CN106068427A - 制冷循环装置 - Google Patents

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Abstract

制冷循环装置具备使同一成分的制冷剂循环的制冷剂回路(11、12)，在制冷剂回路(11)设置有使制冷剂冷凝而向外部流体散热的散热器(31)，在制冷剂回路(12)设置有使制冷剂保持超临界状态不变地向外部流体散热的散热器(32)，散热器(31)在外部流体的流动方向上配置为比散热器(32)靠上游侧，散热器(32)的制冷剂流路的容量比散热器(31)的制冷剂流路的容量小。

Description

制冷循环装置
技术领域
本发明涉及制冷循环装置。
背景技术
专利文献1记载有如下热源机，该热源机具备上游侧制冷循环以及下游侧制冷循环。在该热源机中，上游侧制冷循环的水热交换器与热负荷介质的流路的上游侧连接，下游侧制冷循环的水热交换器与上述热负荷介质的流路的下游侧连接。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2008-267722号公报
发明内容
发明所要解决的课题
在专利文献1的热源机中，由于2个散热器(水热交换器)分别设置于不同的制冷循环，因此，根据条件的不同而能够实现高效的运转。然而，例如对于在使用临界温度接近空气温度的制冷剂的情况下冷凝运转和超临界运转可以混合和散热器的容量，专利文献1中并未记载。因此，存在压缩机效率有时会变差的问题和制冷剂量难以削减的问题。
本发明是为了解决上述这样的问题而完成的，其目的在于提供一种制冷循环装置，该制冷循环装置能够提高运转效率，并且能够削减制冷剂量。
用于解决课题的手段
本发明的制冷循环装置具备使同一成分的制冷剂循环的第1制冷剂回路以及第2制冷剂回路，在所述第1制冷剂回路设置有使制冷剂冷凝而向外部流体散热的第1散热器，在所述第2制冷剂回路设置有使制冷剂保持超临界状态不变地向外部流体散热的第2散热器，所述第1散热器在外部流体的流动方向上配置为比所述第2散热器靠上游侧，所述第2散热器的制冷剂流路的容量比所述第1散热器的制冷剂流路的容量小。
发明效果
根据本发明，根据散热时的压力而适当地设定多个散热器的制冷剂流路的容量，由此能够提高制冷循环装置的运转效率，并且能够削减制冷剂量。
附图说明
图1是表示本发明的实施方式1的制冷循环装置的概要结构的制冷剂回路图。
图2是表示本发明的实施方式1的制冷循环装置的制冷剂回路11、12中的制冷剂的状态的p-h线图。
图3是表示本发明的实施方式2的制冷循环装置的概要结构的制冷剂回路图。
图4是表示本发明的实施方式2的制冷循环装置的制冷剂回路13、14中的制冷剂的状态的p-h线图。
图5是表示本发明的实施方式4的制冷循环装置的概要结构的制冷剂回路图。
图6是表示本发明的实施方式4的制冷循环装置的制冷剂回路15中的制冷剂的状态的p-h线图。
图7是表示本发明的实施方式5的制冷循环装置的概要结构的制冷剂回路图。
图8是表示本发明的实施方式5的制冷循环装置的制冷剂回路16中的制冷剂的状态的p-h线图。
具体实施方式
实施方式1.
对本发明的实施方式1的制冷循环装置进行说明。本实施方式的制冷循环装置例如用作在制冷空调装置或热水供给装置中将水或者卤水(brine)加热而生成热水的热源机。图1是表示本实施方式的制冷循环装置的概要结构的制冷剂回路图。
如图1所示，本实施方式的制冷循环装置具有制冷剂回路11、以及在制冷剂回路11之外另外设置的制冷剂回路12。制冷剂回路11、12相互独立地使制冷剂循环。虽然在本例中制冷剂回路11和制冷剂回路12使用同一成分的制冷剂，但也可以使用互不相同的制冷剂。作为制冷剂，能够使用HFC类制冷剂、HFO类制冷剂、CO2制冷剂等。
在制冷剂回路11按照压缩机21、散热器31、膨胀装置41以及蒸发器51的顺序对这些部件进行设置。压缩机21、散热器31、膨胀装置41以及蒸发器51由制冷剂配管连接。
在制冷剂回路12按照压缩机22、散热器32、膨胀装置42以及蒸发器52的顺序对这些部件进行设置。压缩机22、散热器32、膨胀装置42以及蒸发器52由制冷剂配管连接。
压缩机21、22是将低温低压的制冷剂吸入并压缩而使其变为高温高压的制冷剂并排出的流体机械。在本例中，制冷剂回路12的压缩机22在正常运转时将制冷剂压缩至临界压力以上的压力而使其成为超临界状态(以下，有时将超临界状态的制冷剂称为“超临界制冷剂”)，制冷剂回路11的压缩机21在正常运转时将制冷剂压缩至临界压力以下的压力而使其成为高压的气体状态。由压缩机21压缩的制冷剂的压力比由压缩机22压缩的制冷剂的压力低。
散热器31、32是使由压缩机21压缩的高温高压的制冷剂与水(外部流体的一个例子)进行热交换的水热交换器。作为散热器31、32，例如使用多张传热板层叠而成的板式热交换器。在本例中，在正常运转时，制冷剂回路12的散热器32使制冷剂保持超临界状态不变地向水散热，制冷剂回路11的散热器31使气体制冷剂冷凝而向水散热。如后述那样，散热器32的散热时的制冷剂压力比散热器31的散热时的制冷剂压力高。另外，散热器32的散热时的制冷剂温度比散热器31的散热时的制冷剂温度高。
在本实施方式中，散热器32的制冷剂流路的容量(容积)比散热器31的制冷剂流路的容量小。在散热器31、32为板式热交换器的情况下，例如散热器32的传热板的张数也可以比散热器31的传热板的张数少，散热器32的各传热板的高度也可以比散热器31的各传热板的高度低。在图1中，散热器31与散热器32之间的上下方向上的尺寸的大小关系表示制冷剂流路的容量的大小关系(但是，并不表示制冷剂流路的容量的比)。另外，散热器32中的制冷剂与水的传热面积比散热器31中的制冷剂与水的传热面积小。并且，散热器32中的制冷剂的流路比散热器31中的制冷剂的流路狭窄。例如，在散热器31、32是使用传热管的热交换器的情况下，散热器32的传热管的管径比散热器31的传热管的管径小。
另外，散热器31、32经由水配管60而串联地连接。即，散热器31、32在水的流动方向上串联地配置(图1中，由实线箭头表示水的流动方向)。散热器31在水的流动中配置为比散热器32靠上游侧。由于散热器32的制冷剂温度比散热器31的制冷剂温度高，因此，通过如上述这样配置，能够使散热器31、32各自的制冷剂与水之间的温度梯度变得均匀，能够提高热交换效率。
膨胀装置41使高压的液体制冷剂减压膨胀而成为低压的气液两相制冷剂，膨胀装置42使高压的超临界制冷剂减压膨胀而成为低压的气液两相制冷剂。作为膨胀装置41、42，使用膨胀阀或者毛细管等。
蒸发器51、52是例如通过与室外空气的热交换而使由膨胀装置41、42分别减压的气液两相制冷剂蒸发的热交换器。
顺便一提，与R410A(临界温度：72.5℃)和R134a(临界温度：101℃)等现有制冷剂相比，R1123的临界温度(59.2℃)较低。因此，在使用含有R1123的制冷剂(例如，R1123的单一制冷剂、或者含有R1123的混合制冷剂)的情况下，制冷剂的临界温度与外部流体(本例中为水)的温度之差减小。因此，通过将含有R1123的同一成分的制冷剂用于制冷剂回路11、12的双方，容易在制冷剂回路11中进行冷凝运转、且在制冷剂回路12中进行超临界运转。在此，在使用混合制冷剂的情况下，作为与R1123混合的制冷剂，例如能够使用R32、R1234yf等。混合制冷剂中的R1123的混合比例如为50wt％以上。
另外，若在制冷剂回路11、12中使用同一成分的制冷剂，则由于动作特性相近，因此能够使制冷剂回路11、12的构成零件的规格共通化。因此，能够实现制冷剂回路11、12的低成本化。并且，即使对于制造制冷剂回路11、12的制造设备而言，也能够实现制冷剂的贮存槽和制冷剂封入装置的规格的共通化或者共用化。因此，与在制冷剂回路11、12中使用互不相同的制冷剂的情况相比，能够抑制设备费用。
图2是表示制冷循环装置的制冷剂回路11、12中的制冷剂的状态的p-h线图。利用图2，首先对制冷剂回路11中的制冷剂的状态进行说明。低温低压的气体制冷剂(图2的点1a)被压缩机21吸入并压缩(压缩行程)，从而变为高温高压的气体制冷剂(点2a)。高温高压的气体制冷剂在散热器31中向水散热，其本身被冷却而冷凝(冷凝行程)。由此，变为高压的液体制冷剂(点3a)。在冷凝行程中，具有100kg/m3左右的密度的气体制冷剂经由两相状态而相变为具有1000kg/m3左右的密度的液体制冷剂。高压的液体制冷剂由膨胀装置41减压而膨胀(膨胀行程)，从而变为低压的两相制冷剂(点4a)。低压的两相制冷剂在蒸发器51中通过与空气的热交换被加热而蒸发(蒸发行程)，从而变为低温低压的气体制冷剂(点1a)。
接下来，对制冷剂回路12的制冷剂状态进行说明。低温低压的气体制冷剂(点1b)被压缩机22吸入并压缩(压缩行程)，从而变为高温高压的超临界制冷剂(点2b)。高温高压的超临界制冷剂在散热器32中向水散热(散热行程)，其本身被冷却而变为温度相对较低的超临界制冷剂(点3b)。在散热行程中，超临界制冷剂的温度从60℃左右降低至40℃左右，超临界制冷剂的密度从700kg/m3左右增加至1000kg/m3左右。随之，在散热行程中超临界制冷剂的压力降低。低温的超临界制冷剂由膨胀装置42减压而膨胀(膨胀行程)，从而变为低压的两相制冷剂(点4b)。低压的两相制冷剂在蒸发器52中通过与空气的热交换被加热而蒸发(蒸发行程)，从而变为低温低压的气体制冷剂(点1b)。
在此，对制冷剂回路11以及制冷剂回路12的制冷剂的状态进行比较。与制冷剂回路11中的压缩行程之后的制冷剂(点2a)的压力及温度相比，制冷剂回路12中的压缩行程之后的制冷剂(点2b)的压力及温度均较高。与制冷剂回路11的散热器31内的制冷剂(点2a～点3a)的压力及温度相比，制冷剂回路12的散热器32内的制冷剂(点2b～点3b)的压力(散热时的压力)及温度均较高。
另外，在制冷剂回路11的散热器31内，制冷剂的密度从100kg/m3左右变化为1000kg/m3左右，与此相对，在制冷剂回路12的散热器32内，制冷剂的密度从700kg/m3左右变化为1000kg/m3左右。冷凝行程之后的液体制冷剂的密度与散热行程之后的超临界制冷剂的密度为相同程度，但冷凝行程之前的气体制冷剂的密度与散热行程之前的超临界制冷剂的密度大不相同。因此，制冷剂回路12的散热器32的制冷剂流路内的制冷剂的密度比制冷剂回路11的散热器31的制冷剂流路内的制冷剂的密度大。在此，散热器的制冷剂流路内的制冷剂的密度是指该散热器的制冷剂流路内的所有制冷剂的平均密度。
供密度相对较大的制冷剂流通的散热器32与供密度相对较小的制冷剂流通的散热器31相比，传热性能较低。在传热性能低的散热器32中，减小制冷剂流路的容量来提高制冷剂的流速，由此能够提高传热性能。另外，通过减小散热器32的制冷剂流路的容量，能够削减制冷循环装置的制冷剂量。
另一方面，供超临界状态的制冷剂流通的散热器32与供冷凝的液体制冷剂流通的散热器31相比，压力损失较小。因此，散热器32内的制冷剂流路能够进一步实现细径化。通过使散热器32内的制冷剂流路细径化，能够提高散热器32内的制冷剂的流速，能够提高散热器32的传热性能。另外，通过使散热器32内的制冷剂流路细径化，能够减小散热器32内的制冷剂流路的容量，能够削减制冷循环装置的制冷剂量。
如上所述，在本实施方式中，向水配管60内的水散热的散热器被分为使制冷剂冷凝而向水散热的散热器31、以及使制冷剂保持超临界状态不变地向水散热的散热器32。因此，通过削减散热器32的制冷剂流路的容量，能够削减制冷剂量。另外，与利用1个制冷剂回路以超临界状态运转的情况相比，能够降低在水的流动中配置于上游侧的制冷剂回路11的高压侧压力，因此能够实现高效的运转。
如以上说明的这样，本实施方式的制冷循环装置具备使同一成分的制冷剂循环的制冷剂回路11、12，在制冷剂回路11设置有使制冷剂冷凝而向外部流体(本例中为水)散热的散热器31，在制冷剂回路12设置有使制冷剂保持超临界状态不变地向外部流体散热的散热器32，散热器31在外部流体的流动方向上配置为比散热器32靠上游侧，散热器32的制冷剂流路的容量比散热器31的制冷剂流路的容量小。
另外，本实施方式的制冷循环装置具备使制冷剂循环的至少1个制冷剂回路(本例中为2个制冷剂回路11、12)，在制冷剂回路设置有至少1个压缩机(本例中为压缩机21、22)、向外部流体(本例中为水)散热的多个散热器(本例中为散热器31、32)、至少1个膨胀装置(本例中为膨胀装置41、42)、以及至少1个蒸发器(本例中为蒸发器51、52)，多个散热器在外部流体的流动方向上而串联地配置，多个散热器的散热时的压力互不相同，多个散热器的制冷剂流路的容量互不相同。
另外，本实施方式的制冷循环装置中，散热器32的制冷剂流路内的制冷剂的密度比散热器31的制冷剂流路内的制冷剂的密度大，散热器32的制冷剂流路的容量比散热器31的制冷剂流路的容量小。即，在本实施方式的制冷循环装置中，越是制冷剂流路内的制冷剂的密度大的散热器，容量越小。
另外，本实施方式的制冷循环装置中，散热器31使制冷剂冷凝而向外部流体散热，散热器32使制冷剂保持超临界状态不变地向外部流体散热。
实施方式2.
对本发明的实施方式2的制冷循环装置进行说明。图3是表示本实施方式的制冷循环装置的概要结构的制冷剂回路图。如图3所示，本实施方式的制冷循环装置具有制冷剂回路13、以及在制冷剂回路13之外另外设置的制冷剂回路14。在制冷剂回路13按照压缩机23、散热器33、膨胀装置43以及蒸发器53的顺序对这些部件进行设置。在制冷剂回路14按照压缩机24、散热器34、膨胀装置44以及蒸发器54的顺序对这些部件进行设置。
本例的压缩机23、24均将制冷剂压缩至临界压力以下的压力而使其变为高压的气体状态。由压缩机23压缩的制冷剂的压力比由压缩机24压缩的制冷剂的压力低。
散热器33、34均使气体制冷剂冷凝而向水散热。散热器34的散热时的制冷剂压力(冷凝压力)比散热器33的散热时的制冷剂压力(冷凝压力)高。另外，散热器34的散热时的制冷剂温度(冷凝温度)比散热器33的散热时的制冷剂温度(冷凝温度)高。
在本实施方式中，散热器33的制冷剂流路的容量比散热器34的制冷剂流路的容量小。
另外，散热器33、34在水的流动方向上串联地配置。散热器33在水的流动中配置为比散热器34靠上游侧。由于散热器34的制冷剂温度比散热器33的制冷剂温度高，因此，通过如上述这样配置，能够提高热交换效率。
对于膨胀装置43、44以及蒸发器53、54，由于与实施方式1相同，因此省略说明。
图4是表示制冷循环装置的制冷剂回路13、14中的制冷剂的状态的p-h线图。利用图4，首先对制冷剂回路13的制冷剂的状态进行说明。低温低压的气体制冷剂(图4的点1c)被压缩机23吸入并压缩(压缩行程)，从而变为高温高压的气体制冷剂(点2c)。高温高压的气体制冷剂在散热器33中向水散热，其本身被冷却而冷凝(冷凝行程)。由此，变为高压的液体制冷剂(点3c)。高压的液体制冷剂由膨胀装置43减压而膨胀(膨胀行程)，从而变为低压的两相制冷剂(点4c)。低压的两相制冷剂在蒸发器53中通过与空气的热交换被加热而蒸发(蒸发行程)，从而变为低温低压的气体制冷剂(点1c)。
接下来，对制冷剂回路14的制冷剂状态进行说明。低温低压的气体制冷剂(点1d)被压缩机24吸入并压缩(压缩行程)，从而变为高温高压的气体制冷剂(点2d)。高温高压的气体制冷剂在散热器34中向水散热，其本身被冷却而冷凝(冷凝行程)。由此，变为高压的液体制冷剂(点3d)。高压的液体制冷剂由膨胀装置44减压而膨胀(膨胀行程)，从而变为低压的两相制冷剂(点4d)。低压的两相制冷剂在蒸发器54中通过与空气的热交换被加热而蒸发(蒸发行程)，从而变为低温低压的气体制冷剂(点1d)。
与制冷剂回路13中的压缩行程之后的制冷剂(点2c)的压力及温度相比，制冷剂回路14中的压缩行程之后的制冷剂(点2d)的压力及温度均较高。与制冷剂回路13的散热器33内的制冷剂(点2c～点3c)的压力及温度相比，制冷剂回路14的散热器34内的制冷剂(点2d～点3d)的压力及温度均较高。
另外，由于在散热器33中与更靠上游侧(低温侧)的水进行热交换，因此制冷剂容易液化。由此，散热器33的制冷剂流路内的制冷剂与散热器34的制冷剂流路内的制冷剂相比，液体的比例较大。因此，制冷剂回路13的散热器33的制冷剂流路内的制冷剂的密度比制冷剂回路14的散热器34的制冷剂流路内的制冷剂的密度大。
供密度相对较大的制冷剂流通的散热器33与供密度相对较小的制冷剂流通的散热器34相比，传热性能较低。在传热性能低的散热器33中，减小制冷剂流路的容量来提高制冷剂的流速，由此能够提高传热性能。另外，通过减小散热器33的制冷剂流路的容量，能够削减制冷循环装置的制冷剂量。
如以上说明的这样，本实施方式的制冷循环装置具备使制冷剂循环的至少1个制冷剂回路(本例中为2个制冷剂回路13、14)，在制冷剂回路设置有至少1个压缩机(本例中为压缩机23、24)、向外部流体(本例中为水)散热的多个散热器(本例中为散热器33、34)、至少1个膨胀装置(本例中为膨胀装置43、44)、以及至少1个蒸发器(本例中为蒸发器53、54)，多个散热器在外部流体的流动方向上而串联地配置，多个散热器的散热时的压力互不相同，多个散热器的制冷剂流路的容量互不相同。
另外，本实施方式的制冷循环装置中，散热器33的制冷剂流路内的制冷剂的密度比散热器34的制冷剂流路内的制冷剂的密度大，散热器33的制冷剂流路的容量比散热器34的制冷剂流路的容量小。即，在本实施方式的制冷循环装置中，与实施方式1相同，越是制冷剂流路内的制冷剂的密度大的散热器，容量越小。
另外，本实施方式的制冷循环装置中，散热器33、34均使制冷剂冷凝而向外部流体散热，散热器33的散热时的压力比散热器34的散热时的压力低。
在本实施方式中，散热器33、34均使气体制冷剂冷凝而向水散热，但散热器33、34也可以均使制冷剂保持超临界状态不变地向水散热。在该情况下，由于在散热器33中与更靠上游侧(低温侧)的水进行热交换，因此制冷剂温度比散热器34的制冷剂的温度低。由此，散热器33的制冷剂流路内的制冷剂的密度比散热器34的制冷剂流路内的制冷剂的密度大。
供密度相对较大的制冷剂流通的散热器33与供密度相对较小的制冷剂流通的散热器34相比，传热性能较低。在传热性能低的散热器33中，减小制冷剂流路的容量来提高制冷剂的流速，由此能够提高传热性能。另外，通过减小散热器33的制冷剂流路的容量，能够削减制冷循环装置的制冷剂量。即，即使散热器33、34均使制冷剂保持超临界状态不变地向水散热，通过使散热器33的制冷剂流路的容量小于散热器34的制冷剂流路的容量，也能够获得同样的效果。
实施方式3.
对本发明的实施方式3的制冷循环装置进行说明。本实施方式的制冷循环装置具有与实施方式1、2或者后述的实施方式4、5相同的制冷剂回路结构，并且，作为制冷剂，使用全球变暖潜能值(GWP)低、且高压的制冷剂。在使用混合制冷剂的情况下，作为与低GWP的高压制冷剂混合的制冷剂，例如能够使用R32、R1234yf等。混合制冷剂中的低GWP的高压制冷剂的混合比例如为50wt％以上。
GWP低且低压的R1234yf的作为制冷剂的热物性与作为HFC制冷剂的R134a的热物性极其接近。因此，在目前以单体使用R134a制冷剂的汽车用空调装置(汽车空调)中，即使将制冷剂替换为R1234yf，性能方面的问题也不会表露。但是，在使用沸点比R134a低的HFC混合制冷剂R410A或R407C的家庭用或商业用的空调设备或者热水供给设备中，由于R1234yf的动作压力低，因此，若欲保持同等的能力，则需要增大制冷剂循环量。若使制冷剂循环量增大，则在回路中流动的制冷剂的流速在同一回路(制冷循环)中变快，因此，制冷循环中的制冷剂的压力损失变大，制冷循环的运转效率有时会变差。因此，通过使用GWP与R1234yf的GWP相等(0)、且动作压力比R1234yf的动作压力高的制冷剂，即使替代R410A或R407C，制冷循环的运转效率也不变差。
由于本实施方式与实施方式1或2同样地由2个制冷剂回路分开散热器，因此，与利用1个制冷剂回路运转的情况相比，容易降低高压侧的压力。另外，即使在过度提高排出温度时，排出温度的上升也得到抑制，因此，能够实现压缩机的高效的运转。
实施方式4.
对本发明的实施方式4的制冷循环装置进行说明。本实施方式的制冷循环装置例如用作对室内空气进行加热而生成空调空气(暖风)的空调装置。图5是表示本实施方式的制冷循环装置的概要结构的制冷剂回路图。
如图5所示，本实施方式的制冷循环装置具有使制冷剂循环的1个制冷剂回路15。作为制冷剂，既可以与实施方式3同样地使用低GWP的高压制冷剂或其混合制冷剂，也可以使用除此以外的HFC类制冷剂、HFO类制冷剂、CO2制冷剂等。
在制冷剂回路15按照压缩机25、散热器35、膨胀装置37、散热器36、膨胀装置45以及蒸发器55的顺序对这些部件进行设置。压缩机25、散热器35、膨胀装置37、散热器36、膨胀装置45以及蒸发器55由制冷剂配管连接。在制冷剂回路15中，2个散热器35、36在制冷剂的流动中串联地连接。
压缩机25将制冷剂压缩至临界压力以上的压力而使其成为超临界状态。
散热器35是使由压缩机25压缩的高温高压的超临界制冷剂与由室内风扇38鼓风的室内空气(外部流体的一个例子)进行热交换的空气热交换器。散热器35使制冷剂保持超临界状态不变地向室内空气散热。作为散热器35，例如使用横流翅片型的热交换器(cross-fin heat exchanger)，该热交换器具备相互层叠的多个传热翅片以及贯通各传热翅片的多个传热管。在横流翅片型的热交换器中，传热管的内部成为制冷剂流路。
膨胀装置37使从散热器35流出的超临界制冷剂减压膨胀而成为气液两相制冷剂。作为膨胀装置37，使用膨胀阀或者毛细管等。
散热器36是使由膨胀装置37减压的气液两相制冷剂与由室内风扇38鼓风的室内空气进行热交换的空气热交换器。散热器36使气液两相制冷剂冷凝而向室内空气散热。作为散热器36，例如使用横流翅片型的热交换器。散热器36的散热时的制冷剂压力比散热器35的散热时的制冷剂压力低。另外，散热器36的散热时的制冷剂温度比散热器35的散热时的制冷剂温度低。
膨胀装置45使从散热器36流出的高压的液体制冷剂减压膨胀而成为低压的气液两相制冷剂。作为膨胀装置45，使用膨胀阀或者毛细管等。
蒸发器55是使由膨胀装置45减压的气液两相制冷剂通过与由室外风扇56鼓风的室外空气的热交换而蒸发的热交换器。
在本实施方式中，散热器35的制冷剂流路的容量比散热器36的制冷剂流路的容量小。在散热器35、36为横流翅片型热交换器的情况下，例如散热器35的传热管在空气流动方向上的列数比散热器36的传热管在空气流动方向上的列数少。在图5中，散热器35与散热器36之间的左右方向上的尺寸的大小关系表示制冷剂流路的容量的大小关系(但是，并不表示制冷剂流路的容量比)。另外，散热器35中的制冷剂与水的传热面积比散热器36中的制冷剂与水的传热面积小。并且，散热器35中的制冷剂的流路比散热器31中的制冷剂的流路狭窄。例如，散热器35的传热管的管径比散热器36的传热管的管径小。
另外，散热器35、36在由室内风扇38鼓风的室内空气的流动方向上串联地配置(在图5中，由白色空心箭头表示室内空气的流动方向)。散热器36在室内空气的流动中配置为比散热器35靠上游侧。由于散热器35的制冷剂温度比散热器36的制冷剂温度高，因此通过如上述这样配置，能够提高热交换效率。
图6是表示制冷循环装置的制冷剂回路15中的制冷剂的状态的p-h线图。低温低压的气体制冷剂(图6的点1e)被压缩机25吸入并压缩，从而变为高温高压的超临界制冷剂(点2e)。该超临界制冷剂在散热器35中向室内空气散热，其本身被冷却而变为温度相对较低的超临界制冷剂(点3e)。该超临界制冷剂由膨胀装置37减压而膨胀，从而变为高压的两相制冷剂(点4e)。该两相制冷剂在散热器36中向室内空气散热，其本身被冷却而冷凝。由此，变为高压的液体制冷剂(点5e)。该液体制冷剂由膨胀装置45减压而膨胀，从而变为低压的两相制冷剂(点6e)。该两相制冷剂在蒸发器55中通过与室外空气的热交换被加热而蒸发，从而变为低温低压的气体制冷剂(点1e)。
在此，对散热器35以及散热器36的制冷剂的状态进行比较。在散热器35中，制冷剂保持为超临界状态(点2e～点3e)。另一方面，在散热器36中，两相制冷剂冷凝而变为液体制冷剂(点4e～点5e)。由于散热器36内的制冷剂含有气体，因此密度比较小，与此相对，由于散热器35内的制冷剂为超临界状态，因此密度比较大。因此，散热器35的制冷剂流路内的制冷剂的密度比散热器36的制冷剂流路内的制冷剂的密度大。
供密度相对较大的制冷剂流通的散热器35与供密度相对较小的制冷剂流通的散热器36相比，传热性能较低。在传热性能低的散热器35中，减小制冷剂流路的容量来提高制冷剂的流速，由此能够提高传热性能。另外，通过减小散热器35的制冷剂流路的容量，能够削减制冷循环装置的制冷剂量。
另一方面，供超临界状态的制冷剂流通的散热器35与供冷凝的液体制冷剂流通的散热器36相比，压力损失较小。因此，散热器35的传热管能够进一步实现细径化。通过使散热器35的传热管细径化，能够提高散热器35内的制冷剂的流速，能够提高散热器35的传热性能。另外，通过使散热器35的传热管细径化，能够减小散热器35内的制冷剂流路的容量，能够削减制冷循环装置的制冷剂量。
另外，在本实施方式中，由于将1个制冷剂回路的散热器分割为多个，因此，能够在1个制冷剂回路中具有多个散热时的压力。由此，能够使制冷循环中的高压侧的压力与低压侧的压力更加接近，因此，与仅具有一个散热时的压力的制冷剂回路相比，能够实现高效的运转。散热器的分割数量越增加，该效果越大。
如以上说明的这样，本实施方式的制冷循环装置具备使制冷剂循环的制冷剂回路15，在制冷剂回路15设置有使制冷剂冷凝而向外部流体(本例中为室内空气)散热的散热器36、以及使制冷剂保持超临界状态不变地向外部流体散热的散热器35，散热器36在外部流体的流动方向上而配置为比散热器35靠上游侧，散热器35的制冷剂流路的容量比散热器36的制冷剂流路的容量小。
另外，本实施方式的制冷循环装置具备使制冷剂循环的至少1个制冷剂回路(本例中为1个制冷剂回路15)，在制冷剂回路设置有至少1个压缩机(本例中为压缩机25)、向外部流体(本例中为室内空气)散热的多个散热器(本例中为散热器35、36)、至少1个膨胀装置(本例中为膨胀装置37、45)、以及至少1个蒸发器(本例中为蒸发器55)，多个散热器在外部流体的流动方向上而串联地配置，多个散热器的散热时的压力互不相同，多个散热器的制冷剂流路的容量互不相同。
另外，本实施方式的制冷循环装置中，散热器35的制冷剂流路内的制冷剂的密度比散热器36的制冷剂流路内的制冷剂的密度大，散热器35的制冷剂流路的容量比散热器36的制冷剂流路的容量小。即，在本实施方式的制冷循环装置中，与实施方式1及2相同，越是制冷剂流路内的制冷剂的密度大的散热器，容量越小。
在此，虽然本实施方式的散热器35、36在由室内风扇38鼓风的室内空气的流动方向上串联地配置，但散热器35、36既可以在由共同的室内风扇鼓风的室内空气的流动方向上并列地配置，也可以分别配置在由不同的室内风扇鼓风的实质上相互独立的室内空气的流动方向上。
实施方式5.
对本发明的实施方式5的制冷循环装置进行说明。图7是表示本实施方式的制冷循环装置的概要结构的制冷剂回路图。如图7所示，本实施方式的制冷循环装置在2个散热器35、36在制冷剂回路16中并列地连接这一点上与实施方式4不同。在制冷剂回路16中，在散热器36的入口侧设置有膨胀装置61，在散热器35的出口侧设置有膨胀装置62。由压缩机25压缩的制冷剂直接流入到散热器35。另一方面，由压缩机25压缩的制冷剂在由膨胀装置61减压之后流入到散热器36。因此，散热器36的散热时的制冷剂压力比散热器35的散热时的制冷剂压力低。另外，散热器36的散热时的制冷剂温度比散热器35的散热时的制冷剂温度低。
在本实施方式中，与实施方式4相同，散热器35的制冷剂流路的容量比散热器36的制冷剂流路的容量小。另外，散热器35、36在室内空气的流动方向上串联地配置。散热器36在室内空气的流动中配置为比散热器35靠上游侧。由于散热器35的制冷剂温度比散热器36的制冷剂温度高，因此，通过如上述这样配置，能够提高热交换效率。
图8是表示制冷循环装置的制冷剂回路16中的制冷剂的状态的p-h线图。低温低压的气体制冷剂(图8的点1f)被压缩机25吸入并压缩，从而变为高温高压的超临界制冷剂(点2f)。该超临界制冷剂的一部分流入到散热器35，其它部分流入到膨胀装置61。流入到散热器35的超临界制冷剂向室内空气散热，其本身被冷却而变为温度相对较低的超临界制冷剂(点3f)。该超临界制冷剂由膨胀装置62减压而膨胀，从而变为高压的液体制冷剂(点4f)。另一方面，流入到膨胀装置61的超临界制冷剂被减压而膨胀，从而变为高压的气体制冷剂(点5f)。该气体制冷剂在散热器36中向室内空气散热，其本身被冷却而冷凝。由此，变为高压的液体制冷剂(点4f)。该液体制冷剂与由膨胀装置62减压的液体制冷剂汇合，然后，由膨胀装置45减压而膨胀。由此，变为低压的两相制冷剂(点6f)。该两相制冷剂在蒸发器55中通过与室外空气的热交换被加热而蒸发，从而变为低温低压的气体制冷剂(点1f)。
在此，对散热器35以及散热器36的制冷剂的状态进行比较。在散热器35中，制冷剂保持为超临界状态(点2f～点3f)。另一方面，在散热器36中，气体制冷剂冷凝而变为液体制冷剂(点5f～点4f)。由于散热器36内的制冷剂含有气体，因此密度比较小，与此相对，由于散热器35内的制冷剂为超临界状态，因此密度比较大。因此，散热器35的制冷剂流路内的制冷剂的密度比散热器36的制冷剂流路内的制冷剂的密度大。
供密度相对较大的制冷剂流通的散热器35与供密度相对较小的制冷剂流通的散热器36相比，传热性能较低。在传热性能低的散热器35中，减小制冷剂流路的容量来提高制冷剂的流速，由此能够提高传热性能。另外，通过减小散热器35的制冷剂流路的容量，能够削减制冷循环装置的制冷剂量。
另一方面，供超临界状态的制冷剂流通的散热器35与供冷凝的液体制冷剂流通的散热器36相比，压力损失较小。因此，散热器35的传热管能够进一步实现细径化。通过使散热器35的传热管细径化，能够提高散热器35内的制冷剂的流速，能够提高散热器35的传热性能。另外，通过使散热器35的传热管细径化，能够减小散热器35内的制冷剂流路的容量，能够削减制冷循环装置的制冷剂量。
另外，在本实施方式中，由于将1个制冷剂回路的散热器分割为多个，因此，能够在1个制冷剂回路中具有多个散热时的压力。由此，由于能够使制冷循环中的高压侧的压力与低压侧的压力更加接近，因此，与仅具有一个散热时的压力的制冷剂回路相比，能够实现高效的运转。散热器的分割数量越增加，该效果越大。
如以上说明的这样，本实施方式的制冷循环装置具备使制冷剂循环的制冷剂回路16，在制冷剂回路16设置有使制冷剂冷凝而向外部流体(本例中为室内空气)散热的散热器36、以及使制冷剂保持超临界状态不变地向外部流体散热的散热器35，散热器36在外部流体的流动方向上配置为比散热器35靠上游侧，散热器35的制冷剂流路的容量比散热器36的制冷剂流路的容量小。
另外，本实施方式的制冷循环装置具备使制冷剂循环的至少1个制冷剂回路(本例中为1个制冷剂回路16)，在制冷剂回路设置有至少1个压缩机(本例中为压缩机25)、向外部流体(本例中为室内空气)散热的多个散热器(本例中为散热器35、36)、至少1个膨胀装置(本例中为膨胀装置45、61、62)、以及至少1个蒸发器(本例中为蒸发器55)，多个散热器在外部流体的流动方向上而串联地配置，多个散热器的散热时的压力互不相同，多个散热器的制冷剂流路的容量互不相同。
另外，本实施方式的制冷循环装置中，散热器35的制冷剂流路内的制冷剂的密度比散热器36的制冷剂流路内的制冷剂的密度大，散热器35的制冷剂流路的容量比散热器36的制冷剂流路的容量小。即，在本实施方式的制冷循环装置中，与实施方式1、2及4相同，越是制冷剂流路内的制冷剂的密度大的散热器，容量越小。
在此，虽然本实施方式的散热器35、36在由室内风扇38鼓风的室内空气的流动方向上串联地配置，但散热器35、36既可以在由共同的室内风扇鼓风的室内空气的流动方向上并列地配置，也可以分别配置于由不同的室内风扇鼓风的实质上相互独立的室内空气的流动上。
其它实施方式.
本发明并不限于上述实施方式，能够进行各种变形。
例如，虽然在上述实施方式中举出具备2个散热器的制冷循环装置的例子，但本发明也能够应用于具备3个以上的散热器的制冷循环装置。例如，在具备3个散热器的制冷循环装置中，当在3个散热器中制冷剂流路内的制冷剂的密度各不相同时，只要设为越是制冷剂的密度大的散热器则制冷剂流路的容量越小即可。3个以上的散热器既可以在1个制冷剂回路中并列或者串联地设置，也可以分别设置于不同的制冷剂回路。
另外，虽然在上述实施方式中举出制热专用的空调装置和热水生成运转专用的热源机的例子，但也可以在制冷剂回路设置四通阀等流路切换装置而能够对制热运转及制冷运转(热水生成运转及冷水生成运转)进行切换。
另外，上述的各实施方式、变形例能够相互组合而实施。
附图标记说明
11、12、13、14、15、16制冷剂回路；21、22、23、24、25压缩机；31、32、33、34、35、36散热器；37、41、42、43、44、45、61、62膨胀装置；38室内风扇；51、52、53、54、55蒸发器；56室外风扇；60水配管。

Claims (3)

1.一种制冷循环装置，其特征在于，
所述制冷循环装置具备使同一成分的制冷剂循环的第1制冷剂回路以及第2制冷剂回路，
在所述第1制冷剂回路设置有使制冷剂冷凝而向外部流体散热的第1散热器，
在所述第2制冷剂回路设置有使制冷剂保持超临界状态不变地向外部流体散热的第2散热器，
所述第1散热器在外部流体的流动方向上配置为比所述第2散热器靠上游侧，
所述第2散热器的制冷剂流路的容量比所述第1散热器的制冷剂流路的容量小。
2.一种制冷循环装置，其特征在于，
所述制冷循环装置具备使制冷剂循环的制冷剂回路，
在所述制冷剂回路设置有：第1散热器，其使制冷剂冷凝而向外部流体散热；以及第2散热器，其使制冷剂保持超临界状态不变地向外部流体散热，
所述第1散热器在外部流体的流动方向上配置为比所述第2散热器靠上游侧，
所述第2散热器的制冷剂流路的容量比所述第1散热器的制冷剂流路的容量小。
3.根据权利要求1或2所述的制冷循环装置，其特征在于，
作为制冷剂，使用含有R1123的制冷剂。
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