JP2008309361A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】超臨界状態となる冷媒と難相溶性の油とを用いる冷凍サイクル装置において、放熱器の伝熱性能を向上させる。
【解決手段】冷凍サイクル装置２０は、冷媒として二酸化炭素が充填された冷媒回路１０を備えている。冷媒回路１０は、潤滑油としてＰＡＧが充填された圧縮機１と、第１放熱部２ａおよび第２放熱部２ｂを有する放熱器２と、膨張機３と、蒸発器４とを備えている。第１放熱部２ａは、所定の運転状態の際に冷媒の温度が擬臨界温度よりも高い領域に配置され、第２放熱部２ｂは、冷媒の温度が擬臨界温度以下の領域に配置されている。第１放熱部２ａの伝熱管は、内面平滑管によって形成され、第２放熱部２ｂの伝熱管は、内面溝付管によって形成されている。
【選択図】図１

Description

本発明は、遷臨界サイクルを利用する冷凍サイクル装置に関するものである。

従来から、冷凍サイクル装置における冷媒として、フロン系冷媒がよく用いられていた。しかし、近年、地球環境問題に対する意識が高まり、フロン系冷媒から自然冷媒への代替が図られている。そのような自然冷媒の一つとして、二酸化炭素（ＣＯ₂）が注目されている。二酸化炭素が冷凍サイクル装置の冷媒として用いられる場合、冷媒回路の高圧側（放熱器等）において、二酸化炭素は超臨界状態となる。

冷凍サイクル装置の効率向上の一手段として、放熱器等の熱交換器の伝熱性能を向上させることが行われている。具体的には、熱交換器の流路の配置や形状を工夫したり、冷媒等の熱媒体が流動する管路の内面形状を工夫すること等により、伝熱面積の拡大、熱伝達率の向上、または圧力損失の低減などを図り、伝熱性能を向上させることが行われている。下記特許文献１には、伝熱管とフィンと第１のディストリビュータと第２のディストリビュータとからなる熱交換器において、第１のディストリビュータで分流する前の伝熱管および第２のディストリビュータで合流した後の伝熱管を内面平滑管とし、分流後の伝熱管（＝合流前の伝熱管）を内面溝付管とすることが提案されている。この熱交換器では、分流前後および合流前後のパスの違いによる圧力損失の差を小さくすることにより、熱交換器の伝熱性能の向上が図られている。

下記特許文献２（図７）には、風上側の伝熱管に径小の内面溝付管を用い、風下側の伝熱管に径大の内面平滑管を用いたフィンチューブ型の放熱器が記載されている。
特開平９−７９６９７号公報 特開２００５−２１４５２５号公報（図７）

ところで、圧縮機を備えた冷凍サイクル装置にあっては、圧縮機から放熱器側に潤滑油が流れ出し、この潤滑油の影響によって放熱器の伝熱性能が低下するという課題がある。そこで、圧縮機の吐出側に油分離器を設けることがよく行われている。

ところが、難相溶性の油（冷媒に溶け込みにくい性質を有する油）を用いた遷臨界サイクルでは、冷媒が擬臨界温度（比熱が最も大きくなる温度）以上のときに、冷媒と油とは飛沫同伴し易いという特性が見られる。そのため、冷媒が擬臨界温度以上のときには、圧縮機の吐出側に油分離器を設けても、冷媒と油とを良好に分離することは困難である。したがって、圧縮機から吐出された油は冷媒と共に放熱器に流入しやすいので、放熱器の伝熱性能の向上に際して、油の影響を十分に考慮する必要がある。

しかし、特許文献１に開示された熱交換器のように、従来の熱交換器は、もともと遷臨界サイクルで使用されるように設計されている訳ではないため、難相溶性の油を用いる遷臨界サイクルにおける放熱器として用いられる場合、十分な伝熱性能を発揮することができない。

本発明者らが超臨界冷媒と難相溶性の油の挙動を詳細に調べたところ、遷臨界サイクルでは、冷媒の擬臨界温度を境として、冷媒および油の挙動が急激に変化することが判明した。すなわち、冷媒が擬臨界温度以上のときには、冷媒と油との間の溶解性が極めて小さく、かつ、冷媒と油との密度差が非常に大きいため、管内において油の大半が管壁に沿う形となる環状流状に流動し、油が管の内壁を覆ってしまうと考えられる（図１６参照）。したがって、放熱器の熱交換能力のさらなる向上を図るためには、こうした冷媒および油の挙動変化を念頭に入れて放熱器の構成を検討することが重要である。

しかし、特許文献１に記載された熱交換器では、そのような冷媒および油の挙動は考慮されていない。その結果、遷臨界サイクルにおいて、特許文献１に記載された熱交換器を使用した場合、冷媒に同伴する油を管内壁から十分に除去できないために、油が冷媒と伝熱管との間の熱抵抗となり、伝熱管の内面の形状（溝形状）による伝熱性能向上の効果が十分に期待できない。

同様に、特許文献２に記載された放熱器も、冷媒および油の挙動が考慮されていない。内面溝付管を用いることにより、局所的には伝熱性能が向上するかもしれないが、放熱器全体での熱交換能力、ひいては冷凍サイクル装置の成績係数をベースにした議論では、内面溝付管の利用が逆効果になる可能性すらある。

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、超臨界状態となる冷媒と難相溶性の油とを用いる冷凍サイクル装置において、冷媒と油との分離特性に着目し、放熱器の伝熱性能を向上させることにある。

本発明では、難相溶性の油を用いる遷臨界サイクルにおいては、擬臨界温度を境に冷媒および油の挙動が急激に変化し、擬臨界温度よりも冷媒温度が高い領域では油が管内壁を覆う傾向にあるのに対し、擬臨界温度以下では、油が管内壁から良好に分離、剥離することに注目し、放熱器の管内形状に工夫を施すことにした。

すなわち、本発明は、
圧縮機と、内部に冷媒が流れる伝熱管を有する放熱器とを備える冷媒回路を備え、
前記冷媒回路には、前記放熱器において超臨界状態となる冷媒が充填され、
前記圧縮機には、前記冷媒に対して難相溶性の油が充填され、
前記放熱器の伝熱管は、所定位置よりも上流側は内面平滑管によって形成され、前記所定位置以降の下流側は内面溝付管によって形成され、
前記所定位置は、所定の運転状態の際に冷媒の温度が擬臨界温度となる位置である、冷凍サイクル装置を提供する。
前記内面平滑管および前記内面溝付管の内径は、好ましくは、３ｍｍ以下である。

他の側面において、本発明は、
圧縮機と、内部に冷媒が流れる伝熱管を有する放熱器とを備える冷媒回路を備え、
前記冷媒回路には、前記放熱器において超臨界状態となる冷媒が充填され、
前記圧縮機には、前記冷媒に対して難相溶性の油が充填され、
前記放熱器の伝熱管は、所定位置よりも上流側は内面平滑管によって形成され、前記所定位置以降の下流側は内面溝付管によって形成され、
前記所定位置は、前記放熱器の冷媒流路の全長をＬとしたときに、前記放熱器の上流端からＬ／５〜３Ｌ／５の位置である、冷凍サイクル装置を提供する。
前記内面平滑管および前記内面溝付管の内径は、好ましくは、３ｍｍ以下である。

本発明に係る一の冷凍サイクル装置によれば、放熱器の伝熱管は、所定位置よりも上流側が内面平滑管によって形成され、下流側が内面溝付管によって形成されている。上記所定位置は、所定の運転状態の際に冷媒の温度が擬臨界温度となる位置である。そのため、主に超臨界状態の冷媒が流れる部分では、伝熱管は内面平滑管であるので、油の影響による伝熱性能の低下を抑えることができる。一方、擬臨界温度以下の冷媒が流れる部分では、伝熱管は内面溝付管であるので、内面溝付管本来の伝熱性能の向上効果を得ることができる。したがって、放熱器の全体において、伝熱性能の向上を図ることができる。

さらに、本発明者らが行った詳細な検討により、伝熱管の内径が３ｍｍ以下と小さい場合に顕著な効果が得られることが判明した。

また、本発明に係る他の冷凍サイクル装置によれば、放熱器の伝熱管は、放熱器の上流端からＬ／５〜３Ｌ／５の範囲内の任意の位置よりも上流側が内面平滑管、下流側が内面溝付管によって構成される。したがって、上述の効果とほぼ同様の効果を得ることができる。

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。

図１に示すように、本実施形態に係る冷凍サイクル装置２０は、冷媒回路１０を備えている。冷媒回路１０は、圧縮機１と、第１放熱部２ａおよび第２放熱部２ｂを有する放熱器２と、膨張機３と、蒸発器４と、を備えている。なお、圧縮機１と放熱器２との間に油分離器を設けてもよいが、本実施形態では油分離器は設けられていない。

本実施形態では、第１放熱部２ａおよび第２放熱部２ｂは、いずれも二重管式の熱交換器によって構成されている。図２Ａに示すように、第１放熱部２ａは、水側（外側）の伝熱管２ｃと、冷媒側（内側）の伝熱管２ｄとを備えている。第１放熱部２ａでは、冷媒側の伝熱管２ｄの内面が平滑であり、伝熱管２ｄはいわゆる内面平滑管である。図２Ｂに示すように、第２放熱部２ｂは、水側の伝熱管２ｃと冷媒側の伝熱管２ｅとを備えている。第２放熱部２ｂでは、冷媒側の伝熱管２ｅの内面に溝２ｇが形成されており、伝熱管２ｅはいわゆる内面溝付管である。水側の伝熱管２ｃ，２ｃは、図１中の水配管８に対応する。

図１に示すように、第１放熱部２ａおよび第２放熱部２ｂは、水配管８に接続されており、冷媒回路１０内の冷媒と水配管８内の水とを熱交換させる。ただし、第１放熱部２ａおよび第２放熱部２ｂの構成は何ら限定されず、また、放熱対象の熱媒体も水に限られない。第１放熱部２ａおよび第２放熱部２ｂは、二重管式熱交換器以外の液−液式熱交換器であってもよく、空気熱交換器等であってもよい。本実施形態では、第１放熱部２ａと第２放熱部２ｂとは、分離されている。

互いに分離された第１放熱部２ａと第２放熱部２ｂとを含む放熱器２のより具体的な例を図３に示す。図３に示す放熱器２は、冷媒と水との間で熱交換を行うための二重管式水熱交換器２であって、冷媒が流通する２種類の伝熱管２ｄ，２ｅと、伝熱管２ｄ，２ｅの長手方向に沿って水が流通するように伝熱管２ｄ，２ｅが内部に配置された水流路８ａ，８ｂとを含む。また、そのような二重管式水熱交換器２は、第１放熱部２ａ、第２放熱部２ｂ、伝熱管接続部６および水流路接続部７を含む。

第１放熱部２ａは、冷媒の流れ方向に関する所定位置よりも上流側に位置し、伝熱管２ｄとしての内面平滑管２ｄおよび水流路８ａとしての第１水流路８ａを含む。第２放熱部２ｂは、冷媒の流れ方向に関する所定位置以降の下流側に位置し、伝熱管２ｅとしての内面溝付管２ｅおよび水流路８ｂとしての第２水流路８ｂを含む。水流路８ａ，８ｂは、伝熱管２ｄ，２ｅよりも径大の２本の水配管によって構成されている。第１水流路８ａには、長手方向の一端から他端へ貫くように２本（複数本）の内面平滑管２ｄ，２ｄが配置されている。それらの内面平滑管２ｄ，２ｄは、図３中に破線で示すように、二重螺旋を描くように曲げ成形されている。また、第２水流路８ｂには、長手方向の一端から他端へ貫くように２本（複数本）の内面溝付管２ｅ，２ｅが配置されている。内面溝付管２ｅ，２ｅも、内面平滑管２ｄ，２ｄと同様に、二重螺旋を描くように曲げ成形されている。

第１水流路８ａに配置された２本の内面平滑管２ｄ，２ｄは、直線状であってもよいし、各々が単に蛇行しているだけでもよい。また、本数も２本に限定されず、例えば、１本でもよいし３本以上でもよい。こうした点は、内面溝付管２ｅ，２ｅについても同様である。また、図３の例では第１水流路８ａと第２水流路８ｂの数が一致しているが、第１水流路８ａと第２水流路８ｂの数が相違していてもよい。例えば、１つの第１水流路８ａが２つの第２水流路８ｂ，８ｂに分岐していてもよい。

次に、伝熱管接続部６は、第１放熱部２ａと第２放熱部２ｂとの間に位置し、内面平滑管２ｄと内面溝付管２ｅとを接続する部分であり、例えば、管継手よって構成することができる。ただし、伝熱管接続部６は、溶接やロウ付けによって２本の伝熱管が永久締結された部分であってもよい。水流路接続部７は、伝熱管接続部６を迂回しつつ第１水流路８ａと第２水流路８ｂとを接続する部分であり、例えば、配管によって構成することができる。

第１放熱部２ａおよび第２放熱部２ｂにおいて、冷媒にとっての上流側は水にとっての下流側であり、冷媒にとっての下流側は水にとっての上流側である。すなわち、冷媒と水とが対向流を形成している。第２水流路８ｂに接続された入水口１８ｂから第２水流路８ｂに導かれた水Ｗ_Lは、第２水流路８ｂを冷媒の流れ方向とは逆向きに流れ、水流路接続部７を経由して第１水流路８ａへ移動する。第１水流路８ａへ移動した水Ｗ_Hは、さらに、第１水流路８ａを冷媒の流れ方向とは逆向きに流れ、第１水流路８ａに接続された出湯口１８ａから吐出される。

図３に示す放熱器２によれば、内面平滑管２ｄを含む第１放熱部２ａと、内面溝付管２ｅを含む第２放熱部２ｂとが２つに分かれているので、伝熱管接続部６を水流路８ａ，８ｂの外に設けることができ、設計および製造が容易である。また、伝熱管接続部６が水流路８ａ，８ｂの圧力損失を増大させることもない。

なお、図３の例では、水流路８ａ，８ｂが伝熱管２ｄ，２ｅよりも径大の水配管によって構成されているが、配管以外の部材によって水流路を形成することも可能である。例えば、図４の平面図に示すように、内部が仕切り壁１７ａ，１７ｂによって仕切られた扁平かつ箱形のケーシング１９ａ，１９ｂを水流路として利用することができる。第１ケーシング１９ａを含む部分が図１の第１放熱部２ａに相当し、第２ケーシング１９ｂを含む部分が図１の第２放熱部２ｂに相当する。つまり、放熱器は二重管式に限定されず、二重流路式であればよい。

また、図５に示すように、第１放熱部２ａと第２放熱部２ｂとが一体化され、第１放熱部２ａと第２放熱部２ｂとは連続していてもよい。図５における仮想線１１は、第１放熱部２ａと第２放熱部２ｂとの境界を表している。

例えば、図３に示す二重管式水熱交換器２の第１水流路８ａおよび第２水流路８ｂが単一の配管によって構成され、その配管内に、冷媒が流通する伝熱管２ｄ，２ｅおよび伝熱管接続部６が配置されていてもよい。さらに、図６に示すように、内部に水流路を有するケーシング３０と、そのケーシング３０の外周に巻き付けられた伝熱管２ｄ，２ｅとを含む水熱交換器３４を、図５に示す放熱器２として採用しうる。この場合、内面平滑管２ｄが巻き付けられている部分が第１放熱部２ａ、内面溝付管２ｅが巻き付けられている部分が第２放熱部２ｂとなる。内面平滑管２ｄと内面溝付管２ｅとの接続部６も、ケーシング３０の外部に設けられる。なお、水流路を形成する部材はケーシング３０に限定されず、例えば、配管であってもよい。

図１に示すように、本実施形態では、蒸発器４は、冷媒と空気とを熱交換させるいわゆる空気熱交換器によって構成されている。蒸発器４に対しては、送風機５が設けられている。ただし、蒸発器４は空気熱交換器に限らず、他の形式の熱交換器であってもよい。以上が冷媒回路１０の構成である。

この冷媒回路１０には、冷媒として二酸化炭素が充填され、圧縮機１には潤滑油としてＰＡＧ（ポリアルキレングリコール）が充填されている。この冷媒は、いわゆる遷臨界サイクルを形成する。すなわち、冷凍サイクル装置２０の作動時には、冷媒は、冷媒回路１０の高圧側部分（圧縮機１の吐出側から第１放熱部２ａおよび第２放熱部２ｂを経て膨張機３の入口側に至る部分）の一部において超臨界状態となる。

ところで、二酸化炭素が超臨界状態にあるときの二酸化炭素およびＰＡＧの管内流動様式を観察した可視化実験（第43回日本伝熱シンポジウム講演論文集Vol.III、669-670 (2006)）によると、以下のような流動様式が見られる。すなわち、二酸化炭素の擬臨界温度よりも高い温度領域では、伝熱管の内壁に油膜が形成されやすい一方、擬臨界温度よりも低い温度領域では、油膜に含まれる油の一部が液滴となり、伝熱管内を飛散する様子が観察される。言い換えると、擬臨界温度よりも低い温度では、一部の油は油膜から分離されて液滴となり、油が管内壁から剥離しやすい状態となる。

その理由は、以下のように考えられる。図７は、超臨界域における二酸化炭素の温度と密度との関係を表す特性図である。図７に示すように、超臨界域における二酸化炭素の密度は、擬臨界温度Ｔｍを境として急激に変化する。すなわち、擬臨界温度Ｔｍよりも高温のときの密度と擬臨界温度Ｔｍよりも低温のときの密度との差（密度差）は、極めて大きくなる。図７に示すように、温度と密度との関係は圧力によって異なるが、冷媒として使用される通常の圧力範囲内（例えば８ＭＰａ〜１３ＭＰａ）では、擬臨界温度Ｔｍ±２０［Ｋ］の間で、上記密度差は約５００［ｋｇ／ｍ³］となる。一方、油の密度は、冷媒の密度より大きく、擬臨界温度を境に急激に変わることはない。なお、温度が２８８［Ｋ］におけるＰＡＧの密度は、約１０００［ｋｇ／ｍ³］である。

したがって、擬臨界温度より高い温度領域から低い温度領域に移行するに伴い、冷媒密度ρと油の密度ρ_ｏｉｌとは急激に接近する。その結果、擬臨界温度より高い温度領域では、伝熱管内において油と二酸化炭素とは分離しやすく、油は伝熱管の内壁面を覆うように環状流状に流れやすくなる。一方、擬臨界温度よりも低い温度領域では、油と二酸化炭素とが混合しやすくなり、冷媒の主流によって、油が管内壁より剥離しやすくなる。

図７に示すように、冷媒密度ρの変化は、圧力によって影響を受けるが、冷媒密度ρが３００［ｋｇ／ｍ³］に達する温度よりもやや低い温度から、密度の急激な変化が生じている。つまり、密度比ρ／ρ_ｏｉｌが０．３０以上となる領域において、油が管内壁より剥離しやすくなり、内面溝付管の効果が発揮される。

図８は、擬臨界前後の温度における内面溝付管内壁での油の膜厚についてシミュレーションを行った結果を表すグラフである。図８に示すように、擬臨界温度近くの伝熱管の内壁における油の膜厚は、擬臨界温度より高い領域の膜厚より、３０〜４０％薄くなっており、油が良好に剥離すると同時に、管壁において油による熱抵抗が小さくなることがわかる。

ところで、一般に、熱交換器の伝熱管として、内面平滑管よりも内面溝付管の方が伝熱性能に優れていると考えられている。しかし、超臨界状態の冷媒と難相溶性の油とが混合して流れる混合流では、油の難相溶性の影響もあって、油が伝熱管内を環状流状となって流れ、伝熱管の内壁に油膜が形成されやすい。そのため、主に、以下に説明する２つの理由から、内面溝付管の方が却って内面平滑管よりも伝熱性能が劣る場合があると考えられる。

第１の理由は、内面溝付管は内面平滑管と比べると、油膜が厚くなりやすいからである。すなわち、内面溝付管は内面平滑管と比べると、溝にトラップされる油の量が多くなり、油の膜厚が大きくなりやすい。そのため、油膜による熱抵抗が、内面平滑管よりも大きくなりやすい。

第２の理由は、次の通りである。すなわち、内面溝付管の場合、溝による流動抵抗により、管内壁における油の流動速度勾配が、内面平滑管に比べて大きくなりやすい。そのため、主流である冷媒と油との間の剪断力抵抗が大きくなり、圧力損失が増大しやすい。

なお、本明細書では、難相溶性という用語を広い意味で用いており、いわゆる非相溶性も含まれる。具体的に、難相溶性の冷凍機油としてＰＡＧを例示することができる。ＰＡＧは極性を有するので、ＨＦＣ（ハイドロフルオロカーボン）のような有極性冷媒に対しては相溶性を示すが、二酸化炭素のような無極性冷媒には相溶性をほとんど示さない。

図９は、内面溝付管と内面平滑管とを組み合わせたときの内面溝付管長さに対する圧力損失の変化についてシミュレーションを行った結果を表すグラフであり、横軸は伝熱管全長に対する内面溝付管の長さの割合を示し、縦軸は圧力損失比を示している。内面平滑管は、内面溝付管よりも上流側に設置してあり、例えば（内面溝付管の適用長さ／伝熱管全長）が０．８とは、伝熱管全長をＬとしたとき、上流端からＬ／５までは内面平滑管、Ｌ／５よりも下流側は内面溝付管とした場合を表している。図９から分かるように、伝熱管の全長に対する内面溝付管の長さの割合を増加させていくにつれて、冷媒の圧力損失が急激に増大し、特に上流側では、内面溝付管を設置することによる圧力損失の増え方が大きくなっている。したがって、内面溝付管の場合、圧力損失に起因して、内面平滑管よりも冷媒出口温度が低下しやすい。その結果、対数平均温度差（ＬＭＴＤ；log-mean temperature difference）は内面平滑管よりも内面溝付管の方が大きくなるので、結果的に、熱交換量は内面溝付管の方が内面平滑管よりも低くなる。

そこで、本発明者は、超臨界状態にある冷媒と難相溶性の油との上述の特性を考慮し、放熱器２の伝熱管２ｄ，２ｅの形状に工夫を施すこととした。具体的には、擬臨界温度よりも高温の領域では、内面平滑管を内面溝付管に置き換えることによる熱交換量向上の効果は得られにくくなると考えられることから、当該領域では伝熱管を内面平滑管とした。一方、擬臨界温度以下の温度領域では、油は管内壁から剥離しやすいことから、内面溝付管の本来の性能を発揮することができると考え、当該領域では伝熱管を内面溝付管とした。すなわち、所定の運転状態の際に冷媒が擬臨界温度となる位置よりも上流側では、冷媒側の伝熱管２ｄを内面平滑管とし、所定の運転状態の際に冷媒が擬臨界温度となる位置以降では、冷媒側の伝熱管２ｅを内面溝付管とした。

なお、冷凍サイクル装置２０の運転状態は季節条件、負荷変動等によって変動するため、厳密には、冷媒温度が擬臨界温度となる位置は変動する。そこで、本実施形態では、上記所定の運転状態として、ある特定の運転状態を選択することとした。例えば、日本冷凍空調工業会規格（ＪＲＡ４０５０：２００５）に基づき、冷凍サイクル装置２０の中間期（定格）、夏期、冬期条件のそれぞれに対応する運転状態を予め設定しておく。そして、当該運転状態のときに冷媒温度が擬臨界温度となる位置を境として、それよりも上流側の伝熱管を内面平滑管２ｄとし、それ以降の下流側の伝熱管を内面溝付管２ｅとすることとした。

図１１は、内面溝付管の適用長さの変化に対する冷凍サイクルの能力（放熱器の熱交換能力）の変化をシミュレーションによって調べた結果を表すグラフである。図１１において、横軸は伝熱管全長に対する内面溝付管の長さの割合を示し、縦軸は伝熱管の全部が内面平滑管である場合を基準とした冷凍サイクルの能力比を示している。内面平滑管は、内面溝付管よりも上流側に設置してあり、横軸（内面溝付管の適用長さ／伝熱管全長）の定義は図９と同じである。

なお、シミュレーションは、第１放熱部２ａと第２放熱部２ｂとが分かれている二重管式水熱交換器（図３参照）をモデルとし、下記表１の冬期条件と中間期条件の２条件で実施した。解析ソフトとして、フルーエントアジアパシフィック社製“FLUENT”を用いた。内面平滑管および内面溝付管は、いずれも内径を３．０ｍｍ、外径を５．３ｍｍに設定した。また、冷媒は二酸化炭素、冷凍機油はＰＡＧ、冷媒へのＰＡＧの混入割合は１．０ｗｔ％に設定した。ただし、内面溝付管の内径（平均内径）は、長さ方向に直交する管の断面に表れる溝の山谷の高低差をｈとしたとき、（管中心とｈ／２となる点とを結ぶ線分の長さ）×２で定義する。

中間期と冬期では、条件が異なるため、図１１に示すように、能力を最大にする内面溝付管長さは、中間期と冬期とでは異なることになる。

図１１に示すシミュレーション結果によれば、能力を最大にする内面溝付管長さは、中間期では４Ｌ／５である。すなわち、中間期では、上流端からＬ／５までを内面平滑管とし、Ｌ／５よりも下流を内面溝付管とした場合に、能力が最大になることがわかる。一方、冬期では、能力を最大にする内面溝付管長さは、２Ｌ／５である。すなわち、冬期では、上流端（入口）から３Ｌ／５までを内面平滑管とし、３Ｌ／５よりも下流を内面溝付管とした場合に、能力が最大になることがわかる。

一方、内面溝付管長さを４Ｌ／５からＬまで延長した場合、および内面溝付管長さを２Ｌ／５から０に向かって減少させた場合においては、中間期、冬期、いずれの条件においても、冷凍サイクルの能力は減少する傾向を示した。

したがって、最適な冷凍サイクルの能力を得るためには、内面溝付管長さを２Ｌ／５〜４Ｌ／５とし、上流端からＬ／５から３Ｌ／５の間の所定位置を境として、それよりも上流側に内面平滑管を設け、それよりも下流側に内面溝付管を設ければよい。

具体的には、図１１に示すように、内面溝付管長さを２Ｌ／５に向かって減少させると、中間期の能力は減少することになるが、逆に、冬期の能力は増加する。一方、内面溝付管長さを４Ｌ／５に向かって増加させると、冬期の能力は減少することになるが、逆に、中間期の能力は増加する。したがって、内面溝付管長さを２Ｌ／５〜４Ｌ／５とすることにより、中間期および冬期の少なくとも一方では能力を高く維持することができるので、１年を通じた総合的な能力を高く維持することができる。

また、予め負荷変動を想定しておき、負荷変動があっても常に擬臨界温度以下となる部分に内面溝付管を設けるようにしてもよい。例えば、負荷が小さくなると、放熱器２における擬臨界温度Ｔｍとなる位置は、上流側にずれていく（図１０の位置Ｓ３→Ｓ２→Ｓ１参照）。そこで、前記所定の運転状態として、最大負荷時の運転状態を選択し、当該運転状態のときに冷媒が擬臨界温度となる位置よりも下流側に内面溝付管２ｅを設けるようにしてもよい。この場合、負荷が大きくなっても、内面溝付管２ｅは常に冷媒回路１０における擬臨界温度以下の部分に位置することになるので、冷媒側の圧力損失を大きく増加させることなく、伝熱性能を向上させることができる。

なお、経験上、冷凍サイクル装置２０では、放熱器２の冷媒流路の最大長さ（放熱器の冷媒パス数が１のときには当該パスの長さ、冷媒パス数が２以上のときには、最も長いパスの長さ）をＬとしたときに、放熱器の入口端（上流端）からＬ／５〜３Ｌ／５の位置で擬臨界温度となることが多い。そのため、放熱器の入口端（上流端）からＬ／５〜３Ｌ／５となる位置より下流側に内面溝付管を設置すれば、擬臨界温度より低温となる冷媒に対して内面溝付管が存在することになる。したがって、内面溝付管による伝熱促進効果を十分に享受することができる。そこで、内面溝付管２ｅは放熱器２の入口端からＬ／５〜３Ｌ／５の部位から終端のＬまでの間の位置に設けることが好ましい。なお、図１および図５に示すように、放熱器２の冷媒流路の最大長さＬは、第１放熱部２ａの最大長さＬａと第２放熱部２ｂの最大長さＬｂとを足し合わせた長さとなる（Ｌ＝Ｌａ＋Ｌｂ）。なお、図１および図５における符号２ｆは、第１放熱部２ａの入口端（上流端）を表している。この第１放熱部２ａの入口端２ｆは、放熱器２の全体の入口端となる。

次に、表２に記す冬期条件、中間期条件および夏期条件の３条件で、図１１の例と同様のシミュレーションを行った。伝熱管の全長Ｌを９．１２ｍに設定した以外の他の基本条件は、図１１の例と共通とした。結果を図１２Ａに示す。図１２Ａのグラフの横軸は、内面溝付管の適用長さ（下流端からの絶対長さ）を表している。

図１２Ａより、条件を変化させても、能力比カーブがピークを持つことが分かる。このシミュレーション結果によれば、放熱器の上流端からＬ／５〜３Ｌ／５（好ましくはＬ／５〜Ｌ／４）の範囲内の任意の位置を所定位置とし、その所定位置よりも上流側に内面平滑管、下流側に内面溝付管を適用することにより、年間を通じて安定して高い能力が発揮されることが分かる。

次に、内面平滑管および内面溝付管の内径を４．０ｍｍに設定した以外は、図１２Ａの例と同一条件でシミュレーションを行った。結果を図１２Ｂに示す。図１２Ｂから分かるように、入口側に設置した内面溝付管に関しては、能力比向上の効果が小さくなっているものの、内面溝付管の使用割合を出口側から入口側に向かって増加させるとともに、能力比は増加しており、内径が３．０ｍｍ以下の場合と比較して、内面溝付管を使用することによる伝熱性能向上の効果が、油が内壁を覆うことによる伝熱性能の低下よりも優勢であることがわかる。このように、図１２Ａおよび図１２Ｂに示す結果より、特に、内径が３．０ｍｍ以下の伝熱管を使用する放熱器に本発明を適用した場合に、内面溝付管本来の伝熱性能の向上効果を有効に利用することができる。

さらに、ＰＡＧの混入量を０％とし、他の条件は図１２Ａの場合と同一としてシミュレーションを実施した。結果を図１３に示す。油の混入量が０％の場合は、条件によらず、内面溝付管の使用割合が増加するにつれて、冷凍サイクルの能力が単調増加する結果となった。

なお、上述したいくつかのシミュレーションにおいて、伝熱管の内径を３．０ｍｍに設定したが、伝熱管の内径が変化しても（例えば０．５〜４．０ｍｍの範囲）、本発明による効果が得られる。一般に、熱交換器（放熱器）の小型軽量化を図るには、小径の伝熱管を使用すること有効であり、特に、内径が１．０ｍｍ〜３．０ｍｍの範囲にある内面平滑管および内面溝付管を用いることが望ましい。

また、図３で説明した実施形態や計算機シミュレーションにおいては、内面平滑管の内径と内面溝付管の内径とを等しく設定している。例えば、特開２００５−２１４５２５号公報には、径大の内面平滑管と径小の内面溝付管とを組み合わせることにより、内面溝付管における冷媒の流速低下を防ぎ、これにより、優れた伝熱性能を確保することができる旨が記載されている。しかしながら、異径の伝熱管を使用すると、コスト高や生産性の低下を招く。また、計算機シミュレーションによって冷媒の温度が擬臨界温度となる位置を推定することも困難となる。したがって、本実施形態のごとく、同一内径の内面平滑管と内面溝付管を用いることが好ましい。また、図１１および図１２Ａに示すシミュレーション結果から明らかなように、同一内径の内面平滑管と内面溝付管を用いる場合であっても、優れた能力が発揮されうる。

次に、伝熱管の種類による伝熱性能の違いを調べるために、内面溝付管として平均内径＝３ｍｍ、リード角γ（図１５参照）＝６．３°、溝数４０、溝のフィン高さが０．１１７ｍｍであるものを用い、実機による実験を行った。図１４は、冷媒として二酸化炭素を用い、油としてＰＡＧを用い、表１の中間期条件で行った場合の実験結果を表すグラフである。詳しくは、図１４は、放熱器２である水熱交換器において、冷媒側の伝熱管全体を内径３ｍｍの内面平滑管とした場合と、伝熱管全体を平均内径３ｍｍの内面溝付管とした場合と、そして、伝熱管の上流端からＬ／５の位置までを内面平滑管（内径３ｍｍ）とし、かつ、Ｌ／５の部位から終端のＬまでの位置を内面溝付管（平均内径３ｍｍ）とした場合の熱通過率を表している。

図１４のグラフの縦軸は、伝熱管全体を内面平滑管とした場合を基準（１００％）として、それと比較した伝熱性能の向上率を示している。図１４より、冷媒の入口端からＬ／５の位置までを内面平滑管とし、かつ、Ｌ／５の部位から終端のＬまでの間の位置に内面溝付管を設けた場合に、伝熱性能が最も高くなっていることがわかる。

また、伝熱管全体を内面溝付管とした場合には、伝熱性能が最も低くなっている。これより、冷媒の温度が擬臨界温度となる位置よりも上流側に内面溝付管を配置した場合には、当該溝形状が伝熱管内壁における油の膜厚の増加と圧力損失の影響により却って伝熱性能を低下させてしまっていることが分かる。なお、図１１に示したシミュレーション結果と比較して、図１４に示した実機を用いた実験結果では、全てを内面溝付管とした場合の特性が、全てを内面平滑管とした場合より低くなっており、実際の系においては、圧力損失の影響がより顕著になっているものと推察される。

以上のように、本実施形態によれば、冷媒回路１０には、放熱器２において超臨界状態となる冷媒が充填され、圧縮機１には、その冷媒に対して難相溶性の油が封入されている。そして、放熱器２の上流側に位置する第１放熱部２ａの伝熱管２ｄは、内面平滑管によって形成され、放熱器２の下流側に位置する第２放熱部２ｂの伝熱管２ｅは、内面溝付管によって形成されている。そのため、冷媒の温度が擬臨界温度よりも高い領域では、油が環状流状に流れて管内壁を覆う傾向にあるが、当該領域の伝熱管は主に内面平滑管２ｄであるので、油の影響による伝熱性能の低下は抑制される。一方、冷媒の温度が擬臨界温度以下の領域では、油は管内壁から剥離しやすいので、当該領域の伝熱管を内面溝付管２ｅとすることにより、内面溝付管本来の伝熱性能向上の効果を得ることができる。したがって、放熱器２の全体として、伝熱性能を向上させることができる。

また、本実施形態では、第１放熱部２ａは、所定の運転状態の際に冷媒の温度が擬臨界温度となる位置よりも上流側に配置され、第２放熱部２ｂは、所定の運転状態の際に冷媒の温度が擬臨界温度となる位置以降の下流側に配置されている。したがって、放熱器２の伝熱性能をより一層向上させることができる。

また、最大負荷時の運転を基準とし、当該運転状態の際に冷媒の温度が擬臨界温度となる位置よりも上流側に第１放熱部２ａを配置し、当該運転状態の際に冷媒の温度が擬臨界温度となる位置以降の下流側に第２放熱部２ｂを配置することとすれば、負荷の変動があったとしても、第２放熱部２ｂを擬臨界温度よりも高い温度領域で使用することを防止することができる。したがって、内面溝付管２ｅにおける伝熱性能の低下の悪影響を避けることができ、幅広い運転状態にわたって伝熱性能の向上を図ることができる。

図１に示すように、本実施形態では、第１放熱部２ａと第２放熱部２ｂとは、互いに分離され、配管１２によって接続されている。そのため、放熱器２を容易に製作することができる。

一方、図５に示すように、第１放熱部２ａと第２放熱部２ｂとを、互いに連続するように一体化することとすれば、放熱器２の小型化を図ることができる。

また、本実施形態では、放熱器２における油の循環量が、冷媒および油の総循環量に対して０．５ｗｔ％以上である場合に、冷媒の密度ρと油の密度ρ_ｏｉｌとの密度比ρ／ρ_ｏｉｌが０．３０以上となる部分の一部または全体に、内面溝付管２ｅが設けられている。そのため、伝熱管の内壁から油が良好に剥離した後に、放熱器２の伝熱管形状が内面平滑管２ｄから内面溝付管２ｅに移行することになる。したがって、放熱器２の伝熱性能を十分に向上させることができる。

さらに、油の循環量が０．５ｗｔ％以上、特に１．０ｗｔ％以上となると、油が管の内壁を覆う現象が顕著となる。したがって、油の循環量が０．５ｗｔ％以上、特に１．０ｗｔ％以上となる冷凍サイクル装置に、本発明を適用した場合に大きな効果が得られる。なお、油の循環量の上限は、通常の冷凍サイクル装置において５．０ｗｔ％以下である。

また、本明細書に開示した知見によれば、超臨界冷媒を用いる放熱器の設計を容易に行えるようになる。

すなわち、本発明は、冷凍サイクルの高圧側で超臨界状態となる冷媒が冷媒回路に充填され、圧縮機には、冷媒に対して難相溶性の油が用いられる冷凍サイクル装置のための放熱器の設計方法であって、（i）放熱器の伝熱管の全長を設定するステップと、（ii）放熱器において冷媒の温度が擬臨界温度となる伝熱管の位置を推定するステップと、（iii）推定した位置よりも上流側を占有する伝熱管として内面平滑管、下流側を占有する伝熱管として内面溝付管が適用されるように、伝熱管の全長に対する内面平滑管および内面溝付管の使用割合を定めるステップとを含む、設計方法を提供することができる。このような方法によれば、年間を通じて高い熱交換能力を発揮しうる放熱器を確実かつ短期間で設計できるようになる。

冷媒の温度が擬臨界温度となる伝熱管の位置を推定するステップ（ii）は、次のようにして行うことができる。まず、伝熱管の全部が内面平滑管である場合の冷凍サイクルの能力を基準として、放熱器の下流端（出口）からの内面溝付管の適用長さを段階的に変化させた場合の各段階における冷凍サイクルの能力比を計算機シミュレーションによって求める。そして、能力比カーブがピークを示すときの内面平滑管と内面溝付管との境界を、ある運転状態において冷媒が擬臨界温度となる位置と推定する。

また、上記の計算機シミュレーションを、例えば、冷凍サイクル装置の最大負荷時の運転状態で行うことができる。このシミュレーションの結果を用いて内面溝付管の適用長さが決定された放熱器は、例えば季節変動があっても、内面溝付管が常に擬臨界温度以下の部分に存在することとなる。つまり、負荷変動によらず、圧力損失の増大を抑制しつつ、放熱器の伝熱性能を向上させることが可能となる。

また、冷媒の温度が擬臨界温度となる位置を推定するステップ（ii）は、実機を用いて行うことも可能である。例えば、本実施形態の冷凍サイクル装置が給湯機に適用され、放熱器が水熱交換器である場合には、水熱交換器の出入口の水温、水量、冷媒温度、冷媒圧力、消費電力などの各種パラメータを用いて冷凍サイクルの能力（放熱器の熱交換能力）を見出すことが可能である。したがって、伝熱管の全部が内面平滑管である場合の冷凍サイクルの能力を基準とし、放熱器の下流端（出口）からの内面溝付管の適用長さを段階的に変化させた場合の各段階における冷凍サイクルの能力比を見出すこともできる。そして、能力比カーブがピークを示すときの内面平滑管と内面溝付管との境界を、ある運転状態において冷媒の温度が擬臨界温度となる位置と推定することができる。この点は、計算機シミュレーションの場合と同様である。

また、冷媒の擬臨界温度は、冷凍サイクル装置の運転状態によって変化する。したがって、複数の運転状態を想定した計算機シミュレーション、または実機を用いた複数の運転状態での実験を行い、冷媒の温度が擬臨界温度となる伝熱管の位置範囲を見出し、その位置範囲内の任意の位置に、内面平滑管と内面溝付管の境界を設定するようにしてもよい。例えば、図１１の例では、放熱器の伝熱管（冷媒流路）の全長をＬとしたときに、放熱器の上流端からＬ／５〜３Ｌ／５の範囲内の任意の位置が、内面平滑管と内面溝付管の境界となる。

なお、本発明に係る内面溝付管の溝形状は、特に限定される訳ではない。例えば、内面溝付管２ｅの溝形状は、三角形状（なお、ここでいう三角形状には、三角形の頂点が尖っているものだけでなく、頂点が丸まっているものも含まれる）に形成されたいわゆる三角溝（図１７参照）であってもよく、台形溝（図１８参照）であってもよい。また、内面溝付管の溝形状は、フィン高さが高いスリムフィン状（図１９参照）であってもよい。また、内面溝付管の溝形状は、横断面において溝が形成されているとともに、管の長手方向にも溝が形成されたクロス溝（図２０参照）であってもよい。

溝形状が螺旋状（リード角γ（図１５参照）を有する溝形状）の場合、油が環状流状に流れて管内壁を覆うことを避ける観点から、溝２ｇのリード角γは小さい方が好ましい。リード角γの値は特に限定されないが、例えば、０〜３０度であってもよく、０〜１５度が好ましく、０〜１０度が特に好ましい。また溝のフィン高さは０．０５〜０．１２ｍｍが好ましい。

なお、本実施形態では、潤滑油はＰＡＧであったが、潤滑油として他の難相溶性油を用いてもよい。また、放熱器２において超臨界状態となる冷媒として、二酸化炭素以外の冷媒を用いることも可能である。

冷凍サイクル装置２０の冷媒回路１０は、冷媒が一方向に流れる冷媒回路に限らず、冷媒の流通方向が可逆な冷媒回路であってもよい。例えば、冷凍サイクル装置の冷媒回路は、流路切換弁（例えば四方弁）を備え、冷房運転および暖房運転を選択可能な冷媒回路であってもよい。

冷凍サイクル装置２０の利用態様は何ら限定されない。冷凍サイクル装置２０は、給湯機、空気調和装置、冷蔵庫等であってもよい。

以上説明したように、本発明は、遷臨界サイクルを利用する冷凍サイクル装置について有用である。

実施形態に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図 第１放熱部の横断面図 第２放熱部の横断面図 図１に示す放熱器の具体例の斜視図 図１に示す放熱器の他の具体例の平面図 放熱器の変形例を示す構成図 図５に示す放熱器の具体例の平面図 超臨界域における二酸化炭素の温度と密度との関係を表す特性図 擬臨界前後の温度における内面溝付管内壁での油の膜厚を表すグラフ 内面溝付管の伝熱管全長への割合に対する圧力損失を表すグラフ 放熱器の伝熱管の長さ位置と冷媒温度との関係を表す特性図 内面溝付管の適用長さの変化に対する冷凍サイクルの能力の変化をシミュレーションによって求めた結果を示すグラフ 図１１の例とは条件を異ならせて行ったシミュレーションの結果を示すグラフ 伝熱管の径を４．０ｍｍとした場合のシミュレーションの結果を示すグラフ 油の割合を０％とした場合のシミュレーションの結果を示すグラフ 伝熱管の種類による伝熱性能の差を表すグラフ 内面溝付管の縦断面図 冷媒および油の挙動を示す内面溝付管の断面図 変形例に係る内面溝付管の溝形状を表す部分横断面図 他の変形例に係る内面溝付管の溝形状を表す部分横断面図 他の変形例に係る内面溝付管の溝形状を表す部分横断面図 他の変形例に係る内面溝付管の溝形状を表す部分斜視図

符号の説明

１ 圧縮機
２ 放熱器
２ａ 第１放熱部
２ｂ 第２放熱部
２ｄ 第１放熱部の伝熱管（内面平滑管）
２ｅ 第２放熱部の伝熱管（内面溝付管）
３ 膨張機
４ 蒸発器
６ 伝熱管接続部
７ 水流路接続部
８ 水配管
８ａ，１９ａ 第１水流路
８ｂ，１９ｂ 第２水流路
１０ 冷媒回路
２０ 冷凍サイクル装置

Claims (15)

1. 圧縮機と、内部に冷媒が流れる伝熱管を有する放熱器とを備える冷媒回路を備え、
   前記冷媒回路には、前記放熱器において超臨界状態となる冷媒が充填され、
   前記圧縮機には、前記冷媒に対して難相溶性の油が充填され、
   前記放熱器の前記伝熱管は、所定位置よりも上流側は内面平滑管によって形成され、前記所定位置以降の下流側は内面溝付管によって形成され、
   前記所定位置は、所定の運転状態の際に冷媒の温度が擬臨界温度となる位置である、冷凍サイクル装置。
2. 前記放熱器は、前記所定位置よりも上流側に位置する第１放熱部と、前記所定位置以降の下流側に位置する第２放熱部とを備え、
   前記第１放熱部と前記第２放熱部とは、互いに分離され、配管によって接続されている、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記内面平滑管および内面溝付管の内径が３ｍｍ以下である、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記内面平滑管の内径と前記内面溝付管の内径とが等しい、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記放熱器は、前記伝熱管と、前記伝熱管の長手方向に沿って水が流通するように前記伝熱管が内部に配置された水流路とを含み、前記冷媒と前記水との間で熱交換を行う二重流路式水熱交換器であり、
   前記二重流路式水熱交換器が、前記冷媒の流れ方向に関する前記所定位置よりも上流側に位置し、前記伝熱管としての前記内面平滑管および前記水流路としての第１水流路を含む第１放熱部と、前記冷媒の流れ方向に関する前記所定位置以降の下流側に位置し、前記伝熱管としての前記内面溝付管および前記水流路としての第２水流路を含む第２放熱部と、前記第１放熱部と前記第２放熱部との間に位置し、前記内面平滑管と前記内面溝付管とを接続する伝熱管接続部と、前記伝熱管接続部を迂回しつつ前記第１水流路と前記第２水流路とを接続する水流路接続部と、を含む、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記放熱器は、前記所定位置よりも上流側に位置する第１放熱部と、前記所定位置以降の下流側に位置する第２放熱部とを備え、
   前記第１放熱部と前記第２放熱部とは、連続するように一体化されている、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記放熱器において、前記冷媒の密度ρと前記油の密度ρ_ｏｉｌとの密度比ρ／ρ_ｏｉｌが０．３０以上となる部分の一部または全体に前記内面溝付管が設けられている、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
8. 前記難相溶性の油の循環量が、前記冷媒および前記難相溶性の油の総循環量に対して０．５ｗｔ％以上である請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
9. 前記冷媒は二酸化炭素であり、前記油はＰＡＧである、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
10. 圧縮機と、内部に冷媒が流れる伝熱管を有する放熱器とを備える冷媒回路を備え、
    前記冷媒回路には、前記放熱器において超臨界状態となる冷媒が充填され、
    前記圧縮機には、前記冷媒に対して難相溶性の油が充填され、
    前記放熱器の伝熱管は、所定位置よりも上流側は内面平滑管によって形成され、前記所定位置以降の下流側は内面溝付管によって形成され、
    前記所定位置は、前記放熱器の冷媒流路の全長をＬとしたときに、前記放熱器の上流端からＬ／５〜３Ｌ／５の位置である、冷凍サイクル装置。
11. 前記内面平滑管および内面溝付管の内径が３ｍｍ以下である、請求項１０に記載の冷凍サイクル装置。
12. 前記放熱器は、前記所定位置よりも上流側に位置する第１放熱部と、前記所定位置以降の下流側に位置する第２放熱部とを備え、
    前記第１放熱部と前記第２放熱部とは、互いに分離され、配管によって接続されている、請求項１０に記載の冷凍サイクル装置。
13. 前記放熱器は、前記所定位置よりも上流側に位置する第１放熱部と、前記所定位置以降の下流側に位置する第２放熱部とを備え、
    前記第１放熱部と前記第２放熱部とは、連続するように一体化されている、請求項１０に記載の冷凍サイクル装置。
14. 前記難相溶性の油の循環量が、前記冷媒および前記難相溶性の油の総循環量に対して０．５ｗｔ％以上である請求項１０に記載の冷凍サイクル装置。
15. 前記冷媒は二酸化炭素であり、前記油はＰＡＧである、請求項１０に記載の冷凍サイクル装置。

Images