JP2015190694A - 冷凍空調装置 - Google Patents

Abstract

【課題】凝縮水の再利用により冷凍サイクルの必要冷却能力を低減することが可能な冷凍空調装置を得る。【解決手段】圧縮機１、凝縮器２、膨張弁３及び蒸発器４を有し、冷媒が循環する冷凍サイクルと、蒸発器４に空気を送風するファン５と、蒸発器４の空気上流側に配置され、蒸発器４で発生した凝縮水と、ファン５によって送風される空気とが相互に混合しない独立した流路を通過して互いに熱交換する凝縮水用熱交換器６とを備えた。【選択図】図１

Description

本発明は、冷凍空調装置に関するものである。

圧縮機、凝縮器、膨張弁、蒸発器を環状に接続した冷凍サイクルを有する冷凍空調装置では、外気をファンにより蒸発器に送風させて蒸発器内部の冷媒と熱交換させた後、空調用途に供給している。また、蒸発器では、外気が通過した際に外気に含まれる水分が凝縮し、蒸発器の表面に水滴（ドレン水）が発生する。

このように蒸発器にて発生した凝縮水は、そのまま排水される（例えば、特許文献１参照）か、再利用される（例えば、特許文献２参照）。凝縮水を再利用する特許文献２では、凝縮水を凝縮器に直接滴下し、凝縮器における冷媒を凝縮水の蒸発潜熱による熱交換により冷却するようにしている。このように、凝縮器における冷媒を凝縮器冷却用空気との熱交換に加えて更に凝縮水と熱交換することで、凝縮器の熱交換効率の改善を図っている。

特開２００８−３９２０８号公報（第７頁、図１） 特開２０１０−１７５１７１号公報（第７頁、図２）

夏場の外気温度が高い高負荷時での運転時は、冷凍空調装置から空調用途に供給する空気を目標温度まで下げるために必要となる冷凍能力が大きくなる。この必要能力を補うためには冷凍サイクル内で圧縮機容量を大きくする必要があり、結果的にユニット全体動力が過大となる。そこで、蒸発器で発生した凝縮水を再利用する方法が考えられるが、特許文献１ではそもそも凝縮水の再利用については示されていない。また、特許文献２では、凝縮水の再利用について示されているものの、冷凍サイクルの必要冷却能力を低減させる方法は示されていない。

本発明はこのような点に鑑みなされたもので、凝縮水の再利用により冷凍サイクルの必要冷却能力を低減することが可能な冷凍空調装置を得ることを目的とする。

本発明に係る冷凍空調装置は、圧縮機、凝縮器、減圧装置及び蒸発器を有し、冷媒が循環する冷凍サイクルと、蒸発器に空気を送風する送風装置と、蒸発器の空気上流側に配置され、蒸発器で発生した凝縮水と、送風装置によって送風される空気とが相互に混合しない独立した流路を通過して互いに熱交換する熱交換装置とを備えたものである。

本発明によれば、凝縮水の再利用により必要冷却能力を低減することが可能である。

本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の冷媒回路を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の凝縮水用熱交換器の作用説明図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置の凝縮水タンクを含む要部の構成を示す図である。 本発明の実施の形態３に係る冷凍空調装置の凝縮水用熱交換器を含む要部の構成を示す図である。 本発明の実施の形態３に係る冷凍空調装置の作用説明図である。

以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。なお、以下に説明する実施の形態によって本発明が限定されるものではない。また、各図において同一の符号を付したものは、同一の又はこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。更に、明細書全文に表れている構成要素の形態は、あくまで例示であってこれらの記載に限定されるものではない。また、温度、圧力等の高低については、特に絶対的な値との関係で高低等が定まっているものではなく、システム、装置等における状態、動作等において相対的に定まるものとする。

実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の冷媒回路を示す図である。
冷凍空調装置は、圧縮機１と、凝縮器２と、減圧装置である膨張弁３と、蒸発器４とを有し、これらが冷媒配管で接続された冷凍サイクルを備えている。冷凍空調装置は更に、蒸発器４に送風する送風装置であるファン５と、凝縮水用熱交換器６とを有する。

本発明は、蒸発器４で発生する凝縮水を再利用して、蒸発器４の空気上流側で、蒸発器４に流入する空気中の水分量が変わらない方法で、凝縮水と蒸発器４に流入する空気とを熱交換させることを特徴としており、その熱交換装置として凝縮水用熱交換器６を蒸発器４の空気上流側に配置している。なお、凝縮水を再利用して空気と熱交換する方法としては、例えば、多孔質板に凝縮水を供給し、この多孔質板に空気を通過させる方法で熱交換する方法もある。しかし、この方法では、凝縮水の水分が空気に加わることになる。本発明では、このような方法は採用せず、以下で改めて説明するが蒸発器４に流入する空気中の水分量が変わらない方法で、凝縮水と蒸発器４に流入する空気とを熱交換させる。

凝縮水用熱交換器６は、伝熱管とフィンとを有するフィンチューブ型熱交換器で構成され、伝熱管内を凝縮水が通過するように構成される。凝縮水用熱交換器６は、言い換えれば、蒸発器４で発生した凝縮水と、ファン５によって送風される空気とがそれぞれ相互に混合しない独立した流路を通過して互いに熱交換する構成となっている。この構成により、上述したように蒸発器４に流入する空気中の水分量が変わらない方法で凝縮水と熱交換する。

また、蒸発器４もフィンチューブ型熱交換器で構成される。凝縮器２は、冷媒と外部からの熱源として供給される熱媒体とが熱交換し、熱媒体に放熱する熱交換器であればよく、フィンチューブ型熱交換器としてもよいし、プレート型熱交換器としてもよい。

以上のように構成された冷凍空調装置における動作について説明する。
冷凍サイクルでは、圧縮機１から吐出された冷媒が凝縮器２に流入し、凝縮器２を通過する例えば空気等の熱媒体と熱交換して高圧液冷媒となって流出する。凝縮器２を流出した高圧液冷媒は膨張弁３で減圧されて低圧二相冷媒となり、蒸発器４に流入する。蒸発器４に流入した低圧二相冷媒は、ファン５により蒸発器４を通過する空気と熱交換して低圧ガス冷媒となり、再び圧縮機１に吸入される。

一方、ファン５によって蒸発器４を通過する空気は、蒸発器４内の冷媒と熱交換して冷却され、空調用途に供給空気として供給される。ここで、蒸発器４を通過する空気中の水分は、蒸発器４のフィンの表面で凝縮する。この凝縮水は、蒸発器４の空気上流側に設けられた凝縮水用熱交換器６に導かれる。

ファン５により凝縮水用熱交換器６に流入した空気は、凝縮水用熱交換器６にて凝縮水と熱交換して冷却される。凝縮水用熱交換器６は上述したようにフィンチューブ型熱交換器で構成されており、ファン５から凝縮水用熱交換器６に供給された空気は凝縮水の水分が加わることなく凝縮水と熱交換して冷却され、蒸発器４に供給される。蒸発器４に流入した空気は、蒸発器４における冷媒と熱交換して更に冷却されて空調用途に供給される。なお、凝縮水用熱交換器６においてファン５からの空気と熱交換した後の凝縮水は、外部に排出される。

図２は、本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の凝縮水用熱交換器の作用説明図で、空気線図を示している。横軸が乾球温度［℃］、縦軸が絶対湿度［ｋｇ／ｋｇ（ＤＡ）］である。なお、図２には、夏場の外気温度が高い高負荷運転時において、ファン５から凝縮水用熱交換器６に吐出される空気の温度が４２℃、空調用途に供給する供給空気の供給温度（目標温度）が１３℃の場合の例を示している。また、図２において点Ｂ及び点Ｃを通る曲線は、凝縮水用熱交換器６を備えた本実施の形態１の空気線図、点Ａ、点Ｂ及び点Ｃを通る曲線は凝縮水用熱交換器６を備えない比較例の空気線図を示している。なお、ここで示した各温度の具体的数値は一例を示したに過ぎず、実使用条件等に応じて変わる。

ファン５から凝縮水用熱交換器６に吐出された約４２℃のファン空気（点Ａ）は、凝縮水用熱交換器６での凝縮水との熱交換により、絶対湿度が変わらないまま約４０℃まで冷却される（点Ｂ）。凝縮水用熱交換器６にて冷却された空気は、その後、蒸発器４に供給され、蒸発器４の冷媒と熱交換して温度が供給温度まで低下すると共に、空気中の水分が凝縮することにより絶対湿度が下がる（点Ｃ）。

ここで、本実施の形態１と比較例とを比較すると、凝縮水の再利用による熱交換効果により、蒸発器４に流入する空気の状態を、絶対湿度を変えずに乾球温度４２℃から約４０℃まで下げることができる。よって、蒸発器４に流入する空気を供給温度まで低下させるにあたり、本実施の形態１で必要となる蒸発器４の入口側と出口側との比エンタルピ差（Δ比エンタルピ）がΔｈ１となり、比較例の比エンタルピ差Δｈ２に比べて下げることが可能となる。

冷却能力は、風量とΔ比エンタルピとの乗算で求められる。ここでは風量は同じであるとすると、凝縮水用熱交換器６にて凝縮水を再利用することにより、上述したようにΔ比エンタルピが少なくなるため、蒸発器４で必要な冷却能力を抑えることができる。なお、除湿量は、風量と絶対湿度差（Δ絶対湿度）との乗算で求められる。

以上説明したように、本実施の形態１によれば、凝縮水の再利用により蒸発器４における必要冷却能力を抑制することができるため、冷凍サイクル内の圧縮機１容量を減少させることが可能となり、ユニット全体の動力を小さくすることができる。例えば、６０馬力の一般的な冷凍空調装置では、ファン５から送り出された約４２℃のファン空気（点Ａ）を供給温度（目標温度）１３℃まで冷却する場合、本実施の形態１で必要となる蒸発器４の入口側と出口側との比エンタルピ差（Δ比エンタルピ）がΔｈ１＝５０ｋｇ／ｋＪ、比較例の比エンタルピ差Δｈ２＝５３ｋｇ／ｋＪとなり約６％程度、ユニット全体の必要冷却能力を低減させることができる。よって、ユニット全体動力を抑えつつも、夏場の外気温度が高い高負荷時にも対応可能な冷凍空調装置を構成できる。

なお、凝縮水用熱交換器６の設置位置は、蒸発器４よりも上流側であれば良いため、ファン５の上流側、下流側は問わない。

実施の形態２．
実施の形態１では、熱交換装置として凝縮水用熱交換器６を用いていたが、実施の形態２では凝縮水タンクを用いるようにしたものである。

図３は、本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置の凝縮水タンクを含む要部の構成を示す図である。冷凍空調装置における他の構成は図１と同様である。以下、実施の形態２が実施の形態１と異なる部分を中心に説明する。

凝縮水タンク７は、凝縮水用熱交換器６と同様、蒸発器４の空気上流側に配置される。そして、蒸発器４で発生した凝縮水を溜め、ファン５から送り出された圧縮空気を蒸発器４に流入させる前に凝縮水と熱交換するようにする。この凝縮水タンク７は、ファン５から蒸発器４に至る流路を塞がない大きさに構成され、ファン５からの空気と凝縮水タンク７内の凝縮水との熱交換を行う。凝縮水タンク７もまた、凝縮水用熱交換器６と同様、凝縮水の水分が加わることなく空気と熱交換する構成となっている。

凝縮水用熱交換器６においてファン５からの空気と熱交換後の凝縮水は、外部に排出される。凝縮水タンク７を設けたことによる作用効果は実施の形態１と同様である。凝縮水タンク７の設置位置は、実施の形態１と同様、蒸発器４よりも上流側であれば良いため、ファン５の上流側、下流側は問わない。

以上説明したように、本実施の形態２によれば、実施の形態１と同様の作用効果を得ることができる。

実施の形態３．
上記実施の形態１、２では、蒸発器４が１つのいわば一段冷却であったが、実施の形態３は、蒸発器４を複数備えた多段冷却としたものである。

図４は、本発明の実施の形態３に係る冷凍空調装置の凝縮水用熱交換器を含む要部の構成を示す図である。冷凍空調装置における他の構成は図１と同様である。以下、実施の形態３が実施の形態１と異なる部分を中心に説明する。

実施の形態１、２では、冷凍サイクルが１つであったが、実施の形態３の冷凍空調装置では、独立した複数の冷凍サイクルを備えている。ここでは、圧縮機１Ａ、凝縮器２Ａ、膨張弁３Ａ及び蒸発器４Ａを有する冷凍サイクルと、圧縮機１Ｂ、凝縮器２Ｂ、膨張弁３Ｂ及び蒸発器４Ｂを有する冷凍サイクルとの２つの冷凍サイクルを備えている。そして、各冷凍サイクルの蒸発器４Ａ、４Ｂで蒸発器群４０が構成されている。ここでは、空気上流側を蒸発器４Ａ、空気下流側を蒸発器４Ｂとしている。

そして、実施の形態３の冷凍空調装置は、実施の形態１と同様、蒸発器群４０の空気上流に凝縮水用熱交換器６を備えている。ここでは、ファン５の上流に凝縮水用熱交換器６を配置した例を示しているが、凝縮水用熱交換器６は、蒸発器群４０の空気上流であれば良く、ファン５の上流側、下流側は問わない。また、凝縮水用熱交換器６に代えて、実施の形態２の凝縮水タンク７としてもよい。

図５は、本発明の実施の形態３に係る冷凍空調装置の作用説明図で、空気線図を示している。横軸が乾球温度［℃］、縦軸が絶対湿度［ｋｇ／ｋｇ（ＤＡ）］である。なお、図５には、夏場の外気温度が高い高負荷運転時において、ファン５により凝縮水用熱交換器６に流入する空気の温度が４２℃、空調用途に供給する供給空気の供給温度（目標温度）が０℃の場合の例を示している。また、図５において点Ｂ及び点Ｃを通る曲線は、凝縮水用熱交換器６を備えた本実施の形態３の空気線図、点Ａ、点Ｂ及び点Ｃを通る曲線は凝縮水用熱交換器６を備えない比較例の空気線図を示している。なお、ここで示した各温度の具体的数値は一例を示したに過ぎず、実使用条件等に応じて変わる。

ファン５の回転により、約４２℃のファン空気（点Ａ）は凝縮水用熱交換器６に流入し、凝縮水との熱交換により、絶対湿度が変わらないまま約４０℃まで冷却される（点Ｂ）。凝縮水用熱交換器６にて冷却された空気は、その後、蒸発器４Ａに供給され、蒸発器４Ａの冷媒と熱交換して温度が約１２℃まで低下すると共に、空気中の水分が凝縮することにより絶対湿度が下がる（点Ｄ）。蒸発器４Ａを通過後の空気は、蒸発器４Ｂに供給され、蒸発器４Ｂの冷媒と熱交換して温度が約０℃まで低下すると共に、空気中の水分が凝縮することにより絶対湿度が更に下がる（点Ｅ）。

ここでは、凝縮水用熱交換器６を設けた場合と、設けない場合とで、空気上流側の蒸発器４Ａでの冷却能力を同じとして考えた場合、つまり、２つの蒸発器４Ａ、４Ｂと凝縮水用熱交換器６とを備えた図４の構成において、蒸発器４Ａの比エンタルピ差Δｈ１１を、凝縮水用熱交換器６を設けずに点Ｃまで一つの蒸発器で空気を冷却する場合の比エンタルピ差Δｈ２１と同じとする場合、蒸発器４Ａの上流側での凝縮水による熱交換により、本来、蒸発器４全体として必要であった冷却能力に有余ができる。つまり、この余った冷却能力（＝風量×Δｈ３）を用いて、蒸発器４Ｂに供給する空気を、その空気上流側の蒸発器４Ａにて更に冷却してから蒸発器４Ｂに供給することで、蒸発器４Ｂにおける冷却能力、除湿量を、凝縮水用熱交換器６を設けない場合に比べて抑えることができる。

図５の例では、蒸発器４Ｂの入口側と出口側との比エンタルピ差（Δ比エンタルピ）が、凝縮水用熱交換器６を用いることで、凝縮水用熱交換器６を設けない場合の比エンタルピ差Δｈ２２が比エンタルピ差Δｈ１２に下がり、冷却能力を「風量×Δｈ３」分、抑えることができる。また、除湿量については、「風量×ΔＳＨ」分、抑えることができる。つまり、ファン空気を供給温度まで低下させるにあたり、蒸発器群４０全体で必要な比エンタルピ差が、凝縮水用熱交換器６を設けたことによってΔｈ３分少なくなるため、この比エンタルピ差Δｈ３分、蒸発器群４０のうちの空気下流側の蒸発器４Ｂで必要とする比エンタルピを下げることが可能となり、蒸発器４Ｂにおける冷却能力を抑えることができる。

以上説明したように、実施の形態３によれば、実施の形態１と同様のユニット動力低減効果が得られることに加え、空気の流れ方向の下流側の蒸発器４Ｂにおける除湿量を低減できるため、蒸発器群４０全体としての着霜量も抑制することが可能となる。例えば１２０馬力の一般的な冷凍空調装置では、ファン５から送り出された約４２℃のファン空気（点Ａ）を供給温度（目標温度）０℃まで冷却する場合に、本実施の形態３において空気上流側の冷凍サイクル（蒸発器４Ａ）での冷却能力を同じとして考えると、蒸発器４Ｂで発生する除湿量＝５４Ｌ／ｈ、比較例の除湿量＝６１Ｌ／ｈとなり、空気下流側の蒸発器４Ｂにて発生する除湿量を約１１％程度低減させることができる。これにより蒸発器４Ｂの着霜量を低減させることができる。

なお、ここでは、二段冷却の場合を例示して説明したが、二段よりも多い多段冷却方法でも同様の効果が得られる。

１、１Ａ、１Ｂ 圧縮機、２、２Ａ、２Ｂ 凝縮器、３、３Ａ、３Ｂ 膨張弁、４、４Ａ、４Ｂ 蒸発器、５ ファン、６ 凝縮水用熱交換器、７ 凝縮水タンク、４０ 蒸発器群。

Claims (5)

1. 圧縮機、凝縮器、減圧装置及び蒸発器を有し、冷媒が循環する冷凍サイクルと、
   前記蒸発器に空気を送風する送風装置と、
   前記蒸発器の空気上流側に配置され、前記蒸発器で発生した凝縮水と、前記送風装置によって送風される空気とが相互に混合しない独立した流路を通過して互いに熱交換する熱交換装置と
   を備えたことを特徴とする冷凍空調装置。
2. 圧縮機、凝縮器、減圧装置及び蒸発器を有し、冷媒が循環する複数の冷凍サイクルと、
   前記複数の冷凍サイクルの複数の前記蒸発器で構成される蒸発器群に空気を送風する送風装置と、
   前記蒸発器群の空気上流側に配置され、前記蒸発器群で発生した凝縮水と、前記送風装置によって送風される空気とが相互に混合しない独立した流路を通過して互いに熱交換する熱交換装置と
   を備えたことを特徴とする冷凍空調装置。
3. 前記熱交換装置によって得られる冷却能力分、前記複数の蒸発器のうち空気下流側の蒸発器の冷却能力を減らした構成とした
   ことを特徴とする請求項２記載の冷凍空調装置。
4. 前記熱交換装置は、前記凝縮水が通過する伝熱管を備えたフィンチューブ型熱交換器である
   ことを特徴とする請求項１〜請求項３の何れか一項に記載の冷凍空調装置。
5. 前記熱交換装置は、前記凝縮水が溜められるタンクである
   ことを特徴とする請求項１〜請求項３の何れか一項に記載の冷凍空調装置。

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