WO2016051607A1

WO2016051607A1 - 冷凍サイクル装置

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Publication number: WO2016051607A1
Application number: PCT/JP2014/076629
Authority: WO
Inventors: 正紘伊藤; 加藤　央平; 拓哉伊藤; 靖大越
Original assignee: 三菱電機株式会社
Priority date: 2014-10-03
Filing date: 2014-10-03
Publication date: 2016-04-07
Also published as: JPWO2016051607A1; JP6381657B2

Abstract

　熱交換モジュール１０は第１方向と直交する第２方向に互いに対向配置された２枚の空気熱交換器１１を有し、２枚の空気熱交換器１１のそれぞれは、２箇所で曲げられて平面視でＵ字状に構成されるか、又は１箇所で曲げられて平面視でＬ字状に構成されると共に、互いに傾斜して第１方向から見てＶ字状であり、且つ、そのＶ字の上端部分の第２方向の配置位置が、予め決定された外形寸法に沿うように配置され、また、２枚の空気熱交換器１１のそれぞれは、冷凍サイクル装置１を第２方向に並設した場合に隣合う冷凍サイクル装置１同士の空気熱交換器１１間の隙間空間の圧損を、空気熱交換器１１の２箇所又は１箇所の各曲げ位置から端までの長さである端部長さが２００ｍｍの場合の隙間空間の圧損以下とする、端部長さｇと、曲げ位置での曲げ角度ｂと、空気熱交換器１１の傾け角度ｑとを有する。

Description

冷凍サイクル装置

　本発明は、冷凍サイクル装置に関するものである。

　従来より、冷凍サイクル装置として、冷水を作成するチリングユニットがある。チリングユニットは複数の熱交換モジュールを備えており、熱交換モジュールで空気と水とを熱交換することで冷水を作成している。この種のチリングユニットは、２枚の空気熱交換器のそれぞれの両端部を折り曲げ、互いに対向配置して熱交換モジュールを構成しており、その熱交換モジュールを複数、直線的に配置して一列構造を成している（例えば、特許文献１参照）。

　大型施設においては、一列構造のチリングユニットを複数台、集中設置することがある。チリングユニットが配置される例えば屋上などには、他の給排水設備等も設置されることから、限られた設置面積内に複数台のチリングユニットを設置する必要がある。このように限られた設置面積内にチリングユニットを集中設置する場合、チリングユニット同士を近接して設置せざるを得ない。この場合、空気熱交換器に通過させる空気の吸い込みスペースが十分に取れず、風量が低下して単体設置時に比べて冷却能力が低下するなどの問題が生じる。

特開２０１３－１６０４４５号公報（第６頁－第８頁、図２、図５、図６）

　ところで、チリングユニットは、設置先の設置面積及び輸送手段によって外形寸法が制限されることから、その制限された外形寸法内に熱交換モジュールが収まる設計としつつ、風量を確保することが求められる。また、近年のチリングユニットにおいて、主流のものは外形寸法が所定のサイズに概ね決まっている。そのサイズ内に収まる熱交換モジュールを製造するにあたり、空気熱交換器の各曲げ位置から端までの長さである端部長さは、曲げ加工可能な最低長さ（２００ｍｍ）を有しており、この最低長さを考慮して空気熱交換器を設計することが求められる。

　また、チリングユニットにおける空気熱交換器の選定においては、まず必要冷凍能力を得るための空気熱交換器の管外伝熱面積と前面面積（空気の吸込み面の面積）とを決めるのが一般的である。よって、チリングユニットを構成するにあたっては、外形寸法及び空気熱交換器の前面面積の両方の制約を考慮した設計が行われる。

　特許文献１では、２枚の空気熱交換器を高さ方向に傾けて正面視で略Ｖ字状に配置している。この構造とすれば、複数台のチリングユニットを集中設置しても、隣合うチリングユニット同士の空気熱交換器間の吸い込みスペースを確保することができ、性能低下の抑制に効果的であると考えられる。しかし、特許文献１では、チリングユニットを集中設置した場合の風量評価について言及されていない。よって、このように風量評価がなされないまま設計された熱交換モジュールでは、２枚の空気熱交換器を正面視で略Ｖ字状に配置しても、性能低下を十分に抑制できていないのが現状である。

　本発明は、このような問題点に鑑みてなされたものであり、冷凍サイクル装置を集中設置する場合の風量を確保することが可能な冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。

　本発明に係る冷凍サイクル装置は、冷媒回路を構成する機器が収納される機械室が内部に形成され、第１方向に延びた形状の筐体と、筐体の上部において第１方向に複数、配置された熱交換モジュールと、熱交換モジュールの上部に配置されたファンとを有する冷凍サイクル装置であって、熱交換モジュールは、第１方向と直交する第２方向に互いに対向配置された２枚の空気熱交換器を有し、２枚の空気熱交換器のそれぞれは、２箇所で曲げられて平面視でＵ字状に構成されるか、又は１箇所で曲げられて平面視でＬ字状に構成されると共に、互いに傾斜して第１方向から見てＶ字状であり、且つ、そのＶ字の上端部分の第２方向の配置位置が、予め決定された外形寸法に沿うように配置され、また、２枚の空気熱交換器のそれぞれは、冷凍サイクル装置を第２方向に並設した場合に隣合う冷凍サイクル装置同士の空気熱交換器間の隙間空間の圧損を、空気熱交換器の２箇所又は１箇所の各曲げ位置から端までの長さである端部長さが２００ｍｍの場合の隙間空間の圧損以下とする、端部長さと、曲げ位置での曲げ角度と、空気熱交換器の傾け角度とを有するものである。

　本発明によれば、冷凍サイクル装置を集中設置する場合の風量を確保することが可能な冷凍サイクル装置を得ることができる。

本発明の実施の形態１に係るチリングユニット１が集中設置された外観図である。本発明の実施の形態１に係るチリングユニット１の冷媒回路を示す図である。本発明の実施の形態１に係るチリングユニット１の熱交換モジュール１０の上面図である。本発明の実施の形態１に係るチリングユニット１の熱交換モジュール１０の正面図である。本発明の実施の形態１に係るチリングユニット１の空気熱交換器１１の幾何学構造上面図である。本発明の実施の形態１に係るチリングユニット１の空気熱交換器１１の幾何学構造正面図である。本発明の実施の形態１に係るチリングユニット１における隙間空間Ｓを平面的に見た図である。本発明の実施の形態１のチリングユニット１における曲げ角度ｂと端部長さｇに対する傾け角度ｑとの関係を示した図である。本発明の実施の形態１のチリングユニット１における曲げ角度ｂと端部長さｇに対する連結部長さｉとの関係を示した図である。本発明の実施の形態１のチリングユニット１における曲げ角度ｂと端部長さｇに対する実高さｐとの関係を示した図である。本発明の実施の形態１のチリングユニット１における曲げ角度ｂと端部長さｇに対する全圧損指標ａｊとの関係を示した図である。図１１において、全圧損指標が１２（ｍ／ｓ）^２となるときの、端部長さｇが２００ｍｍ以上での、端部長さｇと曲げ角度との交点をプロットした図である。

　以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。なお、以下に説明する実施の形態によって本発明が限定されるものではない。また、各図において同一の符号を付したものは、同一の又はこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。更に、明細書全文に表れている構成要素の形態は、あくまで例示であってこれらの記載に限定されるものではない。

　以下、冷凍サイクル装置の一例であるチリングユニットの構成を説明する。

実施の形態１．
（構成）
○外観
　図１は、本発明の実施の形態１に係るチリングユニット１が集中設置された外観図である。図１において矢印は空気の流れを示している。なお、以下では、図１の手前側を正面とし、この正面を基準として上下、左右、前後、手前、奥、を規定するものとする。図２は、本発明の実施の形態１に係るチリングユニット１の冷媒回路を示す図である。

　図１には、チリングユニット１（１ａ、１ｂ）が並列に複数台（ここでは２台）設置された例を示している。チリングユニット１ａとチリングユニット１ｂとは同じ構成であり、第１方向に長い長方形形状の設置面にそれぞれ設置される。チリングユニット１は、機械室２ａが内部に形成され、第１方向に延びた形状の筐体２と、筐体２の上部において第１方向に複数、配置された複数の熱交換モジュール１０と、各熱交換モジュール１０のそれぞれに空気を送風する複数のファン２０と、を備えている。

　ここでは、複数の熱交換モジュール１０が第１方向に４つ配置された構成のチリングユニット１を第１方向に直交する第２方向に２つ並設した構成を示している。しかし、チリングユニット１台における熱交換モジュール１０の個数、及びチリングユニット１の並設数は任意である。

　機械室２ａの内部には圧縮機３、四方弁４、水熱交換器５及び膨張弁６が配置されている。そして、圧縮機３、四方弁４、水熱交換器５、膨張弁６及び空気熱交換器１１が冷媒配管にて直列に接続されて冷媒回路が構成されている。また、チリングユニット１ａとチリングユニット１ｂのそれぞれの水熱交換器５は水配管にて並列に接続され、水配管内の水が水ポンプユニット（図示せず）により水熱交換器５を通過して負荷側ユニット（図示せず）に循環するように構成される。

　チリングユニット１は、四方弁４の切り換えにより、空気熱交換器１１が凝縮器、水熱交換器５が蒸発器として機能する冷房運転と、空気熱交換器１１が蒸発器、水熱交換器５が凝縮器として機能する暖房運転との切り換えが可能である。冷房運転では、水熱交換器５で冷水を生成し、例えばこの冷水を負荷側ユニット（図示せず）に供給して負荷側（室内側）の空気を冷却し、室内の冷房を行う。また、暖房運転では、水熱交換器５で温水を生成し、例えばこの温水を負荷側ユニット（図示せず）に供給して負荷側（室内側）空気を加熱し、室内の暖房を行う。

　ファン２０は熱交換モジュール１０の上方に配置されている。このファン２０により外部の空気を熱交換モジュール１０に通過させることで、空気と熱交換モジュール１０内の冷媒とを熱交換させ、熱交換後の空気を上方から排出する。このチリングユニット１はファン２０の吹き出し側が上方を向いている「トップフロー形態」であるものとする。

○空気熱交換器
　図３は、本発明の実施の形態１に係るチリングユニット１の熱交換モジュール１０の上面図である。図４は、本発明の実施の形態１に係るチリングユニット１の熱交換モジュール１０の正面図である。図３及び図４において二点鎖線は熱交換モジュール１台分の予め設定された外形寸法の長方形を示している。この長方形は第１方向に長い長方形となっている。

　熱交換モジュール１０は、２枚の空気熱交換器１１（１１ａ、１１ｂ）が第２方向に互いに対向して配置された構成を有している。空気熱交換器１１ａ、１１ｂは同じ構造である。２枚の空気熱交換器１１ａ、１１ｂは、正面側（第１方向側）から見て略Ｖ字状になるように設置面３０ａ（図１参照）を基準に空気熱交換器１１が立つ方向に角度ｑ（以下、傾け角度ｑという）で互いに傾斜している。

　空気熱交換器１１は、第１方向に間隔を空けて並設された複数のフィンに伝熱管が貫通された構成を有している。そして、空気熱交換器１１は、第１方向の両端が、その両端から端部長さｇ、端部長さｈの位置で曲げられて形成された端部１２ａ、１２ｂと、端部１２ａ、１２ｂ間を連結する連結部１２ｃとを有し、平面視で略Ｕ字状に形成されている。２枚の空気熱交換器１１は上述したように正面側からみて略Ｖ字状になるように配置されており、そのＶ字の開き幅は、二点鎖線で示した外形寸法の限度いっぱいとなるように構成されている。すなわち、２枚の空気熱交換器１１は、Ｖ字の上端部分の第２方向の配置位置が外形寸法に沿っており、平面的に見たときに、連結部１２ｃが外形寸法（長方形）の長辺に接触するように配置されている。

　なお、以下では、空気熱交換器１１の一端（正面側の一端）から端部長さｇの位置での曲げ角度を曲げ角度ｂ、空気熱交換器１１の他端から端部長さｈの位置での曲げ角度を曲げ角度ｃという。曲げ角度ｂ、曲げ角度ｃは９０°以上、１８０°未満とされる。ここでは、曲げ箇所が２箇所としているが、曲げ箇所は２箇所以下であればよく、１箇所でもよい。なお、曲げ箇所が１箇所の場合も、２枚の空気熱交換器１１は、Ｖ字の開き幅が二点鎖線で示した外形寸法の限度いっぱいとなるように構成される。

　空気熱交換器１１の寸法設計においては、上述したように、まず、熱交換モジュール１０全体として必要冷凍能力を得るための熱交換モジュール１０の前面面積ｋが決められる。この前面面積ｋは、空気熱交換器１１を曲げる前の状態を第２方向側から見た場合の空気熱交換器１１の面積に相当する。また、チリングユニット１全体の外形寸法は予め決められており、熱交換モジュール１０部分の外形寸法（横寸法ｄ、奥寸法ｅ、高さ寸法ｆ）（図１及び後述の図５参照）も予め決められている。

　また、チリングユニット１では設置寸法で横寸法ｄが１０８０ｍｍ、奥寸法ｅ０（図１参照）が３４００ｍｍの大きさのものが主流になってきている。なお、１チリングユニットにおいて空気熱交換器１１の枚数は８枚が一般的であり、空気熱交換器１１の１枚辺りの横寸法ｄ／２は１０８０／２＝５４０ｍｍ、奥寸法ｅは３４００／４＝８５０ｍｍとなる。この設置寸法内に収まる熱交換モジュール１０を製造するにあたり、端部長さｇを２００ｍｍ未満とすることは曲げ加工上、困難である。よって、端部長さｇを２００ｍｍ以上とすることを前提として、寸法設計する。

　本発明の特徴は、このような寸法制約があるなか、チリングユニット１を集中設置した場合に風量を最大限、得ることが可能な空気熱交換器１１の最適形態（端部長さｇ、端部長さｈ、曲げ角度ｂ、曲げ角度ｃ、傾け角度ｑ）を得ることにある。具体的には、第２方向に互いに隣合う熱交換モジュール１０間に形成される隙間空間Ｓを通過する空気の圧損（通風抵抗）を低減できる空気熱交換器１１の形態を最適形態として決定する。圧損が最小となれば、ファン２０の回転数が同じでも、得られる風量が増加し、チリングユニット１の性能を向上することができる。

　以下、空気熱交換器１１の幾何学構造を規定する複数のパラメータについてまず説明する。そして次に、曲げ角度ｂ、曲げ角度ｃ、端部長さｇ、端部長さｈ、傾け角度ｑの入力パラメータと、外形寸法（横寸法ｄ、奥寸法ｅ、高さ寸法ｆ）及び前面面積ｋのそれぞれの制約条件とを用いて、隙間空間Ｓにおける全圧損指標ａｊが、端部長さｇ、曲げ角度ｂ及び傾け角度ｑを変数とした数式として導き出せることを説明する。

○空気熱交換器の幾何学構造
　図５は、本発明の実施の形態１に係るチリングユニット１の空気熱交換器１１の幾何学構造上面図である。なお、図５は、空気熱交換器１１が角度ｑで傾いておらず、図６の点線のように垂直に立設していると仮定した状態の平面図である。図６は、本発明の実施の形態１に係るチリングユニット１の空気熱交換器１１の幾何学構造正面図である。表１は、全圧損指標ａｊの数式を導き出すにあたって用いられる各変数（パラメータ）の名称（項目）と、その項目の関係式（数式）と、単位とをまとめた表である。以下の説明において登場する各パラメータの数式については適宜表１を参照されたい。

　横寸法ｄ、奥寸法ｅ、高さ寸法ｆは設置面積の制約により規定される。また前面面積ｋは上述したように冷凍サイクル装置が必要冷凍能力を出力するために必要な設計事項により規定される。以下では、空気熱交換器１１の加工容易性の観点から、曲げ角度ｂと曲げ角度ｃとは同値であり、また、端部長さｇと端部長さｈとも同値であるものとする。

　図７は、本発明の実施の形態１に係るチリングユニット１における隙間空間Ｓを平面的に見た図である。
　隙間空間Ｓは、第１空間Ｓ１と、第２空間Ｓ２と、第３空間Ｓ３とから形成される。第１空間Ｓ１は、隣合うチリングユニット１における端部１２ａ同士の間に形成される空間である。第２空間Ｓ２は、隣合う熱交換モジュール１０の連結部１２ｃ同士の間に形成される空間である。第３空間Ｓ３は、隣合う熱交換モジュール１０の端部１２ｂ同士の間に形成される空間である。

　全圧損指標ａｊは、第１空間Ｓ１における空気流（第１方向の空気流）の圧損指標と、第２空間Ｓ２における空気流（第１方向の空気流）の圧損指標と、第３空間Ｓ３における空気流（第１方向の空気流）の圧損指標とを加算した値となる。第１空間Ｓ１における圧損指標と第３空間Ｓ３における圧損指標とは同じであるため、以下では、第１空間Ｓ１における圧損指標（端部流れ方向圧損指標）ａｉと、第２空間Ｓ２における圧損指標（連結部流れ方向圧損指標）ａｄとの算出について順次説明する。

　一般的に流路を通過する空気の圧損は、ダルシー・ワイズバッハの式より、流路直径と流路長さと流速の二乗を用いて（１）式のように表現できる。

　よって、全圧損指標ａｊを各パラメータ（端部長さｇ、曲げ角度ｂ、傾け角度ｑ）を用いて表現するにあたり、第１空間Ｓ１及び第２空間Ｓ２のそれぞれの流路長さ、流路直径及び流速を、各パラメータ（端部長さｇ、曲げ角度ｂ、傾け角度ｑ）を用いて以下のように表現する。

［流路長さ］
　まず、第１空間Ｓ１の流路長さに相当する端部流れ方向長さａｇは、端部長さｇを斜辺とし、１８０°から曲げ角度ｂを減算した角度を一つの角度とした直角三角形の第１方向の長さとして算出できる。また、第２空間Ｓ２の流路長さに相当する連結部長さｉは、制約値である奥寸法ｅから端部流れ方向長さａｇの２倍を差し引くことで算出できる。

［流路直径］
　次に、第１空間Ｓ１の流路直径の算出について説明する。第１空間Ｓ１の流路直径は、まず、第１空間Ｓ１の容積ｕを後述の方法で算出し、この第１空間容積ｕを端部流れ方向長さａｇで割って、端部１２ａ、１２ｂの空気流れ方向の平均単位面積（端部平均流れ面積）ａｅを算出する。そして、端部平均流れ面積ａｅを円形と見なし、この端部平均流れ面積ａｅが、端部等価直径ａｆと円の面積の公式とから求めた面積と等しいとする方程式を立て、端部等価直径ａｆを算出する。この端部等価直径ａｆが第１空間Ｓ１の流路直径となる。

　また、第２空間Ｓ２の流路直径も同様に、第２空間Ｓ２の容積ｖを後述の方法で算出し、この第２空間容積ｖを連結部長さｉで割って、連結部１２ｃの空気流れ方向の平均単位面積（連結部平均流れ面積）ｚを算出する。そして、連結部平均流れ面積ｚを円形と見なし、この連結部平均流れ面積ｚが、連結部等価直径ａａと円の面積の公式とから求めた面積と等しいとする方程式を立て、連結部等価直径ａａを算出する。この連結部等価直径ａａが第２空間Ｓ２の流路直径となる。

　次に、第１空間容積ｕ及び第２空間容積ｖの算出方法について説明する。

＜第１空間容積ｕ＞
　第１空間容積ｕは、底面が台形、上面が三角形の錐台と見なして算出する。図７の第１空間Ｓ１において右下向きに傾斜するハッチングで示した三角形部分の面積は、第１空間Ｓ１の上面面積ｓに相当する。また、図７の第１空間Ｓ１において右下向きに傾斜するハッチングで示した三角形部分と、縦線のハッチングで示した部分とで示した台形部分の面積は、第１空間Ｓ１の底面面積ｔに相当する。

　第１空間容積ｕを算出するにあたっては、まず、前面面積ｋと外形寸法（横寸法ｄ、奥寸法ｅ、高さ寸法ｆ）とが規定されていることを用いて、各パラメータ（端部長さｇ、ｈ、曲げ角度ｂ、ｃ、傾け角度ｑ）を変数とした、実横寸法ｒ及び実高さｐのそれぞれの数式を算出する。これについて順次説明する。なお、以下では図５、図６及び表１を適宜参照されたい。

　まず、実横寸法ｒの数式の算出について説明する。実横寸法ｒは、空気熱交換器１１ａの横寸法ｒ１と、空気熱交換器１１ｂの横寸法ｒ１との加算で求められる。横寸法ｒ１は、空気熱交換器高さｌと傾け角度ｑとを用いて算出される横寸法ｒ１ａと、空気熱交換器１１ａを正面方向から見たときの端部１２ａの見かけ上の長さｄ１と傾け角度ｑとを用いて算出される横寸法ｒ１ｂとの加算で求められる。

　空気熱交換器高さｌは、後述する実高さｐとは異なり、空気熱交換器１１を高さ方向に傾けても変化しない、空気熱交換器１１そのものの高さである。空気熱交換器高さｌは、前面面積ｋを空気熱交換器１１の第１方向の全長（以下、フィン積み長さｊ）で割ることで算出できる。フィン積み長さｊは、端部長さｇと連結部長さｉと端部長さｈ（＝ｇ）とを加算することで算出できる。

　また、端部１２ａを正面方向から見たときの見かけ上の長さｄ１は、曲げ角度ｂを９０°超とすると、端部長さｇも短くなる。つまり、曲げ角度ｂが９０°の場合は、端部１２ａを正面方向から見たときの見かけ上の長さｄ１は端部１２ａの端部長さｇに一致するが、曲げ角度ｂが９０°超であると、長さｄ１は、端部長さｇよりも曲げ高さ寸法ｏ分、短くなる。この曲げ高さ寸法ｏは、曲げ高さ角度ｍと二等辺三角形の底辺の長さｎとを用いて算出できる。曲げ高さ角度ｍ及び底辺の長さｎは、頂点ＡＢＣにより形成される三角形が二等辺三角形であることを用いて算出でき、その結果、長さｄ１が算出できる。

　以上のようにして空気熱交換器高さｌと長さｄ１とが算出できるため、横寸法ｒ１ａと横寸法ｒ１ｂとが算出でき、横寸法ｒ１が算出できる。そして、この横寸法ｒ１の２倍が実横寸法ｒであり、実横寸法ｒを、各パラメータ（端部長さｇ、曲げ角度ｂ、傾け角度ｑ）を用いた数式で表現できる。そして、この数式の実横寸法ｒに規定値である外形寸法の横寸法ｄを代入することで、端部長さｇ、曲げ角度ｂ、傾け角度ｑの３つのパラメータを変数とした数式が求められる。よって、この数式を変形して、傾け角度ｑを、端部長さｇ及び曲げ角度ｂを変数とした数式で表すことができる。また、実高さｐも同様にして、高さｐ１と高さｐ２との加算で求めることができる。ここで求められた傾け角度ｑ及び実高さｐは、第１空間容積ｕ、第２空間容積ｖを算出する際に用いられる。

　そして、第１空間Ｓ１の上面面積ｓと、底面面積ｔと、高さｐ２とを用いた錐台の容積の算出式から、第１空間容積ｕが算出できる。このようにして算出された第１空間容積ｕが上述の流路直径の算出に用いられる。

＜第２空間容積ｖ＞
　第２空間容積ｖは、図７の右上向きのハッチングで示した長方形ｓｓ（短辺の長さが横寸法ｒ１ａの２倍、長辺の長さが連結部長さｉ）を底面とした錐台の容積として算出できる。

［流速］
　第１空間Ｓ１の流速（端部流れ方向風速ａｈ）は端部平均流れ面積ａｅを用いて算出できる。また、第２空間Ｓ２の流速（連結部流れ方向風速ａｃ）は連結部平均流れ面積ｚを用いて算出できる。

［全圧損指標ａｊ］
　以上のようにして、第１空間Ｓ１と第２空間Ｓ２とのそれぞれの流路長さ、流路直径及び流速が、曲げ角度ｂ、端部長さｇ、傾け角度ｑのパラメータを用いた数式で表現できる。よって、第１空間Ｓ１、第２空間Ｓ２及び第３空間Ｓ３のそれぞれの圧損指標を合計した全圧損指標ａｊを、曲げ角度ｂ、端部長さｇ、傾け角度ｑのパラメータを用いた数式で表現できる。すなわち途中計算において必要部分の寸法を算出したが、全圧損指標ａｊは、横寸法ｄ、奥寸法ｅ、高さ寸法ｆ、前面面積ｋの制約条件に基づき、最終的に曲げ角度ｂ、端部長さｇ、傾け角度ｑの各パラメータを用いた数式で表現できることとなる。そして、全圧損指標ａｊが最小となる空気熱交形態こそ空気熱交換器１１の最適形態となる。

（傾向）
○空気熱交換器の最適形態
　図８は、本発明の実施の形態１のチリングユニット１における曲げ角度ｂと端部長さｇに対する傾け角度ｑとの関係を示した図である。図９は、本発明の実施の形態１のチリングユニット１における曲げ角度ｂと端部長さｇに対する連結部長さｉとの関係を示した図である。図１０は、本発明の実施の形態１のチリングユニット１における曲げ角度ｂと端部長さｇに対する実高さｐとの関係を示した図である。図１１は、本発明の実施の形態１のチリングユニット１における曲げ角度ｂと端部長さｇに対する全圧損指標ａｊとの関係を示した図である。図８～図１１は相互に関係しており、同時に成立するものとする。また、図８～図１１は、端部長さｇが１００ｍｍ、２００ｍｍ、３００ｍｍ、４００ｍｍ、５００ｍｍ、６００ｍｍのそれぞれにおける、上記関係を示している。ここでは、空気熱交換器１１の１枚あたりの外形寸法における横寸法ｄ／２が５４０ｍｍ、奥寸法ｅが８５０ｍｍ、高さ寸法ｆが１６００ｍｍ、前面面積ｋが１．６ｍ^２に規定されている場合を例とした計算結果を示している。

　以下、図８～図１１のそれぞれについて順次説明する。

（ａ）図８
　上述したように、実横寸法ｒは、曲げ角度ｂ、端部長さｇ、傾け角度ｑの各パラメータを用いた数式で表現でき、実横寸法ｒに規定値を代入することで、傾け角度ｑを、端部長さｇ及び曲げ角度ｂを変数とした数式で表すことができる。この数式を用いて、端部長さｇ毎に、曲げ角度ｂを変えて傾け角度ｑを求めたグラフが図８の各グラフに相当する。

　図８において端部長さｇが６００ｍｍで曲げ角度ｂが１１５°以下において、傾け角度ｑが９０°以上となっているが、幾何学的に成立しないため範囲外とする。一般的に端部長さｇ及び傾け角度ｑが同じ位置のままで曲げ角度ｂのみを９０°を超える角度から９０°に近づく方向に小さくした場合、前面面積ｋが増加する関係がある。そして、図８に示されているように、端部長さｇが長くなると、前面面積ｋが規定されているため、傾け角度ｑは大きくなる（垂直形状に近づく）。

（ｂ）図９
　図９に示すように曲げ角度ｂを増加させると、横寸法ｄの制約から連結部長さｉが短くなる。図９において、端部長さｇが６００ｍｍの線は、曲げ角度１３５°付近で連結部長さｉが０ｍｍ程度となっているが、これは曲げ回数ａが１回で平面視で略Ｌ字状の空気熱交換器１１であることを意味する。

（ｃ）図１０
　図１０に示すように曲げ角度ｂを増加させると、前面面積ｋの制約から実高さｐが増加する。また、端部長さｇが長い程、前面面積ｋの制約から実高さｐは低くなる。なお、実高さｐは、高さ寸法ｆの制約により１２００ｍｍ未満となる。図８～図１０で曲げ角度ｂの増加に対して不自然にグラフが切れているのは、この実高さｐによる高さ制約のためである。

（ｄ）図１１
　上述したように、全圧損指標ａｊは、端部長さｇ、曲げ角度ｂ及び傾け角度ｑを変数とした数式として導き出される。この全圧損指標ａｊの数式と、傾け角度ｑの数式とに基づいて、全圧損指標ａｊを、端部長さｇ及び曲げ角度ｂを変数とした数式で表現する。そして、この数式を用いて、端部長さｇ毎に、曲げ角度ｂを変えて全圧損指標ａｊを求めたグラフが図１１の各グラフに相当する。

　図１１に示すように曲げ角度ｂを増加させると、全圧損指標ａｊは減少する。上述したように、曲げ角度ｂを増加させると、前面面積ｋの制約により傾け角度ｑが小さくなると共に連結部長さｉが短くなるため、連結部平均流れ面積ｚが大きくなり連結部流れ方向圧損指標ａｄが小さくなる。また、図８に示したように端部長さｇを長くすると、前面面積ｋの制約により傾け角度ｑが大きくなるため、連結部平均流れ面積ｚが小さくなり連結部流れ方向圧損指標ａｄが大きくなる。一方で、曲げ角度ｂを増加させると、端部平均流れ面積ａｅは大きくなり、端部流れ方向圧損指標ａｉは小さくなる。

　そして、全圧損指標ａｊが所定値以下となる各パラメータ（端部長さｇ、曲げ角度ｂ、傾け角度ｑ）の組み合わせを求めることで、最適仕様が決定される。

　本実施の形態１は、上述したように、端部長さｇを２００ｍｍ以上とすることを前提としている。よって、最適仕様を決定するにあたっての全圧損指標ａｊの所定値は、端部長さｇを２００ｍｍとした場合の隙間空間Ｓの圧損を考慮した値とする。以下、具体的に説明する。

　図１１より明らかなように、端部長さｇを長くするにつれ、全圧損指標ａｊは増加するが、端部長さｇを長くしても、曲げ角度ｂを増加させれば、全圧損指標ａｊを低減できる。よって、端部長さｇが最低の２００ｍｍのときの全圧損指標ａｊ以下、０より大きい、を満足できるように、端部長さｇが２００ｍｍ以上での、端部長さｇと曲げ角度ｂとの関係を求める。なお、端部長さｇが最低の２００ｍｍのときの全圧損指標ａｊには範囲があるため、所定値は、その範囲内の任意の値を採用すればよい。図１１の例では、全圧損指標ａｊの範囲内の値として、直線Ｌで示した最大値１２（ｍ／ｓ）^２を用いるとすると、全圧損指標ａｊが１２（ｍ／ｓ）^２となるときの端部長さｇと曲げ角度ｂとの関係を求めればよい。

　図１２は、図１１において全圧損指標が１２（ｍ／ｓ）^２となるときの、端部長さｇが２００ｍｍ以上での、端部長さｇと曲げ角度ｂとの交点をプロットした図である。図１２の曲線は、各プロット点を通過する近似線である。
　上述したように、曲げ角度ｂを増加させると、全圧損指標ａｊが減少する関係を有することから、図１２において、近似線より上側の領域に位置する、端部長さｇと曲げ角度ｂとの関係を有していれば、全圧損指標を１２（ｍ／ｓ）^２以下にできることになる。この関係性は前面面積ｋが変わっても同じである。

　よって、端部長さｇが２００ｍｍの場合の圧損以下となる、端部長さｇと曲げ角度ｂとの関係を満足する設計とすると、全圧損指標ａｊの低減が可能な、近年主流の大きさのチリングユニット１を実現できる。なお、端部長さｇと曲げ角度ｂとが決まれば、実横寸法ｒの制約から図８に基づき傾け角度ｑも決まることになる。

　以上説明したように本実施の形態１では、チリングユニット１を集中設置した場合において、隣合うチリングユニット１間を通過する空気の圧損を最小限にできることを考慮して、幾何学的に空気熱交換器１１の曲げ角度ｂと端部長さｇと傾け角度ｑとを決定するようにした。言い換えれば、チリングユニット１を集中設置した場合における、隣合うチリングユニット１間を通過する空気の風量を確保することが可能な最適な空気熱交換器形態の設計が可能となる。よって、この設計方法によって設計された熱交換モジュール１０を有するチリングユニット１は、複数台、集中設置された場合にも、隙間空間Ｓにおける風量を確保でき、単体設置時に比べて性能が低下することを抑制できる。

　また、端部長さｇが２００ｍｍのときの圧損以下となることを条件として求めた、端部長さｇと曲げ角度ｂと傾け角度ｑとを有するように空気熱交換器１１を設計することで、全圧損指標ａｊの低減が可能な、近年主流の大きさのチリングユニット１を実現できる。

　１（１ａ、１ｂ）　チリングユニット、２　筐体、２ａ　機械室、３　圧縮機、４　四方弁、５　水熱交換器、６　膨張弁、１０　熱交換モジュール、１１（１１ａ、１１ｂ）　空気熱交換器、１２ａ　端部、１２ｂ　端部、１２ｃ　連結部、２０　ファン、３０ａ　設置面、Ｓ　隙間空間、Ｓ１　第１空間、Ｓ２　第２空間、Ｓ３　第３空間。

Claims

　冷媒回路を構成する機器が収納される機械室が内部に形成され、第１方向に延びた形状の筐体と、前記筐体の上部において前記第１方向に複数、配置された熱交換モジュールと、前記熱交換モジュールの上部に配置されたファンとを有する冷凍サイクル装置であって、
　前記熱交換モジュールは、前記第１方向と直交する第２方向に互いに対向配置された２枚の空気熱交換器を有し、
　前記２枚の空気熱交換器のそれぞれは、２箇所で曲げられて平面視でＵ字状に構成されるか、又は１箇所で曲げられて平面視でＬ字状に構成されると共に、互いに傾斜して前記第１方向から見てＶ字状であり、且つ、そのＶ字の上端部分の前記第２方向の配置位置が、予め決定された外形寸法に沿うように配置され、
　また、前記２枚の空気熱交換器のそれぞれは、前記冷凍サイクル装置を前記第２方向に並設した場合に隣合う前記冷凍サイクル装置同士の前記空気熱交換器間の隙間空間の圧損を、前記空気熱交換器の前記２箇所又は前記１箇所の各曲げ位置から端までの長さである端部長さが２００ｍｍの場合の前記隙間空間の圧損以下とする、前記端部長さと、前記曲げ位置での曲げ角度と、前記空気熱交換器の傾け角度とを有する
　冷凍サイクル装置。
　前記曲げ角度は９０°以上、１８０°未満である請求項１記載の冷凍サイクル装置。