JP4832355B2

JP4832355B2 - 冷凍空調装置

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Publication number: JP4832355B2
Application number: JP2007116381A
Authority: JP
Inventors: 広有柴
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2007-04-26
Filing date: 2007-04-26
Publication date: 2011-12-07
Anticipated expiration: 2027-04-26
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Description

本発明は、冷凍空調装置、特に冷媒として炭化水素冷媒であるプロパンやイソブタンを使用する冷凍空調装置に関する。

オゾン層保護や地球温暖化防止のために、冷凍空調装置で使用する冷媒として炭化水素冷媒が注目されている。炭化水素冷媒であるプロパンやイソブタンは、ＨＦＣ冷媒であるＲ４１０ＡやＲ４０７Ｃより地球温暖化係数（ＧＷＰ）が低く、理論成績係数（冷凍機の効率：ＣＯＰ）が高いという良い特性がある。一方で、可燃性であるため充填冷媒量の削減が大きな技術課題となっている。

そこで、室内側熱交換器のパイプ径やフィンの段ピッチ（フィン間距離）の上限値を定めて、熱交換器を小形化することで、充填冷媒量を削減するようにしたものが提案されている。

特開２００３−１４８７５５号公報（図１、表４）

しかしながら、前述のように熱交換器の容積を比例縮小するだけでは、冷媒量を削減できても必要な伝熱性能を確保できなくなる。

本発明は以上の点に鑑み、可燃性の炭化水素冷媒であるプロパンやイソブタンを用いて、少ない冷媒滞留量で高性能な熱交換器と、冷凍サイクル技術を組み合わせて、規制値以下の充填冷媒量で高性能な空気調和装置を得ることを目的とする。

本発明に係る冷凍空調装置は、下記の構成からなるものである。すなわち、圧縮機、四方弁、熱源側熱交換器、減圧手段、利用側熱交換器、室外機と室内機を接続する液用冷媒配管およびガス用冷媒配管を、閉ループに結合した冷媒回路と、制御手段とを備え、冷媒として可燃性の炭化水素冷媒を使用し、利用側熱交換器から冷温熱を供給する冷凍空調装置において、熱源側熱交換器あるいは利用側熱交換器の内部冷媒流路を形成する配管の管内断面積を、その長手方向端部の管内断面積がその長手方向中間部の管内断面積よりも大きくなるように、さらに前記配管の管内断面における周長さをこの管内断面の面積で除した値は、この配管の長手方向両端部よりもこの配管の長手方向中間部の方が大きくなるように設定したものである。

本発明の冷凍空調装置によれば、熱源側熱交換器あるいは利用側熱交換器の内部冷媒流路を形成する配管の管内断面積を、その長手方向両端部の管内断面積がその長手方向中間部の管内断面積よりも大きくなるように、さらに前記配管の管内断面における周長さをこの管内断面の面積で除した値は、この配管の長手方向両端部よりもこの配管の長手方向中間部の方が大きくなるように設定しているので、少ない冷媒滞留量で管内熱伝達率を向上させることができるとともに、長手方向中間部の配管の管内伝熱面積が大きくなって液膜を薄くすることができる。このため、伝熱性能が向上する。

実施の形態１．
以下、図示実施形態により本発明を説明する。
図１は本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の要部である熱交換器（熱源側熱交換器あるいは利用側熱交換器）の配管構成を示す斜視図、図２はその熱交換器の分解斜視図、図３はその熱交換器の配管と伝熱フィンとの関係を示す斜視図、図４はその熱交換器の配管の管断面形状の一例を示す模式図、図５はその熱交換器の配管の管断面形状の変形例を示す模式図、図６はその熱交換器の配管の管断面形状の他の変形例を示す模式図、図７はその熱交換器を用いた空調装置の冷媒回路図である。

本実施形態の冷凍空調装置は、図７のように圧縮機１１、四方弁１２、熱源側熱交換器１３、減圧手段１４ａ、１４ｂ、利用側熱交換器１５、ガス用冷媒配管であるガス延長配管１６、及び液用冷媒配管である液延長配管１７を備えてなり、これらが閉ループに結合されて冷媒回路を構成している。室外機Ｘには圧縮機１１、四方弁１２、熱源側熱交換器１３、減圧手段１４ａが、また室内機Ｙには減圧手段１４ｂ、利用側熱交換器１５が設けられている。なお、図に示していないが熱源側熱交換器１３と利用側熱交換器１５にはファンとファンモータが設けられ、圧縮機１１、ファンモータ、減圧手段１４ａ、１４ｂは制御手段と通信線で結ばれている。

圧縮機１１は、運転容量が可変に調節可能な低圧容器式の圧縮機であり、ここでは容器内にモータを収納した全密閉型を用いている。減圧装置１４ａ、１４ｂは、ここではいずれも開度可変式のものを用いているが、減圧装置１４ｂについては冷房運転、暖房運転ともに液延長配管１７内が気液二相冷媒状態になるなら開度固定式の採用も可能である。

熱源側熱交換器１３と利用側熱交換器１５は、同様の構造を有している。すなわち、これら熱交換器は、図１乃至図３に示すように、その内部冷媒流路を形成する配管部と伝熱面となるフィン部８とから構成される。配管部は、一端側となる冷媒導入部の配管１（以下「熱交換器配管Ａ」という）と、長手方向中間部の配管２（以下「熱交換器配管Ｂ」という）と、他端側となる冷媒導出部の配管３（以下「熱交換器配管Ｃ」という）と、熱交換器配管Ｂを複数に分岐させて並列冷媒流路を形成させる分岐ヘッダ部４ａ，４ｂとから形成されている。

これを更に詳述すると、熱交換器配管Ａと熱交換器配管Ｃとは千鳥配管に構成されており、その折り返し部が図２のようにＵ字管５から構成されている。なお、熱交換器配管Ａ、Ｃとその両端に接続される配管（例えば延長管）とは、管外に伝熱フィン８が存在するかしないかで区別する。

次に、図１の熱交換器を凝縮器利用する場合の各熱交換器配管Ａ〜Ｃ内冷媒状態について説明する。凝縮器利用する場合、高圧ガス冷媒は熱交換器配管Ａの一端から流入し、熱交換器配管Ｂ、熱交換器配管Ｃへと流れて、熱交換器配管Ｃの一端から高圧液冷媒として流出する。すなわち、熱交換器配管Ａ部分では、高圧ガス冷媒が流入して凝縮し、比エンタルピが小さくなった高圧ガス冷媒か、高圧飽和ガス冷媒か、クオリティ（乾き度）の大きい高圧気液二相冷媒のいずれかになって流出する。つまり、熱交換器配管Ａでは高圧ガス冷媒が支配的である。

熱交換器配管Ｂ部分では、熱交換器配管Ａから流出した高圧ガス冷媒か、高圧飽和ガス冷媒か、クオリティ（乾き度）の大きい高圧気液二相冷媒が流入して凝縮し、比エンタルピが小さくなった高圧気液二相冷媒か、高圧飽和液冷媒か、高圧液冷媒のいずれかになって流出する。つまり、熱交換器配管Ｂでは高圧気液二相冷媒が支配的である。

熱交換器配管Ｃ部分では、熱交換器配管Ｂから流出した高圧気液二相冷媒か、高圧飽和液冷媒か、高圧液冷媒のいずれかが流入して凝縮し、比エンタルピが小さくなった高圧液冷媒が流出する。つまり熱交換器配管Ｃでは高圧液冷媒が支配的である。

図１乃至図３ではガス冷媒流域の熱交換器配管Ａ、液冷媒流域の熱交換器配管Ｃのパス数を１つとしているが、複数パスに分岐してもよいことは言うまでもない。

また、ここでは熱交換器配管Ａ，Ｃの管断面形状を円形とし、熱交換器配管Ｂの管断面形状を図４のように扁平断面内に複数の細管２ａを設けたものとしているが、熱交換器配管Ｂの管断面形状はそれ以外に図５のような楕円管２ｂや、図６のような角が丸い多角形管２ｃも採用可能である。いずれの場合も熱交換器配管Ｂの管断面積は熱交換器配管Ａ、Ｃの管断面積よりも小さくしている。

熱交換器配管Ａ，Ｃは、断面形状を円管として千鳥状に形成し、その折り返し部すなわち図１に示す端部６、７には円管をＵ字形にしたＵ字管５あるいはヘアピンを用いている。

熱交換器配管Ｂは、断面形状を非円管としたので、円管同様に配管をＵ字形に曲げようとすると配管形状が潰れる可能性がある。特に管断面積が小さい場合は潰れる可能性が大きくなる。そのため、熱交換器配管Ｂの両端は、図１のように円筒形容器のヘッダ４と接続するのが製造上容易である。しかし、この構造の場合、１パスあたりの配管長さを熱交換器積巾（図１の長さＬ）以上にできないこと、パス数が増加するにつれて冷媒流速が低減して伝熱性能が低下すること、等の欠点が存在する。

次に、熱交換器配管Ｂの両端に接続される熱交換器配管Ａ，Ｃの管断面形状を円形とする効果について説明する。なお、伝熱に関する基本的な考え方は「コンパクト熱交換器」瀬下、藤井著、日刊工業新聞社のP.83-P.104を参照しながら整理した。

熱交換器配管Ａ，Ｃでは、既述したようにガスまたは液単相冷媒が支配的である。単相冷媒流通時の管内伝熱性能の無次元数であるヌセルト数Nuは以下のDittus-Boelterの近似式で表現できる。
Nu=0.023*Re0.8*Pr0.4‥‥‥‥‥‥‥‥（１）
ここで、Reはレイノルズ数
Prはプラントル数
また、式中のレイノルズ数Reは以下のように表すことができる。
Re=v*d/ν‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥‥（２）
ここで、vは流速
dは代表長さ
νは動粘性係数
なお、dは配管径から一意的に決定される値であり、Pr、νは冷媒物性値である。前記（１）式および（２）式より同一配管径、同一冷媒においてガスまたは液単相冷媒の管内熱伝達率を増加するには冷媒流速を大きくすることが有効であることがわかる。

熱交換器配管形状に円管を採用すると、熱交換器配管端をＵ字管やヘアピンで接続できるので１パスあたりの長さを大きくし、パス数を低減して冷媒流速を増加することができる。よって、単相冷媒が支配的な熱交換器配管Ａ，Ｃには円管を採用するのが良い。

ＨＦＣ冷媒であるＲ４０７Ｃ，Ｒ４１０ＡとＨＣ冷媒であるプロパンの同一温度における冷媒物性値（プラントル数Pr、動粘性係数ν）を比較した結果を下表１に示す。表１は温度４０℃の飽和ガスの物性値である。

表１から明らかなように、同一冷媒流速、同一熱交配管径で比較すると、プロパンはＲ４０７Ｃ，Ｒ４１０Ａと比較してレイノルズ数、プラントル数ともに小さく、その結果、Dittus-Boelterの式より求めたヌセルト数も小さくなる。

ヌセルト数を増加するには冷媒流速を増加するのが効果的である。熱交換器配管端をＵ字管やヘアピンで接続できる円管で熱交換器配管Ａ，Ｃを構成すると、１パスあたりの長さを大きくし、パス数を低減できるので、冷媒流速を増加できる。

また、同一流速で配管径を大きくすることもヌセルト数の増加に効果的である。一般に配管径を大きくすると冷媒流速が低減するが、プロパン冷媒はＲ４０７Ｃ，Ｒ４１０Ａ冷媒に対して密度が小さいので同一配管径、同一冷媒質量流量あたりの流速が大きくなる。すなわち、プロパン冷媒を用いた場合には、Ｒ４０７Ｃ，Ｒ４１０Ａ冷媒を用いた場合に比し、配管径を大きくし易いといえる。さらに、熱交換器配管端をＵ字管やヘアピンで接続できる円管で熱交換器配管Ａ，Ｃを構成すると、１パスあたりの長さを多くして、パス数を低減できるので、冷媒流速を増加することができる。

可燃性のプロパン冷媒を採用する場合、充填冷媒量を削減するために管内容積を小さくすることだけを考えて熱交換器を設計することが多い。しかし、既述した理由から気液二相冷媒が支配的な熱交換器配管Ｂは管内容積を小さくすることを考えてもよいが、単相冷媒が支配的な熱交換器配管Ａ，Ｃは配管径を大きくし、かつ１パスあたりの長さを長くして冷媒流速を増加するように設計する必要がある。

熱交換器配管Ｂだけで構成した凝縮用熱交換器を搭載した冷熱空調装置にＨＦＣ冷媒を充填した場合と同一の伝熱性能をプロパン冷媒充填時に確保するには、熱交換器配管Ａ，ＣをＨＦＣ冷媒時より配管径を大きく、冷媒流速を同等以上にする必要がある。前述したように円管を採用することで、配管径を大きくし、かつ１パス当りの配管長さを大きくしてパス数を削減することで、ＨＦＣ同等のヌセルト数を確保することができる。

次に、熱交換器配管Ｂの管断面形状を非円形とし、かつ管断面積は熱交換器配管Ａ、Ｃの管断面積よりも小さくする効果について説明する。伝熱に関する基本的な考え方は「コンパクト熱交換器」瀬下、藤井著、日刊工業新聞社のP.83-P.104を参照しながら整理した。

気液二相冷媒の流域における伝熱様式は２つに大別できる。第１は蒸気相の割合が少ない低クオリティ域で、熱伝達は伝熱表面における核沸騰（伝熱面から気泡の発生を伴う蒸発）に支配される。伝熱面積が大きいほど核沸騰をより多く発生させることができる。

第２は壁面上に薄い液膜を有し、管中心部を蒸気が流れる環状流である高クオリティ域で、伝熱面に沿って流れる液膜の対流熱伝達と液膜表面からの蒸発が支配的になる領域である。この伝熱様式では液膜が薄いほど伝熱性能が向上する。そして、同一管内容積、同一滞留冷媒量、同一冷媒流速においては、管内伝熱面積が大きいほど液膜は薄くなる。

例として管断面形状が円（図４）、楕円（図５）、四角形（図６）の場合で比較する。管肉厚は無視する。管断面積が１０mm2の場合の各形状の周囲長さを計算し、結果を下表２に示す。

表２から明らかなように、比較すると円11.21mmに対して楕円11.89mm、正方形12.65mmとなり、円より楕円や正方形の周囲長さが長くなる。

単相冷媒の場合で説明したレイノルズ数、プラントル数が大きいほど管内熱伝達率が向上することについては、気液二相状態でも同じである。

すなわち、気液二相冷媒流域でも単相冷媒と同様に冷媒流速や配管径が大きいほど管内熱伝達率は向上するが、さらに管内伝熱面積が大きいほど管内熱伝達率は向上する。

プロパンはＲ４０７ＣやＲ４１０Ａと比較して動粘度係数が大きいため、管壁付近の流速が低下し、液膜厚さが大きくなる。プロパン冷媒では非円形の熱交換器配管Ｂを採用して管内伝熱面積を大きくすることは特に有効である。これはＲ４０７ＣやＲ４１０Ａが円形の熱交換器配管Ｂを採用して所望の性能を確保できた場合でも、プロパン冷媒を適用するには熱交換器配管Ｂの断面形状を非円形にする必要があることを意味する。

次に、熱交換器配管Ｂにガスまたは液単相冷媒を流通させると、管径が小さいので流れの粘性の影響が配管１より大きくなる。その結果、冷媒流通による圧力損失が大きくなる。またパス数が多いので１パス当りの冷媒流量が少なく冷媒流速が低減する。その結果、凝縮器の伝熱性能は低下する。液またはガス単相冷媒の流域では断面が円形の熱交換器配管を採用するのが望ましい。

本内容は熱源側熱交換器１３、利用側熱交換器１５のどちらにもあてはまる。また、ガス単相冷媒の流域の割合は通常１０％未満と小さい。したがって、ガス単相冷媒流域と気液二相冷媒流域は配管２を使用し、液単相冷媒流域は配管１を使用する配管構成も可能であり、この場合には熱交換器の小形化による充填冷媒量の削減に寄与する。ここでは、熱交換器の内部冷媒流路を形成する配管の長手方向中間部すなわち気液二相冷媒流域の長さは両側のガス単相冷媒流域と液単相冷媒流域を合わせた流域配管全長の６０％以上９０％以下とし、凝縮器として使用した場合にガス単相冷媒が流通するガス単相冷媒流域の配管長さは前記流域配管全長の０％以上１５％以下とし、液単相冷媒が流通する液単相冷媒流域の配管長さは前記流域配管全長の５％以上４０％以下に設定している。これにより、熱交換器の小形化が図れ、充填冷媒量の削減が可能となる。

プロパン、イソブタンは空気より重い。したがって、熱源側熱交換器１３及び利用側熱交換器１５のいずれにおいても、熱交換器を凝縮器利用する場合の液冷媒流域の熱交換器部分は、電気部品や圧縮機の電力線接続部よりも低い位置（遠い位置）に配置する。これにより、電気部品のスパークが生じても冷媒に触れて燃焼する可能性が低くなる。

次に、本実施形態の冷凍空調装置の冷房運転時の冷媒の動作について図７に基づき図１乃至図６を参照しながら説明する。まず、圧縮機１１を吐出した高圧高温ガス冷媒は、四方弁１２を介して熱源側熱交換器１３に流入し、ここで周囲空気と熱交換して凝縮し、高圧液冷媒として流出する。その後、減圧手段１４ａで減圧されて低圧の気液二相冷媒となった後、液延長配管１７、減圧手段１４ｂを介して利用側熱交換器１５に流入し、ここで周囲空気と熱交換して蒸発し、低圧ガス冷媒となって流出する。その後、ガス延長配管１６、四方弁１２を介して圧縮機１１の吸入口にいたる。

減圧手段１４ａで減圧されるため、液延長配管１７中の冷媒は低圧の気液二相冷媒となる。

次に、本実施形態の冷凍空調装置の暖房運転時の冷媒の動作について図７に基づき図１乃至図６を参照しながら説明する。まず、圧縮機１１を吐出した高圧高温ガス冷媒は、四方弁１２を介してガス延長配管１６を介して利用側熱交換器１５に流入し、ここで周囲空気と熱交換して凝縮し、高圧液冷媒として流出する。その後、減圧手段１４ｂで減圧されて低圧の気液二相冷媒となった後、液延長配管１７、減圧手段１４ａを介して熱源側熱交換器１３に流入し、ここで周囲空気と熱交換して蒸発し、低圧ガス冷媒となって流出する。その後、四方弁１２を介して圧縮機１１の吸入口にいたる。

減圧手段１４ｂで減圧されるため、液延長配管１７中の冷媒は低圧の気液二相冷媒となる。

冷房運転、暖房運転ともに液延長配管１７中の冷媒状態を低圧と説明したが、両端に減圧装置１４ａ、１４ｂを備えるため、正確には中圧である。

このように、減圧手段を２つ備え、冷房と暖房で主減圧手段を変えることで、液延長配管１７中の冷媒を常時気液二相冷媒にして滞留冷媒量を削減することができる。

ところで、ＨＣ冷媒は吐出温度がＨＦＣ冷媒やＨＣＦＣ冷媒と比較して低い。その結果、暖房運転時の能力低下や、圧縮機吐出過熱度が低下すると、圧縮機内の冷凍機油に対する溶解冷媒量が増加して油濃度が低下する。その結果、圧縮機の軸摺動部に必要な油粘度が確保できず圧縮機が故障する可能性がある。次に、これらの問題の解消を図るための手段について順次説明する。

既述したように、ＨＣ冷媒であるプロパンやイソブタンはＨＦＣ冷媒であるＲ４１０ＡやＲ４０７Ｃ冷媒と比較して理論ＣＯＰが良く、吐出温度が低いという特性がある。下表３にＨＦＣ冷媒であるＲ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃ、ＨＣ冷媒であるプロパン、イソブタンの物性値を示す。表３の冷媒物性値は、冷凍サイクルの凝縮温度４５℃、蒸発温度５℃、圧縮機吸入過熱度５℃、凝縮器出口過冷却度５℃、圧縮過程は等エントロピ変化すると想定した条件における値であり、理論吐出温度Ｔｄ、動力ΔIcomp、蒸発器エンタルピ差ΔIeは冷媒物性計算ソフトRefprop Ver.７を使用して求めたものである。

表３から明らかなように、ＨＣ冷媒であるプロパン、イソブタンはＲ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃ冷媒より吐出温度が低いことがわかる。

実施の形態２．
図８は前述の図１の熱交換器を適用した本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路図であり、図中、前述の実施の形態１のものと同一部分には同一符号を付してある。なお、説明にあたっては前述の図１乃至図３を参照するものとする。

本実施形態の冷凍空調装置は、圧縮機１１の吐出口と四方弁１２との間と、圧縮機１１吸入口と四方弁１２との間に減圧手段１８を設け、圧縮機吐出温度を増加させたものである。それ以外の構成は前述の実施形態１と同様である。

本実施形態の冷凍空調装置のように、冷房、暖房運転時に圧縮機１１を吐出した冷媒の一部を、減圧手段１８を介して圧縮機１１の吸入側に戻すと、圧縮機１１の吸入温度が増加する。その結果、圧縮機１１の吐出温度を増加することができる。そのため、暖房時の暖房能力を増加したり、低圧縮比運転時に吐出過熱度を確保する運転が可能になる。

実施の形態３．
図９は前述の図１の熱交換器を適用した本発明の実施の形態３に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路図であり、図中、前述の実施の形態１のものと同一部分には同一符号を付してある。なお、ここでも説明にあたっては前述の図１乃至図３を参照するものとする。

本実施形態の冷凍空調装置は、熱源側熱交換器１３と減圧手段１４ａとの間を流通する冷媒と、圧縮機１１の吸入口と四方弁１２との間を流通する冷媒との間で熱交換する手段１９Ａを設けたものである。それ以外の構成は前述の実施形態１と同様である。

本実施形態の冷凍空調装置においては、圧縮機１１の吸入冷媒が、熱交換する手段１９Ａを介して高圧液冷媒と熱交換して加熱されるので、圧縮機１１の吸入冷媒温度を増加することができる。本回路は冷房運転で効果が得られる。

実施の形態４．
図１０は前述の図１の熱交換器を適用した本発明の実施の形態４に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路図であり、図中、前述の実施の形態１のものと同一部分には同一符号を付してある。なお、ここでも説明にあたっては前述の図１乃至図３を参照するものとする。

本実施形態の冷凍空調装置は、利用側熱交換器１５と減圧手段１４ａとの間を流通する冷媒と、圧縮機１１の吸入口と四方弁１２との間を流通する冷媒との間で熱交換する手段１９Ｂを設けたものである。それ以外の構成は前述の実施形態１と同様である。

本実施形態の冷凍空調装置においては、圧縮機１１の吸入冷媒が、低圧気液二相冷媒と熱交換して冷却され、圧縮機１１の吸入冷媒温度を下げることができる。本回路は暖房運転で効果が得られる。

実施の形態５．
図１１は前述の図１の熱交換器を適用した本発明の実施の形態５に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路図であり、図中、前述の実施の形態１および実施の形態２のものと同一部分には同一符号を付してある。なお、ここでも説明にあたっては前述の図１乃至図３を参照するものとする。

本実施形態の冷凍空調装置は、熱源側熱交換器１３と減圧手段１４ａとの間を流通する冷媒と、熱源側熱交換器１３と減圧手段１４ａとの間を流通する冷媒を一部分離し更に減圧手段２１Ａで減圧して得られる冷媒との間で熱交換する手段２０Ａを設けるとともに、分離した冷媒を圧縮機１１の吸入口と四方弁１２との間に戻す配管２２Ａを備えたものである。それ以外の構成は前述の実施形態１および実施の形態２のものと同様である。

本実施形態の冷凍空調装置においては、冷房運転時、分離された高圧液冷媒は減圧手段２１Ａで減圧されて低圧気液二相冷媒となり、熱交換手段２０Ａで高圧液冷媒と熱交換して蒸発し、低圧過熱ガス冷媒として流出して圧縮機吸入冷媒に合流する。このように、過熱ガスを圧縮機吸入冷媒に合流させることで、吸入温度を増加し、その結果、圧縮機吐出温度を増加させる。本回路は冷房運転で効果が得られる。

実施の形態６．
図１２は前述の図１の熱交換器を適用した本発明の実施の形態６に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路図であり、図中、前述の実施の形態１および実施の形態２のものと同一部分には同一符号を付してある。なお、ここでも説明にあたっては前述の図１乃至図３を参照するものとする。

本実施形態の冷凍空調装置は、利用側熱交換器１５と減圧手段１４ａとの間を流通する冷媒と、利用側熱交換器１５と減圧手段１４ａとの間を流通する冷媒を一部分離し更に減圧手段２１Ｂで減圧して得られる冷媒との間で熱交換する手段２０Ｂを設けるとともに、分離した冷媒を圧縮機１１の吸入口と四方弁１２との間に戻す配管２２Ｂを備えたものである。それ以外の構成は前述の実施形態１および実施の形態２のものと同様である。

本実施形態の冷凍空調装置においては、暖房運転時、分離された低圧気液二相冷媒は減圧手段２１Ｂで更に減圧されて低圧ガス冷媒となり、熱交換手段２０Ｂで低圧気液二相冷媒と熱交換して冷却され、流出して圧縮機吸入冷媒に合流する。低圧ガスを圧縮機吸入冷媒に合流させることで吸入温度を下げ、その結果、圧縮機吐出温度を低下させる。本回路は暖房運転で効果が得られる。

実施の形態７．
図１３は前述の図１の熱交換器を適用した本発明の実施の形態７に係る冷凍空調装置を示す冷媒回路図であり、図中、前述の実施の形態１のものと同一部分には同一符号を付してある。なお、ここでも説明にあたっては前述の図１乃至図３を参照するものとする。

本実施形態の冷凍空調装置において、ＨＣ冷媒のプロパン、イソブタンが円管を流通する場合、既述したように圧力損失がＨＦＣ冷媒よりも大きい。円管内を流通するガス冷媒の圧力損失は速度の１〜２乗に比例する。下表４に各冷媒の過熱度５℃で、各ガス冷媒の温度１０℃の時の速度比を示す。

圧力損失を小さくする手法の１つとしてインジェクション回路がある。図１３に示すように本実施形態に係る圧縮機２４はインジェクションポートを備えている。また、熱源側熱交換器１３と減圧手段１４ａの間に、冷媒を気液分離する気液分離手段２５が設けられているとともに、気液分離手段２５で分離されたガス冷媒を減圧する減圧手段２６が設けられており、減圧手段２６で減圧した中圧の飽和ガス冷媒はインジェクションバイパス管２３を介して圧縮機２４のインジェクションポートに流通させるように構成されている。それ以外の構成は前述の実施形態１および実施の形態２のものと同様である。

本実施形態の冷凍空調装置においては、冷房運転時、利用側熱交換器１５に流れる冷媒流量を低減できるので、圧力損失を小さくすることができる。一方、利用側熱交換器１５の入口の冷媒比エンタルピは低減して能力はほとんど変わらない。

なお、その他にも圧縮機内圧力を低圧にする低圧容器式圧縮機を採用することも冷媒量削減に有効である。

本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の要部である熱交換器の配管構成を示す斜視図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の要部である熱交換器の分解斜視図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の要部である熱交換器の配管と伝熱フィンとの関係を示す斜視図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の要部である熱交換器の配管の管断面形状の一例を示す模式図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の要部である熱交換器の配管の管断面形状の変形例を示す模式図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の要部である熱交換器の配管の管断面形状の他の変形例を示す模式図である。本発明の実施の形態１に係る冷凍空調装置の熱交換器を用いた空調装置の冷媒回路図である。本発明の実施の形態２に係る冷凍空調装置の冷媒回路図である。本発明の実施の形態３に係る冷凍空調装置の冷媒回路図である。本発明の実施の形態４に係る冷凍空調装置の冷媒回路図である。本発明の実施の形態５に係る冷凍空調装置の冷媒回路図である。本発明の実施の形態６に係る冷凍空調装置の冷媒回路図である。本発明の実施の形態７に係る冷凍空調装置の冷媒回路図である。

符号の説明

１長手方向端部の配管（熱交換器配管Ａ）、２長手方向中間部の配管（熱交換器配管Ｂ）、２ａ細管、２ｂ楕円管、２ｃ多角形管、３長手方向端部の配管（熱交換器配管Ｃ）、４，４ａ，４ｂヘッダ、５Ｕ字管、１１，２４圧縮機、１２四方弁、１３熱源側熱交換器、１４ａ減圧手段、１５利用側熱交換器、Ｘ室外機、Ｙ室内機、１６ガス延長配管（ガス用冷媒配管）、１７液延長配管（液用冷媒配管）、１８，２１Ａ，２１Ｂ，２６減圧手段、１９Ａ，１９Ｂ，２０Ａ，２０Ｂ熱交換する手段、２２Ａ，２２Ｂ配管、２５気液冷媒を分離する手段。

Claims

圧縮機、四方弁、熱源側熱交換器、減圧手段、利用側熱交換器、室外機と室内機を接続する液用冷媒配管およびガス用冷媒配管を、閉ループに結合した冷媒回路と、制御手段とを備え、冷媒として可燃性の炭化水素冷媒を使用し、前記利用側熱交換器から冷温熱を供給する冷凍空調装置において、
熱源側熱交換器あるいは利用側熱交換器の内部冷媒流路を形成する配管の管内断面積を、その長手方向端部の管内断面積がその長手方向中間部の管内断面積よりも大きくなるように、さらに前記配管の管内断面における周長さを該管内断面の面積で除した値は、該配管の長手方向両端部よりも該配管の長手方向中間部の方が大きくなるように設定したことを特徴とする冷凍空調装置。
前記熱交換器の内部冷媒流路を形成する配管の管内断面積が大きい長手方向端部は、熱交換器を凝縮器利用する場合に液冷媒が流通する側であることを特徴とする請求項１記載の冷凍空調装置。
前記熱交換器の内部冷媒流路を形成する配管の長手方向中間部の管内断面形状は、楕円形、多角形、あるいは楕円形断面に複数の細管を備える形状とすることを特徴とする請求項１又は請求項２記載の冷凍空調装置。
前記熱交換器の内部冷媒流路を形成する配管の長手方向端部の管内断面形状は、円形とすることを特徴とする請求項１乃至請求項３のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記熱交換器の内部冷媒流路を形成する配管の長手方向端部は２つの直管端をＵ字形の円管で接続した配管からなり、該配管の長手方向中間部は両端にヘッダを有する並列流路に形成されてなることを特徴とする請求項１乃至請求項４のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記熱交換器の内部冷媒流路を形成する配管の長手方向中間部の長さは該配管全長の６０％以上９０％以下とし、凝縮器として使用した場合にガス単相冷媒が流通する側の配管の長さは該配管全長の０％以上１５％以下とし、液単相冷媒が流通する側の配管長さは該配管全長の５％以上４０％以下とすることを特徴とする請求項１乃至請求項４のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記冷媒回路の前記圧縮機の吐出口と前記四方弁との間と、前記圧縮機の吸入口と前記四方弁との間とを、減圧手段を備えた配管で接続することを特徴とする請求項１乃至請求項６のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記冷媒回路の前記熱源側熱交換器と前記減圧手段との間を流通する冷媒と、前記圧縮機の吸入口と前記四方弁との間を流通する冷媒と、の間で熱交換する手段を設けたことを特徴とする請求項１乃至請求項６のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記冷媒回路の前記利用側熱交換器と前記減圧手段との間を流通する冷媒と、前記圧縮機の吸入口と前記四方弁との間を流通する冷媒と、の間で熱交換する手段を設けたことを特徴とする請求項１乃至請求項６のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記冷媒回路の前記熱源側熱交換器と前記減圧手段との間を流通する冷媒と、前記熱源側熱交換器と前記減圧手段との間を流通する冷媒を一部分離、減圧して得られる冷媒との間で熱交換する手段を設けるとともに、前記分離した冷媒を前記圧縮機の吸入口と前記四方弁の間に戻す配管を備えたことを特徴とする請求項１乃至請求項６のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記冷媒回路の前記利用側熱交換器と前記減圧手段との間を流通する冷媒と、前記利用側熱交換器と前記減圧手段との間を流通する冷媒を一部分離、減圧して得られる冷媒との間で熱交換する手段を設けるとともに、前記分離した冷媒を前記圧縮機の吸入口と前記四方弁の間に戻す配管を備えたことを特徴とする請求項１乃至請求項６のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記冷媒回路の前記圧縮機はインジェクションポートを有し、前記熱源側熱交換器と前記減圧手段の間には気液冷媒を分離する手段を有し、さらに該気液冷媒を分離する手段にて分離されたガス冷媒を減圧して前記圧縮機のインジェクションポートに流通させる手段を備えたことを特徴とする請求項１乃至請求項６のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記熱交換器の液単相冷媒が流通する部分を、電気部品や電力線接続部から遠い位置に配置したことを特徴とする請求項１乃至請求項１２のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記熱源側熱交換器の液単相冷媒が流通する部分を、前記圧縮機の電源線接続箇所、及び熱源側電気基盤より低位置に配置したことを特徴とする請求項１３記載の冷凍空調装置。
前記利用側熱交換器の液単相冷媒が流通する部分を、利用側電気基盤より低位置に配置したことを特徴とする請求項１３記載の冷凍空調装置。