WO2024095446A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2024095446A1
WO2024095446A1 PCT/JP2022/041158 JP2022041158W WO2024095446A1 WO 2024095446 A1 WO2024095446 A1 WO 2024095446A1 JP 2022041158 W JP2022041158 W JP 2022041158W WO 2024095446 A1 WO2024095446 A1 WO 2024095446A1
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WO
WIPO (PCT)
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refrigerant
condenser
degree
refrigeration cycle
subcooling
Prior art date
Application number
PCT/JP2022/041158
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
歩 江上
圭 岡本
Original Assignee
三菱電機株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
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Publication date
Application filed by 三菱電機株式会社 filed Critical 三菱電機株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle

Definitions

  • This disclosure relates to a refrigeration cycle device equipped with a parallel flow condenser.
  • a refrigeration cycle device has been proposed that employs a parallel flow condenser as a heat exchanger (see, for example, Patent Document 1).
  • the heat transfer tubes in a parallel flow condenser are flat tubes, and because the heat transfer area is larger than that of a heat exchanger that uses circular tubes, the heat transfer coefficient in the heat exchanger is improved.
  • the use of a parallel flow condenser makes it possible to reduce the amount of refrigerant in the refrigerant circuit.
  • the flat tubes of a parallel flow condenser have a narrow refrigerant flow path, which can result in large pressure losses.
  • two-phase gas-liquid refrigerant may remain in the parallel flow condenser.
  • the amount of refrigerant expanded in the expansion valve is less than when liquid refrigerant flows through the expansion valve. This reduces the amount of refrigerant flowing into the compressor, causing the pressure and temperature of the refrigerant discharged from the compressor to increase, which may result in a decrease in the coefficient of performance of the refrigeration cycle device.
  • the present disclosure has been made to solve the above problems, and aims to provide a refrigeration cycle device that improves the heat exchange rate while suppressing a decrease in the coefficient of performance.
  • the refrigeration cycle device is a refrigeration cycle device that cools a temperature adjustment target with a heat medium cooled by a refrigerant, and includes a refrigerant circuit through which the refrigerant circulates, and a heat medium circuit through which the heat medium circulates.
  • the refrigerant circuit includes a compressor that compresses the refrigerant, a condenser that condenses the refrigerant by heat exchange with a heat exchange target, an expansion valve that expands the refrigerant flowing out of the condenser, and an evaporator that evaporates the expanded refrigerant by heat exchange with the heat medium.
  • the refrigeration cycle device includes a control device that controls the opening of the expansion valve, a first pressure measuring device that measures a first pressure, which is the pressure of the refrigerant flowing into the condenser, and a first temperature measuring device that measures a first temperature, which is the temperature of the refrigerant after heat exchange in the condenser.
  • the condenser is a parallel flow condenser, and the control device controls the opening based on the degree of subcooling of the refrigerant after heat exchange in the condenser, which is derived based on the first pressure and the first temperature.
  • the refrigeration cycle device of the present disclosure can improve the heat exchange rate by using a condenser that is a parallel flow condenser.
  • the refrigeration cycle device of the present disclosure can suppress the retention of two-phase gas-liquid refrigerant upstream of the expansion valve, which can occur when the condenser is a parallel flow condenser, by controlling the expansion valve based on the degree of subcooling. Therefore, the refrigeration cycle device can suppress the increase in refrigerant pressure on the discharge side of the compressor and suppress the decrease in the coefficient of performance.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing a configuration example of a refrigeration cycle device according to an embodiment
  • FIG. 4 is a Moliere diagram illustrating a state of a refrigerant under control of a refrigeration cycle device according to a comparative example.
  • 4 is a Moliere diagram illustrating a state of a refrigerant under control of the refrigeration cycle device according to the embodiment.
  • FIG. FIG. 2 is a diagram illustrating a hardware configuration of a control device according to an embodiment.
  • 4 is a flowchart illustrating a flow of a control process of an expansion valve by a control device in an embodiment.
  • 1 is a schematic diagram showing a first configuration example in which a refrigeration cycle device according to an embodiment includes a plurality of refrigerant circuits.
  • FIG. 4 is a schematic diagram showing a second configuration example in which the refrigeration cycle device according to the embodiment includes a plurality of refrigerant circuits.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing a configuration example of a refrigeration cycle device according to an embodiment.
  • the refrigeration cycle device 100 cools indoor air or water supplied to the room.
  • the object cooled by the refrigeration cycle device 100 such as indoor air or water supplied to the room, may be described as a temperature adjustment object.
  • the refrigeration cycle device 100 has a heat medium circuit 2 in which a heat medium circulates.
  • the heat medium circuit 2 includes a load device 3 and a heat source device 4 connected by a heat medium pipe 1.
  • the flow direction of the heat medium in the heat medium circuit 2 is indicated by a dashed arrow.
  • the load device 3 includes a heat exchanger (not shown) that cools the temperature adjustment object by exchanging heat between the temperature adjustment object and the heat medium.
  • the heat medium in the embodiment is, for example, a medium having a freezing temperature lower than 0° C., such as brine.
  • the heat source device 4 has a refrigerant circuit 5, a blower 6, a circulation device 7, an on-off valve 8, and a control device 9 inside a heat source side housing that forms the outer shell.
  • the control device 9 may be provided outside the heat source side housing.
  • the load device 3, the circulation device 7, the on-off valve 8, and an evaporator 13 described below are connected in sequence by heat medium piping 1. Either or both of the circulation device 7 and the on-off valve 8 may be disposed outside the heat source side housing.
  • the refrigerant circuit 5 includes a compressor 10, a condenser 11, an expansion valve 12, and an evaporator 13. More specifically, the refrigerant circuit 5 is formed by sequentially connecting the compressor 10, the condenser 11, the expansion valve 12, the evaporator 13, etc. by refrigerant piping 14. A refrigerant circulates in the refrigerant circuit 5, and the refrigerant cools the heat medium by heat exchange with the heat medium. Note that a refrigerant with a low GWP (Global Warning Potential) is preferable, such as R32.
  • GWP Global Warning Potential
  • the compressor 10 draws in refrigerant from the refrigerant pipe 14, compresses the drawn refrigerant, and discharges the compressed refrigerant to the refrigerant pipe 14.
  • the condenser 11 is a parallel flow condenser in which the refrigerant flows in parallel through multiple flat tubes connected in parallel to a header.
  • the condenser 11 cools and condenses the refrigerant discharged from the compressor 10 by exchanging heat with a heat exchange target.
  • the heat exchange target is outdoor air, i.e., outside air.
  • the blower 6 includes a drive source 60 such as a fan motor and a fan 61 such as a propeller fan, turbo fan, or sirocco fan, and guides the outside air to the condenser 11.
  • the blower 6 sends the outside air that has passed through the condenser 11 from inside the heat source device 4 to the outside.
  • the expansion valve 12 reduces the pressure of the refrigerant condensed in the condenser 11 and expands it.
  • the expansion valve 12 is, for example, an electric expansion valve whose opening degree can be adjusted and whose flow rate of the refrigerant can be adjusted by adjusting the opening degree.
  • the evaporator 13 exchanges heat between the refrigerant expanded by the expansion valve 12 and the heat medium.
  • the refrigerant absorbs heat from the heat medium and evaporates, and the heat medium is cooled.
  • the evaporator 13 is, for example, a plate-type heat exchanger.
  • the circulation device 7 is, for example, a pump, and circulates the heat medium in the heat medium circuit 2.
  • the on-off valve 8 performs an opening and closing operation, allowing the heat medium to flow when open and blocking the flow of the heat medium when closed. Note that the refrigeration cycle device 100 may not include the on-off valve 8.
  • the control device 9 controls the compressor 10, the blower 6, the expansion valve 12, the circulation device 7, and the on-off valve 8. More specifically, the control device 9 controls the operating frequency of the compressor 10, the operating frequency of the drive source 60 of the blower 6, the opening degree of the expansion valve 12, the operating frequency of the circulation device 7, and the opening degree of the on-off valve 8.
  • the refrigeration cycle device 100 cools the object to be temperature-adjusted by operating the compressor 10 etc. under the control of the control device 9.
  • the condenser 11 in the embodiment is a parallel flow condenser whose internal heat transfer tubes are flat tubes, and therefore has a larger heat transfer area, i.e., the area of the interface between the refrigerant and the heat exchange object during heat exchange, compared to a serpentine heat exchanger that includes circular tubes as heat transfer tubes. Therefore, the heat transfer coefficient of the condenser 11 in the embodiment can be higher than that of a heat exchanger that includes circular tubes as heat transfer tubes. This makes it possible to improve the coefficient of performance of the refrigeration cycle device 100.
  • the multi-hole flat tubes of the parallel flow condenser have narrower refrigerant flow paths than the circular tubes.
  • the resistance to the refrigerant flowing through the flat tubes is greater than the resistance to the refrigerant flowing through the circular tubes. Therefore, the pressure loss in the condenser 11 is greater than the pressure loss in the heat exchanger that uses circular tubes as heat transfer tubes, and as a result, the phase change of the refrigerant in the condenser 11, that is, the change from the gas state to the liquid state of the refrigerant, is difficult to occur.
  • FIG. 2 is a Moliere diagram illustrating the state of the refrigerant under the control of a refrigeration cycle device according to a comparative example.
  • the horizontal axis in FIG. 2 indicates the enthalpy h of the refrigerant, and the vertical axis indicates the pressure P of the refrigerant.
  • Point ⁇ is the critical point, one of the curves ⁇ 1 of point ⁇ is the saturated liquid line, and the other curve ⁇ 2 is the saturated vapor line.
  • Region ⁇ 1 is a liquid region indicating that the refrigerant is in a liquid state
  • region ⁇ 2 is a two-phase region indicating that the refrigerant is in a gas-liquid two-phase state
  • region ⁇ 3 is a gas region indicating that the refrigerant is in a gas state.
  • Regions ⁇ 1 and ⁇ 2 are separated by the saturated liquid line ⁇ 1, and regions ⁇ 2 and ⁇ 3 are separated by the saturated vapor line ⁇ 2.
  • Point A indicates the state of the refrigerant after it flows out of the evaporator and before it is sucked in by the compressor.
  • Point B indicates the state of the refrigerant after it is discharged from the compressor and before it flows into the condenser.
  • Point C indicates the state of the refrigerant after it flows out of the condenser and before it flows into the expansion valve.
  • Point D indicates the state of the refrigerant after it flows out of the expansion valve and before it flows into the evaporator.
  • the refrigeration cycle device of the comparative example controls the enthalpy of the refrigerant drawn into the compressor to be higher than the enthalpy of the refrigerant in the saturated state shown by point SA1 on curve ⁇ 2. That is, the refrigeration cycle device of the comparative example controls the opening of the expansion valve to be smaller in order to increase the degree of superheat of the refrigerant drawn into the compressor to a target degree of superheat that is greater than 0. Note that, for example, when the pressure is constant, the degree of superheat increases as the enthalpy increases. In FIG. 2, the target degree of superheat is shown by SH1.
  • the pressure loss in a parallel flow condenser is greater than that in a condenser that uses a circular tube as a heat transfer tube.
  • the phase change of the refrigerant can be suppressed more than in a condenser that includes a circular tube.
  • the refrigerant does not completely liquefy in the condenser, and as shown by point F, the refrigerant that flows out of the condenser may contain gas refrigerant that is a gas-like refrigerant. That is, the refrigerant that flows out of the condenser may be a gas-liquid two-phase refrigerant.
  • the refrigeration cycle device controls the expansion valve to reduce the opening degree to increase the degree of superheat, so the amount of refrigerant that passes through the expansion valve in a certain period of time is further reduced.
  • the refrigerant stagnates on the upstream side of the expansion valve in the refrigerant circuit, and as shown by point F, the refrigerant pressure is higher on the upstream side of the expansion valve than when a condenser that uses a circular tube as a heat transfer tube is used. Therefore, as shown by point E, the temperature and pressure of the refrigerant discharged from the compressor are higher than when a condenser with a circular heat transfer tube is used. Therefore, when control is performed based on the degree of superheat, if a parallel flow condenser is used as the condenser, the coefficient of performance may decrease.
  • ⁇ h1/ ⁇ h2 The coefficient of performance is expressed by ⁇ h1/ ⁇ h2.
  • ⁇ h1 is the difference between the enthalpy of the refrigerant after it has flowed out of the evaporator and before it is drawn into the compressor, and the enthalpy of the refrigerant after it has expanded by the expansion valve and before it flows into the evaporator.
  • ⁇ h2 is the difference between the enthalpy of the refrigerant after it has been discharged from the compressor and before it flows into the condenser, and the enthalpy of the refrigerant after it has flowed out of the evaporator and before it is drawn into the compressor.
  • Point H indicates the state of the refrigerant after it flows out of the evaporator and before it is sucked in by the compressor.
  • Point I indicates the state of the refrigerant after it is discharged from the compressor and before it flows into the condenser.
  • Point J indicates the state of the refrigerant after it flows out of the expansion valve and before it flows into the evaporator.
  • the refrigerant may cool the brine to a temperature lower than 0°C, depending on the temperature of the temperature control target or the set temperature in the load device. At this time, the temperature of the refrigerant flowing into the evaporator may be lower than when water is used as the heat medium. As a result, as shown at points J and H, the pressure of the refrigerant flowing through the evaporator may be lower than the pressure when water is used as the heat medium, as shown at points G and A. Also, as the pressure of the refrigerant flowing through the evaporator decreases, the enthalpy in the saturated state shown at point SA2 becomes higher than the enthalpy shown at point SA1.
  • the refrigeration cycle device 100 is equipped with a parallel flow condenser, and is capable of maintaining or improving the coefficient of performance even when brine or the like is used as the heat medium.
  • the configuration and functions of the refrigeration cycle device 100 for maintaining or improving the coefficient of performance are described below.
  • the refrigeration cycle device 100 includes a first pressure measuring device 15 and a first temperature measuring device 16 in addition to the above-mentioned configuration.
  • the first pressure measuring device 15 is provided in the refrigerant pipe 14 downstream of the compressor 10 and upstream of the condenser 11, and measures the pressure of the refrigerant discharged from the compressor 10.
  • the pressure of the refrigerant in the refrigerant pipe 14 downstream of the compressor 10 and upstream of the condenser 11 may be referred to as the first pressure.
  • the first temperature measuring device 16 is provided downstream of the condenser 11 and upstream of the expansion valve 12, and measures the temperature of the refrigerant flowing out from the condenser 11.
  • the pressure of the refrigerant in the refrigerant pipe 14 downstream of the condenser 11 and upstream of the expansion valve 12 may be referred to as the first temperature.
  • the control device 9 of the embodiment acquires measurement results from the first pressure measuring device 15 and the first temperature measuring device 16.
  • the control device 9 derives the saturated condensing temperature of the refrigerant in the condenser 11 based on the first pressure.
  • the control device 9 derives the degree of subcooling of the refrigerant flowing out of the condenser 11 based on the condensing temperature and the first temperature.
  • the control device 9 then controls the opening degree of the expansion valve 12 so that the derived degree of subcooling becomes a predetermined target degree of subcooling.
  • the target degree of subcooling is equal to or greater than 0.
  • the control device 9 stores the first information and controls the opening of the expansion valve 12 based on the first information.
  • the first information is a formula or a table that associates the degree of subcooling with the opening of the expansion valve 12.
  • the opening associated with the degree of subcooling in the first information is a predetermined opening for making the degree of subcooling derived by the control device 9 a target degree of subcooling.
  • the first information may be a formula or a table that associates the difference of the degree of subcooling from the target degree of subcooling with the opening of the expansion valve 12. In this case, the opening associated with the difference of the degree of subcooling from the target degree of subcooling in the first information is a predetermined opening for making the difference of the degree of subcooling derived by the control device 9 from the target degree of subcooling zero.
  • FIG. 3 is a Moliere diagram illustrating the state of the refrigerant under the control of the refrigeration cycle device according to the embodiment.
  • the horizontal and vertical axes shown in FIG. 3 indicate enthalpy and pressure, respectively, as in FIG. 2.
  • Point ⁇ , curve ⁇ 1, curve ⁇ 2, region ⁇ 1, region ⁇ 2, and region ⁇ 3 are also the same as in FIG. 2.
  • Point K indicates the state of the refrigerant after it flows out of the evaporator 13 and before it is sucked in by the compressor 10.
  • Point L indicates the state of the refrigerant after it is discharged from the compressor 10 and before it flows into the condenser 11.
  • Point M indicates the state of the refrigerant after it flows out of the condenser 11 and before it flows into the expansion valve 12.
  • Point N indicates the state of the refrigerant after it flows out of the expansion valve 12 and before it flows into the evaporator 13.
  • the refrigeration cycle device 100 controls the enthalpy of the refrigerant flowing out of the condenser 11 to be lower than the enthalpy of the saturated state indicated by point SF on the curve ⁇ 1, as indicated by point M. That is, the refrigeration cycle device 100 controls the opening of the expansion valve 12 to increase the degree of supercooling of the refrigerant flowing out of the condenser 11 to a target degree of supercooling of 0 or more. In FIG. 3, the target degree of supercooling is indicated by SC1. When the control device 9 controls the degree of supercooling to the target degree of supercooling, all of the refrigerant flowing into the condenser 11 is condensed and becomes liquid.
  • the amount of refrigerant passing through the expansion valve 12 in a certain period of time is increased compared to when control based on the degree of superheat is performed, and the amount of refrigerant remaining upstream of the expansion valve 12 is reduced. Therefore, the pressure of the refrigerant in the refrigerant piping 14 downstream of the compressor 10 and upstream of the expansion valve 12 is reduced compared to when control based on the degree of superheat is performed. Therefore, the enthalpy of the refrigerant at point L is smaller than the enthalpy at point E described above when the heat medium is water, and is smaller than the enthalpy at point I described above when the heat medium is brine. That is, the above-mentioned ⁇ h2 in the embodiment is smaller than the ⁇ h2 when control based on the degree of superheat is performed.
  • the degree of subcooling of the refrigerant flowing out of the condenser is controlled to a target degree of subcooling, so the enthalpy of the refrigerant flowing out of the condenser 11 is smaller than in the control of the comparative example in which the refrigerant flowing out of the condenser may be a two-phase gas-liquid refrigerant.
  • the enthalpy of the refrigerant when it flows out of the expansion valve 12 and into the evaporator 13 is smaller than in the comparative example.
  • the enthalpy at point N is smaller than the enthalpy at point G when the heat medium is water, and is smaller than the enthalpy at point J when the heat medium is brine.
  • the degree of superheat flowing out from the evaporator 13 is arbitrarily determined by the opening degree of the expansion valve 12, due to the control device 9 controlling the expansion valve 12 based on the degree of subcooling. That is, in the embodiment, the degree of superheat flowing out from the evaporator 13 is determined in accordance with the degree of subcooling.
  • the degree of superheat that is arbitrarily determined according to the degree of subcooling in the embodiment is indicated by SH2.
  • the opening of the expansion valve 12 is larger than when the expansion valve 12 is controlled based on the degree of superheat. Therefore, the amount of refrigerant flowing from the expansion valve 12 to the evaporator 13 in a certain time is larger than in the comparative example. As a result, the degree of superheat of the refrigerant flowing out of the evaporator 13 is smaller than in the comparative example. Therefore, the enthalpy at point K can be equal to or lower than the enthalpy at point A when the heat medium is water, and can be equal to or lower than the enthalpy at point H when the heat medium is brine.
  • the coefficient of performance can be improved compared to a refrigeration cycle device that performs control based on the degree of superheat.
  • the refrigeration cycle device 100 further includes an accumulator 17, as shown in FIG. 1, to prevent the liquid backflow phenomenon.
  • the accumulator 17 is provided downstream of the evaporator 13 and upstream of the compressor 10 in the refrigerant circuit 5. When the refrigerant flowing out from the evaporator 13 contains liquid refrigerant, the accumulator 17 separates and stores the liquid refrigerant therein and allows only gas refrigerant to flow to the compressor 10.
  • the accumulator 17 preferably has a large capacity so that it can accommodate a larger amount of liquid refrigerant.
  • the capacity of the accumulator 17 in the embodiment is, for example, 7 L or more.
  • the target degree of subcooling described above may be determined based on both or either one of the capacity of the accumulator 17 and the total amount of refrigerant contained in the refrigeration cycle device 100.
  • the target degree of subcooling may be determined based on the temperature of the outside air that is the object of heat exchange.
  • the heat source device 4 may be equipped with a temperature detection device (not shown) that detects the outside air temperature, and the control device 9 may determine the target degree of subcooling based on the outside air temperature obtained from the temperature detection device.
  • the control device 9 may store the outside air temperature obtained from the temperature detection device (not shown) or the average outside air temperature over the year, and determine the target degree of subcooling based on the stored temperature.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 may be provided with a receiver, which is a container for storing refrigerant, in the refrigerant piping 14 between the condenser 11 and the expansion valve 12 to compensate for the small amount of refrigerant that the condenser 11, which is a parallel flow condenser, can hold.
  • the refrigerant flowing out of the condenser 11 is in a supercooled state by control based on the degree of subcooling, so that retention of two-phase gas-liquid refrigerant in the condenser 11 is suppressed. Therefore, the refrigeration cycle apparatus 100 according to the embodiment can suppress the inflow of two-phase gas-liquid refrigerant into the evaporator 13 even without a receiver. By not providing a receiver in the refrigeration cycle apparatus 100, the number of parts is reduced, and costs are reduced.
  • FIG. 4 is a diagram illustrating an example of the hardware configuration of the control device in the embodiment.
  • the control device 9 can be configured, for example, by a processor 91, a memory 92, an input interface circuit 93, an input/output interface circuit 94, and the like, which are connected to each other by a bus 90.
  • the processor 91 is, for example, a CPU (Central Processing Unit) or an MPU (Micro Processing Unit).
  • the memory 92 is, for example, a ROM (Read Only Memory) or a RAM (Random Access Memory).
  • the input interface circuit 93 is an interface circuit that acquires various information from the first pressure measuring device 15 and the first temperature measuring device 16.
  • the input interface circuit 93 is connected to the first pressure measuring device 15 and the first temperature measuring device 16 by wire, and communicates with each of the first pressure measuring device 15 and the first temperature measuring device 16 by wire.
  • the input interface circuit 93 may perform wireless communication with both or one of the first pressure measuring device 15 and the first temperature measuring device 16 instead of wired communication.
  • the input/output interface circuit 94 is an interface circuit that acquires various information from each of the compressor 10, the driving source 60 in the blower 6, the expansion valve 12, and the on-off valve 8, and outputs signals to each of the compressor 10, the driving source 60, the expansion valve 12, and the on-off valve 8.
  • the input/output interface circuit 94 is wiredly connected to each of the compressor 10, the driving source 60, the expansion valve 12, and the on-off valve 8, and performs wired communication with each of the compressor 10, the driving source 60, the expansion valve 12, and the on-off valve 8.
  • the input/output interface circuit 94 may perform wireless communication with at least one of the compressor 10, the driving source 60, the expansion valve 12, and the on-off valve 8 instead of wired communication.
  • the function of the control device 9 to obtain the measurement results from the first pressure measuring device 15 and the first temperature measuring device 16 can be realized by the input interface circuit 93.
  • the control device 9 may transmit a request signal to both or one of the first pressure measuring device 15 and the first temperature measuring device 16 to request the measurement results. Then, both or one of the first pressure measuring device 15 and the first temperature measuring device 16 that have received a request signal from the control device 9 may transmit the measurement results to the control device 9 in response to the request signal.
  • both or one of the first pressure measuring device 15 and the first temperature measuring device 16 are wired connected to the input/output interface circuit 94 instead of the input interface circuit 93.
  • both or one of the first pressure measuring device 15 and the first temperature measuring device 16 communicate wirelessly with the input/output interface circuit 94 instead of the input interface circuit 93.
  • the input interface circuit 93 may not be included in the control device 9.
  • the function of the control device 9 to store the first information can be realized by the memory 92.
  • the function of the control device 9 to derive the degree of subcooling based on the first pressure and the first temperature, and the function of deriving the opening degree of the expansion valve 12 from the degree of subcooling based on the first information can be realized by the processor 91 reading and executing various programs stored in the memory 92.
  • the function of the control device 9 to control the expansion valve 12 to the opening degree obtained based on the first information can be realized by the input/output interface circuit 94.
  • the function of the control device 9 to control the compressor 10, the driving source 60, and the on-off valve 8 can be realized by the input/output interface circuit 94. Note that all or part of the functions of the control device 9 described above may be realized by dedicated hardware.
  • FIG. 5 is a flowchart illustrating the flow of control processing of the expansion valve by the control device in the embodiment.
  • the control device 9 acquires measurement results from the first pressure measuring device 15 and the first temperature measuring device 16. Note that the control device 9 may acquire measurement results from each of the first pressure measuring device 15 and the first temperature measuring device 16 simultaneously, or may acquire the measurement results at separate times.
  • step S2 the control device 9 derives the degree of subcooling based on the first pressure and the first temperature obtained in step S1.
  • step S3 the control device 9 derives the opening degree of the expansion valve 12 from the degree of subcooling based on the first information.
  • step S4 the control device 9 controls the expansion valve 12 to the opening degree obtained in step S3.
  • the control device 9 returns the processing to step S1. Note that the control device 9 may return the processing to step S1 after a predetermined period of time has elapsed from the end of processing in step S4.
  • the refrigeration cycle device 100 cools a temperature adjustment target using a heat medium cooled by a refrigerant.
  • the refrigeration cycle device 100 includes a refrigerant circuit 5 in which the refrigerant circulates, and a heat medium circuit 2 in which the heat medium circulates.
  • the refrigerant circuit 5 includes a compressor 10, a condenser 11, an expansion valve 12, and an evaporator 13.
  • the compressor 10 compresses the refrigerant.
  • the condenser 11 condenses the refrigerant by exchanging heat with a heat exchange target.
  • the expansion valve 12 expands the refrigerant flowing out from the condenser 11.
  • the evaporator 13 evaporates the expanded refrigerant by exchanging heat with a heat medium.
  • the refrigeration cycle device 100 further includes a control device 9, a first pressure measuring device 15, and a first temperature measuring device 16.
  • the control device 9 controls the opening degree of the expansion valve 12.
  • the first pressure measuring device 15 measures a first pressure, which is the pressure of the refrigerant flowing into the condenser 11.
  • the first temperature measuring device 16 measures a first temperature, which is the temperature of the refrigerant after heat exchange in the condenser 11.
  • the condenser 11 is a parallel flow condenser.
  • the control device 9 controls the opening degree of the expansion valve 12 based on the degree of subcooling of the refrigerant after heat exchange in the condenser 11, which is derived based on the first pressure and the first temperature.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 is equipped with a condenser 11 that is a parallel flow condenser, thereby improving the heat exchange rate of the refrigerant flowing through the condenser 11. Furthermore, the refrigeration cycle apparatus 100 can suppress the retention of two-phase gas-liquid refrigerant upstream of the expansion valve 12, which can occur when the condenser 11 is a parallel flow condenser, by controlling the expansion valve 12 based on the degree of subcooling. The refrigeration cycle apparatus 100 can suppress the increase in refrigerant pressure on the discharge side of the compressor 10, and suppress the decrease in the coefficient of performance.
  • the control device 9 controls the opening of the expansion valve 12 so that the degree of subcooling becomes a predetermined target degree of subcooling of 0 or more. This allows the control device 9 to quickly and easily adjust the degree of subcooling to 0 or more.
  • the degree of subcooling becomes 0 or more
  • the refrigerant flowing from the condenser 11 to the expansion valve 12 becomes liquid, and a sufficient amount of refrigerant is expanded by the expansion valve 12 and flows to the evaporator 13. This prevents refrigerant from stagnating upstream of the expansion valve 12, and prevents an increase in the pressure and temperature of the refrigerant on the discharge side of the compressor 10. This makes it possible to prevent a decrease in the coefficient of performance.
  • an accumulator 17 is provided downstream of the evaporator 13 and upstream of the compressor 10.
  • the accumulator 17 stores the liquid refrigerant that flows out of the evaporator 13, and circulates the gas refrigerant that flows out of the gas refrigerant to the compressor 10.
  • the accumulator 17 stores the liquid refrigerant, so the refrigeration cycle device 100 can suppress the inflow of liquid refrigerant into the compressor 10. Therefore, the refrigeration cycle device 100 can suppress the occurrence of abnormalities in the compressor 10.
  • a receiver for storing refrigerant is not provided downstream of the condenser 11 and upstream of the expansion valve 12. This reduces the number of parts in the refrigeration cycle device 100.
  • the heat medium in this embodiment is brine. Since the freezing point of brine is lower than 0°C, it can be cooled to a temperature higher than the freezing point in the evaporator 13 and lower than 0°C. Therefore, the refrigeration cycle device 100 can efficiently cool the temperature adjustment target using sufficiently cooled brine. Furthermore, even if the pressure of the refrigerant after cooling the brine in the evaporator 13 is low, the refrigeration cycle device 100 can suppress a decrease in the coefficient of performance by controlling the control device 9 based on the degree of subcooling.
  • the control device 9 controls the opening degree of the expansion valve 12 based on the degree of subcooling.
  • the control device 9 may control the opening degree of the expansion valve 12 based on the degree of subcooling when a specific condition is met, and may control the opening degree of the expansion valve 12 based on the degree of superheat when the specific condition is not met.
  • the specific condition is, for example, a condition that the degree of subcooling is equal to or less than a predetermined specified degree of subcooling.
  • the specified degree of subcooling is equal to or less than a target degree of subcooling.
  • the condensation capacity of the condenser 11 and the evaporation capacity of the evaporator 13 are maintained or improved by the control based on the degree of subcooling when the degree of subcooling is equal to or less than the specified degree of subcooling, and the control based on the degree of superheat when the degree of subcooling is greater than the specified degree of subcooling.
  • the control device 9 may control the air volume of the blower 6 based on the degree of subcooling. In particular, when the degree of subcooling is equal to or lower than a specified degree of subcooling, the control device 9 may control the blower 6 to increase the air volume. This promotes heat exchange in the condenser 11, and promotes cooling and liquefaction of the refrigerant. Therefore, the proportion of gas refrigerant in the refrigerant flowing to the expansion valve 12 is reduced, and more refrigerant flows from the expansion valve 12 to the evaporator 13. This reduces the pressure and temperature of the refrigerant upstream of the expansion valve 12, making it possible to suppress a reduction in the coefficient of performance.
  • the refrigeration cycle device 100 includes one refrigerant circuit 5, but the refrigeration cycle device 100 according to the embodiment may include multiple refrigerant circuits 5.
  • FIG. 6 is a schematic diagram showing a first configuration example when the refrigeration cycle device according to the embodiment includes multiple refrigerant circuits.
  • FIG. 7 is a schematic diagram showing a second configuration example when the refrigeration cycle device according to the embodiment includes multiple refrigerant circuits.
  • the refrigeration cycle device 100 shown in FIG. 6 includes multiple refrigerant circuits 5 in series, and the refrigeration cycle device 100 shown in FIG. 7 includes multiple refrigerant circuits 5 in parallel.
  • the refrigeration cycle device 100 may include two or more refrigerant circuits 5 in series and two or more refrigerant circuits 5 in parallel.
  • the refrigeration cycle device 100 may include four refrigerant circuits 5, two of which are arranged in series, and two of which are arranged in parallel.

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Abstract

冷凍サイクル装置は、冷媒によって冷却された熱媒体によって温度調節対象を冷却する。冷凍サイクル装置は、冷媒が循環する冷媒回路と、熱媒体が循環する熱媒体回路とを備える。冷媒回路は、圧縮機と凝縮器と膨張弁と蒸発器とを含む。冷凍サイクル装置は、更に、制御装置と第１圧力計測装置と第１温度計測装置とを備える。第１圧力計測装置は、凝縮器に流入する冷媒の圧力である第１圧力を計測する。第１温度計測装置は、凝縮器における熱交換後の冷媒の温度である第１温度を計測する。凝縮器はパラレルフローコンデンサである。制御装置は、第１圧力と第１温度とに基づいて導出された、凝縮器での熱交換後の冷媒の過冷却度に基づいて膨張弁の開度を制御する。

Description

冷凍サイクル装置
　本開示は、パラレルフローコンデンサを搭載する冷凍サイクル装置に関するものである。
　熱交換器として、パラレルフローコンデンサが採用された冷凍サイクル装置が提案されている（例えば、特許文献１参照）。パラレルフローコンデンサにおける伝熱管は扁平管であり、円管を用いた熱交換器に比べて伝熱面積が大きいため、熱交換器における熱伝達率が向上する。また、パラレルフローコンデンサの採用によって、冷媒回路における冷媒量の低減が可能になる。
国際公開第２０２０／２５５３５６号
　一方、パラレルフローコンデンサの扁平管は冷媒流路が狭く、そのため、圧力損失が大きくなり得る。これにより、パラレルフローコンデンサを凝縮器として使用する場合、パラレルフローコンデンサには気液二相冷媒が滞留する可能性がある。凝縮器から膨張弁に気液二相冷媒が流れる場合、膨張弁において膨張される冷媒の量は、膨張弁に液冷媒が流れる場合に比べて少なくなる。これにより、圧縮機に流入する冷媒量が少なくなり、圧縮機から吐出される冷媒の圧力および温度が上昇し、結果として冷凍サイクル装置の成績係数が低下する虞がある。
　本開示は、上記課題を解決するためになされたものであり、熱交換率の向上を図りつつ、成績係数の低下を抑制する冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
　本開示に係る冷凍サイクル装置は、冷媒によって冷却された熱媒体によって温度調節対象を冷却する冷凍サイクル装置であって、前記冷媒が循環する冷媒回路と、前記熱媒体が循環する熱媒体回路と、を備え、前記冷媒回路は、前記冷媒を圧縮する圧縮機と、前記冷媒を熱交換対象と熱交換させて凝縮させる凝縮器と、前記凝縮器から流出した前記冷媒を膨張させる膨張弁と、膨張後の前記冷媒を前記熱媒体と熱交換させて蒸発させる蒸発器と、を含み、前記冷凍サイクル装置は、前記膨張弁の開度を制御する制御装置と、前記凝縮器に流入する前記冷媒の圧力である第１圧力を計測する第１圧力計測装置と、前記凝縮器における熱交換後の前記冷媒の温度である第１温度を計測する第１温度計測装置と、を備え、前記凝縮器はパラレルフローコンデンサであり、前記制御装置は、前記第１圧力と前記第１温度とに基づいて導出された、前記凝縮器での熱交換後の前記冷媒の過冷却度に基づいて前記開度を制御するものである。
　本開示に係る冷凍サイクル装置によれば、パラレルフローコンデンサである凝縮器により、熱交換率の向上を図ることができる。また、本開示の冷凍サイクル装置は、凝縮器がパラレルフローコンデンサである場合に起こり得る、膨張弁の上流側での気液二相冷媒の滞留を、過冷却度に基づく膨張弁の制御によって抑制することができる。従って、冷凍サイクル装置は、圧縮機の吐出側における冷媒の圧力の上昇を抑制し、成績係数の低下の抑制を図ることができる。
実施の形態に係る冷凍サイクル装置の構成例を示す模式図である。 比較例に係る冷凍サイクル装置の制御による冷媒の状態を例示するモリエール線図である。 実施の形態に係る冷凍サイクル装置の制御による冷媒の状態を例示するモリエール線図である。 実施の形態における制御装置のハードウェア構成を例示する図である。 実施の形態における制御装置による膨張弁の制御処理の流れを例示するフローチャートである。 実施の形態に係る冷凍サイクル装置が複数の冷媒回路を含む場合の第１の構成例を示す模式図である。 実施の形態に係る冷凍サイクル装置が複数の冷媒回路を含む場合の第２の構成例を示す模式図である。
　以下、図面を参照し、実施の形態に係る冷凍サイクル装置について詳述する。
　実施の形態．
　図１は、実施の形態に係る冷凍サイクル装置の構成例を示す模式図である。冷凍サイクル装置１００は、室内の空気、または、室内に供給される水等を冷却する。以下では、室内の空気、または、室内に供給される水等、冷凍サイクル装置１００が冷却する対象を温度調節対象と記載する場合もある。冷凍サイクル装置１００は、熱媒体が循環する熱媒体回路２を有する。熱媒体回路２には、熱媒体配管１によって接続された負荷装置３と熱源装置４とが含まれる。図１では、熱媒体回路２における熱媒体の流通方向を一点鎖線の矢印によって示す。負荷装置３は、温度調節対象を熱媒体と熱交換させることによって温度調節対象を冷却する不図示の熱交換器を備える。実施の形態の熱媒体は、例えばブラインなど、凍結温度が０［℃］よりも低いものであるとする。
　熱源装置４は、外郭を形成する熱源側筐体の内部に、冷媒回路５と送風機６と循環装置７と開閉弁８と制御装置９とを有する。なお、制御装置９は、熱源側筐体の外部に設けられてもよい。負荷装置３と、循環装置７と、開閉弁８と、後述する蒸発器１３とは、熱媒体配管１によって順次接続されている。循環装置７と開閉弁８の両方または一方は、熱源側筐体の外部に配置されてもよい。
　冷媒回路５には、圧縮機１０と凝縮器１１と膨張弁１２と蒸発器１３とが含まれる。より詳細には、圧縮機１０と凝縮器１１と膨張弁１２と蒸発器１３等とが冷媒配管１４によって順次接続されることによって、冷媒回路５が形成されている。冷媒回路５には冷媒が循環し、冷媒は熱媒体との熱交換によって熱媒体を冷却する。なお、冷媒としては、ＧＷＰ（Global Warning Potential）が低いものが好ましく、例えばＲ３２などが挙げられる。
　圧縮機１０は、冷媒配管１４から冷媒を吸入し、吸入した冷媒を圧縮し、圧縮した冷媒を冷媒配管１４に吐出する。凝縮器１１は、ヘッダに並列に接続された複数の扁平管を冷媒が並行して流れるパラレルフローコンデンサである。凝縮器１１は、圧縮機１０から吐出された冷媒を熱交換対象と熱交換させることによって、冷媒を冷却して凝縮させる。実施の形態における熱交換対象は、室外の空気、すなわち外気であるとする。送風機６は、ファンモータなどの駆動源６０と、プロペラファン、ターボファン、またはシロッコファンなどのファン６１とを含み、外気を凝縮器１１に導く。送風機６は、凝縮器１１を通過した外気を熱源装置４内から室外に送り出す。
　膨張弁１２は、凝縮器１１において凝縮された冷媒を減圧して膨張させる。実施の形態における膨張弁１２は、開度の調節が可能であって、開度の調節によって冷媒の流量が調節可能な例えば電動膨張弁である。
　蒸発器１３は、膨張弁１２によって膨張した冷媒を熱媒体と熱交換させる。蒸発器１３において、冷媒は熱媒体から吸熱して蒸発し、熱媒体は冷却される。蒸発器１３は、例えばプレート式熱交換器などである。
　循環装置７は、例えばポンプであり、熱媒体を熱媒体回路２において循環させる。開閉弁８は、開閉動作を行い、開状態において熱媒体を流通させ、閉状態において熱媒体の流通を遮断する。なお、冷凍サイクル装置１００は、開閉弁８を含まないものでもよい。
　制御装置９は、圧縮機１０と送風機６と膨張弁１２と循環装置７と開閉弁８とを制御する。より詳細には、制御装置９は、圧縮機１０の運転周波数と、送風機６の駆動源６０の運転周波数と、膨張弁１２の開度と、循環装置７の運転周波数と、開閉弁８の開度とを制御する。制御装置９による制御により、圧縮機１０等が動作することによって、冷凍サイクル装置１００は温度調節対象を冷却する。
　ここで、冷凍サイクル装置１００の成績係数は高いことが好ましい。実施の形態における凝縮器１１は、内部の伝熱管が扁平管であるパラレルフローコンデンサであるため、円管を伝熱管として含むサーペンタイン型の熱交換器に比べて、伝熱面積、すなわち、熱交換の際の冷媒と熱交換対象と間の境界面の面積が大きい。そのため、実施の形態における凝縮器１１の熱伝達率は、円管を伝熱管として含む熱交換器の熱伝達率に比べると高くなり得る。これにより、冷凍サイクル装置１００の成績係数の向上が可能となる。
　しかし、パラレルフローコンデンサの多穴式の扁平管は、円管に比べて冷媒流路が狭い。これにより、扁平管内を流れる冷媒への抵抗は、円管内を流れる冷媒への抵抗よりも大きくなる。そのため、凝縮器１１の圧力損失は、円管を伝熱管とする熱交換器の圧力損失よりも大きくなり、結果として、凝縮器１１における冷媒の相変化、すなわち、冷媒のガス状態から液状態への変化が生じにくくなる。これにより、ガス状の冷媒であるガス冷媒と、液状の冷媒である液冷媒とを含む気液二相冷媒がパラレルフローコンデンサから流出し、結果的に成績係数が低下する虞があった。以下、このような成績係数の低下を招き得る、比較例に係る冷凍サイクル装置による制御について図２を参照して説明する。
　図２は、比較例に係る冷凍サイクル装置の制御による冷媒の状態を例示するモリエール線図である。図２に示す横軸は冷媒のエンタルピーｈを示し、縦軸は冷媒の圧力Ｐを示す。点αは臨界点であり、点αのうちの一方の曲線β１は飽和液線であり、他方の曲線β２は飽和蒸気線である。領域Ω１は冷媒が液状態にあることを示す液領域であり、領域Ω２は冷媒が気液二相状態にあることを示す二相領域であり、領域Ω３は冷媒がガス状態にあることを示すガス領域である。領域Ω１と領域Ω２とは飽和液線β１によって分けられ、領域Ω２と領域Ω３とは飽和蒸気線β２によって分けられている。
　まず、凝縮器における伝熱管が円管であって、熱媒体が水である場合における、比較例による制御について説明する。点Ａと点Ｂと点Ｃと点Ｄとを、この順番で一点鎖線によって繋げて得られる四角形は、伝熱管が円管であって、熱媒体が水である場合における比較例による制御が実行される場合の冷媒の状態変化を例示するものである。点Ａは、蒸発器から流出後であって、圧縮機による吸入前の冷媒の状態を示す。点Ｂは、圧縮機から吐出後であって、凝縮器に流入前の冷媒の状態を示す。点Ｃは、凝縮器から流出後であって、膨張弁に流入前の冷媒の状態を示す。点Ｄは、膨張弁から流出後であって、蒸発器に流入前の冷媒の状態を示す。
　点Ａによって示されるように、比較例に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機に吸入される冷媒のエンタルピーを、曲線β２上の点ＳＡ１が示す飽和状態における冷媒のエンタルピーより上昇させる制御を行う。すなわち、比較例に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機に吸入される冷媒の過熱度を０より大きい目標過熱度へ上昇させるため、膨張弁の開度を小さくする制御を行う。なお、過熱度は、例えば圧力が一定である場合には、エンタルピーが大きいほど大きくなる。図２では、目標過熱度をＳＨ１によって示す。
　次に、凝縮器がパラレルフローコンデンサである場合に、上述のような過熱度に基づく制御が行われた場合の冷媒の状態変化について説明する。凝縮器がパラレルフローコンデンサであり、熱媒体が水であって、過熱度に基づく制御が実行される場合の冷媒の状態変化は、点Ａと点Ｅと点Ｆと点Ｇとを、この順番で実線によって繋げて得られる四角形によって例示される。点Ｅは、圧縮機から吐出後であって、凝縮器に流入前の冷媒の状態を示す。点Ｆは、凝縮器から流出後であって、膨張弁に流入前の冷媒の状態を示す。点Ｇは、膨張弁から流出後であって、蒸発器に流入前の冷媒の状態を示す。
　上述のように、パラレルフローコンデンサにおける圧力損失は、円管を伝熱管とする凝縮器の圧力損失よりも大きい。これにより、パラレルフローコンデンサでは、円管を含む凝縮器よりも、冷媒の相変化が抑制され得る。そして、凝縮器において冷媒が完全液化することなく、点Ｆが示すように、凝縮器から流出する冷媒には、ガス状の冷媒であるガス冷媒が含まれ得る。すなわち、凝縮器から流出する冷媒が気液二相冷媒となる可能性がある。気液二相冷媒が膨張弁に流入すると、気液二相冷媒の密度は液冷媒の密度より小さいため、液冷媒が膨張弁に流入する場合に比べ、一定時間に膨張弁を通過する冷媒の量が少なくなる。また、冷凍サイクル装置が、過熱度の上昇のために膨張弁の開度を小さくする制御を行うことによって、膨張弁を一定時間に通過する冷媒の量は更に減少する。その結果、冷媒回路における膨張弁の上流側では冷媒が滞留し、点Ｆが示すように、膨張弁の上流側では、円管を伝熱管とする凝縮器が用いられる場合よりも冷媒の圧力が高くなる。従って、点Ｅが示すように、円管を伝熱管とする凝縮器が用いられる場合よりも、圧縮機から吐出する冷媒の温度と圧力とが上昇する。よって、過熱度に基づく制御を行う場合において、凝縮器としてパラレルフローコンデンサが使用されると、成績係数の低下を招き得る。
　なお、成績係数は、Δｈ１／Δｈ２によって示される。Δｈ１は、蒸発器から流出後であって、圧縮機に吸入される前の冷媒のエンタルピーと、膨張弁による膨張後であって、蒸発器に流入する前の冷媒のエンタルピーとの間の差分である。Δｈ２は、圧縮機から吐出された後であって、凝縮器に流入する前の冷媒のエンタルピーと、蒸発器から流出後であって、圧縮機に吸入される前の冷媒のエンタルピーとの間の差分である。
　ここで、熱媒体として水に代えてブラインが使用される場合には、更に成績係数が低下し得る。凝縮器がパラレルフローコンデンサであり、熱媒体がブラインであって、過熱度に基づく制御が実行される場合の冷媒の状態変化は、点Ｈと点Ｉと点Ｆと点Ｊとを、この順番で破線によって繋げて得られる四角形によって例示される。点Ｈは、蒸発器から流出後であって、圧縮機による吸入前の冷媒の状態を示す。点Ｉは、圧縮機から吐出後であって、凝縮器に流入前の冷媒の状態を示す。点Ｊは、膨張弁から流出後であって、蒸発器に流入前の冷媒の状態を示す。
　熱媒体がブラインである場合には、負荷装置における温度調節対象の温度または設定温度などによって、冷媒がブラインを０［℃］より低い温度に冷却することがあり得る。このとき、蒸発器に流入する冷媒の温度は、水を熱媒体として用いる場合よりも低い温度となり得る。これにより、点Ｊおよび点Ｈに示されるように、蒸発器を流れる冷媒の圧力は、点Ｇおよび点Ａに示される、水を熱媒体として用いる場合の圧力よりも低くなり得る。また、蒸発器を流れる冷媒の圧力の低下に伴い、点ＳＡ２で示される飽和状態におけるエンタルピーは、点ＳＡ１で示されるエンタルピーよりも大きくなる。この場合において、点Ｈに示すように、冷凍サイクル装置が冷媒の過熱度を上記同様、ＳＨ１で示される目標過熱度まで上昇させる制御を行う場合、圧縮機に吸入される冷媒のエンタルピーは、熱媒体が水である場合に比べて大きくなる。これにより、点Ｉに示すように、圧縮機から吐出される冷媒の圧力およびエンタルピーの各々は、点Ｅに示す冷媒の圧力およびエンタルピーの各々よりも大きくなる。従って、凝縮器としてパラレルフローコンデンサを使用し、且つ、熱媒体としてブラインを使用する場合において、冷凍サイクル装置が過熱度に基づく制御を行うと、成績係数が更に低下し得る。
　実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００は、パラレルフローコンデンサを搭載し、且つ、ブラインなどが熱媒体であっても、成績係数の維持または向上を可能にするものである。以下、成績係数の維持または向上のための冷凍サイクル装置１００の構成および機能等について説明する。
　実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００は、図１に示すように、上述した構成に加えて第１圧力計測装置１５と第１温度計測装置１６とを備える。第１圧力計測装置１５は、圧縮機１０の下流側、且つ、凝縮器１１の上流側の冷媒配管１４に設けられ、圧縮機１０から吐出された冷媒の圧力を計測する。以下では、圧縮機１０の下流側であって、凝縮器１１の上流側の冷媒配管１４における冷媒の圧力を第１圧力と記載する場合もある。第１温度計測装置１６は、凝縮器１１の下流側、且つ、膨張弁１２の上流側に設けられ、凝縮器１１から流出した冷媒の温度を計測する。以下では、凝縮器１１の下流側であって、膨張弁１２の上流側の冷媒配管１４における冷媒の圧力を第１温度と記載する場合もある。
　実施の形態の制御装置９は、第１圧力計測装置１５と第１温度計測装置１６から計測結果を取得する。制御装置９は、第１圧力に基づいて、凝縮器１１における冷媒の飽和凝縮温度を導出する。制御装置９は、凝縮温度と第１温度とに基づいて、凝縮器１１から流出する冷媒の過冷却度を導出する。そして、制御装置９は、導出した過冷却度が、予め定められた目標過冷却度となるよう膨張弁１２の開度を制御する。なお、目標過冷却度は０以上である。
　制御装置９は、第１情報を記憶し、当該第１情報に基づいて膨張弁１２の開度を制御する。第１情報は、過冷却度と、膨張弁１２の開度とを関連付けた数式または表などである。第１情報において過冷却度と関連付けられた開度は、制御装置９が導出した過冷却度を目標過冷却度にするための開度であって予め定められている。第１情報は、目標過冷却度からの過冷却度の差分と、膨張弁１２の開度とを関連付けた数式または表でもよい。この場合の第１情報において、目標過冷却度からの過冷却度の差分と関連付けられた開度は、制御装置９が導出した過冷却度の、目標過冷却度からの差分を０にするための開度であり、予め定められている。
　図３は、実施の形態に係る冷凍サイクル装置の制御による冷媒の状態を例示するモリエール線図である。図３に示す横軸と縦軸は、図２と同様、それぞれエンタルピーと圧力を示す。点α、曲線β１、曲線β２、領域Ω１、領域Ω２、および領域Ω３の各々も、図２と同様である。
　第１情報に基づく制御が実行される場合の冷媒の状態変化は、点Ｋと点Ｌと点Ｍと点Ｎとを、この順番で実線によって繋げて得られる四角形によって例示される。点Ｋは、蒸発器１３から流出後であって、圧縮機１０による吸入前の冷媒の状態を示す。点Ｌは、圧縮機１０から吐出後であって、凝縮器１１に流入前の冷媒の状態を示す。点Ｍは、凝縮器１１から流出後であって、膨張弁１２に流入前の冷媒の状態を示す。点Ｎは、膨張弁１２から流出後であって、蒸発器１３に流入前の冷媒の状態を示す。
　実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００は、点Ｍが示すように、凝縮器１１から流出する冷媒のエンタルピーを、曲線β１上の点ＳＦが示す飽和状態のエンタルピーより低下させる制御を行う。すなわち、冷凍サイクル装置１００は、凝縮器１１から流出する冷媒の過冷却度を０以上の目標過冷却度にするため、膨張弁１２の開度を大きくする制御を行う。なお、図３では、目標過冷却度をＳＣ１によって示す。制御装置９が過冷却度を目標過冷却度にする制御を行うことによって、凝縮器１１に流入した冷媒は全て凝縮し、液状態になる。これにより、膨張弁１２を一定時間に通過する冷媒の量は、過熱度に基づく制御が行われる場合よりも増加するため、膨張弁１２の上流側における冷媒の滞留量が低減される。よって、圧縮機１０の下流側であって、膨張弁１２の上流側の冷媒配管１４における冷媒の圧力が、過熱度に基づく制御が行われる場合よりも低減する。従って、点Ｌにおける冷媒のエンタルピーは、熱媒体が水である場合には、上述の点Ｅにおけるエンタルピーよりも小さく、熱媒体がブラインである場合には、上述の点Ｉにおけるエンタルピーよりも小さいものとなる。すなわち、実施の形態における上述のΔｈ２は、過熱度に基づく制御が実行される場合におけるΔｈ２より小さいものとなる。
　次に、実施の形態におけるΔｈ１について説明する。実施の形態では、凝縮器から流出する冷媒の過冷却度を目標過冷却度にする制御を行うため、凝縮器から流出する冷媒が気液二相冷媒となり得る比較例による制御に比べ、凝縮器１１から流出する冷媒のエンタルピーが小さくなる。これにより、実施の形態では、膨張弁１２から流出して蒸発器１３に流入する際の冷媒のエンタルピーが、比較例の場合に比べて小さくなる。具体的には、点Ｎにおけるエンタルピーは、熱媒体が水である場合には、点Ｇにおけるエンタルピーよりも小さく、熱媒体がブラインである場合には、点Ｊにおけるエンタルピーよりも小さいものとなる。
　ここで、制御装置９による過冷却度に基づく膨張弁１２の制御により、蒸発器１３から流出する過熱度は膨張弁１２の開度によって任意に定まる。すなわち、実施の形態では、蒸発器１３から流出する過熱度は過冷却度に追従して定まる。図３では、実施の形態における、過冷却度に応じて任意に定まる過熱度をＳＨ２で示す。
　過冷却度に基づいて膨張弁１２が制御される場合には、過熱度に基づいて膨張弁１２が制御される場合に比べ、膨張弁１２の開度が大きくなる。そのため、膨張弁１２から一定時間に蒸発器１３へ流れる冷媒の量が比較例の場合よりも多くなる。これにより、蒸発器１３から流出する冷媒の過熱度は比較例の場合よりも小さくなる。よって、点Ｋにおけるエンタルピーは、熱媒体が水である場合には、点Ａのエンタルピー以下となり得、熱媒体がブラインである場合には、点Ｈのエンタルピー以下となり得る。しかし、点Ａまたは点Ｈにおけるエンタルピーからの点Ｋのエンタルピーの減少分に比べ、点Ｇまたは点Ｊにおけるエンタルピーからの点Ｎにおけるエンタルピーの減少分が大きいため、実施の形態では、比較例よりも、Δｈ１が大きくなる。従って、実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００では、過熱度に基づく制御を行う冷凍サイクル装置に比べ、成績係数の向上が可能になる。
　さて、過冷却度に基づく制御が実行される場合には、蒸発器１３において全ての冷媒がガス状態となる前に、冷媒が蒸発器１３から流出する可能性がある。すなわち、蒸発器１３から流出する冷媒の一部は液冷媒である可能性が生ずる。そして、圧縮機１０に、当該液冷媒が流れ込む液戻り現象が発生する虞がある。液戻り現象によって、圧縮機１０では液冷媒が圧縮され、これによって、圧縮機１０の故障、圧縮機１０の異常振動による異常音、または、配管亀裂など様々な不具合が生じる虞がある。
　実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００は、液戻り現象の防止のため、図１に示すように、アキュムレータ１７を更に備える。アキュムレータ１７は、冷媒回路５において、蒸発器１３の下流側であって、圧縮機１０の上流側に設けられる。アキュムレータ１７は、蒸発器１３から流出した冷媒に液冷媒が含まれる場合には、液冷媒を内部に分離収容し、ガス冷媒のみを圧縮機１０に流通させる。
　アキュムレータ１７は、より多くの液冷媒の収容を可能にするため、大きい容量であることが好ましい。実施の形態におけるアキュムレータ１７の容量は、例えば７［Ｌ］以上である。なお、上述の目標過冷却度は、アキュムレータ１７の容量と、冷凍サイクル装置１００に含まれる冷媒の総量とのうちの両方または一方に基づいて定められてもよい。目標過冷却度は、熱交換対象である外気の温度に基づいて定められてもよい。この場合において熱源装置４は外気温を検知する不図示の温度検知装置を備え、制御装置９は当該温度検知装置から得られた外気温に基づいて目標過冷却度を決定してもよい。あるいは、制御装置９は、不図示の温度検知装置から得られた外気温、または、年間における平均の外気温などを記憶し、記憶した温度に基づいて目標過冷却度を決定してもよい。
　冷凍サイクル装置１００は、パラレルフローコンデンサである凝縮器１１の冷媒保持可能量の少なさを補うため、凝縮器１１と膨張弁１２との間の冷媒配管１４に、冷媒を収容するための容器である受液器を備えてもよい。しかし、実施の形態では、過冷却度に基づく制御によって凝縮器１１から流出する冷媒が過冷却状態になるため、凝縮器１１における気液二相冷媒の滞留が抑制される。そのため、実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００は、受液器を備えなくとも、蒸発器１３への気液二相冷媒の流入を抑制することができる。冷凍サイクル装置１００が受液器を備えないことにより、部品点数が抑えられ、コストの抑制が図られる。
　以下、図４を参照し、制御装置９のハードウェア構成について説明する。図４は、実施の形態における制御装置のハードウェア構成を例示する図である。制御装置９は、例えば、互いにバス９０によって接続されたプロセッサ９１とメモリ９２と入力インターフェース回路９３と入出力インターフェース回路９４等によって構成可能である。プロセッサ９１は、例えば、ＣＰＵ（Central Processing Unit）またはＭＰＵ（Micro Processing Unit）である。メモリ９２は、例えば、ＲＯＭ（Read Only Memory）またはＲＡＭ（Random Access Memory）である。入力インターフェース回路９３は、第１圧力計測装置１５および第１温度計測装置１６から各種情報を取得するインターフェース回路である。入力インターフェース回路９３は、第１圧力計測装置１５および第１温度計測装置１６と有線接続されており、第１圧力計測装置１５および第１温度計測装置１６の各々と有線通信を行う。入力インターフェース回路９３は、第１圧力計測装置１５および第１温度計測装置１６のうちの両方または一方と有線通信に代え、無線通信を行ってもよい。入出力インターフェース回路９４は、圧縮機１０と、送風機６における駆動源６０と、膨張弁１２と、開閉弁８の各々から各種情報を取得し、且つ、圧縮機１０と駆動源６０と膨張弁１２と開閉弁８の各々に信号を出力するインターフェース回路である。入出力インターフェース回路９４は、圧縮機１０と駆動源６０と膨張弁１２と開閉弁８の各々に有線接続されており、圧縮機１０と駆動源６０と膨張弁１２と開閉弁８の各々と有線通信を行う。入出力インターフェース回路９４は、圧縮機１０と駆動源６０と膨張弁１２と開閉弁８のうちの少なくともいずれかと、有線通信に代え、無線通信を行ってもよい。
　制御装置９が第１圧力計測装置１５と第１温度計測装置１６とから計測結果を取得する機能は、入力インターフェース回路９３によって実現可能である。なお、制御装置９は、第１圧力計測装置１５および第１温度計測装置１６の両方または一方に対して、計測結果を要求する要求信号を送信してもよい。そして、制御装置９から要求信号を受信した第１圧力計測装置１５および第１温度計測装置１６の両方または一方が、要求信号に応じて計測結果を制御装置９に送信してもよい。この場合において第１圧力計測装置１５および第１温度計測装置１６の両方または一方は、入力インターフェース回路９３に代え、入出力インターフェース回路９４に有線接続される。あるいは、第１圧力計測装置１５および第１温度計測装置１６の両方または一方は、入力インターフェース回路９３に代え、入出力インターフェース回路９４と無線通信を行う。第１圧力計測装置１５および第１温度計測装置１６の両方が制御装置９から要求信号を受信する場合には、入力インターフェース回路９３は制御装置９に含まれなくともよい。
　制御装置９が第１情報を記憶する機能は、メモリ９２によって実現可能である。制御装置９が、第１圧力および第１温度に基づいて過冷却度を導出する機能と、第１情報に基づいて過冷却度から膨張弁１２の開度を導出する機能とは、プロセッサ９１がメモリ９２に記憶されている各種プログラムを読み出して実行することにより実現可能である。制御装置９が第１情報に基づいて得た開度に膨張弁１２を制御する機能は、入出力インターフェース回路９４によって実現可能である。制御装置９が圧縮機１０と駆動源６０と開閉弁８とを制御する機能は、入出力インターフェース回路９４によって実現可能である。なお、上述した制御装置９の全部または一部の機能は、専用のハードウェアによって実現してもよい。
　以下、図５を参照し、実施の形態における制御装置９による膨張弁１２の制御の流れについて説明する。図５は、実施の形態における制御装置による膨張弁の制御処理の流れを例示するフローチャートである。ステップＳ１において制御装置９は、第１圧力計測装置１５および第１温度計測装置１６から計測結果を取得する。なお、制御装置９は、第１圧力計測装置１５および第１温度計測装置１６の各々から、同時に計測結果を取得してもよいし、別々のタイミングで計測結果を取得してもよい。
　ステップＳ２において制御装置９は、ステップＳ１で得られた第１圧力と第１温度とに基づいて、過冷却度を導出する。ステップＳ３において制御装置９は、第１情報に基づいて過冷却度から、膨張弁１２の開度を導出する。ステップＳ４において制御装置９は、ステップＳ３で得た開度に膨張弁１２を制御する。ステップＳ４の処理後、制御装置９は処理をステップＳ１に戻す。なお、制御装置９は、ステップＳ４の処理の終了時点から予め定められた周期時間の経過後にステップＳ１に処理を戻してもよい。
　以下、実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００の効果について記載する。冷凍サイクル装置１００は、冷媒によって冷却された熱媒体によって温度調節対象を冷却するものである。冷凍サイクル装置１００は、冷媒が循環する冷媒回路５と、熱媒体が循環する熱媒体回路２とを備える。冷媒回路５は、圧縮機１０と凝縮器１１と膨張弁１２と蒸発器１３とを含む。圧縮機１０は冷媒を圧縮する。凝縮器１１は、冷媒を熱交換対象と熱交換させて凝縮させる。膨張弁１２は、凝縮器１１から流出した冷媒を膨張させる。蒸発器１３は、膨張後の冷媒を熱媒体と熱交換させて蒸発させる。冷凍サイクル装置１００は、更に、制御装置９と第１圧力計測装置１５と第１温度計測装置１６とを備える。制御装置９は膨張弁１２の開度を制御する。第１圧力計測装置１５は、凝縮器１１に流入する冷媒の圧力である第１圧力を計測する。第１温度計測装置１６は、凝縮器１１における熱交換後の冷媒の温度である第１温度を計測する。凝縮器１１はパラレルフローコンデンサである。制御装置９は、第１圧力と第１温度とに基づいて導出された、凝縮器１１での熱交換後の冷媒の過冷却度に基づいて膨張弁１２の開度を制御する。
　上記構成によれば、冷凍サイクル装置１００は、パラレルフローコンデンサである凝縮器１１を備えることにより、凝縮器１１を流れる冷媒の熱交換率の向上を図ることができる。また、冷凍サイクル装置１００は、凝縮器１１がパラレルフローコンデンサである場合に起こり得る、膨張弁１２の上流側での気液二相冷媒の滞留を、過冷却度に基づく膨張弁１２の制御によって抑制することができる。そして、冷凍サイクル装置１００は、圧縮機１０の吐出側における冷媒の圧力の上昇を抑制し、成績係数の低下の抑制を図ることができる。
　実施の形態における制御装置９は、過冷却度が、予め定められた０以上の目標過冷却度となるよう、膨張弁１２の開度を制御する。これにより、制御装置９は、迅速且つ容易に過冷却度を０以上に調整可能になる。過冷却度が０以上となることによって、凝縮器１１から膨張弁１２に流通する冷媒が液状態となり、十分な量の冷媒が膨張弁１２にて膨張されて蒸発器１３へ流通する。従って、膨張弁１２の上流側での冷媒の滞留が抑制され、圧縮機１０の吐出側の冷媒の圧力と温度の上昇を抑制することができる。よって、成績係数の低下の抑制が可能になる。
　実施の形態の冷媒回路５における、蒸発器１３の下流側であって、且つ、圧縮機１０の上流側にはアキュムレータ１７が設けられている。アキュムレータ１７は、蒸発器１３から流出した冷媒のうち、液状の冷媒である液冷媒を内部に溜め、且つ、ガス状の冷媒であるガス冷媒を圧縮機１０に流通させる。これにより、蒸発器１３から流出する冷媒の一部が液状態であっても、アキュムレータ１７が液冷媒を貯留するため、冷凍サイクル装置１００は、圧縮機１０への液冷媒の流入を抑制することが可能になる。従って、冷凍サイクル装置１００は、圧縮機１０における異常の発生を抑制することが可能になる。
　実施の形態の冷媒回路５における、凝縮器１１の下流側であって、且つ、膨張弁１２の上流側には、冷媒を溜める受液器が設けられていない。これにより、冷凍サイクル装置１００の部品点数を抑えることができる。
　実施の形態における熱媒体はブラインである。ブラインは凍結温度が０［℃］より低いため、蒸発器１３において凍結温度よりも高い温度であって、０［℃］未満の温度に冷却することができる。従って、冷凍サイクル装置１００は、十分に冷却されたブラインによって温度調節対象の冷却を効率的に行うことができる。また、冷凍サイクル装置１００は、蒸発器１３におけるブラインの冷却後の冷媒の圧力が低くとも、制御装置９による過冷却度に基づく制御により、成績係数の低下の抑制を図ることができる。
　実施の形態では、制御装置９が過冷却度に基づいて膨張弁１２の開度を制御する内容を示した。しかし、制御装置９は、特定の条件が満たされた場合に、過冷却度に基づいて膨張弁１２の開度を制御し、特定の条件が満たされない場合に、過熱度に基づいて膨張弁１２の開度を制御してもよい。特定の条件は、例えば、過冷却度が、予め定められた規定過冷却度以下であるという条件である。なお、規定過冷却度は目標過冷却度以下である。過冷却度が規定過冷却度以下である場合における過冷却度に基づく制御と、過冷却度が規定過冷却度より大きい場合における過熱度に基づく制御とにより、凝縮器１１による凝縮能力と、蒸発器１３による蒸発能力との維持または向上が図られる。
　上述の実施の形態における膨張弁１２の開度の制御に加え、制御装置９は、過冷却度に基づく送風機６の風量の制御を行ってもよい。詳細には、制御装置９は、過冷却度が規定過冷却度以下である場合には、風量を増大させるよう送風機６を制御してもよい。これにより、凝縮器１１における熱交換が促進されて、冷媒の冷却化および液化が促進される。従って、膨張弁１２に流れる冷媒におけるガス冷媒の割合が低減され、より多くの冷媒が膨張弁１２から蒸発器１３へ流れる。よって、膨張弁１２に上流側における冷媒の圧力および温度の低減が図られ、成績係数の低減の抑制が可能になる。
　上述の実施の形態では、冷凍サイクル装置１００に１つの冷媒回路５が含まれる場合を例に挙げて説明したが、実施の形態に係る冷凍サイクル装置１００は複数の冷媒回路５を有するものでもよい。図６は、実施の形態に係る冷凍サイクル装置が複数の冷媒回路を含む場合の第１の構成例を示す模式図である。図７は、実施の形態に係る冷凍サイクル装置が複数の冷媒回路を含む場合の第２の構成例を示す模式図である。図６に示す冷凍サイクル装置１００は、複数の冷媒回路５を直列的に含み、図７に示す冷凍サイクル装置１００は、複数の冷媒回路５を並列的に含む。なお、冷凍サイクル装置１００は、２つ以上の直列的な冷媒回路５と、２つ以上の並列的な冷媒回路５とを含むものでもよい。例えば、冷凍サイクル装置１００は４つの冷媒回路５を含み、当該４つの冷媒回路５のうち、２つずつが直列的に配置され、且つ、当該４つの冷媒回路５のうち、２つずつが並列的に配置されていてもよい。
　図６および図７に係る冷凍サイクル装置１００の各構成要素には、図１に例示した各構成要素の符号と同様の符号が付されている。また、各構成要素の機能および処理内容等は上述したものと同様である。
　以上、実施の形態について説明したが、本開示の内容は、実施の形態に限定されるものではなく、想定しうる均等の範囲を含む。また、実施の形態で説明した構成およびその変形例は、機能及び動作を阻害しない範囲で、互いに組み合わせることができる。
　１　熱媒体配管、２　熱媒体回路、３　負荷装置、４　熱源装置、５　冷媒回路、６　　送風機、７　循環装置、８　開閉弁、９　制御装置、１０　圧縮機、１１　凝縮器、１２　膨張弁、１３　蒸発器、１４　冷媒配管、１５　第１圧力計測装置、１６　第１温度計測装置、１７　アキュムレータ、６０　駆動源、６１　ファン、９０　バス、９１　プロセッサ、９２　メモリ、９３　入力インターフェース回路、９４　入出力インターフェース回路、１００　冷凍サイクル装置。

Claims (7)

  1. 　冷媒によって冷却された熱媒体によって温度調節対象を冷却する冷凍サイクル装置であって、
    　前記冷媒が循環する冷媒回路と、
    　前記熱媒体が循環する熱媒体回路と、
    　を備え、
    　前記冷媒回路は、
    　前記冷媒を圧縮する圧縮機と、
    　前記冷媒を熱交換対象と熱交換させて凝縮させる凝縮器と、
    　前記凝縮器から流出した前記冷媒を膨張させる膨張弁と、
    　膨張後の前記冷媒を前記熱媒体と熱交換させて蒸発させる蒸発器と、
    　を含み、
    　前記冷凍サイクル装置は、
    　前記膨張弁の開度を制御する制御装置と、
    　前記凝縮器に流入する前記冷媒の圧力である第１圧力を計測する第１圧力計測装置と、
    　前記凝縮器における熱交換後の前記冷媒の温度である第１温度を計測する第１温度計測装置と、
    　を備え、
    　前記凝縮器はパラレルフローコンデンサであり、
    　前記制御装置は、
    　前記第１圧力と前記第１温度とに基づいて導出された、前記凝縮器での熱交換後の前記冷媒の過冷却度に基づいて前記膨張弁の前記開度を制御する、冷凍サイクル装置。
  2. 　前記制御装置は、
    　前記過冷却度が、予め定められた０以上の目標過冷却度となるよう前記開度を制御する、
    　請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記冷媒回路における、前記蒸発器の下流側であって、且つ、前記圧縮機の上流側にはアキュムレータが設けられ、
    　前記アキュムレータは、
    　前記蒸発器から流出した前記冷媒のうち、液状の冷媒である液冷媒を内部に溜め、且つ、ガス状の冷媒であるガス冷媒を前記圧縮機に流通させる、
    　請求項１または請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記冷媒回路における、前記凝縮器の下流側であって、且つ、前記膨張弁の上流側には、前記冷媒を溜める受液器が設けられていない、
    　請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記熱媒体はブラインである、
    　請求項１～請求項４のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記制御装置は、
    　前記過冷却度が、予め定められた規定過冷却度以下である場合には、前記過冷却度に基づいて前記開度を制御し、
    　前記過冷却度が前記規定過冷却度より大きい場合には、前記蒸発器から流出する前記冷媒の過熱度に基づいて前記開度を制御する、
    　請求項１～請求項５のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　前記熱交換対象は外気であって、
    　前記冷凍サイクル装置は、
    　前記凝縮器に前記外気を導く送風機を更に備え、
    　前記制御装置は、
    　前記過冷却度が、予め定められた規定過冷却度以下である場合には、前記凝縮器へ導かれる前記外気の量である風量を増大させるよう前記送風機を制御する、
    　請求項１～請求項５のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
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