JP2013032911A

JP2013032911A - 空気調和装置

Info

Publication number: JP2013032911A
Application number: JP2012255063A
Authority: JP
Inventors: Masahisa Otake; 雅久大竹; Hiroshi Mukoyama; 洋向山; Toshikazu Ishihara; 寿和石原
Original assignee: Sanyo Electric Co Ltd
Current assignee: Sanyo Electric Co Ltd
Priority date: 2012-11-21
Filing date: 2012-11-21
Publication date: 2013-02-14

Abstract

【課題】冷凍サイクルの効率を改善して、空気調和装置全体の効率を向上させる。
【解決手段】蒸発器１６および送風機１６Ｆをカバー２０で被覆した壁掛け型の空気調和装置において、前記カバー２０の内側において前記送風機１６Ｆの上方に蒸発器１６を略ハの字状に配置し、略ハの字状の蒸発器１６の各面に対応させて当該カバー２０内の空間４１Ａに空気を導入するための吸気口をそれぞれ配置し、前記空間４１Ａの蒸発器１６を流れる冷媒と熱交換した冷気を被調和室２内に吐出するための吐出口２３を備える。
【選択図】図６

Description

本発明は、蒸発器と熱交換した空気により被調和室を冷却する空気調和装置に関するものである。

従来よりこの種空気調和装置は、圧縮機、放熱器、減圧装置及び蒸発器などから冷凍サイクルが構成される。そして、圧縮機にて圧縮された冷媒を放熱器にて放熱させ、減圧装置にて減圧した後、蒸発器にて蒸発させ、このとき冷媒の蒸発により冷却された空気（冷気）を被調和室に供給し、当該被調和室内を空調（冷房）するものであった。

ところで、このような冷凍サイクルを備えた装置では、従来ＨＦＣ冷媒が一般的に使用されていたが、当該ＨＦＣ系冷媒は温暖化係数が高いため近年使用を控える傾向にある。そして、このＨＦＣ冷媒の代替冷媒の１つとして、温暖化係数が低く、地球環境に優しい二酸化炭素を用いる試みがなされている。係る二酸化炭素冷媒は冷媒回路の高圧側が超臨界状態となることが知られている。即ち、圧縮機で圧縮された冷媒は超臨界状態となり、放熱器にて放熱する。このとき冷媒は状態変化すること無しに超臨界状態を維持したまま放熱する。これにより、放熱器における放熱で冷媒の温度が低下することとなる。そして、放熱器にて温度低下した冷媒は、減圧装置における減圧過程で気体と液体の二相混合状態とされ蒸発器にて蒸発した後、圧縮機に戻るサイクルを繰り返すものであった（例えば、特許文献１参照）。

ところで、当該二酸化炭素は、給湯用ヒートポンプの冷媒としては一般的に採用されつつあるが、空調装置のような冷房用途に使用した場合、ＨＦＣ冷媒に比べて冷凍サイクルの効率が著しく低下するため、実用には至っていなかった。

一方、空気調和装置において被調和室に蒸発器と熱交換した外気を導入する場合、外気中に含まれる水分が負荷となるため、デシカントなどの吸湿部材を通過させて外気中の水分を吸収した後、蒸発器に流入させることで、蒸発器における潜熱負荷を低下させる試みもなされて来ている。

上記吸湿部材を備えた空気調和装置により、吸湿部材を通過させて外気中の水分を吸収した後、蒸発器に流入させることで、二酸化炭素冷媒を用いた冷凍サイクルの効率を改善することができるものと期待されていた。しかしながら、係る外気の吸湿部材による水分除去は、等エンタルピ変化であるため、潜熱負荷は低減できても、その分、顕熱負荷が増大、即ち、水分除去後の空気温度が上昇するため、冷凍サイクルにより冷却しなければならない全冷却負荷は殆ど変わらず、その結果、装置全体の効率を効果的に向上させることができなかった。

そこで、吸湿部材にて水分除去した外気を顕熱ロータを用いて冷却した後、蒸発器に流入させる装置も開発されて来ている（例えば、特許文献２参照）。

特公平７−１８６０２号公報

特開２００１−２４１６９３号公報

しかしながら、上記のように顕熱ロータを用いた場合には、当該顕熱ロータで回収して高温となった空気が放熱器に供給され、放熱器にて冷媒と熱交換する空気温度が上昇するため、その結果、放熱器における冷媒の放熱能力が低下し、放熱器出口の比エンタルピを充分に小さくすることができなくなる。従って、当該装置は、冷凍サイクルの特性を充分に生かしているとは言えず、空気調和装置全体のエネルギー消費効率を向上させる効果も小さいものであった。

本発明は、係る従来技術の課題を解決するために成されたものであり、冷凍サイクルの効率を改善して、空気調和装置全体の効率を向上することを目的とする。

請求項１の発明の空気調和装置は、蒸発器および送風機をカバーで被覆した壁掛け型の空気調和装置において、前記カバーの内側において前記送風機の上方に前記蒸発器を略ハの字状に配置し、略ハの字状の蒸発器の各面に対応させて複数個所に当該カバー内の空間に空気を導入するための吸気口をそれぞれ配置し、前記空間の蒸発器を流れる冷媒と熱交換した冷気を被調和室内に吐出するための吐出口を備えた、ことを特徴とする。

この場合において、前記蒸発器はカバー側の蒸発器と壁側の蒸発器とから構成され、前記カバー側の蒸発器に対応する吸気口は当該カバーに配置され、前記壁側の蒸発器に対応する吸気口は壁掛け型の室内機ユニットの背面内に配置されてもよい。
また、前記室内機ユニットの背面内の吸気口と前記送風機と前記吐出口とが略直線的に配置されてもよい。
前記室内機ユニットの背面内の吸気口から吸気され前記壁側の蒸発器に導かれた空気が前記吐出口に向けて略直線的に流れて吐出されてもよい。
この発明では、室内機ユニットの背面内の吸気口からの空気が壁側の熱交換器に効果的に導かれるため、この壁側の熱交換器を有効利用できる。

また、前記室内機ユニットの背面内から吸い込まれた空気は壁側の蒸発器に導かれ、前記カバーの上部から吸い込まれカバー側の蒸発器に導かれた空気とこの室内機ユニット内で混ぜてこのカバーの吐出口から吐出させてもよい。

本発明によれば、カバー側と室内機ユニットの背面内との二方向から空気が吸入されるため、熱交換効果が増大し、冷凍サイクルの効率が向上する。従って、空気調和装置全体の効率の向上を図ることができる。

本発明の一実施例の空気調和装置の概略構成図である。本発明の実施例１及び実施例２の空気調和装置の冷凍サイクル装置を流れる冷媒のｐ−ｈ線図である。本発明の第２実施例の空気調和装置の概略構成図である。本発明の第２実施例の空気調和装置内を流れる空気の絶対湿度と乾球温度を示す図である。本発明の空気調和装置を室内機ユニットと室外機ユニットにて構成した一例を示す概略構成図である。本発明の空気調和装置の室内機ユニットの配置の一例を示す図である。本発明の第３実施例の空気調和装置の概略構成図である。

以下、図面に基づき本発明の実施形態を詳述する。

図１は、本発明の一実施例の空気調和装置の概略構成図である。図１において、１は本実施例の空気調和装置Ｘの冷凍サイクル装置、２は冷凍サイクル装置１の蒸発器１６にて冷却される被調和室である。即ち、空気調和装置Ｘは、冷凍サイクル装置１の蒸発器１６と熱交換して冷却された空気（冷気）により被調和室２を冷却するものであり、外気を導入し、且つ、外気から導入した量に相当する当該被調和室２の空気を外部に排出することにより換気を行って、該被調和室２内の空気質を維持している。

実施例の冷凍サイクル装置１は、圧縮機１０、放熱器１２、第２の放熱器１３、膨張弁１４（減圧装置）及び蒸発器１６を冷媒配管により順次接続することにより冷媒回路が構成されている。即ち、圧縮機１０の冷媒吐出管３２は放熱器１２の入口に接続されている。放熱器１２の出口側には第２の放熱器１３が接続され、第２の放熱器１３の出口に接続された冷媒配管３４は膨張弁１４（本発明における減圧装置）に至る。尚、本実施例では減圧装置として膨張弁１４を用いるものとしたが、本発明の減圧装置は、冷媒を減圧することができるものであればどのようなものであっても良く、例えば、キャピラリチューブを用いるものとしても差し支えない。

膨張弁１４から出た冷媒配管３５は、蒸発器１６の入口に接続されている。そして、蒸発器１６の出口には圧縮機１０の冷媒導入管３０が接続されて環状の閉回路が構成されている。また、冷媒回路には冷媒として二酸化炭素が封入されている。上記放熱器１２、第２の放熱器１３及び蒸発器１６は共に、冷媒と空気とを熱交換する熱交換器であり、例えば、銅管とアルミフィンから成る所謂チューブフィンタイプの熱交換器、或いは、アルミ多孔管を用いた所謂マイクロチャンネルタイプの熱交換器等が使用される。放熱器１２、第２の放熱器１３及び蒸発器１６の近傍には送風手段としてのファン（図示せず）が設置されている。

放熱器１２は、被調和室２外（屋外）に設けられ、外気と熱交換可能に配置されている。第２の放熱器１３は、図１に示すように冷媒回路の放熱器１２の冷媒下流側に設けられた第２の放熱手段であり、被調和室２内から外部に排出される空気の排出通路４２内に当該被調和室２から外部に排出される空気と熱交換可能に配設されている。また、蒸発器１６は被調和室２内に導入する外気の導入通路４１内に介設されている。従って、被調和室２内には蒸発器１６を流れる冷媒と熱交換した空気（外気）が導入されることとなる。

また、図１において３は、被調和室２内の空気を蒸発器１６に流すための空気通路であり、当該空気通路３の一端は、被調和室２に接続され、他端は前記導入通路４１の途中部であって、蒸発器１６の風上側に接続されている。これにより、被調和室２内の空気は、当該空気通路３、導入通路４１を介して蒸発器１６に流入し、この蒸発器１６を流れる冷媒と熱交換して冷却された後、被調和室２内に戻ることとなる。このように、被調和室２内の空気を循環させることで、被調和室２内を冷房することができる。

更に、導入通路４１と空気通路３の他端の接続箇所には、外部から導入される空気（外気）及び被調和室２内の空気の量を調節するため、図示しないダンパ等の空気量調節手段が取り付けられており、外部から空気を導入する換気運転、外部から空気を導入すること無しに、被調和室２の空気のみを循環する冷房運転、或いは、外部から空気を導入しながら被調和室２の空気を循環する冷房運転を切換可能に構成されているものとする。

以上の構成で次に本実施例の空気調和装置Ｘの動作を図２のｐ−ｈ線図（モリエル線図）を用いて説明する。尚、本実施例では、外部から空気を導入する換気を行いながら被調和室２の空気を循環する冷房運転について説明する。先ず、空気調和装置Ｘの図示しない制御手段により、圧縮機１０が起動されると、冷媒導入管３０から圧縮機１０内に低温低圧冷媒が吸い込まれる（図２のｅ６の状態）。圧縮機１０に吸い込まれた冷媒は、圧縮されて高温高圧の冷媒ガスとなり、冷媒吐出管３２から吐出される。このとき、冷媒吐出管３２から吐出される高温高圧の冷媒は、図２のａ１の状態となる。即ち、冷媒は圧縮機１０における圧縮で超臨界状態となる。

冷媒吐出管３２に吐出された冷媒はこの状態で放熱器１２に流入し、そこで図示しないファンにて送風される外気と熱交換して放熱し、放熱器１２から出る。このとき、放熱器１２にて冷媒は超臨界を維持したまま放熱するので、冷媒の温度が低下する（図２のａ３の状態）。そして、放熱器１２から出た冷媒は第２の放熱器１３に流入し、そこで当該第２の放熱器１３の近傍に設けられたファンにて送風される被調和室２内の空気と熱交換して更に放熱する。このとき、第２の放熱器１３に送風される被調和室２内の空気は蒸発器１６にて冷却された空気であり、前記放熱器１２にて冷媒と熱交換する外気より低温であるため、放熱器１２にて放熱した冷媒を更に冷却することができる。また、冷媒は超臨界を維持したまま放熱するので、更に冷媒の温度が低下する（図２のａ４の状態）。

このように、放熱器１２の冷媒下流側に第２の放熱器１３を設けて、冷媒と被調和室２内からの空気とを熱交換させることで、冷媒をより放熱させることができる。特に、二酸化炭素冷媒のように冷媒回路の高圧側が超臨界圧力で運転される場合には、冷媒の放熱と共に温度が低下するため、外気より温度の低い被調和室２内の空気と熱交換させることで、冷媒の温度をより一層低温とすることができ、冷媒の比エンタルピを小さくすることができる。

第２の放熱器１３を出た冷媒は冷媒配管３４を経て膨張弁１４に入り、そこで減圧される。このとき、冷媒は図２のａ４の状態からｅ５の状態まで減圧されて気液二相状態となる。冷媒はこの状態で蒸発器１６に流入し、そこで通風される空気（前述したように外気と被調和室２内からの空気とが混合されたもの）から熱を奪って蒸発する。また、蒸発器１６にて冷媒から熱を奪われて冷却された空気（冷気）は、被調和室２内に吐出される。これにより、当該被調和室２内が冷却（冷房）されていく。

一方、蒸発器１６における蒸発で、冷媒は図２のｅ５の状態からｅ６の状態まで比エンタルピが変化する。即ち、前記第２の放熱器１３により冷媒の比エンタルピをより小さくすることができたので、係る蒸発器１６における蒸発で十分な比エンタルピ差を確保することが可能となる。

図２において、ｆ６、ｃ１、ｃ４、ｆ５を結ぶ破線は、被調和室２外部の空気（外気）を直接被調和室２内に導入し、且つ、第２の放熱器１３が設けられていない、或いは、外気を導入せず（即ち、換気を行わない）、且つ、第２の放熱器１３が無い従来の構成の空気調和装置のｐ−ｈ線図である。放熱器１２から出た冷媒は図２のｃ４の状態であり、この状態で蒸発器１６にて蒸発した場合、冷媒は図２のｆ５の状態からｆ６の状態となる。即ち、蒸発器１６の入口における冷媒の比エンタルピが大きく、その結果、蒸発器１６において十分な比エンタルピ差を確保することができない。更に、被調和室２内に導入する外部からの空気（外気）を蒸発器１６に流入させない、或いは、被調和室２内に外部から空気を導入しない場合には、蒸発器１６にて冷媒と熱交換させる空気は温度の低い被調和室２の空気だけとなるので、蒸発器１６における冷媒の蒸発温度及び蒸発圧力は低いものであった。

そこで、図２のｅ６、ｃ１、ｃ４、ｅ’５を結ぶ破線は、被調和室２内に導入する外気を冷媒回路の蒸発器１６にて冷却した後、被調和室２内に導入した場合の空気調和装置のｐ−ｈ線図である。当該破線（ｅ６、ｃ１、ｃ４、ｅ’５を結ぶ破線）で示すように被調和室２内に導入する外気を冷媒回路の蒸発器１６にて冷却した後、被調和室２内に導入することで、蒸発器１６にて冷媒と熱交換する空気の温度は、被調和室２内の空気のみを蒸発器１６に流入させた場合より、著しく高くなる。このため、外気を被調和室２内に直接導入する従来のものより蒸発器１６における冷媒の蒸発温度及び蒸発圧力を高くすることができる。従って、圧縮機１０に吸い込まれる冷媒の温度及び圧力も高くなるので、その分、圧縮機１０の圧力比が小さくなり、圧縮仕事も低減することができて、冷凍サイクルの効率をより一層向上できる。

更に、本発明の如く第２の放熱器１３を設けることで、蒸発器１６の入口における冷媒の比エンタルピを小さくすることができるようなる。これにより、蒸発器１６において十分な比エンタルピ差を確保することができるので、冷凍サイクルの冷凍効果が増大し、効率の向上を図ることができる。総じて、空気調和装置Ｘ全体の効率の向上を図ることができるようになる。

他方、蒸発器１６にて蒸発した冷媒は（図２のｅ６の状態）、蒸発器１６から出て冷媒導入管３０に入り、圧縮機１０に吸い込まれるサイクルを繰り返す。

尚、本実施例では放熱器１２及び第２の放熱器１３とは別々に構成された独立の熱交換器として、放熱器１２を室外に設置し、第２の放熱器１３を排出通路４２に設置するものとしたが、これに限らず、放熱器１２及び第２の放熱器１３を一台の熱交換器にて構成しても構わない。この場合、熱交換器は冷媒の入口側、即ち、圧縮機１０側を室外に配置し、出口側（膨張弁１４側）を外部から排出通路４２の壁面を貫通して延在させ、当該排出通路４２内に配置されるよう構成する。これにより、上記実施例の如く外気と熱交換して温度低下した冷媒を被調和室２内から排出される空気（冷気）により効果的に低温にすることが可能となる。

次に、図３を用いて本発明の空気調和装置の他の実施例について説明する。図３は本実施例の空気調和装置Ｙの概略構成図である。尚、図３において図１と同一の符号が付されているものは同様或いは類似の効果若しくは作用を奏するものであり、ここでは説明を省略する。

図３に示す本実施例の空気調和装置Ｙの冷凍サイクル装置１は、前記実施例同様に圧縮機１０、放熱器１２、第２の放熱器１３、膨張弁１４（減圧装置）及び蒸発器１６を冷媒配管により順次接続することに冷媒回路が構成されている。また、冷媒回路には前記実施例同様に冷媒として二酸化炭素が封入されている。

図３において、４３は、放熱器１２に外気を送風し、この放熱器１２通過後の空気をデシカントロータ５の一部に送風するための空気通路である。即ち、本実施例の放熱器１２は被調和室２の外部に形成された空気通路４３の入口側に配設されている。また、上記デシカントロータ５は水分を吸収し、且つ、放出可能な吸湿剤を備える回転式の吸湿部材である。吸湿剤は、シリカゲル、ゼオライト、架橋ポリエチレン等、常温（或いは、常温以下）にて水分を吸収し、加熱することにより水分を放出する性質を有する素材から成り、これを所定厚さの円盤状に形成することで構成される。デシカントロータ５は、空気通路４３からの空気及び導入通路からの空気の流れ方向を軸心として回転し、導入通路４１とこの導入通路４１に並設された上記空気通路４３を回転により順次通過可能に配置されている。

即ち、デシカントロータ５の一部分に着目すると、図示しない電動機により回転されることにより、上記一部分は導入通路４１から空気通路４３に移行し、再び導入通路４１に戻るサイクルが繰り返されるものである。そして、空気通路４３において、デシカントロータ５に流入する空気は、空気通路４３の入口側に配設された放熱器１２にて加熱された空気であるため、導入通路４１にて外気から吸収した水分がここで放出されることとなる。そして、デシカントロータ５を通過して当該デシカントロータ５の水分を吸収した空気は、即ち、水分を多く含んだ空気は、出口から空気通路４３の外部に排出されるよう構成されている。

係る構成により、外気から導入通路４１に導入された空気中の水分を当該導入通路４１に位置するデシカントロータ５にて吸収させ、このデシカントロータ５が吸収した水分を空気通路４３にて放熱器１２にて加熱された外気中に放出させることができる。

このように、デシカントロータ５により外部から導入通路４１内に導入された空気中（外気中）の水分を除去することができ、その後、蒸発器１６に流入させる空気の潜熱を低減することができる。また、デシカントロータ５の乾燥再生には上述の如く放熱器１２にて冷媒と熱交換して加熱された空気（外気）が利用されるので、従来外部に排出されていた放熱器１２の排熱を有効利用することができる。

更に、この放熱器１２の出口側の冷媒回路に第２の放熱器１３を設けることで、放熱器１２を流れる冷媒温度が高くなり、この冷媒との熱交換により外気温度も上昇させることができる。即ち、デシカントロータ５を乾燥再生するための空気温度が上昇するので、デシカントロータ５の乾燥、及び、吸収の効率を向上させることができる。従って、空気調和装置Ｙ全体の効率をより一層向上できる。更に、デシカントロータ５の乾燥、及び、吸収の効率が向上することで、従来のデシカントロータより小型のデシカントロータ５を用いても同様の効果を発揮させることができるので、デシカントロータ５を小型化することができる。これにより、空気調和装置Ｙ全体をコンパクト化することも可能となる。

更にまた、デシカントロータ５にて蒸発器１６に流入させる空気中の水分を予め除去することで、蒸発器１６や蒸発器１６のフィルタ（図示されず）等に着く水分を未然に回収することができる。これにより、蒸発器１６やそのフィルタ等に水分が付着し、この水分から細菌が発生する等の不都合を抑えることができる。更に、デシカントロータ５により、少ないエネルギー損失で新鮮な外気を室内に導入することが可能となるので、上記細菌発生の抑制効果に加えて、室内の空気質の向上を図ることができる。

更に、デシカントロータ５により被調和室２内に導入する空気の水分を除去し湿度を低下させることができるので、快適性を維持しつつ、被調和室２内の空気を上昇させることができる。このことによっても、冷房負荷を低減することができるので、冷房のためのエネルギー消費を削減することができる。

ところで、上記の如くデシカントロータ５にて水分を除去することで、蒸発器１６における潜熱負荷を低減することが可能となるが、係る外気のデシカントロータ５による水分除去は、等エンタルピ変化であるため、潜熱負荷は低減できても、その分、顕熱負荷が増大、即ち、水分除去後の空気温度が上昇するため、冷凍サイクルにより冷却しなければならない全冷却負荷は殆ど変わらなかった。

また、図２において点ａ６、点ｄ１、点ｄ４、点ｄ５を結ぶ破線は、顕熱ロータを用いたダブルロータ式（熱交換器７は設置されていない）の従来の空気調和装置のｐ−ｈ線図である。即ち、蒸発器１６にはデシカントロータ５にて水分のみが除去され、顕熱ロータで冷却された空気が供給され、放熱器１２には顕熱ロータで熱回収して高温となった空気が供給されることとなる。

当該破線で示すｐ−ｈ線図からも明らかなように、上述する従来のダブルロータ式の空気調和装置では、顕熱ロータで回収された高温空気が放熱器１２に供給されるため、放熱器１２に流れる空気温度が上昇し、放熱器１２出口における冷媒の比エンタルピを小さくすることができなかった。その結果、蒸発器における蒸発で充分なエンタルピ差を十分に確保できず、冷凍サイクルの効率が著しく低下することわかる。従って、空気調和装置全体の効率を効果的に向上させることができなかった。更に、図２の点ａ６、点ｄ１、点ｄ４、点ｄ５を結ぶ破線からもわかるように圧縮機における圧力比も増大するため、空気調和装置全体のエネルギー消費効率の向上させる効果も期待できなかった。

そこで、本実施例の空気調和装置Ｙでは、デシカントロータ５の風下側であって、蒸発器１６の風上側で、且つ、空気通路３の他端の接続箇所より風上側の導入通路４１内に当該デシカントロータ５を経て蒸発器１６に流入する空気と外気とを熱交換させる熱交換器７を設ける。この熱交換器７は、デシカントロータ５にて水分除去された後の空気と外気とを熱交換させて、蒸発器１６に流入する外気の顕熱負荷を低減するためのものである。熱交換器７の型式は、例えば、プレート式やチューブフィンタイプであっても良いし、ヒートパイプ等から構成しても良く特に限定されるものではない。即ち、本実施例において蒸発器１６にはデシカントロータ５にて水分が除去された後、熱交換器７にて外気と熱交換した空気が供給されることとなる。

以上の構成で次に本実施例の空気調和装置Ｙの動作を前記図２及び図４を用いて説明する。図４は各部における空気の絶対湿度と乾球温度を示す図である。先ず、空気調和装置Ｙの図示しない制御手段により、圧縮機１０が起動されると、冷媒導入管３０から圧縮機１０内に低温低圧冷媒が吸い込まれる（図２のａ６の状態）。圧縮機１０に吸い込まれた冷媒は、圧縮されて高温高圧の冷媒ガスとなり、冷媒吐出管３２から吐出される。このとき、冷媒吐出管３２から吐出される高温高圧の冷媒は、図２のａ１の状態となる。即ち、冷媒は圧縮機１０における圧縮で超臨界状態となる。

第２の放熱器１３を出た冷媒は冷媒配管３４を経て膨張弁１４に入り、そこで減圧される。このとき、冷媒は図２のａ４の状態からａ５の状態まで減圧されて気液二相状態となる。冷媒はこの状態で蒸発器１６に流入し、そこで通風される空気（デシカントロータ５、熱交換器７を経た空気と被調和室２内からの空気とが混合されたもの）から熱を奪って蒸発する。

一方、空気の流れについて図３及び図４を用いて説明する。この場合、外気から導入される空気の相対湿度を４０％、外気温度を＋３５℃とし、この温度及び相対湿度を一例として本実施例を説明する。先ず、導入通路４１から相対湿度４０％、外気温度＋３５℃の外気が導入される（図４のＡ１の状態）。そして、導入通路４１内に導入された外気はデシカントロータ５を通過する過程で、当該デシカントロータ５により水分が除去される。これにより、デシカントロータ５を通過した後の空気は図４に示すＡ２の状態となり、相対湿度は１０％である。従って、外気中の潜熱を低下することができる。しかしながら、デシカントロータ５にて潜熱が低下した分、顕熱が上昇し、本実施例では空気温度が＋５０℃に上昇する。

この状態で次に導入通路４１内の空気は熱交換器７を通過し、熱交換器７にて外気と熱交換して冷却されて、図４に示すＡ３の状態となる。このとき、熱交換器７通過後の空気の相対湿度は２０％、温度は＋３８℃となる。これにより、空気の顕熱も低下することができる。その後、外気から導入された当該空気は、被調和室２内から循環される空気と合流して、図４に示すＡ４の状態になる。本実施例において被調和室２内の空気の相対湿度は４５％、温度は＋２７℃であるため、合流後の空気の相対湿度は３５％、温度は＋３０℃となる。

合流した空気は、その後蒸発器１６に流入される。このとき、蒸発器１６にて冷媒と熱交換する当該空気は、上記に詳述した如く潜熱及び顕熱の低下した空気であるため、その分、蒸発器１６における潜熱負荷及び顕熱負荷を低減することができる。これにより、冷凍サイクルにより冷却しなければならない全冷却負荷を低減でき、冷房のためのエネルギー消費を削減することができる。更に、冷凍サイクルの蒸発温度及び蒸発圧力が上昇するので、圧縮機１０における圧力比も小さくすることができる。即ち、デシカントロータ５と熱交換器７を設置せずに、外気をそのまま蒸発器１６に流入させる構成では、圧縮機１０入口における冷媒はｅ６の状態であり、圧縮機１０にてａ１まで圧縮する必要があるが、本実施例では圧縮機１０入口における冷媒はａ６の状態であり、その分、圧縮機１０における圧縮仕事を減らすことができる。これにより、冷凍サイクルの効率を向上させることができる。

更に、蒸発器１６における蒸発で、冷媒は図２のａ５の状態からａ６の状態まで比エンタルピが変化する。即ち、前記第２の放熱器１３により冷媒の比エンタルピをより小さくすることができるので、係る蒸発器１６における蒸発で十分な比エンタルピ差を確保することが可能となる。これにより、蒸発器１６における蒸発で十分な比エンタルピ差を確保することができるので、冷凍サイクルの冷凍効果が増大し、効率の向上を図ることができる。

そして、蒸発器１６にて蒸発する冷媒から熱を奪われて冷却された空気は、図４に示すＡ５の状態になる。この蒸発器１６通過後の空気の相対湿度は６０％であり、温度は＋２０℃である。このように、蒸発器１６にて冷却された空気は被調和室２内に吐出され、これによって、被調和室２内が冷却（冷房）されていく。

図２において点ａ６、ｃ１、ｃ４、ｃ５を結ぶ破線は、本実施例の構成から第２の放熱器１３を削除した場合の空気調和装置のｐ−ｈ線図である。この場合、放熱器１２から出た冷媒は図２のｃ４の状態であり、この状態で蒸発器１６にて蒸発した場合、冷媒は図２のｃ５の状態からａ６の状態となる。即ち、蒸発器１６の入口における冷媒の比エンタルピが大きく、蒸発器１６における蒸発で十分な比エンタルピ差を確保することができなかった。また、圧縮機１０の圧力比も大きいものであった。

しかしながら、本発明の如く第２の放熱器１３を設けることで、蒸発器１６の入口における冷媒の比エンタルピを小さくすることができるようなる。これにより、蒸発器１６における蒸発で十分な比エンタルピ差を確保することができるので、冷凍サイクルの冷凍効果が増大し、効率の向上を図ることができる。また、圧力比も小さくすることができる。従って、圧縮仕事に対する冷凍効果の比率で表される冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）も向上することができる。

一方、被調和室２からは当該被調和室２内に導入される空気に相当する被調和室２内の空気が排出される。この場合、排出される空気は排出通路４２内に入り、第２の放熱器１３を通過して、第２の放熱器１３を流れる冷媒と熱交換して加熱され、図４に示すＤ１の状態からＤ２の状態になる。このとき、空気の相対湿度は３０％、温度は＋３５℃となり、この状態で外部に排出される。

他方、導入通路４１にて水分を吸収したデシカントロータ５は、前述したように回転して導入通路４１から空気通路４３に移行し、放熱器１２にて加熱された空気に水分を放出する。前述したように放熱器１２の冷媒回路の出口側には第２の放熱器１３を設けて、被調和室２内の空気と熱交換可能に構成されているため、放熱器１２の冷媒温度が高くなる。従って、空気通路４３の入口から流入した外気（図４に示すＣ１の状態であり、前記導入通路４１に導入される図４のＡ１の状態の外気と同じ）を、放熱器１２を冷媒との熱交換により充分に加熱することができる（図４のＣ２の状態）。このとき、放熱器１２にて加熱された空気の相対湿度は１５％、温度は＋５５℃である。

また、上述の如く充分に加熱された空気が当該空気通路４３内に設けられたデシカントロータ５に流入する。そして、導入通路４１で吸収したデシカントロータ５の水分がこの空気中に放出される（図４に示すＣ３の状態）。このデシカントロータ５で水分を受け取った空気の相対湿度は３５％、温度は＋４３℃である。

このように、冷凍サイクルの排熱を利用して外気をより高温に加熱し、空気通路４３内に設けられたデシカントロータ５に流入させることで、デシカントロータ５の水分を空気中に放出させて、効率よく乾燥再生することができる。これにより、デシカントロータ５の水分除去効率も向上し、蒸発器１６における潜熱負荷を低減することができる。

更に、熱交換器７にて外気と熱交換させることで、蒸発器１６における顕熱負荷も低減でき、冷凍サイクルの全冷却負荷を低減でき、且つ、冷凍サイクルの蒸発温度及び蒸発圧力が上昇し、冷凍サイクルの効率の向上を図ることができる。その結果、空気調和装置Ｙ全体のエネルギー消費効率が向上する。

本実施例において記載された各部の相対湿度及び温度は一例であり、外気温度、冷凍サイクル装置１の運転状況、ファンの風量、或いは、装置の大きさや配置などによって異なることは言うまでもない。また、本実施例において熱交換器７は外気と熱交換する空冷式のもの以外に、クーリングタワー等を用いてデシカントロータ５からの空気と水とを熱交換させる水冷式の熱交換器を適用しても有効である。

尚、本実施例の空気調和装置Ｙを、例えば、図５に示すように第２の放熱器１３と、膨張弁１４及び蒸発器１６から成る室内機ユニットＵ１と、放熱器１２、熱交換器７及びデシカントロータ５から成る室外機ユニットＵ２の２つのユニットから構成しても良い。この場合、当該室内機ユニットＵ１は被調和室２内に設置され、室外機ユニットＵ２は被調和室２外に設置される。尚、図５において図１乃至図４と同一の符号が付されているものは同様或いは類似の効果又は作用を奏するものとしてここでは説明を省略する。

また、図６は上述のように第２の放熱器１３、膨張弁１４及び蒸発器１６から成る室内機ユニットＵ１を被調和室２に配置した一例を示すものである。図６において、２０は空気調和装置Ｙの被調和室２内に配置される室内機ユニットＵ１を被覆するカバーであり、被調和室２の壁Ｗに取り付けられている。また、カバー２０内は区画部材２１により蒸発器１６、１６が設けられた導入通路４１側の空間４１Ａと第２の放熱器１３が設けられた排出通路４２側の空間４２Ａに仕切られている。尚、図６において、１６Ｆは、導入通路４１側の空間４１Ａに設置された蒸発器１６と熱交換した冷気を被調和室２内に吐出するための送風手段としてのファンである。

そして、カバー２０には当該カバー２０内の導入通路４１側の空間４１Ａに被調和室２内の空気を導入するための図示しない吸気口と、排出通路４２側の空間４２Ａに被調和室２内の空気を導入するための図示しない吸気口と、導入通路４１内の空間４１Ａの蒸発器１６を流れる冷媒と熱交換した冷気を被調和室２内に吐出するための吐出口２３が形成されている。

更に、壁Ｗにはカバー２０内の上記排出通路４２側の空間４２Ａと被調和室２外とを連通する連通孔２４と、カバー２０内の導入通路４１側の空間４１Ａと被調和室２外とを連通する連通孔２５が形成されている。そして、カバー２０に形成された図示しない吸気口を経てカバー２０内の空間４２Ａに流入した被調和室２内の空気は、そこに設けられた第２の放熱器１３にて冷媒と熱交換して加熱された後、連通孔２４から被調和室２外に排出されることとなる。

また、上述した連通孔２５には室外機ユニットＵ２のデシカントロータ５、熱交換器７を経た空気を導入する導入通路４１が接続され、この導入通路４１からデシカントロータ５にて水分が除去され、熱交換器７にて放熱した空気（外気からの空気）が空間４１Ａ内に導入され、この空間４１Ａ内に設けられた蒸発器１６と熱交換して冷却された後、ファン１６Ｆにて排出口２３から被調和室２内に吐出されるのである。尚、図６において、導入通路４１内の空間４１Ａには２台の蒸発器１６、１６を設けているが、前記各図１乃至図５に示すように１台の蒸発器１６にて構成しても差し支えない。

次に、図７を用いて本実施例の空気調和装置のもう一つの他の実施例について説明する。図７は本実施例の空気調和装置Ｚの概略構成図である。尚、図７において図１乃至図６と同一の符号が付されているものは同様或いは類似の効果若しくは作用を奏するものであり、ここでは説明を省略する。

本実施例の空気調和装置Ｚは、放熱器１２が冷媒上流側に位置する第１の放熱器１２Ａと、この第１の放熱器１２Ａの冷媒下流側に位置する第３の放熱器１２Ｂとに区分されている。そして、放熱器１２の冷媒上流側に位置する第１の放熱器１２Ａと熱交換した空気が前記デシカントロータ５に流入し、冷媒下流側に位置する第３の放熱器１２Ｂと熱交換した空気がデシカントロータ５に流れることなく、外部に排出されるよう構成されている。

本実施例では、第１の放熱器１２Ａと第３の放熱器１２Ｂとを一体型の熱交換器（放熱器１２）にて構成し、これらを冷媒上流側と冷媒下流側とに２つに区分するものとする。この場合、放熱器１２の冷媒上流側の第１の放熱器１２Ａを前記排出通路４２内の入口付近に配置し、冷媒下流側の第３の放熱器１２Ｂを排出通路４２に並設された空気通路４４に配置する。即ち、本実施例の放熱器１２は排出通路４２の一方の壁面に当接する一端（第１の放熱器１２Ａ）から並設された空気通路４４側に延在して排出通路４２の他方の壁面及びこの壁面に当接する空気通路４４の一方の壁面を貫通し、他端（第３の放熱器１２Ｂ）が空気通路４４の他方の壁面に当接するよう配置されている。この空気通路４４には外部から空気（外気）が導入され、第３の放熱器１２Ｂを通過した後、外部に排出可能に構成されている。

この第３の放熱器１２Ｂへの外気の導入は、第１の放熱器１２Ａに外気を導入する図示しないファンと共有するもので有っても良いし、個別にファンを取り付けても構わない。また、一台のファンを共有する場合には、空気通路４４にダンパを取り付けて、第３の放熱器１２Ｂに導入される外気の風量を調節するものとしても差し支えない。

以上の構成で次に本実施例の空気調和装置Ｚの動作を前記図２のｐ−ｈ線図を用いて説明する。先ず、空気調和装置Ｚの図示しない制御手段により、圧縮機１０が起動されると、冷媒導入管３０から圧縮機１０内に低温低圧冷媒が吸い込まれる（図２のａ６の状態）。圧縮機１０に吸い込まれた冷媒は、圧縮されて高温高圧の冷媒ガスとなり、冷媒吐出管３２から吐出される。このとき、冷媒吐出管３２から吐出される高温高圧の冷媒は、図２のａ１の状態となる。即ち、冷媒は圧縮機１０における圧縮で超臨界状態となる。

冷媒吐出管３２に吐出された冷媒はこの状態で放熱器１２の冷媒上流側の第１の放熱器１２Ａに流入し、そこで図示しないファンにて送風される外気と熱交換して放熱し、図２のａ２の状態となる。更に、冷媒は冷媒下流側の第３の放熱器１２Ｂに移行し、そこで図示しないファンにて送風される外気と熱交換して更に放熱して、図２のａ３の状態となる。このとき、放熱器１２にて冷媒は超臨界を維持したまま放熱するので、冷媒の温度が低下する。そして、放熱器１２から出た冷媒は第２の放熱器１３に流入し、そこで当該第２の放熱器１３の近傍に設けられたファンにて送風される被調和室２内の空気と熱交換して更に放熱する。このとき、第２の放熱器１３に送風される被調和室２内の空気は蒸発器１６にて冷却された空気であり、前記放熱器１２にて冷媒と熱交換する外気より低温であるため、放熱器１２にて放熱した冷媒を更に冷却することができる。また、冷媒は超臨界を維持したまま放熱するので、更に冷媒の温度が低下して、図２のａ４の状態となる。

一方、空気調和装置Ｚの被調和室２内に導入される空気、被調和室２内を循環する空気、及び、被調和室２から排出される空気の流れについては前記図４に示す実施例２と同様であるためここでは説明を省略する。

他方、導入通路４１にて水分を吸収したデシカントロータ５は、前述したように回転して導入通路４１から空気通路４３に移行し、放熱器１２にて加熱された空気に水分を放出する。前述したように放熱器１２の冷媒回路の出口側には第２の放熱器１３を設けて、被調和室２内の空気と熱交換可能に構成されているため、放熱器１２の冷媒温度が高くなる。更に、本実施例では放熱器１２を冷媒上流側の第１の放熱器１２Ａと冷媒下流側の第３の放熱器１２Ｂとに区分し、冷媒上流側の第１の放熱器１２Ａと熱交換した空気のみをデシカントロータ５に流入させているので、デシカントロータ５を乾燥再生する空気温度を更に上昇することができる。

即ち、第１の放熱器１２Ａを流れる冷媒は圧縮機１０から出た最も温度の高い冷媒である。具体的には、前記実施例２では放熱器１２にて外気と熱交換する冷媒は図２に示すａ１の状態からａ３の状態であるのに対して、本実施例の第１の放熱器１２Ａにおいて外気と熱交換する冷媒は図２に示すａ１の状態からａ２の状態の冷媒である。即ち、デシカントロータ５にて乾燥再生に利用される空気を、最も高温域の冷媒と熱交換させることができるので、前記実施例２の場合より高温に加熱することができる。

これにより、デシカントロータ５を乾燥再生するための空気温度を上昇するので、デシカントロータ５の乾燥、及び、吸収の効率をより一層向上させることができる。従って、空気調和装置Ｚ全体の効率を更に向上することができるようになる。また、デシカントロータ５の乾燥、及び、吸収の効率が更に向上することで、上記実施例２のデシカントロータより更に小型のデシカントロータ５を用いても同様の効果を発揮させることができるようになる。その結果、デシカントロータ５を更に小型化し、空気調和装置全体をより一層コンパクト化することが可能となる。

尚、乾燥再生されたデシカントロータ５は、再び導入通路４１にて外気から水分を吸収する。当該デシカントロータ５にて水分が除去された空気は、前記実施例２と同様に熱交換器７にて外気と熱交換して冷却される。これにより、蒸発器１６における顕熱負荷も低減でき、冷凍サイクルの冷却負荷を低減でき、且つ、冷凍サイクルの蒸発温度及び蒸発圧力が上昇し、冷凍サイクルの効率の向上を図ることができる。これにより、空気調和装置Ｚ全体のエネルギー消費効率も向上することができる。

本実施例では、第１の放熱器１２Ａと第３の放熱器１２Ｂとを一体型の熱交換器（放熱器１２）にて構成し、これらを冷媒上流側と冷媒下流側とに２つに区分するものとしたが、この第１の放熱器１２Ａと第３の放熱器１２Ｂとを別々の熱交換器にて構成し、個別に配置しても本発明は有効である。また、本実施例の第３の放熱器１２Ｂは当該第３の放熱器１２Ｂを流れる冷媒と外気とを熱交換させる空冷式の熱交換器としたが、これに限らず、クーリングタワー等を用いて冷媒と水とを熱交換させる水冷式の熱交換器を採用しても差し支えない。

Ｘ、Ｙ、Ｚ空気調和装置
Ｕ１室内機ユニット
Ｕ２室外機ユニット
Ｗ壁
１冷凍サイクル装置
２被調和室
３空気通路
７熱交換器
１０圧縮機
１２放熱器
１４膨張弁（減圧装置）
１６蒸発器
１６Ｆ送風機
２０カバー
２３吐出口
２４、２５連通孔
３０冷媒導入管
３２冷媒吐出管
３４、３５冷媒配管
４１導入通路
４１Ａ空間
４２排出通路
４３、４４空気通路

Claims

蒸発器および送風機をカバーで被覆した壁掛け型の空気調和装置において、
前記カバーの内側において前記送風機の上方に前記蒸発器を略ハの字状に配置し、
略ハの字状の蒸発器の各面に対応させて複数個所に当該カバー内の空間に空気を導入するための吸気口をそれぞれ配置し、
前記空間の蒸発器を流れる冷媒と熱交換した冷気を被調和室内に吐出するための吐出口を備えた、
ことを特徴とする空気調和装置。
前記蒸発器はカバー側の蒸発器と壁側の蒸発器とから構成され、
前記カバー側の蒸発器に対応する吸気口は当該カバーに配置され、
前記壁側の蒸発器に対応する吸気口は壁掛け型の室内機ユニットの背面内に配置されている、
ことを特徴とする請求項１に記載の空気調和装置。
前記室内機ユニットの背面内の吸気口と前記送風機と前記吐出口とが略直線的に配置されている、
ことを特徴とする請求項２に記載の空気調和装置。
前記室内機ユニットの背面内の吸気口から吸気され前記壁側の蒸発器に導かれた空気が前記吐出口に向けて略直線的に流れて吐出される、
ことを特徴とする請求項２又は３に記載の空気調和装置。
前記室内機ユニットの背面内から吸い込まれた空気は壁側の蒸発器に導かれ、
前記カバーの上部から吸い込まれカバー側の蒸発器に導かれた空気とこの室内機ユニット内で混ぜてこのカバーの吐出口から吐出させる、
ことを特徴とする請求項２乃至４のいずれかに記載の空気調和装置。