下面，说明现有例。
以往，作为装有冷冻循环装置的供热水装置，例如提出有这样的供热水装置(例如，参照专利文献1)，“该供热水装置具有制冷剂循环和供热水循环，该制冷剂循环由压缩机、供热水用热交换器、电子膨胀阀及以外气为热源的热源侧热交换器构成；该供热水循环由供水泵、供热水用热交换器及供热水箱构成；其中：使用能力可变类型的压缩机，同时，附设对应于热源侧热交换器的外部环境条件的变化进行压缩机的能力控制的能力控制单元，另外，附设有膨胀阀开度控制单元和转速控制单元；该膨胀阀开度控制单元对应于热源侧热交换器的外部环境条件(例如，外气温度)的变化，以使压缩机的排出温度成为目标值的方式进行电子膨胀阀的开度控制；该转速控制单元对应于热源侧热交换器的外部环境条件的变化，以使压缩机的转速成为目标值的方式进行控制；由于对应于热源侧热交换器的外部环境条件(例如，外气温度)的变化、以使压缩机的排出温度成为目标值的方式控制电子膨胀阀的开度，同时，对应于热源侧热交换器的外部环境条件的变化、以使压缩机的转速成为目标值的方式进行控制，所以，能够获得供热水能力与供热水负荷更匹配的最佳运转状态，能够提高制冷系数(COP)，同时，能够使热交换器等的元件小型化…”。
另外，提出有这样的供热水器(例如，参照专利文献2)，“该供热水器使用高压侧的制冷剂压力在制冷剂临界压力以上的超临界热泵循环加热供热水用流体，其特征在于：具有压缩机、散热器、减压器、蒸发器；该散热器使从压缩机排出的制冷剂与供热水用流体进行热交换，并且以使制冷剂流动与供热水用流体流动相向的方式构成；该减压器对从散热器流出的制冷剂进行减压；该蒸发器使从减压器流出的制冷剂蒸发，使制冷剂吸收热量，并且使制冷剂朝压缩机的吸入侧流出；以使从散热器流出的制冷剂与流入到散热器的供热水用流体的温差(ΔT)成为规定温差(ΔTo)的方式控制高压侧的制冷剂压力”。在该现有技术例中，能够提高散热器的热交换效率、提高热泵的效率。
专利文献1：日本专利第3601369号公报(第6页，图1)
专利文献2：日本专利第3227651号公报(第1-3页，图2)

在上述所示的2个现有技术例中，都是以使压缩机的排出温度或从散热器流出的制冷剂与流入到散热器的供热水用流体的温差(ΔT)成为目标值的方式控制制冷剂状态，实现效率良好的运转，但存在这样的问题，即，在冷冻循环的效率(COP)成为最大的附近，在仅基于散热器的入口侧(上述排出温度)或散热器的出口侧(上述的温差ΔT)的控制中，排出温度或温差ΔT的变化小，难以稳定地控制为效率良好的运转状态。另外，还存在这样的问题，即，未考虑在制冷剂回路中存在内部热交换器的场合的动作，所以，难以稳定地控制为效率良好的运转状态。
本发明就是为了解决上述那样的现有技术的问题而作出的，其目的在于获得这样的冷冻循环装置，该冷冻循环装置将基于散热器的基准状态和散热器出口状态的运算值控制为目标值，从而能够稳定地实现效率良好的运转状态。
为了解决上述那样的问题，本发明的冷冻循环装置至少包括压缩机、散热器、开度能够改变的减压单元、吸热器、内部热交换器，该内部热交换器使散热器出口部的制冷剂与吸热器出口部的制冷剂进行热交换；其特征在于：至少具有检测散热器的基准状态的第一制冷剂状态检测单元和检测从散热器的出口到内部热交换器的高压侧入口之间的制冷剂状态的第二制冷剂状态检测单元，以使根据第一制冷剂状态检测单元的输出和第二制冷剂状态检测单元的输出运算的运算值成为目标值的方式控制减压单元的开度。
发明的效果
在本发明中，根据散热器的基准状态与散热器出口部的制冷剂状态以使COP最大的方式控制膨胀阀开度，所以，能够获得稳定地实现高效率的运转的冷冻循环装置。
附图说明
图1为表示本发明实施方式1的冷冻循环装置的构成的图。
图2为表示本发明实施方式1的P-h线图上的运转动作的图。
图3为表示本发明实施方式1的水热交换器内的制冷剂与水的温度分布的图。
图4为表示本发明实施方式1的相对于膨胀阀开度而言的循环状态的图。
图5为表示本发明实施方式1的相对于膨胀阀开度而言的各运算值、加热能力、COP的变化的图。
图6为表示本发明实施方式1的相对于膨胀阀开度而言的另一各运算值、加热能力、COP的变化的图。
图7为表示本发明实施方式1的控制流程图的图。
图8为表示本发明实施方式2的冷冻循环装置的构成的图。
图9为表示本发明实施方式2的P-h线图上的运转动作的图。
符号的说明
1压缩机，2散热器(水热交换器)，3膨胀阀，4吸热器(蒸发器)，5内部热交换器，20供热水侧泵，21热水储存箱，22利用侧泵，23、24、25开闭阀，29送风机，30、31、32、33、41、42、52温度检测单元，35、51压力检测单元，40控制装置，50热源装置，60热水储存装置

实施方式1
下面，说明本发明实施方式1的冷冻循环装置。
图1为表示本发明实施方式的冷冻循环装置的结构图。在图中，本实施方式的冷冻循环装置为使用二氧化碳(以下用CO2表示)作为制冷剂的供热水器，由热源装置50、热水储存装置60、对它们进行控制的控制装置40构成。在本实施方式中，虽然表示供热水器的例子，但不限于此，也可为空调机。同样，制冷剂不限于二氧化碳，也可为HFC系制冷剂。
热源装置50由压缩机1、散热器(以下称为“水热交换器”)2、内部热交换器5、减压装置3(以下称为“膨胀阀”)、吸热器4(以下称为“蒸发器”)、内部热交换器5构成；该压缩机1对制冷剂进行压缩；该散热器2将在压缩机1中受到了压缩的高温高压制冷剂的热量取出；该内部热交换器5对从水热交换器2出来了的制冷剂进一步进行冷却；该减压装置3对制冷剂进行减压，能够改变开度；该吸热器4使在膨胀阀3中被减压了的制冷剂蒸发；该内部热交换器5进一步对从蒸发器4出来的制冷剂进行加热。即，内部热交换器5为使水热交换器2的出口部的制冷剂与蒸发器4的出口部的制冷剂进行热交换的热交换器。具有将空气送到蒸发器4的外表面的送风机29。另外，具有检测压缩机1的排出温度的第一温度检测单元30、检测水热交换器2的出口温度的第二温度检测单元31、检测蒸发器4的入口制冷剂温度的第五温度检测单元32、检测压缩机1的吸入温度的第六温度检测单元33。而且，上述第一温度检测单元30及第二温度检测单元31，在后述的图7的控制例子中分别相当于本发明的第一制冷剂状态检测单元及第二制冷剂状态检测单元。
热水储存装置60通过配管连接在作为散热器的水热交换器2上，由热源侧泵20、热水储存箱21、利用侧泵22、开闭阀23、24、25构成。在这里，开闭阀23、24、25可为仅进行开闭操作的单纯的阀，也可为能够改变开度的阀。在热水储存箱21的水位下降了的场合，开闭阀24、25被关闭，打开开闭阀23，进行将供水加热到规定温度的热水储存运转。另外，在冬季等散热损失大、热水储存箱21内的温度下降了的场合，开闭阀23、25被关闭，开闭阀24打开、进行再次将热水储存箱21内的低温热水烧沸的循环加温运转。另外，在利用供给热水时，开闭阀23、24被关闭，开闭阀25打开，利用侧泵22动作，将储存了的热水输送到利用侧。而且，在水热交换器2的入口侧安装有检测被加热介质(水)的入口温度的第三温度检测单元41，另外，在水热交换器2的出口侧安装有检测被加热介质(水)的出口温度的第四温度检测单元42。
控制装置40使用来自第一温度检测单元30、第二温度检测单元31、第五温度检测单元32、第六温度检测单元33、第三温度检测单元41及第四温度检测单元42的检测值进行运算，根据该运算值分别控制膨胀阀3的开度、压缩机1的转速及热源侧泵20的转速。
图2为说明图1所示的冷冻循环装置的热水储存运转中的循环状态的P-h线图。在图2中，实线表示某一膨胀阀开度下的制冷剂状态，A、B、C、D、E、F表示热水储存运转中的制冷剂状态。在进行热水储存运转时，从压缩机1排出的高温高压制冷剂(A)流入到水热交换器2。在水热交换器2中，制冷剂一边向在热水储存回路中循环的水散热，一边降低自身的温度，从而使供水升温。从水热交换器2流出了的制冷剂(B)在内部热交换器5中散热，温度进一步降低(C)，由膨胀阀3减压(D)，成为低温低压制冷剂。低温低压制冷剂在蒸发器4中从空气吸热量，自身蒸发(E)。从蒸发器4流出了的制冷剂，在内部热交换器5中受到加热而成为气体(F)，被吸引到压缩机1，形成冷冻循环。
在这里，膨胀阀3以使压缩机1的吸入过热度成为目标值(例如5～10℃)的方式受到控制。具体地说，根据检测蒸发器4的入口制冷剂温度的第五温度检测单元32的检测值来修正因蒸发器4及内部热交换器5中的压力损失而导致的温度下降量，推算蒸发温度(ET)，使用检测压缩机1的吸入温度的第六温度检测单元33的检测值(Ts)由下式计算吸入过热度SHs。
SHs＝Ts-ET
根据上式，以使SHs成为目标值的方式控制膨胀阀3的开度。而且，虽然表示了根据第五温度检测单元32的检测值推算蒸发温度(ET)的例子，但不限于此，也可在从内部热交换器5的低压侧出口到压缩机1的吸入口之间设置压力检测单元(第二压力检测单元)51(参照图1)，从其检测值求出制冷剂饱和温度。另外，从确保设备可靠性的观点出发，使防止压缩机1的液体返回的功能优先于效率良好地运转水热交换器2的功能，所以，优先于其它高效率运转控制而进行吸入过热度控制。
在图2中，用虚线表示减小了膨胀阀3的开度的场合的P-h线图上的动作。在减小膨胀阀3的开度的场合，从膨胀阀3流入到蒸发器4的制冷剂流量减小，压缩机1的吸入过热度临时增大。另外，制冷剂朝高压侧移动，所以高压侧的压力上升，排出温度变高。与此相伴，水热交换器出口温度下降，以使水热交换器2内的温差成为一定。若水热交换器出口温度下降，则内部热交换器5中的热交换量下降，结果，吸入过热度与减小膨胀阀3的开度之前的状态大体相同，表现为一定值。即，膨胀阀3的开度变化由内部热交换器5的热交换量的变化加以吸收(热交换量相应于膨胀阀3的开度进行变化)，使吸入过热度的变化较小。因此，仅通过控制压缩机1的吸入过热度不能够确保水热交换器2的加热能力，效率下降。因此，需要以确保加热能力及提高运转效率为目的的新的控制。
下面，根据图3所示的水热交换器内的温度分布说明在性能(COP)方面产生极大值的理由。
图3为表示水热交换器2内的制冷剂及水的温度分布的图，在图中，粗的实线表示制冷剂，细的实线表示水的温度变化，ΔT1表示水热交换器入口温度与水出口温度的温差，ΔT2表示水热交换器出口温度与水入口温度的温差，ΔTp表示水热交换器2内的制冷剂与水的温差成为最小的窄点的温差，ΔT表示水热交换器入口温度与水热交换器出口温度的温差。如图4的相对于膨胀阀开度的循环状态所示那样，若减小膨胀阀3的开度、使排出温度上升，则在水热交换器2的加热能力为大体一定的条件下，水热交换器2的出口温度下降，以保持水热交换器2内的制冷剂与水的平均温差，另外，窄点的温差ΔTp也减小。另外，由于制冷剂量朝高压侧移动，所以排出压力上升，输入增加，COP下降。相反，若增大膨胀阀3的开度、使排出温度下降，则水热交换器2的出口温度变高，以保持水热交换器2内的制冷剂与水的平均温差，另外，窄点的温差ΔTp也增大，但由于加热能力比变小，所以在该场合COP也下降。因此，如图中用虚线表示的那样，存在使COP最大的适当的膨胀阀开度。
图5表示从膨胀阀3的开度变化了的场合的各部分的温度求出的运算值的变化。图5用横轴表示膨胀阀3的开度(％)，用纵轴表示压缩机1的吸入过热度、排出温度、水热交换器出口温度与水入口温度的温差ΔT2、加热能力比、COP比。加热能力比及COP比都按如下的比率表示，所述比率为设相对于膨胀阀开度成为极大的值为100％的场合的比率。可以看出，相对于膨胀阀3的开度变化，吸入过热度的变化能够看成是大体一定值，由吸入过热度不能判定加热能力比、COP比的变化。可以看出，在如现有例那样要根据排出温度、水热交换器出口温度与水入口温度的差ΔT2将COP控制为最大的场合，在如图中用虚线表示的那样COP成为最大的膨胀阀开度附近，排出温度、温差ΔT2的变化小，为了将COP控制为最大，需要高精度的温度测量。
图6表示从膨胀阀3的开度变化了的场合的各部分的温度求出的另一运算值的变化。图6用横轴表示膨胀阀3的开度(％)，用纵轴表示内部热交换器的出入口温差ΔThx、排出温度(水热交换器出口温度)与水热交换器出口温度的差ΔT、上述ΔT1与ΔT2的合计温差∑ΔT、加热能力比、COP比。图6的特性表示，通过根据内部热交换器出入口的温差ΔThx控制内部热交换器5的热交换量，或通过根据ΔT1与ΔT2的合计温差∑ΔT控制水热交换器2的热交换量，能够在COP成为最大的附近运转。另外，可以得知，排出温度与水热交换器出口温度的温差ΔT在COP成为最大的膨胀阀开度的附近也大幅度变化，若根据温差ΔT进行控制，则能够将从COP的最大值的偏差控制得较小。在这里，仅表示温差ΔT的场合，但即使根据温差ΔT1与温差ΔT2的差(ΔT1-ΔT2)进行控制，也可发挥同样的效果。
这样，作为水热交换器2的基准状态，在ΔThx的场合采用内部热交换器5的高压侧出口温度，在ΔT的场合采用排出温度，在∑ΔT的场合采用排出温度与水侧出入口温度，从而能够实现效率最大的附近的运转。
另外，从图6可以得知，水热交换器入口温度与水出口温度的温差ΔT1和水热交换器出口温度与水入口温度的温差ΔT2的合计温差∑ΔT成为极小，根据该指标进行控制也存在物理方面的意义，是合理的，但与温差ΔT相比，在COP成为最大的附近的温度变化小，需要高精度的温度检测。另外，根据图3可以认为，在COP成为最大的场合，窄点的温差ΔTp和水热交换器出口温度与水入口温度的温差ΔT2大体相等。这是因为，从热交换器的特性考虑，在水热交换器2内成为最小的2个温差不向任一方偏移而相等的场合，能够发挥最大性能。因此，也可使ΔTp与ΔT2相等地控制膨胀阀3。
下面，通过以使吸入过热度及上述温差ΔT收敛成目标值的方式控制膨胀阀开度的例子说明图1的冷冻循环装置的控制动作。
图7为表示冷冻循环装置的控制动作的流程图。在本发明中，从使产品可靠性优先的目的出发，使压缩机1的吸入过热度(SHs)的控制比用于确保加热能力的温差ΔT的控制优先。
首先，在吸入过热度(SHs)比目标值(SHm)小到预先设定的收敛范围ΔSH以下的场合(S101)，使膨胀阀开度下降，直到吸入过热度(SHs)收敛。若这样确保吸入过热度(SHs)，则接下来使温差ΔT收敛为目标值。具体地说，在温差ΔT比目标值(ΔTm)小到预先设定的收敛范围δT以下的场合(S102)，使膨胀阀开度下降，使温差ΔT收敛。这样，吸入过热度(SHs)及温差ΔT的下限值受到抑制。
接下来，在吸入过热度(SHs)比目标值(SHm)大到预先设定的收敛范围ΔSH以上的场合(S103)，使膨胀阀开度增加，直到吸入过热度(SHs)收敛。这样，若吸入过热度(SHs)收敛，则接下来使温差ΔT收敛为目标值。具体地说，在温差ΔT比目标值(ΔTm)大到预先设定的收敛范围δT以上的场合(S104)，使膨胀阀开度增加，使温差ΔT收敛。这样，吸入过热度(SHs)及温差ΔT的上限值受到抑制。而且，虽然表示了优先控制吸入过热度的例子，但使用具有相对于液体返回的耐力的压缩机的场合不限于此，更换优先顺序也能发挥出同样的效果。通过以上的控制，使吸入过热度(SHs)及温差ΔT收敛为目标值。
在上述说明中，说明了以收敛为目标值(SHm、ΔTm)的方式控制吸入过热度(SHs)及温差ΔT的例子，但也可使用ΔT1与ΔT2的合计温差∑ΔT、ΔT1与ΔT2的差(ΔT1-ΔT2)、或ΔThx代替温差ΔT，以使其收敛为目标值的方式进行控制。在使用∑T及(ΔT1-ΔT2)的场合，根据第一温度检测单元30、第二温度检测单元31、第三温度检测单元41及第四温度检测单元42的检测温度运算求出这些值。另外，在使用ΔThx的场合，从内部热交换器5的高压侧出口到膨胀阀3的入口之间安装有内部热交换器出口温度检测单元52(参照图1)，根据第二温度检测单元31的检测温度与内部热交换器出口温度检测单元52的检测温度，求出它们的温差ΔThx。
根据以上说明可以得知，在本实施方式中，除了压缩机吸入的过热度控制外，还根据排出温度与水热交换器出口温度的温差ΔT(或∑ΔT、ΔT1-ΔT2、ΔThx)，以使COP成为最大的方式控制膨胀阀开度，所以，能够获得高效率的冷冻循环装置。
另外，根据第五温度检测单元32或压力检测单元51的输出，求出制冷剂饱和温度(ET)，然后，通过第六温度检测单元33的检测温度(Ts)和制冷剂饱和温度(ET)求出吸入过热度(SHs)，以使该吸入过热度(SHs)成为目标值的方式控制膨胀阀开度，所以，可确保压缩机1的吸入部的过热度，能够防止液体向压缩机1返回，能够确保可靠性。另外，在图1的例子中对第五温度检测单元32设在膨胀阀3与蒸发器4之间的例子进行了说明，但只要是在从蒸发器4的入口到内部热交换器5的低压侧入口之间，则也可配置在任何位置。
另外，在本实施方式中，当控制过热度及上述温差(ΔT、∑ΔT、ΔT1-ΔT2、ΔThx)时，以优先于上述温差的控制的方式进行过热度的控制，从这一点也确保了压缩机1的可靠性。
另外，在本实施方式中，散热器由水热交换器构成，能够获得高效率的供热水器。
实施方式2
下面，说明本发明实施方式2的冷冻循环装置。
图8为表示本发明的冷冻循环装置的构成的图。与实施方式1不同的点在于，设置第一压力检测单元35代替检测压缩机1的排出温度的第一温度检测单元30。根据该第一压力检测单元35求出成为水热交换器2的基准状态的假想的饱和温度(以下，称为假想饱和温度)。另外，该第一压力检测单元35例如能够与为了防止高压的异常上升而设置的压力传感器共用。运转动作与实施方式1相同，所以，省略说明。
在本实施方式中，与以往的HFC系制冷剂同样，计算水热交换器2出口的假想的过冷却度，控制水热交换器2出口的制冷剂状态。具体地说，从替代第一温度检测单元30而设置的第一压力检测单元35，求出假想饱和温度作为水热交换器2的基准状态，从假想饱和温度Tsat与由第二温度检测单元31检测出的水热交换器2的出口温度Tcout的差，按下式求出假想的过冷却度(以下，称为假想过冷却度SC)。
SC＝Tsat-Tcout
在本实施方式中，与图7的流程图的场合同样地控制膨胀阀3的开度，以使由上述计算式求出了的SC成为效率最大的目标值(SCm)。
在这里，说明假想饱和温度的求出方法。
图9与图2同样，为在P-h线图上表示本发明的冷冻循环装置的运转动作的图。作为假想饱和温度，若使虚线ア那样的连接等温线的拐点的伪临界温度轨迹、虚线イ那样的按临界点的焓为一定而延长的垂直直线等定义明确，则能够自由地设定。但是，为了稳定地按最大效率运转冷冻循环装置，如此前说明了的那样，应选定最大效率附近的温差变大那样的假想饱和温度。此时，假想饱和温度作为第一压力检测单元35的检测值即点B的压力处的等压力线与虚线ア的交点，或作为第一压力检测单元35的检测值即点B的压力处的等压力线与虚线イ的交点求出。
在本实施方式中，使用假想饱和温度代替压缩机1的排出温度，所以，能够省略图1的第一温度检测单元30，能够实现低成本化。另外，与以往的HFC系制冷剂同样，控制水热交换器2出口的过冷却度，所以，能够直接借用以往使用的膨胀阀的控制。