JP2011242048A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents
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Abstract
【課題】 冷凍サイクル装置で効率を上げようとして、高低圧熱交換器と気液分離器の双方を配置してしまうと、いずれか一方の機能が他方の機能を損ねてしまうという課題があった。
【解決手段】 圧縮機、利用側熱交換器、高低圧熱交換器、主膨張弁、熱源側熱交換器を順に接続する主配管を備える主冷媒回路と、副膨張弁を設けるとともに、主膨張弁と熱源側熱交換器の間の主配管に設けられた分岐部と熱源側熱交換器と高低圧熱交換器の間の主配管に設けられた合流部とを繋ぐ副配管を備える副冷媒回路と、主膨張弁と熱源側熱交換器の間と副膨張弁と合流部との間に設けられた過冷却熱交換器と、主冷媒回路に設けられ、主配管を流れる冷媒の流路を変更する流路変更装置とを備える。
【選択図】 図1
【解決手段】 圧縮機、利用側熱交換器、高低圧熱交換器、主膨張弁、熱源側熱交換器を順に接続する主配管を備える主冷媒回路と、副膨張弁を設けるとともに、主膨張弁と熱源側熱交換器の間の主配管に設けられた分岐部と熱源側熱交換器と高低圧熱交換器の間の主配管に設けられた合流部とを繋ぐ副配管を備える副冷媒回路と、主膨張弁と熱源側熱交換器の間と副膨張弁と合流部との間に設けられた過冷却熱交換器と、主冷媒回路に設けられ、主配管を流れる冷媒の流路を変更する流路変更装置とを備える。
【選択図】 図1
Description
本発明は、凝縮器と蒸発器とを可逆的に切り替える冷凍サイクル装置に関する。
空気調和機などの冷凍サイクル装置においては、熱源側熱交換器と利用側熱交換器とを四方切替弁等の流路切換装置によって反転させ、冷熱利用(冷房)運転と温熱利用(暖房)運転の双方を可能にする方式が一般的となっている
例えば、従来の冷凍サイクル装置として、凝縮器を流出した高圧液冷媒と蒸発器を流出した低圧ガス冷媒を熱交換させる高低圧熱交換方式や、2つの膨張弁で挟まれた中間圧部分に気液分離器を設置して、分離したガス冷媒を圧縮機の吸入側にバイパスする気液分離方式などがあり、高低圧熱交換器と気液分離器の双方を備えることで運転効率を向上するものが知られている(例えば、特許文献1参照)。
しかしながら、特許文献1のように、高低圧熱交換器と気液分離器の双方を配置してしまうと、いずれか一方の機能が他方の機能を損ねてしまうという課題があった。例えば、高低圧熱交換器によって凝縮器出口の液冷媒が低圧飽和温度に接近すると、気液分離器ではほとんどガス冷媒を分離できなくなり、ガスバイパスによる圧力損失低減効果が得られなくなるし、気液分離器でのガスバイパス量を大きくしようとすると、高低圧熱交換器で熱交換しないように、蒸発器出口冷媒の過熱度を大きく取らなければならず、蒸発器性能を悪化させる。
本発明は、このような課題を解決するためになされたもので、凝縮器と蒸発器とを可逆的に切り替える高効率な冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、利用側熱交換器、高低圧熱交換器、主膨張弁、熱源側熱交換器を順に接続する主配管を備える主冷媒回路と、副膨張弁が設けられるとともに、前記主膨張弁と前記熱源側熱交換器の間の前記主配管に設けられた分岐部と前記熱源側熱交換器と前記高低圧熱交換器の間の前記主配管に設けられた合流部とを繋ぐ副配管を備える副冷媒回路と、前記主膨張弁と前記熱源側熱交換器の間と前記副膨張弁と前記合流部との間に設けられた過冷却熱交換器と、前記主冷媒回路に設けられ、前記主配管を流れる冷媒の流路を変更する流路変更装置と、前記利用側熱交換器で冷媒から放熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記利用側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記利用側熱交換器から流出した高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記主膨張弁を制御し、前記主配管から前記副配管に冷媒が流入しないように前記副膨張弁を制御し、前記利用側熱交換器で冷媒に吸熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記熱源側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記熱源側熱交換器から前記主配管に流出した高圧冷媒の一部が前記副配管に流入するように前記副膨張弁を制御し、前記主配管を流れる高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記主膨張弁を制御する制御装置とを備える。
また、圧縮機、利用側熱交換器、内部熱交換器、主膨張弁、逆止弁ブリッジ、熱源側熱交換器を順に接続する主配管を備える主冷媒回路と、副膨張弁と接続するとともに、前記主膨張弁と前記逆止弁ブリッジの間の前記主配管に設けられた分岐部と前記熱源側熱交換器と前記内部熱交換器の間の前記主配管に設けられた合流部とを繋ぐ副配管を備える副冷媒回路と、前記主冷媒回路に設けられ、前記主配管を流れる冷媒の流路を変更する流路変更装置と、前記利用側熱交換器で冷媒から放熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記利用側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記利用側熱交換器から流出した高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記主膨張弁を制御し、前記主配管から前記副配管に冷媒が流入しないように前記副膨張弁を制御し、前記利用側熱交換器で冷媒に吸熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記熱源側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記熱源側熱交換器から前記主配管に流出した高圧冷媒の一部が前記副配管に流入するように前記副膨張弁を制御し、前記主配管を流れる高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記主膨張弁を制御する制御装置とを備える。
また、圧縮機、利用側熱交換器、第1の膨張弁、内部熱交換器、第2の膨張弁、熱源側熱交換器を順に接続する主配管を備える主冷媒回路と、副膨張弁と接続するとともに、前記第1の膨張弁と前記第2の膨張弁の間の前記主配管に設けられた分岐部と前記熱源側熱交換器と前記内部熱交換器の間の前記主配管に設けられた合流部とを繋ぐ副配管を備える副冷媒回路と、前記主冷媒回路に設けられ、前記主配管を流れる冷媒の流路を変更する流路変更装置と、前記利用側熱交換器で冷媒から放熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記利用側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記利用側熱交換器から流出した高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記第2の膨張弁を制御し、前記主配管から前記副配管に冷媒が流入しないように前記副膨張弁を制御し、前記利用側熱交換器で冷媒に吸熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記熱源側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記熱源側熱交換器から前記主配管に流出した高圧冷媒の一部が前記副配管に流入するように前記副膨張弁を制御し、前記主配管を流れる高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記第1の膨張弁を制御する制御装置とを備える。
利用側熱交換器で負荷対象を加熱する場合の効率の向上と、利用側熱交換器で負荷対象を冷却する場合の圧力損失の低減とを図ることができる。
実施の形態1.
この実施の形態1では空気調和機に用いられる冷媒としては一般的なR410Aを使用した暖房運転モード及び冷房運転モードを可逆的に変更可能な冷凍サイクル装置の高効率化について説明する。
この実施の形態1では空気調和機に用いられる冷媒としては一般的なR410Aを使用した暖房運転モード及び冷房運転モードを可逆的に変更可能な冷凍サイクル装置の高効率化について説明する。
図1はこの発明の実施の形態1における冷凍サイクル装置の暖房運転モード時の冷媒回路図、図2はこの発明の実施の形態1における冷凍サイクル装置の冷房運転モード時の冷媒回路図、図3はこの発明の実施の形態1の冷凍サイクル装置の暖房運転モードでの作用を説明するためのp−h線図(モリエ線図)、図4はこの発明の実施の形態1の冷凍サイクル装置の冷房運転モードでの作用を説明するためのp−h線図(モリエ線図)、図5はこの発明の実施の形態1における冷凍サイクル装置の変形例の暖房運転モード時の冷媒回路図、図6はこの発明の実施の形態1における冷凍サイクル装置の変形例の冷房運転モード時の冷媒回路図である。
図1を参考にしながら実施の形態1の冷凍サイクル装置において暖房運転モードで運転する場合について説明する。室外機ユニット1内に収納された圧縮機2から吐出側の主配管3に吐出された高圧ガス状態の冷媒が四方弁4を通って室外機ユニット1の外に導かれる。この主配管3は室内機ユニット5と繋がっており、室内機ユニット5内には暖房運転モードでは凝縮器(放熱器)として働く室内熱交換器6が収納されており、この室内熱交換器6で冷媒は室内空気と熱交換(放熱)して高圧の液状態となる。室内機ユニット5から流出した高圧液体状態の冷媒は主配管3によって再び室外機ユニット1内に導かれ高低圧熱交換器7で放熱し、主膨張弁8で減圧される。主膨張弁8で減圧されて低圧気液二相状態となった冷媒は、分岐部9、過冷却熱交換器10を通過し、暖房運転モードでは蒸発器として働く室外熱交換器11で室外空気と熱交換(吸熱)することで低圧ガス状態となる。室外熱交換器11から流出した低圧ガス状態の冷媒は四方弁4、合流部12を通過し、高低圧熱交換器7で吸熱し、圧縮機2に吸入される。この一連の流路の途中に設けられた分岐部9で主配管3から副配管13が分岐され、過冷却熱交換器10を通って合流部12で主配管3に合流しているが、暖房運転モードの場合、副配管13に設けられた副膨張弁14が閉じられているため、副配管13内が冷媒で満たされてはいるが、分岐部9から合流部12への冷媒の流れはない。したがって、過冷却熱交換器10は熱交換器としては機能しないこととなる。
このように暖房運転モードでは、高低圧熱交換器7で、圧縮機2で昇圧された冷媒が主膨張弁8で減圧されるまでのいわゆる高圧側と呼ばれる区間の冷媒と、主膨張弁8で減圧された冷媒が圧縮機2で再び昇圧されるまでのいわゆる低圧側と呼ばれる区間の冷媒との間で熱交換させている。
次に、図2を参考にしながら実施の形態1の冷凍サイクル装置において冷房運転モードで運転する場合について説明する。室外機ユニット1内に収納された圧縮機2から吐出側の主配管3に吐出された高圧ガス状態の冷媒が四方弁4を通って冷房運転モードでは凝縮器として働く室外熱交換器11で室外空気と熱交換(放熱)することで高圧液状態となる。室外熱交換器11から流出した高圧液状態の冷媒は過冷却熱交換器10で放熱し、分岐部9で主配管3と副配管13とに分かれて流れる。主配管3を流れる冷媒は主膨張弁8で減圧されて、低圧気液二相状態となって高低圧熱交換器7を通過し、室外機ユニット1の外に導かれる。主配管3により室内機ユニット5内に導かれた冷媒は冷房運転モードでは蒸発器として働く室内熱交換器6で室内空気と熱交換(吸熱)することで低圧ガス状態となる。室内機ユニット5から流出した低圧ガス状態の冷媒は主配管3によって再び室外機ユニット1内に導かれ四方弁4を通って合流部12で副配管13からの冷媒と合流し、高低圧熱交換器7を通過し、圧縮機2に吸入される。一方、分岐部9で副配管13に流入した冷媒は副膨張弁14で低圧まで減圧され、過冷却熱交換器10で吸熱して合流部12で主配管3を流れる冷媒と合流する。
このように冷房運転モードでは、過冷却熱交換器10で、圧縮機2で昇圧された冷媒が主膨張弁8で減圧されるまでのいわゆる高圧側と呼ばれる区間の冷媒と、副膨張弁14で低圧側とほぼ同じ圧力まで減圧された冷媒との間で熱交換させている。
このような冷凍サイクル装置の暖房運転モードと冷房運転モードとの切換は制御装置からの指令に基づくものが一般的である。本発明も、冷房運転モードと暖房運転モードとの切換は制御装置15による四方弁4の切換により行われる。また、この制御装置15は他にも主膨張弁8の開度を制御したりもするが、冷房運転モードの時には主配管3から副配管13に冷媒を流入させ、暖房運転モードの時には副配管13に冷媒を流入させないために副膨張弁14の開度の制御も行う。
具体的には、暖房運転モードから冷房運転モードに切り換えるときには、制御装置15からの指令で流路切換手段である四方弁4の流路を切り換えるとともに副膨張弁14を通過後の冷媒の圧力が低圧となるように副膨張弁14の弁の開度を小さくする。逆に暖房運転モードから冷房運転モードに切り換えるときには、制御装置15からの指令で流路切換手段である四方弁4の流路を切り換えるとともに副膨張弁14を通過後の冷媒の圧力が高圧のままとなるように副膨張弁14の弁の開度を大きくする。
これら図1、図2に記載のように主膨張弁8と過冷却熱交換器10との間の主配管3に分岐部9を設けて副配管13を分岐する構成とすることで副膨張弁14での振動、騒音及び脈動が発生する可能性を低くできる。一般的に気液二相状態の冷媒が膨張弁を通過すると振動、騒音及び脈動が発生しやすくなるが、冷媒が液体状態であると膨張弁通過時のこれら振動、騒音及び脈動は発生しにくい。すなわち、図2のような冷房運転モードにおいて主配管3から副配管13に流入する冷媒は室外熱交換器11で凝縮してから過冷却熱交換器10で放熱するので確実に液体となるので、副膨張弁14での振動、騒音及び脈動が発生しにくくなる。
次に、本発明の作用について図3及び図4を参照しながら説明する。なお。図3及び図4中、縦軸は冷媒の圧力、横軸は比エンタルピであり、実線で描かれたサイクルは高低圧熱交換器7及び過冷却熱交換器10を有する冷凍サイクル装置で、破線で描かれたサイクルは高低圧熱交換器7及び過冷却熱交換器10を有していない構成の冷凍サイクル装置のものである。
まず、暖房運転モードでの作用について、冷媒に空調用として一般的なR410Aを使用した場合の冷凍サイクル状態を示した図3を参考にしながら説明する。図3の実線で描かれたサイクルでは、圧縮機2で圧縮された冷媒はA点(ガス状態)の位置となり、圧縮機2から吐出後、室内熱交換器6に流入して放熱することでB点(液体状態)の位置まで比エンタルピが低下する。室内熱交換器6から流出後、高低圧熱交換器7で高圧側の冷媒と低圧側の冷媒との間で熱交換する(高圧側の冷媒は放熱する)ことで冷媒の比エンタルピはB点からC点の位置まで低下する。高低圧熱交換器7から流出後、主膨張弁8で低圧まで減圧されることで冷媒の圧力はC点からD点(気液二相状態)まで低下する。主膨張弁8で減圧された冷媒は室外熱交換器11に流入して吸熱することでE点(飽和蒸気線上のガス状態)の位置まで比エンタルピが上昇する。室外熱交換器11から流出後、高低圧熱交換器7で高圧側の冷媒と低圧側の冷媒との間で熱交換する(低圧側の冷媒は吸熱する)ことで冷媒の比エンタルピはE点からF点の位置まで上昇する。
一方、図3中に比較のために破線で描かれた高低圧熱交換器7を有していない構成の冷凍サイクルの場合、室内熱交換器6に流入して放熱することでB点(液体状態)の位置まで比エンタルピが低下後すぐに主膨張弁8で減圧されて点D’の位置となり、この位置から室外熱交換器11での吸熱でE点の位置まで比エンタルピが上昇した状態で圧縮機2に吸入されることとなる。
このように高低圧熱交換器7の有無により圧力と比エンタルピの関係は大きく異なる。高低圧熱交換器7を有する冷凍サイクルでの蒸発器エンタルピ差(点D−点E)は、高低圧熱交換器7を有していない冷凍サイクルでの蒸発器エンタルピ差(点D’−点E)より大きくなり、その結果、サイクルCOPが向上する。
次に、冷房運転モードでの作用について、冷媒に空調用として一般的なR410Aを使用した場合の冷凍サイクル状態を示した図4を参考にしながら説明する。図4の実線で描かれたサイクルでは、圧縮機2で圧縮された冷媒はA点(ガス状態)の位置となり、圧縮機2から吐出後、室外熱交換器11に流入して放熱することでB点(液体状態)の位置まで比エンタルピが低下する。ここで分岐後に副配管13を流れる冷媒が副膨張弁14で減圧されることでE点(気液二相状態)の位置となり、この副配管13を流れる冷媒と熱交換された主配管3を流れる冷媒は放熱することで比エンタルピが低下してC点の位置となり、さらに主膨張弁8で減圧されることでD点の位置となる。つまり、過冷却熱交換器10では、主配管3を流れる冷媒と副配管13を流れる冷媒との間で熱交換させることで、主配管3を流れる冷媒の比エンタルピはB点からC点まで低下し、副配管13を流れる冷媒の比エンタルピはE点からF点まで上昇するものである。一方、主配管3を流れる冷媒は室内熱交換器6に流入して吸熱することでF点の位置まで比エンタルピが上昇し、副配管13からの冷媒と合流して圧縮機2に吸入される。
このように分岐部9で主配管3から副配管13に分岐しているために分岐部9から合流部12までの主配管3を流れる冷媒の流量は減少することになる。実際の空気調和機の場合、説明用にデフォルメされた図1や図2とは異なり、主配管3全体の長さは、室外機ユニット1内部に配設される分に比べ、室外機ユニット1の外部に配設される分(室外機ユニット1と室内機ユニット5とを繋ぐ分)の方が圧倒的に長い。そのため室外機ユニット1の外部に配設された主配管3を流れる冷媒の流量を少なくすることで、圧損の影響を大きく減じることができる。
次に、図5を参考にしながら実施の形態1の冷凍サイクル装置の変形例において暖房運転モードで運転する場合について説明する。室外機ユニット1内に収納された圧縮機2から吐出側の主配管3に吐出された高圧のガス状態の冷媒が四方弁4を通って室外機ユニット1の外に導かれる。この主配管3は室内機ユニット5と繋がっており、室内機ユニット5内には暖房運転モードでは凝縮器(放熱器)として働く室内熱交換器6が収納されており、この室内熱交換器6で冷媒は室内空気と熱交換(放熱)して高圧の液状態となる。室内機ユニット5から流出した高圧液体状態の冷媒は主配管3によって再び室外機ユニット1内に導かれ高低圧熱交換器7で放熱し、主膨張弁8で減圧される。主膨張弁8で減圧されて低圧の気液二相状態となった冷媒は、過冷却熱交換器10、分岐部16を通過し、暖房運転モードでは蒸発器として働く室外熱交換器11で室外空気と熱交換(吸熱)することで低圧のガス状態となる。室外熱交換器11から流出した低圧ガス状態の冷媒は四方弁4、合流部12を通過し、高低圧熱交換器7で吸熱し、圧縮機2に吸入される。この一連の流路の途中に設けられた分岐部16で主配管3から副配管13が分岐され、過冷却熱交換器10を通って合流部12で主配管3に合流しているが、暖房運転モードの場合、副配管13に設けられた副膨張弁14が閉じられているため、副配管13内が冷媒で満たされてはいるが、分岐部16から合流部12への冷媒の流れはない。したがって、過冷却熱交換器10は熱交換器としては機能しないこととなる。
次に、図6を参考にしながら実施の形態1の冷凍サイクル装置の変形例において冷房運転モードで運転する場合について説明する。室外機ユニット1内に収納された圧縮機2から吐出側の主配管3に吐出された高圧のガス状態の冷媒が四方弁4を通って冷房運転モードでは凝縮器として働く室外熱交換器11で室外空気と熱交換(放熱)することで高圧の液状態となる。室外熱交換器11から流出した高圧液状態の冷媒は分岐部16で主配管3と副配管13とに分かれて流れる。主配管3を流れる冷媒は過冷却熱交換器10で放熱し、主膨張弁8で減圧されて、低圧の気液二相状態となって高低圧熱交換器7を通過し、室外機ユニット1の外に導かれる。主配管3により室内機ユニット5内に導かれた冷媒は冷房運転モードでは蒸発器として働く室内熱交換器6で室内空気と熱交換(吸熱)することで低圧のガス状態となる。室内機ユニット2から流出した低圧ガス状態の冷媒は主配管3によって再び室外機ユニット1内に導かれ四方弁4を通り、合流部12で副配管13からの冷媒と合流し、高低圧熱交換器7を通過し、圧縮機2に吸入される。一方、分岐部16で副配管13に流入した冷媒は副膨張弁14で低圧まで減圧され、過冷却熱交換器10で吸熱して合流部12で主配管3を流れる冷媒と合流する。
前述したように図1、図2に記載のように主膨張弁8と過冷却熱交換器10との間の主配管3に分岐部9を設けて副配管13を分岐する構成とすることで副膨張弁14での振動、騒音及び脈動が発生する可能性を低くできる。一方、これら図5、図6に記載の変形例のように、過冷却熱交換器10と室外熱交換器11との間の主配管3に分岐部9を設けて副配管13を分岐する構成とすると、冷房運転モードにおける主配管3から過冷却熱交換器10に流入する冷媒の流量が図2記載のものに比べ少なくなるため、過冷却熱交換器10で冷媒同士での熱交換量が変わる。このことはつまり、例えば図2の場合も図6の場合も過冷却熱交換器10に流入する主配管3を流れる冷媒の温度は同じであるが、過冷却熱交換器10に流入する冷媒の流量が少ない図6の装置の方が、過冷却熱交換器10から主配管3に流出した冷媒の温度が低くなり、過冷却度が大きくなるということである。
なお、この実施の形態1では冷媒としてR410Aを用いた場合について説明したが、その他の冷媒に適用することを妨げるものではない。
また、この実施の形態1では冷房運転モード暖房運転モードとの切換装置として一つの四方弁で行っているが、流路の切換装置はこの方式に限定されるものではなく、他の方式で流路を切り換えて冷房運転モード暖房運転モードとを切り換えるようにしても良い。
実施の形態2.
実施の形態1で例示したように一般的に空気調和機に用いられる冷媒としてはR410Aが多い。しかし、最近では目的毎に様々な特性を持つ冷媒が用いられるようになってきている。そのような冷媒は所望の目的に対する性能は満足するが、その他の性能面でR410Aよりも劣っていることが多い。この実施の形態では、実施の形態1で説明した冷凍サイクル装置をその他の冷媒、特にR410Aよりも比熱比の小さい冷媒に適用した場合について説明する。
実施の形態1で例示したように一般的に空気調和機に用いられる冷媒としてはR410Aが多い。しかし、最近では目的毎に様々な特性を持つ冷媒が用いられるようになってきている。そのような冷媒は所望の目的に対する性能は満足するが、その他の性能面でR410Aよりも劣っていることが多い。この実施の形態では、実施の形態1で説明した冷凍サイクル装置をその他の冷媒、特にR410Aよりも比熱比の小さい冷媒に適用した場合について説明する。
図7はこの発明の実施の形態2の冷凍サイクル装置の暖房運転モードでの作用を説明するためのp−h線図(モリエ線図)、図8は冷媒毎の物性値及び同一冷房能力運転時の体積流量比である。
まず、暖房運転モードでの作用について、冷媒にR1234yfを使用した場合の冷凍サイクル状態を示した図7を参考にしながら説明する。図7の実線で描かれたサイクルでは、圧縮機2で圧縮された冷媒はA点(ガス状態)の位置となり、圧縮機2から吐出後、室内熱交換器6に流入して放熱することでB点(液体状態)の位置まで比エンタルピが低下する。室内熱交換器6から流出後、高低圧熱交換器7で高圧側の冷媒と低圧側の冷媒との間で熱交換する(高圧側の冷媒は放熱する)ことで冷媒の比エンタルピはB点からC点の位置まで低下する。高低圧熱交換器7から流出後、主膨張弁8で低圧まで減圧されることで冷媒の圧力はC点からD点(気液二相状態)まで低下する。主膨張弁8で減圧された冷媒は室外熱交換器11に流入して吸熱することでE点(飽和蒸気線上のガス状態)の位置まで比エンタルピが上昇する。室外熱交換器11から流出後、高低圧熱交換器7で高圧側の冷媒と低圧側の冷媒との間で熱交換する(低圧側の冷媒は吸熱する)ことで冷媒の比エンタルピはE点からF点の位置まで上昇する。
このR1234yf冷媒のモリエ線図上での冷媒の状態はR410A冷媒と同じ傾向に見えるが、実際に数値を入れて、冷媒としてR410Aを用いた場合のモリエ線図(図3)と比べてみると違いが明確になる。凝縮温度40℃(図3及び図7中の高圧側)、蒸発温度0℃(図3及び図7中の低圧側)において高低圧熱交換器7で圧縮機2の吸入側の低圧ガス状態の冷媒の過熱度を1℃から7℃に上昇させるとした場合のそれぞれの冷媒について高低圧熱交換器7が無い場合との関係を求めると、R410A冷媒の場合、高低圧熱交換器7を有していない場合は図3中のA’点で68℃となり、高低圧熱交換器7を有する場合は図3中のA点で75℃となる。一方、R1234yf冷媒の場合、高低圧熱交換器7を有していない場合は図7中のA’点で47℃となり、高低圧熱交換器7を有する場合は図7中のA点で53℃となる。
ここで室内空気の温度を20℃とすると、R410A冷媒の場合、室内空気と圧縮機2から吐出された冷媒(高圧ガス状態)との温度差が、高低圧熱交換器7が設けられていない冷凍サイクル装置では48K(=68℃−20℃)であるのに対して、高低圧熱交換器7が設けられている冷凍サイクル装置では55K(=75℃−20℃)である。一方、R1234yf冷媒の場合、室内空気と圧縮機2から吐出された冷媒(高圧ガス状態)との温度差が、高低圧熱交換器7が設けられていない冷凍サイクル装置では27K(=47℃−20℃)であるのに対して、高低圧熱交換器7が設けられている冷凍サイクル装置では33K(=53℃−20℃)である。
この温度の差分の絶対値だけで見ると両者にあまり違いが無いように見えるが、R410A冷媒の場合は高低圧熱交換器7を設けることで48Kから7K増加したことになり、その増加率は約15%(=7/48*100)であるのに対して、R1234yf冷媒の場合は高低圧熱交換器7を設けることで27Kから6K増加したことになり、その増加率は約22%(=6/27*100)である。したがって、R410AよりもR1234yf冷媒の方が高低圧熱交換器7の存在による圧縮機2出口での冷媒温度、言い換えれば凝縮器に流入する冷媒の温度の増加率が大きく、それだけ凝縮器として働く室内熱交換器6での熱交換量の増加度合いが大きい。
すなわち、高低圧熱交換器7を備えていない冷凍サイクル装置で圧縮機からの吐出ガスの温度が低い冷媒ほど高低圧熱交換器7を設けることで凝縮器(放熱器)での熱交換能力(加熱能力)の向上効果が大きい。図8に記載したようにR410A冷媒の25℃大気圧での比熱比は1.25であり、R1234yf冷媒の25℃大気圧での比熱比は1.12である。したがって、高低圧熱交換器は従来のR410A冷媒よりも比熱比の小さい冷媒の加熱能力向上のために用いるとさらに有効である。
一般に比熱比が小さい冷媒ほど圧縮機吐出温度が上昇しにくい性質を持っているため、このような傾向は比熱比が小さい冷媒ほど顕著になるものであり、暖房運転モードでR410Aより比熱比が小さい冷媒で同等の性能を得ようとする場合には高低圧熱交換器を設けた方が室内熱交換器での熱交換能力を向上できるといえる。
次に、冷房運転モードでの作用について、図2(図6も等価)に例示した冷凍サイクル装置を参考にしながら説明する。実施の形態1で説明した通り、本発明の冷房運転モードでは副配管13に設けられた副膨張弁14の弁の開度を大きくすることで、主配管3だけではなく副配管13にも冷媒を流して、主配管3を流れる冷媒の流量を減らすというものである。これは実際の空気調和機の場合、室外機ユニットと室内機ユニットとを結ぶ配管の長さは室外機ユニット内に設置される配管の長さに比べはるかに長いので、この部分を流れる冷媒の流量を減らすことで効果的に圧損を低下させようとするものである。逆に、副配管13上の副膨張弁14の弁を閉じたまま冷房運転モードで運転する場合(つまり、一般的な冷凍サイクル装置の構成で冷房運転する場合)、配管径を大きくしたり、圧縮機の吐出能力を高めたりする必要が生じる。
ところで、冷凍サイクル装置の凝縮温度を45℃、蒸発温度を5℃、過冷却状態の温度40℃とした場合、図8に記載したように各冷媒の蒸発器エンタルピΔHeと蒸発能力Qeから冷媒質量流GrはGr=Qe・3600/ΔHeにより求められる。そうすると、ΔHeと同様に冷媒毎の固有の物性値である吸入ガス密度ρgasにより低圧ガス体積流量VgはVg=Gr/ρgasにより求められる。この低圧ガス体積流量Vgはいわば冷房能力を同一にして運転した場合の圧縮機から吐出される冷媒の体積流量である。これから一般的な冷媒R410Aと同じ冷房能力で運転しようとするとそれぞれ冷媒がR410Aに対しどの程度体積で大きくなるか求めた値がVg比である。図8におけるVg比によると、R32冷媒はR410Aよりも体積流量が小さくなるが、その他の冷媒は大きくなる。特に、R1234yf、R134a、イソブタンは体積流量比が2.0を超える。
このように体積流量が大きい冷媒でそれよりも小さい冷媒と同じ能力を得るためには流速を大きくしなければならない。そのため、圧縮機の回転数を上げる必要がある。しかし、一般的な圧縮機では最も能力・効率が上がる回転数を中心として、低速回転の下限はほぼ半分の回転数、高速回転の上限は約2倍の回転数となる。つまり、例えばR410A冷媒で60Hzが最も能力・効率が上がる回転数であるならば、低速回転の下限は約30Hz、高速回転の上限は約120Hzとなる。したがって、R410A冷媒に対して体積流量比で2.0を超えるものは、最も能力・効率が上がる回転数が120Hz以上となり、高速回転の上限も240Hz以上を確保しなければならなくなり、このような圧縮機は現実的ではない。したがって、同一冷房能力運転時の体積流量比が空調用として広く利用されているR410A冷媒に対して2.0以上となるような冷媒に特に本発明の冷凍サイクル装置が好適である。
このように現在広く用いられているR410A冷媒よりも比熱比の小さい冷媒を用いた空気調和機で暖房運転する場合は本願発明の高低圧熱交換器により圧縮機吸入側の冷媒の温度を高くして、圧縮機吐出側の冷媒温度を高くする構成とすることで性能が向上する。また、同一冷房能力運転時の体積流量比がR410A冷媒よりも小さい冷媒を用いた空気調和機で冷房運転する場合は本願発明のように主配管を流れる冷媒量を少なくして圧損を抑制することで性能が向上する。
実施の形態3.
この実施の形態では実施の形態1及び2で説明した冷凍サイクル装置をもとに、装置をさらに小型化できるように暖房運転モードで使用される高低圧熱交換器及び冷房運転モードで使用される過冷却熱交換器の機能を一つの熱交換器に持たせる構成とするものである。
この実施の形態では実施の形態1及び2で説明した冷凍サイクル装置をもとに、装置をさらに小型化できるように暖房運転モードで使用される高低圧熱交換器及び冷房運転モードで使用される過冷却熱交換器の機能を一つの熱交換器に持たせる構成とするものである。
図9はこの発明の実施の形態3における冷凍サイクル装置の暖房運転モード時の冷媒回路図、図10はこの発明の実施の形態3における冷凍サイクル装置の冷房運転モード時の冷媒回路図である。
まず、図9を参考にしながら実施の形態3の冷凍サイクル装置において暖房運転モードで運転する場合について説明する。室外機ユニット17内に収納された圧縮機18から吐出側の主配管19に吐出された高圧のガス状態の冷媒が四方弁20を通って室外機ユニット17の外に導かれる。この主配管19は室内機ユニット21と繋がっており、室内機ユニット21内には暖房運転モードでは凝縮器(放熱器)として働く室内熱交換器22が収納されており、この室内熱交換器22で冷媒は室内空気と熱交換(放熱)して高圧の液状態となる。室内機ユニット21から流出した高圧液体状態の冷媒は主配管19によって再び室外機ユニット17内に導かれ、分岐部23で分岐される。
この分岐部23で分岐された一方の配管である第1の分岐配管24には第1の逆止弁25が設けられ、他方の配管である第2の分岐配管26には第2の逆止弁27が設けられているが、室内熱交換器22から主配管19を通って流入する冷媒に対して第1の逆止弁25は弁が開状態となるように設置され、第2の逆止弁27は弁が閉状態となるように設置されている。したがって、分岐部23を通った冷媒は第1の逆止弁25が設けられた第1の分岐配管24だけを流れる。この第1の分岐配管24は分岐部28で第3の分岐配管29と主配管19とに分岐される。この第3の分岐配管29には第3の逆止弁30が設けられているが、第1の分岐配管24を通って流入する冷媒に対して第3の逆止弁30は弁が閉状態となるように設置されている。
第1の分岐配管24から分岐部28で主配管19に流入した冷媒は、暖房運転モードでは高低圧熱交換器として働く内部熱交換器31で放熱し、分岐部32を通過し、主膨張弁33で減圧される。主膨張弁33で減圧されて低圧気液二相状態となった冷媒は分岐部34で分岐される。
この分岐部34で分岐された一方の配管は前述した第2の分岐配管26であり、そこには第2の逆止弁27が設けられ、他方の配管である第4の分岐配管35には第4の逆止弁36が設けられている。第2の分岐配管26には分岐部34から分岐部23に向かって冷媒が流れる場合には弁が開状態になるように第2の逆止弁27が設置されているが、分岐部23を流れる冷媒が高圧状態であるのに対して分岐部34を流れる冷媒は主膨張弁33で減圧されて低圧となっているため、第2の逆止弁27の弁は閉じたままであり分岐部23に向かって冷媒は流れない。したがって、分岐部34を通った冷媒は第4の逆止弁36が設けられた第4の分岐配管35だけを流れる。この第4の分岐配管35は分岐部37で第3の分岐配管29と主配管3とに分岐される。
この分岐部37で分岐された一方の配管である第3の分岐配管29には第3の逆止弁30が設けられている。この第3の分岐配管29には分岐部37から分岐部28に向かって冷媒が流れる場合には弁が開状態になるように第3の逆止弁30が設置されているが、分岐部28を流れる冷媒が高圧状態であるのに対して分岐部37を流れる冷媒は主膨張弁33で減圧されて低圧となっているため、第3の逆止弁30の弁は閉じたままであり分岐部28に向かって冷媒は流れない。したがって、分岐部37を通った冷媒は主配管19だけを流れる。
この分岐部37を通過した冷媒は主配管19を通って、暖房運転モードでは蒸発器として働く室外熱交換器38で室外空気と熱交換(吸熱)することで低圧ガス状態となる。室外熱交換器38から流出した低圧ガス状態の冷媒は四方弁20、合流部39を通過し、高低圧熱交換器として働く内部熱交換器31で吸熱し、圧縮機18に吸入される。この一連の流路の途中に設けられた分岐部32で主配管19から副配管40が分岐され、副膨張弁41を通って合流部39で主配管19に合流しているが、暖房運転モードの場合、副膨張弁41が閉じられているため、副配管40内が冷媒で満たされてはいるが、分岐部32から合流部39への冷媒の流れはない。
次に、図10を参考にしながら実施の形態3の冷凍サイクル装置において冷房運転モードで運転する場合について説明する。室外機ユニット17内に収納された圧縮機18から吐出側の主配管19に吐出された高圧のガス状態の冷媒が四方弁20を通って冷房運転モードでは凝縮器として働く室外熱交換器38で室外空気と熱交換(放熱)することで高圧の液状態となる。室外熱交換器38から流出した高圧液状態の冷媒は分岐部37で分岐される。
この分岐部37で分岐された一方の配管である第3の分岐配管29には第3の逆止弁30が設けられ、他方の配管である第4の分岐配管35には第4の逆止弁36が設けられているが、室外熱交換器38から主配管19を通って流入する冷媒に対して第3の逆止弁30は弁が開状態となるように設置され、第4の逆止弁36は弁が閉状態となるように設置されている。したがって、分岐部37を通った冷媒は第3の逆止弁30が設けられた第3の分岐配管29だけを流れる。この第3の分岐配管29は分岐部28で第1の分岐配管24と主配管19とに分岐される。この第1の分岐配管24には第1の逆止弁25が設けられているが、第3の分岐配管29を通って流入する冷媒に対して第1の逆止弁25は弁が閉状態となるように設置されている。
第3の分岐配管29から分岐部29で主配管19に流入した冷媒は、冷房運転モードでは過冷却熱交換器として働く内部熱交換器31で放熱し、分岐部32で主配管19と副配管40とに分かれて流れる。主配管19を流れる冷媒は主膨張弁33で減圧される。主膨張弁33で減圧されて低圧の気液二相状態となった冷媒は分岐部34で分岐される。
この分岐部34で分岐された一方の配管は第2の分岐配管26であり、そこには第2の逆止弁27が設けられ、他方の配管である第4の分岐配管35には第4の逆止弁36が設けられている。この第4の分岐配管35には分岐部34から分岐部37に向かって冷媒が流れる場合には弁が開状態になるように第4の逆止弁36が設置されているが、分岐部37を流れる冷媒が高圧状態であるのに対して分岐部34を流れる冷媒は主膨張弁33で減圧されて低圧となっているため、第4の逆止弁36の弁は閉じたままであり分岐部37に向かって冷媒は流れない。したがって、分岐部34を通った冷媒は第2の逆止弁27が設けられた第2の分岐配管26だけを流れる。この第2の分岐配管26は分岐部23で第1の分岐配管24と主配管19とに分岐される。
この分岐部23で分岐された一方の配管は第1の分岐配管24であり、そこには第1の逆止弁25が設けられている。この第1の分岐配管24には分岐部23から分岐部28に向かって冷媒が流れる場合には弁が開状態になるように第1の逆止弁25が設置されているが、分岐部28を流れる冷媒が高圧状態であるのに対して分岐部23を流れる冷媒は主膨張弁33で減圧されて低圧となっているため、第1の逆止弁25の弁は閉じたままであり分岐部28に向かって冷媒は流れない。したがって、分岐部23を通った冷媒は主配管19だけを流れる。
この分岐部23を通過した冷媒は主配管19を通って、冷房運転モードでは蒸発器として働く室内熱交換器22で室外空気と熱交換(吸熱)することで低圧ガス状態となる。室内熱交換器22から流出した低圧ガス状態の冷媒は四方弁20を通って、合流部39で副配管40から流入する冷媒と合流し、内部熱交換器31で吸熱し、圧縮機18に吸入される。一方、分岐部32で副配管40に流入した冷媒は副膨張弁41で低圧まで減圧されて合流部39で主配管19を流れる冷媒と合流する。
このような構成とすることで実施の形態1、2で説明した冷凍サイクル装置と同等の性能が得られるとともに、高低圧熱交換器と過冷却熱交換器の機能を一つの熱交換器で実現することができるので冷凍サイクル装置(特に室外機ユニット)を小型化することができる。
なお、このように第1の逆止弁25を備えた第1の分岐配管24、第2の逆止弁27を備えた第2の分岐配管26、第3の逆止弁30を備えた第3の分岐配管29及びから第4の逆止弁36を備えた第4の分岐配管35を接続してなる冷媒回路は逆止弁ブリッジと呼ばれる。
これら図9及び図10に示した冷凍サイクル装置も副膨張弁41での振動、騒音及び脈動が発生する可能性を低くできる。また、この実施の形態3の冷凍サイクル装置の場合も実施の形態1と同じような変形例を提示することができる。すなわち、主配管19と副配管40とを分岐する分岐部32を分岐部28と内部熱交換器31との間に変更することで、冷房運転モードで内部熱交換器31に流入する前の冷媒を低圧側の主配管19に合流させる構成とする。このような構成とすることで内部熱交換器31での冷媒同士での熱交換量を大きくして、過冷却度を大きくすることができる。
この実施の形態で説明したような冷凍サイクル装置でも、暖房運転モードから冷房運転モードに切り換えるときには、制御装置42からの指令で流路切換手段である四方弁20の流路を切り換えるとともに副膨張弁41を通過後の冷媒の圧力が低圧となるように副膨張弁41の弁の開度を小さくする。逆に暖房運転モードから冷房運転モードに切り換えるときには、制御装置42からの指令で流路切換手段である四方弁20の流路を切り換えるとともに副膨張弁41を通過後の冷媒の圧力が高圧のままとなるように副膨張弁41の弁の開度を大きくする。
冷凍サイクル装置をこの実施の形態で説明したような構成とすることで、過冷却熱交換器と高低圧熱交換器とを別々に設ける必要が無くなり、高効率化とともに装置の小型化やコスト低減が図られる。
また、逆止弁の組み合わせにより冷媒の流路を切り換える構成としたことで、膨張弁や開閉弁を用いた場合と異なり、流路切換のために外部からの動力や信号を必要としないので、それだけ故障する要因が少なくなっていると言える。
実施の形態4.
この実施の形態では実施の形態1乃至3で説明した冷凍サイクル装置をもとに、装置をさらに小型化できるように暖房運転モードで使用される高低圧熱交換器及び冷房運転モードで使用される過冷却熱交換器の機能を一つの熱交換器に持たせる構成とするものである。
この実施の形態では実施の形態1乃至3で説明した冷凍サイクル装置をもとに、装置をさらに小型化できるように暖房運転モードで使用される高低圧熱交換器及び冷房運転モードで使用される過冷却熱交換器の機能を一つの熱交換器に持たせる構成とするものである。
図11はこの発明の実施の形態4における冷凍サイクル装置の暖房運転モード時の冷媒回路図、図12はこの発明の実施の形態4における冷凍サイクル装置の冷房運転モード時の冷媒回路図である。
まず、図11を参考にしながら実施の形態4の冷凍サイクル装置において暖房運転モードで運転する場合について説明する。室外機ユニット43内に収納された圧縮機44から吐出側の主配管45に吐出された高圧のガス状態の冷媒が四方弁46を通って室外機ユニット43の外に導かれる。この主配管45は室内機ユニット47と繋がっており、室内機ユニット47内には暖房運転モードでは凝縮器(放熱器)として働く室内熱交換器48が収納されており、この室内熱交換器48で冷媒は室内空気と熱交換(放熱)して高圧の液状態となる。室内機ユニット47から流出した高圧液体状態の冷媒は主配管45によって再び室外機ユニット43内に導かれ、第1の膨張弁49を通過し、暖房運転モードでは高低圧熱交換器として働く内部熱交換器50で放熱し、分岐部51を通過し、第2の膨張弁52で減圧される。第2の膨張弁52で減圧されて低圧気液二相状態となった冷媒は、暖房運転モードでは蒸発器として働く室外熱交換器53で室外空気と熱交換(吸熱)することで低圧ガス状態となる。室外熱交換器53から流出した低圧ガス状態の冷媒は四方弁46、合流部54を通過し、内部熱交換器50で吸熱し、圧縮機44に吸入される。この一連の流路の途中に設けられた分岐部51で主配管45から副配管55が分岐され、副膨張弁56を通って合流部54で主配管45に合流しているが、暖房運転モードの場合、副膨張弁56が閉じられているため、副配管55内が冷媒で満たされてはいるが、分岐部51から合流部54への冷媒の流れはない。また、第1の膨張弁49は実質的に冷媒を減圧するという膨張弁の機能を果たさない程度まで開いた状態となっている。
次に、図12を参考にしながら実施の形態4の冷凍サイクル装置において冷房運転モードで運転する場合について説明する。室外機ユニット43内に収納された圧縮機44から吐出側の主配管45に吐出された高圧のガス状態の冷媒が四方弁46を通って冷房運転モードでは凝縮器として働く室外熱交換器53で室外空気と熱交換(放熱)することで高圧液状態となる。室外熱交換器53から流出した高圧液状態の冷媒は第2の膨張弁52を通過し、分岐部51で主配管45と副配管55とに分かれて流れる。主配管45を流れる冷媒は内部熱交換器50で放熱し、第1の膨張弁49で減圧されて、室外機ユニット43の外に導かれる。主配管45により室内機ユニット47内に導かれた冷媒は冷房運転モードでは蒸発器として働く室内熱交換器48で室内空気と熱交換(吸熱)することで低圧ガス状態となる。室内機ユニット47から流出した低圧ガス状態の冷媒は主配管45によって再び室外機ユニット43内に導かれ四方弁46を通って、合流部54で副配管55からの冷媒と合流し、内部熱交換器50で吸熱し、圧縮機44に吸入される。一方、分岐部51で副配管55に流入した冷媒は副膨張弁56で低圧まで減圧されて合流部54で主配管45を流れる冷媒と合流する。この冷房運転モードの場合、第2の膨張弁52は実質的に冷媒を減圧するという膨張弁の機能を果たさない程度まで開いた状態となっている。
これら図11及び図12に示した冷凍サイクル装置も冷房運転モードで内部熱交換器50から流出後の冷媒を低圧側の主配管45に合流させる構成とする。このような構成とすることで内部熱交換器50での冷媒同士での熱交換量を大きくして、過冷却度を大きくすることができる。また、この実施の形態4の冷凍サイクル装置の場合も実施の形態1と同じような変形例を提示することができる。すなわち、主配管45と副配管55とを分岐する分岐部51を第1の膨張弁49と内部熱交換器50との間に変更することで、副膨張弁56での振動、騒音及び脈動が発生する可能性を低くできる。
この実施の形態で説明したような冷凍サイクル装置でも、暖房運転モードから冷房運転モードに切り換えるときには、制御装置57からの指令で流路切換手段である四方弁46の流路を切り換えるとともに副膨張弁56を通過後の冷媒の圧力が低圧となるように膨張弁44の弁の開度を小さくする。逆に暖房運転モードから冷房運転モードに切り換えるときには、制御装置57からの指令で流路切換手段である四方弁46の流路を切り換えるとともに副膨張弁56を通過後の冷媒の圧力が高圧のままとなるように副膨張弁56の弁の開度を大きくする。
冷凍サイクル装置をこの実施の形態で説明したような構成とすることで、過冷却熱交換器と高低圧熱交換器とを別々に設ける必要が無くなり、高効率化とともに装置の小型化やコスト低減が図られる。
上述した各実施の形態では、本発明では冷凍サイクル装置の例として空気調和機を挙げ、空気調和機の暖房運転及び冷房運転を例に挙げて説明している。しかし、本発明の適用はいわゆる熱源側熱交換器(空気調和機における室外熱交換器に相当)及び利用側熱交換器(空気調和機における室内熱交換器に相当)を備える冷凍サイクル装置あるいはヒートポンプ装置に広く適用可能である。ここで例示した空気と熱交換を行う室内熱交換器に限定されるものではなく、例えば利用側熱交換器で周辺空気から吸熱することで周辺空気の温度を氷点下まで下げる冷凍システムや、利用側熱交換器で水に放熱すること(水を加熱すること)で温水を生成する湯沸かしシステムや給湯システムにも適用可能である。
本発明は空気調和装置、ヒートポンプ式給湯機等に利用することができる。
1 室外機ユニット、 2 圧縮機、 3 主配管、 4 四方弁、 5 室内機ユニット、 6 室内熱交換器(利用側熱交換器)、 7 高低圧熱交換器、 8 主膨張弁、 9 分岐部、 10 過冷却熱交換器、 11 室外熱交換器(熱源側熱交換器)、 12 合流部、 13 副配管、 14 副膨張弁、 15 制御装置、 16 分岐部、 17 室外機ユニット、 18 圧縮機、 19 主配管、 20 四方弁、 21 室内機ユニット、 22 室内熱交換器(利用側熱交換器)、 23 分岐部、 24 第1の分岐配管、 25 第1の逆止弁、 26 第2の分岐配管、 27 第2の逆止弁、 28 分岐部、 29 第3の分岐配管、 30 第3の逆止弁、 31 内部熱交換器、 32 分岐点、 33 主膨張弁、 34 分岐部、 35 第4の分岐配管、 36 第4の逆止弁、 37 分岐部、 38 室外熱交換器(熱源側熱交換器)、 39 合流部、 40 副配管、 41 副膨張弁、 42 制御装置、 43 室外機ユニット、 44 圧縮機、 45 主配管、 46 四方弁、 47 室内機ユニット、 48 室内熱交換器(利用側熱交換器)、 49 第1の膨張弁、 50 内部熱交換器、 51 分岐部、 52 第2の膨張弁、 53 室外熱交換器(熱源側熱交換器)、 54 合流部、 55 副配管、 56 副膨張弁、 57 制御装置。
Claims (12)
- 圧縮機、利用側熱交換器、高低圧熱交換器、主膨張弁、熱源側熱交換器を順に接続する主配管を備える主冷媒回路と、
副膨張弁が設けられるとともに、前記主膨張弁と前記熱源側熱交換器の間の前記主配管に設けられた分岐部と前記熱源側熱交換器と前記高低圧熱交換器の間の前記主配管に設けられた合流部とを繋ぐ副配管を備える副冷媒回路と、
前記主膨張弁と前記熱源側熱交換器の間と前記副膨張弁と前記合流部との間に設けられた過冷却熱交換器と、
前記主冷媒回路に設けられ、前記主配管を流れる冷媒の流路を変更する流路変更装置と、
前記利用側熱交換器で冷媒から放熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記利用側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記利用側熱交換器から流出した高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記主膨張弁を制御し、前記主配管から前記副配管に冷媒が流入しないように前記副膨張弁を制御し、
前記利用側熱交換器で冷媒に吸熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記熱源側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記熱源側熱交換器から前記主配管に流出した高圧冷媒の一部が前記副配管に流入するように前記副膨張弁を制御し、前記主配管を流れる高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記主膨張弁を制御する制御装置とを備える冷凍サイクル装置。 - 分岐部は、主膨張弁と過冷却熱交換器との間に設けられていることを特徴とする請求項1記載の冷凍サイクル装置。
- 分岐部は、過冷却熱交換器と熱源側熱交換器との間に設けられていることを特徴とする請求項1記載の冷凍サイクル装置。
- 圧縮機、利用側熱交換器、内部熱交換器、主膨張弁、逆止弁ブリッジ、熱源側熱交換器を順に接続する主配管を備える主冷媒回路と、
副膨張弁と接続するとともに、前記主膨張弁と前記逆止弁ブリッジの間の前記主配管に設けられた分岐部と前記熱源側熱交換器と前記内部熱交換器の間の前記主配管に設けられた合流部とを繋ぐ副配管を備える副冷媒回路と、
前記主冷媒回路に設けられ、前記主配管を流れる冷媒の流路を変更する流路変更装置と、
前記利用側熱交換器で冷媒から放熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記利用側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記利用側熱交換器から流出した高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記主膨張弁を制御し、前記主配管から前記副配管に冷媒が流入しないように前記副膨張弁を制御し、
前記利用側熱交換器で冷媒に吸熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記熱源側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記熱源側熱交換器から前記主配管に流出した高圧冷媒の一部が前記副配管に流入するように前記副膨張弁を制御し、前記主配管を流れる高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記主膨張弁を制御する制御装置とを備える冷凍サイクル装置。 - 分岐部は、主膨張弁と内部熱交換器との間に設けられていることを特徴とする請求項4記載の冷凍サイクル装置。
- 分岐部は、内部熱交換器と逆止弁ブリッジの間に設けられていることを特徴とする請求項4記載の冷凍サイクル装置。
- 圧縮機、利用側熱交換器、第1の膨張弁、内部熱交換器、第2の膨張弁、熱源側熱交換器を順に接続する主配管を備える主冷媒回路と、
副膨張弁と接続するとともに、前記第1の膨張弁と前記第2の膨張弁の間の前記主配管に設けられた分岐部と前記熱源側熱交換器と前記内部熱交換器の間の前記主配管に設けられた合流部とを繋ぐ副配管を備える副冷媒回路と、
前記主冷媒回路に設けられ、前記主配管を流れる冷媒の流路を変更する流路変更装置と、
前記利用側熱交換器で冷媒から放熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記利用側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記利用側熱交換器から流出した高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記第2の膨張弁を制御し、前記主配管から前記副配管に冷媒が流入しないように前記副膨張弁を制御し、
前記利用側熱交換器で冷媒に吸熱させる場合には、前記圧縮機から吐出する高圧冷媒が前記熱源側熱交換器に流入するように前記流路変更装置を制御し、前記熱源側熱交換器から前記主配管に流出した高圧冷媒の一部が前記副配管に流入するように前記副膨張弁を制御し、前記主配管を流れる高圧冷媒の圧力を低圧まで減圧するように前記第1の膨張弁を制御する制御装置とを備える冷凍サイクル装置。 - 分岐部は、第1の膨張弁と内部熱交換器との間に設けられていることを特徴とする請求項7記載の冷凍サイクル装置。
- 分岐部は、内部熱交換器と第2の膨張弁の間に設けられていることを特徴とする請求項7記載の冷凍サイクル装置。
- 冷媒は、R410A冷媒よりも比熱比が小さい冷媒であることを特徴とする請求項1乃至9記載の冷凍サイクル装置。
- 冷媒は、同一冷房能力運転時の体積流量がR410Aの2倍以上であることを特徴とする請求項1乃至10記載の冷凍サイクル装置。
- 冷媒は、R1234yfであることを特徴とする請求項1乃至11記載の冷凍サイクル装置。
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