WO2020148826A1 - 空気調和機 - Google Patents

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WO2020148826A1
WO2020148826A1 PCT/JP2019/001094 JP2019001094W WO2020148826A1 WO 2020148826 A1 WO2020148826 A1 WO 2020148826A1 JP 2019001094 W JP2019001094 W JP 2019001094W WO 2020148826 A1 WO2020148826 A1 WO 2020148826A1
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WO
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heat exchanger
refrigerant
pipe
air conditioner
flow
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PCT/JP2019/001094
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Inventor
昭憲 坂部
佐藤　正典
中川　直紀
惇 川島
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三菱電機株式会社
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Publication date
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Priority to JP2020566015A priority patent/JP6984048B2/ja
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Definitions

  • the present invention relates to an air conditioner having a plurality of heat exchangers on the load side.
  • Patent Document 1 As a conventional air conditioner having a plurality of heat exchangers on the load side, for example, in Patent Document 1, cooling operation in which the load side heat exchanger functions as an evaporator and heating in which the load side heat exchanger functions as a condenser are disclosed. An air conditioner capable of switching between operation and operation is disclosed.
  • the air conditioner of Patent Document 1 has an upper heat exchanger and a lower heat exchanger as load-side heat exchangers.
  • the upper heat exchanger and the lower heat exchanger are connected in parallel to increase the number of refrigerant passages communicating between the inlet and outlet of the load-side heat exchanger, It suppresses the deterioration of evaporation performance due to pressure loss.
  • Patent Document 1 during heating operation, the upper heat exchanger and the lower heat exchanger are connected in series to reduce the number of refrigerant flow paths communicating between the inlet and outlet of the load-side heat exchanger. The reduction of the refrigerant flow velocity and the reduction of the heat transfer coefficient in the pipe are suppressed. Further, in the air conditioner of Patent Document 1, a flow rate control valve is provided on the refrigerant inlet side of the upper and lower heat exchangers during the cooling operation, and the flow rate control valve is provided according to the air flow distribution passing through each heat exchanger. The flow rate of the refrigerant passing through the inside of each heat exchanger is adjusted.
  • a refrigerant control valve is provided in each of the plurality of heat exchangers, and the refrigerant flow path is controlled by the plurality of refrigerant control valves during the cooling operation and the heating operation. Is mechanically switched to optimize cooling and heating performance.
  • the air conditioner of Patent Document 1 When the air conditioner of Patent Document 1 is applied to, for example, a household air conditioner, it is necessary to downsize the air conditioner due to restrictions on installation dimensions.
  • the air conditioner of Patent Document 1 has a problem that it is difficult to reduce the size of the air conditioner because it is necessary to secure a space for accommodating a large number of control valves that perform flow path control.
  • the upper heat exchanger and the lower heat exchanger of the load side heat exchanger are arranged in parallel with the ventilation direction of the load side heat exchanger.
  • the heat load of the upper and lower heat exchangers is increased. May be non-uniform. Even if the air velocity distribution is even in the upper and lower heat exchangers, if the heat transfer areas of the upper and lower heat exchangers are different, the heat load of the upper and lower heat exchangers will be May be non-uniform.
  • the air conditioner of Patent Document 1 in order to prevent the dryout of the refrigerant, it is necessary to further provide a flow rate control valve in the upper and lower heat exchangers, and thus a space for accommodating the flow rate control valve is required. Therefore, the air conditioner of Patent Document 1 has a problem that it is difficult to reduce the size of the air conditioner while maintaining the cooling performance.
  • the present invention is intended to solve the above-mentioned problems, and an object thereof is to provide an air conditioner capable of achieving both proper cooling performance and heating performance and miniaturization.
  • a second refrigerant pipe that connects the flow path switching device, a refrigerant circuit in which a refrigerant circulates, a blower device that generates an air flow that passes through the load-side heat exchanger, the first refrigerant pipe, and the
  • the refrigerant flow path switching device includes a bypass pipe connecting the connection pipe and a bypass valve arranged in the bypass pipe, and the refrigerant low-pressure refrigerant flowing out from the load side heat exchanger is sucked into the compressor.
  • the refrigerant flowing out of the pressure reducing device flows into the first heat exchanger, the main refrigerant flow, the bypass pipe and the bypass valve. It is divided into a bypass flow that flows into the connecting pipe via. Since the main refrigerant flow that has undergone heat exchange in the first heat exchanger merges again with the bypass flow that has passed through the bypass valve in the connecting pipe and flows into the second heat exchanger, a bypass pipe and a bypass valve are provided. With a simple configuration, the pressure loss of the refrigerant passing through the first heat exchanger can be reduced.
  • the first heat exchanger is arranged on the windward side of the second heat exchanger, and the air flow passing through the first heat exchanger passes through the second heat exchanger, so that the first heat exchanger and the first heat exchanger are Dryout does not occur due to the difference in heat load between the two heat exchangers.
  • the refrigerant flow velocity can be increased in the second heat exchanger to increase the pipe heat transfer coefficient. Therefore, according to the present invention, it is possible to provide an air conditioner capable of achieving both appropriate cooling performance and heating performance and miniaturization.
  • FIG. 3 is a schematic refrigerant circuit diagram showing an example of a refrigerant circuit during a cooling operation of the air conditioner according to Embodiment 1 of the present invention. It is a schematic diagram showing an example of the concrete structure of the load side heat exchanger in the air harmony machine of Embodiment 1 of the present invention. It is a schematic diagram showing another example of the concrete structure of the load side heat exchanger in the air harmony machine of Embodiment 1 of the present invention. It is a schematic refrigerant circuit diagram showing an example of a refrigerant circuit at the time of heating operation of the air conditioner concerning Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 6 is a schematic refrigerant circuit diagram showing an example of a refrigerant circuit during a cooling operation of an air conditioner according to Embodiment 3 of the present invention. It is the graph which illustrated the relationship between the opening of the flow control valve and the coefficient of performance during the cooling operation. It is a schematic diagram showing an example of the concrete structure of the load side heat exchanger at the time of cooling operation of the air harmony machine concerning Embodiment 4 of the present invention. It is the graph which showed the relationship between the cooling capacity in an air conditioner, and the pressure loss in a load side heat exchanger when R290 refrigerant or R32 refrigerant was used as a refrigerant of an air conditioner.
  • FIG. 1 is a schematic refrigerant circuit diagram showing an example of a refrigerant circuit 10 during a cooling operation of the air conditioner 100 according to the first embodiment.
  • the black arrow in FIG. 1 indicates the flow direction of the refrigerant during the cooling operation.
  • the white block arrows in FIG. 1 indicate the flow direction of the air flow.
  • the air conditioner 100 includes a refrigerant circuit 10 having a compressor 1, a refrigerant flow path switching device 2, a heat source side heat exchanger 3, a pressure reducing device 4, and a load side heat exchanger 5.
  • the refrigerant circuit 10 is configured to connect the compressor 1, the heat source side heat exchanger 3, the pressure reducing device 4, and the load side heat exchanger 5 via a refrigerant pipe to circulate the refrigerant.
  • the compressor 1 is a fluid machine that compresses the sucked low-pressure refrigerant and discharges it as high-pressure refrigerant.
  • a reciprocating compressor, a rotary compressor, a scroll compressor, or the like is used.
  • the compressor 1 may be a vertical compressor or a horizontal compressor.
  • the refrigerant flow path switching device 2 is a refrigerant inside the refrigerant flow path switching device 2 in response to switching from cooling operation to heating operation of the air conditioner 100 or switching from heating operation to cooling operation of the air conditioner 100.
  • the refrigerant channel switching device 2 has a first port 2a, a second port 2b, a third port 2c, and a fourth port 2d which communicate with the refrigerant channel inside the refrigerant channel switching device 2.
  • the first port 2a is connected to the discharge side of the compressor 1 by a pipe connection.
  • the second port 2b is connected to the heat source side heat exchanger 3 by a pipe connection.
  • the third port 2c is connected to the load-side heat exchanger 5 by pipe connection.
  • the fourth port 2d is connected to the suction side of the compressor 1 by a pipe connection.
  • the refrigerant flow path switching device 2 is configured as, for example, a four-way valve applying the operation of a solenoid valve. Further, the refrigerant flow switching device 2 may be configured by combining a two-way valve or a three-way valve.
  • cooling operation refers to an operation mode of the air conditioner 100 that causes the low-pressure refrigerant flowing out from the load side heat exchanger 5 to be sucked into the compressor 1.
  • heating operation refers to an operation mode of the air conditioner 100 that causes the high-pressure refrigerant discharged from the compressor 1 to flow into the load-side heat exchanger 5.
  • the heat source side heat exchanger 3 is a heat transfer device that transfers and exchanges heat energy between two fluids having different heat energy.
  • the heat source side heat exchanger 3 functions as a condenser during cooling operation and as an evaporator during heating operation.
  • the heat-source-side heat exchanger 3 of FIG. 1 is an air-cooled heat exchanger that performs heat exchange between an air flow passing through the heat-source-side heat exchanger 3 and a high-pressure refrigerant flowing inside the heat-source-side heat exchanger 3. It is a vessel.
  • the heat source side heat exchanger 3 may be, for example, a fin-and-tube heat exchanger, a plate fin heat exchanger, or the like, depending on the application of the air conditioner 100.
  • the evaporator may be referred to as a cooler
  • the condenser may be referred to as a radiator.
  • the air flow passing through the heat source side heat exchanger 3 is generated by the heat source side blower 3a.
  • the heat source side blower 3a may be an axial blower such as a propeller fan, a centrifugal blower such as a sirocco fan or a turbo fan, a mixed flow blower, or a cross flow blower depending on the use of the heat source side heat exchanger 3. it can.
  • the heat source side heat exchanger 3 generates heat between the heat medium passing through the heat source side heat exchanger 3 and the high-pressure refrigerant passing through the heat source side heat exchanger 3, depending on the application of the air conditioner 100. It may be a water-cooled heat exchanger for exchange.
  • the air conditioner 100 can be configured without the heat-source-side blower 3a.
  • the heat-source-side heat exchanger 3 is configured as a water-cooled heat exchanger
  • the heat-source-side heat exchanger 3 is a shell-and-tube heat exchanger, a plate heat exchanger, or a heat exchanger, depending on the form or application of the air conditioner 100.
  • it can be configured as a double tube heat exchanger.
  • the heat source side heat exchanger 3 is a water-cooled heat exchanger
  • the air conditioner 100 can be provided with a heat medium circuit for circulating a heat medium from the cooling tower.
  • the decompression device 4 is an expansion device that expands and decompresses a high-pressure liquid-phase refrigerant.
  • an expander As the pressure reducing device 4, an expander, a temperature automatic expansion valve, a linear electronic expansion valve, or the like is used depending on the application of the air conditioner 100.
  • the expander is a mechanical expansion valve that employs a diaphragm in its pressure receiving portion.
  • the temperature type automatic expansion valve is an expansion device that adjusts the amount of refrigerant by the degree of superheat of the vapor phase refrigerant on the suction side of the compressor 1.
  • the linear electronic expansion valve is an expansion device capable of adjusting the opening degree in multiple stages or continuously.
  • the load-side heat exchanger 5 is a heat transfer device that transfers and exchanges heat energy between two fluids having different heat energy.
  • the load-side heat exchanger 5 functions as an evaporator during cooling operation and as a condenser during heating operation.
  • the load-side heat exchanger 5 is configured as an air-cooled heat exchanger that exchanges heat between an air flow passing through the load-side heat exchanger 5 and a refrigerant that flows inside the load-side heat exchanger 5. ..
  • the load-side heat exchanger 5 is configured as a fin-tube heat exchanger having a plurality of fins arranged in parallel and a heat transfer tube penetrating the plurality of fins.
  • the air flow passing through the load side heat exchanger 5 is generated by the blower 5a.
  • the blower 5a can be configured as an axial blower such as a propeller fan, a centrifugal blower such as a sirocco fan or a turbo fan, a mixed flow blower, or a cross flow blower according to the form of the load-side heat exchanger 5.
  • the air conditioner 100 connects the compressor 1, the refrigerant flow switching device 2, the heat source side heat exchanger 3, the pressure reducing device 4, and the load side heat exchanger 5, and forms a plurality of refrigerant circuits 10. It is equipped with a refrigerant pipe.
  • the refrigerant pipes that form the refrigerant circuit 10 include a first refrigerant pipe 10a, a second refrigerant pipe 10b, a third refrigerant pipe 10c, a fourth refrigerant pipe 10d, a fifth refrigerant pipe 10e, and a sixth refrigerant pipe 10f. And have.
  • the first refrigerant pipe 10a is a refrigerant pipe that connects between the decompression device 4 and the load-side heat exchanger 5.
  • the second refrigerant pipe 10b is a refrigerant pipe that connects between the load-side heat exchanger 5 and the third port 2c of the refrigerant flow switching device 2.
  • the third refrigerant pipe 10c is a refrigerant pipe that connects between the fourth port 2d of the refrigerant flow switching device 2 and the suction side of the compressor 1.
  • the fourth refrigerant pipe 10d is a refrigerant pipe that connects the discharge side of the compressor 1 and the first port 2a of the refrigerant flow switching device 2.
  • the fifth refrigerant pipe 10e is a refrigerant pipe that connects between the second port 2b of the refrigerant flow switching device 2 and the heat source side heat exchanger 3.
  • the sixth refrigerant pipe 10f is a refrigerant pipe that connects between the heat source side heat exchanger 3 and the pressure reducing device 4.
  • the second refrigerant pipe 10b is connected to the compressor 1 via the refrigerant flow switching device 2, any of the third refrigerant pipe 10c and the fourth refrigerant pipe 10d. That is, the second refrigerant pipe 10b is a refrigerant pipe that connects the compressor 1 and the load-side heat exchanger 5.
  • refrigerant pipe 10a when it is not necessary to distinguish between the first refrigerant pipe 10a, the second refrigerant pipe 10b, the third refrigerant pipe 10c, the fourth refrigerant pipe 10d, the fifth refrigerant pipe 10e, and the sixth refrigerant pipe 10f. , Simply referred to as "refrigerant piping".
  • the air conditioner 100 can be configured to include devices other than those described above, such as an accumulator, a receiver, a muffler muffler, a gas-liquid separator, or an oil separator, depending on the application of the air conditioner 100. Further, the air conditioner 100 may be designed as an indoor stationary type integrated air conditioner, or only a part of the devices including the load-side heat exchanger 5 is arranged in the air-conditioned space. It may be designed as a harmony machine.
  • FIGS. 2 and 3 represent the flow directions of the air streams generated by the air blower 5a and the heat source side air blower 3a.
  • Black arrows in FIG. 2 and FIG. 3 schematically show the inflow direction and outflow direction of the refrigerant in the load side heat exchanger 5 during the cooling operation of the air conditioner 100.
  • FIG. 2 is a schematic diagram showing an example of a specific structure of the load side heat exchanger 5 in the air conditioner 100 of the first embodiment.
  • FIG. 3 is a schematic diagram showing another example of the specific structure of the load-side heat exchanger 5 in the air conditioner 100 of the first embodiment.
  • the load-side heat exchanger 5 includes a first heat exchanger 52 arranged on the windward side of the air flow generated by the air blower 5 a and an air flow passing through the first heat exchanger 52.
  • the second heat exchanger 54 arranged on the leeward side.
  • the blower device 5a of FIG. 1 is arrange
  • the blower device 5a of FIG. 1 can be arranged at a position different from the position of the blower device 5a of FIG. 1 as long as the first heat exchanger 52 can be ventilated so as to be on the windward side of the second heat exchanger 54. ..
  • the first heat exchanger 52 is also referred to as “auxiliary heat exchanger”
  • the second heat exchanger 54 is also referred to as “main heat exchanger”.
  • the number of paths of the first internal flow path 52b of the first heat exchanger 52 is one, and the number of paths of the second internal flow path 54b of the second heat exchanger 54 is two. There is. However, the number of paths of the first internal flow path 52b and the second internal flow path 54b is not limited to this.
  • connection pipe 56 connects the first heat exchanger 52 and the second heat exchanger 54. That is, the second heat exchanger 54 is connected in series to the first heat exchanger 52 via the connecting pipe 56.
  • the connection pipe 56 is one of the refrigerant pipes forming the refrigerant circuit 10.
  • the first refrigerant pipe 10 a which is a refrigerant pipe that connects the decompression device 4 and the load-side heat exchanger 5, is connected to the decompression device 4 and the first heat exchanger 52.
  • the compressor 1 is connected to the second heat exchanger 54 of the load side heat exchanger 5 via the refrigerant flow switching device 2 through the second refrigerant pipe 10b and the third refrigerant pipe 10c.
  • the first heat exchanger 52 is composed of four first heat exchange sections 52a arranged in a W shape.
  • the second heat exchanger 54 is connected in series with the four first heat exchange portions 52 a of the first heat exchanger 52, and the fourth heat exchanger 54 is arranged in a W shape like the first heat exchanger 52. It is composed of two heat exchange parts 54a.
  • the 1st heat exchange part 52a of the 1st heat exchanger 52 is arrange
  • the second heat exchange section 54a of the second heat exchanger 54 is arranged on the leeward side of the air flow generated by the blower device 5a and passing through the first heat exchange section 52a of the first heat exchanger 52.
  • Each of the first heat exchange parts 52a is configured as a fin tube type heat exchanger having a plurality of first fins 52a1 arranged in parallel and a first heat transfer tube 52a2 penetrating the plurality of first fins 52a1.
  • Each of the second heat exchange units 54a is configured as a fin-tube heat exchanger having a plurality of second fins 54a1 arranged in parallel and a second heat transfer tube 54a2 penetrating the plurality of second fins 54a1.
  • the first heat transfer tube 52a2 and the second heat transfer tube 54a2 are circular tubes in FIG. 2, they may be flat tubes.
  • connection pipe 56 connected between the first heat exchanger 52 and the second heat exchanger 54 has a branch portion 56a.
  • the connecting pipe 56 has the branching portion 56a to branch the first internal flow passage 52b of the first heat exchanger 52 and communicate with the respective second internal flow passages 54b of the second heat exchanger 54.
  • the present invention is not limited to this.
  • the first heat exchanger 52 is arranged only in the air passage of the air flow from the upper left side.
  • the 1st heat exchanger 52 is arrange
  • the second heat exchanger 54 is connected in series with the first heat exchanger 52. A part of the second heat exchanger 54 is arranged on the leeward side of the air flow generated by the blower device 5 a and passing through the first heat exchanger 52.
  • the load-side heat may be provided only in a part of the air passage of the exchanger 5.
  • first heat exchanger 52 and the second heat exchanger 54 are configured as separate heat exchangers, but the first fin 52a1 and the second fin 52a1 of the first heat exchanger 52 and the second heat exchanger 54 are configured as separate heat exchangers.
  • the second fins 54a1 of the heat exchanger 54 may be integrally formed to form the integrated load side heat exchanger 5.
  • the air conditioner 100 has a bypass pipe 60 and a bypass valve 70.
  • the bypass pipe 60 is a refrigerant pipe connected between the first refrigerant pipe 10 a, which is a refrigerant pipe connecting the decompression device 4 and the first heat exchanger 52, and the connection pipe 56, and constitutes the refrigerant circuit 10. It is one of the refrigerant pipes.
  • the bypass pipe 60 has a first bypass pipe 60a connecting between the first refrigerant pipe 10a and the bypass valve 70, and a second bypass pipe 60b connecting between the bypass valve 70 and the connecting pipe 56. There is.
  • the first bypass pipe 60a and the second bypass pipe 60b will be simply referred to as the bypass pipe 60 unless it is necessary to distinguish them.
  • the bypass valve 70 is a control device that controls the flow rate of the refrigerant in the bypass pipe 60.
  • the bypass valve 70 is configured to pass the refrigerant that flows from the first refrigerant pipe 10a through the bypass pipe 60 toward the connection pipe 56 of the load side heat exchanger 5 during the cooling operation. Further, the bypass valve 70 is configured to shut off the flow of the refrigerant flowing from the connection pipe 56 of the load side heat exchanger 5 to the first refrigerant pipe 10a via the bypass pipe 60 during the heating operation. ing. That is, during the cooling operation, the bypass valve 70 is configured to open the flow path inside the bypass pipe 60, so that the refrigerant circuit 10 connects the both ends of the first heat exchanger 52 to the bypass circuit. It becomes the structure which has. On the other hand, during the heating operation, the bypass valve 70 is configured to close the flow passage inside the bypass pipe 60, so that the refrigerant circuit 10 connects the both ends of the first heat exchanger 52 to the bypass circuit. The configuration does not have.
  • the bypass valve 70 can be configured to have a mechanical valve such as a pressure-driven valve or an automatic valve such as an electrically operated valve such as a solenoid valve. As shown in FIGS. 1 to 3, the bypass valve 70 can be configured to have a check valve 70a as a pressure-driven automatic valve.
  • the check valve 70a is a mechanical valve configured to always maintain a fluid flow in a fixed direction and prevent a backflow.
  • the air conditioner 100 When the air conditioner 100 is configured as a separator-type air conditioner, the air conditioner 100 includes the indoor unit 150, and the load side heat exchanger 5, the blower 5a, the bypass pipe 60, and the bypass.
  • the valve 70 and the indoor unit 150 can be accommodated.
  • the refrigerant flow path switching device 2 performs path control of the refrigerant flow path inside the refrigerant flow path switching device 2 so that the high-temperature and high-pressure gas refrigerant flows from the compressor 1 to the heat source side heat exchanger 3. Be seen. That is, during the cooling operation, the refrigerant flow path inside the refrigerant flow switching device 2 is connected to the first port 2a which is connected to the discharge side of the compressor 1 by piping, and the second port which is connected to the heat source side heat exchanger 3 by piping. It is switched so as to communicate with the port 2b.
  • the refrigerant flow passage inside the refrigerant flow passage switching device 2 has a third port 2c pipe-connected to the load-side heat exchanger 5 and a fourth port 2d pipe-connected to the suction side of the compressor 1. It can be switched to communicate.
  • the high-temperature and high-pressure vapor-phase refrigerant discharged from the compressor 1 is connected to the fourth refrigerant pipe 10d, the refrigerant passage between the first port 2a and the second port 2b inside the refrigerant passage switching device 2, and the fifth refrigerant pipe. It flows into the heat source side heat exchanger 3 via the refrigerant pipe 10e.
  • the heat source side heat exchanger 3 functions as a condenser during the cooling operation.
  • the high-temperature and high-pressure gas-phase refrigerant that has flowed into the heat-source-side heat exchanger 3 is heat-exchanged with the air flow generated by the heat-source-side blower 3 a that passes through the heat-source-side heat exchanger 3 to generate a high-pressure liquid phase. It flows out as a refrigerant.
  • the high-pressure liquid-phase refrigerant flowing out of the heat source side heat exchanger 3 flows into the decompression device 4 via the sixth refrigerant pipe 10f.
  • the high-pressure liquid-phase refrigerant that has flowed into the decompression device 4 is expanded and decompressed by the decompression device 4, flows out from the decompression device 4 as a low-temperature low-pressure two-phase refrigerant, and flows into the first refrigerant pipe 10a.
  • the bypass valve 70 since the flow path inside the bypass pipe 60 is opened by the bypass valve 70, a part of the low-pressure two-phase refrigerant that has flowed into the first refrigerant pipe 10a is diverted and flows into the bypass pipe 60. Then, it flows into the connecting pipe 56 via the bypass valve 70.
  • the low-temperature low-pressure two-phase refrigerant flows into the first heat exchanger 52 of the load-side heat exchanger 5 via the first refrigerant pipe 10a.
  • the first heat exchanger 52 functions as an evaporator in the cooling operation.
  • the low-pressure two-phase refrigerant that has flowed into the first heat exchanger 52 is heat-exchanged with the airflow generated by the blower device 5 a that passes through the first heat exchanger 52, and then the two-phase refrigerant flows into the connecting pipe 56. It flows out as a refrigerant.
  • the two-phase refrigerant flowing into the connecting pipe 56 merges again with the two-phase refrigerant branched from the first refrigerant pipe 10a, and then flows into the second heat exchanger 54.
  • the second heat exchanger 54 functions as an evaporator in the cooling operation.
  • the low-pressure two-phase refrigerant flowing into the second heat exchanger 54 is heat-exchanged with the air flow passing through the second heat exchanger 54 and flows out as a low-pressure gas-phase refrigerant.
  • the low-pressure vapor-phase refrigerant flowing out from the second heat exchanger 54 is the second refrigerant pipe 10b, the refrigerant flow path between the third port 2c and the fourth port 2d inside the refrigerant flow path switching device 2, and the third It is sucked into the compressor 1 through the refrigerant pipe 10c.
  • the low-pressure vapor-phase refrigerant sucked into the compressor 1 is compressed by the compressor 1 and discharged from the compressor 1 as a high-temperature and high-pressure vapor-phase refrigerant. The above cycle is repeated during the cooling operation of the air conditioner 100.
  • the refrigerant flowing through the internal flow path of the load-side heat exchanger 5 has a large specific volume and a high flow velocity, so that the pressure loss of the refrigerant is small. growing.
  • the first internal flow passages 52b of the first heat exchanger 52 is smaller than the number of the second internal flow passages 54b of the second heat exchanger 54, the first internal flow passages 52b
  • the flow velocity of the refrigerant passing through is higher than the flow velocity of the refrigerant passing through the second internal flow path 54b.
  • the refrigerant pressure loss in the internal flow path is large, so that the pressure loss of the refrigerant is likely to occur in the first heat exchanger 52.
  • the flow rate of the refrigerant flowing into the first heat exchanger 52 can be reduced. ..
  • the pressure loss of the refrigerant in the first heat exchanger 52 can be reduced, so that the cooling performance of the first heat exchanger 52 can be improved.
  • All the refrigerant flowing out from the decompression device 4 is branched into the flow path passing through the bypass pipe 60 and the bypass valve 70, and the flow path flowing into the first heat exchanger 52, so that the refrigerant in the first heat exchanger 52. Pressure loss is reduced.
  • the flow rate of the refrigerant flowing through the first heat exchanger 52 is excessively reduced, the amount of heat exchange in the first heat exchanger 52 is reduced, and the effect of improving the cooling performance obtained by reducing the pressure loss of the refrigerant is offset. There is also a possibility.
  • the optimum value of the flow rate of the refrigerant bypassed to the flow path passing through the bypass pipe 60 and the bypass valve 70 is determined by the cooling capacity to be exhibited by the load side heat exchanger 5 or the total refrigerant flow rate.
  • the bypass valve 70 may have a specification that provides an optimum value when the bypass valve 70 is opened, or may have a specification that is set to an optimum value by adjusting the opening degree of the bypass valve 70. ..
  • first heat exchanger 52 and the second heat exchanger 54 are connected in series via the connecting pipe 56 during the cooling operation.
  • the second heat exchanger 54 is arranged downstream of the air flow generated by the blower 5a and passing through the first heat exchanger 52.
  • at least the second heat exchanger 54 is arranged over the entire air passage in which the airflow generated by the air blower 5a flows. Therefore, the presence/absence of dryout of the refrigerant at the outlet of the load-side heat exchanger 5 depends only on the distribution of the heat exchange amount of each refrigerant flow path in the second heat exchanger 54, and the heat exchange of the first heat exchanger 52 is performed. It is not related to the distribution of quantity.
  • the air conditioner 100 even if the specifications of the first heat exchanger 52 or the second heat exchanger 54, for example, the pitch width or number of fins, the number of heat transfer tubes, and the like are set arbitrarily, the first heat exchanger The refrigerant does not dry out due to the difference in heat load between the container 52 and the second heat exchanger 54. Therefore, in the air conditioner 100, the degree of freedom in design change of the first heat exchanger 52 and the second heat exchanger 54 can be ensured, so that the air conditioner 100 having a high degree of design freedom can be provided.
  • FIG. 4 is a schematic refrigerant circuit diagram showing an example of the refrigerant circuit 10 during the heating operation of the air conditioner 100 according to the first embodiment.
  • the black arrow in FIG. 4 indicates the flow direction of the refrigerant during the cooling operation.
  • the white block arrow in FIG. 4 represents the flow direction of the air flow.
  • the refrigerant flow path inside the refrigerant flow path switching device 2 during the heating operation is shown by a solid line.
  • the flow direction of the refrigerant flowing through the internal flow path of the load side heat exchanger 5 during the heating operation is opposite to the flow direction of the refrigerant during the cooling operation. ..
  • the refrigerant flow path switching device 2 controls the path of the refrigerant flow path inside the refrigerant flow path switching device 2 so that the high-temperature and high-pressure gas refrigerant flows from the compressor 1 to the load-side heat exchanger 5.
  • the refrigerant flow passage inside the refrigerant flow passage switching device 2 is connected to the discharge side of the compressor 1 through the first port 2a and the load side heat exchanger 5 through the third port. It is switched so as to communicate with the port 2c.
  • the refrigerant flow passage inside the refrigerant flow passage switching device 2 has a second port 2b pipe-connected to the heat source side heat exchanger 3 and a fourth port 2d pipe-connected to the suction side of the compressor 1. It can be switched to communicate.
  • the high-temperature and high-pressure vapor-phase refrigerant discharged from the compressor 1 is connected to the fourth refrigerant pipe 10d, the refrigerant flow passage between the first port 2a and the third port 2c inside the refrigerant flow switching device 2, and the third refrigerant pipe. It flows into the second heat exchanger 54 of the load-side heat exchanger 5 via the refrigerant pipe 10c.
  • the second heat exchanger 54 functions as a condenser during heating operation.
  • the high-temperature, high-pressure gas-phase refrigerant that has flowed into the second heat exchanger 54 is heat-exchanged with the air flow generated by the blower 5a that passes through the second heat exchanger 54, and the second heat exchanger 54 Drained from.
  • the refrigerant flowing out of the second heat exchanger 54 flows into the first heat exchanger 52 via the connecting pipe 56.
  • the refrigerant that has flowed into the connection pipe 56 is not split and does not flow into the bypass pipe 60. Flows into the first heat exchanger 52.
  • the first heat exchanger 52 functions as a supercooling heat exchanger during heating operation.
  • the refrigerant flowing into the first heat exchanger 52 is heat-exchanged with the air flow generated by the blower device 5a passing through the first heat exchanger 52, and flows out as a supercooled high-pressure liquid-phase refrigerant. ..
  • the supercooled high-pressure liquid-phase refrigerant flows into the decompression device 4 via the first refrigerant pipe 10a.
  • the supercooled high-pressure vapor-phase refrigerant that has flowed into the decompression device 4 is expanded and decompressed by the decompression device 4, and flows out of the decompression device 4 as a low-temperature low-pressure two-phase refrigerant.
  • the heat source side heat exchanger 3 functions as an evaporator during heating operation.
  • the low-temperature and low-pressure two-phase refrigerant that has flowed into the heat-source-side heat exchanger 3 is heat-exchanged with the air flow generated by the heat-source-side blower 3a that passes through the heat-source-side heat exchanger 3, and the low-pressure gas phase It flows out as a refrigerant.
  • the refrigerant flowing out of the heat source side heat exchanger 3 may be a low-pressure two-phase refrigerant having a high degree of dryness.
  • the low-pressure vapor-phase refrigerant flowing out from the heat source side heat exchanger 3 is connected to the fifth refrigerant pipe 10e, the refrigerant flow passage between the second port 2b and the fourth port 2d inside the refrigerant flow passage switching device 2, and the fourth refrigerant pipe.
  • the refrigerant is drawn into the compressor 1 via the refrigerant pipe 10d.
  • the low-pressure vapor-phase refrigerant sucked into the compressor 1 is compressed by the compressor 1 and discharged from the compressor 1 as a high-temperature and high-pressure vapor-phase refrigerant.
  • the above cycle is repeated during the heating operation of the air conditioner 100.
  • the load-side heat exchanger 5 functions as a condenser
  • the internal flow of the load-side heat exchanger 5 increases.
  • the flow velocity of the refrigerant in the passage decreases.
  • the heat transfer coefficient inside the pipe of the load side heat exchanger 5 decreases.
  • the first heat exchanger 52 is connected in series with the second heat exchanger 54 so as to be on the downstream side of the second heat exchanger 54, It is not connected in parallel with the second heat exchanger 54.
  • the number of internal flow paths provided in parallel does not increase. Therefore, during the heating operation, the number of internal flow passages provided in parallel inside the load side heat exchanger 5 does not increase, and the decrease in the refrigerant flow velocity in the internal flow passage of the load side heat exchanger 5 is suppressed. Therefore, the heat transfer coefficient in the tube of the load side heat exchanger 5 can be maintained.
  • the heating performance can be improved by closing the flow path inside the bypass pipe 60 during the heating operation.
  • the air conditioner 100 since the air conditioner 100 has the bypass pipe 60 and the bypass valve 70, it is possible to reduce the pressure loss and improve the cooling performance of the load side heat exchanger 5 during the cooling operation. it can. Further, during the heating operation, since the first heat exchanger 52 is connected in series to the second heat exchanger 54, the refrigerant flow velocity can be increased in the second heat exchanger 54 to increase the heat transfer coefficient in the pipe. .. Therefore, according to the air conditioner 100, it is possible to optimize the relationship between the pressure loss of the refrigerant of the load side heat exchanger 5 and the heat transfer performance in each of the cooling operation and the heating operation. The amount can be reduced.
  • the bypass pipe 60 is connected to both ends of the first heat exchanger 52, and the bypass pipe 60 is provided with the bypass valve 70, so that the energy consumption can be reduced. Therefore, in the air conditioner 100, the size of the air conditioner 100 can be reduced while maintaining the performance of the air conditioner 100. Further, the design contents of the first heat exchanger 52 and the second heat exchanger 54, for example, the dimensions of the heat exchanger, the heat transfer area of the fins, the number of pipes of the heat transfer pipes, the pipe diameter of the heat transfer pipes, the inner surface grooves of the heat transfer pipes. The shape and the number of refrigerant passages in the heat exchanger can be changed in any combination.
  • the degree of freedom in design change of the load side heat exchanger 5 is secured. Therefore, it is possible to reduce the energy consumption of the air conditioner 100, downsize the air conditioner 100, and maintain the quality of the air conditioner 100 at a high level.
  • the first heat exchanger 52 and the second heat exchanger 54 of the load side heat exchanger 5 are arranged in parallel to the ventilation direction of the load side heat exchanger 5.
  • the heat transfer area of the second heat exchanger 54 may be made smaller than that of the first heat exchanger 52, or a flow control valve may be used.
  • the air conditioner 100 of the first embodiment In the air conditioner 100 of Embodiment 1, the first heat exchanger 52 and the second heat exchanger 54 are connected in series via the connecting pipe 56 during the cooling operation.
  • the second heat exchanger 54 is arranged downstream of the air flow generated by the blower 5a and passing through the first heat exchanger 52.
  • at least the second heat exchanger 54 is arranged over the entire air passage in which the airflow generated by the air blower 5a flows.
  • the presence or absence of dryout of the refrigerant in the second heat exchanger 54 does not depend on the state of the heat exchange amount of the refrigerant in the first heat exchanger 52, etc. Only the second heat exchanger 54 can be independently redesigned. Therefore, in the air conditioner 100 of the first embodiment, the degree of freedom in design change of the load side heat exchanger 5 can be ensured. Further, it is possible to independently or selectively add means for improving the performance and quality of any heat exchanger to the first heat exchanger 52 or the second heat exchanger 54.
  • the air conditioner 100 of the first embodiment is configured as a separate air conditioner and has the indoor unit 150, the load side heat exchanger 5, the blower device 5a, the bypass pipe 60, The bypass valve 70 and the indoor unit 150 can be housed in a simple structure. Therefore, it becomes easy to mount the indoor unit 150 in the installation space where installation conditions such as installation dimensions may be limited.
  • FIG. 5 is a schematic refrigerant circuit diagram showing an example of the refrigerant circuit 10 during the cooling operation of the air conditioner 100 according to the second embodiment.
  • the black arrow in FIG. 5 indicates the flow direction of the refrigerant during the cooling operation.
  • the white block arrow in FIG. 5 represents the flow direction of the air flow.
  • the bypass valve 70 is configured to have a capillary tube 70b in addition to the check valve 70a.
  • the other configuration of the air conditioner 100 is the same as that of the above-described first embodiment, and thus the description thereof is omitted.
  • the capillary tube 70b is an expansion valve that is made up of an elongated copper tube and allows a required amount of refrigerant to pass through due to pipe resistance to reduce the pressure of the refrigerant.
  • the capillary tube 70b is arranged between the check valve 70a and the connection pipe 56.
  • the design content of the load-side heat exchanger 5 can be changed in any combination, and the degree of freedom in design change is guaranteed.
  • the pressure loss of the refrigerant in the side heat exchanger 5 may fluctuate. For example, the ratio of the flow rate of the refrigerant flowing through the bypass pipe 60 to the flow rate of the refrigerant flowing through the first heat exchanger 52 increases as the pressure loss of the first heat exchanger 52 increases.
  • the load side heat exchanger 5 when the load side heat exchanger 5 is configured such that the flow resistance of the first heat exchanger 52 increases and the refrigerant pressure loss increases, the flow rate of the refrigerant passing through the bypass pipe 60 becomes excessive. The heat transfer performance of the load side heat exchanger 5 is reduced.
  • bypass valve 70 is configured to have the capillary tube 70b, the flow resistance of the bypass pipe 60 can be adjusted and the flow rate of the refrigerant passing through the bypass pipe 60 can be suppressed. Therefore, it is possible to maintain the balance between the pressure loss of the refrigerant in the load side heat exchanger 5 and the heat transfer performance of the load side heat exchanger 5, and further reduce the energy consumption.
  • FIG. 6 is a schematic refrigerant circuit diagram showing an example of the refrigerant circuit 10 during the cooling operation of the air conditioner 100 according to the third embodiment.
  • the black arrow in FIG. 6 indicates the flow direction of the refrigerant during the cooling operation.
  • the white block arrows in FIG. 6 indicate the flow direction of the air flow.
  • the bypass valve 70 is configured to have a flow rate adjusting valve 70c whose opening can be adjusted.
  • the air conditioner 100 also includes a control unit 80 capable of controlling the opening of the flow rate adjusting valve 70c via the communication line 75. Further, the air conditioner 100 is configured to have one or more temperature sensors that are connected to the control unit 80 by wire or wirelessly.
  • the other configuration of the air conditioner 100 is the same as that of the above-described first embodiment, and thus the description thereof is omitted.
  • the flow rate adjustment valve 70c is a control device that adjusts the flow rate of the refrigerant flowing inside by adjusting the opening degree of the internal flow path.
  • the flow rate adjusting valve 70c is configured as, for example, a linear electronic expansion valve or the like.
  • the flow rate adjusting valve 70c is configured to adjust the flow rate of the refrigerant passing through the bypass pipe 60 according to a command from the control unit 80.
  • the control unit 80 is configured as, for example, a dedicated hardware, or a microcomputer or a microprocessing unit including a central processing unit, a memory and the like. Note that the control unit 80 may be configured to be able to perform the operating state of the air conditioner 100, for example, the frequency control of the compressor 1, the opening control of the pressure reducing device 4, and the like, or only the opening control of the flow rate adjusting valve 70c. It may be configured to perform.
  • the communication line 75 between the flow rate adjusting valve 70c and the control unit 80 may be wired or wireless.
  • the temperature sensor can be configured to include, for example, a semiconductor material such as a thermistor or a metal material such as a resistance temperature detector.
  • the plurality of temperature sensors provided in the air conditioner 100 may be temperature sensors having the same structure or may be temperature sensors having different structures.
  • a connecting line between the control unit 80 and the temperature sensor is not shown.
  • the air conditioner 100 has a configuration including a first temperature sensor 90, a second temperature sensor 92, a third temperature sensor 94, a fourth temperature sensor 96, and a fifth temperature sensor 98 as temperature sensors. it can.
  • the air conditioner 100 may have a configuration in which some temperature sensors are omitted or a configuration in which a further temperature sensor is added, depending on the form of the air conditioner 100.
  • the first temperature sensor 90 is a temperature sensor that is arranged at an arbitrary location around the load side heat exchanger 5 and detects the temperature of the air-conditioned space.
  • the second temperature sensor 92 is a temperature sensor that detects the temperature of the refrigerant flowing through the second heat transfer tube 54a2 of the second heat exchanger 54 via the second heat transfer tube 54a2.
  • the third temperature sensor 94 is a temperature sensor that detects the temperature of the refrigerant flowing through the first heat transfer tube 52a2 of the first heat exchanger 52 via the first heat transfer tube 52a2.
  • the fourth temperature sensor 96 is a temperature sensor that detects the temperature of the refrigerant flowing through the connection pipe 56 via the connection pipe 56.
  • the fifth temperature sensor 98 is an outside air temperature sensor that is arranged anywhere around the heat source side heat exchanger 3 and detects the outside air temperature. In the following description, when it is not necessary to distinguish between the first temperature sensor 90, the second temperature sensor 92, the third temperature sensor 94, the fourth temperature sensor 96, and the fifth temperature sensor 98, simply “temperature sensor” is used. Called.
  • the control unit 80 can control the opening degree of the flow rate adjusting valve 70c based on the operating frequency information transmitted from the compressor 1 and the temperature information detected by the temperature sensor.
  • FIG. 7 is a graph illustrating the relationship between the opening degree of the flow rate adjusting valve 70c and the coefficient of performance during the cooling operation.
  • the horizontal axis of FIG. 7 indicates the opening degree of the flow rate adjusting valve 70c, and the opening degree increases in the direction of the arrow.
  • the vertical axis of FIG. 7 represents the improvement rate of the coefficient of performance when the flow rate adjusting valve 70c is closed, that is, when the coefficient of performance when the opening is 0 is 100%, and is directed in the direction of the arrow.
  • the coefficient of performance increases as it goes along.
  • the coefficient of performance may be abbreviated as “COP”.
  • the cooling capacity of each graph is displayed in units of kilowatts, and the type of refrigerant is added in parentheses.
  • the opening degree of the flow rate adjusting valve 70c that maximizes the improvement rate of the coefficient of performance during the cooling operation is the cooling capacity of the air conditioner 100, that is, the circulation of the refrigerant of the air conditioner 100. It was suggested that the amount varied. Further, in FIG. 7, it is suggested that the improvement rate of the coefficient of performance may be improved by increasing the opening degree of the flow rate adjusting valve 70c as the cooling capacity increases. Therefore, by configuring the bypass valve 70 having the flow rate adjusting valve 70c and controlling the opening degree of the flow rate adjusting valve 70c according to the cooling capacity, the refrigerant pressure loss in the load side heat exchanger 5 and the load side heat exchange. The balance of the heat transfer performance of the container 5 can be maintained more efficiently.
  • the cooling capacity of the air conditioner 100 corresponds to the amount of refrigerant circulating in the air conditioner 100, and the amount of refrigerant circulating in the air conditioner 100 increases as the operating frequency of the compressor 1 increases. Therefore, the pressure loss of the refrigerant in the load side heat exchanger 5 and the heat transfer performance of the load side heat exchanger 5 are controlled by controlling the opening degree of the flow rate adjusting valve 70c in the entire movable frequency range of the air conditioner 100. The balance of can be maintained more efficiently.
  • the opening degree of the flow rate adjusting valve 70c that is, the flow rate of the refrigerant passing through the bypass pipe 60 is controlled by the control unit 80, so that the outside air temperature, the temperature of the air-conditioned space, and the operating frequency of the compressor 1 are cooled. It can be adjusted to maximize the coefficient of performance based on driving conditions. Therefore, by including the flow rate adjusting valve 70c, the control unit 80, and the temperature sensor, it is possible to more efficiently reduce the power consumption during the cooling period even when there is a temperature change.
  • the R290 refrigerant when viewed with the same refrigerating capacity, may be able to improve the coefficient of performance improvement rate by adjusting the opening degree of the flow rate adjusting valve 70c rather than the R32 refrigerant. Is suggested.
  • the bypass valve 70 in the air conditioner 100 of the third embodiment may be configured to further include a check valve 70a.
  • FIG. 8 is a schematic diagram showing an example of a specific structure of the load-side heat exchanger 5 during the cooling operation of the air conditioner 100 according to the fourth embodiment.
  • the white block arrow in FIG. 8 represents the flow direction of the air flow generated by the blower 5a.
  • black arrows in FIG. 8 schematically show the inflow direction and the outflow direction of the refrigerant in the load side heat exchanger 5 during the cooling operation of the air conditioner 100.
  • the inner diameter of the first heat transfer tube 52a2 of the first heat exchanger 52 is smaller than the inner diameter of the second heat transfer tube 54a2 of the second heat exchanger 54. Is also configured to be smaller.
  • the other configuration of the load side heat exchanger 5 is the same as that of the above-described first embodiment, and thus the description thereof is omitted.
  • the load-side heat exchanger 5 has an outer diameter of 7 mm with the second heat transfer tube 54a2.
  • the outer diameter of the first heat transfer tube 52a2 is 5 mm.
  • a hydrocarbon refrigerant or a hydrofluorocarbon refrigerant having a low global warming potential may be used as the refrigerant circulating in the air conditioner 100.
  • the hydrocarbon refrigerant is a flammable refrigerant, it is required that the amount of the refrigerant to be enclosed be small.
  • the hydrocarbon refrigerant may be abbreviated as HC refrigerant.
  • the hydrofluorocarbon refrigerant may be abbreviated as HFC refrigerant.
  • the first heat exchanger 52 functions as a supercooling heat exchanger, and the liquid-phase refrigerant flows inside the first heat transfer pipe 52a2.
  • the smaller the inner diameter of the first heat transfer tube 52a2 the faster the refrigerant flow velocity inside the first heat transfer tube 52a2 becomes. The rate is improved and the heating performance is improved.
  • the inner diameter of the first heat transfer tube 52a2 is smaller, the inner volume of the first heat transfer tube 52a2 is smaller, so that the filling amount of the refrigerant necessary for the operation of the refrigerant circuit 10 can be reduced.
  • the pressure loss of the refrigerant increases as the inner diameter of the first heat transfer tube 52a2 decreases and the refrigerant flow rate increases.
  • the bypass pipe 60 and the bypass valve 70 by having the bypass pipe 60 and the bypass valve 70, the pressure loss in the first heat exchanger 52 is reduced during the cooling operation, and The cooling performance of the heat exchanger 52 can be improved.
  • the number of the first internal passages 52b of the first heat exchanger 52 is smaller than the number of the second internal passages 54b of the second heat exchanger 54. can do.
  • the heating operation of the air conditioner 100 when the liquid-phase refrigerant flows through the first internal flow passages 52b, the smaller the number of the first internal flow passages 52b, the faster the refrigerant flow velocity inside the first internal flow passages 52b. Therefore, the heat transfer coefficient in the first heat transfer tube 52a2 is improved, and the heating performance is improved.
  • the load-side heat exchanger 5 can be configured to have, for example, one path of the first internal flow path 52b and two paths of the second internal flow path 54b.
  • the outer diameters of the first heat transfer tube 52a2 and the second heat transfer tube 54a2 are not limited to the above-described specific examples, and a tube having an inner diameter smaller than the inner diameter of the second heat transfer tube 54a2 having an outer diameter of 7 mm is the first. If it is used as the 1 heat transfer tube 52a2, the same effect can be obtained. Further, the numbers of the first internal flow passages 52b and the second internal flow passages 54b are not limited to the above-described specific examples. For example, if the first heat transfer pipe 52a2 is a flat pipe, the number of internal flow passages is set to two. The above configuration may be adopted.
  • FIG. 9 is a graph showing the relationship between the cooling capacity of the air conditioner 100 and the pressure loss of the load side heat exchanger 5 when R290 refrigerant or R32 refrigerant is used as the refrigerant of the air conditioner 100.
  • the horizontal axis of the graph represents the cooling capacity of the air conditioner 100, and the cooling capacity increases in the direction of the arrow.
  • the vertical axis of the graph is the pressure loss in the load side heat exchanger 5, and the pressure loss increases in the direction of the arrow.
  • the R290 refrigerant is a hydrocarbon refrigerant
  • the R32 refrigerant is a hydrofluorocarbon refrigerant.
  • the power consumption of the air conditioner 100 will decrease. Therefore, it is possible to configure the air conditioner 100 so that the cooling capacity is improved at a constant power consumption, and it is possible to obtain the effect that the maximum cooling capacity of the air conditioner 100 can be improved.

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Abstract

空気調和機は、第１熱交換器及び第２熱交換器を有する負荷側熱交換器と、減圧装置と第１熱交換器とを接続する第１冷媒配管と、前記第１熱交換器と前記第２熱交換器とを接続する連結配管と、負荷側熱交換器の連結配管とに接続されたバイパス配管と、バイパス配管に配置されたバイパス弁とを備え、第１熱交換器は、前記送風装置が生成する空気流において、第２熱交換器の風上側に配置され、第１熱交換器を通過する空気流は、第２熱交換器を通過し、バイパス弁は、冷房運転の時に第１冷媒配管を流れる冷媒の一部を、バイパス配管を介して、連結配管に流し、暖房運転の時に、連結配管からバイパス配管を介して第１冷媒配管に向かう冷媒の流れを遮断して、連結配管に流れる冷媒の全てを、前記連結配管から第１熱交換器に流す。

Description

空気調和機
　本発明は、負荷側に複数の熱交換器を有する空気調和機に関する。
　負荷側に複数の熱交換器を有する従来の空気調和機として、例えば特許文献１では、負荷側熱交換器を蒸発器として機能させる冷房運転と、負荷側熱交換器を凝縮器として機能させる暖房運転とを切り替え可能な空気調和機が開示されている。特許文献１の空気調和機は、負荷側熱交換器として、上段の熱交換器と下段の熱交換器とを有している。特許文献１では、冷房運転時においては、上段の熱交換器と下段の熱交換器とを並列に接続し、負荷側熱交換器の出入口間を連通する冷媒流路の数を増加させ、冷媒圧力損失による蒸発性能の低下を抑制している。また、特許文献１では、暖房運転時においては、上段の熱交換器と下段の熱交換器とを直列に接続し、負荷側熱交換器の出入口間を連通する冷媒流路の数を減少させ、冷媒流速の低下と、管内熱伝達率の低下とを抑制している。また、特許文献１の空気調和機においては、冷房運転時における上段及び下段の熱交換器の冷媒流入口側に流量制御弁が設けられており、各々の熱交換器を通過する風量分布に応じて各々の熱交換器の内部を通過する冷媒流量が調整されている。
国際公開第２０１５／０６３８５３号
　特許文献１の空気調和機では、複数の熱交換器のそれぞれに冷媒制御弁を設け、冷房運転時と暖房運転時とにおいて、複数の冷媒制御弁で流路制御を行うことによって、冷媒流路を機械的に切り替え、冷房性能及び暖房性能の適正化を図っている。特許文献１の空気調和機を、例えば、家庭用の空気調和機に適用する場合、設置寸法の制約により空気調和機を小型化する必要がある。しかしながら、特許文献１の空気調和機では、流路制御を行う多数の制御弁を収容するスペースを確保する必要があるため、空気調和機の小型化が困難であるという課題があった。
　また、特許文献１の空気調和機においては、負荷側熱交換器の上段の熱交換器及び下段の熱交換器が、負荷側熱交換器の通風方向に対し並列に配置されている。特許文献１の空気調和機においては、上段及び下段の熱交換器を通過する空気の風速分布が上段及び下段の熱交換器のいずれかに偏ると、上段及び下段の熱交換器の熱負荷が不均一となる可能性がある。また、空気の風速分布が上段及び下段の熱交換器において均等であったとしても、上段及び下段の熱交換器の伝熱面積に差異があると、上段及び下段の熱交換器の熱負荷が不均一となる可能性がある。
　特に、特許文献１の空気調和機においては、負荷側熱交換器が蒸発器として機能する冷房運転時において、上段及び下段の熱交換器の熱負荷が不均一となった場合には、上段及び下段の熱交換器のいずれか一方で、冷媒のドライアウトが生じる場合がある。ここで、「冷媒のドライアウト」とは、熱交換器の内部流路において二相冷媒が気相冷媒に状態変化し、二相冷媒の不足により、熱交換器における熱交換が不能になる現象をいう。熱交換器において、冷媒のドライアウトが生じると、冷媒の熱伝達率が著しく低下し、空気調和機の冷房性能が低下する。特許文献１の空気調和機において、冷媒のドライアウトを防ぐためには、上段及び下段の熱交換器に更に流量制御弁を設ける必要があるため、流量制御弁を収容するスペースが必要となる。したがって、特許文献１の空気調和機においては、冷房性能を維持しつつ、空気調和機の小型化を図ることが困難になるという課題があった。
　本発明は、上述の課題を解決するためのものであり、冷房性能及び暖房性能の適正化と、小型化との両立が可能な空気調和機を提供することを目的とする。
　本発明の空気調和機は、圧縮機と、冷媒流路切替装置と、熱源側熱交換器と、減圧装置と、第１熱交換器及び第２熱交換器を有する負荷側熱交換器と、前記減圧装置と前記第１熱交換器とを接続する第１冷媒配管と、前記第１熱交換器と前記第２熱交換器とを接続する連結配管と、前記第２熱交換器と前記冷媒流路切替装置とを接続する第２冷媒配管とを有し、冷媒が循環する冷媒回路と、前記負荷側熱交換器を通過する空気流を生成する送風装置と、前記第１冷媒配管と前記連結配管とを接続するバイパス配管と、前記バイパス配管に配置されたバイパス弁とを備え、前記冷媒流路切替装置は、前記負荷側熱交換器から流出した低圧の前記冷媒を前記圧縮機に吸入させる冷房運転と、前記圧縮機から吐出した高圧の前記冷媒を前記負荷側熱交換器に流入させる暖房運転とを切り替え、前記第１熱交換器は、前記送風装置が生成する空気流において、前記第２熱交換器の風上側に配置され、前記第１熱交換器を通過する前記空気流は、前記第２熱交換器を通過し、前記バイパス弁は、前記冷房運転の時に、前記第１冷媒配管を流れる冷媒の一部を、前記バイパス配管を介して、前記連結配管に流し、前記暖房運転の時に、前記連結配管から前記バイパス配管を介して前記第１冷媒配管に向かう冷媒の流れを遮断して、前記連結配管に流れる冷媒の全てを、前記連結配管から前記第１熱交換器に流す。
　本発明の空気調和機では、冷房運転時において、減圧装置から流出した冷媒は、第２熱交換器へ流入する前に、第１熱交換器へ流入する主冷媒流と、バイパス配管及びバイパス弁を経由して連結配管へ流入するバイパス流とに分流される。第１熱交換器で熱交換された主冷媒流は、連結配管において、バイパス弁を経由したバイパス流と再度合流して、第２熱交換器へ流入するため、バイパス配管とバイパス弁とを設けた簡易な構成で、第１熱交換器を通過する冷媒の圧力損失を低減できる。また、第１熱交換器は、第２熱交換器の風上側に配置され、第１熱交換器を通過する空気流は、第２熱交換器を通過するため、第１熱交換器と第２熱交換器との間の熱負荷の差異によるドライアウトは発生しない。また、暖房運転時においては、第１熱交換器が第２熱交換器に直列に接続されるため、第２熱交換器で冷媒流速を上げて管内熱伝達率を高めることができる。したがって、本発明によれば、冷房性能及び暖房性能の適正化と、小型化との両立が可能な空気調和機を提供できる。
本発明の実施の形態１に係る空気調和機の冷房運転時における冷媒回路の一例を示す概略的な冷媒回路図である。 本発明の実施の形態１の空気調和機における負荷側熱交換器の具体的な構造の一例を示す概略図である。 本発明の実施の形態１の空気調和機における負荷側熱交換器の具体的な構造の別の一例を示す概略図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和機の暖房運転時における冷媒回路の一例を示す概略的な冷媒回路図である。 本発明の実施の形態２に係る空気調和機の冷房運転時における冷媒回路の一例を示す概略的な冷媒回路図である。 本発明の実施の形態３に係る空気調和機の冷房運転時における冷媒回路の一例を示す概略的な冷媒回路図である。 流量調整弁の開度と、冷房運転時の成績係数との関係を図示したグラフである。 本発明の実施の形態４に係る空気調和機の冷房運転時における負荷側熱交換器の具体的な構造の一例を示す概略図である。 空気調和機の冷媒としてＲ２９０冷媒又はＲ３２冷媒を用いた場合の、空気調和機における冷房能力と、負荷側熱交換器における圧力損失との関係を示したグラフである。
実施の形態１．
　本発明の実施の形態１に係る空気調和機１００について説明する。図１は、本実施の形態１に係る空気調和機１００の冷房運転時における冷媒回路１０の一例を示す概略的な冷媒回路図である。図１における黒矢印は、冷房運転時の冷媒の流れ方向を示している。また、図１における白抜きのブロック矢印は空気流の流れ方向を表している。
　なお、図１を含む以下の図面では各構成部材の寸法の関係及び形状が、実際のものとは異なる場合がある。また、以下の図面では、同一の又は類似する構成要素には、同一の符号を付している。
　空気調和機１００は、圧縮機１、冷媒流路切替装置２、熱源側熱交換器３、減圧装置４、及び負荷側熱交換器５を有する冷媒回路１０を備える。冷媒回路１０は、圧縮機１と熱源側熱交換器３と減圧装置４と負荷側熱交換器５とを冷媒配管を介して接続して、冷媒を循環させるように構成されている。
　圧縮機１は、吸入した低圧の冷媒を圧縮し、高圧の冷媒として吐出する流体機械であり、例えば、レシプロ圧縮機、ロータリ圧縮機、スクロール圧縮機等が用いられる。また、圧縮機１は、縦置型圧縮機であってもよいし、横置型圧縮機であってもよい。
　冷媒流路切替装置２は、空気調和機１００の冷房運転から暖房運転への切替え、又は空気調和機１００の暖房運転から冷房運転への切替えに応じて、冷媒流路切替装置２の内部の冷媒流路が切替えられる切替装置である。冷媒流路切替装置２は、冷媒流路切替装置２の内部の冷媒流路と連通する第１ポート２ａ、第２ポート２ｂ、第３ポート２ｃ、及び第４ポート２ｄを有している。第１ポート２ａは、配管接続により圧縮機１の吐出側と連通される。第２ポート２ｂは、配管接続により熱源側熱交換器３と連通される。第３ポート２ｃは、配管接続により負荷側熱交換器５と連通される。第４ポート２ｄは、配管接続により圧縮機１の吸入側と連通される。冷媒流路切替装置２は、例えば電磁弁の動作を応用した四方弁として構成される。また、冷媒流路切替装置２は、二方弁又は三方弁を組み合わせて構成してもよい。
　なお、以降の説明においては、「冷房運転」とは、負荷側熱交換器５から流出した低圧の冷媒を圧縮機１に吸入させる空気調和機１００の運転態様をいう。また、「暖房運転」とは、圧縮機１から吐出した高圧の前記冷媒を負荷側熱交換器５に流入させる空気調和機１００の運転態様をいう。
　熱源側熱交換器３は、保有する熱エネルギーの異なる２つの流体間で熱エネルギーの移動及び交換を行う熱伝達機器である。熱源側熱交換器３は、冷房運転時には凝縮器として機能し、暖房運転時に蒸発器として機能する。図１の熱源側熱交換器３は、熱源側熱交換器３を通過する空気流と、熱源側熱交換器３の内部を流通する高圧の冷媒との間で熱交換を行う空冷式熱交換器である。熱源側熱交換器３は、例えば、空気調和機１００の用途に応じて、フィンアンドチューブ式熱交換器、又はプレートフィン式熱交換器等とすることができる。なお、空気調和機１００において、蒸発器は冷却器と称される場合があり、凝縮器は放熱器と称される場合がある。
　熱源側熱交換器３を通過する空気流は、熱源側送風装置３ａによって生成される。熱源側送風装置３ａは、熱源側熱交換器３の用途に応じて、プロペラファン等の軸流送風機、シロッコファン若しくはターボファン等の遠心送風機、斜流送風機、又は横断流送風機等とすることができる。
　また、熱源側熱交換器３は、空気調和機１００の用途に応じて、熱源側熱交換器３を通過する熱媒体と、熱源側熱交換器３を通過する高圧の冷媒との間で熱交換を行う水冷式熱交換器とすることもできる。熱源側熱交換器３を水冷式熱交換器とする場合、空気調和機１００は、熱源側送風装置３ａを有しない構成にできる。熱源側熱交換器３を水冷式熱交換器として構成する場合、熱源側熱交換器３は、空気調和機１００の形態又は用途に応じて、シェルアンドチューブ式熱交換器、プレート熱交換器、又は二重管式熱交換器として構成できる。なお、熱源側熱交換器３が水冷式熱交換器である場合、空気調和機１００には、冷却塔から熱媒体を循環させる熱媒体回路を設けることができる。
　減圧装置４は、高圧の液相冷媒を膨張及び減圧させる膨張装置である。減圧装置４としては、空気調和機１００の用途に応じて、膨張機、温度式自動膨張弁、リニア電子膨張弁等が用いられる。膨張機は、受圧部にダイアフラムを採用した機械式膨張弁である。温度式自動膨張弁は、圧縮機１の吸入側における気相冷媒の過熱度によって冷媒量を調整する膨張装置である。リニア電子膨張弁は、多段階若しくは連続的に開度を調節可能な膨張装置である。
　負荷側熱交換器５は、保有する熱エネルギーの異なる２つの流体間で熱エネルギーの移動及び交換を行う熱伝達機器である。負荷側熱交換器５は、冷房運転時には蒸発器として機能し、暖房運転時に凝縮器として機能する。負荷側熱交換器５は、負荷側熱交換器５を通過する空気流と、負荷側熱交換器５の内部を流通する冷媒との間で熱交換を行う空冷式熱交換器として構成される。負荷側熱交換器５は、並列に整列された複数のフィンと、複数のフィンを貫通する伝熱管とを有するフィンチューブ型熱交換器として構成されている。
　負荷側熱交換器５を通過する空気流は、送風装置５ａによって生成される。送風装置５ａは、負荷側熱交換器５の形態に応じて、プロペラファン等の軸流送風機、シロッコファン若しくはターボファン等の遠心送風機、斜流送風機、又は横断流送風機等として構成できる。
　空気調和機１００は、圧縮機１と、冷媒流路切替装置２と、熱源側熱交換器３と、減圧装置４と、負荷側熱交換器５とを接続し、冷媒回路１０を構成する複数の冷媒配管を備えている。冷媒回路１０を構成する冷媒配管は、第１冷媒配管１０ａと、第２冷媒配管１０ｂと、第３冷媒配管１０ｃと、第４冷媒配管１０ｄと、第５冷媒配管１０ｅと、第６冷媒配管１０ｆとを有している。第１冷媒配管１０ａは、減圧装置４と負荷側熱交換器５との間を接続する冷媒配管である。第２冷媒配管１０ｂは、負荷側熱交換器５と、冷媒流路切替装置２の第３ポート２ｃとの間を接続する冷媒配管である。第３冷媒配管１０ｃは、冷媒流路切替装置２の第４ポート２ｄと圧縮機１の吸入側との間を接続する冷媒配管である。第４冷媒配管１０ｄは、圧縮機１の吐出側と、冷媒流路切替装置２の第１ポート２ａとの間を接続する冷媒配管である。第５冷媒配管１０ｅは、冷媒流路切替装置２の第２ポート２ｂと熱源側熱交換器３との間を接続する冷媒配管である。第６冷媒配管１０ｆは、熱源側熱交換器３と減圧装置４との間を接続する冷媒配管である。なお、第２冷媒配管１０ｂは、冷媒流路切替装置２と第３冷媒配管１０ｃ及び第４冷媒配管１０ｄのいずれかを介して圧縮機１と接続されるものである。すなわち、第２冷媒配管１０ｂは、圧縮機１と負荷側熱交換器５とを接続する冷媒配管である。以降の説明においては、第１冷媒配管１０ａ、第２冷媒配管１０ｂ、第３冷媒配管１０ｃ、第４冷媒配管１０ｄ、第５冷媒配管１０ｅ、及び第６冷媒配管１０ｆは、区別する必要がない場合、単に「冷媒配管」と称する。
　なお、空気調和機１００は、空気調和機１００の用途に応じて、上述した以外の機器、例えば、アキュムレータ、レシーバ、消音マフラ、気液分離器、又は油分離器等を有する構成にできる。また、空気調和機１００は、室内据置型の一体型空気調和機として設計してもよいし、負荷側熱交換器５を含む一部の機器のみが被空調対象空間に配置されたセパレート型空気調和機として設計してもよい。
　次に、本実施の形態１の空気調和機１００における負荷側熱交換器５の構造について、図１に加えて図２及び図３を用いて具体的に説明する。図２及び図３における白抜きのブロック矢印は、送風装置５ａ及び熱源側送風装置３ａが生成する空気流の流れ方向を表している。また、図２及び図３における黒矢印は、空気調和機１００の冷房運転時の負荷側熱交換器５における冷媒の流入方向及び流出方向を概略的に示したものである。
　図２は、本実施の形態１の空気調和機１００における負荷側熱交換器５の具体的な構造の一例を示す概略図である。図３は、本実施の形態１の空気調和機１００における負荷側熱交換器５の具体的な構造の別の一例を示す概略図である。
　図１に示すように、負荷側熱交換器５は、送風装置５ａが生成する空気流の風上側に配置された第１熱交換器５２と、第１熱交換器５２を通過する空気流の風下側に配置された第２熱交換器５４とを備えている。なお、図１の送風装置５ａは、第１熱交換器５２に対向して配置されているが、これに限定されるものではない。図１の送風装置５ａは、第１熱交換器５２が第２熱交換器５４よりも風上となるように通風できる位置であれば、図１の送風装置５ａの位置と異なる位置に配置できる。なお、第１熱交換器５２は「補助熱交換器」と、第２熱交換器５４は「主熱交換器」とも称される。
　また、図１では、第１熱交換器５２の第１内部流路５２ｂの経路数は１経路であり、第２熱交換器５４の第２内部流路５４ｂの経路数は２経路となっている。しかしながら、第１内部流路５２ｂ及びの第２内部流路５４ｂの経路数はこれに限定されるものではない。
　また、負荷側熱交換器５においては、連結配管５６が、第１熱交換器５２と第２熱交換器５４とを接続している。すなわち、第２熱交換器５４は、連結配管５６を介して、第１熱交換器５２に直列に接続されている。連結配管５６は、冷媒回路１０を構成する冷媒配管の１つである。減圧装置４と負荷側熱交換器５とを接続する冷媒配管である第１冷媒配管１０ａは、減圧装置４と第１熱交換器５２とに接続されている。圧縮機１は、第２冷媒配管１０ｂ及び第３冷媒配管１０ｃにより冷媒流路切替装置２を介して負荷側熱交換器５の第２熱交換器５４に接続されている。
　図２では、第１熱交換器５２は、Ｗ字形状に配置された４つの第１熱交換部５２ａから構成されている。また、第２熱交換器５４は、第１熱交換器５２の４つの第１熱交換部５２ａと直列に接続され、第１熱交換器５２と同様にＷ字形状に配置された４つの第２熱交換部５４ａから構成されている。第１熱交換器５２の第１熱交換部５２ａは、送風装置５ａが生成する空気流の風上側に配置されている。第２熱交換器５４の第２熱交換部５４ａは、送風装置５ａが生成し、第１熱交換器５２の第１熱交換部５２ａを通過する空気流の風下側に配置されている。
　第１熱交換部５２ａの各々は、並列に整列された複数の第１フィン５２ａ１と、複数の第１フィン５２ａ１を貫通する第１伝熱管５２ａ２とを有するフィンチューブ型熱交換器として構成されている。第２熱交換部５４ａの各々は、並列に整列された複数の第２フィン５４ａ１と、複数の第２フィン５４ａ１を貫通する第２伝熱管５４ａ２とを有するフィンチューブ型熱交換器として構成されている。なお、第１伝熱管５２ａ２及び第２伝熱管５４ａ２は、図２では円管として構成されているが、扁平管として構成してもよい。
　第１熱交換器５２と第２熱交換器５４との間に接続された連結配管５６は、分岐部５６ａを有している。連結配管５６は、分岐部５６ａを有することにより、第１熱交換器５２の第１内部流路５２ｂを分岐して、第２熱交換器５４の各々の第２内部流路５４ｂに連通させることができる。なお、図２では、図１と同様に、第１熱交換器５２は１経路の第１内部流路５２ｂを有しており、第２熱交換器５４は２経路の第２内部流路５４ｂを有しているが、上述したようにこれに限定されない。
　図３の負荷側熱交換器５では、左上方からの空気流の風路のみに、第１熱交換器５２が配置されている。第１熱交換器５２は、第２熱交換器５４よりも、送風装置５ａが生成する空気流の風上側に配置されている。第２熱交換器５４は、第１熱交換器５２と直列に接続されている。第２熱交換器５４の一部は、送風装置５ａが生成し、第１熱交換器５２を通過する空気流の風下側に配置されている。このように、第１熱交換器５２は、送風装置５ａにより生成され、第１熱交換器５２と第２熱交換器５４とを通過する空気流の風上側に配置されれば、負荷側熱交換器５の一部の風路のみに設けた構成としてもよい。
　また、図１～図３では、第１熱交換器５２及び第２熱交換器５４は別体の熱交換器として構成しているが、第１熱交換器５２の第１フィン５２ａ１及び第２熱交換器５４の第２フィン５４ａ１を一体形成し、一体型の負荷側熱交換器５として構成してもよい。
　次に、空気調和機１００におけるバイパス構造について説明する。
　図１～図３に示すように、空気調和機１００は、バイパス配管６０と、バイパス弁７０とを有している。バイパス配管６０は、減圧装置４と第１熱交換器５２とを接続する冷媒配管である第１冷媒配管１０ａと、連結配管５６との間に接続される冷媒配管であり、冷媒回路１０を構成する冷媒配管の１つである。バイパス配管６０は、第１冷媒配管１０ａとバイパス弁７０との間を接続する第１バイパス配管６０ａと、バイパス弁７０と連結配管５６との間を接続する第２バイパス配管６０ｂとを有している。以降の説明においては、第１バイパス配管６０ａ及び第２バイパス配管６０ｂは、区別する必要がない場合、単にバイパス配管６０と称する。
　バイパス弁７０は、バイパス配管６０の冷媒流量を制御する制御機器である。バイパス弁７０は、冷房運転の時に、第１冷媒配管１０ａから、バイパス配管６０を介して、負荷側熱交換器５の連結配管５６の方向に流れる前記冷媒を通過させるように構成されている。また、バイパス弁７０は、暖房運転の時に、負荷側熱交換器５の連結配管５６から、バイパス配管６０を介して、第１冷媒配管１０ａの方向に流れる冷媒の流れを遮断するように構成されている。すなわち、冷房運転時においては、バイパス弁７０は、バイパス配管６０の内部の流路を開放するように構成されているため、冷媒回路１０は、第１熱交換器５２の両端を接続するバイパス回路を有する構成となる。一方、暖房運転時においては、バイパス弁７０は、バイパス配管６０の内部の流路を閉止するように構成されているため、冷媒回路１０は、第１熱交換器５２の両端を接続するバイパス回路を有しない構成となる。
　バイパス弁７０は、圧力駆動型の弁等の機械式弁、又は電磁弁等の電動式弁等の自動弁を有する構成にできる。図１～図３に示すように、バイパス弁７０は、圧力駆動型の自動弁として逆止弁７０ａを有する構成にできる。逆止弁７０ａは、流体の流れを常に一定方向に保ち、逆流を防止するように構成された機械式弁である。
　なお、空気調和機１００をセパレータ式空気調和機として構成する場合、空気調和機１００は、室内機１５０を有する構成とし、負荷側熱交換器５と、送風装置５ａと、バイパス配管６０と、バイパス弁７０とを室内機１５０に収容した構成にできる。
　次に、空気調和機１００の冷房運転時における動作について、図１を用いて説明する。なお、図１では、冷房運転時における冷媒流路切替装置２の内部の冷媒流路が実線で示されている。
　冷房運転時には、冷媒流路切替装置２では、圧縮機１から熱源側熱交換器３へ高温高圧のガス冷媒が流れるように、冷媒流路切替装置２の内部の冷媒流路の経路制御が行われる。すなわち、冷房運転時には、冷媒流路切替装置２の内部の冷媒流路は、圧縮機１の吐出側に配管接続された第１ポート２ａと、熱源側熱交換器３に配管接続された第２ポート２ｂとが連通するように切替えられる。また、冷媒流路切替装置２の内部の冷媒流路は、負荷側熱交換器５に配管接続された第３ポート２ｃと、圧縮機１の吸入側に配管接続された第４ポート２ｄとが連通するように切替えられる。
　圧縮機１から吐出された高温かつ高圧の気相冷媒は、第４冷媒配管１０ｄ、冷媒流路切替装置２の内部の第１ポート２ａと第２ポート２ｂの間の冷媒流路、及び第５冷媒配管１０ｅを介して熱源側熱交換器３に流入する。熱源側熱交換器３は、冷房運転時においては凝縮器として機能する。熱源側熱交換器３に流入した高温かつ高圧の気相冷媒は、熱源側熱交換器３を通過する、熱源側送風装置３ａが生成した空気流との間で熱交換され、高圧の液相冷媒として流出する。
　熱源側熱交換器３から流出した高圧の液相冷媒は、第６冷媒配管１０ｆを介して、減圧装置４に流入する。減圧装置４に流入した高圧の液相冷媒は、減圧装置４で膨張及び減圧され、低温低圧の二相冷媒として減圧装置４から流出し、第１冷媒配管１０ａに流入する。冷房運転時は、バイパス弁７０により、バイパス配管６０の内部の流路が開放されているため、第１冷媒配管１０ａに流入した低圧の二相冷媒の一部は、分流されバイパス配管６０に流入し、バイパス弁７０を介して、連結配管５６に流入する。
　低温低圧の二相冷媒の他の一部は、第１冷媒配管１０ａを介して、負荷側熱交換器５の第１熱交換器５２に流入する。第１熱交換器５２は、冷房運転においては、蒸発器として機能する。第１熱交換器５２に流入した低圧の二相冷媒は、第１熱交換器５２を通過する、送風装置５ａが生成した空気流との間で熱交換された後、連結配管５６に二相冷媒として流出する。
　連結配管５６に流入した二相冷媒は、第１冷媒配管１０ａから分流した二相冷媒と再度合流し、第２熱交換器５４に流入する。第２熱交換器５４は、冷房運転においては、蒸発器として機能する。第２熱交換器５４に流入した低圧の二相冷媒は、第２熱交換器５４を通過する空気流との間で熱交換され、低圧の気相冷媒として流出する。
　第２熱交換器５４から流出した低圧の気相冷媒は、第２冷媒配管１０ｂ、冷媒流路切替装置２の内部の第３ポート２ｃと第４ポート２ｄの間の冷媒流路、及び第３冷媒配管１０ｃを介して、圧縮機１に吸入される。圧縮機１に吸入された低圧の気相冷媒は、圧縮機１で圧縮され、高温かつ高圧の気相冷媒として圧縮機１から吐出される。空気調和機１００の冷房運転時には、以上のサイクルが繰り返される。
　次に、冷房運転時における空気調和機１００の効果について説明する。
　負荷側熱交換器５が蒸発器として機能する冷房運転の場合、負荷側熱交換器５の内部流路を流動する冷媒は、比容積が大きく流速が速い状態となるため、冷媒の圧力損失が大きくなる。例えば、第１熱交換器５２の第１内部流路５２ｂの数が、第２熱交換器５４の第２内部流路５４ｂの数よりも少なくなるように構成した場合、第１内部流路５２ｂを通過する冷媒の流速は、第２内部流路５４ｂを通過する冷媒の流速よりも速くなる。内部流路における冷媒の流速が速くなると、内部流路における冷媒圧力損失が大きくなるため、第１熱交換器５２では冷媒の圧力損失が生じやすくなる。しかしながら、第１冷媒配管１０ａを流れる低温低圧の二相冷媒の一部は、分流してバイパス配管６０に流入しているため、第１熱交換器５２に流入する冷媒流量を低減することができる。第１熱交換器５２に流入する冷媒流量を低減すると、第１熱交換器５２における冷媒の圧力損失が低減できるため、第１熱交換器５２の冷房性能を向上させることができる。
　減圧装置４から流出した全冷媒は、バイパス配管６０及びバイパス弁７０を経由する流路、並びに第１熱交換器５２へ流入する流路へ分流されることで、第１熱交換器５２における冷媒の圧力損失が低減される。一方、第１熱交換器５２を流れる冷媒の流量が減少しすぎると、第１熱交換器５２での熱交換量が減少し、冷媒の圧力損失の低減によって得られる冷房性能の改善効果を相殺する可能性もある。したがって、バイパス配管６０およびバイパス弁７０を経由する流路へバイパスする冷媒の流量は、負荷側熱交換器５が発揮すべき冷房能力又は全冷媒流量によって最適値が決定される。バイパス弁７０は、バイパス弁７０の開放時に最適値となる仕様のものであってもよいし、または、バイパス弁７０の開度の調整によって最適値に設定される仕様のものであってもよい。
　さらに、第１熱交換器５２及び第２熱交換器５４は、冷房運転時においては、連結配管５６を介して直列に接続されている。また、第２熱交換器５４は、送風装置５ａにより生成され、第１熱交換器５２を通過する空気流の下流側に配置されている。また、少なくとも、第２熱交換器５４は、送風装置５ａにより生成された空気流が流れる風路の全域にわたって配置されている。そのため、負荷側熱交換器５の出口における冷媒のドライアウトの有無は、第２熱交換器５４における冷媒流路ごとの熱交換量の分布にのみ依存し、第１熱交換器５２の熱交換量の分布とは関連しない。例えば、空気調和機１００では、第１熱交換器５２又は第２熱交換器５４の仕様、例えば、フィンのピッチ幅又は数量、伝熱管の本数等を任意に設定しても、第１熱交換器５２と第２熱交換器５４との間の熱負荷の差異による冷媒のドライアウトは発生しない。したがって、空気調和機１００では、第１熱交換器５２及び第２熱交換器５４の設計変更の自由度を担保できるため、設計自由度の高い空気調和機１００を提供できる。
　次に、空気調和機１００の暖房運転時における動作について、図４を用いて説明する。図４は、本実施の形態１に係る空気調和機１００の暖房運転時における冷媒回路１０の一例を示す概略的な冷媒回路図である。図４における黒矢印は、冷房運転時の冷媒の流れ方向を示している。また、図４における白抜きのブロック矢印は空気流の流れ方向を表している。なお、図４では、暖房運転時における冷媒流路切替装置２の内部の冷媒流路が実線で示されている。図４に示されるように、空気調和機１００においては、暖房運転時の負荷側熱交換器５の内部流路を流れる冷媒の流動方向は、冷房運転時の冷媒の流動方向と逆向きとなる。
　暖房運転時には、冷媒流路切替装置２では、圧縮機１から負荷側熱交換器５へ高温高圧のガス冷媒が流れるように、冷媒流路切替装置２の内部の冷媒流路の経路制御が行われる。すなわち、暖房運転時には、冷媒流路切替装置２の内部の冷媒流路は、圧縮機１の吐出側に配管接続された第１ポート２ａと、負荷側熱交換器５に配管接続された第３ポート２ｃとが連通するように切替えられる。また、冷媒流路切替装置２の内部の冷媒流路は、熱源側熱交換器３に配管接続された第２ポート２ｂと、圧縮機１の吸入側に配管接続された第４ポート２ｄとが連通するように切替えられる。
　圧縮機１から吐出された高温かつ高圧の気相冷媒は、第４冷媒配管１０ｄ、冷媒流路切替装置２の内部の第１ポート２ａと第３ポート２ｃの間の冷媒流路、及び第３冷媒配管１０ｃを介して、負荷側熱交換器５の第２熱交換器５４に流入する。第２熱交換器５４は、暖房運転時においては、凝縮器として機能する。第２熱交換器５４に流入した高温かつ高圧の気相冷媒は、第２熱交換器５４を通過する、送風装置５ａが生成した空気流との間で熱交換されて第２熱交換器５４から流出する。
　第２熱交換器５４から流出した冷媒は、連結配管５６を介して、第１熱交換器５２に流入する。暖房運転時は、バイパス弁７０により、バイパス配管６０の内部の流路が閉止されているため、連結配管５６に流入した冷媒は、分流してバイパス配管６０に流入することはなく、全ての冷媒が第１熱交換器５２に流入する。
　第１熱交換器５２は、暖房運転時においては、過冷却熱交換器として機能する。第１熱交換器５２に流入した冷媒は、第１熱交換器５２を通過する、送風装置５ａが生成した空気流との間で熱交換され、過冷却された高圧の液相冷媒として流出する。
　過冷却された高圧の液相冷媒は、第１冷媒配管１０ａを介して、減圧装置４に流入する。減圧装置４に流入した過冷却された高圧の気相冷媒は、減圧装置４で膨張及び減圧され、低温低圧の二相冷媒として減圧装置４から流出する。
　減圧装置４から流出した低温低圧の二相冷媒は、第６冷媒配管１０ｆを介して、熱源側熱交換器３に流入する。熱源側熱交換器３は、暖房運転時においては、蒸発器として機能する。熱源側熱交換器３に流入した低温かつ低圧の二相冷媒は、熱源側熱交換器３を通過する、熱源側送風装置３ａが生成した空気流との間で熱交換され、低圧の気相冷媒として流出する。なお、熱源側熱交換器３から流出する冷媒は、低圧の乾き度の高い二相冷媒となる場合もある。
　熱源側熱交換器３から流出した低圧の気相冷媒は、第５冷媒配管１０ｅ、冷媒流路切替装置２の内部の第２ポート２ｂと第４ポート２ｄの間の冷媒流路、及び第４冷媒配管１０ｄを介して、圧縮機１に吸入される。圧縮機１に吸入された低圧の気相冷媒は、圧縮機１で圧縮され、高温かつ高圧の気相冷媒として圧縮機１から吐出される。空気調和機１００の暖房運転時には、以上のサイクルが繰り返される。
　次に、暖房運転時における空気調和機１００の効果について説明する。
　負荷側熱交換器５が凝縮器として機能する暖房運転時において、負荷側熱交換器５の内部で並列に設けられた内部流路の数が増加した場合、負荷側熱交換器５の内部流路における冷媒流速が低下する。負荷側熱交換器５の内部流路における冷媒流速が低下すると、負荷側熱交換器５の管内熱伝達率が低下する。しかしながら、暖房運転時の負荷側熱交換器５においては、第１熱交換器５２は、第２熱交換器５４の下流側となるように第２熱交換器５４と直列に接続されており、第２熱交換器５４と並列には接続されない。そのため、負荷側熱交換器５の内部では、並列に設けられた内部流路の数が増加することはない。したがって、暖房運転時においては、負荷側熱交換器５の内部で並列に設けられた内部流路の数が増加せず、負荷側熱交換器５の内部流路における冷媒流速の低下が抑制されるため、負荷側熱交換器５の管内熱伝達率を維持することができる。
　また、暖房運転時は、バイパス弁７０により、バイパス配管６０の内部の流路が閉止されているため、連結配管５６に流入した高圧の冷媒は、全て第１熱交換器５２に流入し、流速が上昇するため、第１伝熱管５２ａ２の熱伝達率を高めることができる。一方、第１熱交換器５２を通過する冷媒は、高圧で高密度の冷媒であり、冷媒の圧力損失が小さいため、冷媒流速が上昇することによる圧力損失の影響は無視できる。したがって、空気調和機１００では、暖房運転時にバイパス配管６０の内部の流路が閉止されることにより、暖房性能を高めることができる。
　以上のように、空気調和機１００は、バイパス配管６０とバイパス弁７０とを有することにより、冷房運転時においては、圧力損失を低減し、負荷側熱交換器５の冷房性能を向上させることができる。また、暖房運転時においては、第１熱交換器５２が第２熱交換器５４に直列に接続されるため、第２熱交換器５４で冷媒流速を上げて管内熱伝達率を高めることができる。したがって、空気調和機１００によれば、冷房運転時及び暖房運転時のそれぞれにおいて、負荷側熱交換器５の冷媒の圧力損失と伝熱性能との関係を最適化できるため、通年でのエネルギー消費量の削減を図ることができる。
　また、空気調和機１００においては、第１熱交換器５２の両端にバイパス配管６０が接続され、バイパス配管６０にバイパス弁７０が設けられた簡素な構造でエネルギー消費量の削減を実現できる。したがって、空気調和機１００においては、空気調和機１００の性能を維持しつつ、空気調和機１００の小型化を図ることができる。また、第１熱交換器５２及び第２熱交換器５４の設計内容、例えば、熱交換器の寸法、フィンの伝熱面積、伝熱管の配管数、伝熱管の配管径、伝熱管の内面溝形状、熱交換器の冷媒流路数は、任意の組合せで変更可能である。そのため、空気調和機１００では、負荷側熱交換器５の設計変更の自由度が担保される。したがって、空気調和機１００でのエネルギー消費量の削減とともに、空気調和機１００の小型化を図り、空気調和機１００の品質を高品質に維持することも可能である。
　例えば、冷房運転時において、第２熱交換器５４におけるドライアウトの発生を抑制する必要が生じた場合を考える。最初に、負荷側熱交換器５の第１熱交換器５２及び第２熱交換器５４が、本実施の形態１とは異なり、負荷側熱交換器５の通風方向に対し並列に配置されている場合を考える。この場合、第２熱交換器５４における冷媒のドライアウトを抑制するためには、常に、第１熱交換器５２との熱負荷の関係を考慮する必要がある。例えば、第２熱交換器５４における冷媒のドライアウトを抑制する方法としては、第１熱交換器５２よりも第２熱交換器５４の伝熱面積を減らすこと、又は、流量制御弁を用いて第１熱交換器５２よりも第２熱交換器５４へ振り分ける冷媒流量を増大させる等がある。次に、本実施の形態１の空気調和機１００を考える。本実施の形態１の空気調和機１００では、第１熱交換器５２及び第２熱交換器５４は、冷房運転時においては、連結配管５６を介して直列に接続されている。また、第２熱交換器５４は、送風装置５ａにより生成され、第１熱交換器５２を通過する空気流の下流側に配置されている。また、少なくとも、第２熱交換器５４は、送風装置５ａにより生成された空気流が流れる風路の全域にわたって配置されている。そのため、本実施の形態１の空気調和機１００においては、第２熱交換器５４における冷媒のドライアウトの有無は、第１熱交換器５２における冷媒の熱交換量等の状態に依拠しないため、第２熱交換器５４のみを独立して再設計することができる。したがって、本実施の形態１の空気調和機１００では、負荷側熱交換器５の設計変更の自由度が担保できる。また、任意の熱交換器の性能及び品質を向上させる手段を、第１熱交換器５２又は第２熱交換器５４に、独立的又は選択的に付加することが可能である。また、本実施の形態１の空気調和機１００をセパレート式空気調和機として構成し、室内機１５０を有する構成とした場合、負荷側熱交換器５と、送風装置５ａと、バイパス配管６０と、バイパス弁７０とを室内機１５０に収容した簡易な構成にできる。したがって、設置寸法等の設置条件が制限される可能性のある室内機１５０の設置空間への実装が容易となる。
実施の形態２．
　本発明の実施の形態２の空気調和機１００の構成を図５を用いて説明する。図５は、本実施の形態２に係る空気調和機１００の冷房運転時における冷媒回路１０の一例を示す概略的な冷媒回路図である。図５における黒矢印は、冷房運転時の冷媒の流れ方向を示している。また、図５における白抜きのブロック矢印は空気流の流れ方向を表している。
　図５に示すように、本実施の形態２の空気調和機１００においては、バイパス弁７０が、逆止弁７０ａに加えて、キャピラリチューブ７０ｂを有するように構成されている。空気調和機１００の他の構成については、上述の実施の形態１と同一であるため説明を省略する。
　キャピラリチューブ７０ｂは、細長の銅管で構成され、配管抵抗により所要の冷媒量を通過させ、冷媒を減圧する膨張弁である。キャピラリチューブ７０ｂは、逆止弁７０ａと連結配管５６の間に配置されている。
　上述の実施の形態１において、負荷側熱交換器５の設計内容は、任意の組合せで変更可能であり、設計変更の自由度が担保されていると述べたが、設計変更の内容により、負荷側熱交換器５における冷媒の圧力損失に変動が生じる場合がある。例えば、第１熱交換器５２を流れる冷媒流量に対するバイパス配管６０を流れる冷媒流量の割合は、第１熱交換器５２の圧力損失が大きいほど大きくなる。設計変更において、第１熱交換器５２の流動抵抗が大きくなり、冷媒圧力損失が大きくなるように負荷側熱交換器５を構成した場合、バイパス配管６０を通過する冷媒流量が過剰となるため、負荷側熱交換器５の伝熱性能が減少する。
　バイパス弁７０がキャピラリチューブ７０ｂを有する構成にすれば、バイパス配管６０の流動抵抗を調整し、バイパス配管６０を通過する冷媒流量を抑制できる。したがって、負荷側熱交換器５における冷媒の圧力損失と、負荷側熱交換器５の伝熱性能のバランスを維持し、更にエネルギー消費量の削減を図ることができる。
実施の形態３．
　本発明の実施の形態３の空気調和機１００の構成を図６を用いて説明する。図６は、本実施の形態３に係る空気調和機１００の冷房運転時における冷媒回路１０の一例を示す概略的な冷媒回路図である。図６における黒矢印は、冷房運転時の冷媒の流れ方向を示している。また、図６における白抜きのブロック矢印は空気流の流れ方向を表している。
　図６に示すように、本実施の形態３の空気調和機１００においては、バイパス弁７０が、開度を調整自在な流量調整弁７０ｃを有するように構成されている。また、空気調和機１００は、通信線７５を介して流量調整弁７０ｃの開度を制御可能な制御部８０を有している。また、空気調和機１００は、制御部８０に有線接続又は無線接続される１以上の温度センサを有する構成となっている。空気調和機１００の他の構成については、上述の実施の形態１と同一であるため説明を省略する。
　流量調整弁７０ｃは、内部流路の開度を調整することにより、内部を流れる冷媒流量を調整する制御機器である。流量調整弁７０ｃは、例えば、リニア電子膨張弁等として構成される。流量調整弁７０ｃは、制御部８０からの指令に応じて、バイパス配管６０を通過する冷媒流量を調整するように構成されている。
　制御部８０は、例えば、専用のハードウェア、又は中央演算装置、メモリ等を備えたマイクロコンピュータ又はマイクロプロセッシングユニットとして構成される。なお、制御部８０は、空気調和機１００の運転状態、例えば、圧縮機１の周波数制御、減圧装置４の開度制御等を実施できる構成としてもよいし、流量調整弁７０ｃの開度制御のみを行う構成としてもよい。また、流量調整弁７０ｃと制御部８０との間の通信線７５は、有線であっても、無線であってもよい。
　温度センサは、例えば、サーミスタ等の半導体材料、又は測温抵抗体等の金属材料等を含む構成にできる。空気調和機１００に設けられた複数の温度センサは、同一の構造を有する温度センサであってもよいし、異なる構造を有する温度センサであってもよい。なお、図６においては、制御部８０と温度センサとの間の接続線は図示していない。
　図６に示すように、空気調和機１００は、温度センサとして、第１温度センサ９０、第２温度センサ９２、第３温度センサ９４、第４温度センサ９６、及び第５温度センサ９８有する構成にできる。なお、空気調和機１００は、空気調和機１００の形態に応じて、一部の温度センサを省略した構成としてもよいし、更なる温度センサを追加した構成としてもよい。
　第１温度センサ９０は、負荷側熱交換器５の周囲の任意の場所に配置され、被空調対象空間の温度を検出する温度センサである。第２温度センサ９２は、第２熱交換器５４の第２伝熱管５４ａ２を流れる冷媒の温度を、第２伝熱管５４ａ２を介して検知する温度センサである。第３温度センサ９４は、第１熱交換器５２の第１伝熱管５２ａ２を流れる冷媒の温度を、第１伝熱管５２ａ２を介して検知する温度センサである。第４温度センサ９６は、連結配管５６を流れる冷媒の温度を、連結配管５６を介して検知する温度センサである。第５温度センサ９８は、熱源側熱交換器３の周囲の任意の場所に配置され、外気温度を検知する外気温度センサである。なお、以降の説明において、第１温度センサ９０、第２温度センサ９２、第３温度センサ９４、第４温度センサ９６、及び第５温度センサ９８の区別の必要がない場合、単に「温度センサ」と称する。
　制御部８０は、圧縮機１から送信される運転周波数の情報、及び温度センサで検知された温度情報に基づいて、流量調整弁７０ｃの開度の制御を行うことができる。図７は、流量調整弁７０ｃの開度と、冷房運転時の成績係数との関係を図示したグラフである。図７の横軸は、流量調整弁７０ｃの開度を示しており、矢印方向に向かうにつれて開度が高くなる。図７の縦軸は、流量調整弁７０ｃを閉止したとき、すなわち、開度を０としたときの成績係数を１００％としたときの、成績係数の改善率を示しており、矢印方向に向かうにつれて成績係数が高くなる。なお、以降の説明において、成績係数を「ＣＯＰ」と略称する場合がある。また、各々のグラフの冷房能力が、キロワット単位で表示されており、かっこ書きで冷媒の種類が付記されている。
　図７に示すとおり、Ｒ３２冷媒においては、冷房運転時における成績係数の改善率が最も高くなる流量調整弁７０ｃの開度は、空気調和機１００の冷房能力、すなわち空気調和機１００の冷媒の循環量により異なることが示唆された。また、図７では、冷房能力が大きくなるに伴い、流量調整弁７０ｃの開度を大きくすることによって、成績係数の改善率を向上できる可能性があることが示唆された。したがって、流量調整弁７０ｃを有するバイパス弁７０を構成し、冷房能力に応じて流量調整弁７０ｃの開度を制御することにより、負荷側熱交換器５における冷媒の圧力損失と、負荷側熱交換器５の伝熱性能のバランスとを、より効率的に維持できる。
　また、空気調和機１００の冷房能力は、空気調和機１００の冷媒の循環量に対応し、圧縮機１の運転周波数の増加に伴い、空気調和機１００の冷媒の循環量は増加する。したがって、空気調和機１００の可動周波数領域の全域において、流量調整弁７０ｃの開度を制御することにより、負荷側熱交換器５における冷媒の圧力損失と、負荷側熱交換器５の伝熱性能のバランスとを、より効率的に維持できる。
　また、流量調整弁７０ｃの開度、すなわち、バイパス配管６０を通過する冷媒流量は、制御部８０を有することにより、外気温度、被空調対象空間の温度、及び圧縮機１の運転周波数等の冷房運転の状態に基づき、成績係数を最大化するように調整できる。したがって、流量調整弁７０ｃと制御部８０と温度センサを有することにより、温度の変動があった場合においても、冷房期間における消費電力量を更に効率的に削減することができる。
　また、図７では、同一の冷凍能力で見た場合、Ｒ３２冷媒よりも、Ｒ２９０冷媒の方が、流量調整弁７０ｃの開度の調整により、成績係数の改善率を向上できる可能性があることが示唆されている。
　なお、本実施の形態３の空気調和機１００におけるバイパス弁７０は、更に逆止弁７０ａを有する構成としてもよい。
実施の形態４．
　本発明の実施の形態４の空気調和機１００の構成を図８を用いて説明する。図８は、本実施の形態４に係る空気調和機１００の冷房運転時における負荷側熱交換器５の具体的な構造の一例を示す概略図である。図８における白抜きのブロック矢印は、送風装置５ａが生成する空気流の流れ方向を表している。また、図８における黒矢印は、空気調和機１００の冷房運転時の負荷側熱交換器５における冷媒の流入方向及び流出方向を概略的に示したものである。
　図８に示すように、図８の負荷側熱交換器５においては、第１熱交換器５２の第１伝熱管５２ａ２の内径が、第２熱交換器５４の第２伝熱管５４ａ２の内径よりも小さくなるように構成されている。負荷側熱交換器５の他の構成については、上述の実施の形態１と同一であるため説明を省略する。
　負荷側熱交換器５は、例えば、第１伝熱管５２ａ２の管の肉厚と第２伝熱管５４ａ２の管の肉厚とを同一とした場合、第２伝熱管５４ａ２との外径が７ｍｍとなり、第１伝熱管５２ａ２の外径が５ｍｍとなるように構成される。
　空気調和機１００を循環する冷媒として、地球温暖化係数の低いハイドロカーボン冷媒又はハイドロフルオロカーボン冷媒が用いられることがある。しかしながら、ハイドロカーボン冷媒は、可燃性冷媒であるため、封入される冷媒量は少量にすることが求められている。なお、ハイドロカーボン冷媒はＨＣ冷媒と略称される場合がある。また、ハイドロフルオロカーボン冷媒は、ＨＦＣ冷媒と略称される場合がある。
　空気調和機１００の暖房運転時においては、第１熱交換器５２は過冷却熱交換器として機能し、第１伝熱管５２ａ２の内部を液相冷媒が流動する。第１伝熱管５２ａ２の内部を液相冷媒が流動する場合、第１伝熱管５２ａ２の内径が小さいほど、第１伝熱管５２ａ２の内部の冷媒流速が速くなるため、第１伝熱管５２ａ２の熱伝達率が向上し、暖房性能が向上する。また、第１伝熱管５２ａ２の内径が小さいほど、第１伝熱管５２ａ２の内容積が小さくなるため、冷媒回路１０の動作に必要な冷媒の充填量を削減できる。
　冷房運転時においては、第１伝熱管５２ａ２の内径が小さくなり、冷媒流量が大きくなるに従い、冷媒の圧力損失は大きくなる。しかしながら、上述の実施の形態１～３で述べたとおり、バイパス配管６０とバイパス弁７０とを有することにより、冷房運転時においては、第１熱交換器５２での圧力損失を低減し、第１熱交換器５２の冷房性能を向上させることができる。
　また、上述の実施の形態１でも触れたが、第１熱交換器５２の第１内部流路５２ｂの数は、第２熱交換器５４の第２内部流路５４ｂの数よりも少ない構成とすることができる。空気調和機１００の暖房運転時において、第１内部流路５２ｂを液相冷媒が流動する場合、第１内部流路５２ｂの数が少ないほど、第１内部流路５２ｂの内部の冷媒流速が早くなるため、第１伝熱管５２ａ２における熱伝達率が向上し、暖房性能が向上する。また、第１熱交換器５２の第１内部流路５２ｂの数が小さいほど、第１熱交換器５２における第１内部流路５２ｂの内容積が小さくなるため、冷媒回路１０の動作に必要な冷媒の充填量を削減できる。図７に示すように、負荷側熱交換器５は、例えば、１経路の第１内部流路５２ｂと、２経路の第２内部流路５４ｂとを有する構成にできる。
　なお、冷房運転時においては、第１内部流路５２ｂの数が少なくなり、冷媒流量が大きくなるに従い、冷媒の圧力損失は大きくなる。しかしながら、バイパス配管６０とバイパス弁７０とを有することにより、冷房運転時においては、第１熱交換器５２での圧力損失を低減し、第１熱交換器５２の冷房性能を向上させることができる。
　なお、第１伝熱管５２ａ２及び第２伝熱管５４ａ２の外径については、上述の具体例に限られるものでなく、７ｍｍ外径の第２伝熱管５４ａ２の内径よりも、内径の小さい管が第１伝熱管５２ａ２として使用されれば、同様の効果が得られる。また、第１内部流路５２ｂ及び第２内部流路５４ｂの数も、上述の具体例に限定されず、例えば、第１伝熱管５２ａ２が扁平管であれば内部流路の数を、２経路以上とするような構成としてもよい。
　図９は、空気調和機１００の冷媒としてＲ２９０冷媒又はＲ３２冷媒を用いた場合の、空気調和機１００における冷房能力と、負荷側熱交換器５における圧力損失との関係を示したグラフである。グラフの横軸は空気調和機１００における冷房能力であり、矢印方向に向かうにつれて冷房能力が向上する。グラフの縦軸は負荷側熱交換器５における圧力損失であり、矢印方向に向かうにつれて圧力損失が大きくなる。また、Ｒ２９０冷媒はハイドロカーボン冷媒であり、Ｒ３２冷媒はハイドロフルオロカーボン冷媒である。
　同一の冷房能力が要求される場合においては、Ｒ２９０冷媒を用いた場合には、Ｒ３２冷媒を用いた場合によりも、圧力損失が常に大きくなった。しかしながら、上述の実施の形態３における図７の説明で述べたように、同一の冷凍能力で見た場合、Ｒ３２冷媒よりも、Ｒ２９０冷媒の方が、流量調整弁７０ｃの開度の調整により、成績係数の改善率を向上できる可能性がある。したがって、特に、ハイドロカーボン冷媒を空気調和機１００の冷媒として採用する場合には、冷媒の量の削減及び消費エネルギー削減の効果を高めることができる。
　また、一定の冷房能力において、成績係数を高めると、空気調和機１００の消費電力が低下する。したがって、一定の消費電力において、冷房能力が向上するように空気調和機１００を構成することも可能であり、空気調和機１００における最大冷房能力の向上を図ることができるという効果も得られる。
　１　圧縮機、２　冷媒流路切替装置、２ａ　第１ポート、２ｂ　第２ポート、２ｃ　第３ポート、２ｄ　第４ポート、３　熱源側熱交換器、３ａ　熱源側送風装置、４　減圧装置、５　負荷側熱交換器、５ａ　送風装置、１０　冷媒回路、１０ａ　第１冷媒配管、１０ｂ　第２冷媒配管、１０ｃ　第３冷媒配管、１０ｄ　第４冷媒配管、１０ｅ　第５冷媒配管、１０ｆ　第６冷媒配管、５２　第１熱交換器、５２ａ　第１熱交換部、５２ａ１　第１フィン、５２ａ２　第１伝熱管、５２ｂ　第１内部流路、５４　第２熱交換器、５４ａ　第２熱交換部、５４ａ１　第２フィン、５４ａ２　第２伝熱管、５４ｂ　第２内部流路、５６　連結配管、５６ａ　分岐部、６０　バイパス配管、６０ａ　第１バイパス配管、６０ｂ　第２バイパス配管、７０　バイパス弁、７０ａ　逆止弁、７０ｂ　キャピラリチューブ、７０ｃ　流量調整弁、７５　通信線、８０　制御部、９０　第１温度センサ、９２　第２温度センサ、９４　第３温度センサ、９６　第４温度センサ、９８　第５温度センサ、１００　空気調和機、１５０　室内機。

Claims (8)

  1. 　圧縮機と、
    　冷媒流路切替装置と、
    　熱源側熱交換器と、
    　減圧装置と、
    　第１熱交換器及び第２熱交換器を有する負荷側熱交換器と、
    　前記減圧装置と前記第１熱交換器とを接続する第１冷媒配管と、
    　前記第１熱交換器と前記第２熱交換器とを接続する連結配管と、
    　前記第２熱交換器と前記冷媒流路切替装置とを接続する第２冷媒配管と
    を有し、冷媒が循環する冷媒回路と、
    　前記負荷側熱交換器を通過する空気流を生成する送風装置と、
    　前記第１冷媒配管と前記連結配管とを接続するバイパス配管と、
    　前記バイパス配管に配置されたバイパス弁と
    を備え、
    　前記冷媒流路切替装置は、前記負荷側熱交換器から流出した低圧の前記冷媒を前記圧縮機に吸入させる冷房運転と、前記圧縮機から吐出した高圧の前記冷媒を前記負荷側熱交換器に流入させる暖房運転とを切り替え、
    　前記第１熱交換器は、前記送風装置が生成する空気流において、前記第２熱交換器の風上側に配置され、前記第１熱交換器を通過する前記空気流は、前記第２熱交換器を通過し、
    　前記バイパス弁は、
    　前記冷房運転の時に、前記第１冷媒配管を流れる冷媒の一部を、前記バイパス配管を介して、前記連結配管に流し、
    　前記暖房運転の時に、前記連結配管から前記バイパス配管を介して前記第１冷媒配管に向かう冷媒の流れを遮断して、前記連結配管に流れる冷媒の全てを、前記連結配管から前記第１熱交換器に流す
    空気調和機。
  2. 　前記バイパス弁は、逆止弁を有する
    請求項１に記載の空気調和機。
  3. 　前記バイパス弁は、キャピラリチューブを更に有する
    請求項２に記載の空気調和機。
  4. 　前記バイパス弁は、開度の調整が自在な流量調整弁を有する
    請求項１に記載の空気調和機。
  5. 　前記第１熱交換器は、第１内部流路を有し、
    　前記第２熱交換器は、第２内部流路を有し、
    　前記第１内部流路の数は、前記第２内部流路の数よりも少ない
    請求項１～４のいずれか一項に記載の空気調和機。
  6. 　前記第１熱交換器は、第１伝熱管を有し、
    　前記第２熱交換器は、第２伝熱管を有し、
    　前記第１伝熱管の内径は、前記第２熱交換器の第２伝熱管の内径よりも小さい
    請求項１～５のいずれか一項に記載の空気調和機。
  7. 　前記冷媒は、可燃性冷媒である
    請求項１～６のいずれか一項に記載の空気調和機。
  8. 　前記負荷側熱交換器と、前記送風装置と、前記バイパス配管と、前記バイパス弁とを収容する室内機を更に備える
    請求項１～７のいずれか一項に記載の空気調和機。
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Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US11725857B1 (en) * 2022-01-31 2023-08-15 James O'Brien Heat pump

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5074752U (ja) * 1973-11-09 1975-06-30
JP2008298379A (ja) * 2007-05-31 2008-12-11 Chubu Electric Power Co Inc 再熱式空気調和装置
JP2013134024A (ja) * 2011-12-27 2013-07-08 Panasonic Corp 冷凍サイクル装置
WO2015063853A1 (ja) * 2013-10-29 2015-05-07 株式会社日立製作所 冷凍サイクルおよび空気調和機

Family Cites Families (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3963192B1 (ja) * 2006-03-10 2007-08-22 ダイキン工業株式会社 空気調和装置
JP2013180628A (ja) * 2012-02-29 2013-09-12 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 自動車用空調装置
WO2013160929A1 (ja) * 2012-04-23 2013-10-31 三菱電機株式会社 冷凍サイクルシステム
US10845095B2 (en) * 2015-10-21 2020-11-24 Mitsubishi Electric Corporation Air-conditioning apparatus
JP6710061B2 (ja) * 2016-02-26 2020-06-17 サンデン・オートモーティブクライメイトシステム株式会社 車両用空気調和装置

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5074752U (ja) * 1973-11-09 1975-06-30
JP2008298379A (ja) * 2007-05-31 2008-12-11 Chubu Electric Power Co Inc 再熱式空気調和装置
JP2013134024A (ja) * 2011-12-27 2013-07-08 Panasonic Corp 冷凍サイクル装置
WO2015063853A1 (ja) * 2013-10-29 2015-05-07 株式会社日立製作所 冷凍サイクルおよび空気調和機

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