JP6393181B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、冷凍サイクルを利用した空気調和機、冷凍機などの冷凍サイクル装置に関し、特に冷媒としてＲ４０７Ｅを採用した冷凍サイクル装置に関する。

地球温暖化防止の観点から、冷凍サイクル装置から万が一冷媒が漏えいした際に地球温暖化への影響を最小限に抑える目的として、冷凍サイクル装置に封入する冷媒として地球温暖化係数（ＧＷＰ；global warming potential）の小さい冷媒（低ＧＷＰ冷媒）の採用が検討されている。特に冷凍機ではＧＷＰ値の高いＲ４０４Ａ（ＧＷＰ＝３９４０）が採用されており、低ＧＷＰ冷媒の採用が急務である。

現在、冷凍サイクル装置に採用する低ＧＷＰ冷媒の候補としては、不燃性冷媒と、燃焼性を有する微燃性冷媒と、が存在する。冷媒量の少ない冷凍サイクル装置においては、万が一冷媒が漏えいしたとしても漏えい先の冷媒濃度を可燃濃度未満に設定できる可能性があるので、微燃性冷媒を採用できる場合がある。しかし、冷媒量の多い冷凍サイクル装置に微燃性冷媒を採用する場合は、何らかの安全対策を施す必要があり、不燃性冷媒よりも取り扱い面で劣る。

このため、冷媒量の多いビル用マルチ機や冷凍機では、不燃性の低ＧＷＰ冷媒を採用することが望ましい。不燃性の低ＧＷＰ冷媒としては、例えば、Ｒ３２やＲ１２５などのＨＦＣ冷媒に、冷媒の分子構造に二重結合を有するＨＦＯ冷媒を混合したＨＦＯ混合冷媒がある。しかし、ＨＦＯ冷媒は空気や水分混入時の化学安定性が低いため、ＨＦＯ冷媒の分解生成物により冷凍機油の全酸価が上昇し、圧縮機摺動部の摩耗を促進するおそれがある。このため、冷凍サイクル装置に冷媒としてＨＦＯ冷媒やＨＦＯ混合冷媒を採用した構成においては、冷凍機油の選定等に工夫が必要となる。

そこで、ＨＦＯ冷媒を混合していないＨＦＣ冷媒のみで構成された冷媒が望ましく、その候補として、Ｒ４０７Ｅ（Ｒ３２：Ｒ１２５：Ｒ１３４ａ＝２５：１５：６０ｗｔ％）がある。Ｒ４０７Ｅは、ＧＷＰ＝１４２５（IPCC Fifth Assessment Report(AR5)）とＲ４０４Ａの半分以下のＧＷＰ値であるとともに、ＧＷＰ１５００以下の冷媒であり、ＧＷＰ値の低減に有効である。

冷凍機では、利用側熱交換器における冷媒の蒸発温度を−４０℃程度まで低下させる必要があり、圧縮機での圧力比が大きくなり、圧縮機から吐出される冷媒の温度が高くなるおそれがある。このため、圧縮機から吐出される冷媒の温度を低く抑えるために、圧縮機の圧縮過程の途中に液相を含む冷媒を導入する液インジェクション圧縮機を搭載する場合がある。また、空気調和機のおいても、外気温度が低い寒冷地仕様においては、冷凍機と同様に、圧縮機での圧力比が大きくなり、圧縮機から吐出される冷媒の温度が高くなるおそれがあることから、液インジェクション圧縮機を採用した製品が存在する。

液インジェクション圧縮機を搭載した冷凍サイクル装置に、冷媒としてＲ４０７Ｅを採用した構成としては、例えば、特許文献１（特開２００２−１０６９１７号公報）が開示されている。

特開２００２−１０６９１７号公報

前述のように、圧縮機の吸入側の圧力が低下する冷凍機や寒冷地向け空気調和機では、圧縮機での圧力比が大きくなり、圧縮機から吐出される冷媒の温度が高くなる。これにより、圧縮機摺動部を潤滑する冷凍機油の温度が上昇し、冷凍機油の劣化が促進され、劣化生成物であるカルボン酸により冷凍機油の全酸価が上昇し、圧縮機摺動部の摩耗を促進するおそれがある。このため、圧縮機から吐出される冷媒の温度には適正値が存在する。

また、圧縮機の吐出側の冷媒が気液二相の状態であると、液相の冷媒が存在するので圧縮室をシールしている冷凍機油の粘度が低下しシール性が低下することで、圧縮室から冷媒が漏れて圧縮機の効率が低下する、あるいは、圧縮機摺動部の潤滑性が低下するおそれがある。このため、圧縮機の吐出側の冷媒は、過熱状態（冷媒の温度が飽和温度より高温の状態）が望ましい。

ゆえに、圧縮機から吐出される冷媒の温度を制御する目的で、冷凍サイクル装置の圧縮機として液インジェクション圧縮機を採用する場合がある。また、液インジェクション圧縮機を冷却するために必要な液インジェクション量は、熱源側熱交換器での凝縮温度と、利用側熱交換器での蒸発温度と、によって変化する。このため、圧縮機から吐出される冷媒の温度を適正値に制御するためには、凝縮温度と蒸発温度に応じた液インジェクション量の適正範囲が存在する。しかしながら、引用文献１に開示された冷凍サイクル装置には、液インジェクション量について、検討されていない。

そこで、本発明は、圧縮機の信頼性を確保するとともに、圧縮機の効率低下を抑制する冷凍サイクル装置を提供することを課題とする。

このような課題を解決するために、本発明に係る冷凍サイクル装置は、液インジェクション圧縮機、熱源側熱交換器、液側接続配管、膨張装置、利用側熱交換器、ガス側接続配管を順次連結してなる冷凍サイクルと、前記熱源側熱交換器と液側接続配管の間から流量調整装置を介して前記液インジェクション圧縮機のインジェクションポートに冷媒を導入するバイパス経路と、前記流量調整装置の開度を制御する制御装置と、を備える冷凍サイクル装置であって、前記冷凍サイクル装置に封入する冷媒としてＲ４０７Ｅを採用し、前記制御装置は、前記液インジェクション圧縮機から吐出される冷媒の温度Ｔｄが１１０℃以下、かつ、前記液インジェクション圧縮機から吐出された冷媒の過熱度ＴｄＳＨが１０Ｋ以上の範囲で制御する場合、前記バイパス経路を流れる冷媒の流量と、前記利用側熱交換器を流れる冷媒の流量との比が、前記利用側熱交換器での蒸発温度が−４０℃のときは、８．１１×１０^-3 ×Ｔｃ＋１．２８×１０^-1 以上、かつ、１．５２×１０^-2 ×Ｔｃ＋４．８１×１０^-1 以下、前記利用側熱交換器での蒸発温度が−２０℃のときは、６．６０×１０^-3 ×Ｔｃ＋２．１４×１０^-1 （但し、０未満の場合は０とする）以上、かつ、７．８６×１０^-3 ×Ｔｃ＋１．９９×１０^-1 以下、前記利用側熱交換器での蒸発温度が−１０℃のときは、０以上、かつ、５．５４×１０^-3 ×Ｔｃ＋１．４９×１０^-1 以下（但し、Ｔｃ：前記熱源側熱交換器の凝縮温度［℃］）になるように、前記流量調整装置の開度を制御することを特徴とする。

本発明によれば、圧縮機の信頼性を確保するとともに、圧縮機の効率低下を抑制する冷凍サイクル装置を提供することができる。

第１実施形態に係る冷凍サイクル装置の冷凍サイクル系統図である。 蒸発温度−４０℃、吐出側冷媒過熱度１０Ｋにおけるインジェクション流量比と凝縮温度との関係を示すグラフである。 蒸発温度−４０℃、吐出側冷媒温度１１０℃におけるインジェクション流量比と凝縮温度との関係を示すグラフである。 蒸発温度−２０℃、吐出側冷媒過熱度１０Ｋにおけるインジェクション流量比と凝縮温度との関係を示すグラフである。 蒸発温度−２０℃、吐出側冷媒温度１１０℃におけるインジェクション流量比と凝縮温度との関係を示すグラフである。 蒸発温度−１０℃、吐出側冷媒過熱度１０Ｋにおけるインジェクション流量比と凝縮温度との関係を示すグラフである。 蒸発温度−１０℃、吐出側冷媒温度１１０℃におけるインジェクション流量比と凝縮温度との関係を示すグラフである。 第１実施形態の変形例に係る冷凍サイクル装置の冷凍サイクル系統図である。 第２実施形態に係る冷凍サイクル装置の冷凍サイクル系統図である。

以下、本発明を実施するための形態（以下「実施形態」という）について、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。なお、各図において、共通する部分には同一の符号を付し重複した説明を省略する。

≪第１実施形態≫
＜冷凍サイクル装置＞
第１実施形態に係る冷凍サイクル装置Ｓについて図１を用いて説明する。図１は、第１実施形態に係る冷凍サイクル装置Ｓの冷凍サイクル系統図である。なお、以下の説明において、冷凍サイクル装置Ｓは、冷媒としてＲ４０７Ｅを採用した冷凍機であるものとして説明する。

冷凍サイクル装置Ｓは、室外機ユニット１０と、利用側ユニット２０と、を備え、液側接続配管５及びガス側接続配管６で接続されて構成されている。室外機ユニット１０は、液インジェクション圧縮機（圧縮機）１と、凝縮器として作用する熱源側熱交換器２と、液配管３と、阻止弁４と、阻止弁７と、ガス配管８と、アキュムレータ９と、インジェクション流量調整装置３０と、インジェクション配管３１と、制御装置５０と、を備えている。利用側ユニット２０は、膨張装置２１と、蒸発器として作用する利用側熱交換器２２と、を備えている。

液インジェクション圧縮機１、熱源側熱交換器２、液配管３、阻止弁４、液側接続配管５、膨張装置２１、利用側熱交換器２２、ガス側接続配管６、阻止弁７、ガス配管８、アキュムレータ９を順次連結してなる冷凍サイクル（冷媒循環路）が形成されている。

また、液配管３から分岐して、インジェクション流量調整装置３０、インジェクション配管３１を通って、液インジェクション圧縮機１のインジェクションポートに接続するバイパス経路が形成されている。制御装置５０は、インジェクション流量調整装置３０の開度を制御することにより、インジェクション配管３１を流れる冷媒の流量、即ち、液インジェクション圧縮機１のインジェクションポートに流入する冷媒の流量を制御する。なお、インジェクション流量調整装置３０は、開度を制御可能な電子膨張弁で構成されていてもよく、複数のキャピラリと電磁弁の組み合わせで構成され、電磁弁の開閉により開度を制御可能に構成されるものであってもよい。

冷凍サイクル装置Ｓの冷凍運転の場合、圧縮機１で圧縮された高温高圧のガス冷媒は、冷凍機油とともに圧縮機１から吐出され、凝縮器として作用する熱源側熱交換器２に流入し、ここで熱源側熱媒体（室外空気）と熱交換することにより凝縮・液化して液冷媒となる。その後、液冷媒は、液配管３、阻止弁４を通り、液側接続配管５を経て、利用側ユニット２０へ送られる。利用側ユニット２０へ送られた液冷媒は、膨張装置２１へ流入し、ここで低圧まで減圧されて低圧二相状態となり、蒸発器として作用する利用側熱交換器２２に流入し、ここで空気等の利用側熱媒体と熱交換することにより蒸発・ガス化してガス冷媒となる。その後、ガス冷媒は、ガス側接続配管６を経て、室外機ユニット１０に送られる。室外機ユニット１０へ送られたガス冷媒は、阻止弁７、ガス配管８を通り、アキュムレータ９にて適切な吸入かわき度に調整され、再び圧縮機１へ吸入され圧縮される。なお、余剰冷媒は、アキュムレータ９に貯留され、冷凍サイクルの運転圧力、温度が正常な状態に保たれる。

ここで、利用側熱交換器２２での蒸発温度ＥＴは、冷却対象物（図示せず）に応じて使用者が設定する（例えば、−４０℃、−２０℃、−１０℃等）。冷凍サイクル装置Ｓの制御装置５０は、設定された蒸発温度ＥＴになるように、圧縮機１の運転周波数、膨張装置２１等を制御する。また、熱源側熱交換器２での凝縮温度Ｔｃは、熱源側熱媒体（室外空気）の温度（外気温度）、冷媒循環量、熱源側熱交換器２を流れる熱源側熱媒体（室外空気）の流量によって変化する。

また、圧縮機１から吐出される冷媒の温度（吐出側冷媒温度）Ｔｄには、適正値が存在する。利用側熱交換器２２での蒸発温度ＥＴが低くなると、蒸発圧力が低下し、圧縮機１の吸入側の圧力が低下する。圧縮機１の吸入側の圧力が低下するほど、熱源側熱交換器２での凝縮温度Ｔｃが一定であるならば、圧縮機１の吐出側冷媒温度Ｔｄが上昇する。圧縮機１の吐出側冷媒温度Ｔｄが上昇すると、圧縮機１の摺動部（図示せず）を潤滑する冷凍機油の温度が上昇するため、冷凍機油の劣化が促進され、劣化生成物であるカルボン酸により冷凍機油の全酸価が上昇し、圧縮機１の摺動部の摩耗を促進するおそれがある。なお、冷凍機油の劣化は、温度が高いほど劣化が促進され、概ね温度が１０℃上昇すると劣化は２倍促進される。

ゆえに、圧縮機１の吐出側冷媒温度Ｔｄは、冷凍機油の化学安定性を設計する際の設定温度である１１０℃以下に制御されることが望ましい。

さらに、圧縮機１の吐出側の冷媒が気液二相の状態であると、液相の冷媒が存在するので圧縮機１の圧縮室（図示せず）をシールしている冷凍機油の粘度が低下し、圧縮室のシール性が低下することで、圧縮室から冷媒が漏れて圧縮機１の効率が低下する、あるいは、圧縮機１の摺動部の潤滑性が低下するおそれがある。

そのため、圧縮機１の吐出側の冷媒は過熱状態（冷媒の温度が飽和温度より高温の状態）が望ましく、冷却対象物の搬入、取り出しに伴う冷凍サイクルの状態の急変時においても圧縮機１の吐出側の冷媒過熱度（吐出側冷媒過熱度）ＴｄＳＨが０Ｋを超えるために、定常運転時の吐出側冷媒過熱度ＴｄＳＨの目標値の最小値を１０Ｋ以上に設定することが望ましい。なお、過熱度とは、冷媒の温度が飽和温度から何度［Ｋ］高いかを示す値である。

上記の如く設定した吐出側冷媒温度Ｔｄ（Ｔｄ≦１１０［℃］）と、吐出側冷媒過熱度ＴｄＳＨ（ＴｄＳＨ≧１０［Ｋ］）と、が満たされるように制御するために、第１実施形態に係る冷凍サイクル装置Ｓは、図１に示すように、圧縮機として圧縮過程の途中に液相を含む冷媒を導入するインジェクションポートを有する液インジェクション圧縮機１を採用する。そして、制御装置５０は、インジェクション流量調整装置３０の開度を制御することにより、吐出側冷媒温度Ｔｄ≦１１０［℃］、かつ、吐出側冷媒過熱度ＴｄＳＨ≧１０［Ｋ］となるように制御する。

また、液インジェクション圧縮機１を冷却するために必要なインジェクション配管３１を流れる冷媒の液インジェクション流量は、熱源側熱交換器２での凝縮温度Ｔｃと、利用側熱交換器２２での蒸発温度ＥＴと、によって変化する。ここで、熱源側熱交換器２での凝縮温度Ｔｃが高いほど、また、利用側熱交換器２２での蒸発温度ＥＴが低いほど、圧縮機１の吐出側冷媒温度Ｔｄは高くなる傾向にある。このため、圧縮機１を冷却するために必要なインジェクション流量は増加する。ゆえに、液インジェクション圧縮機１の吐出側冷媒温度Ｔｄを適正値に制御するためには、凝縮温度Ｔｃと蒸発温度ＥＴに応じた液インジェクション量の適正範囲が存在する。

図２から図７は、利用側熱交換器２２での蒸発温度ＥＴが−４０℃（図２、図３参照）、−２０℃（図４、図５参照）、−１０℃（図６、図７参照）における液インジェクション圧縮機１の吸入側の冷媒過熱度（吸入側冷媒過熱度）ＴｓＳＨをパラメータとした際の、横軸ｘである熱源側熱交換器２での凝縮温度Ｔｃ［℃］に対する縦軸ｙであるインジェクション流量比［−］の関係を示すグラフである。また、図２、図４、図６は、液インジェクション圧縮機１の吐出側冷媒過熱度ＴｄＳＨの目標過熱度を１０Ｋとした場合を示し、図３、図５、図７は、液インジェクション圧縮機１の吐出側冷媒温度Ｔｄの目標温度を１１０℃とした場合を示す。ここで、インジェクション流量比とは、利用側熱交換器２２を流れる冷媒の質量流量に対するインジェクション配管３１を流れる冷媒の質量流量の比を示す表すものとする。なお、図２から図７のグラフは、理論サイクル計算により算出した結果である。

ここで、吸入側冷媒過熱度ＴｓＳＨが高くなるほど、圧縮機１の吸入側の冷媒の温度（吸入側冷媒温度）Ｔｓが高くなることから、吐出側冷媒温度Ｔｄも高くなる。また、吸入側冷媒過熱度ＴｓＳＨは、利用側ユニット２０に搭載された膨張装置２１にて設定することが可能である。しかし、膨張装置２１が温度式膨張弁の場合や、室外機ユニット１０と利用側ユニット２０とが別々の機器メーカで製造され、膨張装置２１が電子膨張弁であったとしても膨張装置２１の開度を室外機ユニット１０の制御装置５０で制御できない場合がある。

このため、図３、図５、図７に示すように、吐出側冷媒温度Ｔｄの目標温度を１１０℃とした場合が、前述の設定条件（Ｔｄ≦１１０［℃］、かつ、ＴｄＳＨ≧１０［Ｋ］）において、吐出側冷媒温度Ｔｄが高く、液インジェクション圧縮機１の冷却量が小さく、液インジェクション圧縮機１のインジェクションポートに導入する冷媒量が最も少なくなるときであるので、検討した吸入側冷媒過熱度ＴｓＳＨの中で最小のインジェクション流量比を採用した。

また、図２、図４、図６に示すように、吐出側冷媒過熱度ＴｄＳＨの目標過熱度を１０Ｋとした場合が、前述の設定条件（Ｔｄ≦１１０［℃］、かつ、ＴｄＳＨ≧１０［Ｋ］）において、吐出側冷媒温度Ｔｄが低く、液インジェクション圧縮機１の冷却量が大きく、液インジェクション圧縮機１のインジェクションポートに導入する冷媒量が最も多くなるときであるので、検討した吸入側冷媒過熱度ＴｓＳＨの中で最大のインジェクション流量比を採用した。

また、図２から図７において検討する吸入側冷媒過熱度ＴｓＳＨの設定値の下限値は、液インジェクション圧縮機１の吸入側の冷媒の状態が飽和ガスの状態となる吸入側冷媒過熱度ＴｓＳＨ＝０［Ｋ］を下限とした。

また、利用側ユニット２０の利用側熱交換器２２で蒸発したガス冷媒は、ガス側接続配管６を経て、室外機ユニット１０へ送られ、液インジェクション圧縮機１へ吸入される。この際、ガス側接続配管６の周囲の温度が、ガス側接続配管６を流れるガス冷媒の温度よりも高い場合、周囲の温度から熱を授受してガス冷媒の温度が上昇する。このため、ガス側接続配管６の周囲の温度を３０℃と設定して、図２から図７において検討する吸入側冷媒過熱度ＴｓＳＨの設定値の上限値は、吸入側冷媒温度Ｔｓが約３０℃以下となる吸入側冷媒過熱度ＴｓＳＨを上限とした。また、図２から図７において吸入側冷媒過熱度ＴｓＳＨは、２０Ｋ毎に計算した。

この結果、図２及び図３に示すように、利用側熱交換器２２での蒸発温度ＥＴが−４０℃の場合において、熱源側熱交換器２での凝縮温度Ｔｃ［℃］に対して、インジェクション流量比が、８．１１×１０^-3 ×Ｔｃ＋１．２８×１０^-1 以上、かつ、１．５２×１０^-2 ×Ｔｃ＋４．８１×１０^-1 以下となるようにインジェクション流量調整装置３０の開度を調整すればよい。

また、図４及び図５に示すように、利用側熱交換器２２での蒸発温度ＥＴが−２０℃の場合において、熱源側熱交換器２での凝縮温度Ｔｃ［℃］に対して、インジェクション流量比が、６．６０×１０^-3 ×Ｔｃ＋２．１４×１０^-1 （但し、０未満の場合は０とする）以上、かつ、７．８６×１０^-3 ×Ｔｃ＋１．９９×１０^-1 以下となるようにインジェクション流量調整装置３０の開度を調整すればよい。

また、図６及び図７に示すように、利用側熱交換器２２での蒸発温度ＥＴが−１０℃の場合において、熱源側熱交換器２での凝縮温度Ｔｃ［℃］に対して、インジェクション流量比が、０以上、かつ、５．５４×１０^-3 ×Ｔｃ＋１．４９×１０^-1 以下となるようにインジェクション流量調整装置３０の開度を調整すればよい。

＜作用効果＞
第１実施形態に係る冷凍サイクル装置Ｓの作用効果について説明する。

第１実施形態に係る冷凍サイクル装置Ｓによれば、冷媒として、低ＧＷＰ冷媒であり、不燃性冷媒であり、ＨＦＯ冷媒を混合していないＨＦＣ冷媒のみで構成されたＲ４０７Ｅを採用することができる。

そして、第１実施形態に係る冷凍サイクル装置Ｓの制御装置５０は、利用側熱交換器２２での蒸発温度ＥＴ毎に、熱源側熱交換器２での凝縮温度Ｔｃに応じた関数で定義された所定の範囲内のインジェクション流量比となるように、インジェクション流量調整装置３０を制御する。これにより、液インジェクション圧縮機１から吐出される冷媒の温度を適正値（吐出側冷媒温度Ｔｄが１１０℃以下、かつ、吐出側冷媒過熱度ＴｄＳＨが１０Ｋ以上）となるように制御することができる。

圧縮機１の吐出側冷媒温度Ｔｄが１１０℃以下となるように制御することにより、冷凍機油の熱による劣化を抑制し、劣化した冷凍機油による圧縮機摺動部の摩耗を抑制することができ、冷凍サイクル装置Ｓの信頼性を向上させることができる。

また、圧縮機１の吐出側冷媒過熱度ＴｄＳＨが１０Ｋ以上となるように制御することにより、吐出側冷媒をガス冷媒のみとすることができる。即ち、気液二相状態となることを防止して、圧縮機１の圧縮室のシール性を向上させ、圧縮機１の効率低下を抑制し、ひいては、冷凍サイクル装置Ｓの運転効率を向上させることができる。

以上のように、冷媒としてＲ４０７Ｅを採用し、液インジェクション圧縮機１を搭載した冷凍サイクル装置Ｓにおいて、信頼性の確保を確保するとともに、圧縮機１の効率低下を抑制することができる。

≪第１実施形態の変形例≫
図８は、第１実施形態の変形例に係る冷凍サイクル装置Ｓの冷凍サイクル系統図である。図８に示すように、冷凍サイクル装置Ｓは、液配管３を流れる冷媒とインジェクション配管３１（インジェクション流量調整装置３０よりも下流側）を流れる冷媒とで熱交換する過冷却熱交換器３２を備えていてもよい。

液配管３からバイパス経路へと分岐した液冷媒は、インジェクション流量調整装置３０を通過し減圧され、低圧低温の冷媒となる。このインジェクション配管３１を流れる低圧低温の冷媒と、液配管３を流れる相対的に高温高圧の冷媒と、を過冷却熱交換器３２で熱交換させることにより、液側接続配管５を流れる冷媒を過冷却状態に設定する。

このような構成により、利用側熱交換器２２に導入前の冷媒の比エンタルピを低下させることができるので、利用側熱交換器２２の入口と出口の冷媒の比エンタルピ差が大きくなり、利用側熱交換器２２を流れる冷媒の質量流量が一定であるならば、利用側熱交換器２２での冷凍能力が向上する。

また、冷凍能力が一定値でよいならば、利用側熱交換器２２を流れる冷媒の質量流量を低下することができるので、ガス側接続配管６を流れる冷媒の質量流量が低下し、ガス側接続配管６での冷媒側圧力損失が低減する。これにより、ガス側接続配管６の配管径を細く設定することができ、施工性の向上を図ることが可能である。

≪第２実施形態≫
次に、第２実施形態に係る冷凍サイクル装置Ｓについて説明する。なお、第２実施形態に係る冷凍サイクル装置Ｓの構成は、前述（図１、図８参照）と同様であるため、重複する説明は省略する。

Ｒ４０７Ｅは、Ｒ４０４Ａよりも低圧側の冷媒ガス密度が小さい。つまり、圧縮機１に吸入する冷媒の密度が小さい。このため、冷凍サイクル装置の冷媒としてＲ４０７Ｅを採用した場合、Ｒ４０４Ａを採用した場合と比較して、圧縮機１から吐出される冷媒の体積流量を大きく設定する必要がある。具体的には、圧縮機１の圧縮室の体積を大きくする必要がある。その結果、冷媒としてＲ４０７Ｅを採用した冷凍サイクル装置では、圧縮機１を大型化する必要があるため、冷凍サイクル装置が大きくなり、施工性が悪化するという課題がある。

ここで、Ｒ４０７Ｅは、Ｒ３２、Ｒ１２５、Ｒ１３４ａを混合した非共沸混合冷媒である。このため、アキュムレータ９などの圧力の低い部位にＲ４０７Ｅが気液二相の状態で存在すると、Ｒ３２とＲ１２５はＲ１３４ａよりも沸点が低くいので、気相にＲ３２とＲ１２５が多く存在し、液相にＲ１３４ａが多く存在する状態となる。

また、アキュムレータ９は、気相の冷媒を液相の冷媒よりも多く導出する構造であるので、アキュムレータ９からはＲ３２とＲ１２５の割合の多い冷媒が導出される。

このように、アキュムレータ９に冷媒の一部を貯留させることにより、Ｒ４０７Ｅの混合割合よりもＲ３２とＲ１２５の割合が多い冷媒が圧縮機１に供給され、冷凍サイクル中を循環する。

ここで、Ｒ３２及びＲ１２５は、Ｒ１３４ａやＲ４０７Ｅよりも高圧の冷媒であり、かつ、低圧の密度が大きい冷媒である。このような構成により、圧縮機１の吸込側に供給される冷媒の密度を大きくすることができるので、圧縮機１の大型化を抑制し、コンパクトな冷凍サイクル装置Ｓとすることができる。

アキュムレータ９への冷媒の貯留方法は、アキュムレータ９から導出される冷媒の設定かわき度よりも小さいかわき度の冷媒をアキュムレータ９に導入する必要がある。

具体的には、図１、図８に示す冷凍サイクル装置Ｓの構成において、膨張装置２１の開度を大きく設定することで利用側熱交換器２２を流れる冷媒流量が大きくなり、利用側熱交換器２２での熱交換量が一定であるならば、利用側熱交換器２２の出口の冷媒の比エンタルピが低下、つまり、利用側熱交換器２２の出口の冷媒のかわき度を小さく設定することができる。

あるいは、図９に示すように、液配管３を流れる液相の冷媒の一部を液バイパス配管４１と、液バイパス流量調整装置４０と、を介して、アキュムレータ９の入口に導入することで、アキュムレータ９の入口の冷媒のかわき度を小さく設定することが可能である。なお、液バイパス流量調整装置４０は、開度を制御可能な電子膨張弁で構成されていてもよく、複数のキャピラリと電磁弁の組み合わせで構成され、電磁弁の開閉により開度を制御可能に構成されるものであってもよい。

一方で、冷凍サイクル中を循環する冷媒におけるＲ３２とＲ１２５の割合が多くなると、Ｒ３２とＲ１２５は高圧冷媒であるため、冷凍サイクルの運転圧力が上昇する。このため、冷凍サイクルの高圧側の運転圧力に応じて、冷凍サイクル装置Ｓの設計圧力を高く設定する必要がある。

例えば、冷凍サイクル装置Ｓを循環する冷媒におけるＲ３２とＲ１２５とＲ１３４ａとの割合が、３３：３３：３４ｗｔ％になるだけの冷媒がアキュムレータ９に貯まるように、冷凍サイクル装置Ｓに冷媒（Ｒ４０７Ｅ）を封入することで、圧縮機１の圧縮室の体積をＲ４０４Ａと同程度に設定できる可能性がある。

このときの設定温度が６０℃のときの飽和圧力は３．０ＭＰａ、設定温度が６５℃のときは３．４Ｐａ、設定温度が７０℃のときは、３．８ＭＰａである。

そのため、冷凍サイクル装置Ｓの高圧側の設計圧力を、設定温度が６０℃のときは、３．０ＭＰａ以上、設定温度が６５℃のときは３．４Ｐａ以上、設定温度が７０℃のときは、３．８ＭＰａ以上に設定することが望ましい。なお、圧力はゲージ圧力である。

さらに、Ｒ４０７Ｅは、利用側熱交換器２２での蒸発温度ＥＴが−４０℃のとき、蒸発圧力は大気圧よりも低くなる（負圧）。そのため、冷凍サイクル装置Ｓの低温側で冷媒漏れ箇所が存在すると、大気中の空気が冷凍サイクル内に侵入する。これにより、圧縮機１での吐出圧力が上昇し、冷凍機油が酸化劣化し、劣化生成物であるカルボン酸により圧縮機１の摺動部の摩耗が促進されるなど、冷凍サイクル装置Ｓの信頼性を低下させるおそれがある。

これに対し、アキュムレータ９に冷媒を貯留し、冷凍サイクル中を循環する冷媒の循環組成をＲ３２とＲ１２５の割合が多い状態に設定することで、利用側熱交換器２２での蒸発圧力を大気圧よりも高い状態に維持することが可能である。

≪変形例≫
なお、本実施形態に係る冷凍サイクル装置Ｓは、上記実施形態の構成に限定されるものではなく、発明の趣旨を逸脱しない範囲内で種々の変更が可能である。

本実施形態に係る冷凍サイクル装置Ｓは、冷凍機であるものとして説明したが、これに限られるものではない。例えば、蒸発温度が低くなる寒冷地向け空気調和機に適用してもよい。この場合、冷凍サイクル装置Ｓは、四方弁（図示せず）と、液配管３に室外機側膨張装置（図示せず）と、を備え、四方弁（図示せず）により流路が切り替えられており、熱源側熱交換器２が蒸発器として作用し、利用側熱交換器２２が凝縮器として作用する。

Ｓ 冷凍サイクル装置
１０ 室外機ユニット
１ 液インジェクション圧縮機（圧縮機）
２ 熱源側熱交換器（凝縮器）
３ 液配管
４ 阻止弁
５ 液側接続配管
６ ガス側接続配管
７ 阻止弁
８ ガス配管
９ アキュムレータ
２０ 利用側ユニット
２１ 膨張装置
２２ 利用側熱交換器（蒸発器）
３０ インジェクション流量調整装置（流量調整装置）
３１ インジェクション配管（バイパス経路）
３２ 過冷却熱交換器
４０ 液バイパス流量調整装置
４１ 液バイパス配管
５０ 制御装置
Ｔｃ 凝縮温度
ＥＴ 蒸発温度
Ｔｓ 吸入側冷媒温度
Ｔｄ 吐出側冷媒温度
ＴｓＳＨ 吸入側冷媒過熱度
ＴｄＳＨ 吐出側冷媒過熱度

Claims (4)

1. 液インジェクション圧縮機、熱源側熱交換器、液側接続配管、膨張装置、利用側熱交換器、ガス側接続配管を順次連結してなる冷凍サイクルと、
   前記熱源側熱交換器と液側接続配管の間から流量調整装置を介して前記液インジェクション圧縮機のインジェクションポートに冷媒を導入するバイパス経路と、
   前記流量調整装置の開度を制御する制御装置と、を備える冷凍サイクル装置であって、
   前記冷凍サイクル装置に封入する冷媒としてＲ４０７Ｅを採用し、
   前記制御装置は、
   前記液インジェクション圧縮機から吐出される冷媒の温度Ｔｄが１１０℃以下、かつ、前記液インジェクション圧縮機から吐出された冷媒の過熱度ＴｄＳＨが１０Ｋ以上の範囲で制御する場合、
   前記バイパス経路を流れる冷媒の流量と、前記利用側熱交換器を流れる冷媒の流量との比が、
   前記利用側熱交換器での蒸発温度が−４０℃のときは、
   ８．１１×１０^-3 ×Ｔｃ＋１．２８×１０^-1 以上、かつ、１．５２×１０^-2 ×Ｔｃ＋４．８１×１０^-1 以下、
   前記利用側熱交換器での蒸発温度が−２０℃のときは、
   ６．６０×１０^-3 ×Ｔｃ＋２．１４×１０^-1 （但し、０未満の場合は０とする）以上、かつ、７．８６×１０^-3 ×Ｔｃ＋１．９９×１０^-1 以下、
   前記利用側熱交換器での蒸発温度が−１０℃のときは、
   ０以上、かつ、５．５４×１０^-3 ×Ｔｃ＋１．４９×１０^-1 以下
   （但し、Ｔｃ：前記熱源側熱交換器の凝縮温度［℃］）
   になるように、前記流量調整装置の開度を制御する
   ことを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記熱源側熱交換器と液側接続配管の間の液管を流れる冷媒と、前記バイパス経路に設置した前記流量調整装置後の冷媒と、が熱交換する過冷却熱交換器を更に備える
   ことを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記冷凍サイクルに連結されるアキュムレータと、
   前記アキュムレータに液相の冷媒を貯留させる制御手段と、を備える
   ことを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記冷凍サイクルの高温側の設計圧力を、
   設定温度が６０℃のときは、３．０ＭＰａ以上、
   設定温度が６５℃のときは、３．４Ｐａ以上、
   設定温度が７０℃のときは、３．８ＭＰａ以上に設定する
   ことを特徴とする請求項３に記載の冷凍サイクル装置。

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