JP5315957B2 - 冷凍装置 - Google Patents

Description

本発明は、冷凍装置、特に、超臨界域で作動する冷媒を使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置に関する。

従来より、超臨界域で作動する冷媒を使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置の１つとして、特許文献１に示されるような、二酸化炭素を冷媒として使用して二段圧縮式冷凍サイクルを行う空気調和装置がある。この空気調和装置は、主として、直列に接続された２つの圧縮要素を有する圧縮機と、熱源側熱交換器としての室外熱交換器と、膨張弁と、室内熱交換器とを有している。
特開２００７−２３２２６３号公報

上述の空気調和装置において、室外熱交換器として空気を熱源とする熱交換器を採用する場合には、冷媒として使用される二酸化炭素の臨界温度（約３１℃）が冷媒の冷却器として機能する室外熱交換器の熱源となる空気の温度と同程度であり、Ｒ２２やＲ４１０Ａ等の冷媒に比べて低いことから、冷却運転としての冷房運転時には、室外熱交換器における空気による冷媒の冷却が可能になるように、冷凍サイクルの高圧が冷媒の臨界圧力よりも高い状態で運転がなされることになる。このことに起因して、圧縮機の後段側の圧縮要素から吐出される冷媒の温度が高くなるため、冷媒の冷却器として機能する室外熱交換器において、熱源としての空気と冷媒との間の温度差が大きくなってしまい、室外熱交換器における放熱ロスが大きくなることから、高い運転効率が得られにくいという問題がある。

この問題に対して、前段側の圧縮要素から吐出されて後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の冷却器として機能する中間冷却器を前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素に吸入させるための中間冷媒管に設けることで、後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の温度を低くし、その結果、圧縮機の後段側の圧縮要素から吐出される冷媒の温度を低くして、室外熱交換器における放熱ロスを小さくすることが考えられる。しかも、中間冷却器として空気を熱源とする熱交換器を採用する場合には、機器の配置等を考慮して、室外熱交換器と一体化することが好ましい。

しかし、この空気調和装置では、超臨界域で作動する冷媒（ここでは、二酸化炭素）を使用しているため、中間冷却器内には臨界圧力よりも低い圧力の冷媒が流れ、室外熱交換器内には臨界圧力を超える圧力の冷媒が流れる冷凍サイクルが行われることがあり、この場合には、臨界圧力よりも低い圧力における冷媒の物性と臨界圧力を超える圧力における冷媒の物性との差異に起因して、中間冷却器の冷媒側の熱伝達率が室外熱交換器の冷媒側の熱伝達率に比べて低くなる傾向となるため、室外熱交換器と一体化することとの兼ね合いで、中間冷却器の伝熱性能の低下が生じるおそれがある。

本発明の課題は、超臨界域で作動する冷媒を使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置において、中間冷却器及び熱源側熱交換器として空気を熱源とする熱交換器を採用するとともに中間冷却器を熱源側熱交換器と一体化させることによって生じる中間冷却器の伝熱性能の低下を抑えることにある。

第１の発明にかかる冷凍装置は、超臨界域で作動する冷媒を使用する冷凍装置であって、圧縮機構と、空気を熱源とする熱源側熱交換器と、冷媒を減圧する膨張機構と、利用側熱交換器と、中間冷却器とを備えている。圧縮機構は、複数の圧縮要素を有しており、複数の圧縮要素のうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成されている。ここで、「圧縮機構」とは、複数の圧縮要素が一体に組み込まれた圧縮機や、単一の圧縮要素が組み込まれた圧縮機及び／又は複数の圧縮要素が組み込まれた圧縮機を複数台接続したものを含む構成を意味している。また、「複数の圧縮要素のうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮する」とは、「前段側の圧縮要素」及び「後段側の圧縮要素」という直列に接続された２つの圧縮要素を含むことだけを意味しているのではなく、複数の圧縮要素が直列に接続されており、各圧縮要素間の関係が、上述の「前段側の圧縮要素」と「後段側の圧縮要素」との関係を有することを意味している。中間冷却器は、空気を熱源としており、前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素に吸入させるための中間冷媒管に設けられ、前段側の圧縮要素から吐出されて後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の冷却器として機能する。そして、中間冷却器は、熱源側熱交換器と一体化された熱交換器を構成しており、この熱交換器のうち熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である風上部に配置されている。熱源側熱交換器は、高温の冷媒が流れる高温側伝熱流路と、低温の冷媒が流れる低温側伝熱流路とを有しており、低温側伝熱流路は、高温側伝熱流路よりも熱源としての空気の流れ方向の風上側に配置されている。中間冷却器は、風上部の上部である上側風上部のみに配置されている。

この冷凍装置では、超臨界域で作動する冷媒（ここでは、二酸化炭素）を使用しているため、中間冷却器内には臨界圧力よりも低い圧力の冷媒が流れ、熱源側熱交換器内には臨界圧力を超える圧力の冷媒が流れる冷凍サイクルが行われることがあり、この場合には、臨界圧力よりも低い圧力における冷媒の物性と臨界圧力を超える圧力における冷媒の物性（特に、熱伝導率や定圧比熱）との差異に起因して、中間冷却器の冷媒側の熱伝達率が熱源側熱交換器の冷媒側の熱伝達率に比べて低くなる傾向となる。このため、中間冷却器の総括熱伝達率が低くなり、しかも、熱源側熱交換器と一体化することとの兼ね合いで中間冷却器の伝熱面積を大きくする程度にも限界があるため、中間冷却器の伝熱性能の低下が生じることになる。また、中間冷却器に流入する冷媒の温度は、熱源側熱交換器に流入する冷媒の温度よりも低いため、中間冷却器を流れる冷媒と熱源としての空気との間の温度差が熱源側熱交換器を流れる冷媒と熱源としての空気との間の温度差よりも確保しにくく、中間冷却器の伝熱性能の低下が生じやすい。

そこで、この冷凍装置では、中間冷却器を熱源側熱交換器と一体化し、両者が一体化した熱交換器のうち熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である風上部に中間冷却器を配置するようにしている。

これにより、この冷凍装置では、中間冷却器を流れる冷媒と熱源としての空気との温度差を大きくすることができるため、その結果、中間冷却器の伝熱性能の低下を抑えることができる。

また、この冷凍装置では、低温側伝熱流路を高温側伝熱流路よりも風上側に配置しているため、高温の冷媒が高温の空気と熱交換し、かつ、低温の冷媒が低温の空気と熱交換するようになり、各伝熱流路における冷媒と空気との温度差が均一化されて、熱源側熱交換器の伝熱性能を向上させることができる。

ここで、例えば、この冷凍装置を、側方から空気を吸い込んで上方に向かって空気を吹き出すように構成された熱源ユニットと利用ユニットとが接続された構成とした場合において、熱源となる空気の流速が小さい熱源ユニットの下部に熱源側熱交換器と一体化された中間冷却器を配置すると、中間冷却器を熱源ユニットの下部に配置することによる中間冷却器の空気側の熱伝達率の低下の影響と、中間冷却器の冷媒側の熱伝達率が熱源側熱交換器の冷媒側の熱伝達率に比べて低くなる影響とが重なり合って、中間冷却器の総括熱伝達率が低くなり、しかも、熱源側熱交換器と一体化することとの兼ね合いで中間冷却器の伝熱面積を大きくする程度にも限界があるため、中間冷却器の伝熱性能の低下が生じることになる。

そこで、この冷凍装置では、風上部の上部である上側風上部のみに中間冷却器を配置するようにしている。

これにより、この冷凍装置では、熱源となる空気の流速が大きい熱源ユニットの上部のみに中間冷却器が配置されることになるため、中間冷却器の空気側の熱伝達率が高くなり、その結果、中間冷却器の総括熱伝達率の低下が抑えられて、中間冷却器の伝熱性能の低下をさらに抑えることができる。

第２の発明にかかる冷凍装置は、第１の発明にかかる冷凍装置において、熱源側熱交換器は、上下方向に多段に配置された複数の伝熱流路を有しており、高温側伝熱流路は、複数の伝熱流路のうち中間冷却器よりも熱源としての空気の流れ方向の風下側の部分である風下部に配置されており、低温側伝熱流路は、中間冷却器の下側、かつ、熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である下側風上部に配置されており、低温側伝熱流路の流路数は、高温側伝熱流路の流路数よりも少なくなっており、熱源側熱交換器は、高温側伝熱流路から低温側伝熱流路へ送られる冷媒が低温側伝熱流路の流路数になるように合流した後に、低温側伝熱流路に流入するように構成されている。

この冷凍装置では、中間冷却器が上側風上部に配置されているため、熱源側熱交換器を空気との熱交換に有利な風上部に配置するスペースが中間冷却器の下側の下側風上部に限定されることになるが、この下側風上部を高温の冷媒に比べて流路抵抗が小さい低温の冷媒が流れる低温側伝熱流路とし、かつ、高温側伝熱流路から送られる冷媒を合流させて低温側伝熱流路に流入させるようにしているため、低温側伝熱流路を流れる冷媒の流速を高めて低温側伝熱流路における熱伝達率を向上させて、熱源側熱交換器の伝熱性能をさらに向上させることができる。

第３の発明にかかる冷凍装置は、第１又は第２の発明にかかる冷凍装置において、熱源側熱交換器及び中間冷却器は、フィンアンドチューブ型の熱交換器であり、中間冷却器は、伝熱フィンを共有することによって熱源側熱交換器と一体化されている。

第４の発明にかかる冷凍装置は、第１〜第３の発明のいずれかにかかる冷凍装置において、超臨界域で作動する冷媒は、二酸化炭素である。

以上の説明に述べたように、本発明によれば、以下の効果が得られる。

第１、第３及び第４の発明では、中間冷却器の伝熱性能の低下を抑えることができる。また、熱源側熱交換器の伝熱性能を向上させることができる。しかも、中間冷却器の伝熱性能の低下をさらに抑えることができる。

第２の発明では、熱源側熱交換器の伝熱性能をさらに向上させることができる。

以下、図面に基づいて、本発明にかかる冷凍装置の実施形態について説明する。

（１）空気調和装置の構成
図１は、本発明にかかる冷凍装置の一実施形態としての空気調和装置１の概略構成図である。空気調和装置１は、冷房運転が可能となるように構成された冷媒回路１０を有し、超臨界域で作動する冷媒（ここでは、二酸化炭素）を使用して二段圧縮式冷凍サイクルを行う装置である。

空気調和装置１の冷媒回路１０は、主として、圧縮機構２と、熱源側熱交換器４と、膨張機構５と、利用側熱交換器６と、中間冷却器７とを有している。

圧縮機構２は、本実施形態において、２つの圧縮要素で冷媒を二段圧縮する圧縮機２１から構成されている。圧縮機２１は、ケーシング２１ａ内に、圧縮機駆動モータ２１ｂと、駆動軸２１ｃと、圧縮要素２ｃ、２ｄとが収容された密閉式構造となっている。圧縮機駆動モータ２１ｂは、駆動軸２１ｃに連結されている。そして、この駆動軸２１ｃは、２つの圧縮要素２ｃ、２ｄに連結されている。すなわち、圧縮機２１は、２つの圧縮要素２ｃ、２ｄが単一の駆動軸２１ｃに連結されており、２つの圧縮要素２ｃ、２ｄがともに圧縮機駆動モータ２１ｂによって回転駆動される、いわゆる一軸二段圧縮構造となっている。圧縮要素２ｃ、２ｄは、本実施形態において、ロータリ式やスクロール式等の容積式の圧縮要素である。そして、圧縮機２１は、吸入管２ａから冷媒を吸入し、この吸入された冷媒を圧縮要素２ｃによって圧縮した後に中間冷媒管８に吐出し、中間冷媒管８に吐出された冷媒を圧縮要素２ｄに吸入させて冷媒をさらに圧縮した後に吐出管２ｂに吐出するように構成されている。ここで、中間冷媒管８は、圧縮要素２ｃの前段側に接続された圧縮要素２ｃから吐出された冷媒を、圧縮要素２ｃの後段側に接続された圧縮要素２ｄに吸入させるための冷媒管である。また、吐出管２ｂは、圧縮機構２から吐出された冷媒を熱源側熱交換器４に送るための冷媒管であり、吐出管２ｂには、油分離機構４１と逆止機構４２とが設けられている。油分離機構４１は、圧縮機構２から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油を冷媒から分離して圧縮機構２の吸入側へ戻す機構であり、主として、圧縮機構２から吐出される冷媒に同伴する冷凍機油を冷媒から分離する油分離器４１ａと、油分離器４１ａに接続されており冷媒から分離された冷凍機油を圧縮機構２の吸入管２ａに戻す油戻し管４１ｂとを有している。油戻し管４１ｂには、油戻し管４１ｂを流れる冷凍機油を減圧する減圧機構４１ｃが設けられている。減圧機構４１ｃは、本実施形態において、キャピラリチューブが使用されている。逆止機構４２は、圧縮機構２の吐出側から切換機構３への冷媒の流れを許容し、かつ、切換機構３から圧縮機構２の吐出側への冷媒の流れを遮断するための機構であり、本実施形態において、逆止弁が使用されている。

このように、圧縮機構２は、本実施形態において、２つの圧縮要素２ｃ、２ｄを有しており、これらの圧縮要素２ｃ、２ｄのうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成されている。尚、圧縮機構２としては、本実施形態のような１台の一軸二段圧縮構造の圧縮機に限定されるものではなく、三段圧縮式等のような二段圧縮式よりも多段の圧縮機であってもよいし、また、単一の圧縮要素が組み込まれた圧縮機及び／又は複数の圧縮要素が組み込まれた圧縮機を複数台直列に接続することで多段の圧縮機構を構成してもよいし、さらに、多段圧縮式の圧縮機を２系統以上並列に接続した並列多段圧縮式の圧縮機構であってもよい。

熱源側熱交換器４は、冷媒の放熱器として機能する熱交換器である。熱源側熱交換器４は、その一端が圧縮機構２に接続されており、その他端が膨張機構５に接続されている。熱源側熱交換器４は、空気を熱源（すなわち、冷却源）とする熱交換器であり、本実施形態において、フィンアンドチューブ型の熱交換器が使用されている。そして、熱源としての空気は、熱源側ファン４０によって熱源側熱交換器４に供給されるようになっている。尚、熱源側ファン４０は、ファン駆動モータ４０ａによって駆動される。

膨張機構５は、冷媒を減圧する機構であり、本実施形態において、電動膨張弁が使用されている。膨張機構５は、その一端が熱源側熱交換器４に接続され、その他端が利用側熱交換器６に接続されている。また、本実施形態において、膨張機構５は、熱源側熱交換器４において放熱した冷凍サイクルにおける高圧の冷媒を利用側熱交換器６に送る前に減圧する。

利用側熱交換器６は、冷媒の蒸発器として機能する熱交換器である。利用側熱交換器６は、その一端が膨張機構５に接続されており、その他端が圧縮機構２に接続されている。尚、ここでは図示しないが、利用側熱交換器６には、利用側熱交換器６を流れる冷媒と熱交換を行う加熱源としての水や空気が供給されるようになっている。

中間冷却器７は、中間冷媒管８に設けられており、前段側の圧縮要素２ｃから吐出されて圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の冷却器として機能する熱交換器である。中間冷却器７は、空気を熱源（すなわち、冷却源）とする熱交換器であり、本実施形態において、フィンアンドチューブ型の熱交換器が使用されている。そして、中間冷却器７は、熱源側熱交換器４と一体化されている。

次に、中間冷却器７が熱源側熱交換器４に一体化された構成について、両者の配置等も含めて、図２〜図４を用いて詳細に説明する。ここで、図２は、熱源ユニット１ａの外観斜視図（ファングリルを取り除いた状態）であり、図３は、中間冷却器７と熱源側熱交換器４との境界部分を示す図であり、図４は、熱交換器パネル７０の伝熱流路を示す模式図である。尚、以下の説明における「左」及び「右」とは、前板７５側から熱源ユニット１ａを見た場合を基準とする。

まず、本実施形態において、空気調和装置１は、主として熱源側ファン４０、熱源側熱交換器４及び中間冷却器７が設けられた熱源ユニット１ａと、主として利用側熱交換器６が設けられた利用ユニット（図示せず）とが接続されることによって構成されている。そして、この熱源ユニット１ａは、側方から空気を吸い込んで上方に向かって空気を吹き出す、いわゆる、上吹きタイプのものであり、主として、ケーシング７１と、ケーシング７１の内部に配置される熱源側熱交換器４及び中間冷却器７等の冷媒回路構成部品や熱源側ファン４０等の機器とを有している。

ケーシング７１は、本実施形態において、略直方体形状の箱体であり、主として、ケーシング７１の天面を構成する天板７２と、ケーシング７１の外周面を構成する左板７３、右板７４、前板７５及び後板７６と、底板７７とから構成されている。天板７２は、主として、ケーシング７１の天面を構成する部材であり、本実施形態において、略中央に吹出開口７１ａが形成された平面視が略長方形状の板状部材である。天板７２には、吹出開口７１ａを上方から覆うようにファングリル７８が設けられている。左板７３は、主として、ケーシング７１の左面を構成する部材であり、本実施形態において、天板７２の左縁から下方に延びる側面視が略長方形状の板状部材である。左板７３には、上部を除くほぼ全体に吸入開口７３ａが形成されている。右板７４は、主として、ケーシング７１の右面を構成する部材であり、本実施形態において、天板７２の右縁から下方に延びる側面視が略長方形状の板状部材である。右板７４には、上部を除くほぼ全体に吸入開口７４ａが形成されている。前板７５は、主として、ケーシング７１の前面を構成する部材であり、本実施形態において、天板７２の前縁から下方向に順に配置された正面視が略長方形状の板状部材から構成されている。後板７６は、主として、ケーシング７１の後面を構成する部材であり、本実施形態において、天板７２の後縁から下方向に順に配置された正面視が略長方形状の板状部材から構成されている。後板７６には、上部を除くほぼ全体に吸入開口７６ａが形成されている。底板７７は、主として、ケーシング７１の底面を構成する部材であり、本実施形態において、平面視が略長方形状の板状部材である。

そして、中間冷却器７は、熱源側熱交換器４と一体化された熱交換器パネル７０を構成しており、この熱交換器パネル７０のうち熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である風上部に配置されている。しかも、本実施形態において、中間冷却器７は、熱交換器パネル７０の風上部の上部である上側風上部に配置されている。この熱交換器パネル７０は、底板７７上に配置されている。より具体的には、中間冷却器７は、伝熱フィンを共有することによって熱源側熱交換器４と一体化されている（図３及び図４参照）。また、熱源側熱交換器４及び中間冷却器７が一体化された熱交換器パネル７０は、本実施形態において、平面視が略Ｕ字形状であり、吸入開口７３ａ、７４ａ、７６ａに対向するように配置されている。また、熱源側ファン４０は、天板７２の吹出開口７１ａに対向し、かつ、熱交換器パネル７０の上側に配置されている。本実施形態において、熱源側ファン４０は、軸流ファンであり、ファン駆動モータ４０ａによって回転駆動することによって、吸入開口７３ａ、７４ａ、７６ａから熱源としての空気をケーシング７１内に吸い込んで、熱源側熱交換器４及び中間冷却器７を通過させた後に、吹出開口７１ａから上方に向けて吹き出すことができるようになっている（図４中の空気の流れを示す矢印を参照）。すなわち、熱源側ファン４０は、熱源側熱交換器４及び中間冷却器７の両方に熱源としての空気を供給するようになっている。

ここで、本実施形態における熱交換器パネル７０として、熱源としての空気の流れ方向に対して複数列（ここでは、３列）で、かつ、上下方向に複数段（ここでは、１４段）の伝熱管が配列された構成を採用する場合には、図４に示されるように、中間冷却器７の風下側に配置された２列７段（計１４本）の伝熱管を有する第１高温側伝熱流路７０ａと、第１高温側伝熱流路７０ａの下側に配置された２列７段（計１４本）の伝熱管を有する第２高温側伝熱流路７０ｂと、中間冷却器７の下側に配置された１列４段（計４本）の伝熱管を有する第１低温側伝熱流路７０ｃと、第１低温側伝熱流路７０ｃの下側に配置された１列４段（計４本）の伝熱管を有する第２低温側伝熱流路７０ｄと、第１低温側伝熱流路７０ｃの上側に配置された１列６段（計６本）の伝熱管を有する中間冷却伝熱流路７０ｅとを有する構成にすることができる。

尚、熱源ユニット１ａの外観形状や熱源側熱交換器４及び中間冷却器７が一体化された熱交換器パネル７０の形状は、上述のものに限定されるものではなく、例えば、ケーシング内に吸い込んだ空気を側方に向かって空気を吹き出す、いわゆる、横吹きタイプの熱源ユニットや、平面視が略Ｌ字形状の熱交換器パネルであってもよい。

また、中間冷媒管８には、前段側の圧縮要素２ｃの吐出側から後段側の圧縮要素２ｄの吸入側への冷媒の流れを許容し、かつ、後段側の圧縮要素２ｄの吐出側から前段側の圧縮要素２ｃへの冷媒の流れを遮断するための逆止機構１５が設けられている。逆止機構１５は、本実施形態において、逆止弁である。尚、逆止機構１５は、本実施形態において、中間冷媒管８の中間冷却器７の出口側に設けられている。

（２）空気調和装置の動作
次に、本実施形態の空気調和装置１の動作について、図１、図５及び図６を用いて説明する。ここで、図５は、冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図であり、図６は、冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図である。また、以下の説明において、「高圧」とは、冷凍サイクルにおける高圧（すなわち、図５、図６の点Ｄ、Ｄ’、Ｅにおける圧力）を意味し、「低圧」とは、冷凍サイクルにおける低圧（すなわち、図５、図６の点Ａ、Ｆにおける圧力）を意味し、「中間圧」とは、冷凍サイクルにおける中間圧（すなわち、図５、図６の点Ｂ、Ｃにおける圧力）を意味している。

低圧の冷媒（図１、図５、図６の点Ａ参照）は、吸入管２ａから圧縮機構２に吸入され、まず、圧縮要素２ｃによって中間圧まで圧縮された後に、中間冷媒管８に吐出される（図１、図５、図６の点Ｂ参照）。この前段側の圧縮要素２ｃから吐出された中間圧の冷媒は、中間冷却器７において、冷却源としての空気と熱交換を行うことで冷却される（図１、図５、図６の点Ｃ参照）。この中間冷却器７において冷却された冷媒は、次に、逆止機構１５を通過した後に圧縮要素２ｃの後段側に接続された圧縮要素２ｄに吸入されてさらに圧縮されて、圧縮機構２から吐出管２ｂに吐出される（図１、図５、図６の点Ｄ参照）。ここで、圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒は、圧縮要素２ｃ、２ｄによる二段圧縮動作によって、臨界圧力（すなわち、図５に示される臨界点ＣＰにおける臨界圧力Ｐｃｐ）を超える圧力まで圧縮されている。そして、この圧縮機構２から吐出された高圧の冷媒は、油分離機構４１を構成する油分離器４１ａに流入し、同伴する冷凍機油が分離される。また、油分離器４１ａにおいて高圧の冷媒から分離された冷凍機油は、油分離機構４１を構成する油戻し管４１ｂに流入し、油戻し管４１ｂに設けられた減圧機構４１ｃで減圧された後に圧縮機構２の吸入管２ａに戻されて、再び、圧縮機構２に吸入される。次に、油分離機構４１において冷凍機油が分離された後の高圧の冷媒は、逆止機構４２を通じて、冷媒の放熱器として機能する熱源側熱交換器４に送られる。そして、熱源側熱交換器４に送られた高圧の冷媒は、熱源側熱交換器４において、冷却源としての空気と熱交換を行って冷却される（図１、図５、図６の点Ｅ参照）。そして、熱源側熱交換器４において冷却された高圧の冷媒は、膨張機構５によって減圧されて低圧の気液二相状態の冷媒となり、冷媒の蒸発器として機能する利用側熱交換器６に送られる（図１、図５、図６の点Ｆ参照）。そして、利用側熱交換器６に送られた低圧の気液二相状態の冷媒は、加熱源としての水又は空気と熱交換を行って加熱されて、蒸発することになる（図１、図５、図６の点Ａ参照）。そして、この利用側熱交換器６において加熱された低圧の冷媒は、再び、圧縮機構２に吸入される。

また、上述の動作において、中間冷却器７及び熱源側熱交換器４（すなわち、伝熱流路７０ａ〜７０ｅを有する熱交換器パネル７０）では、前段側の圧縮要素２ｃから吐出された中間圧の冷媒は、中間冷却伝熱流路７０ｅに流入して、熱源としての空気と熱交換を行って冷却された後に、後段側の圧縮要素２ｄに送られる。次に、後段側の圧縮要素２ｄから吐出された高圧、かつ、高温の冷媒は、２つに分岐されて、第１及び第２高温側伝熱流路７０ａ、７０ｂに流入して、中間冷却伝熱流路７０ｅや低温側伝熱流路７０ｃ、７０ｄを通過した後の空気と熱交換を行って冷却される。そして、第１高温側伝熱流路７０ａにおいて冷却された冷媒は、第１低温側伝熱流路７０ｃに流入してさらに冷却され、第２高温側伝熱流路７０ｂにおいて冷却された冷媒は、第２低温側伝熱流路７０ｄに流入して、熱源としての空気と熱交換を行ってさらに冷却され、再び合流した後に、膨張機構５等に送られる。

このように、空気調和装置１では、圧縮要素２ｃから吐出された冷媒を圧縮要素２ｄに吸入させるための中間冷媒管８に中間冷却器７を設けているため、中間冷却器７を設けなかった場合（この場合には、図５、図６において、点Ａ→点Ｂ→点Ｄ’→点Ｅ→点Ｆの順で冷凍サイクルが行われる）に比べて、圧縮要素２ｃの後段側の圧縮要素２ｄに吸入される冷媒の温度が低下し（図６の点Ｂ、Ｃ参照）、圧縮要素２ｄから吐出される冷媒の温度も低下することになる（図６の点Ｄ、Ｄ’参照）。このため、この空気調和装置１では、高圧の冷媒の放熱器として機能する熱源側熱交換器４において、中間冷却器７を設けなかった場合に比べて、冷却源としての水や空気と冷媒との温度差を小さくすることが可能になり、図６の点Ｂ、Ｄ’、Ｄ、Ｃを結ぶことによって囲まれる面積に相当する分の放熱ロスを小さくできることから、運転効率を向上させることができる。

また、本実施形態の空気調和装置１では、超臨界域で作動する冷媒（ここでは、二酸化炭素）を使用しているため、中間冷却器７内には臨界圧力Ｐｃｐ（二酸化炭素では、約７．３ＭＰａ）よりも低い中間圧の冷媒が流れ、冷媒の放熱器として機能する熱源側熱交換器４内には臨界圧力Ｐｃｐを超える高圧の冷媒が流れる運転が行われるため（図５参照）、この場合には、図７に示されるように、臨界圧力Ｐｃｐよりも低い圧力における冷媒の物性と臨界圧力Ｐｃｐを超える圧力における冷媒の物性（特に、熱伝導率や定圧比熱）との差異に起因して、中間冷却器７の冷媒側の熱伝達率が冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４の冷媒側の熱伝達率に比べて低くなる傾向となる。ここで、図７は、６．５ＭＰａの二酸化炭素を所定の流路断面積を有する伝熱流路内に所定の質量流速で流す場合における熱伝達率の値（中間冷却器７の冷媒側の熱伝達率に対応）と、６．５ＭＰａの二酸化炭素と同一の伝熱流路及び質量流速の条件における１０ＭＰａの二酸化炭素の熱伝達率の値（熱源側熱交換器４の冷媒側の熱伝達率に対応）とを示しているが、これを見ると、冷媒の冷却器として機能する熱源側熱交換器４や中間冷却器７内を流れる冷媒の温度範囲（３５〜７０℃程度）において、６．５ＭＰａの二酸化炭素の熱伝達率の値が１０ＭＰａの二酸化炭素の熱伝達率の値よりも低いことがわかる。

このため、中間冷却器７の総括熱伝達率が低くなり、しかも、熱源側熱交換器４と一体化することとの兼ね合いで中間冷却器７の伝熱面積を大きくする程度にも限界があるため、中間冷却器７の伝熱性能の低下が生じることになる。また、中間冷却器７に流入する中間圧の冷媒の温度は、熱源側熱交換器４に流入する高圧の冷媒の温度よりも低いため、中間冷却器７を流れる冷媒と熱源としての空気との間の温度差が熱源側熱交換器４を流れる冷媒と熱源としての空気との間の温度差よりも確保しにくく、中間冷却器７の伝熱性能の低下が生じやすいのであるが、本実施形態では、中間冷却器７を熱源側熱交換器４と一体化し、両者が一体化した熱交換器パネル７０のうち熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である風上部に中間冷却器７を配置するようにしているため（図２及び図４参照）、中間冷却器７を流れる冷媒と熱源としての空気との温度差を大きくすることができ、その結果、中間冷却器７の伝熱性能の低下を抑えることができる。

また、本実施形態の熱交換器パネル７０では、中間冷却器７を構成する中間冷却伝熱流路７０ｅが風上部（ここでは、上側風上部）に配置されているだけでなく、熱源側熱交換器４が、後段側の圧縮要素から吐出された高圧、かつ、高温の冷媒が流れる高温側伝熱流路７０ａ、７０ｂと、高温側伝熱流路７０ａ、７０ｂにおいて冷却された後の高圧、かつ、低温の冷媒が流れる低温側伝熱流路７０ｃ、７０ｄとを有しており、低温側伝熱流路７０ｃ、７０ｄが、高温側伝熱流路７０ａ、７０ｂよりも熱源としての空気の流れ方向の風上側に配置されているため（ここでは、高温側伝熱流路７０ａ、７０ｂが、熱交換器パネル７０のうち空気の流れ方向の風下側の部分である風下部に配置されており、低温側伝熱流路７０ｃ、７０ｄが、熱交換器パネル７０のうち中間冷却伝熱流路７０ｅの下側で、かつ、空気の流れ方向の風上側の部分である下側風上部に配置されている）、高温の冷媒が高温の空気と熱交換し、かつ、低温の冷媒が低温の空気と熱交換するようになり、各伝熱流路７０ａ〜７０ｄにおける冷媒と空気との温度差が均一化されて、熱源側熱交換器４の伝熱性能を向上させることができる。

さらに、本実施形態の空気調和装置１の熱源ユニット１ａ（すなわち、側方から空気を吸い込んで上方に向かって空気を吹き出すように構成された熱源ユニット）において、仮に、熱源となる空気の流速が小さい熱源ユニット１ａの下部に熱源側熱交換器４と一体化された中間冷却器７が配置すると、中間冷却器７を熱源ユニット１ａの下部に配置することによる中間冷却器７の空気側の熱伝達率の低下の影響と、中間冷却器７の冷媒側の熱伝達率が熱源側熱交換器４の冷媒側の熱伝達率に比べて低くなる影響とが重なり合って、中間冷却器７の総括熱伝達率が低くなり、しかも、熱源側熱交換器４と一体化することとの兼ね合いで中間冷却器７の伝熱面積を大きくする程度にも限界があるため、この要因によっても、中間冷却器７の伝熱性能の低下が生じることになるが、本実施形態では、中間冷却器７を熱交換器パネル７０の風上部の上部である上側風上部に配置するようにしているため、熱源となる空気の流速が大きい熱源ユニット１ａの上部に中間冷却器７が配置されることになり、中間冷却器７の空気側の熱伝達率が高くなり、その結果、中間冷却器７の総括熱伝達率の低下が抑えられて、中間冷却器７の伝熱性能の低下をさらに抑えることができる。

（３）変形例
上述の実施形態においては、中間冷却器７（より具体的には、中間冷却伝熱流路７０ｅ）が熱交換器パネル７０の上側風上部に配置されているため、熱源側熱交換器４（より具体的には、伝熱流路７０ａ〜７０ｄ）を空気との熱交換に有利な熱交換器パネル７０の風上部に配置するスペースが中間冷却器７の下側の下側風上部に限定されており、熱源側熱交換器４の伝熱性能の低下が生じやすい傾向にある。

そこで、本変形例では、図８に示されるように、上述の実施形態とは異なり、低温側伝熱流路の流路数を２つから１つに減らすことで高温側伝熱流路７０ａ、７０ｂの流路数（ここでは、２つ）よりも少なくし（すなわち、１列８段（計８本）の伝熱管を有する低温側伝熱流路７０ｆのみとし）、高温側伝熱流路７０ａ、７０ｂから低温側伝熱流路７０ｆへ送られる冷媒が低温側伝熱流路７０ｆの流路数（ここでは、１つ）になるように合流した後に、低温側伝熱流路７０ｆに流入するように構成された熱源側熱交換器４を採用している。

これにより、本変形例では、熱交換器パネル７０の下側風上部を高温の冷媒に比べて流路抵抗が小さい低温の冷媒が流れる低温側伝熱流路７０ｆとし、かつ、高温側伝熱流路７０ａ、７０ｂから送られる冷媒を合流させて低温側伝熱流路７０ｆに流入させるようにしているため、低温側伝熱流路７０ｆを流れる冷媒の流速を高めて低温側伝熱流路７０ｆにおける熱伝達率を向上させて、熱源側熱交換器４の伝熱性能をさらに向上させることができる。

ここで、本変形例における熱交換器パネル７０として、さらに、上下方向の段数を増加させた構成（ここでは、５６段）を採用する場合には、例えば、図９に示されるような中間冷却器７の風下側に配置された２列４段（計８本）の伝熱管を有する４つの第１〜第４高温側伝熱流路１７０ａ〜１７０ｄと、第４高温側伝熱流路１７０ｄの下側に配置された２列６段（計１２本）の伝熱管を有する４つの第５〜第８高温側伝熱流路１７０ｅ〜１７０ｈと、第８高温側伝熱流路１７０ｈの下側に配置された２列８段（計１６本）の伝熱管を有する２つの第９及び第１０高温側伝熱流路１７０ｉ、１７０ｊと、中間冷却器７の下側に配置された１列６段（計６本）の伝熱管を有する２つの第１及び第２低温側伝熱流路１７０ｋ、１７０ｌと、第２低温側伝熱流路１７０ｌの下側に配置された１列８段（計８本）の伝熱管を有する３つの第３〜第５低温側伝熱流路１７０ｍ〜１７０ｏと、第１低温側伝熱流路１７０ｋの上側に配置された１列４段（計４本）の伝熱管を有する５つの第１〜第５中間冷却伝熱流路１７０ｐ〜１７０ｔとを有する構成にすることができる。

このような伝熱流路１７０ａ〜１７０ｔを有する熱交換器パネル７０では、まず、前段側の圧縮要素２ｃから吐出された中間圧の冷媒は、５つに分岐されて、第１〜第５中間冷却伝熱流路１７０ｐ〜１７０ｔに流入して、熱源としての空気と熱交換を行って冷却され、再び合流した後に、後段側の圧縮要素２ｄに送られる。次に、後段側の圧縮要素２ｄから吐出された高圧、かつ、高温の冷媒は、１０つに分岐されて、第１〜第１０高温側伝熱流路１７０ａ〜１７０ｊに流入して、中間冷却伝熱流路１７０ｐ〜１７０ｔや低温側伝熱流路１７０ｋ〜１７０ｏを通過した後の空気と熱交換を行って冷却される。そして、第１及び第２高温側伝熱流路１７０ａ、１７０ｂにおいて冷却された冷媒は、合流して第１低温側伝熱流路１７０ｋに送られ、第３及び第４高温側伝熱流路１７０ｃ、１７０ｄにおいて冷却された冷媒は、合流して第２低温側伝熱流路１７０ｌに送られ、第５及び第６高温側伝熱流路１７０ｅ、１７０ｆにおいて冷却された冷媒は、合流して第３低温側伝熱流路１７０ｍに送られ、第７及び第８高温側伝熱流路１７０ｇ、１７０ｈにおいて冷却された冷媒は、合流して第４低温側伝熱流路１７０ｎに送られ、第９及び第１０高温側伝熱流路１７０ｉ、１７０ｊにおいて冷却された冷媒は、合流して第５低温側伝熱流路１７０ｏに送られる（すなわち、流路数が１０つから５つに減少する）。そして、第１〜第５低温側伝熱流路１７０ｋ〜１７０ｏに送られた冷媒は、熱源としての空気と熱交換を行ってさらに冷却され、合流した後に、膨張機構５等に送られる。

このように、図９に示される熱交換器パネル７０では、図８に示される構成における特徴に加えて、各高温側伝熱流路１７０ａ〜１７０ｊを構成する伝熱管の段数（すなわち、伝熱管の本数）が下方に向かうにつれて大きくなっており、また、各低温側伝熱流路１７０ｋ〜１７０ｏを構成する伝熱管の段数（すなわち、伝熱管の本数）も下方に向かうにつれて大きくなっており、空気の流速が大きく空気側の熱伝達率が高い熱交換器パネル７０の上部に配置された伝熱流路については、伝熱面積を小さくなるようにし、空気の流速が小さく空気側の熱伝達率が低い熱交換器パネル７０の下部に配置された伝熱流路については、伝熱面積が大きくなるようにしている。

このため、図９に示される構成では、上述の作用効果に加えて、熱源側熱交換器４の上部と下部との間で伝熱性能のばらつきを生じにくくすることができる。

（４）他の実施形態
以上、本発明の実施形態及びその変形例について図面に基づいて説明したが、具体的な構成は、これらの実施形態及びその変形例に限られるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲で変更可能である。

例えば、上述の実施形態及びその変形例では、１つの利用側熱交換器を有する冷房専用の冷媒回路に本発明を適用しているが、例えば、複数の利用側熱交換器を有する冷媒回路や冷房運転と暖房運転とを切り換え可能な冷媒回路のような他の冷媒回路に本発明を適用する等のように、超臨界域で作動する冷媒を冷媒として使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行うものであれば、本発明を適用可能である。

また、超臨界域で作動する冷媒としては、二酸化炭素に限定されず、エチレン、エタンや酸化窒素等を使用してもよい。

本発明を利用すれば、超臨界域で作動する冷媒を使用して多段圧縮式冷凍サイクルを行う冷凍装置において、中間冷却器及び熱源側熱交換器として空気を熱源とする熱交換器を採用するとともに中間冷却器を熱源側熱交換器と一体化させることによって生じる中間冷却器の伝熱性能の低下を抑えることができるようになる。

本発明にかかる冷凍装置の一実施形態としての空気調和装置の概略構成図である。 熱源ユニットの外観斜視図（ファングリルを取り除いた状態）である。 中間冷却器７と熱源側熱交換器４との境界部分を示す図である。 熱交換器パネルの伝熱流路を示す模式図である。 冷凍サイクルが図示された圧力−エンタルピ線図である。 冷凍サイクルが図示された温度−エントロピ線図である。 臨界圧力よりも低い中間圧の二酸化炭素を伝熱流路内に流した場合の熱伝達率、及び、臨界圧力を超える高圧の二酸化炭素を伝熱流路内に流した場合の熱伝達率の特性を示す図である。 変形例にかかる熱交換器パネルの伝熱流路を示す模式図である。 変形例にかかる熱交換器パネルの伝熱流路を示す模式図である。

１ 空気調和装置（冷凍装置）
２ 圧縮機構
４ 熱源側熱交換器
５ 膨張機構
６ 利用側熱交換器
７ 中間冷却器
７０ 熱交換器パネル（熱交換器）
７０ａ〜７０ｆ、１７０ａ〜１７０ｔ 伝熱流路
７０ａ、７０ｂ、１７０ａ〜１７０ｊ 高温側伝熱流路
７０ｃ、７０ｄ、７０ｆ、１７０ｋ〜１７０ｏ 低温側伝熱流路

Claims (4)

1. 超臨界域で作動する冷媒を使用する冷凍装置であって、
   複数の圧縮要素を有しており、前記複数の圧縮要素のうちの前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を後段側の圧縮要素で順次圧縮するように構成された圧縮機構（２）と、
   空気を熱源とする熱源側熱交換器（４）と、
   冷媒を減圧する膨張機構（５）と、
   利用側熱交換器（６）と、
   空気を熱源としており、前記前段側の圧縮要素から吐出された冷媒を前記後段側の圧縮要素に吸入させるための中間冷媒管（８）に設けられ、前記前段側の圧縮要素から吐出されて前記後段側の圧縮要素に吸入される冷媒の冷却器として機能する中間冷却器（７）とを備え、
   前記中間冷却器は、前記熱源側熱交換器と一体化された熱交換器（７０）を構成しており、前記熱交換器のうち熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である風上部に配置されており、
   前記熱源側熱交換器は、高温の冷媒が流れる高温側伝熱流路（７０ａ、７０ｂ、１７０ａ〜１７０ｊ）と、低温の冷媒が流れる低温側伝熱流路（７０ｃ、７０ｄ、７０ｆ、１７０ｋ〜１７０ｏ）とを有しており、
   前記低温側伝熱流路は、前記高温側伝熱流路よりも熱源としての空気の流れ方向の風上側に配置されており、
   前記中間冷却器は、前記風上部の上部である上側風上部のみに配置されている、
   冷凍装置（１）。
2. 前記熱源側熱交換器（４）は、上下方向に多段に配置された複数の伝熱流路（７０ａ〜７０ｄ、７０ｆ、１７０ａ〜１７０ｏ）を有しており、
   前記高温側伝熱流路（７０ａ、７０ｂ、１７０ａ〜１７０ｊ）は、前記複数の伝熱流路のうち前記中間冷却器（７）よりも熱源としての空気の流れ方向の風下側の部分である風下部に配置されており、
   前記低温側伝熱流路（７０ｃ、７０ｄ、７０ｆ、１７０ｋ〜１７０ｏ）は、前記中間冷却器の下側、かつ、熱源としての空気の流れ方向の風上側の部分である下側風上部に配置されており、
   前記低温側伝熱流路の流路数は、前記高温側伝熱流路の流路数よりも少なくなっており、
   前記熱源側熱交換器は、前記高温側伝熱流路から前記低温側伝熱流路へ送られる冷媒が前記低温側伝熱流路の流路数になるように合流した後に、前記低温側伝熱流路に流入するように構成されている、
   請求項１に記載の冷凍装置（１）。
3. 前記熱源側熱交換器（４）及び前記中間冷却器（７）は、フィンアンドチューブ型の熱交換器であり、
   前記中間冷却器は、前記熱源側熱交換器と伝熱フィンを共有することによって一体化されている、
   請求項１又は２に記載の冷凍装置（１）。
4. 前記超臨界域で作動する冷媒は、二酸化炭素である、請求項１〜３のいずれかに記載の冷凍装置（１）。

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