JP2008151380A - 冷凍サイクル装置及び冷凍サイクル装置の制御方法 - Google Patents

Abstract

【課題】 圧縮機への液戻りを確実に防止して信頼性を高め、且つ蒸発器での伝熱性能を向上して全体システムの性能を向上できる冷凍サイクル装置を得る。
【解決手段】 圧縮機１、放熱器２、エジェクタ３、主蒸発器４、及び補助蒸発器６を順次循環させて補助蒸発器６から流出する過熱状態の冷媒を圧縮機１に吸入させる主循環路と、主蒸発器４と補助蒸発器６の間を流れる冷媒の一部をバイパス路２５を通ってエジェクタ３の吸引部から主蒸発器４に再循環させる再循環路と、を備える。また、バイパス路２５にエジェクタ３の吸引部に吸引する冷媒流量の調整が可能な減圧手段８を設け、主蒸発器４の冷媒の出口乾き度を適正に制御する。
【選択図】 図１

Description

本発明は、冷凍サイクル装置に関し、特に流体を減圧する減圧手段として流体輸送機能を有するエジェクタを備えた冷凍サイクル装置及びその制御方法に関する。

従来のエジェクタを有する冷凍サイクルやヒートポンプサイクルは、冷媒を吸入圧縮する圧縮機と、圧縮機から吐出した高圧冷媒の熱を放熱する放熱器と、放熱器から流出した高圧冷媒を減圧膨張させるノズルを有し、ノズルから噴射する高い速度の冷媒流の巻き込み作用によって冷媒輸送を行うエジェクタポンプと、エジェクタポンプから吐出された冷媒を蒸発させる蒸発器と、蒸発器から流出した冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離し、気相冷媒用出口が圧縮機の吸引側に接続された気液分離器と、気液分離器と蒸発器の冷媒流入口側とを繋ぐ冷媒通路手段とを備え、エジェクタポンプにて冷媒通路手段に冷媒を流す構成である（例えば、特許文献１参照）。

この従来装置では、蒸発器内を流れる冷媒流量、つまり蒸発器内の冷媒流速が増大するので、冷媒と蒸発器との熱伝達率が増大する。従って、蒸発器を大型にすることなく、蒸発器の熱交換能力、つまり吸熱能力を向上させることができるので、ヒートポンプサイクルの運転効率を向上させることができるというものである。

また、冷媒蒸発器の出口部から流出した冷媒を液冷媒と冷媒ガスとに分離するアキュムレータと、このアキュムレータの内部と冷媒蒸発器の入口部とを連通するバイパス管と、このバイパス管内を流れる液冷媒の流量を調整する調整手段を有し、アキュムレータ内の液冷媒をバイパス管で冷媒蒸発器の入口部に送る冷媒送り手段（エジェクタ、冷媒ポンプ）と、冷媒蒸発器の出口部における冷媒の乾き度を検出する検出手段を有し、この検出手段で検出した冷媒の乾き度に応じて調整手段を制御する制御手段とを備えた冷凍サイクルもあった（例えば、特許文献２参照）。

この従来装置では、冷媒蒸発器の出口部付近に設けられた検出手段としての乾き度センサ（ボイドセンサ）により検出された冷媒蒸発器の出口部における冷媒の乾き度が最適な値（例えば、０．８〜０．９）となるように流量調節弁の開弁時間や開口径の大きさを制御して、アキュムレータから冷媒蒸発器の入口部への液冷媒の戻り量を調整するものである。

このため、冷媒蒸発器内を流れる冷媒循環量が冷媒の乾き度に応じて増加することによって、冷凍サイクル運転中の冷媒蒸発器の出口部における冷媒側熱伝達率の低下が抑えられ、冷媒蒸発器の出口部における冷媒蒸発能力の低下が抑えられるというものであった。

特開２００４−２３９４９３号公報（第４頁〜第６頁、図１） 特開平４−３１６９６２号公報（第２頁〜第３頁、図１）

従来の冷凍サイクル装置では冷媒ガスを圧縮機へ送るために蒸発器の出口と圧縮機の吸入部との間に気液分離器を備えているが、気液分離器のガス側出口部が圧縮機吸入部に直接接続されており、圧縮機の吸入部に過熱度を確保できないため、圧縮機への液戻りが生じて信頼性や性能が低下するという課題があった。

また、従来の冷凍サイクル装置では、圧縮機吸入部に過熱度を設けた方が冷凍サイクルの効率が高くなる場合でも圧縮機吸入部が必ず飽和ガス状態となり、冷凍サイクルの効率が低下するという課題があった。

また、蒸発器出口部の冷媒をガスと液に分離するための気液分離器や乾き度を検出するための乾き度センサ（ボイドセンサ）が必要であり、全体システムのコストが増加し、装置が大型化するという課題があった。

また、冷媒として例えば二酸化炭素を用いる場合、表面張力がフロン系冷媒に比べて小さいために低乾き度域で沸騰熱伝達率が高くなるが、ドライアウトが低乾き度域で発生しやすいため、蒸発器出口での最適乾き度がフロン系冷媒に比べて低下する。従来装置では冷媒として二酸化炭素を用いた場合、二酸化炭素の特性を考慮して伝熱性能を向上した冷凍サイクル装置を構成していないという課題があった。

また、乾き度に対する熱伝達率の変化だけから目標乾き度を決定していたので、目標乾き度が冷凍サイクル内を循環する冷媒流量、圧力損失、冷媒量分布から得られる全体システムの最適乾き度と異なり、必ずしも最適制御されない場合があった。

また、本方式に好適の熱交換器形態については考慮されていなかった。

本発明は、蒸発器出口部の冷媒をエジェクタで吸引して蒸発器入口部に再循環する冷凍サイクル装置において、圧縮機の信頼性を確保し、且つ冷媒の特性に対応して蒸発器での熱交換効率を高め、効率の良い冷凍サイクル装置を得ることを目的としている。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、上記のような問題点を解消するために成されたもので、圧縮機、放熱器、エジェクタ、主蒸発器、及び補助蒸発器を順次循環させて前記補助蒸発器から流出する過熱状態の冷媒を前記圧縮機に吸入させる主循環路と、前記主蒸発器と前記補助蒸発器の間を流れる冷媒の一部をバイパス路を通って前記エジェクタの吸引部から前記主蒸発器に再循環させる再循環路と、を備えたことを特徴とするものである。

また、本発明に係る冷凍サイクル装置の制御方法は、前記主蒸発器から流出する冷媒の乾き度の目標値を目標乾き度として予め設定する目標乾き度設定ステップと、運転中に前記主蒸発器から流出する冷媒の乾き度を検出する乾き度検出ステップと、前記乾き度検出ステップで検出した乾き度が前記目標乾き度になるように前記エジェクタの吸引部に流入する冷媒流量を制御する吸引流量制御ステップと、を備えたことを特徴とするものである。

本発明によれば、エジェクタで蒸発器出口部の冷媒を吸引し、蒸発器入口部へ再循環させる冷凍サイクル装置において、補助蒸発器で過熱度のついた冷媒を圧縮機に吸入させると共に主蒸発器での伝熱性能を向上することで、圧縮機の信頼性を確保し、且つ蒸発器での熱交換効率を高めることができる冷凍サイクル装置が得られる効果がある。

実施の形態１．
以下、本発明の実施の形態１による冷凍サイクル装置について説明する。図１は、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置として、例えば部屋の冷房を行う装置の構成を示す冷媒回路図である。図に示すように、本実施の形態による冷凍サイクル装置は、室外ユニット１００と室内ユニット１０１から構成されている。室外ユニット１００内の冷媒回路は、圧縮機１、放熱器２、第１減圧手段７、内部ノズルの喉部と出口部の面積比が一定であるエジェクタ３、主蒸発器４、第２減圧手段８、補助蒸発器６、及びそれらを接続するための配管で構成されている。圧縮機１、放熱器２、第１減圧手段７、エジェクタ３、主蒸発器４、及び補助蒸発器６を冷媒配管で接続して主循環路をなす。さらに、主循環路の主蒸発器４と補助蒸発器６の間の冷媒配管に分岐部２６を設け、主蒸発器４から流出した冷媒を分岐部２６で分岐し、その一部をバイパス路２５、第２減圧手段８を通ってエジェクタ３の吸引部から主蒸発器４に冷媒を再循環させる再循環路を構成する。主循環路及び再循環路の内部には冷媒として、例えば自然冷媒である二酸化炭素を封入する。図における太実線は冷媒が流れる配管を示し、実線矢印は冷媒の流れ方向、白抜き矢印は空気の流れ方向を示している。また、内部ノズルの喉部とノズル出口部の面積比が一定であるエジェクタ３を固定エジェクタと称する。

放熱器２は、例えばプレートフィンチューブタイプの熱交換器であり、室外空気と冷媒とを熱交換する。主蒸発器４及び補助蒸発器６は、被熱交換媒体、ここでは被冷却媒体である例えば水やブラインなどの液体と冷媒とが熱交換する液体−冷媒熱交換器であり、プレート型熱交換器で、この熱交換器で得られた冷熱を負荷側で冷房に利用している。室外ユニット１００と室内ユニット１０１間を接続する太点線矢印は、主蒸発器４及び補助蒸発器６における被熱交換媒体である被冷却媒体が流れる配管とその流れ方向を示す。補助蒸発器６を、主蒸発器４に比べて被冷却媒体の流れに対して上流側に配置し、主蒸発器４の伝熱面積Ａ１に対する補助蒸発器６の伝熱面積Ａ２の比を０．０５以上で且つ０．４以下となるように構成する。例えば、主蒸発器４のプレート枚数を補助蒸発器６のプレート枚数に比べて多くすることで、伝熱面積比を調整できる。ここで、冷媒と被熱交換媒体間で熱交換する熱交換器では、伝熱面積として、冷媒側の伝熱面積と被熱交換媒体側の伝熱面積とが考えられる。被熱交換媒体が水などの場合には冷媒側及び被熱交換媒体側で伝熱面積は同程度であるが、被熱交換媒体が空気などの場合には異なる。ここでいう伝熱面積とは被熱交換媒体側の伝熱面積とする。

主蒸発器４の水側出口部に第１温度検出手段２１を設け、補助蒸発器６の冷媒側出口部に第２温度検出手段２２を設け、主蒸発器４の冷媒側入口部に第３温度検出手段２３を設ける。これらの温度検出手段２１、２２、２３で検出される温度検出値が制御手段３１に取り込まれる。細点線矢印は各検出手段２１、２２、２３から制御手段３１への検出信号の流れ、または制御手段３１から圧縮機１、減圧手段７、８への制御信号の流れを示している。

制御手段３１では、第１温度検出手段２１、第２温度検出手段２２、第３温度検出手段２３からの温度検出値を取り込み、検出値を基に各種演算を行い、設定された目標値と比較して、圧縮機１の回転数、減圧手段７、８の絞り開度の出力値を演算し、各アクチュエータへ出力する。ここで、圧縮機１は回転数が変更可能なインバーター圧縮機の例を示すが、これに限るものではなく、回転数が固定された一定速圧縮機で、例えば圧縮機１の吸入部と吐出部に開閉弁を介したバイパス手段が設けられ、開閉弁の開閉操作により機械的容量制御が可能な構成、あるいは複数台の圧縮機が設けられる構成としてもよい。一定速圧縮機の場合には、制御手段３１から開閉弁の開閉出力が送信され、複数台圧縮機の場合には制御手段３１から運転台数あるいは停止台数の出力が送信される。

次に、図２に基づき、筒形のエジェクタの構成及び作用について詳しく説明する。図２（ａ）はエジェクタ３の軸に沿った断面構成を示す説明図、図２（ｂ）は図２（ａ）のＸ１〜Ｘ６の各位置に対応する圧力分布を示すグラフであり、横軸にエジェクタ位置、縦軸に圧力Ｐを示す。本実施の形態で用いるエジェクタ３は、ノズル部４３、混合部４４、ディフューザ部４５から構成され、ノズル部４３はさらに減圧部４３ａと末広部４３ｂから構成されている。減圧部４３ａで減圧されて一番開口面積の小さい部分を喉部４３ｃと称し、喉部４３ｃから下流側に末広部４３ｂが形成され、ノズル出口部４３ｄに続いている。このエジェクタ３は例えば内部ノズルの喉部４３ｃとノズル出口部４３ｄの面積比（以下、膨張比という）が一定の固定絞り構成であり、矢印Ｙ１方向から流入する圧力Ｐ１の超臨界状態の冷媒Ｅ１を駆動流とし、減圧部４３ａで減圧膨張させて喉部４３ｃで圧力Ｐ２の音速とする。更に末広部４３ｂで超音速として圧力Ｐ３まで減圧させる。このとき、矢印Ｙ２方向から流入する気液二相状態の冷媒Ｅ４を吸引し、混合された気液二相冷媒Ｅ３は、混合部４４で圧力回復して圧力Ｐ４の状態の冷媒となり、更にディフューザ部４５で圧力Ｐ５まで圧力上昇して冷媒Ｅ５となって流出する。

一般に、エジェクタ効率は、ノズル部４３で圧力エネルギーを速度エネルギーに変換する際のノズル効率と、混合部４４及びディフューザ部４５で速度エネルギーを混合しながら圧力エネルギーに変換する際の混合・ディフューザ効率との積で表わされる。混合・ディフューザ効率はエジェクタ効率への寄与度が大きく、混合促進を目的としてノズルから噴射される液滴をできるだけ微細化することが効率向上に有効となる。本実施の形態では、膨張比が一定の固定エジェクタを使用しているので、ニードルなどを用いて喉部の断面積を可変する膨張比変化型の可変絞りエジェクタに比べ、運転状態によって過膨張や不足膨張が生じることがない。例えば過膨張になると衝撃波の発生によって損失が生じたりするが、これを防止できるので、ノズルから噴射される液滴をできるだけ微細化することができ、混合を促進してエジェクタ効率を高く維持することができる。

上記のように構成された冷凍サイクル装置について、次に運転動作を図３に基づいて説明する。図３（ａ）は図１に示した冷凍サイクル装置の冷媒回路を示す回路図、図３（ｂ）は冷凍サイクル装置の各部の位置に対応する冷媒状態を示す圧力ーエンタルピー線図である。図３（ｂ）では横軸はエンタルピーを示し、横軸上のエンタルピー値（ＩＪ−ＩＡ）は冷媒回路の各位置（Ｊ−Ａ）に対応した部分における冷媒のエンタルピー値を示す。同様に縦軸は圧力Ｐを示し、縦軸上の圧力値（ＰＡ、ＰＣ、ＰＪ）は冷媒回路の各位置（Ａ、Ｃ、Ｊ）に対応した部分における冷媒の圧力値を示す。
本実施の形態における冷凍サイクル装置は、例えば室外に設置され、蒸発器４、６で冷媒と被冷却媒体である水とを熱交換することで水によって冷熱を室内に設けられた室内ユニット１０１へ搬送し、室内ユニット１０１で水と室内空気とを熱交換して室内を冷房する。圧縮機１から吐出された高温・高圧のガス冷媒（Ａ）は、放熱器２で室外空気へ放熱して自身は温度低下し、高圧の低温冷媒（Ｂ）となって第１減圧手段７で減圧された後（Ｃ）、エジェクタ３に流入する。エジェクタ３へ流入した冷媒は、ノズル部４３出口Ｅ２で最低圧力Ｐｅ２となり、混合部４４へ流入する。混合部で状態Ｅ４から流入する冷媒液と混合した後、Ｅ３の状態となった冷媒はディフューザ部４５でＰｅ２からＰｅ１に圧力が回復して状態Ｅ５となってエジェクタ３から流出する。

更に、エジェクタ３で減圧された状態Ｅ５の冷媒は、主蒸発器４に流入し、被冷却媒体から熱を奪って液冷媒の一部が蒸発する（Ｇ）。主蒸発器４を流出した気液二相冷媒の一部（Ｈ）は、補助蒸発器６の入口部へ流れ、被冷却媒体から熱を奪って蒸発し、例えば５ｄｅｇ〜１５ｄｅｇ程度の過熱度の冷媒（Ｉ）となって圧縮機１に吸入される。この循環路が主循環路である。
一方、主蒸発器４を流出した気液二相冷媒の一部（Ｊ）は第２減圧手段８で減圧されて状態Ｅ４の冷媒となり、エジェクタ３の吸引部に吸引される。そしてエジェクタ３内の混合部４４で主循環路を流れる駆動流と混合する。この循環路が再循環路である。

分岐部２６で補助蒸発器６とエジェクタ３の吸引部に分配される液冷媒の比率は、冷凍サイクル装置を構成する配管構造や配管内の気液二相流の流動様式、例えば、環状流や分離流により異なる。ここでは、例えば補助蒸発器６の入口部に乾き度の増加した冷媒（Ｈ）が流入し、エジェクタ３の吸引部へ乾き度の低下した冷媒（Ｊ）が吸引される場合について説明する。

次に、再循環路を有する構成における蒸発器４、６周辺の冷媒状態について説明する。図４は二酸化炭素を冷媒としたときの蒸発器４、６の内部を流れる冷媒の乾き度Ｘに対する熱伝達率αの変化を示すグラフであり、横軸に乾き度Ｘ、縦軸に熱伝達率αを示す。図４（ａ）は比較例、図４（ｂ）は本実施の形態に係るものである。また、図５は主蒸発器４及び蒸発器６内部の液冷媒を斜線で示す説明図であり、図５（ａ）は比較例、図５（ｂ）は本実施の形態に係るものである。図４、図５において、それぞれ（ａ）は比較例としてエジェクタによって蒸発器に再循環させる構成ではなく、蒸発器から圧縮機に接続された冷媒回路構成の場合であり、（ｂ）は図１に示した冷媒回路構成の場合である。

圧縮機１への液戻り防止を確実にするために、補助蒸発器６から流出する冷媒状態は、例えば５ｄｅｇ〜１５ｄｅｇ程度の過熱度を確保する。エジェクタ３により冷媒を吸引しない通常の冷凍サイクルでは、主蒸発器４と補助蒸発器６は直列に接続されていると考えられるため、主蒸発器４と補助蒸発器６の内部で冷媒は図４（ａ）、図５（ａ）のように変化する。例えば、図４（ａ）に示すように、入口乾き度０．２で流入した冷媒は主蒸発器４でドライアウト開始乾き度Ｘｄ（例えば、０．７）を超える乾き度まで蒸発し、補助蒸発器６で例えば５ｄｅｇ程度の過熱域まで蒸発する。ここで、乾き度Ｘｄはドライアウト開始乾き度であり、この乾き度以上では管内壁面に付着している液膜が剥がれて噴霧流となり、熱伝達率が低下し始める。また、図５（ａ）に示すように、蒸発器内の液冷媒量は蒸発器４、６で連続的に変化し、主循環路を流れる冷媒流量Ｇｎが主蒸発器４から流入して補助蒸発器６から冷媒流量Ｇｎが流出する。

一方、本実施の形態のように、主蒸発器４から流出した冷媒のうち、乾き度の低い冷媒をエジェクタ３により吸引し、主蒸発器４内に再循環させると、図４（ｂ）に示すように主蒸発器４内で冷媒流量が増加すると共に乾き度が低下する。このため、主蒸発器４内の冷媒状態は点線イようになり、蒸発熱伝達率αが向上する。補助蒸発器６内の冷媒状態は点線アのようになり、蒸発器４、６内の平均的な熱伝達率は図４（ａ）の場合よりも向上する。また、図５（ｂ）に示すように、液冷媒量は主蒸発器４と補助蒸発器６の間で冷媒の一部が再循環されるため不連続的に変化する。主循環路を流れる冷媒流量Ｇｎと再循環路を流れる冷媒流量Ｇｅが主蒸発器４から流入し、冷媒流量Ｇｅがエジェクタ３によって吸引される。補助蒸発器６からは主循環路を流れる冷媒流量Ｇｎが流出する。

以下に、冷媒として二酸化炭素を用いた場合の主蒸発器４内での伝熱性能について詳しく説明する。蒸発熱伝達率αは、気液界面から蒸発する強制対流熱伝達率と、壁面から発生する沸騰気泡により伝熱する沸騰熱伝達率の和で表される（Ｃｈｅｎの式）。特に、冷媒が二酸化炭素である場合、冷媒液の表面張力がフロン系冷媒に比べて小さいので、直径の小さい気泡が多数発生して低乾き度域の沸騰熱伝達率が高くなるため、フロン系冷媒の場合に見られる乾き度低下に伴う熱伝達率の低下は小さくなる。一方、管内ガス流速が遅いため管内壁面に付着している液膜が剥がれやすく、低乾き度域でドライアウトが発生しやすくなる。即ち、主蒸発器４出口の最適乾き度がフロン系冷媒に比べて低下するため、主蒸発器４の出口乾き度の目標値をドライアウト開始乾き度Ｘｄ（０．７程度）以下、例えば０．６程度に設定するとよい。蒸発熱伝達率αはドライアウト開始乾き度Ｘｄを超えると、急速に低下するが、ドライアウト開始乾き度Ｘｄ以下に設定することで、主蒸発器４内の冷媒状態を蒸発熱伝達率αの高い領域とすることができ、主蒸発器４における伝熱性能を向上できる。

また、蒸発器と圧縮機の間に気液分離器を設けたような従来の構成では、圧縮機吸入部に過熱度を設けた方が冷凍サイクルの効率が高くなる場合でも圧縮機吸入部が必ず飽和ガス状態となり、冷凍サイクルの効率が低下するという課題があった。本実施の形態では補助蒸発器６を備えて過熱度をつけて圧縮機１に吸入させるので、圧縮機１の信頼性が低下するのを防止できる。さらに主蒸発器４の出口乾き度を任意に幅広く設定でき、ここでは主蒸発器４内の伝熱性能が良好な範囲になるように、０．６程度の乾き度を設定する。

このように、冷媒が二酸化炭素の場合、主蒸発器４の出口乾き度を０．６程度に低く設定することで、主蒸発器４内で蒸発熱伝達率αの高い領域の冷媒と被冷却媒体とを熱交換させることができる。このため、再循環による冷媒流量の増加に加えて主蒸発器４の伝熱性能をさらに向上できる効果がある。

通常、熱交換器では流入した冷媒は複数の流路に分配されて外部や隣接して流れる被冷却媒体と熱交換するのであるが、この冷媒の分配性能が良好であることが熱交換器の伝熱性能にも影響を及ぼす。そこで、低乾き度の冷媒を再循環させた場合には、図４（ｂ）に示したように再循環しない場合（図４（ａ））に比べて、主蒸発器４の入口乾き度が低下する。主蒸発器４の入口乾き度が低下することで、入口における気液二相冷媒が小さな気泡を含む均質状態になり、主蒸発器４の各流路に均一に分配されるようになる。このため、圧力損失の増加を抑えながら良好な分配特性も実現できる。

次に、主蒸発器４と補助蒸発器６における被冷却媒体の入口温度について説明する。本実施の形態では補助蒸発器６の出口部の冷媒状態は過熱度をつけるので、補助蒸発器６の出口部の冷媒温度は主蒸発器４よりも高くなる。そこで、図１に示すように被冷却媒体として水が室内ユニット１０１と室外ユニット１００間を矢印のように循環している場合、補助蒸発器６における冷媒と被冷却媒体との温度差が大きくなるように、補助蒸発器６を被冷却媒体の入口側（流入側）に配置する。このように配置することで、被冷却媒体は、補助蒸発器６で冷却された後、主蒸発器４で冷却される。即ち、補助蒸発器６の入口部Ｍでの被冷却媒体の温度が主蒸発器４の入口部４での温度よりも高くなるように循環するので、補助蒸発器６内で冷媒と被冷却媒体の温度差を大きくすることができ、補助蒸発器６における冷熱を有効に回収できる効果がある。例えば、被冷却媒体の流れに対して補助蒸発器６を主蒸発器４の上流側に配置するので、水を循環させて室内ユニット１０１で室内の冷房を行う場合には、補助蒸発器６の入口部Ｍでの被冷却媒体の温度Ｔ（Ｍ）が１２℃程度、主蒸発器４の入口部Ｎでの被冷却媒体の温度Ｔ（Ｎ）が３〜１０℃程度となる。このように循環させることで、逆に被冷却媒体を主蒸発器４から補助蒸発器６に循環させるよりも、補助蒸発器６内で冷媒と被冷却媒体との温度差を大きくできるので、有効に冷熱を回収できる。

なお、上記入口部Ｍ、Ｎでの温度は一例であり、この数値に限定されるものではない。例えば冷蔵庫で冷熱を利用する場合には、被冷却媒体を空気とし、入口部Ｍでの空気温度は７℃、入口部Ｎでの空気温度は０〜５℃となり、また、空気調和機の場合には被冷却媒体を空気とし、入口部Ｍでの空気温度は２７℃、入口部Ｎでの空気温度は１５〜２５℃となるように循環させればよい。このように被冷却媒体との温度差の関係を考慮して、主蒸発器４と補助蒸発器６を適正に配置することで、熱交換効率を向上できる。

次に、主蒸発器４と補助蒸発器６を適正に分割して熱交換効率を向上することについて説明する。まず、主蒸発器４と補助蒸発器６の伝熱面積比について説明する。図６は補助蒸発器６の伝熱面積比率（％）に対するＣＯＰ向上率（％）の関係を示すグラフである。図６において、横軸は補助蒸発器６の伝熱面積Ａ２／主蒸発器４の伝熱面積Ａ１（％）を示し、縦軸は能力を同一とした時のＣＯＰ向上率（％）である。これは、定格能力が要求される外気温度条件で、伝熱面積比Ａ２／Ａ１を変化させた場合の通常サイクルに対するＣＯＰ向上率を示す計算結果であり、パラメータとして２種類の蒸発温度、例えばー１０℃とー４０℃での結果を示している。また、通常サイクルとは再循環させない構成であり、これを基準（１００％）としてＣＯＰ向上率（％）を示す。この場合、主蒸発器４が主たる熱交換器となるため、ＣＯＰを最大とする伝熱面積比Ａ２／Ａ１ではＡ１＞Ａ２なる関係が成立している。図６より、ＣＯＰ向上率を最大とする伝熱面積比Ａ２／Ａ１が存在し、０．０５以上で且つ０．４以下でＣＯＰ向上率が高くなっていることがわかる。例えば蒸発温度ー１０℃ではほぼ１０８％以上のＣＯＰ向上率が得られ、蒸発温度ー４０℃ではほぼ１２９％程度のＣＯＰ向上率が得られる。このように、ＣＯＰ向上率が最大となる伝熱面積比Ａ２／Ａ１の範囲は、蒸発温度が変化してもほぼ同様の値でＣＯＰ向上率が高くなっているので、伝熱面積比Ａ２／Ａ１を０．０５以上で且つ０．４以下となるように構成すれば、蒸発温度にかかわらず高いＣＯＰ向上率が得られることを示している。

主蒸発器４の伝熱面積Ａ１を大きくしすぎると、主蒸発器４内の過熱域の割合が増加し、主蒸発器４内の蒸発温度と蒸発熱伝達率が低下してＣＯＰが低下することになる。一方、主蒸発器４の伝熱面積を小さくしすぎると、エジェクタ３による流量増加や乾き度の変化の効果がそれほど現れなくなり、その結果蒸発器に再循環させない冷凍サイクルと同様となり、性能の低下を招く。これらの理由から図６のように伝熱面積比Ａ２／Ａ１に対してＣＯＰ向上率の高い範囲ができ、この範囲、ここでは伝熱面積比Ａ２／Ａ１が０．０５以上で且つ０．４以下の範囲になるように主蒸発器４と補助蒸発器６を構成することで、ＣＯＰを高くすることができる冷凍サイクル装置が得られる。

図７は冷媒再循環流量に対するＣＯＰの関係を示すグラフである。図７における横軸はエジェクタ３における再循環流量比、即ち吸引冷媒流量Ｇｅ／駆動冷媒流量Ｇｎ、縦軸は能力を同一とした時のＣＯＰ向上率（％）である。これは、定格能力が要求される外気温度条件で、伝熱面積比Ａ２／Ａ１を例えば０．２で一定とし、再循環流量比Ｇｅ／Ｇｎを変化させた場合の通常サイクルに対するＣＯＰ向上率を示す計算結果である。駆動冷媒流量Ｇｎは圧縮機１から吐出されて主循環路を流れる冷媒流量であり、吸引冷媒流量Ｇｅは主蒸発器４と補助蒸発器６の間からバイパス路２５を通ってエジェクタ３に吸引される再循環路を流れる冷媒流量である。ここでも、通常サイクルとは再循環させない構成であり、これを基準（１００％）としてＣＯＰ向上率（％）を示す。

図７では、機器仕様で、伝熱面積比Ａ２／Ａ１が一定の条件ではＣＯＰ向上率を最大とする再循環流量比Ｇｅ／Ｇｎが存在することを示している。例えば伝熱面積比Ａ２／Ａ１＝０．２程度に設定した時には、再循環流量比Ｇｅ／Ｇｎが０．２以上で且つ０．６以下の範囲になるように運転すると、ほぼ１０８％以上のＣＯＰ向上率が得られている。再循環流量比Ｇｅ／Ｇｎを増加させると、ある値までは伝熱促進効果により性能が向上するが、ある値以上では圧力損失が過度に増大し、伝熱促進効果よりも圧縮機の吸入圧力低下による性能低下の方が大きくなる。このため、伝熱面積比に対して再循環冷媒流量を最適にすることで、主蒸発器４及び補助蒸発器６内で、被冷却媒体と冷媒の温度差に応じた最適な冷媒状態にすることができ、ＣＯＰを向上できる。

以上のように、乾き度変化に伴う蒸発熱伝達率や圧力損失の変化に加え、被冷却媒体との温度差の変化（温度効率の変化）と、冷媒回路内の冷媒量分布の変化も影響して、効率が最大となる構成及び運転制御が存在する。従って、設計条件により伝熱面積比Ａ２／Ａ１または再循環流量比Ｇｅ／Ｇｎを調整することで、主蒸発器４の出口乾き度を適正化し、全体システムの効率を高めることが可能となる。

ここで、本実施の形態に係る主蒸発器４の出口乾き度の目標値について説明する（目標乾き度設定ステップ）。図４では蒸発熱伝達率と主蒸発器４の出口乾き度の関係を述べた。さらに、本実施の形態では、冷媒量の分布と冷凍能力（冷媒流量）を考慮して最適乾き度を設定する。
例えば、主蒸発器４の出口乾き度の目標値として、例えば０．９程度の高い値に設定すると、補助蒸発器６内の過熱部が長くなるため、放熱器２内の冷媒量が過大となり、高圧圧力が高くなる。このため圧縮機１の入力が増加し、ＣＯＰは低下する。冷凍サイクル内の冷凍能力（冷媒流量）が大きい場合、低圧圧力（主蒸発器４内の密度）が低く、主蒸発器４内の必要冷媒量が少なくなるため、特にこの傾向は顕著となる。
逆に、主蒸発器４の出口乾き度の目標値として、例えば０．５程度の低い値に設定すると、放熱器２内の冷媒量が過小となり、放熱器２の出口部が二相状態となって主蒸発器４内のエンタルピー差が低下し、ＣＯＰが低下する。冷凍サイクル内の冷凍能力（冷媒流量）が小さい場合、低圧圧力（主蒸発器４内の密度）が高く、主蒸発器４内の必要冷媒量が多くなるため、特にこの傾向は顕著となる。

そこで、図４を考慮して良好な熱伝達率が得られると共に、冷凍サイクル装置の冷凍能力で必要である主循環路の冷媒流量に応じて、冷媒量分布を考慮し、主蒸発器４の出口乾き度を設定する。即ち、乾き度に対する熱伝達率の変化だけでなく、冷凍サイクル内の冷媒量分布や冷凍サイクルを循環する冷媒流量から最適乾き度の目標値を求めるようにしたので、システム全体を最適に制御することができる。例えば、図４から冷媒が二酸化炭素の場合に良好な熱伝達率が得られるように、主蒸発器４の出口乾き度を低く設定するのであるが、ある程度放熱器２の冷媒量が確保できる範囲で、最大性能が得られる最適な乾き度、例えば、０．６程度に制御すれば、ＣＯＰの高い冷凍サイクル装置が得られる。
特に冷凍サイクルの冷凍能力が小さくて主循環路の冷媒流量が少ない場合には、もう少し目標乾き度を高くしてもよい。

次に、本実施の形態に係る圧縮機１、第１減圧手段７、第２減圧手段８の制御方法について説明する。運転の開始時に、予め制御で用いる各目標値を設定する。例えば、主蒸発器４出口の水温の目標値である目標出口水温（Ｔｗｏ１ｍ）は負荷側で設定した希望室内温度などの外部情報から設定する。また、補助蒸発器６出口の過熱度の目標値である目標出口過熱度（ＳＨｍ）は、圧縮機１への液戻りなどを考慮して例えば５〜１０ｄｅｇに設定する。また、前述したように主蒸発器４の出口の目標乾き度を設定し、第２減圧手段８の開度目標値（ＬＥＶ２ｍ）を、外気温度や主蒸発器４への給水温度などの環境条件の下で、目標乾き度が得られるように設定する。
運転中に、第１温度検出手段２１で検出される温度検出値が制御手段３１に取り込まれる。制御手段３１は、第１温度検出手段２１の出口水温（Ｔｗｏ１）と目標出口水温（Ｔｗｏ１ｍ）との偏差に基づいて圧縮機１の回転数を演算する。また、第２温度検出手段２２の温度検出値Ｔ２２と第３温度検出手段２３の温度検出値（ＥＴ）から演算される補助蒸発器６の出口過熱度（ＳＨ）と目標出口過熱度（ＳＨｍ）との偏差に基づいて第１減圧手段７の絞り開度を演算する。また、第２減圧手段８の現在開度（ＬＥＶ２）と第２減圧手段８の開度目標値（ＬＥＶ２ｍ）との偏差に基づいて第２減圧手段８の開度を演算する。制御手段３１では、演算した結果を圧縮機１、第１減圧手段７、第２減圧手段８へ出力し、回転数や開度を制御する。

図８は圧縮機１の回転数、減圧手段７、８の開度に関して、制御手段３１で行う具体的な制御を示すフローチャートである。圧縮機１の回転数は、冷凍サイクル装置を循環する冷媒流量、即ち冷凍能力を決定するものであるから冷凍サイクル装置の機能を確保する目的から最優先で制御される。第１減圧手段７の絞り開度は、補助蒸発器６の出口過熱度を制御することで補助蒸発器６の効率、即ち冷凍サイクル装置の効率を決定するものであるから次に優先される。第２減圧手段８の絞り開度は、主蒸発器４の出口乾き度Ｘ１を制御し、運転効率を最大化するものであるから最も優先順位を低くする。

運転開始の信号により、まず最初にＳＴＥＰ１で第２減圧手段８の開度が、ＳＴＥＰ２で第１減圧手段７の絞り開度が、ＳＴＥＰ３で圧縮機１の回転数がそれぞれ初期設定される。ＳＴＥＰ４で主蒸発器４の出口水温（Ｔｗｏ１）を入力し、ＳＴＥＰ５で、出口水温（Ｔｗｏ１）が予め設定された目標出口水温（Ｔｗｏ１ｍ）となるように、圧縮機１の回転数を制御する。具体的には、Ｔｗｏ１−Ｔｗｏ１ｍ＞ε３（ε３は正の数）の場合には、圧縮機１の回転数を増加させ、Ｔｗｏ１ｍ−Ｔｗｏ１＞ε３の場合には、圧縮機１の回転数を減少させる。その結果、Ｔｗｏ１−Ｔｗｏ１ｍの絶対値が｜Ｔｗｏ１−Ｔｗｏ１ｍ｜＜ε３を満たし、圧縮機１の回転数が決定される（ＳＴＥＰ６）。同様に、ＳＴＥＰ７で蒸発温度（ＥＴ）を入力し、補助蒸発器６の出口過熱度（ＳＨ）を計算する。ＳＴＥＰ８では、出口過熱度（ＳＨ）が予め設定された目標過熱度（ＳＨｍ）となるように、第１減圧手段７の絞り開度を制御する。具体的には、ＳＨ−ＳＨｍ＞ε２（ε２は正の数）の場合には、第１減圧手段７の絞り開度を増加させ、ＳＨｍ−ＳＨ＞ε２の場合には、第１減圧手段７の絞り開度を減少させる。その結果、ＳＨ−ＳＨｍの絶対値が｜ＳＨ−ＳＨｍ｜＜ε２を満たし、第1減圧手段７の絞り開度が決定される（ＳＴＥＰ９）。

さらに、外気温度や給水温度を入力し（ＳＴＥＰ１０）、入力した外気温度や給水温度に対応して、最適乾き度に対する目標開度の関係マップから、ＬＥＶ２ｍを選択する（ＳＴＥＰ１１）。ＳＴＥＰ１２では第２減圧手段８の絞り開度が予め設定された目標開度（ＬＥＶ２ｍ）となるように制御する。具体的には、ＬＥＶ２−ＬＥＶ２ｍ＞ε１（ε１は正の数）の場合には、第２減圧手段８の開度を小さくして再循環流量を減少させ、ＬＥＶ２ｍ−ＬＥＶ２＞ε１の場合には、第２減圧手段８の開度を大きくして再循環流量を増加させる。その結果、ＬＥＶ２−ＬＥＶ２ｍの絶対値が｜ＬＥＶ２−ＬＥＶ２ｍ｜＜ε１を満たし、第２減圧手段８の絞り開度が決定される（ＳＴＥＰ１３）。ここで、ε１、ε２、ε３は運転制御における許容誤差である。

ここで、第２減圧手段８の開度の開度目標値（ＬＥＶ２ｍ）は、主蒸発器４の出口乾き度Ｘ１の最適値と関連付けられ、現在開度（ＬＥＶ２）を目標値に制御することは、出口乾き度Ｘ１を最適値に制御するのと等価である。補助蒸発器６の出口過熱度（ＳＨ）の演算は、補助蒸発器６の出口温度Ｔ２２と主蒸発器４の入口温度ＥＴの差として、ＳＨ＝Ｔ２２−ＥＴで求められる。また、蒸発器６の出口過熱度（ＳＨ）の他の求め方として、補助蒸発器６の出口部に例えば圧力センサーなどの圧力検出手段を設け、この圧力検出手段の検出値から求められる飽和温度（ＥＴ１）と補助蒸発器６の出口温度Ｔ２２の差として、ＳＨ＝Ｔ２２−ＥＴ１で求めることもできる。

また、ＳＴＥＰ１０〜ＳＴＥＰ１２で第２減圧手段８の開度を出口乾き度Ｘ１の推定値に基づいて制御することで、運転中に主蒸発器４から流出する冷媒の乾き度を検出する乾き度検出ステップと、乾き度検出ステップで検出した乾き度が目標乾き度になるようにエジェクタの吸引部に流入する冷媒流量を制御する吸引流量制御ステップを構成している。特に、この乾き度検出ステップ（ＳＴＥＰ１０、ＳＴＥＰ１１）は、外気温度、給水温度、圧縮機１の周波数などの情報を基に、第２減圧手段８の開度に対する冷媒の乾き度を推定している。乾き度Ｘ１は、例えば再循環流量比Ｇｅ／Ｇｎ、外気温度、主蒸発器４への給水温度、出口水温、蒸発温度ＥＴ、圧縮機１の周波数などから推定できるように予め実験やシミュレーションにより関係式や関係マップを作成しておけばよい。第２減圧手段８の開度を制御することは、主蒸発器４に再循環する冷媒流量を制御していることと同等である。このように乾き度Ｘ１を推定することで、高価な乾き度センサ（ボイドセンサ）などを使用することなく、低コストな冷凍サイクル装置を構成することができる。

上記の温度検出値や演算値と、目標値との偏差に伴う圧縮機１の回転数、第１減圧手段７の絞り開度、第２減圧手段８の絞り開度の決定には、例えばＰＩＤ制御法などが使用される。なお、上記の制御フローでは、圧縮機１として回転数が変更可能なインバーター圧縮機を用いる例を示したが、回転数が変更不可能な一定速圧縮機でも良く、この場合は圧縮機１の回転数制御の代わりに運転・停止制御が行われる。また，圧縮機１が複数台設けられている場合には，圧縮機１の回転数制御の代わりに台数制御が行われる。さらに、制御手順は上述した例に限るものではなく、圧縮機１、第１減圧手段７、第２減圧手段８の優先順位を入れ換えた場合や同時に制御する場合にも同様の効果を発揮する。

主蒸発器４の出口部の乾き度において、性能を極大とする主蒸発器４の出口部の最適乾き度Ｘ１は、冷媒と冷凍機油の関係によって異なる。即ち、冷媒と冷凍機油の相溶性が高い場合、主蒸発器４内の高乾き度域で冷媒液中の油濃度が高くなり、沸騰熱伝達やドライアウト開始乾き度に影響を及ぼし、最適乾き度が変化する。また、冷媒と冷凍機油の相溶性が低く、冷凍機油の密度が冷媒の密度よりも小さい場合、主蒸発器４内の気液界面に冷凍機油が浮遊し、強制対流蒸発熱伝達が抑制されるため、やはり最適乾き度が変化する。このように、冷媒と冷凍機油の相溶性の度合いにより、主蒸発器４の出口部の最適乾き度は変化することになる。

例えば、冷媒と冷凍機油の相溶性が高い場合、主蒸発器４内の高乾き度域で冷媒液中の油濃度が高くなり、沸騰熱伝達率が小さくなり、かつドライアウト開始乾き度が大きくなるため、最適乾き度が大きくなる。一方、冷媒と冷凍機油の相溶性が低く、冷凍機油の密度が冷媒の密度よりも小さい場合、主蒸発器４内の気液界面に冷凍機油が浮遊し、強制対流蒸発熱伝達が抑制されるため、最適乾き度は小さくなる。
また、最適乾き度Ｘ１は冷媒の種類によっても変化する。一般に、気液界面からの強制対流蒸発が支配的になって沸騰熱伝達が抑制される場合には、最適乾き度Ｘ１は大きくなる。逆に、気液界面からの強制対流蒸発が抑制されて沸騰熱伝達が支配的になる場合には、最適乾き度Ｘ１は小さくなる。例えば、冷媒が二酸化炭素の場合には、表面張力が小さく、沸騰熱伝達が支配的となるので最適乾き度は小さくなる。また例えば、冷媒がＲ４０４Ａの場合には、沸騰熱伝達が二酸化炭素に比べて小さいので最適乾き度は二酸化炭素の場合に比べて大きくなる。

本実施の形態では、主蒸発器４の出口部の乾き度を広い範囲で設定できるので、上記のように冷媒や冷凍機油の種類なども考慮して、最適な乾き度を設定すればよい。これにより、主蒸発器４内の伝熱性能を向上でき、冷凍サイクル装置のＣＯＰも向上できる。

また、第３温度検出手段２３を主蒸発器４の入口部に設ける構成を示したが、冷媒が気液二相状態であるため、第３温度検出手段の設置位置はこれに限るものではない。即ち、エジェクタ３と補助蒸発器６との間の配管のどこに設けても同様の効果を発揮する。

次に、本実施の形態における主蒸発器４と補助蒸発器６の具体的な構成について述べる。ここでは、主蒸発器４と補助蒸発器６とを別体に構成した例として、主蒸発器４及び補助蒸発器６で被熱交換媒体を水またはブラインとして液体−冷媒熱交換器であるプレート熱交換器を用いる例を示した。しかし、本発明に適用される熱交換器はこれに限るものではなく、例えば主蒸発器４及び補助蒸発器６で被熱交換媒体が空気の場合には、気体−冷媒熱交換器、例えばプレートフィンと銅パイプからなるプレートフィンチューブタイプの熱交換器としてもよい。

図９は、プレートフィンチューブタイプの熱交換器を用いる冷媒回路におけるエジェクタ３の高圧側入口部から補助蒸発器６の出口部までを示す構成図である。複数のフィン１２がほぼ平行に並設され、このフィン面に垂直な方向にパイプ１３が貫通し、フィンの端部で２つづつのパイプ１３が接続されて冷媒流路を構成している。ここで、被冷却媒体は空気であり、白抜き矢印は被冷却媒体である空気の流れ方向を示している。図９に示すように、プレートフィンチューブタイプの熱交換器はパイプ１３で構成される冷媒流路内を流れる冷媒と、白抜き矢印のようにフィン１２間を流れる被冷却媒体とで熱交換する。ここで、パイプ１３ａ〜１３ｂで主蒸発器４を構成し、パイプ１３ｃ〜１３ｄで補助蒸発器６を構成するというように、１つの熱交換器の流路を分割する。そして、一方を主蒸発器４、他方を補助蒸発器６というように、主蒸発器４及び補助蒸発器６を一体に構成する。このように、主蒸発器４及び補助蒸発器６を一体に構成することで、冷凍サイクル装置全体をコンパクトに構成することができる。

さらに前述したように、補助蒸発器６を主蒸発器４よりも被冷却媒体の上流側に配置する。即ち、被冷却媒体である空気は、矢印のように１３ｃ〜１３ｄで構成される補助蒸発器６に流れ、その次に１３ａ〜１３ｂで構成される主蒸発器４に流れる。主蒸発器４と補助蒸発器６のそれぞれ出口部の冷媒温度を比較すると、補助蒸発器６では過熱域になるように運転するので、主蒸発器４の出口部の冷媒温度よりも５℃〜１５℃程度高くなる。そこで、被冷却媒体に対して、補助蒸発器６を主蒸発器４よりも上流側に配置することで、被冷却媒体の温度の高い上流部分と補助蒸発器６の冷媒とを熱交換する。その後、補助蒸発器６と熱交換することである程度温度の下がった被冷却媒体と主蒸発器４とを熱交換する。これにより、補助蒸発器６における冷媒温度と空気温度との温度差を大きくすることができ、良好に熱回収できる。

また、１つのフィン１２上で見れば、主蒸発器４の列数を３列、補助蒸発器６の列数を１列として、伝熱面積に差をつけている。この主蒸発器４の伝熱面積に対する補助蒸発器６の伝熱面積比は、図６で良好なＣＯＰ向上率が得られる範囲である０．０５以上で且つ０．４以下となるように構成している。このように１つの熱交換器を分割構成することで、容易にＣＯＰ向上率の良い伝熱面積比に分割することができ、コンパクトな熱交換器を構成することができる。また、空気の上流側の補助蒸発器６と下流側の主蒸発器４の熱伝導による熱ロスを防止するため、フィン１２には熱伝導を遮断するスリットなどを設けるように構成してもよい。

また、図９ではプレートフィンチューブタイプの熱交換器において、主蒸発器４と補助蒸発器６とを一体とした構成例を示したが、液体−冷媒熱交換器であるプレート熱交換器でも被熱交換媒体の流れる流路と冷媒の流れる流路で構成されているので、この流路を分割して主蒸発器４と補助蒸発器６とを構成しても、同様の効果を奏する。特に、蒸発器４、６を液体−冷媒熱交換器で構成した場合、被冷却媒体である液体の熱伝達率が高いため熱抵抗が小さく、冷媒側の伝熱促進効果が全体の性能向上に大きく影響する。即ち、蒸発器４、６での伝熱性能を向上できる効果は、空気ー冷媒熱交換器の場合よりも大きく得られる。

また、図１の構成の冷媒回路において、エジェクタ３の出口部の下流側で、且つ補助蒸発器６の入口部の上流側のいずれかの主循環路に、冷凍サイクルを循環する冷媒の量を調整する冷媒流量調整手段を設けてもよい。冷媒流量調整手段として、具体的には例えば一時的に循環する冷媒の一部を貯溜する容器を主蒸発器４と補助蒸発器６の間に設けると、圧縮機１の回転数に応じて、余分な冷媒が冷媒流量調整手段に貯溜される。これにより、例えば外気温度や入口水温などの環境条件が大きく変化しても、冷凍サイクルの循環冷媒流量を適正に保つことができ、安定した運転が可能となる。

また、この冷媒流量調整手段は、気液分離器であってもよい。例えば分岐部２６に気液分離器を設けた場合には、エジェクタ３の吸引部と気液分離器の液相部分を接続して、主に液冷媒を主蒸発器４に再循環させるとよい。液冷媒を吸引部に吸引するように構成することで、吸引部へのバイパス路２５での圧損を小さくでき、再循環量が多くなり、主蒸発器４内の伝熱を促進できる。特に冷媒が二酸化炭素の場合には、主蒸発器４内での乾き度が低くなるので、主蒸発器４内の伝熱をさらに促進できる。また、主蒸発器４への循環量の増大と乾き度の低下によって、主蒸発器４内で複数の冷媒流路に分配される際に、液中に気泡が分散した気泡流となって、分配性能を向上できる。

ここでは冷媒として二酸化炭素について説明したが、他のフロン系冷媒でも主蒸発器４内の冷媒流量を増加することができ、伝熱性能を向上できる。また、フロン系冷媒を用いた場合には、第１減圧手段７によって循環している冷媒を減圧することで、確実に気液二相状態の冷媒をエジェクタ３に流入させることができ、エジェクタ効率を向上できる。即ち、エジェクタ３の入口部の冷媒を気液二相状態とすることで、エジェクタ３のノズル部で冷媒液が減圧する際にガスのせん断力を受けて液膜が破断し、微細な液滴が形成されるので、エジェクタ効率を向上できる。

以上述べたように、本実施の形態では、圧縮機１、放熱器２、エジェクタ３、主蒸発器４、及び補助蒸発器６を順次循環させて補助蒸発器６から流出する過熱状態の冷媒を圧縮機１に吸入させる主循環路と、主蒸発器４と補助蒸発器６の間を流れる冷媒の一部をバイパス路２５を通ってエジェクタ３の吸引部から主蒸発器４に再循環させる再循環路と、を備えることにより、圧縮機１へ過熱度のついた冷媒を吸入させて確実に液戻りを防止でき、且つ主蒸発器４内での伝熱性能を向上できる冷凍サイクル装置が得られる。

さらに図１のように構成すれば、気液分離器や乾き度センサを用いることなく、低コストかつコンパクトで最適制御ができる冷凍サイクル装置を提供することができる。冷媒回路内に気液分離器のような冷媒流速が低下する部品を設けていないため、冷媒回路内で冷凍機油の滞溜が生じるのを防止できる。従って、油戻し回路のような複雑な構成が不要となり、かつ信頼性の高い冷凍サイクル装置を提供することができる。更に、乾き度の低い冷媒を蒸発器４の入口に再循環させることも可能となり、冷媒が二酸化炭素の場合などには乾き度の低い冷媒を再循環させることで、主蒸発器４での伝熱性能を向上できる効果がある。

また、補助蒸発器６に流入する被熱交換媒体が、補助蒸発器６から流出した後、主蒸発器４の被熱交換媒体として主蒸発器４に流入して熱交換するように、補助蒸発器６及び主蒸発器４を構成して、補助蒸発器６に流入する被熱交換媒体の温度が、主蒸発器４に流入する被熱交換媒体の温度よりも高くなるようにしたことにより、補助蒸発器６で被冷却流体との温度差が大きくなるように構成でき、圧縮機１の信頼性を確保しながら蒸発器４、６の熱伝達率の悪い領域を短く抑えて熱交換効率を高めることができ、効率よく熱回収できる効果がある。

また、主蒸発器４と補助蒸発器６を一体に構成することで、コンパクトな蒸発器を構成でき、冷凍サイクル装置を小型化することができる効果がある。

また、主蒸発器４と補助蒸発器６はプレートフィンとパイプで構成されるプレートフィンチューブ型の熱交換器であり、１つのプレートフィンチューブ型の熱交換器内の冷媒流路を分割して主蒸発器４と補助蒸発器６を構成したことにより、通常の熱交換器の流路を変更するだけで使うことができ、効率よく熱回収して熱交換効率を高める共に、冷凍サイクル装置を小型化することができる効果がある。

また、主蒸発器４の伝熱面積に対する補助蒸発器６の伝熱面積の比率が０．０５以上且つ０．４以下になるように、主蒸発器４と補助蒸発器６を構成したことにより、ＣＯＰの高い冷凍サイクル装置を得ることができる効果がある。

放熱器２とエジェクタ３の間に、駆動流体のエジェクタへの流入量が調節可能な第１減圧手段７を設け、圧縮機１の吸入側の過熱度を最適に制御するため、冷凍サイクル装置を効率よく運転することができる。また、第１減圧手段７によって流量制御することでエジェクタ３として可変絞りエジェクタではなく固定エジェクタを使用できる。このため、可変絞りエジェクタを使用して過膨張や不足膨張することによるエジェクタ効率の低下を防止し、高いエジェクタ効率を安定して得られる。

また、バイパス路２５にエジェクタ３の吸引部に流入する吸引流量の調節が可能な第２減圧手段８を設けたことにより、主蒸発器４の出口乾き度を最適に制御できる構成の冷凍サイクル装置が得られる。

また、エジェクタ３の吸引部に吸引流量が調節可能な第２減圧手段８を設け、主蒸発器４の出口乾き度を最適に制御するため、冷凍サイクル装置を効率よく運転することができる。さらに、冷媒が例えば二酸化炭素のように乾き度の低いところで良好な熱伝達率が得られる場合には、蒸発器入口乾き度を低下するように制御することもでき、融通性良く運転できる効果がある。

また、主蒸発器４として液体−冷媒の蒸発器を用いることで、被冷却媒体である液体の熱伝達率が高いので、主蒸発器４において冷媒側で伝熱を促進した効果が、空気−冷媒の蒸発器に適用した場合よりも大きく得られる。このため、大幅に冷凍サイクル装置全体の性能を向上できる。

また、冷媒として高圧側が超臨界状態となる二酸化炭素を使用したことにより、地球温暖化係数の低い冷媒を用い、主蒸発器４の出口過熱度の設定範囲を広くできるというこの冷凍サイクル装置の特長を充分に発揮して、効率の良い冷凍サイクル装置が得られる効果がある。

また、主蒸発器４から流出する冷媒の乾き度の目標値を目標乾き度として予め設定する目標乾き度設定ステップと、運転中に主蒸発器４から流出する冷媒の乾き度を検出する乾き度検出ステップと、乾き度検出ステップで検出した乾き度が前記目標乾き度になるようにエジェクタ３の吸引部に流入する冷媒流量を制御する吸引流量制御ステップ（ＳＴＥＰ１２）と、を備えたことにより、主蒸発器４の出口部の冷媒乾き度を運転状況に合わせて制御することができ、冷媒の種類や運転状況に合わせて効率よく運転できる冷凍サイクル装置の制御方法が得られる効果がある。

また、乾き度検出ステップは、主蒸発器４に再循環する冷媒流量から冷媒の乾き度を推定することを特徴とすることにより、特別な乾き度センサを必要とすることなく、価格を低減でき装置を小型化できる冷凍サイクル装置の制御方法が得られる効果がある。

また、目標乾き度設定ステップは、冷媒の乾き度に対する熱伝達率の特性、前記放熱器と前記主蒸発器と前記補助蒸発器の冷媒量分布、及び前記主循環路を流れる冷媒流量から、熱伝達率が高い領域の冷媒乾き度を目標乾き度として設定するようにしたことにより、冷媒の乾き度に対する熱伝達率の特性だけではなく、冷凍サイクル装置全体において運転を最適化でき、システム全体を最適に制御できる冷凍サイクルの制御方法が得られる効果がある。

実施の形態２．
以下、本発明の実施の形態２による冷凍サイクル装置について説明する。図１０は、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置として、例えば部屋の冷房を行う装置の構成を示す冷媒回路図である。図において実施の形態１と同一符号は同一、又は相当部分を示す。図に示すように、本実施の形態による冷凍サイクル装置は、室外ユニット１００と室内ユニット１０１から構成されている。室外ユニット１００内の冷媒回路は、圧縮機１、放熱器２、第１減圧手段７、内部ノズルの喉部と出口部の面積比が一定であるエジェクタ３、及び補助蒸発器である内部熱交換器１０を備え、室内ユニット１０１の冷媒回路には主蒸発器４を備える。そしてこれらの各機器を冷媒配管で接続して主循環路をなすと共に、主蒸発器４と内部熱交換器１０の間の分岐部２６からバイパス路２５を通ってエジェクタ３の吸引部から主蒸発器４に冷媒の一部を再循環する再循環路を構成する。バイパス路２５には再循環する冷媒の流量を制御可能とする第２減圧手段８を設ける。主循環路及び再循環路の内部には冷媒として、例えばフロン系のＲ４０４Ａを封入する。図における太実線は冷媒が流れる配管を示し、実線矢印は冷媒の流れ方向、白抜き矢印は空気の流れ方向を示している。

実施の形態１と異なる主な部分について述べる。主蒸発器４は室内に配置され、冷媒と室内空気と熱交換するプレートフィンチューブタイプの空気−冷媒蒸発器である。また、実施の形態１における補助蒸発器を、放熱器２の出口部の冷媒と熱交換する内部熱交換器１０で構成し、内部熱交換器１０から流出する過熱状態の冷媒を圧縮機１に吸入させるように構成している。そして、熱源側の室外ユニット１００と、空調負荷が発生する空間に設置された室内ユニット１０１とは、冷媒配管で接続されている。

室内の主蒸発器４の空気側出口部に第１温度検出手段２１を設け、内部熱交換器１０の低圧側出口部に第２温度検出手段２２を設け、主蒸発器４の冷媒側入口部には第３温度検出手段２３を設ける。これらの温度検出手段２１、２２、２３で検出される温度検出値が制御手段３１に取り込まれる。細点線矢印は各検出手段２１、２２、２３から制御手段３１への検出信号の流れ、または制御手段３１から圧縮機１、減圧手段７、８への制御信号の流れを示している。

上記のように構成された冷凍サイクル装置について、次に運転動作を図１１に基づいて説明する。図１１（ａ）は図１０に示した冷凍サイクル装置の冷媒回路を示す回路図、図１１（ｂ）は冷凍サイクル装置の各部の位置に対応する冷媒状態を示す圧力ーエンタルピー線図である。図１１（ｂ）では横軸はエンタルピーを示し、横軸上のエンタルピー値（ＩＪ−ＩＡ）は冷媒回路の各位置（Ｊ−Ａ）に対応した部分における冷媒のエンタルピー値を示す。同様に縦軸は圧力Ｐを示し、縦軸上の圧力値（ＰＡ、ＰＣ、ＰＪ）は冷媒回路の各位置（Ａ、Ｃ、Ｊ）に対応した部分における冷媒の圧力値を示す。

本実施の形態では、主蒸発器４で室内空気と冷媒とを熱交換することによって室内を冷房している。圧縮機１から吐出された高温・高圧の冷媒ガス（Ａ）は、放熱器２で室外空気へ放熱して自身は温度が低下し、高圧の低温冷媒（Ｂ）となって内部熱交換器１０に流入する。内部熱交換器１０で更に冷却された冷媒（Ｃ）は、第１減圧手段７で減圧された後（Ｄ）、エジェクタ３に流入する。エジェクタ３へ流入した冷媒は、ノズル部４３出口で状態Ｅ２の最低圧力Ｐｅ２の冷媒となり、混合部４４へ流入する。混合部で状態Ｅ４の冷媒を吸引部から流入する冷媒ガスと混合して状態Ｅ３となった冷媒は、ディフューザ４５によりＰｅ２からＰｅ１に圧力が回復する（Ｆ）。

更に、エジェクタ３で減圧された冷媒（Ｆ）は、主蒸発器４に流入し、被冷却媒体である空気から熱を奪ってある程度蒸発する（Ｇ）。主蒸発器４を流出した気液二相冷媒の一部（Ｈ）は内部熱交換器１０の入口部へ流入し、放熱器２から流出した高圧の冷媒と熱交換して蒸発し、例えば５ｄｅｇ〜１５ｄｅｇ程度の過熱度の冷媒（Ｉ）となって圧縮機１に吸入される。この循環路が主循環路である。
一方、主蒸発器４を流出した気液二相冷媒の一部（Ｊ）は第２減圧手段８で減圧されて状態Ｅ４の冷媒となり、エジェクタ３の吸引部に吸引される。そしてエジェクタ３内の混合部４４で主循環路を流れる駆動流と混合して主蒸発器４に再循環する。この循環路が再循環路である。
分岐部２６で内部熱交換器１０とエジェクタ３の吸引部に分配される液冷媒の比率は、冷凍サイクル装置を構成する配管構造や配管内の気液二相流の流動様式、例えば、環状流や分離流により異なる。ここでは、実施の形態１とは異なり、例えば内部熱交換器１０の入口部に乾き度の減少した冷媒（Ｈ）が流入し、エジェクタ３の吸引部へ乾き度の増加した冷媒（Ｊ）が吸引される構成とする。

次に、再循環路を有する構成における蒸発器４、１０周辺の冷媒状態について説明する。冷媒の一部をエジェクタ３により吸引して主蒸発器４内の冷媒量が多くなることで、主蒸発器４の伝熱性能が向上する効果は、実施の形態１と同様である。特にここで、乾き度の高い冷媒をエジェクタ３により吸引して得られる効果について説明する。図１２はＦ４０４Ａを冷媒としたときの主蒸発器４と内部熱交換器１０の内部を流れる冷媒の乾き度Ｘに対する熱伝達率αの変化を示すグラフであり、横軸に乾き度Ｘ、縦軸に熱伝達率αを示す。図１２（ａ）は比較例、図１２（ｂ）は本実施の形態に係るものである。また、図１３は主蒸発器４及び内部熱交換器１０内部の液冷媒を斜線で示す説明図であり、図１３（ａ）は比較例、図１３（ｂ）は本実施の形態に係るものである。図１２、図１３において、それぞれ（ａ）は比較例としてエジェクタによって蒸発器に再循環させる構成ではなく、蒸発器から圧縮機に接続された冷媒回路構成の場合であり、（ｂ）は図１０に示した冷媒回路構成の場合である。

圧縮機１への液戻り防止を確実にするために、圧縮機１の吸入部となる内部熱交換器１０の出口部には過熱度５〜１５ｄｅｇ程度の過熱度を確保する。エジェクタ３により冷媒を吸引しない通常の冷凍サイクルでは、主蒸発器４と内部熱交換器１０は直列に接続されていると考えられるため、主蒸発器４と内部熱交換器１０内部で冷媒は図１２（ａ）、図１３（ａ）のように変化する。例えば、図１２（ａ）に示すように、入口乾き度０．２で流入した冷媒は主蒸発器４でドライアウト乾き度Ｘｄ（例えば、０．７）を超える乾き度まで蒸発し、更に内部熱交換器１０で例えば５ｄｅｇ程度の過熱域まで蒸発する。また、図１３（ａ）に示すように、蒸発器内の液冷媒量は蒸発器４、１０で連続的に変化し、主循環路を流れる冷媒流量Ｇｎが主蒸発器４から流入して補助蒸発器６から冷媒流量Ｇｎが流出する。

一方、本実施の形態のように、主蒸発器４から流出した冷媒のうち、乾き度の高い冷媒をエジェクタ３により吸引し、主蒸発器４内に再循環させると、図１２（ｂ）に示すように主蒸発器４内では冷媒流量が増加すると共に乾き度が増加する。このため、主蒸発器４内の冷媒状態は点線イのようになり、蒸発熱伝達率αは向上する。内部熱交換器１０内の冷媒状態は点線アのようになり、蒸発器４、１０内の平均的な熱伝達率図１２（ａ）の場合よりも向上する。また、図１３（ｂ）に示すように、液冷媒量は主蒸発器４と内部熱交換器１０の間で冷媒の一部が再循環されるため不連続的に変化する。主循環路を流れる冷媒流量Ｇｎと再循環路を流れる冷媒流量Ｇｅが主蒸発器４から流入し、冷媒流量Ｇｅがエジェクタ３によって吸引される。内部熱交換器１０からは主循環路を流れる冷媒流量Ｇｎが流出する。

実施の形態１では主蒸発器４の出口乾き度を０．６程度として、乾き度が低くなるように制御することで主蒸発器４での伝熱性能を向上した例について説明した。これに対し、本実施の形態では主蒸発器４の出口乾き度を０．９程度として、乾き度が高くなるように制御することで主蒸発器４での伝熱性能を向上した例について説明する。
図４（ａ）、図１２（ａ）に示すように、どのような冷媒であっても、乾き度Ｘに対する熱伝達率αはドライアウト開始乾き度Ｘｄの直前付近で最も高く、これよりも乾き度Ｘが高くなっても、また低くなっても熱伝達率αは徐々に低下する。さらに冷媒によっては、乾き度に対する熱伝達率の変化が低下の程度が異なる。例えば図４（ａ）に示すように二酸化炭素などでは乾き度が低くなるにつれてそれほど低下しないが、図１２（ａ）に示すようにフロン系冷媒では乾き度が低くなるにつれて熱伝達率が大幅に低下する。従って熱伝達率の点から言えば、二酸化炭素のような冷媒ではドライアウト開始乾き度Ｘｄの周辺で且つ乾き度が低いほうが良好な熱伝達率が得られる。一方、フロン系冷媒ではドライアウト開始乾き度Ｘｄの周辺で且つ乾き度が高いほうが良好な熱伝達率が得られる。

実施の形態１と同様、過熱域付近の高乾き度となる熱伝達率の悪い領域を内部熱交換器１０内に形成されるようにしているので、内部熱交換器１０の出口では圧縮機１への液戻りを確実に防止できる。一方、主蒸発器４では、主蒸発器４内の熱伝達率の低いドライアウト域や過熱域となる部分を減少させ、出口乾き度と蒸発熱伝達率αの関係を考慮することで、主蒸発器４を有効に利用することができる。特にフロン系冷媒では乾き度が小さくなると熱伝達率の低下が大きいので、乾き度の高い冷媒を再循環させることで、主蒸発器４での伝熱性能を向上できる。

また、内部熱交換器１０では低圧側冷媒と高圧側冷媒とを熱交換する構成としており、実施の形態１における補助蒸発器６と同様、内部熱交換器１０の被熱交換媒体（高圧側冷媒）の入口温度は主蒸発器４の被熱交換媒体の入口温度よりも高くなる。このように主蒸発器４と内部熱交換器１０の被冷却媒体を構成すれば、内部熱交換器１０内で熱交換する被冷却媒体と冷媒の温度差を大きくでき、低圧側の過熱域の熱を有効に回収できる効果がある。

また、主蒸発器４と内部熱交換器１０を適正に分割して熱交換効率を向上することについては、実施の形態１における主蒸発器４と補助蒸発器６と同様であるので、ここでは省略する。実施の形態１と同様、ＣＯＰが高い領域となるように主蒸発器４と内部熱交換器１０の伝熱面積比Ａ２／Ａ１を適切に設定すればよい。

このように乾き度の高い冷媒を再循環させると、主蒸発器４の入口乾き度は増加する。本実施の形態では冷媒としてフロン系冷媒としたが、冷媒として二酸化炭素を循環させてもよい。主蒸発器４の入口乾き度の増加と冷媒流量の増加により、気液二相冷媒が噴霧状態となり、主蒸発器４内の入口側で冷媒が複数の流路に分配して流れる場合、各流路に均一に分配されるようになる。二酸化炭素の圧力損失はフロン系冷媒に比べて小さいという性質があり、主蒸発器４内の冷媒流量の増加により冷媒分配が改善して熱交換効率を高めることが期待できる。

一般に、乾き度に対する圧力損失は、熱伝達率と同様の傾向を示すため、主蒸発器４内で高乾き度域が大部分を占める本実施の形態では、熱伝達率向上と共に圧力損失の増大を招く場合がある。そこで主蒸発器４内の分岐数が小さい冷凍サイクル装置、例えば１分岐で、しかも冷媒流量に対して管径の大きな機器であるショーケースや冷蔵庫では、圧力損失の増大を極力抑えることができる。即ち、圧力損失がそれほど問題にならない冷凍サイクル装置では、再循環による圧力損失の増加がシステムへ及ぼす影響が小さく、伝熱促進効果により高効率の冷凍サイクル装置を構成することができる。また、平均乾き度の増加に伴って主蒸発器４内の冷媒量が減少するので、冷凍サイクル装置内の冷媒量分布を調整し、最適状態で冷凍サイクル装置を運転することができる。以上より、高乾き度の冷媒を再循環させることで主蒸発器４内の冷媒流量と乾き度を増加させ、効率の高い冷凍サイクル装置を構成することができる。

ここで、主蒸発器４の出口乾き度の目標値について説明する（目標乾き度設定ステップ）。図１２では蒸発熱伝達率と主蒸発器４の出口乾き度の関係を述べた。さらに、本実施の形態では、冷媒量の分布と冷凍能力（冷媒流量）を考慮して最適乾き度を設定する。実施の形態1で記述したように、主蒸発器４の出口乾き度の大小に対応して、放熱器２、主蒸発器４、補助蒸発器である内部熱交換器１０内の冷媒量の分布が異なってくる。そこで、図１２を考慮して良好な熱伝達率が得られると共に、冷凍サイクル装置の冷凍能力で必要である主循環路の冷媒流量に応じて、冷媒量分布を考慮し、主蒸発器４の出口乾き度を設定する。例えば、図１２から冷媒がＲ４０４Ａの場合に良好な熱伝達率が得られるように、主蒸発器４の出口乾き度を高く設定するのであるが、放熱器２の冷媒量が過大にならない範囲で、最大性能が得られる最適な乾き度、例えば、０．９程度に制御すれば、ＣＯＰの高い冷凍サイクル装置が得られる。特に冷凍サイクルの冷凍能力が大きくて主循環路の冷媒流量が多い場合には、もう少し目標乾き度を低くしてもよい。乾き度に対する熱伝達率の変化だけでなく、冷凍サイクル内の冷媒量分布や冷凍サイクルを循環する冷媒流量から最適乾き度の目標値を求めるようにしたので、システム全体を最適に制御することができる。

次に、本実施の形態に係る圧縮機１、第１減圧手段７、第２減圧手段８の制御方法について説明する。運転の開始時に、予め制御で用いる各目標値を設定する。例えば、主蒸発器４出口の水温の目標値である目標出口水温（Ｔｗｏ１ｍ）は負荷側で設定した希望室内温度などの外部情報から設定する。また、内部熱交換器１０出口の過熱度の目標値である目標出口過熱度（ＳＨｍ）は、圧縮機１への液戻りなどを考慮して例えば５〜１０ｄｅｇに設定する。また、前述したように主蒸発器４の出口の目標乾き度を設定し、主蒸発器４出の蒸発温度の目標値（ＥＴｍ）を、外気温度や外気温度や入口空気の温度などの環境条件の下で、目標乾き度が得られるように設定する。
運転中に、第１温度検出手段２１で検出される温度検出値が制御手段３１に取り込まれる。制御手段３１は、第１温度検出手段２１の出口空気温度（Ｔａｏ１）と目標出口水温（Ｔａｏ１ｍ）との偏差に基づいて圧縮機１の回転数を演算する。また、第２温度検出手段２２の温度検出値Ｔ２２と第３温度検出手段２３の温度検出値（ＥＴ）から演算される内部熱交換器１０の出口過熱度（ＳＨ）と目標出口過熱度（ＳＨｍ）との偏差に基づいて第１減圧手段７の絞り開度を演算する。また、第３温度検出手段２３の温度検出値である蒸発温度（ＥＴ）と目標蒸発温度（ＥＴｍ）との偏差に基づいて第２減圧手段８の開度を演算する。制御手段３１では、演算した結果を圧縮機１、第１減圧手段７、第２減圧手段８へ出力し、回転数や開度を制御する。

図１４は圧縮機１の回転数、減圧手段７、８の開度に関して、制御手段３１で行う具体的な制御を示すフローチャートである。運転開始の信号により、まず最初にＳＴＥＰ２１で第２減圧手段８の開度が、ＳＴＥＰ２２で第１減圧手段７の絞り開度が、ＳＴＥＰ２３で圧縮機１の回転数がそれぞれ初期設定される。ＳＴＥＰ２４で主蒸発器４の出口空気温度（Ｔａｏ１）を入力し、ＳＴＥＰ２５では、主蒸発器４の出口空気温度（Ｔａｏ１）が予め設定された目標出口空気温度（Ｔａｏ１ｍ）となるように、圧縮機１の回転数を制御する。具体的には、Ｔａｏ１−Ｔａｏ１ｍ＞ε３（ε３は正の数）の場合には、圧縮機１の回転数を増加させ、Ｔａｏ１ｍ−Ｔａｏ１＞ε３の場合には、圧縮機１の回転数を減少させる。その結果、Ｔａｏ１−Ｔａｏ１ｍの絶対値が｜Ｔａｏ１−Ｔａｏ１ｍ｜＜ε３を満たし、圧縮機１の回転数が決定される（ＳＴＥＰ２６）。同様に、ＳＴＥＰ２７で蒸発温度（ＥＴ）を入力し、内部熱交換器１０の出口過熱度（ＳＨ）を計算する。ＳＴＥＰ２８では、内部熱交換器１０の出口過熱度（ＳＨ）が予め設定された目標過熱度（ＳＨｍ）となるように、第１減圧手段７の絞り開度を制御する。具体的には、ＳＨ−ＳＨｍ＞ε２（ε２は正の数）の場合には、第１減圧手段７の絞り開度を増加させ、ＳＨｍ−ＳＨ＞ε２の場合には、第１減圧手段７の絞り開度を減少させる。その結果、ＳＨ−ＳＨｍの絶対値が｜ＳＨ−ＳＨｍ｜＜ε２を満たし、第１絞り開度７の絞り開度が決定される（ＳＴＥＰ２９）。さらに、ＳＴＥＰ３０では主蒸発器４の蒸発温度（ＥＴ）が予め設定された目標蒸発温度（ＥＴｍ）となるように、第２減圧手段８の絞り開度を制御する。具体的には、ＥＴ−ＥＴｍ＞ε１（ε１は正の数）の場合には、第２減圧手段８の開度を大きくして再循環流量を増加させ、ＥＴｍ−ＥＴ＞ε１の場合には、減圧手段８の開度を小さくして再循環流量を減少させる。その結果、ＥＴ−ＥＴｍの絶対値が｜ＥＴ−ＥＴｍ｜＜ε１を満たし、第２減圧手段８の絞り開度が決定される（ＳＴＥＰ３１）。ここで、ε１、ε２、ε３は運転制御における許容誤差である。

ここで、外部情報から定められる目標蒸発温度（ＥＴｍ）は、主蒸発器４の出口乾き度Ｘ１の最適値と関連付けられ、蒸発温度（ＥＴ）を目標値に制御することは、出口乾き度Ｘ１を最適値に制御するのと等価である。内部熱交換器１０の出口過熱度（ＳＨ）の演算は、内部熱交換器１０の出口温度Ｔ２２と主蒸発器４の入口温度ＥＴの差として（ＳＨ＝Ｔ２２−ＥＴ）、あるいは内部熱交換器１０の出口部に設けられる図示しない圧力検出手段（例えば、圧力センサー）からの検出値から求められる飽和温度（ＥＴ）と内部熱交換器１０の出口温度Ｔ２２との差として求められる（ＳＨ＝Ｔ２２−ＥＴ）。

また、ＳＴＥＰ２７で蒸発温度を入力し、ＳＴＥＰ３０で第２減圧手段８の開度を蒸発温度と目標蒸発温度に基づいて制御することで、運転中に主蒸発器４から流出する冷媒の乾き度を検出する乾き度検出ステップと、乾き度検出ステップで検出した乾き度が目標乾き度になるようにエジェクタの吸引部に流入する冷媒流量を制御する吸引流量制御ステップを構成している。特に、この乾き度検出ステップは、冷媒の蒸発温度に対する冷媒の乾き度を推定している。乾き度Ｘ１は、例えば再循環流量比Ｇｅ／Ｇｎ、外気温度、主蒸発器４への給水温度、出口水温、蒸発温度ＥＴなどから推定できるように予め実験やシミュレーションにより関係式や関係マップを作成しておけばよい。このように乾き度Ｘ１を推定することで、高価な乾き度センサ（ボイドセンサ）などを使用することなく、低コストな冷凍サイクル装置を構成することができる。

また、ここでは冷凍サイクル装置において、第２減圧手段８の開度を主蒸発器４の出口乾き度Ｘ１の推定値に基づいて制御する場合の実施の形態１とは異なる他の制御方法として、蒸発温度を用いたものである。このように、外部情報や冷媒温度や空気温度などの状態量から蒸発器４の出口の乾き度を推定することで、特別な乾き度センサを設けなくても蒸発器４の出口乾き度を制御できる。このため、冷凍サイクル装置の小型化及び低価格化を実現できる。もちろん図１０に示した構成の冷凍サイクル装置に図８の乾き度制御方法を用いてもよいし、逆に図１に示した構成の冷凍サイクル装置に図１４の乾き度制御方法を用いてもよい。また、コストは上がるが、乾き度センサを設けて乾き度センサの検出値を用いて第２減圧手段８の開度を制御してもよい。

また、実施の形態１と同様、図１０の構成の冷媒回路において、エジェクタ３の出口部の下流側で内部熱交換器１０の入口部の上流側のいずれかの主循環路に、冷凍サイクルを循環する冷媒の量を調整する冷媒流量調整手段を設けてもよい。冷媒流量調整手段として、具体的には例えば一時的に循環する冷媒の一部を貯溜する容器を主蒸発器４と内部熱交換器１０の間に設けると、圧縮機１の回転数に応じて、余分な冷媒が冷媒流量調整手段に貯溜される。これにより、例えば外気温度や入口水温などの環境条件が大きく変化しても、冷凍サイクルの循環冷媒流量を適正に保つことができ、安定して高効率の運転が可能となる。

また、この冷媒流量調整手段は、気液分離器であってもよい。気液分離器で構成した場合には、エジェクタ３の吸引部と気液分離器の液相部分を接続して、主に液冷媒を主蒸発器４に再循環させるとよい。液冷媒を吸引部に吸引するように構成することで、吸引部へのバイパス路２５での圧損を小さくでき、再循環量が多くなり、主蒸発器４内の伝熱を促進できる。特に冷媒が乾き度が高い場合に主に気液界面からの強制滞留蒸発が増加するような冷媒、例えばＲ４０４Ａなどのフロン系冷媒やＨＣ冷媒の場合には、主蒸発器４内での乾き度が高くなるので、主蒸発器４内の伝熱をさらに促進できる。また、主蒸発器４への循環量の増大と乾き度の増加によって、主蒸発器４内で複数の冷媒流路に分配される際に、ガス中に液滴が分散した噴霧流となって、分配性能を向上できる。

以上述べたように、本実施の形態では、圧縮機１、放熱器２、エジェクタ３、主蒸発器４、及び補助蒸発器１０を順次循環させて補助蒸発器１０から流出する過熱状態の冷媒を圧縮機１に吸入させる主循環路と、主蒸発器４と補助蒸発器１０の間を流れる冷媒の一部をバイパス路２５を通ってエジェクタ３の吸引部から主蒸発器４に再循環させる再循環路と、を備えたことにより、圧縮機１へ過熱度のついた冷媒を吸入させて確実に液戻りを防止でき、且つ主蒸発器４内での伝熱性能を向上できる冷凍サイクル装置が得られる。
さらに図１０のように構成すれば、気液分離器や乾き度センサを用いることなく、低コストかつコンパクトで最適制御ができる冷凍サイクル装置を提供することができる。冷媒回路内に気液分離器のような冷媒流速が低下する部品を設けていないため、冷媒回路内で冷凍機油の滞溜が生じるのを防止できる。従って、油戻し回路のような複雑な構成が不要となり、かつ信頼性の高い冷凍サイクル装置を提供することができる。更に、乾き度の低い冷媒を蒸発器４の入口に再循環させることも可能となり、冷媒が二酸化炭素の場合などには乾き度の低い冷媒を再循環させることで、主蒸発器４での伝熱性能を向上できる効果がある。

また、補助蒸発器は、放熱器２の出口部から流出する冷媒を被熱交換媒体とする内部熱交換器１０とし、内部熱交換器１０に流入する被熱交換媒体の温度が、主蒸発器４に流入する被熱交換媒体の温度よりも高くなるようにしたことにより、内部熱交換器１０で被冷却流体との温度差が大きくなるように構成でき、圧縮機１の信頼性を確保しながら蒸発器４、１０の熱伝達率の悪い領域を短く抑えて熱交換効率を高めることができ、効率よく熱回収できる効果がある。

また、実施の形態１と同様、主蒸発器４の伝熱面積に対する内部熱交換器１０の伝熱面積の比率が０．０５以上且つ０．４以下になるように、主蒸発器４と内部熱交換器１０を構成することにより、ＣＯＰの高い冷凍サイクル装置を得ることができる効果がある。

また、実施の形態１と同様、放熱器２とエジェクタ３の間に、駆動流体のエジェクタへの流入量が調節可能な第１減圧手段７を設け、圧縮機１の吸入側の過熱度を最適に制御するため、冷凍サイクル装置を効率よく運転することができる。また、第１減圧手段７によって流量制御することでエジェクタ３として可変絞りエジェクタではなく固定エジェクタを使用できる。このため、可変絞りエジェクタを使用して過膨張や不足膨張することによるエジェクタ効率の低下を防止し、高いエジェクタ効率を安定して得られる。

また、バイパス路２５にエジェクタ３の吸引部に流入する吸引流量の調節が可能な第２減圧手段８を設けたことにより、主蒸発器４の出口乾き度を最適に制御できる構成の冷凍サイクル装置が得られる。

また、実施の形態１と同様、エジェクタ３の吸引部に吸引流量が調節可能な第２減圧手段８を設け、主蒸発器４の出口乾き度を最適に制御するため、冷凍サイクル装置を効率よく運転することができる。さらに、冷媒が例えばフロン系冷媒のように乾き度の高いところで良好な熱伝達率が得られる場合には、蒸発器入口乾き度を増加するように制御することもでき、融通性良く運転できる効果がある。

また、実施の形態１と同様、主蒸発器４として液体−冷媒の蒸発器を用いることで、被冷却媒体である液体の熱伝達率が高いので、主蒸発器４において冷媒側で伝熱を促進した効果が、空気−冷媒の蒸発器に適用した場合よりも大きく得られる。このため、大幅に冷凍サイクル装置全体の性能を向上できる。

また、実施の形態１と同様、主蒸発器４から流出する冷媒の乾き度の目標値を目標乾き度として予め設定する目標乾き度設定ステップと、運転中に主蒸発器４から流出する冷媒の乾き度を検出する乾き度検出ステップと、乾き度検出ステップで検出した乾き度が前記目標乾き度になるようにエジェクタ３の吸引部に流入する冷媒流量を制御する吸引流量制御ステップ（ＳＴＥＰ３０）と、を備えたことにより、主蒸発器４の出口部の冷媒乾き度を運転状況に合わせて制御することができ、冷媒の種類や運転状況に合わせて効率よく運転できる冷凍サイクル装置の制御方法が得られる効果がある。

また、運転中に前記主蒸発器における冷媒の蒸発温度を検出する蒸発温度検出ステップ（ＳＴＥＰ２７）を備え、前記乾き度検出ステップは、前記蒸発温度検出ステップで検出される前記冷媒の蒸発温度から冷媒の乾き度を推定することにより、特別な乾き度センサを必要としないので、価格を低減でき装置を小型化できる冷凍サイクル装置の制御方法が得られる効果がある。

また、実施の形態１と同様、目標乾き度設定ステップは、冷媒の乾き度に対する熱伝達率の特性、放熱器２と主蒸発器４と内部熱交換器１０の冷媒量分布、及び主循環路を流れる冷媒流量から、熱伝達率が高い領域の冷媒乾き度を目標乾き度として設定するようにしたことにより、冷媒の乾き度に対する熱伝達率の特性だけではなく、冷凍サイクル装置全体において運転を最適化でき、システム全体を最適に制御できる冷凍サイクル装置の制御方法が得られる効果がある。

さらに図１０のように構成すれば、気液分離器や乾き度センサを用いることなく、低コストでコンパクトな冷凍サイクル装置を提供することができる。また、蒸発器を主蒸発器と内部熱交換器に分割し、熱伝達率の悪い領域を被冷却媒体との温度差の大きい内部熱交換器に移動させたので、圧縮機の信頼性を確保しながら効率の高い冷凍サイクル装置を提供することができる。特に、エジェクタの吸引部に吸引流量が調節可能な第２減圧手段を設け、主蒸発器の出口乾き度を最適に制御するため、冷凍サイクル装置を最適効率で運転することができる。さらに、ショーケースや冷蔵庫のような圧力損失の小さな熱交換器に適用することで、本方式に好適の冷凍サイクル装置を構成することができる。

主蒸発器４の水側出口部には第４温度検出手段２４を設け、図６冷媒流量制御手段５
図１、図１０の回路構成で、主循環路とバイパス路２５との分岐部２６は、例えばＴ字配管やＹ字配管で構成している。実施の形態１のように乾き度の低い冷媒を再循環させる場合、バイパス路２５に導く配管を主循環路の補助蒸発器６、１０に導く配管よりも下方に配置すれば、液冷媒の多い乾き度の低い冷媒がエジェクタ３の吸引部に再循環される。また、逆に実施の形態２のように乾き度の高い冷媒を再循環させる場合、バイパス路２５に導く配管を主循環路の補助蒸発器６、１０に導く配管よりも上方に配置すれば、ガス冷媒の多い乾き度の高い冷媒がエジェクタ３の吸引部に再循環される。
また、この分岐部２６に気液分離器を設け、気液分離器の気相に接続する配管と液相に接続する配管とで、乾き度の高低差ができるので、これを利用してもよい。

以上、実施の形態１では主蒸発器４の出口部の乾き度を小さくして、低い乾き度で高い熱交換率を示す例えば二酸化炭素などの冷媒に適した制御を行い、実施の形態２では主蒸発器４の出口部の乾き度を大きくして、高い乾き度で高い熱交換率を示す例えばＲ４０４Ａなどの冷媒に適した制御を行った例を示した。このように、本発明では、圧縮機１、放熱器２、エジェクタ３、主蒸発器４、及び補助蒸発器６、１０を順次循環させて補助蒸発器６、１０から流出する過熱状態の冷媒を圧縮機１に吸入させる主循環路と、主蒸発器４と補助蒸発器６、１０の間を流れる冷媒の一部をバイパス路２５を通ってエジェクタ３の吸引部から主蒸発器４に再循環させる再循環路と、を備えた。これにより、圧縮機１の吸入側に補助蒸発器６、１０を設けて、圧縮機１へ過熱度のついた冷媒を吸入させて確実に液戻りを防止でき、且つ主蒸発器４内での伝熱性能を向上できる冷凍サイクル装置が得られる。

主蒸発器４から流出する冷媒の一部を再び主蒸発器４に循環させると、主蒸発器４の冷媒流量を増加できるので、再循環しない構成よりも伝熱性能及び分配性能を向上できる効果がある。さらに主蒸発器４の出口乾き度を主蒸発器４内での熱伝達率が良好となるように制御すれば、主蒸発器４内での伝熱性能を向上できる。
ここで、主蒸発器４の出口乾き度と主蒸発器４内での伝熱性能及び分配性能の関係をまとめて述べる。
目標乾き度を低く設定するのは、乾き度が低い場合に沸騰熱伝達率が増加するような冷媒、例えば二酸化炭素に特に適している。主蒸発器４内の入口部での分配性能に関しては、循環流量と乾き度の低下により、液中に気泡が分散した気泡流となって、再循環しない冷媒状態のときよりも分配性能が向上する。
目標乾き度を高く設定するのは、乾き度が高い場合に主に気液界面からの強制滞留蒸発が増加するような冷媒、例えばＲ４０４ＡやＨＣ冷媒に特に適している。主蒸発器４内の入口部での分配性能に関しては、循環流量と乾き度の増加により、ガス中に液滴が分散した噴霧流となって、再循環しない冷媒状態のときよりも分配性能が向上する。

さらに、主蒸発器４の出口乾き度を冷凍サイクル装置の冷凍能力や構成や冷媒の特性に応じて熱交換効率が良くなるように任意に制御することで、全体システムの性能を最適制御できる冷凍サイクル装置が得られる。特に、本発明の構成では主蒸発器４の出口における最適乾き度の設定範囲を広くでき、全体システムを考慮した最適乾き度で運転できる冷凍サイクル装置を得ることができる。

なお、実施の形態１及び実施の形態２では、第１減圧手段７によって補助蒸発器６、１０の出口過熱度を制御し、第２減圧手段８によって主蒸発器４の出口乾き度を制御したが、これに限るものではない。逆に第２減圧手段８によって補助蒸発器６、１０の出口過熱度を制御し、第１減圧手段７によって主蒸発器４の出口乾き度を制御することもできる。

また、実施の形態１及び実施の形態２では二酸化炭素やＲ４０４Ａを用いる例を示したが、これに限るものではない。高圧側で超臨界状態となる二酸化炭素やその他の冷媒を用いても同様の効果を発揮する。さらにＲ４１０ＡやＲ４０４Ａなどのフロン系冷媒やＲ２９０などのＨＣ冷媒を循環させる冷凍サイクル装置においても主蒸発器４と補助蒸発器６、１０を設けることで、上記と同様の効果を奏する。

また、実施の形態１及び実施の形態２では固定エジェクタを備えた冷凍サイクル装置について説明したが、可変絞りエジェクタを備えた冷凍サイクル装置に適用することもできる。ただし、この場合には駆動流量の制御を可変絞りエジェクタで行うので、第１減圧装置７の必要がなくなり、制御手段３１の動作は異なるものとなる。

また、実施の形態１及び実施の形態２では１つの主蒸発器４を備えた冷凍サイクル装置について説明したが、主蒸発器を複数並列に備え、その冷媒流れの下流側に補助蒸発器を備えた装置においても同様の効果を奏する。例えば冷房装置の場合、複数の主蒸発器によって複数の部屋の冷房を行うように構成された冷凍サイクル装置に適用してもよい。このような構成においても、主蒸発器での伝熱性能を向上でき、冷凍サイクル装置のＣＯＰを向上できと共に、圧縮機への液戻りを確実に防止して圧縮機の信頼性を向上できる効果を奏する。

また、実施の形態１及び実施の形態２では主蒸発器や補助蒸発器の冷熱を利用するものとして説明したがこれに限るものではない。例えば放熱器側で給湯や暖房を行う冷凍サイクル装置としてもよい。放熱器側の温熱を利用する場合においても、蒸発器の伝熱性能を向上することで冷凍サイクル装置のＣＯＰを向上できと共に、圧縮機への液戻りを確実に防止して圧縮機の信頼性を向上できる効果を奏する。

本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の構成を示す冷媒回路図である。 本発明の実施の形態１に係るエジェクタを示す説明図であり、図２（ａ）はエジェクタの軸に沿った断面構成を示し、図２（ｂ）はエジェクタの各位置に対応する圧力分布を示す。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の動作を示す説明図であり、図３（ａ）は冷凍サイクル装置の冷媒回路を示し、図３（ｂ）は圧力―エンタルピー線図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の乾き度に対する熱伝達率の変化を示すグラフであり、図４（ａ）は比較例、図４（ｂ）は実施の形態１に係るものである。 本発明の実施の形態１に係る主蒸発器及び補助蒸発器内部の冷媒状態を示す説明図であり、図５（ａ）は比較例、図５（ｂ）は実施の形態１に係るものである。 本発明の実施の形態１に係る補助蒸発器の伝熱面積比率に対するＣＯＰ向上率の関係を示すグラフである。 本発明の実施の形態１に係り、駆動流量Ｇｎと再循環流量Ｇｅの再循環流量比に対するＣＯＰ向上率の関係を示すグラフである。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の制御を示すフローチャートである。 本発明の実施の形態１に係り、プレートフィンチューブタイプの熱交換器を用いる冷媒回路におけるエジェクタの高圧側入口部から補助蒸発器の出口部までを示す構成図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の構成を示す冷媒回路図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の動作を示す説明図であり、図１１（ａ）は冷凍サイクル装置の冷媒回路を示し、図１１（ｂ）は圧力―エンタルピー線図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の乾き度に対する熱伝達率の変化を示すグラフであり、図１２（ａ）は比較例、図１２（ｂ）は実施の形態２に係るものである。 本発明の実施の形態２に係る主蒸発器及び補助蒸発器内部の冷媒状態を示す説明図であり、図１３（ａ）は比較例、図１３（ｂ）は実施の形態２に係るものである。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の制御を示すフローチャートである。

符号の説明

１ 圧縮機
２ 放熱器
３ エジェクタ
４ 主蒸発器
６ 補助蒸発器
７ 第１減圧手段
８ 第２減圧手段
１０ 内部熱交換器
１２ フィン
１３ パイプ
２１ 第１温度検出手段
２２ 第２温度検出手段
２３ 第３温度検出手段
２５ バイパス路
２６ 分岐部
３１ 制御手段
４３ ノズル部
４３ａ 減圧部
４３ｂ 末広部
４３ｃ 喉部
４３ｄ ノズル出口部
４４ 混合部
４５ ディフューザ部

Claims (16)

1. 圧縮機、放熱器、エジェクタ、主蒸発器、及び補助蒸発器を順次循環させて前記補助蒸発器から流出する過熱状態の冷媒を前記圧縮機に吸入させる主循環路と、前記主蒸発器と前記補助蒸発器の間を流れる冷媒の一部をバイパス路を通って前記エジェクタの吸引部から前記主蒸発器に再循環させる再循環路と、を備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記補助蒸発器に流入する被熱交換媒体が、前記補助蒸発器から流出した後、前記主蒸発器の被熱交換媒体として前記主蒸発器に流入して熱交換するように、前記補助蒸発器及び前記主蒸発器を構成して、前記補助蒸発器に流入する被熱交換媒体の温度が、前記主蒸発器に流入する被熱交換媒体の温度よりも高くなるようにしたことを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記主蒸発器と前記補助蒸発器を一体に構成したことを特徴とする請求項１または請求項２記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記主蒸発器と前記補助蒸発器はプレートフィンとパイプで構成されるプレートフィンチューブ型の熱交換器であり、１つの前記プレートフィンチューブ型の熱交換器内の冷媒流路を分割して前記主蒸発器と前記補助蒸発器を構成したことを特徴とする請求項３記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記補助蒸発器は、前記放熱器の出口部から流出する冷媒を被熱交換媒体とする内部熱交換器とし、前記内部熱交換器に流入する被熱交換媒体の温度が、前記主蒸発器に流入する被熱交換媒体の温度よりも高くなるようにしたことを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記主蒸発器の伝熱面積に対する前記補助蒸発器の伝熱面積の比率が０．０５以上且つ０．４以下になるように、前記主蒸発器と前記補助蒸発器を構成したことを特徴とする請求項１乃至請求項５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記エジェクタは内部ノズルの喉部における開口面積と出口面積の比が一定の固定エジェクタであることを特徴とする請求項１乃至請求項６のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
8. 前記主循環路の前記放熱器と前記エジェクタの間に、循環する冷媒を減圧する第１減圧手段を設けたことを特徴とする請求項７記載の冷凍サイクル装置。
9. 前記バイパス路に前記エジェクタの吸引部に流入する冷媒流量の調整が可能な第２減圧手段を設けたことを特徴とする請求項１乃至請求項８のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
10. 前記主蒸発器から流出する冷媒状態に基づいて前記第２減圧手段を制御する制御手段を備えたことを特徴とする請求項９記載の冷凍サイクル装置。
11. 前記主蒸発器は液体と冷媒とを熱交換する液体−冷媒熱交換器であることを特徴とする請求項１乃至請求項１０のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
12. 冷媒として高圧側が超臨界状態となる二酸化炭素を使用したことを特徴とする請求項１乃至請求項１１のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
13. 請求項１記載の冷凍サイクル装置であって、前記主蒸発器から流出する冷媒の乾き度の目標値を目標乾き度として予め設定する目標乾き度設定ステップと、運転中に前記主蒸発器から流出する冷媒の乾き度を検出する乾き度検出ステップと、前記乾き度検出ステップで検出した乾き度が前記目標乾き度になるように前記エジェクタの吸引部に流入する冷媒流量を制御する吸引流量制御ステップと、を備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置の制御方法。
14. 前記乾き度検出ステップは、前記主蒸発器に再循環する冷媒流量から冷媒の乾き度を推定することを特徴とする請求項１３記載の冷凍サイクル装置の制御方法。
15. 運転中に前記主蒸発器における冷媒の蒸発温度を検出する蒸発温度検出ステップを備え、前記乾き度検出ステップは、前記蒸発温度検出ステップで検出される前記冷媒の蒸発温度から冷媒の乾き度を推定することを特徴とする請求項１３記載の冷凍サイクル装置の制御方法。
16. 前記目標乾き度設定ステップは、冷媒の乾き度に対する熱伝達率の特性、前記放熱器と前記主蒸発器と前記補助蒸発器の冷媒量分布、及び前記主循環路を流れる冷媒流量から、熱伝達率が高い領域の冷媒乾き度を目標乾き度として設定するようにしたことを特徴とする請求項１３乃至請求項１５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置の制御方法。

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