WO2016166845A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2016166845A1
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hic
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cycle apparatus
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七種　哲二
大林　誠善
仁隆 門脇
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三菱電機株式会社
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    • F25B2700/21175—Temperatures of an evaporator of the refrigerant at the outlet of the evaporator

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus including a refrigerant circuit in which a refrigerant circulates.
  • Some conventional refrigeration cycle devices incorporate an internal heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant flowing out of the condenser and the refrigerant flowing out of the evaporator.
  • HFO-1234yf R1234yf
  • HFO-1234ze has been used as a refrigerant for circulating the refrigeration cycle apparatus.
  • the internal heat exchanger is said to be useful for improving the refrigerating capacity when a refrigerant such as HFO-1234yf is used (see, for example, Patent Document 1).
  • Patent Document 1 includes a “compressor for compressing refrigerant, a condenser for condensing the compressed refrigerant, decompression / expansion means for decompressing / expanding the condensed refrigerant, and an evaporator for evaporating the decompressed / expanded refrigerant;
  • R1234yf is used as the refrigerant
  • the amount of heat exchange by the internal heat exchanger is The ratio of the heat exchange amount by the internal heat exchanger to the refrigeration capacity as a whole of the refrigeration capacity is set to 7% or more.
  • the refrigeration cycle apparatus of Patent Document 1 is set so that the heat exchange amount in the internal heat exchanger is 7% or more of the refrigeration capacity of the entire apparatus. For this reason, since the length of the heat transfer part of the internal heat exchanger becomes long and the refrigerant pressure loss from the evaporator to the suction port of the compressor increases, there is a problem that the efficiency decreases.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and reduces the length of the heat transfer section of the internal heat exchanger when HFO-1234yf or HFO-1234ze is used as the refrigerant, and is efficient. It aims at providing the refrigerating-cycle apparatus which aims at improvement.
  • the refrigeration cycle apparatus includes a refrigerant circuit in which a compressor, a condenser, a main expansion valve, and an evaporator are connected via a main pipe, a refrigerant that flows between the condenser and the main expansion valve, and evaporation Between the condenser and the internal heat exchanger, which exchanges heat between the refrigerant flowing between the compressor and the compressor and allows the refrigerant flowing out of the evaporator to flow into the suction side of the compressor
  • a HIC heat exchanger connected in series to the internal heat exchanger, a bypass pipe that branches from between the condenser and the HIC heat exchanger, and leads the refrigerant to the compressor via the HIC heat exchanger, and condensation
  • a sub-expansion valve that decompresses the refrigerant flowing into the bypass pipe from the condenser and flows out to the HIC heat exchanger, and the HIC heat exchanger includes the refrigerant that flows in from the condenser through the main pipe and the
  • the HIC heat exchanger connected in series to the internal heat exchanger is configured to exchange heat between the refrigerant flowing from the condenser through the main pipe and the refrigerant flowing from the condenser through the bypass pipe. Therefore, since the amount of heat exchange by the internal heat exchanger can be reduced, even when using HFO-1234yf or HFO-1234ze as the refrigerant, the length of the heat transfer section of the internal heat exchanger is shortened, and Efficiency can be improved.
  • FIG. 1 is a system configuration diagram including a refrigerant circuit diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 2 is a Ph diagram illustrating an operating state of the refrigeration cycle apparatus of FIG. It is a flowchart which shows the control action at the time of the hot water supply driving
  • FIG. 8 is a Ph diagram illustrating an operating state of the refrigeration cycle apparatus of FIG. 7. It is a flowchart which shows the control action at the time of the hot water supply driving
  • FIG. 1 is a system configuration diagram including a refrigerant circuit diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 1 shows a state when a heating operation for raising the temperature of water on the load side is performed.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 is configured such that the compressor 10, the four-way valve 20, the condenser 30, the main expansion valve 80, and the evaporator 60 are connected in an annular shape.
  • a HIC (Heat Inter Changer) heat exchanger 50 and an internal heat exchanger 70 connected in series are disposed between the condenser 30 and the main expansion valve 80. That is, the refrigeration cycle apparatus 100 includes a refrigerant circuit in which the compressor 10, the condenser 30, the main expansion valve 80, and the evaporator 60 are connected via the main pipe 1, and between the condenser 30 and the main expansion valve 80.
  • HIC Heat Inter Changer
  • the refrigeration cycle apparatus 100 is a main pipe that circulates refrigerant to the compressor 10, the four-way valve 20, the condenser 30, the HIC heat exchanger 50, the internal heat exchanger 70, the main expansion valve 80, and the evaporator 60 as refrigerant pipes.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 includes a bypass pipe 2 that branches from between the condenser 30 and the HIC heat exchanger 50 and guides the refrigerant to the compressor 10 via the HIC heat exchanger 50.
  • the bypass pipe 2 branches from the main pipe 1 extending from the outlet of the condenser 30 and bypasses part of the high-pressure liquid refrigerant that has flowed out of the condenser 30 to flow into the main pipe 1.
  • the main pipe 1 extending from 70 is connected.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 has a sub-expansion valve 40 that decompresses the refrigerant flowing into the bypass pipe 2 from the condenser 30 and flows out to the HIC heat exchanger 50. That is, the bypass pipe 2 is configured to bypass a part of the high-pressure liquid refrigerant that has passed through the condenser 30 and pass the sub expansion valve 40 and the HIC heat exchanger 50.
  • the compressor 10 is composed of, for example, an inverter compressor whose capacity can be controlled, and sucks and compresses the low-temperature and low-pressure gas refrigerant, and discharges it in the state of the high-temperature and high-pressure gas refrigerant.
  • the four-way valve 20 switches the direction between the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 10 and the low-temperature and low-pressure gas refrigerant sucked into the compressor 10.
  • the condenser 30 is composed of, for example, a plate heat exchanger, and heats the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 10 and passing through the four-way valve 20 by heat exchange with water.
  • the secondary expansion valve 40 is disposed in the bypass pipe 2 and depressurizes the high-pressure liquid refrigerant that has passed through the condenser 30 to form a low-pressure two-phase refrigerant.
  • the HIC heat exchanger 50 exchanges heat between the high-pressure liquid refrigerant that has flowed out of the condenser 30 and passed through the main pipe 1, and the low-pressure two-phase refrigerant that has been decompressed by the sub-expansion valve 40.
  • the evaporator 60 includes, for example, a fin plate heat exchanger and the like, and evaporates the refrigerant by exchanging heat with air.
  • the internal heat exchanger 70 has, for example, a double pipe, and exchanges heat between the high-pressure liquid refrigerant that has passed through the HIC heat exchanger 50 and the low-pressure gas refrigerant that has passed through the evaporator 60.
  • the main expansion valve 80 decompresses the high-pressure liquid refrigerant that has passed through the internal heat exchanger 70 into a low-pressure two-phase refrigerant.
  • a refrigerant circuit is formed in which the refrigerant is circulated sequentially to the compressor 10, the condenser 30, the sub-expansion valve 40, the HIC heat exchanger 50, the internal heat exchanger 70, the main expansion valve 80, and the evaporator 60.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 uses a mixed refrigerant containing HFO-1234yf or HFO-1234ze as a refrigerant.
  • HFO-1234yf or HFO-1234ze as a refrigerant has a global warming potential (GWP) of 4.
  • GWP global warming potential
  • the GWP of R410A conventionally used is 2090
  • the GWP of R407C is 1770. That is, HFO-1234yf or HFO-1234ze is a refrigerant having a smaller influence on the global environment than R410A and R407C.
  • HFO-1234yf or HFO-1234ze has a feature that the discharge temperature from the compressor 10 is less likely to rise than R410A and R407C. Further, in the heating operation in which HFO-1234yf or HFO-1234ze is heated to increase the temperature of water, if the discharge temperature is increased by increasing the suction superheat degree of the compressor 10, the condensation pressure at the time of equivalent capacity output decreases. The efficiency is improved.
  • FIG. 2 is a Ph diagram illustrating the operating state of the refrigeration cycle apparatus 100, where the vertical axis represents the refrigerant absolute pressure P [MPa ⁇ abs] and the horizontal axis represents the specific enthalpy h [kJ / kg]. .
  • a low-temperature and low-pressure gaseous refrigerant is sucked into the compressor 10 (C01: compressor 10 suction port), compressed by the compressor 10, and discharged as a high-temperature and high-pressure gas.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 10 flows into the condenser 30 via the four-way valve 20.
  • the high-temperature high-pressure gas refrigerant that has flowed into the condenser 30 radiates heat to the heat exchange medium, and becomes high-pressure liquid refrigerant.
  • the high-pressure liquid refrigerant that has flowed out of the condenser 30 branches in two directions.
  • One branched high-pressure liquid refrigerant flows into the sub-expansion valve 40 through the bypass pipe 2 and is decompressed and expanded to become a low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant (C03: sub-expansion valve 40 outlet).
  • the other branched high-pressure liquid refrigerant flows into the HIC heat exchanger 50 and exchanges heat with the low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed out of the sub-expansion valve 40 (T01) to become a high-pressure supercooled liquid refrigerant.
  • Outflow (C04a: HIC heat exchanger 50 outlet).
  • the low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed out of the sub-expansion valve 40 exchanges heat with the high-pressure liquid refrigerant that has flowed into the HIC heat exchanger 50 (T01) and flows out as medium-temperature and low-pressure gas refrigerant (C04b: HIC heat) Exchanger 50 outlet).
  • the high-pressure supercooled liquid refrigerant that has flowed out of the HIC heat exchanger 50 flows into the internal heat exchanger 70, exchanges heat with the low-pressure and low-temperature gas refrigerant that has flowed out of the evaporator 60 and passed through the four-way valve 20 (T02), Further, it flows out as a liquid refrigerant having a high degree of supercooling (C05: outlet of internal heat exchanger 70).
  • the supercooled liquid refrigerant that has flowed out of the internal heat exchanger 70 flows into the main expansion valve 80, is decompressed and expanded to become a low-pressure two-phase refrigerant, and flows into the evaporator 60 (C06: evaporator 60 inlet).
  • the low-pressure two-phase refrigerant that has flowed into the evaporator 60 cools the air that is the heat exchange medium, evaporates, and flows out as a low-temperature and low-pressure gas refrigerant (C07: outlet of the evaporator 60).
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant that has flowed out of the evaporator 60 passes through the four-way valve 20 again, and then flows into the internal heat exchanger 70 and exchanges heat with the high-pressure liquid refrigerant that has flowed out of the HIC heat exchanger 50 (T02). Then, it flows out as medium temperature and low pressure gas refrigerant (C08: internal heat exchanger 70 outlet).
  • the HIC heat exchanger 50 can be configured with a narrower pipe than the internal heat exchanger 70, and can have a compact configuration.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 includes a state detection unit that detects the state of the refrigerant flowing in the refrigerant circuit, and a microcomputer such as a DSP, for example.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 includes a sub-expansion valve 40 and a main expansion valve 80 based on the detection result by the state detection unit. And a control device 90 for controlling the opening degree.
  • the state detection unit detects the pressure sensor 110 that detects the suction pressure Ps that is the pressure of the gas refrigerant sucked into the compressor 10 and the HIC outlet temperature Tho that is the temperature of the gas refrigerant that flows out of the HIC heat exchanger 50.
  • the HIC outlet temperature sensor 120 and the evaporator outlet temperature sensor 130 for detecting the evaporator outlet temperature The which is the temperature of the gas refrigerant flowing out of the evaporator 60 are provided.
  • the control device 90 has a superheat degree calculation unit 90a that calculates a first superheat degree that is a superheat degree at the outlet of the HIC heat exchanger 50 using a result of detection by the state detection part, and a first superheat degree is preset.
  • control device 90 calculates the saturation temperature f (Ps) of the suction pressure Ps detected by the pressure sensor 110 and calculates the saturation temperature f (Ps) from the HIC outlet temperature Tho detected by the HIC outlet temperature sensor 120. ) Is subtracted to calculate a first superheat degree SHa that calculates the first superheat degree SHh that is the degree of heating of the gas outlet of the HIC heat exchanger 50, and the first superheat degree SHh calculated in the superheat degree calculator 90a, A superheat degree determination unit 90b that compares a first set value that is a preset allowable lower limit and determines whether or not the first superheat degree SHh is less than the first set value, and a determination by the superheat degree determination unit 90b And a valve control unit 90c that controls the opening degree of the sub-expansion valve 40 and the main expansion valve 80.
  • the superheat degree determination unit 90b compares the first superheat degree SHh with a second set value that is a preset allowable upper limit, 1 has a function of determining whether the degree of superheat SHh is greater than the second set value.
  • the valve control unit 90c is configured to reduce the opening degree of the sub-expansion valve 40 when the superheat degree determination unit 90b determines that the first superheat degree SHh is less than the first set value. Further, the valve control unit 90c increases the opening degree of the sub-expansion valve 40 when the superheat degree determination unit 90b determines that the first superheat degree SHh is larger than the second set value.
  • valve control part 90c maintains the opening degree of the sub expansion valve 40, when it determines with 1st superheat degree SHh being below 2nd setting value in the superheat degree determination part 90b. That is, in the first embodiment, the target range is set to a range that is not less than the first set value and not more than the second set value.
  • the superheat degree calculation unit 90 a subtracts the saturation temperature f (Ps) of the suction pressure Ps from the evaporator outlet temperature The detected by the evaporator outlet temperature sensor 130 to obtain the superheat degree at the outlet of the evaporator 60. It has a function of calculating the second superheat degree SHe.
  • the superheat degree determination unit 90b compares the second superheat degree SHe calculated by the superheat degree calculation unit 90a with a preset third set value (target value), and the second superheat degree SHe is the third set value. It has a function to determine whether or not it is less than.
  • the valve control unit 90c reduces the opening degree of the main expansion valve 80 when the second superheat degree determination unit 90b determines that the second superheat degree SHe is less than the third set value, and the second superheat degree SHe is When it is determined that the value is greater than or equal to the third set value, the opening of the main expansion valve 80 is increased. That is, the valve control unit 90c controls the opening degree of the main expansion valve 80 so that the second superheat degree SHe becomes the sixth set value that is the target value.
  • FIG. 3 is a flowchart showing a control operation during hot water supply operation by the control device 90.
  • the superheat degree calculation unit 90a inputs the suction pressure Ps detected by the pressure sensor 110 (FIG. 3: step S101), and inputs the HIC outlet temperature Tho detected by the HIC outlet temperature sensor 120 (FIG. 3: Step S102).
  • the superheat degree calculation unit 90a calculates the saturation temperature f (Ps) of the suction pressure Ps, subtracts the calculated f (Ps) from the HIC outlet temperature Tho, and the first superheat degree at the gas outlet of the HIC heat exchanger 50. SHh is calculated (FIG. 3: step S103).
  • the superheat degree determination unit 90b compares the first superheat degree SHh calculated by the superheat degree calculation unit 90a with the first set value, and determines whether or not the first superheat degree SHh is less than the first set value. (FIG. 3: Step S104). When the superheat degree determination unit 90b determines that the first superheat degree SHh is less than the first set value (FIG. 3: Step S104 / Yes), the valve control unit 90c determines the opening degree of the sub expansion valve 40. The heat exchange amount of the HIC heat exchanger 50 is reduced (FIG. 3: Step S105). On the other hand, when the superheat degree determination unit 90b determines that the first superheat degree SHh is greater than or equal to the first set value (FIG.
  • valve control unit 90c determines that the first superheat degree SHh is The second set value is compared to determine whether or not the first superheat degree SHh is greater than the second set value (FIG. 3: step S106).
  • the superheat degree determination unit 90b compares the first superheat degree SHh calculated by the superheat degree calculation unit 90a with the second set value, and determines whether the first superheat degree SHh is larger than the second set value. Determination is made (FIG. 3: step S106).
  • the valve control unit 90c increases the opening degree of the sub expansion valve 40. Then, the heat exchange amount of the HIC heat exchanger 50 is increased (FIG. 3: step S107).
  • the valve control unit 90c presents the current sub-expansion valve.
  • the opening degree of 40 is maintained (FIG. 3: Step S108). That is, the valve control unit 90c controls the opening degree of the sub-expansion valve 40 so that the first degree of superheat falls within a target range that is not less than the first set value and not more than the second set value.
  • the superheat degree calculation unit 90a inputs the evaporator outlet temperature The detected by the evaporator outlet temperature sensor 130 (FIG. 3: step S109).
  • the superheat degree calculation unit 90a calculates the second superheat degree SHe at the outlet of the evaporator 60 by subtracting the saturation temperature f (Ps) of the suction pressure Ps from the evaporator outlet temperature The input from the evaporator outlet temperature sensor 130.
  • the superheat degree determination unit 90b compares the second superheat degree SHe calculated by the superheat degree calculation unit 90a with the third set value, and determines whether the second superheat degree SHe is less than the third set value. (FIG. 3: Step S111).
  • the valve control unit 90c determines the degree of opening of the main expansion valve 80 when the superheat degree determination unit 90b determines that the second superheat degree SHe is less than the third set value (FIG. 3: Step S111 / Yes).
  • the heat exchange amount of the evaporator 60 is suppressed by reducing the size (FIG. 3: Step S112).
  • the valve control unit 90c opens the main expansion valve 80 when the superheat degree determination unit 90b determines that the second superheat degree SHe is equal to or greater than the third set value (FIG. 3: step S111 / No).
  • the degree is increased and the heat exchange amount of the evaporator 60 is increased (FIG. 3: step S113).
  • FIG. 4 is a characteristic diagram showing a simulation result of the relationship between the ratio of the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 to the total refrigeration capacity of the refrigeration cycle apparatus 100 (hereinafter simply referred to as “total refrigeration capacity”) and COP. is there.
  • total refrigeration capacity the total refrigeration capacity of the refrigeration cycle apparatus 100
  • COP Coefficient of Performance: Performance coefficient
  • the suction superheat degree of the compressor 10 is increased.
  • the COP is reduced because the discharge temperature of the compressor 10 is reduced and the increase in the discharge temperature is reduced.
  • the internal heat exchanger 70 The refrigerant pressure loss on the low-pressure gas side increases and COP decreases.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 if the ratio of the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 to the total refrigeration capacity is in the range of 2.4% or more and less than 7%, the COP takes a good value. Can drive in the area.
  • a region where COP takes a good value is a region where COP is 100% or more. That is, the refrigeration cycle apparatus 100 sets the length of the heat transfer portion of the internal heat exchanger 70 so that the ratio of the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 to the total refrigeration capacity is 2.4% or more and less than 7%. It is set.
  • FIG. 5 is a characteristic diagram showing the relationship between the ratio of the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 to the total refrigeration capacity and the first superheat degree SHh at the outlet of the HIC heat exchanger 50.
  • the adjustment method of the ratio of the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 to the total refrigeration capacity will be described.
  • the first lower limit of the first superheat degree SHh is set so that the ratio of the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 to the total refrigeration capacity is in the range of 2.4% or more and less than 7%.
  • the set value is set to 15 ° C.
  • the second set value that is the allowable upper limit of the first superheat degree SHh is set to 44 ° C. That is, the valve control unit 90c is configured to control the opening degree of the sub expansion valve 40 so that the first superheat degree SHh becomes a value within the target range.
  • FIG. 6 is a characteristic diagram showing the relationship between the ratio of the heat exchange amount of the HIC heat exchanger 50 to the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 and the COP in the refrigeration cycle apparatus 200.
  • the relationship between the heat exchange amount of the HIC heat exchanger 50 and the internal heat exchanger 70 and the region where the COP of the refrigeration cycle apparatus 100 takes a good value will be described.
  • the HIC heat exchanger 50 since the HIC heat exchanger 50 is on the upstream side and the internal heat exchanger 70 is on the downstream side, if the heat exchange amount of the HIC heat exchanger 50 is increased, the internal heat exchanger 50 The temperature of the high-pressure liquid refrigerant flowing into 70 decreases. That is, as the heat exchange amount of the HIC heat exchanger 50 increases, the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 decreases, and as shown in FIG. There is a peak value of COP with respect to the ratio of the heat exchange amount of the exchanger 50.
  • the ratio of the heat exchange amount of the HIC heat exchanger 50 to the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 is set to be 160% or more and 700% or less.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 includes the HIC heat exchanger 50 connected in series to the internal heat exchanger 70, and the HIC heat exchanger 50 is connected to the main heat exchanger 50 from the condenser 30.
  • a configuration is adopted in which heat exchange is performed between the high-pressure refrigerant flowing in through the pipe 1 and the two-phase refrigerant flowing in from the condenser 30 via the sub-expansion valve 40 on the bypass pipe 2. For this reason, since the amount of heat exchange by the internal heat exchanger 70 can be reduced, the length of the heat transfer portion of the internal heat exchanger 70 that causes the refrigerant pressure loss on the suction side of the compressor 10 is more than necessary. The operation in the region where the COP is high can be realized without increasing the length.
  • the amount of heat exchange by the internal heat exchanger 70 can be reduced. Therefore, even when HFO-1234yf or HFO-1234ze is used as the refrigerant, heat transfer of the internal heat exchanger 70 is achieved. The length of the part can be shortened and the efficiency can be improved.
  • the valve control unit 90c employs a configuration in which the opening degree of the main expansion valve 80 is controlled so that the second superheat degree becomes a preset target value (third set value), the secondary expansion is performed. The influence of the control of the valve 40 on the evaporator 60 side can be minimized.
  • the internal heat exchanger has a long double tube configuration, there is a problem that productivity is lowered.
  • the length of the heat transfer section of the internal heat exchanger 70 is long. Therefore, productivity can be improved.
  • the bypass pipe 2 passing through the HIC heat exchanger 50 is configured to flow a small amount of two-phase refrigerant, the influence of the pressure loss on the efficiency of the refrigeration cycle apparatus 200 is suppressed. Therefore, according to the refrigeration cycle apparatus 200 having the HIC heat exchanger 50, the length of the heat transfer section of the internal heat exchanger 70 can be shortened and efficiency can be improved.
  • the HIC heat exchanger 50 can be configured with a narrower pipe than the internal heat exchanger 70, the apparatus can be made compact. Furthermore, by using a thin pipe for the HIC heat exchanger 50 and making it more compact, the dimensions of the equipment can be made smaller than in the conventional configuration, improving installation, reducing equipment weight, and reducing costs. Can be realized.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 of the first embodiment is configured to use HFO-1234yf or HFO-1234ze having a low global warming potential, it is possible to reduce the influence on the global environment. .
  • FIG. 7 is a system configuration diagram including a refrigerant circuit diagram of the refrigeration cycle apparatus 200 according to the second embodiment.
  • FIG. 7 shows a state when a heating operation for increasing the temperature of water on the load side is performed.
  • the same reference numerals are used for the same constituent members as those in the first embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus 200 includes, for example, a capacity-controllable inverter compressor or the like, and includes a compressor 15 that sucks low-temperature low-pressure gas refrigerant, compresses it, and discharges it into a high-temperature high-pressure gas refrigerant state.
  • the compressor 15 has an injection port (not shown) and an intermediate chamber (not shown) for injecting an intermediate pressure refrigerant (intermediate pressure refrigerant) flowing into the bypass pipe 2 and flowing out of the HIC heat exchanger 50 in the compression process. have. That is, the gas refrigerant flowing out of the HIC heat exchanger 50 is injected into an intermediate chamber provided in the pressure chamber of the compressor 15 through the injection port.
  • FIG. 8 is a Ph diagram showing the operating state of the refrigeration cycle apparatus 200, where the vertical axis represents the absolute pressure P [MPa ⁇ abs] of the refrigerant and the horizontal axis represents the specific enthalpy h [kJ / kg]. .
  • a low-temperature and low-pressure gaseous refrigerant (C11: outlet of the internal heat exchanger 70) is sucked into the compressor 15, compressed by the compressor 15, and discharged as a high-temperature and high-pressure gas.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 15 flows into the condenser 30 via the four-way valve 20.
  • the high-temperature high-pressure gas refrigerant that has flowed into the condenser 30 radiates heat to the heat exchange medium, and becomes high-pressure liquid refrigerant.
  • the high-pressure liquid refrigerant that has flowed out of the condenser 30 (C12: outlet of the condenser 30) branches in two directions.
  • One of the branched high-pressure liquid refrigerant flows into the sub-expansion valve 40 through the bypass pipe 2 and is decompressed and expanded to become a gas-liquid two-phase refrigerant of medium temperature and medium pressure (C13: sub-expansion valve 40 outlet).
  • the other branched high-pressure liquid refrigerant flows into the HIC heat exchanger 50 and exchanges heat with the medium-temperature and medium-pressure gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed out of the sub-expansion valve 40 (T11) to become a high-pressure supercooled liquid refrigerant.
  • C14a HIC heat exchanger 50 outlet
  • the medium-temperature and medium-pressure gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed out of the sub-expansion valve 40 exchanges heat with the high-pressure liquid refrigerant that has flowed into the HIC heat exchanger 50 (T11) to become heated gas (C14b: HIC heat exchanger 50 outlet). Then, it is injected into the intermediate pressure of the compressor 15 (C15: intermediate pressure merging section).
  • the high-pressure supercooled liquid refrigerant that has flowed out of the HIC heat exchanger 50 flows into the internal heat exchanger 70, exchanges heat with the low-pressure and low-temperature gas refrigerant that has flowed out of the evaporator 60 and passed through the four-way valve 20 (T12), Furthermore, it flows out as a liquid refrigerant with a large degree of supercooling (C16: outlet of internal heat exchanger 70).
  • the supercooled liquid refrigerant that has flowed out of the internal heat exchanger 70 flows into the main expansion valve 80, is decompressed and expanded to become a low-pressure two-phase refrigerant, and flows into the evaporator 60 (C17: internal heat exchanger 70 inlet).
  • the low-pressure two-phase refrigerant that has flowed into the evaporator 60 cools the air that is the heat exchange medium, evaporates, and flows out as a low-temperature and low-pressure gas refrigerant (C18: outlet of the evaporator 60).
  • the low-temperature and low-pressure gas refrigerant that has flowed out of the evaporator 60 passes through the four-way valve 20 again, then flows into the internal heat exchanger 70, and exchanges heat with the high-pressure liquid refrigerant that has flowed out of the HIC heat exchanger 50 (T12). ), A gas refrigerant having a high degree of superheat, and sucked into the compressor 15 again.
  • the low-pressure gas before being sucked into the compressor 10 flows through the main pipe 1 on the gas side of the internal heat exchanger 70, the low-pressure pressure loss increases as the pipe length increases, and the refrigeration cycle apparatus 200 It becomes a factor to deteriorate efficiency.
  • the HIC heat exchanger 50 can be configured with a narrower pipe than the internal heat exchanger 70, and can have a compact configuration.
  • the refrigeration cycle apparatus 200 includes a state detection unit that detects the state of the refrigerant flowing through the refrigerant circuit, and a control device 190 that controls the opening degrees of the sub-expansion valve 40 and the main expansion valve 80 based on the detection result of the state detection unit. And have.
  • the state detection unit of the second embodiment includes a pressure sensor 110 that detects the suction pressure Ps that is the pressure of the gas refrigerant sucked into the compressor 10, and the HIC that is the temperature of the gas refrigerant that flows out of the HIC heat exchanger 50.
  • the HIC outlet temperature sensor 120 that detects the outlet temperature Th
  • the HIC inlet temperature sensor 210 that detects the HIC inlet temperature Thi, which is the temperature of the gas refrigerant flowing into the HIC heat exchanger 50
  • the internal heat exchanger 70 A suction temperature sensor 230 that detects a suction temperature Ts that is a temperature of a gas refrigerant sucked into the compressor 15, a pressure sensor 110, an HIC outlet temperature sensor 120, and an HIC inlet temperature sensor 210 are provided.
  • the control device 190 subtracts the HIC inlet temperature Thi detected by the HIC inlet temperature sensor 210 from the HIC outlet temperature Th detected by the HIC outlet temperature sensor 120, and determines the degree of superheat of the gas outlet of the HIC heat exchanger 50.
  • a superheat degree calculation unit 190a for calculating a certain first superheat degree SHh, the first superheat degree SHh calculated in the superheat degree calculation unit 190a, and a fourth set value that is a preset allowable lower limit are compared, Based on the results of the determination by the superheat degree determination unit 190b and the superheat degree determination unit 190b that determine whether or not the one superheat degree SHh is less than the fourth set value, the sub-expansion valve 40 and the main expansion valve 80 are opened. And a valve control unit 190c for controlling the degree.
  • the superheat degree determination unit 190b compares the first superheat degree SHh with the fifth set value that is a preset allowable upper limit, It has a function of determining whether or not 1 superheat degree SHh is larger than the fifth set value.
  • the valve control unit 190c reduces the opening degree of the sub-expansion valve 40 when the superheat degree determination unit 190b determines that the first superheat degree SHh is less than the fourth set value.
  • the valve control unit 190c increases the opening degree of the sub-expansion valve 40 when the superheat degree determination unit 190b determines that the first superheat degree SHh is larger than the fifth set value.
  • valve control part 190c maintains the opening degree of the sub expansion valve 40, when it determines with 1st superheat degree SHh being below 5th setting value in the superheat degree determination part 190b. That is, in the second embodiment, the target range is set to a range that is not less than the fourth set value and not more than the fifth set value.
  • the superheat degree calculation unit 190a calculates the saturation temperature f (Ps) of the suction pressure Ps detected by the pressure sensor 110, and subtracts the saturation temperature f (Ps) from the suction temperature Ts detected by the suction temperature sensor 230.
  • the third superheat degree SHs that is the superheat degree of the suction port of the compressor 15 is calculated.
  • the superheat degree determination unit 190b compares the third superheat degree SHs calculated by the superheat degree calculation unit 190a with a preset sixth set value (target value), and the third superheat degree SHs is the sixth set value. It has a function to determine whether or not it is less than.
  • the valve control unit 190c reduces the opening of the main expansion valve 80, and the third superheat degree SHs When it is determined that the value is equal to or larger than the sixth set value, the opening degree of the main expansion valve 80 is increased. That is, the valve control unit 190c controls the opening degree of the main expansion valve 80 so that the third superheat degree SHs becomes the sixth set value that is the target value.
  • FIG. 9 is a flowchart showing a control operation during hot water supply operation by control device 190.
  • the superheat degree calculation unit 190a inputs the HIC inlet temperature Thi detected by the HIC inlet temperature sensor 210 (FIG. 9: Step S201), and inputs the HIC outlet temperature Tho detected by the HIC outlet temperature sensor 120 ( FIG. 9: Step S202).
  • the superheat degree calculation unit 190a calculates the first superheat degree SHh at the gas outlet of the HIC heat exchanger 50 by subtracting the HIC inlet temperature Thi from the HIC outlet temperature Tho (FIG. 9: Step S203).
  • the superheat degree determination unit 190b compares the first superheat degree SHh calculated by the superheat degree calculation unit 190a with the fourth set value, and determines whether or not the first superheat degree SHh is less than the fourth set value. (FIG. 9: Step S204). When the superheat degree determination unit 190b determines that the first superheat degree SHh is less than the fourth set value (FIG. 9: Step S204 / Yes), the valve control unit 190c determines the opening degree of the sub expansion valve 40. The heat exchange amount of the HIC heat exchanger 50 is suppressed by reducing the size (FIG. 9: Step S205).
  • the superheat degree determination unit 190b compares the first superheat degree SHh with the fifth set value. Then, it is determined whether or not the first superheat degree SHh is larger than the fifth set value (FIG. 9: Step S206).
  • the valve control unit 190c increases the opening degree of the sub expansion valve 40. Then, the heat exchange amount of the HIC heat exchanger 50 is increased (FIG. 9: Step S207).
  • the valve control unit 190c presents the current sub-expansion valve.
  • the opening degree of 40 is maintained (FIG. 9: Step S208). That is, the valve control unit 190c controls the opening degree of the sub-expansion valve 40 so that the first degree of superheat falls within a target range that is not less than the fourth set value and not more than the fifth set value.
  • the superheat degree calculation unit 190a inputs the suction pressure Ps detected by the pressure sensor 110 (FIG. 9: Step S209), and inputs the suction temperature Ts detected by the suction temperature sensor 230 (FIG. 9: Step). S210).
  • the superheat degree calculation unit 190a calculates the saturation temperature f (Ps) of the suction pressure Ps, and subtracts the saturation temperature f (Ps) from the suction temperature Ts to calculate the third superheat degree SHs of the suction port of the compressor 15. (FIG. 9: Step S211).
  • the superheat degree determination unit 190b compares the third superheat degree SHs calculated by the superheat degree calculation unit 190a with the sixth set value, and determines whether the third superheat degree SHs is less than the sixth set value. (FIG. 9: Step S212). When the superheat degree determination unit 190b determines that the third superheat degree SHs is less than the sixth set value (FIG. 9: Step S212 / Yes), the valve control unit 190c determines the opening degree of the main expansion valve 80. The heat exchange amount of the evaporator 60 is suppressed by reducing the size (FIG. 9: Step S213).
  • the valve control unit 190c opens the main expansion valve 80. The degree is increased, and the heat exchange amount of the evaporator 60 is increased (FIG. 9: Step S214).
  • FIG. 10 is a characteristic diagram showing the result of simulating the relationship between the ratio of the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 to the total refrigeration capacity of the refrigeration cycle apparatus 200 and the COP.
  • region where COP of the refrigerating-cycle apparatus 200 takes a favorable value is demonstrated.
  • the COP in the refrigeration cycle apparatus 200 has a peak value in the vicinity where the ratio of the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 to the total refrigeration capacity is 5.5%. That is, if the length of the heat transfer section of the internal heat exchanger 70 is too short, the suction superheat degree of the compressor 10 becomes small and the increase in the discharge temperature of the compressor 10 becomes small, so that the COP becomes low. On the other hand, if the length of the heat transfer section of the internal heat exchanger 70 is too long, the refrigerant pressure loss on the low-pressure gas side of the internal heat exchanger 70 increases and COP decreases.
  • the refrigeration cycle apparatus 200 is operated in a region where the COP takes a good value if the ratio of the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 to the total refrigeration capacity is less than 7%. Can do. Also in the second embodiment, a region where COP takes a good value is a region where COP is 100% or more. That is, in the refrigeration cycle apparatus 200, the length of the heat transfer portion of the internal heat exchanger 70 is set so that the ratio of the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 to the total refrigeration capacity is less than 7%.
  • FIG. 11 is a characteristic diagram showing the relationship between the ratio of the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 to the total refrigeration capacity of the refrigeration cycle apparatus 200 and the first superheat degree SHh at the outlet of the HIC heat exchanger 50.
  • the adjustment method of the ratio of the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 to the total refrigeration capacity will be described. As shown in FIG. 11, by controlling the first superheat degree SHh at the outlet of the HIC heat exchanger 50, the ratio of the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 to the total refrigeration capacity can be controlled.
  • the valve control unit 190c in order to set the ratio of the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 to the total refrigeration capacity to be less than 7%, has a first superheat degree SHh of 15 ° C. or less, which is the target range.
  • the degree of opening of the sub expansion valve 40 is controlled so as to be in the range.
  • FIG. 12 is a characteristic diagram showing the relationship between the ratio of the heat exchange amount of the HIC heat exchanger 50 to the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 and the COP in the refrigeration cycle apparatus 200.
  • FIG. 12 the relationship between the heat exchange amount of the HIC heat exchanger 50 and the internal heat exchanger 70 and the region where the COP of the refrigeration cycle apparatus 200 takes a good value will be described.
  • the HIC heat exchanger 50 is on the upstream side and the internal heat exchanger 70 is on the downstream side, if the heat exchange amount of the HIC heat exchanger 50 is increased, the internal heat exchanger 50
  • the temperature of the high-pressure liquid refrigerant flowing into 70 decreases. That is, as the heat exchange amount of the HIC heat exchanger 50 increases, the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 decreases, and as shown in FIG. 12, the HIC heat with respect to the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70
  • the ratio of the heat exchange amount of the HIC heat exchanger 50 to the heat exchange amount of the internal heat exchanger 70 is set to be 125% or more and 280% or less.
  • the refrigeration cycle apparatus 200 has the HIC heat exchanger 50 connected in series to the internal heat exchanger 70, and the HIC heat exchanger 50 is connected to the condenser 30 from the main unit.
  • a configuration is adopted in which heat is exchanged between the refrigerant flowing in through the pipe 1 and the refrigerant flowing in from the condenser 30 via the sub-expansion valve 40 on the bypass pipe 2. For this reason, since the amount of heat exchange by the internal heat exchanger 70 can be reduced, the length of the heat transfer portion of the internal heat exchanger 70 that causes the refrigerant pressure loss on the suction side of the compressor 10 is more than necessary. The operation in the region where the COP is high can be realized without increasing the length.
  • the amount of heat exchange by the internal heat exchanger 70 can be reduced. Therefore, even when HFO-1234yf or HFO-1234ze is used as the refrigerant, heat transfer of the internal heat exchanger 70 is achieved. The length of the part can be shortened and the efficiency can be improved.
  • the valve control unit 190c employs a configuration in which the opening degree of the main expansion valve 80 is controlled so that the third superheat degree becomes a preset target value (sixth set value). The influence of the control of the valve 40 on the evaporator 60 side can be minimized.
  • the length of the heat transfer section of the internal heat exchanger 70 can be shortened, so that productivity can be improved. Furthermore, since the bypass pipe 2 passing through the HIC heat exchanger 50 is configured to flow a small amount of two-phase refrigerant, the HIC heat exchanger 50 is configured with a pipe that is thinner than the internal heat exchanger 70. Can be made compact. In addition, by reducing the size of the HIC heat exchanger 50 by using a thin pipe, the size of the device can be made smaller than that of the conventional configuration, thereby improving the installation property, reducing the weight of the device, and reducing the cost. Can be realized. In addition, since the refrigeration cycle apparatus 100 of the second embodiment is configured to use HFO-1234yf or HFO-1234ze having a low global warming potential, the influence on the global environment can be reduced. .
  • each embodiment mentioned above is a suitable specific example in a refrigerating-cycle apparatus, and the technical scope of this invention is not limited to these aspects.
  • a mixed refrigerant containing HFO-1234yf or HFO-1234ze is exemplified as the refrigerant used by the refrigeration cycle apparatuses 100 and 200.
  • the present invention is not limited to this, and for example, HFO A single refrigerant of ⁇ 1234yf or HFO-1234ze may be used.
  • a mixed refrigerant containing HFO-1234yf or HFO-1234ze a mixed refrigerant obtained by mixing HFO-1234yf or HFO-1234ze and R32 may be used.
  • the detection result used for the calculation of the first superheat degree is not limited to that by each sensor illustrated in each embodiment, and for example, the calculation method in the first embodiment may be adopted in the second embodiment.
  • the calculation method in the second embodiment may be adopted in the first embodiment.
  • the control device 90 according to the first embodiment may perform the determination process using the third superheat degree
  • the control device 190 according to the second embodiment may perform the determination process using the second superheat degree. May be performed.

Abstract

圧縮機、凝縮器、主膨張弁、及び蒸発器が主配管を介して接続された冷媒回路と、凝縮器と主膨張弁との間に流れる冷媒と、蒸発器と圧縮機との間に流れる冷媒とを熱交換させて、蒸発器を流出した冷媒を圧縮機の吸入側に流入させる内部熱交換器と、凝縮器と内部熱交換器との間に設けられ、内部熱交換器に直列接続されたＨＩＣ熱交換器と、凝縮器とＨＩＣ熱交換器との間から分岐し、ＨＩＣ熱交換器を経由して圧縮機に冷媒を導くバイパス配管と、凝縮器からバイパス配管に流入する冷媒を減圧してＨＩＣ熱交換器へ流出する副膨張弁と、を有する冷凍サイクル装置では、ＨＩＣ熱交換器が、凝縮器から主配管を通じて流入する冷媒と、凝縮器から副膨張弁を介して流入する冷媒とを熱交換させる。

Description

冷凍サイクル装置
　本発明は、冷媒が循環する冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置に関する。
　従来の冷凍サイクル装置には、凝縮器を流出した冷媒と蒸発器を流出した冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器が組み込まれたものがある。また、従来から、冷凍サイクル装置を循環させる冷媒として、ＨＦＯ－１２３４ｙｆ（Ｒ１２３４ｙｆ）もしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅが使用されている。内部熱交換器は、ＨＦＯ－１２３４ｙｆ等の冷媒を使用する際の冷凍能力の改善に有用であるとされている（例えば特許文献１参照）。
　特許文献１には、「冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮した冷媒を凝縮する凝縮器と、凝縮した冷媒を減圧・膨張させる減圧・膨張手段と、減圧・膨張した冷媒を蒸発させる蒸発器と、凝縮器出口側冷媒と蒸発器出口側冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器とを備えた冷凍サイクルにおいて、冷媒としてＲ１２３４ｙｆを使用するとともに、内部熱交換器による熱交換量を、予めシミュレーションまたは試験により求めた所定値以上とし、該内部熱交換器による熱交換量の所定値の冷凍サイクル全体としての冷凍能力に対する能力割合が７％以上に設定されている」ものが提案されている。
特許第５１８０６８０号公報
　しかしながら、特許文献１の冷凍サイクル装置は、内部熱交換器での熱交換量が、装置全体の冷凍能力の７％以上となるように設定されている。このため、内部熱交換器の伝熱部の長さが長くなり、蒸発器から圧縮機の吸入口までの冷媒圧力損失等が増加することから、効率が低下するという課題がある。
　本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、冷媒としてＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅを用いる場合の内部熱交換器の伝熱部の長さを短縮し、かつ効率の向上を図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、凝縮器、主膨張弁、及び蒸発器が主配管を介して接続された冷媒回路と、凝縮器と主膨張弁との間に流れる冷媒と、蒸発器と圧縮機との間に流れる冷媒とを熱交換させて、蒸発器を流出した冷媒を圧縮機の吸入側に流入させる内部熱交換器と、凝縮器と内部熱交換器との間に設けられ、内部熱交換器に直列接続されたＨＩＣ熱交換器と、凝縮器とＨＩＣ熱交換器との間から分岐し、ＨＩＣ熱交換器を経由して圧縮機に冷媒を導くバイパス配管と、凝縮器からバイパス配管に流入する冷媒を減圧してＨＩＣ熱交換器へ流出する副膨張弁と、を有し、ＨＩＣ熱交換器は、凝縮器から主配管を通じて流入する冷媒と、凝縮器から副膨張弁を介して流入する冷媒とを熱交換させるものである。
　本発明によれば、内部熱交換器に直列接続されたＨＩＣ熱交換器が、凝縮器から主配管を通じて流入する冷媒と、凝縮器からバイパス配管を通じて流入する冷媒とを熱交換させるように構成したことから、内部熱交換器による熱交換量を軽減することができるため、冷媒としてＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅを用いる場合においても、内部熱交換器の伝熱部の長さを短縮し、かつ効率の向上を図ることができる。
本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図を含むシステム構成図である。 図１の冷凍サイクル装置の動作状態を示すＰ－ｈ線図である。 図１の制御装置による給湯運転時の制御動作を示すフローチャートである。 図１の冷凍サイクル装置の全冷凍能力に対する内部熱交換器の熱交換量の比率とＣＯＰとの関係をシミュレーションした結果を示す特性図である。 図１の冷凍サイクル装置の全冷凍能力に対する内部熱交換器の熱交換量の比率と、ＨＩＣ熱交換器の出口の第１過熱度ＳＨｈとの関係を示す特性図である。 図１の冷凍サイクル装置における内部熱交換器の熱交換量に対するＨＩＣ熱交換器の熱交換量の比率とＣＯＰとの関係を示す特性図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図を含むシステム構成図である。 図７の冷凍サイクル装置の動作状態を示すＰ－ｈ線図である。 図７の制御装置による給湯運転時の制御動作を示すフローチャートである。 図７の冷凍サイクル装置の全冷凍能力に対する内部熱交換器の熱交換量の比率とＣＯＰとの関係をシミュレーションした結果を示す特性図である。 図７の冷凍サイクル装置の全冷凍能力に対する内部熱交換器の熱交換量の比率と、ＨＩＣ熱交換器の出口の第１過熱度ＳＨｈとの関係を示す特性図である。 図７の冷凍サイクル装置における内部熱交換器の熱交換量に対するＨＩＣ熱交換器の熱交換量の比率とＣＯＰとの関係を示す特性図である。
　実施の形態１．
　図１は、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図を含むシステム構成図である。図１には、負荷側の水の温度を上げる加熱運転を実施している時の状態が示されている。
　本実施の形態１における冷凍サイクル装置１００は、圧縮機１０と四方弁２０と凝縮器３０と主膨張弁８０と蒸発器６０とが環状に接続されて構成されている。また、冷凍サイクル装置１００は、凝縮器３０と主膨張弁８０との間に、直列接続されたＨＩＣ（Ｈｅａｔ　Ｉｎｔｅｒ　Ｃｈａｎｇｅｒ）熱交換器５０と内部熱交換器７０とが配設されている。すなわち、冷凍サイクル装置１００は、圧縮機１０、凝縮器３０、主膨張弁８０、及び蒸発器６０が主配管１を介して接続された冷媒回路と、凝縮器３０と主膨張弁８０との間に流れる冷媒と、蒸発器６０と圧縮機１０との間に流れる冷媒とを熱交換させて、蒸発器を流出した冷媒を圧縮機１０の吸入側に流入させる内部熱交換器７０と、凝縮器３０と内部熱交換器７０との間に設けられ、内部熱交換器７０に直列接続されたＨＩＣ熱交換器５０と、を有している。
　冷凍サイクル装置１００は、冷媒配管として、圧縮機１０、四方弁２０、凝縮器３０、ＨＩＣ熱交換器５０、内部熱交換器７０、主膨張弁８０、及び蒸発器６０に冷媒を循環させる主配管１を有している。また、冷凍サイクル装置１００は、凝縮器３０とＨＩＣ熱交換器５０との間から分岐し、ＨＩＣ熱交換器５０を経由して圧縮機１０に冷媒を導くバイパス配管２を有している。バイパス配管２は、凝縮器３０の出口から延びる主配管１より分岐して、凝縮器３０を流出した高圧液冷媒の一部をバイパスして主配管１に流入させるものであり、内部熱交換器７０から延びる主配管１に連結されている。さらに、冷凍サイクル装置１００は、凝縮器３０からバイパス配管２に流入する冷媒を減圧してＨＩＣ熱交換器５０へ流出する副膨張弁４０を有している。すなわち、バイパス配管２は、凝縮器３０を通過した高圧液冷媒の一部をバイパスして副膨張弁４０及びＨＩＣ熱交換器５０を通過させるように構成されている。
　より具体的に、圧縮機１０は、例えば容量制御可能なインバータ圧縮機等からなり、低温低圧ガス冷媒を吸引して圧縮し、高温高圧ガス冷媒の状態にして吐出するものである。四方弁２０は、圧縮機１０から吐出された高温高圧ガス冷媒と、圧縮機１０に吸引させる低温低圧ガス冷媒の方向を切り替えるものである。凝縮器３０は、例えばプレート式熱交換器からなり、圧縮機１０から吐出されて四方弁２０を通過した高温高圧ガス冷媒を水と熱交換させて放熱させるものである。
　副膨張弁４０は、バイパス配管２に配設され、凝縮器３０を通過した高圧液冷媒を減圧して低圧二相冷媒とするものである。ＨＩＣ熱交換器５０は、凝縮器３０から流出され主配管１を通過した高圧液冷媒と、副膨張弁４０において減圧された低圧二相冷媒とを熱交換させるものである。蒸発器６０は、例えばフィンプレート式熱交換器等からなり、冷媒を空気と熱交換させて蒸発させるものである。内部熱交換器７０は、例えば二重管を有しており、ＨＩＣ熱交換器５０を通過した高圧液冷媒と蒸発器６０を通過した低圧ガス冷媒とを熱交換させるものである。主膨張弁８０は、内部熱交換器７０を通過した高圧液冷媒を低圧二相冷媒に減圧するものである。
　冷凍サイクル装置１００では、圧縮機１０、凝縮器３０、副膨張弁４０、ＨＩＣ熱交換器５０、内部熱交換器７０、主膨張弁８０、及び蒸発器６０に順次冷媒を循環させる冷媒回路が形成されている。冷凍サイクル装置１００は、冷媒として、ＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅを含む混合冷媒を使用している。
　冷媒としてのＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅは、地球温暖化係数（ＧＷＰ：Ｇｌｏｂａｌ－ｗａｒｍｉｎｇ　ｐｏｔｅｎｔｉａｌ）が４である。一方、従来から使用されているＲ４１０ＡのＧＷＰは２０９０であり、Ｒ４０７ＣのＧＷＰは１７７０である。すなわち、ＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅは、Ｒ４１０Ａ及びＲ４０７Ｃよりも地球環境に与える影響が小さい冷媒である。
　なお、ＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅは、Ｒ４１０Ａ及びＲ４０７Ｃに比べて、圧縮機１０からの吐出温度が上がりにくいという特徴を有している。また、ＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅは、水の温度を上げる加熱運転の場合、圧縮機１０の吸入過熱度を上げることによって吐出温度を上昇させると、同等能力出力時の凝縮圧力が低下し、効率が向上するという特徴を有する。
　次に、図１及び図２を参照して、冷凍サイクル装置１００の給湯運転の動作を説明する。図２は、冷凍サイクル装置１００の動作状態を示すＰ－ｈ線図であり、縦軸に冷媒の絶対圧力Ｐ［ＭＰａ・ａｂｓ］、横軸に比エンタルピーｈ［ｋＪ／ｋｇ］をとっている。
　低温低圧のガス状態の冷媒が、圧縮機１０に吸引され（Ｃ０１：圧縮機１０吸入口）、圧縮機１０で圧縮されて高温高圧ガスとなって吐出される。圧縮機１０から吐出された高温高圧ガス冷媒は、四方弁２０を経由して凝縮器３０へ流入する。凝縮器３０へ流入した高温高圧ガス冷媒は、被熱交換媒体である水に放熱し、高圧液冷媒となる。凝縮器３０を流出した高圧液冷媒は（Ｃ０２：凝縮器３０出口）、２方向に分岐する。分岐した一方の高圧液冷媒は、バイパス配管２を通じて副膨張弁４０へ流入し、減圧膨張されて低温低圧の気液二相冷媒となる（Ｃ０３：副膨張弁４０出口）。分岐したもう一方の高圧液冷媒は、ＨＩＣ熱交換器５０に流入し、副膨張弁４０を流出した低温低圧の気液二相冷媒と熱交換し（Ｔ０１）、高圧過冷却液冷媒となって流出する（Ｃ０４ａ：ＨＩＣ熱交換器５０出口）。副膨張弁４０を流出した低温低圧の気液二相冷媒は、ＨＩＣ熱交換器５０に流入した高圧液冷媒と熱交換し（Ｔ０１）、中温低圧ガス冷媒となって流出する（Ｃ０４ｂ：ＨＩＣ熱交換器５０出口）。
　ＨＩＣ熱交換器５０を流出した高圧過冷却液冷媒は、内部熱交換器７０に流入し、蒸発器６０を流出して四方弁２０を通過した低圧低温のガス冷媒と熱交換し（Ｔ０２）、さらに過冷却度が大きい液冷媒となって流出する（Ｃ０５：内部熱交換器７０出口）。内部熱交換器７０を流出した過冷却液冷媒は、主膨張弁８０へ流入し、減圧膨張されて低圧二相冷媒となり、蒸発器６０に流入する（Ｃ０６：蒸発器６０入口）。蒸発器６０に流入した低圧二相冷媒は、被熱交換媒体である空気を冷却し、蒸発して低温低圧のガス冷媒となって流出する（Ｃ０７：蒸発器６０出口）。
　蒸発器６０を流出した低温低圧のガス冷媒は、再び四方弁２０を通過したのち、内部熱交換器７０に流入し、ＨＩＣ熱交換器５０を流出した高圧液冷媒と熱交換して（Ｔ０２）、中温低圧ガス冷媒となって流出する（Ｃ０８：内部熱交換器７０出口）。内部熱交換器７０を流出した中温低圧ガス冷媒は、ＨＩＣ熱交換器５０を流出した中温低圧ガス冷媒と合流し、過熱度が大きな低圧ガスとなって圧縮機１０に再び吸引される（Ｃ０１：圧縮機１０吸入口）。
　なお、内部熱交換器７０の圧縮機１０の吸入側には、圧縮機１０に吸入する前の低圧ガスを流すため、伝熱部の長さが長くなることは、低圧圧力損失が増大して冷凍サイクル装置１００の効率を悪化させる要因となる。一方、ＨＩＣ熱交換器５０のガス側であるバイパス配管２には、圧縮機１０の吸入側にバイパスする少量の二相冷媒を流すため、圧力損失による冷凍サイクル装置１００の効率に対する影響はない。よって、ＨＩＣ熱交換器５０を有する冷凍サイクル装置１００によれば、内部熱交換器７０の伝熱部の長さを短縮し、効率化を図ることができる。また、ＨＩＣ熱交換器５０は、内部熱交換器７０に比べて細い配管で構成することができ、コンパクトな構成とすることができる。
　次に、図１を参照して、冷凍サイクル装置１００の制御構成について説明する。冷凍サイクル装置１００は、冷媒回路を流れる冷媒の状態を検知する状態検知部と、例えばＤＳＰ等のマイコンからなり、状態検知部による検知の結果をもとに副膨張弁４０及び主膨張弁８０の開度を制御する制御装置９０と、を有している。状態検知部は、圧縮機１０に吸入されるガス冷媒の圧力である吸入圧力Ｐｓを検知する圧力センサ１１０と、ＨＩＣ熱交換器５０を流出するガス冷媒の温度であるＨＩＣ出口温度Ｔｈｏを検知するＨＩＣ出口温度センサ１２０と、蒸発器６０を流出するガス冷媒の温度である蒸発器出口温度Ｔｈｅを検知する蒸発器出口温度センサ１３０と、を有している。
　制御装置９０は、状態検知部による検知の結果を用いてＨＩＣ熱交換器５０の出口の過熱度である第１過熱度を演算する過熱度演算部９０ａと、第１過熱度が予め設定された目標範囲となるように、副膨張弁４０の開度を制御する弁制御部９０ｃと、を有している。
　より具体的に、制御装置９０は、圧力センサ１１０において検知された吸入圧力Ｐｓの飽和温度ｆ（Ｐｓ）を算出し、ＨＩＣ出口温度センサ１２０において検知されたＨＩＣ出口温度Ｔｈｏから飽和温度ｆ（Ｐｓ）を減算して、ＨＩＣ熱交換器５０のガス出口の加熱度である第１過熱度ＳＨｈを演算する過熱度演算部９０ａと、過熱度演算部９０ａにおいて演算された第１過熱度ＳＨｈと、予め設定された許容下限である第１設定値とを比較し、第１過熱度ＳＨｈが第１設定値未満であるか否かを判定する過熱度判定部９０ｂと、過熱度判定部９０ｂによる判定の結果をもとに、副膨張弁４０及び主膨張弁８０の開度を制御する弁制御部９０ｃと、を有している。
　過熱度判定部９０ｂは、第１過熱度ＳＨｈが第１設定値以上であると判定した場合に、第１過熱度ＳＨｈと予め設定された許容上限である第２設定値とを比較し、第１過熱度ＳＨｈが第２設定値より大きいか否かを判定する機能を有している。弁制御部９０ｃは、過熱度判定部９０ｂにおいて、第１過熱度ＳＨｈが第１設定値未満であると判定された場合に、副膨張弁４０の開度を小さくするものである。また、弁制御部９０ｃは、過熱度判定部９０ｂにおいて、第１過熱度ＳＨｈが第２設定値よりも大きいと判定された場合に、副膨張弁４０の開度を大きくするものである。そして、弁制御部９０ｃは、過熱度判定部９０ｂにおいて、第１過熱度ＳＨｈが第２設定値以下であると判定された場合に、副膨張弁４０の開度を維持するものである。すなわち、本実施の形態１において、上記目標範囲は、第１設定値以上であり且つ第２設定値以下である範囲に設定されている。
　また、過熱度演算部９０ａは、蒸発器出口温度センサ１３０において検知された蒸発器出口温度Ｔｈｅから吸入圧力Ｐｓの飽和温度ｆ（Ｐｓ）を減算して、蒸発器６０の出口の過熱度である第２過熱度ＳＨｅを演算する機能を有している。過熱度判定部９０ｂは、過熱度演算部９０ａにおいて演算された第２過熱度ＳＨｅと、予め設定された第３設定値（目標値）とを比較し、第２過熱度ＳＨｅが第３設定値未満であるか否かを判定する機能を有している。弁制御部９０ｃは、過熱度判定部９０ｂにおいて、第２過熱度ＳＨｅが第３設定値未満であると判定された場合に、主膨張弁８０の開度を小さくし、第２過熱度ＳＨｅが第３設定値以上であると判定された場合に、主膨張弁８０の開度を大きくするものである。すなわち、弁制御部９０ｃは、第２過熱度ＳＨｅが目標値である第６設定値となるように、主膨張弁８０の開度を制御するものである。
　次に、図１及び図３を参照して、給湯運転時の制御装置９０による主膨張弁８０及び副膨張弁４０の開閉制御の手順を説明する。図３は、制御装置９０による給湯運転時の制御動作を示すフローチャートである。
　まず、過熱度演算部９０ａは、圧力センサ１１０において検知された吸入圧力Ｐｓを入力し（図３：ステップＳ１０１）、ＨＩＣ出口温度センサ１２０において検出されたＨＩＣ出口温度Ｔｈｏを入力する（図３：ステップＳ１０２）。過熱度演算部９０ａは、吸入圧力Ｐｓの飽和温度ｆ（Ｐｓ）を算出し、ＨＩＣ出口温度Ｔｈｏから算出したｆ（Ｐｓ）を減算して、ＨＩＣ熱交換器５０のガス出口の第１過熱度ＳＨｈを演算する（図３：ステップＳ１０３）。
　過熱度判定部９０ｂは、過熱度演算部９０ａにおいて演算された第１過熱度ＳＨｈと第１設定値とを比較し、第１過熱度ＳＨｈが第１設定値未満であるか否かを判定する（図３：ステップＳ１０４）。弁制御部９０ｃは、過熱度判定部９０ｂにおいて、第１過熱度ＳＨｈが第１設定値未満であると判定された場合に（図３：ステップＳ１０４／Ｙｅｓ）、副膨張弁４０の開度を小さくし、ＨＩＣ熱交換器５０の熱交換量を抑制させる（図３：ステップＳ１０５）。一方、弁制御部９０ｃは、過熱度判定部９０ｂにおいて、第１過熱度ＳＨｈが第１設定値以上であると判定された場合に（図３：ステップＳ１０４／Ｎｏ）、第１過熱度ＳＨｈと第２設定値とを比較し、第１過熱度ＳＨｈが第２設定値より大きいか否かを判定する（図３：ステップＳ１０６）。
　次に、過熱度判定部９０ｂは、過熱度演算部９０ａにおいて演算された第１過熱度ＳＨｈと第２設定値とを比較し、第１過熱度ＳＨｈが第２設定値より大きいか否かを判定する（図３：ステップＳ１０６）。弁制御部９０ｃは、過熱度判定部９０ｂにおいて、第１過熱度ＳＨｈが第２設定値より大きいと判定された場合に（図３：ステップＳ１０６／Ｙｅｓ）、副膨張弁４０の開度を大きくし、ＨＩＣ熱交換器５０の熱交換量を増加させる（図３：ステップＳ１０７）。一方、弁制御部９０ｃは、過熱度判定部９０ｂにおいて、第１過熱度ＳＨｈが第２設定値以下であると判定された場合には（図３：ステップＳ１０６／Ｎｏ）、現在の副膨張弁４０の開度を維持する（図３：ステップＳ１０８）。すなわち、弁制御部９０ｃは、第１過熱度が、第１設定値以上第２設定値以下である目標範囲となるように、副膨張弁４０の開度を制御する。
　次に、過熱度演算部９０ａは、蒸発器出口温度センサ１３０において検知された蒸発器出口温度Ｔｈｅを入力する（図３：ステップＳ１０９）。過熱度演算部９０ａは、蒸発器出口温度センサ１３０から入力した蒸発器出口温度Ｔｈｅから吸入圧力Ｐｓの飽和温度ｆ（Ｐｓ）を減算して、蒸発器６０の出口における第２過熱度ＳＨｅを演算する（図３：ステップＳ１１０）。過熱度判定部９０ｂは、過熱度演算部９０ａにおいて演算された第２過熱度ＳＨｅと第３設定値とを比較し、第２過熱度ＳＨｅが第３設定値未満であるか否かを判定する（図３：ステップＳ１１１）。
　弁制御部９０ｃは、過熱度判定部９０ｂにおいて、第２過熱度ＳＨｅが第３設定値未満であると判定された場合に（図３：ステップＳ１１１／Ｙｅｓ）、主膨張弁８０の開度を小さくし、蒸発器６０の熱交換量を抑制させる（図３：ステップＳ１１２）。一方、弁制御部９０ｃは、過熱度判定部９０ｂにおいて、第２過熱度ＳＨｅが第３設定値以上であると判定された場合に（図３：ステップＳ１１１／Ｎｏ）、主膨張弁８０の開度を大きくし、蒸発器６０の熱交換量を増加させる（図３：ステップＳ１１３）。
　図４は、冷凍サイクル装置１００の全冷凍能力（以下単に「全冷凍能力」という。）に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率と、ＣＯＰとの関係をシミュレーションした結果を示す特性図である。図４を参照して、冷凍サイクル装置１００のＣＯＰ（Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ　Ｏｆ　Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ：成績係数）が良好な値をとる領域について説明する。図４の場合は、全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率が約４％のときにピーク値をとっている。内部熱交換器７０の伝熱部の長さが短すぎると（全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率が所定の下限量より小さくなると）、圧縮機１０の吸入過熱度が小さくなり、圧縮機１０の吐出温度の上昇が小さくなるため、ＣＯＰが低くなる。一方、内部熱交換器７０の伝熱部の長さが長すぎると（全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率が所定の上限量より大きくなると）、内部熱交換器７０の低圧ガス側の冷媒圧力損失が大きくなり、ＣＯＰが低下する。
　図４に示すように、冷凍サイクル装置１００は、全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率が２．４％以上７％未満の範囲であれば、ＣＯＰが良好な値をとる領域で運転することができる。本実施の形態１において、ＣＯＰが良好な値をとる領域は、ＣＯＰが１００％以上の領域とする。つまり、冷凍サイクル装置１００は、全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率が２．４％以上７％未満となるように、内部熱交換器７０の伝熱部の長さを設定している。
　図５は、全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率と、ＨＩＣ熱交換器５０の出口の第１過熱度ＳＨｈとの関係を示す特性図である。図５を参照して、全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率の調整方法を説明する。図５に示すように、ＨＩＣ熱交換器５０の出口の第１過熱度ＳＨｈを制御することにより、全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率を制御することができる。本実施の形態１では、全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率が２．４％以上７％未満の範囲となるように、第１過熱度ＳＨｈの許容下限である第１設定値が１５℃に設定され、第１過熱度ＳＨｈの許容上限である第２設定値が４４℃に設定されている。すなわち、弁制御部９０ｃは、第１過熱度ＳＨｈが目標範囲内の値となるように、副膨張弁４０の開度を制御するように構成されている。
　図６は、冷凍サイクル装置２００における、内部熱交換器７０の熱交換量に対するＨＩＣ熱交換器５０の熱交換量の比率とＣＯＰとの関係を示す特性図である。図６を参照して、ＨＩＣ熱交換器５０及び内部熱交換器７０の熱交換量と、冷凍サイクル装置１００のＣＯＰが良好な値をとる領域との関係について説明する。
　加熱運転時の冷媒の流れに関しては、ＨＩＣ熱交換器５０が上流側にあり、内部熱交換器７０が下流側にあるため、ＨＩＣ熱交換器５０の熱交換量を増やすと、内部熱交換器７０に流入する高圧液冷媒の温度が低下する。すなわち、ＨＩＣ熱交換器５０の熱交換量が増えると、内部熱交換器７０の熱交換量が減少する関係にあり、図６に示すように、内部熱交換器７０の熱交換量に対するＨＩＣ熱交換器５０の熱交換量の比率に対し、ＣＯＰのピーク値が存在する。
　本実施の形態１では、内部熱交換器７０の熱交換量に対するＨＩＣ熱交換器５０の熱交換量の比率が、１６０％以上７００％以下となるように設定されている。かかる設定により、冷凍サイクル装置１００は、図６に示すように、ＣＯＰが良好な値をとる領域で運転することができる。
　以上のように、本実施の形態１における冷凍サイクル装置１００は、内部熱交換器７０に直列接続されたＨＩＣ熱交換器５０を有しており、ＨＩＣ熱交換器５０が、凝縮器３０から主配管１を通じて流入する高圧冷媒と、凝縮器３０からバイパス配管２上の副膨張弁４０を介して流入する二相冷媒とを熱交換させるという構成を採っている。このため、内部熱交換器７０による熱交換量を軽減することができることから、圧縮機１０の吸入側の冷媒圧力損失の要因となる内部熱交換器７０の伝熱部の長さを必要以上に長くすることなく、ＣＯＰが高い領域での運転を実現することができる。すなわち、冷凍サイクル装置１００によれば、内部熱交換器７０による熱交換量を軽減することができるため、冷媒としてＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅを用いる場合においても、内部熱交換器７０の伝熱部の長さを短縮し、かつ効率の向上を図ることができる。加えて、弁制御部９０ｃは、第２過熱度が予め設定された目標値（第３設定値）となるように主膨張弁８０の開度を制御するという構成を採っているため、副膨張弁４０の制御が蒸発器６０側に与える影響を最小限に抑制することができる。
　また、従来は、内部熱交換器が長尺の二重管構成となっていたため、生産性が低下するという課題があるが、冷凍サイクル装置１００では、内部熱交換器７０の伝熱部の長さを短縮することができるため、生産性の向上を図ることができる。さらに、ＨＩＣ熱交換器５０を通過するバイパス配管２は、少量の二相冷媒を流すように構成されているため、圧力損失による冷凍サイクル装置２００の効率に対する影響は抑制されている。よって、ＨＩＣ熱交換器５０を有する冷凍サイクル装置２００によれば、内部熱交換器７０の伝熱部の長さを短縮し、効率化を図ることができる。また、ＨＩＣ熱交換器５０は、内部熱交換器７０に比べて細い配管で構成することができるため、装置のコンパクト化を実現することができる。さらに、ＨＩＣ熱交換器５０に細い配管を用いてコンパクト化を図ることにより、従来構成よりも、機器の寸法を小さくすることができるため、設置性の向上、機器の軽量化、及び低コスト化を実現することができる。
　加えて、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１００は、地球温暖化係数が低いＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅを使用するように構成されているため、地球環境への影響を低減することができる。
　実施の形態２．
　次に、図７～図１２を参照して、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の構成及び動作について説明する。図７は、本実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の冷媒回路図を含むシステム構成図である。図７には、負荷側の水の温度を上げる加熱運転を実施している時の状態が示されている。前述した実施の形態１と同一の構成部材については同一の符号を用いるものとする。
　冷凍サイクル装置２００は、例えば容量制御可能なインバータ圧縮機等で構成され、低温低圧ガス冷媒を吸引し、圧縮して高温高圧ガス冷媒の状態にして吐出する圧縮機１５を有している。圧縮機１５は、圧縮工程において、バイパス配管２に流入しＨＩＣ熱交換器５０を流出した中間圧の冷媒（中圧冷媒）をインジェクションするインジェクションポート（図示せず）及び中間室（図示せず）を有している。すなわち、ＨＩＣ熱交換器５０を流出したガス冷媒は、インジェクションポートを介して圧縮機１５の圧力室内に設けられた中間室にインジェクションされる。
　次に、図７及び図８を参照して、冷凍サイクル装置２００の給湯運転の動作を説明する。図８は、冷凍サイクル装置２００の動作状態を示すＰ－ｈ線図であり、縦軸に冷媒の絶対圧力Ｐ［ＭＰａ・ａｂｓ］、横軸に比エンタルピーｈ［ｋＪ／ｋｇ］をとっている。
　低温低圧のガス状態の冷媒が（Ｃ１１：内部熱交換器７０出口）、圧縮機１５に吸引され、圧縮機１５で圧縮されて高温高圧ガスとなって吐出される。圧縮機１５から吐出された高温高圧ガス冷媒は、四方弁２０を経由して凝縮器３０へ流入する。凝縮器３０へ流入した高温高圧ガス冷媒は、被熱交換媒体である水に放熱し、高圧液冷媒となる。凝縮器３０を流出した高圧液冷媒は（Ｃ１２：凝縮器３０出口）、２方向に分岐する。分岐した一方の高圧液冷媒は、バイパス配管２を通じて副膨張弁４０へ流入し、減圧膨張されて中温中圧の気液二相冷媒となる（Ｃ１３：副膨張弁４０出口）。分岐したもう一方の高圧液冷媒は、ＨＩＣ熱交換器５０に流入し、副膨張弁４０を流出した中温中圧の気液二相冷媒と熱交換し（Ｔ１１）、高圧過冷却液冷媒となって流出する（Ｃ１４ａ：ＨＩＣ熱交換器５０出口）。副膨張弁４０を流出した中温中圧の気液二相冷媒は、ＨＩＣ熱交換器５０に流入した高圧液冷媒と熱交換して（Ｔ１１）加熱ガスとなり（Ｃ１４ｂ：ＨＩＣ熱交換器５０出口）、圧縮機１５の中間圧にインジェクションされる（Ｃ１５：中間圧合流部）。
　ＨＩＣ熱交換器５０を流出した高圧過冷却液冷媒は、内部熱交換器７０に流入し、蒸発器６０を流出して四方弁２０を通過した低圧低温のガス冷媒と熱交換し（Ｔ１２）、さらに過冷却度が大きい液冷媒となって流出する（Ｃ１６：内部熱交換器７０出口）。内部熱交換器７０を流出した過冷却液冷媒は、主膨張弁８０へ流入し、減圧膨張されて低圧二相冷媒となり、蒸発器６０に流入する（Ｃ１７：内部熱交換器７０入口）。蒸発器６０に流入した低圧二相冷媒は、被熱交換媒体である空気を冷却し、蒸発して低温低圧のガス冷媒となって流出する（Ｃ１８：蒸発器６０出口）。
　蒸発器６０を流出した低温低圧のガス冷媒は、再び四方弁２０を通過したのち、内部熱交換器７０に流入し、ＨＩＣ熱交換器５０を流出した高圧液冷媒と熱交換することにより（Ｔ１２）、過熱度の大きなガス冷媒となり、圧縮機１５に再び吸引される。
　なお、内部熱交換器７０のガス側である主配管１には、圧縮機１０に吸入する前の低圧ガスを流すため、配管長が長くなると、低圧圧力損失が増大して冷凍サイクル装置２００の効率を悪化させる要因となる。一方、ＨＩＣ熱交換器５０のガス側であるバイパス配管２には、圧縮機１０の吸入側にバイパスする少量の二相冷媒を流すため、圧力損失による冷凍サイクル装置２００の効率に対する影響はない。したがって、ＨＩＣ熱交換器５０は、内部熱交換器７０に比べて細い配管で構成することができ、コンパクトな構成とすることができる。
　次に、図７を参照して、冷凍サイクル装置２００の制御構成について説明する。冷凍サイクル装置２００は、冷媒回路を流れる冷媒の状態を検知する状態検知部と、状態検知部による検知の結果をもとに副膨張弁４０及び主膨張弁８０の開度を制御する制御装置１９０と、を有している。本実施の形態２の状態検知部は、圧縮機１０に吸入されるガス冷媒の圧力である吸入圧力Ｐｓを検知する圧力センサ１１０と、ＨＩＣ熱交換器５０を流出するガス冷媒の温度であるＨＩＣ出口温度Ｔｈｏを検知するＨＩＣ出口温度センサ１２０と、ＨＩＣ熱交換器５０に流入するガス冷媒の温度であるＨＩＣ入口温度Ｔｈｉを検知するＨＩＣ入口温度センサ２１０と、内部熱交換器７０から流出して圧縮機１５に吸入されるガス冷媒の温度である吸入温度Ｔｓを検知する吸入温度センサ２３０と、圧力センサ１１０、ＨＩＣ出口温度センサ１２０、ＨＩＣ入口温度センサ２１０と、を有している。
　制御装置１９０は、ＨＩＣ出口温度センサ１２０において検知されたＨＩＣ出口温度Ｔｈｏから、ＨＩＣ入口温度センサ２１０において検知されたＨＩＣ入口温度Ｔｈｉを減算して、ＨＩＣ熱交換器５０のガス出口の過熱度である第１過熱度ＳＨｈを演算する過熱度演算部１９０ａと、過熱度演算部１９０ａにおいて演算された第１過熱度ＳＨｈと、予め設定された許容下限である第４設定値とを比較し、第１過熱度ＳＨｈが第４設定値未満であるか否かを判定する過熱度判定部１９０ｂと、過熱度判定部１９０ｂによる判定の結果をもとに、副膨張弁４０及び主膨張弁８０の開度を制御する弁制御部１９０ｃと、を有している。
　過熱度判定部１９０ｂは、第１過熱度ＳＨｈが第４設定値以上であると判定した場合に、第１過熱度ＳＨｈと予め設定された許容上限である第５設定値とを比較し、第１過熱度ＳＨｈが第５設定値よりも大きいか否かを判定する機能を有している。弁制御部１９０ｃは、過熱度判定部１９０ｂにおいて第１過熱度ＳＨｈが第４設定値未満であると判定された場合に、副膨張弁４０の開度を小さくするものである。弁制御部１９０ｃは、過熱度判定部１９０ｂにおいて、第１過熱度ＳＨｈが第５設定値より大きいと判定された場合に、副膨張弁４０の開度を大きくするものである。そして、弁制御部１９０ｃは、過熱度判定部１９０ｂにおいて、第１過熱度ＳＨｈが第５設定値以下であると判定された場合に、副膨張弁４０の開度を維持するものである。すなわち、本実施の形態２において、上記目標範囲は、第４設定値以上であり且つ第５設定値以下である範囲に設定されている。
　また、過熱度演算部１９０ａは、圧力センサ１１０において検知された吸入圧力Ｐｓの飽和温度ｆ（Ｐｓ）を算出し、吸入温度センサ２３０において検知された吸入温度Ｔｓから飽和温度ｆ（Ｐｓ）を減算して、圧縮機１５の吸入口の過熱度である第３過熱度ＳＨｓを演算する機能を有している。過熱度判定部１９０ｂは、過熱度演算部１９０ａにおいて演算された第３過熱度ＳＨｓと、予め設定された第６設定値（目標値）とを比較し、第３過熱度ＳＨｓが第６設定値未満であるか否かを判定する機能を有している。弁制御部１９０ｃは、過熱度判定部１９０ｂにおいて、第３過熱度ＳＨｓが第６設定値未満であると判定された場合に、主膨張弁８０の開度を小さくし、第３過熱度ＳＨｓが第６設定値以上であると判定された場合に、主膨張弁８０の開度を大きくするように構成されている。すなわち、弁制御部１９０ｃは、第３過熱度ＳＨｓが目標値である第６設定値となるように、主膨張弁８０の開度を制御するものである。
　次に、図７及び図９を参照して、給湯運転時の制御装置１９０による主膨張弁８０及び副膨張弁４０の開閉制御の手順を説明する。図９は、制御装置１９０による給湯運転時の制御動作を示すフローチャートである。
　まず、過熱度演算部１９０ａは、ＨＩＣ入口温度センサ２１０において検知されたＨＩＣ入口温度Ｔｈｉを入力し（図９：ステップＳ２０１）、ＨＩＣ出口温度センサ１２０において検出されたＨＩＣ出口温度Ｔｈｏを入力する（図９：ステップＳ２０２）。過熱度演算部１９０ａは、ＨＩＣ出口温度ＴｈｏからＨＩＣ入口温度Ｔｈｉを減算して、ＨＩＣ熱交換器５０のガス出口の第１過熱度ＳＨｈを演算する（図９：ステップＳ２０３）。
　過熱度判定部１９０ｂは、過熱度演算部１９０ａにおいて演算された第１過熱度ＳＨｈと第４設定値とを比較し、第１過熱度ＳＨｈが第４設定値未満であるか否かを判定する（図９：ステップＳ２０４）。弁制御部１９０ｃは、過熱度判定部１９０ｂにおいて、第１過熱度ＳＨｈが第４設定値未満であると判定された場合に（図９：ステップＳ２０４／Ｙｅｓ）、副膨張弁４０の開度を小さくし、ＨＩＣ熱交換器５０の熱交換量を抑制させる（図９：ステップＳ２０５）。
　一方、過熱度判定部１９０ｂは、第１過熱度ＳＨｈが第４設定値以上であると判定した場合に（図９：ステップＳ２０４／Ｎｏ）、第１過熱度ＳＨｈと第５設定値とを比較し、第１過熱度ＳＨｈが第５設定値より大きいか否かを判定する（図９：ステップＳ２０６）。弁制御部１９０ｃは、過熱度判定部１９０ｂにおいて、第１過熱度ＳＨｈが第５設定値より大きいと判定された場合に（図９：ステップＳ２０６／Ｙｅｓ）、副膨張弁４０の開度を大きくし、ＨＩＣ熱交換器５０の熱交換量を増加させる（図９：ステップＳ２０７）。一方、弁制御部１９０ｃは、過熱度判定部１９０ｂにおいて、第１過熱度ＳＨｈが第５設定値以下であると判定された場合には（図９：ステップＳ２０６／Ｎｏ）、現在の副膨張弁４０の開度を維持する（図９：ステップＳ２０８）。すなわち、弁制御部１９０ｃは、第１過熱度が、第４設定値以上第５設定値以下である目標範囲となるように、副膨張弁４０の開度を制御する。
　次に、過熱度演算部１９０ａは、圧力センサ１１０において検知された吸入圧力Ｐｓを入力し（図９：ステップＳ２０９）、吸入温度センサ２３０において検知された吸入温度Ｔｓを入力する（図９：ステップＳ２１０）。過熱度演算部１９０ａは、吸入圧力Ｐｓの飽和温度ｆ（Ｐｓ）を算出し、吸入温度Ｔｓから飽和温度ｆ（Ｐｓ）を減算して、圧縮機１５の吸入口の第３過熱度ＳＨｓを演算する（図９：ステップＳ２１１）。
　過熱度判定部１９０ｂは、過熱度演算部１９０ａにおいて演算された第３過熱度ＳＨｓと第６設定値とを比較し、第３過熱度ＳＨｓが第６設定値未満であるか否かを判定する（図９：ステップＳ２１２）。弁制御部１９０ｃは、過熱度判定部１９０ｂにおいて、第３過熱度ＳＨｓが第６設定値未満であると判定された場合に（図９：ステップＳ２１２／Ｙｅｓ）、主膨張弁８０の開度を小さくし、蒸発器６０の熱交換量を抑制させる（図９：ステップＳ２１３）。一方、弁制御部１９０ｃは、過熱度判定部１９０ｂにおいて、第３過熱度ＳＨｓが第６設定値以上であると判定された場合に（図９：ステップＳ２１２／Ｎｏ）、主膨張弁８０の開度を大きくし、蒸発器６０の熱交換量を増加させる（図９：ステップＳ２１４）。
　図１０は、冷凍サイクル装置２００の全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率とＣＯＰとの関係をシミュレーションした結果を示す特性図である。図１０を参照して、冷凍サイクル装置２００のＣＯＰが良好な値をとる領域について説明する。図１０に示すように、冷凍サイクル装置２００におけるＣＯＰは、全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率が５．５％となる付近にピーク値を有している。すなわち、内部熱交換器７０の伝熱部の長さが短すぎると、圧縮機１０の吸入過熱度が小さくなり、圧縮機１０の吐出温度の上昇が小さくなるため、ＣＯＰが低くなる。一方、内部熱交換器７０の伝熱部の長さが長すぎると、内部熱交換器７０の低圧ガス側の冷媒圧力損失が大きくなり、ＣＯＰが低下する。
　図１０に示すように、冷凍サイクル装置２００は、全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率が７％未満の範囲であれば、ＣＯＰが良好な値をとる領域で運転することができる。本実施の形態２においても、ＣＯＰが良好な値をとる領域は、ＣＯＰが１００％以上の領域とする。つまり、冷凍サイクル装置２００は、全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率が７％未満となるように、内部熱交換器７０の伝熱部の長さが設定されている。
　図１１は、冷凍サイクル装置２００の全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率と、ＨＩＣ熱交換器５０の出口の第１過熱度ＳＨｈとの関係を示す特性図である。図１１を参照して、全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率の調整方法を説明する。図１１に示すように、ＨＩＣ熱交換器５０の出口の第１過熱度ＳＨｈを制御することにより、全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率を制御することができる。本実施の形態２では、全冷凍能力に対する内部熱交換器７０の熱交換量の比率を７％未満とするために、弁制御部１９０ｃは、第１過熱度ＳＨｈが目標範囲である１５℃以下の範囲となるように副膨張弁４０の開度を制御する。
　図１２は、冷凍サイクル装置２００における、内部熱交換器７０の熱交換量に対するＨＩＣ熱交換器５０の熱交換量の比率とＣＯＰとの関係を示す特性図である。図１２を参照して、ＨＩＣ熱交換器５０及び内部熱交換器７０の熱交換量と、冷凍サイクル装置２００のＣＯＰが良好な値をとる領域との関係について説明する。
　加熱運転時の冷媒の流れに関しては、ＨＩＣ熱交換器５０が上流側にあり、内部熱交換器７０が下流側にあるため、ＨＩＣ熱交換器５０の熱交換量を増やすと、内部熱交換器７０に流入する高圧液冷媒の温度が低下する。すなわち、ＨＩＣ熱交換器５０の熱交換量が増えると、内部熱交換器７０の熱交換量が減少する関係にあり、図１２に示すように、内部熱交換器７０の熱交換量に対するＨＩＣ熱交換器５０の熱交換量の比率に対し、ＣＯＰのピーク値が存在する。
　本実施の形態２では、内部熱交換器７０の熱交換量に対するＨＩＣ熱交換器５０の熱交換量の比率が、１２５％以上２８０％以下となるように設定されている。かかる設定により、冷凍サイクル装置２００は、図１２に示すように、ＣＯＰが良好な値をとる領域で運転することができる。
　以上のように、本実施の形態２における冷凍サイクル装置２００は、内部熱交換器７０に直列接続されたＨＩＣ熱交換器５０を有しており、ＨＩＣ熱交換器５０が、凝縮器３０から主配管１を通じて流入する冷媒と、凝縮器３０からバイパス配管２上の副膨張弁４０を介して流入する冷媒とを熱交換させるという構成を採っている。このため、内部熱交換器７０による熱交換量を軽減することができることから、圧縮機１０の吸入側の冷媒圧力損失の要因となる内部熱交換器７０の伝熱部の長さを必要以上に長くすることなく、ＣＯＰが高い領域での運転を実現することができる。すなわち、冷凍サイクル装置２００によれば、内部熱交換器７０による熱交換量を軽減することができるため、冷媒としてＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅを用いる場合においても、内部熱交換器７０の伝熱部の長さを短縮し、かつ効率の向上を図ることができる。加えて、弁制御部１９０ｃは、第３過熱度が予め設定された目標値（第６設定値）となるように主膨張弁８０の開度を制御するという構成を採っているため、副膨張弁４０の制御が蒸発器６０側に与える影響を最小限に抑制することができる。
　また、冷凍サイクル装置２００では、内部熱交換器７０の伝熱部の長さを短縮することができるため、生産性の向上を図ることができる。さらに、ＨＩＣ熱交換器５０を通過するバイパス配管２は、少量の二相冷媒を流すように構成されているため、ＨＩＣ熱交換器５０は、内部熱交換器７０に比べて細い配管で構成することができ、コンパクト化を実現することができる。また、ＨＩＣ熱交換器５０に細い配管を用いてコンパクト化を図ることにより、従来構成よりも、機器の寸法を小さくすることができるため、設置性の向上、機器の軽量化、及び低コスト化を実現することができる。加えて、本実施の形態２の冷凍サイクル装置１００は、地球温暖化係数が低いＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅを使用するように構成されているため、地球環境への影響を低減することができる。
　なお、上述した各実施の形態は、冷凍サイクル装置における好適な具体例であり、本発明の技術的範囲は、これらの態様に限定されるものではない。例えば、上記実施の形態１及び２では、冷凍サイクル装置１００及び２００が使用する冷媒として、ＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅを含む混合冷媒を例示しているが、これに限定されず、例えば、ＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅの単独冷媒を使用してもよい。また、ＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅを含む混合冷媒として、ＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅとＲ３２とを混合した混合冷媒を使用してもよい。また、第１過熱度の演算に用いる検出結果は、各実施の形態で例示した各センサによるものに限定されず、例えば、実施の形態１における演算手法を実施の形態２に採用してもよく、実施の形態２における演算手法を実施の形態１に採用してもよい。さらに、実施の形態１における制御装置９０が、第３過熱度を用いての判定処理を行うようにしてもよく、実施の形態２における制御装置１９０が、第２過熱度を用いての判定処理を行うようにしてもよい。
　１　主配管、２　バイパス配管、１０、１５　圧縮機、２０　四方弁、３０　凝縮器、４０　副膨張弁、５０　ＨＩＣ熱交換器、６０　蒸発器、７０　内部熱交換器、８０　主膨張弁、９０、１９０　制御装置、９０ａ、１９０ａ　過熱度演算部、９０ｂ、１９０ｂ　過熱度判定部、９０ｃ、１９０ｃ　弁制御部、１００、２００　冷凍サイクル装置、１１０　圧力センサ、１２０　ＨＩＣ出口温度センサ、１３０　蒸発器出口温度センサ、２１０　ＨＩＣ入口温度センサ、２３０　吸入温度センサ、Ｐｓ　吸入圧力、ＳＨｈ　第１過熱度、ＳＨｅ　第２過熱度、ＳＨｓ　第３過熱度、Ｔｈｅ　蒸発器出口温度、Ｔｈｉ　ＨＩＣ入口温度、Ｔｈｏ　ＨＩＣ出口温度、Ｔｓ　吸入温度、ｆ（Ｐｓ）　飽和温度。

Claims (13)

  1. 　圧縮機、凝縮器、主膨張弁、及び蒸発器が主配管を介して接続された冷媒回路と、
    　前記凝縮器と前記主膨張弁との間に流れる冷媒と、前記蒸発器と前記圧縮機との間に流れる冷媒とを熱交換させて、前記蒸発器を流出した冷媒を前記圧縮機の吸入側に流入させる内部熱交換器と、
    　前記凝縮器と前記内部熱交換器との間に設けられ、前記内部熱交換器に直列接続されたＨＩＣ熱交換器と、
    　前記凝縮器と前記ＨＩＣ熱交換器との間から分岐し、前記ＨＩＣ熱交換器を経由して前記圧縮機に冷媒を導くバイパス配管と、
    　前記凝縮器から前記バイパス配管に流入する冷媒を減圧して前記ＨＩＣ熱交換器へ流出する副膨張弁と、を有し、
    　前記ＨＩＣ熱交換器は、前記凝縮器から前記主配管を通じて流入する冷媒と、前記凝縮器から前記副膨張弁を介して流入する冷媒とを熱交換させるものである冷凍サイクル装置。
  2. 　前記冷媒回路を流れる冷媒の状態を検知する状態検知部と、
    　前記状態検知部による検知の結果をもとに前記副膨張弁の開度を制御する制御装置と、をさらに有し、
    　前記制御装置は、
    　前記状態検知部による検知の結果を用いて前記ＨＩＣ熱交換器の出口の過熱度である第１過熱度を演算する過熱度演算部と、
    　前記第１過熱度が予め設定された目標範囲となるように、前記副膨張弁の開度を制御する弁制御部と、を有する請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記状態検知部は、
    　前記圧縮機に吸入される冷媒の圧力である吸入圧力を検知する圧力センサと、
    　前記ＨＩＣ熱交換器を流出する冷媒の温度であるＨＩＣ出口温度を検知するＨＩＣ出口温度センサと、を有し、
    　前記過熱度演算部は、前記圧力センサにおいて検知された前記吸入圧力から飽和温度を算出した上で、ＨＩＣ出口温度センサにおいて検知された前記ＨＩＣ出口温度から前記飽和温度を減算して前記第１過熱度を演算する請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記状態検知部は、
    　前記ＨＩＣ熱交換器を流出する冷媒の温度であるＨＩＣ出口温度を検知するＨＩＣ出口温度センサと、
    　前記ＨＩＣ熱交換器に流入するガス冷媒の温度であるＨＩＣ入口温度を検知するＨＩＣ入口温度センサと、を有し、
    　前記過熱度演算部は、前記ＨＩＣ出口温度センサにおいて検知された前記ＨＩＣ出口温度から前記ＨＩＣ入口温度センサにおいて検知された前記ＨＩＣ入口温度を減算して、前記第１過熱度を演算する請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記状態検知部は、
    　前記圧縮機に吸入される冷媒の圧力である吸入圧力を検知する圧力センサと、
    　前記蒸発器を流出する冷媒の温度である蒸発器出口温度を検知する蒸発器出口温度センサを有し、
    　前記過熱度演算部は、前記圧力センサ及び前記蒸発器出口温度センサによる検知の結果をもとに前記蒸発器の出口の過熱度である第２過熱度を演算する機能を有し、
    　前記弁制御部は、
    　前記主膨張弁の開度を制御する機能を有すると共に、
    　前記第２過熱度が予め設定された目標値となるように、前記主膨張弁の開度を制御する請求項２～４の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記状態検知部は、
    　前記圧縮機に吸入されるガス冷媒の圧力である吸入圧力を検知する圧力センサと、
    　前記内部熱交換器から流出して前記圧縮機に吸入されるガス冷媒の温度である吸入温度を検知する吸入温度センサと、を有し、
    　前記過熱度演算部は、前記圧力センサ及び前記吸入温度センサによる検知の結果をもとに前記圧縮機の吸入口の過熱度である第３過熱度を演算する機能を有し、
    　前記弁制御部は、
    　前記主膨張弁の開度を制御する機能を有すると共に、
    　前記第３過熱度が予め設定された目標値となるように、前記主膨張弁の開度を制御する請求項２～４の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　全冷凍能力に対する前記内部熱交換器の熱交換量の比率が７％未満となるように、前記目標範囲が設定されている請求項２～６の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  8. 　全冷凍能力に対する前記内部熱交換器の熱交換量の比率が２．４％以上となるように、前記目標範囲が設定されている請求項７に記載の冷凍サイクル装置。
  9. 　前記バイパス配管は、前記内部熱交換器の出口から延びる前記主配管に連結されている請求項１～８の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  10. 　前記圧縮機は、前記バイパス配管に流入し前記ＨＩＣ熱交換器を流出した冷媒をインジェクションするインジェクションポートを有している請求項１～８の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  11. 　前記内部熱交換器の熱交換量に対する前記ＨＩＣ熱交換器の熱交換量の比率は、１６０％以上７００％以下となるように設定されている請求項９に記載の冷凍サイクル装置。
  12. 　前記内部熱交換器の熱交換量に対する前記ＨＩＣ熱交換器の熱交換量の比率は、１２５％以上２８０％以下となるように設定されている請求項１０に記載の冷凍サイクル装置。
  13. 　前記主配管及び前記バイパス配管を循環させる冷媒として、ＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅの単独冷媒又はＨＦＯ－１２３４ｙｆもしくはＨＦＯ－１２３４ｚｅを含む混合冷媒を使用する請求項１～１２の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。
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