WO2021255790A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2021255790A1
WO2021255790A1 PCT/JP2020/023429 JP2020023429W WO2021255790A1 WO 2021255790 A1 WO2021255790 A1 WO 2021255790A1 JP 2020023429 W JP2020023429 W JP 2020023429W WO 2021255790 A1 WO2021255790 A1 WO 2021255790A1
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WO
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refrigerant
supercooler
refrigerant flow
flow paths
flow path
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PCT/JP2020/023429
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French (fr)
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智隆 石川
アバスタリ
久登 森田
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三菱電機株式会社
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Publication date
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Priority to PCT/JP2020/023429 priority patent/WO2021255790A1/ja
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    • F28D1/053—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being straight
    • F28D1/05316—Assemblies of conduits connected to common headers, e.g. core type radiators
    • F28D1/05325—Assemblies of conduits connected to common headers, e.g. core type radiators with particular pattern of flow, e.g. change of flow direction

Definitions

  • This disclosure relates to a refrigeration cycle device.
  • a refrigeration cycle device including a supercooler for supercooling the refrigerant condensed by the condenser is known (see, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2018-091502 (Patent Document 1)).
  • the supercooler includes a plurality of refrigerant channels through which the refrigerant flows. In the supercooler, the refrigerant flowing inside the plurality of refrigerant channels is supercooled by heat exchange with a heat medium (cold heat source) flowing outside the plurality of refrigerant channels.
  • the saturation temperature of the refrigerant drops due to the pressure loss of the refrigerant. Therefore, when the degree of supercooling of the refrigerant flowing into the supercooler is small, the refrigerant becomes gas-liquid two-phase in the process of flowing through the supercooler.
  • the saturation temperature of the gas-liquid two-phase refrigerant tends to be lower than the saturation temperature of the liquid-phase refrigerant. Therefore, when the refrigerant becomes gas-liquid two-phase in the process of flowing through the supercooler, the temperature difference between the gas-liquid two-phase refrigerant and the heat medium (cold heat source) becomes smaller toward the downstream side of the plurality of refrigerant channels. .. In this case, the supercooler cannot supercool the refrigerant, and the gas-liquid two-phase refrigerant flows out from the supercooler. In this case, the flow rate of the refrigerant expanded by the expansion valve is smaller than that in the case where the liquid phase refrigerant having a supercooling degree flows to the expansion valve, so that the capacity of the refrigeration cycle device is reduced.
  • a main object of the present disclosure is to provide a refrigerating cycle apparatus in which a decrease in capacity due to gas-liquid two-phase conversion of a refrigerant in a supercooler is suppressed.
  • the refrigeration cycle apparatus includes a compressor, a condenser, a supercooler, an expansion valve, and an evaporator, and the refrigerant circulates in the order of the compressor, the condenser, the supercooler, the expansion valve, and the evaporator. It is equipped with a refrigerant circuit.
  • the supercooler includes a plurality of refrigerant channels through which the refrigerant flows.
  • the plurality of refrigerant channels include a plurality of first refrigerant channels arranged on the most upstream side among the plurality of refrigerant channels in the refrigerant circuit, and a plurality of refrigerants flowing through each of the plurality of first refrigerant channels.
  • the total value of the flow path cross-sectional areas of the plurality of first refrigerant flow paths is larger than the total value of the flow path cross-sectional areas of the plurality of second refrigerant flow paths.
  • FIG. 1 It is a block diagram which shows the refrigeration cycle apparatus which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a figure for demonstrating an example of the supercooler of the refrigerating cycle apparatus which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a graph for demonstrating the change of the temperature of the refrigerant flowing from the refrigerant inflow part to the refrigerant outflow part, and the change of the saturation temperature of a refrigerant in the supercooler of Embodiment 1.
  • FIG. It is a block diagram which shows the modification of the refrigerating cycle apparatus which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a block diagram which shows the other modification of the refrigerating cycle apparatus which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a block diagram which shows the further modification of the refrigerating cycle apparatus which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a block diagram which shows the modification of the supercooler which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a block diagram which shows the refrigeration cycle apparatus which concerns on Embodiment 2.
  • the refrigerating cycle device 100 includes a compressor 1, a condenser 2, a receiver 3, a supercooler 4, an expansion valve 5, and an evaporator 6, and a refrigerant circulates. It is equipped with a refrigerant circuit. The refrigerant flows through the refrigerant circuit in the order of the compressor 1, the condenser 2, the receiver 3, the supercooler 4, the expansion valve 5, and the evaporator 6.
  • the compressor 1 sucks in the refrigerant vaporized by the evaporator 6, compresses it, and discharges it.
  • the compressor 1 is, for example, an inverter type compressor whose capacity can be changed by changing the operating frequency.
  • the refrigerant discharged from the compressor 1 exchanges heat with a heat medium such as air and condenses.
  • the refrigerant condensed in the condenser 2 is temporarily stored in the receiver 3 as a saturated liquid. Even when the liquid-phase refrigerant having a supercooling degree flows into the receiver 3 from the condenser 2, the supercooling degree is lost because the liquid-phase refrigerant cools the gas-phase refrigerant in the receiver 3.
  • the receiver 3 has a refrigerant outlet 30 through which the refrigerant flows out.
  • the refrigerant flowing out of the refrigerant outlet 30 of the receiver 3 and flowing into the supercooler 4 is a saturated liquid having no degree of supercooling.
  • the refrigerant flowing out of the receiver 3 exchanges heat with a heat medium such as air (hereinafter referred to as a cold heat source) and is supercooled.
  • the supercooler 4 is arranged between the refrigerant inflow section 41 into which the refrigerant flows, the refrigerant outflow section 42 in which the refrigerant flows out, and the refrigerant inflow section 41 and the refrigerant outflow section 42, and a plurality of refrigerants flowing inside. Including the refrigerant flow path of.
  • the plurality of refrigerant channels are provided so that the refrigerant flowing through them exchanges heat with a cold heat source flowing outside them.
  • the refrigerant flowing from the supercooler 4 to the expansion valve 5 is a liquid phase refrigerant having a degree of supercooling. The detailed configuration of the supercooler 4 will be described later.
  • the liquid phase refrigerant having a degree of supercooling flowing out from the supercooler 4 is depressurized to become gas-liquid two-phase.
  • the expansion valve 5 can be replaced by any decompression device capable of depressurizing the refrigerant, for example, a capillary tube.
  • the refrigerant decompressed by the expansion valve 5 exchanges heat with a heat medium such as air and evaporates.
  • the supercooler 4 is composed of, for example, one heat exchanger.
  • the supercooler 4 is configured as, for example, a parallel flow type (PFC) heat exchanger.
  • the supercooler 4 includes a refrigerant inflow section 41, a refrigerant outflow section 42, a plurality of heat transfer tubes 43, a first header 44, and a second header 45.
  • the plurality of heat transfer tubes 43 are arranged in parallel with each other.
  • the plurality of heat transfer tubes 43 include a plurality of first heat transfer tubes 43A and a plurality of second heat transfer tubes 43B.
  • the cross-sectional areas of the flow paths in each of the plurality of first heat transfer tubes 43A are, for example, equal to each other.
  • the cross-sectional areas of the flow paths in each of the plurality of second heat transfer tubes 43B are, for example, equal to each other.
  • the cross-sectional area of each in-tube flow path of the plurality of first heat transfer tubes 43A is, for example, equal to the cross-sectional area of each in-tube flow path of the plurality of second heat transfer tubes 43B.
  • each of the plurality of first heat transfer tubes 43A and the plurality of second heat transfer tubes 43B is connected to the first header 44.
  • the other end of each of the plurality of second heat transfer tubes 43B is connected to the second header 45.
  • the lengths of the plurality of first heat transfer tubes 43A in the extending direction are, for example, equal to each other.
  • the lengths of the plurality of second heat transfer tubes 43B in the extending direction are, for example, equal to each other.
  • the length of each of the plurality of first heat transfer tubes 43A in the extending direction is equal to, for example, the length of each of the plurality of second heat transfer tubes 43B in the extending direction.
  • Each of the plurality of heat transfer tubes 43 extends along the horizontal direction and is arranged at a distance from each other in the vertical direction, for example.
  • Each of the plurality of first heat transfer tubes 43A is arranged so as to be spaced apart from each other in the vertical direction.
  • Each of the plurality of second heat transfer tubes 43B is arranged so as to be spaced apart from each other in the vertical direction.
  • the plurality of first heat transfer tubes 43A are arranged above, for example, the plurality of second heat transfer tubes 43B.
  • the first heat transfer tube 43A arranged at the lowermost position among the plurality of first heat transfer tubes 43A is arranged above the second heat transfer tube 43B arranged at the uppermost position among the plurality of second heat transfer tubes 43B. ..
  • Each of the plurality of refrigerant channels is formed inside each of the plurality of heat transfer tubes 43. Air as a cold heat source flows outside the plurality of heat transfer tubes 43.
  • the plurality of refrigerant flow paths are provided so that the refrigerant flowing inside the plurality of heat transfer tubes 43 exchanges heat with the cold heat source flowing outside the plurality of heat transfer tubes 43.
  • the plurality of refrigerant flow paths are a plurality of first refrigerant flow paths P1 formed inside each of the plurality of first heat transfer tubes 43A, and a plurality of plurality of refrigerant flow paths formed inside each of the plurality of second heat transfer tubes 43B.
  • the second refrigerant flow path P2 of the above is included.
  • the plurality of refrigerant flow paths include a plurality of first refrigerant flow paths P1 arranged on the most upstream side among the plurality of refrigerant flow paths in the above-mentioned refrigerant circuit, and a plurality of first refrigerant flow paths P1.
  • the cross-sectional area of each of the plurality of first refrigerant flow paths P1 is equal to the cross-sectional area of each of the plurality of second refrigerant flow paths P2.
  • each of the plurality of first refrigerant flow paths P1 is connected to the first header 44.
  • the end portions located on the downstream side of each of the plurality of first refrigerant flow paths P1 are connected to the second header 45.
  • Each of the plurality of first refrigerant flow paths P1 is connected to the first header 44 and the second header 45 in parallel with each other.
  • each of the plurality of second refrigerant flow paths P2 is connected to the second header 45.
  • An end located on the downstream side of each of the plurality of second refrigerant flow paths P2 is connected to the first header 44.
  • Each of the plurality of second refrigerant flow paths P2 is connected to the first header 44 and the second header 45 in parallel with each other.
  • Each of the plurality of second refrigerant flow paths P2 is connected in series with each of the plurality of first refrigerant flow paths P1.
  • the total value of the cross-sectional areas of the flow paths in each of the plurality of first heat transfer tubes 43A is larger than the total value of the cross-sectional areas of the flow paths in each of the plurality of second heat transfer tubes 43B.
  • the number of the plurality of first heat transfer tubes 43A is larger than the number of the plurality of second heat transfer tubes 43B.
  • the total value of the flow path cross-sectional areas of the plurality of first refrigerant flow paths P1 is larger than the total value of the flow path cross-sectional areas of the plurality of second refrigerant flow paths P2.
  • the number of the plurality of first refrigerant flow paths P1 is larger than the number of the plurality of second refrigerant flow paths P2.
  • the total value of the flow path cross-sectional areas of the plurality of first refrigerant flow paths P1 is 1.4 times or more and twice or less the total value of the flow path cross-sectional areas of the plurality of second refrigerant flow paths P2.
  • the number of the plurality of first refrigerant flow paths P1 is 1.4 times or more and twice or less the number of the plurality of second refrigerant flow paths P2.
  • the first header 44 has a first space 44A connected to an end located on the upstream side of each of the plurality of first refrigerant flow paths P1, and an end portion located on the downstream side of each of the plurality of second refrigerant flow paths P2. It has a second space 44B connected to the above, and a partition portion 46 for partitioning the first space 44A and the second space 44B.
  • the first space 44A is connected to the refrigerant inflow portion 41.
  • the second space 44B is connected to the refrigerant outflow portion 42.
  • the first space 44A and the second space 44B are formed inside the first header 44.
  • the partition 46 is fixed inside the first header 44.
  • the second header 45 is an internal space connected to an end portion located on the downstream side of each of the plurality of first refrigerant flow paths P1 and connected to an end portion located on the upstream side of each of the plurality of second refrigerant flow paths P2. have.
  • the refrigerant that has flowed from the refrigerant inflow section 41 into the first space 44A of the first header 44 is distributed to each of the plurality of first refrigerant flow paths P1.
  • the refrigerant flowing through each of the plurality of first refrigerant flow paths P1 merges in the internal space of the second header 45, and then is distributed to each of the plurality of second refrigerant flow paths P2.
  • the refrigerant flowing through each of the plurality of second refrigerant flow paths P2 merges in the second space 44B of the first header 44, and then flows out from the refrigerant outflow portion 42.
  • the supercooler 4 further includes a plurality of fins 47.
  • Each of the plurality of fins 47 is a corrugated fin.
  • Each of the plurality of fins 47 is connected to the outer peripheral surface of each of the plurality of heat transfer tubes 43.
  • Each of the plurality of fins 47 faces the flow path of the cold heat source. The direction in which the cold heat source flows intersects the extending direction of the plurality of heat transfer tubes 43.
  • Each of the plurality of fins 47 is, for example, between two adjacent first heat transfer tubes 43A in the vertical direction, between two adjacent second heat transfer tubes 43B in the vertical direction, and at the lowermost position among the plurality of first heat transfer tubes 43A. It is arranged between the arranged first heat transfer tube 43A and the second heat transfer tube 43B arranged at the uppermost position among the plurality of second heat transfer tubes 43B.
  • the supercooler 4 includes a first heat exchange unit 4A for heat exchange between a refrigerant flowing inside the plurality of first heat transfer tubes 43A and a cold heat source such as air flowing outside the plurality of first heat transfer tubes 43A. It includes a second heat exchange unit 4B in which a refrigerant flowing inside the second heat transfer tube 43B and a cold heat source such as air flowing outside the plurality of second heat transfer tubes 43B exchange heat.
  • the first heat exchange unit 4A is arranged on the upstream side of the second heat exchange unit 4B and is connected in series with the second heat exchange unit 4B.
  • Each of the first heat exchange unit 4A and the second heat exchange unit 4B is configured as a part of one heat exchanger.
  • the refrigerant flow path (hereinafter referred to as the refrigerant flow path) in which the total value of the flow path cross-sectional areas of the refrigerant flow paths located on the upstream side (hereinafter referred to as the upstream side refrigerant flow path) is located on the downstream side. It is different from the refrigerating cycle device 100 only in that it is provided with a supercooler equal to the total value of the flow path cross-sectional areas of the downstream side refrigerant flow path).
  • the total value of the flow path cross-sectional area of the upstream side refrigerant flow path is equal to the total value of the flow path cross-sectional area of the downstream side refrigerant flow path.
  • the total value of the flow path cross-sectional areas of the downstream refrigerant flow paths of the supercooler of Comparative Example 1 is equivalent to the total value of the flow path cross-sectional areas of the plurality of second refrigerant flow paths P2 of the supercooler 4.
  • the total value of the flow path cross-sectional areas of the upstream side refrigerant flow paths of the supercooler of Comparative Example 1 is smaller than the total value of the flow path cross-sectional areas of the plurality of first refrigerant flow paths P1 of the supercooler 4. That is, the pressure loss of the refrigerant generated in the plurality of first refrigerant flow paths P1 of the supercooler 4 is smaller than the pressure loss of the refrigerant generated in the upstream side refrigerant flow path of the supercooler of Comparative Example 1.
  • the total value of the flow path cross-sectional area of the upstream side refrigerant flow path is equal to the total value of the flow path cross-sectional area of the downstream side refrigerant flow path.
  • the total value of the flow path cross-sectional areas of the upstream side refrigerant flow paths of the supercooler of Comparative Example 2 is equivalent to the total value of the flow path cross-sectional areas of the plurality of first refrigerant flow paths P1 of the supercooler 4.
  • the total value of the flow path cross-sectional areas of the downstream refrigerant flow paths of the supercooler of Comparative Example 2 is larger than the total value of the flow path cross-sectional areas of the plurality of second refrigerant flow paths P2 of the supercooler 4. That is, the flow velocity of the refrigerant flowing through the plurality of second refrigerant flow paths P2 of the supercooler 4 is faster than the flow velocity of the refrigerant flowing through the downstream refrigerant flow path of the supercooler of Comparative Example 2.
  • the supercooler 4 and the supercooler of Comparative Example 1 are compared. It is assumed that the type, flow rate, and saturation temperature at the time of inflow of the refrigerant flowing through each of the supercooler 4 and the supercooler of Comparative Example 1 are equal to each other.
  • the refrigerant which is a saturated liquid having no degree of supercooling is introduced from the refrigerant inflow portion to a plurality of first refrigerant flow paths or upstream refrigerant flow paths. Inflow to.
  • the refrigerant exchanges heat with a heat medium (cold heat source) by flowing through a plurality of first refrigerant channels or upstream refrigerant channels.
  • the refrigerant flows through the plurality of first refrigerant channels or the upstream refrigerant channels, which causes a pressure loss in the refrigerant. Since the saturation temperature of the refrigerant corresponds to the pressure of the refrigerant, the larger the pressure loss of the refrigerant, the lower the saturation temperature of the refrigerant.
  • FIG. 3 is a graph for explaining the change in the temperature of the refrigerant flowing from the refrigerant inflow section 41 to the refrigerant outflow section 42 and the change in the saturation temperature of the refrigerant in the supercooler 4.
  • FIG. 10 is a graph for explaining the change in the temperature of the refrigerant flowing from the refrigerant inflow portion to the refrigerant outflow portion and the change in the saturation temperature of the refrigerant in the supercooler of Comparative Example 1.
  • the solid line shows the change in the temperature of the refrigerant
  • the dotted line shows the change in the saturation temperature of the refrigerant.
  • the refrigerant tends to be gas-liquid biphasic in the process. That is, the gas-liquid two-phase refrigerant tends to flow in the downstream refrigerant flow path of the supercooler of Comparative Example 1.
  • the pressure loss of the refrigerant increases as the dryness increases. Therefore, the pressure loss of the refrigerant in the process in which the refrigerant after the gas-liquid two-phase flow flows through the downstream side refrigerant flow path is the pressure loss of the refrigerant in the process in which the refrigerant before the gas-liquid two-phase flow flows in the upstream side refrigerant flow path. Will be larger than.
  • the saturation temperature of the refrigerant is lower than in the process in which the refrigerant before gas-liquid two-phase flow flows through the upstream side refrigerant flow path.
  • the temperature difference between the refrigerant flowing in the downstream refrigerant flow path and the heat medium becomes smaller than the temperature difference between the refrigerant flowing in the upstream refrigerant flow path and the heat medium, and as it approaches the refrigerant outflow portion. It becomes smaller. Therefore, in the supercooler of Comparative Example 1, the gas-liquid two-phase refrigerant is not supercooled and flows out from the refrigerant outflow portion.
  • the refrigerant in the supercooler of Comparative Example 1, the refrigerant easily becomes gas-liquid two-phase, and the gas-liquid two-phase refrigerant flows out without being supercooled.
  • the liquid-phase refrigerant having a supercooling degree flows into the expansion valve as compared with the case where the liquid-phase refrigerant has a supercooling degree. The flow rate of the expanded refrigerant is reduced, and the capacity of the refrigeration cycle device is reduced.
  • the total value of the flow path cross-sectional areas of the plurality of first refrigerant flow paths P1 of the supercooler 4 is larger than the total value of the flow path cross-sectional areas of the upstream side refrigerant flow paths of the supercooler of Comparative Example 1. big. Therefore, as shown in FIG. 3, the pressure loss of the refrigerant in the process in which the refrigerant flows through each first refrigerant flow path P1 of the supercooler 4 is such that the refrigerant is the upstream side refrigerant flow path of the supercooler of Comparative Example 1. It becomes smaller than the pressure loss of the refrigerant in the process of flowing through. As shown in FIGS.
  • the amount of decrease in the saturation temperature of the refrigerant in the process of flowing the refrigerant in each first refrigerant flow path P1 is the saturation temperature of the refrigerant in the process of flowing the refrigerant in the upstream refrigerant flow path. It is less than the amount of decrease in.
  • the refrigerant is less likely to undergo gas-liquid biphase and the pressure loss of the refrigerant is smaller than in the process in which the refrigerant flows through the upstream side refrigerant flow path of Comparative Example 1. Therefore, the amount of decrease in the saturation temperature of the refrigerant is small. Therefore, in the process in which the refrigerant flows through each of the first refrigerant flow paths P1, the refrigerant is sufficiently supercooled as compared with the process in which the refrigerant flows in the upstream side refrigerant flow path of Comparative Example 1.
  • the liquid phase refrigerant having a supercooling degree flows from each first refrigerant flow path P1 into each second refrigerant flow path P2.
  • the temperature of the refrigerant flowing into each second refrigerant flow path P2 may be lower than the saturation temperature of the refrigerant flowing out from the refrigerant outflow portion 42.
  • the total value of the flow path cross-sectional areas of the plurality of second refrigerant flow paths P2 of the supercooler 4 is equivalent to the total value of the flow path cross-sectional areas of the downstream refrigerant flow paths of the supercooler of Comparative Example 1.
  • the pressure loss of the liquid-phase refrigerant is smaller than the pressure loss of the gas-liquid two-phase refrigerant. Therefore, in the process in which the liquid-phase refrigerant flows through the plurality of second refrigerant passages P2, the gas-liquid two-phase refrigerant However, the saturation temperature of the refrigerant is less likely to decrease as compared with the process of flowing through the downstream refrigerant flow path of Comparative Example 1.
  • the liquid-phase refrigerant that has flowed into the plurality of second refrigerant flow paths P2 does not become gas-liquid two-phase, and flows out from the refrigerant outflow portion 42 while maintaining the degree of supercooling. Become.
  • the gas-liquid two-phase of the refrigerant is in both the process in which the refrigerant flows through each of the plurality of first refrigerant flow paths P1 and the process in which the refrigerant flows through each of the plurality of second refrigerant flow paths P2.
  • Refrigerant with a degree of supercooling flows out from the refrigerant outflow portion 42.
  • the capacity is improved as compared with the refrigerating cycle device according to Comparative Example 1.
  • the refrigerant passes through each of the second refrigerant flow paths P2.
  • the pressure loss of the refrigerant in the flow process is larger than the pressure loss of the refrigerant in the process of the refrigerant flowing in each of the first refrigerant flow paths P1.
  • the saturation temperature of the refrigerant tends to decrease as compared with the process in which the refrigerant flows in each of the first refrigerant flow paths P1.
  • the degree of supercooling of the refrigerant flowing into each second refrigerant flow path P2 can be sufficiently large, so that the degree of supercooling of the refrigerant flowing out from the refrigerant outflow portion 42 can be ensured.
  • the supercooler 4 and the supercooler of Comparative Example 2 are compared. It is assumed that the type, flow rate, and saturation temperature at the time of inflow of the refrigerant flowing through each of the supercooler 4 and the supercooler of Comparative Example 2 are equal to each other.
  • the refrigerant flows through the upstream side refrigerant flow path of the supercooler of Comparative Example 2
  • the refrigerant is sufficiently supercooled in the same manner as in the process in which the refrigerant flows through the plurality of first refrigerant flow paths P1 of the supercooler 4.
  • a liquid phase refrigerant having a degree of supercooling may flow into the downstream refrigerant flow path.
  • the number of the plurality of second refrigerant flow paths P2 is smaller than the number of the plurality of first refrigerant flow paths P1 and more than the number of the downstream side refrigerant flow paths of Comparative Example 2. few. Therefore, the flow velocity of the refrigerant flowing through the plurality of second refrigerant flow paths P2 is faster than the flow velocity of the refrigerant flowing through the plurality of first refrigerant flow paths P1, and is higher than the flow velocity of the refrigerant flowing through the downstream side refrigerant flow path of Comparative Example 2. Will also be faster.
  • the heat transfer performance in each of the second refrigerant flow paths P2 is sufficiently high, so that the degree of supercooling of the refrigerant flowing out from the refrigerant outflow portion 42 can be ensured.
  • the liquid-phase refrigerant flowing out of the supercooler 4 flows into the expansion valve 5, so that the gas-liquid two-phase refrigerant flows into the expansion valve, and the refrigeration cycle device The decline in the ability of the
  • ⁇ Modification example> 4 to 6 are block diagrams showing a modified example of the refrigeration cycle device 100.
  • the supercooler 4 may be composed of two or more heat exchangers. Each of the first heat exchange unit 4A and the second heat exchange unit 4B may be configured by one heat exchanger. Since the refrigerating cycle device 101 shown in FIG. 4 has basically the same configuration as the refrigerating cycle device 100, the same effect as that of the refrigerating cycle device 100 can be obtained.
  • Each of the first heat exchange unit 4A and the second heat exchange unit 4B is not limited to the PFC type heat exchanger, and may be configured as any heat exchanger.
  • Each of the first heat exchange unit 4A and the second heat exchange unit 4B may be, for example, a heat exchanger provided with a plurality of heat transfer tubes 43 and a plurality of plate fins.
  • each of the first heat exchange unit 4A and the second heat exchange unit 4B may be a plate type heat exchanger provided with a plurality of heat transfer plates laminated to each other instead of the plurality of heat transfer tubes 43.
  • the plurality of first refrigerant flow paths P1 are formed between two adjacent heat transfer plates in the direction in which the plurality of heat transfer plates are laminated, and alternate with the flow paths of the plurality of cold heat sources in the direction in which the plurality of heat transfer plates are stacked. Is placed in.
  • the plurality of second refrigerant flow paths P2 are formed between two adjacent heat transfer plates in the direction in which the plurality of heat transfer plates are laminated, and alternate with the flow paths of the plurality of cold heat sources in the direction in which the plurality of heat transfer plates are stacked. Is placed in.
  • the refrigerating cycle device 102 may further include an injection flow path 11.
  • the injection flow path 11 includes an injection expansion valve 7.
  • One end of the injection flow path 11 is connected to a refrigerant flow path located between the supercooler 4 and the expansion valve 5 in the refrigerant circuit 10.
  • the other end of the injection flow path 11 is connected to the intermediate pressure port of the compressor 1.
  • the supercooler 4 heats the refrigerant flowing between the receiver 3 and the expansion valve 5 and the refrigerant flowing between the injection expansion valve 7 and the compressor 1 in the injection flow path 11. It may be configured as an internal heat exchanger in which the replacement takes place.
  • each of the plurality of first refrigerant flow paths P1 and the plurality of second refrigerant flow paths P2 is arranged on the downstream side of the receiver 3 in the refrigerant circuit 10 and on the upstream side of the one end of the injection flow path 11. Has been done.
  • the refrigerant flowing between the injection expansion valve 7 and the compressor 1 in the injection flow path 11 serves as a cold heat source.
  • the supercooler 4 shown in FIG. 5 includes, for example, a first heat exchange unit 4A and a second heat exchange unit 4B.
  • Each of the first heat exchange unit 4A and the second heat exchange unit 4B is, for example, a plate heat exchanger as described above.
  • the refrigerating cycle device 102 shown in FIG. 5 has basically the same configuration as the refrigerating cycle device 100, the same effect as that of the refrigerating cycle device 100 can be obtained.
  • the refrigeration cycle device 103 may further include a second refrigerant circuit 12.
  • a refrigerant different from that of the refrigerant circuit 10 circulates in the second refrigerant circuit 12.
  • the second refrigerant circuit 12 includes a second compressor 13, a second condenser 14, a second expansion valve 15, and a supercooler 4 that acts as an evaporator in the second refrigerant circuit 12.
  • the refrigerant decompressed by the second expansion valve 15 in the second refrigerant circuit 12 serves as a cooling heat source for the supercooler 4.
  • the supercooler 4 shown in FIG. 6 includes, for example, a first heat exchange unit 4A and a second heat exchange unit 4B.
  • Each of the first heat exchange unit 4A and the second heat exchange unit 4B is, for example, a plate heat exchanger as described above.
  • the refrigerating cycle device 103 shown in FIG. 6 has basically the same configuration as the refrigerating cycle device 100, the same effect as that of the refrigerating cycle device 100 can be obtained.
  • FIG. 7 is a diagram for explaining a modified example of the supercooler 4.
  • the supercooler 4 shown in FIG. 7 connects an end located on the downstream side of each of the two first refrigerant flow paths P1 and an end portion located on the upstream side of one second refrigerant flow path P2. Further includes a plurality of connecting portions 50 to be used. From a different point of view, in the supercooler 4 shown in FIG. 7, each of the plurality of first refrigerant flow paths P1 and each of the plurality of second refrigerant flow paths P2 have a second header shown in FIG. Instead of 45, they are connected in series via a plurality of connecting portions 50.
  • connection portion 50 is configured as, for example, a branch pipe.
  • Each connection portion 50 connects an end portion located on the downstream side of each of at least two first refrigerant flow paths P1 and an end portion located on the upstream side of at least one second refrigerant flow path P2. , Should be provided.
  • the supercooler 4 may include at least one connection portion 50.
  • the refrigerating cycle device 104 has basically the same configuration as the refrigerating cycle device 100 according to the first embodiment, but the refrigerant circuit 10 has a refrigerant flow of the receiver 3. It differs from the refrigerating cycle device 100 in that it further includes a boosting section for boosting the refrigerant flowing from the outlet 30 to the refrigerant inflow section 41 of the supercooler 4.
  • the refrigerant circuit 10 of the refrigerating cycle device 104 shown in FIG. 8 includes a descending pipe line 10A as a boosting unit.
  • the descending pipeline 10A has one end located on the upstream side and the other end located on the downstream side in the refrigerant circuit 10.
  • the one end of the descending pipe 10A is arranged above the other end of the descending pipe 10A.
  • the refrigerating cycle device 104 is different from the refrigerating cycle device 100 in that the refrigerant outlet 30 of the receiver 3 is arranged above the refrigerant inflow portion 41 of the supercooler 4.
  • the refrigerating cycle device 104 Since the refrigerating cycle device 104 has basically the same configuration as the refrigerating cycle device 100, the same effect as that of the refrigerating cycle device 100 can be obtained. Further, in the refrigerating cycle device 104, the refrigerant flowing out from the refrigerant outlet 30 of the receiver 3 is boosted through the descending pipe line 10A and then flows into the refrigerant inflow section 41 of the supercooler 4. Therefore, in the refrigerating cycle device 104, the saturation temperature of the refrigerant flowing through the plurality of first refrigerant flow paths P1 is higher than that in the refrigerating cycle device 100.
  • the degree of supercooling of the refrigerant flowing out from the refrigerant outflow section 42 is further higher than that in the refrigerating cycle device 100. Therefore, in the refrigerating cycle device 104, the decrease in capacity due to the gas-liquid two-phase formation of the refrigerant in the supercooler 4 is more reliably suppressed.
  • the booster has an arbitrary configuration as long as it can boost the refrigerant flowing from the refrigerant outlet 30 of the receiver 3 to the refrigerant inflow section 41 of the supercooler 4. good.
  • the refrigerant circuit 10 of the refrigeration cycle device 105 shown in FIG. 9 includes a booster pump 8 as a booster. Similar to the descending pipe line 10A, the booster pump 8 boosts the refrigerant flowing from the refrigerant outlet 30 of the receiver 3 to the refrigerant inflow portion 41 of the supercooler 4.
  • the booster pump 8 may have an arbitrary configuration as long as it can boost the refrigerant as a saturated liquid having no supercooling degree flowing out from the refrigerant outlet 30 of the receiver 3, but for example, the cylinder and the cylinder may have an arbitrary configuration. It is a reciprocating pump equipped with a reciprocating piston.
  • the refrigerating cycle device 105 has basically the same configuration as the refrigerating cycle device 104, the same effect as that of the refrigerating cycle device 104 can be obtained.
  • the refrigerant circuit 10 of the refrigeration cycle device 105 may further include a descending pipe line 10A as a boosting unit.
  • the booster pump 8 and the descending pipe line 10A are connected in series in the refrigerant circuit 10.
  • the booster pump 8 is arranged, for example, on the upstream side of the descending pipeline 10A.
  • the booster pump 8 may be arranged, for example, on the downstream side of the descending pipeline 10A.
  • the supercooler 4 of the refrigeration cycle devices 104 and 105 according to the second embodiment may have the same configuration as the supercooler 4 shown in FIGS. 4 to 7. Further, the refrigerant circuits 10 of the refrigeration cycle devices 100 to 105 according to the first embodiment or the second embodiment may not include the receiver 3. In this case, since the liquid-phase refrigerant having a supercooling degree can flow from the condenser 2 into the supercooler 4, the refrigerant becomes gas-liquid two-phase in the supercooler 4 rather than the above-mentioned refrigeration cycle devices 100 to 105. The accompanying decrease in capacity can be suppressed more reliably.
  • the supercooler 4 of the refrigeration cycle devices 100 to 105 may include at least one second refrigerant flow path P2.

Abstract

冷凍サイクル装置（１００）は、圧縮機（１）、凝縮器（２）、過冷却器（４）、膨張弁（５）、および蒸発器（６）を含み、冷媒が圧縮機、凝縮器、過冷却器、膨張弁、および蒸発器の順に循環する冷媒回路（１０）を備える。過冷却器は、冷媒が内部を流れる複数の冷媒流路を含む。複数の冷媒流路は、冷媒回路において複数の冷媒流路の中で最も上流側に配置された複数の第１冷媒流路（Ｐ１）と、複数の第１冷媒流路の各々を流れた冷媒が流れる複数の第２冷媒流路（Ｐ２）とを含む。複数の第１冷媒流路の流路断面積の合計値は、複数の第２冷媒流路の流路断面積の合計値よりも大きい。

Description

冷凍サイクル装置
　本開示は、冷凍サイクル装置に関する。
　凝縮器にて凝縮された冷媒を過冷却するための過冷却器を備える冷凍サイクル装置が知られている（例えば、特開２０１８－０９１５０２号公報（特許文献１）参照）。過冷却器は、冷媒が流れる複数の冷媒流路を備える。過冷却器では、複数の冷媒流路の内部を流れる冷媒が、複数の冷媒流路の外部を流れる熱媒体（冷熱源）との熱交換によって過冷却される。
特開２０１８－０９１５０２号公報
　冷媒が過冷却器を流れる過程で、冷媒の飽和温度は、冷媒の圧力損失が生じることにより、低下する。そのため、過冷却器に流入する冷媒の過冷却度が小さい場合、冷媒は過冷却器を流れる過程で気液二相化してしまう。
　気液二相冷媒の圧力損失は液相冷媒の圧力損失よりも大きいため、気液二相冷媒の飽和温度は、液相冷媒の飽和温度よりも低下しやすい。そのため、冷媒が過冷却器を流れる過程で気液二相化した場合、気液二相冷媒と熱媒体（冷熱源）との温度差は、複数の冷媒流路の下流側に向かうにつれて小さくなる。この場合、過冷却器は冷媒を過冷却できず、気液二相冷媒が過冷却器から流出することになる。この場合には、過冷却度を有する液相冷媒が膨張弁に流れる場合と比べて、膨張弁にて膨張される冷媒の流量が少なくなるため、冷凍サイクル装置の能力が低下する。
　本開示の主たる目的は、過冷却器において冷媒が気液二相化することに伴う能力低下が抑制された冷凍サイクル装置を提供することにある。
　本開示に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、凝縮器、過冷却器、膨張弁、および蒸発器を含み、冷媒が圧縮機、凝縮器、過冷却器、膨張弁、および蒸発器の順に循環する冷媒回路を備える。過冷却器は、冷媒が内部を流れる複数の冷媒流路を含む。複数の冷媒流路は、冷媒回路において複数の冷媒流路の中で最も上流側に配置された複数の第１冷媒流路と、複数の第１冷媒流路の各々を流れた冷媒が流れる複数の第２冷媒流路とを含む。複数の第１冷媒流路の流路断面積の合計値は、複数の第２冷媒流路の流路断面積の合計値よりも大きい。
　本開示によれば、過冷却器において冷媒が気液二相化することに伴う能力低下が抑制された冷凍サイクル装置を提供できる。
実施の形態１に係る冷凍サイクル装置を示すブロック図である。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の過冷却器の一例を説明するための図である。 実施の形態１の過冷却器において、冷媒流入部から冷媒流出部に流れる冷媒の温度の変化、および冷媒の飽和温度の変化を説明するためのグラフである。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の変形例を示すブロック図である。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の他の変形例を示すブロック図である。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置のさらに他の変形例を示すブロック図である。 実施の形態１に係る過冷却器の変形例を示すブロック図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置を示すブロック図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の変形例を示すブロック図である。 比較例の過冷却器において、冷媒流入部から冷媒流出部に流れる冷媒の温度の変化、および冷媒の飽和温度の変化を説明するためのグラフである。
　以下、図面を参照して、本実施の形態について説明する。なお、以下の図面において同一または相当する部分には同一の参照番号を付しその説明は繰返さない。
　実施の形態１．
　＜冷凍サイクル装置の構成＞
　図１に示されるように、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００は、圧縮機１、凝縮器２、レシーバ３、過冷却器４、膨張弁５、および蒸発器６を含み、冷媒が循環する冷媒回路を備える。冷媒は、上記冷媒回路を、圧縮機１、凝縮器２、レシーバ３、過冷却器４、膨張弁５、および蒸発器６の順に流れる。
　圧縮機１は、蒸発器６にて蒸発した冷媒を吸入し、圧縮して吐出する。圧縮機１は、例えば、運転周波数を変更することで容量を変えることが可能なインバータ式圧縮機である。
　凝縮器２では、圧縮機１から吐出された冷媒が、空気などの熱媒体と熱交換して凝縮する。凝縮器２にて凝縮された冷媒は、飽和液として、レシーバ３に一時的に貯留される。過冷却度を有する液相冷媒が凝縮器２からレシーバ３に流入した場合にも、液相冷媒がレシーバ３内の気相冷媒を冷却することにより上記過冷却度は失われる。レシーバ３は、冷媒が流出する冷媒流出口３０を有している。レシーバ３の冷媒流出口３０から流出して過冷却器４に流入する冷媒は、過冷却度を有さない飽和液となっている。
　過冷却器４では、レシーバ３から流出した冷媒が、空気などの熱媒体（以下、冷熱源とよぶ）と熱交換して過冷却される。過冷却器４は、冷媒が流入する冷媒流入部４１と、冷媒が流出する冷媒流出部４２と、冷媒流入部４１と冷媒流出部４２との間に配置されており、冷媒が内部を流れる複数の冷媒流路とを含む。複数の冷媒流路は、それらを流れる冷媒がそれらの外部を流れる冷熱源と熱交換するように設けられている。過冷却器４から膨張弁５に流入する冷媒は、過冷却度を有する液相冷媒となっている。過冷却器４の詳細な構成は、後述する。
　膨張弁５では、過冷却器４から流出した過冷却度を有する液相冷媒が減圧されて、気液二相化する。膨張弁５は、例えばキャピラリチューブなどの冷媒を減圧できる任意の減圧装置に代替され得る。
　蒸発器６では、膨張弁５にて減圧された冷媒が空気などの熱媒体と熱交換して蒸発する。
　＜過冷却器の構成＞
　図２に示されるように、過冷却器４は、例えば１つの熱交換器により構成されている。過冷却器４は、例えばパラレルフロー型（ＰＦＣ）熱交換器として構成されている。過冷却器４は、冷媒流入部４１、冷媒流出部４２、複数の伝熱管４３、第１ヘッダ４４、および第２ヘッダ４５を含む。
　複数の伝熱管４３の各々は、互いに並列に配置されている。複数の伝熱管４３は、複数の第１伝熱管４３Ａと、複数の第２伝熱管４３Ｂとを含む。複数の第１伝熱管４３Ａの各々の管内流路断面積は、例えば互いに等しい。複数の第２伝熱管４３Ｂの各々の管内流路断面積は、例えば互いに等しい。複数の第１伝熱管４３Ａの各々の管内流路断面積は、例えば複数の第２伝熱管４３Ｂの各々の管内流路断面積と等しい。
　複数の第１伝熱管４３Ａおよび複数の第２伝熱管４３Ｂの各々の一端は、第１ヘッダ４４に接続されている。複数の第２伝熱管４３Ｂの各々の他端は、第２ヘッダ４５に接続されている。複数の第１伝熱管４３Ａの各々の延在方向の長さは、例えば互いに等しい。複数の第２伝熱管４３Ｂの各々の延在方向の長さは、例えば互いに等しい。複数の第１伝熱管４３Ａの各々の延在方向の長さは、例えば複数の第２伝熱管４３Ｂの各々の延在方向の長さと等しい。
　複数の伝熱管４３の各々は、例えば、水平方向に沿って延びており、かつ上下方向において互いに間隔を隔てて配置されている。複数の第１伝熱管４３Ａの各々は、上下方向において互いに間隔を隔てて配置されている。複数の第２伝熱管４３Ｂの各々は、上下方向において互いに間隔を隔てて配置されている。複数の第１伝熱管４３Ａは、例えば複数の第２伝熱管４３Ｂよりも上方に配置されている。複数の第１伝熱管４３Ａのうち最も下方に配置された第１伝熱管４３Ａは、複数の第２伝熱管４３Ｂのうち最も上方に配置された第２伝熱管４３Ｂよりも上方に配置されている。
　複数の冷媒流路の各々は、複数の伝熱管４３の各々の内部に形成されている。冷熱源としての空気は、複数の伝熱管４３の外部を流れる。複数の冷媒流路は、複数の伝熱管４３の内部を流れる冷媒が複数の伝熱管４３の外部を流れる冷熱源と熱交換するように設けられている。
　複数の冷媒流路は、複数の第１伝熱管４３Ａの各々の内部に形成されている複数の第１冷媒流路Ｐ１と、複数の第２伝熱管４３Ｂの各々の内部に形成されている複数の第２冷媒流路Ｐ２とを含む。
　異なる観点から言えば、複数の冷媒流路は、上記冷媒回路において複数の冷媒流路の中で最も上流側に配置された複数の第１冷媒流路Ｐ１と、複数の第１冷媒流路Ｐ１の各々を流れた冷媒が流れる複数の第２冷媒流路Ｐ２とを含む。複数の第１冷媒流路Ｐ１の各々の流路断面積は、複数の第２冷媒流路Ｐ２の各々の流路断面積と等しい。
　複数の第１冷媒流路Ｐ１の各々の上流側に位置する端部は、第１ヘッダ４４に接続されている。複数の第１冷媒流路Ｐ１の各々の下流側に位置する端部は、第２ヘッダ４５に接続されている。複数の第１冷媒流路Ｐ１の各々は、第１ヘッダ４４および第２ヘッダ４５に対し、互いに並列に接続されている。
　複数の第２冷媒流路Ｐ２の各々の上流側に位置する端部は、第２ヘッダ４５に接続されている。複数の第２冷媒流路Ｐ２の各々の下流側に位置する端部は、第１ヘッダ４４に接続されている。複数の第２冷媒流路Ｐ２の各々は、第１ヘッダ４４および第２ヘッダ４５に対し、互いに並列に接続されている。複数の第２冷媒流路Ｐ２の各々は、複数の第１冷媒流路Ｐ１の各々と直列に接続されている。
　複数の第１伝熱管４３Ａの各管内流路断面積の合計値は、複数の第２伝熱管４３Ｂの各管内流路断面積の合計値よりも大きい。複数の第１伝熱管４３Ａの数は、複数の第２伝熱管４３Ｂの数よりも多い。言い換えると、複数の第１冷媒流路Ｐ１の流路断面積の合計値は、複数の第２冷媒流路Ｐ２の流路断面積の合計値よりも大きい。複数の第１冷媒流路Ｐ１の数は、複数の第２冷媒流路Ｐ２の数よりも多い。好ましくは、複数の第１冷媒流路Ｐ１の流路断面積の合計値は、複数の第２冷媒流路Ｐ２の流路断面積の合計値の１．４倍以上２倍以下である。好ましくは、複数の第１冷媒流路Ｐ１の数は、複数の第２冷媒流路Ｐ２の数の１．４倍以上２倍以下である。
　第１ヘッダ４４は、複数の第１冷媒流路Ｐ１の各々の上流側に位置する端部と連なる第１空間４４Ａと、複数の第２冷媒流路Ｐ２の各々の下流側に位置する端部と連なる第２空間４４Ｂと、第１空間４４Ａと第２空間４４Ｂとを区画する区画部４６とを有している。
第１空間４４Ａは、冷媒流入部４１と連なっている。第２空間４４Ｂは、冷媒流出部４２と連なっている。第１空間４４Ａおよび第２空間４４Ｂは、第１ヘッダ４４の内部に形成されている。区画部４６は、第１ヘッダ４４の内部に固定されている。
　第２ヘッダ４５は、複数の第１冷媒流路Ｐ１の各々の下流側に位置する端部と連なるとともに、複数の第２冷媒流路Ｐ２の各々の上流側に位置する端部と連なる内部空間を有している。
　冷媒流入部４１から第１ヘッダ４４の第１空間４４Ａに流入した冷媒は、複数の第１冷媒流路Ｐ１の各々に分配される。複数の第１冷媒流路Ｐ１の各々を流れた冷媒は、第２ヘッダ４５の上記内部空間にて合流した後、複数の第２冷媒流路Ｐ２の各々に分配される。複数の第２冷媒流路Ｐ２の各々を流れた冷媒は、第１ヘッダ４４の第２空間４４Ｂにて合流した後、冷媒流出部４２から流出する。
　過冷却器４は、複数のフィン４７をさらに含む。複数のフィン４７の各々は、コルゲートフィンである。複数のフィン４７の各々は、複数の伝熱管４３の各々の外周面と接続されている。複数のフィン４７の各々は、冷熱源の流路に面している。冷熱源が流れる方向は、複数の伝熱管４３の延在方向と交差している。複数のフィン４７の各々は、例えば上下方向において隣り合う２つの第１伝熱管４３Ａ間、上下方向において隣り合う２つの第２伝熱管４３Ｂ間、および複数の第１伝熱管４３Ａのうち最も下方に配置された第１伝熱管４３Ａと、複数の第２伝熱管４３Ｂのうち最も上方に配置された第２伝熱管４３Ｂとの間のいずれかに配置されている。
　過冷却器４は、複数の第１伝熱管４３Ａの内部を流れる冷媒と、複数の第１伝熱管４３Ａの外部を流れる空気等の冷熱源とが熱交換する第１熱交換部４Ａと、複数の第２伝熱管４３Ｂの内部を流れる冷媒と、複数の第２伝熱管４３Ｂの外部を流れる空気等の冷熱源とが熱交換する第２熱交換部４Ｂとを含んでいる。冷媒回路において、第１熱交換部４Ａは、第２熱交換部４Ｂよりも上流側に配置されており、かつ第２熱交換部４Ｂと直列に接続されている。第１熱交換部４Ａおよび第２熱交換部４Ｂの各々は、１つの熱交換器の一部分として構成されている。
　＜作用効果＞
　冷凍サイクル装置１００の作用効果を、比較例１，２との対比に基づいて説明する。比較例１，２に係る冷凍サイクル装置は、上流側に位置する冷媒流路（以下、上流側冷媒流路とよぶ）の流路断面積の合計値が下流側に位置する冷媒流路（以下、下流側冷媒流路とよぶ）の流路断面積の合計値と等しい過冷却器を備える点でのみ、冷凍サイクル装置１００とは異なる。
　比較例１の過冷却器では、上流側冷媒流路の流路断面積の合計値が、下流側冷媒流路の流路断面積の合計値と等しい。比較例１の過冷却器の下流側冷媒流路の流路断面積の合計値は、過冷却器４の複数の第２冷媒流路Ｐ２の流路断面積の合計値と同等である。比較例１の過冷却器の上流側冷媒流路の流路断面積の合計値は、過冷却器４の複数の第１冷媒流路Ｐ１の流路断面積の合計値よりも小さい。つまり、過冷却器４の複数の第１冷媒流路Ｐ１にて生じる冷媒の圧力損失は、比較例１の過冷却器の上流側冷媒流路にて生じる冷媒の圧力損失よりも小さい。
　比較例２の過冷却器では、上流側冷媒流路の流路断面積の合計値が下流側冷媒流路の流路断面積の合計値と等しい。比較例２の過冷却器の上流側冷媒流路の流路断面積の合計値は、過冷却器４の複数の第１冷媒流路Ｐ１の流路断面積の合計値と同等である。比較例２の過冷却器の下流側冷媒流路の流路断面積の合計値は、過冷却器４の複数の第２冷媒流路Ｐ２の流路断面積の合計値よりも大きい。つまり、過冷却器４の複数の第２冷媒流路Ｐ２を流れる冷媒の流速は、比較例２の過冷却器の下流側冷媒流路を流れる冷媒の流速よりも速い。
　まず、過冷却器４と比較例１の過冷却器とを対比する。過冷却器４および比較例１の過冷却器の各々に流れる冷媒の種類、流量、および流入時の飽和温度は、互いに等しいとする。過冷却器４および比較例１の過冷却器の各々では、過冷却度を有さない飽和液となっている冷媒が、冷媒流入部から、複数の第１冷媒流路または上流側冷媒流路に流入する。過冷却器４および比較例１の過冷却器の各々では、冷媒は、複数の第１冷媒流路または上流側冷媒流路を流れることにより、熱媒体（冷熱源）と熱交換する。同時に、冷媒が複数の第１冷媒流路または上流側冷媒流路を流れることにより、冷媒には圧力損失が生じる。冷媒の飽和温度は冷媒の圧力に対応するため、冷媒の圧力損失が大きくなるほど、冷媒の飽和温度は低くなる。
　図３は、過冷却器４において、冷媒流入部４１から冷媒流出部４２に流れる冷媒の温度の変化、および冷媒の飽和温度の変化を説明するためのグラフである。図１０は、比較例１の過冷却器において、冷媒流入部から冷媒流出部に流れる冷媒の温度の変化、および冷媒の飽和温度の変化を説明するためのグラフである。図３および図１０において、実線が冷媒の温度の変化を示し、点線が冷媒の飽和温度の変化を示す。
　図１０に示されるように、冷媒が比較例１の過冷却器の上流側冷媒流路を流れる過程での冷媒の圧力損失が比較的大きいため、当該過程において冷媒は気液二相化しやすい。つまり、比較例１の過冷却器の下流側冷媒流路には、気液二相冷媒が流れやすい。
　冷媒の圧力損失は、その乾き度が高いほど、大きくなる。そのため、気液二相化後の冷媒が下流側冷媒流路を流れる過程での冷媒の圧力損失は、気液二相化前の冷媒が上流側冷媒流路を流れる過程での冷媒の圧力損失よりも大きくなる。これにより、気液二相化後の冷媒が下流側冷媒流路を流れる過程では、気液二相化前の冷媒が上流側冷媒流路を流れる過程と比べて、冷媒の飽和温度が低下しやすい。そのため、下流側冷媒流路を流れる冷媒と熱媒体（冷熱源）との温度差は、上流側冷媒流路を流れる冷媒と熱媒体との温度差よりも小さくなり、かつ冷媒流出部に近づくにつれて小さくなる。そのため、比較例１の過冷却器では、気液二相化した冷媒は過冷却されることなく、冷媒流出部から流出することになる。
　つまり、比較例１の過冷却器では、冷媒が気液二相化しやすく、かつ気液二相化した冷媒が過冷却されることなく流出する。比較例１に係る冷凍サイクル装置では、過冷却器から流出した気液二相冷媒が膨張弁に流入するため、過冷却度を有する液相冷媒が膨張弁に流れる場合と比べて膨張弁にて膨張される冷媒の流量が少なくなり、冷凍サイクル装置の能力が低下する。
　これに対し、過冷却器４の複数の第１冷媒流路Ｐ１の流路断面積の合計値は、比較例１の過冷却器の上流側冷媒流路の流路断面積の合計値よりも大きい。そのため、図３に示されるように、冷媒が過冷却器４の各第１冷媒流路Ｐ１を流れる過程での冷媒の圧力損失は、冷媒が比較例１の過冷却器の上流側冷媒流路を流れる過程での冷媒の圧力損失よりも小さくなる。図３および図１０に示されるように、冷媒が各第１冷媒流路Ｐ１を流れる過程での冷媒の飽和温度の低下量は、冷媒が上流側冷媒流路を流れる過程での冷媒の飽和温度の低下量よりも少なくなる。
　これにより、冷媒が各第１冷媒流路Ｐ１を流れる過程では、冷媒が比較例１の上流側冷媒流路を流れる過程と比べて、冷媒は気液二相化しにくく、冷媒の圧力損失は小さくなり、冷媒の飽和温度の低下量は少なくなる。そのため、冷媒が各第１冷媒流路Ｐ１を流れる過程では、冷媒が比較例１の上流側冷媒流路を流れる過程と比べて、冷媒は十分に過冷却される。その結果、過冷却器４では、過冷却度を有する液相冷媒が各第１冷媒流路Ｐ１から各第２冷媒流路Ｐ２に流入する。図１０に示されるように、例えば、各第２冷媒流路Ｐ２に流入する冷媒の温度は、冷媒流出部４２から流出する冷媒の飽和温度よりも低くなり得る。
　過冷却器４の複数の第２冷媒流路Ｐ２の流路断面積の合計値は、比較例１の過冷却器の下流側冷媒流路の流路断面積の合計値と同等である。しかし、上述のように、液相冷媒の圧力損失は、気液二相冷媒の圧力損失よりも小さいため、液相冷媒が複数の第２冷媒流路Ｐ２を流れる過程では、気液二相冷媒が比較例１の下流側冷媒流路を流れる過程と比べて、冷媒の飽和温度が低下しにくい。そのため、過冷却器４では、複数の第２冷媒流路Ｐ２に流入した液相冷媒は気液二相化されることなく、過冷却度を有したまま、冷媒流出部４２から流出することになる。
　つまり、過冷却器４では、冷媒が複数の第１冷媒流路Ｐ１の各々を流れる過程、および冷媒が複数の第２冷媒流路Ｐ２の各々を流れる過程の双方で、冷媒の気液二相化が抑制されており、過冷却度を有する冷媒が冷媒流出部４２から流出する。過冷却器４を備える冷凍サイクル装置１００では、過冷却器４から流出した液相冷媒が膨張弁５に流入するため、比較例１に係る冷凍サイクル装置と比べて、能力が向上する。
　なお、複数の第２冷媒流路Ｐ２の流路断面積の合計値が複数の第１冷媒流路Ｐ１の流路断面積の合計値よりも小さいため、冷媒が各第２冷媒流路Ｐ２を流れる過程での冷媒の圧力損失は冷媒が各第１冷媒流路Ｐ１を流れる過程での冷媒の圧力損失よりも大きくなる。そのため、過冷却器４においても、冷媒が各第２冷媒流路Ｐ２を流れる過程では、冷媒が各第１冷媒流路Ｐ１を流れる過程と比べて、冷媒の飽和温度は低下しやすい。しかし、過冷却器４では、各第２冷媒流路Ｐ２に流入する冷媒の過冷却度が十分に大きくなり得るため、冷媒流出部４２から流出する冷媒の過冷却度が確保され得る。その結果、過冷却器４を備える冷凍サイクル装置１００では、過冷却器４から流出した液相冷媒が膨張弁５に流入するため、気液二相冷媒が膨張弁に流れることに伴う冷凍サイクル装置の能力の低下が抑制される。
　次に、過冷却器４と比較例２の過冷却器とを対比する。過冷却器４および比較例２の過冷却器の各々に流れる冷媒の種類、流量、および流入時の飽和温度は、互いに等しいとする。冷媒が比較例２の過冷却器の上流側冷媒流路を流れる過程では、冷媒が過冷却器４の複数の第１冷媒流路Ｐ１を流れる過程と同様に、冷媒は十分に過冷却され、過冷却度を有する液相冷媒が下流側冷媒流路に流入し得る。しかし、比較例２の下流側冷媒流路の流路断面積の合計値は比較例１の下流側冷媒流路の流路断面積の合計値よりも大きいため、比較例２の下流側冷媒流路を流れる液相冷媒の流速は、比較例１の下流側冷媒流路を流れる気液二相冷媒の流速よりも遅くなる。そのため、比較例２の下流側冷媒流路での伝熱性能は低いため、冷媒流出部から流出する冷媒の過冷却度を確保することは困難である。
　これに対し、過冷却器４では、複数の第２冷媒流路Ｐ２の数が、複数の第１冷媒流路Ｐ１の数よりも少なく、かつ比較例２の下流側冷媒流路の数よりも少ない。そのため、複数の第２冷媒流路Ｐ２を流れる冷媒の流速は、複数の第１冷媒流路Ｐ１を流れる冷媒の流速よりも速く、かつ比較例２の下流側冷媒流路を流れる冷媒の流速よりも速くなる。その結果、過冷却器４では、各第２冷媒流路Ｐ２での伝熱性能が十分に高いため、冷媒流出部４２から流出する冷媒の過冷却度が確保され得る。その結果、過冷却器４を備える冷凍サイクル装置１００では、過冷却器４から流出した液相冷媒が膨張弁５に流入するため、気液二相冷媒が膨張弁に流れることに伴う冷凍サイクル装置の能力の低下が抑制される。
　＜変形例＞
　図４～図６は、冷凍サイクル装置１００の変形例を示すブロック図である。
　図４に示されるように、過冷却器４は、２以上の熱交換器により構成されていてもよい。第１熱交換部４Ａおよび第２熱交換部４Ｂの各々が、１つの熱交換器により構成されていてもよい。図４に示される冷凍サイクル装置１０１は、冷凍サイクル装置１００と基本的に同様の構成を備えるため、冷凍サイクル装置１００と同様の効果を奏することができる。
　なお、第１熱交換部４Ａおよび第２熱交換部４Ｂの各々は、ＰＦＣ型熱交換器に限られず、任意の熱交換器として構成されていればよい。第１熱交換部４Ａおよび第２熱交換部４Ｂの各々は、例えば複数の伝熱管４３および複数のプレートフィンとを備える熱交換器であってもよい。
　また、第１熱交換部４Ａおよび第２熱交換部４Ｂの各々は、複数の伝熱管４３に代えて互いに積層された複数の伝熱プレートを備えるプレート式熱交換器であってもよい。この場合、複数の第１冷媒流路Ｐ１は、複数の伝熱プレートが積層する方向において隣り合う２つの伝熱プレート間に形成され、かつ上記積層する方向において複数の冷熱源の流路と交互に配置される。同様に、複数の第２冷媒流路Ｐ２は、複数の伝熱プレートが積層する方向において隣り合う２つの伝熱プレート間に形成され、かつ上記積層する方向において複数の冷熱源の流路と交互に配置される。
　図５に示されるように、冷凍サイクル装置１０２は、インジェクション流路１１をさらに備えていてもよい。インジェクション流路１１は、インジェクション膨張弁７を含む。インジェクション流路１１の一端は、冷媒回路１０において過冷却器４と膨張弁５との間に位置する冷媒流路に接続されている。インジェクション流路１１の他端は、圧縮機１の中間圧ポートに接続されている。
　図５に示されるように、過冷却器４は、レシーバ３と膨張弁５との間を流れる冷媒と、インジェクション流路１１においてインジェクション膨張弁７と圧縮機１との間を流れる冷媒との熱交換が行われる内部熱交換器として構成されていてもよい。この場合、複数の第１冷媒流路Ｐ１および複数の第２冷媒流路Ｐ２の各々は、冷媒回路１０においてレシーバ３よりも下流側であってインジェクション流路１１の上記一端よりも上流側に配置されている。インジェクション流路１１においてインジェクション膨張弁７と圧縮機１との間を流れる冷媒が、冷熱源となる。
　図５に示される過冷却器４は、例えば第１熱交換部４Ａおよび第２熱交換部４Ｂを含む。第１熱交換部４Ａおよび第２熱交換部４Ｂの各々は、例えば上記のようなプレート式熱交換器である。
　図５に示される冷凍サイクル装置１０２も、冷凍サイクル装置１００と基本的に同様の構成を備えるため、冷凍サイクル装置１００と同様の効果を奏することができる。
　図６に示されるように、冷凍サイクル装置１０３は、第２冷媒回路１２をさらに備えていてもよい。第２冷媒回路１２には、冷媒回路１０とは異なる冷媒が循環する。第２冷媒回路１２は、第２圧縮機１３，第２凝縮器１４，第２膨張弁１５、および第２冷媒回路１２において蒸発器として作用する過冷却器４を含む。第２冷媒回路１２において第２膨張弁１５にて減圧された冷媒が、過冷却器４の冷熱源となる。
　図６に示される過冷却器４は、例えば第１熱交換部４Ａおよび第２熱交換部４Ｂを含む。第１熱交換部４Ａおよび第２熱交換部４Ｂの各々は、例えば上記のようなプレート式熱交換器である。
　図６に示される冷凍サイクル装置１０３も、冷凍サイクル装置１００と基本的に同様の構成を備えるため、冷凍サイクル装置１００と同様の効果を奏することができる。
　図７は、過冷却器４の変形例を説明するための図である。図７に示される過冷却器４は、２つの第１冷媒流路Ｐ１の各々の下流側に位置する端部と、１つの第２冷媒流路Ｐ２の上流側に位置する端部とを接続する複数の接続部５０をさらに含む。異なる観点から言えば、図７に示される過冷却器４では、複数の第１冷媒流路Ｐ１の各々と、複数の第２冷媒流路Ｐ２の各々とが、図２に示される第２ヘッダ４５に代えて、複数の接続部５０を介して直列に接続されている。
　各接続部５０は、例えば分岐管として構成されている。各接続部５０は、少なくとも２つの第１冷媒流路Ｐ１の各々の下流側に位置する端部と、少なくとも１つの第２冷媒流路Ｐ２の上流側に位置する端部とを接続するように、設けられていればよい。また、過冷却器４は、少なくとも１つの接続部５０を含んでいればよい。
　実施の形態２．
　図８に示されるように、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１０４は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００と基本的に同様の構成を備えるが、冷媒回路１０がレシーバ３の冷媒流出口３０から過冷却器４の冷媒流入部４１に流れる冷媒を昇圧する昇圧部をさらに含む点で、冷凍サイクル装置１００とは異なる。
　図８に示される冷凍サイクル装置１０４の冷媒回路１０は、昇圧部として、下降管路１０Ａを含む。下降管路１０Ａは、冷媒回路１０において上流側に位置する一端と、下流側に位置する他端とを有している。下降管路１０Ａの上記一端は、下降管路１０Ａの上記他端よりも上方に配置されている。
　異なる観点から言えば、冷凍サイクル装置１０４は、レシーバ３の冷媒流出口３０が過冷却器４の冷媒流入部４１よりも上方に配置されている点で、冷凍サイクル装置１００とは異なる。
　冷凍サイクル装置１０４は、冷凍サイクル装置１００と基本的に同様の構成を備えるため、冷凍サイクル装置１００と同様の効果を奏することができる。さらに、冷凍サイクル装置１０４では、レシーバ３の冷媒流出口３０から流出した冷媒は、下降管路１０Ａを通って昇圧された後、過冷却器４の冷媒流入部４１に流入する。そのため、冷凍サイクル装置１０４では、冷凍サイクル装置１００と比べて、複数の第１冷媒流路Ｐ１を流れる冷媒の飽和温度が高くなる。その結果、冷凍サイクル装置１０４では、冷凍サイクル装置１００と比べて、冷媒流出部４２から流出する冷媒の過冷却度がさらに高くなる。そのため、冷凍サイクル装置１０４では、過冷却器４において冷媒が気液二相化することに伴う能力低下がより確実に抑制されている。
　実施の形態２に係る冷凍サイクル装置において、昇圧部は、レシーバ３の冷媒流出口３０から過冷却器４の冷媒流入部４１に流れる冷媒を昇圧し得る限りにおいて、任意の構成を備えていればよい。
　図９に示される冷凍サイクル装置１０５の冷媒回路１０は、昇圧部として、昇圧ポンプ８を含んでいる。昇圧ポンプ８は、下降管路１０Ａと同様に、レシーバ３の冷媒流出口３０から過冷却器４の冷媒流入部４１に流れる冷媒を昇圧する。昇圧ポンプ８は、レシーバ３の冷媒流出口３０から流出した過冷却器度を有さない飽和液としての冷媒を昇圧し得る限りにおいて任意の構成を備えていればよいが、例えばシリンダとシリンダに対して往復動するピストンとを備える往復動式ポンプである。
　このように、冷凍サイクル装置１０５は、冷凍サイクル装置１０４と基本的に同様の構成を備えるため、冷凍サイクル装置１０４と同様の効果を奏することができる。
　なお、冷凍サイクル装置１０５の冷媒回路１０は、昇圧部として、下降管路１０Ａをさらに含んでいてもよい。昇圧ポンプ８および下降管路１０Ａは、冷媒回路１０において直列に接続されている。昇圧ポンプ８は、例えば下降管路１０Ａよりも上流側に配置されている。なお、昇圧ポンプ８は、例えば下降管路１０Ａよりも下流側に配置されていてもよい。
　実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１０４，１０５の過冷却器４は、図４～図７に示される過冷却器４と同様の構成を備えていてもよい。また、実施の形態１または実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１００～１０５の冷媒回路１０は、レシーバ３を含んでいなくてもよい。この場合、過冷却度を有する液相冷媒が凝縮器２から過冷却器４に流入し得るため、上述した冷凍サイクル装置１００～１０５よりも、過冷却器４において冷媒が気液二相化することに伴う能力低下がより確実に抑制され得る。
　また、実施の形態１または実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１００～１０５の過冷却器４は、少なくとも１つの第２冷媒流路Ｐ２を含んでいればよい。
　以上のように本開示の実施の形態について説明を行なったが、上述の実施の形態を様々に変形することも可能である。また、本開示の範囲は上述の実施の形態に限定されるものではない。本開示の範囲は、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を含むことが意図される。
　１　圧縮機、２　凝縮器、３　レシーバ、４　過冷却器、４Ａ　第１熱交換部、４Ｂ　第２熱交換部、５　膨張弁、６　蒸発器、７　インジェクション膨張弁、８　昇圧ポンプ、１０　冷媒回路、１０Ａ　下降管路、１１　インジェクション流路、１２　第２冷媒回路、１３　第２圧縮機、１４　第２凝縮器、１５　第２膨張弁、３０　冷媒流出口、４１　冷媒流入部、４２　冷媒流出部、４３　伝熱管、４３Ａ　第１伝熱管、４３Ｂ　第２伝熱管、４４　第１ヘッダ、４４Ａ　第１空間、４４Ｂ　第２空間、４５　第２ヘッダ、４６　区画部、４７　フィン、５０　接続部、１００，１０１，１０２，１０３，１０４，１０５　冷凍サイクル装置。

Claims (7)

  1. 　圧縮機、凝縮器、過冷却器、膨張弁、および蒸発器を含み、冷媒が前記圧縮機、前記凝縮器、前記過冷却器、前記膨張弁、および前記蒸発器の順に循環する冷媒回路を備え、
    　前記過冷却器は、前記冷媒が内部を流れる複数の冷媒流路を含み、
    　前記複数の冷媒流路は、前記冷媒回路において前記複数の冷媒流路の中で最も上流側に配置された複数の第１冷媒流路と、前記複数の第１冷媒流路の各々を流れた前記冷媒が流れる少なくとも１つの第２冷媒流路とを含み、
    　前記複数の第１冷媒流路の流路断面積の合計値は、前記少なくとも１つの第２冷媒流路の流路断面積の合計値よりも多い、冷凍サイクル装置。
  2. 　前記冷媒回路は、前記凝縮器と前記過冷却器との間に配置されており、前記凝縮器にて凝縮された前記冷媒を貯留するレシーバをさらに含み、
    　前記レシーバは、前記冷媒が流出する冷媒流出口を含み、
    　前記複数の第１冷媒流路の各々は、前記レシーバの前記冷媒流出口よりも下方に配置されている、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記冷媒回路は、前記レシーバと前記過冷却器との間に配置されており、かつ前記レシーバから流出した前記冷媒を昇圧する昇圧部をさらに含み、
    　前記複数の第１冷媒流路の各々には前記昇圧部にて昇圧された前記冷媒が流入する、請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記少なくとも１つの第２冷媒流路は、複数の第２冷媒流路を含み、
    　前記過冷却器は、
    　　前記複数の第１冷媒流路の各々の上流側に位置する端部および前記複数の第２冷媒流路の各々の下流側に位置する端部が接続されている第１ヘッダと、
    　　前記複数の第１冷媒流路の各々の下流側に位置する端部および前記複数の第２冷媒流路の各々の上流側に位置する端部が接続されている第２ヘッダとをさらに含み、
    　前記第１ヘッダは、前記複数の第１冷媒流路の各々の上流側に位置する端部と連なる第１空間と、前記複数の第２冷媒流路の各々の下流側に位置する端部と連なる第２空間と、前記第１空間と前記第２空間とを区画する区画部とを有している、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. 　前記過冷却器は、前記複数の第１冷媒流路の各々の下流側に位置する端部と、前記少なくとも１つの第２冷媒流路の上流側に位置する端部とを接続する少なくとも１つの接続部をさらに含み、
    　前記少なくとも１つの接続部に接続された前記複数の第１冷媒流路の流路断面積の合計値は、前記少なくとも１つの接続部に接続された前記少なくとも１つの第２冷媒流路の流路断面積の合計値よりも大きい、請求項１～３のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記過冷却器は、前記複数の第１冷媒流路を含む第１過冷却部と、前記少なくとも１つの第２冷媒流路を含む第２過冷却部とを含み、
    　前記第１過冷却部は、前記第２過冷却部とは別体として構成されている、請求項１～３のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　前記複数の第１冷媒流路の数は、前記少なくとも１つの第２冷媒流路の数よりも多い、請求項１～６のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
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