JP2003056930A

JP2003056930A - 空気熱源ヒートポンプ装置、水冷式ヒートポンプ装置、空冷式冷凍装置及び水冷式冷凍装置

Info

Publication number: JP2003056930A
Application number: JP2001240052A
Authority: JP
Inventors: Kyuhei Ishihane; 久平石羽根; Shoji Kikuchi; 昭治菊地; Mitsugi Aoyama; 貢青山; Mitsuru Komatsu; 満小松; Masakazu Kamikura; 正教上倉; Ryosuke Tomita; 良輔富田; Koji Ito; 浩二伊藤; Yoshikazu Ishiki; 良和石木
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2001-08-08
Filing date: 2001-08-08
Publication date: 2003-02-26

Abstract

(57)【要約】【課題】コンパクトで、冷凍サイクルの信頼性を確保で
き、かつ高効率化も図れる冷水及び温水を製造する装置
を得る。【解決手段】圧縮機１、空気熱交換器２、送風機８、プ
レート式熱交換器３、膨張装置５、及び冷媒量調整器７
等から構成され、送風機により上方へ吹き出すタイプの
空気熱源ヒートポンプ装置とし、空気熱交換器、プレー
ト式熱交換器、冷媒量調整器及び膨張装置と接続する逆
止弁によるブリッジ回路を構成する。また、膨張装置を
電子膨張弁とし、空気熱交換器は過冷却器付きとして、
該過冷却器の入口を冷媒量調整器の出口に接続し、過冷
却器出口を電子膨張弁の入口側に接続する。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、冷水や温水を製造
する空気熱源ヒートポンプ装置、水冷式ヒートポンプ装
置、空冷式冷凍装置或いは水冷式冷凍装置に関し、特に
コンパクトなヒートポンプユニットにでき、かつ冷凍サ
イクルの信頼性を確保した上で高効率化を図れるように
したものである。

【０００２】

【従来の技術】従来のヒートポンプ装置は、特開2000−
161806号公報に記載されているように、圧縮機、Ｖ字状
空気熱交換器、プレート式熱交換器、エコノマイザー、
切替弁、膨張弁、クッションタンク及びアキュムレータ
等から構成されており、加熱運転時に冷媒が流れる前記
プレート式水熱交換器を出た冷媒はクッションタンク、
逆止弁を通りエコノマイザーへ流入する通路構成となっ
ている。

【０００３】

【発明が解決しようとする課題】上記従来例の場合、加
熱運転時には、前記プレート式熱交換器を出た冷媒はク
ッションタンク、逆止弁を通りエコノマイザーへ流入す
る通路構成となっているが、この構成の場合、冷却運転
時、特に外気温度が低い時にクッションタンクに冷媒が
溜り冷凍サイクル内の冷媒量が不足した状態の運転とな
り、性能低下をおこす場合がある。また、非共沸混合冷
媒を使用した冷凍サイクルでは、低圧冷媒ほどクッショ
ンタンクに溜りやすくなるため、冷凍サイクルを循環す
る冷媒は、高圧冷媒の組成割合が大きくなり、吐出圧力
の上昇等を招き、冷凍サイクル効率の低い運転となる。
更に、圧縮機から冷媒と共にクッションタンク冷凍機油
が溜ると、圧縮機内の油量が不足し、潤滑不良による圧
縮機軸受の焼損事故につながるという問題もある。ま
た、負荷が変化することにより膨張弁へ流入する冷媒が
液とガスの気液二相状態となり、冷凍サイクルの運転状
態が不安定となる場合がある。

【０００４】前記プレート式水熱交換器の流れは、冷却
時（蒸発器として作用）には向流、加熱時（凝縮器とし
て作用）には並流となっているが、並流となっている加
熱時には温度効率が高い状態で使用されず、熱交換効率
が悪い。また、冷却運転時には冷媒がプレート式水冷却
器の下から上へ流れる垂直上昇流となっているが、この
場合には、上昇流によるせん断力と重力がバランスする
と液が上昇できなくなる。特に、蒸発時には水冷却器内
では冷媒が徐々に蒸発していくため、冷凍機油が混入さ
れている液冷媒は次第に粘度が高くなり、流動性が悪く
なる。この結果、圧縮機への冷凍機油の戻りが悪くなる
ため、水冷却器内での冷凍機油保有量が多くなり伝熱性
能の低下、圧力損失の増大等を招く。また、圧縮機内の
冷凍機油が不足し圧縮機の軸受焼損に至る場合もある。

【０００５】従来例では空気熱交換器をＶ字状としヒー
トポンプ装置のコンパクト化が図られているが、更に容
量アップを図るため、例えばＶ字状空気熱交換器を２台
組合せＷ字状とし、内側熱交換器用冷却空気をユニット
の側面から吸込む構造とした場合、ユニットの吸込み面
積が小さくなり、ユニットの通風抵抗が大きくなるから
送風機消費電力の増大を招く。

【０００６】冷凍サイクルの効率向上を図るため、従来
からヒートポンプ装置用冷媒として多く使用されてきた
Ｒ２２、オゾン層破壊の問題からＲ２２の代替品とし用
いられてきているＲ４０７Ｃより蒸気密度が大きいＲ４
１０Ａ及びＲ３２等の高圧冷媒を使用することによって
圧力損失を低減することが考えられている。しかし、Ｒ
２２及びＲ４０７Ｃより設計圧力が高くなり、冷媒配管
の耐圧強度アップが必要となるため、従来から使用され
てきた冷媒配管が耐圧強度不足のため使用できないとい
う問題がある。また、Ｒ４１０ＡやＲ３２は密度が小さ
く圧力が高いため、従来より外気温度が低い場合でも運
転が容易となる。すなわち、運転範囲が拡大に適した冷
媒である。しかし、この場合、吐出ガス温度が上昇し過
ぎないようにコントロールすることが必要である。また
低外気温度時の除霜不良への対応や性能低下への対応が
必要となる。本発明の目的は、冷水および温水を製造す
る装置おいて、コンパクトにでき、しかも信頼性を確保
した上で高効率化を図ることのできる空気熱源ヒートポ
ンプ装置、水冷式ヒートポンプ装置、空冷式冷凍装置及
び水冷式冷凍装置を得ることにある。

【０００７】

【課題を解決するための手段】本発明の第１の特徴は、
圧縮機、送風機を組込んだ空気熱交換器、送風機、プレ
ート式熱交換器、膨張装置及び冷媒量調整器を備え、前
記送風機により上方へ吹き出すタイプの空気熱源ヒート
ポンプ装置において、前記空気熱交換器はＷ字状に配置
され、前記空気熱交換器、プレート式熱交換器、冷媒量
調整器入口及び膨張装置出口のそれぞれは逆止弁により
構成されたブリッジ回路に接続され、前記膨張装置は電
子膨張弁であり、前記空気熱交換器は過冷却器を有し、
該過冷却器の入口は前記冷媒量調整器の出口に接続さ
れ、該過冷却器出口は前記電子膨張弁の入口側に接続さ
れていることにある。

【０００８】ここで、圧縮機、プレート式熱交換器及び
冷媒調整器等を収めた機械室の上側に前記空気熱交換器
部を配置し、この空気熱交換器は、垂直配置された熱交
換器と傾斜配置された熱交換器の下部を合わせた変形Ｖ
字状とし、これをＷ字状（逆Ｍ字状）に組合せ、さらに
上記空気熱交換器を複数個並列に組合せて構成すると良
い。

【０００９】また、前記空気熱交換器の伝熱管を、空気
の流れ方向に対して複数列に配置すると共に、空気入口
側に配置された伝熱管列の一部を過冷却器として使用す
るとよい。

【００１０】逆止弁により構成されたブリッジ回路を前
記プレート式熱交換器用として更に設け、このブリッジ
回路は、プレート式熱交換器の冷媒入口側と出口側、膨
張装置側、及び冷却運転と加熱運転を切り替える切替装
置側へそれぞれ接続されるように構成することもでき
る。ここで、プレート式熱交換器を冷媒流れが水平流と
なるように配置すると良い。また、プレート式熱交換器
を複数設け、冷媒側が直列となるプレート式熱交換器と
並列となるプレート式熱交換器とが組み合わされて構成
しても良い。

【００１１】なお、冷媒配管系を多重空間構造とし、該
空間のうち大気との隔壁側の空間に冷凍サイクルの低圧
側を接続してもよい。

【００１２】本発明の第２の特徴は、圧縮機、空気熱交
換器、水熱交換器、膨張装置及び冷媒量調整器等が冷媒
配管で接続されて冷凍サイクルを構成した空気熱源ヒー
トポンプ装置において、前記空気熱交換器、プレート式
熱交換器、冷媒量調整器入口及び膨張装置出口のそれぞ
れは逆止弁により構成されたブリッジ回路に接続され、
前記冷凍サイクルの作動冷媒としてＲ４１０ＡまたはＲ
３２を、前記圧縮機としてスクリュー圧縮機を用い、該
スクリュー圧縮機の中間圧力の圧縮室または冷媒吸入側
へ液インジェクションする回路を備えたことにある。

【００１３】ここで、前記空気熱交換器の下部またはそ
の空気入口側の一部に冷凍サイクルの高圧冷媒を流通さ
せる熱交換部を設けると良い。本発明の第３の特徴は、
上述した空気熱交換器の代わりに水熱交換器またはブラ
イン熱交換器を用いた水冷式ヒートポンプ装置或いは水
冷式冷凍装置としたことにある。

【００１４】本発明の第４の特徴は、圧縮機、空気熱交
換器、水熱交換器、膨張装置及び冷媒量調整器等が冷媒
配管で接続されることによって構成される空冷式冷却専
用冷凍サイクルを用いた空冷式冷凍装置において、前記
冷凍サイクルの作動冷媒としてＲ４１０ＡまたはＲ３２
を、前記圧縮機としてスクリュー圧縮機をそれぞれ用
い、該スクリュー圧縮機の中間圧力の圧縮室或いはその
冷媒吸入側に液インジェクションする回路を設けたこと
にある。

【００１５】ここで、前記空気熱交換器の下部またはそ
の空気入口側の一部に冷凍サイクルの高圧冷媒を流通さ
せる熱交換部を設けると良い。

【００１６】また、上記おいて、冷凍サイクルの高圧液
ラインから液冷媒を分岐し、この液冷媒を膨張手段によ
り減圧し、主回路を流れる液冷媒を冷却した後、圧縮途
中の中間圧力の圧縮室或いはその圧縮機の吸入側へ流入
させる構成のエコノマイザー回路を設けることも有効で
ある。

【００１７】更に、上記において、前記水熱交換器また
はブライン熱交換器は複数のプレート式熱交換器により
構成しても良い。

【００１８】冷却運転時、冷媒調整器はプレート式熱交
換器との間に逆止弁が配置され、高圧側ライン中に配置
される。

【００１９】

【発明の実施の形態】以下、本発明の実施例を図面１〜
１２に基づいて説明する。◆ 図１の冷凍サイクルは、圧縮機１、空気熱交換器２、プ
レート式熱交換器３、過冷却器４、電子膨張弁５、冷却
運転と加熱運転の流路切替装置６、冷媒調整器７、送風
機８、逆止弁９の主構成機器が冷媒配管により接続され
ている。空気熱交換器２は、空気側の熱抵抗が冷媒側の
熱抵抗より大きいため伝熱面積が多く必要なる。このた
めユニットがコンパクトとなるようにＶ字状の空気熱交
換器が２台組み合わされたＷ字状の配置構造となってい
る。冷却運転時には、圧縮機１から吐出される高温高圧
の冷媒ガスは切替弁６を通り、空気熱交換器２へ流入さ
れ、ここで空気により冷却され凝縮液化し乾き度が０に
近い気液二相状態で流出する。次にこの冷媒は、逆止弁
９ａ、冷媒調整器７を通った後、過冷却器４へ流入され
過冷却液となって流出する。この液冷媒は、電子膨張弁
５で減圧された後逆止弁９ｄを通り、プレート式熱交換
器３へ流入され、ここで水などの被冷却媒体を冷却し、
自らは蒸発しガス状態となって流出し、切替弁６を通過
後、圧縮機へ再び吸入される。加熱運転時には、圧縮機
１から吐出される高温高圧の冷媒ガスは、プレート式熱
交換器３へ流入するように切替弁６により流路が切換え
られる。プレート式熱交換器３では、水などの被加熱媒
体を加熱し、自らは凝縮液化し流出する。この液冷媒
は、逆止弁９ｂ、冷媒調整器７、過冷却器４を通り、電
子膨張弁５により減圧され逆止弁９ｃを通過後、空気熱
交換器２へ流入し、ここで空気と熱交換されることによ
って自らは蒸発しガス状態となって空気熱交換器２から
流出する。空気熱交換器２から流出した冷媒ガスは、切
換弁６を通過後、再び圧縮機へ吸入される。この加熱運
転時には、空気熱交換器２に着霜し、性能低下をおこす
場合があるため、適宜除霜運転が行われる。除霜運転時
の冷凍サイクルは、冷却運転時と同じ動作となる。すな
わち圧縮機１から吐出され空気熱交換器へ流入される高
圧高温の冷媒の凝縮熱で除霜が行われる。

【００２０】上述したように、本実施例の冷凍サイクル
は、冷却運転または加熱運転において、空気熱交換器ま
たはプレート式熱交換器を流出した冷媒は、冷媒量調整
器７、過冷却器４、電子膨張弁５を順次流れ、それぞれ
の機器での流れ方向は冷却および加熱運転で同一方向と
なっている。このように冷媒調整器７は常時冷媒が流れ
ている高圧側に配置されているため、冷媒調整器７内に
冷媒および冷凍機油が滞留することはない。すなわち、
冷媒不足による性能低下及び軸受潤滑不良による圧縮機
焼損を防止できる。また、過冷却器４で過冷却された液
冷媒が電子膨張弁５へ流入するため、安定した運転状態
が得られる。更に、エコノマイザーによる過冷却をとる
方式のように、圧縮機入力が増大する問題もない。ま
た、上述したように冷却、加熱及び除霜のいずれの運転
においても、冷媒は常に冷媒調整器７、過冷却器４及び
電子膨張弁５を通過する構成となっていること、また冷
媒量調整器７を空気熱交換器２の下端より下部に配置
し、これらを接続する冷媒配管には逆止弁９ａが配置さ
れているため、特に除霜運転後加熱運転に切換えた場合
でも、冷媒調整器７内から流出される冷媒量を電子膨張
弁５により調節することによって、圧縮機への液戻りを
軽減できる。このため、液バックが原因で発生する圧縮
機軸受の潤滑不良を防止できる。

【００２１】図２、図３は図１に示されている実施例の
空気熱交換器２の配置構造に関する例を示すものであ
る。図２は送風機８を組込んだ空気熱交換器２部を、圧
縮機１、プレート式熱交換器３及び冷媒調整器７等を収
めた機械室１０の上側に配置し、該空気熱交換器２は垂
直配置された熱交換器２ａ（２ｄ）と傾斜配置された熱
交換器２ｂ（２ｃ）の下部を合わせた変形Ｖ字状配置構
造とし、これを逆Ｍ字状となるように組合せた構成とな
っている。また、逆Ｍ字状空気熱交換器２を複数並列に
接続すれば容量アップを図ることができる。本実施形態
では、空気熱交換器２部のユニット高さ、幅及び奥行を
一定とした空間での空気熱交換器２の空気吸込み面積を
Ｖ字状配置のものと比べ大きくとることができる。更
に、内側に配置された空気熱交換器２ｂ，２ｃへのユニ
ットの空気吸込み面をユニットの側面１１とした場合、
その吸込み面積はＷ字状配置の場合に比べ約２倍とれ送
風系の通風抵抗の小さいユニット構造となる。図３は図
２に示した実施例のユニット吸込み面積に加えて、機械
室１０部のユニット側面１２からも吸込めるようにした
もので、更に通風抵抗の低減が可能となる。

【００２２】図４は図１〜図３の実施例の過冷却器４を
有する空気熱交換器２の一例を模式的に示したものであ
る。この例は、空気入口側１列目の伝熱管列の一部を過
冷却器４とした構成の空気熱交換器２である。特に、Ｗ
字状および逆Ｍ字状空気熱交換器２では下部ほど出口側
流路断面積が小さいため、抵抗が大きくなり風量がとれ
ないので、上述したように空気入口側列で風量が多くと
れる高さ方向に過冷却器４を配置することにより過冷却
器４の熱交換性能を向上できる。

【００２３】図５に示した実施形態は、逆止弁１３ａ、
１３ｂ、１３ｃ、１３ｄを用いたプレート式熱交換器３
用ブリッジ回路を設け、前記プレート式熱交換器３の冷
媒流れ方向を一定とし、冷却運転及び加熱運転において
冷媒流れ形式が向流となるように構成したものである。
冷却運転時、電子膨張弁５、逆止弁９ｄを通過してきた
冷媒は、プレート式熱交換器３用ブリッジ回路の逆止弁
１３ａを通った後、プレート式熱交換器３へ流入し、こ
こで被冷却媒体を冷却する。その後、逆止弁１３ｄ、切
換弁６を通過する。加熱運転時には、切換弁６、プレー
ト式熱交換器３用ブリッジ回路の逆止弁１３ｂを通った
後、プレート式熱交換器３へ流入し、ここで被加熱媒体
を加熱する。その後、冷媒は逆止弁１３ｃを通り逆止弁
９ｂの方向へ流れる。なお、他の機器の動作は、図１に
示されている実施形態の例と同じであるため、その説明
は省略する。

【００２４】図６〜図８は、図１及び図５に示すプレー
ト式熱交換器３の具体例を示したものである。図６は同
じ仕様のプレート式熱交換器３ａ,３ｂ,３ｃが用いられ
ており、冷媒側が並列に接続されたプレート式熱交換器
３ａと３ｂのブロックＢ１とプレート式熱交換器３ｃの
ブロックＢ２が直列に接続された構成となっている。こ
の場合、下流側プレート式熱交換器Ｂ２の冷媒流路数
が、上流側プレート式熱交換器Ｂ１の冷媒通路数の半分
となる。

【００２５】図７に示されている例は、容量の異なる２
台のプレート式熱交換器を冷媒側が直列となるように配
列された例である。ここで、容量の大きいプレート式熱
交換器３ｄは、容量の小さいプレート式熱交換器３ｅと
比べ、プレート枚数が多いかまたはプレートサイズが大
きい等により流路断面積が大きく流路抵抗が小さいプレ
ート式熱交換器となっている。このようなプレート式熱
交換器の構成とした場合、プレート式熱交換器３ｃ出口
側の冷媒流速は、プレート式熱交換器３ｂ,３ｃ入口側
より速くなる。

【００２６】図８はプレート式熱交換器３の例を示した
模式図である。これはプレート面が水平となっており高
さ方向にプレートが積み上げられた構成のプレート式熱
交換器で、冷媒はプレート間を水平方向に流れる。この
場合には、上昇流のように、せん断力と重力がバランス
して液が流れなくなるようなことはなく、油混入冷媒の
流動性がよくなる。

【００２７】図９及び図１０は冷媒配管の一例を示すも
のである。図９は二重管構造の冷媒配管を示したもの
で、内管１４の管内側を冷凍サイクルの高圧側とし、内
管１４の外側すなわち大気との隔壁側となる環状部側を
冷凍サイクルの低圧冷媒としたものである。図１０は高
圧側配管１６および低圧側配管１７を直径の大きい配管
１８の中に入れて、この配管１８内には冷凍サイクルの
低圧側圧力をかけるようにした冷媒配管である。いずれ
も大気との隔壁側には冷凍サイクルの低圧側圧力がかか
る。このような冷媒配管構造とすることによって、冷媒
配管の耐圧強度を低く押さえることができるため、比較
的直径が大きく、肉厚が薄い配管で高圧冷媒への対応が
可能となる。また、高圧冷媒Ｒ４１０Ａ及びＲ３２は冷
媒ガス密度が小さいため、冷媒の配管における圧力損失
が更に低減される。

【００２８】図１１及び図１２は、高圧冷媒（Ｒ４１０
Ａ、Ｒ３２）を用いた冷凍サイクルの系統を示したもの
である。高圧冷媒の特性は、例えば空冷ヒートポンプ装
置の定格運転および低外気温度運転を想定しサイクル性
能へ影響する凝縮温度および蒸発温度を、それぞれ５０
℃、および、０℃、−１０℃、−２０℃の場合の凝縮圧
力、蒸発圧力、凝縮圧力と蒸発圧力の比、および、蒸発
圧力における飽和ガス比容積をＲ４０７Ｃと比較すると
下表１のようになる。

【００２９】

【表１】すなわち、高圧冷媒Ｒ４１０Ａ及びＲ３２は、従来のＲ
４０７Ｃと比べて定格運転条件および低外気温度を想定
した蒸発温度０℃、−１０℃、−２０℃において圧力比
が小さく、蒸発温度が低い方ほど高圧冷媒と従来冷媒の
圧力の比差が大きくなっている。従って、一般に本発明
のヒートポンプ装置等で用いる容積形圧縮機であるスク
リュー圧縮機の効率は、圧力比の低い方が高いため、低
外気温度ほど高圧冷媒の優位性がでてくる。また、ガス
比容積も高圧冷媒の方が小さいため、冷媒圧力損失が小
さくなりサイクル性能向上の点から優位性がある。以下
に、具体例について説明する。

【００３０】まず、空気熱源ヒートポン装置は、圧縮
機、空気熱交換器、水熱交換器、膨張装置及び冷媒量調
整器等が冷媒配管で接続されることによって構成される
冷凍サイクルを用いた空気熱源ヒートポンプ装置であ
り、作動冷媒としてＲ４１０ＡまたはＲ３２を用い、前
記圧縮機としてスクリュー圧縮機を用いたものである。
スクリュー圧縮機の中間圧力となる圧縮室へは、高圧液
ラインから液インジェクション配管が開閉弁および絞り
装置を介して接続されている。吐出ガス温度が上昇した
場合には、液インジェクションを行うことによって吐出
ガス温度がコントロールされ圧縮機信頼性が確保され
る。

【００３１】他の例を説明する。この例では空気熱源ヒ
ートポンプ装置は、空気熱交換器の下部または空気入口
側の一部に冷凍サイクルの高圧冷媒を流通せしめる熱交
換部を設けた構成としたものである。通常、除霜後の空
気熱交換器下部には残霜が残りやすく、これが徐々に堆
積されて熱交換性能の低下を招くが、この例の場合に
は、熱交換部に高圧側冷媒が流れるため、霜が残るよう
なことはなくなる。

【００３２】図１１は、図１の実施例のサイクル系統に
エコノマイザー１９を設けたもので、圧縮機１はスクリ
ュー圧縮機である。このような回路を組むことによっ
て、冷媒調整器７から流出する液冷媒は、エコノマイザ
ー１９で冷却される。冷却する冷媒は冷媒調整器７から
流出した液冷媒の一部を分岐して使用している。この冷
媒は、エコノマイザー１９を出た後スクリュー圧縮機の
中間圧力の圧縮機室へ吸入される。このような構成とす
ることによって、プレート式熱交換器でのエンタルピー
差を大きくとれるため、サイクル性能が向上する。すな
わち、上述したように、高圧冷媒（Ｒ４１０Ａ、Ｒ３
２）化により、低外気温度運転において、従来のものよ
り高性能化を可能とし、エコノマイザーを付加すること
により、更に性能向上が図れる。圧縮過程中の中間圧力
部へ冷媒供給が可能なスクリュー圧縮機を用いることに
よって、エコノマイザー付き回路の構成が達成されるも
のである。

【００３３】図１２は、図１１に示した場合と同様に、
図１に示したサイクル系統に液バイパス回路２１を設け
た構成としたもので、圧縮機１はスクリュー圧縮機であ
る。作動冷媒として高圧冷媒（Ｒ４１０Ａ，Ｒ３２）を
用い、低外気温度域で運転した場合、従来より圧力比が
大きくなって吐出ガス温度が上昇し、圧縮機内の冷凍機
油の劣化等を招くため、吐出ガス温度をコントロールす
る必要がある。本例では、圧縮機１としてスクリュー圧
縮機を用い、吐出ガス温度が上昇してきた場合に電磁弁
２２を開くことによって、圧縮過程中の中間圧力部へ液
インジェクションし、吐出ガス温度をコントロールする
ことが可能となる。また、スクリュー圧縮機の冷媒吸入
側へ液インジェクションした場合には、圧縮機モータを
冷却できる効果もある。

【００３４】上記空気熱交換器を水熱交換器またはブラ
イン熱交換器へ替えた構成の水冷式ヒートポンプ装置と
することも可能であり、空冷式のヒートポンプ装置と動
作および効果は同じである。

【００３５】上記ヒートポンプ装置を、空冷式冷凍装置
（空冷式冷却専用冷凍装置）或いは水冷式冷凍装置（水
冷式冷却専用冷凍装置）へ展開することも同様に可能で
ある。この場合も、空冷ヒートポンプ装置における冷却
運転と同様の動作及び効果を得ることができる。

【００３６】水熱交換器またはブライン熱交換器を用い
かつ複数のプレート式熱交換器を用いる構成とすること
もできる。このような構成とすることによって、大がか
りな耐圧構造が必要で高価格となる大容量プレート式熱
交換器を用いる必要がなくなり、高耐圧化への対応が容
易な小容量タイプのプレート式熱交換器を使用できる。
このため、冷却装置及びヒートポンプ装置の大容量化が
容易に可能となる。

【００３７】本実施例によれば以下の効果が得られる。
◆ 冷却、加熱及び除霜運転において、冷媒量調整器７は常
時冷凍サイクル内を流れている高圧の冷媒ラインに配置
されているため、ここに冷媒および冷凍機油が未使用状
態で滞留することがなく、冷媒不足運転による性能低下
及び圧縮機内の油量不足による軸受焼損を防止できる。

【００３８】また、冷媒量調整器から流出される冷媒は
過冷却器で過冷却液となり、液単相状態で電子膨張弁へ
流入するため、気液二相状態の冷媒が流入する場合と比
べ安定した冷凍サイクル運転が得られる。

【００３９】さらに、除霜終了後、空気熱交換器内の冷
媒を冷媒調整器に回収後、加熱運転へ切換えることによ
り、冷媒調整器内の冷媒は、液バックしなように電子膨
張弁で冷媒流量が調整されるため、圧縮機軸受の潤滑不
良による圧縮機焼損事故を防止できる。この場合、液戻
り防止の役目をもつアキュムレータが不要であるため、
冷凍サイクルが簡素化され、圧縮機吸入配管系の圧力損
失が小さくなり冷凍サイクル性能が向上する。空気熱交
換器を逆Ｍ字状配置とすることにより、内側空気熱交換
器へのユニット吸込み面積を大きくとれ、更に機械室側
のユニット面に吸込み口を設けることにより、ユニット
送風系の通風抵抗を小さくできるため、送風機の消費電
力を低減できる。Ｗ字状または逆Ｍ字状に配置された空
気熱交換器にし、空気入口側の列で、風量の多い高さ方
向に過冷却器を配置することにより、過冷却器の熱交換
性能を向上できる。◆ 冷却運転と加熱運転において、プレート式熱交換器の流
れ形式を向流とすることにより、熱交換効率を向上でき
る。

【００４０】プレート式熱交換器を複数設け、冷媒側が
直列となるプレート式熱交換器と並列となるプレート式
熱交換器とが組み合わされて構成することにより、プレ
ート式熱交換器内での冷凍機油の流動性が向上するた
め、圧縮機への油戻りが良好となり圧縮機内油量不足に
よる軸受焼損を防止できる。さらに、プレート熱交換器
内では、冷凍機油の保有量が減るため、伝熱性能が向上
し、圧力損失も小さくなるため熱交換性能が向上する。

【００４１】冷媒配管系を多重空間構造とし、該空間の
うち大気との隔壁側の空間に冷凍サイクルの低圧側を接
続することにより、Ｒ４１０ＡおよびＲ３２等の高圧冷
媒を用いても冷媒配管には、冷凍サイクルの高圧圧力と
低圧圧力の差圧、および、低圧圧力と大気圧力の差圧が
かかるが、これらの圧力は従来の冷媒配管における高圧
圧力と大気圧力の差圧より小さい圧力となる。このた
め、冷媒配管の耐圧強度を小さく押さえることができ、
配管径の大きいものを使用できるため、圧力損失を小さ
くできる。さらに、高圧冷媒（Ｒ４１０Ａ、Ｒ３２）を
用い、圧縮機としてスクリュー圧縮機を用いれば、運転
範囲の拡大が可能となる。◆ 水熱交換器またはブライン熱交換器は複数のプレート式
熱交換器により構成することにより、複数のプレート式
熱交換器を用いて、高圧冷媒対応の大容量の冷凍装置及
びヒートポンプ装置を容易に実現できる。すなわち、
本実施例によれば、冷却、加熱及び除霜運転において、
常に電子膨張弁を通過してから圧縮機へ冷媒が流入され
る構成のため、電子膨張弁の開度調整によって圧縮機へ
の液戻りを防止できる。また、冷媒調整器流出後、過冷
却器により過冷却された液冷媒が電子膨張弁へ供給され
るため、冷凍サイクルは安定した状態で運転される。冷
却運転では過冷却度を大きくとれる（プレート式熱交換
器入口と出口での冷媒エンタルピーの差を大きくとれ
る）ためサイクル性能を向上できる。

【００４２】更に、複数のプレート式熱交換器を組合
せ、プレート間を流れる冷媒の流速を調整すること、及
び冷媒流れを水平流となる使い方をすることにより、圧
縮機への油戻りが良好となり、圧縮機の信頼性を向上で
きると共に、プレート式熱交換器性能への油の影響が軽
減され、伝熱性能および圧力損失が低減され、サイクル
性能を向上できる。

【００４３】

【発明の効果】本発明によれば、冷水および温水を製造
する装置おいて、コンパクトにでき、しかも信頼性を確
保した上で高効率化を図ることのできる空気熱源ヒート
ポンプ装置、水冷式ヒートポンプ装置、空冷式冷凍装置
及び水冷式冷凍装置を得ることができる効果がある。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の一実施例を示す空気熱源ヒートポンプ
装置の冷凍サイクル系統図である。

【図２】本発明の空気熱交換器配置構造の例を示すユニ
ット概略図である。

【図３】空気熱交換器配置構造の他の例を示すユニット
概略図である。

【図４】過冷却器の配置構造の例を示す空気熱交換器の
模式図である。

【図５】本発明の他の実施例を示す空気熱源ヒートポン
プ装置の冷凍サイクル系統図である。

【図６】プレート式熱交換器の例を示す系統図である。

【図７】プレート式熱交換器の他の例を示す系統図であ
る。

【図８】プレート式熱交換器の構造の一例を示す概略図
である。

【図９】高圧冷媒対応冷媒配管の例を示す構造図であ
る。

【図１０】高圧冷媒対応冷媒配管の他の例を示す構造図
である。

【図１１】高圧冷媒を使用する実施例を示す冷凍サイク
ル系統図である。

【図１２】高圧冷媒を使用する他の実施例を示す冷凍サ
イクル系統図である。

【符号の説明】

１…圧縮機、２…空気熱交換器、３…プレート式熱交換
器、４…過冷却器、５…電子膨張弁、６…切換弁、７…
冷媒調整器、８…送風機、９…逆止弁、１３…逆止弁。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.⁷ 識別記号ＦＩテーマコート゛(参考）Ｆ２５Ｂ 39/00 Ｆ２５Ｂ 39/00 Ｄ 41/00 41/00 Ｆ 47/02 ５５０ 47/02 ５５０Ｅ (72)発明者青山貢静岡県清水市村松390番地株式会社日立空調システム清水生産本部内 (72)発明者小松満静岡県清水市村松390番地株式会社日立空調システム清水生産本部内 (72)発明者上倉正教静岡県清水市村松390番地株式会社日立空調システム清水生産本部内 (72)発明者富田良輔静岡県清水市村松390番地株式会社日立空調システム清水生産本部内 (72)発明者伊藤浩二静岡県清水市村松390番地株式会社日立空調システム清水生産本部内 (72)発明者石木良和静岡県清水市村松390番地株式会社日立空調システム清水生産本部内Ｆターム(参考） 3L092 AA01 AA02 AA05 AA09 BA04 BA12 BA15 BA18 BA26

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】圧縮機、送風機を組込んだ空気熱交換器、
送風機、プレート式熱交換器、膨張装置及び冷媒量調整
器を備え、前記送風機により上方へ吹き出すタイプの空
気熱源ヒートポンプ装置において、前記空気熱交換器はＷ字状に配置され、前記空気熱交換器、プレート式熱交換器、冷媒量調整器
入口及び膨張装置出口のそれぞれは逆止弁により構成さ
れたブリッジ回路に接続され、前記膨張装置は電子膨張弁であり、前記空気熱交換器は過冷却器を有し、該過冷却器の入口
は前記冷媒量調整器の出口に接続され、該過冷却器出口
は前記電子膨張弁の入口側に接続されていることを特徴
とする空気熱源ヒートポンプ装置。
【請求項２】請求項１において、圧縮機、プレート式熱
交換器及び冷媒調整器等を収めた機械室の上側に前記空
気熱交換器部を配置し、この空気熱交換器は、垂直配置された熱交換器と傾斜配
置された熱交換器の下部を合わせた変形Ｖ字状とし、こ
れをＷ字状（逆Ｍ字状）に組合せ、さらに上記空気熱交換器を複数個並列に組合せて構成し
たことを特徴とする空気熱源ヒートポンプ装置。
【請求項３】請求項１または２において、前記空気熱交
換器の伝熱管を、空気の流れ方向に対して複数列に配置
すると共に、空気入口側に配置された伝熱管列の一部を
過冷却器としたことを特徴とする空気熱源ヒートポンプ
装置。
【請求項４】請求項１〜３の何れかにおいて、逆止弁に
より構成されたブリッジ回路を前記プレート式熱交換器
用として更に設け、このブリッジ回路は、プレート式熱
交換器の冷媒入口側と出口側、膨張装置側、及び冷却運
転と加熱運転を切り替える切替装置側へそれぞれ接続さ
れていることを特徴とする空気熱源ヒートポンプ装置。
【請求項５】請求項４において、プレート式熱交換器を
冷媒流れが水平流となるように配置したことを特徴とす
る空気熱源ヒートポンプ装置。
【請求項６】請求項４において、プレート式熱交換器を
複数設け、冷媒側が直列となるプレート式熱交換器と並
列となるプレート式熱交換器とが組み合わされて構成し
たことを特徴とする空気熱源ヒートポンプ装置。
【請求項７】請求項１〜６の何れかにおいて、冷媒配管
系を多重空間構造とし、該空間のうち大気との隔壁側の
空間に冷凍サイクルの低圧側を接続したことを特徴とす
る空気熱源ヒートポンプ装置。
【請求項８】圧縮機、空気熱交換器、水熱交換器、膨張
装置及び冷媒量調整器等が冷媒配管で接続されて冷凍サ
イクルを構成した空気熱源ヒートポンプ装置において、前記空気熱交換器、プレート式熱交換器、冷媒量調整器
入口及び膨張装置出口のそれぞれは逆止弁により構成さ
れたブリッジ回路に接続され、前記冷凍サイクルの作動冷媒としてＲ４１０ＡまたはＲ
３２を、前記圧縮機としてスクリュー圧縮機を用い、該
スクリュー圧縮機の中間圧力の圧縮室または冷媒吸入側
へ液インジェクションする回路を備えたことを特徴とす
る空気熱源ヒートポンプ装置。
【請求項９】請求項８において、前記空気熱交換器の下
部またはその空気入口側の一部に冷凍サイクルの高圧冷
媒を流通させる熱交換部を設けたことを特徴とする空気
熱源ヒートポンプ装置。
【請求項１０】請求項９において、冷凍サイクルの高圧
液ラインから液冷媒を分岐し、この液冷媒を膨張手段に
より減圧し、主回路を流れる液冷媒を冷却した後、圧縮
途中の中間圧力の圧縮室或いは当該圧縮機の吸入側に流
入させる構成のエコノマイザー回路を備えたことを特徴
とする空気熱源ヒートポンプ装置。
【請求項１１】請求項８〜１０の何れかに記載の空気熱
交換器の代わりに水熱交換器またはブライン熱交換器を
用いたことを特徴とする水冷式ヒートポンプ装置。
【請求項１２】圧縮機、空気熱交換器、水熱交換器、膨
張装置及び冷媒量調整器等が冷媒配管で接続されること
によって構成される空冷式冷却専用冷凍サイクルを用い
た空冷式冷凍装置において、前記冷凍サイクルの作動冷
媒としてＲ４１０ＡまたはＲ３２を、前記圧縮機として
スクリュー圧縮機をそれぞれ用い、該スクリュー圧縮機
の中間圧力の圧縮室或いはその冷媒吸入側に液インジェ
クションする回路を設けたことを特徴とする空冷式冷凍
装置。
【請求項１３】請求項１２において、前記空気熱交換器
の下部またはその空気入口側の一部に冷凍サイクルの高
圧冷媒を流通させる熱交換部を設けたことを特徴とする
空冷式冷凍装置。
【請求項１４】請求項１３において、冷凍サイクルの高
圧液ラインから液冷媒を分岐し、この液冷媒を膨張手段
により減圧し、主回路を流れる液冷媒を冷却した後、圧
縮途中の中間圧力の圧縮室或いはその圧縮機の吸入側へ
流入させる構成のエコノマイザー回路を設けたことを特
徴とする空冷式冷凍装置。
【請求項１５】請求項１２〜１４の何れかに記載の空気
熱交換器の代わりに水熱交換器またはブライン熱交換器
を用いたことを特徴とする水冷式冷凍装置。
【請求項１６】請求項１５において、前記水熱交換器ま
たはブライン熱交換器は複数のプレート式熱交換器によ
り構成されていることを特徴とする水冷式冷凍装置。