JP5452138B2

JP5452138B2 - 冷凍空調装置

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Publication number: JP5452138B2
Application number: JP2009201451A
Authority: JP
Inventors: 嘉裕隅田; 拓也伊藤; 多佳志岡崎; 信齊藤; 央平加藤
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2009-09-01
Filing date: 2009-09-01
Publication date: 2014-03-26
Anticipated expiration: 2029-09-01
Also published as: JP2011052884A

Description

本発明は、例えば、給湯設備や暖房設備、加熱設備、乾燥設備などに利用される冷凍サイクル装置を用いた冷凍空調装置に関するものである。

従来の冷凍空調装置には、圧縮機と、凝縮器と、気液分離器と、過冷却熱交換器と、膨張弁と、蒸発器とが冷媒配管により順次に接続され、前述の気液分離器の底部と圧縮機の吸入側との間にバイパス管によって毛細管と開閉弁が接続されたものがある。

前述の冷凍空調装置においては、圧縮機で圧縮された冷媒は凝縮器で熱交換されて高圧気液二相冷媒となり、気液分離器に流入する。この気液分離器を出た冷媒は、過冷却熱交換器で蒸発器に入る前の低圧気液二相冷媒により冷却され、過冷却状態となって膨張弁に流入し、ここで減圧されて低圧気液二相冷媒となる。その気液二相冷媒は、過冷却熱交換器を経て蒸発器に流入し、低圧蒸気冷媒となって圧縮機の吸入側に至る。一方、気液分離器で分離された一部の液冷媒は毛細管および開閉弁を介して圧縮機の吸入側に流入し、蒸発器からの低圧蒸気冷媒と合流して再び圧縮機により圧縮される（例えば、特許文献１参照）。

特開平１０−２５９９５９号公報（第４頁、図１）

前述した従来の冷凍空調装置は、凝縮器の出口側に気液分離器と過冷却熱交換器が設けられているので、凝縮器の出口側の冷媒状態が気液二相状態あるいは飽和液状態となる。そのため、高温水の条件化での給湯運転時でも凝縮圧力を低く抑えることができ、効率のよい運転ができる。しかし、蒸発器の出口側の冷媒過熱度を一定に制御する一般的な制御方法の場合には、運転条件によっては必ずしも過冷却熱交換器の出口側の冷媒が過冷却状態になるとは限らず、過冷却熱交換器の出口側の冷媒が気液二相状態となる場合もあった。

過冷却熱交換器の出口側の冷媒が気液二相状態となった場合、その二相冷媒が膨張弁を通過するので、冷凍サイクルの安定性が悪化し、圧力や温度のハンチングが発生し、冷凍空調装置の信頼性が悪化する可能性がある。また、気液二相冷媒が膨張弁を通過するときに冷媒の流動音や振動が大きくなり、冷凍空調装置の騒音が増加する可能性もある。

本発明は、前記のような課題を解決するためになされたもので、特に高温水を取り出す場合の凝縮圧力の上昇を抑え、運転効率がよく、さらに、信頼性の高い冷凍空調装置を提供することを目的とする。

本発明に係る冷凍空調装置は、圧縮機、凝縮器、第１減圧装置、蒸発器が冷媒配管により順次に接続された冷凍サイクル装置と、冷凍サイクル装置の凝縮器と第１減圧装置との間に挿入され凝縮器からの冷媒を低温冷媒と熱交換して冷却する過冷却熱交換器と、過冷却熱交換器と第１減圧装置との間の冷媒配管から過冷却熱交換器を介して圧縮機内の中間圧力室にバイパスするバイパス配管と、バイパス配管のうち、冷媒配管から過冷却熱交換器の間のバイパス配管に挿入された第２減圧装置と、圧縮機から吐出される冷媒の圧力を検出する冷媒圧力検出手段と、過冷却熱交換器から流出される冷媒の温度を検出する第１冷媒温度検出手段と、冷媒圧力検出手段により検出された冷媒の圧力から飽和蒸気温度を演算し、第１冷媒温度検出手段により検出された冷媒の温度を読み込んで、先に演算した飽和蒸気温度と冷媒の温度との差から過冷却熱交換器の過冷却度を演算し、その過冷却度が第１の所定値になるように第１減圧装置の開度を制御し、さらに、冷媒圧力検出手段により検出された冷媒の圧力と第２の所定値とを比較し、その冷媒の圧力が第２の所定値以上のときに第２減圧装置を開き、圧力が第２の所定値よりも低いときには第２減圧装置を閉じる制御装置とを備え、過冷却熱交換器に中間圧冷媒を低温冷媒として流入させるようにしている。

本発明においては、過冷却熱交換器を凝縮器の出口側に設け、その過冷却熱交換器から流出される冷媒の過冷却度が第１の所定値になるように第１減圧装置の開度を制御している。そのため、どのような運転条件や負荷条件であっても凝縮器の出口側の冷媒を高圧気液二相状態とし、かつ第１減圧装置の入口側の冷媒を過冷却液状態とすることができる。その結果、特に高温水を取り出す場合の凝縮圧力の上昇を抑えることが可能になり、運転効率がよく、さらに、冷凍サイクルの安定性が向上し、冷媒の流動音の発生や異常振動の発生も無く、騒音の小さな冷凍空調装置を提供できる。

本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路の構成図である。本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路の構成図である。本発明の実施の形態３に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路の構成図である。本発明の実施の形態４に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路の構成図である。本発明の実施の形態５に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路の構成図である。本発明の実施の形態６に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路の構成図である。本発明の実施の形態７に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路の構成図である。

実施の形態１．
図１は本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路の構成図である。
図１において、冷凍空調装置の冷凍サイクル装置３１は、圧縮機１、凝縮器２、第１減圧装置である電子式膨張弁４、蒸発器５が冷媒配管により順次に接続されて構成されている。凝縮器２と電子式膨張弁４との間には、凝縮器２からの冷媒（高圧気液二相冷媒）を低温冷媒（低圧気液二相冷媒）と熱交換して冷却する過冷却熱交換器３が設けられている。

凝縮器２は、例えばプレート式熱交換器からなり、暖房時に、流入する水を凝縮冷媒により加熱し、例えば６０℃の高温の水にして供給する。蒸発器５は、例えばプレートフィンアンドチューブ熱交換器からなり空気と熱交換する。過冷却熱交換器３は、例えばプレート式熱交換器からなり、電子式膨張弁４を出て蒸発器５に入る前の低圧気液二相冷媒により凝縮器２からの高圧気液二相冷媒を冷却するように構成されている。

圧縮機１と凝縮器２の間の冷媒配管には、冷媒圧力検出手段である圧力センサー１１が取り付けられ、過冷却熱交換器３の出口側の冷媒配管には、第１冷媒温度検出手段であるサーミスタ２１が取り付けられている。圧力センサー１１は、圧縮機１から吐出される高圧気液二相冷媒の圧力を検出し、サーミスタ２１は、過冷却熱交換器３から流出される冷媒の温度を検出する。

制御装置１０は、圧力センサー１１により検出された圧縮機１の吐出側の冷媒圧力（高圧気液二相冷媒の圧力）から飽和液温度を演算し、この飽和液温度とサーミスタ２１により検出された過冷却熱交換器３の出口側の冷媒温度の差から過冷却熱交換器３の出口側の過冷却度を算出する。さらに、制御装置１０は、算出した過冷却度と第１の所定値（例えば５℃）とを比較し、その所定値との差があるときは過冷却度が５℃になるように電子式膨張弁４の開度を制御する。

冷凍空調装置の冷媒としてはＲ４１０Ａが用いられている。この冷凍空調装置の設計圧力は、基準凝縮温度６５℃として４．１７ＭＰａで設計されている。すなわち、設計圧力の観点から冷凍サイクルの最高凝縮温度は６５℃である。例えば、凝縮器２の出口水温を６０℃とするためには凝縮器２を効率よく使用し、凝縮温度を６５℃以下で使用する必要がある。

次に、実施の形態１の動作について説明する。
圧縮機１により圧縮された高圧蒸気冷媒は、凝縮器２で凝縮され、高圧気液二相冷媒となって過冷却熱交換器３に流入する。その高圧気液二相冷媒は、過冷却熱交換器３内で蒸発器５に入る前の低圧気液二相冷媒により冷却され、過冷却液の状態となって電子式膨張弁４に流入する。その高圧の過冷却液冷媒は、電子式膨張弁４内で減圧され、低圧気液二相冷媒となって過冷却熱交換器３に流入し、凝縮器２からの高圧気液二相冷媒を冷却しながら蒸発器５に流れる。蒸発器５に流入した低圧気液二相冷媒は、空気と熱交換されて低圧蒸気冷媒となり、圧縮機１に吸入されて再び圧縮される。

一方、制御装置１０は、圧力センサー１１により検出された圧縮機１の吐出側の高圧蒸気冷媒の圧力を読み込んで飽和液温度を演算する。さらに、制御装置１０は、サーミスタ２１により検出された過冷却熱交換器３の出口側の過冷却液状態の冷媒温度を読み込んで、先に演算した飽和液温度とその冷媒温度の差から過冷却熱交換器３の出口側の過冷却度を算出する。そして、制御装置１０は、算出した過冷却度と第１の所定値である５℃とを比較し、その第１の所定値との差があるときは過冷却度が５℃になるように電子式膨張弁４の開度を制御する。例えば、制御装置１０は、算出した過冷却度が５℃よりも低いときは、過冷却度が５℃まで上がるように電子式膨張弁４の開度を小さくし、過冷却度が５℃よりも高いときは、過冷却度が５℃まで下がるように電子式膨張弁４の開度を大きくする。

ここで、実施の形態１の冷凍空調装置を例えば空冷式ヒートポンプチラーに適用した場合について説明する。
従来の空冷式ヒートポンプチラーでの暖房運転範囲は、外気温度−１５℃〜２５℃、出口水温２５℃〜５５℃、能力制御範囲１０〜１００％が一般的であったが、実施の形態１を適用した空冷式ヒートポンプチラーでは、外気温度や能力制御範囲は同じで、出口水温を２５℃〜６０℃まで拡大することが可能となる。これは、外気温度や出口水温、能力が変化した場合、凝縮器２や過冷却熱交換器３での熱交換量も変化し、従来の空冷式ヒートポンプチラーでは常に凝縮器２の出口側の高圧気液二相冷媒を飽和液状態にし、常に過冷却熱交換器３の出口側の冷媒を所定の過冷却度に維持することは困難であった。

実施の形態１を適用した空冷式ヒートポンプチラーでは、制御装置１０により、過冷却熱交換器３から流出される冷媒の過冷却度が常に５℃となるように電子式膨張弁４の開度を制御している。そのため、電子式膨張弁４を通過する冷媒は、運転条件や負荷条件が変化しても常に過冷却液の状態を維持でき、その結果、凝縮器２の出口側も飽和液状態あるいは高圧気液二相状態を維持することができる。そのため、出口温度の上限を従来の５５℃から６０℃まで拡大することができる。

以上のように実施の形態１においては、過冷却熱交換器３を凝縮器２の出口側に設け、蒸発器５の入口側の低圧気液二相冷媒により凝縮器２から過冷却熱交換器３に流入する高圧気液二相冷媒を冷却する。さらに、過冷却熱交換器３の出口側の過冷却度が常に５℃となるように電子式膨張弁４の開度を制御している。その結果、どのような運転条件や負荷条件であっても凝縮器２の出口側の冷媒を高圧気液二相状態とし、かつ電子式膨張弁４の入口側の冷媒を過冷却液状態とすることができる。そのため、凝縮器２の出口水温が６０℃である高温給湯運転においても、凝縮器２の出口側の冷媒が高圧気液二相状態であり、凝縮器２内には伝熱特性の悪い過冷却液が存在しない状態となっている。従って、凝縮圧力を低くすることができ、従来の出口水温の上限５５℃に対してその上限温度の拡大が可能となり、また、凝縮圧力を低くすることができるので効率のよい運転が可能となる。

さらに、制御装置１０により過冷却熱交換器３から流出する冷媒の過冷却度が常に５℃となるように電子式膨張弁４の開度を制御しているので、電子式膨張弁４を通過する冷媒は、運転条件や負荷条件が変化しても常に過冷却液の状態を維持できる。そのため、冷凍サイクルの安定性が向上し、また、冷媒の流動音の発生や異常振動の発生も無く、騒音の小さな冷凍空調装置を実現できる。

なお、実施の形態１では、冷媒としてＲ４１０Ａを使用した場合の例を示したが、これに限定されるものではない。例えば標準沸点の比較的高いＲ１３４ａを用いることにより同じ凝縮圧力でも凝縮温度を高くすることができ、凝縮器２の出口水温を例えば８０℃により高くすることが可能となる。

また、冷媒としてＨＦＯ−１２３４ｆｙ（２，３，３，３−テトラフルオロプロペン）やＨＦＯ−１２３４ｚｅ（１，３，３，３テトラフルオロペンタン）を用いてもよい。さらに、ＨＦＯ−１２３４ｆｙとＲ１３４ａやＲ１２５、Ｒ３２、Ｒ１５２ａなどの冷媒との混合冷媒であってもよい。これらのＨＦＯ冷媒およびその混合冷媒は、地球温暖化係数が小さく、地球環境にやさしい冷凍空調装置を提供することができる。

実施の形態２．
図２は本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路の構成図である。
図２において、冷凍空調装置の冷凍サイクル装置３１は、圧縮機１、凝縮器２、第１減圧装置である電子式膨張弁４、蒸発器５が冷媒配管により順次に接続されて構成されている。凝縮器２と電子式膨張弁４との間には、凝縮器２からの冷媒（高圧気液二相冷媒）を低温冷媒（低圧蒸気冷媒）と熱交換して冷却する過冷却熱交換器３が設けられている。

前述の凝縮器２および過冷却熱交換器３はプレート式熱交換器からなり、蒸発器５はプレートフィンアンドチューブ熱交換器からなっている。過冷却熱交換器３は、蒸発器５を出て圧縮機１に入る前の低圧蒸気冷媒により凝縮器２からの高圧気液二相冷媒を冷却するように構成されている。

圧縮機１と凝縮器２の間の冷媒配管には、圧縮機１から吐出される冷媒の圧力（高圧気液二相冷媒の圧力）を検出する圧力センサー１１が取り付けられ、過冷却熱交換器３の出口側の冷媒配管には、過冷却熱交換器３から流出される冷媒の温度を検出するサーミスタ２１（第１冷媒温度検出手段）が取り付けられている。

制御装置１０は、圧力センサー１１により検出された圧縮機１の吐出側の冷媒圧力から飽和液温度を演算し、その飽和液温度とサーミスタ２１により検出された過冷却熱交換器３の出口側の冷媒温度の差から過冷却熱交換器３の出口側の過冷却度を算出する。さらに、制御装置１０は、算出した過冷却度と第１の所定値（５℃）とを比較し、その所定値との差があるときは過冷却度が５℃となるように電子式膨張弁４の開度を制御する。

次に、実施の形態２の動作について説明する。
圧縮機１により圧縮された高圧蒸気冷媒は、凝縮器２で凝縮され、高圧気液二相冷媒となって過冷却熱交換器３に流入する。その高圧気液二相冷媒は、過冷却熱交換器３内で蒸発器５から出た低圧蒸気冷媒により冷却され、高圧の過冷却液の状態となって電子式膨張弁４に流入する。その高圧の過冷却液冷媒は、電子式膨張弁４内で減圧され、低圧気液二相冷媒となって蒸発器５に流入し、空気と熱交換されて低圧蒸気冷媒となる。その低圧蒸気冷媒は、過冷却熱交換器３に入って凝縮器２からの高圧気液二相冷媒を冷却し、圧縮機１に吸入されて再び圧縮機１により圧縮される。

一方、制御装置１０は、圧力センサー１１により検出された圧縮機１の吐出側の高圧蒸気冷媒の圧力を読み込んで飽和液温度を演算する。さらに、制御装置１０は、サーミスタ２１により検出された過冷却熱交換器３の出口側の過冷却液状態の冷媒温度を読み込んで、先に演算した飽和液温度とその冷媒温度の差から過冷却熱交換器３の出口側の過冷却度を算出する。そして、制御装置１０は、算出した過冷却度と第１の所定値である５℃とを比較し、その第１の所定値との差があるときは過冷却度が５℃となるように電子式膨張弁４の開度を制御する。例えば、制御装置１０は、算出した過冷却度が５℃よりも低いときは、過冷却度が５℃まで上がるように電子式膨張弁４の開度を小さくし、過冷却度が５℃よりも高いときは、過冷却度が５℃まで下がるように電子式膨張弁４の開度を大きくする。

以上のように実施の形態２によれば、過冷却熱交換器３を凝縮器２の出口側に設け、蒸発器５の出口側の低圧蒸気冷媒により凝縮器２の出口側の高圧気液二相冷媒を冷却する。さらに、過冷却熱交換器３の出口側の過冷却度が常に５℃となるように電子式膨張弁４の開度を制御している。その結果、どのような運転条件や負荷条件であっても凝縮器２の出口側の冷媒は高圧気液二相状態とし、かつ電子式膨張弁４の入口側の冷媒を過冷却液状態とすることができる。そのため、凝縮器２の出口水温が６０℃である高温給湯運転においても、凝縮器２の出口側の冷媒が高圧気液二相状態であり、凝縮器２内には伝熱特性の悪い過冷却液が存在しない状態となっている。従って、凝縮圧力を低くすることができ、従来の出口水温の上限５５℃に対してその上限温度の拡大が可能となり、また、凝縮圧力を低くできるので効率のよい運転が可能となる。

さらに、制御装置１０により過冷却熱交換器３の出口側の冷媒の過冷却度が常に５℃となるように電子式膨張弁４の開度を制御しているので、電子式膨張弁４を通過する冷媒は、運転条件や負荷条件が変化しても常に過冷却液の状態を維持できる。そのため、冷凍サイクルの安定性が向上し、また、冷媒の流動音の発生や異常振動の発生も無く、騒音の小さな冷凍空調装置を実現できる。

実施の形態３．
図３は本発明の実施の形態３に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路の構成図である。
図３において、冷凍空調装置の冷凍サイクル装置３１は、圧縮機１、凝縮器２、第１減圧装置である第１電子式膨張弁４、蒸発器５が冷媒配管により順次に接続されて構成されている。また、冷凍サイクル装置には、凝縮器２と第１電子式膨張弁４との間に凝縮器２からの冷媒（高圧気液二相冷媒）を低温冷媒（低圧気液二相冷媒）と熱交換して冷却する過冷却熱交換器３が設けられている。さらに、第１電子式膨張弁４と過冷却熱交換器３との間に挿入された冷媒配管から過冷却熱交換器３を介して圧縮機１の吸入側に第２電子式膨張弁６（第２減圧装置）を介してバイパスするバイパス配管７が設けられている。

凝縮器２および過冷却熱交換器３はプレート式熱交換器からなり、蒸発器５はプレートフィンアンドチューブ熱交換器からなっている。過冷却熱交換器３は、第２電子式膨張弁６で減圧された低圧気液二相冷媒により凝縮器２からの高圧気液二相冷媒を冷却するように構成されている。過冷却熱交換器３を出た第２電子式膨張弁６からの低圧気液二相冷媒は、バイパス配管７を通って圧縮機１の吸入側へ導入される。

圧縮機１と凝縮器２の間の冷媒配管には、圧縮機１の吐出側の冷媒圧力（高圧気液二相冷媒の圧力）を検出する圧力センサー１１が取り付けられ、過冷却熱交換器３の出口側の冷媒配管には、過冷却熱交換器３の出口側の冷媒温度を検出するサーミスタ２１（第１の冷媒温度検出手段）が取り付けられている。

制御装置１０は、圧力センサー１１により検出された圧縮機１の吐出側の冷媒圧力から飽和液温度を演算し、この飽和液温度とサーミスタ２１により検出された過冷却熱交換器３の出口側の冷媒温度の差から過冷却熱交換器３の出口側の過冷却度を算出する。さらに、制御装置１０は、算出した過冷却度と第１の所定値（５℃）とを比較し、その所定値との差があるときは過冷却度が５℃となるように第１電子式膨張弁４の開度を制御する。

次に、実施の形態３の動作について説明する。
圧縮機１により圧縮された高圧蒸気冷媒は凝縮器２で凝縮され、高圧気液二相冷媒となって過冷却熱交換器３に流入する。その高圧気液二相冷媒は、過冷却熱交換器３内で第２電子式膨張弁６から出た低圧気液二相冷媒により冷却され、高圧の過冷却液の状態となって第１電子式膨張弁４に流入する。その高圧の過冷却液冷媒は、第１電子式膨張弁４内で減圧され、低圧気液二相冷媒となって蒸発器５に流入し、空気と熱交換されて低圧蒸気冷媒となる。その低圧蒸気冷媒は、圧縮機１に吸入され、再び圧縮機１により圧縮される。

また、過冷却熱交換器３を出た高圧の過冷却液冷媒の一部は、第２電子式膨張弁６により低圧まで減圧され、低圧気液二相冷媒となって過冷却熱交換器３に流入し、凝縮器２からの高圧気液二相冷媒と熱交換する。その過冷却熱交換器３を介した低圧気液二相冷媒は、バイパス配管７を通って蒸発器４を出た低圧蒸気冷媒と合流して圧縮機１に吸入され、再び圧縮機１により圧縮される。

一方、制御装置１０は、圧力センサー１１により検出された圧縮機１の吐出側の高圧蒸気冷媒の圧力を読み込んで飽和液温度を演算する。さらに、制御装置１０は、サーミスタ２１により検出された過冷却熱交換器３の出口側の過冷却液状態の冷媒温度を読み込んで、先に演算した飽和液温度とその冷媒温度の差から過冷却熱交換器３の出口側の過冷却度を算出する。そして、制御装置１０は、算出した過冷却度と第１の所定値である５℃とを比較し、その第１の所定値との差があるときは過冷却度が５℃となるように第１電子式膨張弁４の開度を制御する。例えば、制御装置１０は、算出した過冷却度が５℃よりも低いときは、過冷却度が５℃まで上がるように第１電子式膨張弁４の開度を小さくし、過冷却度が５℃よりも高いときは、過冷却度が５℃まで下がるように第１電子式膨張弁４の開度を大きくする。

以上のように実施の形態３によれば、過冷却熱交換器３を凝縮器２の出口側に設け、過冷却熱交換器３を出た冷媒の一部が減圧された低圧気液二相冷媒により凝縮器２からの高圧気液二相冷媒を冷却する。さらに、過冷却熱交換器３の出口側の過冷却度が常に５℃となるように第１電子式膨張弁４の開度を制御している。その結果、どのような運転条件や負荷条件であっても凝縮器２の出口側の冷媒は高圧気液二相状態とし、かつ第１電子式膨張弁４の入口側の冷媒を過冷却液状態とすることができる。そのため、凝縮器２の出口水温が６０℃である高温給湯運転においても、凝縮器２の出口側の冷媒が高圧気液二相状態であり、凝縮器２内には伝熱特性の悪い過冷却液が存在しない状態となっている。従って、凝縮圧力を低くすることができ、従来の出口水温の上限５５℃に対してその上限温度の拡大が可能となり、また、凝縮圧力を低くできるので効率のよい運転が可能となる。

また、制御装置１０により過冷却熱交換器３の出口側の冷媒の過冷却度を常に５℃となるように第１電子式膨張弁４の開度を制御しているので、第１電子式膨張弁４を通過する冷媒は、運転条件や負荷条件が変化しても常に過冷却液の状態を維持できる。そのため、冷凍サイクルの安定性が向上し、また、冷媒流動音の発生や異常振動の発生も無く、騒音の小さな冷凍空調装置を実現できる。

さらに、過冷却熱交換器３の低圧冷媒としては過冷却熱交換器３を出た高圧の過冷却液冷媒の一部を減圧した低圧気液二相冷媒を使用している。そのため、凝縮器２を出た高圧気液二相冷媒の一部を減圧して用いる場合と比べ、第２電子式膨張弁６の入口側の冷媒を確実に液状態とすることができる。また、過冷却熱交換器３の熱交換量を確実に確保することができ、過冷却熱交換器３の過冷却度を確実に制御することができる。また、第２電子式膨張弁６の入口側の冷媒を確実に液冷媒とすることができるので、第２電子式膨張弁６での冷凍サイクルの安定性が向上し、また、冷媒流動音や異常振動の発生も無く、信頼性の高い冷凍空調装置を提供できる。

なお、実施の形態３では、常に過冷却熱交換器３に低温冷媒を供給する例について説明したが、これに限定されるものではない。例えば、凝縮圧力が所定値よりも高くなった場合や凝縮器２の出口水温が所定値よりも大きくなったときに、第２電子式膨張弁６を開くようにしてもよい。その場合、過冷却熱交換器３に低圧気液二相冷媒を流し、凝縮器２の出口側の冷媒が高圧気液二相状態となるようにする。

実施の形態４．
図４は本発明の実施の形態４に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路の構成図である。
図４において、冷凍空調装置の冷凍サイクル装置３１は、圧縮機１、凝縮器２、第１減圧装置である第１電子式膨張弁４、蒸発器５が冷媒配管により順次に接続されて構成されている。また、冷凍サイクル装置には、凝縮器２と第１電子式膨張弁４との間に凝縮器２からの冷媒（高圧気液二相冷媒）を低温冷媒（中間圧気液二相冷媒）と熱交換して冷却する過冷却熱交換器３が設けられている。さらに、第１電子式膨張弁４と過冷却熱交換器３との間に挿入された冷媒配管から過冷却熱交換器３を介して圧縮機１内の中間圧室に第２電子式膨張弁６（第２減圧装置）を介してバイパスするバイパス配管７が設けられている。その第２電子式膨張弁６は弁が開閉可能になっている。

凝縮器２は、例えばプレート式熱交換器からなり、暖房時に、流入される水を凝縮冷媒により加熱し、例えば６０℃の高温の水にして供給する。蒸発器５は、例えばプレートフィンアンドチューブ熱交換器からなり空気と熱交換する。過冷却熱交換器３は、例えばプレート式熱交換器からなり、第２電子式膨張弁６により減圧された中間圧気液二相冷媒により凝縮器２からの高圧気液二相冷媒を冷却するように構成されている。過冷却熱交換器３を出た中間圧気液二相冷媒は、バイパス配管７を通って圧縮機１内の中間圧室へ導入される。

圧縮機１と凝縮器２の間の冷媒配管には、圧縮機１の吐出側の冷媒圧力（高圧気液二相冷媒の圧力）を検出する圧力センサー１１が取り付けられ、過冷却熱交換器３の出口側の冷媒配管には、過冷却熱交換器３の出口側の冷媒温度を検出するサーミスタ２１（第１冷媒温度検出手段）が取り付けられている。

実施の形態４における制御装置１０は、第１電子式膨張弁４の開度を制御する他に、前述した第２電子式膨張弁６の開閉を圧縮機１の吐出側の冷媒圧力に基づいて制御するようになっている。

次に、実施の形態４の動作について説明する。
圧縮機１により圧縮された高圧蒸気冷媒は、凝縮器２で凝縮され、高圧気液二相冷媒となって過冷却熱交換器３に流入する。その気液二相冷媒は、過冷却熱交換器３内で第２電子式膨張弁６を出た中間圧気液二相冷媒により冷却され、高圧の過冷却液の状態となって第１電子式膨張弁４に流入する。その高圧の過冷却液冷媒は、第１電子式膨張弁４内で減圧され、低圧気液二相冷媒となって蒸発器５に流入し、空気と熱交換されて低圧蒸気冷媒となる。その低圧蒸気冷媒は、圧縮機１に吸入され、再び圧縮機１により圧縮される。

また、過冷却熱交換器５を出た高圧の過冷却液冷媒の一部は、第２電子式膨張弁６により中間圧まで減圧され、中間圧気液二相冷媒となって過冷却熱交換器３に流入し、凝縮器２からの高圧気液二相冷媒と熱交換する。その過冷却熱交換器３を介した中間圧気液二相冷媒は、バイパス配管７を通って圧縮機１内の中間圧室へ流入し、圧縮機１内で蒸発器５からの低圧蒸気冷媒と合流して再び圧縮機１により圧縮される。

また、制御装置１０は、圧力センサー１１により検出された圧縮機１の吐出側の冷媒圧力が第２の所定値、例えば３．５ＭＰａ以上かどうかを判定し、その冷媒圧力が３．５ＭＰａ以上のときは第２電子式膨張弁６を開く。この時、前述した中間圧気液二相冷媒が過冷却熱交換器３に流入する。また、圧縮機１の吐出側の圧力が３．５ＭＰａより低いときは第２電子式膨張弁６を全閉とし、過冷却熱交換器３に中間圧気液二相冷媒が供給されないようにする。

以上のように実施の形態４によれば、過冷却熱交換器３を凝縮器２の出口側に設け、過冷却熱交換器３を出た冷媒の一部が中間圧まで減圧された中間圧気液二相冷媒により凝縮器２からの高圧気液二相冷媒を冷却する。さらに、過冷却熱交換器３の出口側の過冷却度が常に５℃となるように第１電子式膨張弁４の開度を制御している。その結果、どのような運転条件や負荷条件であっても凝縮器２の出口側の冷媒は高圧気液二相状態とし、かつ第１電子式膨張弁４の入口側の冷媒を過冷却液状態とすることができる。そのため、凝縮器２の出口水温が６０℃である高温給湯運転においても、凝縮器２の出口側の冷媒が高圧気液二相状態であり、凝縮器２内には伝熱特性の悪い過冷却液が存在しない状態となっている。従って、凝縮圧力を低くすることができ、従来の出口水温の上限５５℃に対してその上限温度の拡大が可能となり、また、凝縮圧力を低くできるので効率のよい運転が可能となる。

また、制御装置１０により過冷却熱交換器３の出口側の冷媒の過冷却度を常に５℃となるように第１電子式膨張弁４の開度を制御しているので、第１電子式膨張弁４を通過する冷媒は、運転条件や負荷条件が変化しても常に過冷却液の状態を維持できる。そのため、冷凍サイクルの安定性が向上し、また、冷媒の流動音の発生や異常振動の発生も無く、騒音の小さな冷凍空調装置を実現できる。

さらに、過冷却熱交換器３の中間圧冷媒としては過冷却熱交換器３を出た高圧の過冷却液冷媒の一部を中間圧まで減圧した中間圧気液二相冷媒を使用している。そのため、凝縮器２を出た高圧気液二相冷媒の一部を減圧して用いる場合と比べ、第２電子式膨張弁６の入口側の冷媒を確実に液状態とすることができる。また、過冷却熱交換器３の熱交換量を確実に確保することができ、過冷却熱交換器３の過冷却度を確実に制御することができる。また、第２電子式膨張弁６の入口側の冷媒を確実に液冷媒とすることができるので、第２電子式膨張弁６での冷凍サイクルの安定性が向上し、また、冷媒の流動音や異常振動の発生も無く、信頼性の高い冷凍空調装置を提供できる。

また、制御装置１０は凝縮圧力が第２の所定値（３．５ＭＰａ）以上となると第２電子式膨張弁６を開いて過冷却熱交換器３に中間圧気液二相冷媒を供給する。また、凝縮圧力が３．５ＭＰａ以下となると第２電子式膨張弁６を全閉にして過冷却熱交換器３に中間圧気液二相冷媒を供給しないように制御している。そのため、凝縮器２の出口水温が高く、凝縮圧力を低く抑える必要のある場合のみ過冷却熱交換器３に中間圧気液二相冷媒を供給し、凝縮器２の出口を高圧気液二相状態とすることができる。

なお、実施の形態４では、圧力センサー１１により検出された圧縮機１の吐出側の冷媒圧力が３．５ＭＰａ以上のときに第２電子式膨張弁６を開くようにしたが、これに限定されるものではない。例えば、凝縮器２の出口水温が５０℃以上となった場合に、第２電子式膨張弁６を開くようにし、その出口温度が５０℃より低い場合には第２電子式膨張弁６を全閉とするようにしてもよい。また、出口水温の代わりに、出口水温の設定値により第２電子式膨張弁６の開閉を制御するようにしてもよい。

実施の形態５．
図５は本発明の実施の形態５に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路の構成図である。
図５において、冷凍空調装置の冷凍サイクル装置３１は、圧縮機１、凝縮器２、第１減圧装置である第１電子式膨張弁４、蒸発器５が冷媒配管により順次に接続されて構成されている。また、冷凍サイクル装置には、凝縮器２と第１電子式膨張弁４との間に凝縮器２からの冷媒（高圧気液二相冷媒）を低温冷媒（中間圧気液二相冷媒）と熱交換して冷却する過冷却熱交換器３が設けられている。さらに、第１電子式膨張弁４と過冷却熱交換器３との間に挿入された冷媒配管から過冷却熱交換器３を介して圧縮機１内の中間圧室に第２電子式膨張弁６（第２減圧装置）を介してバイパスするバイパス配管７が設けられている。

凝縮器２は、例えばプレート式熱交換器からなり、暖房時に凝縮冷媒により水を加熱し、例えば６０℃の高温の水にして供給する。蒸発器５は、例えばプレートフィンアンドチューブ熱交換器からなり空気と熱交換する。過冷却熱交換器３は、第２電子式膨張弁６により減圧された中間圧気液二相冷媒により凝縮器２からの高圧気液二相冷媒を冷却するように構成されている。過冷却熱交換器３を出た中間圧気液二相冷媒は、バイパス配管７を通って圧縮機１内の中間圧室へ導入される。

圧縮機１と凝縮器２の間の冷媒配管には、圧力センサー１１の他に、圧縮機１から吐出された高圧蒸気冷媒の温度を検出するサーミスタ２２が取り付けられている。なお、本実施の形態においては、図５に示すサーミスタ２１を第１サーミスタ２１（第１冷媒温度検出手段）とし、サーミスタ２２を第２サーミスタ２２（第２冷媒温度検出手段）とする。

実施の形態５における制御装置１０は、第１電子式膨張弁４の開度を制御する他に、第２電子式膨張弁６の開度を圧縮機１の吐出側の冷媒圧力と第２サーミスタ２２により検出された圧縮機１の吐出側の冷媒温度とに基づいて制御するようになっている。

次に、実施の形態５の動作について説明する。
圧縮機１により圧縮された高圧蒸気冷媒は、凝縮器２で凝縮され、高圧気液二相冷媒となって過冷却熱交換器３に流入する。その気液二相冷媒は、過冷却熱交換器３内で第２電子式膨張弁６を出た中間圧気液二相冷媒により冷却され、高圧の過冷却液の状態となって第１電子式膨張弁４に流入する。その高圧の過冷却液冷媒は、第１電子式膨張弁４内で減圧され、低圧気液二相冷媒となって蒸発器５に流入し、空気と熱交換されて蒸発し、低圧蒸気冷媒となる。その低圧蒸気冷媒は、圧縮機１に吸入され、再び圧縮機１により圧縮される。

また、過冷却熱交換器３を出た高圧の過冷却液冷媒の一部は、第２電子式膨張弁６により中間圧まで減圧され、中間圧気液二相冷媒となって過冷却熱交換器３に流入し、凝縮器２からの高圧気液二相冷媒と熱交換する。その過冷却熱交換器３を介した中間圧気液二相冷媒は、バイパス回路３２のバイパス配管を通って圧縮機１内の中間圧室へ流入し、圧縮機１内で蒸発器５からの低圧蒸気冷媒と合流して再び圧縮機１により圧縮される。

一方、制御装置１０は、圧力センサー１１により検出された圧縮機１の吐出側の高圧蒸気冷媒の圧力を読み込んで飽和液温度を演算する。さらに、制御装置１０は、第１サーミスタ２１により検出された過冷却熱交換器３の出口側の過冷却液状態の冷媒温度を読み込んで、先に演算した飽和液温度とその冷媒温度の差から過冷却熱交換器３の出口側の過冷却度を算出する。そして、制御装置１０は、算出した過冷却度と第１の所定値である５℃とを比較し、その第１の所定値との差があるときは過冷却度が５℃となるように第１電子式膨張弁４の開度を制御する。例えば、制御装置１０は、算出した過冷却度が５℃よりも低いときは、過冷却度が５℃まで上がるように第１電子式膨張弁４の開度を小さくし、過冷却度が５℃よりも高いときは、過冷却度が５℃まで下がるように第１電子式膨張弁４の開度を大きくする。

また、制御装置１０は、圧力センサー１１を介して読み込んだ高圧蒸気冷媒の圧力から飽和蒸気温度を演算する。次いで、制御装置１０は、第２サーミスタ２２により検出された圧縮機１の吐出側の冷媒温度を読み込んで、先に演算した飽和蒸気温度とその冷媒温度の差から圧縮機１の吐出側の冷媒過熱度を算出する。さらに、制御装置１０は、算出した冷媒過熱度と第３の所定値である例えば２０℃とを比較し、その第３の所定値との差があるときは冷媒過熱度が２０℃となるように第２電子式膨張弁６の開度を制御する。例えば、制御装置１０は、算出した冷媒過熱度が２０℃よりも低いときは、冷媒過熱度が２０℃まで上がるように第２電子式膨張弁６の開度を小さくし、冷媒過熱度が２０℃よりも高いときは、冷媒過熱度が２０℃まで下がるように第２電子式膨張弁６の開度を大きくする。

以上のように実施の形態５によれば、過冷却熱交換器３を凝縮器２の出口側に設け、過冷却熱交換器３を出た冷媒の一部が中間圧まで減圧された中間圧気液二相冷媒により凝縮器２からの高圧気液二相冷媒を冷却する。さらに、過冷却熱交換器３の出口側の過冷却度が常に５℃となるように第１電子式膨張弁４の開度を制御している。その結果、どのような運転条件や負荷条件であっても凝縮器２の出口側の冷媒は高圧気液二相状態とし、かつ第１電子式膨張弁４の入口側の冷媒を過冷却液状態とすることができる。このため、凝縮器２の出口水温が６０℃である高温給湯運転においても、凝縮器２の出口側の冷媒が高圧気液二相状態であり、凝縮器２内には伝熱特性の悪い過冷却液が存在しない状態となっている。従って、凝縮圧力を低くすることができ、従来の出口水温の上限５５℃に対してその上限温度の拡大が可能となり、また、凝縮圧力を低くできるので効率のよい運転が可能となる。

また、制御装置１０により過冷却熱交換器５の出口側の冷媒の過冷却度を常に５℃となるように第１電子式膨張弁４の開度を制御しているので、第１電子式膨張弁４を通過する冷媒は、運転条件や負荷条件が変化しても常に過冷却液の状態を維持できる。そのため、冷凍サイクルの安定性が向上し、また、冷媒の流動音の発生や異常振動の発生も無く、騒音の小さな冷凍空調装置を実現できる。

さらに、制御装置１０により圧縮機１の吐出側の冷媒過熱度が常に２０℃となるように第２電子式膨張弁６の開度を制御しているので、圧縮機１の吐出側の冷媒過熱度が上昇しやすい高温給湯時に確実に圧縮機１の吐出側の冷媒過熱度を２０℃に保つことが可能になる。そのため、圧縮機１や圧縮機１の潤滑油の温度上昇を抑制でき、信頼性の高い冷凍空調装置を提供できる。

実施の形態６．
図６は本発明の実施の形態６に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路の構成図である。
図６において、冷凍空調装置の冷凍サイクル装置３１は、圧縮機１、冷房運転と暖房運転を切り替える四方弁８、第１熱交換器２ａ、第１電子式膨張弁４（第１減圧装置）、第２熱交換器５ａ、アキュムレータ９が冷媒配管により順次に接続されて構成されている。また、冷凍サイクル装置には、第１熱交換器２ａと第１電子式膨張弁４との間に第１熱交換器２ａからの冷媒（高圧気液二相冷媒）を低温冷媒（中間圧気液二相冷媒）と熱交換して冷却する過冷却熱交換器３が設けられている。さらに、第１電子式膨張弁４と過冷却熱交換器３との間に挿入された冷媒配管から過冷却熱交換器３を介して圧縮機１内の中間圧室に第２電子式膨張弁６（第２減圧装置）を介してバイパスするバイパス配管７が設けられている。

第１熱交換器２ａは、例えばプレート式熱交換器からなり、暖房時に、流入する水を凝縮冷媒により加熱し、例えば６０℃の高温の水にして供給する。第２熱交換器５ａは、例えばプレートフィンアンドチューブ熱交換器からなり空気と熱交換する。過冷却熱交換器３は、例えばプレート式熱交換器からなり、第２電子式膨張弁６により減圧された中間圧気液二相冷媒により第１熱交換器２ａからの高圧気液二相冷媒を冷却するように構成されている。過冷却熱交換器３を出た中間圧気液二相冷媒は、バイパス配管７を通って圧縮機１内の中間圧室へ導入される。

過冷却熱交換器３の出口側の冷媒配管には、過冷却熱交換器３の出口側の冷媒温度を検出する第１サーミスタ２１（第１冷媒温度検出手段）が取り付けられている。圧縮機１と四方弁７の間の冷媒配管には、圧縮機１の吐出側の冷媒圧力（高圧蒸気冷媒の圧力）を検出する圧力センサー１１（冷媒圧力検出手段）と、圧縮機１から吐出された高圧蒸気冷媒の温度を検出する第２サーミスタ２２（第２冷媒温度検出手段）とが取り付けられている。さらに、第１熱交換器２ａと過冷却熱交換器３の間の冷媒配管には、第１熱交換器２ａの出口側の冷媒温度を検出する第３サーミスタ２３（第３冷媒温度検出手段）が取り付けられている。

実施の形態６における制御装置１０は、圧力センサー１１により検出された圧縮機１の吐出側の冷媒圧力と第２サーミスタ２２により検出された圧縮機１の吐出側の冷媒温度とに基づいて第２電子式膨張弁６の開度を制御する。また、制御装置１０は、第２電子式膨張弁６が開いているとき、圧力センサー１１の検出による冷媒圧力と第１サーミスタ２１の検出による過冷却熱交換器３の出口側の冷媒温度とに基づいて第１電子式膨張弁４の開度を制御する。さらに、制御装置１０は、第２電子式膨張弁６が閉じているとき、圧力センサー１１の検出による冷媒圧力と第３サーミスタ２３の検出による第１熱交換器２ａの出口側の冷媒温度とに基づいて第１電子式膨張弁４の開度を制御する。

次に、実施の形態６の動作について説明する。
暖房運転時、圧縮機１により圧縮された高圧蒸気冷媒は、四方弁７を通って第１熱交換器２ａに流入し、第１熱交換器２ａにより凝縮されて高圧気液二相冷媒となり、過冷却熱交換器３に流入する。その気液二相冷媒は、過冷却熱交換器３内で第２電子式膨張弁６を出た中間圧気液二相冷媒で冷却され、高圧の過冷却液の状態となって第１電子式膨張弁４に流入する。その高圧の過冷却液冷媒は、第１電子式膨張弁４内で減圧され、低圧気液二相冷媒となって第２熱交換器５ａに流入し、空気と熱交換されて蒸発し、低圧蒸気冷媒となる。その低圧蒸気冷媒は、アキュムレータ９を通って圧縮機１に吸入され、再び圧縮される。

また、過冷却熱交換器３を出た高圧過冷却液冷媒の一部は、第２電子式膨張弁６により中間圧まで減圧され、中間圧気液二相冷媒となって過冷却熱交換器３に流入し、第１熱交換器２ａからの高圧気液二相冷媒と熱交換する。その過冷却熱交換器３を介した中間圧気液二相冷媒は、バイパス配管７を通って圧縮機１内の中間圧室へ流入し、圧縮機１内でアキュムレータ９からの低圧蒸気冷媒と合流して再び圧縮機１により圧縮される。

一方、制御装置１０は、圧力センサー１１により検出された圧縮機１の吐出側の高圧蒸気冷媒の圧力を読み込んで飽和液温度を演算する。さらに、制御装置１０は、第２サーミスタ２２により検出された圧縮機１の吐出側の冷媒温度を読み込んで、先に演算した飽和蒸気温度とその冷媒温度の差から圧縮機１の吐出側の冷媒過熱度を算出する。そして、制御装置１０は、算出した冷媒過熱度と第３の所定値である例えば２０℃とを比較し、その第３の所定値との差があるときは冷媒過熱度が２０℃となるように第２電子式膨張弁６の開度を制御する。例えば、制御装置１０は、算出した冷媒過熱度が２０℃よりも低いときは、冷媒過熱度が２０℃まで上がるように第２電子式膨張弁６の開度を小さくし、冷媒過熱度が２０℃よりも高いときは、冷媒過熱度が２０℃まで下がるように第２電子式膨張弁６の開度を大きくする。

また、制御装置１０は、第２電子式膨張弁６が開いているとき、第１サーミスタ２１により検出された過冷却熱交換器３の出口側の過冷却液状態の冷媒温度を読み込んで、先に演算した飽和液温度とその冷媒温度の差から過冷却熱交換器３の出口側の過冷却度を算出する。次いで、制御装置１０は、算出した過冷却度と第１の所定値である５℃とを比較し、その過冷却度が５℃よりも低いときは、過冷却度が５℃まで上がるように第１電子式膨張弁４の開度を小さくする。また、制御装置１０は、過冷却度が５℃よりも高いとき、過冷却度が５℃まで下がるように第１電子式膨張弁４の開度を大きくする。

さらに、制御装置１０は、第２電子式膨張弁６が閉じているとき、第３サーミスタ２３により検出された第１熱交換器２ａの出口側の高圧気液二相冷媒の温度を読み込んで、先に演算した飽和液温度とその冷媒温度の差から第１熱交換器２ａの出口側の過冷却度を算出する。次いで、制御装置１０は、算出した過冷却度と第１の所定値である５℃とを比較し、その過冷却度が５℃よりも低いときは、前記と同様に第１電子式膨張弁４の開度を小さくする。また、制御装置１０は、過冷却度が５℃よりも高いとき、前記と同様に第１電子式膨張弁４の開度を大きくする。

なお、冷房運転時は、第１熱交換器２ａが蒸発器として、第２熱交換器５ａが凝縮器として動作するが、第２電子式膨張弁６を常に閉状態とし、過冷却熱交換器３では熱交換されないように制御している。

以上のように実施の形態６によれば、過冷却熱交換器３を第１熱交換器２ａの出口側に設け、過冷却熱交換器３を出た冷媒の一部を中間圧まで減圧した中間圧気液二相冷媒により第１熱交換器２ａからの高圧気液二相冷媒を冷却する。さらに、過冷却熱交換器３の出口側の過冷却度が常に５℃となるように第１電子式膨張弁４の開度を制御している。その結果、どのような運転条件や負荷条件であっても第１熱交換器２ａの出口側の冷媒は高圧気液二相状態とし、かつ第１電子式膨張弁４の入口側の冷媒を過冷却液状態とすることができる。このため、第１熱交換器２ａの出口水温が６０℃である高温給湯運転においても、第１熱交換器２ａの出口側の冷媒が高圧気液二相状態であり、第１熱交換器２ａ内には伝熱特性の悪い過冷却液が存在しない状態となっている。従って、凝縮圧力を低くすることができ、従来の出口水温の上限５５℃に対しその上限温度の拡大が可能となり、また、凝縮圧力を低くできるので効率のよい運転が可能となる。

また、第２電子式膨張弁６の開閉状態により第１電子式膨張弁４の制御対象を変え、常に冷凍サイクルを最適な状態に制御している。第２電子式膨張弁６が全閉となり過冷却熱交換器３に中間圧気液二相冷媒が供給されない場合は、第１熱交換器２ａを出た高圧気液二相冷媒が過冷却熱交換器３内で熱交換されずに通過する。その結果、過冷却熱交換器３を通過することによる圧力損失の分だけ圧力が低下する。第１熱交換器２ａの出口側の過冷却度を正確に検知するためには、第１熱交換器２ａの出口側の冷媒温度を使用する方が過冷却熱交換器３の出口側の冷媒温度を用いるよりも適切である。これにより、確実に冷凍サイクルを最適な状態に制御でき、効率が高く、また、液バックなどの発生のない、信頼性の高い冷凍空調装置を提供できる。

なお、実施の形態６では、第２電子式膨張弁６を圧縮機１の吐出側の冷媒過熱度によって制御する例について説明したが、これに限定されるものではない。例えば、圧縮機１の吐出側の冷媒温度により制御してもよい。すなわち、圧縮機１の吐出側の冷媒温度が１１０℃以下のときは第２電子式膨張弁６を全閉とし、その冷媒温度が１１０℃を超えるときは圧縮機１の吐出側の冷媒温度が１１０℃となるように第２電子式膨張弁６を制御する。

実施の形態７．
図７は本発明の実施の形態７に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路の構成図である。
図７において、実施の形態７の冷凍空調装置は、図６に示す実施の形態６と同様の冷凍サイクル装置３１を備え、第１および第３サーミスタ２１、２３が取り外された構成となっている。制御装置１０は、圧力センサー１１（冷媒圧力検出手段）により検出された圧縮機１の吐出側の冷媒圧力とサーミスタ２２（冷媒温度検出手段）により検出された圧縮機１の吐出側の冷媒温度とに基づいて第１電子式膨張弁４および第２電子式膨張弁６の開度をそれぞれ制御する。

次に、実施の形態７の動作について説明する。
暖房運転時は、圧縮機１により圧縮された高圧蒸気冷媒は、四方弁８を通って第１熱交換器２ａに流入し、第１熱交換器２ａにより凝縮されて高圧気液二相冷媒となり、過冷却熱交換器３に流入する。その気液二相冷媒は、過冷却熱交換器３内で第２電子式膨張弁６を出た中間圧気液二相冷媒で冷却され、高圧の過冷却液の状態となって第１電子式膨張弁４に流入する。その高圧の過冷却液冷媒は、第１電子式膨張弁４内で減圧され、低圧気液二相冷媒となって第２熱交換器５ａに流入し、空気と熱交換されて蒸発し、低圧蒸気冷媒となる。その低圧蒸気冷媒は、アキュムレータ９を通って圧縮機１に吸入され、再び圧縮される。

また、過冷却熱交換器３を出た高圧の過冷却液冷媒の一部は、第２電子式膨張弁６により中間圧まで減圧され、中間圧気液二相冷媒となって過冷却熱交換器３に流入し、第１熱交換器２ａからの高圧気液二相冷媒と熱交換する。その過冷却熱交換器３を介した中間圧気液二相冷媒は、バイパス配管７を通って圧縮機１内の中間圧室へ流入し、圧縮機１内でアキュムレータ９からの低圧蒸気冷媒と合流して再び圧縮機１により圧縮される。

一方、制御装置１０は、圧力センサー１１により検出された圧縮機１の吐出側の高圧蒸気冷媒の圧力を読み込んで飽和液温度を演算する。さらに、制御装置１０は、サーミスタ２２により検出された圧縮機１の吐出側の冷媒温度を読み込んで、先に演算した飽和蒸気温度とその冷媒温度の差から圧縮機１の吐出側の冷媒過熱度を算出する。そして、制御装置１０は、算出した冷媒過熱度と第３の所定値である例えば２０℃とを比較し、その第３の所定値との差があるときは冷媒過熱度が２０℃となるように第２電子式膨張弁６の開度を制御する。例えば、制御装置１０は、算出した冷媒過熱度が２０℃よりも低いときは、冷媒過熱度が２０℃まで上がるように第２電子式膨張弁６の開度を小さくし、冷媒過熱度が２０℃よりも高いときは、冷媒過熱度が２０℃まで下がるように第２電子式膨張弁６の開度を大きくする。

また、制御装置１０は、先に演算した飽和液温度と第１熱交換器２ａの出口水温との温度差が第４の所定値である例えば３℃となるように第１電子式膨張弁４の開度を制御する。例えば、制御装置１０は、その温度差が３℃よりも低いときは、温度差が３℃になるように第１電子式膨張弁４の開度を小さくし、圧縮機１の吐出側の圧力が上がるようにする。また、制御装置１０は、逆に飽和液温度と第１熱交換器２ａの出口水温との温度差が３℃よりも高いときは、温度差が３℃になるように第１電子式膨張弁４の開度を大きくし、圧縮機１の吐出側の圧力を下げるようにする。

実施の形態７における冷凍空調装置では、圧力センサー１１とサーミスタ２２の２つのセンサーで第１電子式膨張弁４と第２電子式膨張弁６の開度を制御しており、前述した実施の形態６と比べセンサーの数を低減でき、冷凍空調装置の低コスト化が可能となる。

１圧縮機、２凝縮器、２ａ第１熱交換器、３過冷却熱交換器、４電子式膨張弁（第１電子式膨張弁）、５蒸発器、５ａ第２熱交換器、６第２電子式膨張弁、
７バイパス配管、８四方弁、９アキュムレータ、１０制御装置、１１圧力センサー、２１サーミスタ（第１サーミスタ）、２２第２サーミスタ（サーミスタ）、
２３第３サーミスタ、３１冷凍サイクル装置。

Claims

圧縮機、凝縮器、第１減圧装置、蒸発器が冷媒配管により順次に接続された冷凍サイクル装置と、
前記冷凍サイクル装置の凝縮器と第１減圧装置との間に挿入され前記凝縮器からの冷媒を低温冷媒と熱交換して冷却する過冷却熱交換器と、
前記過冷却熱交換器と前記第１減圧装置との間の冷媒配管から前記過冷却熱交換器を介して前記圧縮機内の中間圧力室にバイパスするバイパス配管と、
前記バイパス配管のうち、前記冷媒配管から前記過冷却熱交換器の間のバイパス配管に挿入された第２減圧装置と、
前記圧縮機から吐出される冷媒の圧力を検出する冷媒圧力検出手段と、
前記過冷却熱交換器から流出される冷媒の温度を検出する第１冷媒温度検出手段と、
前記冷媒圧力検出手段により検出された冷媒の圧力から飽和蒸気温度を演算し、前記第１冷媒温度検出手段により検出された冷媒の温度を読み込んで、先に演算した飽和蒸気温度と前記冷媒の温度との差から前記過冷却熱交換器の過冷却度を演算し、その過冷却度が第１の所定値になるように前記第１減圧装置の開度を制御し、さらに、前記冷媒圧力検出手段により検出された冷媒の圧力と第２の所定値とを比較し、その冷媒の圧力が第２の所定値以上のときに前記第２減圧装置を開き、前記圧力が第２の所定値よりも低いときには前記第２減圧装置を閉じる制御装置とを備え、
前記過冷却熱交換器に中間圧冷媒を低温冷媒として流入させることを特徴とする冷凍空調装置。
圧縮機、凝縮器、第１減圧装置、蒸発器が冷媒配管により順次に接続された冷凍サイクル装置と、
前記冷凍サイクル装置の凝縮器と第１減圧装置との間に挿入され前記凝縮器からの冷媒を低温冷媒と熱交換して冷却する過冷却熱交換器と、
前記過冷却熱交換器と前記第１減圧装置との間の冷媒配管から前記過冷却熱交換器を介して前記圧縮機内の中間圧力室にバイパスするバイパス配管と、
前記バイパス配管のうち、前記冷媒配管から前記過冷却熱交換器の間のバイパス配管に挿入された第２減圧装置と、
前記圧縮機から吐出される冷媒の圧力を検出する冷媒圧力検出手段と、
前記過冷却熱交換器から流出される冷媒の温度を検出する第１冷媒温度検出手段と、
前記圧縮機の吐出側の冷媒の温度を検出する第２冷媒温度検出手段と、
前記冷媒圧力検出手段により検出された冷媒の圧力から飽和蒸気温度を演算し、前記第１冷媒温度検出手段により検出された冷媒の温度を読み込んで、先に演算した飽和蒸気温度と前記冷媒の温度との差から前記過冷却熱交換器の過冷却度を演算し、その過冷却度が第１の所定値になるように前記第１減圧装置の開度を制御し、さらに、前記第２冷媒温度検出手段により検出された冷媒の温度を読み込んで、先に演算した飽和蒸気温度と前記冷媒の温度との差から前記圧縮機の冷媒過熱度を演算し、その冷媒過熱度が第３の所定値となるように前記第２減圧装置の開度を制御する制御装置とを備え、
前記過冷却熱交換器に中間圧冷媒を低温冷媒として流入させることを特徴とする冷凍空調装置。
圧縮機、四方弁、第１熱交換器、第１減圧装置、第２熱交換器が冷媒配管により順次に接続された冷凍サイクル装置と、
前記冷凍サイクル装置の第１熱交換器と第１減圧装置との間に挿入され前記第１熱交換器からの冷媒を低温冷媒と熱交換して冷却する過冷却熱交換器と、
前記過冷却熱交換器と前記第１減圧装置との間の冷媒配管から前記過冷却熱交換器を介して前記圧縮機内の中間圧力室にバイパスするバイパス配管と、
前記バイパス配管のうち、前記冷媒配管から前記過冷却熱交換器の間のバイパス配管に挿入された第２減圧装置と、
前記圧縮機の吐出側の冷媒の圧力を検出する冷媒圧力検出手段と、
前記過冷却熱交換器の流出側の冷媒の温度を検出する第１冷媒温度検出手段と、
前記圧縮機の吐出側の冷媒の温度を検出する第２冷媒温度検出手段と、
前記第１熱交換器の流出側の冷媒の温度を検出する第３冷媒温度検出手段と、
前記冷媒圧力検出手段により検出された冷媒の圧力から飽和蒸気温度を演算し、前記第２冷媒温度検出手段により検出された冷媒の温度を読み込んで、先に演算した飽和蒸気温度と前記冷媒の温度との差から前記圧縮機の冷媒過熱度を演算し、その冷媒過熱度が第３の所定値になるように前記第２減圧装置の開度を制御し、前記第２減圧装置が開いているときには、前記第１冷媒温度検出手段により検出された冷媒を読み込んで、先に演算した飽和蒸気温度と前記冷媒の温度との差から前記過冷却熱交換器の過冷却度を演算し、その過冷却度が第１の所定値になるように前記第１減圧装置の開度を制御する制御装置とを備え、
前記制御装置は、前記第２減圧装置が閉じているときに、前記第３冷媒温度検出手段により検出された冷媒の温度を読み込んで、先に演算した飽和蒸気温度と前記冷媒の温度との差から前記第１熱交換器の過冷却度を演算し、その過冷却度が第１の所定値になるように前記第１減圧装置の開度を制御し、
前記過冷却熱交換器に中間圧冷媒を低温冷媒として流入させることを特徴とする冷凍空調装置。
圧縮機、四方弁、第１熱交換器、第１減圧装置、第２熱交換器が冷媒配管により順次に接続された冷凍サイクル装置と、
前記冷凍サイクル装置の第１熱交換器と第１減圧装置との間に挿入され前記第１熱交換器からの冷媒を低温冷媒と熱交換して冷却する過冷却熱交換器と、
前記過冷却熱交換器と前記第１減圧装置との間の冷媒配管から前記過冷却熱交換器を介して前記圧縮機内の中間圧力室にバイパスするバイパス配管と、
前記バイパス配管のうち、前記冷媒配管から前記過冷却熱交換器の間のバイパス配管に挿入された第２減圧装置と、
前記圧縮機の吐出側の冷媒の圧力を検出する冷媒圧力検出手段と、
前記圧縮機の吐出側の冷媒の温度を検出する冷媒温度検出手段と、
前記冷媒圧力検出手段により検出された冷媒の圧力から飽和蒸気温度を演算し、その飽和蒸気温度と前記第１熱交換器の出口水温との温度差が第４の所定値になるように前記第１減圧装置の開度を制御し、さらに、前記冷媒温度検出手段により検出された冷媒の温度を読み込んで、先に演算した飽和蒸気温度と前記冷媒の温度との差から前記圧縮機の冷媒過熱度を演算し、その冷媒過熱度が第３の所定値になるように前記第２減圧装置の開度を制御する制御装置とを備え、
前記過冷却熱交換器に中間圧冷媒を低温冷媒として流入させることを特徴とする冷凍空調装置。