JP2015117902A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】低外気温度でも効率の良い運転が可能な冷凍サイクル装置を提供する。
【解決手段】圧縮機２、凝縮器４、膨張弁５、蒸発器６ａを順次冷媒配管８により接続した冷凍サイクル装置１を具備している。また、低外気温時、最大開度時の前記膨張弁５に流れる最大冷媒流量を増加させるバイパス弁１２を備えている。このため、凝縮器４で放熱して凝縮した液冷媒は開弁中のバイパス弁１２と膨張弁５とを介してそれぞれ流れるので、水熱交換器６の蒸発器６ａへ流れる冷媒流量は、膨張弁５の最大開度時に流れる最大冷媒流量よりも増加する。これにより、所定の範囲内に圧縮機２の吸込側過熱度ＳＨを調整可能となり、低外気温時にも、冷凍サイクル装置１内を循環する冷媒流量を確保することができる。結果として、吸込側圧力の低下を抑制することができるためＣＯＰが向上する。
【選択図】図１

Description

本発明の実施形態は、冷凍サイクル装置に係り、特に、低外気温時でも効率の良い運転を行うことができる冷凍サイクル装置に関する。

従来の冷凍サイクル装置では、低外気温時に、高圧側と低圧側の圧力差を確保するために、凝縮器用のファンの回転数を低下させて高圧側圧力を上げる制御を行うものが知られている（例えば、特許文献１参照）。

特許第４２１５５４３号公報

従来の冷凍サイクル装置においては、低外気温時に、高圧側圧力が高めに保持されることになるため、成績係数（ＣＯＰ）が低下するという課題があった。

本発明が解決しようとする課題は、低外気温度でも効率が良い運転が可能な冷凍サイクル装置を提供することにある。

実施形態に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、凝縮器、膨張手段、蒸発器を順次冷媒配管により接続した冷凍サイクル装置と、低外気温時、膨張手段の最大冷媒流量を増加させる手段とを備えている。

第１の実施形態の冷凍サイクル装置の構成を示す冷凍サイクル図。 （ａ）は、一点鎖線で示す従来の冷凍サイクル装置における高圧側圧力を低外気温に対応させて低下させた時と、実線で示す従来の冷凍サイクル装置における高圧側圧力を低外気温時に高めに保持した時の、冷媒の圧力Ｐと比エンタルピーｈとの相対関係を示すＰ−ｈ線図、（ｂ）は、同（ａ）の一点鎖線で示す運転時の水熱交換器内部における水および冷媒の温度Ｔと比エンタルピーｈとの相対関係を示す線図。 （ａ）は、破線で示す第１の実施形態の冷媒の圧力Ｐと比エンタルピーｈとの相対関係を、図２（ａ）の実線で示す従来例のものと共に示すＰ−ｈ線図、（ｂ）は、同、第１の実施形態の水熱交換器内部と液−ガス熱交換器の内部における水および冷媒の温度Ｔと比エンタルピーｈとの相対関係を示す図。 （ａ）は、図１で示す第１の実施形態において、戻り水温が低くなった場合の水熱交換器と液−ガス熱交換器の内部の水および冷媒の温度Ｔと比エンタルピーｈとの関係を示すＴ−ｈ線図、（ｂ）は、第１の実施形態において、水熱交換器内部の水の流れ方向を反対方向（パラレルフロー）にした場合の、実線で示す戻り水温が高い場合と、点線で示す戻り水温が低い場合の、水熱交換器内部と液−ガス熱交換器の内部における水および冷媒の温度Ｔと比エンタルピーｈとの関係を示すＴ−ｈ線図。 第１の実施形態の変形例である冷凍サイクル装置の構成を示す冷凍サイクル図。 第１の実施形態の他の変形例である冷凍サイクル装置の構成を示す冷凍サイクル図。 第２の実施形態の冷凍サイクル装置の構成を示す冷凍サイクル図。 （ａ）は、破線で示す第２の実施形態における冷媒の圧力Ｐと比エンタルピーｈとの相対関係を、図２（ａ）の実線で示す従来例のものと共に示すＰ−ｈ線図、（ｂ）は、第２の実施形態の水熱交換器内部とガス−ガス熱交換器の内部における水および冷媒の温度Ｔと、比エンタルピーｈとの関係を示すＴ−ｈ線図。

以下、実施形態の冷凍サイクル装置を図面を参照して説明する。

なお、複数の図面中、同一又は相当部分には同一符号を付している。

（第１の実施形態）
図１は、第１の実施形態の冷凍サイクル装置の構成を示す冷凍サイクル図である。この図１に示すように第１の実施形態の冷凍サイクル装置１は、例えば空冷式のチラーであり、密閉型ロータリ圧縮機等の圧縮機２の冷媒吐出口２ａ、図示省略のインバータにより回転数制御が可能な凝縮器用ファン３を備えた空気熱交換器よりなる凝縮器４、液−ガス熱交換器２０の液冷媒流路２０ａ、膨張手段の一例である膨張弁５、水熱交換器６の蒸発器６ａ、液−ガス熱交換器２０のガス冷媒流路２０ｂ、アキュムレータ７および圧縮機２の冷媒吸込口２ｂをこの順に冷媒配管８により接続して冷媒を循環させる。

圧縮機２は高圧ケース等の密閉容器を備え、図示省略のインバータにより回転数制御可能に構成されている。膨張弁５は例えばＰＭＶ（パルスモータバルブ）等により構成され、入力される開度制御用パルス信号のパルス数により開度が制御される。

水熱交換器６は、冷媒配管８に接続されて冷媒を通す蒸発器６ａと、循環ポンプ９を備えた通水管１０に接続されて循環水を通す水流路６ｂと、を熱交換可能に設け、この水流路６ｂを通る循環水を冷却して冷水を生成する。この冷水は冷房等に使用される。

上記冷媒配管８は、膨張弁５の冷媒入口側と出口側とを連通させるバイパス管１１を具備しており、このバイパス管１１には電磁弁等の開閉弁であるバイパス弁１２を介装している。

このバイパス弁１２は、低外気温時、最大開度に制御される膨張弁５に流れる最大流量よりも多い冷媒流量を流すための最大冷媒流量増加手段として構成されており、膨張弁５と共に、図示省略の信号線を介して制御器１５にそれぞれ電気的に接続されている。

液−ガス熱交換器２０は、凝縮器４からの高温高圧の液冷媒を通す液冷媒流路２０ａと、水熱交換器６の蒸発器６ａからの低温低圧の吸込ガス冷媒を通すガス冷媒流路２０ｂとを熱交換可能に設け、凝縮器４から流出した液冷媒を冷却し、アキュムレータ７直前の吸込ガスを加熱するように構成されている。

そして、冷凍サイクル装置１は、圧縮機２の吐出側圧力Ｐｄを検出する吐出圧力センサ１３、圧縮機２の吸込側圧力Ｐｓを検出する吸込圧力センサ１４、圧縮機２の吐出温度Ｔｄを検出する吐出温度センサ３４、圧縮機２の吸込温度Ｔｓを検出する吸込温度センサ３５を設け、これら各センサを図示省略の信号線を介して制御器１５に接続している。

制御器１５は、圧縮機２、熱交換促進用の凝縮器用ファン３および循環ポンプ９の図示省略の各インバータに、図示省略の信号線を介してそれぞれ接続されている。

制御器１５は、例えばマイクロコンピュータ等により構成され、ＣＰＵやＲＯＭ、ＲＡＭ、その他のメモリを具備しており、圧縮機２の吸込側過熱度ＳＨおよび吐出側過熱度ＤＳＨと飽和温度とをそれぞれ算出する過熱度等算出手段、膨張弁５の開度を制御する膨張弁開度制御手段、バイパス弁１２の開閉を制御するバイパス弁開閉制御手段、圧縮機２と凝縮器用ファン３および循環ポンプ９の運転回転数を制御する回転数制御手段等を備えている。

過熱度等算出手段は、吐出圧力センサ１３と吸込圧力センサ１４からそれぞれ読み込んだ圧縮機２の吸込側圧力Ｐｓと吐出側圧力Ｐｄに基づいた冷媒の飽和温度と、吐出温度センサ３４と吸込温度センサ３５から読み込んだ圧縮機２の吐出温度Ｔｄと吸込温度Ｔｓから吸込側過熱度ＳＨおよび吐出側過熱度ＤＳＨを算出する。

膨張弁開度制御手段は、ＰＭＶよりなる膨張弁５に与える制御用パスル信号のパルス数を制御することにより、膨張弁５の開度を制御する一方、この膨張弁５の最大開度のパルス数はメモリに記憶しており、膨張弁５の開度を常時監視している。

そして、制御器１５は中間季（春・秋）や冬季等の低外気温での低圧縮運転時に、最大開度に制御される膨張弁５を流れる最大流量よりも多い冷媒流量を流すために、バイパス弁１２を開弁制御する最大冷媒流量増加制御手段を具備している。

ここで低外気温とは、利用側が水を利用するチラーや冷凍機の場合は、外気温が水熱交換器６の蒸発器６ａの出口水温度よりも低い場合（外気温＜出口水温）をいう。また、利用側が空気を利用する空気調和機等の場合は、外気温が室内への吹出空気温度（すなわち設定温度）よりも低い場合（外気温＜設定温度）をいう。

通常の冷凍サイクル装置では、吸込側過熱度ＳＨを一定の範囲内に制御するために膨張弁５の開度を制御する。膨張弁５は、その入口側と出口側の圧力差により冷媒を流すため、外気温度の低下に伴い凝縮圧力が低下してきた場合、冷媒流量を確保して吸込側過熱度ＳＨを一定の範囲内に制御するために、その開度が大きくなる傾向にある。

バイパス弁１２を具備しない従来の冷凍サイクル装置では、低外気温時に膨張弁５が全開にもかかわらず冷媒流量が不足するため、吸込圧力すなわち飽和蒸発温度が低下し、ＣＯＰ（成績係数）が低下するという課題があった。ＣＯＰ低下の原因は、圧縮比増大による圧縮機２の入力（電力）増加と、圧縮機２が吸込む冷媒の密度低下による冷房能力低下を補うために圧縮機２の回転数が増加することが挙げられる。また、結果として吸込側過熱度ＳＨは過大となる。図２（ａ），（ｂ）中の一点鎖線は、この時のＰ−ｈ線図とＴ−ｈ線図を示している。

そこで、図２（ａ），（ｂ）中、実線で示す従来例では、低外気温時に、凝縮器用ファン３の回転数を減少させて高圧側の凝縮圧力を上げることにより、膨張弁５の差圧を確保して冷媒流量を確保し、吸込側圧力と吸込側過熱度ＳＨを一定の範囲内に制御していた。ただし、この場合でも凝縮圧力が高めに保持されることによる圧縮比の増大により、ＣＯＰが低下するという課題があった。

そこで、第１の実施形態では、低外気温時に凝縮器用ファン３の回転数を減少させて高圧側の凝縮圧力を上げることはせずに、外気温度に対応させて凝縮温度を低下させる。制御器１５の最大冷媒流量増加制御手段は低外気温時、すなわち、圧縮機２の吸込側過熱度ＳＨ（算出値）が所定値（例えば３Ｋ）よりも過大であり、かつ膨張弁５の開度が最大開度であるときに、膨張弁５の冷媒流量が不足していると判断して最大冷媒流量増加手段のバイパス弁１２を開弁する。同時に、圧縮機２の吸込側過熱度ＳＨが所定の範囲内となるように膨張弁５の開度を調整する。

このため、凝縮器４で放熱して凝縮した液冷媒は開弁中のバイパス弁１２と膨張弁５とを介してそれぞれ流れるので、水熱交換器６の蒸発器６ａへ流れる冷媒流量は、膨張弁５の最大開度時に流れる最大冷媒流量よりも増加する。これにより、所定の範囲内に圧縮機２の吸込側過熱度ＳＨを調整可能となり、低外気温時にも、冷凍サイクル装置１内を循環する冷媒流量を確保することができる。結果として、吸込側圧力の低下を抑制することができるためＣＯＰが向上する。

一方、バイパス弁１２を開弁して低圧縮運転を行うと、低圧縮のために吐出側過熱度ＤＳＨが大きく低下する。よって、低圧縮比になるほど、圧縮機２の密閉容器である高圧ケース内に吐出された高温高圧のガス冷媒が、この高圧ケース内で放熱した際に、過熱度が低いために液化し易くなる。このために、高圧ケース内で液化した冷媒が高圧ケース内の下底部に溜められている冷凍機油に滴下し、冷凍機油が希釈することがある。

また、通常、高圧ケースを有するロータリ圧縮機には吐出側過熱度ＤＳＨの下限値が設定されており、吸込側過熱度ＳＨを大きく制御することで吐出側過熱度ＤＳＨを下限値よりも大きくすることは、冷凍サイクル上は可能であるが、図２（ａ）に示すように水熱交換器６の戻り水の温度が同一の下では蒸発温度を大きく低下させる必要があり、その場合、冷凍サイクルの効率が低下（消費電力の増加）してしまう。

そこで、この第１の実施形態によれば、図３（ａ），（ｂ）に示すように、液−ガス熱交換器２０において、凝縮器４からの高温液冷媒によりアキュムレータ７直前の吸込ガスを加熱して温度を上げることにより、吸込側過熱度ＳＨと吐出側過熱度ＤＳＨを共に上げることができる。

吸込側過熱度ＳＨを、水熱交換器６の戻り水の温度よりも高温の液冷媒により確保できるので、図３（ａ），（ｂ）に示すように、蒸発器６ａの蒸発温度を所望値に維持することが可能となる。なお、図３（ａ）中、破線は第１の実施形態に係る冷凍サイクル装置１の低外気温時のＰ−ｈ線図である。

また、図４（ａ），（ｂ）に示すように、吸込側過熱度ＳＨは、液−ガス熱交換器２０を設けることにより、液冷媒と吸込側ガス冷媒との熱交換器により確保できるので、低圧縮運転を含めた通年の全ての運転時において、利用側負荷が低下して戻り水温が低くなった場合に、所望の蒸発温度の維持が可能となる。すなわち、部分負荷時の高効率運転が可能となる。

さらに、図４（ｂ）に示すように、水熱交換器６の水流路６ｂの水の流れ方向と蒸発器６ａの冷媒の流れ方向を並行流（パラレルフロー）とした場合では、水出口と冷媒出口の温度差が小さくなるので、蒸発器６ａの性能をフルに発揮させることも可能となり、外気条件に関わらずに高効率運転が可能である。

（第１の実施形態の変形例）
図５は、第１の実施形態の変形例に係る冷凍サイクル装置１Ａの冷凍サイクルの構成図である。この冷凍サイクル装置１Ａは、図１で示す冷凍サイクル装置１の液−ガス熱交換器２０を使用するか否かを、冷凍サイクルの運転状況に応じて切り替えるための第１の開閉弁３１および第２の開閉弁３２を介装した点に特徴がある。さらに、液−ガス熱交換器２０の液冷媒流路２０ａの出口側と膨張弁５との間に凝縮温度センサ３６を有している。

第１の開閉弁３１は、液−ガス熱交換器２０のガス冷媒流路２０ｂの入口側と、蒸発器６ａの出口側とを接続する入口側冷媒配管部８ａの途中に介装されている。第２の開閉弁３２は、液−ガス熱交換器２０のガス冷媒流路２０ｂの出口側と、蒸発器６ａの出口側とを接続する出口側冷媒配管部８ｂの途中に介装されている。これら第１，第２の開閉弁３１，３２は図示省略の信号線を介して制御器１５に接続され、制御器１５により開閉制御される。

したがって、第１の開閉弁３１が全開、第２の開閉弁３２が全閉のときに、液−ガス熱交換器２０のガス冷媒流路２０ｂが導通して、液−ガス熱交換器２０が冷凍サイクルに挿入される。一方、第１の開閉弁３１が全閉、第２の開閉弁３２が全開のときに、液−ガス熱交換器２０のガス冷媒流路２０ｂが非導通となり、液−ガス熱交換器２０はバイパスされる。

外気温のさらなる低下に伴い液冷媒の温度が低下した超低圧圧運転時の場合には、凝縮液と蒸発ガスの温度が逆転する現象が発生する場合がある。

凝縮液温度よりも蒸発ガス温度が高い場合に液−ガス熱交換器２０で熱交換すると、凝縮器４で液化した冷媒が二相化する可能性がある。

そのため、制御器１５は、凝縮温度センサ３６により検知される凝縮液温度と、吸込温度センサ３５により検知される蒸発ガス温度とを比較し、凝縮液温度よりも蒸発ガス温度が高いときは、液−ガス熱交換器２０をバイパスするように、第１の開閉弁３１を全閉、第２の開閉弁３２を全開とする。

（第１の実施形態の他の変形例）
図６は、第１の実施形態の他の変形例に係る冷凍サイクル装置１Ｂの冷凍サイクルの構成図である。この冷凍サイクル装置１Ｂは、図５で示す冷凍サイクル装置１Ａの第１の開閉弁３１及び第２の開閉弁３２を一つの四方弁３３に置き換えた点に特徴がある。

四方弁３３は４つの接続口３３ａ〜３３ｄを有し、第１接続口３３ａが蒸発器６ａの出口側、第２接続口３３ｂが液−ガス熱交換器２０のガス冷媒流路２０ｂの入口側、第３接続口３３ｃが液−ガス熱交換器２０のガス冷媒流路２０ｂの出口側、第４接続口３３ｄがアキュムレータ７の入口側にそれぞれ接続される。

液−ガス熱交換器２０を利用する場合、四方弁３３は、第１接続口３３ａと第２接続口３３ｂとが連通し、第３接続口３３ｃと第４接続口３３ｄとが連通するように制御器１５により切換えられる（図６中の実線）。

一方、液−ガス熱交換器２０を利用しない（バイパスする）場合、四方弁３３は、第１接続口３３ａと第４接続口３３ｄとが連通し、第２接続口３３ｂと第３接続口３３ｃとが連通するよう制御器１５により切換えられる（図６中の破線）。

そして、図５に示す冷凍サイクル装置１Ａ同様に、制御器１５は、凝縮温度センサ３６により検知される凝縮液温度と、吸込温度センサ３５により検知される蒸発ガス温度とを比較し、凝縮液温度よりも蒸発ガス温度が高いときは、液−ガス熱交換器２０をバイパスするように、四方弁３３を切換え制御する。

（第２の実施形態）
図７は、第２の実施形態に係る冷凍サイクル装置１Ｃの冷凍サイクルの構成図である。この冷凍サイクル装置１Ｃは、図１で示す冷凍サイクル装置１の液−ガス熱交換器２０を、ガス−ガス熱交換器３０に置換すると共に、このガス−ガス熱交換器３０を使用するか否かを、冷凍サイクルの運転状況に応じて切り替えるための第１の開閉弁３１と、第２の開閉弁３２を介装した点に特徴がある。

すなわち、ガス−ガス熱交換器３０は、圧縮機２から吐出された高温高圧の吐出ガスを流す吐出ガス流路３０ａと、圧縮機２の吸込側に吸い込まれるアキュムレータ７直前の低温低圧の吸込ガスを流す吸込ガス流路３０ｂとを有し、これら吐出ガス流路３０ａを流れる高温高圧の吐出ガスと、低温低圧の吸込ガスとを熱交換可能に構成している。

つまり、高温高圧の吐出ガスにより、低温低圧の吸込ガスを加熱可能に構成した点に特徴がある。

また、第１の開閉弁３１は、ガス−ガス熱交換器３０の吸込ガス流路３０ｂの入口側と、蒸発器６ａの出口側とを接続する入口側冷媒配管部８ａの途中に介装されている。第２の開閉弁３２は、ガス−ガス熱交換器３０の吸込ガス流路３０ｂの出口側と、蒸発器６ａの出口側とを接続する出口側冷媒配管部８ｂの途中に介装されている。これら第１，第２の開閉弁３１，３２は図示省略の信号線を介して制御器１５に接続され、制御器１５により開閉制御される。

したがって、第１の開閉弁３１が全開、第２の開閉弁３２が全閉のときに、ガス−ガス熱交換器３０の吸込ガス流路３０ｂが導通して、ガス−ガス熱交換器３０が冷凍サイクルに挿入される。一方、第１の開閉弁３１が全閉、第２の開閉弁３２が全開のときに、ガス−ガス熱交換器３０の吸込ガス流路３０ｂが非導通となり、ガス−ガス熱交換器３０はバイパスされる。

すなわち、上記第１の実施形態に係る冷凍サイクル装置１の液−ガス熱交換器２０では、圧縮機の吸込温度は液冷媒の温度未満までしか加熱できないため、外気温のさらなる低下に伴い液冷媒の温度が低下した超低圧圧運転時の場合には、蒸発温度を低下させて大きめの吸込側過熱度ＳＨを確保することによって吐出側過熱度ＤＳＨを確保する必要があった。結果的に、吐出側過熱度ＤＳＨを確保するために吸込側圧力が低下することとなり、圧縮比増加により低圧縮運転時の効率が低下してしまう。

しかし、この第２の実施形態の冷凍サイクル装置１Ｃによれば、ガス−ガス熱交換器３０により蒸発器６ａの下流側、かつアキュムレータ７の直前で低温低圧の吸込ガスを高温高圧の吐出ガスにより加熱するので、超低圧圧運転時においても、所望の蒸発温度を維持しつつ所要の吐出側過熱度ＤＳＨを確保するための大き目の吸込側過熱度ＳＨを確保することができる。

そして、制御器１５は、吐出圧力センサ１３により検出された圧縮機２の吐出側圧力Ｐｄと、吸込圧力センサ１４により検出されたアキュムレータ７直前の圧縮機２の吸込側圧力Ｐｓから飽和温度と吸込側過熱度ＳＨおよび吐出側過熱度ＤＳＨを演算し、通常はこの吸込側過熱度ＳＨが所定範囲内になるように膨張弁５の開度を制御し、同時に吐出側過熱度ＤＳＨも監視する。

外気温の低下により吐出側圧力が低下し、膨張弁５が最大開度に制御されているにもかかわらず吸込側圧力が低下し始めたら、まずは最大冷媒流量を増加させるためにバイパス弁１２を開弁制御する。膨張弁５の開度の制御対象は吸込側過熱度ＳＨのままである。これにより吸込側圧力すなわち蒸発温度の低下を抑制する。その後、さらなる外気温度の低下により、吐出側過熱度ＤＳＨが所定の閾値未満に低下した場合には、制御器１５は、第１の開閉弁３１を全開、第２の開閉弁３２を全閉に制御して吐出側過熱度ＤＳＨを制御対象とした膨張弁５の開度制御へ移行する。

また、この間も吸込圧力センサ１４と吸込温度センサ３５により吸込側過熱度ＳＨを監視し、この吸込側過熱度ＳＨが所定範囲内に入った場合には、制御器１５は、第１の開閉弁３１を全閉、第２の開閉弁３２を全開に制御して、通常の吸込側過熱度ＳＨの制御方法へ復帰する。

そして、図８（ａ），（ｂ）に示すように、この冷凍サイクル装置１Ｃによれば、ガス−ガス熱交換器３０により蒸発器６ａの下流側において、高温高圧の吐出ガスにより低温低圧の吸込ガスを加熱するので、超低圧圧縮運転時においても、所望の蒸発温度を維持しつつ、所望の吐出側過熱度ＤＳＨを確保するための大き目の吸込側過熱度ＳＨを取ることが可能となる。なお、図８（ａ）中、破線は第２の実施形態に係る冷凍サイクル装置１Ｃの低外気温時のＰ−ｈ線図である。

そして、上記超低圧圧縮運転時以外では、ガス−ガス熱交換器３０において、吐出ガスにより吸込ガスを加熱するので、吐出ガス温度が低下し、凝縮器４での放熱性能が低下する分、冷凍サイクルとしての能力を低下させることになるが、その場合は、第１，第２の開閉弁３１，３２の開閉制御により、ガス−ガス熱交換器３０を非導通にしてこのガス−ガス熱交換器３０をバイパスして使用しないので、冷凍サイクルの効率を通常の冷凍サイクルと同等に維持することができる。

すなわち、第２の実施形態に係る冷凍サイクル装置１Ｃによれば、上記第１の実施形態に係る冷凍サイクル装置１よりも、高効率な低圧圧縮運転が可能な外気温度範囲の拡大が可能であると共に、部分負荷時を含めた通年の冷房運転時にはガス−ガス熱交換器３０をバイパスさせて使用しないことにより、効率低下を抑制することができる。

なお、上記実施形態では、吸込側過熱度ＳＨが過大かつ膨張弁５の開度が最大開度であるときにバイパス弁１２を開弁制御する場合について説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えば蒸発器６ａの温度（すなわち蒸発温度）が所定値よりも低下したときに、バイパス弁１２を開弁するように制御してもよい。

また、上記バイパス弁１２に代えて、上記膨張弁５の容量の異なる膨張弁を設けてもよい。例えば、膨張弁５に、これよりも小容量の膨張弁を並列に接続すれば、細かい冷媒流量制御が可能であり、膨張弁５よりも大容量の膨張弁を並列に接続すれば、冷媒流量制御の幅を大きくすることができる。また、バイパス弁１２に代えて流量調整可能な流量調整弁を設けてもよい。

また、上記実施形態では、本発明を冷房専用チラーに適用した場合について説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えば冷房と暖房を四方弁により切換えるヒートポンプチラーや水熱交換器６に代えて空気熱交換器を設けた冷凍サイクル装置でもよい。

以上、本発明の幾つかの実施形態を説明したが、これらの実施形態は、例として提示したものであり、本発明の範囲を限定することは意図していない。これら新規な実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、本発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置換え、変更を行なうことができる。これら実施形態やその変形は、本発明の範囲や要旨に含まれるとともに、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれる。

１，１Ａ，１Ｂ，１Ｃ…冷凍サイクル装置、２…圧縮機、４…凝縮器、５…膨張弁、６…水熱交換器、６ａ…蒸発器、１１…バイパス管、１２…バイパス弁、１３…吐出圧力センサ、１４…吸込圧力センサ、１５…制御器、２０…液−ガス熱交換器、３０…ガス−ガス熱交換器、３１…第１の開閉弁、３２…第２の開閉弁、３３…四方弁、３４…吐出温度センサ、３５…吸込温度センサ、３６…凝縮温度センサ。

Claims (4)

1. 圧縮機、凝縮器、膨張手段、蒸発器を順次冷媒配管により接続した冷凍サイクル装置において、
   低外気温時、前記膨張手段の最大冷媒流量を増加させる手段を設けたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記最大冷媒流量増加手段は、前記膨張手段の冷媒入口側と出口側とを連通させるバイパス路と、このバイパス路に介装された開閉弁または膨張弁と、により構成されていることを特徴とする請求項１記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記凝縮器からの液冷媒と前記圧縮機の吸込みガス冷媒とを熱交換する液−ガス熱交換手段を具備していることを特徴とする請求項１または２記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記圧縮機の吸込みガス冷媒と吐出ガス冷媒とを熱交換するガスーガス熱交換手段を具備していることを特徴とする請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。

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