JP7524161B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、冷媒の循環方向が、第１循環方向と、第１循環方向とは逆の第２循環方向との間で切り替えられる冷凍サイクル装置に関する。

従来、冷媒の循環方向が、第１循環方向と、第１循環方向とは逆の第２循環方向との間で切り替えられる冷凍サイクル装置が知られている。たとえば、特許第６０５８１４５号公報（特許文献１）には、室内機および室外機の各々が膨張弁を含み、当該２つの膨張弁が延長配管を介して接続された空気調和装置が開示されている。当該空気調和装置においては、暖房運転の間は室内機の膨張弁によって減圧されて気液二相状態となった冷媒が延長配管を流れ、冷房運転の間は室外機の膨張弁によって減圧されて気液二相状態となった冷媒が延長配管を流れる。すなわち、当該空気調和装置においては、暖房運転および冷房運転のいずれにおいても、気液二相状態の冷媒（湿り蒸気）が延長配管を流れる。液体の冷媒（液冷媒）の密度よりも湿り蒸気の密度の方が小さいため、当該空気調和装置を循環する冷媒量を削減することができる。

特許第６０５８１４５号公報

特許文献１に開示されている空気調和装置においては、暖房運転および冷房運転のいずれにおいても、液冷媒が一方の膨張弁に流入し、当該膨張弁によって減圧された冷媒が湿り蒸気となって他方の膨張弁に流入する。当該空気調和装置のように、冷媒の循環方向が切り替えられる冷凍サイクル装置においては、２つの膨張弁のいずれにおいても、液冷媒および湿り蒸気の双方が流入することを想定する必要がある。

膨張弁に流入する冷媒と当該膨張弁から流出する冷媒との圧力差を維持しながら、一定の冷媒流量を確保する必要がある場合、膨張弁に流入する冷媒の密度が小さいほど、膨張弁の流量係数（Ｃｖ値）を大きくする必要がある。そのため、湿り蒸気が流入する膨張弁のＣｖ値の最大値は、液冷媒のみが流入する膨張弁のＣｖ値の最大値よりも大きくする必要がある。

流入する冷媒として液冷媒および湿り蒸気の双方が想定される場合、Ｃｖ値の最小値と最大値との差が大きくなるため、膨張弁の開度の操作量の最小値に対応するＣｖ値の変化量（分解能）が大きくなる。すなわち、膨張弁の制御性が低下して、実際の冷媒流量と所望の冷媒流量との差が大きくなる。冷媒流量の調節によって冷凍サイクル装置の能力が調節されるため、膨張弁の制御性の低下により、冷凍サイクル装置の制御性が低下する。

本発明は、上述のような課題を解決するためになされたものであり、その目的は、冷凍サイクル装置の制御性の低下を抑制することである。

本発明に係る冷凍サイクル装置においては、冷媒の循環方向が、第１循環方向と、第１循環方向とは逆の第２循環方向との間で切り替えられる。冷凍サイクル装置は、圧縮機と、第１熱交換器と、第２熱交換器と、第３熱交換器と、第４熱交換器と、第１膨張弁と、第２膨張弁とを備える。第１循環方向は、圧縮機、第１熱交換器、第１膨張弁、第３熱交換器、第４熱交換器、第２膨張弁、および第２熱交換器の順の循環方向である。冷媒の循環方向が第１循環方向である場合、第４熱交換器において、第３熱交換器からの冷媒は、第２熱交換器からの冷媒と熱交換する。冷媒の循環方向が第２循環方向である場合、第３熱交換器において、第４熱交換器からの冷媒は、第１熱交換器からの冷媒と熱交換する。

本発明に係る冷凍サイクル装置によれば、冷媒の循環方向が第１循環方向である場合、第４熱交換器において第３熱交換器からの冷媒が第２熱交換器からの冷媒と熱交換するとともに、冷媒の循環方向が第２循環方向である場合、第３熱交換器において第４熱交換器からの冷媒が第１熱交換器からの冷媒と熱交換することにより、制御性の低下を抑制することができる。

実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の一例である空調機の機能構成および冷房運転における冷媒の流れを併せて示す図である。 図１の空調機の機能構成および暖房運転における冷媒の流れを併せて示す図である。 図１および図２の制御装置の構成を示す機能ブロック図である。 比較例に係る空調機の機能構成および冷房運転における冷媒の流れを併せて示す図である。 図４の空調機の機能構成および暖房運転における冷媒の流れを併せて示す図である。 図１および図２の空調機および図４および図５の空調機において用いられる膨張弁５の内部構造の一例を示す図である。 図６の膨張弁の先端部および弁座の付近を拡大した図である。 膨張弁の開度とＣｖ値との関係を示す図である。 図１の空調機を循環する冷媒の状態の変化を示すＰ－ｈ線図である。 図２の空調機を循環する冷媒の状態の変化を示すＰ－ｈ線図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の一例である空調機の機能構成および冷房運転における冷媒の流れを併せて示す図である。 図１１の空調機の機能構成および暖房運転における冷媒の流れを併せて示す図である。 実施の形態２の変形例に係る冷凍サイクル装置の一例である空調機の機能構成および冷房運転における冷媒の流れを併せて示す図である。 図１３の空調機の機能構成および暖房運転における冷媒の流れを併せて示す図である。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら詳細に説明する。なお、図中同一または相当部分には同一符号を付してその説明は原則として繰り返さない。

実施の形態１．
図１は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の一例である空調機１００の機能構成および冷房運転における冷媒の流れを併せて示す図である。図１に示されるように、空調機１００は、室外機１１０と、室内機１２０とを備える。室外機１１０と室内機１２０とは延長配管ｅｐ１およびｅｐ２の各々によって接続されている。空調機１００は、室内機１２０が配置されている室内空間の空調を行う。

室外機１１０は、圧縮機１と、四方弁２と、切替部３（第１切替部）と、熱交換器４（第１熱交換器）と、膨張弁５Ａ（第１膨張弁）と、内部熱交換器６（第３熱交換器）と、制御装置１０とを含む。室内機１２０は、内部熱交換器７（第４熱交換器）と、膨張弁５Ｂ（第２膨張弁）と、熱交換器８（第２熱交換器）と、切替部９（第２切替部）とを含む。膨張弁５Ａおよび５Ｂは、同様の構造を有している。制御装置１０は、室内機１２０に含まれていてもよいし、室外機１１０および室内機１２０とは別個に設けられていてもよい。

冷房運転において冷媒は、圧縮機１、四方弁２、熱交換器４、膨張弁５Ａ、内部熱交換器６、内部熱交換器７、膨張弁５Ｂ、熱交換器８、および四方弁２の循環方向（第１循環方向）に循環する。室外機１１０から流出する冷媒は、延長配管ｅｐ１を経由して室内機１２０に流入する。室内機１２０から流出する冷媒は、延長配管ｅｐ２を経由して室外機１１０に流入する。冷房運転において、熱交換器４は凝縮器として機能し、熱交換器８は蒸発器として機能する。

切替部３は、逆止弁３１（第１逆止弁）および逆止弁３２（第２逆止弁）を含む。内部熱交換器６は、逆止弁３１の出力ポートと逆止弁３２の入力ポートとの間に接続されている。逆止弁３１の出力ポートは、熱交換器４に接続されている。冷房運転において逆止弁３１の入力ポートは、四方弁２を介して圧縮機１の吐出口に連通する。四方弁２からの冷媒は、逆止弁３２を通過せずに、逆止弁３１を通過して熱交換器４に向かう。すなわち、切替部３は、圧縮機１からの冷媒を内部熱交換器６を経由せずに熱交換器４に導く。なお、逆止弁３１から流出する冷媒の圧力は、逆止弁３１による圧力損失によって逆止弁３１に流入する圧力よりも小さい。そのため、逆止弁３１からの冷媒のほとんどが熱交換器４に向かう。

切替部９は、逆止弁９１（第３逆止弁）および逆止弁９２（第４逆止弁）を含む。内部熱交換器７は、逆止弁９１の入力ポートと逆止弁９２の出力ポートとの間に接続されている。逆止弁９１の出力ポートは、熱交換器８および逆止弁９２の入力ポートに接続されている。冷房運転において熱交換器８からの冷媒は、逆止弁９１を通過せずに、逆止弁９２を通過して内部熱交換器７に向かう。すなわち、切替部９は、熱交換器８からの冷媒を内部熱交換器７を経由させて圧縮機１に導く。内部熱交換器７において、内部熱交換器６からの冷媒は、熱交換器８からの冷媒と熱交換する。なお、内部熱交換器７から流出する冷媒の圧力は、逆止弁９２および内部熱交換器７による圧力損失によって逆止弁９２に流入する圧力よりも小さい。そのため、内部熱交換器７からの冷媒のほとんどが四方弁２に向かう。

冷房運転においてノードＮ１は、四方弁２から圧縮機１へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ２は、圧縮機１から逆止弁３１へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ３は、逆止弁３１から熱交換器４へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ４は、熱交換器４から膨張弁５Ａへ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ５は、膨張弁５Ａから内部熱交換器６へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ６は、内部熱交換器６から延長配管ｅｐ１へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ７は、延長配管ｅｐ１から内部熱交換器７へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ８は、内部熱交換器７から膨張弁５Ｂへ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ９は、膨張弁５Ｂから熱交換器８へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ１０は、熱交換器８から内部熱交換器７へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ１１は、内部熱交換器７から延長配管ｅｐ２へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ１２は、延長配管ｅｐ２から四方弁２へ流れる冷媒が通過するノードである。

制御装置１０は、圧縮機１の駆動周波数を制御することにより、室内空間の温度が目標温度（たとえばユーザによって設定された温度）となるように圧縮機１が単位時間あたりに吐出する冷媒量を制御する。制御装置１０は、圧縮機１から吐出されて減圧される前の冷媒と減圧されて圧縮機１に吸入される前の冷媒との圧力差が所望の範囲の値となるように膨張弁５Ａの開度および膨張弁５Ｂの開度を制御する。膨張弁５Ａおよび５Ｂは、冷媒の過熱度および過冷却度が目標値となるように制御されてもよい。制御装置１０は、四方弁２を制御して、冷媒の循環方向を冷房運転と暖房運転とで切り替える。

図２は、図１の空調機１００の機能構成および暖房運転における冷媒の流れを併せて示す図である。図２に示されるように、暖房運転において冷媒は、圧縮機１、四方弁２、熱交換器８、膨張弁５Ｂ、内部熱交換器７、内部熱交換器６、膨張弁５Ａ、熱交換器４、四方弁２の循環方向（第２循環方向）に循環する。室外機１１０から流出する冷媒は、延長配管ｅｐ２を経由して室内機１２０に流入する。室内機１２０から流出する冷媒は、延長配管ｅｐ１を経由して室外機１１０に流入する。暖房運転において、熱交換器８は凝縮器として機能し、熱交換器４は蒸発器として機能する。

暖房運転において逆止弁３１の入力ポートは、四方弁２を介して圧縮機１の吸入口に連通する。四方弁２からの冷媒は、内部熱交換器７を通過せずに、逆止弁９１を通過して熱交換器８に向かう。すなわち、切替部９は、圧縮機１からの冷媒を内部熱交換器７を経由せずに熱交換器８に導く。なお、逆止弁９１から流出する冷媒の圧力は、逆止弁９１による圧力損失によって逆止弁９１に流入する圧力よりも小さい。そのため、逆止弁９１からの冷媒のほとんどが熱交換器８に向かう。

熱交換器４からの冷媒は、逆止弁３１を通過せずに、内部熱交換器６および逆止弁３２の順に通過して四方弁２に向かう。すなわち、切替部３は、熱交換器４からの冷媒を内部熱交換器６を経由させて圧縮機１に導く。内部熱交換器６において、内部熱交換器７からの冷媒は、熱交換器４からの冷媒と熱交換する。なお、逆止弁３２から流出する冷媒の圧力は、内部熱交換器６および逆止弁３２による圧力損失によって内部熱交換器６に流入する圧力よりも小さい。そのため、逆止弁３２からの冷媒のほとんどが四方弁２に向かう。

暖房運転においてノードＮ１は、四方弁２から圧縮機１へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ１２は、四方弁２から延長配管ｅｐ２へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ１１は、延長配管ｅｐ２から逆止弁９１へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ１０は、逆止弁９１から熱交換器８へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ９は、熱交換器８から膨張弁５Ｂへ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ８は、膨張弁５Ｂから内部熱交換器７へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ７は、内部熱交換器７から延長配管ｅｐ１へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ６は、延長配管ｅｐ１から内部熱交換器６へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ５は、内部熱交換器６から膨張弁５Ａへ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ４は、膨張弁５Ａから熱交換器４へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ３は、熱交換器４から内部熱交換器６へ流れる冷媒が通過するノードである。ノードＮ２は、内部熱交換器６から四方弁２へ流れる冷媒が通過するノードである。

図３は、図１および図２の制御装置１０の構成を示す機能ブロック図である。図３に示されるように、制御装置１０は、処理回路１１と、メモリ１２と、入出力部１３とを含む。処理回路１１は、専用のハードウェアであってもよいし、メモリ１２に格納されるプログラムを実行するＣＰＵ（Central Processing Unit）であってもよい。処理回路１１が専用のハードウェアである場合、処理回路１１は、たとえば、単一回路、複合回路、プログラム化されたプロセッサ、並列プログラム化されたプロセッサ、ＡＳＩＣ（Application Specific Integrated Circuit）、ＦＧＡ(Field Programmable Gate Array)、あるいはこれらを組み合わせたものが該当する。処理回路１１がＣＰＵの場合、制御装置１０の機能は、ソフトウェア、ファームウェア、またはソフトウェアとファームウェアとの組み合わせにより実現される。ソフトウェアあるいはファームウェアはプログラムとして記述され、メモリ１２に格納される。処理回路１１は、メモリに記憶されたプログラムを読み出して実行する。メモリ１２には、不揮発性または揮発性の半導体メモリ（たとえばＲＡＭ（Random Access Memory）、ＲＯＭ（Read Only Memory）、フラッシュメモリ、ＥＰＲＯＭ（Erasable Programmable Read Only Memory）、あるいはＥＥＰＲＯＭ（Electrically Erasable Programmable Read Only Memory））、磁気ディスク、フレキシブルディスク、光ディスク、コンパクトディスク、ミニディスク、あるいはＤＶＤ（Digital Versatile Disc）が含まれる。なお、ＣＰＵは、中央処理装置、処理装置、演算装置、マイクロプロセッサ、マイクロコンピュータ、プロセッサ、あるいはＤＳＰ（Digital Signal Processor）とも呼ばれる。

図４は、比較例に係る空調機９００の機能構成および冷房運転における冷媒の流れを併せて示す図である。図５は、図４の空調機９００の機能構成および暖房運転における冷媒の流れを併せて示す図である。空調機９００の構成は、図１および図２に示される空調機１００から内部熱交換器６，７、および切替部３，９が除かれているとともに、膨張弁５Ａ，５Ｂが膨張弁５Ｃ，５Ｄにそれぞれ置き換えられた構成である。膨張弁５Ｃおよび５Ｄは、同様の構造を有している。これら以外は同様であるため、説明を繰り返さない。

図４および図５に示されるように、空調機９００においては、冷房運転と暖房運転とで冷媒の循環方向が切り替えられる。図４を参照しながら、冷房運転において膨張弁５Ｃには液冷媒が流入し、膨張弁５Ｄには湿り蒸気が流入する。図５を参照しながら、暖房運転において膨張弁５Ｄには液冷媒が流入し、膨張弁５Ｃには湿り蒸気が流入する。空調機９００においては、膨張弁５Ｃ，５Ｄのいずれにおいても、液冷媒および湿り蒸気の双方が流入することを想定する必要がある。

図６は、図１および図２の空調機１００および図４および図５の空調機９００において用いられる膨張弁５の内部構造の一例を示す図である。図６に示されるように、膨張弁５は、本体５１と、弁体５２と、ステッピングモータ５３と、継手管５４，５５とを含む。本体５１の内部には、弁室５１１，５１２が形成され、両者は冷媒の流通孔である弁座５１３を介して連通している。弁座５１３は、たとえば円筒状の孔である。継手管５４は、外部と弁室５１１とを連通するように本体５１に接続されている。継手管５５は、外部と弁室５１２とを連通するように本体５１に接続されている。

弁体５２は、ステッピングモータ５３から弁室５１１を介して弁座５１３に向かって配置されている。弁体５２の先端部５２１は、尖形であり、たとえば円錐状である。弁体５２の直径は、弁座５１３の直径にほぼ等しい。弁体５２は、ステッピングモータ５３によって矢印Ｍ１の方向に移動し、位置が決定される。弁体５２の位置により、先端部５２１が弁座５１３を塞いでいる割合が決定される。すなわち、ステッピングモータ５３によって膨張弁５の開度が決定され、弁座５１３を単位時間当たりに通過する流量および膨張弁５の減圧作用が調節される。

一般的に、冷凍サイクル装置の膨張弁の選定においては、当該冷凍サイクル装置の流体仕様からＣｖ値を求め、弁メーカが示すＣｖ値と対比させることで弁種および膨張弁の弁座の直径を定めることが多い。Ｃｖ値の対比は、膨張弁の選定を行うときに用いられる簡便な方法の一つである。

Ｃｖ値とは、「バルブ（膨張弁）の特定な開度において、圧力差が１ｌｂ／ｉｎ^２［６．８９５ｋＰａ］のときバルブを流れる６０゜Ｆ（約１５．５℃）の温度の水の流量が、ＵＳｇａｌ／ｍｉｎ（１ＵＳｇａｌ＝３．７８５Ｌ）で表される数値（無次元）」と定義される。Ｃｖ値は、以下の式（１）で表される。

式（１）において、αは定数であり、Ｇｒは冷媒流量［ｋｇ／ｓ］であり、ΔＰは膨張弁に流入する冷媒と当該膨張弁から流出する冷媒との圧力差［ＭＰａ］であり、ρは膨張弁に流入する冷媒の密度［ｋｇ／ｍ^３］である。圧力差ΔＰを維持しながら一定の冷媒流量Ｇｒを確保する必要がある場合、式（１）より、膨張弁に流入する冷媒の密度が小さいほど、膨張弁のＣｖ値を大きくする必要がある。そのため、湿り蒸気が流入する膨張弁のＣｖ値の最大値は、液冷媒のみが流入する膨張弁のＣｖ値の最大値よりも大きくする必要がある。

図７は、図６の膨張弁５の先端部５２１および弁座５１３の付近を拡大した図である。図７（ｂ）に示される先端部５２１の直径Ｄ２は、図７（ａ）に示される先端部５２１の直径Ｄ１よりも大きい。先端部５２１の直径を大きくするほど、膨張弁５のＣｖ値の最大値は大きくなるため、図７（ｂ）に示される膨張弁５のＣｖ値の最大値Ｃｖ２は、図７（ａ）に示される膨張弁５のＣｖ値の最大値Ｃｖ１よりも大きい。なお、図７（ａ）に示される膨張弁５と図７（ｂ）に示される膨張弁５とでは、先端部５２１の高さはいずれもＨ１で等しく、Ｃｖ値の最小値もＣｖ０で等しい。

図８は、膨張弁の開度とＣｖ値との関係を示す図である。図８において、関係Ｒ１は、図７（ａ）の膨張弁５の開度とＣｖ値との関係を示す。関係Ｒ２は、図７（ｂ）の膨張弁５の開度とＣｖ値との関係を示す。膨張弁の開度とＣｖ値との関係は、たとえば単調増加の関係であり、図８においては、関係Ｒ１およびＲ２の各々が線形関係である場合が示されている。開度Ｏｍｉｎは、膨張弁５の最小開度であり、開度Ｏｍａｘは膨張弁５の最大開度である。開度差Ｏｄは、膨張弁５のステップモータの最小操作量に対応する開度差である。

図８に示されるように、関係Ｒ２を表す直線の傾きは、関係Ｒ１を表す直線の傾きよりも大きい。その結果、開度差Ｏｄに対応するＣｖ値の変化量（分解能）に関して、図７（ｂ）の膨張弁５のＣｖ値の分解能Ｒｓ２は、図７（ａ）の膨張弁５のＣｖ値の分解能Ｒｓ１よりも大きい。

このように、流入する冷媒として液冷媒および湿り蒸気の双方が想定される場合、Ｃｖ値の最小値と最大値との差が大きくなるため、膨張弁のＣｖ値の分解能が大きくなる。すなわち、膨張弁の制御性が低下して、実際の冷媒流量と所望の冷媒流量との差が大きくなる。冷媒流量を調節することによって冷凍サイクル装置の能力を調節することができるため、膨張弁の制御性の低下により、冷凍サイクル装置の制御性が低下する。

そこで、空調機１００においては、膨張弁５Ａ，５Ｂに流入する冷媒を内部熱交換器６，７によってそれぞれ冷却する。その結果、膨張弁５Ａ，５Ｂに流入する冷媒の密度を空調機９００の膨張弁５Ｃ，５Ｄに流入する冷媒の密度よりも大きくすることができるため、膨張弁５Ａ，５Ｂの分解能を膨張弁５Ｃ，５Ｄの分解能よりも小さくすることができる。膨張弁５Ａ，５Ｂの制御性が膨張弁５Ｃ，５Ｄの制御性よりも改善されるため、空調機１００の制御性を空調機９００の制御性よりも改善することができる。

図９は、図１の空調機１００を循環する冷媒の状態の変化を示すＰ－ｈ線図である。図１０は、図２の空調機１００を循環する冷媒の状態の変化を示すＰ－ｈ線図である。図９および図１０に示されている各状態は、図１および図２のノードＮ１～Ｎ１２の各々における冷媒の状態に対応する。曲線ＬＣ，ＧＣは、それぞれ飽和液線、および飽和蒸気線を表す。飽和液線ＬＣおよび飽和蒸気線ＧＣは、臨界点ＣＰにおいて接続されている。

飽和液線ＬＣ上の状態および飽和液線ＬＣ上の状態のエンタルピよりエンタルピが低い状態の冷媒は液冷媒である。液冷媒の領域は、飽和液線ＬＣを含む。飽和液線ＬＣと飽和蒸気線ＧＣとの間の領域に含まれる状態の冷媒は湿り蒸気である。飽和蒸気線ＧＣ上の状態および飽和蒸気線ＧＣ上の状態のエンタルピよりエンタルピが高い状態の冷媒は気体の冷媒（ガス冷媒）である。ガス冷媒の領域は、飽和蒸気線ＧＣを含む。

図９および図１を参照しながら、ノードＮ１の状態からノードＮ２の状態への過程は、圧縮機１による断熱圧縮過程を示す。圧縮機１から熱交換器４へ流れる冷媒に状態変化はほとんど生じないため、ノードＮ３の状態はノードＮ２の状態とほぼ同じである。ノードＮ３の状態からノードＮ４の状態への過程は、凝縮器として機能する熱交換器４による凝縮過程を示す。ノードＮ４の状態は、液冷媒の領域に含まれている。膨張弁５Ａには、ノードＮ４の液冷媒が流入する。ノードＮ４の状態からノードＮ５の状態への過程は、膨張弁５Ａによる断熱膨張過程を示す。ノードＮ５の状態は、湿り蒸気の領域に含まれている。冷房運転においては圧縮機１からの冷媒が内部熱交換器６を経由せずに熱交換器４に向かう。内部熱交換器６において冷媒間の熱交換はほとんど行われないため、ノードＮ６の状態はノードＮ５の状態とほぼ同じである。ノードＮ６の状態からノードＮ７の状態への過程においては、延長配管ｅｐ１による圧力損失が生じている。ノードＮ７の状態も、ノードＮ６の状態と同様に湿り蒸気の領域に含まれている。すなわち、冷房運転において湿り蒸気が延長配管ｅｐ１を通過する。

ノードＮ７の状態からノードＮ８の状態への過程は、内部熱交換器７における冷却過程を示す。ノードＮ８の状態は、ノードＮ７の状態からエンタルピが減少する方向に移動した状態であり、液冷媒の領域に含まれている。膨張弁５Ｂには、ノードＮ８の状態の液冷媒が流入する。ノードＮ８の状態からノードＮ９の状態への過程は、膨張弁５Ｂによる断熱膨張過程を示している。ノードＮ９の状態からノードＮ１０の状態への過程は、蒸発器として機能する熱交換器８による蒸発過程を示す。ノードＮ１０の状態からノードＮ１１の状態への過程は、内部熱交換器７による加熱過程を示す。ノードＮ１１の状態からノードＮ１２の状態への過程においては、延長配管ｅｐ２による圧力損失が生じている。ノードＮ１２から四方弁２を介してノードＮ１に向かう冷媒に状態変化はほとんど生じないため、ノードＮ１の状態はノードＮ１２とほぼ同じである。

図１０および図２を参照しながら、ノードＮ１の状態からノードＮ１２の状態への過程は、圧縮機１による断熱圧縮過程を示す。ノードＮ１２の状態からノードＮ１１の状態の過程においては、延長配管ｅｐ２による圧力損失が生じている。延長配管ｅｐ２から熱交換器８へ流れる冷媒に状態変化はほとんど生じないため、ノードＮ１０の状態はノードＮ１１の状態とほぼ同じである。ノードＮ１０の状態からノードＮ９の状態への過程は、凝縮器として機能する熱交換器８による凝縮過程を示す。ノードＮ９の状態は、液冷媒の領域に含まれている。膨張弁５Ｂには、ノードＮ９の状態の液冷媒が流入する。ノードＮ９の状態からノードＮ８の状態への過程は、膨張弁５Ｂによる断熱膨張過程を示す。ノードＮ８の状態は、湿り蒸気の領域に含まれている。暖房運転においては圧縮機１からの冷媒が内部熱交換器７を経由せずに熱交換器８に向かう。内部熱交換器７において冷媒間の熱交換はほとんど行われないため、ノードＮ７の状態はノードＮ８の状態とほぼ同じである。ノードＮ７の状態からノードＮ６の状態への過程においては、延長配管ｅｐ１による圧力損失が生じている。ノードＮ６の状態も、ノードＮ７の状態と同様に湿り蒸気の領域に含まれている。すなわち、暖房運転においても湿り蒸気が延長配管ｅｐ１を通過する。

ノードＮ６の状態からノードＮ５の状態への過程は、内部熱交換器６における冷却過程を示す。ノードＮ５の状態は、ノードＮ６の状態からエンタルピが減少する方向に移動した状態であり、液冷媒の領域に含まれている。膨張弁５Ａには、ノードＮ５の状態の液冷媒が流入する。ノードＮ５の状態からノードＮ４の状態への過程は、膨張弁５Ａによる断熱膨張過程を示している。ノードＮ４の状態からノードＮ３の状態への過程は、蒸発器として機能する熱交換器４による蒸発過程を示す。ノードＮ３の状態からノードＮ２の状態への過程は、内部熱交換器６による加熱過程を示す。ノードＮ２から四方弁２を介してノードＮ１に向かう冷媒に状態変化はほとんど生じないため、ノードＮ１の状態はノードＮ２とほぼ同じである。

以上、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置によれば、制御性の低下を抑制することができる。

実施の形態２．
実施の形態２においては、液冷媒を貯留可能なレシーバが実施の形態１の内部熱交換器の役割を果たす場合について説明する。図１１は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の一例である空調機２００の機能構成および冷房運転における冷媒の流れを併せて示す図である。空調機２００の構成は、図１の内部熱交換器６および７が、液冷媒を貯留可能なレシーバ６２（第１レシーバ）およびレシーバ７２（第２レシーバ）にそれぞれ置き換えられた構成である。これら以外は同様であるため、説明を繰り返さない。

図１１を参照しながら、レシーバ６２には膨張弁５Ａからの湿り蒸気が流入する。レシーバ６２に液冷媒が貯留されている場合、レシーバ６２から液冷媒が流出し得る。液冷媒は湿り蒸気よりも密度が大きいため、レシーバ６２に貯留されている液冷媒の量は時間経過とともに減少し、その結果、レシーバ６２から流出する冷媒が液冷媒から湿り蒸気に変化する。延長配管ｅｐ１に液冷媒が流れるのは一時的であり、レシーバ６２から流出する冷媒が液冷媒から湿り蒸気に変化した以降は延長配管ｅｐ１に湿り蒸気が流れる。延長配管ｅｐ１からレシーバ７２に流入する冷媒は、蒸発器として機能する熱交換器８からの冷媒によって冷却される。その結果、液冷媒がレシーバ７２から流出して膨張弁５Ｂに向かうとともに、余剰な冷媒がレシーバ７２に貯留される。

図１２は、図１１の空調機２００の機能構成および暖房運転における冷媒の流れを併せて示す図である。図１２を参照しながら、レシーバ７２には膨張弁５Ｂからの湿り蒸気が流入する。レシーバ７２に液冷媒が貯留されている場合、レシーバ７２から液冷媒が流出し得る。レシーバ７２に貯留されている液冷媒の量は時間経過とともに減少し、その結果、レシーバ７２から流出する冷媒が液冷媒から湿り蒸気に変化する。延長配管ｅｐ１に液冷媒が流れるのは一時的であり、レシーバ７２から流出する冷媒が液冷媒から湿り蒸気に変化した以降は延長配管ｅｐ１に湿り蒸気が流れる。延長配管ｅｐ１からレシーバ６２に流入する冷媒は、蒸発器として機能する熱交換器４からの冷媒によって冷却される。その結果、液冷媒がレシーバ６２から流出して膨張弁５Ａに向かうとともに、余剰な冷媒がレシーバ６２に貯留される。

なお、実施の形態２においては、１つの室外機と１つの室内機とを備える冷凍サイクル装置について説明した。実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、複数の室内機を備える構成であってもよいし、複数の室外機を備える構成でもよい。

実施の形態２の変形例．
図１、図２、図１１および図１２の切替部３および９の各々の機能は、２つの逆止弁によって実現されている。実施の形態に係る冷凍サイクル装置の切替部の構成は、２つの逆止弁を含む構成に限定されない。たとえば、逆止弁に替えて制御装置によって制御される開閉弁が用いられてよい。また、切替部の機能は、三方弁によって実現されてもよい。

図１３は、実施の形態２の変形例に係る冷凍サイクル装置の一例である空調機２００Ａの機能構成および冷房運転における冷媒の流れを併せて示す図である。空調機２００Ａの構成は、図１１の切替部３および９が三方弁３Ａ（第１切替部）および三方弁９Ａ（第２切替部）にそれぞれ置き換えられているとともに、制御装置１０が１０Ａに置き換えられた構成である。これら以外は同様であるため、説明を繰り返さない。

図１３に示されるように、三方弁３Ａは、ポートＰ３１（第１ポート）と、ポートＰ３２（第２ポート）と、ポートＰ３３（第３ポート）とを有する。三方弁３Ａは、ポートＰ３１と連通するポートを、ポートＰ３２とＰ３３との間で選択的に切り替える。レシーバ６２は、ポートＰ３２とＰ３３との間に接続されている。ポートＰ３１は、熱交換器４に接続されている。

三方弁９Ａは、ポートＰ９１（第４ポート）と、ポートＰ９２（第５ポート）と、ポートＰ９３（第６ポート）とを有する。三方弁９Ａは、ポートＰ９１と連通するポートを、ポートＰ９２とＰ９３との間で選択的に切り替える。レシーバ７２は、ポートＰ９２とＰ９３との間に接続されている。ポートＰ９１は、熱交換器８に接続されている。

冷房運転においてポートＰ３２は、四方弁２を介して圧縮機１の吐出口に連通する。制御装置１０Ａは、ポートＰ３１をＰ３２に連通させるとともに、ポートＰ９１をＰ９２に連通させる。制御装置１０Ａは、三方弁３Ａを制御して、圧縮機１からの冷媒をレシーバ６２を経由せずに熱交換器４に導く。制御装置１０Ａは、三方弁９Ａを制御して、熱交換器８からの冷媒をレシーバ７２を経由させて圧縮機１に導く。

図１４は、図１３の空調機２００Ａの機能構成および暖房運転における冷媒の流れを併せて示す図である。図１４に示されるように、暖房運転においてポートＰ３２は、四方弁２を介して圧縮機１の吸入口に連通する。制御装置１０Ａは、ポートＰ３１をＰ３３に連通させるとともに、ポートＰ９１をＰ９３に連通させる。制御装置１０Ａは、三方弁９Ａを制御して、圧縮機１からの冷媒をレシーバ７２を経由せずに熱交換器８に導く。制御装置１０Ａは、三方弁３Ａを制御して、熱交換器４からの冷媒をレシーバ６２を経由させて圧縮機１に導く。

以上、実施の形態２および変形例に係る冷凍サイクル装置によれば、制御性の低下を抑制することができる。

今回開示された各実施の形態は、矛盾しない範囲で適宜組み合わせて実施することも予定されている。今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は上記した説明ではなくて請求の範囲によって示され、請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。

１ 圧縮機、２ 四方弁、３，９ 切替部、３Ａ，９Ａ 三方弁、４，８ 熱交換器、５，５Ａ～５Ｄ 膨張弁、６，７ 内部熱交換器、１０，１０Ａ 制御装置、１１ 処理回路、１２ メモリ、１３ 入出力部、３１，３２，９１，９２ 逆止弁、５１ 本体、５２ 弁体、５３ ステッピングモータ、５４，５５ 継手管、６２，７２ レシーバ、１００，２００，２００Ａ，９００ 空調機、１１０ 室外機、１２０ 室内機、５１１，５１２ 弁室、５１３ 弁座、５２１ 先端部、Ｐ３１～Ｐ３３，Ｐ９１～Ｐ９３ ポート、ｅｐ１，ｅｐ２ 延長配管。

Claims (7)

1. 冷媒の循環方向が、第１循環方向と、前記第１循環方向とは逆の第２循環方向との間で切り替えられる冷凍サイクル装置であって、
   圧縮機と、
   第１熱交換器と、
   第２熱交換器と、
   第３熱交換器と、
   第４熱交換器と、
   第１膨張弁と、
   第２膨張弁とを備え、
   前記第１循環方向は、前記圧縮機、前記第１熱交換器、前記第１膨張弁、前記第３熱交換器、前記第４熱交換器、前記第２膨張弁、および前記第２熱交換器の順の循環方向であり、
   前記冷媒の循環方向が前記第１循環方向である場合、前記第４熱交換器において、前記第３熱交換器からの前記冷媒は、前記第２熱交換器からの前記冷媒と熱交換し、前記第１熱交換器と前記第１膨張弁との間を流れる前記冷媒の状態は、液体であり、前記第１膨張弁と前記第３熱交換器との間を流れる前記冷媒の状態は、気液二相状態であり、
   前記冷媒の循環方向が前記第２循環方向である場合、前記第３熱交換器において、前記第４熱交換器からの前記冷媒は、前記第１熱交換器からの前記冷媒と熱交換し、前記第２熱交換器と前記第２膨張弁との間を流れる前記冷媒の状態は、液体であり、前記第２膨張弁と前記第４熱交換器との間を流れる前記冷媒の状態は、気液二相状態であり、
   第１切替部および第２切替部をさらに備え、
   前記冷媒の循環方向が前記第１循環方向である場合、
   前記第１切替部は、前記圧縮機からの前記冷媒を前記第３熱交換器を経由せずに前記第１熱交換器に導き、
   前記第２切替部は、前記第２熱交換器からの前記冷媒を前記第４熱交換器を経由させて前記圧縮機に導き、
   前記冷媒の循環方向が前記第２循環方向である場合、
   前記第２切替部は、前記圧縮機からの前記冷媒を前記第４熱交換器を経由せずに前記第２熱交換器に導き、
   前記第１切替部は、前記第１熱交換器からの前記冷媒を前記第３熱交換器を経由させて前記圧縮機に導く、冷凍サイクル装置。
2. 前記第１切替部は、第１逆止弁および第２逆止弁を含み、
   前記第３熱交換器は、前記第１逆止弁の出力ポートと前記第２逆止弁の入力ポートとの間に接続され、
   前記第１逆止弁の出力ポートは、前記第１熱交換器に接続され、
   前記第２切替部は、第３逆止弁および第４逆止弁を含み、
   前記第４熱交換器は、前記第３逆止弁の入力ポートと前記第４逆止弁の出力ポートとの間に接続され、
   前記第３逆止弁の出力ポートは、前記第２熱交換器および前記第４逆止弁の入力ポートに接続され、
   前記第１逆止弁の入力ポートは、前記冷媒の循環方向が前記第１循環方向である場合、前記圧縮機の吐出口に連通し、前記冷媒の循環方向が前記第２循環方向である場合、前記圧縮機の吸入口に連通する、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記第１切替部および前記第２切替部を制御する制御装置をさらに備え、
   前記第１切替部は、第１ポートと、第２ポートと、第３ポートとを有し、前記第１ポートと連通するポートを、前記第２ポートと前記第３ポートとの間で選択的に切り替え、
   前記第３熱交換器は、前記第２ポートと前記第３ポートとの間に接続され、
   前記第１ポートは、前記第１熱交換器に接続され、
   前記第２切替部は、第４ポートと、第５ポートと、第６ポートとを有し、前記第４ポートと連通するポートを、前記第５ポートと前記第６ポートとの間で選択的に切り替え、
   前記第４熱交換器は、前記第５ポートと前記第６ポートとの間に接続され、
   前記第４ポートは、前記第２熱交換器に接続され、
   前記冷媒の循環方向が前記第１循環方向である場合、
   前記第２ポートは、前記圧縮機の吐出口に連通し、
   前記制御装置は、前記第１ポートを前記第２ポートに連通させるとともに、前記第４ポートを前記第５ポートに連通させ、
   前記冷媒の循環方向が前記第２循環方向である場合、
   前記第２ポートは、前記圧縮機の吸入口に連通し、
   前記制御装置は、前記第１ポートを前記第３ポートに連通させるとともに、前記第４ポートを前記第６ポートに連通させる、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記第３熱交換器と前記第４熱交換器との間を流れる前記冷媒の状態は、気液二相状態であり、
   前記冷媒の循環方向が前記第１循環方向である場合、前記第４熱交換器から流出する前記冷媒の状態は、液体であり、
   前記冷媒の循環方向が前記第２循環方向である場合、前記第３熱交換器から流出する前記冷媒の状態は、液体である、請求項１～３のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記第３熱交換器は、前記冷媒を貯留する第１レシーバを含み、
   前記第４熱交換器は、前記冷媒を貯留する第２レシーバを含む、請求項１～４のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記第１膨張弁および前記第２膨張弁の各々の流量係数の最大値は、気液二相状態の冷媒が当該膨張弁に流入することを想定した場合に必要な流量係数の最大値よりも小さい、請求項１～５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記第１膨張弁の流量係数の最小値および最大値は、前記第２膨張弁の流量係数の最小値および最大値にそれぞれ等しい、請求項６に記載の冷凍サイクル装置。

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