WO2023218612A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2023218612A1
WO2023218612A1 PCT/JP2022/020100 JP2022020100W WO2023218612A1 WO 2023218612 A1 WO2023218612 A1 WO 2023218612A1 JP 2022020100 W JP2022020100 W JP 2022020100W WO 2023218612 A1 WO2023218612 A1 WO 2023218612A1
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WO
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heat exchanger
pipe
flow path
refrigerant
tube
Prior art date
Application number
PCT/JP2022/020100
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
健太 村田
Original Assignee
三菱電機株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
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Publication date
Application filed by 三菱電機株式会社 filed Critical 三菱電機株式会社
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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B13/00—Compression machines, plants or systems, with reversible cycle

Definitions

  • the present disclosure relates to a refrigeration cycle device.
  • Patent Document 1 JP 2010-255981 A discloses a state in which an air heat exchanger and a plate heat exchanger are provided, and the air heat exchanger acts as a condenser and the plate heat exchanger acts as an evaporator; A refrigeration cycle apparatus is described in which a plate heat exchanger is switched between acting as a condenser and an air heat exchanger acting as an evaporator.
  • the amount of refrigerant required in the state where the air heat exchanger acts as a condenser and the plate heat exchanger acts as an evaporator (hereinafter simply referred to as the required amount of refrigerant) is The amount of refrigerant exceeds the required amount when the air heat exchanger acts as a condenser and the air heat exchanger acts as an evaporator.
  • the required amount of refrigerant is the amount of refrigerant required to achieve a predetermined degree of subcooling and superheating.
  • the amount of refrigerant charged in the refrigerant circuit is equal to the amount of refrigerant required when the plate heat exchanger acts as a condenser and the air heat exchanger acts as an evaporator, then the air heat exchanger acts as a condenser.
  • the plate heat exchanger acts as an evaporator, the amount of refrigerant becomes too small, which may reduce the performance of the refrigeration cycle device.
  • the amount of refrigerant charged in the refrigerant circuit is equal to the amount of refrigerant required when the air heat exchanger acts as a condenser and the plate heat exchanger acts as an evaporator, then the plate heat exchanger acts as a condenser.
  • the air heat exchanger functions as an evaporator, the amount of refrigerant becomes excessive, which may reduce the performance of the refrigeration cycle device.
  • the main objective of the present disclosure is to provide a refrigeration cycle device in which deterioration in performance is suppressed.
  • the refrigeration cycle device includes a compressor, a flow path switching device, an air heat exchanger, an expansion device, and a plate heat exchanger, and includes a refrigerant circuit in which refrigerant circulates.
  • the flow path switching device has a first state in which the air heat exchanger acts as a condenser and a plate heat exchanger as an evaporator, and a first state in which the plate heat exchanger acts as a condenser and the air heat exchanger acts as an evaporator. and the second state.
  • the refrigerant circuit includes a first flow path connecting the expansion device and the air heat exchanger, a second flow path connecting the flow path switching device and the suction port of the compressor, and a connection between the plate heat exchanger and the expansion device. and a third flow path connecting between the two.
  • the volume of the third flow path is larger than the volume of the first flow path.
  • FIG. 1 is a diagram for explaining a refrigeration cycle device according to Embodiment 1.
  • FIG. FIG. 3 is a diagram for explaining a refrigeration cycle device according to a second embodiment. 3 is a cross-sectional view for explaining the internal heat exchanger shown in FIG. 2.
  • FIG. 7 is a Mollier diagram (pressure-enthalpy chart) when the refrigeration cycle device according to the second embodiment is in a first state;
  • FIG. 7 is a Mollier diagram (ph diagram) when the refrigeration cycle device according to the second embodiment is in a second state.
  • FIG. 7 is a diagram for explaining a refrigeration cycle device according to a third embodiment.
  • FIG. 7 is a cross-sectional view for explaining an internal heat exchanger of a refrigeration cycle device according to a third embodiment.
  • the refrigeration cycle device 10 includes a refrigerant circuit in which a refrigerant circulates, and a heat medium circuit 200 in which a heat medium different from the refrigerant flowing through the refrigerant circuit circulates.
  • the refrigerant circuit 100 includes a compressor 101, a flow path switching device 102, an air heat exchanger 103, an expansion device 104, and a plate heat exchanger 105.
  • the air heat exchanger 103 is, for example, a heat source side heat exchanger.
  • the plate heat exchanger 105 is, for example, a user-side heat exchanger.
  • the flow path switching device 102 operates between a cooling operation (first state) in which the air heat exchanger 103 acts as a condenser and a plate heat exchanger 105 as an evaporator, and a cooling operation (first state) in which the air heat exchanger 103 acts as a condenser and air
  • the heating operation (second state) in which the heat exchanger 103 acts as an evaporator is switched.
  • the flow path switching device 102 is, for example, a four-way valve. Note that the flow path switching device 102 may be a combination of a plurality of electromagnetic valves and a plurality of check valves.
  • the air heat exchanger 103 the refrigerant flowing through the refrigerant circuit exchanges heat with air.
  • the air heat exchanger 103 includes a first inflow/outflow section 103A into which the refrigerant flows in or out.
  • the first inflow/outflow portion 103A is a portion where, for example, in the first state, the refrigerant flows out from the inside of the air heat exchanger 103 to the outside, and in the second state, the refrigerant flows into the inside of the air heat exchanger 103 from the outside.
  • the expansion device 104 reduces the pressure of the refrigerant and expands it.
  • Expansion device 104 is, for example, an electronic expansion valve or a capillary tube.
  • the expansion device 104 includes a second inflow/outflow section 104A and a third inflow/outflow section 104B into which the refrigerant flows in or out.
  • the second inflow/outflow portion 104A is a portion where, for example, in the first state, the refrigerant flows into the expansion device 104 from the outside, and in the second state, the refrigerant flows out from the inside of the expansion device 104 to the outside.
  • the third inflow/outflow portion 104B is, for example, a portion in which the refrigerant flows out from the inside of the expansion device 104 in the first state to the outside, and into which the refrigerant flows into the expansion device 104 from the outside in the second state.
  • the plate heat exchanger 105 In the plate heat exchanger 105, the refrigerant flowing through the refrigerant circuit 100 exchanges heat with the heat medium flowing through the heat medium circuit.
  • the plate heat exchanger 105 has a fourth inflow/outflow section 105A in which the refrigerant flows from the outside to the inside of the plate heat exchanger 105 in the first state, and the refrigerant flows into the outside from the inside of the plate heat exchanger 105 in the second state. include.
  • the volume of the refrigerant flow path in the plate heat exchanger 105 is smaller than the volume of the refrigerant flow path in the air heat exchanger 103.
  • the refrigerant circuit 100 includes a first flow path F1, a second flow path F2, and a third flow path F3.
  • the first flow path F1 connects between the first inflow/outflow section 103A of the air heat exchanger 103 and the second outflow/inflow section 104A of the expansion device 104.
  • the second flow path F2 connects the flow path switching device 102 and the suction port of the compressor 101.
  • the third flow path F3 connects between the third inflow/outflow section 104B of the expansion device 104 and the fourth outflow/inflow section 105A of the plate heat exchanger 105.
  • the volume of the third flow path F3 is larger than the volume of the first flow path F1.
  • the ratio of the volume of the third flow path F3 to the volume of the first flow path F1 is equal to the ratio of the amount of refrigerant required in the first state to the amount of refrigerant required in the second state, which will be described later.
  • the ratio of the volume of the third flow path F3 to the volume of the first flow path F1 is, for example, 1.1 or more and 1.5 or less.
  • the volume of the first flow path F1 is equal to the internal volume of the pipe connecting the first inflow/outflow section 103A of the air heat exchanger 103 and the second inflow/outflow section 104A of the expansion device 104.
  • the volume of the third flow path F3 is equal to the internal volume of the pipe connecting the third inflow/outflow section 104B of the expansion device 104 and the fourth outflow/inflow section 105A of the plate heat exchanger 105.
  • the length and cross-sectional area of the first flow path F1 and the third flow path F3 are not particularly limited as long as the volume of the third flow path F3 is larger than the volume of the first flow path F1.
  • the length of the third flow path F3 is longer than the length of the first flow path F1, for example.
  • the average value of the passage cross-sectional area of the third passage F3 is, for example, larger than the average value of the passage cross-sectional area of the first passage F1.
  • the refrigerant that circulates through the refrigerant circuit 100 is not particularly limited.
  • the heat medium circuit 200 may have the same configuration as a general heat medium circuit.
  • the heat medium circuit 200 includes a pump and an air heat exchanger (indoor heat exchanger), which are not shown.
  • the heat medium exchanges heat in a liquid state in each of the plate heat exchanger 105 and the indoor heat exchanger.
  • the heat medium is, for example, brine (antifreeze), water, or a mixture of brine and water.
  • the refrigerant circulating in the refrigerant circuit 100 sequentially circulates through the compressor 101, the air heat exchanger 103, the expansion device 104, and the plate heat exchanger 105.
  • the high-pressure gaseous refrigerant discharged from the compressor 101 is condensed into high-pressure liquid-phase refrigerant by exchanging heat with outdoor air or the like in the air heat exchanger 103.
  • the high-pressure liquid refrigerant flowing out from the first inflow/outflow section 103A of the air heat exchanger 103 has a predetermined degree of subcooling.
  • the high-pressure liquid refrigerant flowing out from the first inflow/outflow section 103A of the air heat exchanger 103 flows into the second outflow/inflow section 104A of the expansion device 104, and is depressurized in the expansion device 104 to become a low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant. .
  • the low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant flowing out from the third inflow/outflow section 104B of the expansion device 104 flows into the fourth outflow/inflow section 105A of the plate heat exchanger 105, and circulates through the heat medium circuit 200 in the plate heat exchanger 105. It evaporates by exchanging heat with the heat medium, becoming a low-pressure gas phase refrigerant.
  • the low-pressure gas phase refrigerant flowing out from the plate heat exchanger 105 has a predetermined degree of superheat. The low-pressure gas phase refrigerant flowing out from the plate heat exchanger 105 is sucked into the compressor 101.
  • the refrigerant circulating in the refrigerant circuit 100 sequentially circulates through the compressor 101, plate heat exchanger 105, expansion device 104, and air heat exchanger 103.
  • the high-pressure gas-phase refrigerant discharged from the compressor 101 exchanges heat with the heat medium circulating in the heat-medium circuit 200 in the plate heat exchanger 105, and is condensed to become a high-pressure liquid-phase refrigerant.
  • the high-pressure liquid phase refrigerant flowing out from the plate heat exchanger 105 has a predetermined degree of subcooling.
  • the high-pressure liquid refrigerant flowing out from the fourth inflow/outflow section 105A of the plate heat exchanger 105 flows into the third outflow/inflow section 104B of the expansion device 104, and is depressurized in the expansion device 104 to become a low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant. .
  • the low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant flowing out from the second inflow/outflow section 104A of the expansion device 104 flows into the first outflow/inflow section 103A of the air heat exchanger 103, and exchanges heat with outdoor air etc. in the air heat exchanger 103. As a result, it evaporates and becomes a low-pressure gas phase refrigerant.
  • the low-pressure gas phase refrigerant flowing out from the air heat exchanger 103 has a predetermined degree of superheat.
  • the low-pressure gas phase refrigerant flowing out from the air heat exchanger 103 is sucked into the compressor 101.
  • the amount of refrigerant filled in the refrigerant circuit 100 is within an appropriate range in each of the first state and the second state. In other words, the amount of refrigerant filled in the refrigerant circuit 100 is set to be greater than or equal to the amount of refrigerant required in each of the first state and the second state so that a refrigerant shortage does not occur in each of the first state and the second state. There is.
  • the amount of refrigerant required in each of the first state and the second state is the amount of refrigerant required to achieve a predetermined degree of subcooling and superheating in each state.
  • the amount of refrigerant filled in the refrigerant circuit 100 is greater than or equal to the amount of refrigerant required in the first state.
  • the amount of refrigerant filled in the refrigerant circuit 100 is equivalent to the amount of refrigerant required in the first state.
  • the amount of refrigerant filled in the refrigerant circuit 100 is greater than the amount of refrigerant required in the second state.
  • the effects of the refrigeration cycle device 10 will be explained based on comparison with a comparative example.
  • the comparative example is a refrigeration cycle device that basically has the same configuration as the refrigeration cycle device 10, but the volume of the third flow path F3 is equal to or smaller than the volume of the first flow path F1.
  • the amount of refrigerant required in the first state is greater than the amount of refrigerant required in the second state. Therefore, in the comparative example, if the amount of refrigerant filled in the refrigerant circuit is greater than or equal to the amount of refrigerant required in the first state, surplus refrigerant is generated in the second state and the surplus refrigerant circulates through the refrigerant circuit.
  • the suction dryness of the compressor decreases, and the performance of the refrigeration cycle device and the reliability of the compressor decrease.
  • the amount of refrigerant filled in the refrigerant circuit is equal to the required amount of refrigerant in the second state, the amount of refrigerant becomes too small in the first state, and the performance of the refrigeration cycle device deteriorates.
  • the refrigeration cycle device 10 since the volume of the third flow path F3 is larger than the volume of the first flow path F1, when the refrigerant circuit is filled with the required amount of refrigerant in the first state, the problem occurs in the second state. Excess refrigerant may be absorbed into the third flow path F3. Therefore, in the refrigeration cycle device 10, compared to the comparative example, a decrease in the suction dryness of the compressor is suppressed, and a decrease in the performance of the refrigeration cycle device and a decrease in the reliability of the compressor are suppressed.
  • the refrigerant circuit 100 of the refrigeration cycle device 10 does not need to include an accumulator and a receiver. Even in this case, in the refrigeration cycle device 10, surplus refrigerant generated in the second state can be absorbed into the third flow path F3, so compared to the comparative example, a decrease in suction dryness of the compressor is suppressed, Deterioration in the performance of the refrigeration cycle device and reliability of the compressor is suppressed.
  • the refrigeration cycle device 11 according to the second embodiment has basically the same configuration as the refrigeration cycle device 10 according to the first embodiment and has the same effects, but the refrigerant circuit 100 It differs from the refrigeration cycle device 10 in that it further includes an internal heat exchanger 106. Below, the differences between the refrigeration cycle device 11 and the refrigeration cycle device 10 will be mainly explained.
  • the internal heat exchanger 106 includes a first conduit P1 forming a part of the first flow path F1 and a first conduit P1 forming a part of the second flow path F2.
  • Two pipes P2 and a third pipe P3 forming a part of the third flow path F3 are formed.
  • the internal heat exchanger 106 includes a first tube 1, a second tube 2, and a third tube 3.
  • the second tube 2 is arranged to surround the first tube 1.
  • the first tube 1 is passed inside the second tube 2.
  • the third tube 3 is arranged to surround the second tube 2.
  • the second tube 2 is passed inside the third tube 3.
  • the first pipe line P1 is formed inside the first pipe 1.
  • the second pipe P2 is formed between the first pipe 1 and the second pipe 2.
  • the third pipe P3 is formed between the second pipe 2 and the third pipe 3.
  • the refrigerant flowing through the second pipe P2 exchanges heat with the refrigerant flowing through the first pipe P1 via the first pipe 1, and also exchanges heat with the refrigerant flowing through the third pipe P3 via the second pipe 2.
  • the heat transfer area between the second pipe line P2 and the third pipe line P3 is larger than the heat transfer area between the first pipe line P1 and the second pipe line P2.
  • the internal heat exchanger 106 is, for example, a triple tube heat exchanger.
  • each of the first pipe 1, second pipe 2, and third pipe 3 is arranged concentrically, for example. It is located.
  • Each of the first tube 1, second tube 2, and third tube 3 is, for example, a circular tube.
  • tube 3 does not need to be arrange
  • Each of the first tube 1, second tube 2, and third tube 3 is not limited to a circular tube, and may be a flat tube, for example.
  • the material constituting each of the first tube 1 and the second tube 2 may be any material having relatively high thermal conductivity, and includes, for example, aluminum (Al) or copper (Cu).
  • the material constituting the third tube 3 may be any material, but for example, it is a material having a lower thermal conductivity than the materials constituting each of the first tube 1 and the second tube 2.
  • the volume of the third flow path F3 is, for example, larger than the volume of the first flow path F1.
  • the volume of the first flow path F1 is the inner volume of the pipe connecting between the first inflow/outflow section 103A of the air heat exchanger 103 and the first pipe line P1 of the internal heat exchanger 106, and the internal volume of the first pipe line P1. It is equal to the sum of the internal volume and the internal volume of the pipe connecting between the first pipe line P1 and the second inflow/outflow section 104A of the expansion device 104.
  • the volume of the third flow path F3 is the internal volume of the pipe connecting between the third inflow/outflow section 104B of the expansion device 104 and the third pipe P3 of the internal heat exchanger 106, and the internal volume of the third pipe P3. is equal to the sum of the internal volume of the pipe connecting between the third pipe line P3 and the fourth inflow/outflow section 105A of the plate heat exchanger 105.
  • the volume of the third conduit P3 is, for example, larger than the volume of the first conduit P1.
  • the flow passage cross-sectional area of the third pipe line P3 is larger than the flow passage cross-sectional area of the first pipe line P1.
  • the volume of the third pipe P3 is, for example, larger than the volume of the second pipe P2.
  • the flow passage cross-sectional area of the third pipe line P3 is, for example, larger than the flow passage cross-sectional area of the second pipe line P2.
  • the refrigerant flowing through the second pipe P2 of the internal heat exchanger 106 exchanges heat with the refrigerant flowing through the first pipe P1 in the first state, and flows through the third pipe P3 in the second state. Exchanges heat with refrigerant.
  • the heat transfer area between the second pipe line P2 and the third pipe line P3 is larger than the heat transfer area between the first pipe line P1 and the second pipe line P2.
  • the amount of heat exchanged by the internal heat exchanger 106 in this state is greater than the amount of heat exchanged by the internal heat exchanger 106 in the first state.
  • FIG. 4 is a ph diagram when the refrigeration cycle device 11 is in the first state in which the amount of refrigerant filled in the refrigerant circuit 100 is within an appropriate range.
  • FIG. 5 is a ph diagram when the refrigeration cycle device 11 is in the second state in which the amount of refrigerant filled in the refrigerant circuit 100 is within an appropriate range.
  • the horizontal axes in FIGS. 4 and 5 indicate specific enthalpy h (unit: kJ/kg) (hereinafter simply referred to as "enthalpy”), and the vertical axes in FIGS. 4 and 5 indicate pressure p (unit: MPaA). show.
  • a cycle S1 connecting A1, B1, C1, and D1 shown in FIG. 4 shows a change in the state of the refrigerant circulating in the refrigerant circuit 100 in the first state.
  • a cycle S2 connecting A2, B2, C2, and D2 shown in FIG. 5 shows a change in the state of the refrigerant circulating in the refrigerant circuit 100 in the second state.
  • point A1 ⁇ point B1 indicates compression of refrigerant in compressor 101 (isentropic change)
  • point B1 ⁇ point C1 indicates condensation of refrigerant in each of air heat exchanger 103 and internal heat exchanger 106.
  • points C1 ⁇ D1 indicate the reduced pressure in the expansion device 104
  • points D1 ⁇ point A1 indicate the evaporation of the refrigerant in each of the plate heat exchanger 105 and the internal heat exchanger 106.
  • point A2 ⁇ point B2 indicates compression of refrigerant in compressor 101 (isentropic change)
  • point B2 ⁇ point C2 indicates condensation of refrigerant in each of plate heat exchanger 105 and internal heat exchanger 106
  • point C2 ⁇ D2 indicates pressure reduction in expansion device 104
  • point D2 ⁇ point A2 indicates evaporation of refrigerant in each of air heat exchanger 103 and internal heat exchanger 106.
  • the refrigeration cycle device 11 has the same effects as the refrigeration cycle device 10, and also has the following effects because the refrigerant circuit 100 includes the internal heat exchanger 106.
  • the amount of refrigerant required in the first state is greater than the amount of refrigerant required in the second state. Therefore, in the second state of the refrigeration cycle device 10, compared to the first state of the refrigeration cycle device 10, the dryness of the refrigerant flowing through the outlet of the plate heat exchanger 105 acting as an evaporator and the dryness of the air heat exchanger 103 are higher. The degree of dryness of the refrigerant flowing through the outlet portion decreases, and the degree of superheating (hereinafter referred to as suction SH (suction superheat)) of the refrigerant sucked into the compressor 101 decreases.
  • suction SH suction superheat
  • Suction SH is the saturated gas temperature (hereinafter referred to as "suction pressure") corresponding to the temperature of the refrigerant sucked into the compressor (hereinafter referred to as “suction temperature”) and the pressure of the refrigerant sucked into the compressor (hereinafter referred to as “suction pressure”). (hereinafter referred to as “saturation temperature”).
  • the heat transfer area between the second pipe line P2 and the third pipe line P3 is the same as that between the first pipe line P1 and the second pipe line P2. Since the heat transfer area is larger than that of the refrigerant flowing in the second pipe P2 and the refrigerant flowing in the third pipe P3, the amount of heat exchange between the refrigerant flowing in the first pipe P1 and the refrigerant flowing in the second pipe P2 is The amount of heat exchanged with That is, the amount of heat exchanged by the internal heat exchanger 106 in the second state is greater than the amount of heat exchanged by the internal heat exchanger 106 in the first state.
  • the refrigeration cycle device 11 when comparing the refrigeration cycle device 11 and the refrigeration cycle device 10 in which the refrigerant circuit 100 is filled with the required amount of refrigerant in the first state, the refrigeration cycle device 11 has a higher amount of refrigerant in the second state than the refrigeration cycle device 10.
  • the degree of dryness of the refrigerant flowing through the outlet of the plate heat exchanger 105 increases, and the suction SH in the second state increases (see FIG. 5).
  • a decrease in reliability of the compressor 101 can be suppressed, and a decrease in performance can be suppressed.
  • the dryness of the refrigerant flowing through the outlet of the air heat exchanger 103 does not become too large, and the suction SH does not become too large.
  • the refrigeration cycle device 11 according to the second embodiment can be modified in the same way as the refrigeration cycle device 10 according to the first embodiment.
  • the volume of the third flow path F3 may be equal to or smaller than the volume of the first flow path F1. Also in such a refrigeration cycle device 11, the volume of the third flow path F3 is equal to or smaller than the volume of the first flow path F1, and compared to a refrigeration cycle device in which the refrigerant circuit does not include the internal heat exchanger 106. , since the intake SH becomes large in the second state, deterioration in performance can be suppressed.
  • the refrigeration cycle device 12 according to the third embodiment has basically the same configuration as the refrigeration cycle device 10 according to the first embodiment and has the same effects, but the refrigerant circuit 100 It differs from the refrigeration cycle device 10 in that it further includes an internal heat exchanger 107. Furthermore, the refrigeration cycle apparatus 12 differs from the refrigeration cycle apparatus 11 in that the refrigerant circuit includes an internal heat exchanger 107 instead of the internal heat exchanger 106. Below, the differences between internal heat exchanger 107 and internal heat exchanger 106 will be mainly explained.
  • the internal heat exchanger 107 includes a fourth pipe P4 that forms part of the first flow path F1 and a part of the second flow path F2.
  • a fifth conduit P5 forming a part of the third flow path F3 and a sixth conduit P6 forming a part of the third flow path F3 are formed.
  • the second tube 2 is arranged so as to surround the third tube 3, and the first tube 1 is arranged so as to surround the second tube 2.
  • the sixth pipe P6 is formed inside the third pipe 3.
  • the fifth pipe P5 is formed between the third pipe 3 and the second pipe 2.
  • the fourth pipe P4 is formed between the first pipe 1 and the second pipe 2.
  • the refrigerant flowing through the fifth pipe P5 exchanges heat with the refrigerant flowing through the fourth pipe P4 via the second pipe 2, and also exchanges heat with the refrigerant flowing through the sixth pipe P6 via the third pipe 3. .
  • the heat transfer area between the fourth pipe line P4 and the fifth pipe line P5 is larger than the heat transfer area between the fifth pipe line P5 and the sixth pipe line P6.
  • the volume of the third flow path F3 is larger than the volume of the first flow path F1.
  • the volume of the first flow path F1 is determined by the internal volume of the pipe connecting between the first inflow/outflow section 103A of the air heat exchanger 103 and the fourth pipe P4 of the internal heat exchanger 107, and the internal volume of the fourth pipe P4. It is equal to the sum of the internal volume and the internal volume of the pipe connecting between the fourth pipe line P4 and the second inflow/outflow section 104A of the expansion device 104.
  • the volume of the third flow path F3 is the internal volume of the pipe connecting between the third inflow/outflow part 104B of the expansion device 104 and the sixth pipe P6 of the internal heat exchanger 106, and the internal volume of the sixth pipe P6. is equal to the sum of the internal volume of the pipe connecting the sixth pipe line P6 and the fourth inflow/outflow section 105A of the plate heat exchanger 105.
  • the volume of the sixth pipe P6 is larger than the volume of the fourth pipe P4.
  • the flow passage cross-sectional area of the sixth pipe line P6 is larger than the flow passage cross-sectional area of the fourth pipe line P4.
  • the flow passage cross-sectional area of the fifth pipe line P5 is, for example, larger than the flow passage cross-sectional area of the fourth pipe line P4.
  • the refrigerant flowing through the fifth pipe P5 of the internal heat exchanger 107 exchanges heat with the refrigerant flowing through the fourth pipe P4 in the first state, and flows through the sixth pipe P6 in the second state. Exchanges heat with refrigerant.
  • the heat transfer area between the fourth pipe line P4 and the fifth pipe line P5 is larger than the heat transfer area between the fifth pipe line P5 and the sixth pipe line P6.
  • the amount of heat exchanged by the internal heat exchanger 107 in the state is greater than the amount of heat exchanged by the internal heat exchanger 107 in the second state.
  • the refrigeration cycle device 12 has the same effects as the refrigeration cycle device 10, and also has the following effects because the refrigerant circuit 100 includes the internal heat exchanger 107.
  • the volume of the first flow path F1 is larger than the volume of the third flow path F3, and the third pipe 3 is larger than the volume of the third pipe F3. Since the fifth pipe P5 of the internal heat exchanger 107 is disposed inside the first and second pipes 2, the cross-sectional area of the fifth pipe P5 of the internal heat exchanger 107 is equal to the cross-sectional area of the fourth pipe P4 of the internal heat exchanger 106.
  • the speed of the low-pressure gaseous refrigerant flowing through the fifth pipe P5 of the internal heat exchanger 107 becomes slower than the speed of the low-pressure gaseous refrigerant flowing through the second pipe P2 of the internal heat exchanger 106.
  • the pressure loss of the low-pressure gas phase refrigerant flowing through the pipe P5 can be reduced.
  • the problem of increased power consumption when the pressure loss of the low-pressure gas-phase refrigerant is relatively large does not easily occur.
  • the volume of the third flow path F3 may be equal to or smaller than the volume of the first flow path F1. Also in such a refrigeration cycle device 12, compared to a refrigeration cycle device in which the volume of the third flow path F3 is equal to or smaller than the volume of the first flow path F1 and the refrigerant circuit includes the internal heat exchanger 106, Since the pressure loss of the low-pressure gas-phase refrigerant flowing through the fifth pipe P5 can be reduced, the problem of increased power consumption when the pressure loss of the low-pressure gas-phase refrigerant is relatively large is unlikely to occur.

Abstract

冷凍サイクル装置（１０）は、圧縮機（１０１）、流路切り替え装置（１０２）、空気熱交換器（１０３）、膨張装置（１０４）、及びプレート熱交換器（１０５）を含み、冷媒が循環する冷媒回路（１００）を備える。流路切り替え装置（１０２）は、空気熱交換器（１０３）が凝縮器として作用しプレート熱交換器（１０５）が蒸発器として作用する第１状態と、プレート熱交換器（１０５）が凝縮器として作用し空気熱交換器（１０３）が蒸発器として作用する第２状態とを切り替える。冷媒回路（１００）は、膨張装置（１０４）と空気熱交換器（１０３）とを接続する第１流路（Ｆ１）と、流路切り替え装置（１０２）と圧縮機（１０１）の吸入口とを接続する第２流路（Ｆ２）と、プレート熱交換器（１０５）と膨張装置（１０４）との間を接続する第３流路（Ｆ３）とを含む。第３流路（Ｆ３）の容積が、第１流路（Ｆ１）の容積よりも大きい。

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。
　特開２０１０－２５５９８１号公報（特許文献１）には、空気熱交換器及びプレート熱交換器を備え、空気熱交換器が凝縮器として作用しプレート熱交換器が蒸発器として作用する状態と、プレート熱交換器が凝縮器として作用し空気熱交換器が蒸発器として作用する状態とが切り替えられる冷凍サイクル装置が記載されている。
特開２０１０－２５５９８１号公報
　上記冷凍サイクル装置では、空気熱交換器が凝縮器として作用しプレート熱交換器が蒸発器として作用する状態において必要とされる冷媒量（以下、単に必要冷媒量と記載する）が、プレート熱交換器が凝縮器として作用し空気熱交換器が蒸発器として作用する状態において必要冷媒量よりも多くなる。必要冷媒量は、予め定められた過冷却度及び過熱度を実現するために必要な冷媒量である。
　そのため、仮に冷媒回路に充填される冷媒量がプレート熱交換器が凝縮器として作用し空気熱交換器が蒸発器として作用する状態における必要冷媒量と等しい場合、空気熱交換器が凝縮器として作用しプレート熱交換器が蒸発器として作用する状態においては冷媒量が過少となり冷凍サイクル装置の性能が低下する場合がある。
　他方、仮に冷媒回路に充填される冷媒量が空気熱交換器が凝縮器として作用しプレート熱交換器が蒸発器として作用する状態における必要冷媒量と等しい場合、プレート熱交換器が凝縮器として作用し空気熱交換器が蒸発器として作用する状態においては冷媒量が過多となり冷凍サイクル装置の性能が低下する場合がある。
　本開示の主たる目的は、性能の低下が抑制されている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、流路切り替え装置、空気熱交換器、膨張装置、及びプレート熱交換器を含み、冷媒が循環する冷媒回路を備える。流路切り替え装置は、空気熱交換器が凝縮器として作用しプレート熱交換器が蒸発器として作用する第１状態と、プレート熱交換器が凝縮器として作用し空気熱交換器が蒸発器として作用する第２状態とを切り替える。冷媒回路は、膨張装置と空気熱交換器とを接続する第１流路と、流路切り替え装置と圧縮機の吸入口とを接続する第２流路と、プレート熱交換器と膨張装置との間を接続する第３流路とを含む。第３流路の容積が、第１流路の容積よりも大きい。
　本開示によれば、性能の低下が抑制されている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説明するための図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置を説明するための図である。 図２に示される内部熱交換器を説明するための断面図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置が第１状態にあるときいのモリエル線図（ｐ－ｈ線図（ｐｒｅｓｓｕｒｅ－ｅｎｔｈａｌｐｙ　ｃｈａｒｔ））である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置が第２状態にあるときいのモリエル線図（ｐ－ｈ線図）である。 実施の形態３に係る冷凍サイクル装置を説明するための図である。 実施の形態３に係る冷凍サイクル装置の内部熱交換器を説明するための断面図である。
　以下、図面を参照して、本開示の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１０は、冷媒が循環する冷媒回路と、冷媒回路を流れる冷媒とは異なる熱媒体が循環する熱媒体回路２００とを備える。
　冷媒回路１００は、圧縮機１０１、流路切り替え装置１０２、空気熱交換器１０３、膨張装置１０４、及びプレート熱交換器１０５を含む。空気熱交換器１０３は、例えば熱源側熱交換器である。プレート熱交換器１０５は、例えば利用側熱交換器である。
　流路切り替え装置１０２は、空気熱交換器１０３が凝縮器として作用しプレート熱交換器１０５が蒸発器として作用する冷房運転（第１状態）と、プレート熱交換器１０５が凝縮器として作用し空気熱交換器１０３が蒸発器として作用する暖房運転（第２状態）とを切り替える。流路切り替え装置１０２は、例えば四方弁である。なお、流路切り替え装置１０２は、複数の電磁弁及び複数の逆止弁の組み合わせであってもよい。
　空気熱交換器１０３では、冷媒回路を流れる冷媒が空気と熱交換する。空気熱交換器１０３は、冷媒が流入または流出する第１流出入部１０３Ａを含む。第１流出入部１０３Ａは、例えば第１状態において冷媒が空気熱交換器１０３の内部から外部へ流出し、第２状態において冷媒が空気熱交換器１０３の外部から内部に流入する部分である。
　膨張装置１０４は、冷媒を減圧して膨張させる。膨張装置１０４は、例えば電子膨張弁又はキャピラリーチューブである。膨張装置１０４は、冷媒が流入または流出する第２流出入部１０４Ａ及び第３流出入部１０４Ｂを含む。第２流出入部１０４Ａは、例えば第１状態において冷媒が膨張装置１０４の外部から内部に流入し、第２状態において冷媒が膨張装置１０４の内部から外部に流出する部分である。第３流出入部１０４Ｂは、例えば第１状態において冷媒が膨張装置１０４の内部から外部に流出し、第２状態において冷媒が膨張装置１０４の外部から内部に流入する部分である。
　プレート熱交換器１０５では、冷媒回路１００を流れる冷媒が熱媒体回路を流れる熱媒体と熱交換する。プレート熱交換器１０５は、第１状態において冷媒がプレート熱交換器１０５の外部から内部へ流入し、第２状態において冷媒がプレート熱交換器１０５の内部から外部に流入する第４流出入部１０５Ａを含む。プレート熱交換器１０５における冷媒流路の容積は、空気熱交換器１０３における冷媒流路の容積よりも小さい。
　冷媒回路１００は、第１流路Ｆ１、第２流路Ｆ２、及び第３流路Ｆ３を含む。第１流路Ｆ１は、空気熱交換器１０３の第１流出入部１０３Ａと膨張装置１０４の第２流出入部１０４Ａとの間を接続する。第２流路Ｆ２は、流路切り替え装置１０２と圧縮機１０１の吸入口とを接続する。第３流路Ｆ３は、膨張装置１０４の第３流出入部１０４Ｂとプレート熱交換器１０５の第４流出入部１０５Ａとの間を接続する。
　第３流路Ｆ３の容積は、第１流路Ｆ１の容積よりも大きい。好ましくは、第１流路Ｆ１の容積に対する第３流路Ｆ３の容積の比率は、後述する第２状態における必要冷媒量に対する第１状態における必要冷媒量の比率と等しい。第１流路Ｆ１の容積に対する第３流路Ｆ３の容積の比率は、例えば１．１以上１．５以下である。
　第１流路Ｆ１の容積は、空気熱交換器１０３の第１流出入部１０３Ａと膨張装置１０４の第２流出入部１０４Ａとの間を接続する配管の内容積に等しい。第３流路Ｆ３の容積は、膨張装置１０４の第３流出入部１０４Ｂとプレート熱交換器１０５の第４流出入部１０５Ａとの間を接続する配管の内容積に等しい。第１流路Ｆ１及び第３流路Ｆ３の長さ及び流路断面積は、第３流路Ｆ３の容積が第１流路Ｆ１の容積よりも大きくなる限りにおいて、特に制限されない。第３流路Ｆ３の長さは、例えば第１流路Ｆ１の長さよりも長い。第３流路Ｆ３の流路断面積の平均値は、例えば第１流路Ｆ１の流路断面積の平均値よりも大きい。
　冷媒回路１００を循環する冷媒は、特に制限されない。
　熱媒体回路２００は、一般的な熱媒体回路と同様の構成を備えていればよい。例えば、熱媒体回路２００は、図示しないポンプ及び空気熱交換器（室内熱交換器）を含む。熱媒体は、プレート熱交換器１０５および室内熱交換器の各々において液体のまま熱交換を行う。熱媒体は、例えば、ブライン（不凍液）、水、ブラインと水との混合液である。
　冷凍サイクル装置１０が第１状態にあるとき、冷媒回路１００を循環する冷媒は、圧縮機１０１、空気熱交換器１０３、膨張装置１０４、及びプレート熱交換器１０５を順に循環する。圧縮機１０１から吐出された高圧の気相冷媒は空気熱交換器１０３にて室外空気等と熱交換することにより凝縮して高圧の液相冷媒となる。空気熱交換器１０３の第１流出入部１０３Ａから流出した高圧の液冷媒は、予め定められた過冷却度を有している。空気熱交換器１０３の第１流出入部１０３Ａから流出した高圧の液冷媒は、膨張装置１０４の第２流出入部１０４Ａに流入し、膨張装置１０４にて減圧されて低圧の気液二相冷媒となる。膨張装置１０４の第３流出入部１０４Ｂから流出した低圧の気液二相冷媒は、プレート熱交換器１０５の第４流出入部１０５Ａに流入し、プレート熱交換器１０５にて熱媒体回路２００を循環する熱媒体と熱交換することにより蒸発し、低圧の気相冷媒となる。プレート熱交換器１０５から流出した低圧の気相冷媒は、予め定められた過熱度を有している。プレート熱交換器１０５から流出した低圧の気相冷媒は、圧縮機１０１に吸入される。
　冷凍サイクル装置１０が第２状態にあるとき、冷媒回路１００を循環する冷媒は、圧縮機１０１、プレート熱交換器１０５、膨張装置１０４、及び空気熱交換器１０３を順に循環する。圧縮機１０１から吐出された高圧の気相冷媒はプレート熱交換器１０５にて熱媒体回路２００を循環する熱媒体と熱交換することにより凝縮して高圧の液相冷媒となる。プレート熱交換器１０５から流出した高圧の液相冷媒は、予め定められた過冷却度を有している。プレート熱交換器１０５の第４流出入部１０５Ａから流出した高圧の液冷媒は、膨張装置１０４の第３流出入部１０４Ｂに流入し、膨張装置１０４にて減圧されて低圧の気液二相冷媒となる。膨張装置１０４の第２流出入部１０４Ａから流出した低圧の気液二相冷媒は、空気熱交換器１０３の第１流出入部１０３Ａに流入し、空気熱交換器１０３にて室外空気等と熱交換することにより蒸発し、低圧の気相冷媒となる。空気熱交換器１０３から流出した低圧の気相冷媒は、予め定められた過熱度を有している。空気熱交換器１０３から流出した低圧の気相冷媒は、圧縮機１０１に吸入される。
　冷媒回路１００に充填されている冷媒量は、第１状態及び第２状態の各々において適正な範囲内にある。言い換えると、冷媒回路１００に充填されている冷媒量は、第１状態及び第２状態の各々において冷媒不足が生じないように、第１状態及び第２状態の各々における必要冷媒量以上とされている。第１状態及び第２状態の各々における必要冷媒量は、各状態において予め定められた過冷却度及び過熱度を実現するために必要な冷媒量である。冷媒回路１００に充填されている冷媒量は、第１状態における必要冷媒量以上である。好ましくは、冷媒回路１００に充填されている冷媒量は、第１状態における必要冷媒量と同等である。冷媒回路１００に充填されている冷媒量は、第２状態における必要冷媒量よりも多い。
　＜冷凍サイクル装置の効果＞
　冷凍サイクル装置１０の効果を、比較例との対比に基づいて説明する。比較例は、冷凍サイクル装置１０と基本的に同様の構成を備えるが第３流路Ｆ３の容積が第１流路Ｆ１の容積と同等又はそれよりも小さい冷凍サイクル装置とする。当該比較例では、上述のように、第１状態の必要冷媒量が第２状態の必要冷媒量よりも多くなる。そのため、比較例では、冷媒回路に充填されている冷媒量が第１状態の必要冷媒量以上である場合には、第２状態において余剰冷媒が発生し、当該余剰冷媒が冷媒回路を循環することにより、圧縮機の吸入乾き度が低下し、冷凍サイクル装置の性能及び圧縮機の信頼性が低下する。他方、比較例では、冷媒回路に充填されている冷媒量が第２状態の必要冷媒量と等しい場合には、第１状態において冷媒量が過少となり、冷凍サイクル装置の性能が低下する。
　これに対し、冷凍サイクル装置１０では、第３流路Ｆ３の容積が第１流路Ｆ１の容積よりも大きいため、冷媒回路に第１状態における必要冷媒量を充填した場合に第２状態において生じる余剰冷媒が第３流路Ｆ３内に吸収され得る。そのため、冷凍サイクル装置１０では、比較例と比べて、圧縮機の吸入乾き度の低下が抑制され、冷凍サイクル装置の性能の低下及び圧縮機の信頼性の低下が抑制される。
　冷凍サイクル装置１０の冷媒回路１００は、アキュームレータ及びレシーバを含んでいなくてもよい。このようにしても、冷凍サイクル装置１０では、第２状態において生じる余剰冷媒が第３流路Ｆ３内に吸収され得るため、比較例と比べて、圧縮機の吸入乾き度の低下が抑制され、冷凍サイクル装置の性能の低下及び圧縮機の信頼性の低下が抑制される。
　実施の形態２．
　図２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１１は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１０と基本的に同様の構成を備え同様の効果を奏するが、冷媒回路１００が内部熱交換器１０６をさらに含んでいる点で、冷凍サイクル装置１０とは異なる。以下では、冷凍サイクル装置１１が冷凍サイクル装置１０とは異なる点を主に説明する。
　図２に示されるように、内部熱交換器１０６には、第１流路Ｆ１の一部を成している第１管路Ｐ１と、第２流路Ｆ２の一部を成している第２管路Ｐ２と、第３流路Ｆ３の一部を成している第３管路Ｐ３とが形成されている。
　図３に示されるように、内部熱交換器１０６は、第１管１、第２管２、及び第３管３を含む。第２管２は、第１管１を囲むように配置されている。第１管１は、第２管２の内側に通されている。第３管３は、第２管２を囲むように配置されている。第２管２は、第３管３の内側に通されている。
　第１管路Ｐ１は、第１管１の内部に形成される。第２管路Ｐ２は、第１管１と第２管２との間に形成される。第３管路Ｐ３は、第２管２と第３管３との間に形成される。第２管路Ｐ２を流れる冷媒は、第１管路Ｐ１を流れる冷媒と第１管１を介して熱交換するとともに、第３管路Ｐ３を流れる冷媒と第２管２を介して熱交換する。第２管路Ｐ２と第３管路Ｐ３との間の伝熱面積は、第１管路Ｐ１と第２管路Ｐ２との間の伝熱面積よりも大きい。内部熱交換器１０６は、例えば３重管式熱交換器である。
　第１管１、第２管２、及び第３管３の各々の延在方向に直交する断面において、第１管１、第２管２、及び第３管３の各々は、例えば同心状に配置されている。第１管１、第２管２、及び第３管３の各々は、例えば円管である。なお、上記断面において、第１管１、第２管２、及び第３管３の各々は、同心状に配置されていなくてもよい。第１管１、第２管２、及び第３管３の各々は、円管に制限されるものではなく、例えば扁平管であってもよい。
　第１管１及び第２管２の各々を構成する材料は、熱伝導率が比較的高い任意の材料であればよいが、例えばアルミニウム（Ａｌ）又は銅（Ｃｕ）を含む。第３管３を構成する材料は、任意の材料であればよいが、例えば第１管１及び第２管２の各々を構成する材料よりも熱伝導率が低い材料である。
　第３流路Ｆ３の容積は、例えば第１流路Ｆ１の容積よりも大きい。第１流路Ｆ１の容積は、空気熱交換器１０３の第１流出入部１０３Ａと内部熱交換器１０６の第１管路Ｐ１との間を接続する配管の内容積と、第１管路Ｐ１の内容積と、第１管路Ｐ１と膨張装置１０４の第２流出入部１０４Ａとの間を接続する配管の内容積との和に等しい。第３流路Ｆ３の容積は、膨張装置１０４の第３流出入部１０４Ｂと内部熱交換器１０６の第３管路Ｐ３との間を接続する配管の内容積と、第３管路Ｐ３の内容積と、第３管路Ｐ３とプレート熱交換器１０５の第４流出入部１０５Ａとの間を接続する配管の内容積との和に等しい。
　第３管路Ｐ３の容積は、例えば第１管路Ｐ１の容積よりも大きい。第３管路Ｐ３の流路断面積は、第１管路Ｐ１の流路断面積よりも大きい。第３管路Ｐ３の容積は、例えば第２管路Ｐ２の容積よりも大きい。第３管路Ｐ３の流路断面積は、例えば第２管路Ｐ２の流路断面積よりも大きい。
　冷凍サイクル装置１１において、内部熱交換器１０６の第２管路Ｐ２を流れる冷媒は、第１状態において第１管路Ｐ１を流れる冷媒と熱交換し、第２状態において第３管路Ｐ３を流れる冷媒と熱交換する。上述のように、第２管路Ｐ２と第３管路Ｐ３との間の伝熱面積は、第１管路Ｐ１と第２管路Ｐ２との間の伝熱面積よりも大きいため、第２状態における内部熱交換器１０６での熱交換量は第１状態における内部熱交換器１０６での熱交換量よりも多くなる。
　図４は、冷媒回路１００に充填されている冷媒量が適正な範囲内である冷凍サイクル装置１１が、第１状態にあるときのｐｈ線図である。図５は、冷媒回路１００に充填されている冷媒量が適正な範囲内である冷凍サイクル装置１１が、第２状態にあるときのｐｈ線図である。図４及び図５の横軸は比エンタルピｈ（単位：ｋＪ／ｋｇ）（以下、単に「エンタルピ」と記載する）を示し、図４及び図５の縦軸は圧力ｐ（単位：ＭＰａＡ）を示す。
　図４に示されるＡ１、Ｂ１、Ｃ１、及びＤ１を結ぶサイクルＳ１は、第１状態において冷媒回路１００を循環する冷媒の状態の変化を示す。図５に示されるＡ２、Ｂ２、Ｃ２、及びＤ２を結ぶサイクルＳ２は、第２状態において冷媒回路１００を循環する冷媒の状態の変化を示す。
　サイクルＳ１において、点Ａ１→点Ｂ１は、圧縮機１０１における冷媒の圧縮を示し（等エントロピ変化）、点Ｂ１→点Ｃ１は、空気熱交換器１０３及び内部熱交換器１０６の各々における冷媒の凝縮を示し、点Ｃ１→Ｄ１は、膨張装置１０４における減圧を示し、点Ｄ１→点Ａ１は、プレート熱交換器１０５及び内部熱交換器１０６の各々における冷媒の蒸発を示す。
　サイクルＳ２において、点Ａ２→点Ｂ２は、圧縮機１０１における冷媒の圧縮を示し（等エントロピ変化）、点Ｂ２→点Ｃ２は、プレート熱交換器１０５及び内部熱交換器１０６の各々における冷媒の凝縮を示し、点Ｃ２→Ｄ２は、膨張装置１０４における減圧を示し、点Ｄ２→点Ａ２は、空気熱交換器１０３及び内部熱交換器１０６の各々における冷媒の蒸発を示す。
　＜冷凍サイクル装置の効果＞
　冷凍サイクル装置１１は、冷凍サイクル装置１０と同様の効果を奏するとともに、冷媒回路１００が内部熱交換器１０６を含むことにより以下の効果を奏する。
　冷凍サイクル装置１１においても、冷凍サイクル装置１０と同様に、第１状態の必要冷媒量が第２状態の必要冷媒量よりも多くなる。そのため、冷凍サイクル装置１０の第２状態では、冷凍サイクル装置１０の第１状態と比べて、蒸発器として作用するプレート熱交換器１０５の出口部を流れる冷媒の乾き度及び空気熱交換器１０３の出口部を流れる冷媒の乾き度が小さくなり、圧縮機１０１に吸入される冷媒の過熱度（以下、吸入ＳＨ（吸入スーパーヒート）と記載する）が小さくなる。吸入ＳＨは、圧縮機が吸入する冷媒の温度（以下、「吸入温度」と記載する）と圧縮機が吸入する冷媒の圧力（以下、「吸入圧力」と記載する）に対応する飽和ガス温度（以下、「飽和温度」と記載する）との温度差である。その結果、冷媒回路１００に第１状態における必要冷媒量を充填した場合には、冷媒回路１００に第２状態における必要冷媒量を充填した場合と比べて吸入ＳＨが小さく、圧縮機１０１が液冷媒を吸入して圧縮機１０１の信頼性が低下するおそれがある。
　これに対し、冷凍サイクル装置１１の内部熱交換器１０６では、第２管路Ｐ２と第３管路Ｐ３との間の伝熱面積は、第１管路Ｐ１と第２管路Ｐ２との間の伝熱面積よりも大きいため、第２管路Ｐ２を流れる冷媒と第３管路Ｐ３を流れる冷媒との熱交換量が、第１管路Ｐ１を流れる冷媒と第２管路Ｐ２を流れる冷媒との熱交換量よりも多くなる。つまり、第２状態における内部熱交換器１０６での熱交換量は、第１状態における内部熱交換器１０６での熱交換量よりも多くなる。
　そのため、冷媒回路１００に第１状態における必要冷媒量が充填された冷凍サイクル装置１１及び冷凍サイクル装置１０を比較したときに、冷凍サイクル装置１１では、冷凍サイクル装置１０と比べて、第２状態においてプレート熱交換器１０５の出口部を流れる冷媒の乾き度が大きくなり、第２状態での吸入ＳＨが大きくなる（図５参照）。その結果、冷凍サイクル装置１１では、圧縮機１０１の信頼性の低下が抑制され、性能の低下が抑制され得る。他方、冷凍サイクル装置１１では、第１状態において空気熱交換器１０３の出口部を流れる冷媒の乾き度が大きくなり過ぎず、吸入ＳＨが大きくなり過ぎない。
　実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１１は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１０と同様に変形され得る。
　なお、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１１において、第３流路Ｆ３の容積は第１流路Ｆ１の容積と同等あるいはそれよりも小さくてもよい。このような冷凍サイクル装置１１においても、第３流路Ｆ３の容積が第１流路Ｆ１の容積と同等あるいはそれよりも小さくかつ冷媒回路が内部熱交換器１０６を含まない冷凍サイクル装置と比べて、第２状態での吸入ＳＨが大きくなるため、性能の低下が抑制され得る。
　実施の形態３．
　図６に示されるように、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置１２は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１０と基本的に同様の構成を備え同様の効果を奏するが、冷媒回路１００が内部熱交換器１０７をさらに含んでいる点で、冷凍サイクル装置１０とは異なる。さらに、冷凍サイクル装置１２は、冷媒回路が内部熱交換器１０６に代えて内部熱交換器１０７を含む点で、冷凍サイクル装置１１とは異なる。以下では、内部熱交換器１０７が内部熱交換器１０６とは異なる点を主に説明する。
　図６及び図７に示されるように、内部熱交換器１０７には、第１流路Ｆ１の一部を成している第４管路Ｐ４と、第２流路Ｆ２の一部を成している第５管路Ｐ５と、第３流路Ｆ３の一部を成している第６管路Ｐ６とが形成されている。
　内部熱交換器１０７は、第２管２が第３管３を囲むように配置されており、かつ第１管１が第２管２を囲むように配置されている。第６管路Ｐ６は、第３管３の内部に形成される。第５管路Ｐ５は、第３管３と第２管２との間に形成される。第４管路Ｐ４は、第１管１と第２管２との間に形成される。
　第５管路Ｐ５を流れる冷媒は、第４管路Ｐ４を流れる冷媒と第２管２を介して熱交換するとともに、第６管路Ｐ６を流れる冷媒と第３管３を介して熱交換する。第４管路Ｐ４と第５管路Ｐ５との間の伝熱面積は、第５管路Ｐ５と第６管路Ｐ６との間の伝熱面積よりも大きい。
　第３流路Ｆ３の容積は、第１流路Ｆ１の容積よりも大きい。第１流路Ｆ１の容積は、空気熱交換器１０３の第１流出入部１０３Ａと内部熱交換器１０７の第４管路Ｐ４との間を接続する配管の内容積と、第４管路Ｐ４の内容積と、第４管路Ｐ４と膨張装置１０４の第２流出入部１０４Ａとの間を接続する配管の内容積との和に等しい。第３流路Ｆ３の容積は、膨張装置１０４の第３流出入部１０４Ｂと内部熱交換器１０６の第６管路Ｐ６との間を接続する配管の内容積と、第６管路Ｐ６の内容積と、第６管路Ｐ６とプレート熱交換器１０５の第４流出入部１０５Ａとの間を接続する配管の内容積との和に等しい。
　第６管路Ｐ６の容積は、第４管路Ｐ４の容積よりも大きい。第６管路Ｐ６の流路断面積は、第４管路Ｐ４の流路断面積よりも大きい。第５管路Ｐ５の流路断面積は、例えば第４管路Ｐ４の流路断面積よりも大きい。
　冷凍サイクル装置１２において、内部熱交換器１０７の第５管路Ｐ５を流れる冷媒は、第１状態において第４管路Ｐ４を流れる冷媒と熱交換し、第２状態において第６管路Ｐ６を流れる冷媒と熱交換する。上述のように、第４管路Ｐ４と第５管路Ｐ５との間の伝熱面積は、第５管路Ｐ５と第６管路Ｐ６との間の伝熱面積よりも大きいため、第１状態における内部熱交換器１０７での熱交換量は第２状態における内部熱交換器１０７での熱交換量よりも多くなる。
　＜冷凍サイクル装置の効果＞
　冷凍サイクル装置１２は、冷凍サイクル装置１０と同様の効果を奏するとともに、冷媒回路１００が内部熱交換器１０７を含むことにより以下の効果を奏する。
　外形寸法が互いに等しい内部熱交換器１０７及び内部熱交換器１０６を比較したときに、第１流路Ｆ１の容積が第３流路Ｆ３の容積よりも大きく、かつ第３管３が第１管１及び第２管２よりも内側に配置されているため、内部熱交換器１０７の第５管路Ｐ５の流路断面積は、内部熱交換器１０６の第４管路Ｐ４の流路断面積よりも大きくなる。そうすると、内部熱交換器１０７の第５管路Ｐ５を流れる低圧の気相冷媒の速度は内部熱交換器１０６の第２管路Ｐ２を流れる低圧の気相冷媒の速度よりも遅くなり、第５管路Ｐ５を流れる低圧の気相冷媒の圧力損失が低減され得る。その結果、冷凍サイクル装置１２では、低圧の気相冷媒の圧力損失が比較的大きい場合に消費電力が増大するという問題が生じ難い。
　なお、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置１２において、第３流路Ｆ３の容積は第１流路Ｆ１の容積と同等あるいはそれよりも小さくてもよい。このような冷凍サイクル装置１２においても、第３流路Ｆ３の容積が第１流路Ｆ１の容積と同等あるいはそれよりも小さくかつ冷媒回路が内部熱交換器１０６を含む冷凍サイクル装置と比べて、第５管路Ｐ５を流れる低圧の気相冷媒の圧力損失が低減され得るため、低圧の気相冷媒の圧力損失が比較的大きい場合に消費電力が増大するという問題が生じ難い。
　今回開示された実施の形態は、全ての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本開示により示される技術的範囲は、上記した実施の形態の説明ではなくて請求の範囲によって示され、請求の範囲と均等の意味及び範囲内での全ての変更が含まれることが意図される。
　１　第１管、２　第２管、３　第３管、１０，１１，１２　冷凍サイクル装置、１００　冷媒回路、１０１　圧縮機、１０２　切り替え部、１０３　空気熱交換器、１０３Ａ　第１流出入部、１０４　膨張装置、１０４Ａ　第２流出入部、１０４Ｂ　第３流出入部、１０５　プレート熱交換器、１０５Ａ　第４流出入部、１０６，１０７　内部熱交換器、２００　熱媒体回路、Ｆ１　第１流路、Ｆ２　第２流路、Ｆ３　第３流路、Ｐ１　第１管路、Ｐ２　第２管路、Ｐ３　第３管路、Ｐ４　第４管路、Ｐ５　第５管路、Ｐ６　第６管路。

Claims (6)

  1. 　圧縮機、流路切り替え装置、空気熱交換器、膨張装置、及びプレート熱交換器を含み、冷媒が循環する冷媒回路を備え、
    　前記流路切り替え装置は、前記空気熱交換器が凝縮器として作用し前記プレート熱交換器が蒸発器として作用する第１状態と、前記プレート熱交換器が凝縮器として作用し前記空気熱交換器が蒸発器として作用する第２状態とを切り替え、
    　前記冷媒回路は、
    　　前記膨張装置と前記空気熱交換器とを接続する第１流路と、
    　　前記流路切り替え装置と前記圧縮機の吸入口とを接続する第２流路と、
    　　前記プレート熱交換器と前記膨張装置との間を接続する第３流路とを含み、
    　前記第３流路の容積が、前記第１流路の容積よりも大きい、冷凍サイクル装置。
  2. 　前記冷媒回路は、内部熱交換器をさらに含み、
    　前記内部熱交換器は、第１管、第２管、及び第３管を含み、
    　前記第２管は、前記第１管を囲むように配置されており、
    　前記第３管は、前記第２管を囲むように配置されており、
    　前記第１管の内部に形成される第１管路が前記第１流路の一部を成しており、
    　前記第１管と前記第２管との間に形成される第２管路が前記第２流路の一部を成しており、
    　前記第２管と前記第３管との間に形成される第３管路が前記第３流路の一部を成している、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記冷媒回路は、内部熱交換器をさらに含み、
    　前記内部熱交換器は、第１管、第２管、及び第３管を含み、
    　前記第２管は、前記第３管を囲むように配置されており、
    　前記第１管は、前記第２管を囲むように配置されており、
    　前記第３管の内部に形成される第６管路が前記第３流路の一部を成しており、
    　前記第３管と前記第２管との間に形成される第５管路が前記第２流路の一部を成しており、
    　前記第１管と前記第２管との間に形成される第４管路が前記第１流路の一部を成している、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記第１管、前記第２管、及び前記第３管の各々の延在方向に直交する断面において、前記第１管、前記第２管、及び前記第３管の各々は同心状に配置されている、請求項２又は３に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記第１管、前記第２管、及び前記第３管の各々は円管である、請求項２～４のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記空気熱交換器が熱源側熱交換器であり、
    　前記プレート熱交換器が利用側熱交換器である、請求項１～５のいずれか１項に記載の冷凍サイクル装置。
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WO2016071955A1 (ja) * 2014-11-04 2016-05-12 三菱電機株式会社 空気調和装置

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2013080244A1 (ja) * 2011-11-29 2013-06-06 三菱電機株式会社 冷凍空調装置
WO2016071955A1 (ja) * 2014-11-04 2016-05-12 三菱電機株式会社 空気調和装置

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