WO2019198175A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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中村　伸
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三菱電機株式会社
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    • F25B2700/21175—Temperatures of an evaporator of the refrigerant at the outlet of the evaporator

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus using a flammable refrigerant or a mixed refrigerant containing the refrigerant as a main component as a refrigerant to be circulated in a refrigerant circuit.
  • the refrigerant used in the refrigeration cycle apparatus is required to be changed to a refrigerant having a low global warming potential, that is, GWP.
  • the global warming potential is an index representing the degree of influence on global warming.
  • the global warming potential is referred to as GWP.
  • Patent Document 1 states that “the excessive accumulation of liquid refrigerant that has a large influence on the determination of the refrigerant charge amount is eliminated, the refrigeration air conditioner is downsized by improving the COP, and the refrigerant charge amount is reduced. ""
  • the present invention has been made against the background of the above problems, and an object of the present invention is to provide a refrigeration cycle apparatus that does not cause performance degradation.
  • a refrigeration cycle apparatus is a refrigeration cycle apparatus provided with a refrigerant circuit in which a compressor, a flow path switching device, a first heat exchanger, a throttling device, and a second heat exchanger are pipe-connected,
  • a refrigerant to be circulated in the refrigerant circuit a refrigerant having a higher saturated gas temperature under the standard atmospheric pressure than R32 or a mixed refrigerant containing the refrigerant as a main component and flowing through the refrigerant inlet side of the second heat exchanger is used.
  • an internal heat exchanger that performs heat exchange between the second heat exchanger and the refrigerant that flows on the refrigerant outlet side of the second heat exchanger.
  • the refrigerant state sucked into the compressor is changed to the superheated gas state while the refrigerant state at the refrigerant outlet of the second heat exchanger is changed to the two-phase state. can do. Therefore, according to the refrigeration cycle apparatus according to the present invention, performance is not deteriorated.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram schematically showing an example of a refrigerant circuit configuration of a refrigeration cycle apparatus 500A according to Embodiment 1 of the present invention.
  • a refrigeration cycle apparatus 500A will be described with reference to FIG.
  • a case where the refrigeration cycle apparatus 500A is an air conditioner will be described as an example.
  • coolant when making the 1st heat exchanger 504 function as a condenser is represented by a solid line arrow
  • coolant when making the 1st heat exchanger 504 function as an evaporator is shown by a broken line arrow. Represents.
  • the refrigeration cycle apparatus 500 ⁇ / b> A has a refrigerant circuit 501.
  • the refrigerant circuit 501 includes a compressor 502, a flow path switching device 503, a first heat exchanger 504, an expansion device 506, a first flow path 100a of the internal heat exchanger 100, a second heat exchanger 10, and an internal heat exchange.
  • the second flow path 100b of the vessel 100 is connected by a refrigerant pipe 510.
  • the refrigeration cycle apparatus 500 ⁇ / b> A includes a first blower 505 that supplies air to the first heat exchanger 504 and a second blower 508 that supplies air to the second heat exchanger 10.
  • the refrigeration cycle apparatus 500A includes a first extension pipe 507 that connects the expansion device 506 and the first flow path 100a of the internal heat exchanger 100, and a second flow path 100b and flow path switching of the internal heat exchanger 100.
  • a second extension pipe 509 for connecting the apparatus 503 is provided.
  • a connection port with the first flow path 100 a of the internal heat exchanger 100 of the second heat exchanger 10 is illustrated as a second heat exchanger liquid port 11, and the internal heat of the second heat exchanger 10 is illustrated.
  • a connection port of the exchanger 100 with the second flow path 100b is illustrated as a second heat exchanger gas port 12.
  • region located between the 2nd heat exchanger liquid port 11 and the 1st extension piping 507 is shown in figure as the 1st area
  • a region located between the two is illustrated as a second region 202.
  • the second heat exchanger liquid port 11 is a refrigerant inlet
  • the second heat exchanger gas port 12 is a refrigerant outlet.
  • the compressor 502 compresses the refrigerant.
  • the refrigerant compressed by the compressor 502 is discharged from the compressor 502 and sent to the first heat exchanger 504 or the second heat exchanger 10.
  • the compressor 502 can be composed of, for example, a rotary compressor, a scroll compressor, a screw compressor, or a reciprocating compressor.
  • the flow path switching device 503 is provided on the discharge side of the compressor 502 and switches the flow of the refrigerant.
  • the flow path switching device 503 can be composed of a four-way valve as shown in FIG. However, the flow path switching device 503 may be configured by a combination of two-way valves or a combination of three-way valves. Note that, depending on the refrigeration cycle apparatus 500A, the refrigerant may be circulated in a certain direction without providing the flow path switching device 503.
  • the first heat exchanger 504 functions as a condenser or an evaporator, and performs heat exchange between the refrigerant flowing through the refrigerant circuit 501 and the air supplied from the first blower 505 to condense or evaporate the refrigerant.
  • the first heat exchanger 504 is constituted by, for example, a fin-and-tube heat exchanger, a microchannel heat exchanger, a heat pipe heat exchanger, a plate heat exchanger, or a double tube heat exchanger. Can do.
  • the case where the first heat exchanger 504 exchanges heat between air and refrigerant will be described as an example, but heat exchange between a heat medium such as water or brine and the refrigerant is performed. Also good.
  • a heat medium transfer device such as a pump may be installed instead of the first blower 505.
  • the expansion device 506 expands and decompresses the refrigerant that has flowed out of the first heat exchanger 504 or the second heat exchanger 10.
  • the expansion device 506 may be configured by, for example, an electric expansion valve that can adjust the flow rate of the refrigerant.
  • an electric expansion valve that can adjust the flow rate of the refrigerant.
  • the expansion device 506 not only an electric expansion valve but also a mechanical expansion valve employing a diaphragm for the pressure receiving portion, a capillary tube, or the like can be applied.
  • the second heat exchanger 10 functions as an evaporator or a condenser, performs heat exchange between the refrigerant flowing through the refrigerant circuit 501 and the air supplied from the second blower 508, and evaporates or condenses the refrigerant.
  • the second heat exchanger 10 is constituted by, for example, a fin-and-tube heat exchanger, a microchannel heat exchanger, a heat pipe heat exchanger, a plate heat exchanger, a double tube heat exchanger, or the like. Can do.
  • the case where the second heat exchanger 10 exchanges heat between air and refrigerant will be described as an example. However, heat exchange between a heat medium such as water or brine and the refrigerant is performed. Also good. In this case, a heat medium transfer device such as a pump may be installed instead of the second blower 508.
  • the internal heat exchanger 100 performs heat exchange between the refrigerant flowing through the first flow path 100a in the first region 201 and the refrigerant flowing through the second flow path 100b in the second region 202.
  • the internal heat exchanger 100 includes a low-pressure and low-dryness gas-liquid two-phase refrigerant that passes through the first region 201 and a low-pressure and high-dryness gas-liquid two-phase refrigerant or gas that passes through the second region 202. Heat exchange is performed with a single-phase refrigerant.
  • the configuration of the internal heat exchanger 100 will be described in detail later.
  • the compressor 502, the flow path switching device 503, the first heat exchanger 504, the first blower 505, and the expansion device 506 are mounted on the heat source side unit. If the heat source side unit is an outdoor unit, the first heat exchanger 504 functions as an outdoor heat exchanger.
  • the second heat exchanger 10, the second blower 508, and the internal heat exchanger 100 are mounted on the load side unit. If the load unit is an indoor unit, the second heat exchanger 10 functions as an indoor heat exchanger. Therefore, the cooling operation is performed when the first heat exchanger 504 functions as a condenser, and the heating operation is performed when the first heat exchanger 504 functions as an evaporator. Become.
  • the refrigeration cycle apparatus 500A includes a control device 550 that performs overall control of the entire refrigeration cycle apparatus 500A.
  • the control device 550 controls the drive frequency of the compressor 502. Further, the control device 550 controls the opening degree of the expansion device 506 in accordance with the operating state. Furthermore, the control device 550 controls driving of the first blower 505, the second blower 508, and the flow path switching device 503. That is, the control device 550 uses information sent from each temperature sensor and each pressure sensor (not shown) based on the operation instruction, and uses the compressor 502, the expansion device 506, the first blower 505, the second blower 508, and The actuators such as the flow path switching device 503 are controlled.
  • Each functional unit included in the control device 550 includes dedicated hardware or an MPU (Micro Processing Unit) that executes a program stored in a memory.
  • MPU Micro Processing Unit
  • the refrigerant pipe 510 includes a first extension pipe 507 and a second extension pipe 509.
  • the refrigerant sealed in the refrigerant circuit 501 is a refrigerant having a higher saturated gas temperature under standard atmospheric pressure than R32, or a mixed refrigerant containing this refrigerant as a main component.
  • the refrigerant sealed in the refrigerant circuit 501 may be an HC-based natural refrigerant having low GWP and flammability, or a mixed refrigerant containing this refrigerant as a main component.
  • Such a refrigerant has a lower pressure at the same saturated gas temperature than R32, a lower density, a larger refrigerant pressure loss with respect to the circulation rate, a larger refrigerant pressure loss at the same capacity expressed in kW, and a performance degradation effect.
  • the capacity is expressed as circulation amount ⁇ refrigeration effect.
  • the freezing effect means the enthalpy difference.
  • the refrigeration effect also varies depending on the refrigerant, but R32 has a large refrigeration effect, so the circulation amount is small.
  • Examples of the refrigerant sealed in the refrigerant circuit 501 include a refrigerant having a GWP value of 10 or less such as R1234yf or R1234ze.
  • the saturated gas temperatures under these standard atmospheric pressures are ⁇ 29 ° C. and ⁇ 19 ° C., which are higher than those of R32 at ⁇ 52 ° C.
  • examples of the refrigerant sealed in the refrigerant circuit 501 include R1234yf or a mixed refrigerant of R1234ze and R32 such as R454A, R454C, or R455A.
  • examples of the refrigerant sealed in the refrigerant circuit 501 include a mixed refrigerant obtained by adding R134a or the like to the above mixed refrigerant, such as R448A or R463A. Still further, as a refrigerant sealed in the refrigerant circuit 501, there is a refrigerant having a lower saturated gas temperature under standard atmospheric pressure than R32, for example, a refrigerant containing R1123 or carbon dioxide. If these refrigerants also have a saturated gas temperature under standard atmospheric pressure lower than R32, compared to R32, refrigerant pressure loss at the same capacity is large, and the performance degradation effect is large.
  • the lubricating oil for lubricating the sliding portion of the compressor 502 polyalkylene glycol-based PAG having an ether bond or polyol ester-based POE having an ester bond is used.
  • ⁇ Operation of refrigeration cycle apparatus 500A> The operation of the refrigeration cycle apparatus 500A will be described along with the refrigerant flow.
  • the refrigeration cycle apparatus 500A can be operated so that the first heat exchanger 504 functions as a condenser or an evaporator based on an instruction from the load side.
  • the operation of each actuator is controlled by the control device 550.
  • the operation of the refrigeration cycle apparatus 500A when the first heat exchanger 504 functions as a condenser will be described, and then the operation of the refrigeration cycle apparatus 500A when the first heat exchanger 504 functions as an evaporator will be described. To do.
  • the low-temperature and low-pressure refrigerant is compressed by the compressor 502 and is discharged from the compressor 502 as a high-temperature and high-pressure gas refrigerant.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 502 flows into the first heat exchanger 504 after passing through the flow path switching device 503.
  • the refrigerant flowing into the first heat exchanger 504 is heat-exchanged with the air supplied from the first blower 505. At this time, the refrigerant is condensed to become a high-pressure liquid refrigerant and flows out from the first heat exchanger 504. Also, the air is heated.
  • the high-pressure liquid refrigerant that has flowed out of the first heat exchanger 504 is then converted into a gas-liquid two-phase refrigerant having a low pressure and low dryness by the expansion device 506.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant passes through the first extension pipe 507, then passes through the first flow path 100a in the first region 201, and then passes through the second heat exchanger liquid port 11 to the second heat exchanger 10. Flow into.
  • the second heat exchanger 10 functions as an evaporator.
  • the low-pressure low-dryness gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed into the second heat exchanger 10 evaporates by exchanging heat with the air supplied by the second blower 508, and the low-pressure high-dryness gas-liquid two-phase refrigerant. Or it becomes a gas single phase refrigerant.
  • the low-pressure, high-dryness gas-liquid two-phase refrigerant or gas single-phase refrigerant flows out from the second heat exchanger 10 through the second heat exchanger gas port 12.
  • the low-pressure and high-dryness gas-liquid two-phase refrigerant or gas single-phase refrigerant flowing out from the second heat exchanger 10 passes through the second flow path 100b in the second region 202 and passes through the second extension pipe 509. Then, it flows into the flow path switching device 503, moves to the suction side of the compressor 502, and is pressurized and discharged again.
  • the low-temperature and low-pressure refrigerant is compressed by the compressor 502 and is discharged from the compressor 502 as a high-temperature and high-pressure gas refrigerant.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 502 flows through the second extension pipe 509 after passing through the flow path switching device 503, passes through the second flow path 100 b in the second region 202, and then It flows into the 2nd heat exchanger 10 from 2 heat exchanger liquid mouths.
  • the refrigerant flowing into the second heat exchanger 10 is heat-exchanged with air supplied from the second blower 508. At this time, the refrigerant is condensed to become high-pressure liquid refrigerant and flows out from the second heat exchanger 10 through the second heat exchanger liquid port 11. Also, the air is heated.
  • the high-pressure liquid refrigerant that has flowed out of the second heat exchanger 10 passes through the first flow path 100a in the first region 201, then flows through the first extension pipe 507, and the gas-liquid having a low pressure and low dryness by the expansion device 506. It becomes a two-phase refrigerant.
  • This gas-liquid two-phase refrigerant flows into the first heat exchanger 504.
  • the first heat exchanger 504 functions as an evaporator. That is, the low-pressure and low-dryness gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed into the first heat exchanger 504 evaporates by exchanging heat with the air supplied by the first blower 505, and the low-pressure and high-dryness gas-liquid two-phase refrigerant. Or it becomes a gas single phase refrigerant.
  • the low-pressure, high-dryness gas-liquid two-phase refrigerant or gas single-phase refrigerant flows out of the first heat exchanger 504.
  • the low-pressure, high-dryness gas-liquid two-phase refrigerant or gas single-phase refrigerant that has flowed out of the first heat exchanger 504 flows into the flow path switching device 503, moves to the suction side of the compressor 502, and is pressurized and discharged again.
  • ⁇ Configuration example of internal heat exchanger 100> 2 to 6 are configuration diagrams schematically showing a configuration example of the internal heat exchanger 100 provided in the refrigeration cycle apparatus 500A.
  • a configuration example of the internal heat exchanger 100 will be described with reference to FIGS.
  • the internal heat exchanger 100 is a refrigerant-refrigerant heat exchanger, and can be composed of the heat exchangers shown in FIGS.
  • the internal heat exchanger 100 shown in FIGS. 2 and 3 is shown as an internal heat exchanger 100-1
  • the internal heat exchanger 100 shown in FIGS. 4 and 5 is shown as an internal heat exchanger 100-2
  • FIG. 2 is a perspective view schematically showing a configuration of the internal heat exchanger 100-1 configured by a double-pipe heat exchanger.
  • FIG. 3 is a flow path cross section schematically showing the flow path of the internal heat exchanger 100-1.
  • FIG. 4 is a perspective view schematically showing a configuration of the internal heat exchanger 100-2 configured by a double tube heat exchanger.
  • FIG. 5 is a channel cross-sectional view schematically showing the channel of the internal heat exchanger 100-2.
  • FIG. 6 is a perspective view schematically showing a configuration of the internal heat exchanger 100-3 configured by a plate heat exchanger.
  • the internal heat exchanger 100-2 is a double pipe heat exchanger of a type different from the internal heat exchanger 100-1.
  • the internal heat exchanger 100-1 has an inner tube 301 and an outer tube 302 provided outside the inner tube 301. Therefore, in the internal heat exchanger 100-1, the fluid A flowing through the inner pipe 301 and the fluid B flowing through the outer pipe 302 exchange heat. Note that grooves or protrusions for promoting heat transfer may be formed in each of the inner tube 301 and the outer tube 302.
  • the internal heat exchanger 100-2 includes an inner tube 301 and a twisted tube 303 provided in a spiral form outside the inner tube 301. Therefore, in the internal heat exchanger 100-2, the fluid A flowing through the inner pipe 301 and the fluid B flowing through the twisted pipe 303 exchange heat.
  • a groove or a protrusion for promoting heat transfer may be formed in each of the inner tube 301 and the twisted tube 303.
  • the internal heat exchanger 100-3 is configured by laminating a plurality of heat transfer plates 310. Since plural rows of corrugated irregularities are formed on the heat transfer plate 310, the flow paths represented by solid arrows and the flow paths represented by dashed arrows are formed by stacking the heat transfer plates 310. .
  • FIG. 7 is a graph showing the characteristics of the refrigerant.
  • FIG. 8 is a graph showing a relationship between a general heat transfer coefficient in the heat transfer tube and the dryness of the refrigerant.
  • FIG. 9 is a graph showing the relationship between the pressure loss in a general heat transfer tube and the dryness of the refrigerant.
  • the characteristics of R290 will be described based on FIGS. In FIG. 7, the vertical axis represents the theoretical COP, and the horizontal axis represents SH. Further, the line A shows the characteristics of R290, the line B shows the characteristics of R32, and the line C shows the characteristics of R410A. In FIG.
  • the vertical axis represents the heat exchanger condensation performance and the in-tube evaporation heat transfer coefficient
  • the horizontal axis represents the dryness
  • the vertical axis represents the R32 gas refrigerant pressure loss ratio
  • the horizontal axis represents the dryness
  • the refrigerant circuit 501 encloses an HC-based natural refrigerant having low GWP and flammability, or a mixed refrigerant mainly composed of this refrigerant.
  • the discharge temperature is likely to rise due to the physical properties of R32, and therefore the compressor intake SH is generally operated at about 0 to 2 to increase the discharge temperature. I try to suppress it. By doing so, the operation is performed so that the discharge temperature is lower than the upper limit value (100 ° C. to 120 ° C.), and the compressor is prevented from malfunctioning.
  • R32 and R410A decrease in theoretical COP as SH expands, but R290 increases in theoretical COP even when SH is expanded. This is due to the characteristics of R290.
  • R290 has a latent heat of vaporization of 1.2 times that of R32, and has a large refrigeration effect indicating the difference in the enthalpy of the entrance and exit of the evaporator with respect to the expansion of SH.
  • the refrigerant circulation amount required for a certain capacity is 0.8 times that of R290 compared to R32, and the refrigeration effect when SH is expanded is also increased. Therefore, even if R290 expands SH, since the fall rate of a refrigerant
  • coolant circulation amount can compensate with the expansion of a refrigerating effect, a capability does not fall easily.
  • the refrigerant may be distributed to a plurality of flow paths, so-called paths, to exchange heat.
  • paths to exchange heat.
  • the refrigerant distribution amount does not match the heat exchange load in each path, a deviation in the refrigerant dryness occurs, and SH cannot be secured at the heat exchanger outlet. For this reason, a large amount of gas single-phase refrigerant will be distributed after the dry-out in the heat exchanger, and there is a concern that the performance of the heat exchanger will deteriorate.
  • the heat exchanger performance can be ensured, so that the evaporator pressure can be kept high even with the same heat exchange amount.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant passes as it is. As shown in FIG. 9, in the case of a conventionally used heat transfer tube having an inner diameter of about 5 to 8 mm, the refrigerant reaches a peak of pressure loss when the dryness of the refrigerant is about 0.8 to 9.
  • the second heat exchanger 10 can pass the refrigerant in a gas-liquid two-phase state in which the heat exchanger performance is easily exhibited. . Therefore, according to the refrigeration cycle apparatus 500A, since the refrigerant in the superheated gas state does not pass through the second heat exchanger 10, the heat exchange performance of the second heat exchanger 10 can be improved. Moreover, since the inlet refrigerant of the second heat exchanger 10 is condensed by the internal heat exchanger 100, it flows into the second heat exchanger 10 in a state close to a liquid phase state with a lower dryness, and the gas-liquid two-phase It becomes difficult for the refrigerant to be biased, and it becomes easier to adjust the distribution.
  • the phase can be changed to a refrigerant having a higher dryness or a gas single-phase refrigerant, and the pressure loss downstream of the second extension pipe 509 Can be reduced. Therefore, according to the refrigeration cycle apparatus 500A, the pressure loss of the second extension pipe 509 can be reduced, so that the same ability as R32 or R410A can be exhibited while reducing the pressure loss of the second extension pipe 509. It becomes possible.
  • the refrigerant density is reduced, which contributes to the reduction of the amount of enclosed refrigerant.
  • the refrigeration cycle apparatus 500A while using a HC refrigerant such as R290, it is possible to maintain the refrigeration cycle performance by reducing the pressure loss while suppressing the deterioration of the heat exchanger performance. The amount can be reduced.
  • the R290 refrigerant has been described as an example, but the same effect can be obtained with other HC refrigerants such as the R1270 refrigerant.
  • FIG. 10 is a graph showing the relationship between the heat transfer coefficient in a flat porous tube having an equivalent diameter of about 1 mm and the dryness of the refrigerant.
  • FIG. 11 is a schematic configuration diagram schematically illustrating a state in which the second heat exchanger 10 included in the refrigeration cycle apparatus 500A is viewed from the refrigerant flow direction. Based on FIG.10 and FIG.11, the other structure and effect of refrigeration cycle apparatus 500A are demonstrated. Here, the structure at the time of using a flat porous tube for the heat exchanger tube of the 2nd heat exchanger 10 is demonstrated. That is, as shown in FIG.
  • the second heat exchanger 10 is configured as a fin-and-tube heat exchanger including a flat porous tube 10b through which a refrigerant is conducted and fins 10a attached to the flat porous tube 10b. Has been. A plurality of holes 10c are formed in the flat porous tube 10b.
  • the heat transfer coefficient reaches a peak when the dryness of the refrigerant is low compared to the heat transfer tube having an inner diameter of about 5 to 8 mm, which is used conventionally.
  • the rate drops. That is, when the heat exchanger outlet condition is a high dryness, the heat exchanger performance is more likely to be deteriorated. Therefore, the heat exchanger performance improvement effect by the internal heat exchanger 100 can be exhibited more.
  • the heat transfer tube inner volume can be reduced and the amount of flammable R290 refrigerant can be reduced, the refrigeration cycle apparatus 500A has high safety.
  • FIG. FIG. 12 is a schematic configuration diagram schematically showing an example of a refrigerant circuit configuration of a refrigeration cycle apparatus 500B according to Embodiment 2 of the present invention.
  • FIG. 13 is a Mollier diagram showing the transition of the refrigerant state of the refrigeration cycle apparatus 500B.
  • FIG. 14 is a Mollier diagram showing the transition of the refrigerant state of the refrigeration cycle apparatus that is not provided with the throttle mechanism 110 as a comparative example.
  • the refrigeration cycle apparatus 500B will be described with reference to FIGS.
  • differences from the first embodiment will be mainly described, and the same parts as those in the first embodiment will be denoted by the same reference numerals and description thereof will be omitted.
  • the refrigeration cycle apparatus 500B is different from the refrigeration cycle apparatus 500A in that a throttle mechanism 110 is provided between the internal heat exchanger 100 and the second heat exchanger liquid port 11 of the second heat exchanger 10.
  • the throttle mechanism 110 can be constituted by, for example, a refrigerant pipe, a capillary tube, or an expansion valve.
  • the second heat exchanger 10 operates as an evaporator
  • the heat exchange region of the second heat exchanger 10 the second heat exchanger gas port 12 of the second heat exchanger 10
  • the second extension pipe 509 A temperature sensor may be provided on each upstream side. That is, as shown in FIG. 12, the temperature sensor 15a is provided in the heat exchange region of the second heat exchanger 10, the temperature sensor 15b is provided in the second heat exchanger gas port 12 of the second heat exchanger 10, and the temperature sensor 15c is provided in the extension pipe 509.
  • the temperature sensor 15a, the temperature sensor 15b, and the temperature sensor 15c are electrically connected to the control device 550, and the measured temperature information is sent to the control device 550.
  • the operation can be performed while checking the temperature measured by the installed temperature sensor. That is, while confirming whether the state of the refrigerant at the second heat exchanger gas port 12 is a two-phase state and whether the refrigerant at the second extension pipe 509 is in the superheated gas state, the refrigeration cycle apparatus 500B. It becomes possible to drive.
  • FIG. FIG. 15 is a schematic configuration diagram schematically showing an example of a refrigerant circuit configuration of a refrigeration cycle apparatus 500C according to Embodiment 3 of the present invention.
  • the refrigeration cycle apparatus 500C will be described with reference to FIG.
  • differences from the first and second embodiments will be mainly described, and the same parts as those in the first and second embodiments will be denoted by the same reference numerals and the description thereof will be omitted. It shall be.
  • the refrigeration cycle apparatus 500C is provided with a bypass mechanism 120 that connects the second heat exchanger liquid port 11 of the second heat exchanger 10 and the first extension pipe 507 without passing through the internal heat exchanger 100. It is different from the refrigeration cycle apparatus 500A and the refrigeration cycle apparatus 500B. That is, in the refrigeration cycle apparatus 500 ⁇ / b> C, under the condition that the second heat exchanger 10 operates as a condenser, the refrigerant is not circulated from the second heat exchanger 10 to the internal heat exchanger 100, but to the first extension pipe 507. It becomes possible to distribute.
  • the bypass mechanism 120 includes a bypass pipe 121, a first check valve 122, and a second check valve 123.
  • the bypass pipe 121 connects the second heat exchanger liquid port 11 of the second heat exchanger 10 and the first extension pipe 507, and allows the refrigerant flowing out of the second heat exchanger 10 to pass through the internal heat exchanger 100. Rather, it is guided to the diaphragm device 506.
  • the first check valve 122 is provided in the bypass pipe 121. When the second heat exchanger 10 operates as an evaporator, the first check valve 122 does not circulate the refrigerant, and when the second heat exchanger 10 operates as a condenser. A refrigerant is circulated.
  • the second check valve 123 is provided between the outlet and the second heat exchanger liquid port 11 of the second heat exchanger 10 on the first flow path 100a side of the internal heat exchanger 100, and the second heat exchanger The refrigerant is not circulated from 10 to the internal heat exchanger 100 side, and the refrigerant is circulated in the reverse direction.
  • the refrigeration cycle apparatus 500C is provided with the bypass mechanism 120, when the second heat exchanger 10 operates as a condenser, the internal heat exchanger 100 can be prevented from performing heat exchange. Therefore, according to the refrigeration cycle apparatus 500C, it is possible to suppress a decrease in condensation capacity and to exhibit high energy saving performance in both the cooling and heating operation modes.
  • the refrigeration cycle apparatus may be configured by providing both the throttle mechanism 110 described in the second embodiment and the bypass mechanism 120 described in the third embodiment.

Abstract

本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、流路切替装置、第１熱交換器、絞り装置、及び、第２熱交換器を配管接続した冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置であって、前記冷媒回路に循環させる冷媒として、Ｒ３２に比べ、標準大気圧下における飽和ガス温度の高い冷媒または該冷媒を主成分とする混合冷媒を用い、前記第２熱交換器の冷媒流入口側を流れる冷媒と、前記第２熱交換器の冷媒流出口側を流れる冷媒と、で熱交換を行う内部熱交換器を設けたものである。

Description

冷凍サイクル装置
　本発明は、冷媒回路に循環させる冷媒として可燃性を有する冷媒または該冷媒を主成分とする混合冷媒を用いた冷凍サイクル装置に関するものである。
　地球温暖化への影響から、冷凍サイクル装置に用いる冷媒として、地球温暖化係数、つまりＧＷＰの小さい冷媒への変更が求められている。地球温暖化係数とは、地球温暖化への影響度を表す指数である。以下、地球温暖化係数をＧＷＰと称する。このため、空気調和機などの冷凍サイクル装置においては、従来のＨＦＣ系冷媒であるＲ４１０ＡからＲ３２冷媒への変更が進められている。これは、Ｒ４１０ＡのＧＷＰは「２０８８」であるが、Ｒ３２のＧＷＰは「６７５」であるからである。
　また、将来的には人工的なＨＦＣ系冷媒から自然冷媒であるＨＣ系冷媒への転換が期待されている。ＨＣ系冷媒においては、Ｒ３２よりも理論ＣＯＰの高いＲ２９０が有力である。Ｒ２９０のＧＷＰは「３」である。しかしながら、ＨＣ系冷媒は可燃性を有するため、冷媒が室内に漏えいしても、安全な量の冷媒を充填する必要がある。つまり、冷媒の漏えいした際の濃度が、燃焼濃度の下限値未満となるように、冷媒の充填量を減らす必要がある。
　そのようなものとして、特許文献１には、「冷媒充填量の決定に対し影響の大きい液冷媒の余分な溜まり込みをなくし、ＣＯＰの向上により冷凍空調装置を小型化し、冷媒充填量が低減される」という内容が記載されている。
特開２００１－２２７８２２号公報
　特許文献１に記載のようにＲ２９０を冷媒として用いた空気調和機においては、管内の圧力損失が大きく、特に室内熱交換器が蒸発器として運転する冷房条件においては、熱交換した冷媒の延長配管での圧力損失による性能低下の影響が顕著となる。延長配管での圧力損失を低減するためには、冷媒を二相状態ではなく、過熱ガス状態で流通させることが有効である。しかし、一方で蒸発器で過熱ガス状態になるまで熱交換させようとすると、冷媒の分配の影響、及び、管内のドライアウトによる伝熱性能低下の影響を受け、熱交換性能が大きく低下してしまうことになる。そのため、従来のＲ３２等の冷媒に比べ、蒸発器性能での損失を大きく受けやすいという課題があった。
　本発明は、上記のような課題を背景としてなされたものであり、性能低下を招かないようにした冷凍サイクル装置を提供することを目的としている。
　本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、流路切替装置、第１熱交換器、絞り装置、及び、第２熱交換器を配管接続した冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置であって、前記冷媒回路に循環させる冷媒として、Ｒ３２に比べ、標準大気圧下における飽和ガス温度の高い冷媒または該冷媒を主成分とする混合冷媒を用い、前記第２熱交換器の冷媒流入口側を流れる冷媒と、前記第２熱交換器の冷媒流出口側を流れる冷媒と、で熱交換を行う内部熱交換器を設けたものである。
　本発明に係る冷凍サイクル装置は、内部熱交換器を設けたことによって、第２熱交換器の冷媒流出口における冷媒状態を二相状態にしつつ、圧縮機に吸入する冷媒状態を過熱ガス状態にすることができる。そのため、本発明に係る冷凍サイクル装置によれば、性能低下を招くことがない。
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概略的に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が備える内部熱交換器の構成例を概略的に示す構成図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置が備える内部熱交換器の構成例を概略的に示す構成図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置が備える内部熱交換器の構成例を概略的に示す構成図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置が備える内部熱交換器の構成例を概略的に示す構成図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置が備える内部熱交換器の構成例を概略的に示す構成図である。 冷媒の特性を示したグラフである。 一般的な伝熱管内熱伝達率と冷媒乾き度との関係を示したグラフである。 一般的な伝熱管内圧力損失と冷媒乾き度との関係を示すグラフである。 等価直径が１ｍｍ程度の扁平多孔管内熱伝達率と冷媒乾き度との関係を示すグラフである。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置が備える第２熱交換器を冷媒の流れ方向から見た状態を概略的に示す概略構成図である。 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概略的に示す概略構成図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の冷媒状態の遷移を示すモリエル線図である。 比較例としての絞り機構を設けていない冷凍サイクル装置の冷媒状態の遷移を示すモリエル線図である。 本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成の一例を概略的に示す概略構成図である。
　以下、図面を適宜参照しながら本発明の実施の形態について説明する。なお、図１を含め、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。また、図１を含め、以下の図面において、同一の符号を付したものは、同一又はこれに相当するものであり、このことは明細書の全文において共通することとする。さらに、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、これらの記載に限定されるものではない。
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５００Ａの冷媒回路構成の一例を概略的に示す概略構成図である。図１を参照して冷凍サイクル装置５００Ａについて説明する。図１では、冷凍サイクル装置５００Ａが空気調和装置である場合を例に説明する。また、図１では、第１熱交換器５０４を凝縮器として機能させる場合の冷媒の流れを実線矢印で表し、第１熱交換器５０４を蒸発器として機能させる場合の冷媒の流れを破線矢印で表している。
＜冷凍サイクル装置５００Ａの全体構成＞
　冷凍サイクル装置５００Ａは、冷媒回路５０１を有している。冷媒回路５０１は、圧縮機５０２、流路切替装置５０３、第１熱交換器５０４、絞り装置５０６、内部熱交換器１００の第１流路１００ａ、第２熱交換器１０、及び、内部熱交換器１００の第２流路１００ｂを冷媒配管５１０で配管接続して構成されている。また、冷凍サイクル装置５００Ａは、第１熱交換器５０４に空気を供給する第１送風機５０５、及び、第２熱交換器１０に空気を供給する第２送風機５０８を備えている。さらに、冷凍サイクル装置５００Ａは、絞り装置５０６と内部熱交換器１００の第１流路１００ａとを接続する第１延長配管５０７、及び、内部熱交換器１００の第２流路１００ｂと流路切替装置５０３とを接続する第２延長配管５０９を備えている。
　なお、図１では、第２熱交換器１０の内部熱交換器１００の第１流路１００ａとの接続口を第２熱交換器液口１１として図示し、第２熱交換器１０の内部熱交換器１００の第２流路１００ｂとの接続口を第２熱交換器ガス口１２として図示している。また、図１では、第２熱交換器液口１１と第１延長配管５０７との間に位置する領域を第１領域２０１として図示し、第２熱交換器ガス口１２と第２延長配管５０９との間に位置する領域を第２領域２０２として図示している。第２熱交換器液口１１が冷媒流入口であり、第２熱交換器ガス口１２が冷媒流出口である。
　圧縮機５０２は、冷媒を圧縮するものである。圧縮機５０２で圧縮された冷媒は、圧縮機５０２から吐出されて第１熱交換器５０４又は第２熱交換器１０へ送られる。圧縮機５０２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、又は、往復圧縮機等で構成することができる。
　流路切替装置５０３は、圧縮機５０２の吐出側に設けられ、冷媒の流れを切り替えるものである。流路切替装置５０３としては、図１に示すような四方弁で構成することができる。ただし、二方弁の組み合わせ、又は、三方弁の組み合わせで流路切替装置５０３を構成してもよい。なお、冷凍サイクル装置５００Ａによっては、流路切替装置５０３を設けずに、冷媒を一定方向に循環させるようにしてもよい。
　第１熱交換器５０４は、凝縮器又は蒸発器として機能し、冷媒回路５０１を流れる冷媒と、第１送風機５０５から供給される空気とで熱交換を行い、冷媒を凝縮又は蒸発させるものである。第１熱交換器５０４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、ヒートパイプ式熱交換器、プレート式熱交換器、あるいは、二重管熱交換器等で構成することができる。なお、ここでは、第１熱交換器５０４が、空気と冷媒とで熱交換するものである場合を例に説明するが、水又はブラインなどの熱媒体と冷媒とで熱交換するものであってもよい。この場合、第１送風機５０５の代わりにポンプなどの熱媒体搬送装置を設置すればよい。
　絞り装置５０６は、第１熱交換器５０４又は第２熱交換器１０から流出した冷媒を膨張させて減圧するものである。絞り装置５０６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、絞り装置５０６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。
　第２熱交換器１０は、蒸発器又は凝縮器として機能し、冷媒回路５０１を流れる冷媒と、第２送風機５０８から供給される空気とで熱交換を行い、冷媒を蒸発又は凝縮させるものである。第２熱交換器１０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、ヒートパイプ式熱交換器、プレート式熱交換器、あるいは、二重管熱交換器等で構成することができる。なお、ここでは、第２熱交換器１０が、空気と冷媒とで熱交換するものである場合を例に説明するが、水又はブラインなどの熱媒体と冷媒とで熱交換するものであってもよい。この場合、第２送風機５０８の代わりにポンプなどの熱媒体搬送装置を設置すればよい。
　内部熱交換器１００は、第１領域２０１の第１流路１００ａを流れる冷媒と、第２領域２０２の第２流路１００ｂを流れる冷媒とで熱交換を行うものである。具体的には、内部熱交換器１００は、第１領域２０１を通過する低圧低乾き度の気液二相冷媒と、第２領域２０２を通過する低圧高乾き度の気液二相冷媒ないしはガス単相冷媒と、で熱交換を行うものである。なお、内部熱交換器１００の構成については、後段で詳細に説明するものとする。
　圧縮機５０２、流路切替装置５０３、第１熱交換器５０４、第１送風機５０５、及び、絞り装置５０６は、熱源側ユニットに搭載される。熱源側ユニットが室外機であれば、第１熱交換器５０４は室外熱交換器として機能する。第２熱交換器１０、第２送風機５０８、及び、内部熱交換器１００は、負荷側ユニットに搭載される。負荷側ユニットが室内機であれば、第２熱交換器１０は室内熱交換器として機能する。そのため、第１熱交換器５０４が凝縮器として機能する場合には冷房運転が実行されることになり、第１熱交換器５０４が蒸発器として機能する場合には暖房運転が実行されることになる。
　また、冷凍サイクル装置５００Ａは、冷凍サイクル装置５００Ａの全体を統括制御する制御装置５５０を備えている。制御装置５５０は、圧縮機５０２の駆動周波数を制御する。また、制御装置５５０は、運転状態に応じて絞り装置５０６の開度を制御する。さらに、制御装置５５０は、第１送風機５０５、第２送風機５０８、及び、流路切替装置５０３の駆動を制御する。つまり、制御装置５５０は、運転指示に基づいて、図示省略の各温度センサ及び各圧力センサから送られる情報を利用し、圧縮機５０２、絞り装置５０６、第１送風機５０５、第２送風機５０８、及び、流路切替装置５０３等の各アクチュエーターを制御する。
　制御装置５５０に含まれる各機能部は、専用のハードウェア、又は、メモリに格納されるプログラムを実行するＭＰＵ（Ｍｉｃｒｏ　Ｐｒｏｃｅｓｓｉｎｇ　Ｕｎｉｔ）で構成される。
　冷媒配管５１０は、第１延長配管５０７及び第２延長配管５０９を含んで構成されている。また、冷媒回路５０１に封入される冷媒は、Ｒ３２に比べ、標準大気圧下における飽和ガス温度の高い冷媒、または、この冷媒を主成分とした混合冷媒であるものとする。さらに、冷媒回路５０１に封入される冷媒は、低ＧＷＰで可燃性を有するＨＣ系自然冷媒、または、この冷媒を主成分とした混合冷媒であるとよい。このような冷媒は、Ｒ３２よりも、同一飽和ガス温度時の圧力が小さく、密度が小さく、循環量に対する冷媒圧力損失が大きく、ｋＷで表される同一能力における冷媒圧力損失が大きく、性能低下影響が大きいものである。能力は、循環量×冷凍効果で表される。冷凍効果はエンタルピ差のことを意味している。実際は、冷凍効果も冷媒によって変化するが、Ｒ３２は冷凍効果が大きいため、循環量が小さくなる。
　冷媒回路５０１に封入される冷媒としては、Ｒ１２３４ｙｆ又はＲ１２３４ｚｅなどのＧＷＰ値が１０以下の冷媒等がある。これらの標準大気圧下における飽和ガス温度は－２９℃、－１９℃であり、Ｒ３２の－５２℃に比べて高い特性を有している。また、冷媒回路５０１に封入される冷媒としては、Ｒ４５４Ａ、Ｒ４５４Ｃ又はＲ４５５Ａのような、Ｒ１２３４ｙｆ又はＲ１２３４ｚｅとＲ３２の混合冷媒等がある。さらに、冷媒回路５０１に封入される冷媒としては、Ｒ４４８Ａ又はＲ４６３Ａのような、上記混合冷媒に更にＲ１３４ａ等を加えた混合冷媒等がある。またさらに、冷媒回路５０１に封入される冷媒としては、単体では、Ｒ３２よりも標準大気圧下における飽和ガス温度の低い冷媒、例えばＲ１１２３又は二酸化炭素を含んだ冷媒等がある。これらの冷媒も、標準大気圧下における飽和ガス温度がＲ３２よりも低ければ、Ｒ３２に比べ、同一能力における冷媒圧力損失が大きく、性能低下影響が大きいため、性能低下に対する課題が発生しやすい。また、圧縮機５０２の摺動部を潤滑する潤滑油としては、エーテル結合を有するポリアルキレングリコール系のＰＡＧまたはエステル結合を有するポリオールエステル系のＰＯＥ等を使用する。
＜冷凍サイクル装置５００Ａの動作＞
　冷凍サイクル装置５００Ａの動作について冷媒の流れとともに説明する。冷凍サイクル装置５００Ａは、負荷側からの指示に基づいて、第１熱交換器５０４を凝縮器又は蒸発器として機能さえる運転が可能になっている。なお、各アクチュエーターの動作は、制御装置５５０により制御される。最初に第１熱交換器５０４を凝縮器として機能させる場合の冷凍サイクル装置５００Ａの動作について説明し、次に第１熱交換器５０４を蒸発器として機能させる場合の冷凍サイクル装置５００Ａの動作について説明する。
（実線矢印で示す冷媒の流れの際の動作）
　低温低圧の冷媒が圧縮機５０２によって圧縮され、高温高圧のガス冷媒となって圧縮機５０２から吐出される。圧縮機５０２から吐出された高温高圧のガス冷媒は、流路切替装置５０３を通過した後に第１熱交換器５０４に流入する。第１熱交換器５０４に流入した冷媒は、第１送風機５０５から供給される空気と熱交換される。このとき冷媒は凝縮されて高圧液冷媒となって第１熱交換器５０４から流出する。また、空気は加熱される。
　第１熱交換器５０４から流出した高圧液冷媒は、その後、絞り装置５０６によって低圧低乾き度の気液二相冷媒となる。この気液二相冷媒は、第１延長配管５０７を通過した後、第１領域２０１内の第１流路１００ａを通過し、その後、第２熱交換器液口１１より第２熱交換器１０へ流入する。第２熱交換器１０は、蒸発器として機能する。すなわち、第２熱交換器１０に流入した低圧低乾き度の気液二相冷媒は、第２送風機５０８により供給される空気と熱交換して蒸発し、低圧高乾き度の気液二相冷媒又はガス単相冷媒となる。
　この低圧高乾き度の気液二相冷媒又はガス単相冷媒は、第２熱交換器ガス口１２より第２熱交換器１０から流出する。第２熱交換器１０から流出した低圧高乾き度の気液二相冷媒又はガス単相冷媒は、第２領域２０２内の第２流路１００ｂを通過し、第２延長配管５０９を通過した後、流路切替装置５０３へ流入し、圧縮機５０２の吸入側へ移動し、再度加圧吐出される。
（破線矢印で示す冷媒の流れの際の動作）
　低温低圧の冷媒が圧縮機５０２によって圧縮され、高温高圧のガス冷媒となって圧縮機５０２から吐出される。圧縮機５０２から吐出された高温高圧のガス冷媒は、流路切替装置５０３を通過した後に、第２延長配管５０９を流れ、第２領域２０２内の第２流路１００ｂを通過し、その後、第２熱交換器液口１１より第２熱交換器１０へ流入する。第２熱交換器１０に流入した冷媒は、第２送風機５０８から供給される空気と熱交換される。このとき冷媒は凝縮されて高圧液冷媒となって第２熱交換器液口１１より第２熱交換器１０から流出する。また、空気は加熱される。
　第２熱交換器１０から流出した高圧液冷媒は、第１領域２０１内の第１流路１００ａを通過し、その後、第１延長配管５０７を流れ、絞り装置５０６によって低圧低乾き度の気液二相冷媒となる。この気液二相冷媒は、第１熱交換器５０４へ流入する。第１熱交換器５０４は、蒸発器として機能する。すなわち、第１熱交換器５０４に流入した低圧低乾き度の気液二相冷媒は、第１送風機５０５により供給される空気と熱交換して蒸発し、低圧高乾き度の気液二相冷媒又はガス単相冷媒となる。
　この低圧高乾き度の気液二相冷媒又はガス単相冷媒は、第１熱交換器５０４から流出する。第１熱交換器５０４から流出した低圧高乾き度の気液二相冷媒又はガス単相冷媒は、流路切替装置５０３へ流入し、圧縮機５０２の吸入側へ移動し、再度加圧吐出される。
＜内部熱交換器１００の構成例＞
　図２～図６は、冷凍サイクル装置５００Ａが備える内部熱交換器１００の構成例を概略的に示す構成図である。図２～図６に基づいて、内部熱交換器１００の構成例について説明する。内部熱交換器１００は、冷媒－冷媒熱交換器であり、図２～図６に示す熱交換器で構成することができる。図２及び図３に示す内部熱交換器１００を内部熱交換器１００－１として図示し、図４及び図５に示す内部熱交換器１００を内部熱交換器１００－２として図示し、図６に示す内部熱交換器１００を内部熱交換器１００－３として図示している。
　図２は、二重管熱交換器で構成した内部熱交換器１００－１の構成を概略的に透視して示す斜視図である。図３は、内部熱交換器１００－１の流路を概略的に示す流路断面である。図４は、二重管熱交換器で構成した内部熱交換器１００－２との構成を概略的に透視して示す斜視図である。図５は、内部熱交換器１００－２の流路を概略的に示す流路断面図である。図６は、プレート式熱交換器で構成した内部熱交換器１００－３の構成を概略的に示す斜視図である。なお、内部熱交換器１００－２は、内部熱交換器１００－１とは異なるタイプの二重管熱交換器である。
　図２及び図３に示すように、内部熱交換器１００－１は、内管３０１と、内管３０１の外側に設けられた外管３０２と、を有している。したがって、内部熱交換器１００－１では、内管３０１を流れる流体Ａと、外管３０２を流れる流体Ｂとが熱交換することになる。なお、内管３０１及び外管３０２のそれぞれの管内には、伝熱を促進するための溝又は突起等を形成してもよい。
　図４及び図５に示すように、内部熱交換器１００－２は、内管３０１と、内管３０１の外側に螺旋条に設けられたねじれ管３０３と、を有している。したがって、内部熱交換器１００－２では、内管３０１を流れる流体Ａと、ねじれ管３０３を流れる流体Ｂとが熱交換することになる。なお、内管３０１及びねじれ管３０３のそれぞれの管内には、伝熱を促進するための溝又は突起等を形成してもよい。
　図６に示すように、内部熱交換器１００－３は、複数の伝熱プレート３１０を積層させて構成されている。伝熱プレート３１０には波形の凹凸が複数列形成されているため、伝熱プレート３１０を積層することで実線矢印で表した流路と破線矢印で表した流路とが形成されることになる。
　図７は、冷媒の特性を示したグラフである。図８は、一般的な伝熱管内熱伝達率と冷媒乾き度との関係を示したグラフである。図９は、一般的な伝熱管内圧力損失と冷媒乾き度との関係を示すグラフである。図７～図９に基づいて、Ｒ２９０の特性について説明する。図７では、縦軸が理論ＣＯＰを示し、横軸がＳＨを示している。また、線ＡがＲ２９０の特性を示し、線ＢがＲ３２の特性を示し、線ＣがＲ４１０Ａの特性を示している。図８では、縦軸が熱交換器凝縮性能及び管内蒸発熱伝達率を示し、横軸が乾き度を示している。図９では、縦軸が対Ｒ３２ガス冷媒圧損比を示し、横軸が乾き度を示している。
　上述したように、冷凍サイクル装置５００Ａでは、低ＧＷＰで可燃性を有するＨＣ系自然冷媒、または、この冷媒を主成分とした混合冷媒を冷媒回路５０１に封入している。
　それに対し、Ｒ３２を冷媒として用いた冷媒回路では、Ｒ３２の物性上の特性から吐出温度が上昇しやすいため、一般的に、圧縮機の吸入ＳＨを０～２程度で運転し、吐出温度の上昇を抑制するようにしている。こうすることにより、吐出温度を上限値（１００℃～１２０℃）以下になるよう運転し、圧縮機の故障を防いでいる。
　同一圧縮機効率時のＲ３２冷媒の吸入のＳＨ１℃当り吐出温度上昇分は１．１３℃／℃に対し、Ｒ２９０冷媒では０．９５℃／℃である。つまり、Ｒ２９０冷媒は、吐出温度上昇がＲ３２冷媒に比べ小さい。そのため、Ｒ２９０冷媒を用いれば、ＳＨを拡大することが可能である。
　また、図７に示すように、Ｒ３２及びＲ４１０ＡはＳＨの拡大と共に理論ＣＯＰが低下するが、Ｒ２９０はＳＨを拡大しても理論ＣＯＰが増加する。これは、Ｒ２９０の特性によるものである。Ｒ２９０はＲ３２に比べ１．２倍の蒸発潜熱を持ち、かつＳＨの拡大に対する蒸発器の出入口エンタルピ差を示す冷凍効果も大きい。同一ＳＨでは、ある能力に必要な冷媒循環量がＲ２９０はＲ３２に比べ０．８倍であり、ＳＨ拡大時の冷凍効果も大きくなる。そのため、Ｒ２９０は、ＳＨを拡大しても、冷媒循環量の低下率を冷凍効果の拡大で補えることから能力が低下し難い。
　また、冷媒循環量の低下により、圧縮機の仕事が減り入力が低減する。このため、ＳＨを拡大すると、Ｒ３２及びＲ４１０Ａの理論ＣＯＰは低下するが、Ｒ２９０の理論ＣＯＰは増加する。一方で、蒸発器の出口にてＳＨを確保する場合、熱交換器管内でドライアウトが発生し熱伝達率が低下する。図３に示すように、従来使用されている内径５～８ｍｍ程度の伝熱管の場合、冷媒の乾き度が０．９程度で熱伝達率のピークを迎え、以降の高乾き度では、熱伝達率が低下する。
　また、一般的に、管内の圧力損失の影響を低減するため、複数の流路、いわゆるパスに冷媒を分配して熱交換させることがある。しかしながら、冷媒分配量と、各パスでの熱交換負荷とが一致しない場合、冷媒乾き度の偏りが発生し、熱交換器出口においてＳＨを確保できない。そのために、熱交換器内に、ドライアウト以降、もしくはガス単相の冷媒が多く分布することになってしまい、熱交換器性能の低下が懸念される。
　また、気液二相冷媒のままで熱交換器の管内を通過させた場合、熱交換器性能は確保できるため、同様の熱交換量でも蒸発器圧力を高い状態に保つことが可能である。しかしながら、室内熱交換器を通過した後に位置する第２延長配管においても気液二相冷媒のまま通過することなる。図９に示すように、従来使用されている内径５～８ｍｍ程度の伝熱管の場合、冷媒の乾き度が０．８～９程度で圧力損失のピークを迎える。また、液とガスの密度比、粘性比の関係上、Ｒ２９０を使用する場合には、従来使用しているＲ４１０Ａ及びＲ３２に比べ、ガス単相比の圧力損失が大きくなりやすい。そのため、気液二相冷媒のまま第２延長配管を通過すると、圧力損失の影響を大きく受け、性能が低下する。
　ここで、冷凍サイクル装置５００Ａでは、内部熱交換器１００を設けることで、第２熱交換器１０では熱交換器性能を発揮しやすい気液二相の状態で冷媒を通過させることが可能になる。したがって、冷凍サイクル装置５００Ａによれば、過熱ガス状態の冷媒が第２熱交換器１０を通過することがないので、第２熱交換器１０の熱交換性能の向上が可能となる。また、第２熱交換器１０の入口冷媒は内部熱交換器１００により凝縮するため、より低乾き度の液相状態に近い状態で第２熱交換器１０に流入することとなり、気液二相冷媒として偏りが生じにくくなり、分配調整しやすくなる。
　加えて、内部熱交換器１００において気液二相冷媒を加熱することでより高乾き度の冷媒またはガス単相冷媒に相変化させることができ、第２延長配管５０９よりも下流側の圧力損失を低減することが可能となる。したがって、冷凍サイクル装置５００Ａによれば、第２延長配管５０９の圧力損失を低減することができるので、第２延長配管５０９の圧力損失を低減しつつＲ３２又はＲ４１０Ａと同様の能力を発揮することが可能となる。
　さらに、第２延長配管５０９の冷媒状態を高乾き度の冷媒またはガス単相冷媒に近づけることで、冷媒密度が低下し、封入冷媒量の削減にも寄与することになる。
　以上のように、冷凍サイクル装置５００Ａによれば、Ｒ２９０等のＨＣ系冷媒を用いても熱交換器性能の低下を抑制しながら、圧力損失を低下させることで冷凍サイクル性能を確保しつつ、冷媒量を減らすことが可能になる。
　なお、Ｒ２９０冷媒を例に説明したが、Ｒ１２７０冷媒等の他のＨＣ系冷媒であれば同様の効果が得られる。
（その他の構成と効果）
　図１０は、等価直径が１ｍｍ程度の扁平多孔管内熱伝達率と冷媒乾き度との関係を示すグラフである。図１１は、冷凍サイクル装置５００Ａが備える第２熱交換器１０を冷媒の流れ方向から見た状態を概略的に示す概略構成図である。図１０及び図１１に基づいて、冷凍サイクル装置５００Ａのその他の構成と効果について説明する。ここでは、第２熱交換器１０の伝熱管に扁平多孔管を用いた場合の構成について説明する。つまり、第２熱交換器１０は、図１１に示すように、冷媒が導通する扁平多孔管１０ｂと、扁平多孔管１０ｂに取り付けられるフィン１０ａと、を備えたフィンアンドチューブ型熱交換器として構成されている。扁平多孔管１０ｂには、複数の孔１０ｃが形成されている。
　図１０に示すように、従来使用されている内径５～８ｍｍ程度の伝熱管に比べ、冷媒の乾き度が低乾き度にて熱伝達率のピークを迎え、以降の高乾き度では、熱伝達率が低下する。つまり、熱交換器出口条件が高乾き度となる場合に、熱交換器性能がより低下しやすい。そのため、内部熱交換器１００による熱交換器性能向上効果をより発揮することができる。また、伝熱管内容積を低減することができ、可燃性であるＲ２９０の冷媒量を減らせるため、冷凍サイクル装置５００Ａの安全性が高いものになる。
実施の形態２．
　図１２は、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置５００Ｂの冷媒回路構成の一例を概略的に示す概略構成図である。図１３は、冷凍サイクル装置５００Ｂの冷媒状態の遷移を示すモリエル線図である。図１４は、比較例としての絞り機構１１０を設けていない冷凍サイクル装置の冷媒状態の遷移を示すモリエル線図である。図１２～図１４を参照して冷凍サイクル装置５００Ｂ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５００Ｂは、内部熱交換器１００と第２熱交換器１０の第２熱交換器液口１１との間に絞り機構１１０を設けた点で、冷凍サイクル装置５００Ａと相違している。絞り機構１１０は、例えば冷媒配管、キャピラリーチューブ、又は、膨張弁等で構成することができる。
　図１３及び図１４から、以下のことが理解できる。つまり、絞り機構１１０に対して絞り装置５０６の絞り値を調整することで、冷凍サイクル装置５００Ａと同様の第２熱交換器液口１１の圧力を確保しつつも、内部熱交換器１００に流入する高温側の冷媒温度、いわゆる飽和温度を上げられる。そのため、内部熱交換器１００での熱交換量を増加させることが可能となり、内部熱交換器１００による熱交換器性能向上効果をより発揮することができる。
（その他の構成と効果）
　冷凍サイクル装置５００Ｂのその他の構成と効果について説明する。第２熱交換器１０が蒸発器として運転する条件において、第２熱交換器１０の熱交換領域、第２熱交換器１０の第２熱交換器ガス口１２、及び、第２延長配管５０９の上流側にそれぞれ温度センサを設けてもよい。つまり、図１２に示すように、温度センサ１５ａを第２熱交換器１０の熱交換領域に設け、温度センサ１５ｂを第２熱交換器１０の第２熱交換器ガス口１２に設け、温度センサ１５ｃを延長配管５０９に設ける。温度センサ１５ａ、温度センサ１５ｂ及び温度センサ１５ｃは制御装置５５０に電気的に接続されており、測定した温度情報が制御装置５５０に送られる。
　複数の温度センサを設置すれば、冷凍サイクル装置５００Ｂでは、第２熱交換器１０が蒸発器として運転する際に、設置した温度センサでの測定温度を確認しながらの運転が可能とする。つまり、第２熱交換器ガス口１２での冷媒の状態が二相状態であるかどうか、かつ第２延長配管５０９での冷媒が過熱ガス状態であるかどうかを確認しながら、冷凍サイクル装置５００Ｂを運転することが可能になる。
実施の形態３．
　図１５は、本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置５００Ｃの冷媒回路構成の一例を概略的に示す概略構成図である。図１５を参照して冷凍サイクル装置５００Ｃについて説明する。
　なお、実施の形態３では実施の形態１及び実施の形態２との相違点を中心に説明し、実施の形態１及び実施の形態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。
　冷凍サイクル装置５００Ｃは、第２熱交換器１０の第２熱交換器液口１１と第１延長配管５０７とを内部熱交換器１００を経由させずに接続するバイパス機構１２０を設けた点で、冷凍サイクル装置５００Ａ及び冷凍サイクル装置５００Ｂと相違している。つまり、冷凍サイクル装置５００Ｃでは、第２熱交換器１０が凝縮器として運転する条件において、冷媒を、第２熱交換器１０から内部熱交換器１００を流通せずに、第１延長配管５０７に流通することが可能になる。
　具体的には、バイパス機構１２０は、バイパス配管１２１と、第１逆止弁１２２と、第２逆止弁１２３と、で構成されている。バイパス配管１２１は、第２熱交換器１０の第２熱交換器液口１１と第１延長配管５０７とを接続し、第２熱交換器１０から流出した冷媒を内部熱交換器１００を経由させずに絞り装置５０６に導くものである。第１逆止弁１２２は、バイパス配管１２１に設けられ、第２熱交換器１０が蒸発器として運転する際には冷媒を流通させず、第２熱交換器１０が凝縮器として運転する際に冷媒を流通させるものである。第２逆止弁１２３は、内部熱交換器１００の第１流路１００ａ側で出口と第２熱交換器１０の第２熱交換器液口１１との間に設けられ、第２熱交換器１０から内部熱交換器１００側に冷媒を流通させず、逆方向には冷媒を流通させるものである。
　冷凍サイクル装置５００Ｃは、バイパス機構１２０を設けているので、第２熱交換器１０が凝縮器として運転する際には、内部熱交換器１００において熱交換を行わないようにできる。そのため、冷凍サイクル装置５００Ｃによれば、凝縮能力の低下を抑制することができ、冷暖どちらの運転モードにおいても高い省エネ性能を発揮することができる。
　以上、本発明を実施の形態を３つに分けて説明したが、具体的な構成は、説明した実施の形態に限られるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲で変更可能である。例えば、実施の形態２で説明した絞り機構１１０と、実施の形態３で説明したバイパス機構１２０と、の双方を設けて冷凍サイクル装置を構成してもよい。
　１０　第２熱交換器、１０ａ　フィン、１０ｂ　扁平多孔管、１０ｃ　孔、１１　第２熱交換器液口、１２　第２熱交換器ガス口、１５ａ　温度センサ、１５ｂ　温度センサ、１５ｃ　温度センサ、１００　内部熱交換器、１００－１　内部熱交換器、１００－２　内部熱交換器、１００－３　内部熱交換器、１００ａ　第１流路、１００ｂ　第２流路、１１０　絞り機構、１２０　バイパス機構、１２１　バイパス配管、１２２　第１逆止弁、１２３　第２逆止弁、２０１　第１領域、２０２　第２領域、３０１　内管、３０２　外管、３０３　ねじれ管、３１０　伝熱プレート、５００Ａ　冷凍サイクル装置、５００Ｂ　冷凍サイクル装置、５００Ｃ　冷凍サイクル装置、５０１　冷媒回路、５０２　圧縮機、５０３　流路切替装置、５０４　第１熱交換器、５０５　第１送風機、５０６　絞り装置、５０７　第１延長配管、５０８　第２送風機、５０９　第２延長配管、５１０　冷媒配管、５５０　制御装置、Ａ　流体、Ｂ　流体。

Claims (7)

  1. 　圧縮機、流路切替装置、第１熱交換器、絞り装置、及び、第２熱交換器を配管接続した冷媒回路を備えた冷凍サイクル装置であって、
    　前記冷媒回路に循環させる冷媒として、Ｒ３２に比べ、標準大気圧下における飽和ガス温度の高い冷媒または該冷媒を主成分とする混合冷媒を用い、
    　前記第２熱交換器の冷媒流入口側を流れる冷媒と、前記第２熱交換器の冷媒流出口側を流れる冷媒と、で熱交換を行う内部熱交換器を設けた
    　冷凍サイクル装置。
  2. 　前記冷媒が可燃性を有している
    　請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記第２熱交換器は、
    　冷媒が導通する扁平多孔管と、
    　前記扁平多孔管に取り付けられるフィンと、を備えている
    　請求項１又は２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記第２熱交換器を蒸発器として機能させる運転時の冷媒の流れにおいて、
    　前記内部熱交換器と前記第２熱交換器の冷媒流入口との間に絞り機構を設けた
    　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熱交換器を凝縮器として機能させる運転時の冷媒の流れにおいて、前記第２熱交換器の冷媒出口側を流れる冷媒が前記内部熱交換器をバイパスするバイパス機構を設け、
    　前記バイパス機構は、
    　第２熱交換器の冷媒入口側と冷媒出口側とを接続するバイパス配管と、
    　前記バイパス配管に設けられた第１逆止弁と、
    　前記内部熱交換器の入口に設けられた第２逆止弁と、で構成される
    　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. 　前記第２熱交換器を蒸発器として機能させる運転時の冷媒の流れにおいて、
    　前記第２熱交換器の熱交換領域、前記第２熱交換器の冷媒流出口、及び、前記内部熱交換器と前記流路切替装置との間のそれぞれに設けた温度センサと、
    　前記温度センサと電気的に接続された制御装置と、を備え、
    　前記制御装置は、
    　前記温度センサから送られる温度情報に基づいて、前記第２熱交換器を蒸発器として機能させる運転を実行する
    　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. 　前記内部熱交換器は、
    　二重管熱交換器又はプレート式熱交換器で構成される
    　請求項１～６のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2023139758A1 (ja) * 2022-01-21 2023-07-27 三菱電機株式会社 空気調和装置

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN106642791A (zh) * 2016-12-28 2017-05-10 翁立波 一种容积式双工况多功能水风冷机组

Citations (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2001227822A (ja) 2000-02-17 2001-08-24 Mitsubishi Electric Corp 冷凍空調装置
JP2003194432A (ja) * 2001-10-19 2003-07-09 Matsushita Electric Ind Co Ltd 冷凍サイクル装置
FR2916835A1 (fr) * 2007-05-31 2008-12-05 Valeo Systemes Thermiques Module d'echange de chaleur pour un circuit de climatisation
JP2009250592A (ja) * 2008-04-11 2009-10-29 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
JP2009299909A (ja) * 2008-06-10 2009-12-24 Hitachi Appliances Inc 冷凍サイクル装置
JP2011043279A (ja) * 2009-08-20 2011-03-03 Mitsubishi Electric Corp 冷凍空調装置
JP2012112622A (ja) * 2010-11-26 2012-06-14 Mitsubishi Electric Corp 二元冷凍装置
JP2012132578A (ja) * 2010-12-20 2012-07-12 Panasonic Corp 冷凍サイクル装置
US20120199326A1 (en) * 2011-02-03 2012-08-09 Visteon Global Technologies, Inc. Internal heat exchanger
US20130139541A1 (en) * 2011-11-17 2013-06-06 GM Global Technology Operations LLC Heat exchanger for a motor vehicle air conditioning system
JP2017030724A (ja) * 2015-08-04 2017-02-09 株式会社デンソー ヒートポンプシステム
WO2017081424A1 (fr) * 2015-11-13 2017-05-18 Valeo Systemes Thermiques Circuit de conditionnement thermique et procede d'utilisation d'un tel circuit de conditionnement thermique

Family Cites Families (23)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3423954A (en) * 1967-11-13 1969-01-28 Westinghouse Electric Corp Refrigeration systems with accumulator means
US4030315A (en) * 1975-09-02 1977-06-21 Borg-Warner Corporation Reverse cycle heat pump
JPH05141811A (ja) 1991-11-22 1993-06-08 Nippondenso Co Ltd 熱交換装置
CN1135341C (zh) * 1994-05-30 2004-01-21 三菱电机株式会社 制冷循环系统
JP3407441B2 (ja) * 1994-12-20 2003-05-19 松下電器産業株式会社 除湿機
JP2001248922A (ja) * 1999-12-28 2001-09-14 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
JP4196774B2 (ja) * 2003-07-29 2008-12-17 株式会社デンソー 内部熱交換器
EP1589299A3 (en) * 2004-04-22 2007-11-21 Daewoo Electronics Corporation Heat pump and compressor discharge pressure controlling apparatus for the same
JP4670329B2 (ja) * 2004-11-29 2011-04-13 三菱電機株式会社 冷凍空調装置、冷凍空調装置の運転制御方法、冷凍空調装置の冷媒量制御方法
JP3948475B2 (ja) 2005-09-20 2007-07-25 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
JP2008008523A (ja) * 2006-06-28 2008-01-17 Hitachi Appliances Inc 冷凍サイクル及び温水器
KR100845847B1 (ko) * 2006-11-13 2008-07-14 엘지전자 주식회사 공기조화기의 제어방법
JP2008121980A (ja) * 2006-11-13 2008-05-29 Toshiba Corp 冷蔵庫
CN101668998B (zh) * 2007-02-02 2012-10-03 开利公司 增强式制冷系统
GB201002625D0 (en) * 2010-02-16 2010-03-31 Ineos Fluor Holdings Ltd Heat transfer compositions
KR101141510B1 (ko) * 2008-03-07 2012-05-24 알케마 인코포레이티드 클로로-３,３,３-트리플루오로프로펜을 갖는 안정한 배합 시스템
JP5991989B2 (ja) 2011-11-29 2016-09-14 三菱電機株式会社 冷凍空調装置
US20150096311A1 (en) * 2012-05-18 2015-04-09 Modine Manufacturing Company Heat exchanger, and method for transferring heat
US9777950B2 (en) * 2014-04-01 2017-10-03 Lennox Industries Inc. Reversible heat pump with cycle enhancements
WO2016051493A1 (ja) * 2014-09-30 2016-04-07 三菱電機株式会社 冷凍サイクル装置
RU2722930C2 (ru) * 2014-11-17 2020-06-04 Кэрриер Корпорейшн Многоходовой микроканальный теплообменник с множественными изогнутыми пластинами
US20160223239A1 (en) * 2015-01-31 2016-08-04 Trane International Inc. Indoor Liquid/Suction Heat Exchanger
JP6520353B2 (ja) * 2015-04-27 2019-05-29 ダイキン工業株式会社 熱交換器及び空気調和機

Patent Citations (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2001227822A (ja) 2000-02-17 2001-08-24 Mitsubishi Electric Corp 冷凍空調装置
JP2003194432A (ja) * 2001-10-19 2003-07-09 Matsushita Electric Ind Co Ltd 冷凍サイクル装置
FR2916835A1 (fr) * 2007-05-31 2008-12-05 Valeo Systemes Thermiques Module d'echange de chaleur pour un circuit de climatisation
JP2009250592A (ja) * 2008-04-11 2009-10-29 Daikin Ind Ltd 冷凍装置
JP2009299909A (ja) * 2008-06-10 2009-12-24 Hitachi Appliances Inc 冷凍サイクル装置
JP2011043279A (ja) * 2009-08-20 2011-03-03 Mitsubishi Electric Corp 冷凍空調装置
JP2012112622A (ja) * 2010-11-26 2012-06-14 Mitsubishi Electric Corp 二元冷凍装置
JP2012132578A (ja) * 2010-12-20 2012-07-12 Panasonic Corp 冷凍サイクル装置
US20120199326A1 (en) * 2011-02-03 2012-08-09 Visteon Global Technologies, Inc. Internal heat exchanger
US20130139541A1 (en) * 2011-11-17 2013-06-06 GM Global Technology Operations LLC Heat exchanger for a motor vehicle air conditioning system
JP2017030724A (ja) * 2015-08-04 2017-02-09 株式会社デンソー ヒートポンプシステム
WO2017081424A1 (fr) * 2015-11-13 2017-05-18 Valeo Systemes Thermiques Circuit de conditionnement thermique et procede d'utilisation d'un tel circuit de conditionnement thermique

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3779326A4

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2023139758A1 (ja) * 2022-01-21 2023-07-27 三菱電機株式会社 空気調和装置

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