JP3540530B2

JP3540530B2 - Air conditioner

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Publication number: JP3540530B2
Application number: JP33358496A
Authority: JP
Inventors: 野哲夫佐; 合信夫川
Original assignee: Toshiba Carrier Corp
Current assignee: Toshiba Carrier Corp
Priority date: 1996-12-13
Filing date: 1996-12-13
Publication date: 2004-07-07
Anticipated expiration: 2016-12-13
Also published as: JPH10176867A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、臨界温度の低い代替冷媒を用いた空気調和装置における、運転効率向上のための熱交換器の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の空気調和装置の一般的な冷凍サイクルの例が、図１２に示されている。図１２において、冷凍サイクルは、圧縮機１、四方弁２、室外熱交換器３′、膨張弁４、及び室内熱交換器５′を、冷媒配管で順次連結した構造になっている。そして、図１２において、実線の矢印は暖房運転時の冷媒の流れ方向を示し、破線の矢印は冷房（又は除湿）運転時の冷媒の流れ方向を示している。すなわち、この空気調和装置は、上記四方弁２の切り換えで冷媒の流れ方向を変えることにより、暖房運転と冷房（又は除湿）運転とを切り換えることができるようになっている。
【０００３】
そして、冷房（又は除湿）運転時においては、室外熱交換器３′が凝縮器となり、室内熱交換器５′が蒸発器となる。一方、暖房運転時においては、これと反対に、室外熱交換器３′が蒸発器となり、室内熱交換器５′が凝縮器となる。また、これらの熱交換器３′，５′は、それぞれ伝熱管及び多数のフィン（図示せず）を有し、伝熱管内の冷媒が、空気等の流体と伝熱管及びフィンを介して熱交換を行うことにより、凝縮又は蒸発の相変化を行うようになっている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ここで、図１３には、Ｒ２２冷媒と後述するＲ４１０Ａ冷媒のＰ−ｈ（圧力−エンタルピー）線図であって、両者の２相平衡温度（縦軸方向）と５０℃の飽和蒸気点（横軸方向）とが一致するように合成したものが示されている。Ｒ２２を例にとって冷媒の一般的な性質について説明すれば、図１３に示すように、凝縮温度がＲ２２の臨界温度Ｔkx（約９６℃）に近づくに従って、飽和蒸気線（Ｔkxの右側）と飽和液線（Ｔkxの左側）とが接近して、伝熱効率のよい２相流領域（飽和蒸気線と飽和液線との間）が減少するとともに、後述する冷凍効果Ｑが減少して、運転効率が低下する。また、凝縮温度が臨界温度Ｔkxを超えるような場合は、単相状態の伝熱となって冷媒側の熱伝達率が著しく低下する。
【０００５】
すなわち、凝縮温度が臨界温度Ｔkxに近いか、又は臨界温度Ｔkxを超えるような条件では、凝縮器における凝縮熱交換量の減少によって、空気調和装置等の冷凍機器の運転効率が悪化してしまう。
【０００６】
ここで、従来のＲ２２等のＨＣＦＣ冷媒の代替冷媒として、より臨界温度の低い、Ｒ３２（ジフルオロメタン）とＲ１２５（ペンタフルオロエタン）との混合冷媒を用いる場合について説明する。まず、Ｒ３２の臨界温度は約７９℃であり、Ｒ１２５の臨界温度は約６６℃である。そして、Ｒ３２とＲ１２５とを５０wt％ずつ混合したＲ４１０Ａの臨界温度Ｔkyは約７０〜７７℃であるとされている（図１３では約７３℃としている）。
【０００７】
このＲ４１０Ａを空気調和装置の冷媒として用いる場合、一般に凝縮温度は、３５℃から最高周囲温度条件で６５℃まで、標準負荷条件では４０〜５５℃で設計される。そして、後者の凝縮温度４０〜５５℃を基準とすれば、凝縮温度と臨界温度との差は、Ｒ２２の場合で９６℃−（４０〜５５℃）＝４１〜５６℃であるのに対して、Ｒ４１０Ａの場合では７３℃−（４０〜５５℃）＝１８〜３３℃と、Ｒ２２の場合の約半分（４４〜５９％）の大きさになっている。
【０００８】
従って、冷媒にＲ４１０Ａを用いる場合は、Ｒ２２を用いる場合に比べて、凝縮温度が臨界温度に近くなり、熱伝達率が低下し冷凍効果が減少する傾向が強くなる。そして、このような傾向は、凝縮温度の高くなる条件（空気温度の高い状態）では、より顕著なものとなる。
【０００９】
ここで、図１４には、図１３と同様のＰ−ｈ線図上における、従来の空気調和装置の冷凍サイクルの例が示されている。図１４に示す冷凍サイクルのうち、Ａ→Ｃx,Ｃy は凝縮、Ｃx,Ｃy →Ｄx,Ｄy は膨張、Ｄx,Ｄy →Ｆは蒸発、Ｆ→Ａは圧縮の各工程にそれぞれ対応している。また、ΔＴx とΔＴy は、それぞれ凝縮器出口におけるＲ２２とＲ４１０Ａの過冷却度（＝飽和液温度−凝縮器出口温度）を表している。
【００１０】
そして、図１４から分かるように、Ｒ４１０Ａでは、高温域（図１４の上方の領域）の潜熱がＲ２２に比べて小さくなる。このため、両者の過冷却度ΔＴx,ΔＴy が同じ大きさであるとすると、Ｒ４１０Ａの場合の冷凍効果（冷媒のエンタルピー変化量）Ｑy が、Ｒ２２の場合の冷凍効果Ｑx より小さくなり、空気調和装置の冷凍能力Φ(kJ/h)（＝冷凍効果(kJ/kg) ×冷媒循環量(kg/h)）が低下する。
【００１１】
従って、このようなＲ４１０Ａを用いる場合の冷凍能力の低下を補うためには、凝縮器出口における過冷却度ΔＴy を大きくとれるようにすればよいことが分かる。そのためには、熱交換器自体を大型化したり、冷媒封入量を増加させたりする手段が考えられる。
【００１２】
しかし、これらの手段では、大型化によるコストの増大や、冷媒封入量の増加に伴う圧縮機の信頼性低下等の問題がある。また、冷媒の液相部分が増加するが、この液の単相部分では流速が低い上に、２相変化を伴う伝熱に比べて熱伝達率が低くなる。このため、全体としての改善効果は、それ程期待できない。
【００１３】
以上、従来の空気調和装置においてＲ４１０Ａ冷媒を用いる場合の問題点について説明したが、このことは、Ｒ３２、又はＲ３２を含むその他の混合冷媒や、二酸化炭素、又は二酸化炭素を含む混合冷媒といった、臨界温度が約９０℃以下の代替冷媒を用いる場合に共通する問題点となる。
【００１４】
本発明は、このような点を考慮してなされたものであり、熱交換器の大型化や冷媒封入量の増加を伴うことなく、冷凍能力を高め、臨界温度が９０℃以下の冷媒を用いる場合においても、優れた運転効率を発揮できる空気調和装置を提供することを主目的とする。
【００１５】
【課題を解決するための手段】
本発明は、冷媒を用いた空気調和装置であって、少なくとも、圧縮機、四方弁、室外熱交換器、電子膨張弁、及び室内熱交換器を、冷媒配管で順次連結してなる冷凍サイクルを備えるとともに、室内ファンと、この室内ファンを囲むように設けられた前記室内熱交換器とを有する室内機と、当該空気調和装置の運転を制御する制御手段と、を備え、冷媒として臨界温度が９０℃以下の冷媒を使用し、前記室外熱交換器と前記室内熱交換器とに、それぞれ冷媒の流れる伝熱管を有する空気調和装置において、前記室内熱交換器は、当該熱交換器が凝縮器となる暖房運転時の冷凍サイクルにおいて冷媒流れ方向上流側の第１の熱交換器と、この第１の熱交換器とは熱的に分離された、下流側の第２の熱交換器とを含み、前記第２の熱交換器は、前記第１の熱交換器に対して風上側に重なり合うように位置するとともに、その伝熱管の断面積を、前記第１の熱交換器の伝熱管の断面積より小さくし、前記制御手段は、前記室内熱交換器が蒸発器となる冷房運転時の冷凍サイクルによる空気調和装置の除湿運転時において、前記室内熱交換器の冷媒流れ方向の上流側となる第２の熱交換器内で冷媒の蒸発が終了するよう、前記圧縮機の運転周波数と前記電子膨張弁の弁開度とを制御することを特徴とする空気調和装置である。
【００１６】
この空気調和装置によれば、室内熱交換器は、当該熱交換器が凝縮器となる暖房運転時の冷凍サイクルにおける冷媒流れ方向の下流側の第２の熱交換器の伝熱管において、断面積の減少に伴って液相部分の冷媒の流速が増加し、乱流効果によって冷媒の伝熱が促進される。また、風上側の第２の熱交換器は、第１の熱交換器に対してより低温の空気で冷却することができるので、凝縮器の出口側における液相部分の冷媒の冷却が、より一層促進される。このことにより、凝縮器の出口側において、液相部分の冷媒の冷却が促進されるため、冷媒の過冷却度を大きくとることができる。
【００１７】
また、上記の制御手段による制御で、室内熱交換器が蒸発器となる空気調和装置の除湿運転時に、室内熱交換器の冷媒流れ方向の上流側となる第２の熱交換器の伝熱管において、伝熱が促進される。このことにより、第２の熱交換器内で冷媒の蒸発が終了しやすくなり、第１の熱交換器における冷媒の過熱を効果的に促進することができる。このため、室内熱交換器において、風上側の第２の熱交換器によって除湿された空気が、風下側の第１の熱交換器によって冷却されないようにし、空調空気の温度低下を効果的に抑制することができる。
【００２６】
【発明の実施の形態】
次に、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。図１乃至図１１は本発明による空気調和装置の実施の形態を示す図である。なお、図１に示す本発明の実施の形態において、図１２に示す従来例と同一の構成部分には同一符号を付して説明する。また、図５に示す本発明の実施の形態のＰ−ｈ線図上の冷凍サイクルにおいて、図１４に示す従来例のＰ−ｈ線図上の冷凍サイクルに対応する部分には同一符号を付し、重複する説明は省略する。
【００２７】
［第１の実施形態］
まず、図１乃至図５により本発明の第１の実施形態について説明する。図１において、空気調和装置は、圧縮機１、四方弁２、室外熱交換器３、電子膨脹弁４、及び室内熱交換器５を冷媒配管によって順次連結してなる冷凍サイクルを備えている。このうち、室外熱交換器３は、第１室外熱交換器（第１の熱交換器）６と第２室外熱交換器（第２の熱交換器）７とから成り、室内熱交換器５は、主室内熱交換器（第１の熱交換器）８と補助室内熱交換器（第２の熱交換器）９とから成っている。
【００２８】
なお、上記冷媒には、ＨＦＣ冷媒のＲ３２（ジフルオロメタン）とＲ１２５（ペンタフルオロエタン）とを５０wt％ずつ混合したＲ４１０Ａ（臨界温度約７３℃）が用いられている。
【００２９】
また、図１において、実線の矢印は暖房運転時の冷媒の流れ方向を示し、破線の矢印は冷房（又は除湿）運転時の冷媒の流れ方向を示している。すなわち、この空気調和装置は、上記四方弁２の切り換えで冷媒の流れ方向を変えることにより、暖房運転と冷房（又は除湿）運転とを切り換えることができるようになっている。
【００３０】
そして、冷房（又は除湿）運転時においては、室外熱交換器３が凝縮器となり、室内熱交換器５が蒸発器となる。一方、暖房運転時においては、これと反対に、室外熱交換器３が蒸発器となり、室内熱交換器５が凝縮器となる。従って、室外熱交換器３が凝縮器となる冷房（又は除湿）運転時においては、冷媒の流れ方向（破線の矢印）に対して第１室外熱交換器６が上流側、第２室外熱交換器７が下流側となる。また、室内熱交換器５が凝縮器となる暖房運転時においては、冷媒の流れ方向（実線の矢印）に対して主室内熱交換器８が上流側、補助室内熱交換器９が下流側となる。
【００３１】
また、空気調和装置は、制御部（制御手段）５０を備え、この制御部５０は、四方弁２と電子膨張弁４に接続されるとともに、インバータ回路５２を介して圧縮機１に接続されている。そして、制御部５０は、四方弁２の切り換えと電子膨張弁４の弁開度の制御を行うとともに、インバータ回路５２を介して圧縮機１の運転周波数を制御するようになっている。
【００３２】
次に、図２には空気調和装置の室内機の横断面が示されている。図２において、室内機は、上記室内熱交換器５を構成する主室内熱交換器８及び補助室内熱交換器９の他に、横流型の室内ファン１５と、これらの各室内熱交換器８, ９及び室内ファン１５を覆う前面パネル１０とを有している。
【００３３】
また、主室内熱交換器８は、室内ファン１５の前方に位置し円弧状断面を有する前方熱交換器８ａと、室内ファン１５の後上方に位置する上方熱交換器８ｂとから成り、室内ファン１５を囲むように逆Ｖ字状になっている。また、補助室内熱交換器９は上方熱交換器８ｂに対して、その上方側（風上側）に重なり合うように配置されている。
【００３４】
また、前面パネル１０には、前方熱交換器８ａに対応する前面吸込グリル１２と、補助室内熱交換器９及び上方熱交換器８ｂに対応する上面吸込グリル１３とが設けられている。また、前面パネル１０の前下方部分には空調空気の吹出口１１が設けられ、この吹出口１１にルーバ１４が設けられている。
【００３５】
そして、室内ファン１５の回転により、室内空気が前面吸込グリル１２及び上面吸込グリル１３から吸い込まれるようになっている。このうち、前面吸込グリル１２から吸い込まれた室内空気は、前方熱交換器８ａを通り、上面吸込グリル１３から吸い込まれた室内空気は、補助室内熱交換器９を通ってから上方熱交換器８ｂを通り、ともに空調空気として吹出口１１から吹き出されるようになっている。
【００３６】
ここで、図１及び図２に示すように、主室内熱交換器８及び補助室内熱交換器９は、それぞれ冷媒の流れる伝熱管８０及び９０を有している。そして、補助室内熱交換器９の伝熱管９０の径（断面積）は、主室内熱交換器８の伝熱管８０の径（断面積）より小さくなっている。
【００３７】
また、図２に示すように、主室内熱交換器８は、前方熱交換器８ａ及び上方熱交換器８ｂを構成するフィン８２ａ及びフィン８２ｂであって、互いに間隔をおいて積層した多数の板状フィン８２ａ, ８２ｂを有している。一方、補助室内熱交換器９は、主室内熱交換器８のフィン８２ａ, ８２ｂとは分離した、同様の多数の板状フィン９２を有している。すなわち、補助室内熱交換器９は、主室内熱交換器８とは熱的に分離されている。
【００３８】
次に、図３及び図４には、空気調和装置の室外機が示されている。図３及び図４において、室外機は、上記室外熱交換器３を構成する第１室外熱交換器６及び第２室外熱交換器７の他に、室外ファン２５と、これらの各室外熱交換器６, ７及び室外ファン２５を覆う室外機キャビネット２０とを有している。また、室外機は、図３に示すように上記圧縮機１を収納するとともに、図１に示す上記四方弁２、電子膨張弁４、制御部５０、及びインバータ回路５２を内蔵している。
【００３９】
ここで、上記第１室外熱交換器６は、室外機キャビネット２０の裏面板２１に対応する正面部６ａと、この正面部６ａの左端（圧縮機１の配置位置とは反対側の一端）から室外機キャビネット２０の左側板２３に対応して延びる左側面部６ｂとを有している。また、第２室外熱交換器７は、室外機キャビネット２０の裏面板２１に対応する平板形状をなすとともに、第１室外熱交換器６の正面部６ａに対向して、その外側（風上側）に平行に重なり合うように配置されている。また、上記室外ファン２５は、室外機キャビネット２０の表面板２２に対応して配置されている。
【００４０】
また、室外機キャビネット２０の裏面板２１及び左側板２３には、それぞれ外気吸入口が形成され、室外機キャビネット２０の表面板２２には、室外ファン２５に対応する吹出口２２ａ（図４参照）が形成されている。
【００４１】
そして、室外ファン２５の回転により、室外機キャビネット２０の裏面板２１及び左側板２３の外気吸入口から、室外空気が吸い込まれるようになっている。このうち、裏面板２１側の吸入口から吸い込まれた室外空気は、第２室外熱交換器７を通ってから第１室外熱交換器６の正面部６ａを通り、左側板２３側の吸入口から吸い込まれた室外空気は、第１室外熱交換器６の左側面部６ｂを通り、ともに表面板２２の吹出口２２ａから吹き出されるようになっている。
【００４２】
ここで、図１及び図４に示すように、第１室外熱交換器６及び第２室外熱交換器７は、それぞれ冷媒の流れる伝熱管６０, ７０を有している。そして、第２室外熱交換器７の伝熱管７０の径（断面積）は、第１室外熱交換器６の伝熱管６０の径（断面積）より小さくなっている。
【００４３】
また、図４に示すように、第１室外熱交換器６は、互いに間隔をおいて積層した多数の板状フィン６２を有している。一方、第２室外熱交換器７は、第１室外熱交換器６のフィン６２とは分離した、同様の多数の板状フィン７２を有している。すなわち、第１室外熱交換器６と第２室外熱交換器７とは熱的に分離されている。
【００４４】
次に、このような構成よりなる本実施形態の作用効果について説明する。本実施形態によれば、室外熱交換器３が凝縮器となる冷房運転時には、冷媒流れ方向の下流側の第２室外熱交換器７の伝熱管７０において、上流側の第１室外熱交換器６の伝熱管６０に対する断面積の減少に伴って、冷媒の流速が増加し、乱流効果によって液相部分の冷媒の伝熱が促進される。このことにより、凝縮器（室外熱交換器）３の出口側における液相部分の冷媒の冷却が促進される。
【００４５】
この場合、室外熱交換器３の第２室外熱交換器７が、室外熱交換器３が凝縮器となる場合の冷媒流れ方向の上流側の第１室外熱交換器６とは熱的に分離されているので、第２室外熱交換器７からの伝熱を防いで、第２室外熱交換器７を低温に保つことができる。また、第２室外熱交換器７が第１室外熱交換器６の正面部６ａに対して風上側に位置しているので、第２室外熱交換器７を第１室外熱交換器６に対してより低温の空気で冷却することができる。
【００４６】
以上のことにより、冷房運転時における凝縮器（室外熱交換器）３の出口側において、液相部分の冷媒の冷却が効果的に促進されるため、冷媒の過冷却度を従来より大きくとることができる。
【００４７】
一方、室内熱交換器５が凝縮器となる暖房運転時には、冷媒流れ方向の下流側の補助室内熱交換器９の伝熱管９０において、上流側の主室内熱交換器８の伝熱管８０に対する断面積の減少に伴って、冷媒の流速が増加し、乱流効果によって液相部分の冷媒の伝熱が促進される。
【００４８】
この場合、室内熱交換器３の補助室内熱交換器９が、室内熱交換器５が凝縮器となる場合の冷媒流れ方向の上流側の主室内熱交換器８とは熱的に分離されているので、主室内熱交換器８からの伝熱を防いで、補助室内熱交換器９を低温に保つことができる。また、補助室内熱交換器９が主室内熱交換器８の上方熱交換器８ｂに対して風上側に位置しているので、補助室内熱交換器９を主室内熱交換器８の上方熱交換器８ｂに対してより低温の空気で冷却することができる。
【００４９】
以上のことにより、暖房運転時における凝縮器（室内熱交換器）５の出口側において、液相部分の冷媒の冷却が効果的に促進されるため、冷媒の過冷却度を従来より大きくとることができる。
【００５０】
そして、図５に示すように、冷媒にＲ４１０Ａを用いる場合において、凝縮器の出口側における冷媒の過冷却度ΔＴy ′を従来の過冷却度ΔＴy より大きくとることにより、冷凍効果Ｑy ′を従来の冷凍効果Ｑy より大きくし、空気調和装置の冷凍能力Φ(kJ/h)（冷凍効果(kJ/kg) ×冷媒循環量(kg/h)）を高めることができる。このため、冷媒に臨界温度の低いＲ４１０Ａを用いる場合であっても、熱交換器３, ５の大型化や冷媒封入量の増加を伴うことなく、冷房運転時と暖房運転時の両方において、優れた運転効率を発揮することができる。
【００５１】
次に、室内熱交換器５が蒸発器となる除湿運転時における、空気調和装置の動作について説明する。図１において、制御手段５０は、空気調和装置の除湿運転時に、室内熱交換器５の冷媒流れ方向（破線の矢印）の上流側となる補助室内熱交換器９内で冷媒の蒸発が完了するような制御を行う。すなわち、制御手段５０は、圧縮機１の運転周波数を段階的に所定の最低運転周波数（例えば９Hz）まで低下させて冷媒の吐出量を絞ると同時に、補助室内熱交換器９内で冷媒の蒸発が完了し、主室内熱交換器８では冷媒が過熱域となるように、電子膨張弁４を制御する。
【００５２】
具体的には、主室内熱交換器８の温度Ｔc と補助室内熱交換器９の温度Ｔj との差ΔＴcj＝Ｔc −Ｔj が、圧縮機１の運転周波数に比例する所定値ΔＴcj1 となり、かつ温度Ｔj が吸込空気の露点温度以下となるよう、電子膨張弁４の弁開度が制御される。また、同時に制御手段５０は、吹出口１１から吹き出される風が短絡的に前面吸込グリル１２に吸い込まれるように、ルーバ１４を水平方向よりも上方に回動させ、室内ファン１５の回転を低速に保持する。
【００５３】
次に、このように制御される除湿運転時における作用効果について説明する。室内熱交換器５において、補助室内熱交換器９の伝熱管９０は、主室内熱交換器８の伝熱管８０に比べて、断面積が小さいために冷媒の流速が増加する。このことにより、空気調和装置の除湿運転時に、室内熱交換器５の冷媒流れ方向の上流側となる補助室内熱交換器９の伝熱管９０において、乱流効果によって液相部分の伝熱が促進される。従って、補助室内熱交換器９内で冷媒の蒸発が完了しやすくなり、上述したような主室内熱交換器８における冷媒の過熱を効果的に促進することができる。
【００５４】
このため、室内熱交換器５において、風上側の補助室内熱交換器９によって除湿された空気が、風下側の主室内熱交換器８の上方熱交換器８ｂによって冷却されないようにし、空調空気の温度低下を効果的に抑制することができる。すなわち、室温をほとんど低下させない快適な除湿運転を、極めて効果的に行うことができる。
【００５５】
［第２の実施形態］
次に、図６により、本発明の第２の実施形態について説明する。本実施形態は、上記第１の実施形態の主室内熱交換器８及び補助室内熱交換器９に代えて、主室内熱交換器８Ａ及び補助室内熱交換器９Ａを用いたものであり、その他の構成は図１乃至図４に示す上記第１の実施形態と同様である。
【００５６】
図６に示すように、本実施形態の主室内熱交換器８Ａは、その上方熱交換器８ｂ′が補助室内熱交換器９Ａと一体に形成されている。すなわち、上方熱交換器８ｂ′と補助室内熱交換器９Ａとは、多数の板状フィン８４を共有している。ただし、上方熱交換器８ｂ′と補助室内熱交換器９Ａとの間は、各板状フィン８４に形成された複数の熱分離スリットＳ１によって、熱的に分離されている。
【００５７】
本実施形態によれば、上記第１の実施形態と同様の作用効果が得られるとともに、主室内熱交換器８Ａの上方熱交換器８ｂ′が補助室内熱交換器９Ａと一体に形成されているので、室内熱交換器５（図１参照）全体の製造コストを低減することができる。
【００５８】
［第３の実施形態］
次に、図７により本発明の第３の実施形態について説明する。本実施形態は、上記第１の実施形態の主室内熱交換器８及び補助室内熱交換器９に代えて、主室内熱交換器８Ｂ及び補助室内熱交換器９Ｂを用いたものであり、その他の構成は図１乃至図４に示す上記第１の実施形態と同様である。
【００５９】
図７に示すように、本実施形態の主室内熱交換器８Ｂは、その上方熱交換器８ｂ″が補助室内熱交換器９Ｂと一体に形成されている。すなわち、上方熱交換器８ｂ″と補助室内熱交換器９Ｂとは、多数の板状フィン８２ｂを共有しているが、両者８ｂ″, ９Ｂの間は、各板状フィン８２ｂに形成された複数の熱分離スリットＳ２によって、熱的に分離されている。
【００６０】
この場合、本実施形態の上方熱交換器８ｂ″は、上記第１の実施形態の上方熱交換器８ｂが厚さ方向（空気通過方向）に２段に並べられた伝熱管８０を有しているのに対して、その半分の１段に並べられた伝熱管８０を有している。そして、一体となった上方熱交換器８ｂ″と補助室内熱交換器９Ａの全体の形状・寸法は、上記第１の実施形態の上方熱交換器８ｂとほぼ同じ形状・寸法となっている。
【００６１】
すなわち、本実施形態は、見方を変えれば、上記第１の実施形態の上方熱交換器８ｂの風上側の伝熱管８０を、より径の細い伝熱管９０に変え、フィン８２ｂの伝熱管９０に対応する部分と伝熱管８０に対応する部分との間に熱分離スリットＳ２を設けることにより、上記第１の実施形態の上方熱交換器８ｂの一部を補助室内熱交換器９Ｂとしたものと考えることもできる。
【００６２】
次に、このような構成よりなる本実施形態の作用効果について説明する。本実施形態によれば、主室内熱交換器８Ｂの容量が上記第１の実施形態の主室内熱交換器８の容量より若干少なくはなるが、上記第１の実施形態と同様の作用効果が得られるとともに、室内熱交換器５（図１参照）全体のコスト低減とコンパクト化を図ることができる。
【００６３】
［第４の実施形態］
次に、図８により本発明の第４の実施形態について説明する。図８に示す本実形態は、上記第１の実施形態の主室内熱交換器８及び補助室内熱交換器９に代えて、主室内熱交換器８Ｃ及び補助室内熱交換器９Ｃを用いたものであり、その他の構成は図１乃至図４に示す上記第１の実施形態と同様である。
【００６４】
図８に示すように、本実施形態の主室内熱交換器８Ｃは、その前方熱交換器８ａ′が補助室内熱交換器９Ｃと一体に形成されている。すなわち、前方熱交換器８ａ′と補助室内熱交換器９Ｃとは、多数の板状フィン８２ａを共有しているが、両者８ａ′, ９Ｃの間は、各板状フィン８２ａに形成された複数の熱分離スリットＳ３によって、熱的に分離されている。
【００６５】
この場合、本実施形態の前方熱交換器８ａ′は、上記第１の実施形態の前方熱交換器８ａの厚さ方向（空気通過方向）に２段に並べられた伝熱管８０のうち、風上側の段の一部の伝熱管８０に代えて、より径の細い伝熱管９０を設けた形になっている。そして、一体となった前方熱交換器８ａ′と補助室内熱交換器９Ｃの全体の形状・寸法は、上記第１の実施形態の前方熱交換器８ａとほぼ同じ形状・寸法となっている。
【００６６】
すなわち、本実施形態は、見方を変えれば、上記第１の実施形態の前方熱交換器８ａの風上側の一部の伝熱管８０を、より径の細い伝熱管９０に変え、フィン８２ａの伝熱管９０に対応する部分と伝熱管８０に対応する部分との間に熱分離スリットＳ３を設けることにより、上記第１の実施形態の前方熱交換器８ａの一部を補助室内熱交換器９Ｃとしたものと考えることもできる。
【００６７】
次に、このような構成よりなる本実施形態の作用効果について説明する。本実施形態によれば、主室内熱交換器８Ｃの容量が上記第１の実施形態の主室内熱交換器８の容量より若干少なくはなるが、上記第１の実施形態と同様の作用効果が得られるとともに、室内熱交換器５（図１参照）全体のコスト低減とコンパクト化を図ることができる。
【００６８】
［第５〜第７の実施形態］
次に、図９乃至図１１により、本発明の第５乃至第７の実施形態について説明する。図９乃至図１１に示す第５乃至第７の実施形態は、図３に示す上記第１の実施形態の室外機の第１室外熱交換器６又は第２室外熱交換器７に代えて、第１室外熱交換器６Ａ若しくは６Ｂ、又は第２室外熱交換器７Ａ若しくは７Ｂを設けたものである。そして、その他の構成は図１乃至図４に示す上記第１の実施形態、又は図６乃至図８に示す上記第２乃至第４の実施形態と同様である。
【００６９】
まず、図９に示す第５の実施形態の室外機は、図３に示す上記第１の実施形態の室外機の第１室外熱交換器６に代えて、第１室外熱交換器６Ａを設けたものである。この第１室外熱交換器６Ａは、室外機キャビネット２０の裏面板２１に対応するとともに第２室外熱交換器７に対して風下側に位置する正面部６ａと、この正面部６ａの左右両端から、それぞれ室外機キャビネット２０の左右両側板２３, ２４に対応すると共に延びる左右の側面部６ｂ, ６ｃとを有している。また、第１室外熱交換器６Ａの右側面部６ｃに対応すると共に、室外機キャビネット２０の右側板２４にも、外気吸入口が形成されている。
【００７０】
次に、図１０に示す第６の実施形態の室外機は、図３に示す上記第１の実施形態の室外機の第１室外熱交換器６に代えて、第１室外熱交換器６Ｂを設けるとともに、同じく第２室外熱交換器７に代えて、第２室外熱交換器７Ａを設けたものである。このうち、第１室外熱交換器６Ｂは、上記第１の実施形態の第２室外熱交換器７と同様、室外機キャビネット２０の裏面板２１に対応する平板形状をなしている。
【００７１】
また、第２室外熱交換器７Ａは、室外機キャビネット２０の裏面板２１に対応するとともに第１室外熱交換器６Ｂに対して風上側に位置する正面部７ａと、この正面部７ａの左端から室外機キャビネット２０の左側板２３に対応して延びる左側面部７ｂとを有している。
【００７２】
次に、図１１に示す第７の実施形態の室外機は、図１０に示す上記第６の実施形態の室外機の第２室外熱交換器７Ａに代えて、第２室外熱交換器７Ｂを設けたものである。この第２室外熱交換器７Ｂは、室外機キャビネット２０の裏面板２１に対応するとともに第１室外熱交換器６Ｂに対して風上側に位置する正面部７ａと、この正面部７ａの左右両端から、それぞれ室外機キャビネット２０の左右両側板２３, ２４に対応して延びる左右の側面部７ｂ, ７ｃとを有している。また、第２室外熱交換器７Ｂの右側面部７ｃに対応して、上記第５の実施形態と同様、室外機キャビネット２０の右側板２４にも、外気吸入口が形成されている。
【００７３】
なお、以上の第５乃至第７の実施形態において、図４に示す上記第１の実施形態の場合と同様、第１室外熱交換器６Ａ, ６Ｂは伝熱管６０を有し、第２室外熱交換器７, ７Ａ, ７Ｂは、第１室外熱交換器６Ａ, ６Ｂの伝熱管６０より径（断面積）の小さい伝熱管７０を有している。
【００７４】
次に、このような構成よりなる上記第５乃至第７の実施形態の作用効果について説明する。第５乃至第７のいずれかの実施形態によれば、上記第１の実施形態と同様の作用効果が得られるとともに、上記第１の実施形態の室外機に対して、室外熱交換器３（図１参照）全体の容量や、第１室外熱交換器６, ６Ａ, ６Ｂと第２室外熱交換器７, ７Ａ, ７Ｂとの容量バランス等を変えて、これらを調節することができる。
【００７５】
なお、以上の実施形態において、冷媒としてＲ４１０Ａを用いる場合について説明したが、本発明はこれに限られるものではなく、冷媒としてＲ３２（ジフルオロメタン）、若しくはＲ３２を含む混合冷媒、又は、二酸化炭素、若しくは二酸化炭素を含む混合冷媒等の臨界温度が９０℃以下の冷媒を用いても、同様の作用効果を得ることができる。
【００７６】
【発明の効果】
本発明によれば、凝縮器における液相部分の冷媒の冷却が促進されるため、冷媒の過冷却度を大きくとることにより、冷凍効果を従来より大きくし、空気調和装置の冷凍能力を高めることができる。このため、臨界温度が９０℃以下の冷媒を用いる場合においても、熱交換器の大型化や冷媒封入量の増加を伴うことなく、優れた運転効率を発揮することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明による空気調和装置の第１の実施形態における、冷凍サイクル及び回路構成の要部を示すブロック図。
【図２】図１に示す空気調和装置の室内機の横断面図。
【図３】図１に示す空気調和装置の室外機の水平断面図。
【図４】図３のIV−IV線断面図。
【図５】図１に示す空気調和装置の作用を示す図であって、Ｒ４１０Ａ冷媒のＰ−ｈ線図における冷凍サイクルを示す図。
【図６】本発明による空気調和装置の第２の実施形態における、室内機の横断面図。
【図７】本発明による空気調和装置の第３の実施形態における、室内機の横断面図。
【図８】本発明による空気調和装置の第４の実施形態における、室内機の横断面図。
【図９】本発明による空気調和装置の第５の実施形態における、室外機の水平断面図。
【図１０】本発明による空気調和装置の第６の実施形態における、室外機の水平断面図。
【図１１】本発明による空気調和装置の第７の実施形態における、室外機の水平断面図。
【図１２】従来の空気調和装置における、冷凍サイクルの構成を示すブロック図。
【図１３】Ｒ２２冷媒とＲ４１０Ａ冷媒のＰ−ｈ線図であって、両者の二相平衡温度（縦軸方向）と５０℃の飽和蒸気点（横軸方向）とが一致するように合成した図。
【図１４】図１３と同様のＲ２２冷媒及びＲ４１０Ａ冷媒のＰ−ｈ線図上における、従来の空気調和装置の冷凍サイクルの例を示す図。
【符号の説明】
１圧縮機
３室外熱交換器
４電子膨張弁（膨張機構）
５室内熱交換器
６, ６Ａ, ６Ｂ第１室外熱交換器（第１の熱交換器）
７, ７Ａ, ７Ｂ第２室外熱交換器（第２の熱交換器）
８, ８Ａ, ８Ｂ, ８Ｃ主室内熱交換器（第１の熱交換器）
８ａ, ８ａ′ 前方熱交換器
８ｂ, ８ｂ′, ８ｂ″ 上方熱交換器
９, ９Ａ, ９Ｂ, ９Ｃ補助室内熱交換器（第２の熱交換器）
５０制御部（制御手段）
６０, ７０, ８０, ９０伝熱管[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to an improvement in a heat exchanger for improving operation efficiency in an air conditioner using an alternative refrigerant having a low critical temperature.
[0002]
[Prior art]
FIG. 12 shows an example of a general refrigeration cycle of a conventional air conditioner. In FIG. 12, the refrigeration cycle has a structure in which a compressor 1, a four-way valve 2, an outdoor heat exchanger 3 ', an expansion valve 4, and an indoor heat exchanger 5' are sequentially connected by refrigerant piping. In FIG. 12, the solid arrows indicate the flow direction of the refrigerant during the heating operation, and the broken arrows indicate the flow direction of the refrigerant during the cooling (or dehumidification) operation. That is, the air conditioner can switch between the heating operation and the cooling (or dehumidification) operation by changing the flow direction of the refrigerant by switching the four-way valve 2.
[0003]
During the cooling (or dehumidifying) operation, the outdoor heat exchanger 3 'serves as a condenser, and the indoor heat exchanger 5' serves as an evaporator. On the other hand, during the heating operation, on the contrary, the outdoor heat exchanger 3 'serves as an evaporator, and the indoor heat exchanger 5' serves as a condenser. Each of the heat exchangers 3 'and 5' has a heat transfer tube and a large number of fins (not shown), and the refrigerant in the heat transfer tube exchanges heat with a fluid such as air via the heat transfer tube and the fins. By performing the exchange, a phase change of condensation or evaporation is performed.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
Here, FIG. 13 is a Ph (pressure-enthalpy) diagram of the R22 refrigerant and the R410A refrigerant described later, showing the two-phase equilibrium temperature (vertical direction) and the saturated vapor point (horizontal direction) of 50 ° C. (Axial direction) is shown. The general properties of the refrigerant will be described using R22 as an example. As shown in FIG. 13, as the condensing temperature approaches the critical temperature Tkx (about 96 ° C.) of R22, the saturated vapor line (to the right of Tkx) and the saturated liquid The line (to the left of Tkx) approaches and the two-phase flow region with good heat transfer efficiency (between the saturated vapor line and the saturated liquid line) decreases, and the refrigeration effect Q, which will be described later, decreases. descend. When the condensation temperature exceeds the critical temperature Tkx, heat is transferred in a single-phase state, and the heat transfer coefficient on the refrigerant side is significantly reduced.
[0005]
That is, under conditions where the condensing temperature is close to or exceeds the critical temperature Tkx, the operating efficiency of the refrigeration equipment such as an air conditioner is deteriorated due to a decrease in the amount of condensing heat exchange in the condenser.
[0006]
Here, a case will be described in which a mixed refrigerant of R32 (difluoromethane) and R125 (pentafluoroethane) having a lower critical temperature is used as an alternative refrigerant to the HCFC refrigerant such as the conventional R22. First, the critical temperature of R32 is about 79 ° C, and the critical temperature of R125 is about 66 ° C. The critical temperature Tky of R410A in which R32 and R125 are mixed by 50 wt% is said to be about 70 to 77 ° C (about 73 ° C in FIG. 13).
[0007]
When this R410A is used as a refrigerant of an air conditioner, the condensing temperature is generally designed from 35 ° C. to 65 ° C. under the maximum ambient temperature condition, and 40 to 55 ° C. under the standard load condition. On the basis of the latter condensation temperature of 40 to 55 ° C., the difference between the condensation temperature and the critical temperature is 96 ° C .− (40 to 55 ° C.) = 41 to 56 ° C. in the case of R22. , R410A is 73 ° C .- (40-55 ° C.) = 18-33 ° C., which is about half (44-59%) the size of R22.
[0008]
Therefore, when R410A is used as the refrigerant, the condensing temperature is closer to the critical temperature, the heat transfer coefficient is reduced, and the refrigeration effect is more likely to be reduced than when R22 is used. Such a tendency becomes more remarkable under the condition that the condensation temperature becomes high (the state where the air temperature is high).
[0009]
Here, FIG. 14 shows an example of a refrigeration cycle of a conventional air conditioner on a Ph diagram similar to FIG. In the refrigeration cycle shown in FIG. 14, A → Cx, Cy corresponds to the respective steps of condensation, Cx, Cy → Dx, Dy corresponds to expansion, Dx, Dy → F corresponds to evaporation, and F → A corresponds to compression. ΔTx and ΔTy represent the degree of supercooling of R22 and R410A at the condenser outlet (= saturated liquid temperature−condenser outlet temperature), respectively.
[0010]
As can be seen from FIG. 14, in R410A, the latent heat in the high temperature region (upper region in FIG. 14) is smaller than in R22. For this reason, assuming that the degrees of supercooling ΔTx and ΔTy are the same, the refrigeration effect (the amount of change in the enthalpy of the refrigerant) Qy in the case of R410A becomes smaller than the refrigeration effect Qx in the case of R22. Refrigeration capacity Φ (kJ / h) (= refrigeration effect (kJ / kg) × refrigerant circulation amount (kg / h)) decreases.
[0011]
Therefore, it can be seen that in order to compensate for such a decrease in refrigeration capacity when using R410A, it is sufficient to increase the degree of supercooling ΔTy at the condenser outlet. For this purpose, means for increasing the size of the heat exchanger itself or increasing the amount of charged refrigerant can be considered.
[0012]
However, these methods have problems such as an increase in cost due to an increase in size and a decrease in the reliability of the compressor due to an increase in the amount of charged refrigerant. In addition, although the liquid phase portion of the refrigerant increases, the single phase portion of the liquid has a low flow rate and a low heat transfer coefficient as compared with heat transfer involving two-phase change. Therefore, the improvement effect as a whole cannot be expected so much.
[0013]
As described above, the problem in the case of using the R410A refrigerant in the conventional air-conditioning apparatus has been described. However, this is because the critical refrigerant such as R32, or another mixed refrigerant including R32, carbon dioxide, or a mixed refrigerant including carbon dioxide is used. This is a common problem when using an alternative refrigerant having a temperature of about 90 ° C. or lower.
[0014]
The present invention has been made in view of such a point, without increasing the size of the heat exchanger and increasing the amount of refrigerant charged, increases the refrigeration capacity, and uses a refrigerant having a critical temperature of 90 ° C. or lower. Even in such a case, it is a main object to provide an air conditioner capable of exhibiting excellent operation efficiency.
[0015]
[Means for Solving the Problems]
The present invention is an air conditioner using a refrigerant, and includes a refrigeration cycle in which at least a compressor, a four-way valve, an outdoor heat exchanger, an electronic expansion valve, and an indoor heat exchanger are sequentially connected by refrigerant piping. And an indoor unit having an indoor fan, the indoor heat exchanger provided so as to surround the indoor fan, and control means for controlling the operation of the air conditioner. In an air conditioner using a refrigerant of 90 ° C. or less and having a heat transfer tube through which a refrigerant flows in the outdoor heat exchanger and the indoor heat exchanger, the indoor heat exchanger is a condenser. In the refrigeration cycle during the heating operation, the first heat exchanger on the upstream side in the refrigerant flow direction and the second heat exchanger on the downstream side, which is thermally separated from the first heat exchanger. Wherein the second heat exchanger comprises The first heat exchanger is positioned so as to overlap on the windward side, and a cross-sectional area of the heat transfer tube is smaller than a cross-sectional area of the heat transfer tube of the first heat exchanger. During the dehumidifying operation of the air conditioner by the refrigerating cycle during the cooling operation in which the indoor heat exchanger becomes an evaporator, the refrigerant evaporates in the second heat exchanger upstream of the refrigerant flow direction of the indoor heat exchanger. Controlling the operating frequency of the compressor and the valve opening of the electronic expansion valve so that the operation is completed.
[0016]
According to this air conditioner, the indoor heat exchanger has a cross-sectional area of the heat transfer tube of the second heat exchanger on the downstream side in the refrigerant flow direction in the refrigeration cycle during the heating operation in which the heat exchanger is a condenser. As the flow rate decreases, the flow velocity of the refrigerant in the liquid phase increases, and the heat transfer of the refrigerant is promoted by the turbulence effect. Further, since the second heat exchanger on the windward side can be cooled with lower-temperature air than the first heat exchanger, the cooling of the refrigerant in the liquid phase at the outlet side of the condenser is more efficient. It is further promoted. This promotes cooling of the refrigerant in the liquid phase portion on the outlet side of the condenser, so that the degree of supercooling of the refrigerant can be increased.
[0017]
In addition, under the control of the above-described control means, during the dehumidifying operation of the air conditioner in which the indoor heat exchanger becomes an evaporator, the heat transfer tube of the second heat exchanger that is on the upstream side in the refrigerant flow direction of the indoor heat exchanger. , Heat transfer is promoted. This makes it easier for the refrigerant to evaporate in the second heat exchanger, and effectively promotes overheating of the refrigerant in the first heat exchanger. For this reason, in the indoor heat exchanger, the air dehumidified by the second heat exchanger on the leeward side is prevented from being cooled by the first heat exchanger on the leeward side, and the temperature drop of the conditioned air is effectively suppressed. can do.
[0026]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Next, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. 1 to 11 are diagrams showing an embodiment of an air conditioner according to the present invention. In the embodiment of the present invention shown in FIG. 1, the same components as those in the conventional example shown in FIG. Further, in the refrigeration cycle on the Ph diagram of the embodiment of the present invention shown in FIG. 5, the portions corresponding to the refrigeration cycle on the Ph diagram of the conventional example shown in FIG. However, duplicate description will be omitted.
[0027]
[First Embodiment]
First, a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In FIG. 1, the air conditioner includes a refrigeration cycle in which a compressor 1, a four-way valve 2, an outdoor heat exchanger 3, an electronic expansion valve 4, and an indoor heat exchanger 5 are sequentially connected by refrigerant piping. The outdoor heat exchanger 3 includes a first outdoor heat exchanger (first heat exchanger) 6 and a second outdoor heat exchanger (second heat exchanger) 7, and the indoor heat exchanger 5 Consists of a main indoor heat exchanger (first heat exchanger) 8 and an auxiliary indoor heat exchanger (second heat exchanger) 9.
[0028]
As the refrigerant, R410A (critical temperature: about 73 ° C.) in which HFC refrigerant R32 (difluoromethane) and R125 (pentafluoroethane) are mixed at 50 wt% each is used.
[0029]
In FIG. 1, solid arrows indicate the flow direction of the refrigerant during the heating operation, and dashed arrows indicate the flow direction of the refrigerant during the cooling (or dehumidification) operation. That is, the air conditioner can switch between the heating operation and the cooling (or dehumidification) operation by changing the flow direction of the refrigerant by switching the four-way valve 2.
[0030]
During the cooling (or dehumidifying) operation, the outdoor heat exchanger 3 functions as a condenser, and the indoor heat exchanger 5 functions as an evaporator. On the other hand, during the heating operation, on the contrary, the outdoor heat exchanger 3 functions as an evaporator, and the indoor heat exchanger 5 functions as a condenser. Therefore, during the cooling (or dehumidification) operation in which the outdoor heat exchanger 3 serves as a condenser, the first outdoor heat exchanger 6 is on the upstream side with respect to the refrigerant flow direction (dashed arrow), and the second outdoor heat exchange is performed. The vessel 7 is on the downstream side. In the heating operation in which the indoor heat exchanger 5 is a condenser, the main indoor heat exchanger 8 is on the upstream side and the auxiliary indoor heat exchanger 9 is on the downstream side in the refrigerant flow direction (solid line arrow). Become.
[0031]
In addition, the air conditioner includes a control unit (control means) 50. The control unit 50 is connected to the four-way valve 2 and the electronic expansion valve 4, and is connected to the compressor 1 via the inverter circuit 52. I have. The control unit 50 switches the four-way valve 2 and controls the valve opening of the electronic expansion valve 4, and controls the operating frequency of the compressor 1 via the inverter circuit 52.
[0032]
Next, FIG. 2 shows a cross section of the indoor unit of the air conditioner. In FIG. 2, in addition to the main indoor heat exchanger 8 and the auxiliary indoor heat exchanger 9 that constitute the indoor heat exchanger 5, the indoor unit includes a horizontal flow type indoor fan 15 and each of these indoor heat exchangers 8. , 9 and a front panel 10 which covers the indoor fan 15.
[0033]
The main indoor heat exchanger 8 includes a front heat exchanger 8a located in front of the indoor fan 15 and having an arc-shaped cross section, and an upper heat exchanger 8b located behind and above the indoor fan 15. 15 is formed in an inverted V shape. Further, the auxiliary indoor heat exchanger 9 is disposed so as to overlap the upper heat exchanger 8b on the upper side (windward side).
[0034]
Further, the front panel 10 is provided with a front suction grill 12 corresponding to the front heat exchanger 8a, and a top suction grill 13 corresponding to the auxiliary indoor heat exchanger 9 and the upper heat exchanger 8b. An air outlet 11 for conditioned air is provided in a lower front part of the front panel 10, and a louver 14 is provided in the air outlet 11.
[0035]
Then, by the rotation of the indoor fan 15, the indoor air is sucked from the front suction grill 12 and the upper suction grill 13. Of these, the room air sucked from the front suction grill 12 passes through the front heat exchanger 8a, and the room air sucked from the top suction grill 13 passes through the auxiliary indoor heat exchanger 9 and then to the upper heat exchanger 8b. And both are blown out from the outlet 11 as conditioned air.
[0036]
Here, as shown in FIGS. 1 and 2, the main indoor heat exchanger 8 and the auxiliary indoor heat exchanger 9 have heat transfer tubes 80 and 90 through which a refrigerant flows, respectively. The diameter (cross-sectional area) of the heat transfer tube 90 of the auxiliary indoor heat exchanger 9 is smaller than the diameter (cross-sectional area) of the heat transfer tube 80 of the main indoor heat exchanger 8.
[0037]
Further, as shown in FIG. 2, the main indoor heat exchanger 8 is a fin 82a and a fin 82b constituting the front heat exchanger 8a and the upper heat exchanger 8b, and is composed of a large number of plates laminated at intervals. Fins 82a and 82b. On the other hand, the auxiliary indoor heat exchanger 9 has many similar plate-like fins 92 separated from the fins 82a and 82b of the main indoor heat exchanger 8. That is, the auxiliary indoor heat exchanger 9 is thermally separated from the main indoor heat exchanger 8.
[0038]
Next, FIGS. 3 and 4 show an outdoor unit of the air conditioner. In FIGS. 3 and 4, the outdoor unit includes an outdoor fan 25 in addition to the first outdoor heat exchanger 6 and the second outdoor heat exchanger 7 that constitute the outdoor heat exchanger 3. And an outdoor unit cabinet 20 for covering the outdoor fans 25. In addition, the outdoor unit houses the compressor 1 as shown in FIG. 3 and incorporates the four-way valve 2, the electronic expansion valve 4, the control unit 50, and the inverter circuit 52 shown in FIG.
[0039]
Here, the first outdoor heat exchanger 6 includes a front portion 6a corresponding to the back plate 21 of the outdoor unit cabinet 20 and a left end of the front portion 6a (an end opposite to the position where the compressor 1 is disposed). And a left side surface portion 6b extending corresponding to the left side plate 23 of the outdoor unit cabinet 20. The second outdoor heat exchanger 7 has a flat plate shape corresponding to the back plate 21 of the outdoor unit cabinet 20, and faces the front portion 6a of the first outdoor heat exchanger 6 and is outside (windward). Are arranged so as to overlap in parallel with each other. The outdoor fan 25 is arranged corresponding to the surface plate 22 of the outdoor unit cabinet 20.
[0040]
An outside air intake port is formed in each of the back plate 21 and the left side plate 23 of the outdoor unit cabinet 20, and an outlet 22 a corresponding to the outdoor fan 25 is formed in the front plate 22 of the outdoor unit cabinet 20 (see FIG. 4). Is formed.
[0041]
Then, by the rotation of the outdoor fan 25, the outdoor air is sucked in from the outside air inlets of the back plate 21 and the left side plate 23 of the outdoor unit cabinet 20. Of these, the outdoor air sucked in from the suction port on the back plate 21 passes through the second outdoor heat exchanger 7 and then through the front portion 6a of the first outdoor heat exchanger 6, and the suction port on the left plate 23 side. The outdoor air sucked from the outside passes through the left side portion 6b of the first outdoor heat exchanger 6, and is blown out from the outlet 22a of the surface plate 22 together.
[0042]
Here, as shown in FIGS. 1 and 4, the first outdoor heat exchanger 6 and the second outdoor heat exchanger 7 have heat transfer tubes 60 and 70, respectively, through which a refrigerant flows. The diameter (cross-sectional area) of the heat transfer tube 70 of the second outdoor heat exchanger 7 is smaller than the diameter (cross-sectional area) of the heat transfer tube 60 of the first outdoor heat exchanger 6.
[0043]
Further, as shown in FIG. 4, the first outdoor heat exchanger 6 has a large number of plate-like fins 62 stacked at intervals. On the other hand, the second outdoor heat exchanger 7 has many similar plate-like fins 72 separated from the fins 62 of the first outdoor heat exchanger 6. That is, the first outdoor heat exchanger 6 and the second outdoor heat exchanger 7 are thermally separated.
[0044]
Next, the operation and effect of this embodiment having such a configuration will be described. According to the present embodiment, during the cooling operation in which the outdoor heat exchanger 3 becomes a condenser, the upstream first outdoor heat exchanger is provided in the heat transfer tube 70 of the second outdoor heat exchanger 7 on the downstream side in the refrigerant flow direction. As the cross-sectional area of the heat transfer tube 6 decreases, the flow velocity of the refrigerant increases, and the heat transfer of the refrigerant in the liquid phase portion is promoted by the turbulence effect. Thereby, cooling of the refrigerant in the liquid phase portion on the outlet side of the condenser (outdoor heat exchanger) 3 is promoted.
[0045]
In this case, the second outdoor heat exchanger 7 of the outdoor heat exchanger 3 is thermally separated from the first outdoor heat exchanger 6 on the upstream side in the refrigerant flow direction when the outdoor heat exchanger 3 is a condenser. Therefore, heat transfer from the second outdoor heat exchanger 7 can be prevented, and the second outdoor heat exchanger 7 can be kept at a low temperature. Further, since the second outdoor heat exchanger 7 is located on the windward side with respect to the front part 6 a of the first outdoor heat exchanger 6, the second outdoor heat exchanger 7 is moved with respect to the first outdoor heat exchanger 6. Cooling with lower temperature air.
[0046]
As described above, since the cooling of the refrigerant in the liquid phase portion is effectively promoted at the outlet side of the condenser (outdoor heat exchanger) 3 during the cooling operation, the degree of supercooling of the refrigerant is set to be larger than before. Can be.
[0047]
On the other hand, during the heating operation in which the indoor heat exchanger 5 functions as a condenser, the heat transfer tube 90 of the upstream main indoor heat exchanger 8 is disconnected from the heat transfer tube 90 of the auxiliary indoor heat exchanger 9 on the downstream side in the refrigerant flow direction. As the area decreases, the flow velocity of the refrigerant increases, and the heat transfer of the refrigerant in the liquid phase portion is promoted by the turbulence effect.
[0048]
In this case, the auxiliary indoor heat exchanger 9 of the indoor heat exchanger 3 is thermally separated from the main indoor heat exchanger 8 on the upstream side in the refrigerant flow direction when the indoor heat exchanger 5 is a condenser. Therefore, heat transfer from the main indoor heat exchanger 8 can be prevented, and the auxiliary indoor heat exchanger 9 can be kept at a low temperature. Also, since the auxiliary indoor heat exchanger 9 is located on the windward side with respect to the upper heat exchanger 8b of the main indoor heat exchanger 8, the auxiliary indoor heat exchanger 9 is The cooler 8b can be cooled with cooler air.
[0049]
As described above, since the cooling of the refrigerant in the liquid phase portion is effectively promoted at the outlet side of the condenser (indoor heat exchanger) 5 during the heating operation, the degree of supercooling of the refrigerant is set to be larger than before. Can be.
[0050]
Then, as shown in FIG. 5, when R410A is used as the refrigerant, the refrigeration effect Qy 'is reduced by making the degree of supercooling .DELTA.Ty' of the refrigerant at the outlet side of the condenser larger than the conventional degree of supercooling .DELTA.Ty. The refrigeration effect Qy can be increased to increase the refrigeration capacity Φ (kJ / h) of the air conditioner (refrigeration effect (kJ / kg) x refrigerant circulation amount (kg / h)). Therefore, even when R410A having a low critical temperature is used as the refrigerant, it is excellent in both the cooling operation and the heating operation without increasing the size of the heat exchangers 3 and 5 and increasing the amount of charged refrigerant. Operating efficiency can be exhibited.
[0051]
Next, the operation of the air conditioner during the dehumidifying operation in which the indoor heat exchanger 5 functions as an evaporator will be described. In FIG. 1, during the dehumidifying operation of the air conditioner, the control unit 50 completes the evaporation of the refrigerant in the auxiliary indoor heat exchanger 9 which is upstream in the refrigerant flow direction (dashed arrow) of the indoor heat exchanger 5. Such control is performed. That is, the control unit 50 reduces the discharge amount of the refrigerant by gradually reducing the operation frequency of the compressor 1 to a predetermined minimum operation frequency (for example, 9 Hz), and simultaneously evaporates the refrigerant in the auxiliary indoor heat exchanger 9. Is completed, and the electronic expansion valve 4 is controlled in the main indoor heat exchanger 8 so that the refrigerant is in an overheated region.
[0052]
Specifically, the difference ΔTcj = Tc−Tj between the temperature Tc of the main indoor heat exchanger 8 and the temperature Tj of the auxiliary indoor heat exchanger 9 becomes a predetermined value ΔTcj1 proportional to the operating frequency of the compressor 1, and The valve opening of the electronic expansion valve 4 is controlled so that Tj is equal to or lower than the dew point temperature of the intake air. At the same time, the control means 50 rotates the louver 14 above the horizontal direction so that the wind blown out from the outlet 11 is sucked into the front suction grill 12 in a short-circuit manner, and the rotation of the indoor fan 15 is reduced at a low speed. To hold.
[0053]
Next, the operation and effect at the time of the dehumidifying operation controlled as described above will be described. In the indoor heat exchanger 5, since the heat transfer tube 90 of the auxiliary indoor heat exchanger 9 has a smaller cross-sectional area than the heat transfer tube 80 of the main indoor heat exchanger 8, the flow rate of the refrigerant increases. Thereby, during the dehumidifying operation of the air conditioner, the heat transfer in the liquid phase portion is promoted by the turbulent flow effect in the heat transfer tube 90 of the auxiliary indoor heat exchanger 9 that is upstream of the indoor heat exchanger 5 in the refrigerant flow direction. Is done. Therefore, the evaporation of the refrigerant in the auxiliary indoor heat exchanger 9 is easily completed, and the overheating of the refrigerant in the main indoor heat exchanger 8 as described above can be effectively promoted.
[0054]
For this reason, in the indoor heat exchanger 5, the air dehumidified by the auxiliary indoor heat exchanger 9 on the leeward side is prevented from being cooled by the upper heat exchanger 8b of the main indoor heat exchanger 8 on the leeward side. Temperature drop can be effectively suppressed. That is, a comfortable dehumidifying operation that hardly lowers the room temperature can be performed extremely effectively.
[0055]
[Second embodiment]
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the present embodiment, a main indoor heat exchanger 8A and an auxiliary indoor heat exchanger 9A are used instead of the main indoor heat exchanger 8 and the auxiliary indoor heat exchanger 9 of the first embodiment. Is similar to that of the first embodiment shown in FIGS.
[0056]
As shown in FIG. 6, in the main indoor heat exchanger 8A of the present embodiment, the upper heat exchanger 8b 'is formed integrally with the auxiliary indoor heat exchanger 9A. That is, the upper heat exchanger 8b 'and the auxiliary indoor heat exchanger 9A share many plate-like fins 84. However, the upper heat exchanger 8b 'and the auxiliary indoor heat exchanger 9A are thermally separated by a plurality of heat separation slits S1 formed in each plate fin 84.
[0057]
According to this embodiment, the same operation and effect as those of the first embodiment are obtained, and the upper heat exchanger 8b 'of the main indoor heat exchanger 8A is formed integrally with the auxiliary indoor heat exchanger 9A. Therefore, the manufacturing cost of the entire indoor heat exchanger 5 (see FIG. 1) can be reduced.
[0058]
[Third Embodiment]
Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the present embodiment, a main indoor heat exchanger 8B and an auxiliary indoor heat exchanger 9B are used instead of the main indoor heat exchanger 8 and the auxiliary indoor heat exchanger 9 of the first embodiment. Is similar to that of the first embodiment shown in FIGS.
[0059]
As shown in FIG. 7, in the main indoor heat exchanger 8B of this embodiment, the upper heat exchanger 8b ″ is formed integrally with the auxiliary indoor heat exchanger 9B. The auxiliary indoor heat exchanger 9B shares a large number of plate-like fins 82b, but a thermal separation slit S2 formed in each plate-like fin 82b provides a thermal connection between the two plate-like fins 82b. Are separated.
[0060]
In this case, the upper heat exchanger 8b ″ of the present embodiment includes the heat transfer tubes 80 in which the upper heat exchangers 8b of the first embodiment are arranged in two stages in the thickness direction (the air passage direction). On the other hand, it has the heat transfer tubes 80 arranged in one half of the half, and the overall shape and dimensions of the integrated upper heat exchanger 8b ″ and auxiliary indoor heat exchanger 9A are , And have substantially the same shape and dimensions as the upper heat exchanger 8b of the first embodiment.
[0061]
That is, in this embodiment, from a different viewpoint, the heat transfer tube 80 on the windward side of the upper heat exchanger 8b of the first embodiment is changed to a heat transfer tube 90 having a smaller diameter, and the heat transfer tube 90 of the fin 82b is changed to By providing the heat separation slit S2 between the corresponding portion and the portion corresponding to the heat transfer tube 80, a part of the upper heat exchanger 8b of the first embodiment is replaced with an auxiliary indoor heat exchanger 9B. You can also think.
[0062]
Next, the operation and effect of this embodiment having such a configuration will be described. According to the present embodiment, the capacity of the main indoor heat exchanger 8B is slightly smaller than the capacity of the main indoor heat exchanger 8 of the first embodiment, but the same operation and effect as those of the first embodiment are obtained. As a result, it is possible to reduce the cost and the size of the entire indoor heat exchanger 5 (see FIG. 1).
[0063]
[Fourth embodiment]
Next, a fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. The present embodiment shown in FIG. 8 uses a main indoor heat exchanger 8C and an auxiliary indoor heat exchanger 9C instead of the main indoor heat exchanger 8 and the auxiliary indoor heat exchanger 9 of the first embodiment. The other configuration is the same as that of the first embodiment shown in FIGS.
[0064]
As shown in FIG. 8, in the main indoor heat exchanger 8C of the present embodiment, the front heat exchanger 8a 'is formed integrally with the auxiliary indoor heat exchanger 9C. That is, the front heat exchanger 8a 'and the auxiliary indoor heat exchanger 9C share a large number of plate-like fins 82a, but a plurality of plate-like fins 82a are formed between the both 8a' and 9C. Are thermally separated by the heat separation slit S3.
[0065]
In this case, the front heat exchanger 8a 'of the present embodiment is one of the heat transfer tubes 80 arranged in two stages in the thickness direction (air passing direction) of the front heat exchanger 8a of the first embodiment. Instead of a part of the heat transfer tubes 80 in the upper stage, a heat transfer tube 90 having a smaller diameter is provided. The overall shape and dimensions of the integrated front heat exchanger 8a 'and auxiliary indoor heat exchanger 9C are substantially the same as those of the front heat exchanger 8a of the first embodiment.
[0066]
That is, in this embodiment, from a different point of view, a part of the heat transfer tube 80 on the windward side of the front heat exchanger 8a of the first embodiment is changed to a heat transfer tube 90 having a smaller diameter, and the transfer of the fins 82a is performed. By providing the heat separation slit S3 between the portion corresponding to the heat tube 90 and the portion corresponding to the heat transfer tube 80, a part of the front heat exchanger 8a of the first embodiment can be partially connected to the auxiliary indoor heat exchanger 9C. You can also think that it was done.
[0067]
Next, the operation and effect of this embodiment having such a configuration will be described. According to the present embodiment, the capacity of the main indoor heat exchanger 8C is slightly smaller than the capacity of the main indoor heat exchanger 8 of the first embodiment, but the same operation and effect as the first embodiment are obtained. As a result, it is possible to reduce the cost and the size of the entire indoor heat exchanger 5 (see FIG. 1).
[0068]
[Fifth to seventh embodiments]
Next, fifth to seventh embodiments of the present invention will be described with reference to FIGS. The fifth to seventh embodiments shown in FIGS. 9 to 11 are different from the first outdoor heat exchanger 6 or the second outdoor heat exchanger 7 of the outdoor unit of the first embodiment shown in FIG. The first outdoor heat exchanger 6A or 6B or the second outdoor heat exchanger 7A or 7B is provided. Other configurations are the same as those of the first embodiment shown in FIGS. 1 to 4 or the second to fourth embodiments shown in FIGS. 6 to 8.
[0069]
First, the outdoor unit of the fifth embodiment shown in FIG. 9 is provided with a first outdoor heat exchanger 6A instead of the first outdoor heat exchanger 6 of the outdoor unit of the first embodiment shown in FIG. It is a thing. The first outdoor heat exchanger 6A corresponds to the back plate 21 of the outdoor unit cabinet 20 and is located on the leeward side with respect to the second outdoor heat exchanger 7, and from the left and right ends of the front part 6a. And left and right side portions 6b and 6c corresponding to the left and right side plates 23 and 24 of the outdoor unit cabinet 20, respectively, and extending. Further, an outside air intake port is formed in the right side plate 24 of the outdoor unit cabinet 20 while corresponding to the right side surface portion 6c of the first outdoor heat exchanger 6A.
[0070]
Next, the outdoor unit according to the sixth embodiment shown in FIG. 10 includes a first outdoor heat exchanger 6B instead of the first outdoor heat exchanger 6 of the outdoor unit according to the first embodiment shown in FIG. A second outdoor heat exchanger 7 </ b> A is provided instead of the second outdoor heat exchanger 7. Of these, the first outdoor heat exchanger 6B has a flat plate shape corresponding to the back plate 21 of the outdoor unit cabinet 20, similarly to the second outdoor heat exchanger 7 of the first embodiment.
[0071]
Further, the second outdoor heat exchanger 7A corresponds to the back plate 21 of the outdoor unit cabinet 20 and is located on the windward side with respect to the first outdoor heat exchanger 6B, and from the left end of the front part 7a And a left side surface portion 7b extending corresponding to the left side plate 23 of the outdoor unit cabinet 20.
[0072]
Next, the outdoor unit according to the seventh embodiment shown in FIG. 11 includes a second outdoor heat exchanger 7B instead of the second outdoor heat exchanger 7A of the outdoor unit according to the sixth embodiment shown in FIG. It is provided. The second outdoor heat exchanger 7B corresponds to the back plate 21 of the outdoor unit cabinet 20 and is located on the windward side with respect to the first outdoor heat exchanger 6B. And left and right side portions 7b, 7c extending corresponding to the left and right side plates 23, 24 of the outdoor unit cabinet 20, respectively. Further, an outside air intake port is formed in the right side plate 24 of the outdoor unit cabinet 20 corresponding to the right side surface portion 7c of the second outdoor heat exchanger 7B as in the fifth embodiment.
[0073]
In the fifth to seventh embodiments, the first outdoor heat exchangers 6A and 6B have the heat transfer tubes 60 and the second outdoor heat exchanger, as in the case of the first embodiment shown in FIG. The exchangers 7, 7A, 7B have a heat transfer tube 70 having a smaller diameter (cross-sectional area) than the heat transfer tube 60 of the first outdoor heat exchangers 6A, 6B.
[0074]
Next, the operation and effect of the fifth to seventh embodiments having such a configuration will be described. According to any one of the fifth to seventh embodiments, the same operation and effect as those of the first embodiment can be obtained, and the outdoor heat exchanger 3 ( These can be adjusted by changing the overall capacity, the capacity balance between the first outdoor heat exchangers 6, 6A, 6B and the second outdoor heat exchangers 7, 7A, 7B, and the like.
[0075]
In the above embodiment, the case where R410A is used as the refrigerant has been described. However, the present invention is not limited to this, and R32 (difluoromethane) or a mixed refrigerant containing R32, or carbon dioxide, Alternatively, even when a refrigerant having a critical temperature of 90 ° C. or less, such as a mixed refrigerant containing carbon dioxide, is used, the same function and effect can be obtained.
[0076]
【The invention's effect】
According to the present invention, since the cooling of the refrigerant in the liquid phase portion in the condenser is promoted, by increasing the degree of supercooling of the refrigerant, the refrigeration effect is increased, and the refrigeration capacity of the air conditioner is increased. Can be. Therefore, even when a refrigerant having a critical temperature of 90 ° C. or less is used, excellent operation efficiency can be exhibited without enlarging the heat exchanger or increasing the amount of charged refrigerant.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a block diagram showing a main part of a refrigeration cycle and a circuit configuration in a first embodiment of an air conditioner according to the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view of the indoor unit of the air-conditioning apparatus shown in FIG.
3 is a horizontal sectional view of the outdoor unit of the air conditioner shown in FIG.
FIG. 4 is a sectional view taken along line IV-IV of FIG. 3;
FIG. 5 is a diagram showing an operation of the air conditioner shown in FIG. 1, and showing a refrigeration cycle in a Ph diagram of R410A refrigerant.
FIG. 6 is a cross-sectional view of an indoor unit in a second embodiment of the air conditioner according to the present invention.
FIG. 7 is a cross-sectional view of an indoor unit in a third embodiment of the air conditioner according to the present invention.
FIG. 8 is a cross-sectional view of an indoor unit in a fourth embodiment of the air conditioner according to the present invention.
FIG. 9 is a horizontal sectional view of an outdoor unit in a fifth embodiment of the air conditioner according to the present invention.
FIG. 10 is a horizontal sectional view of an outdoor unit in a sixth embodiment of the air conditioner according to the present invention.
FIG. 11 is a horizontal sectional view of an outdoor unit in a seventh embodiment of the air conditioner according to the present invention.
FIG. 12 is a block diagram showing a configuration of a refrigeration cycle in a conventional air conditioner.
FIG. 13 is a Ph diagram of the R22 refrigerant and the R410A refrigerant, and was synthesized so that the two-phase equilibrium temperature (vertical direction) and the saturated vapor point at 50 ° C. (horizontal axis) of the two refrigerants coincide. FIG.
FIG. 14 is a diagram showing an example of a refrigeration cycle of a conventional air conditioner on a Ph diagram of the R22 refrigerant and the R410A refrigerant similar to FIG.
[Explanation of symbols]
1 compressor
3 outdoor heat exchanger
4 Electronic expansion valve (expansion mechanism)
5 indoor heat exchanger
6, 6A, 6B 1st outdoor heat exchanger (1st heat exchanger)
7, 7A, 7B Second outdoor heat exchanger (second heat exchanger)
8, 8A, 8B, 8C Main indoor heat exchanger (first heat exchanger)
8a, 8a 'forward heat exchanger
8b, 8b ', 8b "upper heat exchanger
9, 9A, 9B, 9C Auxiliary indoor heat exchanger (second heat exchanger)
50 control unit (control means)
60, 70, 80, 90 heat transfer tubes

Claims

An air conditioner using a refrigerant,
At least, a compressor, a four-way valve, an outdoor heat exchanger, an electronic expansion valve, and an indoor heat exchanger, with a refrigeration cycle sequentially connected by refrigerant piping,
An indoor unit having an indoor fan and the indoor heat exchanger provided so as to surround the indoor fan,
Control means for controlling the operation of the air conditioner,
Comprising a refrigerant having a critical temperature of 90 ° C. or lower as a refrigerant, the outdoor heat exchanger and the indoor heat exchanger, and an air conditioner having a heat transfer tube through which a refrigerant flows,
The indoor heat exchanger is thermally separated from the first heat exchanger on the upstream side in the refrigerant flow direction in a refrigeration cycle during a heating operation in which the heat exchanger becomes a condenser. A downstream second heat exchanger,
The second heat exchanger is positioned so as to be overlapped on the windward side with respect to the first heat exchanger, and has a cross-sectional area of a heat transfer tube of the first heat exchanger. Smaller,
The control unit is configured to perform a second heat exchange on the upstream side in the refrigerant flow direction of the indoor heat exchanger during a dehumidifying operation of the air conditioner by a refrigeration cycle during a cooling operation in which the indoor heat exchanger becomes an evaporator. An air conditioner, wherein an operating frequency of the compressor and a valve opening of the electronic expansion valve are controlled so that the evaporation of the refrigerant in the vessel ends.