WO2019230070A1 - 超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル及び液体加熱装置 - Google Patents

超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル及び液体加熱装置 Download PDF

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常子 今川
一貴 小石原
町田　和彦
俊二 森脇
季セン 徐
繁男 青山
和人 中谷
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パナソニックＩｐマネジメント株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a supercritical vapor compression refrigeration cycle and a liquid heating apparatus using the supercritical vapor compression refrigeration cycle.
  • Patent Document 1 discloses a supercritical vapor compression refrigeration cycle that includes a two-stage compressor that compresses a refrigerant in two stages and two expansion devices that expand the refrigerant in two stages. Carbon dioxide is used as the refrigerant. Used.
  • the supercritical vapor compression refrigeration cycle of Patent Document 1 includes a gas-liquid separator, and the refrigerant mainly composed of the gas phase in the gas-liquid separator is in the middle of the intermediate connection circuit of the two-stage compressor from the injection circuit. Intermediate injection into the refrigerant mixer, mixing with the refrigerant discharged from the low-stage rotary compression rotary element, and suction into the high-stage rotary compression rotary element.
  • Patent Document 1 the ratio (excluded volume ratio) of the excluded volume of the high-stage side rotary compression rotary element to the excluded volume of the low-stage side rotary compression rotary element, the suction pressure of the two-stage compressor, and the refrigerant saturation in the first expansion device
  • the discharge pressure of the low-stage side rotary compression rotary element is kept below the critical pressure of the refrigerant.
  • the present invention provides a supercritical vapor compression refrigeration cycle that does not lower the COP of the supercritical vapor compression refrigeration cycle even when the high pressure is increased, and a liquid heating apparatus using the supercritical vapor compression refrigeration cycle. For the purpose.
  • the supercritical vapor compression refrigeration cycle uses a compression mechanism 11 composed of compression rotation elements 11a and 11b, and uses the heating medium heated by the refrigerant discharged from the compression rotation element 11b.
  • a compression mechanism 11 composed of compression rotation elements 11a and 11b, and uses the heating medium heated by the refrigerant discharged from the compression rotation element 11b.
  • the refrigerant branched from the pipe 16 between the first expansion device 14 and the branched refrigerant is decompressed by the second expansion device 21 and then flows through the main refrigerant circuit 10 in the intermediate heat exchanger 13.
  • a bypass refrigerant circuit 20 that merges with the refrigerant in the middle of compression of the compression rotating elements 11a and 11b, and a control device 60.
  • the control device 60 is connected to the second expansion device 21. Ri pressure of the refrigerant after being depressurized, so as to maintain the state exceeding the critical pressure, and controls the valve opening degree of the second expansion device 21.
  • the pressure downstream of the second expansion device 21 of the bypass refrigerant circuit 20 is detected directly or indirectly.
  • the control device 60 opens the valve opening degree of the second expansion device 21.
  • the control device 60 increases the operating frequency of the compression rotating elements 11a and 11b.
  • a high pressure side pressure detection device 51 for detecting a pressure on the high pressure side of the main refrigerant circuit 10 is provided, and the high pressure side pressure is provided.
  • the control device 60 reduces the operating frequency of the compression rotation elements 11a and 11b.
  • the refrigerant is carbon dioxide.
  • a liquid heating apparatus according to a sixth aspect of the present invention is the liquid heating apparatus using the supercritical vapor compression refrigeration cycle according to any one of the first to fifth aspects, wherein the conveying apparatus 31 A use-side heat medium circuit 30 for circulating the use-side heat medium is provided.
  • the heat medium outlet temperature thermistor 53 for detecting the temperature of the utilization side heat medium flowing out from the utilization side heat exchanger 12, and the utilization A heat medium inlet temperature thermistor 54 for detecting the temperature of the use side heat medium flowing into the side heat exchanger 12, and the controller 60 detects the detected temperature detected by the heat medium outlet temperature thermistor 53 as a target temperature.
  • the operating frequency of the compression rotation elements 11a and 11b is set. It is characterized by lowering.
  • the present invention according to claim 8 is the liquid heating apparatus according to claim 6, wherein the heat medium outlet temperature thermistor 53 for detecting the temperature of the utilization side heat medium flowing out from the utilization side heat exchanger 12, and the utilization A heat medium inlet temperature thermistor 54 for detecting the temperature of the utilization side heat medium flowing into the side heat exchanger 12, and the control device 60 detects the detected temperature and the heat detected by the heat medium outlet temperature thermistor 53.
  • the conveying device 31 is operated so that the temperature difference from the detected temperature detected by the medium inlet temperature thermistor 54 becomes a target temperature difference, and the detected temperature detected by the heat medium outlet temperature thermistor 53 is the second temperature.
  • the use-side heat medium is water or antifreeze.
  • COP of the supercritical vapor compression refrigeration cycle can be improved by reducing the differential pressure between the suction pressure and the discharge pressure in the stage side compression rotating element.
  • the control device maintains the state where the pressure of the refrigerant after being depressurized by the second expansion device exceeds the critical pressure. 2
  • the valve opening degree of the expansion device is controlled. According to the present embodiment, when the high pressure rises above a predetermined pressure, the compression rotary element is being compressed and the pressure at the position where the refrigerant from the bypass refrigerant circuit joins is maintained above the critical pressure. Thus, since the differential pressure between the pressure at the position where the refrigerant from the bypass refrigerant circuit joins in the compression rotating element and the discharge pressure can be reduced, the COP of the supercritical vapor compression refrigeration cycle is not lowered.
  • the second embodiment of the present invention directly or indirectly detects the pressure downstream of the second expansion device of the bypass refrigerant circuit in the supercritical vapor compression refrigeration cycle according to the first embodiment.
  • the control device operates to increase the valve opening of the second expansion device. is there.
  • the pressure at the position where the refrigerant from the bypass refrigerant circuit in the compression / rotation element merges can be maintained in a state exceeding the critical pressure by reducing the pressure reduction in the second expansion device. it can.
  • the control device increases at least the operating frequency of the high-stage compression rotation element. According to the present embodiment, by increasing the number of rotations of the compression rotating element, while maintaining the pressure at the position where the refrigerant from the bypass refrigerant circuit in the compression rotating element joins the state exceeding the critical pressure, the use side The heating capacity in the heat exchanger can be increased.
  • a high pressure side pressure detection device for detecting the pressure on the high pressure side of the main refrigerant circuit is provided, and the high pressure side pressure detection is performed.
  • the control device lowers the operating frequency of the compression / rotation element. According to the present embodiment, it is possible to suppress an increase in the pressure of the high-pressure refrigerant while maintaining the pressure at the position where the refrigerant from the bypass refrigerant circuit joins in the high-stage compression rotating element in a state exceeding the critical pressure. it can.
  • the fifth embodiment of the present invention uses carbon dioxide as the refrigerant in the supercritical vapor compression refrigeration cycle according to the first to fourth embodiments. According to the present embodiment, in the usage-side heat exchanger, it is possible to increase the temperature of the usage-side heat medium when the usage-side heat medium is heated with the refrigerant.
  • the liquid heating apparatus uses the supercritical vapor compression refrigeration cycle according to the first to fifth embodiments, and circulates the utilization side heat medium by the conveying device. It is equipped with. According to the present embodiment, a high-temperature use-side heat medium can be used without reducing the COP of the supercritical vapor compression refrigeration cycle.
  • the control device operates the transport device so that the detected temperature detected by the heat medium outlet temperature thermistor becomes the target temperature.
  • the detected temperature detected by the heat medium inlet temperature thermistor exceeds the first predetermined temperature, the operating frequency of the compression rotating element is lowered.
  • high-temperature water can be stored, for example, in a hot water storage tank while suppressing an increase in the pressure of the high-pressure refrigerant in the supercritical vapor compression refrigeration cycle.
  • the control device detects the detected temperature detected by the heat medium outlet temperature thermistor and the detected temperature detected by the heat medium inlet temperature thermistor.
  • the operating frequency of the compression rotating element is set to be the same as the target temperature difference. It is to reduce.
  • it can utilize, for example as a heating apparatus using high temperature water, suppressing the raise of the pressure of the high pressure refrigerant
  • the use-side heat medium is water or antifreeze. According to this Embodiment, it can be used for a heating apparatus or high temperature water can be stored in a hot water storage tank.
  • FIG. 1 is a configuration diagram of a liquid heating apparatus according to this embodiment.
  • the liquid heating device includes a main refrigerant circuit 10, a bypass refrigerant circuit 20, and a use side heat medium circuit 30.
  • the supercritical vapor compression refrigeration cycle includes a main refrigerant circuit 10 and a bypass refrigerant circuit 20.
  • a compression mechanism 11 In the main refrigerant circuit 10, a compression mechanism 11, a use side heat exchanger 12 that is a radiator, an intermediate heat exchanger 13, a first expansion device 14, and a heat source side heat exchanger 15 that is an evaporator are sequentially connected by a pipe 16.
  • the carbon dioxide (CO 2 ) is used as the refrigerant.
  • the compression mechanism 11 includes a low-stage compression rotation element 11a and a high-stage compression rotation element 11b.
  • the usage-side heat exchanger 12 heats the usage-side heat medium with the refrigerant discharged from the high-stage compression / rotation element 11b.
  • the volume ratio between the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b constituting the compression mechanism 11 is constant, and the drive shaft (not shown) is made common and arranged in one container. It is composed of one compressor.
  • the compression rotation element will be described using a two-stage compression mechanism including a low-stage compression rotation element 11a and a high-stage compression rotation element 11b.
  • the refrigerant from the bypass refrigerant circuit 20 is in the middle of compression of the compression rotation element, and the compression rotation element to the position where the refrigerant from the bypass refrigerant circuit 20 joins is compressed at the lower stage.
  • the rotation element 11a and the compression rotation element after the position where the refrigerant from the bypass refrigerant circuit 20 joins can be applied as the high-stage compression rotation element 11b.
  • the bypass refrigerant circuit 20 is branched from a pipe 16 between the use-side heat exchanger 12 and the first expansion device 14, and is connected to a pipe 16 between the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b. It is connected.
  • the bypass refrigerant circuit 20 is provided with a second expansion device 21.
  • the intermediate heat exchanger 13 exchanges heat with the high-pressure refrigerant flowing through the main refrigerant circuit 10, and joins the refrigerant between the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b.
  • the use side heat medium circuit 30 is formed by sequentially connecting the use side heat exchanger 12, a transfer device 31 that is a transfer pump, and a heating terminal 32a through a heat medium pipe 33, and uses water or antifreeze as the use side heat medium. ing.
  • the use side heat medium circuit 30 in the present embodiment includes a hot water storage tank 32b in parallel with the heating terminal 32a, and the use side heat medium is transferred to the heating terminal 32a or the hot water storage tank 32b by switching the switching valve 34 and the switching valve 35. Circulate.
  • the utilization side heat medium circuit 30 should just be provided with either the heating terminal 32a or the hot water storage tank 32b.
  • the high temperature water generated by the use side heat exchanger 12 is radiated by the heating terminal 32a and used for heating, and the low temperature water radiated by the heating terminal 32a is heated again by the use side heat exchanger 12. Moreover, the high temperature water produced
  • the hot water supply heat exchanger 42 is disposed in the hot water storage tank 32b, and exchanges heat between the hot water in the hot water storage tank 32b and the hot water in the hot water storage tank 32b.
  • the hot water supply heat exchanger 42 is a water heat exchanger that uses a copper pipe or a stainless steel pipe as a heat transfer pipe. As shown in FIG. 1, a water supply pipe 43 extending from a water supply source (water supply), a hot water tap 41, Is connected.
  • the water supply pipe 43 puts water at room temperature into the lower end of the hot water supply heat exchanger 42, that is, below the hot water storage tank 32b.
  • the normal temperature water that has entered the hot water supply heat exchanger 42 from the water supply pipe 43 moves away from the hot water tank 32b from the lower side while moving from the lower side to the upper side of the hot water tank 32b.
  • hot water is supplied from the hot water tap 41.
  • a plurality of first hot water tank temperature thermistors 55a, second hot water tank temperature thermistors 55b, and third hot water tank temperature thermistors 55c are provided in the hot water tank 32b. Is provided.
  • the room-temperature water that has entered the hot water supply heat exchanger 42 from the water supply pipe 43 moves away from the hot water tank 32b from the lower side while moving away from the hot water in the hot water tank 32b.
  • the upper part is hot and the lower part is cold.
  • the main refrigerant circuit 10 is provided with a high-pressure side pressure detection device 51 in the piping 16 on the discharge side of the high stage side compression rotating element 11b.
  • the high-pressure side pressure detection device 51 is provided in the main refrigerant circuit 10 from the discharge side of the high-stage compression rotation element 11b to the upstream side of the first expansion device 14, and the high-pressure refrigerant of the main refrigerant circuit 10 It is only necessary to detect the pressure.
  • an intermediate heat exchange for detecting the temperature of the refrigerant flowing out of the use side heat exchanger 12 is provided in the pipe 16 on the upstream side of the intermediate heat exchanger 13 on the downstream side of the use side heat exchanger 12 of the main refrigerant circuit 10.
  • a main refrigerant inlet thermistor 57 is provided.
  • the bypass refrigerant circuit 20 includes an intermediate heat exchanger bypass inlet thermistor that detects the temperature of the refrigerant flowing out of the second expansion device 21 downstream of the second expansion device 21 and upstream of the intermediate heat exchanger 13.
  • the utilization side heat medium circuit 30 includes a heat medium outlet temperature thermistor 53 that detects the temperature of the utilization side heat medium that flows out from the utilization side heat exchanger 12, and a utilization side heat medium that flows into the utilization side heat exchanger 12. And a heat medium inlet temperature thermistor 54 for detecting the temperature.
  • an intermediate pressure side pressure detection device 52 that directly or indirectly detects the pressure downstream of the second expansion device 21 in the bypass refrigerant circuit 20 is provided.
  • the intermediate pressure side pressure detection device 52 that directly detects the downstream pressure of the second expansion device 21 is a pressure detection device that directly detects the refrigerant pressure, that is, mechanically.
  • the intermediate pressure side pressure detection device 52 that indirectly detects the pressure on the downstream side of the second expansion device 21 will be described.
  • the indirectly detected intermediate pressure side pressure detection device 52 includes a detection pressure detected by the high pressure side pressure detection device 51 and a detection temperature detected by the intermediate heat exchanger main refrigerant inlet thermistor 57, or Based on the detected temperature detected by the heat medium inlet temperature thermistor 54 and the detected temperature detected by the intermediate heat exchanger bypass inlet thermistor 56, the pressure of the refrigerant (intermediate) after being decompressed by the second expansion device 21
  • the high pressure side pressure detection device 51 causes the high pressure side pressure (discharge pressure of the high stage compression rotation element 11b), and the intermediate heat exchanger main refrigerant inlet thermistor 57 outputs the refrigerant outlet temperature (point A).
  • the intermediate heat exchanger bypass inlet thermistor 56 detects the refrigerant inlet temperature (point e) of the bypass refrigerant circuit 20 of the intermediate heat exchanger 13 every predetermined time.
  • the control device 60 calculates the pressure and enthalpy at the point e based on the ideal condition that the point A and the point e have substantially the same enthalpy, and the second expansion device 21 reduces the pressure. After that, the value of the refrigerant pressure (intermediate pressure) can be calculated, and it can be determined whether the value is equal to or higher than the critical pressure.
  • the detected temperature detected by the heat medium inlet temperature thermistor 54 may be used instead of the detected temperature detected by the intermediate heat exchanger main refrigerant inlet thermistor 57 because the values are almost the same. That is, the discharge pressure of the high-stage compression rotating element 11b, the refrigerant outlet temperature of the use side heat exchanger 12 (point A), and the refrigerant inlet temperature of the bypass refrigerant circuit 20 of the intermediate heat exchanger 13 (point e). Alternatively, it can be determined from the temperature of the utilization side heat medium flowing into the utilization side heat exchanger 12 that the refrigerant pressure (intermediate pressure) after being decompressed by the second expansion device 21 is equal to or higher than the critical pressure. It is.
  • the intermediate pressure side pressure detection device 52 may be provided with either one of pressure detection devices that detect directly or indirectly.
  • the control device 60 performs low-stage compression based on the detected pressure detected by the high pressure side pressure detector 51 and the intermediate pressure side pressure detector 52, and the detected temperature detected by the heat medium outlet temperature thermistor 53 and the heat medium inlet temperature thermistor 54.
  • the operating frequency of the rotating element 11a and the high-stage compression rotating element 11b, the valve openings of the first expansion device 14 and the second expansion device 21, and the transfer device 31 are controlled.
  • FIG. 2 is a pressure-enthalpy diagram (Ph diagram) under ideal conditions for the liquid heating apparatus in this example.
  • FIG. 2 (a) shows a high pressure less than a predetermined pressure
  • FIG. 2 (b) shows a high pressure. The case where it is more than a predetermined pressure is shown.
  • Points a to e and points A to B in FIG. 2 correspond to points in the liquid heating apparatus shown in FIG.
  • the high-pressure refrigerant (point a) discharged from the high-stage compression rotating element 11 b radiates heat from the use-side heat exchanger 12 and then branches from the main refrigerant circuit 10 at the refrigerant branch point A.
  • the second expansion device 21 The pressure is reduced to an intermediate pressure to become an intermediate pressure refrigerant (point e), and heat is exchanged by the intermediate heat exchanger 13.
  • the high-pressure refrigerant flowing through the main refrigerant circuit 10 after radiating heat at the use side heat exchanger 12 is cooled by the intermediate-pressure refrigerant (point e) flowing through the bypass refrigerant circuit 20, and the enthalpy is reduced (point b).
  • the pressure is reduced by the one expansion device 14.
  • the refrigerant enthalpy of the refrigerant (point c) flowing into the heat source side heat exchanger 15 after being depressurized by the first expansion device 14 is also reduced. Since the refrigerant dryness (weight ratio of the gas phase component to the total refrigerant) at the time of flowing into the heat source side heat exchanger 15 decreases and the liquid component of the refrigerant increases, the refrigerant is evaporated in the heat source side heat exchanger 15. The refrigerant ratio increases and the amount of heat absorbed from the outside air increases, returning to the suction side (point d) of the low-stage compression rotation element 11a.
  • the amount of refrigerant corresponding to the gas phase component that does not contribute to evaporation in the heat source side heat exchanger 15 is bypassed by the bypass refrigerant circuit 20 to become a low-temperature intermediate pressure refrigerant (point e), and in the intermediate heat exchanger 13
  • the refrigerant reaches the refrigerant confluence B between the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b.
  • the refrigerant pressure is higher on the suction side (point B) of the high-stage compression rotation element 11b than on the suction side (point d) of the low-stage compression rotation element 11a. Since the refrigerant combined with the refrigerant discharged from the element 11a is sucked and further compressed and discharged by the high-stage compression / rotation element 11b, the flow rate of refrigerant flowing into the use side heat exchanger 12 is greatly increased, and the use side The ability to heat water as a heat medium is greatly increased.
  • the control device 60 When the discharge pressure of the high-stage compression rotating element 11b increases and exceeds a predetermined value, the control device 60 is in a state where the refrigerant pressure after being depressurized by the second expansion device 21 exceeds the critical pressure. Then, control of the valve opening degree of the second expansion device 21 is started. Specifically, the control device 60 detects the detection detected by the intermediate pressure side pressure detection device 52 when the detection pressure detected by the high pressure side pressure detection device 51 rises and exceeds the first predetermined high pressure value. When the pressure is equal to or lower than the critical pressure, the operation is started in the direction in which the valve opening degree of the second expansion device 21 is increased.
  • the control device 60 operates the valve opening degree of the second expansion device 21 in the direction of increasing, and the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element. 11b is increased to increase the circulation amount of the refrigerant flowing between the use side heat exchanger 12 and the bypass refrigerant circuit 20, and the detected pressure detected by the high pressure side pressure detection device 51 is the target high pressure value.
  • a second predetermined high pressure value is set. The second predetermined high pressure value is a value higher than the first predetermined high pressure value.
  • the control device 60 operates the valve opening degree of the first expansion device 14 to be reduced.
  • the control device 60 sets the suction pressure of the high-stage compression rotating element 11b so that the detected pressure detected by the intermediate pressure side pressure detection device 52 becomes a predetermined intermediate pressure value that is a target intermediate pressure value. Try to keep the condition above the critical pressure.
  • the suction pressure of the high stage compression rotation element 11b is made into critical pressure which is a predetermined intermediate pressure value. It can be kept in a state exceeding.
  • the suction pressure of the high stage side compression rotating element 11b can be maintained in a state exceeding the critical pressure, and the heating ability of the refrigerant in the use side heat exchanger 12 can be increased.
  • the high-pressure refrigerant in the main refrigerant circuit 10 maintains the second predetermined high-pressure value higher than the critical pressure, and the suction pressure of the high-stage compression rotating element 11b exceeds the critical pressure that is the predetermined intermediate pressure value.
  • the differential pressure between the suction pressure and the discharge pressure in the high-stage compression rotating element 11b can be reduced, so that the COP of the supercritical vapor compression refrigeration cycle is not lowered.
  • the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b may be configured as a two-stage compression mechanism that includes two independent compressors, and at least the high-stage compression rotation element. What is necessary is just to raise the operating frequency of the element 11b.
  • the hot water storage tank 32b is used for the use side heat medium circuit 30.
  • the hot water is stored in the hot water tank 32b. If there is not enough, the control device 60 determines. And the control apparatus 60 operates the low stage side compression rotation element 11a and the high stage side compression rotation element 11b, and heats low temperature water with the utilization side heat exchanger 12, but the heat-medium exit temperature which is the heating production temperature
  • the transport device 31 is operated so that the detected temperature detected by the thermistor 53 becomes the target temperature.
  • the low temperature water is derived from the lower part of the hot water storage tank 32b, and the high temperature water heated and generated by the use side heat exchanger 12 is introduced into the hot water storage tank 32b from the upper part of the hot water storage tank 32b.
  • the operation is performed in the state shown in FIG. Since hot water is gradually stored in the hot water storage tank 32b from above, the detected temperature detected by the heat medium inlet temperature thermistor 54 gradually increases, but is detected by the heat medium inlet temperature thermistor 54.
  • the operation is performed in the state shown in FIG.
  • the control device 60 operates the valve opening of the second expansion device 21 in a direction that increases, and increases the operating frequencies of the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b.
  • the circulation amount of the refrigerant flowing between the side heat exchanger 12 and the bypass refrigerant circuit 20 is increased so that the detected pressure detected by the high pressure side pressure detection device 51 becomes the second predetermined high pressure value that is the target high pressure value.
  • the control device 60 causes the detected pressure detected by the intermediate pressure side pressure detection device 52 to be a predetermined intermediate pressure value that is a target intermediate pressure value.
  • the control device 60 operates the valve opening degree of the first expansion device 14 in the direction of decreasing.
  • the inlet temperature of the heat medium to the usage-side heat exchanger 12 is increased, and the refrigerant enthalpy difference (aA) in the usage-side heat exchanger 12 is reduced in the usage-side heat exchanger 12.
  • the control device 60 performs the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation.
  • the valve opening of the second expansion device 21 is decreased.
  • the pressure of the high-pressure refrigerant in the usage-side heat exchanger 12 is increased so that the pressure of the high-pressure refrigerant in the usage-side heat exchanger 12 does not exceed the second predetermined high-pressure value that is the target high-pressure value. It is possible to store high-temperature water in the hot water storage tank 32b while suppressing the above.
  • the first detected pressure which is detected by the high pressure side pressure detection device 51 is used as the threshold value.
  • a similar operation may be performed using the predetermined high pressure value and the second predetermined high pressure value.
  • the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b may be configured as a two-stage compression mechanism in which each is composed of two independent compressors, and at least the high-stage compression rotation element What is necessary is just to reduce the operating frequency of the element 11b.
  • the control device 60 operates the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b and heats the circulating water in the use-side heat exchanger 12, but the heat medium outlet temperature that is the temperature difference between the circulation water
  • the conveyance device 31 is operated so that the temperature difference between the detected temperature detected by the thermistor 53 and the detected temperature detected by the heat medium inlet temperature thermistor 54 becomes the target temperature difference.
  • generated in the utilization side heat exchanger 12 is dissipated in the heating terminal 32a, and is used for heating, and the low temperature water radiated in the heating terminal 32a is heated again in the utilization side heat exchanger 12.
  • the temperature difference between the detected temperature detected by the heat medium outlet temperature thermistor 53 and the detected temperature detected by the heat medium inlet temperature thermistor 54 is controlled to be a target temperature difference, and the heat medium outlet temperature thermistor Since the detected temperature detected at 53 is equal to or lower than the fourth predetermined temperature, it operates in the state shown in FIG. Since the heating load is gradually reduced, the temperature difference between the detected temperature detected by the heat medium outlet temperature thermistor 53 and the detected temperature detected by the heat medium inlet temperature thermistor 54 is controlled to be a target temperature difference.
  • the detected temperature detected by the heat medium outlet temperature thermistor 53 and the detected temperature detected by the heat medium inlet temperature thermistor 54 gradually increase, but the detected temperature detected by the heat medium outlet temperature thermistor 53
  • the fourth predetermined temperature is exceeded, the operation is performed in the state shown in FIG.
  • the control device 60 operates the valve opening of the second expansion device 21 in a direction that increases, and increases the operating frequencies of the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b.
  • the circulation amount of the refrigerant flowing between the side heat exchanger 12 and the bypass refrigerant circuit 20 is increased so that the detected pressure detected by the high pressure side pressure detection device 51 becomes the second predetermined high pressure value that is the target high pressure value.
  • the control device 60 causes the detected pressure detected by the intermediate pressure side pressure detection device 52 to be a predetermined intermediate pressure value that is a target intermediate pressure value.
  • the control device 60 operates the valve opening degree of the first expansion device 14 to be reduced.
  • the heating load is reduced, and the enthalpy difference (aA) in the use-side heat exchanger 12 is reduced to increase the heating capacity of the refrigerant in the use-side heat exchanger 12, thereby increasing the temperature of the high-temperature water.
  • the supply to the heating terminal 32a can be maintained.
  • the control device 60 performs the low-stage compression rotating element 11a and the high-stage compression. While performing at least one of lowering the operating frequency of the rotating element 11b or operating the first expansion device 14 in the direction of increasing the valve opening, the valve opening of the second expansion device 21 is increased.
  • the pressure of the high-pressure refrigerant in the use-side heat exchanger 12 is such that the pressure of the high-pressure refrigerant in the use-side heat exchanger 12 does not exceed the second predetermined high-pressure value that is the target high-pressure value. While suppressing the rise, it can be used as a heating device using high-temperature water.
  • the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b may be configured as a two-stage compression mechanism in which each is composed of two independent compressors, and at least the high-stage compression rotation element What is necessary is just to reduce the operating frequency of the element 11b.
  • the low-stage compression rotation element 11a and the high-stage compression rotation element 11b are not divided into a single compression rotation element.
  • the bypass refrigerant circuit 20 The refrigerant from is in the middle of compression of the compression rotating element.
  • the refrigerant is preferably carbon dioxide. This is because, in the usage-side heat exchanger 12, when the usage-side heat medium is heated with carbon dioxide, which is a refrigerant, the temperature of the usage-side heat medium can be increased. In addition, by using water or antifreeze as the use-side heat medium, it is possible to use the heating terminal 32a or store hot water in the hot water storage tank 32b.
  • the COP of the supercritical vapor compression refrigeration cycle can be improved.

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Abstract

圧縮機構１１、利用側熱交換器１２、中間熱交換器１３、第１膨張装置１４、及び熱源側熱交換器１５が配管１６で順次接続されて形成される主冷媒回路１０と、利用側熱交換器１２から第１膨張装置１４までの間の配管１６から分岐され、分岐された冷媒は、第２膨張装置２１により減圧された後に、中間熱交換器１３で主冷媒回路１０を流れる冷媒と熱交換され、圧縮回転要素の圧縮途中の冷媒に合流されるバイパス冷媒回路２０と、制御装置６０とを備え、制御装置６０は、第２膨張装置２１により減圧された後の冷媒の圧力が、臨界圧を超えた状態を保つように、第２膨張装置２１の弁開度を制御して、高圧を上昇させたときにも超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルのＣＯＰを低下させない超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル及びこの超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた液体加熱装置を提供する。

Description

超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル及び液体加熱装置
　本発明は、超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル及びこの超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた液体加熱装置に関する。
　特許文献１は、冷媒を二段で圧縮する二段圧縮機と、冷媒を二段で膨張する二つの膨張装置とを備えた超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルを開示し、冷媒には二酸化炭素を用いている。
　特許文献１の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルは気液分離器を備え、気液分離器内の気相を主成分とする冷媒は、インジェクション回路から二段圧縮機の中間連結回路の途中にある冷媒混合器に中間インジェクションされ、低段側回転圧縮回転要素から吐出された冷媒に混合され、高段側回転圧縮回転要素に吸入される。
　特許文献１では、低段側回転圧縮回転要素の排除容積に対する高段側回転圧縮回転要素の排除容積の割合（排除容積比）を、二段圧縮機の吸入圧力を第１膨脹装置における冷媒飽和液圧で除算した商の等エントロピ指数乗根以上とすることで、低段側回転圧縮回転要素の吐出圧力を冷媒の臨界圧力以下にしている。
特開２０１０－０７１６４３号公報
　しかし、特許文献１の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルでは、高温水を生成するために高圧を上昇させたとき、インジェクション回路における冷媒の中間圧が冷媒の臨界圧力以下であるため、高圧と中間圧との差圧が大きくなり、超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルのＣＯＰが低下してしまうという課題を有している。
　そこで本発明は、高圧を上昇させたときにも超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルのＣＯＰを低下させない超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル及びこの超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた液体加熱装置を提供することを目的とする。
　請求項１記載の本発明の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルは、圧縮回転要素１１ａ、１１ｂから構成される圧縮機構１１、前記圧縮回転要素１１ｂから吐出された冷媒により利用側熱媒体を加熱する利用側熱交換器１２、中間熱交換器１３、第１膨張装置１４、及び熱源側熱交換器１５が配管１６で順次接続されて形成される主冷媒回路１０と、前記利用側熱交換器１２から前記第１膨張装置１４までの間の前記配管１６から分岐され、分岐された冷媒は、第２膨張装置２１により減圧された後に、前記中間熱交換器１３で前記主冷媒回路１０を流れる前記冷媒と熱交換され、前記圧縮回転要素１１ａ、１１ｂの圧縮途中の前記冷媒に合流されるバイパス冷媒回路２０と、制御装置６０とを備え、前記制御装置６０は、前記第２膨張装置２１により減圧された後の前記冷媒の圧力が、臨界圧を超えた状態を保つように、前記第２膨張装置２１の弁開度を制御することを特徴とする。
　請求項２記載の本発明は、請求項１に記載の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、前記バイパス冷媒回路２０の前記第２膨張装置２１の下流側の圧力を、直接的または間接的に検出する中間圧側圧力検出装置５２を備え、前記中間圧側圧力検出装置５２で検出される検出圧力が、前記臨界圧以下の場合には、前記制御装置６０は、前記第２膨張装置２１の弁開度を大きくなる方向に動作させることを特徴とする。
　請求項３記載の本発明は、請求項２に記載の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、前記制御装置６０は、前記圧縮回転要素１１ａ、１１ｂの運転周波数を上昇させることを特徴とする。
　請求項４記載の本発明は、請求項３に記載の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、前記主冷媒回路１０の高圧側の圧力を検出する高圧側圧力検出装置５１を設け、前記高圧側圧力検出装置５１で検出される検出圧力が、所定値を越えた場合には、前記制御装置６０は、前記圧縮回転要素１１ａ、１１ｂの前記運転周波数を低下させることを特徴とする。
　請求項５記載の本発明は、請求項１から請求項４のいずれか１項に記載の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、前記冷媒を二酸化炭素としたことを特徴とする。
　請求項６記載の本発明の液体加熱装置は、請求項１から請求項５のいずれか１項に記載の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた液体加熱装置であって、搬送装置３１によって前記利用側熱媒体を循環させる利用側熱媒体回路３０を備えたことを特徴とする。
　請求項７記載の本発明は、請求項６に記載の液体加熱装置において、前記利用側熱交換器１２から流出する前記利用側熱媒体の温度を検出する熱媒体出口温度サーミスタ５３と、前記利用側熱交換器１２に流入する前記利用側熱媒体の温度を検出する熱媒体入口温度サーミスタ５４とを備え、前記制御装置６０は、前記熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される検出温度が目標温度となるように、前記搬送装置３１を動作させるとともに、前記熱媒体入口温度サーミスタ５４で検出される検出温度が第１所定温度を超えた場合には、前記圧縮回転要素１１ａ、１１ｂの運転周波数を低下させることを特徴とする。
　請求項８記載の本発明は、請求項６に記載の液体加熱装置において、前記利用側熱交換器１２から流出する前記利用側熱媒体の温度を検出する熱媒体出口温度サーミスタ５３と、前記利用側熱交換器１２に流入する前記利用側熱媒体の温度を検出する熱媒体入口温度サーミスタ５４とを備え、前記制御装置６０は、前記熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される検出温度と前記熱媒体入口温度サーミスタ５４で検出される検出温度との温度差が目標温度差となるように、前記搬送装置３１を動作させるとともに、前記熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される前記検出温度が第２所定温度を超えた場合には、前記圧縮回転要素１１ａ、１１ｂの運転周波数を低下させることを特徴とする。
　請求項９記載の本発明は、請求項６から請求項８のいずれか１項に記載の液体加熱装置において、前記利用側熱媒体を水又は不凍液としたことを特徴とする。
　本発明によれば、高圧が所定圧以上に上昇した時に、圧縮回転要素の圧縮途中であり、バイパス冷媒回路からの冷媒が合流する位置での圧力を、臨界圧を超えた状態に保ち、高段側圧縮回転要素での吸入圧力と吐出圧力との差圧を小さくすることで、超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルのＣＯＰを向上させることができる。
本発明の一実施例による液体加熱装置の構成図 同液体加熱装置について理想条件での圧力―エンタルピー線図（Ｐ－ｈ線図）
　本発明の第１の実施の形態による超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルは、制御装置が、第２膨張装置により減圧された後の冷媒の圧力が、臨界圧を超えた状態を保つように、第２膨張装置の弁開度を制御するものである。本実施の形態によれば、高圧が所定圧以上に上昇した時に、圧縮回転要素の圧縮途中であり、バイパス冷媒回路からの冷媒が合流する位置での圧力を、臨界圧を超えた状態に保つことで、圧縮回転要素におけるバイパス冷媒回路からの冷媒が合流する位置での圧力と吐出圧力との差圧を小さくすることができるため、超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルのＣＯＰを低下させない。
　本発明の第２の実施の形態は、第１の実施の形態による超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、バイパス冷媒回路の第２膨張装置の下流側の圧力を、直接的または間接的に検出する中間圧側圧力検出装置を備え、中間圧側圧力検出装置で検出される検出圧力が、臨界圧以下の場合には、制御装置は、第２膨張装置の弁開度を大きくなる方向に動作させるものである。本実施の形態によれば、第２膨張装置での減圧を低下させることで、圧縮回転要素におけるバイパス冷媒回路からの冷媒が合流する位置での圧力を、臨界圧を超えた状態に保つことができる。
　本発明の第３の実施の形態は、第２の実施の形態による超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、制御装置は、少なくとも高段側圧縮回転要素の運転周波数を上昇させるものである。本実施の形態によれば、圧縮回転要素の回転数を高めることで、圧縮回転要素におけるバイパス冷媒回路からの冷媒が合流する位置での圧力を、臨界圧を超えた状態に保ちながら、利用側熱交換器における加熱能力を増加させることができる。
　本発明の第４の実施の形態は、第３の実施の形態による超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、主冷媒回路の高圧側の圧力を検出する高圧側圧力検出装置を設け、高圧側圧力検出装置で検出される検出圧力が、所定値を越えた場合には、制御装置は、圧縮回転要素の運転周波数を低下させるものである。本実施の形態によれば、高段側圧縮回転要素におけるバイパス冷媒回路からの冷媒が合流する位置での圧力を、臨界圧を超えた状態に保ちながら、高圧冷媒の圧力の上昇を抑えることができる。
　本発明の第５の実施の形態は、第１から第４の実施の形態による超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、冷媒を二酸化炭素としたものである。本実施の形態によれば、利用側熱交換器において、冷媒で利用側熱媒体を加熱したときの、利用側熱媒体の高温化が可能となる。
　本発明の第６の実施の形態による液体加熱装置は、第１から第５の実施の形態による超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルを用い、搬送装置によって利用側熱媒体を循環させる利用側熱媒体回路を備えたものである。本実施の形態によれば、超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルのＣＯＰを低下させることなく、高温の利用側熱媒体を利用することができる。
　本発明の第７の実施の形態は、第６の実施の形態による液体加熱装置において、制御装置は、熱媒体出口温度サーミスタで検出される検出温度が目標温度となるように、搬送装置を動作させるとともに、熱媒体入口温度サーミスタで検出される検出温度が第１所定温度を超えた場合には、圧縮回転要素の運転周波数を低下させるものである。本実施の形態によれば、超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧冷媒の圧力の上昇を抑えながら、例えば貯湯タンクに高温水を貯めることができる。
　本発明の第８の実施の形態は、第６の実施の形態による液体加熱装置において、制御装置は、熱媒体出口温度サーミスタで検出される検出温度と熱媒体入口温度サーミスタで検出される検出温度との温度差が目標温度差となるように、搬送装置を動作させるとともに、熱媒体出口温度サーミスタで検出される検出温度が第２所定温度を超えた場合には、圧縮回転要素の運転周波数を低下させるものである。本実施の形態によれば、超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルの高圧冷媒の圧力の上昇を抑えながら、例えば高温水を用いた暖房機器として利用できる。
　本発明の第９の実施の形態は、第６から第８の実施の形態による液体加熱装置において、利用側熱媒体を水又は不凍液としたものである。本実施の形態によれば、暖房機器に用い、又は貯湯タンクに高温水を貯えることができる。
　以下、本発明の一実施例について図面を参照しながら説明する。
　図１は本実施例による液体加熱装置の構成図である。
　液体加熱装置は、主冷媒回路１０、バイパス冷媒回路２０、及び利用側熱媒体回路３０から構成される。
　超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルは、主冷媒回路１０、及びバイパス冷媒回路２０から構成される。
　主冷媒回路１０は、圧縮機構１１、放熱器である利用側熱交換器１２、中間熱交換器１３、第１膨張装置１４、及び蒸発器である熱源側熱交換器１５が配管１６で順次接続されて形成され、冷媒として二酸化炭素（ＣＯ２）を用いている。圧縮機構１１は、低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとで構成される。利用側熱交換器１２は、高段側圧縮回転要素１１ｂから吐出された冷媒により利用側熱媒体を加熱する。なお、圧縮機構１１を構成する低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとの容積比は一定で、駆動軸（図示せず）を共通化させ、１つの容器内に配置した１台の圧縮機で構成されている。なお、本実施例では、圧縮回転要素が、低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとで構成される二段圧縮機構を用いて説明するが、単一の圧縮機構においても適用でき、単一の圧縮機構の場合には、バイパス冷媒回路２０からの冷媒を圧縮回転要素の圧縮途中とし、バイパス冷媒回路２０からの冷媒が合流する位置までの圧縮回転要素を低段側圧縮回転要素１１ａとし、バイパス冷媒回路２０からの冷媒が合流する位置以降の圧縮回転要素を高段側圧縮回転要素１１ｂとして適用することができる。
　バイパス冷媒回路２０は、利用側熱交換器１２から第１膨張装置１４までの間の配管１６から分岐され、低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとの間の配管１６に接続されている。
　バイパス冷媒回路２０には、第２膨張装置２１を設けている。利用側熱交換器１２を通過後の一部の高圧冷媒、又は中間熱交換器１３を通過後の一部の高圧冷媒は、第２膨張装置２１により減圧されて中間圧冷媒となった後に、中間熱交換器１３で主冷媒回路１０を流れる高圧冷媒と熱交換され、低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとの間の冷媒と合流される。
　利用側熱媒体回路３０は、利用側熱交換器１２、搬送ポンプである搬送装置３１、及び暖房端末３２ａが熱媒体配管３３で順次接続されて形成され、利用側熱媒体として水又は不凍液を用いている。
　本実施例における利用側熱媒体回路３０は、暖房端末３２ａと並列に貯湯タンク３２ｂを備えており、切替弁３４、切替弁３５の切り替えによって利用側熱媒体を、暖房端末３２ａ又は貯湯タンク３２ｂに循環させる。なお、利用側熱媒体回路３０は、暖房端末３２ａ及び貯湯タンク３２ｂのいずれかを備えていればよい。
　利用側熱交換器１２で生成された高温水は、暖房端末３２ａで放熱して暖房に利用され、暖房端末３２ａで放熱された低温水は再び利用側熱交換器１２で加熱される。
　また、利用側熱交換器１２で生成された高温水は、貯湯タンク３２ｂの上部から貯湯タンク３２ｂに導入され、貯湯タンク３２ｂの下部から低温水が導出されて利用側熱交換器１２で加熱される。
　給湯用熱交換器４２は、貯湯タンク３２ｂ内に配置され、給水配管４３からの給水と貯湯タンク３２ｂ内の高温水との間で熱交換させる。すなわち、給湯栓４１が開栓されると、給水配管４３から給湯用熱交換器４２内に給水され、給湯用熱交換器４２で加熱されて、給湯栓４１で所定温度になるように調整され、給湯栓４１からから給湯される。なお、給水配管４３から給水され、給湯用熱交換器４２で加熱されて、給湯栓４１から給湯される湯水と、貯湯タンク３２ｂ内の高温水とは、互いに混ざり合うことがない間接加熱である。
　給湯用熱交換器４２は、伝熱管として銅管あるいはステンレス管を使用する水熱交換器であって、図１に示すように、給水源（水道）から延びる給水配管４３と、給湯栓４１とが接続されている。給水配管４３は、常温の水を、給湯用熱交換器４２の下端、すなわち、貯湯タンク３２ｂ内の下方に入れる。給水配管４３より給湯用熱交換器４２に入った常温水は、貯湯タンク３２ｂ内を下方から上方に移動しながら、貯湯タンク３２ｂ内の高温水から熱を奪い、加熱された高温の加熱水となって給湯栓４１から給湯される。
　貯湯タンク３２ｂには、複数の異なる高さ位置において温水の温度を計測する目的で、例えば、複数の第１貯湯タンク温度サーミスタ５５ａ、第２貯湯タンク温度サーミスタ５５ｂ、第３貯湯タンク温度サーミスタ５５ｃが備えられている。給水配管４３より給湯用熱交換器４２に入った常温水は、貯湯タンク３２ｂ内を下方から上方に移動しながら貯湯タンク３２ｂ内の高温水から熱を奪う構成のため、貯湯タンク３２ｂ内の温水は、自然と、上部が高温、下部が低温となる。
　主冷媒回路１０は、高段側圧縮回転要素１１ｂの吐出側の配管１６に、高圧側圧力検出装置５１を設けている。なお、高圧側圧力検出装置５１は、高段側圧縮回転要素１１ｂの吐出側から、第１膨張装置１４の上流側までの、主冷媒回路１０に設けられていて、主冷媒回路１０の高圧冷媒の圧力を検出できればよい。
　また、主冷媒回路１０の利用側熱交換器１２の下流側で、中間熱交換器１３の上流側の配管１６には、利用側熱交換器１２から流出した冷媒の温度を検出する中間熱交換器主冷媒入口サーミスタ５７が設けられていている。さらに、バイパス冷媒回路２０には、第２膨張装置２１の下流側で、中間熱交換器１３の上流側に、第２膨張装置２１から流出した冷媒の温度を検出する中間熱交換器バイパス入口サーミスタ５６が設けられている。
　また、利用側熱媒体回路３０は、利用側熱交換器１２から流出する利用側熱媒体の温度を検出する熱媒体出口温度サーミスタ５３と、利用側熱交換器１２に流入する利用側熱媒体の温度を検出する熱媒体入口温度サーミスタ５４とを備えている。
　さらに、バイパス冷媒回路２０の、第２膨張装置２１の下流側の圧力を、直接的または間接的に検出する中間圧側圧力検出装置５２を備えている。
　なお、第２膨張装置２１の下流側の圧力を、直接的に検出する中間圧側圧力検出装置５２とは、冷媒の圧力を直接、すなわち、機械的に検出する圧力検出装置のことである。
　以下、第２膨張装置２１の下流側の圧力を、間接的に検出する中間圧側圧力検出装置５２について説明する。
　具体的には、間接的に検出する中間圧側圧力検出装置５２とは、高圧側圧力検出装置５１で検出される検出圧力と、中間熱交換器主冷媒入口サーミスタ５７で検出される検出温度、または、熱媒体入口温度サーミスタ５４で検出される検出温度と、中間熱交換器バイパス入口サーミスタ５６で検出される検出温度とに基づいて、第２膨張装置２１により減圧された後の冷媒の圧力（中間圧）の値を、制御装置６０が算出する演算処理装置である。
　すなわち、制御装置６０には、図２に示すような、圧力―エンタルピー線図（Ｐ－ｈ線図）が記憶してある。
　そして、高圧側圧力検出装置５１により高圧側圧力（高段側圧縮回転要素１１ｂの吐出圧力）、中間熱交換器主冷媒入口サーミスタ５７により利用側熱交換器１２の冷媒の出口温度（Ａ点）、中間熱交換器バイパス入口サーミスタ５６により中間熱交換器１３のバイパス冷媒回路２０の冷媒の入口温度（ｅ点）を所定時間ごとに検出する。
　そして、Ａ点とｅ点とはエンタルピーがほぼ同一値であるとの理想条件に基づいて、制御装置６０が、ｅ点の圧力とエンタルピーとを算出することで、第２膨張装置２１により減圧された後の冷媒の圧力（中間圧）の値を算出し、その値で臨界圧以上であるか否かを判断することができる。
　なお、中間熱交換器主冷媒入口サーミスタ５７で検出される検出温度の代わりに、熱媒体入口温度サーミスタ５４で検出される検出温度を用いても、値はほぼ同一なので構わない。
　すなわち、高段側圧縮回転要素１１ｂの吐出圧力と、利用側熱交換器１２の冷媒の出口温度（Ａ点）と、中間熱交換器１３のバイパス冷媒回路２０の冷媒の入口温度（ｅ点）、あるいは、利用側熱交換器１２に流入する利用側熱媒体の温度とから、第２膨張装置２１により減圧された後の冷媒の圧力（中間圧）が、臨界圧以上であることを判断できるのである。
　なお、中間圧側圧力検出装置５２は、直接的または間接的に検出する圧力検出装置のうち、どちらか一方を備えていえば良い。　
　制御装置６０は、高圧側圧力検出装置５１及び中間圧側圧力検出装置５２で検出される検出圧力、熱媒体出口温度サーミスタ５３及び熱媒体入口温度サーミスタ５４で検出される検出温度によって、低段側圧縮回転要素１１ａ及び高段側圧縮回転要素１１ｂの運転周波数、第１膨張装置１４と第２膨張装置２１の弁開度、及び搬送装置３１を制御する。
　図２は本実施例における液体加熱装置について理想条件での圧力―エンタルピー線図（Ｐ－ｈ線図）であり、図２（ａ）は高圧が所定圧力未満、図２（ｂ）は高圧が所定圧力以上の場合を示している。
　図２のａ～ｅ点、およびＡ～Ｂ点は、図１に示す液体加熱装置における各ポイントに相当する。
　まず、高段側圧縮回転要素１１ｂから吐出される高圧冷媒（ａ点）は、利用側熱交換器１２で放熱した後に冷媒分岐点Ａで主冷媒回路１０から分岐し、第２膨張装置２１により中間圧まで減圧されて中間圧冷媒（ｅ点）となり、中間熱交換器１３にて熱交換する。
　利用側熱交換器１２で放熱した後の主冷媒回路１０を流れる高圧冷媒は、バイパス冷媒回路２０を流れる中間圧冷媒（ｅ点）によって冷却され、エンタルピーが低減された状態（ｂ点）で第１膨張装置１４にて減圧される。
　これにより、第１膨張装置１４にて減圧された後に熱源側熱交換器１５に流入する冷媒（ｃ点）の冷媒エンタルピーも低減される。熱源側熱交換器１５に流入する時点での冷媒乾き度（全冷媒に対して気相成分が占める重量比率）が低下して冷媒の液成分が増大するため、熱源側熱交換器１５において蒸発に寄与し、冷媒比率が増大して外気からの吸熱量が増大され、低段側圧縮回転要素１１ａの吸入側（ｄ点）に戻る。
　一方、熱源側熱交換器１５において蒸発に寄与しない気相成分に相当する量の冷媒は、バイパス冷媒回路２０にバイパスされて低温の中間圧冷媒（ｅ点）となり、中間熱交換器１３にて主冷媒回路１０を流れる高圧冷媒によって加熱されて冷媒エンタルピーが高まった状態で、低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとの間にある冷媒合流点Ｂに至る。
　従って、高段側圧縮回転要素１１ｂの吸入側（Ｂ点）では、低段側圧縮回転要素１１ａの吸入側（ｄ点）より冷媒圧力が高いため冷媒密度も高く、かつ、低段側圧縮回転要素１１ａから吐出した冷媒と合流した冷媒が吸入され、高段側圧縮回転要素１１ｂで更に圧縮されて吐出されるため、利用側熱交換器１２に流入する冷媒流量が大幅に増大し、利用側熱媒体である水を加熱する能力が大幅に増大する。
　高段側圧縮回転要素１１ｂの吐出圧力が上昇し、所定値を超えた場合には、制御装置６０は、第２膨張装置２１により減圧された後の冷媒の圧力が、臨界圧を超えた状態となるように、第２膨張装置２１の弁開度の制御を開始する。
　具体的には、制御装置６０は、高圧側圧力検出装置５１で検出される検出圧力が上昇し、第１所定高圧値を超えたと判断した場合に、中間圧側圧力検出装置５２で検出される検出圧力が、臨界圧以下の場合には、第２膨張装置２１の弁開度を大きくなる方向に動作を開始させる。
　そして、図２（ｂ）に示すように、制御装置６０は、第２膨張装置２１の弁開度を大きくなる方向に動作させ、かつ、低段側圧縮回転要素１１ａ及び高段側圧縮回転要素１１ｂの運転周波数を上昇させて、利用側熱交換器１２とバイパス冷媒回路２０との間を流れる冷媒の循環量を増加させ、高圧側圧力検出装置５１で検出される検出圧力が目標高圧値である第２所定高圧値になるようにする。なお、第２所定高圧値は、第１所定高圧値よりも高い値である。このとき、制御装置６０は、第１膨張装置１４の弁開度を小さくなる方向に動作させる。
　それと同時に、制御装置６０は、中間圧側圧力検出装置５２で検出される検出圧力が、目標中間圧値である所定中間圧値になるようにして、高段側圧縮回転要素１１ｂの吸入圧力を、臨界圧を超えた状態を保つようにする。
　なお、第２膨張装置２１での減圧量を低下させることで、バイパス冷媒回路２０を流れる冷媒流量を増加できるため、高段側圧縮回転要素１１ｂの吸入圧力を、所定中間圧値である臨界圧を超えた状態に保つことができる。これにより、高段側圧縮回転要素１１ｂの吸入圧力を、臨界圧を超えた状態に保つことができるとともに、利用側熱交換器１２における冷媒の加熱能力も増加できる。
　このように、主冷媒回路１０の高圧冷媒が、臨界圧より高い第２所定高圧値を保ちながら、高段側圧縮回転要素１１ｂの吸入圧力も、所定中間圧値である臨界圧を超えた状態を保つことで、高段側圧縮回転要素１１ｂでの吸入圧力と吐出圧力との差圧を小さくすることができるため、超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルのＣＯＰを低下させない。
　なお、低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとが、それぞれが独立した２台の圧縮機から構成されている二段圧縮機構の構成でもよく、少なくとも、高段側圧縮回転要素１１ｂの運転周波数を上昇させれば良い。
　利用側熱媒体回路３０に貯湯タンク３２ｂを用いる場合について説明する。
　複数の貯湯タンク温度サーミスタのうち、例えば、貯湯タンク３２ｂの最も高い位置に配置されている第１貯湯タンク温度サーミスタ５５ａで検出される検出温度が所定値未満の場合、貯湯タンク３２ｂ内に高温水が足りないと、制御装置６０は判断する。
　そして、制御装置６０は、低段側圧縮回転要素１１ａ及び高段側圧縮回転要素１１ｂを動作させ、利用側熱交換器１２で低温水を加熱するが、その加熱生成温度である熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される検出温度が目標温度となるように、搬送装置３１を動作させる。
　これにより、貯湯タンク３２ｂの下部から低温水が導出されて利用側熱交換器１２で加熱生成された高温水は、貯湯タンク３２ｂの上部から貯湯タンク３２ｂに導入される。このときには、熱媒体入口温度サーミスタ５４で検出される検出温度が第３所定温度以下のため、図２（ａ）に記載の状態で動作する。
　そして、貯湯タンク３２ｂ内には上部から次第に高温水が貯湯されていくため、熱媒体入口温度サーミスタ５４で検出される検出温度は次第に上昇していくが、熱媒体入口温度サーミスタ５４で検出される検出温度が第３所定温度を超えた場合には、図２（ｂ）に記載の状態で動作するようにする。
　すなわち、制御装置６０は、第２膨張装置２１の弁開度を大きくなる方向に動作させ、かつ、低段側圧縮回転要素１１ａ及び高段側圧縮回転要素１１ｂの運転周波数を上昇させて、利用側熱交換器１２とバイパス冷媒回路２０との間を流れる冷媒の循環量を増加させ、高圧側圧力検出装置５１で検出される検出圧力が目標高圧値である第２所定高圧値になるようにする。制御装置６０は、それと同時に、中間圧側圧力検出装置５２で検出される検出圧力が、目標中間圧値である所定中間圧値になるようにする。このとき、制御装置６０は、第１膨張装置１４の弁開度を小さくなる方向に動作させる。
　これにより、利用側熱交換器１２への熱媒体の入口温度が高くなり、利用側熱交換器１２における冷媒のエンタルピー差（ａ－Ａ）が小さくなった分を、利用側熱交換器１２における冷媒の加熱能力を増加させることで、高温水の貯湯タンク３２ｂへの供給を維持できるようにしている。
　そして、制御装置６０は、熱媒体入口温度サーミスタ５４で検出される検出温度が第３所定温度より高い第１所定温度を超えた場合には、低段側圧縮回転要素１１ａ及び高段側圧縮回転要素１１ｂの運転周波数を低下させる、あるいは、第１膨張装置１４の弁開度を大きくなる方向に動作させる、のうち少なくともどちらか一方を実行するとともに、第２膨張装置２１の弁開度を小さくなる方向に動作させることで、利用側熱交換器１２における高圧冷媒の圧力が、目標高圧値である第２所定高圧値を超えないにように、利用側熱交換器１２における高圧冷媒の圧力上昇を抑えながら、貯湯タンク３２ｂに高温水を貯めることができる。
　なお、閾値として、熱媒体入口温度サーミスタ５４で検出される検出温度である第３所定温度および第１所定温度の代わりに、それぞれ、高圧側圧力検出装置５１で検出される検出圧力である第１所定高圧値および第２所定高圧値を用いて、同様の運転動作を実行してもよい。
　また、低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとが、それぞれが独立した２台の圧縮機から構成されている二段圧縮機構の構成でもよく、少なくとも、高段側圧縮回転要素１１ｂの運転周波数を低下させれば良い。
　利用側熱媒体回路３０に暖房端末３２ａを用いる場合について説明する。
　制御装置６０は、低段側圧縮回転要素１１ａ及び高段側圧縮回転要素１１ｂを動作させ、利用側熱交換器１２で循環水を加熱するが、その循環水の温度差である熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される検出温度と熱媒体入口温度サーミスタ５４で検出される検出温度との温度差が目標温度差となるように、搬送装置３１を動作させる。
　これにより、利用側熱交換器１２で生成された高温水は、暖房端末３２ａで放熱して暖房に利用され、暖房端末３２ａで放熱された低温水は、再び利用側熱交換器１２で加熱される。このときには、熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される検出温度と熱媒体入口温度サーミスタ５４で検出される検出温度との温度差が目標温度差となるように制御され、かつ、熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される検出温度が第４所定温度以下のため、図２（ａ）に記載の状態で動作する。
　そして、次第に暖房負荷が小さくなるため、熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される検出温度と熱媒体入口温度サーミスタ５４で検出される検出温度との温度差が目標温度差となるように制御している関係上、熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される検出温度及び熱媒体入口温度サーミスタ５４で検出される検出温度は次第に上昇していくが、熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される検出温度が第４所定温度を超えた場合には、図２（ｂ）に記載の状態で動作するようにする。
　すなわち、制御装置６０は、第２膨張装置２１の弁開度を大きくなる方向に動作させ、かつ、低段側圧縮回転要素１１ａ及び高段側圧縮回転要素１１ｂの運転周波数を上昇させて、利用側熱交換器１２とバイパス冷媒回路２０との間を流れる冷媒の循環量を増加させ、高圧側圧力検出装置５１からで検出される検出圧力が目標高圧値である第２所定高圧値になるようにする。制御装置６０は、それと同時に、中間圧側圧力検出装置５２で検出される検出圧力が、目標中間圧値である所定中間圧値になるようにする。このとき、制御装置６０は、第１膨張装置１４の弁開度を小さくなる方向に動作させる。
　これにより、暖房負荷が小さくなり、利用側熱交換器１２におけるエンタルピー差（ａ－Ａ）が小さくなった分を、利用側熱交換器１２における冷媒の加熱能力を増加させることで、高温水の暖房端末３２ａへの供給を維持できるようにしている。
　そして、制御装置６０は、熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される検出温度が、第４所定温度より高い第２所定温度を超えた場合には、低段側圧縮回転要素１１ａ及び高段側圧縮回転要素１１ｂの運転周波数を低下させる、あるいは、第１膨張装置１４の弁開度を大きくなる方向に動作させる、のうち少なくともどちらか一方を実行するとともに、第２膨張装置２１の弁開度を小さくなる方向に動作させることで、利用側熱交換器１２における高圧冷媒の圧力が、目標高圧値である第２所定高圧値を超えないにように、利用側熱交換器１２における高圧冷媒の圧力上昇を抑えながら、高温水を用いた暖房機器として利用できる。
　なお、閾値として、熱媒体出口温度サーミスタ５３で検出される検出温度である第４所定温度および第２所定温度の代わりに、それぞれ、高圧側圧力検出装置５１で検出される検出圧力である第１所定高圧値および第２所定高圧値を用いて、同様の運転動作を実行してもよい。
　また、低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとが、それぞれが独立した２台の圧縮機から構成されている二段圧縮機構の構成でもよく、少なくとも、高段側圧縮回転要素１１ｂの運転周波数を低下させれば良い。
　また、低段側圧縮回転要素１１ａと高段側圧縮回転要素１１ｂとに分かれてなく、単一の圧縮回転要素であってもよく、単一の圧縮回転要素の場合には、バイパス冷媒回路２０からの冷媒を圧縮回転要素の圧縮途中とする。
　本実施例による超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルでは、冷媒を二酸化炭素とすることが好ましい。これは、利用側熱交換器１２において、冷媒である二酸化炭素で、利用側熱媒体を加熱したときの、利用側熱媒体の高温化が可能となるためである。
　また、利用側熱媒体を水又は不凍液とすることで、暖房端末３２ａに用い、又は貯湯タンク３２ｂに高温水を貯えることができる。
　本発明によれば、超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルのＣＯＰを向上させることができる。
　１０　主冷媒回路
　１１　圧縮機構
　１１ａ　低段側圧縮回転要素
　１１ｂ　高段側圧縮回転要素
　１２　利用側熱交換器
　１３　中間熱交換器
　１４　第１膨張装置
　１５　熱源側熱交換器
　１６　配管
　２０　バイパス冷媒回路
　２１　第２膨張装置
　３０　利用側熱媒体回路
　３１　搬送装置
　３２ａ　暖房端末
　３２ｂ　貯湯タンク
　３３　熱媒体配管
　３４、３５　切替弁
　４１　給湯栓
　４２　給湯用熱交換器
　４３　給水配管
　５１　高圧側圧力検出装置
　５２　中間圧側圧力検出装置
　５３　熱媒体出口温度サーミスタ
　５４　熱媒体入口温度サーミスタ
　５５ａ　第１貯湯タンク温度サーミスタ
　５５ｂ　第２貯湯タンク温度サーミスタ
　５５ｃ　第３貯湯タンク温度サーミスタ
　５６　中間熱交換器バイパス入口サーミスタ
　５７　中間熱交換器主冷媒入口サーミスタ
　６０　制御装置

Claims (9)

  1. 　圧縮回転要素から構成される圧縮機構、前記圧縮回転要素から吐出された冷媒により利用側熱媒体を加熱する利用側熱交換器、中間熱交換器、第１膨張装置、及び熱源側熱交換器が配管で順次接続されて形成される主冷媒回路と、
    前記利用側熱交換器から前記第１膨張装置までの間の前記配管から分岐され、分岐された冷媒は、第２膨張装置により減圧された後に、前記中間熱交換器で前記主冷媒回路を流れる前記冷媒と熱交換され、前記圧縮回転要素の圧縮途中の前記冷媒に合流されるバイパス冷媒回路と、
    制御装置と、
    を備え、
    前記制御装置は、前記第２膨張装置により減圧された後の前記冷媒の圧力が、臨界圧を超えた状態を保つように、前記第２膨張装置の弁開度を制御することを特徴とする超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル。
  2. 　前記バイパス冷媒回路の前記第２膨張装置の下流側の圧力を、直接的または間接的に検出する中間圧側圧力検出装置を備え、
    前記中間圧側圧力検出装置で検出される検出圧力が、前記臨界圧以下の場合には、前記制御装置は、前記第２膨張装置の弁開度を大きくなる方向に動作させることを特徴とする請求項１に記載の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル。
  3. 　前記制御装置は、前記圧縮回転要素の運転周波数を上昇させることを特徴とする請求項２に記載の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル。
  4. 　前記主冷媒回路の高圧側の圧力を検出する高圧側圧力検出装置を設け、
    前記高圧側圧力検出装置で検出される検出圧力が、所定値を越えた場合には、前記制御装置は、前記圧縮回転要素の前記運転周波数を低下させることを特徴とする請求項３に記載の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル。
  5. 　前記冷媒を二酸化炭素としたことを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか１項に記載の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクル。
  6. 　請求項１から請求項５のいずれか１項に記載の超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルを用いた液体加熱装置であって、
    搬送装置によって前記利用側熱媒体を循環させる利用側熱媒体回路を備えたことを特徴とする液体加熱装置。
  7. 　前記利用側熱交換器から流出する前記利用側熱媒体の温度を検出する熱媒体出口温度サーミスタと、
    前記利用側熱交換器に流入する前記利用側熱媒体の温度を検出する熱媒体入口温度サーミスタと
    を備え、
    前記制御装置は、前記熱媒体出口温度サーミスタで検出される検出温度が目標温度となるように、前記搬送装置を動作させるとともに、前記熱媒体入口温度サーミスタで検出される検出温度が第１所定温度を超えた場合には、前記圧縮回転要素の運転周波数を低下させることを特徴とする請求項６に記載の液体加熱装置。
  8. 　前記利用側熱交換器から流出する前記利用側熱媒体の温度を検出する熱媒体出口温度サーミスタと、
    前記利用側熱交換器に流入する前記利用側熱媒体の温度を検出する熱媒体入口温度サーミスタと
    を備え、
    前記制御装置は、前記熱媒体出口温度サーミスタで検出される検出温度と前記熱媒体入口温度サーミスタで検出される検出温度との温度差が目標温度差となるように、前記搬送装置を動作させるとともに、前記熱媒体出口温度サーミスタで検出される前記検出温度が第２所定温度を超えた場合には、前記圧縮回転要素の運転周波数を低下させることを特徴とする請求項６に記載の液体加熱装置。
  9. 　前記利用側熱媒体を水又は不凍液としたことを特徴とする請求項６から請求項８のいずれか１項に記載の液体加熱装置。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2021092358A (ja) * 2019-12-11 2021-06-17 パナソニックＩｐマネジメント株式会社 ヒートポンプシステム

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2007263390A (ja) * 2006-03-27 2007-10-11 Sanyo Electric Co Ltd 冷凍サイクル装置
JP2010071643A (ja) 2009-11-27 2010-04-02 Mitsubishi Electric Corp 超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルおよびこれを用いる冷暖房空調設備とヒートポンプ給湯機
JP2010216687A (ja) * 2009-03-13 2010-09-30 Daikin Ind Ltd ヒートポンプシステム
JP2011242056A (ja) * 2010-05-18 2011-12-01 Mitsubishi Electric Corp 冷凍装置
JP2012504220A (ja) * 2008-09-29 2012-02-16 キャリア コーポレイション フラッシュタンクエコノマイザサイクルの制御
JP2013120024A (ja) * 2011-12-08 2013-06-17 Samsung Yokohama Research Institute Co Ltd ヒートポンプ
JP2015098982A (ja) * 2013-11-19 2015-05-28 三菱電機株式会社 温冷水空調システム

Family Cites Families (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102859294B (zh) * 2010-04-27 2015-07-22 三菱电机株式会社 冷冻循环装置

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2007263390A (ja) * 2006-03-27 2007-10-11 Sanyo Electric Co Ltd 冷凍サイクル装置
JP2012504220A (ja) * 2008-09-29 2012-02-16 キャリア コーポレイション フラッシュタンクエコノマイザサイクルの制御
JP2010216687A (ja) * 2009-03-13 2010-09-30 Daikin Ind Ltd ヒートポンプシステム
JP2010071643A (ja) 2009-11-27 2010-04-02 Mitsubishi Electric Corp 超臨界蒸気圧縮式冷凍サイクルおよびこれを用いる冷暖房空調設備とヒートポンプ給湯機
JP2011242056A (ja) * 2010-05-18 2011-12-01 Mitsubishi Electric Corp 冷凍装置
JP2013120024A (ja) * 2011-12-08 2013-06-17 Samsung Yokohama Research Institute Co Ltd ヒートポンプ
JP2015098982A (ja) * 2013-11-19 2015-05-28 三菱電機株式会社 温冷水空調システム

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3805663A4

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2021092358A (ja) * 2019-12-11 2021-06-17 パナソニックＩｐマネジメント株式会社 ヒートポンプシステム
JP7390605B2 (ja) 2019-12-11 2023-12-04 パナソニックＩｐマネジメント株式会社 ヒートポンプシステム

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