WO2015121993A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

冷凍サイクル装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2015121993A1
WO2015121993A1 PCT/JP2014/053558 JP2014053558W WO2015121993A1 WO 2015121993 A1 WO2015121993 A1 WO 2015121993A1 JP 2014053558 W JP2014053558 W JP 2014053558W WO 2015121993 A1 WO2015121993 A1 WO 2015121993A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
refrigerant
expansion valve
condenser
compressor
heat medium
Prior art date
Application number
PCT/JP2014/053558
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
悟 梁池
加藤　央平
大林　誠善
仁隆 門脇
Original Assignee
三菱電機株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 三菱電機株式会社 filed Critical 三菱電機株式会社
Priority to PCT/JP2014/053558 priority Critical patent/WO2015121993A1/ja
Priority to JP2015562658A priority patent/JP6272365B2/ja
Publication of WO2015121993A1 publication Critical patent/WO2015121993A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
    • 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
    • F25B2339/00—Details of evaporators; Details of condensers
    • 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
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2400/00—General features or devices for refrigeration machines, plants or systems, combined heating and refrigeration systems or heat-pump systems, i.e. not limited to a particular subgroup of F25B
    • F25B2400/06—Several compression cycles arranged in parallel
    • F25B2400/061—Several compression cycles arranged in parallel the capacity of the first system being different from the second
    • 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
    • F25B25/00—Machines, plants or systems, using a combination of modes of operation covered by two or more of the groups F25B1/00 - F25B23/00
    • F25B25/005—Machines, plants or systems, using a combination of modes of operation covered by two or more of the groups F25B1/00 - F25B23/00 using primary and secondary systems
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/02—Compressor control
    • F25B2600/025—Compressor control by controlling speed
    • F25B2600/0253—Compressor control by controlling speed with variable speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2509—Economiser valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2513—Expansion valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B30/00—Heat pumps
    • F25B30/02—Heat pumps of the compression type
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02B—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO BUILDINGS, e.g. HOUSING, HOUSE APPLIANCES OR RELATED END-USER APPLICATIONS
    • Y02B30/00—Energy efficient heating, ventilation or air conditioning [HVAC]
    • Y02B30/70—Efficient control or regulation technologies, e.g. for control of refrigerant flow, motor or heating

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus having a refrigerant circuit in which a refrigerant circulates and a heat medium passage through which a heat medium flows, and heat exchange between the refrigerant and the heat medium.
  • a high pressure switch that stops protection of the compressor
  • a high pressure sensor that detects the high pressure of the refrigerant circuit or its pressure saturation temperature
  • High pressure control means for performing high pressure protection control.
  • the high pressure control means which calculates
  • the refrigerant circuit In a refrigeration cycle apparatus in which heat exchange between the heat medium (for example, water) flowing through the heat medium flow path and the refrigerant flowing through the condenser of the refrigerant circuit is performed, the refrigerant circuit The condensation temperature is controlled.
  • the set temperature of the heat medium is high, there is a problem that the pressure (high pressure) of the refrigerant discharged from the compressor of the refrigerant circuit increases as the condensation temperature increases.
  • the coefficient of performance (COP: Coefficient Of Performance) is lowered due to an increase in the condensation temperature and an increase in the high pressure.
  • Patent Document 1 calculates an average of a plurality of detected pressures by a high-pressure sensor in order to suppress frequent stoppage in high-pressure protection, and high-pressure protection control works when the average value exceeds a threshold value. I am doing so. However, since the high pressure protection is entered when the average pressure reaches a predetermined value, high pressure suppression is not fundamentally achieved.
  • the present invention has been made against the background of the above problems, and provides a refrigeration cycle apparatus capable of suppressing an increase in the pressure of the refrigerant accompanying an increase in the set temperature of the heat medium.
  • a refrigeration cycle apparatus includes a first refrigerant circuit in which a first compressor, a first condenser, a first expansion valve, and a first evaporator are connected by piping, and a refrigerant circulates; a second compressor; The second condenser, the second expansion valve, and the second evaporator are connected by piping, and at least control the second refrigerant circuit through which the refrigerant circulates, the heat medium flow path through which the heat medium flows, and the first compressor.
  • a control device wherein the first condenser and the second condenser are configured by a heat exchanger that performs heat exchange between the heat medium and the refrigerant, and the flow of the heat medium in the heat medium flow path.
  • the first condenser is connected to the downstream side of the second condenser with respect to the flow of the heat medium, and the control device is configured to connect the heat flowing out of the first condenser.
  • the rotational speed of the first compressor is controlled so that the temperature of the medium becomes a set temperature. .
  • the first condenser and the second condenser are connected in series along the flow of the heat medium in the heat medium flow path. For this reason, the rise in the pressure of the refrigerant accompanying the rise in the set temperature of the heat medium can be suppressed.
  • FIG. 1 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1.
  • FIG. 3 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2.
  • FIG. 6 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 3.
  • FIG. 6 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 4.
  • FIG. ⁇ Configuration> 1 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1.
  • FIG. 1 for example, water (antifreeze), brine, or other fluid (hereinafter referred to as water) that serves as a heat transfer medium (heat medium) in air conditioning or the like is supplied with load (cooling and heating). Target).
  • water antioxidant, brine, or other fluid
  • load cooling and heating
  • Target heat transfer medium
  • description will be made assuming that water is heated.
  • the refrigeration cycle apparatus includes a first refrigerant circuit 30a located on the downstream side with respect to the flow of water in the water flow path 20, and an upstream side from the first refrigerant circuit 30a.
  • the second refrigerant circuit 30b has two refrigerant circuits.
  • the water channel 20 is constituted by piping or the like, and becomes a channel through which water flows.
  • water may be circulated by connecting the pipe of the water channel 20 in a ring shape.
  • the water flow path 20 is provided with a pump 8 that delivers water.
  • the water channel 20 corresponds to the “heat medium channel” in the present invention.
  • the first compressor 1a, the first condenser 2a, the first expansion valve 4a, and the first evaporator 5a are annularly connected by pipe connection.
  • the second compressor 1b, the second condenser 2b, the second expansion valve 4b, and the second evaporator 5b are annularly connected by pipe connection.
  • the first compressor 1a and the second compressor 1b apply pressure to the sucked refrigerant and discharge it.
  • the first compressor 1 a and the second compressor 1 b can arbitrarily change the drive frequency based on a command signal sent from the control device 100.
  • the 1st condenser 2a and the 2nd condenser 2b are comprised by the heat exchanger which heat-exchanges a refrigerant
  • the first condenser 2a and the second condenser 2b are, for example, plate heat exchangers.
  • the 1st condenser 2a and the 2nd condenser 2b condense the refrigerant
  • the first condenser 2 a and the second condenser 2 b are connected in series along the flow of water in the water flow path 20.
  • the 1st condenser 2a is connected to the downstream of the 2nd condenser 2b with respect to the flow of water. That is, the water flowing through the water flow path 20 flows into the second condenser 2b, flows in from the second condenser 2b, and then flows into the first condenser 2a.
  • the first expansion valve 4a and the second expansion valve 4b are valves that depressurize the refrigerant.
  • the first expansion valve 4 a and the second expansion valve 4 b are electronic expansion valves whose opening degree can be adjusted based on a command signal from the control device 100, for example.
  • the first evaporator 5a and the second evaporator 5b perform heat exchange between air and a refrigerant, for example, to evaporate the refrigerant and bring it into a gas phase state.
  • the control device 100 is composed of, for example, a microcomputer and includes a CPU, a RAM, a ROM, and the like, and a control program and the like are stored in the ROM.
  • the control device 100 receives detection values from various sensors that detect the pressure and temperature of the refrigerant in the first refrigerant circuit 30a and the second refrigerant circuit 30b, the temperature of water in the water flow path 20, and the like.
  • the control device 100 controls each component of the refrigeration cycle apparatus based on the detection value from each sensor.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the first compressor 1a flows into the first condenser 2a, and is condensed by exchanging heat with water flowing through the water flow path 20 by the first condenser 2a. It becomes a refrigerant.
  • the low-temperature and high-pressure refrigerant is decompressed by the first expansion valve 4a to become a low-temperature and low-pressure refrigerant.
  • the low-temperature and low-pressure refrigerant flows into the first evaporator 5a, and is evaporated by exchanging heat with air, for example, by the first evaporator 5a to become a high-temperature and low-pressure refrigerant.
  • the high-temperature and low-pressure refrigerant is sucked into the first compressor 1a.
  • the control device 100 performs the following controls (1) to (3) in parallel.
  • the control device 100 controls the rotation speed of the first compressor 1a so that the temperature of the water flowing out from the first condenser 2a becomes the set temperature.
  • the set temperature is a temperature arbitrarily set by a user or the like.
  • the control device 100 acquires a detection value from a temperature sensor that detects the temperature of water flowing out of the first condenser 2a, and when the temperature of the water is lower than the set temperature, the rotation of the first compressor 1a is performed. Increase the number and increase the circulating amount of refrigerant.
  • the rotational speed of the first compressor 1a is decreased, and the circulation amount of the refrigerant is decreased.
  • the control device 100 controls the rotational speed of the second compressor 1b to a frequency higher than the rotational speed of the first compressor 1a.
  • the control device 100 also changes the rotational speed of the second compressor 1b.
  • the control device 100 controls the rotational speed of the second compressor 1b to be higher by a predetermined value than the rotational speed of the first compressor 1a.
  • coolant of the 2nd refrigerant circuit 30b becomes larger than the 1st refrigerant circuit 30a. That is, the heating capacity of the second refrigerant circuit 30b is higher than that of the first refrigerant circuit 30a.
  • the opening degree of the first expansion valve 4a is controlled so that the degree of superheat of the refrigerant sucked into the first compressor 1a becomes a preset value.
  • the opening degree of the second expansion valve 4b is controlled so that the degree of superheat of the refrigerant sucked into the second compressor 1b becomes a preset value.
  • the preset superheat value is an arbitrary value larger than zero.
  • the control device 100 calculates the difference between the refrigerant evaporation temperature in the first evaporator 5a and the refrigerant temperature sucked into the first compressor 1a to obtain the degree of superheat.
  • the opening degree of the first expansion valve 4a When the degree of superheat is smaller than a preset value, the opening degree of the first expansion valve 4a is controlled to be small. On the other hand, when the degree of superheat is larger than a preset value, the opening degree of the first expansion valve 4a is largely controlled.
  • the control of the opening degree of the second expansion valve 4b controls the configuration corresponding to the second refrigerant circuit 30b, similarly to the control of the first expansion valve 4a in the first refrigerant circuit 30a described above.
  • the opening degree of the first expansion valve 4a and the second expansion valve 4b may be controlled so that the refrigerant discharge temperature or the discharge superheat degree of the first compressor 1a and the second compressor 1b becomes a predetermined value. .
  • the first refrigerant circuit 30 a and the second refrigerant circuit 30 b are provided, and the first condenser 2 a and the second condenser 2 b follow the flow of water in the water flow path 20. Connected in series. For this reason, the average temperature of the condensation temperature of the 1st condenser 2a and the condensation temperature of the 2nd condenser 2b falls compared with the condensation temperature in the case of one refrigerant circuit. Therefore, even when the set temperature of water is high, an increase in the condensation temperature can be suppressed, and an increase in the high pressure can be suppressed. Therefore, the COP of the refrigeration cycle apparatus is improved. Moreover, compared with the case where there is one refrigerant circuit, the flow rate of water in the water channel 20 can be increased, and the heat transfer coefficient can be improved.
  • the water temperature at the outlet of the first condenser 2a located on the downstream side in the water flow direction is higher than the outlet of the second condenser 2b on the upstream side, but the second refrigerant circuit 30b is performed by performing the above control operation. Is larger than that of the first refrigerant circuit 30a, the amount of exchange heat of the first condenser 2a can be reduced, and an increase in the high pressure is suppressed.
  • the amount of refrigerant sealed in the first refrigerant circuit 30a may be smaller than the amount of refrigerant sealed in the second refrigerant circuit 30b. Therefore, the high pressure of the first refrigerant circuit 30a with a small amount of refrigerant can be further prevented from increasing.
  • R32 as a refrigerant
  • coolants such as R410A or R407C
  • a latent heat becomes large and it can make it easy to enlarge the heating capability of the 2nd refrigerant circuit 30b. Therefore, the condensation temperature of the first refrigerant circuit 30a can be reduced, and an increase in the high pressure can be further suppressed.
  • coolants such as HFO1234yf or R134a with a low operating pressure, as a refrigerant
  • the heating capacity of the second refrigerant circuit 30b can be increased. Therefore, the condensation temperature of the first refrigerant circuit 30a can be reduced, and an increase in the high pressure can be further suppressed.
  • the high pressure of the 2nd refrigerant circuit 30b rises by capacity increase, since an operating pressure is low as a refrigerant
  • Embodiment 2 the difference from the first embodiment will be mainly described, and the same components as those in the first embodiment will be denoted by the same reference numerals and the description thereof will be omitted.
  • FIG. 2 is a configuration diagram of the refrigeration cycle apparatus according to the second embodiment.
  • the first refrigerant circuit 30a according to the second embodiment includes a first internal heat exchanger 3a, a first bypass pipe 7a, a third expansion valve 6a, Are further provided.
  • the first internal heat exchanger 3a is provided between the first condenser 2a and the first expansion valve 4a.
  • the first bypass pipe 7a branches the refrigerant flow path between the first internal heat exchanger 3a and the first expansion valve 4a, and joins the suction side of the first compressor 1a.
  • the third expansion valve 6a is provided in the first bypass pipe 7a.
  • the first internal heat exchanger 3a exchanges heat between the refrigerant flowing out of the first condenser 2a and the refrigerant flowing into the first bypass pipe 7a and expanded by the third expansion valve 6a.
  • the second refrigerant circuit 30b further includes a second internal heat exchanger 3b, a second bypass pipe 7b, and a fourth expansion valve 6b in addition to the first embodiment.
  • the second internal heat exchanger 3b is provided between the second condenser 2b and the second expansion valve 4b.
  • the second bypass pipe 7b branches the refrigerant flow path between the second internal heat exchanger 3b and the second expansion valve 4b and joins the suction side of the second compressor 1b.
  • the fourth expansion valve 6b is provided in the second bypass pipe 7b.
  • the second internal heat exchanger 3b exchanges heat between the refrigerant flowing out of the second condenser 2b and the refrigerant flowing into the second bypass pipe 7b and expanded by the fourth expansion valve 6b.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant flowing out of the first condenser 2a flows through the first internal heat exchanger 3a, exchanges heat with the refrigerant flowing through the first bypass pipe 7a, and becomes a liquid-phase refrigerant.
  • Part of the liquid-phase refrigerant that has flowed out of the first internal heat exchanger 3a branches to the first bypass pipe 7a, and the other part flows into the first expansion valve 4a.
  • the liquid-phase refrigerant flowing into the first bypass pipe 7a is decompressed by the third expansion valve 6a, and the pressure and temperature are reduced.
  • the refrigerant flowing out of the third expansion valve 6a exchanges heat with the gas-liquid two-phase refrigerant flowing out of the first condenser 2a when flowing through the first internal heat exchanger 3a, and flows out of the first condenser 2a.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant thus condensed is condensed into a liquid phase.
  • the refrigerant that has passed through the first internal heat exchanger 3a from the first bypass pipe 7a becomes a low-temperature and low-pressure gas refrigerant and merges with the suction side of the first compressor 1a.
  • the control device 100 performs the following controls (1) to (4) in parallel.
  • the control device 100 controls the rotation speed of the first compressor 1a so that the temperature of the water flowing out from the first condenser 2a becomes the set temperature.
  • the details are the same as (1) of the first embodiment.
  • the control device 100 controls the rotational speed of the second compressor 1b to a frequency higher than the rotational speed of the first compressor 1a. Details are the same as (2) of the first embodiment.
  • the opening degree of the first expansion valve 4a is controlled so that the degree of supercooling of the refrigerant flowing out from the first condenser 2a becomes a preset value.
  • the opening degree of the second expansion valve 4b is controlled so that the degree of supercooling of the refrigerant flowing out from the second condenser 2b becomes a preset value.
  • the preset value of the degree of supercooling is an arbitrary value larger than zero.
  • the control device 100 obtains the saturated liquid temperature by converting the detected value of the high pressure, calculates the temperature difference between the refrigerant temperature at the outlet of the first condenser 2a and the saturated liquid temperature, and obtains the degree of supercooling. .
  • the opening degree of the first expansion valve 4a When the degree of supercooling is smaller than a preset value, the opening degree of the first expansion valve 4a is controlled to be small. On the other hand, when the degree of supercooling is larger than a preset value, the opening degree of the first expansion valve 4a is largely controlled.
  • the control of the opening degree of the second expansion valve 4b controls the configuration corresponding to the second refrigerant circuit 30b, similarly to the control of the first expansion valve 4a in the first refrigerant circuit 30a described above.
  • the opening degree of the third expansion valve 6a is controlled so that the degree of supercooling of the refrigerant flowing into the first expansion valve 4a becomes a preset value.
  • the opening degree of the fourth expansion valve 6b is controlled so that the degree of supercooling of the refrigerant flowing into the second expansion valve 4b becomes a preset value.
  • the preset value of the degree of supercooling is an arbitrary value larger than zero.
  • the control device 100 obtains the saturated liquid temperature by converting the detected value of the high pressure, calculates the temperature difference between the refrigerant temperature at the outlet of the first internal heat exchanger 3a and the saturated liquid temperature, and determines the degree of supercooling. Ask for.
  • the opening degree of the third expansion valve 6a is controlled to be large.
  • the opening degree of the first expansion valve 4a is controlled to be small.
  • the control of the opening degree of the fourth expansion valve 6b controls the configuration corresponding to the second refrigerant circuit 30b, similarly to the control of the third expansion valve 6a in the first refrigerant circuit 30a described above.
  • control of said (3) is abbreviate
  • the refrigerant flowing out of the first condenser 2a is cooled by the first internal heat exchanger 3a. Further, the refrigerant flowing out of the second condenser 2b is cooled by the second internal heat exchanger 3b.
  • the refrigerant flowing into the first expansion valve 4a and the second expansion valve 4b can be in a liquid phase state. Therefore, compared with the case where the refrigerant
  • the amount of the refrigerant sealed in the first refrigerant circuit 30a may be an amount of the sealed refrigerant that flows out of the first condenser 2a in a two-phase state at the assumed set temperature (or temperature range) of water.
  • the amount of the refrigerant sealed in the second refrigerant circuit 30b is the amount of the sealed refrigerant that flows out of the second condenser 2b into a gas-liquid two-phase state at the assumed set temperature (or temperature range) of water. Also good.
  • the condensation heat transfer coefficient in the first condenser 2a and the second condenser 2b is improved by making the refrigerant flowing out from the first condenser 2a and the second condenser 2b into a gas-liquid two-phase state. Can do. Therefore, an increase in the condensation temperature can be suppressed, and an increase in the high pressure can be suppressed. Therefore, the COP of the refrigeration cycle apparatus is improved.
  • Embodiment 3 FIG. In this Embodiment 3, it demonstrates centering on difference with Embodiment 2, the same code
  • FIG. 3 is a configuration diagram of the refrigeration cycle apparatus according to the third embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus according to the third embodiment includes a second water passage 21 through which water as the second heat medium flows, and a pump 8b that sends out water.
  • the second heat medium flowing through the second water flow path 21 is not limited to water, and may be a fluid such as an antifreeze or brine.
  • the second water passage 21 corresponds to the “second heat medium passage” in the present invention.
  • the 1st evaporator 5a and the 2nd evaporator 5b are comprised by the heat exchanger which heat-exchanges a refrigerant
  • the first evaporator 5a and the second evaporator 5b are, for example, plate heat exchangers.
  • the 1st evaporator 5a and the 2nd evaporator 5b evaporate the refrigerant
  • the first evaporator 5 a and the second evaporator 5 b are connected in series along the flow of water in the second water flow path 21.
  • the upstream side of the first condenser 2a and the second condenser 2b in the direction of water flow matches the upstream side of the first evaporator 5a and the second evaporator 5b in the direction of water flow. That is, the first evaporator 5a is preferably connected to the downstream side of the second evaporator 5b with respect to the flow of water.
  • the water flowing through the second water passage 21 flows into the second evaporator 5b and is cooled by exchanging heat with the refrigerant.
  • the water flowing in from the second evaporator 5b flows into the first evaporator 5a and is further cooled by exchanging heat with the refrigerant.
  • control operation in the third embodiment is the same as that in the second embodiment.
  • the first evaporator 5a and the second evaporator 5b are connected in series along the flow of water in the second water passage 21.
  • the average temperature of the evaporation temperature of the first evaporator 5a and the evaporation temperature of the second evaporator 5b is increased as compared with the evaporation temperature in the case of one refrigerant circuit. Therefore, the COP of the refrigeration cycle apparatus is improved.
  • the flow rate of water in the second water passage 21 can be increased.
  • the evaporation temperature of the second evaporator 5b is increased. Since it is higher than the 1st evaporator 5a, it is easy to enlarge the capability of the 1st refrigerant circuit 30a.
  • Embodiment 4 In the first to third embodiments, the configuration in which the first refrigerant circuit 30a and the second refrigerant circuit 30b are provided and connected in series to the water flow path 20 has been described.
  • the refrigerant circuit 30 includes 1 One case will be described.
  • FIG. 4 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 4. As shown in FIG. 4, the refrigeration cycle apparatus of the seventh embodiment is configured to include only one of the first refrigerant circuit 30a and the second refrigerant circuit 30b described in the second embodiment.
  • control operation in the fourth embodiment is the same as that in the second embodiment.
  • the refrigerant flowing out of the condenser 2 is cooled by the internal heat exchanger 3.
  • the refrigerant flowing into the expansion valve 4 can be in a liquid phase state. Therefore, the flow resistance of the refrigerant can be reduced as compared with the expansion valve 4 and the refrigerant flowing into the expansion valve 4 in a gas-liquid two-phase state. Therefore, the size (caliber etc.) of the expansion valve 4 can be reduced.
  • the amount of the refrigerant sealed in the refrigerant circuit 30 may be a sealed amount in which the refrigerant flowing out of the condenser 2 is in a two-phase state at a set temperature (or temperature range) of assumed water.
  • the condensation heat transfer coefficient in the condenser 2 can be improved. Therefore, an increase in the condensation temperature can be suppressed, and an increase in the high pressure can be suppressed. Therefore, the COP of the refrigeration cycle apparatus is improved.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Air Conditioning Control Device (AREA)

Abstract

　本発明に係る冷凍サイクル装置は、第１凝縮器２ａ及び第２凝縮器２ｂは、水と冷媒との熱交換を行う熱交換器によって構成され、水流路２０の水の流れに沿って直列に接続され、第１凝縮器２ａは、水の流れに対して第２凝縮器２ｂの下流側に接続され、制御装置１００は、第１凝縮器２ａから流出する水の温度が、設定温度となるように、第１圧縮機１ａの回転数を制御する。

Description

冷凍サイクル装置
　本発明は、冷媒が循環する冷媒回路と熱媒体が流れる熱媒体流路とを有し、冷媒と熱媒体とが熱交換する冷凍サイクル装置に関する。
　従来の冷凍サイクル装置においては、冷媒回路の高圧圧力が設定圧力以上となったとき、圧縮機を保護停止する高圧スイッチと、冷媒回路の高圧圧力もしくはその圧力飽和温度を検出する高圧圧力センサーと、高圧保護制御を行う高圧制御手段とを備えている。そして、高圧制御手段は、高圧圧力センサーでの複数回の検知圧力の平均を求め、平均値が閾値を超えた場合に高圧保護制御を行うものが提案されている（例えば、特許文献１参照）。
特開２０１１－２５２６２１号公報（要約）
　熱媒体流路を流れる熱媒体（例えば水）と、冷媒回路の凝縮器を流れる冷媒とが熱交換する冷凍サイクル装置においては、熱媒体の温度が任意の設定温度となるように、冷媒回路の凝縮温度を制御している。しかし、熱媒体の設定温度が高い場合には、凝縮温度の上昇に伴い、冷媒回路の圧縮機から吐出される冷媒の圧力（高圧圧力）が上昇してしまう、という課題があった。また、凝縮温度の上昇及び高圧圧力の上昇により、成績係数（COP：Coefficient Of Performance）が低下してしまう、という課題があった。
　特許文献１に記載の技術は、高圧保護での頻繁な停止を抑制するため、高圧圧力センサーでの複数回の検知圧力の平均を求め、平均値が閾値を超えた場合に高圧保護制御が働くようにしている。しかし、平均圧力が所定値に達すれば高圧保護に入るので、根本的に高圧抑制はできていない。
　本発明は、上記のような課題を背景になされたもので、熱媒体の設定温度の上昇に伴う冷媒の圧力の上昇を抑制することができる冷凍サイクル装置を得るものである。
　本発明に係る冷凍サイクル装置は、第１圧縮機、第１凝縮器、第１膨張弁、及び第１蒸発器が配管で接続され、冷媒が循環する第１冷媒回路と、第２圧縮機、第２凝縮器、第２膨張弁、及び第２蒸発器が配管で接続され、冷媒が循環する第２冷媒回路と、熱媒体が流れる熱媒体流路と、前記第１圧縮機を少なくとも制御する制御装置と、を備え、前記第１凝縮器及び前記第２凝縮器は、前記熱媒体と前記冷媒との熱交換を行う熱交換器によって構成され、前記熱媒体流路の前記熱媒体の流れに沿って直列に接続され、前記第１凝縮器は、前記熱媒体の流れに対して前記第２凝縮器の下流側に接続され、前記制御装置は、前記第１凝縮器から流出する前記熱媒体の温度が、設定温度となるように、前記第１圧縮機の回転数を制御するものである。
　本発明は、第１凝縮器及び第２凝縮器を、熱媒体流路の熱媒体の流れに沿って直列に接続した。このため、熱媒体の設定温度の上昇に伴う冷媒の圧力の上昇を抑制することができる。
実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の構成図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の構成図である。 実施の形態３に係る冷凍サイクル装置の構成図である。 実施の形態４に係る冷凍サイクル装置の構成図である。
　以下、本発明に係る冷凍サイクル装置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、以下に説明する実施の形態によって本発明が限定されるものではない。また、以下に説明する温度、圧力の高低、上下関係等については、特に絶対的な値との関係で定まっているものではなく、動作等において相対的に定まるものとする。
実施の形態１．
＜構成＞
　図１は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の構成図である。
　図１の冷凍サイクル装置においては、例えば空気調和等において熱の搬送媒体（熱媒体）となる水、不凍液、ブライン等の流体（以下、代表して水とする）が負荷（冷熱、温熱の供給対象）となるものとする。
　本実施の形態１の冷凍サイクル装置では、水を加熱するものとして説明する。
　図１に示すように、本実施の形態における冷凍サイクル装置は、水流路２０における水の流れに対して下流側に位置する第１冷媒回路３０ａと、この第１冷媒回路３０ａより上流側に位置する第２冷媒回路３０ｂの２つの冷媒回路を有している。
　水流路２０は、配管等で構成され、水が流れる流路となる。例えば水流路２０の配管を環状に接続して水が循環するようにしてもよい。水流路２０には、水を送出するポンプ８が設けられている。
　なお、水流路２０は、本発明における「熱媒体流路」に相当する。
　第１冷媒回路３０ａは、第１圧縮機１ａ、第１凝縮器２ａ、第１膨張弁４ａ、第１蒸発器５ａが、配管接続によって環状に接続されている。
　第２冷媒回路３０ｂは、第２圧縮機１ｂ、第２凝縮器２ｂ、第２膨張弁４ｂ、第２蒸発器５ｂが、配管接続によって環状に接続されている。
　第１圧縮機１ａ及び第２圧縮機１ｂは、吸入した冷媒に圧力を加えて吐出する。第１圧縮機１ａ及び第２圧縮機１ｂは、制御装置１００から送られた指令の信号に基づいて駆動周波数を任意に変化することができる。
　第１凝縮器２ａ及び第２凝縮器２ｂは、冷媒と水とを熱交換させる熱交換器によって構成されている。第１凝縮器２ａ及び第２凝縮器２ｂは、例えばプレート熱交換器である。
　第１凝縮器２ａ及び第２凝縮器２ｂは、冷媒流路を通過する冷媒を凝縮させ、気液二相状態又は液状態にする。また、水流路２０を通過する水が加熱される。
　第１凝縮器２ａ及び第２凝縮器２ｂは、水流路２０における水の流れに沿って直列に接続されている。また、第１凝縮器２ａは、水の流れに対して第２凝縮器２ｂの下流側に接続されている。
　即ち、水流路２０を流通する水は、第２凝縮器２ｂへ流入し、第２凝縮器２ｂから流入したあと、第１凝縮器２ａに流入する。
　第１膨張弁４ａ及び第２膨張弁４ｂは、冷媒を減圧させる弁である。第１膨張弁４ａ及び第２膨張弁４ｂは、例えば、制御装置１００からの指令の信号に基づいて開度を調整することができる電子膨張弁である。
　第１蒸発器５ａ及び第２蒸発器５ｂは、例えば空気と冷媒との熱交換を行い、冷媒を蒸発させ、気相状態にさせる。
　制御装置１００は、例えばマイクロコンピュータで構成され、ＣＰＵ、ＲＡＭ及びＲＯＭ等を備えており、ＲＯＭには制御プログラム等が記憶されている。制御装置１００は、第１冷媒回路３０ａ及び第２冷媒回路３０ｂにおける冷媒の圧力及び温度等、並びに水流路２０の水の温度等を検出する各種のセンサーから検出値が入力される。制御装置１００は、各センサーからの検出値に基づいて、冷凍サイクル装置の各構成部を制御する。
＜冷媒の動作＞
　冷凍サイクル装置の運転時における冷媒の流れを説明する。
　なお、第１冷媒回路３０ａと第２冷媒回路３０ｂの冷媒動作は同様であるため、ここでは第１冷媒回路３０ａについて説明する。
　第１圧縮機１ａから吐出された高温高圧の冷媒は、第１凝縮器２ａに流通し、この第１凝縮器２ａによって、水流路２０内を流通する水と熱交換して凝縮され、低温高圧の冷媒となる。そして、低温高圧の冷媒は、第１膨張弁４ａによって、減圧され、低温低圧の冷媒となる。この低温低圧の冷媒は、第１蒸発器５ａに流通し、この第１蒸発器５ａによって、例えば空気と熱交換して蒸発され、高温低圧の冷媒となる。そして、この高温低圧の冷媒が、第１圧縮機１ａに吸入される。
＜制御動作＞
　次に、制御装置１００の制御動作について説明する。
　制御装置１００は、以下の（１）～（３）の制御を並行して実施する。
（１）制御装置１００は、第１凝縮器２ａから流出する水の温度が、設定温度となるように、第１圧縮機１ａの回転数を制御する。
　ここで、設定温度は、使用者などによって任意に設定される温度である。
　制御装置１００は、例えば第１凝縮器２ａから流出する水の温度を検出する温度センサーからの検出値を取得し、水の温度が設定温度よりも低い場合には、第１圧縮機１ａの回転数を増加させ、冷媒の循環量を増加させる。一方、水の温度が設定温度よりも高い場合には、第１圧縮機１ａの回転数を減少させ、冷媒の循環量を減少させる。
（２）制御装置１００は、第２圧縮機１ｂの回転数を、第１圧縮機１ａの回転数よりも高い周波数に制御する。
　制御装置１００は、第１圧縮機１ａの回転数を変更した際には、第２圧縮機１ｂの回転数も変更する。
　制御装置１００は、例えば、第２圧縮機１ｂの回転数を、第１圧縮機１ａの回転数よりも所定値だけ高く制御する。
　これにより、第２冷媒回路３０ｂの冷媒の循環量が、第１冷媒回路３０ａよりも多くなる。つまり、第２冷媒回路３０ｂの加熱能力が、第１冷媒回路３０ａよりも高くなる。
（３）第１圧縮機１ａに吸入される冷媒の過熱度が、予め設定した値となるように、第１膨張弁４ａの開度を制御する。また、第２圧縮機１ｂに吸入される冷媒の過熱度が、予め設定した値となるように、第２膨張弁４ｂの開度を制御する。
　ここで、予め設定した過熱度の値は、ゼロよりも大きい任意の値である。
　制御装置１００は、例えば、第１蒸発器５ａにおける冷媒の蒸発温度と、第１圧縮機１ａに吸入される冷媒の温度との差を算出して過熱度を求める。そして、過熱度が予め設定した値よりも小さい場合には、第１膨張弁４ａの開度を小さく制御する。一方、過熱度が予め設定した値よりも大きい場合には、第１膨張弁４ａの開度を大きく制御する。
　なお、第２膨張弁４ｂの開度の制御は、上述した第１冷媒回路３０ａにおける第１膨張弁４ａの制御と同様に、第２冷媒回路３０ｂに対応する構成を制御する。
　また、第１膨張弁４ａ、第２膨張弁４ｂの開度は、第１圧縮機１ａ、第２圧縮機１ｂの冷媒の吐出温度又は吐出過熱度が所定値となるように制御しても良い。
＜効果＞
　以上のように本実施の形態においては、第１冷媒回路３０ａと第２冷媒回路３０ｂとを備え、第１凝縮器２ａと第２凝縮器２ｂとが、水流路２０の水の流れに沿って直列に接続されている。
　このため、冷媒回路が１つの場合における凝縮温度と比較して、第１凝縮器２ａの凝縮温度と第２凝縮器２ｂの凝縮温度との平均温度が低下する。よって、水の設定温度が高い場合であっても、凝縮温度の上昇を抑制でき、高圧圧力の上昇を抑制できる。したがって、冷凍サイクル装置のＣＯＰが向上する。
　また、冷媒回路が１つの場合と比較して、水流路２０の水の流速を速くすることが可能となり、熱伝達率の向上が可能である。
　また、水の流れ方向の下流側に位置する第１凝縮器２ａ出口の水温が、上流側の第２凝縮器２ｂ出口よりも高くなるが、上記制御動作を行うことによって、第２冷媒回路３０ｂの加熱能力を第１冷媒回路３０ａよりも大きくするので、第１凝縮器２ａの交換熱量を下げることができ、高圧圧力の上昇が抑制される。
　なお、本実施の形態１の冷凍サイクル装置において、第１冷媒回路３０ａ内に封入された冷媒の量を、第２冷媒回路３０ｂ内に封入された冷媒の量よりも少なくしても良い。
　これにより、冷媒の量が少ない第１冷媒回路３０ａの高圧圧力を更に上昇しにくくすることができる。
　なお、第２冷媒回路３０ｂ内に封入する冷媒としてＲ３２を使用しても良い。これにより、Ｒ４１０Ａ又はＲ４０７Ｃなどの冷媒と比較して、潜熱が大きくなり、第２冷媒回路３０ｂの加熱能力を大きくし易くすることができる。よって、第１冷媒回路３０ａの凝縮温度を低減でき、高圧圧力の上昇を更に抑制できる。
　また、第２冷媒回路３０ｂ内に封入する冷媒として、動作圧力の低いＨＦＯ１２３４ｙｆ又はＲ１３４ａなどの冷媒を使用しても良い。これにより、第２冷媒回路３０ｂの耐圧に余裕ができるため、第２冷媒回路３０ｂの加熱能力を増やすことができる。よって、第１冷媒回路３０ａの凝縮温度を低減でき、高圧圧力の上昇を更に抑制できる。なお、能力増加によって第２冷媒回路３０ｂの高圧圧力が上昇するが、上記冷媒の冷媒特性として動作圧力が低いので、耐圧を向上させる必要がない。
実施の形態２．
　本実施の形態２では実施の形態１との相違点を中心に説明し、実施の形態１と同一の構成には同一の符号を付して説明を省略する。
　図２は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の構成図である。
　図２に示すように、本実施の形態２における第１冷媒回路３０ａは、上記実施の形態１に加え、第１内部熱交換器３ａと、第１バイパス配管７ａと、第３膨張弁６ａと、を更に備えている。
　第１内部熱交換器３ａは、第１凝縮器２ａと第１膨張弁４ａとの間に設けられている。
　第１バイパス配管７ａは、第１内部熱交換器３ａと第１膨張弁４ａとの間の冷媒流路を分岐し、第１圧縮機１ａの吸入側に合流する。
　第３膨張弁６ａは、第１バイパス配管７ａに設けられている。
　第１内部熱交換器３ａは、第１凝縮器２ａから流出した冷媒と、第１バイパス配管７ａに流入し第３膨張弁６ａで膨張された冷媒とを熱交換する。
　本実施の形態２における第２冷媒回路３０ｂは、上記実施の形態１に加え、第２内部熱交換器３ｂと、第２バイパス配管７ｂと、第４膨張弁６ｂと、を更に備えている。
　第２内部熱交換器３ｂは、第２凝縮器２ｂと第２膨張弁４ｂとの間に設けられている。
　第２バイパス配管７ｂは、第２内部熱交換器３ｂと第２膨張弁４ｂとの間の冷媒流路を分岐し、第２圧縮機１ｂの吸入側に合流する。
　第４膨張弁６ｂは、第２バイパス配管７ｂに設けられている。
　第２内部熱交換器３ｂは、第２凝縮器２ｂから流出した冷媒と、第２バイパス配管７ｂに流入し第４膨張弁６ｂで膨張された冷媒とを熱交換する。
＜冷媒の動作＞
　冷凍サイクル装置の運転時における冷媒の流れを、上記実施の形態１との相違点を中心に説明する。
　なお、第１冷媒回路３０ａと第２冷媒回路３０ｂの冷媒動作が同様であるため、ここでは第１冷媒回路３０ａについて説明する。
　第１凝縮器２ａを流出した気液二相状態の冷媒は、第１内部熱交換器３ａを流通し、第１バイパス配管７ａを流通する冷媒と熱交換し、液相状態の冷媒となる。
　第１内部熱交換器３ａから流出した液相状態の冷媒は、一部が第１バイパス配管７ａへ分岐し、他の一部が第１膨張弁４ａへ流入する。
　第１バイパス配管７ａへ流入した液相状態の冷媒は、第３膨張弁６ａによって減圧され圧力及び温度が低下する。
　第３膨張弁６ａを流出した冷媒は、第１内部熱交換器３ａを流通する際、第１凝縮器２ａを流出した気液二相状態の冷媒と熱交換し、第１凝縮器２ａを流出した気液二相状態の冷媒を凝縮させ液相状態にさせる。
　第１バイパス配管７ａから第１内部熱交換器３ａを通過した冷媒は、低温低圧のガス冷媒となり、第１圧縮機１ａの吸入側に合流する。
＜制御動作＞
　次に、制御装置１００の制御動作について説明する。
　制御装置１００は、以下の（１）～（４）の制御を並行して実施する。
（１）制御装置１００は、第１凝縮器２ａから流出する水の温度が、設定温度となるように、第１圧縮機１ａの回転数を制御する。
　詳細は上記実施の形態１の（１）と同様である。
（２）制御装置１００は、第２圧縮機１ｂの回転数を、第１圧縮機１ａの回転数よりも高い周波数に制御する。
　詳細は上記実施の形態１の（２）と同様である。
（３）第１凝縮器２ａから流出する冷媒の過冷却度が、予め設定した値となるように、第１膨張弁４ａの開度を制御する。また、第２凝縮器２ｂから流出する冷媒の過冷却度が、予め設定した値となるように、第２膨張弁４ｂの開度を制御する。
　ここで、予め設定した過冷却度の値は、ゼロよりも大きい任意の値である。
　制御装置１００は、例えば、高圧圧力の検出値を換算することで飽和液温度を求め、第１凝縮器２ａ出口の冷媒の温度と飽和液温度との温度差を算出し、過冷却度を求める。そして、過冷却度が予め設定した値よりも小さい場合には、第１膨張弁４ａの開度を小さく制御する。一方、過冷却度が予め設定した値よりも大きい場合には、第１膨張弁４ａの開度を大きく制御する。
　なお、第２膨張弁４ｂの開度の制御は、上述した第１冷媒回路３０ａにおける第１膨張弁４ａの制御と同様に、第２冷媒回路３０ｂに対応する構成を制御する。
（４）第１膨張弁４ａへ流入する冷媒の過冷却度が、予め設定した値となるように、第３膨張弁６ａの開度を制御する。また、第２膨張弁４ｂへ流入する冷媒の過冷却度が、予め設定した値となるように、第４膨張弁６ｂの開度を制御する。
　ここで、予め設定した過冷却度の値は、ゼロよりも大きい任意の値である。
　制御装置１００は、例えば、高圧圧力の検出値を換算することで飽和液温度を求め、第１内部熱交換器３ａ出口の冷媒の温度と飽和液温度との温度差を算出し、過冷却度を求める。そして、過冷却度が予め設定した値よりも小さい場合には、第３膨張弁６ａの開度を大きく制御する。一方、過冷却度が予め設定した値よりも大きい場合には、第１膨張弁４ａの開度を小さく制御する。
　なお、第４膨張弁６ｂの開度の制御は、上述した第１冷媒回路３０ａにおける第３膨張弁６ａの制御と同様に、第２冷媒回路３０ｂに対応する構成を制御する。
　なお、上記（３）の制御は省略し、第１凝縮器２ａ及び第２凝縮器２ｂから流出する冷媒が気液二相状態であっても良い。
＜効果＞
　以上のように本実施の形態においては、第１凝縮器２ａから流出した冷媒を第１内部熱交換器３ａにより冷却する。また、第２凝縮器２ｂから流出した冷媒を第２内部熱交換器３ｂにより冷却する。
　このため、上記実施の形態１の効果に加え、第１膨張弁４ａ及び第２膨張弁４ｂに流入する冷媒を液相状態にすることができる。よって、第１膨張弁４ａ及び第２膨張弁４ｂに流入する冷媒が気液二相状態である場合と比較して、冷媒の流動抵抗を小さくすることができる。したがって、第１膨張弁４ａ及び第２膨張弁４ｂのサイズ（口径等）を小型化することができる。
　なお、第１冷媒回路３０ａに封入される冷媒の量は、想定される水の設定温度（又は温度範囲）において、第１凝縮器２ａから流出する冷媒が二相状態となる封入量としても良い。また、第２冷媒回路３０ｂに封入される冷媒の量は、想定される水の設定温度（又は温度範囲）において、第２凝縮器２ｂから流出する冷媒が気液二相状態となる封入量としても良い。
　このように、第１凝縮器２ａ及び第２凝縮器２ｂから流出する冷媒を気液二相状態にすることで、第１凝縮器２ａ及び第２凝縮器２ｂにおける凝縮熱伝達率を向上することができる。よって、凝縮温度の上昇を抑制でき、高圧圧力の上昇を抑制できる。したがって、冷凍サイクル装置のＣＯＰが向上する。
実施の形態３．
　本実施の形態３では実施の形態２との相違点を中心に説明し、実施の形態２と同一の構成には同一の符号を付して説明を省略する。
＜構成＞
　図３は、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置の構成図である。
　図３に示すように、本実施の形態３における冷凍サイクル装置は、上記実施の形態２に加え、第２熱媒体としての水が流れる第２水流路２１と、水を送出するポンプ８ｂとを、更に備えている。なお、第２水流路２１を流れる第２熱媒体は、水に限らず、不凍液、ブライン等の流体でも良い。
　なお、第２水流路２１は、本発明における「第２熱媒体流路」に相当する。
　第１蒸発器５ａ及び第２蒸発器５ｂは、冷媒と水とを熱交換させる熱交換器によって構成されている。第１蒸発器５ａ及び第２蒸発器５ｂは、例えばプレート熱交換器である。
　第１蒸発器５ａ及び第２蒸発器５ｂは、冷媒流路を通過する冷媒を蒸発させ、気相状態にする。また、第２水流路２１を通過する水が冷却される。
　第１蒸発器５ａ及び第２蒸発器５ｂは、第２水流路２１における水の流れに沿って直列に接続されている。
　なお、第１凝縮器２ａ及び第２凝縮器２ｂの水の流れ方向の上流側と、第１蒸発器５ａ及び第２蒸発器５ｂの水の流れる方向の上流側とを一致させるのが望ましい。つまり、第１蒸発器５ａは、水の流れに対して第２蒸発器５ｂの下流側に接続されるのが望ましい。
　このような構成により、第２水流路２１を流通する水は、第２蒸発器５ｂへ流入し、冷媒と熱交換することで冷却される。第２蒸発器５ｂから流入した水は第１蒸発器５ａへ流入し、冷媒と熱交換することで更に冷却される。
　なお、本実施の形態３における制御動作は上記実施の形態２と同様である。
＜効果＞
　以上のように本実施の形態においては、第１蒸発器５ａと第２蒸発器５ｂとが、第２水流路２１の水の流れに沿って直列に接続されている。
　このため、上記実施の形態２の効果に加えて以下の効果がある。即ち、冷媒回路が１つの場合における蒸発温度と比較して、第１蒸発器５ａの蒸発温度と第２蒸発器５ｂの蒸発温度との平均温度が上昇する。したがって、冷凍サイクル装置のＣＯＰが向上する。
　また、冷媒回路が１つの場合と比較して、第２水流路２１の水の流速を速くすることが可能となる。
　また、上記実施の形態２で説明した制御動作を行うことによって、第２冷媒回路３０ｂの加熱能力を第１冷媒回路３０ａよりも大きくする場合であっても、第２蒸発器５ｂの蒸発温度が第１蒸発器５ａよりも高いため、第１冷媒回路３０ａの能力を大きくしやすい。
実施の形態４．
　上記実施の形態１～３では、第１冷媒回路３０ａと第２冷媒回路３０ｂと備え、水流路２０に直列に接続される構成について説明したが、本実施の形態４では、冷媒回路３０が１つの場合について説明する。
　図４は、実施の形態４に係る冷凍サイクル装置の構成図である。
　図４に示すように、本実施の形態７の冷凍サイクル装置は、上記実施の形態２で説明した第１冷媒回路３０ａ又は第２冷媒回路３０ｂの何れか一方のみを備える構成である。
　なお、本実施の形態４における制御動作は上記実施の形態２と同様である。
＜効果＞
　以上のように本実施の形態においては、凝縮器２から流出した冷媒を内部熱交換器３により冷却する。
　このため、膨張弁４に流入する冷媒を液相状態にすることができる。よって、膨張弁４及び膨張弁４に流入する冷媒が気液二相状態である場合と比較して、冷媒の流動抵抗を小さくすることができる。したがって、膨張弁４のサイズ（口径等）を小型化することができる。
　なお、冷媒回路３０に封入される冷媒の量は、想定される水の設定温度（又は温度範囲）において、凝縮器２から流出する冷媒が二相状態となる封入量としても良い。
　これにより、凝縮器２における凝縮熱伝達率を向上することができる。よって、凝縮温度の上昇を抑制でき、高圧圧力の上昇を抑制できる。したがって、冷凍サイクル装置のＣＯＰが向上する。
　１ａ　第１圧縮機、１ｂ　第２圧縮機、２　凝縮器、２ａ　第１凝縮器、２ｂ　第２凝縮器、３　内部熱交換器、３ａ　第１内部熱交換器、３ｂ　第２内部熱交換器、４　膨張弁、４ａ　第１膨張弁、４ｂ　第２膨張弁、５ａ　第１蒸発器、５ｂ　第２蒸発器、６ａ　第３膨張弁、６ｂ　第４膨張弁、７ａ　第１バイパス配管、７ｂ　第２バイパス配管、８　ポンプ、８ｂ　ポンプ、２０　水流路、２１　第２水流路、３０　冷媒回路、３０ａ　第１冷媒回路、３０ｂ　第２冷媒回路、１００　制御装置。

Claims (7)

  1. 　第１圧縮機、第１凝縮器、第１膨張弁、及び第１蒸発器が配管で接続され、冷媒が循環する第１冷媒回路と、
    　第２圧縮機、第２凝縮器、第２膨張弁、及び第２蒸発器が配管で接続され、冷媒が循環する第２冷媒回路と、
    　熱媒体が流れる熱媒体流路と、
    　前記第１圧縮機を少なくとも制御する制御装置と、
    を備え、
    　前記第１凝縮器及び前記第２凝縮器は、前記熱媒体と前記冷媒との熱交換を行う熱交換器によって構成され、前記熱媒体流路の前記熱媒体の流れに沿って直列に接続され、
    　前記第１凝縮器は、前記熱媒体の流れに対して前記第２凝縮器の下流側に接続され、
    　前記制御装置は、
    　前記第１凝縮器から流出する前記熱媒体の温度が、設定温度となるように、前記第１圧縮機の回転数を制御する
    ことを特徴とする冷凍サイクル装置。
  2. 　前記第１冷媒回路内に封入された前記冷媒の量が、前記第２冷媒回路内に封入された前記冷媒の量よりも少ない
    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. 　前記制御装置は、
    　前記第２圧縮機の回転数を前記第１圧縮機の回転数よりも高い周波数に制御し、
    　前記第１圧縮機に吸入される前記冷媒の過熱度が、予め設定した値となるように、前記第１膨張弁の開度を制御し、
    　前記第２圧縮機に吸入される前記冷媒の過熱度が、予め設定した値となるように、前記第２膨張弁の開度を制御する
    ことを特徴とする請求項１又は２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記第１冷媒回路は、
    　前記第１凝縮器と前記第１膨張弁との間に設けられた第１内部熱交換器と、
    　前記第１内部熱交換器と前記第１膨張弁との間の流路を分岐し、前記第１圧縮機の吸入側に合流する第１バイパス配管と、
    　前記第１バイパス配管に設けられた第３膨張弁と、を更に備え、
    　前記第１内部熱交換器は、
    　前記第１凝縮器から流出した前記冷媒と、前記第１バイパス配管に流入し前記第３膨張弁で膨張された前記冷媒とを熱交換し、
    　前記第２冷媒回路は、
    　前記第２凝縮器と前記第２膨張弁との間に設けられた第２内部熱交換器と、
    　前記第２内部熱交換器と前記第２膨張弁との間の流路を分岐し、前記第２圧縮機の吸入側に合流する第２バイパス配管と、
    　前記第２バイパス配管に設けられた第４膨張弁と、を更に備え、
    　前記第２内部熱交換器は、
    　前記第２凝縮器から流出した前記冷媒と、前記第２バイパス配管に流入し前記第４膨張弁で膨張された前記冷媒とを熱交換する
    ことを特徴とする請求項１又は２に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記制御装置は、
    　前記第２圧縮機の回転数を前記第１圧縮機の回転数よりも高い周波数に制御し、
    　前記第１膨張弁へ流入する前記冷媒の過冷却度が、予め設定した値となるように、前記第３膨張弁の開度を制御し、
    　前記第２膨張弁へ流入する前記冷媒の過冷却度が、予め設定した値となるように、前記第４膨張弁の開度を制御する
    ことを特徴とする請求項４に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　第２熱媒体が流れる第２熱媒体流路を更に備え、
    　前記第１蒸発器及び前記第２蒸発器は、
    　前記第２熱媒体と前記冷媒との熱交換を行う熱交換器によって構成され、前記第２熱媒体流路の前記第２熱媒体の流れに沿って直列に接続された
    ことを特徴とする請求項１～５の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　前記第１蒸発器は、前記熱媒体の流れに対して前記第２蒸発器の下流側に接続された
    ことを特徴とする請求項６に記載の冷凍サイクル装置。
PCT/JP2014/053558 2014-02-14 2014-02-14 冷凍サイクル装置 WO2015121993A1 (ja)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2014/053558 WO2015121993A1 (ja) 2014-02-14 2014-02-14 冷凍サイクル装置
JP2015562658A JP6272365B2 (ja) 2014-02-14 2014-02-14 冷凍サイクル装置

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2014/053558 WO2015121993A1 (ja) 2014-02-14 2014-02-14 冷凍サイクル装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2015121993A1 true WO2015121993A1 (ja) 2015-08-20

Family

ID=53799756

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2014/053558 WO2015121993A1 (ja) 2014-02-14 2014-02-14 冷凍サイクル装置

Country Status (2)

Country Link
JP (1) JP6272365B2 (ja)
WO (1) WO2015121993A1 (ja)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN109442804A (zh) * 2018-12-17 2019-03-08 上海新奥新能源技术有限公司 一种深度冷凝乏汽的双级压缩热泵循环系统
WO2019085887A1 (zh) * 2017-10-31 2019-05-09 江苏天舒电器有限公司 一种无霜、多变量耦合型热泵热风炉的控制系统及其控制方法
JPWO2020035941A1 (ja) * 2018-08-17 2021-03-11 三菱電機株式会社 フリークーリング室外機
US20220252306A1 (en) * 2019-07-15 2022-08-11 Johnson Controls Tyco IP Holdings LLP Series flow chiller system

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS54110844U (ja) * 1978-01-25 1979-08-04
JP2007183077A (ja) * 2006-01-10 2007-07-19 Ebara Corp 冷凍装置
JP2007225264A (ja) * 2006-02-27 2007-09-06 Mitsubishi Electric Corp 空気調和装置
JP2010181146A (ja) * 2010-04-01 2010-08-19 Mitsubishi Electric Corp 冷凍空調装置
JP2011252637A (ja) * 2010-06-01 2011-12-15 Panasonic Corp 冷凍サイクル装置及びその制御方法
JP2014006042A (ja) * 2012-05-28 2014-01-16 Daikin Ind Ltd 冷凍装置

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2004012127A (ja) * 2003-10-02 2004-01-15 Mitsubishi Electric Corp 可燃性冷媒を用いた冷蔵庫
JP2009052880A (ja) * 2004-03-29 2009-03-12 Mitsubishi Electric Corp ヒートポンプ給湯機
JP4807367B2 (ja) * 2008-03-13 2011-11-02 三菱電機株式会社 ヒートポンプ式給湯機
JP4740984B2 (ja) * 2008-06-19 2011-08-03 三菱電機株式会社 冷凍空調装置
JP5734031B2 (ja) * 2011-03-09 2015-06-10 三菱電機株式会社 冷凍空調装置
JP5197820B2 (ja) * 2011-09-12 2013-05-15 三菱電機株式会社 冷凍サイクル装置
JP6051401B2 (ja) * 2012-06-12 2016-12-27 パナソニックＩｐマネジメント株式会社 ヒートポンプ式冷暖房給湯装置

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS54110844U (ja) * 1978-01-25 1979-08-04
JP2007183077A (ja) * 2006-01-10 2007-07-19 Ebara Corp 冷凍装置
JP2007225264A (ja) * 2006-02-27 2007-09-06 Mitsubishi Electric Corp 空気調和装置
JP2010181146A (ja) * 2010-04-01 2010-08-19 Mitsubishi Electric Corp 冷凍空調装置
JP2011252637A (ja) * 2010-06-01 2011-12-15 Panasonic Corp 冷凍サイクル装置及びその制御方法
JP2014006042A (ja) * 2012-05-28 2014-01-16 Daikin Ind Ltd 冷凍装置

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2019085887A1 (zh) * 2017-10-31 2019-05-09 江苏天舒电器有限公司 一种无霜、多变量耦合型热泵热风炉的控制系统及其控制方法
JPWO2020035941A1 (ja) * 2018-08-17 2021-03-11 三菱電機株式会社 フリークーリング室外機
CN109442804A (zh) * 2018-12-17 2019-03-08 上海新奥新能源技术有限公司 一种深度冷凝乏汽的双级压缩热泵循环系统
CN109442804B (zh) * 2018-12-17 2024-01-30 上海新奥新能源技术有限公司 一种深度冷凝乏汽的双级压缩热泵循环系统
US20220252306A1 (en) * 2019-07-15 2022-08-11 Johnson Controls Tyco IP Holdings LLP Series flow chiller system

Also Published As

Publication number Publication date
JPWO2015121993A1 (ja) 2017-03-30
JP6272365B2 (ja) 2018-01-31

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5452138B2 (ja) 冷凍空調装置
JP6595205B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP6161005B2 (ja) 冷凍サイクル装置およびそれを備えた温水生成装置
JP5518102B2 (ja) 空調給湯複合システム
JP2011080634A (ja) 冷凍サイクル装置および温水暖房装置
JP2017161182A (ja) ヒートポンプ装置
JP6272365B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP6640579B2 (ja) 空調装置
JP2012189238A (ja) 冷凍空調装置
JP5717903B2 (ja) 冷凍空調装置
JP6272364B2 (ja) 冷凍サイクル装置
WO2018096580A1 (ja) 冷凍サイクル装置
WO2015132951A1 (ja) 冷凍装置
JP2015224845A (ja) 冷凍サイクル装置
JP6766239B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP6250428B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP6286844B2 (ja) 空調装置
JP6716037B2 (ja) 空気調和システム
JP6695033B2 (ja) ヒートポンプ装置
JP6695034B2 (ja) ヒートポンプ装置
JP5793715B2 (ja) 空気調和装置
JP2011226724A (ja) 冷凍サイクル装置及びその起動制御方法
JP2015152270A (ja) 冷凍サイクル装置
JP2020148389A (ja) 空気調和装置
JPWO2019017084A1 (ja) 冷凍サイクル装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 14882553

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2015562658

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 14882553

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1