the degree of supercooling of the refrigerant becomes 0 at the outlet of the condenser 12.
  • the refrigerant in the first communication pipe 3 is in a gas-liquid two-phase state due to the decompression of the refrigerant by the main decompression device 13, and therefore the amount of refrigerant in the first communication pipe 3 is reduced.
  • the amount of refrigerant charged in the refrigeration cycle apparatus can be reduced.
  • cost reduction and reduction of global environmental load can be aimed at.
  • the pressure of the refrigerant in the first connecting pipe 3 can be lowered, the pressure resistance performance of the first connecting pipe 3 can be lowered, and the thickness of the first connecting pipe 3 can be reduced. Can do. Thereby, a bending process, a connection process, etc. of the 1st connecting pipe 3 can be performed easily, and the effort of the installation work of the refrigeration cycle apparatus in the field can be reduced. Therefore, the construction time and construction cost of the refrigeration cycle apparatus can be reduced.
  • the refrigerant pressure loss in the first connecting pipe 3 is suppressed in a range where the saturation temperature of the refrigerant in the evaporator 14 does not fall below the use evaporation temperature of the evaporator 14, the use evaporation temperature of the evaporator 14 is suppressed. Therefore, it is possible to prevent the refrigerant from being properly evaporated, and avoid the reduction of the proper operation range of the refrigeration cycle apparatus.
  • the inner diameter of the first communication pipe 3 is set according to the length of the first communication pipe 3 so that the pressure loss of the refrigerant in the first communication pipe 3 becomes the maximum pressure reduction amount (a constant value). Since the length of the first connecting pipe 3 is 186 m or less, the refrigerant in the first connecting pipe 3 is compared with the case where the refrigerant in the first connecting pipe 3 is in a liquid single-phase state. The amount can be more reliably reduced.
  • Embodiment 2 the refrigerant from the first communication pipe 3 is sent to the evaporator 14 as it is.
  • a flow rate control unit 21 is provided between the first communication pipe 3 and the evaporator 14 to provide the first communication. You may make it control the superheat degree of the refrigerant
  • FIG. 5 is a block diagram showing a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2 of the present invention.
  • the cooling unit 2 further includes a flow rate control unit (cooling unit side pressure reducing device) 21.
  • the flow rate control unit 21 is provided in a connection pipe that connects the first communication pipe 3 and the evaporator 14. Further, the flow rate control unit 21 depressurizes the refrigerant from the first communication pipe 3 and sends it to the evaporator 14.
  • the flow controller 21 decompresses the gas-liquid two-phase refrigerant that has passed through the first communication pipe 3.
  • the flow rate control unit 21 is controlled by a control unit (not shown).
  • the evaporator 14 evaporates the refrigerant decompressed by the flow rate control unit 21.
  • the flow rate control unit 21 is an electric expansion valve capable of adjusting the flow rate of the refrigerant.
  • the pressure reduction adjustment range of the refrigerant by the flow rate control unit 21 of the cooling unit 2 is about 0.3 MPa. Therefore, the outlet pressure of the first connecting pipe 3 is set to a pressure higher by 0.3 MPa than the evaporation pressure.
  • the degree of superheat of the refrigerant at the outlet of the evaporator 14 is controlled by adjusting the flow rate of the refrigerant by the flow rate control unit 21. For example, after the refrigerant is depressurized by the main decompression device 13 and the gas-liquid two-phase refrigerant passes through the first connecting pipe 3, the flow rate of the refrigerant is adjusted by the flow rate control unit 21, and the refrigerant is discharged from the outlet of the evaporator 14.
  • the degree of superheat of the refrigerant to be discharged is set to 5 ° C to 10 ° C. Other configurations are the same as those in the first embodiment.
  • the cooling unit 2 since the cooling unit 2 includes the flow rate control unit 21 that depressurizes the refrigerant from the first communication pipe 3 and sends the refrigerant to the evaporator 14, the flow rate control unit 21 makes the evaporator The evaporation temperature at 14 can be controlled more reliably.
  • coolant can fully be evaporated in the evaporator 14, and the improvement of the cooling performance in the evaporator 14 can be aimed at. Accordingly, the gasification of the refrigerant returning from the evaporator 14 to the compressor 11 can be more reliably performed, and the failure of the compressor 11 due to the liquid back can be avoided more reliably.
  • a plurality of cooling units 2 may be connected in parallel to the common first connecting pipe 3, and the refrigerant may be sent from the common first connecting pipe 3 to each cooling unit 2. .
  • main decompression of the refrigerant is performed by the main decompression device 13 of the heat source unit 1 so that the refrigerant in the first communication pipe 3 is in a gas-liquid two-phase state.
  • the distribution of the refrigerant flow rate to each evaporator 14 is performed by each flow rate control unit 21 according to the refrigeration capacity of each cooling unit 2. That is, the flow rate control unit 21 adjusts the flow rate of the refrigerant to each evaporator 14 so that the evaporation temperature in each evaporator 14 becomes the use temperature. In this way, it is possible to sufficiently evaporate the refrigerant in each cooling unit 2 while more reliably reducing the amount of refrigerant in the first communication pipe 3, and to improve the cooling performance in each cooling unit. Can do.
  • FIG. FIG. 6 is a block diagram showing a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 3 of the present invention.
  • the heat source unit 1 further includes a liquid receiver 31.
  • the liquid receiver 31 stores the liquid refrigerant discharged from the condenser 12. Thereby, the outlet of the liquid receiver 31 is in a saturated liquid state of the refrigerant.
  • the liquid refrigerant stored in the liquid receiver 31 is sent to the main decompressor 13.
  • Other configurations are the same as those of the second embodiment.
  • the liquid refrigerant discharged from the condenser 12 is stored in the liquid receiver 31, and the liquid refrigerant stored in the liquid receiver 31 is sent to the main pressure reducing device 13. It is possible to prevent the refrigerant sent to 13 from entering a gas-liquid two-phase state.
  • FIG. FIG. 7 is a block diagram showing a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 4 of the present invention.
  • the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 4 is a dual refrigeration cycle apparatus in which a high-source refrigeration cycle unit 41 is added to a low-source refrigeration cycle unit having the same configuration as that of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1.
  • a low-source refrigerant is used in the low-source refrigeration cycle unit, and a high-source refrigerant is used in the high-source refrigeration cycle unit 41.
  • CO 2 that is a high-pressure refrigerant is a low-source refrigerant, and the pressure on the high-pressure side of the low-source refrigeration cycle section is set to a supercritical pressure or less.
  • the heat source unit 1 further includes a high-source refrigeration cycle unit 41 in addition to the compressor 11, the condenser 12, and the main decompression device 13.
  • the high-source refrigeration cycle unit 41 includes a high-source compressor 42, a high-source condenser 43, and a high-source decompression device (expansion valve) 44.
  • the heat source unit 1 is provided with a plurality of connecting pipes for sequentially connecting the high-source compressor 42, the high-source condenser 43, the high-source decompression device 44, and the condenser 12.
  • the high-source refrigerant is sent in the order of the high-source compressor 42, the high-source condenser 43, the high-source decompression device 44, and the condenser 12. And returned to the high-order compressor 42.
  • the high-source compressor 42 compresses the gaseous high-source refrigerant.
  • the high-source refrigerant compressed by the compressor 11 is sent to the high-source condenser 43.
  • the high-source condenser 43 condenses the gaseous high-source refrigerant from the high-source compressor 42 into a liquid high-source refrigerant.
  • the high element condenser 43 cools and condenses the high element refrigerant by releasing heat from the gaseous high element refrigerant to a coolant (for example, air or water).
  • the refrigerant condensed in the high-source condenser 43 is sent to the high-source decompression device 44.
  • the high original decompression device 44 expands and decompresses the liquid high original refrigerant from the high original condenser 43.
  • the high-source refrigerant decompressed by the high-source decompression device 44 is sent to the condenser 12.
  • the condenser 12 is a cascade heat exchanger that performs heat exchange between the low-source refrigerant from the compressor 11 and the high-source refrigerant from the high-source decompression device 44.
  • the condenser 12 when the heat moves from the low-source refrigerant to the high-source refrigerant, the low-source refrigerant is cooled and the high-source refrigerant is heated.
  • the high-source refrigerant is evaporated by heating and then sent from the condenser 12 to the high-source compressor 42.
  • the high-pressure side of the low-source refrigeration cycle section is below the supercritical pressure of the low-source refrigerant.
  • the low-source refrigerant is condensed by cooling in the condenser 12 and then sent from the condenser 12 to the main decompression device 13 in a liquid single-phase state.
  • the inner diameter of the first communication pipe 3 is set to the length of the first communication pipe 3 so that the reduced pressure of the low-source refrigerant in the first communication pipe 3 becomes the maximum reduced pressure. Is set accordingly.
  • the length of the first connecting pipe 3 As shown in FIG. 8 and FIG. 9, by setting the length of the first connecting pipe 3 to 95 m or less, the low-source refrigerant is brought into a gas-liquid two-phase state in the first connecting pipe 3. Therefore, the effect of reducing the amount of refrigerant can be obtained.
  • Other configurations are the same as those in the first embodiment.
  • the low-source refrigerant used in the low-source refrigeration cycle unit of the binary refrigeration cycle apparatus is CO 2
  • the low-source refrigerant in the first communication pipe 3 is in a gas-liquid two-phase state
  • the amount of refrigerant charged in the refrigeration cycle apparatus can be reduced.
  • the configuration of the low-source refrigeration cycle unit is the same as that of the refrigeration cycle apparatus according to the first embodiment.
  • the configuration of the low-source refrigeration cycle unit is the same as that of the refrigeration cycle according to the second embodiment. It is good also as a structure similar to an apparatus.
  • the 1st detector which detects the temperature or pressure of a refrigerant
  • the main decompression device 13 may be controlled by the control unit based on the pressure of the refrigerant in the communication pipe 3.
  • a pressure sensor for detecting the pressure of the refrigerant is provided in the first communication pipe 3, and the pressure of the refrigerant in the first communication pipe 3 is obtained from the information of the pressure sensor.
  • a temperature sensor (first detector) for detecting the temperature of the refrigerant is provided in the evaporator 14, and the pressure of the refrigerant in the first connecting pipe 3 is obtained from the temperature information of the evaporator 14 by the temperature sensor. Can do.
  • a temperature sensor (first detector) for detecting the temperature of the refrigerant is provided in the first communication pipe 3, and the first communication pipe 3 uses the temperature information of the first communication pipe 3 by the temperature sensor. The pressure of the refrigerant can also be obtained. In this way, the refrigerant pressure in the first connecting pipe 3 can be adjusted more accurately.
  • a second detector pressure sensor or temperature sensor
  • the flow rate control unit 21 may be controlled by the control unit based on the refrigerant pressure at the 14 outlets. If it does in this way, adjustment of the superheat degree of the refrigerant in the exit of evaporator 14 can be performed more correctly.
  • the number of cooling units 2 is not limited to one, and the number of cooling units 2 may be plural. Furthermore, the number of heat source units 1 may be plural. When the number of the heat source units 1 is plural, the refrigerant from each of the main pressure reducing devices 13 of each heat source unit 1 is guided by the common first communication pipe 3 and sent to the cooling unit 2.
  • R404A refrigerant is used as the refrigerant of the refrigeration cycle apparatus
  • CO 2 is used as the refrigerant of the refrigeration cycle apparatus
  • the high pressure side of the refrigeration cycle is in the supercritical region.
  • the refrigerant is operated (e.g., a natural refrigerant such as CO 2, chlorofluorocarbon refrigerants such as R32, mixed refrigerant containing any one of CO 2 and R32, ethylene, ethane, nitric oxide, etc.) is used as a refrigerant for a refrigeration cycle apparatus
  • the high pressure side of the refrigeration cycle may be operated in the supercritical region.
  • refrigeration cycle apparatus according to each of the above embodiments can be applied to various cooling apparatuses, refrigeration apparatuses, and the like in addition to the cooling showcase installed in the store.

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Abstract

　冷凍サイクル装置は、熱源ユニット、冷却ユニット、第１の連絡管及び第２の連絡管を有している。熱源ユニットは、冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮機からの冷媒を冷却する高圧側熱交換器と、高圧側熱交換器からの冷媒を減圧する主減圧装置とを有している。冷却ユニットは、冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器を有している。第１の連絡管は、主減圧装置から低圧側熱交換器へ送られる冷媒を熱源ユニットと冷却ユニットとの間で導く。第２の連絡管は、低圧側熱交換器から圧縮機へ送られる冷媒を熱源ユニットと冷却ユニットとの間で導く。主減圧装置は、第１の連絡管内の冷媒が気液二相状態となるように冷媒を減圧する。第１の連絡管は、低圧側熱交換器での冷媒の飽和温度が低圧側熱交換器の利用蒸発温度を下回らない範囲で冷媒の圧力損失が生じる連絡管である。

Description

冷凍サイクル装置
　この発明は、例えば冷凍、冷蔵等の用途に利用される冷凍サイクル装置に関するものである。
　従来、圧縮機と凝縮器とを有する熱源ユニットと、膨張弁と蒸発器とを有する冷却ユニットとを、複数の連絡配管で接続し、連絡配管を通して熱源ユニットと冷却ユニットとの間で冷媒を循環させるようにした冷凍機が知られている。例えばコンビニエンスストアやスーパーマーケット等の店舗に設置するショーケース等にこのような従来の冷凍機を用いる場合には、熱源ユニットから離れた場所に冷却ユニットを設置することが多いので、連絡配管の長さが長くなる（例えば、連絡配管の全長が１００ｍ程度となる）ことが多い。
　連絡配管の長さが長くなると、冷凍機の充填冷媒量が増加してしまう。この結果、従来の冷凍機では、冷媒コストが増加し、冷凍機の製品コストが増加してしまう。また、充填冷媒量が増加すると、冷凍機の起動時や負荷変化時に圧縮機への液バックが発生しやすくなるため、従来の冷凍機の信頼性が低下してしまう。さらに、ＨＦＣ（ハイドロクロロフルオロカーボン）等のフロン系冷媒が冷凍機に使用されることがあるが、近年では、地球環境保護の観点から地球温暖化係数が高いフロン系冷媒の使用が問題となっている。
　従来、コストの低減、信頼性の向上及び地球環境負荷の低減を図るために、熱源ユニットに主減圧機構を配置し、主減圧機構によって連絡配管内の圧力を低減させて連絡配管内の冷媒を気液二相状態とすることにより、充填冷媒量を削減した冷凍機が提案されている（例えば、特許文献１参照）。
特開２０１２－１１２６２２号公報
　しかし、特許文献１に示されている従来の冷凍機では、気液二相状態の冷媒が連絡配管内を流れることにより連絡配管内の冷媒の圧力損失が大きくなる。連絡配管内の冷媒の圧力損失が大きくなると、主減圧機構で減圧された冷媒の圧力がさらに大きく低下してしまうので、蒸発器における冷媒の飽和温度が、蒸発器で利用する蒸発温度を下回りやすくなり、冷凍機の適正な運転を確保することが難しくなってしまう。
　この発明は、上記のような課題を解決するためになされたものであり、充填冷媒量の削減を図ることができるとともに、適正運転範囲の縮小を回避することができる冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。
　この発明による冷凍サイクル装置は、圧縮機と、圧縮機からの冷媒を冷却する高圧側熱交換器と、高圧側熱交換器からの冷媒を減圧する主減圧装置とを有する熱源ユニット、冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器を有する冷却ユニット、主減圧装置から低圧側熱交換器へ送られる冷媒を熱源ユニットと冷却ユニットとの間で導く第１の連絡管、及び低圧側熱交換器から圧縮機へ送られる冷媒を熱源ユニットと冷却ユニットとの間で導く第２の連絡管を備え、主減圧装置は、第１の連絡管内の冷媒が気液二相状態となるように冷媒を減圧し、第１の連絡管は、低圧側熱交換器での冷媒の飽和温度が低圧側熱交換器の利用蒸発温度を下回らない範囲で冷媒の圧力損失が生じる連絡管である。
　この発明による冷凍サイクル装置によれば、主減圧装置による冷媒の減圧によって第１の連絡管での冷媒が気液二相状態になるので、冷凍サイクル装置の充填冷媒量の削減効果を確保することができる。また、蒸発器での冷媒の飽和温度が利用蒸発温度を下回らない範囲で第１の連絡管での冷媒の圧力損失が抑えられているので、冷凍サイクル装置の適正運転範囲の縮小を回避することができる。
この発明の実施の形態１による冷凍サイクル装置を示す構成図である。 比較用の冷凍サイクル装置を示す構成図である。 図１の第１の連絡管内を気液二相状態で通過する冷媒の減圧量が最大減圧量となるときの第１の連絡管の内径と第１の連絡管の長さとの関係を示すグラフである。 図１の第１の連絡管の長さに対する冷媒量の変化を、気液二相状態の冷媒と液単相状態の冷媒とで比較するグラフである。 この発明の実施の形態２による冷凍サイクル装置を示す構成図である。 この発明の実施の形態３による冷凍サイクル装置を示す構成図である。 この発明の実施の形態４による冷凍サイクル装置を示す構成図である。 図７の第１の連絡管内を気液二相状態で通過する冷媒の減圧量が最大減圧量となるときの第１の連絡管の内径と第１の連絡管の長さとの関係を示すグラフである。 図７の第１の連絡管の長さに対する冷媒量の変化を、気液二相状態の冷媒と液単相状態の冷媒とで比較するグラフである。
　以下、この発明の好適な実施の形態について図面を参照して説明する。
　実施の形態１．
　図１は、この発明の実施の形態１による冷凍サイクル装置を示す構成図である。図において、冷凍サイクル装置は、熱源ユニット１と、熱源ユニット１から離して配置された冷却ユニット２と、熱源ユニット１と冷却ユニット２との間にそれぞれ接続され、熱源ユニット１と冷却ユニット２との間で冷媒を循環させる第１の連絡管３及び第２の連絡管４とを有している。この例では、フロン系冷媒であるＲ４０４Ａ冷媒が冷凍サイクル装置の冷媒として使用されている。
　熱源ユニット１は、圧縮機１１と、凝縮器（高圧側熱交換器）１２と、主減圧装置１３とを有している。熱源ユニット１には、第２の連絡管４、圧縮機１１、凝縮器１２、主減圧装置１３、第１の連絡管３を順に接続する複数の接続管が設けられている。一方、冷却ユニット２は、蒸発器（低圧側熱交換器）１４を有している。冷却ユニット２には、第１の連絡管３、蒸発器１４、第２の連絡管４を順に接続する複数の接続管が設けられている。
　これにより、冷凍サイクル装置では、圧縮機１１が駆動されると、冷媒が、圧縮機１１、凝縮器１２、主減圧装置１３、第１の連絡管３、蒸発器１４、第２の連絡管４の順に送られ、圧縮機１１に戻るようになっている。
　圧縮機１１は、ガス状の冷媒を圧縮する。圧縮機１１で圧縮された冷媒は、凝縮器１２へ送られる。
　凝縮器１２は、圧縮機１１からのガス状の冷媒を冷却して液状の冷媒とする。凝縮器１２は、ガス状の冷媒から冷却材（例えば空気又は水等）へ熱を放出させることにより冷媒を冷却して凝縮する。凝縮器１２で凝縮された冷媒は、主減圧装置１３へ送られる。
　主減圧装置１３は、凝縮器１２からの冷媒を膨張させて減圧する。また、主減圧装置１３は、第１の連絡管３の入口での冷媒が気液二相状態となるように冷媒を減圧する。この例では、主減圧装置１３が、冷媒の流量を調整可能な電動膨張弁とされている。主減圧装置１３は、図示しない制御部により制御される。
　第１の連絡管３は、主減圧装置１３から蒸発器１４へ送られる冷媒を熱源ユニット１と冷却ユニット２との間で導く。第１の連絡管３内では、第１の連絡管３の全区間において気液二相状態を保ったまま冷媒が導かれる。
　蒸発器１４は、第１の連絡管３からの冷媒を蒸発させる。蒸発器１４は、例えばコンビニエンスストアやスーパーマーケット等の店舗に設置された冷却用容器（例えば冷却用ショーケース等）に設けられている。冷却用容器は、蒸発器１４で冷媒が蒸発することにより冷却される。
　第２の連絡管４は、蒸発器１４から圧縮機１１へ送られる冷媒を熱源ユニット１と冷却ユニット２との間で導く。第２の連絡管４内では、ガス状の冷媒が導かれる。
　第１及び第２の連絡管３，４は、主減圧装置１３よりも下流で圧縮機１１よりも上流に設けられている。従って、第１及び第２の連絡管３，４は、冷凍サイクルにおける低圧側に設けられている。
　例えばＲ４０４Ａ冷媒を使用した比較用の冷凍サイクル装置では、図２に示すように、主減圧装置１３が熱源ユニット１ではなく冷却ユニット２に設けられており、凝縮器１２からの冷媒が第１の連絡管３を通った後、主減圧装置１３へ送られるようになっている。即ち、比較用の冷凍サイクル装置では、第１の連絡管３が冷凍サイクルにおける高圧側に設けられている。従って、比較用の冷凍サイクル装置では、第１の連絡管３を通る冷媒が液単相状態となり、充填冷媒量が増加する。
　これに対して、本実施の形態による冷凍サイクル装置では、主減圧装置１３による冷媒の減圧により、第１の連絡管３での冷媒が気液二相状態となる。これにより、第１の連絡管３内の冷媒量が削減され、冷凍サイクル装置の充填冷媒量が削減される。また、本実施の形態による冷凍サイクル装置では、比較用の冷凍サイクル装置と比べて、主減圧装置１３による冷媒の減圧により第１の連絡管３の設計圧力が低くなっており、第１の連絡管３の肉厚が薄くなっている。
　冷媒が第１の連絡管３を通るときには、冷媒の圧力損失が生じる。第１の連絡管３での冷媒の圧力損失は、第１の連絡管３の長さが長いほど大きくなり、第１の連絡管３の内径が小さくなるほど大きくなる。また、第１の連絡管３での冷媒の圧力損失は、冷媒が液単相状態よりも気液二相状態であるほうが大きくなる。第１の連絡管３での冷媒の圧力損失が大きい場合、冷媒が第１の連絡管３を通ることにより冷媒の圧力が大きく低下してしまい、蒸発器１４での冷媒の飽和温度が、ユーザが蒸発器１４で利用したい蒸発温度（蒸発器１４の利用蒸発温度）を下回るおそれ（即ち、冷凍サイクル装置の適正な運転が不可能になるおそれ）がある。
　例えばスーパーマーケット等の店舗に設置される冷凍サイクル装置を想定すると、第１の連絡管３の最大長さは１００ｍ程度となる。比較用の冷凍サイクル装置では、第１の連絡管３の最大長さ（１００ｍ程度）の大きな圧力損失が生じても、第１の連絡管３の出口で冷媒が液単相状態を維持するように第１の連絡管３の内径が設計されている。また、第１の連絡管３の内径は、第１の連絡管３の長さによって変更されない。
　これに対して、本実施の形態による冷凍サイクル装置では、第１の連絡管３での冷媒が気液二相状態となる。本実施の形態による冷凍サイクル装置では、冷凍サイクル装置の適正な運転を確保するために、蒸発器１４での冷媒の飽和温度が蒸発器１４の利用蒸発温度を下回らない範囲で、第１の連絡管３での冷媒の圧力損失の大きさが設定されている。即ち、第１の連絡管３は、蒸発器１４での冷媒の飽和温度が蒸発器１４の利用蒸発温度を下回らない範囲で冷媒の圧力損失が生じる連絡管となっている。第１の連絡管３での冷媒の圧力損失の大きさは、第１の連絡管３の長さ及び内径を調整することにより設定されている。
　図３は、図１の第１の連絡管３内を気液二相状態で通過する冷媒の減圧量が最大減圧量となるときの第１の連絡管３の内径と第１の連絡管３の長さとの関係を示すグラフである。ここで、最大減圧量とは、冷媒が気液二相状態を保つ最大圧力（上限）と、ユーザが利用する蒸発温度（蒸発器１４の利用蒸発温度）の圧力（下限）との差圧である。従って、図３には、第１の連絡管３内での冷媒が気液二相状態を保つときの第１の連絡管３の入口圧力と出口圧力との最大差圧が示されている。なお、図３では、冷凍サイクル装置の冷凍能力が８．５ｋＷで蒸発器１４の利用蒸発温度が－４０℃である場合の第１の連絡管３の内径と第１の連絡管３の長さとの関係を示している。
　第１の連絡管３での冷媒の減圧量が最大減圧量となるときの第１の連絡管３の内径は、図３に示すように、第１の連絡管３の長さが長いほど大きくなることが分かる。これにより、第１の連絡管３の長さが長くなるほど、最大減圧量を維持する第１の連絡管３の内径が拡大し、第１の連絡管３の内径の拡大に伴って第１の連絡管３内の冷媒量が増加する。
　本実施の形態における第１の連絡管３の内径は、第１の連絡管３での冷媒の減圧量（圧力損失）が最大減圧量（一定値）となるように第１の連絡管３の内径が第１の連絡管３の長さに応じて設定されている。
　図４は、図１の第１の連絡管３の長さに対する冷媒量の変化を、気液二相状態の冷媒と液単相状態の冷媒とで比較するグラフである。第１の連絡管３内の冷媒量は、図４に示すように、第１の連絡管３の長さが１８６ｍ以下であるときには液単相状態の冷媒のほうが気液二相状態の冷媒よりも多いが、第１の連絡管３の長さが１８６ｍよりも長くなると気液二相状態の冷媒のほうが液単相状態の冷媒よりも多くなってしまうことが分かる。即ち、第１の連絡管３の長さが１８６ｍよりも長くなると、第１の連絡管３内で冷媒を気液二相状態とすることによる冷媒量削減効果がなくなることが分かる。従って、この例では、第１の連絡管３の長さが１８６ｍ以下とされている。
　例えばスーパーマーケット等の店舗に設置される本実施の形態による冷凍サイクル装置を想定しても、第１の連絡管３の長さは最大でも１８６ｍ以下の１００ｍ程度であるので、第１の連絡管３内で冷媒を気液二相状態とすることによる冷媒量削減効果を得ながら、第１の連絡管３の出口圧力を蒸発器１４の利用蒸発温度の圧力以上に確保して冷凍サイクル装置の適正な運転が可能になる。
　また、気液二相状態の冷媒の乾き度が高いほどガス量が多くなるため、冷媒量削減効果が大きくなる。従って、第１の連絡管３内の冷媒量は、凝縮器１２の出口の過冷却度を低下させて冷媒の乾き度を高くすることにより、さらに削減することができる。また、第１の連絡管３での冷媒の圧力が低下するほど第１の連絡管３での冷媒の乾き度が高くなるので、第１の連絡管３内の冷媒量は、第１の連絡管３の入口圧力を低下させることによっても削減することができる。
　しかし、凝縮器１２の出口の過冷却度を低下させた場合（例えば、気液二相状態のままの冷媒が凝縮器１２の出口から出る場合）、凝縮器１２で冷媒の十分な凝縮が行われないため、凝縮器１２を有効に利用することができず、冷凍サイクル装置の運転効率を低下させてしまうおそれがある。従って、凝縮器１２の出口を飽和状態とする（即ち、凝縮器１２の出口での冷媒の過冷却度を０とする）ことにより、冷凍サイクル装置の運転効率を低下させずに、冷媒量削減効果を得ることができる。このことから、本実施の形態では、凝縮器１２の出口で冷媒の過冷却度が０となるように凝縮器１２が設計されている。
　このような冷凍サイクル装置では、主減圧装置１３による冷媒の減圧によって第１の連絡管３での冷媒が気液二相状態になるので、第１の連絡管３内の冷媒量を削減することができ、冷凍サイクル装置の充填冷媒量の削減を図ることができる。これにより、コストの削減及び地球環境負荷の低減を図ることができる。また、圧縮機１１に液状の冷媒が戻る現象（液バック）の発生を防止することもでき、液バックによる圧縮機１１の故障等を防止することができる。従って、冷凍サイクル装置の信頼性の向上を図ることもできる。さらに、第１の連絡管３での冷媒の圧力を低くすることができるので、第１の連絡管３の耐圧性能を低くすることができ、第１の連絡管３の肉厚を薄くすることができる。これにより、第１の連絡管３の曲げ加工や接続加工等を容易に行うことができ、現地での冷凍サイクル装置の設置作業の手間を軽減することができる。従って、冷凍サイクル装置の施工時間及び施工費用の削減を図ることができる。
　また、蒸発器１４での冷媒の飽和温度が蒸発器１４の利用蒸発温度を下回らない範囲で第１の連絡管３での冷媒の圧力損失が抑えられているので、蒸発器１４の利用蒸発温度で冷媒の蒸発が適正に行われなくなることを防止することができ、冷凍サイクル装置の適正運転範囲の縮小を回避することができる。
　即ち、本実施の形態による冷凍サイクル装置では、充填冷媒量の削減と、適正運転範囲の縮小の回避とを同時に満たすことができる。
　また、第１の連絡管３の内径は、第１の連絡管３での冷媒の圧力損失が最大減圧量（一定値）となるように第１の連絡管３の長さに応じて設定され、第１の連絡管３の長さは、１８６ｍ以下とされているので、第１の連絡管３での冷媒が液単相状態となる場合に比べて、第１の連絡管３内の冷媒量の削減をより確実に行うことができる。
　実施の形態２．
　実施の形態１では、第１の連絡管３からの冷媒がそのまま蒸発器１４へ送られるが、第１の連絡管３と蒸発器１４との間に流量制御部２１を設け、第１の連絡管３からの冷媒の流量を流量制御部２１で調整した後に冷媒を蒸発器１４へ送ることにより、蒸発器１４の出口から出る冷媒の過熱度を制御するようにしてもよい。
　即ち、図５は、この発明の実施の形態２による冷凍サイクル装置を示す構成図である。冷却ユニット２は、流量制御部（冷却ユニット側減圧装置）２１をさらに有している。流量制御部２１は、第１の連絡管３と蒸発器１４とを接続する接続管に設けられている。また、流量制御部２１は、第１の連絡管３からの冷媒を減圧して蒸発器１４へ送る。流量制御部２１は、第１の連絡管３を通過した気液二相状態の冷媒を減圧する。流量制御部２１は、図示しない制御部により制御される。蒸発器１４は、流量制御部２１で減圧された冷媒を蒸発させる。
　この例では、流量制御部２１が、冷媒の流量を調整可能な電動膨張弁とされている。また、この例では、冷却ユニット２の流量制御部２１による冷媒の減圧調整幅が約０．３ＭＰａとなっている。従って、第１の連絡管３の出口圧力は、蒸発圧力よりも０．３ＭＰａだけ高い圧力とされている。
　蒸発器１４の出口の冷媒の過熱度は、流量制御部２１による冷媒の流量の調整により制御される。例えば、主減圧装置１３により冷媒が減圧されて気液二相状態の冷媒が第１の連絡管３を通った後、流量制御部２１により冷媒の流量が調整されて、蒸発器１４の出口から出る冷媒の過熱度が５℃～１０℃とされる。他の構成は実施の形態１と同様である。
　このような冷凍サイクル装置では、第１の連絡管３からの冷媒を減圧して蒸発器１４へ冷媒を送る流量制御部２１が冷却ユニット２に含まれているので、流量制御部２１によって蒸発器１４での蒸発温度をより確実に制御することができる。これにより、蒸発器１４において冷媒を十分に蒸発させることができ、蒸発器１４での冷却性能の向上を図ることができる。従って、蒸発器１４から圧縮機１１へ戻る冷媒のガス化をより確実に行うことができ、液バックによる圧縮機１１の故障等をより確実に回避することができる。
　なお、実施の形態２では、共通の第１の連絡管３に複数の冷却ユニット２を並列に接続し、各冷却ユニット２に共通の第１の連絡管３から冷媒を送るようにしてもよい。この場合、熱源ユニット１の主減圧装置１３によって冷媒の主な減圧を行って、第１の連絡管３での冷媒が気液二相状態となるようにする。また、この場合、各蒸発器１４への冷媒流量の配分は、各冷却ユニット２の冷凍能力に応じて各流量制御部２１により行うようにする。即ち、各蒸発器１４での蒸発温度が利用温度となるように、各蒸発器１４への冷媒の流量の調整が各流量制御部２１によって行われる。このようにすれば、第１の連絡管３内の冷媒量をより確実に削減しながら、各冷却ユニット２において冷媒を十分蒸発させることができ、各冷却ユニットでの冷却性能の向上を図ることができる。
　実施の形態３．
　図６は、この発明の実施の形態３による冷凍サイクル装置を示す構成図である。熱源ユニット１は、受液器３１をさらに有している。受液器３１は、凝縮器１２から出た液状の冷媒を溜める。これにより、受液器３１の出口は、冷媒の飽和液状態となっている。主減圧装置１３には、受液器３１に溜められた液状の冷媒が送られる。他の構成は実施の形態２と同様である。
　このような冷凍サイクル装置では、凝縮器１２から出た液状の冷媒が受液器３１に溜められ、受液器３１に溜められた液状の冷媒が主減圧装置１３へ送られるので、主減圧装置１３へ送られる冷媒が気液二相状態となることを防止することができる。
　例えば、複数の冷却ユニット２が設置されている場合、各冷却ユニット２の運転台数の切り替わりによって大きな負荷変動が生じる。このとき、受液器３１がないと、凝縮器１２の冷媒不足で凝縮器１２の出口の冷媒が気液二相状態となり、冷凍サイクル装置の運転効率が低下してしまう。実施の形態３では、凝縮器１２から出た液状の冷媒が受液器３１に溜められるので、凝縮器１２の冷媒不足を回避することができ、冷凍サイクル装置の運転効率の低下を回避することができる。
　実施の形態４．
　図７は、この発明の実施の形態４による冷凍サイクル装置を示す構成図である。実施の形態４による冷凍サイクル装置は、実施の形態１による冷凍サイクル装置と同様の構成の低元冷凍サイクル部に、高元冷凍サイクル部４１を加えた二元冷凍サイクル装置となっている。低元冷凍サイクル部では低元冷媒が使用され、高元冷凍サイクル部４１では高元冷媒が使用されている。この例では、高圧冷媒であるＣＯ2が低元冷媒とされ、低元冷凍サイクル部の高圧側の圧力が超臨界圧以下とされている。
　熱源ユニット１は、圧縮機１１、凝縮器１２、主減圧装置１３に加えて、高元冷凍サイクル部４１をさらに有している。高元冷凍サイクル部４１は、高元圧縮機４２と、高元凝縮器４３と、高元減圧装置（膨張弁）４４とを有している。熱源ユニット１には、高元圧縮機４２、高元凝縮器４３、高元減圧装置４４、凝縮器１２を順に接続する複数の接続管が設けられている。これにより、高元冷凍サイクル部では、高元圧縮機４２が駆動されると、高元冷媒が、高元圧縮機４２、高元凝縮器４３、高元減圧装置４４、凝縮器１２の順に送られ、高元圧縮機４２に戻るようになっている。
　高元圧縮機４２は、ガス状の高元冷媒を圧縮する。圧縮機１１で圧縮された高元冷媒は、高元凝縮器４３へ送られる。
　高元凝縮器４３は、高元圧縮機４２からのガス状の高元冷媒を凝縮して液状の高元冷媒とする。高元凝縮器４３は、ガス状の高元冷媒から冷却材（例えば空気又は水等）へ熱を放出させることにより高元冷媒を冷却して凝縮する。高元凝縮器４３で凝縮された冷媒は、高元減圧装置４４へ送られる。
　高元減圧装置４４は、高元凝縮器４３からの液状の高元冷媒を膨張させて減圧する。高元減圧装置４４で減圧された高元冷媒は、凝縮器１２へ送られる。
　凝縮器１２は、圧縮機１１からの低元冷媒と、高元減圧装置４４からの高元冷媒との間で熱交換を行うカスケード熱交換器となっている。凝縮器１２では、低元冷媒から高元冷媒へ熱が移動することにより、低元冷媒が冷却され、高元冷媒が加熱される。高元冷媒は、加熱により蒸発した後、凝縮器１２から高元圧縮機４２へ送られる。
　低元冷凍サイクル部の高圧側は、低元冷媒の超臨界圧以下とされている。これにより、低元冷媒は、凝縮器１２で冷却により凝縮した後、液単相状態で凝縮器１２から主減圧装置１３へ送られる。
　第１の連絡管３の内径は、実施の形態１と同様に、第１の連絡管３での低元冷媒の減圧量が最大減圧量となるように第１の連絡管３の長さに応じて設定されている。この例では、図８及び図９に示すように、第１の連絡管３の長さを９５ｍ以下とすることにより、第１の連絡管３内で低元冷媒を気液二相状態とすることによる冷媒量削減効果を得ることができる。他の構成は、実施の形態１と同様である。
　このように、二元冷凍サイクル装置の低元冷凍サイクル部に使用される低元冷媒をＣＯ2としても、第１の連絡管３での低元冷媒を気液二相状態にすることにより、冷凍サイクル装置の充填冷媒量の削減を図ることができる。また、蒸発器１４での低元冷媒の飽和温度が蒸発器１４の利用蒸発温度を下回らない範囲で第１の連絡管３での低元冷媒の圧力損失を抑えることにより、冷凍サイクル装置の適正運転範囲の縮小を回避することができる。
　なお、実施の形態４では、低元冷凍サイクル部の構成が実施の形態１による冷凍サイクル装置と同様の構成とされているが、低元冷凍サイクル部の構成を、実施の形態２による冷凍サイクル装置と同様の構成としてもよい。
　以上、この発明の具体的な実施の形態について説明したが、この発明は各上記実施の形態に限定されるものではなく、この発明の範囲内で種々変更して実施することができる。
　また、各上記実施の形態では、冷媒の温度又は圧力を検出する第１の検出器を第１の連絡管３又は蒸発器１４に設け、第１の検出器の検出結果から求めた第１の連絡管３での冷媒の圧力に基づいて主減圧装置１３を制御部により制御するようにしてもよい。この場合、例えば、冷媒の圧力を検出する圧力センサ（第１の検出器）を第１の連絡管３に設けて、圧力センサの情報から第１の連絡管３での冷媒の圧力を求めたり、冷媒の温度を検出する温度センサ（第１の検出器）を蒸発器１４に設けて、温度センサによる蒸発器１４の温度情報から第１の連絡管３での冷媒の圧力を求めたりすることができる。また、例えば、冷媒の温度を検出する温度センサ（第１の検出器）を第１の連絡管３に設けて、温度センサによる第１の連絡管３の温度情報から第１の連絡管３での冷媒の圧力を求めることもできる。このようにすれば、第１の連絡管３での冷媒の圧力の調整をより正確に行うことができる。
　また、実施の形態２及び３では、冷媒の温度又は圧力を検出する第２の検出器（圧力センサ又は温度センサ）を蒸発器１４に設け、第２の検出器の検出結果から求めた蒸発器１４の出口での冷媒の圧力に基づいて流量制御部２１を制御部により制御するようにしてもよい。このようにすれば、蒸発器１４の出口での冷媒の過熱度の調整をより正確に行うことができる。
　また、各上記実施の形態では、冷却ユニット２の数が１つに限るものではなく、冷却ユニット２の数を複数としてもよい。さらに、熱源ユニット１の数を複数としてもよい。熱源ユニット１の数を複数とした場合、各熱源ユニット１の主減圧装置１３のそれぞれからの冷媒が共通の第１の連絡管３で導かれて冷却ユニット２へ送られる。
　また、実施の形態１～３では冷凍サイクル装置の冷媒としてＲ４０４Ａ冷媒が使用され、実施の形態４では冷凍サイクル装置の冷媒としてＣＯ2が使用されているが、冷凍サイクルの高圧側が超臨界域で運転される冷媒（例えば、ＣＯ2等の自然冷媒、Ｒ３２等のフロン冷媒、ＣＯ2及びＲ３２のいずれかを含む混合冷媒、エチレン、エタン、酸化窒素等）を冷凍サイクル装置の冷媒として使用し、冷凍サイクルの高圧側が超臨界域で運転されるようにしてもよい。
　また、各上記実施の形態による冷凍サイクル装置は、店舗に設置された冷却用ショーケース以外に、各種の冷却装置、冷蔵装置等に適用することができる。

Claims (5)

  1. 　圧縮機と、上記圧縮機からの冷媒を冷却する高圧側熱交換器と、上記高圧側熱交換器からの冷媒を減圧する主減圧装置とを有する熱源ユニット、
    　冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器を有する冷却ユニット、
    　上記主減圧装置から上記低圧側熱交換器へ送られる冷媒を上記熱源ユニットと上記冷却ユニットとの間で導く第１の連絡管、及び
    　上記低圧側熱交換器から上記圧縮機へ送られる冷媒を上記熱源ユニットと上記冷却ユニットとの間で導く第２の連絡管
    　を備え、
    　上記主減圧装置は、上記第１の連絡管内の冷媒が気液二相状態となるように冷媒を減圧し、
    　上記第１の連絡管は、上記低圧側熱交換器での冷媒の飽和温度が上記低圧側熱交換器の利用蒸発温度を下回らない範囲で冷媒の圧力損失が生じる連絡管である冷凍サイクル装置。
  2. 　上記冷却ユニットは、上記第１の連絡管からの冷媒を減圧して上記低圧側熱交換器へ送る冷却ユニット側減圧装置を有している請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　上記熱源ユニットは、上記高圧側熱交換器から出た液状の冷媒を溜める受液器を有し、
    　上記主減圧装置には、上記受液器に溜められた液状の冷媒が送られる請求項１又は請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　上記第１の連絡管の内径は、上記第１の連絡管での冷媒の圧力損失が一定値となるように上記第１の連絡管の長さに応じて設定され、
    　上記第１の連絡管の長さは、１８６ｍ以下である請求項１～請求項３のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　冷媒は、ＣＯ2、又は、ＣＯ2を含む混合冷媒である請求項１～請求項４のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
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