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WO2022168153A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2022168153A1
WO2022168153A1 PCT/JP2021/003709 JP2021003709W WO2022168153A1 WO 2022168153 A1 WO2022168153 A1 WO 2022168153A1 JP 2021003709 W JP2021003709 W JP 2021003709W WO 2022168153 A1 WO2022168153 A1 WO 2022168153A1
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WO
WIPO (PCT)
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refrigerant
temperature
heat exchanger
evaporator
expansion valve
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2021/003709
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
勇輝 水野
宗史 池田
皓亮 宮脇
淳 西尾
祐治 本村
博紀 鷲山
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mitsubishi Electric Corp
Original Assignee
Mitsubishi Electric Corp
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.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mitsubishi Electric Corp filed Critical Mitsubishi Electric Corp
Priority to EP21924550.3A priority Critical patent/EP4290158B1/en
Priority to US18/273,777 priority patent/US12398936B2/en
Priority to CN202180092266.1A priority patent/CN116802442A/zh
Priority to JP2021527233A priority patent/JP6958769B1/ja
Priority to PCT/JP2021/003709 priority patent/WO2022168153A1/ja
Publication of WO2022168153A1 publication Critical patent/WO2022168153A1/ja
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    • F25B49/00—Arrangement or mounting of control or safety devices
    • F25B49/02—Arrangement or mounting of control or safety devices for compression type machines, plants or systems
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    • F25B2700/21—Temperatures
    • F25B2700/2117—Temperatures of an evaporator
    • F25B2700/21174—Temperatures of an evaporator of the refrigerant at the inlet of the evaporator

Definitions

  • the present disclosure relates to a refrigeration cycle device.
  • a non-azeotropic refrigerant mixture which is a mixture of multiple refrigerants with different boiling points, has been attracting attention in recent years as a refrigerant with a low global warming potential. It is being considered to reduce it.
  • a refrigeration cycle apparatus having a main circuit and a bypass circuit
  • the temperature at the inlet and the outlet of an evaporator into which the refrigerant flowing through the main circuit flows is obtained, and the temperature difference between the inlet and the outlet of the evaporator is The flow rate of the refrigerant flowing through the bypass circuit is adjusted so that the temperature difference is such that the heat exchange performance can be improved (see, for example, Patent Document 1).
  • the present disclosure has been made to solve the problems described above, and an object thereof is to provide a refrigeration cycle device that can suppress uneven frost formation on an evaporator and prevent deterioration in heat exchange performance. .
  • a refrigeration cycle device includes a main circuit in which a compressor, a condenser, a subcooling heat exchanger, a main expansion valve, and an evaporator are connected by refrigerant piping, in which a non-azeotropic refrigerant mixture circulates, and a non-azeotropic
  • a bypass expansion valve that introduces the mixed refrigerant from the main circuit is provided, and a bypass circuit is branched from between the condenser and the evaporator and connected to the refrigerant inflow side of the compressor.
  • a refrigeration cycle device that exchanges heat between a non-azeotropic refrigerant mixture circulating in a main circuit and a non-azeotropic refrigerant mixture circulating in a bypass circuit, the control device controlling the degree of opening of a bypass expansion valve, and an evaporator. and a second sensor for detecting the pressure of the non-azeotropic refrigerant mixture flowing out of the evaporator.
  • the opening degree of the bypass expansion valve is controlled, and the non-azeotropic gas flowing into the evaporator is controlled. It adjusts the flow rate of the mixed refrigerant.
  • the present disclosure it is possible to eliminate the temperature difference in the flow direction inside the evaporator, suppress uneven frost formation on the evaporator, and prevent deterioration in heat exchange performance.
  • FIG. 1 is a configuration diagram schematically showing a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1;
  • FIG. FIG. 4 is an explanatory diagram showing an example of temperature distribution of refrigerant in an evaporator according to Embodiment 1;
  • FIG. 4 is an explanatory diagram showing a first example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1;
  • FIG. 7 is an explanatory diagram showing a second example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1;
  • FIG. 7 is an explanatory diagram showing a third example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1;
  • FIG. 7 is an explanatory diagram showing a fourth example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1;
  • FIG. 7 is an explanatory diagram showing a fifth example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1;
  • FIG. 7 is an explanatory diagram showing a sixth example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1;
  • 4 is a flowchart showing an operation example of the control device for the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1;
  • 1 is a configuration diagram schematically showing a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1;
  • FIG. FIG. 6 is a configuration diagram schematically showing a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2;
  • FIG. 6 is a configuration diagram schematically showing a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2;
  • FIG. 7 is an explanatory diagram showing a first example of a first operating state of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2;
  • FIG. 8 is an explanatory diagram showing a second example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2;
  • FIG. 9 is an explanatory diagram showing a third example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2;
  • FIG. 9 is an explanatory diagram showing a fourth example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2;
  • FIG. 11 is an explanatory diagram showing a fifth example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2;
  • FIG. 11 is an explanatory diagram showing a sixth example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2;
  • 8 is a flow chart showing an operation example of a control device for a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 2;
  • FIG. 1 is a configuration diagram schematically showing a refrigeration cycle apparatus 100 according to Embodiment 1.
  • the refrigeration cycle device 100 includes a main circuit and a bypass circuit in which a non-azeotropic refrigerant mixture circulates. Furthermore, the refrigeration cycle device 100 operates each component such as the compressor 1, the first heat exchanger 2, the subcooling heat exchanger 3, the first expansion valve 4, the second heat exchanger 5, the bypass expansion valve 6, and the like.
  • a control device 20 for controlling is also provided.
  • non-azeotropic mixed refrigerants include olefin refrigerants such as tetrafluoropropene (HFO1234yf) and trifluoroethylene (HFO1123), ether refrigerants such as dimethyl ether, and hydrocarbon refrigerants such as propane (HC290) and isobutane (HC600a).
  • olefin refrigerants such as tetrafluoropropene (HFO1234yf) and trifluoroethylene (HFO1123)
  • ether refrigerants such as dimethyl ether
  • hydrocarbon refrigerants such as propane (HC290) and isobutane (HC600a).
  • At least one of a refrigerant an ethane-based refrigerant such as tetrafluoroethane (HFC134a) and pentafluoroethane (HFC125), a methane-based refrigerant such as difluoromethane (HFC32), and a refrigerant having a gas density lower than that of difluoromethane is used.
  • the term "olefinic" means that the composition contains a carbon-carbon double bond.
  • An ether system means that the composition contains an ether bond.
  • Hydrocarbon-based means containing carbon and hydrogen in its composition.
  • ethane-based refers to containing ethane in its composition
  • methane-based refers to containing methane in its composition.
  • the non-azeotropic refrigerant mixture is simply referred to as refrigerant for the sake of explanation.
  • a compressor 1 , a first heat exchanger 2 , a subcooling heat exchanger 3 , a first expansion valve 4 , and a second heat exchanger 5 are provided in the main circuit of the refrigeration cycle device 100 . Further, each configuration of the compressor 1, the first heat exchanger 2, the supercooling heat exchanger 3, the first expansion valve 4, and the second heat exchanger 5 in the main circuit is connected by refrigerant pipes. .
  • the flow direction of the coolant in this embodiment is referred to as a first direction (the direction indicated by the arrow in FIG. 1).
  • the refrigerant inflow side means the side where the refrigerant flows in when the refrigerant flows in the first direction, and the refrigerant outflow side.
  • the case is the side from which the coolant flows out when the coolant flows in the first direction.
  • the compressor 1 sucks the refrigerant from the refrigerant inflow side, compresses the refrigerant into a high-temperature, high-pressure gas single-phase state, and discharges it from the refrigerant outflow side.
  • the compressor 1 may be constituted by, for example, an inverter circuit or the like that controls the number of revolutions, and the amount of refrigerant discharged can be adjusted by controlling the number of revolutions. Further, the operation of the compressor 1 is controlled based on a control signal from the control device 20 .
  • the first heat exchanger 2 functions as a condenser. Refrigerant that has been compressed by the compressor 1 into a high-temperature, high-pressure gas single-phase state flows into the first heat exchanger 2 from the refrigerant inflow side, heat is exchanged between the refrigerant and the heat source, and the refrigerant is It is cooled to a low temperature and high pressure liquid state. Then, from the first heat exchanger 2, the liquid state refrigerant flows out from the refrigerant outflow side.
  • the heat source of the first heat exchanger 2 is air (outside air), water, antifreeze liquid, or the like. The refrigerant flowing through the first heat exchanger 2 exchanges heat with, for example, the outside air.
  • a blower (not shown) that blows outside air to the first heat exchanger 2 while the refrigerant is circulating in the refrigeration cycle device 100 is used as a refrigeration unit. It may be provided in the cycle device 100 . In this case, the blower should be configured to be able to adjust the air volume.
  • the subcooling heat exchanger 3 performs heat exchange between refrigerants flowing through a plurality of refrigerant circuits inserted through the subcooling heat exchanger 3 .
  • the multiple refrigerant circuits are the main circuit and the bypass circuit.
  • the subcooling heat exchanger 3 cools the pre-depressurized liquid refrigerant flowing in the main circuit by using the gas-liquid two-phase refrigerant after depressurization flowing in the bypass circuit. Since the pressures of the refrigerants before and after decompression that flow through the main circuit and the bypass circuit are different, the temperatures are also different, and heat can be exchanged between the refrigerants.
  • the flow rate of the refrigerant flowing into the second heat exchanger 5 is reduced. Since the expansion of the refrigerant enthalpy difference before and after the second heat exchanger 5 can be canceled, the amount of heat exchanged in the second heat exchanger 5 can be maintained.
  • the first expansion valve 4 receives the low-temperature, high-pressure liquid refrigerant that has been cooled by the first heat exchanger 2, and decompresses and expands the refrigerant into a low-temperature, low-pressure liquid state or a gas-liquid two-phase state.
  • the first expansion valve 4 is a main expansion valve (main decompression device), and is composed of, for example, refrigerant flow control means such as an electronic expansion valve or a temperature-sensitive expansion valve, or a capillary tube. Further, the operation of the first expansion valve 4 is controlled based on a control signal from the control device 20 .
  • the second heat exchanger 5 functions as an evaporator.
  • the second heat exchanger 5 is, for example, a plate-fin tube heat exchanger having multiple heat transfer tubes, multiple fins, a refrigerant distributor, and a header.
  • a low-temperature, low-pressure liquid or gas-liquid two-phase refrigerant that has been decompressed and expanded by the first expansion valve 4 flows into the second heat exchanger 5 from the refrigerant inflow side.
  • the refrigerant exchanges heat with an object to be cooled, absorbs heat from the object to be cooled, and cools the object to be cooled.
  • the coolant evaporates into a low-pressure gas single-phase state when cooling the object to be cooled.
  • the refrigerant in the gas single-phase state is caused to flow out from the refrigerant outflow side.
  • An object to be cooled is, for example, indoor air. That is, heat exchange is performed between the second heat exchanger 5 and the indoor air and the refrigerant.
  • a blower (not shown) that blows outside air to the second heat exchanger 5 while the refrigerant is circulating in the refrigeration cycle device 100 is provided in the refrigeration cycle. It may be provided in the device 100 . In this case, the blower should be configured to be able to adjust the air volume.
  • the difference between the temperature on the refrigerant inflow side and the saturated gas temperature on the refrigerant outflow side in the second heat exchanger 5 is less than the set temperature.
  • the structure is designed to cause pressure loss in the refrigerant so that
  • the temperature on the refrigerant inflow side of the evaporator is the temperature at the evaporator inlet or the refrigerant temperature on the refrigerant inflow side.
  • the pressure loss in the second heat exchanger 5 can be adjusted by, for example, changing the number of flow paths (pass number) of the refrigerant in the second heat exchanger 5, changing the diameter of the flow path of the refrigerant in the second heat exchanger 5.
  • the set temperature described above is, for example, 2°C. This temperature setting is based on the fact that if the difference between the inflow-side temperature and the outflow-side temperature of the second heat exchanger 5 is less than 2° C., uneven frost formation is less likely to occur.
  • the temperature of the refrigerant in the second heat exchanger 5 rises in the flow direction, for example, when the pressure is constant. If, for example, R407C (mixed refrigerant of HFC134a, HFC125, and HFC32) is used as the refrigerant, a temperature gradient of 6°C or more may occur in the second heat exchanger 5 when the saturated gas temperature is 5°C. . In the refrigerating cycle device 100 , uneven frosting tends to occur in the second heat exchanger 5 as the temperature gradient of the circulating refrigerant, such as a refrigerant having a temperature gradient of 3° C. or more, increases.
  • R407C mixed refrigerant of HFC134a, HFC125, and HFC32
  • the temperature of the refrigerant generally decreases as the pressure decreases. That is, even in the refrigeration cycle device 100 using a non-azeotropic mixed refrigerant, by adjusting the magnitude of the pressure loss of the refrigerant in the second heat exchanger 5, the temperature change of the refrigerant during evaporation is reduced. As a result, the temperature difference in the flow direction in the second heat exchanger 5 can be eliminated, and uneven frost formation on the second heat exchanger 5, that is, the evaporator, can be suppressed.
  • refrigerant flowing out of the compressor 1 flows into the first heat exchanger 2 (condenser).
  • the refrigerant that has flowed into the first heat exchanger 2 is condensed by exchanging heat with a medium to be heated such as air.
  • the refrigerant then flows out from the first heat exchanger 2 and flows into the subcooling heat exchanger 3 .
  • the refrigerant that has flowed into the supercooling heat exchanger 3 is cooled by the refrigerant that circulates through the bypass circuit.
  • the refrigerant flowing out of the subcooling heat exchanger 3 is divided into refrigerant flowing through the main circuit and refrigerant flowing through the bypass circuit.
  • the refrigerant that flows through the main circuit after being branched will be described.
  • the refrigerant that has flowed out of the subcooling heat exchanger 3 flows into the first expansion valve 4 to be decompressed, and then flows into the second heat exchanger 5 (evaporator).
  • the refrigerant that has flowed into the second heat exchanger 5 exchanges heat with the medium to be cooled and evaporates.
  • the evaporated refrigerant is sucked into the compressor 1 and compressed.
  • the bypass circuit has an inlet and an outlet and is connected to the main circuit via the inlet and the outlet.
  • the inlet is provided between the refrigerant outflow side of the first heat exchanger 2 and the refrigerant inflow side of the second heat exchanger 5, as shown in FIG.
  • the outflow port is provided between the refrigerant outflow side of the second heat exchanger 5 and the refrigerant inflow side of the compressor 1 .
  • the bypass circuit is provided with a bypass expansion valve 6 between the inlet and the outlet of the bypass circuit. Further, the bypass expansion valve 6 is opened to introduce the refrigerant diverted from the main circuit into the bypass circuit.
  • the operation of the bypass expansion valve 6 that is, the degree of opening of the bypass expansion valve 6 is controlled based on the control signal from the controller 20 .
  • the bypass expansion valve 6 can decompress and expand the refrigerant into a low-temperature, low-pressure liquid state or a gas-liquid two-phase state.
  • the refrigerant piping of the bypass circuit is configured so that the refrigerant circulating in the bypass circuit also circulates through the subcooling heat exchanger 3 .
  • the refrigerant circulating in the bypass circuit flows in from the inlet, is decompressed by the bypass expansion valve 6, and then flows into the supercooling heat exchanger 3.
  • the refrigerant that has flowed into the supercooling heat exchanger 3 exchanges heat with the refrigerant flowing through the main circuit in the supercooling heat exchanger 3 , and then flows out of the supercooling heat exchanger 3 .
  • the refrigerant that has flowed out of the subcooling heat exchanger 3 flows out from the outlet, joins the refrigerant circuit, and is sucked into the compressor 1 .
  • the refrigerant that has flowed into the bypass expansion valve 6 cools and evaporates the refrigerant before being split, that is, the refrigerant flowing through the main circuit.
  • the refrigerant in the bypass circuit is decompressed by the bypass expansion valve 6, so that it becomes lower in temperature than the refrigerant on the high-pressure side flowing through the subcooling heat exchanger 3. Therefore, the refrigerant in the bypass circuit can cool the refrigerant in the main circuit through the supercooling heat exchanger 3 .
  • the flow rate of the refrigerant flowing into the second heat exchanger 5 is reduced, but the enthalpy of the refrigerant flowing into the second heat exchanger 5 is reduced. does not decrease.
  • the pressure loss in the second heat exchanger 5 can be reduced.
  • the degree of opening of the bypass expansion valve 6 increases, the amount of heat exchanged in the subcooling heat exchanger 3 increases, and the flow rate of refrigerant flowing into the second heat exchanger 5 decreases. That is, by controlling the degree of opening of the bypass expansion valve 6 with the control device 20, it is possible to adjust the pressure loss in the second heat exchanger 5 while securing the heat exchange amount.
  • the inlet of the bypass circuit is preferably provided between the refrigerant outflow side of the subcooling heat exchanger 3 and the refrigerant inflow side of the first expansion valve 4 .
  • the refrigerant that has flowed out from the heat exchange between refrigerants is in a liquid state.
  • the refrigerant decompressed by the first expansion valve 4 may be in a gas-liquid two-phase state.
  • the inflow port of the bypass circuit is the refrigerant outflow side of the subcooling heat exchanger 3 as described above. and the refrigerant inflow side of the first expansion valve 4, the refrigerant can be split in a liquid state, and the flow rate of the refrigerant circulating in the main circuit and the bypass circuit can be easily controlled.
  • the supercooling heat exchanger 3 can be Since the refrigerant circulating in the main circuit and the refrigerant circulating in the bypass circuit flow in opposite directions, the heat exchange performance of the subcooling heat exchanger 3 can be improved.
  • the control device 20 of the refrigeration cycle device 100 will be explained.
  • the control device 20 controls the rotation speed of the compressor 1 and adjusts the flow rate of the refrigerant discharged from the compressor 1 .
  • the control device 20 also controls the first expansion valve 4 and the bypass expansion valve 6 and controls the opening degrees of the first expansion valve 4 and the bypass expansion valve 6 .
  • the control device 20 controls the degree of opening of the bypass expansion valve 6 using sensor information acquired from the first sensor 7 and the second sensor described below.
  • the refrigeration cycle device 100 has a first sensor 7 and a second sensor 8.
  • the first sensor 7 is a temperature sensor, and as shown in FIG. do.
  • the second sensor 8 is a pressure sensor, as shown in FIG. 1, for example, provided between the refrigerant outflow side of the second heat exchanger 5 and the refrigerant inflow side of the compressor 1, Obtain the pressure of the gas single-phase refrigerant at the refrigerant outlet side of the device 5 .
  • the control device 20 acquires the pressure of the refrigerant on the refrigerant outflow side of the second heat exchanger 5 from the second sensor 8, and stores it in a storage unit (not shown) provided in the control device 20, for example.
  • the saturated gas temperature on the refrigerant outflow side of the second heat exchanger 5 is calculated based on data corresponding to the refrigerant pressure and the saturated gas temperature.
  • the second sensor 8 for measuring the refrigerant pressure is preferably provided between the refrigerant outflow side of the second heat exchanger 5 and the bypass circuit.
  • a non-azeotropic refrigerant mixture is used in the refrigeration cycle device 100, if a method of obtaining the pressure of the refrigerant and converting it to temperature is adopted, uneven frost formation occurs in the second heat exchanger 5 as described below. This is because it is possible to accurately measure the temperature of the site where it may occur.
  • FIG. 2 is an explanatory diagram showing an example of the temperature distribution of the refrigerant inside the evaporator according to the first embodiment.
  • the vertical axis in each of FIGS. 2(a) and 2(b) indicates the refrigerant temperature in the evaporator, and the horizontal axis indicates the position in the flow direction of the refrigerant in the evaporator. That is, in each of FIGS. 2(a) and 2(b), the left side is the evaporator inlet and the right side is the evaporator outlet.
  • the refrigerant is in a gas-liquid two-phase state in the solid line portion, and is saturated at the point PS shown in each of FIGS. 2(a) and 2(b). It is in a gaseous state, and the dashed line indicates a gas single-phase state.
  • the non-azeotropic mixed refrigerant becomes a saturated gas state through a gas-liquid two-phase state in the evaporator.
  • the heat absorbed from the surroundings is used not only for the temperature rise but also for the phase change.
  • the temperature in the evaporator may drop, for example, as indicated by the solid line in FIG. 2(a). Also, as shown in the practical part of FIG. 2(b), the temperature may rise gradually in the evaporator.
  • the refrigerant that has passed through the saturated gas state and has entered the gas single-phase state uses only the heat absorbed from the surroundings to raise the temperature, as indicated by the dashed lines in FIGS. , the temperature rises quickly.
  • the temperature on the refrigerant outflow side of the evaporator is obtained directly, the temperature of the refrigerant that has already reached a high temperature is obtained.
  • the temperature difference on the refrigerant outflow side cannot be obtained accurately. As a result, for example, as shown in FIG. Control to suppress frost formation cannot be performed.
  • the pressure of the refrigerant flowing out of the evaporator is obtained by the second sensor 8 and the saturated gas temperature is calculated from the obtained pressure of the refrigerant, the temperature at the time when all the refrigerant contained in the non-azeotropic refrigerant mixture has evaporated
  • the temperature that is, the temperature at the end point PS of the solid line portion in each of FIGS. 2(a) and 2(b) can be measured.
  • the control device 20 can perform control to suppress uneven frosting. Control by the control device 20 will be described below.
  • the refrigerant temperature on the refrigerant inflow side of the second heat exchanger 5 is simply referred to as refrigerant temperature
  • the saturated gas temperature on the refrigerant outflow side of the second heat exchanger 5 is simply referred to as saturated gas temperature.
  • the control device 20 controls the degree of opening of the bypass expansion valve 6 based on the sensor information acquired from the first sensor 7 and the second sensor 8 to reduce the amount of refrigerant flowing into the second heat exchanger 5 (evaporator). Adjust flow rate.
  • the operation of the control device 20 will be described below together with an example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus 100 according to the present embodiment.
  • control device 20 suppresses uneven frost formation on the refrigerant inflow side or the refrigerant outflow side of the evaporator.
  • set temperature is, for example, 2°C. This temperature setting is based on the possibility that uneven frost formation may occur if the refrigerant temperature or the saturated gas temperature of the second heat exchanger 5 is less than 2°C.
  • FIG. 3 is an explanatory diagram showing a first example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. The graph on the right side of FIG. 3 is a graph schematically showing the temperature of the refrigerant flowing through the evaporator.
  • the vertical axis of the graph indicates the refrigerant temperature
  • the horizontal axis indicates the position in the flow direction of the refrigerant in the evaporator. That is, the left side of the graph is the refrigerant inflow side of the evaporator, and the right side is the refrigerant outflow side of the evaporator.
  • the second heat exchanger 5 is designed such that the temperature difference is less than 2°C.
  • the bypass expansion valve 6 is fully closed, and the flow rate of the refrigerant flowing into the second heat exchanger 5 is Qa. is less than 2°C. Therefore, in the first example, uneven frost formation on the surface of the second heat exchanger 5, that is, the evaporator is suppressed.
  • FIG. 4 is an explanatory diagram showing a second example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. FIG. 4 shows an example in which the refrigerant flow rate discharged from the compressor 1 is Qa1, which is larger than Qa, and the bypass expansion valve 6 is fully closed. At this time, the flow rate of refrigerant flowing into the second heat exchanger 5 is also Qa1. Refrigerant pressure loss increases. As a result, the saturated gas temperature on the refrigerant outflow side of the second heat exchanger 5 becomes lower than the temperature on the refrigerant inflow side.
  • the third example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus 100 described below by controlling the opening of the bypass expansion valve 6, uneven frosting on the second heat exchanger 5 is suppressed.
  • FIG. 5 is an explanatory diagram showing a third example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. FIG. 5 shows an example in which the bypass expansion valve 6 is in an open state and the refrigerant flow rate discharged from the compressor 1 is Qa1, which is the same as in the second example.
  • the control device 20 uses the sensor information acquired from the first sensor 7 and the second sensor 8 to calculate the refrigerant temperature and the saturated gas temperature of the second heat exchanger 5, respectively. Then, when the difference between the refrigerant temperature and the saturated gas temperature of the second heat exchanger 5 becomes equal to or higher than the set temperature, the refrigerant temperature and the saturated gas temperature are compared.
  • the controller 20 controls the opening of the bypass expansion valve 6 to reduce the flow rate of the refrigerant flowing through the main circuit. If the flow rate of the refrigerant flowing through the main circuit is reduced, the flow rate of refrigerant flowing into the second heat exchanger 5 is reduced, so the pressure loss of the refrigerant within the second heat exchanger 5 is reduced. Therefore, as shown in FIG. 5, it is possible to suppress a decrease in the temperature on the refrigerant outflow side of the second heat exchanger 5, and to suppress uneven frost formation on the refrigerant outflow side of the second heat exchanger 5, that is, the evaporator.
  • the second heat exchanger 5 when there is no refrigerant flowing into the bypass circuit, the second heat exchanger 5 is set so that the difference between the temperature on the refrigerant inflow side and the saturated gas temperature on the refrigerant outflow side in the second heat exchanger 5 is less than the set temperature.
  • An example of designing two heat exchangers 5 has been described.
  • the second heat exchanger 5 is controlled so that the difference between the temperature on the refrigerant inflow side and the saturated gas temperature on the refrigerant outflow side in the second heat exchanger 5 is less than the set temperature. It is also possible to design the heat exchanger 5 .
  • FIG. 6 is an explanatory diagram showing a fourth example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. 6 when the flow rate of the refrigerant discharged from the compressor 1 is Qb1 and the flow rate of the refrigerant flowing into the second heat exchanger 5 is Qb which is smaller than Qb1, the temperature on the refrigerant inflow side and the refrigerant outflow side shows an example in which the second heat exchanger 5 is designed so that the difference from the saturated gas temperature of is less than 2°C.
  • the bypass expansion valve 6 is in an open state, and the flow rate of the refrigerant flowing into the second heat exchanger 5 is Qb. is less than 2°C.
  • the flow rate of the refrigerant flowing into the bypass circuit is Qb1-Qb.
  • FIG. 7 is an explanatory diagram showing a fifth example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. FIG. 7 shows an example in which the refrigerant flow rate discharged from the compressor 1 is Qb2, which is smaller than Qb1, and the bypass expansion valve 6 is open.
  • the flow rate of refrigerant flowing into the second heat exchanger 5 is a value smaller than Qb, compared to the case where the flow rate of refrigerant flowing into the second heat exchanger 5 is Qb, The pressure loss of the refrigerant inside 5 becomes small.
  • the temperature of the saturated gas in the second heat exchanger 5 becomes higher than the temperature of the refrigerant, so uneven frosting may occur on the refrigerant inflow side of the second heat exchanger 5 .
  • the bypass expansion valve 6 by controlling the bypass expansion valve 6 to be closed, uneven frost formation on the second heat exchanger 5 is suppressed.
  • FIG. 8 is an explanatory diagram showing a sixth example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. FIG. 8 shows an example in which the bypass expansion valve 6 is fully closed and the refrigerant flow rate discharged from the compressor 1 is Qb2, which is the same as in the fifth example.
  • the control device 20 uses the sensor information acquired from the first sensor 7 and the second sensor 8 to calculate the refrigerant temperature and the saturated gas temperature of the second heat exchanger 5, respectively. Then, when the difference between the refrigerant temperature and the saturated gas temperature of the second heat exchanger 5 becomes equal to or higher than the set temperature, the refrigerant temperature and the saturated gas temperature are compared.
  • the controller 20 closes the bypass expansion valve 6 to increase the flow rate of the refrigerant flowing through the main circuit. If the flow rate of the refrigerant flowing through the main circuit is increased, the flow rate of the refrigerant flowing into the second heat exchanger 5 is increased, so the pressure loss of the refrigerant within the second heat exchanger 5 is increased. Therefore, as shown in FIG. 8, it is possible to suppress a decrease in temperature on the refrigerant inflow side of the second heat exchanger 5, thereby suppressing uneven frost formation on the second heat exchanger 5, that is, on the refrigerant inflow side of the evaporator.
  • FIG. 9 is a flowchart showing an operation example of the control device 20 of the refrigeration cycle apparatus 100 according to Embodiment 1.
  • FIG. 9 does not show a process for terminating the operation of the control device 20, the control device 20 operates when receiving a command to terminate the operation from, for example, a remote control device (not shown) or the like. exit.
  • the control device 20 acquires sensor information from the first sensor 7 (ST101).
  • the control device 20 acquires sensor information from the second sensor 8 (ST102).
  • the sensor information obtained from the first sensor 7 and the second sensor 8 are the refrigerant temperature and the refrigerant pressure, respectively.
  • control device 20 uses the acquired sensor information to compare the refrigerant temperature and the saturated gas temperature, and determines whether the difference between the refrigerant temperature and the saturated gas temperature is equal to or higher than the set temperature (ST103). If the difference between the refrigerant temperature and the saturated gas temperature is less than the set temperature (ST103; NO), the operation of control device 20 proceeds to the process of ST101.
  • control device 20 compares the refrigerant temperature and the saturated gas temperature and determines which of the refrigerant temperature and the saturated gas temperature is low temperature (ST104).
  • the controller 20 opens the bypass expansion valve 6 to reduce the flow rate of refrigerant flowing through the main circuit. If the saturated gas temperature is lower than the refrigerant temperature, uneven frosting may occur on the refrigerant outflow side of the second heat exchanger 5 .
  • the opening of the bypass expansion valve 6, as shown in the third example of the operating state of the refrigeration cycle device 100 the flow rate of the refrigerant flowing into the second heat exchanger 5 is reduced. The pressure loss of the refrigerant inside is reduced.
  • control device 20 proceeds to the processing of ST101.
  • the controller 20 closes the bypass expansion valve 6 to increase the flow rate of refrigerant flowing through the main circuit. If the refrigerant temperature is lower than the saturated gas temperature, uneven frosting may occur on the refrigerant outflow side of the second heat exchanger 5 .
  • the bypass expansion valve 6 By controlling the bypass expansion valve 6 to be closed, the flow rate of the refrigerant flowing into the second heat exchanger 5 increases as shown in the sixth example of the operating state of the refrigeration cycle device 100. The pressure loss of the refrigerant inside increases.
  • control device 20 proceeds to the processing of ST101.
  • the opening/closing control of the bypass expansion valve 6 by the control device 20 described above the opening degree of the bypass expansion valve 6 can be appropriately adjusted.
  • the opening degree of the bypass expansion valve 6 is controlled to adjust the flow rate of the refrigerant flowing through the main circuit and the bypass circuit, the temperature rise due to the temperature gradient of the refrigerant and the temperature decrease due to the pressure loss in the refrigerant evaporation process. can be canceled.
  • the difference between the temperature on the refrigerant inflow side and the refrigerant outflow side of the evaporator (second heat exchanger 5) can be reduced, uneven frosting can be suppressed, and deterioration in heat exchange performance can be prevented.
  • the degree of opening of the bypass expansion valve 6 and providing the subcooling heat exchanger 3 the heat exchange amount of the evaporator can be ensured while the refrigerant flow rate flowing through the evaporator is variable.
  • the compressor 1, the condenser, the subcooling heat exchanger 3, the main expansion valve, and the evaporator are connected by refrigerant piping, and the main circuit in which the non-azeotropic refrigerant mixture circulates and the non-azeotropic refrigerant mixture are connected.
  • a bypass circuit branched from between the condenser and the evaporator and connected to the refrigerant inflow side of the compressor 1, and the subcooling heat exchanger 3 is provided with a bypass expansion valve 6 introduced from the main circuit.
  • a refrigerating cycle device 100 that exchanges heat between the non-azeotropic refrigerant mixture circulating in the main circuit and the non-azeotropic refrigerant mixture circulating in the bypass circuit includes a control device 20 that controls the opening degree of the bypass expansion valve 6, and an evaporator. and a second sensor 8 for detecting the pressure of the non-azeotropic refrigerant mixture flowing out of the evaporator.
  • the opening degree of the bypass expansion valve 6 is controlled, and the evaporator
  • the flow rate of the non-azeotropic refrigerant mixture flowing into the evaporator it is possible to eliminate the temperature difference in the flow direction of the evaporator, suppress uneven frost formation on the evaporator, and prevent deterioration of heat exchange performance. can.
  • FIG. 10 is a configuration diagram schematically showing refrigeration cycle apparatus 100 according to Embodiment 1. As shown in FIG. As shown in FIG.
  • Embodiment 2. 11 and 12 are configuration diagrams schematically showing a refrigeration cycle apparatus 101 according to Embodiment 2, respectively.
  • a refrigeration cycle apparatus 101 according to the present embodiment is provided with a main circuit through which refrigerant circulates and a bypass expansion valve 6, as in the first embodiment. and a control device 21 for controlling the degree.
  • the four-way valve 9 is provided in the main circuit, and the first heat exchanger 11 and the second heat exchanger 12 function as both an evaporator and a condenser, respectively, unlike the first embodiment. different.
  • the same reference numerals are given to the same components as in the first embodiment, and the description thereof is omitted.
  • a four-way valve 9 is provided on the refrigerant outflow side of the compressor 1, and the four-way valve 9 allows the refrigerant to flow in the first direction (the direction indicated by the arrow in FIG. 11) and the second direction. direction (the direction indicated by the arrow in FIG. 12). Note that the operation of the four-way valve 9 is controlled by the control device 21 .
  • the state of the four-way valve 9 in which the refrigerant flows in the first direction is called the first state (the state shown in FIG. 11), and the four-way valve 9 in which the refrigerant flows in the second direction. is referred to as a second state (the state shown in FIG. 12).
  • the direction of refrigerant flow is the same first direction as in the first embodiment. Further, in the case of the refrigerant circuit shown in FIG. 12, the refrigerant flows in a second direction different from the first direction. That is, when the four-way valve 9 is in the first state, the first heat exchanger 11 functions as a condenser and the second heat exchanger 12 functions as an evaporator, as in the first embodiment. On the other hand, when the four-way valve 9 is in the second state, the first heat exchanger 11 functions as an evaporator and the second heat exchanger 12 functions as a condenser.
  • the difference between the temperature on the refrigerant inflow side and the saturated gas temperature on the refrigerant outflow side in the first heat exchanger 11 is set at a specific refrigerant flow rate.
  • the structure is designed to cause pressure loss in the refrigerant so that it is less than
  • the adjustment of the pressure loss in the first heat exchanger 11 can be performed, for example, by changing the number of flow paths (pass number) of the refrigerant in the first heat exchanger 11, changing the diameter of the flow path of the refrigerant in the first heat exchanger 11. etc.
  • the set temperature is 2° C., for example.
  • the difference between the temperature on the refrigerant inflow side and the saturated gas temperature on the refrigerant outflow side in the second heat exchanger 12 is less than the set temperature at a specific refrigerant flow rate.
  • the structure is designed to cause pressure loss in the refrigerant so that The pressure loss in the second heat exchanger 12 can be adjusted by, for example, changing the number of refrigerant flow paths (path number) in the second heat exchanger 12 or changing the diameter of the refrigerant flow path in the second heat exchanger 12. etc.
  • the set temperature is 2° C., for example.
  • first heat exchanger 11 and second heat exchanger 12 have a specific refrigerant flow rate at which the difference between the temperature on the inflow side of the evaporating refrigerant and the saturated gas temperature is less than the set temperature. may be the same value or different values.
  • a second expansion valve is provided in the main circuit of the refrigeration cycle device 101 .
  • the second expansion valve is provided between the first heat exchanger 11 and the subcooling heat exchanger 3 .
  • the second expansion valve receives the low-temperature, high-pressure liquid refrigerant that has been cooled by the condenser, and decompresses and expands the refrigerant into a low-temperature, low-pressure liquid state or a gas-liquid two-phase state.
  • the second expansion valve is a main expansion valve (main decompression device) and is composed of, for example, refrigerant flow control means such as an electronic expansion valve or a temperature-sensitive expansion valve, or a capillary tube.
  • the refrigerant decompressed and expanded by the second expansion valve flows into the first heat exchanger 11 when the first heat exchanger 11 functions as an evaporator.
  • the refrigerant decompressed and expanded by the first expansion valve 4 flows into the second heat exchanger 12 .
  • the refrigeration cycle device 101 in the present embodiment is provided with a plurality of first sensors.
  • a plurality of first sensors are provided so as to be able to acquire the temperatures of the refrigerants flowing into the first heat exchanger 11 and the second heat exchanger 12, respectively.
  • each of the plurality of first sensors is provided so as to be able to acquire the temperature on the refrigerant inflow side when the first heat exchanger 11 serves as an evaporator, When used as a vessel, it is provided so that the temperature on the refrigerant inflow side can be obtained.
  • two first sensors are provided, and one of the first sensors 7a is used when the first heat exchanger 11 is an evaporator, that is, when the refrigerant flows in the second direction. It is provided between the refrigerant inflow side of the first heat exchanger 11 and the refrigerant outflow side of the second expansion valve 10 in the direction of .
  • the other first sensor 7b is the refrigerant inflow side of the second heat exchanger 12 when the second heat exchanger 12 functions as an evaporator, that is, when the refrigerant flow direction is the first direction, It is provided between the refrigerant outflow side of the first expansion valve 4 .
  • FIG. 11 refrigerant flowing out of the compressor 1 flows through the four-way valve 9 into the first heat exchanger 11 (condenser).
  • the refrigerant that has flowed into the first heat exchanger 11 exchanges heat with the medium to be heated and condenses.
  • the refrigerant flowing out of the first heat exchanger 11 passes through the second expansion valve, flows into the subcooling heat exchanger 3, and is cooled by the refrigerant flowing through the bypass circuit.
  • the refrigerant flowing out of the subcooling heat exchanger 3 is divided into refrigerant flowing through the main circuit and refrigerant flowing through the bypass circuit.
  • the refrigerant that flows through the main circuit after being branched will be described.
  • the refrigerant that has flowed out of the supercooling heat exchanger 3 flows into the first expansion valve 4 and is decompressed, and then flows into the second heat exchanger 12 (evaporator).
  • the refrigerant that has flowed into the second heat exchanger 12 exchanges heat with the medium to be cooled and evaporates.
  • the evaporated refrigerant is sucked into the compressor 1 via the four-way valve 9 .
  • the refrigerant that has flowed into the bypass expansion valve 6 is decompressed by the bypass expansion valve 6, flows into the subcooling heat exchanger 3, cools the refrigerant before being split, evaporates, and then joins the main circuit to flow into the compressor 1. inhaled. When the bypass expansion valve 6 is fully closed, no refrigerant flows into the bypass circuit.
  • the coolant flow in FIG. 12 differs from the coolant flow in FIG.
  • refrigerant flowing out of the compressor 1 flows through the four-way valve 9 into the second heat exchanger 12 (condenser).
  • the refrigerant that has flowed into the second heat exchanger 12 exchanges heat with the medium to be heated and condenses.
  • the refrigerant that has flowed out of the second heat exchanger 12 is divided into refrigerant flowing through the main circuit and refrigerant flowing through the bypass circuit.
  • the refrigerant that flows through the main circuit after being branched will be described.
  • the refrigerant that has passed through the first expansion valve 4 flows into the subcooling heat exchanger 3 and is cooled by the refrigerant flowing through the bypass circuit.
  • the refrigerant that has flowed out of the supercooling heat exchanger 3 flows into the second expansion valve 10 and is decompressed, and then flows into the first heat exchanger 11 (evaporator).
  • the refrigerant that has flowed into the first heat exchanger 11 exchanges heat with the medium to be cooled and evaporates. Then, the evaporated refrigerant joins the refrigerant flowing through the main circuit and is sucked into the compressor 1 .
  • the bypass expansion valve 6 When the bypass expansion valve 6 is fully closed, no refrigerant flows into the bypass circuit.
  • the refrigerant in the bypass circuit is decompressed by the bypass expansion valve 6, so that the temperature becomes lower than the refrigerant on the high-pressure side flowing through the subcooling heat exchanger 3. Therefore, the refrigerant in the bypass circuit can cool the refrigerant in the main circuit through the supercooling heat exchanger 3 .
  • the flow rate of refrigerant flowing into the evaporator is reduced by flowing the refrigerant through the bypass circuit, but the amount of refrigerant flowing into the evaporator is reduced. Since the enthalpy of is decreased, the amount of heat exchange in the evaporator does not decrease.
  • the pressure loss in the evaporator can be reduced.
  • the degree of opening of the bypass expansion valve 6 increases, the amount of heat exchanged in the supercooling heat exchanger 3 increases, and the flow rate of refrigerant flowing into the evaporator decreases. That is, by controlling the degree of opening of the bypass expansion valve 6, the pressure loss in the evaporator can be adjusted.
  • the control device 21 uses the sensor information acquired from the first sensors 7a, 7b and the second sensor 8 to calculate the refrigerant temperature and the saturated gas temperature, respectively, and controls the opening degree of the bypass expansion valve 6 to control the main Regulating the flow of refrigerant through the circuit and the bypass circuit.
  • the operation of the control device 21 will be described below together with an example of the operating state of the refrigeration cycle device 101 according to the present embodiment.
  • the operation of the control device 21 described below is performed when the refrigerant temperature on the refrigerant inflow side of the evaporator or the saturated gas temperature on the refrigerant outflow side of the evaporator becomes lower than a set temperature.
  • the above-described set temperature is, for example, 2°C.
  • FIG. 13 is an explanatory diagram showing a first example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus 101 according to Embodiment 2.
  • FIG. A first example is an example of the operating state of the refrigeration cycle device 101 when the four-way valve 9 is in the first state.
  • the second heat exchanger 12 is designed such that the temperature difference is less than 2°C.
  • the bypass expansion valve 6 is fully closed, and the flow rate of the refrigerant flowing into the second heat exchanger 12 is Qc. is less than 2°C. Therefore, in the first example, uneven frost formation on the surface of the second heat exchanger 12 is suppressed.
  • FIG. 14 is an explanatory diagram showing a second example of the operating state of the refrigeration cycle device 101 according to Embodiment 2.
  • FIG. A second example is an example of the operating state of the refrigeration cycle device 101 when the four-way valve 9 is in the first state.
  • FIG. 14 shows an example in which the refrigerant flow rate discharged from the compressor 1 is Qc1, which is larger than Qc, and the bypass expansion valve 6 is fully closed. At this time, the flow rate of refrigerant flowing into the second heat exchanger 12 is also Qc1. Refrigerant pressure loss increases.
  • the temperature of the saturated gas on the refrigerant outflow side of the second heat exchanger 12 becomes lower than the temperature on the refrigerant inflow side.
  • uneven frosting on the second heat exchanger 12 is suppressed.
  • FIG. 15 is an explanatory diagram showing a third example of the operating state of the refrigeration cycle device 101 according to Embodiment 2.
  • FIG. FIG. 15 shows an example in which the bypass expansion valve 6 is in an open state and the refrigerant flow rate discharged from the compressor 1 is Qc1, which is the same as in the second example.
  • the control device 21 uses the sensor information obtained from the first sensor 7b on the second heat exchanger 12 side and the second sensor 8 to calculate the refrigerant temperature and the saturated gas temperature of the second heat exchanger 12, respectively. . Then, when the difference between the refrigerant temperature and the saturated gas temperature of the second heat exchanger 12 becomes equal to or higher than the set temperature, the refrigerant temperature and the saturated gas temperature are compared.
  • the controller 21 controls the opening of the bypass expansion valve 6 to reduce the flow rate of the refrigerant flowing through the main circuit. If the flow rate of the refrigerant flowing through the main circuit is reduced, the flow rate of the refrigerant flowing into the second heat exchanger 12 is reduced, so the pressure loss of the refrigerant within the second heat exchanger 12 is reduced. Therefore, it is possible to suppress a decrease in temperature on the refrigerant outflow side of the second heat exchanger 12, and to suppress uneven frost formation on the second heat exchanger 12, that is, on the refrigerant outflow side of the evaporator.
  • the four-way valve 9 is in the second state, it is possible to suppress uneven frosting on the evaporator by controlling the degree of opening of the bypass expansion valve 6 as in the first state.
  • the refrigerant temperature on the refrigerant inflow side of the first heat exchanger 11 is simply referred to as refrigerant temperature
  • the saturated gas temperature on the refrigerant outflow side of the second heat exchanger 12 is simply referred to as saturated gas temperature.
  • FIG. 16 is an explanatory diagram showing a fourth example of the operating state of the refrigeration cycle device 101 according to Embodiment 2.
  • FIG. A fourth example is an example of the operating state of the refrigeration cycle device 101 when the four-way valve 9 is in the second state.
  • the difference between the temperature on the refrigerant inflow side and the saturated gas temperature is less than 2°C.
  • the bypass expansion valve 6 is fully closed, and the flow rate of the refrigerant flowing into the first heat exchanger 11 is Qc. is less than 2°C. Therefore, in the first example, uneven frost formation on the surface of the second heat exchanger 12 is suppressed.
  • FIG. 17 is an explanatory diagram showing a fifth example of the operating state of the refrigeration cycle apparatus 101 according to Embodiment 2.
  • FIG. A fifth example is an example of the operating state of the refrigeration cycle device 101 when the four-way valve 9 is in the second state.
  • FIG. 17 shows an example in which the refrigerant flow rate discharged from the compressor 1 is Qd1, which is larger than Qd, and the bypass expansion valve 6 is fully closed. At this time, the flow rate of refrigerant flowing into the first heat exchanger 11 is also Qd1. Refrigerant pressure loss increases.
  • the saturated gas temperature on the refrigerant outflow side of the first heat exchanger 11 becomes lower than the temperature on the refrigerant inflow side.
  • uneven frosting on the first heat exchanger 11 is suppressed.
  • FIG. 18 is an explanatory diagram showing a sixth example of the operating state of the refrigeration cycle device 101 according to the second embodiment.
  • FIG. 18 shows an example in which the bypass expansion valve 6 is in an open state and the refrigerant flow rate discharged from the compressor 1 is Qd1, which is the same as in the fifth example.
  • the control device 21 uses sensor information obtained from the first sensor 7a and the second sensor 8 on the first heat exchanger 11 side to calculate the refrigerant temperature and the saturated gas temperature of the first heat exchanger 11, respectively. . Then, when the difference between the refrigerant temperature and the saturated gas temperature of the first heat exchanger 11 becomes equal to or higher than the set temperature, the refrigerant temperature and the saturated gas temperature are compared.
  • the controller 21 controls the opening of the bypass expansion valve 6 to reduce the flow rate of the refrigerant flowing through the main circuit. If the flow rate of the refrigerant flowing through the main circuit is reduced, the flow rate of the refrigerant flowing into the first heat exchanger 11 is reduced, so the pressure loss of the refrigerant within the first heat exchanger 11 is reduced. Therefore, it is possible to suppress a decrease in temperature on the refrigerant outflow side of the first heat exchanger 11, and to suppress uneven frost formation on the first heat exchanger 11, that is, on the refrigerant outflow side of the evaporator.
  • the first heat exchanger 11 and the second heat exchanger 12 are designed so that the difference between the temperature on the refrigerant inflow side of the heat exchanger 11 and the second heat exchanger 12 and the saturated gas temperature is less than the set temperature Similarly, by controlling the degree of opening of the bypass expansion valve 6 with the control device 21, uneven frost formation on the evaporator can be suppressed.
  • FIG. 19 is a flow chart showing an operation example of the control device 21 of the refrigeration cycle apparatus 101 according to the second embodiment.
  • steps that are the same as those in the processing described in Embodiment 1 are denoted by the same reference numerals as those shown in FIG. 9, and descriptions thereof are omitted or simplified.
  • the flowchart of FIG. 19 does not show a process for ending the operation of the control device 21, the control device 21 ends the operation when receiving a command to end the operation from a remote control device or the like. .
  • the control device 21 acquires information from the four-way valve 9 as to whether the state of the four-way valve 9 is the first state or the second state (ST201). Then, when the four-way valve 9 is in the first state (ST201; YES), the control device 21 acquires sensor information from the first sensor 7b on the second heat exchanger 12 side. When the state of the four-way valve 9 is not in the first state, ie, in the second state (ST201; NO), the controller 21 acquires sensor information from the first sensor 7a on the first heat exchanger 11 side.
  • the sensor information acquired by the control device 21 from the first sensors 7 a and 7 b is the temperature of the refrigerant flowing into the first heat exchanger 11 or the second heat exchanger 12 .
  • control device 21 acquires sensor information indicating the pressure of the refrigerant from the second sensor 8 (ST102). Furthermore, the control device 21 uses the acquired sensor information to compare the refrigerant temperature and the saturated gas temperature, and determines whether or not the difference between the refrigerant temperature and the saturated gas temperature is equal to or higher than the set temperature (ST103 ). If the difference between the refrigerant temperature and the saturated gas temperature is less than the set temperature (ST103; NO), the operation of control device 21 proceeds to the process of ST201.
  • control device 21 compares the refrigerant temperature and the saturated gas temperature and determines which of the refrigerant temperature and the saturated gas temperature is low temperature (ST104).
  • the controller 21 opens the bypass expansion valve 6 to reduce the flow rate of refrigerant flowing through the main circuit.
  • the flow rate of refrigerant flowing into the evaporator (first heat exchanger 11 or second heat exchanger 12) is reduced, so the pressure loss of the refrigerant within the evaporator is reduced. be. Therefore, it is possible to suppress a decrease in temperature on the refrigerant outflow side of the evaporator, and to suppress uneven frost formation on the refrigerant outflow side of the evaporator. Then, the operation of the control device 21 proceeds to the processing of ST201.
  • the control device 21 closes the bypass expansion valve 6 to increase the flow rate of refrigerant flowing through the main circuit.
  • the flow rate of the refrigerant flowing into the evaporator increases, so the pressure loss of the refrigerant in the evaporator increases. . Therefore, it is possible to suppress a decrease in temperature on the refrigerant inflow side of the evaporator, and to suppress uneven frost formation on the refrigerant inflow side of the evaporator.
  • the operation of the control device 21 proceeds to the processing of ST201.
  • the degree of opening of the bypass expansion valve 6 can be appropriately adjusted.
  • the degree of opening of the bypass expansion valve 6 is controlled to By adjusting the flow rate of the refrigerant flowing through the refrigerant and the bypass circuit, it is possible to cancel the temperature rise caused by the temperature gradient of the refrigerant and the temperature drop caused by the pressure loss in the evaporation process of the refrigerant. As a result, the difference between the temperature on the inflow side and the temperature on the outflow side of the evaporator can be reduced, uneven frost formation can be suppressed, and deterioration in heat exchange performance can be prevented. Furthermore, by controlling the degree of opening of the bypass expansion valve 6 and providing the subcooling heat exchanger 3, the heat exchange amount of the evaporator can be ensured while the refrigerant flow rate flowing through the evaporator is variable.
  • the bypass circuit connects the supercooling heat exchanger 3 and the first expansion valve 4 when the four-way valve 9 is in the first state.
  • the bypass circuit may be branched from between the subcooling heat exchanger 3 and the second heat exchanger 12 when the four-way valve 9 is in the first state. .
  • the first sensor 7 acquires the temperature of the refrigerant flowing into the evaporator has been described, but the present invention is not limited to the above example.
  • the first sensor 7 may be a sensor that is provided at the inlet of the evaporator to obtain the temperature at the inlet of the evaporator, as long as the sensor can obtain the temperature on the refrigerant inflow side of the evaporator.

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Abstract

蒸発器への偏着霜を抑制し熱交換性能の低下を防ぐことができる冷凍サイクル装置を提供する。　主回路及びバイパス回路を備え、主回路を循環する非共沸混合冷媒と、バイパス回路を循環する非共沸混合冷媒とを過冷却熱交換器（３）により熱交換する冷凍サイクル装置（１００）に、バイパス回路に設けられたバイパス膨張弁（６）の開度を制御する制御装置（２０）と、蒸発器の冷媒流入側の温度を検出する第１センサ（７）と、蒸発器から流出した非共沸混合冷媒の圧力を検出する第２センサ（８）と、を備え、制御装置（２０）は、蒸発器の冷媒流入側の温度と、圧力から算出された非共沸混合冷媒の飽和ガス温度とを用いて、バイパス膨張弁（６）の開度を制御し、蒸発器に流入する非共沸混合冷媒の流量を調整するものであると、蒸発器内の流れ方向における温度差を解消して蒸発器への偏着霜を抑制し、熱交換性能の低下を防ぐことができる。

Description

冷凍サイクル装置
　本開示は、冷凍サイクル装置に関する。
　沸点が異なる複数の冷媒を混合した冷媒である非共沸混合冷媒は、地球温暖化係数が低い冷媒として近年注目されており、こうした非共沸混合冷媒を冷凍サイクル装置に導入して環境負荷を低減することが検討されている。従来、主回路とバイパス回路とを有する冷凍サイクル装置において、主回路を流れる冷媒が流入する蒸発器の入口の温度と出口の温度とを取得し、蒸発器の入口と出口との温度差が、熱交換性能を向上できるような温度差となるように、バイパス回路を流れる冷媒の流量を調整していた（例えば特許文献１参照）。
特開２００４－４４８８３号公報
　しかしながら、非共沸混合冷媒を用いると、蒸発器内で冷媒の流れ方向において温度差が生じるため、蒸発器が低温となれば、蒸発器表面への偏着霜が発生する可能性がある。こうした偏着霜の問題については上記特許文献では考慮されておらず、蒸発器表面への偏着霜を十分に抑制できないという課題があった。
　本開示は、上述のような課題を解決するためになされたもので、蒸発器への偏着霜を抑制し熱交換性能の低下を防ぐことができ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、圧縮機、凝縮器、過冷却熱交換器、主膨張弁、及び蒸発器が冷媒配管により接続され、非共沸混合冷媒が循環する主回路と、非共沸混合冷媒を主回路から導入するバイパス膨張弁が設けられ、凝縮器と蒸発器との間から分岐され圧縮機の冷媒流入側に接続されたバイパス回路と、を備え、過冷却熱交換器は、主回路を循環する非共沸混合冷媒と、バイパス回路を循環する非共沸混合冷媒とを熱交換する、冷凍サイクル装置であって、バイパス膨張弁の開度を制御する制御装置と、蒸発器の冷媒流入側の温度を検出する第１センサと、蒸発器から流出した非共沸混合冷媒の圧力を検出する第２センサと、を備え、制御装置は、第１センサが検出した蒸発器の冷媒流入側の温度と、第２センサが検出した圧力から算出された非共沸混合冷媒の飽和ガス温度とを用いて、バイパス膨張弁の開度を制御し、蒸発器に流入する非共沸混合冷媒の流量を調整するものである。
　本開示によれば、蒸発器内の流れ方向における温度差を解消して蒸発器への偏着霜を抑制し、熱交換性能の低下を防ぐことができる。
実施の形態１に係る冷凍サイクル装置を概略的に示した構成図である。 実施の形態１に係る蒸発器内の冷媒の温度分布例を示した説明図である。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の運転状態の第１例を示した説明図である。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の運転状態の第２例を示した説明図である。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の運転状態の第３例を示した説明図である。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の運転状態の第４例を示した説明図である。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の運転状態の第５例を示した説明図である。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の運転状態の第６例を示した説明図である。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の制御装置の動作例を示したフローチャートである。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置を概略的に示した構成図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置を概略的に示した構成図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置を概略的に示した構成図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の第１運転状態の第１例を示した説明図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の運転状態の第２例を示した説明図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の運転状態の第３例を示した説明図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の運転状態の第４例を示した説明図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の運転状態の第５例を示した説明図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の運転状態の第６例を示した説明図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の制御装置の動作例を示したフローチャートである。
　以下、図面に基づいて実施の形態について説明する。なお、図面に示す各構成は寸法関係が実際のものと異なる場合がある。また、以下の説明は例示であり、明細書に記載された形態に限定するものではない。
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１００を概略的に示した構成図である。冷凍サイクル装置１００は、それぞれ非共沸混合冷媒が循環する主回路及びバイパス回路を備える。さらに、冷凍サイクル装置１００は、圧縮機１、第１熱交換器２、過冷却熱交換器３、第１膨張弁４、第２熱交換器５、バイパス膨張弁６等の各構成の動作を制御する制御装置２０も備えている。
　また、非共沸混合冷媒とは、テトラフルオロプロペン（ＨＦＯ１２３４ｙｆ）やトリフルオロエチレン（ＨＦＯ１１２３）等のオレフィン系冷媒、ジメチルエーテル等のエーテル系冷媒、プロパン（ＨＣ２９０）やイソブタン（ＨＣ６００ａ）等の炭化水素系冷媒、テトラフルオロエタン（ＨＦＣ１３４ａ）やペンタフルオロエタン（ＨＦＣ１２５）等のエタン系冷媒、ジフルオロメタン（ＨＦＣ３２）等のメタン系冷媒、及びジフルオロメタンに比してガス密度の小さい冷媒のいずれかを、少なくとも一部に含む冷媒をいう。ここで、オレフィン系とはその組成の中に炭素－炭素間の二重結合を含むことをいう。エーテル系とはその組成の中にエーテル結合を含むことをいう。炭化水素系とはその組成の中に炭素と水素とを含むことをいう。また、エタン系とはその組成の中にエタンを含むことをいい、メタン系とはその組成の中にメタンを含むことをいう。以下、説明のため非共沸混合冷媒を、単に冷媒と表現する。
　冷凍サイクル装置１００の主回路には、圧縮機１、第１熱交換器２、過冷却熱交換器３、第１膨張弁４、及び第２熱交換器５が設けられている。また、主回路における、圧縮機１、第１熱交換器２、過冷却熱交換器３、第１膨張弁４、及び第２熱交換器５の各構成は、それぞれ冷媒配管で接続されている。説明のために、本実施の形態における冷媒の流れ方向を第１の方向（図１中矢印で示す方向）という。また、本実施の形態で、主回路及びバイパス回路の各構成において、冷媒流入側という場合は、冷媒の流れ方向が第１の方向である場合に冷媒が流入する側であり、冷媒流出側という場合は、冷媒の流れ方向が第１の方向である場合に冷媒が流出する側である。
　次に、主回路の各構成について説明する。圧縮機１は、冷媒流入側から冷媒を吸入し、圧縮して高温高圧のガス単相状態にして冷媒流出側から吐出する。圧縮機１は、例えばインバータ回路等によって回転数を制御され、回転数の制御によって冷媒の吐出量が調整できるもので構成すればよい。また、圧縮機１は、制御装置２０からの制御信号に基づいて動作が制御される。
　本実施の形態において、第１熱交換器２は凝縮器として機能する。第１熱交換器２には、冷媒流入側から圧縮機１で圧縮されて高温高圧のガス単相状態になった冷媒が流入し、冷媒と熱源との間で熱交換を行って、冷媒が低温高圧の液状態に冷却される。そして、第１熱交換器２から、液状態となった冷媒が冷媒流出側から流出される。なお、第１熱交換器２の熱源は、空気（外気）、水、不凍液等である。第１熱交換器２を流れる冷媒は、例えば、外気との間で熱交換を行う。また、第１熱交換器２の熱交換を促すために、冷媒が冷凍サイクル装置１００内を循環している際に、第１熱交換器２へ外気を送風する送風機（図示せず）を冷凍サイクル装置１００に備えてもよい。この場合、送風機は風量を調節できるもので構成するとよい。
　過冷却熱交換器３は、過冷却熱交換器３に挿通された、複数の冷媒回路を流れる冷媒間の熱交換を行う。本実施の形態において、複数の冷媒回路とは、主回路及びバイパス回路である。過冷却熱交換器３は、バイパス回路を流れる減圧後の、気液二相状態の冷媒を用いて、主回路を流れる減圧前の液冷媒を冷却する。主回路及びバイパス回路をそれぞれ流れる減圧前後の冷媒は、圧力が異なるため温度も異なり、冷媒間で熱交換が可能である。ここで、過冷却熱交換器３にバイパス回路を流れる冷媒が流入することから、第２熱交換器５に流入する冷媒流量が低減するが、冷媒流量の低減に伴う熱交換量の減少は、第２熱交換器５前後の冷媒エンタルピー差の拡大によって打ち消せるため、第２熱交換器５での熱交換量を維持できる。
　第１膨張弁４は、第１熱交換器２で冷却された低温高圧の液状態の冷媒が流入し、冷媒を低温低圧の液状態又は気液二相状態に減圧膨張させる。第１膨張弁４は、主膨張弁（主減圧装置）であり、例えば電子式膨張弁、感温式膨張弁等の冷媒流量制御手段、又は毛細管（キャピラリチューブ）等で構成される。また、第１膨張弁４は、制御装置２０からの制御信号に基づいて動作が制御される。
　本実施の形態において、第２熱交換器５は蒸発器として機能する。第２熱交換器５は、例えば、複数本の伝熱管と、複数枚のフィンと、冷媒分配器と、ヘッダとを有するプレートフィンチューブ熱交換器である。第２熱交換器５には、冷媒流入側から第１膨張弁４で減圧膨張された低温低圧の液状態又は気液二相状態の冷媒が流入する。そして、第２熱交換器５において冷媒は、冷却対象との間で熱交換を行い、冷却対象の熱を吸熱し、冷却対象を冷却する。ここで、冷媒は、冷却対象を冷却する際に、蒸発し低圧のガス単相状態になる。そして、ガス単相状態となった冷媒を冷媒流出側から流出させる。冷却対象は、例えば、屋内の空気である。つまり、第２熱交換器５、屋内の空気と冷媒との間で熱交換を行う。また、第２熱交換器５の熱交換を促すために、冷媒が冷凍サイクル装置１００内を循環している際に第２熱交換器５へ外気を送風する送風機（図示せず）を冷凍サイクル装置１００に備えてもよい。この場合、送風機は風量を調節できるもので構成するとよい。
　さらに、第２熱交換器５（蒸発器）は、特定の冷媒流量において、第２熱交換器５における冷媒流入側の温度と冷媒流出側の飽和ガス温度との差が設定された温度未満となるように、冷媒に圧力損失を生じさせる構造に設計されている。ここで、蒸発器の冷媒流入側の温度とは、蒸発器入口の温度又は冷媒流入側の冷媒温度である。第２熱交換器５での圧力損失の調節は、例えば、第２熱交換器５内の冷媒の流路数（パス数）の変更、第２熱交換器５内の冷媒の流路径の変更等を行えばよい。なお、上述した設定された温度とは、例えば、２℃である。この温度の設定は、第２熱交換器５の流入側温度と流出側温度との差が２℃未満であれば、偏着霜が発生しにくいことに基づく。
　ところで、上述した非共沸混合冷媒を用いた冷凍サイクル装置１００では、第２熱交換器５内の冷媒は、例えば、圧力一定の場合、流れ方向に向かって温度上昇する。冷媒として、例えば、Ｒ４０７Ｃ（ＨＦＣ１３４ａ、ＨＦＣ１２５、ＨＦＣ３２の混合冷媒）を用いれば、飽和ガス温度が５℃のときに、第２熱交換器５内に６℃以上の温度勾配が生じる可能性がある。冷凍サイクル装置１００においては、３℃以上の温度勾配を有する冷媒等、循環する冷媒の温度勾配が大きいほど、第２熱交換器５に偏着霜が発生しやすい。
　一方、冷媒は、一般的に圧力が低下すると温度も低下する。つまり、非共沸混合冷媒を用いた冷凍サイクル装置１００であっても、第２熱交換器５内での冷媒の圧力損失の大きさを調節することで、蒸発中の冷媒の温度変化を低減して、第２熱交換器５内の流れ方向における温度差を解消でき、第２熱交換器５、すなわち蒸発器への偏着霜を抑制できる。
　次に、主回路に循環する冷媒の流れを説明する。まず、圧縮機１から流出した冷媒は、第１熱交換器２（凝縮器）に流入する。第１熱交換器２に流入した冷媒は、例えば、空気等の被加熱媒体と熱交換して凝縮する。そして、冷媒は第１熱交換器２から流出し、過冷却熱交換器３に流入する。ここで、過冷却熱交換器３に流入した冷媒は、バイパス回路を循環する冷媒に冷却される。
　そして、過冷却熱交換器３から流出した冷媒は、主回路を流れる冷媒と、バイパス回路を流れる冷媒とに分流される。分流された後、主回路を流れる冷媒について説明する。まず、過冷却熱交換器３から流出した冷媒は、第１膨張弁４に流入し減圧された後、第２熱交換器５（蒸発器）に流入する。第２熱交換器５に流入した冷媒は、被冷却媒体と熱交換して蒸発する。そして、蒸発した冷媒は、圧縮機１に吸入されて圧縮される。なお、バイパス膨張弁６が全閉状態である場合、バイパス回路に冷媒は流入しない。
　バイパス回路について説明する。バイパス回路は、流入口及び流出口を有し、流入口及び流出口を介して主回路と接続されている。また、流入口は、図１に示すように、第１熱交換器２の冷媒流出側と第２熱交換器５の冷媒流入側との間に設けられている。一方、流出口は、第２熱交換器５の冷媒流出側と圧縮機１の冷媒流入側との間に設けられている。さらに、バイパス回路には、バイパス回路の流入口と流出口との間に、バイパス膨張弁６が設けられている。また、バイパス膨張弁６が開くことで、主回路から分流された冷媒が、バイパス回路に導入される。ここで、バイパス膨張弁６の動作、つまりバイパス膨張弁６の開度は制御装置２０の制御信号に基づいて制御される。
　さらに、バイパス膨張弁６は、第１膨張弁４のように、冷媒を低温低圧の液状態又は気液二相状態に減圧膨張させることができる。そして、バイパス回路の冷媒配管は、バイパス回路を循環する冷媒が、過冷却熱交換器３にも循環するように構成されている。
　つまり、バイパス回路を循環する冷媒は、流入口から流入し、バイパス膨張弁６により減圧された後、過冷却熱交換器３に流入する。過冷却熱交換器３に流入した冷媒は、過冷却熱交換器３で主回路を流れる冷媒との間で熱交換を行った後、過冷却熱交換器３から流出する。バイパス回路において、過冷却熱交換器３から流出した冷媒は、流出口から流出し、冷媒回路と合流して圧縮機１に吸入される。なお、バイパス膨張弁６に流入した冷媒は、分流前の冷媒、すなわち主回路を流れる冷媒を冷却して蒸発する。
　バイパス回路の冷媒は、バイパス膨張弁６により減圧されることで、過冷却熱交換器３を流れる高圧側の冷媒よりも低温となる。よって、バイパス回路の冷媒は、過冷却熱交換器３を通じて、主回路の冷媒を冷却することができる。バイパス回路に冷媒を循環させることで、第２熱交換器５に流入する冷媒流量は減少するが、第２熱交換器５に流入する冷媒のエンタルピーが低下するため、第２熱交換器５での熱交換量は減少しない。一方で、第２熱交換器５に流入する冷媒流量が減少するため、第２熱交換器５での圧力損失を低減することができる。バイパス膨張弁６の開度がより大きくなれば、過冷却熱交換器３での熱交換量がより増加し、第２熱交換器５に流入する冷媒流量がより減少する。つまり、バイパス膨張弁６の開度を、制御装置２０によって制御することで、熱交換量を担保しつつ第２熱交換器５での圧力損失を調節することができる。
　なお、図１に示すように、バイパス回路の流入口は、過冷却熱交換器３の冷媒流出側と第１膨張弁４の冷媒流入側との間に設けられると好ましい。主回路を循環する冷媒において、冷媒間熱交換から流出した冷媒は、液状態にある。一方、第１膨張弁４により減圧された冷媒は、気液二相状態となる場合がある。バイパス膨張弁６の開度を調整して、主回路及びバイパス回路のそれぞれを循環する冷媒の流量を調整する場合、上述したようにバイパス回路の流入口が過冷却熱交換器３の冷媒流出側と第１膨張弁４の冷媒流入側との間に設ければ、冷媒を液状態のまま分流させることができ、主回路及びバイパス回路のそれぞれを循環する冷媒の流量の管理が容易となる。
　さらに、過冷却熱交換器３の冷媒流出側と第１膨張弁４の冷媒流入側との間に流入口を設ければ、複雑な冷媒配管の加工をせずとも、過冷却熱交換器３内において主回路を循環する冷媒と、バイパス回路を循環する冷媒とがそれぞれ対向に流れるため、過冷却熱交換器３での熱交換性能を向上できる。
　冷凍サイクル装置１００の制御装置２０について説明する。制御装置２０は、圧縮機１に対して、回転数制御を行い圧縮機１が吐出する冷媒流量を調整する。また、制御装置２０は、第１膨張弁４及びバイパス膨張弁６を制御し、第１膨張弁４及びバイパス膨張弁６のそれぞれの開度の制御を行う。さらに、制御装置２０は、次に説明する第１センサ７及び第２センサから取得したセンサ情報を用いて、バイパス膨張弁６の開度の制御を行う。
　冷凍サイクル装置１００は、第１センサ７及び第２センサ８を有している。第１センサ７は、温度センサであり、図１に示すように、例えば、第２熱交換器５の冷媒流入側に設けられ、第２熱交換器５の冷媒流入側の冷媒の温度を取得する。第２センサ８は、圧力センサであり、図１に示すように、例えば、第２熱交換器５の冷媒流出側と、圧縮機１の冷媒流入側との間に設けられ、第２熱交換器５の冷媒流出側のガス単相状態の冷媒の圧力を取得する。そして、制御装置２０は、第２センサ８から、第２熱交換器５の冷媒流出側の冷媒の圧力を取得し、例えば、制御装置２０が備える記憶部（図示せず）に記憶されている、冷媒の圧力と飽和ガス温度とが対応するデータに基づいて、第２熱交換器５の冷媒流出側の飽和ガス温度を算出する。
　冷媒の圧力を測定する第２センサ８は、第２熱交換器５の冷媒流出側とバイパス回路との間に設けられていると好ましい。非共沸混合冷媒を冷凍サイクル装置１００に用いた場合、冷媒の圧力を取得して温度に変換する方式を採用すれば、次に説明するように第２熱交換器５において、偏着霜が生じる可能性のある部位の温度を正確に測定することができるためである。
　図２は、実施の形態１に係る蒸発器内の冷媒の温度分布例を示す説明図である。図２（ａ）及び図２（ｂ）のそれぞれにおける縦軸は、蒸発器内の冷媒温度であり、横軸は、蒸発器内の冷媒の流れ方向における位置を示している。すなわち、図２（ａ）及び図２（ｂ）のそれぞれにおいて、左方が蒸発器入口であり、右方が蒸発器出口である。また、図２（ａ）及び図２（ｂ）のそれぞれにおいて、冷媒は、実線部で気液二相状態であり、図２（ａ）、図２（ｂ）のそれぞれに示す点ＰＳで飽和ガス状態であり、破線部でガス単相状態である。
　非共沸混合冷媒は、蒸発器内で気液二相状態を経て飽和ガス状態となる。気液二相状態の冷媒では、周囲から吸収した熱は、温度上昇とともに、相変化にも用いられる。これにより、例えば図２（ａ）の実線部に示すように、蒸発器内において温度が低下する場合がある。また、例えば図２（ｂ）の実践部に示すように、蒸発器内において緩やかに温度が上昇する場合がある。
　一方、飽和ガス状態を経てガス単相状態となった冷媒は、周囲から吸収した熱が温度上昇にのみ用いられるため、図２（ａ）及び図２（ｂ）のそれぞれにおける破線部に示すように、すみやかに温度上昇する。この場合、蒸発器の冷媒流出側の温度を直接取得すると、既に高温となった冷媒の温度を取得することになり、蒸発器の冷媒流出側の温度、又は蒸発器の冷媒流入側の温度と冷媒流出側の温度差を正確に取得できない。そうしてみると、例えば、図２（ａ）に示すように、蒸発器において低温となった位置、すなわち偏着霜が生じる可能性のある位置があるにも関わらず、制御装置２０により偏着霜を抑制する制御が行えない。
　しかしながら、第２センサ８により、蒸発器から流出した冷媒の圧力を取得し、取得した冷媒の圧力から飽和ガス温度を算出すれば、非共沸混合冷媒に含まれる冷媒全てが蒸発した時点での温度、すなわち、図２（ａ）及び図２（ｂ）のそれぞれにおける実線部の終点ＰＳの温度を測定できる。これにより、蒸発器の冷媒流出側の温度、及び蒸発器の冷媒流入側の温度と冷媒流出側の温度差を正確に取得できるため、制御装置２０により偏着霜を抑制する制御が行える。なお、制御装置２０による制御は次に説明する。
　以下、説明のために、第２熱交換器５の冷媒流入側の冷媒温度を単に、冷媒温度といい、第２熱交換器５の冷媒流出側の飽和ガス温度を単に、飽和ガス温度という。制御装置２０は、第１センサ７及び第２センサ８から取得したセンサ情報に基づいて、バイパス膨張弁６の開度を制御して、第２熱交換器５（蒸発器）に流入する冷媒の流量を調整する。以下、本実施の形態における冷凍サイクル装置１００の運転状態例とともに、制御装置２０の動作について説明する。また、次に説明する制御装置２０の動作は、蒸発器の冷媒流入側又は冷媒流出側への偏着霜を抑制するため、冷媒温度、又は飽和ガス温度が設定された温度未満となった場合に行われる。なお、上述の設定された温度とは、例えば、２℃である。この温度の設定は、第２熱交換器５の冷媒温度、又は飽和ガス温度が２℃未満となれば、偏着霜が発生する可能性があることに基づく。
　まず、冷凍サイクル装置１００の運転状態の第１例について説明する。図３は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の運転状態の第１例を示した説明図である。図３中右方のグラフは、蒸発器に流れる冷媒の温度を概略的に示したグラフである。グラフの縦軸は冷媒温度を示し、横軸は蒸発器における冷媒の流れ方向における位置を示している。すなわち、グラフ中左方が蒸発器の冷媒流入側であり、右方が蒸発器の冷媒流出側である。なお、後述する図４～８、図１３～１８に示すグラフについても同様である。
　図３に示す第１例では、圧縮機１から吐出される冷媒流量がＱａであり、第２熱交換器５に流入する冷媒の流量がＱａである場合に、冷媒流入側の温度と飽和ガス温度との差が２℃未満となるように第２熱交換器５が設計されている例を示している。第１例では、バイパス膨張弁６が全閉状態であり、第２熱交換器５に流入する冷媒の流量がＱａとなるため、第２熱交換器５の冷媒流入側の温度と飽和ガス温度との差が２℃未満となる。そのため、第１例では、第２熱交換器５、すなわち蒸発器の表面への偏着霜が抑制されている。
　次に、冷凍サイクル装置１００の運転状態の第２例について説明する。図４は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の運転状態の第２例を示した説明図である。図４には、圧縮機１から吐出される冷媒流量が、Ｑａよりも大きいＱａ１であり、バイパス膨張弁６が全閉状態である例を示している。このとき、第２熱交換器５に流入する冷媒流量もＱａ１となるため、第２熱交換器５に流入する冷媒流量がＱａである場合に比して、第２熱交換器５内での冷媒の圧力損失が大きくなる。これにより、第２熱交換器５での冷媒流出側の飽和ガス温度が冷媒流入側の温度よりも低くなるため、第２熱交換器５の冷媒流出側に偏着霜する可能性がある。一方、次に説明する冷凍サイクル装置１００の運転状態の第３例のように、バイパス膨張弁６を開制御することで、第２熱交換器５への偏着霜を抑制する。
　図５は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の運転状態の第３例を示した説明図である。図５には、バイパス膨張弁６が開状態となっており、圧縮機１から吐出される冷媒流量が第２例と同等のＱａ１である例を示している。制御装置２０は、第１センサ７及び第２センサ８から取得したセンサ情報を用いて、第２熱交換器５の冷媒温度及び飽和ガス温度をそれぞれ算出する。そして、第２熱交換器５の冷媒温度及び飽和ガス温度との差が設定された温度以上となった場合、冷媒温度と飽和ガス温度とを比較する。飽和ガス温度が冷媒温度よりも低温であれば、制御装置２０は、バイパス膨張弁６を開制御し、主回路に流れる冷媒の流量を減少させる。主回路に流れる冷媒の流量を減少させれば、第２熱交換器５に流入する冷媒流量が減少されるため、第２熱交換器５内での冷媒の圧力損失が低減される。そのため、図５に示すように第２熱交換器５の冷媒流出側の温度の低下を抑制でき、第２熱交換器５、すなわち蒸発器の、冷媒流出側への偏着霜を抑制できる。
　上述の説明では、バイパス回路に流入する冷媒がない状態で、第２熱交換器５における冷媒流入側の温度と冷媒流出側の飽和ガス温度との差が設定された温度未満となるように第２熱交換器５を設計した例を説明した。一方、バイパス回路と主回路とに分流させた状態で、第２熱交換器５における冷媒流入側の温度と冷媒流出側の飽和ガス温度との差が設定された温度未満となるように第２熱交換器５を設計することも可能である。
　図６は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の運転状態の第４例を示した説明図である。第４例では、圧縮機１から吐出される冷媒流量がＱｂ１であり、第２熱交換器５に流入する冷媒の流量がＱｂ１より小さいＱｂである場合に、冷媒流入側の温度と冷媒流出側の飽和ガス温度との差が２℃未満となるように第２熱交換器５が設計されている例を示している。第４例では、バイパス膨張弁６が開状態であり、第２熱交換器５に流入する冷媒の流量がＱｂとなるため、第２熱交換器５の冷媒流入側と冷媒流出側の温度差が２℃未満となる。そのため、第４例では、第２熱交換器５、すなわち蒸発器の表面への偏着霜が抑制されている。なお、第４例では、バイパス回路に流入する冷媒流量は、Ｑｂ１－Ｑｂである。
　次に、冷凍サイクル装置１００の運転状態の第５例について説明する。図７は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の運転状態の第５例を示した説明図である。図７には、圧縮機１から吐出される冷媒流量が、Ｑｂ１よりも小さいＱｂ２であり、バイパス膨張弁６が開状態である例を示している。このとき、第２熱交換器５に流入する冷媒流量はＱｂよりも小さい値となるため、第２熱交換器５に流入する冷媒流量がＱｂである場合に比して、第２熱交換器５内での冷媒の圧力損失が小さくなる。これにより、第２熱交換器５での飽和ガス温度が冷媒温度よりも高くなるため、第２熱交換器５の冷媒流入側に偏着霜する可能性がある。一方、次に説明する冷凍サイクル装置１００の第６例のように、バイパス膨張弁６を閉制御することで、第２熱交換器５への偏着霜を抑制する。
　図８は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の運転状態の第６例を示した説明図である。図８には、バイパス膨張弁６が全閉状態となっており、圧縮機１から吐出される冷媒流量が、第５例と同等のＱｂ２である例を示している。制御装置２０は、第１センサ７及び第２センサ８から取得したセンサ情報を用いて、第２熱交換器５の冷媒温度及び飽和ガス温度をそれぞれ算出する。そして、第２熱交換器５の冷媒温度及び飽和ガス温度との差が設定された温度以上となった場合、冷媒温度と飽和ガス温度とを比較する。冷媒温度が飽和ガス温度よりも低温であれば、制御装置２０は、バイパス膨張弁６を閉制御し、主回路に流れる冷媒の流量を増加させる。主回路に流れる冷媒の流量を増加させれば、第２熱交換器５に流入する冷媒流量が増加するため、第２熱交換器５内での冷媒の圧力損失が増加される。そのため、図８に示すように第２熱交換器５の冷媒流入側の温度の低下を抑制でき、第２熱交換器５、すなわち蒸発器の冷媒流入側への偏着霜を抑制できる。
　すなわち、制御装置２０の制御フローは、以下のようになる。図９は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の制御装置２０の動作例を示すフローチャートである。図９のフローチャートには、制御装置２０の動作を終了する処理が示されていないが、制御装置２０は、例えば、リモコン装置（図示せず）等から動作を終了する旨の指令を受信したら動作を終了する。まず、制御装置２０は、第１センサ７からセンサ情報を取得する（ＳＴ１０１）。また、制御装置２０は、第２センサ８からセンサ情報を取得する（ＳＴ１０２）。なお、第１センサ７及び第２センサ８から取得するセンサ情報は、それぞれ冷媒温度及び冷媒の圧力である。
　次に、制御装置２０は、取得したセンサ情報を用いて、冷媒温度及び飽和ガス温度を比較し、冷媒温度と飽和ガス温度との差が設定された温度以上であるか判断する（ＳＴ１０３）。冷媒温度と飽和ガス温度との差が設定された温度未満である場合（ＳＴ１０３；ＮＯ）、制御装置２０の動作は、ＳＴ１０１の処理に進む。
　一方、冷媒温度と飽和ガス温度との差が設定された温度以上である場合（ＳＴ１０３；ＹＥＳ）、制御装置２０は、冷媒温度と飽和ガス温度とを比較し、冷媒温度と飽和ガス温度のいずれが低温であるかを判断する（ＳＴ１０４）。
　飽和ガス温度が冷媒温度よりも低温である場合（ＳＴ１０４；ＹＥＳ）、制御装置２０は、バイパス膨張弁６を開制御し、主回路に流れる冷媒流量を減少させる。飽和ガス温度が冷媒温度よりも低温である場合、第２熱交換器５の冷媒流出側に偏着霜が発生する可能性がある。バイパス膨張弁６を開制御することにより、冷凍サイクル装置１００の運転状態の第３例に示したように、第２熱交換器５に流入する冷媒流量が減少するため、第２熱交換器５内での冷媒の圧力損失が低減される。そのため、第２熱交換器５の冷媒流出側の温度の低下を抑制でき、第２熱交換器５の冷媒流出側への偏着霜を抑制できる。そして、制御装置２０の動作は、ＳＴ１０１の処理に進む。
　一方、冷媒温度が飽和ガス温度よりも低温である場合（ＳＴ１０４；ＮＯ）、制御装置２０は、バイパス膨張弁６を閉制御し、主回路に流れる冷媒流量を増加させる。冷媒温度が飽和ガス温度よりも低温である場合、第２熱交換器５の冷媒流出側に偏着霜が発生する可能性がある。バイパス膨張弁６を閉制御することにより、冷凍サイクル装置１００の運転状態の第６例に示したように、第２熱交換器５に流入する冷媒流量が増加するため、第２熱交換器５内での冷媒の圧力損失が増加する。そのため、第２熱交換器５の冷媒流入側の温度の低下を抑制でき、第２熱交換器５の冷媒流入側への偏着霜を抑制できる。そして、制御装置２０の動作は、ＳＴ１０１の処理に進む。なお、上述した制御装置２０によるバイパス膨張弁６の開閉制御において、バイパス膨張弁６の開度をどの程度とするかは適宜調整可能である。
　上述したように、バイパス膨張弁６の開度を制御して主回路及びバイパス回路を流れる冷媒流量を調整すれば、冷媒の蒸発過程において、冷媒が有する温度勾配による温度上昇と圧力損失による温度低下とを打ち消すことができる。これにより、蒸発器（第２熱交換器５）の冷媒流入側の温度と冷媒流出側の温度の差を縮小させて偏着霜を抑制し、熱交換性能の低下を防ぐことができる。さらに、バイパス膨張弁６の開度を制御し、過冷却熱交換器３を設けたことで、蒸発器に流れる冷媒流量を可変としながら、蒸発器の熱交換量を担保できる。
　このように、圧縮機１、凝縮器、過冷却熱交換器３、主膨張弁、及び蒸発器が冷媒配管により接続され、非共沸混合冷媒が循環する主回路と、非共沸混合冷媒を主回路から導入するバイパス膨張弁６が設けられた、凝縮器と蒸発器との間から分岐され圧縮機１の冷媒流入側に接続されたバイパス回路と、を備え、過冷却熱交換器３は、主回路を循環する非共沸混合冷媒とバイパス回路を循環する非共沸混合冷媒とを熱交換する冷凍サイクル装置１００に、バイパス膨張弁６の開度を制御する制御装置２０と、蒸発器の冷媒流入側の温度を検出する第１センサ７と、蒸発器から流出した非共沸混合冷媒の圧力を検出する第２センサ８と、を備え、制御装置２０は、第１センサ７が検出した蒸発器の冷媒流入側の温度と、第２センサ８が検出した圧力から算出された非共沸混合冷媒の飽和ガス温度とを用いて、バイパス膨張弁６の開度を制御し、蒸発器に流入する非共沸混合冷媒の流量を調整するものであると、蒸発器の流れ方向における温度差を解消して蒸発器への偏着霜を抑制し、熱交換性能の低下を防ぐことができる。
　なお、本実施の形態において、バイパス回路の流入口が、過冷却熱交換器３の冷媒流出側と第１膨張弁４の冷媒流入側との間に設けられる例について説明したが、バイパス回路の流入口を設ける位置は、第１熱交換器２の冷媒流出側と第２熱交換器５の冷媒流入側との間であればよい。例えば、バイパス回路の流入口は、第１膨張弁４の冷媒流出側と第２熱交換器５の冷媒流入側との間にあってもよい。図１０は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００を概略的に示した構成図である。図１０に示すように、バイパス回路の流入口が、第１膨張弁４の冷媒流出側と第２熱交換器５の冷媒流入側との間にあれば、複雑な冷媒配管の加工をせずとも、過冷却熱交換器３内において主回路を循環する冷媒と、バイパス回路を循環する冷媒とがそれぞれ対向に流れるため、過冷却熱交換器３での熱交換性能を向上できる。
実施の形態２．
　図１１及び図１２はそれぞれ、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１０１を概略的に示した構成図である。本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１０１は、実施の形態１と同様に、冷媒が循環する主回路と、バイパス膨張弁６が設けられ、冷媒が循環するバイパス回路と、バイパス膨張弁６の開度を制御する制御装置２１とを備える。本実施の形態では、主回路に四方弁９が設けられ、第１熱交換器１１及び第２熱交換器１２が、それぞれ蒸発器としても凝縮器としても機能する点について、実施の形態１と異なる。実施の形態１と同じ構成要素には同じ符号を付し、その説明を省略する。
　主回路において、圧縮機１の冷媒流出側には、四方弁９が設けられており、この四方弁９によって冷媒の流れ方向が第１の方向（図１１中矢印が示す方向）と第２の方向（図１２中矢印が示す方向）とに切り替え可能となっている。なお、四方弁９の動作は、制御装置２１によって制御される。また、冷媒の流れ方向が第１の方向となる場合の四方弁９の状態を、第１の状態（図１１に示す状態）といい、冷媒の流れ方向が第２の方向となる四方弁９の状態を第２の状態（図１２に示す状態）という。
　図１１に示す冷媒回路の場合、冷媒の流れ方向は、実施の形態１と同じ第１の方向である。また、図１２に示す冷媒回路の場合、冷媒の流れ方向は、第１の方向と異なる第２の方向である。すなわち、四方弁９が第１の状態である場合、実施の形態１と同様に、第１熱交換器１１が凝縮器となり、第２熱交換器１２が蒸発器となる。一方、四方弁９が第２の状態である場合、第１熱交換器１１が蒸発器となり、第２熱交換器１２が凝縮器となる。
　また、第１熱交換器１１は、蒸発器となる場合に、特定の冷媒流量において、第１熱交換器１１における冷媒流入側の温度と冷媒流出側の飽和ガス温度の差が設定された温度未満となるように、冷媒に圧力損失を生じさせる構造に設計されている。第１熱交換器１１での圧力損失の調節は、例えば、第１熱交換器１１内の冷媒の流路数（パス数）の変更、第１熱交換器１１内の冷媒の流路径の変更等を行えばよい。ここで、設定された温度とは、例えば、２℃である。
　第２熱交換器１２も、蒸発器となる場合に、特定の冷媒流量において、第２熱交換器１２における冷媒流入側の温度と冷媒流出側の飽和ガス温度の差が設定された温度未満となるように、冷媒に圧力損失を生じさせる構造に設計されている。第２熱交換器１２での圧力損失の調節は、例えば、第２熱交換器１２内の冷媒の流路数（パス数）の変更、第２熱交換器１２内の冷媒の流路径の変更等を行えばよい。ここで、設定された温度とは、例えば、２℃である。なお、上述した、第１熱交換器１１及び第２熱交換器１２が、それぞれにおいて蒸発する冷媒の流入側の温度と飽和ガス温度の差が設定された温度未満となる、特定の冷媒流量とは、同一の値であっても異なる値であってもよい。
　そして、冷凍サイクル装置１０１の主回路には、第２膨張弁が設けられている。図１１及び図１２の例において、第２膨張弁は、第１熱交換器１１と過冷却熱交換器３との間に設けられている。そして、第２膨張弁は、凝縮器で冷却された低温高圧の液状態の冷媒が流入し、冷媒を低温低圧の液状態又は気液二相状態に減圧膨張させる。第２膨張弁は、主膨張弁（主減圧装置）であり、例えば電子式膨張弁、感温式膨張弁等の冷媒流量制御手段、又は毛細管（キャピラリチューブ）等で構成される。ここで、第２膨張弁で減圧膨張された冷媒は、第１熱交換器１１が蒸発器となる場合に第１熱交換器１１に流入する。なお、第１膨張弁４についても、第２熱交換器１２が蒸発器となる場合に、第１膨張弁４で減圧膨張された冷媒が第２熱交換器１２に流入する。
　さらに、本実施の形態における冷凍サイクル装置１０１には、第１センサが複数設けられている。複数の第１センサは、第１熱交換器１１及び第２熱交換器１２に流入する冷媒の温度をそれぞれ取得可能なように設けられている。具体的には、複数の第１センサのそれぞれは、第１熱交換器１１が蒸発器となる場合に、冷媒流入側の温度を取得可能なように設けられ、第２熱交換器１２が蒸発器となる場合に、冷媒流入側の温度を取得可能なように設けられる。
　図１１及び図１２の例において、第１センサは二つ設けられており、一方の第１センサ７ａは、第１熱交換器１１が蒸発器となる場合、すなわち、冷媒の流れ方向が第２の方向である場合の、第１熱交換器１１の冷媒流入側と、第２膨張弁１０の冷媒流出側との間に設けられている。他方の第１センサ７ｂは、第２熱交換器１２が蒸発器として機能する場合、すなわち、冷媒の流れ方向が第１の方向である場合の、第２熱交換器１２の冷媒流入側と、第１膨張弁４の冷媒流出側との間に設けられている。
　次に、図１１及び図１２に基づいて、本実施の形態における冷媒の流れについて説明する。図１１において、圧縮機１から流出した冷媒は、四方弁９を介して第１熱交換器１１（凝縮器）に流入する。第１熱交換器１１に流入した冷媒は、被加熱媒体と熱交換して凝縮する。第１熱交換器１１から流出した冷媒は、第２膨張弁を通過し、過冷却熱交換器３に流入し、バイパス回路を流れる冷媒に冷却される。
　そして、過冷却熱交換器３から流出した冷媒は、主回路を流れる冷媒と、バイパス回路を流れる冷媒とに分流される。まず、分流された後、主回路を流れる冷媒について説明する。過冷却熱交換器３から流出した冷媒は、第１膨張弁４に流入し減圧された後、第２熱交換器１２（蒸発器）に流入する。第２熱交換器１２に流入した冷媒は、被冷却媒体と熱交換して蒸発する。そして、蒸発した冷媒は、四方弁９を介して、圧縮機１に吸入される。バイパス膨張弁６に流入した冷媒は、バイパス膨張弁６で減圧され、過冷却熱交換器３に流入し、分流前の冷媒を冷却して蒸発した後、主回路と合流して圧縮機１に吸入される。なお、バイパス膨張弁６が全閉状態である場合、バイパス回路に冷媒は流入しない。
　一方、図１２における冷媒の流れは、図１１における冷媒の流れと異なる。まず、圧縮機１から流出した冷媒は、四方弁９を介して第２熱交換器１２（凝縮器）に流入する。第２熱交換器１２に流入した冷媒は、被加熱媒体と熱交換して凝縮する。第２熱交換器１２から流出した冷媒は、主回路を流れる冷媒と、バイパス回路を流れる冷媒とに分流される。分流された後、主回路を流れる冷媒について説明する。まず、第１膨張弁４を通過した冷媒は、過冷却熱交換器３に流入し、バイパス回路を流れる冷媒に冷却される。そして、過冷却熱交換器３から流出した冷媒は、第２膨張弁１０に流入し減圧された後、第１熱交換器１１（蒸発器）に流入する。第１熱交換器１１に流入した冷媒は、被冷却媒体と熱交換して蒸発する。そして、蒸発した冷媒は、主回路を流れる冷媒と合流して圧縮機１に吸入される。なお、バイパス膨張弁６が全閉状態である場合、バイパス回路に冷媒は流入しない。
　実施の形態１と同様に、バイパス回路の冷媒は、バイパス膨張弁６により減圧されることで、過冷却熱交換器３を流れる高圧側の冷媒よりも低温となる。よって、バイパス回路の冷媒は、過冷却熱交換器３を通じて、主回路の冷媒を冷却することができる。四方弁９が第１の状態及び第２の状態のいずれに状態である場合においても、バイパス回路に冷媒を流すことで、蒸発器に流入する冷媒流量は減少するが、蒸発器に流入する冷媒のエンタルピーが低下するため、蒸発器での熱交換量は減少しない。一方、蒸発器に流入する冷媒流量が減少するため、蒸発器での圧力損失を低減することができる。バイパス膨張弁６の開度がより大きくなれば、過冷却熱交換器３での熱交換量がより増加し、蒸発器に流入する冷媒流量がより減少する。つまり、バイパス膨張弁６の開度を制御することによって、蒸発器での圧力損失を調節することができる。
　そして、制御装置２１は、第１センサ７ａ、７ｂ及び第２センサ８から取得したセンサ情報を用いて、それぞれ冷媒温度及び飽和ガス温度を算出し、バイパス膨張弁６の開度を制御して主回路及びバイパス回路を流れる冷媒の流量を調整する。以下、本実施の形態における冷凍サイクル装置１０１の運転状態例とともに、制御装置２１の動作について説明する。以降に説明する制御装置２１の動作は、蒸発器の冷媒流入側の冷媒温度、又は冷媒流出側の飽和ガス温度が設定された温度未満となった場合に行われる。なお、上述の設定された温度とは、例えば、２℃である。
　まず、冷凍サイクル装置１０１の運転状態の第１例について説明する。図１３は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１０１の運転状態の第１例を示した説明図である。第１例は、四方弁９が第１の状態である場合の冷凍サイクル装置１０１の運転状態の例である。第１例では、圧縮機１から吐出される冷媒流量がＱｃであり、第２熱交換器１２に流入する冷媒の流量がＱｃである場合に、冷媒流入側の温度と冷媒流出側の飽和ガス温度との差が２℃未満となるように第２熱交換器１２が設計されている例を示している。第１例では、バイパス膨張弁６が全閉状態であり、第２熱交換器１２に流入する冷媒の流量がＱｃとなるため、第２熱交換器１２の冷媒流入側の温度と飽和ガス温度との差が２℃未満となる。そのため、第１例では、第２熱交換器１２の表面への偏着霜が抑制されている。
　次に、冷凍サイクル装置１０１の運転状態の第２例について説明する。図１４は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１０１の運転状態の第２例を示した説明図である。第２例は、四方弁９が第１の状態である場合の冷凍サイクル装置１０１の運転状態の例である。図１４には、圧縮機１から吐出される冷媒流量が、Ｑｃよりも大きいＱｃ１であり、バイパス膨張弁６が全閉状態である例を示している。このとき、第２熱交換器１２に流入する冷媒流量もＱｃ１となるため、第２熱交換器１２に流入する冷媒流量がＱｃである場合に比して、第２熱交換器１２内での冷媒の圧力損失が大きくなる。これにより、第２熱交換器１２での冷媒流出側の飽和ガス温度が冷媒流入側の温度よりも低くなるため、第２熱交換器１２の冷媒流出側に偏着霜する可能性がある。一方、次に説明する冷凍サイクル装置１０１の運転状態の第３例のように、バイパス膨張弁６を開制御することで、第２熱交換器１２への偏着霜を抑制する。
　図１５は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１０１の運転状態の第３例を示した説明図である。図１５には、バイパス膨張弁６が開状態となっており、圧縮機１から吐出される冷媒流量が、第２例と同等のＱｃ１である例を示している。制御装置２１は、第２熱交換器１２側の第１センサ７ｂと、第２センサ８とから取得したセンサ情報を用いて、第２熱交換器１２の冷媒温度及び飽和ガス温度をそれぞれ算出する。そして、第２熱交換器１２の冷媒温度及び飽和ガス温度との差が設定された温度以上となった場合、冷媒温度と飽和ガス温度とを比較する。飽和ガス温度が冷媒温度よりも低温であれば、制御装置２１は、バイパス膨張弁６を開制御し、主回路に流れる冷媒の流量を減少させる。主回路に流れる冷媒の流量を減少させれば、第２熱交換器１２に流入する冷媒流量が減少されるため、第２熱交換器１２内での冷媒の圧力損失が低減される。そのため、第２熱交換器１２の冷媒流出側の温度の低下を抑制でき、第２熱交換器１２、すなわち蒸発器の冷媒流出側への偏着霜を抑制できる。
　一方、四方弁９が第２の状態であっても、第１の状態である場合と同様に、バイパス膨張弁６の開度を制御すれば、蒸発器への偏着霜を抑制できる。まず、冷凍サイクル装置１０１の運転状態の第４例について説明する。なお、以下の説明では、第１熱交換器１１の冷媒流入側の冷媒温度を単に、冷媒温度といい、第２熱交換器１２の冷媒流出側の飽和ガス温度を単に、飽和ガス温度という。
　図１６は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１０１の運転状態の第４例を示した説明図である。第４例は、四方弁９が第２の状態である場合の冷凍サイクル装置１０１の運転状態の例である。第４例では、圧縮機１から吐出される冷媒流量がＱｄであり、第１熱交換器１１に流入する冷媒の流量がＱｄである場合に、冷媒流入側の温度と飽和ガス温度との差が２℃未満となるように第１熱交換器１１が設計されている例を示している。第４例では、バイパス膨張弁６が全閉状態であり、第１熱交換器１１に流入する冷媒の流量がＱｃとなるため、第１熱交換器１１の冷媒流入側の温度と飽和ガス温度との差が２℃未満となる。そのため、第１例では、第２熱交換器１２の表面への偏着霜が抑制されている。
　次に、冷凍サイクル装置１０１の運転状態の第５例について説明する。図１７は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１０１の運転状態の第５例を示した説明図である。第５例は、四方弁９が第２の状態である場合の冷凍サイクル装置１０１の運転状態の例である。図１７には、圧縮機１から吐出される冷媒流量が、Ｑｄよりも大きいＱｄ１であり、バイパス膨張弁６が全閉状態である例を示している。このとき、第１熱交換器１１に流入する冷媒流量もＱｄ１となるため、第１熱交換器１１に流入する冷媒流量がＱｄである場合に比して、第１熱交換器１１内での冷媒の圧力損失が大きくなる。これにより、第１熱交換器１１での冷媒流出側の飽和ガス温度が冷媒流入側の温度よりも低くなるため、第１熱交換器１１の冷媒流出側に偏着霜する可能性がある。一方、次に説明する冷凍サイクル装置１０１の第６例のように、バイパス膨張弁６を開制御することで、第１熱交換器１１への偏着霜を抑制する。
　図１８は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１０１の運転状態の第６例を示した説明図である。図１８には、バイパス膨張弁６が開状態となっており、圧縮機１から吐出される冷媒流量が、第５例と同等のＱｄ１である例を示している。制御装置２１は、第１熱交換器１１側の第１センサ７ａと、第２センサ８とから取得したセンサ情報を用いて、第１熱交換器１１の冷媒温度及び飽和ガス温度をそれぞれ算出する。そして、第１熱交換器１１の冷媒温度及び飽和ガス温度との差が設定された温度以上となった場合、冷媒温度と飽和ガス温度とを比較する。飽和ガス温度が冷媒温度よりも低温であれば、制御装置２１は、バイパス膨張弁６を開制御し、主回路に流れる冷媒の流量を減少させる。主回路に流れる冷媒の流量を減少させれば、第１熱交換器１１に流入する冷媒流量が減少されるため、第１熱交換器１１内での冷媒の圧力損失が低減される。そのため、第１熱交換器１１の冷媒流出側温度の低下を抑制でき、第１熱交換器１１、すなわち蒸発器の冷媒流出側への偏着霜を抑制できる。
　なお、説明を省略するが、実施の形態１にて冷凍サイクル装置１００の運転状態の第４例から第６例として説明したように、バイパス回路と主回路とに分流させた状態で、第１熱交換器１１及び第２熱交換器１２の冷媒流入側の温度と飽和ガス温度の差が設定された温度未満となるように第１熱交換器１１及び第２熱交換器１２を設計した場合も同様に、制御装置２１によりバイパス膨張弁６の開度を制御すれば、蒸発器への偏着霜を抑制できる。
　すなわち、本実施の形態における制御装置２１の制御フローは、以下のようになる。図１９は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１０１の制御装置２１の動作例を示すフローチャートである。ここで、以下では実施の形態１に説明した処理と同一のステップには、図９で示した符号と同一の符号を付し、説明を省略又は簡略化する。なお、図１９のフローチャートには、制御装置２１の動作を終了する処理が示されていないが、制御装置２１は、例えば、リモコン装置等から動作を終了する旨の指令を受信したら動作を終了する。
　まず、制御装置２１は、四方弁９から、四方弁９の状態が第１状態であるか第２状態であるかの情報を取得する（ＳＴ２０１）。そして、制御装置２１は、四方弁９の状態が第１状態である場合（ＳＴ２０１；ＹＥＳ）、第２熱交換器１２側の第１センサ７ｂからセンサ情報を取得する。また、制御装置２１は、四方弁９の状態が第１状態でない、すなわち第２状態である場合（ＳＴ２０１；ＮＯ）、第１熱交換器１１側の第１センサ７ａからセンサ情報を取得する。ここで、制御装置２１が第１センサ７ａ、７ｂから取得するセンサ情報は、第１熱交換器１１又は第２熱交換器１２に流入する冷媒の温度である。
　そして、制御装置２１は、第２センサ８から、冷媒の圧力を示すセンサ情報を取得する（ＳＴ１０２）。さらに、制御装置２１は、取得したセンサ情報を用いて、冷媒温度及び飽和ガス温度を比較し、冷媒温度と飽和ガス温度との差が設定された温度以上であるか否かを判断する（ＳＴ１０３）。冷媒温度と飽和ガス温度との差が設定された温度未満である場合（ＳＴ１０３；ＮＯ）、制御装置２１の動作は、ＳＴ２０１の処理に進む。
　一方、冷媒温度と飽和ガス温度との差が設定された温度以上である場合（ＳＴ１０３；ＹＥＳ）、制御装置２１は、冷媒温度と飽和ガス温度とを比較し、冷媒温度と飽和ガス温度のいずれが低温であるかを判断する（ＳＴ１０４）。
　飽和ガス温度が冷媒温度よりも低温である場合（ＳＴ１０４；ＹＥＳ）、制御装置２１は、バイパス膨張弁６を開制御し、主回路に流れる冷媒流量を減少させる。バイパス膨張弁６を開制御することにより、蒸発器（第１熱交換器１１又は第２熱交換器１２）に流入する冷媒流量が減少するため、蒸発器内での冷媒の圧力損失が低減される。そのため、蒸発器の冷媒流出側の温度の低下を抑制でき、蒸発器の冷媒流出側への偏着霜を抑制できる。そして、制御装置２１の動作は、ＳＴ２０１の処理に進む。
　一方、冷媒温度が飽和ガス温度よりも低温である場合（ＳＴ１０４；ＮＯ）、制御装置２１は、バイパス膨張弁６を閉制御し、主回路に流れる冷媒流量を増加させる。バイパス膨張弁６を閉制御することにより、蒸発器（第１熱交換器１１又は第２熱交換器１２）に流入する冷媒流量が増加するため、蒸発器内での冷媒の圧力損失が増加する。そのため、蒸発器の冷媒流入側の温度の低下を抑制でき、蒸発器の冷媒流入側への偏着霜を抑制できる。そして、制御装置２１の動作は、ＳＴ２０１の処理に進む。なお、上述した制御装置２１によるバイパス膨張弁６の開閉制御において、バイパス膨張弁６の開度をどの程度とするかは適宜調整可能である。
　上述したように、第１熱交換器１１及び第２熱交換器１２が、それぞれ蒸発器又は凝縮器となる冷凍サイクル装置１０１であっても、バイパス膨張弁６の開度を制御して主回路及びバイパス回路を流れる冷媒流量を調整すれば、冷媒の蒸発過程において、冷媒が有する温度勾配による温度上昇と圧力損失による温度低下とを打ち消すことができる。これにより、蒸発器の流入側温度と流出側温度の差を縮小させて偏着霜を抑制し、熱交換性能の低下を防ぐことができる。さらに、バイパス膨張弁６の開度を制御し、過冷却熱交換器３を設けたことで、蒸発器に流れる冷媒流量を可変としながら、蒸発器の熱交換量を担保できる。
　なお、本実施の形態において、図１１～図１８に図示する冷凍サイクル装置１０１では、バイパス回路が、四方弁９が第１の状態において、過冷却熱交換器３と第１膨張弁４との間から分岐されている例を示しているが、バイパス回路は、四方弁９が第１の状態において、過冷却熱交換器３と第２熱交換器１２との間から分岐されていてもよい。
　また、実施の形態１～２において、第１センサ７が蒸発器に流入する冷媒の温度を取得するセンサである例について説明したが、上述の例に限定しない。例えば、第１センサ７は、蒸発器の冷媒流入側の温度を取得できるセンサであれば、蒸発器の入口に設けられ、蒸発器の入口の温度を取得するセンサであってもよい。
１　圧縮機、２、１１　第１熱交換器、３　過冷却熱交換器、４　第１膨張弁、５、１２　第２熱交換器、６　バイパス膨張弁、７、７ａ、７ｂ　第１センサ、８　第２センサ、９　四方弁、１０　第２膨張弁、２０、２１　制御装置、１００、１０１　冷凍サイクル装置。

Claims (9)

  1. 　圧縮機、凝縮器、過冷却熱交換器、主膨張弁、及び蒸発器が冷媒配管により接続され、非共沸混合冷媒が循環する主回路と、前記非共沸混合冷媒を前記主回路から導入するバイパス膨張弁が設けられ、前記凝縮器と前記蒸発器との間から分岐され前記圧縮機の冷媒流入側に接続されたバイパス回路と、を備え、前記過冷却熱交換器は、前記主回路を循環する前記非共沸混合冷媒と、前記バイパス回路を循環する前記非共沸混合冷媒とを熱交換する、冷凍サイクル装置であって、
    　前記バイパス膨張弁の開度を制御する制御装置と、
    　前記蒸発器の冷媒流入側の温度を検出する第１センサと、
    　前記蒸発器から流出した前記非共沸混合冷媒の圧力を検出する第２センサと、を備え、
    　前記制御装置は、前記第１センサが検出した前記蒸発器の冷媒流入側の温度と、前記第２センサが検出した前記圧力から算出された、前記非共沸混合冷媒の飽和ガス温度とを用いて、前記バイパス膨張弁の開度を制御し、前記蒸発器に流入する前記非共沸混合冷媒の流量を調整する
    ことを特徴とする冷凍サイクル装置。
  2. 　前記制御装置は、前記飽和ガス温度が、前記蒸発器の冷媒流入側の温度よりも低い場合、前記バイパス膨張弁の開度を大きくし、前記蒸発器に流入する前記非共沸混合冷媒の流量を減少させる
    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. 　前記制御装置は、前記飽和ガス温度が、前記蒸発器の冷媒流入側の温度よりも高い場合、前記バイパス膨張弁の開度を小さくし、前記蒸発器に流入する前記非共沸混合冷媒の流量を増加させる
    ことを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記制御装置は、前記蒸発器の冷媒流入側の温度又は前記飽和ガス温度が、設定された温度未満である場合、前記バイパス膨張弁の開度を制御して、前記蒸発器の冷媒流入側と冷媒流出側の温度差を縮小させる
    ことを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記制御装置は、前記蒸発器の冷媒流入側の温度又は前記飽和ガス温度が、設定された温度未満である場合、前記バイパス膨張弁の開度を制御して、前記蒸発器の冷媒流入側と冷媒流出側の温度差を設定された温度未満に縮小させる
    ことを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記バイパス回路は、前記過冷却熱交換器と前記蒸発器との間から分岐されている
    ことを特徴とする請求項１から請求項５のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　前記バイパス回路は、前記過冷却熱交換器と前記主膨張弁との間から分岐されている
    ことを特徴とする請求項１から請求項６のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  8. 　前記蒸発器は、前記蒸発器を流れる前記非共沸混合冷媒の流量が設定された特定の値である場合、前記蒸発器の冷媒流入側の温度と前記飽和ガス温度との差が、設定された温度未満となる
    ことを特徴とする請求項１から請求項７のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  9. 　前記非共沸混合冷媒は、オレフィン系冷媒、エーテル系冷媒、炭化水素系冷媒、エタン系冷媒、メタン系冷媒、又はジフルオロメタンに比してガス密度の小さい冷媒のいずれかを含む冷媒である
    ことを特徴とする請求項１から請求項８のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
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