WO2019138780A1 - 製氷システム - Google Patents

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WO2019138780A1
WO2019138780A1 PCT/JP2018/046062 JP2018046062W WO2019138780A1 WO 2019138780 A1 WO2019138780 A1 WO 2019138780A1 JP 2018046062 W JP2018046062 W JP 2018046062W WO 2019138780 A1 WO2019138780 A1 WO 2019138780A1
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refrigerant
expansion valve
liquid
ice making
condenser
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PCT/JP2018/046062
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宏一 北
東 近藤
昇平 安田
啓介 中塚
野村　和秀
植野　武夫
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ダイキン工業株式会社
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    • Y02B30/70—Efficient control or regulation technologies, e.g. for control of refrigerant flow, motor or heating

Definitions

  • the present disclosure relates to ice making systems.
  • Patent Document 1 discloses a refrigeration system provided with a liquid-filled evaporator having a plurality of flow pipes through which a medium to be cooled, such as water or brine, flows, and a container in which the flow pipes are installed.
  • a medium to be cooled such as water or brine
  • the high pressure liquid refrigerant flowing out of the condenser is expanded by the expansion mechanism to reduce the pressure
  • the low pressure liquid refrigerant is supplied into the container of the liquid-filled evaporator
  • the flow pipe in the container is dipped with the low pressure liquid refrigerant.
  • the liquid refrigerant in a container evaporates.
  • the evaporated low-pressure refrigerant is discharged from the top of the liquid-filled evaporator and returned to the suction side of the compressor.
  • the liquid-filled evaporator of Patent Document 1 is provided with a float switch for detecting the height of the liquid refrigerant in the container. Then, when the float switch detects that the height of the liquid refrigerant in the container is lower than a predetermined level, the high-pressure liquid refrigerant flowing out of the condenser is bypassed and supplied into the container, thereby the liquid in the container Maintains the height of the refrigerant.
  • the refrigeration apparatus described in Patent Document 1 includes an accumulator between the liquid-filled evaporator and the suction side of the compressor.
  • the accumulator separates the refrigerant discharged from the container of the liquid-filled evaporator into a gas phase and a liquid phase, and causes only the gas phase to be sucked into the compressor.
  • the height of the liquid refrigerant in the container is maintained at a high position, and the refrigerant discharged from the container becomes wet steam, so an accumulator as described above is required.
  • the refrigeration system described in Patent Document 1 requires a float switch to maintain the predetermined height of the liquid refrigerant in the container of the liquid-filled evaporator. Further, the refrigeration apparatus described in Patent Document 1 requires an accumulator in order to suppress the inflow of liquid refrigerant into the compressor, and in particular, since the amount of refrigerant is relatively large in a liquid-filled evaporator, Along with this, the accumulator also becomes large. Therefore, the refrigeration system of Patent Document 1 causes the cost of equipment to increase.
  • An object of the present disclosure is to provide an ice making system in which the cost of equipment is reduced.
  • the ice making system of the present disclosure A compressor, a condenser for condensing the refrigerant discharged from the compressor, a first expansion valve capable of adjusting an opening degree for reducing the pressure of the refrigerant from the condenser, a full pressure for evaporating the refrigerant reduced by the first expansion valve
  • a refrigerant circuit that includes a liquid evaporator and a superheater that applies a degree of superheat to the refrigerant discharged from the liquid-filled evaporator, and performs a vapor compression refrigeration cycle;
  • a circulation circuit that circulates a medium to be cooled that is cooled by the liquid-filled evaporator;
  • the degree of opening of the first expansion valve so that the refrigerant can be provided with a degree of superheat that allows the dryness of the refrigerant discharged from the liquid-filled evaporator to fall within a predetermined range less than 1 by the superheater.
  • a controller for controlling the
  • the predetermined range of the dryness is 0.9 or more and 0.95 or less.
  • the superheater superheats the refrigerant discharged from the liquid-filled evaporator by the refrigerant flowing out of the condenser.
  • the control device sets a target value of the degree of superheat according to the temperature of the refrigerant flowing out of the condenser.
  • the apparatus further comprises a subcooling device for subcooling the refrigerant flowing out of the condenser,
  • the superheater superheats the refrigerant discharged from the liquid-filled evaporator by the refrigerant subcooled by the subcooler
  • the controller controls the capacity of the subcooling device such that the temperature of the refrigerant subcooled by the subcooling device is maintained constant. According to this configuration, since the temperature of the refrigerant flowing out of the subcooler is maintained constant, it is possible to suppress the fluctuation of the capacity of the superheater. Therefore, by controlling the first expansion valve so as to give a certain degree of superheat, the dryness of the refrigerant discharged from the full liquid type evaporator can be kept within a predetermined range.
  • the subcooling device includes a subcooler into which the refrigerant from the condenser flows, a branch pipe branching from a path of the refrigerant from the subcooler to the first expansion valve, and the branch And a second expansion valve for decompressing the refrigerant flowing through the pipe, and supercooling the refrigerant flowing from the condenser into the subcooler by the refrigerant decompressed by the second expansion valve,
  • the control device controls the second expansion valve such that the temperature of the refrigerant flowing out of the subcooler becomes a predetermined target value. According to this configuration, by controlling the second expansion valve by the control device, the temperature of the refrigerant flowing out of the subcooler can be maintained constant, and fluctuations in the capacity of the superheater can be suppressed.
  • the ice making system further includes a fan that controls the operating speed by the controller and cools the condenser.
  • the control device controls the capability of at least one of the subcooling device and the fan such that a refrigerant circulation amount passing through the first expansion valve is constant.
  • the refrigerant circulation amount passing through the first expansion valve fluctuates, the height of the liquid level in the liquid-filled evaporator becomes unstable, which may cause the deterioration of the heat exchange efficiency and the insufficient lubrication of the compressor.
  • the refrigerant circulation amount passing through the first expansion valve is influenced by the temperature and pressure (high pressure) of the refrigerant flowing into the first expansion valve.
  • the supercooling device capable of adjusting the temperature of the refrigerant flowing into the first expansion valve and the fan capable of adjusting the pressure of the refrigerant.
  • the refrigerant circulation amount passing through the first expansion valve can be made constant, and fluctuations in the height of the refrigerant in the liquid-filled evaporator can be suppressed.
  • the medium to be cooled is seawater.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of the ice making system according to the first embodiment.
  • the ice making system A of the present embodiment is a system in which an ice slurry is continuously generated from the ice making machine 1 using seawater stored in the seawater tank 8 as a raw material, and the generated ice slurry is returned to the seawater tank 8.
  • the ice making machine 1 of this embodiment is also called an ice generator.
  • the ice making machine 1 of the present embodiment is, for example, a double-tube type ice making machine.
  • An ice slurry refers to a sherbet-like ice in which fine ice is turbid in water or an aqueous solution.
  • the ice slurry is also called ice slurry, slurry ice, slush ice, or liquid ice.
  • the ice making system A of this embodiment can continuously generate an ice slurry based on seawater. For this reason, the ice making system A of the present embodiment is installed, for example, in a fishing boat or a fishing port, and the ice slurry returned to the seawater tank 8 is used to cool fresh fish and the like.
  • the ice making system A uses seawater as a medium to be cooled (an object to be cooled).
  • the ice making system A includes an ice making machine 1, a compressor 2, a heat source side heat exchanger 3, a four-way switching valve 4, a use side expansion valve (first expansion valve) 5, a superheater 6, and a receiver. 7, a supercooling device 11, a heat source side expansion valve 27, a blower fan 10, a seawater tank 8, a pump 9 and the like are provided.
  • the ice making machine 1, the compressor 2, the heat source side heat exchanger 3, the four way switching valve 4, the use side expansion valve 5, the superheater 6, the receiver 7, the heat source side expansion valve 27, and the subcooling device 11 It connects and comprises the refrigerant circuit. Moreover, the ice making machine 1, the seawater tank 8, and the pump 9 are connected by seawater piping, and comprise the circulation circuit.
  • the compressor 2 compresses the refrigerant and circulates the refrigerant in the refrigerant circuit.
  • the compressor 2 is of a variable displacement type (variable capacity type), and the operating rotational speed of the motor can be changed stepwise or continuously by performing inverter control of the built-in motor.
  • the blower fan 10 air-cools the heat source side heat exchanger 3, and includes a motor whose operating rotational speed is changed stepwise or continuously by inverter control.
  • the four-way switching valve 4 supplies the refrigerant discharged from the compressor 2 by switching it to the heat source side heat exchanger 3 or the ice making machine 1.
  • the use side expansion valve 5 and the heat source side expansion valve 27 are, for example, electronic engine expansion valves of pulse motor drive type, and can adjust the opening degree.
  • the superheater 6 superheats the refrigerant discharged from the ice making machine 1.
  • the superheater 6 is configured by a double pipe heat exchanger.
  • the superheater 6 superheats the refrigerant discharged from the ice making machine 1 by the refrigerant flowing out of the heat source side heat exchanger 3 and passing through the supercooling device 11.
  • two superheaters 6 are connected in series or in parallel.
  • the subcooling device 11 supercools the refrigerant flowing out of the heat source side heat exchanger 3. More specifically, the subcooling device 11 includes a subcooler 11a, an injection pipe (branch pipe) 11b branched from a refrigerant pipe on the downstream side of the subcooler 11a, and an intermediate expansion valve provided in the injection pipe 11b. And a second expansion valve 11c.
  • the subcooler 11a is constituted by, for example, a double pipe heat exchanger.
  • the injection pipe 11 b is connected to the intermediate port of the compressor 2.
  • the intermediate port of the compressor 2 is a port for introducing the refrigerant into the compression chamber in the middle of compression.
  • an electronic expansion valve of a pulse motor drive system is used as the intermediate expansion valve 11c.
  • the intermediate expansion valve 11c adjusts the flow rate of the refrigerant flowing through the injection pipe 11b and decompresses the refrigerant to lower the temperature.
  • the subcooling device 11 supercools the refrigerant flowing out of the heat source side heat exchanger 3 and flowing into the subcooler 11a by the refrigerant (supercooling refrigerant) flowing through the injection pipe 11b and decompressed by the intermediate expansion valve 11c. Do.
  • FIG. 2 is a side view of the ice making machine.
  • the ice making machine 1 is constituted by a double-tube type ice making machine.
  • the double-tube type ice making machine 1 includes an evaporator 1A and a dispersing device 1B.
  • the evaporator 1A includes an inner pipe 12 and an outer pipe 13 formed in a cylindrical shape.
  • the evaporator 1A is a horizontal installation type, and the axial centers of the inner pipe 12 and the outer pipe 13 are arranged horizontally.
  • the inner pipe 12 is an element through which seawater, which is a medium to be cooled, passes.
  • the inner pipe 12 is formed of a metal material. Both axial ends of the inner pipe 12 are closed.
  • a blade mechanism 15 constituting the dispersing device 1B is disposed inside the inner pipe 12.
  • a drive unit 24 constituting the dispersing device 1B is disposed at one axial end side (left side in FIG. 2) of the inner pipe 12.
  • the dispersing device 1 B scrapes the sherbet slurry ice generated on the inner circumferential surface of the inner pipe 12 and disperses it in the inner pipe 12.
  • a seawater inlet 16 is provided on the other axial end side (right side in FIG. 2) of the inner pipe 12. Sea water is supplied from the sea water inlet 16 into the inner pipe 12.
  • a seawater outlet 17 is provided at one axial end of the inner pipe 12. The seawater in the inner pipe 12 is discharged from the seawater outlet 17.
  • the outer pipe 13 is provided coaxially with the inner pipe 12 at the radially outer side of the inner pipe 12.
  • the outer tube 13 is formed of a metal material.
  • a plurality of (three in the present embodiment) refrigerant inlets 18 are provided at the lower part of the outer tube 13.
  • a plurality of (two in the present embodiment) refrigerant outlets 19 are provided at the upper portion of the outer pipe 13.
  • the annular space 14 between the inner circumferential surface of the outer tube 13 and the outer circumferential surface of the inner tube 12 is a region into which the refrigerant performing heat exchange with seawater flows.
  • the refrigerant supplied from the refrigerant inlet 18 passes through the annular space 14 and is discharged from the refrigerant outlet 19.
  • FIG. 3 is an explanatory view schematically showing an ice making machine and refrigerant pipes connected thereto.
  • the blade mechanism 15 includes a rotating shaft 20, a support bar 21, and a blade 22.
  • One axial end of the rotating shaft 20 extends from a flange 23 provided at one axial end of the inner pipe 12 to the outside, and is connected to a motor as a drive unit 24.
  • Support bars 21 are erected on the circumferential surface of the rotating shaft 20 at predetermined intervals, and a blade 22 is attached to the tip of the support bar 21.
  • the blade 22 is made of, for example, a metal band plate member. The front side edge of the blade 22 in the rotational direction is sharp and tapered.
  • the evaporator 1A of the double-tube type ice making machine 1 is constituted by a liquid-filled evaporator.
  • the liquid-filled evaporator 1A most of the annular space 14 between the outer pipe 13 and the inner pipe 12 is used as a liquid refrigerant, thereby enhancing the heat exchange efficiency between the refrigerant and the seawater.
  • the annular space 14 by making most of the annular space 14 a liquid refrigerant, it is possible to easily discharge the refrigeration oil in the full liquid evaporator 1A from the full liquid evaporator 1A, and the discharged refrigeration oil is compressed.
  • the lack of lubrication of the compressor 2 can be suppressed, and the reliability can be enhanced.
  • the refrigerant that has flowed out of the subcooling device 11 passes through the superheater 6 as a superheating refrigerant and flows into the use side expansion valve 5. At this time, the refrigerant which has been subcooled and becomes liquid flows into the use side expansion valve 5. Therefore, it is possible to suppress the occurrence of hunting due to the flash of the refrigerant due to the gas-liquid two-phase refrigerant flowing into the use-side expansion valve 5, and to suppress the decrease in the refrigerant circulation amount.
  • the refrigerant is also subcooled by passing through the superheater 6.
  • the refrigerant is depressurized to a predetermined low pressure by the use side expansion valve 5 and supplied from the refrigerant inlet 18 of the ice making machine 1 into the annular space 14 between the inner pipe 12 and the outer pipe 13 constituting the ice making machine 1. .
  • the refrigerant supplied into the annular space 14 exchanges heat with the seawater flowing into the inner pipe 12 by the pump 9 and evaporates.
  • the pump 9 sucks in seawater from the seawater tank 8 and pumps the seawater to the seawater flow path of the ice making machine 1.
  • the ice slurry generated in the seawater flow path is returned to the seawater tank 8 together with the seawater by the pump pressure.
  • the refrigerant evaporated by the ice making machine 1 passes through the heater 6 and is sucked into the compressor 2.
  • the superheater 6 superheats the refrigerant discharged from the ice making machine 1. This is because when a wet refrigerant containing a liquid without being evaporated by the ice making machine 1 enters the compressor 2, the compressor 2 breaks down due to a rapid pressure increase (liquid compression) inside the cylinder and a decrease in the viscosity of the refrigerator oil. Because it causes
  • the ice making machine 1 can not be operated. In this case, a defrost operation (cleaning operation) is performed to melt the ice in the inner pipe 12.
  • the four-way switching valve 4 is switched to the state shown by the broken line in FIG.
  • the high-temperature, high-pressure gaseous refrigerant discharged from the compressor 2 flows into the annular space 14 between the inner pipe 12 and the outer pipe 13 of the liquid-filled evaporator 1A through the four-way switching valve 4 and the superheater 6.
  • the liquefied refrigerant passes through the superheater 6, the supercooling device 11, and the receiver 7 and flows into the heat source side expansion valve 27, and is decompressed to a predetermined low pressure by the heat source side expansion valve 27 to function as an evaporator.
  • the refrigerant flowing into the heat source side heat exchanger 3 functioning as an evaporator exchanges heat with air by the operation of the blower fan 10, evaporates, and is sucked into the compressor 2.
  • the ice making system A includes a controller 50.
  • the control device 50 includes a CPU and a memory.
  • the memory includes a RAM, a ROM and the like.
  • the control device 50 realizes various controls related to the operation of the ice making system A by the CPU executing a computer program stored in the memory. Specifically, the control device 50 controls the opening degree of the use-side expansion valve 5 and the intermediate expansion valve 11c. Further, the control device 50 controls the operating frequency of the compressor 2 and the blower fan 10.
  • the controller 50 may be provided separately on the ice making machine 1 side and the heat source side heat exchanger 3 side. In this case, for example, the operation of the intermediate expansion valve 11 c, the blower fan 10 and the compressor 2
  • the control can be performed by the control device on the heat source side heat exchanger 3 side, and the operation control of the use side expansion valve 5 can be performed by the control device on the ice making machine 1 side.
  • the refrigerant circuit in the ice making system A is provided with a plurality of sensors. As shown in FIG. 1, a suction pressure sensor 31 is provided on the suction side of the compressor 2, and a discharge pressure sensor 32 is provided on the discharge side. Further, a liquid refrigerant temperature sensor 33 is provided downstream of the subcooling device 11. A gas refrigerant temperature sensor 34 is provided downstream of the superheater 6 after passing through the ice making machine 1. Detection signals from these sensors are input to the controller 50 and used for various controls.
  • FIG. 4 is a ph diagram showing a refrigeration cycle.
  • the superheater 6 has the ability to impart a degree of superheat SH of 5 to 8 degrees to a refrigerant having a dryness x of 0.9 to 0.95.
  • the control device 50 of the present embodiment performs the following process in order to keep the dryness of the refrigerant discharged from the full liquid evaporator 1A within a predetermined range.
  • A Adjustment of degree of superheat by user side expansion valve control
  • B Adjustment of target value of degree of superheat
  • C Temperature maintenance of refrigerant for superheating by ability control of subcooling device
  • D Expansion by ability control of supercooling device and fan Maintenance of refrigerant circulation amount of valve
  • the control device 50 of the present embodiment calculates the saturation temperature (evaporation temperature) of the refrigerant from the suction pressure detected by the suction pressure sensor 31. Further, the control device 50 obtains the degree of superheat SH of the refrigerant from the difference between the temperature detected by the gas refrigerant temperature sensor 34 and the saturation temperature. The control device 50 compares the degree of superheat SH with a predetermined target value (target degree of superheat), and controls the opening degree of the use-side expansion valve 5 so that the two coincide with each other.
  • target degree of superheat target degree of superheat
  • the degree of opening of the user-side expansion valve 5 is controlled so that the degree of superheat SH that can be applied to the refrigerant.
  • the height of the liquid surface of the liquid refrigerant can be maintained constant at a high position in the annular space 14 of the liquid-filled evaporator 1A, and the heat exchange efficiency between the liquid refrigerant and the seawater can be enhanced.
  • the refrigeration oil that has flowed into the liquid-filled evaporator 1A is discharged from the liquid-filled evaporator 1A together with the refrigerant in a wet state, so that it is easy to return to the compressor 2. Therefore, the lack of lubrication of the compressor 2 can be suppressed.
  • the control of the use-side expansion valve 5 described in the above (A) can be performed based on a constant target degree of superheat, provided that the capacity of the superheater 6 is constant.
  • the control device 50 of the present embodiment adjusts the target value of the degree of superheat SH accordingly, when the capacity of the superheater 6 changes.
  • the superheater 6 of the present embodiment is a liquid refrigerant (hereinafter, also referred to as “superheating refrigerant”) flowing in from the heat source side heat exchanger (condenser) 3 through the subcooling device 11, from the liquid-filled evaporator 1A.
  • the degree of superheat SH is given to the discharged refrigerant. Therefore, when the temperature of the superheating refrigerant fluctuates, the capacity of the superheater 6 also fluctuates.
  • the controller 50 measures the temperature of the superheating refrigerant of the superheater 6 by the liquid refrigerant temperature sensor 33, and determines the target degree of superheat according to the temperature.
  • the control device 50 sets the target degree of superheat lower. Conversely, when the temperature of the superheating refrigerant of the superheater 6 rises above a predetermined value, the capacity of the superheater 6 increases, so the control device 50 sets the target degree of superheat higher. Then, the control device 50 controls the opening degree of the use-side expansion valve 5 based on the newly set target degree of superheat.
  • the dryness x of the refrigerant discharged from the full liquid evaporator 1A can be kept within a predetermined range, and the height of the liquid refrigerant in the full liquid evaporator 1A can be maintained substantially constant.
  • the control device 50 of the present embodiment can perform control to maintain the temperature of the superheating refrigerant of the superheater 6 constant, instead of the control described in the above (B). Thereby, the fluctuation of the capacity of the superheater 6 can be suppressed, and the opening degree of the use side expansion valve 5 can be controlled without changing the target degree of superheat.
  • the liquid refrigerant temperature sensor 33 measures the temperature of the superheating refrigerant of the superheater 6, that is, the temperature TL of the refrigerant flowing out of the subcooling device 11.
  • the control device 50 controls the capacity of the subcooling device 11 such that the temperature TL of the refrigerant reaches a predetermined target temperature. Specifically, the control device 50 controls the intermediate expansion valve 11c provided in the injection pipe 11b of the supercooling device 11 to adjust the refrigerant circulation amount flowing through the injection pipe 11b.
  • the intermediate expansion valve 11 c is operated in the opening direction to further increase the refrigerant circulation amount flowing through the injection pipe 11 b.
  • the amount of refrigerant circulating in the injection pipe 11b is reduced by operating the intermediate expansion valve 11c in the closing direction.
  • control device 50 controls the degree of opening of the use-side expansion valve 5 based on a constant target degree of superheat, thereby keeping the dryness x of the refrigerant discharged from the liquid-filled evaporator 1A in a predetermined range.
  • the height of the liquid refrigerant in the full liquid evaporator 1A can be maintained substantially constant.
  • the refrigerant circulation amount G of the use side expansion valve 5 is defined by the following equation (1).
  • HP discharge pressure
  • LP suction pressure
  • ⁇ L the refrigerant liquid density before the expansion valve, which is a physical property value determined by the refrigerant temperature TL and the discharge pressure HP.
  • the liquid level of the refrigerant in the liquid-filled evaporator 1A fluctuates according to the circulation amount of the refrigerant passing through the use-side expansion valve 5, and becomes unstable. Therefore, if the degree of superheat SH is adjusted by controlling the opening degree of the use-side expansion valve 5 in the above (A), the liquid level in the ice making machine 1 may fluctuate. Therefore, it is preferable to reduce the opening degree control of the use side expansion valve 5 as much as possible and keep the refrigerant circulation amount passing through the use side expansion valve 5 as constant as possible.
  • the pressure difference between the discharge pressure HP and the suction pressure LP (HP in a state where the opening degree of the use side expansion valve 5 is constant) -LP) and the refrigerant density L L may be fixed. Since the refrigerant density LL is determined by the refrigerant temperature TL and the discharge pressure HP, the controller 50 sets a target value of the refrigerant temperature TL such that the degree of superheat SH provided by the superheater 6 becomes a predetermined value. Further, the control device 50 sets a target value of the discharge pressure HP according to the refrigerant temperature TL and the differential pressure (HP-LP).
  • the control device 50 controls the capacity of the subcooling device 11 such that the refrigerant temperature TL becomes a target value. As described above, the control device 50 controls the intermediate expansion valve 11c provided in the injection pipe 11b to adjust the refrigerant circulation amount flowing through the injection pipe 11b, whereby the capacity control of the supercooling device 11 is performed.
  • control device 50 adjusts the discharge pressure HP to a target value by controlling the operating rotational speed of the fan 10. That is, the discharge pressure HP is decreased by increasing the operating rotational speed of the fan 10, and the discharge pressure HP is increased by decreasing the operating rotational speed of the fan 10.
  • This control adjusts the differential pressure (HP-LP) to a predetermined level.
  • the refrigerant circulation amount passing through the utilization side expansion valve 5 can be made substantially constant by the capacity control of the subcooling device 11 and the fan 10 as described above.
  • the fluctuation of the surface can be reduced, and the height of the liquid level can be stabilized uniformly. If one of the high / low pressure difference (HP-LP) and the refrigerant temperature TL does not change, only one of the discharge pressure HP and the refrigerant temperature TL may be adjusted.
  • HP-LP high / low pressure difference
  • the refrigerant temperature TL is controlled by controlling the operating rotational speed of the fan 10.
  • the coolant temperature TL can be increased by decreasing the coolant temperature TL by increasing the rotational speed of the fan 10 and by decreasing the operating rpm of the fan.
  • FIG. 5 is a schematic configuration diagram of an ice making system according to a second embodiment.
  • the subcooling device 11 is added to the subcooler 11a, the injection pipe 11b, and the intermediate expansion valve (second expansion valve) 11c, and the second injection pipe 11e and the second intermediate expansion valve And a third expansion valve 11d.
  • the injection pipe 11b is referred to as a first injection pipe
  • the intermediate expansion valve 11c is referred to as a first intermediate expansion valve.
  • One end of the second injection pipe 11 e is connected to the first injection pipe 11 b between the subcooler 11 a and the compressor 2.
  • the other end of the second injection pipe 11 e is connected to the refrigerant pipe between a position a where the first injection pipe 11 b branches from the refrigerant pipe on the downstream side of the subcooler 11 a and the superheater 6.
  • the second intermediate expansion valve 11d is provided in the second injection pipe 11e.
  • As the second intermediate expansion valve 11d for example, a pulse motor drive type electronic expansion valve is used.
  • the second intermediate expansion valve 11 d adjusts the flow rate of the refrigerant flowing through the second injection pipe 11 e and decompresses the refrigerant to reduce the temperature.
  • the opening degree of the second intermediate expansion valve 11 d is controlled by the controller 50.
  • the control device 50 controls the opening degree of the first intermediate expansion valve 11c to cause overheating.
  • the temperature of the superheating refrigerant in the heater 6 is adjusted.
  • the discharge temperature of the refrigerant is adjusted by the refrigerant introduced from the first injection pipe 11b.
  • the discharge temperature of the compressor 2 is adjusted in preference to the temperature adjustment of the superheating refrigerant, the temperature adjustment of the superheat refrigerant may be difficult.
  • the subcooling device 11 includes the second injection pipe 11e and the second intermediate expansion valve 11d, and the control device 50 performs adjustment of the flow rate of the refrigerant introduced into the compressor 2 as the second The opening control of the intermediate expansion valve 11d is performed. Therefore, the temperature adjustment of the superheating refrigerant flowing into the superheater 6 can be appropriately performed by the opening control of only the first intermediate expansion valve 11c.
  • a double-pipe type is used as a liquid-filled evaporator of an ice making machine, but for example, a plurality of inner pipes in which a medium to be cooled flows inside an outer pipe in which a refrigerant flows May be provided.
  • seawater was used as a to-be-cooled medium, other solutions, such as ethylene glycol, may be used.
  • Ice-making machine 1A Liquid-filled evaporator 2: Compressor 3: Heat source side heat exchanger (condenser) 5: Use side expansion valve (first expansion valve) 6: Superheater 11: Supercooling device 11a: Supercooler 11b: Injection piping (branch piping) 11c: Intermediate expansion valve (second expansion valve) 50: controller A: ice making system x: dryness SH: degree of superheat

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Abstract

製氷システムは、圧縮機（２）、圧縮機（２）から吐出された冷媒を凝縮する凝縮器（３）、凝縮器（３）からの冷媒を減圧する開度調整可能な第１膨張弁（５）、第１膨張弁（５）により減圧された冷媒を蒸発させる満液式蒸発器（１Ａ）、及び満液式蒸発器（１Ａ）から排出された冷媒に過熱度を付与する過熱器（６）を含み、蒸気圧縮式の冷凍サイクルを行う冷媒回路と、満液式蒸発器（１Ａ）により冷却される被冷却媒体を循環させる循環回路と、過熱器（６）により、満液式蒸発器（１Ａ）から排出される冷媒の乾き度（ｘ）を１未満の所定範囲に収めることができる過熱度（ＳＨ）が冷媒に付与されるように、第１膨張弁（５）の開度を制御する制御装置（５０）と、を備えている。

Description

製氷システム
　本開示は、製氷システムに関する。
　特許文献１には、水やブライン等の被冷却媒体を流通させる複数本の流通管と、この流通管を内装する容器とを有する満液式蒸発器を備えた冷凍装置が開示されている。この冷凍装置は、凝縮器から流出する高圧液冷媒を膨張機構で膨張して低圧化し、低圧液冷媒を満液式蒸発器の容器内に供給し、容器内の流通管を低圧液冷媒で浸漬する。これにより、流通管を流れる被冷却媒体が冷却される一方、容器内の液冷媒が蒸発する。蒸発した低圧の冷媒は、満液式蒸発器の上部から排出され、圧縮機の吸入側に返送される。
　この種の満液式蒸発器は、容器内の液冷媒で流通管を浸すことによって冷却能力が有効に発揮される。そのため、特許文献１の満液式蒸発器には、容器内の液冷媒の高さを検出するフロートスイッチが設けられている。そして、容器内の液冷媒の高さが所定よりも低下していることをフロートスイッチが検出すると、凝縮器から流出する高圧液冷媒をバイパスして容器内に供給することで、容器内の液冷媒の高さを維持している。
　さらに、特許文献１記載の冷凍装置は、満液式蒸発器と圧縮機の吸込側との間にアキュムレータを備えている。一般に、アキュムレータは、満液式蒸発器の容器から排出された冷媒を気相と液相とに分離し、気相のみを圧縮機に吸引させる。特許文献１の満液式蒸発器では、容器内の液冷媒の高さが高位置に維持され容器から排出される冷媒が湿り蒸気となるため、上記のようなアキュムレータが必要となる。
特開平１－２５６７６０号公報
　特許文献１に記載された冷凍装置は、満液式蒸発器の容器内の液冷媒の高さを所定に維持するためにフロートスイッチを必要としている。また、特許文献１に記載された冷凍装置は、圧縮機に液冷媒が流入するのを抑制するためにアキュムレータを必要とし、特に、満液式蒸発器では比較的冷媒量が多くなるため、それに伴ってアキュムレータも大型となる。そのため、特許文献１の冷凍装置は設備コストの高騰化を招く。
　本開示は、設備コストの抑制を図る製氷システムを提供することを目的とする。
　（１）本開示の製氷システムは、
　圧縮機、前記圧縮機から吐出された冷媒を凝縮する凝縮器、前記凝縮器からの冷媒を減圧する開度調整可能な第１膨張弁、前記第１膨張弁により減圧された冷媒を蒸発させる満液式蒸発器、及び前記満液式蒸発器から排出された冷媒に過熱度を付与する過熱器を含み、蒸気圧縮式の冷凍サイクルを行う冷媒回路と、
　前記満液式蒸発器により冷却される被冷却媒体を循環させる循環回路と、
　前記過熱器により、前記満液式蒸発器から排出される冷媒の乾き度を１未満の所定範囲に収めることができる過熱度が前記冷媒に付与されるように、前記第１膨張弁の開度を制御する制御装置と、を備えている。
　以上の構成により、満液式蒸発器内の冷媒を所定の高さに維持して満液式蒸発器の冷却能力を確保したとしても液冷媒が圧縮機に吸引されることを抑制することができる。そのため、従来のようなフロートスイッチや大型のアキュムレータが不要となり、設備コストを低減できる。
　（２）好ましくは、前記乾き度の所定範囲が、０．９以上０．９５以下である。
　この構成により、満液式蒸発器内の液面の高さを適性に維持することができる。
　（３）好ましくは、前記過熱器が、前記凝縮器から流出した冷媒によって、前記満液式蒸発器から排出された冷媒を過熱するものであり、
　前記制御装置は、前記凝縮器から流出した冷媒の温度に応じて前記過熱度の目標値を設定する。
　この構成によれば、過熱器の能力は、凝縮器から流出した冷媒の温度によって変動するので、過熱器によって冷媒に付与される過熱度が一定であると満液式蒸発器から排出される冷媒の乾き度が所定の範囲から外れる可能性がある。そのため、凝縮器から流出した冷媒の温度に応じて過熱度の目標値を設定することによって、満液式蒸発器から排出される冷媒の乾き度を所定範囲に収めることが可能となる。
　（４）好ましくは、前記凝縮器から流出した冷媒を過冷却する過冷却装置をさらに備え、
　前記過熱器は、前記過冷却装置により過冷却された冷媒によって、前記満液式蒸発器から排出された冷媒を過熱するものであり、
　前記制御装置は、前記過冷却装置により過冷却された冷媒の温度が一定に維持されるように、前記過冷却装置の能力を制御する。
　この構成によれば、過冷却器から流出した冷媒の温度が一定に維持されるので、過熱器の能力の変動を抑制することができる。そのため、一定の過熱度が付与されるように第１膨張弁を制御することで、満液式蒸発器から排出される冷媒の乾き度を所定範囲に収めることができる。
　（５）好ましくは、前記過冷却装置は、前記凝縮器からの冷媒が流入する過冷却器と、前記過冷却器から前記第１膨張弁への冷媒の経路から分岐する分岐配管と、前記分岐配管を流れる冷媒を減圧する第２膨張弁とを備え、前記凝縮器から前記過冷却器に流入する冷媒を、前記第２膨張弁で減圧された冷媒によって過冷却するものであり、
　前記制御装置は、前記過冷却器から流出した冷媒の温度が一定の目標値となるように、前記第２膨張弁を制御する。
　この構成によれば、制御装置によって第２膨張弁を制御することで過冷却器から流出した冷媒の温度を一定に維持し、過熱器の能力の変動を抑制することができる。
　（６）好ましくは、製氷システムが、前記制御装置によって運転回転数が制御され前記凝縮器を空冷するファンをさらに備え、
　前記制御装置は、前記第１膨張弁を通過する冷媒循環量が一定となるように、前記過冷却装置及び前記ファンの少なくとも一方の能力を制御する。
　第１膨張弁を通過する冷媒循環量が変動すると、満液式蒸発器内の液面の高さが不安定になり、熱交換効率の悪化や圧縮機の潤滑不足を招く可能性がある。一方、第１膨張弁を通過する冷媒循環量は、第１膨張弁に流入する冷媒の温度と圧力（高圧）とに影響される。したがって、上記構成においては、第１膨張弁に流入する冷媒の温度を調整することができる過冷却装置と、同冷媒の圧力を調整することができるファンとの少なくとも一方の能力を制御することによって第１膨張弁を通過する冷媒循環量を一定とし、満液式蒸発器内の冷媒の高さの変動を抑制することができる。
　（７）好ましくは、前記被冷却媒体が海水である。
第１の実施形態に係る製氷システムの概略構成図である。 製氷機の側面説明図である。 製氷機とこれに接続される冷媒配管を示す概略的な説明図である。 冷凍サイクルを示すｐ－ｈ線図である。 第２の実施形態に係る製氷システムの概略構成図である。
　以下、添付図面を参照しつつ、製氷システムの実施形態を詳細に説明する。なお、本開示は以下の例示に限定されるものではなく、特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味及び範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
［第１の実施形態］
　（製氷システムの全体構成）
　図１は、第１の実施形態に係る製氷システムの概略構成図である。
　本実施形態の製氷システムＡは、海水タンク８に貯めた海水を原料として製氷機１にてより氷スラリーを連続的に生成し、生成した氷スラリーを海水タンク８に戻すシステムである。本実施形態の製氷機１は、アイスジェネレーターとも呼ばれる。本実施形態の製氷機１は、例えば二重管式製氷機よりなる。
　氷スラリーとは、水または水溶液に微細な氷が混濁したシャーベット状の氷のことをいう。氷スラリーは、アイススラリー、スラリーアイス、スラッシュアイス、リキッドアイスとも呼ばれる。
　本実施形態の製氷システムＡは、海水をベースとした氷スラリーを連続的に生成可能である。このため、本実施形態の製氷システムＡは、例えば漁船や漁港などに設置され、海水タンク８に戻された氷スラリーは鮮魚の保冷などに利用される。
　製氷システムＡは海水を被冷却媒体（被冷却物）とする。製氷システムＡは、利用側熱交換器である製氷機１、圧縮機２、熱源側熱交換器３、四路切換弁４、利用側膨張弁（第１膨張弁）５、過熱器６、レシーバ７、過冷却装置１１、熱源側膨張弁２７、送風ファン１０、海水タンク８、及びポンプ９等を備えている。
　製氷機１、圧縮機２、熱源側熱交換器３、四路切換弁４、利用側膨張弁５、過熱器６、レシーバ７、熱源側膨張弁２７、及び過冷却装置１１は、冷媒配管により接続されて冷媒回路を構成している。また、製氷機１、海水タンク８、及びポンプ９は海水配管により接続されて循環回路を構成している。
　圧縮機２は、冷媒を圧縮し、冷媒回路内で冷媒を循環させるものである。圧縮機２は、可変容量型（能力可変型）であり、内蔵されているモータをインバータ制御することによって、このモータの運転回転数を段階的又は連続的に変更することができる。また、送風ファン１０は、熱源側熱交換器３を空冷するものであり、インバータ制御によって運転回転数が段階的又は連続的に変更されるモータを備えている。
　四路切換弁４は、圧縮機２から吐出された冷媒を、熱源側熱交換器３又は製氷機１に切り換えて供給するものである。利用側膨張弁５及び熱源側膨張弁２７は、例えばパルスモータ駆動方式の電子膨張弁で構成され、開度を調整可能である。過熱器６は、製氷機１から排出された冷媒を過熱するものである。例えば、過熱器６は二重管熱交換器により構成される。また、過熱器６は、製氷機１から排出された冷媒を、熱源側熱交換器３から流出し過冷却装置１１を経た冷媒によって過熱する。本実施形態では、２つの過熱器６が直列又は並列に接続されている。
　過冷却装置１１は、熱源側熱交換器３から流出した冷媒を過冷却するものである。より具体的には、過冷却装置１１は、過冷却器１１ａと、過冷却器１１ａの下流側の冷媒配管から分岐するインジェクション配管（分岐配管）１１ｂと、インジェクション配管１１ｂに設けられた中間膨張弁（第２膨張弁）１１ｃとを備えている。過冷却器１１ａは、例えば二重管熱交換器により構成される。インジェクション配管１１ｂは、圧縮機２の中間ポートに接続されている。圧縮機２の中間ポートは、圧縮途中の圧縮室へ冷媒を導入するためのポートである。中間膨張弁１１ｃは、例えばパルスモータ駆動方式の電子膨張弁が用いられる。中間膨張弁１１ｃは、インジェクション配管１１ｂを流れる冷媒の流量を調整するとともに冷媒を減圧し、温度を低下させる。
　そして、過冷却装置１１は、熱源側熱交換器３から流出し過冷却器１１ａに流入した冷媒を、インジェクション配管１１ｂを流れ中間膨張弁１１ｃで減圧された冷媒（過冷却用冷媒）によって過冷却する。
　図２は、製氷機の側面説明図である。
　製氷機１は、二重管式製氷機により構成されている。この二重管式製氷機１は、蒸発器１Ａと、分散装置１Ｂとを備える。蒸発器１Ａは、円筒形状に形成された内管１２と外管１３とを備えている。また、蒸発器１Ａは、横置き型であり、内管１２及び外管１３の軸心が水平に配置されている。
　内管１２は、内部を被冷却媒体である海水が通過する要素である。内管１２は、金属材料で形成されている。内管１２の軸方向の両端は閉止されている。内管１２の内部には分散装置１Ｂを構成するブレード機構１５が配設されている。内管１２の軸方向一端側（図２において左側）には分散装置１Ｂを構成する駆動部２４が配設されている。分散装置１Ｂは、内管１２の内周面に生成されたシャーベット状のスラリー氷を掻き上げて内管１２内に分散させる。
　内管１２の軸方向他端側（図２において右側）には、海水入口１６が設けられている。海水は、海水入口１６から内管１２内に供給される。内管１２の軸方向一端側には、海水出口１７が設けられている。内管１２内の海水は、海水出口１７から排出される。
　外管１３は、内管１２の径方向外側において当該内管１２と同軸に設けられている。外管１３は、金属材料で形成されている。外管１３の下部には複数（本実施形態では３つ）の冷媒入口１８が設けられている。外管１３の上部には複数（本実施形態では２つ）の冷媒出口１９が設けられている。外管１３の内周面と内管１２の外周面との間の環状スペース１４は、海水との間で熱交換を行う冷媒が流入する領域である。冷媒入口１８から供給された冷媒は、環状スペース１４を通過して冷媒出口１９から排出される。
　図３は、製氷機とこれに接続される冷媒配管とを概略的に示す説明図である。
　ブレード機構１５は、回転軸２０と、支持バー２１と、ブレード２２とを備えている。回転軸２０の軸方向の一端は内管１２の軸方向一端に設けられたフランジ２３から外部に延び、駆動部２４としてのモータに接続されている。回転軸２０の周面には所定間隔で支持バー２１が立設されており、この支持バー２１の先端にブレード２２が取り付けられている。ブレード２２は例えば金属製の帯板部材よりなる。ブレード２２の回転方向の前方側の側縁は鋭利な先細り形状とされている。
　二重管式製氷機１の蒸発器１Ａは、満液式蒸発器により構成されている。満液式蒸発器１Ａは、外管１３と内管１２との間の環状スペース１４の大部分が液冷媒とされることによって、冷媒と海水と間の熱交換効率を高めたものである。また、環状スペース１４の大部分が液冷媒とされることによって、満液式蒸発器１Ａ内の冷凍機油を満液式蒸発器１Ａから排出させやすくすることができ、排出された冷凍機油を圧縮機２へ戻すことによって圧縮機２の潤滑不足を抑制し、信頼性を高めることができる。
　（製氷システムの基本動作）
　通常の製氷運転時には、四路切換弁４が、図１において実線で示される状態に維持される。圧縮機２から吐出された高温高圧のガス状冷媒は四路切換弁４を経て凝縮器として機能する熱源側熱交換器３に流入し、送風ファン１０の作動により空気と熱交換して凝縮・液化する。液化した冷媒は、レシーバ７を経て過冷却装置１１に流入する。この過冷却装置１１において、冷媒は過冷却される。
　過冷却装置１１から流出した冷媒は、過熱用冷媒として過熱器６を通過し、利用側膨張弁５に流入する。このとき、利用側膨張弁５には、過冷却されて液状となった冷媒が流入する。そのため、利用側膨張弁５に気液二相冷媒が流入することによる冷媒のフラッシュによるハンチング発生を抑制し、冷媒循環量の減少を抑制することができる。また、冷媒は、過熱器６を通過することによっても過冷却される。
　冷媒は、利用側膨張弁５により所定の低圧に減圧され、製氷機１の冷媒入口１８から当該製氷機１を構成する内管１２と外管１３との間の環状スペース１４内に供給される。
　環状スペース１４内に供給された冷媒は、ポンプ９により内管１２内に流入された海水と熱交換して蒸発する。ポンプ９は、海水タンク８から海水を吸い込んで製氷機１の海水流路に海水を圧送する。海水流路で生成された氷スラリーは、ポンプ圧によって海水とともに海水タンク８に戻される。
　製氷機１で蒸発した冷媒は過熱器６を経て圧縮機２に吸い込まれる。過熱器６は、製氷機１から排出された冷媒を過熱する。これは、製氷機１で蒸発しきれずに液体を含んだ湿り状態の冷媒が圧縮機２に入ると、シリンダ内部の急激な圧力上昇（液圧縮）や冷凍機油の粘度低下により圧縮機２が故障する原因となるからである。
　また、製氷機１の内管１２内の海水の流れが滞り、内管１２内に氷が蓄積される現象（アイスアキュームレーション）が生じると、製氷機１が運転できなくなる。この場合、内管１２内の氷を溶かすためにデフロスト運転（クリーニング運転）が行われる。デフロスト運転では、四路切換弁４が、図１において破線で示される状態に切り換えられる。圧縮機２から吐出された高温高圧のガス状冷媒は四路切換弁４、過熱器６を経て満液式蒸発器１Ａの内管１２と外管１３との間の環状スペース１４内に流入し、内管１２内の氷を含む海水と熱交換して凝縮・液化する。液化した冷媒は、過熱器６、過冷却装置１１、レシーバ７を経て熱源側膨張弁２７に流入し、当該熱源側膨張弁２７により所定の低圧に減圧され、蒸発器として機能する熱源側熱交換器３に流入する。デフロスト運転時には蒸発器として機能する熱源側熱交換器３に流入した冷媒は送風ファン１０の作動により空気と熱交換して蒸発し、圧縮機２に吸い込まれる。
　（製氷システムの具体的制御）
　以下、製氷システムＡのより具体的な制御について説明する。
　図１に示すように、製氷システムＡは、制御装置５０を備えている。制御装置５０は、ＣＰＵとメモリとを備える。メモリには、ＲＡＭ、ＲＯＭなどが含まれる。
　制御装置５０は、メモリに格納されたコンピュータプログラムをＣＰＵが実行することにより、製氷システムＡの運転に関する各種の制御を実現する。具体的に、制御装置５０は、利用側膨張弁５、中間膨張弁１１ｃの開度を制御する。また、制御装置５０は、圧縮機２及び送風ファン１０の運転周波数を制御する。なお、制御装置５０は、製氷機１側と、熱源側熱交換器３側とに分けて設けられていてもよく、この場合、例えば、中間膨張弁１１ｃ、送風ファン１０、圧縮機２の動作制御を熱源側熱交換器３側の制御装置で行い、利用側膨張弁５の動作制御を製氷機１側の制御装置で行うことができる。
　製氷システムＡにおける冷媒回路には、複数のセンサが設けられている。図１に示すように、圧縮機２の吸込側には吸込圧力センサ３１が設けられ、吐出側には吐出圧力センサ３２が設けられている。また、過冷却装置１１の下流側には、液冷媒温度センサ３３が設けられている。製氷機１を通過した後の過熱器６の下流側には、ガス冷媒温度センサ３４が設けられている。これらのセンサの検出信号は制御装置５０に入力され、各種の制御のために利用される。
　図４は、冷凍サイクルを示すｐ－ｈ線図である。
　本実施形態の製氷システムＡは、満液式蒸発器１Ａの環状スペース１４における液冷媒の液面を高く維持させるために、満液式蒸発器１Ａの冷媒出口１９から排出される冷媒の乾き度ｘを１未満の所定の目標範囲、例えばｘ＝０．９～０．９５に収めるように構成されている。そして、満液式蒸発器１Ａの冷媒出口１９から排出された冷媒に対して過熱器６により過熱度ＳＨを付与することによって圧縮機２への液冷媒の流入が抑制されている。過熱器６は、乾き度ｘが０．９～０．９５の冷媒に５～８度の過熱度ＳＨを付与することができる能力を有している。
　本実施形態の制御装置５０は、満液式蒸発器１Ａから排出される冷媒の乾き度を所定範囲に収めるために、次のような処理を行う。
　（Ａ）利用側膨張弁制御による過熱度調整
　（Ｂ）過熱度の目標値調整
　（Ｃ）過冷却装置の能力制御による過熱用冷媒の温度維持
　（Ｄ）過冷却装置及びファンの能力制御による膨張弁の冷媒循環量維持
　以下、各処理について詳細に説明する。
（Ａ：膨張弁制御による過熱度調整）
　本実施形態の制御装置５０は、吸込圧力センサ３１により検出された吸込圧力によって冷媒の飽和温度（蒸発温度）を算出する。また、制御装置５０は、ガス冷媒温度センサ３４により検出された温度と飽和温度との差分により、冷媒の過熱度ＳＨを求める。制御装置５０は、当該過熱度ＳＨと所定の目標値（目標過熱度）とを比較し、両者が一致するように利用側膨張弁５の開度を制御する。具体的には、制御装置５０は、過熱器６により、満液式蒸発器１Ａから排出される冷媒の乾き度ｘを所定範囲（例えばｘ＝０．９～０．９５の範囲）に収めることができる過熱度ＳＨが冷媒に付与されるように、利用側膨張弁５の開度を制御する。
　これにより、満液式蒸発器１Ａの環状スペース１４において、液冷媒の液面の高さを高位置で一定に維持することができ、液冷媒と海水との熱交換効率を高めることができる。また、満液式蒸発器１Ａに流入した冷凍機油は、湿り状態の冷媒とともに満液式蒸発器１Ａから排出され、圧縮機２に戻り易くなる。そのため、圧縮機２の潤滑不足を抑制することができる。
（Ｂ：過熱度の目標値調整）
　上記（Ａ）で説明した利用側膨張弁５の制御は、過熱器６の能力が一定であれば、一定の目標過熱度に基づいて行うことができる。しかし、過熱器６の能力が変動した場合、冷媒に一定の過熱度ＳＨを付与したとしても、満液式蒸発器１Ａから排出される冷媒の乾き度ｘが所定範囲に収まらなくなる可能性がある。そのため、本実施形態の制御装置５０は、過熱器６の能力が変動する場合には、それに応じて過熱度ＳＨの目標値を調整する。
　本実施形態の過熱器６は、熱源側熱交換器（凝縮器）３から過冷却装置１１を経て流入する液冷媒（以下、「過熱用冷媒」ともいう）により、満液式蒸発器１Ａから排出された冷媒に過熱度ＳＨを付与している。そのため、この過熱用冷媒の温度が変動すると、過熱器６の能力も変動することになる。制御装置５０は、過熱器６の過熱用冷媒の温度を液冷媒温度センサ３３により測定し、その温度に応じて目標過熱度を決定する。
　例えば、過熱器６の過熱用冷媒の温度が所定値よりも低下した場合、過熱器６の能力が低下するので、制御装置５０は目標過熱度をより低く設定する。逆に、過熱器６の過熱用冷媒の温度が所定値よりも上昇した場合、過熱器６の能力が高まるので、制御装置５０は目標過熱度をより高く設定する。そして、制御装置５０は、新たに設定された目標過熱度に基づいて利用側膨張弁５の開度を制御する。これにより、満液式蒸発器１Ａから排出される冷媒の乾き度ｘを所定範囲に収め、満液式蒸発器１Ａ内の液冷媒の高さを略一定に維持することができる。
（Ｃ：過冷却装置の能力制御による過熱用冷媒の温度維持）
　本実施形態の制御装置５０は、上記（Ｂ）で説明した制御に代えて、過熱器６の過熱用冷媒の温度を一定に維持する制御を行うことができる。これにより、過熱器６の能力の変動を抑制し、目標過熱度を変更することなく利用側膨張弁５の開度を制御することができる。
　液冷媒温度センサ３３は、過熱器６の過熱用冷媒の温度、すなわち、過冷却装置１１から流出する冷媒の温度ＴＬを測定する。制御装置５０は、その冷媒の温度ＴＬが所定の目標温度となるように過冷却装置１１の能力を制御する。具体的に、制御装置５０は、過冷却装置１１におけるインジェクション配管１１ｂに設けられた中間膨張弁１１ｃを制御することによって、インジェクション配管１１ｂを流れる冷媒循環量を調整する。
　例えば、過熱器６の過熱用冷媒の温度が目標温度よりも上昇した場合、中間膨張弁１１ｃを開く方向に操作することによってインジェクション配管１１ｂを流れる冷媒循環量をより増加させる。逆に、過熱器６の過熱用冷媒の温度が目標温度よりも低下した場合、中間膨張弁１１ｃを閉じる方向に操作することによってインジェクション配管１１ｂを流れる冷媒循環量を減少させる。これによって、過熱器６の過熱用冷媒の温度をほぼ一定に維持し、過熱器６の能力の変動を抑制することができる。そして、制御装置５０は、一定の目標過熱度に基づいて利用側膨張弁５の開度を制御することにより、満液式蒸発器１Ａから排出される冷媒の乾き度ｘを所定範囲に収め、満液式蒸発器１Ａ内の液冷媒の高さをほぼ一定に維持することができる。
（Ｄ：過冷却装置及びファンの能力制御による膨張弁の冷媒循環量維持）
　利用側膨張弁５の冷媒循環量Ｇは、次の式（１）により定義される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　ただし、ＨＰは、吐出圧力（高圧）、ＬＰは吸込圧力（低圧）である。ρＬは膨張弁前の冷媒液密度であり、冷媒温度ＴＬと吐出圧力ＨＰとで決まる物性値である。
　満液式蒸発器１Ａ内の冷媒の液面高さは、利用側膨張弁５を通過する冷媒の循環量に応じて変動し、不安定となる。したがって、上記（Ａ）における利用側膨張弁５の開度制御により過熱度ＳＨの調整を行うと、製氷機１内の液面の変動を招く可能性がある。そのため、利用側膨張弁５の開度制御はできるだけ少なくし、利用側膨張弁５を通過する冷媒循環量をできるだけ一定に保つことが好ましい。
　上記式（１）より、利用側膨張弁５の冷媒循環量Ｇを一定にするには、利用側膨張弁５の開度が一定の状態で、吐出圧力ＨＰと吸込圧力ＬＰの差圧（ＨＰ－ＬＰ）及び冷媒密度ρＬを一定にすればよい。冷媒密度ρＬは、冷媒温度ＴＬと吐出圧力ＨＰとにより定まるので、制御装置５０は、過熱器６によって付与される過熱度ＳＨが所定値になるような冷媒温度ＴＬの目標値を設定する。また、制御装置５０は、この冷媒温度ＴＬと差圧（ＨＰ－ＬＰ）とに応じた吐出圧力ＨＰの目標値を設定する。
　制御装置５０は、冷媒温度ＴＬが目標値となるように、過冷却装置１１の能力を制御する。上述したように、制御装置５０が、インジェクション配管１１ｂに設けられた中間膨張弁１１ｃを制御し、インジェクション配管１１ｂを流れる冷媒循環量を調整することによって、過冷却装置１１の能力制御が行われる。
　また、制御装置５０は、ファン１０の運転回転数を制御することによって吐出圧力ＨＰを目標値に調整する。つまり、ファン１０の運転回転数を高めることによって吐出圧力ＨＰを低下させ、ファン１０の運転回転数を低下させることによって吐出圧力ＨＰを上昇させる。この制御によって高低差圧（ＨＰ－ＬＰ）が所定に調整される。
　以上のような過冷却装置１１及びファン１０の能力制御によって利用側膨張弁５を通過する冷媒循環量をほぼ一定にすることができ、製氷機１の満液式蒸発器１Ａ内の冷媒の液面の変動を少なくし、液面の高さを一定に安定させることができる。
　また、高低圧差（ＨＰ－ＬＰ）及び冷媒温度ＴＬの一方に変動がない場合には、吐出圧力ＨＰ及び冷媒温度ＴＬの一方のみを調整してもよい。
　また、中間膨張弁１１ｃによって過冷却装置１１の能力が制御できない場合、例えば、中間膨張弁１１ｃの開度が上限に達した場合には、ファン１０の運転回転数を制御することによって冷媒温度ＴＬを制御することができる。例えば、ファン１０の回転数を高めることによって冷媒温度ＴＬを低下させ、ファンの運転回転数を低下させることによって、冷媒温度ＴＬを高めることができる。
［第２の実施形態］
　図５は、第２の実施形態に係る製氷システムの概略構成図である。
　本実施形態の製氷システムＡでは、過冷却装置１１が、過冷却器１１ａ、インジェクション配管１１ｂ、及び中間膨張弁（第２膨張弁）１１ｃに加え、第２インジェクション配管１１ｅと、第２中間膨張弁（第３膨張弁）１１ｄとを備えている。なお、本実施形態では、インジェクション配管１１ｂを第１インジェクション配管といい、中間膨張弁１１ｃを第１中間膨張弁という。
　第２インジェクション配管１１ｅの一端は、過冷却器１１ａと圧縮機２との間における第１インジェクション配管１１ｂに接続されている。第２インジェクション配管１１ｅの他端は、過冷却器１１ａの下流側の冷媒配管から第１インジェクション配管１１ｂが分岐する位置ａと過熱器６との間の冷媒配管に接続されている。
　第２中間膨張弁１１ｄは、第２インジェクション配管１１ｅに設けられている。第２中間膨張弁１１ｄとしては、例えばパルスモータ駆動方式の電子膨張弁が用いられる。第２中間膨張弁１１ｄは、第２インジェクション配管１１ｅを流れる冷媒の流量を調整するとともに冷媒を減圧し、温度を低下させる。第２中間膨張弁１１ｄの開度は制御装置５０によって制御される。
　前述したように、第１の実施形態における製氷システムＡは、上記（Ｃ）又は（Ｄ）の処理を行うため、制御装置５０が第１中間膨張弁１１ｃの開度を制御することによって、過熱器６における過熱用冷媒の温度を調整している。一方、圧縮機２は、第１インジェクション配管１１ｂから導入される冷媒によって冷媒の吐出温度が調整される。例えば、圧縮機２における冷媒の吐出温度が高い場合には、第１中間膨張弁１１ｃの開度を増大して第１インジェクション配管１１ｂから導入される冷媒の流量を増大させることによって吐出温度を低下させる。しかし、このような圧縮機２の吐出温度の調整を、過熱用冷媒の温度調整よりも優先して行ったとすると、過熱用冷媒の温度調整が困難になる可能性がある。
　本実施形態では、過冷却装置１１が、第２インジェクション配管１１ｅと、第２中間膨張弁１１ｄとを備えており、制御装置５０は、圧縮機２へ導入する冷媒の流量の調整を、第２中間膨張弁１１ｄの開度制御によって行う。そのため、過熱器６に流入する過熱用冷媒の温度調整を、第１中間膨張弁１１ｃのみの開度制御によって適切に行うことができる。
［その他の変形例］
　本開示は前述した実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲内において種々の変更が可能である。
　例えば、前述した実施形態では、製氷機の満液式蒸発器として二重管式のものが用いられていたが、例えば、冷媒が流れる外管の内部に、被冷却媒体が流れる複数の内管を備えた構成であってもよい。また、上記実施形態では、被冷却媒体として海水が用いられていたが、エチレングリコール等の他の溶液であってもよい。
　また、上記実施形態では、製氷機が１台であったが、複数台の製氷機を直列に接続したものであってもよい。また、上記実施形態では、圧縮機が１台であったが、複数台の圧縮機を並列に接続してもよい。
１　　　：製氷機
１Ａ　　：満液式蒸発器
２　　　：圧縮機
３　　　：熱源側熱交換器（凝縮器）
５　　　：利用側膨張弁（第１膨張弁）
６　　　：過熱器
１１　　：過冷却装置
１１ａ　：過冷却器
１１ｂ　：インジェクション配管（分岐配管）
１１ｃ　：中間膨張弁（第２膨張弁）
５０　　：制御装置
Ａ　　　：製氷システム
ｘ　　　：乾き度
ＳＨ　　：過熱度

Claims (7)

  1. 　圧縮機（２）、前記圧縮機（２）から吐出された冷媒を凝縮する凝縮器（３）、前記凝縮器（３）からの冷媒を減圧する開度調整可能な第１膨張弁（５）、前記第１膨張弁（５）により減圧された冷媒を蒸発させる満液式蒸発器（１Ａ）、及び前記満液式蒸発器（１Ａ）から排出された冷媒に過熱度を付与する過熱器（６）を含み、蒸気圧縮式の冷凍サイクルを行う冷媒回路と、
    　前記満液式蒸発器（１Ａ）により冷却される被冷却媒体を循環させる循環回路と、
    　前記過熱器（６）により、前記満液式蒸発器（１Ａ）から排出される冷媒の乾き度（ｘ）を１未満の所定範囲に収めることができる過熱度（ＳＨ）が前記冷媒に付与されるように、前記第１膨張弁（５）の開度を制御する制御装置（５０）と、を備えている、製氷システム。
  2. 　前記乾き度（ｘ）の所定範囲が、０．９以上０．９５以下である、請求項１に記載の製氷システム。
  3. 　前記過熱器（６）は、前記凝縮器（３）から流出した冷媒によって、前記満液式蒸発器（１Ａ）から排出された冷媒を過熱するものであり、
    　前記制御装置（５０）は、前記凝縮器（３）から流出した冷媒の温度に応じて前記過熱度の目標値を設定する、請求項１又は２に記載の製氷システム。
  4. 　前記凝縮器（３）から流出した冷媒を過冷却する過冷却装置（１１）をさらに備え、
    　前記過熱器（６）は、前記過冷却装置（１１）により過冷却された冷媒によって、前記満液式蒸発器（１Ａ）から排出された冷媒を過熱するものであり、
    　前記制御装置（５０）は、前記過冷却装置（１１）により過冷却された冷媒の温度が一定に維持されるように、前記過冷却装置（１１）の能力を制御する、請求項１又は２に記載の製氷システム。
  5. 　前記過冷却装置（１１）は、前記凝縮器（３）からの冷媒が流入する過冷却器（１１ａ）と、前記過冷却器（１１ａ）から前記第１膨張弁（５）への冷媒の経路から分岐する分岐配管（１１ｂ）と、前記分岐配管（１１ｂ）を流れる冷媒を減圧する第２膨張弁（１１ｃ）とを備え、前記凝縮器（３）から前記過冷却器（１１ａ）に流入する冷媒を、前記第２膨張弁（１１ｃ）で減圧された冷媒によって過冷却するものであり、
    　前記制御装置（５０）は、前記過冷却器（１１ａ）から流出した冷媒の温度が一定の目標値となるように、前記第２膨張弁（１１ｃ）を制御する、請求項４に記載の製氷システム。
  6. 　前記制御装置（５０）によって運転回転数が制御され前記凝縮器（３）を空冷するファン（１０）をさらに備え、
    　前記制御装置（５０）は、前記第１膨張弁（５）を通過する冷媒循環量が一定となるように、前記過冷却装置（１１）及び前記ファン（１０）の少なくとも一方の能力を制御する、請求項４又は５に記載の製氷システム。
  7. 　前記被冷却媒体が海水である、請求項１～６のいずれか１項に記載の製氷システム。
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