WO2015025414A1 - 冷凍サイクル装置並びにこの冷凍サイクル装置を用いた空気調和機及び給湯機 - Google Patents

Abstract

　本発明は、蒸発器の複数の冷媒経路に冷媒を適切に分流させることによって蒸発器の熱交換能力を発揮させ、高性能かつ運転状態が安定した冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。本発明の冷凍サイクル装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮機で圧縮された冷媒を凝縮させる凝縮器と、凝縮器で凝縮された冷媒を減圧する膨張弁と、膨張弁で減圧された冷媒を分流させるディストリビュータと、ディストリビュータで分流した冷媒を蒸発させる蒸発器と、凝縮器から前記膨張弁へ向かう冷媒と膨張弁を通過した後にディストリビュータで分流して前記蒸発器へ向かう冷媒とを熱交換させる熱交換手段と、を備える。

Description

冷凍サイクル装置並びにこの冷凍サイクル装置を用いた空気調和機及び給湯機

　本発明は、冷凍サイクル装置並びにこの冷凍サイクル装置を用いた空気調和機及び給湯機に関する。

　従来の技術として、空気調和機などの冷凍サイクル装置において、凝縮器から膨張弁へ向かう中温の冷媒と、膨張弁から蒸発器へ向かう低温の冷媒とを熱交換させる熱交換器を備えた冷凍サイクルがある（特許文献１参照）。特許文献１では、「圧縮機、凝縮器、凝縮器からの液冷媒を過冷却するための冷却手段を有する過冷却器、膨張弁及び蒸発器を備えた冷凍サイクルからなる冷凍装置において、過冷却器の冷却手段入口が膨張弁の下流側配管に接続され、また同じく冷却手段出口が蒸発器の上流側配管に接続されている。よって、凝縮器液出口の液冷媒配管中の液冷媒に気泡が混入しても安定した運転状態を確保し、冷凍能力の低下を防止する。」ことを開示する。

特開２００２-３１０５１８号公報

　特許文献１の冷凍装置では、膨張弁から蒸発器へ向かう低温の冷媒は、その途中に設けられた過冷却器を通過する際に、凝縮器から膨張弁へ向かう中温の冷媒から熱を吸収し蒸発する。その結果、低温冷媒は過冷却器を経て蒸発器に到達するときには、液体にガスが混在する状態、いわゆる気液二相流の状態となる。

　ところが、蒸発器の冷媒経路を複数に分割し、ディストリビュータを用いて冷媒を複数の冷媒経路に分流させる場合、気液二相流の液体とガスとでは密度や流速などが異なるため、ディストリビュータの設置姿勢やその上流配管の形状などの要因によって、蒸発器の各冷媒経路へ流れる液体流量とガス流量を所定の割合で分配することが困難となる。一方、蒸発器における冷媒分配が適切でないと、蒸発器本来の熱交換能力が発揮できず、空気調和機の性能は低下してしまう。

　本発明は、蒸発器の複数の冷媒経路に冷媒を適切に分流させることによって蒸発器の熱交換能力を発揮させ、高性能かつ運転状態が安定した空気調和機を提供することを目的とする。

　本発明の冷凍サイクル装置は、冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮機で圧縮された冷媒を凝縮させる凝縮器と、凝縮器で凝縮された冷媒を減圧する膨張弁と、膨張弁で減圧された冷媒を分流させるディストリビュータと、ディストリビュータで分流した冷媒を蒸発させる蒸発器と、凝縮器から膨張弁へ向かう冷媒と膨張弁を通過した後にディストリビュータで分流して蒸発器へ向かう冷媒とを熱交換させる熱交換手段と、を備える。

　本発明によれば、高性能かつ運転状態が安定した冷凍サイクル装置を提供することができる。

空気調和機の構成を示す系統図 空気調和機における暖房運転時のモリエル線図 空気調和機における冷房運転時のモリエル線図 熱交換手段の概略図 熱交換手段の断面図 熱交換手段の断面図 熱交換手段の略図

　本実施例では空気調和機を例にして説明する。本実施例の空気調和機は、冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮機で圧縮された冷媒を凝縮させる凝縮器と、凝縮器で凝縮された冷媒を減圧する膨張弁と、膨張弁で減圧された冷媒を分流させるディストリビュータと、ディストリビュータで分流した冷媒を蒸発させる蒸発器と、凝縮器から膨張弁へ向かう冷媒と膨張弁を通過した後にディストリビュータで分流して蒸発器へ向かう冷媒とを熱交換させる熱交換手段と、を備える。凝縮器から膨張弁へ向かう冷媒と膨張弁を通過した後にディストリビュータで分流して蒸発器へ向かう冷媒とを熱交換させるので、膨張弁に流入する冷媒液へのガスの混入を抑制して空気調和機の安定した運転状態を確保することができるとともに、膨張弁を通過し減圧された冷媒が液相状態にあるためディストリビュータにおいて冷媒を均等に分流させることができので、高性能かつ運転状態が安定した空気調和機を提供することができる。

　以下、本発明の好適な実施形態を、図面を用いて具体的に説明する。

　図１は本実施例の空気調和機９００、例えばルームエアコンの構成を示す系統図である。空気調和機９００は、主に冷媒を圧縮する圧縮機１、冷媒と室内空気とを熱交換させる室内熱交換器２、冷媒を減圧する膨張弁３、冷媒と外気とを熱交換させる室外熱交換器４、冷媒の流れ方向を切り替える四方弁５、冷媒を分流または合流させるディストリビュータ６、ディストリビュータ７、及び、凝縮器から膨張弁へ向かう冷媒と膨張弁を通過した後にディストリビュータで分流して蒸発器へ向かう冷媒とを熱交換させる熱交換手段８（８Ａ～８Ｄ）から構成される。

　室外熱交換器４の冷媒経路は複数（本実施例においては４つ）の流路に分割される。

　ディストリビュータ６は、１つの冷媒流路を複数（本実施例においては４つ）の冷媒流路に分割する。１本の接続配管で構成されるディストリビュータ６の一端は膨張弁３に接続される。４本の接続配管で構成されるディストリビュータ６の他端は熱交換手段８に接続される。

　ディストリビュータ７は、１つの冷媒流路を複数（本実施例においては４つ）の冷媒流路に分割する。１本の接続配管で構成されるディストリビュータ７の一端は四方弁５に接続される。４本の接続配管で構成されるディストリビュータ６の他端は室外熱交換器４に接続される。

　熱交換手段８は、空気調和機９００内を流れる冷媒同士を熱交換させる。例えば図４－図７に示す構造（８Ａ～８Ｄ）とすることができる。ここで、黒矢印と白矢印はそれぞれの冷媒の流れ方向を示す。

　図４に示す熱交換手段８Ａは、複数の細い管（本実施例では４本の管２６、管２７、管２８、管２９）を太い管２１内に配置し、これらを溶接などで接合して構成される。また、熱交換手段８Ａは、これら管２６、管２７、管２８、管２９、管２１を一体として螺旋状に形成される。管２１の内壁と管２６、管２７、管２８、管２９の外壁との間に形成された冷媒流路２０１に流れる冷媒と、管２６、管２７、管２８、管２９内を流れる冷媒が、管２６、管２７、管２８、管２９の管壁を介して熱交換される。また、管２１の両端に接続口２２及び接続口２３が形成され、それぞれ室内熱交換器２と膨張弁３に接続される。管２６、管２７、管２８、管２９の両端は、それぞれディストリビュータ６と室外熱交換器４に接続される。尚、図４では、熱交換手段８Ａを螺旋状に成形したが、直線形状等の他の形状で形成してもよい。

　図５に示す熱交換手段８Ｂは、複数の細い管（本実施例では４本の管３６ａ、管３７ａ、管３８ａ、管３９ａ）を胴３１内に配置し、管３６ａ、管３７ａ、管３８ａ、管３９ａと、胴３１と、両端の管板３４とを接合して構成する。また、熱交換手段８Ｂの熱交換性能を向上させるため、胴３１内に、管軸と直角方向に邪魔板３５を複数枚設ける。胴３１の内壁と管３６ａ、管３７ａ、管３８ａ、管３９ａの外壁との間に形成された冷媒流路３０１に流れる冷媒と、管３６ａ、管３７ａ、管３８ａ、管３９ａ内を流れる冷媒が、管３６ａ、管３７ａ、管３８ａ、管３９ａの管壁を介して熱交換される。また、胴３１の両端に接続口３２及び接続口３３が形成され、それぞれ室内熱交換器２と膨張弁３に接続される。管３６ａ、３７ａ、３８ａ、３９ａの両端は、それぞれディストリビュータ６と室外熱交換器４に接続される。尚、胴３１内に配置された４本の管３６ａ、管３７ａ、管３８ａ、管３９ａは必ずしも直管でなくてもよく、例えば図６の熱交換手段８Ｃに示すような、それぞれ螺旋状に曲げ加工された管（管３６ｂ、管３７ｂ、管３８ｂ、管３９ｂ）で構成してもよい。

　図７に示す熱交換手段８Ｄは、併設された複数の細い管（本実施例では４本の管４６、管４７、管４８、管４９）を太い管４１に巻き付けるように溶接などで固定して形成される。管４１内を流れる冷媒と、管４６、管４７、管４８、管４９内を流れる冷媒が、管壁を介して熱交換される。また、管４１の両端は、それぞれ室内熱交換器２と膨張弁３に接続される。管４６、管４７、管４８、管４９の両端は、それぞれディストリビュータ６と室外熱交換器４に接続される。

　次に、図１、図２及び図３を用いて、本実施例の熱交換手段８（８Ａ～８Ｄ）の作用について説明する。

　図１は、空気調和機９００の構成を示す系統図であり、暖房運転時における冷媒の流れ方向を実線矢印で示し、冷房運転時における冷媒の流れ方向を破線矢印で示す。また、図２は、暖房運転時のモリエル線図である。図３は、冷房運転時のモリエル線図である。なお、モリエル線図とは、横軸をエンタルピｈ、縦軸を圧力Ｐとし、冷媒の状態変化を示す図である。ここで、冷媒状態点ａ～ｅは、図１上の点ａ～ｅに対応する。

　暖房運転時、図１中の実線矢印で示すように、冷媒は圧縮機１、四方弁５、室内熱交換器２、熱交換手段８、膨張弁３、ディストリビュータ６、熱交換手段８、室外熱交換器４、ディストリビュータ７、四方弁５、圧縮機１の順に状態変化をしながら空気調和機９００内を循環する。

　具体的には、低温低圧の冷媒（状態ａ）が圧縮機１により圧縮され、高温高圧のガス状態（状態ｂ）で吐出された後に、四方弁５を経て、室内熱交換器２に流入する。室内熱交換器２内では、冷媒ガスは室内空気に熱を放出し中温高圧の液体状態（状態ｃ）に変化する。そして、室内熱交換器２から流出した中温高圧の冷媒液は、熱交換手段８に流入し、熱交換手段８において、室外熱交換器４に入る前の低温低圧の冷媒と熱交換をし、さらに冷却される（状態ｄ）。そして、深く過冷却された冷媒液は膨張弁３により減圧され、低温低圧の液体状態（状態ｅ）となった後に、ディストリビュータ６で分流し、熱交換手段８に流入する。熱交換手段８に流入した低温低圧の冷媒は、熱交換手段８において、室内熱交換器２から流出した中温高圧の冷媒液と熱交換して、気液二相状態となる。そして、熱交換手段８から流出した気液二相状態の冷媒は、室外熱交換器４に流入し、室外熱交換器４において外気から熱を奪い低温低圧のガス状態となった後に、ディストリビュータ７で合流する。その後、ディストリビュータ７で合流した冷媒ガスは、四方弁５を経て、再び圧縮機１に吸入される。

　熱交換手段８において、例えば図４に示した熱交換手段８Ａを用いた場合、管２１の内壁と、管２６、管２７、管２８、管２９の外壁との間に形成された冷媒流路２０１内を、凝縮器として機能する室内熱交換器２から膨張弁３へ向かう中温高圧の冷媒が流れる。一方、管２６、管２７、管２８、管２９内を、膨張弁３を通過した後にディストリビュータ６で分流し、蒸発器として機能する室外熱交換器４へ向かう低温低圧の冷媒が流れる。管２６、管２７、管２８、管２９の管壁を介して、中温高圧の冷媒は低温低圧の冷媒に熱を放出し、深く過冷却された状態（状態ｄ）となる。すなわち、熱交換手段８を通過し、膨張弁３に流入する冷媒液にはガスが混入しない。よって、膨張弁３のチョークを防ぎ、空気調和機９００の安定した運転状態を確保するとともに、冷媒が膨張弁３を通過する際に発生する流動音を抑制することができる。

　ここで、本実施例の熱交換手段８を備えない空気調和機では、室内熱交換器２から流出した冷媒が図２中の破線で示すような過程で減圧されるので、膨張弁３を通過した冷媒は気液二相状態（状態ｆ）となる。その結果、ディストリビュータ６に流入する冷媒の液体とガスとでは密度や流速などが異なるため、ディストリビュータ６の設置姿勢やその上流配管の形状など様々な要因によって、各冷媒流路へ流れる液体流量とガス流量はまちまちとなる。

　一方、本実施例の熱交換手段８を備える本実施例の空気調和機９００においては、膨張弁３を通過し減圧された冷媒は液相状態（状態ｅ）にあるため、気液二相状態の冷媒を分流させる場合と異なり、ディストリビュータ６の設置姿勢やその上流配管の形状などの影響をほとんど受けず、冷媒を均等に分流させることができる。従って、蒸発器として機能する室外熱交換器４本来の熱交換能力が発揮し、空気調和機９００の性能が向上することができる。

　本実施例では、熱交換手段８に、熱交換する冷媒同士の流れを同じ方向にする並行流型熱交換器を使用することが望ましい。ディストリビュータ６で分流し室外熱交換器４へ向かう低温低圧の冷媒は、熱交換手段８を通過する際に、大きな圧力損失が発生し、冷媒温度が大幅に下降した場合でも、室内熱交換器２から膨張弁３へ向かう中温高圧の冷媒も同じ方向に沿って温度が下降するので、対向流型熱交換器より並行流型熱交換器のほうが冷媒間の温度差は大きい。従って、並行流型熱交換器を使用することによって、熱交換手段８をコンパクトに構成することができる。

　一方、冷房運転時には、図１中の破線矢印で示すように、冷媒は圧縮機１、四方弁５、ディストリビュータ７、室外熱交換器４、熱交換手段８、ディストリビュータ６、膨張弁３、熱交換手段８、室内熱交換器２、四方弁５、圧縮機１の順に状態変化をしながら空気調和機９００内を循環する。

　具体的には、低温低圧の冷媒（状態ａ）が圧縮機１により圧縮され、高温高圧のガス状態（状態ｂ）で吐出された後に、四方弁５を経て、ディストリビュータ７で分流する。ディストリビュータ７で分流した冷媒ガスは、室外熱交換器４に流入し、室外熱交換器４において外気に熱を放出し中温高圧の液体状態となる。室外熱交換器４から流出した中温高圧の冷媒液は、熱交換手段８において、膨張弁３から室内熱交換器２へ向かう低温低圧の冷媒と熱交換してさらに冷却された後に、ディストリビュータ６で合流する。ディストリビュータ６で合流した冷媒液（状態ｅ）は、膨張弁３により減圧され、低温低圧の液体状態（状態ｄ）となった後に、熱交換手段８に流入し、熱交換手段８において中温高圧の冷媒液と熱交換をし、気液二相状態（状態ｃ）となる。そして、気液二相状態の冷媒は、室内熱交換器２に流入し、室内熱交換器２において室内空気から熱を奪い低温低圧の状態（状態ａ）となった後に、四方弁５を経て、再び圧縮機１に吸入される。

　ここで、暖房運転時と同様に、熱交換手段８において、凝縮器として機能する室外熱交換器４から流出して膨張弁３へ向かう中温高圧の冷媒が、膨張弁３を出て室内熱交換器２へ向かう低温低圧の冷媒に熱を放出し、深く過冷却される状態（状態ｅ）となる。すなわち、熱交換手段８を通過し、膨張弁３に流入する冷媒液にはガスが混入しない。よって、膨張弁３のチョークを防ぎ、空気調和機９００の安定した運転状態を確保するとともに、冷媒が膨張弁３を通過する際に発生する流動音を抑制することができる。

　但し、冷房運転時は、ディストリビュータ６が冷媒を合流させる役割を果たすものとなるため、暖房運転時とは異なり、熱交換手段８は冷媒分配の改善には寄与しない。

　以上、室外熱交換器の冷媒経路が分割された場合を例に挙げて説明したが、室内熱交換器の冷媒経路が分割された場合にも適用できる。そして、室外熱交換器及び室内熱交換器の冷媒経路の分割数は４つに限定されず、２つ以上であればよい。

　また、冷媒を減圧する手段としては、膨張弁だけではなく、キャピラリチューブなどを用いることもできる。

　また、熱交換手段は図４－７に記載された構造に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。

　また、本発明はルームエアコンだけではなく、業務用エアコンやヒートポンプ式給湯機、冷凍機などの冷凍サイクルを用いた装置に使用してもよい。

１…圧縮機
２…室内熱交換器
３…膨張弁
４…室外熱交換器
５…四方弁
６、７…ディストリビュータ
８…熱交換手段
９００…空気調和機

Claims (4)

1. 　冷媒を圧縮する圧縮機と、
   　前記圧縮機で圧縮された冷媒を凝縮させる凝縮器と、
   　前記凝縮器で凝縮された冷媒を減圧する膨張弁と、
   　前記膨張弁で減圧された冷媒を分流させるディストリビュータと、
   　前記ディストリビュータで分流した冷媒を蒸発させる蒸発器と、
   　前記凝縮器から前記膨張弁へ向かう冷媒と、前記膨張弁を通過した後に前記ディストリビュータで分流して前記蒸発器へ向かう冷媒と、を熱交換させる熱交換手段と、
   を備えた冷凍サイクル装置。
2. 　請求項１において、
   　前記熱交換手段は、前記凝縮器から前記膨張弁へ向かう冷媒の流れと、前記膨張弁を通過した後に前記ディストリビュータで分流して前記蒸発器へ向かう冷媒の流れと、を同方向として熱交換させる並行流型熱交換器である冷凍サイクル装置。
3. 　請求項１又は２に記載の冷凍サイクル装置を備えた空気調和機。
4. 　請求項１又は２に記載の冷凍サイクル装置を備えた給湯機。

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