WO2022210872A1 - ヒートポンプ装置 - Google Patents

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azeotropic refrigerant
refrigerant
azeotropic
phase
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英二 熊倉
隆平 加治
敦史 吉見
政貴 田中
浩貴 上田
雅樹 中山
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ダイキン工業株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a heat pump device.
  • the composition ratio of the circulating non-azeotropic refrigerant mixture may change during operation, increasing combustibility or causing a disproportionation reaction. Therefore, in the refrigeration apparatus described in Patent Document 1 (Japanese Patent No. 3463710), two-phase refrigerant is stored in an accumulator in order to detect the composition ratio of the circulating refrigerant, and the circulating refrigerant is detected based on the detected values of the temperature and pressure.
  • Patent Document 1 Japanese Patent No. 3463710
  • the heat pump device of the first aspect comprises a refrigerant circuit in which a compressor, a four-way switching valve, a condenser, a first expansion mechanism, a second expansion mechanism, and an evaporator are annularly connected in order by pipes.
  • the heat pump device includes a container, a temperature measurement section, a pressure measurement section, and a control section.
  • the container is connected between the first expansion mechanism and the second expansion mechanism.
  • the temperature measurement unit measures the temperature of the non-azeotropic refrigerant mixture in the container.
  • the pressure measuring unit measures the pressure of the non-azeotropic refrigerant mixture inside the container.
  • the pressure in the pipe connected to the container may be substituted for the pressure of the non-azeotropic refrigerant mixture in the container.
  • the control unit estimates physical properties of the circulating non-azeotropic refrigerant mixture based on the temperature and pressure of the non-azeotropic refrigerant mixture accumulated in the container.
  • the non-azeotropic refrigerant mixture enters the container in a gas-liquid two-phase state, exits the container in a liquid state, and circulates in the refrigerant circuit.
  • the control unit can estimate the physical properties of the liquid phase non-azeotropic refrigerant mixture exiting the container as the physical properties of the non-azeotropic refrigerant mixture circulating in the refrigerant circuit.
  • the heat pump device of the second aspect is the heat pump device of the first aspect, wherein the control unit adjusts the composition ratio of the circulating non-azeotropic refrigerant mixture based on the temperature and pressure of the non-azeotropic refrigerant mixture accumulated in the container. presume.
  • the non-azeotropic refrigerant mixture enters the container in a gas-liquid two-phase state, and accumulates in the container in a state where the gas phase and liquid phase are separated.
  • the control unit controls the temperature and pressure of the non-azeotropic refrigerant mixture in the container to determine The ratio (composition ratio) with the high boiling point refrigerant can be estimated. Therefore, the control unit can estimate the composition ratio of the liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture discharged from the container as the composition ratio of the non-azeotropic refrigerant mixture circulating in the refrigerant circuit.
  • the heat pump device of the third aspect is the heat pump device of the first aspect or the second aspect, wherein the control unit controls the circulating non-azeotropic refrigerant mixture based on the temperature and pressure of the non-azeotropic refrigerant mixture accumulated in the container.
  • control unit can estimate the composition ratio of the non-azeotropic refrigerant mixture circulating in the refrigerant circuit, so the class of combustibility and toxicity can be estimated based on the composition ratio.
  • a heat pump device is the heat pump device according to the first aspect, wherein the control unit disproportionates the circulating non-azeotropic refrigerant mixture based on the temperature and pressure of the non-azeotropic refrigerant mixture accumulated in the container. Estimate whether a reaction is likely to occur.
  • the composition ratio of the non-azeotropic refrigerant mixture circulating in the refrigerant circuit can be estimated. It is possible to estimate whether or not there is a risk of a disproportionation reaction occurring in the circulating non-azeotrope refrigerant mixture.
  • a heat pump device is the heat pump device according to any one of the first aspect to the fourth aspect, wherein the controller comprises the first expansion mechanism, the second expansion mechanism, or the first expansion mechanism and the second expansion mechanism. is controlled to adjust the ratio of the gas-phase and liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixtures accumulated in the container.
  • the composition ratio of the non-azeotropic refrigerant mixture circulating in the refrigerant circuit changes depending on how much liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture is accumulated in the container.
  • the refrigerant In the gas phase, there are many low-boiling-point refrigerants, and the refrigerant is rich in low-boiling-point refrigerants.
  • the refrigerant Conversely, in the liquid phase, the refrigerant is rich in high boiling point refrigerant.
  • the control unit reduces the volume of the vapor-phase non-azeotropic refrigerant mixture in the container so that the non-azeotropic refrigerant mixture containing more low-boiling-point refrigerant than before the reduction circulates in the refrigerant circuit. be able to.
  • a heat pump device is the heat pump device according to any one of the first aspect to the fourth aspect, wherein the control unit controls the first expansion mechanism to produce a non-azeotropic refrigerant mixture at the outlet of the condenser.
  • the control unit controls the first expansion mechanism to produce a non-azeotropic refrigerant mixture at the outlet of the condenser.
  • the controller increases the degree of opening of the first expansion mechanism on the upstream side of the container, thereby reducing the degree of supercooling at the outlet of the condenser and increasing the liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture that accumulates in the container. do.
  • the control unit throttles the opening of the first expansion mechanism, the degree of supercooling at the outlet of the condenser increases, the liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture in the container decreases, and the gas-phase non-azeotropic refrigerant mixture decreases. A boiling mixed refrigerant increases.
  • control unit adjusts the degree of subcooling of the non-azeotropic refrigerant mixture at the outlet of the condenser, thereby adjusting the ratio of the gas-phase and liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixtures accumulated in the container. can.
  • a heat pump device is the heat pump device according to any one of the first aspect to the fourth aspect, wherein the control unit controls the second expansion mechanism to produce a non-azeotropic refrigerant mixture at the outlet of the evaporator.
  • the control unit controls the second expansion mechanism to produce a non-azeotropic refrigerant mixture at the outlet of the evaporator.
  • the controller narrows the opening of the second expansion mechanism on the downstream side of the container, thereby increasing the degree of superheat at the evaporator outlet and increasing the amount of liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture accumulated in the container. Conversely, the controller increases the degree of opening of the second expansion mechanism to reduce the degree of superheating, reduce the liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture in the container, and reduce the gas-phase non-azeotropic refrigerant mixture. To increase.
  • control unit adjusts the degree of superheat of the non-azeotropic refrigerant mixture at the outlet of the evaporator, thereby adjusting the ratio of the gas-phase and liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixtures accumulated in the container. .
  • the heat pump device of the eighth aspect is the heat pump device of any one of the first to seventh aspects, and the non-azeotropic refrigerant mixture contains CO2 and R1234yf or R1234ze as components.
  • the heat pump device of the ninth aspect is the heat pump device of any one of the first to seventh aspects, and the non-azeotropic refrigerant mixture contains R1132(E) or R1123 as a component.
  • FIG. 1 is a configuration diagram showing an embodiment of an air conditioner that is a heat pump device of the present disclosure
  • FIG. FIG. 3 is a vapor-liquid equilibrium diagram showing the state of a non-azeotropic mixed refrigerant in the receiver; It is a cycle diagram which illustrates the state which made the degree of supercooling large by making the opening of the 1st flow regulating valve small.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view showing the liquid level height of the non-azeotropic mixed cooling in the receiver when the degree of supercooling is increased by decreasing the degree of opening of the first flow rate control valve. It is a cycle diagram which illustrates the state which made the degree of supercooling small by enlarging the opening of the 1st flow regulating valve.
  • FIG. 3 is a vapor-liquid equilibrium diagram showing the state of a non-azeotropic mixed refrigerant in the receiver
  • It is a cycle diagram which illustrates the state which made the degree of supercooling large by making the opening of the 1s
  • FIG. 5 is a cross-sectional view showing the liquid level of non-azeotropic mixed cooling in the receiver when the degree of supercooling is reduced by increasing the degree of opening of the first flow rate control valve. It is a cycle diagram which illustrates the state which made the opening degree of the 2nd flow regulating valve small, and increased the degree of superheat.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view showing the liquid level of non-azeotropic mixed cooling in the receiver when the degree of superheat is increased by decreasing the degree of opening of the second flow rate control valve. It is a cycle diagram which illustrates the state which made the opening degree of the 2nd flow regulating valve large and made the degree of superheat small.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view showing the liquid level of non-azeotropic mixed cooling in the receiver when the degree of superheat is reduced by increasing the degree of opening of the second flow control valve.
  • FIG. 1 is a configuration diagram showing an embodiment of an air conditioner 100 that is a heat pump device of the present disclosure.
  • an air conditioner 100 has a refrigerant circuit 10 .
  • the refrigerant circuit 10 has a compressor 21, a four-way switching valve 22, an outdoor heat exchanger 23, a first flow control valve 24, a receiver 25, a second flow control valve 32, and an indoor heat exchanger 33 in this order.
  • a connected circuit The refrigerant circuit 10 has a compressor 21, a four-way switching valve 22, an outdoor heat exchanger 23, a first flow control valve 24, a receiver 25, a second flow control valve 32, and an indoor heat exchanger 33 in this order.
  • the receiver 25 is provided between the first flow control valve 24 and the second flow control valve 32.
  • a non-azeotropic mixed refrigerant which is two or more kinds of refrigerants with different boiling points and contains CO2 and R1234yf as components circulates.
  • the components of the non-azeotropic mixed refrigerant are not limited to CO2 and R1234yf, and may contain, for example, CO2 and R1234ze as components. Also, R1132(E) or R1123 may be included in place of the CO2.
  • a control unit 40 that controls components of the outdoor unit 2 and the indoor unit 3 is provided.
  • Outdoor unit 2 The outdoor unit 2 is installed outdoors and forms part of the refrigerant circuit 10 .
  • the outdoor unit 2 includes a compressor 21, a four-way switching valve 22, an outdoor heat exchanger 23, a first flow control valve 24, a receiver 25, a liquid side shutoff valve 27, a gas side shutoff valve 28, An outdoor fan 29 is provided.
  • Compressor 21 compresses the refrigerant.
  • a suction side and a discharge side of the compressor 21 are connected to a four-way switching valve 22 .
  • the suction side of the compressor 21 and the gas side of the outdoor heat exchanger 23 are connected (four-way switching valve 22 in FIG. 1). See the dashed line of the switching valve 22).
  • Outdoor heat exchanger 23 exchanges heat between the refrigerant and outdoor air.
  • One end of the outdoor heat exchanger 23 is connected to the first flow control valve 24 , and the other end of the outdoor heat exchanger 23 is connected to the four-way switching valve 22 .
  • First flow control valve 24 is an expansion mechanism that reduces the pressure of the refrigerant, and an electric expansion valve is used here.
  • One end side of the first flow control valve 24 is connected to the outdoor heat exchanger 23 , and the other end side of the first flow control valve 24 is connected to the receiver 25 .
  • Receiver 25 is a container for temporarily storing refrigerant. One end side of the receiver 25 is connected to the first flow control valve 24 , and the other end side of the receiver 25 is connected to the liquid side stop valve 27 .
  • a temperature sensor 26 is attached to the lower side of the receiver 25 .
  • the temperature sensor 26 measures the temperature of the liquid-phase non-azeotropic mixed cooling accumulated in the receiver 25 .
  • the liquid-side closing valve 27 is a valve mechanism provided at the connecting portion between the outdoor unit 2 and the liquid refrigerant communication pipe 4 .
  • One end side of the liquid side stop valve 27 is connected to the receiver 25 , and the other end side of the liquid side stop valve 27 is connected to the liquid refrigerant communication pipe 4 .
  • the gas side shutoff valve 28 is a valve mechanism provided at the connecting portion between the outdoor unit 2 and the gas refrigerant communication pipe 5 .
  • One end side of the gas side shutoff valve 28 is connected to the four-way switching valve 22 , and the other end side of the gas side shutoff valve 28 is connected to the gas refrigerant communication pipe 5 .
  • Outdoor fan 29 is a fan that sends outdoor air to the outdoor heat exchanger 23 .
  • Pressure sensor 30 The pressure sensor 30 is installed in a pipe connecting between the receiver 25 and the liquid side shut-off valve 27, and measures the pressure of non-azeotropic mixed cooling flowing through the pipe. This measured value is used as the pressure of the liquid phase non-azeotropic cooling in the receiver 25 .
  • the installation location of the pressure sensor 30 is not limited to the pipe, and may be installed in the receiver 25 to directly measure the pressure of the non-azeotropic mixed cooling in the receiver 25 .
  • the indoor unit 3 is installed indoors or behind the ceiling, and constitutes a part of the refrigerant circuit 10 .
  • the indoor unit 3 has a second flow control valve 32 , an indoor heat exchanger 33 and an indoor fan 34 .
  • Second flow control valve 32 is an expansion mechanism that reduces the pressure of the refrigerant, and an electric expansion valve is used here.
  • the second flow control valve 32 does not necessarily need to be installed inside the indoor unit 3 , and may be installed between the receiver 25 and the liquid side shutoff valve 27 inside the outdoor unit 2 .
  • the indoor heat exchanger 33 is a heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant and the indoor air.
  • One end side of the indoor heat exchanger 33 is connected to the second flow control valve 32 , and the other end side of the indoor heat exchanger 33 is connected to the gas refrigerant communication pipe 5 .
  • the indoor fan 34 is a fan that sends indoor air to the indoor heat exchanger 33 .
  • Control unit 40 The controller 40 is configured by connecting an outdoor controller 41 of the outdoor unit 2 and an indoor controller 42 of the indoor unit 3 by communication.
  • the control unit 40 controls the overall operation of the air conditioner 100 including the operation of the refrigerant circuit 10 .
  • control unit 40 creates a vapor-liquid equilibrium diagram based on the temperature measurement value of the temperature sensor 26 and the pressure measurement value of the pressure sensor 30, or a vapor-liquid equilibrium diagram for temperature and pressure stored in advance (for example, a diagram 2) is used to estimate the composition ratio of the non-azeotropic refrigerant mixture accumulated in the receiver 25 .
  • the high-pressure gas-phase non-azeotropic refrigerant mixture sent to the outdoor heat exchanger 23 is heated with the outdoor air supplied from the outdoor fan 29 in the outdoor heat exchanger 23 that functions as a condenser for the non-azeotropic refrigerant mixture. It is exchanged and condensed to a high pressure, liquid phase, non-azeotropic refrigerant mixture.
  • the high-pressure, liquid-phase, non-azeotropic refrigerant mixture condensed in the outdoor heat exchanger 23 is depressurized to an intermediate pressure by the first flow control valve 24, and becomes a gas-liquid two-phase, non-azeotropic refrigerant mixture, which enters the receiver 25. come in.
  • the gas-liquid two-phase non-azeotropic refrigerant mixture entering the receiver 25 is temporarily stored and separated into a liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture and a gas-phase non-azeotropic refrigerant mixture.
  • the liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture accumulated in the receiver 25 is sent to the second flow control valve 32 .
  • the non-azeotropic mixed refrigerant is depressurized to a low pressure by the second flow control valve 32 and becomes a gas-liquid two-phase non-azeotropic mixed refrigerant at low pressure.
  • the low-pressure gas-liquid two-phase non-azeotropic refrigerant mixture is sent to the indoor heat exchanger 33 .
  • the non-azeotropic refrigerant mixture sent to the indoor heat exchanger 33 exchanges heat with the indoor air supplied from the indoor fan 34 in the indoor heat exchanger 33 and evaporates.
  • the indoor air is cooled and supplied to the room to cool the room.
  • the low-pressure gas-phase non-azeotropic refrigerant mixture evaporated in the indoor heat exchanger 33 is sucked into the compressor 21 again through the four-way switching valve 22 .
  • the high-pressure gas-phase non-azeotropic refrigerant mixture discharged from the compressor 21 is sent to the indoor heat exchanger 33 through the four-way switching valve 22 .
  • the high-pressure gas-phase non-azeotropic refrigerant mixture sent to the indoor heat exchanger 33 exchanges heat with the indoor air supplied from the indoor fan 34 in the indoor heat exchanger 33, is condensed, and becomes a liquid at high pressure. It becomes a non-azeotropic refrigerant mixture of phases.
  • the indoor air is heated and then supplied into the room to heat the room.
  • the high-pressure, liquid-phase, non-azeotropic refrigerant mixture condensed in the indoor heat exchanger 33 is decompressed to an intermediate pressure by the second flow control valve 32 and enters the receiver 25 as a gas-liquid two-phase non-azeotropic refrigerant mixture. .
  • the gas-liquid two-phase non-azeotropic refrigerant mixture that has entered the receiver 25 is temporarily stored and separated into a liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture and a gas-phase non-azeotropic refrigerant mixture.
  • the liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture accumulated in the receiver 25 is sent to the first flow control valve 24 .
  • the non-azeotropic refrigerant mixture is depressurized to a low pressure by the first flow control valve 24 and becomes a gas-liquid two-phase non-azeotropic refrigerant mixture at low pressure.
  • the low-pressure gas-liquid two-phase non-azeotropic refrigerant mixture is sent to the outdoor heat exchanger 23 .
  • the low-pressure gas-liquid two-phase non-azeotropic refrigerant mixture sent to the outdoor heat exchanger 23 exchanges heat with the outdoor air supplied from the outdoor fan 29 in the outdoor heat exchanger 23, and evaporates into a low-pressure becomes a gas-phase non-azeotropic refrigerant mixture.
  • the low-pressure gas-phase non-azeotropic refrigerant mixture is sucked into the compressor 21 again through the four-way switching valve 22 .
  • FIG. 2 is a vapor-liquid equilibrium diagram showing the state of the non-azeotropic refrigerant mixture in the receiver 25. As shown in FIG.
  • the horizontal axis is the ratio of the low boiling point refrigerant.
  • the downward convex curve is the saturated liquid line and represents the ratio of low boiling point refrigerant to temperature under constant pressure.
  • the upward convex curve is the saturated vapor line and represents the ratio of low boiling point refrigerant to temperature under constant pressure.
  • the ratio of the low boiling point refrigerant and the high boiling point refrigerant at the point b of the saturated vapor in the receiver 25 is 70% for the low boiling point refrigerant and 70% for the high boiling point refrigerant.
  • the ratio is 30%.
  • the ratio of the low boiling point refrigerant at the c point of the saturated liquid is 10%, and the ratio of the high boiling point refrigerant is 90%.
  • the liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture and the gas-phase non-azeotropic refrigerant mixture accumulate in the receiver 25 in a separated state. , only liquid-phase non-azeotropic refrigerant exits the receiver 25 .
  • the composition ratio of the liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture in the receiver 25 can be estimated.
  • Control of the composition ratio of the non-azeotropic refrigerant mixture circulating in the refrigerant circuit 10 As can be seen from FIG. is greater than the proportion of low boiling point refrigerant in the liquid phase. Conversely, the proportion of high boiling point refrigerant in the liquid phase is greater than the proportion of high boiling point refrigerant in the gas phase.
  • the composition ratio of the non-azeotropic refrigerant mixture circulating in the refrigerant circuit 10 changes depending on how much liquid is accumulated in the receiver 25. .
  • a method for controlling the composition ratio of the non-azeotropic refrigerant mixture circulating in the refrigerant circuit 10 will be described below, taking cooling operation as an example.
  • FIG. 3A Composition ratio control by supercooling degree control (5-1-1)
  • FIG. 4 is a cycle diagram illustrating states
  • FIG. 3B is a cross-sectional view showing the liquid level of the non-azeotropic mixed cooling in the receiver 25 when the degree of supercooling is increased by decreasing the degree of opening of the first flow control valve.
  • the volume of the gas-phase non-azeotropic refrigerant mixture rich in low boiling point refrigerant increases, and the volume of the liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture rich in high boiling point refrigerant decreases.
  • the ratio of the low boiling point refrigerant is large, and XG>XL.
  • the ratio of the high boiling point refrigerant is large and YG ⁇ YL.
  • FIG. 4A is a cycle diagram illustrating a state in which the degree of supercooling is reduced by increasing the degree of opening of the first flow control valve 24 .
  • FIG. 4B is a cross-sectional view showing the liquid level of the non-azeotropic mixed cooling in the receiver 25 when the degree of supercooling is reduced by increasing the degree of opening of the first flow control valve.
  • the volume of the gas-phase non-azeotropic mixed refrigerant rich in low boiling point refrigerant decreases, and the volume of the liquid-phase non-azeotropic mixed refrigerant rich in high boiling point refrigerant increases.
  • FIG. 5A illustrates a state in which the degree of superheat is increased by decreasing the degree of opening of the second flow control valve 32 It is a cycle diagram to do.
  • FIG. 5B is a cross-sectional view showing the liquid level of the non-azeotropic mixed cooling in the receiver 25 when the degree of superheat is increased by decreasing the degree of opening of the second flow control valve 32 .
  • the ratio of the low boiling point refrigerant is large, and XG>XL.
  • the ratio of the high boiling point refrigerant is large and YG ⁇ YL.
  • FIG. 6A is a cycle diagram illustrating a state in which the degree of superheat is decreased by increasing the degree of opening of the second flow control valve 32 .
  • FIG. 6B is a cross-sectional view showing the liquid level of the non-azeotropic mixed cooling in the receiver 25 when the degree of superheat is decreased by increasing the degree of opening of the second flow control valve 32 .
  • the volume of the gas-phase non-azeotropic refrigerant mixture rich in low boiling point refrigerant increases, and the volume of the liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture rich in high boiling point refrigerant decreases.
  • a gas-liquid two-phase non-azeotropic refrigerant mixture enters the receiver 25 and accumulates in the receiver in a state of being separated into a gas phase and a liquid phase.
  • the control unit 40 controls the temperature and pressure of the non-azeotropic refrigerant mixture in the receiver 25 in each of the gas phase and liquid phase.
  • a ratio (composition ratio) between the low boiling point refrigerant and the high boiling point refrigerant can be estimated. Therefore, the control unit 40 can estimate the composition ratio of the liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture discharged from the receiver 25 as the composition ratio of the non-azeotropic refrigerant mixture circulating in the refrigerant circuit 10 .
  • the composition ratio of the non-azeotropic refrigerant mixture circulating in the refrigerant circuit 10 changes depending on how much liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture is accumulated in the receiver 25 .
  • the refrigerant In the gas phase, there are many low-boiling-point refrigerants, and the refrigerant is rich in low-boiling-point refrigerants.
  • the refrigerant is rich in high boiling point refrigerant.
  • the control unit 40 reduces the volume of the vapor-phase non-azeotropic refrigerant mixture in the receiver 25 so that the non-azeotropic refrigerant mixture containing a larger amount of the low-boiling-point refrigerant than before the reduction circulates in the refrigerant circuit 10. can be controlled to
  • the control unit 40 increases the degree of opening of the first flow rate adjustment valve 24 on the upstream side of the receiver 25, thereby reducing the degree of supercooling at the outlet of the outdoor heat exchanger 23, which is a condenser.
  • the amount of the liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture accumulated in the receiver 25 increases.
  • the controller 40 throttles the opening of the first flow control valve 24, the degree of subcooling at the outlet of the outdoor heat exchanger 23, which is a condenser, increases, and the liquid phase in the receiver 25 is non-azeotropic.
  • the refrigerant mixture is reduced and the non-azeotropic refrigerant mixture in the gas phase is increased.
  • control unit 40 adjusts the degree of subcooling of the non-azeotropic refrigerant mixture at the outlet of the outdoor heat exchanger 23, so that the proportion of the gas-phase and liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture accumulated in the receiver 25 can be adjusted.
  • the control unit 40 narrows the opening of the second flow control valve 32 on the downstream side of the receiver 25, so that the degree of superheat at the outlet of the indoor heat exchanger 33, which is an evaporator, increases, and the receiver 25
  • the control unit 40 increases the degree of opening of the second flow control valve 32, thereby reducing the degree of superheat, reducing the liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture in the receiver 25, and reducing the gas-phase non-azeotropic refrigerant mixture.
  • the amount of boiling mixed refrigerant increases.
  • control unit 40 adjusts the degree of superheat of the non-azeotropic refrigerant mixture at the outlet of the indoor heat exchanger 33, thereby reducing the ratio of the gas-phase and liquid-phase non-azeotropic refrigerant mixture accumulated in the receiver 25. can be adjusted.
  • the physical property values related to combustibility are lower combustion limit, upper combustion limit, combustion speed, and combustion energy.
  • the physical property value related to toxicity is the exposure concentration limit.
  • the classification of combustibility belonging to each composition ratio may be stored in advance according to the US ASHRAE34 standard based on the evaluation results.
  • the above-described physical property values relating to toxicity may be evaluated, and based on the evaluation results, the classification of "toxic” or “non-toxic” may be stored for each composition ratio.
  • non-flammable, non-toxic “non-flammable, toxic”, “slightly flammable, non-toxic”, “slightly flammable”.
  • Combustibility and toxicity classes can be estimated based on the estimated composition ratio by memorizing the "combustibility, toxic”, “strongly flammable, non-toxic” and “strongly flammable, toxic”).
  • the control unit 40 can estimate the composition ratio of the non-azeotropic refrigerant mixture circulating in the refrigerant circuit 10, so whether or not the composition ratio is a ratio at which a disproportionation reaction easily occurs. By determining , it can be estimated whether or not there is a possibility that a disproportionation reaction will occur in the circulating non-azeotropic refrigerant mixture.
  • the estimated composition ratio of the non-azeotropic mixed refrigerant is outside the permissible range for the composition ratio of components that cause disproportionation reactions, it is determined that disproportionation reactions may occur. to issue a warning and stop the operation of the air conditioner.
  • the estimated composition ratio of the non-azeotropic refrigerant mixture is within the allowable range for the composition of the components that cause the disproportionation reaction, it is determined that there is no risk of causing the disproportionation reaction, The operation of the air conditioner can be continued.
  • CO2 and R1234yf are used as examples of components of the non-azeotropic refrigerant mixture, but the present invention is not limited thereto. and may be included as components. Also, R1132(E) or R1123 may be included in place of the CO2.
  • R1132 (E) or R1123 is a refrigerant with a high level of disproportionation reaction. Furthermore, the disproportionation reaction also depends on the concentration, and as the composition ratio of R1132(E) or R1123 increases, the disproportionation reaction tends to occur, so estimation of the composition ratio is important.
  • an air conditioner installed in a building has been described as an example, but the present invention is not limited to this, and is also useful for an in-vehicle air conditioner.
  • refrigerant circuit 21 compressor 22 four-way switching valve 23 outdoor heat exchanger (condenser, evaporator) 24 first flow control valve (first expansion mechanism) 25 receiver (container) 26 temperature sensor (temperature measurement unit) 30 pressure sensor (pressure measuring unit) 32 Second flow control valve (second expansion mechanism) 33 indoor heat exchanger (evaporator, condenser) 40 control unit 41 outdoor control unit (control unit) 42 indoor control unit (control unit) 100 Air conditioner (heat pump device)

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Abstract

本開示が解決しようとする課題は、能力を低下させることなく、正確に冷媒の循環組成比を推定することができるヒートポンプ装置を提供することである。空気調和機（１００）では、運転時、気液二相の非共沸混合冷媒がレシーバ（２５）に入り、レシーバ（２５）内では気相と液相とに分離された状態で溜まる。例えば、非共沸混合冷媒が高沸点冷媒と低沸点冷媒の２成分の場合、制御部（４０）は、レシーバ（２５）内の非共沸混合冷媒の温度および圧力に基づいて、気相および液相それぞれにおける低沸点冷媒と高沸点冷媒との比率（組成比）を推定することができる。それゆえ、制御部（４０）は、レシーバ（２５）から出ていく液相の非共沸混合冷媒の組成比を、冷媒回路（１０）を循環する非共沸混合冷媒の組成比として推定することができる。

Description

ヒートポンプ装置
　本発明は、ヒートポンプ装置に関する。
　非共沸混合冷媒を用いた空調機などのヒートポンプ装置では、運転中に循環する非共沸混合冷媒の組成比が変化し、燃焼性が上昇し、或いは不均化反応が生じる恐れがある。それゆえ、特許文献１（特許第３４６３７１０号公報）に記載の冷凍装置では、循環する冷媒の組成比を検知するためアキュームレータに二相冷媒を溜め、その温度と圧力の検出値に基づき循環する冷媒の組成比を推定している。
　しかしながら、上記の方法では、アキュームレータに二相冷媒を溜める必要があるため、高圧冷媒を減圧してアキュームレータに導くバイパス回路が必要になり、高圧冷媒をバイパスすることに起因して能力が低下する。また、アキュームレータから冷凍機油を圧縮機に戻すために少量の液冷媒もガス冷媒と同時に流出するため、正確な組成比を求めるのが難しい。
　それゆえ、能力を低下させることなく、正確に冷媒の循環組成比を推定することができるヒートポンプ装置を提供する、という課題がある。
　第１観点のヒートポンプ装置は、圧縮機、四路切換弁、凝縮器、第１膨張機構、第２膨張機構、および蒸発器が順に配管によって環状に接続された冷媒回路内を非共沸混合冷媒が循環する、ヒートポンプ装置である。当該ヒートポンプ装置は、容器と、温度測定部と、圧力測定部と、制御部とを備えている。容器は、第１膨張機構と第２膨張機構との間に接続されている。温度測定部は、容器内の非共沸混合冷媒の温度を測定する。圧力測定部は、容器内の非共沸混合冷媒の圧力を測定する。ここで、容器内の非共沸混合冷媒の圧力は、容器に接続される配管内の圧力で代用してもよい。制御部は、容器に溜まった非共沸混合冷媒の温度および圧力に基づいて、循環する非共沸混合冷媒の物性を推定する。
　このヒートポンプ装置では、運転時、非共沸混合冷媒は気液二相状態で容器に入り液状態で容器から出て、冷媒回路を循環する。制御部は、容器内の温度および圧力に基づいて容器から出ていく液相の非共沸混合冷媒の物性を、冷媒回路を循環する非共沸混合冷媒の物性として、推定することができる。
　第２観点のヒートポンプ装置は、第１観点のヒートポンプ装置であって、制御部が、容器に溜まった非共沸混合冷媒の温度および圧力に基づいて、循環する非共沸混合冷媒の組成比を推定する。
　このヒートポンプ装置では、運転時、非共沸混合冷媒は気液二相状態で容器に入り、容器内では気相と液相とに分離した状態で溜まる。非共沸混合冷媒が高沸点冷媒と低沸点冷媒の２成分の場合、制御部は、容器内の非共沸混合冷媒の温度および圧力に基づいて、気相および液相それぞれにおける低沸点冷媒と高沸点冷媒との比率（組成比）を推定することができる。それゆえ、制御部は、容器から出ていく液相の非共沸混合冷媒の組成比を、冷媒回路を循環する非共沸混合冷媒の組成比として、推定することができる。
　第３観点のヒートポンプ装置は、第１観点または第２観点のヒートポンプ装置であって、制御部が、容器に溜まった非共沸混合冷媒の温度および圧力に基づいて、循環する非共沸混合冷媒の燃焼性または毒性に関する物性値を推定する。
　このヒートポンプ装置では、制御部が冷媒回路を循環する非共沸混合冷媒の組成比を推定することができるので、その組成比に基づき、燃焼性、毒性のクラスを推定することができる。
　第４観点のヒートポンプ装置は、第１観点のヒートポンプ装置であって、制御部が、容器に溜まった非共沸混合冷媒の温度および圧力に基づいて、循環する非共沸混合冷媒に不均化反応が生じるおそれがあるか否かを推定する。
　このヒートポンプ装置では、冷媒回路を循環する非共沸混合冷媒の組成比を推定することができるので、その組成比が、不均化反応が生じ易い比率であるか否かを判断することによって、循環する非共沸混合冷媒に不均化反応が生じるおそれがあるか否かを推定することができる。
　第５観点のヒートポンプ装置は、第１観点から第４観点のいずれか１つのヒートポンプ装置であって、制御部が、第１膨張機構または第２膨張機構、或いは第１膨張機構および第２膨張機構を制御して、容器に溜まった気相および液相の非共沸混合冷媒の割合を調整する。
　このヒートポンプ装置では、容器に液相の非共沸混合冷媒がどの程度溜まっているかによって、冷媒回路を循環する非共沸混合冷媒の組成比が変わってくる。気相では低沸点冷媒が多く、低沸点冷媒が豊富な冷媒となる。逆に、液相では高沸点冷媒が豊富な冷媒となる。制御部は、容器内の気相の非共沸混合冷媒の容積を減らしていくことによって、減らす前よりも低沸点冷媒が多く混じった非共沸混合冷媒が冷媒回路を循環するように制御することができる。
　第６観点のヒートポンプ装置は、第１観点から第４観点のいずれか１つのヒートポンプ装置であって、制御部が、第１膨張機構を制御して、凝縮器の出口における非共沸混合冷媒の過冷却度を調整することによって、容器に溜まった気相および液相の非共沸混合冷媒の割合を調整する。
　このヒートポンプ装置では、制御部が、容器の上流側の第１膨張機構の開度を大きくすることによって、凝縮器出口の過冷却度が減り、容器に溜まる液相の非共沸混合冷媒が増加する。逆に、制御部が、第１膨張機構の開度を絞ることによって、凝縮器出口の過冷却度が増え、容器内の液相の非共沸混合冷媒は減少して、気相の非共沸混合冷媒が増加する。このように、制御部が、凝縮器の出口における非共沸混合冷媒の過冷却度を調整することによって、容器に溜まった気相および液相の非共沸混合冷媒の割合を調整することができる。
　第７観点のヒートポンプ装置は、第１観点から第４観点のいずれか１つのヒートポンプ装置であって、制御部が、第２膨張機構を制御して、蒸発器の出口における非共沸混合冷媒の過熱度を調整することによって、容器に溜まった気相および液相の非共沸混合冷媒の割合を調整することができる。
　このヒートポンプ装置では、制御部が、容器の下流側の第２膨張機構の開度を絞ることによって、蒸発器出口の過熱度は増え、容器に溜まる液相の非共沸混合冷媒が増加する。逆に、制御部が、第２膨張機構の開度を大きくすることによって、過熱度が減り、容器内の液相の非共沸混合冷媒は減少して、気相の非共沸混合冷媒が増加する。このように、制御部が、蒸発器の出口における非共沸混合冷媒の過熱度を調整することによって、容器に溜まった気相および液相の非共沸混合冷媒の割合を調整することができる。
　第８観点のヒートポンプ装置は、第１観点から第７観点のいずれか１つのヒートポンプ装置であって、非共沸混合冷媒は、ＣＯ２と、Ｒ１２３４ｙｆまたはＲ１２３４ｚｅと、を成分として含んでいる。
　第９観点のヒートポンプ装置は、第１観点から第７観点のいずれか１つのヒートポンプ装置であって、非共沸混合冷媒は、成分として、Ｒ１１３２（Ｅ）、またはＲ１１２３を含んでいる。
本開示のヒートポンプ装置である空気調和機の一実施形態を示す構成図である。 レシーバ内の非共沸混合冷媒の状態を表した気液平衡線図である。 第１流量調整弁の開度を小さくして過冷却度を大きくした状態を例示するサイクル線図である。 第１流量調整弁の開度を小さくして過冷却度を大きくしたときのレシーバ内の非共沸混合冷の液面高さを示す断面図である。 第１流量調整弁の開度を大きくして過冷却度を小さくした状態を例示するサイクル線図である。 第１流量調整弁の開度を大きくして過冷却度を小さくしたときのレシーバ内の非共沸混合冷の液面高さを示す断面図である。 第２流量調整弁の開度を小さくして過熱度を大きくした状態を例示するサイクル線図である。 第２流量調整弁の開度を小さくして過熱度を大きくしたときのレシーバ内の非共沸混合冷の液面高さを示す断面図である。 第２流量調整弁の開度を大きくして過熱度を小さくした状態を例示するサイクル線図である。 第２流量調整弁の開度を大きくして過熱度を小さくしたときのレシーバ内の非共沸混合冷の液面高さを示す断面図である。
　（１）概要
　図１は、本開示のヒートポンプ装置である空気調和機１００の一実施形態を示す構成図である。図１において、空気調和機１００は、冷媒回路１０を有している。
　冷媒回路１０は、圧縮機２１、四路切換弁２２、室外熱交換器２３、第１流量調整弁２４、レシーバ２５、第２流量調整弁３２、および室内熱交換器３３の順に配管によって環状に接続された回路である。
　図１に示すように、レシーバ２５は第１流量調整弁２４と第２流量調整弁３２との間に設けられている。冷媒回路１０では、沸点の異なる二種類以上の冷媒であり、ＣＯ２と、Ｒ１２３４ｙｆとを成分として含んでいる非共沸混合冷媒が循環する。
　非共沸混合冷媒の成分としては、ＣＯ２と、Ｒ１２３４ｙｆとに限定されるものではなく、例えば、ＣＯ２とＲ１２３４ｚｅとを成分として含んでもよい。また、前記ＣＯ２に替えて、Ｒ１１３２（Ｅ）、またはＲ１１２３を含んでもよい。
　（２）空気調和機１００の詳細構成
　空気調和機１００は、室外ユニット２と、室内ユニット３と、室外ユニット２と室内ユニット３とを接続する液冷媒連絡管４およびガス冷媒連絡管５と、室外ユニット２および室内ユニット３の構成機器を制御する制御部４０とを備えている。
　（２－１）室外ユニット２
　室外ユニット２は、室外に設置され、冷媒回路１０の一部を構成している。室外ユニット２は、圧縮機２１と、四路切換弁２２と、室外熱交換器２３と、第１流量調整弁２４と、レシーバ２５と、液側閉鎖弁２７と、ガス側閉鎖弁２８と、室外ファン２９と、を有している。
　（２－１－１）圧縮機２１
　圧縮機２１は、冷媒を圧縮する。圧縮機２１の吸入側及び吐出側は、四路切換弁２２に接続されている。
　（２－１－２）四路切換弁２２
　四路切換弁２２が室外熱交換器２３を冷媒の凝縮器として機能させる場合には、圧縮機２１の吐出側と室外熱交換器２３のガス側とを接続する（図１の四路切換弁２２の実線を参照）。
　また、四路切換弁２２が室外熱交換器２３を冷媒の蒸発器として機能させる場合には、圧縮機２１の吸入側と室外熱交換器２３のガス側とを接続する（図１の四路切換弁２２の破線を参照）。
　（２－１－３）室外熱交換器２３
　室外熱交換器２３は、冷媒と室外空気との熱交換を行う。室外熱交換器２３の一端側は第１流量調整弁２４に接続されており、室外熱交換器２３の他端側は四路切換弁２２に接続されている。
　（２－１－４）第１流量調整弁２４
　第１流量調整弁２４は、冷媒の減圧を行う膨張機構であり、ここでは、電動膨張弁が使用される。第１流量調整弁２４の一端側は室外熱交換器２３に接続されており、第１流量調整弁２４の他端側はレシーバ２５に接続されている。
　（２－１－５）レシーバ２５
　レシーバ２５は、冷媒を一時的に溜めるための容器である。レシーバ２５の一端側は、第１流量調整弁２４に接続されており、レシーバ２５の他端側は液側閉鎖弁２７に接続されている。
　レシーバ２５の側面下方には、温度センサ２６が取り付けられている。温度センサ２６は、レシーバ２５内に溜まった液相の非共沸混合冷の温度を測定する。
　（２－１－６）液側閉鎖弁２７およびガス側閉鎖弁２８
　液側閉鎖弁２７は、室外ユニット２と液冷媒連絡管４との接続部に設けられた弁機構である。液側閉鎖弁２７の一端側はレシーバ２５に接続されており、液側閉鎖弁２７の他端側は液冷媒連絡管４に接続されている。
　ガス側閉鎖弁２８は、室外ユニット２とガス冷媒連絡管５との接続部に設けられた弁機構である。ガス側閉鎖弁２８の一端側は四路切換弁２２に接続されており、ガス側閉鎖弁２８の他端側はガス冷媒連絡管５に接続されている。
　（２－１－７）室外ファン２９
　室外ファン２９は、室外空気を室外熱交換器２３に送るファンである。
　（２－１－８）圧力センサ３０
　圧力センサ３０は、レシーバ２５と液側閉鎖弁２７との間を繋ぐ配管に設置され、当該配管内を流れる非共沸混合冷の圧力を測定する。この測定値は、レシーバ２５内の液相の非共沸混合冷の圧力として代用される。
　圧力センサ３０の設置場所は、当該配管に限定されるものではなく、レシーバ２５に設置され、レシーバ２５内の非共沸混合冷の圧力を直接測定してもよい。
　（２－２）室内ユニット３
　室内ユニット３は、室内や天井裏に設置され、冷媒回路１０の一部を構成している。室内ユニット３は、第２流量調整弁３２と、室内熱交換器３３と、室内ファン３４とを有している。
　（２－２－１）第２流量調整弁３２
　第２流量調整弁３２は、冷媒の減圧を行う膨張機構であり、ここでは、電動膨張弁が使用される。
　第２流量調整弁３２は、必ずしも室内ユニット３内に設置される必要はなく、室外ユニット２内で、レシーバ２５と液側閉鎖弁２７との間に設置されてもよい。
　（２－２－２）室内熱交換器３３
　室内熱交換器３３は、冷媒と室内空気との熱交換を行う熱交換器である。室内熱交換器３３の一端側は第２流量調整弁３２に接続されており、室内熱交換器３３の他端側はガス冷媒連絡管５に接続されている。
　（２－２－３）室内ファン３４
室内ファン３４は、室内空気を室内熱交換器３３に送るファンである。
　（２－３）制御部４０
　制御部４０は、室外ユニット２の室外側制御部４１と室内ユニット３の室内側制御部４２とが通信で接続されることによって構成されている。制御部４０は、冷媒回路１０の動作を含む空気調和機１００全体の運転制御を行う。
　また、制御部４０は、温度センサ２６の温度測定値、および圧力センサ３０の圧力測定値に基づき作成した気液平衡図、または予め記憶している温度および圧力に対する気液平衡図（例えば、図２参照）を用いて、レシーバ２５内に溜まった非共沸混合冷媒の組成比を推定する。
　（３）空調運転
　空気調和機１００では、制御部４０が、冷房運転および暖房運転を行う。
　（３－１）冷房運転
　冷房運転時には、四路切換弁２２が、図１の実線で示される状態に切り換えられる。冷媒回路１０において、低圧で気相の非共沸混合冷媒は、圧縮機２１に吸入され、高圧になるまで圧縮された後に吐出される。圧縮機２１から吐出された高圧で気相の非共沸混合冷媒は、四路切換弁２２を通じて室外熱交換器２３に送られる。
　室外熱交換器２３に送られた高圧で気相の非共沸混合冷媒は、非共沸混合冷媒の凝縮器として機能する室外熱交換器２３において、室外ファン２９から供給される室外空気と熱交換を行って凝縮して、高圧で液相の非共沸混合冷媒になる。
　室外熱交換器２３において凝縮した高圧で液相の非共沸混合冷媒は、第１流量調整弁２４によって中間圧に減圧され、気液二相の非共沸混合冷媒となってレシーバ２５内に入る。レシーバ２５内に入った気液二相の非共沸混合冷媒は一時的に溜められ、液相の非共沸混合冷媒と気相の非共沸混合冷媒とに分離される。
　レシーバ２５に溜まった液相の非共沸混合冷媒は、第２流量調整弁３２に送られる。非共沸混合冷媒は、第２流量調整弁３２によって低圧まで減圧されて、低圧で気液二相の非共沸混合冷媒になる。
　低圧で気液二相の非共沸混合冷媒は、室内熱交換器３３に送られる。室内熱交換器３３に送られた非共沸混合冷媒は、室内熱交換器３３において、室内ファン３４から供給される室内空気と熱交換を行って蒸発する。
　これにより、室内空気は冷却され、室内に供給されることで室内の冷房が行われる。室内熱交換器３３において蒸発した低圧で気相の非共沸混合冷媒は、四路切換弁２２を通じて、再び圧縮機２１に吸入される。
　（３－２）暖房運転
　暖房運転時には、四路切換弁２２が、図１の破線で示される状態に切り換えられる。冷媒回路１０において、低圧で気相の非共沸混合冷媒は、圧縮機２１に吸入され、高圧になるまで圧縮された後に吐出される。
　圧縮機２１から吐出された高圧で気相の非共沸混合冷媒は、四路切換弁２２を通じて、室内熱交換器３３に送られる。室内熱交換器３３に送られた高圧で気相の非共沸混合冷媒は、室内熱交換器３３において、室内ファン３４から供給される室内空気と熱交換を行って凝縮して、高圧で液相の非共沸混合冷媒になる。
　これにより、室内空気は加熱され、その後に、室内に供給されることで室内の暖房が行われる。室内熱交換器３３で凝縮した高圧で液相の非共沸混合冷媒は、第２流量調整弁３２で中間圧まで減圧され、気液二相の非共沸混合冷媒となってレシーバ２５に入る。
　レシーバ２５内に入った気液二相の非共沸混合冷媒は一時的に溜められ、液相の非共沸混合冷媒と気相の非共沸混合冷媒とに分離される。
　レシーバ２５に溜まった液相の非共沸混合冷媒は、第１流量調整弁２４に送られる。非共沸混合冷媒は、第１流量調整弁２４によって低圧まで減圧されて、低圧で気液二相の非共沸混合冷媒になる。
　低圧で気液二相の非共沸混合冷媒は、室外熱交換器２３に送られる。室外熱交換器２３に送られた低圧で気液二相の非共沸混合冷媒は、室外熱交換器２３において、室外ファン２９から供給される室外空気と熱交換を行って蒸発して、低圧で気相の非共沸混合冷媒になる。低圧で気相の非共沸混合冷媒は、四路切換弁２２を通じて、再び圧縮機２１に吸入される。
　（４）冷媒回路１０を循環する非共沸混合冷媒の組成比の推定
　レシーバ２５内では、液相の非共沸混合冷媒と気相の非共沸混合冷媒とが分離して共存する。図２は、レシーバ２５内の非共沸混合冷媒の状態を表した気液平衡線図である。
　図２において、横軸は低沸点冷媒の比率である。下に凸の曲線は飽和液線であり、一定圧力下における温度に対する低沸点冷媒の比率を表している。上に凸の曲線は飽和蒸気線であり、一定圧力下における温度に対する低沸点冷媒の比率を表している。
　飽和液線より下は過冷却状態であり、飽和蒸気線より上は過熱状態であり、当該２つの曲線に囲まれた領域は、気液二相状態である。
　例えば、ある圧力Ｐｏの下で、温度Ｔｏのとき、レシーバ２５内の飽和蒸気のｂ点における低沸点冷媒および高沸点冷媒の比率は、低沸点冷媒の比率が７０％であり、高沸点冷媒の比率が３０％である。
　また、このとき、飽和液のｃ点における低沸点冷媒の比率は１０％であり、高沸点冷媒の比率は９０％である。
　運転時、レシーバ２５に気液二相の非共沸混合冷媒が入るので、レシーバ２５内は、液相の非共沸混合冷媒と気相の非共沸混合冷媒とが分離された状態で溜まり、液相の非共沸混合冷媒だけがレシーバ２５から出ていく。
　それゆえ、レシーバ２５内の液相の非共沸混合冷媒における組成比を推定することによって、冷媒回路１０を循環している非共沸混合冷媒の組成比を推定することができる。
　（５）冷媒回路１０を循環する非共沸混合冷媒の組成比の制御
　図２からわかるように、液相の組成比と気相の組成比とは異なる比率になり、気相における低沸点冷媒の比率は、液相における低沸点冷媒の比率よりも大きい。逆に、液相における高沸点冷媒の比率は、気相における高沸点冷媒の比率よりも大きい。
　レシーバ２５から冷媒回路１０に液相の非共沸混合冷媒が出ていくので、レシーバ２５に液がどの程度たまっているかによって冷媒回路１０を循環する非共沸混合冷媒の組成比が変わってくる。
　以下、冷房運転を例に、冷媒回路１０を循環する非共沸混合冷媒の組成比の制御方法について説明する。
　（５－１）過冷却度制御による組成比制御
　（５－１－１）過冷却度を大きくした場合
　図３Ａは、第１流量調整弁２４の開度を小さくして過冷却度を大きくした状態を例示するサイクル線図である。図３Ｂは、第１流量調整弁の開度を小さくして過冷却度を大きくしたときのレシーバ２５内の非共沸混合冷の液面高さを示す断面図である。
　図３Ａおよび図３Ｂにおいて、制御部４０が、第１流量調整弁２４の開度を小さくして、凝縮器である室外熱交換器２３の出口における過冷却度を大きくすると、過冷却度変更前よりも、レシーバ２５内の液相の非共沸混合冷媒の液面が下がる。
　それゆえ、レシーバ２５内では、低沸点冷媒が豊富な気相の非共沸混合冷媒の容積が増加し、高沸点冷媒が豊富な液相の非共沸混合冷媒の容積が減少する。
　図３Ｂに示すように、気相組成比は、低沸点冷媒：高沸点冷媒＝ＸＧ：ＹＧであり、液相組成比は、低沸点冷媒：高沸点冷媒＝ＸＬ：ＹＬである。また、気相の場合、低沸点冷媒の比率が大きく、ＸＧ＞ＸＬである。液相の場合、高沸点冷媒の比率が大きく、ＹＧ＜ＹＬである。
　結果的に、過冷却度変更前に比べて、冷媒回路１０から低沸点冷媒の豊富な気相の非共沸混合冷媒がレシーバ２５に多く回収されるので、冷媒回路１０を循環する非共沸混合冷媒の組成を高沸点側へ調整することができる。
　（５－１－２）過冷却度を小さくした場合
　図４Ａは、第１流量調整弁２４の開度を大きくして過冷却度を小さくした状態を例示するサイクル線図である。図４Ｂは、第１流量調整弁の開度を大きくして過冷却度を小さくしたときのレシーバ２５内の非共沸混合冷の液面高さを示す断面図である。
　図４Ａおよび図４Ｂにおいて、制御部４０が、第１流量調整弁２４の開度を大きくして、凝縮器である室外熱交換器２３の出口における過冷却度を小さくすると、レシーバ２５内の液相の非共沸混合冷媒の液面が上昇する。
　それゆえ、低沸点冷媒が豊富な気相の非共沸混合冷媒の容積が減少し、高沸点冷媒が豊富な液相の非共沸混合冷媒の容積が増加する。
　結果的に、過冷却度変更前に比べて、冷媒回路１０から高沸点冷媒の豊富な液相の非共沸混合冷媒がレシーバ２５に多く回収されるので、冷媒回路１０を循環する非共沸混合冷媒の組成を低沸点側へ調整することができる。
　（５－２）過熱度制御による組成比制御
　（５－２－１）過熱度を大きくした場合
　図５Ａは、第２流量調整弁３２の開度を小さくして過熱度を大きくした状態を例示するサイクル線図である。図５Ｂは、第２流量調整弁３２の開度を小さくして過熱度を大きくしたときのレシーバ２５内の非共沸混合冷の液面高さを示す断面図である。
　図５Ａおよび図５Ｂにおいて、制御部４０が、第２流量調整弁の開度を小さくして、蒸発器である室内熱交換器３３の出口における過熱度を大きくすると、レシーバ２５内の液相の非共沸混合冷媒の液面が上昇する。
　それゆえ、低沸点冷媒が豊富な気相の非共沸混合冷媒の容積が減少し、高沸点冷媒が豊富な液相の非共沸混合冷媒の容積が増加する。このとき、図５Ｂに示すように、気相組成比は、低沸点冷媒：高沸点冷媒＝ＸＧ：ＹＧであり、液相組成比は、低沸点冷媒：高沸点冷媒＝ＸＬ：ＹＬである。また、気相の場合、低沸点冷媒の比率が大きく、ＸＧ＞ＸＬである。液相の場合、高沸点冷媒の比率が大きく、ＹＧ＜ＹＬである。
　結果的に、過熱度変更前に比べて、冷媒回路１０から高沸点冷媒の豊富な液相の非共沸混合冷媒がレシーバ２５に多く回収されるので、冷媒回路１０を循環する非共沸混合冷媒の組成を低沸点側へ調整することができる。
　（５－２－２）過熱度を小さくした場合
　図６Ａは、第２流量調整弁３２の開度を大きくして過熱度を小さくした状態を例示するサイクル線図である。図６Ｂは、第２流量調整弁３２の開度を大きくして過熱度を小さくしたときのレシーバ２５内の非共沸混合冷の液面高さを示す断面図である。
　図６Ａおよび図６Ｂにおいて、制御部４０が、第２流量調整弁３２の開度を大きくして、蒸発器である室内熱交換器３３の出口における過熱度を小さくすると、レシーバ２５内の液相の非共沸混合冷媒の液面が下がる。
　それゆえ、レシーバ２５内では、低沸点冷媒が豊富な気相の非共沸混合冷媒の容積が増加し、高沸点冷媒が豊富な液相の非共沸混合冷媒の容積が減少する。
　結果的に、過熱度変更前に比べて、冷媒回路１０から低沸点冷媒の豊富な気相の非共沸混合冷媒が多く回収され、冷媒回路１０を循環する非共沸混合冷媒の組成を高沸点側へ調整することができる。
　（６）特徴
　（６－１）
　空気調和機１００では、運転時、気液二相の非共沸混合冷媒がレシーバ２５に入り、レシーバ内では気相と液相とに分離された状態で溜まる。例えば、非共沸混合冷媒が高沸点冷媒と低沸点冷媒の２成分の場合、制御部４０は、レシーバ２５内の非共沸混合冷媒の温度および圧力に基づいて、気相および液相それぞれにおける低沸点冷媒と高沸点冷媒との比率（組成比）を推定することができる。それゆえ、制御部４０は、レシーバ２５から出ていく液相の非共沸混合冷媒の組成比を、冷媒回路１０を循環する非共沸混合冷媒の組成比として推定することができる。
　（６－２）
　空気調和機１００では、レシーバ２５に液相の非共沸混合冷媒がどの程度溜まっているかによって、冷媒回路１０を循環する非共沸混合冷媒の組成比が変わってくる。気相では低沸点冷媒が多く、低沸点冷媒が豊富な冷媒となる。逆に、液相では高沸点冷媒が豊富な冷媒となる。制御部４０は、レシーバ２５内の気相の非共沸混合冷媒の容積を減らしていくことによって、減らす前よりも低沸点冷媒が多く混じった非共沸混合冷媒が冷媒回路１０を循環するように制御することができる。
　（６－３）
　空気調和機１００では、制御部４０が、レシーバ２５の上流側の第１流量調整弁２４の開度を大きくすることによって、凝縮器である室外熱交換器２３の出口における過冷却度が減り、レシーバ２５に溜まる液相の非共沸混合冷媒が増加する。逆に、制御部４０が、第１流量調整弁２４の開度を絞ることによって、凝縮器である室外熱交換器２３の出口における過冷却度が増え、レシーバ２５内の液相の非共沸混合冷媒は減少して、気相の非共沸混合冷媒が増加する。このように、制御部４０が、室外熱交換器２３の出口における非共沸混合冷媒の過冷却度を調整することによって、レシーバ２５に溜まった気相および液相の非共沸混合冷媒の割合を調整することができる。
　（６－４）
　空気調和機１００では、制御部４０が、レシーバ２５の下流側の第２流量調整弁３２の開度を絞ることによって、蒸発器である室内熱交換器３３の出口における過熱度は増え、レシーバ２５に溜まる液相の非共沸混合冷媒が増加する。逆に、制御部４０が、第２流量調整弁３２の開度を大きくすることによって、過熱度が減り、レシーバ２５内の液相の非共沸混合冷媒は減少して、気相の非共沸混合冷媒が増加する。このように、制御部４０が、室内熱交換器３３の出口における非共沸混合冷媒の過熱度を調整することによって、レシーバ２５に溜まった気相および液相の非共沸混合冷媒の割合を調整することができる。
　（７）その他
　（７－１）燃焼性および毒性の推定
　空気調和機１００では、制御部４０が冷媒回路１０を循環する非共沸混合冷媒の組成比を推定することができるので、その組成比に基づき、燃焼性、毒性に関する物性値を推定することができる。
　ここで、燃焼性に関する物性値とは、燃焼下限界、燃焼上限界、燃焼速度および燃焼エネルギーである。また、毒性に関する物性値とは、暴露濃度限界である。
　これらの物性値は、非共沸混合冷媒を構成する成分毎に異なるので、組成比が変われば燃焼性、毒性に関する物性値も変わる。
　また、例えば、組成比別の燃焼性に関する上記物性値を評価した上で、その評価結果に基づき予め米国ＡＳＨＲＡＥ３４規格にしたがって、組成比別に属する燃焼性の分類を記憶しておいてもよい。また、毒性に関する上記物性値の評価を行い、その評価結果に基づき組成比別に「毒性あり」また「毒性なし」の分類を記憶してもよい。
　さらに、燃焼性および毒性の両方の分類を示すクラスを作成して、該当するクラス（「不燃性、毒性なし」、「不燃性、毒性あり」、「微燃性、毒性なし」、「微燃性、毒性あり」、強燃性、毒性なし」および「強燃性、毒性あり」）を記憶しておくことによって、推定した組成比に基づき燃焼性および毒性のクラスを推定することができる。
　（７－２）不均化反応の発生・非発生の推定
　不均化反応は、高温、高圧条件下で起きる。また不均化反応は、濃度にも依存するので、特定の冷媒の組成比が上がると不均化反応が起きやすい。
　空気調和機１００では、制御部４０が冷媒回路１０を循環する非共沸混合冷媒の組成比を推定することができるので、その組成比が、不均化反応が生じ易い比率であるか否かを判断することによって、循環する非共沸混合冷媒に不均化反応が生じるおそれがあるか否かを推定することができる。
　例えば、推定した非共沸混合冷媒の組成比が、不均化反応を起こす成分の組成比が許容範囲を外れた組成比である場合には、不均化反応を起こすおそれがあるものと判定して、警告を発報し、空気調和装置の運転を停止することもできる。
　一方、推定した非共沸混合冷媒の組成比が不均化反応を起こす成分の組成の許容範囲内の組成比である場合には、不均化反応を起こすおそれがないものと判定して、空気調和装置の運転を継続することができる。
　以上、本開示の実施形態を説明したが、特許請求の範囲に記載された本開示の趣旨及び範囲から逸脱することなく、形態や詳細の多様な変更が可能なことが理解されるであろう。
　（７－３）非共沸混合冷媒の成分
　上記実施形態では、非共沸混合冷媒の成分として、ＣＯ２と、Ｒ１２３４ｙｆを例に説明したが、それに限定されるものではなく、例えば、ＣＯ２とＲ１２３４ｚｅとを成分として含んでもよい。また、前記ＣＯ２に替えて、Ｒ１１３２（Ｅ）、またはＲ１１２３を含んでもよい。
　例えば、上記の不均化反応との関係性で言えば、Ｒ１１３２（Ｅ）またはＲ１１２３は不均化反応のレベルが高い冷媒である。さらに、不均化反応は濃度にも依存しており、Ｒ１１３２（Ｅ）またはＲ１１２３の組成比が上がると不均化反応が起きやすいので、組成比の推定が重要になる。
　以上、本開示の実施形態を説明したが、特許請求の範囲に記載された本開示の趣旨及び範囲から逸脱することなく、形態や詳細の多様な変更が可能なことが理解されるであろう。
　上記実施形態では、建物に据え付けられる空気調和機を例に説明したが、これに限定されるものではなく、車載用空調装置にも有用である。
１０　　　　　冷媒回路
２１　　　　　圧縮機
２２　　　　　四路切換弁
２３　　　　　室外熱交換器（凝縮器、蒸発器）
２４　　　　　第１流量調整弁（第１膨張機構）
２５　　　　　レシーバ（容器）
２６　　　　　温度センサ（温度測定部）
３０　　　　　圧力センサ（圧力測定部）
３２　　　　　第２流量調整弁（第２膨張機構）
３３　　　　　室内熱交換器（蒸発器、凝縮器）
４０　　　　　制御部
４１　　　　　室外側制御部（制御部）
４２　　　　　室内側制御部（制御部）
１００　　　　空気調和機（ヒートポンプ装置）
特許第３４６３７１０号公報

Claims (9)

  1. 　圧縮機（２１）、四路切換弁（２２）、凝縮器（２３）、第１膨張機構（２４）、第２膨張機構（３２）、および蒸発器（３３）が順に配管によって環状に接続された冷媒回路（１０）内を非共沸混合冷媒が循環する、ヒートポンプ装置であって、
    　前記第１膨張機構（２４）と前記第２膨張機構（３２）との間に接続された容器（２５）と、
    　前記容器（２５）内の非共沸混合冷媒の温度を測定する温度測定部（２６）と、
    　前記容器（２５）内の非共沸混合冷媒の圧力を測定する圧力測定部（３０）と、
    　前記容器（２５）に溜まった非共沸混合冷媒の温度および圧力に基づいて、循環する非共沸混合冷媒の物性を推定する制御部（４０）と、
    を備える、
    ヒートポンプ装置（１００）。
  2. 　前記制御部（４０）は、前記容器（２５）に溜まった非共沸混合冷媒の温度および圧力に基づいて、循環する非共沸混合冷媒の組成比を推定する、
    請求項１に記載のヒートポンプ装置（１００）。
  3. 　前記制御部（４０）は、前記容器（２５）に溜まった非共沸混合冷媒の温度および圧力に基づいて、循環する非共沸混合冷媒の燃焼性または毒性に関する物性値を推定する、
    請求項１または請求項２に記載のヒートポンプ装置（１００）。
  4. 　前記制御部（４０）は、前記容器（２５）に溜まった非共沸混合冷媒の温度および圧力に基づいて、循環する非共沸混合冷媒に不均化反応が生じるおそれがあるか否かを推定する、
    請求項１に記載のヒートポンプ装置（１００）。
  5. 　前記制御部（４０）は、前記第１膨張機構（２４）または前記第２膨張機構（３２）、或いは前記第１膨張機構（２４）および前記第２膨張機構（３２）を制御して、前記容器（２５）に溜まった気相および液相の非共沸混合冷媒の割合を調整する、
    請求項１から請求項４のいずれか１項に記載のヒートポンプ装置（１００）。
  6. 　前記制御部（４０）は、前記第１膨張機構（２４）を制御して、前記凝縮器（２３）の出口における非共沸混合冷媒の過冷却度を調整することによって、前記容器（２５）に溜まった気相および液相の非共沸混合冷媒の割合を調整する、
    請求項１から請求項４のいずれか１項に記載のヒートポンプ装置（１００）。
  7. 　前記制御部（４０）は、前記第２膨張機構（３２）を制御して、前記蒸発器（３３）の出口における非共沸混合冷媒の過熱度を調整することによって、前記容器（２５）に溜まった気相および液相の非共沸混合冷媒の割合を調整する、
    請求項１から請求項４のいずれか１項に記載のヒートポンプ装置（１００）。
  8. 　非共沸混合冷媒は、ＣＯ２と、Ｒ１２３４ｙｆまたはＲ１２３４ｚｅと、を成分として含む、
    請求項１から請求項７のいずれか１項に記載のヒートポンプ装置（１００）。
  9. 　非共沸混合冷媒は、成分として、Ｒ１１３２（Ｅ）、またはＲ１１２３を含む、
    請求項１から請求項７のいずれか１項に記載のヒートポンプ装置（１００）。
     
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