JP6647406B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、冷房運転時においても、冷凍サイクルの運転に必要な凝縮圧力及び圧縮比を確保できるようにした冷凍サイクル装置に関するものである。

空気調和装置等として使用される冷凍サイクル装置は、一般的に、圧縮機、四方弁、室外熱交換器、膨張弁、室内熱交換器を順次接続した冷媒回路を有している。このような冷凍サイクル装置においては、冷房運転時に、圧縮機から吐出された高温高圧の冷媒が、室外熱交換器を流れる間に室外空気と熱交換することで凝縮液化される。凝縮液化した冷媒は、膨張弁で減圧されてから、室内側熱交換器を流れる間に室内空気と熱交換することで蒸発ガス化される。

このような冷凍サイクル装置では、室外空気乾球温度が室内熱交換器内の冷媒蒸発温度よりも低い状態での冷房運転時（以下、低外気冷房運転時と称する）において、特別な制御を行わないと、室外熱交換器の凝縮能力が過大となり、凝縮圧力が低下してしまう。こうなると、冷凍サイクルの運転、特に圧縮機の運転に最低限必要な凝縮圧力及び圧縮比が確保できないことになってしまう。

そこで、低外気冷房運転時に、室外熱交換器の凝縮能力を低下させ、必要な凝縮圧力及び圧縮比を得るようにした技術が提案されている（例えば、特許文献１参照）。この特許文献１では、室外熱交換器の送風機回転数を低下させて熱交換器通過風量を低下させる制御、複数の室外熱交換器のうち一部を閉止することで、熱交換器容積を低下させる制御等を外気温度の低下に応じて実行し、低外気冷房運転時における必要な凝縮圧力及び圧縮比を得るようにしている。

実開昭６１−１１６９７５号公報

しかしながら、特許文献１に開示された技術では、室外熱交換器の送風機回転数を低下させると室外熱交換器通過風量の外風依存度が大きくなり、外風変動時に冷凍サイクルが不安定化しやすくなる。そのため、室外熱交換器の送風機回転数の低下による熱交換器容量制御には限度があるという課題がある。

また、特許文献１に開示された技術では、閉止弁及び逆止弁による室外熱交換器の閉止制御を行っているが、閉止弁及び逆止弁の閉止能力には限度がある。そのため、閉止弁及び逆止弁から冷媒が室外熱交換器に徐々に漏れ入り、室外熱交換器に冷媒が凝縮滞留し、冷凍サイクルが冷媒不足の運転となり、凝縮圧力及び圧縮比が低下するといった課題がある。

本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、低外気冷房運転時においても、冷凍サイクルの運転に必要な凝縮圧力及び圧縮比を確保する熱交換器容量制御を有する冷凍サイクル装置を提供するものである。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、第１熱交換器、膨張機構、及び、第２熱交換器を配管接続した冷媒回路を有し、前記第１熱交換器は複数のフィンを共有した第１冷媒流路及び第２冷媒流路を有し、前記第１冷媒流路及び前記第２冷媒流路はそれぞれ冷媒回路上並列に配置されており、前記第１熱交換器が凝縮器として機能する運転時の冷媒の流れにおいて、前記第２冷媒流路の、前記第１熱交換器の入口側に冷媒の流れを切り替える高低圧切替機構を設け、前記第１熱交換器の出口側に冷媒の流れを遮断する冷媒遮断機構を設け、前記第１冷媒流路及び前記第２冷媒流路のいずれもが前記第１熱交換器において分岐されており、前記第１熱交換器は、前記第１冷媒流路及び前記第２冷媒流路が交互に配置されて構成されているものである。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、第１熱交換器が凝縮器として機能する運転時の冷媒の流れにおいて、第２冷媒流路の、第１熱交換器の入口側に高低圧切替機構を設け、第１熱交換器の出口側に冷媒遮断機構を設けたので、第２冷媒流路への冷媒の流れを遮断する熱交換器容量制御が実行できる。そのため、本発明に係る冷凍サイクル装置によれば、第１熱交換器で熱交換する空気の乾球温度が、第２熱交換器内の冷媒蒸発温度よりも低い冷房運転時においても、第１熱交換器内での液冷媒の凝縮滞留を大幅に抑制でき、冷凍サイクルの運転に必要な凝縮圧力及び圧縮比を確保することができる。

本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の暖房運転時の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の低外気冷房運転時における熱交換器分割制御を実行している際の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の低外気冷房運転時の処理の流れを説明するフローチャートである。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。 本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置に使用される室外熱交換器の概略構成の一例を模式的に示す概略構成図である。

以下、本発明に係る冷凍サイクル装置について、図面を用いて説明する。
なお、以下で説明する構成、動作等は、一例にすぎず、本発明に係る冷凍サイクル装置は、そのような構成、動作等である場合に限定されない。また、各図において、同一又は類似するものには、同一の符号を付すか、又は、符号を付すことを省略している。また、細かい構造については、適宜図示を簡略化又は省略している。また、重複又は類似する説明については、適宜簡略化又は省略している。

実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置（以下、冷凍サイクル装置１００Ａと称する）の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。なお、図１では、冷媒の流れを破線矢印で示している。また、図１では、冷媒遮断機構７の開制御状態を白塗りで表している。温度、圧力等の高低については、特に絶対的な値との関係で高低等が定まっているものではなく、システム、装置等における状態、動作等において相対的に定まるものとする。

＜冷凍サイクル装置１００Ａの構成＞
冷凍サイクル装置１００Ａは、例えば、冷凍装置、冷蔵装置、空気調和装置など、冷媒回路を備えた装置に適用される。
図１に示すように、冷凍サイクル装置１００Ａは、圧縮機１、冷暖切替機構２ａ、高低圧切替機構２ｂ、室外熱交換器（第１熱交換器）３、膨張機構４、室内熱交換器（第２熱交換器）５、および、冷媒遮断機構７を備えている。圧縮機１、冷暖切替機構２ａ、高低圧切替機構２ｂ、室外熱交換器３、膨張機構４、および、室内熱交換器５が、冷媒配管８で配管接続されて、冷媒回路が形成されている。

なお、図１では、２台の室内熱交換器５が並列に設けられた場合を例に示しており、一方を室内熱交換器５ａ、他方を室内熱交換器５ｂとして図示している。また、図１では、並列に設けられた室内熱交換器５のそれぞれに膨張機構４が接続された場合を例に示しており、室内熱交換器５ａに接続された方を膨張機構４ａ、室内熱交換器５ｂに接続された方を膨張機構４ｂとして図示している。ただし、室内熱交換器５ａと室内熱交換器５ｂ、膨張機構４ａと膨張機構４ｂを特に区別する必要がない場合は、室内熱交換器５、膨張機構４として説明する。

圧縮機１は、冷媒を圧縮するものである。圧縮機１で圧縮された冷媒は、吐出されて冷暖切替機構２ａ、高低圧切替機構２ｂへ送られる。圧縮機１は、例えば、ロータリ圧縮機、スクロール圧縮機、スクリュー圧縮機、往復圧縮機等で構成することができる。

冷暖切替機構２ａは、圧縮機１の吐出側に設けられ、暖房運転と冷房運転とにおいて冷媒の流れを切り替えるものである。つまり、冷暖切替機構２ａは、暖房運転時には圧縮機１と室内熱交換器５とを接続するように切り替えられ、冷房運転時には圧縮機と室外熱交換器３とを接続するように切り替えられる。なお、冷暖切替機構２ａの構成を特に限定するものではないが、例えば図１に示すように四方弁で冷暖切替機構２ａを構成するとよい。

高低圧切替機構２ｂは、圧縮機１と冷暖切替機構２ａとの間と室外熱交換器３とを接続している冷媒配管８に設けられ、運転状態によって冷媒の流れを切り替えるものである。つまり、高低圧切替機構２ｂは、運転状態によって圧縮機１の吐出側と室外熱交換器３の第２冷媒流路８ｂとを接続するように切り替えられ、運転状態によって圧縮機１の吸入側と室外熱交換器３の第２冷媒流路８ｂと接続するように切り替えられる。なお、高低圧切替機構２ｂの構成を特に限定するものではないが、例えば図１に示すように四方弁で高低圧切替機構２ｂを構成するとよい。

室外熱交換器３は、暖房運転時には蒸発器として機能し、冷房運転時には凝縮器として機能するものである。室外熱交換器３は、それぞれ冷媒回路上並列構成となる第１冷媒流路８ａ及び第２冷媒流路８ｂを有している。第１冷媒流路８ａ及び第２冷媒流路８ｂは、例えばフィン４０を共有するフィン・アンド・チューブ型熱交換器の伝熱管として製造される。また、室外熱交換器３は、例えば図１に示すように第１冷媒流路８ａ及び第２冷媒流路８ｂを構成するそれぞれの伝熱管を交互に配置するように構成されている。そして、室外熱交換器３は、第１冷媒流路８ａ及び第２冷媒流路８ｂにより、分割利用が可能に構成されている。

室外熱交換器３の分割利用とは、第１冷媒流路８ａ及び第２冷媒流路８ｂを利用して冷媒を流すことにより、熱交換に寄与する領域を部分的に利用することである。なお、以下の説明において、冷凍サイクル装置１００Ａにおいて室外熱交換器３を分割利用している運転時を、冷凍サイクル装置１００Ａの熱交換器分割制御時と称するものとする。

膨張機構４は、室内熱交換器５又は室外熱交換器３を経由した冷媒を膨張させて減圧するものである。膨張機構４は、例えば冷媒の流量を調整可能な電動膨張弁等で構成するとよい。なお、膨張機構４としては、電動膨張弁だけでなく、受圧部にダイアフラムを採用した機械式膨張弁、または、キャピラリーチューブ等を適用することも可能である。

室内熱交換器５は、暖房運転時には凝縮器として機能し、冷房運転時には蒸発器として機能するものである。室内熱交換器５は、例えば、フィン・アンド・チューブ型熱交換器、マイクロチャネル熱交換器、シェルアンドチューブ式熱交換器、ヒートパイプ式熱交換器、二重管式熱交換器、プレート熱交換器等で構成することができる。なお、ここでは、室内熱交換器５がフィン・アンド・チューブ型熱交換器である場合を例に説明する。

冷媒遮断機構７は、第２冷媒流路８ｂに設けられ、第２冷媒流路８ｂを開閉するものである。冷媒遮断機構７は、例えば、閉止弁や二方弁で構成するとよい。ここでは、冷媒遮断機構７が閉止弁である場合を例に示している。

冷媒配管８は、冷凍サイクル装置１００Ａの各要素機器を接続するものである。冷媒配管８は、室外熱交換器３においては第１冷媒流路８ａと第２冷媒流路８ｂとに分割される。
第１冷媒流路８ａは、冷媒配管８の一部と伝熱管で構成され、熱交換器分割制御時においても冷媒が流通する。
第２冷媒流路８ｂは、冷媒配管８の一部と伝熱管で構成され、熱交換器分割制御時には冷媒が流通しない。

また、冷凍サイクル装置１００Ａは、室外送風機９及び室内送風機１０を有している。 室外送風機９は、室外熱交換器３に付設されており、室外熱交換器３に熱交換流体である空気を供給するものである。
室内送風機１０は、室内熱交換器５に付設されており、室内熱交換器５に熱交換流体である空気を供給するものである。

なお、図１では、並列に設けられた室内熱交換器５のそれぞれに室内送風機１０が設けられた場合を例に示しており、室内熱交換器５ａに設けられた方を室内送風機１０ａ、室内熱交換器５ｂに設けられた方を室内送風機１０ｂとして図示している。ただし、室内送風機１０ａと室内送風機１０ｂを特に区別する必要がない場合は、室内送風機１０として説明する。

さらに、冷凍サイクル装置１００Ａは、冷凍サイクル装置１００Ａを統括制御する制御装置５０を有している。制御装置５０には、例えば、圧縮機１、冷暖切替機構２ａ、高低圧切替機構２ｂ、膨張機構４、冷媒遮断機構７、室外送風機９、室内送風機１０、図示省略の各種センサ等が電気的に接続される。

制御装置５０は、各種センサからの検出値に基づき、各アクチュエータ（圧縮機１、冷暖切替機構２ａ、高低圧切替機構２ｂ、膨張機構４、冷媒遮断機構７、室外送風機９、室内送風機１０などの駆動部品）の制御を行う。制御装置５０は、その機能を実現する回路デバイスのようなハードウェアで構成することもできるし、マイコンまたはＣＰＵのような演算装置と、その上で実行されるソフトウェアとにより構成することもできる。

＜冷凍サイクル装置１００Ａの動作＞
次に、冷凍サイクル装置１００Ａの動作について、冷媒の流れとともに説明する。まず、図１に基づいて、冷凍サイクル装置１００Ａが実行する通常の冷房運転について説明する。なお、図１は、冷凍サイクル装置１００Ａの通常の冷房運転時の冷媒回路構成を示している。また、通常の冷房運転では、室内熱交換器５ａ、室内熱交換器５ｂのいずれにも冷媒が流れるようになっているため、室内熱交換器５とまとめて説明するものとする。膨張機構４、室内送風機１０についても同様である。

通常の冷房運転時は、制御装置５０は、図１に示すように冷暖切替機構２ａ及び高低圧切替機構２ｂを圧縮機１の吐出側と室外熱交換器３とが連通するように切り替える。具体的には、冷暖切替機構２ａは、圧縮機１の吐出側と室外熱交換器３の第１冷媒流路８ａとが連通するように制御装置５０により切り替えられる。高低圧切替機構２ｂは、圧縮機１の吐出側と室外熱交換器３の第２冷媒流路８ｂとが連通するように制御装置５０により切り替えられる。また、冷媒遮断機構７は制御装置５０により開状態に制御されている。なお、高低圧切替機構２ｂの低圧側の流路は、図１に示すように閉塞されている。

圧縮機１の駆動により、圧縮機１から高温高圧の蒸気冷媒が吐出する。圧縮機１で高温高圧にされた蒸気冷媒は、圧縮機１の吐出側で分岐し、冷暖切替機構２ａ若しく高低圧切替機構２ｂを通過し、室外熱交換器３に流入する。通常の冷房運転時において、室外熱交換器３は、凝縮器として機能する。室外送風機９により室外熱交換器３に供給された室外空気に対して、高温高圧の蒸気冷媒は、放熱を行い、凝縮し、高圧の液冷媒となる。

室外熱交換器３から送り出された高圧の液冷媒は、膨張機構４を通過することで、膨張し、低温低圧の気液二相冷媒となる。気液二相冷媒は、室内熱交換器５に流入する。通常の冷房運転時において、室内熱交換器５は、蒸発器として機能する。室内送風機１０により室内熱交換器５に供給された室内空気から、低温低圧の気液二相冷媒は、吸熱を行い、蒸発し、低圧の蒸気冷媒となる。室内熱交換器５での熱交換によって、冷房対象空間が冷却されることになる。

その後、低圧の蒸気冷媒は、冷暖切替機構２ａを経由し、圧縮機１に吸入され、以降同様の過程で冷凍サイクルを循環する。

次に、図２に基づいて、冷凍サイクル装置１００Ａが実行する暖房運転について説明する。なお、図２は、冷凍サイクル装置１００Ａの暖房運転時の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。また、暖房運転では、室内熱交換器５ａ、室内熱交換器５ｂのいずれにも冷媒が流れるようになっているため、室内熱交換器５とまとめて説明するものとする。膨張機構４、室内送風機１０についても同様である。さらに、図２では、冷媒の流れを破線矢印で示している。図２では、冷媒遮断機構７の開制御状態を白塗りで表している。

暖房運転時は、制御装置５０は、図２に示すように冷暖切替機構２ａ及び高低圧切替機構２ｂを圧縮機１の吸入側と室外熱交換器３とが連通するように切り替える。具体的には、冷暖切替機構２ａは、圧縮機１の吸入側と室外熱交換器３の第１冷媒流路８ａとが連通するように制御装置５０により切り替えられる。高低圧切替機構２ｂは、圧縮機１の吸入側と室外熱交換器３の第２冷媒流路８ｂとが連通するように制御装置５０により切り替えられる。また、冷媒遮断機構７は制御装置５０により開状態に制御されている。なお、高低圧切替機構２ｂの高圧側の流路は、図２に示すように閉塞されている。

圧縮機１の駆動により、圧縮機１から高温高圧の蒸気冷媒が吐出する。圧縮機１で高温高圧にされた蒸気冷媒は、冷暖切替機構２ａを通過し、室内熱交換器５に流入する。暖房運転時において、室内熱交換器５は、凝縮器として機能する。室内送風機１０により室内熱交換器５に供給された室内空気に対して、高温高圧の蒸気冷媒は、放熱を行い、凝縮し、高圧の液冷媒となる。室内熱交換器５での熱交換によって、暖房対象空間が暖房されることになる。

室内熱交換器５から送り出された高圧の液冷媒は、膨張機構４を通過することで、膨張し、低温低圧の気液二相冷媒となる。気液二相冷媒は、室外熱交換器３に流入する。暖房運転時において、室外熱交換器３は、蒸発器として機能する。室外送風機９により室外熱交換器３に供給された室外空気から、低温低圧の気液二相冷媒は、吸熱を行い、蒸発し、低圧の蒸気冷媒となる。

その後、低圧の蒸気冷媒は、冷暖切替機構２ａ若しく高低圧切替機構２ｂを経由し、圧縮機１に吸入され、以降同様の過程で冷凍サイクルを循環する。

次に、冷凍サイクル装置１００Ａの低外気冷房運転について説明する。低外気冷房運転とは、室外空気乾球温度が室内熱交換器５内の冷媒蒸発温度よりも低い状態での冷房運転を意味している。低外気冷房運転時は、通常の冷房運転時と比較し、室外熱交換器３内の冷媒凝縮温度と室外空気温度との差が広がりやすく、室外熱交換器３の凝縮能力が過大となりやすい。そのため、冷凍サイクルの運転、特に圧縮機１の運転に必要な、凝縮圧力及び圧縮比が確保しにくくなる。

そこで、冷凍サイクル装置１００Ａでは、まず図１に示す冷媒回路構成にて、室外送風機９の回転数を低下させ、室外熱交換器３を通過する風量を低下させる。こうすることで、冷凍サイクル装置１００Ａでは、凝縮能力を低下させることができ、凝縮圧力及び圧縮比を確保する。

ただし、室外送風機９の回転数を低下させると室外熱交換器３の通過風量の外風依存度が大きくなり、外風変動時に冷凍サイクルが不安定化しやすくなる。つまり、室外送風機９の回転数低下による熱交換器容量制御には限度がある。なお、外風影響も加味した室外送風機９の回転数低下許容値は、最大回転数の１０パーセント前後である。

室外送風機９の回転数を制御許容上の最低値まで低下させても、適正凝縮圧力及び適正圧縮比が確保できない場合、冷凍サイクル装置１００Ａでは、熱交換器分割制御により室外熱交換器３の容量制御を実行するようになっている。

図３は、冷凍サイクル装置１００Ａの低外気冷房運転時における熱交換器分割制御を実行している際の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。図４は、冷凍サイクル装置１００Ａの低外気冷房運転時の処理の流れを説明するフローチャートである。図３及び図４に基づいて、冷凍サイクル装置１００Ａの低外気冷房運転時における熱交換器分割制御について説明する。

なお、低外気冷房運転では、室内熱交換器５ａ、室内熱交換器５ｂのいずれにも冷媒が流れるようになっているため、室内熱交換器５とまとめて説明するものとする。膨張機構４、室内送風機１０についても同様である。さらに、図３では、冷媒の流れを破線矢印で示している。図３では、冷媒遮断機構７の閉制御状態を黒塗りで表している。

低外気冷房運転時では、制御装置５０は、まず通常の冷房運転と同様に冷媒を循環させて、室外送風機９の回転数を通常の冷房運転時の回転数よりも低下させる（ステップＳ１０１）。室外送風機９の回転数が低下すると、室外熱交換器３を通過する風量も低下する。こうすることで、凝縮能力を低下させ、凝縮圧力及び圧縮比を確保する。しかしながら、上述したように、室外送風機９の回転数を制御許容上の最低値まで低下させても、適正凝縮圧力及び適正圧縮比が確保できない場合がある。

そこで、制御装置５０は、適正凝縮圧力及び適正圧縮比が確保できているかどうかを判断する（ステップＳ１０２）。制御装置５０は、凝縮圧力及び圧縮比が予め設定されている閾値の範囲になるかどうかで凝縮圧力及び圧縮比が適正であるかどうかを判断する。そして、適正凝縮圧力及び適正圧縮比が確保できていないと判断すると（ステップＳ１０２；Ｎｏ）、制御装置５０は、熱交換器分割制御により室外熱交換器３の容量制御を実行する（ステップＳ１０３）。

低外気冷房運転は、制御装置５０は、図３に示すように冷暖切替機構２ａを圧縮機１の吐出側と室外熱交換器３とが連通するように切り替え、高低圧切替機構２ｂを圧縮機１の吸入側と室外熱交換器３とが連通するように切り替える。具体的には、冷暖切替機構２ａは、通常の冷房運転時と同様に、圧縮機１の吐出側と室外熱交換器３の第１冷媒流路８ａとが連通するように制御装置５０により切り替えられる（ステップＳ１０４）。高低圧切替機構２ｂは、冷暖切替機構２ａによる圧縮機１の吐出側と室外熱交換器３との連通状態のまま、圧縮機１の吸入側と室外熱交換器３の第２冷媒流路８ｂとが連通するように制御装置５０により切り替えられる（ステップＳ１０５）。

また、制御装置５０は、冷媒遮断機構７を閉状態にする（ステップＳ１０６）。なお、高低圧切替機構２ｂの高圧側の流路は、図３に示すように閉塞されている。このような状態にして、制御装置５０は、以下のように冷媒を循環させて、熱交換器分割制御を伴った低外気冷房運転を実行する（ステップＳ１０７）。

圧縮機１の駆動により、圧縮機１から高温高圧の蒸気冷媒が吐出する。圧縮機１で高温高圧にされた蒸気冷媒は、冷暖切替機構２ａを通過し、室外熱交換器３に流入する。低外気冷房運転時において、室外熱交換器３は、凝縮器として機能する。室外送風機９により室外熱交換器３に供給された室外空気に対して、高温高圧の蒸気冷媒は放熱を行い、凝縮し、高圧の液冷媒となる。ただし、高低圧切替機構２ｂが圧縮機１の吸入側と室外熱交換器３の第２冷媒流路８ｂとが連通するように切り替えられているため、室外熱交換器３では、第１冷媒流路８ａにしか冷媒が流れていない。

室外熱交換器３から送り出された高圧の液冷媒は、膨張機構４を通過することで、膨張し、低温低圧の気液二相冷媒となる。気液二相冷媒は、室内熱交換器５に流入する。低外気冷房運転時において、室内熱交換器５は、蒸発器として機能する。室内送風機１０により室内熱交換器５に供給された室内空気から、低温低圧の気液二相冷媒は、吸熱を行い、蒸発し、低圧の蒸気冷媒となる。室内熱交換器５での熱交換によって、冷房対象空間が冷却されることになる。

その後、低圧の蒸気冷媒は、冷暖切替機構２ａを経由し、圧縮機１に吸入され、以降同様の過程で冷凍サイクルを循環する。

このように高低圧切替機構２ｂを切り替えることで、冷凍サイクル装置１００Ａでは、室外熱交換器３の第２冷媒流路８ｂには冷媒が流通しなくなる。それとともに、第２冷媒流路８ｂの内部圧力が圧縮機１の吸入圧力とほぼ同等となる。このため、外気温度が圧縮機吸入冷媒圧力の飽和温度以上であれば、第２冷媒流路８ｂ内の冷媒の凝縮滞留を大幅に抑制できる。

また、冷凍サイクル装置１００Ａでは、外気温度が圧縮機吸入冷媒圧力の飽和温度未満の場合でも、第２冷媒流路８ｂには、第１冷媒流路８ａを流れる冷媒の凝縮熱がフィン４０を通じた熱伝導により伝わることになる。そのため、冷凍サイクル装置１００Ａにおいては、第２冷媒流路８ｂの温度を圧縮機吸入冷媒圧力の飽和温度よりも高く維持することが可能になる。

第２冷媒流路８ｂの温度が、圧縮機吸入冷媒圧力の飽和温度よりも高く維持することが可能なため、冷媒遮断機構７としての閉止弁の閉止性能が悪く、冷媒が漏れて第２冷媒流路８ｂ内に流入する場合でも、第２冷媒流路８ｂ内にて、冷媒が凝縮滞留することはない。
なお、冷凍サイクル装置１００Ａが暖房運転を実施しない場合は、冷暖切替機構２ａは不要であり、また冷媒遮断機構７としての閉止弁を逆止弁に置き換えることができ、その分のコスト減が可能となる。

以上の操作と、室外熱交換器３の構成により、外気温度が圧縮機吸入冷媒圧力の飽和温度未満の場合でも、第２冷媒流路８ｂ内での冷媒の凝縮滞留を大幅に抑制でき、冷凍サイクルの凝縮圧力及び圧縮比を確保できる。

外気温度が更に低い場合は、第２冷媒流路８ｂの外気への放熱が、第１冷媒流路８ａからの伝熱量よりも多くなり、第２冷媒流路８ｂの温度を圧縮機吸入冷媒圧力の飽和温度以上に保てない場合がある。この場合、第２冷媒流路８ｂ内での冷媒の凝縮は避けられない。一方で、冷媒遮断機構７の設置位置を高低圧切替機構２ｂよりも水平位置にて上方にすることにより、第２冷媒流路８ｂ内に凝縮した液冷媒が重力に従って高低圧切替機構２ｂを通り、圧縮機１の吸入側に流出しやすくできる。こうすることで、凝縮冷媒の滞留を抑制し、冷凍サイクルの凝縮圧力及び圧縮比を適正に維持することが可能な場合がある。

なお、冷房運転時に、図示省略の室内機及び室外機の接続配管の圧力損失を考慮しない場合、室内熱交換器５の内部の冷媒蒸発温度と、圧縮機吸入冷媒の飽和温度は同一温度である。

また、暖房運転時の冷媒配管内圧力損失を小さくするために、冷暖切替機構２ａ及び高低圧切替機構２ｂは、なるべく圧縮機１の吸入口に近接して接続することが好ましい。

実施の形態２．
図５は、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置（以下、冷凍サイクル装置１００Ｂと称する）の冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。図５に基づいて、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１００Ｂについて説明する。なお、実施の形態２では実施の形態１との相違点を中心に説明し、実施の形態１と同一部分には、同一符号を付して説明を省略するものとする。

冷凍サイクル装置１００Ｂの基本的な構成及び動作は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００Ａと同様である。ただし、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００Ａでは第１冷媒流路８ａ及び第２冷媒流路８ｂのいずれもが複数に分岐されて室外熱交換器３を通過する構成を採用していたが、冷凍サイクル装置１００Ｂでは第１冷媒流路８ａ及び第２冷媒流路８ｂのいずれもが一連の流路として室外熱交換器３を通過する構成を採用している。

冷凍サイクル装置１００Ｂによれば、第１冷媒流路８ａ及び第２冷媒流路８ｂのいずれも一連の流路とすることで、室外熱交換器３の流路長が長くなることで流路の圧力損失増大による性能低下が懸念されるが、冷媒を多分岐としていないので冷媒の不均一分配による性能低下の心配がないという効果を得られる。

実施の形態３．
図６は、本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置に使用される室外熱交換器３の概略構成の一例を模式的に示す概略構成図である。図６に基づいて、本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置について説明する。なお、実施の形態３では実施の形態１、２との相違点を中心に説明し、実施の形態１、２と同一部分には、同一符号を付して説明を省略するものとする。

実施の形態３に係る冷凍サイクル装置の基本的な構成及び動作は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００Ａと同様である。ただし、実施の形態１、２に係る冷凍サイクル装置では室外熱交換器３において第１冷媒流路８ａ及び第２冷媒流路８ｂを交互に並べられた構成を採用していたが、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置では室外熱交換器３において第１冷媒流路８ａ及び第２冷媒流路８ｂがフィン４０を共通とし、列毎に隣接配置された構成を採用している。

すなわち、室外熱交換器３が２列以上の流路構成を備えていれば、第１冷媒流路８ａ及び第２冷媒流路８ｂのフィン４０を共通とし、それらを列毎に隣接して配置させることも可能である。そこで、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置では、室外熱交換器３の構成を図６に示すように第１冷媒流路８ａ及び第２冷媒流路８ｂを列毎に隣接して配置させるようにした。なお、第２冷媒流路８ｂの全部が第１冷媒流路８ａとフィン４０を共通としている必要はなく、第２冷媒流路８ｂの全長の半分以上が第１冷媒流路８ａとフィン４０を共通としていればよい。

実施の形態３に係る冷凍サイクル装置によれば、室外熱交換器３として第１冷媒流路８ａ及び第２冷媒流路８ｂがそれぞれ２列以上備えたものを使用し、第１冷媒流路８ａ及び第２冷媒流路８ｂが列毎に隣接配置され、それらがフィン４０を共通としているので、実施の形態１、２に係る冷凍サイクル装置と同様の効果を得られる。

本発明の実施の形態を実施の形態１〜３に分けて説明したが、本発明は各実施の形態で説明した内容に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において適宜変更することができる。例えば、実施の形態では、２台の室内機と１台の室外機とを接続したマルチ型の冷凍サイクル装置を例に説明したが、必ずしもマルチ型である必要はなく、１台の室内機と１台の室外機とを接続したシングル型の冷凍サイクル装置であってもよい。また、冷凍サイクル内に、他の締切弁や膨張機構を有していたり、アキュムレーターやレシーバーのような圧力容器を有していたり、各種バイパス配管や内部熱交換器を有していてもよい。

１ 圧縮機、２ａ 冷暖切替機構、２ｂ 高低圧切替機構、３ 室外熱交換器、４ 膨張機構、４ａ 膨張機構、４ｂ 膨張機構、５ 室内熱交換器、５ａ 室内熱交換器、５ｂ 室内熱交換器、７ 冷媒遮断機構、８ 冷媒配管、８ａ 第１冷媒流路、８ｂ 第２冷媒流路、９ 室外送風機、１０ 室内送風機、１０ａ 室内送風機、１０ｂ 室内送風機、４０ フィン、５０ 制御装置、１００Ａ 冷凍サイクル装置、１００Ｂ 冷凍サイクル装置。

Claims (8)

1. 圧縮機、第１熱交換器、膨張機構、及び、第２熱交換器を配管接続した冷媒回路を有し、
   前記第１熱交換器は複数のフィンを共有した第１冷媒流路及び第２冷媒流路を有し、
   前記第１冷媒流路及び前記第２冷媒流路はそれぞれ冷媒回路上並列に配置されており、
   前記第１熱交換器が凝縮器として機能する運転時の冷媒の流れにおいて、
   前記第２冷媒流路の、前記第１熱交換器の入口側に冷媒の流れを切り替える高低圧切替機構を設け、前記第１熱交換器の出口側に冷媒の流れを遮断する冷媒遮断機構を設け、
   前記第１冷媒流路及び前記第２冷媒流路のいずれもが前記第１熱交換器において分岐されており、
   前記第１熱交換器は、
   前記第１冷媒流路及び前記第２冷媒流路が交互に配置されて構成されている
   冷凍サイクル装置。
2. 前記第１熱交換器が凝縮器として機能する運転時において、
   前記冷媒遮断機構を開け、前記第２冷媒流路を、前記高低圧切替機構を介して高圧側に接続して前記第２冷媒流路に冷媒を流通させる
   請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記第１熱交換器が凝縮器として機能する運転時であって、前記第１熱交換器で熱交換する空気の乾球温度が前記第２熱交換器の冷媒蒸発温度よりも低いとき、
   前記冷媒遮断機構を閉じ、前記第２冷媒流路を、前記高低圧切替機構を介して高圧側から低圧側に切り替えて接続して前記第２冷媒流路への冷媒の流通を遮断する
   請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記第２冷媒流路への冷媒の流通を遮断しているとき、
   前記第１熱交換器に空気を供給する室外送風機の回転数が、前記第２冷媒流路に冷媒を流通しているときと比較して、低回転数である
   請求項１〜３のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記第２冷媒流路において、前記冷媒遮断機構の設置位置を前記高低圧切替機構よりも水平位置が高い位置とした
   請求項１〜４のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記冷媒遮断機構は、
   閉止弁又は逆止弁で構成されている
   請求項１〜５のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
7. 圧縮機、第１熱交換器、膨張機構、及び、第２熱交換器を配管接続した冷媒回路を有し、
   前記第１熱交換器は複数のフィンを共有した第１冷媒流路及び第２冷媒流路を有し、
   前記第１冷媒流路及び前記第２冷媒流路はそれぞれ冷媒回路上並列に配置されており、
   前記第１熱交換器が凝縮器として機能する運転時の冷媒の流れにおいて、
   前記第２冷媒流路の、前記第１熱交換器の入口側に冷媒の流れを切り替える高低圧切替機構を設け、前記第１熱交換器の出口側に冷媒の流れを遮断する冷媒遮断機構を設け、
   前記第１熱交換器は前記第１冷媒流路及び前記第２冷媒流路をそれぞれ２列以上備えており、
   前記第１冷媒流路及び前記第２冷媒流路が列毎に隣接配置されている
   冷凍サイクル装置。
8. 圧縮機、第１熱交換器、膨張機構、及び、第２熱交換器を配管接続した冷媒回路を有し、
   前記第１熱交換器は複数のフィンを共有した第１冷媒流路及び第２冷媒流路を有し、
   前記第１冷媒流路及び前記第２冷媒流路はそれぞれ冷媒回路上並列に配置されており、
   前記第１熱交換器が凝縮器として機能する運転時の冷媒の流れにおいて、
   前記第２冷媒流路の、前記第１熱交換器の入口側に冷媒の流れを切り替える高低圧切替機構を設け、前記第１熱交換器の出口側に冷媒の流れを遮断する冷媒遮断機構を設け、
   前記第２冷媒流路において、前記冷媒遮断機構の設置位置を前記高低圧切替機構よりも水平位置が高い位置とした
   冷凍サイクル装置。

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