JP2015218954A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】過冷却度と過熱度を効果的に確保して、暖房性能低下と圧縮機への液バックを抑制することができる冷凍サイクル装置を提供する。【解決手段】圧縮機４、流路切換手段５、凝縮器６、絞り機構８、および蒸発器９が冷媒配管で順次接続され、冷媒が循環する冷媒回路を備え、冷媒回路は、凝縮器６から絞り機構８へ向かう冷媒と、蒸発器９から圧縮機４へ向かう冷媒とを、対向流で熱交換する内部熱交換器７を備え、内部熱交換器７は、内管と外管とからなる二重管構造を有し、内管は凝縮器６と絞り機構８との間に接続され、外管は蒸発器９と圧縮機４との間に接続されるものである。【選択図】図１

Description

本発明は、冷凍サイクル装置に関し、たとえば寒冷地向けの温水生成機である空気調和装置が有する冷媒回路に内部熱交換器を備えたものに関する。

従来の空気調和装置において、室内機と室外機とが冷媒配管で接続されており、冷媒配管の長さに応じて冷媒回路内の冷媒量を調整するものがある。この種の空気調和装置では、余剰冷媒を溜めるための圧力容器を備えている。

また、過冷却度の効率的な確保を目的に、冷媒回路内の圧縮機の吸入前に設けられたアキュムレータに、凝縮器後の配管を接続したことを特徴とする空気調和装置がある（たとえば、特許文献１参照）。

特開平９−１５２２０４号公報（たとえば、［００３１］〜［００３４］、図３、図４参照）

特許文献１に記載されているような従来の空気調和装置は、寒冷地で使用される場合は室外機が低外気温で使用されることが多く、圧縮機の吸入過熱度を確保できずに冷媒が圧縮機へ液バックして、圧縮機の故障を引き起こしてしまうという課題があった。

また、寒冷地では冷媒と水とを熱交換する凝縮器で水を高温にすることが求められるため、凝縮温度を高く設定する必要がある。しかし、凝縮温度を高く設定すると凝縮器の出入口間のエンタルピー差が減少し、暖房能力が低下してしまう。そこで、性能低下を抑制するため、十分な過冷却度を確保する必要があった。

また、冷媒配管の長さや運転状態の違いによって生じる冷媒回路内の冷媒量の変化に対応できるように、大型の圧力容器を備える必要があるが、大きなスペースが必要となる。そのため、室内機が大型化してしまい、材料費のコストアップ、室外機の重量増加による輸送費のコストアップなどを招いてしまうという課題があった。

本発明は、以上のような課題のうち少なくとも一つを解決するためになされたもので、過冷却度と過熱度を効果的に確保して、暖房性能低下と圧縮機への液バックを抑制することができる冷凍サイクル装置を提供することを目的としている。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、流路切換手段、凝縮器、絞り機構、および蒸発器が冷媒配管で順次接続され、冷媒が循環する冷媒回路を備え、該冷媒回路は、前記凝縮器から前記絞り機構へ向かう冷媒と、前記蒸発器から前記圧縮機へ向かう冷媒とを、対向流で熱交換する内部熱交換器を備え、該内部熱交換器は、内管と外管とからなる二重管構造を有し、前記内管は前記凝縮器と前記絞り機構との間に接続され、前記外管は前記蒸発器と前記圧縮機との間に接続されるものである。

本発明に係る冷凍サイクル装置によれば、冷媒回路に内部熱交換器を備え、凝縮器から絞り機構へ向かう冷媒と、蒸発器から圧縮機へ向かう冷媒とを、対向流で熱交換させることで、過冷却度と過熱度を効果的に確保して、暖房性能低下と圧縮機への液バックを抑制することができる。

本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。 図１に示す内部熱交換器の断面図である。 本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置のモリエル線図である。

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、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。

実施の形態．
図１は、本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。
本実施の形態では、冷凍サイクル装置として寒冷地向けの温水生成機である空気調和装置１を例に説明する。
空気調和装置１は、図１に示すように室外機２と水が流れる水配管３とを備えている。
室外機２は、圧縮機４、四方弁５、凝縮器であるプレート式熱交換器６、電子膨張弁８、および蒸発器９が冷媒配管で環状に順次接続され、冷媒が循環する冷媒回路を備えている。

なお、四方弁５は冷媒の流路を切り換えるためのものであるが、四方弁５に代えて二方弁や三方弁などを用いて流路を切り換えてもよい。
また、四方弁５は本発明の「流路切換手段」に相当する。

また、プレート式熱交換器６には水配管３が接続されており、プレート式熱交換器６において冷媒と水とが熱交換するように構成されている。

また、プレート式熱交換器６と電子膨張弁８との間、かつ、四方弁５と圧縮機４の吸入側との間には内部熱交換器７が設けられており、プレート式熱交換器６から電子膨張弁８へ向かう冷媒と、蒸発器９から圧縮機４へ向かう冷媒とを、対向流で熱交換するように構成されている。

なお、凝縮器はプレート式熱交換器６に限定されず、他の熱交換器を用いてもよい。
また、電子膨張弁８は本発明の「絞り機構」に相当する。

図２は、図１に示す内部熱交換器７の断面図である。
本実施の形態に係る内部熱交換器７は、内管１０と外管１１とからなる３セットの二重管構造を有し、内管１０は凝縮器であるプレート式熱交換器６と電子膨張弁８との間に接続され、外管１１は四方弁５と圧縮機４の吸入側との間に接続される。

内管１０には、外径が９．５２ｍｍの配管が用いられており、外管１１には、一辺の長さが２０ｃｍで外径が１５．８８ｍｍの配管が用いられている。
また、内管１０の下部は、液冷媒を溜めるＵ字形状の液溜め部１２が設けられており、一辺の長さが２０ｃｍで外径が１５．８８ｍｍの配管を１８０°曲げて形成されている。液溜め部１２の上方には、内管１０同士を接続してガス冷媒が通過する分配管１３が設けられており、外径は４．８ｍｍである。

図３は、本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置のモリエル線図である。
以下、暖房運転時の冷媒の流れについて図３を用いて説明する。
圧縮機４から吐出された高温高圧のガス冷媒（Ａ点）は、四方弁５を介して凝縮器であるプレート式熱交換器６を通過し、その際に水配管３を流れる水と熱交換し、その水に放熱して高温高圧の液冷媒（Ｂ点）となる。

その後、内部熱交換器７の構成部品の１つである内管１０を通過するが、その際に外管１１を流れる冷媒と熱交換し、その冷媒に放熱して過冷却される（Ｃ点）。
その後、電子膨張弁８で減圧された高温低圧の液冷媒（Ｄ点）は、蒸発器９を通過し、その際に空気と熱交換し、その空気から吸熱して低温低圧のガス冷媒（Ｅ点）となる。

その後、四方弁５を介して内部熱交換器７の構成部品の１つである外管１１を通過するが、その際に内管１０を流れる冷媒と熱交換し、その冷媒から吸熱して過熱された後（Ｆ点）、圧縮機４に戻る。

以上のように、凝縮器であるプレート式熱交換器６と電子膨張弁８との間に接続される内部熱交換器７の内管１０を流れる高温の冷媒と、四方弁５と圧縮機４の吸入側との間に接続される外管１１を流れる低温の冷媒とを対向流で熱交換させる。

そうすることで、図３に示すように凝縮器であるプレート式熱交換器６出口の過冷却度（ＳＣ）を確保して暖房性能の向上を図ることができる。また、圧縮機４の吸入過熱度（ＳＨ）を確保して圧縮機４への液バックを抑制し、信頼性の向上を図ることができる。

従来の空気調和装置では、冷媒が循環する冷媒回路を室内機と室外機とで構成しているため、室外機と室内機との組み合わせや接続する冷媒配管の長さによって余剰冷媒量が多く発生してしまう。そのため、その余剰冷媒を溜めることができる大型の圧力容器が必要となる。

しかし、本実施の形態に係る空気調和装置１によれば、冷媒が循環する冷媒回路を室外機２のみで構成しているため、冷媒配管の長さが変化せず、冷媒回路内の冷媒量が変化しない。

そのため、冷房運転、暖房運転などの運転状態の違いで発生する余剰冷媒のみを溜めることができるように内部熱交換器７の構造を工夫することで、圧力容器が不要となる。

そして、（大型の）圧力容器が不要であるため、室外機２を小型化でき、材料費のコストダウン、室外機２の重量低下による輸送費のコストダウンなどを実現することができる。

本実施の形態に係る空気調和装置１の室外機２では、冷房運転時の方が暖房運転時と比べて多くの冷媒を必要とする。これは、プレート式熱交換器６が鉄板で作られてＢＯＸ形状をしていることと、冷房運転時には低圧液状態で冷媒が入ってくることに起因してプレート式熱交換器６内に液冷媒が溜まりやすくなるためであり、冷媒量の差は最大で６８３ｃｃとなる。

本実施の形態では、内部熱交換器７の内管１０同士を繋ぐ配管には１８０°曲げた外径１５．８８ｍｍのものを使用しており、配管の肉厚１．０ｍｍとして計算すると図２に示す２ヶ所の液溜め部１２の容積の合計は６９５ｃｃとなり、暖房運転時に発生する余剰冷媒を溜めることが可能となる。

また、液溜め部１２の上方に内管１０同士を接続する分配管１３を設けることにより、液溜め部１２に液冷媒が溜まった状態でガス冷媒を通過させることができる。そして、溜まった余剰の液冷媒は電子膨張弁８の開度を調整することで冷媒回路内を循環する冷媒量の増減に利用され、温度センサ（図示せず）により検知される過冷却度が最適な値となるように制御される。

以上のように、本実施の形態に係る空気調和装置１によれば、内部熱交換器７の内管１０を流れる高温の冷媒と、外管１１を流れる低温の冷媒とを対向流で熱交換させることで、図３に示すように凝縮器であるプレート式熱交換器６出口の過冷却度を確保して暖房性能の向上を図ることができる。また、圧縮機４の吸入過熱度を確保して圧縮機４への液バックを抑制し、信頼性の向上を図ることができる。

また、アキュムレータやレシーバなどの（大型の）圧力容器が不要であるため、室外機２を小型化でき、材料費のコストダウン、室外機２の重量低下による輸送費のコストダウンなどを実現することができる。

１ 空気調和装置、２ 室外機、３ 水配管、４ 圧縮機、５ 四方弁、６ プレート式熱交換器、７ 内部熱交換器、８ 電子膨張弁、９ 蒸発器、１０ 内管、１１ 外管、１２ 液溜め部、１３ 分配管。

Claims (7)

1. 圧縮機、流路切換手段、凝縮器、絞り機構、および蒸発器が冷媒配管で順次接続され、冷媒が循環する冷媒回路を備え、
   該冷媒回路は、
   前記凝縮器から前記絞り機構へ向かう冷媒と、前記蒸発器から前記圧縮機へ向かう冷媒とを、対向流で熱交換する内部熱交換器を備え、
   該内部熱交換器は、
   内管と外管とからなる二重管構造を有し、
   前記内管は前記凝縮器と前記絞り機構との間に接続され、
   前記外管は前記蒸発器と前記圧縮機との間に接続される
   ことを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記内管の下部に、液冷媒が溜まるＵ字形状の液溜め部が設けられている
   ことを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記液溜め部の上方に、前記内管同士を接続しガス冷媒が通過する分配管が設けられている
   ことを特徴とする請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記内管は外径が９．５２ｍｍであり、前記外管は、一辺の長さが２０ｃｍで外径が１５．８８ｍｍであり、前記液溜め部は、一辺の長さが２０ｃｍで外径が１５．８８ｍｍの配管を１８０°曲げて形成されており、前記分配管は、外径が４．８ｍｍである
   ことを特徴とする請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記冷媒回路を室内機に備えた
   ことを特徴とする請求項１〜４のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記冷媒回路は、
   前記圧縮機と前記凝縮器との間、かつ、前記蒸発器と前記内部熱交換器との間に流路切換手段を備えた
   ことを特徴とする請求項１〜５のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記凝縮器は、プレート式熱交換器である
   ことを特徴とする請求項１〜６のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。

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