WO2007052698A1 - 冷凍サイクル装置及び保冷庫 - Google Patents

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WO2007052698A1
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refrigerant
refrigeration cycle
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dehumidified water
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Tomoichiro Tamura
Kenji Kinjo
Hisakazu Sakai
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Matsushita Electric Industrial Co., Ltd.
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    • F25B39/04—Condensers
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    • F28D1/0477—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being bent, e.g. in a serpentine or zig-zag the conduits being bent in a serpentine or zig-zag
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    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F1/00—Tubular elements; Assemblies of tubular elements
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    • F25B2309/061—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide with cycle highest pressure above the supercritical pressure
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    • F28F1/10—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses
    • F28F1/12—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element
    • F28F1/24—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending transversely
    • F28F1/32—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending transversely the means having portions engaging further tubular elements

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus that uses a refrigerant that is in a supercritical state on the high-pressure side and that is used for refrigeration or refrigeration, and a refrigerator that is equipped with the refrigeration cycle apparatus.
  • Patent Document 1 discloses an air conditioner including a plurality of heat exchangers each having a predetermined number of fin plates as a radiator.
  • FIG. 9 is a circuit configuration diagram of the refrigeration system described in Patent Document 1.
  • a conventional refrigeration system uses carbon dioxide as a refrigerant and has a circuit configuration including a compressor radiator 2, a flow control valve 3, and an evaporator 4.
  • a blower 5 for supplying air to the radiator 2 is provided. here,
  • the refrigerant is connected by heat transfer tubes so that it passes through heat exchange and passes through force heat exchange.
  • heat exchange 2 It is.
  • the reduced carbon dioxide carbon is depressurized by the flow control valve 3, changes to a low-temperature gas-liquid two-phase state, and flows into the evaporator 4.
  • the refrigerant liquid evaporates while cooling the air, and the refrigerant changed into a gas returns to the compressor 1.
  • Patent Document 1 heat exchange is performed by using two heat exchanges, a high temperature side and a low temperature side.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Application Laid-Open No. 2004-162945
  • the blower 5 is exposed to a high-temperature air atmosphere that has passed through the heat exchanger 2B and the heat exchanger 2A, and deterioration and evaporation of the lubricant used in the bearing portion of the blower 5 are prevented. There was a problem that the durability of the blower 5 was lowered early.
  • the present invention has been made in view of such problems of the prior art, and suppresses heat transfer between the refrigerants through the fins, improves the refrigeration effect, and flows to the blower.
  • the purpose is to reduce the temperature of the air entering and improve the durability of the blower.
  • the present invention uses a refrigerant that is in a supercritical state on the high-pressure side, and the refrigerant is a compressor, a first radiator, a second radiator, a throttle device,
  • the first radiator is connected to one refrigerant distribution. It is composed of a spiral fin tube heat exchanger with a fin plate fixed in a spiral shape to the tube, and a second radiator is provided on each of the fin plates and a plurality of fin plates arranged at predetermined intervals. It is characterized by heat exchange ⁇ which is the heat transfer tube force passing through the through hole.
  • a first blower for supplying air to the first radiator and the second radiator is provided, and the first blower is disposed between the first radiator and the second radiator. It is preferable to install.
  • a second air blowing means for supplying air to the evaporator is provided, and a dehumidified water storage container for storing the dehumidified water generated by the evaporator is further provided while cooling and dehumidifying the air with the evaporator. It is preferable that a part of the air that has passed through one radiator is configured to exchange heat with the dehumidified water in the dehumidified water storage container. In this case, at least a part of the dehumidified water storage container is surrounded by the first heat radiator, or at least a part of the first radiator is placed inside the dehumidified water storage container. Monkey.
  • the flow passage cross-sectional area of the refrigerant in the second radiator is smaller than the flow passage cross-sectional area of the refrigerant in the first radiator.
  • a temperature sensor for detecting a refrigerant temperature between the first radiator and the second radiator is provided, and if the refrigerant temperature detected by the temperature sensor exceeds a predetermined value, the rotation of the compressor Try to reduce the number.
  • the refrigeration cycle apparatus having the above-described configuration can be mounted in a cool box that keeps food cold.
  • the refrigeration cycle apparatus of the present invention and the cool box equipped with the refrigeration cycle apparatus separate adjacent heat transfer tubes by using a spiral fin tube type heat exchange in a portion where the refrigerant in the high pressure portion undergoes a rapid temperature change. As a result, heat transfer between the refrigerants can be suppressed, and the refrigeration efficiency can be improved by increasing the heat dissipation capability.
  • the temperature of the air flowing into the air blowing means can be lowered, and the durability of the air blowing means is improved. be able to.
  • the spiral fin tube type heat exchange has a high degree of freedom in shape, if heat release from the refrigerant is used for evaporation of the dehumidified water generated in the evaporator, the dehumidified water cannot be discharged out of the system. Reduce the dehumidified water storage container required for installing the refrigeration cycle equipment at the site.
  • FIG. 1 is a refrigerant circuit diagram of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 2 is a schematic diagram of a spiral fin radiator.
  • FIG. 5 is a refrigerant circuit diagram of a refrigeration cycle apparatus according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is a refrigerant circuit diagram of a refrigeration cycle apparatus according to a third embodiment of the present invention.
  • Fig. 4 Refrigerant circuit diagram of the refrigerator
  • FIG. 1 is a refrigerant circuit diagram of the refrigeration cycle apparatus of the first embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus of Embodiment 1 uses carbon dioxide as a refrigerant, and includes a compressor 11, a spiral fin type first radiator 12A, and a second radiator 12B.
  • the first blower 15 is disposed between the second radiator 12B and the first radiator 12A. Also, by making the pipe diameter of the second radiator 12B smaller than the pipe diameter of the first radiator 12A, the refrigerant flow passage cross-sectional area of the second radiator 12B is reduced to the refrigerant flow of the first radiator 12A. It is smaller than the road cross-sectional area.
  • the first radiator 12A is formed by crimping and fixing a spiral fin plate to one refrigerant pipe, and adjacent heat transfer tubes are interposed via fin plates. It is characterized by not being connected.
  • the first radiator 12A has a single refrigerant piping force, so it is easy to design with high pressure resistance, and the high pressure is relatively high, 9-15 MPa. When applied to a refrigeration cycle device, the same heat dissipation is possible. Capability can be realized at a lower cost than fin-tube heat exchangers.
  • the second radiator 12B is composed of a plurality of fin plates arranged at a predetermined interval and a fin tube type heat exchange ⁇ which is a heat transfer tube force passing through a through hole provided in each fin plate. Has been. This is because in the second radiator 12B, the apparatus can be miniaturized by using a fin tube type heat exchanger having a high heat exchange efficiency per volume where the temperature difference between the air and the refrigerant is small.
  • the low-temperature and low-pressure refrigerant is compressed by the operation of the compressor 11 and is discharged as a high-temperature and high-pressure refrigerant (A ⁇ B).
  • the discharged refrigerant radiates heat to the air supplied from the first blower 15 in the first radiator 12A and the second radiator 12B, and is cooled (B ⁇ C) to near the outside air temperature.
  • the pressure is reduced by the electric expansion valve 13 to become a low-temperature and low-pressure refrigerant (C ⁇ D).
  • the evaporator 14 absorbs heat from the air supplied from the second blower 16, the refrigerant evaporates, and the pressure Reflux to compressor 11 (D ⁇ A).
  • the refrigerant when diacid carbon is used as the refrigerant, the refrigerant is in a supercritical state on the high pressure side, and the refrigerant temperature continuously changes.
  • the specific heat of carbon dioxide in the supercritical state has a peak at around 45 ° C, and is 50% or less of the peak value at 60-120 ° C.
  • the refrigerant temperature rapidly decreases from 120 to 60 ° C, and the temperature change becomes small near 45 ° C. Therefore, in the first half of the radiator, the temperature difference between adjacent heat transfer tubes is large.
  • adjacent heat transfer tubes are connected via fins in the first half of the radiator where the refrigerant temperature changes rapidly, and a spiral fin radiator is used to connect the refrigerant to each other.
  • the first blower 15 is disposed between the second radiator 12B and the first radiator 12A, the first blower 15 is disposed on the leeward side of the first radiator 12A. Compared to the case, the temperature of the air flowing into the first blower 15 can be reduced, and the durability of the first blower 15 can be improved.
  • the refrigerant temperature is reduced compared to the first heat radiator 12A.
  • the refrigerant flow rate can be increased, the heat exchange efficiency can be increased, and the refrigeration efficiency is improved.
  • the pipe diameter of the second radiator 12B is reduced as a method of reducing the flow passage cross-sectional area of the second radiator 12B.
  • the same effect can be obtained by inserting a member (for example, a copper pipe or a copper pipe) into the pipe or by increasing the thickness of the pipe.
  • FIG. 5 is a refrigerant circuit diagram of the refrigeration cycle apparatus of the second embodiment.
  • the same number is attached
  • FIG. 5 is a refrigerant circuit diagram of the refrigeration cycle apparatus of the second embodiment.
  • the same number is attached
  • the refrigeration cycle apparatus of the second embodiment uses carbon dioxide as a cooling medium, as well as the compressor 11, the first of the spiral fin type, as in the first embodiment.
  • the circuit includes a heat radiator 12A, a second heat radiator 12B, an electric expansion valve 13, and an evaporator 14. Further, it has a first blower 15 for supplying air to the spiral fin radiator 12A and the second radiator 12B, and a second blower 16 for supplying air to the evaporator 14.
  • the evaporator 14 includes a dehumidified water storage container 18 that stores dehumidified water generated when the air supplied from the second blower 16 is cooled and dehumidified, and the spiral fin heat radiator 12A.
  • the dehumidified water storage container 18 is used to apply the refrigeration cycle apparatus to an installation location (for example, indoors) where the dehumidified water cannot be discharged outside the refrigeration cycle apparatus.
  • the refrigeration cycle apparatus is divided into a cooling chamber 19 and a heating chamber 20.
  • the low-temperature and low-pressure refrigerant is compressed by the operation of the compressor 11 and discharged as a high-temperature and high-pressure refrigerant (A ⁇ B).
  • the discharged refrigerant dissipates heat to the air supplied from the first blower 15 in the spiral fin radiator 12A and the second radiator 12B, and is cooled (B ⁇ C) to the vicinity of the outside air temperature.
  • the pressure is reduced by the valve 13 to become a low-temperature and low-pressure refrigerant (C ⁇ D).
  • the evaporator 14 absorbs heat from the air supplied from the second blower 16, and the refrigerant evaporates and returns to the compressor 11 (D ⁇ A).
  • the dehumidified water generated in the evaporator 14 flows into the dehumidified water storage container 18 through the dehumidified water flow path 17 and is temporarily stored.
  • the dehumidified water stored in the dehumidified water storage container 18 is heated and evaporated by the air that has passed through the second radiator 12B and the first radiator 12A in this order. Note that cold air is obtained from the cooling chamber 19, and hot air is obtained from the heating chamber 20.
  • the spiral fin type heat exchanger utilizes the fact that the spiral fin type heat exchanger has a higher degree of freedom in shape than the fin tube type heat exchanger ⁇ . Is bent so that it surrounds part or all of the dehumidified water storage container 18. It is location. Thereby, the air that has passed through the spiral fin radiator 12A can be efficiently passed over the surface of the dehumidified water in the dehumidified water storage container 18 and brought into contact with the dehumidified water. Therefore, evaporation of the dehumidified water can be promoted, and the dehumidified water storage container 18 can be downsized.
  • the radiant heat from the fin fins of the spiral fin radiator 12A is not only from one direction of the dehumidified water storage container 18. Heat can be transferred to the dehumidified water from multiple directions, and the dehumidified water storage container 18 can be downsized.
  • the electric expansion valve 13 may be installed in the force heating chamber 20 installed in the cooling chamber 19.
  • FIG. 6 is a refrigerant circuit diagram of the refrigeration cycle apparatus of the third embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus of the third embodiment is the same as the refrigeration cycle apparatus of the second embodiment except that at least a part of the refrigerant pipe constituting the first fin-type radiator 12A is dehumidified water. It arrange
  • the first fin 12A of the fin-fin type is in contact with the dehumidified water in the dehumidified water storage container 18 that is connected only with the air supplied from the first blower 15. Since the exchange is performed, the heat exchange efficiency can be further improved as compared with the second embodiment. Further, since the dehumidified water is heated by the heat radiation from the refrigerant, evaporation is further promoted, and the dehumidified water storage container 18 can be downsized.
  • a cool box using the refrigeration cycle apparatus of the present invention will be described.
  • Any of the refrigeration cycle apparatuses of the first to third embodiments can be applied to a cold storage, but here, as shown in FIG. 7, a cold storage configured using the refrigeration cycle apparatus of the second embodiment will be described. .
  • the refrigeration cycle apparatus of the present embodiment is the same as that of the refrigeration cycle apparatus of the second embodiment, except that the refrigerant between the spiral fin type first radiator 12A and the second radiator 12B.
  • the temperature sensor 21 that detects the temperature and the air temperature in the cooled room (storage room 32) of the cold storage
  • An air temperature sensor 22 for detection is provided.
  • the cool box of the fourth embodiment is provided with a machine room 33 in the lower part of a storage room 32 that refrigerates a heat load such as food, and the compressor 11 and the first radiator. 12A, radiator 2B, and the like are disposed, and an evaporator 14 and an electric expansion valve 13 are disposed in a heat insulating wall 34 provided between the storage chamber 32 and the machine chamber 33.
  • the low-temperature and low-pressure refrigerant is compressed by the operation of the compressor 11 and discharged as a high-temperature and high-pressure refrigerant (A ⁇ B).
  • the discharged refrigerant radiates heat to the air supplied from the first blower 15 in the first radiator 12A and the second radiator 12B, and is cooled (B ⁇ C) to near the outside air temperature.
  • the pressure is reduced by the electric expansion valve 13 to become a low-temperature and low-pressure refrigerant (C ⁇ D).
  • heat is absorbed from the air supplied from the second blower 16 in the evaporator 14, and the refrigerant evaporates and returns to the compressor 11 (D ⁇ A;).
  • the dehumidified water generated in the evaporator 14 flows into the dehumidified water storage container 18 and is temporarily stored.
  • the dehumidified water stored in the dehumidified water storage container 18 is heated and evaporated by the air that has passed through the second radiator 12B and the first radiator 12A in this order.
  • the compressor 11 uses the temperature detection sensor 21 to detect the refrigerant temperature between the first radiator 12A and the second radiator 12B, and the air to be cooled in the cool box detected by the air temperature sensor 22.
  • step S1 the temperature sensor 21 detects the refrigerant temperature Tr between the first radiator 12A and the second radiator 12B, and in step S2, the temperature detection sensor 21 detects the refrigerant temperature Tr.
  • the detected refrigerant temperature Tr is compared with a predetermined value T1. If it is determined in step S2 that the refrigerant temperature Tr is equal to or higher than the predetermined value T1, the rotational speed of the compressor 11 is reduced in step S3, and then the process returns to step S1. On the other hand, if it is determined in step S2 that the refrigerant temperature Tr is lower than the predetermined value T1, the air temperature sensor 22 detects the air temperature Ta in the cooled room in step S4, and the air temperature sensor 22 in step S5.
  • the detected air temperature Ta is compared with a predetermined value T2. If it is determined in step S5 that the air temperature Ta is higher than the predetermined value T2, the rotational speed of the compressor 11 is increased in step S6. After speeding up, return to step SI. On the other hand, if it is determined in step S5 that the air temperature Ta is equal to or lower than the predetermined value T2, the rotational speed of the compressor 11 is decelerated in step S7, and then the process returns to step S4.
  • the predetermined value T1 is set in advance so that the temperature of the first blower 15 is equal to or lower than a specified value, and the predetermined value T2 can be arbitrarily set depending on the object to be cooled and the cooling application.
  • the air temperature in the cooled room can be controlled near the target value.
  • the temperature of the first blower 15 is prevented from rising, and the air temperature sensor 22 is used to control the temperature of the air to be cooled.
  • the control target is not limited to this. Absent.
  • Embodiments 1 to 4 although carbon dioxide is used as a refrigerant, other natural refrigerants (for example, HC and ammonia refrigerants) and HFC refrigerants are used in a supercritical state. Has the same effect.
  • natural refrigerants for example, HC and ammonia refrigerants
  • HFC refrigerants are used in a supercritical state. Has the same effect.
  • the fin of the snow fin radiator 12A is preferable as the fin of the snow fin radiator 12A, but other metal materials can be suitably used.
  • the electric expansion valve is used as the expansion device, it goes without saying that the same effect can be obtained even when a capillary tube or an expander is used.
  • the refrigeration cycle apparatus according to the present invention and the cool box equipped with the refrigeration cycle apparatus have a large temperature distribution compared to the radiator, and the part uses a spiral fin tube heat exchanger.
  • the part uses a spiral fin tube heat exchanger.

Abstract

　高圧側で超臨界状態となる冷媒が、圧縮機、第一の放熱器、第二の放熱器、絞り装置、蒸発器の順に循環する冷媒回路を冷凍サイクル装置に設けた。また、第一の放熱器を、１本の冷媒配管にフィンプレートをスパイラル状に固定したスパイラルフィンチューブ型熱交換器で構成するとともに、第二の放熱器を、所定の間隔で配置された複数枚のフィンプレートと各フィンプレートに設けられた貫通孔を通る伝熱管からなる熱交換器で構成した。

Description

冷凍サイクル装置及び保冷庫
技術分野
[0001] 本発明は、高圧側で超臨界状態となる冷媒を使用し、冷蔵あるいは冷凍に利用す る冷凍サイクル装置と、この冷凍サイクル装置を搭載する保冷庫に関するものである 背景技術
[0002] 近年、冷凍サイクル装置に使用される冷媒の地球温暖化に対する影響を削減する 要求が高まってきており、地球温暖化に対する影響が小さい自然冷媒として、二酸 化炭素を使用した冷凍サイクル装置が提案されている。また、二酸化炭素を使用した 冷凍サイクル装置は、遷臨界サイクルである点を利用して高い出湯温度を得る給湯 機に適用されるとともに、不燃性である点を利用して使用時の冷媒漏洩量が大きい 車用の空気調和機に適用されて！、る。
[0003] ここで、二酸ィ匕炭素の遷臨界サイクルを使用した冷凍サイクル装置では、冷媒は放 熱器において超臨界状態となり連続的に温度変化する。したがって、放熱器におい て大きな温度分布が生じ、放熱器の高温部から低温部へフィンを介して熱移動し、 冷媒相互間の熱交換が生じ、熱交効率が低下する。そこで、放熱器を複数に分割し 、放熱器内での冷媒相互間の熱交換を抑制する構成が提案されている。例えば、下 記特許文献 1には、放熱器としてそれぞれ所定枚数のフィンプレートを有する複数の 熱交 を備えた空気調和機が開示されている。
[0004] 以下、図面を参照しながら従来の冷凍システムを説明する。
図 9は特許文献 1に記載の冷凍システムの回路構成図である。図 9に示すように、 従来の冷凍システムは、冷媒として二酸ィ匕炭素を使用するとともに、圧縮機 放熱 器 2、流量制御弁 3、蒸発器 4からなる回路構成を有する。また、放熱器 2に空気を供 給する送風機 5を備えている。ここで、
Figure imgf000003_0001
、冷媒が熱交 を通過して力 熱交 を通過するように伝熱管で接続さ れている。なお、熱交翻2ん
Figure imgf000003_0002
えている。
[0005] 以上のように構成された特許文献 1の冷凍システムについて、以下その動作を説明 する。
圧縮機 1から吐出された高温高圧状態にある超臨界状態の二酸ィ匕炭素は、放熱器 2で熱交 2A、熱交 の順に流れ、空気と熱交換して、温度を低下させる。 温度の下がった二酸ィヒ炭素は流量制御弁 3によって減圧され、低温の気液二相状 態に変化し、蒸発器 4に流入する。蒸発器 4では、空気を冷却しながら冷媒液が蒸発 し、気体に変化した冷媒は圧縮機 1に戻る。
[0006] 特許文献 1では、高温側と低温側の二つの熱交 を用いることにより、熱交
2A力 熱交 への伝熱量が抑制され、高圧側における冷媒相互間の伝熱量 を低減し、冷凍サイクルの効率を向上させている。
特許文献 1 :特開 2004— 162945号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0007] し力しながら、特許文献 1の構成では、 2つの熱交^^の間では伝熱が抑制される 力 それぞれの熱交翻 2A、熱交翻 2Bにおいては、隣り合う伝熱管が所定の間 隔で平行に配置されて ヽるフィンで一体ィ匕されており、フィンを介しての冷媒相互間 の伝熱が生じるという課題があった。
[0008] また、従来の構成では、送風機 5が熱交換器 2B、熱交換器 2Aを通過した高温空 気雰囲気下に晒され、送風機 5の軸受け部に使用される潤滑剤の劣化及び蒸発が 早まり、送風機 5の耐久性が低下するという課題があった。
[0009] 本発明は、従来技術の有するこのような問題点に鑑みてなされたものであり、フィン を介しての冷媒相互間の伝熱を抑制し、冷凍効果を向上させるとともに、送風機に流 入する空気温度を低下させ、送風機の耐久性を向上させることを目的とする。
課題を解決するための手段
[0010] 上記目的を達成するため、本発明は、高圧側で超臨界状態となる冷媒を利用し、こ の冷媒が、圧縮機、第一の放熱器、第二の放熱器、絞り装置、蒸発器の順に循環す る冷媒回路とを備えた冷凍サイクル装置において、第一の放熱器を、 1本の冷媒配 管にフィンプレートをスパイラル状に固定したスパイラルフィンチューブ型熱交換器で 構成するとともに、第二の放熱器を、所定の間隔で配置された複数枚のフィンプレー トと各フィンプレートに設けられた貫通孔を通る伝熱管力 なる熱交^^で構成した ことを特徴とする。
[0011] また、第一の放熱器と第二の放熱器に空気を供給する第一の送風手段を設け、こ の第一の送風手段を第一の放熱器と第二の放熱器間に設置するのが好ましい。
[0012] さらに、蒸発器に空気を供給する第二の送風手段を設け、蒸発器で空気を冷却除 湿するとともに、蒸発器で生じた除湿水を貯留する除湿水貯留容器をさらに設け、第 一の放熱器を通過した空気の一部が除湿水貯留容器内の除湿水と熱交換するよう に構成するのが好ましい。この場合、除湿水貯留容器の少なくとも一部を第一の放 熱器で取り囲むようにしたり、第一の放熱器の少なくとも一部を除湿水貯留容器の内 咅〖こ酉己置することちでさる。
[0013] また、第二の放熱器における冷媒の流路断面積を第一の放熱器における冷媒の 流路断面積よりも小さくするのがよい。
[0014] また、第一の放熱器と第二の放熱器間の冷媒温度を検出する温度センサを設け、 温度センサにより検知された冷媒温度が所定値以上となった場合は、圧縮機の回転 数を低下させるようにしてもょ 、。
[0015] 上記構成の冷凍サイクル装置は、食品を保冷する保冷庫に搭載することができる。
発明の効果
[0016] 本発明の冷凍サイクル装置及びこれを備えた保冷庫は、高圧部の冷媒が急激な温 度変化をする部分においてスパイラルフィンチューブ型熱交 を用いることで、隣 り合う伝熱管を分離して冷媒相互間の熱移動を抑制でき、放熱能力を高めて冷凍効 率の向上を図ることができる。
[0017] また、第一の送風手段を第一の放熱器と第二の放熱器間に設置することで、送風 手段に流入する空気温度を低下させることができ、送風手段の耐久性を高めることが できる。
[0018] さらに、スパイラルフィンチューブ型熱交 は形状自由度が高いため、冷媒から の放熱を蒸発器で生じる除湿水の蒸発に利用すると、除湿水を系外へ排出できない 場所に冷凍サイクル装置を設置するときに必要となる除湿水貯留容器を小 る。
図面の簡単な説明
[0019] [図 1]本発明の実施の形態 1にかかる冷凍サイクル装置の冷媒回路図 [図 2]スパイラルフィン放熱器の概略図
[図 3]冷凍サイクル装置及び保冷庫のモリエル線図
[図 4]二酸化炭素冷媒の温度と比熱の関係図
[図 5]本発明の実施の形態 2にかかる冷凍サイクル装置の冷媒回路図 [図 6]本発明の実施の形態 3にかかる冷凍サイクル装置の冷媒回路図 [図 7]本発明の実施の形態 4にかかる保冷庫の冷媒回路図
[図 8]図 7の保冷庫の制御フローチャート
[図 9]従来の冷凍システムの冷媒回路図
符号の説明
[0020] 11 圧縮機
12A スパイラルフィン放熱器
12B 放熱器
13 電動膨張弁
14 蒸発器
15 第一の送風機
16 第二の送風機
17 除湿水流路
18 除湿水貯留容器
21 温度検知センサ
22 空気温度検知センサ
32 貯蔵室
33 機械室
発明を実施するための最良の形態
[0021] 以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。 [0022] (実施の形態 1)
図 1は実施の形態 1の冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。
[0023] 図 1に示すように、実施の形態 1の冷凍サイクル装置は、冷媒として二酸化炭素を 使用するとともに、圧縮機 11、スパイラルフィン型の第一の放熱器 12A、第二の放熱 器 12B、電動膨張弁 13、蒸発器 14からなる回路を有する。また、第一の放熱器 12A と第二の放熱器 12Bに空気を供給する第一の送風機 15と蒸発器 14に空気を供給 する第二の送風機 16を有する。なお、第一の送風機 15は、第二の放熱器 12B、第 一の放熱器 12A間に配置されている。また、第二の放熱器 12Bの配管径を第一の 放熱器 12Aの配管径よりも小さくすることで、第二の放熱器 12Bの冷媒流路断面積 を第一の放熱器 12Aの冷媒流路断面積よりも小さくしている。
[0024] ここで、第一の放熱器 12Aは、図 2に示すように 1本の冷媒配管にスパイラル状のフ インプレートを圧着固定したものであり、隣り合う伝熱管がフィンプレートを介して連結 されていないという特徴がある。また、第一の放熱器 12Aは、 1本の冷媒配管力もな るので高 、耐圧設計が容易であり、高圧圧力が 9〜 15MPaと比較的高 、冷凍サイク ル装置に適用する場合、同一放熱能力をフィンチューブ型熱交換器より安価に実現 することができる。
[0025] なお、第二の放熱器 12Bは、所定の間隔で配置された複数枚のフィンプレートと各 フィンプレートに設けられた貫通孔を通る伝熱管力 なるフィンチューブ型熱交^^ で構成されている。これは、第二の放熱器 12Bでは空気と冷媒の温度差が小さぐ容 積当たりの熱交換効率が高いフィンチューブ型熱交^^を用いることで、装置を小 型化できるためである。
[0026] 以上のように構成された実施の形態 1の冷凍サイクル装置について、以下その動作 を図 3に示すモリエル線図で説明する。
[0027] 低温低圧の冷媒は圧縮機 11の動作により圧縮されて高温高圧の冷媒となり吐出さ れる (A→B)。吐出された冷媒は、第一の放熱器 12A、第二の放熱器 12Bにおいて 、第一の送風機 15から供給される空気に放熱し、外気温度近傍まで冷却 (B→C)さ れた後、電動膨張弁 13で減圧されて低温低圧の冷媒となる（C→D)。次いで、蒸発 器 14において第二の送風機 16から供給される空気から吸熱し、冷媒は蒸発し、圧 縮機 11へと還流する（D→A)。
[0028] ここで、冷媒として二酸ィ匕炭素を用いた場合、冷媒は高圧側において超臨界状態 となり、冷媒温度は連続的に変化する。また、図 4に示すように、超臨界状態での二 酸ィ匕炭素の比熱は 45°C付近でピークを持ち、 60〜120°Cではピーク値の 50%以下 となる。このため、放熱器において、冷媒温度は 120から 60°Cまでは急激に低下し、 45°C付近では温度変化が小さくなる。したがって、放熱器前半部では、隣り合う伝熱 管の温度差が大きくなる。そこで、本実施の形態では、冷媒温度が急激に変化する 放熱器前半部にお 、て、隣り合う伝熱管がフィンを介して連結されて 、な 、スパイラ ルフィン放熱器を用い、冷媒相互間の熱交換を抑制することで熱交 効率を高め 、冷凍効率を向上させている。
[0029] また、第一の送風機 15を第二の放熱器 12B、第一の放熱器 12A間に配置してい るため、第一の放熱器 12Aの風下側に第一の送風機 15を配置した場合に比べて、 第一の送風機 15に流入する空気温度を低減でき、第一の送風機 15の耐久性を向 上させることができる。
[0030] また、第二の放熱器 12Bを第一の送風機 15の風上側に設置することで、狭いフィ ン間隔である第二の放熱器 12Bの前面に埃を付着させることができ、機械室内部へ の埃の侵入を抑え、第一の送風機 15の軸受け部などが埃詰まりで動作不良になるこ とを防ぐことができるとともに、放熱器 2Bの前面に付着した埃は、容易に除去できる ので、メインテナンス'性を高める利点もある。
[0031] さらに、第二の放熱器 12Bの冷媒流路断面積を第一の放熱器 12Aの流路断面積 よりも小さくすることで、第一の放熱器 12Aと比較して冷媒温度が低下し、冷媒密度 が増加する第二の放熱器 12Bにおいても、冷媒流速を増加させ、熱交換効率を高め ることができ、冷凍効率が向上する。
[0032] なお、本実施の形態では、第二の放熱器 12Bの流路断面積を小さくする方法とし て、第二の放熱器 12Bの配管径を小さくしたが、第二の放熱器 12Bの配管内に部材 (例えば、銅管や銅パイプ)を挿入する方法や配管の肉厚を大きくする方法でも同様 の効果が得られる。
[0033] (実施の形態 2) 図 5は実施の形態 2の冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。なお、実施の形態 1 の冷凍サイクル装置と同一の構成については同一番号を付す。
[0034] 図 5に示すように、実施の形態 2の冷凍サイクル装置は実施の形態 1と同様に、冷 媒として二酸ィ匕炭素を使用するとともに、圧縮機 11、スパイラルフィン型の第一の放 熱器 12A、第二の放熱器 12B、電動膨張弁 13、蒸発器 14からなる回路を有する。 また、スパイラルフィン放熱器 12Aと第二の放熱器 12Bに空気を供給する第一の送 風機 15と蒸発器 14に空気を供給する第二の送風機 16を有する。また、実施の形態 2では、蒸発器 14において、第二の送風機 16から供給される空気を冷却除湿した際 に生じる除湿水を貯留する除湿水貯留容器 18を備えるとともに、スパイラルフィン放 熱器 12Aを除湿水貯留容器 18の一部あるいは全周を取り囲むように配置して 、る。 なお、除湿水貯留容器 18は、除湿水を冷凍サイクル装置外へ排出できない設置場 所 (例えば、屋内）へ冷凍サイクル装置を適用するために用いられるものである。また 、冷凍サイクル装置は冷却室 19と加熱室 20に分けられている。
[0035] 以上のように構成された実施の形態 2の冷凍サイクル装置について、以下その動作 を図 3に示すモリエル線図で説明する。
[0036] 低温低圧の冷媒は圧縮機 11の動作により圧縮されて高温高圧の冷媒となり吐出さ れる (A→B)。吐出された冷媒は、スパイラルフィン放熱器 12A、第二の放熱器 12B において、第一の送風機 15から供給される空気に放熱し、外気温度近傍まで冷却（ B→C)された後、電動膨張弁 13で減圧され低温低圧の冷媒となる (C→D)。次いで 、蒸発器 14において第二の送風機 16から供給される空気から吸熱し、冷媒は蒸発 し、圧縮機 11へと還流する（D→A)。
[0037] また、蒸発器 14で生じた除湿水は除湿水流路 17を介して除湿水貯留容器 18に流 入し、一且貯留される。除湿水貯留容器 18に貯留された除湿水は、第二の放熱器 1 2B、第一の放熱器 12Aの順に通過した空気により加熱され、蒸発する。なお、冷却 室 19からは冷風が得られ、加熱室 20からは温風が得られる。
[0038] ここで、実施の形態 2の冷凍サイクル装置では、スパイラルフィン型熱交換器がフィ ンチューブ型熱交^^よりも形状自由度が高いことを利用して、スパイラルフィン型 熱交翻を曲げ加工し、除湿水貯留容器 18の一部あるいは全周を取り囲むように配 置している。これにより、スパイラルフィン放熱器 12Aを通過した空気を効率的に除湿 水貯留容器 18内の除湿水の水面上を通過させて除湿水に接触させることができる。 したがって、除湿水の蒸発を促進でき、除湿水貯留容器 18を小型化できる。また、ス ノ ィラルフイン放熱器 12Aを除湿水貯留容器 18を取り囲むように配置することで、ス パイラルフイン放熱器 12Aのフィン力ゝらの輻射熱を除湿水貯留容器 18の一方向から だけではなぐ多方向から除湿水に伝熱でき、さらに除湿水貯留容器 18を小型化で きる。
[0039] また、本実施の形態では、電動膨張弁 13を冷却室 19内に設置している力 加熱室 20内に設置してもよい。
[0040] (実施の形態 3)
図 6は実施の形態 3の冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。図 6に示すように、 実施の形態 3の冷凍サイクル装置は、実施の形態 2の冷凍サイクル装置において、ス ノ ィラルフイン型の第一の放熱器 12Aを構成する冷媒配管の少なくとも一部を除湿 水貯留容器 18内に配置して、冷媒配管とその周囲に固定されたフィンが除湿水貯 留容器 18内の除湿水と接触するようにして 、る。
[0041] したがって、本実施の形態では、スノィラルフイン型の第一の放熱器 12Aは、第一 の送風機 15から供給される空気だけでなぐ除湿水貯留容器 18内の除湿水とも接 触して熱交換するため、実施形態 2の場合よりもさらに、熱交換効率を向上させること ができる。また、除湿水は冷媒からの放熱により加熱されるため、蒸発がさらに促進さ れ、除湿水貯留容器 18を小型化できる。
[0042] (実施の形態 4)
本実施形態では、本発明の冷凍サイクル装置を利用した保冷庫について説明する 。実施形態 1〜3の冷凍サイクル装置は、いずれも保冷庫に適用可能であるが、ここ では、図 7に示すように、実施形態 2の冷凍サイクル装置を用いて構成した保冷庫に ついて説明する。
[0043] 図 7に示すように、本実施形態の冷凍サイクル装置は、実施の形態 2の冷凍サイク ル装置において、スパイラルフィン型の第一の放熱器 12Aと第二の放熱器 12B間の 冷媒温度を検出する温度センサ 21と保冷庫の被冷却室 (貯蔵室 32)の空気温度を 検出する空気温度センサ 22を備えて 、る。
[0044] また、図 7に示すように、実施の形態 4の保冷庫は、食品などの熱負荷を冷蔵する 貯蔵室 32の下部に機械室 33を設け、圧縮機 11や第一の放熱器 12Aや放熱器 2B などを配置するとともに、貯蔵室 32と機械室 33の間に設けた断熱壁 34の中に、蒸発 器 14や電動膨張弁 13などを配置している。
[0045] 以上のように構成された実施の形態 4の保冷庫について、以下その動作を図 3に示 すモリエル線図で説明する。
[0046] 低温低圧の冷媒は圧縮機 11の動作により圧縮されて高温高圧の冷媒となり吐出さ れる (A→B)。吐出された冷媒は、第一の放熱器 12A、第二の放熱器 12Bにおいて 、第一の送風機 15から供給される空気に放熱し、外気温度近傍まで冷却 (B→C)さ れた後、電動膨張弁 13で減圧され低温低圧の冷媒となる（C→D)。次いで、蒸発器 14において第二の送風機 16から供給される空気から吸熱し、冷媒は蒸発し、圧縮 機 11へと還流する (D→A；)。また、蒸発器 14で生じた除湿水は除湿水貯留容器 18 に流入し、一且貯留される。除湿水貯留容器 18に貯留された除湿水は、第二の放 熱器 12B、第一の放熱器 12Aの順に通過した空気により加熱され、蒸発する。
[0047] ここで、圧縮機 11は温度検知センサ 21で検知された第一の放熱器 12Aと第二の 放熱器 12B間の冷媒温度と、空気温度センサー 22で検知された保冷庫の被冷却室 の空気温度に基づいて、その回転数が最適制御される力 この制御方法について図 8のフローチャートを参照しながら説明する。
[0048] 図 8に示すように、ステップ S1において、温度センサ 21により第一の放熱器 12Aと 第二の放熱器 12B間の冷媒温度 Trが検知され、ステップ S2において、温度検知セ ンサ 21により検知された冷媒温度 Trが所定値 T1と比較される。ステップ S2において 冷媒温度 Trが所定値 T1以上と判定されると、ステップ S3において圧縮機 11の回転 数を低下させた後、ステップ S1に戻る。一方、ステップ S2において、冷媒温度 Trが 所定値 T1より低いと判定されると、ステップ S4において、空気温度センサ 22により被 冷却室内の空気温度 Taが検知され、ステップ S5において、空気温度センサ 22によ り検知された空気温度 Taが所定値 T2と比較される。ステップ S5にお ヽて空気温度 T aが所定値 T2より高いと判定されると、ステップ S6において圧縮機 11の回転数を増 速させた後、ステップ SIに戻る。一方、ステップ S5において、空気温度 Taが所定値 T2以下と判定されると、ステップ S7において圧縮機 11の回転数を減速させた後、ス テツプ S4に戻る。
[0049] なお、所定値 T1は第一の送風機 15の温度が規定値以下となるように予め設定さ れ、所定値 T2は被冷却対象や冷却用途によって任意に設定できる。
[0050] 上述した制御により第一の送風機 15の温度上昇を抑制し、耐久性を向上させつつ
、被冷却室の空気温度を目標値近傍に制御することができる。
[0051] なお、本実施の形態では、第一の送風機 15の温度上昇を防止するとともに、空気 温度センサ 22を用い被冷却室の空気温度を制御対象としているが、制御対象はこ の限りではない。
[0052] また、実施の形態 1〜4では、冷媒として二酸ィ匕炭素を用いているが、他の自然冷 媒 (例えば、 HCやアンモニア冷媒)や HFC冷媒を超臨界状態で用いた場合にも同 様の効果がある。
[0053] また、実施の形態 1〜4では、スノィラルフイン放熱器 12Aのフィンとしては放射率 が高いアルミニウムが好ましいが、その他の金属材料を好適に用いることができる。ま た、絞り装置として電動膨張弁を用いたが、キヤビラリチューブや膨張機を用いた場 合でも同様の効果が得られることは言うまでもない。
産業上の利用可能性
[0054] 以上のように、本発明にカゝかる冷凍サイクル装置及びこれを備えた保冷庫は、放熱 器にお 1ヽて温度分布が大き!、部分はスパイラルフィンチューブ型熱交換器を用いる ことで、温度差が大きい伝熱管を分離して冷媒相互間の伝熱を抑制し、放熱能力を 高め、冷凍効率を向上させることができるので、冷媒のノンフロンィ匕と機器の省エネ ルギー化が要求されるショーケースや業務用冷凍冷蔵庫、自動販売機などの冷蔵あ ¾ ヽは冷凍機器にも適用できる。

Claims

請求の範囲
[1] 高圧側で超臨界状態となる冷媒を利用し、前記冷媒が、圧縮機、第一の放熱器、 第二の放熱器、絞り装置、蒸発器の順に循環する冷媒回路とを備えた冷凍サイクル 装置において、
前記第一の放熱器を、 1本の冷媒配管にフィンプレートをスパイラル状に固定した スパイラルフィンチューブ型熱交換器で構成するとともに、前記第二の放熱器を、所 定の間隔で配置された複数枚のフィンプレートと各フィンプレートに設けられた貫通 孔を通る伝熱管力 なる熱交換器で構成した冷凍サイクル装置。
[2] 前記第一の放熱器と前記第二の放熱器に空気を供給する第一の送風手段を更に 備え、前記第一の送風手段を前記第一の放熱器と前記第二の放熱器間に設置した 請求項 1に記載の冷凍サイクル装置。
[3] 前記蒸発器に空気を供給する第二の送風手段を備え、前記蒸発器で空気を冷却 除湿するとともに、前記蒸発器で生じた除湿水を貯留する除湿水貯留容器を備え、 前記第一の放熱器を通過した空気の一部が前記除湿水貯留容器内の除湿水と熱 交換するようにした請求項 1または 2に記載の冷凍サイクル装置。
[4] 前記除湿水貯留容器の少なくとも一部を前記第一の放熱器で取り囲むようにした 請求項 3に記載の冷凍サイクル装置。
[5] 前記第一の放熱器の少なくとも一部を前記除湿水貯留容器の内部に配置した請 求項 3に記載の冷凍サイクル装置。
[6] 前記第二の放熱器における冷媒の流路断面積を前記第一の放熱器における冷媒 の流路断面積よりも小さくした請求項 1乃至 5のいずれ力 1項に記載の冷凍サイクル 装置。
[7] 前記第一の放熱器と前記第二の放熱器間の冷媒温度を検出する温度センサを備 え、前記温度センサにより検知された冷媒温度が所定値以上となった場合は、前記 圧縮機の回転数を低下させるようにした請求項 1乃至 6のいずれか 1項に記載の冷 凍サイクル装置。
[8] 請求項 1乃至 7の ヽずれか 1項に記載の冷凍サイクル装置を搭載して食品を保冷 する保冷庫。
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