WO2015063838A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2015063838A1
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refrigerant
pressure
heat exchanger
refrigeration cycle
cycle apparatus
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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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    • F25B40/00—Subcoolers, desuperheaters or superheaters
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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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. In such a conventional refrigerator, an attempt is made to use CO 2 which is a high-pressure refrigerant.
  • a conventional refrigerator using such a high-pressure refrigerant the working pressure is high, so that the thickness of the connecting pipe increases, which not only increases the cost of the connecting pipe itself, but also allows the connecting pipe to be bent and connected. It becomes difficult, and the labor for installing the connecting piping on site is also increased.
  • a cooling unit is often installed at a location away from the heat source unit. In many cases (for example, the total length of the connecting pipe is about 100 m).
  • the material cost for constructing the connecting pipe on site is increased. For this reason, work time and construction costs for installing the refrigerator are increased.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and is capable of reducing the labor of installation work at the site and avoiding a reduction in the proper operating range.
  • the purpose is to obtain.
  • a refrigeration cycle apparatus includes a heat source unit having a compressor that compresses refrigerant, a high-pressure side heat exchanger that cools refrigerant from the compressor, and a main decompression device that decompresses refrigerant from the high-pressure side heat exchanger.
  • a cooling unit having a low pressure side heat exchanger for evaporating the refrigerant, a first communication pipe for guiding the refrigerant sent from the main pressure reducing device to the low pressure side heat exchanger between the heat source unit and the cooling unit, and low pressure side heat exchange
  • a second connecting pipe that guides the refrigerant sent from the compressor to the compressor between the heat source unit and the cooling unit, and the first connecting pipe has a refrigerant saturation temperature in the low-pressure side heat exchanger and low-pressure side heat exchange.
  • the pressure of the refrigerant in the first communication pipe can be lowered by the pressure reduction of the refrigerant by the main pressure reduction apparatus, so that the first communication pipe can be thinned, It is possible to reduce the labor of installing the refrigeration cycle apparatus on site.
  • the refrigerant pressure loss in the first connecting pipe can be suppressed to a range in which the refrigerant saturation temperature in the low-pressure side heat exchanger does not fall below the use evaporation temperature of the low-pressure side heat exchanger, Reduction of the operating range can be avoided.
  • 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.
  • CO 2 which is a high-pressure refrigerant, is used as a refrigerant in the refrigeration cycle apparatus, and the pressure on the high-pressure side of the refrigeration cycle is set to be equal to or lower than the critical pressure of the refrigerant.
  • the heat source unit 1 includes a compressor 11, a condenser (high pressure side heat exchanger) 12, and a main pressure reducing device (expansion valve) 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 liquid refrigerant from the condenser 12 to decompress the refrigerant.
  • 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.
  • 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 depressurizes the refrigerant to a pressure equal to or lower than the design pressure of the first and second communication pipes 3 and 4.
  • the design pressure of the first and second connecting pipes 3 and 4 is 4.15 MPa
  • the main decompression device 13 decompresses the refrigerant to 4.15 MPa or less.
  • 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 After passing through the connecting pipe 3, it is sent to the main decompression device 13. That is, in the existing refrigeration cycle apparatus using the R410A refrigerant, the first communication pipe 3 is provided on the high pressure side in the refrigeration cycle.
  • the design pressure of the first connecting pipe 3 of the existing refrigeration cycle apparatus shown in FIG. 2 using the R410A refrigerant is 4.15 MPa.
  • the first decompression and the first The pressure of the refrigerant in the second communication pipes 3 and 4 can be set to be equal to or lower than the design pressure (that is, 4.15 MPa or lower) of the first communication pipe 3 of the existing refrigeration cycle apparatus. Therefore, the first and second connecting pipes 3 and 4 of the existing refrigeration cycle apparatus using the R410A refrigerant are connected to the first and third refrigeration cycle apparatuses according to the present embodiment using the high-pressure refrigerant (CO 2 ).
  • the communication pipes 3 and 4 can be reused.
  • the refrigerant discharged from the main decompression device 13 passes through the first connecting pipe 3, a pressure loss of the refrigerant occurs.
  • 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.
  • the pressure loss of the refrigerant in the first communication pipe 3 is large, 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 refrigerant in the first communication pipe 3 is 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 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.
  • the evaporation temperature used in the evaporator 14 is ⁇ 40 ° C. to 0 ° C. Accordingly, if the refrigerant pressure in the evaporator 14 is maintained so that the saturation temperature of the refrigerant in the evaporator 14 does not fall below ⁇ 40 ° C. (utilization evaporation temperature), the refrigeration cycle apparatus can be properly operated.
  • FIG. 3 is a graph showing the relationship between the refrigerant pressure loss in the first communication pipe 3 of FIG. 1 and the inner diameter of the first communication pipe 3.
  • the maximum length of the first connecting pipe 3 is about 100 m.
  • FIG. 3 shows the inlet pressure and the outlet pressure of the first connecting pipe 3 when the length of the first connecting pipe 3 is 100 m.
  • the refrigerant pressure is reduced to 4.15 MPa (design pressure of the first connecting pipe 3) by the main decompression device 13, the length is 100 m.
  • the inner diameter of the first connecting pipe 3 for maintaining the outlet pressure of one connecting pipe 3 at 0.90 MPa (pressure of the refrigerant corresponding to the vapor temperature ⁇ 40 ° C.) or higher is 10.3 mm or more from FIG. .
  • FIG. 4 is a graph showing the relationship between the refrigerant pressure loss in the first communication pipe 3 of FIG. 1 and the length of the first communication pipe 3.
  • the inner diameter of the first connecting pipe 3 is 12.7 mm.
  • FIG. 4 shows each of the inlet pressure and the outlet pressure of the first connecting pipe 3 when the inner diameter of the first connecting pipe 3 is 12.7 mm.
  • the refrigerant pressure is reduced to 4.15 MPa (design pressure of the first connecting pipe 3) by the main decompression device 13, for example, the inner diameter is 12.7 mm.
  • the length of the first connecting pipe 3 for keeping the outlet pressure of the first connecting pipe 3 at 0.90 MPa (pressure of the refrigerant corresponding to the evaporation temperature ⁇ 40 ° C.) or more is 142 m or less from FIG. .
  • the inner diameter of the first communication pipe 3 is 10.3 mm or more, or the length of the first communication pipe 3 is 142 m or less.
  • the length of the 1st connecting pipe 3 should just be 0 m or more from the pressure loss of a refrigerant
  • the upper limit of the inner diameter of the first communication pipe 3 is a size that fits in the piping installation space, or a size that provides a refrigerant flow rate that allows non-compatible refrigerant oil to flow.
  • the refrigerant in the first communication pipe 3 is in a gas-liquid two-phase state.
  • the lower the dryness of the gas-liquid two-phase refrigerant the closer the refrigerant approaches the liquid single phase, and thus the pressure loss of the refrigerant becomes smaller.
  • the dryness of the refrigerant increases as the pressure of the gas-liquid two-phase refrigerant decreases.
  • the refrigerant in the first connecting pipe 3 is within a range equal to or lower than the design pressure of the first connecting pipe 3.
  • the decompression width of the refrigerant is adjusted by the main decompression device 13 so that the pressure of the refrigerant becomes as high as possible. That is, in this example, the refrigerant is decompressed by the main decompression device 13 so that the inlet pressure of the first communication pipe 3 becomes the design pressure of the first communication pipe 3.
  • the pressure of the refrigerant in the first communication pipe 3 can be lowered by the pressure reduction of the refrigerant by the main pressure reduction apparatus 13, so the design of the pressure resistance performance of the first communication pipe 3 is lowered. be able to.
  • the connecting pipe of the refrigeration cycle apparatus using a normal refrigerant for example, R410A
  • a high-pressure refrigerant for example, CO 2
  • the connecting pipe of an existing refrigeration cycle apparatus that uses a normal refrigerant is modified to a refrigeration cycle apparatus that uses a high-pressure refrigerant
  • the connecting pipe of the existing refrigeration cycle apparatus can be reused as it is.
  • the thickness of the first connecting pipe 3 can be reduced due to a decrease in the pressure in the first connecting pipe 3, so that the first connecting pipe 3 can be easily bent and connected, and the labor for installing the refrigeration cycle apparatus on site 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 internal diameter of the 1st connecting pipe 3 is 10.3 mm or more, or the length of the 1st connecting pipe 3 is 142 m or less, the pressure loss of the refrigerant
  • the pressure on the high pressure side of the refrigeration cycle is equal to or lower than the critical pressure of the refrigerant, but the operation is performed in a supercritical region where the pressure on the high pressure side of the refrigeration cycle is higher than the critical pressure of the refrigerant. May be.
  • 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 control unit 21 is an electric expansion valve capable of adjusting the flow rate of the refrigerant.
  • 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 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 decompressed by the main decompression device 13 and the pressure of the refrigerant in the first communication pipe 3 is set to 4.15 MPa (design pressure of the first communication pipe 3), the flow rate control unit 21 The flow rate is adjusted, and the degree of superheat of the refrigerant coming out of the outlet of the evaporator 14 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 decompresses the refrigerant from the first communication pipe 3 and sends it to the evaporator 14, the refrigerant in the first communication pipe 3 And the evaporation temperature in the evaporator 14 can be controlled more reliably. Accordingly, the refrigerant can be sufficiently evaporated in the evaporator 14 while more reliably suppressing an increase in the pressure loss of the refrigerant in the first communication pipe 3, and the cooling performance in the evaporator 14 is improved. be able to. Therefore, 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 refrigerant returning to the compressor 11 can be avoided.
  • 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 or less. Therefore, the maximum value of the refrigerant pressure in the first communication pipe 3 can be set to a pressure higher by 0.3 MPa than the evaporation pressure. For this reason, the pressure of the refrigerant
  • coolant in the 1st connecting pipe 3 can be raised within the range of a design pressure, and the increase in the pressure loss of the 1st connecting pipe 3 is achieved, aiming at thickness reduction of the 1st connecting pipe 3. Can be suppressed.
  • the upper limit of the refrigerant pressure in the first connecting pipe 3 is the design pressure of 4.15 MPa
  • the upper limit of the evaporation pressure is 3.85 MPa
  • the evaporation temperature corresponding to the evaporation pressure of 3.85 MPa is 5 It becomes °C.
  • the evaporation temperature of the refrigeration cycle apparatus is ⁇ 40 ° C. to 0 ° C., so that the saturation temperature of the refrigerant in the evaporator 14 can be ensured to be equal to or higher than the use evaporation temperature, and the appropriate operating range of the refrigeration cycle apparatus can be reduced. It can be avoided.
  • 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 pressure of the refrigerant in the first communication pipe 3 is equal to or lower than the design pressure (4.15 MPa).
  • 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.
  • 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. If it does in this way, while suppressing the increase in the pressure loss of the refrigerant
  • coolant can fully evaporate in each cooling unit 2, and the cooling performance in each cooling unit is improved. Improvements can be made.
  • 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 an internal heat exchanger 31.
  • the internal heat exchanger 31 performs heat exchange between the refrigerant sent from the second communication pipe 4 to the compressor 11 and the refrigerant sent from the condenser 12 to the main decompression device 13. That is, the internal heat exchanger 31 performs heat exchange between the gaseous refrigerant sucked into the compressor 11 and the liquid refrigerant that has exited from the outlet of the condenser 12.
  • heat is released from the refrigerant sent from the condenser 12 to the main pressure reducing device 13 to the refrigerant sent from the second communication pipe 4 to the compressor 11.
  • Other configurations are the same as those of the second embodiment.
  • an internal heat exchanger 31 that performs heat exchange between the refrigerant sent from the second communication pipe 4 to the compressor 11 and the refrigerant sent from the condenser 12 to the main decompression device 13. Since it is included in the heat source unit 1, the degree of supercooling of the liquid refrigerant entering the main decompression device 13 can be increased, and the degree of dryness of the refrigerant in the first connecting pipe 3 can be reduced.
  • coolant in the 1st connection pipe 3 can be suppressed, and the 1st connection pipe
  • FIG. The outlet pressure can be ensured. Thereby, proper operation of the refrigeration cycle apparatus can be performed more reliably.
  • the internal heat exchanger 31 is applied to the heat source unit 1 of the second embodiment.
  • the internal heat exchanger 31 may be applied to the heat source unit 1 of the first embodiment.
  • FIG. FIG. 7 is a block diagram showing a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 4 of the present invention.
  • the heat source unit 1 further includes a bypass circuit 41 and a bypass heat exchanger 42.
  • the bypass circuit 41 includes a bypass decompression device 43 that decompresses a part of the refrigerant from the condenser 12 to the main decompression device 13, and a bypass pipe 44 that sends the refrigerant decompressed by the bypass decompression device 43 to the suction port of the compressor 11.
  • the bypass pressure reducing device 43 is an electric expansion valve capable of adjusting the flow rate of the refrigerant.
  • the bypass heat exchanger 42 performs heat exchange between the refrigerant sent from the condenser 12 to the main decompression device 13 and the refrigerant decompressed by the bypass decompression device 43. That is, the bypass heat exchanger 42 performs heat exchange between the liquid refrigerant that has exited from the outlet of the condenser 12 and the gas-liquid two-phase refrigerant that has exited from the bypass pressure reducing device 43. In the bypass heat exchanger 42, heat is released from the refrigerant sent from the condenser 12 to the main decompression device 13 to the refrigerant decompressed by the bypass decompression device 43.
  • Other configurations are the same as those of the second embodiment.
  • the heat source unit 1 includes a bypass heat exchanger 42 that exchanges heat between the refrigerant sent from the condenser 12 to the main decompression device 13 and the refrigerant decompressed by the bypass decompression device 43. Therefore, the degree of supercooling of the liquid refrigerant entering the main decompression device 13 can be increased, and the degree of dryness of the refrigerant in the first communication pipe 3 can be reduced. Thereby, the pressure loss of the refrigerant
  • bypass circuit 41 and the bypass heat exchanger 42 are applied to the heat source unit 1 of the second embodiment.
  • bypass circuit 41 and the bypass heat exchanger are added to the heat source unit 1 of the first embodiment. 42 may be applied.
  • the internal heat exchanger 31 according to the third embodiment may be applied to the heat source unit 1 according to the fourth embodiment. That is, any of the internal heat exchanger 31 according to the third embodiment, the bypass circuit 41 and the bypass heat exchanger 42 according to the fourth embodiment may be applied to the heat source unit 1 according to the first or second embodiment.
  • FIG. FIG. 8 is a block diagram showing a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 5 of the present invention.
  • the heat source unit 1 further includes a liquid receiver 51.
  • the liquid receiver 51 stores the liquid refrigerant discharged from the condenser 12. Thereby, the outlet of the liquid receiver 51 is in a saturated liquid state of the refrigerant.
  • the liquid refrigerant stored in the liquid receiver 51 is sent to the main decompression device 13.
  • Other configurations are the same as those of the second embodiment.
  • the liquid refrigerant discharged from the condenser 12 is stored in the receiver 51, and the liquid refrigerant stored in the receiver 51 is sent to the main decompressor 13, so the main decompressor It is possible to prevent the refrigerant sent to 13 from entering a gas-liquid two-phase state. Thereby, the dryness of the refrigerant
  • the outlet pressure of the first connecting pipe 3 can be secured so that the saturation temperature of the refrigerant in the evaporator 14 does not fall below the use evaporation temperature of the evaporator 14, and more appropriate operation of the refrigeration cycle apparatus can be achieved. It can be done reliably.
  • the design pressure of the first connecting pipe 3 is not limited to 4.15 MPa, and the design pressure (that is, 2.94 MPa) on the high pressure side of the refrigeration cycle apparatus using the R404A refrigerant is set to the first connecting pipe 3. It is good also as design pressure.
  • the inner diameter of the first connecting pipe 3 is set to 11.0 mm or less, or the length of the first connecting pipe 3 is set to 275 m or less.
  • the magnitude of the refrigerant pressure loss in the first connecting pipe 3 is set 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 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.
  • the CO 2 is used a high-pressure refrigerant as a refrigerant for a refrigeration cycle apparatus
  • a refrigerant other than the CO 2 high-pressure side of the refrigeration cycle is operated in a supercritical region (e.g., R32, etc.
  • Chlorofluorocarbon refrigerant, mixed refrigerant containing any of CO 2 and R 32, ethylene, ethane, nitrogen oxide, etc. may be used as the refrigerant of the refrigeration cycle apparatus.
  • 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、凝縮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。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。このような従来の冷凍機では、高圧冷媒であるＣＯ2を使用する試みがされている。
　このような高圧冷媒を使用した従来の冷凍機では、作動圧力が高いため、連絡配管の肉厚が厚くなり、連絡配管自体のコストが増大するだけでなく、連絡配管の曲げ加工や接続加工が難しくなって現地での連絡配管の設置作業の手間も大きくなってしまう。また、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上記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、現地で連絡配管を施工するための材料コストが増大してしまう。このようなことから、冷凍機の設置のための作業時間や施工費が増加してしまう。
　従来、連絡配管の薄肉化を図るために、熱源ユニットに主減圧機構を配置し、主減圧機構で減圧した冷媒を連絡配管に流すようにして、連絡配管内の圧力を低減させた冷凍機が提案されている（例えば、特許文献１参照）。
特開２００３－１３９４２２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、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、現地での設置作業の手間の軽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、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、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の連絡管での冷媒の圧力を低くすることができるので、第１の連絡管の薄肉化を図ることができ、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。また、第１の連絡管での冷媒の圧力損失が、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に抑えられるので、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。 Ｒ４１０Ａ冷媒を使用した既設の冷凍サイクル装置を示す構成図である。 図１の第１の連絡管での冷媒の圧力損失と第１の連絡管の内径との関係を示すグラフである。 図１の第１の連絡管での冷媒の圧力損失と第１の連絡管の長さとの関係を示すグラフである。 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。 この発明の実施の形態５による冷凍サイクル装置を示す構成図である。 Ｒ４０４Ａ冷媒を使用した冷凍サイクル装置での設計圧力を適用した第１の連絡管での冷媒の圧力損失と第１の連絡管の内径との関係を示すグラフである。 Ｒ４０４Ａ冷媒を使用した冷凍サイクル装置での設計圧力を適用した第１の連絡管での冷媒の圧力損失と第１の連絡管の長さとの関係を示すグラフである。
　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、高圧冷媒であるＣＯ2が冷凍サイクル装置の冷媒として使用され、冷凍サイクルの高圧側の圧力が冷媒の臨界圧以下とされている。
　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（膨張弁）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からの液状の冷媒を膨張させて減圧する。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。
　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。
　主減圧装置１３は、第１及び第２の連絡管３，４の設計圧力以下の圧力に冷媒を減圧する。この例では、第１及び第２の連絡管３，４の設計圧力が４．１５ＭＰａとされ、主減圧装置１３が冷媒を４．１５ＭＰａ以下に減圧する。
　例えば、Ｒ４１０Ａ冷媒を使用した既設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、Ｒ４１０Ａ冷媒を使用した既設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。Ｒ４１０Ａ冷媒を使用した図２に示す既設の冷凍サイクル装置の第１の連絡管３の設計圧力は、４．１５ＭＰａとなる。
　高圧冷媒（ＣＯ2）を使用した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が熱源ユニット１に設けられているので、主減圧装置１３で冷媒を減圧することにより、第１及び第２の連絡管３，４内の冷媒の圧力を、既設の冷凍サイクル装置の第１の連絡管３の設計圧力以下（即ち、４．１５ＭＰａ以下）とすることができる。従って、Ｒ４１０Ａ冷媒を使用する既設の冷凍サイクル装置の第１及び第２の連絡管３，４を、高圧冷媒（ＣＯ2）を使用する本実施の形態による冷凍サイクル装置の第１及び第３の連絡管３，４として再利用することができる。
　また、主減圧装置１３から出た冷媒が第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。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。
　これを防止するために、本実施の形態による冷凍サイクル装置では、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、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。
　通常、蒸発器１４で利用される蒸発温度は－４０℃～０℃である。従って、蒸発器１４での冷媒の飽和温度が－４０℃（利用蒸発温度）を下回らないように蒸発器１４での冷媒の圧力を保てば、冷凍サイクル装置の適正な運転が可能になる。
　図３は、図１の第１の連絡管３での冷媒の圧力損失と第１の連絡管３の内径との関係を示すグラフである。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。図３では、第１の連絡管３の長さが１００ｍであるときの第１の連絡管３の入口圧力及び出口圧力のそれぞれを示している。
　図３に示すように、第１の連絡管３の内径が小さくなるほど、第１の連絡管３の入口圧力と出口圧力との差が大きくなり、第１の連絡管３での冷媒の圧力損失が大きくなることが分かる。本実施の形態による冷凍サイクル装置において、例えば、主減圧装置１３によって冷媒の圧力を４．１５ＭＰａ（第１の連絡管３の設計圧力）に減圧することを想定すると、長さが１００ｍである第１の連絡管３の出口圧力を０．９０ＭＰａ（蒸気温度－４０℃に相当する冷媒の圧力）以上に保つための第１の連絡管３の内径は、図３から、１０．３ｍｍ以上となる。
　図４は、図１の第１の連絡管３での冷媒の圧力損失と第１の連絡管３の長さとの関係を示すグラフである。例えばスーパーマーケット等の店舗に設置される図２に示すような冷凍サイクル装置を想定すると、第１の連絡管３の内径は１２．７ｍｍとなる。図４では、第１の連絡管３の内径が１２．７ｍｍであるときの第１の連絡管３の入口圧力及び出口圧力のそれぞれを示している。
　図４に示すように、第１の連絡管３の長さが長くなるほど、第１の連絡管３の入口圧力と出口圧力との差が大きくなり、第１の連絡管３での冷媒の圧力損失が大きくなることが分かる。本実施の形態による冷凍サイクル装置において、例えば、主減圧装置１３によって冷媒の圧力を４．１５ＭＰａ（第１の連絡管３の設計圧力）に減圧することを想定すると、内径が１２．７ｍｍである第１の連絡管３の出口圧力を０．９０ＭＰａ（蒸発温度－４０℃に相当する冷媒の圧力）以上に保つための第１の連絡管３の長さは、図４から、１４２ｍ以下となる。
　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の内径が１０．３ｍｍ以上とされるか、又は第１の連絡管３の長さが１４２ｍ以下とされている。これにより、第１の連絡管３での冷媒の圧力損失が抑えられ、冷凍サイクル装置の適正な運転が可能になる。第１の連絡管３の長さは、冷媒の圧力損失が抑えられることから０ｍ以上であればよい。また、第１の連絡管３の内径の上限は、配管設置スペースに収まる大きさ、又は非相容の冷凍機油が流動可能な程度の冷媒流速となる大きさである。
　また、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により減圧された冷媒が第１の連絡管３を通るので、第１の連絡管３での冷媒は気液二相状態となる。第１の連絡管３では、気液二相冷媒の乾き度が低いほど、冷媒が液単相に近づくため、冷媒の圧力損失が小さくなる。一方、第１の連絡管３では、気液二相冷媒の圧力が低下するほど、冷媒の乾き度が増加する。このようなことから、この例では、第１の連絡管３での冷媒の圧力損失を小さくするために、第１の連絡管３の設計圧力以下の範囲で第１の連絡管３での冷媒の圧力ができるだけ高くなるように、主減圧装置１３によって冷媒の減圧幅が調整されている。即ち、この例では、第１の連絡管３の入口圧力が第１の連絡管３の設計圧力となるように主減圧装置１３によって冷媒が減圧されている。
　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の耐圧性能の設計を低くすることができる。これにより、通常の冷媒（例えば、Ｒ４１０Ａ等）を使用する冷凍サイクル装置の連絡管を、高圧冷媒（例えば、ＣＯ2等）を使用する冷凍サイクル装置の第１の連絡管３として適用することができる。例えば、通常の冷媒を使用する既設の冷凍サイクル装置の連絡管を、高圧冷媒を使用する冷凍サイクル装置に改修する場合には、既設の冷凍サイクル装置の連絡管をそのまま再利用することができ、冷凍サイクル装置の改修工事の手間の軽減を図ることができる。また、高圧冷媒を使用する冷凍サイクル装置を新設する場合でも、第１の連絡管３内の圧力の低下により第１の連絡管３の肉厚を薄くすることができるので、第１の連絡管３の曲げ加工及び接続作業を容易にすることができ、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。
　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、設置作業又は改修作業の手間の軽減と、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の内径が１０．３ｍｍ以上であるか、又は第１の連絡管３の長さが１４２ｍ以下であるので、第１の連絡管３での冷媒の圧力損失を簡単な構成で容易に抑えることができる。
　なお、上記の例では、冷凍サイクルの高圧側の圧力が冷媒の臨界圧以下とされているが、冷凍サイクルの高圧側の圧力が冷媒の臨界圧よりも高い超臨界域で運転を行うようにしてもよい。
　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。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。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。
　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第１の連絡管３での冷媒の圧力が４．１５ＭＰａ（第１の連絡管３の設計圧力）とされた後、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、第１の連絡管３での冷媒の圧力及び蒸発器１４での蒸発温度のそれぞれをより確実に制御することができる。これにより、第１の連絡管３での冷媒の圧力損失の増大をより確実に抑制しながら、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、液状の冷媒が圧縮機１１へ戻ることによる圧縮機１１の故障等を回避することができる。
　ここで、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は、約０．３ＭＰａ以下である。従って、第１の連絡管３での冷媒の圧力の最大値を、蒸発圧力よりも０．３ＭＰａだけ高い圧力とすることができる。このため、第１の連絡管３での冷媒の圧力を設計圧力の範囲内で高めることができ、第１の連絡管３の薄肉化を図りながら、第１の連絡管３の圧力損失の増大を抑制することができる。また、第１の連絡管３での冷媒の圧力の上限が設計圧力４．１５ＭＰａであるとすれば、蒸発圧力の上限が３．８５ＭＰａとなり、３．８５ＭＰａの蒸発圧力に対応する蒸発温度が５℃となる。通常、冷凍サイクル装置の蒸発温度は－４０℃～０℃であるので、蒸発器１４での冷媒の飽和温度を利用蒸発温度以上に確保することができ、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。
　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での冷媒の圧力が設計圧力（４．１５ＭＰａ）以下となるようにする。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での冷媒の圧力損失の増大をより確実に抑制しながら、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、内部熱交換器３１をさらに有している。内部熱交換器３１は、第２の連絡管４から圧縮機１１へ送られる冷媒と、凝縮器１２から主減圧装置１３へ送られる冷媒との間で熱交換を行う。即ち、内部熱交換器３１は、圧縮機１１へ吸入されるガス状の冷媒と、凝縮器１２の出口から出た液状の冷媒との間で熱交換を行う。内部熱交換器３１では、凝縮器１２から主減圧装置１３へ送られる冷媒から、第２の連絡管４から圧縮機１１へ送られる冷媒へ熱が放出される。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、第２の連絡管４から圧縮機１１へ送られる冷媒と、凝縮器１２から主減圧装置１３へ送られる冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器３１が熱源ユニット１に含まれているので、主減圧装置１３に入る液状の冷媒の過冷却度を増大させることができ、第１の連絡管３での冷媒の乾き度を低下させることができる。これにより、第１の連絡管３での冷媒の圧力損失を抑制することができ、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ように第１の連絡管３の出口圧力を確保することができる。これにより、冷凍サイクル装置の適正な運転をより確実に行うことができる。
　なお、実施の形態３では、内部熱交換器３１が実施の形態２の熱源ユニット１に適用されているが、実施の形態１の熱源ユニット１に内部熱交換器３１を適用してもよい。
　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。熱源ユニット１は、バイパス回路４１と、バイパス熱交換器４２とをさらに有している。
　バイパス回路４１は、凝縮器１２から主減圧装置１３への冷媒の一部を減圧するバイパス減圧装置４３と、バイパス減圧装置４３で減圧された冷媒を圧縮機１１の吸入口へ送るバイパス管４４とを有している。この例では、バイパス減圧装置４３が、冷媒の流量を調整可能な電動膨張弁とされている。
　バイパス熱交換器４２は、凝縮器１２から主減圧装置１３へ送られる冷媒と、バイパス減圧装置４３で減圧された冷媒との間で熱交換を行う。即ち、バイパス熱交換器４２は、凝縮器１２の出口から出た液状の冷媒と、バイパス減圧装置４３から出た気液二相状態の冷媒との間で熱交換を行う。バイパス熱交換器４２では、凝縮器１２から主減圧装置１３へ送られる冷媒から、バイパス減圧装置４３で減圧された冷媒へ熱が放出される。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から主減圧装置１３へ送られる冷媒と、バイパス減圧装置４３で減圧された冷媒との間で熱交換を行うバイパス熱交換器４２が熱源ユニット１に含まれているので、主減圧装置１３に入る液状の冷媒の過冷却度を増大させることができ、第１の連絡管３での冷媒の乾き度を低下させることができる。これにより、実施の形態３と同様に、第１の連絡管３での冷媒の圧力損失を抑制することができる。また、凝縮器１２から出た冷媒の一部がバイパス回路４１によって圧縮機１１へ送られることにより第１の連絡管３での冷媒の流量が低下するので、第１の連絡管３での冷媒の圧力損失をさらに抑制することができる。従って、冷凍サイクル装置の適正な運転をより確実に行うことができる。
　なお、実施の形態４では、バイパス回路４１及びバイパス熱交換器４２が実施の形態２の熱源ユニット１に適用されているが、実施の形態１の熱源ユニット１にバイパス回路４１及びバイパス熱交換器４２を適用してもよい。
　また、実施の形態３による内部熱交換器３１を実施の形態４による熱源ユニット１に適用してもよい。即ち、実施の形態３による内部熱交換器３１と、実施の形態４によるバイパス回路４１及びバイパス熱交換器４２とをいずれも、実施の形態１又は２による熱源ユニット１に適用してもよい。
　実施の形態５．
　図８は、この発明の実施の形態５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５１をさらに有している。受液器５１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５１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５１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５１に溜められ、受液器５１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。これにより、第１の連絡管３での冷媒の乾き度を低下させることができ、第１の連絡管３での冷媒の圧力損失の増大を抑制することができる。これにより、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ように第１の連絡管３の出口圧力を確保することができ、冷凍サイクル装置の適正な運転をより確実に行うことができる。
　また、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５１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５では、凝縮器１２から出た液状の冷媒が受液器５１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もできる。
　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。例えば、第１の連絡管３の設計圧力としては４．１５ＭＰａに限るものではなく、Ｒ４０４Ａ冷媒を使用した冷凍サイクル装置の高圧側の設計圧力（即ち、２．９４ＭＰａ）を第１の連絡管３の設計圧力としてもよい。この場合、図９及び図１０に示すように、第１の連絡管３の内径が１１．０ｍｍ以下とされるか、又は第１の連絡管３の長さが２７５ｍ以下とされることにより、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２～５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、各上記実施の形態では、冷凍サイクル装置の冷媒として高圧冷媒である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ＣＯ2以外の冷媒（例えば、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 (7)

  1. 　冷媒を圧縮する圧縮機と、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、上記第２の連絡管から上記圧縮機へ送られる冷媒と、上記高圧側熱交換器から上記主減圧装置へ送られる冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を有している請求項１又は請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　上記熱源ユニットは、上記高圧側熱交換器から上記主減圧装置への冷媒の一部を減圧するバイパス減圧装置を含み上記バイパス減圧装置で減圧された冷媒を上記圧縮機へ送るバイパス回路と、上記バイパス減圧装置で減圧された冷媒と上記高圧側熱交換器から上記主減圧装置へ送られる冷媒との間で熱交換を行うバイパス熱交換器とを有している請求項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. 　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～請求項４に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　上記第１の連絡管の内径が１０．３ｍｍ以上であるか、又は上記第１の連絡管の長さが１４２ｍ以下である請求項１～請求項５のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　冷媒は、ＣＯ2、Ｒ３２、又は、ＣＯ2及びＲ３２のいずれかを含む混合冷媒である請求項１～請求項６のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
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