JP2006046709A - 冷凍空調装置 - Google Patents

Abstract

【課題】スペースの小さい簡単な装置で安定した運転と省エネルギーの運転を可能とする冷凍空調装置を得ること。
【解決手段】室内を暖房あるいは冷房する第一の冷凍サイクルと、物品を冷却する第二の冷凍サイクルとを備え、暖房時の前記第一の冷凍サイクルの蒸発部と前記第二の冷凍サイクルの凝縮部との間で熱交換可能な排熱回収熱交換器１を備え、第一の冷凍サイクルを構成する室外熱交換器と第二の冷凍サイクルを構成する室外熱交換器２を共有とした。
【選択図】図２

Description

本発明は、冷凍空調装置にかかり、特にコンビニエンスストア等の店舗等において使用する冷凍空調装置に関するものである。

従来の冷凍装置は、店内に設置されたショーケースや冷凍機などと接続され、店内の空調を行う空調装置とは完全に独立して設けられていた。また従来、圧縮機を複数設け、空調、冷蔵、冷凍を同じ冷媒を循環させる１つの冷凍サイクルで構成する冷凍空調装置もあった（例えば特許文献１）。

特開２００２−３５７３６７号公報

しかしながら、空調、冷蔵、冷凍が完全に独立した冷凍サイクルにて運転されている従来の冷凍空調装置は、熱の有効利用による省エネ化が図られていないという問題があった。また空調、冷蔵、冷凍などの設備を増強する場合、更に別の独立した冷凍サイクルを追加する必要があり、スペース上などの制約や費用の点で問題があった。

また、特許文献１に示すような従来の冷凍空調装置は、空調、冷蔵、冷凍が１つの冷凍サイクルで構成されているため、危険分散がなされていないという問題があった。すなわち、空調用として使用している圧縮機や膨張弁やその他の冷凍サイクルを構成している部品が壊れた場合に、たとえ圧縮機が複数設けられていても、その修理の間冷凍サイクルを停止させざるを得ず、システムが独立していれば影響のないはずの店内のショーケース内にある冷凍食品や生鮮食品の冷却を維持することができなくなってしまう問題があった。その種の装置はまた、設備の拡張ができないという問題もあった。
また、同一の冷媒を熱源側の熱交換器一つに循環させているため、暖房をフルに運転している特定の時期のみ効率が良くなる効果が得られるが、それ以外では、デフロストなど特殊な運転をする際は無駄な損失が大きいという問題があった。また、冷蔵側の冷凍効果（冷却能力）が空調側の影響を受けてしまい、高圧が高くなると冷蔵側の冷凍効果が小さくなり、十分な冷却能力が得られないという問題があった。
さらに、冷媒にはそれぞれ得意な温度帯が存在し、現在、空調用にはR407CやR410A、冷凍・冷蔵用にはR404Aが用いられている。しかし、特許文献１では、空調用冷媒と冷蔵・冷凍用冷媒が同じになってしまうため、冷媒の選択が適切ではないという問題もあった。

本発明は上記課題に対応してなされたもので、スペースの小さい簡単な装置で安定した運転および省エネエネルギーの運転が可能な冷凍空調装置を得ることを目的とする。
また、本発明はどのような運転状態でもエネルギー無駄の少ない運転が可能な冷凍空調装置を得ることを目的とする。
さらに、既設機などに対して安価に、簡単な構造で設備の変更を行うことができ、その変更によってエネルギーの低減が可能な装置を得ること目的とする。

本発明の冷凍空調装置は、室内を暖房あるいは冷房する第一の冷凍サイクルと、物品を冷却する第二の冷凍サイクルとを備え、暖房時の前記第一の冷凍サイクルの蒸発部と前記第二の冷凍サイクルの凝縮部との間で熱交換可能な排熱回収熱交換器を有するようにしたものである。なお、第一の冷凍サイクルを構成する室外熱交換器と第二の冷凍サイクルを構成する室外熱交換器が共有しているのが好ましい。
また、本発明の冷凍空調装置は、空気調和器を構成する第一の冷凍サイクルの暖房運転時における蒸発部と前記第一の冷凍サイクルと別異の流路との間で熱交換可能な排熱回収熱交換器を有し、前記第一の冷凍サイクルの前記排熱回収熱交換器の冷媒入口側に第一の開閉弁を、その出口側に逆流防止弁をそれぞれ配置し、前記第一の冷凍サイクルの前記室外熱交換器の冷媒入口側に第二の開閉弁を、その出口側に第三の開閉弁をそれぞれ配置してなる排熱回収キットを独立した部品として構成するとともに、前記排熱回収キットを前記第一の冷凍サイクルと前記流路とに接続して、前記第一の冷凍サイクルの暖房時における蒸発部と前記流路との間で熱交換可能な関係としたものである。

本発明の冷凍空調装置によれば、消費電力が大幅に低減し装置の性能も向上する。また、第一の冷凍サイクルと第二の冷凍サイクルの回路が独立しているので、第一の冷凍サイクルあるいは第二の冷凍サイクルのどちらか一方で故障が発生しても、他方の冷凍サイクルを停止することなく修理することができ、信頼性が大幅に向上して安定した運転が可能となる。

図１は冷凍空調装置の利用例を示すコンビニエンスストア等の店舗の空調・冷蔵機器接続のイメージ図である。ここでは店舗１４内に空調用室内機１２ａ，１２ｂと冷蔵用ショーケース１３がそれぞれ複数台配置されている。空調用室内機１２ａは冷凍空調装置の室外機１１に、空調用室内機１２ｂは空調用室外機１０接続されている。また、冷蔵用ショース１３は冷凍空調装置の室外機１１に接続されている。図１では、空調用室外機１０に接続される空調用室内機１２ｂが２台で、冷凍空調装置用室外機１１に接続される空調用室内機１２ａが１台の例を説明するが、それぞれ何台であってもかまわない。このような構成においては、冷蔵ショーケース１３で食品や飲料を常時冷蔵あるいは冷凍する一方、空調機１２ａ，１２ｂでは外気温度に応じて室内を冷房したり暖房したりしている。

実施の形態１
図２は本発明の実施の形態１にかかる冷凍空調装置の冷媒回路構成を示す図である。ここでの冷媒回路は大きく分けて、冷凍機を構成する回路（第二の冷凍サイクル）と、空調機を構成する回路（第一の冷凍サイクル）とから構成され、それぞれの回路は独立している。このうち、排熱回収熱交換器１、室外熱交換器２、送風機３は、冷凍機と空調機で共有している。

冷凍機は、圧縮機１００、排熱回収熱交換器１、室外熱交換器２、液だめ１０１、絞り手段１０２、蒸発器１０３などから構成され、それらが配管接続されて閉回路をなしている。一方、空調機は圧縮機２００、暖房と冷房を切り替えるための流路切り替え弁（ここでは四方弁）２０１、室内熱交換器２０２、送風機２０３、第一の絞り手段２０４、液だめ２０５、第二の絞り手段２０６、排熱回収熱交換器１、室外熱交換器２、第一の開閉弁２０７、第二の開閉弁２０８、第三の開閉弁２１１、逆止弁２０９、流量調節手段２１０などから構成され、それらが配管接続されて閉回路をなしている。
なお、排熱回収熱交換器１は空調機側の室外熱交換器２と並列に設置するとともに、冷凍機側の圧縮機１００と室外熱交換器２との間に設けて、排熱回収熱交換器１において、第一の冷凍サイクルと第二の冷凍サイクルの間で発生する熱干渉を抑えている。

本実施の形態では、第一〜第三の開閉弁２０７，２０８，２１１には電磁弁、第一〜第二の絞り手段２０４，２０６には電子膨張弁、絞り手段１０２には温度式膨張弁、流量調節手段２１０にはキャピラリチューブが用いられている。
また、空調機側の冷媒には、空調の温度帯で性能が良いR410AまたはR407Cを、冷凍機側の冷媒には冷凍・冷蔵の温度帯で性能が良いR404AまたはR507が用いられている。こうすることで、空調機側と冷凍機側とで使用される冷媒がそれぞれ適正なものとなり、各冷凍サイクルの性能が向上する。

排熱回収熱交換器１にはプレート熱交換器を用いたがそれは二重管熱交換器でも良い。
また、室外熱交換器２には図３に示すプレートフィンチューブ熱交換器を用いており、そこでは、冷凍機熱交換器部２ａと空調機熱交換器部２ｂとは上下あるいは左右に分かれている。このようにすると、製品のコンパクト化を図ることができるとともに、設置する送風機の数も減らすことができるので、製品コストを低減することができる。

空調機側の運転には、大きく分けて、排熱回収モードと空調単独モードとの二つがある。排熱回収モードは冷凍機の凝縮排熱を用いたもので、排熱回収熱交換器１を用い、室外熱交換器２は使用しない。その時の各開閉弁の動作は表１の通りである。

一方、空調機単独モードは、冷凍機がデフロスト等で停止した時に発生するモードで、排熱回収熱交換器１は用いず、室外熱交換器２を使用する運転である。その時の各開閉弁の動作は表２の通りである。

次に、排熱回収モードの動作（暖房運転）について説明する。圧縮機２００で圧縮された高温・高圧の冷媒蒸気は四方弁２０１を通って、室内熱交換器２０２に流れ込む。そこで、室内の空気に熱を放出し、冷媒は液化する。液となった冷媒は、第一の絞り手段２０４によって、減圧され気液二相となって液だめ２０５に流れ込む。液だめ２０５では、蒸気冷媒が上、液冷媒が下に存在し、液冷媒が第二の絞り手段２０６に送り込まれ、再び減圧され、気液二相冷媒となる。気液二相冷媒は第一の開閉弁２０７を通り、排熱回収熱交換器１に送り込まれ、そこで、冷凍機からの凝縮排熱をもらい、気液二相から気体に変化する。気化した冷媒は逆止弁２０９を通り、圧縮機２００へと流れる。

次に、空調単独モードの動作（暖房運転）について説明する。圧縮機２００で圧縮された高温・高圧の冷媒蒸気は四方弁２０１を通って、室内熱交換器２０２に流れ込む。そこで、室内の空気に熱を放出し、冷媒は液化する。液となった冷媒は、第一の絞り手段２０４によって、減圧され気液二相となって液だめ２０５に流れ込む。液だめ２０５では、蒸気冷媒が上、液冷媒が下に存在し、液冷媒が第二の絞り手段２０６に送り込まれ、再び減圧され、気液二相冷媒となる。気液二相となった冷媒は、第二の開閉弁２０８、キャピラリチューブ２１０を経て、室外熱交換器２に流れ込む。そこで、気液二相冷媒は周囲空気と熱交換を行い、気液二相から気体に変化する。気化した冷媒は第三の開閉弁２１１を通り、圧縮機２００へと流れる。

次に、空調機運転時の冷凍機の動作を図４に示したP-h線図を用いて説明する。文中の括弧内は図４の点を表している。圧縮機１００で圧縮された高温・高圧の冷媒蒸気（Ａ）は、排熱回収熱交換器１に流れ込む。排熱回収熱交換器１で空調側の冷媒と熱交換を行い、気液二相状態の冷媒（Ｂ）となる。気液二相状態の冷媒（Ｂ）は、室外熱交換器２に送り込まれ、周囲空気と熱交換を行い、液冷媒（Ｃ）となり、液だめ１０１を通り、絞り手段１０２で減圧され、低圧の気液二相流状態の冷媒（Ｄ）となって、蒸発器１０３へと導かれる。気液二相状態の冷媒（Ｄ）は、蒸発器１０３で周囲空気と熱交換を行い、気液二相状態から気体の冷媒（Ｅ）へと変化し、圧縮機１００に吸引される。

次に、空調機、冷蔵機がそれぞれ単体の場合と、本発明の冷凍空調装置との動作の違いを、空調機が暖房運転をしている場合について、図５に示すP-h線図にて説明する。なお、空調機単体の回路構成は図６、冷凍機単体の回路構成は図７に示したものとする。
また、以下の説明において、店舗内の空気の温度は２０℃程度、外気温度は１０℃程度、ショーケース内の空気温度は５℃程度であるものとする。さらに、空調機の冷媒はR410A、冷凍機の冷媒はR404Aを使用しているものとし、冷媒の飽和圧力は、Refprop Ver４に基づき算出した。なお、Refpropは、米国国立標準技術研究所が開発した熱物性値算出プログラムである。

空調機の暖房運転時に室内熱交換器２０２内に流れる冷媒の凝縮温度（ＣＴ）は店内空気温度と十分な温度差を確保するため５０℃程度、室外熱交換器２ｂに流れる冷媒の蒸発温度（ＥＴ）は外気温度と十分な温度差を確保するため−６℃程度となる。この時、圧縮機２００の高圧および低圧はそれぞれ凝縮温度、蒸発温度の飽和圧力として求まり、高圧3.038ＭＰａ、低圧0.6554ＭＰａとなる。従って、圧縮機の高圧と低圧の比である圧縮比は、3.038ＭＰａと低圧0.6554ＭＰａとの比で求められ、それは4.63となる。これについては図５（ａ）を参照のこと。

また、冷凍機の室外熱交換器２ａ内を流れる冷媒の凝縮温度（ＣＴ）は外気温度と十分な温度差を確保するため３０℃程度、ショーケース内熱交換器１０３に流れる冷媒の蒸発温度（ＥＴ）はショーケース内の空気温度と十分な温度差を確保するため−１０℃程度となる。この時、圧縮機１００の高圧および低圧はそれぞれ凝縮温度、蒸発温度の飽和圧力として求まり、高圧1.4208ＭＰａ、低圧0.4370ＭＰａとなる。また、圧縮比は、1.4208ＭＰａと0.4370ＭＰａ の比で求められ、それは3.25となる。これについては図５（ｂ）を参照のこと。

一方、本発明の冷凍空調装置においては、排熱回収モードで運転を行う際、空調機の室内熱交換器２０２内に流れる冷媒の凝縮温度（ＣＴ１）は店内空気温度と十分な温度差を確保するため５０℃程度となる。また、冷蔵用冷凍機において、ショーケース内熱交換器１０３に流れる冷媒の蒸発温度（ＥＴ２）はショーケース内の空気温度と十分な温度差を確保するため−１０℃程度となる。

また、排熱回収交換器１の空調機側回路内を流れる空調側冷媒と冷凍機側回路内を流れる冷蔵側冷媒とは熱交換を行うため、空調機側の蒸発温度（ＥＴ１）は冷凍機側の凝縮温度（ＣＴ２）との間での熱交換性能によって決まる。今、空調機・冷凍機間の熱交換性能（伝熱性能）が単体の場合の空冷熱交換器よりも大きいものとすると、単体の場合よりもＥＴ１とＣＴ２の温度差が近づくことになり、仮にＥＴ１が４℃、ＣＴ２が２６℃なったとする。すると、空調側圧縮機２００の高圧および低圧はそれぞれ凝縮温度ＣＴ１、蒸発温度ＥＴ１の飽和圧力として求まり、高圧Ｐｄ１＝3.084ＭＰａ、低圧Ｐｓ１=0.9038ＭＰａ、圧縮比Ｐｄ１／Ｐｓ１=3.41となる。また、冷凍機用圧縮機１００の高圧および低圧はそれぞれ凝縮温度ＣＴ２、蒸発温度ＥＴ２の飽和圧力として求まり、高圧Ｐｄ２=1.2815ＭＰａ、低圧Ｐｓ２=0.4370ＭＰａ、圧縮比Ｐｄ２／Ｐｓ２=2.93となる。これについては図５（ｃ）を参照のこと。

この時、空調側圧縮機の圧縮比3.41は単体の場合の圧縮比4.63に比べ26％、冷蔵側圧縮機の圧縮比2.93は単体の場合の圧縮比3.41に比べ14％小さい値になっている。圧縮機の入力は圧縮比と冷媒流量に依存し、冷媒流量が同じであれば圧縮比の小さい方が入力が少なくなる。従って、排熱回収熱交換器１をここで示した圧力関係を実現できる仕様に設計すれば、本発明の冷凍空調装置は、単体の空調装置、冷凍装置に対し、空調側で26％、冷蔵側で14％の省エネになる。圧縮比すなわち圧縮機前後の冷媒のエンタルピー差を少なくすると、圧縮機の仕事量はエンタルピー差×冷媒流量であり、入力が小さくなりエネルギーを減らすことができる。

通常、ショーケースは設定温度に到達すると、圧縮機１００を停止させる制御を行う。あるいは、冷凍機がデフロスト運転を行う際も、圧縮機１００を停止させる制御を行う。この時、排熱回収モードで運転していた空調機は冷凍機からの凝縮排熱が得られなくなり、このまま運転を行うと空調機側の圧縮機吸入圧力が低下し、低圧カットが発生し、運転を続けることができなくなり、空調機の信頼性が大幅に低下する。そこで、第一の開閉弁２０７を閉、第二の開閉弁２０８および第三の開閉弁２１１を開にし、冷媒を室外熱交換器２に導く。その結果、空調機の単体運転と同じレベルまで、暖房性能は低下するが、空調機が止まる等の不具合は発生しない。

次に、空調機側の流量調節手段２１０の機能を説明する。流量調節手段２１０は本実施の形態ではキャピラリーチューブを使用するが、流量調節弁など他の装置を利用しても良い。上述したように、冷凍機が停止した時、排熱回収モードから空調単独モードへの運転切り替わり、空調機側の蒸発圧力は0.9038MPa（蒸発温度：4℃）から0.6554MPa（蒸発温度：−6℃）へ急激に低下する。このとき、第一の絞り手段２０４と第二の絞り手段２０６は、これらの絞り手段前後の急激な差圧増大に追従することができず、室外熱交換器２に過剰な冷媒量を供給してしまうため、未蒸発の液冷媒が発生し、その液が圧縮機２００に流れ込んでしまい、圧縮機２００の信頼性が大幅に低下する。

そこで、室外熱交換器２と第二の絞り手段２０６との間にある第二の開閉弁２０８の上流側（冷媒入口側）または下流側（冷媒出口側）にキャピラリーチューブ２１０を設けることにより、液バックの度合いと液バック時間を低減することができる。その効果を試算した結果を図８に示す。図８において、縦軸が室外熱交換器２の出口過熱度（乾き度）、横軸は運転が切り替わってからの時間であり、キャピラリーチューブ２１０の管径、長さも変化させている。図８から分かるように、キャピラリーチューブ径がΦ1.8mm以下にすれば、切り替わり直後から、乾き度が１以上となり、液バックが発生を抑制することが可能となり、空調機の信頼性を向上させた冷凍空調装置を提供できる。

次に、冷房モードの空調機側の冷媒流れを図９に示す。空調機は流路切り替え手段２０１による流路の切り替えによって、図９の矢印に示すような冷房運転の冷媒流れに変化する。この場合の各開閉弁２０７，２０８，２１１の動作は表３の通りであり、排熱回収熱交換器１には冷媒が流れない回路構成となっている。これは、冷凍機側の凝縮熱と空調機の凝縮熱が干渉してしまうため、冷凍サイクルが不安定になることを、防止することが狙いである。また、逆止弁２０９は排熱回収熱交換器１に冷媒や冷凍機油が寝込むのを防止している。

実施の形態１の冷凍空調装置は、室内を暖房あるいは冷房を行う第一の冷凍サイクルと、食品等を冷却する第二の冷凍サイクルにおいて、前記第一の冷凍サイクルの蒸発部（暖房時）と前記第二の冷凍サイクルの凝縮部とが熱交換できる排熱回収熱交換器を備えたことにより、装置の性能が向上し、消費電力が大幅に低減することが可能となる。また、第一の冷凍サイクルと第二の冷凍サイクルの回路が独立しているので、第一の冷凍サイクルあるいは第二の冷凍サイクルのどちらか一方で、故障が発生しても、他方の冷凍サイクルを停止することなく、修理することができ、信頼性を大幅に向上させた冷凍空調装置を提供できる。しかも、第一の冷凍サイクルと第二の冷凍サイクルの室外熱交換器２を共有としているので、装置の簡素化も図れる。
また、暖房運転時の第一の冷凍サイクルの排熱回収熱交換器１の入口に第一の開閉弁２０７を、その出口に逆止弁２０９を備え、第一の冷凍サイクルの室外熱交換器１の出口と入口に、第二の開閉弁２０８と第三の開閉弁２１１を備えたことにより、排熱回収熱交換器１や室外熱交換器２に、冷媒と冷凍機油の寝込みを防止でき、信頼性を向上させた冷凍空調装置を提供できる。
また、第一の冷凍サイクルの第二の絞り手段２０６と室外熱交換器２との間にある第２開閉弁２０８の前後に、流量調節用のキャピラリーチューブ２１０を備えたことにより、第一の冷凍サイクルにおいて運転切り替わり時に発生する冷媒の液戻りを抑制することができ、信頼性を向上させた冷凍空調装置を提供できる。

実施の形態２
図１０は本発明の実施の形態２にかかる冷凍空調装置の冷媒回路構成図である。なお、図１０及び後述する図１１〜図１３において、図２と同じ符号は同一物または相当物を表している。ここでは、排熱回収熱交換器１を備えた排熱回収部（点線内）を排熱回収キット４として独立した部品としている。排熱回収キット４は、排熱回収熱交換器１、第一の開閉弁２０７、第二の開閉弁２０８、第三の開閉弁２１１、流量調節手段２１０および逆止弁２０９を、実施の形態１と同様の態様で備えたものである。したがって、各運転モード（排熱回収モード、空調単独モード、冷房モード）での各開閉弁２０７，２０８，２１１の動作は、実施の形態１と同じである。
この冷凍空調装置における排熱回収キット４は、空調機側とは接続口２１２ａ，２１２ｂ〜２１５ａ，２１５ｂにて接続されている。また、冷凍機側とは接続口１０５ａ，１０５ｂ，１０６ａ，１０６ｂにて接続されている。

本実施の形態のように、排熱回収部を排熱回収キット４として独立した部品にしておくと、空調機と冷凍機の単体機（標準機）を流用できるため、開発コストを抑えることが可能となり、製品コストも抑制できる。
また、排熱回収部を排熱回収キット４とすることで、２５℃程度の比較的低い排熱（冷泉等）流体あるいはもっと温度の低い流体が存在するところでは、図１１に示すような使い方をすることもできる。すなわち、接続口１０５ｂ，１０６ｂを、空調機の冷凍サイクルと別異の流路を構成している排熱流体の流路配管に接続し、その排熱流体と空調機の冷媒とを熱交換させ、空調機の蒸発温度を上昇させることができる。このようにしても先述したのと同等の省エネ効果を得ることができる。

図１２は実施の形態２の冷凍空調装置の別の例を示す冷媒回路構成図である。これは、排熱回収キット４の構成要素を空調機の室外機に組み込んだものである。このように、空調機の室外機側に排熱回収部を組み入れることで、現地での接続箇所を減らすことができ、冷媒漏れのリスクを低減することが可能となる。

図１３は実施の形態２の冷凍空調装置の更に別の例を示す冷媒回路構成図である。これは、排熱回収キット４の構成要素を冷凍機の室外機に組み込んだものである。この場合も、冷凍機の室外機側に排熱回収部を組み入れることで、現地での接続箇所を減らすことができる。特に、冷凍機は圧縮機１００の吐出温度が高いため、冷媒配管内に水分が混入すると、スラッジが発生しやすい。水分は現地での配管工事中に混入する確率が高いので、現地での接続箇所を減らすことは、装置の信頼性を向上させることに繋がる。

ところで、実施の形態１，２では、空調機の冷凍機油（主として圧縮機２００の潤滑油）には、水分が混入してもスラッジが発生しにくいHABを用いている。スラッジの発生抑制の観点からは、冷凍機の冷凍機油（主として圧縮機１００の潤滑油）にもHABを用いるのがベストであるが、冷凍機は蒸発温度が低いため、冷媒と相溶性のあるエステル油（エーテル油でも良い）を用い、油の劣化を抑制するとともに、圧縮機への油戻しを良くして信頼性を高めている。また、配管回路内の混入水分については、液だめ１０１と絞り手段１０２との間に、水分吸着手段として、ドライヤーを設けて対処している。

なお、実施の形態２において、排熱回収キット４の開閉弁の切り替えを行うコントローラは、排熱回収キット４の内部に内蔵する場合と、冷凍機や空調機側に内蔵する場合と、それらとはは別に設置する場合とが考えられるが、いずれかの形態としてもよい。

実施の形態２の冷凍空調装置は、冷凍機の単体および空調機の単体機と接続可能な独立した部品としての排熱回収キット４を利用しているため、冷凍機の単体機と空調機の単体機を利用して省エネルギーの冷凍空調装置を構成することができる。加えて、設置工事期間の大幅な短縮と工事コストを安くすることができる。また、新規の冷凍機・空調機を購入する必要もないため、イニシャルコストも抑えることが可能となる。
さらに、第二の開閉弁２０８の下流あるいは上流に、流量調節用のキャピラリーチューブ２１０を備えたことにより、運転の切り替わり時において発生する冷媒の液戻りを抑制することができ、信頼性を向上させた冷凍空調装置が得られる。

冷凍空調装置の利用例を示すイメージ図。 本発明の実施の形態１にかかる冷凍空調装置の冷媒回路図。 本発明で利用する室外熱交換器の概略図。 Ph線図上における排熱回収モードの冷凍機の動作点を示す図。 本発明の実施の形態１にかかる冷凍空調装置の動作を示すPh線図。 空調機単体の冷媒回路図。 冷凍機単体の冷媒回路図。 キャピラリーチューブの液バック防止効果を示す説明図。 図２の冷凍空調装置の冷房モードでの空調機側の冷媒流れを示す説明図。 本発明の実施の形態２にかかる冷凍空調装置の冷媒回路図。 本発明の実施の形態２にかかる冷凍空調装置の別の冷媒回路図。 本発明の実施の形態２にかかる冷凍空調装置の別の冷媒回路図。 本発明の実施の形態２にかかる冷凍空調装置の別の冷媒回路図。

符号の説明

１ 排熱回収熱交換器、 ２ 室外熱交換器、 ２a 室外熱交換器の冷凍機が使用する部分、２b 室外熱交換器の空調機が使用する部分、３ 送風機、３a 冷凍機用の送風機、３b 空調機の送風機、４ 排熱回収キット、１０ 空調機の室外機、１１ 冷凍空調装置の室外機、１２a 室内機、１２b 室内機、１３ ショーケース、１００ 圧縮機、１０１ 液だめ、１０２ 絞り手段、１０３ 蒸発器、１０４ 送風機、１０５a〜１０６a 冷凍機側の接続口、１０５b〜１０６b 排熱回収キット側の接続口、２００ 圧縮機、２０１ 流路切り替え弁、２０２ 室内熱交換器、２０３ 送風機、２０４ 第一の絞り手段、２０５ 液だめ、２０６ 第二の絞り手段、２０７ 第一の開閉弁、２０８ 第二の開閉弁、２０９ 逆止弁、２１０ 流量調節手段、２１１ 第三の開閉弁、２１２a〜２１５a 空調機側の接続口、２１２b〜２１５b 排熱回収キット側の接続口。

Claims (11)

1. 室内を暖房あるいは冷房する第一の冷凍サイクルと、物品を冷却する第二の冷凍サイクルとを備え、暖房時の前記第一の冷凍サイクルの蒸発部と前記第二の冷凍サイクルの凝縮部との間で熱交換可能な排熱回収熱交換器を有することを特徴とする冷凍空調装置。
2. 前記第一の冷凍サイクルを構成する室外熱交換器と前記第二の冷凍サイクルを構成する室外熱交換器を共有してなることを特徴とする請求項１記載の冷凍空調装置。
3. 前記第一の冷凍サイクルの冷媒にR407CあるいはR410Aを用い、前記第二の冷凍サイクルの冷媒にR404AあるいはR507を用いたことを特徴とする請求項１又は２に記載の冷凍空調装置。
4. 前記排熱回収熱交換器は、前記第一の冷凍サイクルを構成する前記室外熱交換器と並列に設置されるとともに、前記第二の冷凍サイクルを構成する圧縮機と前記室外熱交換器との間に設けられたことを特徴とする請求項２又は３に記載の冷凍空調装置。
5. 暖房運転時の前記第一の冷凍サイクルの前記排熱回収熱交換器の冷媒入口側に第一開閉弁を、その出口側に逆流防止弁をそれぞれ配置し、前記第一の冷凍サイクルの前記室外熱交換器の冷媒入口側に第二の開閉弁を、その出口側に第三の開閉弁をそれぞれ配置したことを特徴とする請求項４記載の冷凍空調装置。
6. 前記第一の冷凍サイクルを構成する前記第二の開閉弁の下流あるいは上流に、流量調節手段を備えたことを特徴とする請求項４記載の冷凍空調装置。
7. 前記第一の冷凍サイクルの冷凍機油としてHABを用い、前記第二の冷凍サイクルの冷凍機油としてエステル油あるいはエーテル油を用いたことを特徴とする請求項１ないし６のいずれかに記載の冷凍空調装置。
8. 前記室外熱交換器は、前記第一の冷凍サイクルの熱交換部と前記第二の冷凍サイクルの熱交換部が、上下方向あるいは左右方向に分割されていることを特徴とする請求項２ないし７のいずれかに記載の冷凍空調装置。
9. 空気調和器を構成する第一の冷凍サイクルの暖房運転時における蒸発部と前記第一の冷凍サイクルと別異の流路との間で熱交換可能な排熱回収熱交換器を有し、前記第一の冷凍サイクルの前記排熱回収熱交換器の冷媒入口側に第一の開閉弁を、その出口側に逆流防止弁をそれぞれ配置し、前記第一の冷凍サイクルの前記室外熱交換器の冷媒入口側に第二の開閉弁を、その出口側に第三の開閉弁をそれぞれ配置してなる排熱回収キットを独立した部品として構成するとともに、
   前記排熱回収キットを前記第一の冷凍サイクルと前記流路とに接続して、前記第一の冷凍サイクルの暖房時における蒸発部と前記流路との間で熱交換可能な関係としたことを特徴とする冷凍空調装置。
10. 前記流路を第二の冷凍サイクルから構成したことを特徴とする請求項９に記載の冷凍空調装置。
11. 前記第二の開閉弁の下流あるいは上流に、流量調節手段を備えたことを特徴とする請求項９又は１０に記載の冷凍空調装置。
    

Images