JP3874623B2 - Heat pump and dehumidifying air conditioner - Google Patents
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Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ヒートポンプ及び除湿空調装置、特に動作係数(COP)の高いヒートポンプ及びこのようなヒートポンプを備え、エネルギー消費量当たりの除湿能力の高い除湿空調装置に関するものである。
【0002】
【従来の技術】
従来の空調システムの構成を図9に示す。図9に示すように、従来の除湿空調装置は、冷媒を圧縮する圧縮機201と、圧縮機201により圧縮された冷媒を外気OAで凝縮する凝縮器202と、凝縮された冷媒を膨張弁203で減圧し冷媒を蒸発させて空調空間100からの処理空気を露点温度以下に冷却する蒸発器204と、この露点以下に冷却された処理空気を、凝縮器202の下流側で膨張弁203の上流側の冷媒で再熱する再熱器205とを備えている。これら圧縮機201、凝縮器202、再熱器205、膨張弁203及び蒸発器204によって、蒸発器204を流れる処理空気から凝縮器202を流れる外気OAに熱を汲み上げるヒートポンプHPが構成されている。
【0003】
図10は、従来の除湿空調装置において、冷媒としてHFC134aを用いた場合のヒートポンプHPのモリエ線図である。図10において、点aは蒸発器204で蒸発した冷媒の状態を示しており、このときの冷媒は飽和ガスの状態にある。冷媒の圧力は0.34MPa、温度は5℃、エンタルピは400.9kJ/kgである。点bはガスを圧縮機201で吸込圧縮した状態、即ち圧縮機201の吐出口での状態を示しており、このときの冷媒は過熱ガスの状態にある。
【0004】
点bの状態にある冷媒ガスは、凝縮器202内で冷却され、点cで示される状態に至る。このときの冷媒は飽和ガスの状態であり、その圧力は0.94MPa、温度は38℃である。冷媒はこの圧力下で更に冷却され凝縮して点dで示される状態に至る。このときの冷媒は飽和液の状態であり、その圧力と温度は点cにおける圧力及び温度と同じである。このときのエンタルピは250.5kJ/kgである。
【0005】
この冷媒液は、膨張弁203で減圧され、温度5℃の飽和圧力である0.34MPaまで減圧されて点eで示される状態に至る。点eの状態における冷媒は、5℃の冷媒液とガスの混合物として蒸発器204に至り、蒸発器204において処理空気から熱を奪い、蒸発して、点aで示される状態の飽和ガスとなる。この飽和ガスは再び圧縮機201に吸入され、上述したサイクルが繰り返される。
【0006】
図11は、従来の除湿空調装置における空調サイクルを示す湿り空気線図である。図11において、符号K、L、Mは、図9においてそれぞれの符号を付した経路状態に対応している。図11に示すように、従来の除湿空調装置において、空調空間100からの空気(状態K)は、蒸発器204で露点温度以下に冷却され、乾球温度が低下すると共に絶対湿度が低下して状態Lに至る。この状態Lは湿り空気線図において飽和線上にある。状態Lの空気は再熱器205で再熱され、絶対湿度一定のまま乾球温度が上昇して状態Mに至り、空調空間100に供給される。この状態Mは、状態Kと比べて絶対湿度、乾球温度共に低い。
【0007】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述した従来の除湿空調装置においては、露点までの冷却量が多いためヒートポンプの蒸発器における冷凍効果のうち30%程度が顕熱負荷を奪うのに消費され、電力消費量当たりの除湿能力(除湿性能)が低かった。また、ヒートポンプの圧縮機として単段圧縮機を用いる場合には、1段圧縮の圧縮式冷凍サイクルになり、動作係数(COP)が低く、除湿量当たりの電力消費量が大きかった。
【0008】
本発明は、このような従来技術の問題点に鑑みてなされたもので、動作係数(COP)の高いヒートポンプ及びエネルギー消費量当たりの除湿能力の高い除湿空調装置を提供することを目的とする。
【0009】
【課題を解決するための手段】
このような従来技術における問題点を解決するために、本発明の一態様は、冷媒を昇圧する昇圧機と、上記冷媒を凝縮させて高熱源流体を加熱する凝縮器と、上記冷媒を蒸発させて低熱源流体を冷却する蒸発器と、上記凝縮器と上記蒸発器との間の冷媒経路中に設けられ、上記凝縮器の凝縮温度と上記蒸発器の蒸発温度との中間の温度で冷媒を加熱して上記低熱源流体を冷却する第1の熱交換手段と、上記凝縮器と上記蒸発器との間の冷媒経路中に設けられ、上記凝縮器の凝縮温度と上記蒸発器の蒸発温度との中間の温度で冷媒を冷却して上記低熱源流体を加熱する第2の熱交換手段と、上記第1の熱交換手段と上記蒸発器と上記第2の熱交換手段とをこの順番で接続する低熱源流体経路と、上記第2の熱交換手段を通過した冷媒を上記第1の熱交換手段に流す還流経路とを備えたことを特徴とするヒートポンプである。
【0010】
また、本発明の他の一態様は、冷媒を昇圧する昇圧機と、上記冷媒を凝縮させて高熱源流体を加熱する凝縮器と、上記冷媒を蒸発させて処理空気を露点温度以下まで冷却する蒸発器と、上記凝縮器と上記蒸発器との間の冷媒経路中に設けられ、上記凝縮器の凝縮温度と上記蒸発器の蒸発温度との中間の温度で冷媒を加熱して上記処理空気を冷却する第1の熱交換手段と、上記凝縮器と上記蒸発器との間の冷媒経路中に設けられ、上記凝縮器の凝縮温度と上記蒸発器の蒸発温度との中間の温度で冷媒を冷却して上記処理空気を加熱する第2の熱交換手段と、上記第1の熱交換手段と上記蒸発器と上記第2の熱交換手段とをこの順番で接続する処理空気経路と、上記第2の熱交換手段を通過した冷媒を上記第1の熱交換手段に流す還流経路とを備えたことを特徴とする除湿空調装置である。
【0011】
このような構成により、蒸発器での冷却の前に第1の熱交換手段において低熱源流体を予冷でき、その予冷の熱を使って、蒸発器での冷却の後に第2の熱交換手段において低熱源流体を加熱し、また、処理空気を低熱源とし、蒸発器で処理空気を露点温度以下に冷却するようにすれば、除湿量当たりのエネルギー消費量が小さい除湿空調装置を提供することが可能となる。
【0012】
また、冷媒を顕熱変化させて熱交換を行うことができるので、蒸発器で利用できるエンタルピ差を大きくすることができ、冷凍効果を向上し、ひいては除湿能力を高めることができる。
【0013】
【発明の実施の形態】
以下、本発明に係る除湿空調装置の第1の実施形態について図1乃至図5を参照して説明する。図1は第1の実施形態における空調システムの全体構成を示す図、図2は第1の実施形態における除湿空調装置内のフローを模式的に示す図である。本実施形態における除湿空調装置は、空調空間100内の空気(処理空気)RAをその露点温度以下に冷却して除湿するものであり、内部にヒートポンプHP1を含んでいる。除湿空調装置によって湿度が下げられた処理空気SAが空調空間100に戻されることによって、空調空間100が快適な環境に維持される。
【0014】
除湿空調装置は、図1に示すように、空調空間100内に設置される室内機10と、空調空間100の外部(室外)に設置される室外機20とから基本的に構成されている。除湿空調装置の室内機10は、冷媒を蒸発させる冷媒蒸発器1と、冷媒と処理空気との間で熱交換を行う熱交換器2と、処理空気を循環するための送風機3とを備えている。熱交換器2は、蒸発器1に流入する前後の処理空気同士の間で、冷媒を介して間接的に熱交換を行うものであり、冷媒を加熱して処理空気を冷却する第1の熱交換部21と、冷媒を冷却して処理空気を加熱する第2の熱交換部22とを備えている。また、除湿空調装置の室外機20は、冷媒を圧縮する昇圧機4と、冷媒を冷却して凝縮させる冷媒凝縮器5と、冷却空気を送風するための送風機6とを備えている。
【0015】
処理空気が流通する経路(処理空気経路)は、図2に示すように、空調空間100と熱交換器2の第1の熱交換部21とを接続する経路30と、第1の熱交換部21と蒸発器1とを接続する経路31と、蒸発器1と熱交換器2の第2の熱交換部22とを接続する経路32と、第2の熱交換部22と送風機3とを接続する経路33と、送風機3と空調空間100とを接続する経路34とから構成されている。このような処理空気経路によって、熱交換器2の第1の熱交換部21と蒸発器1と熱交換器2の第2の熱交換部22とが順番に接続されている。
【0016】
一方、冷媒が流通する冷媒経路は、図2に示すように、蒸発器1と昇圧機4とを接続する経路40と、昇圧機4と凝縮器5とを接続する経路41と、凝縮器5と熱交換器2とを接続する経路42と、熱交換器2と蒸発器1とを接続する経路43と、熱交換器2を通過した冷媒を熱交換器2を通過する前の冷媒に合流させる還流経路44とから構成されている。還流経路44には、冷媒を循環させるポンプ45が設けられている。また、熱交換器2内において冷媒経路は第2の熱交換部22と第1の熱交換部21とをそれぞれ交互に貫通しており、第1の熱交換部21内には、冷媒を加熱することによって第1の熱交換部21を流れる空気Kを冷却する冷媒加熱セクション61が形成され、第2の熱交換部22内には、冷媒を冷却することによって第2の熱交換部22を流れる空気Lを加熱する冷媒冷却セクション62が形成されている。また、第2の熱交換部22の下流側の冷媒経路43には絞り51が配置されている。この絞り51として、例えば、オリフィス、キャピラリチューブ、膨張弁などを用いることができる。
【0017】
また、凝縮器5には、経路46を介して冷却空気としての外気OAが導入される。この外気OAは凝縮する冷媒から熱を奪い、加熱された外気は経路47を経由して送風機6に吸い込まれ、経路48を経由して屋外に排出される(EX)。
【0018】
図3は、図2の除湿装置の熱交換器2内の冷媒経路を示す拡大図である。冷媒加熱セクション61と冷媒冷却セクション62とを含んで構成される冷媒経路は、第1の熱交換部21と第2の熱交換部22とを交互に繰り返し貫通する。即ち、熱交換器2内の冷媒経路は、図3に示すように、凝縮器5側から順番に、冷媒加熱セクション61a、冷媒冷却セクション62a及び62b、冷媒加熱セクション61b及び61c、冷媒冷却セクション62c及び62d、冷媒加熱セクション61d及び61e、冷媒冷却セクション62eを有している。
【0019】
ここで、蒸発器1を通過する前の空気Kを流す第1の熱交換部21と、蒸発器1を通過した後の空気Lを流す第2の熱交換部22とは、別々の直方体空間に収容されている。これらの直方体空間内には、空気の流れに直交する面に複数本の熱交換チューブが冷媒経路として平行に配置されている。第1の熱交換部21と第2の熱交換部22とは、隔壁23と隔壁24とが隣接してそれぞれ設けられており、熱交換チューブはこの2つの隔壁23、24を貫通して設けられている。熱交換器2は、別の形態として1つの直方体の空間を1つの隔壁で分割して、熱交換チューブがこの隔壁を貫通して、第1の熱交換部と第2の熱交換部とを交互に貫通するように構成してもよい。
【0020】
冷媒加熱セクション61bと冷媒加熱セクション61cの端部、冷媒加熱セクション61dと冷媒加熱セクション61eの端部はそれぞれUチューブ(ユーチューブ)63によって接続されている。同様に、冷媒冷却セクション62aと冷媒冷却セクション62bの端部、冷媒冷却セクション62cと冷媒冷却セクション62dの端部もそれぞれUチューブ64によって接続されている。このような構成によって、冷媒経路42において、冷媒加熱セクション61aから冷媒冷却セクション62aに向かって流れた冷媒は、Uチューブ64により冷媒冷却セクション62bに導かれる。冷媒冷却セクション62bに導かれた冷媒は、更に冷媒加熱セクション61bに流入し、Uチューブ63により冷媒加熱セクション61cに導入され、更に冷媒冷却セクション62cに流入する。このように熱交換器2内の冷媒経路は蛇行する細管群により構成され、この細管群は蛇行しながら第1の熱交換部21と第2の熱交換部22内部を通過し、温度の高い空気と温度の低い空気に交互に接触するようになっている。
【0021】
なお、図1及び図2に示すように、除湿空調装置の室内機10の内部にはドレンパン7が設けられているが、このドレンパン7は蒸発器1だけでなく、熱交換器2の下方もカバーするように設けるのが好ましい。熱交換器2の第1の熱交換部21においては処理空気を主として予冷するが、一部の水分はここで結露することがあるので、特に第1の熱交換部21の下方に設けるのが好ましい。
【0022】
次に、各機器間の冷媒の流れについて図2及び図3を参照して説明する。
昇圧機4により圧縮された冷媒ガスは、昇圧機4の吐出口に接続された冷媒ガス配管41を経由して凝縮器5に導かれ、冷却空気としての外気OAで冷却され凝縮する。凝縮器5を出た冷媒液は、還流経路44を介して供給される冷媒液と合流して第1の熱交換部21の冷媒加熱セクション61aに至り、ここで冷媒液は冷媒加熱セクション61aのチューブの内壁を濡らすように流れる。この冷媒加熱セクション61aには液相の冷媒が流入する。冷媒液が冷媒加熱セクション61aを流れる間に、蒸発器1に流入する前の処理空気が冷却(予冷)され、冷媒液自身は加熱される。
【0023】
熱交換器2内の冷媒経路は一連のチューブにより構成されているので、上記冷媒加熱セクション61aにおいて加熱された冷媒液は冷媒冷却セクション62aに流入する。冷媒冷却セクション62aでは、蒸発器1で冷却除湿され、冷媒加熱セクション61aの処理空気よりも温度の低くなった処理空気が加熱(再熱)され、冷媒自身は熱を奪われながら、次の冷媒冷却セクション62bに流入する。冷媒は、冷媒冷却セクション62bを流れる間に、低温の処理空気で更に熱を奪われて冷却される。
【0024】
次に、冷媒液は、次の冷媒加熱セクション61b及びこれに続く冷媒加熱セクション61cに流入し、上記と同様にして蒸発器1に流入する前の処理空気が冷却(予冷)される。更に冷媒冷却セクション62c及び冷媒冷却セクション62dに冷媒液が流入して処理空気が加熱(再熱)される。このように、冷媒は液相の状態で熱交換器内の冷媒経路を流れ、蒸発器1で冷却される前の処理空気と、蒸発器1で冷却されて絶対湿度を低下させた処理空気との間で間接的に熱交換が行われる。
【0025】
最後の冷媒冷却セクション62eにおいて冷却された冷媒液は、ポンプ45によって還流経路44に導かれる流れと、第2の熱交換部22の下流側に配置された絞り51に向かう流れとに分かれる。ポンプ45によって還流経路44に導かれた冷媒液は、上述したように、第1の熱交換部21に流入する前の冷媒液と合流し、再び冷媒加熱セクション61及び冷媒冷却セクション62において加熱と冷却が行われる。一方、絞り51に至った冷媒液は、この絞り51で減圧され膨張して温度が下がる。そして、冷媒は蒸発器1に至り、この蒸発器1において蒸発する。この冷媒の蒸発熱で第1の熱交換部21を通った処理空気Xが冷却される。蒸発器1で蒸発してガス化した冷媒は、昇圧機4の吸込側に導かれる。そして、上述のサイクルが繰り返される。
【0026】
次に、本実施形態における除湿空調装置に含まれるヒートポンプHP1の作用について説明する。図4は図2の除湿空調装置に含まれるヒートポンプHP1の冷媒モリエ線図である。なお、図4に示す線図においては、冷媒としてHFC134aを用いており、横軸にエンタルピ、縦軸に圧力が取られている。HFC134aに限らず、HFC407CやHFC410Aを冷媒として利用することもでき、これらの冷媒を用いた場合には、作動圧力領域がHFC134aの場合よりも高圧側にシフトする。
【0027】
図4において、点aは図2の蒸発器1で蒸発した冷媒の状態を示しており、このときの冷媒は飽和ガスの状態にある。冷媒の圧力は0.350MPa、温度は5℃、エンタルピは401.5kJ/kgである。点bはこのガスを昇圧機4で吸込圧縮した状態、即ち昇圧機4の吐出口での状態を示しており、このときの冷媒は、圧力が0.963MPaであり、過熱ガスの状態にある。
【0028】
点bの状態にある冷媒ガスは、凝縮器5内で冷却され、点cで示される状態に至る。このときの冷媒は飽和ガスの状態であり、その圧力は0.963MPa、温度は38℃である。冷媒はこの圧力下で更に冷却され凝縮して点dで示される状態に至る。このときの冷媒は飽和液の状態であり、その圧力と温度は点cにおける圧力及び温度と同じである。このときのエンタルピは253.4kJ/kgである。
【0029】
この冷媒液は、還流経路44を介して供給される冷媒液と合流した後、第1の熱交換部21の冷媒加熱セクション61aに流入する。このときの状態は点eで示されており、過冷却液の状態となっている。そして、冷媒加熱セクション61a内で、凝縮器5における冷媒の凝縮温度と蒸発器1における冷媒の蒸発温度との中間の温度で冷媒液が加熱される。
【0030】
そして、この冷媒液は、冷媒冷却セクション62a及び62bに流入し、冷媒は第2の熱交換部22を流れる低温の処理空気により冷却されて点f1で示される状態となる。このときの冷媒液の温度は18℃、エンタルピは224.7kJ/kgである。なお、図4における点f1、点f2、点f3、点g1、点g2は、便宜上、縦軸方向にずらして図示されているが、実際には点e及び点dとほぼ同一の圧力を有する点である。
【0031】
点f1の状態の冷媒は、冷媒加熱セクション61b及び61cにおいて加熱されて点g1の状態に至る。そして、点g1の状態の冷媒は、冷媒冷却セクション62c及び62dに流入し、ここで冷却されて点f2の状態に至り、更に、冷媒加熱セクション61d及び61eに流入する。冷媒加熱セクション61d及び61eにおいて冷媒は加熱されて点g2の状態に至る。その後、冷媒は、更に冷媒冷却セクション62eに流入して、ここで冷却されて点f3の状態に至る。このときの冷媒液の温度は18℃、エンタルピは224.7kJ/kgである。
【0032】
点f3の状態の冷媒液の一部は、上述したように還流経路44を通って第1の熱交換部21を通過する前の冷媒液に合流されるが、残りの冷媒液は、絞り51で、温度18℃の飽和圧力である0.350MPaまで減圧されて点hで示される状態に至る。点hの状態における冷媒は、5℃の冷媒液とガスの混合物として蒸発器1に至り、ここで処理空気から熱を奪い、蒸発して点aで示される状態の飽和ガスとなる。この飽和ガスは再び昇圧機4に吸入され、上述したサイクルが繰り返される。
【0033】
このように、熱交換器2内において、冷媒は、冷媒加熱セクション61では点f1から点g1、あるいは点f2から点g2までといったように加熱の顕熱変化を、冷媒冷却セクション62では点eから点f1、点g1から点f2、あるいは点g2から点f3までといったように冷却の顕熱変化をしているため、熱伝達率が非常に高く、また熱交換効率が高い。
【0034】
ここで、昇圧機4、凝縮器5、絞り51及び蒸発器1を含む圧縮ヒートポンプHP1として考えると、本発明に係る熱交換器2を設けない場合には、凝縮器5における点dの状態の冷媒を、絞りを介して蒸発器1に戻すため、蒸発器1で利用できるエンタルピ差は401.5−253.4=148.1kJ/kgしかない。しかし、本発明に係る熱交換器2を設けた場合には、401.5−224.7=176.8kJ/kgとなり、同一冷却負荷に対して圧縮機に循環するガス量を、ひいては所要動力を16%(=1−148.1/176.8)も小さくすることができる。即ち、サブクールサイクルと同様な作用を持たせることができる。
【0035】
このように、本実施形態における除湿空調装置によれば、冷媒を顕熱変化させて熱交換を行うことができるので、蒸発器1で利用できるエンタルピ差を大きくすることができ、冷凍効果を向上し、ひいては除湿能力を高めることができる。
【0036】
図5は図2の除湿空調装置における空調サイクルを示す湿り空気線図である。図5において、符号K、L、M、Xは、図2においてそれぞれの符号を付した経路状態に対応している。
空調空間100からの処理空気(状態K)は、処理空気経路30を通って、熱交換器2の第1の熱交換部21に送り込まれ、冷媒加熱セクション61内で加熱される冷媒によりある程度まで冷却される。これは蒸発器1で露点温度以下まで冷却される前の予備的冷却であるので予冷と呼ぶことができる。処理空気は、冷媒加熱セクション61で予冷されながら、ある程度は水分を除去され僅かながら絶対湿度を低下させながら飽和線上にある点Xに至る。あるいは予冷段階では点Kと点Xとの中間点まで冷却することとしてもよい。または点Xを越えて、多少飽和線上を低湿度側に移行した点まで冷却されることとしてもよい。
【0037】
第1の熱交換部21で予冷された処理空気は、経路31を通って、蒸発器1に導入される。蒸発器1では、絞り51によって減圧された、低温で蒸発する冷媒によって、処理空気がその露点温度以下に冷却され、水分を奪われながら、絶対湿度を低下させつつ乾球温度を下げて、点Lに至る。図5において、点Xから点Lまでの変化を示す太線は、便宜上飽和線とはずらして描いてあるが、実際は飽和線と重なっている。
【0038】
点Lの状態の処理空気は、経路32を通って熱交換器2の第2の熱交換部22に流入し、冷媒冷却セクション62内で冷却される冷媒により、絶対湿度一定のまま加熱され点Mに至る。点Mは、点Kよりも絶対湿度は十分に低く、乾球温度は低すぎない、適度な相対湿度の空気である。この点Mの状態の空気は送風機3により吸い込まれ、経路34を通って空調空間100に戻される。
【0039】
ここで、図5の湿り空気線図上に示す処理空気側のサイクルでは、第1の熱交換部21で処理空気を予冷した熱量、即ち第2の熱交換部22で処理空気を再熱した熱量ΔHが熱回収分であり、蒸発器1で処理空気を冷却した熱量分がΔQである。また空調空間100を冷房する、冷房効果がΔiである。
【0040】
上述したように、熱交換器2では、冷媒加熱セクション61での冷媒により処理空気を予冷し、冷媒冷却セクション62での冷媒により処理空気を再熱する。そして冷媒加熱セクション61で加熱された冷媒は、冷媒冷却セクション62で冷却される。このように同じ冷媒の加熱と冷却作用により、蒸発器1で冷却される前後の処理空気同士の熱交換が間接的に行われる。
【0041】
上述の実施形態においては凝縮器を用いて冷却空気としての外気OAを加熱することとしたが、第2の熱交換部において加熱された空気を凝縮器を用いて更に加熱(レヒート)することとしてもよい。図6には、上述の実施形態の除湿空調装置において、第2の熱交換部22で加熱された空気を凝縮器5で加熱(レヒート)して、これを空調空間100に供給する場合の構成例を示す。なお、図6の例では、蒸発器1と熱交換器2との間に送風機3が設置されているが、この位置に限られるものではない。
【0042】
次に、本発明に係る除湿空調装置の第2の実施形態について図7及び図8を参照して説明する。図7は、第2の実施形態における除湿装置内のフローを模式的に示す図、図8は図7の除湿装置に含まれるヒートポンプHP2の冷媒モリエ線図である。なお、上述の第1の実施形態における部材又は要素と同一の作用又は機能を有する部材又は要素には同一の符号を付し、特に説明しない部分については第1の実施形態と同様である。
【0043】
本実施形態においては、冷媒加熱用の第1の熱交換器121と冷媒冷却用の第2の熱交換器122とが設けられている。処理空気経路は、図7に示すように、空調空間100と第1の熱交換器121とを接続する経路130と、第1の熱交換器121と蒸発器1とを接続する経路131と、蒸発器1と送風機103とを接続する経路132と、送風機103と第2の熱交換器122とを接続する経路133と、第2の熱交換器122と凝縮器5とを接続する経路134と、凝縮器5と空調空間100とを接続する経路135とから構成されている。このような処理空気経路によって、第1の熱交換器121と蒸発器1と第2の熱交換器122とが順番に接続されている。
【0044】
一方、冷媒が流通する冷媒経路は、図7に示すように、蒸発器1と昇圧機4とを接続する経路140と、昇圧機4と凝縮器5とを接続する経路141と、凝縮器5と第2の熱交換器122とを接続する経路142と、第2の熱交換器122と蒸発器1とを接続する経路143と、第2の熱交換器122を通過した冷媒を第1の熱交換器2に流入させた後、これを第2の熱交換器122を通過する前の冷媒に合流させる還流経路144とから構成されている。冷媒経路は第1の熱交換器121及び第2の熱交換器122の内部をそれぞれ蛇行しており、第1の熱交換器121では、冷媒を加熱することによって第1の熱交換器121を流れる空気を冷却し、第2の熱交換器122では、冷媒を冷却することによって第2の熱交換器122を流れる空気を加熱する。
【0045】
次に、各機器間の冷媒の流れについて図7を参照して説明する。
昇圧機4により圧縮された冷媒ガスは、昇圧機4の吐出口に接続された冷媒ガス配管141を経由して凝縮器5に導かれ、第2の熱交換器122で加熱された空気を加熱(レヒート)して冷媒自身は凝縮する。凝縮器5を出た冷媒液は、還流経路144を介して供給される冷媒液と合流して液相の冷媒として第2の熱交換器122に至り、ここで蒸発器1で冷却除湿された処理空気が加熱(再熱)され、冷媒自身は熱を奪われ冷却される。
【0046】
第2の熱交換器122において冷却された冷媒液は、ポンプ45によって還流経路144に導かれる流れと、第2の熱交換部122の下流側に配置された絞り51に向かう流れとに分かれる。ポンプ45によって還流経路144に導かれた冷媒液は、第1の熱交換器121に至り、ここで蒸発器1に流入する前の処理空気が冷却(予冷)され、冷媒液自身は加熱される。第1の熱交換器121において加熱された冷媒液は、上述したように、第2の熱交換器122に流入する前の冷媒液と合流し、再び第2の熱交換器122において冷却される。一方、絞り51に至った冷媒液は、この絞り51で減圧され膨張して温度が下がる。そして、冷媒は蒸発器1に至り、この蒸発器1において蒸発する。この冷媒の蒸発熱で第1の熱交換器121を通った空気が冷却される。蒸発器1で蒸発してガス化した冷媒は、昇圧機4の吸込側に導かれる。そして、上述のサイクルが繰り返される。
【0047】
次に、本実施形態における除湿空調装置に含まれるヒートポンプHP2の作用について図8を参照して説明する。
図8において点aから点dまでは、図4に示される第1の実施形態の場合と同様であるので説明を省略する。点dの状態の冷媒液は、還流経路144を介して供給される冷媒液と合流した後、第2の熱交換器122に流入する。このときの状態は点eで示されており、過冷却液の状態となっている。そして、第2の熱交換器122内で、凝縮器5における冷媒の凝縮温度と蒸発器1における冷媒の蒸発温度との中間の温度で冷媒液が冷却され、点f1で示される状態となる。ここでも冷媒は過冷却液の状態となっており、このときの冷媒液の温度は14℃、エンタルピは219.1kJ/kgである。
【0048】
そして、点f1で示される状態の冷媒液のうち、還流経路144を通る冷媒液はポンプ45によって昇圧されて点f2で示される状態となる。そして、この冷媒液は第1の熱交換器121に流入し、この第1の熱交換器121内で加熱されて点gで示される状態となる。このときの冷媒液の温度は17℃である。そして、点gで示される状態の冷媒液は、第2の熱交換器122に流入する前の冷媒と合流して点eで示される状態となる。一方、点f1で示される状態の冷媒液の残りは、絞り51で、温度14℃の飽和圧力である0.350MPaまで減圧されて点hで示される状態に至る。点hの状態における冷媒は、5℃の冷媒液とガスの混合物として蒸発器1に至り、ここで処理空気から熱を奪い、蒸発して点aで示される状態の飽和ガスとなる。この飽和ガスは再び昇圧機4に吸入され、上述したサイクルが繰り返される。なお、図8においては、点e−点f1間を結ぶ線と点d−点g間を結ぶ線とはずらして図示されているが、実際にはこれらの線は重なっている。
【0049】
ここで、昇圧機4、凝縮器5、絞り51及び蒸発器1を含む圧縮ヒートポンプHP2として考えると、本発明に係る熱交換器121、122を設けない場合には、凝縮器5における点dの状態の冷媒を、絞りを介して蒸発器1に戻すため、蒸発器1で利用できるエンタルピ差は401.5−253.4=148.1kJ/kgしかない。しかし、本発明に係る熱交換器121、122を設けた場合には、401.5−219.1=182.4kJ/kgとなり、同一冷却負荷に対して圧縮機に循環するガス量を、ひいては所要動力を19%(=1−148.1/182.4)も小さくすることができる。即ち、サブクールサイクルと同様な作用を持たせることができる。
【0050】
このように、本実施形態における除湿空調装置によれば、冷媒液の顕熱変化を更に大きくすることができるので、蒸発器1で利用できるエンタルピ差を大きくすることができ、冷凍効果を向上し、ひいては除湿能力を高めることができる。
【0051】
さてこれまで本発明の一実施形態について説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されず、その技術的思想の範囲内において種々異なる形態にて実施されてよいものである。例えば、各冷媒経路の第1の熱交換部における冷媒加熱セクションの数、第2の熱交換部における冷媒冷却セクションの数は図示のものに限られるものではない。また、上述の実施形態においては空調空間を空調する除湿装置を例として説明したが、必ずしも空調空間に限らず、本発明の除湿装置を、他の除湿を必要とする空間に応用することもできる。
【0052】
【発明の効果】
上述したように、本発明によれば、蒸発器での冷却の前に第1の熱交換手段において低熱源流体を予冷でき、その予冷の熱を使って、蒸発器での冷却の後に第2の熱交換手段において低熱源流体を加熱することができるので、除湿量当たりのエネルギー消費量が小さい除湿空調装置を提供することが可能となる。
【0053】
また、冷媒を顕熱変化させて熱交換を行うことができるので、蒸発器で利用できるエンタルピ差を大きくすることができ、冷凍効果を向上し、ひいては除湿能力を高めることができる。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明に係る除湿空調システムの全体構成を示す図である。
【図2】本発明の第1の実施形態における除湿空調装置内のフローを模式的に示す図である。
【図3】図2の除湿空調装置の熱交換器における冷媒経路を示す拡大図である。
【図4】図2の除湿空調装置に含まれるヒートポンプの冷媒モリエ線図である。
【図5】図2の除湿空調装置における空調サイクルを示す湿り空気線図である。
【図6】本発明の他の実施形態における除湿空調装置内のフローを模式的に示す図である。
【図7】本発明の第2の実施形態における除湿空調装置内のフローを模式的に示す図である。
【図8】図7の除湿空調装置に含まれるヒートポンプの冷媒モリエ線図である。
【図9】従来の除湿空調装置内のフローを模式的に示す図である。
【図10】従来の除湿空調装置に含まれるヒートポンプの冷媒モリエ線図である。
【図11】従来の除湿空調装置における空調サイクルを示す湿り空気線図である。
【符号の説明】
1 蒸発器
2 熱交換器
3、6、103 送風機
4 昇圧機
5 凝縮器
7 ドレンパン
10 室内機
20 室外機
21 第1の熱交換部
22 第2の熱交換部
45 ポンプ
50、51 絞り
30〜34、40〜43、46〜48、130〜135、140〜144 経路
61 冷媒加熱セクション
62 冷媒冷却セクション
100 空調空間
121、122 熱交換器[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a heat pump and a dehumidifying air conditioner, and more particularly to a heat pump having a high coefficient of operation (COP) and a dehumidifying air conditioner having such a heat pump and a high dehumidifying capacity per energy consumption.
[0002]
[Prior art]
The configuration of a conventional air conditioning system is shown in FIG. As shown in FIG. 9, the conventional dehumidifying air conditioner includes a
[0003]
FIG. 10 is a Mollier diagram of a heat pump HP when HFC134a is used as a refrigerant in a conventional dehumidifying air conditioner. In FIG. 10, a point a indicates the state of the refrigerant evaporated by the
[0004]
The refrigerant gas in the state of point b is cooled in the
[0005]
The refrigerant liquid is depressurized by the
[0006]
FIG. 11 is a moist air diagram showing an air conditioning cycle in a conventional dehumidifying air conditioner. In FIG. 11, symbols K, L, and M correspond to the path states with the respective symbols in FIG. 9. As shown in FIG. 11, in the conventional dehumidifying air conditioner, the air (state K) from the conditioned
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the conventional dehumidifying air conditioner described above, since there is a large amount of cooling to the dew point, about 30% of the refrigeration effect in the evaporator of the heat pump is consumed to take away the sensible heat load, and the dehumidifying capacity per power consumption (Dehumidification performance) was low. Further, when a single-stage compressor is used as the compressor of the heat pump, it becomes a compression refrigeration cycle of one-stage compression, has a low operating coefficient (COP), and a large amount of power consumption per dehumidification amount.
[0008]
The present invention has been made in view of the above-described problems of the prior art, and an object thereof is to provide a heat pump having a high coefficient of operation (COP) and a dehumidifying air conditioner having a high dehumidifying capacity per energy consumption.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve such problems in the prior art, an aspect of the present invention includes a booster that boosts the refrigerant, a condenser that condenses the refrigerant and heats the high heat source fluid, and evaporates the refrigerant. An evaporator that cools the low heat source fluid and a refrigerant path between the condenser and the evaporator, and the refrigerant is cooled at a temperature intermediate between the condensation temperature of the condenser and the evaporation temperature of the evaporator. First heat exchange means for heating and cooling the low heat source fluid, and provided in a refrigerant path between the condenser and the evaporator, and the condensation temperature of the condenser and the evaporation temperature of the evaporator, The second heat exchange means for cooling the refrigerant at an intermediate temperature to heat the low heat source fluid, the first heat exchange means, the evaporator, and the second heat exchange means are connected in this order. The low-heat-source fluid path and the refrigerant that has passed through the second heat exchange means A heat pump, characterized in that a return path for flowing the heat exchange means.
[0010]
In another aspect of the present invention, a booster that pressurizes the refrigerant, a condenser that condenses the refrigerant and heats the high heat source fluid, and evaporates the refrigerant to cool the processing air to a dew point temperature or lower. Provided in the refrigerant path between the evaporator and the condenser and the evaporator, the refrigerant is heated at a temperature intermediate between the condensation temperature of the condenser and the evaporation temperature of the evaporator to The first heat exchange means for cooling and the refrigerant path between the condenser and the evaporator are provided to cool the refrigerant at a temperature intermediate between the condensation temperature of the condenser and the evaporation temperature of the evaporator. A second heat exchange means for heating the treatment air, a treatment air path for connecting the first heat exchange means, the evaporator and the second heat exchange means in this order, and the second heat exchange means. A reflux path through which the refrigerant that has passed through the first heat exchange means flows to the first heat exchange means. A dehumidifying air-conditioning apparatus, characterized in that the.
[0011]
With such a configuration, the low heat source fluid can be precooled in the first heat exchanging means before cooling in the evaporator, and the heat of the precooling is used in the second heat exchanging means after cooling in the evaporator. Provided is a dehumidifying air conditioner that consumes less energy per dehumidifying amount by heating the low heat source fluid, using the processing air as a low heat source, and cooling the processing air below the dew point temperature with an evaporator. It becomes possible.
[0012]
In addition, since heat exchange can be performed by changing the sensible heat of the refrigerant, the enthalpy difference that can be used in the evaporator can be increased, the refrigeration effect can be improved, and the dehumidifying ability can be increased.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, a first embodiment of a dehumidifying air-conditioning apparatus according to the present invention will be described with reference to FIGS. 1 to 5. FIG. 1 is a diagram showing an overall configuration of an air conditioning system in the first embodiment, and FIG. 2 is a diagram schematically showing a flow in a dehumidifying air conditioner in the first embodiment. The dehumidifying air conditioner in the present embodiment cools and dehumidifies the air (process air) RA in the air-conditioned
[0014]
As shown in FIG. 1, the dehumidifying air conditioner basically includes an
[0015]
As shown in FIG. 2, the path through which the processing air flows (processing air path) includes a
[0016]
On the other hand, as shown in FIG. 2, the refrigerant path through which the refrigerant flows is a
[0017]
Further, outside air OA as cooling air is introduced into the
[0018]
FIG. 3 is an enlarged view showing a refrigerant path in the
[0019]
Here, the first
[0020]
The end portions of the
[0021]
As shown in FIGS. 1 and 2, a
[0022]
Next, the flow of the refrigerant between the devices will be described with reference to FIGS.
The refrigerant gas compressed by the
[0023]
Since the refrigerant path in the
[0024]
Next, the refrigerant liquid flows into the next
[0025]
The refrigerant liquid cooled in the last
[0026]
Next, the effect | action of heat pump HP1 contained in the dehumidification air conditioner in this embodiment is demonstrated. FIG. 4 is a refrigerant Mollier diagram of the heat pump HP1 included in the dehumidifying air conditioner of FIG. In the diagram shown in FIG. 4, HFC134a is used as the refrigerant, and the horizontal axis represents enthalpy and the vertical axis represents pressure. Not only HFC134a but also HFC407C and HFC410A can be used as refrigerants, and when these refrigerants are used, the operating pressure region shifts to a higher pressure side than in the case of HFC134a.
[0027]
In FIG. 4, a point a indicates the state of the refrigerant evaporated in the
[0028]
The refrigerant gas in the state of point b is cooled in the
[0029]
The refrigerant liquid merges with the refrigerant liquid supplied via the
[0030]
Then, the refrigerant liquid flows into the
[0031]
The refrigerant in the state of the point f1 is heated in the
[0032]
A part of the refrigerant liquid in the state of the point f3 is merged with the refrigerant liquid before passing through the first
[0033]
Thus, in the
[0034]
Here, when considered as a compression heat pump HP1 including the
[0035]
Thus, according to the dehumidifying air conditioner of this embodiment, heat exchange can be performed by changing the sensible heat of the refrigerant, so that the enthalpy difference that can be used in the
[0036]
FIG. 5 is a moist air diagram showing an air conditioning cycle in the dehumidifying air conditioner of FIG. In FIG. 5, symbols K, L, M, and X correspond to the path states denoted by the respective symbols in FIG. 2.
The processing air (state K) from the conditioned
[0037]
The processing air pre-cooled by the first
[0038]
The processing air in the state of the point L flows into the second
[0039]
Here, in the cycle on the processing air side shown on the wet air diagram of FIG. 5, the amount of heat obtained by pre-cooling the processing air in the first
[0040]
As described above, in the
[0041]
In the above-described embodiment, the outside air OA as the cooling air is heated using the condenser. However, the air heated in the second heat exchange unit is further heated (reheated) using the condenser. Also good. FIG. 6 shows a configuration in the case where the air heated by the second
[0042]
Next, a second embodiment of the dehumidifying air conditioner according to the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 7 is a diagram schematically showing a flow in the dehumidifying device in the second embodiment, and FIG. 8 is a refrigerant Mollier diagram of the heat pump HP2 included in the dehumidifying device of FIG. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the member or element which has the same effect | action or function as the member or element in the above-mentioned 1st Embodiment, and the part which is not demonstrated in particular is the same as that of 1st Embodiment.
[0043]
In the present embodiment, a
[0044]
On the other hand, as shown in FIG. 7, the refrigerant path through which the refrigerant flows is a
[0045]
Next, the flow of the refrigerant between the devices will be described with reference to FIG.
The refrigerant gas compressed by the
[0046]
The refrigerant liquid cooled in the second heat exchanger 122 is divided into a flow guided to the
[0047]
Next, the effect | action of heat pump HP2 contained in the dehumidification air conditioner in this embodiment is demonstrated with reference to FIG.
In FIG. 8, points a to d are the same as those in the first embodiment shown in FIG. The refrigerant liquid in the state of point d joins with the refrigerant liquid supplied via the
[0048]
And among the refrigerant | coolants liquid of the state shown by the point f1, the refrigerant | coolant liquid which passes the recirculation | reflux path |
[0049]
Here, when considering as a compression heat pump HP2 including the
[0050]
Thus, according to the dehumidifying air conditioner of this embodiment, the sensible heat change of the refrigerant liquid can be further increased, so that the enthalpy difference that can be used in the
[0051]
Although one embodiment of the present invention has been described so far, the present invention is not limited to the above-described embodiment, and may be implemented in various forms within the scope of the technical idea. For example, the number of refrigerant heating sections in the first heat exchange section of each refrigerant path and the number of refrigerant cooling sections in the second heat exchange section are not limited to those shown in the drawing. Further, in the above-described embodiment, the dehumidifying device that air-conditions the air-conditioned space has been described as an example. .
[0052]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, the low heat source fluid can be pre-cooled in the first heat exchange means before cooling in the evaporator, and the second heat is used after the cooling in the evaporator. Since the low heat source fluid can be heated in the heat exchanging means, it is possible to provide a dehumidifying air conditioner with a small energy consumption per dehumidifying amount.
[0053]
In addition, since heat exchange can be performed by changing the sensible heat of the refrigerant, the enthalpy difference that can be used in the evaporator can be increased, the refrigeration effect can be improved, and the dehumidifying ability can be increased.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing an overall configuration of a dehumidifying air conditioning system according to the present invention.
FIG. 2 is a diagram schematically showing a flow in the dehumidifying air conditioner according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 3 is an enlarged view showing a refrigerant path in the heat exchanger of the dehumidifying air conditioner of FIG. 2;
FIG. 4 is a refrigerant Mollier diagram of a heat pump included in the dehumidifying air conditioner of FIG.
FIG. 5 is a moist air diagram showing an air conditioning cycle in the dehumidifying air conditioner of FIG. 2;
FIG. 6 is a diagram schematically showing a flow in a dehumidifying air conditioner according to another embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a diagram schematically showing a flow in a dehumidifying air conditioner according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a refrigerant Mollier diagram of a heat pump included in the dehumidifying air conditioner of FIG.
FIG. 9 is a diagram schematically showing a flow in a conventional dehumidifying air conditioner.
FIG. 10 is a refrigerant Mollier diagram of a heat pump included in a conventional dehumidifying air conditioner.
FIG. 11 is a moist air diagram showing an air conditioning cycle in a conventional dehumidifying air conditioner.
[Explanation of symbols]
1 Evaporator
2 Heat exchanger
3, 6, 103 Blower
4 Booster
5 Condenser
7 Drain pan
10 indoor units
20 Outdoor unit
21 1st heat exchange part
22 2nd heat exchange part
45 pump
50, 51 aperture
30-34, 40-43, 46-48, 130-135, 140-144 route
61 Refrigerant heating section
62 Refrigerant cooling section
100 Air-conditioned space
121, 122 heat exchanger
Claims (2)
前記冷媒を凝縮させて高熱源流体を加熱する凝縮器と、
前記冷媒を蒸発させて低熱源流体を冷却する蒸発器と、
前記凝縮器と前記蒸発器との間の冷媒経路中に設けられ、前記凝縮器の凝縮温度と前記蒸発器の蒸発温度との中間の温度で冷媒を加熱して前記低熱源流体を冷却する第1の熱交換手段と、
前記凝縮器と前記蒸発器との間の冷媒経路中に設けられ、前記凝縮器の凝縮温度と前記蒸発器の蒸発温度との中間の温度で冷媒を冷却して前記低熱源流体を加熱する第2の熱交換手段と、
前記第1の熱交換手段と前記蒸発器と前記第2の熱交換手段とをこの順番で接続する低熱源流体経路と、
前記第2の熱交換手段を通過した冷媒を前記第1の熱交換手段に流す還流経路とを備えたことを特徴とするヒートポンプ。A booster for boosting the refrigerant;
A condenser for condensing the refrigerant to heat the high heat source fluid;
An evaporator for evaporating the refrigerant to cool the low heat source fluid;
Provided in a refrigerant path between the condenser and the evaporator, and heats the refrigerant at a temperature intermediate between the condensation temperature of the condenser and the evaporation temperature of the evaporator to cool the low heat source fluid. 1 heat exchange means;
Provided in a refrigerant path between the condenser and the evaporator, and heats the low heat source fluid by cooling the refrigerant at a temperature intermediate between the condensation temperature of the condenser and the evaporation temperature of the evaporator. Two heat exchange means;
A low heat source fluid path connecting the first heat exchange means, the evaporator and the second heat exchange means in this order;
A heat pump comprising: a reflux path through which the refrigerant that has passed through the second heat exchange means flows to the first heat exchange means.
前記冷媒を凝縮させて高熱源流体を加熱する凝縮器と、
前記冷媒を蒸発させて処理空気を露点温度以下まで冷却する蒸発器と、
前記凝縮器と前記蒸発器との間の冷媒経路中に設けられ、前記凝縮器の凝縮温度と前記蒸発器の蒸発温度との中間の温度で冷媒を加熱して前記処理空気を冷却する第1の熱交換手段と、
前記凝縮器と前記蒸発器との間の冷媒経路中に設けられ、前記凝縮器の凝縮温度と前記蒸発器の蒸発温度との中間の温度で冷媒を冷却して前記処理空気を加熱する第2の熱交換手段と、
前記第1の熱交換手段と前記蒸発器と前記第2の熱交換手段とをこの順番で接続する処理空気経路と、
前記第2の熱交換手段を通過した冷媒を前記第1の熱交換手段に流す還流経路とを備えたことを特徴とする除湿空調装置。A booster for boosting the refrigerant;
A condenser for condensing the refrigerant to heat the high heat source fluid;
An evaporator for evaporating the refrigerant and cooling the processing air to a dew point temperature or lower;
A cooling medium that is provided in a refrigerant path between the condenser and the evaporator and cools the processing air by heating the refrigerant at a temperature intermediate between the condensation temperature of the condenser and the evaporation temperature of the evaporator; Heat exchange means,
A second cooling medium provided in a refrigerant path between the condenser and the evaporator to cool the refrigerant at a temperature intermediate between the condensation temperature of the condenser and the evaporation temperature of the evaporator to heat the processing air; Heat exchange means,
A processing air path connecting the first heat exchanging means, the evaporator and the second heat exchanging means in this order;
A dehumidifying air conditioner comprising: a reflux path through which the refrigerant that has passed through the second heat exchanging means flows into the first heat exchanging means.
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