WO2020144764A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2020144764A1
WO2020144764A1 PCT/JP2019/000356 JP2019000356W WO2020144764A1 WO 2020144764 A1 WO2020144764 A1 WO 2020144764A1 JP 2019000356 W JP2019000356 W JP 2019000356W WO 2020144764 A1 WO2020144764 A1 WO 2020144764A1
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refrigerant
heat exchanger
internal heat
refrigeration cycle
inner pipe
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PCT/JP2019/000356
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English (en)
French (fr)
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健太 村田
伊東　大輔
拓未 西山
幹 佐藤
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三菱電機株式会社
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    • F28D2021/0068—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for for refrigerant cycles

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle device.
  • R32 refrigerant and R410A refrigerant have been used as refrigerants for refrigeration cycle devices.
  • a refrigeration cycle device that uses R290 (propane) refrigerant having a smaller global warming potential (GWP) than R32 refrigerant and R410A refrigerant in a refrigerant circuit is known.
  • GWP global warming potential
  • a refrigeration cycle apparatus including an internal heat exchanger for improving cooling capacity is known.
  • Patent Document 1 Japanese Unexamined Patent Application Publication No. 2008-164245 (Patent Document 1) describes a refrigeration cycle apparatus that uses propane as a refrigerant in a refrigerant circuit and includes an internal heat exchanger.
  • the refrigeration cycle apparatus described in this publication includes a compressor, a condenser, a heat exchanger, and an evaporator.
  • This heat exchanger corresponds to the internal heat exchanger.
  • This internal heat exchanger has an inner pipe and an outer pipe into which the inner pipe is inserted.
  • the refrigerant sent from the compressor to the internal heat exchanger through the condenser is sent to the evaporator through the inner pipe in the heat exchanger.
  • the refrigerant sent to the evaporator returns to the compressor through the outer pipe in the internal heat exchanger.
  • heat is exchanged between the refrigerant flowing through the inner pipe and the refrigerant flowing through the outer pipe.
  • the present invention has been made in view of the above problems, and an object thereof is to use a refrigerant having a small global warming potential, which can improve the coefficient of performance of a refrigeration cycle device and the amount of refrigerant in an internal heat exchanger. It is to provide a refrigeration cycle device that can reduce
  • the refrigeration cycle device of the present invention includes a refrigerant circuit and a refrigerant.
  • the refrigerant circuit has a compressor, a condenser, an expansion valve, an evaporator and an internal heat exchanger.
  • the refrigerant flows through the refrigerant circuit in the order of the compressor, the condenser, the internal heat exchanger, the expansion valve, the evaporator, and the internal heat exchanger.
  • the refrigerant is a hydrocarbon refrigerant.
  • the internal heat exchanger has an inner pipe connected to the condenser and the expansion valve, and an outer pipe into which the inner pipe is inserted and which is connected to the evaporator and the compressor.
  • the internal heat exchanger is configured to exchange heat between the refrigerant flowing from the condenser to the expansion valve in the inner pipe and the refrigerant flowing from the evaporator to the compressor in the outer pipe to flow outside the inner pipe.
  • the refrigerant flowing outside the inner pipe in the outer pipe is all gas.
  • the refrigerant is a hydrocarbon refrigerant, and the refrigerant flowing outside the inner pipe in the outer pipe of the internal heat exchanger is all gas. Therefore, a refrigerant having a small global warming potential can be used. In addition, the coefficient of performance of the refrigeration cycle apparatus can be improved. Furthermore, the amount of refrigerant in the internal heat exchanger can be reduced.
  • FIG. 3 is a sectional view taken along line III-III in FIG. 2.
  • 6 is a graph showing the relationship between the intake SH of R290 refrigerant and R32 refrigerant and the theoretical COP.
  • 5 is a cross-sectional view schematically showing a refrigerant flow state in the internal heat exchanger of Comparative Example 1.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view schematically showing a refrigerant flow state in an internal heat exchanger of Comparative Example 2.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view schematically showing a refrigerant flow state in the internal heat exchanger of the refrigeration cycle device according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 8 is a partial cross-sectional view taken along the line VIII-VIII of FIG. 7. It is sectional drawing which shows roughly the flow state of the refrigerant
  • FIG. 10 is a partial sectional view taken along line XX of FIG. 9.
  • Embodiment 1 The configuration of the refrigeration cycle apparatus 1 according to Embodiment 1 of the present invention will be described with reference to FIG. 1 is a configuration diagram showing a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the refrigeration cycle device according to Embodiment 1 of the present invention is, for example, an air conditioner.
  • a refrigeration cycle apparatus 1 according to Embodiment 1 of the present invention includes a refrigerant circuit 2, a control device 3, a condenser fan 10, an evaporator fan 11, and a refrigerant. There is.
  • the refrigerant circuit 2 has a compressor 4, a condenser 5, an expansion valve 6, an evaporator 7 and an internal heat exchanger 8.
  • the compressor 4, the condenser 5, the expansion valve 6, the evaporator 7, and the internal heat exchanger 8 are connected by a pipe 9. In this way, the refrigerant circuit 2 is configured.
  • the refrigerant circuit 2 is configured to be able to circulate the refrigerant.
  • the refrigerant circuit 2 is configured to perform a refrigeration cycle in which the refrigerant circulates in the order of the compressor 4, the condenser 5, the internal heat exchanger 8, the expansion valve 6, the evaporator 7, and the internal heat exchanger 8 in order. Has been done.
  • the refrigerant flows through the refrigerant circuit 2 in the order of the compressor 4, the condenser 5, the internal heat exchanger 8, the expansion valve 6, the evaporator 7, and the internal heat exchanger 8.
  • the coefficient of performance of the refrigerant increases as the suction superheat degree (suction SH) of the compressor 4 increases.
  • the refrigerant is, for example, a hydrocarbon refrigerant (HC refrigerant).
  • the refrigerant is, for example, propane (R290), isobutane (R600a), pentane (R601), butane (R600), ethane (R170), propylene (R1270).
  • the control device 3 is configured to control the refrigerant circuit 2.
  • the control device 3 is configured to perform calculations, instructions and the like to control each means, equipment and the like of the refrigeration cycle device 1.
  • the control device 3 is electrically connected to the compressor 4, the expansion valve 6, the condenser fan 10, the evaporator fan 11, and the like, and is configured to control these operations.
  • the compressor 4 is configured to compress the inhaled gaseous refrigerant and discharge it.
  • the compressor 4 has a variable capacity.
  • the compressor 4 is configured to change its capacity by changing the frequency by changing the frequency based on an instruction from the control device 3.
  • the compressor 4 uses refrigerating machine oil (lubricating oil).
  • the refrigerator oil is, for example, a polyalkylene glycol (PAG) oil having an ether bond, a polyol ester (POE) oil having an ester bond, or the like.
  • the condenser 5 is configured to condense the refrigerant compressed by the compressor 4.
  • the condenser 5 is connected to the compressor 4 and the internal heat exchanger 8.
  • the condenser 5 has a heat transfer tube through which the refrigerant flows.
  • the condenser 5 is, for example, a fin-and-tube heat exchanger having a plurality of fins and a heat transfer tube that is a circular tube or a flat tube that penetrates the plurality of fins.
  • the expansion valve 6 is configured to expand the liquid refrigerant condensed by the condenser 5 to reduce the pressure.
  • the liquid refrigerant condensed by the condenser 5 is expanded and decompressed by the expansion valve 6, so that the refrigerant at the outlet of the expansion valve 6 becomes a gas-liquid two-phase state.
  • the expansion valve 6 is connected to the condenser 5 and the evaporator 7.
  • the expansion valve 6 is, for example, an electric expansion valve capable of adjusting the flow rate of the refrigerant based on an instruction from the control device 3.
  • the amount of refrigerant passing through the expansion valve 6 is adjusted by adjusting the opening degree of the expansion valve 6.
  • the evaporator 7 is configured to evaporate the refrigerant decompressed by the expansion valve 6.
  • the evaporator 7 is connected to the expansion valve 6 and the internal heat exchanger 8.
  • the evaporator 7 has a heat transfer tube through which the refrigerant flows.
  • the evaporator 7 is, for example, a fin-and-tube heat exchanger having a plurality of fins and a heat transfer tube that is a circular tube or a flat tube that penetrates the plurality of fins.
  • the internal heat exchanger 8 is configured to exchange heat between the refrigerant on the outlet side of the condenser 5 and the refrigerant on the outlet side of the evaporator 7. In the internal heat exchanger 8, heat exchange is performed between the refrigerant condensed in the condenser 5 and the refrigerant evaporated in the evaporator 7.
  • the pipe 9 connects the compressor 4, the condenser 5, the expansion valve 6, the evaporator 7 and the internal heat exchanger 8.
  • the pipe 9 constitutes a gas side refrigerant passage and a liquid side refrigerant passage.
  • the pipe 9 includes a first pipe portion 9a, a second pipe portion 9b, a third pipe portion 9c, and a fourth pipe portion 9d.
  • the first piping section 9a is connected to the condenser 5 and the internal heat exchanger 8.
  • the second piping portion 9b is connected to the internal heat exchanger 8 and the expansion valve 6.
  • the third pipe portion 9c is connected to the evaporator 7 and the internal heat exchanger 8.
  • the fourth pipe portion 9d is connected to the internal heat exchanger 8 and the compressor 4.
  • the condenser fan 10 In cooling, the condenser fan 10 is provided in an outdoor unit (not shown).
  • the condenser fan 10 is configured to forcibly send outdoor air to the condenser 5.
  • the condenser fan 10 is attached to the condenser 5 and is configured to supply air as a heat exchange fluid to the condenser 5.
  • the condenser fan 10 adjusts the amount of air flowing around the condenser 5 by adjusting the number of revolutions of the condenser fan 10 based on an instruction from the control device 3 to adjust the amount of air flowing between the air and the refrigerant. It is configured to adjust the amount of heat exchange.
  • the evaporator fan 11 is provided in an indoor unit (not shown).
  • the evaporator fan 11 is configured to forcibly send indoor air to the evaporator 7.
  • the evaporator fan 11 is attached to the evaporator 7, and is configured to supply air as a heat exchange fluid to the evaporator 7.
  • the evaporator fan 11 adjusts the amount of air flowing around the evaporator 7 by adjusting the number of rotations of the evaporator fan 11 based on an instruction from the control device 3, so that the air between the air and the refrigerant is adjusted. It is configured to adjust the amount of heat exchange.
  • the internal heat exchanger 8 is a double-tube heat exchanger.
  • the internal heat exchanger 8 has an inner pipe 8a and an outer pipe 8b.
  • the inner pipe 8a has a tubular shape.
  • the outer tube 8b has a tubular shape.
  • the inner pipe 8a is inserted into the outer pipe 8b. That is, the inner pipe 8a is arranged inside the outer pipe 8b.
  • a gap GP is provided between the outer peripheral surface of the inner pipe 8a and the inner peripheral surface of the outer pipe 8b. This gap GP may have a uniform dimension over the entire circumference in the outer peripheral direction of the inner pipe 8a.
  • the inner pipe 8a is connected to the condenser 5 and the expansion valve 6.
  • the inner pipe 8a is connected to the condenser 5 via the first pipe portion 9a, and is connected to the expansion valve 6 via the second pipe portion 9b.
  • the inner pipe 8a is configured so that the high-pressure side refrigerant flows.
  • the outer pipe 8b is connected to the evaporator 7 and the compressor 4.
  • the outer pipe 8b is connected to the evaporator 7 via a third pipe portion 9c, and is connected to the compressor 4 via a fourth pipe portion 9d.
  • the outer pipe 8b is configured so that the low-pressure side refrigerant flows.
  • the internal heat exchanger 8 supplies the refrigerant flowing from the condenser 5 to the expansion valve 6 in the inner pipe 8a and the refrigerant flowing from the evaporator 7 to the compressor 4 in the outer pipe 8b to the outside of the inner pipe 8a. It is configured to exchange heat.
  • the internal heat exchanger 8 is configured to exchange heat between the refrigerant flowing through the inner pipe 8a and the refrigerant flowing outside the inner pipe 8a inside the outer pipe 8b via the wall surface of the inner pipe 8a.
  • the internal heat exchanger 8 is configured to exchange heat between the refrigerant flowing through the inner pipe 8a and the refrigerant flowing through the gap GP via the wall surface of the inner pipe 8a.
  • the refrigerant flowing outside the inner pipe 8a inside the outer pipe 8b is all gas.
  • the refrigerant flowing through the gap GP is all gas. All the refrigerant flowing outside the inner pipe 8a in the outer pipe 8b is in a dry state.
  • the gaseous refrigerant compressed by the compressor 4 is discharged from the compressor 4 and sent to the condenser 5 through the pipe 9 serving as the gas side refrigerant passage.
  • the refrigerant is condensed by releasing heat from the refrigerant flowing through the heat transfer tube to the air.
  • the refrigerant is sent to the internal heat exchanger 8 through the first piping portion 9a serving as the liquid side refrigerant passage.
  • the refrigerant sent to the internal heat exchanger 8 through the first pipe portion 9a flows through the inner pipe 8a of the internal heat exchanger 8 and then sent to the expansion valve 6 through the second pipe portion 9b.
  • the liquid refrigerant is decompressed to become a gas-liquid two-phase refrigerant.
  • the refrigerant decompressed by the expansion valve 6 is sent to the evaporator 7 through the pipe 9 serving as the liquid side refrigerant passage. After that, the refrigerant takes in heat from the air in the evaporator 7 and evaporates, and then is sent to the internal heat exchanger 8 through the third pipe portion 9c serving as the gas side refrigerant passage.
  • the refrigerant sent to the internal heat exchanger 8 through the third pipe portion 9c flows through the outer pipe 8b of the internal heat exchanger 8 and then returns to the compressor 4 through the fourth pipe portion 9d.
  • the internal heat exchanger 8 heat is exchanged between the refrigerant on the outlet side of the condenser 5 (high-pressure side refrigerant) flowing through the inner tube 8a and the refrigerant on the outlet side of the evaporator 7 flowing through the outer tube 8b (low-pressure side refrigerant). Exchange will take place. Since the internal heat exchanger 8 can reduce the dryness of the refrigerant at the outlet of the evaporator 7, the heat transfer performance of the evaporator 7 is improved. This improves the coefficient of performance (COP) of the refrigeration cycle apparatus 1.
  • COP coefficient of performance
  • R290 refrigerant is used as an example of the refrigerant in the refrigeration cycle apparatus 1 according to the first embodiment of the present invention.
  • Comparative Example 1 is different from the refrigeration cycle apparatus 1 according to Embodiment 1 of the present invention in that the refrigerant is R32.
  • the R32 refrigerant has a larger global warming potential (GWP) than the R290 refrigerant.
  • Comparative Example 1 is different from the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1 of the present invention in that in the internal heat exchanger 8, the low pressure side refrigerant flows in the inner pipe 8a and the high pressure side refrigerant flows in the outer pipe 8b. ing. That is, in Comparative Example 1, in the internal heat exchanger 8, the inner pipe 8a is connected to the evaporator 7 and the compressor 4, and the outer pipe 8b is connected to the condenser 5 and the expansion valve 6.
  • FIG. 4 shows a theoretical coefficient of performance (hereinafter, referred to as “theoretical COP”) when R290 refrigerant and R32 refrigerant are used as the refrigerant of the refrigerant circuit 2, and the suction superheat degree (intake SH) of the compressor 4. It is a graph which shows the relationship with.
  • the coefficient of performance (COP) is the ratio of power consumption to the capacity of the refrigeration cycle apparatus 1.
  • the theoretical COP of the R32 refrigerant decreases as the suction superheat degree (suction SH) of the compressor 4 increases.
  • the theoretical COP of the R290 refrigerant improves as the suction superheat (SH) of the compressor 4 increases. This is because the R290 refrigerant and the R32 refrigerant have different characteristics. That is, the coefficient of performance of the R290 refrigerant is more significant when the suction superheat degree (suction SH) of the compressor 4 is increased as compared with the R32 refrigerant.
  • the refrigerant on the low pressure side is made wet in the internal heat exchanger 8 so that the suction superheat degree (suction SH) of the compressor 4 does not become larger than zero (0).
  • FIG. 5 is a cross-sectional view showing the flow state of the refrigerant inside the internal heat exchanger 8 in Comparative Example 1.
  • refrigerant R1 flowing through inner pipe 8a is a low pressure side refrigerant
  • refrigerant R2 flowing through outer pipe 8b is a high pressure side refrigerant.
  • the low-pressure side refrigerant R1 flowing through the inner pipe 8a is in a gas-liquid two-phase state.
  • the low-pressure-side refrigerant R1 flowing through the inner pipe 8a becomes an annular flow.
  • the gas refrigerant Ra flows in the central portion of the inner pipe 8a and the liquid refrigerant Rb flows in the outer portion along the wall surface of the inner pipe 8a. Since the liquid refrigerant Rb comes into contact with the wall surface of the inner pipe 8a serving as the heat transfer surface, the heat transfer performance is improved.
  • the refrigerant of Comparative Example 1 is the R32 refrigerant, the global warming potential is larger than that of the R290 refrigerant. Therefore, in Comparative Example 1, the global warming potential of the refrigerant cannot be reduced.
  • FIG. 6 is a cross-sectional view showing a flow state of the refrigerant inside the internal heat exchanger 8 in Comparative Example 2.
  • the refrigerant R1 flowing through the inner pipe 8a is a low-pressure side refrigerant
  • the refrigerant R2 flowing through the outer pipe 8b is a high-pressure side refrigerant. It is different from the refrigeration cycle apparatus 1 according to Embodiment 1 of the invention.
  • the refrigerant of Comparative Example 2 is propane (R290).
  • the superheat degree of the refrigerant at the outlet of the evaporator 7 becomes close to zero.
  • the superheat degree at the outlet of the internal heat exchanger 8 on the low pressure side, that is, at the inlet of the compressor 4 is zero or more.
  • the refrigerant at the low-pressure side inlet of the internal heat exchanger 8 becomes a gas.
  • the refrigerating machine oil 20 is likely to deposit on the inner surface of the wall surface of the inner pipe 8a.
  • the refrigerating machine oil 20 When the refrigerating machine oil 20 is deposited on the wall surface of the inner pipe 8a of the internal heat exchanger 8, the refrigerating machine oil 20 deposited on the wall surface of the inner tube 8a of the internal heat exchanger 8 becomes a thermal resistance, so that the transfer of the internal heat exchanger 8 is prevented. Thermal performance decreases.
  • FIG. 7 and FIG. 8 are sectional views showing the flow state of the refrigerant inside the internal heat exchanger 8 of the refrigeration cycle device 1 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • refrigerant R1 flowing through inner pipe 8a is a high-pressure-side refrigerant and outer pipe 8b is The flowing refrigerant R2 is a low pressure side refrigerant.
  • the heat transfer surface for heat exchange between the high pressure side refrigerant R1 flowing through the inner pipe 8a and the low pressure side refrigerant R2 flowing through the outer pipe 8b becomes the wall surface of the inner pipe 8a.
  • the low-pressure side refrigerant flowing through the outer pipe 8b has heat transfer with the air outside the outer pipe 8b.
  • the area of the wall surface on which the refrigerating machine oil 20 is deposited is increased as compared with Comparative Example 2. Therefore, the amount of refrigerating machine oil deposited on the wall surface of the inner pipe 8a serving as the heat transfer surface is reduced. Therefore, it is possible to prevent the heat transfer performance of the internal heat exchanger 8 from being lowered due to the heat resistance of the refrigerating machine oil deposited on the wall surface of the inner pipe 8a.
  • a propane (R290) refrigerant is used, the high-pressure side refrigerant is caused to flow through the inner pipe 8a of the internal heat exchanger 8, and the low pressure is caused at the outer pipe 8b. Side refrigerant is flowed. Further, the refrigerant at the low-pressure side inlet of the internal heat exchanger 8 becomes dry. That is, the degree of superheat of the refrigerant at the low pressure side inlet of the internal heat exchanger 8 becomes zero. As a result, in the internal heat exchanger 8, deterioration of heat transfer performance due to precipitation of refrigerating machine oil is suppressed. Therefore, the refrigeration cycle apparatus 1 can be operated with a good coefficient of performance.
  • the refrigerant is a hydrocarbon refrigerant (HC refrigerant)
  • a refrigerant having a low global warming potential (GWP) can be used.
  • GWP global warming potential
  • all the refrigerant flowing outside the inner pipe 8a is a gas. Therefore, the degree of superheat of the refrigerant at the inlet of the compressor 4 can be increased as compared with the case where the refrigerant flowing outside the inner pipe 8a inside the outer pipe 8b of the internal heat exchanger 8 contains the liquid refrigerant. Therefore, the coefficient of performance (COP) of the refrigeration cycle apparatus 1 can be improved.
  • COP coefficient of performance
  • the degree of superheat of the refrigerant at the outlet of the outer pipe 8b of the internal heat exchanger 8 is increased as compared with the case where the refrigerant flowing outside the inner pipe 8a inside the outer pipe 8b of the internal heat exchanger 8 contains a liquid refrigerant. can do. Therefore, the amount of refrigerant in the internal heat exchanger 8 can be reduced.
  • the refrigerant is the HC refrigerant. Therefore, the global warming potential (GWP) of the refrigerant can be reduced.
  • GWP global warming potential
  • the expansion valve 6 is an electric expansion valve capable of adjusting the flow rate of the refrigerant. Therefore, the flow rate of the refrigerant can be adjusted by the electric expansion valve.
  • Embodiment 2 The refrigeration cycle device 1 according to the second embodiment of the present invention has the same configuration, operation, and effect as the refrigeration cycle device 1 according to the first embodiment of the present invention described above, unless otherwise specified.
  • refrigeration cycle apparatus 1 according to Embodiment 2 of the present invention has a configuration of outer pipe 8b of internal heat exchanger 8 according to Embodiment 1 of the present invention. Is different from
  • the groove 30 is provided on the inner surface of the outer pipe 8b of the inner heat exchanger 8.
  • the groove 30 may be provided over the entire circumference of the inner surface of the outer pipe 8b of the inner heat exchanger 8.
  • the groove 30 may be configured in a sawtooth shape.
  • the groove 30 is not provided in the inner pipe 8a of the internal heat exchanger 8. That is, no groove is provided on the inner surface and outer surface of the inner pipe 8a of the internal heat exchanger 8.
  • the groove 30 is provided only in the outer pipe 8b of the internal heat exchanger 8, the portion of the internal heat exchanger 8 that does not contribute to heat transfer between the refrigerant flowing in the inner pipe 8a and the refrigerant flowing in the outer pipe 8b.
  • Refrigerating machine oil 20 easily deposits in a certain groove 30. As a result, deterioration of heat transfer performance due to refrigerating machine oil deposited on the wall surface of the inner pipe 8a can be suppressed more than in the first embodiment.
  • the groove 30 is provided on the inner surface of the outer pipe 8b of the inner heat exchanger 8. Since the groove 30 increases the heat transfer area of the outer pipe 8b, the refrigerating machine oil 20 is easily deposited in the groove 30. For this reason, it is possible to suppress a decrease in heat transfer performance due to refrigerating machine oil deposited on the wall surface of the inner pipe 8a.
  • the groove 30 has a sawtooth shape. Therefore, refrigerating machine oil is likely to be deposited on the sawtooth bottom.
  • 1 refrigeration cycle device 1 refrigeration cycle device, 2 refrigerant circuit, 3 control device, 4 compressor, 5 condenser, 6 expansion valve, 7 evaporator, 8 internal heat exchanger, 8a inner pipe, 8b outer pipe, 9 pipe, 10 condenser fan , 11 evaporator fans, 20 refrigerator oil, 30 grooves.

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Abstract

本発明の冷凍サイクル装置（１）は、冷媒回路（２）と、冷媒とを備えている。冷媒回路（２）は、圧縮機（４）、凝縮器（５）、膨張弁（６）、蒸発器（７）および内部熱交換器（８）を有する。冷媒は、炭化水素冷媒である。内部熱交換器（８）は、内管（８ａ）と、外管（８ｂ）とを有している。内部熱交換器（８）は、凝縮器（５）から膨張弁（６）に向けて内管（８ａ）内を流れる冷媒と、蒸発器（７）から圧縮機（４）に向けて外管（８ｂ）内において内管（８ａ）外を流れる冷媒とを熱交換させるように構成されている。外管（８ｂ）内において内管（８ａ）外を流れる冷媒は、全て気体である。

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、冷凍サイクル装置の冷媒として、Ｒ３２冷媒、Ｒ４１０Ａ冷媒が用いられている。地球温暖化への影響を小さくするために、地球温暖化係数（ＧＷＰ：Global　Warming　Potential）がＲ３２冷媒、Ｒ４１０Ａ冷媒よりも小さいＲ２９０（プロパン）冷媒を冷媒回路に用いた冷凍サイクル装置が知られている。また、冷房能力を向上させるための内部熱交換器を備えた冷凍サイクル装置が知られている。
　たとえば、特開２００８－１６４２４５号公報（特許文献１）には、冷媒としてプロパンを冷媒回路に用い、かつ内部熱交換器を備えた冷凍サイクル装置が記載されている。この公報に記載された冷凍サイクル装置は、圧縮機と、凝縮器と、熱交換器と、蒸発器とを備えている。この熱交換器は内部熱交換器に相当する。この内部熱交換器は、内管と、内管が挿入された外管とを有している。圧縮機から凝縮器を通って内部熱交換器に送られた冷媒は、熱交換器内の内管を通って蒸発器に送られる。蒸発器に送られた冷媒は、内部熱交換器内の外管を通って圧縮機に戻る。内部熱交換器内において内管を流れる冷媒と外管を流れる冷媒との間で熱交換が行われる。
特開２００８－１６４２４５号公報
　上記公報に記載された冷凍サイクル装置では、内部熱交換器の外管内において内管外を流れる冷媒が全てガス冷媒であることは記載されていない。内部熱交換器の外管内において内管外を流れる冷媒が液冷媒を含んでいる場合には、圧縮機入口における冷媒の過熱度を大きくすることは困難であるため、冷凍サイクル装置の能力に対する消費電力の比率である成績係数（ＣＯＰ：Coefficient　Of　Performance）を向上させることは困難である。また、内部熱交換器の外管内において内管外を流れる冷媒が液冷媒を含んでいる場合には、内部熱交換器の冷媒量を削減することは困難である。
　本発明は、上記課題に鑑みてなされたものであり、その目的は、地球温暖化係数が小さい冷媒を用いて、冷凍サイクル装置の成績係数を向上させることができるとともに内部熱交換器の冷媒量を削減することができる冷凍サイクル装置を提供することである。
　本発明の冷凍サイクル装置は、冷媒回路と、冷媒とを備えている。冷媒回路は、圧縮機、凝縮器、膨張弁、蒸発器および内部熱交換器を有する。冷媒は、冷媒回路を、圧縮機、凝縮器、内部熱交換器、膨張弁、蒸発器、内部熱交換器の順に流れる。冷媒は、炭化水素冷媒である。内部熱交換器は、凝縮器と膨張弁とに接続された内管と、内管が挿入され、かつ蒸発器と圧縮機とに接続された外管とを有している。内部熱交換器は、凝縮器から膨張弁に向けて内管内を流れる冷媒と、蒸発器から圧縮機に向けて外管内において内管外を流れる冷媒とを熱交換させるように構成されている。外管内において内管外を流れる冷媒は、全て気体である。
　本発明の冷凍サイクル装置によれば、冷媒は炭化水素冷媒であり、内部熱交換器の外管内において内管外を流れる冷媒は全て気体である。このため、地球温暖化係数の小さい冷媒を用いることができる。また、冷凍サイクル装置の成績係数を向上させることができる。さらに、内部熱交換器の冷媒量を削減することができる。
本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置を示す構成図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の内部熱交換器の構成を概略的に示す斜視図である。 図２のＩＩＩ－ＩＩＩ線に沿う断面図である。 Ｒ２９０冷媒およびＲ３２冷媒の吸入ＳＨと理論ＣＯＰとの関係を示すグラフである。 比較例１の内部熱交換器における冷媒の流動状態を概略的に示す断面図である。 比較例２の内部熱交換器における冷媒の流動状態を概略的に示す断面図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の内部熱交換器における冷媒の流動状態を概略的に示す断面図である。 図７のＶＩＩＩ－ＶＩＩＩ線に沿う部分断面図である。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の内部熱交換器における冷媒の流動状態を概略的に示す断面図である。 図９のＸ－Ｘ線に沿う部分断面図である。
　以下、本発明の実施の形態について図面を参照して説明する。なお、以下において、同一または相当部分には同一符号を付してその説明は原則として繰り返さない。
　実施の形態１．
　図１を参照して、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１の構成について説明する。図１は、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置を示す構成図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置は、たとえば、空気調和機である。図１に示されるように、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１は、冷媒回路２と、制御装置３と、凝縮器ファン１０と、蒸発器ファン１１と、冷媒とを備えている。
　冷媒回路２は、圧縮機４、凝縮器５、膨張弁６、蒸発器７および内部熱交換器８を有している。圧縮機４、凝縮器５、膨張弁６、蒸発器７および内部熱交換器８は、配管９によって接続されている。このようにして、冷媒回路２が構成されている。冷媒回路２は、冷媒を循環可能に構成されている。冷媒回路２は、圧縮機４、凝縮器５、内部熱交換器８、膨張弁６、蒸発器７、内部熱交換器８の順に冷媒が相変化しながら循環する冷凍サイクルが行われるように構成されている。
　冷媒は、冷媒回路２を、圧縮機４、凝縮器５、内部熱交換器８、膨張弁６、蒸発器７、内部熱交換器８の順に流れる。冷媒は、圧縮機４の吸入過熱度（吸入ＳＨ）が大きくなると成績係数が大きくなるものである。冷媒は、たとえば、炭化水素冷媒（ＨＣ冷媒）である。具体的には、冷媒は、たとえば、プロパン（Ｒ２９０）、イソブタン（Ｒ６００ａ）、ペンタン（Ｒ６０１）、ブタン（Ｒ６００）、エタン（Ｒ１７０）、プロピレン（Ｒ１２７０）である。
　制御装置３は、冷媒回路２を制御するように構成されている。制御装置３は、演算、指示等を行って冷凍サイクル装置１の各手段、機器等を制御するように構成されている。制御装置３は、圧縮機４、膨張弁６、凝縮器ファン１０、蒸発器ファン１１などに電気的に接続されており、これらの動作を制御するように構成されている。
　圧縮機４は、吸入したガス状の冷媒を圧縮して吐出するように構成されている。圧縮機４は、容量可変に構成されている。圧縮機４は、制御装置３からの指示に基づいて周波数が変更されることで回転数が調整されることにより容量が変化するように構成されている。圧縮機４では、冷凍機油（潤滑油）が用いられている。冷凍機油は、たとえば、エーテル結合を有するポリアルキレングリコール（ＰＡＧ）系の油、エステル結合を有するポリオールエステル（ＰＯＥ）系の油等である。
　凝縮器５は、圧縮機４により圧縮された冷媒を凝縮するように構成されている。凝縮器５は、圧縮機４と、内部熱交換器８とに接続されている。凝縮器５は、冷媒が流れる伝熱管を有している。凝縮器５は、たとえば、複数のフィンと、複数のフィンを貫通する円管または扁平管の伝熱管とを有するフィンアンドチューブ型熱交換器である。
　膨張弁６は、凝縮器５により凝縮された液状の冷媒を膨張させて減圧するように構成されている。凝縮器５により凝縮された液状の冷媒を膨張弁６で膨張させて減圧することにより、膨張弁６の出口では、冷媒の状態は気液二相状態になる。膨張弁６は、凝縮器５と、蒸発器７とに接続されている。膨張弁６は、たとえば、制御装置３からの指示に基づいて冷媒の流量を調整可能な電動膨張弁である。膨張弁６を通る冷媒の量は、膨張弁６の開度の調整により調整される。
　蒸発器７は、膨張弁６により減圧された冷媒を蒸発させるように構成されている。蒸発器７は、膨張弁６と、内部熱交換器８とに接続されている。蒸発器７は、冷媒が流れる伝熱管を有している。蒸発器７は、たとえば、複数のフィンと、複数のフィンを貫通する円管または扁平管の伝熱管とを有するフィンアンドチューブ型熱交換器である。
　内部熱交換器８は、凝縮器５の出口側の冷媒と、蒸発器７の出口側の冷媒とを熱交換させるように構成されている。内部熱交換器８では、凝縮器５で凝縮した冷媒と、蒸発器７で蒸発した冷媒との間で熱交換が行われる。
　配管９は、圧縮機４、凝縮器５、膨張弁６、蒸発器７および内部熱交換器８を接続している。配管９は、ガス側冷媒路および液側冷媒路を構成している。配管９は、第１配管部９ａ、第２配管部９ｂ、第３配管部９ｃ、第４配管部９ｄを含んでいる。第１配管部９ａは、凝縮器５と、内部熱交換器８とに接続されている。第２配管部９ｂは、内部熱交換器８と、膨張弁６とに接続されている。第３配管部９ｃは、蒸発器７と、内部熱交換器８とに接続されている。第４配管部９ｄは、内部熱交換器８と、圧縮機４とに接続されている。
　冷房では、凝縮器ファン１０は、図示しない室外機に設けられている。凝縮器ファン１０は、凝縮器５に室外の空気を強制的に送るように構成されている。凝縮器ファン１０は、凝縮器５に付設されており、凝縮器５に対して熱交換流体としての空気を供給するように構成されている。凝縮器ファン１０は、制御装置３からの指示に基づいて凝縮器ファン１０の回転数が調整されることにより凝縮器５の周囲を流れる空気の量を調整することで空気と冷媒との間の熱交換量を調整するように構成されている。
　蒸発器ファン１１は、図示しない室内機に設けられている。蒸発器ファン１１は、蒸発器７に室内の空気を強制的に送るように構成されている。蒸発器ファン１１は、蒸発器７に付設されており、蒸発器７に対して熱交換流体としての空気を供給するように構成されている。蒸発器ファン１１は、制御装置３からの指示に基づいて蒸発器ファン１１の回転数が調整されることにより蒸発器７の周囲を流れる空気の量を調整することで空気と冷媒との間の熱交換量を調整するように構成されている。
　図１～図３を参照して、内部熱交換器８の構成について詳しく説明する。
　図２および図３に示されるように、内部熱交換器８は、２重管式熱交換器である。内部熱交換器８は、内管８ａと、外管８ｂとを有している。内管８ａは管形状を有している。外管８ｂは管形状を有している。外管８ｂには、内管８ａが挿入されている。つまり、内管８ａは、外管８ｂの内部に配置されている。内管８ａの外周面と、外管８ｂの内周面との間には隙間ＧＰが設けられている。この隙間ＧＰは、内管８ａの外周方向に全周に亘って均等の寸法を有していてもよい。
　図１～図３に示されるように、内管８ａは、凝縮器５と膨張弁６とに接続されている。内管８ａは、第１配管部９ａを介して凝縮器５に接続されており、第２配管部９ｂを介して膨張弁６に接続されている。内管８ａは、高圧側の冷媒が流れるように構成されている。外管８ｂは、蒸発器７と圧縮機４とに接続されている。外管８ｂは、第３配管部９ｃを介して蒸発器７に接続されており、第４配管部９ｄを介して圧縮機４に接続されている。外管８ｂは、低圧側の冷媒が流れるように構成されている。
　内部熱交換器８は、凝縮器５から膨張弁６に向けて内管８ａ内を流れる冷媒と、蒸発器７から圧縮機４に向けて外管８ｂ内において内管８ａ外を流れる冷媒とを熱交換させるように構成されている。内部熱交換器８は、内管８ａを流れる冷媒と外管８ｂ内において内管８ａ外を流れる冷媒とが内管８ａの壁面を介して熱交換するように構成されている。内部熱交換器８は、内管８ａを流れる冷媒と、隙間ＧＰを流れる冷媒とが、内管８ａの壁面を介して熱交換するように構成されている。
　内部熱交換器８では、外管８ｂ内において内管８ａ外を流れる冷媒は、全て気体である。隙間ＧＰを流れる冷媒は、全て気体である。外管８ｂ内において内管８ａ外を流れる冷媒は、全て渇き状態である。
　次に、図１～図３を参照して、冷凍サイクル装置１の運転について説明する。冷凍サイクル運転時では、圧縮機４で圧縮されたガス状の冷媒は、圧縮機４から吐出され、ガス側冷媒路としての配管９を通って凝縮器５へ送られる。凝縮器５では、伝熱管を流れる冷媒から空気へ熱が放出されることにより冷媒が凝縮される。この後、冷媒は、液側冷媒路としての第１配管部９ａを通って内部熱交換器８に送られる。第１配管部９ａを通って内部熱交換器８に送られた冷媒は、内部熱交換器８の内管８ａを流れてから第２配管部９ｂを通って膨張弁６へ送られる。
　膨張弁６では、液状の冷媒が減圧されて気液二相状態の冷媒となる。膨張弁６で減圧された冷媒は、液側冷媒路としての配管９を通って蒸発器７へ送られる。この後、冷媒は、蒸発器７で空気から熱を取り込んで蒸発した後、ガス側冷媒路としての第３配管部９ｃを通って内部熱交換器８に送られる。第３配管部９ｃを通って内部熱交換器８に送られた冷媒は、内部熱交換器８の外管８ｂを流れてから第４配管部９ｄを通って圧縮機４へ戻る。
　内部熱交換器８では、内管８ａを流れる凝縮器５の出口側の冷媒（高圧側冷媒）と、外管８ｂを流れる蒸発器７の出口側の冷媒（低圧側冷媒）との間で熱交換が行われる。内部熱交換器８により、蒸発器７の出口での冷媒の乾き度を小さくすることができるため、蒸発器７の伝熱性能が改善する。これにより、冷凍サイクル装置１の成績係数（ＣＯＰ）が改善する。
　次に、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１の作用効果を比較例１および比較例２と対比して説明する。
　ここでは、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１には、冷媒の一例としてＲ２９０冷媒が用いられている。比較例１は、冷媒がＲ３２である点で本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１と異なっている。なお、Ｒ３２冷媒は、Ｒ２９０冷媒よりも地球温暖化係数（ＧＷＰ）が大きい。また、比較例１は、内部熱交換器８において内管８ａに低圧側の冷媒が流れ、外管８ｂに高圧側の冷媒が流れる点で本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置と異なっている。つまり、比較例１では、内部熱交換器８において内管８ａは蒸発器７および圧縮機４に接続されており、外管８ｂは凝縮器５および膨張弁６に接続されている。
　図４は、冷媒回路２の冷媒として、Ｒ２９０冷媒およびＲ３２冷媒のそれぞれを用いた場合の理論上の成績係数（以下、「理論ＣＯＰ」という）と、圧縮機４の吸入過熱度（吸入ＳＨ）との関係を示すグラフである。なお、成績係数（ＣＯＰ）は、冷凍サイクル装置１の能力に対する消費電力の比率である。
　図４を参照して、Ｒ３２冷媒の理論ＣＯＰは、圧縮機４の吸入過熱度（吸入ＳＨ）の増大に応じて低下する。これに対して、Ｒ２９０冷媒の理論ＣＯＰは、圧縮機４の吸入過熱度（ＳＨ）の増大に応じて向上する。これは、Ｒ２９０冷媒とＲ３２冷媒とは特性が異なるためである。すなわち、Ｒ２９０冷媒の成績係数は、Ｒ３２冷媒と比較して、圧縮機４の吸入過熱度（吸入ＳＨ）を増大させた方が優位となる。
　Ｒ３２冷媒では、冷媒の特性上、圧縮機４の吸入過熱度（吸入ＳＨ）がゼロ（０）の方が圧縮機４の吸入過熱度（吸入ＳＨ）がゼロ（０）よりも大きいときよりも成績係数が向上する。したがって、成績係数を向上させるために、圧縮機４の吸入過熱度（吸入ＳＨ）がゼロ（０）よりも大きくならないように、内部熱交換器８では低圧側の冷媒は湿り状態にされる。
　図５は、比較例１における内部熱交換器８の内部での冷媒の流動状態を示す断面図である。図５を参照して、比較例１における内部熱交換器８では、内管８ａを流れる冷媒Ｒ１は低圧側の冷媒であり、外管８ｂを流れる冷媒Ｒ２は高圧側の冷媒である。内管８ａを流れる低圧側の冷媒Ｒ１は、気液二相状態である。そして、この内管８ａを流れる低圧側の冷媒Ｒ１は、環状流となる。つまり、この内管８ａを流れる低圧側の冷媒では、内管８ａの中心部にガス冷媒Ｒａが流れ、内管８ａの壁面に沿う外側部に液冷媒Ｒｂが流れる。伝熱面となる内管８ａの壁面に液冷媒Ｒｂが接触するため、伝熱性能が高くなる。しかしながら、比較例１の冷媒はＲ３２冷媒であるため、地球温暖化係数がＲ２９０冷媒よりも大きくなる。したがって、比較例１では、冷媒の地球温暖化係数を低下させることはできない。
　図６は、比較例２における内部熱交換器８の内部での冷媒の流動状態を示す断面図である。図６を参照して、比較例２における内部熱交換器８では、内管８ａを流れる冷媒Ｒ１は低圧側の冷媒であり、外管８ｂを流れる冷媒Ｒ２は高圧側の冷媒である点で本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１と異なっている。比較例２の冷媒はプロパン（Ｒ２９０）である。
　蒸発器７の出口での冷媒の過熱度がゼロ（ＳＨ＝０）の場合に、理論上、蒸発器７の性能が良くなる。一方、プロパン（Ｒ２９０）冷媒の特性上、圧縮機４の吸入過熱度（吸入ＳＨ）が大きい程、成績係数は優位となる。そのため、蒸発器７の出口での冷媒の過熱度をゼロ（ＳＨ＝０）にしつつ圧縮機４の吸入過熱度（吸入ＳＨ）を増大させるためには、内部熱交換器８の低圧側の入口での冷媒の過熱度がゼロになると良い。
　冷媒としてプロパン（Ｒ２９０）を用いた冷凍サイクル装置１の成績係数が良くなるように運転すると、蒸発器７の出口での冷媒の過熱度はゼロ付近となる。この場合、内部熱交換器８の低圧側での出口、つまり圧縮機４の入口の過熱度は、ゼロ以上となる。また、内部熱交換器８の低圧側での入口の冷媒は気体となる。この場合、内部熱交換器８の内管８ａを流れる冷媒Ｒ１には、液冷媒が存在しないため、冷凍機油２０が内管８ａの壁面の内面に析出しやすい。冷凍機油２０が内部熱交換器８の内管８ａの壁面に析出すると、内部熱交換器８の内管８ａの壁面に析出した冷凍機油２０が熱抵抗となるため、内部熱交換器８の伝熱性能が低下する。
　図７および図８は、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１の内部熱交換器８の内部での冷媒の流動状態を示す断面図である。図７および図８を参照して、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１の内部熱交換器８では、内管８ａを流れる冷媒Ｒ１は高圧側の冷媒であり、外管８ｂを流れる冷媒Ｒ２は低圧側の冷媒である。
　内部熱交換器８の内部において内管８ａを流れる高圧側の冷媒Ｒ１と、外管８ｂを流れる低圧側の冷媒Ｒ２とが熱交換される伝熱面は、内管８ａの壁面となる。外管８ｂを流れる低圧側の冷媒には、内管８ａを流れる高圧側の冷媒と熱交換する伝熱面としての内管８ａの壁面以外に、外管８ｂの外側の空気と熱交換する伝熱面としての外管８ｂの壁面が存在する。そのため、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１では、比較例２に比べて、冷凍機油２０が析出する壁面の面積が増大する。このため、伝熱面としての内管８ａの壁面に析出される冷凍機油の油量が低下する。このため、内管８ａの壁面に析出した冷凍機油が熱抵抗になることにより、内部熱交換器８の伝熱性能が低下することを抑制することができる。
　すなわち、本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１においては、プロパン（Ｒ２９０）冷媒が用いられ、内部熱交換器８の内管８ａに高圧側の冷媒が流され、外管８ｂに低圧側の冷媒が流される。さらに、内部熱交換器８の低圧側の入口での冷媒が乾き状態となる。つまり、内部熱交換器８の低圧側の入口での冷媒の過熱度がゼロになる。これにより、内部熱交換器８において冷凍機油の析出による伝熱性能の低下が抑制される。このため、冷凍サイクル装置１において成績係数の良い運転を実現することができる。
　本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１によれば、冷媒は炭化水素冷媒（ＨＣ冷媒）であるため、地球温暖化係数（ＧＷＰ）の小さい冷媒を用いることができる。また、内部熱交換器８の外管８ｂ内において内管８ａ外を流れる冷媒は全て気体である。このため、内部熱交換器８の外管８ｂ内において内管８ａ外を流れる冷媒が液冷媒を含んでいる場合と比較して、圧縮機４入口における冷媒の過熱度を大きくすることができる。したがって、冷凍サイクル装置１の成績係数（ＣＯＰ）を向上させることができる。さらに、内部熱交換器８の外管８ｂ内において内管８ａ外を流れる冷媒が液冷媒を含んでいる場合と比較して、内部熱交換器８の外管８ｂ出口における冷媒の過熱度を大きくすることができる。したがって、内部熱交換器８の冷媒量を削減することができる。
　本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１によれば、冷媒はＨＣ冷媒である。このため、冷媒の地球温暖化係数（ＧＷＰ）を小さくすることができる。
　本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１によれば、膨張弁６は、冷媒の流量を調整可能な電動膨張弁である。このため、電動膨張弁によって冷媒の流量を調整することが可能となる。
　実施の形態２．
　本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１は、特に説明しない限り、上記の本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１と同一の構成、動作および効果を有している。
　図９および図１０を参照して、本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１は、内部熱交換器８の外管８ｂの構成が本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１と異なっている。
　本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１では、内部熱交換器８の外管８ｂの内面に溝３０が設けられている。溝３０は、内部熱交換器８の外管８ｂの内面の全周に亘って設けられていてもよい。溝３０は、鋸歯状に構成されていてもよい。内部熱交換器８の内管８ａには溝３０が設けられていない。つまり、内部熱交換器８の内管８ａの内面および外面には溝が設けられていない。
　内部熱交換器８の外管８ｂのみに溝３０が設けられているため、内部熱交換器８において内管８ａを流れる冷媒と外管８ｂを流れる冷媒との間の伝熱に寄与しない部分である溝３０に冷凍機油２０が析出しやすくなる。これにより、内管８ａの壁面に析出した冷凍機油による伝熱性能の低下を実施の形態１よりも抑制することができる。
　本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１によれば、内部熱交換器８の外管８ｂの内面に溝３０が設けられている。この溝３０により外管８ｂの伝熱面積が増えるため、溝３０に冷凍機油２０が析出しやすくなる。このため、内管８ａの壁面に析出する冷凍機油による伝熱性能の低下を抑制することができる。
　本実施の形態に係る冷凍サイクル装置１によれば、溝３０は鋸歯状に構成されている。このため、鋸歯状の底に冷凍機油が析出しやすくなる。
　今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は上記した説明ではなくて請求の範囲によって示され、請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
　１　冷凍サイクル装置、２　冷媒回路、３　制御装置、４　圧縮機、５　凝縮器、６　膨張弁、７　蒸発器、８　内部熱交換器、８ａ　内管、８ｂ　外管、９　配管、１０　凝縮器ファン、１１　蒸発器ファン、２０　冷凍機油、３０　溝。

Claims (5)

  1. 　圧縮機、凝縮器、膨張弁、蒸発器および内部熱交換器を有する冷媒回路と、
    　前記冷媒回路を、前記圧縮機、前記凝縮器、前記内部熱交換器、前記膨張弁、前記蒸発器、前記内部熱交換器の順に流れる冷媒とを備え、
    　前記冷媒は、炭化水素冷媒であり、
    　前記内部熱交換器は、前記凝縮器と前記膨張弁とに接続された内管と、前記内管が挿入され、かつ前記蒸発器と前記圧縮機とに接続された外管とを有し、
    　前記内部熱交換器は、前記凝縮器から前記膨張弁に向けて前記内管内を流れる前記冷媒と、前記蒸発器から前記圧縮機に向けて前記外管内において前記内管外を流れる前記冷媒とを熱交換させるように構成されており、
    　前記外管内において前記内管外を流れる前記冷媒は、全て気体である、冷凍サイクル装置。
  2. 　前記外管の内面に溝が設けられている、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記溝は鋸歯状に構成されている、請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記冷媒は、ＨＣ冷媒である、請求項１～３のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記膨張弁は、前記冷媒の流量を調整可能な電動膨張弁である、請求項１～４のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
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