JP6008206B2

JP6008206B2 - 冷凍サイクル装置

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Publication number: JP6008206B2
Application number: JP2013537980A
Authority: JP
Inventors: 尭宏松浦; 朋一郎田村; 文紀河野
Original assignee: Panasonic Intellectual Property Management Co Ltd
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Priority date: 2012-01-18
Filing date: 2013-01-18
Publication date: 2016-10-19
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Description

本発明は、冷凍サイクル装置に関する。

従来、冷凍サイクル装置としては、フロン冷媒や代替フロン冷媒を用いた装置が広く利用されている。しかし、これらの冷媒は、オゾン層破壊や地球温暖化等の問題を有している。そこで、地球環境に対する負荷が極めて小さい冷媒として水を用いた冷凍サイクル装置が提案されている。例えば、特許文献１には、そのような冷凍サイクル装置として、冷房専用の空気調和装置が開示されている。

ところで、水を冷媒として用いた場合には、多量の冷媒蒸気を高い圧縮比で圧縮する必要がある。そこで、特許文献１に開示された空気調和装置では、圧縮機として遠心型圧縮機と容積型圧縮機の２台の圧縮機を用い、これらを直列に配置して遠心型圧縮機で圧縮した冷媒蒸気を容積型圧縮機でさらに圧縮している。

また、水を冷媒として用いた場合には、物性上、圧縮機から吐出される冷媒の温度が高温になるため、空気調和装置の高圧側部分を構成する部材の耐久性が低下する。これに対しては、特許文献１に開示されている空気調和装置のように上流側の圧縮機と下流側の圧縮機の間に中間冷却器を配置して、圧縮行程の途中で冷媒蒸気の温度を一時的に低下させることが有効である。

特開２００８−１２２０１２号公報

本開示は、熱交換効率が高い中間冷却器を有し、水のように常温（日本工業規格：２０℃±１５℃／JIS Z8703）での飽和蒸気圧が負圧である冷媒を用いた冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。

本開示は、常温での飽和蒸気圧が負圧である冷媒を循環させる主回路であって、冷媒液を貯留するとともに内部で冷媒液を蒸発させる蒸発器、冷媒蒸気を圧縮する第１圧縮機、冷媒蒸気を冷却する中間冷却器、冷媒蒸気を圧縮する第２圧縮機、および内部で冷媒蒸気を凝縮させるとともに冷媒液を貯留する凝縮器がこの順に接続された主回路と、前記蒸発器に貯留された冷媒液を吸熱用熱交換器を経由して循環させる蒸発側循環路と、を備え、前記中間冷却器は、前記第１圧縮機で圧縮された冷媒蒸気を冷媒液によって冷却する熱交換器であり、前記蒸発側循環路を流れる冷媒液の一部を前記中間冷却器に供給する供給路と、前記中間冷却器から前記蒸発器に冷媒液を回収する回収路をさらに備える、冷凍サイクル装置を提供する。

本開示によれば、熱交換効率が高い中間冷却器を有する冷凍サイクル装置を提供することができる。

本開示の一実施形態に係る冷凍サイクル装置の構成図中間冷却器の断面図変形例の冷凍サイクル装置の構成図別の変形例の冷凍サイクル装置の構成図

本開示の第１態様は、
常温での飽和蒸気圧が負圧である冷媒を循環させる主回路であって、冷媒液を貯留するとともに内部で冷媒液を蒸発させる蒸発器、冷媒蒸気を圧縮する第１圧縮機、冷媒蒸気を冷却する中間冷却器、冷媒蒸気を圧縮する第２圧縮機、および内部で冷媒蒸気を凝縮させるとともに冷媒液を貯留する凝縮器がこの順に接続された主回路と、
前記蒸発器に貯留された冷媒液を吸熱用熱交換器を経由して循環させる蒸発側循環路と、を備え、
前記中間冷却器は、前記第１圧縮機で圧縮された冷媒蒸気を冷媒液によって冷却する熱交換器であり、
前記蒸発側循環路を流れる冷媒液の一部を前記中間冷却器に供給する供給路と、前記中間冷却器から前記蒸発器に冷媒液を回収する回収路をさらに備える、冷凍サイクル装置を提供する。

第１態様によれば、前記蒸発側循環路を流れる冷媒液は、冷凍サイクル装置を循環する冷媒液のなかで相対的に低温である。この相対的に低温である冷媒液が中間冷却器に供給されるので、冷却に用いられる流体と冷却の対象である冷媒蒸気との温度差が大きい。このため、中間冷却器における一定の伝熱面積当たりの熱交換量が大きい。その結果、中間冷却器の熱交換率が高い。

本開示の第２態様は、第１態様に加えて、前記蒸発側循環路は、前記蒸発器から前記吸熱用熱交換器に冷媒液を導く、ポンプが設けられた送り路と、前記吸熱用熱交換器から前記蒸発器に冷媒液を導く戻し路とを含み、前記供給路は、前記ポンプよりも下流側で前記送り路から分岐している、冷凍サイクル装置を提供する。第２態様によれば、供給路は、冷凍サイクル装置を循環する冷媒の中で最も低温となる送り路から分岐しているので、中間冷却器の熱交換率が高い。

本開示の第３態様は、第１態様に加えて、前記蒸発側循環路は、前記蒸発器から前記吸熱用熱交換器に冷媒液を導く、ポンプが設けられた送り路と、前記吸熱用熱交換器から前記蒸発器に冷媒液を導く戻し路とを含み、前記供給路は、前記戻し路から分岐している、冷凍サイクル装置を提供する。第３態様によれば、送り路を流れる冷媒液の全てが吸熱用熱交換器を通過するので、吸熱用熱交換器の効率が高い。

本開示の第４態様は、第１態様〜第３態様の何れか一つの態様に加えて、前記供給路を流れる冷媒液の流量を調整する供給側流量調整弁が前記供給路に設けられている、又は、前記回収路を流れる冷媒液の流量を調整する回収側流量調整弁が前記回収路に設けられている、冷凍サイクル装置を提供する。第４態様によれば、冷凍サイクル装置の運転状況に応じて、中間冷却器に供給される冷媒液の流量、又は、中間冷却器から回収される冷媒液の流量を調整できる。

本開示の第５態様は、第１態様〜第４態様の何れか一つの態様に加えて、前記中間冷却器は、前記第１圧縮機で圧縮された冷媒蒸気を冷媒液に直接接触させて冷却する熱交換器である、冷凍サイクル装置を提供する。第５態様によれば、直接接触式の熱交換器を用いることによって冷媒液と冷媒蒸気との間の伝熱抵抗が削減されるので、中間冷却器の熱交換効率が向上する。これにより、所定の冷却能力を発揮するために中間冷却器に要求される伝熱面積が小さくなるので、中間冷却器の小型化が可能である。

本開示の第６態様は、第５態様に加えて、前記蒸発側循環路は、（i）前記蒸発器から前記吸熱用熱交換器に冷媒液を導く、ポンプが設けられた送り路と、前記吸熱用熱交換器から前記蒸発器に冷媒液を導く戻し路とを含み、前記供給路は、前記ポンプよりも下流側で前記送り路から分岐している、又は、（ii）前記蒸発器から前記吸熱用熱交換器に冷媒液を導く、ポンプが設けられた送り路と、前記吸熱用熱交換器から前記蒸発器に冷媒液を導く戻し路とを含み、前記供給路は、前記戻し路から分岐している、冷凍サイクル装置を提供する。第６態様によれば、第５態様において、第２態様又は第３態様と同様の効果を得ることができる。

本開示の第７態様は、第６態様に加えて、前記供給路を通じた前記中間冷却器への冷媒液の供給は、前記送り路に設けられた前記ポンプの動力により行われ、前記回収路を通じた前記中間冷却器から蒸発器への冷媒液の回収は、前記中間冷却器内と前記蒸発器内の冷媒蒸気の圧力差および液面の位置ヘッド差により行われる、冷凍サイクル装置を提供する。第５態様によれば、中間冷却器の液溜まりの冷媒液を蒸発器に回収するために要する動力を送り路に設けられたポンプの動力のみに抑えることができる。

本開示の第８態様は、第５態様〜第７態様の何れか一つの態様に加えて、前記供給路には、当該供給路を流れる冷媒液の流量を調整する供給側流量調整弁が設けられている、冷凍サイクル装置を提供する。第８態様によれば、供給路を流れる冷媒の液量を調整することができる。

本開示の第９態様は、第８態様に加えて、前記供給側流量調整弁は、前記中間冷却器内の冷媒蒸気の温度が飽和温度を下回らないように制御される、冷凍サイクル装置を提供する。第８態様によれば、中間冷却器内の冷媒蒸気が凝縮することを防止できる。

本開示の第１０態様は、第５態様〜第９態様の何れか一つの態様に加えて、前記回収路には、当該回収路を流れる冷媒液の流量を調整する回収側流量調整弁が設けられている、冷凍サイクル装置を提供する。第１０態様によれば、回収路を流れる冷媒の量を調整することができる。

本開示の第１１態様は、第７態様に加えて、前記供給路を流れる冷媒液の流量を調整する前記供給路に設けられた供給側流量調整弁、及び前記回収路を流れる冷媒液の流量を調整する前記回収路に設けられた回収側流量調整弁をさらに備える、冷凍サイクル装置を提供する。第１１態様によれば、冷凍サイクル装置の安定性を高めることができる。

本開示の第１２態様は、第１０態様又は第１１態様に加えて、前記回収側流量調整弁は、前記中間冷却器内の液面が一定の範囲内に保たれるように制御される、冷凍サイクル装置を提供する。第１２態様によれば、中間冷却器内の液面に加え、蒸発器内の液面の過度な変移を抑制することができる。

本開示の第１３態様は、第５態様〜第１２態様の何れか一つの態様に加えて、前記回収路の下流端は、前記蒸発器内の液面よりも下方の位置で前記蒸発器につながっている、冷凍サイクル装置を提供する。第１２態様によれば、中間冷却器内に液溜まりがなくなったとしても、回収路を通じて冷媒蒸気が中間冷却器から蒸発器へ戻ることを防止できる。

本開示の第１４態様は、第５態様〜第１３態様の何れか一つの態様に加えて、前記中間冷却器は、充填層式または噴霧式の熱交換器である、冷凍サイクル装置を提供する。

本開示の第１５態様は、第１態様〜第４態様の何れか一つの態様に加えて、前記中間冷却器は、間接式の熱交換器である、冷凍サイクル装置を提供する。第１５態様によれば、中間冷却器における冷媒蒸気の冷却の程度を精度良く制御できる。

以下、本開示の実施形態について、図面を参照しながら説明する。ただし、本発明は以下の実施形態によって限定されるものではない。

図１に、本発明の一実施形態に係る冷凍サイクル装置１Ａを示す。この冷凍サイクル装置１Ａは、冷媒を循環させる主回路２、吸熱用の第１循環路（蒸発側循環路）５、放熱用の第２循環路（凝縮側循環路）３および制御装置９を備えている。主回路２、第１循環路５および第２循環路３内には、水またはアルコールを主成分とする冷媒が充填されており、主回路２、第２循環路３および第１循環路５内は大気圧よりも低い負圧状態になっている。冷媒としては、水、アルコール又はエーテルを主成分として含む冷媒のように、常温での飽和蒸気圧が負圧（絶対圧で大気圧よりも低い圧力）である冷媒を用いることができる。

主回路２は、蒸発器２５、第１圧縮機２１、中間冷却器８、第２圧縮機２２、凝縮器２３および膨張弁２４を含み、これらの機器は流路によってこの順に接続されている。すなわち、主回路２を循環する冷媒は、蒸発器２５、第１圧縮機２１、中間冷却器８、第２圧縮機２２、凝縮器２３および膨張弁２４をこの順に通過する。

蒸発器２５は、冷媒液を貯留するとともに内部で冷媒液を蒸発させる。具体的に、蒸発器２５に貯留された冷媒液は、第１循環路５により吸熱用熱交換器６を経由して循環させられる。蒸発器２５内では、吸熱用熱交換器６で加熱されて第１循環路５の下流端から当該蒸発器２５内に戻る冷媒液が減圧条件下で沸騰する。なお、蒸発器２５内に戻る冷媒液は、第１循環路５の下流端から噴霧されてもよい。

第１循環路５は、蒸発器２５から吸熱用熱交換器６に冷媒液を導く、冷媒液を圧送する第１ポンプ５３が設けられた第１送り路５１と、吸熱用熱交換器６から蒸発器２５に冷媒液を導く第１戻し路５２とを含む。例えば、冷凍サイクル装置１Ａが室内の冷房を行う空気調和装置である場合、吸熱用熱交換器６は室内に設置され、送風機６１により供給される室内の空気を冷媒液との熱交換により冷却する。なお、第１ポンプ５３は、当該ポンプの吸入口から蒸発器２５内の液面までの高さが必要有効吸込ヘッド（required NPSH）よりも大きくなるような位置に配置される。

第１圧縮機２１および第２圧縮機２２は、冷媒蒸気を二段階で圧縮する。第１圧縮機２１および第２圧縮機２２は、容積型圧縮機であってもよいし遠心型圧縮機であってもよい。第１圧縮機２１から吐出される冷媒蒸気の温度は例えば１４０℃であり、第２圧縮機２２から吐出される冷媒蒸気の温度は例えば１７０℃である。

中間冷却器８は、第１圧縮機２１から吐出された冷媒蒸気を第２圧縮機２２に吸入される前に冷却する。なお、中間冷却器８の構成については、後述にて詳細に説明する。

凝縮器２３は、内部で冷媒蒸気を凝縮させるとともに冷媒液を貯留する。具体的に、凝縮器２３に貯留された冷媒液は、第２循環路３により吸熱用熱交換器４を経由して循環させられる。凝縮器２３内では、第２圧縮機２２から吐出された冷媒蒸気が、吸熱用熱交換器４で冷却されて第２循環路３の下流端から当該凝縮器２３内に戻る冷媒液と直接接触することにより凝縮する。なお、凝縮器２３内に戻る冷媒液は、第２循環路３の下流端から噴霧されてもよい。

第２循環路３は、凝縮器２３から放熱用熱交換器４に冷媒液を導く、冷媒液を圧送する第２ポンプ３３が設けられた第２送り路３１と、放熱用熱交換器４から凝縮器２３に冷媒液を導く第２戻し路３２とを含む。例えば、冷凍サイクル装置１Ａが室内の冷房を行う空気調和装置である場合、吸熱用熱交換器４は室外に設置され、送風機４１により供給される室外の空気を冷媒液との熱交換により加熱する。なお、第２ポンプ３３は、当該ポンプの吸入口から凝縮器２３内の液面までの高さが必要有効吸込ヘッド（required NPSH）よりも大きくなるような位置に配置される。

ただし、冷凍サイクル装置１Ａは、必ずしも冷房専用の空気調和装置である必要はない。例えば、室内に設置された第１熱交換器および室外に設置された第２熱交換器のそれぞれを四方弁を介して蒸発器２５および凝縮器２３に接続すれば、冷房運転と暖房運転とを切り替え可能な空気調和装置を得ることができる。この場合、第１熱交換器および第２熱交換器の双方が吸熱用熱交換器６および放熱用熱交換器４として機能する。また、冷凍サイクル装置１Ａは、必ずしも空気調和装置である必要はなく、例えばチラーであってもよい。さらに、吸熱用熱交換器６の冷却対象および放熱用熱交換器４の加熱対象は、空気以外の気体または液体であってもよい。換言すると、放熱用熱交換器４および吸熱用熱交換器６の仕様は間接式である限り特に限定されない。

膨張弁２４は、凝縮した冷媒液を減圧する減圧機構の一例である。膨張弁２４は、制御装置９により制御される。減圧後の冷媒液の温度は例えば１０℃である。ただし、減圧機構としては、例えば、主回路２に膨張弁２４が設けられておらず、蒸発器２５内の冷媒液の液面が凝縮器２３内の冷媒液の液面よりも高くなるような構成を採用することも可能である。

次に、中間冷却器８の構成について詳細に説明する。

中間冷却器８は、第１圧縮機２１で圧縮された冷媒蒸気を第１循環路５から引き抜かれた冷媒液によって冷却する熱交換器である。中間冷却器８は、例えば、第１圧縮機２１で圧縮された冷媒蒸気を第１循環路５から引き抜かれた冷媒液に直接接触させて冷却する直接接触式の熱交換器である。また、中間冷却器８は、シェルアンドチューブ式熱交換器等の間接式の熱交換器であってもよい。中間冷却器８での冷却方式として直接接触式を採用する場合、間接式を採用した時と比べて大幅な小型化が可能となる。

本実施形態では、中間冷却器８は、直接接触式の熱交換器である。詳細には、中間冷却器８は、図２に示すような充填層式の熱交換器である。具体的に、中間冷却器８は、鉛直方向に延びる円筒状の容器８０と、容器８０内に配置された充填層８７を有する。充填層８７の上方には冷媒液を分散して放出する分散器８４が配置され、容器８０の天井壁を貫通して液流入管８３が分散器８４に接続されている。一方、容器８０の下部には冷媒蒸気を冷却した後の冷媒液によって液溜まり８５が形成され、容器８０の底壁には液溜まり８５の冷媒液を排出する液出口８６が設けられている。また、容器８０の側壁には、流路を介して第１圧縮機２１に接続される蒸気入口８１が下部に設けられ、流路を介して第２圧縮機２２に接続される蒸気出口８２が上部に設けられている。ただし、中間冷却器８は、図２に示す構成から充填層８７を省略し、分散器８４の代わりに噴霧器が配置された噴霧式の熱交換器であってもよい。

図１に戻って、冷凍サイクル装置１Ａには、第１循環路５を流れる冷媒液の一部を中間冷却器８に供給する供給路７１と、中間冷却器８から蒸発器２５に冷媒液を回収する回収路７３とが設けられている。本実施形態では、供給路７１が第１ポンプ５３よりも下流側で第１送り路５１から分岐している。

供給路７１の下流端は上述した液流入管８３につながっており、回収路７３の上流端は上述した液出口８６につながっている。回収路７３の下流端は、蒸発器２５内の液面よりも下方の位置で蒸発器２５につながっていることが好ましい。この構成であれば、たとえ中間冷却器８内に液溜まり８５がなくなったとしても、回収路７３を通じて冷媒蒸気が中間冷却器８から蒸発器２５へ戻ることを防ぐことができる。

供給路７１を通じた中間冷却器８への冷媒液の供給は、第１送り路５１に設けられた第１ポンプ５３の動力により行われる。すなわち、第１ポンプ５３は、中間冷却器８内と蒸発器２５内の圧力差に逆らって供給路７１の下流端から冷媒液を押し出す。

回収路７３を通じた中間冷却器８から蒸発器２５への冷媒液の回収は、中間冷却器８内と蒸発器２５内の冷媒蒸気の圧力差および液面の位置ヘッド差により行われる。この際、中間冷却器８の蒸気入口８１が蒸発器２５内の液面よりも上方に位置するように配置されることが好ましい。これは、冷凍サイクル装置１Ａの停止時に中間冷却器８内の液面が蒸発器２５内の液面と同じ位置まで上昇した際でも、中間冷却器８の蒸気入口８１が液溜まり８５中に沈まないようにするためでもある。

本実施形態では、供給路７１に当該供給路７１を流れる冷媒液の流量を調整する第１流量調整弁（供給側流量調整弁）７２が設けられ、回収路７３に当該回収路７３を流れる冷媒液の流量を調整する第２流量調整弁（回収側流量調整弁）７４が設けられている。ただし、第１流量調整弁７２を省略して第１ポンプ５３で供給路７１を流れる冷媒液の流量を調整することも可能である。しかし、この場合は供給路７１と第１循環路５を流れる冷媒液の流量の比率は固定されるため、第１流量調整弁７２がある構成に比べて、システムの作動ポイントが限定される。また、中間冷却器８の液溜まり８５の変動幅などによっては第２流量調整弁７４を省略することも可能である。

第１ポンプ５３の回転数は、冷凍サイクル装置１Ａの運転状況によって変動する。この第１ポンプ５３の回転数の変動は、供給路７１を流れる冷媒液の流量に影響を与える。従って、第１ポンプの５３の回転数の変動に応じて供給路７１の冷媒液の流量を調整するためには、供給路７１に第１流量調整弁７２を設けることが望ましい。また、中間冷却器８の内部の冷媒蒸気の圧力と蒸発器２５の内部の冷媒蒸気の圧力との差は、冷凍サイクル装置１Ａの運転状況などによって変動する。この圧力差の変動に応じて回収路７３を流れる冷媒液の流量を調整するためには回収路７３に第２流量調整弁７４を設けることが望ましい。このように、冷凍サイクル装置１Ａの運転状況の変化に対応してシステムの安定性を高めるためには、冷凍サイクル装置１Ａは、第１流量調整弁７２及び第２流量調整弁７４をともに備えていることが望ましい。

本実施形態では、回収路７３により中間冷却器８内で冷媒蒸気との熱交換を完了した冷媒液を回収するルートが確保されているため、第１流量調整弁７２による流量調整が低い精度でも、中間冷却器８に供給される冷媒液の不足またはオーバーフローを回避できる。従って、第１流量調整弁７２として安価な弁を用いることができる。

第１流量調整弁７２は、制御装置９により、中間冷却器８内の冷媒蒸気を十分に冷却しつつ、冷媒蒸気の温度が飽和温度を下回らないように制御される。例えば、中間冷却器８と第２圧縮機２２の間の流路または中間冷却器８に温度センサを設け、この温度センサの検出値に基づいて第１流量調整弁７２を制御してもよい。

中間冷却器８においては、顕熱のみによる冷媒蒸気の冷却が行われることが好ましい。この場合、第１圧縮機２１から吐出される冷媒蒸気の流量が第２圧縮機２２に吸入される冷媒蒸気の流量と等しくなるため、制御が簡易化される。これを実現するには、冷媒蒸気と熱交換後の冷媒液が飽和温度まで加熱されることを防ぐのに十分な冷媒液の流量が確保されるように、第１流量調整弁７２を制御すればよい。あるいは、中間冷却器８において、供給路７１から供給される冷媒液の全量を蒸発させることも可能である。

第２流量調整弁７４は、制御装置９により、中間冷却器８内の液面が一定の範囲内に保たれるように制御される。これにより、中間冷却器８内の液面だけでなく、蒸発器２５内の液面の過度な変移を抑制することができる。中間冷却器８内の液面は、蒸気入口８１が閉塞されることおよび冷媒蒸気の流路中にガスポケットが発生することを回避するために、蒸気入口８１よりも下方であって容器８０の底壁よりも上方に保たれることが好ましい。この構成であれば、液溜まり８５のために必要な容積（容器８０の底壁から蒸気入口８１までの高さ）が削減されるため、容器８０を小型化することができる。例えば、顕熱のみで冷媒蒸気の冷却を行う場合、第１流量調整弁７２の開度を変更した分だけ第２流量調整弁７４の開度を同じ方向に変更すればよい。

次に、冷凍サイクル装置１Ａの運転動作について説明する。

第１圧縮機２１で圧縮された冷媒蒸気は、中間冷却器８において、蒸発器２５から第１送り路５１の上流部分および供給路７１を通じて供給された低温の冷媒液によって冷却された後、第２圧縮機２２に吸入される。第２圧縮機２２でさらに圧縮された冷媒蒸気は、凝縮器２３において、第１熱交換器４で過冷却された冷媒液と熱交換することで凝縮する。凝縮器２３にて凝縮した冷媒液の一部は、第２ポンプ３３により放熱用熱交換器４へ圧送され、ここで空気もしくは他の流体に放熱する。凝縮器２３にて凝縮した冷媒液の残りは、膨張弁２４を経由して、蒸発器２５へ導入される。膨張弁２４の開度は、例えば、第２圧縮機２２から吐出される冷媒蒸気の圧力に基づいて制御される。つまり、第２圧縮機２２から吐出される冷媒蒸気の圧力が所定値よりも高い場合は、膨張弁２４の開度を大きくする制御がなされる。蒸発器２５内の冷媒液の一部は、第１ポンプ５３により吸熱用熱交換器６に圧送され、ここで空気もしくは他の流体から吸熱した後に、蒸発器２５に戻る。蒸発器２５内の冷媒液は、減圧下での沸騰により蒸発し、蒸発した冷媒蒸気が第１圧縮機２１に吸入される。

第１循環路５を流れる冷媒液の一部は、第１ポンプ５３により、供給路７１を通じて中間冷却器８へ圧送される。供給路７１を流れる冷媒液の量は、第１流量調整弁７２により設定される。中間冷却器８にて第２圧縮機２２に吸入される前に冷媒蒸気を冷却することにより、冷媒に不純物が含まれる場合には第２圧縮機２２へのスケールの付着を低減させることができるとともに、第２圧縮機２２に吸入される冷媒蒸気の温度を低下させることができる。これにより、第２圧縮機２２の信頼性を向上させることができる。

冷凍サイクル装置１Ａを循環する冷媒のうち、相対的に低温である第１循環路（蒸発側循環路）を流れる冷媒液が中間冷却器８に供給される。冷媒蒸気と冷却用熱媒体の温度差が大きいので、中間冷却器８の熱交換効率が高い。

また、冷凍サイクル装置１Ａでは、冷媒蒸気を冷却する中間冷却器８に直接接触式の熱交換器が用いられているため、間接式の熱交換器を用いた場合と比較して、単位伝熱面当たりの熱交換量が増大され、中間冷却器８の大幅な小型化が実現される。これは、間接式熱交換器では冷却用熱媒体を冷媒蒸気から隔てる伝熱部材と冷媒蒸気の界面にて発生する莫大な伝熱抵抗が、直接接触式の熱交換器では発生しないためである。さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置１Ａでは、冷凍サイクル装置１Ａを循環する冷媒液を用いて中間冷却器８における冷媒蒸気の冷却を実現できる。このため、冷却用の水を冷凍サイクル装置の外部から導入した場合に生じる冷凍サイクル装置の冷媒量の変動を防止できる。

また、中間冷却器８における冷媒蒸気の冷却を、システム内を循環する冷媒が最も低温となる第１送り路５１から引き抜いた冷媒液を用いて行うことで、冷媒蒸気と冷却用熱媒体の温度差が最大化される。例えば、第１圧縮機２１から吐出された１４０℃の冷媒蒸気を中間冷却器８により５０℃まで冷却する際に、中間冷却器８において室外の３５℃の空気を用いた場合（中間冷却器８が間接式の熱交換器の場合）、温度差の指標であるＬＭＴＤ（熱交換器の入口と出口における冷媒蒸気と冷媒液の温度差の対数平均値）が３２．４℃である。これに対し、本実施形態の冷凍サイクル装置１Ａでは１０℃の冷媒液を冷却に利用することができるため、ＬＭＴＤは７４．４℃にまで拡大する。このように、冷媒蒸気と冷却用熱媒体の温度差を最大化することで、熱交換効率の更なる向上が実現される。（なお、上記の２つのＬＭＴＤは、冷媒を水とし、冷媒蒸気と冷却用熱媒体の質量比を３：５０として計算した結果である。）

また、回収路７３においては、中間冷却器８内と蒸発器２５内の冷媒蒸気の圧力差および液面の位置ヘッド差により冷媒液が圧送されるため、圧縮行程の途中での冷媒蒸気の冷却に要する駆動力は、冷媒液を供給路７１を通じて圧送するための第１ポンプ５３の動力のみに抑えることができる。また、中間冷却器８の液溜まり８５の冷媒液を蒸発器２５に回収するために要する動力を送り路５１に設けられた第１ポンプ５３の動力のみに抑えることができる。

＜変形例＞
前記実施形態の冷凍サイクル装置１Ａは、種々の変形が可能である。

例えば、供給路７１の上流端は、第１ポンプ５３よりも下流側であれば第１循環路５のどの位置につながっていてもよい。すなわち、図３に示す変形例の冷凍サイクル装置１Ｂのように、供給路７１は第１戻り路５２から分岐していてもよい。

図３に示すように、供給路７１が第１戻り路５２から分岐する場合、供給路７１が第１送り路５１から分岐する場合（前記実施形態の冷凍サイクル装置１Ａ）よりも中間冷却器８に供給される冷媒液の温度が高くなる。その結果、変形例の冷凍サイクル装置１Ｂでは、中間冷却器８における冷媒蒸気と冷媒液の温度差が前記実施形態の冷凍サイクル装置１Ａのそれよりも小さくなり、中間冷却器８が大型化される。しかし、第１送り路５１を流れる冷媒液の全てが吸熱用熱交換器６を通過するため、吸熱用熱交換器６の効率は冷凍サイクル装置１Ａよりも冷凍サイクル装置１Ｂの方が多少向上する。

前記実施形態の冷凍サイクル装置１Ａと変形例の冷凍サイクル装置１Ｂを比較した際、システム全体としての熱の流れは変わらないため、供給路７１の上流端の位置がシステム効率自体に大きな影響を与えることはない。しかし、システムの構成を考慮した際、中間冷却器８を高効率化し小型化することと、吸熱用熱交換器６を高効率化し小型化することのどちらの方が高い付加価値を生むかにより、最適の実施形態が決定される。

冷凍サイクル装置１Ａは、図４に示す冷凍サイクル装置１Ｃのように変形されてもよい。本変形例において、冷凍サイクル装置１Ａの構成と同一又は対応する構成には同一の符号を付している。冷凍サイクル装置１Ｃは、直接接触式の熱交換器である中間冷却器８に代えて、間接式の熱交換器である中間冷却器８Ａが設けられている点で、冷凍サイクル装置１Ａと相違する。中間冷却器８Ａは、例えばシェルアンドチューブ式熱交換器である。第１圧縮機２１で圧縮された冷媒蒸気は中間冷却器８Ａのシェルとチューブとの間の空間を流れ、供給路７１から供給された冷媒液は中間冷却器８Ａのチューブの内部を流れる。これにより、冷媒蒸気と冷媒液との熱交換が行われる。この構成によれば、中間冷却器８Ａにおける冷媒蒸気の冷却の程度を精度良く制御できる。このため、中間冷却器８Ａにおいて、冷媒蒸気が過度に冷却されて凝縮することを抑制できる。なお、本変形例によれば、供給路７１の冷媒液の流量及び回収路７３の冷媒液の流量を調整するために、冷凍サイクル装置１Ｃは、第１流量調整弁７２及び第２流量調整弁７４のいずれか一方を備えていればよい。さらに、図３に示すように、冷凍サイクル装置１Ｃは、供給路７１が第１戻り路５２から分岐するように変形されてもよい。

また、凝縮器２３は、必ずしも直接接触式の熱交換器である必要はなく、間接式の熱交換器であってもよい。この場合、凝縮器２３内で冷媒蒸気により加熱された熱媒体が第２循環路３を循環する。

本発明の冷凍サイクル装置は、家庭用エアコン、業務用エアコン等に特に有用である。

Claims

常温での飽和蒸気圧が負圧である冷媒を循環させる主回路であって、冷媒液を貯留するとともに内部で冷媒液を蒸発させる蒸発器、冷媒蒸気を圧縮する第１圧縮機、冷媒蒸気を冷却する中間冷却器、冷媒蒸気を圧縮する第２圧縮機、および内部で冷媒蒸気を凝縮させるとともに冷媒液を貯留する凝縮器がこの順に接続された主回路と、
前記蒸発器に貯留された冷媒液を吸熱用熱交換器を経由して循環させる蒸発側循環路と、を備え、
前記中間冷却器は、前記第１圧縮機で圧縮された冷媒蒸気を冷媒液によって冷却する熱交換器であり、
前記蒸発側循環路を流れる冷媒液の一部を前記中間冷却器に供給する供給路と、前記中間冷却器から前記蒸発器に冷媒液を回収する回収路をさらに備える、冷凍サイクル装置。
前記蒸発側循環路は、前記蒸発器から前記吸熱用熱交換器に冷媒液を導く、ポンプが設けられた送り路と、前記吸熱用熱交換器から前記蒸発器に冷媒液を導く戻し路とを含み、
前記供給路は、前記ポンプよりも下流側で前記送り路から分岐している、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
前記蒸発側循環路は、前記蒸発器から前記吸熱用熱交換器に冷媒液を導く、ポンプが設けられた送り路と、前記吸熱用熱交換器から前記蒸発器に冷媒液を導く戻し路とを含み、
前記供給路は、前記戻し路から分岐している、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
前記供給路を流れる冷媒液の流量を調整する供給側流量調整弁が前記供給路に設けられている、又は、前記回収路を流れる冷媒液の流量を調整する回収側流量調整弁が前記回収路に設けられている、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
前記中間冷却器は、前記第１圧縮機で圧縮された冷媒蒸気を冷媒液に直接接触させて冷却する熱交換器である、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
前記蒸発側循環路は、（i）前記蒸発器から前記吸熱用熱交換器に冷媒液を導く、ポンプが設けられた送り路と、前記吸熱用熱交換器から前記蒸発器に冷媒液を導く戻し路とを含み、前記供給路は、前記ポンプよりも下流側で前記送り路から分岐している、又は、（ii）前記蒸発器から前記吸熱用熱交換器に冷媒液を導く、ポンプが設けられた送り路と、前記吸熱用熱交換器から前記蒸発器に冷媒液を導く戻し路とを含み、前記供給路は、前記戻し路から分岐している、請求項５に記載の冷凍サイクル装置。
前記供給路を通じた前記中間冷却器への冷媒液の供給は、前記送り路に設けられた前記ポンプの動力により行われ、
前記回収路を通じた前記中間冷却器から蒸発器への冷媒液の回収は、前記中間冷却器内と前記蒸発器内の冷媒蒸気の圧力差および液面の位置ヘッド差により行われる、請求項６に記載の冷凍サイクル装置。
前記供給路には、当該供給路を流れる冷媒液の流量を調整する供給側流量調整弁が設けられている、請求項５に記載の冷凍サイクル装置。
前記供給側流量調整弁は、前記中間冷却器内の冷媒蒸気の温度が飽和温度を下回らないように制御される、請求項８に記載の冷凍サイクル装置。
前記回収路には、当該回収路を流れる冷媒液の流量を調整する回収側流量調整弁が設けられている、請求項５に記載の冷凍サイクル装置。
前記供給路を流れる冷媒液の流量を調整する前記供給路に設けられた供給側流量調整弁、及び前記回収路を流れる冷媒液の流量を調整する前記回収路に設けられた回収側流量調整をさらに備える、請求項７に記載の冷凍サイクル装置。
前記回収側流量調整弁は、前記中間冷却器内の液面が一定の範囲内に保たれるように制御される、請求項１０に記載の冷凍サイクル装置。
前記回収路の下流端は、前記蒸発器内の液面よりも下方の位置で前記蒸発器につながっている、請求項５に記載の冷凍サイクル装置。
前記中間冷却器は、充填層式または噴霧式の熱交換器である、請求項５に記載の冷凍サイクル装置。
前記中間冷却器は、間接式の熱交換器である、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。