WO2015145712A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2015145712A1
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refrigerant
expansion device
heat exchanger
pipe
refrigeration cycle
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坪江　宏明
横関　敦彦
福治 塚田
修平 多田
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日立アプライアンス株式会社
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    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
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    • 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
    • F25B2313/00—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for
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    • 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
    • F25B2400/13—Economisers

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus.
  • the global warming potential (GWP) is used as a refrigerant sealed in the refrigeration cycle device in order to minimize the impact on global warming.
  • Adoption of a small refrigerant (low GWP refrigerant) is being studied.
  • R1234yf and R1234ze (E) exist as Freon-based low GWP refrigerants.
  • R1234yf and R1234ze (E) are refrigerants having a low pressure and a low density of refrigerant at low pressure
  • the refrigerant has a low pressure side compared to refrigerants having a high pressure and a high density on the low pressure side in the refrigeration cycle, such as R410A and R32.
  • the flow rate of the refrigerant in the tank increases and the pressure loss in the low pressure piping and evaporator increases.
  • Patent Document 1 can be cited as a method for reducing the pressure loss on the low-pressure side.
  • a supercooling heat exchanger is disposed at the outlet of the condenser, and the refrigerant is flowed not only to the main pipe of the supercooling heat exchanger but also to the sub pipe, thereby reducing the flow rate of the refrigerant flowing through the main pipe. Since the flow rate of the refrigerant flowing to the low pressure side is reduced, the pressure loss on the low pressure side is reduced.
  • the supercooling heat exchanger can reduce the temperature of the refrigerant flowing on the main pipe side without reducing the pressure, and the specific enthalpy between the evaporator inlet and outlet can be increased by setting the specific enthalpy at the evaporator inlet small.
  • the cooling capacity can be secured.
  • the temperature of the refrigerant flowing through the main pipe is reduced without lowering the refrigerant pressure by the supercooling heat exchanger, and the specific enthalpy difference between the refrigerant at the evaporator inlet and outlet increases, so the refrigerant flow rate through the evaporator Even if it decreases, the fall of freezing capacity is suppressed.
  • the pressure loss on the low pressure side is reduced, the flow rate of refrigerant discharged from the compressor increases, and the pressure loss on the low pressure side tends to increase.
  • the refrigerant that flows through the main pipe by the supercooling heat exchanger Is exchanged with the low-temperature refrigerant flowing in the sub-pipe, and the specific enthalpy at the evaporator inlet is set small, so that the refrigeration capacity increases.
  • Patent Document 1 does not stipulate the refrigerant flow rate flowing to the sub-piping side of the supercooling heat exchanger, but the optimum flow rate of the refrigerant flowing to the sub-piping side in the refrigeration cycle apparatus employing the supercooling heat exchanger. Is determined by the magnitude of the effect of reducing the pressure loss on the low pressure side.
  • the refrigerant flowing through the high temperature main pipe and the refrigerant flowing through the low temperature sub pipe exchange heat, and at that time, the temperature of the low temperature refrigerant flowing through the sub pipe is determined by the connection destination of the sub pipe. It cannot be below the saturation temperature determined by the compressor suction side pressure.
  • the compressor suction side pressure increases, the refrigerant suction side refrigerant density increases, the effect of increasing the refrigerant flow rate through the evaporator is reduced, and more refrigerant flows through the sub-piping side.
  • the flow rate of the refrigerant flowing through the main pipe is reduced, and the absolute amount of refrigerant flowing through the evaporator is reduced. From the above, the refrigerating capacity may be reduced depending on the flow rate of the refrigerant flowing to the auxiliary pipe side.
  • an object of the present invention is to provide a refrigeration cycle apparatus that can suppress a decrease in the performance of the refrigeration cycle even when a refrigerant having a low density on the low pressure side in the refrigeration cycle is used.
  • the present invention provides a compressor that compresses a refrigerant, a heat source side heat exchanger that exchanges heat between outside air and the refrigerant, a first expansion device that depressurizes the refrigerant, and heats the refrigerants together.
  • R1234ze (E) is used as a refrigerant, branches from a liquid side connection pipe connecting between the first expansion device and the second expansion device, and a gas side connection pipe on the upstream side of the compressor A bypass pipe that introduces a part of the refrigerant flowing through the liquid-side connection pipe to the suction side of the compressor, and a third expansion device that is provided in the bypass pipe and depressurizes the refrigerant.
  • the supercooling heat The exchanger exchanges heat between the refrigerant flowing through the liquid side connection pipe and the refrigerant decompressed by the third expansion device, and after dividing the refrigerant flow rate through the bypass pipe and the bypass pipe, the liquid side connection
  • the ratio with respect to the flow rate of the refrigerant flowing in the pipe is 0.2 to 0.3.
  • a compressor that compresses the refrigerant, a heat source side heat exchanger that exchanges heat between the outside air and the refrigerant, a first expansion device that depressurizes the refrigerant, a supercooling heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant, and a refrigerant R1234yf or R1234ze (E) is used as the refrigerant in the refrigeration cycle apparatus in which the second expansion device for reducing the pressure and the utilization side heat exchanger for exchanging heat between the indoor air and the refrigerant are sequentially connected by piping.
  • the refrigerant branches off from the liquid side connection pipe connecting between the first expansion device and the second expansion device, and flows into the liquid side connection pipe by being connected to the compression process chamber in the compressor.
  • a bypass pipe that directly introduces a part of the refrigerant into the compressor, and a third expansion device that is provided in the bypass pipe and depressurizes the refrigerant, wherein the supercooling heat exchanger includes the liquid side connection pipe.
  • Flowing refrigerant Heat exchange is performed with the refrigerant decompressed by the third expansion device, and the ratio of the refrigerant flow rate flowing through the bypass pipe to the refrigerant flow rate flowing through the liquid side connection pipe after being diverted to the bypass pipe is 0.2 to It is characterized by 0.3.
  • the cycle system diagram which shows one embodiment by this invention.
  • the cycle system diagram which shows two embodiment by this invention. Relationship between bypass flow rate ratio and COP ratio during cooling operation (pipe length 7.5m) Relationship between bypass flow rate ratio and cooling capacity ratio during cooling operation (pipe length 30m)
  • FIG. 1 shows a cycle system diagram in the present embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus in the present embodiment includes a compressor 1 that compresses refrigerant, a heat source side heat exchanger 3 that exchanges heat between outside air and the refrigerant, a first expansion device 4 that decompresses the refrigerant, and heats the refrigerants together.
  • the supercooling heat exchanger 12 to be exchanged, the second expansion device 21 for decompressing the refrigerant, and the use side heat exchanger 22 for exchanging heat between the indoor air and the refrigerant are sequentially connected by a pipe.
  • the first expansion device 4 and the second expansion device 21 are connected by a liquid side connection pipe 7.
  • the liquid side connection pipe 7 branches to the bypass pipe 12b on the way, and joins the gas side connection pipe 8 on the upstream side of the compressor 1.
  • R1234yf or R1234ze (E) which is a refrigerant having a low density in the low pressure side region where the refrigerant becomes low pressure during the refrigeration cycle, is enclosed.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant compressed by the compressor (closed compressor) 1 is discharged from the compressor 1 together with the refrigeration oil, and the gas refrigerant passes through the four-way valve 2 to the heat source side heat exchanger 3. And heat exchanges here to condense.
  • the condensed and liquefied refrigerant passes through the fully expanded first expansion device 4, passes through the blocking valve 6, passes through the liquid side connection pipe 7, and is sent to the indoor unit 20.
  • the sent liquid refrigerant flows into the second expansion device 21, where it is decompressed to a low pressure to become a low-pressure two-phase state, and exchanges heat with the use-side medium such as air in the use-side heat exchanger 22 to evaporate / Gasify.
  • the gas refrigerant passes through the gas side connection pipe 8 and returns to the compressor 1 through the blocking valve 9 and the four-way valve 2. Excess refrigerant is stored in the accumulator 10, and the operating pressure and temperature of the refrigeration cycle are maintained in a normal state.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant compressed by the compressor 1 is discharged from the compressor 1 together with the refrigerating machine oil, and passes through the four-way valve 2, the blocking valve 9, and the gas side connection pipe 8 to the use side heat exchanger 22. It flows in, and heat-exchanges with utilization side media, such as air, here, and is condensed and liquefied.
  • the condensed and liquefied refrigerant passes through the liquid side connection pipe 7 and the blocking valve 6 and is depressurized by the first expansion device 4.
  • the heat source side heat exchanger 3 exchanges heat with a heat source medium such as air and water to evaporate and gasify. To do.
  • the evaporated and gasified refrigerant returns to the compressor 1 through the four-way valve 2.
  • the refrigerant flowing through the main flow pipe 12a of the supercooling heat exchanger 12 using the supercooling heat exchanger 12 disposed between the first expansion device 4 and the second expansion device 21 In order to reduce the temperature without reducing the pressure, the specific enthalpy of the refrigerant flowing through the main flow pipe 12a can be reduced, and the specific enthalpy difference of the refrigerant between the inlet and outlet of the use side heat exchanger 22 can be increased.
  • the cooling capacity in the use side heat exchanger 22 can be set large.
  • the third expansion device 11 is decompressed by the third expansion device 11 by opening the third expansion device 11 installed in the bypass piping 12b that is branched from the main flow portion piping 12a.
  • the low-pressure and low-temperature gas-liquid two-phase state passes through the bypass pipe 12b, exchanges heat with the high-pressure medium-temperature liquid-phase refrigerant in the mainstream pipe 12a in the supercooling heat exchanger 11, and introduces it into the inlet of the accumulator 10. Is done.
  • the supercooling heat exchanger 12 is a plate heat exchanger in which a flow path is formed so that the low-pressure refrigerant and the high-pressure refrigerant alternately flow, the low-pressure refrigerant flows through the central pipe, and the high-pressure refrigerant is the center. It may be a double pipe heat exchanger in which a flow path is formed so as to flow between this pipe and the outer pipe installed so as to cover the central pipe.
  • the flow rate of refrigerant flowing through the bypass pipe 12b is increased, the pressure loss on the low pressure side can be reduced, but the flow rate of refrigerant flowing through the main flow pipe 12a is reduced.
  • the refrigerant flowing through the main flow pipe 12a is introduced into the use side heat exchanger 22 that acts as an evaporator. Therefore, when the refrigerant flow rate flowing to the bypass pipe 12b side is increased, the refrigerant flow rate flowing to the use side heat exchanger 22 is decreased, and the refrigeration capacity is reduced.
  • the supercooling heat exchanger 12 exchanges heat between the refrigerant flowing through the main flow pipe 12a and the low-temperature refrigerant reduced in pressure by the pressure reducing device 11 disposed in the bypass pipe 12b, thereby reducing the temperature of the refrigerant flowing through the main flow pipe 12a. Since the pressure can be lowered without reducing the pressure, the specific enthalpy of the refrigerant can be set small. Therefore, the refrigerant specific enthalpy difference between the inlet and outlet of the use side heat exchanger 22 is increased, and the refrigeration capacity is expressed by the product of the refrigerant specific enthalpy difference and the refrigerant flow rate. Even if the flow rate of the flowing refrigerant decreases, it is possible to suppress a decrease in the refrigerating capacity.
  • the pressure loss on the low pressure side is reduced, the pressure on the suction side of the compressor 1 increases, the refrigerant density on the suction side of the compressor 1 increases, and the refrigerant flow rate discharged from the compressor 1 increases. Since it increases, the refrigerant
  • the specific enthalpy at the inlet of the use side heat exchanger 22 can be set smaller when the refrigerant flows through the bypass pipe 12b and heat exchange with the refrigerant flowing through the main flow section pipe 12a by the supercooling heat exchanger 12, the refrigeration capacity can be reduced. Can be increased.
  • the optimum flow rate of the refrigerant flowing to the bypass pipe 12b side in the refrigeration cycle apparatus employing the supercooling heat exchanger 12 is determined by the magnitude of the effect of reducing the pressure loss on the low pressure side.
  • heat is exchanged between the refrigerant flowing through the high temperature main pipe 12a and the refrigerant flowing through the low temperature bypass pipe 12b.
  • the temperature of the low temperature refrigerant flowing through the bypass pipe 12b is bypassed. It cannot be below the saturation temperature determined by the suction side pressure of the compressor 1 to which the pipe 12b is connected.
  • the flow rate of refrigerant flowing through the main flow section pipe 12a decreases, and the absolute amount of refrigerant flowing through the use side heat exchanger 22 decreases. From the above, depending on the refrigerant flow rate flowing to the bypass pipe 12b side, the refrigerating capacity may be reduced.
  • FIG. 3 shows the result of calculating the relationship of the COP ratio to the bypass flow ratio for an air conditioner with a cooling capacity of 12.5 kW.
  • the operating state of the refrigeration cycle is shown in the cycle simulator (for example, p.13 to p.16 of the 34th Air Conditioning and Refrigeration Union Lecture Proceedings, 2005 Annual Conference of the Japan Society of Refrigerating and Air Conditioning Engineers). The calculated value according to B204) was used.
  • the solid line in FIG. 3 shows the result when the outer diameter of the gas side connection pipe 8 is 22.2 mm, and the dotted line shows the result when 19.05 mm.
  • the pipe length from the stop valves 6 and 9 to the liquid side connection pipe 7 and the gas side connection pipe 8 is 7.5 m.
  • the bypass flow rate ratio indicates the ratio of the refrigerant flow rate flowing to the bypass pipe 12b with reference to the refrigerant flow rate flowing in the main flow pipe 12a before branching to the bypass pipe 12b
  • the COP ratio is the gas side connection pipe 8 It is a ratio with the calculated value of COP in each bypass flow rate ratio based on the calculated value of COP when the outer diameter is 22.2 mm and the bypass flow rate ratio is 0. The calculation was performed by changing the compressor speed of the compressor 1 so that the generated cooling capacity was 12.5 kW.
  • FIG. 4 shows the cooling generated in the use side heat exchanger 22 with respect to the bypass flow rate ratio for an air conditioner having a cooling capacity of 12.5 kW when the pipe length of the liquid side connection pipe 7 and the gas side connection pipe 8 is 30 m.
  • required the relationship of capability ratio by calculation is shown.
  • the solid line in FIG. 3 shows the result when the outer diameter of the gas side connection pipe 8 is 22.2 mm, and the dotted line shows the result when 19.05 mm.
  • the capacity ratio is a ratio with the calculated value of the cooling capacity at each bypass flow ratio based on the calculated value of the cooling capacity when the outer diameter of the gas side connection pipe is 22.2 mm and the bypass flow ratio is 0.
  • R1234yf and R1234ze (E) which have a low density of refrigerant at low pressure, are used as the refrigerant to be sealed in the refrigeration cycle apparatus, and the supercooling heat exchanger 12 is disposed between the first expansion device 4 and the second expansion device 21.
  • the supercooling heat exchanger 12 is configured such that the refrigerant between the first expansion device 4 and the second expansion device 21 and the third expansion device from between the first expansion device 4 and the second expansion device 21.
  • the refrigerant decompressed at 11 exchanges heat, and the decompressed refrigerant is introduced to the suction side of the compressor 1 and the first expansion device 4 and the second expansion before branching to the third expansion device 11 side.
  • the third expansion device 11 is used in a closed state during heating operation. However, even in the case of heating operation, if the pressure loss on the low pressure side is large, the third expansion device 11 is opened and the refrigerant flows through the bypass pipe 12b, whereby the pressure loss on the low pressure side is reduced and the refrigeration is performed. Since the circulation amount of the refrigerant circulating in the cycle increases and the heating capacity in the use side heat exchanger 22 acting as a condenser can be improved, the third expansion device 11 is opened as in the cooling operation, and the bypass pipe 12b is opened. In some cases, a refrigerant is allowed to flow.
  • the two expansion devices, the first expansion device 4 and the second expansion device 21, are provided in the refrigeration cycle.
  • the branch portion from the liquid side connection pipe 7 to the bypass pipe 12b and the use side One expansion device may be provided between the heat exchanger 22 and the heat exchanger 22.
  • COP ratio can be improved by setting the ratio of the refrigerant flow rate to 0.2 to 0.3.
  • the liquid side connection pipe 7 downstream from the supercooling heat exchanger 12 is branched to the bypass pipe 12b, but may be branched upstream.
  • the refrigerant divided into the bypass pipe 12 b on the upstream side is heated by the subcooling heat exchanger 12 and the refrigerant that flows to the liquid side connection pipe 7 after being decompressed by the third expansion device. They are exchanged and introduced to the upstream side of the compressor 1.
  • the gas that passes through the second expansion device 11 and introduces the gas-phase refrigerant derived from the outlet of the bypass pipe 12b after heat exchange in the supercooling heat exchanger 12 into the compression process of the compressor 1a A refrigeration cycle apparatus that can operate more efficiently than the refrigeration cycle apparatus described in Example 1 by configuring an injection refrigeration cycle will be described.
  • FIG. 2 shows a cycle system diagram showing the present embodiment.
  • the compressor 1a has a gas injection pipe 1b for introducing a gas-phase refrigerant into a portion in the middle of the step of compressing the refrigerant.
  • the refrigerant can be introduced into the compression process of the compressor 1a at a pressure higher than the suction side pressure of the compressor 1a.
  • a part of the refrigerant discharged from the compressor 1a is compressed from a pressure higher than the suction pressure of the compressor 1a. It is possible to discharge with less power than compression from the suction side pressure. Therefore, it is possible to operate the refrigeration cycle apparatus with high efficiency.

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Abstract

　冷凍サイクル内の低圧側での密度が小さい冷媒を使用しても冷凍サイクルの性能低下を抑制できる冷凍サイクル装置の提供を目的とする。　圧縮機と、熱源側熱交換器と、第１の膨張装置と、過冷却熱交換器と、第２の膨張装置と、利用側熱交換器と、が順次配管で連結されてなる冷凍サイクル装置において、Ｒ１２３４ｙｆまたはＲ１２３４ｚｅ（Ｅ）が冷媒として使用され、第１の膨張装置と第２の膨張装置との間を接続する液側接続配管から分岐し、圧縮機の上流側のガス側接続配管と接続されて液側接続配管に流れる冷媒の一部を圧縮機の吸入側に導入するバイパス配管と、バイパス配管に設けられる第３の膨張装置と、を備え、過冷却熱交換器は、液側接続配管を流れる冷媒と第３の膨張装置により減圧された冷媒とを熱交換させ、バイパス配管に流れる冷媒流量と、バイパス配管へ分流した後に液側接続配管に流れる冷媒流量との比率を０．２～０．３とする。

Description

冷凍サイクル装置
　本発明は、冷凍サイクル装置に関する。
　地球温暖化防止の観点から、冷凍サイクル装置から万が一、冷媒が漏えいした際に、地球温暖化への影響を最小限に抑える目的として、冷凍サイクル装置に封入する冷媒として地球温暖化係数（ＧＷＰ）の小さい冷媒（低ＧＷＰ冷媒）の採用が検討されている。近年、フロン系の低ＧＷＰ冷媒としてＲ１２３４ｙｆ、Ｒ１２３４ｚｅ（Ｅ）が存在する。
　しかし、Ｒ１２３４ｙｆやＲ１２３４ｚｅ（Ｅ）は圧力が低く、低圧における冷媒の密度が小さい冷媒なので、圧力が高く冷凍サイクル内の低圧側での密度が大きい冷媒、例えばＲ４１０ＡやＲ３２、に比べて、低圧側での冷媒の流速が大きくなり、低圧となる配管や蒸発器での圧力損失が大きくなる傾向にある。
　そのため、低圧側での密度が小さいＲ１２３４ｙｆやＲ１２３４ｚｅ（Ｅ）を採用した冷凍サイクル装置において、低圧側の圧力損失を低減する方法として、例えば特許文献１が挙げられる。この特許文献１では、凝縮器出口に過冷却熱交換器を配置し、過冷却熱交換器の主配管だけではなく副配管にも冷媒を流して、主配管を流れる冷媒の流量を減らすことで、低圧側に流れる冷媒の流量が減少するので、低圧側の圧力損失を低減している。
　また、過冷却熱交換器により主配管側を流れる冷媒の温度を減圧することなく低減でき、蒸発器入口の比エンタルピを小さく設定し蒸発器入口と出口との間の比エンタルピ差を大きくとることで、蒸発器に流れる冷媒流量が減少したとしても冷房能力を確保可能としている。
特開２０１１－２４２０４８号公報
　特許文献１に記載の過冷却熱交換器を採用した冷凍サイクル装置では、副配管側に流れる冷媒流量を増やすと、蒸発器に流れる冷媒流量が減少し、冷凍能力は下がる方向になる。
　一方で、過冷却熱交換器によって、主配管を流れる冷媒の温度は冷媒圧力が下がることなく低下し、蒸発器入口と出口間の冷媒の比エンタルピ差が大きくなるため、蒸発器を流れる冷媒流量が減少したとしても、冷凍能力の低下は抑制される。
　また、低圧側の圧力損失が低減されることで、圧縮機から吐出される冷媒流量が増加し、低圧側の圧力損失が増加する傾向となるが、過冷却熱交換器により主配管を流れる冷媒が副配管を流れる低温冷媒と熱交換され、蒸発器入口の比エンタルピが小さく設定されるので、冷凍能力は増加する。
　ここで、特許文献１には過冷却熱交換器の副配管側に流れる冷媒流量について規定されていないが、過冷却熱交換器を採用した冷凍サイクル装置での副配管側に流れる冷媒の最適流量は、低圧側の圧力損失の低減効果の大小によって決まる。過冷却熱交換器では高温となる主配管を流れる冷媒と低温となる副配管を流れる冷媒とが熱交換するが、その際に、副配管を流れる低温の冷媒の温度は副配管の接続先である圧縮機吸入側圧力によって決まる飽和温度以下にはなり得ない。したがって、主配管を流れる冷媒の温度の下限値が存在し、副配管に流す冷媒を多く設定しても、主配管を流れる冷媒の温度を下限値以下に設定することはできない。
　そのため、低圧側の圧力損失の低減効果が小さい場合は、副配管側に多くの冷媒を流すと、主配管を流れる冷媒の温度は任意の温度までは低下するが、低圧側の圧力損失の低減により圧縮機吸入側圧力が上昇し、圧縮機吸入側の冷媒の密度が増加し、蒸発器を流れる冷媒流量の増加の効果が小さくなり、さらに、副配管側に多くの冷媒が流れているので主配管を流れる冷媒流量が減少し、蒸発器に流れる冷媒の絶対量が小さくなる。以上より、副配管側に流す冷媒流量によっては、冷凍能力が低下する可能性がある。
　そこで、本発明の目的は、冷凍サイクル内の低圧側での密度が小さい冷媒を使用しても冷凍サイクルの性能低下を抑制できる冷凍サイクル装置を提供することにある。
　上記課題を解決するために、本発明は、冷媒を圧縮する圧縮機と、外気と冷媒とを熱交換させる熱源側熱交換器と、冷媒を減圧させる第１の膨張装置と、冷媒同士を熱交換させる過冷却熱交換器と、冷媒を減圧させる第２の膨張装置と、室内空気と冷媒とを熱交換させる利用側熱交換器と、が順次配管で連結されてなる冷凍サイクル装置において、Ｒ１２３４ｙｆまたはＲ１２３４ｚｅ（Ｅ）が冷媒として使用され、前記第１の膨張装置と前記第２の膨張装置との間を接続する液側接続配管から分岐し、前記圧縮機の上流側のガス側接続配管と接続されることで前記液側接続配管に流れる冷媒の一部を前記圧縮機の吸入側に導入するバイパス配管と、前記バイパス配管に設けられて冷媒を減圧する第３の膨張装置と、を備え、前記過冷却熱交換器は、前記液側接続配管を流れる冷媒と前記第３の膨張装置により減圧された冷媒とを熱交換させ、前記バイパス配管に流れる冷媒流量と、前記バイパス配管へ分流した後に前記液側接続配管に流れる冷媒流量との比率が０．２～０．３であることを特徴とする。
　また、冷媒を圧縮する圧縮機と、外気と冷媒とを熱交換させる熱源側熱交換器と、冷媒を減圧させる第１の膨張装置と、冷媒同士を熱交換させる過冷却熱交換器と、冷媒を減圧させる第２の膨張装置と、室内空気と冷媒とを熱交換させる利用側熱交換器と、が順次配管で連結されてなる冷凍サイクル装置において、Ｒ１２３４ｙｆまたはＲ１２３４ｚｅ（Ｅ）が冷媒として使用され、前記第１の膨張装置と前記第２の膨張装置との間を接続する液側接続配管から分岐し、前記圧縮機内の圧縮過程の部屋に接続されることで前記液側接続配管に流れる冷媒の一部を前記圧縮機内へ直接導入するバイパス配管と、前記バイパス配管に設けられて冷媒を減圧する第３の膨張装置と、を備え、前記過冷却熱交換器は、前記液側接続配管を流れる冷媒と前記第３の膨張装置により減圧された冷媒とを熱交換させ、前記バイパス配管に流れる冷媒流量と、前記バイパス配管へ分流した後に前記液側接続配管に流れる冷媒流量との比率が０．２～０．３であることを特徴とする。
　本発明によれば、低圧冷媒を使用しても冷凍サイクルの性能低下を抑制できる冷凍サイクル装置を提供することが可能である。
本発明による一実施の形態を示すサイクル系統図。 本発明による二実施の形態を示すサイクル系統図。 冷房運転時のバイパス流量比とCOP比の関係（配管長７．５ｍ） 冷房運転時のバイパス流量比と冷房能力比の関係（配管長３０ｍ）
　以下本発明の実施の形態について図を参照して説明する。
　以下に本発明の一実施の形態について説明する。図１は本実施の形態におけるサイクル系統図を示す。
　本実施例における冷凍サイクル装置は、冷媒を圧縮する圧縮機１と、外気と冷媒とを熱交換させる熱源側熱交換器３と、冷媒を減圧させる第１の膨張装置４と、冷媒同士を熱交換させる過冷却熱交換器１２と、冷媒を減圧させる第２の膨張装置２１と、室内空気と冷媒とを熱交換させる利用側熱交換器２２と、が順次配管で連結されて構成される。
　第１の膨張装置４と第２の膨張装置２１との間は液側接続配管７で接続される。液側接続配管７は途中でバイパス配管１２ｂに分岐し、圧縮機１の上流側のガス側接続配管８に合流する。熱源側熱交換器３からバイパス配管１２ｂに分岐する分岐部までの液側接続配管７を主流部配管１２ａとする。また、上記のように構成した冷凍サイクル装置内には、冷凍サイクル途中において冷媒が低圧となる低圧側領域で密度が小さい冷媒であるＲ１２３４ｙｆまたはＲ１２３４ｚｅ（Ｅ）を封入している。
　冷房運転の場合、圧縮機（密閉式圧縮機）１で圧縮された高温高圧のガス冷媒は冷凍機油と共に圧縮機１から吐出され、ガス冷媒が四方弁２を経て、熱源側熱交換器３へと流入し、ここで熱交換して凝縮液化する。凝縮液化した冷媒は全開とされた第１の膨張装置４を通り、阻止弁６を通り、液側接続配管７を経て、室内機２０へ送られる。送られた液冷媒は、第２の膨張装置２１へ流入し、ここで低圧まで減圧されて低圧二相状態となり、利用側熱交換器２２で空気等の利用側媒体と熱交換して蒸発・ガス化する。その後、ガス冷媒はガス側接続配管８を通り、阻止弁９、四方弁２を経て圧縮機１へ戻る。余剰冷媒はアキュムレータ１０に貯留され、冷凍サイクルの運転圧力、温度が正常な状態に保たれる。
　暖房運転の場合、圧縮機１で圧縮された高温高圧のガス冷媒は冷凍機油と共に圧縮機１から吐出され、四方弁２、阻止弁９、ガス側接続配管８を経て利用側熱交換器２２へ流入し、ここで空気等の利用側媒体と熱交換して凝縮液化する。凝縮液化した冷媒は、液側接続配管７、阻止弁６を経て、第１の膨張装置４で減圧され熱源側熱交換器３で空気・水等の熱源媒体と熱交換して蒸発・ガス化する。蒸発・ガス化した冷媒は四方弁２を経て圧縮機１へ戻る。
　主に冷房運転の場合、第１の膨張装置４と第２の膨張装置２１との間に配置した過冷却熱交換器１２を用いて、過冷却熱交換器１２の主流部配管１２ａを流れる冷媒を減圧することなく温度を下げるため、主流部配管１２ａを流れる冷媒の比エンタルピを低下させ、利用側熱交換器２２の入口と出口の間の冷媒の比エンタルピ差を大きく取ることができるので、利用側熱交換器２２での冷房能力を大きく設定することができる。
　このとき、主流部配管１２ａから分岐したバイパス配管１２ｂに設置した第３の膨張装置１１を開けることで、主流部配管１２ａを分岐した高圧中温の液相冷媒が第３の膨張装置１１によって減圧され、低圧低温の気液二相の状態となってバイパス配管１２ｂを通過し、過冷却熱交換器１１で主流部配管１２ａの高圧中温の液相冷媒と熱交換して、アキュムレータ１０の入口に導入される。
　ここで、過冷却熱交換器１２は低圧冷媒と高圧冷媒とが交互に流れるように流路を形成したプレート式熱交換器であっても、低圧冷媒が中心の配管を流れ、高圧冷媒が中心の配管と中心の配管を覆うように設置した外側の配管との間を流れるように流路を形成した二重管式熱交換器であっても良い。
　パイパス配管１２ｂに流れる冷媒流量を増やすと、低圧側の圧力損失を低減することは可能ではあるが、主流部配管１２ａを流れる冷媒流量が減る。主流部配管１２ａを流れる冷媒は蒸発器として作用する利用側熱交換器２２に導入される。そのため、バイパス配管１２ｂ側に流れる冷媒流量を増やすと、利用側熱交換器２２に流れる冷媒流量が減少し、冷凍能力は下がる方向になる。
　しかし、過冷却熱交換器１２によって、主流部配管１２ａを流れる冷媒がバイパス配管１２ｂに配置した減圧装置１１によって減圧された低温の冷媒と熱交換することで、主流配管１２ａを流れる冷媒の温度を減圧することなく下げることができるので、冷媒の比エンタルピを小さく設定することができる。そのため、利用側熱交換器２２入口と出口間の冷媒の比エンタルピ差が大きくなり、冷凍能力は冷媒の比エンタルピ差と冷媒流量との積で表されることから、利用側熱交換器２２を流れる冷媒流量が減少したとしても、冷凍能力の低下を抑制することができる。
　さらに、低圧側の圧力損失が低減されることから、圧縮機１の吸入側の圧力が上昇して圧縮機１の吸入側の冷媒の密度が増加し、圧縮機１から吐出される冷媒流量が増加するので、利用側熱交換器２２に流れる冷媒流量は増加する。このとき、低圧側の冷媒流量が増加するため低圧側の圧力損失が増加する傾向となるが、低圧側が、たとえバイパス配管１２ｂに冷媒を流す前の圧力損失と同等になるほどの冷媒流量になったとしても、バイパス配管１２ｂに冷媒を流し過冷却熱交換器１２により主流部配管１２ａを流れる冷媒と熱交換した方が、利用側熱交換器２２入口の比エンタルピが小さく設定できるので、冷凍能力を増加することができる。
　ここで、過冷却熱交換器１２を採用した冷凍サイクル装置でのバイパス配管１２ｂ側に流れる冷媒の最適流量は、低圧側の圧力損失の低減効果の大小によって決まる。過冷却熱交換器１２では高温となる主流部配管１２ａを流れる冷媒と低温となるバイパス配管１２ｂを流れる冷媒とが熱交換するが、その際に、バイパス配管１２ｂを流れる低温の冷媒の温度はバイパス配管１２ｂの接続先である圧縮機１の吸入側圧力によって決まる飽和温度以下にはなり得ない。そのため、主流部配管１２ａを流れる冷媒の温度の下限値が存在し、 バイパス配管１２ｂに流す冷媒を多く設定しても、主流部配管１２ａを流れる冷媒の温度を下限値以下に設定することはできない。
　そのため、低圧側の圧力損失の低減効果が小さい場合は、バイパス配管１２ｂ側に多くの冷媒を流すと、主流部配管１２ａを流れる冷媒の温度は任意の温度までは低下するが、低圧側の圧力損失の低減により圧縮機１の吸入側圧力が上昇し、圧縮機１の吸入側の冷媒の密度が増加し、利用側熱交換器２２を流れる冷媒流量の増加の効果が小さくなり、さらに、バイパス配管１２ｂ側に多くの冷媒が流れているので主流部配管１２ａを流れる冷媒流量が減少し、利用側熱交換器２２に流れる冷媒の絶対量が小さくなる。以上より、バイパス配管１２ｂ側に流す冷媒流量によっては、冷凍能力が低下する可能性がある。
　図３は、冷房能力１２．５ｋＷの空調機を対象としたバイパス流量比に対するＣＯＰ比の関係を計算により求めた結果を示す。以下の検討には冷凍サイクルの運転状態をサイクルシミュレータ（例えば、第３４回空気調和・冷凍連合講演会論文集のｐ．１３～ｐ．１６、２００５年度日本冷凍空調学会年次大会講演論文集のＢ２０４）による計算値を使用した。図３中の実線はガス側接続配管８の外径が２２．２ｍｍの場合の結果を、点線は１９．０５ｍｍの場合の結果を示す。阻止弁６、９から液側接続配管７およびガス側接続配管８までの配管長は７．５ｍである。
　ここで、バイパス流量比はバイパス配管１２ｂに分岐する前の主流部配管１２ａに流れる冷媒流量を基準としたパイパス配管１２ｂ側に流れる冷媒流量との比率を示し、ＣＯＰ比はガス側接続配管８の外径２２．２ｍｍ、バイパス流量比０のときのＣＯＰの計算値を基準とした各バイパス流量比におけるＣＯＰの計算値との比率である。発生する冷房能力は１２．５ｋＷとなるように、圧縮機１の圧縮機回転数を変化させて計算した。
　図３から、冷房運転におけるガス側接続配管８の配管径を変化、つまり低圧側の圧力損失を変化させても、パイパス流量比０．２～０．３の範囲でＣＯＰ比が最も高くなることがわかる。
　次に、液側接続配管７およびガス側接続配管８の配管長が長くなった場合の影響について記載する。図４は、液側接続配管７およびガス側接続配管８の配管長が３０ｍの場合の冷房能力１２．５ｋＷの空調機を対象としたバイパス流量比に対する利用側熱交換器２２にて発生する冷房能力比の関係を計算により求めた結果を示す。図３中の実線はガス側接続配管８の外径が２２．２ｍｍの場合の結果を、点線は１９．０５ｍｍの場合の結果を示す。今回は圧縮機１の圧縮機回転数を一定として計算した。能力比はガス側接続配管の外径２２．２ｍｍ、バイパス流量比０のときの冷房能力の計算値を基準とした各バイパス流量比における冷房能力の計算値との比率である。
　図４においても、冷房運転におけるガス側接続配管８の配管径を変化、つまり低圧側の圧力損失を変化させても、パイパス流量比０．２～０．３の範囲で能力比が最も高くなることがわかる。
　なお、配管長３０ｍの場合、配管長による圧力損失によって圧縮機１吸入側の圧力が下がり、冷媒流量が減少し冷房能力が低下するため、図４では縦軸を冷房能力としている。一方、配管長７．５ｍでは冷房能力は確保できるため、ＣＯＰ比を用いている。
　以上より、冷凍サイクル装置に封入する冷媒として低圧における冷媒の密度が小さいＲ１２３４ｙｆやＲ１２３４ｚｅ（Ｅ）とし、第１の膨張装置４と第２の膨張装置２１の間に過冷却熱交換器１２を配置すると共に、過冷却熱交換器１２は、第１の膨張装置４と第２の膨張装置２１の間の冷媒と第１の膨張装置４と第２の膨張装置２１の間から第３の膨張装置１１にて減圧した冷媒とを熱交換し、減圧した冷媒は前記圧縮機１の吸入側に導入され、第３の膨張装置１１側に分岐する前の第１の膨張装置４と第２の膨張装置２１の間の冷媒流量に対する第３の膨張装置１１を通過する冷媒流量の比率を０．２～０．３の範囲に設定することにより、冷凍サイクルの性能低下を抑制した、高効率で地球温暖化防止に配慮した冷凍サイクル装置を提供することが可能である。
　なお、基本的には暖房運転時は第３の膨張装置１１は閉止した状態で使用する。ただし、暖房運転の場合においても、低圧側の圧力損失が大きい場合には、第３の膨張装置１１を開けて、バイパス配管１２ｂに冷媒を流すことで、低圧側の圧力損失が低減され、冷凍サイクルを循環する冷媒循環量が増加し、凝縮器として作用する利用側熱交換器２２での暖房能力を向上することができるので、冷房運転同様に第３の膨張装置１１を開けてバイパス配管１２ｂに冷媒を流す場合がある。
　また、本実施例では、第１の膨張装置４および第２の膨張装置２１の２つの膨張装置を冷凍サイクルに設けているが、液側接続配管７からバイパス配管１２ｂへの分岐部と利用側熱交換器２２との間に１つの膨張装置を設ける構成としても良い。このような構成でも、冷房運転においてバイパス配管１２ｂへ冷媒を分流し過冷却熱交換器１２により液側接続配管７を流れる冷媒の過冷却が可能であるため、液側接続配管７とバイパス配管１２ｂとの冷媒流量の比率を０．２～０．３とすることで、ＣＯＰ比を向上させることができる。
　また、本実施例では、冷房運転時において過冷却熱交換器１２より下流側の液側接続配管７でバイパス配管１２ｂへ分岐しているが、上流側で分岐させても良い。上流側でバイパス配管１２ｂへ分流した冷媒は、図１に示す場合と同様に第３の膨張装置で減圧されたあと液側接続配管７に流れた方の冷媒と過冷却熱交換器１２により熱交換し、圧縮機１の上流側へ導入される。
　本実施例では、第２の膨張装置１１を通過し、過冷却熱交換器１２にて熱交換した後のバイパス配管１２ｂの出口から導出するガス相冷媒を圧縮機１ａの圧縮過程に導入するガスインジェクション冷凍サイクルを構成することで、実施例１に記載した冷凍サイクル装置よりもさらに高効率な運転が可能となる冷凍サイクル装置について記載する。
　図２は本実施の形態を示すサイクル系統図を示す。圧縮機１ａには冷媒を圧縮する工程の途中の部分にガス相の冷媒を導入するためのガスインジェクション配管１ｂを有している。
　ガスインジェクション配管１ｂは、圧縮工程の途中に設置されているので、圧縮機１ａの吸入側圧力よりも高い圧力にて圧縮機１ａの圧縮工程に冷媒を導入することが可能である。
　そのため、ガスインジェクション配管１ｂを有する圧縮機１ａでは、圧縮機１ａから吐出される冷媒の一部は圧縮機１ａの吸入圧力よりも高い圧力から圧縮されているので、全ての冷媒を圧縮機１ａの吸入側圧力から圧縮するよりも少ない動力で吐出することが可能となる。ゆえに、高効率に冷凍サイクル装置を運転することが可能である。
　１、１ａ…圧縮機、１ｂ…ガスインジェクション配管、２…四方弁、３…熱源機側熱交換器、４…第１の膨張装置、２１…第２の膨張装置、６、９…阻止弁、７…液側接続配管、８…ガス側接続配管、１０…アキュムレータ、１１…第３の膨張装置、１２…過冷却熱交換器、１２ａ…主流部配管、１２ｂ…バイパス配管、２０…室内機、２２…利用側熱交換器、４０、４１…室外機、

Claims (3)

  1. 　冷媒を圧縮する圧縮機と、外気と冷媒とを熱交換させる熱源側熱交換器と、冷媒を減圧させる第１の膨張装置と、冷媒同士を熱交換させる過冷却熱交換器と、冷媒を減圧させる第２の膨張装置と、室内空気と冷媒とを熱交換させる利用側熱交換器と、が順次配管で連結されてなる冷凍サイクル装置において、
    　Ｒ１２３４ｙｆまたはＲ１２３４ｚｅ（Ｅ）が冷媒として使用され、
    　前記第１の膨張装置と前記第２の膨張装置との間を接続する液側接続配管から分岐し、前記圧縮機の上流側のガス側接続配管と接続されることで前記液側接続配管に流れる冷媒の一部を前記圧縮機の吸入側に導入するバイパス配管と、
    　前記バイパス配管に設けられて冷媒を減圧する第３の膨張装置と、を備え、
    　前記過冷却熱交換器は、前記液側接続配管を流れる冷媒と前記第３の膨張装置により減圧された冷媒とを熱交換させ、
    　前記バイパス配管に流れる冷媒流量と、前記バイパス配管へ分流した後に前記液側接続配管に流れる冷媒流量との比率が０．２～０．３であることを特徴とする冷凍サイクル装置。
  2. 　冷媒を圧縮する圧縮機と、外気と冷媒とを熱交換させる熱源側熱交換器と、冷媒を減圧させる第１の膨張装置と、冷媒同士を熱交換させる過冷却熱交換器と、冷媒を減圧させる第２の膨張装置と、室内空気と冷媒とを熱交換させる利用側熱交換器と、が順次配管で連結されてなる冷凍サイクル装置において、
    　Ｒ１２３４ｙｆまたはＲ１２３４ｚｅ（Ｅ）が冷媒として使用され、
    　前記第１の膨張装置と前記第２の膨張装置との間を接続する液側接続配管から分岐し、前記圧縮機内の圧縮過程の部屋に接続されることで前記液側接続配管に流れる冷媒の一部を前記圧縮機内へ直接導入するバイパス配管と、
    　前記バイパス配管に設けられて冷媒を減圧する第３の膨張装置と、を備え、
    　前記過冷却熱交換器は、前記液側接続配管を流れる冷媒と前記第３の膨張装置により減圧された冷媒とを熱交換させ、
    　前記バイパス配管に流れる冷媒流量と、前記バイパス配管へ分流した後に前記液側接続配管に流れる冷媒流量との比率が０．２～０．３であることを特徴とする冷凍サイクル装置。
  3. 　請求項１または請求項２に記載の冷凍サイクル装置において、
    　前記過冷却熱交換器は、プレート式または２重管式であることを特徴とする冷凍サイクル装置。
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