WO2015173848A1 - 蒸気圧縮式冷凍サイクル - Google Patents

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vapor compression
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仁隆 門脇
七種　哲二
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    • F25B2700/2115—Temperatures of a compressor or the drive means therefor
    • F25B2700/21151—Temperatures of a compressor or the drive means therefor at the suction side of the compressor

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle of an intermediate injection system using HFO refrigerants such as HFO-1234yF and HFO-1234ze, which are low GWP refrigerants, and particularly to improvement of the operation efficiency thereof.
  • HFO refrigerants such as HFO-1234yF and HFO-1234ze, which are low GWP refrigerants, and particularly to improvement of the operation efficiency thereof.
  • the refrigerant efficiency is improved by the intermediate injection method as one of the techniques, but the coefficient of performance COP (Coefficent of Performance) by the intermediate injection circuit in the main refrigeration cycle thereby.
  • This improvement is realized by improving the efficiency of the compressor and improving the cycle efficiency.
  • the refrigerant temperature is raised.
  • the refrigerant circulation amount on the gas cooler side is increased and the heating capacity and the COP are improved.
  • an intermediate injection port inlet may be provided in advance on the side surface of the compressor, and a refrigerant in a heated gas state may be injected from this portion.
  • Patent Document 1 As for the outline of the conventional vapor compression refrigeration cycle, a compressor having an injection port serving as a refrigerant passage in the middle part of the compression stroke for compressing and discharging the sucked refrigerant, a four-way valve, a heat source side expansion device, a heat source side It comprises a heat exchanger, a load side expansion device, and a load side heat exchanger, which are connected in an annular shape so that the refrigerant circulates. (See Patent Document 1)
  • Patent Document 1 The configuration of the vapor compression refrigeration cycle disclosed in Patent Document 1 will be described below with reference to FIG. This configuration is basically the same except for the above-mentioned Patent Document 1 and specific components (liquid receiver 4), and FIG. 1 will be used as appropriate in the description of the configuration of the prior art.
  • This vapor compression refrigeration cycle is a vapor compression refrigeration cycle 100 having an intermediate injection port 16 for injecting HFO as a new refrigerant into the compressor 1, and the compressor 1 and the heat on the high temperature side.
  • a refrigeration cycle constructed by connecting a condenser 3 as an exchanger, an expansion valve 8 as a second expansion device, and an evaporator 7 as a low-temperature heat exchanger with refrigerant piping, and this refrigeration cycle
  • the compressor 1, the condenser 3, the expansion valve 8, and the evaporator 7 are connected to each other by a refrigerant pipe for circulating the refrigerant. .
  • FIG. 11 shows a saturation curve (C) composed of a saturated liquid line and a saturated vapor line. , And a PH line (L).
  • the outline is a substantially unequal leg trapezoidal part (the former) whose upper side is longer than the lower side, and its unequal leg trapezoid.
  • the two figures are combined with the parallelogram part (the latter) in contact with the upwardly rising part so as to be included in the part.
  • the straight line pd is composed of the upper side
  • the straight line de is composed of the short leg side
  • the straight line ef is composed of the lower side (lower side ⁇ upper side)
  • the straight line fp is composed of the long leg side.
  • the straight line ap is composed of the upper side
  • the straight line pi is composed of the right side
  • the straight line ij is composed of the lower side
  • the straight line ja is composed of the left side. Since b and c overlap and are the same point, b and c are displayed.
  • the portion indicated by the alternate long and short dash line on the inside of the substantially unequal leg trapezoid corresponds to the intermediate injection.
  • the portion of the alternate long and short dash line is composed of a straight line b-g parallel to the straight line de and a straight line gh parallel to the straight line ef. Further, i and j are located on an extension line of the straight line gh.
  • each of a to j located in FIG. 11 corresponds to each of a to j of the refrigeration cycle in FIG.
  • each of a to j indicates a position on the configuration of the refrigeration cycle.
  • a to j indicate the state of the refrigerant corresponding to these positions.
  • a indicates the state of the refrigerant corresponding to the outlet of the compressor 1, and the pressure is Pa and the specific enthalpy is Ha.
  • the state a shifts to a state b located in the left direction parallel to the horizontal axis along the solid line.
  • c shows the state of the refrigerant flowing through the inlet of the second expansion device 8, and c is plotted at the same position as b.
  • the state c shifts to the state d located in the left direction parallel to the horizontal axis along the solid line.
  • the main refrigerant pipe connected to the evaporator 7 and the sub refrigerant pipe (described later) connected to the injection port 16 exchange heat with each other. That is, the main refrigerant pipe releases heat and the sub refrigerant pipe absorbs heat.
  • the refrigerant flowing through the main refrigerant pipe corresponds to reducing its enthalpy.
  • the state d shifts to the state e located in the downward direction parallel to the vertical axis along the solid line. This corresponds to the fact that the refrigerant expands when the refrigerant passes through the first expansion device 6, thereby reducing the pressure.
  • the state e shifts to a state f located in the right direction parallel to the horizontal axis along the solid line.
  • the state f shifts to the state i located in the upper right direction along the straight solid line rising upward. This corresponds to an increase in pressure and enthalpy of the refrigerant by the compressor 1 condensing the refrigerant to an intermediate pressure inside the compressor 1.
  • the pressure Pf increases to Pi, and the specific enthalpy Hf increases to Hi.
  • the state b (c) shifts to a state g positioned in the downward direction parallel to the vertical axis along the one-dot chain line. This corresponds to the fact that when the refrigerant passes through the second expansion device 8, the pressure expands due to the refrigerant expanding.
  • the state g shifts to the state h located in the right direction parallel to the horizontal axis along the one-dot chain line. This corresponds to the fact that when the refrigerant passes through the internal heat exchanger 5, the refrigerant absorbs heat by heat exchange, and this refrigerant increases its enthalpy.
  • h is on the saturation curve (C) line or inside the C line.
  • the state j shifts to the state a located in the upper right direction along the straight solid line rising to the right.
  • the compressor 1 compresses the refrigerant from medium pressure to high pressure, the refrigerant increases pressure and enthalpy.
  • the pressure Pj increases to Pa, and the specific enthalpy Hj increases to Ha.
  • the pressure is Pa and the specific enthalpy is Ha
  • the refrigerant returns to the original refrigerant state a flowing through the outlet of the compressor 1, and one cycle is completed.
  • the first compression step in the period from f to i and the second in the period from j to a are shown.
  • the suction SH is not sufficiently given to the refrigerant injected from the injection port 16. That is, in FIG. 11, h is on the curve of the saturated vapor line, j is slightly on the right side of the saturated vapor line, and is on the left side of the compression process in the PH diagram for the vapor compression refrigeration cycle. For this reason, the portion corresponding to the compression process in the PH diagram does not exist at an appropriate position on the PH diagram. That is, this is because the control device 18 does not sufficiently give the intake SH to the refrigerant inside the compressor 1 and the expansion valve 8 cannot be controlled so that j is located on the right side of the saturated vapor line.
  • the present invention was made to solve the above-mentioned problems, and even when using an HFO refrigerant that tends to lower the discharge temperature on the compressor outlet side, the refrigerant discharge temperature is prevented from lowering, A highly efficient hot water supply / heating refrigeration cycle is obtained.
  • the vapor compression refrigeration cycle of the present invention is A vapor compression refrigeration cycle using HFO as a refrigerant
  • the vapor compression refrigeration cycle is A compressor provided with an injection port for injecting refrigerant circulating in the vapor compression refrigeration cycle; A pressure sensor and a temperature sensor for measuring the pressure and temperature close to the injection port; An expansion device that opens and closes the refrigerant so as to compress and expand; A control device for controlling the opening degree of the expansion device based on the pressure and temperature obtained by the pressure sensor and the temperature sensor, In the control device, the portion corresponding to the compression step in the PH diagram relating to the vapor compression refrigeration cycle is located outside the saturation curve composed of the saturated liquid line and the saturated vapor line, and from the critical pressure. Is a vapor compression refrigeration cycle in which the expansion device is controlled so as to be located on the lower side and on the higher enthalpy region side than the saturated vapor line.
  • the vapor compression refrigeration cycle according to the invention keeps the temperature of the refrigerant injected into the intermediate injection compressor in an appropriate overheated state inside the compressor, and even when using the HFO refrigerant, It is possible to prevent the discharge temperature from being lowered at the outlet of the compressor caused by the injection, and to improve the operating efficiency (COP) of the refrigeration cycle.
  • COP operating efficiency
  • FIG. 1 is a circuit diagram of a vapor compression refrigeration cycle 100 showing Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 3 is a PH diagram illustrating a state of a refrigerant according to the first embodiment.
  • FIG. 6 is a PH diagram showing an image of an increase in discharge temperature when heating refrigerant is supplied to the intermediate injection port 16. It is an opening degree control flowchart of the 2nd expansion device 8 concerning Embodiment 1.
  • FIG. It is a circuit diagram of the vapor
  • FIG. FIG. 10 is a block diagram showing an outline of a signal flow according to the second embodiment.
  • FIG. 10 is a block diagram showing an outline of a signal flow according to the second embodiment.
  • FIG. 10 is a circuit diagram of a vapor compression refrigeration cycle 300 when exhaust heat from a control panel is used according to a modification of the second embodiment.
  • 6 is a circuit diagram of a vapor compression refrigeration cycle 400 when exhaust heat of the compressor 1 is used according to Embodiment 3.
  • FIG. FIG. 10 is a block diagram illustrating an outline of a signal flow according to a third embodiment.
  • FIG. 6 is a circuit diagram of a vapor compression refrigeration cycle 500 when using gas refrigerant injection in a liquid receiver 4 according to a fourth embodiment. It is a PH diagram which shows the state of the refrigerant
  • FIG. The relationship between inhalation SH and the coefficient of performance COP in the intermediate injection port 16 is shown.
  • FIG. FIG. 1 shows an entire vapor compression refrigeration cycle 100 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • a hot water supply refrigeration cycle installed as a home water heater or a building water heater will be described.
  • the vapor compression refrigeration cycle 100 includes a compressor 1 that compresses a refrigerant, a four-way valve 2 that changes the flow direction of the refrigerant, a condenser 3, a liquid receiver 4 that is a high-pressure container that stores high-pressure liquid refrigerant, An internal heat exchanger 5 to be exchanged, an evaporator 7, a first expansion device 6 and a second expansion device 8 for expanding the refrigerant, and an injection circuit 9 for heating the refrigerant injected from the injection port 16 Has been.
  • a pressure sensor 13 and a temperature sensor 14 for measuring the pressure and temperature of the refrigerant are provided in the vicinity of the inlet of the injection port 16, and a control device 18 for controlling the opening degree of the second expansion device 8 is further provided. Is provided.
  • the control device 18 has a function of controlling the opening degree of the second expansion device 8 based on the refrigerant information obtained by the pressure sensor 13 and the temperature sensor 14.
  • the liquid receiver 4 is installed in the middle path of the pipe connecting the output side of the condenser 3 and the input side of the second expansion device 8, and the gas-liquid two-phase flow stored in the liquid receiver 4
  • the refrigerant in the state is branched from the middle of the main refrigerant pipe described later.
  • the refrigerant in the gas-liquid two-phase flow state stored in the liquid receiver 4 one is the upper inlet of the internal heat exchanger 5 through the second expansion device 8, and the other is the internal heat exchanger 5. Flows into the lower entrance.
  • the internal heat exchanger 5 includes, inside, a main refrigerant pipe connecting the liquid receiver 4 and the expansion device 6, and a sub refrigerant pipe connecting the liquid receiver 4 and the expansion device 6 via the second expansion device 8. These two refrigerant pipes are arranged close to each other, and heat exchange is performed between the refrigerant flowing through the main refrigerant pipe and the refrigerant flowing through the sub refrigerant pipe. As a result, heat is released from the main refrigerant pipe to the sub refrigerant pipe, heat is absorbed from the sub refrigerant pipe to the main refrigerant pipe, the temperature of the refrigerant flowing through the main refrigerant pipe decreases, and the refrigerant flowing through the sub refrigerant pipe Temperature rises.
  • the first expansion device 6 and the second expansion device 8 use expansion valves so as to compress and expand the refrigerant in the main refrigerant pipe and the sub refrigerant pipe, respectively.
  • the injection circuit 9 heats the refrigerant that is injected into the compressor 1 from the injection port 16 including the sub refrigerant pipe.
  • the injection port 16 is formed on the side surface of the compressor 1 in order to inject the refrigerant in a heated gas state into the compressor 1. Further, the pressure sensor 13 and the temperature sensor 14 are installed in the vicinity of the injection port 16 and measure the pressure and temperature of the refrigerant. A temperature sensor 17 is also installed at the inlet of the internal heat exchanger 5. Furthermore, the outside air temperature sensor 15 is disposed in the vicinity of the condenser 3 and measures the air temperature in the vicinity of the condenser 3.
  • the control device 18 is connected to the second expansion device 8 via a communication line or the like, and based on the refrigerant information obtained by the pressure sensor 13 and the temperature sensor 14, the second expansion device. 8 is controlled.
  • the control device 18 is configured so that the refrigerant injected from the compressor injection port is heated steam having a superheat degree of 20 ° C. or higher and a high-low pressure ratio inside the compressor of 0.35 or higher.
  • the opening degree of the second expansion device 8 is controlled.
  • the condenser 3 corresponds to a heat exchanger on the high temperature side, and the high heat obtained by the condenser 3 is used as a heat source for high temperature on the secondary side.
  • the evaporator 7 corresponds to a low-temperature heat exchanger, and the low heat obtained by the evaporator 7 is used as a low-temperature heat source on the secondary side.
  • the approximate shape of the PH line (L) in FIG. 2 is in contact with a substantially uneven trapezoidal trapezoidal part (the former) whose upper side is longer than the lower side, and an upwardly shouldered part of the unequal legged trapezoidal part.
  • the point that two figures with the parallelogram portion (the latter) are synthesized is the same, but the latter is different in that it is outside the former.
  • each of a to j (refrigerant state) located in FIG. 2 corresponds to each of the refrigeration cycle a to j (position on the configuration of the refrigeration cycle) in FIG.
  • the points are the same, the operation of the vapor compression refrigeration cycle of the present invention is different in that it corresponds to FIG.
  • the operation period of the vapor compression refrigeration cycle of the present invention is divided into a first period (a period from a to g), a second period (a period from g to h), and a third period (h to a It is divided into three periods).
  • first period and the third period are the same as in the prior art.
  • second period the period from g to h
  • the second period different from the prior art will be described mainly.
  • the state g shifts to a state h located in the right direction parallel to the horizontal axis along the alternate long and short dash line.
  • This corresponds to the fact that when the refrigerant passes through the internal heat exchanger 5, the refrigerant absorbs heat by heat exchange, and this refrigerant increases its enthalpy.
  • h is outside the saturation curve (C) line.
  • the state g moves further along the alternate long and short dash line in the right direction parallel to the horizontal axis as described in FIG. This indicates that when the refrigerant passes through the internal heat exchanger 5, the refrigerant absorbs more heat than described in FIG. 11 by heat exchange, and the refrigerant that has absorbed this heat
  • the enthalpy of the refrigerant supplied from the injection port 16 and inside the compressor 1 is further increased.
  • the states h and j are shifted to the high enthalpy region side (right side) as compared with the conventional PH diagram previously described with reference to FIG. That is, it can be seen that the specific enthalpy of the refrigerant is increased in the compressor 1 in the first embodiment of the present invention.
  • Condition 1 It is located outside a saturation curve (C) composed of a saturated liquid line and a saturated vapor line.
  • Condition 2 Located below the critical pressure. (In other words, the states h and j on the PH line (L) are below the states a and p)
  • Condition 3 It is located on the high enthalpy region side sufficiently from the saturated vapor line.
  • the states h and j on the PH line (L) are on the right side of the state i) That is, this is because the control device 18 controls the opening / closing operation of the expansion valve 8 so that the refrigerant SH is sufficiently provided with the suction SH inside the compressor 1 and the point j is located on the right side of the saturated vapor line. It is none other than being.
  • the portion of the straight line ap that extends from the point a to the point p indicates the increase ⁇ H in the refrigerant discharge temperature. (See FIG. 3).
  • step S1 to step S5 the processing procedure shown in FIG. This will be described with reference to FIG.
  • Step S1 When the operation command for the vapor compression refrigeration cycle 100 is turned ON, the outside air temperature sensor 15 detects the air temperature in the vicinity of the condenser 3. (Step S1).
  • the control device 18 detects the pressure value of the refrigerant from the pressure sensor 13 and acquires the temperature of the refrigerant from the temperature sensor 15. Thereafter, the control device 18 calculates the saturation temperature of the refrigerant at the pressure based on the pressure value obtained from the pressure sensor 13. (Step S2).
  • the control device 18 compares the saturation temperature with the temperature obtained by the temperature sensor 17 installed at the inlet of the internal heat exchanger 5 to overheat the refrigerant.
  • the degree SH is calculated. (Step S3).
  • the superheat degree SH is a temperature difference between the temperature on the inlet side of the internal heat exchanger 5 and the temperature on the outlet side.
  • the superheat degree SH is compared with a superheat degree target value SHs which is a preset target value, and the control device 18 determines the opening degree of the second expansion device 8 based on the comparison result.
  • Step S4 the opening degree of the second expansion device 8 is controlled to be increased.
  • step S ⁇ b> 4 the control device 18 instructs the second expansion device 8 to determine the opening degree of the second expansion device 8 and the determination result.
  • step S4 the control device 18 further determines whether or not control is necessary after performing the opening degree control of the second expansion device 8. That is, it is determined whether or not the continuous operation of the vapor compression refrigeration cycle 100 is necessary. If further continuous operation is necessary, the process proceeds to YES and returns to S1. If the continuous operation is not necessary, the process proceeds to NO and control is performed. The opening control of the second expansion device 8 by the device 18 is finished. (Step S5).
  • step S5 is a step of determining whether or not the opening degree of the second expansion device 8 is calculated again.
  • FIG. 1 In the vapor compression refrigeration cycle 200 showing the second embodiment of the present invention, the system configuration, the PH diagram, and the control flow are basically the same as those in the first embodiment, and are therefore omitted. 5 will be mainly described with reference to FIG.
  • a blower heat exchanger 10 as a second heating means is newly installed in the vicinity of the auxiliary refrigerant pipe introduced into the injection port 16, and the internal heat exchanger 5 and the blower heat are installed.
  • the refrigerant injected into the compressor 1 from the injection port 16 is heated using two types of heating means with the exchanger 10.
  • the second embodiment in addition to using two types of heating means, a fan is attached to the blower heat exchanger 10 as the second heating means, and the rotation speed is controlled by an inverter. For this reason, it is possible to obtain a sufficient amount of heat exchange while designing the heat exchanger in a compact manner, and it is possible to stably supply superheated refrigerant at a desired temperature from the injection port 16 of the compressor.
  • the states h and j are shifted to the high enthalpy region side (right side) as compared with the PH diagram of the first embodiment.
  • the fan installation can be omitted by increasing the heat exchanger area of the blower heat exchanger 10.
  • the exhaust heat of the control panel may be used as a heat source in addition to the blower heat exchanger 10 (see FIG. 7). In this case, an effect of adding a further superheat degree SH is expected.
  • the control device 18 uses the pressure sensor 13 and the temperature sensor 14 to detect the refrigerant value detected by the second expansion device 8 and the blower heat exchange. The flow of control signals when controlling the instrument 10 is shown.
  • Embodiment 3 In the vapor compression refrigeration cycle 300 showing the third embodiment of the present invention, the system configuration, the PH diagram, and the control flow are basically the same as those in the first embodiment, and are therefore omitted. 8 will be mainly described with reference to FIG.
  • a circulating heat exchanger 11 as a second heating means is provided at the same position as the blower heat exchanger 10 of the second embodiment, and is replaced.
  • circulation heat exchange is a second heating means for exchanging heat with the liquid (air or brine) from which the exhaust heat of the compressor 1 is recovered.
  • the heater 11 and the pump 12 are newly installed to heat the refrigerant injected into the compressor 1 from the injection port 16 using two types of heating means, that is, the internal heat exchanger 5 and the circulation heat exchanger 11. carry out.
  • the circulation heat exchanger 11 heats the refrigerant flowing through the sub refrigerant pipe using the liquid (air or brine) recovered from the exhaust heat of the compressor 1 in the vicinity of the sub refrigerant pipe.
  • the pump 12 is disposed in the middle of a pipe connecting the compressor 1 and the circulation heat exchanger 11, and circulates liquid (air or brine) recovered from the exhaust heat of the compressor 1.
  • the states h and j are shifted to the high enthalpy region side (right side) as compared with the PH diagram of the first embodiment.
  • the injection circuit 9 is directly wound around the compressor 1 to perform heat exchange, whereby the circulation heat exchanger 11 and the pump 12 and the accompanying heat (water or brine) are attached.
  • the liquid circuit consisting of can also be omitted.
  • the modification of the third embodiment is a liquid-type winding type, but the heat source is still a liquid-type heating type.
  • the control device 18 uses the second expansion device 8 and the circulation heat exchange based on the detected values of the refrigerant detected by the pressure sensor 13 and the temperature sensor 14. The flow of control signals when controlling the vessel 11 and the pump 12 is shown.
  • Embodiment 4 FIG.
  • the system configuration, the PH diagram, and the control flow are basically the same as those in the first embodiment, and are therefore omitted. 10 will be mainly described with reference to FIG.
  • the gas portion (gas refrigerant) in the gas phase which has become the heating vapor among the refrigerant in the gas-liquid two-phase flow state stored in the receiver 4 is second from the upper portion of the receiver 4.
  • This gas refrigerant output path is added so as to flow into the input side of the expansion device 8, thereby improving the heat exchange efficiency in the internal heat exchanger 5 as a single heating means.
  • the difference from the first to third embodiments in the configuration is that an additional output path for the gas refrigerant is additionally provided in the upper part of the liquid receiver 4.
  • One end of the refrigerant pipe is in contact with the liquid surface near the upper part of the receiver 4, and the other end is connected to the input side of the second expansion device 8.
  • the gas portion in the gas phase that has become heated steam flows into the input side of the second expansion device 8
  • the second The liquid part flows into the lower inlet of the internal heat exchanger 5 through the expansion device 8. Thereafter, heat is exchanged between the refrigerant flowing through the sub refrigerant pipe and the refrigerant flowing through the main refrigerant pipe inside the internal heat exchanger 5.
  • the internal heat exchanger 5 it becomes easy to add the superheat degree SH to the HFO refrigerant flowing through the sub refrigerant pipe introduced into the injection port 16, and compared with the first embodiment, at the compressor outlet side.
  • the discharge temperature can be prevented from decreasing, and a more efficient hot water supply / heating refrigeration cycle can be realized.
  • the states h and j are shifted to the high enthalpy region side (right side) as compared with the PH diagrams of the first to third embodiments.
  • the temperature of the refrigerant that is intermediately injected into the compressor is maintained in an appropriate overheated state, and the discharge temperature at the outlet of the compressor. Can be prevented, and as a result, the operating efficiency (COP) of the refrigeration cycle can be improved.
  • vapor compression refrigeration cycle of the present invention may be applied not only to the hot water supply utilization field but also to other fields.

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Abstract

　圧縮機の出口における吐出温度の低下を防止して、加温給湯分野での運転効率を向上させる蒸気圧縮式冷凍サイクルを得る。　本発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルは、　冷媒としてＨＦＯを使用する蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、　循環する冷媒を注入するためのインジェクションポートが設けられた圧縮機と、インジェクションポートに近接された圧力及び温度を計測する圧力センサ及び温度センサと、冷媒を圧縮膨張させる膨張装置と、圧力センサ及び温度センサで得られた圧力及び温度に基き膨張装置の開度を制御する制御装置と、を備え、　制御装置は、蒸気圧縮式冷凍サイクルに関するＰ―Ｈ線図のうち、圧縮工程に相当する部分が、飽和液線と飽和蒸気線とからなる飽和曲線の外側に位置するとともに、臨界圧力よりも下側に位置し、かつ、飽和蒸気線よりも高エンタルピー領域側に位置するように、膨張装置を制御することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。

Description

蒸気圧縮式冷凍サイクル
　本発明は、低ＧＷＰ冷媒であるＨＦＯ―１２３４ｙＦ，ＨＦＯ―１２３４ｚｅなどのＨＦＯ冷媒を用いた中間インジェクション方式の冷凍サイクルに関し、特にその運転効率の向上に関する。
　従来、例えば、給湯機や空調機に用いられてきた特定フロンの使用は、オゾン層の破壊や地球温暖化を進展させる懸念があり規制の対象となっている。欧州では、Ｆ―ｇａｓ規制などから低ＧＷＰ冷媒への転換が進められている。このような背景から、今後は、既存のＨＦＣ等の冷媒からＨＦＯ冷媒へ転換されることが予想される。
　しかし、このＨＦＯ冷媒は従来のＨＦＣ冷媒と比較して、圧縮機出口での冷媒が低密度、低潜熱量、低吐出温度になってしまうという難点がある。このため、この冷媒を給湯・加熱用途に用いる場合にＣＯＰが低下する、すなわち、運転効率の低下が生じていた。
　ところで、この冷凍サイクル運転効率の効率化については、その一手法として中間インジェクション方式による冷媒効率の向上が行われているが、それによる本冷凍サイクルにおける中間インジェクション回路による成績係数ＣＯＰ（Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｏｆ Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ）の改善は、圧縮機の効率の改善とサイクル効率の改善とにより実現される。一般的に、このサイクル効率を改善するには、冷媒温度を上昇させる。冷媒温度を上昇させると、ガスクーラ側での冷媒循環量が増加して暖房能力とＣＯＰとが向上する。これを実現する具体的な手法の１つとして、例えば、圧縮機の側面に予め中間インジェクションポート入口を設けておき、この部分から加熱ガス状態となった冷媒を注入することが考えられる。
　この中間インジェクション方式に関し、圧縮機の中間インジェクションポートにおける冷媒の吸入ＳＨ（ス―パ―ヒ―ト：過熱度）と、圧縮機出口での冷媒の吐出温度との関係は図１２に示されるようであり、これを見ると、圧縮機の中間インジェクションポートにおける吸入ＳＨが増加するに従い、圧縮機出口での冷媒の吐出温度、ひいては冷凍サイクルの成績係数ＣＯＰが向上していることが確認できる。
　この種の従来例としては特許文献１に示されるものがあり、
　その従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルの概要については、吸入した冷媒を圧縮して吐出する圧縮行程の中間部分に冷媒通過口となるインジェクションポートを有する圧縮機、四方弁、熱源側絞り装置、熱源側熱交換器、負荷側絞り装置及び負荷側熱交換器とから構成され、冷媒が循環するようにそれらを環状に接続されている。
（特許文献１参照）
　上記の特許文献１の蒸気圧縮式冷凍サイクルの構成を以下実施の形態１の図１を用いて説明する。この構成は基本的には、上記特許文献１と特定構成部品（受液器４）を除き、実質的に同様で、この第１図を従来技術の構成の説明にも適宜用いることとする。
　この上記の蒸気圧縮式冷凍サイクルは、新冷媒としてＨＦＯを圧縮機１内部に加熱冷媒を注入する中間インジェクションポート１６を有する蒸気圧縮式冷凍サイクル１００であって、圧縮機１と、高温側の熱交換器である凝縮器３と、第２の膨張装置である膨張弁８と、低温側の熱交換器である蒸発器７とを冷媒配管で接続して構成される冷凍サイクルと、この冷凍サイクルを制御する制御装置１８とで構成される蒸気圧縮式冷凍サイクルであり、上記圧縮機１、凝縮器３、膨張弁８、蒸発器７は、冷媒を循環させる冷媒配管で相互に接続されている。
　また、第１１図のＰ―Ｈ線図（圧力－比エンタルピー線図）を用いて、上記特許文献１による蒸気圧縮式冷凍サイクルの動作を説明する。このＰ―Ｈ線図では、縦軸が冷媒の圧力Ｐ、横軸が冷媒の比エンタルピーＨを示しており、図１１には、飽和液線と飽和蒸気線とからなる飽和曲線（Ｃ）と、Ｐ―Ｈ線（Ｌ）とが描かれている。
　まず、上記特許文献１に対応したＰ―Ｈ線（Ｌ）の概形を述べると、その概要は、上辺が下辺よりも長い略不等脚台形の部分（前者）と、その不等脚台形の部分に内包されるように右肩上がりの部分に接した平行四辺形部分（後者）との２つの図形が合成されたものである。
　以下、前者は、直線ｐ―ｄは上辺、直線ｄ―ｅは短脚辺、直線ｅ―ｆは下辺（下辺＜上辺）、直線ｆ―ｐは長脚辺から構成されている。後者は、直線ａ―ｐは上辺、直線ｐ―ｉは右辺、直線ｉ―ｊは下辺、直線ｊ―ａは左辺から構成されている。なお、ｂとｃとは、重なっており同じ点であるので、ｂ，ｃと表示してある。
　また、上記略不等脚台形の内側に記載された一点鎖線の部分は、中間インジェクションに相当する。この一点鎖線の部分は、直線ｄ―ｅに平行な直線ｂ―ｇと、直線ｅ―ｆに平行な直線ｇ―ｈとから構成されている。また、ｉ，ｊは、この直線ｇ―ｈの延長線上に位置している。
　ここで、図１１中に位置しているａからｊまでのそれぞれは、図１中の冷凍サイクルのａからｊまでのそれぞれに対応している。図１において、ａからｊのそれぞれは冷凍サイクルの構成上の位置を示しているが、図１１において、ａからｊはそれら位置に相当する冷媒の状態を示す。
　第１１図中、ａは圧縮機１の出口に対応する冷媒の状態を示し、圧力がＰａ，比エンタルピーがＨａである。
　ａからｂに至るまでの期間中においては、状態ａが実線に沿って横軸に平行な左方向に位置する状態ｂに移行する。これは冷媒が凝縮器３を通過する際に、ガス状態から液体状態に凝縮することにより、この冷媒は熱を放出し、エンタルピーを減少することに対応している。状態ｂ（ｃ）では、状態ａと比較して、圧力Ｐｂが不変で圧力がＰｂ（Ｐｃ）＝Ｐａ，比エンタルピーがＨｂ（Ｈｃ）へと減少している。
　ｃは、第２の膨張装置８の入口を流れる冷媒の状態を示し、ｃは、ｂと同じ位置にプロットされている。ここで、図１１のＰ―Ｈ線図において、ｂとｃとが同じ位置にプロットされているのは、図１に示す構成で冷媒配管中を流れる冷媒の位置は異なるが、図１１に示すＰ―Ｈ線図上での冷媒の状態（圧力、比エントロピー）は同じためである。
　ｃからｄに至るまでの期間中においては、状態ｃが実線に沿って横軸に平行な左方向に位置する状態ｄに移行する。これは冷媒が内部熱交換器５を通過する際に、蒸発器７へ接続される主冷媒配管と、インジェクションポート１６へ接続される副冷媒配管（後述する）とが相互に熱交換する。すなわち、主冷媒配管が熱を放出し、副冷媒配管が熱を吸収する。この主冷媒配管を流れる冷媒はそのエンタルピーを減少することに対応している。状態ｄでは、状態ｃと比較して、圧力Ｐｄが不変でＰｄ＝Ｐｃ，比エンタルピーがＨｄへと減少している。
　ｄからｅに至るまでの期間中においては、状態ｄが実線に沿って縦軸に平行な下方向に位置する状態ｅに移行する。これは冷媒が第１の膨張装置６を通過する際に、冷媒が膨張することにより、圧力が低下することに対応している。状態ｅでは、状態ｄと比較して、比エンタルピーが不変でＨｅ＝Ｈｄ，圧力がＰｅへと減少している。
　ｅからｆに至るまでの期間中においては、状態ｅが実線に沿って横軸に平行な右方向に位置する状態ｆに移行する。これは冷媒が蒸発器７を通過する際に、液体状態からガス状態に凝縮することにより熱を吸収し、この冷媒はエンタルピーを増加することに対応している。状態ｆでは、状態ｅと比較して、圧力Ｐｆが不変でＰｆ＝Ｐｅ，比エンタルピーがＨｆへと増加している。
　ｆからｉに至るまでの期間中においては、状態ｆが右肩上がりの直線状の実線に沿って右上方向に位置する状態ｉに移行する。これは圧縮機１が圧縮機１の内部において冷媒を中間圧力にまで凝縮することにより、この冷媒は圧力及びエンタルピーを増加することに対応している。状態ｉでは、圧力ＰｆがＰｉへ増加するとともに、比エンタルピーＨｆがＨｉへと増加している。
　同様に、中間インジェクションに対応するｂ（ｃ）からｇに至るまでの期間中においては、状態ｂ（ｃ）が一点鎖線に沿って縦軸に平行な下方向に位置する状態ｇに移行する。これは冷媒が第２の膨張装置８を通過する際に、冷媒が膨張することにより、圧力が低下することに対応している。状態ｇでは、状態ｃと比較して、比エンタルピーが不変でＨｇ＝Ｈｃ，圧力がＰｇへと減少している。
　ｇからｈに至るまでの期間中においては、状態ｇが一点鎖線に沿って横軸に平行な右方向に位置する状態ｈに移行する。これは冷媒が内部熱交換器５を通過する際に、冷媒が熱交換により熱を吸収し、この冷媒はそのエンタルピーを増加することに対応している。状態ｈでは、状態ｇと比較して、圧力Ｐｈが不変でＰｈ＝Ｐｇ，比エンタルピーがＨｈへと増加している。ここで、ｈは飽和曲線（Ｃ）線上、あるいはＣ線の内側にある。
　ｈ，ｉからｊに至るまでの期間中においては、ｈ，ｉ、ｊは同一直線上にあって、状態ｈが状態ｊに向かって一点鎖線に沿って横軸に平行な右方向に動き、これとは逆に、ｉがｊに向かって一点鎖線に沿って横軸に平行な左方向に位置する状態ｊに移行する。これは、主冷媒配管経由で供給された冷媒と、副冷媒配管経由で供給された冷媒と、の２系統の冷媒が圧縮機１の内部で混合されて熱平均された結果、トータルとしての冷媒のエンタルピーが平均化されることに対応している。状態ｊでは、状態ｉと比較して、圧力Ｐｊが不変でＰｊ＝Ｐｈ＝Ｐｉであり、比エンタルピーＨｊはＨｈとＨｉとの平均値である。
　ｊからａに至るまでの期間中においては、状態ｊが右肩上がりの直線状の実線に沿って右上方向に位置する状態ａに移行する。圧縮機１がその内部において冷媒を中圧力から高圧力にまで圧縮することにより、この冷媒は圧力及びエンタルピーを増加する。状態ａでは、圧力ＰｊがＰａへ増加するとともに、比エンタルピーＨｊがＨａへと増加する。
　これで、圧力がＰａ，比エンタルピーがＨａの状態となり、冷媒が、圧縮機１の出口を流れる元の冷媒の状態ａにまで戻って、１サイクルが終了する。
　なお、以上の説明から明らかなように、上記Ｐ―Ｈ線（Ｌ）図中にはｆからｉに至るまでの期間の第１の圧縮工程と、ｊからａに至るまでの期間の第２の圧縮工程の二つの圧縮工程が存在し、それら二つの圧縮工程にともに共通して該当する部分は、単に圧縮工程という。
特開２０１３―１５２６４号公報（００１４段落、第１図）
　しかし、図１１に示した従来の中間インジェクション方式では、インジェクションポート１６から注入される冷媒に吸入ＳＨを充分に与えられていない。すなわち、図１１において、ｈは飽和蒸気線の曲線上にあり、ｊは飽和蒸気線の少し右側にあり、上記蒸気圧縮式冷凍サイクルに関するＰ―Ｈ線図の圧縮以工程の左側にある。このため、Ｐ―Ｈ線図のうち、圧縮工程に相当する部分が、Ｐ―Ｈ線図上で適正な位置に存在していない。すなわち、これは、制御装置１８が、圧縮機１の内部で冷媒に吸入ＳＨを充分に与えておらず、ｊが飽和蒸気線よりも右側に位置するように膨張弁８を制御できていない。
　このため、高温側の熱交換器である凝縮器３から発生する熱を利用して２次側での循環水温度を所定の温度（例えば６０℃）にまで加熱上昇させる必要がある等、給湯用に熱を得るためには、この従来のインジェクション方式による運転では、自ずから限界があった。
　このように、従来のＨＦＣに代替して、新冷媒としてＨＦＯ冷媒を用いた冷凍サイクルにおいては、圧縮機の出口における吐出温度が大きく低下してしまうため、その給湯能力に自ずから限界があり、従来の提案に従ってインジェクション量を決定しても、中間インジェクションによる性能改善効果と信頼性向上効果とが十分には得られない。
　本発明は上述の課題を解決するためになされたもので、圧縮機出口側での吐出温度が低くなる傾向があるＨＦＯ冷媒を用いた場合にも、冷媒の吐出温度の低下を防止して、高効率な給湯・加温用冷凍サイクルを得るものである。
　本発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルは、
　冷媒としてＨＦＯを使用する蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、
　上記蒸気圧縮式冷凍サイクルは、
　上記蒸気圧縮式冷凍サイクル内を循環する冷媒を注入するためのインジェクションポートが設けられた圧縮機と、
　このインジェクションポートに近接された圧力及び温度を計測する圧力センサ及び温度センサと、
　上記冷媒を圧縮膨張させるように開閉する動作を行う膨張装置と、
　上記圧力センサ及び温度センサで得られた圧力及び温度に基づいて、前記膨張装置の開度を制御する制御装置と、を備え、
　前記制御装置は、上記蒸気圧縮式冷凍サイクルに関するＰ―Ｈ線図のうち、圧縮工程に相当する部分が、飽和液線と飽和蒸気線とからなる飽和曲線の外側に位置するとともに、臨界圧力よりも下側に位置し、かつ、飽和蒸気線よりも高エンタルピー領域側に位置するように、前記膨張装置を制御することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクルである。
　発明に係る蒸気圧縮式冷凍サイクルは、中間インジェクション方式の圧縮機内にインジェクションされた冷媒の温度を圧縮機内部で適正な過熱状態に保ち、ＨＦＯ冷媒を用いた場合であっても圧縮機の内部に注入することにより引き起こされる圧縮機の出口における吐出温度の低下の防止、ひいては冷凍サイクルの運転効率（ＣＯＰ）を改善することができる。
本発明の実施の形態１を示す蒸気圧縮式冷凍サイクル１００の回路図である。 実施の形態１に係る、冷媒の状態を示すＰ―Ｈ線図である。 中間インジェクションポート１６に加熱冷媒を供給した場合の、吐出温度上昇のイメージを表したＰ―Ｈ線図である。 実施の形態１に係る、第２の膨張装置８の開度制御フロー図である。 実施の形態２に係る、送風式熱交換器１０を用いた場合の蒸気圧縮式冷凍サイクル２００の回路図である。 実施の形態２に係る、信号の流れの概要を示すブロック図である。 実施の形態２の変形例に係る、制御盤の排熱を用いた場合の蒸気圧縮式冷凍サイクル３００の回路図である。 実施の形態３に係る、圧縮機１の排熱を利用した場合の蒸気圧縮式冷凍サイクル４００の回路図である。 実施の形態３に係る、信号の流れの概要を示すブロック図である。 実施の形態４に係る、受液器４内のガス冷媒インジェクションを利用する場合の蒸気圧縮式冷凍サイクル５００の回路図である。 従来のインジェクション回路９に係る、冷媒の状態を示すＰ―Ｈ線図である。 中間インジェクションポート１６における吸入ＳＨと成績係数ＣＯＰの関係を示したものである。
実施の形態１．
　図１は、この発明の実施の形態１に係る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１００の全体を示している。以下、一例として、家庭用の給湯機や、ビル用の給湯機として設置される給湯用冷凍サイクルとして説明する。
　具体的詳細な構成を説明するに先立ち、まず、蒸気圧縮式冷凍サイクル１００とそれを構成する主要回路について述べる。
　以下、実施の形態１について第１図に基づいて、具体的に述べる。
　蒸気圧縮式冷凍サイクル１００は、冷媒を圧縮する圧縮機１と、冷媒の流れ方向を変更する四方弁２と、凝縮器３と、高圧液冷媒を溜める高圧容器である受液器４と、熱交換する内部熱交換器５と、蒸発器７と、冷媒を膨張する第１の膨張装置６及び第２の膨張装置８と、インジェクションポート１６から注入する冷媒を加熱するインジェクション回路９と、から構成されている。
　また、インジェクションポート１６の入口近傍には、冷媒の圧力及び温度を計測する圧力センサ１３及び温度センサ１４が設けられており、更に上記第２の膨張装置８の開度を制御する制御装置１８が設けられている。そして、この制御装置１８は上記圧力センサ１３及び、温度センサ１４で得られた冷媒の情報をもとに、第２の膨張装置８の開度を制御する機能を有する。
　受液器４は、凝縮器３の出力側と第２の膨張装置８の入力側とを接続する配管の途中経路に設置されており、この受液器４に溜められた気液２相流状態の冷媒が、後述する主冷媒配管の途中から分岐されている。そして、この受液器４に溜められた気液２相流状態の冷媒のうち、一方が第２の膨張装置８を介して内部熱交換器５の上側の入口、他方が内部熱交換器５の下側の入口に流入する。
　内部熱交換器５は、内部において、受液器４と膨張装置６とを結ぶ主冷媒配管と、第２の膨張装置８を介して受液器４と膨張装置６とを結ぶ副冷媒配管と、の２系統の冷媒配管が近接するように並べられており、この主冷媒配管を流れる冷媒とこの副冷媒配管を流れる冷媒との間で互いに熱交換が行われる。この結果、主冷媒配管から副冷媒配管へは熱が放出され、副冷媒配管から主冷媒配管へは熱が吸収されて、主冷媒配管を流れる冷媒の温度は低下し、副冷媒配管を流れる冷媒の温度は上昇する。
　第１の膨張装置６及び、第２の膨張装置８は、それぞれ主冷媒配管及び、副冷媒配管において冷媒を圧縮膨張させるよう膨張弁が使用される。インジェクション回路９は、この副冷媒配管を含みインジェクションポート１６から圧縮機１内部へ注入される冷媒を加熱する。
　インジェクションポート１６は、加熱ガス状態となった冷媒を圧縮機１内部へ注入するために圧縮機１の側面に形成されている。また、圧力センサ１３及び、温度センサ１４は、インジェクションポート１６に近接して設置され、冷媒の圧力及び、温度を計測している。また、内部熱交換器５の入口にも温度センサ１７が設置されている。さらに、外気温度センサ１５は凝縮器３の近傍に配置されており、この凝縮器３近傍での空気温度を計測している。
　そして、制御装置１８は、通信線等を介して第２の膨張装置８に接続されており、圧力センサ１３及び、温度センサ１４で得られた冷媒の情報をもとに、第２の膨張装置８の開閉動作を制御する。例えば、制御装置１８は、上記圧縮機インジェクションポートから注入される冷媒が、過熱度２０℃以上の加熱蒸気で、かつ、圧縮機内部での高低圧比の０．３５以上となるように、上記第２の膨張装置８の開度を制御する。
　なお、凝縮器３が高温側の熱交換器に対応しており、凝縮器３で得られた高熱は２次側での高温用の熱源として利用される。同様に、蒸発器７が低温側の熱交換器に対応しており、蒸発器７で得られた低熱は２次側での低温用の熱源として利用される。
　まず、この実施例のＰ―Ｈ線（Ｌ）の概形を述べる。
　本願発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルの動作は後述されるが、その概要は図１１に示された状態ｈ，ｊが右側にシフトする点（高エンタルピー領域側にシフトしている）を除き、従来のＰ―Ｈ線図と同じであるので説明を省略し、従来との相違点を主体に図２で説明する。
　第２図におけるＰ―Ｈ線（Ｌ）の概形は、上辺が下辺よりも長い略不等脚台形の部分（前者）と、その不等脚台形の部分の右肩上がりの部分に接した平行四辺形部分（後者）との２つの図形が合成されたものである点は同じであるが、後者は前者の外側にある点が異なる。
　また、図２中に位置しているａからｊまでのそれぞれ（冷媒の状態）が、図１中の冷凍サイクルのａからｊまでのそれぞれ（冷凍サイクルの構成上の位置）に対応している点は同じであるが、本願発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルの動作は図２に対応している点が異なる。
　本願発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルの動作期間を第一の期間（ａからｇに至るまでの期間）、第二の期間（ｇからｈに至るまでの期間）、第三の期間（ｈからａに至るまでの期間）の３つの期間に区分けして考える。このうち、第一の期間と第三の期間は従来と同じである。ここでは、従来と異なる第二の期間（ｇからｈに至るまでの期間）について、重点的に述べる。
　ｇからｈに至るまでの期間中においては、状態ｇが一点鎖線に沿って横軸に平行な右方向に位置する状態ｈに移行する。これは冷媒が内部熱交換器５を通過する際に、冷媒が熱交換により熱を吸収し、この冷媒はそのエンタルピーを増加することに対応している。状態ｈでは、状態ｇと比較して、圧力Ｐｈが不変でＰｈ＝Ｐｇ，比エンタルピーがＨｈへと増加していることに対応している。ここで、ｈは飽和曲線（Ｃ）線の外側にある。
　すなわち、点ｇから点ｈに至るまでの期間中においては、状態ｇが一点鎖線に沿って横軸に平行な右方向に図１１で説明したよりさらに大きく動いている。これは、冷媒が内部熱交換器５を通過する際に、冷媒が熱交換により図１１で説明したよりも多くの熱を吸収していることを示しており、この熱を吸収した冷媒がこのインジェクションポート１６から供給され、圧縮機１の内部の冷媒のエンタルピーがさらに増加している。
　さらに、具体的に説明すると、先に第１１図を用いて説明した従来のＰ―Ｈ線図よりも状態ｈ，ｊが高エンタルピー領域側（右側）にシフトしている。即ち、本願発明実施の形態１では圧縮機１の内部で冷媒の比エンタルピーを増大していることがわかる。
　以上のように、上記蒸気圧縮式冷凍サイクル１００に関する第２図のＰ―Ｈ線図のうち、それら二つの圧縮工程に対応する部分が共に、以下の３条件を満足する領域に存在する。
条件１：飽和液線と飽和蒸気線とからなる飽和曲線（Ｃ）の外側に位置する。
条件２：臨界圧力よりも下側に位置する。（換言すれば、Ｐ―Ｈ線（Ｌ）上の状態ｈ，ｊが状態ａ，ｐよりも下側にある）
条件３：飽和蒸気線よりも充分に高エンタルピー領域側に位置する。（換言すれば、Ｐ―Ｈ線（Ｌ）上の状態ｈ，ｊが状態ｉよりも右側にある）
　すなわち、これは、制御装置１８が、圧縮機１の内部で冷媒に吸入ＳＨを充分に与えて、点ｊが飽和蒸気線よりも右側に位置するように膨張弁８の開閉動作を制御していることに他ならない。
　また、点ａから点ｐに至る直線ａ―ｐの部分が、冷媒の吐き出し温度の上昇分ΔＨを示している。（図３参照）。
　蒸気圧縮式冷凍サイクル１００における、第２の膨張装置８の開度制御による冷媒温度の調節は、図４に示す処理手順（以下ステップＳ１～ステップＳ５）を実施することで実現される。図４を参照しながら説明する。
　蒸気圧縮式冷凍サイクル１００の運転指令がＯＮになると、外気温度センサ１５は、凝縮器３近傍での空気温度を検出する。（ステップＳ１）。
　制御装置１８は、圧力センサ１３から冷媒の圧力値を検出されるとともに、温度センサ１５から冷媒の温度を取得する。この後、制御装置１８は、圧力センサ１３から得られた圧力値に基づき、その圧力における冷媒の飽和温度を算出する。（ステップＳ２）。
　上記ステップＳ２で冷媒の飽和温度の算出が完了すると、制御装置１８はこの飽和温度と、内部熱交換器５の入口に設置された温度センサ１７で得られた温度とを比較して冷媒の過熱度ＳＨを算出する。（ステップＳ３）。ここで、過熱度ＳＨは、内部熱交換器５の入口側での温度と、出口側での温度との温度差のことである。
　次に、過熱度ＳＨとあらかじめ設定された目標値である過熱度目標値ＳＨｓとを比較し、その比較結果に基づいて、制御装置１８は第２の膨張装置８の開度を決定する。
　過熱度ＳＨと過熱度目標値ＳＨｓとを比較した結果、過熱度目標値ＳＨｓが過熱度ＳＨよりも大きい（過熱度目標値ＳＨｓ＞過熱度ＳＨ）場合は、第２の膨張装置８の開度を小さくするように制御し、過熱度目標値ＳＨｓが過熱度ＳＨよりも小さい（過熱度目標値ＳＨｓ＜過熱度ＳＨ）場合は、第２の膨張装置８の開度を大きくするように制御する（ステップＳ４）。
　ここで、ステップＳ４において、制御装置１８が第２の膨張装置８の開度決定及びその決定結果を第２の膨張装置８に指示する。
　上記ステップＳ４で、制御装置１８は第２の膨張装置８の開度制御を実施した後、さらに、制御が必要かどうかを判断する。すなわち、蒸気圧縮式冷凍サイクル１００の継続運転が必要であるかどうかを判断し、さらに継続運転が必要な場合は、ＹＥＳへ進んでＳ１に戻り、継続運転が必要でない場合はＮＯへ進み、制御装置１８による第２の膨張装置８の開度制御を終了する。（ステップＳ５）。
　ここで、ステップＳ５は、第２の膨張装置８の開度を再度計算させるか、させないかを判断するステップである。
　以降、上記ステップＳ１～Ｓ５の処理を繰り返し実施する。
実施の形態２．
　この発明の実施の形態２を示す蒸気圧縮式冷凍サイクル２００では、システム構成、Ｐ―Ｈ線図、及び、制御フローは基本的に実施の形態１と同じであるので省略し、実施の形態１との相違点を主体に図５で説明する。
　本実施の形態２は、インジェクションポート１６へ導入される副冷媒配管の近傍に、第２の加熱手段である送風式熱交換器１０を新たに設置して、内部熱交換器５と送風式熱交換器１０との２種類の加熱手段を用いてインジェクションポート１６から圧縮機１内部へ注入する冷媒の加熱を実施する。
　このため、インジェクションポート１６へ導入される副冷媒配管を流れるＨＦＯ冷媒に過熱度ＳＨを付加することが容易となり、実施の形態１と比較して、圧縮機出口側での吐出温度の低下を防止し、さらに高効率な給湯・加温用冷凍サイクルを実現できる。
　さらに、本実施の形態２では、２種類の加熱手段を使用することに加え、第２の加熱手段である送風式熱交換器１０にファンが付属しておりインバータにて回転数制御を行う。このため、熱交換器をコンパクトに設計しながら十分な熱交換量を得ることが可能で、所望の温度の過熱冷媒を圧縮機のインジェクションポート１６から安定的に供給できる。本実施の形態２では、実施の形態１のＰ―Ｈ線図よりも状態ｈ，ｊが高エンタルピー領域側（右側）にシフトする。
　また、実施の形態２に係わる冷凍サイクルは、送風式熱交換器１０の熱交換器面積を増加させることで、上記ファンの設置を省略することも可能である。
　また、送風式熱交換器１０に加えて制御盤の排熱を熱源として利用しても構わない（図７参照）。この場合、更なる過熱度ＳＨを付加する効果が期待される。
　なお、第６図に示されているように、制御装置１８が、圧力センサ１３及び、温度センサ１４で検出された冷媒の検出値をもとに、第２の膨張装置８及び送風式熱交換器１０を制御する際の制御信号の流れが示されている。
実施の形態３．
　この発明の実施の形態３を示す蒸気圧縮式冷凍サイクル３００では、システム構成、Ｐ―Ｈ線図、及び、制御フローは基本的に実施の形態１と同じであるので省略し、実施の形態２との相違点を主体に図８で説明する。
　本実施の形態３では、実施の形態２の送風式熱交換器１０と同じ位置に第２の加熱手段である循環式熱交換器１１が設けられており、置き換えられている。すなわち、インジェクションポート１６へ導入される副冷媒配管の近傍に、圧縮機１の排熱を回収した液体（空気もしくはブライン）との間で熱交換を行う第２の加熱手段である循環式熱交換器１１及びポンプ１２を新たに設置して、内部熱交換器５と、循環式熱交換器１１との２種類の加熱手段を用いてインジェクションポート１６から圧縮機１内部へ注入する冷媒の加熱を実施する。
　ここで、循環式熱交換器１１は、副冷媒配管の近傍に圧縮機１の排熱を回収した液体（空気もしくはブライン）を利用して、副冷媒配管を流れる冷媒の加熱をする。ポンプ１２は、圧縮機１と循環式熱交換器１１との間を接続する配管の途中に配置されており、圧縮機１の排熱を回収した液体（空気もしくはブライン）を循環させている。
　このため、インジェクションポート１６へ導入される副冷媒配管を流れるＨＦＯ冷媒に過熱度ＳＨを付加することが容易となり、実施の形態１と比較して、圧縮機出口側での吐出温度の低下を防止し、さらに高効率な給湯・加温用冷凍サイクルを実現できる。本実施の形態３では、実施の形態１のＰ―Ｈ線図よりも状態ｈ，ｊが高エンタルピー領域側（右側）にシフトする。
　なお、上記において、実施の形態３の変形例としてインジェクション回路９を圧縮機１に直接巻きつけて熱交換させることで、循環式熱交換器１１及びポンプ１２と、それに付随する（水もしくはブライン）からなる液体回路を省略することも出来る。ここで、実施の形態３の変形例は、液タイプの巻き付け型であるが、共に熱源が液タイプの加熱型であることに変わりはない。
　なお、第９図に示されているように、制御装置１８が、圧力センサ１３及び、温度センサ１４で検出された冷媒の検出値をもとに、第２の膨張装置８及び循環式熱交換器１１、ポンプ１２を制御する際の制御信号の流れが示されている。
実施の形態４．
　この発明の実施の形態４を示す蒸気圧縮式冷凍サイクル５００では、システム構成、Ｐ―Ｈ線図、及び、制御フローは基本的に実施の形態１と同じであるので省略し、実施の形態１との相違点を主体に図１０で説明する。
　実施の形態４は、受液器４内に溜められた気液２相流状態の冷媒のうち加熱蒸気となった気相状態のガス部分（気体冷媒）が、受液器４上部から第２の膨張装置８の入力側へ流れこむように、この気体冷媒用の出力経路を追加して、単一の加熱手段である内部熱交換器５内での熱交換効率を向上させる。
　実施の形態４の構成に関し、構成における実施の形態１乃至実施の形態３との違いは、受液器４上部にこの気体冷媒用の出力経路が新たに追加で設けられている点である。この冷媒配管の一端が受液器４上部の液面の近くに接し、他端が第２の膨張装置８の入力側と接続されている。そして、この受液器４に溜められた気液２相流状態の冷媒のうち、加熱蒸気となった気相状態のガス部分が、第２の膨張装置８の入力側へ流れこみ、第２の膨張装置８を介して内部熱交換器５の上側の入口へ流入し、液体部分が内部熱交換器５の下側の入口へ流入する。この後、内部熱交換器５の内部で、副冷媒配管を流れる冷媒と主冷媒配管を流れる冷媒との間で熱交換される。
　このため、内部熱交換器５において、インジェクションポート１６へ導入される副冷媒配管を流れるＨＦＯ冷媒に過熱度ＳＨを付加することが容易となり、実施の形態１と比較して、圧縮機出口側での吐出温度の低下を防止し、さらに高効率な給湯・加温用冷凍サイクルを実現できる。本実施の形態４では、実施の形態１乃至実施の形態３のＰ―Ｈ線図よりも状態ｈ，ｊが高エンタルピー領域側（右側）にシフトする。
　以上のように、本願発明では、吐出温度が低くなる傾向があるＨＦＯ冷媒を用いた場合にも、圧縮機に中間インジェクションする冷媒の温度を適正な過熱状態に保ち、圧縮機の出口における吐出温度の低下の防止、ひいては冷凍サイクルの運転効率（ＣＯＰ）の改善することができる。
　ところで、上記説明では１台の凝縮器３と１台の蒸発器７とを接続した例を用いたが、複数台の凝縮器や、蒸発器が接続されても構わない。
　また、上記説明では、暖房運転を用いた例で説明したが、これを冷房運転に置き換えた場合でも同様の効果が得られるのは言うまでもない。なお、本システムは一例であって、本発明はこのシステム構成に限定するものではない。
　また、本願発明の蒸気圧縮式冷凍サイクルは、給湯利用分野のみならず、その他の分野に適用されても良い。
　この発明の主旨を逸脱しない範囲において、各実施例に開示された技術を適宜組み合わせても良いことは言うまでもない。
１　圧縮機、２　四方弁、３　凝縮器、４　受液器、５　内部熱交換器、６　第１の膨張装置、７　蒸発器、８ 　第２の膨張装置、９　インジェクション回路、１０　送風式熱交換器、１１　循環式熱交換器、１２　ポンプ、１３　圧力センサ、１４　温度センサ、１５　外気温度センサ、１６　インジェクションポート、１７　温度センサ、１８　制御装置、１００，２００，３００，４００，５００　蒸気圧縮式冷凍サイクル

Claims (5)

  1. 　冷媒としてＨＦＯを使用する蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、
    　上記蒸気圧縮式冷凍サイクルは、
    　上記蒸気圧縮式冷凍サイクル内を循環する冷媒を注入するためのインジェクションポートが設けられた圧縮機と、
    　このインジェクションポートに近接された圧力及び温度を計測する圧力センサ及び温度センサと、
    　上記冷媒を圧縮膨張させるように開閉する動作を行う膨張装置と、
    　上記圧力センサ及び温度センサで得られた圧力及び温度に基づいて、前記膨張装置の開度を制御する制御装置と、を備え、
    　前記制御装置は、上記蒸気圧縮式冷凍サイクルに関するＰ―Ｈ線図のうち、圧縮工程に相当する部分が、飽和液線と飽和蒸気線とからなる飽和曲線の外側に位置するとともに、臨界圧力よりも下側に位置し、かつ、飽和蒸気線よりも高エンタルピー領域側に位置するように、前記膨張装置を制御することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。
  2. 　上記インジェクションポートへ導入される冷媒配管の近傍に送風式熱交換器を備え、
    この送風式熱交換器を用いて上記インジェクションポートから注入される冷媒を加熱することを特徴とする請求項１に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
  3. 　上記インジェクションポートへ導入される冷媒配管の近傍に循環式熱交換器を備え、
    この循環式熱交換器を用いて上記インジェクションポートから注入される冷媒を加熱することを特徴とする請求項１に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
  4. 　前記膨張装置の入力側と接続する受液器を備え、
    前記受液器に溜められた気液２相流状態の冷媒のうち、加熱蒸気となった気相状態のガス部分が前記膨張装置の入力側へ流れこむように、気体冷媒用の出力経路を追加したことを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
  5. 　前記制御装置は、
    上記インジェクションポートから注入される冷媒が、過熱度２０℃以上の加熱蒸気で、かつ、上記圧縮機内部での高低圧比の０．３５以上となるように、前記膨張装置の開度を制御することを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
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