JP2005076933A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 目的に応じて運転モードを切換えることにより、供給空気の温度および湿度を所望の値に調整可能とし、再熱量の大小によらず必要冷媒量を一定とできることを目的とする。
【解決手段】 少なくとも圧縮機、凝縮器、減圧手段、蒸発器を順次接続してなる冷凍サイクル装置において、前記凝縮器が複数台並列に配置され、それぞれの出口側に流量調整可能な第１の減圧手段を設けるとともに、前記凝縮器の少なくとも１台以上の入口側に第２の減圧手段を配設して、各凝縮器で放熱する熱源温度が異なる場合においても、放熱量の比率を任意に調整可能とする。
【選択図】 図１

Description

この発明は、複数台の凝縮器を有する冷凍サイクル装置に関わるものであり、特に、供給空気の温度と湿度の双方を調整可能な冷凍サイクル装置に関するものである。

従来のこの種の冷凍サイクル装置として、冷媒圧縮機、第１熱交換器、第２熱交換器、冷媒再熱器、四方弁からなり、第１熱交換器の液管に第１電磁弁を、第２熱交換器のガス管に第４電磁弁を、第２熱交換器の液管に第２電磁弁を、そして冷媒再熱器のガス管に第３電磁弁をそれぞれ設け、四方弁の接続口はそれぞれ第３、４電磁弁、第１熱交換器のガス管、アキュムレータ、冷媒圧縮機に接続され、供給風路としては第１熱交換器、冷媒再熱器を順次通過する構成となっている。そして第１熱交換器を蒸発器として使用する際は第１電磁弁が開放され、絞り装置で減圧された冷媒が第１熱交換器に流入する。

一方、供給空気を加熱する場合には、第１熱交換器を凝縮器として使用する。第１熱交換器で凝縮した冷媒は逆止弁を通過し、開放された第２電磁弁、絞り装置を通過して蒸発器として機能する第２熱交換器へ流入する。すなわち、逆止弁は、冷媒流通方向が逆転する場合に、絞り装置のいずれかをバイパスするように配置されている。そして、冷媒再熱器から液管に接続する配管上に設けられた逆止弁は第１熱交換器を凝縮器として使用した際に冷媒が再熱器に流入しないように配置されたものである。

この従来の冷凍サイクル装置においては、第１熱交換器を凝縮器、第２熱交換器を蒸発器として使用するモードでは供給空気を加熱でき、また、第１熱交換器を蒸発器、第２熱交換器を凝縮器として使用するモードでは供給空気を冷却できる。さらに、第１熱交換器を蒸発器、冷媒再熱器を凝縮器として使用するモードでは供給空気を常温乾燥状態にすることが可能となる。（例えば、特許文献１参照）

また、例えば、上記とほぼ同様な構成で、第２熱交換器と冷媒再熱器の双方に冷媒を流通させ、それぞれの減圧手段を流量調整可能なものとし、その流量比を制御することで再熱器出口の供給空気温度を制御するものがある。（例えば、特許文献２参照）

特開平１０−８２５８５号公報（第２−３頁、第１図） 特開平５−３４０５９４号公報（第３−４頁、第１−３図）

しかしながら、従来のような構成では、冷媒を凝縮させる熱交換器として再熱器か第２熱交換器かを選択させることになるため、再熱器での加熱量はそのサイズにより決まり、供給空気の温度および湿度を所定値に制御することは困難である。

また、再熱器と第２熱交換器を同時に利用し、冷媒流量比を制御することで再熱器出口温度を目標値に調整する場合においては、再熱量を必要としない場合に再熱器に多量の液冷媒が溜まり込むこととなるため、冷媒回路に多量の冷媒を封入することとなり、冷凍サイクルに設置される受液器の大型化によるコスト増大を招くばかりでなく、圧縮機起動時の液バックなどで信頼性の悪化をも招くこととなる。

この発明は上記のような問題点を解消するためになされたもので、目的に応じて運転モードを切り替えることにより、供給空気の温度および湿度を所望の値に調整することを可能にするとともに、再熱量の大小によらず必要冷媒量を一定とし、低コストで信頼性の高い冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。

本発明の冷凍サイクル装置は、少なくとも圧縮機、凝縮器、減圧手段、蒸発器、を順次配管で接続してなる冷凍サイクル装置において、前記凝縮器が複数台並列に配置され、前記凝縮器の出口側配管にそれぞれ流量調整可能な第１の減圧手段を設けるとともに、前記複数凝縮器の少なくとも１台以上の凝縮器入口側配管に第２の減圧手段を配設したものである。

また、本発明の冷凍サイクル装置は、前記蒸発器と、前記凝縮器の少なくとも１台以上が同一風路内に配設された空気熱交換器である。

また、本発明の冷凍サイクル装置は、前記圧縮機から吐出した冷媒の流れ方向を切り替える四方弁を備え、前記複数の凝縮器のうち前記蒸発器と同一風路内に配設されていない熱交換器を蒸発器として機能させるものである。

また、本発明の冷凍サイクル装置は、前記蒸発器が、その一部の冷媒流路を閉止させる開閉弁を備えたものである。

また、本発明の冷凍サイクル装置は、前記複数の凝縮器のうち、前記蒸発器と風路を同一としない凝縮器の少なくとも１台以上は、その凝縮器から流出する液冷媒の一部を分流して前記圧縮機の吸入側へ流通させる分岐回路に第３の減圧手段と内部熱交換器を備え、前記第３の減圧手段により分流した液冷媒を減圧させた後、前記主流の液冷媒との間で熱交換させたものである。

また、本発明の冷凍サイクル装置は、前記圧縮機の吐出圧力、吸入圧力の少なくともいずれか一方を検知する圧力検知手段を備え、前記圧力検知手段により検知された圧力値が所定範囲を外れないように前記蒸発器の熱交換量を調整する蒸発器熱交換量調整手段を備えたものである。

また、本発明の冷凍サイクル装置は、前記第２の減圧手段が、電動モータで駆動可能な弁を有し、弁と弁座との隙間を連続的に変化させて流路抵抗を調整するものである。

また、本発明の冷凍サイクル装置は、前記第２の減圧手段が、流路抵抗の異なるキャピラリチューブと開閉弁が複数並列に配置され、前記開閉弁の開閉により流路抵抗を段階的に調節するものである。

また、本発明の冷凍サイクル装置は、前記第２の減圧手段が、高速で開閉可能な開閉弁としたものである。

本発明に係る冷凍サイクル装置によれば、少なくとも圧縮機、凝縮器、減圧手段、蒸発器、を順次配管で接続してなる冷凍サイクル装置において、前記凝縮器が複数台並列に配置され、前記凝縮器の出口側配管にそれぞれ流量調整可能な第１の減圧手段を設けるとともに、前記複数凝縮器の少なくとも１台以上の凝縮器入口側配管に第２の減圧手段を配設したので、凝縮器毎に異なる凝縮圧力で凝縮させることが可能となり、これにより、各凝縮器で放熱する熱源温度が異なる場合においても、放熱量の比率を任意に調節できるとともに、一方に冷媒量が偏って溜まり込むことがないという効果を有する。

また、本発明の冷凍サイクル装置によれば、前記蒸発器と、前記凝縮器の少なくとも１台以上が同一風路内に配設された空気熱交換器であるので、対象室に供給する空気の含有水分量を蒸発器で調整後、同一風路内にある凝縮器で温度を調整でき、供給空気の温度と湿度を同時に制御することが可能となる。

また、本発明の冷凍サイクル装置によれば、前記圧縮機から吐出した冷媒の流れ方向を切り替える四方弁を備え、前記複数の凝縮器のうち前記蒸発器と同一風路内に配設されていない熱交換器を蒸発器として機能させるので、供給空気を加熱して対象室に供給することが可能となる。

また、本発明の冷凍サイクル装置によれば、前記蒸発器が、その一部の冷媒流路を閉止させる開閉弁を備えたので、外気が３５℃以上の高温である場合においても、凝縮圧力が異常に上昇する不具合、および圧縮機入力が異常に増大する不具合を回避できる。

また、本発明の冷凍サイクル装置によれば、前記複数の凝縮器のうち、前記蒸発器と風路を同一としない凝縮器の少なくとも１台以上は、その凝縮器から流出する液冷媒の一部を分流して前記圧縮機の吸入側へ流通させる分岐回路に第３の減圧手段と内部熱交換器を備え、前記第３の減圧手段により分流した液冷媒を減圧させた後、前記主流の液冷媒との間で熱交換させたので、外気が１０℃以下の低温である場合においても、前記蒸発器と風路を同一としない凝縮器に冷媒が多量に溜まり込むことを防止できるとともに、電動膨張弁などの減圧手段に二相冷媒が流入することによる不具合を回避することができる。

また、本発明の冷凍サイクル装置によれば、前記圧縮機の吐出圧力、吸入圧力の少なくともいずれか一方を検知する圧力検知手段を備え、前記圧力検知手段により検知された圧力値が所定範囲を外れないように前記蒸発器の熱交換量を調整する蒸発器熱交換量調整手段を備えたので、低外気時に蒸発器に着霜することを回避できる。さらに、高外気時においても高圧異常上昇や圧縮機入力異常増大などの不具合を回避できる。

また、本発明の冷凍サイクル装置によれば、前記第２の減圧手段が、電動モータで駆動可能な弁を有し、弁と弁座との隙間を連続的に変化させて流路抵抗を調整するものであるので、再熱器での加熱量をきめ細やかに調整でき、供給空気の温度制御の精度が向上する。

また、本発明の冷凍サイクル装置によれば、前記第２の減圧手段が、流路抵抗の異なるキャピラリチューブと開閉弁が複数並列に配置され、前記開閉弁の開閉により流路抵抗を段階的に調節するものであるので、機器コストを低減することができる。

また、本発明の冷凍サイクル装置によれば、前記第２の減圧手段が、高速で開閉可能な開閉弁としたものであるので、さらに低コスト化が可能となる。

実施の形態１．
図１は、この発明の実施の形態１による冷凍サイクル装置の構成を示す冷媒回路図である。図において、１は圧縮機、２は四方弁である。３は室外熱交換器であり、この室外熱交換器３の近傍に設けられ外気をこの熱交換器へ送風する室外送風機４の回転数を可変とすることによって外気との熱交換量を調整できる。５は再熱器であり、室外熱交換器３と並列に配管接続されている。室外熱交換器３と再熱器５にはそれぞれ接続された凝縮出口側となる液側配管に絞り手段である第１の減圧手段（電動膨張弁）６，７が配置され、さらに再熱器５には凝縮入口側となるガス側配管にも第２の減圧手段８が配置されている。９は供給側熱交換器であり、供給風路１０内に配置され、供給送風機１１により供給される空気と熱交換を行なう。前記再熱器５もこの供給風路１０内の供給側熱交換器９の下流側に配置されており、前記供給側熱交換器９と熱交換した後の空気と熱交換を行なうようになっている。なお、図１に示す冷媒回路図では、圧縮機１から吐出した冷媒は四方弁２を経て（図中の実線方向の流れ）、並列に接続された室外熱交換器３または再熱器５に流入し熱交換した後、第１の減圧手段（電動膨張弁）６，７を通過することによりそれぞれ減圧され、その後、一つの流路に合流して供給側熱交換器９に流入する。この供給側熱交換器９にて熱交換して吸熱蒸発したのち四方弁２を介して圧縮機１へ吸入され循環する。本実施の形態では、供給送風機１１は外気を吸い込み、対象室へ供給する空気の温湿度を目標値になるように調整する。

このように構成された本実施の形態の冷凍サイクル装置では、空調の対象室へ供給する空気の温度および湿度を自在に調整できるとともに、冷媒量分布を安定に制御できる。以下、この冷凍サイクル装置の動作について、冷却除湿運転、加熱運転の順でその動作を説明する。

まず、冷却除湿運転時の冷凍サイクル動作を図１および図２を参照して説明する。図２は冷却除湿運転時の冷凍サイクル動作を表すＰｈ線図であり、縦軸に圧力［ＭＰａ］、横軸に比エンタルピ［ｋＪ／ｋｇ］としている。なお、図２中のＡ点からＤ点は、図１の冷媒回路図に示すＡ点からＤ点のそれぞれの位置に対応している。図１において、四方弁２は実線方向に流路を形成し、圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒（Ａ点）を室外熱交換器３および再熱器５の両方へ並列に導く。室外熱交換器３では、冷媒が外気に放熱して凝縮液化する際、室外送風機４では室外熱交換器３での凝縮圧力が予め定められた所定の圧力値Ｐ１となるように回転数が調整される。また、室外熱交換器３の凝縮出口側配管に設けられた第１の減圧手段（電動膨張弁）６は室外熱交換器３から流出する液冷媒の過冷却度が例えば５［ｄｅｇ］程度となるように開度調整される。

室外熱交換器３と並列に配管接続された再熱器５においては、まずその凝縮時に入口側となる配管に設けられた第２の減圧手段８によってある圧力値Ｐ２まで減圧されたガス冷媒（Ｂ点）が流入し、後述する冷却された供給空気ＳＡ１と熱交換して凝縮液化する。このときの再熱器側の凝縮圧力値Ｐ２は、供給空気の目標温度に基づいて再熱器５での空気加熱量が所定値となるよう第２の減圧手段８により調整される。再熱器５の凝縮出口側配管に設けられた第１の減圧手段（電動膨張弁）７は、室外熱交換器３側と同様に、再熱器５出口冷媒の過冷却度が所定値、例えば５[ｄｅｇ]程度となるよう開度調整される。

室外熱交換器３および再熱器５を流出した液冷媒は、前述のように第１の減圧手段（電動膨張弁）６、７によって減圧されて圧力値Ｐ３となった後に合流し、低圧二相冷媒（Ｃ点）となって供給側熱交換器９へ流入する。この供給側熱交換器９では、供給送風機１１より供給される外気ＯＡと熱交換を行ない、ここで低圧二相冷媒は蒸発してガス冷媒（Ｄ点）となり、四方弁２を経由して再び圧縮機１へ吸入される。また、供給側熱交換９を通過することにより冷却除湿された空気ＳＡ１は供給風路１０に導かれて前記再熱器５を通過し、再加熱されて目標温度の空気ＳＡ２となって空調の対象室へと供給される。このとき、供給空気ＳＡ２の含有水分量が目標値となるように圧縮機１の運転周波数が調整されるようになっており、供給空気ＳＡ２は湿度も目標値に調整されている。

ここで、この供給空気の変化を図１および図３をもとに説明する。図３は、冷却除湿運転時の供給空気の変化を表す空気線図であり、横軸に乾球温度、縦軸に絶対湿度をとる。この実施の形態の冷凍サイクル装置は、空調対象室へ供給される供給空気ＳＡ２の温度と湿度を目標値に調整するものであり、その供給空気ＳＡ２の目標値は温度Ｔ２［℃］、湿度Ｘ２[kg/kg]、供給源の空気である外気ＯＡはＴｏ［℃］、Ｘｏ[kg/kg]である。まず、外気ＯＡは供給側熱交換器９を通過して冷却された状態ＳＡ１まで冷却除湿される。すなわち、温度はＴｏ［℃］からＴ１［℃］まで、湿度はＸｏ［kg/kg］からＸ２［kg/kg］まで低下する。このとき、圧縮機１は、冷却除湿に必要な冷却量Δｉ[kJ/kg]に見合う運転周波数に制御される。続いて、再熱器５を通過して温度Ｔ１から温度Ｔ２［℃］まで加熱される。前記温度Ｔ２より高いＣＴ２［℃］は前記再熱器５での凝縮圧力Ｐ２の飽和温度であり、この再熱器における凝縮圧力Ｐ２を第２の減圧手段８により調整することで、供給空気ＳＡ２の温度をＴ２に制御する。

以上のように、本実施の形態では、再熱器５から流出する液冷媒の過冷却度を一定にしたまま、再熱器での凝縮圧力Ｐ２を可変とすることで再熱量を調整している。もちろん、再熱量が全く不要な場合においても、第２の減圧手段（流量調整が可能な電動膨張弁）８を完全に閉止し、かつ第１の減圧手段（電動膨張弁）７を開放することで再熱器５は低圧側に連通し、液冷媒が溜まり込むことはない。よって、再熱器内に滞留する液冷媒量は運転条件によらずほとんど不変となり、冷媒回路中に余剰冷媒を貯留する受液器の設置が不要あるいはその容器を小さくすることが可能となる。さらに、封入冷媒量を少なくできるため、起動時の液バックや過渡的な高圧上昇などの不具合を軽減でき、信頼性が向上する。

次に加熱運転時の動作について、図１をもとに説明する。
加熱運転時には四方弁２は図中の破線方向に冷媒流路を設定する。圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒は四方弁２を経て供給側熱交換器９へ流入し、供給送風機１１より供給される外気と熱交換して凝縮液化する。このとき、第１の減圧手段（電動膨張弁）６は供給側熱交換器９の出口冷媒過冷却度が５［ｄｅｇ］程度となるように開度調節される。一方、再熱器側の第１の減圧手段（電動膨張弁）７は閉止されており、再熱器５への冷媒の流れはない。そして、供給側熱交換器９から流出した液冷媒は、第１の減圧手段（電動膨張弁）６により減圧され、低圧二相状態となって室外熱交換器３へ流入する。ここで、室外送風機４より送られる外気から吸熱して蒸発し、四方弁２を経由して再び圧縮機１に吸入される。また、供給空気は供給側熱交換器９により加熱され、再熱器５では温度変化無く、高温となって対象室に供給される。このときの加熱量は、圧縮機１の運転周波数によって調整される。

実施の形態２．
図４は、この発明の実施の形態２による冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。本実施の形態では、上述の図１に示した冷凍サイクル装置をもとに、高外気条件および低外気条件の運転可能範囲の拡大を目的としたものである。図１と同一または相当部分には同一符号を付し、詳細な説明を省略する。

この実施の形態においては、供給側熱交換器が９ａ、９ｂに分割されており、その一方の供給側熱交換器（図４では９ｂ）の配管に電磁弁１２が配置されている。また、室外熱交換器３と第１の減圧手段（電動膨張弁）６との間には、例えば二重管などの内部熱交換器１４が配置されている。室外熱交換器３から流出して内部熱交換器１４を流通する主流を一部分岐して減圧する第３の減圧手段（電動膨張弁）１３により主流の高圧冷媒から分岐して減圧された低圧冷媒が主流の冷媒と熱交換して圧縮機の吸入側へ流れる分岐回路を構成している。圧縮機１の吸入側配管には吸入圧力を検知する吸入圧力センサ１５、圧縮機１の吐出側配管には吐出圧力を検知する吐出圧力センサ１６、供給側熱交換器９の接続配管には供給側熱交換器内の冷媒温度を検知する温度センサ１７を備え、これらの各センサと通信可能に接続された制御手段１８は、検知された圧力または温度データに基づいて供給送風機１１の送風量、あるいは電磁弁１２の開閉により蒸発器側となる供給側熱交換器の伝熱面積を調整できるようになっており、蒸発器熱交換量調整手段を備えている。以下に、この実施の形態において、外気が高温である場合、および外気が低温である場合の冷却除湿運転時の動作を説明する。

冷却除湿運転モードにおいて外気が高温、例えば３５℃以上であると、外気と熱交換する供給側熱交換器９ａ，９ｂでの蒸発圧力が上昇する。これに伴い、圧縮機１に吸入されるガス冷媒の密度も増大するため、冷媒循環量が増えるが、室外熱交換器３でも放熱する熱源が高温の外気であるため、室外送風機４を最大風量としても凝縮能力が不足して高圧が異常に上昇してしまう事態が発生する可能性がある。

この実施の形態の冷凍サイクル装置では、吸入圧力センサ１５、および吐出圧力センサ１６により圧縮機吐出圧力と吸入圧力を常時検知している。制御手段１８は、吐出圧力または吸入圧力が予め設定された上限値を超えると、供給送風機１１に風量を低下させるよう指令を発信する。供給側熱交換器９ａ、９ｂでは通過風量低下によって熱交換量が下がり、蒸発圧力が低下する。この蒸発圧力低下に伴って冷媒循環量も低下し、凝縮圧力も低下する。

また、供給風量が必要量に固定され、変更が許容されない場合においては、制御手段１８は電磁弁１２を閉止する。これにより、供給側熱交換器９の伝熱面積が減少し、蒸発圧力が低下する。その後の状態変化は前述の通りである。ここで、図においては供給側熱交換器は９ａ、９ｂに２分割となっているが、３分割以上に分割されていてもよい。以上のような動作により、吐出圧力が上限を超えるような運転を回避し、この冷凍サイクル装置の信頼性を向上することができる。

続いて、外気が低温、例えば１０℃以下の場合について説明する。外気が低温であると、供給側熱交換器９の蒸発温度が０℃以下となり、着霜する可能性がある。着霜してしまうと、熱交換が阻害されるため除霜運転が必要となるが、除霜運転時には供給風の温湿度が要求される設置値を大幅に外れるため、極力回避したい。

そこで、この実施の形態の冷凍サイクル装置では、制御手段１８で吸入圧力センサ１５により検知される吸入圧力から供給側熱交換器９内の蒸発温度を演算し、それが０℃を下回るような場合には供給送風機１１に風量を低下させるよう指令を発信する。供給側送風量の低下により、設定された水分含有量まで除湿するための必要冷却能力が減少し、圧縮機１の運転周波数が小さくなるよう制御される。その結果、蒸発温度は上昇することとなり、着霜を回避することができる。ここでは吸入圧力より蒸発温度を演算する方法で説明したが、図４に示すように蒸発器となる供給側熱交換器９の蒸発入口側配管に温度センサ１７を配設して直接蒸発温度を検知してもよい。冷媒に非共沸混合冷媒のＲ４０７Ｃを用いた場合には、その温度グライド特性により蒸発器入口温度が最も低温となるため、図４のように供給側熱交換器９の蒸発入口側配管に温度センサ１７を設置している。その他の冷媒の場合は蒸発器中間に設置するのが好ましい。

低外気時の冷却除湿運転においてもう一つ問題となるのが再熱器５を使用した場合の冷媒量分布である。再熱量最大で運転する場合、第２の減圧手段８が全開となり、再熱器５の凝縮圧力と室外熱交換器３の凝縮圧力はほぼ等しくなるが、再熱器５は供給側熱交換器９で冷却された外気より低温の空気、例えば５℃の空気と熱交換を行ない、室外熱交換器３は外気、例えば１０℃の空気と熱交換を行なう。よって、凝縮温度が１５℃となるような冷媒流量であると、再熱器５では温度差が１０ｄｅｇあるため過冷却度５ｄｅｇとするのは容易であるが、室外熱交換器３においてはその出口冷媒温度が外気温度と一致しないと過冷却度５ｄｅｇに達しない。

このような状況では、室外熱交換器３側の第１の減圧手段（電動膨張弁）６が絞り込まれ、再熱器５にはたくさんの冷媒が流れ、室外熱交換器３には僅かな量の冷媒しか流れず、その内部には非常に長い液部が生じることとなる。すなわち、大量の液冷媒が室外熱交換器３に溜まり込むこととなる。また、これを回避するため第１の減圧手段（電動膨張弁）６を不用意に開放すると、その第１の減圧手段６を通過する冷媒が二相状態となり、ハンチングや異常音を生じるなどの不具合が発生することが懸念される。

この実施の形態の冷凍サイクル装置では、室外熱交換器３の凝縮出口側に内部熱交換器１４が配置され、自らを流出する液冷媒を減圧したものと熱交換をするように構成されている。第３の減圧手段（電動膨張弁）１３は、外気温度と凝縮温度との差異が所定値以下と判定されると、例えば内部熱交換器１４の低圧側出口温度が所定の過熱度となるよう開度調節される。凝縮器としての室外熱交換器３を流出する冷媒は、この内部熱交換器１４の低圧側を流通する低圧二相冷媒により冷却され、所定の過冷却度、例えば５ｄｅｇの過冷却度となって第１の減圧手段（電動膨張弁）６へ流入する。この際、内部熱交換器１４の高圧側入口状態はわずかに二相状態となる。

以上のように、低外気時に再熱器５を利用する際、内部熱交換器１４で過冷却度を確保することで、室外熱交換器３への冷媒溜まり込みを回避するとともに、第１の減圧手段６へ二相冷媒が流入することによる不具合を回避することが可能となる。

ここで、第２の減圧手段８の構成について説明する。前述の実施の形態１および実施の形態２においては、通常の電動膨張弁と同様の構成であるとして１個の流量調整弁として図示している。通常電動膨張弁の構造については図５に示すが、その構造は、ニードル弁３１をコイル３３とマグネット３４による電動モータでネジ部３５を介して直動させ、弁座３２との隙間を連続的に変化させて流路抵抗の調整を行なうというものである。このような流量調整手段とすることで、再熱器での凝縮圧力は連続的に調整可能となり、きめ細やかな加熱量制御が実現できる。

しかしながら、この第２の減圧手段８は凝縮入口側でガス冷媒が通過する部位に配置されるため、配管径が液側に比べて大きく、流量調整手段として用いる通常の電動膨張弁と同様の構成では弁サイズが非常に大きくなり、その結果、機器コストの増大を招く。よって、例えば図６に示すような構成とすることも考えられる。

図６は第２の減圧手段８の他の一例を示す構成図である。図１と同一または相当部分には同一符号を付し、詳細な説明を省略する。この第２の減圧手段８は複数の電磁弁２１ａ、２１ｂ、２１ｃが並列に接続され、さらに、電磁弁２１ａ、２１ｂにはそれぞれ流路抵抗の異なるキャピラリチューブ２２ａ、２２ｂが接続されている。

このような構成において、例えば再熱器５での加熱量が不要の場合には全ての電磁弁２１ａ、２１ｂ、２１ｃを閉止する。また、加熱量を最大とする場合には全ての電磁弁を開放する。そして、再熱器５での加熱量を所定値に制御する場合には再熱器５を通過後の供給空気温度が設定値に近づくように電磁弁２１ａ、２１ｂ、２１ｃの開閉を随時切り替えながら段階的に再熱器での凝縮圧力を調整する。一方、第１の減圧手段（電動膨張弁）６は再熱器５出口冷媒の過冷却度が常時一定となるように開度制御される。これらの構成では、数個の電磁弁２１により再熱器における凝縮圧力が制御できるので、電動モータを使用する電動膨張弁に比べて安価に構成できる。

その他の第２の減圧手段の例としては、図示は省略するが、電磁弁を１個のみ配置して高速で弁の開閉を繰り返し、その開放時間と閉止時間との比率を変化させることで流量を調整する方法もある。

また、図７の冷媒回路図に示すように、室外熱交換器３の凝縮入口となるガス側にも第２の減圧手段８ｂを設けてもよい。例えば、この第２の減圧手段８ｂである流量調整弁を完全に閉止するモードを有することで、再熱器５だけでこの冷凍サイクルの全ての凝縮熱量を処理することができ、除湿しながら外気より高温の空気を供給することも可能となる。

なお、上述の実施の形態１及び２において、図中の四方弁４による流路切り替えの実線方向の場合に、凝縮器となる室外熱交換器３と再熱器５をそれぞれ１台づつ有した形態で説明をしたが、これに限るものではなく、例えば室外熱交換器を複数台並列に配管接続しても良く、上述と同様の効果が得られる。また、さらに再熱器も複数台並列に配管接続して前記室外熱交換器と組合せて冷凍サイクルを構成しても同様の効果が得られる。

本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。 本発明の実施の形態１に係わり、冷却除湿時の冷凍サイクル動作を示すＰｈ線図である。 本発明の実施の形態１に係わり、冷却除湿時の供給空気の変化を示す空気線図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。 本発明の実施の形態１、２に係る流量調整手段の構成断面図である。 本発明の実施の形態１、２に係る流量調整手段の別の構成図である。 本発明の実施の形態１、２に係る別の冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。

符号の説明

１ 圧縮機、 ２ 四方弁、 ３ 室外熱交換器、 ４ 室外送風機、 ５ 再熱器、 ６，７ 第１の流量調整手段、 ８ 第２の流量調整手段、 ９，９ａ，９ｂ 供給側熱交換器、 １０ 供給風路、 １１ 供給送風機、 １２ 電磁弁、 １３ 第３の流量調整手段（電動膨張弁）、 １４ 内部熱交換器、 １５ 吸入圧力センサ、 １６ 吐出圧力センサ、 １７ 温度センサ、 １８ 制御手段、 ２１ａ、２１ｂ、２１ｃ 電磁弁、 ２２ａ、２２ｂ キャピラリチューブ、 ３１ ニードル弁、 ３２ 弁座、 ３３ コイル、 ３４ マグネット、 ３５ ネジ部。

Claims (9)

1. 少なくとも圧縮機、凝縮器、減圧手段、蒸発器を順次配管で接続してなる冷凍サイクル装置において、前記凝縮器が複数台並列に配置され、前記凝縮器の出口側配管にそれぞれ流量調整可能な第１の減圧手段を設けるとともに、前記凝縮器の少なくとも１台以上の凝縮器入口側配管に第２の減圧手段を配設したことを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記蒸発器と、前記凝縮器の少なくとも１台以上が同一風路内に配設された空気熱交換器であ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. 前記圧縮機から吐出した冷媒の流れ方向を切り替える四方弁を備え、前記複数の凝縮器のうち前記蒸発器と同一風路内に配設されていない熱交換器を蒸発器として機能させることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記蒸発器は、その一部の冷媒流路を閉止させる開閉弁を備えたことを特徴とする請求項１乃至請求項３のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記複数の凝縮器のうち、前記蒸発器と風路を同一としない凝縮器の少なくとも１台以上は、その凝縮器から流出する液冷媒の一部を分流して前記圧縮機の吸入側へ流通させる分岐回路に第３の減圧手段と内部熱交換器を備え、前記第３の減圧手段により分流した液冷媒を減圧した後、前記主流の液冷媒との間で熱交換させたことを特徴とする請求項１乃至請求項４のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記圧縮機の吐出圧力または吸入圧力の少なくともいずれか一方を検知する圧力検知手段を備え、前記圧力検知手段により検知する圧力値が所定範囲を外れないように前記蒸発器の熱交換量を調整する蒸発器熱交換量調整手段を備えたことを特徴とする請求項１乃至請求項５のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記第２の減圧手段は、電動モータで駆動可能な弁を有し、弁と弁座との隙間を連続的に変化させて流路抵抗を調整することを特徴とする請求項１乃至請求項６に記載の冷凍サイクル装置。
8. 前記第２の減圧手段は、流路抵抗の異なるキャピラリチューブと開閉弁が複数並列に配置され、前記開閉弁の開閉により流路抵抗を段階的に調節することを特徴とする請求項１乃至請求項６に記載の冷凍サイクル装置。
9. 前記第２の減圧手段は、高速で開閉可能な開閉弁であることを特徴とする請求項１乃至請求項６のいずれかに記載の冷凍サイクル装置。

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