JP2005233562A - 空気調和方法及び空気調和装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 滴状凝縮域を安定して維持できる安価で高性能な空気調和方法及び空気調和装置を提供する。
【解決手段】 室内循環空気を蒸発器で冷却して室内を除湿する空気調和方法であって、蒸発器の風上側に凝縮器を配置し、蒸発器の入口空気温度と蒸発器の蒸発温度との間の温度差を２４℃以上とすることにより、蒸発器の表面で空気中の水分を滴状に凝縮させて除湿する。蒸発器表面に付着した液滴を迅速に離脱させるため、蒸発器を風下側へ傾倒させて配置するのも好適である。本発明により、室内空気の滴状凝縮を安定に維持できるので除湿量の大幅な向上が図れると共に、除湿運転時における室内空気温度の上昇を抑制できる。
【選択図】 図５

Description

本発明は、室内の空気を蒸発器で冷却し除湿する空気調和方法に関し、更に詳しくは、従来の除湿方法に比べて除湿量を大幅に向上させることができる空気調和方法及び空気調和装置に関する。

従来、例えば除湿機の除湿方法には、冷却式、圧縮式、吸収式及び吸着式等の種々の方式がある。このうち、冷却式は直膨コイル方式とも呼ばれ、圧縮式冷凍機で空気を冷却することによって飽和水蒸気圧を低下させ、空気中の水分を凝縮させることを除湿の原理としている。この方式は、設備費が安価であるという長所を有し、家庭用及び業務用除湿機として広く適用されている。

従来の冷却式除湿機は、図１７に示すように、風上側に配置される蒸発器（冷却器）１と、風下側に配置される凝縮器（放熱器）２と、蒸発器１から凝縮器２へ向かう空気流を形成する送風機（図示略）とを有し、蒸発器１で室内の空気を冷却して除湿した後、凝縮器２で当該空気を再熱する構成が一般的である。

通常、除湿量は、図１８に示す湿り空気線図から求めることができる。例えば、図中Ｉ点で示す標準点（温度２７℃、相対湿度６０％）の状態にある空気を蒸発器１で冷却したときのその出口における空気がＯ点（温度１７℃）である場合、その除湿量は、ｘ１−ｘ２＝３．６７ｇ／ｋｇ（ＤＲ）と算出される。なお、「ＤＲ」は乾燥空気を意味する。

また、Ｉ点とＯ点とを結ぶ直線は空気操作線と呼ばれ、さらに延長線をたどると飽和温度曲線に接し、このときの温度Ｆ（本例では５℃）は、装置の露点温度（蒸発温度）と呼ばれる。この露点温度が低いほど、上記Ｏ点の温度が低下し、大きな除湿量を得ることが可能となる。

なお、この湿り空気線図から、装置の顕熱比（ＳＨＦ：Sensible Heat Factor）を求めることができる。顕熱比は、ある空間を冷却する場合、顕熱量が全熱量に占める割合で、顕熱比＝顕熱量ＱＳ／（顕熱量ＱＳ＋潜熱量ＱＬ）である。顕熱量ＱＳは空気の温度を変化させるのに必要な熱量で、潜熱量ＱＬは空気中の水分を凝縮させるのに必要な熱量である。ここで、上記の例の場合には、顕熱比は約０．５４で、空気のもつ熱量のうち温度変化に必要な熱量（顕熱量ＱＳ）は全体熱量の５４％であり、残りの４６％が湿気をとる潜熱量ＱＬとなる。

冷却式の除湿方法で除湿量を増大させるためには、装置の最低露点温度を低下させることが必要となる。しかし、熱交換器を上記のように配置して除湿する従来の方法では、装置の最低露点温度を５℃以下に下げることは不可能であった。

そこで、本出願人は先に、風上側から蒸発器及び凝縮器を順に配置し、空気流を蒸発器で蒸発温度にまで冷却して水分を除去した後、当該空気流を凝縮器で所定温度に再熱する除湿方法であって、空気流中の水分を蒸発器の表面で滴状凝縮させて除湿する除湿方法を提案した（下記特許文献１参照）。

すなわち、従前の除湿方法では、凝縮液（空気中の水分）が蒸発器の表面（凝縮面）を膜状に覆う膜状凝縮（film wise condensation）となり、凝縮面の伝熱はこの液膜を通して行われるため、この液膜が大きな伝熱抵抗となる（図１９Ａ）。これに対し、凝縮液が凝縮面を滴状に覆う滴状凝縮（drop wise condensation）では、膜状凝縮に比べて空気流が凝縮面と直接接触する部分の面積が増大するので、熱貫流率（熱伝達率）を高められる（図１９Ｂ）。従って、熱貫流率の向上により、水分の凝縮が促進されるので、結果的に装置の露点温度の低下をもたらし、除湿量の向上が図ることが可能となる。

なお、この出願の発明に関連する先行技術文献は以下のとおりである。

特開２００２−１３０８６３号公報 伝熱工学資料改訂第４版第７刷 日本機械学会発行 １９９９年１５１頁〜１５２頁 冷凍空調便覧Ｉ巻 基礎編 新版・第５版 日本冷凍空調学会 ４１５頁

一般に、滴状凝縮は、膜状凝縮に比べて大きい熱伝達率を示す過程であるが、その現象自体については未だ十分に解明されていない（非特許文献１参照）。膜状凝縮になるか、あるいは滴状凝縮になるかは、上記物質や固体壁（冷却面）の表面性状に依存するとの報告もある（非特許文献２参照）。固体壁の表面性状に関しては、滴状凝縮を発生させるための表面処理や促進剤の開発等が中心となっている。

しかしながら、この方法では蒸発器の製造コストが大きくなり、例えば家庭用除湿機にあっては低価格化を実現することは困難となる。また、長時間にわたり滴状凝縮を維持できるかどうかの信頼性に関しても不明なところがあり、経時変化による蒸発器表面（冷却面）の腐食の発生が報告されているものもある（上記非特許文献１参照）。

そこで、本発明は上述の問題に鑑みてなされ、滴状凝縮域を安定して維持でき、製造コストも抑制できる安価で高性能な空気調和方法及び空気調和装置を提供することを課題とする。

以上の課題を解決するに当たり、本発明者は、蒸発器の表面（冷却面）における水分の凝縮形態が滴状凝縮であるか膜状凝縮であるかの違いは、蒸発器の入口空気温度と蒸発器の蒸発温度との間の温度差が大きく関係していることを見出し、本発明を完成するに至った。

すなわち、本発明は、蒸発器の風上側に凝縮器を配置し、蒸発器の入口空気温度と蒸発器の蒸発温度との間の温度差を２４℃以上とすることにより、蒸発器の表面で空気中の水分を滴状に凝縮させて除湿することを特徴としている。２３℃以下では膜状凝縮域となり、この温度差では冷却面に何らかの処理を施さない限り凝縮液の滴状化は困難である。

これにより、空気中の水分を安定に滴状凝縮させて除湿量の向上を図ることができる。また、蒸発器表面に特別な処理を必要とすることはないので、製造コストの抑制を図ることができる。

本発明に係る除湿方法においては、膜状凝縮よりも大きな顕熱比が得られる。つまり、滴状凝縮の冷却能力のほとんどが顕熱量、即ち空気を冷却するのに必要な熱量に使用されるので、冷房機としての機能も同時に満たすことができる。

蒸発器の風上側に配置した凝縮器は、蒸発器の入口空気温度を予熱し、蒸発器の入口空気温度と蒸発器の蒸発温度との間に２４℃以上の温度差をもたせる機能を有する。

滴状凝縮の熱伝達率は、凝縮面上の液滴の大きさと密接な関連をもっており、蒸気速度が早いほど離脱液滴直径が小さくなり、液滴の径が小さいほど熱伝達率が大きくなる傾向にある。そこで、蒸発器の冷却フィン表面に付着した水滴を短時間で効率よく離脱させるために、蒸発器の上部を風下側に傾倒させて配置する構成が好ましく、これにより、水滴を早く冷却面から離脱させ、次の水滴が付着し易くなり、除湿量が向上する。

一方、蒸発器の風下側に凝縮器を配置し、当該凝縮器で蒸発器の出口空気温度を再熱する方法を採用することにより、室内空気温度を低下させない通常の除湿機能を得ることができる。

このとき、蒸発器風上側の凝縮器と蒸発器風下側の凝縮器とは、一台の熱交換器を分割し、蒸発器に対して並列的な冷凍回路を形成するように構成するのが好ましい。これにより、凝縮負荷が低減されて凝縮温度が低下すると共に蒸発温度も低下するので、流入空気と蒸発器との間の温度差を大きくしながら装置全体の放熱量を低減でき、除湿量の向上と同時に除湿運転時の室内温度の上昇を抑制できる。

ところで、蒸発器の風上側に配置した凝縮器を予熱用凝縮器とし、蒸発器の風下側に配置した凝縮器を再熱用凝縮器とした上述の構成例において、蒸発器を顕熱量１００％の無凝縮域に設定することにより、これら３台の熱交換器で暖房機を構成することができる。

運転方法の一例としては、予熱用凝縮器と再熱用凝縮器の放熱比を０．１８：０．８２とし、更に、２０℃の標準試験条件下において、これら各凝縮器の凝縮温度を６０℃、蒸発器の蒸発温度を１２℃に設定することにより、装置入口空気温度２０℃に対して吹出空気温度６５℃で運転する。

以上述べたように、本発明によれば、冷房運転時又は除湿運転時において空気中の水分を蒸発器表面にて安定して滴状凝縮させることができ、これにより従来の膜状凝縮を利用した除湿方法及び従来機に比べて除湿量の大幅な向上を図ることができる。

また、本発明によれば、蒸発器に対して滴状凝縮を促進するための表面処理を必要とすることなく滴状凝縮を実現できるので、長期にわたって高い信頼性を確保することができる。また、従来機に比べて消費電力の低減を図ることができるので、低コスト低消費電力の空気調和装置を提供できる。

更に、本発明の空気調和装置によれば、一台で冷房、除湿及び暖房の各運転が行えるので、室外機を必要とする従来のエアコンディショナの代替機として本発明を構成することが可能である。

以下、本発明の実施の形態について図面を参照して説明する。

図１及び図２は本発明の実施の形態による空気調和装置２０及び熱交換器２１〜２３の構成を示している。先ず、空気調和装置２０の全体構成について説明する。

本実施の形態における空気調和装置２０は、ハンディタイプの家庭用除湿機、冷房機又は暖房機として構成され、主として、第１凝縮器（予熱用凝縮器）２１、第２凝縮器（再熱用凝縮器）２２、蒸発器２３、送風機２５、圧縮機２７、及びこれらの機器を収容する本体２４とを備えている。

本体２４は空気吸入口２４Ａ及び空気排出口２４Ｂを有し、送風機２５の駆動により、空気吸入口２４Ａ側から空気排出口２４Ｂ側へ向かう空気の流れが形成されるようになっている。第１凝縮器２１は最も空気吸入口２４Ａ側に配置され、風下側に向かって蒸発器２３、第２凝縮器２２及び送風機２５が順に配置されている。本体２４の下方には、蒸発器２３にて除湿された空気中の水分を貯えるタンク２６と、第１，第２凝縮器２１，２２及び蒸発器２３へ冷媒を循環流通させる圧縮機２７が収容されている。

鉛直方向に立設配置される第１，第２凝縮器２１，２２及び蒸発器２３はそれぞれ同様な構成を有しており、図２に示すように、等ピッチに配置された複数枚の放熱フィン３８と、これら放熱フィン３８を貫通するように配置された冷媒の循環パイプ３９とを備えている。本実施の形態では、これら放熱フィン３８及び循環パイプ３９を共にアルミニウム製としているが、勿論これに限らない。

図３は、空気調和装置２０の冷凍回路を構成する配管構成図である。第１，第２凝縮器２１，２２は、一台の熱交換器を２つに分割し、蒸発器２３の風上側及び風下側にそれぞれ並列的に接続されている。

圧縮機２７から吐出される高温高圧の冷媒ガスは配管２８を介して第１，第２凝縮器２１，２２へ供給され、周囲外気に熱を放出して凝縮、液化する。第１，第２凝縮器２１，２２から出る冷媒は配管２９を介して電子膨張弁３０へ供給されて減圧され、更に蒸発器２３へ供給されて周囲の外気から熱を奪い蒸発、ガス化する。そして、蒸発器２３から出た冷媒は配管３１を介して圧縮機２７の吸込口へ供給される。以上の冷凍サイクルが繰り返し行われることにより空気調和装置２０が運転される。

上記構成により、除湿運転時においては、本体２４の空気吸入口２４Ａから吸入された室内の空気ｂ１は、第１凝縮器２１を通過することによって加熱され、加熱空気ｂ２となって蒸発器２３へ至る。加熱空気ｂ２は、蒸発器２３の冷却面（放熱フィン３８の表面）に接触して除湿されると共に冷却される。蒸発器２３を通過した空気ｂ３は第２凝縮器２２により室内温度にまで加熱され、この加熱乾燥空気ｂ３が本体２４の空気排出口２４Ｂを介して室内へ排出されるようになっている。

さて次に、以上のように構成される本実施の形態の空気調和装置２０を用いた空気調和方法について説明する。

〔除湿／冷房運転〕
本実施の形態では、蒸発器２３の風上側に予熱用の第１凝縮器２１を配置している。このような構成により、送風機２５の駆動により室内の空気は第１凝縮器２１へ導入され、ここで所定温度上昇された空気は蒸発器２３で冷却され水分が除湿される。その後、後段の第２凝縮器２２によって所定温度に再熱され、室内へ放出される。

第１凝縮器２１の通過により、空気は所定温度（例えば５℃）高められた状態で蒸発器２３の表面に接触するため、当該予熱凝縮器２１がない場合に比べて大きな温度差で吸込空気が蒸発器２３と接触することになる。また、凝縮器の分配配置により凝縮温度が低下し、露点温度が低下する。

露点温度の低下を図４に示す湿り空気線図を用いて説明する。室内の空気が例えば標準点（温度２７℃、相対湿度６０％）にあるとすると、上述の例では、第１凝縮器２１により３２℃にまで予熱された後、蒸発器２３で冷却される。このとき操作線は−１℃で飽和温度曲線と接し、この温度が装置の露点温度となる。これにより、蒸発器の風上側に凝縮器が配置されていない従来の除湿機（図中破線で示す操作線）に比べて、露点温度を大幅に低下させることができるようになる。

そこで、本実施の形態の空気調和装置２０においては、蒸発器２３の入口空気温度と蒸発器２３の蒸発温度との間の温度差が２４℃以上となるようにしている。後述するように、蒸発器２３の入口空気温度と蒸発器２３の蒸発温度との間に２４℃以上の温度差をもたせることにより、空気中の水分を滴状に凝縮させることができる。

一般に、蒸気が低温固体面に触れて冷却され液化する凝縮過程においては、凝縮液が固体面に広がり薄い液膜を形成する膜状凝縮と、凝縮液が固体面に広がらず液滴の形で付着する滴状凝縮とが知られている。滴状凝縮は、膜状凝縮に比べて大きい熱伝達率を示すことは、上述した通りである。

表１は、蒸発器の入口空気温度と蒸発器の蒸発温度との間の温度差による空気中の水分の凝縮形態を測定したときの実験結果である。水分の凝縮形態の確認は、蒸発器表面の目視観察で行った。表１から、蒸発器の入口空気温度（ｔｉ）と蒸発器の蒸発温度（ｔｅ）との間の温度差（ｔｉ−ｔｅ）が２４℃以上の場合には、空気中の水分が滴状に凝縮することがわかる。

表１の結果から、図５に示すような凝縮域境界線図を作成することができる。図において縦軸は蒸発器の入口空気温度（ｔｉ）、横軸は蒸発器の蒸発温度（ｔｅ）である。
また、表１における実施例１を白丸、実施例２を四角、実施例３を三角、比較例１を二重丸、比較例２を黒丸でそれぞれ表して図５に示している。

図５に示したように、蒸発器入口空気温度と蒸発温度との間の温度差が２３℃以下では膜状凝縮域、２３℃以上が滴状凝縮域、２３℃付近が膜状凝縮域と滴状凝縮域との共存対流凝縮域境界線が存在すると推定できる。

以上の結果から、蒸発器入口空気温度と蒸発温度との間の温度差を２４℃以上にすることにより、蒸発器２３表面において空気中の水分を安定して滴状凝縮させることが可能となる。これにより、図１７を参照して説明した従来の膜状凝縮域に設定された除湿機に比べて高い除湿能力を得ることができる。

なお、上記滴状凝縮を実現させるための空気調和装置２０の運転条件としては、ＪＩＳ規格Ｃ９６１７に規定されている家庭用除湿機の標準試験条件２７℃６０％において、例えば凝縮温度４０℃以下、蒸発温度は、蒸発器入口空気温度と蒸発温度との差が２４℃以上となるように設定する。第１凝縮器２１及び第２凝縮器２２の仕様は同一である場合に限らず、それぞれ仕様を異ならせてもよい。例えば、第１凝縮器２１に流量制御用のバルブ等を配置し、第１，第２凝縮器２１，２２で冷媒流量を異ならせることができる。

また、本実施の形態では、蒸発器２３の風上側及び風下側に第１凝縮器２１及び第２凝縮器２２を配置したので、その凝縮能力は従来の除湿機における凝縮器２の凝縮能力より増加し、しかも、圧縮機２７の能力を低下させないように凝縮負荷を低減して凝縮圧力（凝縮温度）を低くすることができるため、冷凍能力を低下させることなく除湿量を向上させることができると共に、凝縮負荷の低減により周囲温度の上昇を抑制することができる。更に、冷媒の循環量の低下をもたらすため、消費電力の減少も図れることになる。

図６に、以上のように構成される空気調和装置２０（発明機）で、温湿度の調整のないプレハブ倉庫で行ったときの除湿量を従来の家庭用除湿機（図１７に示した従来機）と対比して示す。ここで、実線は発明機を、一点鎖線は従来機をそれぞれ示している。

図６において、Ａ１点及びＡ２点は、温度２２．５℃、相対湿度４７．６％における発明機及び従来機のデータをそれぞれ示している。除湿量を比較すると、従来機では１９０ｃｃ／ｈであるのに対して、発明機では３００ｃｃ／ｈで、従来機の１．５８倍（消費電力は従来機の０．７９倍）である。
また、図においてＢ１点及びＢ２点は、温度２４．５℃、相対湿度９３．３％における発明機及び従来機のデータであり、除湿量は、従来機で５２０ｃｃ／ｈ、発明機で９５０ｃｃ／ｈであり、従来機の１．８倍（消費電力は従来機の０．７６倍）である。
更に、図においてＣ１点及びＣ２点は、温度２７度、相対湿度６０％、即ち標準点における発明機及び従来機の除湿量を示している。しかし実際にはこの点で測定していないので詳細は不明であるが、発明機の方が従来機に比べて約２倍の除湿量を有することが推定される。

滴状凝縮の場合、膜状凝縮の場合とは異なり、空気線図から装置の顕熱量を求めることはできない。しかし、装置の蒸発温度、蒸発器入口空気温度、蒸発器出口空気温度から概略計算は従来の空気公式から計算できる。

（発明機運転条件）
蒸発器入口空気温度（ｔｉ）：３０℃
蒸発器出口空気温度：１０℃
温度３０℃相対湿度５０％の空気の比容積：０．８８ｍ³／ｋｇ
空気の比熱：０．２４ｋｃａｌ／ｋｇ℃
風量：１．５８ｍ³／ｍｉｎ．
顕熱量ＱＳ＝０．２４×１．５８×６０×（１／０．８８）×（３０−１０）
＝５１７ｋｃａｌ／ｈ
なお、風量（１．５８ｍ³／ｍｉｎ．）は仮設定値であり、当該風量の設定値で十分な除湿量が得られるとは限らず、仕様に応じて適宜設定されるものである。

（従来機運転条件）
この例では、表１における実験例４の従来機を適用する。
蒸発器入口空気温湿度：２７℃６０％
蒸発器出口空気温度：２０．５℃
蒸発温度：８℃
蒸発温度８℃における潜熱：５９２．６ｋｃａｌ／ｋｇ
凝縮温度：４３℃
温度２７℃相対湿度６０％の空気の比容積：０．８５５ｍ³／ｋｇ
空気の比熱：０．２４ｋｃａｌ／ｋｇ℃
風量：１．６０ｍ³／ｍｉｎ．
顕熱量ＱＳ＝０．２４×１．６０×６０×（１／０．８５５）×（２７−２０．５）
＝１７５．２ｋｃａｌ／ｈ
除湿量：０．２６３ｋｇ／ｈ（６．３Ｌ／日）
潜熱量ＱＬ＝０．２６３×５９２．６＝１５５．８ｋｃａｌ／ｈ
顕熱比ＳＨＦ＝１７５．２／（１７５．２＋１５５．８）
＝１７５．２／３３１＝０．５３（計算値）
なお、空気線図を見るとＳＨＦは０．５３であり、計算値とほぼ一致する。

顕熱量は、空気の温度差に比例するので、当然、同じ圧縮機であっても設計条件が異なるので膜状凝縮より滴状凝縮の方が顕熱量が大きくなる。即ち、冷却能力が増加する。

表２に示すように、滴状凝縮の顕熱量、即ち空気を冷却するのに必要な熱量が増加することがわかる。これにより、除湿機としては放熱量を減少できるので、容易に室温の上昇をコントロールすることができる。

現行冷房機のＳＨＦが０．７付近が多い中、本発明の除湿機は顕熱量（冷却能力）が大きいので（ＳＨＦ０．９前後）、冷房機能をもたせることができる。これにより、室外機を必要とせず室内側装置だけで冷房機を構成することが可能な全く新規な形態の冷房機としても、本発明を構成することができる。

この場合、図７に示すように、蒸発器２３の風上側に予熱用の凝縮器２１のみ配置する構成で、冷房用の空気調和機を構成できる。また、本実施の形態の空気調和装置２０においては、例えば、風下側に配置されている第２凝縮器２２への冷媒の供給を遮断できる弁（図示略）を設置し、冷房運転時は風上側の第１凝縮器２１へのみ冷媒を供給するように構成できる。

続いて、蒸発器の理論設計式より、発明機の蒸発器２３と従来機の蒸発器１との容量の関係を下記計算式で確認する。

Ｑｅ＝Ｋ・Ａ・Ｔｄ ……（１）
Ｔｄ＝（ｔｉ＋ｔｏ）／２−ｔｅ ……（２）
ここで、
Ｑｅ：蒸発器の冷却能力（ｋｃａｌ／ｈ）
Ｋ：蒸発器の熱貫流率（ｋｃａｌ／℃ｍ²ｈ）
Ａ：蒸発器の空気側冷却面の有効面積（ｍ²）
ｔｉ：蒸発器入口空気温度（℃）
ｔｏ：蒸発器出口空気温度（℃）
ｔｅ：蒸発器の蒸発温度（℃）

発明機の設計条件としては、従来機と同一の圧縮機を使用して、かつ冷却能力もほぼ同じとする。従来機の蒸発器の冷却能力Ｑｅ１と、発明機の蒸発器の冷却能力Ｑｅ２との関係は、Ｑｅ１＝Ｑｅ２となる。
また、従来機の蒸発器の熱貫流率Ｋ１と、発明機の蒸発器の熱貫流率をＫ２の関係については、Ｋ１は膜状凝縮における熱貫流率であり、Ｋ２は滴状凝縮における熱貫流率であるため、Ｋ１＜Ｋ２となる。
更に、Ｔｄに関しては、（２）式より、
従来機をＴｄ１＝（ｔｉ１−ｔｏ１）／２−ｔｅ１、
発明機をＴｄ２＝（ｔｉ２−ｔｏ２）／２−ｔｅ２とすれば、
ｔｉ１＝２７℃、ｔｏ１＝１７℃、ｔｅ１＝１０℃、
ｔｉ２＝３２℃、ｔｏ２＝１４℃、ｔｅ２＝７℃
とした場合、Ｔｄ１＝１２℃、Ｔｄ２＝１６℃となり、Ｔｄ１＜Ｔｄ２となる。

従って、（１）式より、Ｑｅ１＝Ｑｅ２となるためには、蒸発器の表面積Ａに関しては従来機をＡ１、発明機をＡ２としたとき、Ａ１＞Ａ２となるので、結論として、従来機の蒸発器の容量よりも、発明機の蒸発器の容量の方が小さいものでなければならないことが分かる。

この結果、発明機及び従来機の冷却能力を同一とした場合、発明機の蒸発器２３は、例えば図８に示すように構成されることになる。なお、図において図２と対応する部分については同一の符号を付している。また、図中符号１４は、空気の通過を遮蔽するシールドである。図示の例では、蒸発器２３の面積は、第１，第２凝縮器２２の面積よりも小さく構成されており、従来機の蒸発器１の面積の３．５分の１である。
これにより、従来よりも小さい蒸発面積（容量）で除湿量の向上が図れると共に、蒸発器の小型化及び空気調和装置の小型化を図ることが可能となる。

続いて、本発明の空気調和装置２０において、蒸発器２３の表面に滴状凝縮した液滴と除湿量の関係について検討する。

滴状凝縮の熱伝達率は、凝縮面上の液滴の大きさと密接な関連をもっている。図９は滴状凝縮下における熱伝達率と離脱液滴直径の関係を示しており、図１０は１気圧の水蒸気の凝縮曲線を示している（何れの図も出典は非特許文献１）。なお、ここでいう凝縮曲線とは、滴状凝縮が生じるような凝縮面において、表面の過冷度をしだいに大きくしていった場合に、熱流束がどのように変化するかを表す曲線をいう（非特許文献１）。

図９及び図１０に示すように、蒸気速度が早いほど離脱液滴直径が小さくなり、液滴の径が小さいほど熱伝達率が大きくなる傾向にある。したがって、水滴の小さい間に素早く蒸発器２３から液滴を離脱させることが設計上重要となってくる。風速も影響するが、風の流れ方向と蒸発器の傾斜角度も重要な項目である。

蒸発器の冷却フィン表面に付着した水滴を最短冷却面通過距離で短時間で効率よく離脱させるには、図１１Ａ，Ｂに示すように、水滴の体積力（重力）と風の流れが同じになる蒸発器の配置が望ましい。水滴を早く冷却面から離脱させることにより、次の水滴が付着し易くなり、除湿量が増加することが容易に推測できるからである。

なお、図１１Ｂは鉛直方向に配置した凝縮器に対して蒸発器を直交させて配置した例である。この例では、一台の凝縮器で蒸発器の風上側凝縮器及び風下側凝縮器を兼用させている。

一方、図１１Ｃは、蒸発器の上部を風下側に傾斜させた配置例である。風力と水滴の体積力が同じである場合、水滴はＢ方向に流れ落ち、風力が水滴の体積力を上回るほど強くなれば、Ｂ〜Ｃ方向の範囲内で飛散、落下する。冷却面における水滴の通過距離、時間等は図１１Ａ，Ｂの例に次ぐものの、熱交換器の配置構成のコンパクト化、設計自由度は本例が優れる。

そこで、本発明の空気調和装置２０における３台の熱交換器（第１凝縮器２１、蒸発器２３及び第２凝縮器２２）を、例えば図１２に示すように蒸発器２３の上部が風下の第２凝縮器２２側に傾倒するように配置することによって、装置構成の小型化を確保しながら凝縮液滴の離脱効果を高めて除湿効率の更なる向上を図ることが可能となる。蒸発器２３の傾斜角は、空気流の強さ（風量）や蒸発器の表面積等に応じて適宜選定でき、本例では４５度としている。

なお、図１３に示すように蒸発器の上部を風上側に傾倒させる構成例も考えられるが、この場合、風力と水滴の体積力が同じである場合、蒸発器上の水滴は矢印の方向に流れ、水滴が重なり合って大径化し離脱効率が悪化する。

〔暖房運転〕
次に、本実施の形態の空気調和装置２０による室内の暖房機能について説明する。

本実施の形態では、上述した空気調和装置２０の構成を利用して室内暖房機能を行わせるようにしている。これにより、室内空気の循環のみで、室外機不要のガス圧縮式冷凍機による暖房機を構成することができる。その結果、除霜の問題もないので暖房効率を高くすることができるようになる。

設計条件としては、図１４を参照して、
（１）暖房機入口吸込空気乾球温度２０℃（湿球温度１５℃）、相対湿度６０％時の装置の蒸発温度を約１２℃とする。
（２）暖房時の乾燥を防ぐため、蒸発器で除湿しない、顕熱量１００％（顕熱比ＳＨＦ＝１．００）の無凝縮域とする。
（３）３台の熱交換器（第１凝縮器２１、蒸発器２３、第２凝縮器２２）に流れる風量は同一とする。
（４）吹出空気温度と凝縮温度の関係は、過熱域の影響により、凝縮温度＝吹出空気温度−５℃前後であるので、吹出空気温度を６５℃として凝縮温度は６０℃で設計する。

設計例を図１５のモリエル線図（ｐ−ｈ線図）及び図１６の冷媒各域における空気温度の分布図を用いて説明する。冷凍サイクルの条件は、冷媒Ｒ４１０Ａ、凝縮温度６０℃、蒸発温度１２℃、過熱度２０℃、過冷却度５℃とする。
なお、設計例はこれに限らないのは勿論である。

（冷媒各域のエンタルピー差）
（ａ）過熱域でのエンタルピー比率：４８５−４１８＝６７ｋＪ／ｋｇ
（ｂ）飽和域でのエンタルピー比率：４１８−３０５＝１１３ｋＪ／ｋｇ
（ｃ）液域でのエンタルピー比率：３０５−２９５＝１０ｋＪ／ｋｇ
トータルの放熱量：６７＋１１３＋１０＝１９０ｋＪ／ｋｇ

（冷媒各域の放熱比）
（ａ）過熱域での放熱比：６７／１９０＝０．３５
（ｂ）飽和域での放熱比：１１３／１９０＝０．６０
（ｃ）液域での放熱比：１０／１９０＝０．０５

（冷媒各域の空気温度）
設計空気の温度差：６５℃−２０℃＝４５℃
（ａ）過熱域での空気温度の上昇度：４５℃×０．３５（放熱量分担率）＝１５．８℃
（ｂ）飽和域での空気温度の上昇度：４５℃×０．６０＝２７．０℃
（ｃ）液域でのエンタルピー比率：４５℃×０．０５＝２．２℃

冷媒と空気の流れ方向は、対向流とする。これにより、
（１）暖房機入口空気温度：２０℃
（２）液域から飽和域に入る空気温度：２０℃＋２．２℃＝２２．２℃
（３）飽和域出口空気温度：２２．２℃＋２７．０℃＝４９．２℃
（４）暖房機出口空気温度：４９．２℃＋１５．８℃＝６５℃

次に、第１，第２凝縮器２１，２２の放熱量の配分を試算検討する。

図１４を参照して、入口出口空気の温度差は、
蒸発器（２３）：３０℃−２０℃＝１０℃
第１凝縮器（２１）：３０℃−２０℃＝１０℃
第２凝縮器（２２）：６５℃−２０℃＝４５℃

（放熱量）＝（風量）×（空気の温度差）、第１，第２凝縮器２１，２２の風量は同一であるので、第１，第２凝縮器２１，２２の放熱量は温度差に比例する。凝縮器全体の放熱量を１．００とすると、
第１凝縮器２１の放熱量：１０℃／（１０℃＋４５℃）＝約０．１８
第２凝縮器２２の放熱量：４５℃／（１０℃＋４５℃）＝約０．８２
となる。

ここで、暖房時におけるルームエアコンディショナのＪＩＳ規格（ＪＩＳＣ９６１２）の温度条件（標準条件）は、室内空気温度２０℃、室外空気温度７℃である。

したがって、本実施の形態によれば、３台の熱交換機の配置と室内空気の循環での暖房では、室内蒸発器に流入する空気温度は標準条件の７℃よりも当然高くなり、蒸発温度も高くなるので冷媒循環量が増加し、凝縮圧力が同じであれば圧縮比も小さくなるので消費電力も少なくなり、結果的に、ＣＯＰ（暖房能力／消費電力）が大きい暖房効果が得られる。

以上、本発明の実施の形態について説明したが、勿論、本発明はこれに限定されることなく、本発明の技術的思想に基づいて種々の変形が可能である。

例えば以上の実施の形態では、蒸発器２３の風上側に予熱用の第１凝縮器２１を一台配置したが、これに代えて、当該第１凝縮器を更に２台に分割して蒸発器の風上側にそれぞれ設置するようにしてもよい。これにより、これら２台の予熱用凝縮器に対する冷媒供給を制御することによって、蒸発器入口温度を容易に制御できるようになる。

また、暖房運転時において、蒸発器２３の設計条件は顕熱比１００％の無凝縮域とされるが、蒸発器２３による空気中水分の無凝縮条件を維持するために、例えば、蒸発器２３の入口及び出口に湿度センサをそれぞれ配置すると共に、圧縮機２７としてインバータ制御可能な圧縮機を採用し、上記一対の湿度センサの出力差に基づいて圧縮機をインバータ制御するようにすれば、蒸発器２３の無凝縮領域を安定に維持することが可能となる。

本発明の実施の形態による空気調和装置２０の全体図である。 空気調和装置２０の熱交換器の配置構成図である。 空気調和装置２０の冷凍回路図である。 空気調和装置２０の一作用を説明する湿り空気線図である。 蒸発器入口空気温度と蒸発温度との関係を示す図である。 発明機と従来機の除湿量の比較を説明する図である。 発明機で冷凍機を構成する場合の熱交換器の斜視図である。 空気調和装置２０の熱交換器の配列の変形例を示す側面図である。 滴状凝縮における離脱液滴直径と熱伝達率との関係を示す図である。 滴状凝縮域における表面過冷度と熱流速との関係を示す図である。 蒸発器の他の配置例を説明する図である。 空気調和装置２０の熱交換器の他の配置構成図である。 蒸発器の更に他の配置例を説明する図である。 空気調和装置２０の暖房運転時における各熱交換機の一設計例を説明する図である。 空気調和装置２０の暖房運転時における冷媒のモリエル線図である。 空気調和装置２０の暖房運転時における空気温度と冷媒温度とを説明する図である。 従来の除湿機の熱交換器の配置図である。 従来の除湿機における湿り空気線図である。 膜状凝縮による凝縮モデルと滴状凝縮による凝縮モデルとの相違を説明する図である。

符号の説明

２０…空気調和装置、２１…第１（予熱用）凝縮器、２２…第２（再熱用）凝縮器、２３…蒸発器、２４…本体、２４Ａ…空気吸入口、２４Ｂ…空気排出口、２５…送風機、２６…タンク、２７…圧縮機。

Claims (9)

1. 室内循環空気を蒸発器で冷却して室内を除湿する空気調和方法であって、
   前記蒸発器の風上側に凝縮器を配置し、前記蒸発器の入口空気温度と前記蒸発器の蒸発温度との間の温度差を２４℃以上とすることにより、前記蒸発器の表面で空気中の水分を滴状に凝縮させて除湿することを特徴とする空気調和方法。
2. 前記蒸発器の風下側に凝縮器を配置し、前記蒸発器の出口空気を当該凝縮器で再熱する請求項１に記載の空気調和方法。
3. 前記蒸発器を風下側に傾倒させる請求項１に記載の空気調和方法。
4. 前記蒸発器を顕熱量１００％の無凝縮域に設定して室内を暖房する請求項２に記載の空気調和方法。
5. 空気吸入口と空気排出口とが形成された本体と、この本体の内部に配置された凝縮器及び蒸発器と、前記凝縮器及び前記蒸発器へ冷媒を循環流通させる圧縮機と、前記空気流入口側から前記空気排出口側への空気の流れを形成する送風機とを備えた空気調和装置において、
   前記蒸発器の風上側に予熱用の凝縮器が配置され、除湿又は冷房運転時、前記蒸発器の入口空気温度と前記蒸発器の蒸発温度との差が２４℃以上に設定されていることを特徴とする空気調和装置。
6. 前記蒸発器の風下側には再熱用の凝縮器が配置されている請求項５に記載の空気調和装置。
7. 前記蒸発器は、風下側に向かって傾倒するように傾斜配置されている請求項５に記載の空気調和装置。
8. 前記蒸発器の表面積は前記凝縮器の表面積よりも小さく形成されている請求項５に記載の空気調和装置。
9. 前記蒸発器を顕熱量１００％の無凝縮域に設定することにより暖房運転を可能とした請求項６に記載の空気調和装置。
   

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