JP2013076485A - 空気調和機 - Google Patents

Abstract

【課題】熱交換器の小型化により冷媒封入量を削減して環境負荷を低減すると共に、省資材で省スペース化することができ、空冷用ファンの電力消費量を低減することができる空気調和機を提供することを課題とする。
【解決手段】室外機２と室内機１に分散して四方弁２４、圧縮機２３、室外熱交換器２１、膨張弁２５、および室内熱交換器１１が配置され、これらを冷媒が循環する閉ループの循環流路である配管３と４で結合した空気調和機であって、室外熱交換器２１および室内熱交換器１１において、冷媒が気液二相状態で存在する気液二相部には、フィンアンドチューブ熱交換器を用い、冷媒がガス単相状態で存在するガス単相部および冷媒が液単相状態で存在する液単相部には、マイクロチャネル熱交換器を用いるように構成されている。
【選択図】 図１−１

Description

本発明は、室内熱交換器と室外熱交換器とを有する空気調和機に関し、特に、冷媒の状態を示す気液二相部とガス単相部および液単相部における熱交換器の種類を変える空気調和機に関する。

従来は、冷凍空調装置の室外機と室内機が設けられ、熱源側熱交換器（室外熱交換器）あるいは利用側熱交換器（室内熱交換器）の内部冷媒流路を形成する配管の管内断面積を、その長手方向端部の管内断面積がその長手方向中間部の管内断面積よりも大きくなるように形成された冷凍空調装置が開示されている（特許文献１参照）。

また、従来の熱交換器においては、互いに平行な一対のヘッダパイプの間に、互いに平行な複数の偏平伝熱管がそれぞれ接続され、該偏平伝熱管の周囲には放熱フィンが配され、前記複数の偏平伝熱管のうちの端部の偏平伝熱管の隣に、該偏平伝熱管よりも通路断面積の大きい付加偏平伝熱管と、該付加偏平伝熱管の周囲に付加放熱フィンが配されていて、前記付加偏平伝熱管が前記ヘッダパイプの端部に接続されている熱交換器が開示されている（特許文献２参照）。

特開２００８−２７５２０１号公報 実開平３−５０７２号公報

従来の空気調和機では、室内機や室外機に配置された熱交換器が冷暖房運転の切り替えによって、冷凍サイクルにおける蒸発器あるいは凝縮器としての役割を果たしている。これらの熱交換器は、溝付き銅管とスリットフィンまたはコルゲートフィンなどで組み立てて一体化されたフィンアンドチューブ型熱交換器により構成されており、１つの熱交換器に対して１つの空冷用のファンをファンモータで回転させ、送風によって熱交換を行っている。このため、凝縮器としての熱交換器内では、冷媒がガス単相冷媒状態（ガス単相部）から気液二相冷媒状態（気液二相部）を経て液単相冷媒状態（液単相部）へと変化し、蒸発器としての熱交換器内では、冷媒が液単相冷媒状態（液単相部）から気液二相冷媒状態（気液二相部）を経てガス単相冷媒状態（ガス単相部）へと変化する際、ガス単相部および液単相部における熱交換量が不十分になると、過熱度（あるいは、過冷却度）が確保できなくなるという問題があった。

また、熱交換器におけるガス単相部、気液二相部、液単相部で必要とされる熱交換量は、それぞれ異なる上、冷房運転時と暖房運転時によっても異なっている。従来のフィンアンドチューブ型熱交換器を用いた熱交換器では、１つの空冷用ファンを用いて送風する場合、ガス単相部、気液二相部、および液単相部のうち最も熱交換量を必要とする部位に合わせてファンモータの回転数を設定するため、余分に電力消費するという問題があった。そこで、ガス単相部、気液二相部、液単相部の各部で必要とされる熱交換量に応じて熱交換器の熱交換面積を変えることも考えられるが、その分熱交換器が大型化し充填冷媒量が増えるという問題があった。

また、上記の特許文献１および２では、フィンアンドチューブ型熱交換器のガス単相部および液単相部の管内断面積を、気液二相部よりも大きくすることで冷媒流速を上げ、熱交換量を増加させている。しかしながら、このような空気調和機にあっては、ガス単相部および液単相部の管内断面積を大きくすることで得られる熱交換量の増加が不十分なため、熱交換性能を維持しつつ充填冷媒量を十分に減少させることができなかった。

本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、熱交換器の熱交換性能を維持しつつ小型化することで、冷媒封入量を削減して環境負荷を低減すると共に、省資材で省スペース化することができ、空冷用ファンの電力消費量を低減することができる空気調和機を得ることを目的とする。

上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明は、四方弁、圧縮機、室外熱交換器、流量制御弁、および室内熱交換器が配置され、これらを冷媒が循環する循環流路で結合した空気調和機であって、前記室外熱交換器および、または前記室内熱交換器は、凝縮器として作用する際に冷媒入口側となるガス単相部および、冷媒出口となる液単相部を有し、前記ガス単相部と前記液単相部の間に気液二相部を有し、前記ガス単相部および前記液単相部にはマイクロチャネル熱交換器を用い、前記気液二相部にはフィンアンドチューブ熱交換器を用いたことを特徴とする。

また、本発明の好ましい態様によれば、前記ガス単相部には、ガスクーラマイクロチャネル熱交換器を用い、前記液単相部には、気液マイクロチャネル熱交換器を用いたことが望ましい。

また、本発明の好ましい態様によれば、前記気液二相部に対して通気を行う第１の送風手段と、前記ガス単相部に対して通気を行う第２の送風手段と、前記液単相部に対して通気を行う第３の送風手段と、前記第１〜第３の送風手段の風量を前記気液二相部、前記ガス単相部、および前記液単相部がそれぞれ必要とする熱交換量に応じて制御する制御手段と、をさらに備えたことが望ましい。

また、本発明の好ましい態様によれば、前記気液二相部に対して通気を行う第１の送風手段と、前記液単相部と前記ガス単相部とに対して同時に通気を行う第４の送風手段とを備え、前記第４の送風手段が生じさせる通気方向に対して、風上側には前記液単相部を配置し、風下側には前記ガス単相部を配置したことが望ましい。

また、本発明の好ましい態様によれば、前記気液二相部、前記ガス単相部、前記液単相部のうち、少なくとも前記ガス単相部および前記液単相部の冷媒の出口側に冷媒の温度を検出する温度検出手段を配置し、前記制御手段は、前記温度検出手段で検出された冷媒温度に応じて前記第１〜第４の送風手段の風量を制御することが望ましい。

本発明によれば、室外熱交換器および室内熱交換器において、気液二相部にはフィンアンドチューブ熱交換器が用いられ、ガス単相部および液単相部にはマイクロチャネル熱交換器が用いられている。このため、十分な熱交換量を確保する必要のあるガス単相部および液単相部に熱交換効率の高いマイクロチャネル熱交換器を用いることにより、熱交換性能を維持しつつ熱交換器を小型化することが可能となり、冷媒封入量を削減して環境負荷を低減することができる。また、熱交換器の小型化により、省資材で省スペース化することが可能な空気調和機が得られるという効果を奏する。

図１−１は、本実施例にかかる空気調和機の冷房運転時における構成を示す図である。 図１−２は、本実施例にかかる空気調和機の暖房運転時における構成を示す図である。 図２−１は、本実施例にかかる空気調和機の冷房運転時における室外熱交換器と室内熱交換器の構成を示す図である。 図２−２は、本実施例にかかる空気調和機の暖房運転時における室外熱交換器と室内熱交換器の構成を示す図である。 図３は、本実施例にかかる空気調和機の室外熱交換器と室内熱交換器における各冷媒状態に対応した機能部を説明する図である。 図４−１は、本実施例にかかる空気調和機の冷房運転時における室外機と室内機の冷媒温度の遷移図である。 図４−２は、本実施例にかかる空気調和機の暖房運転時における室内機と室外機の冷媒温度の遷移図である。 図５は、本実施例にかかる空気調和機の室外熱交換器と室内熱交換器に共通する構成例を示す図である。 図６は、熱交換器の管の表面を流れる流体の対流熱伝達を説明する模式図である。 図７は、本実施例にかかる空気調和機の熱交換器に用いられるガスクーラマイクロチャネル熱交換器の一例を示す斜視図である。 図８は、本実施例にかかる空気調和機の熱交換器に用いられる気液マイクロチャネル熱交換器の一例を示す斜視図である。 図９−１は、図８の気液マイクロチャネル熱交換器に用いられるハニカムパイプのＸ−Ｘ線断面図である。 図９−２は、ハニカムパイプの断面構成例を示す図である。 図９−３は、ハニカムパイプの断面構成例を示す図である。 図９−４は、ハニカムパイプの断面構成例を示す図である。 図９−５は、ハニカムパイプの断面構成例を示す図である。 図９−６は、ハニカムパイプの断面構成例を示す図である。 図１０は、本実施例にかかる空気調和機の室外熱交換器の各部と空冷ファンとの配置例を示す図である。 図１１は、本実施例にかかる空気調和機の室内熱交換器の各部と空冷ファンとの配置例を示す図である。 図１２は、本実施例と比較例における空気調和機の室外熱交換機と室内熱交換機の構成と特徴の違いを示す図である。

以下に、本発明にかかる空気調和機の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、この実施の形態によりこの発明が限定されるものではない。

まず、本実施例にかかる空気調和機の構成について説明する。図１−１は、本実施例にかかる空気調和機の冷房運転時における構成を示す図であり、図１−２は、本実施例にかかる空気調和機の暖房運転時における構成を示す図であり、図２−１は、本実施例にかかる空気調和機の冷房運転時における室外熱交換器と室内熱交換器の構成を示す図であり、図２−２は、本実施例にかかる空気調和機の暖房運転時における室外熱交換器と室内熱交換器の構成を示す図であり、図３は、本実施例にかかる空気調和機の室外熱交換器と室内熱交換器における各冷媒状態に対応した機能部を説明する図であり、図４−１は、本実施例にかかる空気調和機の冷房運転時における室外機と室内機の冷媒温度の遷移図であり、図４−２は、本実施例にかかる空気調和機の暖房運転時における室内機と室外機の冷媒温度の遷移図である。

空気調和機１０は、図１−１および図１−２に示すように、室内機１に室内熱交換器１１が配置され、冷房運転時には蒸発器となり、暖房運転時には凝縮器として動作する。また、室外機２には、室外熱交換器２１が配置され、冷房運転時には凝縮器となり、暖房運転時には蒸発器となる。この室外機２には、さらに暖房運転時と冷房運転時とで冷媒の流れる方向を変える四方弁２４、冷媒を圧縮する圧縮機としてのコンプレッサ２３、冷媒の流量を調節する流量制御弁としての膨張弁２５とが配置されている。また、室内熱交換器１１と室外熱交換器２１には、それぞれの熱交換器に見合った空気を送風して熱交換を行う送風手段としてのファン１１，２１を備えている。そして、実施例１の空気調和機１０は、室内機１と室外機２との間を２系統の配管３と配管４とで接続され、冷媒を循環させる冷凍サイクルの循環流路を構成している。

空気調和機１０の冷房運転時における動作は、図１−１に示すように、室外機２において気体冷媒が圧縮機２３で圧縮されると高温になり、この高温の気体冷媒から凝縮器として動作する室外熱交換器２１で熱を放出させ、液冷媒に変化させる。液体になった冷媒は、さらにファン２１からの送風により熱交換されて冷却される。室外熱交換器２１から出た液冷媒は、冷媒の流量を調節する流量制御弁としての膨張弁２５を通って低圧液となり、配管４を通って室内機１側へ送られる。低圧液となった冷媒は、蒸発器として動作する室内熱交換器１１に送られると蒸発して気化し、周囲の空気から気化熱を奪って冷却する。室内熱交換器１１に対しては、ファン１１の送風により熱交換が行われ、冷却された空気が室内へ放出される。室内熱交換器１１で熱交換することで蒸発した気体冷媒は、配管３を通って室外機２の四方弁２４を通り、再び上記圧縮機２３に戻って圧縮されるという工程が繰り返される。

また、空気調和機１０の暖房運転時における動作は、図１−２に示すように、室外機２において気体冷媒が圧縮機２３で圧縮されると高温になり、四方弁２４と配管３を通って室内機１側へ送られる。温度が高くなった気体冷媒は、室内機１で凝縮器として動作する室内熱交換器１１でファン１２の送風によって空気との熱交換が行われる。熱交換が行われ加熱された空気は、ファン１２により室内へ放出される。熱交換によって熱が放出された気体冷媒は、液冷媒に変化する。室内熱交換器１１から出た液冷媒は、配管４を通って室外機２側へ送られ、膨張弁２５を通って低圧液となる。低圧液となった冷媒は、蒸発器として動作する室外熱交換器２１で蒸発して気化し、周囲の空気から気化熱を奪う。室外熱交換器２１では、ファン２２の送風により外気との間で熱交換が行われる。室外熱交換器２１で熱交換することで蒸発した気体冷媒は、四方弁２４を通り、再び上記圧縮機２３に戻って圧縮されるという工程が繰り返される。

実施例１の空気調和機１０の特徴は、冷房運転時の室外熱交換器２１における冷媒状態を見ると、図２−１および図３に示すように、圧縮機２３で圧縮された高温の気体冷媒が室外熱交換器２１で気体冷媒の熱を放出する高温ガス放熱部Ｃ１（気体冷媒だけの状態：ガス単相部）と、熱を放出しながら気体冷媒から徐々に液体冷媒へと変化する凝縮放熱部Ａ１（気体冷媒と液体冷媒とが混在する二相状態：気液二相部）と、液体になった冷媒がファン２２からの送風により熱交換されて冷却される液放熱部Ｂ１（液体冷媒だけの状態：液単相部）とに分けることができる。

また、冷房運転時の室内熱交換器１１における冷媒状態は、図２−１および図３に示すように、低圧液となった冷媒をファン１２からの送風により冷却される低乾き度吸熱部Ｂ２（液単相部）と、液冷媒が蒸発しながら気化することにより周囲の空気から気化熱を奪って冷却を行う環状流吸熱部Ａ２（気液二相部）と、蒸発した気体冷媒がさらに熱を吸収する高乾き度吸熱部Ｃ２（ガス単相部）とに分けることができる。

続いて、暖房運転時の室内熱交換器１１における冷媒状態を見ると、図２−２および図３に示すように、圧縮機２３で圧縮された高温の気体冷媒が四方弁２４と配管３を通り、室内機１の室内熱交換器１１で高温気体冷媒の熱を放出する高温ガス放熱部Ｃ１（ガス単相部）と、熱を放出しながら気体冷媒から徐々に液体冷媒へと変化する凝縮放熱部Ａ１（気液二相部）と、液体になった冷媒がファン１２からの送風で熱交換されて冷却される液放熱部Ｂ１（液単相部）とに分けることができる。

また、暖房運転時の室外熱交換器２１における冷媒状態は、図２−２および図３に示すように、低圧液となった冷媒をファン２２からの送風により冷却される低乾き度吸熱部Ｂ２（液単相部）と、液冷媒が蒸発しながら気化することにより周囲から気化熱を奪って冷却を行う環状流吸熱部Ａ２（気液二相部）と、蒸発した気体冷媒がさらに熱を吸収する高乾き度吸熱部Ｃ２（ガス単相部）とに分けることができる。

このように、実施例１の空気調和機１０の室外熱交換器２１と室内熱交換器１１は、図２−１、図２−２および図３に示すように、各熱交換器内を３つの冷媒状態に分けることができる。具体的には、Ｃ１・Ｃ２で表されるガス単相部の特徴は、ガス流動が主となる領域で、ガス温度グライドが大であり、湿ったガスとの熱交換が行われる。Ａ１・Ａ２で表される気液二相部の特徴は、環状流が主となる領域で、相が変化し、圧力損失が大となる。Ｂ１・Ｂ２で表される液単相部の特徴は、液流動が主となる領域で、液温度制御が必要であり、冷媒が液化しているため容積をとらない。そして、これらの冷媒状態の各熱交換器内における配置の特徴は、図２−１および図２−２に示すように、冷房運転時と暖房運転時とで冷媒の流れが逆になっても、冷媒状態の配置が変わらない点にある。

本発明では、この冷媒状態の配置位置に着目し、冷媒の相が変化しない顕熱熱交換領域（図３参照）のガス単相部と液単相部に、熱交換効率の高いマイクロチャネル熱交換器を用い、冷媒の相が変化する潜熱熱交換領域（図３参照）の気液二相部に、一般的なフィンアンドチューブ熱交換器を用いることで、熱交換器を小型化しつつ、熱交換性能を維持することができる。

冷房運転時における冷媒温度の変化は、図４−１に示すように、縦軸は冷媒の温度を示し、横軸は左側から圧縮機出口、室外機、室内機、圧縮機入口のそれぞれの位置を表している。室外機と室内機の中は、さらに図２−１および図３に示した、３種類の冷媒状態を示すＣ１，Ａ１，Ｂ１と、Ｂ２，Ａ２，Ｃ２の各部に対応した温度変化を示している。

また、暖房運転時における冷媒温度の変化は、図４−２に示すように、縦軸は冷媒の温度を示し、横軸は左側から圧縮機出口、室内機、室外機、圧縮機入口のそれぞれの位置を表している。室内機と室外機の中は、さらに図２−２および図３に示した、３種類の冷媒状態を示すＣ２，Ａ２，Ｂ２と、Ｂ１，Ａ１，Ｃ１の各部に対応した温度変化を示している。

図４−１および図４−２では、室内機の横方向の点線が空気調和機運転前の室温を示し、室内機の横方向の実線は、空気調和機運転後の室温を示している。また、室外機の横方向の実線は、室外環境温度を示している。また、使用冷媒はＲ３２を想定している。

図４−１および図４−２に示すＡ１・Ａ２領域では、フィンアンドチューブ熱交換器を使用し、気液二相状態（凝縮・蒸発状態）の冷媒と空気との間で熱交換を行う。また、Ｂ１・Ｂ２領域では、気液マイクロチャンネル熱交換器を使用し、液単相状態（液(低乾き度)状態）の冷媒と空気との間で熱交換が行われる。さらに、Ｃ１・Ｃ２領域では、ガスク−ラマイクロチャンネル熱交器を使用し、ガス単相状態（ガス(高乾き度)状態）の冷媒と空気との間で熱交換が行われる。このように、単相の冷媒（ガスおよび液）である顕熱流体をマイクロチャンネル熱交換器に取り入れることにより、熱交換器の単位体積あたりの熱交換能力を大幅に向上させることで小型化が可能となり、空気調和機全体を省資材化すると共に、省冷媒効果を得ることができる。

冷房運転時は、図４−１に示すように、圧縮機２３で圧縮されたガス冷媒が室外機２の高温ガス放熱部Ｃ１のガスクーラマイクロチャンネル熱交器に入り、強制対流空気によって二相冷媒となり、飽和ガス温度を持つ冷媒の流れとなる。気液二相となった冷媒が凝縮放熱部Ａ１のフィンアンドチューブ熱交換器を通り空気と熱交換を行ない、液化した冷媒の流れが液放熱部Ｂ１の気液マイクロチャンネル熱交換器によりさらに冷却され、制御目標であるサブクール度を取った後、膨張弁２５に入る。膨張弁２５から出た低乾き度冷媒流れは、室内機１の低乾き度吸熱部Ｂ２の気液マイクロチャンネル熱交換器に入る。ここで、液放熱部Ｂ１で充分過冷却度が得られていれば、膨張弁２５の下流側は通常二相状態になるため、室内機１の低乾き度吸熱部Ｂ２の入口温度と出口温度とは略同じになる。液放熱部Ｂ１で過冷却度が充分でない場合は、図４−１に示すように、低乾き度吸熱部Ｂ２の入口温度が出口温度よりも高くなる。しかしながら、液放熱部Ｂ１と低乾き度吸熱部Ｂ２には、いずれも熱交換効率の高い気液マイクロチャンネル熱交換器を用いているため、図４−１に示すように、熱交換が確実に行われ、低乾き度吸熱部Ｂ２の出口温度を所定の温度まで下げることができる。低乾き度吸熱部Ｂ２の気液マイクロチャンネル熱交換器では、低温スラグ流により空気から熱を吸収し、環状流となった冷媒の流れが環状流吸熱部Ａ２のフィンアンドチューブ熱交換器にて更に十分に蒸発（吸熱）され、飽和ガス温度となって、高乾き度吸熱部Ｃ２のガスクーラマイクロチャンネル熱交器に入り、そこで強制対流空気から熱を取り込んで、制御目標であるスーパーヒートを取った後、圧縮機２３に戻る。

暖房運転時は、図４−２に示すように、圧縮機２３から吐出された冷媒が、まず室内機１の高温ガス放熱部Ｃ１のガスクーラマイクロチャンネル熱交器に入り、強制対流空気によって二相冷媒となり、飽和ガス温度を持つ冷媒の流れとなる。気液二相となった冷媒がフィンアンドチューブ熱交換器Ａ１を通って空気と熱交換を行ない、液となった冷媒の流れが凝縮放熱部Ｂ１の気液マイクロチャンネル熱交換器により制御目標であるサブクール度を取った後、室外機２にある膨張弁２５に入る。膨張弁２５から出た低乾き度冷媒の流れは、室外機２の低乾き度吸熱部Ｂ２の気液マイクロチャンネル熱交換器に入る。ここでも、液放熱部Ｂ１で充分過冷却度が得られていれば、膨張弁２５の下流側は通常二相状態になるため、室内機１の低乾き度吸熱部Ｂ２の入口温度と出口温度とは略同じになる。液放熱部Ｂ１で過冷却度が充分でない場合は、図４−２に示すように、低乾き度吸熱部Ｂ２の入口温度が出口温度よりも高くなる。しかしながら、液放熱部Ｂ１と低乾き度吸熱部Ｂ２には、いずれも熱交換効率の高い気液マイクロチャンネル熱交換器を用いているため、図４−２に示すように、熱交換が確実に行われ、低乾き度吸熱部Ｂ２の出口温度を所定の温度まで下げることができる。低乾き度吸熱部Ｂ２の気液マイクロチャンネル熱交換器では、低温スラグ流により空気から熱を吸収し、環状流となった冷媒流れが環状流吸熱部Ａ２のフィンアンドチューブ熱交換器にて更に十分に蒸発（吸熱）し、飽和ガス温度となって高乾き度吸熱部Ｃ２のガスクーラマイクロチャンネル熱交器に入り、そこで強制対流空気から熱を取り込んで、制御目標であるスーパーヒートを取った後、圧縮機２３に戻る。

図５は、本実施例にかかる空気調和機の室外熱交換器と室内熱交換器に共通する構成例を示す図である。本実施例にかかる空気調和機の室内熱交換器１１と室外熱交換器２１は、何れも図５のような共通の構成部により構成されている。つまり、図２−１および図２−２に示す室外機２を見ると、冷房運転時と暖房運転時とでは、冷媒の流れは逆方向になっているが、一番左側は高温ガス放熱部Ｃ１と高乾き度吸熱部Ｃ２のように冷媒がガス単相状態にあるため、図５に示すガスクーラマイクロチャンネル熱交換器３０を配置している。室外機２の中央部は、凝縮放熱部Ａ１と環状流吸熱部Ａ２のように冷媒が気液二相状態にあるため、図５に示すフィンアンドチューブ熱交換器６０が配置されている。室外機２の一番右側は、液放熱部Ｂ１と低乾き度吸熱部Ｂ２のように冷媒が液単相状態にあるため、図５に示す気液マイクロチャネル熱交換器４０が配置されている。そして、少なくともガスクーラマイクロチャンネル熱交換器３０と気液マイクロチャネル熱交換器４０の冷媒出口（冷媒の流れが冷房時と暖房時で逆になるため４箇所）には、冷媒の温度を検出する温度検出手段としての温度センサ３０ａ，３０ｂ，４０ａ，４０ｂが設けられている。

室内機１の場合は、図２−１および図２−２に示すように、一番左側は液放熱部Ｂ１と低乾き度吸熱部Ｂ２のように冷媒が液単相状態にあるため、図５に示す気液マイクロチャネル熱交換器４０が配置されている。室内機１の中央部は、凝縮放熱部Ａ１と環状流吸熱部Ａ２のように冷媒が気液二相状態にあるため、図５に示すフィンアンドチューブ熱交換器６０が配置されている。室内機１の一番右側は、高温ガス放熱部Ｃ１と高乾き度吸熱部Ｃ２のように冷媒がガス単相状態にあるため、図５に示すガスクーラマイクロチャンネル熱交換器３０が配置されている。つまり、図５の熱交換器を左右逆にするだけで、そのまま用いることができる。

本実施例にかかる空気調和機は、ガス単相部と液単相部にマイクロチャンネル熱交換器を用いている点に特徴があり、ガス単相部にはガスクーラマイクロチャンネル熱交換器３０を用い、液単相部には気液マイクロチャンネル熱交換器４０を用いているため、以下それらの構成について説明する。

図６は、熱交換器の管（発熱体）の表面を流れる流体の対流熱伝達を説明する模式図であり、図７は、本実施例にかかる空気調和機の熱交換器に用いられるガスクーラマイクロチャネル熱交換器の一例を示す斜視図である。ここでいうマイクロチャンネルとは、「公益法人日本冷凍空調学会」のＨＰの用語集の中のマイクロチャンネル熱交換器（http://www.jsrae.or.jp/annai/yougo/141.html）の項に記載されているように、微細加工技術などを使って加工した狭隘な流路のことであり、表面張力が現れる数ミリ径以下のものである。そして、熱交換器の管内熱伝達率は、管の流路断面寸法の逆数に比例するため、熱交換器をマイクロチャンネル化すると、高い熱伝達率を得ることができる。また、図６に示すように、狭隘なチャンネル内の流体を高速流とすると、温度境界層が薄くなるため、管内の温度勾配がさらに大きくなることから、管壁を通じた熱交換率の上昇を見込むことができる。

そこで、最近では、単純な構造で単位体積あたりの電熱面積を大きくするために、フィンを持たない細い裸管を多数配列したマイクロベアチューブ熱交換器と呼ばれる熱交換器が提案されている（特開２００４−２１８９６９号公報参照）。本実施例では、このマイクロベアチューブ熱交換器をガスクーラマイクロチャネル熱交換器として用いている。

続いて、図８は、本実施例にかかる空気調和機の熱交換器に用いられる気液マイクロチャネル熱交換器の一例を示す斜視図であり、図９−１は、図８の気液マイクロチャネル熱交換器に用いられるハニカムパイプのＸ−Ｘ線断面図であり、図９−２は、ハニカムパイプの断面構成例を示す図であり、図９−３は、ハニカムパイプの断面構成例を示す図であり、図９−４は、ハニカムパイプの断面構成例を示す図であり、図９−５は、ハニカムパイプの断面構成例を示す図であり、図９−６は、ハニカムパイプの断面構成例を示す図である。

図８に示す気液マイクロチャネル熱交換器は、ハニカムパイプ４１を配管４２と４３との間に繋いである。図８に示すハニカムパイプ４１のＸ−Ｘ線断面の形状は、図９−１に示すように、太径の外管４７内に細径の内管４４が、外管４７の内周面に直接に接触しないように内挿され、外管４７と内管４４との間の間隙には、複数の中管４６を少なくとも内管４４の外周面に密接するように内挿配置した構造を有している。そして、内管４４の中には、液冷媒を冷却する冷却流体としての空気を流通させると共に、中管４６と共に、外管４７と内管４４との間の間隙全体に熱交換される冷媒を流通させるように構成されている。そして、内管４４が空気の強制対流を発生させるブロア４５と繋がっており、開口径の異なるブロア４５と内管４４との間にデフュザー付きの空気通路を介在させている。

気液マイクロチャネル熱交換器に用いられるハニカムパイプの他の構成例としては、図９−２〜図９−６のようなものを用いることができる。図９−２〜図９−４のハニカムパイプは、外管の内径が７ｍｍの場合であり、図９−５のハニカムパイプは、外管の内径が５ｍｍの場合であり、図９−６のハニカムパイプは、外管の内径が９ｍｍの場合である。

図９−２のハニカムパイプ４１の構造は、外管４７と内管４４との間の間隙が大きいため、中管４６となるマイクロチューブを内管４４の外周部に対して２重に配置している。冷媒は、中管４６と共に、外管４７と内管４４との間の間隙全体に流通するようにしている。

図９−３のハニカムパイプ構造は、外管４７と内管４４との間の間隙が図９−２と同じであり、マイクロチューブとなる中管４６ｂが部分的に使用され、それ以外の中管４６ａは内管４４の外周と外管４７の内周にそれぞれ接する程度の太い径を持っていて、互いに密接して配置されている。冷媒は、中管４６ａ，４６ｂ内と共に、外管４７と内管４４との間の間隙全体に流通するようにしている。

図９−４のハニカムパイプ構造は、外管４７と内管４４との間の間隙が図９−２と同じであり、中管４６は内管４４の外周と外管４７の内周にそれぞれ接する程度の太い径を持っている。冷媒は、中管４６と共に、外管４７と内管４４との間の間隙全体に流通するようにしている。

図９−５のハニカムパイプ構造は、外管４７と内管４８との間の間隙が狭く、中管４９は内管４８の外周と外管４７の内周にそれぞれ接する程度の内径１ｍｍ径以下のマイクロチューブが密接して配置されている。

図９−６に示すハニカムパイプ構造は、太径の外管４７内に中径の第１内管５０が外管４７の内周面に直接に接触することなく内挿され、第１内管５０内に細径の第２内管４４が第１内管５０内の内周面に直接に接触することなく内挿され、第１内管５０の外周と外管４７の内周にそれぞれ接する程度の内径１ｍｍ径以下のマイクロチューブからなる中管４９が密接して配置されている。そして、第２内管４４、および中管４９内と共に、外管４７と第１内管５０との間の間隙全体に冷却流体が流通せしめられ、第１内管５０と第２内管４４との間の間隙に熱交換される冷媒を流通せしめるように構成されている。このハニカムパイプ構造は、冷媒が内側の冷却媒体と、外側の冷却媒体との両側から冷却されるため、熱交換効率を高くできる。

上記したように、図９−１〜図９−６に示すようなハニカムパイプ構造を採用することにより、冷媒の流量を多くしたとしても圧力損失が高くなることなく、冷媒と熱交換媒体との伝熱面積を大きくできるため、熱交換効率を高くすることができる。

このように、上記実施例１にかかる空気調和機によれば、室外機と室内機のそれぞれの熱交換器におけるガス単相部と液単相部にマイクロチャンネル熱交換器を採用しているため、熱交換効率を大幅に向上させることが可能である。特に、ガス単相部側には、ガスクーラマイクロチャンネル熱交換器３０を用いているので、伝熱性能向上と圧力損失の減少を同時に実現することが可能である。また、液単相部側には、気液マイクロチャンネル熱交換器４０を用いているので、伝熱性能向上と容積の減少効果が顕著になった。その結果、熱交換器を小型化することにより、冷媒封入量の削減に寄与し、環境負荷の低減が可能になると共に、省資源化や省スペース効果を期待することができる。

本実施例２にかかる空気調和機の特徴は、上記実施例１において分割した熱交換器の単位で空冷ファンを設置し、各空冷ファンの回転数を制御できるように構成した点にある。

図１０は、本実施例にかかる空気調和機の室外熱交換器の各部と空冷ファンとの配置例を示す図であり、図１１は、本実施例にかかる空気調和機の室内熱交換器の各部と空冷ファンとの配置例を示す図であり、図１２は、本実施例と比較例における空気調和機の室外熱交換機と室内熱交換機の構成と特徴の違いを示す図である。

まず、実施例２にかかる空気調和機の室外熱交換器２１は、図１０に示すように、ガス単相部の熱交換を行うガスクーラマイクロチャンネル熱交換器３０と、液単相部の熱交換を行う気液マイクロチャンネル熱交換器４０と、気液二相部の熱交換を行うファインチューブ熱交換器６０とを備えている。そして、ガスクーラマイクロチャンネル熱交換器３０と気液マイクロチャンネル熱交換器４０とは、通気方向が同じになるように配置し、第４の送風手段としてのファン２２３を回転させて送風することにより、気液マイクロチャンネル熱交換器４０とガスクーラマイクロチャンネル熱交換器３０とを同時に空冷できるように構成されている。ファン２２３に対して、風上側に気液マイクロチャンネル熱交換器４０を配し、風下側にガスクーラマイクロチャンネル熱交換器３０が配している。これは、図４−１に示すように、冷房運転時における室外機２１では、高温ガス放熱部Ｃ１（ガスクーラマイクロチャンネル熱交換器３０）の温度よりも液放熱部Ｂ１（気液マイクロチャンネル熱交換器４０）の温度の方が低いため、高温ガス放熱部Ｃ１と液放熱部Ｂ１とを１台のファン２２３で冷却する場合に、高温ガス放熱部Ｃ１→液放熱部Ｂ１と通風するよりも、液放熱部Ｂ１→高温ガス放熱部Ｃ１へ通風する方が、より低温の空気を通風させることができるからである。また、ファインチューブ熱交換器６０は、第１の送風手段としてのファン２２６を回転させて送風することにより、ファインチューブ熱交換器６０のみを空冷できるように構成されている。

ファン２２３とファン２２６とは、それぞれ不図示のファンモータによって回転され、それらのファンモータの回転数を制御部７０によって制御できるようになっている。制御部７０は、ガスクーラマイクロチャンネル熱交換器３０と気液マイクロチャンネル熱交換器４０の出口冷媒温度を検出する温度センサ３０ａ，３０ｂ，４０ａ、４０ｂの検出温度が飽和ガス温度になるように、ファン２２３とファン２２６の回転数制御を行っている。

また、実施例２にかかる他の空気調和機の室内熱交換器１１は、図１１に示すように、ガス単相部の熱交換を行うガスクーラマイクロチャンネル熱交換器３０、気液二相部の熱交換を行うファインチューブ熱交換器６０、液単相部の熱交換を行う気液マイクロチャンネル熱交換器４０に対して、それぞれ個別の空冷用の第２の送風手段としてのファン１２３、第１の送風手段としてのファン１２６、第３の送風手段としてのファン１２４が配置されている。制御部７０は、ガスクーラマイクロチャンネル熱交換器３０と気液マイクロチャンネル熱交換器４０の出口冷媒温度を検出する温度センサ３０ａ，３０ｂ，４０ａ、４０ｂの検出温度をサブクール度の目標値やスーパーヒートの目標値と比較することにより、ファン１２３、１２６、１２４の回転数制御を行っている。

なお、図１０に示した室外熱交換器２１の構成と、図１１に示した室内熱交換器１１の構成は、一例であってこの例に限定されない。例えば、室外熱交換器２１と室内熱交換器１１の構成を、図１０あるいは図１１の何れか一方の構成に統一したり、図１０を室内熱交換機１１の構成とし、図１１を室外熱交換機２１の構成としたりするようにしても良い。

このような本実施例２にかかる空気調和機の構成は、図１２に示す比較例の構成と対比すると、その違いが一層明白になる。つまり、比較例の場合は、室内機や室外機の熱交換器は全てフィンアンドチューブ熱交換器で構成されており、熱交換器内での冷媒状態（ガス単相部、気液二相部、液単相部）が異なっていても、全てフィンアンドチューブ熱交換器を用いて熱交換が行われている。

これに対して、本実施例２の場合は、ガス単相と液単相の熱交換器として、熱交換効率の高いマイクロチャネル熱交換器を用い、気液二相の熱交換器として、フィンアンドチューブ熱交換器を用いることにより、要求される熱交換量の違いに応じて熱交換器の種類を変え、熱交換効率を向上させている。さらに、同じマイクロチャネル熱交換器の中でも、ガス単相部には、ガスクーラマイクロチャネル熱交換器を用い、液単相部には、気液マイクロチャンネル熱交換器を用いるというように、単相部でも冷媒状態に応じた最適のマイクロチャンネル熱交換器を用いているため、熱交換効率をより一層向上させることができる。

一方、比較例の場合は、室外機の熱交換器に対して１つのプロペラファンからの送風により冷却を行い、室内機の熱交換器に対して１つのクロスフローファンからの送風により冷却を行っている。これに対して、本実施例２の場合は、図１１に示すように、基本的にはガスクーラマイクロチャネル熱交換器と、フィンアンドチューブ熱交換器と、気液マイクロチャンネル熱交換器とに別々のファン１２３、１２６、１２４を配置し、個別にファンの回転を制御することで、各熱交換器の出口における冷媒の目標温度値に近づけることが可能となる。また、図１０に示すように、冷媒の温度が低い熱交換器を風上側に、冷媒の温度が高い熱交換器を風下側に配置して同時に通気することにより、２つの熱交換器を１台のファンで冷却するように構成できるため、ファンの数を減らして低コスト化することができる。

このように、上記実施例２にかかる空気調和機によれば、ガスクーラマイクロチャンネル熱交換器３０と、ファインチューブ熱交換器６０と、気液マイクロチャンネル熱交換器４０とに対して、制御部７０がファンの回転数を個別に制御することができるため、各熱交換器に対して必要かつ十分な冷却能力が得られ、冷凍サイクルの安定的な運転が保証され、信頼性が向上する。特に、サブクール度のコントロールが行えることから、膨張弁の液入力条件が満たし易くなって、冷媒音を低減することができる。また、実施例２にかかる空気調和機によれば、各熱交換器に対してファンを必要以上に回転させる必要がなくなるため、ファンモータの消費電力を必要最小限度に抑えることができ、ファンの送風音を低減することができる。さらに、ファンの数を減らすことで、低コスト化できる。

なお、上記実施例１では、冷媒として例えばＲ３２を用いて実施した場合で説明したが、必ずしもこれに限定されるものではなく、例えばＲ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃの他、二酸化炭素、アンモニア等の自然冷媒などであっても同様に実施することが可能である。但し、使用する冷媒毎に飽和液温度が異なるため、個々の冷媒の飽和液温より所定の温度差が得られるか否かを判断して制御を行う必要がある。

本発明に係る空気調和機は、エアコン等の室内機や室外機における熱交換器に好適に利用することができる。

１ 室内機
２ 室外機
３，４ 配管
１１ 室内熱交換器
１２ ファン
２１ 室外熱交換器
２２ ファン
２３ 圧縮機
２４ 四方弁
２５ 膨張弁
３０ ガスクーラマイクロチャネル熱交換器
３０ａ，３０ｂ 温度センサ
３１ 冷媒入口
３２ 冷媒出口
３３ 冷却空気入口
３４ 冷却空気出口
３５ 伝熱管
４０ 気液マイクロチャネル熱交換器
４０ａ，４０ｂ 温度センサ
４１ ハニカムパイプ
４２，４３ 配管
４４ 第２内管
４５ ブロワ
４６，４６ａ，４６ｂ 中管
４７ 外管
４８ 内管
４９ 中管
５０ 第１内管
６０ フィンアンドチューブ熱交換器

Claims (5)

1. 四方弁、圧縮機、室外熱交換器、流量制御弁、および室内熱交換器が配置され、これらを冷媒が循環する循環流路で結合した空気調和機であって、
   前記室外熱交換器および、または前記室内熱交換器は、
   凝縮器として作用する際に冷媒入口側となるガス単相部および、冷媒出口となる液単相部を有し、
   前記ガス単相部と前記液単相部の間に気液二相部を有し、
   前記ガス単相部および前記液単相部にはマイクロチャネル熱交換器を用い、
   前記気液二相部にはフィンアンドチューブ熱交換器を用いたことを特徴とする空気調和機。
2. 前記ガス単相部には、ガスクーラマイクロチャネル熱交換器を用い、
   前記液単相部には、気液マイクロチャネル熱交換器を用いたことを特徴とする請求項１に記載の空気調和機。
3. 前記気液二相部に対して通気を行う第１の送風手段と、
   前記ガス単相部に対して通気を行う第２の送風手段と、
   前記液単相部に対して通気を行う第３の送風手段と、
   前記第１〜第３の送風手段の風量を前記気液二相部、前記ガス単相部、および前記液単相部がそれぞれ必要とする熱交換量に応じて制御する制御手段と、
   をさらに備えたことを特徴とする請求項１または２に記載の空気調和機。
4. 前記気液二相部に対して通気を行う第１の送風手段と、
   前記液単相部と前記ガス単相部とに対して同時に通気を行う第４の送風手段とを備え、
   前記第４の送風手段が生じさせる通気方向に対して、風上側には前記液単相部を配置し、風下側には前記ガス単相部を配置したことを特徴とする請求項１または２に記載の空気調和機。
5. 前記気液二相部、前記ガス単相部、前記液単相部のうち、少なくとも前記ガス単相部および前記液単相部の冷媒の出口側に冷媒の温度を検出する温度検出手段を配置し、
   前記制御手段は、前記温度検出手段で検出された冷媒温度に応じて前記第１〜第４の送風手段の風量を制御することを特徴とする請求項３または４に記載の空気調和機。

Images