JP5049889B2 - 冷凍装置 - Google Patents

Description

本発明は、空気調和機や冷凍機などの冷凍サイクルを備えた冷凍装置に関し、特に過冷却用熱交換器を備えて、蒸発器へ送られる液冷媒の主流側をバイパス流側冷媒により過冷却させるようにした冷凍装置に関する。

凝縮器出口側に設けられた二重管熱交換器等を用いて、蒸発器へ送られる液冷媒を、その一部をバイパスし、減圧させ低温になった冷媒と、熱交換させることで過冷却させる空気調和機として特開２０００−１８７３７号公報（特許文献１）に示される従来技術が知られている。

このような過冷却用熱交換器を備えた空気調和機では、蒸発器へ送られる冷媒循環量が低減されるため、蒸発器及び接続配管の圧力損失が低減されて、成績係数が向上できることが知られている。

また、過冷却用熱交換器と共に、エジェクタを備え、バイパスされてエジェクタで膨張される際に、膨張動力が回収されることにより、減圧時の膨張損失を低減させて、成績係数を向上させる冷凍装置として特開２００７−７８３１８号公報（特許文献２）に示される従来技術が知られている。

特開２０００−１８７３７号公報 特開２００７−７８３１８号公報

現在、空気調和機や冷凍機などの蒸気圧縮式冷凍装置の冷媒として、広く使用されているＲ−４１０ＡやＲ−４０７Ｃ或いはＲ−４０４Ａと云った、いわゆるＨＦＣ系冷媒（Hydrofluorocarbons）は、地球温暖化防止の観点から、ＧＷＰ（地球温暖化係数）のより低い冷媒への転換が検討されている。

代替冷媒の候補として、Ｒ−２９０（プロパン），Ｒ−７１７（アンモニア），Ｒ−７４４（二酸化炭素）などの自然冷媒が検討されてきたが、可燃性や毒性、あるいは効率の面で、空気調和機等への適用が難しいことが明らかとなってきている。そのような中で、これらの課題を改善できるＨＦＯ−１２３４ｙｆ（２，３，３，３−Tetrafluoropropene）などの低ＧＷＰ冷媒が開発されつつある。

しかしながら、ＨＦＯ−１２３４ｙｆなどの低ＧＷＰ冷媒は従来から空気調和機で使用されてきたＲ−４１０Ａなどの冷媒に比べて、同じ飽和温度でのガス冷媒の比容積が大きく、従来のシステムに適用した場合には、低圧側の圧力損失が大きくなることが懸念されている。

特に接続配管長が比較的長く、圧力損失による影響を受けやすいシステムとして、同一冷媒系統のシステムに複数の室内機が接続される、いわゆるビル用マルチエアコンなどが上げられる。

圧力損失を低減させる方策としては、冷媒配管径の拡大や、蒸発器の伝熱管通路数の増加などがあるが、これらの方法では材料費や加工費及び接続配管の施工費などが増加するため、コストアップの要因となると共に、老朽化した空気調和機を更新する際には、Ｒ−２２，Ｒ−４１０Ａなどの従来の冷媒を使用していた際の既設の冷媒接続配管を流用することができなくなり、資源の無駄や施工工数の増加が発生するため、実用的ではないという課題があった。

そこで、これらに代わる低圧側圧力損失低減の手段が必要となるが、前記特許文献１に示される従来技術においては、過冷却用熱交換器に流入する低圧側冷媒の出口側が圧縮機吸入側に接続されている関係上、過冷却された液冷媒は圧縮機吸入圧力の飽和温度以下にすることはできない。

このため、ガス側接続配管や蒸発器の圧力損失が大きくなりやすい比容積が大きい冷媒を用いた場合には、圧力損失の低減効果が不足するために、冷房能力の不足、或いは成績係数の低下という課題がある。

また、前記特許文献２に示される従来技術においては、エジェクタを用いて膨張動力の回収を行うことで、冷凍装置の効率を向上することができるが、エジェクタの出口冷媒を過冷却用熱交換器に流入させる構成であるため、前記従来技術（特許文献１）と同様に、蒸発器へ送られる冷媒温度は圧縮機吸入圧力の飽和温度以下にすることが出来ない。また、エジェクタで昇圧された後の冷媒が過冷却用熱交換器へ流入されるため、過冷却用熱交換器の圧力損失を受けて圧縮機吸入圧力が低下するため、エジェクタでの動力回収効果が十分に発揮できないという課題がある。

本発明の目的は、蒸発器へ送られる液冷媒の過冷却度を大きくすることにより、低圧側の冷媒循環に伴う圧力損失を十分に抑えて能力を確保できる冷凍装置を得ることにある。

本発明の他の目的は、エジェクタを用いるか、或いは膨張機と補助圧縮機の組み合わせなどにより圧縮された冷媒から膨張動力を回収し昇圧作用をなす機構を備えることで、膨張損失の低減を図って効率向上させることのできる冷凍装置を得ることにある。

上記従来技術の課題を解決するために、本発明は、圧縮機，室外熱交換器，過冷却用熱交換器，室外減圧装置，昇圧手段を備えた室外機と、室内熱交換器を備えた室内機をそれぞれ冷媒配管により接続した冷凍サイクルを備えた装置において、蒸発器として作用する熱交換器へ送られる液冷媒の一部をバイパスさせたバイパス冷媒を減圧し、前記過冷却用熱交換器に流入させ、前記液冷媒の主流側冷媒を前記過冷却用熱交換器で冷却して前記室内熱交換器へ送り、蒸発した前記バイパス冷媒を前記昇圧手段で前記圧縮機の吸入圧力以上に昇圧させることを特徴とする。

上記において、前記昇圧手段としてはエジェクタを用いることができる。

ここで、前記エジェクタの出口側に気液分離器を設け、凝縮器として作用する熱交換器から流出した冷媒を前記エジェクタに流入させ、前記エジェクタから流出した冷媒を前記気液分離器に流入させ、前記気液分離器のガス側出口から流出した冷媒を前記圧縮機に戻し、前記気液分離器の液側出口から流出した冷媒の一部をバイパスさせたバイパス冷媒を前記室外減圧装置で減圧し、前記液冷媒の主流側冷媒を前記過冷却用熱交換器で冷却して前記室内熱交換器へ送ると共に、前記過冷却用熱交換器でガス化した前記バイパス冷媒を前記エジェクタの吸入口から吸引させる構成とすると良い。

また、前記エジェクタの出口側に気液分離器を備え、凝縮器として作用する熱交換器からの冷媒の一部をバイパスさせたバイパス冷媒を前記エジェクタに流入させ、前記エジェクタから流出した冷媒を前記気液分離器に流入させ、前記気液分離器のガス側出口から流出した冷媒を前記圧縮機に戻し、前記気液分離器の液側出口から流出した冷媒を前記室外減圧装置で減圧し、前記凝縮器として作用する熱交換器からの冷媒の主流側冷媒を前記過冷却用熱交換器で冷却して前記室内熱交換器へ送ると共に、前記過冷却用熱交換器でガス化した前記バイパス冷媒を前記エジェクタの吸入口から吸引させる構成としても良い。

上記において、前記昇圧手段として補助圧縮機を用いることもできる。
ここで、凝縮器として作用する熱交換器から流出した冷媒を膨張させて動力を回収する膨張機を備え、前記膨張機から流出した冷媒の一部をバイパスさせたバイパス冷媒を前記室外減圧装置で減圧させて前記過冷却用熱交換器へ流入させ、前記膨張機から流出した冷媒の他方である主流側冷媒を冷却して前記室内熱交換器へ送り、前記過冷却用熱交換器で蒸発した前記バイパス冷媒は、前記膨張機で回収された動力で作動される前記補助圧縮機で前記圧縮機の吸入圧力以上に昇圧されて前記圧縮機へ吸入される構成にすると良い。

また、凝縮器として作用する熱交換器から流出した冷媒の一部をバイパスしたバイパス冷媒を減圧膨張させて動力を回収する膨張機を備え、前記凝縮器として作用する熱交換器から流出した冷媒の他方である主流側冷媒を、前記バイパス冷媒により前記過冷却用熱交換器内で冷却して前記室内熱交換器へ送り、前記過冷却用熱交換器で蒸発した前記バイパス冷媒は前記膨張機で回収された動力で作動される前記補助圧縮機で前記圧縮機の吸入圧力以上に昇圧されて前記圧縮機へ吸入される構成とすることもできる。

上記において、逆止弁で構成されたブリッジ回路を備え、該ブリッジ回路を用いて前記エジェクタと前記過冷却用熱交換器の冷媒流路の方向を、冷房及び暖房運転時の双方で同一方向になるように構成することもできる。

また、逆止弁で構成されたブリッジ回路を備え、該ブリッジ回路を用いて前記補助圧縮機と前記過冷却用熱交換器の冷媒流路の方向を、冷房及び暖房運転時の双方で同一方向になるように構成することもできる。

更に、使用される冷媒の同一蒸発温度における飽和ガスの比容積がＲ−４１０Ａに対して１.５倍以上の冷媒（好ましくは１.５〜２.５倍程度の冷媒）に本発明を適用すると更に効果的である。

本発明によれば、蒸発器へ送られる液冷媒の過冷却度を大きくとることができるため、冷凍能力を減少させることなく、蒸発器に送られる冷媒循環量を減少させて低圧側圧力損失の低減効果を大きくできる。従って、比容積が大きな冷媒を使用した場合でも冷媒配管の径を拡大することなく冷凍能力を十分に発生させることができる冷凍装置が得られる。

また、本発明によれば、圧縮された冷媒の膨張動力を回収することができるため、効率的な運転を行うことができる冷凍装置が得られる。

比体積の大きな冷媒（例えば、Ｒ−４１０Ａに対して比容積が１.５〜２.５倍程度の冷媒で、主に地球温暖化係数の低い冷媒（低ＧＷＰ冷媒）が該当する）を採用すると、ガス接続配管の圧力損失に起因する能力未達成が生じる。この課題は圧縮機吐出量や熱交換器増加では対応困難である。なお、配管径を増加させれば解決できるが、大きな冷媒配管に置き換える施工が必要となる。本発明は、冷媒を大きく過冷却することで、冷媒質量流量が少なくても能力を発揮できる構成として、大きな径の冷媒配管に置き換えなくても十分な能力を確保できるようにしたものである。

以下、本発明の具体的実施例を図面に基づき説明する。各実施例において、同一符号を付した部分は同一または相当する部分を示す。また、本発明の冷凍装置の実施例としては、空気調和機を挙げて説明を行うが、ショーケース用の冷凍機など、冷凍サイクルを用いた装置であれば、本発明を同様に適用できる。

本発明の実施例１の空気調和機を図１から図３を用いて説明する。

まず、実施例の空気調和機の概要について、図１を参照しながら説明する。図１は本実施形態の空気調和機の冷凍装置の構成図である。

空気調和機は、室外機１００，室内機２００と、これらを接続する液側接続配管９，ガス側接続配管１３と、を備えて構成されている。

室外機１００は、冷媒を圧縮する圧縮機１と、室外空気と冷媒との熱交換を行う室外熱交換器３と、冷媒を膨張して減圧すると共に、この際発生する動力により、低圧ガスを圧縮するエジェクタ５と、気液二相冷媒を液冷媒とガス冷媒を分離する気液分離器６と、液冷媒を減圧する室外減圧装置７と、液冷媒をバイパスされ減圧された冷媒により過冷却する過冷却用熱交換器８と、前記気液分離器６で分離されたガス冷媒を、前記圧縮機１の吸込側に戻す回路を開閉する二方弁２０と、を冷凍装置の構成要素として備えている。

ここで、室外機１００には、室外熱交換器３に室外空気を通風する室外送風機４が備えられている。

室内機２００は、室内空気と冷媒との熱交換を行う室内熱交換器１１と、室内熱交換器１１の出口状態または、冷媒流量を調整する室内減圧装置１０が備えられている。

そして、室内機２００には、室内熱交換器１１に室内空気を通風する室内送風機１２が備えられている。

次に、係る空気調和機の冷房運転時の冷凍装置の動作及び冷媒の状態変化について、図１〜３を参照しながら説明をする。図２は図１の空気調和機における冷房運転時の状態変化を示すモリエル線図である。ここでは例として、冷媒をＲ−１３４ａ（１，１，１，２−Tetrafluoroethane）とした場合を示しているが、ＨＦＯ−１２３４ｙｆ（２，３，３，３−Tetrafluoropropene）など、他の冷媒を使用しても以下の説明は同様であり、冷媒の種類には限定されない。ただし、Ｒ−４１０Ａなど従来から使用されている冷媒に対して、同一温度での飽和蒸気の比容積が１.５倍以上に大きい冷媒であれば、本発明の効果は特に大きくなる。

また、図３は図１のエジェクタの構造及び動作説明図である。

冷房運転時には、二方弁２０が開放され、図１で示された矢印方向に冷媒が循環する。

即ち、冷媒は、圧縮機１で圧縮され（図２のａ→ｂ）、室外熱交換器３で室外空気により冷却され（図２のｂ→ｃ）、エジェクタ５のノズルに流入する。

エジェクタは図３に示すように、冷媒を圧縮機１の吸入圧力よりも低く減圧して噴出するノズル部５１と、このノズル部５１から噴出された冷媒と、この噴出された冷媒により吸引部５２を通して吸引される冷媒を混合する混合部５３と、この混合された冷媒を減速して圧縮機１の吸入圧力まで圧力を回復するディフューザ部５４と、ノズル部５１の減圧量を調整するニードル５６と、このニードル５６を制御するコイル５５と、を備えて構成されている。

エジェクタ５に送られた高圧Ｐｈの冷媒は、第１流入口５７からノズル部５１に冷媒循環量Ｇrmで流入し、圧力Ｐejesまで減圧される（図２のｃ→ｄ）。即ち、冷媒は、ノズル部５１内における断熱変化（等エントロピー変化）に近い状態変化を経て、出口では高速の気液二相流で噴出される。

その際に発生する動圧により静圧が低下して、第２流入口５８から低圧ガス冷媒（図２のｄｇ）が吸引部５２へ冷媒循環量Ｇrbで吸引される（図２のｄ→ｄｍ，ｄｇ→ｄｍ）。

噴出された冷媒と吸引された冷媒は、混合部５３にて混合，圧縮され、冷媒循環量Ｇrm＋Ｇrb，静圧Ｐejemの冷媒となる。この冷媒は、ディフューザ部５４の流路断面積の拡大により減速されて静圧がＰejeoまで回復する。これら一連のエジェクタ５内での状態変化により、エジェクタ５の出口５９に至るまでに、結果としてノズル５１に流入した高圧冷媒の膨張動力が、吸入ガス冷媒の圧縮仕事（Ｐejes→Ｐejeo）に変換される（図２のｄｍ→ｆ）。

なお、エジェクタ５は、上述したように減圧機能を有するとともに、昇圧機能を有し、膨張動力の回収効果があるため、高圧冷媒の膨張に伴う不可逆損失を低減することが出来る。

エジェクタ５を出た気液二相冷媒は気液分離器６に流入し、ガス冷媒と液冷媒に分離される（図２のｆ→ｆｇ：ガス ｆ→ｆＬ：液）。このうち、ガス冷媒は圧縮機１の吸入側に戻され（図２のｆｇ→ａ）、液冷媒のうちの一部（循環量Ｇrb：バイパス流側）は室外減圧装置７にて減圧されて（図２のｆＬ→ｊ）、過冷却用熱交換器８に流入し、もう一方（循環量Ｇre：主流側）はそのまま、過冷却用熱交換器８に流入する。

過冷却用熱交換器８の構造は例えば、二重管やプレート式熱交換器、或いは２つの配管を互いに接触させてロウ付けした構造が用いられ、高温側冷媒から、低温側冷媒へ熱交換が行われる。

ここでは、バイパス側冷媒は圧縮機吸入圧力以下にすることができるため、圧縮機吸入圧力の飽和温度よりも低温となり、これと熱交換される主流側冷媒は圧縮機吸入圧力の飽和温度以下まで冷却される（図２のｆＬ→ｇ）。これと同時に、バイパス側冷媒は主流側冷媒により加熱されて、蒸発する（図２のｊ→ｄｇ）。

このバイパス側冷媒はエジェクタ５の第２流入口に吸引され、主流側冷媒は液側接続配管９を通して室内機２００へと送られ、室内減圧装置１０で減圧量調整された後、室内熱交換器１１へと流入する。室内熱交換器１１では室内送風機１２により送られる室内空気と冷媒が熱交換され（図２のｈ→ｉ）、室内空気に対して冷房作用がなされる。

ここで、冷房能力に寄与する冷媒側の比エンタルピ差は図２のΔｈescnで示されるように、通常サイクルでの比エンタルピ差Δｈｅに比べて大幅に拡大されている。

室内熱交換器１１の出口冷媒はガス側接続配管１３を通して室外機１００へと戻され、圧縮機１へ吸入される（図２のｉ→ａ）。

以上が本発明の空調機における冷房運転時の一連の冷媒循環と冷房動作を示すものである。

これに対して、図４に示されるモリエル線図上の冷凍サイクルは通常の冷凍サイクル及び、従来技術における過冷却バイパスサイクルの運転状態を示したものである。

図４の実線で示したものが通常サイクルの運転状態であり、冷房運転時には圧縮（ａ→ｂ），凝縮（ｂ→ｃ），減圧（ｃ→ｄ），蒸発（ｄ→ｉ）の順で冷凍サイクルが動作する。このとき蒸発器での比エンタルピ差は図４のΔｈeoで示される。

図４の破線で示されたものが従来技術（特許文献１など）における過冷却バイパスサイクルの運転状態であり、冷房運転時には圧縮（ａ′→ｂ′），凝縮（ｂ′→ｃ）、ここで、主流冷媒とバイパス冷媒に分けられ、主流側が過冷却（ｃ→ｃ′），減圧（ｃ′→ｄ′），蒸発（ｄ′→ｉ′）、バイパス側が減圧（ｃ→ｅ′），蒸発（ｅ′→ｉ′）の順で冷凍サイクルが動作する。ここで、主流側蒸発時の比エンタルピ差はΔｈescで示され、通常サイクルに比べて大きくなっている。

このため、同一冷房能力時の冷媒循環量が低減されて、低圧側圧力損失が低下する。

図５は同一冷房能力時の蒸発器冷媒比エンタルピ差と低圧側圧力損失、及び冷媒循環量の関係を示したものである。

通常サイクル、従来の過冷却バイパスサイクル、本発明の過冷却サイクルの順に蒸発器での冷媒比エンタルピ差が拡大されていることから、冷媒循環量が減少し、その結果、低圧側の圧力損失は大幅に低減されている。このため、室外機１００と室内機２００とを接続するガス側接続配管１３が長い場合や十分に流路断面積が大きくない場合においても、能力低下が生じにくくなり、高効率な冷房運転が可能となる。

次に、本発明の実施例２の空気調和機を図６及び図７を用いて説明する。

本発明の実施例２の空気調和機の冷凍装置の構成を図６に示し、この空気調和機の冷房運転時の冷媒状態変化を図７のモリエル線図上に示す。

図１に示した実施例１との大まかな違いは、エジェクタ５を膨張機５′と補助圧縮機１′に置き換えた点であり、気液分離器６は省かれている。また、機能的にはほぼ同様となるため、異なる部分のみ説明を行う。

室外熱交換器３で凝縮された液冷媒（図７のｃ）は膨張機５′で減圧されて、気液二相状態になると共に、動力Ｗｒが取り出される（図７のｃ→ｄ）。ここで、膨張機５′は圧縮機と逆の動作となり、例として、スクロール型やロータリ型あるいはレシプロ型などの容積型のものが使用され、膨張時に発生する動力を回転動力に変換する作用がなされる。

膨張器５′の出口（図７のｄ）の気液二相冷媒は一部（循環量Ｇrb）がバイパスされ、室外減圧装置７により減圧され（図７のｄ→ｇ）、過冷却用熱交換器８へと流入する。残りの主流側冷媒は過冷却用熱交換器８のもう一方の入口から流入し、低温のバイパス側冷媒により冷却される（図７のｄ→ｅ）。バイパス側冷媒は、その過程で蒸発し（図７のｇ→ｈ）、補助圧縮機１′に流入する。

補助圧縮機１′は膨張機５′の動力Ｗｒにより駆動されているため、低圧ガスを圧縮機１の吸入圧力以上に昇圧することが出来る（図７のｈ→ａ）。膨張機５′と補助圧縮機１′の動作により、膨張動力が回収されることになり、その省電力効果はエジェクタを用いた実施例１の効果と同様である。

ここで、膨張機５′と補助圧縮機１′は同一圧力容器内に収められた一体構造であっても良い。また、これら２つと圧縮機１を一体化させた構造であっても良い。一体化することにより、機器の小型化や低コスト化が可能となる。また、軸受などの潤滑に使用される冷凍機油の貯留場所を共用することが出来るため、油面の確保が容易となり、信頼性の向上に有効である。

過冷却された主流側冷媒は、液側接続配管９を通して室内機２００へと送られ、室内減圧装置１０で圧力が調整された後（図７のｅ→ｆ）、室内熱交換器１１に流入する。ここで、室内送風機１２により送られた室内空気との熱交換により、室内空気を冷却し、冷房作用が行われる。その際、室内熱交換器１１内で冷媒は蒸発されて低圧ガス状態になる（図７のｆ→ｉ）。

その後、ガス側接続配管１３を通して、室外機１００へと戻され（図７のｉ→ａ）、補助圧縮機１′からのバイパス冷媒と共に圧縮機１へ戻される。

以上説明を行ったように、実施例２の空気調和機においても実施例１と同様に、蒸発器へ送られる冷媒の比エンタルピが小さくできるため、蒸発器での比エンタルピ差が拡大される。その結果、冷媒循環量が低減でき、低圧側圧力損失を大幅に低減することができる。

次に、本発明の実施例３の空気調和機を図８及び図９を用いて説明する。

本発明の実施例３の空気調和機の冷凍装置の構成を図８に示し、この空気調和機の冷房運転時における冷媒状態の変化を図９のモリエル線図上に示す。

実施例１（図１）との違いは、凝縮器出口の高圧液冷媒をエジェクタ５のノズル入口と、過冷却用熱交換器８への２つの流路に分岐させる点である。これに対し、実施例１では凝縮器出口冷媒をすべてエジェクタ５に流入させる構成である。これ以外のサイクル構成及び運転状態は実施例１と共通点が多いため、変更点のみの説明を行う。

冷房運転時に凝縮器として作用する室外熱交換器３を出た高圧液冷媒（図９のｃ）は、２つの流路に分岐されて、一方がバイパス流（循環量Ｇrb）としてエジェクタ５に流入し、他方が過冷却用熱交換器８に流入する。

エジェクタ５では実施例１で説明を行ったのと同様な動作が行われ、断熱膨張（図９のｃ→ｄ）、過冷却用熱交換器８から出た低圧ガス（図９のｄｇ）との混合（図９のｄｍ）、昇圧作用（図９のｄｍ→ｆ）がなされて、膨張動力が回収される。

そして、気液分離器６にて気液分離され（図９のａ：ガス、ｆＬ：液）、ガス冷媒は、気液分離器６の底面付近に設けられた油戻し穴からの油と共に圧縮機吸入側に戻され、液冷媒は室外減圧装置７で減圧されて、過冷却用熱交換器８に流入する。

過冷却用熱交換器８では、低圧側バイパス側冷媒の蒸発（図９のｊ→ｄｇ）作用により、主流側液冷媒が冷却（図９のｃ→ｇ）される。主流側冷媒は液側接続配管９を通して室内機２００へと送られて、室内減圧装置１０で減圧され（図９のｇ→ｈ）、室内熱交換器１１へと流入する。

室内熱交換器１１では、室内送風機１２により送られた室内空気と熱交換し、冷房作用が行われる。この時の冷媒側の比エンタルピ差は通常サイクルではΔｈｅであるが、Δｈescnに拡大されているため、同一冷房能力時の冷媒循環量が減少し、実施例１と同様に低圧側圧力損失の大幅な低減がなされる。

また、実施例１との運転上の差異としては、蒸発器として作用する室内熱交換器１１へ送られる液冷媒が高圧状態のままであることである。そのため、室内機２００が室外機１００よりも上部の位置に据え付けられて、その高低差により生じる液冷媒のヘッド差が大きい場合であっても、運転が可能になる。

次に、本発明の実施例４の空気調和機を図１０及び図１１を用いて説明する。

本発明の実施例４の空気調和機の冷凍装置の構成を図１０に示し、この空気調和機の冷房運転時における冷媒状態の変化を図１１のモリエル線図上に示す。

実施例２（図６）との違いは、凝縮器出口の高圧液冷媒を膨張機５′入口と、過冷却用熱交換器８への２つの流路に分岐させる点である。これに対して、実施例２では凝縮器出口冷媒をすべて膨張機５′に流入させる構成となっている。これ以外のサイクル構成及び運転状態は実施例２と共通点が多いため、変更点のみの説明を行う。

冷房運転時に凝縮器として作用する室外熱交換器３から出た高圧液冷媒（図１１のｃ）は、２つの流路に分岐され、一方は膨張機５′に流入し、他方は過冷却用熱交換器８へと流入する。

膨張機５′では、実施例２の空気調和機と同様に、冷媒を減圧膨張させた時に発生する動力が動力Ｗｒとして取り出される（図１１のｃ→ｄ）。このとき減圧後の圧力は、図１１のＰeLと低くなり、過冷却用熱交換器８に流入する。

過冷却用熱交換器８では、減圧されて低温になったバイパス冷媒により、主流側冷媒が冷却される（図１１のｃ→ｄ）。そのため、この液冷媒は室内熱交換器１１に送られて、冷房能力に寄与する比エンタルピ差がΔｈescnと通常サイクルに比べて増大し、循環量が低減されるため大幅な圧損低減がなされる。

また、バイパス側冷媒は過冷却用熱交換器８内で蒸発し（図１１のｄ→ｅ）、補助圧縮機１′で圧縮されて、圧縮機１へ戻される。このときの必要動力は膨張機５′で回収された動力Ｗｒで賄われる。

実施例２との効果の違いは、実施例３でも述べた通り、室内機２００へ送られる液冷媒が高圧であることにより、室内機２００が室外機１００の上方に設置された際に、高低差から発生する液ヘッド差への対応可能範囲の拡大が図れることである。

次に、本発明の実施例５の空気調和機を図１２及び図１３を用いて説明する。

本発明の実施例５の空気調和機の冷凍装置の構成を図１２に示し、この空気調和機の冷房運転時における冷媒状態の変化を図１３のモリエル線図上に示す。

実施例４の空気調和機との違いは、膨張機５′を有さずに、補助圧縮機１′が別の動力で運転される点である。このため、膨張動力の回収動作はなされないが、その他の動作と効果は同様であり、図１３で示されるように蒸発器での比エンタルピ差が拡大でき、低圧側圧力損失を大幅に低減することが可能であり、長配管接続時や配管断面積が十分大きくない場合においても冷房能力の確保が容易である。

また、膨張動力回収機構がある場合と異なって、補助圧縮機１′の昇圧量及び冷媒循環量は任意に制御することが可能なため、蒸発器へ送られる液冷媒の過冷却度を任意に制御することが可能となる。

また、実施例１〜４の空気調和機に比べて、冷凍装置の構成が簡素化できるため、低コスト化や高信頼性化に優位である。

次に、本発明の実施例６の空気調和機を図１４を用いて説明する。本発明の実施例６の空気調和機の冷凍装置の構成を図１４に示す。

ここでは、実施例１の空気調和機の冷凍装置をベースとし、逆止弁２１ａ〜２１ｄを用いた逆止弁ブリッジ回路を用いた冷凍装置を示しているが、実施例２〜５の空気調和機の冷凍装置の構成をベースとし、逆止弁ブリッジ回路を備えた冷凍装置であっても、以下に説明する効果は同様である。

逆止弁２１ａ〜２１ｄを用いた図１４の逆止弁ブリッジ回路を用いると、四方弁２の切替え動作により冷媒流通方向が逆転される、冷房運転と暖房運転の双方で、エジェクタ５，気液分離器６，室外減圧装置７，過冷却用熱交換器８，二方弁２０のそれぞれの流路方向が同一となる。これにより、冷房運転のみならず、暖房運転時においても、蒸発器での冷媒側比エンタルピ差の拡大による、低圧側冷媒循環量低減で得られる低圧側圧力損失の大幅な低減効果が発揮でき、能力の確保とＣＯＰの向上が実現出来る。

特に、低圧側圧力損失が増加しやすい外気低温時の暖房運転においては、低圧側圧力損失の低減効果が大きくなり、暖房能力の増大や能力立ち上がりを改善することが出来、快適な室内暖房が実現できると共に、省エネ化が実現される。

また、室内機２００ａ，２００ｂと同一冷媒系統に複数の室内機が接続される場合においても、室内減圧装置１０ａ，１０ｂが各々の室内機に必要な冷媒循環量を制御することで、要求される空調負荷に応じた能力を発揮することが可能となる。空気調和機（室内機２００，室外機１００）のみを更新し、液側接続配管９及び、ガス側接続配管１３は既設のものが再利用されることがある。

このような施工方法により、天井裏や壁面などに埋め込まれた冷媒配管を再施工する必要が無くなり、少資材かつ短時間での更新が実現されるため、年々その比率が増大しつつある。

しかし、更新前の空気調和機ではＲ−２２やＲ−４０７ｃ，Ｒ−４１０Ａなどの比較的比容積の小さな冷媒が使用されていることが多く、更新後に、同一温度の飽和ガス比容積がこれらよりも大きい冷媒が、使用される場合には、ガス側接続配管の径（断面積）が十分であるとは言えず、そのままではガス側接続配管１３の圧力損失に起因して冷房能力が不足してしまう。

本発明の実施例１〜６の空気調和機によれば、ガス側接続配管の断面積が十分ではない既設配管を流用した場合においても、冷房能力を十分に発揮させることが出来るようになる。

本発明の冷凍装置の実施例１を示す冷凍サイクル構成図。 図１に示す冷凍装置における冷房運転状態を示すモリエル線図。 図１に示すエジェクタの内部構造図及び作動時の静圧分布を示す線図。 従来の冷凍装置における冷房時の運転状態を示すモリエル線図。 従来及び本発明の冷凍装置における同一冷房能力時の蒸発器冷媒側の比エンタルピ差と、冷媒循環量及び低圧側圧力損失の関係を説明する線図。 本発明の冷凍装置の実施例２を示す冷凍サイクル構成図。 図６に示す冷凍装置における冷房運転状態を示すモリエル線図。 本発明の冷凍装置の実施例３を示す冷凍サイクル構成図。 図８に示す冷凍装置における冷房運転状態を示すモリエル線図。 本発明の冷凍装置の実施例４を示す冷凍サイクル構成図。 図１０に示す冷凍装置における冷房運転状態を示すモリエル線図。 本発明の冷凍装置の実施例５を示す冷凍サイクル構成図。 図１２に示す冷凍装置における冷房運転状態を示すモリエル線図。 本発明の冷凍装置の実施例６を示す冷凍サイクル構成図。

符号の説明

１ 圧縮機
２ 四方弁
３ 室外熱交換器
４ 室外送風機
５ エジェクタ
６ 気液分離器
７ 室外減圧装置
８ 過冷却用熱交換器
９ 液側接続配管
１０ 室内減圧装置
１１ 室内熱交換器
１２ 室内送風機
１３ ガス側接続配管
１００ 室外機
２００ 室内機

Claims (3)

1. 圧縮機，室外熱交換器，過冷却用熱交換器，室外減圧装置を備えた室外機と、室内熱交換器を備えた室内機とをそれぞれ冷媒配管により接続した冷凍サイクルを備えた装置において、
   蒸発器として作用する熱交換器へ送られる液冷媒の一部をバイパスさせたバイパス冷媒を減圧し、前記過冷却用熱交換器に流入させ、前記液冷媒の主流側冷媒を前記過冷却用熱交換器で冷却して前記室内熱交換器へ送ると共に、前記過冷却用熱交換器で蒸発した前記バイパス冷媒を前記圧縮機の吸入圧力以上に昇圧させるエジェクタにより昇圧させた後前記圧縮機の吸入側に吸入させる構成とし、
   前記エジェクタの出口側に気液分離器を設け、凝縮器として作用する熱交換器から流出した冷媒を前記エジェクタに流入させ、前記エジェクタから流出した冷媒を前記気液分離器に流入させ、前記気液分離器のガス側出口から流出した冷媒を前記圧縮機に戻し、前記気液分離器の液側出口から流出した冷媒の一部をバイパスさせたバイパス冷媒を前記室外減圧装置で減圧し、前記液冷媒の主流側冷媒を前記過冷却用熱交換器で冷却して前記室内熱交換器へ送ると共に、前記過冷却用熱交換器でガス化した前記バイパス冷媒を前記エジェクタの吸入口から吸引させる構成としたことを特徴とする冷凍装置。
2. 請求項１において、逆止弁で構成されたブリッジ回路を備え、該ブリッジ回路を用いて前記エジェクタと前記過冷却用熱交換器の冷媒流路の方向を、冷房及び暖房運転時の双方で同一方向になるように構成したことを特徴とした冷凍装置。
3. 請求項１又は２において、使用される冷媒の同一蒸発温度における飽和ガスの比容積がＲ−４１０Ａに対して１.５倍以上であることを特徴とした冷凍装置。

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