JP2007212108A

JP2007212108A - 空気調和機

Info

Publication number: JP2007212108A
Application number: JP2006035027A
Authority: JP
Inventors: Tatsuji Kitano; 竜児北野
Original assignee: Toshiba Carrier Corp
Current assignee: Toshiba Carrier Corp
Priority date: 2006-02-13
Filing date: 2006-02-13
Publication date: 2007-08-23
Anticipated expiration: 2026-02-13
Also published as: JP4647512B2

Abstract

【課題】暖房運転および冷房運転時の性能を向上させた空気調和機を提供する。
【解決手段】本空気調和機は、ヒートポンプ式の冷凍サイクルを備え、室内熱交換器７及び室外熱交換器５の少なくとも一方は、蒸発器として作用するときの冷媒流路入口側に並列に設置された第１及び第２の熱交換器部７ａ、５ａと、第１及び第２の熱交換器部７ａ、５ａの下流側に設けられた第３の熱交換器部７ｃ、５ｃと、第２の熱交換器部７ｂ、５ｂと第３の熱交換器部７ｃ、５ｃ間に設けられ、蒸発器として作用するに第２の熱交換器部７ｂ、５ｂと第３の熱交換器部７ｃ、５ｃとを連通し、凝縮器として作用する第３の熱交換器部７ｃ、５ｃと第３の熱交換器部７ｃ、５ｃとの連通を遮断する弁手段７ｖ、５ｖとを備え、第１の熱交換器部７ａ、７ｃの冷媒分岐数を第３の熱交換器部７ｃ、５ｃの冷媒分岐数よりも少なくする。
【選択図】図１

Description

本発明は空気調和機に係り、特に暖房運転および冷房運転時に適するように冷媒の流路構成を改良したフィンチューブ型熱交換器を備えた空気調和機に関する。

従来、暖房および冷房時共に、熱交換器は同一冷媒流路であり、従来は蒸発と凝縮過程の性能のバランスを考慮して流路の数を選定していた。

しかし、蒸発過程では冷媒圧力損失が大きいために多流路化、凝縮過程では冷媒圧力損失が小さいために単流路化することが知られているが、このような方法では、蒸発及び凝縮過程の両方において、最適な流路に設定することはできなかった（特許文献１）。

また、各能力のクラス別で冷媒流量が異なるため、蒸発過程の圧力損失の兼合いから流路数を統一ができなかった。さらに、弁の切換えにより、冷房と暖房で熱交換器の冷媒流路を変えることも知られているが、多数の弁が必要であったり、複雑な構造が必要であり、十分に満足できるものではなかった（特許文献２）。
特開平１０−２８１５７４号公報特開２００２−２２８２７３号公報

本発明は上述した事情を考慮してなされたもので、熱交換器に暖房運転および冷房運転時に最適になる冷媒の流路を設け、暖房運転および冷房運転時の性能を向上させた空気調和機を提供することを目的とする。

上述した目的を達成するため、本発明に係る空気調和機は、圧縮機、四方弁、室外熱交換器、膨張装置及び室内熱交換器を有し、前記四方弁を切換えることにより冷媒の流れ方向を変更して冷房運転と暖房運転とを切換える空気調和機において、前記室内熱交換器及び室外熱交換器の少なくとも一方は、蒸発器として作用するときの冷媒流路入口側に並列に設置された第１及び第２の熱交換器部と、前記第１及び第２の熱交換器部の下流側に設けられた第３の熱交換器部と、前記第２の熱交換器部と第３の熱交換器部間に設けられ、蒸発器として作用するときに前記第２の熱交換器部と第３の熱交換器部とを連通し、凝縮器として作用するときに前記第２の熱交換器部と第３の熱交換器部との連通を遮断する弁手段とを備え、前記第１の熱交換器部の冷媒流路数を第３の熱交換器部の冷媒流路数よりも少なくしたことを特徴とする。

本発明に係る空気調和機によれば、暖房運転および冷房運転時の性能を向上させた空気調和機を提供することができる。

本発明の一実施形態に係る空気調和機について添付図面を参照して説明する。

図１は本発明の一実施形態に係る空気調和機に用いられる冷凍サイクル図である。

図１に示すように、本発明に係る空気調和機は、冷凍サイクル１を備え、この冷凍サイクル１は、圧縮機２、四方切換弁４、室外熱交換器５、膨張装置としての電子式自動膨張弁６、室内熱交換器７が冷媒配管８を介してヒートポンプ式の冷凍サイクルを構成するよう連通されている。

室外熱交換器５は、暖房運転時には蒸発器として、冷房運転時には凝縮器として機能し、蒸発器として機能するときの冷媒の入口側になる一側に並列に設置された第１の室外熱交換器部５ａおよび第２の室外熱交換器部５ｂと、この第１および第２の室外熱交換器部５ａ、５ｂを通過した冷媒が合流する合流部ｐ５の下流に設けた第３の室外熱交換器部５ｃとから構成される。また、第２の室外熱交換器部５ｂと合流部ｐ５間に開閉弁５ｖを設け、室外熱交換器５が蒸発器として機能するときに開放し、凝縮器として機能するときに閉じるように設定し、蒸発過程と凝縮過程で室外熱交換器５の冷媒流路が異なるよう構成する。

一方、室内熱交換器７は、暖房運転時には凝縮器として、冷房運転時には蒸発器として機能し、蒸発器として機能するときの冷媒の入口側になる一側に並列に設置された第１の室内熱交換器部７ａおよび第２の室内熱交換器部７ｂと、この第１および第２の室外熱交換器部７ａ、７ｂを通過した冷媒が合流する合流部ｐ７の下流に設けた第３の室内熱交換器部７ｃとから構成される。また、第２の室内熱交換器部７ｂと合流部ｐ７間に開閉弁７ｖを設け、室内熱交換器７が蒸発器として機能するときに開放し、凝縮器として機能するときに閉じるように設定し、蒸発過程と凝縮過程で室内熱交換器７の冷媒流路が異なるよう構成する。なお、開閉弁５ｖ、７ｖは逆止弁であるのが好ましい。これにより、開閉弁のコストを低減できる。

図２に示すように、室外熱交換器５を具体的に説明すると、室外熱交換器５は同一形状の伝熱フィン５ｆを所定ピッチの間隔を設けて積層し、伝熱フィン５ｆに同一長さと直径を有する複数のパイプ５ｐ１、５ｐ２、５ｐ３を伝熱的に貫通し、第１の室外熱交換器部５ａ、第２の室外熱交換器部５ｂおよび第３の室外熱交換器部５ｃを構成するように接続する。

図３に示すように、例えば、第１の室外熱交換器部５ａは、冷媒流路数が２個すなわち２個の流路を有し、１流路当り２本のパイプ５ｐ１からなり、総数４本のパイプで構成され、第２の室外熱交換器部５ｂは、２流路を有し、１流路当り６本と８本のパイプ５ｐ２からなり、総数１４本のパイプで構成され、第３の室外熱交換器部５ｃ（図２中上下に分割）は、４流路を有し、１流路当り６本のパイプ５ｐ３からなり、総数２４本のパイプで構成される。

図４に示すように、室内熱交換器７を具体的に説明すると、室内熱交換器７は第１乃至第３の室内熱交換器部７ａ、７ｂ、７ｃから形成されている。第１及び第２の室内熱交換器部７ａ、７ｂのフィン７ｆ１は一体に形成され、第３の室内熱交換器部７ｃのフィン７ｆ２、７ｆ３は、別体に形成されている。図５に示すように、例えば、第１の室内熱交換器部７ａは、１流路を有し、総数１２本のパイプ７ｐ１で構成され、第２の室内熱交換器部７ｂは、３流路を有し、１流路当り２本のパイプ７ｐ２からなり、総数６本のパイプで構成され、第３の室内熱交換器部７ｃ（図４中上下に分割）は、４流路を有し、１流路当り６本のパイプ７ｐ３からなり、総数２４本のパイプで構成される。

第１の室外熱交換器部５ａは冷媒流路数（２）が、第３の室外熱交換器部５ｃの冷媒流路数（４）よりも少なく、また、第１の室内熱交換器部７ａは冷媒流路数（１）が、第３の室内熱交換器部７ｃの冷媒流路数（４）よりも少なく設定される。これにより、凝縮時冷媒の液割合が多い部分（パイプ内圧力損失の小さい部分）の流速を増大させることが可能となり、熱交換効率が向上する。

第１の室外熱交換器部５ａは１流路当り６本と８本のパイプ、第２の室外熱交換器部５ｂは１流路当り２本のパイプからなっており、従って、第２の室外熱交換器部５ｂの１冷媒流路の流路長さより長くなり、さらに、第１の室外熱交換器部５ａは総パイプ数が１４本、第２の室外熱交換器部５ｂは総パイプ数が４本であり、従って、第１の室内熱交換器部５ａの総冷媒流路容積は、第２の室外熱交換器部５ｂの２倍以上に設定される。

また、第１の室内熱交換器部７ａは１流路当り１２本のパイプ、第２の室内熱交換器部７ｂは１流路当り２本のパイプからなっており、従って、第２の室内熱交換器部７ｂの１冷媒流路の流路長さより長くなり、さらに、第１の室内熱交換器部７ａは総パイプ数が１２本、第２の室内熱交換器部７ｂは総パイプ数が６本であり、従って、第１の室内熱交換器部７ａの総冷媒流路容積は、第２の室内熱交換器部７ｂの２倍以上に設定される。

これにより、凝縮機能時、第２の室外熱交換器部５ｂ、第２の室内熱交換器部７ｂの不使用によるパイプ本数のロス分を低減でき、性能を向上させることができる。

なお、上記第１の室外熱交換器部は、単流路化するのが好ましいが、必ずしも単流路に限定されるものではなく、例えば２流路以上であってもよい。

次に本発明に係る空気調和機に用いられる冷凍サイクルの動作を説明する。

はじめに、暖房運転時について説明する。

図６に示すように、室内熱交換器７は凝縮器として機能し、開閉弁７ｖは閉成される。この開閉弁７ｖの閉成により、図５に示すように、流路数１を有する第１の室内熱交換器部７ａのみに冷媒が流れ、室内熱交換器７の下流側において単流路が形成される。

一方、図７に示すように、室外熱交換器５は蒸発器として機能し、開閉弁５ｖは開放される。この開閉弁７ｖの開放により、図３に示すように、並列に配置され、流路数２を有する第１の室外熱交換器部５ａと流路数２を有する第２の室外熱交換器部５ｂで４流路の熱交換器部が形成されて、流路数４の第３の室外熱交換器部５ｃと同一流路数になり、多流路が形成される。

図６に示す状態にある室内熱交換器部７に、図１に示す圧縮機２で圧縮され高温高圧になった冷媒が、四方切換弁４を介して流入する。

室内熱交換器７に流入した冷媒は、凝縮過程に適する単流路化が形成された第１の室内熱交換器部７ａにおいて、冷媒の流速が増大し、効率よく熱交換されて、液冷媒となって電子式自動膨張弁６に流れる。この電子式自動膨張弁６に流入した液冷媒は、減圧されて室外熱交換器５に流入する。

図７に示す状態にある室外熱交換器５に流入した冷媒は、蒸発過程に適する多流路化が形成された室外熱交換器５により、冷媒圧力損失が抑制されて効率よく熱交換され、ガス冷媒となって、四方切換弁４を介して圧縮機２に戻る。

次に、冷房運転時について説明する。

図８に示すように、室内熱交換器７は蒸発器として機能し、開閉弁７ｖは開放される。この開閉弁７ｖの開成により、図３に示すように、並列に配置され、流路数１を有する第１の室内熱交換器部７ａと流路数３を有する第２の室内熱交換器部７ｂで４流路の熱交換器部が形成されて、流路数４の第３の室内熱交換器部７ｃと同一流路数になり、多流路が形成される。

一方、図９に示すように、室外熱交換器５は凝縮器として機能し、開閉弁５ｖは閉成される。この開閉弁５ｖの閉成により、図３に示すように、流路数２を有する第１の室外熱交換器部５ａのみ開成され、小流路が形成される。凝縮過程では伝熱性能に有効な冷媒流路のパイプ本数が減少するが、冷媒流路数の減少に伴う冷媒質量速度の増加によりこれをカバーできる。また、部品も開閉弁および合流部の追加でよいため部品コストを低減できる。

図９に示す状態にある室外熱交換器５に、図１に示すように、圧縮機２で圧縮され高温高圧になった冷媒が、四方切換弁４を介して流入する。

室外熱交換器５に流入した冷媒は、図９に示すように、凝縮過程に適する単流路化に近い２流路化された第１の室外熱交換器部５ａにおいて、冷媒の流速が増大し、効率よく熱交換されて、液冷媒となって電子式自動膨張弁６に流れる。この電子式自動膨張弁６に流入した液冷媒は、減圧されて室内熱交換器７に流入する。

図８に示す状態にある室内熱交換器７に流入した冷媒は、蒸発過程に適する４流路の多流路が形成された室内熱交換器７により、冷媒圧力損失が抑制されて効率よく熱交換され、ガス冷媒となって、四方切換弁４を介して圧縮機２に戻る。

上記冷凍サイクルを備えた本実施形態に係る空気調和機によれば、蒸発過程と凝縮過程で室外熱交換器、室内熱交換器の冷媒流路が異なるようにして、蒸発過程では多流路化により冷媒圧力損失が減少し、凝縮過程では小流路化により冷媒流速を増大することが可能となり、高効率化が実現する。

また、本発明に係る空気調和機に用いられる冷凍サイクルの他の実施形態について説明する。

図１０及び図１１に示すように、他の実施形態の冷凍サイクル１１の室内熱交換器７は合流部ｐ７に絞り機構１２を設ける。冷房及び暖房運転時は、絞り機構１２を全開にし、電子式自動膨張弁６で冷媒を絞り、除湿運転時は、電子式自動膨張弁６で冷媒を全開にし、絞り機構１２で絞り、第１の室内熱交換器部７ａと第２の室内熱交換器部７ｂで凝縮（空気加熱）し、第３の室内熱交換器部７ｃで蒸発（空気冷却）させて、再熱除湿機能を備えた高効率の冷凍サイクルが実現する。また、絞り機構１２を合流部ｐ７に設けることにより、合流部の部品を少なくできる。

なお、上記各実施形態では、室外熱交換器及び室内熱交換器の両方に冷媒の流路構成を改良した熱交換器を採用した例で説明したが、室外熱交換器あるいは室内熱交換器の一方のみに採用するようにしてもよい。

本発明の一実施形態に係る空気調和機に用いられる冷凍サイクルの概念図。本発明の一実施形態に係る空気調和機に用いられる冷凍サイクルの室外熱交換器の概念図。本発明の一実施形態に係る空気調和機に用いられる冷凍サイクルの室外熱交換器の流路数とパイプ数の説明図。本発明の一実施形態に係る空気調和機に用いられる冷凍サイクルの室内熱交換器の概念図。本発明の一実施形態に係る空気調和機に用いられる冷凍サイクルの室内熱交換器の流路数とパイプ数の説明図。本発明の一実施形態に係る空気調和機に用いられる冷凍サイクルの室内熱交換器の凝縮過程時の概念図。本発明の一実施形態に係る空気調和機に用いられる冷凍サイクルの室外熱交換器の蒸発過程時の概念図。本発明の一実施形態に係る空気調和機に用いられる冷凍サイクルの室内熱交換器の蒸発過程時の概念図。本発明の一実施形態に係る空気調和機に用いられる冷凍サイクルの室外熱交換器の凝縮過程時の概念図。本発明の他の実施形態に係る空気調和機に用いられる冷凍サイクルの概念図。本発明の他の実施形態に係る空気調和機に用いられる冷凍サイクルの室内熱交換器の概念図。

符号の説明

１…冷凍サイクル、２…圧縮機、４…四方切換弁、５…室外熱交換器、５ａ…室外熱交換器部、５ｂ…室外熱交換器部、ｐ５…合流部、５ｐ１、５ｐ２、５ｐ３…パイプ、５ｖ…開閉弁、６…電子式自動膨張弁、７…室内熱交換器、７ａ…第１の室内熱交換器部、７ｂ…第２の室内熱交換器部、ｐ７…合流部、７ｖ…開閉弁、７ｆ１、７ｆ２、７ｆ３…フィン、７ｐ１、７ｐ２、７ｐ３…パイプ、８…冷媒配管。

Claims

圧縮機、四方弁、室外熱交換器、膨張装置及び室内熱交換器を有し、前記四方弁を切換えることにより冷媒の流れ方向を変更して冷房運転と暖房運転とを切換える空気調和機において、
前記室内熱交換器及び室外熱交換器の少なくとも一方は、蒸発器として作用するときの冷媒流路入口側に並列に設置された第１及び第２の熱交換器部と、
前記第１及び第２の熱交換器部の下流側に設けられた第３の熱交換器部と、
前記第２の熱交換器部と第３の熱交換器部間に設けられ、蒸発器として作用するときに前記第２の熱交換器部と第３の熱交換器部とを連通し、凝縮器として作用するときに前記第２の熱交換器部と第３の熱交換器部との連通を遮断する弁手段と
を備え、
前記第１の熱交換器部の冷媒流路数を第３の熱交換器部の冷媒流路数よりも少なくしたことを特徴とする空気調和機。
前記第１の熱交換器部における１冷媒流路の流路長さを、第２の熱交換器部における１冷媒流路の流路長さより長くすると共に、前記第１の熱交換器部の総冷媒流路容積が、前記第２の熱交換器部の総冷媒流路容積の２倍以上になることを特徴とする請求項１記載の空気調和機。
前記室内熱交換器が第１ないし第３の熱交換器及び弁手段を備えるとともに、前記第１及び第２の熱交換器部と第３の熱交換器間に合流部を設け、この合流部に絞り手段を設けたことを特徴とする請求項１記載の空気調和機。