JP2006162226A - 冷凍装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 冷媒を超臨界状態まで圧縮して超臨界サイクルを行う冷凍装置において、冷却運転時における室内熱交換器の冷却能力を向上させ、ひいては冷却運転時のＣＯＰの改善を図る。
【解決手段】 冷媒回路（20）には、圧縮機（31）、室外熱交換器（21）、膨張機（32）、及び室内熱交換器（23）が接続される。冷房運転時には、圧縮機（31）で超臨界状態まで圧縮された冷媒が、室外熱交換器（21）で放熱する。室外熱交換器（21）の表面へは、散水装置（50）から水が散布されているため、この散布水は、室外熱交換器（21）を流れる冷媒の熱を蒸発潜熱として取り込んで蒸発する。その結果、室外熱交換器（21）を流れる冷媒の放熱効果が高められ、室内熱交換器の冷却能力の向上が図られる。
【選択図】 図３

Description

本発明は、冷媒を超臨界状態まで圧縮して冷凍サイクルを行う冷媒回路を備えた冷凍装置に関するものである。

従来より、二酸化炭素などの冷媒を超臨界状態まで圧縮していわゆる超臨界サイクルを行う冷凍装置が知られており、空調機などに利用されている。

例えば特許文献１の冷凍装置は、圧縮機、熱源側熱交換器、膨張機、及び利用側熱交換器が接続された冷媒回路を有している。この冷媒回路には、冷媒として二酸化炭素が用いられている。上記熱源側熱交換器は、室外に配置されて室外空気と冷媒とを熱交換させる。一方、上記利用側熱交換器は、室内に配置されて室内空気と冷媒とを熱交換させる。また、冷媒回路には、冷媒の流通経路を変更する切換機構として四路切換弁が設けられている。そして、この冷凍装置は四路切換弁が切り換えられることで冷媒の流れが変更され、利用側熱交換器を蒸発器とすると同時に熱源側熱交換器を放熱器とする冷却運転（冷房運転）と、利用側熱交換器を放熱器とすると同時に熱源側熱交換器を蒸発器とする加熱運転（暖房運転）とを切り換えて行う。

冷凍装置の暖房運転時には、圧縮機で超臨界状態まで圧縮された冷媒が利用側熱交換器を介して室内空気に放熱する。その結果、室内の暖房が行われる。その後、冷媒は膨張機で膨張した後、熱源側熱交換器を介して室外空気から吸熱して蒸発する。

一方、冷凍装置の冷房運転時には、圧縮機で超臨界状態まで圧縮された冷媒が熱源側熱交換器を介して室外空気に放熱する。その後、冷媒は膨張機で膨張した後、利用側熱交換器を介して室内空気から吸熱して蒸発する。その結果、室内の冷房が行われる。

また、この冷凍装置では、上記膨張機と圧縮機とが回転軸によって機械的に連結されている。そして、上述のように冷媒が膨張機で膨張すると、この冷媒の膨張に伴い発生する動力が回転軸を介して圧縮機の回転動力に変換される。つまり、この冷凍装置は、膨張機で得られた動力を圧縮機の駆動動力として利用することで、エネルギー効率の高い冷凍サイクルの実現化を図るようにしている。
特開２００１−１１６３７１号公報

上述のように二酸化炭素で超臨界サイクルを行う冷凍装置では、暖房運転時には比較的
高いＣＯＰを得ることができるものの、冷房運転時にはさほど高いＣＯＰを得ることができなかった。つまり、冷房運転時には、放熱器となる熱源側熱交換器の出口冷媒温度が外気温よりも高くならざるを得ず、蒸発器となる利用側熱交換器の出入口でのエンタルピ差を確保しにくくなる。このため、図６に例示するように、他の冷媒を用いて臨界圧力未満での冷凍サイクルを行う冷凍装置と比較すると、特許文献１の冷凍装置では冷房運転時のＣＯＰが低くなってしまうという問題が生じる。

本発明は、このような問題点に鑑みて創案されたものであり、その目的は、冷媒を超臨界状態まで圧縮して超臨界サイクルを行う冷凍装置において、冷却運転時における利用側熱交換器の冷却能力を向上させ、ひいては冷却運転時のＣＯＰの改善を図ることである。

第１の発明は、圧縮機（31）、空気と冷媒とを熱交換させる熱源側熱交換器（21）、膨張機構（32）、及び利用側熱交換器（23）が接続されるとともに上記圧縮機（31）の吐出冷媒を超臨界状態として冷凍サイクルを行う冷媒回路（20）を備えた冷凍装置を前提としている。そして、この冷凍装置は、上記熱源側熱交換器（21）の表面に水を散布するための散水手段（50）を備えていることを特徴とするものである。

第１の発明では、冷媒回路（20）において、圧縮機（31）の冷媒を超臨界状態まで圧縮して冷凍サイクルが行われる。つまり、冷媒回路（20）では、いわゆる超臨界サイクルが行われる。

利用側熱交換器（23）を蒸発器として冷却対象を冷却する運転を行う場合、圧縮機（31）で超臨界状態まで圧縮された冷媒は、放熱器となる熱源側熱交換器（21）を流れる。熱源側熱交換器（21）では、冷媒が空気に放熱して冷却される。その後、冷媒は膨張機構（32）で膨張して減圧した後、蒸発器となる利用側熱交換器（23）を流通する。利用側熱交換器（23）では、冷媒が蒸発することで冷却対象が冷却される。

この発明において、放熱器となっている熱源側熱交換器（21）に散水手段（50）が水を散布すると、熱源側熱交換器（21）へ散布された水は冷媒から吸熱して蒸発する。つまり、放熱器となっている熱源側熱交換器（21）では、空気と散布された水との双方に対して冷媒が放熱することになる。したがって、放熱器となる熱源側熱交換器（21）では、冷媒からの放熱量を水の蒸発潜熱分だけ増大させることができ、利用側熱交換器（23）へ送られる冷媒のエンタルピを低減することができる。

第２の発明は、第１の発明の冷凍装置において、膨張機構は、冷媒の膨張に伴い動力を発生する膨張機（32）で構成され、上記膨張機（32）と圧縮機（31）とが機械的に連結され、該膨張機（32）で得られた動力を圧縮機（31）の駆動に利用することを特徴とするものである。

第２の発明では、膨張機構としての膨張機（32）と圧縮機（31）とが機械的に連結されることで、膨張機（32）における冷媒の膨張に伴い発生する動力が圧縮機（31）の駆動動力として利用される。

ここで、圧縮機と膨張機とが機械的に連結する場合は、圧縮機と膨張機との回転数が同じとなることを理由に、所期の冷凍サイクル（超臨界サイクル）を行うことが困難となる場合がある。この点について以下に説明する。

閉回路となる冷媒回路で所期の冷凍サイクルが行われる場合、膨張機を通過する冷媒の質量流量Ｍｅと圧縮機を通過する冷媒の質量流量Ｍｃとは等しくなる。なお、Ｍｅ＝Ｖｅ×ｄｅ（Ｖｅ：膨張機を通過する冷媒の体積循環量、ｄｅ：膨張機の冷媒流入密度）、Ｍｃ＝Ｖｃ×ｄｃ（Ｖｃ：圧縮機を通過する冷媒の体積循環量、ｄｃ：圧縮機の冷媒吸入密度）の関係式が成り立つ。また、体積循環量Ｖｃ，Ｖｅは、各流体機械のシリンダ容積×各流体機械の回転数によって定まる。

したがって、膨張機の質量流量Ｍｅと圧縮機の質量流量Ｍｃとがバランスしている状態では、上式よりＶｅ／Ｖｃ＝ｄｅ／ｄｃの関係式が成り立つ。なお、Ｖｅ／Ｖｃは、膨張機と圧縮機の回転数が同じであるため、各流体機械のシリンダ容積によって定まる固定値となる。このため、密度比ｄｅ／ｄｃに基づいて各流体機械のシリンダ容積を設計することで、膨張機と圧縮機の冷媒質量流量Ｍｅ、Ｍｃをバランスさせることができる。

ところが、この種の冷凍装置を空調機などに用いる場合には、その使用条件によって上記密度比ｄｅ／ｄｃを一定に保つことが困難な場合がある。具体的に、例えば冷房運転と暖房運転とを切り換えて行う空調機において、冷房運転は、暖房運転と比較すると利用側熱交換器（蒸発器）における冷媒の蒸発圧力が高くなるため、圧縮機の冷媒吸入密度ｄｃが上昇し易くなる。その結果、圧縮機を通過する冷媒の質量流量Ｍｃに対して膨張機を通過する冷媒の質量流量Ｍｅが小さくなり、膨張機と圧縮機の冷媒質量流量をバランスできなくなることがある。したがって、この冷凍装置で所期の冷凍サイクルを行うことが困難となる。

一方、本発明では、第１の発明で上述したように、冷凍装置の冷却運転時に散水手段（50）の散水によって熱源側熱交換器（21）を流れる冷媒の放熱効果を向上できるようにしている。このため、熱源側熱交換器（21）の出口冷媒温度、換言すると、膨張機（32）の流入冷媒温度を低減できる。その結果、膨張機（32）の流入冷媒密度ｄｅを増大させることができる。したがって、例えば冷凍装置の冷却運転時に、圧縮機（31）を通過する冷媒の質量流量Ｍｃが大きくなってしまった場合にも、散水手段（50）の散水によって膨張機（32）の流入冷媒密度ｄｅを増大させることで、圧縮機（31）と膨張機（32）との冷媒質量流量Ｍｃ，Ｍｅをバランスさせることができる。

第３の発明は、第２の発明の冷凍装置において、冷媒回路（20）での冷媒の流通経路を変更して利用側熱交換器（23）が蒸発器となる冷却運転と、該利用側熱交換器（23）が放熱器となる加熱運転とを切り換え可能とする切換機構（25）を備え、散水手段（50）は、冷却運転時にのみ熱源側熱交換器（21）の表面に水を散布することを特徴とするものである。

上記第３の発明では、冷媒回路（20）に冷媒の流通経路を変更する切換機構（25）が設けられる。この発明では、切換機構（25）が、利用側熱交換器（23）を蒸発器とすると同時に熱源側熱交換器（21）を放熱器として冷却運転を行う状態と、利用側熱交換器（23）を放熱器とすると同時に熱源側熱交換器（21）を蒸発器として加熱運転を行う状態とに切り換えられる。

ここで、散水手段（50）は、上記冷却運転時のみに熱源側熱交換器（21）へ散水を行う。このため、冷却運転時において、熱源側熱交換器（21）を流れる冷媒の放熱効果を高めることができる。また、冷却運転時において、膨張機（32）の流入冷媒密度ｄｅを増大させることで、圧縮機（31）と膨張機（32）との冷媒質量流量Ｍｃ，Ｍｅをバランスさせることができる。

一方、加熱運転時には、散水手段（50）は停止状態となる。このため、蒸発器となる熱源側熱交換器（21）では、超臨界サイクルにおける通常の蒸発行程が行われる。

第４の発明は、第１乃至第３の何れか１の発明の冷凍装置において、散水手段（50）の散布水量を調整する流量調整手段（57）を備えていることを特徴とするものである。

上記第４の発明では、例えば熱源側熱交換器（21）の出口冷媒温度、熱源側熱交換器（21）の周囲の空気温度、あるいは冷媒の高圧圧力などに応じて流量調整手段（57）が適宜調整され、散水手段（50）の散布水量が変更される。このため、運転条件に応じて熱源側熱交換器（21）を流れる冷媒の放熱量を調整し、熱源側熱交換器（21）の出口冷媒温度を最適な温度とすることができる。

第５の発明は、第１乃至第４の何れか１の発明の冷凍装置において、冷媒回路（20）の冷媒として二酸化炭素が用いられていることを特徴とするものである。

上記第５の発明では、冷媒回路（20）に冷媒として二酸化炭素が充填される。冷媒回路（20）では、二酸化炭素が超臨界状態まで圧縮されて超臨界サイクルが行われる。

本発明によれば、超臨界サイクルを行う冷凍装置において、散水手段（50）で熱源側熱交換器（21）の表面に散水を行うことで、放熱器となる熱源側熱交換器（21）を流れる冷媒の放熱効果を向上できるようにしている。そして、蒸発器となる利用側熱交換器（23）に流入する冷媒温度を低減できるようにしている。このため、超臨界サイクルを行う従来の冷凍装置では、冷却運転時のＣＯＰが比較的低下し易い傾向があったのに対し、本発明では、利用側熱交換器（23）の冷却能力の向上でき、冷却運転時のＣＯＰの改善を図ることができる。

また、本発明では、熱源側熱交換器（21）を流れる冷媒から散布水の蒸発潜熱を奪うことで冷媒の放熱効果を高めている。このため、比較的単純な構造で充分な放熱効果を得ることができる。また、本発明の熱源側熱交換器（21）を例えば都市部の室外に配置することで、近年、特に都市部において問題視されているヒートアイランド現象の発生を緩和することも期待できる。

また、上記第２の発明によれば、超臨界サイクルを行う冷凍装置において、膨張機（32）での冷媒の膨張に伴い発生した動力を圧縮機（31）の駆動動力として利用するようにしている。ここで、超臨界サイクルは、例えば臨界圧力未満での冷凍サイクルと比較して高低差圧が大きくなる。したがって、膨張機（32）で得られる動力も比較的大きくなり、この冷凍装置のエネルギー効率の向上を図ることができる。

さらに、本発明によれば、散水手段（50）の散水により膨張機（32）の流入冷媒温度を低減させることで、膨張機（32）の流入冷媒密度ｄｅを増大できるようにしている。したがって、この冷凍装置を空調機の冷房運転に用いる際、圧縮機（31）を通過する冷媒質量流量Ｍｃが膨張機（32）を通過する冷媒質量流量Ｍｅより大きくなってしまった場合にも、膨張機（32）の流入冷媒密度ｄｅを増大させることにより、これを解消し、両冷媒質量流量ＭｅとＭｃとをバランスさせることができる。したがって、運転条件が変化したとしても、この冷凍装置で所期の超臨界サイクルを行い、安定した性能を発揮することができる。

また、上記第３の発明によれば、冷凍装置の冷却運転時にのみ散水手段（50）の散水を行うようにしている。したがって、この冷凍装置の冷却運転時における利用側熱交換器（23）の冷却能力を向上させてＣＯＰの改善を図ることができる。また、この冷凍装置の冷却運転時における各流体機械の冷媒質量流量をバランスさせることができる。

一方、暖房運転時には、高温高圧の超臨界状態まで圧縮された冷媒を利用側熱交換器（23）で放熱させることで、暖房運転時において高ＣＯＰを達成することができる。

また、上記第４の発明によれば、流量調整手段（57）によって散水手段（50）の散布水量を調整することで、熱源側熱交換器（21）を流れる冷媒の放熱量を調整することができる。このため、熱源側熱交換器（21）の出口冷媒温度を確実に低減することができるとともに、最適な温度に維持することができる。したがって、利用側熱交換器（23）の冷却能力を確実に向上させるとともに、散水手段（50）による過剰な散水を抑制することもできる。また、運転条件に応じて膨張機（32）の流入冷媒密度ｄｅを調整することで、各流体機械の冷媒質量流量を確実にバランスさせることができる。

また、上記第５の発明によれば、冷媒として二酸化炭素を用いるようにしている。二酸化炭素は、他の冷媒と比較して臨界温度が低いため容易に超臨界サイクルを行うことができる。また、毒性や引火性もないため安全に取り扱うことができる。さらに、他の冷媒と比較してオゾン破壊係数や地球温暖化係数も低いため、地球環境に優しい冷凍装置を提供することができる。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。

本実施形態の冷凍装置は、空調機（10）に適用されるものである。この空調機（10）は、室内の冷房運転と暖房運転とを切り換えて行うように構成されている。

図１に示すように、空調機（10）は、いわゆるセパレート型の空調機で構成されている。この空調機（10）は、屋外に配置される室外機（11）と、室内に配置される室内機（13）とを備えている。室外機（11）には、室外熱交換器（21）、アキュムレータ（22）、ブリッジ回路（24）、四路切換弁（25）、及び圧縮・膨張ユニット（30）などが収納されている。室内機（13）には、室内熱交換器（23）などが収納されている。上記室外機（11）と上記室内機（13）とは、一対の連絡配管（15,16）で互いに接続されている。

空調機（10）には、冷媒回路（20）が設けられている。冷媒回路（20）には、冷媒として二酸化炭素（ＣＯ₂）が充填されている。この冷媒回路（20）では、冷媒が超臨界状態まで圧縮されて冷凍サイクル（超臨界サイクル）が行われる。

上記室外熱交換器（21）と上記室内熱交換器（23）とは、何れもクロスフィン型のフィン・アンドチューブ熱交換器で構成されている。室外熱交換器（21）の近傍には、室外ファン（41）が設けられている。そして、室外熱交換器（21）は、冷媒回路（20）を循環する冷媒と上記室外ファン（41）によって送風される室外空気とを熱交換させる熱源側熱交換器を構成している。室内熱交換器（23）の近傍には、室内ファン（43）が設けられている。そして、室内熱交換器（23）は、冷媒回路（20）を循環する冷媒と上記室内ファン（43）によって送風される室内空気とを熱交換させる利用側熱交換器を構成している。

上記四路切換弁（25）は、４つのポートを備えている。四路切換弁（25）は、第１のポートが圧縮・膨張ユニット（30）の吐出管（36）に接続され、第２のポートがアキュムレータ（22）を介して圧縮・膨張ユニット（30）の吸入ポート（35）に接続され、第３のポートが室外熱交換器（21）の一端に接続され、第４のポートが連絡配管（15）を介して室内熱交換器（23）の一端に接続されている。この四路切換弁（25）は、第１のポートと第４のポートとが連通すると同時に第２のポートと第３のポートとが連通する状態（図１の実線で示す状態）と、第１のポートと第３のポートとが連通すると同時に第２のポートと第４のポートとが連通する状態（図１の破線で示す状態）とに切換可能に構成されている。つまり、四路切換弁（25）は、冷媒回路（20）での冷媒の流通経路を変更する切換機構を構成している。そして、四路切換弁（25）が第１の状態に設定されると、室内熱交換器（23）が放熱器となると同時に室外熱交換器（21）が蒸発器となる暖房運転（加熱運転）が行われ、四路切換弁（25）が第２の状態に設定されると、室内熱交換器（23）が蒸発器となると同時に室外熱交換器（21）が放熱器となる冷房運転（冷却運転）が行われる。

ブリッジ回路（24）は、４つの逆止弁（CV-1〜CV-4）をブリッジ状に接続したものである。このブリッジ回路（24）は、第１逆止弁（CV-1）及び第４逆止弁（CV-4）の流入側が圧縮・膨張ユニット（30）の流出ポート（38）に接続され、第２逆止弁（CV-2）及び第３逆止弁（CV-3）の流出側が圧縮・膨張ユニット（30）の流入ポート（37）に接続されている。また、ブリッジ回路（24）は、第１逆止弁（CV-1）の流出側及び第２逆止弁（CV-2）の流入側が室外熱交換器（21）の他端と接続され、第３逆止弁（CV-3）の流入側及び第４逆止弁（CV-4）の流出側が連絡配管（16）を介して室内熱交換器（23）の他端と接続されている。

上記圧縮・膨張ユニット（30）は、ケーシングの内部に、圧縮機（31）、膨張機（32）、及びモータ（33）を収納している。

圧縮機（31）は、容積型の流体機械である揺動ピストン型のロータリ式流体機械で構成されている。この圧縮機（31）は、冷媒を圧縮室に吸入するための上述した吸入ポート（35）と、圧縮室で圧縮された冷媒を圧縮・膨張ユニット（30）の外部に吐出するための上述した吐出管（36）とを備えている。

膨張機（32）は、容積型の流体機械である揺動ピストン型のロータリ式流体機械で構成されている。この膨張機（32）は、冷媒を膨張室に導入するための上述した流入ポート（37）と、膨張室で膨張した冷媒を圧縮・膨張ユニット（30）の外部に排出するための上述した流出ポート（38）とを備えている。

上記圧縮機（31）と上記膨張機（32）とは、モータ（33）の回転軸（34）によって互いに連結されている。そして、圧縮機（31）は、膨張機（32）での冷媒の膨張に伴い発生する動力と、通電状態のモータ（33）で得られる動力との双方によって回転駆動される。

なお、上記圧縮機（31）及び膨張機（32）は、互いに回転軸（34）で連結されているため、それぞれの回転数が常に等しくなる。したがって、冷媒回路（20）において、膨張機（32）を通過する冷媒の体積循環量Ｖｅと圧縮機（31）を通過する冷媒の体積循環量Ｖｃとの比率Ｖｅ／Ｖｃは、各流体機械（31,32）のシリンダ容積比によって定まる固定値となっている。このシリンダ容積比は、上記Ｖｅ／Ｖｃの比と、この空調機（10）の暖房運転時における膨張機（32）の流入冷媒密度ｄｅと圧縮機（31）の吸入冷媒密度ｄｃとの密度比ｄｅ／ｄｃとが等量となるように設計されている。すなわち、この圧縮・膨張ユニット（30）は、暖房運転時における膨張機（32）を通過する冷媒の質量流量Ｍｅと圧縮機（31）を通過する冷媒の質量流量Ｍｃとが等量となるように設計されている。

また、空調機（10）には、冷房運転時にのみ室外熱交換器（21）の表面に水を散布する散水手段として散水装置（50）が設けられている。この散水装置（50）は、散水タンク（51）、給水管（52）、及び散水管（53）を備えている。

散水タンク（51）は、室外熱交換器（21）へ散布された水を回収して貯留するためのバッファタンクを構成している。この散水タンク（51）は、室外熱交換器（21）の下部を覆うように配置されている。したがって、室外熱交換器（21）へ散布された後、蒸発せずに室外熱交換器（21）の表面より滴下した水は、この散水タンク（51）内に回収される。

給水管（52）は、散水タンク（51）内に水を適宜補給するための配管である。この給水管（52）は、その端部が散水タンク（51）の底部に開口している。給水管（52）には、開閉弁（54）が設けられている。この開閉弁（54）は、例えばレベルセンサで検知される散水タンク（51）の水位に応じて開の状態と閉の状態とに切換可能に構成されている。具体的に、散水タンク（51）の検知水位が下限レベルに達すると開閉弁（54）が開の状態となり、給水管（52）から散水タンク（51）への給水が行われる。一方、散水タンク（51）の水位が上限レベルに達すると開閉弁（54）が閉の状態となり、給水管（52）から散水タンク（51）への給水が停止される。

散水管（50）は、散水タンク（51）に貯留された水を室外熱交換器（21）に散布するための配管である。この散水管（50）は、一端が散水タンク（51）の底部に開口しており、他端には散水ノズル（55）が設けられている。また、散水管（50）には、散水ポンプ（56）及び散水量調節弁（57）が設けられている。上記散水ポンプ（56）は、散水タンク（51）内に貯留された水を散水管（53）を介して散水ノズル（55）に圧送するためのポンプである。また、散水量調整弁（57）は、散水ノズル（55）から室外熱交換器（21）への散布水量を調整する流量調整手段であって、電動弁で構成されている。本実施形態において、散水量調整弁（57）の開度は、室外熱交換器（21）とブリッジ回路（24）との間に設けられて、冷房運転時における室外熱交換器（21）の出口冷媒温度を検出する温度センサ（60）の検出温度に応じて適宜変更される。なお、本実施形態においては、冷房運転時における上記温度センサ（60）の検出温度が約３２℃となるように散水量調整弁（57）の開度が調整される。

−運転動作−
次に、上記実施形態の空調機（10) の暖房運転及び冷房運転の動作について説明する。

<暖房運転>
図２に示すように、暖房運転時には、四路切換弁（25）が第１状態に設定される。この状態で圧縮・膨張ユニット（30）のモータ（33）が通電すると、冷媒回路（20）で冷媒が循環する。その結果、冷媒回路（20）では、室内熱交換器（23）が放熱器となり、室外熱交換器（21）が蒸発器となる超臨界サイクルが行われる。なお、暖房運転時には、散水装置（50）の散水ポンプ（56）が停止状態となる。

圧縮機（31）では、冷媒が超臨界状態となるまで圧縮される。超臨界状態となって圧縮機（31）の外部に吐出された吐出冷媒は、四路切換弁（25）及び連絡配管（15）を通過した後、室内熱交換器（23）に流入する。室内熱交換器（23）では、超臨界状態の冷媒が室内空気へ放熱する。その結果、室内空間の暖房が行われる。室内熱交換器（23）で放熱した冷媒は、連絡配管（16）及び第３逆止弁（CV-3）を通過した後、膨張機（32）に流入する。膨張機（32）では、高圧冷媒が膨張し、この高圧冷媒の内部エネルギーが圧縮機（31）の回転動力に変換される。

以上のように減圧されて膨張機（32）の外部に流出した低圧冷媒は、第１逆止弁（CV-1）を通過した後、室外熱交換器（21）に流入する。室外熱交換器（21）では、低圧冷媒が室内空気から吸熱して蒸発する。室外熱交換器（21）で蒸発した低圧冷媒は、四路切換弁（25）及びアキュムレータ（22）を通過した後、圧縮機（31）に吸入される。

<冷房運転>
図３に示すように、冷房運転時には、四路切換弁（25）が第２状態に設定される。この状態で圧縮・膨張ユニット（30）のモータ（33）が通電すると、冷媒回路（20）で冷媒が循環する。その結果、冷媒回路（20）では、室内熱交換器（23）が蒸発器となり、室外熱交換器（21）が放熱器となる超臨界サイクルが行われる。また、冷房運転時には、散水装置（50）の散水ポンプ（56）が運転状態となる。その結果、散水タンク（51）内の水は、散水管（53）を流通した後、散水ノズル（55）より室外熱交換器（21）へ散布される。

圧縮機（31）では、冷媒が超臨界状態となるまで圧縮される。具体的に、本実施形態では、冷媒が約８ＭＰａとなるまで圧縮される。超臨界状態となって圧縮機（31）の外部に吐出された吐出冷媒は、四路切換弁（25）を通過した後、室外熱交換器（21）に流入する。

室外熱交換器（21）では、超臨界状態の冷媒が室外空気へ放熱する。また、室外熱交換器（21）の表面へは、散水装置（50）から散水が行われている。このため、室外熱交換器（21）の表面近傍の散布水は、冷媒から付与される熱を蒸発潜熱として取り入れて蒸発する。その結果、室外熱交換器（21）を流れる冷媒は、さらにこの蒸発潜熱分の放熱を行う。このように、室外熱交換器（21）では、冷媒から室外空気への放熱分と、散布水の蒸発潜熱分との双方の熱が奪われる。その結果、超臨界状態の冷媒は、所定温度まで冷却されて室外熱交換器（21）を流出する。具体的に、本実施形態では、室外熱交換器（21）の出口冷媒温度を約３２℃に維持するようにしている。

以上のようにして室外熱交換器（21）で冷却された冷媒は、第２逆止弁（CV-2）を通過した後、膨張機（32）に流入する。膨張機（32）では、高圧冷媒が膨張し、この高圧冷媒の内部エネルギーが圧縮機（31）の回転動力に変換される。

以上のように減圧されて膨張機（32）の外部に流出した低圧冷媒は、第４逆止弁（CV-4）及び連絡配管（16）を通過した後、室内熱交換器（23）に流入する。室内熱交換器（23）では、低圧冷媒が室内空気から吸熱して蒸発する。その結果、室内空間の冷房が行われる。室内熱交換器（23）で蒸発した冷媒は、連絡配管（15）、四路切換弁（25）、及びアキュムレータ（22）を通過した後、圧縮機（31）に吸入される。

−実施形態の効果−
上記実施形態によれば、冷房運転時に散水装置（50）を運転し、室外熱交換器（21）の表面に水を散布するようにしている。そして、室外熱交換器（21）を流れる冷媒の放熱効果を高めるようにしている。このため、蒸発器となる室内熱交換器（23）の冷却能力を向上させ、冷房運転時のＣＯＰの改善を図ることができる。このことについて、図４及び図５を参照しながら更に詳細に説明する。

図４は、従来の冷凍装置における冷房運転時の超臨界サイクルと、本実施形態の冷凍装置の冷房運転時の超臨界サイクルとを対比するＴ−Ｓ線図である。なお、図４において、Ａ点，Ｂ点，Ｃ点，Ｄ点を結ぶ軌跡は本実施形態の冷凍装置の二酸化炭素冷媒の状態変化を示し、Ａ点，Ｂ’点，Ｃ’点，Ｄ’点を結ぶ軌跡が従来の冷凍装置の二酸化炭素冷媒の状態変化を示ししている。また、同図の実線Ｓは、二酸化炭素の飽和温度曲線である。

従来の冷凍装置の冷房運転時における超臨界サイクルでは、冷媒がＡ点の状態から超臨界状態（例えば１０ＭＰａ）まで圧縮されてＢ’点の状態となり、その後、室外熱交換器で放熱してＣ’点の状態まで冷却される。ここで、従来の冷凍装置の室外熱交換器では、冷媒が約３５℃（夏期の室外空気の一般的温度）の室外空気と熱交換するため、室外熱交換器の出口冷媒温度としては約４０℃までしか冷却できない。このため、この冷凍装置では、室内熱交換器で得られる冷却能力は、Ａ点，Ｄ’点，Ｅ’点，Ｆ点を結ぶ領域の面積で表される。また、この従来例では、圧縮機の必要動力が、Ａ点，Ｂ’点，Ｃ’点，Ｄ’点を結ぶ領域の面積で表される。

これに対し、本実施形態の冷凍装置の冷房運転時における超臨界サイクルでは、Ａ点の状態から超臨界状態（８ＭＰａ）まで圧縮されてＢ点の状態となり、その後、室外熱交換器（21）で放熱してＣ点まで冷却される。ここで、本実施形態の冷凍装置の室外熱交換器（21）では、冷媒の熱を蒸発潜熱として奪うことで放熱効果を高めるようにしている。そして、夏期の室外空気の湿球温度が２７℃程度と想定されているため、室外熱交換器（21）の出口における冷媒温度を約３２℃まで引き下げることができる。したがって、本実施形態の冷凍装置では、室内熱交換器（23）で得られる冷却能力は、Ａ点、Ｄ点、Ｅ点、Ｆ点を結ぶ領域の面積で表され、従来例の冷凍装置よりも高い冷却能力を得ることができる。また、本実施形態の圧縮機（31）の必要動力は、Ａ点，Ｂ点，Ｃ点，Ｄ点を結ぶ領域の面積で表され、従来例の冷凍装置よりも少ない動力となっている。

図５は、二酸化炭素を冷媒として超臨界サイクルを行う冷凍装置の冷房運転時における室外熱交換器（21）の出口冷媒温度とＣＯＰとの関係をシミュレーションしたグラフである。図５では、超臨界状態となる冷媒圧力を、８ＭＰａ（図５の実線Ｌ）、９ＭＰａ（図５の破線Ｍ）、１０ＭＰａ（図５の破線Ｎ）とした３条件について、それぞれ出口冷媒温度とＣＯＰとの関係を示している。なお、このシミュレーション結果は、膨張機（32）及び圧縮機（31）の効率を１００％として理想的な超臨界サイクルが行われているものとして算出したものである。

図５のＣ’点に示すように、従来例の冷凍装置の冷房運転条件（出口冷媒温度４０℃、冷媒圧力１０ＭＰａ）では、約６．７のＣＯＰしか得られないのに対し、同図のＣ点に示すように、本実施形態の冷凍装置の冷房運転条件（出口冷媒温度３２℃、冷媒圧力８ＭＰａ）では、約９．９のＣＯＰを得ることができる。すなわち、本実施形態では、従来例の約１．５倍のＣＯＰを達成することができる。ここで、本実施形態では、図５のＬ線のように冷媒圧力を臨界圧力に近い圧力（８ＭＰ）としているので、室外熱交換器（21）の出口冷媒温度を低減することにより、効果的にエンタルピを低減させ、冷房運転時のＣＯＰを向上させることができる（図４及び図５参照）。

また、本実施形態によれば、散水装置（50）で室外熱交換器（21）の出口冷媒温度を低減することで、膨張機（32）の流入冷媒密度ｄｅを増大させることもできる。このため、圧縮機（31）と膨張機（32）とが機械的に連結される冷凍装置の冷房運転時において、上述した理由により膨張機（32）の冷媒質量流量Ｍｅが圧縮機（31）の冷媒質量流量Ｍｃに対して不足する場合に、膨張機（32）の流入冷媒密度ｄｅを増大させて、これらの冷媒質量流量をバランスさせることができる。したがって、この冷凍装置において所期の超臨界サイクルを行うことができ、安定した冷房運転を行うことができる。

さらに、本実施形態によれば、室外熱交換器（21）を流れる冷媒から散布水の蒸発潜熱を奪うことでこの冷媒の放熱効果を高めている。このため、比較的単純な構造で充分な放熱効果を得ることができる。また、室外熱交換器（21）を例えば都市部の室外に配置することで、近年、特に都市部において問題視されているヒートアイランド現象の発生を緩和することも期待できる。

さらに、上記実施形態では、冷房運転時における室外熱交換器（21）の出口冷媒温度を検出する温度センサ（60）を設けている。そして、温度センサ（60）の目標検出温度を３２℃として散水量調整弁（57）の開度を調整するようにしている。したがって、冷房運転時に室外熱交換器（21）を流れる冷媒を確実に冷却でき、上述したＣＯＰを達成することができる。

《その他の実施形態》
本発明は、上記実施形態について、以下のような構成としてもよい。

上記実施形態では、冷房運転時に圧縮機（31）で冷媒を８ＭＰａまで圧縮して超臨界サイクルを行うようにしている。しかしながら、この冷媒圧力は、特に好適な高圧圧力を意味するものであり、例えば９ＭＰａ、あるいは１０ＭＰａとしてもよい。この場合にも、室外熱交換器（21）の出口冷媒温度を例えば３２℃まで冷却することで、この冷凍装置の冷却能力を高めるとともに、冷房運転時におけるＣＯＰの改善を図ることができる（図５参照）。

また、上記実施形態では、室外熱交換器（21）の出口冷媒温度を温度センサ（60）で検出し、この検出温度に応じて散水装置（50）の散布水量を調整するようにしている。しかしながら、例えば室外熱交換器（21）の周囲の室外空気温度や、冷媒の高圧圧力を検出するセンサを設け、これらのセンサの検出値に基づいて散水装置（50）の散布水量を調整することもできる。

さらに、上記実施形態では、圧縮機（31）と膨張機（32）とが機械的に連結された圧縮・膨張ユニット（30）を冷媒回路（20）に接続するようにしている。しかしながら、冷媒回路（20）に、例えば電子膨張弁や感温式膨張弁などの膨張機構と、圧縮機とを個別に設けて超臨界サイクルを行うようにしてもよい。この場合にも、散水装置（50）の散水によって室外熱交換器（21）を流れる冷媒の放熱効果を高め、この冷凍装置のＣＯＰの改善を図ることができる。

なお、以上の実施形態は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。

以上説明したように、本発明は、冷媒を超臨界状態まで圧縮して冷凍サイクルを行う冷媒回路を備えた冷凍装置に関して有用である。

本実施形態に係る空調機の冷媒回路図である。 本実施形態の暖房運転時における冷媒の流れを示す冷媒回路図である。 本実施形態の冷房運転時における冷媒の流れを示す冷媒回路図である。 従来の冷凍装置と本実施形態の冷凍装置との冷房運転時における二酸化炭素を用いた超臨界サイクルを対比するＴ−Ｓ線図である。 二酸化炭素を冷媒とする冷房運転時の超臨界サイクルにおける室外熱交換器の出口冷媒温度と、この際に得られるＣＯＰとの関係をシミュレーションしたグラフである。 二酸化炭素を冷媒とした超臨界サイクルで得られる冷房運転時のＣＯＰと、その他の冷媒の冷凍サイクルで得られる冷房運転時のＣＯＰとの比較表である。

符号の説明

10 空調機
20 冷媒回路
21 室外熱交換器（熱源側熱交換器）
23 室内熱交換器（利用側熱交換器）
25 四路切換弁（切換機構）
31 圧縮機
32 膨張機（膨張機構）
50 散水装置（散水手段）
57 散水量調整弁（流量調整手段）

Claims (5)

1. 圧縮機（31）、空気と冷媒とを熱交換させる熱源側熱交換器（21）、膨張機構（32）、及び利用側熱交換器（23）が接続されるとともに上記圧縮機（31）の吐出冷媒を超臨界状態として冷凍サイクルを行う冷媒回路（20）を備えた冷凍装置であって、
   上記熱源側熱交換器（21）の表面に水を散布するための散水手段（50）を備えていることを特徴とする冷凍装置。
2. 請求項１において、
   膨張機構は、冷媒の膨張に伴い動力を発生する膨張機（32）で構成され、
   上記膨張機（32）と圧縮機（31）とが機械的に連結され、該膨張機（32）で得られた動力を圧縮機（31）の駆動に利用することを特徴とする冷凍装置。
3. 請求項２において、
   利用側熱交換器（23）が蒸発器となる冷却運転と、該利用側熱交換器（23）が放熱器となる加熱運転とを切り換えるために冷媒回路（20）での冷媒の流通経路を変更する切換機構（25）を備え、
   散水手段（50）は、冷却運転時にのみ熱源側熱交換器（21）の表面に水を散布することを特徴とする冷凍装置。
4. 請求項１乃至３の何れか１つにおいて、
   散水手段（50）の散布水量を調整する流量調整手段（57）を備えていることを特徴とする冷凍装置。
5. 請求項１乃至４の何れか１つにおいて、
   冷媒回路（20）の冷媒として二酸化炭素が用いられていることを特徴とする冷凍装置。

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