WO2016046876A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2016046876A1
WO2016046876A1 PCT/JP2014/075053 JP2014075053W WO2016046876A1 WO 2016046876 A1 WO2016046876 A1 WO 2016046876A1 JP 2014075053 W JP2014075053 W JP 2014075053W WO 2016046876 A1 WO2016046876 A1 WO 2016046876A1
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expansion valve
refrigerant
pressure
refrigeration cycle
degree
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PCT/JP2014/075053
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Inventor
加藤　央平
青木　正則
Original Assignee
三菱電機株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus that performs two-stage expansion.
  • Conventional refrigeration cycle devices generally have a circuit configuration in which two expansion valves are arranged in series with respect to the refrigerant circuit, and a liquid receiver is provided between these expansion valves to expand the high-pressure side liquid refrigerant in two stages.
  • control is performed to adjust the opening degrees of the two expansion valves and adjust the refrigerant temperature (supercooling degree) at the condenser outlet (see Patent Document 1).
  • the opening degree of the expansion valve is adjusted by the degree of supercooling of the refrigerant at the condenser outlet, but the performance of the heat exchanger is high with respect to the amount of heat to be processed (for example, at low load). Even if the upstream side expansion valve is throttled, the high pressure is unlikely to change. Under these conditions, if the resolution of the temperature sensor disposed at the outlet of the condenser is rough, the degree of supercooling cannot be detected accurately, and the degree of supercooling cannot be controlled properly.
  • the present invention has been made to solve such problems.
  • a refrigeration cycle apparatus that performs two-stage expansion
  • the degree of supercooling is accurately detected even at low loads, and the opening degree of each expansion valve is controlled. It aims at providing the refrigerating-cycle apparatus which can be performed appropriately.
  • a refrigeration cycle apparatus is a refrigeration cycle apparatus in which a compressor, a first heat exchanger, a first expansion valve, a refrigerant container, a second expansion valve, and a second heat exchanger are connected in this order.
  • a high pressure detecting means for detecting a refrigerant pressure between the discharge side of the first expansion valve and the first expansion valve; an intermediate pressure detecting means for detecting a refrigerant pressure between the first expansion valve and the second expansion valve;
  • Control means for controlling the opening degree of the expansion valve and the second expansion valve, and the control means includes a high pressure value detected by the high pressure detection means and an intermediate pressure value detected by the intermediate pressure detection means. Are used to control the opening of the first expansion valve.
  • the refrigeration cycle apparatus in the refrigeration cycle apparatus performing two-stage expansion, based on the high pressure value detected by the high pressure detection means and the intermediate pressure value detected by the intermediate pressure detection means. Since the opening degree of the expansion valve on the upstream side is controlled, the degree of supercooling can be accurately detected even when the load is low, and the opening degree control of each expansion valve can be appropriately performed.
  • FIG. 1 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1.
  • FIG. 2 is a Mollier diagram of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1.
  • FIG. 3 is a control flow of an upstream side expansion valve according to the first embodiment.
  • FIG. 3 is a diagram for explaining a dead zone of an upstream side expansion valve according to the first embodiment.
  • FIG. 5 is a diagram for explaining the operation of the upstream side expansion valve according to the first embodiment.
  • 3 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2.
  • FIG. 6 is a Mollier diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2.
  • FIG. 6 is a graph showing a relationship between a Cv value and an opening degree of an expansion valve according to Embodiment 3.
  • FIG. ⁇ Configuration> 1 is a configuration diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1.
  • FIG. FIG. 2 is a Mollier diagram of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1.
  • the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1 includes a compressor 1, a first heat exchanger 2, a first expansion valve 3a, a second expansion valve 3b, a second heat exchanger 4, and a refrigerant container 5.
  • the four-way valve 6 is connected.
  • the refrigerant container 5 is provided between the first expansion valve 3a and the second expansion valve 3b.
  • a high pressure detecting means 41 for detecting a high pressure from the discharge side of the compressor 1 to the upstream side of the first expansion valve 3a and the second expansion valve 3b, the first expansion valve 3a and the first expansion valve 3a.
  • the two expansion valves 3b there are provided an expansion valve outlet on the upstream side and an intermediate pressure detecting means 42 for detecting the pressure to the expansion valve inlet on the downstream side. Then, the opening degree of the expansion valve upstream is determined from the high pressure detected by the high pressure detecting means 41 and the intermediate pressure detected by the intermediate pressure detecting means 42, and the control for controlling the opening degree of the expansion valve is determined.
  • a device 50 is provided.
  • the state change of the refrigerant on the Mollier diagram will be described by associating the points A to G on FIG. 1 with the refrigerant states (points A to G) on FIG.
  • the case where the 1st heat exchanger 2 becomes a condenser and the 2nd heat exchanger 4 becomes an evaporator in the refrigerant circuit shown in FIG. 1 is described.
  • the refrigerant sucked into the compressor 1 by the low-pressure gas refrigerant (point A) is discharged from the compressor 1 and becomes a high-pressure gas refrigerant (point B).
  • the high pressure detected by the high pressure detection means 41 becomes the high pressure Ph.
  • the gas refrigerant flowing into the first heat exchanger 2 decreases in enthalpy and condenses, becomes a high-pressure liquid refrigerant (point D) with a supercooling degree (SC), and flows into the first expansion valve 3a.
  • the refrigerant decompressed by the first expansion valve 3a from the outlet (point D) of the condenser flows into the refrigerant container 5 as a saturated liquid (point E).
  • the pressure in the refrigerant container 5 measured by the intermediate pressure detection means 42 becomes the intermediate pressure Pm.
  • the refrigerant in the refrigerant container 5 is in a two-phase state of a liquid part and a gas part, that is, a saturated state.
  • Excess refrigerant generated by the operating state of the refrigeration cycle apparatus is stored in the refrigerant container 5.
  • the saturated liquid in the refrigerant container 5 is further depressurized by the second expansion valve 3b to be in a low-pressure gas-liquid two-phase state (point G), evaporated by the second heat exchanger 4 (evaporator), and returned to the compressor 1 again. Sucked.
  • the condenser outlet enthalpy Hco is the saturated liquid enthalpy at the intersection of the medium pressure Pm and the saturated liquid line in the Mollier diagram. It becomes equal to Hm and can be calculated
  • the refrigerant temperature Tco at the outlet of the condenser can be obtained from the intersection of the high pressure Ph at the outlet of the condenser on the Mollier diagram and the enthalpy Hco of the condenser outlet by a function of the following equation. ... (2)
  • the supercooling degree SCco at the outlet of the condenser can be obtained from the following equation by calculating the saturation temperature CT of the condenser from the high pressure Ph. ... (3)
  • the supercooling degree SC at the outlet of the condenser can be calculated from the high pressure Ph and the intermediate pressure Pm without detecting the outlet refrigerant temperature of the condenser.
  • FIG. 3 is a control flow of the upstream side expansion valve according to the first embodiment.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining a dead zone of the upstream side expansion valve according to the first embodiment.
  • FIG. 5 is a diagram for explaining the operation of the upstream side expansion valve according to the first embodiment.
  • the control device 50 obtains information on the high pressure Ph detected by the high pressure detecting means 41, the intermediate pressure Pm detected by the intermediate pressure detecting means 42, and the opening degree of the first expansion valve 3a.
  • the pressure detecting means may directly detect the high pressure Ph and the intermediate pressure Pm, or may detect the saturation temperature at the corresponding location and indirectly convert the pressure into the refrigerant saturation pressure. It may be detected.
  • the saturated liquid enthalpy Hm is calculated from the intermediate pressure Pm from the approximate physical property formula on the Mollier diagram. As described above, the saturated liquid enthalpy Hm is equal to the condenser outlet enthalpy Hco.
  • the refrigerant temperature Tco at the condenser outlet is calculated from the intersection of the condenser outlet enthalpy Hco and the high-pressure pressure Ph by a physical property approximate expression.
  • the condenser saturation temperature CT is calculated from the high pressure Ph.
  • the opening degree of the first expansion valve 3a which becomes the upstream side expansion valve is determined.
  • the next expansion valve opening degree LP (i + 1) is calculated from the following equation using the current supercooling degree SCco and the target supercooling degree SC * . ... (4) ... (5)
  • ⁇ represents a proportional coefficient
  • ⁇ represents a correction coefficient depending on the operation state of the cycle.
  • a dead zone (a range in which the first expansion valve 3a is not moved) having a width of a predetermined temperature H [° C.] is provided above and below the target supercooling degree SC * , and the current supercooling degree SCco
  • the first expansion valve 3a may be controlled so as not to be excessively operated by operating, for example, the first expansion valve 3a that becomes the upstream expansion valve when the dead zone exceeds the dead zone.
  • the target SC * as shown in FIG. 5
  • the target intermediate pressure temperature Tm * may be obtained from the current high pressure Ph, and the expansion valve opening LP (i) may be controlled so that the current intermediate pressure temperature Tm becomes the target intermediate pressure temperature Tm * .
  • the degree of supercooling of the refrigerant is not detected by the temperature detection means installed at the outlet of the condenser. Therefore, the degree of supercooling hardly changes at low loads due to the characteristics of the refrigeration cycle apparatus. Even under the conditions, the degree of supercooling at the outlet of the condenser can be detected appropriately, and the opening degree of the expansion valve can be adjusted to control the refrigeration cycle apparatus. Therefore, in a refrigeration cycle apparatus that performs two-stage expansion, the degree of supercooling can be accurately detected even at low loads, and the opening degree control of each expansion valve can be appropriately performed. Further, in the conventional refrigerant circuit that can be switched between warm and hot, it is possible to eliminate the temperature detection means at the outlet of the condenser, which is necessary for each of the heat source side heat exchanger and the load side heat exchanger.
  • FIG. ⁇ Configuration> FIG. 6 is a configuration diagram of the refrigeration cycle apparatus according to the second embodiment.
  • FIG. 7 is a Mollier diagram of the refrigeration cycle apparatus according to the second embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2 is configured as shown in FIG. Only differences from the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1 will be described.
  • the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2 is a refrigerant heat exchanger that exchanges heat between the low-pressure refrigerant sucked by the compressor 1 and the intermediate-pressure refrigerant flowing between the first expansion valve 3a and the second expansion valve 3b. 20 is provided.
  • the heat transfer tube used in the refrigerant heat exchanger 20 may be a general circular tube or a tube whose surface is processed with protrusions or the like to improve the heat transfer area or heat transfer rate. Further, a flat heat transfer tube having a large surface area may be used. The arrangement of the heat transfer tubes may be stacked in the circumferential direction of the refrigerant container 5 or may be stacked in the vertical direction.
  • low pressure detection means 43 for detecting the pressure from the outlet of the expansion valve on the downstream side of the first expansion valve 3a and the second expansion valve 3b to the suction side of the compressor 1 is provided. Then, the high pressure Ph detected by the high pressure detection means 41, the medium pressure Pm detected by the medium pressure detection means 42, and the expansion valve opened upstream from the low pressure Pe detected by the low pressure detection means 43 are opened.
  • a control device 50 for determining the degree and controlling each expansion valve is provided. At this time, each pressure detecting means may directly detect the high pressure Ph, the intermediate pressure Pm, and the low pressure Pe, or may detect the saturation temperature at the corresponding location and convert it to the refrigerant saturation pressure. The pressure may be indirectly detected.
  • the state change of the refrigerant on the Mollier diagram will be described by associating the points A to G on FIG. 6 with the refrigerant states (points A to G) on FIG.
  • the refrigerant circuit shown in FIG. 6 the case where the first heat exchanger 2 is a condenser and the second heat exchanger 4 is an evaporator will be described.
  • the refrigerant sucked into the compressor 1 by the low-pressure gas refrigerant (point A) is discharged from the compressor 1 and becomes a high-pressure gas refrigerant (point B).
  • the high pressure detected by the high pressure detection means 41 becomes the high pressure Ph.
  • the gas refrigerant flowing into the first heat exchanger 2 decreases in enthalpy and condenses, becomes a high-pressure liquid refrigerant (point D) with a supercooling degree (SC), and flows into the first expansion valve 3a.
  • the refrigerant decompressed by the first expansion valve 3a from the outlet (point D) of the condenser becomes a gas-liquid two-phase refrigerant and flows into the refrigerant container 5 (point E).
  • the gas-liquid two-phase refrigerant in the refrigerant container 5 is cooled by the refrigerant heat exchanger 20 through which the low-pressure refrigerant flows, and becomes a saturated liquid (point F).
  • the pressure in the refrigerant container 5 measured by the intermediate pressure detection means 42 becomes the intermediate pressure Pm.
  • the refrigerant in the refrigerant container 5 is in a two-phase state of a liquid part and a gas part, that is, a saturated state. Excess refrigerant generated by the operating state of the refrigeration cycle apparatus is stored in the refrigerant container 5.
  • the saturated liquid in the refrigerant container 5 is further depressurized by the second expansion valve 3b to be in a low-pressure gas-liquid two-phase state (point G), evaporated by the second heat exchanger 4 (evaporator), and returned to the compressor 1 again. Sucked.
  • the heat exchange amount in the refrigerant heat exchanger 20 includes an intermediate pressure Tm corresponding to the intermediate pressure Pm, an intake saturation temperature ET corresponding to the low pressure Pe, and an AK value indicating the heat exchange performance of the refrigerant heat exchanger 20. It is expressed by the following equation using (a product of heat transmission rate K [W / m 2 ⁇ K] and heat transfer area A [m 2 ]). ... (6) Next, the enthalpy difference ⁇ Hhic of the refrigerant when heat is exchanged by the refrigerant heat exchanger 20 is expressed by the following equation from the refrigerant flow rate Gr discharged from the compressor 1. ... (7)
  • the refrigerant flow rate Gr is expressed by the following equation using the stroke volume Vst [cc], the frequency Fcomp [Hz], the suction density ⁇ s [kg / m 3 ], and the volumetric efficiency ⁇ v of the compressor 1. ... (8)
  • the enthalpy Hhic_i of the inlet refrigerant (point E) of the refrigerant container 5 can be obtained by the following equation. ... (9) Assuming that the enthalpy Hhic_i of the inlet refrigerant of the refrigerant container 5 and the enthalpy Hco of the condenser outlet refrigerant have the same value, the refrigerant temperature Tco at the outlet of the condenser is equal to the high pressure Ph and the condenser as shown in the first embodiment.
  • the degree of supercooling SCco can be calculated from the intersection with the enthalpy Hco of the outlet refrigerant.
  • the refrigerant heat exchanger 20 is provided so that the degree of dryness of the refrigerant differs between the outlet and the inlet of the refrigerant container 5 (the inlet is in a two-phase state, the outlet is a saturated liquid), and the condenser.
  • the outlet may be in a two-phase state (broken line state D ′ ⁇ E ′ ⁇ F in FIG. 7), but the upstream side expansion is estimated by estimating the refrigerant dryness Xco as follows.
  • the valve can be controlled.
  • the target dryness Xco or the target supercooling degree is obtained in the same manner as in step 6 of the control flow in the first embodiment.
  • the opening degree of the first expansion valve 3a on the upstream side can be determined and operated so as to be SCco.
  • the next operation amount ⁇ LP (i) is calculated from the difference from the target dryness X * by the following equation.
  • the opening degree of the first expansion valve 3a on the upstream side is operated. (11)
  • ⁇ represents a proportional coefficient
  • ⁇ represents a correction coefficient according to the operating state of the cycle, as in the first embodiment.
  • the degree of supercooling of the refrigerant is not detected by the temperature detection means installed at the outlet of the condenser as in the first embodiment. Even under conditions in which the degree of supercooling hardly changes, the degree of supercooling at the outlet of the condenser can be detected appropriately, and the opening degree of the expansion valve can be adjusted to control the refrigeration cycle apparatus. Therefore, in a refrigeration cycle apparatus that performs two-stage expansion, the degree of supercooling can be accurately detected even at low loads, and the opening degree control of each expansion valve can be appropriately performed. Further, in the conventional refrigerant circuit that can be switched between warm and hot, it is possible to eliminate the temperature detection means at the outlet of the condenser, which is necessary for each of the heat source side heat exchanger and the load side heat exchanger.
  • the refrigerant heat exchanger 20 is provided so that the degree of dryness of the refrigerant differs between the outlet and the inlet of the refrigerant container 5 (the inlet is in a two-phase state, the outlet is a saturated liquid), and the condenser.
  • the outlet may be in a two-phase state (the state of the broken line in FIG. 7)
  • the expansion valve can be controlled by estimating the refrigerant state (dryness Xco) at the condenser outlet.
  • the opening degree of the expansion valve can be appropriately controlled.
  • Embodiment 3 FIG. ⁇ Configuration>
  • the configuration of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 3 is the same as that according to Embodiments 1 and 2 (see FIGS. 1 and 6). Further, the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 3 is characterized in the opening degree control of the downstream side expansion valve in the two-stage expansion, and this point will be mainly described.
  • the opening degree of the downstream expansion valve is determined so as to be interlocked with the opening degree of the upstream expansion valve of the first expansion valve 3a and the second expansion valve 3b.
  • the opening degree of the expansion valve on the upstream side is controlled based on the degree of supercooling (SCco) or the degree of dryness (Xco) of the refrigerant at the outlet of the condenser as in the first and second embodiments.
  • SCco degree of supercooling
  • Xco degree of dryness
  • the refrigerant flow rate Gr passing through the expansion valve, the expansion valve resistance coefficient Cv, the pressure difference ⁇ P before and after the expansion valve, and the refrigerant liquid density ⁇ have the following correlation. (12) ⁇ : Proportional relationship
  • the pressure difference ⁇ P has the following relationship. ... (13)
  • ⁇ P1 * calculated from Equation 14 is used to change the intermediate pressure after changing the opening degree of the upstream expansion valve.
  • the front-rear pressure difference ⁇ P2 * in the downstream expansion valve after changing the opening degree of the upstream expansion valve can be calculated using the following equation. ... (15)
  • the downstream expansion using the upstream / backward pressure difference ⁇ P2 * , the current pressure difference ⁇ P2, and the current resistance coefficient Cv2 in the downstream expansion valve after the opening degree change of the upstream expansion valve obtained from the above equation is performed.
  • FIG. 8 is a graph showing the relationship between the Cv value and the opening degree of the expansion valve according to the third embodiment.
  • the expansion valve opening degree and the resistance coefficient Cv value have the relationship shown in FIG. 8, and the opening degree of the expansion valve can be determined by determining the Cv value. Therefore, the opening degree of the downstream side expansion valve can be determined from the Cv value of Cv2 * , and the opening degree can be manipulated.
  • the opening degree of the expansion valve on the upstream side is changed to change the medium pressure pressure. Even if Pm changes, the refrigeration cycle can be maintained in a normal state. And, by controlling the expansion valve on the downstream side according to the opening degree of the expansion valve on the upstream side, the control parameter becomes one, so that the stability of control of the refrigeration cycle can be improved.
  • Embodiment 4 FIG. ⁇ Configuration>
  • the configuration of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 4 is the same as that according to Embodiments 1 and 2 (see FIGS. 1 and 6). Further, the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 4 is characterized by the opening degree control of the downstream expansion valve in the two-stage expansion, and this point will be mainly described.
  • the opening degree of the downstream expansion valve is determined so as to be interlocked with the opening degree of the upstream expansion valve of the first expansion valve 3a and the second expansion valve 3b.
  • the opening degree of the expansion valve on the upstream side is controlled based on the degree of supercooling (SCco) or the degree of dryness (Xco) of the refrigerant at the outlet of the condenser, as in the first and second embodiments.
  • the upstream expansion valve is controlled so that the degree of supercooling (SC) is constant during the cooling intermediate period when the load is low, and the degree of opening of the downstream expansion valve is controlled.
  • SC supercooling
  • FIG. 9 shows the point at which the medium pressure temperature Tm in the refrigerant container changes and the coefficient of performance (hereinafter referred to as COP) with respect to the opening degree change of the expansion valve on the downstream side in the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 4. It is a graph of the experimental result which showed the correlation with the point which becomes stable.
  • COP coefficient of performance
  • the opening degree of the expansion valve on the upstream side of the first expansion valve 3a and the second expansion valve 3b is adjusted, and the degree of supercooling (SC) of the condenser outlet refrigerant is 1.2K, for example.
  • SC supercooling
  • the COP of the refrigeration cycle apparatus is high and the COP stability is high (the change in COP is within 1%) when the opening of the expansion valve on the downstream side is within a predetermined range.
  • the COP is high and stable when the opening of the downstream side expansion valve is between 79 pulses and 97 pulses, and the value of the intermediate pressure temperature Tm is downstream in this range. It can be seen that the slope of the side expansion valve greatly decreases with increasing opening.
  • the maximum value of the COP is such that the opening of the downstream expansion valve is located in the vicinity of 80 pulses, and the intermediate pressure temperature Tm rises and the gradient disappears when the opening of the downstream expansion valve is reduced. It is near the point.
  • the upstream expansion valve is controlled to stabilize the supercooling degree SC, and then the downstream expansion valve is appropriately controlled to search for a point where the COP is high or maximum. It is possible to improve the operating efficiency of the refrigeration cycle apparatus.
  • the upstream expansion valve is controlled so that the degree of supercooling (SC) is constant, and the downstream expansion valve is driven from the open state to the throttle direction. To do.
  • SC supercooling
  • the downstream expansion valve is driven in the throttle direction from the opened state, but conversely, the refrigeration cycle apparatus is opened when the throttle valve is opened from the throttled state and the inclination R (i)> ⁇ is satisfied. It is also possible to determine that the COP is high and the COP is in a high stability range.
  • the intermediate pressure temperature in the refrigerant container changes with respect to the opening degree change of the expansion valve on the downstream side. From the correlation between the point and the point at which the COP is stabilized, the COP of the refrigeration cycle apparatus can be searched for a high COP stability range, and the efficiency of the refrigeration cycle apparatus can be increased.
  • the refrigeration cycle apparatus can be operated near the maximum COP by fixing the downstream expansion valve opening LP (i) at this point. .

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Abstract

　圧縮機１、第１熱交換器２、第１膨張弁３ａ、冷媒容器５、第２膨張弁３ｂ、第２熱交換器４、を順に接続した冷凍サイクル装置であって、圧縮機１の吐出側と第１膨張弁３ａとの間の冷媒圧力を検出する高圧圧力検出手段４１と、第１膨張弁３ａと第２膨張弁３ｂとの間の冷媒圧力を検出する中圧圧力検出手段４２と、第１膨張弁３ａ及び第２膨張弁３ｂの開度を制御する制御手段と、を有し、制御手段５０は、高圧圧力検出手段４１が検出する高圧圧力値と、中圧圧力検出手段４２が検出する中圧圧力値と、を利用して第１膨張弁３ａの開度を制御する。

Description

冷凍サイクル装置
　本発明は、二段膨張を行う冷凍サイクル装置に関するものである。
　従来の冷凍サイクル装置には、冷媒回路に対して膨張弁を直列に２つ配置し、これらの膨張弁の間に受液器を設けて高圧側の液冷媒を二段膨張させる回路構成が一般的に知られている。
　このような冷凍サイクル装置では、２つの膨張弁の開度を調整し、凝縮器出口の冷媒温度（過冷却度）を調整する制御が行われている（特許文献１を参照）。
特開２００８－６４４３５号公報
　このような従来の冷凍サイクル装置では、凝縮器出口の冷媒の過冷却度で膨張弁の開度を調整するが、処理する熱量に対して熱交換器の性能が高い場合（例えば低負荷時）、上流側膨張弁を絞っても高圧圧力が変化しにくい。この条件において凝縮器出口に配置した温度センサーの分解能が荒いと過冷却度を正確に検出できず、当該過冷却度を適正に制御することができないという問題があった。
　本発明は、このような問題点を解決するためになされたもので、二段膨張を行う冷凍サイクル装置において、低負荷時でも過冷却度を正確に検出し、各膨張弁の開度制御を適切に行うことができる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
　本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、第１熱交換器、第１膨張弁、冷媒容器、第２膨張弁、第２熱交換器、を順に接続した冷凍サイクル装置であって、圧縮機の吐出側と第１膨張弁との間の冷媒圧力を検出する高圧圧力検出手段と、第１膨張弁と第２膨張弁との間の冷媒圧力を検出する中圧圧力検出手段と、第１膨張弁及び第２膨張弁の開度を制御する制御手段と、を有し、制御手段は、高圧圧力検出手段が検出する高圧圧力値と、中圧圧力検出手段が検出する中圧圧力値と、を利用して第１膨張弁の開度を制御するものである。
　本発明に係る冷凍サイクル装置によれば、二段膨張を行う冷凍サイクル装置において、高圧圧力検出手段が検出する高圧圧力値と、中圧圧力検出手段が検出する中圧圧力値と、に基づいて上流側の膨張弁の開度を制御するため、低負荷時でも過冷却度を正確に検出し、各膨張弁の開度制御を適切に行うことができる。
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１に係る冷凍サイクル装置のモリエル線図である。 実施の形態１に係る上流側の膨張弁の制御フローである。 実施の形態１に係る上流側の膨張弁の不感帯を説明する図である。 実施の形態１に係る上流側の膨張弁の動作を説明する図である。 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２に係る冷凍サイクル装置のモリエル線図である。 実施の形態３に係る膨張弁のＣｖ値と開度との関係を示したグラフである。 実施の形態４に係る冷凍サイクル装置において、下流側となる膨張弁の開度変化に対して冷媒容器内の中圧温度が変化するポイントとＣＯＰが安定するポイントとの相関関係を示した実験結果のグラフである。
　以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。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。
　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２は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置のモリエル線図である。
　実施の形態１に係る冷凍サイクル装置は、図１に示すように圧縮機１、第１熱交換器２、第１膨張弁３ａ、第２膨張弁３ｂ、第２熱交換器４、冷媒容器５、四方弁６を接続して構成されている。冷媒容器５は、第１膨張弁３ａと第２膨張弁３ｂとの間に設けられている。また、圧縮機１の吐出側から第１膨張弁３ａと第２膨張弁３ｂのうち上流側となる膨張弁入口までの高圧圧力を検出する高圧圧力検出手段４１と、第１膨張弁３ａと第２膨張弁３ｂのうち上流側となる膨張弁出口と下流側となる膨張弁入口までの圧力を検出する中圧圧力検出手段４２とを備えている。
　そして、高圧圧力検出手段４１で検出した高圧圧力と、中圧圧力検出手段４２で検出した中圧圧力から上流側となる膨張弁の開度を決定し、当該膨張弁の開度を制御する制御装置５０を備えている。
　次に、図１上の点Ａ～点Ｇと図２上の冷媒の状態（点Ａ～点Ｇ）とを対応させてモリエル線図上での冷媒の状態変化を説明する。
　図１に示す冷媒回路において第１熱交換器２が凝縮器、第２熱交換器４が蒸発器となる場合について記載する。
　図２において、低圧のガス冷媒（点Ａ）で圧縮機１に吸引された冷媒は圧縮機１から吐出されて高圧のガス冷媒（点Ｂ）の状態となる。この時、高圧圧力検出手段４１で検出した高圧圧力は高圧圧力Ｐｈとなる。
　第１熱交換器２（凝縮器）に流入したガス冷媒はエンタルピーが下がって凝縮し、過冷却度（ＳＣ）のついた高圧の液冷媒（点Ｄ）となり第１膨張弁３ａに流入する。凝縮器の出口（点Ｄ）から第１膨張弁３ａによって減圧された冷媒は、飽和液となって冷媒容器５に流入する（点Ｅ）。この時、中圧圧力検出手段４２で測定した冷媒容器５内の圧力は中圧圧力Ｐｍとなる。冷媒容器５内の冷媒は、液部とガス部の二相の状態、つまり飽和状態となっている。冷凍サイクル装置の運転状態によって生じる余剰冷媒が冷媒容器５内に貯留される。
　冷媒容器５内の飽和液は、第２膨張弁３ｂでさらに減圧され低圧の気液二相状態（点Ｇ）となり、第２熱交換器４（蒸発器）で蒸発して再び圧縮機１に吸引される。
　次に、高圧圧力検出手段４１で検出した高圧圧力Ｐｈと中圧圧力検出手段４２で検出した中圧圧力Ｐｍとから凝縮器出口の過冷却度（ＳＣ）を算出する演算方法について説明する。
　図２での点Ｄ→点Ｅへの冷媒の状態変化が等エンタルピー膨張であるとすると、凝縮器出口エンタルピーＨｃｏは、中圧圧力Ｐｍとモリエル線図の飽和液線との交点における飽和液エンタルピーＨｍと等しくなり、中圧圧力Ｐｍの関数として次式によって求めることができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
 ・・・（１）
　次に、凝縮器出口の冷媒温度Ｔｃｏは、モリエル線図上の凝縮器出口の高圧圧力Ｐｈと凝縮器出口エンタルピーＨｃｏとの交点より、次式の関数によって求めることができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
 　・・・（２）
　そして、凝縮器出口の過冷却度ＳＣｃｏは、高圧圧力Ｐｈから凝縮器の飽和温度ＣＴを算出することで次式より求めることができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
 ・・・（３）
このように、高圧圧力Ｐｈと中圧圧力Ｐｍとによって、凝縮器の出口冷媒温度を検出しなくても凝縮器出口の過冷却度ＳＣを算出することが可能となる。
　次に、第１膨張弁３ａと第２膨張弁３ｂのうち上流側となる膨張弁の動作について図３～図５を用いて説明する。
　図３は、実施の形態１に係る上流側の膨張弁の制御フローである。
　図４は、実施の形態１に係る上流側の膨張弁の不感帯を説明する図である。
　図５は、実施の形態１に係る上流側の膨張弁の動作を説明する図である。
　はじめにｓｔｅｐ１にて、制御装置５０は、高圧圧力検出手段４１で検出した高圧圧力Ｐｈ、中圧圧力検出手段４２で検出した中圧圧力Ｐｍ、第１膨張弁３ａの開度の各情報を入手する。このとき、圧力検出手段は、高圧圧力Ｐｈ及び中圧圧力Ｐｍを直接検出するものであっても良いし、該当箇所の飽和温度を検出し、冷媒の飽和圧力に換算して間接的に圧力を検知するものであっても良い。
　次にｓｔｅｐ２にて、中圧圧力Ｐｍから飽和液エンタルピーＨｍをモリエル線図上の物性近似式より算出する。上記のように飽和液エンタルピーＨｍは、凝縮器出口エンタルピーＨｃｏと等しくなる。
　ｓｔｅｐ３では、凝縮器出口エンタルピーＨｃｏと高圧圧力Ｐｈの交点より、凝縮器出口の冷媒温度Ｔｃｏを物性近似式より算出する。
　ｓｔｅｐ４では、高圧圧力Ｐｈより凝縮器の飽和温度ＣＴを算出する。
　ｓｔｅｐ５では、凝縮器出口の現在の過冷却度ＳＣｃｏ＝ＣＴ－Ｔｃｏを演算して算出する。
　次にｓｔｅｐ６で上流側の膨張弁となる例えば第１膨張弁３ａの開度の決定を行う。
　現在の膨張弁開度ＬＰ（ｉ）に対して、次回の膨張弁開度ＬＰ（ｉ＋１）を、現在の過冷却度ＳＣｃｏと目標とする過冷却度ＳＣ＊を用いて次式より算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
 　・・・（４）
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
 　・・・（５）
　ここでαは、比例係数を示し、βは、サイクルの運転状態による補正係数を示す。
　このように第１膨張弁３ａの次回の開度を目標とする過冷却度ＳＣ＊に近づくように決定し、ｓｔｅｐ７に進んで開度の操作を行う。
　なお、図４に示すように過冷却度の目標ＳＣ＊に対して上下に所定温度Ｈ［℃］の幅の不感帯（第１膨張弁３ａを動かさない範囲）を設け、現在の過冷却度ＳＣｃｏがこの不感帯を超えたときに上流側の膨張弁となる例えば第１膨張弁３ａを操作することで、過度に第１膨張弁３ａが動作しないように制御してもよい。
　また、上記実施の形態では、現在の過冷却度ＳＣｃｏを目標とする過冷却度ＳＣ＊に近づけるように膨張弁開度ＬＰ（ｉ）を制御したが、図５に示すように目標ＳＣ＊と現在の高圧圧力Ｐｈから目標の中圧温度Ｔｍ＊を求め、現在の中圧温度Ｔｍが目標の中圧温度Ｔｍ＊となるように膨張弁開度ＬＰ（ｉ）を制御してもよい。
　＜効果＞
　実施の形態１に係る冷凍サイクル装置によれば、凝縮器出口に設置した温度検出手段により冷媒の過冷却度を検出しないため、冷凍サイクル装置の特性上、低負荷時に過冷却度が変化しにくい条件でも、凝縮器出口の過冷却度を適正に検出し、膨張弁の開度を調整して冷凍サイクル装置を制御することができる。
　よって、二段膨張を行う冷凍サイクル装置において、低負荷時でも過冷却度を正確に検出し、各膨張弁の開度制御を適切に行うことができる。
　また、従来は冷暖切り替え可能な冷媒回路において、熱源側熱交換器と負荷側熱交換器のそれぞれに必要であった凝縮器出口の温度検出手段を不要とすることができる。
　実施の形態２．
　＜構成＞
　図６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７は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置のモリエル線図である。
　実施の形態２に係る冷凍サイクル装置は、図６に示すように構成されている。実施の形態１に係る冷凍サイクル装置との相違点のみ説明する。
　実施の形態２に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機１に吸引される低圧冷媒と、第１膨張弁３ａと第２膨張弁３ｂとの間を流れる中圧冷媒とを熱交換する冷媒熱交換器２０を備えている。
　冷媒熱交換器２０に用いられる伝熱管には、一般的な円管や、円管表面に突起等の加工を施し、伝熱面積や熱伝達率を向上させたものを用いてもよい。また、表面積が大きい扁平形状の伝熱管を用いてもよい。
　伝熱管の配置は、冷媒容器５の円周方向に積層してもよいし、垂直方向に積層する形態でもよい。
　また、第１膨張弁３ａと第２膨張弁３ｂのうち下流側となる膨張弁の出口から圧縮機１の吸入側までの圧力を検出する低圧圧力検出手段４３を備えている。
そして、高圧圧力検出手段４１で検出した高圧圧力Ｐｈと、中圧圧力検出手段４２で検出した中圧圧力Ｐｍと、低圧圧力検出手段４３で検出した低圧圧力Ｐｅから上流側となる膨張弁の開度を決定し、各膨張弁を制御する制御装置５０を備える。このとき、各圧力検出手段は、高圧圧力Ｐｈ、中圧圧力Ｐｍ、低圧圧力Ｐｅを直接検出するものであっても良いし、該当箇所の飽和温度を検出し、冷媒の飽和圧力に換算して間接的に圧力を検知するものであっても良い。
　次に、図６上の点Ａ～点Ｇと図７上の冷媒の状態（点Ａ～点Ｇ）とを対応させてモリエル線図上での冷媒の状態変化を説明する。
　図６に示す冷媒回路において第１熱交換器２が凝縮器、第２熱交換器４が蒸発器となる場合について記載する。
　図７において、低圧のガス冷媒（点Ａ）で圧縮機１に吸引された冷媒は圧縮機１から吐出されて高圧のガス冷媒（点Ｂ）の状態となる。この時、高圧圧力検出手段４１で検出した高圧圧力は高圧圧力Ｐｈとなる。
　第１熱交換器２（凝縮器）に流入したガス冷媒はエンタルピーが下がって凝縮し、過冷却度（ＳＣ）のついた高圧の液冷媒（点Ｄ）となり第１膨張弁３ａに流入する。凝縮器の出口（点Ｄ）から第１膨張弁３ａによって減圧された冷媒は、気液二相冷媒となって冷媒容器５に流入する（点Ｅ）。冷媒容器５内の気液二相冷媒は、低圧圧力の冷媒が流通する冷媒熱交換器２０により冷却され、飽和液（点Ｆ）となる。この時、中圧圧力検出手段４２で測定した冷媒容器５内の圧力は中圧圧力Ｐｍとなる。
　冷媒容器５内の冷媒は、液部とガス部の二相の状態、つまり飽和状態となっている。冷凍サイクル装置の運転状態によって生じる余剰冷媒が冷媒容器５内に貯留される。
　冷媒容器５内の飽和液は、第２膨張弁３ｂでさらに減圧され低圧の気液二相状態（点Ｇ）となり、第２熱交換器４（蒸発器）で蒸発して再び圧縮機１に吸引される。
　次に、高圧圧力検出手段４１で検出した高圧圧力Ｐｈと、中圧圧力検出手段４２で検出した中圧圧力Ｐｍと、低圧圧力検出手段４３で検出した低圧圧力Ｐｅから算出した吸入飽和温度ＥＴと、から凝縮器出口の過冷却度（ＳＣ）を算出する演算方法について説明する。
　はじめに、冷媒熱交換器２０での熱交換量は、中圧圧力Ｐｍに対応する中圧温度Ｔｍ、低圧圧力Ｐｅに対応する吸入飽和温度ＥＴ、冷媒熱交換器２０の熱交換性能を示すＡＫ値（熱通過率Ｋ［Ｗ／ｍ２・Ｋ］、伝熱面積Ａ［ｍ２］の積）を用いて次式で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
 ・・・（６）
　次に、冷媒熱交換器２０で熱交換した際の冷媒のエンタルピー差ΔＨｈｉｃは、圧縮機１から吐出される冷媒流量Ｇｒより次式で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007
 　・・・（７）
　ここで、冷媒流量Ｇｒは、圧縮機１のストロークボリュームＶｓｔ［ｃｃ］、周波数Ｆｃｏｍｐ［Ｈｚ］、吸入密度ρｓ［ｋｇ／ｍ３］、体積効率ηｖを用いて次式で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008
 　・・・（８）
　冷媒容器５の出口冷媒は飽和液冷媒（点Ｆ）であることから、冷媒容器５の入口冷媒（点Ｅ）のエンタルピーＨｈｉｃ＿ｉは、次式で求めることができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000009
 　・・・（９）
　冷媒容器５の入口冷媒のエンタルピーＨｈｉｃ＿ｉと、凝縮器出口冷媒のエンタルピーＨｃｏが同じ値と仮定すると、凝縮器出口の冷媒温度Ｔｃｏは、実施の形態１で示したように、高圧圧力Ｐｈと凝縮器の出口冷媒のエンタルピーＨｃｏとの交点より求めることができ、過冷却度ＳＣｃｏを算出することができる。
　また、実施の形態２では、冷媒熱交換器２０を備えることで、冷媒容器５の出口と入口とで冷媒の乾き度が異なる条件で（入口が二相状態、出口が飽和液）、凝縮器出口が二相状態（図７の破線の状態Ｄ’→Ｅ’→Ｆ）となる場合があるが、以下のように凝縮器出口の冷媒の乾き度Ｘｃｏ）を推定することで上流側の膨張弁の制御が可能となる。
　凝縮器出口冷媒の乾き度Ｘｃｏは次式となる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000010
 ・・・（１０）
　Ｈｃ＿Ｇ：高圧側飽和ガスのエンタルピー
　Ｈｃ＿Ｌ：高圧側飽和液のエンタルピー
　このように凝縮器出口冷媒の乾き度Ｘｃｏまたは過冷却度ＳＣｃｏを演算により算出することで、実施の形態１における制御フローのｓｔｅｐ６と同様に、目標となる乾き度Ｘｃｏまたは目標となる過冷却度ＳＣｃｏとなるように上流側となる例えば第１膨張弁３ａの開度を決定し操作することが可能になる。
　実施の形態１における制御フローのｓｔｅｐ６にて凝縮器出口冷媒の現在の乾き度Ｘｃｏを基準とする場合は、目標乾き度Ｘ＊との差から次回の操作量ΔＬＰ（ｉ）を次式により次回の開度を決定しｓｔｅｐ７に進んで上流側となる例えば第１膨張弁３ａの開度の操作を行う。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000011
 　・・・（１１）
　ここでαは、比例係数を示し、βは、サイクルの運転状態による補正係数を示すことは実施の形態１と同様である。
　＜効果＞
　実施の形態２に係る冷凍サイクル装置によれば、実施の形態１と同様に凝縮器出口に設置した温度検出手段により冷媒の過冷却度を検出しないため、冷凍サイクル装置の特性上、低負荷時に過冷却度が変化しにくい条件でも、凝縮器出口の過冷却度を適正に検出し、膨張弁の開度を調整して冷凍サイクル装置を制御することができる。
　よって、二段膨張を行う冷凍サイクル装置において、低負荷時でも過冷却度を正確に検出し、各膨張弁の開度制御を適切に行うことができる。
　また、従来は冷暖切り替え可能な冷媒回路において、熱源側熱交換器と負荷側熱交換器のそれぞれに必要であった凝縮器出口の温度検出手段を不要とすることができる。
　さらに、実施の形態１では、冷媒容器５の出入口は等しく飽和液となるため、凝縮器の出口冷媒が二相状態の場合は、冷媒状態の推定ができない。
　一方、実施の形態２では、冷媒熱交換器２０を備えることで、冷媒容器５の出口と入口とで冷媒の乾き度が異なる条件で（入口が二相状態、出口が飽和液）、凝縮器出口が二相状態（図７の破線の状態）となることがあるが、凝縮器出口の冷媒状態（乾き度Ｘｃｏ）を推定することで膨張弁の制御が可能となる。
　特に、可燃性冷媒や微燃性冷媒のように封入冷媒量に上限が決まっている場合、従来冷媒よりも封入冷媒量が少なく凝縮器の出口冷媒が過冷却液とならない条件が発生しやすいが、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置であれば膨張弁の開度を適正に制御することができる。
実施の形態３．
＜構成＞
　実施の形態３に係る冷凍サイクル装置の構成は、実施の形態１及び２に係る構成と同様である（図１及び図６を参照）。
　また、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置は、二段膨張における下流側の膨張弁の開度制御に特徴があるため、この点を主に説明する。
　以下の操作方法により、第１膨張弁３ａと第２膨張弁３ｂのうち上流側となる膨張弁の開度に連動するように、下流側の膨張弁の開度を決定する。
　上流側となる膨張弁の開度は、実施の形態１及び２と同様に凝縮器出口冷媒の過冷却度（ＳＣｃｏ）または乾き度（Ｘｃｏ）を基準に制御される。
　一般的に、膨張弁を通過する冷媒流量Ｇｒ、膨張弁の抵抗係数Ｃｖ、膨張弁前後の圧力差ΔＰ、冷媒液密度ρには、次式の相関関係がある。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000012
 　・・・（１２）
　∝：比例関係
　凝縮器出口冷媒の乾き度（Ｘｃｏ）制御もしくは過冷却度（ＳＣｃｏ）制御により膨張弁の開度変更後も冷媒流量Ｇｒが変化しないと仮定した場合、開度変更前後のＣｖ値（変更前Ｃｖ１、変更後Ｃｖ１＊）、圧力差ΔＰには、次式の関係がある。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000013
 　・・・（１３）
　ここで、ΔＰ１は、高圧圧力Ｐｈと中圧圧力Ｐｍとの差により算出される（ΔＰ１＝Ｐｈ－Ｐｍ）。
　冷媒の液密度の変化は無視できるので、数１３を変形し、膨張弁の開度変更後の差圧ΔＰ１＊は、次式より算出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000014
 　・・・（１４）
　上流側となる膨張弁の開度変更後も蒸発温度＝低圧圧力Ｐｅが変化しないと仮定すると、数１４より算出したΔＰ１＊を用いて、上流側の膨張弁開度の変化後の中圧圧力Ｐｍ＊を求めることができる（Ｐｍ＊＝Ｐｈ－ΔＰ１＊）。
　すると、次式を用いて、上流側となる膨張弁の開度変更後の下流側の膨張弁における前後圧力差ΔＰ２＊を算出することができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000015
 　・・・（１５）
　上式より求めた上流側となる膨張弁の開度変更後の下流側の膨張弁における前後圧力差ΔＰ２＊と、現在の圧力差ΔＰ２、現在の抵抗係数Ｃｖ２を用いて、下流側となる膨張弁のＣｖ値（開度変更後Ｃｖ２＊）を次式より求める。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000016
 　・・・（１６）
　図８は、実施の形態３に係る膨張弁のＣｖ値と開度との関係を示したグラフである。
　膨張弁開度と抵抗係数Ｃｖ値は、図８に示す関係があり、Ｃｖ値が決まることで、膨張弁の開度も決定することができる。
　よって、Ｃｖ２＊のＣｖ値から下流側膨張弁の開度を決定し、開度の操作を行うことができる。
　＜効果＞
　このように、下流側となる膨張弁の開度を適切に決定し制御するため、実施の形態１及び２に係る効果に加え、上流側となる膨張弁の開度を変更して中圧圧力Ｐｍが変化しても冷凍サイクルを正常な状態に維持することができる。そして、上流側となる膨張弁開度に応じて下流側となる膨張弁を制御することで、制御パラメータが一つになるため、冷凍サイクルの制御の安定性を向上させることができる。
　実施の形態４．
　＜構成＞
　実施の形態４に係る冷凍サイクル装置の構成は、実施の形態１及び２に係る構成と同様である（図１及び図６を参照）。
　また、実施の形態４に係る冷凍サイクル装置は、二段膨張における下流側の膨張弁の開度制御に特徴があるため、この点を主に説明する。
　以下の操作方法により、第１膨張弁３ａと第２膨張弁３ｂのうち上流側となる膨張弁の開度に連動するように、下流側の膨張弁の開度を決定する。
　上流側となる膨張弁の開度は、実施の形態１及び２と同様に凝縮器出口冷媒の過冷却度（ＳＣｃｏ）または乾き度（Ｘｃｏ）を基準として制御される。
　実施の形態１及び２における冷凍サイクル装置として、低負荷時となる冷房中間期において、上流側の膨張弁を過冷却度（ＳＣ）が一定となるように制御し、下流側膨張弁の開度を変化させた場合の回路特性の試験結果を以下に説明する。
　図９は、実施の形態４に係る冷凍サイクル装置において、下流側となる膨張弁の開度変化に対して冷媒容器内の中圧温度Ｔｍが変化するポイントと成績係数（以下ＣＯＰとする）が安定するポイントとの相関関係を示した実験結果のグラフである。
　図９に示すように、第１膨張弁３ａと第２膨張弁３ｂのうち上流側となる膨張弁の開度を調整し、凝縮器出口冷媒の過冷却度（ＳＣ）を例えば１．２Ｋで安定させると、下流側となる膨張弁の開度が所定の範囲内であるときに、冷凍サイクル装置のＣＯＰが高く、ＣＯＰの安定性の高い範囲（ＣＯＰの変化が１％以内）が存在する。また、下流側となる膨張弁の開度変化に対して冷媒容器５内の中圧温度Ｔｍが変化するポイントとＣＯＰが安定するポイントとに相関関係がある。
　すなわち、図９に示す実験結果では、下流側膨張弁の開度が７９パルスから９７パルスの間の範囲でＣＯＰが高く、安定した値を示すとともに、この範囲では中圧温度Ｔｍの値が下流側膨張弁の開度の増加に対して大きく低下する傾きを有していることがわかる。また、ＣＯＰの最大値は、下流側膨張弁の開度が８０パルス付近に位置しており、下流側膨張弁の開度を絞っていく際に中圧温度Ｔｍが上昇してその勾配が無くなるポイント付近となっている。
　この特性を利用して上流側の膨張弁を制御して過冷却度ＳＣを安定させた上で、下流側膨張弁を適正に制御することで、ＣＯＰが高い範囲、または最大となるポイントの探索を行い、冷凍サイクル装置の運転効率を向上させることが可能である。
　以下、このＣＯＰが高く、安定する範囲の探索について説明する。
　はじめに、低負荷時となる冷房中間期等において、上流側の膨張弁を過冷却度（ＳＣ）が一定となるように制御した状態で、下流側の膨張弁を開いた状態から絞り方向へ駆動する。
　次に、下流側膨張弁の駆動中のある時点での中圧温度Ｔｍ（ｉ）と下流側の膨張弁開度ＬＰ（ｉ）とし、ＬＰ（ｉ）の操作量ΔＬＰ（ｉ）に対するＴｍ（ｉ）の変化量ΔＴｍ（ｉ）を傾きＲ（ｉ）として次式で算出する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000017
 　・・・（１７）
　ここで、傾きＲ（ｉ）＞α（αは所定値：例えば、α＝０．３）のときには、図９の相関関係から冷凍サイクル装置のＣＯＰが高く、かつＣＯＰの安定性の高い範囲であると判断し、下流側の膨張弁の開度ＬＰ（ｉ）を維持する。
　一方、傾きＲ（ｉ）≦α（αは所定値：例えば、α＝０．３）のときには、図９の相関関係から冷凍サイクル装置のＣＯＰが高い範囲を逸脱し、ＣＯＰの安定性が低い範囲であると判断し、傾きＲ（ｉ）＞αとなるまで下流側の膨張弁の開度ＬＰ（ｉ）を絞る制御を行う。
　また、上記の例では下流側の膨張弁を開いた状態から絞り方向へ駆動したが、逆に絞った状態から開き、傾きＲ（ｉ）＞αとなる条件となったときに、冷凍サイクル装置のＣＯＰが高く、かつＣＯＰの安定性の高い範囲であると判断することも可能である。
＜効果＞
　このように下流側となる膨張弁を制御することで、実施の形態１及び２に係る効果に加え、下流側となる膨張弁の開度変化に対して冷媒容器内の中圧温度が変化するポイントとＣＯＰが安定するポイントとの相関関係から、冷凍サイクル装置のＣＯＰが高く、かつＣＯＰの安定性の高い範囲を探索し、冷凍サイクル装置の効率を高めることができる。
　さらに、ＣＯＰの最大値付近で冷凍サイクル装置を運転する際には、下流側の膨張弁を開いた状態から絞り方向へ駆動し、傾きＲ（ｉ）＞α（αは所定値：例えば、α＝０．３）のときに下流側の膨張弁の開度ＬＰ（ｉ）を絞る制御を継続する。そして、傾きＲ（ｉ）≦αとなった時点で下流側の膨張弁の開度ＬＰ（ｉ）を固定する。
　このように膨張弁の開度を制御すると、図９における傾きＲ（ｉ）＞αとなる略直線部分と傾きＲ（ｉ）≦αの略直線部分との交点を判断することができる。この交点は、ＣＯＰの最大値と対応しているため、下流側の膨張弁開度ＬＰ（ｉ）をこのポイントで固定することで、冷凍サイクル装置を最大ＣＯＰ付近で運転することが可能になる。
　１　圧縮機、２　第１熱交換器、３ａ　第１膨張弁、３ｂ　第２膨張弁、４　第２熱交換器、５　冷媒容器、６　四方弁、２０　冷媒熱交換器、４１　高圧圧力検出手段、４２　中圧圧力検出手段、４３　低圧圧力検出手段、５０　制御装置、Ｐｅ　低圧圧力、Ｐｈ　高圧圧力、Ｐｍ　中圧圧力、ＳＣ　過冷却度。

Claims (7)

  1. 　圧縮機、第１熱交換器、第１膨張弁、冷媒容器、第２膨張弁、第２熱交換器、を順に接続した冷凍サイクル装置であって、
    　前記圧縮機の吐出側と前記第１膨張弁との間の冷媒圧力を検出する高圧圧力検出手段と、前記第１膨張弁と前記第２膨張弁との間の冷媒圧力を検出する中圧圧力検出手段と、前記第１膨張弁及び前記第２膨張弁の開度を制御する制御手段と、を有し、
    　前記制御手段は、前記高圧圧力検出手段が検出する高圧圧力値と、前記中圧圧力検出手段が検出する中圧圧力値と、を利用して前記第１膨張弁の開度を制御する冷凍サイクル装置。
  2. 　前記第１膨張弁と前記第２膨張弁との間の中圧冷媒と、前記第２膨張弁と前記圧縮機の吸入側との間の低圧冷媒と、を熱交換する冷媒熱交換器と、
    　前記低圧冷媒の冷媒圧力を検出する低圧圧力検出手段と、を更に備え、
    　前記制御手段は、前記高圧圧力値と、前記中圧圧力値と、前記低圧圧力検出手段が検出する低圧圧力値と、を利用して前記第１膨張弁の開度を制御する請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記制御手段は、前記高圧圧力値と、前記中圧圧力値と、に基づいて、前記第１熱交換器の出口冷媒の過冷却度を算出し、前記過冷却度が目標値となるように前記第１膨張弁の開度を制御する請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記制御手段は、前記高圧圧力値と、前記中圧圧力値と、前記低圧圧力値と、に基づいて、前記第１熱交換器の出口冷媒の過冷却度を算出し、前記過冷却度が目標値となるように前記第１膨張弁の開度を制御する請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記制御手段は、前記高圧圧力値と、前記中圧圧力値と、前記低圧圧力値と、に基づいて、前記第１熱交換器の出口冷媒の乾き度を算出し、前記乾き度が目標値となるように前記第１膨張弁の開度を制御する請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記制御手段は、前記第１膨張弁を通過する冷媒の差圧に基づいて前記第２膨張弁の開度を制御する請求項１～５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　前記制御手段は、前記第２膨張弁を成績係数（ＣＯＰ）が最大となる前記中圧圧力値に対応した開度に制御する請求項１～５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
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